毕业设计（论文）-XK100立式数控铣床主轴部件设计（全套图纸）

毕业设计（MATCH_ word word文档格式规范word作业纸小票打印word模板word简历模板免费word简历 _1716126365513_0）-XK100立式数控铣床主轴部件设计（全套图纸） 二O O七届南通纺院毕业设计说明 书 关于书的成语关于读书的排比句社区图书漂流公约怎么写关于读书的小报汉书pdf 全套 CAD图纸，加153893706 目 录 第一章 数控铣床的介绍„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 4 1.1 数控铣床的主要功能„„„„„„„„„„„„„„„„„ 4 1.2 数控铣床的主要特点„„„„„„„„„„„„„„„„„ 5 第二章 总体设计 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 7 第三章 电机的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 7 3.1 确定主轴传动功率„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 7 3.2 电机的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 8 3.3 主轴的变速过程„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 9 第四章 轴类零件的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„ 10 4.1 轴的设计概述„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 10 4.2 主轴主要结构参数的确定„„„„„„„„„„„„„„„ 10 4.3 轴的结构设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 13 4.4 主轴刚度的计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 15 第五章 齿轮传动设计与计算„„„„„„„„„„„„„„„„17 5(1主要参数的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„17 5.2 齿轮的设计与计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„17 1 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 第六章 轴承的设计与计算„„„„„„„„„„„„„„„„„ 20 6.1 轴承当量动载荷的计算„„„„„„„„„„„„„„„„„20 6.2 验算两轴承的寿命„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 22 第七章 圆弧齿同步带的设计„„„„„„„„„„„„„„„ 22 7.1 确定圆弧齿同步带的基本参数„„„„„„„„„„„„„„22 7.2 确定带的中心距„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„23 7.3 选择带的类型„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„24 第八章 碟形弹簧的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 25 8.1 碟形弹簧的结构尺寸„„„„„„„„„„„„„„„„„„25 8(2 弹簧的许用应力和疲劳极限„„„„„„„„„„„„„„ 26 8(3 碟形弹簧的设计与计算„„„„„„„„„„„„„„„„ 27 8.4 碟形弹簧的校核 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„28 第九章 拉杆的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„30 9.1 确定拉杆的直径 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„30 9.2 确定拉杆的长度„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 30 第十章 拉抓和打刀缸的选择„„„„„„„„„„„„„„„„ 31 10.1 拉抓的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„31 10.2 打刀缸的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 31 小结„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 32 参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„33 2 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 [摘要, 本文根据公司生产加工需要改装一台铣床, 主要用于铣削平面和钻孔，对主轴部件进行重新设计，但仍要用原来的主轴箱，要求主轴的转速范围为40r/min—4000r/min，查机械设计手册确定典型的切削工艺可以求得主轴的切削功率为4.3KW，根据切削功率与主运动传动链的总效率η确定机床传动的功pc 率,=5.4 KW，然后，根据机床传递的功率,来选择电机的类型。为了满足主轴的转速要求，选择合适的传动比和轴承。 设计 校核 [关键词] 铣床 主轴 第一章 数控铣床的介绍 3 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 数控机床集计算机技术、电子技术、自动控制、传感测量、机械制造、网络通讯技术于一体，是典型的机电一体化产品，他的发展和运用，开创了制造业的新时代，数控技术水平的高低已成为衡量一个国家制造业现代化程度的核心标志，他实现加工机床及生产过程数控化，已成为当今制造业的发展方向。数控铣床是一种加工功能很强的数控机床，目前迅速发展起来的加工中心、柔性加工单元都是在数控铣床、数控镗床的基础上产生的，两者都离不开铣削方式。由于数控铣削工艺最复杂，需要解决的技术问题也最多，因此人们在研究和开发数控系统及自动编程语言的软件时，也一直把铣削加工作为重点。 