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本科畢業(yè)設計(論文)
題目：數(shù)控臥式鏜銑床主軸箱變速操縱機構設計
系 別： 機電信息系
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
班 級：
學 生：
學 號：
指導教師：
2013年05月
數(shù)控臥式鏜銑床主軸箱變速操縱機構設計
摘 要
機械行業(yè)是運用數(shù)控機床最多的，很多企業(yè)為了提高自己的生產效率，常常會對機床內部結構進行多方面的改造。社會主義市場經濟的發(fā)展為我國工業(yè)生產創(chuàng)造了條件，在現(xiàn)代一體化生產模式中運用了很多先進的設備。對于數(shù)控機床而言，主軸箱是其最為核心的組織結構，整個主軸箱影響著數(shù)控機床的變速情況。大部分制造企業(yè)在實行技術改造時把重點放在了主軸箱變速器上，這是調整機床運行速度的重點。在設計過程中必須要對主軸箱的每個部件加以控制，這樣才能確保數(shù)控機床主軸變速性能的良好。
本文對主軸箱變速操縱機構的工作原理進行結構設計和計算分析，利用兩個液壓油缸，經撥叉帶動雙聯(lián)滑移齒輪移動到需要的多個位置。
關鍵字：數(shù)控機床； 主軸箱； 結構； 設計
Mechanism design of CNC horizontal boring and milling machine spindle box transmission control
Abstract
Machinery industry is the use of CNC machine tools the most, a lot of enterprises to improve their production efficiency, often transform many aspects of the internal structure of machine tool. The society pays attention to the development of the market economy to create the conditions for the industrial production of our country, a lot of advanced equipment for use in the integration of modern production mode. For NC machine tool, the spindle box is the most core structure, the spindle box of CNC machine tool gear case. Most of the manufacturing enterprises in the implementation of technical transformation to focus on the main spindle box transmission, which is the key to adjust the machine running speed. In the design process must each component of the headstock to control, so as to ensure the good performance of NC machine tool spindle speed.
In this pear, the working principle of the headstock gear control mechanism on the analysis of the structure design and calculation, using two hydraulic oil cylinders, the shifting fork drives a sliding duplex gear moving to a plurality of positions need.
Key Words: CNC machine; machine head; structure; design
III
目 錄
1 緒論 1
1.1 數(shù)控鏜銑床的結構組成 1
1.2 我國臥式鏜銑床的發(fā)展 2
