卧式多轴钻床主轴箱结构设计说明书

济 南 大 学 泉 城 学 院毕 业 设 计题 目 卧式多轴钻床主轴箱 结构设计 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级学 生学 号指导教师二一一年五月三十日济南大学泉城学院毕业设计（论文）- I -摘 要多轴钻床是一种孔加工机床，它被广泛应用于加工多孔工件。多轴钻床在生产中的应用，解决了普通钻床加工多孔工件时逐孔加工浪费人工和时间的两个重要问题。多轴钻床可同时加工工件上的多孔或着同时加工多个工件，显著的提高了加工效率，保证了孔距、孔径的精度。在本次设计中，设计的多轴钻床为箱体孔加工机床，属于专用机床。在高速发展的工业现代化的进程中和各种机械的设计和制造中，组合机床被越来越广泛的应用，并且越来越转化为生产力。从这个方面上讲，对于组合机床的研究具有十分重要的意义。本次设计题目为卧式双面四轴组合钻床右主轴箱设计。本设计的主轴箱安装在滑板上面，大致工作原理如下：由电动机带动高速轴经齿轮传动最终将运动传至主轴，完成四轴同时加工过程。为扩大加工范围，设计中采用滑移齿轮进行二级变速。在重点章节中我对机床的传动部件进行了参数设计和结构设计，特别对齿轮、轴、轴承及键进行了具体的计算和验证。关键词：多轴钻床；生产率；主轴箱济南大学泉城学院毕业设计（论文）- II -ABSTRACTIn this paper Multi-axis drilling machine is a hole processing machine, which is widely used for processing of porous workpiece. Multi-axis drilling machine application in production, to solve the two important issues of ordinary processing of porous workpiece by drilling holes and time manually processing waste. Multi-axis drilling machine can work at the same time on the porous workpiece or the processing of multiple parts at the same time, this significantly improve the processing efficiency, Ensure the pitch, aperture accuracy. In this design, Multi-axis design for the box hole drilling machine tools, are special purpose machine. In the rapid development of modern industrial wave,or a variety of mechanical design and manufacturing, Machine tool more and more widely used, more and more into productivity. In this sense, the machine tool has important practical significance.The design of double-sided 4-axis horizontal subject to the right combination drilling machine spindle box. The design of the spindle box installed in the slide above, Generally works as follows: High speed shaft of the motor driven by the gear will eventually by the movement spread to the spindle, 4 axis at the same time to complete processing. To expand the range of processing, the design used secondary transmission gear slip. Key chapters in my drive components for machine tool design and structural design parameters, especially the gears, shafts, bearings and keys to a specific calculation and verification.Key words： Multi-axis drilling machine；Productivity；Headstock 济南大学泉城学院毕业设计（论文）- III -目 录摘要. .IABSTRACT. .II1 前言.11.1 本课题的研究背景及意义. .11.2 本课题国内外研究概况. .21.3 本论文的主要工作及本机床整体结构.21.3.1 本论文的主要工作.21.3.2 本机床整体结构. . .22 总体结构设计.42.1 方案选择 .42.2 主传动系统设计. .53 齿轮的设计. 