机械毕业设计27柴油机齿轮室盖钻镗专机总体及主轴箱设计

专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 目 录 1 前言 1 2 组合机床总体设计 2 2.1 组合机床工艺方案的制定 2 2.2 组合机床配置型式 及结构方案的确定 2 2.3 各侧具体零部件的设计、计算及选择 3 2.4 机床生产率计算卡 10 3 组合机床多轴箱设计（右主轴箱） 12 3.1 绘制右主轴箱设计原始依据图 12 3.2 主轴、齿轮的确定及动力计算 13 3.3 主轴箱传动系统的设计与计算 13 3.4 多轴箱 坐标计算、绘制坐标检查图 18 3.5 主轴箱中变位齿轮的计算 22 3.6 变位齿轮的设计 22 3.7 齿轮强度校核 23 3.8 传动轴直径的确定和轴的强度校核 25 3.9 主轴箱体及其附件的选择设计 28 4 结论 30 参考文献 31 致谢 32 附录 33 盐城工学院毕业设计说明书 2006 1 1 前言 组合机床是根据工件加工需要，以大量通用部件为基础，配以少量专用部件组成的一种高效率专用机床。目前，组合机床主要用于平面加工和孔加工两类工序。平面加工包括铣平面、锪（刮）平面、车 平面；孔加工包括钻、扩、铰、镗孔以及倒角、切槽、攻螺纹、锪沉孔滚压孔等。随着综合自动化的发展，其工艺范围正扩大到车外圆、行星铣削、拉削、推削、磨削、珩磨及抛光、冲压等工序。此外，还可以完成焊接、热处理、自动装配和检测、清洗和零件分类及打印等非切削工作。 组合机床在汽车、拖拉机、柴油机、电机、仪器仪表、军工及缝纫机、自行车等轻工行业大批大量生产中已经获得广泛的应用；一些中小批量生产是企业，如机床、机车、工程制造业中也已推广应用。组合机床最适宜于加工各种大中型箱体类零件，如汽缸盖、汽缸体、变速箱体、电机座及仪 表壳等零件；也可用来完成轴套类、轮盘类、叉架类和盖板类零件的部分或全部工序的加工。 组合机床的设计，目前基本上有两种情况：其一，是根据具体加工对象的具体情况进行专门设计，这是当前最普遍的做法。其二，随着组合机床在我国机械行业的广泛使用，广大工人总结自己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组合机床是极其相似的，有可能设计为通用机床，这种机床称为“专能组合机床”。这种组合机床就不需要每次按具体加工对象进行专门设计和生产，而是可以设计 成通用品种，组织成批生产，然后按被加工的零件的具体需要，配以简单的夹具及刀具，即可组成加工一定对象的高效率设备。 本次毕业设计课题来源于生产实际，具体的 课题是柴油机齿轮室盖钻镗专机总体及主轴箱设计。在设计前认真研究被加工零件的图样，研究其尺寸、形状、材料、硬度、重量、加工部位的结构及加工精度和表面粗糙度要求等内容，为设计提供大量的数据、资料，作好充分的、全面的技术准备。在准备了充足的资料之后进行总体及零部件的设计工作，总体的设计的主要工作是完成“三图一卡”，即绘制机床的总体尺寸联系图、加工示意图、零件的工序 图及编制生产率计算卡；主轴箱设计的方法是：绘制主轴箱设计的原始依据图；确定主轴的结构、轴颈及齿轮模数；拟订传动系统；计算主轴、传动轴坐标，绘制坐标检查图；绘制多轴箱总图，零件图及编制组件明细表。在此次的设计中采用“一面两销”定位，液压夹紧，提高了生产效率，降低了劳动强度，同时在设计中采用了大量的通用零部件，降低了产品的成本。 在设计过程中，得到了刘道标老师的大力指导和同课题组同学的热情帮助，在此谨致谢意。 限于本人水平和经验，本设计中一定有错误和不妥之处，敬请批评指正。 柴油机齿轮室盖钻镗专机总体及主轴箱设计 2 2 组合机床总体设计 组合机床总体设计，通常是根据与用户签定的合同和技术协议书 ,针对具体加工零件，拟订工艺和结构方案，并进行方案图样和有关技术文件的设计。 2 1 组合机床工艺方案的制定 工艺方案的拟订是组合机床设计的关键一步。