单面双轴专用铣床机械制造及自动化毕业设计说明书

1、xxx 机电高等专科学校 毕业设计说明书毕业设计说明书 论文题目论文题目: :单面双轴专用铣床 滑套、主轴、齿轮 5、6 的设计和校核 系 部： 机械工程系 专 业： 机械制造及自动化 班 级： 机制 114 学生姓名： xxx _ 学 号： _ 指导教师： xxx 2014 年 04 月 20 日 目录目录 绪论绪论.1 第第 1 1 章章 总体方案论证总体方案论证.2 1.1 机床说明.2 1.2 机床结构示意图.2 1.3 机床电气控制的选择.2 1.4 液压系统的选择.3 第第 2 2 章章 传动装置设计传动装置设计.4 2.1 工作进给电机传动选择.4 2.2 拟定传动方案的任务.4

2、 2.3 传动装置的总传动比及分配.5 2.4 计算传动装置的运动和动力参数.5 第第 3 3 章章齿轮齿轮 5 5、6 6 的设计与校核的设计与校核.7 3.1 选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数.7 3.2 按齿面接触疲劳强度设计.7 3.3 按齿根弯曲强度设计.9 3.4 几何图形计算.11 第第 4 4 章轴的结构设计以及计算章轴的结构设计以及计算.13 4.1 初步估算轴的最小直径.13 4.2 轴的结构设计.13 4.3 轴的受力分析以及轴的校核.14 第第 5 5 章铣削头的设计章铣削头的设计.18 5.1 铣削头的结构设计.18 5.2 主轴的设计.19 5.3 滑

3、套的设计.23 结论结论.24 参考文献参考文献.25 致谢致谢.26 摘摘 要要.4 关键词关键词.4 abstractabstract.4 keywordskeywords. 绪论绪论 学习设计一定简单结构的机械是我们大学三年来学习的主要内容，在临毕业之际 我和班里几位同学一起设计了这台单面两轴专用铣床的总体设计，指导老师是一位 来自河南第一工具厂的老师，她教导我们如何怎样才能设计好一台能够被使用的机 床，在这个过程中，我们也受益匪浅。 铣床是用铣刀对工件进行铣削加工的机床。铣床除能铣削平面、沟槽、轮齿、 螺纹和花键轴外，还能加工比较复杂的型面，效率较刨床高，在机械制造和修理部 门得到广泛

4、应用，它主要由电动机、传动部分、移动台、夹具以及底座五部分组成， 构造简单而又能满足加工质量。 设计是以河南第一工具厂自行设计的单面两轴专用铣床技术资料为基础，结合 其厂内生产经验及相关资料的完成，主要介绍专用铣床部件的设计，包括选材、检 验、校核等部分。 由于编者水平有限，时间仓促，书中不足之处在所难免，恳求各位老师批评指 正。 摘要摘要 : :在河南第一工具厂的指导老师帮助下设计关于单面两轴专用铣床，设计内容包括： 课题来源及现实意义，机床整体设计和相关图表内容。其中涉及到机械制造及自动 化专业的各科专业课程，包机械设计基础、现代机械设计、机械制造工艺学、材料 力学、工程力学等。设计内容以

5、机械传动装置总体设计、移动台的设计、夹具的设 计、铣削头的设计计算为主。设计包含设计的整个流程，涉及了与专业结核性较强 的课题。铣床设计是一个综合机械生产全面性课题，培养了自己的综合能力、自学 能力，从而适应未来社会的需要与科学技术的发展需要。 关键词：关键词：铣床 机械设计 花键 主轴 abstractabstract ：the design specification is on the hot-rolled cone stalk twist drill designed to improve aircraft design including: subject sources and p

6、ractical significance, the overall design of machine tools and related charts content. relating to the mechanical manufacturing and automation professional subjects professional courses, including mechanical design basis for modern mechanical design, machinery manufacturing technology, material mech

7、anics and engineering mechanics. design elements to design mechanical transmission, a rolling mill structure, lubrication and transmission designs, transmission parts of the design and calculation based. design includes the design of the entire process, involving a tuberculosis strong and profession

