汽缸体三轴孔精镗机床主传动系的结构设计

11 前言1.1 选题的背景和意义我国是一个机床大国，同时也是一个机床消费和生产大国。据数据统计，我国现在拥有机床 320 万台，每年生产机床 13 万台，高中低档机床所占比例为75:20:5。而国外发达国家高中低档机床所占比例为 20:75:5。从数据中我们可以看到，我国机床低档机床所占比例多，中高档机床所占比例少，手动操作机床多，自动化机床所占比例少，加工精度低的机床所占比例多，加工精度高的机床所占比例少。因此我国机床行业急需“强身健体” ，在做大的同时也做强。机床家族中镗床是一个有名的贵族成员，其加工精度要求高，加工效率相对较低。镗床最初应用于武器炮筒的镗削，后来在瓦特设计了蒸汽机之后，镗床又广泛的应用于气缸体缸孔的镗削。从加工的工件上就不难看出镗床的地位。然而，对于一些高精度的孔系加工，普通的镗床虽然可能在加工精度上能够达到加工工艺要求，但是其加工效率低的缺点会暴漏出来。因此，大批量生产时，我们急需加工精度高，加工效率高的镗床，于是我们选择了专用组合镗床，其可以一次装夹，一次加工多个孔系，并在效率高的同时，能够保证加工精度。组合机床具有以下特点：（1）用于加工箱体类零件和杂件的平面和孔。（2）生产率高。可多面、多工位、多轴、多刀同时加工。（3）加工精度稳定。因为工序固定，可选用成熟的通用部件、精密夹具和自动工作循环来保证加工精度的一致性。（4）研制周期短，便于设计、制造和使用维护，成本低。因为通用化、系列化、标准化程度高，通用零部件占 70%到 90%，而且通用零件可以批量生产。（5）自动化程度高，操作人员的劳动强度低。（6）配置灵活。因为结构模块化、组合化，可按工件或工序要求，用大量通用部件和少量专用部件灵活组成各种类型的组合机床及自动线；机床易于改装；产品或工艺变化时，通用部件可以重复利用。气缸体是发动机的关键部件，一般发动机生产厂家都会选着自己制造生产发动机气缸体。专用镗床主要加工发动机气缸体上的凸轮轴孔、曲轴孔和铰惰轮孔，其分布如图 1.12（图 1.1）曲轴孔为 110 ，凸轮轴孔为 65 ，惰轮孔 31 。曲轴与凸轮轴的垂直孔06.106.1025.距为 008.50.05，曲轴与惰轮的孔距为 186.33 ，惰轮与凸轮的孔距为05.153.76 。发动机有是汽车的重要部件，汽车产业又是衡量一个国家机械制造业强05.大的重要产业。发动机上的孔系繁多，而且精加工度要求高。从而，专用镗床非常适合发动机的流水加工制造。因此选择专用镗床的结构设计具有重大的意义。所以本次设计专用镗床的传动系。1.2 专用镗床的主要特点本机床为卧式单面钻孔组合专用机床，机床中间采用整体底座，底座上面配置液压夹具和伺服滑台，滑台上安装转塔头和多轴箱，机床部件主要有床身部分、夹具部分、主轴箱部分、电气控制柜部分、切削液循环部分和液压站部分。床身部分主要有底座和伺服滑台组成，其中伺服滑台是由伺服系统通过伺服电机再通过丝杠来控制的。夹具部分为液压夹具，人工上下料，液压夹紧，可以适应高精度机械加工操作要求。主轴箱部分主要由传动装置和四轴镗头组成。分别由两个电机带动。全部采用齿轮传动。其中有两个配有镗模架，可以定于同一角度。电气控制柜部分，主要由伺服模块系统控制伺服滑台，和机床的急停、镗削开始、镗削停止等等。3切削液循环部分有水泵、喷嘴、过滤装置以及排泄装置等组成，对工件的加工精度和道具的使用寿命等有很大的提高，切削液为循环使用，能提高机床的环保性能。液压站部分主要有活塞式液压泵、液压缸、液压油箱等组成和切削液循环系统一样都采用循环使用液压油，为夹具提供装夹力。1.3 专用镗床传动系的整体布局因为要保证孔径和孔距的加工精度和加工效率，所以设计中采用双电机提供动力，夹具总装装夹完后，镗杆进入镗模架拉刀后进行镗削加工。由伺服滑台为镗削提供轴向运动。通过镗模架保证镗杆的径向跳动，保证孔的同轴度。夹具采用液压夹具能很好的保证工件和机床的相对稳定性。2 专用组合镗床传动装置的总体设计2.1 运动方案的选择 传动装置尽可能简单，在保证实现功能要求的前提下，应尽量采用构件数和运动副数少的机构，这样可以简化机器的构造，从而减轻重量，降低成本。此外，也可以减少由零件的制造误差形成的的运动链的累积误差。尽量缩小机构尺寸，在相同的传动比情况下，周转轮系传动系的尺寸和质量比普通定轴轮系要小得多。