多轴钻床设计
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河南理工大学万方科技学院本科毕业设计(论文)中期检查表指导教师: 刘建慧 职称: 所在院(系): 机械与动力工程学院 教研室(研究室) 题 目多轴钻床的设计学生姓名陈浩专业班级08机制3班学号0828070004一、选题质量:(主要从以下四个方面填写:1、选题是否符合专业培养目标,能否体现综合训练要求;2、题目难易程度;3、题目工作量;4、题目与生产、科研、经济、社会、文化及实验室建设等实际的结合程度)本文是关于轮辐专用多轴钻床的设计,设计中主要解决了多轴钻床加工过程中的两大主要问题:工件和刀具之间的定位问题和刀具导向问题。同时也讨论了多轴钻床的总体设计问题,给出了总体设计方案,其中包括刀具与工件的与运动方式设计,对机床各个部件的功能和作用进行具体的阐述并提出技术要求。题目难易程度适中;工作量符合要求;与实际生产结合紧密,符合专业培养目标,能体现综合训练要求。二、开题报告完成情况:设计思路和方向明确,确定了工作的内容和方法,已经完成了课题的设计计算。按要求完成了开题报告。三、阶段性成果: 钻床的总体布置方案和主要结构参数已经确定,主要部件的设计计算、校核和选型已经完成,并完成了部分图纸的绘制,设计说明书基本完成。四、存在主要问题:1、局部结构设计思路不清晰;2、部分标准件的选择需要调整;3、对于绘图软件的操作还需进一步熟练。 4、某些零部件寿命及可靠性不能很好的控制,不能全面考虑结构、经济等情况;五、指导教师对学生在毕业实习中,劳动、学习纪律及毕业设计(论文)进展等方面的评语指导教师: (签名) 年 月 日2河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 摘要 多轴钻床是一种孔加工的机床,它被广泛用于加工多孔工件。多轴钻床在生产中的应用,解决了普通钻床加工多孔工件时逐孔加工浪费时间和人力这两个重要问题。在本设计中,设计的多轴钻床为轮辐螺栓孔加工机床,属于专用机床。 本设计主要解决了多轴钻床加工过程中的两大主要问题:工件和刀具之间的定位问题和刀具导向问题。为了解决上述两大难题,设计中采用合理的钻模板和定位装置对工件合理定位,从而完成扩孔加工,同时也讨论了多轴钻床的总体设计问题,给出了总体设计方案,其中包括刀具与工件的与运动方式设计,对机床各个部件的功能和作用进行具体的阐述并提出技术要求,从而使工件被加工后达到设计要求。本文针对一般钻床上述种种缺点及加工对象的具体情况设计一台轮辐专用八轴钻床,包括总体设计,导轨的设计,动力部件的设计和底座的设计,力求达到满足性能要求,经济效益等技术经济指标,以满足使用要求。 关键词 八轴钻床 夹具 轴承 齿轮 轴 AbstractDrilling machine of six axles is the tool machine that a kind of bore process, it is used for processing many bore work pieces extensively. Drilling machine of six axles in the application in the production, resolving the commonness to drill the bed to process many a hour of the bore work to pursue the bore to process the wave to take a lot of time and these two important problems of artificial In this design, many stalks of the design drill the bed to process the tool machine for Spoke of a wheel stud bolt bore, belonging to the appropriation tool machine. Introduced many stalks to drill the history development circumstance that method and many stalkses that the bed carry on bores process drills the bed to process first in chapter of behind, still introduced many stalks to drill the characteristics that bed process, mainly introduced many stalks to drill the bed to process