机械机床毕业设计76台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计.doc
机械机床毕业设计76台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计
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机械毕业设计论文
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机械机床毕业设计76台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计,机械毕业设计论文
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1 0 引言 车床、铣床、镗床等机床是各类机械制造厂用的最多的设备，学生比较熟悉，在结构上兼有一般机械的特点。而对于箱体类零件，其加工一般都需经平面加工 ,以及镗、扩、铰、钻及攻螺纹等工序。在中小企业，孔系加工是工厂新产品开发中的薄弱环节。鉴于以上原因，许多学校机械制造类专业都选择围绕机床方面进行布置设计课题，我的毕业设计课题就是涉及这个领域，具体的说是关于台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计。 我的这次毕业设计是在学完基础课及有关的专业课的基础上，结合机床主传动部件设计进行的综合训练，其目的包括： 1 掌握机床 主传动部件（分配箱）设计过程和方法，包括参数拟定、传动设计、零件计算、结构设计等，培养自己结构分析和设计的能力。 2综合运用过去所学的理论知识，提高自己联系实际和综合分析的能力。 3训练和提高自己设计的基本技能。如计算、制图，学习运用标准、手册，图册和查阅有关技术资料，编写技术文件（说明书等）。 为了保质保量的按期完成设计，我在认真阅读设计任务书，到工厂参观以及查找有关资料的基础之上，比较和选择传动装置的方案，根据所要加工图纸的要求及切削用量手册，确定各传动齿轮的齿数，并计算各轴转速；设计计算各级传动件 的参数和主要尺寸，例如主轴、输入轴以及分配箱内传动零件（齿轮） ,并且对所设计的零件的结构进行了详细的分析 ,对主轴和齿轮进行了强度校核 ,经过反复的计算和修改 ,使得最终的设计满足要求 . 在设计的过程中，我紧紧把握以下设计原则：分配箱的结构尽量从简，设计传动系统时，尽可能地减少了主轴、传动轴和传动齿轮的数量；由于床头箱主轴正反转能够通过操作手柄方便地进行转换，在考虑齿轮回转方向时，只要各分主轴转向一致即可，不必保证各分主轴与机床主轴通常工作转向取得一致；由于车床车头箱转速的可变的范围很大，设计各分主轴转速时，只考 虑了能与工件被加工孔径匹配即可，这样可以通过车床车头箱变速来使得各分主轴得到比较合理的切削速度；在设计分配箱轴承支墙跨度时，由于设计采用浮动联接，加工精度主要是靠镗模来保证，支墙跨度只要满足变速齿轮安装的必要空间即可。对这些原则的掌握，使得设计的周期大大减少了，而且完全能满足要求。 对于设计而言，首先要保证的是产品的功能及其可靠性，并保证产品有良好nts台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计 2 的工艺性。机械设计是一项创造性的劳动，新颖的设计要有新的构思，对此，我们一方面应大胆地采用新理论和新结构，另一方面也要总结经验采用已有的成功的技术和结构。 设计过程 中通常要有几套设计方案，在查阅资料的基础上，在各方面对这些方案进行对比，从中选出最佳的方案。具体到各个零件的设计，也应满足一些准则，首先是结构设计的准则，简而言之，可以用“明确、简单、安全” 六个字来表达。在上述准则下，还应考虑技术设计中出现的强度、 刚度、抗振性、耐磨性、耐热性、工艺性等问题。 制造业作为我国的支柱产业，在整个国民经济中占有举足轻重的地位。它是我国比较优势的产业，而制造业的主体和基础是机床行业，当今世界，全球经济逐渐走向 一体化，这对我国制造业的要求不断提高，如何抓住机遇、面对 挑战和赢得发展的契机，成为机床行业普遍面临的问题。近年来，世界各国积极发展各种新型的设计理论和方法，例如计算机辅助设计（ CAD）。这种方法可以做到按既定要求进行优化设计， 而且还可以缩短设计周期、提高产品设计质量，降低成本和节省人力。我们在这次设计中，就部分地使用了计算机辅助设计的一些功能，在今后的设计过程中，一定会逐步地甩掉图板，完全在计算机上进行设计。 nts 3 1.主传动设计 1.1主传动方案 1 1 1 传动布局 对于有变速要求的主传动，其布局方式可以分为 集中式传动和分离式传动。把主轴 组件和主传动的全部变速机构集中装于同一个箱体内，称为集中传动式布局，把主轴组件和主传动的大部分变速机构分离装于两个箱体内，称为分离传动式布局。 对于以上两种布局，集中传动式布局的优点是结构紧凑，便于实现集中操纵；箱体数少，在机床上安装、调试方便，缺点是传动件的振动和发热会直接主轴的工作精度。