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坐标检查图气缸体双工位专用钻床总体及右主轴箱设计摘 要 为了提高气缸体的加工精度和生产效率，课题设计了一台双工位专用钻床。该钻床一共要加工43个孔，分别为左面钻削1230深110的挺柱孔；右面扩1241、锪挺柱孔41端面，并钻削顶面128和76的水孔。该机床设计包括总体设计和右主轴箱设计两部分。总体设计包括机床配置型式的确定、结构方案的选择以及“三图一卡”的绘制。考虑到加工方便，该床采用卧式双工位加工的方案。加工和装配的工艺性好，零件装夹方便。采用机械滑台实现刀具进给，借助导套引导刀具实现精度稳定的加工。主轴采用标准主轴，刀具选用复合麻花钻，使得工序集中。右主轴箱设计包括绘制多轴箱设计原始依据图、拟定主轴箱的传动路线，确定主轴和齿轮，并对轴和齿轮的强度校核计算，最后绘制多轴箱装配图和零件补充加工图。本组合机床加工效率高,减轻了工人的劳动强度,提高了生产效率。关键词: 钻孔；主轴箱；气缸体；组合机床IAbstract: To improve the cylinder block machining accuracy and production efficiency, subject to design an exclusive Double-driller. The processing of drilling a total of 43 holes were left drilling 12 30 deep 110 tappet hole; subsequently expanded 12 41, Spotfacer Teppet Kong 41 end, and drilling the top 12 8 and 7 6 water holes. The machine tool design, including design and right spindle box designed in two parts. Machine design configuration patterns including the identification, structure and program of choice plans a three card shows. Taking into account processing to facilitate the use of horizontal bed Double-processing program. Processing and assembly technology, good parts fixture convenience. Mechanical slider tool to achieve progress to help guide sleeve guide precision tool to achieve stability in the processing. Spindle standard spindle, tool selection composite. Twist Drill, making processes focus. Right spindle box design includes multi-axle box drawing based on the original design plans to develop the drive spindle box line, and identify spindle gear, also gear shaft and the strength check, the last box of drawing more parts and assembly plans to add processing. The combination of high efficiency machining, reducing the labor intensity and raise the efficiency of production. Keywords: Bored; Spindle box;Cylinder;Combination machine 目录1 前言12 总体设计22.1 总体方案论证22.1.1 加工内容和要求22.1.2 机床配置型式的选择22.1.3 定位基准的选择22.2 确定切削用量及选择刀具32.2.1 选择切削用量32.2.2 计算切削力、切削转矩及切削功率42.2.3 选择刀具结构42.3 组合机床总体设计“三图一卡”52.3.1 被加工零件工序图52.3.2 加工示意图52.3.3 机床联系尺寸图72.3.4 机床生产率计算卡103 组合机床右主轴箱设计1153.1 绘制右主轴箱设计原始依据图153.2 主轴结构型式的选择及动力计算183.2.1 主轴结构型式的选择183.2.2 主轴直径和齿轮模数的初步确定183.3 主轴箱传动系统的设计与计算193.3.1 计算驱动轴、主轴的坐标尺寸193.3.2 拟订主轴箱传动路线203.3.3 传动轴的位置和转速及齿轮齿数213.4 主轴箱中传动轴坐标的计算和直径的确定273.4.1 传动轴坐标的计算273.4.2 轴径的确定363.5 右主轴箱中变位齿轮的计算373.6 轴强度的校核3383.7 齿轮校核计算3394 结论43参 考 文 献44致 谢45III1 前言 本次设计的课题是气缸体双工位专用钻床总体设计。该课题来源于恒力机床厂。 左面钻削1230深110的挺柱孔；右面扩1241、锪挺柱孔41端面，并钻削顶面128和76的水孔。该机床应能满足加工要求，保证加工精度；运转平稳，工作可靠，便于维修、调整；尽量采用标准件和通用件，以便降低制造成本。本人的设计分工是总体设计和右主轴箱部分的设计，左主轴箱和夹具部分的设计由同组其他同学完成。该机床提高了生产效率，降低了工人的劳动强度，降低制造成本等。这也是将来我从事机械设计前的一次很好的锻炼。组合机床是根据工件加工需要,以大量通用部件为基础,配以少量专用部件组成的一种高效的专用机床。组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工的方法，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。