关 键 词：

523 台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计 台式 车床 车头 箱孔系 加工 分配 机构 设计

资源描述：

523 台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计,523,台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计,台式,车床,车头,箱孔系,加工,分配,机构,设计

内容简介：

盐城工学院机械工程系毕业设计说明书10 0 引言引言车床、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，并保证产品有良台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计2好的工艺性。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。盐城工学院机械工程系毕业设计说明书31.主传动设计主传动设计1.1 主传动方案主传动方案111 传动布局传动布局 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。112 变速方式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。113 传动系统传动系统 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。114 设计原则设计原则 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，宜尽可能减台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计4少主轴、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。12 主传动运动设计主传动运动设计 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： 121 制定工艺方案制定工艺方案 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：盐城工学院机械工程系毕业设计说明书5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mmmmmmmmH4016,1640:7本设计主要为镗加工，镗孔一般适宜被加工孔径umRITmma6 . 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122 确定切削用量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，对于精镗mmmm2 . 17 . 08020直径上工序间余量为 在确定镗孔余量时，应注mmmm40. 025. 013030直径上工序间余量为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，这个每分钟进给量应是适合于所有刀具的平均值。因此，同一分配箱上min)/(mm的刀具可以设计成不同转速和选择不同的每转进给量与其相适应，以满)/(rmm足不同直径工件的加工需要，即=iifnfnfn.2211fv式中： 分）各主轴转速（转/.,21innn各主轴进给量ifff.21台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计6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)工序刀具材料分）（米/v转）（毫米/f粗镗高速钢硬质合金12-2525-50025-080040-150半粗镗高速钢硬质合金12-3550-7001-03015-045精镗硬质合金70-90012-015由孔系的尺寸结合上表，选取切削速度分米/15123 传动计算传动计算初选输入轴的齿数为190z对于输入轴 0：min/100rn入对于 1 轴：min/10147151000min/113421510001211rnrn对于 2 轴：min/2 .6870151000min/8 .91521510002221rnrn盐城工学院机械工程系毕业设计说明书7对于 3 轴：min/5980151000min/5 .5390151000min/7 .47100151000min/4 .4311015100034333231rnrnrnrn对于 4 轴：min/15970151000min/190251510004241rnrn对于 5 轴：min/8 .9152151000min/101471510005251rnrn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. 11001nni 对于 0-2 传动：33. 12002nni对于 0-3 传动：11. 13003nni对于 0-4 传动：11. 14004nni对于 0-5 传动：11. 14005nni台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计8在 0-3 传动中，齿轮副中心距为取因为 0、3 之间采,5503mmA5 . 2m用直接啮合传动，不存在过渡的齿轮，所以根据公式 可得到：0303zzi圆整为 25 同理： 27.251933. 10303izz215z对于 3-2 传动中:齿轮副中心距为21,09.211911. 