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机械毕业设计全套
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扩孔机设计,机械毕业设计全套
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ANYANG INSTITUTE OF TECHNOLOGY 毕 业 设 计 说 明 书 扩孔机设计 Design of expanding hole mechine 系（院）名称： 机 械 工 程 系 专业班级： 06机械设计制造及其自动化 13班 学生姓名： 余 品 建 指导教师姓名： 王 曙 光 指导 教师职称： 副 教 授 2008年 5月 nts安阳工学院 毕业设计 说明书 1 引 言 金属切削加工在这整个机械制造中占有极重的位置，约占机械制造总工作量40 60。在 1770 年前后，由于用手工和一般金属加工机具加工蒸汽机气缸不能到达精度要求，人们就创制了专门加工蒸汽机气缸孔的专业机床，于是就诞生了第一台卧式镗床。 20 世纪初期 ,由于钟表仪器制造业的发展 ,需要加工孔距精度较高的设备，1905 年在瑞士制成小型台式坐标定中心机床。 1917 年，在美国制成单柱坐标镗床。 1920年瑞士制成双柱坐标镗床。当时绝大多数坐标镗床采用精密丝杠螺母、标准测杆 (或 量块 )和千分表作为坐标定位装置，坐标定位精度仅为 6 10微米。30年代 ,在德国、瑞士等先后出现了以 线纹尺 定位的光学坐标镗床，坐标定位精度提高到 2 6微米。 60年代以后，随着电子技术的发展，坐标镗床向数字显示和数字控制方向发展，采用 光栅 、 感应同步器 、 激光干涉仪 和 磁栅 等作为坐标定位装置，有的还增设了自动换刀装置。 到了二十世纪中期，又相继出现了加工各种复杂大型零件的坐标镗床。由于加工零件的不断变化，促进了镗床的不断发展完善。终于发展成为今天具有通用性、万年性的卧式镗床。对于重型制造业来说，那些体积大、吨位重的大型工件的孔加工，由于工件的移动和装夹困难，无法在普通卧式镗床上加工，因此，在卧式镗床的基础上又发展制造了重型落地镗床。 现代机器向着高速度、高效率、高精度发向发展，对机械零件精度要求 越来越高，同时机构也日趋复杂，特别是箱体零件具有孔系多的特点它除了本身有尺寸精度要求外，还有形状精度和孔系之间的位置精度要求。镗床在这些加工中由为重要。 现代还出现了一些生产能力强柔性不高的专用镗床。如用了大批量生产连杆轴瓦、活塞孔、油泵壳体等零件上的专门加工精密孔的金刚镗床。 现代镗床飞速发展主要有一下几种形式 a.卧式镗床 ：主要用于侧面孔的加工。 b.坐标镗床：是一种高精度的机床。主要特点：具有坐标位置的精密测量装置。 c.金刚镗床：一种高速精密镗床。主要特点： vc很 高， ap 和 f很小，nts安阳工学院 毕业设计 说明书 2 加工精度可达 IT5-IT6.Ra达 0.63-0.08m 。 d.专用镗床：专用镗铣头。 主要特点： 结构简单，制造成本低，能适应快速化生产及复杂的生产环境。 坐标镗床 的发展由为迅速，下面介绍一下 坐标镗床 ： 类型 ： 坐标镗床有单柱、双柱和卧式 3种。 单柱坐标镗床 :主轴垂直布置，并由主轴套筒带动作上下移动以实现垂直进给 ,有的主轴箱可沿立柱导轨上下移动以适应不同高度的工件。工作台沿滑座作纵向移动，滑座沿床身导轨作横向移动，以配合坐标定位。工作台三面敞开，操作方便。中小型坐标镗床大多 采用这种布局形式，坐标定位精度为 2 4微米。 双柱坐标镗床 :两立柱上部通过顶梁连接，横梁可沿立柱导轨上下调整位置。主轴箱沿横梁导轨作横向移动，工作台沿床身导轨作纵向移动，以配合坐标定位。大型的双柱坐标镗床在立柱上还配有水平主轴箱。采用双柱框架式结构 ,刚度很高 ,大中型坐标镗床多为这种形式 ,坐标定位精度为 3 10微米。 单柱和双柱坐标镗床的主轴都垂直于工作台面，一般适合于加工一个方向上有孔的工件，如钻模、镗模和样板等。加工几个方向都有孔的工件时，则须使用万能 回转工作台 ，因而工件的尺寸和重量受到限制。 卧式坐标镗床 :两个坐标方向的移动分别为工作台横向移动和主轴箱垂直移动。工作台可在水平面内回转。进给运动由纵向滑座的轴向移动或主轴套筒伸缩来实现。由于主轴平行于工作台面，利用精密回转工作台可在一次安装工件后很方便地加工箱体类零件四周所有的坐标孔，而且工件安装方便，生产效率较高。这种镗床适合箱体类零件的加工。 在镗床上镗孔时，镗 刀基本与车刀相同，不同之处是工件不动，镗刀在旋转。镗孔加工精度一般为 IT9 IT7，表面粗糙度为 Ra6.3 0.8mm 现代镗床由过去的专用镗床发展为今天的通用性机床，具有较大的工艺范围，且运动灵活，柔性高，能加工复杂的零件，通用镗床正向数控化、大型化、超精密、高速度等方向发展。一些专用镗床向标准化发展，使专用镗床生产周期大为降低，生产成本降低，体积更小，能满足各种加工要求。 