1.1 数控铣床的主要功能 数控铣床可以分为立式、卧式和立卧两用式数控铣床，数控铣床的应用越来越广泛，主要具有下列功能: 1、点位控制功能 利用这一功能，数控铣床可以进行只需要作点位控制的砖孔、扩孔、忽孔、铰孔和镗孔等加工。 2、连续轮廓控制功能 数控铣床通过直线和圆弧插补，可以实现对刀具运动轨迹的连续轮廓控制，加工出由直线和圆弧两种几何要素构成的平面轮廓工件。对非圆曲线(椭圆、抛物线、双曲线等二次曲线及对数螺旋线、阿基米德螺旋线和列表曲线等)构成的平面轮廓，在经过直线或圆弧逼近后也可以加工。除此之外，还可以加工一些空间曲面。 3、刀具半径自动补偿功能 使用这一功能，在编程时可以很方便地按工件实际轮廓形状和尺寸进行编程计算，而加工中可以使刀具中心自动偏离工件轮廓一个刀具半径，加工出符合要求的轮廓表面。也可以利用该功能，通过改变刀具半径补偿量的方法来弥补铣刀制造的尺寸精度误差，扩大刀具直径选用范围及刀具返修刃磨的允许误差。 4、刀具长度补偿功能 利用该功能可以自动改变切削平面高度，同时可以降低在制造与返修时对刀具长度尺寸的精度要求，还可弥补轴向对刀误差。 5、镜像加工功能 镜像加工也称为轴对称加工。对于一个轴对称形状的工件来说，利用这一功能，只要编出一半形状的加工程序就可完成全部加工了。 6、固定循环功能 利用数控铣床对空进行钻、扩、铰、鍃和镗加工时，加工的基本动作是:刀具无切削快速到达孔位—慢速切削进给—快速退回。对于这 4 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 种典型化动作，可以专门设计一段程序(子程序)在需要的时候进行掉用来实现上述加工循环，特别是在加工许多相同的孔时，应用固定循环功能可以大大简化程序。 1.2 数控铣床的主要特点 1、高柔性及工序复合化 数控铣床具有柔性(可变性)高和工序复合化的特点。所谓“柔性”即灵活、通用和万能性，可以适应加工不同形状工件的自动化机床。数控铣床的发展已经模糊了粗、精加工工序的概念，打破了传统的工序界限和分开加工的工艺规程，可最大限度地提高设备利用率。 数控铣床一般都能完成钻孔、镗孔、铰孔、铣平面、铣斜面、铣槽、铣曲面(凸轮)、攻螺纹等加工。而且，一般情况下，可以在一次装夹中，完成所需的加工工序。 2、加工精度提高 目前数控装置的脉冲当量(即每发出一个脉冲后滑板的移动量)一般为0.001mm。高精度的数控系统可达0.0001mm，一般情况下可以保证工件的加工精度。另外，数控加工可避免工人的操作误差，一批加工工件的尺寸同一性比较好(包括工件的主要尺寸和倒角等尺寸的同一性)，而且还可以利用软件进行精度校正和补偿，大大提高了产品质量。 3。、生产效率高 零件加工所需要的时间包括机动时间和辅助时间量部分。数控铣床能够有效的减少这量部分时间，因而加工生产率比一般铣床高得多。良好的结构刚性允许数控铣床大切削用量的强力切削，有效的节省了机动时间。数控铣床移动部件的快速移动和定位采用了加速和减速措施，因而选用了很高的空行程运动速度，消耗在快进、快退和定位的时间要比一般铣床少的多。 数控铣床的主轴转速和进给量都是无级变速的。因此，有利于选择最佳切削用量。 4、减轻操作者的劳动强度 数控铣床对零件加工是按事先编好的程序自动完成的。操作者除了操作键盘、装卸工件和中间测量及观察机床运动外，不需要进行繁重的重复性手工操作， 5 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 可大大减轻劳动强度。 由于数控铣床具有以上独特的优点，因此数控铣床已成为机械制造业的主要设备。但是，数控铣床的编程操作比较复杂，对编程人员的素质要求较高。否则很难发挥数控铣床的作用。 本文根据公司生产加工需要改装一台铣床,主要用于铣削平面和钻孔，对主轴部件进行重新设计，但仍要用原来的主轴箱，要求主轴的转速范围为40r/min—4000r/min，查机械设计手册确定典型的切削工艺可以求得主轴的切削功率为 与主运动传动链的总效率η确定机床传动的功率,，然5.4KW，根据切削功率pc 后，根据机床传递的功率,来选择电机的类型。为了满足主轴的转速要求，选择合适的传动比和轴承。 第二章 总体设计方案 XK100立式数控铣床要达到的技术要求:主轴转速40 r/min,4000r/min，换刀时间0.6s，换刀的时间靠打刀缸的性能来保证。工作台的行程1000×500，工作台所加工零件的类型为铝件和一些钢件。主轴采用BT50、的刀柄和拉抓。 XK100立式数控铣床具有加工中心的特点，能够实现自动换刀，自动变速，变速方法采用无级变速加有级变速。无级变速采用交流变频调速电机，实现两极变速，变速过程中齿轮的啮合通过离合器的得电和失电来实现。为了满足主轴的转速要求选择带轮的传动比为2，减速传动;齿轮的传动比为1.78，两对齿轮啮合，一对齿轮实现增速传动，另一对实现减速传动。 XK100立式数控铣床主轴部件的设计主要有轴以及轴上零件、拉杆的设计，选择合适的电机，满足切削时的功率要求，选择电机时根据典型切削工艺求得切削是需要的功率;打刀缸的选择，首先根据换刀所要达到的时间，其次，根据碟形弹簧拉紧刀柄的力，打刀缸动作是所产生的力应稍大于弹簧的拉紧力。 第三章 电机的选择 现在的数控铣床能够实现无级变速或无级变速加有级变速，数控铣床一般都采用由直流或交流调速电动机作为驱动的电气无级调速。由于数控铣床的运动调速范围较大，单靠调速电机无法满足这么大的调速范围，另一方面调速电机的功率扭矩特性也难于直接与机床的功率和转矩要求相匹配。因此，数控机床主传动 6 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 变速系统常常在无级变速电机之后串联机械有级变速传动，以满足机床要求的调速范围和转矩特性。 3.1 确定主轴传动功率 数控铣床的加工范围一般都比较大，所传动的额定功率可以根据典型切削工艺的情况计算，根据设计的铣床主要的加工范围，查机床设计手册确定如下典型加工工艺:用高速刚圆柱平刀铣削灰铸铁工件平面，刀具直径D=100mm，刀齿数为10，工件材料为HT200，硬度190HBS，切削速度=23.5m,min，进给速v 度为160mm,min，背吃刀量,5mm，切宽为75mm。 ap 1000v由公式 = 计算得=1200r,min nn,D 160160则每齿进给量 ,,,0.013mm szzn10，1200 根据典型切削工艺公式: HB,20.90.74 P切,2.8×???B??? zn10tsz190 式中: t—切削厚度，即被吃刀量(mm) —每齿进给量(mm) sz B—切削宽度(mm) Z—刀齿数 HB—材料硬度 代入数值得 190,20.90.74P切=2.8××5×0.013×75×10×1200× =4300W=4.3KW 10190 主传动的总效率一般可取为η=0.70,0.85,数控机床的主传动多用调速电机和有限的机械变速传动实现，传动链较短，因此效率可取较大值，由此可求得主轴传递的功率为 p4.3切P===5.4kw 0.8, 3.2 电机的选择 现在数控机床常用直流电动机和交流调频电机两种。