因为工艺方案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，应根据工件的加工要求和特点，按一定的原则、结合组合机床常用的工艺方法、充分考虑各种因素，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。 此次设计的组合机床是用于加工柴油机齿轮室盖的钻镗专用组合机床，其工艺方案为钻孔和镗孔，其具体的加工工艺如下 : a. 钻 6 M6 6H 孔至 5， 左侧面； b. 钻 6 9 孔（深 38）， 右侧面； c. 钻 3 9 孔（深 78）， 右侧面； d. 镗 45H8 孔至 43.5， 后侧面； e. 倒孔口角至 46.6， 后侧面； 正确选择组合机床加工工件采用的基准定位，是确保加工精度的重要条件。 本设计的柴油机齿轮室盖是箱体类零件，箱体类零件一般都有较高精度的孔和面需要加工，又常常要在几次安装下进行。因此，定位基 准选择“一面双孔”是最常用的方法， 因此该被加工零件采用 “一面两销”的定位方案，定位基准和夹压点见零件的工序图。该定位方案限制的自由度叙述如下：以工件的右侧面为定位基准面，约束了 y、 z向的转动和 x 向的移动 3个自由度。短定位销约束了 y、 z向的移动 2 个自由度。长定位销约束了 x向的转动 1个自由度。这样工件的 6个自由度被完全约束了也就得到了完全的定位。 2 2 组合机床配置型式及结构方案的确定 根据选定的工艺方案确定机床的配置型式，并定出影响机床总体布局 和技术性能的主要部件的结构方案。既要考虑能实现工艺方案，以确保零件的精度、技术要求及生产率，又要考虑机床操作方便可靠，易于维修，且润滑、冷却、排屑情况良好。对同一个零件的加工，可能会有各种不同的工艺方案和机床配置方案，在最后决定采取哪种方案时，绝不能草率，要全面地看问题，综合分析各方面的情况，进行多种方案的对比，从中选择最佳方案。 各种形式的单工位组合机床，具有固定式夹具，通常可安装一个工件，特别适用于大、中型箱体类零件的加工。根据配置动力部件的型式和数量，这种机床可分为单面、多面复合式。利用多轴想同时从几 个方面对工件进行加工。但其机动时间不能与辅助时间重合，因而生产率比多工位机床低。 在认真分析了被加工零件的结构特点及所选择的加工工艺方案，又由单工位盐城工学院毕业设计说明书 2006 3 组合机床的特点及适应性，确定设计的组合机床的配置型式为单工位卧式组合机床。 2 3 各侧具体零部件的设计、计算及选择 2.3.1 刀具的选择 考虑到工件加工尺寸精度，表面粗糙度，切削的排除及生产率要求等因素，所以加工 15个孔的刀具均采用标准锥柄长麻花钻和单导向悬臂镗刀。 2.3.2 右侧面钻 9- 9 a. 切削用 量的选择 右侧是钻削 6- 9（深 38）及 3- 9（深 78） 根据孔径的大小和深径比，以及被加工材料的硬度查参考文献 9表 2.17知：主轴的进给量 f为 0.1 0.18mm/r，切削速度 vc=10 18m/min。 钻孔的切削用量还与钻孔的深度有关，当加工铸铁件孔深为钻头直径的 68倍时，在组合机床上通常都是和其他浅孔一样采取一次走刀的办法加工出来的，不过加工这种较深孔的切削用量要适当降低些，因此选择切削速度 vc=13m/min 进给量 f=0.13mm/r，由此主轴转速 n由公式 01000d vn (2-1) 计算出 014.460914.3 131000 nr/min，将主轴转速圆整为 470 r/min。 实际切削速度 vc、工进速度 vf、工进时间 tf 分别由下列公式求得 1000Dnvc (2-2) fnvf (2-3) ff vht (2-4) 计算出实际切削速度 vc=13.282m/min，工进速度 vf=61.1mm/min，工进时间tf=1.26min b. 