攻丝机床毕业设计说明书

┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊长春大学毕业设计（论文）纸变速器壳体卧式双面专用攻丝机床设计[摘要]专用机床是用按系列标准化设计的通用部件和按加工零件的形状及加工要求设计的专用部件组成的机床。其通用部件已经标准化和系列化，应用时可根据需要选取，大大缩短了设计和制造周期。专用机床具有成本低、效率高的特点，因此广泛的大批大量的生产中应用。并且随着技术的发展，数控化和自动化程度不断提高。本文主要介绍了适用于加工轻型车变速器壳体结合面螺纹孔的攻丝专用机床的设计过程。包括了专用机床的总体方案设计、通用部件的选取、主轴箱设计等详细内容。详细说明了通用部件的选取过程，以及主轴箱设计时标准件的选取原则和过程，详细的分析了轴的强度。绘制了机床总装图、主轴箱齿轮啮合原理图、主轴箱总装配图和必要零件图等，并利用有限元分析软件对机床主要部件进行了可靠性分析。[关键词]变速器壳体专用机床攻丝主轴AHorizontalType’sTwo-sidedSpecialUseTappingMachineToolDesignforLightVehicle’sGearbox[Abstract]ASpecialPurposeMachineisdesignedbytheseriesofstandardizedcommoncomponentsandpartsbyprocessingtheshapeanddesignofspecialprocessingrequirementsofthespecialmachinetoolcomponents.Itsgenericcomponentshavebeenstandardizedandserialized,theapplicationcanbeselected,greatlyshortenedthedesignandmanufacturingcycle.Combinationofmachinetoolwithlowcost,highefficiencycharacteristics,Thereforealargenumberofextensiveproductionofalargenumberofapplications.Andastechnologyadvances,degreeofautomationandCNCcontinuouslyimproved.Thispapermainlyintroducesthecombinationmachinetooldesignedfortappingholesinlinksurfaceofgearboxcasingoflightvehicles.Itincludesthetotalprojectdesignofthemachine,theselectionofgeneraluseparts,thedesignofspindleboxetc.Theprocessofselectingingeneralusepartsandtheprincipleandprocessofselectingthespindleboxiselaboratedon,andthestrengthenoftheshaftwereanalyzedindetail.Drewtoolmachinetoalwayspackadiagram,principalaxisboxthewheelgearNiematchaprinciplediagram,principalaxisboxtotalassemblediagramandnecessarysparepartsdiagrametc.,andmadeuseoflimiteddollar'sanalyticalsoftwaretocarryondependablesexanalysistothetoolmachinemainparts.[Keywords]Gear-housingSpecialPurposeMachineTappingSpindle共П页第П页目录第1章绪论 11.1专用机床的定义、组成以及特点 11.2专用机床的现状以及发展方向 11.3毕业设计的内容 2第2章专用机床的总体设计 42.1专用机床工艺方案的确定 42.1.1确定专用机床工艺方案的基本原则 42.1.2加工工艺分析 42.1.3定位基准的选择 52.2专用机床切削用量的确定 52.2.1切削用量的选择 62.2.2确定切削力、切削扭矩、切削功率及刀具寿命 6第3章专用机床的主轴箱设计 83.1概述 83.1.1主轴箱的用途与分类 83.1.2主轴箱的组成 8大型通用主轴箱在生产中应用很广，常见的有： 83.1.3主轴箱通用部件 83.2主轴箱的设计步骤和方法 103.2.1主轴箱设计的原始依据图 103.2.2主轴结构、轴颈尺寸及齿轮模数的确定 113.2.3主轴箱传动系统的确定 122.3.4绘制坐标检查图 193.3绘制主轴箱总图以及装配明细表 203.3.1主视图 203.3.2主轴箱展开图 20第4章主要部件的选择和设计 214.1电动机的选择 214.1.1主运动电动机的选择 214.1.2进给运动电动机的选择 224.2丝杠和导轨的选择 234.2.1丝杠的选择 234.2.2导轨的选择 244.3带传动机构的设计 244.4攻丝机构的选择设计 274.4.1刀具的选择 274.4.2确定主轴类型、尺寸及外伸长度 28第5章对底座及攻丝轴的有限元分析 315.1有限元分析简介 315.2有限元分析软件介绍 315.3底座的初步设计 315.4对机床底座的有限元分析 315.4.1机床底座的模型建立并将模型导入ANSYSWorkbench界面 315.4.2定义材料 325.4.3添加约束并划分网格 325.4.4各阶阵型图 335.4.5求解结果 335.4.6最终结论 345.5对机床有限元分析的展望 34总结 35参考文献 36致谢 37共37页第39页第1章绪论1.1专用机床的定义、组成以及特点专用机床是用按系列标准化设计的通用部件和按加工零件的形状及加工要求设计的专用部件组成的专用机床。专用机床常用的通用部件包括：床身、底座、立柱、动力箱、动力滑台以及各种工艺切削头等。对于一些按顺序加工的多工位专用机床，还具有移动工作台或回转工作台。动力箱、各种工艺切削头和动力滑台是专用机床完成切削主运动或进给运动的动力部件，是专用机床通用部件中最基本的部件。动力头可以同时完成切削主运动和进给运动。动力滑台只能完成进给运动。主轴箱固定在动力箱上，用来布置切削主轴，将动力箱的运动传递给各主轴。