而分离传动式布局的优点是变速箱中产生的振动和热量不易传给主轴，从而减少了主轴振动和热变形，但其缺点是箱体数多，加工、装配的工作量大，成本较高，位于传动链后面的带传动低速时传递的转矩较大，容易打滑，相比较之下，本设计选用集 中传动式布局。 1 1 2 变速方式 机床 主传动的变速方式可分为无级变速和有级变速两种。无级变速是指在一定速度范围内能连续任意地变速，有级变速是指在若干固定速度（或转速）级内不连续的变速，通常是由齿轮等变速元件构成的分配箱来实现变速。相比之下，有级变速传递功率大，变速范围大，传动比准确，工作可靠，结合本次设计的特点，采用有级变速方式。 1 1 3 传动系统 采用交换齿轮，其布置形式采用同轴线式，这样箱体长度较小，重量轻，结构紧凑。 1 1 4 设计原则 设计分配箱应注意到尽可能缩短设计周期。分 配箱的结构尽量从简，由于分配箱不是采用组合机床的标准部件结构，所以设计传动系统时，宜尽可能减少nts台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计 4 主轴、传动轴和传动齿轮的数量；由于床头箱主轴正反转能够通过操作手柄方便地进行转换，所以在考虑齿轮回转方向时，只要个主轴分轴转向一致即可，不必保证是各分主轴与机床主轴通常工作转向取得一致；由于车床分配箱转速可变的范围很大，所以设计各分主轴转速时，只要考虑能与工件被加工孔径匹配，便可通过车床车头箱变速来使个分主轴得到比较合理的切削速度。另外，在设计分配箱轴承支墙跨度时要注意，由于本设计采用的浮动连接镗杆的分配箱，其精度 是靠镗模保证，支墙跨度只要满足变速齿轮安装的必要空间即可。掌握以上几条原则，可以节省较多的设计时间而且能够满足设计要求。 1 2主传动运动设计 机床主传动的运动设计任务是：按照已确定的运动参数、动力参数和传动方案，设计出经济合理、性能先进的传动系统。其主要的设计内容包括：确定各传 动副的传动比；确定 齿轮齿数和模数；布置和排列齿轮等。对于本设计，一般要 按照下列步骤进行分析和计算： 1 2 1 制定工艺方案 这是设计的第一步，也是最重要的一步，工艺方案制定的正确与否，将决定本次设计能否达到“体 积小、重量轻、结构简单、效率高，质量好”的要求。为 了使工艺方案制定得合理先进，必须从认真分析被加工零件（或同类零件）的图纸开始 ，深入现场全面了解被加工零件的结构特点，加工部位、尺寸精度、表面粗糙度和技术要求，定位、夹紧方，工艺方法和加工过程所采用的刀具、辅具，切削用量情况及生产率要求等，分析其优缺点，总结设计、制造、使用单位和操作者的经验等因素，以求理论紧密联系生产实际，从而确定零件在机床上完成的工艺（工序）内容和方法，决定刀具的种类、结构形式。 （ 1） 制定工艺方案应考虑的问题 机床常用的工艺方法能达到 的精度及表面粗糙度 ：由于被加工零件的精度要求，加工部位尺寸、形状、结构特点，材料和生产 率要求不同，设计过程中必须采用不同的工艺方法和工艺过程。对于铸铁件不同精度孔的工艺方法如下： 为粗镗、半精镗、精镗以上的孔，其工艺方法对于合，钻、扩、铰或钻镗结加工直径大于钻、铰或钻、扩、铰为：加工直径到以下的孔，其工艺方法对于mmmmmmmmH4016,1640:7nts 5 本 设 计 主 要 为 镗 加 工 ， 镗 孔 一 般 适 宜 被 加 工 孔 径umRITmm a 6.1740 可达，以上，精镗可达精度 （ 2）确定工艺方案的原则及注意问题 主要是安排好粗、精加工工序，必须根据零件的生产批量，加工精度和技术要求进行全面分析，按照经济地满足加工要求的原则，合理解决粗加工和精加工工序的 安排 （ 3）定位基准及夹压点的选择 对于本设计是对台式车床车头箱孔系的加工，而箱体类零件是机械加工中工序多，精度要求高的零件。这类零件一般都有较高精度的孔需要进行加工，又常常要在几次安装下进行，因此，定位基准选择“一面两孔”是最常用的方法 1 2 2 确定切削用量 为使加工过程顺利地进行并保证加工精度，必须合理的确定工序间余量。对于半精镗 mmmm 2.17.08020 直径上工序间余量为 ，对于精镗mmmm 40.025.013030 直径上工序间余量为 在确定镗孔余量时，应注意其对镗杆直径大小的影响，尤其是在 工件 需要让刀以便使刀具通过时（多刀加工多层壁同心孔系），由于加工余量和工件让刀的影响，往往要减少镗杆直径。若导致镗杆刚性不足，必要时可以减少粗镗余量。 机床的分配箱上所有的刀具共用一个进给系统，通常为标准动力滑台工作时要求所有的刀具的每分钟进给量相同，且等于动力滑台的每分钟进给量，这个每分钟进给量 min)/(mm 应是适合于所有刀具的平均值。