1.2.1 我國臥式鏜銑床的發(fā)展歷史 2
1.2.2 我國臥式鏜銑床的發(fā)展趨勢 2
2 數(shù)控臥式鏜銑床變速操縱機構設計 4
2.1 主軸箱變速操縱機構工作原理 4
2.2 主軸箱變速操縱機構中傳動軸的安裝 5
2.3 齒輪在軸上的布置和排列 5
2.4 相嚙合齒輪的寬度 6
3 主傳動系統(tǒng)的設計計算 7
3.1 電動的選取 7
3.1.1 選擇電動機的類型 7
3.1.2 轉速及功率的確定 7
3.1.3 聯(lián)軸器的選擇 7
3.1.4 選定各齒輪齒數(shù) 7
3.1.5 轉速的計算 7
3.1.6 各軸功率及轉矩的計算 8
3.2 齒輪的設計 8
3.2.1 確定齒輪齒數(shù)的原則和要求 8
3.2.2 齒輪傳動設計參數(shù)的選擇 8
3.2.3 齒輪的結構設計計算 9
3.3 軸的設計 12
3.3.1 軸的結構設計 12
3.3.2 軸上作用力的計算 14
3.3.3 軸的結構設計 14
3.3.4 鍵的選取 16
3.3.5 軸的受力分析 16
3.3.6 校核軸的強度 17
3.3.7 校核鍵連接的強度 18
3.3.8 校核軸承壽命 18
4 箱體的設計 20
5 傳動系統(tǒng)的潤滑 21
總 結 22
參考文獻 22
致 謝 23
畢業(yè)設計（論文）知識產權聲明 25
畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明 26
IV
1 緒論
1 緒論
在車床、鏜床、銑床、插、拉床、磨床、數(shù)控加工中心、齒輪加工中心、切斷機床、特種加工機床、組合機床、柔性制造系統(tǒng)等眾多機械加工設備中，鏜銑床加工特點：加工過程中工件不動，讓刀具移動，并使刀具轉動（主運動），在實踐中具有“萬能機床”的稱號[1,2]。
鏜銑床主要是刀具在工件上加工已有預制孔的機床。通常，刀具旋轉為主運動，刀具或工件的移動為進給運動。它主要是用來加工高精度孔或一次定位完成多個孔的精加工，此外還可以從事與孔精加工有關的其他加工面的加工[3]。
1.1 數(shù)控鏜銑床的結構組成
如圖1.1所示，數(shù)控機床主要由機床本體、自動換刀裝置、數(shù)控轉臺、液壓油箱、數(shù)控電柜、主軸驅動調速控制柜、機床電氣柜、主軸箱潤滑冷卻用自動油溫調節(jié)器和空氣干燥器等組成。
1-電動機 2-換刀機械手 3-數(shù)控柜 4-刀庫 5-主軸箱 6-操作面板 7-電源柜 8-工作臺 9-滑座 10-床身
圖1.1數(shù)控機床示意圖
23
畢業(yè)設計（論文）
a. 機床本體。機床的本體是用來支撐機床的工作已達到加工生產目的。主要由床身和立柱組成。
b. 主軸結構。主軸部件既要滿足精加工精度較高的要求，又要滿足粗加工時高效切削的能力。因此在旋轉精度、剛度、抗振性和熱變形等方面，都有很高的要求。在布局結構方面，對于具有自動換刀功能的數(shù)控鏜銑床，其主軸部件除主軸、主軸軸承和傳動件等一般組成部分外，還有道具自動加緊、主軸自動準停和主軸裝刀口吹凈等裝置。
c. 數(shù)控轉臺。數(shù)控轉臺可以進行任意角度定位，它的功能有兩個：一是使工作臺進行圓周進給運動，二是使工作臺進行分度運動。
d. 換刀裝置。數(shù)控鏜銑床為了能在工件一次裝夾中完成多種甚至所有加工工序，以縮減輔助時間和減少多次安裝工件所引起的誤差，必須具有自動換刀裝置。其主要有刀庫、橫梁升降機構、滑座伸縮機構、手架回轉機構、裝刀手和卸刀手組成。
e. 機床導軌。導軌主要用來支撐和引導運動部件沿一定的軌道運動。在導軌副中，運動的一方叫運動導軌，不運動的一方叫支撐導軌。運動導軌相對于支撐導軌的運動，通常是直線運動或回轉運動。
1.2 我國臥式鏜銑床的發(fā)展
1.2.1 我國臥式鏜銑床的發(fā)展歷史
我國臥式鏜床生產是在1954年由仿制開始的。目前已有13個省、一個自治區(qū)、三個直轄市的二十六個廠，臥式鏜床的年產量到1971年，已經超過一千臺。臥式鏜床的品種，第一個五年計劃期間，只能生產主軸直徑85毫米的臥式鏜床，現(xiàn)在已經能生產主軸直徑63、85、125、150等毫米的臥式鏜床及主軸直徑110mm的加大主軸直徑和移動式鏜床。從只能根據(jù)國外圖紙生產單一產品，發(fā)展到自行設計試制并采用一定先進技術的多種產品。在無產階級大革命中，就有17個廠先后設計試制了三十一種臥式鏜床。其中直徑63mm的有五種；直徑125mm的有一種；無伸縮主軸簡易臥式鏜床有兩種；直徑160mm落地鏜床有兩種，直徑200mm的有一種，直徑250mm的有一種。
