專用支架鉆、擴孔組合機床左多軸箱設計

專用支架鉆、擴孔組合機床左多軸箱設計,專用,支架,擴孔,組合,機床,軸箱,設計 題目：專用支架鉆擴孔組合機床左多軸箱設計 撰寫內容要求： 設計（論文）進展狀況： 在繪制草圖前，做了大量的學習、實踐工作。收集整理資料，參閱部分收集到的資料，對論文命題有了更深的認識。查找與設計相關的資料與文獻，對其進行整理與分析，結合前人的研究成果，完成了多軸箱的總體設計，繪制了主軸傳動圖。 對傳動的連接方式與傳動形式進行原因分析和影響分析。并運用自己所學的知識，對其所給零件圖進行分析與計算。傳動鏈的總體框架已經確定，初步確定了26根軸,其中主軸13根，傳動軸13根。 存在問題及解決措施： 到目前存在的問題主要有: （1）對設計所涉及的知識認識得不夠深刻，所以進行的探討不夠深入。（2）研究中引入的數據不夠，對相關問題的支撐程度不足。（3）設計各部分之間的銜接不夠連續(xù)，有的地方傳動鏈設計的有些模糊。 造成這些問題的原因主要有兩個，一是從未接觸過類似的設計畫圖，二是相關資料準備不足，沒有足夠的制圖經驗。 解決措施: （1） 多借閱圖書館的相關書籍認真閱讀，上網下載相關的多軸箱設計參考文獻。 根據公式B=b+2b1 H=h+h1+b1可得 多軸箱選取箱體尺寸為B×H=800×630。 由《組合機床簡明手冊》表7—23 電動機用齒輪選取模數為3，齒數為24的齒輪，其孔徑為38。 確定傳動排數為兩排，軸1、2、3、4、5為一排，軸8-13為另一排。 計算主軸直徑為15mm和25mm，其主軸外伸尺寸為L=85mm和L=115mm，D/d=25/16和D/d=40/28。 由表5—39查的電動機型號為ITD40，型號為Ⅳ型，電動機功率為4W，電動機轉速為960r/min，輸出軸轉矩為480r/min。 傳動比為960/727=1.32/1,理論轉速為72/60=1.2/1，在容許的誤差范圍內，可用。 在選取電動機主軸位置是參考了《組合機床簡明手冊》表5-40 動力箱多軸箱、滑臺的聯系尺寸可知電機軸到箱體下底面的距離為160mm。 （2）與同組的同學進行討論，對有的問題達成一致，對比自己的與別人的進行分析計算，設計出符合自己的合理的傳動方式。傳動鏈設計圖如下圖所示。 （3）對AUTOCAD軟件進行全方位的學習和熟練的掌控，在作圖中遇到的問題多請教老師和同學。 后期工作安排： 后期工作安排主要圍繞尚存在的問題及為此提供解決方案展開，具體安排見下表： 4—6周：完成方案設計，繪制總裝配圖。完成外文翻譯，寫中期報告； 7—10周：多軸箱工作裝置的具體方案設計，圖紙準備，準備中期答辯； 11—15周：撰寫畢業(yè)設計論文，論文修改，答辯前準備； 16周：答辯。 指導教師簽字： 年 月 日 注：1）正文：宋體小四號字，行距20磅，單面打印；其他格式要求與畢業(yè)論文相同。 2）中期報告由各系集中歸檔保存，不裝訂入冊。 畢業(yè)設計（論文）開題報告 題目：專用支架鉆擴孔組合機床左多軸箱設計 1. 畢業(yè)設計（論文）綜述（題目背景、研究意義及國內外相關研究情況） 1.1題目背景、研究意義 ?背景和意義:多軸箱是組合機床中的主要專用部件之一。它要求設計者依據被加工零件上被加工孔的相對坐標尺寸、被加工零件的材質等設計出能滿足實際加工要求的多軸箱。通過本題目的設計可以使機械設計制造及其自動化專業(yè)學生對四年所學主要課程有一次較為全面的綜合應用，得到一次近乎實戰(zhàn)的鍛煉機會。 組合機床是由大量的通用部件和少量專用部件組成的工序集中的高效專用機床。它能夠對一種（或多種）零件進行多刀、多軸、多面、多工位加工。在組合機床上可以完成鉆孔、擴孔、鉸孔、鏜孔、攻絲、車削、銑削、磨削及滾壓等工序，生產效率高，加工精度穩(wěn)定。多軸箱是組合機床的重要專用部件。它是根據加工示意圖所確定的工件加工孔的數量和位置、切削用量和主軸類型設計的傳遞各主軸運動的動力部件。其動力來自通用的動力箱，與動力箱一起安裝于進給滑臺，可完成鉆、擴、鉸、鏜孔等加工工序。 多軸箱一般具有多根主軸同時對一列孔系進行加工。但也有單軸的，用于鏜孔居多。多軸箱按結構特點分為通用（即標準）多軸箱和專用多軸箱兩大類。前者結構典型，能利用通用的箱體和傳動件；后者結構特殊，往往需要加強主軸系統剛性，而使主軸及某些傳動件必須專門設計，故專用多軸箱通常指“剛性主軸箱”，即采用不需刀具導向裝置的剛性主軸和用精密滑臺導軌來保證加工孔的位置精度。通用多軸箱則采用標準主軸，借助導向套引導刀具來保證加工孔的位置精度。通用多軸箱又大型多軸箱和小型多軸箱，這兩中多軸箱的設計方法基本相同。 本課題主要設計大型通用多軸箱。大型通用多軸箱由通用零件如箱體、主軸、傳動軸、齒輪和附加機構等組成。 1.2 國內外相關研究情況 1.2.1 我國組合機床現狀及發(fā)展趨勢 我國組合機床現狀及發(fā)展趨勢 我國加入WTO 以后，制造業(yè)所面臨的機遇與挑戰(zhàn)并存、組合機床行業(yè)企業(yè)適時調整戰(zhàn)略，采取了積極的應對策略，出現了產、銷兩旺的良好勢頭，截至2005 年4 月份，組合機床行業(yè)企業(yè)僅組合機床一項，據不完全統計產量已達1000 余臺，產值達3.9 個億以上，較2004 年同比增長了10%以上，另外組合機床行業(yè)增加值、產品銷售率、全員工資總額、出口交費值等經濟指標均有不同程度的增長，新產品、新技術較去年年均有大幅度提高，可見行業(yè)企業(yè)運營狀況良好。 1.2.2國外組合機床的發(fā)展狀況 ???80 年代以來，國外組合機床技術在滿足精度和效率要求的基礎上，正朝著綜合成套和具備柔性的方向發(fā)展。組合機床的加工精度、多品種加工的柔性以及機床配置的靈活多樣方面均有新的突破性進展，實現了機床工作程序軟件化、工序高度集中、高效短節(jié)拍和多功能監(jiān)控。組合機床技術的發(fā)展趨勢 2. 本課題研究的主要內容和擬采用的研究方案、研究方法或措施 2.1主要內容： ? 被加工零件孔的直徑及相對坐標尺寸（見零件示意圖）；2）被加工零件的材料為HT200 ；3）工件中心距工作臺面高115毫米；4）設計多軸箱裝配圖及主要零件圖，變位齒輪圖；5）熟悉組合機床的基本形式形式；6）確定切削用量、計算切削力、選擇動力箱型號；7）工位間距350毫米，工位對稱中心線與工作臺中心線重合。 2.2研究方案: 2.2.1 (1) 運動設計：根據給定的被加工零件，確定機床的切削用量，通過分析比較擬定傳動方案和傳動系統圖，確定傳動副的傳動比及齒輪的齒數，并計算主軸的實際轉速與標準的相對誤差。 (2) 動力設計：根據給定的工件，初算傳動軸的直徑、齒輪的模數；確定動力箱；計算多軸箱尺寸及設計傳動路線。完成裝配草圖后，要驗算傳動軸的直徑，齒輪模數否在允許范圍內,還要驗算主軸主件的靜剛度。 (3) 結構設計：進行主運動傳動軸系、變速機構、主軸主件、箱體、潤滑與密封等的布置和機構設計,即繪制裝配圖和零件工作圖。 3. 本課題研究的重點及難點，前期已開展工作 本課題的重點和難點：多軸箱中傳動軸的傳動設計方案是本課題的重點與難點，再設計是應該考慮設計時傳動鏈之間相互不影響的前提下，盡可能減少傳動軸的個數與傳動的功率、傳動時的精度。 前期已開展的工作：查閱各種學術文獻，期刊雜志，科技報紙等資料深入了解本課題內容以及組合機床多軸箱的具體狀況，分析部件的工作原理。 4. 完成本課題的工作方案及進度計劃（按周次填寫) 1—4周：查找資料，完成開題報告；5—10周：完成方案設計，繪制總裝配圖。完成外文翻譯，寫中期報告；11—14周：完成全部技術設計； 15—17周：撰寫畢業(yè)設計論文；18周：答辯前準備。 5 指導教師意見（對課題的深度、廣度及工作量的意見） 指導教師： 年 月 日 6 所在系審查意見： 系主管領導： 年 月 日 參考文獻 [1] 裘愉. 從幾個側面看組合機床的發(fā)展動向.組合機床與自動化加工技術，1994 年第11 期 [2] 李明、王合增、張應午.組合機床的發(fā)展趨勢及企業(yè)的對策.機械產品與科技，2002 年第1 期 [3] 李如松．組合機床和自動線的技術發(fā)展．組合機床與自動化加工技術，1999．(1)：5～10 [4] 佟璞瑋.組合機床行業(yè)概況及今后發(fā)展對策.組合機床與自動化加工技術，1996 年第8 期：2—8 [5] 沈陽工業(yè)大學、大連鐵道學院、吉林工學院編.組合機床設計.上海：上?？茖W技術出版社，1985. 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Annals of the CIRP .1999,48(2):527～540 - 4 - 本科畢業(yè)設計(論文) 題目：專用支架鉆擴孔組合機床左多 軸箱設計 專用支架鉆擴孔組合機床左多軸箱設計 摘 要 本文介紹了一種專用支架鉆擴孔組合機床左多軸箱的設計，前期文中對現代組合機床和以后的組合機床的發(fā)展有個大概的概述，后面是主要的設計計算具體過程，主要的內容如下，根據被加工零件的具體要求，如何確定機箱型號，確定切削量，運動參數和動力參數，以及主軸和傳動軸的軸頸確定，然后根據各軸的位置確定出合適的傳動鏈和齒輪的選取，并計算出各軸的位置坐標，最后校核齒輪的中心距，特殊軸和軸承的強度，具體步驟見下文。 關鍵詞：組合機床；多軸箱；主軸；傳動軸；齒輪 I Special Support Drilling and Reaming Left Spindle Box of Modular Machine Tool Design Abstract In this paper, a special seat drilling and reaming left spindle box of modular machine tool design, the prophase of the modern combination machine tools and later a general overview of the development of modular machine tool, is behind the main design and calculation of the specific process, main content is as follows, according to the specific requirements of processed spares, how to determine the case model, determine the cutting quantity, motion parameters and dynamic parameters, as well as the journal main shaft and the shaft, then according to the position of the shaft to determine the proper selection of transmission chain and gear, and calculate the coordinates of each shaft end check gear of center distance, special shaft and bearing strength of concrete steps below. Key words: Combination machine; Multi-axle box; Spindle; Drive shaft; Gear I 主要符號表 n 轉速 切應力 d 直徑 v 速度 P 功率 T 扭矩 M 彎矩 F 力 A 中心距 u 傳動比 C 載荷 m 模數 z 齒數 Lh 齒輪工作壽命 K 載荷系數 S 安全系數 ZE 彈性影響系數 Wt 抗彎截面模數 抗扭截面模數 I 目 錄 1緒論........................................................................................................1 1.1引言....................................................................................................1 1.2組合機床概論......................................................................................1 1.2.1.