数控组合机床主轴设计论文

毕 业 论 文 论文 政研论文下载论文大学下载论文大学下载关于长拳的论文浙大论文封面下载 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 目： 数控车床主轴系统设计  题  目：  数控车床主轴系统设计 班  级：  机制113 专  业：  机械制造与自动化 学生姓名： 黄鑫 指导教师： 李中喜 日  期：  2014 年  5 月 25  日 目    录 内容摘要    1 第一部分 1.1前言    2 第二部分 主轴组件设计 2.1主轴结构的初步拟定    11 2.2主轴的材料与热处理    13 2.3主轴的技术要求    13 (1)轴颈    13 (2)内锥孔    14 第三部分 主轴组件的计算    14 3.1主轴直径的选择    14 3.2主轴前后支承轴承的选择    15 (1)主轴前支承轴承的选择    15 (2)主轴后支承轴承的选择    16 3.3主轴内孔直径    16 3.4主轴前端悬伸量    17 3.5主轴支承跨距    18 第四部分 主轴结构图    18 第五部分 主轴组件的验算    18 5.1主轴端部挠度    19 5.2支承的简化    19 5.3主轴的挠度    20 5.4主轴倾角    20 第六部分 主轴组件的润滑和密封    21 6.1主轴轴承的润滑    21 6.2主轴组件的密封    21 (1)主轴组件密封装置的功用    22 (2)对主轴组件密封装置的要求    22 (3)主轴组件密封装置的类型    22 (4)主轴组件密封装置的选择    22 第七部分 主轴组件中相关部件    23 7.1轴肩挡圈    23 7.2挡圈    23 7.3圆螺母    23 7.4套筒    24 7.5前、后支承的轴承盖    25 7.6主轴用套筒及其锁紧部分    26 7.7主轴尾部的内花键    27 第八部分 主轴组件轴向调节机构    28 8.1丝杠螺纹    28 8.2丝杠轴承的选择    28 8.3丝杠螺母    29 8.4丝杠中段螺纹    29 8.5丝杠上的内隔套    29 8.6丝杠上调节用锥齿轮    30 第九部分 箱体设计    30 致谢    31 内容摘要                                                                                          组合机床，是由大量的通用部件和少量专用部件组成的工序集中的高效率机床。其特点有：结构紧凑、工作质量可靠、设计和制造周期短、投资少、经济效果好、生产率高等。                                                                                        本次设计首先针对所要加工的零件入手，对机床进行总体 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 设计，进而确定机床的总体布局，随后，对主轴组件进行设计。在设计主轴组件时，以主轴为线索，在满足刚度、精度等要求下，完成其它（如轴承、轴向调节机构、锁紧机构等）所有零件的设计。 关键词：组合机床；主轴组件；主轴；轴承；轴向调节机构 第一部分 1.1引言 金属切削机床中的组合机床，是根据工件加工需要，以大量通用部件为基础，配以少量专用部件组成的一种高效专用机床。它具有：生产率高；加工精度稳定；研制周期短，便于设计、制造和使用维护，成本低；配置灵活等。正是由于这些特点的存在，决定了组合机床在当今新形势下仍能被广泛应用于汽车、拖拉机、柴油机、电机、仪器仪表、军工及自行车等轻工行业和机床、机车、工程机械等制造业中。 此次设计的是铣削组合机床及主轴组件。首先，对机床进行总体设计，确定总体方案后得到机床总体布局图；再着重进行主轴组件的设计，其中包括主轴的设计、支承的选取、主轴轴向移动机构和主轴锁紧机构等的设计。 