1.2.2 我國臥式鏜銑床的發(fā)展趨勢
畢業(yè)設計（論文）
圖1.2 臥式數(shù)控鏜銑床實物圖
當代臥式鏜銑床與落地式鏜銑床技術發(fā)展非常快，如圖1.2所示，主要體現(xiàn)在設計理念的更新和機床運行速度及制造工藝水平有很大的提高，另一方面是機床結構變化大，新技術的應用層出不窮[4,5]。臥式鏜銑床的結構向高速電主軸方向發(fā)展，落地式鏜銑床向滑枕式(無鏜軸)結構方向發(fā)展，功能附件呈高速、多軸聯(lián)動、結構型式多樣化的發(fā)展態(tài)勢，這將是今后一個時期技術發(fā)展的新趨勢[6-8]。
2 數(shù)控臥式鏜銑床變速操縱機構設計
2 數(shù)控臥式鏜銑床變速操縱機構設計
2.1 主軸箱變速操縱機構工作原理
主軸箱中有主軸、變速機構，操縱系統(tǒng)和潤滑系統(tǒng)等。如果主軸箱與變速機構分離，則除主軸箱外還有變速箱。主軸箱除應保證運動參數(shù)外，還應具有較高的傳動效率，傳動件具有足夠的強度或剛度，噪聲要低，振動要小，操縱方便，具有良好的工藝性，便于檢修，成本低，防塵，防漏，外型美觀等。
如圖2.1和圖2.2所示,主軸箱中采用兩個液壓缸，經撥叉帶動兩個雙聯(lián)滑移齒輪移動而實現(xiàn)主軸變速。上油缸使撥叉撥動軸右邊雙聯(lián)滑移齒輪變速：油缸和組成的差動油缸，可以使軸左邊的雙聯(lián)滑移齒輪獲得二個位置。即當油缸2進壓力油油缸4回壓力油時，活塞桿被推向右邊，活塞桿用撥叉撥動軸上的雙聯(lián)滑移齒輪到左邊位置；當油缸4進壓力油2油缸回壓力油時，撥叉撥動雙聯(lián)滑移齒輪移動到左邊位置。圖2.1和圖2.2[9,10]兩個圖合起來反映了變速操縱機構中幾個液壓缸的位置及其雙聯(lián)滑移齒輪變速的關系。
圖2.1 主軸箱變速操縱機構（a）
畢業(yè)設計（論文）
1-活塞桿 2-油缸 3-行程開關 4-油缸 5-管接頭
圖2.2 主軸箱變速操縱機構（b）
2.2 主軸箱變速操縱機構中傳動軸的安裝
傳動軸的軸承以深溝球軸承為主，也可用圓錐滾子軸承。前者噪聲小、發(fā)熱小，應用較多，后者裝配方便承載能力較大，還可以承受軸向載荷，因而也有采用的，載荷較大的地方還可以采用圓柱滾子軸承[11,12]。
2.3 齒輪在軸上的布置和排列
在變速傳動組內應盡量使較小的齒輪成為滑移齒輪，使滑移省力?；讫X輪必須使原出于嚙合狀態(tài)的齒輪完全脫開后，另一個齒輪才開始嚙合。因此，雙聯(lián)滑移齒輪傳動組占用的軸向長度為B>4b[13],如圖2.3所示
圖2.3 雙聯(lián)滑移齒輪軸向長度
2.4 相嚙合齒輪的寬度
在一般情況下，一對相嚙合的齒輪，寬度應該是相同的，但是，考慮到操縱機構的定位不可能很精準，撥叉也存在著誤差和磨損，使用時往往會發(fā)生錯位。這時只有部分齒寬參與工作，會使齒輪局部磨損，降低壽命。如果軸向尺寸并不要求很緊湊，可以使小齒輪比相嚙合的大齒輪寬2—5mm.帶來的缺點是軸向尺寸將有所增加[14]。
3 主傳動系統(tǒng)的設計計算
3 主傳動系統(tǒng)的設計計算
3.1 電動的選取
3.1.1 選擇電動機的類型
根據(jù)用途選用Y系列一般用途的全封閉自冷式三相異步電動機，三相異步電動機的結構簡單、價格低廉、維護方便，可直接接于三相交流電網中，在工業(yè)上用途最為廣泛，具有效率高、性能好、噪聲低、振動小等優(yōu)點，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，如金屬切屑機床。
3.1.2 轉速及功率的確定
初步選定電動機功率為7.5kW。一般市場上最常用、供應最多的是同步轉速為1500r/min和1000r/min的電動機，無特殊需求不選用3000r/min和750r/min的電動機，因此選擇同步轉速為1500r/min的電動機，其滿載轉速為1440r/min,且型號為Y132M-4。
3.1.3 聯(lián)軸器的選擇
聯(lián)軸器的選擇應由工作要求決定。由于輸入軸與電動機軸直接相連，并且轉速高，轉矩小，所以選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。其型號為LT6(GB/T 4323-2002)
3.1.4 選定各齒輪齒數(shù)
表3.1所示為確定的各齒輪的齒數(shù)
表3.1 各齒輪選定的齒數(shù)
編號
齒輪1
齒輪2
