前后支承均为推力球轴承和无内环滚针轴承的主轴。主轴型式的确定本设计中根据加工工艺要求，采用了第二种前支承为推力球轴承和向心球轴承后支承为向心球轴承的主轴。其装配结构配套零件及联系尺寸详见组合机床设计简明手册中第七章第二节。主轴材料采用了钢，热处理。数量根。目录主轴位置的确定由于是根主轴同时对个的大头孔进行加工，所以根主轴的相对位置应与个大头孔的相对位置保持致。齿轮模数齿轮模数般用类比法确定。多轴箱中的齿数模数常用几种。为便于生产，同多轴箱中的模数规格最好不要大于两种。本设计齿轮模数选。多轴箱所需动力的计算多轴箱的动力计算包括多轴箱所需要的功率和进给力两项。传动系统确定之后，多轴箱所需要的功率按下列公式计算空空多箱切削失切削失式中切削切削功率，单位为空空转功率，单位为失与负荷成正比的功率损失，单位为每根主轴的切削功率，由选定的切削用量按公式计算或查图表获得每根主轴的空转功率按组合机床设计简明手册表确定每根主轴上的功率损失，般取所传递功率的。主轴切削功率切削多轴箱所需进给力多箱计算多箱式中各主轴所需的轴向切削力，单位为目录多轴箱传动系统设计多轴箱传动系统设计，是根据动力箱驱动轴位置和转速各主轴位置及其转速要求，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。对多轴箱传动系统的般要求在保证主轴的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。因此，应尽量用用根中间传动轴带动多根主轴，并将齿轮布置在同排上。当中心距不符合标准时，可采用变位齿轮或略微改动传动比的方法解决。尽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。遇到主轴分布较密，布置齿轮的空间受到限制或主轴负荷较小加工精度要求不高时，可用根强度较高的主轴带动根主轴的传动方案。为使结构紧凑，主轴箱内齿轮副的传动比般要大于最佳传动比为，后盖内齿轮传动比允许取至尽量避免用升速传动。当驱动轴转速较低时，允许先升速后再降些，使传动链前面的轴齿轮转速较小，结构紧凑，但空转功率损失随之增加，故要求升速传动比小于等于为使主轴上的齿轮不过大，最后级经常采用轮毂宽度的中点上略去轴和轴上的自重略去轴上产生的拉压应力把轴看成铰链支承，支反力作用在轴承上，其作用点的位置可用如下图所示确定。则将双支点轴当作受集中力的简支梁进行计算，然后绘制弯矩图和扭矩图，并进行轴的强度校核。求出输出轴的功率，转速和转矩。前面已经得出求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径而主轴上大齿轮传递的转矩，单位为主轴上大齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径。单位为啮合角。对标准齿轮求轴上的载荷首先根据轴的结构图见主轴箱图作出计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查得值。对于型圆锥滚子轴承，由手册中查得。对于型圆目录锥滚子轴承，由手册中查得。因此，作为简支梁的轴的轴承跨距。计算简图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算截面处的及升速传动。用于粗加工主轴上的齿轮，应尽可能设置在第Ⅰ排，以减少主轴的扭曲变形精加工主轴上的齿轮，应设置在第Ⅲ排，以减少主轴的弯曲变形。多轴箱内具有粗精加工主轴时，最好从动力箱驱动轴齿轮传动开始，就分两条加工路线，以免影响加工路线。驱动轴直接带动的传动轴数不能超过两根，以免给装配带来困难。拟订多轴箱传动系统的基本方法拟订多轴箱传动系统的基本方法是先把全部主轴中心尽可能的分布在几个同心圆上，在各个同心圆的圆心上分贝设置中心传动轴非同心圆分布的些主轴，也宜设置中间传动轴如根传动轴带两根或三根主轴然后根据已选定的各中心传动轴再取同心圆，并用最少目录多轴箱传动系统图主轴分布类型多组同心圆分布。