减速器箱体钻口面孔组合机床总体设计及主轴箱设计.docx

0引言
本人这次毕业设计所设计的16轴立式组合钻床是由大量的通用部件和少量的专用部件组成的工序集中的高效率专用机床。为用来钻削80T可弯曲刮板运输机中减速器箱体的口面孔而设计的专用机床。该机床可适用于年产量为1万台的批量生产，为了保证加工零件的质量、产量和降低生产成本，在设计该立式组合钻床时，首先应该制定合理的工艺方案，然后按照工艺方案的要求，确定机床的配置形式，选择合理的通用部件，设计专用部件和工作循环控制系统。为表达该组合机床的总体方案，在设计时要绘制“三图一卡”即80T可弯曲刮板运输机减速器箱体的加工工序图、加工示意图、机床联系尺寸图、生产率计算卡。然后根据“三图一卡”进行组合机床的设计、调整和验收。
制造业作为我国的支柱产业，在整个国民经济中占有举足轻重的地位，它是我国比较优势产业，是劳动密集及智力密集型产业。而制造业的主体和基础是机床行业；2002年中国机床一跃成为世界最大的消费国和全球最大的机床进口国。同时加入WTO以后，全球经济贸易的一体化，这对我国制造业的要求不断提高，各种技术壁垒已经阻碍了我国机床行业走向国际化。如何刷新今天的被动局面，积极的应对挑战、抓住机遇、赢得发展的契机，成为机床行业普遍面临的问题。在国外，机床改造已有较长的历史，在美国已有50多年的历史。由于各国的政治、经济、科学技术的差异，机床的种类、性能、结构的繁杂多样，使机床的改造内涵更加丰富多彩，出现了机床的翻修、改进、改装、改造、再生、再造。机床改造在汽车、机床、内燃机、航空等行业广泛应用，并批量投入生产。
一般认为：机床改造就是：利用最新的控制装置和进给系统使旧机床获得新生再造是一种较高的设备改造形式，国外称这种工程技术是把老设备“重新回到图板，以进行再设计，再制造，再鉴定的工作过程。通过全面改造设备主体结构和控制系统，引入最新技术，使机床达到现代化设计的新机床的水平，以满足现代生产率、精度、环静和技术标准。鉴于机床改造工艺技术水平要求较高。一般工厂用户自行改造。往往难于达到技术性能和经济效益。
现代制造业的优化，除了信息化以外，还包括加工顺序的工艺优化加工参数、切削刀具、热处理金属成型的优化设计制造，从而实现降低成本、高效益的运作，达到高标准、高规范的要求。
设计课题涉及到课题的分析、资料的查询、资料摘录，整理收集的资料。然后深入盐城市机床厂生产一线向使用者、设计者学习，从而了解所设计的产品的成本、生产效率、特殊用途、设计理念、以及产品的市场竞争力。具体的了解机床的外形、主轴箱的大致结构，并记录了如何有所改进，最后确定设计的方案。以及箱体的结构图，并进行相关零件的选型计算。此种机床的构造设计要求我们具备相当强的实践知识和经济意识因此考虑到：动力装置、电机的选用，优化的配置企业内部现有各种资源，真正做到资源最小化，提高产品精度，实现了经济效益最大化的要求，更好的服务于生产和经济建设。
本课题就是从培养我们的工程实践意识、经济意识，树立正确的生产观出发，并结合机床厂的多年实践总结，该课题的设计由本本人单独完成，设计任务由指导老师作了明确指配：由于我负责该立式组合机床的总体设计和组合钻床主轴箱设计，故本人的设计说明书包括立式组合机床的总体设计和组合钻床主轴箱设计，附件有生产率计算卡、图的详细说明。