因此，同一分配箱上的刀具可以设计成不同转速和选择不同的每转进给量 )/( rmm 与其相适应，以满足不同直径工件 的加工需要，即ii fnfnfn .2211=fv式中： 分）各主轴转速（转 /. . . . . .,21 innn各主轴进给量ifff .21 转）（毫米动力滑台每分钟进给量 /fv 表 1-1 镗孔的切削用量 (见下页 ) nts台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计 6 工序 刀具材料 分）（米 /v 转）（毫米 /f 粗镗 高速钢 硬质合金 12-25 25-50 0 25-0 80 0 40-1 50 半 粗镗 高速钢 硬质合金 12-35 50-70 0 1-0 3 0 15-0 45 精镗 硬质合金 70-90 0 12-0 15 由孔系的尺寸结合上表，选取切削速度 分米 /15 1 2 3 传动计算 初选输入轴的齿数为 190 z对于输入轴 0： min/100 rn 入对于 1轴：m in/10147151000m in/113421510001211rnrn 对于 2轴：m in/2.6870151 00 0m in/8.9152151 00 02221rnrn 对于 3轴：m in/59801510 00m in/5.53901510 00m in/7.4710 01510 00m in/4.4311 01510 0034333231rnrnrnrnnts 7 对于 4轴：m in/1 5970151 00 0m in/1 9025151 00 04241rnrn 对于 5轴：m in/8.9152151 00 0m in/1 0147151 00 05251rnrn 经过反复验算和修改，确定各主轴转速分别为：min/90min/90min/75min/75min/90min/100543210rnrnrnrnrnrn对于 0-1传动： 11.11001 nni对于 0-2传动： 33.12002 nni对于 0-3传动： 11.13003 nni对于 0-4传动： 11.14004 nni对于 0-5传动： 11.14005 nni在 0-3传动中，齿轮副中心距为 ,5503 mmA 取 5.2m 因为 0、 3之间采用直接啮合传动，不存在过渡的齿轮，所以根据公式0303 zzi 可得到： 27.251933.10303 izz 圆整为 25 同理： 215 z nts台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计 8 对于 3-2 传动 中 : 齿 轮 副 中 心 距 为21,09.211911.1,123 0202020232圆整到可得需要采取过渡齿轮，由 izzzzimmA 对于过渡齿轮 ,在装配草图上画图 ,尽量采用和齿轮 2 相同或相差不大的齿数 ,经过画图 ,采用齿数为 25 的齿轮 ,并利用与 3、 2 齿轮的分度圆相切，从而定出过渡轮 7的位置。 同理 :可以分别算出 214861 zzzz下面验算各主轴的转速： m in/48.902119100m in/48.902119100m in/762519100m in/762519100m in/48.90211910050054004300320021001rzznnrzznnrzznnrzznnrzznn转速的相对损失 ：%53.0%100909048.90%33.1%1007575762123nnnn 由计算的结果可以看出，转速的相对损失在 5%以内，符合设计要求，从而论证了孔系加工进给 量选取的合理性。 nts 9 2主轴设计 2 1 结构设计 轴的结构设计主要是使轴的各部分具有合理的结构和尺寸 ,影响轴的结构的因素很多 ,因此轴的结构没有标准的形式。设计时，必须针对轴的具体情况作具体的分析，全面考虑解决。轴的结构设计的主要要求是：（ 1）装在轴上的零件有确定的位置，且布置合理 （ 2）轴受力合理，能可靠地传递力和转矩，有利于提高强度和刚度 （ 3）具有良好的工艺性 （ 4）便于装配和调整 （ 5）节省材料，减轻质量 2 1 1 确定切削力、切削扭矩、切 削功率及刀具耐用度 根据选用的切削用量（主要指切削速度 v 及进给量 f ）。确定切削力，作为选择动力部件及夹具设计的依据；确定切削扭矩，用以确定主轴及其他传动件（齿轮、传动轴等）的尺寸；确定切削功率，用以选择主电机（一般指动力箱电机）功率；确定刀具的耐用度，用以验证所选刀具是否合理。 人们根据生产实践及试验研究成果，已经整理出不同材料刀具对不同材料工件进行钻孔、扩孔、铰孔、镗孔、锪端面、攻丝加工等的切削力 p，切削扭矩M，切削功率 N，刀具耐用度 T 的计算公式，可供设计时使用。 切削力 p，切削扭矩 M，切削功率 N，刀 具耐用度 T 的计算公式： )42.(. .)9600()32. .(. .9740)22. (10)12. .(26883.155.025.0888.08.09.186.08.0HBVfDTDMVNHBfDMHBDfP式中： P-切削轴向力（牛） D-刀具头直径（毫米） f-每转进给量（毫米 /转） nts台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计 10 M-切削扭矩（牛 /毫米） N-切削功率（千瓦） T-刀具耐用度（分） V-切削速度，通常根据所加工孔深度考虑修正系数 Kv HB-零件的布氏硬度值，通常给出一个范围 对主轴 5进行计算，查表得到 D=45mm， f=0.4mm/r,HB=260代入上述公式，得 KWNTmmNMNP04.245947015189 6 54m in246)2604.015459600(/186 9 542604.045108.158 0 52604.0452683.155.025.06.08.09.16.08.02 1 2 初步估算轴的直径 设计轴时，往往先从粗略估算轴的直径开始，并以此作为设计依据。