齒輪3
齒輪4
齒輪5
齒輪6
齒輪7
齒輪8
齒輪9
齒輪10
齒數(shù)Z
27
45
23
38
67
52
53
22
35
60
3.1.5 轉速的計算
在初步確定齒輪的齒數(shù)的情況下，計算主軸的轉速。齒輪5、6和齒輪7、8為兩個雙連齒輪并安裝在同一根軸上，齒輪2、3、4安裝在另一根軸上，齒輪9和齒輪10安裝在主軸上。從電動機輸出，經過齒輪傳動到主軸有4種轉速，分別為：230r/min、950r/min、110r/min、450r/min。軸1的轉速是由電動直接輸出的，所以轉速為1440r/min,軸2和軸3的轉速是由齒輪傳遞的，所以軸2的轉速
畢業(yè)設計（論文）
為144027/45=864r/min，軸3的轉速有兩種分別為86438/52=631.38r/min和86423/67=296.6r/min。
3.1.6 各軸功率及轉矩的計算
a. 功率的計算
軸1功率為P1=75000.990.99=7350.75W；
軸2功率為P2=P10.970.99=7056W；
軸3功率為P3=P20.970.99=6779W；
主軸功率為P0=P30.970.99=6510W。
b. 轉矩的計算
軸1的轉矩為：；
軸2的轉矩為: ；
軸3有轉矩有兩種，分別為102.53和218.25；
主軸有四種轉矩，分別為270.28、65.44、565.13、138.14。
3.2 齒輪的設計
3.2.1 確定齒輪齒數(shù)的原則和要求
齒輪齒數(shù)確定的原則是使齒輪結構緊湊，主軸轉速誤差小。具體要求如下：
a. 齒輪的齒數(shù)不應過大；
b. 最小齒輪的齒數(shù)要求盡可能小，對于圓柱齒輪最小齒數(shù)；
c. 受結構限制的最小齒輪的各齒輪（尤其是最小齒輪），應可靠的裝到軸上或進行套裝，齒輪的齒槽到孔壁或鍵槽的壁厚大于等于2mm，以保證有足夠的強度，避免出現(xiàn)變形、斷裂。
3.2.2 齒輪傳動設計參數(shù)的選擇
a. 壓力角a的選擇
我國對一般用途的齒輪傳動規(guī)定的標準壓力角為a=20o，本次設計中，一對嚙合直齒圓柱齒輪的壓力角均取a=20o。
b. 齒數(shù)的選擇
保持中心距a不變的情況下，增加齒數(shù)，除能增加重合度，改善傳動平穩(wěn)外，還可以減小模數(shù)，降低齒高，因而減少金屬切削量，節(jié)省制造費用。
閉式齒輪傳動一般轉速較高，為了提高傳動的平穩(wěn)性，較少沖擊振動，以齒數(shù)多一些為好，小齒輪的齒數(shù)可以是20—40，小齒輪確定后，按齒數(shù)比m=Z2/Z1,確定大齒輪的齒數(shù)。為了使各個相嚙合的齒輪相對磨損均勻，傳動平穩(wěn)，Z1和Z2一般互為質數(shù)。
3.2.3 齒輪的結構設計計算
由于此次設計中涉及的齒輪過多，因此這里對齒輪1做詳細設計分析。
a. 選定齒輪類型、精度等級
選用直齒圓柱齒輪傳動。由于是金屬切屑機床，轉速較高，故選用8級精度（GB 10095-88）。
b. 選擇材料
由表查得選擇小齒輪材料為40Cr（調質處理），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質處理），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
c. 按齒面接觸強度設計
由設計計算公式進行試算，即
（3.1）
確定公式內的各計算數(shù)值
試選載荷系數(shù)Kt=1.3；
計算小齒輪傳遞的轉矩
選取齒寬系數(shù)Fd=0.2；
由表查得材料的彈性影響系數(shù)
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限sHlim1=600MPa,大齒輪的接觸疲勞極限為sHlim2=550MPa。
計算應力循環(huán)次數(shù)
假定該機床可使用20年，每年按300天計算，則應力循環(huán)次數(shù)為
N1=60n1jLh=6014401 (2830020)=8.3109
N2=60n2jLh=608641 (2830020)= 5.0109
取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.95。
計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1。由下式得：
試算小齒輪分度圓直徑
計算圓周速度n
計算齒寬b
計算齒寬與齒高比
模數(shù)：
