半精镗及精镗气缸盖导管孔组合机床设计(镗削头设计)

1、盐城工学院毕业设计说明书20061前 言在机械制造中，对单件或小批量生产的工件，许多工厂采用通用机床加工。由于通用机床要适应被加工零件形状和尺寸的要求，故机床结构一般比较复杂。不仅如此，在实际加工中，由于只能单人单机操作，一道一道工序地完成，所以工人的劳动强度大、生产率低，工件的加工质量也不稳定。针对以上的问题，组合机床便出现并逐步发展起来。组合机床是根据加工需要，以大量通用部件为基础，配以少量专用部件组成一种高效组合机床。组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工的方法，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。组合机床一般用于加工箱体类或特殊形式的零件。加工时，工件一般不旋转，有刀具

2、的旋转运动和刀具与工件的相对进给运动来实现各种加工。组合机床的设计，目前基本上有两种方式：第一，是根据具体加工对象的特征进行专门设计，这是当前最普遍也是最实用的做法。第二，随着组合机床在我国机械行业的广泛使用，广大工人和技术人员总结出生产和使用组合机床的经验，发现组合机床不仅在其组成部件方面有共性，可设计成通用部件，而且一些行业在完成一定工艺范围内的组合机床是极其相似的，有可能设计成通用部件，这种机床称为“专用组合机床”。这种组合机床不需要每次按具体对象进行专门设计和生产，而是设计成通用品种，组织成批量生产，然后按被加工零件的具体需要，配以简单的夹具和刀具，即可组成加工一定对象的高效率设备。为

3、了使组合机床能在中小批量生产中得到应用，往往需要应用成组技术，把结构和工艺相似的零件集中在一台组合机床上加工，以提高机床的利用率。该课题是数控气缸盖导管孔组合机床的主轴箱设计。该课题来源于高精公司。这次设计任务是组合机床主轴箱部分的设计。主轴箱设计是该次设计中一个重要的传动部分的设计。首先，在同组同学完成对组合机床的总体设计并绘制出“三图一卡”的基础上，绘制主轴箱设计的原始依据图；接着确定主轴结构；然后根据被加工孔的位置，拟定传动系统。这里应注意轴与轴的最小间距应符合规定要求，避免产生干涉，这一步是主轴箱设计的核心部分；第四步，计算并校核主轴是否符强度要求，其中包括对主轴配套轴承的校核；第五步

4、，设计计算同步带传动装置；最后，绘制出相应的主轴箱图和同步带图以及它们的一些零件图。整个毕业设计，需要查阅大量的资料作为参考，在设计过程中必须考虑各个方面的问题，要从机床的合理性、经济性、工艺性、实用性以及被加工零件的具体要求出发，确立合理的设计方案。要不断地检查目标的完成情况，这样才能发现自己存在的不足，遇到的问题也要及时请教指导老师，研究坚决的方法，得到进步。最终在老师的耐心和认真负责的指导下，顺利完成了这个毕业设计。2组合机床总体设计2.1工艺方案的拟订工艺方案制定的正确与否是在很大程度上决定了组合机床的结构配置和使用性能。因此，应根据工件的形状和加工要求的特点，按一定的原则，结合组合机

5、床常用的工艺方法，充分考虑到各种因素，并经技术经济分析后拟订出先进，合理、经济、可靠的工艺方案。选择工艺基面和定位方式是制定工艺方案的关键所在。 确定组合机床工艺方案的基本原则：a.粗精加工分开原则：粗加工时的切削负荷较大，切削产生的热变形、较大佳压力引起的工件变形以及切削振动等，对精加工十分不利，影响加工尺寸精度和表面粗糙度。因此，在拟订工件一个连续的多工艺过程时，应选择粗精加工分开的原则。b.工序集中原则：适当考虑相同类型工序的集中，在条件允许时，把相同的工序集中在仪态机床或同一工位上进行加工能简化循环和结构；有相对位置要求的工序集中，加工对于相互间有严格的位置精度的孔的精加工应集中在一台

6、机床上一次安装下完成，并且孔的粗精加工最好集中在一台机床上完成，这样可以使精加工余量分布均匀，更利于保证加工精度。2.2切削用量的确定进给量按复合刀具中最小直径的单个刀具选择。在选择进给量时， 除了考虑被加工工件要求的表面粗糙度外， 还应考虑直径最小或切削深度最大的那把单个刀具的强度。切削速度按复合刀具中最大直径的单个刀具选择。可按刀具预定的耐用度选取或计算。切削用量的选择要保证最高精度孔或外圆的精度以及表面粗糙度的要求，并考虑各单个刀具的特点。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，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