8、al issues. mill improved design is a comprehensive integrated production machinery subject to cultivate their comprehensive ability, self-learning ability to adapt to the needs of the community and the future of science and technology development needs. keywordskeywords：hot-mechanical mechanical des

9、ign 第第 1 1 章机床的总体说明章机床的总体说明 1.11.1 机床说明机床说明 这个机床是单面两轴专用铣床，它是主要用于加工缸体零件的机床，通过电动 机带动动力轴转动传送动力，通过减速机的齿轮组来改变传动力矩，最后通过铣削 头的主轴来带动铣刀的转动来加工零件。 1.21.2 机床的结构示意图机床的结构示意图 图 1-1 机床的总体图 1.31.3 机床电气控制的选择机床电气控制的选择 机床采用电动控制，三相电动机可以很简单的控制工作时电动机的正反转，所 以在机床的电气控制方面选择 plc 控制机床。 plc 是一种专门为在工业环境下应用而设计的数字运算操作的电子装置。它采 用可以编制程

10、序的存储器，用来在其内部存储执行逻辑运算、顺序运算、计时、计 数和算术运算等操作的指令，并能通过数字式或模拟式的输入和输出，控制各种类 型的机械或生产过程。 它具有高可靠性、抗干扰能力强、功能强、灵活，易学易用、体积小，重量轻 ，价格便宜的特点。 因此本机床的电气采用 pc 机控制。 1.41.4 液压系统的选择液压系统的选择 机床在运行时有时需要保持电机的转动，而不允许主轴的转动，这个时候一般 都需要有压力作用在主轴上面。 一般情况下这样的压力机构有两种，一个是机械式手动控制，一个是液压式控 制系统，在这里我选择的是液压式控制系统。 使用液压夹具的主要优势是能节省夹紧和松卸工件时所花的大量的

11、时间。传统 的机械夹具在松开和夹紧工件时都要费力的用扳手旋拧螺母和移动压板。然而液压 夹具只需要通过控制油路的通断就可实现夹具的完整的顺序动作控制。有关统计资 料表明液压夹紧相比机械夹紧节省 90%95%的时间，缩小了生产循环周期，从而增 加了产量也就意味着降低了成本。 液压夹具系统的第二项重要特点是可实现非常高的定位精度。 关键在于夹紧力在定位和夹紧过程中保持恒定不变。从而确保了同一道工序下 的加工质量一致性，即提高重复精度，故此由于变形造成的废品率将会微乎其微。 成批零部件的互换性也会达到理想的指标。然而这一点几乎是机械夹具无法做到的。 在针对无法设定刚性支撑或加工薄壁零件时，液压辅助支撑

12、是最佳的选择。它 可以在任意的位置对工件产生支撑力，起到辅助定位的作用，尤其对于非加工表面 的支撑定位更是非它莫属，有力的解决了困扰我们的过定位问题。 液压夹具的第三个优势就是最适合加工零件摆放紧凑和采用手动夹紧时空间受 限制的场合，这是流体控制得天独厚的优势。这就可以实现多个零件在一个夹具体 上同时装夹和加工。 所以本设计毫无疑问的选择液压夹紧。 第第 2 2 章章 传动装置设计传动装置设计 传动装置总体设计的任务是拟定传动方案、选择电动机、确定总传动比并合理 分配传动比以及计算传动装置的运动和动力参数，为各级传动零件设计、装配图设 计作准备。 2.12.1 工作进给电机传动工作进给电机传动

13、选择选择 选择齿轮传动 在扭矩输出方面没有其他的传动方式可以超过，因此一般要求极高扭矩输出的 情况下使用。可以通过齿轮组的切换得到不同的转速比，从而适应更广泛的加工需 求。大、中型数控机床采用这种变速方式。通过少数几对齿轮降速，扩大输出转矩 ，以满足主轴低速时对输出转矩特性的要求。 而带传动通常是减速传动，以期用较小的电机获得更好的低速性能，但无法实 现转速比的切换。高端镗铣类数控设备上已经很少看到这种传动方式了。主要应用 于转速较高、变速范围不大的机床。 根据本设计和生产要求选择齿轮传动。 2.22.2 拟定传动方案的任务拟定传动方案的任务 传动方案一般用运动简图表示。拟定传动方案就是根据工

