裝配圖大模數(shù)蝸桿銑刀專用機床設計(論文+DWG圖紙)

裝配圖大模數(shù)蝸桿銑刀專用機床設計(論文+DWG圖紙),裝配,圖大模數(shù),蝸桿,銑刀,專用,機床,設計,論文,dwg,圖紙 第1章 概述 1.1大模數(shù)蝸桿銑刀專用機床的主要技術規(guī)格 1． 工藝范圍：加工模數(shù)10～33蝸桿齒槽 2． 工件主軸中心高：230mm 3． 主軸端面與頂尖間最大距為：750mm 4． 主箱體： （1） 進給速度：0.0270、0.0515、0.0915、0.1720轉/分，共四種 （2） 快速運動：11.5轉/分 （3） 手動：1/60轉/手輪一圈 5． 銑頭箱： （1） 主軸轉速：125、210、315轉/分，共三種 （2） 銑頭箱縱向最大調(diào)整量：200mm （3） 銑頭箱橫向最大調(diào)整量：100mm） 圖1-1安裝示意圖 6． 大拖板最大移動量：650mm 7． 電器設備采用集中懸掛式按鈕 8． 機床最大輪廓尺寸：長×寬×高=3000×2000×1275mm（長度不包括絲桿伸出量） 9． 機床總結構：T 10. 安裝示意圖：（圖1-1） 1.2大模數(shù)蝸桿銑刀專用機床的運動 1． 工件螺旋運動的獲得：（見圖1-2） 圖1-2 工件螺旋運動的獲得 工件心軸1，主箱體主軸2，大絲桿3，是剛性聯(lián)成一體的，工件與大絲桿3，具有相同導程和螺旋方向，電機5通過主箱體減速，使主軸2，工件心軸1，大絲桿3一起轉動，在3、4絲桿螺母副的作用下，大拖板7帶動工件作直線運動，于是工件本身完成螺旋運動，因此在加工過程中，銑頭是不動的。 2． 主箱體傳動：（見圖1-3） 圖1-3 主箱體傳動 主軸轉數(shù)： n1=1380=0.0270轉/分 n1=1380=0.0515轉/分 n1=1380=0.0915轉/分 n1=1380=0.1720轉/分 快速：n快=1380=11.5轉/分 3.銑頭傳動（見圖1-4） 圖1-4 銑頭傳動 主軸轉數(shù)：n1=1420××=125轉/分 n2=1420××=210轉/分 n3=1420××=315轉/分 1.3目前國內(nèi)外研究狀況 國內(nèi)長期以來加工此類大模數(shù)螺旋刀具，只有極少數(shù)廠家信賴70年代天津輕工業(yè)機械廠生產(chǎn)的專用銑床，該企業(yè)屬于非專業(yè)機床生產(chǎn)廠，該設備早已停產(chǎn)，且技術資料早已流失了。但該銑床只能加工右旋工件，且對于模數(shù)達到40的螺旋刀具因其結構影響而無法加工等不足，限制了企業(yè)生產(chǎn)能力，因此，該種刀具依賴進口現(xiàn)象突出。采用通用銑床、車床、大型數(shù)控銑、加工中心等加工，受到效率、能力、生產(chǎn)成本等影響，無企業(yè)應用。 國外刀具生產(chǎn)企業(yè)，加工大模數(shù)螺旋刀具也采用專用機床。如英國Holroyd公司的2AC、5AC螺旋轉子銑床及其配套設備，德國Klingelnberg公司的HNC35SL全數(shù)控高精度螺桿磨床等。英國Holroyd公司的2AC、5AC螺旋轉子銑床，最大加工直徑為300，德國Klingelnberg公司的HNC35SL全數(shù)控高精度螺桿磨床，其生產(chǎn)效率低、年生產(chǎn)能力約8000件，而且該專用機床如果從國外引進，價格相當于國產(chǎn)設備10倍以上，一般企業(yè)難以接受。 近幾年來，我國刀具生產(chǎn)廠家大模數(shù)螺旋刀具任務不斷加大，僅哈爾濱第一工具廠現(xiàn)有的兩臺專用銑床24小時不間斷工作，也完成不了生產(chǎn)任務，很多合同因生產(chǎn)能力限制不得不放棄。哈爾濱第一工具廠在該形勢下，提出研制專用大模數(shù)蝸桿銑床的課題。 根據(jù)我們國內(nèi)調(diào)研結果，國內(nèi)空氣壓縮機，制冷機，螺桿泵等行業(yè)對大模數(shù)螺桿的需求量也很大，加工成本當然很高，但大模數(shù)螺桿仍無法加工，每年我國大模數(shù)螺桿缺口量達2-3萬支。因此，研制大模數(shù)螺旋銑刀專用機床符合我國機械加工行業(yè)的需要。 隨著我國加入WTO，由于低廉的加工費，不斷提高的產(chǎn)品質(zhì)量，使我國逐漸成為世界機械加工強國，特別是刀具產(chǎn)品早已進入國際市場。目前東北老工業(yè)基地改造，拉動制造業(yè)的高速發(fā)展，刀具市場需用量巨增，我省作為刀具制造業(yè)的強省，占領大型特種刀具的國內(nèi)外市場有深遠的意義，故此，開發(fā)、研制大模數(shù)螺旋刀具的專用設備是國內(nèi)刀具制造企業(yè)的共同心聲。 1.4機床典型機構說明 圖3第Ⅴ傳動軸上有超越離合器，其結構如圖1-5： 圖1-5 超越離合器 當進給傳到蝸輪1，帶動外殼2，如圖示箭頭方向轉動時，由圖可見，鋼珠3在外殼2與輪轂4之間是楔緊方向，于是輪轂4被帶動，軸Ⅴ也轉動。當進給方向與此相反，鋼珠3在外殼2與輪轂4之間是松開方向，輪轂4不能被帶動，軸Ⅴ也不能轉動，因此進給方向只有一個。 快速由撥叉5的齒輪傳入，如果撥叉5的轉向是順時針的話，那么撥叉推動鋼珠3，鋼珠3推動輪轂4轉動，于是軸Ⅴ轉動，這時鋼珠3是被推向外2與輪轂4松開方向，因此外殼與蝸輪不會被帶動。反之，撥叉逆時針轉動，那末撥叉直接推動輪轂轉動，軸也轉動，這時鋼珠相對于輪轂是順時針轉的趨勢，（此時必須撥叉速度大于外殼），因此不能楔緊外殼與輪轂。由此可見，只要撥叉速度大于外殼，兩運動是不會干涉的?？焖儆袃蓚€方向。 1.5機床電器說明 電器原理見圖1-6，能完成以下控制： 1. 電機的起動順序是：冷卻泵電機接通，銑頭電機才能起動，銑頭電機起動后，進給電機才能起動。 2. 快速移動，只有銑頭電機，進給電機斷路，而且須銑頭讓離工件一定位置接通行程開關3BK、4BK、(在銑頭支座上)才能起動。 3. 第一銑頭快切完，行程開關5BK接通，鈴響，而一直到第一銑頭切完。如果沒有人退刀，6BK打開，全機停車。 4. 