目前，中小型数控机床中，交流调频电机已占优势，有取代直流电机之势。本文所设计的铣床采用交流 7 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 调频电机调节电源频率来达到调速的目的，额定转速常为1500r,min，如图1-1所示是变速电机的功率特性。从额定转速到最高转速的区域?为恒功率nndmax 区，从最低转速至的区域?为恒转矩区。 nnmind Pa /KW ??mP maxnminndn 图 3-1 变速电动机的功率特性 在设计数控铣床主传动时，必须考虑电机与机床主轴功率特性匹配问题。由于主轴要求的恒功率变速范围远大于电机的恒功率变速范围，所以在电RRnpdp机与主轴之间要串联一个分级变速箱，以扩大其功率调速范围，满足低速大功率切削时对电机的输出功率要求。为了简化变速箱结构，变速级数应少些，变速箱公比可取大于电机的恒功率调速范围，即〉。这时，变速箱每,,RRdpdpff 挡内有部分低转速只能恒转矩变速，主传动系统功率特性图中出现“缺口”，称之功率降低区。使用“缺口”范围内的转速时，为限制转矩过大，得不到电动机输出的全部功率。为保证缺口处的输出功率，电动机的功率应相应的增大。为了满足主轴传递5.4kw，最高转速4000r,min的要求，选择上海富田电机生产的IAG系列变频调速专用感应电动机，其型号为，,,132M—1500—7.5。 IAG—系列代号 其中: 132—极座号(中心高) M—机座长度代号，有S、M、L三种类型 1500—基本转速(单位:r,min) Nb 7.5—额定功率(单位:kw) 电机在60—1500r,min内，实现恒扭矩输出，在1500—4500r,min内实现恒功率输出;最高转速可以达到6000r,min，当电机转速达到6000 r,min，扭矩特性不好，因此一般情况下转速只达到4500r,min 8 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 3.3 主轴的变速过程 为了实现数控铣床的无级变速，采用交流调频电机，本文所设计的铣床所选择的电机需要实现两级变速，当通电时离合器脱离，小齿轮和大齿轮啮合，实现增速传动;当转速下降到电机的计算转速时，离合器吸合，大齿轮和小齿轮啮合，实现增速传动。 第四章 轴类零件的设计 主轴部件是机床实现旋转运动的执行件，是机床上的一个重要部件。主轴部件由主轴、主轴支承和安装在主轴上的传动件、密封件等组成，对于铣床主轴部件还有拉杆和拉抓。 4.1 轴的设计概述 轴是主成机械的一个重要零件，它支承其它回转件并传递转矩，同时它又通过轴承和支架连接，所有轴上零件都围绕轴心线做回转运动，形成一个以轴为基准的锝组合体—轴系部件，所以在轴的设计中不能只考虑轴的本身，还必须和轴系零件的整个结构密切联系起来。 轴设计的特点:在轴系零部件的具体结构未确定之前，轴上力的作用点和支点间的跨距无法精确的确定，故弯距大小和分布情况不能求出，因此在轴的设计中必须把轴的强度计算和轴系零件结构设计交错进行，边画图，边计算，边修改。 4.2 主轴主要结构参数的确定 主轴的主要结构参数有:主轴前、后轴颈D1和D2，主轴内孔直径d，主轴前端悬伸量a和主轴主要支撑间的跨距L。这些参数直接影响主轴旋转精度和主轴的刚度。 4.2.1 主轴最小直径的估算 当数值上时，可按扭转刚度估算最小轴径，即: P,nj P11d, ……………………………………………(1) 4 nj 式中:d—主轴的最小直径(cm) P—主轴传递的功率(kw)，前面已算出P=5.4kw —主轴的计算转速(r/min)，前面已给出=160r/min nnjj 9 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 5.44代人数值得:d?11×=11×0.4=4.4cm 160 取主轴的最小直径=45mm，最小直径本应该是后轴颈，但是考虑到轴承的轴d1 向固定采用锁紧螺母，应留锁紧螺母的位置。考虑到轴上装轴承，有配合要求，应将后轴颈的直径圆整到标准直径，同时要考虑到选择轴承的类型，因此选择后轴颈的直径=50， D2 4.2.2 主轴内孔直径d及拉杆直径的确定 主轴内孔直径与机床的类型有关，主要用来通过棒料、拉杆、镗杆或顶出顶尖等，铣床主要用于通过拉杆和拉抓，确定孔径的原则是:为减轻主轴重量在满足上述工艺要求及不削弱主轴刚度的前提下，尽量取较大值，孔径d对主轴刚度的影响影响是通过抗弯截面惯性矩而体现的，即主轴本身的刚度正比于抗弯截面惯性矩，其关系式为 44,,()/64d4dD()，空/，实,,,, 4D,/64D 根据上式可绘制出主轴孔径对主轴刚度影响曲线，如图4-1 空/实 KD—主轴平均直径，d—主轴平均孔径，—直径为,实心主轴刚度 ， 实 K—直径为,，孔径为d的空心轴的刚度。 空 图4-1 主轴孔径对主轴刚度影响曲线 由图4-1知:当d,,?0.5时，内孔d对主轴刚度几乎无影响，通常取孔径d的极限值,0.7D。此时，空,0.75，实，即刚度消弱量小于25%，若孔径再大dmax 10 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 主轴刚度急剧下降，一般铣床主轴孔径d可比刀具拉杆直径大5,10mm。 由于机床使用场合多种多样，为了适应加工工艺及刀具特点，机床工具行业已经开发了多种轴端结构，并已形成专业标准，铣床常用的主轴端部结构前端带有7:24的锥孔.供插入铣刀尾部锥柄定位,，拉杆从主轴后端拉紧刀具，常用的是BT—50刀柄，因此我们采用BT—50的外螺纹拉抓，查资料知BT—50拉抓外螺纹的尺寸为M22×P1.5，所以拉杆前端必须是M22的内螺纹，为了满足拉杆的刚性要求，取拉杆的直径为φ28mm，根据拉杆的直径确定主轴内孔的最小直径为φ32即可. 4.2.3 主轴前端悬伸量的确定 主轴前端悬伸量a是指主轴前端面到前轴承径向支反力作用中点(或前径向支承中点)的距离。它主要取决于主轴端部结构、前支承轴承和密封装置的形式和尺寸，由结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性影响很大，变形量与a的二次方或三次方成正比例关系。，因此在满足结构要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。 