裝配圖半軸殼體頂面及側面孔加工組合機床多軸箱設計,裝配,圖半軸,殼體,側面,加工,組合,機床,軸箱,設計 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 半軸殼體頂面及側面孔加工組合機床多軸箱設計 摘 要 本設計的題目是:半軸殼體頂面及側面孔加工組合機床多軸箱的設計。其主要研究內(nèi)容是學習并掌握多軸箱內(nèi)各主軸與傳動軸如何配合，使動力驅動軸把轉速傳遞到主軸的運動設計，進而確定出上面和側面多軸箱傳動系統(tǒng)；對主軸的軸徑，齒輪等部件的參數(shù)進行設計和計算；繪制原始依據(jù)圖，多軸箱的傳動系統(tǒng)圖，多軸箱的坐標 檢查圖，多軸箱總體裝配圖設計是本次畢業(yè)設計的任務，按照設計要求達到的轉速，和軸要求達到的力矩。參考機械設計手冊，以及畢業(yè)老師的指導，選擇多軸箱主軸類型，軸頸大小。根據(jù)被加工零件上孔的分布，確定出動力輸入軸在箱體上的位置，然后參照總體設計的加工示意圖，合理的把各主軸分布在箱體上，用齒輪和齒輪副傳遞轉動力。最后對設計的傳動系統(tǒng)進行坐標計算檢查。設計之后，完成的多軸箱要符合鉆孔需求，精度高，容易，滿足大批量生產(chǎn)。此次設計是對大學期間所學專業(yè)課程，所有基礎課程的回顧和串聯(lián)運用，為以后的實際工作打下基礎。該組合機床多軸箱的設計和驗算，將在下文中展示出來。 關鍵詞：半軸殼體，組合機床，多軸箱，系統(tǒng)傳動圖 AXLE HOUSING TOP AND SIDE HOLE A MULTI-AXLE BOX MODULAR MACHINE TOOL DESIGN The 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 teacher's 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　錄 前　言 1 第1章 緒論 2 1.1 國內(nèi)組合機床行業(yè)的現(xiàn)狀 2 1.1.1 制造業(yè)產(chǎn)品結構的變化 2 1.1.2我國組合機床的現(xiàn)狀 2 1.1.3國外組合機床的現(xiàn)狀 3 第2章 頂面多軸箱的設計 4 2.1 組合機床多軸箱的簡介 4 2.1.1 多軸箱的種類 4 2.1.2 多軸箱的組成部分 4 2.2 多軸箱原始依據(jù)圖的設計 5 2.2.1 主軸、傳動軸類型的選擇 6 2.2.2初步估算齒輪的模數(shù)： 7 2.2.3多軸箱所需要動力的計算 7 2.2.4設定多軸箱的傳動系統(tǒng)計算 9 第3章 關于多軸箱的計算 13 3.1制定本傳動系統(tǒng)相對應的參數(shù) 13 3.1.1計算每一個主軸對應齒輪的參數(shù)： 13 3.1.2 各軸齒輪的排布及分度圓直徑的計算 14 `3.2 多軸箱坐標計算 16 3.2.1 加工基準的選擇以及坐標系的建立 17 3.2.2 主軸及傳動軸坐標計算 17 3.2.3 驗算中心距誤差 18 第4章 左多軸箱的設計 19 4.1 設計原始依據(jù)圖 19 4.1.1 初步估算主軸、齒輪的參數(shù)及動力的相關計算 20 4.2 多軸箱的傳動設計 21 4.2.1最小齒數(shù)的確定 22 4.2.2確定各軸上齒輪的參數(shù) 22 4.2.3繪制傳動系統(tǒng)圖 24 4.3多軸箱坐標計算 25 4.3.1 加工基準的選擇以及坐標系的建立 26 4.3.2 主軸及傳動軸坐標計算 26 第5章 軸的選取及校核 28 5.1各主軸、傳動軸的選取 28 5.2復核傳動件直徑是否滿足需要 28 5.2.1齒輪模數(shù)的驗算 29 結　論 34 謝 辭 35 參考文獻 36 外文資料翻譯 37 前　言 科學技術在不斷的更新?lián)Q代，生產(chǎn)制造業(yè)作為經(jīng)濟發(fā)展的基石，各行各業(yè)都需要制造業(yè)的支持。