大拖板上備有極限行程開關1BK、2BK。（在床身上的行程開關，位置如圖1-6所示） 圖1-6 電器原理 5. 銑頭電機過電流20%，全機停車。 6. 銑頭電機和進給電機有點動用于變速掛輪。 1.6機床調(diào)整與操作 一般操作調(diào)整按常規(guī)，僅提示以下幾點： （1） 因本機是大功率切削，所以主箱體主軸和銑頭主軸的間隙應調(diào)整到最小，否則容易震動和栽叉。 Ⅰ 主箱體前銅瓦調(diào)整。（見圖1.7） 圖1-7 主箱體前銅瓦調(diào)整 松開壓蓋螺釘1，旋轉調(diào)整螺蓋2，順時針轉便是使銅瓦軸承間隙減小。 Ⅱ 銑頭軸承間隙調(diào)整。（見圖1-8） 圖1-8銑頭軸承間隙調(diào)整 掀開銑頭箱蓋可以見圓螺母1，旋緊即可使軸承間隙減小。 （2） 為了防止銑削過程中軸向竄動，大絲桿和螺母在絲桿螺母 間隙調(diào)整機構，在切削前注意將其間隙調(diào)整到最小，見圖1-9。將圓螺母1旋緊即可。 圖1-9 軸向竄動間隙調(diào)整 （3） 第一銑頭切完后，第二銑頭仍在切削中，如果第一銑頭不 退刀，可能銑頭碰上主箱體，因此備有行程開關5BK、0BK，在第二銑頭快切完時，5KB接通，鈴響，操作者就應準備去退刀到一定位置，接通3BK或4BK，否則第一銑頭切完后，壓下行程開關6BK，全機停止，再起切削時第二銑頭留下接刀痕，這是不允許的。因此在開車前須按工件調(diào)整5BK、6BK位置，同時調(diào)整行程極限開關1BK、2BK位置。 （4） 主箱體最后一級傳動是蝸輪蝸桿，傳動有間隙，而主軸上 沒有加阻力器，因此須保證： 第一銑頭切入時逆銑，第二銑頭切入時順銑，這樣雖第二銑頭切入是順銑，因為第一銑頭切削力給抵消，不會發(fā)生竄動，而在出來時第一銑頭變?yōu)轫樸?，同樣因有第二銑頭在切削中，切削力相抵消，亦不會發(fā)生竄動，而第二銑頭出來恰是逆銑，用此方法消除順銑的竄動，必須注意第一、二銑頭的切削量不可相差太大。加工時要特別注意。 1.7機床切削用量 1.模數(shù)26、30、33的鋼蝸桿走刀可用0.0270 n/min，銑刀的轉速可用210 n/min。 2.模數(shù)22以下的銅蝸桿，走刀可用0.0515 n/min，銑刀轉速可用315 n/min。 3.鑄鐵件轉速應相應低一級。 4.對于模數(shù)30以下的蝸桿均可以兩個銑頭一次切完。 1.8課題來源 本課題是根據(jù)學校安排，由老師安排擬訂的題目。 1.9課題目的 一方面，本著要自己動手，并在實踐中創(chuàng)新求學的認真態(tài)度，讓理論知識與社會實踐能很好的結合，讓我們對大學四年有一個總結性認識。另一方面，畢業(yè)設計是另一種科學技術創(chuàng)新的來源所在，社會的進步、人類的發(fā)展要求我們能夠自己研究，自己開發(fā)，自己創(chuàng)造，在充分吸收和總結前人的知識和經(jīng)驗的基礎之上，有所創(chuàng)新，有所作為。 第2章 大模數(shù)蝸桿銑刀專用機床的設計 2.1大模數(shù)蝸桿銑刀專用機床的設計方案 2.1.1設計目標、研究內(nèi)容和擬解決的關鍵問題 目標：機床主傳動運行可靠，可加工16-40的較大模數(shù)范圍的螺桿工件及螺旋銑刀且可以實現(xiàn)加工左右兩種螺旋。 研究內(nèi)容： 主動力部分：主軸動力傳動系統(tǒng)包括主軸變速、慢速、快速進給及工件反正轉。 銑頭部分：銑頭動力傳動系統(tǒng)包括銑頭主軸變速及反正轉、銑頭系統(tǒng)進給和固定夾緊。 解決關鍵問題：設備主要傳動部件、進給系統(tǒng)精度、安裝精度控制。 2.1.2總體設計方案設計的主軸動力傳動系統(tǒng)能夠實現(xiàn)主軸的變速、慢速、快速進給及工件反正轉。其傳動系統(tǒng)圖如下圖2-1所示： 圖2-1 主軸動力傳動系統(tǒng) 設備床身主傳動采用絲杠螺母傳動，可以簡化傳動系統(tǒng)，減少傳動誤差的產(chǎn)生環(huán)節(jié)，加工精度較高；而且通過控制絲桿的長度調(diào)整床身的縱向移動量，解決了大型工件移動的困難。如下圖2-2所示： 圖2-2 床身主傳動的絲杠螺母傳動 2.2.基本參數(shù)確定（已知給定） 2.2.1主箱體傳動的基本參數(shù)： 主軸轉數(shù)： n1=1380=0.0270轉/分 n1=1380=0.0515轉/分 n1=1380=0.0915轉/分 n1=1380=0.1720轉/分 快速：n快=1380=11.5轉/分 2.2.2銑頭傳動部分的基本參數(shù) 傳動部分的主軸轉數(shù)：n1=1420××=125轉/分 n2=1420××=210轉/分 n3=1420××=315轉/分 2.3蝸桿、蝸輪的基本尺寸計算 當齒頂高ha=1m，工作齒高h′=2m；采用短齒時，齒頂高ha=0.8m，工作齒高h′=1.6m，頂隙c=0.2 m，必要時允許減小到0.15 m或增大至0.35 m。 齒根圓半徑f=0.3 m,必要時允許減小到0.2或增大至0.4，也允許加工成單圓弧。 2.3.1主傳動部分第一組蝸桿、蝸輪的基本尺寸計算 表2-1 第一蝸輪、蝸桿組基本尺寸計算 項目 代號 關系式 計算數(shù)值 模數(shù) m 查GB10088-88 3.15 蝸桿軸向模數(shù) mz mz= m 3.15 蝸桿齒數(shù) z1 按規(guī)定選取 3 蝸桿軸向齒距 9.891 蝸桿導程角 19°32′29″ 蝸桿直徑系數(shù) q 11.27 頂隙 c *m, *為頂隙系數(shù)，*=0.2 0.63 蝸桿分度圓直徑 d1 35.5 蝸桿齒頂高 ha1 *,*為齒頂高系數(shù)，= 3.15 蝸桿齒根高 hf1 3.78 蝸桿齒頂圓直徑 da1 * 41.8 蝸桿齒根圓直徑 df1 * 27.94 蝸桿導程 pz 29.673 齒形角 為軸向齒形角，為法向齒形角 20° 蝸輪齒數(shù) z2 按規(guī)定選取 60 蝸輪分度圓直徑 d2 189 蝸輪變位系數(shù) x2 