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机械毕业设计全套

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JCYY01-003@CK-I型精镗车床主轴箱箱体(精品),机械毕业设计全套

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1 前 言 本设计的课题是 CK-I 型精镗车床主轴箱箱体 。这个课题来源于 江苏 高精机电装备有限公司，是针对该公司对气缸盖半精镗，精镗 主轴箱箱体 加工，其工作效率和精度不高而设计的。主要是为了适合流水线生产，提高目前的生产效率、加工精度，从而降低加工成本。 主轴箱箱体 一般都由支承部件（床身、立柱、底座和中间底座）、动力部件（动力滑台和主轴头、动力头）、工件定位夹压和运送部件（夹具、回转工作台、移动工作台、鼓轮等）和控制部件（电气柜、液压站、操纵台等）组成。 主轴箱箱体 是根据工件加工的需要，以大量的通用部件为基础，配 以少量的专用部件组成的一种高效的专用机床。 主轴箱箱体 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到几十倍。由于通用部件已经标准化和系列化，可根据需要灵活配置，能缩短设计和制造周期。因此， 主轴箱箱体 有低成本和高效率的优点，在大批、大量生产中得到广泛运用，并可用来组成自动生产线。多年来机械产品加工中广泛的采用万能机床，但是随着生产的发展，很多企业的产品的产量越来越大，精度越来越高，采用万能机床加工已经不能很好的满足要求。理所当然，生产着用机床可以提高生产效率和加工精度。在主轴 箱箱体 设计过程中，为了降低 主轴箱箱体 的制造成本，应尽可能的使用通用件和标准件。目前，我国设计制造的 主轴箱箱体 ，其通用部件和标准件约占零件总数的 70 80%，其它 20 30%是专用零件。 在进行 主轴箱箱体 的夹具设计时，首先需要对被加工零件孔的分布情况及所要达到的要求进行分析，如各部件尺寸、材料、形状、硬度及加工精度和表面粗糙度等内容。然后还要深入基层进行实地观察，摸索夹具的工作原理，体会 主轴箱箱体 的优点。通过认真阅读研究 15040081 型气缸盖的零件图，了解其材料、硬度、重量等，对内侧面进行半精镗和精镗排气空 和进起孔。接下来是总体方案的设计，总体方案设计的具体工作是编制“三图一卡”，即绘制被加工的零件图，加工的示意图，机床联系尺寸图，编制生产率计算卡。最后，就是技术设计和工作设计。技术设计就是根据总体设计已经确定的三图一卡，设计夹具等专用部件正式总图；工作设计就是绘制各个专用部件的图样，编制各零件的明细表。 设计的整个过程是艰辛的，在设计过程中必须要考虑到方方面面的问题。由于所学的知识的有限，因此在设计过程中查阅了大量的相关资料，以补充自己的不足之处。 首先，要有丰富的实践经验。整个设计，仅靠一些参考资料是远远 不够的。因此，在设计工作开始前，特地到江淮动力股份有限公司、盐城红旗机床厂、高精机电装备有限公司等进行了实地的参观考察，积累了一些宝贵经验。 其次，运用四年来所学的专业知识，针对现实中遇到的实际情况，做到举一反三，触类旁同。整个设计过程不仅涉及到以前所学的知识，而且还设计到新的nts理念，所以我在设计过程中一边温习以前所学的知识，一边学习新的知识，这样拓宽了我的视眼。 第三，通过自身的努力，结合理论和实际，从合理性、经济性、工艺性、实用性及其对被加工零件的具体要求对现有机床进行研究分析，找出可以进行改进的地方，通 过相互对比，确定一个新的，周全的设计方案。在指导老师吴进老师的悉心指导下，在同课题组三位同学相互讨论学习和帮助下，经过两个月的艰辛劳动，终于完成了这一设计课题。 nts2 主轴箱箱体 工艺 方案 的拟订 工艺方案的拟订是 主轴箱箱体 设计的关键一步 。 工艺方案制定的正确与否是在很大程度上决定了 主轴箱箱体 的结构配置和使用性能 。 因此 ， 应根据工件的形状和加工要求的特点 ， 加工部位、尺寸精度、表面粗糙度和技术要求及生产率要求等， 按一定的原则 ， 结合 主轴箱箱体 常用的工艺方法 ， 充分考虑到各种因素 ，并经技术经济分析 后拟订出先进 、 合理 、 经济 、 可靠的工艺方案 。 选择工艺基面和定位方式是制定工艺方案的关键所在 。 2.1 被加工零件的加工工序和加工精度 由于本机床是用于对气缸盖导管孔进行半精镗和精镗加工，根据先粗后精，工序集中原则，现对气缸盖导管孔加工的工艺路线设计如下 : 工序 1(半精镗 ) 工位 :枪铰排气导管孔 (刀具直径为 14.8mm)，镗排气阀座孔 (刀具直径为 47.8mm)，加工精度为 H8； 工位 :枪铰进气导管孔 (刀具直径为 14.8mm)，镗进气阀座孔 (刀具直径为 44.8mm)，加工精度为 H8。 