the two greatest problems in the processes:Fixed position problem and a direction of knife problems between the work piece and the knife. Many stalks drill the bed adoption to drill the template and fixed positions to equip reasonablely to a reasonable fixed position of work, thus completing the bore to expand the work preface, solving many stalks to drill the bed process medium of two greatest hard nut to crack.Introduced many stalks to drill the total design of the bed again in the chapter of underneath, give total design project, among them include the knife to have with the work piece of with sport method design, maintain the technique request to the function and functions of the tool machine each parts carry on elaborating in a specific way combine body, attain to design the request after thus making the work piece process. Owing to the variety disadvantages of the ordinary drilling machine, this article presents a new design of eight-axles drilling machine and includes the design of whole; the design of track as well as the design of basis. It is designed based on the specific information of the object. We try our bests to make it satisfies the performance demands as well as other index such as economic efficiency and relation between human and machines Key words eight-axis drilling machine fixture bearing gear shaftIV河南理工大学万方科技学院本科毕业论文目录前言11 概述22 多轴钻床的总体设计42.1 八轴钻床总体布局分析42.1.1 操作、观察与调整对总体布局的影响42.1.2 零件的加工工艺方法对总体布局的影响52.1.3 精度等级对总体布局的影响62.2 八轴钻床加工方案的制定72.3 刀具的进给对总体布局的影响83 多轴钻床部件设计103.1 动力部件的选择103.1.1 切削用量的选择103.1.2 主运动电动机的选取103.2 减速器的选取123.3 主轴箱零件的设计133.3.1 齿轮的设计133.3.2 齿轮的计算及校核173.3.3 轴的计算与设计263.3.4 轴的结构设计303.3.5 轴的校核333.4 轴承373.4.1 轴承的选用373.4.2 轴承的校核393.5 上台板的设计443.5.1 材料的选取443.5.2 尺寸的确定443.5.3 结构设计453.6 主轴箱体的设计463.7 多轴钻床夹具的设计483.7.1 概述483.7.2 夹紧机构的设计原则483.7.3 定位元件的设计493.7.4 加紧元件的设计504 支承件的设计514.1 概述514.1.1 支承件的功能514.1.2 支承件的静刚度和形状选择原则514.1.3 支撑件的动态特性524.2 导轨(立柱)的设计524.2.1 概述524.2.2 导轨的设计534.3 底座的设计564.3.1 材料选择564.3.2 结构设计564.3.3 尺寸确定565 液压控制系统的设计575.1 概述575.2.1 液压执行元件的负载分析585.2.2 液压负载595.3 确定液压缸的参数595.3.1 确定液压缸尺寸595.3.2 液压缸工作循环中各阶段的压力,流量和功率60致谢语63参考文献64ii河南理工大学万方科技学院本科毕业论文前言毕业设计是对大学四年所学的专业知识和基础知识的一个系统性的总结与运用,同时也是培养我们分析问题和解决问题的很好的一次机会,通过这一环节的训练,提高了以下能力:1、综合运用所学知识和技能,独立分析和解决设计问题的能力;2、熟练运用基本技能,包括绘图、计算机应用、翻译、查阅文献等等的能力;实验研究的能力;撰写科技论文和技术报告,正确运用国家标准和技术语言阐述理论和技术问题的能力:3、收集加工各种信息的能力,获取知识的能力;4、创新意识和严肃认真的科学作风。