輪輻專用六軸鉆床設計【含CAD圖紙】

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前言 制造業(yè)是一個國家或地區(qū)經(jīng)濟發(fā)展的重要支柱，其發(fā)展水平標志著該國家或 地區(qū)的經(jīng)濟實力、科技水平、生活水平和國防實力。 隨著科學技術的日新月異，機床制造業(yè)的迅猛發(fā)展，國內(nèi)、外專用機床行業(yè) 取得了很大的成就。 專用機床，顧名思義，就是針對某一工件而專門設計制造的機床。與一般機 床相比，具有設計制造周期短、成本低，自動化程度高，加工效率高，加工質(zhì)量 穩(wěn)定可靠，能減輕工人勞動強度等優(yōu)點。 本設計為專用多軸鉆床的設計，共分五章：第一章、多軸鉆床總體設計；第 二章、多軸鉆床部件設計；第三章、支承件的設計；第四章、液壓系統(tǒng)的設計； 第五章、電器控制系統(tǒng)的設計。多軸鉆床的具體設計步驟見本文正文。 本人盡管對論文已多次審查，但因知識有限，水平有限，時間有限，錯誤與 不妥之處在所難免，殷切期望老師們拔冗相助，不吝指教，本人不勝感激。 2 摘要 眾所周知，在現(xiàn)代機械制造業(yè)中，企業(yè)對專用機床有著廣泛的需求。一般鉆 床勞動強度大，專用性能低，生產(chǎn)率不高且不能保證精度；而多軸專用鉆床操縱 方便、省力、容易掌握，不易發(fā)生操作錯誤和故障，不僅能減少工人的疲勞，保 證工人和鉆床的安全，還能提高鉆床的生產(chǎn)率。因此，專用機床的使用，對企業(yè) 的競爭力有著十分重要的作用。本文針對一般鉆床上述種種缺點及加工對象的具 體情況設計一臺輪輻專用多軸鉆床，力求達到滿足性能要求，經(jīng)濟效益和人機關 系等技術經(jīng)濟指標。 3 Abstract As it is known, the special-purpose lathe is extensively demanded by enterprises in the modern mechanical manugfacturing industry. The ordinary lathe not only need a large number of man-power. But has a low performance. In addition, its productivity is low and the accuracy cant be ensured. However, the special-purpose lathe can not merely help enterprises to boost productivity greatly, saving a large number of manpower, the material resources, still can improve the quality of the products. Meanwhile, it is easily maneuvered and guarantees workers safty. Hence, the use of the special-purpose lathe plays an important part in the competitiveness of enterprises. Owing to the variety disadvantages of the ordinary lathe, this article presents a new design of mutil-axles drilling machine. It is designed based on the specific information of the object. We try our bests to make it satisfies the performance demands as well as other index such as economic efficiences and relation between humen and machines. Key words: muti-axles drilling machine. 4 目錄 第一章 多軸鉆床總體設計 8 第一節(jié) 概論 8 一性能要求 9 二經(jīng)濟效益 10 三人機關系 11 第二節(jié) 多軸鉆床總體布局分析 11 一操作、觀察與調(diào)整對總體布局的影響 11 二零件的加工工藝方法對總體布局的影響 12 三機床的運動分配對總體布局的影響 12 四精度等級對總體布局的影響 13 五生產(chǎn)效率對總體布局的影響 13 六機床的造型對總體布局的影響 14 第三節(jié) 多軸鉆床工藝方案的制定 14 一影響機床工藝方案制定的主要因素 15 二加工工件的工藝分析 15 第二章 多軸鉆床部件設計 16 第一節(jié) 動力部件的選擇 16 一切削用量的選擇 16 二刀具的選擇 17 三動力部件的選擇 17 第二節(jié) 減速器的選取 20 第三節(jié) 上臺板的設計 21 一材料的選取 22 二尺寸的確定 22 三結構設計 23 第四節(jié) 主軸箱體的設計 24 第五節(jié) 主軸箱零件的設計 26 一齒輪的設計 26 二齒輪的計算及校核 28 三軸的設計 34 第六節(jié) 夾緊機構的設計 40 5 一概述 40 二夾緊機構的設計 42 第三章 支承件的設計 43 第一節(jié) 概述 43 一支承件的功能 43 二支承件的靜剛度和形狀選擇原則 44 三支撐件的動態(tài)特性 44 第二節(jié) 導軌（立柱）的設計 45 一概述 45 二導軌的設計 46 第三節(jié) 底座的設計 48 一材料選擇 48 二結構設計 49 三尺寸確定 49 第四章 液壓系統(tǒng)的設計 49 一工況分析 50 二確定液壓缸的參數(shù) 52 三繪制工作原理圖 54 第五章 電器控制系統(tǒng)的設計 55 一方案分析 55 二工作過程 56 后記 58 致謝 59 參考文獻 60 英文翻譯 62 6 附錄 英文原文 72 7 第一章 多軸鉆床總體設計 第一節(jié) 概論 多軸鉆床的總體設計是機床設計的關鍵環(huán)節(jié)，它對機床所達到的技術性能和 經(jīng)濟性能往往起著決定性的作用。 機床總體設計，目前基本上有兩種情況：其一，是根據(jù)具體加工對象的具體 情況進行專門設計；其二，因機床在組成部件方面有共性，可設計成通用部件， 可以利用通用部件來進行機床設計。