組合機床的特性.............................................................................1 1.3組合機床的發(fā)展趨勢...........................................................................2 1.4本課題研究內容及目...........................................................................3 1.4.1本課題的研究內容.........................................................................3 1.4.2本課題的研究目的.........................................................................4 2多軸箱的原始依據..............................................................................4 2.1被加工件的特點和設計技術要求.........................................................5 2.2切削參數的確定.................................................................................5 2.3機床動力參數的確定..........................................................................6 2.4動力部件的選取.................................................................................7 2.5軸的確定...........................................................................................8 2.6箱體型號的確定................................................................................10 3多軸箱傳動鏈設計.............................................................................11 3.1多軸箱傳動系統設計的準則...............................................................11 3.2泵軸和手柄軸位置確定.....................................................................12 3.3方案的制定.......................................................................................12 3.4 各軸坐標的計算...............................................................................14 3.4.1坐標的計算..................................................................................14 3.4.2計算中心距誤差...........................................................................17 4主軸和傳動軸的校核.........................................................................18 4.1 軸的扭轉度校核...............................................................................18 4.2 軸的抗彎扭強度校核和軸承齒輪的強度校核......................................19 4.2.1強度校核理論..............................................................................19 4.2.2軸承的校核..................................................................................20 4.2.3 齒輪的受力析.............................................................................20 4.2.4 齒輪的校核.................................................................................21 4.3 具體計算.......................................................................................22 4.3.1 軸30及其配件的校核..................................................................22 4.3.2 齒輪的校核.................................................................................26 4.3.3 小結...........................................................................................26 結論........................................................................................................28 參考文獻................................................................................................29 致謝........................................................................................................29 IV 1緒論 1.1引言 組合機床是以系列化、標準化的通用部件為基礎，配以少量的專用部件組成的專用機床。