钻床工艺装备设计（加工端盖4-M14孔）

第一章 绪论1.1 课题的研究背景和意义钻床主要指用钻头加工工件孔的机床。钻床的特点是结构相对简单，可进行钻孔和扩孔等，还可以更换刀具。钻床在现在的工业运用中，可分为以下几类：立式钻床、台式钻穿、摇臂钻床、深孔钻床、中心孔钻床、铣钻床和卧式钻床。钻头的旋转为机床的主运动，轴向运动为轴向运动。钻床主要用钻头在工件上加工孔（如钻孔、扩孔、铰孔、攻丝、锪孔等）的机大型钻床车间床。机械制造和各种修配工厂必不可少的设备。根据用途和结构主要分为以下几类：1、立式。工作台和主轴箱可以在立柱上垂直移动，用于加工中小型工件，如图 1 所示。图 1 立式钻床2、台式，简称台钻。一种小型立式钻床，最大钻孔直径为 1215 毫米，安装在钳工台上使用，多为手动进钻，常用来加工小型工件的小孔等，如图 2所示。图 2 台式钻床3、摇臂式。主轴箱能在摇臂上移动，摇臂能回转和升降，工件固定不动，适用于加工大而重和多孔的工件，广泛应用于机械制造中，如图 3 所示。图 3 摇臂式钻床4、深孔钻床。用深孔钻钻削深度比直径大得多的孔（如枪管、炮筒和机床主轴等零件的深孔）的专门化机床，为便于除切屑及避免机床过于高大，一般为卧式布局，常备有冷却液立式钻床输送装置（由刀具内部输入冷却液至切削部位）及周期退刀排屑装置等。如图 4 所示。图 4 深孔钻床5、中心孔钻床。用于加工轴类零件两端的中心孔。6、铣钻床。工作台可纵横向移动，钻轴垂直布置，能进行铣削的钻床。7、卧式钻床。主轴水平布置，主轴箱可垂直移动的钻床。一般比立式钻床加工效率高，可多面同时加工。钻床是具有广泛用途的通用性机床，可对零件进行钻孔、扩孔、铰孔、锪平面和攻螺纹等加工。在钻床上配有工艺装备时，还可以进行镗孔,在钻床上配万能工作台还能进行钻孔、扩孔、铰孔，如图 5 所示为钻床的实物图。图 5 钻床实物图本课题主要采用钻床对轴承端盖进行钻孔，下面对轴承端盖进行简要概述。轴承端盖用以固定轴承、调整轴承间隙并承受轴向力。轴承端盖的结构有嵌入式和凸缘式两种。每种又有闷盖和透盖之分。嵌入式轴承端盖结构简单、紧凑，无需固定螺钉，外径小，重量轻，外伸轴尺寸短。但装拆端盖和调整轴承间隙困难，密封性能差，座孔上开槽，加工费时。嵌入式轴承端盖多用于重量轻、结构紧凑的场合，其结构和尺寸见表1。凸缘式轴承端盖安装、拆卸、调整轴承间隙都比较方便，密封性能也好，所以应用广泛。但缺点是外廓尺寸大，又需一组螺钉来联接。其结构和尺寸见表2。 表 1 嵌入式轴承端盖的结构尺寸e 2 =510mm s=1015mmm 由结构确定 D 3 =D+e 2 , 装有 o 型圈的，按 o 型圈外径取整 d1、b1 等由密封尺寸确定 表 2 凸缘式轴承端盖的结构和尺寸轴承外径 D 螺栓直径 d 3 端盖上螺栓数目 do =d3 +1mm ， d3 端盖联接螺栓直径，尺寸见右表。 D1=D+2.5d3 D2 =D1 +2.5d3 e=1.2d3 e 1 e 4565 70100 6 8 4 4 m 由结构确定 D4 =D- （ 1015 ） mm b1、d1 由密封尺寸确定 b=510mm h=(0.8 1)b 110140 150230 10 1216 6 6 当端盖与孔的配合处较长时，为了减少接触面，在端部铸出或车出一段较小的直径，但必须保留有足够的长度 e1，一般此处的配合长度为 e1=（ 0.100.15 ） D，D 为轴承外径，图中端面凹进 值，也是为了减少加工面，如图 5 所示。图 5 轴承端盖端部结构由于端盖多用铸铁铸造，所以要很好考虑铸造工艺。例如在设计穿通式轴承端盖图 5 时，由于装置密封件需要较大的端盖厚度（图 5a），这时应考虑铸造工艺，尽量使整个端盖厚度均匀，如图 6b 和图 c 所示是较好的结构。图 6 轴承端盖端部结构1.2 轴承端盖的概述轴伸出端的密封的作用是防止轴承处的润滑剂流出和箱外的污物、灰尘和水气进入轴承腔内，常见的密封种类有接触式密封和非接触式密封两大类，接触式密封有毡圈密封、 o 形橡胶圈密封、唇形密封，非接触式密封有沟槽密封和迷宫密封。下面主要介绍毡圈密封和 o 形橡胶圈密封。（ 1 ）毡圈密封 将矩形毡圈压入梯形槽中使之产生对轴的压紧作用而实现密封，如图 7。它的结构简单，价格低廉，安装方便，但接触面的摩擦磨损大，毡圈寿命短，功耗大，一般用在轴颈圆周速度 v 5m/s 、工作温度 t 90 0 C 、脂润滑的轴承中。安装前，毡圈需用热矿物油（ 8090 C ）浸渍。 图 7 毡圈密封装置（ 2 ） o 形橡胶圈密封利用安装沟槽使 o 形橡胶圈受到压缩而实现密封，在介质作用下产生自紧作用而增强密封效果。 o 形橡胶圈有双向密封的能力，其结构简单，o 形橡胶圈为标准件，可直接选用。 