./摘要濾液管加工組合機床是以通用部件為基礎所組成的高效率專用機床,它能以多軸、多刃、多面、多工位對一個或幾個工件同時加工、加工質量穩定、生產率高。它的特征是高效、高質、經濟實用,因而被廣泛應用于工程機械、交通、能源、軍工、輕工、家電等行業。我國傳統的組合機床及組合機床自動線主要采用機、電、氣、液壓控制,它的加工對象主要是生產批量比較大的大中型箱體類和軸類零件〔近年研制的組合機床加工連桿、板件等也占一定份額,完成鉆孔、擴孔、鉸孔,加工各種螺紋、鏜孔、車端面和凸臺,在孔內鏜各種形狀槽,以及銑削平面和成形面等。組合機床的分類繁多,有大型組合機床和小型組合機床,有單面、雙面、三面、臥式、立式、傾斜式、復合式,還有多工位回轉臺式組合機床等；另外,近年來組合機床加工中心、數控組合機床、機床輔機〔清洗機、裝配機、綜合測量機、試驗機、輸送線等在組合機床行業中所占份額也越來越大,所以組合機床已經漸漸的成為一種不可缺少的設備。濾液管加工組合機床能夠滿足近年來市場上對于機床方面的速度、使用壽命等各個的需求,是一種高新科技產品。關鍵詞：組合機床；軸類零件；鉆孔；回轉；加工中心；機床的分類,車平面,銑平面。AbstractFiltratetubecombinationprocessingmachinetoolsweregatheredintoanintegratedhighdegreeofautomationofmanufacturingtechnologyandcompletesetsofequipment.Itischaracterizedbyhighefficiency,high-quality,economicalandpractical,theyhavebeenwidelyusedinengineeringmachinery,transport,energy,industry,lightindustry,householdapplianceindustries.China'straditionalcombinationofmachineandthecompositionofautomaticmachineusedforthemainline,theelectricity,gas,hydrauliccontrol.Itsmaintargetsareprocessingproductionrelativelylargebatchoflargeandmedium-sizedboxandshaft<inrecentyearsdevelopedacombinationMachiningLinkage,thepanelsalsoaccountedforashare>,thecompletionofdrillingandreaming,reaming,processingvariousthread,boring,carsandconvexface,boringholesintheshapeofvariouschutes,andmillingandformingplanarfaces.Machineclassificationthatthelargeportfoliooflargeandsmallmachinecombinationmachine,asingle,double,threehand,horizontal,vertical,tilt-compositemodelandthemulti-positionrotarycombinationdesktopmachine;also,inrecentyearscombinedmachiningcenters,CNCmachinetoolportfolio,theauxiliarymachine<washingmachines,assemblymachines,integratedmeasuringmachines,testmachines,transmissionline>inthemachinetoolindustryportfolioshareisalsogrowing.Keywords:ModularMachine；ShaftParts；Bored；Rotary；MachiningCenter.前言我們設計的題目是濾液管加工組合機床設計。該濾液管加工組合機床用于加工加壓過濾機中的濾液管,現在工廠對該產品的生產規模已不能滿足本公司的需要,它的用量很大。要求我們設計一個合理的方案。具有生產效率高、承載能力大、壽命長、生產成本低、價格合理、適應各種環境等優點。隨著工業的發展和工藝生產流程機械化、自動化的提高,濾液管加工組合機床在國內外日益廣泛的應用起著重要的作用,是一種非常好的新型機床,在以后的社會中將產生巨大的影響,推動社會的發展。濾液管加工組合機床包括電動機的合理選擇,傳動系統裝置的運動及動力系統裝置的計算,軸的合理設計與校核,齒輪的設計與校核,組合機床的附件的選擇計算等方面。此設計說明書的編寫包括了濾液管加工組合機床傳動部分設計。在此過程中我們參考了大量的設計資料及教材,通過多次的到車間進行實習,此次濾液管加工組合機床的設計研究還不充分,在設計中存在著很多缺點與問題有待進一步深入。本設計說明書編寫過程中由指導老師林老師審閱并提出了許多鑒于我們水平有限,本設計說明書的內容難免會有不妥與錯誤之處,殷切希望各位老師給予批評指正。。目錄TOC\o"1-6"\f\u摘要1Abstract2前言3濾液管加工組合機床的設計方案………………61.傳動方案的選擇72、動力刀架的設計82.1電動機的選用82.2總傳動比的計算與分配92.3V帶傳動的設計132.4傳動過程齒輪的設計152.5軸的設計552.6主軸箱的潤滑、變速702.7主軸箱的坐標計算712.8機械分度回轉動力刀架的工作原理723.床身支撐件及豎直進給運動機構的設計與選用733.1對支承件的基本要求743.2床身的設計與選用所考慮的問題：753.3立柱、側底座及豎直進給運動機構的具體設計與選用763.4立柱及側底座的設計953.5組合機床設計數據的確定964.畢業設計小結98參考文獻100致謝辭102附錄103濾液管加工組合機床的設計方案組合機床的設計方案將工件安裝在V形塊通過導向裝置喝夾緊裝置固定安裝好后,按下啟動按鈕,工件隨工作臺一起向右移動,動力箱從初始位置開始向下移動,到達預定位置時,動力箱停止,銑刀旋轉,隨著工作臺的移動,開始銑削法蘭面表面。當銑削完五個法蘭面時,工作臺碰到工作臺右端的壓力繼電器,工作臺停止進給,電磁離合器離合。油缸右腔壓力升高,到達預定壓力后,壓力繼電器發出信號,三位四通電磁換向閥換向,工作臺向左移動；動力頭定位銷打開,動力頭旋轉120°,當到達第五個法蘭面時,定位銷彈出,工作臺停止,大鉆頭旋轉,動力箱向下移動,開始鉆大孔；當鉆完大孔后,動力箱上移到初始位置,動力刀架轉過120°,小鉆頭旋轉,動力箱向下移動,開始同時鉆兩個小孔；當鉆完小孔后,換刀,絲錐旋轉,動力箱向下移動,開始攻絲。當攻絲完成,動力箱上移到初始位置,動力刀架轉過180°,同時工作臺向左移動,當到達第四個、第三個、第二個、第一個法蘭面時,同第五個法蘭面加工工序相同,分別依次進行鉆大孔、鉆小孔、攻絲。當這五個法蘭面都加工完時,動力箱退回到初始位置,電動機停轉,此時取下工件,裝夾好另外兩個工件,繼續加工。1.傳動方案的選擇機床主軸的分布盡管有各種各樣的類型,但通常采用的經濟而又有效的傳動是：用一根傳動軸帶動多根主軸。因此,設計傳動系統時,首先把所有主軸分成盡可能少的若干組同心圓,然后再各組同心圓圓心上放置一根傳動軸,來帶動各自一組的主軸。接著再用盡可能少的傳動軸把各組軸與動力部件驅動軸聯接起來,這就是通常的傳動布置次序,最后再引到動力部件的驅動軸上。在滑臺上安裝動力箱、多軸箱、銑削頭、鉆削頭等各種部件,以完成對工件的銑削、鉆大頭、鉆小孔、攻絲等進行實現濾液管加工組合機床的功能。傳動方案如下圖：傳動方案圖2、動力刀架的設計2.1電動機的選用〔參照[9]》136頁根據前面所選切削用量計算的切削功率需要,并適當考慮提高切削用量的可能性〔一般按30%考慮,選用電動機。