毕业设计（论文）-四工位专用钻孔机床设计（含全套CAD图纸） .doc

全套cad图纸，联系 153893706第1章 绪论1.1 机床的发展与现状金属切削机床是人类在改造自然的长期生产实践中，不断改进生产工具的基础上产生和发展起来的。最原始的机床是依靠双手的往复运动，在工件上钻孔。随着加工对象材料的变化和社会的进步，机床的种类也随着增加，功能也越来越多。近年来，由于新技术的发展并在机床领域得到应用，使机床的发展更加迅猛。多样化、精密化、高效化、自动化是这一时代机床发展的基本特征。也就是说，机床的发展紧密迎合社会生产的多种多样和越来越高的要求。我国的机床工业是在新中国成立后建立起来的。50多年来，我国的机床工业获得了高速发展。目前我国已经形成了布局比较合理、比较完善的机床工业体系。机床的性能也在逐渐提高，有些机床的性能已经接近世界先进水平。但与世界水平相比，还是有较大的差距。因此，要想缩短与先进国家的差距，我们必须开发设计出我国自己的高性能机床。现代金属切削机床的主要发展趋势是：提高机床的加工效率，提高机床的自动化程度以及进一步提高机床的加工精度和减小表面粗糙度值。1.2 机床的用途及分类钻床是孔加工用机床，主要用来加工外形较复杂，没有对称回转轴线的工件上的孔。在钻床上加工时，工件不动，刀具作回转主运动，同时沿轴向移动，完成进给运动。钻床可完成钻孔、扩孔 、铰孔等工作。 钻床可分为：立式钻床、卧式钻床、台式钻床、摇臂钻床，深孔钻床及其它钻床等。本次设计的四工位专用钻孔机床是卧式钻床，四工位专用机床是在四个工位上分别完成相应的装卸工件、钻孔、扩孔、铰孔工作，如图1.1所示。它的执行机构有两个：一是装有四工位工件的回转工作台，二是装有专用电动机的带动的三把刀具的主轴箱。主轴箱每向左移动送进一次，在四个工位上分别完成相应的装卸工件、钻孔、扩孔、铰孔工作。当主轴箱右移退回到刀具离开工件后，工作台回转90度，然后主轴箱再次左移。很明显 ，对某一个工件来 图1.1 四工位专用机床执行动作图说，要在四次工作循环后完成装 、钻、扩、铰、卸等工序。但对于专用机床来说，一个循环就有一个工件完成上述全部工序。四工位专用机床可以大批量加工零件，大大提高了工作效率和自动化程度。1.3 设计要求1）刀具顶端离开工作表面65mm,快速移动送进60mm后，再匀速送进60mm（包括5mm刀具切入量，45mm工件孔深，10mm刀具切出量).然后快速返回。回程和工作行程的平均速度比k=2； 2）刀具匀速进给速度为2mm/s；工件装、卸时间不超过10s； 3）生产率为75件/h； 4）执行机构能装入机体内。1.4 四工位专用机床的总体方案设计1.4.1工艺动作分解和机械运动循环图本机床主要有两个执行机构件回转工作台和主机箱。它可分解为下列几个工艺动作：1） 安置工件的工作台要求进给间歇转动的速度为n2（r/min）。2） 安装刀具的主轴箱能实现静止、快进、进给、快退的动作。3） 刀具以速度n1（r/min）转动来切削工件。根据上述要求可画出树状功能图，如图1.2所示。四工位专用机床机床工作台间歇转动的速度为n2主轴箱进、退刀运动刀具转动速度为n1（r/min）静止快进进给快退 图1.2 四工位专用机床树状功能图由生产率可求出一个运动循环所需时间t=3600/75 s = 48s,刀具匀速送进60mm所需时间t匀=60/2 s=30 s，刀具其余移动（包括快速送进60mm，快速返回120mm）共需18s，回转工作台静止时间为36s，因此足够工件的装、卸所需时间。其机运动循环情况如表1.1所示。表1.1 机械运动循环情况执行构件运 动 情 况刀具（主轴箱）工 作 行 程空 回 行 程刀具在工件外刀具在工件内刀具在工件外回转工作台转 位静 止转 位1.4.2 四工位专用机床的机构选型和机械运动方案的评定图1.3为四工位专用机床的运动转换功能图。选用两个电动机，由三条传动来实施运动转换（其符号含义见图1.2及有关机械设计手册），以满足三种工艺动作的需要。