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生產(chǎn)率計算卡 圖號 CA6140 毛坯種類 鑄件 名稱 后托架 毛坯重量 被 加工 零件 材料 HT150 硬度 190 240HBS 工序名稱 鏜孔 工序號 工時 min 序 號 工步 名稱 被加 工零 件數(shù) 量 加工 直徑 mm 加工 長度 mm 工作 行程 mm 切削 速度 m min 每分 鐘轉(zhuǎn) 速 r min 進給 量 mm r 進給 速度 mm min 機加 工 時間 輔助 時間 共計 1 裝卸工件 1 0 5 0 5 2 滑臺快進 8000 0 0 3 多軸箱工進 鉆孔 80 80 120 120 25 100 0 4 40 3 3 4 多軸箱工進 鉆孔 60 60 120 120 25 132 0 4 52 8 2 27 2 27 5 多軸箱工進 鉆孔 51 51 90 90 25 156 0 4 62 4 1 44 1 44 6 滑臺快退 1 8000 0 0 總計 4 427min 單件工時 4 427min 機床生產(chǎn)率 13 5 件 h 備 注 裝卸工件時間取決于操作者熟練程度 本機床計算時取 0 9min 機床負荷率 90 6 I 摘 要 組合機床是根據(jù)工件加工需要 以通用部件為基礎(chǔ) 配以少量專用部件組 成的一種高效率專用機床 本文根據(jù) CA6140 后托架的結(jié)構(gòu)特點 設計加工 CA6140 后托架的三個孔的 組合鏜床及主軸箱 首先分析 CA6140 后托架的零件結(jié)構(gòu)特點 并繪制出三維圖 形 擬定加工工藝方案 采用 一面兩銷 的定位方案 然后繪出工件的工序 圖及工件加工示意圖 為實現(xiàn)無級調(diào)速 安全可靠 選擇液壓滑臺 根據(jù)零件 的大小及被加工孔的位置確定主軸箱的輪廓尺寸 由加工工藝選擇滾珠軸承主 軸 通過計算扭矩確定主軸和傳動軸的直徑 繪出機床尺寸聯(lián)系圖 接著 設 計多軸箱 多軸箱的齒輪的模數(shù)是通過計算齒面接觸強度和齒根彎曲強度確定 的 軸上的鍵等零件選取相應的標準件 并對軸進行校核計算 本課題所設計的 CA6140 后托架三孔加工組合機床 提高了加工精度和生 產(chǎn)效率 減少了工人的勞動強度 增加了經(jīng)濟效益 關(guān)鍵詞 組合機床 CA6140 后托架 一面兩銷 多軸箱 II Abstract Combination machine tools is based on the workpiece processing needs based on the general parts a high efficient special machine match with a few special parts In this paper based on a combination of boring machine spindle box and three pore structure characteristics the design process of CA6140 bracket bracket after CA6140 first analysis of structural characteristics of parts carrier CA6140 and draw out the three dimensional graphics drafting process scheme using the positioning square two sells at the same face case then process diagram and schematic diagram of workpiece processing paint work in order to realize the stepless speed regulation safe and reliable the choice of hydraulic slipway according to the size of parts and the hole position to determine the overall size of the headstock choicing ball bearing spindle by processing craft by calculating the torque of the spindle and shaft diameter is decided draw machine size contact map then the design of multi axle box multi spindle box gear modulus is determined by contact strength of tooth surface and tooth root bending strength calculation the key parts such as selection of the standard parts and the shaft was checked The design of the CA6140 carrier three hole processing combined machine tools improve the machining accuracy and production efficiency reduce the labor intensity of workers increasing economic benefit Keywords combination machine tool CA6140 bracket a two pin multi axle box III 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 III 1 前 言 1 1 1 組合機床的特點 1 1 2 組合機床的分類和組成 1 1 3 組合機床國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 2 2 組合機床總體設計 5 2 1 組合機床工藝方案的制定 5 2 2 組合機床配置型式及結(jié)構(gòu)方案的確定 7 2 3 1 刀具的選擇 8 2 3 2 鏜 0 258 孔 8 2 3 2 鏜 06孔 10 2 3 2 鏜 351 孔 12 2 4 機床生產(chǎn)率計算卡 14 3 組合機床主軸箱設計 16 3 1 繪制右主軸箱設計原始依據(jù)圖 16 3 2 主軸 齒輪的確定及動力計算 18 