查GB10085-88 -0.3889 蝸輪齒頂高 ha2 * 1.925 蝸輪齒根高 hf2 ** 5.005 蝸輪喉圓直徑 da2 192.85 蝸輪齒根圓直徑 df2 178.99 蝸輪齒寬角 ，為蝸輪齒寬 8.512 中心距 100 蝸桿齒寬 100 （46.935） 蝸輪齒寬 30（31.35） 2.3.2主傳動部分第二組蝸桿、蝸輪的基本尺寸計算 表2-2 第二蝸輪、蝸桿組基本尺寸計算 項目 代號 關系式 計算數(shù)值 模數(shù) m 查GB10088-88 3.15 蝸桿軸向模數(shù) mz mz= m 3.15 蝸桿齒數(shù) z1 按規(guī)定選取 6 蝸桿軸向齒距 9.891 蝸桿導程角 28°01′50″ 蝸桿直徑系數(shù) q 22.54 頂隙 c *m, *為頂隙系數(shù)，*=0.2 0.63 蝸桿分度圓直徑 d1 71 蝸桿齒頂高 ha1 *,*為齒頂高系數(shù)，= 3.15 蝸桿齒根高 hf1 3.78 蝸桿齒頂圓直徑 da1 * 77.3 蝸桿齒根圓直徑 df1 * 63.44 蝸桿導程 pz 59.346 齒形角 為軸向齒形角，為法向齒形角 20° 蝸輪齒數(shù) z2 按規(guī)定選取 60 蝸輪分度圓直徑 d2 189 蝸輪變位系數(shù) x2 查GB10085-88 -0.3889 蝸輪齒頂高 ha2 * 1.925 蝸輪齒根高 hf2 ** 5.005 蝸輪喉圓直徑 da2 192.85 蝸輪齒根圓直徑 df2 178.99 蝸輪齒寬角 ，為蝸輪齒寬 8.512 中心距 100 蝸桿齒寬 100 （46.935） 蝸輪齒寬 30（31.35） 2.4齒輪基本參數(shù)的計算 估算齒輪模數(shù) 齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據(jù)表2-3計算各傳動組最小齒輪的模數(shù)，并由其中較大者選取相近的標準模數(shù)。 表2-3 齒輪模數(shù)估算 已知條件 電機額定功率（），齒輪齒數(shù)（、）和計算轉速（） 序號 計算內(nèi)容 單位 計算用圖表或公式 備注 符號 名稱 1 齒數(shù)比 2 齒寬系數(shù) b為齒寬（mm） 3 P 齒輪傳遞的名義功率 kW η為電動機到該齒輪的傳動效率 4 K 載荷系數(shù) K=0.8～1.6 通常取1.0～1.2 5 系數(shù) β=時，AH=61； β=8～15時，AH=59 6 系數(shù) β=時，AF=1； β=8～15時，AF=0.99 7 插齒、滾齒； 剃齒、磨齒； 8 許用接觸應力 N/mm2 按MQ線查取 9 許用齒根應力 N/mm2 輪齒單向受力： 輪齒雙向受力： 按MQ線查取 2.4.1主傳動部分齒輪基本參數(shù)的計算 主傳動部分齒輪模數(shù)的估算公式 按齒面接觸疲勞強度： 按齒面彎曲疲勞強度： 表2-4齒輪模數(shù)的估算 傳動組 小齒輪 齒數(shù)比≥1 齒寬系數(shù) 傳遞功率P 載荷系數(shù)K 系數(shù) 系數(shù) 許用接觸應力 許用齒根應力 計算轉速 系數(shù) 模數(shù) 模數(shù) 選取模數(shù)m 第第一變速組 24 1.41 77 0.8 1 61 1 1100 518 4.36 1.89 1.94 2 第第二變速組 31 2 77 0.72 1 61 1 1100 518 4.47 1.92 1.91 2 第第三變速組 29 2.82 88 0.648 1 61 1 1100 518 4.6 1.83 1.89 2 其他參數(shù)的計算 在表2-5中：ha*稱為齒頂高系數(shù)，c*稱為頂隙系數(shù)，這兩個系數(shù)均已經(jīng)標準化，其中：ha*=1，c*=0.25 表2-5 第一齒輪組（z1=31、z3=59） 名稱 代號 計算公式 計算 結果 小齒輪 大齒輪 模數(shù) m 根據(jù)齒輪受力情況和結構需要確定 2 壓力角 選取標準值 20° 分度圓直徑 d 62、118 齒頂高 *m 2 齒根高 hf hf1=hf2=(ha*+c*)m 2.5 齒全高 h h1=h2=(2ha*+c*)m 4.5 齒頂圓直徑 da da1=(z1+2ha*)m da2=(z2+2ha*)m 66、122 齒根圓直徑 df df1=(z1-2ha*-2c*)m df2=(z2-2ha*-2c*)m 57、113 基圓直徑 db db1=d1cos db2=d2cos 25.3、48.15 齒距 p p=m 6.28 基圓齒距 pb pb=p cos 2.56 齒厚 s s=m/2 3.14 齒槽寬 e e=m/2 3.14 頂隙 c c=c*m 0.5 標準中心距 ɑ ɑ=m(z1+z2)/2 90 節(jié)圓直徑 d’ 標準中心距時，取d’=d 62、118 傳動比 i i12=z3 /z1=d2 /d1 1.903 表2-6 其他齒輪組的計算結果 項目 第二齒輪組z4=33、z2=57 第三齒輪組z5=31、z8=74 第四齒輪組z6=46、z9=59 第五齒輪組z7=29、z10=91 第六齒輪組z12=49、z11=101 名稱 代號 計算 結果 計算 結果 計算 結果 計算 結果 計算 結果 模數(shù) m 2 2 2 2 2 壓力角 20° 20° 20° 20° 20° 分度圓直徑 d 66、114 62、148 92、118 58、182 98、202 齒頂高 2 2 2 2 2 齒根高 hf 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 齒全高 h 4.5 4.5 4.5 4.5 4.5 齒頂圓直徑 da 70、118 66、152 96、122 62、186 102、206 齒根圓直徑 df 61、109 57、143 87、113 53、177 93、197 基圓直徑 db 26.93、46.52 25.3、60.4 