发布时间 : 星期六 文章多轴钻孔组合机床设计更新完毕开始阅读
××××学院毕业设计（论文）
等尺寸有关。对于卧式组合机床， h1要保证润滑油不致从主轴衬套处泄漏箱外，通常推荐h1>85～140mm，本组合机床按式
h1=h2+H-(0.5+h3+h4+h7)
=33+978-(0.5+250+560+5) 计算，得：h1=195.7mm。
根据上述计算值,按主轴箱轮廓尺寸系列标准，最后确定主轴箱轮廓尺寸为B×
H=320×320
3.4.4 机床生产率计算卡
理想生产率Q（件/h）
理想生产率是指完成年生产纲领（包括备品及废品率）所要求的机床生产率。用文献[9]的51页的公式
Q?N (2-9) tk计算，式中， N—年生产纲领（件），本课题中N=100000件；
tk—全年工时总数，本课题以单班8小时计，全年时间为2350 则
实际生产率Q1（件/h）
实际生产率是指所设计的机床每小时实际可生产的零件数量。即文献[9]的51页的公式
Q1?60 T单
(2-10)式中，T单—生产一个零件所需时间（min）。
L?L快退L1L?2?t停）?（快进?t移?t装）=2.874； vf1vf2vfk式中：L1、L2——分别为刀具第Ⅰ、第Ⅱ工作进给长度，单位为mm； （T单=t切+t辅=
vf1、vf2——风别为刀具第Ⅰ、第Ⅱ工作进给量，单位为mm/min
详细参考机床生产率卡
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第四章 组合机床主轴箱的设计
四 组合机床主轴箱设计
4.1主轴箱的概述
主轴箱是组合机床的重要部件之一,它关系到整个机床质量的好坏.大型通用主轴箱由通用零件如箱体、主轴、传动轴、齿轮和附加机构等组成。
标准通用卧式钻孔类主轴箱的厚度是一定的，为325mm。本课题中主轴箱由箱体、前盖和后盖三个部分组成。箱体材料为HT200，前、后盖等材料为HT150；箱体的标准厚度为180mm，前盖厚度为55mm，后盖厚度为90mm。
通用主轴箱设计的顺序是：绘制主轴箱设计原始依据图；确定主轴结构、轴径及模数；拟订传动系统；计算主轴、传动轴坐标，绘制坐标检查图；绘制主轴箱总图，零件图及编制组件明细表。具体内容如下。
4.2主轴箱的设计步骤和内容 4.2.1 绘制主轴箱原始依据图
主轴箱依据图是根据“三图一卡”绘制的。1.被加工零件编号及名称：柴油机气缸盖，EM—165型材料及硬度：HT250 HB187--255；2.主轴外伸尺寸及切削用量如表3-1；
表3-1 主轴外伸尺寸及切削用量表 主轴外伸尺寸（㎜） 轴 号 1,2,3,4 D/d 30/20 L 115 工序内容 Φ5.9 695 12 0.08 切 削 用 量 n(r/min) v(m/min) f(mm/r) 备 注 4.2.2 主轴结构型式的选择和动力计算 4.2.2.1 主轴结构型式的选择
主轴结构的选择包括轴承型式的选择和轴头结构的选择。轴承型式是主轴部件结构的主要特征，本课题中主轴进行钻削加工，轴向切削力较大,最好用推力球轴承承受轴向力,而用向心球轴承承受径向力,又因为钻削时的轴向力是单向的,因此推力球轴承在主轴前端安装即可.
4.2.2.2 主轴直径和齿轮模数的确定
主轴直径已在总体设计部分初步确定，
齿轮模数m（单位为mm）一般用类比法确定，也可按文献[1]的62页公式估算，即
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P （3-1） zn式中，P—齿轮所传递的功率，单位为Kw；
m?(30~32)3Z—一对啮合齿轮中的小齿轮齿数；
n—小齿轮的转速，单位为r/min。
主轴箱中的齿轮模数常用2、2.5、3、3.5、4几种。为了便于生产，同一主轴箱中的模数规格不要多于两种。由于本主轴箱为钻孔主轴箱，主轴转速误差较小，且加工孔的位置比较集中，可以根据实际需要选出齿轮模数为2、3两种。通过计算得m≥1.76,结合生产实际取m=2和m=3两种。这里取m=3
4.2.3 主轴箱传动系统的设计与计算
4.2.3.1多轴箱传动设计，是根据动力箱驱动轴位置和转速、各主轴位置及其转速要求，设计传动链，把驱动轴和各主轴连接起来，使各主轴获得预定的转速和转向。 (一) 对传动系统的一般要求
(1)尽量有一根中间传动轴带动多根主轴. (2)一般情况下,尽量不采用主轴带动主轴的方案 (二)齿轮的安排
(1)不同轴上的齿轮不相碰,可放在箱体的同一排 (2)不同轴上的齿轮与轴不相碰,可放在箱体的同一排 由前面的设计可知 N驱=705r/min N1=695 r/min N2=695 r/min 总的传动比 i1=705/695=1.014 i2=705/695=1.014
又最后一级传动最好采用升级传动 ,故本设计采用如下的方法. 驱动轴-------传动轴 705/695=1.014 传动轴-------主轴 695/695=1
其设计图如下;(1,2,3,4,5,6,7,8)分别为各齿轮编号
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第四章 组合机床主轴箱的设计
齿轮1.2
P0.242=9.55×106=3278N.mm n1705 参考《机械设计》由表12.13取
转矩T1=9.55×106齿宽系数ψd=0.85
接触疲劳极限σHlim1=700MPa σHlim2=650MPa
初步计算许用接触应力[σH1]=0.9×700=630MP a [σH2]=0.9×650=585MPa 由表12.16取 Ad=82
初步计算的小齿轮的直径 33782 d1≥823=23.39mm 2585x0.851参考《组合机床设计》动力箱齿轮模数最小为3 齿轮最少为21,故直径d≥21*3=63mm故取d1=63z1=21 m=3 d1=63mm 由此计算出 d2=mz2 z2=21 d2=21×3=63mm 齿宽《组合机床设计》得 b1=32mm b2=24mm 计算z3 ,z4
P 此时P经一对齿轮传动?=0.97 n=695 n10242x0.97 故T=9.55×106=3225 N.m
695许用接触应力[σH1]=0.9×700=630MP a T1=9.55×106 [σH2]=0.9×650=585MPa 由表12.16取 Ad=82 32252小齿轮直径d1≥82 3=24.3 0.82x58521为保险起见 取d=40
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