本設計屬于第一種情況，這也是當前最普遍 的做法。 一般來說，機床總體設計時應考慮下列幾點: 1. 用合適的加工工藝，制定最佳方案； 2. 合理的確定機床工序集中程度； 3. 合適的選擇機床通用部件； 4. 選擇當前機床的配置形式； 5. 合理的選擇切削用量； 6. 設計高效率的夾具，刀具及主軸箱； 7. 要保證給定的工藝過程； 8. 保證機床的剛度、精度、抗振性和穩(wěn)定性，力求減輕機床重量； 9. 保證機床結構簡單，盡量用較短的傳動鏈，以提高傳動精度和效率； 10. 保證良好的加工工藝性，以便于機床的加工和裝配； 11. 保證安全生產(chǎn)，便于操作調(diào)整和維修； 12. 盡可能保證占地面積小； 8 13. 機床外形美觀大方，符合人機工程學原理。 評價機床性能的優(yōu)劣，主要是根據(jù)技術經(jīng)濟指標來判斷的。機床設計的技術 經(jīng)濟指標可從滿足性能要求，經(jīng)濟效益和人機關系等方面進行分析討論。 一性能要求 1. 工藝范圍 機床的工藝范圍是指機床適應不同生產(chǎn)要求的能力。大致包括下列內(nèi)容：在 機床上可完成的工序種類；加工零件的類型，材料和尺寸范圍；毛坯的種類等。 2. 加工精度和表面粗糙度 機床的加工精度是被加工零件在尺寸，形狀和相互位置等方面所能達到的準 確程度。機床精度分三級：普通精度級，精密級和高精密級。機床的精度，包括 幾何精度，傳動精度，運動精度和定位精度等。幾何精度是指機床在不運動或運 動速度較低時的精度，它是由機床各主要部件的幾何形狀和它們之間的相對位置 與運動軌跡的精度決定的。傳動精度是指內(nèi)傳動鏈兩末端件之間的相對運動精度， 它取決于傳動系統(tǒng)中機件的制造精度和裝配精度以及傳動系統(tǒng)設計的合理性。運 動精度是指機床的主要部件以工作狀態(tài)的速度運動時的精度。定位精度是指機床 主要部件在運動終點所達到的實際位置的精度。只有機床精度達到一定要求后， 才能滿足機床加工精度的要求。 機床加工的工件表面粗糙度也是機床主要性能之一。它與工件和刀具的材料， 進給量，刀具的幾何形狀和切削時的振動有關。對表面質(zhì)量要求越高，也就是要 求表面粗糙度越小，則對抗振性的要求越高。機床的抗振性包括兩個方面：抵抗 受迫振動的能力和抵抗自激振動的能力。如果振源的頻率與機床某主要部件振動 的固有頻率重合時，就將發(fā)生共振。振幅大增，加工表面粗糙度將會大大增加。 切削自激振動，產(chǎn)生于切削工程中。如果切削不穩(wěn)定，則切過的表面，其波紋度 將越來越大，振動越來越劇烈，將嚴重影響加工表面的質(zhì)量。 9 3. 生產(chǎn)率 機床的生產(chǎn)率通常是指在單位時間內(nèi)機床所能加工的工件數(shù)量。要提高機床 的生產(chǎn)率，必須縮短加工一個工件的平均總時間，其中包括縮短切削加工時間， 輔助時間以及分攤到每個工件上的準備和結束時間。 4. 自動化 機床自動化可減少人對加工的干預，從而保證加工的一致性，即被加工零件 的精度穩(wěn)定性。還具有提高生產(chǎn)率和減輕工人勞動強度的優(yōu)點。 5. 可靠性 機床的工作可靠性也是一項重要的技術經(jīng)濟指標。隨著機床安全化的發(fā)展， 可靠性在機床設計中的地位逐步提高。 6. 機床壽命 機床壽命就是機床保持它應具有的加工精度的時間。隨著技術設備更新的加 速，對機床壽命所要求的時間也在減短。對于本次設計的多軸專用鉆床來說，壽 命要求短，因為它將隨加工產(chǎn)品的更新而廢棄。這就要求機床在最高生產(chǎn)率的條 件下工作，在使用期內(nèi)充分發(fā)揮機床的效能，取得最大的經(jīng)濟效益。 確保和提高機床的壽命，主要是提高關鍵性零件的耐磨性，并使主要傳動件 的疲勞壽命與之相適應。 二經(jīng)濟效益 在保證實現(xiàn)機床性能要求的同時，還必須使機床具有很高的經(jīng)濟效益。不僅 要考慮機床設計和生產(chǎn)的經(jīng)濟效益，更重要的是要從用戶出發(fā)，提高機床使用廠 的經(jīng)濟效益。對于機床生產(chǎn)廠的經(jīng)濟效益，主要反映在機床成本上。機床的成本 包括材料，加工制造費用，而且還包括研制和管理費用。 對于機床使用廠的經(jīng)濟效益，首先是提高機床的加工效率和可靠性。要使機 床能夠充分發(fā)揮其效能，減少能源消耗，提高機床的機械效率，也是十分重要的。 10 機床的機械效率是有效功率對輸入功率之比。兩者的差值就是損失，主要是摩擦 損失。而且，摩擦功轉化為熱量，將引起機床的熱變形，又對機床的工作帶來不 良的后果。因此，設計時必須重視提高機床的機械效率。 三人機關系 在設計中，還應該重視人機關系問題。 機床應操縱方便，省力，容易掌握，不易發(fā)生操作錯誤和故障。這樣不僅能 減少工人的疲勞，保證工人和機床的安全，還能提高機床的生產(chǎn)率。 防止機床對周圍環(huán)境的污染，也是對機床設計和制造提出的一項主要要求。 噪聲要低，不僅噪聲聲級要達到規(guī)定值以下，而且不能對人耳有強烈的不適感。 。 對于上述的各項技術經(jīng)濟指標，在機床設計時我們將綜合考慮，并應根據(jù)不 同的需求，有所側重。 第二節(jié) 多軸鉆床總體布局分析 機床布局的設計是一個重要的全局性問題，它對機床的部件設計，制造和使 用都有較大的影響。機床總布局的任務，是解決機床各部件的相對運動和相對位 置的關系，并使機床具有一個協(xié)調(diào)完美的造型。工藝分析和工件的形狀，尺寸和 重量，在很大程度上左右著機床的布局形式。 一操作、觀察與調(diào)整對總體布局的影響 機床的布局必須充分考慮到操作機床的人，處理好人機關系。充分發(fā)揮人與 機床各自的特點，使人機的綜合效能達到最佳。 機床各部件的相對位置的安排，應考慮到便于操作和觀察及測量。安裝工件 11 部位的高度，應正好處于操作者手臂平伸的位置（較重件除外） 。為適應一般操 作者的身材高度，對安裝工件位置較低的機床，應將床腿或床座墊高。 根據(jù)手臂所能到達指定位置的難易程度，有最大工作區(qū)，正常工作區(qū)和最佳 工作區(qū)之分。為了便于檢修，要考慮人體蹲下是較適于工作的區(qū)域。還應考慮到 操作者可能達到的最大視野和反應敏銳的視野區(qū)等。 二零件的加工工藝方法對總體布局的影響 專用機床加工工件的工藝方法是多種多樣的。在設計多軸鉆床時，往往由于 工藝方法的改變，導致機床的傳動部件配置以及結構等產(chǎn)生一系列的改變。