nts安阳工学院 毕业设计 说明书 3 第一章 总体设计 1.1 总体设计原则 1 采用成熟的经验或经分析实验验证了的方案； 2 结构简单，零部件数量少；多用标准化、通 用化零部件； 3 重视维修性，便于检修、调整、拆换； 4 重视关键零件的可靠性和材料选择； 5 充分运用故障分析成果，及时反馈，尽早改进。 1.2 工艺分析 设计主要参数 1 加工孔从 300mm 扩孔至 520mm，孔实际长度 292mm,上下孔中心距1500mm，孔与基面 间隙单边 5mm。 2 加工孔从 260mm 扩大到 420mm，孔的实际长度 108mm，上下孔中心距 1240mm，孔与基面 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。 1.3 总体方案的比较 1.3.1 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： 1 刀杆直接装于主轴之上。 2 刀杆安装在平旋盘上。 比较以上方案的优缺点： 1 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，将图 1.1 卧式镗床的工艺范围 nts安阳工学院 毕业设计 说明书 4 产生较大挠度，影响加工精度。 2 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。 1.3.2 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。 1.3.3 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。 1.3.4 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。 1.3.5 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，nts安阳工学院 毕业设计 说明书 5 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。 综上，主轴箱的大致结构类似与普通镗铣头结构，如图 1.2 所示。 扩孔机布置情况如图 1.3 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。 图 1.2 镗铣削头 图 1.3 扩孔机原理图 nts安阳工学院 毕业设计 说明书 6 第二章 力能参数计算 2.1 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pa决定于加工余量。走刀次数的多少直接影响加工时间，因此粗镗时，吃刀深度应尽可能取大。本设计中选pa=5mm。 进给量 f 的选择同吃刀深度类似，粗加工时主要考虑切削效率。 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。 2.2 最佳切削用量的选择 2.2.1 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 105-6 ，镗削用量 表 2.1 镗削用量 工件材料 工序 / minvm ( / )f mm r ()pa mm低碳结构钢 粗镗 30 70 0.3 0.6 2 6 高碳结构钢 粗镗 30 70 0.3 0.6 2 4 nts安阳工学院 毕业设计 说明书 7 查表 12.4-1 镗削用量 表 2.2 镗削用量 刀具材料 工件材料 工序 / minvm ( / )f mm r ()pa mm硬质合金 钢、铸钢 粗镗 40 60 0.3 1 5 8 查表 12.4-9 ，硬质合金车外圆纵车切削用量及功率 表 2.3 切削用量及功率 刀具材料 工件材料 ( / )f mm r / minvm ()mP kwYT15 碳素结构钢 1.0 1.27 13.1 YT15 碳素结构钢 1.5 1.05 15.3 综上，选取pa=5mm， 0 .5 /f mm r ，当 260D mm 选取最佳切削速度4 0 / m i n 0 . 6 7 /cv m m s 2.2.2 镗削切削速度、扭矩和切削功率公式 查表 12.4-68 ，钻孔、扩孔和铰孔切削速度计算公式 表 2.4 钻孔、扩孔和铰孔切削速度计算公式 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 .6 3 7 ( )b G P a YT15 0 . 600 . 7 5 0 . 2 5 0 . 2 0 . 32 0 . 6vpdvkT a f查表 12.4-69 ，钻孔、扩孔和铰孔的轴向力、扭矩和切削功率计算公式 表 2.5 钻孔、扩孔和铰孔的轴向力、扭矩和切削功率计算公式 工件材料 刀具材料 扭矩（ .Nm） 切削功率（ kw） 碳素结构钢、合金结构钢 0 .6 3 7 ( )b G P a 硬质合金YT15 0 . 7 5 0 . 8 0 . 9 509 . 8 1 0 . 