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AWC机架现场扩孔机设计,AWC,机架,现场,扩孔,设计
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攀枝花学院本科毕业设计(论文)摘要I摘摘 要要解决攀钢热轧板厂三期技改工程（立辊轧机宽度自动控制系统（AWC） ）改造后，需对现有的立辊轧机机架进行扩孔，以便安装长行程伺服油缸。立辊轧机机架扩孔如果送入设备制造厂进行加工，质量保证可靠，但机架还原难于保证安装质量、精度。为了降低技改工程费用，决定在立辊轧机现场对机架进行扩孔加工。经过潜心研究，结合现场实际情况设计专用扩孔设备专用镗床。再结合专用设备的扩孔工艺，提出了切实可行的解决方案，该方案具有经济、实用、可行等特点。设计的特色：解决了现场安装及镗杆的刚度问题；满足了扩较大孔的要求；此专用设备镗刀系统采用卧式镗床的平旋盘结构，可方便调整刀具切削深度；导轨采用组合式导轨，使运动平稳，安装便捷；支撑采用组合机床型式支撑，便于拆卸安装，可大大提高生产率。关键词关键词 专用设备，专用镗床，加工效率，工艺实验 攀枝花学院本科毕业设计(论文)AbstractIIAbstractThis is useful for Pan gang resolve Hot MILL three technical transformation projects (up roller mill width Control System (AWC). After the transformation,It needs to bore the existing legislation for roller mill housing bore for the installation of a long journey servo tank. If Legislative roll mill housing bore sent to factories to bore, the quality is assurance and reliable, but it fixed back ,it cant assure installation quality and accuracy. To reduce the technological transformation project costs, the legislature decided to roll mill site for reaming rack processing. After painstaking research, combining with the actual prombles work out special equipment bore - special boring machine. In the light of the special equipment reaming technology, a practical solution. The program is economic, practical, possible features. Characteristic of this design: Has solved the prombles such as installment and the boringrod rigidity; Satisfied expanded compares the pocket therequest; This special purpose equipment boring cutter system uses the horizontal boring machine the Pingxuan plate structure, may facilitate the adjustment cutting tool depth of cut; The guide rail uses the combined type guide rail, causes the movement steadily, the installment is convenient; The strut uses the aggregate machine-tool pattern strut, is advantageous for the disassemblage installment, may greatly enhance the productivity.Key words Special Equipment, Special boring machine, Processing efficiency, Technology Experiment攀枝花学院本科毕业设计(论文)目录III目 录摘摘 要要IABSTRACTII1 绪绪 论论11.11.1 设计目的和意义设计目的和意义11.2 扩孔技术要求扩孔技术要求11.3 应解决的问题应解决的问题11.4 设计项目的发展情况设计项目的发展情况21.5 设计原理设计原理22 总体设计总体设计32.1 总体设计原则总体设计原则32.2 工艺分析工艺分析32.3 总体方案的比较总体方案的比较32.3.1 刀杆的安装形式32.3.2 进给方式42.3.3 升降运动形式42.3.4 机床运动的分配42.3.5 选择传动形式和支撑形式43 力能参数计算力能参数计算63.1 镗削用量的选择及转矩、功率的确定原则镗削用量的选择及转矩、功率的确定原则63.2 最佳切削用量的选择最佳切削用量的选择63.2.1 现有镗孔工艺参数63.2.2 镗削切削速度、扭矩和切削功率公式73.2.3 主要镗削参数的计算73.3 选择电机选择电机94 扩孔机传动系统设计扩孔机传动系统设计104.1 确定总传动比确定总传动比104.2 分配传动装置的传动比分配传动装置的传动比104.3 计算总的机械效率计算总的机械效率114.4 计算传动装置各轴的运动和动力参数计算传动装置各轴的运动和动力参数114.5 带传动设计带传动设计12攀枝花学院本科毕业设计(论文)目录IV4.6 传动斜齿轮的设计计算传动斜齿轮的设计计算144.6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数144.6.2 按齿面接触强度设计144.6.4 几何尺寸计算174.6.5 计算轴间圆柱斜齿轮184.6.6 齿轮的结构设计184.7 轴的结构设计轴的结构设计184.7.1 轴设计的主要内容184.7.2 轴的材料194.7.3 轴的设计计算194.7.4 按扭转强度初步估算轴径194.7.5 轴的机构设计204.7.6 求轴上的载荷214.7.7 按弯扭合成应力校核的轴的强度224.7.8 精确校核轴的疲劳强度234.7.9 对轴进行设计254.8 对所有选用键进行强度校核对所有选用键进行强度校核304.9 对承受较大载荷的圆锥滚子轴承进行校核对承受较大载荷的圆锥滚子轴承进行校核314.10 镗刀系统设计镗刀系统设计334.10.1 镗刀头334.10.2 镗杆选择334.11 箱体的结构设计箱体的结构设计345 导轨设计导轨设计366 镗刀强度及镗杆的稳定性验算镗刀强度及镗杆的稳定性验算387 工艺试验工艺试验42结结 论论43参参 考考 文文 献献44附录附录 A: E1 立辊轧机机架加工工序图立辊轧机机架加工工序图45附录附录 B: E2 立辊轧机机架加工工序图立辊轧机机架加工工序图46致致 谢谢47攀枝花学院本科毕业设计(论文) 1 绪论11 绪绪 论论1.1 设计目的和意义 攀枝花新钢钒股份有限公司为了适应钢铁市场需求，实现了全连铸，热轧系统进行了大规模的改造，以提高热轧产品质量、成材率和作业效率，以及为冷轧提供高质量的原料，同时提高热轧产品的市场占有率。为了提高热轧板的外观增强带钢的市场竞争力，决定在热轧板厂三期技改工程中，对现有的E1、E2 立辊轧机进行改造增添宽度自动控制系统（AWC） ，使热轧带钢产品质量达到国内先进水平。