由于通用部件已标准化和系列化，可根据需要灵活配置，能缩短设计和制造周期。因此，组合机床兼有低成本和高效率的优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可用来组成自动生产线。组合机床一般用于加工箱体类或特殊形式的零件。加工时，工件一般不旋转，由刀具的旋转运动和刀具与工件的相对进给运动来实现钻孔、扩孔、锪孔、铰孔、镗孔、铣削端面、切削平面、切削内外螺纹以及加工圆和端面等。组合机床的设计，目前基本上有两种方式：第一，是根据具体加工对象的特征进行专门设计，这是当前最普遍的做法。第二，随着组合机床在我国机械行业的广泛使用，广大工人和技术人员总结出生产和使用组合机床的经验，发现组合机床不仅在其组成部件方面有共性，可设计成通用部件，而且一些行业在完成一定工艺范围内的组合机床是极其相似的，有可能设计为通用机床，这种机床称为“专能组合机床”。这种组合机床不需要每次按具体加工对象进行专门设计和生产，而是设计成通用品种，组织成批生产，然后按被加工零件的具体需要，配以简单的夹具及刀具，即可组成加工一定对象的高效率设备。组合机床未来的发展将更多的采用调速电动机和滚珠丝杠等传动，以简化结构、缩短生产节拍；采用数字控制系统和主轴箱、夹具自动更换系统，以提高工艺可调性；以及纳入柔性制造系统等。本说明书以设计卧式气缸双工位专用钻床为主线，阐述了右主轴箱设计的过程。在第2章中着重介绍了组合机床的总体设计。在总体设计中，首先是被加工零件的工艺分析，然后是总体方案的论证，在比较了许多方案之后，结合本道工序加工的特点最终选择卧式双面的机床配置型式。然后通过计算绘制“三图一卡”被加工零件工序图、加工示意图、机床联系尺寸图和生产率计算卡。在第3章中，组合机床右主轴箱设计。2 总体设计2.1 总体方案论证本次设计的组合机床的加工对象为柴油机气缸体，材料是HT250,硬度：187255HBS。2.1.1 加工内容和要求2.1.1.1 本机床被加工零件特点该加工零件为柴油机气缸体。在本工序之前各主要表面、销孔已加工完毕。2.1.1.2 本机床被加工零件的加工工序及加工精度本道工序：钻左面、右面的孔，由本设备“YZJ1506双工位专用钻床”来完成，因此，本设备的主要功能是完成气缸体左、右两个面上一共43个孔的加工。具体加工内容及加工精度是：a.左面12个孔：钻削1230深110的挺柱孔，表面粗糙度12.5，各孔位置度公差为0.02mm；b.右面31个孔：另一侧扩1241孔，表面粗糙度12.5，各孔位置度公差为0.03mm；并钻削顶面128和钻76的水孔，表面粗糙度12.5，各孔位置度公差为0.03mm。2.1.1.3 本次设计技术要求 a.机床应能满足加工要求，保证加工精度； b.机床应运转平稳，工作可靠，结构简单，装卸方便，便于维修、调整； c.机床尽可能用通用件（中间底座可自行设计）以便降低制造成本； d.机床各动力部件用电气控制，液压驱动。2.1.2 机床配置型式的选择机床的配置型式主要有卧式和立式两种。卧式组合机床床身由滑座、侧底座及中间底座组合而成。其优点是加工和装配工艺性好，无漏油现象；同时，安装、调试与运输也都比较方便；而且，机床重心较低，有利于减小振动。其缺点是削弱了床身的刚性，占地面积大。立式组合机床床身由滑座、立柱及立柱底座组成。其优点是占地面积小，自由度大，操作方便。其缺点是机床重心高，振动大。根据任务书上的要求，选用卧式组合机床。2.1.3 定位基准的选择组合机床是针对某种零件或零件某道工序设计的。正确选择定位基准，是确保加工精度的重要条件，同时也有利于实现最大限度的集中工序。一般常采用一面两孔定位和三面定位。本机床加工时采用的定位方式是一面两销定位，以左端面为定位基准面，限制三个自由度；一个圆锥销限制两个自由度；再用一个菱形销限制剩下的一个自由度。2.2 确定切削用量及选择刀具2.2.1 选择切削用量对于43个被加工孔，采用查表法选择切削用量，从文献1第130页表6-11中选取。由于钻孔的切削用量还与钻孔深度有关，随孔深的增加而逐渐递减，其递减值按文献1第131页表6-12选取。降低进给量的目的是为了减小轴向切削力，以避免钻头折断。钻孔深度较大时，由于冷却排屑条件都较差，使刀具寿命有所降低。降低切削速度主要是为了提高刀具寿命，并使加工较深孔时钻头的寿命与加工其他浅孔时钻头的寿命比较接近。同一多轴箱上各刀具每分钟进给量必须相等并等于滑台的工进速度Vf,所以要求同一多轴箱上各刀具均有较合理的切削用量是困难的。因此,一般先按各刀具选择较合理的转速和每转进给量,在根据其中工作时间最长,负荷最重,刃磨较困难的所谓”限制性”刀具来确定和调整每转进给量和转速,通常采用试凑法来满足每分钟进给量相同的要求。2.2.1.1切削用量的选择a. 孔 12-30，深110mm 查文献1第130页表6-11高速钻头切削用量得由d2250，硬度大于187255HBS，选择v=1624m/min,取v=20m/min,f0.20.8mm/r,又d=30mm,工进f=0.2,根据3公式(2-1)： (2-1) 得： 取n=220r/min；b. 扩孔1230到1241 ，深110mm 查1第131页表6-13扩孔切削用量得： 由d4060，硬度大于187255HBS，选择v=1018m/min, 取v=15.5m/min f0.30.4mm/r, 取f=0.2mm/r,d=41mm, c.钻孔76，深35mm, 查1第130页表6-11高速钻头切削用量得：由d16，硬度大于187255HBS，选择v=1018m/min,取v=15m/min,f0.050.1mm/r,取f=0.08mm/r,d=6mm, d.钻孔128，深35mm,查1第130页表6-11高速钻头切削用量得：由d612，硬度大于187255HBS，选择v=1018m/min,取v=15m/min,f0.10.18mm/r,取f=0.1mm/r,d=8mm, 2.2.2 计算切削力、切削转矩及切削功率根据1第134页表6-20中公式 (2-2) (2-3) (2-4) （2-5） （2-6）式中， F切削力（N）；T切削转矩（N）；P切削功率（kW）；v切削速度（m/min）；f进给量（mm/r）；D加工（或钻头）直径（mm）；HB布氏硬度，在本设计中，由以上公式可得：左面 单根 16轴 F=5653.25N T=46423.35Nmm P=1.5kw 右面 单根 112轴 F=869.346N T=59405.32Nmm P=0.7kw1319轴 F=543.11N T=1047.74Nmm P=0.1kw2031轴 F=865.68N T=2447.93Nmm P=0.15kw总的切削功率：即求各面上所有轴的切削功率之和 左面 Pw=61.5=9 右面 Pw1=120.7=8.4 Pw2=70.1+120.15=2.52.2.3 选择刀具结构根据工艺要求及加工精度的要求，钻1230孔时采用锥柄阶梯麻花钻头，钻头材料40Cr，加工部分直径30h8，阶梯圆锥角，导向部分直径40h8；锪孔1241时选用套装式锪孔钻直径41h8，钻头材料高速钢，刀柄材料40Cr；钻128孔时选用锥柄麻花钻，直径8h8，钻头材料高速钢，刀柄材料40Cr；钻76孔时选用锥柄麻花钻，直径6h8,钻头材料高速钢，刀柄材料40Cr。