7、地进行生产。查文献资料6得：表2-1孔加工常用工序间余量加工工序加工孔径直径上工序间余量铰孔10-200.10-0.20半精镗10-200.07-0.12精镗30-1300.25-0.40半精加工：阀座孔，导管孔；精加工：阀座孔，导管孔；查文献资料6得：表2-2镗孔切削用量工序刀具材料铸铁半精镗硬质合金50-700.15-0.45精镗硬质合金70-900.12-0.15为了便于数据的统一，半精加工和精加工中均取。切削速度的计算：粗加工：A.半精加工(排气)a.枪铰导管孔根据以上的查表，选择，。由 （2-1）切削速度，单位为。=3.1414.81500/1000=69.7b.镗阀座孔根据以上的查

8、表，选择，由切削速度，单位为m/min。=3.1447.8466/1000=70B.半精加工(进气)a.枪铰导管孔 根据以上的查表，选择，由 切削速度，单位为。=3.1414.81500/1000=69.7b.镗阀座孔根据以上的查表，选择，由 切削速度，单位为。计算切削力、切削扭矩及切削功率：根据选定的切削用量（主要指切削速度及进给量），确定进给力，作为选择动力滑台及设计夹具的依据；确定切削转矩，用以确定主轴及其传动部件的尺寸；确定切削功率，用作选择主传动电机（一般指动力箱电机）功率。根据6表6-20组合机床切削用量计算图中推荐的切削力、转矩及功率公式查出采用硬质合金刀具镗孔的切削力、切削转矩

9、和功率（缸体材料为灰铸铁）的计算公式如下：切削力 （2-2） （2-3）转矩 （2-4）功率 （2-5）公式中：切削速度（）；进给量（）； 切削深度（）； 加工直径（）；圆周力（N）；轴向切削力（N）；布氏硬度：； （2-6）在本设计中，代入公式（2-6）得。半精加工：（排气）枪铰导管孔： ； ；镗阀座孔： ； ；半精加工：（进气） 枪铰导管孔： ； ；镗阀座孔： ； ；精加工：（排气） 枪铰导管孔： ； ； 镗阀座孔： ； ；精加工：（进气） 枪铰导管孔: ； ；镗阀座孔： ； ；动力部件工作循环及行程的确定：a.工作进给长度的确定工作进给长度应等于加工部位长度（多轴加工时应按最长孔计算）与

10、刀具切入长度和切出长度之和。即，切入长度一般为，根据工件端面的误差情况确定。镗孔的切入长度为；镗孔的切入长度为。排气孔的工进长度的确定：本设计中枪铰导管孔切入长度取，切出长度为，所以；镗阀座孔切入长度取5，切出长度为0，所以。进气孔的工进长度的确定：本设计中枪铰导管孔切入长度取，切出长度为，所以；镗阀座孔切入长度取，切出长度为0，所以。半精加工中和精加工中的进、排气孔的工进长度相同。b.快速引进长度的确定快速引进是指动力部件把刀具送到工作进给位置，其长度按具体情况确定。本设计快速引进长度为。c.快速退回长度的确定快速退回的长度等于快速引进和工作进给长度之和。由已确定的快速引进和工作进给长度可知

11、，快速退回长度分别为。d.动力部件总行程的确定。本设计中采用两数控机械滑台的前备量取，后备量取；总行程为。图2-1 动力部件行程图2.3组合机床总体设计“三图一卡”绘制组合机床“三图一卡”，就是针对具体零件，在选定的工艺和结构方案的基础上，进行组合机床总体方案图样文件设计。其内容包括：绘制被加工零件工序图、加工示意图、机床联系尺寸总图和编制生产率计算卡。2.3.1被加工零件工序图被加工零件工序图是根据制定的工艺方案，表示所设计的组合机床(或自动线)上完成的工艺内容,加工部位的尺寸精度，表面粗糙度及技术要求，加工用的定位基准,夹压部件以及被加工零件的材料，硬度和本机床的前加工余量,毛坯或半成品情