立辊轧机宽度自动控制系统（AWC）改造用长行程伺服液压缸替代原电动机械侧压系统，为保证缸的行程满足原侧压轧辊位置变化要求，在安装伺服油缸位置，需对现有的立辊轧机机架孔进行扩孔，以便安装长行程伺服油缸。立辊轧机机架扩孔实施方案比较突出，如果拆除，送入设备制造厂进行加工，质量保证可靠，但机架还原难于保证安装质量。为了降低技改工程建设费用，决定在立辊轧机现场对机架进行扩孔加工。为了采用经济实用的方案解决机架现场扩孔，结合现场实际情况设计专用扩孔设备，再结合专用设备编制详细的扩孔工艺，提出了切实的解决方案，该方案具有经济、实用、可行等特点。1.2 扩孔技术要求E1 立辊轧机机架：所加工孔从300mm 扩孔至520mm，孔实际长度292mm,上下孔中心距 1500mm，孔与油缸间隙单边 5mm。E1 立辊轧机机架下孔相对地面标高为+200mm，上孔标高为+1700mm，安装面标高为-1600mm。E2 立辊轧机机架：所加工孔从260mm 扩大到420mm，孔的实际长度108mm，上下孔中心距 1240mm，孔与油缸间隙单边 5mm。E2 立辊轧机机架下孔相对地面标高为+320mm，上孔标高为+1560mm，安装面标高为-1600mm。1.3 应解决的问题如何对较大孔进行扩孔，刀杆系统的稳定性；现场条件的限制问题；由于机架未拆卸下来只能在机器上加工扩孔，必须考虑现场空间大小问题,以及专用镗床的生产成本问题。攀枝花学院本科毕业设计(论文) 1 绪论21.4 设计项目的发展情况专用镗床主要用于特殊孔的加工，结构简单，应用范围较广。国内外专用镗床主要向标准化、高精度、高生产率方向发展，以适应复杂多变的生产环境。1.5 设计原理该专用镗床主要由刀具系统、变速装置、动力装置构成。镗刀可分为镗刀头和镗刀块。镗杆按支撑形式分为悬臂式和双支撑式镗杆。变速装置可由齿轮变速或电机无极变速装置构成，本课题考虑到机械结构及成本因素，选用齿轮组变速。动力装置主要由各类电机供给。本设计根据现有坐标镗床及相关组合机床综合设计利用刀具在导轨上做进给运动，导轨类似 CA6140 导轨。利用组合支架提供不同高度的孔加工。攀枝花学院本科毕业设计(论文) 2 总体设计32 总体设计总体设计2.1 总体设计原则采用成熟的经验或经分析实验验证了的方案；结构简单，零部件数量少；多用标准化、通用化零部件；重视维修性，便于检修、调整、拆换；重视关键零件的可靠性和材料选择；充分运用故障分析成果，及时反馈，尽早改进。2.2 工艺分析设计主要参数E1 立辊轧机机架：所加工孔从300mm 扩孔至520mm，孔实际长度292mm,上下孔中心距 1500mm，孔与油缸间隙单边 5mm。E2 立辊轧机机架：所加工孔从260mm 扩大到420mm，孔的实际长度108mm，上下孔中心距 1240mm，孔与油缸间隙单边 5mm。由于加工孔和加工余量较大，并且只能在现场机器上进行扩孔，普通扩孔钻及通用性镗床无法满足加工要求，需要利用专用镗床进行扩孔，可利用多次进刀完成大余量的切削。2.3 总体方案的比较2.3.1 刀杆的安装形式刀杆的形式及卧式镗床的工艺范围如图：刀杆的安形式：刀杆直接装于主轴之上。刀杆安装在平旋盘上。比较以上方案的优缺点： 此方案对主轴的旋转精度、刚度、承载能力要求较高，刀具的最大伸长量需达到 292mm，具有较大不稳定性，且刀杆较粗，且重力作用较大，将产生较大挠度，影响加工精度。此方案因刀杆与主轴不同轴，则产生一定的离心力，不能达到动平衡，但可利用加配重的方法，解决这一问题；又因平旋盘的质量较大一些，具有惰图 2.1 卧式镗床的工艺范围攀枝花学院本科毕业设计(论文) 2 总体设计4轮的作用，储备一定的动能，不易在加工条件发生变化时停转，刀具能方便装夹，容易调整长度，能实现一把刀具加工，并使刀具的径向伸出长度缩短，对主轴的性能要求降低，主轴只须传递一定的转矩即可，刀杆具有较强的刚度。2.3.2 进给方式进给方式可分为：机械传动进给，手动进给。由于此专用扩孔机，为现场改造设备时使用，不直接用于工厂生产，为节约成本，简化变速机构，采用手轮进给方式，通过对铁屑颜色的判别，调试每刀进给的最佳进给量。按铁屑颜色、形状酌情调整速度；当采用高速钢镗刀正常切削钢材时，切屑应成白色，切屑呈蓝色时说明切削速度选高了；使用硬质合金镗刀切削时，正常的切屑应呈蓝色，当出现火花时说明切削速度选高了，出现黑色切屑则是切削速度未选足。2.3.3 升降运动形式升降运动选择：可利用滑座在立柱导轨上进行上下升降运动，由于为垂直运动且重力较大，人工较为吃力，需采用电机驱动，这样将增加扩孔机的复杂性，自身重量及生产成本。由于四个孔具有固定高度位置，可利用工厂中经常使用的支架设备，变换不同的高度位置；使主轴箱水平放置于道轨上，可使安装更加容易，导轨刚度更高，由于部分孔的高度较高，需增加辅助支撑，提高支撑刚度；这样设计将大大简化设备、降低重量。但生产时间因安装支架而有所增加。2.3.4 机床运动的分配 由于现场机架固定不动，因此在镗孔时，进给和升降运动必须由刀具运动完成，这样将影响加工精度，一般情况为刀具只做切削运动，而工件进给实现金属切削，但本设计中属于特殊情况，需增加机床刚度，提高加工质量。2.3.5 选择传动形式和支撑形式为了简化机床结构、降低生产成本，采用交流异步电机驱动机械装置传动，它具有传递功率大，变速范围较广，传动比准确、工作可靠等优点。电机与主轴箱之间利用带轮连接，具有过载保护、减小振动等优点；电机安装于主轴箱外部，可减少热源传递热量到主轴箱影响加工精度。机床形式采用卧式结构，其结构类似于 CA6140 尾座，可便于安装，其结构具有较高的刚度。攀枝花学院本科毕业设计(论文) 2 总体设计5综上，主轴箱的大致结构类似与普通镗铣头结构，如图 2.2所示。扩孔机布置情况如图 2.3 所示，此方案结构简单紧凑，能满足现场的加工要求，当加工下孔时，移去支撑中箱，加工上孔时加上中箱；当加工另外两个孔时可在底座的下面加钢板以满足孔的位置要求，不用更换刀具，能快速实现径向进给。补充说明，由于皮带暴露于主轴箱外部，为保证操作人员安全，需加防护罩。图 2.2 镗铣削头图 2.3 扩孔机原理图攀枝花学院本科毕业设计(论文) 3 力能参数计算63 力能参数计算力能参数计算3.1 镗削用量的选择及转矩、功率的确定原则镗削用量的选择原则镗削用量直接影响被加工孔的镗削质量和生产效率，对镗削用量的选择应尽量的选择合理、先进。镗用量与工件材料及几何形状、工序精度要求、机床、刀具工件系统刚度和冷却情况等许多因数有关。吃刀深度决定于加工余量。走刀次数的多少直接影响加工时间，因此粗pa镗时，吃刀深度应尽可能取大。本设计中选=5mm。pa进给量的选择同吃刀深度类似，粗加工时主要考虑切削效率。f切削速度可以凭经验，根据孔径大小、材质情况来选择，亦可以按工件材料的硬度值，选定的吃刀深度、进给量和选取的刀具寿命计算出来。3.2 最佳切削用量的选择3.2.1 现有镗孔工艺参数根据现有的镗孔工艺参数，T612 普通镗床偏心盘加工孔可以加工到550mm，主轴电机功率为 7.5KW;T615-K 普通镗床偏心盘加工孔可以加工到950mm,用镗杆加刀罐可以加工到700mm。 参考表，镗削用量105-6表 3.1工件材料工序/minv m(/ )f mm r()pamm低碳结构钢粗镗30700.30.626高碳结构钢粗镗30700.30.624查表镗削用量12.4-1表 3.2刀具材料工件材料工序/minv m(/ )f mm r()pamm硬质合金钢、铸钢粗镗40600.3158查表，硬质合金车外圆纵车切削用量及功率12.4-9表 3.3刀具材料工件材料(/ )f mm r/minv m()mP kwYT15碳素结构钢1.01.2713.1YT15碳素结构钢1.51.0515.3攀枝花学院本科毕业设计(论文) 3 力能参数计算7综上，选取=5mm，当选取最佳切削速度pa0.5/fmm r260Dmm。40/min0.67/cvmm s3.2.2 镗削切削速度、扭矩和切削功率公式查表，钻孔、扩孔和铰孔切削速度计算公式12.4-68表 3.4工件材料刀具材料切削速度（m/s）碳素结构钢、合金结构钢0.637()bGPaYT150.600.750.250.20.320.6vpdvkTaf查表，钻孔、扩孔和铰孔的轴向力、扭矩和切削功率计算公式12.4-69表 3.5工件材料刀具材料扭矩（）.N m切削功率（kw）碳素结构钢、合金结构钢0.637()bGPa硬质合金YT150.750.80.9509.81 0.84pmMdafk02mMvPd3.2.3 主要镗削参数的计算当时，转力矩260Dmm0.750.80.9509.81 0.84pmMdafk查表，使用条件变换时的轴向力和扭转修正系数12.4-47查得，。