立式组合机床设计说明书

./摘要滤液管加工组合机床是以通用部件为基础所组成的高效率专用机床,它能以多轴、多刃、多面、多工位对一个或几个工件同时加工、加工质量稳定、生产率高。它的特征是高效、高质、经济实用,因而被广泛应用于工程机械、交通、能源、军工、轻工、家电等行业。我国传统的组合机床及组合机床自动线主要采用机、电、气、液压控制,它的加工对象主要是生产批量比较大的大中型箱体类和轴类零件〔近年研制的组合机床加工连杆、板件等也占一定份额,完成钻孔、扩孔、铰孔,加工各种螺纹、镗孔、车端面和凸台,在孔内镗各种形状槽,以及铣削平面和成形面等。组合机床的分类繁多,有大型组合机床和小型组合机床,有单面、双面、三面、卧式、立式、倾斜式、复合式,还有多工位回转台式组合机床等；另外,近年来组合机床加工中心、数控组合机床、机床辅机〔清洗机、装配机、综合测量机、试验机、输送线等在组合机床行业中所占份额也越来越大,所以组合机床已经渐渐的成为一种不可缺少的设备。滤液管加工组合机床能够满足近年来市场上对于机床方面的速度、使用寿命等各个的需求,是一种高新科技产品。关键词：组合机床；轴类零件；钻孔；回转；加工中心；机床的分类,车平面,铣平面。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.前言我们设计的题目是滤液管加工组合机床设计。该滤液管加工组合机床用于加工加压过滤机中的滤液管,现在工厂对该产品的生产规模已不能满足本公司的需要,它的用量很大。要求我们设计一个合理的方案。具有生产效率高、承载能力大、寿命长、生产成本低、价格合理、适应各种环境等优点。随着工业的发展和工艺生产流程机械化、自动化的提高,滤液管加工组合机床在国内外日益广泛的应用起着重要的作用,是一种非常好的新型机床,在以后的社会中将产生巨大的影响,推动社会的发展。滤液管加工组合机床包括电动机的合理选择,传动系统装置的运动及动力系统装置的计算,轴的合理设计与校核,齿轮的设计与校核,组合机床的附件的选择计算等方面。此设计说明书的编写包括了滤液管加工组合机床传动部分设计。在此过程中我们参考了大量的设计资料及教材,通过多次的到车间进行实习,此次滤液管加工组合机床的设计研究还不充分,在设计中存在着很多缺点与问题有待进一步深入。本设计说明书编写过程中由指导老师林老师审阅并提出了许多鉴于我们水平有限,本设计说明书的内容难免会有不妥与错误之处,殷切希望各位老师给予批评指正。。目录TOC\o"1-6"\f\u摘要1Abstract2前言3滤液管加工组合机床的设计方案………………61.传动方案的选择72、动力刀架的设计82.1电动机的选用82.2总传动比的计算与分配92.3V带传动的设计132.4传动过程齿轮的设计152.5轴的设计552.6主轴箱的润滑、变速702.7主轴箱的坐标计算712.8机械分度回转动力刀架的工作原理723.床身支撑件及竖直进给运动机构的设计与选用733.1对支承件的基本要求743.2床身的设计与选用所考虑的问题：753.3立柱、侧底座及竖直进给运动机构的具体设计与选用763.4立柱及侧底座的设计953.5组合机床设计数据的确定964.毕业设计小结98参考文献100致谢辞102附录103滤液管加工组合机床的设计方案组合机床的设计方案将工件安装在V形块通过导向装置喝夹紧装置固定安装好后,按下启动按钮,工件随工作台一起向右移动,动力箱从初始位置开始向下移动,到达预定位置时,动力箱停止,铣刀旋转,随着工作台的移动,开始铣削法兰面表面。当铣削完五个法兰面时,工作台碰到工作台右端的压力继电器,工作台停止进给,电磁离合器离合。油缸右腔压力升高,到达预定压力后,压力继电器发出信号,三位四通电磁换向阀换向,工作台向左移动；动力头定位销打开,动力头旋转120°,当到达第五个法兰面时,定位销弹出,工作台停止,大钻头旋转,动力箱向下移动,开始钻大孔；当钻完大孔后,动力箱上移到初始位置,动力刀架转过120°,小钻头旋转,动力箱向下移动,开始同时钻两个小孔；当钻完小孔后,换刀,丝锥旋转,动力箱向下移动,开始攻丝。当攻丝完成,动力箱上移到初始位置,动力刀架转过180°,同时工作台向左移动,当到达第四个、第三个、第二个、第一个法兰面时,同第五个法兰面加工工序相同,分别依次进行钻大孔、钻小孔、攻丝。当这五个法兰面都加工完时,动力箱退回到初始位置,电动机停转,此时取下工件,装夹好另外两个工件,继续加工。1.传动方案的选择机床主轴的分布尽管有各种各样的类型,但通常采用的经济而又有效的传动是：用一根传动轴带动多根主轴。因此,设计传动系统时,首先把所有主轴分成尽可能少的若干组同心圆,然后再各组同心圆圆心上放置一根传动轴,来带动各自一组的主轴。接着再用尽可能少的传动轴把各组轴与动力部件驱动轴联接起来,这就是通常的传动布置次序,最后再引到动力部件的驱动轴上。在滑台上安装动力箱、多轴箱、铣削头、钻削头等各种部件,以完成对工件的铣削、钻大头、钻小孔、攻丝等进行实现滤液管加工组合机床的功能。传动方案如下图：传动方案图2、动力刀架的设计2.1电动机的选用〔参照[9]》136页根据前面所选切削用量计算的切削功率需要,并适当考虑提高切削用量的可能性〔一般按30%考虑,选用电动机。查[2]14页,得初算电动机功率公式：电动机功率：P==≈13.62kw。其中η取0.9则,由铣削,钻削及攻丝的T和n得电动机功率P≥13.62kw查[15]表10-7选用Y系列电动机初选电机：P=15kw,M=2.2N.m,同步转速：1500r/min,满载转速：1460r/min,重量：144kg,型号：Y160L外形尺寸：电动机型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/minY160L-41515001460Y160L-4系列电动机为一般用途封闭自扇冷式。能防止灰尘、铁屑或其他杂物的侵入。结构牢固,运行可靠,使用维修方便,性能良好。可满载启动,在电网容量小的地区也可采用降压启动,降压启动时的转矩降低与电压降低平方成正比。2.2总传动比的计算与分配〔参考[2]第12页总传动比的计算电动机确定后,根据电动机的满载转速和工作装置的,就可计算传动装置的总传动比,即。传动比较大时通常采用多级传动,若传动装置有多级串联而成,则必须使各级传动比的乘积和总传动比相等。滤液管加工组合机床电动机满载转速=1460r/min,铣刀转速=562r/min,大钻头转速=120r/min,小钻头转速为562r/min,攻丝转速=53r/min,由于钻小孔和攻丝要使用复合刀具,要使用小转速,所以要使用攻丝的转速作为钻小孔和攻丝的转速。则各传动过程总传动比如下：,,。由于大钻,攻丝传动的传动比i较大,则采用多级传动,传动装置由多级串联而成,各级传动比的乘积和总传动比相等。2.2.2计算传动装置的运动和动力参数铣法兰面的传动路线：电动机—V带—I轴——轴——轴钻大孔的传动路线：电动机—V带—I轴——轴——VII轴钻小孔和攻丝的传动路线：电动机—V带—I轴——轴——VI轴—Z13Z14—V轴刀架转动的传动路线：电动机—V带—I轴——轴——轴总传动比的分配查[2]表1-2得：V带传动的传动比i=2<为防止大带轮和底架相碰,通常应满足V带传动的传动比小于齿轮传动的传动比>；铣削加工一级圆柱齿轮传动比i=1.2二级圆锥传动比i=1.08；钻大孔加工一级圆柱齿轮传动比i=2.7二级圆锥传动比i=2.25；钻小孔和攻丝加工一级圆柱齿轮传动比i=3,二级圆锥传动比i=2,三级圆锥齿轮传动比i=2.3；刀架转动部分一级圆柱齿轮传动比i＝3,二级圆柱齿轮传动比i＝4,三级圆柱齿轮传动比i＝4.7.