3 2 1 主軸型式和直徑 齒輪模數(shù)的確定 18 3 2 2 主軸箱的動力計算 18 3 3 主軸箱傳動系統(tǒng)的設計與計算 18 3 3 1 驅(qū)動軸 主軸的坐標計算 18 3 3 2 擬訂主軸箱傳動路線 18 3 3 3 確定傳動軸位置和齒輪齒數(shù) 19 3 4 多軸箱坐標計算 繪制坐標檢查圖 22 3 4 1 選擇加工基準坐標系 XOY 計算主軸 驅(qū)動軸坐標 22 3 4 2 傳動軸的坐標 22 3 4 3 驗算中心距誤差 23 3 4 4 繪制坐標檢查圖 23 3 5 齒輪強度校核 23 3 5 1 校核齒根彎曲疲勞強度 24 3 5 2 校核接觸疲勞強度 25 3 6 傳動軸直徑的確定和軸的強度校核 26 3 6 1 軸的直徑的確定 26 3 6 2 軸的強度校核 26 3 7 主軸箱體及其附件的選擇設計 30 3 7 1 主軸箱的選擇設計 30 3 7 2 主軸箱上的附件材料的設計 30 4 總 結(jié) 31 IV 致 謝 32 參 考 文 獻 33 1 1 前 言 1 1 組合機床的特點 組合機床是由大量的通用部件和少量專用部件組成的工序集中的高效率專 用機床 它能夠?qū)σ环N 或幾種 零件進行多刀 多軸 多面 多工位加工 在組合機床上可以完成鉆孔 擴孔 銑削磨削等工序 生產(chǎn)效率高 加工精度 穩(wěn)定 組合機床與通用機床 其他專用機床比較 具有以下特點 1 組合機床上的通用部件和標準零件約占全部機床零 部件總量的 70 80 因此設計和制造的周期短 投資少 經(jīng)濟效果好 2 由于組合機床采用多刀加工 并且自動化程度高 因此比通用機床生產(chǎn) 效率高 產(chǎn)品質(zhì)量穩(wěn)定 勞動強度低 3 組合機床的通用部件是經(jīng)過周密設計和長期生產(chǎn)實踐考驗的 又有廠成 批制造 因此結(jié)構(gòu)穩(wěn)定 工作可靠 使用和維修方便 4 在組合機床上加工零件時 由于采用專用夾具 刀具和導向裝置等 加 工質(zhì)量靠工藝裝備保證 對操作工人水平要求不高 5 當被加工產(chǎn)品更新時 采用其他類型的專用機床時 其大部分件要報廢 用組合機床時 其通用部件和標準零件可以重復利用 不必另行設計和制造 6 組合機床易于聯(lián)成組合機床自動線 以適應大規(guī)模的生產(chǎn)需要 組合機床常用的通用部件有 機身 底座 立柱 動力箱 動力滑臺 各 種工藝切削頭等 對于一些按循序加工的多工位組合機床 還具有移動工作臺 或回轉(zhuǎn)工作臺 動力箱 各種工藝切削頭和動力滑臺是組合機床完成切削主運動或進給運 動的動力部件 其中還有能同時完成切削主運動和進給運動的動力頭 機身 立柱 中間底座等是組合機床的支承部件 起著機床的基礎(chǔ)骨架作 用 組合機床的剛度和部件之間的精度保持性 主要是由這些部件保證 2 1 2 組合機床的分類和組成 組合機床的通用部件分大型和小型兩大類 大型通用部件是指電機功率為 1 5 30 千瓦的動力部件及其配套部件 這類動力部件多為箱體移動的結(jié)構(gòu)形式 小型通用部件是指電機功率甾 1 2 2 千瓦的動力部件及其配套不見 這類動力 部件多為套筒移動的結(jié)構(gòu)形式 用大型通用部件組成的機床稱為大型組合機床 用小型通用部件真誠的機床稱為小型組合機床 按設計的要求本次設計的機床 為大型通用機床 組合機床除分為大型和小型外 按配置形式又分為單工為和多工位機床兩 大類 單工位機床又有單面 雙面 三面和四面幾種 多工位機床則有移動工 作臺式 回轉(zhuǎn)工作臺式 中央立柱式和回轉(zhuǎn)鼓輪式等配置型式 本次設計的機 床為單工位雙面銑床 1 3 組合機床國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1 國外研究現(xiàn)狀 世界上第一臺組合機床于 1908 年在美國問世 30 年代后組合機床在世界各國 得到迅速發(fā)展 至今 它已成為現(xiàn)代制造工程的關(guān)鍵設備之一 從 2002 年年底 第 21 屆日本國際機床博覽會上獲悉 在來自世界 10 多個國家和地區(qū)的 500 多 家機床制造商和團體展示的最先進機床設備中 超高速和超高精度加工技術(shù)裝 備與復合 多功能 多軸化控制設備等深受歡迎 據(jù)專家分析 機床裝備的高 速和超高速加工技術(shù)的關(guān)鍵是提高機床的主軸轉(zhuǎn)速和進給速度 該屆博覽會上 展出的加工中心 主軸轉(zhuǎn)速 10000 20000r min 最高進給速度可達 20 60m min 復合 多功能 多軸化控制裝備的前景亦被看好 在零部件一體 化程度不斷提高 數(shù)量減少的同時 加工的形狀卻日益復雜 多軸化控制的機 床裝備適合加工形狀復雜的工件 另外 產(chǎn)品周期的縮短也要求加工機床能夠 隨時調(diào)整和適應新的變化 滿足各種各樣產(chǎn)品的加工需求 然而更關(guān)鍵的是現(xiàn) 代通信技術(shù)在機床裝備中的應用 信息通信技術(shù)的引進使得現(xiàn)代機床的自動化 程度進一步提高 操作者可以通過網(wǎng)絡或手機對機床的程序進行遠程修改 對 運轉(zhuǎn)狀況進行監(jiān)控并積累有關(guān)數(shù)據(jù) 通過網(wǎng)絡對遠程的設備進行維修和檢查 3 提供售后服務等 2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 30 多年來 我國組合機床通用部件經(jīng)歷了一個從無到有 從點到面 從低到高 的逐步發(fā)展的歷史時期 進入 90 年代 組合機床行業(yè)加快發(fā)展 行業(yè)的整體實 力和新產(chǎn)品的質(zhì)量及水平有了顯著的提高 目前的現(xiàn)狀的是 a 組合機床制造技術(shù)由過去的以加工為主的單機及自動線向綜合成套方向轉(zhuǎn)化 b 組合機床的控制技術(shù)由傳統(tǒng)的程序控制技術(shù)向數(shù)控 計算機管理與監(jiān)控方向 發(fā)展 c 組合機床的開發(fā)設計手段由過去的人工設計 轉(zhuǎn)向計算機輔助設計 組合機床行業(yè)雖然取得了較大的進步與發(fā)展 但是 在制造技術(shù)高速發(fā)展的今 天 由于基礎(chǔ)薄弱 從整體上看 與國外先進水平 與國內(nèi)用戶的要求還存在 著一定的差距 主要表現(xiàn)在 產(chǎn)品可靠性較差 可調(diào)可變性差 缺少必要的適 應多品種加工的新品種 系列化 通用化 模塊化程度低 致使制造周期過長 滿足不了用戶要求 80 年代以來 