1,1230202020232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214861zzzz下面验算各主轴的转速：min/48.902119100min/48.902119100min/762519100min/762519100min/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。盐城工学院机械工程系毕业设计说明书92主轴设计主轴设计21 结构设计结构设计 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211 确定切削力、切削扭矩、切削功率及刀具耐用度确定切削力、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：台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计10 )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） 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. 245947015189654min246)2604 . 015459600(/1869542604 . 045108 .158052604 . 0452683 . 155. 025. 06 . 08 . 09 . 16 . 08 . 0212 初步估算轴的直径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：盐城工学院机械工程系毕业设计说明书11 )52.(2 . 01055. 9136TdnPWTTT写成设计公式，轴的直径为： )62.(2 . 01055. 91336nPCnTPd式中： T-轴所传递的扭矩，单位为 N .mmWT-抗扭截面系数，单位为 mm C-由轴的材料和承载情况所确定的常数，查表 10-2P-轴所传递的功率，单位为 Kwn-轴的转速，单位为 r/minT-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：mmd94.299004. 2106因为轴上开有键槽，轴径应按计算值加大 3%计算，所以d29.9(1+3%)30.4mm 圆整取值得 d=30mm213 轴的结构分析及轴上零件的固定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台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计12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。M30X1.51X453X0.515562530js6(0.0065)A1.6378( )+0.02701.6226+0.20+0.10AA2X45112X45421.61.624426525.50-0.2080-0.03636.530k6(+0.002)+0.01526+0.005+0.101.6R1.53.260AA113 0.52 0.51.641A-A1261.61.63030其余6.3120 图 2-122 轴的强度校核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。盐城工学院机械工程系毕业设计说明书13（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.(122SSSSSs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台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计14下面对具体的轴进行强度校核：（1） 画出轴的受力简图，并进行轮齿受力计算 tF112dTaFFtrtan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, NFt71225 . 2211869542NFr259220tan7122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pfcFFF ,1: )7 . 015. 0( : )6 . 01 . 0(:cpfFFF取NFFFcfa79028 .158055 . 05 . 0在水平面上NlldFlFFarHR2191)40102(25 . 2219 .790240259223231 NFHR401219225922 在垂直面上NFFFtVRVr356127122221(3)画出弯矩图(见 图)在水平面上,mmNlFMaaHRaH223482102219121剖面左侧盐城工学院机械工程系毕业设计说明书15mmNlFMaaHRaH160404040132剖面右侧在垂直面上mmNlFMMVRaVaV363222102356121合成mmNMaaa42646736322222348222剖面右侧 mmNMaaa3635763632221604022剖面左侧(4)画出弯矩图(f)转矩mmNT5 .18695225 . 2217122(5)由表 10-1 查得 MPaMPabb100,6001 6 . 01006001bba在aa 截面左侧323233 .2636302)3 . 330(258301 . 02)(1 . 0mmdtdbldW MPaWaTMe7 .16)(22在左侧bb 3332700301 . 01 . 