目 錄設計任務書………………………………………………………………1產品工序分析……………………………………………………………2組合機床總體設計………………………………………………………3“三圖一卡”設計………………………………………………………3主軸箱設計………………………………………………………………8軸和齒輪的強度校核……………………………………………………15致謝書……………………………………………………………………20參考文獻…………………………………………………………………21附錄………………………………………………………………………1一 設計任務書（一） 設計題目粗鏜CK-1型主軸箱Φ68.5, 2*Φ53.5三孔單面臥式組合鏜床DWT-1（二） 原始資料生產綱領：6萬臺/年（三） 設計要求按零件工藝要求采用單工位單面臥式主軸組合鉆床,液壓進給和夾緊.（四） 設計內容（1)產品工序分析（2)工藝方案分析（3)”三圖一卡 ”設計（4)主軸箱裝配圖（5)設計計算說明書二 產品工序分析2（一） 被加工零件名稱:機床主軸箱箱體.（二） 材料HT200（三） 硬度HB170~200（四） 加工精度各孔與底面平行度為0.02各孔之間的平行度為0.02（五） 生產批量6萬臺/年（六） 工序分析a) 制木模b) 鑄造c) 清砂d) 熱處理e) 劃線f) 加工大平面g) 加工基準面h) 劃線,鉆Z-Φ16銷孔i) 粗鏜三大孔j) 半精鏜三大孔k) 精鏜三大孔l) 鉆6-Φ17孔三 組合機床總體設計3（一） 定位基準對總體設計的影響本加工零件的定位基準是由一面兩孔一底面,兩銷孔2-Φ16,設計基準與定位基準重合附合原則.（二） 加工精度對總體設計的影響由所需孔的位置精度為±0.25.再考慮工件裝卸方便,故應采用固定式以定位銷定位的固定夾具（三） 工件大小,形狀和加工部位特點的影響因工件不大,并且被加工孔的中心線與定位基準平行,又從工件排屑方便,機床空間的高度可小一些.綜上所述,宜采用單工位單面臥式組合鏜床,動力滑臺傳動形式宜采用液壓傳動。四 “三圖一卡”設計 (一) 被加工零件工序圖1. 作 用:根據已經確定的工藝方案-------用組合鉆床同心圖分布的六個孔,用一面兩孔定位,表示一臺組合機床或自動線對該加工零件應完成的工藝內容的示意圖,它包括加工部位尺寸,,精度,表面粗糙度以及技卡要求的內容,它不能用產品的零件代替,而要在原零件圖的基礎上突出本機床的加工內容以及必要的說明進行重新繪制,它是進行組合機床設計的主要依據,,也是制定,使用,檢測和調整機床的重要的技卡文檔.2. 內 容:a) 突出表現(xiàn)在被加工零件-------箱體的形狀和輪廓尺寸以及本機床的設計有關的部位的結構的尺寸.4b) 表示出加工用定位基準,夾緊部位和夾緊方向,以便依此進行夾具的定位支撐限位,夾緊與導向系統(tǒng)的設計.c) 表示出本道工序加工部位的尺寸尺寸精度.表面粗糙度,形狀位置與技卡要求,另外,還應表示出本道工序時對前道工序提出的要求.(二) 加工示意圖1 . 作 用:被加工零件在機床上的加工過程刀具,輔具的布置情況,工件與夾具,刀具等機床各部件間的核對位置關系,與機床的工作過程和工作循環(huán)等，因此它是刀具，輔具，夾具，主軸箱，液壓和電氣裝配設計通用部件選擇的主要原始資料，也是對整臺組合機床布置和技卡性能的原如要求，同時還是調節(jié)機床刀具和試車的依據。2． 選擇刀具，導向裝配。a)刀具的選擇：采用硬質合金鏜刀塊， ，該材料性能穩(wěn)定，刀磨和熱處理工藝控制較簡單，鏜桿直徑和鏜刀頭截面尺寸按組合機床設計手冊表3-9，根據孔直徑確定。因三孔直徑在50-70之間，故鏜桿直徑50mm，鏜刀塊截面為12*12b)切削用量的選擇：由組合機床的設計要求，可以從《組合機床設計》表3-7選取切削。