各级传动比应该尽量在推荐范围内选着，我们选着齿轮传动，圆柱齿轮单机传动比在 3 到 5 之间，最大值为 8。传动方案一般用机构简图表示，它反映运动和动力传递路线和各部件的组成和连接关系。下图为几种传动方案。B 方案 C 方案A 方案4(图 2.1)我们选着合理的传动方案首先要满足机器的功能要求，比如传递功率的大小，转速和运动形式等。此外还要适应工作条件（工作环境、工作制度等） ，满足工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护便利、工艺性和经济性合理等要求。实际上同时满足这些要求是比较困难的，因此要通过分析比较多种方案来选择能保证重点要求的较好的传动方案。A 方案圆柱齿轮适用于繁重及恶劣的条件下工作，使用维修方便，但结构尺寸较大；B 方案采用涡轮蜗杆传动，结构紧凑，但是传动效率较低，在长期连续使用时不经济；C 方案圆柱开式齿轮传动，成本低，但是使用寿命较短。综合上述几点分析，我们选择 A 方案。选择 A 方案后，分析其工作原理，电机通过联轴器带动齿轮，由键传动给轴，轴通过键传动给另外一个齿轮，齿轮在传动给第二根轴上的齿轮，以此类推，从而把动力提供给各个不同的轴。获得三根输出动力轴。三根动力轴在把动力传递给四轴镗头，从而能够同时镗削曲轴孔、凸轮轴孔、铰削惰轮孔、铰削机油泵惰轮孔。2.2 主传动系统的设计机床的主运动是由机床主运动系统来实现的，其应该具有一定的转速和一定的变速范围，并且能够通过电柜控制部分方便的控制开、停、急停等等。在 2.1 中确定方案后我们因该对传动装置中的电机的选择、齿轮的设计校核、轴的设计校核、轴承的选着、箱体的设计等等进行具体设计。2.2.1 传动装置中传动系主要参数的确定（1）镗床中的主运动参数是主轴的转速，其中转速于切削速度的关系是：（2.1） dvn10式中： 转速 ；nmin/r切削速度 ；v工件（或刀具）直径d本次设计的卧式多轴镗床传动箱结构为了提高加工精度全部采用齿轮传动，电机也是选着直接带齿轮输出轴的电机，同时为了保证所加工孔系的孔距我们选择的传动系比较复杂，我们是专用机床，用于完成特定的工艺，所以我们的主轴只需要一个固定的转速，但是在变速系统中各级间要满足等比数列的关系。52.2.2 传动路线的确定四根主轴的运动需要三根输入轴输入动力（传动装置的三根输出轴） ，这三根轴需要通过传动装置有两个电机提供动力。 （图 2.2）为传动装置的机构简图，我们通过机构简图确定传动路线。本次设计的为传动装置但是需要通过主轴箱的机构简图来分（图 2.2）析传动装置的传动路线，所以也画出了主轴箱的机构简图。2.2.3 齿轮的齿数确定确定齿轮齿数的原则和要求。齿轮齿数确定的原则是使齿轮结构紧凑。 ，主轴转速误差小。具体要求如下：（1）齿轮齿数的和 不应过大ZS齿轮的齿数和 过大会加大两轴之间的中心距，使机床的结构庞大。一般推荐齿数和 ，特殊情况下可以取到 。设计中高速轴齿轮啮合取 ，0ZS120ZS 70ZS输出轴齿轮啮合 6708、Z（2）最小齿轮的齿数尽可能的小最小齿轮的齿数尽可能的小，但需要考虑以下 3 个问题。1）最小齿轮不能产生根切，一般去最小齿数 Z 。min1862）受结构限制的最下齿轮，应能可靠的装到轴上或进行套装。3）齿轮齿数符合转速要求。实际传动比一理论传动比之间允许误差，但不能太大。齿轮齿数所造成的转速误差，一般不应超过 ，即%10（2.2）10理 实理 n式中：要求的输出轴转速 ；n理 mi/r齿轮传动实现的输出轴转速实 in/为了适应设计和制造，高速轴齿轮的模数都选为 ，镗惰轮孔输出齿轮m4模数选为 m3根据当各对齿轮的模数相同且不采用变位齿轮时，各对齿轮的齿数和必然相等的原则，通过查表的齿轮的齿数：301Z402Z55镗惰轮孔输出轴齿轮的齿数： 4通过计算传动比得符合齿轮齿数的确定原则。2.3 选择电机电机选择所要求的主要内容包括：电机的结构型式，类型，容量和转速，确定电机的型号。（1）选择电动机的类型主轴箱通过双电机来提供动力，一级输出转速，无其它特殊要求，所以选择普通的交流电机就可以满足所需要求。在 Y 系列中 IP44 电动机为普通用途全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，有防止烟尘、铁屑或其它杂物侵入电机内部的优点，额定电压为 380V，频率为 50Hz，相对湿度不能超过 95，工作环境温度不能超过，适用于本次设计的机械传动装置上。