37.54、48.15 23.67、74.27 40、82.43 齒距 p 6.28 6.28 6.28 6.28 6.28 基圓齒距 pb 2.56 2.56 2.56 2.56 2.56 齒厚 s 3.14 3.14 3.14 3.14 3.14 齒槽寬 e 3.14 3.14 3.14 3.14 3.14 頂隙 c 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 標準中心距 ɑ 90 105 105 120 150 節(jié)圓直徑 d’ 66、114 62、148 92、118 58、182 98、202 傳動比 i 1.727 2.387 1.283 3.138 2.061 2.4.2銑頭傳動部分齒輪基本參數(shù)的計算 銑頭傳動部分齒輪模數(shù)的估算公式 按齒面接觸疲勞強度： 按齒面彎曲疲勞強度： 表2-7 銑頭傳動部分齒輪參數(shù)的估算 傳動組 小齒輪 齒數(shù)比≥1 齒寬系數(shù) 傳遞功率P 載荷系數(shù)K 系數(shù) 系數(shù) 許用接觸應力 許用齒根應力 計算轉速 系數(shù) 模數(shù) 模數(shù) 選取模數(shù)m 第一變速組 22 2 8 5 1 61 1 1600 528 4.47 2.85 2.89 3 第二變速組 28 2.82 8 4.5 1 61 1 1600 528 4.6 3.93 3.82 4 表2-8 銑頭傳動系統(tǒng)齒輪組各齒輪參數(shù)計算 項目 第一齒輪組 z1=60、z2=28 第二齒輪組 z3=58、z4=22 第三齒輪組 z5=41、z6=39 第四齒輪組 z7=49、z8=31 名稱 代號 計算結果 計算結果 計算結果 計算結果 模數(shù) m 4 3 3 3 壓力角 20° 20° 20° 20° 分度圓直徑 d 240、112 174、66 123、117 147、91 齒頂高 8 6 6 6 齒根高 hf 10 7.5 7.5 7.5 齒全高 h 18 13.5 13.5 13.5 齒頂圓直徑 da 248、120 180、72 129、123 153、99 齒根圓直徑 df 230、102 166.5、58.5 115.5、109.5 139.5、85.5 基圓直徑 db 97.94、45.71 71.01、8.98 16.73、15.92 20、12.65 齒距 p 12.56 9.42 9.42 9.42 基圓齒距 pb 5.12 3.84 3.84 3.84 齒厚 s 6.28 4.71 4.71 4.71 齒槽寬 e 6.28 4.71 4.71 4.71 頂隙 c 2 1.5 1.5 1.5 標準中心距 ɑ 175 160 160 160 節(jié)圓直徑 d’ 240、112 174、66 123、117 147、91 傳動比 i 2.143 2.636 1.053 1.581 2.5各傳動軸的設計計算 2.5.1主傳動部分各傳動軸的設計計算 表2-9 確定傳動件的計算轉速 傳動件 軸 齒輪 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ z1 z2 z3 z4 z5 z6 計算轉速 1380 710 300 95 1.58 0.027 1380 1380 710 2360 1000 1800 z7 z8 z9 z10 z11 z12 300 560 315 95 670 1380 2、估算傳動軸的直徑 表2-10 主傳動系統(tǒng)各軸的直徑計算 計算公式 軸號 計算轉速 電機至該軸傳動效率 η 輸入功率P kW 允許扭轉角[φ] deg/m 傳動軸長度 mm 估計軸的直徑 mm 花鍵軸尺寸 N×d×D×B Ⅰ 1380 1 0.8 1.5 300 25 6×23×28×6 Ⅱ 710 0.99 0.792 1.5 300 25 6×23×28×6 Ⅲ 300 0.99×0.99 0.784 1.5 300 30 6×26×32×6 Ⅳ 95 0.99×0.99×0.99 0.776 1.5 500 35 Ⅴ 1.58 0.99×0.99×0.99×0.985 0.765 1.5 400 65 Ⅵ 0.027 0.99×0.99×0.99×0.985×0.985 0.753 1.5 400 100 2.5.1銑頭傳動部分各傳動軸的設計計算 表2-11 銑頭傳動系統(tǒng)各軸的直徑計算 計算公式 軸號 計算轉速 電機至該軸傳動效率 η 輸入功率P kW 允許扭轉角[φ] deg/m 傳動軸長度 mm 估計軸的直徑 mm 花鍵軸尺寸 N×d×D×B Ⅰ 1420 0.96 5.28 1.5 400 40 8×36×42×7 Ⅱ 425 0.96×0.99 5.227 1.5 400 60 8×52×60×10 Ⅲ 125 0.96×0.99×0.99 5.175 1.5 400 100 2.6普通V帶傳動的設計計算 普通V帶的選用應保證在帶不打滑的前提下能傳遞最大功率，同時要有足夠的疲勞強度以滿足一定的使用壽命。已知條件：傳遞的功率P（kW）；小、大帶輪的轉速n1、n2(r/min)和工作條件。其傳動計算見下表。 表2-12 普通V帶傳動的設計計算 計算內(nèi)容 符號 單位 計算公式或圖表 說明 計算結果 設計功率 KA為工況系數(shù)，由機床的工作特點查取 KA=1.1 帶型的選擇 根據(jù)與選取 A型 小帶輪的基準直徑 根據(jù)帶的型號參考選取，并應滿足 是帶輪允許的最小基準直徑。在結構允許下，應選取較大的 帶速 =10～20m/s時經(jīng)濟耐用 大帶輪的基準直徑 為帶的滑動率， 初選中心距 由機床的總體布局確定 過小，增加彎曲次數(shù)降低使用壽命；過大，易引起振動 750 計算帶的基準長度 根據(jù)選取帶的相近基準長度 (mm) 2207.33 帶的撓曲次數(shù) m為帶輪的個數(shù)，如果時，可以加大(加大)或降低（減小、） 37.78 實際中心距 ,式中： 安裝所需的最小中心距： 張緊或補償所需最大中心距： h為帶的厚度。 