用量度 V公稱=40m/min 轉速 n1=V/(∏*D)=(40*1000)/(3.14*68.5)=185.97r/min=200r/minn2=V/(∏*D)=(40*1000)/(3.14*53.5)=238.11r/min=240r/min40=n1*f1=n2*f2經多次實驗得 f1=0.6mm/r f2=0.5mm/rc)確定切削力、切削扭矩、切削功率：切削力：Fz1=51.4*apf0.75HB0.55=51.4*18*0.60.8*1800.55=10971NFx1=0.51*ap1.2f0.65HB1.1=0.51*1812*0.60.65*1801.1=3552NFz2=51.4*apf0.75HB0.55=5.4*18*0.50.75*1800.55=9568NFx2=0.51ap*1.2*f0.65HB1.1=0.51*181.2*0.50.65*1801.1=3155N切削扭矩:T1=25.7*D1*ap*f0.75*HB0.55=25.7*68.5*18*0.6 0.75*180 0.55=375759T2=25.7*D2*ap*f0.75*HB0.55=25.7*53.5*18*0.5 0.75*180 0.55=2559685切削功率：P1=F1zv/61200=7.17kwP2=F2zv/61200=6.25kwF1 F2為軸向力 Z為刀刃數 V為切削速度計算公式查自表6-20d) 確定軸徑大小:主軸:d1==B (M/100) 1/4 =7.3* (13550/100) 1/4=37.4mm取40mmd2=33.2mm取35mm傳動軸:d0=B（M 0/100） 1/4 M0=30/20*6*13550=121950N.mmd0=6.2* ((121950/100)*0.75) 1/4=50mm3. 設定主軸的類型,尺寸,外申長度,選擇接桿,浮動長頭.a) 主軸類型選擇,單列向心球軸承主軸.b) 主軸尺寸: 由表4-8,查得主軸外申部份尺寸為36/26=D/d1 L=115mmc) 選擇接桿: 由表4-9查得桿號為B-L T0635-41.38T0642-21 D*T=26*24. 確定動力部件的工作循環(huán)與工作過程:L2進 =L1+L加工長 +L2=15+40+10=55L2快退= L2進+ L2快進= 55+195=250L總 =L工作行程 +L前備 +L后備=250+50+100=400L15-------是切入長度L2---------刀具切入長度（1/3d+(3~8)D轉頭直徑。（三） 機床聯(lián)系尺寸總圖1． 作用：表示機床各組成件的相互裝配關系與各零件，部件，標準件，通用件等的名稱，代號，數量和運動關系，經檢驗機床各部件的相互位置與尺寸之間的聯(lián)系是否滿足加工要求，通用部件的選擇是否合適等，它是主軸箱，夾具等專用部件與零件設計的依據。2． 選擇動力部件6根據N=（7.17=2*6.25）/0.75=26.23 KW,由《組合機床設計說明手冊》表5-39，查得動力頭型號為I TD40，電動機型號為Y 132M-4，電動機功率為7.5 KW,電動機轉速為1440r/min,輸出轉速為720r/min 由《組合機床設計說明手冊》表5-1查得液壓滑臺型號為I HY40,臺面寬度為400mm,臺面長度為800mm,行程400mm,最大進給力20000N,工進速度為12.5~500mm/min,快速移動速度為8m/min,由表5-2查得滑臺側底座為I CC401.(四) 機床生產率計算卡1. 理想生產率QQ=A/TK=60000/224*8*2=16.74件/小時2. 