國外組合機床技術(shù)在滿足精度和效率要求的 基礎(chǔ)上 正朝著綜合成套和具備柔性的方向發(fā)展 組合機床的加工精度 多品 種加工的柔性以及機床配置的靈活多樣方面均有新的突破性發(fā)展 實現(xiàn)了機床 工作程序軟件化 工序高度集中 高效短節(jié)拍和多種功能的自動監(jiān)控 1 4 Pro E 軟件簡介 Pro Engineer 操作軟件是美國參數(shù)技術(shù)公司 PTC 旗下的 CAD CAM CAE 一 體化的三維軟件 Pro Engineer 軟件以參數(shù)化著稱 是參數(shù)化技術(shù)的最早應用 者 在目前的三維造型軟件領(lǐng)域中占有著重要地位 Pro Engineer 作為當今世 界機械 CAD CAE CAM 領(lǐng)域的新標準而得到業(yè)界的認可和推廣 是現(xiàn)今主流的 CAD CAM CAE 軟件之一 特別是在國內(nèi)產(chǎn)品設計領(lǐng)域占據(jù)重要位置 Pro Engineer 操作軟件是美國參數(shù)技術(shù)公司 PTC 旗下的 CAD CAM CAE 一 體化的三維軟件 Pro Engineer 軟件以參數(shù)化著稱 是參數(shù)化技術(shù)的最早應用 者 在目前的三維造型軟件領(lǐng)域中占有著重要地位 Pro Engineer 作為當今世 界機械 CAD CAE CAM 領(lǐng)域的新標準而得到業(yè)界的認可和推廣 是現(xiàn)今主流的 CAD CAM CAE 軟件之一 特別是在國內(nèi)產(chǎn)品設計領(lǐng)域占據(jù)重要位置 一 Pro Engineer Pro Engineer 是軟件包 并非模塊 它是該系統(tǒng)的基本部分 其中功能包 4 括參數(shù)化功能定義 實體零件及組裝造型 三維上色 實體或線框造型 完整 工程圖的產(chǎn)生及不同視圖展示 三維造型還可移動 放大或縮小和旋轉(zhuǎn) Pro Engineer 是一個功能定義系統(tǒng) 即造型是通過各種不同的設計專用功能來 實現(xiàn) 其中包括 筋 Ribs 槽 Slots 倒角 Chamfers 和抽殼 Shells 等 采用這種手段來建立形體 對于工程師來說是更自然 更直觀 無需采用復雜的幾何設計方式 這系統(tǒng)的參數(shù)比功能是采用符號式的賦予形體 尺寸 不象其他系統(tǒng)是直接指定一些固定數(shù)值于形體 這樣工程師可任意建立 形體上的尺寸和功能之間的關(guān)系 任何一個參數(shù)改變 其也相關(guān)的特征也會自 動修正 這種功能使得修改更為方便和可令設計優(yōu)化更趨完美 造型不單可以 在屏幕上顯示 還可傳送到繪圖機上或一些支持 Postscript 格式的彩色打印機 Pro Engineer 還可輸出三維和二維圖形給予其他應用軟件 諸如有限元分析及 后置處理等 這都是通過標準數(shù)據(jù)交換格式來實現(xiàn) 用戶更可配上 Pro Engineer 軟件的其它模塊或自行利用 C 語言編程 以增強軟件的功能 它 在單用戶環(huán)境下 沒有任何附加模塊 具有大部分的設計能力 組裝能力 運 動分析 人機工程分析 和工程制圖能力 不包括 ANSI ISO DIN 或 JIS 標準 并且支持符合工業(yè)標準的繪圖儀 HP HPGL 和黑白及彩色打印機的二 維和三維圖形輸出 Pro Engineer 功能如下 1 特征驅(qū)動 例如 凸臺 槽 倒角 腔 殼等 2 參數(shù)化 參數(shù) 尺寸 圖樣中的特征 載荷 邊界條件等 3 通過零件的特征值之間 載荷 邊界條件與特征參數(shù)之間 如表面積等 的關(guān)系來進行設計 4 支持大型 復雜組合件的設計 規(guī)則排列的系列組件 交替排列 Pro PROGRAM 的各種能用零件設計的程序化方法等 5 貫穿所有應用的完全相關(guān)性 任何一個地方的變動都將引起與之有關(guān)的 每個地方變動 其它輔助模塊將進一步提高擴展 Pro ENGINEER 的基本功能 二 Pro E 機構(gòu)運動仿真 工程師無需等待物理原型就能測試產(chǎn)品的動力行為 利用 Pro ENGINEER 機構(gòu)動力學仿真 您可以虛擬地仿真包含運動元件的系統(tǒng)中的作用力和加速度 而且 您可以綜合考慮諸如彈簧 電動機 摩擦力和重力等動力影響 相應地 5 調(diào)整產(chǎn)品性能 改善檢驗和認證過程并最大程度地提高設計信心 而無需承受 制造昂貴原型的負擔 與設計和分析工具完全集成 從而無需再花費時間 精力和金錢來處理數(shù) 據(jù)轉(zhuǎn)換和關(guān)聯(lián)的錯誤 利用 Pro E 機構(gòu)仿真有以下優(yōu)點 可以創(chuàng)建虛擬樣機在桌面計算機中進行測試 從而降低開發(fā)成本 模擬 賽車懸架所受到的實際作用力 能夠更快速和更早地將變更反映在產(chǎn)品中 并從桌面計算機測試中即時 獲得結(jié)果 通過縮短開發(fā)時間率先向市場推出更優(yōu)質(zhì)的產(chǎn)品 通過對產(chǎn)品壽命進行更準確的估計 從而可降低保修成本 利用具體的動畫式生產(chǎn)指令進行裝配 可以避免代價高昂的制造錯誤 通過利用從虛擬測試中所節(jié)省的時間來評估更多設計構(gòu)思 從而可開發(fā) 出更新穎的產(chǎn)品 在易于學習 直觀明了的用戶界面中工作 6 2 組合機床總體設計 組合機床總體設計 針對 CA6140 后托架加工零件的特點 擬訂工藝和結(jié)構(gòu) 方案 并進行方案圖樣和有關(guān)技術(shù)文件設計 2 1 組合機床工藝方案的制定 工藝方案的擬訂是組合機床設計的關(guān)鍵一步 因為工藝方案在很大程度上 決定了組合機床的結(jié)構(gòu)配置和使用性能 因此 應根據(jù)工件的加工要求和特點 按一定的原則 結(jié)合組合機床常用的工藝方法 充分考慮各種因素 并經(jīng)技術(shù) 經(jīng)濟分析后擬訂出先進 合理 經(jīng)濟 可靠的工藝方案 圖 2 1 CA6140 后托架零件圖 7 圖 2 2 CA6140 后托架零件三維模型 此次設計的組合機床是用于加工 CA6140 后托架鏜孔專用組合機床 其工 藝方案為鏜孔 其具體的加工工藝如下 a 鏜 孔至要求 0 258 b 鏜 孔至要求 06 c 鏜 孔至要求 351 正確選擇組合機床加工工件采用的基準定位 是確保加工精度的重要條件 本設計的后托架是殼體類零件 殼體類零件一般都有較高精度的孔和面需 要加工 又常常要在幾次安裝下進行 因此 定位基準選擇 一面兩孔 是最 常用的定位方法 因此該被加工零件采用 