齒高：
則齒寬與齒高比為
計算載荷系數(shù)
根據(jù)n=6.6m/s，8級精度，查得動載系數(shù)Kv=1.2
直齒輪KHa=KFa=1，查得使用系數(shù)KA=1.25,用插值法查得8級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時KHb=1.423。
由b/h=2.37，KHb=1.423查得KFb=1.35。故載荷系數(shù)
K=KAKVKHaKHb=1.251.211.423=2.1345。
按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
。
計算模數(shù)m
。
d. 按齒根彎曲疲勞強度設計。彎曲強度的設計公式
（3.2）
確定公式內的各計算數(shù)值
查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限。
取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88。
計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，則：
；
。
計算載荷系數(shù)K。
K=KAKVKFaKFb=1.251.211.35=2.025。
查取齒形系數(shù)。
YFa1=2.57，YFa2=2.35。
查取應力校正系數(shù)。
YSa1=1.60，YSa2=1.68。
計算大小齒輪的并加以比較
；
大齒輪的數(shù)值大。
設計計算
對比計算結果，有齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的的模數(shù)。由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關。所以取模數(shù)為m1=3。因為所取的齒數(shù)為Z1=27，Z2=45，所以分度圓直徑為d1=273=81mm，d2=345=135mm。這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度。
d. 幾何尺寸計算
計算中心距
計算齒輪寬度
b=Fdd1=0.281=16.2mm
取B2=20mm，B1=25mm。
3.3 軸的設計
軸的設計是根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及主軸的制造工藝等方面的要求，合理的確定軸的結構和尺寸。軸的結構設計不合理，會影響機床的工作能力和軸上零件工作的可靠性還會增加軸的制造成本和軸上零件裝配的空難等。因此，軸的結構是軸設計中的主要內容。
軸的工作能力計算指的是軸的強度，剛度和振動穩(wěn)定性等方面的計算。多數(shù)情況下，制的工作能力指的是軸的強度。這時只要對軸進行強度計算，以防止斷裂或塑性變形。而對剛度要求高的軸和受力大細長軸，還應進行強度計算，以防止發(fā)生共振而破壞。
軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，鋼軸的毛胚多數(shù)用軋鋼制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的方法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造周最為廣泛，其中最常用的是45號鋼。我的設計中主要采用45號鋼
合金鋼比碳鋼具有更高的力學性能和更好淬火性能。因此在傳遞大動力，并要求減小尺寸與質量，提高軸勁的耐磨性，以及處于高溫或低溫條件下工作的軸，常用合金鋼。
必須指出：在一般工作溫度下（低于100攝氏度），各種碳鋼和合金鋼的彈性模量均相差不多，因此在選擇鋼的種類和決定鋼的熱處理方法時，所根據(jù)的是強度和耐磨性，而不是軸的彎曲強度和扭曲強度。但也應注意，在既定條件下，有時也選用強度較低的剛才，而用適當增加軸的截面面積的方法來提高軸的剛度。
3.3.1 軸的結構設計
軸的結構設計包括定出軸的合理外形和全部結構設計。
軸的結構設計主要決定于以下因素：軸在機器中的安裝位置以及形式；軸上安裝的零部件的類型、尺寸、數(shù)量以及和軸的連接方法；載荷的性質、大小、方向及分布情況；軸的加工工藝等。由于影響軸的結構的因素較多，且其結構形式又要隨著具體情況的不同而異，所以軸沒有標準的結構形式。設計時必須針對不同情況進行具體的分析。但是，不論何種具體條件，軸的結構都應滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便于拆裝和調整；軸應具有良好的制造工藝性等。下面討論軸的設計中要解決的幾個主要問題。
