机械毕业设计（论文）-轮辐专用六轴钻床设计（全套图纸）.doc

前言前言 制造业是一个国家或地区经济发展的重要支柱，其发展水平标志着该国家或 地区的经济实力、科技水平、生活水平和国防实力。 随着科学技术的日新月异，机床制造业的迅猛发展，国内、外专用机床行业 取得了很大的成就。 专用机床，顾名思义，就是针对某一工件而专门设计制造的机床。与一般机 床相比，具有设计制造周期短、成本低，自动化程度高，加工效率高，加工质量 稳定可靠，能减轻工人劳动强度等优点。 本设计为专用多轴钻床的设计，共分五章：第一章、多轴钻床总体设计；第 二章、多轴钻床部件设计；第三章、支承件的设计；第四章、液压系统的设计； 第五章、电器控制系统的设计。多轴钻床的具体设计步骤见本文正文。 本人尽管对论文已多次审查，但因知识有限，水平有限，时间有限，错误与 不妥之处在所难免，殷切期望老师们拔冗相助，不吝指教，本人不胜感激。 2 摘要摘要 众所周知，在现代机械制造业中，企业对专用机床有着广泛的需求。一般钻 床劳动强度大，专用性能低，生产率不高且不能保证精度；而多轴专用钻床操纵 方便、省力、容易掌握，不易发生操作错误和故障，不仅能减少工人的疲劳，保 证工人和钻床的安全，还能提高钻床的生产率。因此，专用机床的使用，对企业 的竞争力有着十分重要的作用。本文针对一般钻床上述种种缺点及加工对象的具 体情况设计一台轮辐专用多轴钻床，力求达到满足性能要求，经济效益和人机关 系等技术经济指标。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 3 Abstract As it is known, the special-purpose lathe is extensively demanded by enterprises in the modern mechanical manugfacturing industry. The ordinary lathe not only need a large number of man-power. But has a low performance. In addition, its productivity is low and the accuracy cant be ensured. However, the special-purpose lathe can not merely help enterprises to boost productivity greatly, saving a large number of manpower, the material resources, still can improve the quality of the products. Meanwhile, it is easily maneuvered and guarantees workers safty. Hence, the use of the special-purpose lathe plays an important part in the competitiveness of enterprises. Owing to the variety disadvantages of the ordinary lathe, this article presents a new design of mutil-axles drilling machine. It is designed based on the specific information of the object. We try our bests to make it satisfies the performance demands as well as other index such as economic efficiences and relation between humen and machines. Key words: muti-axles drilling machine. 4 目录目录 第一章第一章 多轴钻床总体设计多轴钻床总体设计8 第一节第一节 概论概论8 一性能要求9 二经济效益10 三人机关系11 第二节第二节 多轴钻床总体布局分析多轴钻床总体布局分析11 一操作、观察与调整对总体布局的影响11 二零件的加工工艺方法对总体布局的影响12 三机床的运动分配对总体布局的影响12 四精度等级对总体布局的影响13 五生产效率对总体布局的影响13 六机床的造型对总体布局的影响14 第三节第三节 多轴钻床工艺方案的制定多轴钻床工艺方案的制定14 一影响机床工艺方案制定的主要因素15 二加工工件的工艺分析15 第二章第二章 多轴钻床部件设计多轴钻床部件设计16 第一节第一节 动力部件的选择动力部件的选择16 一切削用量的选择16 二刀具的选择17 三动力部件的选择17 第二节第二节 减速器的选取减速器的选取20 第三节第三节 上台板的设计上台板的设计21 一材料的选取22 二尺寸的确定22 三结构设计23 第四节第四节 