1 立式组合钻床总体设计概述
1.1零件加工工序图
加工工序图是根据选定的工艺方案，表示一台机床上或一条自动生产线上完成的工艺内容。包括加工部件的尺寸精度、技术要求、加工时的定位基准、夹紧部位以及被加工零件的材料、硬度和在机床上加工前毛坯的情况。
本工序的加工内容是钻口面Φ14孔，要求在立式钻床上加工，以底面两销孔（上箱体为顶面）为定位基准，夹紧点位于第三轴孔和对侧的第二、四轴孔上。
在一个箱体上,因为有两个孔是不对称的,为了提高生产效率,缩短辅助时间,减少设备,用一台组合机床来加工上、下箱体。在主轴箱上把所有轴孔都排成对称的,在加工时,把不应有的钻头取下就可以加工上下箱体,则该立式组合机床有16根主轴。
该加工孔的直径为Φ18mm,表面粗糙度,孔深分别为110mm、50mm、25mm。定位时以底面和两销孔为定位基准是合理的,这样定位精度高,易于保证各轴孔间的位置精度,故这种在立式组合钻床上采用“一面两销”的定位方法加工精度是较高的。
1.2零件加工示意图
加工示意图反映了机床的加工过程和加工方法,并决定了浮动夹头或接杆的尺寸、刀具的种类和数量,刀具的长度和加工尺寸、主轴、刀具与工件间的关系尺寸等。合理的选择切削用量、并决定动力头的工作循环时间也是调整机床和刀具的依据。
1.2.1钻头的选择
加工时选用麻花钻由《量具、刀具标准》P290-JB781-65查得:
①钻110mm深的孔,用锥柄长麻花钻
d=18mm,柄部形式:B L=320mm L0=215mm
锥柄尺寸莫氏圆锥2号,L2=90.5mm d1=17.2mm
②由P282-JB780-65查得
钻50mm深的孔和25深的孔,用锥柄麻花钻
d=18mm 柄部形式B L=320mm L0=215mm
锥柄尺寸莫氏圆锥2号,L2=90.5mm d1=17.2mm
1.2.2导向选择:
①由［I］P223表3-4和3-3及［Ⅱ］P63选择选择导向长度L1=45mm的固定式导套。
②导套配合的选择查［I］表3-5可知:
d用Db新标准为G7
D用D/db,新标准为H7/g6
D1用D/ga,新标准为H7/n6

（导套）
1.2.3主轴的选择
切削扭矩为1424.86Kg.mm
由 ［I］表5-10查得
d=B =7.5 =25.22mm
按标准系列取主轴轴径为30mm
由［I］表 可查得
主轴外伸长度L=115-15=100mm
D/d1=50/36
按杆莫氏圆锥号2号

（主轴）
1.2.4接杆的选择
选用B型(A型为加强型接杆)11号接杆

（连接杆）
1.3动力部件的选择
1.3.1动力部件的功率选择
动力部件的功率选择是根据所选的切削用量计算出切削功率及进给功率之需要,并考虑提高切削用量的可能性(一般提高20％)选择相应的动力部件。
切削用量为
V=13米/分 n=230转/分 f=0.16毫米/转
刀具耐用度验算
T=(
=181971.027分=3032.85小时
一天按工作15小时计算,刀具耐用度为202.19天,则切削用量选择合理。
切削功率由计算得:N=14×0.3733=5.227(KW)
取η=0.8则
N动> =6.53(KW)
6.53+(6.53×30%)=8.49(KW)
故选用10KW的电动机。
1.3.2主轴箱最大轮廓尺寸的选择
根据工件外轮廓尺寸和结构需要,选用1000×630×340mm的标准主轴箱,由于结构的需要在1000方向上再加四个导杆座,导杆座内径为Φ100mm,这样用来支承导杆的外形尺寸成为1200mm,外廓尺寸就成为1200×630×340mm。
D=36mm D1=30mm B型 D2=50mm L1=110mm L2=30mm
莫氏锥度号为2号, L1选择由具体情况而定
1.3.3主轴箱钻模板工件等相互之间位置及尺寸
导向长为45 mm,钻模板厚为35 mm,加工终了位置时钻模板与工件相距10 mm,切出长度为12 mm,导向套与主轴箱间间距为30 mm,采用活动方式钻模板。（如下图）