0.75mfk1.33ovk1xmk0.9wfk1.74 1.33 1 0.840.898mmfovxmwfkkkkk （参见式）0.750.80.9509.81 0.84pmMdafk13.1即0.750.80.9508.24pmMdafk 0.750.80.958.24 26050.5mMk 1000.82 0.898898.49Nm切削力 （参见式）0022 898.4969110.260zMFND13.2由于此切削为恒功率切削,可根据以下公式初步确定所需的切削功率。 （见式）022 898.49 0.674.63260mMvPkwd13.3（式 3.4）01000 6060000 0.6749 /min260vnrD当时520Dmm由于利用手动调整进给速度达到恒功率切削，且转速相同可求出切削速度。攀枝花学院本科毕业设计(论文) 3 力能参数计算8（式 3.5）11520 1721.334/1000 6060000Dnvm s由于为恒功率切削112mMvPD114.63 520899.4222 1.334mPDMNmv根据得0.750.80.9509.81 0.84pmMdafk（见式）0.950.750.819.81 0.84pmMfDak13.6 0.950.750.8899.429.81 0.84 52050.8980.2895/mm r切削力0122 899.423459.30.52zMFND计算轴向力和径向力查表，24-1车镗时的切削力及切削功率的计算公式切削力 （见式）zF9.81(60 )FFzzFzzzxynzFpFFC afvk23.7背向力 （见式）yF9.81(60 )FFFyyyyyxynyFpFFC afvk23.8进给力 （见式）xF9.81(60 )FFFxxxxxxynxFpFFC afvk23.9表 3.6切削力系数zF1.0zFx0.75zFy0.15zFn 270zFC背向力系数yF0.9yFx0.6yFy0.3yFn 199yFC进给力系数xF1.0xFx0.5xFy0.4xFn294xFC由于机架材料的性能如下: ZG200-4, , si=0.5, Mn=0.8,0.2c ,。可根据以下条件选择系数。200s400b25查表，钢和铸铁的强度和硬度改变时切削力的修正系数。24-3mFK加工材料为结构钢和铸钢时()0.637FnbmFK刀具为硬质合金，时0.588bGPa攀枝花学院本科毕业设计(论文) 3 力能参数计算9，。1.0xFn1.35yFn查表，加工铸铁及钢时刀具几何参数改变时切削力的修正系数。24-4刀具为硬质合金时，0.89ykrFK1.17xkrFK综上，可求得 ()0.50.637FyynbFmFkrFKKK 1.350.4()0.50.26680.637()1.170.637FnbFxmFkrFxKKK1.00.4()1.170.73470.637当时，260Dmm0.90.60.39.81 199 50.5(60 0.67)0.2668482.94yFN1.00.50.49.81 294 50.5(60 0.67)0.73471709.6xFN当时，520Dmm0.90.60.39.81 199 50.29(60 1.334)0.2668282.29yFN1.00.50.49.81 294 50.29(60 1.334)0.7347988.49xFN3.3 选择电机由于机床内部结构未定，可按下式粗略估算主电机功率。 （式）PP切主总33.10为机床总的机械效率，主运动为旋转运动的机床，0.70.85，机总总构较简单和主轴转速较低时取大值。根据本设计的特点选择0.85。总总4.635.4470.85PPkw切主总根据上述计算选择初选电机。选择型号为 Y132-M2-6 电机，额定功率为 5.5KW，满载转速为 960r/min，同步转速为 1000 r/min，转动惯量为 0.0449,净重为 85kg。2kgm攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计104 扩孔机传动系统设计扩孔机传动系统设计根据设计要求传动原理图，如图 4.1：4.1 确定总传动比由电机满载转速为 960r/min 及恒定切削转速 49r/min 得：总传动比 。96019.592049i 主轴箱采用二级齿轮传动，在设计机床传动时，为防止传动比过小造成从动轮太大，增加变速箱的尺寸，一般限制最小传动比为，螺旋圆柱齿min1/4i轮，综合选择圆柱斜齿轮传动，选择传动比。max2.5i2.5i 4.2 分配传动装置的传动比在主轴箱内，从电机到主轴通过带轮传动，可使机床结构更加紧凑，传动更加平稳，利用平均分配传动比及尽量减小主轴箱尺寸、降低加工难度，选择两对圆柱斜齿轮传动，一普通 V 带传动，并选择 V 带传动比为：。3.2vi 查表，常见机械传动的主要性能41表 4.1类型传递功率（kw）速度(m/s)效率传动比普通带轮传动50025300.940.9724二级减速器505400.940.96840图 4.1 扩孔机传动原理图攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计114.3 计算总的机械效率滚动轴承（每对）传动效率 0.980.995圆柱齿轮（每对）传动效率 0.960.99（闭式） 0.940.97（开式）普通 V 带传动 0.940.97计算从电机轴到主轴的传动效率分别为：010.96120.97 0.98230.97 0.98340.97 0.97 （式）420.96 0.970.980.82总44.14.4 计算传动装置各轴的运动和动力参数（1） 各轴转速（以下三轴为主轴箱内传动轴）轴 0960300 /min3.2mnnri轴 1250120 /min2.5nnri轴 212048 /min2.5nnri根据以上计算，更改第 3 节力能参数所确定的转速为49 /minnr。48 /minnr（2） 各轴输入功率轴 015.5 0.965.439dPPkw轴 125.439 0.97 0.985.17PPkw轴 235.17 0.97 0.984.915PPkw镗杆 344.915 0.97 0.974.6245PPkw镗杆（3） 各轴输入转矩电动机轴输出转矩 （式）5.59550955054.71960ddmPTNmn24.2轴00154.71 3.2 0.96168 .dTTiN m轴112168 2.5 0.97 0.98399.44 .TTiN m 攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计12轴22334399.44 2.5 0.97 0.98 0.97 0.97893.17.TTiN m4.5 带传动设计设计要点a) 设计所需的原始数据主要是：工件条件及对外轮廓尺寸、传动位置的要求；原动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。b) 设计计算需确定的主要内容是：V 带传动的型号、长度和根数；中心距、安装要求对轴的作用力；带轮直径、材料、结构尺寸和加工要求等。c) 设计时应注意检查带轮尺寸和传动装置外轮廓尺寸的相互关系。d) 带轮结构形式主要由带轮直径大小而定。e) 应计算出初拉力以便安装时检查张紧要求及考虑张紧方式。带传动设计计算查表（以下带传动设计所查图表均来自14） ，普通 V 带和基准宽148-1-24度制窄 V 带设计计算（摘自 GB/T 1375.1-1992） 。1） 设计功率根据工作情况由表 8-1-26 查得工况系数1AK （式 4.3）1 5.55.5dApKPkw 2） 选择带型根据和，由图 8-1-3 选择 A 型皮带。5.5dpkw0960 /minnr3） 确定传动比根据机械系统传动比分配。