主轴箱体的设计主轴箱体的设计24 第五节第五节 主轴箱零件的设计主轴箱零件的设计26 一齿轮的设计26 二齿轮的计算及校核28 三轴的设计34 第六节第六节 夹紧机构的设计夹紧机构的设计40 5 一概述40 二夹紧机构的设计42 第三章第三章 支承件的设计支承件的设计43 第一节第一节 概述概述43 一支承件的功能43 二支承件的静刚度和形状选择原则44 三支撑件的动态特性44 第二节第二节 导轨（立柱）的设计导轨（立柱）的设计45 一概述45 二导轨的设计46 第三节第三节 底座的设计底座的设计48 一材料选择48 二结构设计49 三尺寸确定49 第四章第四章 液压系统的设计液压系统的设计49 一工况分析50 二确定液压缸的参数52 三绘制工作原理图54 第五章第五章 电器控制系统的设计电器控制系统的设计55 一方案分析55 二工作过程56 后记后记58 致谢致谢59 参考文献参考文献60 6 第一章第一章 多轴钻床总体设计多轴钻床总体设计 第一节第一节 概论概论 多轴钻床的总体设计是机床设计的关键环节，它对机床所达到的技术性能和 经济性能往往起着决定性的作用。 机床总体设计，目前基本上有两种情况：其一，是根据具体加工对象的具体 情况进行专门设计；其二，因机床在组成部件方面有共性，可设计成通用部件， 可以利用通用部件来进行机床设计。本设计属于第一种情况，这也是当前最普遍 的做法。 一般来说，机床总体设计时应考虑下列几点: 1.用合适的加工工艺，制定最佳方案； 2.合理的确定机床工序集中程度； 3.合适的选择机床通用部件； 4.选择当前机床的配置形式； 5.合理的选择切削用量； 6.设计高效率的夹具，刀具及主轴箱； 7.要保证给定的工艺过程； 8.保证机床的刚度、精度、抗振性和稳定性，力求减轻机床重量； 9.保证机床结构简单，尽量用较短的传动链，以提高传动精度和效率； 10. 保证良好的加工工艺性，以便于机床的加工和装配； 11. 保证安全生产，便于操作调整和维修； 12. 尽可能保证占地面积小； 7 13. 机床外形美观大方，符合人机工程学原理。 评价机床性能的优劣，主要是根据技术经济指标来判断的。机床设计的技术 经济指标可从满足性能要求，经济效益和人机关系等方面进行分析讨论。 一性能要求一性能要求 1. 工艺范围 机床的工艺范围是指机床适应不同生产要求的能力。大致包括下列内容：在 机床上可完成的工序种类；加工零件的类型，材料和尺寸范围；毛坯的种类等。 2. 加工精度和表面粗糙度 机床的加工精度是被加工零件在尺寸，形状和相互位置等方面所能达到的准 确程度。机床精度分三级：普通精度级，精密级和高精密级。机床的精度，包括 几何精度，传动精度，运动精度和定位精度等。几何精度是指机床在不运动或运 动速度较低时的精度，它是由机床各主要部件的几何形状和它们之间的相对位置 与运动轨迹的精度决定的。传动精度是指内传动链两末端件之间的相对运动精度， 它取决于传动系统中机件的制造精度和装配精度以及传动系统设计的合理性。运 动精度是指机床的主要部件以工作状态的速度运动时的精度。定位精度是指机床 主要部件在运动终点所达到的实际位置的精度。只有机床精度达到一定要求后， 才能满足机床加工精度的要求。 机床加工的工件表面粗糙度也是机床主要性能之一。它与工件和刀具的材料， 进给量，刀具的几何形状和切削时的振动有关。对表面质量要求越高，也就是要 求表面粗糙度越小，则对抗振性的要求越高。机床的抗振性包括两个方面：抵抗 受迫振动的能力和抵抗自激振动的能力。如果振源的频率与机床某主要部件振动 的固有频率重合时，就将发生共振。振幅大增，加工表面粗糙度将会大大增加。 切削自激振动，产生于切削工程中。如果切削不稳定，则切过的表面，其波纹度 将越来越大，振动越来越剧烈，将严重影响加工表面的质量。 8 3. 生产率 机床的生产率通常是指在单位时间内机床所能加工的工件数量。要提高机床 的生产率，必须缩短加工一个工件的平均总时间，其中包括缩短切削加工时间， 辅助时间以及分摊到每个工件上的准备和结束时间。 4. 自动化 机床自动化可减少人对加工的干预，从而保证加工的一致性，即被加工零件 的精度稳定性。还具有提高生产率和减轻工人劳动强度的优点。 5. 可靠性 机床的工作可靠性也是一项重要的技术经济指标。随着机床安全化的发展， 可靠性在机床设计中的地位逐步提高。 6. 机床寿命 机床寿命就是机床保持它应具有的加工精度的时间。随着技术设备更新的加 速，对机床寿命所要求的时间也在减短。对于本次设计的多轴专用钻床来说，寿 命要求短，因为它将随加工产品的更新而废弃。这就要求机床在最高生产率的条 件下工作，在使用期内充分发挥机床的效能，取得最大的经济效益。 确保和提高机床的寿命，主要是提高关键性零件的耐磨性，并使主要传动件 的疲劳寿命与之相适应。 二经济效益二经济效益 在保证实现机床性能要求的同时，还必须使机床具有很高的经济效益。不仅 要考虑机床设计和生产的经济效益，更重要的是要从用户出发，提高机床使用厂 的经济效益。对于机床生产厂的经济效益，主要反映在机床成本上。机床的成本 包括材料，加工制造费用，而且还包括研制和管理费用。 