14、作机的功能要求和工 作条件，选择合适的传动机构类型，确定各类传动机构的布置顺序以及各组成部分 的联接方式，绘出传动装置的运动简图 2-1。 图 2-1 减速机示意图 2.2.1 选择传动机构类型 由于负载比较大，考虑缓冲吸振及过载保护问题，第一级转动选用弹性联轴器 ，又因为传递功率教大，考虑较高效地传动和结构紧凑的要求，随后的几级传动选 用闭式齿轮传动和交换齿轮。 2.2.2 多级传动的合理布置 传动装置需要选用不同的传动机构，以多级传动方式组成。其中传动能力较小 的联轴器布置在高速级，有利于整个传动系统机构紧凑、匀称。同时，联轴器传动 布置在高速级有利于发挥其传动平稳、缓冲吸振、减少噪声的特

15、点，而闭式齿轮传 动布置在速度较低的轴上。 2.2.3 选择电动机 选择电机 y225m-6 型卧式电动机，额定功率为 30kw，电机转速为 980 r/min， 见机械设计 【1】 。安装 d=55，螺栓直径 m12，见机械设计 【1】 。 2.32.3 传动装置的总传动比及其分配传动装置的总传动比及其分配 2.3.1 计算总传动比 由电动机转速和输出的的转速可确定传动装置应有的总传动比为： m nn ，取i=103 . 9 105 980 w m n n i 传动装置总传动比是各级传动比的连乘积，即 。78563412 .iiiii 2.3.2 合理分配各级传动比 初选。4 . 2, 1,

16、 2, 2 78563412 iiii 2.42.4 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 由机械设计 【1】得：闭式圆柱齿轮传动效率为 0.960.98，选 ,联0.97 齿 轴器传动效率为 0.990.995，选,滚动轴承。99 . 0 1 99 . 0 2 2.4.1 各轴转速 n(r/min) # 0 min 980nn m0 r # 1 min 490 2 980 n 12 1 r i nm # 2 min 245 2 490 n 34 1 2 r i n # 3 min 245 1 245 n 56 2 3 r i n # 4 min 102 4 . 2 245

17、 n 78 3 4 r i n 2.4.2 各轴输入功率()p kw 各轴输入功率分别为： kwpp 7 . 2999 . 0 300 1d0 # kwpp52.2897 . 0 99 . 0 7 . 291 201 # 齿 kwpp39.2797 . 0 99 . 0 52.282 212 # 齿 kwpp30.2697 . 0 99 . 0 39.273 223 # 齿 kwpp26.2597 . 0 99 . 0 30.264 234 # 齿 2.4.3 各轴输入转矩t（n m ） 各轴输入转矩分别为： m42.289 980 7 . 29 9550 n 95500 0 0 0 # n

18、p t m84.555 490 52.28 9550 n 95501 1 1 1 # n p t m65.1067 245 3927 9550 n 95502 2 2 2 # n p t m16.1025 245 30.26 9550 n 95503 3 3 3 # n p t m297.452 105 26.25 9550 n 95504 4 4 4 # n p t 第第 3 3 章章 齿轮齿轮 5 5、6 6 的设计与校核的设计与校核 3.13.1 选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数 （1)选择精度等级 铣削机床为一般工作机器，速度

19、不高，故齿轮选用 8 级精度 （2)选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度 虽传递功率较大，但转速不高，选用软齿面齿轮传动。齿轮选用便于制造且价 格便宜的材料，小齿轮（齿轮 5）：45 钢(调质处理)，硬度为 250hbs； 大齿轮（齿轮 6）：45 钢(调质处理)，硬度为 230hbs (3)选齿数z1,z2 z1=31，u=1.06 ,z2 =33。 （4)选取螺旋角。=15。 因选用闭式软齿面传动，故按齿面接触疲劳强度设计，然后校核其弯曲疲劳强 度。 3.23.2 按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计 按参考文献机械设计式 10-21，设计公式为 3 2 1 d 12 1 h eh