8 4 pmM d a f k 02mMvP d nts安阳工学院 毕业设计 说明书 8 2.2.3主要镗削参数的计 算 当 260D mm 时，转力矩 0 . 7 5 0 . 8 0 . 9 509 . 8 1 0 . 8 4 pmM d a f k查表 12.4-47 ，使用条件变换时的轴向力和扭转修正系数 查得 0.75mfk ， 1.33ovk ， 1xmk ， 0.9wfk 。 1 . 7 4 1 . 3 3 1 0 . 8 4 0 . 8 9 8m m f o v x m w fk k k k k 0 . 7 5 0 . 8 0 . 9 509 . 8 1 0 . 8 4 pmM d a f k （参见式 13.1 ） 即 0 . 7 5 0 . 8 0 . 9 508 . 2 4 pmM d a f k0 . 7 5 0 . 8 0 . 9 58 . 2 4 2 6 0 5 0 . 5mMk 1 0 0 0 . 8 2 0 . 8 9 8 8 9 8 . 4 9Nm 切削力0 02 2 8 9 8 . 4 9 69110 . 2 6 0zMFND （ 见式 13.2 ） 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。 02 2 8 9 8 . 4 9 0 . 6 7 4 . 6 3260mMvP k wd （见式 13.3 ） 01 0 0 0 6 0 6 0 0 0 0 0 . 6 7 4 9 / m i n260vnrD （式 3.4） 当 520D mm 时 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。 11 5 2 0 1 7 2 1 . 3 3 4 /1 0 0 0 6 0 6 0 0 0 0Dnv m s （式 3.5） 由于为恒功率切削 112mMvP D 114 . 6 3 5 2 08 9 9 . 4 22 2 1 . 3 3 4mPDM N mv 根据 0 . 7 5 0 . 8 0 . 9 509 . 8 1 0 . 8 4 pmM d a f k得 0 . 9 50 . 7 5 0 . 819 . 8 1 0 . 8 4 pmMfD a k （见式 13.6 ） nts安阳工学院 毕业设计 说明书 9 0 . 9 50 . 7 5 0 . 88 9 9 . 4 29 . 8 1 0 . 8 4 5 2 0 5 0 . 8 9 80 . 2 8 9 5 /m m r 切削力0 12 2 8 9 9 . 4 2 3 4 5 9 . 30 . 5 2zMFND 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zF9 . 8 1 ( 6 0 )FFz z F zzzxy nz F p FF C a f v k（见式 23.7 ） 背向力yF9 . 8 1 ( 6 0 )F F Fy y yyyx y ny F p FF C a f v k（见式 23.8 ） 进给力xF9 . 8 1 ( 6 0 )F F Fx x xxxx y nx F p FF C a f v k （见式 23.9 ） 表 2.6 切削力及切削功率的计算公式 切削力zF系数 1.0zFx 0.75zFy 0.15zFn 270zFC 背向力yF系数 0.9yFx 0.6yFy 0.3yFn 199yFC 进给力xF系数 1.0xFx 0.5xFy 0.4xFn 294xFC 由于机架材料的性能如下 : ZG200-4, 0.2c , si=0.5 , Mn=0.8 , 200s , 400b , 25 。可根据以下条件选择系数。 查表 24-3 ，钢和铸铁的强度和硬度改变时切削力的修正系数mFK。 加工材料为结构钢和铸钢时 ()0 .6 3 7 FnbmFK 刀具为硬质合金， 0 .5 8 8b G Pa 时 1.0xFn ， 1.35yFn 。 查表 24-4 ，加工铸铁及钢时刀具几何参数改变时切削力的修正系数。 刀具为硬质合金时 nts安阳工学院 毕业设计 说明书 10 0.89ykrFK ， 1.17xkrFK 综上，可求得 ( ) 0 . 50 . 6 3 7 Fyy nbF m F k r FK K K 1 . 3 50 . 4( ) 0 . 5 0 . 2 6 6 80 . 6 3 7 ( ) 1 . 1 70 . 6 3 7 FnbF x m F k r F xK K K 1 . 00 . 4( ) 1 . 1 7 0 . 7 3 4 70 . 6 3 7 当 260D mm 时， 0 . 9 0 . 6 0 . 39 . 8 1 1 9 9 5 0 . 5 ( 6 0 0 . 6 7 ) 0 . 2 6 6 8 4 8 2 . 9 4yFN 1 . 0 0 . 5 0 . 49 . 8 1 2 9 4 5 0 . 5 ( 6 0 0 . 6 7 ) 0 . 7 3 4 7 1 7 0 9 . 6x 当 520D mm 时， 0 . 9 0 . 6 0 . 39 . 8 1 1 9 9 5 0 . 