对于机床使用厂的经济效益，首先是提高机床的加工效率和可靠性。要使机 床能够充分发挥其效能，减少能源消耗，提高机床的机械效率，也是十分重要的。 9 机床的机械效率是有效功率对输入功率之比。两者的差值就是损失，主要是摩擦 损失。而且，摩擦功转化为热量，将引起机床的热变形，又对机床的工作带来不 良的后果。因此，设计时必须重视提高机床的机械效率。 三人机关系三人机关系 在设计中，还应该重视人机关系问题。 机床应操纵方便，省力，容易掌握，不易发生操作错误和故障。这样不仅能 减少工人的疲劳，保证工人和机床的安全，还能提高机床的生产率。 防止机床对周围环境的污染，也是对机床设计和制造提出的一项主要要求。 噪声要低，不仅噪声声级要达到规定值以下，而且不能对人耳有强烈的不适感。 。 对于上述的各项技术经济指标，在机床设计时我们将综合考虑，并应根据不 同的需求，有所侧重。 第二节第二节 多轴钻床总体布局分析多轴钻床总体布局分析 机床布局的设计是一个重要的全局性问题，它对机床的部件设计，制造和使 用都有较大的影响。机床总布局的任务，是解决机床各部件的相对运动和相对位 置的关系，并使机床具有一个协调完美的造型。工艺分析和工件的形状，尺寸和 重量，在很大程度上左右着机床的布局形式。 一操作、观察与调整对总体布局的影响一操作、观察与调整对总体布局的影响 机床的布局必须充分考虑到操作机床的人，处理好人机关系。充分发挥人与 机床各自的特点，使人机的综合效能达到最佳。 机床各部件的相对位置的安排，应考虑到便于操作和观察及测量。安装工件 10 部位的高度，应正好处于操作者手臂平伸的位置（较重件除外） 。为适应一般操 作者的身材高度，对安装工件位置较低的机床，应将床腿或床座垫高。 根据手臂所能到达指定位置的难易程度，有最大工作区，正常工作区和最佳 工作区之分。为了便于检修，要考虑人体蹲下是较适于工作的区域。还应考虑到 操作者可能达到的最大视野和反应敏锐的视野区等。 二零件的加工工艺方法对总体布局的影响二零件的加工工艺方法对总体布局的影响 专用机床加工工件的工艺方法是多种多样的。在设计多轴钻床时，往往由于 工艺方法的改变，导致机床的传动部件配置以及结构等产生一系列的改变。因此 在确定专用多轴钻床的总体布局时应首先分析和选择合理的加工工艺。 三机床的运动分配对总体布局的影响三机床的运动分配对总体布局的影响 钻床的工艺方案确定后，刀具与工件在加工时的相对运动也随之被确定了。 但此相对运动可以完全分配给刀具，也可以完全分配给工件，或由刀具和工件共 同完成。下面我们拟定几种分配方案，分析比较不同方案的优缺点，选择最佳运 动方案。 1.钻削加工的相对运动由刀具实现 在轮辐专用多轴钻床上钻孔时，主运动和进给运动都有刀具完成，钻头的轴 向移动为进给运动，钻头的回转运动为主运动。主运动和进给运动形成了切削加 工时的全部相对运动。 2.钻削加工时的相对运动由刀具和工件共同完成 在多轴钻床设计中，扩铰轮辐孔时主运动分配给钻头，进给运动由工件完成， 即钻头的向下运动和工件的向上移动，该方案用于工件重量不大的设计中。 方案比较：把运动完全分配给刀具的方案，一般用于重型工件的加工。由于 11 多轴钻床所加工的轮辐重量不是很大，故本设计采用第二种方案。具体方案如下 图： 固定 四精度等级对总体布局的影响四精度等级对总体布局的影响 由于多轴钻床的加工精度和光洁度与机床的刚度和抗震性有关，为了获得所 要求的加工精度和光洁度，在机床总体布局上应保证有足够的刚度和抗震性。通 常情况下，支承形式为封闭的框架时，其刚度较好。机床在加工过程中产生震动 传递给工件和刀具，会使被加工表面产生震动，降低表面光洁度；震动也会使刀 具寿命缩短，使机床零件磨损加快；震动所造成的噪音，使工人疲劳。因此，设 计中应采取一定的措施来消除和减少震动。 五生产效率对总体布局的影响五生产效率对总体布局的影响 机床的生产批量不同，其结构可能完全不同。强力轮辐股份有限公司加工轮 辐属于大批量生产，因此制造轮辐扩铰专用机床，一次完成多孔加工，效率高， 12 劳动强度低，从而节约人力和时间。 六机床的造型对总体布局的影响六机床的造型对总体布局的影响 机床的外观，应寻求整体统一，均衡稳定，比例协调机床总布局的任务，是 解决机床各部件的相对运动和相对位置的关系，并使机床具有一个协调完美的造 型。 钻床一般型式是单臂式和框架式。单臂式的特点是能方便的更换点位进行加 工。但这类布局型式与框架式相比刚度较差，所以本设计采用框架式结构，这种 型式的机床具有占地面积小，工人所处的操作位置比较灵活的特点，且刚度高， 加工精度高。本设计框架式结构见下图： 第三节第三节 多轴钻床工艺方案的制定多轴钻床工艺方案的制定 工艺方案制定的正确与否，将决定机床能否达到“质量轻，体积小，结构简 单，使用方便，效率高，质量好”的要求。故在确定专用机床的总体布局方案时， 应重点分析和选择合理的工艺方案。 13 一影响机床工艺方案制定的主要因素一影响机床工艺方案制定的主要因素 被加工零件需要在机床上完成的工序及加工精度，是制定机床工艺方案的主 要依据。制定工艺方案时，首先需要全面的分析工件的加工精度及技术要求，了 解现场加工工艺及保证精度的有效措施。 