2.3 组合机床总体设计“三图一卡”2.3.1 被加工零件工序图被加工零件工序图是根据制定的工艺方案，表示所设计的组合机床（或自动线）上完成的工艺内容，加工部位的尺寸、精度、表面粗糙度及技术要求，加工用的定位基准、夹压部位以及被加工零件的材料、硬度和在本机床加工前加工余量、毛坯或半成品情况的图样。除了设计研制合同外，它是组合机床设计的具体依据，也是制造、使用、调整和检验机床精度的重要文件。2.3.2 加工示意图加工示意图是在工艺方案和机床总体方案初步确定的基础上绘制的，是表达工艺方案具体内容的机床工艺方案图。零件加工的工艺方案要通过加工示意图反映出来。加工示意图表示被加工零件在机床上的加工过程，刀具、辅具的布置状况以及工件、夹具、刀具等机床各部件间的相对位置关系，机床的工作行程及工作循环等。2.3.2.1 刀具的选择刀具直径的选择应与加工部位尺寸、精度相适应。孔30选择刀具30H7锥柄阶梯麻花钻头；扩30孔到41选择刀具41h8套装式锪孔钻；孔8选择刀具8h8锥柄麻花钻；孔6选择刀具6h8锥柄麻花钻。2.3.2.3 确定主轴、尺寸、外伸尺寸在该课题中，主轴用于钻孔，选用滚珠轴承主轴。又因为浮动卡头与刀具刚性连接，所以该主轴属于长主轴。故本课题中的主轴均为滚珠轴承长主轴。根据由选定的切削用量计算得到的切削转矩T，由文献1第43页公式 (2-7)式中，d轴的直径（）；T轴所传递的转矩（Nm）； B系数，本课题中主轴为非刚性主轴，取B=6.2。由公式可得：左主轴箱：轴16 d=35.092右主轴箱：轴112 d=30轴1319 d=11.2轴2031 d=13.8根据主轴类型及初定的主轴轴径，查文献1第44页表3-6可得到主轴外伸尺寸及接杆莫氏圆锥号。主轴轴径d=35.092时，主轴外伸尺寸为：D/d2=65/44,L=135；接杆莫氏圆锥号为4号。主轴轴径d=30时，主轴外伸尺寸为：D/d2=50/36,L=115；接杆莫氏圆锥号为3号。主轴轴径d=11.2时，主轴外伸尺寸为：D/d2=30/20,L=115；接杆莫氏圆锥号为号。主轴轴径d=13.8时，主轴外伸尺寸为：D/d2=30/20,L=115；接杆莫氏圆锥号为号。2.3.2.4 动力部件工作循环及行程的确定a. 工作进给长度的确定工作进给长度，应等于加工部位长度L=110mm（多轴加工时按最长孔计算）与刀具切入长度和切出长度之和。 即： (2-8)式中切入长度一般为510，根据工件端面的误差情况确定。查1第46页表3-7切出长度的确定得钻孔时L2=0.333d+(38) (2-9) L2=0.33330+(38)两个面上钻孔时的工作进给长度见下表：表2-1 工作进给长度 L d 左主轴箱 110103015135右主轴箱 67.354116.67130b. 进给长度的确定快速进给是指动力部件把刀具送到工作进给位置。初步选定左右两个主轴箱上刀具的快速进给长度分别为190和200。c. 快速退回长度的确定快速退回长度等于快速进给和工作进给长度之和。由已确定的快速进给和工作进给长度可知，左右两面快速退回长度分别为340和330。d .动力部件总行程的确定动力部件的总行程为快退行程与前后备量之和。左面的前备量取40，后备量取250，则总行程为630；右面前备量取40，后备量取260，则总行程为630。2.3.3 机床联系尺寸图1.3.3.1 选择动力部件1.3.3.1.1 动力滑台的选择a. 动力滑台形式的选择本组合机床采用的是液压滑台。与机械滑台相比较，液压滑台具有如下优点：在相当大的范围内进给量可以无级调速；可以获得较大的进给力；由于液压驱动，零件磨损小，使用寿命长；工艺上要求多次进给时，通过液压换向阀，很容易实现；过载保护简单可靠；由行程调速阀来控制滑台的快进转工进，转换精度高，工作可靠。但采用液压滑台也有其弊端，如：进给量由于载荷的变化和温度的影响而不够稳定；液压系统漏油影响工作环境，浪费能源；调整维修比较麻烦。本课题的加工对象是柴油机气缸体左面12个孔和右面上的31个孔，位置精度和尺寸精度要求较高，因此采用液压滑台。由此，根据已定的工艺方案和机床配置形式并结合使用及修理等因素，确定机床为卧式双面液压传动组合机床，液压滑台实现工作进给运动，选用配套的动力箱驱动主轴箱钻孔主轴。b. 动力滑台型号的选择根据选定的切削用量计算得到的单根主轴的进给力，按文献1第62页式 （2-10）式中，各主轴所需的 向切削力，单位为N。则：左主轴箱 右主轴箱 实际上,为克服滑台移动引起的摩擦阻力，动力滑台的进给力应大于。又考虑到所需的最小进给速度、切削功率、行程、主轴箱轮廓尺寸等因素，为了保证工作的稳定性，由1第91页表5-1，左、右两面的液压滑台均选用1HY50MIA型。由1第91页表5-3知：台面宽B=400mm，台面长L2=800mm,行程长630mm，滑台及滑座总高360mm,滑座长1875mm，允许最大进给力32000N，快速行程速度5m/min，工进速度12.5500mm/min取58.33mm/min。b动力箱型号的选择由切削用量计算得到的各主轴的切削功率的总和，根据文献1第47页公式 （2-11）式中, P切削消耗于各主轴的切削功率的总和，单位为Kw； 多轴箱的传动效率,加工黑色金属时取0.80.9，加工有色金属时取0.70.8；主轴数多、传动复杂时取小值，反之取大值。本课题中，被加工零件材料为灰铸铁，属黑色金属，又主轴数量较多、传动复杂，故取=0.8。