由于主轴的位置与具体的零件有关，所以主轴箱必须根据零件进行设计。不能制成完全通用部件，但其中很多零件是通用的。床身、立柱、中间底座是专用机床的支承部件，它能够保证机床刚度和各部件之间的精度。除此之外，专用机床还有各种控制部件，主要是用来保证机床按照规定的程序进行工作。专用机床与其他专用机床和普通机床相比有以下特点：（1）主要用于棱体类零件和杂件的孔面加工。（2）生产效率高。因为工序集中，可多面、多工位、多轴、多刀同时自动加工。（3）加工精度稳定。因为工序固定，可选用成熟的通用部件、精密夹具和自动工作循环来保证加工精度的一致性。（4）研制周期短，便与设计、制造和使用维护简单，成本低。因为通用化、系列化、标准化程度高，通用部件占70%——90%，通用部件可成批生产或进行预制或外购。（5）自动化程度高，劳动强度低。（6）配置灵活。因为结构模块化、组合化。可按工件或工序要求，用大量通用部件和少量专用部件灵活组成各种类（7）的专用机床及自动线；机床易于改装；产品工艺变化时，通用部件一般还可以重复利用。1.2专用机床的现状以及发展方向专用机床可以完成钻孔、绞孔、攻丝、镗孔、镗孔车端面、车削和铣削的等工序，还可以进行尺寸检验和简单的装配工序。往往一台机床就能同时完成以上的工序。近几年来专用机床在汽车、拖拉机、柴油机、电机、仪器、矿山、机械、航空、以及军工部门都以得到广泛的使用。专用机床及其自动线是集机电于一体的，综合自动化程度较高的制造技术和成套工艺装备。它的特征是高效、高质、经济实用。我国传统的专用机床及专用机床自动线主要采用机、电、气、液压控制，它的加工对象主要是生产批量比较大的大中型箱体类和轴类零件，主要是完成完成钻孔、扩孔、铰孔，加工各种螺纹、镗孔、车端面和凸台，在孔内镗各种形状槽，以及铣削平面和成形面等。专用机床的分类有大型专用机床和小型专用机床，专用机床的配置形式，主要有单工位专用机床和多工位专用机床两大类。其中单工位专用机床包括了卧式专用机床、立式专用机床、倾斜式专用机床、复合式专用机床。多工位专用机床包括了具有移动工作台的专用机床、具有回转工作台的专用机床、鼓轮式专用机床、中央立柱式专用机床。随着技术的不断进步，一种新型的专用机床——柔性专用机床越来越受到人们的青睐，它是应用了多位主轴箱、可换主轴箱、编码随行夹具和刀具的自动更换，配以可编程控制器（PLC）、数字控制（NC）等，能任意改变工作循环控制和驱动系统，并能灵活适应多品种加工的可调可变的专用机床。另外，近年来专用机床加工中心、数控专用机床、机床辅机（清洗机、装配机、综合测量机、试验机、输送线）等在专用机床行业中所占份额也越来越大。随着市场竞争的加剧和对产品需求的提高，高精度、高生产率、柔性化、多品种、短周期、数控专用机床及其自动线正在冲击着传统的专用机床行业企业，因此专用机床装备的发展思路必须是以提高专用机床加工精度、专用机床柔性、工作可靠性和技术的成套性为主攻方向。一方面，加强数控技术的应用，提高专用机床产品数控化率；另一方面，进一步发展新型部件，尤其是多坐标部件，使其模块化、柔性化，适应可调可变、多品种加工的市场需求。在零部件一体化程度不断提高、数量减少的同时，加工的形状却日益复杂。多轴化控制的机床装备适合加工形状复杂的工件。另外，产品周期的缩短也要求加工机床能够随时调整和适应新的变化，满足各种各样产品的加工需求。因此我国专用机床技术在将来将迅速发展其方向归纳为以下几点：（1）提高生产率，进一步提高工序集中程度。（2）扩大工艺范围。（3）提高加工精度。（4）提高自动化程度。（5）提高专用机床及其自动线的可调性，广泛应用数控技术，发展综合自动化技术。（6）发展柔性系统。1.3毕业设计的内容（1）主要研究内容：1)查阅相关资料完成总体方案的分析与论证；2)总体结构设计；3)典型零件设计。（2）目标和要求：1）攻变速器壳体结合面上M8-6Hmm螺纹孔10个，其位置度为φ0.3mm2）攻轴承孔端面上M8-6Hmm螺纹孔4个，其位置度为φ0.3mm。（3）特色本课题要求学生在查阅国内外相关文献的基础上理解与分析技术要求，在教师指导下综合运用力学、机械原理、机械设计、检测技术和CAD、CAE等知识进行设计，使学生综合运用所学的专业知识，培养学生的文献检索分析能力和产品设计能力及科学研究的工程基本能力。（4）成果形式价值1)总装图及典型零件图（四张零件图纸）；2)文献资料分析报告（含1——2篇外文翻译）；3)设计说明书。

第2章专用机床的总体设计2.1专用机床工艺方案的确定2.1.1确定专用机床工艺方案的基本原则（1）粗、精加工分开原则粗、精加工分开有以下几种含义：1）在同一台多工位机床上，粗、精加工工序分开在相隔工位数较多的两个位置上进行，使粗加工切削热有足够的冷却时间，避免其影响精加工的精度。此外，粗、精加工的夹具通常也要分开考虑。2）粗、精加工分开在自动线或流水线相隔机床数较多的两台机床上进行，这样既可以避免粗加工的切削热影响精加工，又可以避免粗加工时的振动和夹压变形对精加工的影响，机床简单。但是这样往往会造成机床台数、占地面积和投资增大，因此要综合考虑，以使方案达到最优。（2）工序集中原则工序集中是近代机械加工的主要发展方向之一。专用机床正是基于这一原则发展起来的，即运用多刀（相同轴不同刀具）集中在一台机床上完成一个或几个工件的不同表面的复杂工艺过程，从而有效的提高生产率。因此，拟定方案时，在保证加工质量和操作维修方便的前提下同时应适当的将工序集中。但是，工序过于集中会使机床结构复杂，增加设计难度和制造难度。因此综合考虑这几方面因素很重要。一般原则如下：1）适当考虑相同类型的工序的集中在许可条件下，把相同工序集中在一台机床或同一工位上加工，能简化工作循环和工装结构。如：集中攻螺纹、集中深孔加工工序、适当集中镗孔工序、适当集中一般的钻、铰工序等。这样不仅便于统一润滑，还有利于简化主轴传动系统设计。2）有相对位置精度要求的工序应集中加工如箱体各面上主要的传动轴孔相互间有严格的位置精度要求，为避免二次安装误差影响和便于机床的调整与找正，这类孔的精加工应集中起来，在一次安装下进行。2.1.2加工工艺分析从第一章设计题目内容中可知，设计要求专用机床主要用来加工变速器壳体结合面的螺纹孔。因此，对变速器壳体进行简要的分析，被加工零件属于箱体类零件，只是攻螺纹，所以在一道工序中完成加工任务，以满足工序集中原则。由于主轴箱内主轴的尺寸还没有确定，因此无法确定轴间最小距离。故先按照一道工序设计。2.1.3定位基准的选择本工序加工零件为箱体零件，箱体类零件是机械加工中工序多、精度要求高的零件。这类零件在加工孔和螺纹时，定位基准通常选用“一面双销”的方法。