根据扭转强度条件粗略计算轴的直径是常用的计算方法，设计时只考虑轴在转矩作用下所受到的切应力，而采用降低许用应力的方法适当地考虑弯曲应力的影响，这种方法可以作为主轴和不太重要的轴的最终强度计算方法。 由材料力学可知，轴受到转矩作用时，其强度条件为： )52. . . .(2.01055.9 136 Td nPWTTT 写成设计公式，轴的直径为： )62.(2.0 1055.91336 nPCnT Pd 式中： T-轴所传递的扭矩，单位为 N .mm WT-抗扭截面系数，单位为 mm nts 11 C-由轴的材料和承载情况所确定的常数，查表 10-2 P-轴所传递的功率，单位为 Kw n-轴的转速，单位为 r/min T-许用切应力，单位为 Mpa，查表 10-2 由表选取 C=106 P 取与刀具切削功率相等的值，即 P=2.04Kw 轴的转速 n=90r/min 将数值代入公式，得到： mmd 94.299004.2106 因为轴上开有 键槽，轴径应按计算值加大 3%计算，所以 d 29.9(1+3%) 30.4mm 圆整取值得 d=30mm 2 1 3 轴的结构分析及轴上零件的固定 为了便于轴上零件的装拆，常将轴做成阶梯形状，因在本设计中主轴只需传递运动，且根据轴上所装的零件特点，可以将轴的主要部分做成等直径轴；但在装轴承处的轴颈需要按照轴承标准配合进行选取，并且要求有较高的加工精度和表面粗糙度；轴上装齿轮处留有键槽，键槽的尺寸查表画出。 轴的设计还必须考虑轴上零件的固定，齿轮用开槽锥端紧定螺钉和轴用钢丝挡圈作轴向固定，开槽锥端紧定螺钉和 轴用钢丝挡圈的尺寸按国标查出；用平键做圆周方向上的固定 ，其尺寸按国标查表；轴承在轴向的固定通过箱体上的铸造结构代替轴肩来实现，在圆周上的固定是靠内圈与轴之间的配合来实现。 选择轴的材料 ,应该考虑下列因素 (1)轴的强度、刚度以及耐磨性要求 （ 2）热处理的方法；（ 3）材料来源；（ 4）材料的加工工艺性；（ 5）材料价格等 轴的材料常用的有碳素结构钢、合金结构钢和球墨铸铁 其中碳素结构钢具有较好的综合力学性能 ，尤以 45 钢最为常用，本设计就是采用 45 钢，为了提高其力学性能，通常进行调质处理或者正火处理。 nts台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计 12 M30X1.51 X 4 5 3X0.51556 2530js6(0.0065)A1.6378( )+0.02701 . 6226+ 0 . 2 0+ 0 . 1 0AA2X45 112X45 421.61.624426525.50- 0 . 2 080 -0.03636.530k6(+0.002)+0.01526+0.005+0.101.6R1.53.260AA113 0.52 0.51.641A-A12 61.61.630 30 其余6.3120 图 2-1 2 2 轴的强度校核 轴的结构设计确定了轴的结构形状和尺寸，为了进行轴的强度计算，需要将轴的实际受力情况简化成计算简图，即建立力学模型。 （ 1） 齿轮传给轴的分散力，在一般计算中，简化为集中力，并作用在轮缘宽度的中点，这种简化，一般偏于安全。 （ 2） 作用在轴上的转矩，在一般的计算中，简化为从传动件轮毂的中点算起的转矩。 （ 3） 周的支承反力的作用点随轴承的类型和布置方式而异。简化后，将双支点轴当作受集 中力载荷的简支梁进行计算。 具体的计算是根据轴的疲劳强度安全系数的较核计算，对于一些重要的轴，要进行疲劳强度的计算。该方法考虑了影响疲劳强度的各个因素，如应力变化特征、应力集中、表面质量、尺寸等。因此，该方法是一种精确的方法。轴的疲劳强度的校核计算，是对轴的危险剖面的疲劳强度安全系数进行的校核计算。危险剖面是指发生破坏可能性最大的剖面。但是，在具体校核计算之前，有时很难确定哪个剖面是危险剖面。因为影响轴的疲劳强度的因素很多，弯矩和转矩最大的剖面不一定就是危险剖面，而弯矩和转矩不是最大的剖面，因其直径小，应力 集nts 13 中严重，却有可能是危险剖面。在计算前无法准确确定危险剖面的情况下，就必须对可能的危险剖面都进行校核。 校核危险剖面疲劳强度安全系数的公式为 )72. . . . . . (122 SSSSSs 其中在弯矩作用下和在转矩的作用下的安全系数分别为 )92. .