實際生產率Q 1Q1=60/T單式中T 單------生產一個零件所需時間,可按下式進行計算:T單 =(T切 +T輔= L1/vf1+ L2/vf2+ T停) +{(L快進 +L快退 )/vfk+T移 +T裝 )}式中L1,L2-----分別為刀具節(jié),節(jié)工作進給長度,單位為mmvf1, vf2--------分別為刀具節(jié),節(jié)工作進給量,單位為mm/minT停----------- 當加工沉孔,止口.倒角光態(tài)表面時,滑臺在死檔鐵上的停留時間,通常指刀具在加工終了時無進給狀態(tài)下旋轉5~10轉需時間,單位為minL快進 +L快退--------- 分別為動力部件快進,快退,行程長度,單位mmvfK動力部件快速行程進度,用機械動力部件時取5~6m/min；用液壓動力部件時取3~10m/minT移 -------------直線移動或回轉工作臺進行一次工位轉換時間，一般取0.1minT裝卸 -----------工件裝卸（包括定位或撤消定位，夾緊或松開，清理基面或切屑與吊運工件等）時間，它取決于裝卸自動化程度，工件重量大小，裝卸是否方便與工人的熟練程度。通常取0.5~1.5min3. 機床負荷率§ 負當QQ 1時，§ 負=Q/ Q1計算卡簡明圖表見下頁：圖號 毛坯種類 鑄件被加工的零件名稱 主軸箱箱體 毛坯重量7材料 HT200 硬度 HB170~200工序名稱 雙面鉆并倒角 工序號進刀量 工時min序號 mm/r mm/min機動時間輔助時間 共計1 裝卸工件 1 1.5 1.52 動力部件滑臺快進1950.039 0.039鏜三大孔 17 40 55 20 375 0.2 75 0.693 0.693滑臺快退2500.05 0.05總計 2.282單件工時2.282生產率26件/h備注負荷率64%五 主軸箱設計 （一） 主要作用8根據被加工的零件的加工要求，安排各主軸位置，并將動力和運動由電機或動力部件給各工作主軸，使之得到要求的轉速和轉向，其原始依據是“三圖一卡 ”。（二） 主要組成部件e) 通用零件：箱體，主軸，傳動軸，齒輪，和附加機構等。f) 傳動類零件：主軸1~6，傳動軸7，驅動軸0，油泵傳動軸8，傳動齒輪，動力箱，電動機齒輪等。g) 潤滑與防油元件：葉片泵9，分油器，注油標，排油基，油盤，防油套。h) 箱體類零件：箱體，前蓋，后蓋。在多軸箱箱體內腔，安排兩排24mm寬的齒輪，箱體后壁與后蓋之間安排一排24mm 寬的齒輪，包括驅動齒輪和轉動齒輪。（三） 通用零件的設計箱體材料為HT200，前后蓋材料為HT150多軸箱的厚度標準為180mm,臥式多軸箱的前后蓋厚度分別為55mm，90mm根據《組合機床簡明的設計手冊》表7-1可選擇箱體尺寸為BⅹH=500mmⅹ500mm（四） 軸類零件的設計（1）鏜銷類主軸的設計：a.選擇滾珠軸承主軸。前支承為推力球軸承，后支承為向心球軸承，因推力球軸承設在前端，能接受單方向的軸向力，適用于鏜孔主軸。b.主軸材料：40Cr鋼，熱處理C42c.導向：因主軸的外伸長度115mm75mm為長主軸，因主軸內孔較長，與刀具尾部接觸面加長，增強了刀具與主軸的聯(lián)接剛度，減少了刀具前9端下垂，采用標準導套導向。d.滾珠軸承主軸組件配套零件設計鏜孔主軸：40-1T0722-41環(huán)：40-1T0722-43套：40-1T0722-61罩：B40-1T0721-82----查自《組合機床設計簡明手冊》表7-7鍵：B8ⅹ32 GB1096-79螺釘：M8ⅹ8 1T0672-41圓螺母：M24ⅹ1.5 GB812墊圈：24GB858套：40ⅹ16Q43-1止推軸承：E8205 40ⅹ47ⅹ15滾珠軸承：E205 2555215（2）傳動軸的設計（軸7）：e) 滾錐軸承傳動軸，前后支承均為圓錐滾子軸承，因為此支承可承受較大的徑向力和軸向力。并結構簡單，裝配調節(jié)方便，適用于傳動裝配。