查[2]14頁,得初算電動機功率公式：電動機功率：P==≈13.62kw。其中η取0.9則,由銑削,鉆削及攻絲的T和n得電動機功率P≥13.62kw查[15]表10-7選用Y系列電動機初選電機：P=15kw,M=2.2N.m,同步轉速：1500r/min,滿載轉速：1460r/min,重量：144kg,型號：Y160L外形尺寸：電動機型號額定功率KW同步轉速r/min滿載轉速r/minY160L-41515001460Y160L-4系列電動機為一般用途封閉自扇冷式。能防止灰塵、鐵屑或其他雜物的侵入。結構牢固,運行可靠,使用維修方便,性能良好。可滿載啟動,在電網容量小的地區也可采用降壓啟動,降壓啟動時的轉矩降低與電壓降低平方成正比。2.2總傳動比的計算與分配〔參考[2]第12頁總傳動比的計算電動機確定后,根據電動機的滿載轉速和工作裝置的,就可計算傳動裝置的總傳動比,即。傳動比較大時通常采用多級傳動,若傳動裝置有多級串聯而成,則必須使各級傳動比的乘積和總傳動比相等。濾液管加工組合機床電動機滿載轉速=1460r/min,銑刀轉速=562r/min,大鉆頭轉速=120r/min,小鉆頭轉速為562r/min,攻絲轉速=53r/min,由于鉆小孔和攻絲要使用復合刀具,要使用小轉速,所以要使用攻絲的轉速作為鉆小孔和攻絲的轉速。則各傳動過程總傳動比如下：,,。由于大鉆,攻絲傳動的傳動比i較大,則采用多級傳動,傳動裝置由多級串聯而成,各級傳動比的乘積和總傳動比相等。2.2.2計算傳動裝置的運動和動力參數銑法蘭面的傳動路線：電動機—V帶—I軸——軸——軸鉆大孔的傳動路線：電動機—V帶—I軸——軸——VII軸鉆小孔和攻絲的傳動路線：電動機—V帶—I軸——軸——VI軸—Z13Z14—V軸刀架轉動的傳動路線：電動機—V帶—I軸——軸——軸總傳動比的分配查[2]表1-2得：V帶傳動的傳動比i=2<為防止大帶輪和底架相碰,通常應滿足V帶傳動的傳動比小于齒輪傳動的傳動比>；銑削加工一級圓柱齒輪傳動比i=1.2二級圓錐傳動比i=1.08；鉆大孔加工一級圓柱齒輪傳動比i=2.7二級圓錐傳動比i=2.25；鉆小孔和攻絲加工一級圓柱齒輪傳動比i=3,二級圓錐傳動比i=2,三級圓錐齒輪傳動比i=2.3；刀架轉動部分一級圓柱齒輪傳動比i＝3,二級圓柱齒輪傳動比i＝4,三級圓柱齒輪傳動比i＝4.7.由以上傳動比確定各軸相應傳動所需轉速如下表：傳動軸速r/min帶傳動?軸∏軸IV軸V軸VI軸VII軸III軸銑削1460730608562鉆大孔1460730270120鉆小孔和攻絲146073024312253刀架轉動146073024360〔備注：傳動過程中的轉速損失約為3℅由電動機功率確定的各傳動過程各軸功率：〔每根軸的功率損失可取為1℅；銑削傳動過程：一級圓柱齒輪I軸功率；二級圓柱齒輪II軸功率；二級圓錐齒輪Ⅳ軸功率鉆大孔傳動過程：一級圓柱齒輪I軸功率；二級圓柱齒輪II軸功率；二級圓錐齒輪VII軸功率鉆小孔和攻絲傳動過程：一級圓柱齒輪I軸功率；二級圓柱齒輪Ⅱ軸功率；二級圓錐齒輪V軸功率；三級圓柱齒輪VI軸功率；由電動機功率確定的各傳動過程各軸轉矩：〔每根軸的功率損失可取為1℅銑削傳動過程：一級圓柱齒輪I軸轉矩N.m；二級圓柱齒輪II軸轉矩N.m二級圓錐齒輪Ⅳ軸轉矩N.m；鉆大孔傳動過程：一級圓柱齒輪I軸轉矩N.m；二級圓柱齒輪II軸轉矩N.m；二級圓錐齒輪VII軸轉矩N.m鉆小孔和攻絲傳動過程：一級圓柱齒輪I軸轉矩N.m；二級圓柱齒輪II軸轉矩N.m；二級圓錐齒輪V軸轉矩N.m；三級圓柱齒輪VI軸轉矩N.m2.3V帶傳動的設計由于V帶兩側面和輪槽接觸,可提高更大摩擦力且V帶傳動允許傳動比大,結構緊湊,故在動力箱的第一級用普通V帶傳動。同時為了安全起見,帶傳動應該置于鐵絲網或者保護罩之內,使之不能外漏。電動機的功率P=15KW,n=1460r/min,傳動比i=2,每天工作8小時。確定計算功率由表8-7查得工作情況系數,故Pca=選擇V帶的帶型：根據Pca,n,由圖8-10選用B型確定帶輪的基準直徑并驗算帶速V:1>初選小帶輪的基準直徑,由表8-6和表8-8,取小帶輪的基準直徑2驗算帶速V,按式因為,故帶速合適。3計算大帶輪的基準直徑,根據式,根據表8-8,圓整為2.3.4確定V帶中心距a和基準長度Ld：1根據式,定中心距ao=500mm2>由式由表8-2選帶的基準長度Ld=183>按式中心距的變化范圍為388.25至615mm2.3.5驗算小帶輪上的包角：2.3.6計算帶的根數Z:1>計算單根V帶的額定功率由和,查表8-4a的根據,i=2和B型帶,查表8-4b得查表8-5得表8-2得于是2計算V帶的根數Z,取6根2.3.7計算單根V帶的初拉力的最小值：由表8-3得B型帶的單位長度質量,所以應使帶的實際初拉力2.3.8計算壓軸力Fp:壓軸力的最小值為2.3.9帶輪的結構設計：帶輪的材料選用HT200,采用實心式,L=B=120mm,,,,,2.4傳動過程齒輪的設計2.4.1銑刀傳動過程I軸II軸圓柱齒輪的設計齒輪材料的選擇[15]370頁選用調質鋼,因承載能力不高,查表8-112得大小齒輪均用軟齒面,大齒輪正火調質,小齒輪用調質處理。漸開線圓柱齒輪傳動,n=730r/min,齒數比i=1.2,工作壽命10年,一天一班,300天,電動機驅動,專向不變,輕微沖擊〔查[5]209頁1.<1>傳動方案如傳動系統圖<2>為一般工作機器,速度不高,選七級精度級精度〔GB10095-88<3>材料選擇材料由表10-1選出,小齒輪材料40<調質>硬度280HBS,大齒輪材料45號鋼<調質>硬度240HBS,二者材料硬度之差為40HBS。<4>試選小齒輪齒數z2=20,則大齒輪齒數z2.按齒面強度設計,由計算公式〔10-9a進行計算,即1>確定公式內各計算數值<1>試選載荷系數＝1.3<2>小齒輪傳遞扭矩:T=95.5×105<3>由表10-7取齒寬系數為<4>由表10-6材料影響系數=189.8<5>由圖10-21d按齒面硬度查的小輪齒接觸疲勞強度極限,大輪齒接觸疲勞強度極限<6>由式10-13計算過應力循環次數N1=60×730×1×8×300×10=1.0512×<7>由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數<8>計算接觸疲勞許用應力,取失效概率1﹪安全系數S=1,由式10-12得2>.計算<1>試計算小齒輪分度圓直徑,代入中較小值=90.38mm<2>計算圓周速度<3>齒寬b=<4>計算齒寬和齒高之比模數m=d/z=4.52mm,齒高h=2.25m=10<5>計算載荷系數由v=3.45m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數=1.1。直齒輪,。由表10-2查的使用系數。由表10-4用插值法查的7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時,+<1+>+=1.4254由b/h=8.9,查圖10-13得,故載荷系數<6>按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑<7>計算模數模數m=d/z=5.433.按齒根彎曲疲勞強度設計<1>由圖10-20c查得小輪齒彎曲疲勞強度極限與大輪齒彎曲疲勞強度極限分別為<2>由圖10-18查得彎曲疲勞強度系數<3>計算彎曲疲勞許用應力,取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由10-12式得<4>計算載荷系數<5>查取齒形系數和應力校正系數為<6>計算,,大齒輪的數值大<7>計算=3.24對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數,由于齒輪模數m的大小主要取決于齒根的彎曲強度所決定的承載能力,則可取彎曲強度算得的模數3.24并進一步圓整為3.5mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d=108.67mm,算出小齒輪齒數Z=d/m=31.05,取為31<8>幾何尺寸計算計算分度圓直徑==108.5mm==133mm計算中心距a=1計算齒輪寬度b==108.5mm取=105mm=11銑刀傳動過程II軸Ⅳ軸銑錐齒齒輪設計齒輪材料的選擇[3]370頁漸開線圓錐齒輪傳動,n=608r/min,齒數比i=1.08,工作壽命10年,一天一班,300天,電動機驅動,專向不變,輕微沖擊1.