切削功率，切削力，转矩以及刀具耐用度的选择 由参考文献 9表 6-20计算公式 切削力 6.08.026 HBDfF (2-5) 切削转矩 6.08.09.110 HBfDT (2-6) 切削功率 DTVP 9740(2-7) 刀具耐用度 8.03.055.025.0 )/9600( HBvfDTn (2-8) 柴油机齿轮室盖钻镗专机总体及主轴箱设计 4 计算出切削力 F=1144.5N，切削转矩 T=3.18N m，切削功率 P=0.153kw，刀具耐用 度 Tn=768.799min c. 动力部件的选择 由上述计算每根轴的输出功率 P=0.153kw，右侧共 9根输出轴，且每一根轴都钻 9直径，所以总切削功率 P 切削 =0.153 9=1.377kw。 则多轴箱的功率 ：72.18.0377.1 切削多轴 PP kw， 其中 =0.8，所以 72.1多轴P kw。 因电机输出经动力箱时还有功率损耗，所以选择功率为 2.2kw的电机，其型号为： Y100L1-4,由参考文献 9表 5-39选取 1TD32-I型动力箱，动力箱的主轴转速715r/min 。 d. 确定主轴类型，尺寸，外伸长度 滚珠轴承主轴：前支承为推力球轴承和向心球轴承，后支承为向心球轴承或圆锥滚子轴承。因为推力轴承设置在前端，能承受单方向的轴向力，适用于钻孔主轴。 在右侧面，主轴用于钻孔，因此选用滚珠轴承主轴。又因为浮动卡头与刀具刚性连接，所以该主轴属于长主轴。所以主轴均为滚珠轴承长主轴。 根据主轴转矩 T=3.18 N m，由参考文献 9表 3-4可知 4 10TBd (2-9) 其中 B= 7.3，则计算出 d=17.335mm，选取 d=20mm。 由参考文献 9表 3-6查得主轴直径 d=20mm， D/d1=30/20 mm, 主轴外伸尺寸 L=115mm,接杆莫氏圆锥号 1， 2。 e. 导向装置的选择 组合机床钻孔时，零件上孔的位置精度主要是靠刀具的导向装置来保证的。导向装置的作用是：保证刀具相对工件的正确位置；保证刀具相互间的正确位置；提高刀具系统的支承刚性。 固定式导套：刀具或刀杆本身在导套内既有相对转动又有相对移动，由于这部分表面润滑困难；工作时有粉尘侵入，当刀杆相对导套的线速 度超过 20m/min时就会有研着的危险，因此选用导套前计算一下导套与刀具的线速度。由上述内容知导套与刀具的线速度 vc=13.282m/min=1.1 1.2,符合传动要求 ,同样求出轴 15与 16相啮合的一对齿轮的重合度=1.66=1.1 1.2, 符合传动要求。 3.7 齿轮强度校核 在初步确定主轴传动系统后还要对危险齿轮进行强度校核，尤其对低速级齿轮或齿根到键槽距离较小的齿轮及受转矩较大的齿轮进行校核，以保证传动系统平稳准确，有一定的使用寿命。 通过比较发现，主轴箱中最薄弱的齿轮是驱动齿轮，因为其传动的功率大，如果它能满足强度要求，则其他的齿轮也应满足要求。 驱动轴上的齿轮齿数 zo=24,m=3,与其相啮合的大齿轮的齿数 z16=36,m=3,驱动轴所传递的功率 P=1.72kw,转速 no=715r/min,齿数比 =1.5，齿轮材料为 45钢，大、小齿轮的硬度分别为 220HBS,260HBS。 3.7.1 校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度的校核公式为： FSaFadF YYmzKT 321 12 (3-8) 确定公式中各参数值： a. 大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1limF 、 2limF 柴油机齿轮室盖钻镗专机总体及主轴箱设计 24 查参考文献 13图 6.9取 2001lim F Mpa, 2202lim F b. 弯曲疲劳寿命系数1FNK、2FNK查参考文献 13图 6.7取 88.01 FNK， 90.02 FNKc. 许用弯曲应力 1F 、 2F 取定弯曲疲劳系数 SF=1.4, 应力修正系数 YST=2.0得 71.3014.1 288.02401l i m11 FFSTFNF SYK Mpa 86.2824.1 290.02202l i m22 FFSTFNF SYK Mpa d. 