73.1 齿轮结构设计. 73.1.1 二级变速机构的选择. . .73.1.2 滑移齿轮布置. . 73.1.3 滑移齿轮的设计. . 73.1.4 主轴齿轮的设计. 113.2 齿轮齿数的确定.124 电机的选择.145 轴的结构设计.165.1 高速轴的设计.165.2 中间轴设计. . .225.3 主轴设计.226 键及轴承的校核. .246.1 平键的校核.246.2 花键的校核.246.3 轴承的校核.26结论.29参考文献.30致谢.31济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 1 -1 前言1.1 本课题的研究背景及意义 1随着现代化工业技术的快速发展，特别是在各种机械设计和制造业中，组合机床的应用越来越广泛，越来越提高生产效率。因此，对于组合机床的研究具有十分重要的理论意义及现实意义。组合机床是根据加工工件的形状及加工工艺要求按系列化标准化设计的，以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。由于通用部件都已系列化和标准化，可根据需要灵活配置从而说短了设计和制造的周期。因此，组合机床兼有效率高成本低的优点，在大批量的生产中得到了广泛的应用。端盖是一种应用非常广泛的零件，其上分布有许多的孔，图 1.1 是某种型号的端盖，此端盖的加工要求钻 4-8 的通孔，孔距精度为 700.15。原来该工序是在普通钻床上完成的，通过钻模板来保证孔径、孔距的精度，如果是大批量生产则生产率低，劳动强度大，所以在这种情况下最适合用多轴钻床加工。图 1.1 端盖因此根据以上分析，将设计课题定为加工端盖的多轴钻床。机床的性能主要是由设计质量决定的，任何一台机床的设计都分为方案设计和结构设计。所以本次设计首先要确定设计方案，画出设计方案示意图，其次就是对主轴箱进行总体结构设计，包括电机的选择、轴和齿轮的设计、箱体的设计、轴承的选择及其它附件的设计等。然后根据以上设计内容绘制装配图，通过装配图表达济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 2 -出主轴箱的设计思路、工作原理及各零件间的相互位置、尺寸、结构形式等。1.2 本课题研究概况组合机床是一种高效专用的机械装备，它是大批量的机械产品实现高精度、高效率及经济性生产的关键装备。目前，多轴专用转床被广泛的应用于汽车、内燃机和压缩机等许多工业生产领域的箱体部件的加工中。在大批量生产的机械工业部门，组合机床尤其是多轴钻床被大量的使用。因此，组合机床的技术性能，在和大程度上决定了相关工业生产部门的生产效率、产品质量和产品的竞争力。多轴钻床是由大量通用部件和少量专用部件组成的、工序高度集中的高效专用机床，它由普通钻床和专用机床发展而来。由于多轴专用钻床工序的高度集中，即在一台机床上无需更换装夹位置同时完成一种或几种不同工序加工，因此适应大批量、高精度的生产要求，并且克服了万能机床结构复杂、劳动强度大、生产效率底、精度不宜保证的缺点。多轴专用钻床及其自动化线已广泛应用到汽车、电动机、仪器仪表及军工产品的生产上，并已显示出巨大的优越性。1.3 本论文的主要工作及本机床整体结构1.3.1 本论文的主要工作本次设计工作将设计一台双面卧式多轴专用钻床主轴箱。其目的是设计出结构简单、效率高、使用便捷、质量可靠的机床。从而合理地选择机床的通用部件，恰当的专用机床的配置形式，以及高效率的主轴箱就是本次设计的主要内容。1.3.2 本机床整体结构济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 3 -图 1.2 多轴钻床整体结构图为了提高加工效率及保证孔径、孔距的精度，本次设计中采用双动力头，两个工件装夹之后，双向同时加工，此时两个方向的轴向力可相互抵消，保证了孔的同轴度。机床的整体布局为：床身为卧式，夹具及工件放置在床身中部，工件夹紧由夹紧汽缸自动完成，两个多轴动力头可沿导轨水平移动。另外也可用这种机床加工长孔类零件，加工长孔时，如果只用一个钻头单方向加工，很可能会使孔钻偏，从而不能满足同轴度的要求，而采用两头钻会提高孔的同轴度，同时生产率也得到了提高。