2 9 ( 6 0 1 . 3 3 4 ) 0 . 2 6 6 8 2 8 2 . 2 9y 1 . 0 0 . 5 0 . 49 . 8 1 2 9 4 5 0 . 2 9 ( 6 0 1 . 3 3 4 ) 0 . 7 3 4 7 9 8 8 . 4 9xFN 2.3 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。 PP切主 总（式 33.10 ） 总 为机床总的机械效率，主运动为旋转运动的机床， 总 0.7 0.85，机构较简单和主轴转速较低时 总取大值。根据本设计的特点选择 总 0.85。 4 . 6 3 5 . 4 4 70 . 8 5PP k w 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 2kg m ,净重为 85kg。 nts安阳工学院 毕业设计 说明书 11 、 第三章 扩孔机传动系 统设计 根据设计要求传动原理图，如图 3.1： 3.1 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 960 1 9 . 5 9 2 049i 。 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min 1/ 4i ，螺旋圆柱齿轮max 2.5i ，综合选择圆柱斜齿轮传动，选择传动比 2.5i 。 3.2 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 41 ，常见机械传动的主要性能 图 3.1 扩孔机传动原理图 nts安阳工学院 毕业设计 说明书 12 表 3.1 常见机械传动的主要性能 类型 传递功率（ kw） 速度 (m/s) 效率 传动比 普通带轮传动 500 25 30 0.94 0.97 2 4 二级减速器 50 5 40 0.94 0.96 8 40 3.3 计算总的机械效率 滚动轴承（每对）传动效率 0.98 0.995 圆柱齿轮（每对）传动效率 0.96 0.99（闭式） 0.94 0.97（开式） 普通 V 带传动 0.94 0.97 计算从电机轴到主轴的传动效率分别为： 01 0.96 12 0 .9 7 0 .9 8 23 0 .9 7 0 .9 8 34 0 .9 7 0 .9 7 420 . 9 6 0 . 9 7 0 . 9 8 0 . 8 2 总 （式 44.1 ） 3.4 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 0960 3 0 0 / m i n3 . 2mnnri 轴 1250 1 2 0 / m i n2 . 5nnri 轴 2120 4 8 / m i n2 . 5nnri 根据以上计算，更改第 3 节力能参数所确定的转速 49 / m innr 为4 8 / m innr 。 nts安阳工学院 毕业设计 说明书 13 (2) 各轴输入功率 轴 01 5 . 5 0 . 9 6 5 . 4 3 9dP P k w 轴 12 5 . 4 3 9 0 . 9 7 0 . 9 8 5 . 1 7P P k w 轴 23 5 . 1 7 0 . 9 7 0 . 9 8 4 . 9 1 5P P k w 镗杆 34 4 . 9 1 5 0 . 9 7 0 . 9 7 4 . 6 2 4 5P P k w 镗 杆(3) 各轴输入转矩 电动机轴输出转矩 5 . 59 5 5 0 9 5 5 0 5 4 . 7 1960dd mPT N mn （式 24.2 ） 轴 0 0 1 5 4 . 7 1 3 . 2 0 . 9 6 1 6 8 .dT T i N m 轴 1 1 2 1 6 8 2 . 5 0 . 9 7 0 . 9 8 3 9 9 . 4 4 .T T i N m 轴 2 2 3 3 4 3 9 9 . 4 4 2 . 5 0 . 9 7 0 . 9 8 0 . 9 7 0 . 9 7 8 9 3 . 1 7 .T T i N m 3.5 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 148-1-24 （以下带传动设计所查图表均来自 14），普通 V 带和基准宽nts安阳工学院 毕业设计 说明书 14 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 1 5 . 5 5 . 5dAp K P k w （见式 144.4 ） 2） 选择带型 根据 5.5dp kw和0 9 6 0 / m innr，由图 8-1-3 选择 A 型皮带。 3） 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1dd=100mm。 5） 大带轮基准直径 21 3 . 2 1 0 0 3 2 0ddd i d m m 6） 带速 v 1 1 0 0 9 6 0 5 . 