(. .)82(. .1111mmaKSKS ）（见表许用疲劳强度安全系数）；至表表面质量系数（见附表弯曲、扭剪的应力幅；弯曲、扭剪的平均应力）；数（见表折算为应力幅的等效系弯曲、扭剪时平均应力）；寸系数（见附表弯曲、扭剪时的绝对尺）；至表中系数（见附表弯曲、扭剪时的有效集）；限（见表料的弯曲、扭剪疲劳极对称循环应力时试件材数；只考虑转矩时的安全系数；只考虑弯矩时的安全系计算安全系数：610710510,110,410,310110,110.11SKKSSSaamm下面对具体的轴进行强度校核： nts台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计 14 （ 1） 画出轴的受力简图，并进 行轮齿受力计算 tF112 dTaFFtr tan式中 ）位为（为分度圆的压力角，单啮合角，标准齿轮传动直径，单位为标准齿轮传动为分度圆为齿轮传递的扭矩，单位ammdmmNT11 所以 , NFt 71225.221 1 8 6 95 42 NF r 259220ta n7122 对于车削中主切削力 三者之间的比例大约为和切深抗力轴向力pfc FFF ,1:)7.015.0(:)6.01.0(: cpf FFF 取 NFFFcfa 79028.158055.05.0 在水平面上 NlldFlFFarHR 2191)40102(25.2219.790240259223231 NF HR 401219225922 在垂直面上 NFFF tVRVr 356127122221 (3)画出弯矩图 (见 图 ) 在水平面上 , mmNlFMaaHRaH 2 2 3 4 8 21022 1 9 121剖面左侧mmNlFMaa HRaH 160404040132剖面右侧 在垂直面上 mmNlFMMVRaVaV 363222102356121合成 mmNMaaa 426467363222223482 22剖面右侧mmNMaaa 363 5 76363 2 22160 4 0 22剖面左侧(4)画出弯矩图 (f) nts 15 转矩 mmNT 5.1 8 69 5 22 5.2217 1 22(5)由表 10-1查得 M PaM Pabb 100,60 01 6.01006001 bba 在 aa 截面左侧 32323 3.2636302 )3.330(258301.02 )(1.0 mmd tdbldW M P aW aTMe 7.16)( 22 在 bb 左侧 333 2700301.01.0 mmdW 32 309 398102 28 mmNlMM ab M PaW aTMe 3.16)(22 (6)轴的疲劳强度安全系数校核 由表 10-1查得 M P aM P aM P aB 155,300,650 11 , 1.0,2.0 在 aa 截面左侧 323 5 0 8 62 )(2.0 mmd tdbtdW T 由附表 10-1查得 63.1,1 KK由附表 10-4 查得绝对尺寸系数 76.0,81.0 轴经过磨削加工 ,有附表查得表面质量 系数 1 则 : 弯曲应力 M P aWMb 1.162 6 3 6 34 2 6 4 6 7 应力幅 MPaba 1.16 nts台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计 16 平均应力 0m切应力 M P aWT TT 24.192700 5.186952 M P aTma 62.92 安全系数09.151.1681.01 13001 maKS 18.762.91.062.976.01 63.11551 mKS 48.618.709.15 18.709.15 2222 SSSSS 由表 10-6查得许用安全系数 5.13.1 S ,显然此截面是安全的 在 b-b截面的右侧 抗弯截面系数 333 2700301.01.0 mmdW 抗扭截面系数 333 5400302.02.0 mmdWt 又已经求得 mmNMb 3 0 9 3 9 8所 以 弯 曲 应 力M P aWM bb 46.112700 8.30 93 9 0,46.11 mba M P a 切应力 M P aWT TT 6.345 4 001 8 69 5 2 MPaTm 3.172 由 附表 10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数 63.2K89.1K 又 1.0,2.0,176.0,81.0 以及 nts 17 06.846.11181.0 63.230 01 mKS 57.23.171.03.1776.01 89.11551 mKS 显然截面右侧安全45.257.206.8 57.206.8 2222 SSSSS 在 b-b截面左侧 333 5 4 0 0302.02.0 mmdW T 截面左右侧的弯矩和扭距 相同 ,弯曲应力 M P aWM bb 4.115400 8.30939 0,4.11 mba M P a 切应力 M P aWT TT 62.345400 5.186952 M P aTma 3.172 由附表 10-2查得圆角引起的有效应力集中系数 36.1,48.1 KK由附表 10-4查得绝对尺寸系数 2.0,178.0,83.0 ，又, 1.0则76.144.1183.01 48.130 01 mKS 45.53.171.03.1778.01 36.155.11 mKS nts台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计 18 11.545.576.14 45.576.14 2222 SSSSS 显然在此截面的左侧安全 以上的计算表明 :轴的弯扭合成强度和疲劳强度均是足够的 轴的强度校核还应该考虑键槽处的强度： 由公式 )102. .