由以上传动比确定各轴相应传动所需转速如下表：传动轴速r/min带传动І轴∏轴IV轴V轴VI轴VII轴III轴铣削1460730608562钻大孔1460730270120钻小孔和攻丝146073024312253刀架转动146073024360〔备注：传动过程中的转速损失约为3℅由电动机功率确定的各传动过程各轴功率：〔每根轴的功率损失可取为1℅；铣削传动过程：一级圆柱齿轮I轴功率；二级圆柱齿轮II轴功率；二级圆锥齿轮Ⅳ轴功率钻大孔传动过程：一级圆柱齿轮I轴功率；二级圆柱齿轮II轴功率；二级圆锥齿轮VII轴功率钻小孔和攻丝传动过程：一级圆柱齿轮I轴功率；二级圆柱齿轮Ⅱ轴功率；二级圆锥齿轮V轴功率；三级圆柱齿轮VI轴功率；由电动机功率确定的各传动过程各轴转矩：〔每根轴的功率损失可取为1℅铣削传动过程：一级圆柱齿轮I轴转矩N.m；二级圆柱齿轮II轴转矩N.m二级圆锥齿轮Ⅳ轴转矩N.m；钻大孔传动过程：一级圆柱齿轮I轴转矩N.m；二级圆柱齿轮II轴转矩N.m；二级圆锥齿轮VII轴转矩N.m钻小孔和攻丝传动过程：一级圆柱齿轮I轴转矩N.m；二级圆柱齿轮II轴转矩N.m；二级圆锥齿轮V轴转矩N.m；三级圆柱齿轮VI轴转矩N.m2.3V带传动的设计由于V带两侧面和轮槽接触,可提高更大摩擦力且V带传动允许传动比大,结构紧凑,故在动力箱的第一级用普通V带传动。同时为了安全起见,带传动应该置于铁丝网或者保护罩之内,使之不能外漏。电动机的功率P=15KW,n=1460r/min,传动比i=2,每天工作8小时。确定计算功率由表8-7查得工作情况系数,故Pca=选择V带的带型：根据Pca,n,由图8-10选用B型确定带轮的基准直径并验算带速V:1>初选小带轮的基准直径,由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径2验算带速V,按式因为,故带速合适。3计算大带轮的基准直径,根据式,根据表8-8,圆整为2.3.4确定V带中心距a和基准长度Ld：1根据式,定中心距ao=500mm2>由式由表8-2选带的基准长度Ld=183>按式中心距的变化范围为388.25至615mm2.3.5验算小带轮上的包角：2.3.6计算带的根数Z:1>计算单根V带的额定功率由和,查表8-4a的根据,i=2和B型带,查表8-4b得查表8-5得表8-2得于是2计算V带的根数Z,取6根2.3.7计算单根V带的初拉力的最小值：由表8-3得B型带的单位长度质量,所以应使带的实际初拉力2.3.8计算压轴力Fp:压轴力的最小值为2.3.9带轮的结构设计：带轮的材料选用HT200,采用实心式,L=B=120mm,,,,,2.4传动过程齿轮的设计2.4.1铣刀传动过程I轴II轴圆柱齿轮的设计齿轮材料的选择[15]370页选用调质钢,因承载能力不高,查表8-112得大小齿轮均用软齿面,大齿轮正火调质,小齿轮用调质处理。渐开线圆柱齿轮传动,n=730r/min,齿数比i=1.2,工作寿命10年,一天一班,300天,电动机驱动,专向不变,轻微冲击〔查[5]209页1.<1>传动方案如传动系统图<2>为一般工作机器,速度不高,选七级精度级精度〔GB10095-88<3>材料选择材料由表10-1选出,小齿轮材料40<调质>硬度280HBS,大齿轮材料45号钢<调质>硬度240HBS,二者材料硬度之差为40HBS。<4>试选小齿轮齿数z2=20,则大齿轮齿数z2.按齿面强度设计,由计算公式〔10-9a进行计算,即1>确定公式内各计算数值<1>试选载荷系数＝1.3<2>小齿轮传递扭矩:T=95.5×105<3>由表10-7取齿宽系数为<4>由表10-6材料影响系数=189.8<5>由图10-21d按齿面硬度查的小轮齿接触疲劳强度极限,大轮齿接触疲劳强度极限<6>由式10-13计算过应力循环次数N1=60×730×1×8×300×10=1.0512×<7>由图10-19查得接触疲劳寿命系数<8>计算接触疲劳许用应力,取失效概率1﹪安全系数S=1,由式10-12得2>.计算<1>试计算小齿轮分度圆直径,代入中较小值=90.38mm<2>计算圆周速度<3>齿宽b=<4>计算齿宽和齿高之比模数m=d/z=4.52mm,齿高h=2.25m=10<5>计算载荷系数由v=3.45m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数=1.1。直齿轮,。由表10-2查的使用系数。由表10-4用插值法查的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,+<1+>+=1.4254由b/h=8.9,查图10-13得,故载荷系数<6>按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径<7>计算模数模数m=d/z=5.433.按齿根弯曲疲劳强度设计<1>由图10-20c查得小轮齿弯曲疲劳强度极限与大轮齿弯曲疲劳强度极限分别为<2>由图10-18查得弯曲疲劳强度系数<3>计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由10-12式得<4>计算载荷系数<5>查取齿形系数和应力校正系数为<6>计算,,大齿轮的数值大<7>计算=3.24对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于齿根的弯曲强度所决定的承载能力,则可取弯曲强度算得的模数3.24并进一步圆整为3.5mm,按接触强度算得的分度圆直径d=108.67mm,算出小齿轮齿数Z=d/m=31.05,取为31<8>几何尺寸计算计算分度圆直径==108.5mm==133mm计算中心距a=1计算齿轮宽度b==108.5mm取=105mm=11铣刀传动过程II轴Ⅳ轴铣锥齿齿轮设计齿轮材料的选择[3]370页渐开线圆锥齿轮传动,n=608r/min,齿数比i=1.08,工作寿命10年,一天一班,300天,电动机驱动,专向不变,轻微冲击1.<1>传动方案如传动系统图〔2为一般工作机器,速度不高,选七级精度级精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1选出,小齿轮材料40Cr<调质>硬度280HBS,大齿轮材料45号钢<调质>硬度240HBS。〔4试选小齿轮齿数20,则大齿轮齿数222.按齿面接触强度设计1.>确定公式内各计算数值〔1试选载荷系数＝1<2>小齿轮传递扭矩T=170N.m<3>取齿宽系数为=1/3<4>材料影响系数<5>由图10-21d按吃面硬度查的小轮齿接触疲劳强度极限,大轮齿接触疲劳强度极限<6>由式10-13计算过应力循环次数<7>由图10-19查得接触疲劳寿命系数<8>计算接触疲劳许用应力,取失效概率1﹪安全系数S=1,由式10-12得2.>计算<1>试计算大齿轮分度圆直径,代入中较小值=138mm<2>计算圆周速度<3>齿宽<4>模数,齿高h=15.53mm,齿宽与齿高之比<5>计算载荷系数由v=4.39m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数=1.1,直齿锥齿轮,假设＜100N/m,则,使用系数,7级精度,齿轮悬臂布置时,+<1+>+=1.1485则载荷系数<6>按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径平均分度圆直径,模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计<1>由图10-20c查得小轮齿弯曲疲劳强度极限与大轮齿弯曲疲劳强度极限分别为<2>由图10-18查得弯曲疲劳强度系数<3>计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数S=1,由10-12式得<4>计算载荷系数<5>查取齿形系数和应力校正系数为<6>计算,<7>计算齿轮模数的大小主要取决于齿根的弯曲强度所决定的承载能力,则可取弯曲强度算得的模数3.746mm并进一步圆整为3.5mm则=132.1mm,齿轮齿数Z=d/m=37.74,小齿轮齿数=38,大齿轮齿数=42〔8几何尺寸计算名称代号公式小齿轮大齿轮分锥角42.1447.86齿根高4.24.2齿顶高ha33分度圆直径d1331齿顶圆直径11齿根圆直径126.771锥距R99.1299.12齿根角顶锥角根锥角顶隙C0.0.