f) 傳動軸材料：45鋼，調節(jié)T235g) 滾錐軸承傳動組件配套零件：代號：35-1T0731-41套：35-1T0731-63鍵：B10ⅹ22 GB1096-79圓螺母：M33ⅹ1.5 GB812墊圈：33GB858套：35ⅹ16Q 43-110滾錐軸承：7507 35ⅹ72ⅹ24（3）傳動軸承8設計：編號：20-1T0731-41套：20——1T0731-63鍵：B6ⅹ22 GB1096-79圓螺母：M18ⅹ1.5 GB812墊圈:18GB858套:20ⅹ16 Q43-1滾錐軸承:20ⅹ47ⅹ15查自表7-13（五）多軸箱所需的動力的計算多軸箱體功率計算:P切=∑ 3I=1(P切削i)=19.63 KWP空=∑ 3I=1(P空轉i)=0.156 KWP損=∑ 6I=1(P損失i)=19.63×1％=1.963 kwP總= P切+P空+P損=19.63+0.156+1.963=21.749KWa) 多軸箱所需進給力計算:∑F=2F2+F1=30107N∑F 多 =∑F/0.9=30107/0.9=33452 N查自表4-6因實際上,為克服滑臺移動引起的磨擦阻力,動力滑臺的進給力應大于F 多軸箱（六） 多軸箱傳動設計i.原理:根據動力箱驅動軸位置和轉速多主軸位置與其轉速要求,設計傳動鏈,把驅動軸與多主軸連接起來,使多主軸箱獲得預定的轉速和轉11向.ii. 對多軸箱傳動系統(tǒng)的一般要求:（1）在保證主軸的強度,剛度,轉速和轉向的條件下,力求伎傳動軸和齒輪的規(guī)格,數量為最少.為此.應盡量用一根中間傳動軸帶動多根主傳動軸,并將齒輪布置在同一排上.當齒輪中心距不符合標準時,可采用變位齒輪（2）盡量避免用主軸兼作傳動軸.以免增加主軸負荷,影響加工質量.（3）用于粗加工主軸上的齒輪,應盡可能設置在第I排,以減少主軸的扭轉變形,精加工主軸上的齒輪,應設置在第III排,以減少主軸端的彎曲變形.4 多軸箱內具有精加工主軸時,最好從動力箱驅動軸齒輪傳動開始,就分兩條傳動路線,以免影響加工精度.（5）剛性全堂孔主軸上的齒輪,其分度圓直徑要盡可能大于被加工孔的孔徑,以減少振動,提高運動平穩(wěn)性.（6）驅動軸直接帶動的轉動軸數不能超過兩根,以免給裝配帶來困難.C)擬定多軸箱傳動系統(tǒng)的傳動方法:a) 把六根主軸分布在同b) 一個圓上,在該圓中心設置中心傳動軸.c) 確定驅動軸轉速轉向及其在多軸箱上的位置:由《組合機床設計簡明手冊》表5-39查得驅動軸轉速為720r/min轉向確定為遞時針方向,其位置由表5-40查得,X方向上在中心位置,Y軸方向高度h=30+94.5=124.d)用最少的傳動軸及齒輪副把驅動軸和多主軸連接起來.在多12主軸箱設計元始依據圖中確定了多主軸的位置,轉速和轉向的基礎上.首先分析主軸位置,擬定傳動方案,選定齒輪模 再通過”計算 ,作圖和多次試湊 ”好結合的方法,確定齒輪齒數和中間傳動軸的位置和轉速.e)齒輪模數的選定,采用類比法和經驗確定模數3,2.再由公式m≥﹝30～32﹞(（Ｐ ０ /(Ｚ 0*N0)） 1/3/3)m≥﹝30～32﹞( (P 0/(Z9*N9)) 1/3=2 附合要求．1 齒輪齒數的設計：（如下圖所示）Ｚ ０ ----驅動軸齒輪.轉速N 0=720r/min ,查自表7-22,查得M=3,Z 0=21Z1-----中心傳動齒輪Z2-----油泵齒輪.Z3-----主軸1-6齒輪 N 3=375r/minZ4-----中心傳動齒輪,帶動主軸齒輪.Z5-----油泵傳動齒輪Z6-----油泵齒輪 Z 6=17 N6=925r/min根據齒輪的齒合關系,與中心距,列出傳動方程:720×(Z0/Z1)×(Z4/Z3)=3753×(Z4+Z3)/2=7.5聯(lián)立此方程組,設Z 1=63,解得Ｚ ０ =21,Z1=63, Z4=30, Z3=20720* (Z0/Z1)×(Z1/Z2)×(Z5/Z6)=925其中已知: Z 0=21, Z1=63, Z6=17 設Z 2=42,則 Z 5=44 