左主轴箱：P切削=9 则 P左=9/0.9=10右主轴箱：P切削=8.4 则P右=8.4/0.8=10.5根据液压滑台的配套要求，滑台额定功率应大于电机功率的原则，查文献1第114115页表5-38得出动力箱及电动机的型号表2-2 动力箱及电动机的型号选择动力箱型号电动机型号电动机功率(Kw)电动机转速(r/min)输出轴转速(r/min)左主轴箱1TD50Y160M-4111460730右主轴箱1TD50Y160M-41114607302.3.3.2 确定机床装料高度H装料高度是指机床上工件的定位基准面到地面的垂直距离。本课题中，工件最低孔位置h2=88mm，主轴箱最低主轴高度h1=160mm，所选滑台与滑座总高h3=360mm，侧底座高度h4=500mm，夹具底座高度h5=380mm，中间底座高度h6=600mm，综合以上因素，该组合机床装料高度取H=930。2.3.3.3 确定主轴箱轮廓尺寸 图2-1 多轴箱轮廓尺寸确定主要需确定的尺寸是主轴箱的宽度B和高度H及最低主轴高度。主轴箱宽度B、高度H的大小主要与被加工零件孔的分布位置有关，可按下式计算： B=b+2b1 （2-12） H=h+h1+b1 （2-13）式中，b工件在宽度方向相距最远的两孔距离（）；b1最边缘主轴中心距箱外壁的距离（）；h工件在高度方向相距最远的两孔距离（）；h1最低主轴高度（）。 其中，h1还与工件最低孔位置（h2=88mm）、机床装料高度（H=930）、滑台滑座总高（h3=360mm）、侧底座高度（h3=500mm）等尺寸有关。对于卧式组合机床， h1要保证润滑油不致从主轴衬套处泄漏箱外，通常推荐h385140mm，本组合机床按式 h1= h2+H-(0.5+ h3+ h3) (2-14)h1=88+930-(0.5+360+500)=157.5mm右主轴箱轮廓尺寸为：b=893mm,h=893mm,取b1=37.5mm,则求出主轴箱轮廓尺寸： B=893+237.5=968mm H=h+h1+b=223+157.5+37.5=418mm根据上述计算值,按主轴箱轮廓尺寸系列标准，最后确定主轴箱轮廓尺寸为BH=1000630。对左轴箱计算公式与方法相类似，其轮廓尺寸均为1000mm630mm。由表7-2可知：前盖55mm，后盖90mm，中间箱体宽180mm。2.3.4 机床生产率计算卡 图2-2 左动力头循环 图2-3 右动力头循环单件工时：T单可按下式计算 （2-15）式中 分别为刀具第、第工作进给长度,单位为mm;分别为刀具第、第工作进给量,单位为mm/min;T停当加工沉孔、止口、锪窝、倒角、光整表面时，滑台在死挡铁上的停留时间，通常指刀具在加工终了时无进给状态下旋转 转所需的时间，单位为min; L快进、L快退分别为动力部件快进、快退行程长度，单位为mm; 动力部件快速行程速度。用机械动力部件时取56m/min;用液压动力部件时取310m/min;直线移动或回转工作台进行一次工位转换时间，一般取0.1min;工件装、卸（包括定位或撤销定位、夹紧或松开、清理基面或切屑及吊运工件）时间。它取决于装卸自动化程度、工件重量大小、装卸是否方便及工人的熟练程度。通常取0.51.5min。如果计算出的机床实际生产率不能满足理想生产率要求，即Q1Q，则必须重新选择切削用量或修改机床设计方案。左面： 右面： 对多面和多工位加工机床，在计算时应以所有工件单件加工最长的时间作为单件工时，所以选。2.3.4.1 理想生产率Q（件/h）理想生产率是指完成年生产纲领（包括备品及废品率）所要求的机床生产率。由文献1第51页公式 （2-16）计算，式中， N年生产纲领（件），本课题中N=60000件； tk全年工时总数，本课题以双班制，则tk =4600h。则 2.3.4.2 实际生产率Q1（件/h）实际生产率是指所设计的机床每小时实际可生产的零件数量。即公式1P51 （2-17） 式中，T单生产一个零件所需时间（min）。2.3.4.3 机床负荷率机床负荷率为理性乡生产率与实际生产率之比。查文献1第52页 （2-18） 表2-3机床生产率计算卡被加工零件图号毛坯种类铸件名称柴油机气缸体毛坯重量250Kg材料HT250硬度250HB工序名称钻扩双工位组合工序号序号工步名称加工直径mm加工长度工作行程mm切削速度m/min每分钟转速每转进给量进给速度mm/min工时（min）机加工时间辅助时间共计1左滑台快进15060000.032左滑台工进3010520771.43左滑台工进414520441.14左滑台快退35060000.062.65移动工作台快进624000.156移动工作台快进101000.10.27左滑台快进15060000.038左滑台工进3010520771.49左滑台工进414520441.110左滑台快退35060000.062.611右滑台快进20060000.0412右滑台工进417015.5601.213右滑台工进8、66015602.414右滑台快退33060000.063.715移动工作台快退工退0.2备注1）装卸工件时间取决于操作者熟练程度；2）机床的单件工时为14.74件/小时。总计6.7单件工时4.07机床实际生产率14.74件/小时机床负荷率88.4%2.3.3.4中间底座尺寸的确定在加工示意图中，已经确定了工件端面至主轴箱在加工终了时距离，根据选定的动力部件及配套部件的位置关系，并考虑到动力头的前备量等因素，就可以确定中间底座长度尺寸L。 （2-11） 式中：为工件端面到主轴箱在加工终了时端面的距离；L1=160mm 主轴箱厚度；=325mm工件的总长度；=953mm 动力头支承凸台尺寸；=230mm动力头支承凸台端面到滑座端面在加工完了时的距离，它由动力头支承凸台端面到滑座端面的最小尺寸和动力头的向前备量组成，并具有一定的调节范围（在7080mm）；=74mm l3滑台前端面到床身前端面的距离；=100mm 结合左右两侧计算得L=1115mm，考虑到左右得对称及中间底座的设计制作的方便性取L=1200mm。确定中间底高度尺寸时，应考虑铁屑的储存及排除，电气接线安排，中间底座高度一般不小于540mm。本机床确定中间底座高度为600mm。3 组合机床右主轴箱设计1主轴箱是组合机床的部件之一，它的功用是根据被加工零件的加工要求，将电机和动力箱部件的功率和运动，通过按一定速比排布的传动齿轮传递给各主轴，使其能按要求的转速和转向带动刀具进行切削。3.1 绘制右主轴箱设计原始依据图主轴箱的设计原始依据图是根据“三图一卡”整理编绘出来的，其内容包括主轴箱设计的原始要求和已知条件。在编制此图时从“三图一卡”中已知a) 主轴箱轮廓尺寸:1000630325；b) 工件轮廓尺寸及各孔位置尺寸；c) 工件和主轴箱相对位置尺寸。