0mmdW 3230939810228mmNlMMabMPaWaTMe3 .16)(22(6)轴的疲劳强度安全系数校核 由表 10-1 查得,MPaMPaMPaB155,300,650111 . 0, 2 . 0在截面左侧aa 32350862)(2 . 0mmdtdbtdWT台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计16由附表 10-1 查得63. 1, 1KK由附表 10-4 查得绝对尺寸系数轴经过磨削加工,有附表查得76. 0,81. 0表面质量系数 则:1弯曲应力MPaWMb1 .1626363426467应力幅MPaba1 .16平均应力0m切应力 MPaWTTT24.1927005 .186952MPaTma62. 92安全系数09.151 .1681. 0113001maKS 18. 762. 91 . 062. 976. 0163. 11551mKS 48. 618. 709.1518. 709.152222SSSSS由表 10-6 查得许用安全系数,显然此截面是安全的 5 . 13 . 1S在 b-b 截面的右侧 抗弯截面系数3332700301 . 01 . 0mmdW 抗扭截面系数3335400302 . 02 . 0mmdWt又已经求得 所以弯曲应力mmNMb 309398MPaWMbb46.1127008 .30939盐城工学院机械工程系毕业设计说明书170,46.11mbaMPa切应力 MPaWTTT6 .345400186952MPaTm3 .172由附表 10-1 查得过盈配合引起的有效应力集中系数63. 2K 又89. 1K1 . 0, 2 . 0, 176. 0,81. 0以及 06. 846.11181. 063. 23001mKS 57. 23 .171 . 03 .1776. 0189. 11551mKS 显然截面右侧安全45. 257. 206. 857. 206. 82222SSSSS在 b-b 截面左侧3335400302 . 02 . 0mmdWT截面左右侧的弯矩和扭距相同,弯曲应力MPaWMbb4 .1154008 .309390,4 .11mbaMPa切应力MPaWTTT62.3454005 .186952MPaTma3 .172由附表 10-2 查得圆角引起的有效应力集中系数36. 1,48. 1KK由附表 10-4 查得绝对尺寸系数,2 . 0, 178. 0,83. 0，又1 . 0台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计18则76.144 .1183. 0148. 13001mKS 45. 53 .171 . 03 .1778. 0136. 155. 11mKS 11. 545. 576.1445. 576.142222SSSSS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.(221ppdlkTlkdT式中 下面进行具体的校核：MPap64.918)825(302186952-200MPa 100810范围为查得由表pp经过计算，显然键槽处的强度足够23 轴的刚度校核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盐城工学院机械工程系毕业设计说明书19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 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 . 0318MLLcQbcLFEIMLLMLcQbcLFEIaAa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） ； -主轴前支承的反力矩（ N.cm ） ；AM 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;MPaE7102 I-主轴支承段的惯性矩（） ，4cm)(6444dDID-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台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计20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。最后用下式进行计算，从而求出前支承处的总转角yx, 22yx对于 x 方向： =73624MPaE7102)(6444dDI435644mm NFa7902NQ3561mmL170mmcb854/186954mmNM 将以知数值代如公式，经计算得到mma60radx00078. 0对于 y 方向： =73624MPaE7102)(6444dDI435644mm NFa7902NQ21914/186954mmNM mmL170 将以知数值代如公式，经计算得到mmcb85mma60rady00042. 0所以总的转角radyx0004. 000042. 000078. 02222得到的转角不应大于允许值由上述的计算结果可知，轴的刚度满 ,001. 0rad足要求。 盐城工学院机械工程系毕业设计说明书213 3齿轮的设计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。31 齿轮的结构分析齿轮的结构分析 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，常用于一台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计22般要求的中载、中速齿轮传动。