（独家原创）粗镗连杆大头孔专用镗床总体及镗削头设计（全套CAD图纸） ㊣ 精品文档 值得下载

（其他） Dynamically Reconfiguring Sitemaps Using RDF.pdf

（其他） 毕业设计书封面档.doc

（其他） 毕业实习报告－吕星 2007.doc

（图纸） 法兰盘1-吕星.dwg

（图纸） 法兰盘2-吕星.dwg

（图纸） 法兰盘3-吕星.dwg

（图纸） 隔套1-吕星.dwg

（图纸） 隔套2-吕星.dwg

（图纸） 机床尺寸联系图-吕星2007.dwg

（图纸） 机床加工示意图-吕星2007.dwg

（图纸） 加工工序图-吕星 2007.dwg

（图纸） 阶梯双头镗刀-吕星.dwg

（其他） 开题报告－吕星 2007.doc

（其他） 任务书－吕星 2007.doc

（其他） 设计说明书-吕星.doc

（其他） 申报表－吕星 2007.doc

（图纸） 生产率计算卡-吕星 2007.dwg

（图纸） 镗削头总图-吕星.dwg

（其他） 外文翻译－吕星 2007.doc

（图纸） 箱体-吕星.dwg

（其他） 摘要-吕星.doc

（图纸） 主轴-吕星.dwg

弯曲扭转时的有效应力集中系数，参见表。

弯曲扭转时将平均应力折算成应力幅的等效系数其值与材料有关，可从表中查出仅有弯曲正应力时的计算安全系数仅有扭转剪应力时的计算安全系数弯扭联合作用下的计算安全系数设计安全系数疲劳强度安全系数校核所以疲劳强度合格，该主轴符合要求。

.主轴密封装置的选用主轴前端密封装置的选用主轴前端密封装置选用迷宫式密封装置见下表。

迷宫式密封装置利用转动元件与固定元件间所构成的曲折而狭小的缝隙及缝隙内充填的油脂达到密封目的，与其他密封配合使用，则密封效果会更好。

迷宫式密封对油润滑及脂润滑都适用，对防尘和防漏也有较好的效果。

表迷宫密封轴径根据表得.。

.轴端连接方式主轴轴端于同步带轮的连接方式采用矩形花键连接图所示。

然后，带轮与花键不采用直接的连接方式，而是在花键上配上个特制的花键套，并将带轮安装在花键套上。

花键连接既可用于静连接，也可用于动连接。

图矩形花键连接矩形花键连接图所示为矩形花键连接。

键齿的两侧面为平面，形状较为简单，加工方便。

花键通常要进行热处理，表面硬度应高于。

矩形花键连接的定心方式为小径定心，外花键和内花键的小径为配合面。

由于制造时轴和毂上的接合面都要经过磨削，因此能消除热处理引起的变形，具有定心精度高定心稳定性好应力集中较小承载能力较大的特点，故应用广泛。

花键连接的强度计算花键连接的失效形式和强度计算的依据及方法，与平键连接基本相同。

花键连接的受力如图所示。

假设载荷在键齿的工作面上均匀分布，每个键齿的工作表面上的压力的合力作用在平均直径处，则花键传递的转矩。

引入载荷不均匀系数考虑实际载荷在各花键齿上分配不均的影响。

由此可得花键连接的强度条件为图花键连接受力图公式中花键传递的转矩，单位为花键的工作长度，单位为花键的齿数载荷不均匀系数，取决于齿数，般取，齿数多时取较小值花键齿侧面的工作高度，单位为，矩形花键花键的平均直径，单位为，矩形花键花键连接的许用挤压应力，单位为，见表花键的许用压强，单位为，见表花键连接的零件多用强度极限不低于的钢制造，般需要热处理，特别是在载荷作用下需要频繁移动的花键齿，应通过热处理获得足够的硬度以抵抗磨损。

花键的许用挤压应力许用压强见表表花键连接的许用挤压应力和许用压强连接工作方式使用和制造情况齿面未经热处理齿面经过热处理动连接载荷下移动不良中等良好注.同情况下，或的较小值用于工作时间长和较重要的场合。

.使用和制造情况不良的情况是指受变载荷有双向冲击振动频率高和振幅大润滑不良对动连接材料硬度较低或精度不高等。

.主轴支承轴承的选用主轴支承轴承选用主轴支承系统的刚度直接影响刚性主轴的工作。

主轴本身引起的变形占以上，而支承部分引起的变形也占到了将近，因此对支承系统的刚度应引起重视。

主轴的支承通常采用滑动轴承和滚动轴承两种。

鉴于有以上两种情况，我们对它们进行比较，选用有效合理的支承方式。

滑动轴承特点抗振性好工作平稳径向尺寸小，装配润滑密封等技术要求严格。

滚动轴承特点轴承尺寸小转速高寿命长，装配密封和润滑比较简单，并可以直接选用。

鉴于组合机床的大负荷高转速和高精密的要求，主轴前端采用圆注滚子轴承和向心球轴承组合使用，后端为圆柱滚子轴承，前端固定，后端浮动。

这样可以承受两个方面的轴向力。

轴承选用和配置形式对主轴刚度也有较大的影响。

轴承本身的刚度除取决于轴承内部结构滚动体的数量与尺寸外，还取决于轴承的安装精度以及轴承的轴向间隙与径向间隙的调整。

向心球轴承外径留有间隙。

根据轴承部分得出下表表圆注滚子轴承的性能允许偏位角极限转速比高性能特点有也承受较大的径向载荷。

适用场合便于安装拆卸和调整间隙的场合。

主轴轴承的预紧锁紧螺母作主轴轴承轴向限位，来保证螺母端面与轴心线有较高的垂直度。

主轴轴承的寿命计算般机械中运转的滚动轴承的主要失效形式是滚动体和座圈滚道表面产生疲劳点蚀或疲劳剥落。

所以，大多数滚动轴承的尺寸选择应以保证滚动轴承在规定的使用期限内不发生疲劳点蚀或疲劳剥落为计算依据。

按照接触疲劳强度计算亦即根据动态承载能力来选择轴承的尺寸型号。

滚动轴承的动态承载能力计算就是保证运转轴承在规定的使用寿命期限内不发生超过规定概率的疲劳失效的前提下，通过计算，选择出尺寸型号合适的轴承或在已知轴承尺寸型号时，计算出不在发生超过允许疲劳失效概率的前提下轴承所具有的寿命称预测寿命。

因此，滚动轴承的动态承载能力计算是与轴承的寿命直接联系的。

在机械设计时，滚动轴承的预期寿命可以根据机械的类型工作条件等确定。

般要求轴承的使用寿命等于机械的使用寿命，这样来可以节省维修费用但有时会使轴承尺寸过大，导致结构不合理。

为了解决这矛盾，常把滚动轴承的预期寿命定为机械的大修或中修的间隔期限，在预期的使用寿命到达时，利用大修或中修的机会来更换轴承。

但规定过短的使用寿命也是不合理的，这将使机械经常更换轴承，影响机械的正常工作，并增加维修费用。

参考第页对圆柱滚子轴承进行寿命计算滚动轴承载荷与寿命的关系曲线如图图轴承的载荷寿命曲线图中轴承的负荷寿命曲线满足关系式中轴承所受的当量动负荷，单位为轴承的寿命指数，球轴承，滚子轴承轴承的基本