根据以上依据编制出的主轴箱设计原始依据图如图3-1：15附表：a被加工零件名称：柴油机气缸体材料：HT250硬度：187255HBb主轴外伸长度及切削用量表3-1 主轴外伸长度及切削用量轴号加工直径（mm）主轴直径（mm）主轴外伸尺寸（mm）切削速度v（m/min）转速n（r/min）每转进给量f（mm/r）D/dL112 锪孔413050/3611515.51700.2131962030/20115158000.08 20-3182030/20115156000.1c.动力部件的选择1TD50型动力箱电动机功率11kW，转速1460r/min,驱动轴转速485r/min，驱动轴到滑台表面距离为199.5mm。3.2 主轴结构型式的选择及动力计算3.2.1 主轴结构型式的选择因本工序是对气缸盖进行钻孔，因此选用滚珠轴承主轴结构，这种结构前支承为推力球轴承和向心球轴承,后支承为向心球轴承或圆锥滚子轴承.因推力球轴承设置在前端,能承受单方向的轴向力,适用于钻孔主轴。本主轴是属外伸长度为115mm的长主轴与刀具刚性连接，单导向用于钻孔。3.2.2 主轴直径和齿轮模数的初步确定a.主轴直径初步主轴直径已在编制“三图一卡”时完成，可知主轴直径d=30mm和 d=20mm。b.齿轮的模数主轴直径已在总体设计部分初步确定齿轮模数m（单位为mm）一般用类比法确定，也可由查得的公式估算，即 (3-1)式中，P齿轮所传递的功率，单位为KW；z一对啮合齿轮中的小齿轮齿数；n小齿轮的转速，单位为r/min。主轴箱中的齿轮模数常用2、2.5、3、3.5、4几种。我设计的主轴箱根据实际需要选出齿轮模数为2、2.5、3、4四种。该主轴箱中两条主要传动链中的齿轮，由于往往和多个齿轮同时啮合，受力较复杂，且往往速度较低，受力较大，所以选用大一点的模数，而对其它一些齿轮可选小一些，如取m=2,m=2.5,m=3,m=4。3.3 主轴箱传动系统的设计与计算3.3.1 计算驱动轴、主轴的坐标尺寸 根据原始依据图3-1，计算驱动轴、主轴的坐标尺寸，如表3-2所示。表3-2 驱动轴、主轴坐标值坐标销驱动轴O主轴1主轴2主轴3X0.000450.00041.000113.000191.000Y0.000169.500195.000195.000195.000坐标主轴4主轴5主轴6主轴7主轴8X263.000341.000413.000491.000563.000Y195.000195.000195.000195.000195.000坐标主轴9主轴10主轴11主轴12主轴13X641.000713.000791.000863.00011.500Y195.000195.000195.000195.000260.052坐标主轴14主轴15主轴16主轴17主轴18X142.500292.500442.500592.500742.000Y260.052260.052260.052260.052260.052坐标主轴19主轴20主轴21主轴22主轴23X842.537.500116.500187.500266.500Y260.052386.052386.052386.052386.052坐标主轴24主轴25主轴26主轴27主轴28X337.500416.500416.500566.500637.500Y386.052386.052386.052386.052386.052坐标主轴29主轴30主轴31X716.500787.500866.500Y386.052386.052386.0523.3.2 拟订主轴箱传动路线在设计传动系统时，要尽可能用较少的传动件，使数量较多的主轴获的预定的转速和转向，因此在设计时单一应用计算或作图的方法就难以达到要求，现在一般采用“计算、作图和试凑”相结合的办法来设计。a.分析主轴的位置该主轴箱中1轴、2轴可看成直线分布，用一根中间轴71来带动；3轴、4轴可看成同心圆分布，用一根中间轴41来带动；5轴、6轴可看成直线分布，用一根中间轴42来带动；7轴、8轴可看成直线分布，用一根中间轴47来带动；9轴、10轴可看成直线分布，用一根中间轴49来带动；11轴、12轴可看成直线分布，用一根中间轴48来带动；13轴、14轴可看成直线分布，用一根中间轴33来带动；15轴、16轴可看成直线分布，用一根中间轴54来带动；17轴、18轴可看成直线分布，用一根中间轴62来带动；20轴、21轴可看成直线分布，用一根中间轴34来带动；22轴、23轴可看成直线分布，用一根中间轴35来带动；24轴、25轴可看成直线分布，用一根中间轴36来带动；28轴、29轴可看成直线分布，用一根中间轴38来带动；30轴、31轴可看成直线分布，用一根中间轴37来带动。该主轴箱是用多根中间轴带动主轴转动，其传动路线如下：驱动轴O轴32轴46 轴 45轴44轴71轴1、2 轴41轴3、4 轴43轴42轴5、6 轴53轴52轴51轴48轴11、12 轴49轴 9、10 轴50轴47轴7、8 驱动轴O轴55轴56轴 60轴 36轴 24、25 轴 58轴72 轴35轴 22、23 轴 57轴 34轴 20、21 从轴34传到轴 63轴33轴13、14 轴 64轴 65 轴 54轴 15、16 轴 70轴 69 轴56传到轴 40轴 38轴 28、29 轴 59轴 37轴 30、31 轴 39轴 61轴 19 轴 66轴 67轴 62轴 17、18 从轴67传到轴 68轴 27b.传动比的选择 为了使结构紧凑，多轴箱内齿轮传动比一般要大于1/2（选在11.5），但在多轴箱齿轮传动比允许取1/31/3.5；尽量避免用升速。3.3.3 传动轴的位置和转速及齿轮齿数 本主轴箱内传动系统的设计是按“计算、作图和试凑”的一般方法来确定齿轮齿数、中间传动轴的位置和转速，在设计过程中通过反复试凑和画图，才最后确定了齿轮的齿数和中间设计轴的位置。为满足齿轮的啮合关系，有些齿轮采用了变位齿轮来保证中心距的要求。