<1>傳動方案如傳動系統圖〔2為一般工作機器,速度不高,選七級精度級精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1選出,小齒輪材料40Cr<調質>硬度280HBS,大齒輪材料45號鋼<調質>硬度240HBS。〔4試選小齒輪齒數20,則大齒輪齒數222.按齒面接觸強度設計1.>確定公式內各計算數值〔1試選載荷系數＝1<2>小齒輪傳遞扭矩T=170N.m<3>取齒寬系數為=1/3<4>材料影響系數<5>由圖10-21d按吃面硬度查的小輪齒接觸疲勞強度極限,大輪齒接觸疲勞強度極限<6>由式10-13計算過應力循環次數<7>由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數<8>計算接觸疲勞許用應力,取失效概率1﹪安全系數S=1,由式10-12得2.>計算<1>試計算大齒輪分度圓直徑,代入中較小值=138mm<2>計算圓周速度<3>齒寬<4>模數,齒高h=15.53mm,齒寬與齒高之比<5>計算載荷系數由v=4.39m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數=1.1,直齒錐齒輪,假設＜100N/m,則,使用系數,7級精度,齒輪懸臂布置時,+<1+>+=1.1485則載荷系數<6>按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑平均分度圓直徑,模數3.按齒根彎曲疲勞強度設計<1>由圖10-20c查得小輪齒彎曲疲勞強度極限與大輪齒彎曲疲勞強度極限分別為<2>由圖10-18查得彎曲疲勞強度系數<3>計算彎曲疲勞許用應力,取彎曲疲勞安全系數S=1,由10-12式得<4>計算載荷系數<5>查取齒形系數和應力校正系數為<6>計算,<7>計算齒輪模數的大小主要取決于齒根的彎曲強度所決定的承載能力,則可取彎曲強度算得的模數3.746mm并進一步圓整為3.5mm則=132.1mm,齒輪齒數Z=d/m=37.74,小齒輪齒數=38,大齒輪齒數=42〔8幾何尺寸計算名稱代號公式小齒輪大齒輪分錐角42.1447.86齒根高4.24.2齒頂高ha33分度圓直徑d1331齒頂圓直徑11齒根圓直徑126.771錐距R99.1299.12齒根角頂錐角根錐角頂隙C0.0.分度圓齒厚S5.4955.495當量齒數Zv51.2562.6齒寬B33.33.2.4.2大鉆傳動過程I軸II軸圓柱齒輪的設計齒輪材料的選擇[15]370頁選用調質鋼,因承載能力不高,查表8-112得大小齒輪均用軟齒面,大齒輪正火調質,小齒輪用調質處理。漸開線圓柱齒輪傳動,n=730r/min,齒數比i=1.2,工作壽命10年,一天一班,300天,電動機驅動,專向不變,輕微沖擊〔查[5]209頁1.<1>傳動方案如傳動系統圖<2>為一般工作機器,速度不高,選七級精度級精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1選出,小齒輪材料40<調質>硬度280HBS,大齒輪材料45號鋼<調質>硬度240HBS<4>試選小齒輪齒數20,則大齒輪齒數24=20*1.22.按齒面強度設計1>確定公式內各計算數值<1>試選載荷系數＝1.3<2>小齒輪傳遞扭矩T=188N.m<3>取齒寬系數為<4>材料影響系數=189.8<5>由圖10-21d按齒面硬度查的小輪齒接觸疲勞強度極限,大輪齒接觸疲勞強度極限<6>由式10-13計算過應力循環次數N1=60×730×1×8×300×10=1.0512×<7>由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數<8>計算接觸疲勞許用應力,取失效概率1﹪安全系數S=1,由式10-12得2>.計算<1>試計算小齒輪分度圓直徑,代入中較小值=90.38mm<2>計算圓周速度<3>齒寬B=<4>模數m=d/z=4.52mm,齒高h=10.17mm齒寬與齒高之比b/h=8.9,<5>計算載荷系數由v=3.45m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數=1.1,直齒輪,,使用系數,7級精度,齒輪非對稱布置時,+<1+>+=1.4254由b/h=8.9,查圖10-13得,故載荷系數<6>按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑<7>計算模數模數m=d/z=5.43mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計<1>由圖10-20c查得小輪齒彎曲疲勞強度極限與大輪齒彎曲疲勞強度極限分別為<2>由圖10-18查得彎曲疲勞強度系數<3>計算彎曲疲勞許用應力,取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由10-12式得<4>計算載荷系數<5>查取齒形系數和應力校正系數為<6>計算,,大齒輪的數值大<7>計算=3.24齒輪模數的大小主要取決于齒根的彎曲強度所決定的承載能力,則可取彎曲強度算得的模數3.24并進一步圓整為3.5mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d=108.67mm,算出小齒輪齒數Z=d/m=31.05,取為31,大齒輪齒數Z=38<8>幾何尺寸計算計算分度圓直徑==108.5mm==133mm計算中心距a=1計算齒輪寬度b==108.5mm取=105mm=110mm大鉆傳動過程II軸Ⅷ軸銑錐齒齒輪設計齒輪材料的選擇[3]370頁漸開線圓錐齒輪傳動,n=270r/min,齒數比i=2.25,工作壽命10年,一天一班,300天,電動機驅動,專向不變,輕微沖擊1.<1>傳動方案如傳動系統圖〔2為一般工作機器,速度不高,選七級精度級精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1選出,小齒輪材料40Cr<調質>硬度280HBS,大齒輪材料45號鋼<調質>硬度240HBS〔4試選小齒輪齒數20,則大齒輪齒數452.按齒面接觸強度設計1.>確定公式內各計算數值〔1試選載荷系數＝1<2>小齒輪傳遞扭矩T=382N.m<3>取齒寬系數為=1/3<4>材料影響系數<5>由圖10-21d按吃面硬度查的小輪齒接觸疲勞強度極限,大輪齒接觸疲勞強度極限<6>由式10-13計算過應力循環次數<7>由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數<8>計算接觸疲勞許用應力,取失效概率1﹪安全系數S=1,由式10-12得2.>計算<1>試計算大齒輪分度圓直徑,代入中較小值=129.56mm<2>計算圓周速度<3>齒寬<4>模數,齒高h=14.56mm,齒寬與齒高之比<5>計算載荷系數由v=1.83m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數=1.1,直齒錐齒輪,假設＜100N/m,則,使用系數,7級精度,齒輪懸臂布置時,+<1+>+=1.1485則載荷系數<6>按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑平均分度圓直徑,模數3.