分度圆齿厚S5.4955.495当量齿数Zv51.2562.6齿宽B33.33.2.4.2大钻传动过程I轴II轴圆柱齿轮的设计齿轮材料的选择[15]370页选用调质钢,因承载能力不高,查表8-112得大小齿轮均用软齿面,大齿轮正火调质,小齿轮用调质处理。渐开线圆柱齿轮传动,n=730r/min,齿数比i=1.2,工作寿命10年,一天一班,300天,电动机驱动,专向不变,轻微冲击〔查[5]209页1.<1>传动方案如传动系统图<2>为一般工作机器,速度不高,选七级精度级精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1选出,小齿轮材料40<调质>硬度280HBS,大齿轮材料45号钢<调质>硬度240HBS<4>试选小齿轮齿数20,则大齿轮齿数24=20*1.22.按齿面强度设计1>确定公式内各计算数值<1>试选载荷系数＝1.3<2>小齿轮传递扭矩T=188N.m<3>取齿宽系数为<4>材料影响系数=189.8<5>由图10-21d按齿面硬度查的小轮齿接触疲劳强度极限,大轮齿接触疲劳强度极限<6>由式10-13计算过应力循环次数N1=60×730×1×8×300×10=1.0512×<7>由图10-19查得接触疲劳寿命系数<8>计算接触疲劳许用应力,取失效概率1﹪安全系数S=1,由式10-12得2>.计算<1>试计算小齿轮分度圆直径,代入中较小值=90.38mm<2>计算圆周速度<3>齿宽B=<4>模数m=d/z=4.52mm,齿高h=10.17mm齿宽与齿高之比b/h=8.9,<5>计算载荷系数由v=3.45m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数=1.1,直齿轮,,使用系数,7级精度,齿轮非对称布置时,+<1+>+=1.4254由b/h=8.9,查图10-13得,故载荷系数<6>按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径<7>计算模数模数m=d/z=5.43mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计<1>由图10-20c查得小轮齿弯曲疲劳强度极限与大轮齿弯曲疲劳强度极限分别为<2>由图10-18查得弯曲疲劳强度系数<3>计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由10-12式得<4>计算载荷系数<5>查取齿形系数和应力校正系数为<6>计算,,大齿轮的数值大<7>计算=3.24齿轮模数的大小主要取决于齿根的弯曲强度所决定的承载能力,则可取弯曲强度算得的模数3.24并进一步圆整为3.5mm,按接触强度算得的分度圆直径d=108.67mm,算出小齿轮齿数Z=d/m=31.05,取为31,大齿轮齿数Z=38<8>几何尺寸计算计算分度圆直径==108.5mm==133mm计算中心距a=1计算齿轮宽度b==108.5mm取=105mm=110mm大钻传动过程II轴Ⅷ轴铣锥齿齿轮设计齿轮材料的选择[3]370页渐开线圆锥齿轮传动,n=270r/min,齿数比i=2.25,工作寿命10年,一天一班,300天,电动机驱动,专向不变,轻微冲击1.<1>传动方案如传动系统图〔2为一般工作机器,速度不高,选七级精度级精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1选出,小齿轮材料40Cr<调质>硬度280HBS,大齿轮材料45号钢<调质>硬度240HBS〔4试选小齿轮齿数20,则大齿轮齿数452.按齿面接触强度设计1.>确定公式内各计算数值〔1试选载荷系数＝1<2>小齿轮传递扭矩T=382N.m<3>取齿宽系数为=1/3<4>材料影响系数<5>由图10-21d按吃面硬度查的小轮齿接触疲劳强度极限,大轮齿接触疲劳强度极限<6>由式10-13计算过应力循环次数<7>由图10-19查得接触疲劳寿命系数<8>计算接触疲劳许用应力,取失效概率1﹪安全系数S=1,由式10-12得2.>计算<1>试计算大齿轮分度圆直径,代入中较小值=129.56mm<2>计算圆周速度<3>齿宽<4>模数,齿高h=14.56mm,齿宽与齿高之比<5>计算载荷系数由v=1.83m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数=1.1,直齿锥齿轮,假设＜100N/m,则,使用系数,7级精度,齿轮悬臂布置时,+<1+>+=1.1485则载荷系数<6>按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径平均分度圆直径,模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计<1>由图10-20c查得小轮齿弯曲疲劳强度极限与大轮齿弯曲疲劳强度极限分别为<2>由图10-18查得弯曲疲劳强度系数<3>计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数S=1,由10-12式得<4>计算载荷系数<5>查取齿形系数和应力校正系数为<6>计算,<7>计算齿轮模数的大小主要取决于齿根的弯曲强度所决定的承载能力,则可取弯曲强度算得的模数3.78mm并进一步圆整为3.5mm则=124mm,齿轮齿数Z=d/m=35.5,小齿轮齿数=38,大齿轮齿数=86〔8几何尺寸计算名称代号公式小齿轮大齿轮分锥角23.8466.16齿根高4.2mm4.2mm齿顶高ha3.5mm3.5mm分度圆直径d133300齿顶圆直径1302.8齿根圆直径90.67mm170.9mm锥距R164.5164.5齿根角顶锥角根锥角顶隙C0.7mm0.7mm分度圆齿厚S5.495mm5.495mm当量齿数Zv32.09102.33齿宽B54.854.82.4.3攻丝传动过程I轴II轴圆柱齿轮的设计齿轮材料的选择[15]370页选用调质钢,因承载能力不高,查表8-112得大小齿轮均用软齿面,大齿轮正火调质,小齿轮用调质处理。渐开线圆柱齿轮传动,n=730r/min,齿数比i=3,工作寿命10年,一天一班,300天,电动机驱动,转向不变,轻微冲击〔查[5]209页1.<1>传动方案如传动系统图<2>为一般工作机器,速度不高,选七级精度级精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1选出,小齿轮材料40<调质>硬度350HBS,大齿轮材料45号钢<调质><调质>硬度330HBS<4>试选齿轮齿数:取m=3,中心距a=120.75则另一齿轮齿数为602.按齿面强度设计1.>确定公式内各计算数值<1>试选载荷系数＝1.3<2>小齿轮传递扭矩T=188N.m<3>取齿宽系数为<4>材料影响系数=189.8<5>由图10-21d按齿面硬度查得小轮齿接触疲劳强度极限,大轮齿接触疲劳强度极限<6>由式10-13计算过应力循环次数<7>由图10-19查的接触疲劳寿命系数<8>计算接触疲劳许用应力,取失效概率1﹪安全系数S=1,由式10-12得2.