电动机1，n电1刀具转动a) 电动机2 ,n电2 工作台间歇转动主轴箱往复移动s=s(t) b)图1.3 四工位专用机床运动转换功能图表1.2 四工位专用机床形态学矩阵分功能分 功 能 解 （功能载体）12345减速a带传动链传动蜗杆传动齿轮传动摆线针轮传动减速b带传动链传动蜗杆传动齿轮传动行星传动工作台间歇转动c圆柱凸轮间歇机构弧面间歇机构曲柄摇杆棘轮机构不完全齿轮机构槽轮机构工作台间歇转动d移动推杆圆柱凸轮机构摆动推杆盘形凸轮机构摆动推杆盘形凸轮与滑块机构曲柄滑块机构六杆机构下面有两种总统布局方案可供选择：见图1.4、1.51电动机 2摆线针轮传动机构 3小带轮 4v带 5减速带轮 6，7齿轮 8槽轮机构 9回转工作台 10移动推杆圆柱凸轮机构 11刀具主轴箱图1.4 四工位专用机床总体布局方案1电动机 2小带轮 3v带 4减速带轮 5减速轴承 6，7齿轮 8，9齿轮 10不完全齿轮机构 11回转工作台 12主轴箱 13移动推杆圆柱凸轮机构图1.5 四工位专用机床总体布局方案方案采用摆线针轮传动系统直接和电动机1相连来实现减速，导致小带轮转速特别低，导致设计的带轮无法满足要求，摆线针轮减速比过大，使机床结构变大，又其电动机和v带传动都在机体内部，使系统产生震动，使机器的精度降低。方案将电动机和v带传动设在机体外部，可减小机床的震动；使用减速带轮和减速轴承结合的减速方式可使机床的结构变小；减速带轮节约空间，减速轴承传动效率高，节约能源；采用的不完全齿轮机构的结构简单，工作可靠，制造容易，比槽轮机构等其他间歇运动机构应用广泛。综上，选择方案1.5 本章小节 本章简单介绍了机床的发展、现状、用途、分类以及四工位专用机床的设计要求，最后详细介绍了四工位专用机床的总体方案的选择、评定与确定。第2章 四工位专用机床的技术设计2.1 传动系统技术设计2.1.1 电动机1的选择1. 电动机参数的确定电动机的功率消耗主要有两部分：一部分是工作台的转动，估计p转盘 =0.8 kw ；一部分是移动推杆圆柱凸轮机构带动工作台左右移动所消耗的功率约为p进=1.6 kw。则总功率为p总=p转盘 p进 =0.8 kw 1.6 kw = 2.4 kw。估计传动系统总机械效率总为0.85，则电动机的功率至少应为p电= p总/总=2.4/0.85=2.82 kw.由此选择y100l24型y系列鼠笼三相异步电动机。p额=3 kw。其主要技术数据、外形和安装尺寸见表2.1：表2.1 电动机主要技术数据、外形和安装尺寸表型号额定功率/ kw满载转速r/min最大转矩（额定转矩）y8014314202.2外形尺寸/ mmmmmml(ac/2+ad)hd中心高/mmh安装尺寸/mmab轴伸尺寸/ mmmmmmde380282.524510019014028602. 确定各传动机构的传动比因n电=1420r/min，n工作机=1.25 r/min 则外总传动比为i总=n电/ n工作机=1420/1.25=1136由带传动比不易太大,故取带传动比i带=4,减速带轮传动比i带减=12.636,减速轴承的传动比i减轴承=10,齿轮6、7的传动比i6，7=2.2, 齿轮8、9的传动比i8,9=1。3. 计算各轴的转速和功率（1）各轴的转速n1= n电=1420 r/minn3 =n4 = （2）各轴的功率查机械设计手册，效率取 带=0.96，齿=0.98，轴承=0.99，联轴器=0.992，减轴承=0.94，带减=0.94。电动机的输出功率估计为2.8kw.i 轴 p1=p0= 2.8kw.ii 轴 p2= p1带带减=2.8 0.96 0.94=2.527kwiii轴 p3= p2减轴承联轴器轴承=2.5270.940.9920.99=2.333 kwiv轴 p4= p3齿轴承=2.3330.980.99=2.263 kwv 轴 p5=p4齿轴承=2.2630.980.99=2.196kwvi 轴 p6= p5齿轴承=2.1960.980.99=2.130 kwvii轴 p7= p4联轴器轴承=2.1300.9920.99=2.092 kw2.1.2 v带及带轮的设计1.确定计算功率pca(kw) （2.1）由此电机每天工作16个小时，载荷变动小。由参考文献6查表选取ka=1.1，又p=3kw,则 pca=1.13kw=3.3 kw。2.选择带型根据计算的功率pca =3.3 kw和小带轮的转速n1=1420r/min,选用普通v带a型。3.确定带轮的基准直径d1和d2（1）初选小带轮的基准直径d1。根据v带截面型，参考文献6查表选取。d1dmin ，dmin=75mm,取d1 =75mm。（2）验算带的速度v（m/s）m/s（3）计算d2 d2= i带d1=475=300mm4. 