小帶輪包角 ° 過小時應加大中心距或加張緊裝置 單根V帶基本額定功率及其增量 由在表中查取 帶的根數(shù) 是包角修正系數(shù)， 取 帶的截面尺寸 節(jié)寬 頂寬 高度 節(jié)寬=11.0 頂寬=13 高度=8.0 輪槽截面尺寸 見下表2-13 表2-13 帶輪的截面尺寸（mm） 槽型 (與相對應的) A 11.0 2.75 8.7 15±0.3 注：槽角的偏差：Z、A、B型為±1°,C型為±30′。 2.7零部件的選擇 2.7.1軸承的選擇 表2-14 深溝球軸承 （GB276-82） 軸承型號 外形尺寸 (mm) 所屬系列 所在軸 d D B rsmin 118 90 140 24 1.5 特輕（1）系列 主Ⅵ軸 204 20 47 14 1 輕（2）系列 主電機軸 205 25 52 15 1 輕（2）系列 主Ⅰ、Ⅱ軸 206 30 62 16 1 輕（2）系列 主Ⅲ軸 220 100 180 34 2.1 輕（2）系列 主Ⅵ軸 310 50 110 27 2 中（3）系列 主Ⅴ軸 312 60 130 31 2.1 中（3）系列 銑Ⅱ軸 314 70 150 35 2.1 中（3）系列 銑Ⅰ軸 408 40 110 27 2 重（4）窄系列 銑Ⅲ軸 表2-15 調(diào)心球軸承 （GB281-84） 軸承型號 外形尺寸 (mm) 所屬系列 所在軸 d D B rsmin 1213 65 120 23 1.5 輕（2）窄系列 主Ⅴ軸 表2-16 推力球軸承（GB301-84） 軸承型號 外形尺寸 (mm) 所屬系列 所在軸 d D T d1smin D1smax rsmin 8310 50 95 31 52 95 1.1 中（3）系列 主Ⅴ軸 8311 55 105 35 57 105 1.1 中（3）系列 銑Ⅲ軸 8320 100 170 55 103 170 1.5 中（3）系列 主Ⅵ軸 表2-17 圓錐滾子軸承（GB297-84） 軸承型號 外形尺寸 (mm) 所屬系列 所在軸 d D T B r1smin r3smin C r2smin r4smin E 7518 90 160 42.5 40 2.5 34 2 15°38′32" 132.615 輕寬（5）系列 銑Ⅰ軸 7520 100 180 49 46 3 39 2.5 15°38′32" 148.184 輕寬（5）系列 銑Ⅰ軸 7610 50 110 42.25 40 2.5 33 2 12°57′10" 86.263 中寬（6）系列 主Ⅴ軸 27307 35 80 22.75 21 2 15 1.5 28°48′39" 58.861 中（3）窄系列 主Ⅳ軸 2.7.2花鍵的選擇 表2-18 花鍵的選擇 規(guī)格 N×d×D×B 鍵數(shù) N 大徑 D 鍵寬 B 所在軸 6×23×28×6 6 28 6 主Ⅰ、Ⅱ軸 6×26×32×6 6 32 6 主Ⅲ軸 8×36×42×7 8 42 7 銑Ⅰ軸 8×52×60×10 8 60 10 銑Ⅱ軸 2.8齒輪模數(shù)的驗算 裝配草圖完成后，按表2-19進行驗算模數(shù)是否滿足要求。若不滿足要求時，可采取調(diào)整齒寬、改換齒輪材料，或重新選擇齒輪齒數(shù)和模數(shù)等措施。 表2-19 齒輪模數(shù)的驗算 已知條件 電動機功率（PE）；齒輪的幾何參數(shù)（z1、z2、mn、、、x1、x2）；結構尺寸和布局；精度等級和齒面粗糙度，材料和熱處理及齒面硬度；潤滑劑種類和工作期限；該齒輪的計算轉速（nc） 驗算公式 按齒面接觸疲勞強度 按齒輪彎曲疲勞強度 序號 計算內(nèi)容 單位 計算用圖表或公式 計算結果 符號 名稱 1 使用系數(shù) 1.2 2 變動工作用量系數(shù) 0.59 1 3 功率利用系數(shù) 0.80 0.79 4 轉速變化系數(shù) 0.97 0.97 5 工作期限系數(shù) 0.86 6 動載系數(shù) 1.32 7 Ft 名義切向力 N 1.25 8 v 齒輪分度圓圓周速度 3.52 9 Kβ 齒向載荷分布系數(shù) 1.27 10 齒向載荷分配系數(shù) 1.1 1.1 11 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 1.98 12 彈性系數(shù) 0.98 13 重合度及螺旋角系數(shù) 25° 0.78 14 許用接觸應力 61.7 15 復合形系數(shù) 插齒、滾齒； 剃齒、磨齒； 4.6 16 重合度及螺旋角系數(shù) 25° 0.725 17 許用齒根應力 58.2 1、 表、等有關參數(shù)的下腳標“H”、“F”分別表示齒面接觸強度和輪齒彎曲強度計算的參數(shù)代號。 2、的極限值 當時，則??；當時，則取；當時，則取。 2.9滾動軸承的驗算 機床一般傳動軸的滾動軸承的失效形式，主要是疲勞破壞，故應進行疲勞壽命驗算。機床主軸和精密傳動軸主要驗算精度和剛度。對于轉速很低的滾動軸承驗算其靜負荷。 1. 滾動軸承的疲勞壽命的驗算 以Ⅳ軸上的滾動軸承為例驗算其疲勞壽命過程如下： 式中： Lh——額定壽命 （h） T——滾動軸承許用壽命（h），一般取10000~15000h，重型和精密機床取20000~30000h Cj——動負荷 （N） C——滾動軸承的額定動負荷N，查有關手冊 fn——速度系數(shù)， n——軸承的計算轉數(shù)，r/min fh——壽命系數(shù)， ε——壽命指數(shù)，對球軸承，ε=3，對滾子軸承，ε=10/3 KA——使用系數(shù)， KHP——功率利用系數(shù)大， KHn——轉速變化系數(shù)， Kl——齒輪輪換工作系數(shù)， F——當量動負荷（N）， 對于向心推力（角接觸）球軸承和圓錐滾子軸承，承受徑向負荷時，產(chǎn)生附加軸向力S，計算這類滾動軸承的當量動負荷時，必須計入附加軸向力。