按齒根彎曲疲勞強度設計<1>由圖10-20c查得小輪齒彎曲疲勞強度極限與大輪齒彎曲疲勞強度極限分別為<2>由圖10-18查得彎曲疲勞強度系數<3>計算彎曲疲勞許用應力,取彎曲疲勞安全系數S=1,由10-12式得<4>計算載荷系數<5>查取齒形系數和應力校正系數為<6>計算,<7>計算齒輪模數的大小主要取決于齒根的彎曲強度所決定的承載能力,則可取彎曲強度算得的模數3.78mm并進一步圓整為3.5mm則=124mm,齒輪齒數Z=d/m=35.5,小齒輪齒數=38,大齒輪齒數=86〔8幾何尺寸計算名稱代號公式小齒輪大齒輪分錐角23.8466.16齒根高4.2mm4.2mm齒頂高ha3.5mm3.5mm分度圓直徑d133300齒頂圓直徑1302.8齒根圓直徑90.67mm170.9mm錐距R164.5164.5齒根角頂錐角根錐角頂隙C0.7mm0.7mm分度圓齒厚S5.495mm5.495mm當量齒數Zv32.09102.33齒寬B54.854.82.4.3攻絲傳動過程I軸II軸圓柱齒輪的設計齒輪材料的選擇[15]370頁選用調質鋼,因承載能力不高,查表8-112得大小齒輪均用軟齒面,大齒輪正火調質,小齒輪用調質處理。漸開線圓柱齒輪傳動,n=730r/min,齒數比i=3,工作壽命10年,一天一班,300天,電動機驅動,轉向不變,輕微沖擊〔查[5]209頁1.<1>傳動方案如傳動系統圖<2>為一般工作機器,速度不高,選七級精度級精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1選出,小齒輪材料40<調質>硬度350HBS,大齒輪材料45號鋼<調質><調質>硬度330HBS<4>試選齒輪齒數:取m=3,中心距a=120.75則另一齒輪齒數為602.按齒面強度設計1.>確定公式內各計算數值<1>試選載荷系數＝1.3<2>小齒輪傳遞扭矩T=188N.m<3>取齒寬系數為<4>材料影響系數=189.8<5>由圖10-21d按齒面硬度查得小輪齒接觸疲勞強度極限,大輪齒接觸疲勞強度極限<6>由式10-13計算過應力循環次數<7>由圖10-19查的接觸疲勞壽命系數<8>計算接觸疲勞許用應力,取失效概率1﹪安全系數S=1,由式10-12得2.>計算<1>試計算小齒輪分度圓直徑,代入中較小值=52.84mm2>計算圓周速度3>齒寬4>模數齒高h=5.94mm齒寬與齒高之比b/h=8.89,5>計算載荷系數由v=2m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數=1.14,直齒輪,假設＜100N/m,則,使用系數,7級精度,齒輪非對稱布置時,由,查圖10-13得,故載荷系數6>按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑7>計算模數模數3.按齒根彎曲疲勞強度設計<1>由圖10-20c查得小輪齒彎曲疲勞強度極限與大輪齒彎曲疲勞強度極限分別為<2>由圖10-18查得彎曲疲勞強度系數<3>計算彎曲疲勞許用應力,取彎曲疲勞安全系數S=1,由10-12式得<4>計算載荷系數<5>查取齒形系數和應力校正系數為<6>計算。小齒輪的數值大。<7>計算齒輪模數的大小主要取決于齒根的彎曲強度所決定的承載能力,則可取彎曲強度算得的模數2.17mm并進一步圓整為3mm,則小齒輪直徑d=60.5mm,小齒輪齒數Z=d/m=20,大齒輪齒數Z=60齒寬b＝50mm<8>幾何尺寸計算計算分度圓直徑==60mm==180mm計算中心距a=120mm計算齒輪寬度b==60mm取=60mm=65mm驗算轉速攻絲傳動過程II軸Ⅶ軸圓錐齒輪的設計齒輪材料的選擇[3]370頁漸開線圓錐齒輪傳動,n=243r/min,齒數比i=2,工作壽命10年,一天一班,300天,電動機驅動,專向不變,輕微沖擊1.<1>傳動方案如傳動系統圖〔2為一般工作機器,速度不高,選七級精度級精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1選出,小齒輪材料40Cr<調質>硬度280HBS,大齒輪材料45號鋼<調質>硬度240HBS〔4試選小齒輪齒數20,則大齒輪齒數402.按齒面接觸強度設計1.>確定公式內各計算數值〔1試選載荷系數＝1<2>小齒輪傳遞扭矩T=424.4N.m<3>取齒寬系數為=1/3<4>材料影響系數<5>由圖10-21d按吃面硬度查的小輪齒接觸疲勞強度極限,大輪齒接觸疲勞強度極限<6>由式10-13計算過應力循環次數<7>由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數<8>計算接觸疲勞許用應力,取失效概率1﹪安全系數S=1,由式10-12得2.<1>試計算大齒輪分度圓直徑,代入中較小值=139.56mm<2>計算圓周速度<3>齒寬<4>模數,齒高h=15.75mm,齒寬與齒高之比<5>計算載荷系數由v=1.78m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數=1.1,直齒錐齒輪,假設＜100N/m,則,使用系數,7級精度,齒輪懸臂布置時,+<1+>+=1.1485則載荷系數<6>按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑平均分度圓直徑,模數3.按齒根彎曲疲勞強度設計<1>由圖10-20c查得小輪齒彎曲疲勞強度極限與大輪齒彎曲疲勞強度極限分別為<2>由圖10-18查得彎曲疲勞強度系數<3>計算彎曲疲勞許用應力,取彎曲疲勞安全系數S=1,由10-12式得<4>計算載荷系數<5>查取齒形系數和應力校正系數為<6>計算,<7>計算齒輪模數的大小主要取決于齒根的彎曲強度所決定的承載能力,則可取彎曲強度算得的模數4.05mm并進一步圓整為3.5mm則=133.6mm,齒輪齒數Z=d/m=38.17,小齒輪齒數=38,大齒輪齒數=76〔8幾何尺寸計算名稱代號公式小齒輪大齒輪分錐角26.56564.435齒根高4.2mm4.2mm齒頂高ha3.5mm3.5mm分度圓直徑d133266齒頂圓直徑1262.87齒根圓直徑126.74266.87錐距R148.7148.7齒根角頂錐角根錐角頂隙C0.7mm0.7mm分度圓齒厚S5.495mm5.495mm當量齒數Zv42.49169.94齒寬B49.5649.56攻絲傳動過程Ⅶ軸N軸圓錐齒輪的設計齒輪材料的選擇[8]370頁選用調質鋼,因承載能力不高,查表8-112得大小齒輪均用軟齒面,大齒輪正火調質,小齒輪用調質處理。漸開線圓柱齒輪傳動,n=122r/min,齒數比i=2.3,工作壽命10年,一天一班,300天,電動機驅動,轉向不變,輕微沖擊1.<1>傳動方案如傳動系統圖<2>為一般工作機器,速度不高,選七級精度級精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1選出,小齒輪材料40Cr<調質>硬度290HBS,大齒輪材料45號鋼<調質><調質>硬280HBS<4>試選齒輪齒數<5>初選螺旋角2.按齒面強度設計1.>確定公式內各計算數值<1>試選載荷系數<2>小齒輪傳遞扭矩T=548N.m<3>取齒寬系數為<4>材料影響系數<5>由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限。〔6許用接觸應力〔7選取區域系數,,2.>計算<1>試計算小齒輪分度圓直徑,代入<2>計算圓周速度<3>計算齒寬b及模數：<4>計算縱向重合度<5>計算載荷系數使用系數由v=0.642m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數假設,則,使用系數,7級精度,齒輪非對稱布置時,由,查圖10-13得,故載荷系數<6>按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑<7>計算模數模數3.