在确定主轴前端悬伸量时应该满足以下结构要求:主轴前端要留有装切削液喷头的位置;轴承的宽度B=27;轴承挡环的厚度b=8;主轴下支承的安装位置以及轴肩的宽度。 4.2.4 主轴支承跨距L的确定 合理确定主轴主要支承间的跨距L，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前轴端的位移量增大;反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前轴端的位移量尽管减小了，但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前端较大的位移。因此存在一个最佳跨距，在该跨距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前轴端的总位移L0 量为最小。一般取=(2,3.5)，本文所设计的主轴暂取L=2.5a=360，但是aL0 实际结构设计时，由于结构上的原因，以及支承刚度因磨损会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距L往往大于最佳跨距。 L0 4.2.5 计算主轴传递的扭矩 根据电机的扭矩—功率特性图知，当主轴的转速为基准转速时所传递的扭矩 11 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 最大，即n=n=1500r/min，则 j P5.4664=9.55×10=9.55×10=3.438×10N Tmax1500nmax 4.2.6 选择轴的材料和热处理方法 选择轴的材料为40Cr，，经调质处理, 其机械性能有设计手册查得 =700Mpa，=500Mpa，=185Mpa ,,,bs,1 查机械设计手册得[]=190Mpa b,-1 4.2.7 初选轴承 本文所设计的铣床主要用于铣削平面和打孔，轴承承受径向载荷，还承受不大的轴向载荷，故选择单列圆锥滚子轴承背对背的组合。根据工作要求及后轴颈的直径(为50mm)，由轴承产品目录中选取型号为32010的单列圆锥滚子轴承，其尺寸(内径×外径×宽度)为d×D×b=50×80×20。 4.3 轴的结构设计 4.3.1 拟定轴上零件的装配方案 `本文所设计的主轴要用原有的主轴箱，根据主轴箱的结构、轴上零件定位、加工要求以及不同的零件装配方案，，参考轴的结构设计的基本要求，得出如图所示的轴结构。 12345678910 图4-2 主轴的结构 如图4-2中，拉杆与BT50拉刀抓连接，从右侧装入内孔，然后再装入BT50刀柄;齿轮、轴承、套筒、轴承套以及电磁铁固定架从左侧装入，法兰盖从右侧 12 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 装入，与轴承套用螺钉连接。 4.3.2 确定轴各段的直径 根据前面的计算知:最小直径D=45mm，小轴承用锁紧螺母进行轴向固定，所以取轴段1外螺纹的直径M=45mm;根据轴承的型号以及与轴的配合关系，取1 轴段2的直径=50mm。 D2 轴段4处装小齿轮，承受很大的径向力，同时主轴是空心的，考虑到主轴的整体刚性，取轴段4的直径=75mm，小齿轮用锁紧螺母压紧，则轴段4的直D4 径比轴段3的直径大2,3mm，所以取轴段3处的外螺纹直径M=72mm。 4 轴段5上有两个轴套，轴套左侧用于定位小齿轮，中间用来压紧和定位电磁铁固定架，考虑到拆卸方便，轴段5要比轴段4大2,3mm，同时要比轴段6小2,3mm因此取轴段5的直径=78mm，轴段6的直径=80mm。 DD56 大齿轮主要靠轴段7的轴肩来定位的，为了保证定位可靠，轴段7要比轴段6的直径大5,10mm，但是考虑到主轴前端的内孔交大，因此取轴段7的直径为 =92mm。 D7 轴段8是前轴颈，主轴的直径因与轴承的内径相等，考虑到轴承的型号以及与主轴的配合关系，取轴段8的直径=95mm，轴承的型号为32109。 D8 主轴前端内孔采用7:24的锥度，装BT50的刀柄，内孔较大，取轴段10的外径=127mm，轴段9主要起定位作用，因比轴段10大5,10mm，因此取D10 轴段9的直径为=137mm。 D9 4.3.3 确定各轴段的长度 轴段4和6的长度要比轮毂宽度(38mm)短2,3mm，故这两处轴段的长度取为36mm。其中轴段4不包括退刀槽的长度。 轴段1和3有外螺纹，装径向锁紧螺母，故轴段1和3的长度比锁紧螺母长2,3mm，取轴段1的长度为15.7mm，轴段3的长度为 18.2mm 轴段7主要与轴承套配合，压紧轴承，为了保证轴承套与大齿轮之间有一定的间隙，取轴段7的长度为25mm;轴段8是后轴颈，所选轴承的宽度B=32mm， 13 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 轴承挡环的宽度T=8mm，故取轴段8的长度为44mm。 轴段9是一个轴肩，主要起定位作用，取轴段9的长度为11即可;主轴的前端面要装端面键，同时主轴前端要留下装切削液喷头的位置，因此取轴段10的长度为69mm。 主轴内孔要装拉杆、拉刀抓及BT50刀柄，整体装配起来应该让拉杆不要伸出主轴内孔太长，否则铣床的整体动刚度不好，根据主轴和主动轴的整体装配关系，取轴段1的长度为75.4mm，轴段5的长度为209mm。 综上所述，主轴的跨距L,373mm，悬伸量,=96mm 4.3.4 轴向零件的周向固定 齿轮、电磁铁固定架与轴的周向定位均采用半圆键联接。对于齿轮，由手册查得半圆键的截面尺寸宽×高×直径=10×13×32(GB/T1098-2003)，键槽用键槽铣刀加工，长为29。7mm(标准键长见GB1096-79);对于电磁铁固定架，由手册查得半圆键的截面尺寸宽×高×直径=6×9×22(GB/T1098-2003)，键槽用键槽铣刀加工，长为29.7mm(标准键长见GB1096-79)，轴承与轴的周向定位是采用过盈 配合来保证的。 3.3.5 确定轴上倒角和退刀槽的尺寸 取主轴前端的倒角为4×45?，其余倒角1×45?;所有退刀槽的尺寸为2×1 4.4 主轴刚度的计算 轴在载荷作用下，将产生弯曲和扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会破坏铣床的工作性能。因此在设计重要轴时，必须检验轴的变形量，这在轴的设计中称为刚度计算 刚度计算包括扭转刚度计算和弯曲刚度计算两种。前者以扭转角ψ来度量;后者以挠度y和截面转角θ来度量。本文以弯曲刚度校核，查机械设计手册知:[y]=0.00025L;圆锥滚子轴承处的偏转角[θ],0.0016rad。 4.4.1 主轴的简化和弯曲刚度的计算 1、如主轴前后轴承颈之间有数段组成，则当量直径d dldldl，，？