M0,1,2,3,4=3 M5,6=213總傳動比U 總 = NZ0/NZ3=375/720=1/1.922 選擇潤滑棒和手柄軸:一般情況下,對于中等尺寸的主軸箱,可采用一個潤滑泵潤滑,對于尺寸較大,軸的根數又多的主軸箱,可以采用兩個潤滑泵,為了便于維修,齒輪最好布置在工排,如受結構限制,也可以布置在Ⅳ排,葉片泵的轉速的范圍一般為400～800r/min 葉片泵的中心線離油面的高度不應大于４００～５００mm設置手柄軸是為了便于更換，調整刀具與裝配，維修時便于檢測主軸的回轉精度等，為了使操作者能夠輕松自如的轉動手柄軸，其轉速應該盡可能高一些．同時將其設在操作者的一側，以便操作，另外其它的周圍應有較大的空間，以保證轉動手柄軸時其轉角不小于６０ ０ ．3 驗算主軸的轉速：Ｎ １～６ （實際）＝７２０×２１／６３×３０／２０＝３６０r/minN1～６ （理論）＝３７５r/min△=|（N 實際 －Ｎ 理論） ／Ｎ 理論 ｜＝｜３６０－３７５／３７５＝４％＜５％（附合要求） ．（七） 驗算傳動軸直徑和齒輪模數1 驗算傳動軸直徑：Ｍ 總 =6×M1×30/20=6×13550×30/20=121950因此d=B×（Ｍ 總 ／１００） 1/4＝３０．７２９取d 7=３５可以滿足軸的扭矩要求．2 驗算齒輪模數：查自中冊第二版表８－１１５得m= ((K×T1×K×F1) /（△F×limZ 12×￡d)） 1/314K-----綜合系數，由表８－１１７選取Ｋ＝２Ｔ １ ----小齒輪的額定轉矩(公斤.米)按表8-114T1=(716*4.0)/720=4￡d-------齒寬系數 表8-117取￡d=1￡ Flim----彎曲疲勞極限 圖8-44查得￡ Flim=23YF1=2.8所以:M=0.99= A0*（Ｐ 主 /Ｎ 主 ） 1/3=110*（0.52/375） 1/3=12.27mmD=25 mmdmin 能夠承受，設計合理。D．受力分析：1 求齒輪所受力：dt=3*30=90mmFt=2T/ dt =2*13242.67/90=294.28 NFr=Ft*tgαn/cosB=294.28*tg200/cos00=107.11 NFa’=Ft*tgb=0Fa=26*D*f0.8*HB0.6=26*17*0.20.8*1800.6=2750 N所以Fa 總 =Fa+Fa’=2750 N3 求支反力：由軸的結構圖，可以確出跨距：L1=107.4 L2=50 L3=172.6于是,將軸上零件載荷,轉化到軸上,并分解為小平分力和垂直分力,如圖所示,并分別求:注：β---螺旋角，直齒輪β=0，α---壓力角，標準壓力角 =20。小平面支反力RH 1與RH 2和垂直面的支反力RV 1與RV 2依∑M 0=0,列出RH(L 2+L3)-FtL3=0 推出RH1=Ft*L3/L2+L3=294.28*172.6/172.6+50=228.18 N依∑F=0列出RH 1-Ft+RH2=0 推出RH2=Ft-RH1=294.28-228.18=66.10 N再依∑M 0=0列出RV 1(L2+L3)-FrL3-Fa*D1/2=0 推出RV2=-531.87 NE．求彎矩和畫彎矩圖:i. 小平面彎矩和畫彎矩圖:17Mh=Rh1*L2=228.18*50=11409 N.MM彎矩圖如前所示B圖ii.垂直面的彎矩和彎矩圖:MV1=Rv1*L2=638.98*50=31949N.MMMv2=Rv1*L2-Fa*d1/2=11409-2750*90/2=-112341 N.MM彎矩圖如前所示C圖iii.合成彎矩和彎矩圖:M2=（MH 2+MV02） 1/2=（11409 2+(-112341)2） 1/2=115353.44N.MMM3=（MH 2+MV12） 1/2=（11409 2+(31949)2） 1/2=33924N.MM彎矩圖如前所示d圖F.