0 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 0 0 0dDdnv m s 7） 初定轴间距0a1 2 1 200 . 7 ( ) 2 ( )d d d dd d a d d 00 . 7 ( 1 0 0 3 2 0 ) 2 ( 1 0 0 3 2 0 )a 02 9 4 8 4 0a，取0a=350mm。 8） 所需 V 带基准长度0dL120 1 2200()2 ( )24ddd d dddL a d da （见式 144.4 ） 22202 3 5 0 4 2 0 1 3 9 4 . 32 4 3 5 0 mm 查表 8-1-8 选取 1400dL mm。 nts安阳工学院 毕业设计 说明书 15 9） 实际轴间距 a 00 1 4 0 0 1 3 9 4 . 33 5 0 3 5 2 . 8 522ddLda a m m （见式 144.5 ） m i n 0 . 0 1 5 3 5 2 . 8 5 0 . 0 1 5 1 4 0 0 3 3 1 . 8da a L m m m a x 0 . 0 3 3 5 2 . 8 5 0 . 0 3 1 4 0 0 3 9 4 . 8 5da a L m m 10）小带轮包角1211 1 8 0 5 7 . 3dddda oo（见式 144.6 ） 3 2 0 1 0 01 8 0 5 7 . 33 5 2 . 8 5 oo144.274 o 11） 单根 V 带的基本额定功率1P根据1dd=100mm 和1 9 6 0 / m innr，由表 8-1-33 查得 V 带1 0.97P 。 12） 额定功率的增量1P根据1 9 6 0 / m innr和 3.2i ，由表 8-1-33（ c）查得 A 型 V 带的1 0.05P kw。 13） V 带的根数 Z 根数计算公式如下： 11()dlPz P P k k （见式 144.7 ） 根据1 144.274 o查表 8-1-27 得 0.91k 。 根据 1400dL mm查表 8-1-29 得 0.96lk 。 5 . 5 6 . 1 7( 0 . 9 7 0 . 0 5 ) 0 . 9 1 0 . 9 6z 取 6z 根。 14） 单根 V 带的预紧力0Fnts安阳工学院 毕业设计 说明书 16 查表 8-1-28 查得 A 型带单位长度质量为 0.1 /m kg m 20 2 . 55 0 0 ( 1 )2 dPF m vkv （见式 144.8 ） 22 . 5 5 . 55 0 0 ( 1 ) 0 . 1 5 . 0 20 . 9 1 2 5 . 0 2 481.1N 15） 压轴力 102 s i n 2QF F Z （式 4.9） 1 4 4 . 32 4 8 1 . 2 6 s i n 2 o 5496.43N 16） 带轮宽度 ( 1) 2B z e f （式 4.10） ( 6 1 ) 1 5 2 9 93mm 3.6 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。 3.6.1 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 1z=24，大齿轮齿数 2 2 . 5 2 4 7 6 . 8z i z ，取2z=77。并初选螺旋角 14 o 。（以下齿轮设计图表及设计过程均参见 6） 3.6.2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行计算，即 nts安阳工学院 毕业设计 说明书 17 3 212 . 3 2 t EtdHKT Zudu （见式 144.11 ） 1） 确定公式内的各计算参数 （ 1）试选用载荷系数tK=1.6。 （ 2）计算小齿轮传递的转矩 1T = 3 9 9 .4 4 N .M（ 3）查表 10-7 选取齿宽系数d=1。 （ 4）由表 10-6 查得材料的弹性系数 1 21 8 9 .8EaZ M P。 （ 5 ）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触 疲劳强度极限l i m 1 600HaMP ，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2 550HaMP 。 （ 6）根据应力循环次数 7116 0 6 0 1 2 0 1 ( 2 8 3 0 0 1 ) 3 . 4 5 6 1 0hN n j L （式 4.12） 7 723 . 4 5 6 1 0 1 . 0 8 1 03 . 2N （ 7）由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数： 1 1.13HNK ，2 1.14HNK 。 （ 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 1 l i m 11 1 . 