工序 2(精镗 ) 工位 :枪铰排气导管孔 (刀具直径为 15mm)，镗排气阀座孔 (刀具直径为 48mm)，加工精度为 H7； 工位 :枪铰进气导管孔 (刀具直径为 15mm)，镗进气阀座孔 (刀具直径为 45mm)，加工精度 为 H7。 2.2 被加工零件的特点 气缸盖的 材料为 HT250； 硬度为 150-225HBS； 生产纲领为年产量 5万件 ， 单班制 ； 在本工序前各主要表面已加工完毕 。 3 主轴箱箱体 多轴箱设计 3.1 多轴箱的组成 大型通用多轴箱由通用零件如箱体、主轴、传动轴、齿轮和附加机构等组成，其基本结构见多轴箱设计总图 。图中箱体、前盖、后盖、上盖、侧盖等为箱体类零件；主轴、传动轴、手柄轴、传动齿轮、动力箱或电动机齿轮等为传动类零件；叶片泵、分油器、注油标、排油塞、和防油套等为润滑及防油元件。在多轴箱内nts腔，安排 3 排 24mm 宽的齿轮；箱体后壁与后盖之间安排 24mm 宽的齿轮。后盖的厚度为 90mm，多轴箱的标准厚度为 180mm。 多轴箱的通用箱体类零件配套表见表 7-4，选用 DZ27 型多轴箱；箱体材料为 HT300，前、后、侧盖等材料为 HT200。多轴箱体基本尺寸系列标准（ GB3668.1-83）规定， 9 种名义尺寸用相应滑台的滑鞍宽 度表示，多轴箱宽度和高度是根据配套滑台的规格按规定的系列尺寸（表 7-1）选择；多轴箱后盖与动力箱法兰尺寸如表 7-2 所示，其结合面上连接螺纹孔、定位销孔及其位置与动力箱联系尺寸相适应（参阅表 5-40）；通用多轴箱体结构尺寸及螺孔位置见表 7-3。 多轴箱设计原始依据表： 轴号 主轴外伸尺寸 切 削 用 量 D/d L 工序内容 n（ r*min-1） v（ m*min-1） f（ mm*r-1） 1、2、3、 4、5、 6 32/20 115 钻 M8 螺纹内底孔 480 18 0.15 3.2 通用钻削主轴 该工件加工底孔间距较小，决定了主轴宜采用滚针轴承主轴，前后支承均无内环滚针轴承和推力球轴承，其型号为 dT0724-41。 3.3 通用传动轴 通用传动轴按用途和支承形式分为图 4-5 所示六种，表 4-4 所示为通用传动轴的系列参数六种传动轴结构，配套零件及联系尺寸，其型号为 dT0733-41 3.4 通用齿轮和套 多轴箱用通用齿轮有：传动齿轮、动力箱齿轮和电动机齿轮三种（见表 4-5），nts其结构型式、尺寸参数及制造装配要求见表 7-21 表 7-23。多轴箱用套和防油套综合表参阅表 7-24、表 7-25。 3.5 主轴型式和直径、齿轮模数的确定 主轴的型式和直径，主要取决于工艺方法、刀具主轴联接结构、刀具的进给抗力和切削转矩。主轴直径按加工示意图所示主轴类型及外伸尺寸可初步确定。传动轴直径也可以参考主轴直径大小初步选定。齿轮模数 m（单位为 mm）一般用类比法确定，也可按公式估算，即 m （ 30 32）（ P/zn） 1/3 式中 P 齿轮所传递的功率，单位为 KW ； z 一对啮合齿轮的小齿轮齿数； n 小齿轮的转速，单位为 r/min。 多轴箱中的齿轮模数常用 2、 2.5、 3、 3.5、 4 几种，为便于生产，同一多轴箱中的模数最好不要多于两种。 3.6 多轴箱的动力计算 多轴箱的动力计算包括多轴箱所需要的功率和进给力两项。传动系统确定后，多轴箱所需功率 P 多轴箱 按下列公式计算： P 多轴箱 =P 切削 +P 空转 +P 损失 =niP1切削 +niP1空转 +niP1损失 式中 P 切削 切削功率，单位为 KW； P 空转 空转功率，单位 KW； P 损失 与负荷成正比的功率损失，单位为 KW。 每根主轴的切削功率，由选定的切削用量按公式计算或查图表获得；每根轴的空转功率按表 4-6 确定；每根轴上的功率损失，一般可取所传递功率的 1%。轴径为 20 的主轴的功率为 0.046KW。则： P 多轴箱 =P 切削 +P 空转 +P 损失 =（ 2+10*0.046） *（ 1+1%） =2.5KW 3.7 对多轴箱传动的一般要求 3.7.1 在保证主轴的强度、刚度、转速和转向的条件下，力求使传动轴和齿轮的规格、数量为最少。为此，应尽量用一根中间传动轴带动多根主轴，并将齿轮布nts置在同一排上。当中心距不符合标准时，可采用变位齿轮或略微改动传动比的方法解决。 3.7.2 尽量不用主轴带动主轴的方案，以免增加主轴负荷，影响加工质量。遇到主轴分布较密，布置齿轮的空间受到限制或主轴负荷较小、加工精度要求不高时，也可用一根强度较高的主轴带动 1 2 根主轴传动方案。 3.7.3 为使结构紧凑，多轴箱内齿轮副的传动比一般要大于 1/2（最佳传动比为1 1/1.5） ，后盖内齿轮传动比允许取至 1/3 1/3.5；尽量避免用升速传动。当驱动轴转速较低时，允许先升速后再降一些，使传动链前面的轴、齿轮转矩较小，结构紧凑，但空转功率损失随之增加，故要求升速传动比小于等于 2；为使主轴上的齿轮不过大，最后一级经常采用升速传动。 3.7.4 用于粗加工主轴上的齿轮，应尽可能设置在第 I 排，以减少主轴的扭转变形；精加工主轴上的齿轮，应设置在第 III 排，以减少主轴端的弯曲变形。 