3.3.3.1 由各主轴及驱动轴转速求驱动轴到各主轴之间的传动比主轴 n1=n2=n3=n4=n5=n6=n7=n8=n9=n10=n11=n12=170r/min n13=n14=n15=n16=n17=n18=n19=800r/min n20=n21=n22=n23=n24=n25=n26=n27=n28=n29=n30=n31=600r/min 驱动轴 no=485r/min各主轴总传动 i0-1,212=170/485=0.35 i0-13,14-19=800/485=1.65 i0-20,21-31=600/485=1.243.3.3.2 各轴传动比分配1、2轴i0-32=0.6,i32-46=0.958,i46-45=0.96,i45-44=0.548,i44-71=1.12,i71-1,2=1.053、4轴i0-32=0.6,i32-46=0.98,i46-45=0.96,i45-44=0.548,i44-41=1.12,i41-3,4=1.055、6轴i0-32=0.6,i32-46=0.98,i46-45=0.96,i45-44=0.548,i44-41=1.12,i41-43=1,i43-42=111、12轴i0-32=0.6,i32-53=1,i53-52=0.885,i53-51=0.545,i51-48=1.167,i48-11,12=1.059、10轴i0-32=0.6,i32-53=1,i53-52=0.885,i53-51=0.545,i51-49=1.167,i49-9,10=1.057、8轴i0-32=0.6,i32-53=1,i53-52=0.885,i53-51=0.545,i51-49=1.167,i49-50=0.889,i50-47=0.6,i47-7,8=1.0524、25轴i0-55=0.6,i55-56=0.778,i56-60=2.5,i60-36=1.077,i36-24,25=122、23轴i0-55=0.6,i55-56=0.778,i56-60=2.5,i60-36=1.077,i36-58=1,i58-35=1,i35-22,23=120、21轴i0-55=0.6,i55-56=0.778,i56-60=2.5,i60-36=1.077,i36-58=1,i58-35=1,i35-57=1,i57-34=1,i34-20,21=113、14轴i0-55=0.6,i55-56=0.778,i56-60=2.5,i60-36=1.077,i36-58=1,i58-35=1,i35-57=1,i57-34=1,i34-63=1.333,i63-33=1,i33-13,14=115、16轴i0-55=0.6,i55-56=0.778,i56-60=2.5,i60-36=1.077,i36-58=1,i58-35=1,i35-57=1,i57-34=1,i34-63=1.333,i63-64=1,i64-65=0.943,i65-54=1.029,i54-15,16=1.0426轴i0-55=0.6,i55-56=0.778,i56-60=2.5,i60-36=1.077,i36-58=1,i58-35=1,i35-57=1,i57-34=1,i34-63=1.333,i63-64=1,i64-65=0.943,i65-54=1.029,i54-70=0.943,i70-69=1.061,i69-26=0.786,i63-64=1,i64-65=0.943,i65-54=1.029,28、29轴i0-55=0.6,i55-56=0.778,i56-40=2.045,i40-38=1.28,i38-28,29=130、31轴i0-55=0.6,i55-56=0.778,i56-40=2.045,i40-38=1.28,i38-59=1,i59-37=1,i37-30,31=1.1219轴i0-55=0.6,i55-56=0.778,i56-40=2.045,i40-38=1.28,i38-59=1,i59-37=1,i37-39=1.12,i39-61=1.667,i61-19=0.66717,18轴i0-55=0.6,i55-56=0.778,i56-40=2.045,i40-38=1.28,i38-59=1,i59-37=1,i37-39=1.12,i39-66=1.071,i66-67=0.903,i67-62=1.136,i62-17.18=127轴i0-55=0.6,i55-56=0.778,i56-40=2.045,i40-38=1.28,i38-59=1,i59-37=1,i37-39=1.12,i39-66=1.071,i66-67=0.903,i67-68=1.25,i68-27=0.6903.3.3.3 确定中间传动轴的位置并配各对齿轮传动轴转速的计算公式查得如下： （3-2） （3-3） （3-4） （3-5） （3-6） （3-7）式中，u啮合齿轮副传动比 ；分别为主动和从动齿轮齿数；分别为主动和从动齿轮转速，单位为r/mm；A齿轮啮合中心距，单位为mm；m齿轮模数，单位mm；a. 确定传动轴71的位置及与主轴1、2间的齿轮副齿数，传动轴71的位置在主轴1和2的垂直平分线上，垂直方向位置待齿数确定后便可确定。由，取，则，取m=3，则A=，由A=，则。（设在第I排） b. 确定传动轴41的位置及与主轴3、4间的齿轮副齿数，传动轴41的位置在主轴3和4的垂直平分线上，垂直方向位置待齿数确定后便可确定。由，取，则，取m=3，则A=，由A=，则。（设在第排） c. 确定传动轴42的位置及与主轴5、6间的齿轮副齿数，传动轴42的位置在主轴5和6的垂直平分线上，垂直方向位置待齿数确定后便可确定。由，取，则，取m=3，则A=，由A=，则。（设在第I排） d.确定传动轴48的位置及与主轴11、12间的齿轮副齿数，传动轴48的位置在主轴11和12的垂直平分线上，垂直方向位置待齿数确定后便可确定。由，取，则，取m=3，则A=，由A=，则。（设在第I排）e. 确定传动轴49的位置及与主轴9、10间的齿轮副齿数，传动轴49的位置在主轴9和10的垂直平分线上，垂直方向位置待齿数确定后便可确定。由，取，则，取m=3，则A=，由A=，则。（设在第I排） f. 确定传动轴47的位置及与主轴7、8间的齿轮副齿数，传动轴47的位置在主轴7和8的垂直平分线上，垂直方向位置待齿数确定后便可确定。由，取，则，取m=3，则A=，由A=，则。（设在第I排） g.估算的轴42和轴43的中心距A=75mm，取m=3，再由，可求得：。（设在第II排）h.估算的轴44和轴41的中心距A=79.5mm，取m=3，再由，可求得:。（设在第II排） i.估算的轴44和轴71的中心距A=79.5mm，取m=3，再由，可求得:。（设在第排）j.估算的轴44和轴45的中心距A=78mm，取m=4，再由，可求得:。（设在第排）k.估算的轴45和轴46的中心距A=98mm，取m=4，再由，可求得:。（设在第排） l.估算的轴46和轴32的中心距A=94mm，取m=4，再由，可求得:。