端盖加工工艺及钻孔夹具设计包括零件加工、工序设计、夹具设计。首先要对零件进行分析，了解零件的工艺，并选择零件的加工基准。然后进行零件的尺寸计算，以及算出在工序工艺中的切削用量、电机所需功率。再进行夹具的设计，选择出夹具的各个组成部件，例如：夹具体、夹紧单元、定位单元、夹具与机床的连接部件以及其他部件等，并且算出夹具定位时产生的误差，在设计中加以改进。1.3 本课题主要研究内容1）总体设计及方案分析：总体方案设计、不同方案的分析及确定。主要为：夹具、多轴头及钻摸板（包括： 主要结构工作原理分析、动力分析和运动分析）。2）校核计算：在初步的结构设计的完成后，对设计方案进行进一步的校核、计算；对主要零、部件进行必要校核分析计算；对设备的使用及维护加以说明等。3）经济性分析：从提高生产率、制造成本、经济效益、社会效益等方面对所完成的设计进行分析。第二章 电机的选型和传动零部件设计计算1 设计计算任务要求本设计题目是钻床工艺装备设计加工端盖 4-M14 孔，材料为 HT200。具体的设计内容为利用摇臂钻床一次钻削端盖 4-M14 孔的相应夹具、多轴头及悬挂式钻模板。通过设计该工装设备可以同时完成端盖 4 孔的钻削，用夹具装夹工件时，工件相对于刀具及机床的位置精度由夹具保证，使同一批工件的加工精度趋于一致，保证工件的加工精度，同时很大程度提高生产率。本题目研究的内容在国内、外属于成熟装置，对于提高生产率保证加工精度具有明显优势。由于大批量生产的需要，设计制造并运用本套工装夹具，可以大幅提高生产率；同时采用本套夹具也使加工精度得到了提高，有很高的性价比。该题目来源于生产实际，通过这次毕业设计我能够系统和全面地利用所学的专业知识，为今后工作奠定坚实的基础。2 钻孔负载扭矩的计算和电机选型2.1 驱动力计算机构所受的力如下图 1 所示：图中 F1 为端盖作用在刀具中心的作用力，F2 为刀杯重力， F3 为刀具重力， F4 为摆动中心 O 点的支撑心轴对刀杯的作用力。F1F2F3F4L3 L2L1O图 1 受力分析图F2 、F 3 均为已知量，根据力的平衡原理可以得到以下方程：F4=F1+F2+F3将所有力对 O 点取矩，可以求得 F1：根据上述分析，即可求得 F1、F4 。不妨设 F2=650N，F 3=800N，L 1=300mm，L 2=750mm，L 3=1000mm，代入上式即可求得： 4123 123650N8FFLF=06570+87501 、解得： 14F365920N2.2 切削力的计算为了选择电机，需要进行电机各个参数的计算，计算钻床的切削力，进而求的电机所需的扭矩，从而选择电机。刀盘一次进刀就完成对端盖端面的加工，夹紧的端盖在切削过程中承受轴向、径向及切削速度方向上的主切削力，其中主切削力做功最多，占切削功率的 90%以上。刀具承受极大部分切削力，其上消耗功率是攻丝刀具巧倍以上，内圆攻丝刀具消耗功率略去不计。在切削过程中，随着刀具的进给，切削量越来越大，切削力也随之增加，计算切削即将完成时的切削力，此时刀具所承受的切削力最大。以两种有代表性的端盖为例，主切削力可作为钢管夹紧力的计算依据。钻孔切削深度： =1.6am切削速度： -30/invnD金属切除率： 3=-2/mizfa式中：n- 刀盘转速（r/min） ，f- 进给量（mm/r） 。根据表以及上式可知：切削深度： =-1.650-.=48.ma根据生产效率选取，刀盘转速 ，进给量 。/innr=0.3/fmr根据表可知，直径 D=600mm，刀具角度 Kr=60。切削速度： -3=10=60.1=524/invnD切削厚度： =sin0.386=0.2/rhfKmr金属切削率： 3=-216.41-48.=9.510/minznfaD 当 时，单位切削功率：0.6/hmr-5-53P=2.8103.810/mind kw:考虑到工件为碳钢中等强度，取： -53./idk切削功率： P=dz主切削力： 6120/Fv将 Pd、z、v 代入上式，可得：钻孔的切削功率： -541=3.810.10=3.9dPz kw主切削力： 11620/62./5.248KgFv2.3 钻孔切削参数的确定钻孔的切削用量与钻孔深度有关，当加工铸铁件孔深为钻孔直径的 68 倍时，在组合机床上通常都是和其他浅孔一样采取一次走刀的办法加工出来，不过加工这种较深孔的切削用量要适当降低一些。其切削用量与多轴箱钻削浅孔时切削用量的关系大致按表 1 和表 2 所示递减规律，根据具体情况适当选择。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它浅孔时钻头的寿命比较接近。