装配图半轴壳体顶面及侧面孔加工组合机床多轴箱设计
装配图半轴壳体顶面及侧面孔加工组合机床多轴箱设计,装配,图半轴,壳体,侧面,加工,组合,机床,轴箱,设计
洛阳理工学院毕业设计(论文) 半轴壳体顶面及侧面孔加工组合机床多轴箱设计摘 要本设计的题目是:半轴壳体顶面及侧面孔加工组合机床多轴箱的设计。其主要研究内容是学习并掌握多轴箱内各主轴与传动轴如何配合,使动力驱动轴把转速传递到主轴的运动设计,进而确定出上面和侧面多轴箱传动系统;对主轴的轴径,齿轮等部件的参数进行设计和计算;绘制原始依据图,多轴箱的传动系统图,多轴箱的坐标 检查图,多轴箱总体装配图设计是本次毕业设计的任务,按照设计要求达到的转速,和轴要求达到的力矩。参考机械设计手册,以及毕业老师的指导,选择多轴箱主轴类型,轴颈大小。根据被加工零件上孔的分布,确定出动力输入轴在箱体上的位置,然后参照总体设计的加工示意图,合理的把各主轴分布在箱体上,用齿轮和齿轮副传递转动力。最后对设计的传动系统进行坐标计算检查。设计之后,完成的多轴箱要符合钻孔需求,精度高,容易,满足大批量生产。此次设计是对大学期间所学专业课程,所有基础课程的回顾和串联运用,为以后的实际工作打下基础。该组合机床多轴箱的设计和验算,将在下文中展示出来。关键词:半轴壳体,组合机床,多轴箱,系统传动图AXLE HOUSING TOP AND SIDE HOLE A MULTI-AXLE BOX MODULAR MACHINE TOOL DESIGNThe graduation design topic is: axle holes and the top of the side of the shell design of multi-spindle box of modular machine tool. Its main research content is main drive of movement design, determines out above and side more axis box drive system figure; on drive pieces for design and calculation; draws original according to figure, more axis box of drive system figure, more axis box of coordinates check figure, more axis box General Assembly figure design is this times graduated design of content, according to design requirements reached of speed, and axis requirements reached of torque. Refer to the mechanical design guides, and graduated from the teachers Guide, select the type of multi-spindle spindle, shaft size. Depending on where the drive shaft on the multi-axle cases, and rate of rotation, set the position of the spindle, in coordinate calculation. After design, completed a number of axle box to meet the drilling requirements, high accuracy and easy to meet the mass production. The design is the major during college courses, review of all basic courses and tandem use, lay the Foundation for future work. The design of multi-spindle box of modular machine tool and checked, will be demonstrated below.KEY WORDS: multi-spindle box ,machine tool.,2目录前言1第1章 绪论21.1 国内组合机床行业的现状21.1.1 制造业产品结构的变化21.1.2我国组合机床的现状21.1.3国外组合机床的现状3第2章 顶面多轴箱的设计42.1 组合机床多轴箱的简介42.1.1 多轴箱的种类42.1.2 多轴箱的组成部分42.2 多轴箱原始依据图的设计52.2.1 