它適宜于在大批、大量生產中對一種或幾種類似零件的一道或幾道工序進行加工。這種機床既有專用機床的結構簡單、生產率和自動程度較高的特點，又具有一定的重新調整能力，以適應工件變化的需要。組合機床廣泛應用于大批量生產的行業(yè)，如；汽車、拖拉機、電動機、內燃機、閥門、縫紉機等制造業(yè)。 1.2組合機床概論 組合機床是隨著汽車工業(yè)的興起而發(fā)展起來的。在專用機床中某些部件因重復使用，逐步發(fā)展成為通用部件，因而產生了組合機床。最早的組合機床是1911年在美國制成的，用于加工汽車零件。初期，各機床制造廠都有各自的通用部件標準。為了提高不同制造廠的通用部件的互換性，便于用戶使用和維修，1953年美國福特汽車公司和通用汽車公司與美國機床制造廠協商，確定了組合機床通用部件標準化的原則，即嚴格規(guī)定各部件間的聯系尺寸，但對部件結構未作規(guī)定。 二十世紀70年代以來，隨著可轉位刀具、密齒銑刀、鏜孔尺寸自動檢測和刀具自動補償技術的發(fā)展，組合機床的加工精度也有所提高。銑削平面的平面度可達0.05毫米/1000毫米，表面粗糙度可低達2.5～0.63微米；鏜孔精度可達IT7～6級，孔距精度可達0.03～0.02微米。 組合機床未來的發(fā)展將更多的采用調速電動機和滾珠絲杠等傳動，以簡化結構、縮短生產節(jié)拍；采用數字控制系統和主軸箱、夾具自動更換系統，以提高工藝可調性；以及納入柔性制造系統等。 1.2.1.組合機床的特性： (1) 主要用于棱體類零件和雜件的孔面加工。 (2) 生產率高。因為工序集中，可多面、多工位、多軸、多刀同時自動加工。 (3) 加工精度穩(wěn)定。因為工序固定，可選用成熟的通用部件，精密夾具和自動工作循環(huán)來保證加工精度的一直性。 (4) 研制周期短，便于設計，制造和使用維護，成本低。因為通用化，系列 化，標準化程度高，通用零件占70%～90%，通用件可組織批量生產進行預制或外購。 27 (5) 自動化程度高，勞動強度低。 (6) 配置靈活。因為結構模塊化、組合化。可按工件或工序要求，用大量通 用部件和少量專用部件靈活組成各種類型的組合機床及自動線；機床易于改裝；產品或工藝變化時，通用部件一般還可以重復利用。 1.3組合機床的發(fā)展趨勢 我國加入WTO 以后，制造業(yè)所面臨的機遇與挑戰(zhàn)并存、組合機床行業(yè)企業(yè)適時調整戰(zhàn)略，采取了積極的應對策略，出現了產、銷兩旺的良好勢頭，截至2005 年4 月份，組合機床行業(yè)企業(yè)僅組合機床一項，據不完全統計產量已達1000 余臺，產值達3.9 個億以上，較2004 年同比增長了10%以上，另外組合機床行業(yè)增加值、產品銷售率、全員工資總額、出口交費值等經濟指標均有不同程度的增長，新產品、新技術較去年年均有大幅度提高，可見行業(yè)企業(yè)運營狀況良好。 組合機床技術的發(fā)展趨勢有以下幾點： （1） 行業(yè)企業(yè)產品結構的變化組合機床行業(yè)企業(yè)主要針對汽車、摩托車、內燃機、農機、工程機械、化工機械、軍工、能源、輕工及家電行業(yè)提供專用設備。隨著我國加入WTO 后與世界機床進一步接軌，組合機床行業(yè)企業(yè)產品開始向數控化、柔性化轉變。從近兩年是企業(yè)生產情況來看，數控機床與加工中心的市場需求量在上升，而傳統的鉆、鏜、銑組合機床則有下降趨勢，中國機床工具工業(yè)學會的《機床工具行業(yè)企業(yè)主要經濟指標報表》是統計數據顯示，僅從幾個全國大型重點企業(yè)生產情況看，2003 年生產數控機床890 臺，產值16187 萬元，生產加工中心148 臺，產值5770 萬元；2004 年生產數控機床985 臺，產值25838 萬元，生產加工中心159 臺，產值7099 萬元；而2005年，截至4 月份，數控機床、加工中心、產值已接近2003 年全年水平，故市場在向數控、高精制造技術和成套工藝裝備方面發(fā)展。 “九五”后期，在組合機床行業(yè)企業(yè)的50 多家組合機床分會會員中，僅有兩家企業(yè)實行了股份改造，一家企業(yè)退出國有轉為民營，其余的都是國有企業(yè)。而從2001 至2002 年，不到兩年的時間，就先后有十幾家企業(yè)實行股份制改造，一些小廠幾乎全部退出國有轉為民營，現在一些國家重點國有企業(yè)也在醞釀股份制改造，轉制已勢不可檔，“民營經濟在經歷了從組合機床行業(yè)企業(yè)正在以股份制、民營化等多種形式快速發(fā)展。 （2） 組合機床技術裝備現狀與發(fā)展趨勢。組合機床及其自動線是集機電于一體是綜合自動化度較高的制造技術和成套工藝裝備。它的特點是高效、高質、經濟實用，因而被廣泛應用與工程機械、交通、能源、軍工、輕工、家電行業(yè)。 我國的傳統的組合機床及組合機床自動線主要采用機、電、氣、液壓控制，它的加工對象主要是生產批量比較大的大中型的箱體類和軸類零件（近年研制的組合機床加工連桿、板件等也占一定份額），完成鉆孔、擴孔、鉸孔，加工各種螺紋、鏜孔、車端面和凸臺，在孔內鏜各種形狀槽，以及銑削平面和成型面等。組合機床的種類繁多，隨著技術的不斷進步，一種新型的組合機床——柔性組合機床越來越受人們是親昧，它應用多工位主軸箱、可換主軸箱、編碼隨行夾具和刀具的自動更換，配以可編程序控制器（PLC）、數字控制（NC）等，能任意改變工作循環(huán)控制和驅動系統，并能靈活適應多種加工的可調可變的組合機床。另外，近年來組合機床加工中心、數控組合機床、機床輔機等在組合機床行業(yè)中所占份額也越來越大。由于組合機床及其自動線是一種技術綜合性很高的高技術專用產品，是根據用戶特殊要求而設計的，它涉及到加工工藝、刀具、測量、控制、診斷監(jiān)控、清洗、裝配和試漏等技術。我國組合機床及其組合機床自動線總體技術水平比發(fā)達國家相對落后，國內所需的一些高水平組合機床及自動線幾乎都從國外進口。工藝裝備的大量進口勢必導致投資規(guī)模的擴大，并使產品生產成本提高。