3.2i 4） 小带轮的基准直径1dd由表 8-1-15 和表 8-1-17 取小带轮基准直径=100mm。1dd5）大带轮基准直径213.2 100320dddidmm6）带速v1100 9605.03/60 100060000dDd nvm s7）初定轴间距0a121200.7()2()ddddddadd00.7(100320)2(100320)a，取=350mm。0294840a0a8） 所需 V 带基准长度0dL12012200()2()24dddddddLadda（见式攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计13）144.422202 3504201394.324 350mm查表 8-1-8 选取。1400dLmm9） 实际轴间距 a （见式）001400 1394.3350352.8522ddLdaamm144.5 min0.015352.850.015 1400331.8daaLmm max0.03352.850.03 1400394.85daaLmm10）小带轮包角1 （见式）21118057.3dddda144.6 320 10018057.3352.85 144.27411） 单根 V 带的基本额定功率1P 根据=100mm 和，由表 8-1-33 查得 V 带。1dd1960 /minnr10.97P 12） 额定功率的增量1P 根据和，由表 8-1-33（c）查得 A 型 V 带的1960 /minnr3.2i 。10.05Pkw13） V 带的根数 Z 根数计算公式如下： （见式）11()dlPzPP k k144.7 根据查表 8-1-27 得。1144.2740.91k根据查表 8-1-29 得。1400dLmm0.96lk 5.56.17(0.970.05) 0.91 0.96z 取根。6z 14） 单根 V 带的预紧力0F 查表 8-1-28 查得 A 型带单位长度质量为0.1/mkg m （见式）202.5500 (1)2dPFmvkv144.822.55.5500 (1)0.1 5.020.912 5.02481.1N15） 压轴力攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计14 （式 4.9）102sin2QFF Z144.32 481.2 6sin25496.43N16） 带轮宽度 （式 4.10）(1)2Bzef(6 1) 152 9 93mm4.6 传动斜齿轮的设计计算 由于轴间所受载荷较大，先选择设计此二轴间的圆柱斜齿轮，主轴箱内的两对斜齿轮传递均相对较小，因此采用软齿面齿轮传动。4.6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按传动方案，选用圆柱斜齿齿轮传动。扩孔机是一般专用机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88） 。选择小齿轮材料为 45Cr（调质） ，硬度为280HBS,大齿轮的材料选用 45 钢（调质）硬度为 240HBS，其材料硬度相差40HBS。取小齿轮齿数 =24，大齿轮齿数 ，取1z22.5 2476.8ziz =77。并初选螺旋角。 （以下齿轮设计图表及设计过程均参见6）2z144.6.2 按齿面接触强度设计由设计公式进行计算，即 （见式）3212.32tEtdHK TZudu144.111） 确定公式内的各计算参数（1）试选用载荷系数=1.6。tK（2）计算小齿轮传递的转矩1T =399.44N.M（3）查表 10-7 选取齿宽系数=1。d（4）由表 10-6 查得材料的弹性系数。12189.8EaZMP（5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，lim1600HaMP大齿轮的接触疲劳强度极限。lim2550HaMP（6）根据应力循环次数（式 4.12）7116060 120 1 (2 8 300 1)3.456 10hNn jL 攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计157723.456 101.08 103.2N（7）由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数：，。11.13HNK21.14HNK（8）计算接触疲劳许用应力计算过程及说明取失效概率为 1，安全系数 S=1，得 （式 4.13）1lim111.13 600678HNHHKMPaMPaS2lim21.14 550627HNHHKMPaMPaS2（9）又图 1030 选取区域系数。HZ2.433（10）又图 1026 查得，则。10.7820.87121.65（11）许用接触应力 12678627652.522HHHMPa2） 计算（1）试计算小齿轮的分度圆，代入中较小的值1tdH （见式）32132312 1.6 399.44 104.22.433 189.81 1.653.2652.580tEtdHK TZudumm144.14（2）计算圆周速度 v180 1200.5/60 100060 1000td nvm s（3）计算齿宽及模数由表 107 取=1.2d1 8080dtbdmm 计算齿宽和齿高之比b/h模数： （式 4.15）11 cos/80 cos14 /243.23nttmdzmm齿高： 2.252.25 3.237.28thmmmb/h80/7.28=10.99（4）计算纵向重合度 （式 4.16）10.318tan0.318 1 24tan141.903dZ （5）计算载荷系数 K根据 v=0.5 m/s，齿轮 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.02攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计16斜齿轮，假设。由图 103 查得/10/AtK F bN mm1.4HaFaKK表 10-2 查得两段的齿轮的使用系数.251AK 由表 10-4，7 级精度、小齿轮相对支承对称布置时 （式 4.17）231.120.18(1)0.23 10HdKb将数据代入后得 31.120.18 1.60.23 10801.426HK由,=1.426，查图 10-13 得=1.35b/h80/7.28=10.99HKFK故载荷系数 （式 4.18）1.25 1.02 1.4 1.432.55AVHHKK K KK（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010a）可得（见式）3312.558093.51.6tKddmmKt1144.19（7）计算模数 （见式）cos93.5cos143.7824dmmmz11144.204.6.3 按齿根弯曲强度设计设计计算公式（式 4.21）322FaSadFYYKTmz1）确定计算公式内的各计算参数（1）计算载荷系数 K（式 4.23）1.25 1.02 1.4 1.352.41AVHFKK K KK（2）根据纵向重合度，查得螺旋角影响系数。1.9030.88Y（3）计算当量齿数 （式 4.24）11332426.27coscos 14vZZ 22337784.29coscos 14vZZ（4）查取齿形系数由表 10-5 查得，；12.592FaY22.211FaY（5）查取应力校正系数由表 10-5 可查得，；11.596SaY21.714SaY（6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯1500FEMPa攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计17曲疲劳强度极限。