一面兩銷 的定位方案 定位基 準和夾壓點見零件的工序圖 該定位方案限制的自由度如下 以工件的底面為定位基準面 約束了 x y 向的轉(zhuǎn)動和 z 向的移動 3 個自由度 定位銷約束了 x y 向的移動 2 個自由度 菱形銷約束了 z 向的轉(zhuǎn)動 1 個自由度 這樣工件的 6 個自由度被完全約束了得 到了完全的定位 8 2 2 組合機床配置型式及結(jié)構(gòu)方案的確定 根據(jù)選定的工藝方案確定機床的配置型式 并定出影響機床總體布局和技 術(shù)性能的主要部件的結(jié)構(gòu)方案 既要考慮能實現(xiàn)工藝方案 以確保零件的精度 技術(shù)要求及生產(chǎn)率 又要考慮機床操作方便可靠 易于維修 且潤滑 冷卻 排屑情況良好 對同一個零件的加工 可能會有各種不同的工藝方案和機床配 置方案 在最后決定采取哪種方案時 絕不能草率 要全面地看問題 綜合分 析各方面的情況 進行多種方案的對比 從中選擇最佳方案 各種形式的單工位組合機床 具有固定式夾具 通常可安裝一個工件 特 別適用于大 中型殼體類零件的加工 根據(jù)配置動力部件的型式和數(shù)量 這種 機床可分為單面 多面復合式 利用多軸想同時從幾個方面對工件進行加工 但其機動時間不能與輔助時間重合 因而生產(chǎn)率比多工位機床低 在認真分析了被加工零件的結(jié)構(gòu)特點及所選擇的加工工藝方案 又由單工 位組合機床的特點及適應性 確定設計的組合機床的配置型式為單工位臥式組 合機床 2 3 各側(cè)具體零部件的設計 計算及選擇 2 3 1 刀具的選擇 考慮到工件加工尺寸精度 表面粗糙度 切削的排除及生產(chǎn)率要求等因素 所以加工 3 個孔的刀具均采用標準錐柄長麻花鉆和單導向懸臂鏜刀 2 3 2 鏜 孔 0 258 a 切削用量的選擇 由參考文獻 9 表 6 15 查得用高速綱刀具粗鏜鑄鐵的切削用量 v 20 25m min f 轉(zhuǎn) 0 25 0 8mm r 則選取 v 25mm min f 轉(zhuǎn) 0 4mm min 由公式10vnD 求出鏜刀的轉(zhuǎn)速 n 99 5 r min 圓整為 n 100r min 則實際切削速度 vc由公 式 9 25 10Dnv 求得 vc 25 12m min 工進速度 vf nf 100 0 4 40mm min b 切削力 切削轉(zhuǎn)矩 切削功率及刀具耐用度的計算 刀具的切削力 切削轉(zhuǎn)矩 切削功率及刀具耐用度分別由以下公式求出 Fz 51 4apf0 75HB0 55 Fx 0 51ap1 2f0 65HB1 1 T 25 7Dapf0 75HB0 556120czVP Fz 51 4 1 0 40 75 2140 55 494 58 N Fx 0 51 11 2 0 40 65 2141 1 102 89 N T 25 7 80 0 40 75 2140 55 19784N mm kw49 582 0 361P c 確定主軸類型 尺寸 外伸長度 滾錐軸承主軸 前后支承均為圓錐滾子軸承 這種軸承可承受較大的徑向 和軸向力 且結(jié)構(gòu)簡單 裝配調(diào)整方便 廣泛用于擴 鏜 鉸孔和攻螺紋等加 工 因此選用滾錐軸承主軸 求出滿足條件的最小直徑 其中 B 7 3 410TBd mm7 39 7842 再由參考文獻 9 表 3 6 查取 d 30mm D d1 40 30mm 主軸的外伸尺寸為 130mm d 確定鏜桿直徑 由鏜孔直徑為 80mm 參考參考文獻 5 表 2 5 4 選取鏜桿的直徑為 40mm 鏜刀方截面直徑為 10 10 e 浮動卡頭的選擇 根據(jù)軸外徑 40mm 內(nèi)徑 30mm 由參考文獻 9 圖 8 2 選擇浮動卡頭 D p Tr28 3 根據(jù)鏜孔形式為單導向懸臂孔 采用較為普遍的內(nèi)滾式單導向 10 懸臂鏜孔 根據(jù)卡頭內(nèi)徑尺寸 d 22mm 及鏜孔直徑為 80mm 確定滑套的徑向 尺寸 d1 53mm f 導向裝置的選擇 由參考文獻 9 表 3 4 查得導套的總長度 l 1 106 159mm 導套口至工件 的距離 20 50mm 取導套的長為 150mm 選取導套口至工件的距離為 50mm g 工作循環(huán)及行程的確定 由于該動力箱只加工 80 60 51 行程主要由鏜孔 80 決定工作進 給長度 切入長度一般為 5 10mm 取 L1 8mm L 2 5 10mm 取 L2 8mm 切出長度 由參考文獻 9 表 3 7 查得 加工長度 L 根據(jù)零件圖可知 80 孔深 120mm 算 出工作進給 L 工 8 120 8 136 mm 快退長度的確定 一般選固定式夾具或鉆孔或擴孔機床上 動力頭快速退 回行程只要將所有的刀具都退回至導套內(nèi) 不影響工件裝卸即可 故快退尺寸 由以下尺寸鏈可知 圖 2 1 快進 快退尺寸鏈圖 l 快退 50 120 8 178mm l 快進 50 8 42mm h 動力部件的選擇 由上文算出鏜削 80mm 孔的輸出功率 P 切削 0 203kw 設多軸箱的傳遞效率 0 85 則動力頭輸入多軸箱的功率 P 多 kw0 23 985 切 入 根據(jù)多軸箱功率 P 多 0 239kw 由參考文獻 9 表 5 38 選用 1TD32 A 型 動力箱驅(qū)動 n 馬達 470r min 電機選 Y112M 5 型 功率為 2 2kw 已知工進 Vf 40mm min 進給力 Fz 494 58N 又因 1TD32 A 型動力箱的滑 鞍長 L 400mm 由參考文獻 9 表 5 1 選擇 1HY40 型滑臺及配套后底座 1CC401 11 i 多軸箱輪廓尺寸的設計 臥式組和機床上的多軸箱最低主軸高度 h1等于工件最低孔距工件定位基準 面的尺寸與機床裝料高度之和與側(cè)底座高度 滑座與側(cè)底座間的調(diào)整墊厚度 一般取 5mm 滑臺滑座總高 多軸箱底與滑臺滑座臺面間的間隙 取 0 5mm 之和的差值 分析零件圖知工件最低距定位基準面的距離為 0mm 選取 裝料高度為 1240mm 因為滑臺與底座的型號都已經(jīng)選擇 所以側(cè)底座的高度為 已知值 660mm 滑臺滑座總高 330mm 滑座與側(cè)底座的調(diào)整墊厚度一般取 5mm 多軸箱底與滑 臺滑座臺面間的間隙取 0 5mm 故 h1 0 1240 0 5 5 330 660 244 5mm 所以 B b 2b 1 0 2 120 240mm H h h1 b1 0 244 5 120 364 5mm 由此數(shù)據(jù)查參考文獻 15 表 8 22 選取多軸箱尺寸 B H 500mm 400mm 臺 面寬度為 260mm 2 3 2 鏜 孔0 26 a 