因此 在確定專用多軸鉆床的總體布局時應首先分析和選擇合理的加工工藝。 三機床的運動分配對總體布局的影響 鉆床的工藝方案確定后，刀具與工件在加工時的相對運動也隨之被確定了。 但此相對運動可以完全分配給刀具，也可以完全分配給工件，或由刀具和工件共 同完成。下面我們擬定幾種分配方案，分析比較不同方案的優(yōu)缺點，選擇最佳運 動方案。 1. 鉆削加工的相對運動由刀具實現(xiàn) 在輪輻專用多軸鉆床上鉆孔時，主運動和進給運動都有刀具完成，鉆頭的軸 向移動為進給運動，鉆頭的回轉運動為主運動。主運動和進給運動形成了切削加 工時的全部相對運動。 2. 鉆削加工時的相對運動由刀具和工件共同完成 在多軸鉆床設計中，擴鉸輪輻孔時主運動分配給鉆頭，進給運動由工件完成， 即鉆頭的向下運動和工件的向上移動，該方案用于工件重量不大的設計中。 方案比較：把運動完全分配給刀具的方案，一般用于重型工件的加工。由于 12 多軸鉆床所加工的輪輻重量不是很大，故本設計采用第二種方案。具體方案如下 圖： 固 定 四精度等級對總體布局的影響 由于多軸鉆床的加工精度和光潔度與機床的剛度和抗震性有關，為了獲得所 要求的加工精度和光潔度，在機床總體布局上應保證有足夠的剛度和抗震性。通 常情況下，支承形式為封閉的框架時，其剛度較好。機床在加工過程中產(chǎn)生震動 傳遞給工件和刀具，會使被加工表面產(chǎn)生震動，降低表面光潔度；震動也會使刀 具壽命縮短，使機床零件磨損加快；震動所造成的噪音，使工人疲勞。因此，設 計中應采取一定的措施來消除和減少震動。 五生產(chǎn)效率對總體布局的影響 機床的生產(chǎn)批量不同，其結構可能完全不同。強力輪輻股份有限公司加工輪 輻屬于大批量生產(chǎn)，因此制造輪輻擴鉸專用機床，一次完成多孔加工，效率高， 13 勞動強度低，從而節(jié)約人力和時間。 六機床的造型對總體布局的影響 機床的外觀，應尋求整體統(tǒng)一，均衡穩(wěn)定，比例協(xié)調(diào)機床總布局的任務，是 解決機床各部件的相對運動和相對位置的關系，并使機床具有一個協(xié)調(diào)完美的造 型。 鉆床一般型式是單臂式和框架式。單臂式的特點是能方便的更換點位進行加 工。但這類布局型式與框架式相比剛度較差，所以本設計采用框架式結構，這種 型式的機床具有占地面積小，工人所處的操作位置比較靈活的特點，且剛度高， 加工精度高。本設計框架式結構見下圖： 第三節(jié) 多軸鉆床工藝方案的制定 工藝方案制定的正確與否，將決定機床能否達到“質(zhì)量輕，體積小，結構簡 單，使用方便，效率高，質(zhì)量好”的要求。故在確定專用機床的總體布局方案時， 應重點分析和選擇合理的工藝方案。 14 一影響機床工藝方案制定的主要因素 被加工零件需要在機床上完成的工序及加工精度，是制定機床工藝方案的主 要依據(jù)。制定工藝方案時，首先需要全面的分析工件的加工精度及技術要求，了 解現(xiàn)場加工工藝及保證精度的有效措施。 1. 被加工零件的特點 工件材料及硬度、加工部件的結構形式、工件的剛性、工藝基面等，對于機 床工藝方案的制定都有重要的影響。 工件的剛性不足，加工時工序就不能太集中。有時為了減少機床臺數(shù)，必須 采用高度集中工序時，從安排上，也必須把一些工序從時間上錯開加工，以避免 同時加工時因工件受力變形、發(fā)熱變形以及振動而影響加工精度。 2. 工件的生產(chǎn)方式 被加工零件生產(chǎn)批量的大小，對機床方案的制定也有影響。對大批量生產(chǎn)的 箱體零件，工序安排上，一般趨于分散。例如加工輪輻螺栓孔，其粗加工，精加 工分別在不同的機床上進行。機床雖多一些，但由于生產(chǎn)批量很大，從提高生產(chǎn) 率，穩(wěn)定的保證加工精度的角度來講仍然是合理的。在小批量生產(chǎn)情況下，完成 同樣工藝內(nèi)容，則力求減少機床臺數(shù)，此時應當將工序盡量集中在一臺或少數(shù)幾 臺機床上進行加工，以提高機床的利用率。 二加工工件的工藝分析 本次設計的機床是輪輻螺栓孔專用擴鉸多軸鉆床。以下對所加工工件外形及 加工面的位置作詳細的分析。 由零件圖可以看出，此步工序是對輪輻面上六個直徑為 32 的孔進行擴鉸 加工。如果采用一般鉆床，也可以完成此步工序，但是一次只能加工一個孔，一 15 個輪輻需要加工六次，勞動強度大，生產(chǎn)率低且不能保證精度。為了保證配合質(zhì) 量，提高生產(chǎn)效率和減輕勞動強度，可以使用多軸鉆床一次完成六個孔的擴鉸工 作，從而節(jié)省人力和時間。所加工工件在擴孔后的零件圖如下圖所示： 第二章 多軸鉆床部件設計 第一節(jié) 動力部件的選擇 動力部件的選擇在整個多軸鉆床的設計中是至關重要的。動力部件的功率如 果選取過大，電動機經(jīng)常處于低負荷情況，功率因素小，造成電力浪費，同時使 轉動件及相關尺寸選取過大，浪費材料，且機床笨重。如果選取過小，則機床達 不到設計提出的使用性能要求。本設計主運動采用電動機帶動，進給運動采用電 動機帶動液壓系統(tǒng)運動。 一切削用量的選擇 多軸鉆床正常工作與合理地選用切削用量，即確定合理的切削速度和工作進 16 給量，有很大的關系。切削用量選用的恰當，能使多軸機床以最少的停車損失， 最高的生產(chǎn)效率，最長的刀具壽命和最好的加工質(zhì)量，也就是“多快好省”的進 行生產(chǎn)。 工作時，六軸鉆床的六把刀具同時運轉，為了使鉆床能正常工作，不經(jīng)常停 車換刀，而達到較高的生產(chǎn)率，所選的切削用量比一般鉆床單刀加工要低一些。 概括地說，在多軸鉆床上不宜采用較大的切削速度和進給量。 對于擴鉸孔，要想達到較理想的狀態(tài)，除刀具須保證合理的幾何形狀及冷卻 充分，很重要的一點是合理選擇切削用量。一般是速度低一點好，進給量不宜太 大。 查組合機床設計第一冊“機械部分”表 213“擴孔切削用量” ，得 V=1220m/min，f=0.30.4mm/r ，本設計選取 v=20m/min,f=0.3mm/r。 二刀具的選擇 廠方提供現(xiàn)有刀具。 三動力部件的選擇 1. 主運動電動機的選取 查專用機床設計與制造選取主運動電動機： 切削扭矩： qmxMpCDtK:即1.00.9.80.753.9325(2)4() 1.687(公斤力米) 總切削扭矩： Mgn總 .687.1(公 斤 力 米 ） 軸向力： 0 ppqxyPCDtSK:料 P 17 1.30.70.7537.805(29)4()24公 斤 力 總軸向力： .615.0(Fn:總 公 斤 力 ) 切削功率： 1029.4(/min)3.410.7977vrdMnpkw:總 根據(jù)以上計算，選取主運動電動機。