3.7.5 驱动轴直接带动的转动轴数不能超过 两根，以免给装配带来困难。 3.8 润滑泵轴和手柄轴的安置 多轴箱常采用叶片油泵润滑，油泵供油至分油器经油管分送各润滑点。箱体较大、主轴超过 30 根时用两个润滑泵。油泵安装在箱体前壁上，泵轴尽量靠近油池；通常油泵齿轮放在第 I 排，以便于维修，当泵体或油管接头与传动轴端相碰时，可改用埋头传动轴。 多轴箱一般设计手柄轴，用于对刀、调整或装配检修时检查这、主轴精度。手柄轴转速尽量高些，其周围应有较大的空间。 3.9 多轴箱传动系统拟定 3.9.1 多轴箱传动系统拟定基本方法 （ 1）将主轴划分为各种分布类型 被加工零件上加工孔的位置分布是多种多样的，但大致可归纳为：同心圆分布、直线分布和任意分布三种类型。 （ 2）确定驱动轴转速转向及其在多轴箱上的位置、 驱动轴的转速按动力箱型号选定，当采用动力滑台时驱动轴旋转方向可任意选择，动力箱与多轴箱连接时，应注意驱动轴中心一般设置于多轴箱箱体宽度的中心线上，其中心高度则决定于所选动力箱的型号规格，驱动轴中心位置在机nts床联系尺寸图中已确定。 （ 3）用最少的传动轴及齿轮副把驱动轴和各主轴连接起来，在多轴箱设计原始依据图中确定了各 主轴的位置、转速和转向的基础上，首先分析主轴位置，拟订传动方案，选定齿轮模数，再通过计算、作图和多次试凑相结合的方法，确定齿轮齿数和中间传动轴的位置及转速。 3.9.2齿轮齿数、传动轴转速的计算公式： 主从从主 nnZZu Z SzmZZZmA *)( 从主主从从从主 ZZnunn 从主主主从 ZZnunn umAunnmAZmAZ 12)1(22从主从主 umAnnmAZmAZ 12)1(22主从主从式中： u啮合齿轮副的传动比 , Sz啮合齿轮副的齿数和， Z主， Z从分别为主动和从动齿轮齿数， N主， n从分别为主动和从动齿轮转速，单位 r/min A齿轮啮合中心距，单位为 mm m齿轮模数，单位为 mm 3.9.3 多轴箱传动系统拟定方案 先把全部主轴中心尽可能分布在几个同心圆上，在各个同心圆的圆心上分别设置中心传动轴。 nts （ 1）拟订传动路线 ,如图： 把主轴 1、 2、 3、 4视为一组同心圆主轴，在其圆心处设中心转动轴 11；把主轴 5、 6、 7视为一组同心圆主轴，在其圆心处设中心转动轴 12；把主轴 8、 9、10视为一组同心圆主轴，在其圆心处设中心转动 轴 15。 （ 2）确定传动轴位置及齿轮齿数 确定传动轴 15的位置及各轴齿轮齿数，传动轴 15的位置为主轴 8、 9、10同心圆圆心上，查表 7-21 传动齿轮综合表 d=20mm, m=2, Z=19 36 连续 m=3, Z=16 45 连续 A=45mm, n8=468r/min, 若取 m=2, Z15=25, 20252 45*21528 ZmAZ, m in/3752520*468158815 rZZnn , nts由于主轴 9、 10 的类型和 8 一样，所以有： Z9=Z10=Z8=20 确定传动轴 12的位置及各轴齿轮齿数，传动轴 12的位置为主轴 5、 6、 7同心圆圆心上， A=40mm, n5=468r/min, 若 m=2, Z12=20 20202 40*21225 ZmAZ, m in/4682020*468125512 rZZnn , 由于主轴 6、 7 的类型和 5 一样，所以有： Z6=Z7=Z5=20 确定传动轴 12与驱动轴间的传动关系，驱动轴轴心位置与主轴 1重合 查表 7-22 动力箱齿轮 m=3或 m=4 A=53.5mm, n 驱 =480r/min, 若取 m=3 Z12480468 驱Z, Z 1 23 5.53*2212 ZmAZ 驱, 解得：取 Z驱 =17， Z12=18 确定传动轴 11的位置及与驱动轴间的传动关系，传动轴 11的位置为主轴1、 2、 3、 4同心圆圆心上， 由于传动轴 11也由同一驱动轴传动的，因此 m=3, 又 A=52mm 12.17173 52*2211 驱ZmAZ, 取 Z11=17 m in/4801717*8041111 rZZnn 驱驱确定传动轴 11与 主轴 1、 2、 3、 4 间的传动关系， A=52mm， 若 m=3, 975.0480468111111 nnZZ, 113 52*21121 ZZmAZ , 取 Z1=18， Z11=17 nts 确定传动轴 13的位置及其传动关系， 传动轴 13分别与主轴 6、 8啮合，由于主轴 6和 8的主轴和齿轮类型及转速一样，故传动轴 13根据需要适当选取，从主轴 6传到传动轴 13，再传至主轴8，现选传动轴 13 的齿轮模数 m=2, Z13=30 在整个传动系统中主轴 6和 8在作为钻轴的同时，也承担一部分传动轴的作用，经过计算，各主轴的实际转速 n=453.3r/mm,接近最大转速 n=468r/mm。 3.10 传动零件的校核计算 传动系统拟订后，应对总体设计和传动设计中选定的传动轴颈和齿轮模数进行验算，校核是否满足工作要求。