表 1 钻孔推荐切削用量加工材料 加工直径 d(mm) 切削速度 v（m/min） 进给量 f(mm/r)200241HBS16 0.070.12612 0.120.21222 0.20.4铸铁225010180.40.8表 2 钻孔推荐切削用量孔深（mm） 3d (34)d (45)d (56)d (68)d切削速度v（m/min）v (0.80.9)v (0.70.8)v (0.60.7)v (0.6 0.65)v进给量 f （ mm/r）f 0.9f 0.9f 0.8f 0.8f2.4 切削用量确定组合机床的正常工作与合理地选择切削用量，即确定合理的切削速度和工作进给量有很大的关系，切削用量选的恰当，能使组合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。组合机床大多为多刀加工，而且是多种刀具同时工作。计算最佳切削用量的工作比较复杂。确定了在组合机床上完成的工艺内容后，就可以着手选择切削用量。目前组合机床的切削用量的选择，主要是参考现场采用的切削用量的情况，根据积累的经验来进行。由于组合机床有大量的刀具同时工作，为了能使机床能正常工作，不经常停车换刀，而达到较高的生产效率，所选的切削用量比一般的万能机床单刀加工要低一些。可概括地说：在多轴加工的组合机床上不宜最大的切削用量。切削用量的选择必须从实际出发，根据加工精度、工件材料，工作条件、技术要求等进行分析，按照经济地满足加工要求地原则，合理地选择切削用量。一般常用查表法，参照生产现场同类工艺，通过工艺试验确定切削用量。根据生产经验，在组合机床上进行孔加工的切削用量按表 3 选取：表 3 高速钢钻头切削用量HB160200 HB200241 HB300400切削用量加工直径（毫米） v（ m/min）f（ mm/r） v（ m/min）f（ mm/r） v（ m/min） f（ mm/r）16 0.070.12 0.050.10 0.030.08612 0.120.20 0.100.18 0.080.151222 0.200.40 0.180.25 0.150.20225016240.400.8010180.250.405120.200.30由上表可见，根据工件的材料与加工的孔径，可以选择合适的切削用量。根据加工零件的材料及硬度，切削深度（mm） ap=d/2=14/2=7mm每刃进给量（mm/r）：=(0.010.02)d 2fz取 0.015=0.01514=0.21 mm/r f=0.21/2=0.105mm/rz2取 vc=18m/min10dnn=430r/min主轴转速定为 430r/min。参照组合机床设计手册组合机床切削用量计算图中推荐的切削力、转矩及功率公式： 表 4 钻扩铰切削力、转矩及功率公式工序刀具工件切削力 F(N) 切削转矩 T(N*mm) 切削功率 P(kw) 备注内容材料材料钻孔高速钢灰铸铁F=26D0.8HB0.6 T=10D1.9f0.8HB0.6 P=Tv/9740D fmax=0.45由表 4 知：钻孔直径为 12 的切削力：F=26D0.8HB0.6=26140.8227.330.6=264.5251725.94144=4937.63（N）切削转矩：T=10D1.9f0.8HB0.6=10141.90.80.8225.40.6=1036.068950.8365125.94144=3967.906 (Nmm)和切削功率为：P=Tv/9740D=7827.0610/（97403.146.6）=0.388(KW)2.5 电动机的初选1.2 电机的选型主轴电机选型：根据上述对端盖钻孔的分析计算结果，进行主轴电机和进给电机的选型。端盖钻孔传动机构的传动比： 12=ni传动的效率： 2211=pTn式中：n 1、n 2 分别为电机轴和刀盘转速，T 1、T 2 分别为电机轴和刀盘的扭矩。切削扭矩： 3 310.51097801.5108MFD Nm 将 P2=9.04kw，n 2=100r/min，T 2=881Nm，代入上式，取 i=4，=0.9，得：111=.,4,=4/inPkwNmnr可选 8 极（50Hz 时同步转速 n=750rpm） ，冷却方式为 IC416(全封闭带单步轴流风机的外表轴向风机冷却)的 YSTP 系列变频调速三相异步电动机YTSP250M1(IC416),其标称功率为 30kw，额定转矩为 M=382Nm，M 大于 T1，满足要求。进给电机选型：取进给传动效率 =0.6，则：所选进给电机功率： 0=P/2.85/06=4.7jj kw选用额定转速 n=1500rpm 的电机，则：转矩 T=9550N0j/n=95504.75/1500=30.24Nm；进给电机需提供的转矩： ；=T/i30.24/=7.56j Nm根据上述计算结果，以及实际应用的需要，进给电机选用西门子 IFT6102-8AB71-IEG0 型电机，其额定转速为 n=1500rpm，额定转矩为 M=24.5Nm，M大于 Tj，满足设计要求。