，1122nnd= l 14 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 式中:、;、;„;d、l—分别为各段的直径和长度 dldlnn1221 ll —总长，=++„+l(mm) lln12 50，15.5，72，21.2，75，38，78，209，80，36，92，25，95，28.3d==78.6 mm 3732、主轴切削力F的计算 切 P根据公式P=F得:F=，则当线速度最小时,切削力最大 vv切切v D,3.14，100，40nmin===0.21m/s vmin1000，601000，60 5.4PF===25.7KN 切v0,21 3、挠度的计算 主轴的前悬伸部分较粗，刚度较高，其变形可以忽略不计。后悬伸部分不影响刚 F度。当主轴前端作用一外载，则挠度 切 22FalFal切切3y=(mm)=×10(μm) 3EI3EI F式中 —典型切削工艺的切削力 切 —前悬伸，等于载荷作用点至前支承点间的距离(mm) a l—跨距，等于前后支承之间的距离(mm) 5 ,—弹性模量，钢取,,2×10(Mpa) 444d I—截面惯性矩，I=0.05(-)(mm) di dd ，—主轴的外径和孔径(mm) i 将E和I的值待人，可得 232Fal25.7，10，96，373切y===79μm?0.0002L=0.09325mm 444430(78.6,32)30(d,d)i 4、偏转角 15 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 主轴切削工件时承受很大的切削力，主轴前端产生弯曲变形，查机床设计手册得 Fa切, (2l，3a),D6EI 式中 —主轴前端偏转角(rad) ,D l F、、、,、，与前面相同 a切 代入数据得 325.7，10，96,×(2×373+3×69),0.0011 rad ,544D6，2，10，0.05，(78.6,32) 所以 ?[θ]=0.0016 rad ,D 综上所述 主轴的刚度满足条件，不必重新设计。 第五章 齿轮传动设计与计算 一般，设计齿轮传动时，已知的条件是:传递的功率P=5.4KW，转速n=40r,min—4000r,min，传动比暂取i=1.78;预定的寿命5年，每年工作300天，每天24小时。 设计开始时，往往不知道齿轮的尺寸和参数，无法准确定出某些系数的数值，因而不能进行精确的计算。所以通常需要先初步选择某些参数，按简化计算方法初步确定出主要尺寸，然后再进行精确的校核计算。当主要参数和几何尺寸都已经合适之后，再进行齿轮的结构设计，并绘制零件工作图。 5(1主要参数的选择 、模数m 模数由强度计算或结构设计确定，要求圆整为标准值，传递动1 力的齿轮传动m?2。初步确定模数时，对于软齿面齿轮(齿面硬度)350HBS)外啮合传动m=(0.007,0.02)a;载荷平稳，中心距过大时取小值，本文所设计的主轴传动采用已有的箱体，可以知道中心距a=150mm，因此取模数m=0.015a=2.25mm，将模数圆整到标准值，取m=2.5mm 2、螺旋角β β角太小，将失去斜齿轮的优点;但太大将会引起很大的轴向力。 000一般取β=8—15，此处取β=13。 16 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 3、齿数z 当中心距一定时，齿数取多，则重合度增大，改善了传动的平稳,a 性。同时，齿数多则模数小、齿顶圆直径小，并且又能减小金属切削量，节省材料，降低加工成本。但是齿数增多则模数减小，齿轮的抗弯强度降低，因此，在满足抗弯强度的条件下，宜取较多的齿数。 5.2 齿轮的设计与计算 5.2.1、选择材料 查机床设计手册，小齿轮:20CrMnTi，渗碳淬火，硬度45,55HRC 大齿轮:20CrMnTi，渗碳淬火，硬度45,55HRC 22按MQ级质量要求取值，查得=780N/mm，=820N/mm;=620 ,,,FE1Hlim1Hlim2 22N/mm，=640 N/mm。 ,FE2 5.2.2 有关参数和系数的确定 4最大转矩 =3.438×10N Tmax 载荷系数K 查表取K =1.4 齿宽系数 查设计手册取=0.25 ,,aa 5.2.3 中心距及主要参数的确定 本文根据原有数控铣床的结构进行设计，用原有的主轴箱，根据主轴箱的结构要求，确定齿轮啮合时的中心距a=150mm 按经验公式，=(0.007,0.02)a=(0.007,0.02)×150mm=1.05,3 mn 取标准模数=2.5mm mn 00初取β=13，cosβ=cos13=0.9744 初取齿数比μ=1.78 ,2，150，0.9744a2cos===42.06 z1(,，1)2.5，(1.78，1)mn 取z=42，则z=μz=1.78×42=74.76，则取z=75 1122 精求螺旋角β ()，2.5，(42，75)mzz12ncosβ===0.975 2，1502a 17 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 0'''即β=arccos0.975=124824，此值与初选β值相差不大，故不必重新计算。 75z2传动比 ===1.786，此值与初选齿数比相差不大，故不必重新计算 i42z1 5.2.4 许用弯曲应力[] ,F 42z11、当量齿数为: ===45.3 zz3v1v30.975cos, 75z2 ===80.9 z3v230.975cos, 根据当量齿数查得:齿形系数=2.37，=2.25 YYF1F2 应力修正系数=1.69，=1.77 YYS1S22、应力循环次数 9=60=60×1200×1×(5×330×24)=2.85×10 njLNh2 99i==2.85×10×1.786=5×10 NN12 根据、查得:=0.86，=0.88 NYYN1N1N22 3、查机械设计手册得:安全系数=1.4 SF Y,NFlim根据公式[]=得:许用弯曲应力 ,FSF 0.86，640Y,NF1lim[]===393Mpa 1,F1.4SF 0.88，620Y,NF2lim[]===389Mpa 2,F1.4SF 5(2(5、主要尺寸的计算 分度圆直径d: 2.5，42mz1n===107.7mm d1cos,0.975 2.5，75mz2n===192.3mm d2cos,0.975 18 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 b齿宽b ==0.25×150=37.5mm a,a 取==38mm bb21 5.2.6 校核齿面接触疲劳强度 ,K(，1)T1=3.17?