验算传动轴的直径按下式计算传动轴所承受的总转矩 T 总 ： T 总 =T1U1+T2U2+ +TnUn 直径由公式： d=B（ 10T） 1/4 则 T11=T1U1+T2U2+ T3U3+ T4U4=2.38*4*0.944=8.99（ N*mm） d11=B（ 10T11） 1/4=5.2*（ 10*8.99） 1/4=16.0mm 20mm T12=T5U5+T6U6+ T7U7 = 2.38*2*1+9.52*1=14.28（ N*mm） d12=B（ 10T12） 1/4=5.2*（ 10*14.28） 1/4=18.0mm 20mm T13=T8U8=7.14*1.5=10.71（ N*mm） d13=B（ 10T13） 1/4=5.2*（ 10*10.71） 1/4=16.7mm 20mm T15=T9U9+T10U10 =2.38*2*1=4.76（ N*mm） d15=B（ 10T15） 1/4=5.2*（ 10*4.76） 1/4=13.7mm 20mm 所以所选用的传动轴直径满足要求。 3.11 传动系统的校核计算 传动件系统的校核包括强度和几何干涉校核，强度校核包括轴、齿轮的强度和轴承的寿命校核计算。若发现某一项指标不满足规定要求时，系统将根据可能，修改有关参数。如验算某一轴上受转矩超过允许值，则系统视空间的可能性，自动地将该轴直径加大，然后再次校核；若空间不允许加大轴径，则会打印出错误信息，指出该轴不满足强度要求，应重新设计方案，直至符合要求为止。几何校核的目的是检查传动系统中各传动 件、支承件等之间是否有碰撞现象，确保系统正常传动。检查的项目有： 齿轮与非啮合齿轮的碰撞 齿轮与轴、套的碰撞。 齿轮与箱体四周壁的碰撞。 轴承与轴承的干涉 液压泵体及其接头等与传动nts轴端的碰撞等。几何干涉校核是穿插在每一个传动系统设计模块之中，即每用一个设计子模块，均需进行一次几何干涉校核。若发现有几何干涉现象，即会显示错误信息，提示设计者予以修正；若是轴承与轴 承碰撞，可更换轴承类型解决。 多轴箱图： nts 4 主轴箱箱体 夹具设计 夹具是在机械制造工艺过程中，使工件准确定位，并将其牢固加紧以接受加工的一种工艺装备。无论是在机械加工、装配、检验，还是在焊接、热处理等冷、热工艺中都大量采用各种不同的夹具。 4.1夹具的作用 （ 1）保证加工精度 由于工件上各有关表面的相互位置精度是通过夹具来保证的，所以 工件在加工后能得到较高的位置精度 （ 2）提高生产效率、降低成本 采用夹具可省去划线工序，缩短工件定位和加紧时间，减少加工时间，因此提高生产效率、降低成本 （ 3）扩大机床的使用范围 在机床不足的情况下，采用夹具能扩大其使用范围。如在车床上配备镗孔夹具或磨头，以进行镗削和磨削工作。 （ 4）操作方便，减轻劳动强度 使用夹具安装工件，基本上不用找正，加工精度主要靠夹具保证，基本上不取决于工人的技术水平，因而操作方便，夹具采用机械化、自动化上下料装置和夹紧装置可大大减轻工人的劳动强度，此点对于大中型工件 和大批量工件的加工尤为重要。 4.2具的组成 各种夹具尽管用途不同，结构形式也多种多样，但一般都由以下几个部分组成 nts（ 1）定位装置 定位装置的用途是使工件的基准面与刀具间获得正确的相对位置，它包括定位元件及其组合，如定位销、定位键、 V型块等。 （ 2）夹紧装置 夹紧装置的作用是将装好的工件夹紧，并保证加工过程中工件定位的稳定性和可靠性，它包括动力装置（如气动、液压、电动等）、传动装置（如螺纹传动、杠杆传动、凸轮传动等）夹紧机构和夹紧元件。 （ 3）导向装置 导向装置用来引导或确定刀具与工件的相对 位置，它包括钻套、镗套、对刀块等。 （ 4）辅助装置 它的作用是加速工件在夹具中的装卸或形成加工时所必须的辅助运动，辅助装置包括上下料装置、度装置、件顶出装置、润滑装置、冷却装置。 （ 5）夹具体 它是夹具的基础，在夹具体上安装夹具的所有零件和部件等。 4.3工件的定位 在进行机械加工时，必须把工件放在夹具上，使它在夹紧前获得正确的位置，这就叫工件的定位，定位是通过工件的定位基准和夹具的定位元件或定位装置的相对配合来实现的。 4.4工件的夹紧 工件在加工过程中，由于受切削刀或工件本身重量的作用， 常发生位移或振动，因此必须用适当的力将其夹紧，夹具中用来夹紧工件的装置叫夹紧机构，常用的夹紧机构有螺旋夹紧机构、偏心夹紧机构、杠杆夹紧机构、压板夹紧机构、弹簧夹紧机构、定心夹紧机构、联动夹紧机构等。 根据加工零件的尺寸特点，夹具的外型尺寸可由之前初定的方案来制定 ,具体设计方案如夹具总图 4.5夹具总图： nts 5液压系统的设计 液压系统的设计是整个机器设计的一部分，它的任务是根据机器的用途、特点和要求，利用液压传动的基本原理，拟定出合理的液压系统图，在经过必要的计算来确定液压系统的参数，然后按照这些参数来 选用液压元件的规格和进行系统的结构设计。