20、t t zz u utk d （1）初选载荷系数 t k 试选载荷系数1.5 t k （2）小齿轮传递转矩 t1 小齿轮名义转矩 t1=1067.65 n m=1067650n mm （3）选取齿宽系数d 查参考文献2，又知齿轮传递的功率不大，故选齿宽系数 0.25。 （4）弹性系数 e z 查参考文献2，查取弹性系数189.8 ea zmp （5）节点区域系数 h z 节点区域系数由参考文献2查询得 0 2.5(20 ) h z （6）接触疲劳强度极限、 lim1h lim2h 由参考文献2查得 =500mpa,=460mpa lim1h lim2h （7）接触应力循环次数、 1 n 2 n

21、 设齿轮工作寿命为 10 年（每年工作 300 天） ，双班制，由参考文献2式 10-13 n1=60njlh，得： n1=60n1jlh=602451（2830010）=7.056108 n2=n1/1.06=6.657108 （8）接触疲劳强度寿命系数 、1hnk2hnk 由参考文献2查取接触疲劳强度寿命系数 =0.88，=0.91hnk2hnk （9）接触疲劳强度寿命系数s 取失效概率为 1%，接触强度最小安全系数=1s （10）计算许用接触应力 由参考文献2式 10-12，得 s knlim mpa s khnh h440 1 88 . 0 50011lim 1 mpa s khnh

22、h414 1 9 . 046022lim 2 a427 2 414440 2 21 mpmpa hh h （11）由参考文献2查得 ，则。,78. 01a80. 02a58 . 1 21aaa （12）试算小齿轮分度圆直径 1t d （ mm443.169) 427 8 . 1895 . 2 .( 06 . 1 106 . 1 . 58 . 1 25 . 0 10676505 . 12. . u 1u . d 2 d 3 2 3 2 a 1 t 1t ）（ h he zztk 13）计算圆周速度 s/m17 . 2 100060 245443.16914 . 3 100060 nd v 11t

23、 t （14）计算齿宽 b 及模数，mnt b= mm361.42mm443.16925 . 0 1tdd mnt=mm280 . 5 mm 31 15cos443.169cos 5 1 z dt h=2.25mnt=2.25mm88.11280 . 5 57. 3 88.11 361.42 hb （15）确定载荷系数 由参考文献2查取使用系数；1ak 根据，由参考文献2查得动载荷系数；s/m17 . 2 vt11 . 1 v k 直齿轮传动，齿间载荷分配系数；4 . 1hak 由参考文献2查得齿向载荷分配系数。48 . 1 hk 故载荷系数 30 . 2 48 . 1 4 . 111 . 1

24、 1hh va kkkkk （16）修正小齿轮分度圆直径 。 1 d mm98.2025 . 1/30 . 2 443.169/dd 3 3 tt 11 kk （17）计算模数。 mn=mm325 . 6 mm 31 15cos390.195cosd 5 1 z 3.33.3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 按参考文献2式 10-5，设计公式为 3 a 2 2 1 5 cos2 m f saf ad yy z ykt （1）计算载荷系数 25. 245 . 1 4 . 111 . 1 1kfkakvkfk （2）根据纵向重合度，由参考文71 . 0 15tan3325 . 0 318 .

25、 0 tan318 . 0 5zd 献2查得 y=0.88。 （3）计算当量齿数 62.36 315cos 33 cos3 z z 1 v1 84.38 315cos 35 cos3 z z 2 v2 （4）查取齿形系数 由参考文献2查得 ；288. 21afy 066 . 2 2afy （5）查取应力校正系数 由参考文献2查得 ；656 . 1 1say 665 . 1 2say （6）弯曲疲劳强度寿命系数、 1n y 2n y 由参考文献2查得 1; 121fnfnkk （7）弯曲疲劳强度安全系数 f s 取弯曲强度最小安全系数=1.5 f s （8）由参考文献2查得小齿轮的弯曲疲劳强度极