它的特点是：（1）可以简便地消除工件的6个自由度，使工件获得稳定可靠的定位。（2）有同时加工零件五个表面的可能，既能高度集中工序，又有利于提高各面上孔的位置精度。（3）“一面双销”可作为零件从粗加工到精加工的全部工序的定位基准，使整个过程基准统一，从而减少由基准转换带来的累积误差，有利于保证加工精度。同时，使机床各工序的许多部件实现通用化，有利于缩短设计、制造周期。降低成本。（4）易于实现自动化定位、夹紧，并有利于防止切屑落于定位基面上。为了保证加工精度及技术要求作为定位基准的平面和销孔必须规定相应的尺寸精度和表面粗糙度及位置精度。通常，销孔为H7级精度，中心距公差一般为±0.03-0.1mm。这里选择了±0.036mm。定位平面的平面度公差选择了±0.08mm。表面粗糙度Ra=0.16mm。在选择定位销时根据工件的重量不同对销孔直径也有一定要求，其选取标准见表2-1。工件质量为13kg，故定位销孔选择12mm。表2-1定位销孔直径尺寸工件重量（kg）＜2020-5050-100＞100定位销孔直径（mm）＞12＞16＞20＞252.2专用机床切削用量的确定在专用机床工艺方案确定的过程中，工艺方法和关键工序的切削用量选择十分重要。切削用量选择的是否合理，对专用机床的加工精度、生产率、刀具耐用度、机床的结构形式及工作可靠性均有较大影响。专用机床切削用量选择应注意到以下几点：（1）尽量做到合理使用所有刀具，充分发挥其性能；（2）复合刀具切削用量选择应该考虑刀具使用寿命；（3）选择切削用量时要注意既要保证生产批量的要求，又要保证刀具一定得耐用度要求；（4）切削用量的选择应有利于主轴箱设计；（5）确定切削用量时还需考虑所选动力滑台的性能。2.2.1切削用量的选择本工序中加工的螺纹孔直径、螺距均相同，可以选择相同的切削用量。切削用量的选择通常使用查表法。螺纹加工的切削用量见表2-2。被加工零件的材料为灰铸铁HT200，所以切削速度为2.5-5m/min。选择v=3.768m/min，即n=150r/min。进给量f=1.5mm/r。表2-2切削用量参照表加工材料铸铁钢及其合金铝及其合金切削速度(m/min)2.5-51.5-55-152.2.2确定切削力、切削扭矩、切削功率及刀具寿命根据选定的切削用量，确定切削扭矩，用于确定主轴及其他传动件的尺寸；确定切削功率，用于选择主传动电动机的功率；确定刀具寿命，可以检验所选切削用量或刀具是否合理。查表2-3可知攻螺纹时切削力、切削扭矩、切削功率、刀具寿命的计算公式。下面利用表中的公式进行计算：（1）切削转矩=1.95×81.4×1.51.5=50N.mm；（2）切削功率=90×3.14/9741×3.14×8×10-3=0.06KW；（3）刀具寿命=11.4×82×0.77/3.141.67/1.252=55min；表2-3切削力、切削扭矩、切削功率、刀具寿命的计算公式表刀具材料工件材料切削力F（N）切削转矩M（N.mm）切削功率P（）刀具寿命高速钢灰铸铁——其中D——加工直径（mm）pw————工件螺距（mm）KT————修正系数取0.77

第3章专用机床的主轴箱设计3.1概述3.1.1主轴箱的用途与分类主轴箱是专用机床的重要组成部件之一。按专用要求进行设计，由通用零件组成，根据被加工零件的加工要求，安排各主轴的位置，并将动力和运动由电机或动力部件传递给各工作主轴，是指得到要求的转速和转向。主轴箱是根据加工示意图所确定的工件加工孔的数量、位置、切削用量和主轴类型设计的传递各主轴运动的动力部件。其动力源于通用动力箱。主轴箱一般具有很多根轴，是对一系列孔进行加工。大也有单轴，以镗孔居多。主轴箱按结构大小可分为大型主轴箱、小型主轴箱和专用主轴箱三大类。大型主轴箱又可分为通用主轴箱和标准主轴箱两种。通用主轴箱结构典型，能利用通用的箱体和传动件。专用主轴箱结构特殊，常需要加强主轴系统刚性，因此，其传动件必须专门设计。3.1.2主轴箱的组成大型通用主轴箱在生产中应用很广，常见的有：（1）钻削类主轴箱；（2）攻丝类主轴箱；（3）钻、攻复合主轴箱。通用主轴箱由通用零件，如箱体、主轴、传动轴、传动齿轮、轴套和附加机构等组成。在主轴箱体内腔，可以安排两排32mm宽的齿轮或者三排24mm宽的齿轮；箱体后壁与后盖之间可安排一排（后盖90mm厚时）30mm宽的齿轮或两排（后盖厚125mm时）24mm宽的齿轮。3.1.3主轴箱通用部件(1)通用箱体。铸铁的通用箱体、前盖、后盖，由于宽度和高度不同，各有14中规格。主轴箱基本尺寸已经在前一章中已经确定。即：标准厚度180mm；前盖55mm；后盖125mm；宽度500mm；高度400mm。(2)通用主轴以及传动轴1)通用主轴通用主轴按用途不同分为钻削类主轴和攻丝主轴两大类。攻丝类主轴按支承型式分为前后支承均为圆锥滚子轴承主轴和前后支承均为推力球轴承和无内环滚针轴承的主轴两种。通用主轴的参数在上一章已经确定外伸长度120mm；外伸直径D/d1=38/20；圆锥滚子轴承主轴直径为20mm。主轴的最小轴间距见表3-1。由表知主轴直径为20mm的圆锥滚子轴承主轴的最小轴间距为48mm。从零件图上得知轴间的最小距离为48mm。满足要求，所以所有的螺纹可以在一道工序中完成。表3-1圆锥滚子轴承通用主轴最小轴间距主轴直径（）202530354050601520482550.5533055.558633560.56368734064.5677277815069.572778386916079.5828792961011112)通用传动轴通用传动轴按其用途和支撑的不同，分为滚锥传动轴、滚针传动轴、埋头传动轴、手柄轴、油泵传动轴、攻丝用蜗杆轴六种。表3-2所示为通用传动轴的系列参数。初步选定传动轴直径为20mm。3)通用齿轮主轴箱通用齿轮有传动齿轮、动力头齿轮和电机齿轮三种，三种材料均为45钢，齿部进行高频淬火。其主要参数见表3-3。由于主轴箱后盖的厚度为125mm，所以动力箱齿轮为A型。传动齿轮根据设计过程中安排按表选择。表3-2通用传动轴的系列参数传动轴类型传动轴直径圆锥滚子轴承传动轴20253035405060滚针轴承传动轴20253040埋头传动轴25303540手柄轴304050油泵传动轴20攻丝用蜗杆轴25表3-3通用齿轮系列参数齿轮类型宽度齿数模数孔径数量传动齿轮2416-50连续2、2.5、315、20、25、30、35、40395321-70（偶数）2、2.5、3、425、30、35、40、50、60597动力箱齿轮84（A型）44（B型）21-263、425、30、40、5040电机齿轮7921-26318、22、28、32、36203.2主轴箱的设计步骤和方法主轴箱是专用机床的重要部件之一，他的好坏关系到整体机床的质量好坏。