传动装置的工作条件符合以上情况，因Co40此选用 Y 系列 IP44 电动机。（2）选择电动机的功率已知：凸轮轴镗头镗削切削速度 ，进给量 ，镗min/9.1Vcrmfr/078.削深度 ，材料单位切削力 Kc=3300N/mmmap6.5 27(2.3)kw09.12.60378.59.12.6037Kcfrap VcP同理可以得到，第二个电机 P=10.51kw所以由电机功率范围在 7.5kw 到 11kw 之间 ，转速为 950 r/min，最终选同步转速为 970r/min，电机型号为 Y160L6,电机的参数如表 2.1 所示：表 2.1 电机的参数传动装置齿轮传动具有效率高、结构紧凑、工作可靠、传动比稳定等优点。本次设计中采用了多对齿轮传动，下面分别对齿轮进行结构设计与计算。尽可能的简单，保证在实现功能要求的前提下，尽量采用构件数、运动副数少的机构。2.4 齿轮的结构设计齿轮传动有效率高、结构紧凑和工作可靠以及传动比稳定等优点。此次设计中采用多对齿轮传动，下面分别对齿轮结构进行设计与计算。2.4.1 齿轮的设计根据机械设计书中所学习的齿轮的计算进行设计：（1）选定齿轮的类型，齿轮的精度等级以及其材料及齿数1）按（图 3）所示的传动方案：选择直齿圆柱齿轮传动；2）此主轴箱没有很高要求，速度不是很高，故选用 7 级精度齿轮（GB10095-88） ；3）材料选择，小齿轮选用材料为 40Cr，大齿轮选用材料为 45 钢；4）齿轮齿数和为 68、67，齿数分别为 ， ， ， 。281Z403Z4（2）按齿面接触强度进行设计根据直齿圆柱齿轮的计算公式：（2.4）2311 )(2HEudZKT最大转矩电机型号额定功率kW满载转速 min/r额定转矩质量kg基本安装类型同步转速 min/rY160L6 11 970 2.0 147 B5 10008为区域系数，标准直齿轮 时， ，代入上式得：uZ205.2uZ2311 )(.HEdKT式中：K载荷系数齿宽系数d许用接触应力H小齿轮传递的转矩弹性影响系数，单位为EZ2/1aMP（2.5）12Zu由上式进行试算，即： 2311 )(2.HEdtt uTKd1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数 3.1tK计算小齿轮传递的转矩（2.6） mNnPT 6.9370.15.9105.9661选取齿宽系数 2.d由表查得材料的弹性影响系数 2/18.9aEMPZ按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限9aHMP502lim1li计算应力循环次数 N（2.7）hnjL6式中：应力循环次数N齿轮转速nmin/r齿轮工作寿命（单位为 ）hLh齿轮每转一圈时，同一齿面啮合次数j将主轴箱的工作寿命定为 15 年，每年工作 300 天，两班制，则： hLh 4102.753082941 .960hjlnN992 10285.6/0.4查表得接触疲劳寿命系数：8.01HNK90.2HNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 ，则由式S（2.8）SKNlim式中：寿命系数NK齿轮的疲劳极限lim10疲劳强度安全系数SaHNH MPSK48150.1lim1 )(95.2lim2 aHNH2) 计算试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值td1H2311 )(2.HEdtt ZuTKd m87.126482.0.9)1(3. 计算圆周速度 v （2.9）106ndltsm/5.10697计算齿轮的宽度 b（2.10）dt 2410.1计算齿宽与齿高之比 hb/模数： mZdmtt 53.428/7.6/1齿高 ： t 19025.0/4/hb计算载荷系数根据 ，7 级精度，查得动载荷系smv/54.2 15.vK直齿轮， 1FHK按齿面接触疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数按齿根弯曲疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数F查表知：使用系数 。