附加軸向力計算 向心推力球軸承與圓錐滾子軸承成對安裝時，當量動負荷的計算， 查表得各系數(shù)如下： Cj——動負荷。計算得62.18 N。 C——滾動軸承的額定動負荷N，查有關手冊得44.50 N。 fn——速度系數(shù)，=1.32。 n——軸承的計算轉數(shù)，95r/min。 fh——壽命系數(shù)，=0.81。 ε——壽命指數(shù)，對球軸承，ε=3，對滾子軸承，ε=10/3。 KA——使用系數(shù)，查表得1.2。 KHP——功率利用系數(shù)大，查表得0.80。 KHn——轉速變化系數(shù)，查表得0.97。 Kl——齒輪輪換工作系數(shù)，查表得0.85。 F——當量動負荷（N），計算得62.14 N。 h 經(jīng)驗算合格。 2. 滾動軸承的靜負荷驗算 (N) 式中： ——靜負荷 （N） ——額定靜負荷 （N），查有關手冊 ——安全系數(shù)， ——當量靜負荷 （N） 或，取其中較大值 ——徑向負荷 N ——靜徑向系數(shù)，查有關手冊 ——靜軸向系數(shù)，查有關手冊 合格。 2.10軸的校核 2.10.1軸上受力分析 軸傳遞的轉矩: 齒輪的圓周力： 齒輪的徑向力： 齒輪的軸向力： 聯(lián)軸器由于制造和安裝誤差所產(chǎn)生的附加圓周力Fo（方向不定） 2.10.2求支反力 A.在水平平面內(nèi)的支反力 由得 得 B.在垂直平面內(nèi)的支反力 由圖可知 C.由于Fo的作用，在支點A,B處的支反力 得 2.10.3作彎矩和扭矩圖 A.齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖 B.作轉矩圖 2.10.4軸的強度校核 圖2-1 彎矩圖、扭矩圖 A.確定危險截面 根據(jù)軸的結構尺寸及圖2-1彎矩圖、扭矩圖，截面B處彎矩較大，且有軸承配合引起的應力集中；截面E彎矩也較大，直徑較小，又有圓角引起的應力集中；截面D處彎矩最大，且有齒輪配合與鍵槽引起的應力集中，故屬于危險截面?，F(xiàn)對D截面進行強度校核。 B.安全系數(shù)校核計算 [S]=1.3～2.5 由于S>[S]，該軸D截面是安全的。 2.11驗算花鍵側鍵擠壓應力 按如下公式驗算花鍵鍵側擠壓應力： 表2-20 驗算花鍵鍵側擠壓應力 最大轉矩 N·mm 花鍵軸小徑d mm 花鍵軸大徑D mm 花鍵數(shù)N 載荷系數(shù)k 工作長度 l mm 許用擠壓應力[σjy] MPa 計算擠壓應力 σjy MPa 結論 24.72 34 40 6 0.98 140 5.765 4.398 合格 2.12齒輪受力計算 齒輪受力計算公式： 計算結果如下表2-21所示： 表2-21 齒輪受力計算 傳遞功率P kW 轉速n r/min 傳動轉矩 T N·mm 齒輪壓力角 α° 齒面摩擦角 γ° 齒輪z2 切向力 Ft1 N 合力 F1 F1在x軸投影 Fx1 N F1在z軸投影 Fz1 N 分度圓直徑d1 mm 358.2 415.6 375.1 463.2 114 齒輪z4 0.8 1380 95.8 18°32′15" 12°56′42" 423.5 407.4 389.3 431.7 66 第三章 整體結構的設計 1. 帶輪的設計 根據(jù)V帶計算，選用6根A型V帶。由于Ⅰ軸安裝了傳動齒輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用了圖3-1所示的卸荷帶輪結構。 圖3-1 帶輪結構 2. 主軸換向與制動機構的設計 本機床屬于專用的輕型銑床，適用于機械加工車間和維修車間。根據(jù)其工作原理和工作特點，主軸換向并不頻繁。因此采用電氣控制其換向，采用鋼帶式的制動方式。 3. 齒輪塊的設計 本機床采用了滑移齒輪變速機構。根據(jù)各傳動組的工作特點，第一擴大組的滑移齒輪采用了銷釘聯(lián)接裝配式結構?；窘M采用了整體式滑移齒輪。第二擴大組，由于傳遞轉矩較大，則采用了鍵聯(lián)接裝配式齒輪。所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯(lián)接。 從工藝角度考慮，其它固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)接。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)接。 Ⅰ～Ⅲ軸間傳動齒輪精度為877-8b，Ⅲ～Ⅵ軸間齒輪精度為766-7b。 圖3-2 制動器的選擇 4. 軸承的選擇 為了裝配方便，Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅵ軸上的傳動件的外徑均小于箱體左側支承直徑，并采用0000型向心球軸承。為了便于裝配和軸承間隙的調(diào)整，Ⅳ、Ⅴ軸均采用27000E型圓錐滾子軸承。 滾動軸承均采用E級精度。 5. 主軸組件 本機床屬于普通精度級的輕型機床，為了簡化結構，主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸組件。前支承采用了3182000型雙列圓柱滾子軸承，后支承采用了46000型角接觸球軸承和8000型單向推力球軸承。為了保證主軸的回轉精度，主軸前后軸承均用壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間隙。主軸前端采用了短圓錐定心結構型式。 前軸承為C級精度，后軸承為D級精度。 6. 操縱機構 由于主軸換向并不頻繁。因此采用電氣控制操縱。根據(jù)各滑移齒輪變速傳動組的特點，分別采用了集中變速操縱機構和單獨操縱機構。 7. 潤滑系統(tǒng)設計 主軸箱內(nèi)采用了飛濺式潤滑。油面高度為65mm左右，甩油輪浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為：HJ30。 卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。潤滑脂型號為：鈣質(zhì)潤滑脂。 8. 密封裝置設計 Ⅵ軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用皮碗式接觸密封。而主軸直徑大、線速度高，則采用非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封，以防外界雜物進入。 9. 主軸箱箱體設計 該箱體為鑄造箱體，箱體外形采取了各面間直角連接的方式，使箱體線條簡單、明快。 主軸箱采用了箱體底面和兩個導向塊為定位安裝面，并用螺釘和壓板固定。安裝簡單，定位可靠。 第四章 用途分析 該機床為加工大模數(shù)螺旋銑刀的專用銑床，其加工模數(shù)范圍為16-40.普通車床由于切削量小，效率低，不適用于大尺寸螺旋工件的加工。普通銑床由于其工作臺較窄，加工空間小，也無法加工尺寸螺旋工件。為此，一工具急需開發(fā)加工大模數(shù)螺旋工件的專用設備。該設備除了加工刀具外，同時還可以生產(chǎn)大型特種螺桿工件。螺桿在電站設備生產(chǎn)企業(yè)、工程機械制造企業(yè)、空壓機、冷凍機、工業(yè)泵、塑料機械等裝備制造企業(yè)應用極其廣泛。 第五章 經(jīng)濟分析與資源分析 近幾年來，我國刀具生產(chǎn)廠家大模數(shù)螺旋刀具任務不斷加大，僅哈爾濱第一工具廠現(xiàn)有的一臺專用銑床24小時不間斷工作，也完成不了生產(chǎn)任務，因此很多合同因生產(chǎn)能力限制不得不放棄。哈爾濱第一工具廠在該形勢下，提出研制加工范圍大的專用大模數(shù)蝸丁銑床。 隨著我國加入WTO和產(chǎn)業(yè)政策的調(diào)整，機械行業(yè)開始復 蘇，我國也在逐漸成為世界機械加工強國，特別是刀具產(chǎn)品早已進入國際市場。目前東北老工業(yè)基地改造，拉動制造業(yè)的高速發(fā)展，大型機械加工企業(yè)尤其是機床、電站等行業(yè)對大模數(shù)蝸輪、蝸桿等工件的需求量增加。相應的大模數(shù)螺旋銑刀需求量劇增，我省作為刀具制造業(yè)的強省，占領大型特種刀具的國內(nèi)外市場有深遠的意義，由于普通車床、普通銑床，不適用于大尺寸螺旋工件的加工，因此，開發(fā)，研制大模數(shù)螺旋刀具加工的專用設備對國內(nèi)刀具制造企業(yè)意義重大。 哈爾濱第一工具廠根據(jù)近幾年的生產(chǎn)任務，大模數(shù)螺旋刀具加工依賴現(xiàn)有設備，已遠遠滿足不了生產(chǎn)需求，因此提出該開發(fā)該專用設備的課題。該機床解決了大模數(shù)螺桿工件的移動、翻轉、安裝找正及夾緊工作的，且可根據(jù)不同要求，實現(xiàn)變速、進退等不同運動，加工精度高，生產(chǎn)效率高。目前國內(nèi)尚無廠家制造生產(chǎn)該種專用機床，該機床屬于國內(nèi)首創(chuàng)。如果該設備研制成功，將會大大提高大模數(shù)螺旋工件的生產(chǎn)率，為工具廠帶來可觀的經(jīng)濟效益。全國各專業(yè)工具廠二百多家，預期在國內(nèi)工具生產(chǎn)企業(yè)三年內(nèi)平均年用量30臺，產(chǎn)值1200萬元。 該設備除了加工刀具外，同時還可以生產(chǎn)大型特種螺桿工件。螺桿在電站設備生產(chǎn)企業(yè)、工程機械制造企業(yè)、空壓機、冷凍機、工業(yè)泵、塑料機械等裝備制造企業(yè)應用極其廣泛。螺桿年需求量2.2億元，其中大模數(shù)螺桿年需求量超過三分之一。目前，這些工件的加工全國只有為數(shù)不多的企業(yè)可以生產(chǎn)，而且依賴進口設備，其中以80年代英國HOLROYD公司2AC、5AC數(shù)控銑床和90年代德國KLINGELNBERG公司的HNC35SL數(shù)控專用磨床為主，這些進口設備價格極其昂貴，國內(nèi)企業(yè)很難接受。國內(nèi)螺桿應用領域不斷加大，螺桿生產(chǎn)遠遠不能滿足需求，現(xiàn)在江西氣體壓縮機廠、煙臺空壓機總廠（煙臺蘭星壓縮機有限公司）、沈陽空氣壓縮機廠、南京三達機械有限公司、北京第一通用機械廠、天津市華北空氣壓縮機廠、寧波欣達螺桿壓縮機有限公司、中山復盛機電有限公司、大連空氣壓縮機廠等均采用外協(xié)購買（從臺灣、美國進貨）。因此，該設備開發(fā)具有很好的市場前景。 結 論 該機床為加工大模數(shù)螺旋銑刀的專用銑床，其加工模數(shù)范圍為16-40.普通車床由于切削量小，效率低，不適用于大尺寸螺旋工件的加工。普通銑床由于其工作臺較窄，加工空間小，也無法加工尺寸螺旋工件。為此，一工具急需開發(fā)加工大模數(shù)螺旋工件的專用設備。該設備除了加工刀具外，同時還可以生產(chǎn)大型特種螺桿工件。螺桿在電站設備生產(chǎn)企業(yè)、工程機械制造企業(yè)、空壓機、冷凍機、工業(yè)泵、塑料機械等裝備制造企業(yè)應用極其廣泛。 通過對該機床的主動力部分（主軸動力傳動系統(tǒng)包括主軸變速、慢速、快速進給、制動及工件的正反轉）、銑頭部分（銑頭動力傳動系統(tǒng)包括銑頭主軸變速及反正轉、銑頭系統(tǒng)進給和固定夾緊）和尾座部分的設計，達到了預期的設計目標。機床主傳動運行可靠，可加工16-40的較大模數(shù)范圍的螺桿工件及螺旋銑刀且可以實現(xiàn)加工左右兩種螺旋。 設計的創(chuàng)新之處是： （1）設備床身主傳動采用絲杠螺母傳動，可以簡化傳動系統(tǒng)，減少傳動誤差的產(chǎn)生環(huán)節(jié)，加工精度較高；而且通過控制絲桿的長度調(diào)整床身的縱向移動量，解決了大型工件移動的困難。 （2）采用雙銑頭銑削加工，降低了工件加工過程中的振動和變形；通過改變主進給螺桿、螺母及進給方向、銑頭轉向等，實現(xiàn)不同模數(shù)、不同旋向螺桿加工，提高了機床加工范圍。 