主轴、传动轴类型的选择62.2.2初步估算齿轮的模数:72.2.3多轴箱所需要动力的计算72.2.4设定多轴箱的传动系统计算9第3章 关于多轴箱的计算133.1制定本传动系统相对应的参数133.1.1计算每一个主轴对应齿轮的参数:133.1.2 各轴齿轮的排布及分度圆直径的计算 143.2 多轴箱坐标计算163.2.1 加工基准的选择以及坐标系的建立173.2.2 主轴及传动轴坐标计算 173.2.3 验算中心距误差18第4章 左多轴箱的设计194.1 设计原始依据图194.1.1 初步估算主轴、齿轮的参数及动力的相关计算204.2 多轴箱的传动设计214.2.1最小齿数的确定224.2.2确定各轴上齿轮的参数224.2.3绘制传动系统图244.3多轴箱坐标计算254.3.1 加工基准的选择以及坐标系的建立264.3.2 主轴及传动轴坐标计算 26 第5章 轴的选取及校核285.1各主轴、传动轴的选取285.2复核传动件直径是否满足需要285.2.1齿轮模数的验算29结论34 谢 辞35参考文献36 外文资料翻译37前言科学技术在不断的更新换代,生产制造业作为经济发展的基石,各行各业都需要制造业的支持。在这种趋势的影响下,不仅对工人的加工技术有了严格的要求,同时对机床的要求也越来越严格。各种产品对机床要求极高,加工精度高、可以大批量生产、一次加工多个零部件等等。以往的机床加工工序单一只可以用一个刀加工某一部分,没有复合机床,轴的数量单一、单个处理某一工件,这样很容易造成生产效率低下,加工出来的零件粗糙度高,且不稳定。为了使传统机床满足加工要求,特殊的专用机床被工程技术人员开发出来。由于一些专用的机床是对某一特定的工件制作、制造过程要求的工件专门制造的。这样做的优点是可以很理想的加工出所需要的特殊零件,但缺点也很明显,造价高,且需要投入大量的人力物力资源。且生产周期长和设计的的成本不是一般公司可以接受设计的。所以越来越多的工程师们致力于研发兼备稳定性加工精度,且具有高效率的加工生产的组合机床,来完成一系列的任务。此课题对驱动轴加工孔组合机床设计, 生产效率大规模的提高,加工精度稳定性的提高、资源的节省等方面都有很深远的意义。现代工业的基础是机床制造工业,其中在国民经济发展中最具战略地位的特别是现代制造业。与我国的工业竞争力密切相关的制造业,我国机床行业现已具备较高的水平, 制造业和工业的竞争力逐年增强。我国机床行业不仅对国民经济意义重大,而且对国家航天航空技术领域、军事化建设起着决定性的作用。了解与探究机床行业的发展情况,有助于帮助我们了解机床行业的发展规律,找到开发我国机床行业合适的方法。中国制造业发展水平和工业竞争力在国际经济大交流的情况略显不足,从侧面上说明了我国机床行业发展水平不高有关。所以加快我国工业机床发展的速度,提高创新技术和生产管理水平,将对我国工业和制造业的发展很有利。作为组合机床重要特殊部件地主轴箱,它连接动力箱与钻头,起到传递转速的作用,它的设计优良直接决定加工的精度,所以基体现主轴箱的性能的指标。 第1章 绪论1.1 国内组合机床行业的现状我在新时代背景下 ,我国面临着从制造大国到制造强国的转变,在国家政策的支持下,制造企业应该准确的把握住机会,积极采取相应的策略,以乐观向上的心态面对挑战, 在生产、销售两个重要方面下功夫,对新产品、新技术,极大地提高了年的平均水平,可见行业公司运营状况良好。1.1.1 制造业产品结构的变化我国最具权威的机床行业协会发布的经济报告指出,在世界科学快速进步的潮流下,以往的产业结构已不能适应时代的要求。各种车辆的工业生产、组合机床企业主要为货车、摩托车、农业机械、工程机械、能源、轻工、家电行业专用设备,我国先进的制造技术的登上世界的舞台,世界进一步组合机床行业企业产品开始发生变化,组合机床变得完全数控化与智能化。从近几年的市场调查中了解到,制造业对数控机床的需求有上涨趋势,一些国内的优秀生产厂家,有良好的经济效益,产业结构向综合加工的方向发展。1.1.2我国组合机床的现状组合机床及其自动化生产具有高效率、能制造出高品质的工件,而且制造价格低廉,大多数厂家、公司的消费者都能够接受。同时这种机床综合性能高,可以独立完成一套的加工工序操作的制造技术和成套工艺装备。组合机床的种类有很多种,其中占重要有大型组合机床和小型组合机床;以及综合用的机床。技术的不断是进步,一种新型的组合机床柔性组合机床越来越受人们的重视。目前,我国的自动线生产与国外的水平相比,还是处于落后的状态,很多加工的厂家如二汽所用的加工机床,有的是从意大利,德国进口。由于高精度加工的设备大量从国外进口导致加工成本大大增加,而另一方面,市场需求不断增大,且主要用来加工诊断以及监控等技术。为了满足各类各户的需求,我国在这方面的技术还有待提高。1.1.3国外组合机床的现状 1.发展柔性技术近些年来,世界上先进的制造公司进行的大规模生产中,由于人力的紧缺,可调的加工设备越来越多,加工设备的灵活性显得至关重要。