32 齿轮传动主要参数的选择齿轮传动主要参数的选择321 压力角压力角 a 的选择的选择 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，压力角；航空用的齿轮传动，压力角 a 选用。由于本设计的齿20a25轮传动属于一般的传动，所以压力角采用20a322 齿数和模数的选择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=1840。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 1.52mm. 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=1720。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。323 传动比和齿数比传动比和齿数比 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=57；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。盐城工学院机械工程系毕业设计说明书23324 齿宽系数齿宽系数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=dd=0.4552.5=23.7 取整为 24,在本设计中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.33 齿轮的精度设计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 =3.143100021/(601000)m/s=3.15m/s）（100060/ dnV由表 12-6、12-7 可见，在 315m/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台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计24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：8-7-72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mmmzd5 .525 . 2211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=11um3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=(0.0050.01)mn=(0.0050.01)25mm=0.01250.025mm取 jn1=0.0125 mm由式（12-9）得 jn2=sina)2211(2tta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/106C/105 .1026传动中心距为 2)21(zzmamm5 .522)2121(5 . 2所以, jn2=ummm5 .130135. 020sin10)305 .10605 .11(5 .5226 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:盐城工学院机械工程系毕业设计说明书25 cos2014. 22121tan222ffbfbjnjnanfasEs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:umsEs35有表 12-12 查得,则umfbt14 5 . 21435fptsEs由表 12-9 查得齿厚上偏差代号为 E,因此mmumfptsEs028. 02814222)齿厚的下偏差 由公式 查表 12-13,82220tan2brFrsT级精度;由表 12-11,br=1.26IT9=1.2674um=93um 所以umrF45 umTS73934520tan222由公式得:umsTEssiEs103)7528(36. 714103fptiEs由表 12-9 查得齿厚下偏差代号为 H,因此 umfptiEs1121488 umumEiEssTs8411228所以齿轮的精度为:8-7-7EH GB10095-884.确定齿坯公差、表面粗糙度台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计26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。内孔的形状公差按照 7 级决定或遵循包容原则。mm023. 00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mmmmmhadda5 .57)5 . 212215 . 2(211*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=6.3um5.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 zkmW014. 0) 12(476. 1 35 . 09215 . 09zk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：umanFranTsTwnumanFranEsiEwmiumanFranEssEwms8 .5620sin4544. 