12、况的图样。除了设计研制合同外，它是组合机床设计的具体依据，也是制造、使用,调整和检验机床精度的重要文件，是在被加工零件图基础上，突出本机床的加工内容，并作必要的说明而绘制的。A.被加工零件工序图主要内容包括：a.被加工零件的形状和主要轮廓尺寸以及与本工序机床设计有关部位结构形状和尺寸。表2-4精加工机床生产率计算卡3 组合机床主轴箱设计3.1概述主轴箱是组合机床的重要部件之一，它关系到整台组合机床质量的好坏。主轴箱是根据加工示意图所确定的工件加工孔的数量和位置、切削用量和主轴类型设计的传递各主轴运动的动力部件。其动力来自通用的动力箱，与动力箱一起安装在进给滑台，可完成钻、铰、扩、镗等加工工序。

13、组合机床的设计，目前最普遍采用的方式是根据具体加工对象的特征进行专门设计，这是当前最实用的做法。3.2 主轴箱的设计步骤与内容本人的设计任务是气缸盖专用镗孔组合机床主轴箱部分的设计。设计的依据是“三图一卡”。主轴箱箱体材料：HT200铸件须经过人工时效，铸件不得砂眼、气孔、裂纹、缩松等情况。人工时效要在粗加工后进行。3.2.1绘置主轴箱原始依据图主轴箱设计原始依据图就是根据“三图一卡”整编绘出主轴箱设计的原始要求和已知条件。在设计此图时，从“三图一卡”中已知：a.两孔的位置关系尺寸。b.工件放置在主轴箱对面气缸盖被加工孔1中心线与主轴箱中心线重合。c.主轴孔高度为100毫米。d.箱体轮廓尺寸：

14、宽高为300250毫米。根据这些数据，可编制出主轴箱设计原始依据图如图3-1和附表3-1所示。 1） 2） 图3-1原始依据图 1、2主轴孔 3、4主轴孔 图中双点划线为被加工零件轮廓。表3-1主轴外伸尺寸及切削用轴号工序内容加工孔直径主轴直径 主轴外伸尺寸 镗杆直径1半精镗60-803069.7150080半精镗60-803070466802半精镗60-803069.7150080半精镗60-803065.6466803精镗60-803070.7150080精镗60-803070.2466804精镗60-803070.7150080精镗60-803070.2466803.2.2轴的结构工艺为

15、了主轴的结构便于加工、装配、拆卸、测量和维修等，使其生产率高、成本低，所以应尽量使主轴的结构简单，工艺性好，轴的直径变化应尽量少，应尽量限制轴的最大直径及各轴段间的直径差。这样既能简化轴的结构、节省材料，又可减少切削量。各轴段的轴端应制成45度的倒角；为便于拆卸轴承，其定位轴肩应低于轴承内圈高度。如果轴肩高度无法降低，则应在轴上开槽；需要切制螺纹的轴段应留有螺纹退刀槽，需要磨削加工的轴段应留有砂轮越程槽。3.2.3传动系统的设计与计算主轴箱的传动系统设计，就是通过一定的传动链把驱动轴传来的动力和转速要求分配到各主轴。传动设计的好坏，将直接影响到主轴箱的质量，通用化程度、设计和制造工作量的大小以

16、及成本的高低。因此，应十分重视这一设计环节，对各种传动方案要充分讨论，分析比较，从中选出最佳方案。此主轴箱传动系统的设计比较的复杂，在第4部分我作了详细的叙述，即镗削头的传动方式的设计计算。3.2.4主轴的确定及动力计算A.主轴材料的选择材料：合金钢 牌号：热处理：调质毛坯直径：小于抗拉强度极限：725屈服强度极限：540弯曲疲劳极限：355剪切疲劳强度：200许用弯曲应力：70适用场合：用于载荷较大且无很大冲击的重要轴。B.轴的设计计算轴的最小直径估算由材料力学可知，轴的扭转强度条件为： （3-1）公式中： 轴的扭转切应力（） T轴传递的转矩（） P轴传递的功率（） n轴的转速（） 轴的抗扭

17、截面系数（） 许用扭转切应力（）由此推得实心圆轴的最小直径 （）为： （3-2）公式中：C计算常数，取决于轴的材料和受载情况。 ， （3-3） 查参考资料5表11-3 取则 =所以轴的最小直径为：根据参考资料6 表5-19，主轴前轴承轴径（）取。C.轴的大致尺寸和形状的确定阶梯轴的设计应注意以下问题：a.配合性质不同的表面，直径应有所不同。 b.加工精度、粗糙度不同的表面，一般直径亦有所不同。 c.与轴承配合的轴颈，其直径必须符合滚动轴承内径的标准系列。d.各轴段的长度决定于轴上零件的宽度和零件固定的可靠性。轴颈的长度通常与轴承的宽度相同。根据参考资料6来设定主轴各轴段的长度尺寸：根据以上要求