本次设计的课题是多轴钻床的部件设计,多轴钻床是一种孔加工的机床,它被广泛用于加工多孔工件。多轴钻床在生产中的应用,解决了普通钻床加工多孔工件时逐孔加工浪费时间和人工这两个重要问题。在本设计中,设计的多轴钻床为轮辐螺栓孔加工机床,属于专用机床。多轴钻床是伴随着经济的飞速发展和工业现代化的需要而产生的。其被应用与许多方面,像汽车零部件的加工、农用机械的零部件的加工以及其它大批量生产加工生产多孔零件的地方。多轴钻床在加工业中有着很大的优势。它的使用大大提高了加工速度和生产效率。因此,在批量生产多孔工件时就需要一种专门的机床来加工,于是就产生了由单臂钻床衍生而来的多轴钻床。此次设计的主要内容有:问题的提出、总体方案的构思,可行性设计,结构设计及对未知问题的探索和解决方案的初步设计,装配图、零件图等一系列图纸的设计与绘制,最后包括毕业设计说明书的完成。1 概述八轴钻床的总体设计是机床设计的关键环节,它对机床所达到的技术性能和经济性能往往起着决定性的作用。本设计根据具体加工对象的具体情况进行专门设计,即设计用于轮辐加工的八轴钻床,这也是当前最普遍的做法。评价机床性能的优劣,主要是根据技术经济指标来判断的。机床设计的技术经济指标可从满足性能要求,经济效益和人机关系等方面进行分析讨论。1)性能要求工艺范围:机床的工艺范围是指机床适应不同生产要求的能力。大致包括下列内容:在机床上可完成的工序种类;加工零件的类型,材料和尺寸范围;毛坯的种类等。加工精度和表面粗糙度:机床的加工精度是被加工零件在尺寸,形状和相互位置等方面所能达到的准确程度。机床精度分三级:普通精度级,精密级和高精密级。机床加工的工件表面粗糙度与工件和刀具的材料,进给量,刀具的几何形状和切削时的振动有关。对表面质量要求越高,也就是要求表面粗糙度越小,则对抗振性的要求越高。生产率:机床的生产率通常是指在单位时间内机床所能加工的工件数量。要提高机床的生产率,必须缩短加工一个工件的平均总时间,其中包括缩短切削加工时间,辅助时间以及分摊到每个工件上的准备和结束时间。自动化:机床自动化可减少人对加工的干预,从而保证加工的一致性,即被加工零件的精度稳定性。还具有提高生产率和减轻工人劳动强度的优点。可靠性:机床的工作可靠性也是一项重要的技术经济指标。随着机床安全化的发展,可靠性在机床设计中的地位逐步提高。机床寿命:机床寿命就是机床保持它应具有的加工精度的时间。随着技术设备更新的加速,对机床寿命所要求的时间也在减短。2)经济效益在保证实现机床性能要求的同时,还必须使机床具有很高的经济效益。不仅要考虑机床设计和生产的经济效益,更重要的是要从用户出发,提高机床使用厂的经济效益。对于机床生产厂的经济效益,主要反映在机床成本上。对于机床使用厂的经济效益,首先是提高机床的加工效率和可靠性。要使机床能够充分发挥其效能,减少能源消耗,提高机床的机械效率,也是十分重要的。机床的机械效率是有效功率对输入功率之比。3)人机关系在设计中,还应该重视人机关系问题,机床应操纵方便,省力,容易掌握,不易发生操作错误和故障。这样不仅能减少工人的疲劳,保证工人和机床的安全,还能提高机床的生产率。对于上述的各项技术经济指标,在机床设计时我们将综合考虑,并应根据不同的需求,有所侧重。2 多轴钻床的总体设计2.1 八轴钻床总体布局分析机床布局的设计是一个重要的全局性问题,它对机床的部件设计,制造和使用都有较大的影响。机床总布局的任务,是解决机床各部件的相对运动和相对位置的关系,并使机床具有一个协调完美的造型。工艺分析和工件的形状,尺寸和重量,在很大程度上左右着机床的布局形式。本次设计多轴钻床的总体布局方案如下图2-1所示: 图2-12.1.1 操作、观察与调整对总体布局的影响机床的布局必须充分考虑到操作机床的人,处理好人机关系。充分发挥人与机床各自的特点,使人机的综合效能达到最佳。机床各部件的相对位置的安排,应考虑到便于操作和观察及测量。安装工件部位的高度,应正好处于操作者手臂平伸的位置(较重件除外)。为适应一般操作者的身材高度,对安装工件位置较低的机床,应将床腿或床座垫高。根据手臂所能到达指定位置的难易程度,有最大工作区,正常工作区和最佳工作区之分。为了便于检修,要考虑人体蹲下是较适于工作的区域。还应考虑到操作者可能达到的最大视野和反应敏锐的视野区等。