[] Z,,E2HH,bd1确定有关系数和参数 ] 1、许用接触应力[,H ==850Mpa，安全系数=1.2 查机械设计手册得S,,HHlim1Hlim2 根据、查得=0.86，=0.88 NzzN1N1N22 许用弯曲应力 0.86，850Z,NH1lim1[]===609Mpa 1,H1.2SH 0.88，850Z,NH2lim2[]===623Mpa 2,H1.2SH 查设计手册得:弹性系数=189.8，故 ZE 41.4，3.438，10，(1.786，1)=3.17×189.8=246.7Mpa 2,H38，107.7，1.786 ,[]，齿面接触疲劳强度合格。 1,,HH 5.2.7 验算齿轮圆周速度 v ,3.14，107.7，4000dn1max===22.5m/s vmax160，100060，1000 ,3.14，192.3，4000dn2max===40.25m/s vmax260，100060，1000 查机械设计手册知选择6级精度即可 至此齿轮的设计与校核已经全部完成，零件图见附图XK100—10—205和 XK100—10—210。 19 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 第六章 轴承的设计与计算 本文所设计的数控铣床主要用于铣削平面和打孔，轴承承受径向载荷的同时，还承受不大的轴向载荷，根据轴承承受载荷的特性，选择单列圆锥滚子轴承的背对背的组合方式。 查轴承手册得:32010型轴承基本额定动载荷Cr=61KN，e=0.42，Y =1.4。 32109型轴承基本额定动载荷Cr=175KN，e=0.44，Y =1.4。 6.1 轴承当量动载荷的计算 6.1.1 切削力的计算 PFF根据公式P=得:=，根据典型切削工艺取n=1200r/min v切切v 3.14，100，1200,Dn===6.28m/s v1000，601000，60 P5.4F===0.86KN 切6.28v 6.1.2 径向力的确定 单列圆锥滚子轴承背对背组合，如图5-1所示，可知: 9696==×0.86=0.22KN FF切r1373373 =+=0.22+0.86=1.08KN FFF切r2r1 Fr1F切 FAS2S1 Fr2 图6-1 轴承受载示意图 6. 1.3. 计算两轴承的派生轴向力s 查机械设计手册得，单列圆锥滚子轴承的派生轴向力为S=/(2Y)，则 Fr 0.22Fr1===0.08KN S12Y2，1,4 20 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 1.08Fr2===0.39KN S22Y2，1,46.1.4 计算两轴承的轴向载荷 轴承外加的轴向力=2KN FA +=0.39+5=2.39KN, SFS1A2 所以轴承?被“压紧”，轴承?被“放松”，故 =+=2.39KN FFSa1A2 ==0.39KN FSa22 6.1.5 计算两轴承的当量动载荷P 查机械设计基础得:载荷系数=1.5 fp 轴承?的当量动载荷P1: 2.39Fa1==10.8,e=0.42 0.22Fr1 查机械设计手册得:=0.4，=1.4 XY11 =(+ Y)=1.5×(0.4×0.22+1.4×2.39)=5.2KN fPXFF11r1a1p 轴承?的当量动载荷P1: 0.39Fa2==0.36,e=0.44 1.08Fr2 查机械设计手册得:=1，=0 XY22 ==1.5×1.08=1.62KN fPF2r2p 6.2 验算两轴承的寿命 由于轴承是在正常温度下工作，t <120?，查表机械设计手册得=1 fT 圆锥滚子轴承ε=10/3，则轴承I的寿命 66f101，61C10r10/3,T=()=()=46500 h L10h15.260n60，1200P1 轴承?的寿命 21 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 66f101，175C10r10/3,5T=()=()=9.9×10 h L10h21.6260n60，1200P2 综上所述，轴承满足5年，一年工作300天、每天24小时的寿命，不必重新选择 第七章 圆弧齿同步带的设计 7.1 确定圆弧齿同步带的基本参数 7.1.1 确定设计功率 pd =(,其中为载荷修正系数 设计功率pkkPAAd 根据已知工作条件查表取,, 则 kA ,(,,×7.5=15KW pkPAd 7.1.2 选择带形和节距 根据=15KW和电机基准转速查表确定为8M型，节距,, ppdb 7.1.3 传动比的选择 带传动是一种最常见的机械传动形式，它的主要用传递转矩和改变转速。大部分带传动是依靠扰性传动与带轮间的摩擦力来传递运动和动力的，铣床方面的传动还有电主轴和电机直连式，我们选择了带传动的方式，带传动简单，而且效 i率高，选择的传动比=2 7.1.4 小带轮齿数 z1 根据带型M和小带轮的转速，由表查得小带轮的最小齿数=18，此处取znmin1 =23。 z1 i则大带轮的齿数==46 zz21 7.1.5 小带轮的节圆直径 d1 p23，8z1b===58.57mm d1,, 查表得其外径=-2δ=58.57-1.37=57.20 其中2δ为节根距 dda11 7.1.6 大带轮节圆直径 d2 22 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 p46，15z2b ===117.14 d2,, ,2,查表得其外径==117.14—1.37=115.77 dd2a2 7.1.7 带的传动速度 v ,，58.57，1500,dn11===4.6m/s v60，100060，1000 7.2 确定带的中心距 7.2.1 初定轴间距 a0 查机械设计手册知 0.7(+)??2(+) daddd10122 同时根据对铣床产品的测绘和设计经验初定=160mm a0 7.2.2 带长及其齿数的确定 2(),dd,21=2，(+)， adLd001224a0 =2×160，1.57×(58.57，117.14) ，(117.14—58.57),4×160 =320，275.8647，0.092 =595.96mm 查表应选用带长代号为600的8M型同步带，其节线长度=600mm，节线长上Lp的齿数=75 z 7.2.3 实际轴间距，所设计的结构的轴间距可调整 a M=4—2π(+) ddL1p2 =4×600—6.28×(58.57，117.14) =2400—1103.4588 =1296.5412mm 22MM,32(,),(，/16 add21 221296.5,32(117.14,58.57) =[1296.5，]/16 =159.37mm 7.3 选择带的类型 23 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 1、啮合齿数的确定 ,117.14,58.57dd21 =ent(0.5—)=ent(0.5—)×23 zzm16，159.376a =ent10.12=10 2、基本额定功率的确定 p0 根据小带轮的转速和节圆直径查表知=2.5kw p0 3、所需的带宽 bs pd? 1.14bbss0pkkLz0 其中:—带的基本宽度表7-1查得 bs0 表7-1 3M 5M 8M 14M 20M 带型 bs0/mm 6 9 20 40 115 —带长系数，查机械设计手册知=0.8 kkLL 当,6时=1，当,6时=1—2(6—)，此处取=1 kkkzzzmzmzmz 151。