1.被加工零件的特点 工件材料及硬度、加工部件的结构形式、工件的刚性、工艺基面等，对于机 床工艺方案的制定都有重要的影响。 工件的刚性不足，加工时工序就不能太集中。有时为了减少机床台数，必须 采用高度集中工序时，从安排上，也必须把一些工序从时间上错开加工，以避免 同时加工时因工件受力变形、发热变形以及振动而影响加工精度。 2.工件的生产方式 被加工零件生产批量的大小，对机床方案的制定也有影响。对大批量生产的 箱体零件，工序安排上，一般趋于分散。例如加工轮辐螺栓孔，其粗加工，精加 工分别在不同的机床上进行。机床虽多一些，但由于生产批量很大，从提高生产 率，稳定的保证加工精度的角度来讲仍然是合理的。在小批量生产情况下，完成 同样工艺内容，则力求减少机床台数，此时应当将工序尽量集中在一台或少数几 台机床上进行加工，以提高机床的利用率。 二加工工件的工艺分析二加工工件的工艺分析 本次设计的机床是轮辐螺栓孔专用扩铰多轴钻床。以下对所加工工件外形及 加工面的位置作详细的分析。 由零件图可以看出，此步工序是对轮辐面上六个直径为32 的孔进行扩铰 加工。如果采用一般钻床，也可以完成此步工序，但是一次只能加工一个孔，一 14 个轮辐需要加工六次，劳动强度大，生产率低且不能保证精度。为了保证配合质 量，提高生产效率和减轻劳动强度，可以使用多轴钻床一次完成六个孔的扩铰工 作，从而节省人力和时间。所加工工件在扩孔后的零件图如下图所示： 第二章第二章 多轴钻床部件设计多轴钻床部件设计 第一节第一节 动力部件的选择动力部件的选择 动力部件的选择在整个多轴钻床的设计中是至关重要的。动力部件的功率如 果选取过大，电动机经常处于低负荷情况，功率因素小，造成电力浪费，同时使 转动件及相关尺寸选取过大，浪费材料，且机床笨重。如果选取过小，则机床达 不到设计提出的使用性能要求。本设计主运动采用电动机带动，进给运动采用电 动机带动液压系统运动。 一切削用量的选择一切削用量的选择 多轴钻床正常工作与合理地选用切削用量，即确定合理的切削速度和工作进 15 给量，有很大的关系。切削用量选用的恰当，能使多轴机床以最少的停车损失， 最高的生产效率，最长的刀具寿命和最好的加工质量，也就是“多快好省”的进 行生产。 工作时，六轴钻床的六把刀具同时运转，为了使钻床能正常工作，不经常停 车换刀，而达到较高的生产率，所选的切削用量比一般钻床单刀加工要低一些。 概括地说，在多轴钻床上不宜采用较大的切削速度和进给量。 对于扩铰孔，要想达到较理想的状态，除刀具须保证合理的几何形状及冷却 充分，很重要的一点是合理选择切削用量。一般是速度低一点好，进给量不宜太 大。 查组合机床设计第一册“机械部分”表 213“扩孔切削用量” ，得 V=1220m/min，f=0.30.4mm/r，本设计选取 v=20m/min,f=0.3mm/r。 二刀具的选择二刀具的选择 厂方提供现有刀具。 三动力部件的选择三动力部件的选择 1.主运动电动机的选取 查专用机床设计与制造选取主运动电动机： 切削扭矩： qmxM Mp MCDtKAAA 即 1.00.90.80.75 735 0.09 320.5 (3229.5)0.4() 735 1.687(公斤力米) 总切削扭矩：MMgn 总 1.687 610.122(公斤力米） 轴向力： 0 ppp qxy P PCDtSKAAAA料P 16 1.30.70.75 735 37.8 0.5 (3229.5)0.4() 735 25.84(公斤力) 总轴向力： 25.84 6155.04(FF n A 总公斤力) 切削功率： 10001000 20 199.04( /min) 3.14 32 10.122 199.04 2.07() 974974 v nr d Mn pkw A 总 根据以上计算，选取主运动电动机。查机械设计手册，选取型号为 Y160L8。Y 系列电动机为全封闭自扇冷式，一般用于空气中不含易燃，易炸或 腐蚀性气体的场所，也适用于无特殊要求的机械上，如金属切削机床。 工作条件： 环境温度不超过+40； 相对湿度不超过 95； 海拔不超过 1000m； 额定电压 380 V； 频率 50Hz； 接法：3KW 及以下 Y 接法，4KW 以上三角型接法。本设计采用三角型接法。 工作方式为连续（S1） ； 防护等级为 IP44（GB149879） 。 所选电动机参数如下表所示： 17 满载时 型号 额定 功率 型号 转速 1 /minr A 电流 / A 效率 （） 功率 因素 Y160L-87.572017.7860.75 噪声、dB(A) 型号 堵转转 矩额定 转矩 最大转 矩额定 转矩 1 级2 级 重量 /kg Y160L-82.02.0677245 电动机的安装尺寸： 国际标准机座号 DFG 机座 号2 极 4、6 、81 0 极 2 极 4、6 、8 10 极 2 极 4、6 、81 0 极 2 极 4、6 、8 10 极 160L160L4242K61237 EL 2 极 4、6 、81 0 极 KABC 2 极 4、6 、81 0 极 11015254254108650 2.