六角头的先后开发,改变了组合机床多轴箱的结构。同时,随着两个坐标加工中心的开发, 处理单元三坐标的模块化,在以上前提下,柔性生产自动线结构的变化,进而满足了多种加工需求迅速调整敏感的变化,可以很灵活的装配机器使之生产。 2.广泛应用数控技术 世界上其他国家的组合机床设计公司有属于自己的一套运用数控组合机床通用部件,为了进一步提高组合机床的加工精度和可靠性能,他们在一般动力部件运用了数控加工技术,此技术也用到了换箱装置的定位与自动分度,转位和转角,在夹具设计中也得以应用其运动节拍时间为58秒 。 3.综合发展自动化技术各种行业的相互制约,促进了制造业的发展,大批量的生产导致对自动化制造业的技术要求。制造系统高精度、大规模、效率高的加工,能完成所有零件从毛坯到下线到成品零件的加工,完全满足机械加工过程的基本要求,如离线包装、自动叠加等。在新的时代需求下,促使综合自动化技术的高速发展,因此发展出了专门一批从事清洁、组装、检查、测试、和其他设备的专业制造商,很大程度上提高配套技术的制造系统。 4.进一步提高工序集中程度国外为了使机床的数目大大降低,主要发展集中度高的组合机床,力求增加加工过程中的工序数目。如使用设置夹具零件、十字滑台、多轴箱配件、可动多轴箱成形机,双头无聊等,采取了甚多措施。集中处理实施加工过程中改变刀具是集中实施处理的问题,让设备发挥的效率达到最大。第2章 顶面多轴箱的设计2.1 组合机床多轴箱的简介组合机床由很多重要的部件装配组合而成,而多轴箱作为组合机床最重要的部件之一,由于零件的形状不同,它在实际加工中起到的作用是合理布置各轴的位置,是各轴不冲突的工作,由通用的零件组成。各级齿轮有不同的传动比,把电动机或者动力部件提供的动力和运动通过主轴、传动轴和齿轮及齿轮副进行变速调节,使之的得到加工所需要的转速和转向2.1.1 多轴箱的种类按加工内容的不同:在不同的零件生产当中,需要的机床加工的工序不同,有的机床用来钻孔,有的用来饺孔,有的用来扩孔,有的用来镗孔,所以就产生多种类的多轴箱,比较常见有通用多轴箱有:攻丝类钻攻复合袋按结构和结钻销类按结构及尺寸大小的不同分为三种类型:大型标准主轴箱大型专用主轴箱小型主轴箱立式卧式2.1.2 多轴箱的组成部分 多轴箱主要由箱体(包含上盖、前盖、侧盖、后盖)轴(包括主轴、传动轴、六方头手柄轴)轴套、齿轮(动力箱齿轮、电动机齿轮、传动齿轮等) 润滑系统由叶片泵,分油器、铜管、弯头注油杯、排油塞、通用油盘等组成。2.2 多轴箱原始依据图的设计设计上面多轴箱,由总体设计算的数据,可以得到箱体大小尺寸,画出多轴箱的原始依据图如图2-1:图2-1 上面多轴箱原始依据图动力箱驱动轴在箱体的对称中心处,且距离箱体底部之距L=124.5mm主轴1、2、3、4分布如上图。最低主轴与箱体底部D不能小于70。从主轴正面看,主轴1、2、3、4全都是逆时针旋转。主轴的工序内容,切削用量及主轴尺寸及动力部件的型号和性能参数如表2-1所示:表2-1主轴1-4所需的切削用量轴号主轴外伸尺寸工序内容切 削 用 量D/dLN(r/min)V(m/min)fmm/r)Vfmm/min)1-438/26115钻1240015.70.1560注: 1被加工零件为半轴壳体顶面和侧面孔 2动力部件为1TD25 1HY25 P=1.2Kw2.2.1 主轴、传动轴类型的选择此次设计的组合机床主要用来钻孔加工,主轴的形式选择则由加工 形式决定,工艺方法、刀具主轴联接结构、刀具的进给抗力和切削转矩。如钻孔时常采用滚珠轴承主轴;扩、镗、铰孔等工序常采用滚锥轴承主轴;主轴间距较小时常选用滚针轴承主轴。滚针轴承精度较低、结构刚度及装配,工艺性都较差,除非轴间距限制,一般不选用。对于本设计而言,主要实现钻孔加工,故主轴选用滚珠轴承这种类型,如图1-2所示: 我们再来选择传动轴的类型,对于传动轴来说,由于其只起传递转速图2-2 滚珠轴承主轴传动轴的确定:传动轴只用来传递转动的速度和旋转的方向,因此会产生少量的径向力,而上不承受轴向力。为了确保高加工精度,不使加工出的零件达不到标准,故选用滚锥轴承的支承方式。用来减少轴向力的产生这种方式这样以来更进一步的提高加工进度。选用类型如图1-3所示: 图2-3 滚锥轴承2.2.2初步估算齿轮的模数:由公式m(3032)=1.67 (2-1)式中:m估算齿轮模数 P齿轮所传递率(kw) Z对啮合齿中的小齿轮齿数 N小齿轮的转速(r/min)通用多轴箱的齿轮模数可以选2、2.5、3、3.5这四种,在生产的时候,为了避免出现故障,所以一个多轴箱里的齿轮最多只能用两种模数。所以m1=3为多轴箱动力输入轴的模数,剩下的主轴和传动轴上相配合齿轮模数取值为m2=2。