(22 1 pp dl kTlk dT 式中 下面进行具体的校核： M P ap 64.918)825(302186952 100810 范围为查得由表 pp -200MPa 经过计算，显然键槽处的强度足 够 2 3 轴的刚度校核 机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形又很小，因此决定主轴结构尺寸的主要尺寸是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度的验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。 以弯曲变形为主的机床主轴（如车床、铣床），需要进行弯曲刚度校核；以扭转变形为主的机床主轴（如钻床），需要进行扭转刚度计算。 当前主轴组件刚度计算的方法很多，而且属于近似的计算，刚度的允许值也做规定。考虑动态因素的计算方法，如根据不产生切削振颤条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂，对于本设计 ，仍然采用静态计算法，计算的过程大大简化，而且与实际相比较，误差不是很大，在允许的范围之内。主轴组件的弯曲刚度的计算内容主要有两项： 其一，计算主轴前支承处的变形转角 ，是否满足轴承正常工作的要求；其二，计算主轴悬伸处的变形位移 y，是否满足加工精度的要求。 （ 1） 主轴前支承处转角的校核 nts 19 机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支承处的转角有可能超过允许值，所以应该校核此处的转角。因为主轴后支承处的变形转角一般较小，可以不计算。 )1()1(5.0)1(31)112(. . . .)1(5.0318MLLcQ b cLFEIMLLMLcQ b cLFEIaAa式中 F-主轴传递全功率时，作用与主轴端部的当量切削力（ N ）； Q-主轴传递全功率时，作用与主轴上的传动力（ N ）； M-轴向切削力引起的力偶矩（ N.cm ），若轴向切削力较小（如车床、磨床）； AM -主轴前支承的反力矩（ N.cm ）； 支承的反力矩系数； a-主轴悬伸量（ cm ） L.b.c-主轴有关尺寸（ cm）； E- 主轴材料的弹性模量（ MPa），钢材 MPaE 7102 ; I-主轴支承段的惯性矩（ 4cm ）， )(64 44 dDI D-主轴当量外径（ cm ），初步计算时，取为前后轴颈的平均值 d-主轴孔径（ cm ）； 对于本设计，作用力不在同一平面内，因此要将力投影在两个相互垂直的平面内 ，如（ x-x， y-y 平面）然后按照上述公式进行计算，求出各平面内的主轴前支承处转角yx ,。最后用下式进行计算，从而求出前支承处的总转角 22yx 对于 x方向： MPaE 7102 )(64 44 dDI = 4356473624 4mm NFa 7902 NQ 3561 mmL 170 mmcb 85 nts台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计 20 4/1 8 6 9 5 4 mmNM mma 60 将以知数值代如公式，经计算得到 radx 00078.0 对于 y方向： MPaE 7102 )(64 44 dDI = 4356473624 4mm NFa 7902 NQ 2191 4/1 8 6 9 5 4 mmNM mmL 170 mmcb 85 mma 60 将以知数值代如公式，经计算得到rady 00042.0 所以总的转角 r a dyx 0004.000042.000078.0 2222 得到的转角不应大于允许值 ,001.0 rad 由上述的计算结果可知，轴的刚度满足要求。 nts 21 3齿轮的设计 齿轮类零件包括齿轮、蜗杆和蜗轮等。这类零件的工作图中除了零件图形和技术要求外，还应有啮合特征表。 3 1齿轮的结构分析 齿轮传动是机械 传动中最重要、应用最广泛的一种传动。其主要的优点是：传动效率高，工作可靠，寿命长，传动比准确，结构紧凑。其主要缺点是：制造精度要求高，制造费用大，精度低时振动和噪声比较大，不适宜用于传动距离较大的传动。 齿轮传动分为开式和闭式齿轮传动。开式齿轮传动，齿轮完全外露，容易落入灰砂和杂物，不能保证良好的润滑，所以轮齿容易磨损，多用于低速、不重要的场合。闭式齿轮传动，其齿轮和轴承完全封闭在箱体内，能保证良好的润滑和较好的啮合精度，应用广泛。本设计采用闭式齿轮传动。 齿轮传动既要传动平稳，又要承载能力 强、寿命长，因此设计时应该从满足承载能力出发 ，选定合适的材料，确定齿轮的几何尺寸、合理的结构和良好的工艺性。 