26、限；大齿轮的弯曲mpafe4201 疲劳强度极限mpafe3802 由参考文献2式 10-12，得 s knlim a00.280 5 . 1 42011 1 1 mpmpa s kfe f fn a33.253 5 . 1 38012 2 2 mpmpa s kfe f fn （9）计算大小齿轮的,并加以比较。 f sfayy a 01347 . 0 00.280 656 . 1 066 . 2 1 a11 f sfayy 01496. 0 33.253 665 . 1 066. 2 2 a22 f sfayy 大齿轮的数值比较大。 （10）设计计算 3 a 2 2 1 5 cos2 m f

27、 saf ad yy z ykt = mm37. 501496 . 0 58. 13125 . 0 15cos88. 0106765025 . 2 2 2 2 3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的齿面模数大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的齿面模数，取 mn=6,可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接 触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 来计算齿数。于是由 z1 = = nm cosd1 33 6 15cos98.202 取 z1=33,z2=331.06=35。 3.43.4 几何尺寸计算几何尺寸计算 （1) 计算中心距 mm mzz a n 19.211 15cos2 63533

28、 cos2 21 将中心距圆整为 211mm。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 15 2112 63531 2 )(z cosarc 21 a mzn 因值变化不大，故、等不必修正。khz （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 mm mn 9 . 204 15cos 633 cos z d 1 1 mm mn 4 . 217 15cos 635 cos z d 2 1 （4）计算齿轮宽度 mmmmdbd 2 . 519 .20425 . 0 1 圆整后，。mmb501mmb502 （5）结构设计 考虑到 2 轴的直径设计，故设计小齿轮为轴齿轮，大齿轮选用辐板式结构， 其他有关尺寸按推荐用的结构尺

29、寸设计，以小齿轮为例绘制工作图如图 2-1。 图 2-1 小齿轮零件图 第第 4 4 章轴的设计章轴的设计 考虑到轴上的两个齿轮分别是由轴的两端装拆，并且 2 轴上的齿轮与 3 轴上的齿轮 不发生干涉现象，其中齿轮 6 一端除了采用轴环轴肩定位以外，另一端可以采用垫 定位如果采用套筒定位的话，会使得零件之间的间距过大，这样会增加结构的重量， 所以最好是采用圆螺母和止动动垫圈定位，圆螺母固定可靠，装拆方便，可以承受 较大的轴向力。 4.14.1 初步估算轴的最小直径初步估算轴的最小直径 选择轴的材料为 45 钢，调质处理。由参考文献2表，于是得，故 3 /npcd 取 取最小直径为 60mm m

30、md081.56328.51245/30.26118107 3 4.24.2 轴的结构设计轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案图 3-1 所示。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 1）装轴承段：该段轴径由滚动轴承的内圈孔来决定，轴承 4 型号为圆锥滚子轴承 30214，尺寸为，故取=70mm，=168mm。5 .2612570dbd 1 d 1 l 2）此处存在轴肩知轴肩高度，=68mm， =4mm。d07 . 0 h 2 d 2 l 3）装大齿轮 2 段：根据大齿轮设计尺寸，故=85mm，已知齿轮轮毂的宽度为 3 d 90mm，轴段长度应比轮毂宽度小，故 l3=63mm

31、。 4）齿轮的右端采用轴肩定位。轴肩高度知 =83mm，=4mm。d07 . 0 h 4 d 4 l 5）过渡段：根据装配关系，故=90mm，l5=36mm。 5 d 6）齿轮的左端采用轴肩定位。轴肩高度知 =86mm，=4mm。d07 . 0 h 4 d 4 l 7）装轴承段（第 7 段）：该段轴径由滚动轴承的内圈孔来决定，轴承 5 型号为圆 柱滚子轴承 nu216，尺寸为，故取=80mm，轴段 3 的长度 5 . 3514080dbd 7 d 由滚动轴承宽度 b，取=36mm。 7 l 8）齿轮 5 段，根据齿轮 5 设计轴段，故 d8=80mm，长度不长于轮毂宽度，故 l8=81.5mm