120cos84sin44. 1cos2 .9420sin4572. 020cos112sin72. 0cos4 .3720sin4572. 020cos28sin72. 0cos 注：图、表出自参考文献56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盐城工学院机械工程系毕业设计说明书27 0.0110.0200.0400.063公差或极限偏差（mm)319.325-0.09462.50.023258-7-7-EH GB10095-880202.525EwmsWEwmt公法线公称长度及平均长度上下偏差32公 差 组1检验项目代号跨齿数fiFwfBFi齿轮副中心距及极限偏差径向变位系数齿顶高系数配对齿轮精度等级螺 旋 角齿 形 角法向模数齿 数mnafaha齿数图号xa10Z-0.037两端面67.5h11( )-0.190062.56.31.6511.624423.23.210js6(0.018)3.23.2H7(0 )+0.023A38,3(0 )+0.2其余6.3技术要求1.倒角1X45 ,圆角R1.52.热处理，齿部G54M61.24993-M4均布5430.20 图 3-13.4 齿轮传动的强度计算齿轮传动的强度计算对齿轮的强度计算包括两个方面：齿面接触疲劳强度计算和齿根弯曲疲劳强度计算。下面以具体的计算来说明对这两个方面的考虑：（1） 为了防止齿面出现疲劳点蚀，齿面接触疲劳强度条件为台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计28 HH式中 ;MPaH接触应力，单位为 .MPaH许用接触应力，单位为直齿圆柱齿轮的齿面接触疲劳强度条件的校核表达式为： ) 13.(.) 1(21211HEHHubduKTZZZ式 齿轮传动比载荷系数大齿轮宽度，单位为；查表材料系数，单位为应力的影响，其值查图虑节点齿廓形状对接触节点区域系数，用来考uKmmbMPaZZEH;57,157经过查图 7-15 得到37. 2HZ查表 7-5 得到MPaZE188选取 9 . 033. 1ZK在计算轴时已经求得mmNT18965将上述的数字带入公式，得到MPaH13715 .52302189653 . 129 . 018837. 22由表 7-1 查得 MPaH294HH所以齿面接触疲劳强度满足要求（2） 为了防止轮齿折断，轮齿的弯曲疲劳强度条件为 FF式中MPaMPaFF单位为为许用弯曲疲劳应力，为为齿根弯曲应力，单位;盐城工学院机械工程系毕业设计说明书29计算时，首先要确定齿根危险截面，其次要确定作用在轮齿上的载荷作F用点。齿根危险截面：将轮齿看作是悬臂梁，作与轮齿对称中心线成角并与30齿根过渡曲线相切的截面，此截面即为齿根危险截面。而载荷作用点：啮合过程中，轮齿上的载荷作用点是变化的，应将其中使齿根产生最大弯矩者作为计算时的载荷作用点。轮齿在双齿对啮合区啮合时，力臂较大，但此时有两对轮齿共同承担载荷，齿根所受的弯矩不是很大。轮齿在单齿对啮合区时，力臂虽较前者稍小，但仅一队齿承担总载荷，因此，齿根所受的弯矩最大。所以应以对单齿对啮合区上界点作为计算齿根弯曲应力时的载荷作用点。综合考虑各种因素，得到轮齿弯曲疲劳强度为 )23(.213211FFsdFYYmzKT式中 ;85. 065. 0187至范围是重合度系数，一般取值查得；复合齿形系数，由图YYFs其余的与齿面接触疲劳强度条件的校核公式中的意义相同由图 7-18 查得 并取； 将其代入公式，2 . 4FsY7 . 0Y43. 1K1d得到：FFMPa79.305 . 22117 . 02 . 41896543. 1232所以，经过校核可知轮齿弯曲疲劳强度满足要求。 台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计304 4 分配箱及其附件分配箱及其附件41 箱体的结构型式箱体的结构型式411 铸造箱体铸造箱体箱体一般运用灰铸铁 HT150 或 HT200 制造，本设计采用 HT200。铸造箱体适宜成批生产，其刚性好，易获得合理和复杂的外形，易于切削（特别是灰铸铁制造的箱体） ，但是较重，本设计箱体上盖、前盖和后盖采用单独铸造，然后用螺钉连接。412 铸造箱体的结构分析铸造箱体的结构分析箱体是支承和固定分配箱箱体零件及保证传动件啮合精度的重要机件，其重量约占整个分配箱总重量的 50%，它对分配箱的性能、尺寸、重量和成本均有很大的影响。箱体的具体结构与分配箱传动件、轴承和轴承部件以及润滑密封等密切相关，同时还应综合考虑使用要求、强度、刚度及铸造、机械加工和装拆工艺等多方面的因素。 箱体结构应尽可能地减少机械加工面，以提高劳动生产率和减少刀具的磨损。箱体上各轴承座的端面应位于同一平面内，且箱体两侧轴承座端面应与箱体中心的平面对称，以便加工和检验。表 4-1 砂型铸造的最小壁厚（mm）铸件尺寸铸钢灰铸铁球墨铸铁铝合金铜合金2002008663352002006861012468500500152015206盐城工学院机械工程系毕业设计说明书31413 箱体的结构尺寸箱体的结构尺寸由于箱体的结构和受力情况比较复杂，目前尚无对箱体进行强度和刚度计算的成熟的方法，箱体的结构尺寸通常根据其中的传动件、轴和轴系部件的结构按经验设计关系在分配箱草图的设计和绘制过程中确定。