2.6 电动机的校核（1）转矩校核加载在钻刀转轴上的负载为钻刀旋转刀架的重力，其中刀架厚度为 15mm：G1= =5.6 40.0150.160.06+ （ - ）0.03+ （ -g30426.0542.0）0.0310=150N21.刀盘的重量，其中转盘厚度为 30mm：G2= +7024=5.6 0.15 =4560Ng30426.0则可得作用在轴 2 上的转矩T/3 = Gd3=0.004(4560+150)0.06 N m =1.13 N m可得 T/3 n ，故此电动机的转速也满足转速要求。mirmd综合考虑电动机和传动装置的尺寸、转矩、价格和带传动、减速器的传动比，可见此电动机比较合适，因此选定电动机型号为 Y2-112-2。3 齿轮传动的设计计算1、选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿轮2）钻床为一般工作机器且轻质载荷，故选用 7 级精度（GB10095 88）3）材料选择。选择小齿轮材料为 40 （调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮rC材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。4）选小齿轮齿数 =20，传动比为 = 2, 大齿轮齿数 = 2 20 = 40。1ziz2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即2.32td1321)(HEdZuKT(1) 确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 =1.3。t2）计算小齿轮传递的转矩。= N mm=0.3657 N mm1T150.9nP1405.94103)由表选取齿宽系数 = 1。d4)由表查得材料的弹性影响系数 = 189.8 EZ21aMP5)由表按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 =600 ；大齿1limHaP轮的接触疲劳强度极限 =550 。2limHa6）计算应力循环次数。= 60 = 60 1410 1 （2 8 365 8）= 1NhjLn1.441 = =0.25190275.049917)由图取接触疲劳寿命系数 =0.95； =0.96。1HNK2HN8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1 ，安全系数 S = 1，由式得0 = =0.95 600 =570H1KNlimaMPa = =0.96 550 =5282S2li aa(2) 计算1）试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。td1H2.32 =2.32 mm=22.6mmtd132)(1HEdZuKT3 24)58.19(0657.由于机床实际的尺寸关系，这里小齿轮的分度圆直径取为 =40mmtd12)计算圆周速度 v。v= = =1.08160tdn4051sm3)计算齿宽 b。根据机床经验公式，齿宽为模数的 68 倍，这里模数先试取 2，故 b =（6 8）m = 16mm , 这里取 b=20mm4)计算齿宽与齿高之比 。h模数 = = 40/20 mm = 2 mmt1zdt齿高 h = 2.25 = 2.25 2 mm = 4.5 mmtm= = 10.67b096.5345)计算载荷系数。根据 v = 1.46 , 7 级精度，由图 108 查得动载系数 = 1.06 21；s vK直齿轮， = =1HKF由表查得使用系数 =1.25；A由表用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.420。