14则 ?20×=68.86mm bs0.8，1，2.5 至此带轮的设计已经完成，根据上面的计算数据，取标准带宽代号为70的8M型的带，其带宽为70，则带轮的宽度=72.7。 bbfs 第八章 碟形弹簧的设计 8.1 碟形弹簧的结构尺寸 8.1.1 碟形弹簧的基本概念 碟形弹簧是用钢板冲压成形的截锥压缩弹簧.具有刚度大、变刚度性等特点，蝶形弹簧按其结构型式分为无支承面和有支承面两种，如图8—1所示 24 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 (a) 无支承面 (b)有支承面 图8—1 碟形弹簧 图中:D—弹簧外径(mm);d—弹簧内经(mm);—弹簧中性径(mm)为弹D0 D,d簧中性点所在圆直径，其大小按=计算。 D0Dlnd ，t—厚度(mm);—减薄弹簧厚度(mm);—自由高度(mm);—无支hHt00 ,承面碟簧压平时变形量(mm)，=—;—有支承面碟簧压平时变形量thHh000 ,，(mm);=—;b?D/150;F—载荷(N);f—变形量(mm) Hht00 8.1.2 碟形弹簧的分类 1、碟形弹簧按其厚度分为三类，如表8-1所示 表8-1 碟簧按厚度的分类 类别 碟簧厚度t/mm 支承面和减厚厚度 1 <1.25 无 2 1.25—6.0 无 3 >6.0—14.0 有 2、碟形弹簧按外径D、压平时变形量和厚度t的比值D/t、/t分为三个系hh00列，如表8—2所示 25 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 表8—2 碟簧按外径D的分类 D/t E(Gpa) u f 系列 /t h0 A 206 0.3 ?18 ?0.4 ?0.75 h0 B 206 0.3 ?18 ?0.75 ?0.75 h0 C 206 0.3 ?28 ?1.3 ?0.75 h0 8(2 弹簧的许用应力和疲劳极限 8.2.1 碟形弹簧按其载荷性质分为两类: 41、静载荷—作用载荷在规定寿命内变化次数小于1×10次。 2、变载荷—作用在碟簧上的载荷，在预知载荷和工作载荷之间，在规定FF12 4寿命内变化次数大于1×10次。 (1)、静载荷作用下碟簧许用应力 静载荷作用下的碟簧，应通过校核OM点的应力来保证自由高度的稳,HOM0定，在压平时的应接近弹簧材料的屈服点。 ,,OMs (2)变载荷作用下碟簧的疲劳极限 8.2.2 变载荷作用下碟簧使用寿命可分为两类 661、有限寿命—可以在持久强度范围内承受1×10—2×10次有限的加载次数值至破坏 62、无限寿命—可以在持久强度范围内承受2×10次有限的加载次数值至破坏 8(3 碟形弹簧的设计与计算 碟形弹簧的组合方式有叠合组合、对合组合和复合组合，本文设计的铣床采用对合组合方式，这种方式结构简单，对合片数少。 主轴采用的是BT50的刀柄，通常BT50的刀柄需要用3.5吨的力才能拉紧，既工作载荷=3500×9.8=34300N，在装配时用锁紧螺母固定弹簧，预紧力为F2 =2000N，使用过程中要求弹簧的最大变形量为8.5mm，根据要求设计合适的F1 弹簧组合。 26 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 1、根据要求查机械设计手册，从,、B、C系列中选取一个规格，其尺寸和参数如下表， D/mm d/mm t/mm 碟簧 /mm /mm F=0.75 Hhh000 f/mm F/, 或 ,,??A 100 51 6 2.2 8.2 4800 1.65 1420 B 100 51 3.5 2.8 6.3 13100 2.1 1050 C 100 51 2.7 3.5 6.2 8610 2.63 1240 D1002、由,,,=1.96查机械设计手册得,0.686，碟簧有支承面时,取K1d51 =1.6 k4 34E2th0当碟簧压平时碟簧载荷 = ，FKC4241,k,D1 5其中:,—弹性模量(,pa)，弹簧钢取E=2.06×,pa 10 μ—泊松比，弹簧钢取μ=0.3 534，2.06，，2.225610带入数据解得=××=1.47×N F1.61042C1,0.686，0.3100 f343002.2hF0213、根据==0.4和==0.23由查得=0.22 56t1.47，hFC010 由此变形量=0.22=0.48mm fh01 f8.5zii满足总变形量=8.5，所需的碟簧片数为===17.7，取=18片 fz0.48f1 对合碟簧组的总自由高度为 i==18×8.2=147.6mm HHZ0 承受载荷3.5吨时的高度 =—=147.6—18×0.48=138.96mm fHH1Zz1 27 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 8.4 碟形弹簧的校核 、求、 1、由ffFF1212 5根据上面的计算知:=1.47×N F10C 343002000因此 /==0.03 /==0.23 FFFF1C2C551.47，1.47，1010 h0按照 =0.4，查图5-1得到/= /=0.22 ffhh0012t =0.03=0.03×2.2=0.066mm 由此 fh01 =0.22=0.22×2.2=0.48mm fh02 3、疲劳破坏的关键部位 h0由=0.64和C=1.96，查图8-3得，疲劳强度破坏的关键部位在二点 k4t , hh00 或 k,4?点tt ?点或?点 `` ?点 =/ 图8-3 碟簧疲劳破坏的关键部位 4、计算应力并检验碟簧寿命 ,? 