济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 4 -2 总体结构设计2.1 方案选择 2多轴钻床主轴箱的工作原理是：电动机带动高速轴，高速轴通过多级齿轮传动达到降速要求，并将运动传到主轴，使主轴带动刀具完成加工过程。为了将运动和动力传递路线及各部件的组成和联接关系表达清楚，现用机构简图来表示其传动方案，根据要求主轴箱拟定的设计方案有以下三种：(a) (b)(c)图 2.1 多轴箱传动方案简图合理的传动方案首先要满足机器的功能要求，比如传递功率，转速和运动形式等。此外还要适应工作环境、工作制度等条件，满足工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性及经济性合理等要求。当然，要同时满足这些要求是非常困难的，因此要通过分析比较多种方案，选择能够保证重点要求的较好的传动方案。图 2.1 所示为卧式多轴钻床主轴箱的三种传动方案简图，(a)方案采用联轴器将电动机轴与高速轴相联，比较适合选用机座带底脚的电动机，使用维护方便，但结构尺寸较大，不适于安装在和滑动的主轴箱架上；（b）方案将将滑移齿轮用键套联，此方案虽然方便加工，但是结构复杂并且增加额外重量导致能耗增加；（c）方案改进了以上两种方案的不足，将电动机轴与高速轴套联，采用一体式滑移齿轮，这样结构紧凑，电动机选用机座不带底脚，端盖有凸缘的形式，直接将电动机与高速轴相联。这三种方案都能满足主轴箱的功能要求，但结构、加工工艺性不同，从结构和工艺性考虑，(c)方案是较好的，所以设计方案确定为(c)方案。方案确定后，现在分析所选方案的工作原理：电动机通过键连接带动高速轴转动，高速轴上的滑移齿轮通过拨叉机构的控制与中间轴的两个齿轮的其中之一啮合，济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 5 -达到输出两级转速的目的，中间轴通过齿轮将转动同时传至四根主轴完成钻削加工。传动方案确定后，开始对主轴箱的结构进行具体设计，主要包括齿轮的设计、轴的设计、电机的选择、轴承的设计、箱体的设计等等。2.2 主传动系统设计机床的主传动系统是用来实现机床的主运动的，它具有一定的转数和一定的变速范围，从而能采用不同材料的刀具，加工不同材料，不同要求，不同尺寸的工件，并能方便的进行开、停、变速、换向和制动等一系列动作。（1）钻床的主运动参数是主轴转速 3。转速与切削速度的关系是：（2.1）dvn10式中： 转速 ；nmi/r 切削速度 ；vn 工件（或刀具）直径d本次设计的卧式多轴钻床主轴箱结构为了扩大加工范围，采用滑移齿轮进行二级变速，在变速系统中各级间要满足等比数列的关系，因为按等比数列排列的主轴钻数有以下优点 4：1）使变速传动系统简化；按等比数列排列的主轴转速，一般借助于串联若干滑移齿轮组来实现。当每一滑移齿轮组内的各齿轮福的传动比是等比数列时，各串联齿轮副的传动比的乘积，即主轴转速也是等比数列。因此采用等比数列的主轴转速，使机床变速传动系统简单了。2）使转速范围内的转数相对损失均匀；在其它条件不变的情况下，转速的相对损失就反映了生产率的损失。（2）选择标准公比的一般原则从使用性能考虑，最好将公比 选的小一些，以减少相对转速损失。但是公比越小，级数越多，使机床的结构复杂。本次设计中多轴钻床的两档输出转速分别为700r/min 和 1000r/min,所以公比 =1.415。（3）本次设计的多轴钻床主轴箱的传动系统转数图：济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 6 -图 2.2 传动系统转速图由上面的转速图得： 4.101i272i济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 7 -3 齿轮的设计3.1 齿轮结构设计3.1.1 二级变速机构的选择由于本设计需要输出两个不同的转速，因此需要对变速机构进行的设计。本设计采用有级变速中的滑移齿轮变速。这种变速机构广泛应用于通用机床和部分专用机床中。其优点是变速范围广，变速方便，可传递较大的功率和转矩并能在在较大的变速范围内变速。不工作的齿轮不啮合，因而空载时损失的功率较少。3.1.2 滑移齿轮布置变数组中的滑移齿轮一般布置在主动轴上，因为其转数一般比被动轴的转数高，可使滑移齿轮的齿数减小、重量减轻、操作省力。因此，我们在设计时，将滑移齿轮布置在主动轴上，即与电机相连的高速轴上。为了避免同一滑移齿轮变速组内两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮之间的间距应稍大于滑移齿轮的总宽度，一般留有 1mm-2mm 的间隙。在强度允许的条件下，尽量选用较小的齿数和，并使齿轮的传动比不大于 ，以避免采用过大的齿轮对小齿41轮的过度磨损。这样，既缩小了本变速组的轴向间距又不妨碍变速组的轴向间距。