齿轮传动的失效主要是轮齿折断和齿面损伤，选择齿轮材料时，应使齿面有足够的硬度和耐磨性，用以抵抗齿面磨损、点蚀、胶合及塑性变形，而且应有足够的弯曲强度，以抵抗齿根折断。因此，对齿轮材料的基本要求是：齿面要硬、齿心要韧。另外，齿轮材料还应有良好的加工和热处理工艺性。本设计根据齿轮的传动要求特点和传动环境，材料选用 45 钢，其锻造毛坯经过常化（正火）或调质处理后切齿即为成品，精度一般为 8级，精切时 可达 7级。本设计选用这种齿轮的原因是这种齿轮加工方便，成本低，生产率高，常用于一般要求的中载、中速齿轮传动。 3 2 齿轮传动主要参数的选择 3 2 1 压力角 a 的选择 由机械原理的知识可知，增大压力角，能使得轮齿的齿厚和接点处的齿廓曲率半径增大，可以提高齿轮的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度。一般传动的齿轮，nts台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计 22 压力角 20a ；航空用的齿轮传动，压力角 a选用 25 。由于本设计的齿轮传动属于一般的传动，所以压力角采用 20a 3 2 2 齿数和模数的选择 对于软齿面的闭式齿轮传动，其承载能力主要取决与齿面接触疲劳强度。而齿面接触应力的大小与小齿轮的分度圆直径有关，即与齿数和模数的乘积有关。因此在满足弯曲疲劳强度的前提下，宜采用较小的模数和较多的齿数。这样除能增大重合度，改善传动的平稳性外，还因模数的减小而降低齿高，从而减少金属的切削量，节省制造费用，同时还可以减少滑动速度，减小磨损，提高抗胶合力。另外，考虑轮齿不发生根切现象，一般齿数 Z=18 40。对于高速传动齿轮齿数可以选用多一些，对动 力传动齿轮，模数应不小于 1.5 2mm. 对于硬齿面闭式齿轮传动，应保证足够的齿根弯曲强度，这时齿数不宜选用太多，一般可取 z1=17 20。为使以磨损失效为主的开式齿轮传动具有一定的寿命，模数一般要加大 10% 15%。 对于本设计，鉴于以上分析，可以初选模数为 2.5mm。各齿轮的齿数见主传动设计，本例选用其中的一个齿轮进行分析，其齿数为 21。 3 2 3 传动比和齿数比 齿轮的传动比 i为主动轮角速度与从动轮的角速度之比，而齿数比 u为大齿轮的齿数和小齿轮的齿数之比。对于闭式减速齿轮传 动，为使结构紧凑，齿轮传动比不宜过大，一般取 i=5 7；对于载荷平稳的齿轮传动，为有利于齿轮啮合，u可以取整；对于载荷不稳定的齿轮传动，两齿轮齿数应互为质数。对于本设计，相互啮合的齿轮齿数就是采用互为质数，如 19和 21。 3 2 4 齿宽系数 d 由强度公式可知，当载荷一定时，增大齿宽可以减小齿轮直径，降低齿轮圆周速度。但增大齿宽，齿面上的载荷分布不均匀性也增大。因此要合理地选择齿宽系数。对于本设计，由相关的资料选取 d=0.45,根据 d和 d可以计算出齿宽 b,计算结果应圆整 ,所以 b= d d=0.45 52.5=23.7 取整为 24,在本设计中nts 23 齿轮的齿数相差不大 ,可以将所有齿轮的齿宽进行等值取数 . 3 3 齿轮的精度设计 齿轮的标注比较简单，由于本设计采用的齿轮齿数较小，因此在标注设计尺寸，只有齿宽 b和轮毂长度 L两个尺寸。前者为自由尺寸，后者为轴系组件装配尺寸链中的一环。 为了保证齿轮加工的精度和有关参数的测量，标注尺寸时要考虑到基准面，并规定基准面的尺寸和形位公差。齿轮的轴孔和端面既是工艺基准又是安装的基准。为了保证安装的质量和切齿精度，对端面与孔中心 线的垂直读饿和端面跳动均要有要求。齿轮的齿顶圆作为测量基准试油两种情况：一是加工时用齿顶圆定位或找正，此时要控制齿顶圆的径向跳动；另一种情况是用齿顶圆定位检验齿厚或基节尺寸公差，此时要控制齿顶圆公差和径向跳动。 齿轮基准面的尺寸公差和形位公差的项目以及相应数值的确定都与传动的工作条件有关。通常按照齿轮的精度等级确定其公差数值。以下以具体的计算来说明齿轮工作图上需要标注的尺寸公差和形位公差项目。 对于齿数 Z=25，模数 m=2.5的齿轮而言： 1 确定齿轮的精度等级 由于该齿轮是镗床分配箱中速度相对较高的齿轮，主要 要求是传动平稳性精度，所以首先考虑第 公差组精度等级。根据圆周速度 ）（ 100060/ dnV =3.14 3 1000 21/(60 1000)m/s=3.15m/s 由表 12-6、 12-7可见，在 3 15m/s速度分段第 公差组精度等级中，速度不算高，而且普通机床对噪声限制不是很严格，因此可以选用第 公差组为 7级。由于该齿轮对传递运动准确性较高，但是可以比第 公差组精度等级低一级，所以第 公差组精度等级选定为 8 级。动力齿轮对齿面 载荷分布均匀性有一定要求，第 公差组精度等级一般不低于第 公差组，所以定为 7级。所以最后选定小齿轮的精度为： 8-7-7 2 齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定 该齿轮属于中等精度，且为批量生产，所以可以采用便于批量测量的检验 查表 12-3选定 Fi“， Fw， F 组成检验方案。