由于能力所限，设计尚有许多不足之处，恳请各位老师给予指导 第二部分  主轴组件设计 2.1主轴结构的初步拟定 主轴的结构主要决定于主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承和密封装置等的类型、数目、位置和安装定位的方法，同时还要考虑主轴加工和装配的工艺性，一般在机床主轴上装有较多的零件，为了满足刚度要求和能得到足够的止推面以及便于装配，常把主轴设计成阶梯轴，即轴径从前轴颈起向后依次递减。主轴是空心的或者是实心的，主要取决于机床的类型。此次设计的主轴，也设计成阶梯形，同时，在满足刚度要求的前提下，设计成空心轴，以便通过刀具拉杆。 主轴端部系指主轴前端。它的形状决定于机床的类型、安装夹具或刀具的形式，并应保证夹具或刀具安装可靠、定位准确，装卸方便和能传递一定的扭矩。 短圆锥法兰盘式主轴端部结构形式特点是：主轴端面上有四个螺孔，用来固定和传递扭矩给刀具。主轴是空心的，前端有锥度为7:24的锥孔，结构如下所示： 图2-3  短圆锥法兰盘式主轴端部结构 2.2主轴的材料与热处理 主轴材料主要根据刚度、载荷特点、耐磨性和热处理变形大小等因素选择。 主轴的刚度与材料的弹性模量E值有关，钢的E值较大（2.1×10 N/cm 左右），所以，主轴材料首先考虑用钢料。钢的弹性模量E的数值和钢的种类和热处理方式无关，即不论是普通钢或合金钢，其弹性模量E基本相同。因此在选择钢料时应首先选用价格便宜的中碳钢（如45钢），只有在载荷特别重和有较大的冲击时，或者精密机床主轴需要减少热处理后的变形时，或者轴向移动的主轴需要保证其耐磨性时，才考虑选用合金钢。 当主轴轴承采用滚动轴承时，轴颈可不淬硬，但为了提高接触刚度，防止敲碰损伤轴颈的配合表面，不少45钢主轴轴颈仍进行高频淬火（HRC48～54）.有关45钢主轴热处理情况如下表2-2所列： 表2-2  使用滚动轴承的45钢主轴热处理等参数 工 作 条 件 使 用 机 床 材 料 牌 号 热 处 理 硬 度 常 用 代 用 轻中负载 车、钻、铣、磨床主轴 45 50 调质 HB220～250 轻中负载局部要求高硬度 磨床的砂轮轴 45 50 高频淬火 HRC52～58 轻中负载PV≤400（N·m/cm ·s） 车、钻、铣、磨床的主轴 45 50 淬火回火高频淬火 HRC42～50 HRC52～58             此次设计的机床主轴，考虑到主轴材料的选择原则，选用价格便宜的中碳钢（45钢）。查表2-2中，因工作中承受轻、中负荷，且要求局部高硬度，故热处理采用高频淬火，HRC52～58。 2.3主轴的技术要求 主轴的精度直接影响到主轴组件的旋转精度。主轴和轴承、齿轮等零件相连接处的表面几何形状误差和表面粗糙度，关系到接触刚度，零件接触表面形状愈准确、表面粗糙度愈低，则受力后的接触变形愈小，亦即接触刚度愈高。因此，对主轴设计必须提出一定的技术要求。 （1）轴颈 此次设计的主轴，应首先考虑轴颈。支承轴颈是主轴的工作基面、工艺基面和测量基面。主轴工作时，以轴颈作为工作基面进行旋转运动；加工主轴时，为了保证锥孔中心和轴颈中心同轴，一般都以轴颈作为工艺基面来最后精磨锥孔；在检查主轴精度时，以轴颈作为测量基面来检查各部分的同轴度和垂直度。采用滚动轴承时，轴颈的精度必须与轴承的精度相适应。轴颈的表面粗糙度和硬度，将影响其与滚动轴承的配合质量。 对于普通精度级机床的主轴，其支承轴颈的尺寸精度为IT5，轴颈的几何形状允差（圆度、圆柱度等）通常应小于直径公差的1/4～1/2。 （2） 内锥孔 内锥孔是安装刀具或顶尖的定位基面。在检验机床精度时，它是代表主轴中心线的基准，用来检查主轴与其他部件的相互位置精度，如主轴与导轨的平行度等。由于刀具和顶尖要经常装拆，故内锥孔必须耐磨。 锥孔与轴承轴颈的同轴度，一般以锥孔端部及其相距100～300毫米处对轴颈的径向跳动表示；其形状误差用 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 检验锥着色检查的接触面积大小来检验。 第三部分  主 轴 组 件 的 计 算 主轴组件的结构参数主要包括：主轴的平均直径D（初选时常用主轴前轴颈的直径D 来表示）；主轴内孔直径d；主轴前端部的悬伸量a；以及主轴支承跨距L等。