1.3.4动力循环的选择
动力头的工作循环包括:快进、行进、工作进给和快退等动作。
本机床采用“工进—快退”的循环,这是由机床总联系尺寸图确定后又重新修改的结果。
1.4 机床联系尺寸图
1.4.1机床装料高度的确定
考虑到通用部件尺寸的限制和操作方便,装料高度可在850～1060mm之间选取,具体到本设计中取装料高度1000mm。
1.4.2夹具轮廓尺寸的确定
装卸工件是在机床外面完成的,夹具在装卸工件时可拉进拉出。由于结构限制,夹具与滑台做成一个整体是特制滑台。参考63滑台制造而成,导轨部分局部尺寸不变,最大外轮廓尺寸为1200×950×500mm。
1.4.3中间底座尺寸的确定
中间底座支撑着夹具体,按需要取长为1700mm.宽和高取坐标准值分别为1000mm和560mm。
1.4.4主轴箱各尺寸的确定
前面已经确定了其外形轮廓尺寸,根据［I］确定后盖为90mm,前盖为70mm(考虑作油池用)主轴箱体为180mm。
1.4.5滑台的选择
滑台的选用应根据工件的外轮廓尺寸和进给抗力,工作循环来确定。
进给抗力:
ΕP=300.5×14=4207(Ｋg)
由一部组合机床通用机床部件设计组所编写的指导教材直接查得用HY63B型滑台。行程为630mm,最大进给抗力为6300Kg,快进行程速度为4.2米/分。
1.4.6动力箱的选择
由［Ⅱ］可查得,选用TD63AⅡ型动力箱,电机型号为JO2-61-6。功率为10KW,驱动轴转速为48.5rpm。
1.4.7其它配套部件的选择
由一部组合机床设计小组所编指导资料查得与HY63BⅡ型滑台配套的其它部件为:
立柱:型号 CL63A
立柱底座:型号 CD63
由以上资料即可作出机床总体设计的“三图一卡”具体见图纸和该说明书的附录部分。
下面进行立式组合钻床主轴箱的设计
2 组合钻床主轴箱的设计
2.1绘制主轴箱设计原始依据图
主轴箱是组合机床的重要组成部件,它是选用通用零件,按专用要求进行设计的,其主要功用是根据被加工零件的加工要求,安排各主轴位置将电机和动力箱部件的功率和运动通过一定速比排布的传动齿轮传递给各主轴,使其获得所要求的转速和转向,并带动刀具进行切削。
由于本次毕业设计要求本人设计的立式组合钻床的主轴箱,故本说明书中只对主轴箱的设计、计算作详细的论述,而对其总体设计部分只做一般性的概述。
主轴箱设计原始依据图,是根据组合机床总体设计中的“三图一卡”整理编绘出来的,其主要内容包括主轴箱设计的原始要求和已知条件。
在编制此图时从“三图一卡”中已知:
(1)主轴箱轮廓尺寸:1000×630×340mm。
(2)工件轮廓尺寸 921×360mm及各孔位置尺寸。
(3)工件和主轴箱的相对位置。
根据以上数据可编制出该立式组合钻床主轴箱设计的原始依据图见图1
附表:
(a)被加工零件
名称:80T可弯曲刮板运输机减速器箱体
材料:HT200铸铁
硬度:HB190

机 床 生 产 率 计 算 卡
被加工的零 件
图号

材料种类
HT200
名称
减速器上(下)箱体
毛坯重量

材料
灰口铸铁
硬度
HB190
工序名称
钻口面螺栓孔
工序号

序 号
工步名称
被加工零件数
加工直径
加工长度
工作行程
切削速度
m/min

每分转速
rpm
进刀量
工时(min)
每转
mm/r
每分
mm/min
机动工时
辅助时间
共计
1
装入工件
1

2
定位夹紧

0.2

3
动力部件工进

Φ18
111
155
13
230
0.16
36.8
4.2

4
工件拔销放松

0.1

5
动力部件快退

155

4200

0.031

6
卸工件

1.5

备注
1.本计算卡是加工箱体时的一些数据,下箱体完全相同。
2.装卸工件时是由工人的熟练程度及机床发复杂性决定的,本机取1.5分,工作地服务时间和休息时间取0.3分(在总时间内)。
单件工时
4.2
1.831
6.031
机床生产率Q实
9.9486
要求生产率Q
5.3478
负荷率η
53.76％

(b)主轴外伸尺寸及切削用量
7.8
9.10
11.12
3.4
5.6
13.14
15.16
1.2
轴号
Φ18
Φ18
Φ18
加工直径
(mm)
Φ30
Φ30
Φ30
主轴直径
(mm)
Φ50/Φ36
Φ50/Φ36
Φ50/Φ36
D/d1
(mm)