当=0.066mm时，由下式得: f1 2ffE4ht0=-[(-)-] KKKK2,4423　2?2ttt,1KD,1 524，2.06，0.12610=-××1.6××[1.6×1.2111×2261,0.686，0.3100 2.20.12(-)-1.362]Mpa=55.34Mpa 62，6 当=0.22时，由下式得: f2 28 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 2ffE4ht0=-[(-)-] KKKK2,4423　2?2ttt,1KD,1 524，2.06，0..22610=-××1.6××[1.6×1.2111×2261,0.686，0.3100 2.20.22(-)-1.362]Mpa=200.7Mpa 62，6 碟簧的计算应力幅为 =—=200.6—55.34=145.26 Mpa ,,,amaxmin 6由图5—2b查得:当=55.34 Mpa，寿命2×10时的=720 Mpa ,,rmaxrmin 即疲劳强度应力幅为 =—=720—55.34=664.66Mpa ,,,rmaxrarmin 即,，能够满足无限寿命的要求。 ,,ara 至此碟型弹簧的设计与校核已全部完成，选用A 型，、支承面、共18片对合组合的碟型弹簧。 第九章 拉杆的设计 在铣床主轴内有松卡刀装置，结构从主轴前端到末端分别是拉抓，拉杆，一组碟形弹簧，锁紧螺母，打刀缸。其中拉杆，一组碟形弹簧，锁紧螺母组合在一起，然后与拉抓通过螺纹连接。抓刀时，打刀缸不工作，靠施加在叠簧上的力拉紧刀具;松刀时，打刀缸工作推动拉杆向前运动，推动拉抓，拉抓从主轴孔前端向前运动松开，实现换刀动作。 9.1 确定拉杆的直径 拉杆前端与拉抓通过螺纹连接 ，BT50拉抓前端是M25×1.5的外螺纹，因此拉抓必须是M22×1.5的内螺纹，如图2-1所示，取1处的直径=28mm， D1 4123 图9-1 拉杆结构图 29 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 2处的直径根据碟形弹簧的型号确定，因为碟形弹簧所承受的力和大，为了满足刚性要求取2处的直径=51mm，碟形弹簧选择φ51的内径。 D2 3处主要是装锁紧螺母和压板，通过锁紧螺母预紧弹簧，为了安装方便，3处的直径比2处小2,3mm，故取3处的外螺纹为M48×1.5，4处是当打刀缸工作时，打杆的接触面，没有什么特殊的要求，只须外径比打杆稍大一些，此处取=26mm D4 9.2 确定拉杆的长度 2处装碟形弹簧，有弹簧的设计与计算只，碟簧总自由高度为111.6mm，碟簧要用锁紧螺母预紧，因此取2处长度=110即可;3初的长度因,锁紧螺母的宽L2 度20mm+压板的宽度10mm，故取3处长度=38mm;4处的长度没有特别的L3 要求，取=6mm;1处的长度根据主轴箱的结构要求而定，主轴箱上下两个面L4 的距离为550，同时拉杆前端还与BT50拉抓连接装入主轴中，因此根据主轴部件的装配关系取=370mm L1 至此拉杆的主要尺寸已经确定完，见零件图XK100—10—207 第十章 拉抓和打刀缸的选择 本文设计的铣床是针对公司的生产加工需要，主要是用于铣削平面和钻孔，所以在设计的时候应该参照一般数控铣床的设计要求，选择合适的外购件，不仅可以节省费用，同时还减低了设计的要求，使得设计更简单。 10.1 拉抓的选择 一般的刀柄有BT30、BT40、BT50、ER50等，在众多的刀柄中，最常用的是BT50的刀。，铣床主轴的结构已经形成了一个设计库，设计者可以根据自己的需要选择合适的结构，通常一般的铣床内孔采用7:24的锥度，便于刀具的定位和换刀，用BT50刀柄和7:24的锥度配合使用，操作方便，同时也好购买刀具。 铣床在工作状态下拉抓拉紧刀柄，与BT50刀柄配合使用的是BT50拉抓，BT50拉抓带有M22×1.5的外螺纹与拉杆连接，拉紧刀柄，通常需要3.5t的力将刀柄拉紧。 30 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 10.2 打刀缸的选择 打刀缸其实就是一种增压缸，将压缩空气的压力能转化高的推力输出。打刀缸的系列很多，我们公司使用的是“上海健椿机械有限公司”生产的KTL系列打刀缸，也称KTL系列增压缸。 KTL系列增压缸为一中气液转换增压缸。具有增压比大，动作时间短，动力来源取得方便，无油压系统温升困扰等优点，主要用于数控铣床、加工中心机床的松刀系统。 对于BT50主轴，通常选用KTL450A/KTL600型增压缸，对于BT50拉抓需要3.5t的力就可以拉紧，因此选择KTL450A型增压缸即可，可以将5公斤的力转换成3815N的力。 对与一般的铣床选择BT50刀柄拉抓和适合于BT50的KTL450A型的打刀缸，这样不仅满足了要求，同时在维护、购买、操作上都非常的方便 31 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 小 结 本文主要设计XK100立式数控铣床主轴部件, 对在本设计过程中的种种因素，方案均作了适当的考虑，同时采取了相应的措施,XK100数控铣床具有很多优点，解决了很多普通铣床不能加工的零件问题，为公司节省了很多成本，但由于自己所学知识不全面，本文所设计的铣床还存在缺点，在以后的设计中需要改进，使得产品的性能够得到进一步的提高，主要缺点有以下几方面: 1.碟型弹簧在主轴箱外面，转速一高，动平衡就不好 2.主轴的轴承选择不太好，在以后的设计中要注意。 3.主轴获得的变速范围较小，影响加工范围 4.XK100立式数控铣床多用于加工铝件、一些钢件 在以后的设计中要重新考虑一些参数，是的铣床的加工范围更广、性能更好。 经过几个月的实习,毕业论文终于可以画上一个句号了,回想实习的这几个月,有苦也有甜,但是在实习的几个月里,学到了很多知识,同时也发自己知识面不够广,在以后的工作中要进一步的学习。 刚开始选题的时候，对铣床的结构一点都不了解，也曾想过放弃。在实习的几个月里，我到图书管、网上查阅资料，以及公司里的资料，经过自己努力，师傅的帮助，终于将论文完成了。由于自己还有很多知识不懂，设计过程中考虑不全面，论文中还存在很多问题，但在施老师的帮助和指导下，主轴部件的总体结构和论得到了进一步的完善。 毕业设计是对自己大学三年所学知识的一个检验，这次论文的完成多亏企业指导老师和施老师的指导和帮助，在此衷心的感谢你们的帮助。 32 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 参考文献: 1 孔凌嘉、王晓力主编. 机械设计. 北京理工大学出版社，2000 2 文杯兴主编.数控铣床设计. 化学工业出版社,2006 3 王爱玲主编. 现代数控机床.国防工业出版社，2003 4 王文斌主编. 机械设计手册新版第2卷及第3卷.机械工业出版社，2005 5 陈心昭主编(现代实用机床设计手册(机械出版社,2006 6 陈立得主编(机械设计基础(高等教育出版社(2000 33 二O O七届南通纺院毕业设计说明书 34