中小风机壳铣双端面专机设计.doc

目录
摘 要 I
1 绪论 1
1.1 设计的目的和意义 1
1.2 铣床的国内外发展现状 1
1.3 设计内容 4
2 整机结构设计 4
2.1 总体方案论证 4
2.2 总体方案的确定 6
3 铣削头的设计计算 8
3.1铣削头设计 8
3.2 动力系统的设计 8
3.3 同步带的设计 9
3.4 传动轴和花键的设计与计算 13
4 滑台的设计计算 22
4.1滑台的结构设计 22
4.2 电机的选用 22
4.3 传导螺旋的设计计算 23
4.4 轴的设计 28
5 中间工作台的设计计算 29
5.1中间工作台的结构 29
5.2 电机的选用 29
5.3 同步带的设计计算 30
5.4 丝杆的设计计算 33
6 结论与建议 39
参考文献 40
致谢 41

I
中小风机壳铣双端面专机设计
摘 要
中小风机的外壳，结构尺寸大，普通机床很难提高加工效率。为解决该加工零件的效率问题，需要设计一种大型的专用铣床。通过对国内外铣床的调研和资料检索，设计了一种实用的专用铣床。该专用机床主要有四大部分组成。包括中间工作台、立柱滑台、卧式滑台、铣削头部分。加工的机壳在液压夹具的作用下固定于中间工作台上，配套的伺服电机驱动中间工作台移动完成进给运动，卧式滑台完成进刀和退刀运动。相应的配套电机带动铣削头旋转完成铣削运动。在完成一个水平面上的铣削后。立柱滑台在电机的作用下垂直移动进行下一水平面的铣削。加工时采用双面同时加工的方法，从而保证了端面的精度、提高加工的效率。该机整机布置合理，加工效率和精度高，适合大批量铣削中小风机的端面。
关键词：专用铣床；双端面；滑台；