目前主轴箱的设计有一般设计法和电子计算机辅助设计法两种。本次设计应用一般设计法，其顺序是：绘制主轴箱原始依据图；确定主轴结构、轴颈尺寸及齿轮模数；拟定传动系统；计算主轴、传动轴坐标；绘制坐标检查图；绘制主轴箱总图、零件图及编制组件明细表。本机床中有两个主轴箱，现具体说明其中的十轴联动多轴箱，具体设计如下：（四轴联动多轴箱设计类似）3.2.1主轴箱设计的原始依据图主轴箱设计原始依据图是根据“三图一卡”绘制的，如图3-1，其主要内容及注意事项如下：（1）根据机床尺寸图绘制主轴箱外形图，并标注轮廓尺寸及动力箱驱动轴的相对位置尺寸。（2）根据尺寸联系图和加工示意图，标注所有主轴位置尺寸及工件与主轴、主轴与驱动轴的相关位置尺寸。（3）根据加工示意图标注各主轴转速和转向。（4）列表标明工件材料、加工表面要求，并注明主轴的工序内容、切削用量及主轴外伸长度等。详见表3-4（5）标明动力部件型号及性能参数等。表3-4主轴切削用量、轴号、主轴外伸尺寸参数表轴号主轴外伸尺寸切削用量D/d（mm）L（mm）工序内容n(m/min)v(m/min)f(mm/r)1-1038/20120攻M8螺纹孔1253.141.25图3-1主轴箱设计原始依据图3.2.2主轴结构、轴颈尺寸及齿轮模数的确定(1)主轴型式和直径的确定主轴型式和直径主要取决于工艺方法、刀具主轴连接结构、刀具的进给抗力和切削扭矩。攻螺纹主轴因靠模杆在主轴孔内做轴向移动，为获得良好的导向性，一般采用双健结构，不用轴向定位。主轴直径按加工示意图所示，主轴类型及外伸尺寸可初步确定。攻丝主轴直径查表3-5选为20mm，传动轴直径可参照主轴直径大小初步选定为20mm。待传动系统设计完后再验算某些关键轴。表3-5攻丝主轴直径的确定被加工材料铸铁钢螺纹扭矩（kg.mm）主轴直径（mm）扭矩（kg.mm）主轴直径（mm）M33284410M33284410M4801011012M51341218515M62401533015M85001770020(2)齿轮模数的确定齿轮模数一般用类比法确定，主轴箱中的模数常用2、2.5、3、3.5、4几种。为便于生产，同一主轴箱中的模数规格最好不要多于两种。由于零件的尺寸较小，为防止所选的齿轮齿数过少，发生根切或者没有合适的标准齿轮，先初步选择模数为2，然后，在设计过程中根据实际情况最终确定其大小。3.2.3主轴箱传动系统的确定主轴传动设计，是根据动力箱驱动轴的位置和转速、各主轴的转速要求，设计传动链，把驱动轴与各主轴连接起来，使各主轴获得预定的转速和转向。(1)对主轴箱传动系统的一般要求1)保证主轴强度、刚度、转速和转向的条件下，力求使传动轴和齿轮的规格、数量为最少。为此，应尽量用一根传动轴带动多根主轴，并将齿轮布置在同一排上。当中心矩不符合标准时，可采用变位齿轮或略微改变传动比的方法解决。2)量不用主轴带动主轴的方案，以免增加主轴负荷，影响加工质量。3)使结构紧凑，主轴箱内齿轮副的传动比一般要1/2，后盖内齿轮传动比允许取1：3—1：3.5；尽量避免升速传动。4)于粗加工的齿轮，应尽量安排在第Ⅰ排，减少主轴扭转变形，精加工主轴上的齿轮应该尽量设置在第Ⅲ排，一减少主轴端的弯曲变形。5)动轴直接带动的转动轴数不能超过两根，以免给装配带来麻烦。主轴箱传动设计过程中，如果第Ⅰ—Ⅳ排不够用，可以增加排数。(2)拟定主轴箱传动系统的基本方法拟定主轴箱传动系统的基本方法是：先把全部主轴中心尽可能分布在几个同心圆上，在各个同心圆的圆心上分别设置中心传动轴；非同心圆分布的一些主轴，也可以设置中间传动轴；然后根据已选定的各中心传动轴再取同心圆，并用最少的传动轴带动这些中心传动轴；最后通过合拢传动轴与动力箱驱动轴连接起来。传动系统设计的步骤可简述如下：1)将主轴划分为各种分布类型被加工零件上加工孔的位置是多种多样的，但大致可归为同心圆分布、直线分布和任意分布三种类型。因此主轴箱上主轴分布也分为这三种类型。2)确定驱动轴转速转向及其在主轴箱上的位置驱动轴的转速可按动力箱型号选定；当采用动力滑台时，驱动轴的旋转方向可以任意选定；其中心高度则决定于所选动力箱的规格型号。其中心位置在机床尺寸联系图中已确定。3)尽量用最少的传动轴及齿轮副把驱动轴和各主轴连接起来。(2)传动系统的初步设计拟定传动路线。如图3-1所示各主轴位置已经确定，下面结合主轴分布的三种类型对其进行传动设计。0轴为驱动轴，现根据主轴分布特点拟定传动系统方案如下：1、3分布在同一直线上，用一根传动轴15传动，传动轴中心位于两轴中心连线的垂直平分线上。由于零件尺寸较小同时可以带动轴2；4、5轴直线分布，可以用一根传动轴17带动，轴的中心在两轴中心连线的平分线上；6、7分布在同一直线上，用一根传动轴18带动，轴的中心在两轴中心连线的平分线上；8、10分布在同一直线上，用一根传动轴16传动，传动轴中心位于两轴中心连线的垂直平分线上。由于零件尺寸较小同时可以带动轴9；15、16、17、18也可以找到相同的圆心，也可以用一根传动轴19带动，轴中心位于同心圆的圆心；传动系统初步设计完成，至于其合理性和具体位置安排要结合中心距，齿轮模数和齿数的限制在实际设计过程中调节，确定。(4)确定传动轴位置、齿轮齿数以及校核1)确定传动轴15的位置及各齿轮齿数。传动轴15在主轴1、3的轴中心连线的垂直平分线上，同时由于带动主轴2，取其与主轴2的中心距为51mm，测量得到传动轴15与主轴1、3的中心距为70mm。各主轴转速相同，若取m=2，Z2=17，并按公式（3-1）、（3-2）、（3-3）依次求得齿数Z1′、Z2′、Z3′和转速n15。n主=n从/u=n从Z从/Z主；(3-1)Z主=2A/m-Z从=2Au/m(1+u)；(3-2)Z从=2A/m-Z主=2Am/u(1+u)；(3-3)所以Z2′=2A/m-Z2=2×51/2-17=34；（设在第Ⅱ排）n15=n4Z2′/Z2=125×34/17=250r/min；Z1=Z3=2Au/m(1+u)=2*70*2/2/（1+2）=46.6，取Z1、Z2为46。Z1′=Z3′=2A/m-Z1=2×70/2-46=24，（设在第Ⅲ排），由于主轴转速相同，所以取Z1′=Z3′=23。所以A15-1=A15-3=70mm为非标准中心距，齿轮需要变位。下面先分别计算它们的总变位量：△A15-1=△A15-3=A15-1-A=70-69=1=0.5×2；即，变位系数为+0.5。查变位系数表表3-6确定变位齿轮个数。与表对照，两变位系数均小于极限变位系数，故只需要一个齿轮变位即可凑配出标准中心距。变位齿轮选择主轴1、3上的齿轮。