3.1.3 滑移齿轮的设计1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）按图 2.1（c ）所示的传动方案：选用直齿圆柱齿轮传动；2）此主轴箱没有太高的要求，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88 ） ；3）材料选择，小齿轮选用 40Cr，大齿轮选用 45 钢；4） ，齿轮齿数和为 72，齿数分别为 ， ， ，241Z830Z422、按齿面接触强度进行设计 6根据直齿圆柱齿轮的计算公式：（3.1）2311 )(2HEudZKT济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 8 -为区域系数，标准直齿轮 时， ，代入上式得：uZ205.2uZ2311 )(.HEdKT式中： K载荷系数小齿轮传递的转矩1弹性影响系数，单位为EZ2/1MPa齿宽系数d许用接触应力H（3.2）12Zu由上式进行试算，即： 2311 )(2.HEdtt ZuTKd1）确定公式内的各计算数值(1) 试选载荷系数 3.1tK(2) 计算小齿轮传递的转矩（3.3）mNnPT 981405.15.9105.9661(3) 选取齿宽系数 2.d(4) 由表查得材料的弹性影响系数 2/18.9aEMPZ(5) 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 aH502lim1li济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 9 -(6) 计算应力循环次数 NhnjLN60（3.4）式中：应力循环次数N 齿轮转速nmin/r 齿轮每转一圈时，同一齿面啮合次数j齿轮工作寿命（单位为 ）hLh将主轴箱的工作寿命定为 15 年，每年工作 300 天，两班制，则：h 4102.753082 941 108.6.6hjlnN992 102.3/05.(7) 查表得接触疲劳寿命系数：89.01HNK92.0HNK(8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 ，则由式S（3.5）KNlim式中： 寿命系数NK齿轮的疲劳极限lim疲劳强度安全系数S济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 10 - aHNH MPSK5.48910.1lim1 )(0692.lim22 aHNH2) 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值td1H2311 )(2.HEdtt ZuTKd m0.57482.0.19)(9. 2(2) 计算圆周速度 v （3.6）106ndlts/1.06.57(3) 计算齿轮的宽度 b（3.7）mdt 4.10.5721(4) 计算齿宽与齿高之比 hb/模数 Zdmtt 4.2/0.57/1齿高 mt2.1./hb(5) 计算载荷系数根据 ，7 级精度，查得动载荷系smv/18.4 5.vK直齿轮， FHK 按齿面接触疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数 按齿根弯曲疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数F查表知：使用系数 。1AK济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 11 -查表得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时齿向载荷分布系数：=1.223HK故载荷系数：11.151.21.2231.68 （3.8）VA(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,得：（3.9）mKdtt 09.623.1/.57/331 (7) 计算模数 m(3.10)Z.24/09.6/1就近圆整为标准值 )(5.2m3) 几何尺寸计算(1) 分度圆直径mZd60245.1m182(2)中心距 da9026)(21(3) 计算齿轮宽度 mdb16.01取 )(81B)(52B4) 验算（3.11）NdTFt 7.396811（3.12）)/(10/48.27.39mbKtA 所以，符合设计要求。济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 12 -3.1.4 主轴齿轮的设计因本机床为多轴钻床，有四根主轴，为了能加工出符合要求的工件，齿轮排列如图 2.3 所示，每对啮合齿轮的齿数和为 50，齿轮的几何尺寸为：(1) 分度圆直径mZd502(2)中心距 a(3) 计算齿轮宽度 mdb1052.1图 3.1 主轴齿轮的分布齿轮的校核与高速轴齿轮校核类似，通过实际校核符合要求。