山东科技大学泰山科技学院毕业设计（论文）
1 绪论
1.1 设计的目的和意义
鼓风机产品广泛应用于电力、石油、化工、钢铁、水泥、环保等多种行业和领域。因此，对风机的需求量较大。机壳是风机的重要部分，为保证重要部件的精度和加工的效率，提高铣削机壳的效率，所以研究一种专用的铣床来加工中小风机端面是必然的。
一般的数控铣床是指规格较小的升降台式数控铣床，其工作台宽度多在400mm以下，规格较大的数控铣床（如工作台宽度在500mm以上的），其功能已向加工中心靠近，进而演变成荣幸加工单元。数控铣床多为三坐标、两轴联动的机床，也称两轴半控制，即在×、Y、Z三个坐标轴中，任意两轴都可以联动。一般情况下，在数控铣床上只能用来加平面曲线的轮廓。对于有特殊要求的数控铣床，还可以加进一个回转的A坐标或C坐标，即增加一个数控分度头或数控回转工作台，它可安装在机床工作台的不同位置，这时机床的数控系统为四坐标的数控系统，可用来加工螺旋槽、叶片等立体曲面零件。
与普通铣床相比，数控铣床的加工精度高，精度稳定性好，适应性强，操作劳动强度低，特别适应于板类、盘类、壳具类、模具类等复杂形状的零件或对精度保持性要求较高的中、小批量零件的加工。
1.2 铣床的国内外发展现状
铣床（milling machine）系指主要用铣刀在工件上加工各种表面的机床。通常铣刀旋转运动为主运动，工件(和)铣刀的移动为进给运动。它可以加工平面、垂直面、斜面、各种沟槽或成型面，如果配一些附件（如分度头）也可以加工螺旋槽，凸轮、成型面等。
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应用。
中国铣床产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。
中国铣床产业发展研究报告阐述了世界铣床产业的发展历程，分析了中国铣床产业发展现状与差距，开创性地提出了“新型铣床产业” 及替代品产业概念，在此基础上，从四个维度即“以人为本”、“科技创新”、“环境友好”和“面向未来”准确地界定了“新型铣床产业” 及替代产品的内涵。根据“新型铣床产业” 及替代品的评价体系和量化指标体系，从全新的角度对中国铣床产业发展进行了推演和精准预测，在此基础上，对中国的行政区划和四大都市圈的铣床产业发展进行了全面的研究。
最早的铣床是美国人惠特尼于1818年创制的卧式铣床；为了铣削麻花钻头的螺旋槽，美国人布朗于1862年创制了第一台万能铣床，这是升降台铣床的雏形；1884年前后又出现了龙门铣床；二十世纪20年代出现了半自动铣床，工作台利用挡块可完成“进给-快速”或“快速-进给”的自动转换。
1950年以后，铣床在控制系统方面发展很快，数字控制的应用大大提高了铣床的自动化程度。尤其是70年代以后，微处理机的数字控制系统和自动换刀系统在铣床上得到应用，扩大了铣床的加工范围，提高了加工精度与效率。
国内外现阶段铣床按不同的分类方式可分为以下几类：
铣床按其结构分：
(1)台式铣床：小型的用于铣削仪器、仪表等小型零件的铣床。
(2)悬臂式铣床：铣头装在悬臂上的铣床，床身水平布置，悬臂通常可沿床身一侧立柱导轨作垂直移动，铣头沿悬臂导轨移动。
(3)滑枕式铣床：主轴装在滑枕上的铣床，床身水平布置，滑枕可沿滑鞍导轨作横向移动，滑鞍可沿立柱导轨作垂直移动。
(4)龙门式铣床：床身水平布置，其两侧的立柱和连接梁构成门架的铣床。铣头装在横梁和立柱上，可沿其导轨移动。通常横梁可沿立柱导轨垂向移动，工作台可沿床身导轨纵向移动。用于大件加工。
(5)平面铣床：用于铣削平面和成型面的铣床，床身水平布置，通常工作台沿床身导轨纵向移动，主轴可轴向移动。它结构简单，生产效率高。
(6)仿形铣床：对工件进行仿形加工的铣床。一般用于加工复杂形状工件。
(7)升降台铣床：具有可沿床身导轨垂直移动的升降台的铣床，通常安装在升降台上的工作台和滑鞍可分别作纵向、横向移动。
(8)摇臂铣床：摇臂装在床身顶部，铣头装在摇臂一端，摇臂可在水平面内回转和移动，铣头能在摇臂的端面上回转一定角度的铣床。
(9)床身式铣床：工作台不能升降，可沿床身导轨作纵向移动，铣头或立柱可作垂直移动的铣床。
(10)专用铣床：例如工具铣床：用于铣削工具模具的铣床，加工精度高，加工形状复杂。
按布局形式和适用范围分
主要的有升降台铣床、龙门铣床、单柱铣床和单臂铣床、仪表铣床、工具铣床等。
升降台铣床有万能式、卧式和立式几种，主要用于加工中小型零件，应用最广；龙门铣床包括龙门铣镗床、龙门铣刨床和双柱铣床，均用于加工大型零件；单柱铣床的水平铣头可沿立柱导轨移动，工作台作纵向进给；单臂铣床的立铣头可沿悬臂导轨水平移动，悬臂也可沿立柱导轨调整高度。单柱铣床和单臂铣床均用于加工大型零件。
仪表铣床是一种小型的升降台铣床，用于加工仪器仪表和其他小型零件；工具铣床主要用于模具和工具制造，配有立铣头、万能角度工作台和插头等多种附件，还可进行钻削、镗削和插削等加工。其他铣床还有键槽铣床、凸轮铣床、曲轴铣床、轧辊轴颈铣床和方钢锭铣床等，它们都是为加工相应的工件而制造的专用铣床。
按控制方式分
铣床又可分为仿形铣床、程序控制铣床和数控铣床等[1]。
1.3 设计内容
设计一台专用的铣床用于铣削中小风机壳的端面，该机床既能提高铣削的效率同时又保证加工的精度，能够降低加工成本。结构简单工作平稳，为后续的加工创造了基准面，降低了加工时的误差，为产品的质量提供了保障。