2.2.3多轴箱所需要动力的计算多轴箱需要的功率和进给力这两项属于动力计算当中,确定了传动系统之后,其所需功率:Pz=Pq+Pk+PsPz切削功率,单位:kwPk空转功率,单位:kwP s每一个轴上功率的损失值相加得到的和查阅机床夹具设计手册,根据切削用量表、图或者代入相关计算公式来确定主轴1、2、3、4的切削功率。由每一根主轴的切削功率,由每根主轴的空转功率按组合机床设计简明手册P62表4-6来确定。根据机床夹具设计手册功率计算公式:主轴切削功率: (2-2)M扭矩V切削速度D钻头直径则有 空转功率:p切=4p切14= 40.118=0.472kw 由于主轴直径为25mm,根据轴的空转功率在表2-2中可以差得表2-2 轴的空转功率表 轴径转速(rmin)15mm20mm25mm30mm 1000.0040.0070.0120.017 1600.0070.0120.0180.027 2500.0100.0180.0280.042 4000.0170.0300.0460.067 6300.0260.0460.0730.105转速: n=400r/min ,相对应在表中查;由主轴转速为n=400r/min,根据插值法: 功率损失:每根轴上的功率损失,一般可取所传递功率的1%因此: (2-3) =0.203+0.356+0.006=0.565KW多轴箱所需的进给力可按下式计: (2-4)式中 各主轴所需的轴向切削力,单位为N D钻头直径 S每转进给量 Kp修正系数已知 D=5.2mm, S=0.1mm/r,Kp=1,F=345.3N 计算得: 2.2.4设定多轴箱的传动系统计算根据动力驱动轴在箱体上位置和提供的转速,设计出中间传动轴,与主轴形成传动链。从而把速度传递给给主轴,在实际的时候就要考虑到主轴的旋转方向是否一致,达到可以加工零件要求的转速和转向。对传动系统的一般要求有以下四点:1. 多轴箱最重要的性能参数是要主轴能够承受力矩的强度、旋转的速度和转向要一致的条件下,应使传动轴的类型和齿轮模数的种类最少。最好的分布方式是让主轴和传动轴尽可能的呈同心圆分布,这样就可以用一根中间传动轴来带动多根主轴和传动轴工作,为了减少多轴箱在装配上的困难,努力安排让齿轮在同一排。 2. 最不好的方案是使用主轴带动主轴因为这样的方案会严重的增大主轴上的负荷。如果实在受箱体结构的限制,放置齿轮的地方很小,会碰触到箱体内壁或者主轴承受的负荷较小、没有要求很高的加工精度都时,也可以用一根高强度的主轴带动1到2根主轴的传动方案。 3. 箱体内齿轮连接轴的速度尽量不要用升速传递,内部轴和齿轮、润滑泵轴、分油器等结构应尽量简单,所以通常情况下齿轮副之间的传动比要大于1/2,后盖以内齿轮传动比数值允许至11/3,尽可能的不用升速传动。当有低速转动的动力驱动轴时,可以在一定范围内先升速然后再降一些。4. 为了在装配时更加简便,动力驱动轴直接带动两根以下的传动轴。拟定多轴箱传动的基本方法:被加工零件上加工孔的位置分布是多样的,但大致可以分为同心圆分布、直线分布和任意分布三种类型。如果全部或者几个主轴是同心圆分布,那么优先考虑用用一个中心传动轴来带动这几个主轴转动,设置一个中间传动轴为直线分布带动同心圆的传动轴。先布在在一个或者几个同心圆上,如果不是同心圆分布的主轴,可用直线的方式带动;但要注意传动轴与主轴的轴心距离,对于直线分布,可在两主轴中心连线的垂直平分线上设传动轴,由其上一个或几个齿轮来带动各主轴。对于任意分布,可以根据“三点共圆”原理,将主轴三个一组放在同心圆上。其余的采取直线分布。即任意分布可以看做是同心圆和直线分布的混合分布形式。由所加工零件的孔的大小和位置特征,用最少的传动轴及齿轮副把驱动副和各主轴连接起来。这样传动的线路就设定出来了。 确定出出驱动轴、主轴坐标位置。如表2-3所示:表23 驱动轴、主轴坐标值坐标销 O1 轴O 1轴 2轴3轴4轴X 00 77 308 308242Y096 242 112 117124主轴1、2、3、4的分布情况是下面图这样的,很直观的可以看到,他们的轴心在一个同心圆上,这样就很好设定中心传动轴的位置,即在中心圆的圆心处。如图2-4所示:图2-4 上多轴箱主轴分布图初步设定了以下两种方案;方案1:因为四个主轴分布在同一个圆上,用作图的方法确定出圆心的具体位置,由动力输入轴带动传动轴转动,再用一个传动轴来带动四个主轴完成运动的传递。具体如图2-5所示: 图2-5 传动方案图方案2: 图2-6 直线分布图可以看成四个主两两轴呈直线分布,要求确定其传动方案由与连接电动机连接的动力输入轴O带动传动轴转动,再由传动轴传递到1主轴和2主轴,再由主轴1平级传递到主轴4,由主轴2平级传递到主轴3。则分布方案可以设定为如图2-7所示: 图2-7 上多轴箱传动方案图方案的选择:第一种选择是四主轴呈同心圆分布,选取这样的传动方案的好处是大大的减少了传动轴的数目,从而减少了主轴组件因为转动引起的摩擦功率,以及把主轴和驱动轴连起来的时候齿轮副较少。用比较少的主轴和齿轮,这样设计出的多轴箱结构比较紧凑,更好的布置油泵轴使之润滑的效果更好和很好布置手柄轴。