一般步骤是：首先根据机床主电机功率或机床的主参数来选取D ，在满足主轴本身刚度的前提下，按照工艺要求来确定d，根据主轴前端部结构形状和前支承的结构型式来确定a,最后根据D、a和主轴前支承的支承刚度来确定L。 主轴轴承的配置型式，对主要结构参数的确定很有关系，故在设计过程中常需交叉进行，最终以主轴组件刚度等性能来衡量其设计的合理性。 3.1主轴直径的选择 主轴直径对主轴组件刚度的影响很大，直径越大，主轴本身的变形和轴承变形引起的主轴前端位移越小，即主轴组件的刚度越高。 但主轴前端轴颈直径D 越大，与之相配的轴承等零件的尺寸越大，要达到相同的公差则制造越困难，重量也增加。同时，加大直径还受到轴承所允许的极限转速的限制，甚至为机床结构所不允许。 通常，主轴前轴颈直径D 可根据传递功率，并参考现有同类机床的主轴轴颈尺寸确定。几种常见的通用机床钢质主轴前轴颈的直径D ，，如下表2-3所示： 已知主电机功率P =4KW，机床类型是铣床，查上表中对应项，初取D =80。 主轴后轴颈直径D 和前轴颈直径D 的关系，可根据下列经验公式来定： D =（0.7～0.85）D 因此，有 D =（0.7～0.85）D =（0.7～0.85）×80=56～68，取D =65。 表2-3  主轴前轴颈直径D 的选择 机床 机 床 功 率 （千瓦） 1.47～2.5 2.6～3.6 3.7～5.5 5.6～7.3 7.4～11 11～14.7 车床 60～80 70～90 70～105 95～130 110～145 140～165 铣床 50～90 60～90 60～95 75～100 90～105 100～115 外圆磨床 — 50～90 55～70 70～80 75～90 75～100               3.2主轴前后支承轴承的选择 （1）主轴前支承轴承的选择 根据前述关于轴承的选择原则，选取主轴前支承的双列向心短圆柱滚子轴承型号为3182116。其中，d=80，D=125，B=34，D =91，D =117，D =117，r=1。具体结构参数如图2-4所示： 图2-4  双列向心短圆柱滚子轴承（GB285-87）结构参数及安装尺寸 再选取主轴前支承的推力球轴轴承型号为8215。其中，d=75，d =75.2，D=110，H=27, D =86, D =99，r =1。具体结构参数如图2-5所示： （2）主轴后支承轴承的选择 选取主轴后支承的圆柱滚子轴承型号为2213。其中：d=65，D=120，B=23，D =77，D =110，r =1.5。具体结构参数如图2-6所示： 3.3主轴内孔直径 该组合机床用于铣削加工，其主轴需有一通过铣刀拉杆的孔，该主轴内孔直径应取在一定范围内，才不致影响主轴刚度。一般，主轴内孔直径受到主轴后轴颈的直径所限制。 图2-5  推力球轴承（GB301-84）结构参数及安装尺寸 图2-6  圆柱滚子轴承（GB283-87）结构参数及安装尺寸 由材料力学可知，刚度K正比于截面惯性矩I，它与直径之间有下列关系： = = =1-（ ） =1- 根据此式可得：当 <0.3时，空心与实心截面主轴的刚度很接近；当 =0.5时，空心主轴的刚度为实心主轴刚度的90%，对刚度影响不大； ≥0.7时，则主轴刚度急剧下降，故一般应使 <0.7，即d<0.7D。 由以上分析可得： d<0.7 D =0.7×65=45.5 考虑到此组合机床主轴为铣削主轴，铣刀拉杆的直径比较小，故可将 取小些，即取 =0.5，即： d<0.5 D =0.5×65=32.5 将其圆整，d最后取为 30。 3.4主轴前端悬伸量 主轴前端悬伸量a指的是主轴前支承支反力的作用点到主轴前端受力作用点之间的距离，它对主轴组件刚度的影响较大。悬伸量越小，主轴组件刚度越好。 主轴前端悬伸量a取决于主轴端部的结构形状及尺寸，一般应按标准选取，有时为了提高主轴刚度或定心精度，也可不按标准取。 另外，主轴前端悬伸量a还与前支承中轴承的类型及组合型式、工件或夹具的夹紧方式以及前支承的润滑与密封装置的结构尺寸等有关。 因此，在满足结构要求的前提下，应尽可能减小悬伸量a，以利于提高主轴组件的刚度。 