32、。 （3）轴上零件的周向固定 齿轮与轴的周向固定采用平键联接。同时为了保证带轮与轴的良好对中性，根 据=75mm 查文献【2】表 6-1 的平键截面 22x14x100，采用 h7/js6 的配合，滚动 3 d 轴承与轴的周向定位由过的配合来保证配合为 js6，螺母采用螺纹联接 。 （4）定向轴肩处的圆角半径 r 的值见表 15-2。轴端倒角取。 452 4 4.3.3 轴的受力分析以及轴的校核轴的受力分析以及轴的校核 (1）作用在齿轮上的力 作用在齿轮 5 的力 nfftt2845745 nffrr1071345 nffaa 7 . 761745 作用在齿轮 6 的力 nfft805.118

33、6756t nffr637.405756r nffa638.287356a （2）根据轴的结构图做出轴的结构简图。在确定的轴承的支点位置 a=23mm，因此 作为简支梁的轴的支承跨距为mm1779384 32 ll (3）计算支承反力)()( 2151421 llflfllf ttas mmlmmlmml59141 5 . 107 321 nfas692.434nffff asbs 536.5173 a45a 在垂直面上 由得 0m n ll fflllflf fbz824.12479 dd 21 4a45a5321r514r 求得2311.176n 5r4 ffff rbzaz 4a f 总

34、支承反力： n681.35091 7 . 2351 22 22 bsbzb asaza fff nfff (4）画出弯矩图 水平方向 az azaz mmmnlfm , 1 .46729.39 bz bzbz mmmnlfm , 3 .305238.624 垂直方向 mmnlfm asas .248451.42 1 mmnlfm bsbs .736309.616 3 mm.1221085.17 2a / nmmm asas mm.462081.262 5a / nmmm bsbs 故mmnmmm azasa .252807.721 2 2 mmnmmm bsbzb .797071.181 2

35、2 mmnmmmazasa.01221978.98 2 / 2 / mmnmmmbzbsb.553795.729 2 / 2 / 弯矩图如图 3-2。 图 3-2 弯矩图 (5）轴的强度校核低速小齿轮剖面，因弯矩大有转矩还有键槽引起的应力集中，故 低速小齿轮 5 剖面为危险截面。 d tdbt dw 2 )( 1 . 0 4 对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，取折合系数为，对弯6 . 0 扭合成最大截面 c 左侧剖面 其中,d=80mm,m=，t=t 2 2 tm ca d tdbt dw 2 )( 1 . 0 4 max m 2 带入数据计算得31.5mpa =60mpa，故安全。

36、 ca 1 - (6）校核键的强度 齿轮和轴的配合键 22x14x50, =75mm, ，求得mpa 3 d dhl 4 p t 16.60 p 查表 6-2 的=100120mpa 故强度足够。 p (7）校核轴承寿命 查表 13-7 轴承 4 6287.96n 33 68 . 0 ffd 轴承 5 11778.28n 44 68 . 0 ffd 向左nfff aa a52.6077 23 / 3 / 4 52.17855 dad fff 因此左轴承被压紧，右端被放松。 故轴向力稳定。 轴承 3 =n 3a f52.17855 / 4 ad ff 轴承 4 =11778.28n 44da f

37、f 因此轴承 5 为受载较大的轴承，按照轴承 5 计算 故e f fa 9 . 1 3 3 pnff a 5 . 1932587 . 0 41 . 0 33 =5018.36h38400h p c n lh 60 106 故选择的轴承满足寿命要求。 第第 5 5 章章 铣削头的设计铣削头的设计 5.1.5.1.铣削头的结构设计铣削头的结构设计 5.1.1 铣削头材料选取和尺寸设计 铣削头箱体不需要大的工作载荷所以不对材料要求大的强度，选取一般铸铁即 可根据箱体的结构，以及人性化设计要求，取总长为 1.6m 高度为 0.7m，宽为 0.63m。 5.1.2 铣削头与传动轴的花键连接设计 单轴两面