确定中心距a和带的基准长度ld由下式初选a0 0.7（d1d2）a02（d1d2） （2.2）即 262.5a0750 取a0500mm 1614mm由参考文献6查表选取相近的ld , ld=1800mm，则 mm取a=600mm。5.验算1 保证11206.确定z z= （2.3）确定各参数1)求p0 , 由参考文献6查表, 插值法得 p0 =1.052)求, 由参考文献6查表, 插值法得=0.1653)求ka , 由参考文献6查表,插值法得ka=0.9145 4)求kl , 由参考文献6查表,查得 k l =1.01z= 取z=37.求初拉力f0f0=176.43n安装时的初拉力 f=1.5f0=264.64n8.求q q=2zfcos(/2)= 2zfsin(1/2)=1559.97n9. v带轮的设计（1)带轮的材料 铸铁ht200（2)结构尺寸 小带轮采用腹板式结构 2.1.3减速带轮图2.1 外激波摆动活齿传动机构模型 图2.1为外激波摆动活齿传动的机构模型。摆动活齿传动由外激波器h，摆动活齿轮g和外齿中心轮k组成。传动时，驱动力由外激波起器h输入，推动摆动活齿绕活齿销轴摆动，同时经摆动活齿、中心轮啮合副进行转速转换，最后,减速后的运动由摆动活齿架输出。摆动活齿传动能实现较大的传动比 。为充分利用带轮已占有的空间，设计出结构紧凑的减速，选择外激波型摆动活齿减速器并设置在带轮的内部是理想的。由带传动和外激波型摆动活齿减速器组成形成的减速带轮的特点是:1) 减速带轮充分利用带轮空间,在不增加外廓尺寸的条件下，完成了两个基本机构的串联结合，结构紧凑,成为不可拆的性能独特的新结构。2) 扩大了机构的传动比范围,减速带轮的总传动比i等于带轮的传动比id和摆动活齿传动传动比的乘积。因为摆动活齿传动的速度比大，范围宽，分级密集，使减速带轮也具有这个优点。3) 由于前置机构带传动的传动比范围为24,使后置机构摆动活齿传动的输入转速降低i倍，巧妙地满足了外激波型活齿传动为减小震动要求低转速输入的条件。4) 机架形成的减速带轮框架，分担了带传动的压轴力，使减速带轮形成了性能优良的卸荷带轮。2.1.4变速传动轴承1.变速传动轴承简介变速传动轴承是我国独创的专利产品，兼具变速与支承两种功能，其传动机构是一种以组合活齿为传动构件的活齿少齿差行星齿轮传动装置。这种变速机构抛弃了传统的齿轮、蜗轮、针轮等结构形式，采用推杆结构，可实现正反两个方向的减速或增速定比传动。它结构紧凑，传动比范围大，传动效率高，使用寿命长，运转平稳，噪声低，维修方便。与摆线针轮减速器相比，又具有制造工艺简单，成本低廉的优点，是一种很有发展前景的高性能变速元件。变速传动轴承外型和安装方式与普通轴承相似，同时具有减速箱的变速功能和滚动轴承的支承功能。它将变速箱及滚动轴承集成为一体，成为一个最简单的传动元件，可以直接装入机械产品中。在机械产品的机体留一个安装孔，装入变速传动轴承，不再需要减速机或传动零件，即可完成定传动比的增速或减速传动。此时机械产品的结构变得十分简单，缩短了传动链，产品的性能，体积，重量都产生极大的改进。而且，若做成变速轴承减速器，在许多情况下可很好的代替摆线针轮减速器、圆柱齿轮减速器或蜗杆减速器。正是变速传动轴承机构的特殊性，决定了对其性能的分析和计算与其它活齿传动机构以及单纯的推杆减速器不完全相同。目前，变速传动轴承主要是向产品系列化，规格化，以及大功率，长寿命的方向发展。变速传动轴承的传动机构推杆活齿传动机构是经历了多次结构改进发展而来的。2.变速传动轴承的基本结构 变速传动轴承是一种外型及安装方式如普通滚动轴承的新型传动装置，是将轴承的支承功能和变速箱的变速功能集为一体的一个最简单的传动元件，可代替原有的机械传动部分直接装入机械产品中，使传动链显著缩短，并且体积小，重量轻，结构紧凑，噪音低，从而大大提高主机的配套质量。它和滚动轴承一样便于大批量生产和广泛应用。从外观来看，变速传动轴承是由位于中间的异型轴承和位于两端、偏心位置相差180o的两个活齿传动机构所组成。异型轴承由外圈、中圈、内圈组成，三圈可以相对转动。每个活齿传动机构由内齿圈对、传动圈、推杆、滚柱、标准滚动轴承以及公用的双偏心套等组成。内齿圈用铆钉固联在外圈上；传动圈用铆钉固联在中圈上；双偏心套与内圈用过盈配合连接；两端包容有滚柱的推杆(活齿)置于传动圈的径向导槽内。总的来说，变速传动轴承可分为五大部分：1）内齿圈内齿圈的齿形是与运动的推杆外滚柱相啮合的曲线。与偏心轮(即激波器)对应，采用两个完全相同的内齿圈互成180o布置。