H由 = 10.67, =1.420 查图得 =1.35；故载荷系数：hbHKFK= =1.25 1.06 1 1.420 = 1.8815AvH6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得：= =40 =45.246mm1dt3tK3.1857）计算模数 m：m = = mm = 2.26mm1z2046.53、按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为m321)(FSadYzKT（1） 确定公式内的各计算数值1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500 大齿轮的弯曲强1FEaMP度极限 =3802FEaMP2）由图取弯曲疲劳寿命系数 =0.88, =0.90；1FNK2FN3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式得： = = =314.29F1SFEN14.508aMPa = = =244.29F2KFE2.39aa4）计算载荷系数 K。K= =1.25 1.06 1 1.35=1.789AvF5）查取齿形系数。由表查得 =2.80; =2.40。 1FaY2Fa6）查取应力校正系数。由表查得 =1.55; =1.67。1Sa2Sa7）计算大、小齿轮的 并加以比较。FSaY= =0.013811FSa29.34580= =0.016402FSaY.67大齿轮的数值大。（2） 设计计算m mm=0.81 mm324016.013657.89.2故可知上面所预选的模数 m=2 符合设计要求。= = =201zmdt24大齿轮齿数 =2 20=40。2z4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径= m=20 2=40 mm1dz= m=40 2=80 mm2（2）计算中心距a= = mm = 60mm21d804（3）计算齿轮宽度根据机床实际设计取值，取 =20mm, =15mm。1B25、结构设计及绘制齿轮零件图 3-1图 3-1 齿轮配合第三章 夹具和钻模板及多轴箱的设计与绘图1 钻模板和多轴箱的设计通用导柱通常只适用于立式机床的活动钻模板，其直径为 100 毫米。在实际设计中，导柱选用直径为 60 毫米。钻模板借助螺母固定在导柱的下端，导柱的上端则穿过主轴箱体上的孔。在加工阀体上的孔时钻模板压在工件上，压紧工件相当于工件的加紧装置，加工完毕后主轴箱抬起，钻模板和主轴箱相连随主轴箱抬起。导柱选用两根，和主轴箱，钻模板相连接。钻模板用于安装钻套，并保证钻套在钻模上的正确位置。常见的钻模板有以下几种：固定式钻模板、铰链式钻模板、可卸式钻模板、悬挂式钻模板。固定在夹具体上的钻模板称为固定式钻模板。固定式钻模板结构简单，钻孔精度高。综合考虑各种钻模板的优越性，结合本次设计本套夹具采用悬挂式钻模板。采用悬挂式钻模板应注意以下几个问题。1.采用悬挂式钻模板应能保证加工孔的位置精度要求，这项精度和钻模板的结构形式有着密切的关系。因为此工件的法兰盘端面上加工圆周分布的孔时，为了保证被加工孔和工件内孔的位置精度要求，所以使用一个定位销来保证其精度。2.为了使加工时的钻模板有足够的稳定性所以在钻模板上使用垫片螺母加紧。 3.模板应有足够的刚性。钻模板用导杆，通用导杆通常只适用于立式机床的活动钻模板，其直径为 100mm。导杆的上端则穿过主轴箱体上的孔。导杆用螺母加紧，螺母用于将活动钻模板固定在导杆的端部，在更换刀具时，用扳手把螺母卸下，可以很快的卸下钻模板。如图 1 所示为钻模板的主视图，如图 2 所示为钻模板的俯视图。如图 3 所示为多轴箱，图 4 所示为总装配图。图 1 钻模板的主视图图 2 钻模板的俯视图图 3 多轴箱剖视图2 夹具的设计2.1 机床夹具的组成尽管生产中使用的夹具种类繁多，结构多变，而且新型夹具又不断出现，然而机床夹具的结构仍具有许多共同之处。1、定位元件及定位装置。用于确定工件正确位置的元件或装置。凡是夹具都有定位元件，它是实现夹具基本功能的元件。2、夹紧元件及夹紧装置。用于固定工件已获得的正确位置的元件或装置。工件定位之后必须将其夹紧，使其在加工时，在切削力等的作用下不离开已获得的定位。夹具的夹紧机构千变万化，所有能用于夹紧的机构和原理都可以考虑。3、导向元件。确定刀具的位置并引导刀具的元件，称为导向元件。导向元件只有钻、镗类夹具才具备。导向元件也可供钻镗类夹具在机床上安装时作基准找正用。4、对刀元件及定向元件。确定刀具相对夹具定位元件的位置的元件，称为对刀元件。5、夹具体。夹具体用于将各种元件、装置联接于一体，并通过它将整个夹具安装在机床上。夹具体一般采用铸铁制造。它是保证夹具刚度和改善夹具动力学特性的重要部分。如果夹具体的刚性不好，加工时将会引起较大的变形和振动，产生较大的加工误差。6、其他元件及装置。根据加工需要设置的元件或装置，如分度装置、驱动定位销的传动装置、气缸及管路附件、液压缸及油路、电动装置等。2.2 工件的定位1、工件的定位原理在制定工件的工艺规程时，已经初步考虑了加工工艺基准问题，有时还绘制了工序简图。设计夹具时原则上应选该工艺基准为定位基准。