3.2 齿轮齿数的确定确定齿轮齿数的原则和要求：（1）所设计齿轮的齿数和 不应过大ZS齿轮的齿数和 过大会加大两轴之间的中心距，使机床的结构庞大。一般推荐Z齿数和 ，设计中高速轴齿轮啮合及主轴齿轮啮合均取 。0ZS 72ZS（2）最小齿轮的齿数要尽可能小济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 13 -为了便于设计和制造，高速轴齿轮的模数都选为 ，主轴齿轮模数选m5.2为 m2根据当各对齿轮的模数相同且不采用变位齿轮时，各对齿轮的齿数和必然相等的原则，通过查表的齿轮的齿数：241Z482Z30主轴齿轮的齿数： 24Z通过计算传动比符合齿轮齿数的确定原则。济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 14 -4 电机的选择电机选择的主要内容包括：电机的结构型式，类型， ，容量和转速，确定电机的具体型号。（1）电机的结构型式主轴箱通过独立电机来提供动力，有两级输出转速，无其它特殊要求，因此选用普通的交流电动机就可以满足要求。在 Y 系列中 IP44 电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，有防止灰尘、铁屑或其它杂物侵入电机内部的优点，额定电压 380V，频率 50Hz，相对湿度不超过 95，工作环境温度不超过 ，适Co40用于无特殊要求的机械上。主轴箱的工作条件符合以上情况，所以选用 Y 系列 IP44电动机。（2）确定电动机的类型已知：钻头直径 ，钻削主轴转速 ，进给量mD8min/10rn，钻削深度 ，端盖材料为铜钼铸铁，硬度相当 HB240。rS/15.0L25首先算出一根钻削主轴所需轴向力 及功率 ：eNPin/1.084.3maxnv（4.1）NKgfHBDSN 98.1298.12405.6.26.2 6.8.08. （4.2）mfMKP 3054.351.6.08.09.6.08.9.1（4.3）由 ，查表得系数125.3DL8.0vKmin/96.2.125maxvv（4.4）kWDvMPKPe 2867.03.174.27169305.2.716济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 15 -（4.5）本设计中有 4 根钻削主轴，共需功率 为PkWe1468.27.04（4.6）由以上计算得本次设计选取电机功率为 。k5.1所以由电机功率 ，两级转速分别为 700r/min 和 1000r/min，最终选同步转速为kW5.11500 r/min，电机型号为 Y90L4B5,电机的参数如表 2.1 所示：表 4.1 电机的参数最大转矩电机型号额定功率kW满载转速 min/r额定转矩质量kg基本安装类型同步转速 min/rY90L4 1.5 1400 2.2 27 B5 1500济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 16 -5 轴的结构设计轴是组成机器的主要零件之一，它的主要功用是支承回转零件及传递动力和运动。轴的结构设计包括轴的外形及结构尺寸的设计，另外还要对轴上零件进行轴向和周向定位的设计 7。轴上零件的轴向定位主要通过轴肩、套筒、挡圈、端盖及圆螺母来完成。轴上零件的周向定位主要通过键、销、紧定螺钉来实现。5.1 高速轴的设计已知电机功率 ，满载转速 ，其上两齿轮的参数如下表kWP5.1min/140rn所示：1、高速轴上的功率 ，转速 ，转矩 分别为：111T（5.1）kWP47.98.05011min/41rn（5.2）mNPT 102847.105.905.96161式中： 电动机的功率 P 高速轴传递的功率 1 电机的满载转速n济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 17 - 高速轴的转速1n 高速轴所受的扭矩T 电动机与高速轴间的传动效率，取01 98.01表 5.1 齿轮参数齿数 Z 齿宽 Bm12模数 m齿形角 齿顶高系数 ah1224 30 2.5 20 1 18 152、求作用在齿轮上的力已知：小齿轮齿数 ，其分度圆直径为241Zmd601NdTFt 7.3296081（5.3）tr 120tan7.329an1 （5.4）3、初步确定轴的直径计算空心部分的直径（5.5）d1式中： 空心轴的内径， 空心轴的外径，常取 ，在这取1d 6.056.0。因为电动机轴的直径 ，故空心轴的孔径 ,所以空心轴的外径：mD24md241（5.6）d406.1济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 18 -现在高速轴的内外径都已确定，为了使所选轴直径与轴承孔径相适应，同时选轴承的型号。