根据对机器的工作情况进行详细的分析，该机床需要快进、工进和快退三步一次进给运动。其工作过程由液压系统来实现。液压滑台是由滑台、滑座及油缸三部分组成，液压滑台是通过电气控制由夜压系统来实现的。滑台的工进速度由节流阀调节，可实现无级调速。电气控制电路一般采用行程、时间原则及压力控制方式。 具有一次进给的液压动力滑台电气控制电路如图所示： 电磁铁 YA1 YA2 YA3 转换主令 快进 + - + SB5 工进 + - - SB6 nts快退 - + - SB7 停止 - - - SB2 5.1 滑台原位停止 滑台由油缸 YG 拖动前后进给，电磁铁 YA1、 YA2、 YA3均为断电状态，滑台原位停止。 5.2 滑台快进 按下 SB0按扭， YA1、 YA3电磁铁得电，将电磁阀 1HF及 2HF推向右端，于是泵压出的压力油经 1HF流入滑台油缸左腔，右腔流出的油经 1HF、 2HF也流入左腔构成差动快速回路使滑台快进。 5.3 滑台工进 当挡铁压动行程开关 SQ1， YA3断电，电磁阀 2HF复位，滑台右腔流出的油只能经节流阀流 入油箱，滑台转为工进。 5.4 滑台快退 当滑台工进到终点， YA2得电，使电磁阀 1HF推向左，变量泵压出的压力油经 1HF流入滑台油缸右腔，左腔流出的油经 1HF直接流入油箱，滑台快退。 在上述电路中，若需要使滑台工进到终点，延时停留，即工作循环成为：快进 工进 延时停留 快退。 5.5液压系统图： nts 4.1 传动方案 拟订 镗削头的传动方式通常有两种：带传动和齿轮传动。 A.带传动的主要优点： a.缓冲和吸振，传动平稳，噪声小。 b.传动靠摩擦力传动，过载时与轮接触发生打滑，可防止损坏其他零件。 c.适用于两轴中心距较大的场合。 d.结构简单，制造、安装和维护等均较为方便，成本低廉。 B.带传动的主要缺点： a.不能保证准确的传动比。 b.需要较大的张紧力，增大了轴和轴承的受力。 c.整个传动装置的外部尺寸较大，不够紧凑。 d.带的寿命较短，传动效率低。 ntsC.带传动适用的场合： a.速度较高的场合，多用于原 动机输出的第一级传动。带的工作速度一般 为 5-30m/s，高速带可达 60m/s。 b.中、小功率传动，通常不超过 50Kw c.传动比不超过 7，最大到 10。 d.传动比不要十分准确。 D.齿轮传动的一些特点： a.制造和安装精度较高，需专门设备制造，成本较高，不宜用于较远距离两轴之间的传动。 b.瞬时传动比不变，冲击、振动和噪声小，能保证较好的传动平稳性和较高的运动精度。 c.在尺寸小、质量轻的前提下，齿轮的强度高，耐磨性好，承载能力大，能达到预期的工作寿命。 鉴于以上情况，在设计中选用带传动的方式。并且镗 削头的传动属于原动机的第一级传动，而且带传动可防止过载时零件的损坏。齿轮传动的要求相对比较的高，综合比较采用带传动装置。 4.2 同步带类型的确定 同步齿型带是近年来发展较快的一种传动技术。带的工作表面制成齿形与有齿的带轮作啮合传动。所以它兼有带、链和齿轮传动三者的优点 ,应用范围也比较广泛。同步齿型带按带体材料可分为氯丁橡胶带和聚氨酯橡胶带两种。前者强度高，抗疲劳性好，适用范围广；后者用于轻载传动，与三角带类似，所以我们在这里选用同步齿型带的材料为氯丁橡胶。同步齿型带的齿型通常可分为梯形和圆弧齿两种，后者的齿 形曲线较为合理，能传递更大的功率，所以我们在这里选用同步齿型带的齿型为圆弧齿。带轮上轮齿的加工应采用专门的滚刀进行滚切加工，材料常用合金铝、钢、铸铁和工程塑料等。同步齿型带由于采用啮合传动，所以承载能力大、传动效率高、不打滑、传动比准确，适用的载荷及速度范围比普通带传动广、结构紧凑；其缺点是对制造和安装的要求高，中心距要求也比较严格。 4.2.1 同步带主要参数设定 圆弧齿同步带主要参数，根据参考资料 1表 12-1-50 设定。 表 4-1 同步带主要参数 齿型 型号 节距 /mm 基准带宽所传递功率范围 /Kw 基准带宽 /mm 说明 3M 3 0.001-0.9 6 5M 5 0.004-2.6 9 nts圆弧齿 8M 8 0.02-14.8 20 / 7 5 1 2 . 1 1 9 9 4/ 7 5 1 2 . 3 1 9 9 4J B TJ B T 14M 14 0.18-42 40 20M 20 2-267 115 4.2.2 同步带、带轮的设计 A.同步带的设计 a.圆弧齿同步带图，参照 1 同步带部分。 图 4-1圆弧齿同步带 b.圆弧齿带的齿型与齿宽 ，参考 1表 12-1-51。 表 4-1 圆弧 齿带的齿型与齿宽 圆弧齿 型号 节距 bP齿形角 2 /() 齿根厚 S /( )mm 齿高 th/( )mm 齿根圆角半径 r/( )mm 齿顶圆角半径 r /( )mm 带高 sh/( )mm 带宽 sb/( )mm 14M 14 14 9.46 6.02 1.20-1.35 4.50 1.00 85 c.圆弧齿带的节线长度PL长度代号 1196 节线长 1196PL mm齿数 85bz B.带轮的设计 a.