切削用量的選擇 由參考文獻 9 表 6 15 查得用高速綱刀具粗鏜鑄鐵的切削用量 v 20 25m min f 轉(zhuǎn) 0 25 0 8mm r 則選取 v 25mm min f 轉(zhuǎn) 0 4mm min 由公式10vnD 求出鏜刀的轉(zhuǎn)速 n 132 69 r min 圓整為 n 132r min 則實際切削速度 vc由 公式 24 8710nv 求得 vc 24 87m min 工進速度 vf nf 132 0 4 52 8mm min b 切削力 切削轉(zhuǎn)矩 切削功率及刀具耐用度的計算 刀具的切削力 切削轉(zhuǎn)矩 切削功率及刀具耐用度分別由以下公式求出 Fz 51 4apf0 75HB0 55 Fx 0 51ap1 2f0 65HB1 1 12 T 25 7Dapf0 75HB0 556120czVFP Fz 51 4 1 0 40 75 2140 55 494 58 N Fx 0 51 11 2 0 40 65 2141 1 102 89 N T 25 7 60 0 40 75 2140 55 14838N mm kw49 582 70 161P c 確定主軸類型 尺寸 外伸長度 滾錐軸承主軸 前后支承均為圓錐滾子軸承 這種軸承可承受較大的徑向 和軸向力 且結(jié)構(gòu)簡單 裝配調(diào)整方便 廣泛用于擴 鏜 鉸孔和攻螺紋等加 工 因此選用滾錐軸承主軸 求出滿足條件的最小直徑 其中 B 7 3 410TBd mm7 3 825 47 再由參考文獻 9 表 3 6 查取 d 30mm D d1 40 30mm 主軸的外伸尺寸為 130mm d 確定鏜桿直徑 由鏜孔直徑為 60mm 參考參考文獻 5 表 2 5 4 選取鏜桿的直徑為 30mm 鏜刀方截面直徑為 10 10 e 浮動卡頭的選擇 根據(jù)軸外徑 30mm 內(nèi)徑 20mm 由參考文獻 9 圖 8 2 選擇浮動卡頭 D p Tr28 3 根據(jù)鏜孔形式為單導向懸臂孔 采用較為普遍的內(nèi)滾式單導向 懸臂鏜孔 根據(jù)卡頭內(nèi)徑尺寸 d 22mm 及鏜孔直徑為 60mm 確定滑套的徑向 尺寸 d1 53mm f 導向裝置的選擇 由參考文獻 9 表 3 4 查得導套的總長度 l 1 106 159mm 導套口至工件 的距離 20 50mm 取導套的長為 150mm 選取導套口至工件的距離為 50mm g 工作循環(huán)及行程的確定 13 由于該動力箱只加工 80 60 51 行程主要由鏜孔 80 決定工作進 給長度 切入長度一般為 5 10mm 取 L1 8mm L 2 5 10mm 取 L2 8mm 切出長度 由參考文獻 9 表 3 7 查得 加工長度 L 根據(jù)零件圖可知 80 孔深 120mm 算 出工作進給 L 工 8 120 8 136 mm 快退長度的確定 一般選固定式夾具或鉆孔或擴孔機床上 動力頭快速退 回行程只要將所有的刀具都退回至導套內(nèi) 不影響工件裝卸即可 故快退尺寸 由以下尺寸鏈可知 圖 2 1 快進 快退尺寸鏈圖 l 快退 50 120 8 178mm l 快進 50 8 42mm 2 3 2 鏜 孔 0 351 a 切削用量的選擇 由參考文獻 9 表 6 15 查得用高速綱刀具粗鏜鑄鐵的切削用量 v 20 25m min f 轉(zhuǎn) 0 25 0 8mm r 則選取 v 25mm min f 轉(zhuǎn) 0 4mm min 由公式10vnD 求出鏜刀的轉(zhuǎn)速 n 156 11 r min 圓整為 n 156r min 則實際切削速度 vc由 公式 24 9810nv 求得 vc 24 98m min 工進速度 vf nf 156 0 4 62 4mm min b 切削力 切削轉(zhuǎn)矩 切削功率及刀具耐用度的計算 刀具的切削力 切削轉(zhuǎn)矩 切削功率及刀具耐用度分別由以下公式求出 Fz 51 4apf0 75HB0 55 Fx 0 51ap1 2f0 65HB1 1 14 T 25 7Dapf0 75HB0 556120czVFP Fz 51 4 1 0 40 75 2140 55 494 58 N Fx 0 51 11 2 0 40 65 2141 1 102 89 N T 25 7 51 0 40 75 2140 55 12612N mm kw49 582 0 61P c 確定主軸類型 尺寸 外伸長度 滾錐軸承主軸 前后支承均為圓錐滾子軸承 這種軸承可承受較大的徑向 和軸向力 且結(jié)構(gòu)簡單 裝配調(diào)整方便 廣泛用于擴 鏜 鉸孔和攻螺紋等加 工 因此選用滾錐軸承主軸 求出滿足條件的最小直徑 其中 B 7 3 410TBd mm7 3 825 47 再由參考文獻 9 表 3 6 查取 d 30mm D d1 40 30mm 主軸的外伸尺寸為 130mm d 確定鏜桿直徑 由鏜孔直徑為 51mm 參考參考文獻 5 表 2 5 4 選取鏜桿的直徑為 30mm 鏜刀方截面直徑為 10 10 e 浮動卡頭的選擇 根據(jù)軸外徑 30mm 內(nèi)徑 20mm 由參考文獻 9 圖 8 2 選擇浮動卡頭 D p Tr28 3 根據(jù)鏜孔形式為單導向懸臂孔 采用較為普遍的內(nèi)滾式單導向 懸臂鏜孔 根據(jù)卡頭內(nèi)徑尺寸 d 22mm 及鏜孔直徑為 51mm 確定滑套的徑向 尺寸 d1 53mm f 導向裝置的選擇 由參考文獻 9 表 3 4 查得導套的總長度 l 1 106 159mm 導套口至工件 的距離 20 50mm 取導套的長為 150mm 選取導套口至工件的距離為 50mm g 工作循環(huán)及行程的確定 15 由于該動力箱只加工 80 60 51 行程主要由鏜孔 80 決定工作進 給長度 切入長度一般為 5 10mm 取 L1 8mm L 2 5 10mm 取 L2 8mm 切出長度 由參考文獻 9 表 3 7 查得 加工長度 L 根據(jù)零件圖可知 80 孔深 120mm 算 出工作進給 L 工 8 120 8 136 mm 快退長度的確定 一般選固定式夾具或鉆孔或擴孔機床上 動力頭快速退 回行程只要將所有的刀具都退回至導套內(nèi) 不影響工件裝卸即可 故快退尺寸 由以下尺寸鏈可知 圖 2 1 快進 快退尺寸鏈圖 l 快退 50 120 8 178mm l 快進 50 8 42mm 2 4 機床生 產(chǎn)率計算卡 生產(chǎn)率計算卡是用以反映機床的加工過程 完成每一個動作所需的時間 切削用量 機床生產(chǎn)率及機床負荷率等 計算公式參照參考文獻 9 P51 P52 a 理想生產(chǎn)率 理想生產(chǎn)率 單位為件 h 是指完成年生產(chǎn)綱領(lǐng) A 