（设在第排）n.估算的轴32和轴0的中心距A=98mm，取m=4，再由，可求得:。（设在第排）m.估算的轴32和轴53的中心距A=92mm，取m=4，再由，可求得:。（设在第排）o.估算的轴53和轴52的中心距A=98mm，取m=4，再由，可求得:。（设在第排）p.估算的轴52和轴51的中心距A=136mm，取m=4，再由，可求得:。（设在第排） q.估算的轴51和轴48的中心距A=78mm，取m=3，再由，可求得:。（设在第排）r.估算的轴51和轴49的中心距A=78mm，取m=3，再由，可求得:。（设在第排）s.估算的轴49和轴50的中心距A=76.5mm，取m=3，再由，可求得:。（设在第排） t.估算的轴50和轴47的中心距A=76.5mm，取m=3，再由，可求得:。（设在第排） u.确定传动轴36的位置及与主轴24、25间的齿轮副齿数，传动轴36的位置在主轴24和25的垂直平分线上，垂直方向位置待齿数确定后便可确定。由，取，则，取m=3，则A=，由A=，则。（设在第排） v.确定传动轴35的位置及与主轴22、23间的齿轮副齿数，传动轴47的位置在主轴22和23的垂直平分线上，垂直方向位置待齿数确定后便可确定。由，取，则，取m=2.5，则A=，由A=，则。（设在第排） w.确定传动轴34的位置及与主轴20、21间的齿轮副齿数，传动轴34的位置在主轴20和21的垂直平分线上，垂直方向位置待齿数确定后便可确定。由，取，则，取m=2.5，则A=，由A=，则。（设在第排） x.确定传动轴33的位置及与主轴13、14间的齿轮副齿数，传动轴33的位置在主轴13和14的垂直平分线上，垂直方向位置待齿数确定后便可确定。由，取，则，取m=3，则A=，由A=，则。（设在第排） y.确定传动轴54的位置及与主轴15、16间的齿轮副齿数，传动轴54的位置在主轴15和16的垂直平分线上，垂直方向位置待齿数确定后便可确定。由，取，则，取m=3，则A=，由A=，则。（设在第排） z.估算的轴0和轴55的中心距A=112mm，取m=4，再由，可求得:。（设在第排） a1.估算的轴55和轴56的中心距A=160mm，取m=4，再由，可求得:。（设在第排）b1.估算的轴56和轴60的中心距A=160mm，取m=4，再由，可求得:。（设在第排）c1.估算的轴60和轴36的中心距A=81mm，取m=3，再由，可求得:。（设在第排）d1.估算的轴36和轴58的中心距A=78mm，取m=3，再由，可求得:。（设在第排）e1.估算的轴58和轴72的中心距A=72mm，取m=3，再由，可求得:。（设在第排）f1.估算的轴58和轴35的中心距A=78mm，取m=3，再由，可求得:。（设在第排）g1.估算的轴35和轴57的中心距A=78mm，取m=3，再由，可求得:。（设在第排）h1.估算的轴57和轴34的中心距A=78mm，取m=3，再由，可求得:。（设在第排）i1.估算的轴34和轴63的中心距A=126mm，取m=2.5，再由，可求得:。（设在第排）j1.估算的轴63和轴33的中心距A=82.5mm，取m=2.5，再由，可求得:。（设在第排）k1.估算的轴63和轴64的中心距A=82.5mm，取m=2.5，再由，可求得:。（设在第排） l1.估算的轴64和轴65的中心距A=85mm，取m=2.5，再由，可求得:。（设在第排） m1.估算的轴65和轴54的中心距A=86.5mm，取m=2.5，再由，可求得:。（设在第排） n1.估算的轴54和轴70的中心距A=68mm，取m=2，再由，可求得:。（设在第排） m1.同步骤40的方法类似,取轴70和轴69的模数为2,取轴69和26的模数为2,（设在第排）（设在第排） o1. 确定传动轴38的位置及与主轴28、29间的齿轮副齿数，传动轴38的位置在主轴28和29的垂直平分线上，垂直方向位置待齿数确定后便可确定。由，取，则。（设在第排）p1.同步骤37的方法类,（设在第排）（设在第排）q1.估算的轴56和轴40的中心距A=134mm，取m=4，再由，可求得:（设在第排）r1.估算的轴40和轴38的中心距A=85.5mm，取m=3，再由，可求得:。（设在第排）s1.同步骤45的方法类似,取,其余模数为3，可求得：（设在第排）,（设在第排）,（设在第排）,（设在第排）,（设在第排）,（设在第排）,（设在第排）,（设在第排）3.3.3.4验算各轴的转速同理可得：转速相对损失在5%以内，符合设计要求。3.3.3.5 手柄轴的设置由于该主轴箱上有较多的刀具，为了便于更换和调整刀具，以及装配和维修时检查主轴精度，所以在主轴箱上设置一个手柄轴以便于手动回转主轴，为了扳动起来轻便，手动轴的转速应尽可能高些，且其所处位置要靠近机床操作者的一侧，并留有扳手作用位置活动空间，所以本主轴箱的手柄设置在紧靠驱动轴O的位置。3.3.3.6 叶片泵的设置。由于叶片油泵使用可靠，所以该主轴箱决定采用叶片泵进行润滑。油泵打出的油经分油器分向各润滑部位，主轴箱体前后壁间的齿轮用油盘润滑，箱体和后盖以及前盖见的齿轮用油管润滑。该叶片润滑泵装在箱体前表壁上，采用油泵传动轴带动叶片转动的传动方式，计算得，在400800r/min范围内，满足要求。3.4 主轴箱中传动轴坐标的计算和直径的确定3.4.1 传动轴坐标的计算轴（71） 图3-1 轴（41）：图3-2轴（42）：图 3-3轴（44）：图3-4轴（43）： 轴（45）轴（32）由于轴32与轴0的轴心在y轴上，因此求得轴 (46)图 3-5 轴 (47) 图3-6轴 (49)图3-7轴 (48)图3-8轴 (50)图3-9 轴 (51)图3-10轴 (52) 轴 (53) 由于轴52与轴53的轴心在X轴上，因此求得轴 (33)图3-11 轴 (54)与轴(33)计算方法相似可得: 轴（69）由于轴26与轴69的轴心在y轴上，因此求得轴 (70)与轴（46）计算方法相似,可得轴 (65)轴 (64)轴 (63)同轴（46）计算方法相似，可得轴 (34)、轴(35)、轴(36)与轴(33)计算方法相似 以上误差较小，此处不需要用变位齿轮轴 (57)图3-12轴 (58)图3-13 轴 (72) 轴 (60) 轴 (62) 轴 (67) 轴 (68)与轴（46）计算方法相似,可得 轴 (66)轴（39）、轴（61）与轴（66）计算方法相似 轴（37）、轴（38）与轴（62）计算方法相似 以上误差较小，此处不需要用变位齿轮轴（59）与轴（46）计算方法相似 轴（40） 