查機械設計手冊 ，選取型號為 Y160L8。Y 系列電動機為全封閉自扇冷式，一般用于空氣中不含易燃，易炸或 腐蝕性氣體的場所，也適用于無特殊要求的機械上，如金屬切削機床。 工作條件： 環(huán)境溫度不超過+40； 相對濕度不超過 95； 海拔不超過 1000m； 額定電壓 380V； 頻率 50Hz； 接法：3KW 及以下 Y 接法，4KW 以上三角型接法。本設計采用三角型接法。 工作方式為連續(xù)（S1） ； 防護等級為 IP44（GB149879） 。 所選電動機參數(shù)如下表所示： 18 滿載時 型號 額定 功率 型號 轉速 1/minr:電流 /A效率 （） 功率 因素 Y160L-8 7.5 720 17.7 86 0.75 噪聲、dB(A) 型號 堵轉轉 矩額定 轉矩 最大轉 矩額定 轉矩 1 級 2 級 重量 /kg Y160L-8 2.0 2.0 67 72 45 電動機的安裝尺寸： 國際標準機座號 D F G 機座 號 2 極 4、6 、81 0 極 2 極 4、6 、8 10 極 2 極 4、6 、81 0 極 2 極 4、6 、8 10 極 160L 160L42 42K6 12 37 E L 2 極 4、6 、81 0 極 K A B C 2 極 4、6、81 0 極 110 15 254 254 108 650 2.進給電動機的選?。?本設計進給運動采用液壓進給，根據(jù)廠方現(xiàn)有設備，選取三相異步電動機， 型號為 Y132S6。 查機械設計手冊“表 9.15”，Y 系列（IP44）三相異步電動機具體 參數(shù)如下： 19 滿載時 型號 額定功率型號 轉速 1/minr:電流 /A效率 （） 功率因 素 堵轉 電流 額定 電流 Y132s-6 3.0 960 7.23 83 0.76 6.5 噪聲、dB(A) 型號 堵轉轉 矩額定 轉矩 最大轉 矩額定 轉矩 1 級 2 級 飛輪力 矩 2/Nm:重量 /kg Y160L-8 2.0 2.2 66 71 0.286 63 安裝尺寸見下表所示： E L 2 極 4、6、810極 K H A 2 極 4、6、810 極 80 12 0.5216 475 第二節(jié) 減速器的選取 減速器是原動機和工作機之間的獨立的封閉傳動裝置，用來降低轉速和增大 轉矩，以滿足工作需要。減速器的種類很多，按照傳動類型可分為齒輪減速器， 蝸桿減速器和行星減速器。本設計減速器位于鉆床頂部，所處空間有限，故選用 國際標準機座號 D F G 機座 號 2 極 4、6 、81 0 極 2 極 4、6 、8 10 極 2 極 4、6 、81 0 極 2 極 4、6 、8 10 極 132s 132s38 38k6 10 33 20 單級行星齒輪減速器。行星齒輪減速器與普通圓柱齒輪減速器相比，尺寸小，重 量輕，一般用在結構緊湊的動力傳動中。根據(jù)需要，本設計選用立式 NGWL 型 行星齒輪減速器，這類減速器的工作條件為： 高速軸轉速不超過 1500r/min； 齒輪圓周速度不超過 15m/s； 工作環(huán)境溫度為-40+45； 可正反兩向運轉。 查新編機械設計師手冊上冊表 6.1139，選擇型號為 NGWL11，公稱 傳動比為 7.1。再查新編機械設計師手冊表 601142“單級 NGWL 型減速 器外型和安裝尺寸” ，具體參數(shù)如下： 外形機座 號 型號 規(guī)格 公稱 傳動 比 L 21D1 1 NGW-L11 7.1 根據(jù)所配電動 機確定 360 230.5 法蘭及螺栓孔2D31nd h 12h 280 325 686 20 18 軸伸 d l t b 重量 （kg） 油量 （L） 50 82 53.5 14 65 3.89 第三節(jié) 上臺板的設計 本設計中上臺板的主要作用是安裝電動機和減速器，用來承受電動機和減速 21 器的重量，并吸收電動機工作時產(chǎn)生的一部分振動。 一材料的選取 為了更好的吸收電動機和減速器產(chǎn)生的振動，上臺板的材料選用鑄鐵 HT300。 二尺寸的確定 尺寸的確定在上臺板的設計中至關重要。上臺板如果設計的過厚，將增加機 床的整體重量，還浪費材料；如果設計的過薄，則剛度不夠，電動機和減速器的 重量通過上臺板作用于減速箱上，影響正常的工作。 查新編機械設計師手冊表 1.21“鑄鐵最小允許壁厚” ，鑄鐵尺寸在 500mm 500mm 以上，鑄鐵最小允許壁厚為 20mm。因本設計所設計尺寸遠大于 此值，廠方又要求在設計時各零部件富裕量要大，所以本設計上臺板厚度取為 40mm。 查新編機械設計師手冊表 6.1142“單級 NGWL 型減速器外型和安 裝尺寸” ，根據(jù) , ，確定上臺板中間安裝減速器的凸臺130Dm280 內(nèi)孔壁直徑分別為 360mm，280mm。 查新編機械設計師手冊表 7.227“TL 型彈性套柱銷聯(lián)軸器外型和安裝 尺寸” ，根據(jù) ，結合主軸 IIIII 段的長度，確12,6,84LSLm 定中間凸臺的高度為 148mm。 因立柱橫向之間的距離為 900mm，立柱直徑為 120mm，取上臺板外緣凸臺 壁厚為 60mm，則上臺板長度為 1155mm。 因立柱縱向之間的距離為 680mm，立柱直徑為 120mm，取上臺板外緣凸臺 壁厚為 60mm，則上臺板寬度為 918mm。 22 三結構設計 為了便于安裝聯(lián)軸器，上臺板中間凸臺設計為敞開式。因聯(lián)軸器 D=224mm， 中間凸臺內(nèi)徑為 280mm，所以可以很方便的進行安裝，維護和維修。 查新編機械設計師手冊表 1.22“外壁，內(nèi)壁與肋板的厚度” 。零件最 大外型尺寸小于 1250mm 的鑄件，肋的厚度最小為 8mm。考慮安全問題，取肋 的厚度為 14mm。 查新編機械設計師手冊表 1.26“鑄造外圓角半徑 R 值” ，表面的最小 邊尺寸在 25mm60mm 之間，外圓角取 4mm。 查新編機械設計師手冊表 1.211“孔邊凸臺” ，具體計算如下： r=0.25a=0.25 40mm=10mm； R=0.75a=0.75 40mm=30mm； H=2a=2 40=80mm。 經(jīng)尺寸確定，結構設計后，最終確定上臺板結構如下圖： 23 第四節(jié) 主軸箱體的設計 主軸箱體是機床的重要組成部分，按專門要求或需要來進行設計的，在機床 設計過程中，是工作量較大的部件之一。 首先，介紹機床主軸箱的用途。主軸箱體是用于布置（按所要求的坐標位置） 機床工作主軸及傳動零件和相應的附加機構。