初算时，可查表2-4： 表2-4  主轴的悬伸量与直径之比 类 型 机 床 和 主 轴 的 类 型 a/ D Ⅰ 通用和精密车床，自动车床和短主轴端铣床，用滚动轴承支承，适用于高精度和普通精度要求 0.6～1.5 Ⅱ 中等长度和较长主轴端的车床和铣床，悬伸量不太长（不是细长）的精密镗床和内圆磨，用滚动和滑动轴承支承，适用于绝大部分普通生产的要求 1.25～2.5 Ⅲ 孔加工机床，专用加工细长深孔的机床，由加工技术决定需要有长的悬伸刀杆或主轴可移动，由于切削较重而不适用于有高精度要求的机床 >2.5       根据上表所列，所设计的组合机床属于Ⅱ型，所以取a/ D 为1.25～2.5，即： a=（1.25～2.5）D =（1.25～2.5）×80=100～200 初取a=120。 3.5主轴支承跨距 主轴支承跨距L是指主轴前、后支承支承反力作用点之间的距离。 合理确定主轴支承跨距，可提高主轴部件的静刚度。可以证明，支承跨距越小，主轴自身的刚度越大，弯曲变形越小，但支承的变形引起的主轴前端的位移量将增大；支承跨距大，支承的变形引起的主轴前端的位移量较小，但主轴本身的弯曲变形将增大。可见，支承跨距过大或过小都会降低主轴部件的刚度。 有关资料对合理跨距选择的推荐值可作参考： （1） L =（4～5）D ； （2） L =（3～5）a，用于悬伸长度较小时； （3） L =（1～2）a，用于悬伸长度较大时。 根据此次设计的组合机床刚性主轴的悬伸量较大，取L ≤2.5a为宜。即此次设计的主轴两支承的合理跨距 L ≤2.5a=2.5×120=300 初取L=280。 第四部分  主 轴 结 构 图 根据以上的分析计算，可初步得出主轴的结构如图2-7所示： 第五部分  主 轴 组 件 的 验 算 主轴在工作中的受力情况严重，而允许的变形则很微小，决定主轴尺寸的基本因素是所允许的变形的大小，因此主轴的计算主要是刚度的验算，与一般轴着重于强度的情况不一样。通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度的要求。 刚度乃是载荷与弹性变形的比值。当载荷一定时，刚度与弹性变形成反比。因此，算出弹性变形量后，很容易得到静刚度。主轴组件的弹性变形计算包括：主轴端部挠度和主轴倾角的计算。 5.1主轴端部挠度 主轴端部挠度直接影响加工精度和表面粗糙度，因此必须加以限制，一般计算主轴端部最大挠度 。 5.2支承的简化 对于两支承主轴，若每个支承中仅有一个单列或双列滚动轴承，或者有两个单列球轴承，则可将主轴组件简化为简支梁，如下图2-8所示；若前支承有两个以上滚动轴承， 图2-8  主轴组件简化为简支梁 可认为主轴在前支承处无弯曲变形，可简化为固定端梁，如下图2-9所示： 图2-9  主轴组件简化为固定端梁 此次设计的主轴，前支承选用了一个双列向心短圆柱滚子轴承和两个推力球轴承作为支承，即可认为主轴在前支承处无弯曲变形，可简化为上图2-9所示。 5.3主轴的挠度 查表，对图2-9作更进一步的分析，如下图2-10所示： 根据图2-10，可得此时的最大挠度 =- 其中， F—主轴前端受力。此处，F=F =1213.1N l—A、B之间的距离。此处，l=a=12cm 图2-10  固定端梁在载荷作用下的变形 E—主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.1×10 N/cm I—主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D，内孔直径为d时， I= 。此处，D= =133 故可计算出，主轴端部的最大挠度： =-1.87×10 mm 5.4主轴倾角 主轴上安装主轴和安装传动齿轮处的倾角，称为主轴的倾角。此次设计的主轴主要考虑主轴前支承处的倾角。若安装轴承处的倾角太大，会破坏轴承的正常工作，缩短轴承的使用寿命。 根据图2-10，可得此时的最大倾角 =- 其中， F—主轴前端受力。此处，F=F =1213.1N l—A、B之间的距离。