在這種趨勢的影響下，不僅對工人的加工技術有了嚴格的要求，同時對機床的要求也越來越嚴格。各種產(chǎn)品對機床要求極高，加工精度高、可以大批量生產(chǎn)、一次加工多個零部件等等。以往的機床加工工序單一只可以用一個刀加工某一部分,沒有復合機床,軸的數(shù)量單一、單個處理某一工件,這樣很容易造成生產(chǎn)效率低下,加工出來的零件粗糙度高,且不穩(wěn)定。為了使傳統(tǒng)機床滿足加工要求,特殊的專用機床被工程技術人員開發(fā)出來。由于一些專用的機床是對某一特定的工件制作、制造過程要求的工件專門制造的。這樣做的優(yōu)點是可以很理想的加工出所需要的特殊零件，但缺點也很明顯，造價高，且需要投入大量的人力物力資源。且生產(chǎn)周期長和設計的的成本不是一般公司可以接受設計的。所以越來越多的工程師們致力于研發(fā)兼?zhèn)浞€(wěn)定性加工精度，且具有高效率的加工生產(chǎn)的組合機床，來完成一系列的任務。此課題對驅動軸加工孔組合機床設計, 生產(chǎn)效率大規(guī)模的提高,加工精度穩(wěn)定性的提高、資源的節(jié)省等方面都有很深遠的意義。 現(xiàn)代工業(yè)的基礎是機床制造工業(yè),其中在國民經(jīng)濟發(fā)展中最具戰(zhàn)略地位的特別是現(xiàn)代制造業(yè)。與我國的工業(yè)競爭力密切相關的制造業(yè)，我國機床行業(yè)現(xiàn)已具備較高的水平, 制造業(yè)和工業(yè)的競爭力逐年增強。我國機床行業(yè)不僅對國民經(jīng)濟意義重大,而且對國家航天航空技術領域、軍事化建設起著決定性的作用。了解與探究機床行業(yè)的發(fā)展情況,有助于幫助我們了解機床行業(yè)的發(fā)展規(guī)律,找到開發(fā)我國機床行業(yè)合適的方法。中國制造業(yè)發(fā)展水平和工業(yè)競爭力在國際經(jīng)濟大交流的情況略顯不足,從側面上說明了我國機床行業(yè)發(fā)展水平不高有關。所以加快我國工業(yè)機床發(fā)展的速度,提高創(chuàng)新技術和生產(chǎn)管理水平,將對我國工業(yè)和制造業(yè)的發(fā)展很有利。作為組合機床重要特殊部件地主軸箱,它連接動力箱與鉆頭，起到傳遞轉速的作用，它的設計優(yōu)良直接決定加工的精度，所以基體現(xiàn)主軸箱的性能的指標。 第1章 緒論 1.1 國內(nèi)組合機床行業(yè)的現(xiàn)狀 我在新時代背景下 ,我國面臨著從制造大國到制造強國的轉變，在國家政策的支持下，制造企業(yè)應該準確的把握住機會，積極采取相應的策略，以樂觀向上的心態(tài)面對挑戰(zhàn), 在生產(chǎn)、銷售兩個重要方面下功夫,對新產(chǎn)品、新技術,極大地提高了年的平均水平,可見行業(yè)公司運營狀況良好。 1.1.1 制造業(yè)產(chǎn)品結構的變化 我國最具權威的機床行業(yè)協(xié)會發(fā)布的經(jīng)濟報告指出，在世界科學快速進步的潮流下，以往的產(chǎn)業(yè)結構已不能適應時代的要求。各種車輛的工業(yè)生產(chǎn)、組合機床企業(yè)主要為貨車、摩托車、農(nóng)業(yè)機械、工程機械、能源、輕工、家電行業(yè)專用設備,我國先進的制造技術的登上世界的舞臺，世界進一步組合機床行業(yè)企業(yè)產(chǎn)品開始發(fā)生變化,組合機床變得完全數(shù)控化與智能化。從近幾年的市場調(diào)查中了解到，制造業(yè)對數(shù)控機床的需求有上漲趨勢，一些國內(nèi)的優(yōu)秀生產(chǎn)廠家，有良好的經(jīng)濟效益，產(chǎn)業(yè)結構向綜合加工的方向發(fā)展。 1.1.2我國組合機床的現(xiàn)狀 組合機床及其自動化生產(chǎn)具有高效率、能制造出高品質的工件，而且制造價格低廉，大多數(shù)廠家、公司的消費者都能夠接受。