>计算<1>试计算小齿轮分度圆直径,代入中较小值=52.84mm2>计算圆周速度3>齿宽4>模数齿高h=5.94mm齿宽与齿高之比b/h=8.89,5>计算载荷系数由v=2m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数=1.14,直齿轮,假设＜100N/m,则,使用系数,7级精度,齿轮非对称布置时,由,查图10-13得,故载荷系数6>按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径7>计算模数模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计<1>由图10-20c查得小轮齿弯曲疲劳强度极限与大轮齿弯曲疲劳强度极限分别为<2>由图10-18查得弯曲疲劳强度系数<3>计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数S=1,由10-12式得<4>计算载荷系数<5>查取齿形系数和应力校正系数为<6>计算。小齿轮的数值大。<7>计算齿轮模数的大小主要取决于齿根的弯曲强度所决定的承载能力,则可取弯曲强度算得的模数2.17mm并进一步圆整为3mm,则小齿轮直径d=60.5mm,小齿轮齿数Z=d/m=20,大齿轮齿数Z=60齿宽b＝50mm<8>几何尺寸计算计算分度圆直径==60mm==180mm计算中心距a=120mm计算齿轮宽度b==60mm取=60mm=65mm验算转速攻丝传动过程II轴Ⅶ轴圆锥齿轮的设计齿轮材料的选择[3]370页渐开线圆锥齿轮传动,n=243r/min,齿数比i=2,工作寿命10年,一天一班,300天,电动机驱动,专向不变,轻微冲击1.<1>传动方案如传动系统图〔2为一般工作机器,速度不高,选七级精度级精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1选出,小齿轮材料40Cr<调质>硬度280HBS,大齿轮材料45号钢<调质>硬度240HBS〔4试选小齿轮齿数20,则大齿轮齿数402.按齿面接触强度设计1.>确定公式内各计算数值〔1试选载荷系数＝1<2>小齿轮传递扭矩T=424.4N.m<3>取齿宽系数为=1/3<4>材料影响系数<5>由图10-21d按吃面硬度查的小轮齿接触疲劳强度极限,大轮齿接触疲劳强度极限<6>由式10-13计算过应力循环次数<7>由图10-19查得接触疲劳寿命系数<8>计算接触疲劳许用应力,取失效概率1﹪安全系数S=1,由式10-12得2.<1>试计算大齿轮分度圆直径,代入中较小值=139.56mm<2>计算圆周速度<3>齿宽<4>模数,齿高h=15.75mm,齿宽与齿高之比<5>计算载荷系数由v=1.78m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数=1.1,直齿锥齿轮,假设＜100N/m,则,使用系数,7级精度,齿轮悬臂布置时,+<1+>+=1.1485则载荷系数<6>按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径平均分度圆直径,模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计<1>由图10-20c查得小轮齿弯曲疲劳强度极限与大轮齿弯曲疲劳强度极限分别为<2>由图10-18查得弯曲疲劳强度系数<3>计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数S=1,由10-12式得<4>计算载荷系数<5>查取齿形系数和应力校正系数为<6>计算,<7>计算齿轮模数的大小主要取决于齿根的弯曲强度所决定的承载能力,则可取弯曲强度算得的模数4.05mm并进一步圆整为3.5mm则=133.6mm,齿轮齿数Z=d/m=38.17,小齿轮齿数=38,大齿轮齿数=76〔8几何尺寸计算名称代号公式小齿轮大齿轮分锥角26.56564.435齿根高4.2mm4.2mm齿顶高ha3.5mm3.5mm分度圆直径d133266齿顶圆直径1262.87齿根圆直径126.74266.87锥距R148.7148.7齿根角顶锥角根锥角顶隙C0.7mm0.7mm分度圆齿厚S5.495mm5.495mm当量齿数Zv42.49169.94齿宽B49.5649.56攻丝传动过程Ⅶ轴N轴圆锥齿轮的设计齿轮材料的选择[8]370页选用调质钢,因承载能力不高,查表8-112得大小齿轮均用软齿面,大齿轮正火调质,小齿轮用调质处理。渐开线圆柱齿轮传动,n=122r/min,齿数比i=2.3,工作寿命10年,一天一班,300天,电动机驱动,转向不变,轻微冲击1.<1>传动方案如传动系统图<2>为一般工作机器,速度不高,选七级精度级精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1选出,小齿轮材料40Cr<调质>硬度290HBS,大齿轮材料45号钢<调质><调质>硬280HBS<4>试选齿轮齿数<5>初选螺旋角2.按齿面强度设计1.>确定公式内各计算数值<1>试选载荷系数<2>小齿轮传递扭矩T=548N.m<3>取齿宽系数为<4>材料影响系数<5>由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限。〔6许用接触应力〔7选取区域系数,,2.>计算<1>试计算小齿轮分度圆直径,代入<2>计算圆周速度<3>计算齿宽b及模数：<4>计算纵向重合度<5>计算载荷系数使用系数由v=0.642m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数假设,则,使用系数,7级精度,齿轮非对称布置时,由,查图10-13得,故载荷系数<6>按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径<7>计算模数模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计<1>计算载荷系数<2>由查图10-28得螺旋角影响系数<3>计算当量齿数<4>查取齿形系数和应力校正系数为<5>由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,S=1.4.,<6>计算大小齿轮的加以比较：,,大齿轮的数值大。〔7设计计算：对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数,取已可满足弯曲强度。为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径,于是由取,<8>几何尺寸计算中心距,将其圆整为180mm按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不大,故不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径:计算齿轮宽度圆整后取2.4.4．刀架转动部分传动过程1.I轴II轴圆柱齿轮的设计齿轮材料的选择[6]370页选用调质钢,因承载能力不高,查表8-112得大小齿轮均用软齿面,大齿轮正火调质,小齿轮用调质处理。渐开线圆柱齿轮传动,n=730r/min,齿数比i=3,工作寿命10年,一天一班,300天,电动机驱动,专向不变,轻微冲击〔查[5]209页1.<1>传动方案如传动系统图<2>为一般工作机器,速度不高,选七级精度级精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1选出,小齿轮材料40<调质>硬度280HBS,大齿轮材料45号钢<调质>硬度240HBS<4>试选齿轮齿数：2.