按齒根彎曲疲勞強度設計<1>計算載荷系數<2>由查圖10-28得螺旋角影響系數<3>計算當量齒數<4>查取齒形系數和應力校正系數為<5>由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數,S=1.4.,<6>計算大小齒輪的加以比較：,,大齒輪的數值大。〔7設計計算：對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數,取已可滿足彎曲強度。為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑,于是由取,<8>幾何尺寸計算中心距,將其圓整為180mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不大,故不必修正。計算大小齒輪的分度圓直徑:計算齒輪寬度圓整后取2.4.4．刀架轉動部分傳動過程1.I軸II軸圓柱齒輪的設計齒輪材料的選擇[6]370頁選用調質鋼,因承載能力不高,查表8-112得大小齒輪均用軟齒面,大齒輪正火調質,小齒輪用調質處理。漸開線圓柱齒輪傳動,n=730r/min,齒數比i=3,工作壽命10年,一天一班,300天,電動機驅動,專向不變,輕微沖擊〔查[5]209頁1.<1>傳動方案如傳動系統圖<2>為一般工作機器,速度不高,選七級精度級精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1選出,小齒輪材料40<調質>硬度280HBS,大齒輪材料45號鋼<調質>硬度240HBS<4>試選齒輪齒數：2.按齒面接觸強度設計1.>確定公式內各計算數值。〔1試選載荷系數<2>小齒輪傳遞扭矩T=188N.m<3>取齒寬系數為<4>材料影響系數<5>由圖10-21d按齒面硬度查的小輪齒接觸疲勞強度極限,大輪齒接觸疲勞強度極限<6>由式10-13計算過應力循環次數<7>由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數<8>計算接觸疲勞許用應力,取失效概率1﹪安全系數S=1,由式10-12得2.<1>試計算小齒輪分度圓直徑,代入中較小值<2>計算圓周速度<3>齒寬<4>模數,齒高h=6.98mm齒寬與齒高之比,<5>計算載荷系數由v=2.85m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數假設,則,使用系數,7級精度,齒輪懸臂布置時,由,查圖10-13得,故載荷系數<6>按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑<7計算模數模數3.按齒根彎曲疲勞強度設計計算齒輪模數的大小主要取決于齒根的彎曲強度所決定的承載能力,則可取彎曲強度算得的模數2.66mm并進一步圓整為3.5mm,小齒輪齒數,則大齒輪直徑大齒輪齒數Z=<8>驗算合適<9>幾何尺寸計算分度圓直徑中心距a=120mmb=2．刀架轉動部分傳動過程II軸III軸圓柱齒輪的設計齒輪材料的選擇[6]370頁選用調質鋼,因承載能力不高,查表8-112得大小齒輪均用軟齒面,大齒輪正火調質,小齒輪用調質處理。漸開線圓柱齒輪傳動,n=243r/min,齒數比i=4,工作壽命10年,一天一班,300天,電動機驅動,轉向不變,輕微沖擊〔查[5]209頁1.<1>傳動方案如傳動系統圖<2>為一般工作機器,速度不高,選七級精度級精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1選出,小齒輪材料40<調質>硬度280HBS,大齒輪材料45號鋼<調質>硬度240HBS<4>試選小齒輪齒數20,則大齒輪齒數802.按齒面強度設計1.>確定公式內各計算數值。<1>試選載荷系數＝1.4<2>小齒輪傳遞扭矩T=424.4N.m<3>取齒寬系數為<4>材料影響系數=189.8<5>由圖10-21d按齒面硬度查得小輪齒接觸疲勞強度極限600MPa,大輪齒接觸疲勞強度極限550MPa<6>由式10-13計算過應力循環次數<7>由圖10-19查的接觸疲勞壽命系數<8>計算接觸疲勞許用應力,取失效概率1﹪安全系數S=1,由式10-12得2.<1>試計算小齒輪分度圓直徑,代入中較小值=103.37mm2>計算圓周速度3>齒寬4>模數齒高h=6.87mm齒寬與齒高之比b/h=8.9,5>計算載荷系數由v=1.31m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數=1.05假設＜100N/m,則,使用系數,7級精度,齒輪非對稱布置時,由,查圖10-13得,故載荷系數6>按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑7>計算模數模數3.按齒根彎曲疲勞強度設計<1>由圖10-20c查得小輪齒彎曲疲勞強度極限與大輪齒彎曲疲勞強度極限分別為<2>由圖10-18查得彎曲疲勞強度系數<3>計算彎曲疲勞許用應力,取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由10-12式得<4>計算載荷系數<5>查取齒形系數和應力校正系數為<6>計算,小齒輪的數值大<7>計算齒輪模數的大小主要取決于齒根的彎曲強度所決定的承載能力,則可取彎曲強度算得的模數3.85mm并進一步圓整為4.5mm,小齒輪齒數,可取為25d=112mm<8>幾何尺寸計算齒寬b＝108mm中心距a=281.25刀架轉動部分軸與刀架齒輪設計1.根據實際裝配要求及位置安排要求和刀架轉動部分傳動過程II軸III軸圓柱齒輪位置的要求設計大齒輪繞軸II旋轉,小齒輪裝在III軸上,試取傳動比I=4.7,則即,則試取則可得,取齒寬2.驗算：由于T=1114.2N/m,取則可知使用參數合適3.幾何尺寸計算分度圓直徑齒寬齒頂高齒根高齒頂間隙C＝1mm齒高h=6.8mm中心距2.5．軸的設計2.5.1軸I的設計輸出軸的功率：P=14.4kw轉速：n=730r/min轉矩：分度圓直徑：d=60求作用在齒輪上的力初步確定軸的最小直徑選用45鋼,正火處理。查[1]表14-2取,由表14-7得：；由表14-5查得：A=110,按式14-2,于是得取d=32mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器的,為了使所選的此處的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩,查表14-1〔《機械設計》,第351頁,主編濮良貴,考慮到轉矩變化較小,故取,則,按照計算轉矩Tca,應小于聯軸器公稱直徑轉矩的條件,查標準GB/t5014-2003或手冊,選用LX3型彈性柱銷聯軸器,其公稱轉矩為12504>確定齒輪和軸承的潤滑計算齒輪圓周速度V=齒輪采用浸油潤滑,軸承采用脂潤滑。5>軸系初步設計經分析采用深溝球軸承,查[1]表10-35得軸承采用60116>軸的結構設計經綜合分析軸的結構如下圖7>軸的受力圖NNmm扭矩圖MA<2>彎矩M水平面力平衡方程：解得：BC段：CD段：垂直彎矩MV:力平衡方程：解得：BC段：CD段：軸的彎矩圖M：按彎扭合成應力校核軸的強度。故安全考慮鍵槽：實際直徑分別為40mm和53mm,強度足夠。故此軸合格2.5.2軸I右端軸的設計1.p=14.4kw,n=730r/min,T=188N.m2.求作用在齒輪上的力=31,m=3.5,因已知軸的分度圓直徑為：d=108.5mm圓周力徑向力3.初步確定軸的最小直徑選用45鋼,正火處理。查[1]表14-2取,由表14-7得：；由表14-5查得：A=110,按式14-2,于是得取d=32mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器的,為了使所選的此處的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩,查表14-1〔《機械設計》,第351頁,主編濮良貴,考慮到轉矩變化較小,故取,則,按照計算轉矩Tca,應小于聯軸器公稱直徑轉矩的條件,查標準GB/t5014-2003或手冊,選用LX3型彈性柱銷聯軸器,其公稱轉矩為12504>確定齒輪和軸承的潤滑計算齒輪圓周速度V=齒輪采用浸油潤滑,軸承采用脂潤滑。