它通過按一定速比排布傳動齒輪， 把動力從動力部件動力箱，電動機等，傳遞給各工作主軸，使之獲得所需求的 轉速和轉向，并防止?jié)櫥屯饬骱突覊m，污物侵入。主軸箱體應有足夠的精度和 剛度；有良好的散熱性和密封性；具有美觀大方且與總體布局協(xié)調(diào)一致的外型； 具有良好的工藝性；便于加工和裝配。 對于主軸箱體設計，本設計采用一般設計法。一般設計法是根據(jù)主軸的分布， 轉速，轉向以及尺寸要求等，由設計者進行全部設計工作，這也是當前主軸箱設 計中最常用的方法。主軸箱設計的原始依據(jù)，包括下述的全部或部分內(nèi)容： 1. 所有主軸的位置關系； 2. 要求的主軸轉速和轉向（這是指左旋轉轉向，對右旋轉向一般不需要注 明） ； 3. 主軸的工序內(nèi)容和主軸外伸部分尺寸； 4. 主軸箱的外型尺寸與其他部件的聯(lián)系尺寸； 5. 動力部件（包括主電機）的型號； 6. 托架或鉆模板的支桿在主軸箱上的安裝位置及有關要求； 7. 工藝上的要求； 8. 其他要求。 主軸箱體設計具體步驟如下： 1. 材料選擇： 因為該多軸鉆床主軸箱尺寸較小，為了便于制造，故選用 45 鋼。 24 2. 結構設計： 本設計采用聯(lián)結在立柱上的兩正方形鋼板（隔板）圍成主軸箱上下箱壁?？?慮到齒輪的安裝，套筒的固定，側壁設計成可拆卸式。 1) 主軸箱體的壁厚 為了減輕機床重量，在保證主軸箱足夠剛度的前提下，主軸箱體應盡量選取 較小的壁厚。但本設計須在箱體內(nèi)、外壁之間安裝軸承等，故受其裝配尺寸限制， 按需要適當加厚。因軸承寬度為 17.25mm，端蓋厚度為 20mm，軸承距離主軸箱 體內(nèi)壁為 8mm，則主軸箱體的厚度為 17.25mm+20mm+8mm=45.25mm，圓整取 為 46mm。 2) 主軸箱體內(nèi)壁的距離 主軸箱體內(nèi)壁之間用來安裝齒輪，因為小齒輪齒寬大于大齒輪齒寬，所以根 據(jù)小齒輪計算距離。小齒輪齒寬為 40mm，距內(nèi)壁距離都為 16mm，所以內(nèi)壁的 距離為 40mm+ 16mm+16mm=72mm；外壁距離（也就是主軸箱體的輪廓高度） 為 72mm+46mm+46mm=164mm。 3) 主軸箱體尺寸的確定 已知大齒輪分度圓尺寸為 147mm，小齒輪分度圓尺寸為 75mm，齒全高為 5.94mm，則小齒輪齒頂圍繞大齒輪軸旋轉的軌跡為直徑是 112mm 的圓。取齒輪 輪齒距主軸箱側壁距離為 16mm（考慮安裝誤差） ，側壁板因只起到防止灰塵， 污物的侵入，為了減輕主軸箱重量，可取較小的壁厚，但考慮裝配原因，定為 20mm。則主軸箱體的外型輪廓尺寸 LBH（長寬高） =339mm339mm164mm。具體結構形狀如下： 25 第五節(jié) 主軸箱零件的設計 一齒輪的設計 1. 主傳動方案設計 傳動系統(tǒng)的設計是主軸箱設計中關鍵的一環(huán)。所謂傳動系統(tǒng)的設計，就是通 過一定的傳動鏈，按要求把動力從動力部件的驅(qū)動軸傳遞到主軸上去。同時，滿 足主軸箱其他結構和傳動的要求。 傳動系統(tǒng)設計的一般要求： 1) 在保證主軸的強度、剛度、轉速和轉向要求的前提下，力求傳動軸和齒 輪最少；應盡量用一根傳動軸帶動多根主軸；當齒輪嚙合中心距不符合標準時， 可采用齒輪變位的方法和湊中心距離。 2) 在保證有足夠強度的前提下，主軸，傳動軸和齒輪的規(guī)格要盡可能少， 以減少各類零件的品種。 3) 通常應避免主軸帶動主軸，否則將增加主動主軸的負荷。 4) 最佳傳動比為 11.5，但允許采用到 33.5。 5) 粗加工主軸上的齒輪，應盡可能靠近前支承，以減少主軸的扭轉變形。 6) 盡可能避免升速傳動，必要的升速最好放在傳動鏈的最末一，二級，以 減少功率損失。 2. 主軸箱齒輪齒數(shù)的確定 齒輪傳動是機械傳動中最重要的傳動之一，其主要特點有效率高、結構緊湊、 工作可靠、壽命長等優(yōu)點，并且該傳動比較平穩(wěn)。齒輪傳動可分為開式、半開式 和閉式傳動，本設計依據(jù)廠方的具體情況設計為半開式。 齒輪應具有足夠的工作能力，以保證在整個工作壽命期間不致失效。通常， 在設計齒輪時只按齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度兩個準則進行計算。 下面對齒輪進行具體的參數(shù)計算和結構設計。 因所加工工件的兩對稱孔之間中心距為 222.25mm。根據(jù)廠方要求，主軸箱 內(nèi)的齒輪應足夠結實，故初選主軸箱齒輪模數(shù)為 3mm。 26 1) 齒輪齒數(shù)： 兩對稱孔中心距與齒數(shù)的關系為： 1212()admz 式中各參數(shù)含義： 所加工對稱孔中心距； 大齒輪分度圓直徑；2d 齒輪模數(shù)；m 小齒輪齒數(shù)；1z 大齒輪齒數(shù)；2 中心距。a 把 d222.25mm，m3mm 代入上式得： 12.53()z247.zm1即 齒輪齒數(shù)為整數(shù)，所以 74.1 可以就近圓整為 74，因此 。由于齒1274z 輪齒數(shù)應該遵循互質(zhì)原則，查機械制造裝備設計 ，初定 49， 25。 已知主軸轉速 n199.04r/min，即小齒輪轉速為 199.04r/min，齒數(shù)比 u1.96，即 i1.96。 2) 選擇齒輪類型、精度等級及材料 a) 齒輪應因不受軸向載荷，故選用直齒圓柱齒輪傳動； b) 因為多軸鉆床為一般工作機器，轉速不高，故選用 7 級精度（GB10095- 88） ； c) 齒輪的材料選擇 由機械設計表 101 選擇小齒輪材料為 20CrMnTi，硬度為 300HBS， 齒面硬度 60HRC；大齒輪材料為 40Cr，硬度為 280HBS。 3. 齒輪結構設計 齒輪的結構設計與齒輪的幾何尺寸、材料、加工方法及使用要求等因素有關。 27 因此進行齒輪結構設計時，必須考慮上述各方面的因素。具體設計如下： 齒輪結構設計有以下原則：當齒頂圓直徑小于 160mm 時，一般做成實心結 構；當齒頂圓直徑在 160500mm 之間時，一般做成腹板式結構。 1) 小齒輪結構設計 因小齒輪齒頂圓直徑 160mm，本設計選用實心結構，即盤式齒75adm 輪。其結構尺寸為： ，則 2.537.em。(2.)e*750aadh 2) 大齒輪結構設計 因為大齒輪分度圓直徑 = mm=147mm 160mm，所以大齒輪admz:349 同樣選為實心結構。結構與小齒輪一樣。 