2）传动圈传动圈是一个具有双排等分槽的构件，它常与输出轴通过传动杆固联。3）活齿即装有内外滚子的推杆。内外滚子一般是短圆柱滚子。4）激波器一般由输入轴、标准滚动轴承及公用的双偏心套组成。为了平衡激波器所产生的惯性力和抵消激波器上的径向力，故常采用双排结构，并使它们的相位差为180o。5）异形轴承异型轴承由外圈、中圈、内圈组成，三圈可以相对转动。内齿圈，传动圈，偏心套三者分别承担固定、输入、输出三种不同的角色，以获得不同的传动比和变速传动效果。3.传动结构的改进变速传动轴承的变速机构是推杆传动型式，属于活齿传动类机构，其经历了多次改进，才发展成为现在的已形成工业生产能力的结构形式。目前就推杆减速器而言，其内部结构的局部改进和进行优化设计已经趋于完善，而且，现有理论己经表明按传动比固定原则设计的活齿传动机构都不可能做成各运动副都是纯滚动的，所以再去竭力寻求以纯滚动副来代替推杆与导槽之间的移动副是行不通的，故应该寻求新的活齿传动结构来实现产品所需的性能，有以下两个方面的改进思路。1）采用摆动活齿传动机构，设计新的变速传动轴承从变速传动轴承产品的机构设计着眼，需要三个能相对转动的基本部件分别与异型轴承的三圈相联。摆动活齿传动机构能达到这个要求，同时由于引进了摆动活齿代替移动活齿，推杆与传动圈之间的磨损问题得到了彻底解决。因此，采用其与异型轴承有机结合来设计新的变速传动轴承，是可行的。而且，已经有学者对摆动活齿传动理论进行了深入探索，为新变速传动轴承的设计与试制打下了良好的基础。但是，有一点需要注意的是，由于摆杆活齿机构内齿圈齿形的两侧是不对称的，从而其正反转特性也不相同。一侧传动性能好，一侧传动性能差。所以，由此设计的新变速传动轴承将只能是单向减速传动的，否则就很难保证传动性能的优越。2）采用外激波与以轴承代替滚子的新型传动机构 即将激波器设计成外工作轮廓，内齿圈设计成圆形外轮。这种结构称为外激波式活齿传动机构，同时用小型滚动轴承作为活齿。这种结构不仅保持了三个基本部件能相对转动，而且由于采用小型滚动轴承代替推杆活齿，不存在推杆磨损问题。其传动原理是：当外激波器输入转速转动时，活齿由于与激波器工作齿廓的相互作用而发生转动和径向运动，从而迫使活齿架发生转动，从而完成了运动和动力的传递。这种结构形式的显著优点是使波形轮的齿形为外凸的共扼曲线，大大改善了波形轮的加工工艺性能，为在专用设备上加工出精确的齿形提供了方便。同时，由于采用小型轴承作为活齿，对提高产品的承载能力和功率传递很有好处。2.1.5 齿轮6和7的设计1. 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。2）因传递功率不大，故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮zg340640，调质处理，硬度269hbs，大齿轮zg340640，常化处理，硬度229hbs。3）选齿轮精度等级为7级精度（gb10095-88）。4）选z6=30 ,则z7=i6,7z6=2.230=66。5）取螺旋角=14。2.按齿面接触强度设计 （2.4）（1）确定公式内的各参数数值1）选载荷系数 kt=1.22.0 , 估取kt=1.3；2) 计算小齿轮传递的转矩 nm3) 由参考文献6查表选取齿宽系数=0.8；4) 确定 得 得 5）由参考文献6查得材料的弹性影响系数ze =mpa； 6）确定 （2.5） 取 7）确定 ； 8) 确定 (2.6) 由参考文献6查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限=620mpa =500 mpa；由参考文献6查得接触疲劳寿命系数；取安全系数sh=1，由式（2.6）得mpampa（2）计算齿轮参数1）试算小齿轮分度圆直径，代人中较小的值=140.46mm2）计算圆周速度v m/s3）计算齿宽、模数、b/h mmmm4）计算载荷系数 根据v，7级精度由参考文献6查得动载荷系数；由参考文献6查表选取，取；由参考文献6查表选取，假设n/mm，得；由参考文献6查表选取，得；由参考文献6查表选取，得 ；故载荷系数 5）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径mm3.按齿根抗弯疲劳强度设计 (2.7)（1）确定公式内的各参数数值1）查取齿形系数。由参考文献6查得；插值求得 ；2）查取应力校正系数。