18、得出轴的大致尺寸和形状为：图3-2主轴D.轴端连接方式主轴轴端与同步带轮的连接方式采用矩形花键连接（见图3-3所示）。然而，带轮与花键不采用直接的连接方式，而是在花键上配上一个特制的花键套（见图3-4所示），并将带轮安装在花键套上。图3-3矩形花键连接图3-4花键套矩形花键连接：图3-3所示为矩形花键连接。键齿的两侧面为平面，形状较为简单，加工方便。花键通常要进行热处理，表面硬度应高于40HRC。矩形花键连接的定心方式为小径定心，外花键和内花键的小径为配合面。由于制造时轴和毂上的接合面都要经过磨削，因此能消除热处理引起的变形，具有定心精度高、定心稳定性好、应力集中较小、承载能力较大的特点，故应

19、用广泛。花键连接的强度计算：花键连接的失效形式和强度计算的依据及方法，与平键连接基本相同。花键连接的受力如图3-5所示。假设载荷在键齿的工作面上均匀分布，每个键齿的工作表面上的压力的合力F作用在平均直径处，则花键传递的转矩。引入载荷不均匀系数K考虑实际载荷在各花键齿上分配不均的影响。由此可得花键连接的强度条件为：图3-5 花键连接受力图 （3-4）公式中：花键传递的转矩，单位为；花键的工作长度，单位为； 花键的齿数；载荷不均匀系数，取决于齿数，一般取，齿数多时取较小值； 花键齿侧面的工作高度，单位为，矩形花键； 花键的平均直径，单位为，矩形花键； 花键连接的许用挤压应力，单位为，（见表 3-2

20、）； 花键的许用压强，单位为，（见表3-2）；花键连接的零件多用强度极限不低于的钢制造，一般需要热处理，特别是在载荷作用下需要频繁移动的花键齿，应通过热处理获得足够的硬度以抵抗磨损。花键的许用挤压应力、许用压强见表表3-2花键连接的许用挤压应力和许用压强连接工作方式使用和制造情况齿面未经热处理齿面经过热处理动连接（载荷下移动）不良3-10中等5-10良好10-20注：（a）同一情况下，或的较小值用于工作时间长和较重要的场合。（b）使用和制造情况不良的情况是指受变载荷、有双向冲击、振动频率高和振幅大、润滑不良（对动连接）、材料硬度较低或精度不高等。3.2.5主轴密封装置的选用a.主轴前端密封装置

21、的选用主轴前端密封装置选用迷宫式密封装置（见表3-3所示）。迷宫式密封装置利用转动元件与固定元件间所构成的曲折而狭小的缝隙及缝隙内充填的油脂达到密封目的，与其他密封配合使用，则密封效果会更好。迷宫式密封对油润滑及脂润滑都适用，对防尘和防漏也有较好的效果。表3-3迷宫密封 （单位：mm）轴径10-5050-8080-110110-1800.20.30.40.511.522.5根据表3-3得：；b.主轴末端密封装置的选用主轴末端密封装置选用油沟式密封装置（见图3-6所示）。油沟式密封装置构造简单，在油沟只充满油脂，可以防止赃物和水分进入轴承，适用于脂润滑和油润滑且工作环境清洁的轴承。图3-6主轴末

22、端密封装置3.2.6主轴的强度校核计算按疲劳强度进行轴的校核计算根据变应力的强度理论和实验研究轴的疲劳强度安全系数S的校核。公式如下：延性金属材料（碳素钢和一般合金钢）制造的轴。 （3-5）公式中：只考虑正应力作用时的安全系数； 只考虑扭转剪应力作用时的安全系数。许用安全系数 ，其值根据实践经验确定。对于延性材料，当载荷确定精确，对材料性能有把握时，取；当载荷确定不够精确，材料性能不够均匀时，取；当载荷确定不够精确、材料性能均匀性差时，取。确定危险截面的确定：危险截面应为主轴前轴承支承部分。截面的强度校核：该主轴为空心轴，抗弯、抗扭截面系数计算公式见参考文献5表14-11 （3-6） （3-7