1 3 6 0 0 6 7 8H N HH K M P a M P aS （式 4.13） 2 l i m 2 1 . 1 4 5 5 0 6 2 7H N HH K M P a M P aS 2 （ 9）又图 10 30 选取区域系数HZ 2.433。 （ 10）又图 10 26 查得1 0.78 ，2 0.87 ，则12 1 . 6 5 。 （ 11）许用接触应力 12 6 7 8 6 2 7 6 5 2 . 522HHH M P a 2） 计算 （ 1）试计算小齿轮的分度圆1td，代入 H中较小的值 nts安阳工学院 毕业设计 说明书 18 32132312 1 . 6 3 9 9 . 4 4 1 0 4 . 2 2 . 4 3 3 1 8 9 . 81 1 . 6 5 3 . 2 6 5 2 . 580t EtdHKT Zudumm （见式 144.14 ） （ 2）计算圆周速度 v 1 8 0 1 2 0 0 . 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s （ 3）计算齿宽及模数 由表 10 7 取d=1.2 1 8 0 8 0dtb d m m 计算齿宽和齿高之比 b/h 模数： 11 c o s / 8 0 c o s 1 4 / 2 4 3 . 2 3n t tm d z m m o（式 4.15） 齿高： 2 . 2 5 2 . 2 5 3 . 2 3 7 . 2 8th m m m b / h 8 0 / 7 . 2 8 = 1 0 . 9 9 （ 4）计算纵向重合度10 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 2 4 t a n 1 4 1 . 9 0 3d Z o（式 4.16） （ 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 斜齿轮，假设 / 1 0 /AtK F b N m m。由图 10 3 查得 1 .4H a FaKK表 10-2 查得两段的齿轮的使用系数 1AK .25 由表 10-4， 7 级精度、小齿轮相对支承对称布置时 231 . 1 2 0 . 1 8 (1 ) 0 . 2 3 1 0HdKb （式 4.17） 将数据代入后得 31 . 1 2 0 . 1 8 1 . 6 0 . 2 3 1 0 8 0 1 . 4 2 6HK 由 b / h 8 0 / 7 . 2 8 = 1 0 . 9 9 ,HK=1.426，查图 10-13 得FK=1.35 故载荷系数 1 . 2 5 1 . 0 2 1 . 4 1 . 4 3 2 . 5 5A V H HK K K K K （式 4.18） （ 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10 10a）可得 3312 . 5 58 0 9 3 . 51 . 6tKd d m mKt 1（见式 144.19 ） （ 7）计算模数 c o s 9 3 . 5 c o s 1 43 . 7 824dm m mz o11（见式 144.20 ） nts安阳工学院 毕业设计 说明书 19 3.6.3 按齿根弯曲强度设计 设计计算公式 322 F a S adFYYKTmz（式 4.21） 1） 确定计算公式内的各计算参数 （ 1）计算载荷系数 K 1 . 2 5 1 . 0 2 1 . 4 1 . 3 5 2 . 4 1A V H FK K K K K （式 4.23） （ 2）根据纵向重合度 1.903 ，查得螺旋角影响系数 0.88Y 。 （ 3）计算当量齿数 113324 2 6 . 2 7c o s c o s 1 4v ZZ o（式 4.24） 22 3377 8 4 . 2 9c o s c o s 1 4v ZZ o（ 4）查取齿形系数 由表 10-5 查得 1 2.592FaY ，2 2.211FaY ； （ 5）查取应力校正系数 由表 10-5 可查得 1 1.596SaY ，2 1.714SaY ； （ 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1 500FE M P a ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2 380FE M Pa 。 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0.93FNK ，2 0.95FNK ； 由下式得 11 0 . 9 3 5 0 0 3231 . 4F N F EF K M P aS 1 （式 4.25） 22 0 . 9 5 3 8 0 2581 . 4F N F EF K M P aS 2 （ 7）计算大、小齿轮的 Fa SaFYY并加以比较 nts安阳工学院 毕业设计 说明书 20 11 2 . 5 9 2 1 . 5 9 6 0 . 0 1 2 5332F a S aFYY 1（式 4.26） 22 2 . 