齿形系数1FaY、2FaY和应力修正系数1SaY、2SaY查参考文献 13表 6.4得1FaY=2.62，2FaY=2.22， 1SaY=1.59，2SaY=1.77 e. 计算大、小齿轮的 1 11FSaFaYY与 2 22F SaFa YY，并加以比较取其中大值带入公式计算 0138.071.301 59.162.21 11 F SaFa YY ， 0139.086.282 77.122.22 22 F SaFa YY 大齿轮的数值较大，应按大齿轮校核齿根弯曲疲劳强度 校核计算： 95.7577.122.25.2250.1 10461.7265.12 32 42 F Mpa 2F 弯曲疲劳强度足够 3.7.2 校核接触疲劳强度 接触疲劳强度由公式： HEH uubdKTZ 125.2211进行校核 确定公式中各参数值： a. 小齿轮传递的 转矩 T1： 22973715 72.11055.91055.9 6161 nPTN mm b. 大、小齿轮接触疲劳强度极限 1limH 、 2limH 按齿面硬度查参考文献 13图 6.8 得大、小齿轮的接触疲劳强度极限1limH =600 Mpa， 2limH =560 Mpa c. 接触疲劳寿命系数1HNK、2HNK查参考文献 13图 6.6得1HNK=0.9，2HNK=0.95 d. 计算许用接触应力 盐城工学院毕业设计说明书 2006 25 取安全系数 SH=1，则 5406009.01l i m11 HHHNH SK Mpa 53256095.02l i m22 HHHNH SK Mpa 5362 5325402 21 HHH Mpa e. 确定材料系数 ZE 查参考文献 13表 6.3得 ZE=189.8 Mpa f. 计算圆周速度 v 695.21 0 0 060 11 ndv tm/s g. 确定载荷系数 K 查参考文献 13表 6.2 得使用系数 KA=1, 根据 v=2.695m/s,7 级精度查参考文献 13图 6.10 得动载系数 Kv=1.1,查图 6.13 得 K =1.18,则 K=KAKvK =1 1.1 1.18=1.298 校核计算 : 115.4245.1 15.17224 298.128.1895.2125.2 2211 uubdKTZEHMpa H 接触疲劳强度满足要求。所以该齿轮满足使用要求。 3.8 传动轴直径的确定和轴的强度校核 3.8.1 轴的直径的确定 T 总 =T1i1+T2i2+ +Tnin (3-5) 式中 Tn 作用在第 n根主轴上的转矩，单位为 N m in 传动轴至第 n个主轴之间的传动比 轴 10： T10=T1i1+T2i2=2T1i1=2 3.18 0.707=4.49 N m 由公式 4 10TBd 计算出直径 89.1849.4103.7 4 d mm ,查参考文献 9表 3-4，选取直径 d10=20mm。 轴 11：因轴 11 上只有一排齿轮，因此轴不承受扭距，其直径由弯距计算可得，因其承受的弯矩也比较小，参照其他轴，选取 d11=25mm。 轴 12：其受力情况同轴 11，所以选取 d12=25mm. 轴 13： T13=T7i7+T8i8+T9i9=3T7i7=3 3.18 0.82=7.8228 Nm 由公式 4 10TBd 计算出直径 49.238 2 2 8.7103.7 4 d mm ,查参考文献9表 3-4，选取直径 d13=30mm。 轴 14：由弯矩计算及参照其他轴取 d14=20mm 轴 15： T15=3T7i7+2T1i1=3 3.18 1.67 0.82+2 3.18 1.96 0.707=21.78 Nm 由公式 4 10TBd 计算出直径 046.2878.21103.7 4 d mm ,查参考文献柴油机齿轮室盖钻镗专机总体及主轴箱设计 26 9表 3-4，选取直径 d15=30mm。 