同時這種機床綜合性能高，可以獨立完成一套的加工工序操作的制造技術和成套工藝裝備。組合機床的種類有很多種，其中占重要有大型組合機床和小型組合機床；以及綜合用的機床。技術的不斷是進步，一種新型的組合機床——柔性組合機床越來越受人們的重視。 目前，我國的自動線生產(chǎn)與國外的水平相比，還是處于落后的狀態(tài)，很多加工的廠家如二汽所用的加工機床，有的是從意大利，德國進口。由于高精度加工的設備大量從國外進口導致加工成本大大增加，而另一方面，市場需求不斷增大，且主要用來加工診斷以及監(jiān)控等技術。為了滿足各類各戶的需求，我國在這方面的技術還有待提高。 1.1.3國外組合機床的現(xiàn)狀 1.發(fā)展柔性技術 近些年來,世界上先進的制造公司進行的大規(guī)模生產(chǎn)中，由于人力的緊缺，可調(diào)的加工設備越來越多,加工設備的靈活性顯得至關重要。六角頭的先后開發(fā),改變了組合機床多軸箱的結構。同時,隨著兩個坐標加工中心的開發(fā), 處理單元三坐標的模塊化,在以上前提下，柔性生產(chǎn)自動線結構的變化,進而滿足了多種加工需求迅速調(diào)整敏感的變化,可以很靈活的裝配機器使之生產(chǎn)。 2.廣泛應用數(shù)控技術 世界上其他國家的組合機床設計公司有屬于自己的一套運用數(shù)控組合機床通用部件，為了進一步提高組合機床的加工精度和可靠性能，他們在一般動力部件運用了數(shù)控加工技術，此技術也用到了換箱裝置的定位與自動分度，轉位和轉角，在夾具設計中也得以應用其運動節(jié)拍時間為58秒 。 3.綜合發(fā)展自動化技術 各種行業(yè)的相互制約，促進了制造業(yè)的發(fā)展，大批量的生產(chǎn)導致對自動化制造業(yè)的技術要求。制造系統(tǒng)高精度、大規(guī)模、效率高的加工，能完成所有零件從毛坯到下線到成品零件的加工，完全滿足機械加工過程的基本要求,如離線包裝、自動疊加等。在新的時代需求下，促使綜合自動化技術的高速發(fā)展,因此發(fā)展出了專門一批從事清潔、組裝、檢查、測試、和其他設備的專業(yè)制造商,很大程度上提高配套技術的制造系統(tǒng)。 4.進一步提高工序集中程度 國外為了使機床的數(shù)目大大降低，主要發(fā)展集中度高的組合機床，力求增加加工過程中的工序數(shù)目。如使用設置夾具零件、十字滑臺、多軸箱配件、可動多軸箱成形機,雙頭無聊等,采取了甚多措施。集中處理實施加工過程中改變刀具是集中實施處理的問題,讓設備發(fā)揮的效率達到最大。 第2章 頂面多軸箱的設計 2.1 組合機床多軸箱的簡介 組合機床由很多重要的部件裝配組合而成，而多軸箱作為組合機床最重要的部件之一，由于零件的形狀不同，它在實際加工中起到的作用是合理布置各軸的位置，是各軸不沖突的工作，由通用的零件組成。各級齒輪有不同的傳動比，把電動機或者動力部件提供的動力和運動通過主軸、傳動軸和齒輪及齒輪副進行變速調(diào)節(jié)，使之的得到加工所需要的轉速和轉向 2.1.1 多軸箱的種類 按加工內(nèi)容的不同：在不同的零件生產(chǎn)當中，需要的機床加工的工序不同，有的機床用來鉆孔，有的用來餃孔，有的用來擴孔，有的用來鏜孔，所以就產(chǎn)生多種類的多軸箱，比較常見有通用多軸箱有： 攻絲類 鉆攻復合袋 按結構和結鉆銷類 按結構及尺寸大小的不同分為三種類型： 大型標準主軸箱 大型專用主軸箱 小型主軸箱 立式 臥式 2.1.2 多軸箱的組成部分 多軸箱主要由箱體（包含上蓋、前蓋、側蓋、后蓋）軸（包括主軸、傳動軸、六方頭手柄軸）軸套、齒輪（動力箱齒輪、電動機齒輪、傳動齒輪等） 潤滑系統(tǒng)由葉片泵，分油器、銅管、彎頭注油杯、排油塞、通用油盤等組成。 