4
2 整机结构设计
2.1 总体方案论证
(1).确保铣床运转顺畅和连续作业。各工作部件要求能相互协调地紧密配合工作，确保铣床拥有较高的生产效率和较好的作业质量；
(2).保证铣削头加工机壳的两对立面时始终在同一水平面上。铣削时两面要同步进行，否侧会使零件孔的加工精度严重降低，甚至不合要求。
(3).整体设计合理，生产效率高，结构简单。在整体设计上，要保证铣床整体设计合理，结构简单，便于操作。
方案一：

1.中间工作台 2.机壳 3.立柱滑台 4.铣削头 5. 卧式滑台
图2.1方案一示意图
该方案的工作过程是铣削头4在立柱滑台3的带动下完成进刀和快速退刀的运动，进刀完成后，机壳在中间工作台1的带动下完成前后方向的进给运动，左右方向的进给运动则由卧式滑台5来完成。
方案二：

1.工作台 2.卧式滑台 3.铣削头 4.立柱滑台 5.机壳
图2.2方案示意图
该方案两边的铣削头3分别在卧式滑台2的带动下完成进刀和快速退刀的运动，进刀完成后，机壳固定不动，铣削头在工作台1的带动下完成前后方向的进给运动，上下方向的进给运动则由立柱滑台4来完成。左右两端面的加工是同步进行，两铣头都以相同的转速铣削并且在同一水平面上，左右保证对称加工。
方案三：

1.立柱滑台 2.机壳 3.铣削头 4.卧式滑台 5.中间工作台
图2.3方案三示意图
该方案两边的铣削头3分别在卧式滑台4的带动下完成进刀和快速退刀的运动，进刀完成后，机壳在中间工作台5的带动下完成前后方向的进给运动。铣削头在立柱滑台1的带动下完成上下方向的进给运动。左右两端面的加工是同步进行，两铣头都以相同的转速铣削并且在同一水平面上，左右保证对称加工。
2.2 总体方案的确定
方案一加工机壳时的进给运动是由中间工作台和卧式滑台配合来完成。铣削头完成旋转铣削运动和左右方向的进给运动，中间工作台来完成机壳的前后进给运动，保证了机壳的加工精度。但此方案只能完成一个端面的铣削，加工效率较低。
方案二采用对称加工，提高了加工的效率。但机壳固定不动，进给运动在工作台和立柱滑台带动下由铣削头来完成，铣削头既要完成旋转铣削运动而且要完成全部的进给运动，造成了加工过程中进给运动不够平稳，加工精度不高。
方案三不但保证了左右的对称加工，提高了工作效率。而且，将加工时的进给运动分别由中间工作台带动机壳完成和立柱滑台带动铣削头完成，这样就保证了加工过程中的稳定性，进而提高了加工的精度。

通过对上述三种方案分析比较，第三种方案既能提高生产效率又能提高加工精度，因此，方案三为最佳的方案。
此方案设计的专用机床分为四部分：铣削头、立柱滑台、卧式滑台和中间工作台。铣削头完成旋转铣削运动，立柱滑台完成上下方向的进给运动，卧式滑台完成进刀和退刀运动，中间工作台完成前后方向的进给运动即完成加工时主要的进给运动。
3 铣削头的设计计算
3.1铣削头设计
该部分用于完成铣削机壳，工作过程如图3.1电机传递的动力通过同步带的减速后带动铣削头进行旋转，对机壳进行铣削加工。