3) 大齒輪和小齒輪參數(shù)如下所示 名稱 參數(shù)代號 小齒輪參數(shù) 大齒輪參數(shù) 模數(shù) m 3 3 齒數(shù) z 25 49 分度圓直徑 d 75 147 二齒輪的計算及校核 1. 齒輪的計算和校核 按齒面接觸疲勞強度設計 查機械設計得： 21312.()tEtdHkTZ: 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 選載荷系數(shù) .tK 計算小齒輪傳遞的轉矩： 5119.0/TPn 28 由機械設計便覽表 412“各種性能減速器主要性能比較”查得減速器 效率為 95 96；由實用機械設計手冊查得軸承效率為 99；聯(lián) 軸器效率為 99。主軸箱齒輪布置為六個小齒輪均勻分布在一個大齒輪的邊沿， 并被大齒輪帶動，所以主軸箱輸出功率為： 12316P 式中各參數(shù)含義： 輸入減速器的功率1 減速器效率2 聯(lián)軸器效率3 滾動軸承效率 將 P7.35， 195， 99， 399代入上式得：7.59%96P6.kW1.29 小齒輪轉速的計算： 01ni 把 代入上式，得：01272/min,7.,.96nri0/.r18.7/minr125349dZ:1120.537.5dabm(2),70aaeeh即 29 4125.610.937tTFNd12,Bm146.931.45AtKd7a19.0.298/minkwTr45.6N 由機械設計表 107 選取齒寬系數(shù) d0.53； 由機械設計表 106 查得材料的彈性影響系數(shù) ； 1289.EaZMP 由機械設計表 1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 , ；lim140HaMPlim10HaP 由機械設計表 10-13 計算應力循環(huán)系數(shù)1698.76/in1(8305)hNnjLr84.2088.2.916 由機械設計表 1019 查得接觸疲勞強度系數(shù) ,10.93HNK ；20.98HNK 計算接觸許用應力 取失效概率為 1，安全系數(shù)為 s=1。 由機械設計式 1012 得：1lim0.9314302HNaakMPS22li.8658aa 30 2. 按齒面接觸強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 。代入 中較小的值，得：1tdH132.()tEtdHkTZu:4231.560.98.76()56.94 mm 計算圓周速度 V 160tdn5.948.7./ms 計算齒寬 b 1dt:0.536.94.5m 計算齒寬與齒高之比 b/h1.2.ttmz2.5.645.9th38.b 計算載荷系數(shù) 根據(jù) v0.686m/s ，7 級精度，由 機械設計圖 108 查得動載系數(shù) 。假設直齒輪 ，由機械設計表 103 查得：1.05vk10/AtkFNmb.2HFK 由機械設計表 102 查得使用系數(shù) ；1A 由機械設計表 104 查得 7 級精度，小齒輪相對支承對稱布置時 31 231.208(.6)0.1HdKb: 將數(shù)據(jù)代入，得： 23.(.53).4.95H 187 由 ， ，查機械設計1013 得 ：5.4bh.k1.45FK 故載荷系數(shù) .021.45AVH1.427 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由機械設計公式 1010a 得： 3311.42765.968.tkdm 因初選 ，所以強度合格。75m 計算模數(shù) m 17532dz 3. 按齒根彎曲強度設計 由機械設計式 105 得： 132()FaSdYkTmz 1) 確定公式內(nèi)的各個參數(shù)值 由機械設計圖 1020d 查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞強度分別為：1750FEMPa ， 270FEPa； 由機械設計表 1018 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 10.9FNk， 32 20.95FNK； 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 1.4S，由機械設計式 1012 得：0.914 0FNEKMPa2567.S 計算載荷系數(shù) k AVF 查取齒形系數(shù) 由機械設計表 105 查得 ；12.6,.3aaY 查取齒形校正系數(shù) 由機械設計表 105 查得 ；12.59,1.70SaSa 計算大小齒輪的 并比較大小FaS12.6590.463asFY2.317.as 2) 設計計算 4321.475.610.0mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強 度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載 能力，而齒面接觸強度的承載能力，僅與齒輪直徑有關，廠方要求的 75mm，m=3 完全可靠。1d 4. 幾何尺寸計算 1) 計算分度圓直徑 33 13257dmz2491 2) 計算中心距 1275dam 3) 計算齒輪寬度 10.39.db 考慮安裝對中誤差及大小齒輪傳遞扭矩相等等因素，小齒輪齒寬應比大齒輪 寬 510mm，故將齒寬就近圓整為 。124,35Bm 5. 驗算 4125.60.97tTFNd4.93.1/AtKmb 故設計合理。 三軸的設計 作回轉運動的傳動零件，一般都安裝在軸上進行運動，即傳遞動力。因此軸 的功用是支承回轉零件及傳遞運動和動力。 軸的結構設計就是根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要 求，合理的確定軸的結構和尺寸。如果軸的結構設計不合理，則會影響軸的工作 能力和軸上零件的工作可靠性，還會增加軸的制造成本和軸上零件的裝配困難。 軸的工作能力計算是指軸的強度、剛度和振動穩(wěn)定性等方面的計算。一般情 況下，軸的結構工作能力主要取決于軸的強度，因此在設計計算中我們只對軸的 強度進行計算，防止其斷裂或塑性變形。 1 主軸的設計 1) 主軸的結構設計 34 主軸的型式和直徑，主要取決于刀具的進給抗力和切削扭矩或主軸刀具系 統(tǒng)結構上的需要。 軸的分布類型是多種多樣的，結構各有不同，大體可以歸納成下述幾種類型： 單組或多組圓周分布； 等距或不等距直線分布； 圓周或直線混合分布； 任意分布。 