致 謝 在這炎炎夏日，專心于自己的畢業(yè)設計中，這將是我們最后一次在校園里帶著一顆執(zhí)著的心去創(chuàng)造新的一頁，學習的過程是艱辛的，它像帶著刺的玫瑰，而我們的芳香是那些無怨無悔的辛勤園丁們傳授給我們的，在這即將離校的日子，在我們把收獲果實裝上行囊要帶走的離別時刻，我們最應該做的就是向教育過我們的恩師們說一聲“謝謝，謝謝你們的栽培”。 此次畢業(yè)設計首先要感謝黑龍江省機械科學研究院的副院長劉斌老師以及胡成昕老師和鄭佳德老師等的精心指導，其次要感謝我們學校機制教研室各位老師的大力支持與幫助。在此，我向你們表示由衷的感謝。這經(jīng)過了三個多月緊張而有序的認真設計，我順利完成了《大模數(shù)蝸桿銑刀專用銑床》這個題目的畢業(yè)設計，圓滿地完成了預定目標。在這過程中我苦惱過設計任務的沉重，興奮于收獲的點點滴滴，我將沿著此樣的道路前進，不畏艱辛，用我最大的力量去換取成功，為我的母校爭光！ 目前國內(nèi)這方面的書籍是非常少見，我希望能有更多的人加入此方面的探索，由于編者水平有限，如有誤漏之處，殷切希望廣大讀者指正。 參考文獻 1、熊文修.機械零件.高等教育出版社.1997：298-323 2、楊可楨，程光蘊.機械設計基礎.高等教育出版社.2001：4～29-4～150 3、陳立德.機械設計基礎課程設計指導書.高等教育出版社.2000：256-258 4、成大先.機械設計手冊機械制圖·極限與配合.化學工業(yè)出版社.2004.2～23-2～40 5、周廣林.機械工程基礎.黑龍江人民出版.2000：460-500 6、任嘉卉.公差配合手冊.第II版.機械工業(yè)出版社2000：659-670 大慶石油焊接研究與培訓中心 7、黃云清.公差配合與技術.機械工業(yè)出版社.200117-25 8、劉德新.袖珍液壓氣動手冊，第II版.機械工業(yè)出版社.2001：309-310 9、李洪. 實用機床設計手冊. 遼寧科學技術出版社，1999：1107—1111 10、鄭修學.機械制造工藝學.機械工業(yè)出版社.1991：210-298 11、成大先.機械設計手冊連接與緊固.化學工業(yè)出版社.2004.4~19-4~58 12、王濤，朱文堅.摩擦式制動器.華南理工大學出版社.1992：11-120 13、東北工學院《機械零件設計手冊》編寫.組機械零件設計手冊.2000：6～49-6～82 14、王濤.制動摩擦學.1986：5-255 15、機械零件設計手冊.哈爾濱工業(yè)大學.1998：56～35-5～60 16、張樹森.機械制造工程學東北大學出版社.2000：214-245 專題論文 計量器具的選擇 摘要:孔、軸實際尺寸通常使用普通計量器具按兩點法進行測量，測l量結果獲得孔、軸實際尺寸的具體數(shù)值?？住⑤S實際尺寸和形狀誤差綜合結果可以使用光滑極限量規(guī)進行檢測，檢驗的結果可以判斷實際孔、軸合格與否，但不能獲得孔、軸實際尺寸和形狀誤差的具體數(shù)量值。量規(guī)的使用極為方便，檢驗效率高，因而在產(chǎn)生中得到廣泛應用。 關鍵詞：計量器、量規(guī)、塞規(guī) Abstract: the actual size of bore, stalk usually uses the commonness to calculate the tool to press method to carry on the diagraph 2:00, measuring the amount of l to as a result acquire the bore, stalk actual concrete number of the size. The comprehensive result of the bore, stalk actual size and the shape error margins can use the smooth extreme limit quantity rules to carry on the examination, the result of the examination can judge the actual bore, stalk qualified or not, but can't acquire the bore, stalk actual concrete quantity of the size and the shape error margin value. The usage that measures the rules is extremely convenient, examining the efficiency high; as a result get the extensive application in the creation. Key words: Calculate the machine Measure the rules Fill the rules 正文： 我國有關孔、軸的檢測標準有：GB1957—81《光滑極限量規(guī)》和GB/T 3177—1997《光滑工件尺寸的檢驗》，它們是貫徹執(zhí)行孔、軸《極限配合》國家標準的技術保證。 1 光滑極限量規(guī)的功能和分類 孔和軸采用包容要求時，它們應該使用光滑極限量規(guī)來檢驗。光滑極限量規(guī)有通規(guī)和止規(guī)，如圖1-1所示。通規(guī)用來模擬最大實體邊界，檢驗孔或軸的實際輪廓（實際尺寸和形狀誤差的綜合結果）是否超出最大實體邊界，即檢驗孔或軸的體外作用尺寸是否超出最大實際尺寸。止規(guī)用來檢驗孔或軸的實際尺寸是否超出最小實體尺寸。檢驗孔的量規(guī)稱為塞規(guī)。檢驗軸的量規(guī)稱為環(huán)規(guī)或卡規(guī)。 圖1-1 光滑極限量規(guī)和止規(guī) 量規(guī)按用途可分為： 工作量規(guī)：指在零件制造過程中，操作者所使用的量規(guī)。操作者應該使用新的或磨損較少的量規(guī)。 驗收