2.1.2 零件的加工工艺方法对总体布局的影响专用机床加工工件的加工方法是多种多样的。在设计八轴钻床时,往往由于加工方法的改变,导致机床的传动部件配置以及结构等产生一系列的改变。因此在确定专用八轴钻床的总体布局时应首先分析和选择合理的加工方法。轮辐多轴钻床的主运动为钻头的回转运动,它工作时将轮辐装在钻头正下方的专用定位机构上如图22所示: 图2-2 1.圆柱销 2. 定心 3.夹具体 4.定位销2.1.3 精度等级对总体布局的影响 由于多轴钻床的加工精度和光洁度与机床的刚度和抗震性有关,为了得到所要求得加工精度和光洁度,在机床总体布局上就应该保证有足够的刚度和抗震性。通常情况下,支承形式为封闭的框架时,其刚度较好,如大型立车、刨床、铣床、坐标镗床等都采用龙门式。当收到工艺限制无法采用龙门式时,可采用辅助支承悬臂梁、活动横梁来加强机床的刚度和抗震性。机床加工过程中产生的震动传递给工件和刀具,会使被加工表面产生震动,降低表面光洁度。震动也是刀具寿命缩短,使机床零件的磨损加快。震动所造成的噪音,使工人疲劳。因此,设计机床应采用措施来消除和减少震动。减少机床震动可从布局、结构、刚度等方面来采取措施。本设计多轴钻床在工作时主要是电机引起的震动较大,故可采用隔离强迫振源的措施。本设计中由于轮辐的螺栓孔不要求精密度过高,在减震方面要求不高,因此采用电机、减速器、主轴箱居中放置的方案。如图23所示造型。 图232.1.4机床的造型对总体布局的影响机床的外观,应寻求整体统一,均衡稳定,比例协调机床总布局的任务,是解决机床各部件的相对运动和相对位置的关系,并使机床具有一个协调完美的造型。钻床一般型式是单臂式和框架式。单臂式的特点是能方便的更换点位进行加工。但这类布局型式与框架式相比刚度较差,所以本设计采用框架式结构,这种型式的机床具有占地面积小,工人所处的操作位置比较灵活的特点,且刚度高,加工精度高。2.2 八轴钻床加工方案的制定加工方案制定的正确与否,将决定机床能否达到“质量轻,体积小,结构简单,使用方便,效率高,质量好”的要求。故在确定专用机床的总体布局方案时,应重点分析和选择合理的工艺方案。本次设计的机床是轮辐螺栓孔专用扩孔钻床。以下对所加工工件外形及加工面的位置作详细的分析。由零件图可以看出,要求对轮辐面上八个直径为26.5的孔进行扩孔加工。如果采用一般钻床,一次加工一个孔,一个轮辐需要加工八次,劳动强度大,生产率低且不能保证精度。为了保证配合质量,提高生产效率和减轻劳动强度,可以使用八轴钻床一次完成八个孔的扩铰工作,从而节省人力和时间。所加工工件在扩孔后的零件图如图2-4所示: 图24八孔轮辐零件图2.3 刀具的进给对总体布局的影响钻床的工艺方法确定后,刀具与工件在钻削加工时的相对运动亦随着被确定了。但此相对运动可以完全分配给刀具,也可以完全分配给工件,或由刀具和工工件共同完成。设计专用钻床,我们应分析比较不同方案的优缺点,选择最佳的运动方案。1)在轮辐专用多轴钻床上钻孔时,主运动和进给运动都有刀具完成,钻头的轴向移动为进给运动,钻头的回转运动为主运动。主运动与进给运动形成了切削加工时的全部相对运动。如图25所示。采用该方法,把运动完全分配给刀具,可以顺利完成重型工件的加工。图25 钻头在回转过程中可同时实现进给,从而实现对轮辐的扩孔加工。机床部件配置形式与普通机床相似。这种机床的特点是结构简单,调整方便,但在钻削扭矩通过刀具本身传递,对于较长的钻头就会产生较大的扭矩变形而引起震动。因此刀具选择应为高速钢。 3 多轴钻床部件设计3.1 动力部件的选择动力部件的功率如果选取过大,电动机经常处于低负荷情况,造成电力浪费,同时使转动件及相关尺寸选取过大,浪费材料,且机床笨重。如果选取过小,则机床达不到设计提出的使用性能要求。本设计主运动采用电动机带动,进给运动采用电动机带动液压系统运动。3.1.1 切削用量的选择切削用量选用的恰当,能使八轴机床以最少的停车损失,最高的生产效率,最长的刀具寿命和最好的加工质量。工作时,八轴钻床的八把刀具同时运转,为了使钻床能正常工作,不经常停车换刀,而达到较高的生产率,所选的切削用量比一般钻床单刀加工要低一些。概括地说,在八轴钻床上不宜采用较大的切削速度和进给量。查组合机床设计第一册“机械部分”表213“扩孔切削用量”,得V=1220m/min,f=0.30.4mm/r,因厂方要求有不同的钻削速度,故本设计选取低、中、高三中速度分别为v=12m/min、16m/min和20m/min,对应的进给速度分别为f=0.3mm/r、0.35mm/r和f=0.4mm/r。3.1.2 主运动电动机的选取查专用机床设计与制造选取主运动电动机:切削扭矩: 1.027()总切削扭矩:轴向力: 式中: D钻头直径(mm) S钻头走刀量(mm/r) t0.5(D-d) (mm) 上两式中 均为钻头扩孔公式中的系数和指数。 