23、） （3-8）截面扭转剪应力、弯曲正应力的应力幅对于一般转轴，弯曲正应力按对称循环规律变化，故弯曲应力幅、平均应力分别为，。在多数情况下，对于经常正反转，且扭矩轴相等的轴，当作对称循环变化，即，。 （3-9） （3-10）平均应力 弯曲、扭转极限疲劳强度由轴的材料特性所定。 弯曲、扭转时的有效应力集中系数，参见5表14-5。 弯曲、扭转时将平均应力折算成应力幅的等效系数（其值与材料有关，可从表514-1中查出） 仅有弯曲正应力时的计算安全系数 （3-11）仅有扭转剪应力时的计算安全系数 （3-12）弯扭联合作用下的计算安全系数 （3-13）设计安全系数 疲劳强度安全系数校核 所以疲劳强度合格，

24、该主轴符合要求。3.2.7主轴支承轴承的选用a.主轴支承轴承选用主轴支承系统的刚度直接影响刚性主轴的工作。主轴本身引起的变形占2/3以上，而支承部分引起的变形也占到了将近1/3，因此对支承系统的刚度应引起重视。主轴的支承通常采用：滑动轴承和滚动轴承两种。鉴于有以上两种情况，我们对它们进行比较，选用有效、合理的支承方式。滑动轴承特点：抗振性好、工作平稳、径向尺寸小，装配、润滑、密封等技术要求严格。滚动轴承特点：轴承尺寸小、转速高、寿命长，装配密封和润滑比较简单，并可以直接选用。鉴于组合机床的大负荷、高转速和高精密的要求，普通的主轴双联轴承结构已满足不了要求，大多采用角接触轴承组合设计。因为角接触

25、轴承可以同时承受径向和一个方向的轴向载荷，允许的极限转速较高。轴承选用和配置形式对主轴刚度也有较大的影响。轴承本身的刚度除取决于轴承内部结构、滚动体的数量与尺寸外，还取决于轴承的安装精度以及轴承的轴向间隙与径向间隙的调整。本主轴支承轴承选用角接触轴承的成对使用。成对轴承的配置安装形式及代号：角接触轴承的装置的方式不同，其支承刚性也不同。(a) (b) ( c)图3-7成对轴承的配置安装轴承外圈窄边相对，其接触压力线沿轴方向收敛，因而支承刚性减弱。如图3-7a。轴承外圈宽边相对，其接触压力线沿轴方向扩散，因而支承刚性增强。如图3-7b。轴承的宽边和轴承的窄边靠着，即“平行”安装，轴承接触压力线的

26、方向一致，这种成对安装结构可承受单方向的轴向力。如图3-7c所示。700C系列角接触球轴承的性能、特点和适用场合：表3-4角接触球轴承的性能负荷方向：允许偏位角：极 限 转速 比：高性能特点：可同时承受径向负荷和轴向负荷，也承受纯轴向负荷。适用场合几举例：适用于刚性较大、跨距不大的轴；在工作中调整游隙时，常用于蜗杆减速器、离心机、电机、穿孔机等。所以在此镗削头主轴支承轴承的安装方式为：主轴前端轴承：两角接触轴承的“平行”安装。主轴后端轴承：两角接触轴承的成对使用，轴承外圈窄边相对。采用两个角接触球轴承背靠背组配，使支承点向外的扩展，缩短了主轴头部的悬伸，大大地减少了主轴端部的挠曲变形，提高了主

27、轴刚度。 主轴轴承的预紧：锁紧螺母作主轴轴承轴向限位（如图3-6所示），来保证螺母端面与轴心线有较高的垂直度。b.主轴轴承的强度设定一般机械中运转的滚动轴承的主要失效形式是滚动体和座圈滚道表面产生疲劳点蚀或疲劳剥落。所以，大多数滚动轴承的尺寸选择应以保证滚动轴承在规定的使用期限内不发生疲劳点蚀或疲劳剥落为计算依据。按照接触疲劳强度计算亦即根据动态承载能力来选择轴承的尺寸（型号）。滚动轴承的动态承载能力计算就是保证运转轴承在规定的使用寿命期限内不发生超过规定概率的疲劳失效的前提下，通过计算，选择出尺寸、型号合适的轴承；或在已知轴承尺寸、型号时，计算出不在发生超过允许疲劳失效概率的前提下轴承所具有