无论是工艺基准还是定位基准，均应符合六点定位原理。六点定位原理是采用六个按一定规则布置的约束点，限制工件的六个自由度，使工件实现完全定位。这里要清楚每个点都必须起到限制一个运动自由度的作用，而绝不能用一个以上的点来限制同一个自由度。2、完全定位和不完全定位根据工件加工表面的位置要求，有时需要将工件的六个自由度全部限制，称为完全定位。有时需要限制的自由度少于六个，称为不完全定位。在加工中，有时为了使定位元件帮助承受切削力、夹紧力，为了保证一批工件进给长度一致，减少机床的调整和操作，常常会对无位置尺寸要求的自由度也加以限制，只要这种定位方案符合六点定位原理，是允许的，有时也是必要的。3、欠定位与过定位根据加工表面的位置尺寸要求，需要限制的自由度均已被限制，这就称为定位的正常情况，它可以是完全定位，也可以是不完全定位。根据加工表面的位置尺寸要求，需要限制的自由度没有完全被限制，或某自由度被两个或两个以上的约束重复限制，称之为非正常情况，前者又称为欠定位，它不能保证位置精度，是绝对不允许的。后者称为过定位或重复定位，加工中一般是不允许的，它不能保证正确的位置精度，但在特殊场合下，如果应用得当，过定位不仅是允许的，而且会成为对加工有利的因素。2.3 常用定位元件及其所能限制的自由度数常用的定位元件有支承钉、支承板、定位销、锥面定位、V 形块、定位套、锥度心轴等等。1、支承钉在分析所能限制的自由度时，都认为它们相当于一个几何点，形成一个定位副，所以只能限制一个自由度；两个支承钉组合形成直线定位副，限制两个自由度；三个支承钉组合形成平面定位副，限制三个自由度。支承钉组合多用于粗基准定位中。2、支承板这类定位元件多用于精基准平面定位且成组使用。使用时必须保证一组支承板等高。故支承板的工作面装配后在一道工序中精磨，保证等高。一组支承板，与精基准面接触形成平面定位副，相当于三个支承钉或三个点定位副，限制三个自由度。一块长支承板定位时，形成线定位副，限制两个自由度。3、定位销这是工件以孔为基准时最常用的定位元件。根据定位销和基准孔的有效接触长度与孔径之比，可分为短定位销和长定位销两种。一般有效长度 L 小于（0.50.8）d 时，可视为短销；有效长度 L 大于（ 0.81.2）d 时，视为长销。分析短销所能限制的自由度时，从理论上讲，把它看成接触长度无限短的无间隙接触的定位副。短销只限制了工件的 x、y 移动两个自由度，而不能限制 z 的移动和转动自由度。在结构设计上，为了保证定位销的强度和提高耐磨性，则必须具有一定的接触长度，但应尽可能短些。工件用长定位销定位，可以看成两个短销和工件基准孔的接触定位。长销能限制工件的两个移动和两个转动自由度。为了安装方便，定位销和工件的基准孔之间留有一定的间隙，间隙的大小按加工工件的精度要求而定。除上述两种圆柱定位销外，削边圆柱销也是常用的一种孔定位元件。削边销也分短销和长销两种。削边销是为了补偿工件的定位基准与夹具定位元件之间的实际尺寸误差，消除过定位而采用的。它的直径选择除留有必要的安装间隙外，还需要考虑补偿上述误差所需要的间隙。在分析削边销所能限制的自由度时，由于必要的间隙所引起的移动和转动可不予考虑，这样削边短销只能限制一个自由度，削边长销只能限制两个自由度。4、锥面定位销它的工作面是锥面，限制了三个移动自由度。在实际应用中，为了减少基准孔棱边的误差对定位的影响，常采用削边锥面定位销。削边锥面定位销用于粗基准孔的定位设计中，锥顶角一般取为 。5、V 形块工件以外圆柱面定位时，不管是粗基准还是精基准均可采用这种定位元件。它也分短 V 形块和长 V 形块两种。一般 V 形块和工件定位面的接触长度小于工件定位直径时，属于短 V 形块；大于 1.52 倍工件定位直径时，属于长 V形块。分析 V 形块所能限制的自由度时，也可以把 V 形块看作无限短，只能限制 y、z 的两个移动自由度。同理，长 V 形块四点接触形成四个点定位副，限制四个自由度，即 y、z 的移动和转动自由度。 V 形块的 V 形角有 三种。其中 的应用最为广泛。V 形块的结构尺寸已标准化。2.4 工件的夹紧及夹具的夹紧设计工件在夹具中定位后一般应夹紧，使工件在加工过程中保持已获得的定位不被破坏。由于工件在加工过程中受切削力、惯性力、夹紧力等的作用，会产生变形或位移，从而影响工件的加工质量。所以工件的夹紧也是保证加工精度的一个十分重要的问题。为了获得良好的加工效果，一定要把工件在加工过程中的位移、变形等控制在加工精度所允许的范围之内。夹紧问题的处理有时会比定位的设计更加困难。夹紧机构设计时，一般应满足以下主要原则：（1）夹紧时不能破坏工件在定位元件上所获得的位置。（2）夹紧力应保证工件位置在整个加工过程中不变或不产生不允许的振动。（3）使工件不产生过大的变形和表面损伤。