因此，市場要求我們不斷開發(fā)新技術、新工藝、研制新產品，由過去的“剛性”機床結構，向“柔性”化方向發(fā)展，滿足用戶需要，真正成為剛柔兼?zhèn)涞淖詣踊b備。 1.4本課題主要研究內容及目的 機床工業(yè)是現代工業(yè)特別是現代制造業(yè)的基礎，在國民經濟中占有重要的戰(zhàn)略地位。機床工業(yè)與一個國家的工業(yè)競爭力、制造業(yè)發(fā)展水平緊密相關，本國的機床工業(yè)水平越高，工業(yè)和制造業(yè)競爭力越強。對我國而言，機床工業(yè)不僅僅具有重要的經濟意義，而且還具有重要的國防戰(zhàn)略意義。研究機床工業(yè)的特點，有助于我們了解機床工業(yè)的特殊規(guī)律，從而找到適合我國國情的機床工業(yè)發(fā)展之路。我國工業(yè)競爭力和制造業(yè)發(fā)展水平不高，一定程度上是與我國機床工業(yè)發(fā)展水平不高相聯系的，加快我國機床工業(yè)的發(fā)展，提高我國機床工業(yè)技術和管理水平，將有利于我國工業(yè)和制造業(yè)發(fā)展。所以對機床的研究設計意義是極其重大的。 畢業(yè)設計是高等教育體系中非常重要的環(huán)節(jié)，它可以檢驗自己對專業(yè)知識理解與掌握的程度，也可以提高自己綜合運用所學知識的能力，也能在分析問題和解決問題的過程中學到更多新的知識。 1.4.1 本課題研究的內容 （1） 被加工零件孔的直徑及相對坐標尺寸見零件示意圖； （2） 被加工零件的材料為HT200； （3） 工件定位面比工作臺面高115毫米； （4） 設計多軸箱裝配圖及主要零件圖，變位齒輪圖； （5） 熟悉組合機床的基本形式； （6） 確定切削用量、計算切削力、選擇動力箱型號； （7） 工位間距350毫米，工位對稱中心線與工作臺中心重合。 1.4.2 本課題的研究目的 機床設計畢業(yè)設計，其目的在于通過機床主運動機械變速傳動系統的結構設計，使我們在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案的分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件和查閱資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，培養(yǎng)基本的設計方法，并培養(yǎng)了自己具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。多軸箱是組合機床的重要專用部件。它是根據加工示意圖所確定的工件加工孔的數量和位置、切削用量和主軸類型設計的傳遞各主軸運動的動力部件。其動力來自通用的動力箱，與動力箱一起安裝于進給滑臺，可完成鉆、擴、鉸、鏜孔等加工工序。多軸箱一般具有多根主軸同時對一列孔系進行加工。但也有單軸的，用于鏜孔居多。多軸箱按結構特點分為通用（即標準）多軸箱和專用多軸箱兩大類。前者結構典型，能利用通用的箱體和傳動件；后者結構特殊，往往需要加強主軸系統剛性，而使主軸及某些傳動件必須專門設計，故專用多軸箱通常指“剛性主軸箱”，即采用不需刀具導向裝置的剛性主軸和用精密滑臺導軌來保證加工孔的位置精度。通用多軸箱則采用標準主軸，借助導向套引導刀具來保證加工孔的位置精度。通用多軸箱又大型多軸箱和小型多軸箱，這兩中多軸箱的設計方法基本相同。本課題主要設計大型通用多軸箱。大型通用多軸箱由通用零件如箱體、主軸、傳動軸、齒輪和附加機構等組成。 2 多軸箱的原始依據 2.1 被加工件的特點和設計技術要求 （1） 工件材料：HT200； （2） 材料硬度：170～220HB； （3） 被加工件孔的直徑及相對坐標尺寸見零件示意圖； （4） 工件定位面比工作臺臺面高115毫米； （5） 確定切削用量、計算切削力、選擇動力箱型號； （6） 設計多軸箱裝配圖及主要零件圖、變?yōu)辇X輪圖。 2.2 切削參數的確定 表2.1 鉆孔推薦切削用量 加工材料 加工直徑 d(mm) 切削速度 v（m/min） 進給量 f(mm/r) 鑄 鐵 160～200HBS 1～6 16～24 0.07～0.12 ﹥6～12 ﹥0.12～0.2 ﹥12～22 ﹥0.2～0.4 ﹥22～50 ﹥0.4～0.8 鉆孔的切削用量除與孔徑有關外還與鉆孔深度有關。 表2.2 深孔鉆切削用量遞減表[2] 深徑比 3d (3～4)d (4～5)d 切削速度v（m/min） V (0.8～0.9)v (0.7～0.8)v 進給量f （mm/r） F 0.9f 0.9f 鉆削的孔直徑分別為12.5mm、14.5mm 由表2.1有、的鉆削參數分別如下表所示： 表2.3推薦參數 孔 切削速度v(m/min) 進給量f(mm/r) 16～24 0.2～0.4 根據各個切削用量之間的關系，可以計算出各個主軸的轉速范圍，其計算方法為： （2.1） 其中：v為切削速度 (mm/min) 為所鉆孔的直徑（mm） 所以： (2.2) (2.3) 綜上所述，整理有表2.4： 表2.4 切削參數 切削速度v(m/min) 20 20 進給量f (mm/r) 0.2 0.2 轉速n (r/min) 509.3 439 2.4 機床動力參數的確定 組合機床的切削用量計算切削力、轉矩及功率,鉆孔時(刀具材料選用高速鋼;工件材料為灰鑄鐵) 切削力： （N） （2.4） 切削轉矩： （N﹒mm） （2.5） 切削功率： (KW) （2.6） 其中：v — 切削速度（m/min） f— 進給量 （mm/r） D— 加工直徑（mm） HB —布氏硬度 ：HB= 對于 (KW) 對于 (KW) 2.5 動力部件的選?。? 動力部件的選擇主要是確定動力箱的選擇，其驅動功率主要依據多軸箱所需傳遞的切削功率來選用。在不需要精確計算多軸箱功率或多軸箱尚未設計出來之前，可按下列簡化公式進行估算： （2-8） 式中： —消耗于各主軸的切削功率的總和，單位KW； —多軸箱的傳動效率，加工黑色金屬時取0.8～0.9，加工有色金屬時取0.7～0.8；主軸多、傳動復雜時取小值，反之取大值。 必須注意：當某一規(guī)格的動力部件的功率或進給力不能滿足要求，但又相差不大時，不要輕易選取大一規(guī)格的動力部件，而應該以不影響加工精度和效率為前提，適當降低關鍵性刀具的切削用量或將刀具錯開順序加工，以降低功率和進給力。[2] 對該被加工零件進行分析，其有的孔各四個，由于該機床在鉆孔時的主軸是空轉的。