1.电机 2.小带轮 3.同步带 4.大带轮 5.铣削头
图3.1铣削头部分示意图
3.2 动力系统的设计
铣削头采用端铣刀。
铣刀直径为d0=200mm；进给量af=0.1mm/z；切削深度ap=3mm；
切削宽度ae=（0.4~0.8）do=0.8×200=160mm；
铣削力Fz=9.81×54.5ae1.0×af0.74×ap0.9×zd0-1.0 公式（3.1）
=9.81×54.5×1601.0×0.10.74×30.9×12×200-1.0
=2510N[2]
铣刀的转速n刀=240r/min;
铣削速度v=πd0n刀/1000=2.5m/s; 公式（3.2）
Pm=Fzv×10-3=6.3Kw;
机床主轴电机功率PE≥6.3/0.85=7.4 Kw;
查表取P=7.5Kw，n电机=970r/min的电机[3]；
电机的代号为Y160M-6-B3； 轴的材料为40Cr。
3.3 同步带的设计
已知电机的转速n电机=970r/min，铣刀的转速n刀=240r/min;转动比i=970/240=4;电机的功率PE=7.4 Kw，初定两同步带轮的中心距为380mm，每天工作8小时；
（1）求计算功率
由表3.53，工作平稳查得KA=1.2，则Pca=KA×P=1.2x7.5=9Kw; 公式（3.3）
（2）选取带型和节距
带型：根据Pca= 9 Kw和n电机=970r/min,由图3.23确定为H型；
节距：根据带型由表3.49确定节距Pb=12.7mm；
（3）小带轮的齿数Z1
根据带型和小带轮转速，由表3.52查得Zmin=16，此处定为Z1=21；
（4）小带轮节圆直径
D1=Z1Pb/π=84.69mm;由表3.57查得其外径Da1=83.52mm； 公式（3.4）
（5）大带轮齿数Z2
Z2=iZ1=4x21=84；由表3.57查得其外径Da2=388.20mm；
（6）大带轮节圆直径
D2=Z2Pb/π=339.57mm；
（7）带速
v=πD1n1/60×1000=4.3m/s； 公式（3.5）
（8）初定中心距a0
a0=380mm；
（9）带长及其齿数
L0=2a0+(D1+D2)+=2×380+(84.69+339.57)+
=1468.83mm; 公式（3.6）
根据表3.50查得应该选用带长代号为570的H型同步带，其节线 Lp=1447.80mm；节线长上的齿数Z=114；
（10）实际中心距a
a=a0+=380+=369.49mm; 公式（3.7）
（11）小带轮的啮合数Zm
Zm= 公式（3.8）
式中：=
取Zm=9；
（12）基本额定功率P0
由表3.56查得Fa=2100N（工作拉力）
m=0.448kg/m (单位长度的质量)
P0= 公式（3.9）
（13）所需带宽bs
bs= 公式 （3.10）
查表3.55，H型带bso=76.2mm；Zm=9>6, Kz=1;则bs=；
由表3.51，应选代号为300的H型带。其中bs=76.2mm；
（14）作用在轴上的力
Fr=； 公式（3.11）
（15）带轮的结构及尺寸
1）小带轮的尺寸[4]

表3.1小带轮尺寸参数

计算项目
公式及数据
计算结果
切削带轮齿形的刀具
齿形角
齿槽底宽
齿高
齿根圆角半径
齿顶圆角半径
节顶距
外圆直径
外圆节距

根圆直径
带轮宽度

2Ψ
bw
hg
r1
r2

Da
Pa

Df
B
直边齿形专用

Da= D1-2
[Pa=](Z-带轮齿数)
Df=Da-2hg
B=76.27+（3~15）

度
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm

mm
mm

400±30
4.19±0.13
2.92~3.05
1.60
1.60+0.13
1.732
82.958
12.40

76.858
89
2）大带轮的尺寸
计算项目
公式及数据
计算结果
切削带轮齿形的刀具
齿形角
齿槽底宽
齿高
齿根圆角半径
齿顶圆角半径
节顶距
外圆直径
外圆节距