包括備品及廢品率在內(nèi) 所Q 要求的機床生產(chǎn)率 它與全年工時總數(shù) 有關(guān) 一般情況下 單班制 取kt kt 2350h 兩班制 取 4700h 則kt ktAQ 由公式得 7014 89h件 16 b 實際生產(chǎn)率 實際生產(chǎn)率是指所設計的機床每小時實際可生產(chǎn)的零件數(shù)量 即公式 單TQ601 式中 生產(chǎn)一個零件所需時間 min 單T 1 kLt tvff 快 進 快 退切 移輔 裝 卸單 式中 為刀具工作進給長度 單位為 mm 1 為刀具工作進給速度 單位為 mm min vf 當加工沉孔 止口 锪窩 光整表面時 滑臺在死擋鐵上停t 的停留時間 通常指刀具在加工終了時無進給狀態(tài)下旋轉(zhuǎn) 5 10 轉(zhuǎn) 所需的時間 單位為 min 分別為動力部件快進 快退行程長度 單位為 mm 快 退快 進 L 動力部件快速行程速度 用機械動力部件時取kvf 5 6m min 用液壓動力部件時取 3 10m min 直線移動或回轉(zhuǎn)工作臺進行一次工位轉(zhuǎn)換時間 一般取移t 0 1min 工件裝 卸時間 它取決于裝卸自動化程度 工件重量裝 卸t 大小裝卸是否方便及工人的熟練程度等 通常取 0 5 1 5min 所以 1367842 0 194 275min0Tt 切 輔單 則 1 5 4 2Qh單 件 c 機床負荷率 機床負荷率為理論生產(chǎn)率與實際生產(chǎn)率之比 由參考文獻 9 公式 1Q 17 則 13 590 6 48Q 3 組合機床主軸箱設計 主軸箱是組合機床的重要專用部件 它是根據(jù)加工示意圖所確定的工件加 工孔的數(shù)量和位置 切削用量和主軸類型設計的傳遞個主軸運動的動力部件 其動力來自通用的動力箱 與動力箱一起安裝于進給滑臺 可完成鉆 擴 較 鏜等加工工序 主軸箱一般具有多根主軸同時對一列孔系進行加工 但也有單軸的 用于 鏜孔居多 此次本設計的鏜孔就是屬于此類型 目前主軸箱設計有一般設計法和電子計算機輔助設計法兩種 計算機設計 主軸箱 由人工輸入原始數(shù)據(jù) 按事先編制好的程序 通過人機交互方式 可 迅速 準確地設計傳動系統(tǒng) 繪制主軸箱總圖 零件圖和箱體補充加工圖 打 印出軸孔坐標及組件明細表 一般設計法的順序是 繪制主軸箱設計原始依據(jù) 圖 確定主軸結(jié)構(gòu) 軸頸及模數(shù) 擬訂傳動系統(tǒng) 計算主軸 傳動軸 繪制坐 標檢查圖 繪制多軸箱總圖 零件圖及編制組件明細表 在此用一般設計方法 設計多軸箱 3 1 繪制右主軸箱設計原始依據(jù)圖 主軸箱的設計原始依據(jù)圖是根據(jù) 三圖一卡 整理編繪出來的 其內(nèi)容包 括主軸箱設計的原始要求和已知條件 在編制此圖時從 三圖一卡 中已知 a 主軸箱輪廓尺寸 500 300 b 工件輪廓尺寸及各孔的位置尺寸 c 工件和主軸箱相對位置尺寸 18 根據(jù)以上依據(jù)編制出的主軸箱設計原始依據(jù)圖如下圖所示 圖 3 1 組合機床設計原始依據(jù)圖 注 1 被加工零件編號及名稱 C6140 后托架 材料及硬度 灰鑄鐵 160 250HBS 2 主軸外伸尺寸及切削用量 表 3 1 表 3 1 主軸外伸尺寸及切削用量 主軸外伸尺寸 mm 切削用量軸號 D d L 工序內(nèi)容 n r min v m min f mm r 備注 1 40 30 130 鏜 80 100 25 0 4 2 40 30 130 鏜 60 134 25 0 4 3 40 30 130 鏜 51 200 25 0 4 3 動力部件 1TD32 A 1HY32IA N 主 2 2KW n 940r min 19 3 2 主軸 齒輪的確定及動力計算 3 2 1 主軸型式和直徑 齒輪模數(shù)的確定 主軸結(jié)構(gòu)型式和直徑主要取決于工藝方法 刀具主軸聯(lián)接結(jié)構(gòu) 刀具的進 給抗力和切削轉(zhuǎn)矩 如鉆孔是常采用滾珠軸承主軸 擴 鏜 鉸孔等工序常采 用滾錐軸承主軸 主軸間距較小時常選用滾針軸承主軸 因本主軸箱的主軸都 是用來鏜孔 所以采用滾錐軸承主軸 主軸直徑在繪制 三圖一卡 時都已經(jīng)確定好了 d 30mm 齒輪模數(shù) m 一般采用類比法確定 多軸箱中齒輪常用的模數(shù)有 2 2 5 3 3 5 4 等幾種 根據(jù)經(jīng)驗采用類比法從通用系列中選取各齒輪模 數(shù) 為便于生產(chǎn)同一多軸箱中的模數(shù)規(guī)格最好不要多于兩種 3 2 2 主軸箱的動力計算 因所有主軸均用于鉆孔 所以均選用滾珠軸承主軸 主軸箱所需動力見機 床的總體設計 此處不在贅述 3 3 主軸箱傳動系統(tǒng)的設計與計算 3 3 1 驅(qū)動軸 主軸的坐標計算 根據(jù)主軸箱設計原始依據(jù)圖 3 1 計算驅(qū)動軸 主軸的坐標尺寸 如表 2 2 所示 表 3 2 驅(qū)動軸 主軸坐標值 坐標 銷 O1 驅(qū)動軸 O 主軸 1 主軸 2 主軸 3 X 0 000 200 000 200 000 74 000 366 000 Y 0 000 90 000 210 000 210 000 210 000 3 3 2 擬訂主軸箱傳動路線 在設計傳動系統(tǒng)時 要盡可能用較少的傳動件 使數(shù)量較多的主軸獲得預定 20 的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向 因此在設計時單一的計算或作圖的方法是難以達到要求的 現(xiàn) 在一般采用 計算 作圖和試湊 相結(jié)合的辦法來設計 該零件上的被加工孔的位置分布是多種多樣的 但可將其歸納為 同心圓分布 直線分布和任意分布三種類型 根據(jù)需加工孔的位置情況設計主軸箱的傳動路線敘述如下 將主軸 1 2 3 為一組直線分布軸 在 2 3 兩軸中心連線的垂直平分線上 設中心傳動軸 5 同樣在主軸 1 和 3 兩軸中心連線的垂直平分線上設中心傳動 軸 4 為直觀起見將傳動路線用樹形圖表達出 如下圖所示 圖 3 2 三孔鏜銷多軸箱傳動樹形圖 3 3 3 確定傳動軸位置和齒輪齒數(shù) 本主軸箱內(nèi)傳動系統(tǒng)的設計是按 計算 作圖和試湊 的一般方法來確定 齒輪齒數(shù) 中間傳動軸的位置和轉(zhuǎn)速 在設計過程中通過反復試湊及畫圖 才 最后確定了齒輪的齒數(shù)和中間軸的位置 為滿足齒輪的嚙合關(guān)系 有些齒輪采 21 用了變位齒輪來保證中心距的要求 a 求各主軸及驅(qū)動軸轉(zhuǎn)速求驅(qū)動軸到各主軸之間的傳動比 主軸 1 n1 132r min 主軸 