由参考文献6查得；插值求得；3）计算抗弯疲劳许用应力。取抗弯疲劳安全系数， (2.8)由参考文献6查得抗弯疲劳寿命系数 ；由参考文献6查表查得抗弯疲劳强度极限mpa；mpa；mpampa4）计算大、小齿轮的并加以比较 取大值5）确定 （其中）6）确定k (2) 设计计算mm 由于齿轮的模数mn的大小主要取决于抗弯强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以取按齿面接触强度计算的分度圆直径147.3mm，取由抗弯强度算得的模数3.54mm，考虑为补偿因磨损而造成的轮齿强度削弱，将按齿根弯曲疲劳强度计算所得模数加大20左右，故取mn=5mm。4. 几何尺寸计算1）计算分度圆直径 取=29则=2.2=63.8 ，故取=64mm mm2）计算中心距 mm 取a=237mm 3) 计算齿轮宽度 mm 圆整 b7=122mm，则b6=128mm5. 验算 nn/mm100n/mm ， 合适。6. 结构设计及绘制齿轮零件图齿轮6做成实心结构，齿轮7做成腹板式结构。2.1.6 齿轮的8和9的结构设计1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）由传动方案选用直齿圆柱齿轮传动。2）因机床传递功率不大，故大、小齿轮都选用软齿面。小齿轮的材料zg340640，调质处理，硬度269hbs，大齿轮的材料zg340640，常化处理，硬度229hbs。3）选齿轮精度等级为8级精度。4）选小齿轮齿数z8=35 ,则z9=i8，9z8=135=352.按齿面接触强度设计 (2.9)（1） 确定公式内的各参数数值1） 选载荷系数 kt=1.22.0 估取kt=1.32） 计算主动轮传递的转矩 nmm3） 由参考文献6选取齿宽系数=0.8；4） 确定ze由参考文献6查得材料得弹性系数ze =mpa；取 故zh=2.5；5） 确定 (2.10) 由参考文献6得 =620mpa =500 mpa由参考文献6查得 取sh=1mpampa（2）计算齿轮参数1）试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值mm2）计算圆周速度vm/s（3）计算齿宽、模数、b/h mmmm（4）计算载荷系数 根据v，8级精度由参考文献6查得动载荷系数；由参考文献6查表，取；由参考文献6查表，假设，得；由参考文献6查表，得；由参考文献6查表，得；故载荷系数 （5）按实际载荷系数校正所得得分度圆直径mm3. 按齿根抗弯疲劳强度设计 (2.11)1) 查取齿形系数。由参考文献6查得 ；2) 查取应力校正系数。由参考文献6查得； ；3) 计算抗弯疲劳许用应力。 取 (2.12)由由参考文献6查得抗弯疲劳寿命系数 ；由由参考文献6查得抗弯疲劳强度极限mpa；mpampampa4) 计算大小齿轮得，并加以比较5) 确定载荷系数k (2) 设计计算mm 由于齿轮的模数m的大小主要取决于抗弯强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以取按齿面接触强度计算的分度圆直径261.4mm，取由抗弯强度算得的模数5.2mm，考虑为补偿因磨损而造成的轮齿强度削弱，将按齿根弯曲疲劳强度计算所得模数加大20左右，故取标准值m=8mm。4.几何尺寸计算1）计算分度圆直径mm取z8=33 则 z9=33 mmmm2）计算中心距mm 3) 计算齿轮宽度 mm圆整 b9=215mm,则b8=215mm5. 验算 nn/mm100n/mm 合适。6.结构设计及绘制齿轮零件图齿轮8,9都做成腹板式结构，且可调换。2.1.7 不完全齿轮机构结构设计不完全齿轮机构是由普通渐开线齿轮机构演化而成的一种间歇运动机构，其基本结构形式可分为外啮合式和内啮合式两种，本设计采用外啮合式。不完全齿轮机构与普通渐开线齿轮机构的不同之处是齿轮轮齿没有布满整个圆周，故当主动轮连续回转运动时，从动轮作间歇回转运动。在从动轮停歇期内，从动轮上的锁止弧被主动轮上的锁止弧锁住，起定位作用，防止从动轮游动。此外，为了避免主动轮与从动轮的齿顶干涉，并保证从动轮能间歇在预定位置上，通常需将主动轮的首、末的齿顶高适当降低。