根圆直径
带轮宽度

2Ψ
bw
hg
r1
r2

Da
Pa

Df
B
直边齿形专用

Da=D2.2
[Pa=](Z-带轮齿数)
Df=Da-2hg
B=76.27+（3~15）

度
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm

mm
mm

400±30
4.19±0.13
2.92~3.05
1.60
1.60+0.13
1.732
337.838
12.40

331.738
89
表3.2大带轮尺寸参数
3.4 传动轴和花键的设计与计算
因为受到同步带的压轴力F=2093N较小，因此忽略不计，将轴按传动轴来设计。只考虑扭转强度的影响。 按扭转强度条件计算：
先按式15.2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45Cr，调质处理。根据表15.3，取A0=112，于是得
dmin=(nmin为铣削头最低转速) 公式（3.12）
应当指出，当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径d＞100mm的轴，有一个键槽时，轴的直径增大3％；有两个键槽时，应该增大7％。对于直径d≤100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%~7%; 有两个键槽时，应该增大10%~15%。然后将轴径圆整为标准直径。应当注意，这样求出的直径，只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。
因此，考虑到最小轴与花键的连接取轴的最小直径为d1=72mm。
轴的扭矩T= 公式 （3.13）
轴的扭转强度条件为
符合强度要求。[5] 公式（3.14）
为了更好的提高传动效率和增强稳定性，轴的右端即最小的轴端设计了花键的连接。轴的直径为72mm，因此花键的外径D=72mm；经过查表得花键的配合为：

花键连接的强度计算
花键连接的强度计算与键连接相似，首先根据连接的结构特点、使用要求和工作条件选定花键的类型和尺寸，然后进行必要的强度校核计算。花键连接的受力情况如图

图3.2花键连接受力
其主要失效形式是工作面被压溃（静连接）或工作面过度磨损（动连接）。因此，静连接通常按工作面上的挤压应力进行强度计算，动连接则按工作面上的压力进行条件性的强度计算。
计算时，假定载荷在键的工作面上均匀分布，每个齿工作面上压力的合力F作用在平均直径dm处，即传递的转矩T=，并引入系数Ψ来考虑实际载荷在各花键齿上分配不均的影响，因为此处是动连接，则花键连接的强度条件为
P==Mpa＜=5~15 Mpa 公式（3.14）
符合强度要求；
式中：Ψ—载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般去Ψ=0.7~0.8，齿数多时取偏小值；
Z—花键的齿数；
l—齿的工作长度，mm；
h—花键齿侧面的工作长度，矩形花键，h= ，此处D为外花键的大径，d为内花键的小径，C为倒角尺寸，单位均为mm；渐开线花键，α=30°，h=m，α=45°，h=0.8m，m为模数；
dm—花键的平均直径，矩形花键，dm=；渐开线花键，dm=di，di为分度圆直径，mm；
[p]—花键连接的许用应力，MPa[6]；
轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。
轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴连接的方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等。由于影响轴的结构的因素较多，且其结构形式又要随着具体情况的不同而异，所以轴没有标准的结构形式。设计时，必须针对不同情况进行具体的分析。但是，不论何种具体条件，轴的结构都应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。
根据实际的工作过程，铣削轴的装配方案是：花键、右端轴承、轴承端盖、圆螺母、套筒、左端轴承、密封坏、轴承端盖依次从轴的右端向左安装。为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，轴上零件除了有游动或空转的要求外，都必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置。
轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴承挡圈、轴承端盖和圆螺母等来保证的。
周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的周向定位零件有键、花键、销、紧定螺钉以及过盈配合等，其中紧定螺钉只用在传力不大之处[7]。
由以上条件确定轴上的定位和装拆方案，轴的形状如下图：

图3.3 传动轴的结构
轴的扭矩图如下：

图3.4 轴的扭矩图
轴上其它各类零件的设计与计算
大小带轮周向定位键的选定与计算：
（1）键的选择
键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键连接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。键的主要尺寸为其截面尺寸（一般以键宽b×键高h表示）与长度L。键的截面尺寸b×h按轴的直径d由标准中选定。键的长度L一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度；而导向平键则按轮毂的长度及其滑动距离而定。一般轮毂的长度可取为，这里d为轴的直径。所选的键长亦应符合标准规定的长度系列。重要的键连接在选出键的类型和尺寸后，还应进行强度校核计算。此处大小带轮周向定位的键选用普通的平头键连接；
小带轮上的键：b×h=12×8 L=70;
大带轮上的键：b×h=32×18 L=90; 材料为钢。
（2）键连接强度计算
平键连接传递转矩时，连接中各零件的受力情况如图：