初选：滚动轴承 6208 GB/T 276-1994。4、高速轴结构设计机床最终要有两级变速，所以在高速轴上采用滑移齿轮进行变速，将高速轴做成花键轴，为了便于加工将滑移齿轮分开做，通过键连接在一起。为了使设计结构紧凑，将电机轴与高速轴通过键连接，其结构如图 5.1：图 5.1 高速轴结构确定其它各段的直径、长度及定位要求：由上图得，电动机轴长 45mm,直径为 24mm 将钻孔长度定为 52mm，退刀槽直径为 34mm，长度为 4mm，将右端轴的长度定为 25mm,轴承内圈用轴肩定位，此处的轴在工作时只受弯矩，轴承只承受径向力，因此选用深沟球轴承，所选型号为6208。确定花键轴的长度时，根据滑移齿轮的宽度及与其相啮合的两个齿轮间的距离来确定，每个齿轮的齿宽均为 18mm，四个齿轮的总宽度即为 72mm，另外滑移齿轮与其相啮合齿轮要有一定的轴向距离，所以将花键轴的长度定为 105mm，根据花键的规格尺寸，选取 D=40mm 的花键轴其尺寸规格为NdDB=836407。高速轴的左端选用深沟球轴承 6005， ，轴承的右端采用轴肩定位，轴间高度为 3mm,此轴承所在轴段的直径为 25mm，长度为 12mm。另外还要确保轴上零件的周向定位，滚动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来保证的，选取轴与轴承的配合为 H7/k6。滑移齿轮通过花键连接进行周向定位，花键连接的优点是：受力均匀，齿根处应力集中较小，总的接触面积大，承受的载荷大，轴上零件与轴的对中性好，导向性好，适用于定心精度要求高、载荷大、经常滑移的联结。5、计算轴上载荷 8济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 19 -按弯曲强度条件计算轴上载荷，根据轴的结构图，确定各轴承的支点位置，深沟球轴承的支点位置在轴承的中点上，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出垂直面内的 图和水平面上的 图，然后计算总弯矩并做VMH出 图，如图 2.5 所示。M做图过程如下：已知 mlBA68mlCB69NFt3041Fr11）根据图（b)得： （5.7）121tH（5.8）lFl代入数据得： )(7.3291NH6821F计算得：NFH1.6NH6.132mlM.98.12)同理根据图(c) 计算如下（5.9）121rvF（5.10）BCABvll21代入数据：021F69821Fv计算得：N4.61 N.52mlFMABv 8.41096.1总弯矩济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 20 -mNMVH 3.12068.496.122（5.11）图 5.2 轴的转矩图3) 校核轴的强度由上图可知，B 为危险截面。按第三强度理论，计算应力：1WM（5.12）式中： 轴的计算应力，单位为aP 轴所受的弯矩，单位为MmN济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 21 - 轴的抗弯截面系数，单位为W3m 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力1下面计算心轴的抗弯截面系数：（5.13）3434343 6.570.10.1.02 mdd 所以（5.14）aMPW6.2570轴的扭转强度条件为：（5.15）2.015936TTdn式中： 扭转切应力，单位为TaMP 轴所承受的扭矩，单位 mN 轴的抗扭截面系数，单位为TW3 轴的速度，单位为nin/r 轴传递的功率，单位为 kWP 计算截面处轴的直径，单位为dm 许用扭转切应力，单位为T aMP代入数据，得 )(12.402.5.92.09533 aT PdnW进行弯扭强度应力计算：)(1.32.416.242 aca M（5.15）济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 22 -已选定的材料为 45 钢，调质处理，由设计手册 查得：9aMP601因此 ，故安全。15.2 中间轴设计 9与高速轴的设计思路一样，通过高速轴上滑移齿轮的两个啮合位置确定中间轴两齿轮间的轴向距离，为了尽可能的减少轴承的型号，中间轴使用高速轴上使用的6005 型轴承，以此确定中间轴右端的轴径 25，轴承的内圈利用套筒定位，此轴段的长度定为 44mm,右侧齿轮通过键与轴连接，对齿轮进行周向定位，键的选用规格为 bhL=8718,齿轮的右端利用套筒定位，左端利用轴肩定位，齿轮所在轴段的长度定为 31mm,轴间高度为 3mm,左侧齿轮所在轴段与其相同，左端轴承分别利用套筒和挡圈进行定位，具体尺寸如图所示 10。