主轴外伸尺寸
100
100
100
L
(mm)
13
13
13
V
(m/min)
230
230
230
n
(rpm)
0.16
0.16
0.16
ｆ
(mm/r)
36.8
36.8
36.8
Vf
(mm/min)

图1原始依据图
(c)动力部件
TD63A型齿轮传动动力箱功率10KW,电动机转速970rpm,驱动轴转速485rpm,驱动轴到动力滑台表面距离为249.5mm,其它尺寸可查动力箱装配图。
2.2主轴结构形式的选择及动力计算
2.2.1 主轴结构形式的选择
主轴结构形式由零件加工工艺决定,并应考虑主轴的工作条件和受力情况。 因为本工序是对减速箱箱体口面孔进行钻孔,且采用立式组合钻床,根据结构的需要,选用前支承为推力球轴承来承受轴向力,用向心球轴承来承受径向力,后支承为径向止推滚子轴承的主轴结构。这种结构能承受较大的轴向力,其缺点是轴承较多,密封麻烦且拆装不便。
本主轴属于外伸长度为100mm的长主轴,它与刀具钢性连接,配以单向导轨用于钻孔。
2.2.2 主轴直径和齿轮模数的初步确定
初定主轴直径已在编制“三图一卡”时完成,由此可在“三图一卡”中得知主轴直径初定为d=30mm。
主轴箱中齿轮的模数通常有2、2.5、3、3.5、4等几种,根据经验,初选模数可由公式:

估算,再通过类比法,从通用系列中选用各齿轮的模数,对于本次设计的主轴箱,由于主要传动键中的齿轮往往和多个齿轮啮合,受力交复杂,往往速度较低,受力较大。故选用模数较大的齿轮,同时为了便于组织生产,在同一主轴箱中齿轮模数最好不多于两种。综合考虑,本设计中取传动齿轮模数m=3。
2.2.3主轴箱动力计算
因所有主轴都用于钻孔,故均选用有止推轴承的主轴,各主轴直径和主轴所需动力如下:
(1)钻Φ18mm孔,钻头直径D=Φ18mm,转速n=230rpm
切削速度V=13m/min,每转进给量f=0.16mm/r
相应的轴号为1、2
由M=
M=
按［I］表5-10,可取主轴直径d=30mm
即d1=d2=30mm
由N=
N1=N2=
由P=2.6D
P1=P2=
(2) 钻Φ18mm孔,钻头直径D=Φ18mm,转速n=230rpm
切削速度V=13m/min,每转进给量f=0.16mm/r
相应的轴号为3、4、5、6、13、14、15、16
由M=
M=
按［I］表5-10,可取主轴直径d=30mm
即d3=d4=d5=d6=d13=d14=d15=d16=30mm
切削功率由N=
N =
即N3=N4=N5=N6=N13=N14=N15=N16=0.3362(KW)
切削力由P=2.6D
P=
即P3=P4=P5=P6=P13=P14=P15=P16=274.75(kg)
(3) 钻Φ18mm孔,钻头直径D=Φ18mm,转速n=230rpm
切削速度V=13m/min,每转进给量f=0.16mm/r
相应的轴号为7、8、9、10、11、12
由M=
M=
即M7=M8=M9=M10=M11=M12=1424.84(kgmm)
由N=