2380FEMPa由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数，；10.93FNK20.95FNK由下式得（式 4.25）110.93 5003231.4FNFEFKMPaS1220.95 3802581.4FNFEFKMPaS2（7）计算大、小齿轮的并加以比较FaSaFYY（式 4.26）112.592 1.5960.0125332FaSaFYY1222.211 1.7140.0147258FaSaFYY2由上式可得大齿轮的数值较大。2）设计计算31232222 2.41 399440 0.88 (cos14 )0.01471 241.652.91FaSadFYYKTmzmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数大可选择齿根弯曲nm疲劳强度计算得法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足3nmmm接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿180dmm数。11cos80 cos1425.82633dZ213.2 2683Zi Z 4.6.4 几何尺寸计算1）计算分度圆直径26 380cos14cos14nz mdmm1183 3257cos14cos14nz mdmm222）计算中心距 （式 4.27）80257168.516922ddamm123） 按圆整后的中心距修正螺旋角攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计18 （式 4.28）12109 3()14.6522 169nZZmarcarca4）计算齿轮宽度11 8080dbdmm 圆整后取。2170,80Bmm Bmm5）验算（式 4.29）1122 399.49.780tTFNd，合适。1 9.70.125/100/80AtK FN mmN mmb4.6.5 计算轴间圆柱斜齿轮同理，计算轴间的一对圆柱斜齿轮得标准模数2.5nmmm小齿轮齿数 =24，大齿轮齿数 ，取=771z22.5 2476.8ziz 2z螺旋角。1424 2.562cos14cos14nz mdmm1177 2.5198cos14cos14nz mdmm22中心距（式 4.30）1262 19813022ddamm齿宽选择2155,62Bmm Bmm4.6.6 齿轮的结构设计因两个小齿轮分度圆直径均小于 160mm,可做成实心齿轮，而两个大齿轮均大于 160mm，可做成空心结构齿轮以减小转动惯量，降低电机驱动功率。齿轮的具体结构参见附录零件图。4.7 轴的结构设计由于第轴承受的载荷较大，先对第进行设计。4.7.1 轴设计的主要内容轴结构设计的一般原则（1） 轴上零件的布置应使受力合理；（2） 轴上零件的定位可靠，装拆方便；（3） 采用各种减小应力集中和提高疲劳强度的措施；（4） 有良好的结构工艺性，便于加工制造和保证精度；（5） 对于要求刚性大的轴，还应从结构上考虑减小轴的变形。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计19能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的难度等。因此轴的结构设计是轴设计中的重要内容。轴的工作能力所指的是轴的强度、刚度、振动、稳定性等方面的计算。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。4.7.2 轴的材料材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛，其中最常用的是 45 钢。常见几种钢材的特性如下：表 4.2材料牌号热处理毛坯直径（mm）硬度（HBS）抗拉强度极限（MPa）弯曲疲劳极限（MPa）剪切疲劳极限（MPa）需用弯曲应力（MPa）45正火1001702175902551405540Cr调质1002412867353552007040CrNi调质1002703009004302607545 钢应用最广泛，材料获得较为方便，且有优良的性能；40Cr 合金钢用于载荷较大，而无很大冲击的重要轴；40CrNi 具有较高的力学性能，用于重要轴。根据此专用扩孔机的受力特点及生产条件，第轴选择 45 钢。4.7.3 轴的设计计算212048 /min2.5nnri235.17 0.97 0.984.915PPkw22334399.44 2.5 0.97 0.98 0.97 0.97893.17.TTiN m求作用在齿轮上的力 因低速级大齿轮的分度圆直径为 2283 3257coscos14nz mdmm3222 893.176950.70.257tTFNdtantan206950.12614.9coscos14.65nrtFFNtan6950.7tan14.651817atFFN攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计204.7.4 按扭转强度初步估算轴径主轴材料 45 钢，调质到 HB220250 左右，45 钢T=45Mpa，又。4.915,48 /minPkw nr根据公式（见式）395500000.2TPdn144.3139550000 4.91547.70.245 48dmm当轴上有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴强度的削弱，对于的轴，有一个键槽时，轴径增大 57。100dmm另调整为d（15）50mm47.7d 同理，求得、轴的最小直径分别为，31min9550000 5.43926.80.2 45 300dmm32min9550000 5.1735.20.2 45 120dmm输出的最小直径显然是安装平旋盘处的直径,选择此处,d50dmm为螺纹。d40 2M4.7.5 轴的机构设计1）拟定轴上零件的装配方案 现选用图所示的装配方案及结构。 图 4.2 轴的结构图2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足平旋盘的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取 -的直径；平旋盘与轴配合的应略长 2mm，使螺母提供一定55Vdmm 的轴向预紧力。（2）初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故用单列角接触球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、50dmm标准精度级的单列角接触 7011AC，其尺寸为，559018dDBmmmmmm故；而。55VVVddmm 19VVlmm 攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计21（3）取安装齿轮处的轴段-的直径；齿轮的左端采用弹性挡62V Vdmm圈定位。已知齿轮轮毂的宽度为 70，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴环处的直径 。轴环宽度，取0.07hd5hmm70V Vdmm 1.4bh。20V Vlmm 3）轴上零件的周向定位齿轮、平旋盘与轴的周向定位均采用键联接。用 A 型平键，由手册查V Vd得 A 型平键截面（GB109679） ，键长为 63mm，同时为了保证齿轮与18 11A 轴配合有良好的对中性，故选取齿轮轮毂与轴的配合为；同样，平旋盘76Hn与轴的联接，选用 C 型平键为 （GB109679） ，平旋盘与轴的配合16 10 18为。滚动轴承与轴的周向定位是借助过渡配合来保证的，此处选轴的直77Hk径尺寸公差为。6m4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径均为 1mm。1415-21 454.7.6 求轴上的载荷在确定轴承的支点位置时，应从手册14中查取值。对于 7011AC 型角接a触球轴承，由手册14中查得 。因此，作简支梁的轴的支承跨距29.5amm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 4.3 所示。