根據(jù)廠方所提供的零件圖，本設計采用第一種類型中的單組圓周分布。單軸 的結構如下圖： 小 齒 輪 軸 2) 主軸的參數(shù)設計 主軸的分布盡管有各種各樣的類型，但通常采用的經(jīng)濟而又有效的轉動是： 用一根傳動軸帶動多根主軸。本設計采用此種設計，具體方案如下：在設計傳動 系統(tǒng)時，首先把所有主軸（6 軸）分成一組同心圓，然后在同心圓上放置一根傳 動軸，來帶動一組主軸。接著再用此轉動軸與動力部件驅(qū)動軸聯(lián)結起來。這就是 通常的傳動布置次序，即由主軸處布置起，最后再引到動力部件的驅(qū)動軸上。 本設計選用剛性主軸。設計剛性主軸的主要內(nèi)容之一是選擇主軸參數(shù)。主軸 參數(shù)確定的正確與否，對主軸的剛性將有很大的影響。在設計剛性主軸時，若主 軸參數(shù)選擇不合理，則被加工零件將達不到要求的精度和光潔度。 求輸出軸上的功率 由齒輪計算知 1.29pkW 35 198.76n/minr4520TN: 求作用在齒輪上的力 因為 13257dz 則： 412.601.93tTFN1.9325.67rtCOSCS1.80tn 式中各參數(shù)代表的含義： 小齒輪傳遞的扭矩，單位為 N:mm；1T 小齒輪的節(jié)圓直徑，對標準齒輪即為分度圓直徑；da 嚙合角，對標準齒輪 20 。 初步確定軸的最小直徑 軸的扭轉強度條件為： 3950.2T TPnWd 式中各參數(shù)含義： 扭轉切應力，單位為 Mpa；t T軸所受的扭轉力，單位為 Nm:； 軸的抗扭截面系數(shù)，單位為 3；tn 軸的轉速，單位為 r/min； P軸傳遞的功率，單位為 KW；d 計算截面處軸的直徑，單位為 mm； 許用扭轉切應力，單位為 Mpa。t 36 選取軸的材料為 45 號鋼（調(diào)質(zhì)處理） ， 值在 2545 之間， 值在t0A 103126 之間，本設計取 =126,由上式計算得軸的直徑：0A33095.2tpdAn:33min01.962.587Am 軸的直徑，考慮鍵槽的削弱影響，對于單鍵 d 增大 45，則 d=23.6mm，因為廠方要求主軸強度要留有一定的富裕量，圓整為 30mm。 2. 大齒輪軸的設計 1) 大齒輪軸的轉速計算 已知大齒輪軸的功率 ,轉速 和轉矩 ，則：2pn2T,13P: 式中各參數(shù)含義： ,電動機輸出功率； 1 減速器效率；2 連軸器效率；3 滾動軸承效率。 將 ,P7.35kw, 1=95%, =99%, 3=99%代入上式27.59%9P 6.844kw 則大齒輪轉速 027/min10.4/in.1nrri52 689595.PT Nm: 2) 大齒輪軸的受力分析 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為： 234917dmz 37 則： 5126.410876.tTFNmd: 又因為六個小齒輪均布在大齒輪周圍，徑向力相互抵消，故 理論值為零。2rF 3) 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 號鋼（調(diào)制處理） 。根據(jù)機械設計表 153 取 ，則：0126A233min06.84151.0PdAm 考慮到鍵槽的削弱影響，對于雙鍵 d 增大 710（本設計因單鍵強度不 夠，不符合要求，故選用雙鍵） ，則：mini10%5.31056.43d 就近圓整為 60mm。 輸入軸的最小直徑顯然是聯(lián)結聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選軸的直徑與連 軸器的孔徑相適應，故需要同時選聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩： 2caATK 查機械設計表 102，考慮到載荷均勻平穩(wěn)，故取 ，則：1Ak5216.40caANm:. 按計算轉矩 應小于聯(lián)軸器工程轉矩額定條件，查機械設計師手冊標caT 準(GB/T5015-1985)，選用 TL8 型彈性套住銷聯(lián)軸器。其公稱轉矩為 710Nm，許 用轉速為 3000r/min，滿足使用要求。 3. 軸的結構設計 1) 主軸的結構設計： 38 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長度 主軸軸徑 d30mm，所選軸承型號為 7207，其尺寸為306217.5dDT ，取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為 16mm；軸承端蓋總寬度 為 20mm；軸承距箱體內(nèi)壁距離為 2mm；齒輪寬為 40mm，則軸 III 段的長度 為 100mm。 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。 2) 大齒輪軸的結構設計 根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度 現(xiàn)已知安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，即 ，安裝齒輪處的軸段考慮到15dm 鍵槽的削弱影響，取 。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L112mm，160d 取 08ILm。 安裝齒輪處軸徑 d 取 60mm，取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離 a=16mm；取軸承距 箱體內(nèi)壁距離為 s=8mm。已知軸承寬度 T=22mm，大齒輪寬 B=35mm，與聯(lián)軸 器相配合的套筒長度根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸 A 定位 d=102mm，則軸 IIIII 的長度為 d=102mm.。 2()lTsaBd =2(2246816)35(1024) =225mm 根據(jù) 212 軸承的安裝尺寸 ，選取套筒厚度 4.5mm。1D 初選滾動軸承 因軸承除承受軸的重力外，幾乎不受軸向力，故選用深溝球軸承。 齒輪、半聯(lián)軸器與軸向定位均采用平鍵聯(lián)接，查實用機械設計手冊 續(xù)表 31 選取 149 的鍵，公稱長度為 100mm。