总轴向力: 切削功率: 中速级: 高速级: 由以上计算,按高速级功率选主运动电动机,查机械设计手册,选取型号为Y160L8,该电动机的额定功率为7.5kw,满载转速为720r/min。工作条件:环境温度不超过+40;相对湿度不超过95;海拔不超过1000m;额定电压380V;频率50Hz;3.2 减速器的选取 减速器是原动机和工作机之间的独立的封闭传动装置,用来降低转速和增大转矩,以满足工作需要。行星齿轮减速器与普通圆柱齿轮减速器相比具有尺寸小、重量轻、功率范围大、运转平稳,噪声小等优点一般用在结构紧凑的动力传动中。本设计减速器位于钻床顶部,所处空间有限,故选用单级立式NGW51行星齿轮减速器。这类减速器的工作条件为:高速轴转速不超过1500r/min;齿轮圆周速度不超过15m/s;工作环境温度为-40+45;可正反两向运转。查新编机械设计师手册上册表6.1139,选择型号为NGW-51,公称传动比为7.1,再查表6.1142“单级NGW-51型减速器外型和安装尺寸”,具体参数如表3-1:表3-1机座号型号规格公称传动比外形L1NGW-517.1根据所配电动机确定360230.5法兰及螺栓孔h280325620183.3 主轴箱零件的设计3.3.1 齿轮的设计1)主传动方案设计传动系统设计的一般要求: (1)在保证主轴的强度、刚度、转速和转向要求的前提下,力求传动轴和齿轮最少;应尽量用一根传动轴带动八根主轴;当齿轮啮合中心距不符合标准时,可采用齿轮变位的方法和凑中心距离。 (2)在保证有足够强度的前提下,主轴,传动轴和齿轮的规格要尽可能少,以减少各类零件的品种。 (3)粗加工主轴上的齿轮,应尽可能靠近前支承,以减少主轴的扭转变形。 2) 主轴箱齿轮齿数的确定齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一,其主要特点有效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长等优点,并且该传动比较平稳。本设计依据具体情况设计为闭式。齿轮应具有足够的工作能力,以保证在整个工作寿命期间不致失效。通常,在设计齿轮时只按齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度两个准则进行计算。 所加工工件的两对称孔之间中心距为279mm,下面对齿轮进行具体的参数计算和结构设计。 (1)齿轮齿数:两对称孔中心距与齿数的关系为:式中各参数含义:所加工对称孔中心距;大齿轮分度圆直径;齿轮模数;小齿轮齿数;大齿轮齿数;中心距。把d279mm,m3mm代入上式得:因此。由于齿轮齿数应该遵循互质原则,查机械制造装备设计,初定 = 38,=55 中速级:=32, =61 高速级:=28, =65已知主轴转速, 即,。 (2)选择齿轮类型、精度等级及材料a) 齿轮应因不受轴向载荷,故选用直齿圆柱齿轮传动;b) 因为八轴钻床为一般工作机器,转速不高,故选用7级精度(GB10095-88);c) 齿轮的材料选择选择小齿轮材料为20CrMnTi,硬度为300HBS,齿面硬度60HRC;大齿轮材料为40Cr,硬度为280HBS。 2) 齿轮结构设计齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸、材料、加工方法及使用要求等因素有关。因此进行齿轮结构设计时,必须考虑上述各方面的因素。具体设计如下:齿轮结构设计有以下原则:当齿顶圆直径小于160mm时,一般做成实心结构;当齿顶圆直径在160500mm之间时,一般做成腹板式结构。(1) 小齿轮结构设计因小齿轮齿顶圆直径分别为114mm,96mm和84mm均小于160mm,本设计选用实心结构,即盘式齿轮。其结构尺寸为:,则。齿轮结构如图3-1所示图3-1(2) 大齿轮结构设计因为大齿轮分度圆直径分别为165mm,183mm和195mm均大于160mm,故大齿轮选为腹板式结构。(3) 大齿轮和小齿轮参数如表3-2所示:表3-2名称参数代号大齿轮参数小齿轮参数模数m33齿数z5538压力角分度圆直径d165114齿顶高系数11径向间隙c0.250.25齿顶圆直径171120齿根圆直径157.5106.53.3.2 齿轮的计算及校核 1) 齿轮的计算和校核 参考机械设计对齿轮进行计算与校核(1)按齿面接触疲劳强度设计(2)确定公式内的各计算数值(3)选载荷系数(4)计算小齿轮传递的转矩:由机械设计便览表412“各种性能减速器主要性能比较”查得减速器效率为9596;由实用机械手册查得轴承效率为99;联轴器效率为99。