第二种选择用一根传动轴带动两主轴转动,再由两主轴分别带动一根主轴,主轴带动主轴,这样会使主轴上的负荷太大,严重影响加工精度。但这样设计在很大程度上节省多轴箱内部空间,可以较为容易的设计手柄主轴,油泵轴。可以看出,第一种方案明显优于第二种方案,第一种的传动轴数目远远少于第二种,这样设计的多轴箱在结构上更为紧凑。综合考虑以上两种可以选择的方案,最终确定选取方案二。第3章 关于多轴箱的计算3.1制定本传动系统相对应的参数 3.1.1计算每一个主轴对应齿轮的参数:由总体设计那里得到动力输入轴的转速n=785r/min,主轴直径 d=25mm,主轴齿轮模数 m=2,用作图的方法量按比例取动力输入轴O到传动轴5的中心距A1-5=66mm,u总=400/785=1/1.9625由齿轮传递计算公式:N主=N从*u (3-1)U=Z从/Z主 (3-1)Z主= (3-3)Z从= (3-4)得:轴5上的齿轮,m=2,Z5=39,则主轴1、2、3、4上的齿轮,m=2,Z=27故轴5的转速n=400=577.78r/min轴5与O轴之间的传动比u=则有:=0.736AO-5=83.3mm,O轴为驱动轴,设计手册上明确规定它上面齿轮的m=3或者4,并且Z驱只可以取(2126)之间,则:Zo=23.56,取Zo=24Z5=31.55,取整后取Z5=32主轴的转速: n1=785=407.59r/mm则主轴相对损失=1.9%5%,所以满足钻孔的需求。 油泵轴6上齿轮的选取:油泵轴直接由由0轴带动,因为叶片液压泵齿轮只有两种型号,为了方便装配,选用ZIR12-2型叶片液压泵,其上的齿轮参数为:Z=24,m=2, 油泵轴与0轴的中心距为L=72.39mm,则0轴上与之啮合的齿轮的齿数经计算得:Z6=48.39, 圆整后取值为Z6=49手柄轴7上齿轮的选择:由于手柄轴要求安装在较高位置,其位置如图所示,根据中心距,得Z7=24,Z7=44,m=3。3.1.2 各轴齿轮的排布及分度圆直径的计算 经过考虑齿轮的排布对多轴箱装配的影响,选取主轴14的齿轮在第排,分度圆半径都是39,且齿厚h=24,传动轴5上与主轴啮合的齿轮放置在同一排,其齿轮模数为m=2 ,取传动轴5上第齿轮模数为m=3 。手柄轴上只有一组齿轮,放在第排上,其齿数Z=36,m=3。取第排传动轴2的齿轮分度圆半径为25 mm,传动轴5第的齿轮分度圆半径为64 mm,由计算公式:,可以计算出动力驱动轴0轴上齿轮齿顶圆的直径将各轴的齿轮进行排布,确保能按传动比传到各个主轴,并且在箱体上有较大的空间镗孔,避免各个主轴发生干涉使之正常工作,齿轮分布总结如表3-1所示: 表3.1 各轴的齿轮分布轴号第1排(m/z)第2排(m/z)第3排 (m/z)03/2512/3922/3932/3942/3952/273/683/3263/367 2/24齿轮的材料以及加工工艺热处理方法:因为在加工的时候,齿轮起传递转速和旋转方向的作用,在加工中占有很重的位置。通用的齿轮有三种,即传动齿轮、动力箱齿轮和电机齿轮。材料均为45钢,热处理为齿部高频淬火G54。选择小齿轮的材料为40cr(调质)其硬度为280HBS。其中 r25, r30, r32, r33, 的齿轮按小齿轮材料选用; r54, r60, r64, r68, 的齿轮按大齿轮材料选用。3.2传动系统图的绘制传动系统图是表示传动关系是示意图,即用以确定的传动轴将驱动轴和各主轴连接起来,绘制在多轴箱轮廓内的传动示意图。根据上面计算的主轴齿轮的参数,将所有齿轮齿数、模数和在第排分布,和轴的转速,转速包括转动速度的大小和方向,速度相同的可以不标,如果顺时针和逆时针同时存在,就要标出转向和速度的大小。在图中标出齿轮的齿数、模数、变位系数,以校核驱动轴是否正确。另外,应检查同排的非啮合齿轮是否齿顶干涉;还画出主轴直径和轴套直径,以及油泵轴的位置和手柄轴的位置,润滑系统的布局。铜管和泵体分协调。和以避免齿轮和相邻的主轴轴套相碰。绘制出的上多轴箱传动系统图如图3-1所示: 图3-1 上面多轴箱传动系统图3.2 多轴箱坐标计算计算多轴箱坐标轴的必要性如何来确定自己设计的传动系统是否正确的,可以满足用来加工零件的要求,坐标计算就显得尤为重要。在传动系统中,驱动轴和主轴的分布以及各主轴的转速在上一章已经确定,现在就要根据已知的关系条件,算出传动轴的坐标位置,为了方便在传动系统中检查,开始制作箱体零件加工图时,应具体的标注出来。综合以上计算,把传动设计的所有主轴,传动轴,每个轴上的齿轮和齿轮副,模数和齿轮所在的排数都在传动系统图中画出来,油泵轴及手柄轴的坐标位置,齿轮规格也应标注出来。 3.2.1 加工基准的选择以及坐标系的建立 坐标计算就是根据已知的驱动轴和主轴的位置及传动关系,在定出的加工基的前提下,计算出主轴、传动轴的坐标位置。并把他们在传动系统图中标出来,进行准精确计算。 