按齿面接触强度设计1.>确定公式内各计算数值。〔1试选载荷系数<2>小齿轮传递扭矩T=188N.m<3>取齿宽系数为<4>材料影响系数<5>由图10-21d按齿面硬度查的小轮齿接触疲劳强度极限,大轮齿接触疲劳强度极限<6>由式10-13计算过应力循环次数<7>由图10-19查得接触疲劳寿命系数<8>计算接触疲劳许用应力,取失效概率1﹪安全系数S=1,由式10-12得2.<1>试计算小齿轮分度圆直径,代入中较小值<2>计算圆周速度<3>齿宽<4>模数,齿高h=6.98mm齿宽与齿高之比,<5>计算载荷系数由v=2.85m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数假设,则,使用系数,7级精度,齿轮悬臂布置时,由,查图10-13得,故载荷系数<6>按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径<7计算模数模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计计算齿轮模数的大小主要取决于齿根的弯曲强度所决定的承载能力,则可取弯曲强度算得的模数2.66mm并进一步圆整为3.5mm,小齿轮齿数,则大齿轮直径大齿轮齿数Z=<8>验算合适<9>几何尺寸计算分度圆直径中心距a=120mmb=2．刀架转动部分传动过程II轴III轴圆柱齿轮的设计齿轮材料的选择[6]370页选用调质钢,因承载能力不高,查表8-112得大小齿轮均用软齿面,大齿轮正火调质,小齿轮用调质处理。渐开线圆柱齿轮传动,n=243r/min,齿数比i=4,工作寿命10年,一天一班,300天,电动机驱动,转向不变,轻微冲击〔查[5]209页1.<1>传动方案如传动系统图<2>为一般工作机器,速度不高,选七级精度级精度〔GB10095-88<3>材料由表10-1选出,小齿轮材料40<调质>硬度280HBS,大齿轮材料45号钢<调质>硬度240HBS<4>试选小齿轮齿数20,则大齿轮齿数802.按齿面强度设计1.>确定公式内各计算数值。<1>试选载荷系数＝1.4<2>小齿轮传递扭矩T=424.4N.m<3>取齿宽系数为<4>材料影响系数=189.8<5>由图10-21d按齿面硬度查得小轮齿接触疲劳强度极限600MPa,大轮齿接触疲劳强度极限550MPa<6>由式10-13计算过应力循环次数<7>由图10-19查的接触疲劳寿命系数<8>计算接触疲劳许用应力,取失效概率1﹪安全系数S=1,由式10-12得2.<1>试计算小齿轮分度圆直径,代入中较小值=103.37mm2>计算圆周速度3>齿宽4>模数齿高h=6.87mm齿宽与齿高之比b/h=8.9,5>计算载荷系数由v=1.31m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数=1.05假设＜100N/m,则,使用系数,7级精度,齿轮非对称布置时,由,查图10-13得,故载荷系数6>按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径7>计算模数模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计<1>由图10-20c查得小轮齿弯曲疲劳强度极限与大轮齿弯曲疲劳强度极限分别为<2>由图10-18查得弯曲疲劳强度系数<3>计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由10-12式得<4>计算载荷系数<5>查取齿形系数和应力校正系数为<6>计算,小齿轮的数值大<7>计算齿轮模数的大小主要取决于齿根的弯曲强度所决定的承载能力,则可取弯曲强度算得的模数3.85mm并进一步圆整为4.5mm,小齿轮齿数,可取为25d=112mm<8>几何尺寸计算齿宽b＝108mm中心距a=281.25刀架转动部分轴与刀架齿轮设计1.根据实际装配要求及位置安排要求和刀架转动部分传动过程II轴III轴圆柱齿轮位置的要求设计大齿轮绕轴II旋转,小齿轮装在III轴上,试取传动比I=4.7,则即,则试取则可得,取齿宽2.验算：由于T=1114.2N/m,取则可知使用参数合适3.几何尺寸计算分度圆直径齿宽齿顶高齿根高齿顶间隙C＝1mm齿高h=6.8mm中心距2.5．轴的设计2.5.1轴I的设计输出轴的功率：P=14.4kw转速：n=730r/min转矩：分度圆直径：d=60求作用在齿轮上的力初步确定轴的最小直径选用45钢,正火处理。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输出轴的最小直径显然是安装联轴器的,为了使所选的此处的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查表14-1〔《机械设计》,第351页,主编濮良贵,考虑到转矩变化较小,故取,则,按照计算转矩Tca,应小于联轴器公称直径转矩的条件,查标准GB/t5014-2003或手册,选用LX3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为12504>确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮圆周速度V=齿轮采用浸油润滑,轴承采用脂润滑。5>轴系初步设计经分析采用深沟球轴承,查[1]表10-35得轴承采用60116>轴的结构设计经综合分析轴的结构如下图7>轴的受力图NNmm扭矩图MA<2>弯矩M水平面力平衡方程：解得：BC段：CD段：垂直弯矩MV:力平衡方程：解得：BC段：CD段：轴的弯矩图M：按弯扭合成应力校核轴的强度。故安全考虑键槽：实际直径分别为40mm和53mm,强度足够。故此轴合格2.5.2轴I右端轴的设计1.p=14.4kw,n=730r/min,T=188N.m2.求作用在齿轮上的力=31,m=3.5,因已知轴的分度圆直径为：d=108.5mm圆周力径向力3.初步确定轴的最小直径选用45钢,正火处理。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输出轴的最小直径显然是安装联轴器的,为了使所选的此处的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查表14-1〔《机械设计》,第351页,主编濮良贵,考虑到转矩变化较小,故取,则,按照计算转矩Tca,应小于联轴器公称直径转矩的条件,查标准GB/t5014-2003或手册,选用LX3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为12504>确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮圆周速度V=齿轮采用浸油润滑,轴承采用脂润滑。5>轴系初步设计经分析采用深沟球轴承,查[1]表10-35得轴承采用60116>轴的结构设计经综合分析轴的结构如下图7>轴的受力图NNNN扭矩图MA<2>弯矩M水平面力平衡方程：解得：垂直弯矩MV:力平衡方程：解得：轴的弯矩图M：按弯扭合成应力校核轴的强度。故安全2.5.3轴II的设计1.选择轴的材料,确定许用应力选用45钢,正火处理,查[2]表14-2取,由表14-7得。按扭转强度,初估轴的最小直径由表14-5查得A=110,按式<14-2>得通过综合分析,轴II的结构设计如下图3.5求轴上的转矩T=424.4Nm求作用在齿轮上的力2.绘制轴的受力简图计算支承反力<图bd>水平平面垂直平面绘制弯矩图水平平面弯矩图<图c>垂直平面弯矩图<图e>合成弯矩图<图f>绘制转矩图转矩T=424.4Nm按弯扭合成应力校核轴的强度。