图3.5 平键的受力图
对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键连接（静连接），其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断（图中沿a—a面剪断）。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。对于导向平键连接和滑键连接（动连接），其主要失效形式是工作面的过度磨损。因此，通常按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算。
导向平键连接和滑键的强度条件为
小带轮上的键 公式（3.15）
公式（3.16）
=＜=40Mpa 符合强度要求； 公式（3.17）
同理：大带轮上的键
=＜=40MPa
符合强度要求;
式中：T—传递的转矩（），N·m；
k—键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，此处h为键的高度，mm；
l—键的工作长度，mm，圆头平键l=L-b，平头平键l=L，这里L为键的公称长度，mm；b为键的宽度，mm；
d—轴的直径，mm；
[p]—键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用压力，MPa。[8]
（3）轴承的选择
①轴承的载荷
选用轴承时，首先是选择轴承类型。轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。
根据载荷的大小选择轴承时，由于滚子轴承中主要元件是线接触，宜用于承受较大的载荷，承载后的变形也较小。而球轴承中则主要为点接触，而球轴承中则主要为点接触，宜用于承受较轻的或中等的载荷，故在载荷较小时，可优选选用球轴承。
根据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推理轴承。较小的纯轴向载荷可选用推力球轴承；较大的纯轴向载荷可选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。当轴承在承受径向载荷的同时，还有不大的轴向载荷时，可选用深沟球轴承或接触角不大角接触轴承或圆锥滚子轴承；当轴向载荷较大时，可选用接触角较大的角接触轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承和推力球轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。
②轴承的速度
在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。轴承样本中列入了各种类型、各种尺寸轴承的极限转速nmin值，这个转速是指载荷量不太大，冷却条件正常，且为0级公差轴承时的最大允许转速。但是，由于极限转速主要是受工作时温升的限制，因此，不必认为样本中的极限转速是一个绝对不可超越的界限。从工作转速对轴承的要求看，可以确定以下几点：
1.球轴承与滚子轴承相比，有较高的极限转速，故在高速是应优选球轴承。
2.在内径相同的条件下，外径越小，则滚动体就越小，运转时滚动体加在外圈滚道上的离心力也就越小，因而也就更适于在更高的转速下工作。故在高速时，宜选用相同内径而外径较小的轴承，或者考虑采用宽系列的轴承。外径较大的轴承，宜用于低速重载荷的场合。
3.保持架的材料与结构对轴承转速影响极大。实体保持架比冲压保持架允许高一些的转速，青铜实体保持架允许更高的转速。
4.推力轴承的极限转速均很低。当工作转速高时，若轴向载荷不十分大，可以采用角接触球轴承承受纯轴向力。
5.若工作转速略超过样本中规定的极限转速，可以选用较高公差的轴承，或者选用较大游隙的轴承，采用循环润滑或油雾润滑，加强对循环油的冷却等措施来改善轴承的高速性能。若工作转速超过极限转速较多时，应选用特制的高速滚动轴承。
③轴承的调心性能
当轴的中心线与轴承座中心线不重合而有角度误差时，或因轴受力而弯曲或倾斜，会造成轴承的内外圈轴线发生偏斜。这时，应采用有一定调心性能的调心轴承或带座外球面轴承。这类轴承在轴与轴承座孔的轴线有不大的相对偏斜时仍能正常工作。
滚子轴承对轴承的偏斜最为敏感，这类轴承在偏斜状态下的承载能力可能低于球轴承。因此在轴的刚度和轴承座孔的支承刚度较低时，或有较大偏转力矩作用时，应尽量避免使用这类轴承。
④轴承的安装和拆卸
便于装卸，也是在选择轴承类型时应考虑的一个因素。在轴承座没有剖分面而必须按轴向安装和拆卸轴承部件时，应优先选用内外圈可分离的轴承（如N0000、NA0000、30000等）。当轴承在长轴上安装时，为了方便装拆，可以选用其内圈孔位1：12的圆锥孔（用以安装在紧定轴套上）的轴承。
此外，轴承类型的选择还应考虑轴承装置整体设计的要求，如轴承的配置使用要求、游动要求等。
考虑到以上因素又因为最小轴径套的花键的外径为Ф105mm，第二段轴的直径为Ф75mm。此处到的轴向力较小，故只考虑径向力的影响。所以，这两处分别选取深沟球轴承和圆柱滚子轴承。代号分别为：6021 GB/T276和N215E（D级）GB/T283；对于轴的左端即靠近铣削头的位置，因为此处受到的单向轴向力较大，选择推力球轴承，代号：51120 GB/T301[9]。