10为主动论，11为从动轮，按渐开线直齿圆柱齿轮设计，但齿不完全加工齿轮的10、11的结构设计1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）因传递功率不大，故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮zg340640，调质处理，硬度269hbs，大齿轮zg340640，常化处理，硬度229hbs。3）选齿轮精度等级为7级精度。4）选z10=24 。2.按齿面接触强度设计 (2.13)（1）确定公式内的各参数值1） 选载荷系数 kt=1.22.0， 估取kt=1.3；2） 计算主动轮传递的转矩 3）由参考文献6选取齿宽系数=0.8；4） 确定ze ze =mpa；取 则zh=2.5；5） 确定 (2.14) 由参考文献6查得=620mpa； =500 mpa；由参考文献6查得 ； ；取sh=1mpampa（2）计算齿轮参数1）试计算主动轮分度圆直径，带入中较小的值mm2）计算圆周速度v m/s3）计算齿宽、模数、b/h mmmmmm4）计算载荷系数 根据v，8级精度由参考文献6查得动载荷系数；由参考文献6查表，取；由参考文献6查表，假设n/mm，得；由参考文献6查表，得；由参考文献6查表，得； 故载荷系数 5）按实际载荷系数校正所得得分度圆直径mm3.按齿根抗弯疲劳强度设计 (2.15)（1）确定公式内的各参数数值1) 查取齿形系数 。由参考文献6查得； ；2) 查取应力校正系数。由参考文献6查得； ；3) 计算抗弯疲劳许用应力 。 取 (2.16)由参考文献6查得抗弯疲劳寿命系数 ；由参考文献6查得抗弯疲劳强度极限mpa；mpa；mpampa4) 计算大小齿轮得，并加以比较取大值。5) 确定载荷系数k （2）设计计算 由于齿轮的模数m的大小主要取决于抗弯强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以取按齿面接触强度计算的分度圆直径232.67mm，取由抗弯强度算得的模数6.22，并就近圆整为标准值m=8。4. 几何尺寸计算1）计算从动轮齿数由于齿轮不完全加工，只加工四分之一的轮齿，故此齿轮的齿数必须能被4整除，又考虑到加大齿轮的尺寸，故取z10=36 ,齿轮只加工一部分，故主动轮加工9个齿，从动轮加工36个齿。mmmm2）计算中心距 mm 3) 计算齿轮宽度 mm 取b10=222 mm，则b11=222mm5. 验算 nn/mm100n/mm 合适。6.结构设计及绘制齿轮零件图主动轮10做成腹板式结构，从动轮做成实心结构。2.1.8移动推杆圆柱凸轮机构设计根据进给系统的一个循环所用的时间为48s，则移动推杆圆柱凸轮机构转一转所需的时间也是48s，可得其转速为1.25r/min，即每秒钟转7.5。由进给系统主轴箱的运动循环过程可计算得移动推杆圆柱凸轮机构的工作过程为：凸轮转角075时，推杆等加速等减速上升120 mm；凸轮转角7590时，推杆在最高位置静止不动；凸轮转角90135时，推杆按余弦加速度规律加速下降60 mm；凸轮转角135330时，推杆匀速下降52 mm；凸轮转角330345时，推杆等减速下降8 mm；凸轮转角345360时，推杆在最低位置静止不动。其设计结构见图2.2。图2.2 移动推杆圆柱凸轮机构设计轮廓线图由滚子的运动曲线可得出在a点推杆得速度最大，a点的速度为m/smm 取r=140 mm滚子半径由，得。 取rr=25 mm ，即dr=50 mm ，则lr=50 mm，圆柱凸轮的长度取l=220mm。2.1.9 iii轴的结构设计及轴承、键校核 1. 按扭转强度初步估计轴的最小直径考虑到键槽对轴强度的影响，以及机床对轴强度的要求，选择深沟球轴承6215所以取d3min=75mm，材料为45钢，调质处理，硬度为217255hbs。2.轴的结构尺寸 轴的结构尺寸图如图2.3所示：图2.3 轴的结构尺寸图图2.4 轴的载荷和弯距分布图3.按扭曲合成强度校核轴的直径nnn1）作出轴的空间受力简图（图2.4 a） 2）作出垂直面受力、弯矩图（图2.4 b）。 rv1=5405.9n , rv2=2367.9n3）作出水平面受力、弯矩图(图2.4 c)。 rh1=11674.3n, rh2=11674.3n 4）求出合成弯矩，并画出合成弯矩图（图2.4 d）。n5）作出扭矩图（图2.4 e） t=1576.6n.m6）求出当量弯矩memax 取n7)校核轴的强度查得mpa 4.