379.5lmm攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计22图 4.3 弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出轴的受力情况。（式 4.32）120NHNHtFFF（式 4.33）2223()0tNHFlFll由上式求得22236950.7 137.12513379.2tNHFlFNll126950.725134438NHtNHFFFN（式 4.34）120NVNVrFFF（式 4.35）2232()0NVrFllF l由上式求得攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计2322232614.9 137.1945.4379.2rNVF lFNll122614.9945.41669.5NVrNVFFFN（式 4.37）1 24438 137.1608449.8HNHMFlNmm11 21669.5 137.1228888.5vNVMFlNmm21 3945.4 (379.2 137.1)228881.34vNVMFlNmm表 4.3载荷水平面 H垂直面 V支反力 F14438NHFN22513NHFN11669.5NVFN2945.4NVFN弯矩 M1228888.5VMNmm2228881.34VMNmm 总弯矩221608449.4228888.5650077.8MNmm222608449.8228881.34650075.23MNmm扭矩 T3893110TNm4.7.7 按弯扭合成应力校核的轴的强度进行校核时，只需对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据3365 页公式 155 及上表中的数值，并取，轴的计算应力0.6a （见式）3336223397.83232Wdmm144.38 （见式）2222650077.80.6 8931103623397.8caMaTMPaW144.39前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由3355 页表 151 查得 。因此 ，故安全。155MPa1ca4.7.8 精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面 截面 A，B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面 A，B 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计24力集中最为严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面 V 的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面 C 上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端） ，而且这里的轴径最大，故截面 C 不必校核。截面和显然更不必校核。键槽的应力集中系数不过盈配合小，因而该轴的校核截面左右两侧即可。2）截面左侧抗弯截面系数 （式 4.40）33330.10.1 5516637.5Wdmmmm抗扭截面系数 （式 4.41）33330.20.2 5533275TWdmmmm截面左侧的弯矩 M 为 （式 4.42）137.1 35650077.8484120.7137.1MNmm截面上的扭矩 3T （式 4.43）3893110TNm截面上的弯矩应力 （式 4.44）484120.729.116637.5bMMPaW截面上的扭矩切应力 （式 4.45）389311026.8433275TTMPaW轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 151 查得，640bMPa，。1275MPa1155MPa截面上由于环槽而形成的理论集中系数及，查14表 5114 环槽处有效应力集中系数得，因，经插值后可查得10.01865rd621.12755Dd，2.761.82又由附表 31 查得轴的敏感系数为，0.82q0.85q故有效应力集中系数为（式 4.46）1(1)1 0.82 (2.76 1)2.44kq （式 4.47）1(1)1 0.85 (1.82 1)1.7kq 由表 5116 查得绝对尺寸影响系数，扭转尺寸系数。0.810.76轴按磨削加工，由附表查得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即，计算综合系数为1q12.441113.10.810.92kk 11.71112.320.760.92kk 攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计25碳钢的特性系数 取0.10.2:0.1 取0.050.1:0.05于是计算安全系数（见式）12753.053.1 29.1 0.1 0camSk 144.48（见式）11554.8726.8426.842.320.0522mSk 144.49（见式）22223.05 4.872.581.53.054.87caS SSSS:144.50故可知其安全。3）截面右侧抗弯截面系数 33330.10.1 6223832.8Wdmmmm抗扭截面系数 33330.20.2 6247665.6TWdmmmm截面右侧的弯矩 M 为 137.1 35650077.8484120.7137.1MNmm截面上的扭矩 3T 3893110TNm截面上的弯矩应力 484120.720.3123832.8bMMPaW截面上的扭矩切应力 389311018.7447665.6TTMPaW轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 151 查得，640bMPa，。1275MPa1155MPa查表环槽处有效应力集中系数得 145 1 14 过盈配合处的值，用插值法求出，并取，于是得/kk/0.8/kk，/2.5k/0.8/0.8 2.52kk轴按磨削加工，由附表查得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即，计算综合系数为1q1112.513.10.92kk 攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计26111212.320.92kk 碳钢的特性系数 取0.10.2:0.1 取0.050.1:0.05于是计算安全系数12755.232.59 20.31 0.1 0camSk 11557.9918.1418.142.090.0522mSk 22225.23 8.294.391.55.238.29caS SSSS:故可知其安全。4.7.9 对轴进行设计 1） 轴的设计计算1250120 /min2.5nnri125.439 0.97 0.985.17PPkw112168 2.5 0.97 0.98399.44 .TTiN m 求作用在齿轮上的力图 4.4 轴受力分析图对轴进行受力分析，如图 4.4 所示：由第轴上齿轮受力可知16950tFN12614.9rFN11817aFN 因低速级大齿轮的分度圆直径为 22198cosnz mdmm攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计2722222 399.4440350.198tTFNd22tantan2040351513.5coscos14nrtFFNtan4035 tan141006atFFN2）按扭转强度初步估算轴径主轴材料 45 钢，调质到 HB220250 左右，45 钢T=45Mpa，又。5.17,120 /minPkw nr根据公式395500000.2TPdn39550000 5.17330.245 120dmm当轴上有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴强度的削弱，对于的轴，有一个键槽时，轴径增大 57。