1AK11查表得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时齿向载荷分布系数：=1.423HK故载荷系数：11.1511.4231.636 （2.11）VAK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,得：（2.12）mdtt 64.153./6.10.7/331 计算模数 m(2.13)Z.28/4.5/1就近圆整为标准值 )(43)几何尺寸计算分度圆直径 mmZd12841602中心距 da132)(21计算齿轮宽度 mdb4.01取 )(31B)(302B4)验算（2.14）NdTFt 9.176.921（2.15）)/(0/.94.273mbKtA 所以，符合设计要求。12本次设计应用了 solidedge 进行实体设计，设计齿轮室，应用 solidedge 进一步的校核齿轮的强度（图 2.3） 、 （图 2.4）中分别显示 solidedge 的校核参数。（图 2.3）13（图 2.4）2.4.2 输出齿轮的设计因本机床为多轴镗床，有四根主轴，为了能加工出符合要求的工件，每对啮合齿轮的齿数和为 70，齿轮的几何尺寸为：(1)分度圆直径mZd7523(2)中心距 a10(3)计算齿轮宽度 mdb352.1齿轮的校核与高速轴齿轮校核类似，通过实际校核符合要求。2.5 轴的结构设计轴是组成传动装置的主要零件之一，它的主要作用是支承回转零件以及传递运动和动力。轴的结构设计包括轴的外形和全部结构尺寸的设计，此外还要对轴上的零件进行轴向和周向的定位。轴上零件的轴向定位主要通过轴肩、套筒、挡圈、端盖和圆螺母等来完成定位。轴上零件的周向定位主要通过键、销、紧定螺钉来完成，其中紧定螺钉用于传动力不大的位置。本次设计中除去两个电机轴共有 12 根轴，现分别对其结构和附件进行设计。142.5.1 镗削曲轴孔输出轴设计已知电机功率 ，满载转速 ，其上两齿轮的参数如下表所kWP1min/970r示：(1)轴上的功率 ，转速 ，转矩 分别为：11n1T（2.16）kWP94.8.05011min/2.372431 rn（2.17）NnPT 51.9.379105.905.96161式中：电动机的功率P高速轴的转速 1n电机的满载转速高速轴传递的功率1P高速轴所受的扭矩T电动机与高速轴间的传动效率，取01 98.01表 2.2 齿轮参数齿数 Z 齿宽 Bm12模数 m齿形角 齿顶高系数 ah1228 40 4 20 1 30 30(2)求作用在齿轮上的力已知：小齿轮齿数 ，其分度圆直径为281Zmd1215（2.18）NdTFt 0.48215.27391（2.19）tr 9.176tan0.48an1 (3)初步确定轴的直径计算空心部分的直径 d1式中：空心轴的内径1d空心轴的外径常取 ，在这取 6.06.05因为 5 轴的直径 ，故空心轴的孔径 ,所以空心轴的外径：mDmd601d.01现在高速轴的内外径都已确定，为了使所选轴直径与轴承孔径相适应，同时选轴承的型号。初选：深沟球轴承 6020GB/T 276-1994。(4)镗削曲轴孔输出轴的结构设计机床最终要有两级变速，所以在高速轴上采用滑移齿轮进行变速，将高速轴做成花键轴，为了便于加工将滑移齿轮分开做，通过键连接在一起。为了使设计结构紧凑，将电机轴与高速轴通过键连接，具体结构如（图 2.5）：16（图 2.5）(5)计算轴上载荷按弯曲强度条件来计算轴上载荷，根据轴的结构图，确定各轴承支点的位置，其中深沟球轴承的支点位置在轴承的中点上，分别按照水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按照计算结果分别做出水平面上弯矩 图和垂直面内弯矩 图，然HMVM后计算总弯矩并做出 图，如（图 b）所示。