38、专用铣床的动力由一台电动机提供，通过轴和齿轮组的动力传动来为 工作传提供动力，所以由减速装置的 iv 号轴和铣削头的主轴传动连接部分用花键来 衔接，如图 5-1 所示。 图 5-1 主轴右端花键轴 铣削头上的花键采用内花键结构，矩形花键结构，而且是动连接。 5.1.3 铣削头的制动方式选择 应用于机械的制动方式有两种，分别是手动控制和液压控制，这里我选择的是 液压控制，因为机器的传动力比较大，使用液压控制可以有很好的缓冲防止机器由 于突然制动而剧烈震动，造成机器的损坏，同时液压控制也有着精确，灵敏，快速 的特点，可以常在频繁的使用中保持很高的稳定性所以，所以选择液压式控制。 5.1.4 液压控

39、制图示说明 如图 5-2，液压结构为两面对称，当需要对轴压紧制动时，液压装置开始对轴 施加压力对轴抱紧，此时的两侧压力大小是一样的都是完全对称的力，这样才能保 持主轴的平衡，同时使轴在压力下无法运动，从而实现了对轴的制动，如果不再需 要制动只需跳动液压阀门改变状态即可，主轴在被施加压力时，需要一层垫片来保 护主轴的表面防止由于压力导致主轴的表面被压坏，出现划痕从而出现机器运行时 放出噪音。 5-2 液压机构示意图 5.1.5 铣削头的工作说明 主轴的右端通过花键连接动力轴，主轴获得动力来源开始转动,主轴的左端通过 内键槽连接铣刀带动铣刀开始工作，同时主轴也可以通过左右移动来控制加工的范 围，通

40、过液压系统来实现对工作步骤的具体操作。 5.1.6 铣削头的日常维护 由于铣削头为铁制品，所以需要防锈处理，出厂时进行喷漆防锈处理，因为油 漆可以隔绝外界空气，防止空气中的水分和氧气在长时间的接触中氧化腐蚀机器表 面。同时在使用过程中尽量防潮，工作环境保持干燥环境，再半年进行一次机器清 理和喷漆维护。 5.25.2 主轴的设计主轴的设计 主轴指从发动机或电动机接受动力并将它传给其它机件的轴。 主轴亦称“光轴” ，是“主光轴”的简称：在光具组中具有对称性的直径。如球镜的主轴是通过镜面 中心与镜面垂直的直线。透镜或光轴光具组的主轴是各透镜面中心的连线。该主轴 在工作中需要一个滑套与其配合，因为没有

41、滑套的话主轴会直接与液压机构相接触， 那样机器运行的话很容易造成磨损，损坏机器所以一定要使用滑套来与主轴相配合。 5.2.1 轴的尺寸设计 铣削头箱体中的主轴在工作运行中，起着传递力矩，控制铣削头工作位移的作 用，相对于减速装置中的几根轴，该轴的受力也必须满足工作需求，所以在预先设 计尺寸时，需要对轴的尺寸设计的略微超过满足需求的尺寸。 图 5-3 主轴 根据铣削头的箱体结构和铣刀的结构来设计主轴的尺寸，轴总长为 1485mm，左端直 径最大处为 221mm 整个轴为阶梯式轴直径从左到右分别为 221mm，165mm，160mm，155mm，150mm，140mm，120mm。每两段之间都有退

42、刀槽，每 段的长度分别为 65mm，95mm,113mm,55mm，619mm,56mm，44mm，128mm,310mm。 5.2.2 轴的材料选择 轴需要传递扭矩，所以需要满足硬度要求，选取 45 号钢。 5.2.3 轴的维护 轴的日常使用中需要一定的保养，防止工作环境中有较多的灰尘，因为灰尘会 进入机器关键部位造成机器的磨损，减损机器的寿命。 由于液压机构要对主轴施加压力，所以在主轴与压力机构之间的垫片需要经常 检查防止由于垫片损坏导致机器损伤。 5.2.4 主轴与铣刀座的连接 轴的左端有一个锥度为 7:24 的内接孔，用于安装铣刀座，因为铣刀底座是标准 件，工厂里的铣刀都有这样一个锥度