切削功率 N=
N7=N8=N9=N10=N11=N12=0.3362(KW)
切削力由P=2.6D
P=
即P7=P8=P9=P10=P11=P12=274.75(kg)
(4) 主轴所需功率
……
根据N主=
式中为组合机床主轴箱传动效率,在加工黑色金属时取=0.8,本设计中由于主轴较多,且传动较复杂,为了保险起见取=0.8。
则N主==
根据上述计算,选取电机功率为10KW
主轴所需总切削力为:
……
2.3传动系统的设计与计算
主轴箱的传动系统设计,就是通过一系特定的传动链把动力箱输出轴(亦称主轴箱驱动轴)传进来的动力和转速按要求分配到各主轴,传动系统设计的好坏,将直接影响主轴箱的质量通用化程度、设计和制造工作量的大小和成本。
2.3.1主轴位置的分析及传动比的分配
在设计传动系统时,要尽可能用较少的传动件,使数量较多的主轴获得预定的转速和转向。因此,在没有计算时,单一应用计算式、作图的方法就难以达到要求。在设计中,采用“计算́、作图和试凑”相结合的方法来设计计算,其具体设计步骤如下:
(1) 主轴的位置分析
组合机床所加工的零件是多种多样的,结构也各不相同,但零件上孔的分布大体可归纳为以下几种类型:同心圆分布、直线分布、任意分布。
该主轴箱中,轴1和16由传动轴O5带动,属直线分布, 轴2、3由传动轴O4带动属直线分布, 轴4和15由传动轴O2带动,亦属直线分布。轴5、6和13、14分别由O8和O7带动,同样属直线分布,而轴7、8、9由O11带动,则属于同心圆分布,同样轴10、11、12由传动轴O10带动, 属于同心圆分布,从上看出,该主轴箱中主轴分布属任意分布。
(2) 传动比的选择
为使结构紧凑, 主轴箱内齿轮的最佳传动比一般为1～1.5,但在立式主轴箱后盖内第四排齿轮,根据需要,其传动比可取大一些,但一般不超过3～3.5,据此,在本设计中为了使主轴上齿轮直径小些，所以先由第Ⅳ排齿轮减速,然后再由箱体内最后一级齿轮升速,获得所需的主轴转速,这样使结构较为合理紧凑。
(3)传动轴的位置和转速、齿轮齿数
本主轴箱内传动系统的设计是按照计算、作图和试凑的一般方法来确定齿轮齿数。中间传动轴位置和转速,设计过程中本着以下原则:
①在保证主轴强度、刚度、转速、转向的前提下,应使传动轴和齿轮数量少,规格小,体积小,尽量用一根中间轴带动多根主轴,当啮合中心距不符合标准时,可采用变位齿轮或略改变传动比的方法来解决。
②尽量避免主轴带动主轴的方案,只要满足要求就尽量减少传动轴,主轴的规格,减少零件品种。
③钻孔负载大,在结构上尽量使主轴上齿轮靠近前支承,减少主轴的扭转变形。
④主轴齿轮尺寸受结构限制(如:孔与孔中心距小,不允许齿轮尺寸过大,否则齿轮与齿轮,齿轮与轴套就会发生干涉)不能太大, 传动系统开始采用较大的降速传动比,到主轴后,又采用了升速传动,这样就会使齿轮尺寸减小。
a.已知各主轴转速及驱动轴到主轴之间的传动比
主轴: ……=
驱动轴:
各主轴传动比:
b.各传动比分配:
因为要求主轴上齿轮不过大,故最后一对齿轮取升速