（4）夹紧机构必须可靠。夹紧机构各元件要有足够的强度和刚度，手动夹紧机构必须保证自锁，机动夹紧机构应有联锁保护装置，夹紧行程必须足够。（5）夹紧机构操作必须安全、省力、方便，符合工人操作习惯。（6）夹紧机构的复杂程度、自动化程度必须与生产纲领和工厂的条件相适应。上述前三条要求是为了保证加工质量和安全生产的，必须无条件予以满足，它是衡量夹具装置好坏的最根本准则。其他要求的重要性取决于具体条件，其中有些要求在选择夹紧力的方向和作用点时应有所考虑，有些则在拟定夹紧装置的具体结构时或进行夹具的整体设计时考虑。2.5 夹紧装置夹紧力计算夹紧机构应保证工件夹紧可靠、安全、不破坏工件的定位及夹压表面的精度和粗糙度。同时夹紧机构的复杂程度应与工件的生产类型相适应，实际所需夹紧力的计算是一个复杂的问题，一般只能作粗略估算。当采用估算法确定夹紧力的大小时，为简化计算，通常将夹具和工件看成一个刚性系统，钻孔过程稳定不变。根据工件所受轴向力、夹紧力的作用情况，找出加工过程中对夹紧最不利的状态，按静力平衡原理计算出理论夹紧力，最后再乘以安全系数作为实际所需夹紧力，即： KFW式中， FWK 实际所需夹紧力 (N)； FW 在一定条件下，由静力平衡算出的理论夹紧力 (N)； K 安全系数。 安全系数 K 可由下式计算 K=K0K1K2K3K4K5K6式中,K0K6 为考虑各种因素的安全系数，见表 1。 表 1 安全系数 K0K6 的数值符号 考虑的因素 系数值K0 工件材料及加工余量均匀性 1.2-1.5粗加工 l.2K1 加工性质精加工 1.0K2 刀具钝化程度 1.0-1.9K3 切削特点 连续切削 1.0断续切削 1.2手动夹紧 1.3K4 夹紧力的稳定性机动夹紧 1.0操作方便 1.0K5 手动夹紧时的手柄位置操作不方便 1.2操作点确定 1.0K6 仅有力矩使工件回转时工件与支承面的接触情况 接触点不确定 1.5在开始钻孔到钻孔深度最大时，引起工件绕止推支承的翻转为最不利的状态，其翻转力矩为 FL，工件重力及压板与工件间的摩擦力可以忽略不计。当时，根据静力平衡条件并考虑安全系数，得实际所需夹紧力： lHLFKkw其中取 K=2.5， 为夹紧元件与工件间的摩擦因数，因工件为未加工过的毛坯表面，弹簧夹头夹紧，因此 取 0.4-0.5。图 14 夹具示意图F 为钻孔力，根据刀具材料和工件材料可知： 0.8-1.-0.1z235pFafDBnz式中 钻孔深度 mm； pa每齿进给量 mm/r； zfD钻刀直径 mm； n钻刀每分钟转数 r/min； z钻刀齿数；根据经验值和手册查得相关数据代入上式得：=6311.7N0.9.81.0.123526486F结合零件尺寸结构确定其数值并代入到公式：= =12.67KNlHLKkw10475.3实际钻孔时，是两把刀同时加工，因此在设计夹紧机构时应考虑的夹紧力为：12.67225.34(N)因此，所需的实际夹紧力 25.34N 是比较大的，为了使得整个夹具结kwF构紧凑，才决定选用平行下压浮动夹紧机构。夹具的设计如下图 1、图 2、图 3 所示。图 1 夹具的主视图图 2 夹具的左视图图 3 夹具的俯视图2.6 定位误差分析(1)定位元件尺寸及公差的确定。夹具的主要定位元件为圆形定位销，该定位销的尺寸与公差现规定为本零件在工作时与其相配孔的尺寸与公差相同即 26mm 和 26mm 。045.03.(2)零件图纸规定钻的两孔中心线的垂直度在 100mm 允许长度误差为0.1mm，A 端面对孔表面 A 的跳动在端面尺寸范围内允许误差为 0.1mm：01.tg所以， 。057.已知定位销的尺寸，当零件安装在夹具中时，销的最大侧向间隙为： m075.)3.(045.max由此引起的零件最大转角 为：.2.tg170则最大间隙满足零件的精度要求。2.7 夹紧元件的强度校核在本夹具中，夹具压板转角处所受的剪切应力是比较大的，当作用在工件上的夹压力 Pl=25.34KN 时，此时支点处所受的力为 P=2Pl=50.68KN，它将受到的剪切及挤压如下：挤压应力：（MPa ）2.1421734.5203bdPlFo挤挤压板的材料用 45#钢，屈服强度为 ,取安全系数为 ,则许MPas 9.1n用挤压应力： 8.169.s所以： 挤故压板可安全工作。许用剪切应力 =0.6 =0.6186.8=112 (MPa)。实际剪切应用为：（MPa ）68.734150bdPo 故安全。3 系统总装图图 7 总体装配图第四章 轴承和轴及齿轮的性能校核4.1 固定螺栓校核计算支架机构中存在螺栓组连接，为了保证连接的可靠性，必须进行螺栓组的受力分析。螺栓组连接机构简图可以简化为图 9 所示形式。