100dmm另调整为d（15）35mm33d 输出的最小直径显然是安装轴承的直径,选择此处。d35dmm3）轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 现选用图 4.5 所示的装配方案及结构。图 4.5 轴的结构图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足轴承的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-的直径。轴段为实心轴齿轮，轴段安装大齿轮，齿45dmm轮宽为 ，为了便于轴套安装，在安装齿轮轴段需比齿轮宽度略短。55lmm（4） 初步选择滚动轴承攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计28因轴承主要受径向力的作用并有一定得轴向力，故用单列角接触球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选40dmmVV35dmm 取 0 基本游隙组、标准精度级的单列角接触球轴承 7207AC，其尺寸分别为：，409018dDBmmmmmm357217dDBmmmmmm。53VVlmm（3）取安装大齿轮处的轴段-的直径；大齿轮的右端采用轴40V Vdmm 套定位。已知齿轮轮毂的宽度为 55mm，齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴环处的直径 。轴环宽度，0.07hd5hmm60Vdmm 1.4bh取。20V Vlmm （4）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用键联接。用 A 型平键，由手册查得 A 型V Vd 平键截面（GB109679） ，键长为 50mm，同时为了保证齿轮12 50,6Ahmm与轴配合有良好的对中性，故选取齿轮轮毂与轴的配合为。76Hn（5）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径均为 1mm。141521 45（6）求轴上的载荷在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于 7207AC 型角接触a球轴承，由手册中查得 。因此，作简支梁的轴的支承跨距29.5amm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如图 4.6 所示：337lmm攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计29图 4.6 轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 B 是轴的危险截面。现将计算出轴的受力情况。已知56,225ABCDBCllmm lmm水平方向12120NHNHttFFFF对 A 点求力偶得0A 1220tABNHADtACF lFlF l由上式求得2124035 (56225)6950.7 562209.5337tACtABNHADF lF lFNl121240356950.72209.55125NHttNHFFFFN 垂直方向攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计3012120NVNVrrFFFF对 A 点求力偶得0A 2120NVABrABrADFlF lF l由上式求得1222614.9 56 1513.5 281827.2337rABrACNVADF lF lFNl 12121513.52614.9827.2274.2NVrrNVFFFFN 1121817 1006811NVaaFFFN表 4.4载荷水平面 H垂直面 V支反力 F15125NHFN 22209.5NHFN1274.2NVFN 2827.2NVFN 弯矩 M157330HMNmm215350HMNmm 353270.8HMNmm446323.2HMNmm 1287000VMNmm2123723.2VMNmm总弯矩22111292670HVMMMNmm222212874010HVMMMNmm22332134712HVMMMNmm22442132119HVMMMNmm扭矩 T3399440 .TN m（7）按弯扭合成应力校核的轴的强度进行校核时，只需对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 B）的强度。根据3365 页公式 155 及上表中的数值，并取，轴的计算应力0.6a 222232926700.6 3994407.390.8 80caMaTMPaW前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由3355 页表 151 查得 。因此 ，故安全。155MPa1ca攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计31同理，对轴进行设计，由于轴小于以上两轴得载荷，无需进行强度校核。确定最小直径为 。31min9550000 5.43926.80.2 45 300dmm轴的具体结构，如图 4.9 所示：图 4.9 轴的结构图4.8 对所有选用键进行强度校核 已知轴上选择钩头楔键 10 8 70b h l 轴上选择圆头普通平键12 8 50Ab h l 轴上选择圆头普通平键18 11 63Ab h l 对所有键进行强度校核轴上钩头楔键已知，对铸铁和钢选择，1168000TNmm0.120.17f :0.14f 。10,70,30bmm Lmm dmm根据（见式）112(6)ppTGbLfdb144.51 12 16800081.210 70(6 0.14 30 10)ppG查表 333 键的连接的许用应力，因此符合设计要求。120pMPa 轴上圆头普通平键根据，得22ppTkld 22Tdbl已知，2399440TNmm12,50,40,42hbmm Lmm dmm kmm。 90MPa攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计32（见式）222 39944099.812040 4 50ppTMPakld 144.52（见式） 222 39944033.39040 12 50TMPaMPadbl144.53轴上圆头普通平键根据，得32ppTkld 32Tdbl已知，3893110TNmm18,63,62,5.5,63 11522hbmm Lmm dmm kmm lLbmm。 90MPa322 893110100.712062 5.5 52ppTMPakld 322 89311030.79062 18 52TMPaMPadbl以上选用键均满足设计要求。4.9 对承受较大载荷的圆锥滚子轴承进行校核 在设计时由于圆锥齿轮反向配置，作用点前移，可减小悬臂长度，增加刚性。对支撑轴进行受力分析并进行力的计算图 4.10 支撑轴受力分析图（式 4.55）31260()1709.6 (100) 1022xxDMF l刀31709.7 230 10393.2NmX 向 （式 4.56）210aaxFFFY 向 （式 4.57）120yrrFFF攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计33对 B 点求力矩 （式 4.58）1 120ryxF lF lM对 C 点求力偶得 （式 4.59）1 112()0ryxF lF llM由式得211709.60aaFF12482.940rrFF10.07482.94 0.355393.20rF 10.07482.94 0.425393.20rF 求得18549.3rFN 28066rFN211709.6ddFFN（1） 选择圆锥滚子轴承型号 32922 110 150 25,25dD Ta基本额定载荷0071.5,82.5,0.28,2.1,1.2rrCkN CkN eYY（2） 计算两轴承得内部轴向力，及轴向载荷，1S2S1aF2aF118549.3203622 2.1rFSNY228066192122 2.1rFSNY （式 4.60）11709.6203637451921xaFFNN所以 ，112036aFSN213745.6axaFFFN（3） 计算两轴承得当量载荷 P1，P2。