主轴箱齿轮布置为八个小齿轮均匀分布在一个大齿轮的边沿,并被大齿轮带动,所以主轴箱输出功率为:式中各参数含义: 输入减速器的功率减速器效率联轴器效率滚动轴承效率将7.35,95,99,99代入上式得:(5)小齿轮转速的计算: 把 代入上式,得: 低速级: 中速级: 高速级: 可知: 低速级: 中速级: =323=96mm 613=183mm =0.5396=50.88mm 高速级: =283=84mm 653=195mm =0.5384=44.25mm (6)取齿宽系数0.53;(7)查得材料的弹性影响系数 ;(8)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限, ;(9)计算三种转速的应力循环系数分别为:低速:=60146r/min1(83015) =6.3110 中速:=60193.67r/min1(83015) =8.3710 高速: =60235.25r/min1(83015) =1.0210 (10)因三种转速的应力循环系数很接近,故可查得接触疲劳强度系数均为:, ;(11)计算接触许用应力取失效概率为1,安全系数为s=1。(12)可得: 2) 按齿面接触强度计算计算小齿轮分度圆直径 。代入中较小的值,得: 低速级: 中速级: 高速级: (1)计算圆周速度V低速级: 中速级: 高速级: (2)计算齿宽b 三种转速的齿宽分别为: (3)计算齿宽与齿高之比b/h低速级: 2.251.76=3.87mm 中速级: 2.251.76=3.87mm 高速级: 2.251.93=4.28mm (4)计算载荷系数根据三种转速v0.51m/s、0.57m/s和0.663m/s,7级精度,8查得动载系数均为。假设直齿轮,查得:(5)取使用系数;(6)当7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时: 由, ,查得 :故载荷系数(7)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径,得:因初选分别为114mm、96mm和84mm,所以强度均合格。(8)计算模数m 3)按齿根弯曲强度设计由 (1)确定公式内的各个参数值 小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳强度分别为: ,; 取弯曲疲劳寿命系数,; 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数,得: 计算载荷系数k=1.701 查取齿形系数 ; 查取齿形校正系数 ; 计算大小齿轮的并比较大小 (2)设计计算对比计算结果,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的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力,而齿面接触强度的承载能力,仅与齿轮直径有关,所以完全可靠。 3) 几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径低速级:383=114mm 553=165mm 中速级: 323=96mm 613=183mm 高速级: 283=84mm 653=195mm (2)计算中心距 (3)计算齿轮宽度考虑安装对中误差及大小齿轮传递扭矩相等等因素,小齿轮齿宽应比大齿轮宽510mm,故将齿宽就近圆整为: 低速级: 中速级: 高速级: 4) 验算低速级: 中速级: 高速级: 故设计均合理。3.3.3 轴的计算与设计作回转运动的传动零件,一般都安装在轴上进行运动,即传递动力。因此轴的功用是支承回转零件及传递运动和动力。轴的结构设计就是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求,合理的确定轴的结构和尺寸。在设计计算中我们对轴的强度进行计算,防止其断裂或塑性变形。 1) 主轴的参数设计本设计采用一根传动轴带动八根主轴的设计,具体方案如下:在设计传动系统时,首先把所有主轴(8轴)分成一组同心圆,然后在同心圆上放置一根传动轴,来带动一组主轴。接着再用此转动轴与动力部件驱动轴联结起来。这就是通常的传动布置次序,即由主轴处布置起,最后再引到动力部件的驱动轴上。本设计选用刚性主轴。设计刚性主轴的主要内容之一是选择主轴参数。主轴参数确定的正确与否,对主轴的刚性将有很大的影响。在设计刚性主轴时,若主轴参数选择不合理,则被加工零件将达不到要求的精度和光洁度。(1)求输出轴上的功率 由前面齿轮计算知: (2)求作用在齿轮上的力 低速级: 中速级: 870.21=818N 高速级: 819=769.86N 式中各参数代表的含义:小齿轮传递的扭矩,单位为Nmm;小齿轮的节圆直径,对标准齿轮即为分度圆直径;啮合角,对标准齿轮 。(3)初步确定轴的最小直径轴的扭转强度条件为:式中各参数含义:扭转切应力,单位为Mpa;T轴所受的扭转力,单位为Nmm;轴的抗扭截面系数,单位为;轴的转速,单位为r/min;P轴传递的功率,单位为KW;计算截面处轴的直径,单位为mm;许用扭转切应力,单位为MPa。