圆弧齿的齿行尺寸及偏差 ，参考 1表 12-1-59。 表 4-2 齿行尺寸及偏差 圆弧齿 槽型 节距 bP齿槽深 gh齿槽圆弧半径 R 齿顶圆角半径 tr齿槽宽 s 两 倍 节顶距 2 齿形角 2 14M 14 6.20 4.65 1.36-1.50 9.80 2.794 14 b.圆弧齿带轮直径，参考 1表 12-1-61。 nts表 4-3 带轮直径 类型 齿数 节径 d 外径 0d小带轮 28 124.78 126.57 大带轮 56 249.55 246.76 c.圆弧齿带轮宽度，参考 1表 12-1-62。 表 4-4 带轮宽度 齿型 槽型 轮宽代号 fbfb圆弧齿 14M 100 104 112 C.带轮挡圈设计 a.带轮挡圈尺寸，参考 1表 12-1-63。 表 4-5 挡圈参数 槽型 14M 挡圈最小高度 K 7.0-7.5mm 0 /2wR d d 2.5mm 挡圈厚度 t 2.5-3.0mm 挡圈弯曲处直径wd0 2wd d R挡圈外径fd2fwd d Kb.挡圈的设置 一般推荐小带轮两侧均设挡圈，大带轮两侧不设，如图 4-2a 所示。 也可在大、小带轮的不同侧各装单侧挡圈，如图 4-2b 所示。 当18ad时，大、小带轮两侧均设挡圈，如图 4-2c 所示。 nts a b c 图 4-2挡圈的设置 在这里我们选用第三种情况，在大、小带轮两侧均设挡圈。 D.带轮图 本设计采用圆弧齿带轮，电机端与带轮 b 连接，主轴端与带轮 a 连接。 a b 图 4-3带轮图 4.2.3 同步带设计计算 已知条件：（ 1）传动功率；（ 2）小带轮、大带轮转速；（ 3）传动用途、载荷nts性质、原动机种类以及工作制度。 设计功率dPdAP K P（ 4-1） 公式中：AK 工况系数，见参考资料 1表 12-1-67 AK=0.1 P 传动功率 带型： 节距bP或模数 m 由 1图 12-1-9 选取，为使传动平稳，提高带的柔性以及增加啮合齿数，节距应尽可能选取较小值。 带型 14M 14bP mm小带轮齿数 1 minZZminZ见 1表 12-1-68 。带速 V 和安装尺寸允许时，1Z尽可能选用较大，1 28Z 。 小带轮节圆直径 d1，见 1表 12-1-60。 11 bPZd 1 1 2 4 .7 8d m m见 1表 12-1-61 带速 V ，若 V 过大，则应减少1Z或选用较小的bP。 11m a x6 0 1 0 0 0dnVV（ 4-2） 3 . 1 4 1 2 4 . 7 8 3 0 0 01 9 . 6 /6 0 1 0 0 0V m sm a x 3 0 4 0 /V m s :传动比 i i =1210nn （ 4-3） 1n 小带轮转速 1 3 0 0 0 / m i nnr2n 大带轮转速 2 1 5 0 0 / m i nnr2i 大带轮齿数2Z21Z iZ2 60Z （ 4-4） 大带轮节圆直径2d，见 1表 12-1-61 221bPZd id（ 4-5） 2 2 4 9 .5 5d m mnts初定中心距0a，可根据结构要求定。 1 2 0 1 20 . 7 ( ) 2 ( )d d a d d （ 4-6） 02 6 2 7 4 8m m a m m选取 0 300a mm初定带的节线长度0pL，按 1表 12-1-57 选取接近的0pL值极其齿数bZ。 2210 0 2 10()2 ( )24pddL a d da （ 4-7） 节线长度 0 1196pL m m齿数 85bZ 实际中心距 a 中心距可调整 00 2ppLLaa （ 4-8） a 298mm 小带轮啮合齿数mZ一般情况下 m in 6mZZ，若minmZZ时，可增大 a 或1d不变时，采用较小的bP（或 m ）。 基准额定功率0P，见 1表 12-1-74。 13.55oP Kw带宽sb1 . 1 4020dssLPbbK K P（ 4-9） 48mm 见参考资料 1表 12-1-77 得： 14bP mm2 1000K 0.85LK 0 40sb mm一般情况下 01sbd按 1表 12-1-51 选定 0 100sb mm作用在轴上的力rF1500drFPFK V（ 4-10） FK 矢量相加修正系数，见 1图 12-1-12 nts 0.98FK 5 . 50 . 9 8 1 5 0 0 4 1 2 . 51 9 . 6rFN 此力对轴的影响很小。 4.夹具设计 4.1 设计步骤 1 明确设计任务与收集设计资料； 2 拟订方案，绘单图； 3 分析计算； 4 审方案，改造设计； 5 绘制夹具总装配图； 6 绘制夹具图中主要零件的总装配图 。 4.2 定位支承系统 在 主轴箱箱体 上加工时，必须使被加工零件对刀具及其 导向保持正确的相对位置，这是靠夹具的定位支承系统来实现的，定位支承系统除用以确定被加工零件的位置外，还要承受被加工零件的重量和夹压力，有时还要承受切削力。 定位支承系统主要是有定位支承，辅助支承和一些限位元件组成。