进给电动机的选取： 本设计进给运动采用液压进给，根据厂方现有设备，选取三相异步电动机， 型号为 Y132S6。 查机械设计手册“表 9.15” ，Y 系列（IP44）三相异步电动机具体 参数如下： 18 满载时 型号 额定功 率型号 转速 1 /minr A 电流 / A 效率 （） 功率因 素 堵转 电流 额定 电流 Y132s-63.09607.23830.766.5 噪声、dB(A) 型号 堵转转 矩额定 转矩 最大转 矩额定 转矩 1 级2 级 飞轮力 矩 2 / N mA 重量 /kg Y160L-82.02.266710.28663 安装尺寸见下表所示： EL 2 极 4、6、810 极 KH A 2 极4、6、810 极 8012 0 0.5 20 216475 第二节第二节 减速器的选取减速器的选取 减速器是原动机和工作机之间的独立的封闭传动装置，用来降低转速和增大 转矩，以满足工作需要。减速器的种类很多，按照传动类型可分为齿轮减速器， 蜗杆减速器和行星减速器。本设计减速器位于钻床顶部，所处空间有限，故选用 国际标准机座号 DFG 机座 号2 极 4、6 、81 0 极 2 极 4、6 、8 10 极 2 极 4、6 、81 0 极 2 极 4、6 、8 10 极 132s132s3838k61033 19 单级行星齿轮减速器。行星齿轮减速器与普通圆柱齿轮减速器相比，尺寸小，重 量轻，一般用在结构紧凑的动力传动中。根据需要，本设计选用立式 NGWL 型 行星齿轮减速器，这类减速器的工作条件为： 高速轴转速不超过 1500r/min； 齿轮圆周速度不超过 15m/s； 工作环境温度为-40+45； 可正反两向运转。 查新编机械设计师手册上册表 6.1139，选择型号为 NGWL11，公称 传动比为 7.1。再查新编机械设计师手册表 601142“单级 NGWL 型减速 器外型和安装尺寸” ，具体参数如下： 外形 机座 号 型号 规格 公称 传动 比 L 2 L 1 D 1 L 1 NGW-L 11 7.1 根据所配电动 机确定 360230.5 法兰及螺栓孔 2 D 3 D 1 nd h 1 h 2 h 280325 6 18 62018 轴伸 dltb 重量 （kg） 油量 （L） 508253.514653.89 第三节第三节 上台板的设计上台板的设计 本设计中上台板的主要作用是安装电动机和减速器，用来承受电动机和减速 20 器的重量，并吸收电动机工作时产生的一部分振动。 一材料的选取一材料的选取 为了更好的吸收电动机和减速器产生的振动，上台板的材料选用铸铁 HT300。 二尺寸的确定二尺寸的确定 尺寸的确定在上台板的设计中至关重要。上台板如果设计的过厚，将增加机 床的整体重量，还浪费材料；如果设计的过薄，则刚度不够，电动机和减速器的 重量通过上台板作用于减速箱上，影响正常的工作。 查新编机械设计师手册表 1.21“铸铁最小允许壁厚” ，铸铁尺寸在 500mm500mm 以上，铸铁最小允许壁厚为 20mm。因本设计所设计尺寸远大于 此值，厂方又要求在设计时各零部件富裕量要大，所以本设计上台板厚度取为 40mm。 查新编机械设计师手册表 6.1142“单级 NGWL 型减速器外型和安 装尺寸” ，根据,，确定上台板中间安装减速器的凸台 1 300Dmm 2 280Dmm 内孔壁直径分别为 360mm，280mm。 查新编机械设计师手册表 7.227“TL 型弹性套柱销联轴器外型和安装 尺寸” ，根据，结合主轴 IIIII 段的长度，确 1 112,6,84Lmm Smm Lmm 定中间凸台的高度为 148mm。 因立柱横向之间的距离为 900mm，立柱直径为 120mm，取上台板外缘凸台 壁厚为 60mm，则上台板长度为 1155mm。 因立柱纵向之间的距离为 680mm，立柱直径为 120mm，取上台板外缘凸台 壁厚为 60mm，则上台板宽度为 918mm。 21 三结构设计三结构设计 为了便于安装联轴器，上台板中间凸台设计为敞开式。因联轴器 D=224mm， 中间凸台内径为 280mm，所以可以很方便的进行安装，维护和维修。 查新编机械设计师手册表 1.22“外壁，内壁与肋板的厚度” 。零件最 大外型尺寸小于 1250mm 的铸件，肋的厚度最小为 8mm。考虑安全问题，取肋 的厚度为 14mm。 查新编机械设计师手册表 1.26“铸造外圆角半径 R 值” ，表面的最小 边尺寸在 25mm60mm 之间，外圆角取 4mm。 查新编机械设计师手册表 1.211“孔边凸台” ，具体计算如下： r=0.25a=0.2540mm=10mm； R=0.75a=0.7540mm=30mm； H=2a=240=80mm。 经尺寸确定，结构设计后，最终确定上台板结构如下图： 22 第四节第四节 主轴箱体的设计主轴箱体的设计 主轴箱体是机床的重要组成部分，按专门要求或需要来进行设计的，在机床 设计过程中，是工作量较大的部件之一。 首先，介绍机床主轴箱的用途。主轴箱体是用于布置（按所要求的坐标位置） 机床工作主轴及传动零件和相应的附加机构。