此处，l=a=12cm E—主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.1×10 N/cm I—主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D，内孔直径为d时， I= 。此处，D= =133 故可计算出，主轴倾角为： =-2.3×10 rad 当 x ≤0.0002L  mm ≤0.001  rad 时，刚性主轴的刚度满足要求。 此处的x ， 即为最大挠度和最大倾角，L为主轴支承跨距。 将已知数据 和 代入，即可得： 初步设计的主轴满足刚度要求。 第六部分  主 轴 组 件 的 润 滑 和 密 封 6.1主轴轴承的润滑 润滑的作用是降低摩擦，减小温升，并与密封装置在一起，保护轴承不受外物的磨损和防止腐蚀。润滑剂和润滑方式决定于轴承的类型、速度和工作负荷。如果选择得合适，可以降低轴承的工作温度和延长使用期限。 滚动轴承可以用润滑油或润滑脂来润滑。试验证明，在速度较低时，用润滑脂比用润滑油温升低。所以，此次设计的主轴支承均采用润滑脂。同时，主轴是装在主轴套筒内的，为防止使用润滑油时泄漏，也应采用润滑脂润滑。 加润滑脂时，应该注意润滑脂的充填量不能过多，不能把轴承的空间填满，否则会引起过高的发热，并使润滑脂熔化流出而恶化润滑效果。 6.2主轴组件的密封 密封对主轴组件的工作性能与润滑影响也较大。机床主轴密封不好，将使润滑剂外流，造成浪费，加速零件的磨损，还会严重地影响到工作环境及机床的外观。 （1）主轴组件密封装置的功用 密封装置的功用是：防止润滑剂从主轴组件及传动部件中泄漏，从而避免浪费，保护工作环境，防止冷却液及杂物（如灰尘、脏物、水气和切屑等）从外面进入部件内，以减少机床零件的腐蚀及磨损，延长其使用寿命。 （2）对主轴组件密封装置的要求 对主轴组件密封装置的要求是：在一定的压力、温度范围内具有良好的密封性能；由密封装置所形成的摩擦力应尽量小，摩擦系数应尽量稳定；耐腐蚀、磨损小、工作寿命长，磨损后，在一定程度上能自动补偿；结构简单、装卸方便。对具体的主轴组件及传动部件，应根据实际情况选择有效而又经济密封装置。 （3）主轴组件密封装置的类型 主轴组件密封装置的类型，主要有以下几种：具有弹性元件的接触式密封装置；皮碗（油封）式密封装置；具有金属和石墨元件的接触式密封装置；挡油圈式和螺旋沟式密封装置；圈形间隙式、油沟式和迷宫式密封装置；立式主轴的密封装置等。 （4）主轴组件密封装置的选择 选用密封装置时，应考虑到主轴组件的下列具体工作条件：密封处主轴颈的线速度；所用润滑剂的种类及其物理化学性质；主轴组件的工作温度；周围介质的情况；主轴组件的结构特点；密封装置的主要用途等。 综合考虑上述因素，主轴前支承处，为了更好地防止外界的灰尘屑末等杂物进入，故考虑选用迷宫式密封，形成一条长而曲曲折折的通道，径向尺寸不超过0.3mm，中填润滑脂，轴向尺寸不超过1.5mm。 此次选用的迷宫式密封装置的结构参数如下图2-11所示： 图2-11  迷宫式密封装置的结构参数 其中， d=80，D=130，e=1 第七部分  主 轴 组 件 中 相 关 部 件 7.1轴肩挡圈 前支承双列向心短圆柱滚子轴承和推力球轴承之间所用的挡圈，此次选用的挡圈的结构参数如下图2-12所示： 图2-12  轴肩挡圈的结构参数 其中， D=95，d=80，H=6 7.2挡圈 两推力球之间用的挡圈为非标准件，径向尺寸依主轴套筒尺寸而定，轴向尺寸可初取为6mm。 7.3圆螺母 锁紧靠主轴后支承一边的推力球轴承以及锁紧两推力球轴承内的套筒，分别采用两个圆螺母，为了增加可靠性，再加一止动螺钉。圆螺母具体的参数结构如下图2-13所示： 图2-13  圆螺母（GB812-88） 其中，锁紧靠主轴后支承一边的推力球轴承用的圆螺母， D×p=M80×2，d =115，d =103，m=15，h =10.36，h =10，t =4.75，t =4，C=1.5，C =1 锁紧两推力球轴承内的套筒用的圆螺母， D×p=M72×2，d =105，d =93，m=15，h =10.36，h =10，t =4.75，t =4，C=1.5，C =1 7.4套筒 