定位支承是指在加工过程中维持被加工零件有一定位置的元件。辅助支承是仅用作增加被加工过程中的刚度及稳定性的一种活动式支承元件，由于定位支承元件直接与被加工零件接触，因此其尺寸，结构，精度和布置都直接影响被加工零件的精度。为了避免产生废品以及经常修理定位支承元件的麻烦，设计时必须注意以下的问题： 1 合理布置定位支承元件，力求使其组成较大的定位支承界面； 2 提高刚性，减少定位支承系统的变形； 3 提高定位支承系统的精度及元件的耐磨性，以便长期保持夹具的定位精度； 4 可靠的排除定位支承部位的切削。 S195 柴油机三面精膛 主轴箱箱体 加工零件采用六点定位原则：平面取三点，零件防在两个支承板上，这样可以增加定位系统的刚性，防止了当夹压力和切削力nts不是对准支承时而引起的工件变形，这种变形不仅影响加工精度，而且会引起振动，以至造成折断。两个定位螺钉以及一个螺栓共六点进行定位的。 S195 柴油机的汽缸 体是以底面和侧面两个互相垂直的平面定位的，所以支承板做成了 90度的脚铁式，刚性很好。 4.3 定位误差的分析计算 由于一批零部件在夹具上定位时，各个工件所占据的位置不完全一样，加工后，各工体的加工尺寸必然大小不一，形成误差。 用家具装夹工件进行机械加工时，其工艺系统中影响工件精度的因素很多，与夹具有关的因素如图所示： 一 分别计算加工端面尺寸 326.95 0.05 的误差和垂直度为0.06mm 这两项误差。 1 定位误差 .基准不重合误差 .基准位移误差 在机械加工系统中无影响加工精度的其他因素，加 工尺寸 326.950.05 的定位误差为 0，即 D =0。垂直度 0.06的定位误差 D =0。 2 对刀误差 r 因为刀具相对于对刀或导向元件的位置不精确而造成的加工误差。 3 夹具的安装误差 A ， nts因为夹具在机床上的安装不精确而造成的加工误差。本 主轴箱箱体 的夹具的安装基面为平面，因而没有安装误差。 4 夹具误差 E 因为夹具上的定位元件，对刀元件或导向元件及安装基面三者间（包括导向件和导向元件之间）的位置不精确而造成的加工误差，它的大小取决与夹具零件的加工精度和夹具装配时的调整与修配精度。 5 加工方法 误差 G 因为机床精度，刀具精度，刀具与机床的位置精度，工艺系统的受力变形和受热变形等因素造成的加工误差，所以根据经验为它留出工件公差的 1/3，计算可得： G = K /3 加工尺寸 326.950.05 的加工方法误差为 G =0.1/3=0.03mm，而垂直度为 0.06的加工误差为 0。 6 保证加工精度的条件 工件在夹具中加工时，总加工的误差 为上述各项误差之和。由于上述误差均为独立的随机变量，应用概率法叠加，因此保证工件加工精度的条件是 = 22222 GEAyD K 即工件的总加工误差 应不大于工件的加工尺寸误差 k ，为保证夹具有一定的使用寿命，防止夹具因为磨损而过早的报废，在分析计算工件加工精度时，需保留出一定的精度储备量 JC ，因此上式改写为： ck J 将上述计算的加工精度值列于下表 误差计算 加工要求 误差名称 326.95 05.0 垂直度为 0.06mm D 0 0 T 0.042 0.005 A 0 0 E 0.01 0.02 G 0.033 0 nts 0.057 0.021 JC 0.043 0.079 由上表可知，该夹具能满足各项精度要求，且具备一定的精度储备。 二分别计算加工尺寸： 522 0.05 和位置度为 0.300mm 的误差 1定位误差：加工尺寸 522 0.05 的定位误差 D =0；位置度 0.300mm 的定位误差 0.100mm D =0.100mm 2对刀误差：加工尺寸 522 05.0 和加工尺寸 326.95 0.05 的对刀误差一样，T =0.042mm；位置度 0.300mm 的对刀误差 T =0.042mm 3夹具安装误差 A =0 4夹具误差：影响 522 05.0 的夹具误差为底面对侧 面的误差 E =0.060mm；影响位置度 0.300mm 的夹具误差为 0.1mm 5加工方法误差：加工尺寸 G =0.033；位置度 0.300mm的 G =0.047 将上述数据列为下表 误差加工 加工要求 误差系数 加工尺寸 522 05.0 位置度 0.300mm D 0 0.1mm T 0.042 0.042mm A 0 0 E 0.14 0.06mm G 0.033 0.047mm 0.097 0.132mm JC 0.003 0.008mm 由上表可知，该 夹具能满足工件的各项精度要求，且具备一定的精度储备。 分析位置度为 0.400mm 的加工误差，因为为 300.0 mm已经满足加工精度要求，因此该位置度为 0.400mm一定能满足加工精度要求。 6.夹紧力的确定 nts所谓确定夹紧力，从广义上来说，就是要真确的确定夹紧力的三要素：作用点，方向和大小。 欲选取夹紧机构和适当的动力传动装置，就必须确定所需夹紧力的大小，所需夹紧力的大小主要取决于切削力和重力的大小和方向。