2.2 多軸箱原始依據(jù)圖的設計 設計上面多軸箱，由總體設計算的數(shù)據(jù)，可以得到箱體大小尺寸，畫出多軸箱的原始依據(jù)圖如圖2-1: 圖2-1 上面多軸箱原始依據(jù)圖 動力箱驅動軸在箱體的對稱中心處，且距離箱體底部之距L=124.5mm主軸1、2、3、4分布如上圖。最低主軸與箱體底部D不能小于70。從主軸正面看，主軸1、2、3、4全都是逆時針旋轉。 主軸的工序內(nèi)容，切削用量及主軸尺寸及動力部件的型號和性能參數(shù)如表2-1所示： 表2-1主軸1-4所需的切削用量 軸號 主軸外伸尺寸 工序內(nèi)容 切 削 用 量 D/d L N （r/min） V (m/min) f mm/r) Vf mm/min) 1-4 38/26 115 鉆Φ12 400 15.7 0.15 60 注： 1被加工零件為半軸殼體頂面和側面孔 2動力部件為1TD25 1HY25 P=1.2Kw 2.2.1 主軸、傳動軸類型的選擇 此次設計的組合機床主要用來鉆孔加工，主軸的形式選擇則由加工 形式?jīng)Q定，工藝方法、刀具主軸聯(lián)接結構、刀具的進給抗力和切削轉矩。如鉆孔時常采用滾珠軸承主軸；擴、鏜、鉸孔等工序常采用滾錐軸承主軸；主軸間距較小時常選用滾針軸承主軸。滾針軸承精度較低、結構剛度及裝配，工藝性都較差，除非軸間距限制，一般不選用。對于本設計而言，主要實現(xiàn)鉆孔加工，故主軸選用滾珠軸承這種類型，如圖1-2所示： 我們再來選擇傳動軸的類型，對于傳動軸來說，由于其只起傳遞轉速 圖2-2 滾珠軸承主軸 傳動軸的確定：傳動軸只用來傳遞轉動的速度和旋轉的方向，因此會產(chǎn)生少量的徑向力，而上不承受軸向力。為了確保高加工精度，不使加工出的零件達不到標準，故選用滾錐軸承的支承方式。用來減少軸向力的產(chǎn)生這種方式這樣以來更進一步的提高加工進度。選用類型如圖1-3所示： 圖2-3 滾錐軸承 2.2.2初步估算齒輪的模數(shù)： 由公式m≧(30～32)==1.67 (2-1) 式中：m—估算齒輪模數(shù) P—齒輪所傳遞率（kw） Z—對嚙合齒中的小齒輪齒數(shù) N—小齒輪的轉速（r/min） 通用多軸箱的齒輪模數(shù)可以選2、2.5、3、3.5這四種，在生產(chǎn)的時候，為了避免出現(xiàn)故障，所以一個多軸箱里的齒輪最多只能用兩種模數(shù)。所以m1=3為多軸箱動力輸入軸的模數(shù)，剩下的主軸和傳動軸上相配合齒輪模數(shù)取值為m2=2。 2.2.3多軸箱所需要動力的計算 多軸箱需要的功率和進給力這兩項屬于動力計算當中，確定了傳動系統(tǒng)之后，其所需功率：Pz=Pq+Pk+Ps Pz—切削功率，單位：kw Pk—空轉功率，單位：kw P s—每一個軸上功率的損失值相加得到的和 查閱機床夾具設計手冊，根據(jù)切削用量表、圖或者代入相關計算公式來確定主軸1、2、3、4的切削功率。由每一根主軸的切削功率，由每根主軸的空轉功率按《組合機床設計簡明手冊》P62表4-6來確定。 根據(jù)《機床夾具設計手冊》功率計算公式: 主軸切削功率： (2-2) M—扭矩 V—切削速度 D—鉆頭直徑 則有 空轉功率：p切=4p切14= 4×0.118=0.472kw 由于主軸直徑為25mm，根據(jù)軸的空轉功率在表2-2中可以差得 表2-2 軸的空轉功率表 軸徑 轉速(rmin) 15mm 20mm 25mm 30mm 100 0.004 0.007 0.012 0.017 160 0.007 0.012 0.018 0.027 250 0.010 0.018 0.028 0.042 400 0.017 0.030 0.046 0.067 630 0.026 0.046 0.073 0.105 轉速： n=400r/min ，相對應在表中查; 由主軸轉速為n=400r/min，根據(jù)插值法： 功率損失： 每根軸上的功率損失，一般可取所傳遞功率的1% 因此： (2-3) =0.203+0.356+0.006=0.565KW 多軸箱所需的進給力可按下式計： (2-4) 式中 ——各主軸所需的軸向切削力，單位為N D—鉆頭直徑 S—每轉進給量 Kp—修正系數(shù) 已知 D=5.2mm， S=0.1mm/r，Kp==1，F(xiàn)=345.3N 計算得： 2.2.4設定多軸箱的傳動系統(tǒng)計算 根據(jù)動力驅動軸在箱體上位置和提供的轉速，設計出中間傳動軸，與主軸形成傳動鏈。