a. 軸上零件的定位
為了防止軸上零件受力時發(fā)生沿軸向或徑向的相對運動，軸上零件除了有游動或空轉的要求外，都必須進行軸向和徑向的定位，以保證其準確的工作位置。
b. 零件的軸向定位
軸上零件的軸向定位是以軸肩、套筒、軸段擋圈、軸承端蓋和圓螺母等來保證的。
軸肩分為定位軸肩和非定位軸肩兩類。利用軸肩定位是最方便可靠的方法，但采用軸肩就必然會使軸的直徑加大，而且軸肩處將應截面突變而引起應力集中。另外，軸肩過多時也不利于加工。因此，軸肩定位多用于軸向力較大的場合。定位軸肩的高度h一般取為h=(0.07-0.1)d，d為與零件相配合處的軸的直徑，單位為mm。滾動軸承的軸肩必須低于軸承內圈斷面的高度，以便于拆卸軸承，軸肩的高度可查手冊中軸承的安裝尺寸。為了使零件能靠近軸肩而得到準確可靠的定位，軸肩處的過度圓角半徑r必須小于與之相配的零件轂孔端部的圓角半徑R或倒角C。
套筒定位結構簡單，定位可靠，軸上不需開曹、鉆孔或切制螺紋，因而不影響軸的疲勞強度，一般用于軸上兩個零件之間的定位。如兩零件間的間距較大時，不宜采用套筒定位，以免增大套筒的質量及材料的用量。因套筒與軸的配合較松，如軸的轉速很高時，也不宜采用套筒定位。
c. 各軸段直徑和長度的確定
零件在軸上的定位和拆裝方案確定后，軸的形狀便大體確定。各軸段所需的直徑與軸上的載荷大小有關，初步確定軸的直徑時，還不知道支反力的作用點，不能確定彎矩的大小與分布情況，因而還不能按軸所受的具體載荷及其引起的應力來確定軸的直徑。但在進行軸的結構設計方面，通常已經能求得軸所受的扭矩。因此，可按軸所受的扭矩初步估算軸所需的直徑，將初步求出的直徑作為承受扭矩的軸段的最小直徑dmin，然后再按軸上零件的裝配方案和定位要求，從dmin處起注意確定各段軸的直徑。在實際設計中，軸的直徑亦可憑設計者的經驗去定，或參考同類機器用類比的方法確定。
為了使齒輪、軸承等有配合要求的零件拆裝方便，并減少配合表面的擦傷，在配合軸段前應采用較小的直徑。為了使與軸做過盈配合的零件便于裝配，相配合軸段的壓入段應制出錐度；或在同一軸段的兩個部位上采用不同的尺寸公差。確定各軸段的長度時，應盡可能使結構緊湊，同時還要保證零件所需的裝配或調整空間。軸的各段長度主要是根據(jù)各零件與軸配合部分的軸向尺寸和相鄰部件間必要的空隙來確定。為了保證軸向定位可靠，與齒輪和聯(lián)軸器等零部件相配合部分的軸段長度一般應比輪轂長度短2—3mm。
3.3.2 軸上作用力的計算
a. 軸1上齒輪1的受力計算
已知條件，軸1傳遞的轉矩T1=48.7，轉速為1440r/min，齒輪1分度圓直徑d1=81mm。
齒輪1的作用力為,其方向為由力的作用點指向齒輪1的轉動中心。
齒輪2的作用力與齒輪1的作用力大小相等方向相反。
b. 軸2的作用計算
已知條件，軸2傳遞的轉矩T2=77.98，轉速為864r/min，齒輪3的分度圓直徑為d3=69mm，齒輪4的分度圓直徑為d4=114mm。
齒輪3的作用力為
齒輪4的作用力為
其方向都由力的作用點指向轉動中心。
3.3.3 軸的結構設計
軸的結構設計計算與軸上齒輪輪轂孔內徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗算與軸連接的半聯(lián)軸器的選擇同步進行。并且箱體內壁寬度主要由軸的總長度確定，所以軸的結構尺寸最為關鍵。這里對軸2進行詳細設計計算。
已知條件，軸2的傳遞功率P2=7056w，轉速n2=864r/min,齒輪分度圓直d2=135mm，d3=69mm，d4=114mm，齒輪寬度b2=20mm，b3=30mm，b4=25mm。
a. 選擇軸的材料
因為該軸主要承受的是扭矩和彎曲變形，所以選用常用的材料45鋼，調質處理，其硬度為217—225MPa，彎曲疲勞極限為s-1=275MPa,許用彎曲應力[s-1]=60MPa,許用切應力[t]=25-45MPa。
b. 初算軸徑
由表查得A0=126-103考慮到軸承受彎矩較小且受到扭矩的作用，載荷較平穩(wěn)，所以A0取較小值A0=110，則
c.軸的結構設計
（1）軸的結構構想如圖3.1所示
圖3.1 軸的結構構想圖
（2）軸承部件的結構設計
1）軸不長，故軸承采用兩端固定方式，然后按軸上零件的安裝順序從dmin處開始設計。