对这类主轴，可在同心圆处分别设置中心传动轴，由其上的个或几个不同排数齿轮来带动各主轴。采用根传动轴带动根主轴的方案。此方案传动轴齿轮数最少，用根传动轴带动多根主轴。主轴齿轮规格相同。传动系统的设计计算各齿轮参数的设计计算齿轮齿数和传动轴转速的计算公式如下从主主从从主主从从主从目录从主主主从从主从从主从主从式中啮合齿轮副传动比啮合齿轮副齿数和主从分别为主动和从动齿轮齿数主从分别为主动和从动齿轮转速，单位为齿轮啮合中心距，单位为齿轮模数，单位为。传动轴的齿轮参数计算设计从数量个，设在第排转速主轴的齿轮参数计算设计取传动轴齿轮的模数，齿数数量个，设在第Ⅱ排。主轴数量个，设在第排转速主目录润滑油泵的安置油泵轴的位置要尽可能靠近油池，离油面高度不大于毫米油泵轴的转速，须根据工作条件而定，主轴数目多，油泵转速应选的高些。当用型叶片泵时，油泵转速可在转分范围内选择。当箱体宽度大于毫米，主轴数多于根时，最好采用两个油泵，以保证充分润滑。本主轴箱内采用了个型叶片泵，为了便于维修，油泵齿轮布置在了第排。油泵的安置要使其回转方向保证进油口到排油口转过。本设计油泵齿轮由驱动轴等速传动，转速为。验算和校核验算主轴转速转速二强度校核传动轴的估算估算轴的最小直径，按扭转强度条件计算，先按照下列初步估算的最小直径，选取轴的材料号钢，调质处理。式中扭转应力，单位轴所受扭矩轴的抗扭截面系数许用扭转切应力计算截面处轴的直径轴的转速由以上公式可得轴的直径取目录取取轴的强度校核以主轴为例对传递动力轴满足强度条件是最基本的要求。通过结构设计初步确定出轴的尺寸后，根据受载情况进行轴的强度校核计算。首先作出轴的计算图。如果轴上零件的位置已知，即已知外载荷及支反力的作用位置。将齿轮带轮等级装配宽度的分布简化为集中力，并视为作用在向主轴逆时针转向。列表标明各主轴的工序内容切削用量及主轴外伸尺寸。标明动力件型号及其性能参数。目录多轴箱设计原始依据图主轴齿轮的确定及动力计算主轴的型式和直径，主要取决于加工工艺方法刀具主轴联接结构刀具的进给抗力和切削转矩。钻削类主轴按支承型式分为两种前后支承均为圆锥滚子轴承主轴。前支承为推力球轴承和向心球轴承后支承为向心球轴承或圆锥滚子轴承的主轴。的值图刀柄图示颈部与过渡锥部设计拉刀颈部长度包括过渡锥长度可按下式计算式中各参数见图所示。攀枝花学院本科毕业设计论文花键孔拉刀设计过前拉刀工件花盘床壁夹头图拉刀颈部长度的确定为了缩短拉刀长度，可将花盘换为厚度更小的衬套，这里选厚度为的衬套。由于选用拉床，所以取，取包括过渡锥长度。过渡锥长度般为或，由于拉刀直径较小，取过。前导部后导部设计前导部直径的基本尺寸等于拉削预制孔的最小直径，长度前般等于工件拉削长度，当孔的长径比大于时，可取为，此次拉削孔的长径比为，因此前。后导部直径的基本尺寸等于拉削后孔的最小直径，长度后可取为工件长度的，因此后，取后。拉刀总长度拉刀总长度是拉刀所有组成部分柄部颈部过渡锥前导部切削部包括粗切齿段过渡齿段和精切齿段校准部后导部及尾部的总和，即圆后前过精校粗式中柄部长度攀枝花学院本科毕业设计论文花键孔拉刀设计颈部与过渡锥长度前前导部长度粗粗切齿长度过过渡齿长度精精切齿长度校校准部长度圆圆形齿长度后后导部长度，各单位均为毫米。其中粗粗粗过过过精精精校校校圆圆圆。代入以上数据及之前求得数据，的拉刀总长圆后前过精校粗拉刀总长度的允许偏差，在以内时，取。查参考文献表，得所设计拉刀最大长度为，因此所设计拉刀长度符合要求。拉刀强度及拉床拉力校验拉削力拉削时，虽然拉刀每个刀齿的切削很薄，但由于同时参加工作的的切削刃总长度很长，因此拉削力也很大。拉削力可用下公式计算式中选定的齿升量时单位刀刃上的切削力攀枝花学院本科毕业设计论文花键孔拉刀设计单键总切削刃宽度键数分别代表前角冷却液及刀具磨损对切削力影响的修正参数，般为。按查参考文献表，得。键宽同时工作齿数，带入数据得代入数据，得拉削力拉刀强度校验拉刀工作，主要承受拉应力，按下式校验式中拉刀上的危险截面面积拉刀材料的许用应力。高速钢的许用应力，的许用应力，本次设计拉刀刀柄采用，因此。