左端的小齿轮也利用键进行周向定位，键的选用规格为 bhL=6610，利用轴肩和挡圈进行轴向定位，具体尺寸和结构如图 5.3 所示 11：图 5.3 中间轴结构中间轴结构尺寸设计完之后，需对其强度进行校核，校核思路与高速轴类似，经校核得出中间轴的强度符合要求。5.3 主轴设计主轴组件是机床的重要组成部分，其也包括主轴、轴承及安装在主轴上的其它济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 23 -传动件。通过以上对高速轴及中间轴设计，大体设计过程基本类似，只是在选择轴承时不同，因主轴在加工工件时，工件对主轴产生轴向推力，所以选用了推力轴承，轴承代号为 51203，轴承的固定通过圆螺母与箱体壁连接来实现，装夹钻头的接杆通过销连接实现在主轴上的固定选用销的规格为 1048，主轴的其它附件的设计如图 5.4 所示 12图 5.4 主轴结构济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 24 -6 键及轴承的校核6.1 平键的校核现以中间轴大齿轮的键连接进行校核，来判断其是否符合强度要求,其它平键的校核方法与此类似。由公式（6.1）122iT式中：中间轴传递的转矩 2T 高速轴传递的转矩 1传动比i 传动效率 12得中间轴的转矩 =1002820.9=18050.4（ ）2TmN由键的校核公式（6.2）kldTp310式中： 键与轮毂键槽的接触高度， k h5.0键的工作长度，圆头平键 l bLl 轴的直径d最终带入数值得 Mpap 08.3185.02济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 25 -因键、轴和轮毂的材料都是钢，查表的许用挤压应力 =100120 Mpa,取其平均值p110 Mpa，由 得键的连接强度符合要求。p6.2 花键的校核由于高速轴上的滑移齿轮需要通过花键连接，现对此花键连接进行校核 。13由公式（6.3）nPT6105.9式中：T高速轴传递的转矩P电动机的功率n高速轴的转速传动效率带入数据得高速轴的转矩 T= =10027.5（Nmm）98.0145.96由动连接花键的校核公式mzhldTP2（6.4）式中：载荷分配不均匀系数，与齿数有关，一般取 =0,70.8，齿数多时取小值Z花键的齿数济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 26 -h花键的齿侧面的工作高度，矩形花键 h= -2C2dD花键的平均直径，矩形花键，dm m带入数据计算得：P= 85.0314.67.02查表得花键连接的许用压力 =5，由 P 得此花键连接的强度符合要求。6.3 轴承的校核轴承是支承轴及轴上零件的重要部件，分为滚动轴承和滑动轴承两大类。在本设计中根据需要都选用滚动轴承 14。轴承的选择在上面的设计中都已完成，现在对高速轴所选轴承进行校核，先求轴承承受的径向载荷 【15】 ：左轴承所受径向力：NFVHr 7.16.89.1622211 （6.5）右轴承的径向力：NFVHr 1.746.59.1322222 （6.6）已知：轴承转速 ，运转时有中等冲击，预期寿命min/140rn hLh201、求比值由于该轴承承受很小的轴向力， 较小，aF则：19.0era则 ， 1X0Y济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 27 -（深沟球轴承的最小 值为 0.19）e2、初步计算当量动载荷 P（6.7）arpFYXf式中： 载荷系数 pf 径向载荷 rF 轴向力a 径向动载荷系数 X 轴向动载荷系数Y由查表得： =1.21.8 取pf 5.1pf所以对左轴承 NFYXfParp 05.267.1.11 对右轴承 farp .45.223、求轴承应有的基本额定动载荷值：（6.8）610hnLPC对于球轴承， 3对于左端轴承 NnLPCh 9.1840514605.216361 对于右端轴承nh 7.1950145.26103624、查设计手册： 对左端轴承 选 ，验算如下：kNCr41kr8.70济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 28 -以小时为单位表示轴承的寿命 （单位 ）hL)(501075.0.261460601 63 hLhPCnLh )(501072.15.2694061601 632 hhnh 故所选轴承满足寿命要求。对右端轴承 选 kNCr.921kr8.0计算同上，通过经验算知，所选轴承满足寿命要求。对于主轴，轴承的选择及校核过程同上，因为主轴要承受轴向力，所以要选用推力球轴承。济南大学泉城学院毕业设计（论文）- 29 -结 论通过本次设计计算及