轴 16： T16=4T3i3+3T7i7+2T1i1=4 3.18 0.75 1.25 1.07+3 3.18 0.821.67 0.74+2 3.18 0.707 1.96 0.74=28.882 Nm 由公式 4 10TBd 计算出直径 49.28882.28103.7 4 d mm ,查参考文献 9表 3-4，选取直径 d16=35mm。 轴 17：选取油泵轴的直径 d16=20mm。 3.8.2 轴的强度校核 轴在初步完成结构设计后，进行校核计算。计算准则是满足轴的强度或刚度要求。进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的方法，并恰当地选取其许用应力，对于用于传递转矩的轴应按扭转强度条件计算，对于只受弯矩的轴（心轴）应按弯曲强度条件计算，两者都具备的按疲劳强度条件进行精确校核等。 在本设计中轴的直径是按强度公式计算进行选择，因此并不是要对主轴箱内所有的轴都进行校核，只是对那些承受弯、扭矩相对交较大的轴进行强度校核。在这里对长主轴 7 进行强度校核。 a. 求出主轴上的转矩 T 在工作时，主轴上所承受的功率 P=0.153kw（不计齿轮的啮合损耗和轴承损耗的功率）。则 8.3 1 0 8470153.01055.91055.9 66 nPT N mm b. 求作用在齿轮上的力 82412 mzd mm 82.7582 829.3 1 0 822 dTF t N 59.2720t a n82.75t a n tr FF N c. 轴的受力分析 1 .画轴的受力分析图 2. 计算支承反力： 在水平面内 )(2121 llFlF tH 12.97153 )43153(82.751 HFN 3.2182.7512.9712 tHH FFFN 在垂直平面内 2121 )( lFllF vr 34.35153 )43153(59.271 vFN 75.759.2734.3512 rvv FFF N 3. 画弯矩图（见图 3-8） 在水平面内， a-a剖面左侧 MaH=Ftl1=75.82 43=3260.26 N mm a-a剖面右侧 MaH=FH2l2=21.3 153=3258.9 N mm 盐城工学院毕业设计说明书 2006 27 在垂直平面内， a-a剖面左侧 MaV=Frl1=27.59 43=1186.37 N mm a-a剖面右侧 MaV=FV2l2=7.75 153=1185.75 N mm 合成弯矩， a-a剖面左侧 4.346937.118626.3260 2222 aVaHa MMMN mm a- a剖面右侧 9.346775.11859.3258 2222 aVaHa MMM N mm 4. 画转矩图 T=3108.829 N mm F rF tF V2F H2F H1F V1TF tF H1F H2F rF V1F V2M HM VMTa)b)c)d)e)f)g)图 3-8 轴的弯矩、扭矩图 d. 危险截面的判断 aa 截面左右的合成弯矩右侧相对左侧大些，扭矩为 T，则判断左侧为危险截面，只要右侧满足强度要求即可。 e. 轴的弯扭合成强度校核 由参考文献 13表 11.2查得 = -1=60 Mpa, 6.01006001 bba-a剖面左侧 63.691202 )320(35201.02 )(1.0233 d tdbtdWmm3 Mp aW TMe 69.563.691 )82.31086.0(4.3469)( 2222 f. 轴的疲劳强度安全系数校核 根 据 参 考 文 献 13 表 11.2 查得 MpaB 640 ， Mpa2751 ，Mpa1551 ， 2.0 ， 1.0 柴油机齿轮室盖钻镗专机总体及主轴箱设计 28 aa 截面左侧 32323 5.1166202 )320(320202.02 )(2.0 mmd tdbtdW 由参考文献 13附表 11.2查得 1K， 8.1K；由附表 10-4 查得绝对尺寸系数 95.0， 92.0；轴经磨削加工，由附表 11.4 得表面质量系数0.1 。