2）軸承的選擇與軸段1及軸段6的設計
該軸段上安裝軸承，其設計應該與軸承的選擇同步進行，因為本次設計選用的是直齒圓柱齒輪，所以不考慮軸向力的存在，選用深溝球軸承，軸段1、6上安裝軸承，其直徑應該既便于軸承的安裝又應該符合軸承內徑系列，所以選用軸承6207進行設計計算。其內徑為d=35mm，外徑為D=72mm，寬度為B=17mm。所以d1和d6都為35mm，且取l6=l1=30mm。
3）軸段2和軸段3的設計
軸段2和軸段3上分別安裝的是齒輪2齒輪3和齒輪4，為了齒輪的安裝，d3>d2>d1?？沙醪酱_定d3=F42mm，d2=F40mm，齒輪2和齒輪3的輪轂寬度為b2=30mm，b3=35mm，左右兩端均采用套筒定位，由于兩個齒輪的直徑及寬度都不較小，所以采用實心式，并且兩個齒輪是緊密挨在一起的，軸段3上安裝的是齒輪4，齒輪4的輪轂寬度為b4=35mm，左端采用軸肩定位，右端采用套筒定位，由于齒輪4和齒輪6嚙合，齒輪3和齒輪5嚙合，齒輪5和齒輪6為雙聯(lián)滑移齒輪，滑移的距離為58mm。齒輪5是安裝在齒輪6的輪轂上的，齒輪6的輪轂寬度為70mm，所以齒輪4和齒輪3之間的總長度應大于128mm，軸段3的長度應該大于128-35=93mm，故取l2=65mm，l3=100mm。
軸段4為軸肩，所以取l4=4mm，d4=F46mm。軸段5上沒有安裝任何零部件，由于齒輪和齒輪8為雙聯(lián)滑移齒輪，齒輪7安裝在齒輪8的輪轂上，其總體寬度為90mm，滑移距離為42mm，所以l5>90+42-4=128mm，故取l5=140mm。
（3）軸上力的作用點間的距離
軸承反力的作用距離軸承外圈斷面的距離為a=8.5mm。所以有圖可得軸的支點及受力點間的距離為：
L1=l1+b2-a-3=30+10-8.5-3=28.5mm；
L2=b2+b3=35mm；
L3=b3+l3-b4=102.5mm；
L4=l5+l4+b4+l6-a-3=175mm。
3.3.4 鍵的選取
齒輪與軸之間采用A型普通平鍵連接，鍵的選取是根據(jù)該段軸的直徑和長度所決定的，所以選取鍵12856和鍵12832（GB/T1096-2003）。
3.3.5 軸的受力分析
a. 軸的受力簡圖如圖3.2所示
圖3.2 軸的受力簡圖
計算支撐反力
式中負號與圖中所畫力的方向相反。
b. 畫出軸的彎矩圖如圖3.3所示
圖3.3 軸的彎矩圖
計算彎矩
c. 畫出軸的扭矩圖如圖3.4所示
圖3.4 軸的扭矩圖
3.3.6 校核軸的強度
根據(jù)所的的彎矩圖和扭矩圖得出，軸段4為危險截面，其抗彎截面系數(shù)為
（3.3）
抗扭截面系數(shù)為
（3.4）
所以
所以該軸的設計滿足要求。
3.3.7 校核鍵連接的強度
齒輪2、3處鍵連接的擠壓應力為
（3.5）
齒輪4處鍵的強度為
取鍵的材料為鋼，而。
所以強度足夠，選用的鍵滿足要求。
3.3.8 校核軸承壽命
查得Cr=25500,C0r=15200。軸承1、2的內部軸向力分別為
由于此設計中所用的齒輪為直齒圓柱齒輪，所以不考慮外部軸向力。由于S2>S1，故只需校核軸承1的壽命。
由,查得e=0.24,因為不考慮外部軸向力，所以可以認為外部軸向力為Fa=0，即
,故X=1，Y=0。
則當量動載荷為
（3.6）
軸承在100攝氏度以下工作，查得，對于金屬切削機床，查表得載荷系數(shù)為,軸承1的壽命為
（3.7）
假定該機床可以使用20年，每年按300天計算，則
由于，故軸承壽命足夠。
4 箱體的設計
4 箱體的設計
變速操縱機構箱體是用以支持和固定軸系零件，保證傳動件的嚙合精度、良好潤滑及密封的重要零件，箱體的結構對機床的工作性能、加工工藝、材料消耗、質量及成本等有很大的影響，設計時必須全面考慮。
箱體按毛胚的制造方式不同可分為鑄造箱體和焊接箱體，鑄造箱體的材料一般多用鑄鐵（HT150、HT200）。鑄造箱體較易獲得合理和復雜的結構形狀，剛度好，易進行切削加工，但制造周期長，質量較大，多用于成批生產。此次設計中選用鑄造箱體，選用材料為HT200。且箱體的結構尺寸如表4.1所示[15,16]；
表4.1 箱體結構尺寸
名稱
尺寸（mm）
箱座壁厚
20
箱蓋厚度
10
箱蓋寬度
350
軸承旁連接螺栓直徑
M10
箱座底凸緣厚度
20
箱蓋與箱座連接螺釘直徑
M8
連接螺栓的間距
320
箱體與床身連接螺栓間距
170
外箱壁至軸承座端面距離
15
軸承座厚度
50
箱體總寬度
402
箱體總高度
470
箱體總長
578
箱體內壁間距
338
箱體于床身連接板的厚度
20