分別計算鉆時所需要的功率如下： (2.9) 用鉆削功率來估算動力箱的功率，由上邊的公式所述，由于加工的是鑄鐵且內部傳動連復雜，所以取效率為0.8，則有： (2.10) 考慮到傳動軸的功率損失，選取動力箱為1TD40Ⅳ型 其參數如表2.9： 表2.9 動力箱參數 電動機型號 電動機功率 L3 電動機轉速 輸出軸轉速 Y132-6 4.0 (KW) 435 （mm） 960 (r/min) 480 (r/min) 2.6 軸的確定 軸材料的選擇：軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造軸尤為廣泛，其中最常用的是45鋼。 軸的結構主要以下因素：軸在機器中的安裝位置及形式，軸上安裝零件的類型、尺寸、數量以及和軸連接的方法，載荷的性質、大小、方向及分布情況：軸的加工工藝等。軸的結構的因素較多，且結構形式又要隨著具體情況的不同而異，所以軸沒有標準的結構形式，設計時，必須針對不同情況進行具體的分析。但是，不論何種具體條件，軸的結構都應滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便于裝拆和調整。 表2.10 各主軸的動力參數 切削功率P(KW) 0.37 0.47 切削轉矩T(Nm) 7.1 10.34 雖然在加工過程中有鉆套等輔助設備來保證加工精度但是為了更大程度的保證主軸在工作中的可靠性、提高加工精度，選用剛性主軸并有公式計算的其直徑： （2.11） =21.2mm (2.12) =23.28mm (2.13) 根據標準軸頸將其圓整為： 表2.11 各主軸的初選直徑 Φ12 Φ14 切削轉矩T(Nm) 7. 1 10.34 軸徑（mm） 25 25 傳動軸的直徑也參考主軸直徑而定，取直徑Φ25。 通用鉆削類主軸按支承方式可以分為三種： （1） 滾錐軸承主軸：前后支承均為圓錐滾子軸承。這種支承可以承受較大的徑向和軸向力，且結構簡單、裝配調整方便，廣泛應用于擴、鏜、鉸孔和攻螺紋等加工；當刀具進退兩個方向都有軸向力切削力時常用此種結構。 （2） 滾珠軸承主軸：前支承為推力軸承和向心球軸承、后支承為向心球軸承或圓錐滾子軸承。因推力球軸承設置在前端，能承受較大的軸向力，適應于鉆孔加工。 （3） 滾錐軸承主軸：前后支承均采用無內環(huán)滾針軸承和推力軸承。當主軸間距較小時采用。 對于本設計而言，設計的是箱體鉆孔組合機床多軸箱，所以在主軸選用時按推薦的鉆削類主軸選用滾珠軸承主軸，結構如圖2.1所示：軸承分別為33005、16005（16004）、51105（51104）。 圖2.1 主軸的支承結構 對于傳動軸，基本上不承受軸向力，但是為提高加工精度，防止派生的軸向力影響傳動，故選用滾錐軸承的支承方式即在兩端均采用圓錐滾子軸承33005。這樣就可以通過軸承的預緊來更好的提高加工進度,結構如圖2.2。 圖2.2 傳動軸的支承結構 2.7 箱體型號的確定 由任務書知，工件定位面比工作臺高115mm，工件高度h為410mm寬度B=560為毫米。 所以箱體的尺寸初步計算為： H箱體=115+410=525 B箱體=410 其中為保證多軸箱內有足夠安排齒輪的空間 ，故取，則 考慮到其內部傳動連復雜、需要安裝潤滑用的油泵等設備，應優(yōu)先考慮外部動力輸入，預定采用630×500的多軸箱箱體。由所選動力箱、和箱體，取箱體底面為坐標的橫軸（X軸），縱軸（Y軸）通過定位銷孔，則輸入軸0位置（265，160）。 3 多軸箱傳動鏈設計 3.1多軸箱傳動鏈設計的準則 3.1.1對多軸箱傳動系統的一般要求 (1) 在保證主軸的強度、剛度、轉速和轉向的條件下，力求使傳動軸和齒輪的規(guī)格、數量為最少。為此，應盡量用一根中間軸帶動多根主軸，并將齒輪布置在同一排上。當中心距不符合標準時，可采用變?yōu)辇X輪或略微改變傳動比的方法來解決。 (2) 盡量不使用主軸帶動主軸的方案，以免增加主軸的負荷，影響加工質量。 (3) 為使結構緊湊，多軸箱內齒輪副的傳動比一般不要大于1/2，后蓋內齒輪傳動比允許至1/3～1/3.5；盡量避免用升速傳動。但是為了使主軸上的齒輪不至于過大，最后一級經常采用升速傳動。 (4) 用于粗加工主軸上的齒輪，應盡量設在靠近前蓋處，以減少主軸的扭轉變形； (5) 驅動軸直接帶動的傳動軸數不要超過兩根，以免給裝配帶來困難。 3.1.2擬定多軸箱傳動方案的基本方法 先把全部主軸中心分布在幾個同心圓上，在各個同心圓的圓心上分別設置中心傳動軸；非同心圓分布的一些主軸也已設置中間傳動軸（如一根傳動軸帶動兩根或三根主軸）；然后根據已選定的各中心傳動軸再取同心圓，并用最少的傳動軸帶動這些中心傳動軸；最后通過合攏傳動軸與動力箱驅動軸鏈接起來。將主軸劃分為各種分布類型 被加工零件上加工孔位置分布是多種多樣的，但大致可歸納為：同心圓分布、直線分布和任意分布三種類型。因此，多軸箱上主軸分布相應分為三種。 （1） 直線分布：對這類主軸，可分別用一根中間傳動軸帶動兩根主軸。 （2） 同心圓分布：對這類主軸，可在同心圓處分別設置中心傳動軸，由其上的一個或幾個（不同排數）齒輪來帶動各主軸。 （3） 任意分布：對此類主軸可根據“三點共圓”原理。它是同心圓和直線分布的混合形式。 （4） 確定驅動軸轉速轉向及其在多軸箱上的位置 驅動軸的轉速按動力箱型號選定；當采用動力滑臺時，驅動軸旋轉方向可任意選擇；動力箱與多軸箱連接時，應注意驅動軸中心一般設置于多軸箱體寬度的中心線上，其中心高度 則決定于所選動力箱的型號規(guī)格。驅動軸中心位置在機床聯系尺寸圖中已經確定。 （5） 用最少的傳動軸及齒輪把驅動軸和各主軸連接起來在多軸箱設計原始依據圖中確定了各個主軸的位置、轉速和轉向的基礎上，首先分析主軸位置，擬定傳動方案，選定齒輪模數（估算或類比），再通過計算、作圖或多“試湊”相結合的方法，確定齒輪齒數和中間傳動軸的位置及轉速。 3.2泵軸和手柄軸的位置確定 多軸箱常采用葉片油泵潤滑，油泵供油至分油器經油管分送到個潤滑點。油泵安裝在箱體的前壁上，泵軸盡量靠近油池。通常油泵齒輪放置在靠近前蓋排；以便于維修，如結構限制?？梢苑旁诤笊w中；當泵體或管接頭與傳動軸端相碰時，可改用埋頭傳動軸。 由于本課題設計的是一雙面臥式兩工位移動工作臺式組合機床的右多軸箱，所以選擇對稱式的機構以方便設計，減少工作量；只需要在轉速的調節(jié)上進行齒輪的變換就可以了。 