表3-6齿轮的极限变位系数ξ限1015202530354045505560+ξ限1.92-ξ限—1.02)确定传动轴16的位置及各齿轮齿数。传动轴16用来带动主轴8、9、10。位于主轴8、10的轴中心连线的垂直平分线上，并距主轴9的轴中心距离为51mm，量得距主轴8、10的轴中心为70mm。取m=2，Z9=17。并按公式（3-1）、（3-2）、（3-3）依次求得齿数Z8′、Z9′、Z10′和转速n16。Z9′=2A/m-Z9=2×51/2-17=34；（设在第Ⅲ排）n16=n9Z9′/Z9=125×34/17=250r/min；Z8=Z10=2Au/m(1+u)=2*70*2/2/（1+2）=46.6，取Z8、Z10为46。Z8′=Z10′=2A/m-Z8=2×70/2-46=24，（设在第Ⅱ排），由于主轴转速相同，所以取Z8′=Z10′=23。所以A16-8=A16-10=70mm为非标准中心距，齿轮需要变位。下面先分别计算它们的总变位量：△A16-8=△A16-10=A16-8-A=70-69=1=0.5×2；即，变位系数为+0.5。查变位系数表表3-6确定变位齿轮个数。与表对照，两变位系数均小于极限变位系数，故只需要一个齿轮变位即可凑配出标准中心距。变位齿轮选择主轴8、10上的齿轮。3)确定传动轴19的位置及各齿轮齿数。传动轴19带动主轴15、16、17、18，取其为同心圆的圆心，若传动轴15，16，17，18对称设置，则传动轴19在传动轴15、16的轴心连线垂直平分线上，取其到轴15、16、17、18轴中心的距离为57mm。若取m=2，Z15=Z16=Z17=Z18=19。并按公式（3-1）、（3-2）、（3-3）依次求得齿数Z15′、Z16′、Z17′、Z18′和转速n19。Z15′=Z16′=Z17′=Z18′=2A/m-Z15=38（Z15′、Z17′设在第Ⅰ排Z16′、Z18′设在第Ⅳ排）n19=n15Z15′/Z15=500r/min。4)确定传动轴17的各齿轮齿数。测量得A17-4=51mm，A17-5=79.1。若选取m=2，Z4=17，Z5=26。A17-5为非标准中心距，齿轮需要变位，下面先分别计算它们的总变位量：△A17-5=A17-5-A=79.1-78=1.1=2*0.55即，变位系数为+0.55。查变位系数表表3-6确定变位齿轮个数。与表对照，变位系数小于极限变位系数，故只需要一个齿轮变位即可凑配出标准中心距。变位齿轮选择主轴5上的齿轮。下面按公式（3-1）、（3-2）、（3-3）依次求得齿数Z4′、Z5′、和转速n17。即：Z4′=2A/m-Z4=2×51/2-17=34；（设在第Ⅳ排）Z5′=2A/m-Z5=2×78/2-26=52；（设在第Ⅱ排）n17=n4Z4′/Z4=250r/min5)确定传动轴18的各齿轮齿数。测量得A18-7=51mm，A18-6=79.1。若选取m=2，Z7=17，Z6=26。A17-6为非标准中心距，齿轮需要变位，下面先分别计算它们的总变位量：△A17-6=A17-6-A=79.1-78=1.1=2*0.55即，变位系数为+0.55。查变位系数表表3-6确定变位齿轮个数。与表对照，变位系数小于极限变位系数，故只需要一个齿轮变位即可凑配出标准中心距。变位齿轮选择主轴6上的齿轮。下面按公式（3-1）、（3-2）、（3-3）依次求得齿数Z6′、Z7′、和转速n18。即：Z7′=2A/m-Z7=2×51/2-17=34；（设在第Ⅰ排）Z6′=2A/m-Z6=2×78/2-26=52；（设在第Ⅲ排）n18=n4Z6′/Z6=250r/min6)驱动轴的齿轮齿数及与之配合的齿轮齿数的确定。驱动轴的齿轮齿数是有标准的这在前面已经提到过，这里就不在复述了，其转数为500r/min。其齿数为21，模数m=3，与之配合的齿轮安装在传动轴19上，由前面的计算中知道n19=500r/min。要实现1：1的传动比，所以与之配合的齿轮齿数为21。宽度为32mm。根据表4-3知传动轴19直径为25mm。传动设计的全部齿数、模数及所在排数，按规格标在传动系统图3-2中，最后计算各主轴的实际转速见表3-7。传动轴的坐标计算结果见表3-8。图3-2主轴箱传动系统原理图表3-7各主轴实际转速主轴实际转速主轴1主轴2主轴3主轴4主轴5主轴6主轴7主轴8主轴9主轴10(r/min)150150150150150150150150150150

表3-8传动轴的坐标计算结果传动轴号1516171819X174.8174.8271.2271.2223.0Y128.8193.2128.8193.2161.07)对传动轴的校核由于在设计主轴箱传动系统时，初步选定了轴径。所以，传动系统拟定后，应对总体设计和传动设计中选定的传动轴进行验算，校核是否满足工作要求。校核过程采用传动轴强度的粗略计算法。对于传动轴来说，把轴看成受纯扭矩作用，不考虑弯矩影响，而采用较低的材料许用应力的一种强度计算方法，即扭转刚度计算法。验算传动轴直径传动轴所承受的总转矩可以由下式进行计算:T总=T1U1+T2U2+…+TnUn其中Tn——是作用在第n根主轴上的转矩，单位为kg.mm，Tn=974Pn/n，；Un——传动轴至第n根主轴之间的传动比。验算各传动轴直径计算如下：轴[15]T15=3Ti1Un=3×500×1/2=750kg.mm按表3-9，取d=20mm即可。轴[16]T16=3Ti1Un=3×500×1/2=750kg.mm按表3-9，取d=20mm即可。轴[17]T17=2Ti1Un=2×500×1/2=500kg.mm按表3-9，取d=20mm即可。轴[18]T18=2Ti1Un=2×500×1/2=500kg.mm按表3-9，取d=20mm即可。轴[19]T119=2Ti1Un+2Ti1Un==2×500×1/2+2×750×1/2=1250kg.mm按表3-9，取d=20mm即可。由于齿轮限制选择为d=25mm。经过计算得到的传动轴直径与之前初步选择的直径相吻合，所以，传动轴能承受扭矩实现传动，符合要求。表3-9轴能承受的扭矩（度/米）轴径d()1/41/21计算依据1012152025303540455055606535721755501350280052008900142002170031700450006200069140350110027005600104001780028500434006350090000124000140290710230055001140021000360005800088000式中d——轴的直径（毫米）；M——轴所传递的扭矩（公斤.