轴承 （式 4.61）1120360.2380.288549.3arFeF由表 6-1-20 查得111,0XY工作中有中等冲击故11prPf F查表，取146 1 14 1.5pf 111.5 8549.312824prPf FN轴承223745.60.4640.288066arFeF由表查得146 1 20 221,0.4cot1.5XY攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计34工作中有中等冲击故 （式 4.62）22222()praPfx FY F1.5 (0.4 8066 1.5 3745.6)13267.2PN(4) 计算轴承寿命10hL因为，因此按计算21PP2P（式 4.63）10106633101101071500()()95286.26060 48 13267.2rhCLhn P因此所选轴承满足要求。4.10 镗刀系统设计4.10.1 镗刀头1) 镗刀头的截面形状和尺寸镗刀头的截面形状和它在镗杆上的夹持方式对所镗孔的质量和生产率影响很大。镗刀头的结构形式和规格，主要取决于镗孔的直径,它的夹持刚度大致上取决于所用镗杆的尺寸大小。镗刀头的截面形状常见的有方形和圆形两种，尤以方形用的最普遍。这是因为方刀头比圆刀头加工时不易走动，易取得正确的镗孔精度，能承受较大的切削力。因此本设计中选择方形。并查表,刀面截面尺寸和长度与镗孔直径的关系。1052选取截面为正方形，刀具的长度为 140mm，选择镗杆直径 80 mm。25 252) 刀具材料选取硬质合金。15YT3) 刀具的几何形状镗刀头的几何形状主要取决于加工要求。选取主偏角为的镗刀头，此刀头的径向切削力很小，大大减少切削过程90中的振动，适用于镗通孔、阶梯孔、和刮削端面。刀具的几何角度如下：前角：10r 主偏角：90rk 后角：058a :副偏角：68rk :负倒棱：10.30.536 )rb :或-(刃倾角：5 攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计35副后角：046a :刀尖圆弧倒角： 0.81.5rmm:4.10.2 镗杆选择镗杆材料选择 45 钢。由于镗孔长度最长为。292lmm初步设为 310mm，留出一部分间隙以免平旋盘与工件发生碰撞。4.11 箱体的结构设计箱体材料选择铸铁,它具有良好的减振性,按照箱体的经验公式选择箱体的壁厚为。 10mm为了便于安装加工,三根轴采取水平布置齿轮的最大直径为,max260Dmm齿轮轮廓距顶盖，则齿轮中心距上端距离，为了20cmmmax11502Dlcmm使刀具不与导轨发生干涉,设置齿轮轴距底座的距离为，滑座与导轨的200mm距离为 70mm。根据电机长度与平旋盘的相互位置，选择主轴箱长为 ，为了使4415lmm主轴箱相对于导轨对称布置，以利于受力，设计主轴箱宽度为。5600lmm校核箱体关键部位的强度对支撑平旋盘的悬臂部分进行受力分析计算。攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计36垂直方向弯矩垂直方向水平方向弯矩水平方向图 4.11 支撑平旋盘的悬臂部分受力分析、弯矩图Fa1、Fr1、Fa2、Fr2 为圆锥滚子轴承对悬伸部分施加的力，、1F Nv、为支撑主轴的角接触球轴承对对悬伸部分施加的力。1FNv1FNH由上述受力分析及弯矩图可知 A 截面为危险截面，危险截面所受得总弯矩。（式 4.64）22253409.840330256599MNmm轴向力1211709.6 1817107.4aaaNVFFFFN （式 4.65）maxaMNFMWA已知9090,110,0.82110ddmm DmmDmax2234()(1)32aFMDdD攀枝花学院本科毕业设计(论文) 4 扩孔机传动系统设计373422256599 32107.43.580.00853.589110(1 0.82 )(11090 )MPa完全符合设计要求。max100pMPa :攀枝花学院本科毕业设计(论文) 5 导轨设计385 导轨设计导轨设计由于采用动力箱移动进刀的方式实现轴向进刀,因此需要在动力箱下面固定一个能实现直线移动的机械滑台,给滑台固定在导轨上。由于轴向进刀的功能是靠滑台上滑座的移动来完成，所以其移动速度不能过快，要与动力主轴箱的转速相匹配，以保证切合理的切削量。导轨的材料选择，根据扩孔机受载较轻的特点，选择 HT200，它是一种成本低、有良好减振性和耐磨性，易于铸造和切削的加工材料。由于导轨所受倾覆力矩，属于较小载荷类比卧式车床、普通899MNm镗铣床动力头导轨，选择开式普通滑动导轨。导轨的截面形式，采用基本导轨面与凸三角导轨组合，导轨截面选择三角形。90由第 3 节力能参数计算得,当时;当时260Dmm0.5/fmm r520Dmm,因主轴固定转速则轴向进给速度为:0.5/fmm r48 /minnr10.5 4824/minfmm20.2895 4813.92/minfmm计算丝杠每分钟转速为:11242.67 /min9ffrp2213.921.55 /min9ffrp选择丝杠的梯形螺纹。60 9M则丝杠每分钟转 1.552.67。/minr/minr计算进给运动所需功率（式 5.1）60000fffFVP三角形导轨水平进给力的计算（式 5.2）()zxFKFFG三角形和矩形导轨，选择。1.11.5k :1.2k 为当量摩擦因素，铸铁副三角形导轨选取。0.170.18 :0.17 （式 5.3）() 9.8GGGG滑座电机主轴箱(8520030) 9.8kgkgkg3159.8kg3087N则进给力为1.2 6911.460.17 (1709.63087)9109.2FN攀枝花学院本科毕业设计(论文) 5 导轨设计39进给功率计算9109.2 0.0243.726000060000 0.98fffFVPw查表手轮（JB/T 7273.31994）141 1220选择 B 型手轮 128,320,12dmm Dmm dM选择把手查表 11222，把手（JB/T 7274.11994）选择把手 BM12 40计算手轮的转动速度和最大驱动力已知手轮的作用直径为。300Dmm （式 5.4）maxmax300 2.672.52/min10001000DnVm由得。fPFV3.72 6088.72.52fPFNV手动手柄得最大驱动力为 88.7N。导轨的基本结构如下图 5.1 所示：图 5.1 导轨结构图导轨两侧铸造有圆孔,方便吊起导轨以上部件,便于调整扩孔高度。导轨与支撑中箱的连接部分设计有四个调整螺钉，辅助调整导轨的位置，使孔的对正更加方便快捷。攀枝花学院本科毕业设计(论文) 6 镗刀强度及镗杆的稳定性验算406 镗刀强度及镗杆的稳定性验算镗刀强度及镗杆的稳定性验算1）对刀具进行受力分析图6.1 刀杆的受力分析图刀具材料为 YT15，它的性能如下：表 6.1（3/g cm）HRA抗弯强度（GPa）抗压强度（GPa）弹性模量11.011.7911.153.9520530在受力分析时将刀具看为悬臂梁。其作用长度为。14060lDmm杆经受力分析刀具受到两方向的弯矩作用。对危险处截面进行应力分析。图 6.2 刀具截面应力分析图由叠加原理可知，d 点处的拉应力最大，f 点得压应力最大。攀枝花学院本科毕业设计(论文) 6 镗刀强度及镗杆的稳定性验算41（式 6.1）maxyAxAzAfyzFMMWWA（式 6.2）36zxbWW（式 6.3）maxyAxAzAfFMMWA326()0.250.25yxzFF lF l 326 (1709.66
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