它通过按一定速比排布传动齿轮， 把动力从动力部件动力箱，电动机等，传递给各工作主轴，使之获得所需求的 转速和转向，并防止润滑油外流和灰尘，污物侵入。主轴箱体应有足够的精度和 刚度；有良好的散热性和密封性；具有美观大方且与总体布局协调一致的外型； 具有良好的工艺性；便于加工和装配。 对于主轴箱体设计，本设计采用一般设计法。一般设计法是根据主轴的分布， 转速，转向以及尺寸要求等，由设计者进行全部设计工作，这也是当前主轴箱设 计中最常用的方法。主轴箱设计的原始依据，包括下述的全部或部分内容： 1.所有主轴的位置关系； 2.要求的主轴转速和转向（这是指左旋转转向，对右旋转向一般不需要注 明） ； 3.主轴的工序内容和主轴外伸部分尺寸； 4.主轴箱的外型尺寸与其他部件的联系尺寸； 5.动力部件（包括主电机）的型号； 6.托架或钻模板的支杆在主轴箱上的安装位置及有关要求； 7.工艺上的要求； 8.其他要求。 主轴箱体设计具体步骤如下： 1.材料选择： 因为该多轴钻床主轴箱尺寸较小，为了便于制造，故选用 45 钢。 23 2.结构设计： 本设计采用联结在立柱上的两正方形钢板（隔板）围成主轴箱上下箱壁。考 虑到齿轮的安装，套筒的固定，侧壁设计成可拆卸式。 1)主轴箱体的壁厚 为了减轻机床重量，在保证主轴箱足够刚度的前提下，主轴箱体应尽量选取 较小的壁厚。但本设计须在箱体内、外壁之间安装轴承等，故受其装配尺寸限制， 按需要适当加厚。因轴承宽度为 17.25mm，端盖厚度为 20mm，轴承距离主轴箱 体内壁为 8mm，则主轴箱体的厚度为 17.25mm+20mm+8mm=45.25mm，圆整取 为 46mm。 2)主轴箱体内壁的距离 主轴箱体内壁之间用来安装齿轮，因为小齿轮齿宽大于大齿轮齿宽，所以根 据小齿轮计算距离。小齿轮齿宽为 40mm，距内壁距离都为 16mm，所以内壁的 距离为 40mm+ 16mm+16mm=72mm；外壁距离（也就是主轴箱体的轮廓高度） 为 72mm+46mm+46mm=164mm。 3)主轴箱体尺寸的确定 已知大齿轮分度圆尺寸为 147mm，小齿轮分度圆尺寸为 75mm，齿全高为 5.94mm，则小齿轮齿顶围绕大齿轮轴旋转的轨迹为直径是 112mm 的圆。取齿轮 轮齿距主轴箱侧壁距离为 16mm（考虑安装误差） ，侧壁板因只起到防止灰尘， 污物的侵入，为了减轻主轴箱重量，可取较小的壁厚，但考虑装配原因，定为 20mm。则主轴箱体的外型轮廓尺寸 LBH（长宽高） =339mm339mm164mm。具体结构形状如下： 24 第五节第五节 主轴箱零件的设计主轴箱零件的设计 一齿轮的设计一齿轮的设计 1.主传动方案设计 传动系统的设计是主轴箱设计中关键的一环。所谓传动系统的设计，就是通 过一定的传动链，按要求把动力从动力部件的驱动轴传递到主轴上去。同时，满 足主轴箱其他结构和传动的要求。 传动系统设计的一般要求： 1)在保证主轴的强度、刚度、转速和转向要求的前提下，力求传动轴和齿 轮最少；应尽量用一根传动轴带动多根主轴；当齿轮啮合中心距不符合标准时， 可采用齿轮变位的方法和凑中心距离。 2)在保证有足够强度的前提下，主轴，传动轴和齿轮的规格要尽可能少， 以减少各类零件的品种。 3)通常应避免主轴带动主轴，否则将增加主动主轴的负荷。 4)最佳传动比为 11.5，但允许采用到 33.5。 5)粗加工主轴上的齿轮，应尽可能靠近前支承，以减少主轴的扭转变形。 6)尽可能避免升速传动，必要的升速最好放在传动链的最末一，二级，以 减少功率损失。 2.主轴箱齿轮齿数的确定 齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，其主要特点有效率高、结构紧凑、 工作可靠、寿命长等优点，并且该传动比较平稳。齿轮传动可分为开式、半开式 和闭式传动，本设计依据厂方的具体情况设计为半开式。 齿轮应具有足够的工作能力，以保证在整个工作寿命期间不致失效。通常， 在设计齿轮时只按齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度两个准则进行计算。 下面对齿轮进行具体的参数计算和结构设计。 因所加工工件的两对称孔之间中心距为 222.25mm。根据厂方要求，主轴箱 内的齿轮应足够结实，故初选主轴箱齿轮模数为 3mm。 25 1)齿轮齿数： 两对称孔中心距与齿数的关系为： 1212 () 2 a dddm zz 式中各参数含义： 所加工对称孔中心距；d 大齿轮分度圆直径； 2 d 齿轮模数； m 小齿轮齿数； 1 z 大齿轮齿数； 2 z 中心距。 a 把 d222.25mm，m3mm 代入上式得： 12 222.253 ()zz 2 222.25 3474.1zmm 1 即即z 齿轮齿数为整数，所以 74.1 可以就近圆整为 74，因此。由于齿 12 74zz 轮齿数应该遵循互质原则，查机械制造装备设计 ，初定49，25。 1 z 2 z 已知主轴转速 n199.04r/min，即小齿轮转速为 199.04r/min，齿数比 u1.96，即 i1.96。 