毫米）；Wр——轴的抗扭截面系数（毫米3）；[τ]——许用剪切应力（公斤/毫米2）；B——系数。当Ф=1时，B=5.2当Ф=1/4时，B=7.3当Ф=1/2时，B=6.2注：允许扭转角[Ф]的适用对象，推荐如下：刚性主轴，取[Ф]=1/4；非刚性主轴，取[Ф]=1/2；传动轴[Ф]=1。8)对齿轮啮合关系的校核在前面已经分别列出了主轴和传动轴的坐标，在这里根据它们的坐标列出坐标验算表以检验齿轮布置的合理性。见表3-10。表中，A实是按坐标算出的中心距，A是按传动齿轮节圆直径算出的中心距，△A是两者的差值，经检验，差值与前面变位齿轮计算中确定的差值完全符合，所以，齿轮布置是合理的。五、主轴箱所需动力的计算主轴箱的动力计算包括主轴箱所需的功率和进给力两项。传动系统确定之后，主轴所需功率P主轴箱按下列公式计算：P主轴箱=P切削+P空转+P损失=ΣP切削i+ΣP空转i+ΣP损失i式中P切削——切削功率，单位为KW；P空转——空转功率，单位为KW；P损失——与负荷成正比的功率损失，单位为KW。由前面计算知各主轴切削功率相同都是0.06KW，每根轴的空转功率可按表3-11确定；每根轴上的功率损失，一般可取所传递功率的1%。根据表中数据P主轴箱=P切削+P空转+P损失=ΣP切削i+ΣP空转i+ΣP损失i=10×0.06+10×0.009+4×0.018+0.054+0.054+16×0.06×0.01=0.823KW。由于攻丝类主轴进给力很小所以在这里不做计算。表3-10坐标验算表N—NXYA实A△A15—1—2—368.848.850.212.814.848.8705170695169+10+116—8—9—1050.248.868.848.814.812.8705170695169+10+117—4—516.878.848.27.25179.151780+1.1-18—6—778.879.1517851+1.10

3-11轴的空转功率转速（r/min）轴径15202530405060250.0010.0020.0030.0040.0070.0120.017400.0020.0030.0050.0070.0120.0180.027630.0030.0050.0070.0100.0190.0290.0411000.0040.0070.0120.0170.0300.0460.0671600.0070.0120.0180.0270.0470.0740.1072500.0100.0180.0280.0420.0740.1160.1664000.0170.0300.0460.0670.1180.1850.2666300.0260.0460.0730.1050.1860.2910.42010000.0420.0740.1160.1660.2960.4620.6662.3.4绘制坐标检查图前一节各轴的坐标已经计算完成，需要绘制坐标及传动关系检查图，用以全面检查传动系统的正确性，如图3-3所示：图3-3主轴箱坐标检查图

3.3绘制主轴箱总图以及装配明细表主轴箱总图绘制方法及其特点(1)主视图用点划线表示齿轮节圆，标注齿轮齿数和模数，两啮合齿轮相切处标注罗马数字表示齿轮所在排数。标注各轴轴号及主轴、驱动轴、液压泵轴的转速和转向。(2)展开图每根轴、轴承、齿轮等组件可只画轴线上边或下边一半，结构尺寸完全相同的轴组件只画一根，但必须在轴端注明相应的轴号；在图形一侧用数码箭头标明齿轮所在排数。3.3.1主视图根据设计计算绘制主轴箱主视图，详见主轴箱主视图。3.3.2主轴箱展开图根据设计计算绘制主轴箱展开图，编制装配明细表，详见主轴箱展开图。

第4章主要部件的选择和设计4.1电动机的选择 电动机是把电能转换成机械能的一种设备。它是利用通电线圈（也就是定子绕组）产生旋转磁场并作用于转子鼠笼式式闭合铝框形成磁电动力旋转扭矩。 4.1.1主运动电动机的选择（1）电动机功率的选择在主轴箱尚未设计出来之前，可按下面公式进行估算：P主轴箱=P切削/ηP切削——消耗于各主轴的切削功率之和，单位kW；η——主轴箱的传动效率，当主轴箱少于15根轴时，η=0.9，主轴多于15根时，η=0.8。在本次设计中大主轴箱主轴为10根，小主轴箱主轴为4根，因此选择η=0.9。由于各主轴加工的螺纹孔直径相同，因此，各主轴消耗的切削功率相同，所以，P切削=∑Pi；其中Pi为第i根主轴的切削功率，前面已经计算过Pi=0.06kW，代入公式计算得P切削=0.6kW。所以P主轴箱=0.6/0.9=0.67kW。所选的电动机最大功率是1.5kW。能满足要求。（2）电动机转速的选择参考前一章各轴的设计转速150r/min。为了简化设计，省去减速器的设计，采用上海欧传传动机械有限公司的功率为1.5kw，转速为300r/min的电动机（带减速器）GH32-1.5-5S。主要参数如表4-1和表4-2。表4-1性能参数表4-2尺寸参数表4.1.2进给运动电动机的选择步进电机是将电脉冲信号转变为角位移或线位移的开环控制元步进电机件。在非超载的情况下，电机的转速、停止的位置只取决于脉冲信号的频率和脉冲数，而不受负载变化的影响，当步进驱动器接收到一个脉冲信号，它就驱动步进电机按设定的方向转动一个固定的角度，称为“步距角”，它的旋转是以固定的角度一步一步运行的。可以通过控制脉冲个数来控制角位移量，从而达到准确定位的目的；同时可以通过控制脉冲频率来控制电机转动的速度和加速度，从而达到调速的目的。为了确保攻丝进给运动的准确性，在此选择步进电机与丝杠、导轨和工作台配合，从而完成攻丝。根据设计，丝杠几乎不受径向力，所以步进电机提供给丝杠的转矩不需太大，保守起见，选择南京华兴电机有限公司的42BYG4502型方形步进电机，保持转矩0.17N.mm。4.2丝杠和导轨的选择4.2.1丝杠的选择滚珠丝杆是将回转运动转化为直线运动，或将直线运动转化为回转运动的理想的产品。滚珠丝杆由螺杆、螺母和滚珠组成。它的功能是将旋转运动转化成直线运动，这是滚珠螺丝的进一步延伸和发展，这项发展的重要意义就是将轴承从滚动动作变成滑动动作。由于具有很小的摩擦阻力，滚珠丝杠被广泛应用于各种工业设备和精密仪器。丝杠有效行程=300mm，工作台最高移动速度=14（m/min），摩擦系数μ=0.1，电机最高转速=1800（r/min），最大行程内行程误差小于0.02mm，300mm行程内行程误差小于0.02mm，工件与卡具最大重量总合为100kg，重力加速度g=9.8m/s2，丝杠的平均转速为266r/min,刀具切削加工时的平均切削力的水平分力忽略不计，最大转矩是500N.mm，轴向分力是1600N，切向分力是(1)计算丝杠摩擦阻力取(2)确定滚珠丝杠副的导程。