2 n2 100r min 主軸 3 n3 156r min 驅(qū)動軸 n O 470r min 傳動比 1i470 2i4703 561 3i470 156 b 傳動軸位置 各軸之間的傳動比 及嚙合齒輪齒數(shù)的確定 1 確定傳動軸 4 的位置及其與驅(qū)動軸 0 與主軸 2 的齒輪副齒數(shù) 傳動軸 4 設在軸 1 2 中心連線的垂直平分線上 取驅(qū)動軸 0 與傳動軸 4 之 間的傳動比 i0 4 2 驅(qū)動軸 0 上的齒輪齒數(shù) z1 21 設在第 排 齒輪模數(shù) m 2 5 由 i0 1 求出 z4 42 取 z4 42 設在第 排 實際傳動比 i0 1 2 14 則兩軸的中心距 A 10 1 mm 10 2 5 14 78 5m 傳動軸的轉(zhuǎn)速 n 4 n1i4 1 470 2 235r min 由 i1 求出傳動軸與主軸 2 之間的傳動比為 1 35 取 z4 2 23 設在第 7 排 則 Z2 54 實際傳動比 i4 2 2 348 則兩軸的中心 距 A 10 1 mm 10 2 5 34 96 25mz 傳動軸的轉(zhuǎn)速 n 4 n4i4 2 235 2 348 100 08r min 2 確定傳動軸 5 的位置及其與驅(qū)動軸 0 與主軸 1 3 的齒輪副齒數(shù) 傳動軸 5 設在軸 1 3 中心連線的垂直平分線上 取驅(qū)動軸 0 與傳動軸 5 之 間的傳動比 i0 4 2 驅(qū)動軸 0 上的齒輪齒數(shù) z1 21 設在第 排 齒輪模數(shù) m 2 5 由 i0 5 求出 z5 42 取 z5 42 設在第 排 實際傳動比 i0 1 2 15 22 則兩軸的中心距 A 10 1 mm 05 2 14 78 5mz 傳動軸 5 的轉(zhuǎn)速 n 4 n1i4 1 470 2 235r min 由 i1 3 56 求出傳動軸 5 與主軸 1 之間的傳動比為 1 78 取 z5 1 28 設在 第 排 則 Z1 49 實際傳動比 i5 1 1 75 則兩軸的中心 距 A 10 1 mm 10 2 5 849 6 25mz 傳動軸的轉(zhuǎn)速 n 4 n6i5 1 235 1 75 134 3r min 由 i3 3 01 求出傳動軸 5 與主軸 3 之間的傳動比為 1 5 取 z5 3 31 設在第 排 則 Z3 46 實際傳動比 i5 3 1 484 則兩軸的中心 距 A 10 1 mm 10 2 5 3146 9 25mz 傳動軸的轉(zhuǎn)速 n 4 n6i5 1 235 1 484 158r min 8 確定油泵軸 6 的位置及其與中間傳動軸 5 間的齒輪副齒數(shù) 油泵軸由傳動軸 6 帶動 將其安放在與傳動軸同一垂直線上 取油泵軸與 傳動軸 5 相嚙合的一對齒輪傳動比 i 13 17 0 432 取 z5 n 44 由 i5 n 計算5nz 出 zn7 19 設在第 排 由 A13 17 計算出中心距 A13 17 78 75mm 2 173zm c 驗算各主軸轉(zhuǎn)速 n1 r min4705 182 n2 r min3 n3 r min470158 轉(zhuǎn)速相對損失在 5 之內(nèi) 符合設計要求 d 葉片泵的設置 由于葉片泵使用可靠 所以該主軸箱決定采用葉片泵進行潤滑 油泵打出 的油經(jīng)分油器分向各個需潤滑的部位 主軸箱體前后壁之間的齒輪用油盤潤滑 23 箱體和后蓋以及前蓋的齒輪用油管潤滑 該葉片潤滑泵安裝在箱體的前表壁上 采用油泵傳動軸帶動葉片轉(zhuǎn)動的傳動方式 計算出 n 泵 r min n 泵 z在 400 800r min 范圍內(nèi) 滿足要求 47052 3 3 4 多軸箱坐標 計算 繪制坐標檢查圖 坐標計算就是根據(jù)以知的驅(qū)動軸和主軸的位置及傳動關(guān)系 精確計算各中 間傳動軸的坐標 其目的是為多軸箱箱體零件補充加工圖提供孔的坐標尺寸 并用于繪制坐標檢查圖來檢查齒輪排列 結(jié)構(gòu)布置是否正確合理 3 4 1 選擇加工基準坐標系 XOY 計算主軸 驅(qū)動軸坐標 加工基準坐標系在前文已經(jīng)選擇好了 請見圖 3 1 驅(qū)動軸及主軸的坐標 在 3 3 1 這一節(jié)也計算好了 請見表 3 2 3 4 2 傳動軸的坐標 a 傳動軸 4 的坐標計算 坐標系 XOY 中軸 4 的縱坐標為 135 734 橫坐標為 135 96 即軸 4 坐標 135 96 135 734 b 傳動軸 5 的坐標計算 已知軸 1 和 3 的坐標 1 200 210 3 326 210 因為軸 5 在主軸 1 和 3 中心連線的垂直平分線上 且主軸 1 和 3 在同一水 平線上 所以傳動軸 11 的橫坐標為 200 0 5 326 200 263 利用勾股定理 求出軸 5 相對于主軸 1 和 3 中心連線的距離 A 所以傳296 57 62 動軸 5 的縱坐標為 210 72 76718 137 233 即軸 11 的坐標 263 137 233 c 油泵軸 17 的坐標計算 油泵軸與傳動軸 5 在同一垂直線內(nèi) 所以其兩的縱坐標相同 其兩在縱坐 標方向相距 78 75mm 所以油泵軸 17 的坐標為 263 215 983 綜上所述 則得到中間傳動軸與油泵軸的坐標如下表所示 表 3 3 中間傳動軸與油泵軸的坐標 24 坐標 傳動軸 4 傳動軸 5 油泵軸 6 X 135 96 263 000 263 000 Y 135 734 137 233 215 983 3 4 3 驗算中心距誤差 經(jīng)驗算都滿足嚙合要求 因此軸 5 與軸 1 3 6 相嚙合的齒輪均需采用變 位齒輪 3 4 4 繪制坐標檢查圖 在坐標計算完成后 要繪制坐標及傳動關(guān)系檢查圖 用以全面檢查傳動系 統(tǒng)的正確性 圖 3 3 鏜三孔多軸箱坐標檢查圖 25 3 5 齒輪強度校核 在初步確定主軸傳動系統(tǒng)后還要對危險齒輪進行強度校核 尤其對低速級 齒輪或齒根到鍵槽距離較小的齒輪及受轉(zhuǎn)矩較大的齒輪進行校核 以保證傳動 系統(tǒng)平穩(wěn)準確 有一定的使用壽命 通過比較發(fā)現(xiàn) 主軸箱中最薄弱的齒輪是驅(qū)動齒輪 因為其傳動的功率大 如果它能滿足強度要求 則其他的齒輪也應滿足要求 驅(qū)動軸上的齒輪齒數(shù) zo 21 m 2 5 與其相嚙合的大齒輪的齒數(shù) z16 42 m 2 5 驅(qū) 動軸所傳遞的功率 P 1 68kw 轉(zhuǎn)速 no 470r min T 34136N mm 齒數(shù)比 2 齒輪材 料為 45 鋼 大 小齒輪的硬度分別為 220HBS 260HBS 3 5 1 