其余主轴取
驱动轴O1-O3.O6.O9均用降速

c.确定传动轴位置并配对各齿轮
根据试算、作图和试凑法,计算出各传动轴齿轮齿数、模数为:
驱动轴 :Z=25 m=3
O轴:I排 Z=47 m=3
Ⅳ排 Z=43 m=3
O轴:Ⅲ排 Z=33 m=3
Ⅳ排 Z=50 m=3
I排 Z=33 m=3
Ⅳ排 Z=46 m=3
I排 Z=26 m=3
Ⅱ排 Z=43 m=3
I排 Z=41 m=3
Ⅱ排 Z=58 m=3
I排 Z=38 m=3
Ⅲ排 Z=27 m=3
d.验算各主轴转速

转速相对损失在5%以内,符合设计要求。
e.用中间传动轴O2作调整手柄轴,其转速如下:

轴O2的转速较高,操作省时省力,位置适当,可满足要求。
f.采用B-ZIR12-2型叶片泵,经中间传动轴O6经一对齿轮。

2.3.2 主轴箱的润滑和手柄设置
a.由于叶片泵使用可靠,性能良好,故该主轴箱中采用B-ZIR12-2型叶片泵进行润滑。把油从前盖油池打到顶部由4R-31-1型分油器把油分成两路通到齿轮集中的I排,两路通到Ⅲ排齿轮进行直接润滑和滴漏润滑(由于上箱体上有许多孔,油是可以从轴承间隙中滴漏下来的)。
该叶片泵装在主轴前壁上,采用油泵传动轴带动叶片转动的传动方式,工作时转速为600rpm。
b.手柄的位置
由于主轴箱上有很多刀具,为了便于更换和调整刀具以及装配和维修时检查主轴精度,故在主轴箱上设置一个手柄轴,以便于手动回转主轴。
为了扳动起来轻便,手柄轴的转速应尽可能高一些,且所处位置靠近操作者一侧。并留有扳手作用位置的活动空间,该主轴箱中安排在O2轴上是比较合理的。
2.3.3传动轴直径的确定:
轴O2:
MO2=2M主
查［I］表5-10,取d=25由于O2为手柄轴,故去取do2=30mm
轴O3:
MO2=4M主
查［I］表5-10, 取do3=30mm
轴O4:
MO4=2M主
查［I］表5-10, 取do4=25mm
轴O5:
MO5=2M主
查［I］表5-10, 取do5=25mm
轴O6:

查［I］表5-10, 取do6=35mm
轴O7.O8:

查［I］表5-10, 取do7=do8=25mm
轴O9:

查［I］表5-10, 取do9=35mm
轴O10:

查［I］表5-10, 取do10=25mm
轴O11

查［I］表5-10, 取do11=25mm
2.4主轴箱坐标系计算
坐标系计算就是根据以知的驱动轴的位置及传动关系,计算出中间传动轴的坐标,以便在绘制箱体零件加工图时,将各孔的坐标尺寸完整的标注出来,并用以绘制坐标检查图,作为对传动系统设计的全面检查。
1.这个主轴箱是安装在动力头上的,坐标原点选择在主轴箱左侧的定位销上,其尺寸距主轴箱侧边E=50mm,底边H=30mm,基准坐标架XOY。
2.坐标原点确定后,可根据原始依据图在基准坐标架上注出各个主轴的坐标:
主轴1:x1=768+70+31=869000
y1=120+82.5-30=172.500
主轴2:x2=768+70+31=869.000
y2=172.5+(232-82.5)=322.500
主轴3:x3=675+70+31=776.000
y3=315+120-30=405.500
主轴4:x4=439+70+31=540.000
y4=315+120-30=405.500
主轴5:x5=251+70+31=352.000
y5=315+120-30=405.500
主轴6:x6=85+70+31=186.000
y6=315+120-30=405.500
主轴7:x7=70+31+5=106.000
y7=315+120-30=405.500
主轴8:x8=31.000
y8=315+120-30=405.500
主轴9:x9=31.000
y9=106.44+120-30+102.685=299.125
主轴10:x10=31.000
y10=106.44+120-30=196.440
主轴11:x11=31.000
y11=120-30=90.000
主轴12:x12=70+31+5=106.000
y12=120-30=90.000
主轴13:x13=85+70+31=186.000
y13=120-30=90.000
主轴14:x14=251+70+31=352.000
y14=120-30=90.000
主轴15:x15=439+70+31=540.000
y15=120-30=90.000
主轴16:x16=675+70+31=776.000
y1=120-30=90.000
3.计算中间传动轴的坐标
传动轴O1: xO1=450.000
YO1=249.5-30=219.500
传动轴O2:
取x=B 则y=
xO2=X15+X=540+8=548
YO2=Y15+Y=90+157.297=247.297
验算:
传动轴O3: RO2-O3=
XO3= XO2+ RO2-O3=548+139.5=687.500
Yo3=YO2=247.279
传动轴O5:L=
则:
Yo3=Y1+Y=172.5+79.6=192.100
验算:1轴和O5轴R1=102

轴O4:
则:
检验:7轴与O11轴 R2=79.5

9轴与O11轴 R2=79.5

传动轴O10:XO10=X12=106
RO10-12=
Yo10=Y12+ RO10-12=90+79.6=169.500
检验:O10轴与10轴: R=79.5

O10轴与12轴: R=79.5

传动轴O9: R1=
R2=
L=

Xo9=X010+X=106+89.448=195.448
Y09=Y010+Y=169.5+77.725=247.225
传动轴O8: R1=
R2=
L=
则:X3=83
Xo8=X6+X=186+83=269.000
Y09=Y6+Y=405-26.077=378.923
检验:6轴与O8轴: R1=87

5轴与O8轴: R2=87

传动轴O7: R1=
R2=
L=

Xo7=X13+X=186+83=269.000
Y07=Y13+Y=90+26.077=116.077
检验:
传动轴O6: R1=
R2=
a=X09-X01,b=Y09-Y01
L=