各中间传动轴的坐标。 3.2.2 主轴及传动轴坐标计算 为便于加工多轴箱箱体,设计时必须选择基准坐标系。通常采用直角坐标系XOY。根据多轴箱的安置及加工条件,坐标系的横轴(X轴)选在箱体底面,纵轴(Y轴)通过定位销孔,这样可以使工艺基准与设计基准一致,易于保证加工精度。由零件图和已知工件定位面与工作台面距离,箱体400mm400mm,画出相对坐标图如图3-2所示: 图3-2 上多轴箱坐标相对图17根据上面相对坐标图,计算出各个主轴和传动轴的坐标值,将他们的数值整理在表格里,如下表3-2所示:表3-2 上多轴箱轴的坐标值轴X轴坐标Y轴坐标1242.2377.852308.17112.763308.17112.764242.23211.45247.72211.46170.8114.61798.16172.123.2.3 验算中心距误差多轴箱箱体上的孔系是按计算的坐标加工的,而装配要求两轴间齿轮能正常啮合。因此,必须验算根据坐标计算确定的实际中心距A,是否符合两轴间齿轮啮合要求的标准中心距R,R与A之间的误差为:=R-A。验算标准:中心距允许误差(0.0010.009)mm以下为几种传动轴的验算公式:传动轴与一轴定距验算公式: =R-A=R- (3-5) 传动轴与二轴定距验算公式: 1= R1 (3-6) 2= (3-7)传动轴与三轴等距公式: =R-A=R- (3-8)则有:轴5和主轴1、2、3、4之间的标准中心距分别为、即:=29+27=56mm=56mm根据实际中心距公式算得误差分别为:-0.678mm、+0.762mm、+0.976、-0.543mm,显然,轴1、2、4满足要求,轴3采用变位齿轮。 第4章 左多轴箱的设计4.1 设计原始依据图从总体设计同学那得到左多轴箱的尺寸,在结合零件尺寸及壳体左面孔的分布位置。参照有关多轴箱设计资料 ,进而画出原始依据图。其具体如图4-1所示: 图4-1原始依据图上图为左多轴箱的原始依据图,从图中可以直观看到主轴1、2、3、4、5、6分布情况为同心圆分布。其圆心就在各个主轴圆圆心所构成的圆的中心处。中心距A=120mm。这个主轴分布的比较均匀,在设定传动轴时,可在主轴1、2、3、4、5、6轴所在的圆心处设立一个中心传动轴,由中心传动轴来带动主轴转动,进而传递了转速和转动方向。在原始依据图中可以看到主轴的分布情况,很直观的表现出加工的各个孔的位置。主轴的工序内容,切削用量及主轴尺寸及动力部件的型号和性能参数如表 4-1所示:表4-1 主轴外尺寸及切削用量 轴号主轴外伸尺寸工序内容切削用量D/d L N( r/min) V(m/min) F (mm/r) Vf(mm/min)1、2、34、5、6 20/12 115钻 6 550 10.36 0.155注:1被加工零件编号及名称:箱盖;材料:HT21-40 JB297-62;硬度: HB170-24 2动力部件型号:1TD25IA动力箱,电动机型号Y100L-6;功率P1.2kw。4.1.1 初步估算主轴、齿轮的参数及动力的相关计算在上多轴箱的设计中,已说明选择主轴与传动轴的方法。相同的左多轴箱负责加工壳体左边的六个孔。齿轮模数m可按下式估算:m=(3032)=32=1.56 (4-1) 式中:m估算齿轮模数 P齿轮所传递率(kw) Z对啮合齿中的小齿轮数 N小齿轮的转速(r/min)多轴箱输入齿轮模数取m1=3,其余齿轮模数取m2=2。4.2 多轴箱的传动设计根据原始依据图(图41),画出驱动轴、主轴坐标位置。如表4-2所示:表42 驱动轴、主轴坐标值坐标销O1 O轴 主轴1主轴2主轴3主轴4主轴5主轴6 X175095 95 9595 71175 Y 0 94.5 180 180 80 80104164传动方案的确定: 因为主轴分布为同心圆,故在他们的中心处设立一个传动轴,这样大大减少了传动轴的数目。用作图法绘制出传动方案图各个主轴及传动轴的位置可从图中看到。在传动方案图中可以看到,中心传动轴7为主轴1、2、3 、4、5、6所在圆的圆心上,是同心圆分布。考虑到7轴和主轴的中心距较大,所以增设传动轴7、8、9,由传动轴连接7轴与主轴。因为主轴分布为同心圆,故在他们的中心处设立一个传动轴。 这样传动方案如图4-2所示,各传动轴的位置后经过计算还要稍微调整。 图4-2 主轴和传动轴分布图4.2.1最小齿数的确定为了使传动齿轮满足生产所要求的齿根强度,经过人们长期经验的积累发现应让齿轮的根部到孔壁或者安装键的槽之间的厚度h大于或者等于2mm,若取驱动轴的直径为d=30mm,参照有关的零件设计手册可以得知,齿轮取t=33.3mm,当m1=3时。驱动轴上最小齿轮齿数为: 2(t/m1+2+1.25)d0/m1 =2(33.3/3+2+1.25)30/3 =18.9所以取得动力输入轴上齿轮的齿数要大于或者等于19。