具体的选择和计算如下：箱体（体）壁厚 ：0.025a+8对于圆柱齿轮传动,a 为低速级齿轮副的中心距,本设计中 a=62.5mm =3mm 所以 0.025a+=62.50.025+3=4.65mm 取 =15mm箱盖壁厚 1=0.85=0.8515=12.758 取 1=12mm箱座凸缘厚度 b=1.5=1.515=22.5 取 b=25 mm地脚螺栓直径 df及数目 n当齿轮副中心距 a100mm 时,df =12mm,n=4箱盖、箱座联接螺栓直径 d2 =（0.6-0.6）df =0.5 120.612=67.2 取 d2=6mm螺栓的间距:150200mm d2、df至箱体外壁的距离：C1min=18mm 取 C1=20mm d2、 df 至凸缘边缘的距离：C2min=6mm 取 C2=20mm42 分配箱附件的选择及结构分配箱附件的选择及结构421 油标油标油标用来指示箱内油面高度，种类很多，本设计采用直接观察式游标（GB/T1160） ，具体尺寸可以按国标查表。422 排油孔螺塞排油孔螺塞为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱体底座油池最低处设有排油孔，平时排油孔用螺塞及封油垫封住，排油孔螺塞材料一般采用 Q235，封油垫材料一般可用防油橡胶，工业用革或石棉橡胶纸，其结构尺寸见下图：台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计3225.4)28M20 1.542X0.519 图 4-1排油孔螺塞的直径可以按照箱座壁厚的 2 倍选取，排油孔应设在便于排油的一盐城工学院机械工程系毕业设计说明书33侧，必要时可以在不同的位置设置两个排油孔以适应总体布局之需。423 起吊装置起吊装置起吊装置装在箱盖上，用以拆卸和吊运箱盖，也可以用来吊运轻型的分配箱。424 定位销定位销 为确定箱盖与箱座的相对位置，保证轴承座孔的镗孔精度和装配精度，应在箱体的联接凸缘上距离尽量远处安置两个定位销，并尽量设置在不对称位置。常用定位销为圆锥销，其公称直径（小端直径）可以取 d=（0.7-0.8）d2,d2 为箱座凸缘联接螺栓的直径;其长度应该稍大于箱体联接凸缘的厚度,以利装拆,圆锥销为标准件,本设计选用 GB/T117,具体尺寸按国标查表.台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计345 5分配箱的润滑和密封分配箱的润滑和密封51 分配箱的润滑分配箱的润滑分配箱中的齿轮等传动件以及轴承在工作时都需要良好的润滑。下面一一阐述。511 齿轮的润滑齿轮的润滑除少数低速（V2.5m/s 或循环润滑可以选用中极压齿轮油 N220。512 轴承的润滑轴承的润滑分配箱中的轴承常用分配箱内用于润滑齿轮的油来润滑，分配箱中只要有一个浸油齿轮的圆周速度1.52m/s,就可以采用飞溅润滑.此时,飞溅的油可以形成油雾并能直接进入轴承室。有时由于圆周速度尚不够大或油的粘度较大，盐城工学院机械工程系毕业设计说明书35不容易形成油雾，此时为使润滑可靠，常常在箱座的结合面上制造出输油沟，让溅到箱盖内壁上的油汇集在油沟内，而后流入轴承室进行润滑。对于本设计，油的粘度完全可以满足飞溅润滑，而且不需要开出输油槽。52 分配箱的密封分配箱的密封分配箱需要润滑的部位一般有轴伸出处、轴承室的内侧、箱体接合面和轴承盖，检查孔和排油孔处。对于轴伸出处的密封采用毡圈式密封。即利用矩形截面 毛毡圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作用，获得防止润滑油漏出和外界杂质、灰尘等侵入轴承室的密封效果。毛毡圈选用毡圈 45 JB/ZQ4606-86和毡圈 50 JB/ZQ4606-86，毛毡圈和槽的尺寸由表 8-158 查出。毡圈式密封简单，价廉，但对轴颈接触面的摩擦较严重，主要用于脂润滑以及密封处轴颈圆周速度较低的润滑。对于其他处的密封有排油螺塞与箱体的接合面之间、箱盖与箱体接合面间都需要纸封油垫或皮封油圈。台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计366.6.结论结论本次课题涉及台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计,通过阅读设计任务书,我明确了设计的要求和工作条件;通过阅读有关资料和图纸,我拟定了设计计划,比较和选择了传动装置的方案,根据所要加工零件的图纸要求及切削用量手册,确定了各传动齿轮的齿数,并计算出各主轴转速;设计计算了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） ，并对此进行了结构设计和强度计算。经过反复的修改和验算，最终达到了设计要求。但是在设计的过程中，由于知识层次和知识面的限制，对于一些先进的设计方法未能有机的融合于自己的设计之中，例如直齿圆柱齿轮传动是机械设备中最常用的一种机械传动方式，目前我们学生，即使是一些工厂的设计人员在进行齿轮设计是常常会忽略两个重要的因素：随机参数的随机性和设计边界的模糊性，因而很难设计出符合客观实际的最优方案，对于这两个问题，我通过参观工厂、请教工厂里的技术人员，综合考虑了多方面的因素，虽然还是采用传统的设计方案，但是在工厂调查的基础上进行了修整，经过计算发现，该设计能够达到“经济、合理、实用”的要求，但是与客观实际比较仍有一定的差距，如果能够掌握直齿圆柱齿轮传动的模糊可靠性优化设计方法，就能很好地解决这个问题。近年来，世界各国发展了许多新型的设计理论和方法，进入了以试验研究及理论计算为基础的较高级阶段，并且逐步形成了设计科学和设计方法学这样一门新兴的学科，是研究设计程序、规律及设计中思维和工作方法的，它不仅寻求产品本身的最优化，还要实现从产品设计到制造、试验、检验的全过程以至整个系统的最优化。例如计算机辅助设计（CAD） ，就是由计算机对机床产品的有关资料进行检索；对有关的数据和公式进行高速计算，进行最佳设计判断，实现综合设计；通过图象显示，设计人员可用鼠标或直接输入命令语言对图形进行修改，这种方法可做到按既定要求的优化设计，而且可