5 傳動系統(tǒng)的潤滑
5 傳動系統(tǒng)的潤滑
機床傳動零件和軸承都需要良好的潤滑，其目的是為了減少摩擦、磨損，提高效率，防銹，冷卻和散熱。其潤滑的方式有兩種，一種是浸油潤滑，另一種是噴油潤滑，根據(jù)本次設計的主軸箱傳動機構的結構，采用噴油潤滑的方式。即利用液壓泵將潤滑油加壓，通過油嘴噴到嚙合區(qū)對傳動部件進行潤滑。經查得，選用全損耗系統(tǒng)用油[17,18],其型號為L-AN15（GB 443-1989）。
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總 結
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總 結
數(shù)控臥式鏜銑床主軸箱變速操縱機構畢業(yè)設計任務完成了，雖然設計的過程比較繁瑣，而且剛開始的時候還有些不知所措，但是在同學們的共同努力下，再加上老師的細心指導，我終于順利的完成了這次設計任務。本次設計鞏固和深化了課堂理論教學的內容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力。使我獨立分析、解決問題的能力得到強化。
數(shù)控臥式鏜銑床是今后機床發(fā)展的方向，數(shù)控臥式鏜銑床液壓缸變速能實現(xiàn)機床的數(shù)控變速，使機床在工作中能改變主軸轉速，免除機床停車換擋，提高了加工工件的效率和精度，且液壓缸控制簡單，工作可靠，大大提高了數(shù)控機床的工作性能，減少了工件的裝夾次數(shù)。
變速操縱機構是數(shù)控機床的重要組成部分，可以說變速操縱機構的性能決定著機床的性能。通過本次設計，可以比較全面的了解數(shù)控臥式鏜銑床變速操縱機構的設計方法和和參數(shù)選擇方法，對數(shù)控機床的性能及在機械生產領域中的應用又有了更新的認識。
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參考文獻
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致謝
畢業(yè)設計（論文）知識產權申明
致 謝
致 謝
本論文工作從始至終都是在曹老師的細心指導下完成的，其中傾注了老師大量的心血。老師嚴謹求學的作風，淵博的知識，敏銳的洞察力和執(zhí)著的鉆研精神使我受益匪淺，并將激勵我在今后的人生中克服困難，繼續(xù)奮勇向前進。正是導師循循善誘的教誨和指導，使我克服重重困難，最終圓滿的完成了論文工作。至此論文完成之際，謹向尊敬的導師至以最深切由衷的謝意！
在設計學習期間，曹老師給了我足夠的指導。從題目的選取、市場調研、查閱資料到正式設計、編寫說明書等每一個階段都是一個知識復習回顧，經驗積累的過程。在這次畢業(yè)設計中使我深刻體會到，理論知識與實際設計中的差距、實踐經驗對將來工作的重要性，機械設計不僅要付出辛勤的勞動，而且需要慎密的思考，敢于想象，勇于創(chuàng)新等新的設計理念，既滿足設計的性能要求又要經濟上的實用性，真的讓我受益匪淺，感想收獲頗多。
經過幾個月的努力，我順利的完成了設計。畢竟這是我第一次做畢業(yè)設計，經驗不足在一定程度上肯定有不完善的地方需要改進，許多地方還沒有成熟的理論論證，懇請各位老師批評指正。
最后，衷心的祝愿我們的學校興旺發(fā)達！
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畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明
畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明
秉承學校嚴謹?shù)膶W風與優(yōu)良的科學道德，本人聲明所呈交的畢業(yè)設計（論文）是我個人在導師指導下進行的研究工作及取得的研究成果。盡我所知，除了文中特別加以標注和致謝的地方外，畢業(yè)設計（論文）中不包含其他人已經發(fā)表或撰寫過的成果，不包含他人已申請學位或其他用途使用過的成果。與我一同工作的同志對本研究所做的任何貢獻均已在論文中作了明確的說明并表示了致謝。
畢業(yè)設計（論文）與資料若有不實之處，本人承擔一切相關責任。
畢業(yè)設計（論文）作者簽名：
指導教師簽名：
日期：
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