3.3方案的制定 由傳動方案，可得此方案的傳動路線圖如下： 圖3.1 傳動路線圖 如圖3.1，分別主軸1，2，3，4在一同心圓上，圓心處設置中心傳動軸9；并用中心傳動軸9帶動分布四周的四個主軸，由于如果在中間傳動軸與主軸5，6，7，8設置一個齒輪，則主軸5，6，7，8的轉向與1，2，3，4主軸轉向相 反，故在中間傳動軸與主軸設置兩個傳動軸。最后將軸9與動力輸入軸0相連接組成完整的傳動連鏈。 由于本次設計的多軸箱的主軸數比較多而且結構比較復雜，再加上作者的實際經驗不足，為使設計達到比較好的效果，嚴格參照齒輪設定一般的方法—試湊法。經反復的推敲、斟酌，結合該多軸箱孔多，孔間距比較小及設計的基本原則：主軸實際轉速與設計轉速相差不超過百分之五的理論，最終確定各工位各主軸及傳動軸上的齒輪安排如下節(jié)介紹。 鉆孔的主軸的設計轉速分別為439r/min、509.3r/min,而輸入軸的轉速為480r/min?？偟膫鲃颖确謩e為： 在保證e>2m的條件下，初選齒輪模數m=2, 驅動軸上的齒輪齒數為25，中心距為95mm，則與之相連接中間傳動軸上齒輪齒數為，設在第ⅳ排；由i=1.06可知與的主軸連接的中心傳動軸齒輪齒數，設在第Ⅲ排；由可知的主軸齒數為27；由箱體尺寸、零件的尺寸及相應的技術要求，有各主軸的坐標（如下圖）為： 圖3.5 主軸的坐標 根據上邊的在同心圓上分布的四個主軸坐標計算中心傳動軸9的位置坐標 得： D點的坐標為, 傳動軸1相對于輸入軸的距離為 255mm-160mm=95mm 查《機械設計簡明手冊》P161表7-22動力箱齒輪，為滿足總的傳動比，選用動力箱齒輪為m=2，z=25,相應的取與之匹配的齒輪m=2，z=25，安排在第ⅰ排； 故軸9的實際轉速為 主軸1、2、3、4的轉速為 由于總的傳動比比較小，所以中心傳動軸與個主軸的傳動比均選用1：1傳動即與中間傳動軸的轉速相等為，其中心傳動軸9安排在第Ⅰ、Ⅱ排，主軸1至4安排在Ⅱ排；在由中心傳動軸向四周的主軸傳動時，由于總傳動比較小，所以都以i=1進行傳動，只在第一級進行變速，故傳動軸1,2,3，12,13,14,15,16,17,18,19,20,21,22,23,24的上的齒輪Z=30，m=2，安排在第4排。整理如表3.1 表3.1 鉆工位各軸上齒輪的配置 軸號 第四排 第二排 0 2-36 1 2-130 2 2-46 2-40 3 2-46 2-30 4,5,6,7 2-30 8,9,10,11 2-40 12,13,14,15 2-54 16....31 2-30 3.4 坐標的計算 3.4.1 坐標的計算 由傳動方案及齒輪，可以計算出各個傳動軸的坐標,計算過程如下： 對于中心傳動軸9的坐標計算，因為其傳動軸的作用是帶動呈圓周分布的主軸，故初步設置在圓心，與四軸距離相同，視為與一軸定距的傳動軸坐標計算。 有主軸1（265,195）作為原點，建立小坐標系X,設所求傳動軸的坐標 為B(X,Y),嚙合中心距為 由B點向X軸作一輔助垂線交X軸于A點，組成直角三角形，如下圖3.6。量出y=60mm（即AB）,則然后將所得的坐標（0,60）換算到大的坐標中去后為（265,255）. 圖3.6 與一軸定距0的傳動軸坐標計算圖 對于中心傳動軸11的坐標計算，因為其傳動軸的作用是帶動主軸，視為與一軸定距的傳動軸坐標計算。 有主軸8（91,355）作為原點，建立小坐標系X,設所求傳動軸的坐標為C(X,Y),嚙合中心距為mm。由C點向X軸作一輔助垂線交X軸于A點，組成直角三角形，如下圖3.7。量出X=mm（即AC），則然后將所得的坐標（53.29,）換算到大的坐標中去后為（144.29,302.571）。傳動軸13、15、17的計算方法同傳動軸11，得傳動軸的坐標依次為（265.290，315.571）（144.290,144.573）（265.29,144.780） 圖3.7 與一軸定距的傳動軸坐標計算圖 對于中心傳動軸10的坐標計算，由于該傳動軸的作用是和中心傳動軸嚙合的同時把動力傳遞給傳動軸11，故可知該軸的計算方法屬于二軸定距的傳動軸坐表計算方法。計算方法如圖3.8所示，圖中a（265,255）和b（144.29,382.571）分別為兩已知軸9和11，的嚙合中心距，即ac為，bc為，c（X,Y）為所需計算的傳動軸坐標。為了便于計算，選取小坐標系iaj，a點為其原點，使c點在小坐標的坐標（I,J）為正值，a、b、c按逆時針順序定出，做輔助線并標號如圖所示，由此可導出c點的計算公式。即： 設： A ==144.29-265=120.71 = ()=126.532 J= 因為 還原到XOY坐標系中去，則c點坐標為： X=595 Y=295 則傳動軸10的坐標為（595,295)。同理可得其他軸的坐標，如圖下表 圖3.8 與二軸定距的傳動軸坐標計算圖 3.4.2 計算中心距誤差 由于在前邊的計算中均采用的是三角函數聯系設計方案及齒輪(中心距)計算而來的，所以其中心距誤差均在允許的范圍內。而在傳動軸9與動力輸入軸0的連接上還沒有保證，所以需要對其進行校核。多軸箱箱體上的孔是按計算的坐標加工的，而裝配要求兩軸間齒輪能正常嚙合。因此，必須驗算根據坐標計算確定的實際中心距A，是否符合兩軸間齒輪嚙合要求的標準中心距R，R與A之間的誤差 驗算標準：中心距允許誤差 mm 傳動軸9與動力輸入軸0的連接上還沒有保證，下邊對傳動軸9和動力輸入軸0之間的中心距進行檢查驗算。由動力箱和箱體的聯系尺寸可知動力輸入軸0的坐標為（265，160），由前邊的計算知傳動軸9的坐標為（265，266），軸9相對于0的坐標為；驗算如下： 已知m=2,則 標準中心距： 實際中心距： 中心距誤差： 由上邊知 mm 故中間傳動軸與輸入軸的中心距符合要求。 4 主軸和傳動軸的校核 4.1 軸的扭轉度校核： 驗算傳動軸的直徑 按下式計算傳動軸所承受的總扭矩： （4-1） 式中：為作用在第n個主軸上的轉矩，單位為N·m； 為傳動軸至第n個主軸之間的傳動比。 根據整個傳動方案和的已選定的齒輪，計算各個主軸的實際轉速如下： 根據前面的計算主軸的扭矩分別為7. 110.34根據公式計算各個傳動軸的扭矩整理如下表： 表4.1 鉆工位各傳動軸的扭矩 Φ12.5 Φ14.5 總扭矩T（N·m） 1 0.83 0.83 4,5,6,7 4個 4 個 70.25 10,11,12,13 0個 4個 9.66 21,22,23,24 0個 4個 8.2 由《組合機床簡明設計手冊》[2]對各個軸的軸徑進行校核， 式中 d為軸的直徑（mm）；T為軸所傳遞的扭矩（N·m）；B為系數。當材料的剪切彈性模數G=81.0Gpa時，剛性主軸的B=7.3，非剛性主軸B=6.2，而傳動軸的B=5.2。