故安全,所以强度足够。2.5.4轴III的设计1.p=9.36kw,n=60r/min,T=1489.8N.m2.求作用在齿轮上的力=100,m=4.5,因已知轴的分度圆直径为：d=450mm圆周力径向力3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理。根据〔5表15-3取=112,于是得：输出轴的最小直径显然是安装离合器的处轴的直径。为使所选轴的直径与离合器的孔径相适应,故应同时选取离合器的型号。选取牙嵌式离合器,牙数z=7,D=80,==40,离合器与轴重合的长度4.轴的结构通过综合分析,轴III的结构设计如下图所示：5.轴承的选择工作中轴承只承受轴向力,同时考虑经济性,选择深沟球轴承因轴承只承受轴向力,取=1.2,故P==2891.88N根据[5]式13-6,求轴承应有的基本额定动载荷根据[8]选择C=72.2KN的6313轴承。经校核轴的尺寸与所选轴承均符合要求。2.5.5转动刀架轴的设计选择轴的材料,确定许用应力选用45钢,正火处理。查[12]表14-2取,由表14-7得。P=8.9KNn=60r/min按扭转强度,初估轴的最小直径由表14-5查得A=110,按式<14-2>得确定齿轮和轴承的润滑齿轮采用油浴润滑,轴承采用脂润滑。经综合分析轴的结构如下图3.7：轴的强度校核计算齿轮受力分度圆直径转矩齿轮切向力齿轮径向力=19864×tan20=7230N绘制弯矩图并计算合成弯矩轴为单向运转,转矩为脉动循环。轴的强度足够。经过校核其他轴的强度均足够。2.5.6轴上轴承寿命的校核I轴的轴承轴承不受轴向力,只受径向力,固,查[1]表13-17得X=1,Y=0当量动载荷为：n=730r/min查得,故选择6210深沟求轴承。,寿命足够,同理可得其他轴承的寿命足够。2.5.7键的校核I轴的键选用A型平键联接。根据轴径d=40mm,查[1]表4-1得键宽b=12mm,键高h=8mm,取键长L=80mm,将l=L-b=80-12=68mm,k=0.4h=3.2mm代入公式<4-1>得挤压应力为由表查得,所以挤压强度足够。同理可得其他键的强度也足够。同理可得其他键的强度也足够。离合器选用：牙嵌离合器,由两个端面上有牙的半离合器组成。其中一个半离合器固定在主动轴上；另一个半离合器用导向平键与从动轴连接,并可由操纵机构使其作轴向移动,以实现离合器的分离和接合。选择三角形牙,牙数取10,材料HT200.2.6主轴箱的润滑、变速主轴箱的润滑：主轴箱采用叶片润滑油泵进行润滑。油泵打出的油经分离器分向各润滑部位,对于立式主轴箱,则将油管分散引至最高排齿轮上面使主轴箱的传动轴得到润滑。对于设计该主轴箱,中等尺寸,用一个叶片润滑油泵即可。在设计主轴箱的传动系统时,一般的在主要传动环节未排好之前,是可以不考虑油泵的安放位置。待主要传动环节排好之后,再用按比例画在透明纸上的油泵外廓图,试着给油泵找个合适的位置。主轴箱的变速：在大型标准主轴箱上,通常是选择分路传动前的一对或两对处于Ⅳ、Ⅴ排的齿轮作为交换齿轮,以便获得一定的变速范围。而对于此主轴箱的传动系统设计,是不用考虑变速齿轮的,因为在小型动力头的传动系统中已没有变速环节〔减速器。2.7主轴箱的坐标计算主轴箱坐标系原点确定：当主轴箱是直接安在动力滑台或床身上时,一般选取主轴箱体底平面与通过其定位销孔德垂直线交点为坐标原点。这个主轴箱是安装在动力头上的,坐标原点在靠主轴箱左侧〔对着主轴箱正面看的定位销孔上,其尺寸是距主轴箱侧边E=50mm,距主轴箱底边H=30mm.主轴及传动轴的坐标计算：轴Ⅰ:轴Ⅲ:2.8机械分度回转动力刀架的工作原理：当按下回转刀架回转按钮SB1后,配气阀〔电磁换向阀YA通电动作,压缩空气经分水器,稳压器及配气阀同时进入回转刀架气缸抬起腔及自锁装置气缸,自锁销脱开,回转刀架回转,抬起开关ST1被压下并发出回转讯号,接通电机,实现回转刀架快速转位,回转盘分度定位销随回转刀架运动到下一定位机构位置压下电机反向开关ST2并发反靠讯号,电机慢速反转实现回转刀架的缓慢反靠,并接通时间继电器,回转刀架反靠结束并压下反靠讯号开关ST3,开关ST3发出定位讯号,配气阀断电在弹簧作用下换向,压缩空气经配气系统进入回转刀架气缸定位腔,实现回转刀架的定位,压下定位开关ST4,切断回转装置电动机,回转刀架一次转为到此结束,下一次转位将继续重复上述循环。如图3.床身支撑件及竖直进给运动机构的设计与选用组合机床是用按系列标准化设计的通用部件和按被加工零件的形状及加工工艺要求设计的专用部件组成的专用机床。它适用于小批、大批和大量生产的企业,多用于加工量大的工件,完成钻孔、扩孔、铰孔、加工各种螺纹,镗孔、车削等的加工。滤液管加工组合机床是用总的电气控制系统将各个部件的工作连成一个统一循环。各个部件都设计成能独立存在的,可以按合理的规格尺寸系列,实现高度的系列化、标准化、通用化。组合机床一般由支撑部件〔床身、立柱、底座和中间底座组成、动力部件〔动力滑台、动力头、工件定位夹压和运送部件〔夹具、回转工作台、移动工作台、等、和控制部件〔电气柜、液压站、操纵台等组成。其中支承件是机床的基本构件,主要是指床身底座、立柱、横梁、工作台、和升降台等大件。这些大件的作用是支承其它零部件,保证它们之间正确的相互位置关系和相对运动轨迹。机床切削时,支承件承受着一定的重力、切削力、摩擦力、夹紧力等。机床中的支承件有的互相固联在一起,有的在导轨上作相对运动。导轨常与支承件做成一体,也有采用装配、镶嵌或粘接的方法与支承件相连接。支承件受力受热后的变形和振动将直接影响机床的加工精度和表面质量。因此,正确设计与选用支承件结构、尺寸及布局具有十分重要的意义。3.1对支承件的基本要求3.1.1抗振性：抗振性是指支承件抵抗受迫振动和自激振动的能力。抵抗受迫振动的能力是指受迫振动的振幅不超过许用值,即要求有足够的静刚度。抵抗自激震动的能力是指在给定的切削条件下,能保证切削的稳定性。3.1.2热变形：机床工作时,电动机、传动系统的机械摩擦及切削过程等都会发热,机床周围环境温度的变化也会引起支承件温度变化,产生热变形,从而影响机床的工作精度和几何精度,这一点对精密机床尤为重要。因此应对支承件的热变形及热应力加以控制。3.1.3内应力：支承件在铸造、焊接及粗加工的过程中,材料内部会产生内应力,导致变形。在使用中,由于内应力的重新分布和逐渐消失会使变形增大,超出许用的误差范围。支承件的设计应从结构上和材料上保证其内应力要求,并应在焊、铸等工序后进行失效处理。3.1.4刚度：所谓刚度是指支承件在恒定载荷或交变载荷作用下抵抗变形的能力。前者称为静刚度,后者称为动刚度。一般所说的刚度往往指静刚度。支承件要有足够大的刚度,即在额定载荷作用下,变形不得超过允许值。3.1.5其它：支承件还应使排屑通畅,操作方便,吊运安全,加工及装配工艺性好等。支承件的性能对整台机床的性能影响很大,其重量约为机床总重的80%以上,所以应正确地对支承件进行结构设计。并对主要支承件进行必要的验证和试验。使其能够满足对它的基本要求,并在此前提下减轻重量,节省材料。3.2床身的设计与选用所考虑的问题：3.2.1床身形状和尺寸的选择：确定床身的结构形状和尺寸,首先要求满足工作性能的要求。由于各类机床的性能、用途、规格的不同,床身的形状和大小也不同。床身的截面形式主要取决于刚度要求、导轨位置、内部需安装的零部件和排屑等。3.2.2隔板的设计：隔板的作用是将作用支承件的局部载荷传递给其它壁板,从而使整个支承件受载荷,提高支承件的自身刚度。本设计中采用了方形隔板。这种设计使床身各部分均匀的承受载荷。可以极大的提高机床的承载能力。3.2.3床身材料的选择：适合铸造的床身材料很多,铸铁是最为常用的一种,铸铁是一种成本低,有良好的减振性和耐磨性。易于铸造和切削的金属材料,其中。