o F3 M t 图 4 螺栓组连接图螺栓组连接受力分析图为图 5 所示形式。o 1 2 3 4 FS1 FS1 FS1 FS1 FS2 FS2 FS2 FS2 r 图 5 螺栓组连接的受力分析由图 4 知，F 3 和 M 为已知力和力矩，根据图 5 所示的受力分析图确定螺栓的受力情况。在纵向力力 作用下，各个螺栓所受的纵向载荷 大小相同，方向与3 S1F相同。F13/4SF根据前面分析，设 ,则：3=20N13/4=203SFN而在旋转力矩 M 作用下，由于各个螺栓中心至形心 O 点的距离相等，所以各个螺栓所受的横向载荷 大小也相同，但方向各垂直于螺栓中心与形心 的2S O连线。设螺栓之间的水平距离和竖直距离均为 t=200mm，各螺栓中心至形心 点的距离为： 2+=14.mtrt所以： 6.8047N41S2MFr由图 9 可知，螺栓 1 和 4 所受两力的夹角 最小，故螺栓 1 和 2 所受横向载荷最大，即： 2112cos =30+84730847cs5NSmaxSSFF当采用铰制孔螺栓连接时，由上述计算单个螺栓受最大横向载荷： =1082SmaxF用普通螺栓连接时，普通螺栓连接在预紧力作用下利用接合面的摩擦力来传递横向载荷。普通螺栓的横向载荷的分析同上，则：对于单个受力最大的螺栓，由 得：max=0NSfFK1.208=65Smax0KnFf4.2 轴承的选择球轴承主轴，前支承为深沟球轴承和推力球轴承，后支承为深沟球轴承或圆锥滚子轴承。前支承的推力球轴承设置在深沟球轴承的前边，承受的轴向力大，适用于钻孔工序。依据轴承的结构，尺寸，以及所受轴向力的特点可以初步确定主轴以及传动轴上的轴承分别选择推力轴承和深沟球轴承。具体结构如下：图 15 轴承连接结构4.3 轴承寿命的计算直齿圆柱齿轮的受力情况：由图 16 知，所受轴向力 N，扭矩 T：0.8.60.80.6=2=21.3762=149NDfHB1.9. .9.7.f圆周力 247.6=13NtTFd径向力 tan.052r图 16 简化成力学模型示意图 215X13970由上式解出： 6N28X图 17 简化成力学模型示意图 2143X179由上式解出： 1N24X由上面计算可知轴承 2 所受的力较大所以只计算轴承 2 的寿命。(1)当量动载荷计算由此可知轴承 1 和 2 都是深沟球轴承，但是轴承 2 所受的径向力要大于轴承 1 所受的径向力。所以在校核轴承寿命时应计算轴承 2。取轴承 2 为校核对象，所受径向力 ；由于机械工作是常有震动和冲击。因此，轴承的8rFN当量动载荷应按下式计算： +draPfXFY冲击载荷系数 由表 4 选取载荷性质为平稳运转或轻微冲击时， 取 1.1df df在此深沟球轴承不承受轴向力，因此 ，查表 5 滚动轴承当量动载荷计算=0a的 X、Y 值： 0arFe因此，查表得：X=1，Y=0；当量动载荷： =+YF=1.8=96.draPfXN（2）基本额定寿命计算根据机械设计，若轴承工作转速为 n r/min，可求出以小时数为单位的基本额定寿命： 6101670=hCCLnpnp寿命指数，球轴承 ； 3P当量动载荷，单位为 N；根据轴承手册，基本额定动载荷 C=12800N，在此次设计中我们设计的轴承预期寿命 ：=60hL 7101670286.31049.hChnP 可得 。所以可知所选用的深沟球轴承 6204 可以满足设计寿命要10hL求。（3）深沟球轴承的静载荷计算根据机械设计，P382 当量静载荷的计算方法如下： 00=+rraPXFY取两式中大值， 径向静载荷系数；0X轴向静载荷系数。Y根据机械设计，P382 表 18.12 当量静载荷计算中的 值可知：深沟球轴0XY、承 ， ，在此深沟球轴承不承受轴向力，因此 。可知选用公0=.6X0.5 =.5aF式 计算当量静载荷：FrP0=F8rPN按额定静载荷选定轴承，其基本公式为： 00CS式中， 基本额定静载荷，单位为 N；0C计算额定静载荷，单位为 N；当量静载荷，单位为 N；0P安全系数。S根据11机械设计 ，P382 表 18.14 轴承静载荷安全系数 ，对旋转精度及0S平稳性要求高，或承受冲击载荷的球轴承， 取 1.5：0S01.5832CSPN根据轴承手册，P263 基本额定静载荷 ， 所以静载荷计0065,CC算符合要求。结论：所选轴承能满足寿命、静载4.4 主轴的校核1、计算齿轮受力见 1 图直齿圆柱齿轮的受力情况，所受轴向力 N，扭矩 T：0.8.6 0.80.626210.37612149NDfHB N1.9. . 72.Tf圆周力： 2472.6=143tTFd径向力： tan13.0.52r N，1=6rFN2=8r，9r4r由上述条件画水平面受力图（a） ；画水平面弯矩图（b）： =140xMN