為了保證齒輪與軸配合具有良 好的對中性，選用齒輪輪轂與軸的配合為 H7/h6；同時半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選 用平鍵 14mm9mm，其配合為 H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合 來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 確定軸的圓角和倒角尺寸 39 參考機械設計表 152，取軸端倒角為 245。 ，各軸肩處圓角半徑取 R=2。 大齒輪軸的結構如下圖： 大 齒 輪 軸 第六節(jié) 夾緊機構的設計 一概述 零件在工藝規(guī)格制定以后，就要按工藝規(guī)格順序進行加工。加工中除了需要 機床，刀具，量具之外，成批生產(chǎn)時還需要用機床夾具。它們是機床和工件之間 的連接裝置，是將工件進行定位、加緊；將刀具進行導向或?qū)Φ?，以保證工件和 刀具間的相對位置關系的附加裝置，使工件相對于機床或刀具獲得正確位置。機 床夾具的好壞直接影響工件加工表面的位置精度，所以機床夾具設計是裝配設計 中一項重要的工作，是加工過程中最活躍的因素之一。 一一般夾具的組成 1. 定位元件 起定位作用，保證工件相對夾具的位置，可以用六點定位原理來分析其所受 限制的自由度。 2. 加緊裝置 將工件加緊，以保證在加工時保持所限制的自由度。 40 3. 導向元件和對刀裝置 用來保證刀具相對于夾具的位置。本設計為擴鉸孔，需要夾具具有導向作用。 4. 連接元件 是用來保證夾具和機床工作臺之間的相對位置。對于鉆床夾具，由于孔加工 刀具加工時只是沿軸向進給就可完成，用導向元件就可以保證相對位置，因此在 將夾具安裝在工作臺上時，用導向元件直接對刀具進行定位，不必再用連接元件 定位了，所以一般鉆床夾具沒有連接元件。 二夾緊機構的功能 1. 保證加工精度； 2. 提高生產(chǎn)率； 3. 擴大機床的使用范圍； 4. 減輕工人的勞動強度，保證生產(chǎn)安全。 三加緊機構應滿足的要求 1. 保證加工精度； 2. 夾具的總體方案應與年生產(chǎn)綱領相適應； 3. 安全，方便，減輕勞動強度； 4. 排屑順暢； 5. 機床夾具應有良好的強度，剛度和結構工藝性。 四機構的夾緊過程 1) 消除間隙階段：從原動操作部分開始動作起，到各傳動構件之間，以及 夾緊元件與被夾緊部件之間完全消除間隙，開始接觸為止； 2) 加力與變形階段：夾緊元件被夾緊部位的壓力從零開始逐漸增加，同時 各傳動軸構件也由于受力而發(fā)生彈性變形，直到夾緊元件對被夾緊部位的夾緊力 達到預定值為止。 41 二夾緊機構的設計 設計機床的加緊機構前，應明確該部件的工作條件： 1. 作用于部件上切削力的大小，方向和作用點的坐標位置； 2. 部件的支承情況，即有關導軌以及部件與導軌接觸處的各項幾何尺寸； 3. 部件的重量以及重心的坐標位置。 以上工作條件，本設計在機床總體設計與布局情況下已求得，現(xiàn)選擇夾緊力 作用點，夾緊力作用點選擇的原則為： 1. 盡可能以最小夾緊力取得防止機床部件滑移，顛覆和回轉的最大效果； 2. 夾緊點布置在被夾緊零部件上剛度較大的部位，減少夾緊力引起的變形； 3. 盡量減少夾緊機構在夾緊、松開機床部件時的位移，保證定位精度。 本設計夾緊點選在六個圓周孔的外邊緣位置。此處離要加工孔的位置較近， 可以用較小的夾緊力達到預期的夾緊效果，且此處剛度較大，受夾緊力所產(chǎn)生的 變形較小。夾具的結構如下圖： 42 第三章 支承件的設計 第一節(jié) 概述 一支承件的功能 機床的支承件是指床身，立柱，橫梁，底座等。它們相互固定聯(lián)接成機床的 基礎和框架。這些件一般都比較大，所以也成為“大件” 。機床上其他零、部件 可以固定在支承件上，或者工作時在支承件的導軌上運動。工作時，刀具與工件 之間相互作用的力沿著大部分支承件逐個傳遞并使之變形，機床的動態(tài)力會使支 承件和整機振動，支承件的熱變形將改變執(zhí)行元件的相對位置和運動軌跡。以上 這些，都將會影響被加工件的加工精度和表面質(zhì)量。因此，支承件的主要功能是 保證機床有足夠的靜剛度，抗振性，熱穩(wěn)定性和耐用度，且保證機床各零部件之 間的相互位置和相對運動精度。所以，支承件的合理設計是機床設計的重要環(huán)節(jié) 之一。 1. 支承件應滿足的基本要求 1) 應具有足夠的剛度和較高的剛度質(zhì)量比； 2) 應具有較好的動態(tài)特性，包括較大的位移阻抗（動剛度）和阻尼；整機 的低階頻率較高，各階頻率引起結構共振；不會因薄壁振動而產(chǎn)生噪聲； 3) 熱穩(wěn)定性好，熱變形對機床加工精度的影響較??； 4) 排屑順暢，吊運安全，并具有良好的結構工藝性，以便于制造和裝配。 2. 支承件的分類 支承件根據(jù)其形狀，可分為三大類： 43 1) 一個方向的尺寸比另外兩個方向大得多的零件，這些零件可看作梁類件； 2) 兩個方向的尺寸比第三個方向的尺寸大得多的零件，這類零件可看作板 類件； 3) 三個方向的尺寸都差不多的零件，這類零件可看作箱類件。 二支承件的靜剛度和形狀選擇原則 支承件的變形一般包括三個部分：自身變形，局部變形和接觸變形。在本設 計中，載荷是通過立柱（兼作導軌）施加到底座上去的，其變形包括底座的變形， 立柱的變形等。在設計時不可忽略局部變形和接觸變形，它們有時甚至占主要地 位。 1. 自身剛度 支承件所受的載荷，主要是拉壓，彎曲和扭轉。其中彎曲和扭轉是主要的。 因此，支承件的自身剛度，主要應考慮彎曲剛度和扭轉剛度。其次，如果支承件 的壁較薄，特別是支承件的內(nèi)部如果肋板不足或布置不夠合理，受力后會發(fā)生截 面形狀的畸變。自身剛度主要取決于支承件的材料、形狀、尺寸和肋板的布置等。 2. 局部剛度 局部變形發(fā)生在載荷集中的地方。 3. 接觸剛度 兩個平面接觸，由于兩個面都不是理想的平面，而是有一定的宏觀不平度， 因而實際接觸面積只是名義接觸面積的一部分；又由于微觀不平，所以真正接觸 的只是一些高點。這些都會影響到支承件的接觸剛度。 44 三支撐件的動態(tài)特性 設計支撐件時，僅滿足靜剛度的要求，往往還是不夠的。還應滿足動態(tài)特性 的要求。即：支撐件的固有頻率與激振頻率相重合；應具有較高的動剛度（共振 狀態(tài)下，激振力的幅值與振幅之比）和較大的阻尼。當支撐件受到一定幅值周期 性激振力的作用下，受迫振動的振幅較小。 支承件的重量往往占機床總重的 80%以上，其性能對整臺機床的有很大的影 響。因此，合理的設計支承件，在機床設計過程中是很必要的。 第二節(jié) 導軌（立柱）的設計 一概