HT200是应用较多的,他是应用最为广泛的铸件材料,本设计中即选用HT200作为床身材料。3.2.4壁厚的选择和壁的连接：壁厚的选择可参照下表4.1来选〔mm铸件种类铸件尺寸灰铸铁可锻铸铁球墨铸铁铸钢铝合金砂型200x200以下200x200—500x500500x500以上5—66—1015—204—55—8——612——6—810—1218—25345—7金属型70x70以下70x70—150x150150x150以上4562.5—3.53.5—4.5————————5——102—345当结构复杂的铸件及灰铸铁的牌号较高时,选取偏大值,特大型铸件的最小允许壁厚,还可适当增加。一般铸造条件下,各种灰铸铁的最小允许壁厚：HT100,HT150；为4--6；HT200；为6--8；根据上表,本设计中的床身壁厚大体可选择接近20mm,壁的连接处可适当选择过渡圆弧的直径约为5~10mm。3.3立柱、侧底座及竖直进给运动机构的具体设计与选用：立柱、侧底座及竖直进给运动机构选用的基本方法是：根据所需的功率、进给力、进给速度等要求选择动力部件及其它配套部件。本设计中动力部分主要是指动力滑台部分,因此先是根据加工要求设计与选用动力滑台部分,然后椐动力滑台型号选择其它部分,各部分具体选用方法如下：3.3.1动力滑台的选用：选用动力滑台主要是确定动力部件的品种和规格。1动力滑台品种的选用：滤液管加工组合机床动力滑台是组合机床实现进给运动的通用部件。根据被加工零件的工艺要求,可以在滑台上安装动力箱、动力头等各种部件,以实现钻削、钻孔、攻丝等工序。滑台可以安装在侧底座、立柱及其它支承部件上。根据驱动方式的不同,可以分为机械滑台和液压滑台。2机械滑台具有以下优点：进给量稳定,慢速无爬行、高速无振动,可以降低加工表面的粗糙度。〔1具有较好的抗冲击能力,断续铣削、钻头钻通孔将要出口时,不会因冲击损坏刀具。〔2运行安全可靠,易发现故障,调整维修方便。〔3没有液压驱动的管路、泄漏、燥声和液压站问题。鉴于以上优点,我们设计的组合机床要求进给速度稳定、工作循环不太复杂、进给量又不要求无级调速,故我们选用机械滑台。3机械滑台规格的确定：影响机械滑台规格的因素有功率、进给力、进给速度、最大行程及其它部件的外形尺寸等。在确定动力部件规格时,一般进行功率和进给力的计算,在根据选用动力部件的原则、综合地、全面地考虑其它因素来确定规格,但最后所确定的动力部件的规格,应全部满足原则中的各项要求。功率和进给力的确定计算步骤如下：最大进给力的确定：由前面的加工工序及刀具的选择、切削用量选择的参考,可以计算出进给力因此：滑台进给力的下限数值：=15000N18750N快速进给速度的确定：滑台快速进给速度影响加工节拍时间与机床生产率,快进速度提高,由快进转为工进时,转换的位置精度就降低,这就要求增大刀具的切入量,因而又会引起生产率的下降。机械滑台的转换位置精度的高低,与转换用的电气开关的灵敏度有直接的关系。目前,机械滑台的进给速度一般为5—6m/min,完全可以满足我们的要求。工作进给速度的范围确定：工作进给速度的范围确定,主要考虑了以下两方面的问题：一是滑台所要求的加工范围；二是传动装置结构实现的可能性。250mm台面宽以下的滑台的工作进给速度范围通常取为16-300mm/min较好。320mm以下台面宽的滑台,最小进给速度可适当降低。我们所设计的组合机床进给速度如下：大钻：小钻：攻丝：行程和行程数的确定：HJ系列滑台按部标准的标定,对每种规格的滑台设计了两种行程。完全可以满足要求。考虑以上各种因素及整体结构联系尺寸及其他因素,我们参考《组合机床简明设计手册》P96表5—5,选用HJ50型,其主要技术参数如下表所示。滑台台面宽〔mm滑台型号最大行程<mm>滑台台面长度〔mm最大进给力〔N工进电机型号及形式功率〔kw转速<r/min>5001HJ50=1\*ROMANI型400100032000Y100L-6B51.5940工进速度范围<r/min>快进电机快进速度〔r/min制动器额定制动转矩〔n∙m型号与形式功率〔kw转速〔r/min12.3～561Y100L_6B52.2143061003.3.2机械滑台的传动系统和工作循环：机械滑台于过渡箱传动装置、制动器、分级进给装置等附属部件和支撑部件配套使用。机械滑台的传动系统图如下所示：其传动装置采用双电动机〔工作进给电动机3、快进电动机2差速器〔行星机构传动方式。滑台的快进有快速电动机经齿轮〔使丝杠快速旋转实现的。滑台快退传动路线不变,是靠快速电动机反转来实现的。滑台的工作进给是由工作进给电动机3经齿轮〔Z6.Z5,交换齿轮〔A1、A2、A3、B1、B2、B3、B4、C蜗杆、蜗轮和形星机构等驱动丝杠传动的。滑台的工作进给速度通过调整交换齿轮A1、A2、A3、B1、B2、B3、B4、C获得。3.3.3机械滑台的结构：机械滑台由两部分组成：一是滑台部分,包括滑台体、滑座、丝杠螺母及控制挡铁等；二是传动装置部分。根据被加工零件的工艺要求,在滑鞍上安装动力箱等组成所需的加工工序。滑台安装在立柱上,1HJ6系列滑台均采用了双矩形导轨导向及塑料导轨板,具有精度保持性好,导向约束稳定性好及动态性能好等优点。导轨采用优质铸铁导轨,采用双封闭结构。〔滑鞍、滑座两段导轨间都是封闭结构形式。丝杠螺母机构的作用是将传动装置的回转运动,变为滑台体的往复直线运动,丝杠的两端由滚动轴承支承,并由推力轴承承受轴向力,丝杠的螺纹是三线螺纹,加大了螺纹的升角,用以防止丝杠在滑台体顶上死挡铁,丝杠螺母产生自锁现象。丝杠螺母的结构目前有两种,一种是一般梯形螺纹的丝杠螺母,其传动效率在50%左右,并且磨损比较严重；另一种是滚珠丝杠结构,其效率在70%～80%,在丝杠和螺母之间装有钢球,使普通丝杠螺母的滑动摩擦变为滚动摩擦,这样不但提高了传动效率,而且也提高了丝杠螺母的寿命,但是成本高。我们经过对比考虑,选用普通丝杠螺母结构,它完全可以满足我们的使用要求。3.3.4丝杠螺母设计1滑动螺旋的结构由于机构经常双向传动,为消除轴向间隙和补偿旋合螺纹的磨损,避免反向传动时的空行程,常采用组合螺母或剖分螺母。滑动螺旋采用30°锯齿形右旋螺纹,为提高传动效率及直线运动速度,采用多线螺纹n=3。2螺杆和螺母的材料螺杆材料要求有足够的强度和耐磨性,选用Q235,材料未经热处理,适用于经常运动,转速较低场合。螺母材料除要求有足够的强度外,还要求在与螺杆材料配合时磨擦系数小,选用ZcuSn10P1。3滑动螺旋传动的设计计算螺杆和螺母材料为钢钢,由[12]表5-12[p]=7.5-13f由自锁条件得,取φ=6°进给速度滑动速度则因为Vf=60mm/min674所以V=600mm/min6740由ф取2.5取=25mm当时,当时当时攻进传动比滑台快进时V=6m/min快进传动比计算丝杠几何尺寸：螺距查[18]表2-23得,取螺距P=3mm内外螺纹中径外螺纹外径；外螺纹内径内螺纹外径；内螺纹内径由[12]式5-45得：螺母高度取3则校核丝杠强度丝杠工作受扭矩由第四强度理论得：螺母螺纹牙强度校核计算：螺纹牙工作圈数：螺纹根部厚度：由[12]式5-50计算螺纹牙的剪切强度：由式5-51得螺纹牙的弯曲疲劳极限：丝杠的稳定性计算：由式5-56欧拉公式得临界载荷：则所以丝杠稳定性符合要求。丝杠螺母结构图如下：3.3.5传动装置的结构：在滑座的上端装有传动装置,实现滑台的自动循环。它由快进电机、工进电机、蜗杠蜗轮和行星机构等组成。如前图所示。滑台的传动装置在一次循环中,要实现速度差别很大的快进和工进,通常两者之比达300：1以上。同时,由快进转换到工进时应准确可靠,否则,会造成严重的故障并影响生产率。这种采用两个电动机的传动装置,它的优点是快速和满速分别由两个电机来实现,因而传动链大为简化,可以少用或不用电磁离合器,提高了工作的可靠性和转换位置精度。它的缺点是用了两个电机而使的尺寸较大。