轴（56）、轴（55）与轴（66）计算方法类似，可得 综上所求，则得到中间传动轴与油泵轴的坐标如下表表3-3 中间传动轴与油泵轴的坐标坐标传动轴32传动轴33传动轴34传动轴35传动轴36手柄轴37传动轴38传动轴39X450.000 77.000 77.000 227.000377.000827.000677.000640.360Y57.500289.948434.488434.488434.488434.488434.488223.210坐标传动轴40传动轴41传动轴42传动轴43传动轴44传动轴45油泵轴72X633.000227.000377.000263.000152.000262.000266.000Y561.058141.481141.481141.481115.11345.831518.2663.4.2 轴径的确定 （3-8）轴（71）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（41）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（42）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（44）:，查文献1第43页表3-4，得。轴（45）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（46）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（32）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（69）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（70）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（54）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（65）：Nm，查文献1第43页表3-4，得。轴（64）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（63）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（33）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（34）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（57）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（35）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（58）：，查文献1第43页表3-4，得。轴（72）：，由文献1第43页表4-4，取叶片泵轴。,取叶片泵轴根据d=20,查文献4第280页表17-4表17-11，选YLD3的联轴器。 轴（37）：，由文献1第43页表4-4，取手柄轴。其他轴径可在主轴箱查到。3.5 右主轴箱中变位齿轮的计算a. 轴64上的齿轮的修正z=33，m=2.5，理论中心距，实际中心距，根据公式： （3-9） （3-10）其中。则可求得变位后压力角，变位系数。b. 轴27上的齿轮的修正z=29，m=2.5，理论中心距，实际中心距，根据公式（3-8）和（3-9），可求得变位后压力角，变位系数。3.6 轴强度的校核3在主轴箱中不管是主轴还是传动轴，它们的直径都是按照扭转刚度条件，根据其所受扭矩，由表3-4选取的，所以它们的刚度都满足要求。这里只对相对较为危险的轴进行强度的校核计算。由于1231轴钻孔直径最大为8，所受的切削力较大，相对来说比较危险，又因为2031轴径一样，钻孔直径一样，选20轴进行校核。轴（20）：T=2447.93Nmm，轴上齿轮z=25，模数m=2.5，则d=mz=2.525=62.5mm， ，。齿宽中点距左支点距离，齿宽中点距右支点距离左右支点水平面的支反力左右支点垂直面的支反力截面C处水平面弯矩截面C处垂直面弯矩截面C处合成弯矩根据d=20mm,查4第241页键联接（表15-25表15-32)得b=6mm,t=3.5mm 截面C处计算弯矩，考虑启动、停机影响，扭矩为脉动循环变应力，a=0.6,45钢调质处理，由表11.2查表11.2查得以轴（20）满足强度要求。图3-11轴的受力以下为轴的受力简图、受力弯矩图及扭距图 3.7 齿轮校核计算3在初步拟订多轴箱传动系统后，还要对危险齿轮进行校核计算，尤其是对低速级齿轮或齿根到键槽距离较低的齿轮以及转矩较大的齿轮。通过比较发现12轴上的齿轮较危险，故对其进行校核。已选定齿轮采用45钢，齿轮精度用8级，表面粗糙度为，对于需校核的一对69、26轴上的齿轮，齿数分别为传动比，扭矩T=1.924Nm。a设计准则按齿面接触疲劳强度设计，在按齿根弯曲疲劳强度校核。b按齿面接触疲劳强度计算查文献3第118页公式（6.11） （3-11）式中： K载荷系数，试选Kt=1.5 材料系数，单位为，查表6.3，取189.8； 齿宽系数，其值可查表6.5，取=1.0； u齿数比，其值为大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，u=1.273。 按齿面硬度查文献3第110页图6.8得 应力循环次数N （3-12）式中n齿轮的转速，单位为r/min； j齿轮每转一圈时间同一齿面的啮合次数；Lh齿轮的工作寿命，单位为h则： 查文献3第108页图6.6得，查得接触疲劳寿命系数为确定许用接触应力 c.设计计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t2）计算圆周速度v 3）计算载荷系数K查文献3第112页表6.2得使用系数KA=1.1；根据v=1.76m/s、8级精度查文献3第114页图6.10得动载系数KV=1.08；查文献3第115页图6.13得K=1.15，则K=KAKVK=1.11.081.15=1.36624）校正分度圆直径 d59 5)计算模数m m=d59/z59=43.64/22=1.98mm，按标准取模数m=2mmd.校核齿根弯曲疲劳强度