扭矩和扭矩圖:已知青T=13242.67 N.MM 取a=0.62則αT=13242.67*0.62=8210.46N.M扭矩圖如圖e所示.G.當量彎矩和當量彎矩圖:Mca1=（M 12+αT2） 1/2=（33924 2+(8210.46)2） 1/2=34903.43 N.MMMca2=M2=115353.44N.MM當量彎矩圖如圖f所示.H．按彎矩合成校核軸的強度:受載最大危險剖面σca=Mca2/W=115353.44/0.1*253=73.83 MPa已知△σb=1000MPa 由表15-3查得[σ -1]=90MPaσca=（(351389*1/0.8*4/3*(189.8/550) 2)） 1/3*2.32=50.3mmD03*21=6350.3 附合要求.（4). 校核齒根彎曲疲勞強度:由式(10-5)得校核公式為:αF=K*Ft*Yfa*Ysa/bM=[α]f MPaa) 計算圓周力F=2T1/d1=2*51389/63=1631 Nb) 查取應力校正系數:由表10-3查得,Yfa1=2.76;Ysa1=1.56;Yfa2=1.8c) 計算載荷系數: 根據V*Z1/100=1.90*21/100=0.39m/s 由圖10-8a查得Kv=1.03;因是直齒輪圓柱齒輪取Kα=1同時由表10-2查得Ka=1由圖10-14查得KfP=1.24 故載荷系數K=Ka*Kv*Kα*KFβ=1.03*1*1*1.24=1.28d) 查取彎曲許用應力為,取彎曲疲勞安全系數S=SF=1.4,由式(10-12)得:σF1=438.86 MPaσF2=420.57 MPaf).計算σF1=(1.28*1631*2.76*1.56)/(63*4)=43.94 MPaσF1σF2=39.86 MPaσF2所以附合要求,設計合理.致 謝通過兩個月的畢業(yè)設計，從參考資料的查閱到對設計內容的分析使我深深體會到設計會過程是一個全面檢測學生所學知識的的掌握程度和靈活運用的綜合過程，20同時更是一個創(chuàng)新的過程，必須做到親自動手。深入其中認真仔細，才能真正了解所設計的機床的內部結構，和關鍵所在，真正很好地把所學的知識消化吸收，最后融會貫通，做到學以致用。更重要的是做到理論聯(lián)系實際相結合。只有這樣才能把所學的理論知識推廣和升華，才能有機會推陳出新，才能真正提高能力，激發(fā)自己求知的渴望和興趣。在本次設計中，我對指導老師的淳淳教導表示忠心的感謝。參考文獻1 張浩 《機械設計》 華中理工大學出版社 1990年212 沈陽工業(yè)大學 《組合機床設計》 上海科學技術出版社 1985年3 謝家瀛 《組合機床設計簡明手冊》 機械工業(yè)出版社 1994年4 羅洪田 《機械原理課程設計指導書》 高等教育出版社 1986年5 浙江大學工程制圖教研室編 《畫法幾何及工程制圖》 浙江大學出版社 1986年6 《機械設計手冊》聯(lián)合編寫組 《機械設計手冊》 化學工業(yè)出版社 1982年7 張黎傳 《理論力學》 高等教育出版社 1986年8 賈寶范 吳家驥 《材料力學》 高等教育出版社 1986年9 顧維邦 主編 《金屬切削機床概論》 機械工業(yè)出版社 2006年附 錄221.軸的零件圖 一張2.主軸箱箱體加工示意圖 一張3.機床總圖 一張4. 主軸箱傳動系統(tǒng)圖 一張5.組合機床尺寸總圖 一張6.組合機床主軸箱裝配圖 一張23湖 南 工 學 院 畢 業(yè) 設 計 （ 論 文 ） 說 明 書 課 題 名 稱 粗 鏜 CK-1型 主 軸 箱 Φ 68.5， 2-Φ 53.5 三 孔 單 面 臥 式 組 合 鏜 床 專 業(yè) 機 電 一 體 化 班 級 機 電 041 姓 名 彭 福 成 指 導 老 師 鄧 生 明 教 授 指 導 老 師 簽 名 系 主 任 簽 名 年 月 日