则 弯曲应力 MP aWMb 97.25.1 1 6 6 4.3 4 6 9 ， 应力幅 Mpaba 97.2 平均应力 0m切应力 M p aWT TT 67.25.1166 829.3108 M p aTma 335.12 安全系数9.8702.097.295.00.1 12751 maKS 62.55355.11.0355.192.00.1 8.11551 maKS 4762.559.87 62.559.87 2222 SSSSS 查参考文献 13表 11.8得许用安全系数 5.13.1 S ， SS ，则 aa 剖面安全，即主轴的强度满足要求。 3.9 主轴箱体及其附件的选择设计 3.9.1 主轴箱的选择设计 该柴油机气缸体三面钻组合机床主轴箱选用 630 630 的通用主轴箱体 ,主轴箱体材料为 HT200,前后盖的材 料是 HT150,虽然主轴箱是通用的，但为了满足具体的使用要求 ,故在此基础上进行了一系列的补充加工 ,其补充加工的情况可参见补充加工图。 3.9.2 主轴箱上 的附件材料的设计 a. 分油器 本主轴箱中分油器选用 B-ZIR31-2-36 型分油器 ,其作用是把油分成几路 ,分别润滑不同排数的齿轮及轴承 ,以便于保证轴承 ,齿轮有一定的使用寿命 ,盐城工学院毕业设计说明书 2006 29 减少摩擦和磨损 ,降低振动 ,消耗发热。 b. 油杯 油杯是用来给箱体注油用的 ,以保证箱体内油量满足使用要求。 c. 油塞 油塞是用来放油用的 ,应该置在箱体的底部 ,由于该主轴箱是卧式组合机床 ,故活塞放置在箱体上 ,放油孔螺母与凸台之间应加封油圈密封。 d. 油标 油标是用来指示油的高度的 ,应该放置在便于检查及油面较稳定处 ,该主轴箱选用管状油 标 (GB1162-79)放置在箱体侧面上。 柴油机齿轮室盖钻镗专机总体及主轴箱设计 30 4结论 本课题设计的组合机床采用“一面两销”定位、液压夹紧， 一次性加工柴油机齿轮室盖三个面上的钻 、镗孔，保证了加工精度，提高了加工效率，减少了工人的劳动强度。而且在设计之中，尽量选用通用件，进一步减少了制造成本，从而增加了经济效益。 盐城工学院毕业设计说明书 2006 31 参 考 文 献 1 叶伟昌主编 .机械工程及自动化简明设计手册 (上册 ).北京：机械工业出版社， 2001 2 叶伟昌主编 .机械工程及自动化简明设计手册 (下册 ).北京：机械工业出版社， 2001 3 胡家秀主编 .机械零件设计实用手册 .北京：机械工业出版社， 1999 4 李益民主编 .机械制造工艺设计手册 .北京：机械工业出版社， 1995 5 艾兴等主编 .金属切削用量手册 .北京：机械工业出版社， 1996 6 范云涨等主编 .金属切削机床设计简明手册 .北京：机械工业出版社，1993 7 孟宪椅等主编 .机床夹 具图册 .北京：机械工业出版社， 1991 8 韩敬礼等主编 .机械电气设计简明手册 .北京：机械工业出版社， 1994. 9 谢家瀛主编 . 组合机床设计简明手册 .北京：机械工业出版社， 1992 10 杨培元等主编 .液压系统设计手册 .北京：机械工业出版社， 1995 11 大连组合机床研究所编 .组合机床设计 .北京 :机械工业出版社 ,1995 12 大连组合机床研究所编 .组合机床设计参考图册 .北京：机械工业出版社， 1986 13 徐锦康主编 .机械设计 .北京：机械工业出版社， 2001 14 陈秀宁 、施高义机械设计课程设计 .杭州：浙江大学出版社， 1995 15 姚永明主编 .非标准设备设计 .上海：上海交通大学出版社， 1999 柴油机齿轮室盖钻镗专机总体及主轴箱设计 32 致 谢 本次毕业设计我的课题是柴油机气缸体三面钻、镗孔组合机床总体及右主轴箱设计，在刘道标老师指导下及与同组设计人员共同努力下如期完成了任务。 由于我们还是学生 ,所以在设计这方面还是缺乏经验的 ,但设计任务摆在我们面前 ,我们不得不想办法去完成这设计任务。院里也知道我们