43、的形状，这样也有利于定位安装，使中心度更 加精确，铣刀座的右端是一个截面为圆的长柄正好安装在主轴的中间圆孔，长柄的 右端在主轴的右端被一个螺母紧紧固定，这样可以把铣刀完全固定，因为铣刀在工 作中要施加非常大的力，很有可能会导致铣刀的松动，所以长柄就起到了一个拉紧 的作用，保护铣削头能够稳定的工作，主轴的左端面与铣刀座的右端面用螺钉固定， 这也是对铣刀座的固定，所以在日常生产中有必要经常对这几个关键部位进行检查， 防止出现加工意外。 5.2.5 主轴右端与传动齿轮的连接 连接一般分为焊接，和键接，传动一般都用键接，当传动力矩不是太大时，选 用单键连接，而当力矩很大时，为了保证传动稳定，一般选取矩

44、形花键连接，如下 图 5-4 所示。 图 5-4 花键结合示意图 花键连接是由外花键和内花键组成，花键连接是平键连接在数目上的发展，但 是由于结构形式和制造工艺的不同，与平键连接比较，花键连接在强度、工艺和使 用方面一下几个优点：第一是因为在轴上与毂孔上直接而均匀地制出较多的齿与槽， 故连接受力比较均匀；第二是因槽较浅，齿根处应力集中较小，轴和毂的强度消弱 较少；第三齿数较多，总接触面积较大，因而可承受较大的载荷，第四是轴上零件 与轴的对中性好，第五点是导向性好；第六点是可用磨削的方法来提高加工精度及 连接质量。其缺点就是齿根任由应力集中：有时需要专门的设备来加工：成本比较 高。因此花键连接适

45、用于定心精度高、载荷大或者经常滑动的连接。 由于铣削机床的工作加工力非常大，而且是粗加工，所以在传递力矩时不能只 用一个键槽来带动主轴的转动，那样会导致键的损坏，所以我选择了花键连接，花 键采用矩形花键，这样更容易传递力矩。主轴的右边一段轴是一段花键轴，用于和 传动齿轮的连接，传动齿轮利用键槽带动外花键转动，外花键转动带动主轴转动。 5.2.6 花键的尺寸设计 设花键长度为 40mm，外花键直径 120mm，内花键直径 100mm，齿数 10，齿面经 过热处理查表得。 a20pmp 花键的连接强度校核 a20pa66 . 2 1102808107 . 0 22974502 zhld 102 m

46、 3 p mpmp t 所以花键的材料和尺寸满足工作需求，设计达到标准，如图 5-5 所示。 图 5-5 花键轴 5.2.7 主轴最小半径校核 选择轴的材料为 45 钢，调质处理。由机械设计 【1】得 ，故取 3 /npcd mmd41.68105/26.25110 3 直径满足要求。 轴承的选择 左边主轴上在距离左端面 180mm 处加装型号 b2268132-5 的滚动轴承，该轴承的 尺寸为 160 x240 x96mm。 在主轴右端距离右端面 270mm 处加装型号为 d3282130k 的滚动轴承，该轴承的 尺寸为 150 x225x56mm。 5.35.3 滑套的设计滑套的设计 该滑

47、套是安装在主轴外表面上的，用于保护主轴的装置，在工作过程中它起到 一定的缓冲作用，由于液压机构有时需要在主轴上作用很大的压力，所以很有可能 导致主轴表面的损伤，而滑套就起到了一个缓冲的作用，在滑套和主轴之间是一层 垫片，因为金属之间不能直接相互作用比较大的力，用一层垫片会起到很好的保护 作用。滑套的定位是根据主轴而确定的，由于滑套是在主轴的外面，完全包围主轴， 所以滑套的内径尺寸也是完全有主轴的而决定的，外径尺寸则由箱体，或者自身需 要而决定。 5.3.1 滑套的尺寸设计 滑套的中心是空的用于装填主轴，所以他的内径尺寸受限于主轴，必须大于主 轴的半径，所以选取第一段内径为 240mm，长度为 178mm，第二段内径为 230mm，长 度为 132mm，第三段内径为 230mm，长度为 300mm，第三段内径为 230mm，长度为 267mm，第四段内径为 215mm，长度为 12，第五段内径为 225mm，长度为 62mm；外径 尺寸根据滑套的自身要求和箱体结构来确定