轴承寿命核算1)初选轴承型号由工作条件初选轴承6215，由参考文献12查得该轴承的cor=49500n，cr=66000n。2）求fr1,fr2由 nn，得fr1= =12856nfr2= =11912nfa=5210n3）计算轴承当量动载荷p（1) ,由参考文献6查表得在0.0940.141之间，e应在0.360.34之间。线性插值得 （2） , 由参考文献6查表，则x=0.56,y在1.451.31之间。线性插值得 （3）求p1,p2 由参考文献6，fp=1.21.8，取fp=1.8,所以4）计算轴承所需具有的基本额定动载荷c, （取lh,=30000小时，p取大值）n66000n所以，初选轴承6215符合要求，可以确定。5键校核齿轮传递的扭矩为1576.6n.m，对应的转矩为1576.6n.m。直径、键高及键长分别为：d1=78mm,h1=12mm,l1=110mm根据键连接的挤压强度公式，它的挤压应力为mpa=6090mpa,故所选键均满足强度条件。2.1.10 iv 轴的结构设计1. 按扭转强度初步估计轴的最小直径考虑到键槽对轴强度的影响，取d3min=62mm，材料为45钢，调质处理，硬度为217255hbs。2. 轴的结构尺寸如图2.5所示图2.5 轴的结构尺寸图2.1.11 v轴的结构设计及轴承、键的校核1. 按扭转强度初步估计轴的最小直径考虑到键槽对轴强度的影响，取d5min=85mm，材料为45钢，调质处理，硬度为217255hbs。2.轴的结构尺寸图2.6 轴的结构尺寸图3. 按扭曲合成强度校核轴的直径nnnnnn图2.7 轴的载荷和弯距分布图1）作出轴的空间受力简图（图2.7 a） 2）作出垂直面受力、弯矩图（图2.7 b）。ra1=2784n , rd1=2471n3）作出水平面受力、弯矩图(图2.7 c)。 ra2=26851n, rd2=23506.9n4）求出合成弯矩 n5）作出扭矩图（图2.7 d） t=32606）求出当量弯矩memax(取)n7）校核轴的强度 查得mpa 4.轴承寿命核算1) 初选轴承型号由工作条件初选轴承6317，由参考文献12查表该轴承的cor=96500n，cr=132000n。2）求fr1,fr2由 n n，得fr1= =3722n fr2= =35686.8n3）计算轴承当量动载荷 p1,p2参考文献6 ，fp=1.21.8,取fp=1.4,所以nn4）计算轴承所需具有的基本额定动载荷c, （取lh,=30000小时，p取大值）n132000n所以，初选轴承6317符合要求，可以确定。5.键校核 选圆头普通平键齿轮9、齿轮10传递的扭矩为3362，它们对应的转矩为3260。两处直径、键高及键长分别为： d1=89mm, h1=14mm, l1=180mm d2=89mm, h2=14mm,l2=200mm根据键连接的挤压强度公式，它们各自的挤压应力为：mpampa=6090mpa,故所选键均满足强度条件。2.1.12 vi 轴的结构1. 按扭转强度初步估计轴的最小直径考虑到键槽对轴强度的影响，取d6min= 103mm，材料为45钢，调质处理，硬度为217255hbs。2.轴的结构尺寸如图2.8所示图2.8 轴的结构尺寸图2.1.13 回转工作台的技术参数 转盘直径 450mm t型槽 18其余参数见零件图2.2进给系统主轴箱技术设计2.2.1 电动机2的选择类比同类机床知钻直径为26mm的孔时所需要的转速分别为：扩孔钻钻直径为8mm的孔的转速在900r/min左右, 取n1=940r/min；铰刀铰直径为26mm的孔的转速在200r/min左右，取n2=188 r/min；钻头钻直径为25mm的转速为150r/min左右，取n3=171 r/min。因此电动机选y系列三相异步电动机y112m-6, p额=2.2 kw，同步转速1000r/min,额定转速940r/min。其主要技术数据、外形和安装尺寸见表2.2 。表2.2 电动机主要技术数据、外形和安装尺寸表型号额定功率/ kw满载转速r/min最大转矩（额定转矩）y112m62.29402外形尺寸/ mmmmmml(ac/2+ad) hd中心高/mmh安装尺寸/mmab轴伸尺寸/ mmmmmmde40030526511219014028602.2.2 确定各传动机构的传动比因n1=940r/min，n1,=313r/min,n2=188 r/min, n3=171 r/min则外总传动比为i总=n1/ n3=940/171=5.5故齿轮1，2传动比i1，2=5,齿轮1，2，传动比i1，2，=3,齿轮2，3，传动比i2，3，=1.83。