滑台的快进、快退由电机来实现。当工进电机和快进电机一起工作时,滑台的快进与快退速度就不一样了。此时快进速度为原快进速度加上一个工进速度,快退速度则为原快退速度减去一个工进速度。滑台的工进由工进电机来实现,这时快进电机的转子由紧固在电机尾部的电磁制动器制动。当滑台顶上死挡铁或在进给过程中发生故障而不能前进时。丝杠及蜗杆不能转动,此时工进电机仍在工作,使蜗杆产生轴向攒动,并通过杠杆压下一行程开关,发出快退信号,快速电机反转,使滑台快速退回原位,并停在原位上。滑台工作的进给量的改变,是通过变换齿轮来实现的。如果滑台要二次工作进给,需把工进电机改为双速电机才能实现。3．齿轮设计〔查[12]工进电动机采用Y100L—6系列电动机功率P=1.5kw转速n=940r/min快进电动机采用Y100L—4系列电动机功率P=2.2kw转速n=1430r/min丝杠输出的最大转矩1.齿轮Z7、Z8设计〔1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1>由传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。2丝杠工作精度要求不高,采用7级精度〔GB10095—883材料选择选择小齿轮材料45Cr<调质>,硬度为280HBS,大齿轮为45钢〔调质,硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。4选小齿轮齿数为=23,大齿轮齿数=231.6=36.8取37〔2按齿面接触强度设计由设计计算公式〔10-9a进行试算,即1试选载荷系数取2由表10-7选取齿宽系数3由表10-6差的材料的弹性影响系数；4由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限；5由式10-13计算应力循环次数：6>由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数7>计算接触疲劳许用应力：取失效概率1%,安全系数S=1<3>1试算齿轮7的分度圆直径,带入中较小的值2计算圆周速度：3计算齿宽b4计算齿宽与齿高之比b/h。模数5>计算载荷系数：根据v=0.03m/s,7级精度,由图10-8查得动载荷直齿轮, 由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得7级精度,齿轮相对支撑悬臂布置时,。由b/h=8.23,查图10-13得；故载荷系数6按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式10-10a得：7计算模数m。〔3按齿根弯曲强度设计由式10-5得,弯曲强度的设计公式是1由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限、大齿轮的弯曲疲劳强度极限；2由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数3计算疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得：4计算载荷系数K。5查取齿形系数由表10-5查得齿形系数6查取应力校正系数由表10-5查得应力校正系数7计算大小齿轮的并加以比较大齿轮数值大。〔2设计计算齿轮模数的大小主要取决于齿根的弯曲强度所决定的承载能力,则可取弯曲强度算得的模数2.889,并进一步圆整为3mm,按接触强度算得的分度圆直径d=123.19mm,算出7齿轮齿数,取为42,8齿轮齿数,取,中心距a=102mm齿轮宽取=65mm,=70mm3.3.5.2.齿轮Z5、Z6设计由传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动,工作精度要求不高,采用7级精度选定传动比i=3,选择小齿轮材料为40Cr〔调质,硬度280HBS,大齿轮材料45钢〔调质,硬度为240HBS,二者材料硬度差40HBS小齿轮齿数为Z6=21,Z5=63按齿面接触强度设计 取应力循环次数：由图10-19查得解除疲劳强度寿命系数计算接触疲劳许用应力：取失效概率1%,安全系数S=1试算齿轮6的分度圆直径,带入中较小的值计算圆周速度：齿宽齿宽与齿高之比b/h模数计算载荷系数：根据v=2.165m直齿轮,假设表10-3查得由表10-2查得使用系数由表10-4查得7级精度,齿轮相对支撑悬臂布置时由b/h=4.66,查图10-13得故,载荷系数按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：由式10-10a得：计算模数：按齿根弯曲强度设计：由式10-5得,弯曲强度的设计公式是：由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4,有式10-12得：载荷系数：由表10-5查得齿形系数由表10-5查得应力校正系数计算大小齿轮的并加以比较大齿轮数值大设计计算取m=2mm算出Z6得齿数,取24,齿轮几何尺寸计算：,中心距,齿轮宽取B5=30mm;B6=35验算：合适3.各级传动比确定工进时行星轮传动比确定：快进时传动比,,则工进大钻时丝杠转速,Z4z8转速工进小钻时丝杠转速,Z4z8转工进攻丝时丝杠转速Z4z8转速设工进时行星轮传动比为,蜗轮蜗杆传动比为=7,大钻时交换齿轮处传动比为,小钻时交换齿轮处传动比为,攻丝时交换齿轮处传动比为由得,由得由得工进大钻时,则=31.27r/min工进小钻时,则=41.87r/min工进丝锥时,则=207.51r/min4蜗轮蜗杆设计由[12]表11-1,设蜗杆头数Z1=4,i=7,Z2=28蜗杆传递功率P=1.5KW,蜗杆转速最低采用渐开线蜗杆根据库存的材料,考虑到传动的功率不大,速度中等,故蜗杆用45钢,因希望效率高,耐磨性好,故螺杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45-55HRC,涡轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造,为节约贵重的有色金属,仅齿面用青铜铸造,而齿芯用灰铸铁HT100制。按齿面接触疲劳强度进行设计：根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度设计,再校核齿根弯曲疲劳强度,由式11-12,传动中心距：确定作用在涡轮上的转矩T2Z1=4,,则确定载荷系数K,因工作载荷较稳定,故取载荷分布不均匀系数由表11-5,选取使用系数由于转速不高,冲击不大,可取动载荷系数则因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配,故先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距之比,从图11-18中可查得,根据蜗杆材料为ZCuSn10P1,金属模铸造,蜗杆螺旋齿面硬度》45HRC.可从表11-7中查得蜗轮基本许用应力应力循环次数：寿命系数则中心距：,取中心距a=160mm因i=7,故从表11-24中取模数m=5mm蜗杆分度圆直径,这时从图11-8中可查得接触系数因为,则上计算结果可用。蜗轮与蜗杆的主参数与几何尺寸直径系数q=10,分度圆导程角,蜗轮齿数,变位系数蜗杆轴向齿距：蜗杆导程：蜗杆齿顶圆直径：蜗杆齿根圆直径：蜗轮：,验算传动比：传动比误差：,是允许的蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径：蜗轮齿根圆直径：蜗轮咽喉母圆直径：校核齿根弯曲疲劳强度：；由,