根据题目给定条件，步进电机直接与滚珠丝杠副连接，其传动比为1。所以则有：===0.0078m=7.8mm根据国际标准ISO/DIS3408-2-1991或GB/T17587.2-1998，确定丝杠的基本导程为大于8mm。(3)根据平均负载计算滚珠丝杠副的最大动载荷，硬度系数取1.0。设滚珠丝杠副在工作时的平均工作载荷为=。滚珠丝杠寿命系数为L==8250（万转）==4800N根据要求选1.2，选1.0，取200N。(4)结合最大静载荷，从附表中选择丝杠并写出丝杠的参数：丝杠的型号，公称直径，丝杠底径，导程，循环圈数，额定动载荷，额定静载荷，螺母的总长。所以选择：上海保良公司SFV05010-4.8型丝杠，其公称直径93mm，丝杠底径50mm，导程5mm，额定动载荷7222(N)，额定静载荷1773(N)，螺母的总长60mm。(5)确定丝杠的螺纹长度（单边预留余量为100mm）。=250+60+200=510mm(6)选定滚珠丝杠符的精度等级（根据国标JB/T3162.2-1982）。根据要求，最大行程内行程误差小于0.02mm，选择3级精度。4.2.2导轨的选择导轨:金属或其它材料制成的槽或脊，可承受、固定、引导移动装置或设备并减少其摩擦的一种装置。导轨表面上的纵向槽或脊，用于导引、固定机器部件、专用设备、仪器等。导轨又称滑轨、线性导轨、线性滑轨，用于直线往复运动场合，拥有比直线轴承更高的额定负载，同时可以承担一定的扭矩，可在高负载的情况下实现高精度的直线运动。根据估算工作台及其所装部件的质量，导轨所受基本静负荷约为1000N。现在选定上海保良精密传动设备有限公司的HGH30CA型线性滑轨，其基本静额定负荷是56.19kN,基本动额定负荷是38.75kN。4.3带传动机构的设计根据整体设计的要求，本机床需要设计两个同步带传动机构，传动全为1：1，现选用梯形同步带并详细说明电动机与多轴箱（1）之间的同步带传动机构的设计。电动机与多轴箱2之间的同步带传动机构与此类似。电动机在前面已经选定，功率是1.5kw，转速是300r/min。（1）确定计算功率：电动机每天使用24小时左右，查表4-3得到工作情况系数=1.6。则计算功率为:2.4kw（2）选定同步带带型和节距：由同步带选型图4-1，现在选取H型带（节距，基准宽度=76.2mm）。又根据《机械设计手册》第2卷，表6.1-60c可知基准额定功率是。

表4-3工作情况系数看图4-1同步带选型图（3）选取主动轮齿数：查表4-4知道小带轮最小齿数为14，现在选取小带轮齿数为25。（4）小带轮节圆直径确定：=101.1mm

表4-4小带轮最小齿数表（5）大带轮相关数据确定：由于系统传动比为，所以大带轮相关参数数据与小带轮完全相同。齿数，节距（6）带速v的确定：（7）初定周间间距：根据公式得现在选取轴间间距为153mm。（8）同步带节线长确定：=()+==623.454mm根据《机械设计手册》第2卷表6.1-58选取节线长，带长代号为250。（9）带轮啮合齿数计算：有在本次设计中传动比为一，所以啮合齿数为带轮齿数的一半，即=13。（10）确定啮合齿数系数：因为，所以=1.（11）计算额定功率并验算工作能力：==3.179kw其中，，=48.78，=76.2根据验算，该同步带设计合理。（12）确定该同步带的齿形尺寸：通过查表4-6，确定梯形齿标准同步带的齿形尺寸。图4-2为梯形同步带的标准尺寸。最终选用的同步带型号是250H200。=12.7mm，=，s=6.12mm=2.29mm，=4.3mm，=1.02mm，=1.19mm。表4-6梯形齿标准同步带的齿形尺寸图4-2带的标准尺寸（13）带轮的材料和结构形式：1）材料的确定：常用的带轮材料为HT150或HT200，而本带轮无特殊要求，为了有更好的刚性，选择材料HT200。结构形式前面已经确定了大小带轮的节圆直径（相等），根据《机械设计手册》第2卷表6.1-68和表6.1-69查得同步带轮的标准直径=99.69mm，d=101.06mm，带轮最小宽度52.8mm（双边挡圈）。因为本机器较小，考虑到腹板式带轮较复杂，因此大小轮选取实心式。4.4攻丝机构的选择设计4.4.1刀具的选择选择刀具应考虑弓箭的材质加工精度、表面粗糙度、排屑及生产率等要求。只要条件允许，应尽量选用标准刀具。为提高工序集中程度或满足精度可以采用复合刀具。在专用机床上攻螺纹，一般是用丝锥、攻丝卡头、攻丝靠模进行的。加工螺纹时，常采用攻丝靠模装置，在这里选择第二类攻丝靠模与丝锥结合，它的常用规格和选用它时的最小轴间距分别见表4-7和表4-8。由于被加工零件是铸铁，可以选用大批生产的标准丝锥，一般选用加工盲孔的丝锥，加工孔的直径是8mm，属于较小的直径，选择单锥即可。由于攻丝长度不大所以不用润滑冷却切削液。丝锥用相应的弹簧夹头装在攻螺纹接杆上。专用机床上攻螺纹，是由主轴系统带动丝锥实现主运动和进给运动，即螺纹丝锥每转一转的同时，丝锥向前进给一个螺纹的螺距。丝锥每转进给量与靠模螺母或与整个主轴箱进给量的差异有攻螺纹靠模机构补偿。表4-7第Ⅱ类攻螺纹靠模常用规格攻螺纹靠模规格第Ⅱ类攻螺纹靠模D0dd1D1D2L2L3L41M6-M101/4″-3/8″K1/8″161632M243040832M10-M143/8″-9/16″K1/8’’-K1/4’’204.4.2确定主轴类型、尺寸及外伸长度主轴类型主要根据工艺方法和刀杆与主轴的联系尺寸结构进行确定。主轴轴颈及轴端尺寸主要取决于进给抗力和主轴——刀具系统结构。主轴轴颈尺寸规格应根据选定的切削用量计算出的切削扭矩T，按表4-9初步确定主轴直径，然后综合考虑经济性，加工精度和具体工作条件按表4-10最终确定出主轴外伸长度L、外径D和内径d1及配套的攻螺纹靠模代号等。根据表4-9和表4-10，选择主轴类型为前、后支承均为圆锥滚子轴承，主轴外伸长度为120mm，攻丝靠模代号为2号，D/d1=Ф38/20mm，主轴直径d=Ф20mm。4-8采用第Ⅱ类攻螺纹靠模时的最小轴间距攻螺纹靠模规格主轴直径机床型式第Ⅱ类攻螺纹靠模规格123主轴直径152025最小轴间距115卧、立33220卧、立3338.5325卧、立39.54246表4-9攻丝主轴直径的确定（mm）材料螺纹56810121416182022242730铸铁扭矩1.342.405914.622.226.786.7102149轴径1215172025303540表4-10通用攻丝主轴系列参数(mm)主轴外伸（L=120）主轴类型主轴直径种数前、后支承均为圆锥滚子轴承20、25、306前、后支承均为推力球轴承和无内圈滚针轴承15204D/d124/1330/1438/20攻丝靠模代号12、3动力部件工作循环及行程的确定:动力部件的工作循环是指加工时，动力部件从原始位置开始运动到加工终了位置，又返回到原始位置的动作过程。