选取轴的材料为45号钢(调质处理),值在2545之间,值在103126之间,本设计取=126,由上式计算得轴的直径:轴的直径,考虑键槽的削弱影响,对于单键d增大45,因为厂方要求主轴强度要留有一定的富裕量,圆整为30mm。2)大齿轮轴的计算设计(1)大齿轮轴的转速计算已知大齿轮轴的功率,转速和转矩,则:式中各参数含义: 电动机输出功率;减速器效率;连轴器效率;滚动轴承效率。将7.35kw, =95%,=99%,=99%代入上式 6.844kw 则大齿轮转速(2)大齿轮轴的受力分析已知大齿轮的分度圆直径为:则: 低速级: 中速级: 高速级: 又因为八个小齿轮均布在大齿轮周围,径向力相互抵消,故理论值为零。(3)初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢(调制处理)。取,则:考虑到键槽的削弱影响,对于键d增大710则:就近圆整为60mm。输入轴的最小直径显然是联结联轴器处轴的直径,为了使所选轴的直径与连轴器的孔径相适应,故需要同时选联轴器的型号。联轴器的计算转矩:查机械工程手册表102,考虑到载荷均匀平稳,故取,则: 按计算转矩应小于联轴器工程转矩额定条件,查简明机械设计师手册标准(GB/T5015-1985),选用TL8型弹性套住销联轴器。其公称转矩为710Nm,许用转速为3000r/min,满足使用要求。3.3.4 轴的结构设计 1)主轴(小齿轮轴)的结构设计: (1)拟定轴上零件的装配方案如图3-2: 图32(2)根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度确定轴各段直径和长度如上图,为了满足半联轴器的轴向定位要求,-轴段右端须制出一段轴肩。半联轴器与轴配合的毂孔长度=82mm,故取=80mm。有前面的计算可知:齿轮轴宽分别为51mm,45mm,60mm,主轴轴径d30mm,所选轴承型号为7207,其尺寸为;取轴承距内壁的距离为8mm,齿轮距箱体内壁距离为16mm,轴承端盖总宽度为20mm;取端盖的外端面与半联轴器右端面距离为30mm,故=50mm,根据大齿轮轴上的三联滑移齿轮可取小齿轮轴中三个齿轮的间距均为100mm。其中轴段处用轴肩进行轴向定位,轴段处用轴套和圆柱销进行轴向定位;三个齿轮均用平键进行周向定位。其它具体尺寸见上图32。至此,初步确定轴的各段长度和直径。轴上零件的周向定位:齿轮与轴的周向定位采用平键连接。查实用机械设计手册续表31选取键的键。 2)大齿轮轴的结构设计 (1)拟定主上的装配图方案如图3-3所示: 图33 (2)根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度现已知安装联轴器处轴的直径,即,为满足定位要求,轴段右端制出一轴肩,故取-段的直径65mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度L112mm,考虑到联轴器只压到套筒上面而不压到轴的阶梯上,故I-II段的长度应比L略短一些,现取。取齿轮距箱体内壁的距离a=15mm;在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离为s=8mm。已知滚动轴承宽度T=20mm,则轴IIIII的长度为:=20+15+8+30=73mm根据前面齿轮的设计,三联齿轮的滑移长度为 40mm+46mm+55mm+105mm+105mm=351mm, (3)初选滚动轴承。因滚动轴承除受自身重力外,几乎不受轴向力,故选用深沟球轴承,宽度为T=20mm.。4).齿轮、半联轴器与轴向定位均采用平键联接。选取149的键键的公称长度为100mm。同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性,故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/h6;同时半联轴器与轴的联接,选用平键14mm9mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。3.3.5 轴的校核 1)主轴的校核 (1)求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图如下34所示: (2)计算并画在H方向的弯矩图 有前面计算可知图中:由得: 代入数值得: =1354.52N由得: 图34代入数值得:则从左端起齿轮处得弯矩:=1354.5260=81271.2Nmm 则弯矩图如图34(b)所示: (3)计算并画出V方向得弯矩图由得:代入数据得:同理得:则从左边起齿轮处的弯矩为:作弯矩图如图34(c)所示。 (4)计算轴的总弯矩代入数据得:作出总弯矩简图如图34(e)所示。. (5)扭矩图 由于,所以画弯矩图如图34(f)所示从轴得结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面,现将计算出截面C处得H面、V面的弯矩和总弯矩值如表3-3所示:表3-3载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩M236000Nmm扭矩2)按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的地方。轴的弯扭合成强度条件为 :式中各参数含义:轴的计算应力,单位为MPaM轴所受的扭矩,单位为NmmW轴的抗弯截面系数,单位为对称循环变应力时轴的许用应力 (1)由于主轴扭转切应力为对称循环应力,则a=1。 (2)45号钢的许用弯曲应力60。 (3)W的确定:由于装齿轮处开有键槽,则:由所选键槽参数表格由b=8,t=4.0则: 则 则轴有向上的趋势,即轴承1被压紧,轴承2被放松,但实际上轴必须处于平衡位置,所以被压紧的轴承1所受的总轴向力必须与相平衡即: 而被放松的轴承只承受派生力: (3)求轴承的当量动载荷和因为 由单列圆锥滚子轴承表查得Y1.7由于 则 代入数值得 : =1859N由于 则 代入数值得: =1446N (4)求轴承当量静载荷由轴承参数表查得0.9,则由于则0.518590.9350.31244.77N由于则0.514460.9350.31038.27N5).验算轴承寿命因为,所以应按较大的校核,即按轴承1校核 因为一般中等载荷轴承寿命15000h就可以了,所以该轴承安全。 2)大齿轮轴承的校核由于大齿轮一周分布由八个小齿轮,则径向力为零,仅存在由于自身重力所产生得轴向力,则设计时初选深沟球轴承,根据实用机械设计手册表61(GB276-89)选212型深沟球轴承,参数表列如表3-5所示:表3-5轴承型号尺寸mm额定动载荷额定静载荷极限转速脂润滑油润滑dDB21260110221.5691011.536.827.856007000齿轮当量动载荷计算,由于大齿轮仅承受轴向载荷,根据轴得体积估算重量为80N,所以轴向力。由于钻床属于中等冲击载荷,则取1.21.8,载本设计取为1.6。由于齿轮轴仅有轴向力,则轴得当量载荷应为:则 3)算轴承寿命因为大齿轮仅受轴向力,且下端轴承受挤压力,故对下端轴承受力大小验算:=3.9h因为一般中等载荷轴承寿命15000h就可以了,所以该轴承安全。3.5 上台板的设计 本设计中上台板的主要作用是安装电动机和减速器,用来承受电动机和减速器的重量,并吸收电动机工作时产生的一部分振动。3.5.1 材料的选取为了更好的吸收电动机和减速器产生的振动,上台板的材料选用铸铁HT300。3.5.2 尺寸的确定尺寸的确定在上台板的设计中至关重要。上台板如果设计的过厚,将增加机床的整体重量,还浪费材料;如果设计的过薄,则刚度不够,电动机和减速器的重量通过上台板作用于变速箱上,影响正常的工作。查新编机械设计师手册表1.21“铸铁最小允许壁厚”,铸铁尺寸在500mm500mm以上,铸铁最小允许壁厚为20mm。因本设计所设计尺寸远大于此值,所以本设计上台板厚度取为40mm。根据所选单级NGWL型减速器中,确定上台板中间安装减速器的凸台及内孔壁直径分别为360mm,280mm。有所选的联轴器,结合主轴IIIII段的长度,确定中间凸台的高度为148mm。因立柱横向之间的距离为900mm,立柱直径为120mm,取上台板外缘凸台壁厚为60mm,则上台板长度为1155mm。因立柱纵向之间的距离为680mm,立柱直径为120mm,取上台板外缘凸台壁厚为60mm,则上台板宽度为918mm。3.5.3 结构设计为便于安装联轴器,上台板中间凸台设计为敞开式。因联轴器D=224mm,中间凸台内径为280mm,所以很方便进行安装,维护和维修。零件最大外型尺寸小于1250mm的铸件,肋的厚度最小为8mm。考虑安全问题,取肋的厚度为14mm,表面的最小边尺寸在25mm60mm之间,外圆角取4mm。具体计算如下:r=0.25a=0.2540mm=10mm;R=0.75a=0.7540mm=30mm;H=2a=240=80mm。则上台版的结构图如下图3-6所示: 图3-63.6 主轴箱体的设计主轴箱体是机床的重要组成部分,按专门要求或需要来进行设计的,在机床设计过程中,是工作量较大的部件之一。对于主轴箱体设计,本设计采用一般设计法。一般设计法是根据主轴的分布,转速,转向以及尺寸要求等,由设计者进行全部设计工作,这也是当前主轴箱设计中最常用的方法。主轴箱设计的原始依据,包括下述的全部或部分内容:1)所有主轴的位置关系;2)要求的主轴转速和转向;3)主轴的工序内容和主轴外伸部分尺寸;4)主轴箱的外型尺寸与其他部件的联系尺寸;5)动力部件(包括主电机)的型号;6)
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