5>軸系初步設計經分析采用深溝球軸承,查[1]表10-35得軸承采用60116>軸的結構設計經綜合分析軸的結構如下圖7>軸的受力圖NNNN扭矩圖MA<2>彎矩M水平面力平衡方程：解得：垂直彎矩MV:力平衡方程：解得：軸的彎矩圖M：按彎扭合成應力校核軸的強度。故安全2.5.3軸II的設計1.選擇軸的材料,確定許用應力選用45鋼,正火處理,查[2]表14-2取,由表14-7得。按扭轉強度,初估軸的最小直徑由表14-5查得A=110,按式<14-2>得通過綜合分析,軸II的結構設計如下圖3.5求軸上的轉矩T=424.4Nm求作用在齒輪上的力2.繪制軸的受力簡圖計算支承反力<圖bd>水平平面垂直平面繪制彎矩圖水平平面彎矩圖<圖c>垂直平面彎矩圖<圖e>合成彎矩圖<圖f>繪制轉矩圖轉矩T=424.4Nm按彎扭合成應力校核軸的強度。故安全,所以強度足夠。2.5.4軸III的設計1.p=9.36kw,n=60r/min,T=1489.8N.m2.求作用在齒輪上的力=100,m=4.5,因已知軸的分度圓直徑為：d=450mm圓周力徑向力3.初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據〔5表15-3取=112,于是得：輸出軸的最小直徑顯然是安裝離合器的處軸的直徑。為使所選軸的直徑與離合器的孔徑相適應,故應同時選取離合器的型號。選取牙嵌式離合器,牙數z=7,D=80,==40,離合器與軸重合的長度4.軸的結構通過綜合分析,軸III的結構設計如下圖所示：5.軸承的選擇工作中軸承只承受軸向力,同時考慮經濟性,選擇深溝球軸承因軸承只承受軸向力,取=1.2,故P==2891.88N根據[5]式13-6,求軸承應有的基本額定動載荷根據[8]選擇C=72.2KN的6313軸承。經校核軸的尺寸與所選軸承均符合要求。2.5.5轉動刀架軸的設計選擇軸的材料,確定許用應力選用45鋼,正火處理。查[12]表14-2取,由表14-7得。P=8.9KNn=60r/min按扭轉強度,初估軸的最小直徑由表14-5查得A=110,按式<14-2>得確定齒輪和軸承的潤滑齒輪采用油浴潤滑,軸承采用脂潤滑。經綜合分析軸的結構如下圖3.7：軸的強度校核計算齒輪受力分度圓直徑轉矩齒輪切向力齒輪徑向力=19864×tan20=7230N繪制彎矩圖并計算合成彎矩軸為單向運轉,轉矩為脈動循環。軸的強度足夠。經過校核其他軸的強度均足夠。2.5.6軸上軸承壽命的校核I軸的軸承軸承不受軸向力,只受徑向力,固,查[1]表13-17得X=1,Y=0當量動載荷為：n=730r/min查得,故選擇6210深溝求軸承。,壽命足夠,同理可得其他軸承的壽命足夠。2.5.7鍵的校核I軸的鍵選用A型平鍵聯接。根據軸徑d=40mm,查[1]表4-1得鍵寬b=12mm,鍵高h=8mm,取鍵長L=80mm,將l=L-b=80-12=68mm,k=0.4h=3.2mm代入公式<4-1>得擠壓應力為由表查得,所以擠壓強度足夠。同理可得其他鍵的強度也足夠。同理可得其他鍵的強度也足夠。離合器選用：牙嵌離合器,由兩個端面上有牙的半離合器組成。其中一個半離合器固定在主動軸上；另一個半離合器用導向平鍵與從動軸連接,并可由操縱機構使其作軸向移動,以實現離合器的分離和接合。選擇三角形牙,牙數取10,材料HT200.2.6主軸箱的潤滑、變速主軸箱的潤滑：主軸箱采用葉片潤滑油泵進行潤滑。油泵打出的油經分離器分向各潤滑部位,對于立式主軸箱,則將油管分散引至最高排齒輪上面使主軸箱的傳動軸得到潤滑。對于設計該主軸箱,中等尺寸,用一個葉片潤滑油泵即可。在設計主軸箱的傳動系統時,一般的在主要傳動環節未排好之前,是可以不考慮油泵的安放位置。待主要傳動環節排好之后,再用按比例畫在透明紙上的油泵外廓圖,試著給油泵找個合適的位置。主軸箱的變速：在大型標準主軸箱上,通常是選擇分路傳動前的一對或兩對處于Ⅳ、Ⅴ排的齒輪作為交換齒輪,以便獲得一定的變速范圍。而對于此主軸箱的傳動系統設計,是不用考慮變速齒輪的,因為在小型動力頭的傳動系統中已沒有變速環節〔減速器。2.7主軸箱的坐標計算主軸箱坐標系原點確定：當主軸箱是直接安在動力滑臺或床身上時,一般選取主軸箱體底平面與通過其定位銷孔德垂直線交點為坐標原點。這個主軸箱是安裝在動力頭上的,坐標原點在靠主軸箱左側〔對著主軸箱正面看的定位銷孔上,其尺寸是距主軸箱側邊E=50mm,距主軸箱底邊H=30mm.主軸及傳動軸的坐標計算：軸Ⅰ:軸Ⅲ:2.8機械分度回轉動力刀架的工作原理：當按下回轉刀架回轉按鈕SB1后,配氣閥〔電磁換向閥YA通電動作,壓縮空氣經分水器,穩壓器及配氣閥同時進入回轉刀架氣缸抬起腔及自鎖裝置氣缸,自鎖銷脫開,回轉刀架回轉,抬起開關ST1被壓下并發出回轉訊號,接通電機,實現回轉刀架快速轉位,回轉盤分度定位銷隨回轉刀架運動到下一定位機構位置壓下電機反向開關ST2并發反靠訊號,電機慢速反轉實現回轉刀架的緩慢反靠,并接通時間繼電器,回轉刀架反靠結束并壓下反靠訊號開關ST3,開關ST3發出定位訊號,配氣閥斷電在彈簧作用下換向,壓縮空氣經配氣系統進入回轉刀架氣缸定位腔,實現回轉刀架的定位,壓下定位開關ST4,切斷回轉裝置電動機,回轉刀架一次轉為到此結束,下一次轉位將繼續重復上述循環。如圖3.床身支撐件及豎直進給運動機構的設計與選用組合機床是用按系列標準化設計的通用部件和按被加工零件的形狀及加工工藝要求設計的專用部件組成的專用機床。它適用于小批、大批和大量生產的企業,多用于加工量大的工件,完成鉆孔、擴孔、鉸孔、加工各種螺紋,鏜孔、車削等的加工。濾液管加工組合機床是用總的電氣控制系統將各個部件的工作連成一個統一循環。各個部件都設計成能獨立存在的,可以按合理的規格尺寸系列,實現高度的系列化、標準化、通用化。組合機床一般由支撐部件〔床身、立柱、底座和中間底座組成、動力部件〔動力滑臺、動力頭、工件定位夾壓和運送部件〔夾具、回轉工作臺、移動工作臺、等、和控制部件〔電氣柜、液壓站、操縱臺等組成。其中支承件是機床的基本構件,主要是指床身底座、立柱、橫梁、工作臺、和升降臺等大件。這些大件的作用是支承其它零部件,保證它們之間正確的相互位置關系和相對運動軌跡。機床切削時,支承件承受著一定的重力、切削力、摩擦力、夾緊力等。機床中的支承件有的互相固聯在一起,有的在導軌上作相對運動。導軌常與支承件做成一體,也有采用裝配、鑲嵌或粘接的方法與支承件相連接。支承件受力受熱后的變形和振動將直接影響機床的加工精度和表面質量。因此,正確設計與選用支承件結構、尺寸及布局具有十分重要的意義。3.1對支承件的基本要求3.1.1抗振性：抗振性是指支承件抵抗受迫振動和自激振動的能力。抵抗受迫振動的能力是指受迫振動的振幅不超過許用值,即要求有足夠的靜剛度。抵抗自激震動的能力是指在給定的切削條件下,能保證切削的穩定性。3.1.2熱變形：機床工作時,電動機、傳動系統的機械摩擦及切削過程等都會發熱,機床周圍環境溫度的變化也會引起支承件溫度變化,產生熱變形,從而影響機床的工作精度和幾何精度,這一點對精密機床尤為重要。因此應對支承件的熱變形及熱應力加以控制。3.1.3內應力：支承件在鑄造、焊接及粗加工的過程中,材料內部會產生內應力,導致變形。在使用中,由于內應力的重新分布和逐漸消失會使變形增大,超出許用的誤差范圍。支承件的設計應從結構上和材料上保證其內應力要求,并應在焊、鑄等工序后進行失效處理。3.1.4剛度：所謂剛度是指支承件在恒定載荷或交變載荷作用下抵抗變形的能力。前者稱為靜剛度,后者稱為動剛度。一般所說的剛度往往指靜剛度。支承件要有足夠大的剛度,即在額定載荷作用下,變形不得超過允許值。3.1.5其它：支承件還應使排屑通暢,操作方便,吊運安全,加工及裝配工藝性好等。支承件的性能對整臺機床的性能影響很大,其重量約為機床總重的80%以上,所以應正確地對支承件進行結構設計。