2.2.3 计算各轴功率 查参考文献12得，效率取齿=0.97，连轴器=0.992， 轴承=0.99。电动机的输出功率估计为2kw。i轴 p1=p0=2 kw。i，轴 p1，= p1齿2轴承=2 0.97 0.992=1.92 kw。ii轴 p2= p1齿2轴承=2 0.97 0.992=1.92 kw。iii轴 p3= p22齿3连轴器=20.970.993=1.84 kw。2.2.4齿轮1和2的结构设计1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1） 选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 因传递功率不大，故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮45钢，调质处理，硬度255hbs，大齿轮45钢，常化处理，硬度217hbs。3） 选齿轮精度等级为8级精度。4） 选z1=24 ,则z2=i1，2z1=524=120。5） 取螺旋角=142.按齿面接触强度设计 （2.17）（1）确定公式内的各参数值1） 选载荷系数 kt=1.22.0 估取kt=1.3；2） 计算主动轮传递的转矩 3）由参考文献6选取齿宽系数=0.4；4）确定 得 得 5）确定ze ze =mpa6）确定 7）确定 8）确定 由参考文献6查表得 =620mpa；=420 mpa；由参考文献6查表得 取sh=1.25mpampa取小值（2）计算齿轮参数1）mm2）计算圆周速度v m/s3）计算齿宽、模数、b/h mmmmmm4）计算载荷系数 根据v，8级精度由参考文献6查得动载荷系数；由参考文献6，取；由参考文献6，假设n/mm，得；由参考文献6，得；由参考文献6，得 ；故载荷系数 5）按实际载荷系数校正所得得分度圆直径mm3.按齿根抗弯疲劳强度设计 (2.18)(1) 确定公式内各参数数值1） 查取齿形系数。由参考文献6查得； ；2）查取应力校正系数。由参考文献6查得 ；3） 计算抗弯疲劳许用应力。 取 (2.19)由参考文献6查得抗弯疲劳寿命系数 ；由参考文献6查得抗弯疲劳强度极限mpa；mpampampa4） 计算大小齿轮得，并加以比较 取大值5） 确定, （其中） 6） 确定k (2) 设计计算 mm 由于齿轮的模数mn的大小主要取决于抗弯强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以取按齿面接触强度计算的分度圆直径64.02mm，取由抗弯强度算得的模数1.45mm，并就近圆整为标准值mn=2mm。4. 几何尺寸计算1）计算分度圆直径取=32 则=5=160 mm mm2） 计算中心距 mm 圆整取a=196mm3) 计算齿轮宽度mm 圆整 b2=30mm,则b1=35mm5. 验算 n/mmn/mm100n/mm 合适。6.结构设计及绘制齿轮零件图齿轮1做成实心结构，齿轮2做成腹板式结构。2.2.5齿轮的结构设计1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1） 选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 因传递功率不大，故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮45钢，调质处理，硬度255hbs，大齿轮45钢，常化处理，硬度217hbs。3） 选齿轮精度等级为8级精度。4) 选z1,=30 ,则z2,=i1,，2,z1=330=90。5) 取螺旋角=14。,2.按齿面接触强度设计 (2.20)（1）确定公式内的各参数值1） 选载荷系数 kt=1.22.0 估取kt=1.3；2） 计算主动轮传递的转矩 3）由参考文献6选取齿宽系数=0.6；4）确定 得 得 5）确定ze ze =mpa6）确定 取=17）确定 8）确定 (2.21) 由参考文献6查得 =620mpa ； =420 mpa；由参考文献6查得 ； 取sh=1 mpampa取小值（2）计算齿轮参数1） mm2）计算圆周速度v m