包括快速引进、工作进给、工作退回、快速退回等动作。(1)工作进给长度L工的确定工作进给长度L工等于加工部位长度L（多轴加工时按最长孔计算）与刀具切入长度L1和切出长度L2之和，即：L工=L1+L+L2其中切入长度L1一般为5-10mm，在这里根据工件的具体情况选8mm。切出长度L2，在采用一般刀具时，参考表4-11推荐值选取。其中L切=6t(通孔)；L切=2t(盲孔)。如前所述，加工通孔的标准丝锥过长，所以一般都选择加工盲孔的丝锥，即，L切=2t=2.5mm。所以L2=5+L切=7.5mm。加工的最长孔长度L=13mm。所以，工作进给长度L工=L1+L+L2=8+13+7.5=28.5mm。表4-11切出长度L2的确定工序名称 钻孔扩孔铰孔镗孔攻螺纹切出长度L21/3d+(3-8)10-1510-155-105+L切(2)快速引进行程长度的确定快速行程是指动力部件把主轴箱连同刀具从原始位置送进到工作进给开始位置，其长度按加工具体情况确定。这里选择快速引进行程为100mm。(3)工作退回长度和快速退回长度的确定工作退回长度与工作进给长度相同，快速退回长度等于快速进给的长度。(4)动力部件总行程的确定动力部件总行程除了满足工作循环向前和向后所需的行程外，还要考虑刀具磨损或补偿制造、安装误差，动力部件能够向前调节的距离以及刀具从主轴孔中取出时，动力部件需要后退的距离。因此，动力部件总行程是工退、快退、前、后备量之和。参照相关的表格选择动力部件总行程为250mm。

第5章对底座及攻丝轴的有限元分析5.1有限元分析简介有限元分析是用较简单的问题代替复杂问题后再求解。它将求解域看成是由许多称为有限元的小的互连子域组成，对每一单元假定一个合适的(较简单的）近似解，然后推导求解这个域总的满足条件(如结构的平衡条件），从而得到问题的解。这个解不是准确解，而是近似解，因为实际问题被较简单的问题所代替。由于大多数实际问题难以得到准确解，而有限元不仅计算精度高，而且能适应各种复杂形状，因而成为行之有效的工程分析手段。

有限元是那些集合在一起能够表示实际连续域的离散单元。有限元的概念早在几个世纪前就已产生并得到了应用，例如用多边形（有限个直线单元）逼近圆来求得圆的周长，但作为一种方法而被提出，则是最近的事。有限元法最初被称为\o"矩阵"矩阵近似方法，应用于航空器的结构强度计算，并由于其方便性、实用性和有效性而引起从事\o"力学"力学研究的科学家的浓厚兴趣。经过短短数十年的努力，随着计算机技术的快速发展和普及，有限元方法迅速从结构工程强度分析计算扩展到几乎所有的科学技术领域，成为一种丰富多彩、应用广泛并且实用高效的\o"数值分析"数值分析方法。5.2有限元分析软件介绍目前常用的有限元软件有ANSYS、MSC、ABAQUS等，其中ANSYS有限元分析软件出现最早，并且经过不断的发展和完善，其功能和求解精度已颇让使用者满意，因此本文将用ANSYS软件来完成分析。5.3底座的初步设计根据机床的工作台的行程、电动机的尺寸、主轴箱的尺寸、丝杠的尺寸、导轨的尺寸、攻丝机构的尺寸等得出机床底座的尺寸形状结构。总长2936mm，总宽730mm，总高520mm。整体结构见图5-1。5.4对机床底座的有限元分析5.4.1机床底座的模型建立并将模型导入ANSYSWorkbench界面用solidworks软件绘制机床底座三维模型并导入ANSYSWorkbench界面。如图5-1所示。图5-1导入的三维模型5.4.2定义材料设计选用的材料是灰铸铁，其泊松比是0.28，将材料应用到该零件中，如图5-2所示。图5-2材料定义5.4.3添加约束并划分网格约束面为底座。考虑到该零件相对来说体积较大、形状规整，划分网格时参数如图5-3，划分网格后的实体如图5-4。图5-3参数设定图5-4网格划分5.4.4各阶阵型图各阶阵型图，求解六阶频率。如图5-5和图5-6，为一阶和二阶频率。图5-5一阶模态图5-6二阶模态5.4.5求解结果如图5-7，着重注重考虑一阶和二阶频率。在机床设计中应避开639.35Hz和742.09Hz这两种频率。图5-7最终结果图5.4.6最终结论由于主运动和进给运动的电动机频率分别为60Hz和50Hz，避开了机床底座的固有频率，符合设计要求，且机床底座设计合理。5.5对机床有限元分析的展望已经对机床底座进行了有限元分析，求解了固有频率，使电机频率合理的避开了机床底座的固有频率。由此可以想到，在机床加工部分，丝锥与被加工件之间属于切削加工，有切削扭矩的存在，必然引起震动。机床刀具对加工起到关键的作用，如果因为共振而受到破坏，后果不堪设想。所以，为了优化设计，在此提出对丝锥进行有限元分析，求解其固有频率，得出相应参数作为机床优化的参考数据。

总结本次设计主要是对攻丝专用机床的设计，要求我们能够对大学期间所学习的知识进行综合的应用，对专用机床的设计过程有一个全面的了解。在设计过程中使专业知识更加巩固。设计过程中主要完成了以下任务：（1）了解了专用机床的发展现状和发展方向。（2）确定了专用机床的工艺方案。（3）进行了机床的总体设计，主要部件的设计选择和关键零件的校核。（4）设计了专用机床主轴箱，其中包括了通用部件的选择与校核，传动系统的设计与校核，绘制了主轴箱主视图，编写了装配明细表。由于知识和经验的局限是我的设计难免出现不足之处，有很多地方不能详细的阐述，零部件的选择不能达到最优化。“书到用时方恨少”“欲速则不达”。在这次设计中我深刻体会了这两句话。想要进步，必须吸取前人的经验，站在巨人的肩膀上才能看的更远。想要进步，就必须把学习当做一生的事来做，就必须把学习当做一种习惯。这次设计，让我积累了很多经验，无论是好的还是坏的，相信对自己以后的生活学习都会有一定的促进。有心者所向披靡，用心者天下无敌。希望在以后的学习生涯中，更有耐心、更有恒心、更加脚踏实地。

参考文献[1]大连组合机械研究所．专用机床设计第一册[M]．北京：机械工业出版社，1975.[2]姜永武，刘薇娜.专用机床设计[M]．成都：西南交通大学出版社，2004.[3]赵如福.金属加工工艺人员手册第三版[M].上海科学技术出版社，1990.[4]谢家瀛．专用机床设计简明手册[M]．北京：机械工业出版社，1983.[5]大连专用机床研究所．专用机床设计参考图册[M]．上海：上海科技出版社1985.[6]王景奕．金属材料及热加工基础[M]．成都：西南交通大学出版社，2005.[7]沈阳工学院，吉林工学院，大连铁道学院．专用机床设计[M]．上海：上海科技出版社，