重力的大小和方向是不变的，而切削力的大小和方向在切削过程中是不断变化的，在切削过程中，影响切削力大小的因素 很多，例如工件材质不均匀，加工余量不均匀，刀具的磨损余量不同以及切削时的冲击力等。而且夹紧力也取决于一系列其他的因素，例如接触表面的光洁度，工艺系统的刚性等。因此确定切削力和所需夹紧力的大小，就是一个比较复杂的问题，实际上不可能完全准确的确定切削力和所需夹紧力的大小，而只能做出大概的计算。 为了简化问题，在确定夹紧力时，一般假定工艺系统：工件 夹具 刀具 机床都是绝对刚性的，切削过程是稳定的，而且切削参数也是固定不变的。在这些条件下，切削力可以根据切削原理的计算公式或计算图表求得，而所需的夹紧力可以从 工件在夹压后的静力问题来求得。然后为了保证夹紧可靠，在计算结果中引进安全系数作为实际所需的夹紧力。 在保证机体正常可靠工作的条件下，夹紧力愈小愈好。因为如果盲目地加大夹紧力就会造成如下影响：加大了工件在夹紧时的变形，从而影响加工精度。 估算夹紧力的方法： 找出对夹紧最不利的瞬时状态，估算此状态下所需的夹紧力， 为了简便，只考虑主要因素在力系中的影响，略去次要因素在力系中的影响，根据机床夹具设计，每块压板应给工件的夹紧力是 Q=KP/（ f )21 f ,式中 Q是夹紧力， P是切削力， 1f 是压板和工件表面间的摩擦系数， 2f 是工件和定位支承板间的摩擦系数， K是安全系数。 因为压板，工件，定位支承板均为铸件，查得摩擦系数 1f ， 2f 均为 0.18，安全系数 K 可按下式计算 K= K6543210 KKKKKK ，式中0k6k为各种因素的安全系数。 0k：考虑工件材料及加工余量的均匀性的基本安全系数，取 1.2 1k ：加工性质，取 1.2 2k ：加工方法，取 1.0 3k：切削特点，取 1.0 nts4k ：夹紧力的稳定性，取 1.0 5k：夹紧时的手柄位置，取 1.0 6k：仅有力矩使工件回转时工件与支承面接触的情况，取 1.5 代入上式得 K=1.2 5.10.10.10.10.12.1 =2.16 因为安全系数 K的计算结果小于 2.5，则 K 取 2.5。根据计算得切削力 P=100N 代入上式： Q=KP/（ 21 ff ） =694N 确定估算所需的夹紧力大小为 700N左右。 7.夹紧机构 在 主轴箱箱体 上加工时，工件 依靠夹具上的定位支撑系统获得对于刀具及导向的正确的相对位置，还需依靠夹具上的夹紧机构来消除工件因受切削力或工件自重的作用而产生的位移或振动，使工件在加工过程中能继续保持定位所得到的正确位置。 夹紧机构通常有三个部分组成：夹紧动力部分，中间传动机构和夹紧元件。这三个部分起着不同作用：夹紧动力部分用于产生力源，并将作用力传给中间的动力部分；中间传动机构能够改变作用力方向和大小，即作为增力机构，同时能产生自锁作用，以保证在加工过程中当力源消失时，工件在切削力或振动的作用下仍能可靠夹紧；夹紧元件则用以承受由中间传动 机构传递的夹紧力，并与工件直接接触而执行夹紧动作。 7.1 设计夹紧机构时，应注意满足以下的基本要求： 保证加工精度，夹紧机构应能保证工件可靠的接触相应的定位基面，夹紧后不许破坏工件的正确位置； 保证生产率，夹紧机构应当具备适当的自动化程度，夹紧动作受力迅速，多压板夹夹紧时要力求采用连动夹紧机构以缩短辅助时间； 保证工作可靠，具备自锁功能，夹紧机构除了应能产生足够的夹紧力外，通常还要求具有自锁性能以保证它的工作可靠性； 结构紧凑简单，在保证加工精度满足生产率要求和工作可靠性的原则，夹紧力应越小越好，这 样可以避免使用庞大而复杂的夹紧机构和减小嘉压变形； 操作方便，使用安全，根据以上设计夹紧机构满足的基本要求，综合各方面的因素，夹紧机构采用气动夹紧。 nts目前，以压缩空气为能源的气动技术应用逐渐增多，使用部门也很广泛。在主轴箱箱体 上，广泛应用了气动技术。在 主轴箱箱体 上，气动与液压相比，虽然不及液压应用那样广泛，但是却具有许多其他能源所不及的优点。 空气可以从大气中取之不尽，没有介质费用的损失和供应上的困难。同时可以直接将废气任意排到大气之中，处理非常方便。气动回路中的泄露除引起功率损失外，以至产生不利于工作 的严重影响。 空气的粘度很小，在管道中的压力损失不到油路损失的千分之一； 压缩空气的工作压力较底，因此可降低对气动元件的材质和制造精度上的要求； 气动动作迅速，反应快； 气动维护简单，介质清洁，管道不易堵塞，亦不存在介质变质，补充和更换等问题； 使用安全，便于实现自动过载保护； 和液压传动一样，气动也有操作控制方便，元件更于标准化，易于集中控制，程序控制和实现工序自代等优点。 由于气压传动具有上述许多优点，因此在 主轴箱箱体 夹具中广泛采用了气动夹紧机构，由于气体的可压缩性，使外载变化时工作速度的影 响较大，气动夹紧所能维持的刚性比液压夹紧的低，为了保证夹紧的可靠和稳定，可以在空气管路上设置调压阀，采用压力继电器，用于压力讯号的指示和连锁。 气动管路的组成 整个气压网络系统由两个基