将传动轴的轴径数值取为30mm能够有效的避免传动轴的种类的过多而引起装配上的困难,当m2=2,d=20时,齿轮t=23.3mm。主轴上最小齿轮齿数为:2(t/m2+2+1.25)d0/m2 =2(23.3/2+2+1.25)20/2 =19.8所以主轴齿数要大于等于20。4.2.2确定各轴上齿轮的参数由传动方案图可以看到,中心传动轴7为主轴1、2、3 、4、5、6所在圆的圆心上,是同心圆分布。一、由于考虑7轴和主轴的中心距较大,所以增设传动轴7、8、9,由传动轴连接7轴与主轴。由总体设计那得到相关主轴数据:主轴直径d=15mm,驱动轴转速n=758r/min,已知主轴的转速n1=785r/min,则传动比=n1/n0=1/1.43,由于最低主轴距离箱底的高度L=80mm,动力输入轴0与箱底之距L1=124.5mm,则驱动轴0与传动轴7之距A0-7=75.5mm,由于驱动轴上齿轮Z=(2126)之间,m=3或者4,取 Z0=21,m=3,由A0-7=3(21+Z7)/2 ,解得:Z7=29.3,取整之后Z7=29。则7轴的转速为n7=785=568.4r/min,采用降速传递。再计算传动轴7与主轴之间相啮合的齿轮, 7轴与主轴中心距=120mm,理论上可用7轴直接带动六根主轴转动,带由于中心距过大,相配合的齿轮不好选取 故增加中间传动轴7、8、9.来带动主轴传动。8轴带动主轴1、.5,9轴带动主轴2、3,轴10带动主轴4、6.由于主轴16的直径相同,且要求具有相同的转速,故三个传动轴上的齿轮参数一致,在次只以传动轴8为例作为计算。=69.82mm,=568.4mm,则i=550/568.4=1/1.033. 由A= n主= Z主=解得:=31,m=2,与主轴16之间啮合的齿轮参数为=36,m=2,手柄轴可设在7处,取齿数Z=24,m=2,各轴上齿轮的分布如表4-3:表4-3 各轴的齿轮分布第1排(m/z)第2排(m/z)第3排(m/z)第4排(m/z)轴号03/253/21162/3972/362/363/298102/312/34112/39有三种通用传动齿轮类型。第一种为传动齿轮、动力箱齿轮和电机齿轮。本次设计的机床齿轮材料参数选取按照表4-4选用:表4-4 齿轮选择表齿轮种类宽度(mm)齿 数模数(mm)孔径(mm)驱动轴齿轮24321650连续16702、2.5、32、2.5、3、415、20、30、35、4025、30、35、40、50传动轴齿轮44(B型)45225、30、40、50输出轴齿轮3237318、22、28、32、364.2.3绘制传动系统图将上面所设计计算的齿轮齿数参数按照规定,把啮合齿轮的排数,齿数、模数以及主轴转速标在图上,这样就绘制出了传动系统图。传动系统图的作用是表示主轴与传动轴、齿轮轮与齿轮的传动关系,即把确定好的传动轴和驱动轴与主轴连接起来,绘制在多轴箱原始依据图上。在图中标出齿轮的齿数、模数、变位系数,以校核驱动轴是否正确。另外,应检查同排的非啮合齿轮是否齿顶干涉;还画出主轴直径和轴套直径,以避免齿轮和相邻的主轴轴套相碰。绘制的传动系统图如图4-3: 图4-3 左多轴箱传动系统图4.3多轴箱坐标计算计算多轴箱坐标轴的必要性如何来确定自己设计的传动系统是否正确的,可以满足用来加工零件的要求,坐标计算就显得尤为重要。在传动系统中,驱动轴和主轴的分布以及各主轴的转速在上一章已经确定,现在就要根据已知的关系条件,算出传动轴的坐标位置,为了方便在传动系统中检查,开始制作箱体零件加工图时,应具体的标注出来。综合以上计算,把传动设计的所有主轴,传动轴,每个轴上的齿轮和齿轮副,模数和齿轮所在的排数都在传动系统图中画出来。4.3.1 加工基准的选择以及坐标系的建立 坐标计算就是根据已知的驱动轴和主轴的位置及传动关系,精确计算各中间传动轴的坐标。4.3.2 主轴及传动轴坐标计算 为便于加工多轴箱箱体,设计时必须选择基准坐标系。通常采用直角坐标系XOY。根据多轴箱的安置及加工条件,坐标系的横轴(X轴)选在箱体底面,纵轴(Y轴)通过定位销孔,这样可以使工艺基准与设计基准一致,易于保证加工精度。由零件图和已知工件定位面与工作台面距离,箱体400mm400mm,画出相对坐标图,可以得到主轴和传动轴的坐标。表4-5 Z左多轴箱轴的坐标值轴X坐标轴Y坐标轴1175.0045.002279.18104.633225.18278.184175.00285.00571.33164.91671.33164.917175.00279.188224.54104.239140.02235.0210140.02104.6311162.02185.02 为便于加工多轴箱箱体,设计时必须选择基准坐标系。通常采用直角坐标系XOY。根据多轴箱的安置及加工条件,坐标系的横轴(X轴)选在箱体底面,纵轴(Y轴)通过定位销孔,这样可以使工艺基准与设计基准一致,易于保证加工精度。