拉刀危险截面为柄部截面面积，即代入数据，得根据以上所得数据，求得所以，拉刀强度允许。拉床拉力校验拉刀工作时的最大拉削力应小于拉床的实际拉力，即式中拉床额定拉力拉床状态系数，新拉床，较好状态的旧拉床，攀枝花学院本科毕业设计论文花键孔拉刀设计不良状态的旧拉床，这里取。查参考文献表，得拉床的额定拉力为，因此拉床拉力满足设计要求。本章总结拉刀设计在本次设计中是个难点，之所以为难点是在拉削过程中，产生的拉应力较大，零件要求精度高，所以在设计拉刀时，拉刀材料的选择，各种刀齿齿型设计，各齿齿升量的确定都要慎重考虑，确保加工精度，以及拉刀的合理性。攀枝花学院毕业设计论文结论结论毕业设计是本科毕业前的次非常难得的理论与实际相结合的机会，通过本次设计，对前后支承均为推力球轴承和无内环滚针轴承的主轴。主轴型式的确定本设计中根据加工工艺要求，采用了第二种前支承为推力球轴承和向心球轴承后支承为向心球轴承的主轴。其装配结构配套零件及联系尺寸详见组合机床设计简明手册中第七章第二节。主轴材料采用了钢，热处理。数量根。目录主轴位置的确定由于是根主轴同时对个的大头孔进行加工，所以根主轴的相对位置应与个大头孔的相对位置保持致。齿轮模数齿轮模数般用类比法确定。多轴箱中的齿数模数常用几种。为便于生产，同多轴箱中的模数规格最好不要大于两种。本设计齿轮模数选。多轴箱所需动力的计算多轴箱的动力计算包括多轴箱所需要的功率和进给力两项。传动系统确定之后，多轴箱所需要的功率按下列公式计算空空多箱切削失切削失式中切削切削功率，单位为空空转功率，单位为失与负荷成正比的功率损失，单位为每根主轴的切削功率，由选定的切削用量按公式计算或查图表获得每根主轴的空转功率按组合机床设计简明手册表确定每根主轴上的功率损失，般取所传递功率的。主轴切削功率切削多轴箱所需进给力多箱计算多箱式中各主轴所需的轴向切削力，单位为目录多轴箱传动系统设计多轴箱传动系统设计，是根据动力箱驱动轴位置和转速各主轴位置及其转速要求，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。对多轴箱传动系统的般要求在保证主轴的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。因此，应尽量用用根中间传动轴带动多根主轴，并将齿轮布置在同排上。当中心距不符合标准时，可采用变位齿轮或略微改动传动比的方法解决。尽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。遇到主轴分布较密，布置齿轮的空间受到限制或主轴负荷较小加工精度要求不高时，可用根强度较高的主轴带动根主轴的传动方案。为使结构紧凑，主轴箱内齿轮副的传动比般要大于最佳传动比为，后盖内齿轮传动比允许取至尽量避免用升速传动。当驱动轴转速较低时，允许先升速后再降些，使传动链前面的轴齿轮转速较小，结构紧凑，但空转功率损失随之增加，故要求升速传动比小于等于为使主轴上的齿轮不过大，最后级经常采用轮毂宽度的中点上略去轴和轴上的自重略去轴上产生的拉压应力把轴看成铰链支承，支反力作用在轴承上，其作用点的位置可用如下图所示确定。则将双支点轴当作受集中力的简支梁进行计算，然后绘制弯矩图和扭矩图，并进行轴的强度校核。求出输出轴的功率，转速和转矩。前面已经得出求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径而主轴上大齿轮传递的转矩，单位为主轴上大齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径。单位为啮合角。对标准齿轮求轴上的载荷首先根据轴的结构图见主轴箱图作出计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查得值。对于型圆锥滚子轴承，由手册中查得。对于型圆目录锥滚子轴承，由手册中查得。因此，作为简支梁的轴的轴承跨距。计算简图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算截面处的及