2)选择齿轮类型、精度等级及材料 a)齿轮应因不受轴向载荷，故选用直齿圆柱齿轮传动； b)因为多轴钻床为一般工作机器，转速不高，故选用 7 级精度（GB10095- 88） ； c)齿轮的材料选择 由机械设计表 101 选择小齿轮材料为 20CrMnTi，硬度为 300HBS， 齿面硬度 60HRC；大齿轮材料为 40Cr，硬度为 280HBS。 3.齿轮结构设计 齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸、材料、加工方法及使用要求等因素有关。 26 因此进行齿轮结构设计时，必须考虑上述各方面的因素。具体设计如下： 齿轮结构设计有以下原则：当齿顶圆直径小于 160mm 时，一般做成实心结 构；当齿顶圆直径在 160500mm 之间时，一般做成腹板式结构。 1)小齿轮结构设计 因小齿轮齿顶圆直径160mm，本设计选用实心结构，即盘式齿75 a dmm 轮。其结构尺寸为：，则 2.5 37.5emm 。(2 2.5)em * 75275277200 aa dhmm 2)大齿轮结构设计 因为大齿轮分度圆直径=mm=147mm 160mm，所以大齿轮 a dm z A3 49 同样选为实心结构。结构与小齿轮一样。 3)大齿轮和小齿轮参数如下所示 名称参数代号小齿轮参数大齿轮参数 模数m33 齿数z2549 分度圆直径d75147 二齿轮的计算及校核二齿轮的计算及校核 1.齿轮的计算和校核 按齿面接触疲劳强度设计 查机械设计得： 2 1 3 1 1 2.32() tE t dH kTZ d AA 确定公式内的各计算数值 选载荷系数1.3 t K 计算小齿轮传递的转矩： 5 111 95.5 10/TP n 27 由机械设计便览表 412“各种性能减速器主要性能比较”查得减速器 效率为 9596；由实用机械设计手册查得轴承效率为 99；联 轴器效率为 99。主轴箱齿轮布置为六个小齿轮均匀分布在一个大齿轮的边沿， 并被大齿轮带动，所以主轴箱输出功率为： 1233 1 6 P P 式中各参数含义： P输入减速器的功率 1 减速器效率 2 联轴器效率 3 滚动轴承效率 将 P7.35， 1 95， 2 99， 3 99代入上式得： 1 7.35 95% 99% 99% 99% 6 P 6.775 6 kW 1.129kW 小齿轮转速的计算： 0 1 1 n n i 把 代入上式，得： 012 720 /min,7.1,1.96nrii 1 720 /min 1.96 7.1 r n 198.76 /minr 11 22 25 375 49 3147 dZ mmm dZ mmm A A 12 1 75 147 111 22 0.53 7539.75 d dd amm bdmm (2 2.5) ,2.5 37.5 75275277200 aa ememm dhmm 即 28 4 1 1 22 5.426 10 1446.93 75 t T FN d 12 40,35Bmm Bmm 1 1 1446.93 41.34 35 At K F N d 75 a dmm 1 95.5 10 1.129 198.7 /min kw T r 4 5.426 10/N mm 由机械设计表 107 选取齿宽系数 d 0.53； 由机械设计表 106 查得材料的弹性影响系数 ； 1 2 189.8 Ea ZMP 由机械设计表 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 , ； lim1 1400 Ha MP lim1 600 Ha MP 由机械设计表 10-13 计算应力循环系数 11 6060 198.76 /min 1 (8 30 15) h Nn jLr 8 4.29 10 8 8 2 4.29 10 2.189 10 1.96 N 由机械设计表 1019 查得接触疲劳强度系数, 1 0.93 HN K ； 2 0.98 HN K 计算接触许用应力 取失效概率为 1，安全系数为 s=1。 由机械设计式 1012 得： 11 lim 1 0.93 14001302 HNH Haa k MPMP S 22 lim 2 0.98 600588 HNH Haa k MPMP S 29 2.按齿面接触强度计算 计算小齿轮分度圆直径 。代入 中较小的值，得： 1t d H 1 3 1 1 2.32() tE t dH kTZu d u AA 4 2 3 1.3 5.426 10 1.96 1 198.76 2.32() 0.531.96588 AA 65.946 mm 计算圆周速度 V 11 60 1000 t d n V 65.946 198.76 60 1000 0.686/m s 计算齿宽 b 1dt bdA0.53 65.94634.95mm 计算齿宽与齿高之比 b/h 1 1 65.946 2.64 25 t t d mmm z 2.252.25 2.645.94 t hmmm 34.95 5.884 5.94 b h 计算载荷系数 根据 v0.686m/s，7 级精度，由机械设计图 108 查得动载系数 。