并對主要支承件進行必要的驗證和試驗。使其能夠滿足對它的基本要求,并在此前提下減輕重量,節省材料。3.2床身的設計與選用所考慮的問題：3.2.1床身形狀和尺寸的選擇：確定床身的結構形狀和尺寸,首先要求滿足工作性能的要求。由于各類機床的性能、用途、規格的不同,床身的形狀和大小也不同。床身的截面形式主要取決于剛度要求、導軌位置、內部需安裝的零部件和排屑等。3.2.2隔板的設計：隔板的作用是將作用支承件的局部載荷傳遞給其它壁板,從而使整個支承件受載荷,提高支承件的自身剛度。本設計中采用了方形隔板。這種設計使床身各部分均勻的承受載荷。可以極大的提高機床的承載能力。3.2.3床身材料的選擇：適合鑄造的床身材料很多,鑄鐵是最為常用的一種,鑄鐵是一種成本低,有良好的減振性和耐磨性。易于鑄造和切削的金屬材料,其中。HT200是應用較多的,他是應用最為廣泛的鑄件材料,本設計中即選用HT200作為床身材料。3.2.4壁厚的選擇和壁的連接：壁厚的選擇可參照下表4.1來選〔mm鑄件種類鑄件尺寸灰鑄鐵可鍛鑄鐵球墨鑄鐵鑄鋼鋁合金砂型200x200以下200x200—500x500500x500以上5—66—1015—204—55—8——612——6—810—1218—25345—7金屬型70x70以下70x70—150x150150x150以上4562.5—3.53.5—4.5————————5——102—345當結構復雜的鑄件及灰鑄鐵的牌號較高時,選取偏大值,特大型鑄件的最小允許壁厚,還可適當增加。一般鑄造條件下,各種灰鑄鐵的最小允許壁厚：HT100,HT150；為4--6；HT200；為6--8；根據上表,本設計中的床身壁厚大體可選擇接近20mm,壁的連接處可適當選擇過渡圓弧的直徑約為5~10mm。3.3立柱、側底座及豎直進給運動機構的具體設計與選用：立柱、側底座及豎直進給運動機構選用的基本方法是：根據所需的功率、進給力、進給速度等要求選擇動力部件及其它配套部件。本設計中動力部分主要是指動力滑臺部分,因此先是根據加工要求設計與選用動力滑臺部分,然后椐動力滑臺型號選擇其它部分,各部分具體選用方法如下：3.3.1動力滑臺的選用：選用動力滑臺主要是確定動力部件的品種和規格。1動力滑臺品種的選用：濾液管加工組合機床動力滑臺是組合機床實現進給運動的通用部件。根據被加工零件的工藝要求,可以在滑臺上安裝動力箱、動力頭等各種部件,以實現鉆削、鉆孔、攻絲等工序。滑臺可以安裝在側底座、立柱及其它支承部件上。根據驅動方式的不同,可以分為機械滑臺和液壓滑臺。2機械滑臺具有以下優點：進給量穩定,慢速無爬行、高速無振動,可以降低加工表面的粗糙度。〔1具有較好的抗沖擊能力,斷續銑削、鉆頭鉆通孔將要出口時,不會因沖擊損壞刀具。〔2運行安全可靠,易發現故障,調整維修方便。〔3沒有液壓驅動的管路、泄漏、燥聲和液壓站問題。鑒于以上優點,我們設計的組合機床要求進給速度穩定、工作循環不太復雜、進給量又不要求無級調速,故我們選用機械滑臺。3機械滑臺規格的確定：影響機械滑臺規格的因素有功率、進給力、進給速度、最大行程及其它部件的外形尺寸等。在確定動力部件規格時,一般進行功率和進給力的計算,在根據選用動力部件的原則、綜合地、全面地考慮其它因素來確定規格,但最后所確定的動力部件的規格,應全部滿足原則中的各項要求。功率和進給力的確定計算步驟如下：最大進給力的確定：由前面的加工工序及刀具的選擇、切削用量選擇的參考,可以計算出進給力因此：滑臺進給力的下限數值：=15000N18750N快速進給速度的確定：滑臺快速進給速度影響加工節拍時間與機床生產率,快進速度提高,由快進轉為工進時,轉換的位置精度就降低,這就要求增大刀具的切入量,因而又會引起生產率的下降。機械滑臺的轉換位置精度的高低,與轉換用的電氣開關的靈敏度有直接的關系。目前,機械滑臺的進給速度一般為5—6m/min,完全可以滿足我們的要求。工作進給速度的范圍確定：工作進給速度的范圍確定,主要考慮了以下兩方面的問題：一是滑臺所要求的加工范圍；二是傳動裝置結構實現的可能性。250mm臺面寬以下的滑臺的工作進給速度范圍通常取為16-300mm/min較好。320mm以下臺面寬的滑臺,最小進給速度可適當降低。我們所設計的組合機床進給速度如下：大鉆：小鉆：攻絲：行程和行程數的確定：HJ系列滑臺按部標準的標定,對每種規格的滑臺設計了兩種行程。完全可以滿足要求。考慮以上各種因素及整體結構聯系尺寸及其他因素,我們參考《組合機床簡明設計手冊》P96表5—5,選用HJ50型,其主要技術參數如下表所示。滑臺臺面寬〔mm滑臺型號最大行程<mm>滑臺臺面長度〔mm最大進給力〔N工進電機型號及形式功率〔kw轉速<r/min>5001HJ50=1\*ROMANI型400100032000Y100L-6B51.5940工進速度范圍<r/min>快進電機快進速度〔r/min制動器額定制動轉矩〔n?m型號與形式功率〔kw轉速〔r/min12.3～561Y100L_6B52.2143061003.3.2機械滑臺的傳動系統和工作循環：機械滑臺于過渡箱傳動裝置、制動器、分級進給裝置等附屬部件和支撐部件配套使用。機械滑臺的傳動系統圖如下所示：其傳動裝置采用雙電動機〔工作進給電動機3、快進電動機2差速器〔行星機構傳動方式。滑臺的快進有快速電動機經齒輪〔使絲杠快速旋轉實現的。滑臺快退傳動路線不變,是靠快速電動機反轉來實現的。滑臺的工作進給是由工作進給電動機3經齒輪〔Z6.Z5,交換齒輪〔A1、A2、A3、B1、B2、B3、B4、C蝸桿、蝸輪和形星機構等驅動絲杠傳動的。滑臺的工作進給速度通過調整交換齒輪A1、A2、A3、B1、B2、B3、B4、C獲得。3.3.3機械滑臺的結構：機械滑臺由兩部分組成：一是滑臺部分,包括滑臺體、滑座、絲杠螺母及控制擋鐵等；二是傳動裝置部分。根據被加工零件的工藝要求,在滑鞍上安裝動力箱等組成所需的加工工序。滑臺安裝在立柱上,1HJ6系列滑臺均采用了雙矩形導軌導向及塑料導軌板,具有精度保持性好,導向約束穩定性好及動態性能好等優點。導軌采用優質鑄鐵導軌,采用雙封閉結構。〔滑鞍、滑座兩段導軌間都是封閉結構形式。絲杠螺母機構的作用是將傳動裝置的回轉運動,變為滑臺體的往復直線運動,絲杠的兩端由滾動軸承支承,并由推力軸承承受軸向力,絲杠的螺紋是三線螺紋,加大了螺紋的升角,用以防止絲杠在滑臺體頂上死擋鐵,絲杠螺母產生自鎖現象。絲杠螺母的結構目前有兩種,一種是一般梯形螺紋的絲杠螺母,其傳動效率在50%左右,并且磨損比較嚴重；另一種是滾珠絲杠結構,其效率在70%～80%,在絲杠和螺母之間裝有鋼球,使普通絲杠螺母的滑動摩擦變為滾動摩擦,這樣不但提高了傳動效率,而且也提高了絲杠螺母的壽命,但是成本高。我們經過對比考慮,選用普通絲杠螺母結構,它完全可以滿足我們的使用要求。3.3.4絲杠螺母設計1滑動螺旋的結構由于機構經常雙向傳動,為消除軸向間隙和補償旋合螺紋的磨損,避免反向傳動時的空行程,常采用組合螺母或剖分螺母。滑動螺旋采用30°鋸齒形右旋螺紋,為提高傳動效率及直線運動速度,采用多線螺紋n=3。2螺桿和螺母的材料螺桿材料要求有足夠的強度和耐磨性,選用Q235,材料未經熱處理,適用于經常運動,轉速較低場合。螺母材料除要求有足夠的強度外,還要求在與螺桿材料配合時磨擦系數小,選用ZcuSn10P1。3滑動螺旋傳動的設計計算螺桿和螺母材料為鋼鋼,由[12]表5-12[p]=7.5-13f由自鎖條件得,取φ=6°進給速度滑動速度則因為Vf=60mm/min674所以V=600mm/min6740由ф取2.5取=25mm當時,當時當時攻進傳動比滑臺快進時V=6m/min快進傳動比計算絲杠幾何尺寸：螺距查[18]表2-23得,取螺距P=3mm內外螺紋中徑外螺紋外徑；外螺紋內徑內螺紋外徑；內螺紋內徑由[12]式5-45得：螺母高度取3則校核絲杠強度絲杠工作受扭矩由第四強度理論得：螺母螺紋牙強度校核計算：螺紋牙工作圈數：螺紋根部厚度：由[12]式5-50計算螺紋牙的剪切強度：由式5-51得螺紋牙的彎曲疲勞極限：絲杠的穩定性計算：由式5-56歐拉公式得臨界載荷：則所以絲杠穩定性符合要求。