由零件图和已知工件定位面与工作台面距离,箱体400mm400mm,在坐标图中可以很清楚看到各个主轴以及传动轴的相对位值,可以很迅速的帮助我们检查自己所这设计的多轴箱主轴和传动轴之间有没有发生干涉而不能加工,还是很有必要的。画出相对坐标图如图4-4所示:图4-4 左多轴箱坐标图 第5章 轴的选取及校核5.1各主轴、传动轴的选取0轴,选直径d=30mm,n=875r/min7轴,选取直径d=30mm,采用滚锥轴承主轴作为传动轴,n7=568r/min,其型号为30-1T0731-418轴,选用直径d=30,、型号为30-1T0731-41,n8=635r/min主轴16,选用直径d=15,型号为15-1T0722-41,n8=550r/min 5.2复核传动件直径是否满足需要 根据经验来看传动轴7所承受到的总扭矩最大校核传动轴以受的传动轴7,由它驱动的有主轴8、9、10和手柄轴和液压泵轴。主轴扭矩:T1=T4=3274.45Nmm根据计算液压泵轴扭矩所需要的重要参数:得到了R12-1A这种型号的液压泵的最高压力为0.3MPa、排量为5.88ml/r。定认为它在理论情况下,即:Pq=T式中:P液压泵的压力N/ q液压泵的排量m3/s T输入扭矩Nm 输入角速度rad/s单位换算:P=0.3MPa=0.3106Pa n =655.338r/min=10.9223r/s q=5.8810.9223=64.22ml/r=64.2210-6m3/s =2n/60=23.14655.338/60 =68.56rad/s代入公式:Pq=T 64.2210-60.3106=68.56T7 解得:T7=280NmmT5=T1/i5-1+T4/i5-4+T7/i5-7=23274.45/0.914+280/0.667=7584.89Nmm根据 d=B=2.316=21.6mm30mm因此传动轴7是符合要求的。5.2.1齿轮模数的验算对多轴箱中承受载荷最大、最薄弱的轴5上的齿轮进行接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的验算。齿轮的材料为45钢,表面淬火,布氏硬度HB=229286,平均值240HB。设使用寿命10年。齿轮Z5=30、Z1=28、宽度B=37mm,传动比i5-1=0.914,工作时间比1.088/2.804=0.39。注:在校核计算的过程中所要见的表和图在机械设计一书中,濮良贵等编著,2013年高等教育出版社。校核计算:接触疲劳极限Hlim 由图12.17c得 Hlim =410MPa齿轮5的圆周速度v5 v5=1.37m/s精度等级 选9级精度使用系数KA 由表12.9 KA=1.1动载系数KV 由图12.9 KV=1.24齿间载荷分配系数KH 由表12.10先求 Ft=2T5/d5=27584.89/60=252.83N KAFt/b=1.1252.83/37=7.52N/mm100N/mm =1.883.2()cos (=0) =1.883.2() =1.67 Z=0.88由此得KH=1.29齿向载荷分布系数KH 由参考文献2知: KB=A+B1+0.6()2()2+C10-3b =1.17+0.161+0.6(37/60)2 (37/60)2+0.6110-337 =1.28载荷系数K K=KAKVKHKH =1.11.241.291.28 =2.25弹性系数ZE 由参考文献2 ZE=189.8节点区域系数ZH 由参考文献2(X1X2)/(Z1Z2)=0.005 ZH=2.62接触最小安全系数SHmin 由表12.14 SHmin=1.25总工作时间th th=1036580.39=11481.6h应力循环次数NL1=60n5th = 603436.89211481.6 =9.03108 NL2=60n1th =60147811481.6 =3.2108接触寿命系数ZN 由图12.18 ZN1=1.14 ZN2=1.24许用接触应力H H1= =373.92MPa H2= =406.7MPa验算 H=ZEZHZ =189.82.620.88 =301.95MPa373.92 MPa计算表明:接触疲劳强度是合适是,齿轮尺寸无须调整。齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数Y Y= 0.25+0.75/=0.25+0.75/1.67=0.7齿间载荷分配系数KF 由表12.10 KF=1/Y=1/0.7=1.43齿向载荷分配系数KF b/h=37/(2.252)=8.22 由图12.14 KF =1.2载荷系数K K=KAKVKFKF =1.11.241.431.2 =2.34齿形系数YF 由图12.21 YF1=2.37 YF2=2.56应力修正系数YS 由图12.22 YS1=1.68 YS2=1.62弯曲疲劳极限Flim 由图12.23c Flim=380MPa弯曲最
收藏