X06=X09+X=195.8+155.531=351.331
Y06=Y09+Y=247.5+12.088=259.588
检验:轴01与06 R2=106.5
轴06与07 R1=156
O轴:X=0 Y=0
17轴:X=900 Y=0

坐标验算表
N-N
X
Y
A实
A
△A
O1-O2
-O6
8
409.731
157.297
15.912
102
106.5
102
106.5
0
0
O2-4
-O3
-15
8.082
189.500
8
157.5
0
157.279
157.707
139.500
157.7072
157.5
139.500
157.5
0.2070
0

0.2070
O3-O4
-O5
82.081
82.081
55.351
55.351
99
99
99
99
0
0
O5-1
-16
99.369
192.369
19.6
104.8
101.364
103.317
102
102
-0.636
0.317
O6-O9
155.531
12.088
156
156
0
O7-13
-14
83
83
26.077
26.077
87
87
87
87
0
0
O8-O5
-O6
83
83
26.077
26.077
87
87

87
87
0
0
O9-O10
-O11
-O8
89.448
89.448
73.2
77.725
77.725
131.423
118.5
118.5
150.434
118.5
118.5
151.5
0
0
-1.066
-O7
73.2
131.423
150.434
151.5
-1.066
O4-3
-2
6.368
99.368
102.114
19.614
102.317
101.364
102
102
0.317
-0.636
O10-10
75
26.35
79.5
79.5

0
O10-11
-12
75
0
79.5
79.5
109.5
80.05
109.5
79.5
0
0.55
O11-7
-8
-9
0
75
75
79.6
79.5
26.395
80.05
109.5
118.5
79.5
109.5
118.5
0.55
0
0
2.5 主轴箱上变位齿轮系数的计算
根据主轴箱的坐标计算和坐标验算表中发现有几个齿轮的中心距超出允许差范围(δ≤0.001～0.009mm)故需要对齿轮变位来满足中心距的要求,保证齿轮传动准确可靠,有关齿轮变位量计算如下:
轴O2上齿轮Z=47 m=的修正
理论中心距:157.5
实际中心距:157.707

则变位量为 X=0.21
轴O4 O5上齿轮:Z=33 m=3的修正
理论中心距:101.364
实际中心距:102

则变位量为
轴1轴2上的齿轮Z=35 m=3的修正
理论中心距:102
实际中心距:102.3173

则变位量为
轴7轴12上的齿轮Z=26 m=3的修正
理论中心距:79.5
实际中心距:80.05

则变位量为
轴O9上的齿轮Z=58 m=3的修正
理论中心距:150.43369
实际中心距:151.5

则变位量为
可取变位量
2.6 绘制坐标检查图
在坐标设计完毕后,还需绘制坐标及传动关系检查图,以便用来检查坐标计算的正确性,齿轮与齿轮箱体,轴承与轴承零件之间有无干涉,以及附加结构位置是否合适等等。
该立式组合钻床主轴箱的坐标检查图如图(2)所示,图中齿轮分度圆用点划线表示,粗实线代表轴,细实线表示轴承。
从该检查图上可以看出, 主轴箱的坐标设计是正确的合理的,齿轮与齿轮、轴、箱体,轴承与轴承等零件之间都无干涉现象,其它附件的位置安排也是合理的。
2.7 主轴箱中轴的校核计算
在主轴箱中,不管是主轴还是传动轴,它们的直径都是按照扭转刚度条件,根据其所受的扭矩,由［I］表5-10选取的,故它们的刚度是完全满足使用要求的,这里只对那些相对强度较弱的轴进行强度校核。
在本主轴箱中,由于轴1～16都是钻孔,且钻孔直径都是Φ18,所受的切削力相当,只是在钻孔深度上有所不同,故在校核计算中可任选其一进行校核。若能满足强度要求,则其它各轴也能满足强度要求。
我选择轴13进行强度校核计算
13轴受力情况如图(3)所示(a)
切削扭矩
轴上齿轮齿数Z=32,m=3
则d=Mz=32

轴的材料为Cr,热处理C42
1.作出水平受力图,弯矩图 图(b)(c)

2.作出垂直受力图,弯矩图 图(d)(e)

3.求合成弯矩,并作出合成弯矩图 图(f)

4