两推力球轴承之间用的套筒，根据以上计算，可知，轴向尺寸取为92，径向厚度取为2.5mm，一端加工出长为26的外螺纹M80×1.5，一端用一紧定螺钉锁紧在主轴上，套筒结构如图2-14所示；紧定螺钉的结构参数如图2-15所示；主轴上的小孔的结构参数如图2-16所示： 其中，紧定螺钉的参数有： M8×1.25，l=10，d =5.5，n=1.2 , t=2 图2-14  两推力球轴承内用套筒结构参数 轴上固定螺钉用的孔的参数有： d =6，c =5，h ≥5 图2-15  开槽平端紧定螺钉 图2-16  轴上固定螺钉用的孔 7.5前、后支承的轴承盖 为了保证轴承的正常运转，防止外界杂物进入影响轴承的使用寿命，前、后轴承应安装上轴承盖，并将其固定在套筒上，与主轴配合处采用间隙配合，初步设计如下图2-17、2-18所示： 图2-17  前支承用轴承盖 其中， d=124，D=153 图2-18  后支承用轴承盖 其中， d=64，D=153，a=5，b=55 7.6主轴用套筒及其锁紧部分 根据前面的计算和设计，可以直接得到主轴用套筒的结构及参数如图2-19所示： 套筒的锁紧部分采用弹性套，当调节螺栓时，弹性套就会随之变形，从而锁紧或松开套筒。主轴需要轴向移动（调节）时，便松开螺栓，弹性套也随之松开套筒，调节完主轴轴向位置后，应拧紧螺栓以锁紧主轴。 同时，弹性套和螺栓固定在主轴组件的箱体上，弹性套的结构及其参数如下图2-20所示： 取M24螺栓， 图2-19  主轴用套筒的结构及参数 结构如下图2-21所示，参数有： l=100，b=54，c=0.2，d =26.4，d =24，d =33.6，e =40，f =4，k=15，k′ =10.3，r=0.8，s=36，l =31，l =46 图2-20  弹性套结构及参数 7.7主轴尾部的内花键 组合铣床的主轴组件和传动装置采用花键连接，花键采用外径定心方式，其特点是：定心精度高，加工方便，外花键的外径可在普通机床上加工至所需的精度。内花键的硬度不高时，可由拉刀保证其外径精度。结构如图2-22所示，参数有： d=42，N=8，D=46，B=8 图2-21  锁紧螺栓的结构及参数 图2-22  主轴尾部的内花键结构及参数 第八部分  主 轴 组 件 轴 向 调 节 机 构 主轴组件的轴向调节机构采用一对圆锥齿轮并经丝杠螺母手动调节。它具有传动比小，传动精度高，运动平稳，能自锁等特点。丝杠主要承受轴向力，故采用两推力球轴承作为丝杠的支承，螺母支承的轴和主轴套筒上的孔相配合，实现主轴的轴向调节。该丝杠螺母支承简图如图2-23所示： 8.1丝杠螺纹 丝杠采用梯形螺纹，其牙根强度高，螺纹副对中性好，加工时可以铣和磨，工艺简单。取螺纹直径为36，其余参数有： 图2-23  丝杠螺母支承简图 P=6，d=36，d =33，d =29，l=70 8.2丝杠轴承的选择 丝杠的调节精度直接影响主轴轴向移动精度，而丝杠的精度除靠梯形螺纹自身保证外，还靠支承的精度保持，故需考虑支承精度。该丝杠采用两相同推力球轴承承受轴向力，其精度应选用常用的D级精度轴承，选用推力球轴承的型号为8209，其结构如下图2-24所示，相关参数有： d=45，d =45.2，D=73，H=20，D =55，D =63 图2-24  推力球轴承（GB301-84）结构参数及安装尺寸 8.3丝杠螺母 将丝杠的螺母制成一端具有螺纹孔的短轴，其内螺纹为M36×6的梯形螺纹，与丝杠配合，轴径取为20，从螺母中心到轴端距离取为75，轴端与套筒采用过盈配合，以保证轴向位置的调节精度。 8.4丝杠中段螺纹 丝杠中段制成三角螺纹，直径为M42，螺距P=1.5，与之相配合的轴承挡圈仍为M42×1.5，d =40.917，d =41.35，l=10，D=55。 8.5丝杠上的内隔套 丝杠大端直径为45，所以内隔套的内径也为45，相关结构及参数如下图2-25所示，参数有： d=45，D=55，l=20 图2-25  内隔套的结构及其参数 8.6丝杠上调节用锥齿轮 调节主轴轴向位置的手柄与丝杠垂直，故采用交角为90°（正交）的直齿圆锥齿轮。为了保证轴向调节的可靠，取该啮合的两锥齿轮传动比为 i=1，既不用减速，也不用增速。其精度等级范围取8～10级即可。为了更好地保证轴向调节精度，故取8级精度最佳。 