4 滑台的设计计算
此专用机床的滑台分为两大部分，一个是立柱滑台，另一个为卧式滑台。两者的功能是相同的，前者带动铣削头完成上下移动行程800mm，后者带动铣削头完成左右移动行程380mm。因此，采用相同的设计方案，只对其中的卧式滑台进行详细的设计计算。
4.1滑台的结构设计
滑台的工作过程如图4.1交流伺服电机经变频变速运动通过联轴器直接带动传导螺旋转动进而带动滑台完成进刀、快速退刀和进给运动。

1.交流伺服电机 2.联轴器 3.滑台 4.传导螺旋 5.机体
图4.1滑台部分示意图
4.2 电机的选用
因为滑台要完成进刀和进给运动，控制量要求较高，功率范围大，可以做到很大的功率。大惯量，最高转动速度低，且随着功率增大而快速降低，适合做低速平稳运行的应用。而交流伺服电机能达到此性能要求。因此，选用交流伺服电机1FK7063—5[10]。
4.3 传导螺旋的设计计算
螺旋传动由螺旋（或螺杆）和螺母组成，主要将旋转运动转变成直线运动，同时传递运动和动力。
根据螺杆和螺母的相对运动关系，螺旋传动常有两种传动形式；一种是螺杆传动，螺母移动，多用在机床的进给机构中；一种是螺母固定，螺杆转动，多用在螺旋起重器（千斤顶）或螺旋压力机中。
螺旋传动按用途分，可有三种类型；
1. 传力螺旋 它以传递动力为主，要求以较小的转矩产生较大的轴向推力，用以克服工件阻力，如各种起重或加压装置的螺旋。这种传力螺旋主要是受很大的轴向力，一般为间歇性工作，每次的工作时间较短，工作速度也不高，而且通常需有自锁能力。
2. 传导螺旋 它以传递运动为主，有时也承受较大的轴向载荷，如机床进给机构的螺旋等。传导螺旋主要在较长的时间内连续工作，工作速度较高，因此，要求具有较高的传动精度。
3. 调整螺旋 它用以调整、固定零件的相对位置，如机床、仪器及测试位置中的微调机构的螺旋。调整螺旋不经常转动，一般在空载荷下调整。
因为在此用到的丝杠以传递运动为主，承受的轴向力不是很大。因此，选用传导螺旋。
螺旋输出功率P2=1Kw，螺母的移动速度v=0.05m/s，螺距S=8mm，螺旋头数a=2，螺杆工作长度l=0.38m，轴承效率，螺纹效率。
4.3.1 螺旋平均工作载荷Fm
螺旋的输入效率： 公式（4.1）
平均工作载荷： 公式（4.2）
4.3.2 耐磨性计算
（1）螺杆中径
由表2.1，取，剖分式螺母取，由式（2.1）得
取 公式（4.3）
由，选取：，，双线，右旋，标记为T50×8/2精度。
（螺杆）
（螺母）
（2）螺母高度
公式（4.4）
（3）旋合圈数圈，取圈 公式（4.5）
（4）螺纹的工作高度mm 公式（4.6）
（5）校核工作比压
合适。 公式（4.7）
4.3.3 螺杆强度
（1）螺纹升角 公式（4.8）
公式（4.9）
（2）合成应力
N·mm 公式（4.10）
安全。 公式（4.11）
4.3.4 螺纹牙强度
4.3.4.1 螺杆螺牙强度
（1）螺纹根部宽度b：
b=0.65×S=0.65×8=5.2mm 公式（4.12）
（2）剪切强度
合适。 公式（4.13）
（3）弯曲强度 合适。
公式（4.14）
4.3.4.2 螺母螺牙强度
（1）剪切强度：
； 公式（4.15）
（2）弯曲强度=13.8MPa<40~60MPa,合适。公式（4.16）