假设直齿轮，由机械设计表 103 查得：1.05 v k 100/ At k F N mm b 1.2 HF kK 由机械设计表 102 查得使用系数；1 A K 由机械设计表 104 查得 7 级精度，小齿轮相对支承对称布置时 30 223 1.120.18 (1 0.6)0.23 10 Hdd Kb A 将数据代入，得： 223 1.120.18 (1 0.6 0.53 ) 0.530.23 1034.95 H K A 1.187 由， ，查机械设计1013 得 ： 5.884 b h 1.187 H k 1.145 F K 故载荷系数 1 1.05 1.2 1.45 AVHH KK K KK 1.4427 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计公式 1010a 得： 3 3 11 1.4427 65.94668.27 1.3 t t k ddmm k 因初选，所以强度合格。 1 75dmmd 计算模数 m 1 1 75 3 25 d mmm z 3.按齿根弯曲强度设计 由机械设计式 105 得： 1 3 2 1 2 () FaSa dF Y YkT m z 1)确定公式内的各个参数值 由机械设计图 1020d 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳强度分别为： 1 750 FE MPa ， 2 720 FE MPa ； 由机械设计表 1018 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0.9 FN k ， 31 2 0.95 FN K ； 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4S ，由机械设计式 1012 得： 11 1 0.9 1400 900 1.4 FNFE F K MPa S 22 2 0.95 600 407 1.4 FNFE F K MPa S 计算载荷系数 k AVFF kK K KK 查取齿形系数 由机械设计表 105 查得 ； 12 2.62,2.32 FaFa YY 查取齿形校正系数 由机械设计表 105 查得 ； 12 1.59,1.70 SaSa YY 计算大小齿轮的并比较大小 FaSa F Y Y 11 1 2.62 1.59 0.00463 900 Fasa F YY 22 2.32 1.70 0.0097 407 Fasa F YY 2)设计计算 4 3 2 2 1.4427 5.426 10 1.66 0.53 25 mmm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载 能力，而齿面接触强度的承载能力，仅与齿轮直径有关，厂方要求的 75mm，m=3 完全可靠。 1 d 4.几何尺寸计算 1)计算分度圆直径 32 11 3 2575dmzmm 22 3 49147dmzmm 2)计算中心距 12 75 147 111 22 dd amm 3)计算齿轮宽度 1 0.53 7539.75 d bdmm 考虑安装对中误差及大小齿轮传递扭矩相等等因素，小齿轮齿宽应比大齿轮 宽 510mm，故将齿宽就近圆整为。 12 40,35Bmm Bmm 5.验算 4 1 1 22 5.426 10 1446.93 75 t T FN d 1 1446.93 41.341/100/ 35 At K F N mmN mm b 故设计合理。 三轴的设计三轴的设计 作回转运动的传动零件，一般都安装在轴上进行运动，即传递动力。因此轴 的功用是支承回转零件及传递运动和动力。 轴的结构设计就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和尺寸。如果轴的结构设计不合理，则会影响轴的工作 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的装配困难。 轴的工作能力计算是指轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。一般情 况下，轴的结构工作能力主要取决于轴的强度，因此在设计计算中我们只对轴的 强度进行计算，防止其断裂或塑性变形。 1主轴的设计 1)主轴的结构设计 33 主轴的型式和直径，主要取决于刀具的进给抗力和切削扭矩或主轴刀具系 统结构上的需要。 轴的分布类型是多种多样的，结构各有不同，大体可以归纳成下述几种类型： 单组或多组圆周分布； 等距或不等距直线分布； 圆周或直线混合分布； 任意分布。 根据厂方所提供的零件图，本设计采用第一种类型中的单组圆周分布。单轴 的结构如下图： 即即即即 2)主轴的参数设计 主轴的分布尽管有各种各样的类型，但通常采用的经济而又有效的转动是： 用一根传动轴带动多根主轴。本设计采用此种设计，具体方案如下：在设计传动 系统时，首先把所有主轴（6 轴）分成一组同心圆，然后在同心圆上放置一根传 动轴，来带动一组