28、的寿命（称预测寿命）。因此，滚动轴承的动态承载能力计算是与轴承的寿命直接联系的。在机械设计时，滚动轴承的预期寿命可以根据机械的类型、工作条件等确定。一般要求轴承的使用寿命等于机械的使用寿命，这样一来可以节省维修费用；但有时会使轴承尺寸过大，导致结构不合理。为了解决这一矛盾，常把滚动轴承的预期寿命定为机械的大修或中修的间隔期限，在预期的使用寿命到达时，利用大修或中修的机会来更换轴承。但规定过短的使用寿命也是不合理的，这将使机械经常更换轴承，影响机械的正常工作，并增加维修费用。在设计时，也可参考5表16-5所推荐的数值来确定轴承的预期使用寿命。3.2.8主轴箱润滑系统的设计主轴箱润滑系统的设计主要

29、是针对主轴支承的润滑。主轴轴承的密封和润滑：由于高速机床主轴转速较高，在目前的设计中多数采用集中定量定时油雾或滴油润滑方式。由于该主轴较长，所以采用两个主支承加一个辅助支承的结构。前、中支承采用两组背靠背组配的高速精密角接触球轴承，以提高承载能力，轴承的预紧力在轴承厂已成对配磨好，属通用组配型。后支承采用两个轻系列深沟球轴承，轴承外圈浮动，保留游隙，防止轴向干涉。由于三个轴承孔的同轴度很难保证，所以后轴承与箱体孔的配合较松，前、中轴承用长效润滑脂润滑。4组合机床传动设计4.1传动方案拟订镗削头的传动方式通常有两种：带传动和齿轮传动。A.带传动的主要优点： a.缓冲和吸振，传动平稳，噪声小。b.

30、传动靠摩擦力传动，过载时与轮接触发生打滑，可防止损坏其他零件。c.适用于两轴中心距较大的场合。d.结构简单，制造、安装和维护等均较为方便，成本低廉。B.带传动的主要缺点：a.不能保证准确的传动比。b.需要较大的张紧力，增大了轴和轴承的受力。c.整个传动装置的外部尺寸较大，不够紧凑。d.带的寿命较短，传动效率低。C.带传动适用的场合：a.速度较高的场合，多用于原动机输出的第一级传动。带的工作速度一般为5-30m/s，高速带可达60m/s。b.中、小功率传动，通常不超过50Kwc.传动比不超过7，最大到10。d.传动比不要十分准确。D.齿轮传动的一些特点：a.制造和安装精度较高，需专门设备制造，成

31、本较高，不宜用于较远距离两轴之间的传动。b.瞬时传动比不变，冲击、振动和噪声小，能保证较好的传动平稳性和较高的运动精度。c.在尺寸小、质量轻的前提下，齿轮的强度高，耐磨性好，承载能力大，能达到预期的工作寿命。鉴于以上情况，在设计中选用带传动的方式。并且镗削头的传动属于原动机的第一级传动，而且带传动可防止过载时零件的损坏。齿轮传动的要求相对比较的高，综合比较采用带传动装置。4.2同步带类型的确定同步齿型带是近年来发展较快的一种传动技术。带的工作表面制成齿形与有齿的带轮作啮合传动。所以它兼有带、链和齿轮传动三者的优点,应用范围也比较广泛。同步齿型带按带体材料可分为氯丁橡胶带和聚氨酯橡胶带两种。前者

32、强度高，抗疲劳性好，适用范围广；后者用于轻载传动，与三角带类似，所以我们在这里选用同步齿型带的材料为氯丁橡胶。同步齿型带的齿型通常可分为梯形和圆弧齿两种，后者的齿形曲线较为合理，能传递更大的功率，所以我们在这里选用同步齿型带的齿型为圆弧齿。带轮上轮齿的加工应采用专门的滚刀进行滚切加工，材料常用合金铝、钢、铸铁和工程塑料等。同步齿型带由于采用啮合传动，所以承载能力大、传动效率高、不打滑、传动比准确，适用的载荷及速度范围比普通带传动广、结构紧凑；其缺点是对制造和安装的要求高，中心距要求也比较严格。4.2.1同步带主要参数设定圆弧齿同步带主要参数，根据参考资料1表12-1-50设定。表4-1同步带主