4.3.5 螺母体强度

图4.2 传导螺旋的配合示意图
（1）螺母外径
，取D=70mm 公式（4.17）
（2）凸缘外缘
，取D1=110mm 公式（4.18）
（3）凸缘厚度
，取 公式（4.19）
4.3.6 螺杆稳定性
参照图4.2.5，螺杆端部结构为两端较支，取
则
所以临界压力可按欧拉公式计算，即
公式（4.20）
，稳定。 公式（4.21）
4.3.7 螺杆的刚度
按最不利的情况，螺纹螺距因受轴向力引起的弹性变形与受扭矩引起弹性变形方向是一致的。由式有：

公式（4.22）
由以上计算结果以7级精度而言，对照表2-5所列螺距每米长所允许螺距变形量值，都是远远小于规定值，所以本题刚度是非常可靠的。
4.3.8 效率验算
公式（4.23）
比假定螺纹效率稍小可用[11]。
4.4 轴的设计
根据铣削头传动轴设计时的相同原理，卧式滑台传动轴的外形尺寸如图：

图4.3 卧式滑台主轴结构
立柱滑台工作原理与卧式滑台相同，并且立柱滑台的载荷还要小，采用相同的设计方法，其外形结构图如下：

图4.3 立柱滑台主轴结构

5 中间工作台的设计计算
中间工作台带动机壳完成主要的进给运动，中间工作台的工作行程：1400mm，其宽度：800mm。加工时的进给速度是：4.8mm/s。
5.1中间工作台的结构
中间工作台的工作过程如图5.1交流伺服电机通过同步带减速后带动传导螺旋转动进而带动滑台的前后移动，完成进给运动。

1.交流伺服电机 2.大带轮 3.同步带 4.小带轮 5.传导螺旋 6.滑台
5.1中间工作台示意图
5.2 电机的选用
因为滑台要完成进刀和进给运动，控制量要求较高，因此，选用交流伺服电机。它的功率范围大，可以做到很大的功率。大惯量，最高转动速度低，且随着功率增大而快速降低。因而适合做低速平稳运行的应用。因此，选用交流伺服电机1FK7083—5[10]。
5.3 同步带的设计计算
已知电机是交流伺服电机，转速可调。转动比i=2;电机的功率可变，初定两同步带轮的中心距为210mm，每天工作8小时；
（1）求计算功率
由表3.53，工作平稳查得，则。 公式（5.1）
（2）选取带型和节距
带型：确定为H型；
节距：根据带型由表3.49确定节距Pb=12.7mm；
（3）小带轮的齿数Z1
根据带型和小带轮转速，由表3.52查得Zmin=16，此处定为Z1=21；
（4）小带轮节圆直径
D1=Z1Pb/π=84.69mm; 公式（5.2）
（5）大带轮齿数Z2
Z2=iZ1=2×21=42；
（6）大带轮节圆直径
D2=Z2Pb/π=169.87mm；
（7）带速
公式（5.3）
（8）初定中心距a0
a0=230mm；
（9）带长及其齿数
L0=2a0+(D1+D2)+=2×210+(84.69+169.87)+
=828.2mm; 公式（5.4）
根据表3.50查得应该选用带长代号为330的H型同步带，其节线长Lp=838.20mm；节线长上的齿数Z=66。
（10）实际中心距a
a=a0+=210+=215mm; 公式（5.5）
（11）小带轮的啮合数Zm
Zm= 公式（5.6）
式中：=
取Zm=10；
（12）基本额定功率P0
由表3.56查得
公式（5.7）
（13）所需带宽bs
bs= 公式（5.8）查表3.55，H型带bso=76.2mm；Zm=10>6, Kz=1;则bs=；
由表3.51，应选代号为150的H型带。其中bs=38.1m