M做图过程如下：已知 mlBA12mlCB54NFt0.4821NFr90.1761）根据图(7)得 （2.20）121tH（2.21）lFl代入数据得： )(0.4821NH521F计算得：NFH45.106NH5.37217（图 2.6） mNlFMH 45.182045.1062)同理根据 (图 c) 计算如下（2.22）121rvF（2.23）BCABll代入数据：9.17621F5412Fv18计算得：NF30.5481 NF60.128mlMABv 3.4.1总弯矩（2.24）NVH 680.1970.645.8202223)校核轴的强度由上图可知，B 为危险截面。按第三强度理论，计算应力：（2.25）1WM式中：轴的计算应力，单位为aP轴所受的弯矩，单位为MmN轴的抗弯截面系数，单位为W3对称循环变应力时轴的许用弯曲应力1下面计算心轴的抗弯截面系数：（2.26）3434343 8706.10.1.02 mdd 所以（2.27）aMPWM2.87046.9轴的扭转强度条件为：（2.28）2.0953TTdn式中：扭转切应力，单位为TaMP轴所承受的扭矩，单位 mN19轴的抗扭截面系数，单位为TW3m轴的速度，单位为nin/r轴传递的功率，单位为 kWP计算截面处轴的直径，单位为d许用扭转切应力，单位为T aMP代入数据，得 )(12.102.3479952.0953 aT MPdnW进行弯扭强度应力计算：（2-29）)(36.12.41.422 aca 已选定的材料为 45 钢，调质处理，由设计手册查得： aMP601因此 ，故安全。12.5.2 其它轴设计其它轴的设计可以类比镗削曲轴孔输出轴的设计方式设计，我们通过 solidedge实体设计把各轴的实体模型做出来，下我们把除去电机轴之外的各主要轴编号后以图的方式展现出来。20（图 2.7）12 轴（图 2.8）2 轴21（图 2.9）10 轴3 轴承及键的校核计算3.1 轴承的校核计算轴承是支承轴和轴上零件的重要部件，又分类为滑动轴承和滚动轴承两大类。在本设计中根据需要都选用的轴承为滚动轴承。轴承的选择使用在上面的设计中都已完毕，现在对高速轴所选轴承进行校核计算，先求轴承承受的径向载荷：左轴承所受径向力：（3.1）NFVHr 13.60.548.10622211 右轴承的径向力：（3.2）VHr 19.35260.1285.37222 已知：轴承转速 ，运转时有中等冲击，预期寿命min/350 hLh70(1)求比值由于该轴承承受很小的轴向力， 较小，aF22则：19.0eFra则 ，1X0Y（深沟球轴承的最小 值为 0.19）e(2)初步计算当量动载荷 P（3.3）arpFYXf式中：载荷系数pf径向载荷rF轴向力a径向动载荷系数X轴向动载荷系数Y由查表得： =1.21.8 取pf 5.1pf所以对左轴承 NFYXfParp 695.24013.6.11 对右轴承 farp .8.59.22(3)求轴承应有的基本额定动载荷值：（3.4）610hnLPC对于球轴承， 3对于左端轴承 NnLPCh 90.2765103569.2401661 对于右端轴承 nh 2.951073562.53810662 23(4)查设计手册： 对左端轴承选 ，验算如下：kNCr5.641kr2.560以小时为单位表示轴承的寿命 （单位 ）hL（3.5） )(72010.965.2403561601 53 hLhPnLh 故所选轴承满足寿命要求。对右端轴承选 kNCr5.6421kr2.560计算同上，通过经验算知，所选轴承满足寿命要求。对于主轴，轴承的选择及校核过程同上，因为轴不需要承受轴向力，所以要不用选用推力球轴承或者其他轴承。3.2 键的校核现以镗削曲轴孔输出轴大齿轮键连接为力校核所选键是否符合强度要求,其它键的校核方法与此类似。由公式（3.6）122iT式中：中间轴传递的转矩 2T 高速轴传递的转矩 1传动比i 传动效率 12得中间轴的转矩 = （ ）2T51.739mN由键的校核公式24（3.7）kldTp3102式中：键与轮毂键槽的接触高度，k h5.0键的工作长度，圆头平键l bLl轴的直径d最终带入数值得 Mpap 85.910365.0.2793因键、轴和轮毂的材料都是钢，查表的许用挤压应力 =100120 Mpa,取其平p均值 110 Mpa，由 得键的连接强度符合要求。p(图 3.1)4 结 论通过整个设计过程和最终装配图的绘制以及 solidedge 三围模型的制作，能够很好的达到预期的设计目的，即：双电机带动高速轴通过齿轮传动实现三输出轴轴25同时传动给四轴镗头镗削加工功能，其很好的提