根据 mmmzd 5.525.2211 nts台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计 24 以及 b=24mm，查表 12-13、表 12-14、表 12-15，可得公差值： 第 公差组 Fi“ =63um， Fw=40um 第 公差组 fi“ =20um 第 公差组 F =11um 3 计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号 （ 1）计算齿轮副的最小极限侧隙 jimin 有表 12-10 按油池润滑和 V=3.15m/s 查得 jn1=(0.005 0.01)mn=(0.005 0.01) 25mm=0.0125 0.025mm 取 jn1=0.0125 mm 由式（ 12-9）得 jn2= )2211(2 tta sina 根据齿轮和箱体的材料，从材料手册上查得，钢和铸铁 的线膨胀系数分别为 a1=11.5 C/10 6 C/105.102 6 传动中心距为 2 )21( zzma mm5.522 )2121(5.2 所以 , jn2= ummm 5.130135.020s in10)305.10605.11(5.522 6 jimin= jn1+ jn2=0.0135+0.0125=0.026mm=26um (2)确定齿厚极限偏差代 号 1)齿厚上偏差 由下列公式进行计算 : c os2 014.22121t a n222 ffbfbjnjnanfasEs 式子中 F 前面已经查得 F =11um; fpb由表 12-14按照 7级精度查得 fpb=13um 由表 12-17 按 a=52.5mm,7级精度查得 fa=23um 代入上述公式 ,得到 : umsEs 35 nts 25 有表 12-12查得 umfbt 14 ,则 5.21435 fptsEs由表 12-9查得齿厚 上偏差代号为 E,因此 mmumf p tsEs 028.0281422 2)齿厚的下偏差 由公式 2220ta n2 brFrsT 查表 12-13,8级精度 umrF 45 ;由表 12-11,br=1.26IT9=1.26 74um=93um 所以 umTS 73934520t a n2 22 由公式得 : umsTEs siEs 103)7528( 36.714103 fptiEs 由表 12-9查得齿 厚下偏差代号为 H,因此 umfp tiEs 1121488 umumEiE s sTs 8411 228 所以齿轮的精度为 :8-7-7EH GB10095-88 4.确定齿坯公差、表面粗糙度 齿轮内孔是加工、检验以及安装的定位基准，对于 7 级精度的齿轮，由表12-18 查得：内孔的尺寸公差为 IT7，内孔直径位 30mm，偏差按照基准孔 H选择，即孔 30 mm023.00。内孔的形 状公差按照 7级决定或遵循包容原则。 定位端面的端面圆跳动公差由表 12-19 查得为 0.018mm。 齿顶圆只作为切齿加工的找正基准，不作为检验基准，所以其公差可以选 为 IT11 （见表 12-19 的 注 释 ） ， 齿 顶 圆 直 径mmmmmhadda 5.57)5.212215.2(211 * nts台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计 26 偏差按照基准轴 h 选用，即 mm0190.05.57 齿轮表面的粗糙度按 7 级查表 12-20，各表面粗糙度 Ra 分别为：齿面Ra=1.6um,内孔 Ra=1.6um,基准端面 Ra=3.2um,齿顶圆 Ra=6.3um 5.公法线平均长度极限偏差的换算 公法线的公称长度 W 及其跨齿数 k,可以从机械设计有关手册中查得或按照下列公式进行计算 zkmW 014.0)12(476.1 35.09215.09 zk 则将上述数字代入上式中得到 :W=19.185mm 该齿轮为中模数齿轮 ,控制侧隙的指标宜采用公法线平均长度极限偏差 Ews、 Ewi按照下列公式进行计算： umanFranTsTw numanFranE s iE w m iumanFranE s sE w m s8.5620s i n4544.120c o s84s i n44.1c o s2.9420s i n4572.020c o s112s i n72.0c o s4.3720s i n4572.020c o s28s i n72.0c o s注：图、表出自参考文献 5 6齿轮工作图 下图为本设计的一个齿轮的工作图。图样右上角应列出的数据表如下表所示，正式的工作图上，通常利用图框线作数据表上方和右边线，并不写出表格的名称。注 注：表及公式出自参考文献 5 nts 27 0 . 0 1 10 . 0 2 00 . 0 4 00 . 0 6 3公差或极限偏差（ mm)31
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