絲杠螺母結構圖如下：3.3.5傳動裝置的結構：在滑座的上端裝有傳動裝置,實現滑臺的自動循環。它由快進電機、工進電機、蝸杠蝸輪和行星機構等組成。如前圖所示。滑臺的傳動裝置在一次循環中,要實現速度差別很大的快進和工進,通常兩者之比達300：1以上。同時,由快進轉換到工進時應準確可靠,否則,會造成嚴重的故障并影響生產率。這種采用兩個電動機的傳動裝置,它的優點是快速和滿速分別由兩個電機來實現,因而傳動鏈大為簡化,可以少用或不用電磁離合器,提高了工作的可靠性和轉換位置精度。它的缺點是用了兩個電機而使的尺寸較大。滑臺的快進、快退由電機來實現。當工進電機和快進電機一起工作時,滑臺的快進與快退速度就不一樣了。此時快進速度為原快進速度加上一個工進速度,快退速度則為原快退速度減去一個工進速度。滑臺的工進由工進電機來實現,這時快進電機的轉子由緊固在電機尾部的電磁制動器制動。當滑臺頂上死擋鐵或在進給過程中發生故障而不能前進時。絲杠及蝸桿不能轉動,此時工進電機仍在工作,使蝸桿產生軸向攢動,并通過杠桿壓下一行程開關,發出快退信號,快速電機反轉,使滑臺快速退回原位,并停在原位上。滑臺工作的進給量的改變,是通過變換齒輪來實現的。如果滑臺要二次工作進給,需把工進電機改為雙速電機才能實現。3．齒輪設計〔查[12]工進電動機采用Y100L—6系列電動機功率P=1.5kw轉速n=940r/min快進電動機采用Y100L—4系列電動機功率P=2.2kw轉速n=1430r/min絲杠輸出的最大轉矩1.齒輪Z7、Z8設計〔1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1>由傳動方案,選用直齒圓柱齒輪傳動。2絲杠工作精度要求不高,采用7級精度〔GB10095—883材料選擇選擇小齒輪材料45Cr<調質>,硬度為280HBS,大齒輪為45鋼〔調質,硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。4選小齒輪齒數為=23,大齒輪齒數=231.6=36.8取37〔2按齒面接觸強度設計由設計計算公式〔10-9a進行試算,即1試選載荷系數取2由表10-7選取齒寬系數3由表10-6差的材料的彈性影響系數；4由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限；5由式10-13計算應力循環次數：6>由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數7>計算接觸疲勞許用應力：取失效概率1%,安全系數S=1<3>1試算齒輪7的分度圓直徑,帶入中較小的值2計算圓周速度：3計算齒寬b4計算齒寬與齒高之比b/h。模數5>計算載荷系數：根據v=0.03m/s,7級精度,由圖10-8查得動載荷直齒輪, 由表10-2查得使用系數由表10-4用插值法查得7級精度,齒輪相對支撐懸臂布置時,。由b/h=8.23,查圖10-13得；故載荷系數6按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑,由式10-10a得：7計算模數m。〔3按齒根彎曲強度設計由式10-5得,彎曲強度的設計公式是1由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限、大齒輪的彎曲疲勞強度極限；2由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數3計算疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由式10-12得：4計算載荷系數K。5查取齒形系數由表10-5查得齒形系數6查取應力校正系數由表10-5查得應力校正系數7計算大小齒輪的并加以比較大齒輪數值大。〔2設計計算齒輪模數的大小主要取決于齒根的彎曲強度所決定的承載能力,則可取彎曲強度算得的模數2.889,并進一步圓整為3mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d=123.19mm,算出7齒輪齒數,取為42,8齒輪齒數,取,中心距a=102mm齒輪寬取=65mm,=70mm3.3.5.2.齒輪Z5、Z6設計由傳動方案,選用直齒圓柱齒輪傳動,工作精度要求不高,采用7級精度選定傳動比i=3,選擇小齒輪材料為40Cr〔調質,硬度280HBS,大齒輪材料45鋼〔調質,硬度為240HBS,二者材料硬度差40HBS小齒輪齒數為Z6=21,Z5=63按齒面接觸強度設計 取應力循環次數：由圖10-19查得解除疲勞強度壽命系數計算接觸疲勞許用應力：取失效概率1%,安全系數S=1試算齒輪6的分度圓直徑,帶入中較小的值計算圓周速度：齒寬齒寬與齒高之比b/h模數計算載荷系數：根據v=2.165m直齒輪,假設表10-3查得由表10-2查得使用系數由表10-4查得7級精度,齒輪相對支撐懸臂布置時由b/h=4.66,查圖10-13得故,載荷系數按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑：由式10-10a得：計算模數：按齒根彎曲強度設計：由式10-5得,彎曲強度的設計公式是：由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數取彎曲疲勞安全系數S=1.4,有式10-12得：載荷系數：由表10-5查得齒形系數由表10-5查得應力校正系數計算大小齒輪的并加以比較大齒輪數值大設計計算取m=2mm算出Z6得齒數,取24,齒輪幾何尺寸計算：,中心距,齒輪寬取B5=30mm;B6=35驗算：合適3.各級傳動比確定工進時行星輪傳動比確定：快進時傳動比,,則工進大鉆時絲杠轉速,Z4z8轉速工進小鉆時絲杠轉速,Z4z8轉工進攻絲時絲杠轉速Z4z8轉速設工進時行星輪傳動比為,蝸輪蝸桿傳動比為=7,大鉆時交換齒輪處傳動比為,小鉆時交換齒輪處傳動比為,攻絲時交換齒輪處傳動比為由得,由得由得工進大鉆時,則=31.27r/min工進小鉆時,則=41.87r/min工進絲錐時,則=207.51r/min4蝸輪蝸桿設計由[12]表11-1,設蝸桿頭數Z1=4,i=7,Z2=28蝸桿傳遞功率P=1.5KW,蝸桿轉速最低采用漸開線蝸桿根據庫存的材料,考慮到傳動的功率不大,速度中等,故蝸桿用45鋼,因希望效率高,耐磨性好,故螺桿螺旋齒面要求淬火,硬度為45-55HRC,渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造,為節約貴重的有色金屬,僅齒面用青銅鑄造,而齒芯用灰鑄鐵HT100制。按齒面接觸疲勞強度進行設計：根據閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度設計,再校核齒根彎曲疲勞強度,由式11-12,傳動中心距：確定作用在渦輪上的轉矩T2Z1=4,,則確定載荷系數K,因工作載荷較穩定,故取載荷分布不均勻系數由表11-5,選取使用系數由于轉速不高,沖擊不大,可取動載荷系數則因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和鋼蝸桿相配,故先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距之比,從圖11-18中可查得,根據蝸桿材料為ZCuSn10P1,金屬模鑄造,蝸桿螺旋齒面硬度》45HRC.可從表11-7中查得蝸輪基本許用應力應力循環次數：壽命系數則中心距：,取中心距a=160mm因i=7,故從表11-24中取模數m=5mm蝸桿分度圓直徑,這時從圖11-8中可查得接觸系數因為,則上計算結果可用。蝸輪與蝸桿的主參數與幾何尺寸直徑系數q=10,分度圓導程角,蝸輪齒數,變位系數蝸桿軸向齒距：蝸桿導程：蝸桿齒頂圓直徑：蝸桿齒根圓直徑：蝸輪：,驗算傳動比：傳動比誤差：,是允許的蝸輪分度圓直徑蝸輪喉圓直徑：蝸輪齒根圓直徑：蝸輪咽喉母圓直徑：校核齒根彎曲疲勞強度：；由,