初取齿数Z=18，分度圆直径d=60，则有： m= = ≈3.33 取其相近值3.25，即m=3.25，有： d=mz=3.25×18=58.5 可计算出： 分度圆直径d          d =d =58.5 齿数z                z = z =18 大端模数m            m= d /z= d /z=3.25 节锥角             =arc tgz /z =45°， =90°- =45° 锥距R              R= d /2sin = d /2sin =41.37 齿宽b              b =b ≤ R≤0.33×41.37≤13.65( ≤0.33，齿宽系数) 变位系数x          x =-x =0.46[1-(z /z ) ]=0 齿顶高h             h =m(1+ x )=3.25，h =m(1- x )=3.25 齿根高h             h =m(1.2- x )=3.9，h =m(1.2+ x )=3.9 齿顶间隙c          c=0.2m=0.65 齿根角             =arc tg h /R≈5.4°， =arc tg h /R≈5.4° 齿顶角             =arc tg h /R≈4.49°， =arc tg h /R≈4.49° 齿顶圆锥角         = + =45°+4.49°=49.49°， = + =49.49° 齿根圆锥角         = - =39.6°， = - =39.6° 齿顶圆直径d         d = d +2h cos =63.10，d = d +2h cos =63.10 节锥顶点到轮冠距离A     A = d /2- h sin =26.95，A =d /2- h sin =26.95 第九部分  箱 体 设 计 根据机床总体设计方案图可知，箱体的大致结构为长方体。但是，为了满足体积小、重量轻、结构简单、使用方便、效率高及质量好的要求，需对箱体做进一步的分析和设计： 第一，箱体的顶部，为了安装、调试和维修轴向调节机构方便，需设置一箱体盖，用四颗螺钉联接在箱体上。示意图如图2-26所示；为了安装轴向移动机构，箱盖下面需留出一定量的空间，其中包括留出轴向70mm的空间供轴向移动机构轴向调节，这就减小了箱体的刚度和强度。为此，此处箱体的最小径向尺寸不得小于15mm。 图2-26  箱体盖 第二，主轴尾端，采用花键传递动力，故此处箱体还应与变速箱相连，应设计出相应的螺纹孔。 第三，夹紧套筒用的弹性套，安装在箱体与套筒间，此处箱体应设计出足够的空间；弹性套外面的锁紧螺栓仍与箱体联接，为了拧紧螺栓方便，此处箱体应设计出供操作螺栓用工具的合理空间。 致 谢 三年的大学生涯匆匆而过，一路走来，因为有着无私的父母、辛勤的老师、无间的挚友、和亲爱的同学们的相伴，我的大学生活丰富多彩。 经过四个多月的准备和写作，本次 毕业论文 毕业论文答辩ppt模板下载毕业论文ppt模板下载毕业论文ppt下载关于药学专业毕业论文临床本科毕业论文下载 的写作已接近尾声。提笔撰写致谢之际，要感谢的人实在太多太多。首先，要感谢无时无刻都在支持我的父母，要感谢他们的呵护、宽容和支持，感谢他们给予我的一切。 其次，我要向我尊敬的指导老师——蒋勇敏老师表示衷心的感谢！谢谢老师你在我本次论文写作过程中给予的指导和意见，才能使我完成这篇论文的写作。 再次，我要诚挚的感谢在大学三年期间，我的所有任课教师、辅导员老师，是你们生动的讲解和耐心负责的教诲，让我对数控专业产生了浓厚的兴趣，才获得了一次次的收获。 同时，我也要感谢为我毕业论文提供广大学术资料的国内外相关学者，有你们的研究成果，使我的论文研究学习有了明确的方向和坚实基础，在此，向你们表示衷心的感谢和致以崇高的敬意。 此刻，我内心要诚挚的感谢在我大学三年及论文写作过程中提供过帮助的所有的人们，在此不能一一赘述，谨此向你们表示由衷的感谢。 最后，也要向在百忙的工作中抽出时间来审阅拙文和参与答辩的各位老师们表示诚挚的感谢！在我的这篇论文中，由于我的水平有限，也许存在许多疏漏错误之处，敬望各位老师给予指导和帮助！