2 1 1 1 . 7 1 4 0 . 0 1 4 7258F a S aFYY 2由上式可得大齿轮的数值较大。 2）设计计算 31232222 2 . 4 1 3 9 9 4 4 0 0 . 8 8 ( c o s 1 4 )0 . 0 1 4 71 2 4 1 . 6 52 . 9 1F a S adFYYKTmzmm o对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数nm大可选择齿根弯曲疲劳强度计算得法面模数，取 3nm mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径1 80d mm来计算应有的齿数。 11 c o s 8 0 c o s 1 4 2 5 . 8 2 633dZ o 21 3 . 2 2 6 8 3Z i Z 3.6.4几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 2 6 3 80c o s 1 4 c o s 1 4nzmd m moo118 3 3 257c o s 1 4 c o s 1 4nzmd m moo222）计算中心距 8 0 2 5 7 1 6 8 . 5 1 6 922dda m m 12 （式 4.27） 3） 按圆整后的中心距修正螺旋角 12 1 0 9 3( ) 1 4 . 6 52 2 1 6 9nZ Z ma r c a r ca o（式 4.28） 4）计算齿轮宽度 1 1 8 0 8 0db d m m nts安阳工学院 毕业设计 说明书 21 圆整后取217 0 , 8 0B m m B m m。 5）验算 112 2 3 9 9 . 4 9 . 780tTFNd （式 4.29） 1 9 . 7 0 . 1 2 5 / 1 0 0 /80AtKF N m m N m mb ，合适。 3.6.5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 2.5nm mm小齿轮齿数 1z=24，大齿轮齿数 2 2 . 5 2 4 7 6 . 8z i z ，取2z=77 螺旋角 14 o 。 2 4 2 . 5 62c o s 1 4 c o s 1 4nzmd m m oo117 7 2 . 5 198c o s 1 4 c o s 1 4nzmd m m oo22中心距 12 6 2 1 9 8 13022dda m m （式 4.30） 齿宽选择215 5 , 6 2B m m B m m3.6.6 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。 3.7 轴的结构设计 由于第轴承受的载荷较 大，先对第进行设计。 3.7.1 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； nts安阳工学院 毕业设计 说明书 22 （ 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。 3.7.2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 3.2 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 100 170 217 590 255 140 55 40Cr 调质 100 241 286 735 355 200 70 40CrNi 调质 100 270 300 900 430 260 75 45 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。 3.7.3 轴的设计计算 2120 4 8 / m i n2 . 5nnri 23 5 . 1 7 0 . 9 7 0 . 9 8 4 . 9 1 5P P k w 2 2 3 3 4 3 9 9 . 4 4 2 . 5 0 . 9 7 0 . 9 8 0 . 9 7 0 . 9 7 8 9 3 . 1 7 .T T i N m nts安阳工学院 毕业设计 说明书 23 求作用在齿轮上的力 因低速级大齿轮的分度圆直径为 22 8 3 3 257c o s c o s 1 4nzmd m m 322 2 8 9 3 . 1 7 6 9 5 0 . 70 . 2 5 7tTFNd t a n t a n 2 06 9 5 0 . 1 2 6 1 4 . 9c o s c o s 1 4 . 6 5nrtF F N oot a n 6 9 5 0 . 7 t a n 1 4 . 6 5 1 8 1 7atF F N o 3.7.4 按扭转强度初步估算轴径 主轴材料 45 钢，调质到 HB220 250 左右， 45 钢 T=45Mpa，又4 . 9 1 5 , 4 8
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