故對本次次驗算的軸有。 則 =21.2mm =23.28mm 4.2 軸的抗彎扭強度校核和軸承齒輪的強度校核： 4.2.1強度校核理論 通過軸的結構設計，軸的主要結構尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均以確定，軸上的載荷(彎矩和扭矩)已求得，因而可按彎扭合成強度條件對軸進行強度校核計算，一般的計算步驟如下： (1) 做出軸的計算簡圖（即力學模型）：軸所承受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當作置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。在作計算簡圖時，應先求出軸上零件的載荷（若為空間力系，應把空間力系分解為圓周力、徑向力和軸向力，然后把他們全部轉化到軸上），并將其分解為水平分力和垂直分力，然后求出個支承處的水平反力和垂直反力。 (2) 做出彎矩圖：根據上述的簡圖，分別按水平面和垂直面計算各力產生Z彎矩，并按計算結果分別做出水平面說那過的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖；然后按計算出總的彎矩并做出彎矩圖M。 (3) 做出扭矩圖。 (4) 校核軸的強度：已知軸的彎矩和扭矩之后，可針對某些危險截面（即彎矩和扭矩大而軸徑可能不足的截面）作彎扭合成強度校核計算。按第三強度理論，計算應力，通常由彎矩所產生的彎矩應力是對稱循環(huán)變應力，而有扭矩所產生的扭轉應力則常常不是對稱循環(huán)變應力，為了考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數，則計算應力為：式中的彎曲應力為對稱循環(huán)變應力。當扭轉切應力為靜應力時，??；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，?。蝗襞まD切應力為亦為對稱循環(huán)變應力時，則取。對于直徑為d的圓軸，彎曲應力,扭轉切應力,將和代入可求得： （4-2） 式中： —軸的計算應力，單位為MPa； M —軸所受的彎矩，單位為N· m； T —軸所受的扭矩，單位為N·m； —軸所受循環(huán)變應力時的許用彎曲應力 4.2.2軸承的校核 滾動軸承在工作時，軸承內、外圈滾道和滾動體承受變化的接觸應力，所以疲勞點蝕是滾動軸承的主要失效形式，軸承點蝕破壞后，會使軸承產生振動、噪聲，發(fā)熱量增大，旋轉精度下降等。 軸承的壽命是指出現疲勞點蝕前轉過的總圈數，或在一定的轉速下總的工作小時數。軸承的額定壽命與所承受的載荷大小有關系，工作載荷越大，軸承的壽命就越短。為了表達各種軸承的承載特性，規(guī)定軸承的基本額定壽命為時，軸承所能承受的最大載荷稱為軸承的基本額定動載荷，用字母C表示。不同的軸承有不同的基本額定動載荷，它表征了不同軸承的承載特征。其值可以從機械設計手冊中查出。若載荷P和轉速n已知，并取得軸承的預期壽命為， 則所選軸承的基本額定動載荷C為: （4-3） 式中： 為溫度因素 為載荷因素 在實際應用中，軸承的載荷往往與實驗理論的不相符，因此，在進行軸承壽命的計算時，應把實際在和轉換為與實驗條件相同的載荷，轉換后的載荷是一種假定的載荷，稱為當量載荷P，P，式中，為軸承所承受的徑向載荷（N），為軸承所承受的軸向載荷（N）；X為徑向載荷系數；Y為軸向載荷系數。X、Y的值可查表求得。 4.2.3輪齒的受力分析 進行齒輪傳動的強度計算時，首先要知道齒輪上所受的力，這就需要對齒輪傳動作受理分析。當然，對齒輪傳動進行力分析也是計算安裝齒輪的軸及軸承時所必須的。齒輪傳動一般均加以潤滑，嚙合齒輪間的摩擦力通常很小，計算受力時，可不予考慮。 沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷垂直于齒面，為了計算方便，將法向載荷（單位為N）在節(jié)點處分解為兩個相互垂直的分力，即圓周力和徑向力（單位均為N）。由此得： （4-4） （4-5） （4-6） 式中： 為齒輪傳遞的轉矩，單位為 N·m； 為齒輪的節(jié)圓直徑，對標準齒輪即為分度圓直徑，單位為mm； 為嚙合角，對標準齒輪，。 4.2.4輪齒的校核 （1） 齒根彎曲強度計算：假設只有一對齒嚙合，當載荷作用于齒頂時，可將齒輪看做寬度為B的懸臂梁。按懸臂梁理論，在齒根危險截面產生的彎曲應力最大。若最大彎曲應力用表示，許用彎曲應力用表示，則在預期壽命內保證齒根彎曲疲勞強度的條件為： ； （4-7） 的算法為： （4-8） 式中： 為齒輪上的圓周力，單位為 N； b為齒寬,單位為mm； m為齒輪的模數； K為載荷因素； 、為齒形因素。 （2） 齒面接觸疲勞強度計算：齒面疲勞點蝕與齒面接觸應力的大小有關，而齒面最大接觸應力可以通過近似計算求得。一對齒輪的齒面接觸強度校核的公式為： （4-9） 式中： 為圓周力，單位為； K為載荷系數； 為大輪與小輪的齒數比 b為齒寬，單位為mm ； 為齒輪分度圓直徑,單位為mm ； 為區(qū)域系數，標準直齒齒輪=2.5； 為彈性影響系數。 （3） 許用應力的計算式： （4-10） 式中： 為實驗齒輪的接觸疲勞或齒根彎曲疲勞極限； 為齒輪接觸疲勞或彎曲疲勞安全系數，對按疲勞強度計算時 1,當按彎曲疲勞強度計算時取1.5； 為應力循環(huán)次數影響的系數即壽命系數。 4.3 具體計算 4.3.1軸30及其配件的校核 1）軸的強度校核：經過前邊的計算及分析，傳動軸30的載荷明顯比較大，而且結構復雜。 第一排： 圓周力 徑向力 法向力 徑向力水平分力 徑向力垂直分力 第二排： 圓周力 徑向力 法向力 徑向力水平分力 徑向力垂直分力 由以上的計算結合傳動軸9的結構，可畫出其分別在水平面和垂直面內的受力圖 和如圖4.2： 圖4.2 受力圖 由轉矩平衡可以計算出： 由此可知軸9在水平面和垂直面上的彎矩圖和如圖4.3： 圖4.3 彎矩圖 由可以求出各個點的實際彎矩： 圖4.4 彎矩合成圖 作扭矩圖（圖4.5）考慮啟動、制動的影響，取折算系數a =0.6，故 圖4.5 扭矩圖 綜上所述，最大的當量彎矩為A點的彎矩即軸承支承座上的彎矩 由于軸上當量彎矩最大在A點，故A為軸的危險截面。軸的材料為45鋼，調質處理，查機械設計[6]表15-1有=60MP。 則 所以，軸的強度符合要求。 2）軸9軸承的校核： 由已知條件，初選軸承9的型號為33005，查機