校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度的校核公式為 FSaFdFYmzKT 321 確定公式中各參數(shù)值 a 大 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 1liF2liF 查參考文獻 13 圖 6 9 取 Mpa 201lim F 0lim b 彎曲疲勞壽命系數(shù) NK 查參考文獻 13 圖 6 7 取 8 1F9 2FNK c 許用彎曲應力 1 2 取定彎曲疲勞系數(shù) SF 1 4 應力修正系數(shù) YST 2 0 得 Mpa 71 304 1801lim11 TNFYK Mpa86 2 92li22FSTF d 齒形系數(shù) 和應力修正系數(shù) 1aY21SaY2 查參考文獻 13 表 6 4 得 2 62 2 22 1 59 1 771Fa2F1Sa2SaY 26 e 計算大 小齒輪的 與 并加以比較取其中大值帶入公式 1FSaY 2FSa 計算 大齒輪的 038 71 359621 FSaY 2 170 3986FaS 數(shù)值較大 應按大齒輪校核齒根彎曲疲勞強度 校核計算 Mpa 彎曲疲勞強度足夠2231 65780 217 4 F 2F 3 5 2 校核接觸疲勞強度 接觸疲勞強度由公式 進行校核 HEHubdKTZ 125 確定公式中各參數(shù)值 a 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1 N mm619 5078Pn b 大 小齒輪接觸疲勞強度極限 limH 2li 按齒面硬度查參考文獻 13 圖 6 8 得大 小齒輪的接觸疲勞強度極限 600 Mpa 560 Mpa1limH 2limH c 接觸疲勞壽命系數(shù) 1NK2H 查參考文獻 13 圖 6 6 得 0 9 0 952N d 計算許用接觸應力 取安全系數(shù) SH 1 則 Mpa 54069 01lim1 HNS Mpa32 2li2K Mpa 564021 HH 27 e 確定材料系數(shù) ZE 查參考文獻 13 表 6 3 得 ZE 189 8 Mpa f 計算圓周速度 v m s13 452 701 9606tdn g 確定載荷系數(shù) K 查參考文獻 13 表 6 2 得使用系數(shù) KA 1 根據(jù) v 1 29m s 7 級精度查參考 文獻 13 圖 6 10 得動載系數(shù) Kv 1 1 查圖 6 13 得 K 1 18 則 K KAKvK 1 1 1 1 18 1 298 校核計算 Mpa 12 21 9870 1 5 58 486 45HETuZbd 接觸疲勞強度滿足要求 所以該齒輪滿足使用要求 3 6 傳動軸直徑的確定和 軸的強度校核 3 6 1 軸的直徑的確定 T 總 T1i1 T2i2 Tnin 式中 Tn 作用在第 n 根主軸上的轉(zhuǎn)矩 單位為 N m in 傳動軸至第 n 個主軸之間的傳動比 軸 4 T 10 T1i1 22 3 2 44 6 N m 由公式 計算出直徑 mm 查參考文獻 9 表40Bd 47 310 63 54d 3 4 選取直徑 d4 35mm 軸 5 同軸 4 選取 d5 35mm 軸 6 選取油泵軸的直徑 d 6 20mm 3 6 2 軸的強度校核 軸在初步完成結(jié)構(gòu)設計后 進行校核計算 計算準則是滿足軸的強度或剛 度要求 進行軸的強度校核計算時 應根據(jù)軸的具體受載及應力情況 采取相 應的方法 并恰當?shù)剡x取其許用應力 對于用于傳遞轉(zhuǎn)矩的軸應按扭轉(zhuǎn)強度條 件計算 對于只受彎矩的軸 心軸 應按彎曲強度條件計算 兩者都具備的按 28 疲勞強度條件進行精確校核等 在本設計中軸的直徑是按強度公式計算進行選擇 因此并不是要對主軸箱 內(nèi)所有的軸都進行校核 只是對那些承受彎 扭矩相對交較大的軸進行強度校 核 在這里對長主軸 2 進行強度校核 a 求出主軸上的轉(zhuǎn)矩 T 在工作時 主軸上所承受的功率 P 0 203kw 不計齒輪的嚙合損耗和軸承 損耗的功率 則 N m69 5109 8PTn b 求作用在齒輪上的力 mm2 5413dz N 9602tTF Nan87 tan16 5rt c 軸的受力分析 1 畫軸的受力分析圖 2 計算支承反力 在水平面內(nèi) N 2121lFltH 1293 54 37 HF N375 8 t 在垂直平面內(nèi) N2121 lFlvr 106 534 16 v N36 vr 3 畫彎矩圖 見圖 3 8 在水平面內(nèi) a a 剖面左側(cè) MaH Ftl1 293 43 12599 N mm a a 剖面右側(cè) M aH FH2l2 82 3 153 12591 N mm 在垂直平面內(nèi) a a 剖面左側(cè) MaV Frl1 106 6 43 4583 8 N mm a a 剖面右側(cè) M aV FV2l2 30 153 4590 N mm 29 合成彎矩 a a 剖面左側(cè) N mm2222159483 107aaHaVM a a 剖面右側(cè) N mm 2222 5HaV 4 畫轉(zhuǎn)矩圖 T 19800 N mmFrt FV2H1VTtH2FrV1FV2MHVTa bc de fg 圖 3 8 軸的彎矩 扭矩圖 d 危險截面的判斷 截面左右的合成彎矩右側(cè)相對左側(cè)大些 扭矩為 T 則判斷左側(cè)為a 危險截面 只要右側(cè)滿足強度要求即可 e 軸的彎扭合成強度校核 由參考文獻 13 表 11 2 查得 1 60 Mpa 6 010 b a a 剖面左側(cè) mm3 233 5 3 0 10 157 20btdW 30 2222 13407 61980 7 5eMTMpaW f 軸的疲勞強度安全系數(shù)校核 根據(jù)參考文獻 13 表 11 2 查得 paB640 251 pa15 2 0 1 截面左側(cè) 2 233 3 20 3 517 btdWm 由參考文獻 13 附表 11 2 查得 由附表 10 4 查得絕對1 K8 尺寸系數(shù) 軸經(jīng)磨削加工 由附表 11 4 得表面質(zhì)量系數(shù)95 0 2 則 1 彎曲應力 13407 52 bMPaW 應力幅 ap 平均應力 0m 切應力 197843 52 TMpa Tam 安全系數(shù) 127510 61 09aSK 1 39 7 81 0 2am 220 6397 S 查參考文獻 13 表 11 8 得許用安全系數(shù) 則 5 1 S S 剖面安全 即主軸的強度滿足要求 a 31