33、要参数齿型型号节距/mm基准带宽所传递功率范围 /Kw基准带宽/mm说明圆弧齿3M30.001-0.965M50.004-2.698M80.02-14.82014M140.18-424020M202-2671154.2.2同步带、带轮的设计A.同步带的设计a.圆弧齿同步带图，参照1 同步带部分。 图4-1圆弧齿同步带b.圆弧齿带的齿型与齿宽 ，参考1表12-1-51。表4-1圆弧齿带的齿型与齿宽圆弧齿型号节距齿形角齿根厚齿高齿根圆角半径齿顶圆角半径带高带宽149.466.021.20-1.354.501.0085c.圆弧齿带的节线长度 长度代号 1196节线长 齿数 B.带轮的设计a.圆弧齿的

34、齿行尺寸及偏差 ，参考1表12-1-59。表4-2齿行尺寸及偏差圆弧齿槽型节距齿槽深齿槽圆弧半径齿顶圆角半径 齿槽宽 两倍节顶距 齿形角 14146.20 4.651.36-1.509.802.794b.圆弧齿带轮直径，参考1表12-1-61。表4-3带轮直径类型齿数节径 外径 小带轮28124.78126.57大带轮56249.55246.76c.圆弧齿带轮宽度，参考1表12-1-62。表4-4带轮宽度齿型槽型轮宽代号圆弧齿 100104112C.带轮挡圈设计a.带轮挡圈尺寸，参考1表12-1-63。表4-5挡圈参数槽型挡圈最小高度7.0-7.52.5挡圈厚度t2.5-3.0挡圈弯曲处直径挡

35、圈外径b.挡圈的设置一般推荐小带轮两侧均设挡圈，大带轮两侧不设，如图4-2a所示。也可在大、小带轮的不同侧各装单侧挡圈，如图4-2b 所示。当时，大、小带轮两侧均设挡圈，如图4-2c所示。a b c图4-2挡圈的设置在这里我们选用第三种情况，在大、小带轮两侧均设挡圈。D.带轮图本设计采用圆弧齿带轮，电机端与带轮b连接，主轴端与带轮a连接。 a b图4-3带轮图4.2.3同步带设计计算已知条件：（1）传动功率；（2）小带轮、大带轮转速；（3）传动用途、载荷性质、原动机种类以及工作制度。设计功率 （4-1）公式中：工况系数，见参考资料1表12-1-67 =0.1传动功率 带型： 节距或模数由1图1

36、2-1-9选取，为使传动平稳，提高带的柔性以及增加啮合齿数，节距应尽可能选取较小值。 带型 小带轮齿数 见1表12-1-68 。带速V和安装尺寸允许时，尽可能选用较大，。小带轮节圆直径d1，见1表12-1-60。 见1表12-1-61带速，若过大，则应减少或选用较小的。 （4-2） 传动比 = （4-3） 小带轮转速 大带轮转速 大带轮齿数 （4-4）大带轮节圆直径，见1表12-1-61 （4-5） 初定中心距，可根据结构要求定。 （4-6） 选取 初定带的节线长度，按1表12-1-57选取接近的值极其齿数。 （4-7） 节线长度 齿数 实际中心距中心距可调整 （4-8） 小带轮啮合齿数一般情

37、况下 ，若时，可增大或不变时，采用较小的（或）。基准额定功率，见1表12-1-74。 带宽 （4-9） 见参考资料1表12-1-77得： 一般情况下 按1表12-1-51选定 作用在轴上的力 （4-10） 矢量相加修正系数，见1图12-1-12 此力对轴的影响很小。 5设计小结本机床运行平稳，工作可靠，结构简单，设计合理，能够满足加工要求，且大部分采用通用件和标准件，制造成本低，设备维修方便。本设计的主要任务是对该组合机床主轴箱部分的设计。主轴箱是本机床设计中的一个重要的传动部分。在本设计过程为 ：首先，在完成组合机床的总体设计并绘制出“三图一卡”的基础上，绘制出主轴箱设计的原始依据图，再以通用主轴箱的联系尺寸作为参考，绘制出主轴箱的初始图样；其次，参照一定的标准并结合本设计中的具体情况来确定主轴的结构；然后根据被加工孔的位置，拟定本组合机床主轴箱的传动系统。传动设计的好坏，将直接影响到主轴箱的质量，因此，应十分重视这一设计环节；接着，计算并校核主轴的强度，其中包括对主轴配套轴承的校核，并设计计算同步带传动装置；最后，绘制出合