從而把速度傳遞給給主軸，在實際的時候就要考慮到主軸的旋轉方向是否一致，達到可以加工零件要求的轉速和轉向。對傳動系統(tǒng)的一般要求有以下四點： 1. 多軸箱最重要的性能參數(shù)是要主軸能夠承受力矩的強度、旋轉的速度和轉向要一致的條件下，應使傳動軸的類型和齒輪模數(shù)的種類最少。最好的分布方式是讓主軸和傳動軸盡可能的呈同心圓分布，這樣就可以用一根中間傳動軸來帶動多根主軸和傳動軸工作，為了減少多軸箱在裝配上的困難，努力安排讓齒輪在同一排。 2. 最不好的方案是使用主軸帶動主軸因為這樣的方案會嚴重的增大主軸上的負荷。如果實在受箱體結構的限制，放置齒輪的地方很小，會碰觸到箱體內(nèi)壁或者主軸承受的負荷較小、沒有要求很高的加工精度都時，也可以用一根高強度的主軸帶動1到2根主軸的傳動方案。 3. 箱體內(nèi)齒輪連接軸的速度盡量不要用升速傳遞，內(nèi)部軸和齒輪、潤滑泵軸、分油器等結構應盡量簡單，所以通常情況下齒輪副之間的傳動比要大于1/2，后蓋以內(nèi)齒輪傳動比數(shù)值允許至1~1/3，盡可能的不用升速傳動。當有低速轉動的動力驅動軸時，可以在一定范圍內(nèi)先升速然后再降一些。 4. 為了在裝配時更加簡便，動力驅動軸直接帶動兩根以下的傳動軸。 擬定多軸箱傳動的基本方法：被加工零件上加工孔的位置分布是多樣的，但大致可以分為同心圓分布、直線分布和任意分布三種類型。 如果全部或者幾個主軸是同心圓分布，那么優(yōu)先考慮用用一個中心傳動軸來帶動這幾個主軸轉動，設置一個中間傳動軸為直線分布帶動同心圓的傳動軸。先布在在一個或者幾個同心圓上，如果不是同心圓分布的主軸，可用直線的方式帶動；但要注意傳動軸與主軸的軸心距離，對于直線分布，可在兩主軸中心連線的垂直平分線上設傳動軸，由其上一個或幾個齒輪來帶動各主軸。 對于任意分布，可以根據(jù)“三點共圓”原理，將主軸三個一組放在同心圓上。其余的采取直線分布。即任意分布可以看做是同心圓和直線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，用最少的傳動軸及齒輪副把驅動副和各主軸連接起來。 這樣傳動的線路就設定出來了。 確定出出驅動軸、主軸坐標位置。如表2-3所示： 表2—3 驅動軸、主軸坐標值 坐標 銷 O1 軸O 1軸 2軸 3軸 4軸 X 0 0 77 308 308 242 Y 0 96 242 112 117 124 主軸1、2、3、4的分布情況是下面圖這樣的，很直觀的可以看到，他們的軸心在一個同心圓上，這樣就很好設定中心傳動軸的位置，即在中心圓的圓心處。如圖2-4所示： 圖2-4 上多軸箱主軸分布圖 初步設定了以下兩種方案; 方案1：因為四個主軸分布在同一個圓上，用作圖的方法確定出圓心的具體位置，由動力輸入軸帶動傳動軸轉動，再用一個傳動軸來帶動四個主軸完成運動的傳遞。具體如圖2-5所示： 圖2-5 傳動方案圖 方案2： 圖2-6 直線分布圖 可以看成四個主兩兩軸呈直線分布，要求確定其傳動方案由與連接電動機連接的動力輸入軸O帶動傳動軸轉動，再由傳動軸傳遞到1主軸和2主軸，再由主軸1平級傳遞到主軸4，由主軸2平級傳遞到主軸3。 則分布方案可以設定為如圖2-7所示： 圖2-7 上多軸箱傳動方案圖 方案的選擇： 第一種選擇是四主軸呈同心圓分布，選取這樣的傳動方案的好處是大大的減少了傳動軸的數(shù)目，從而減少了主軸組件因為轉動引起的摩擦功率，以及把主軸和驅動軸連起來的時候齒輪副較少。用比較少的主軸和齒輪，這樣設計出的多軸箱結構比較緊湊，更好的布置油泵軸使之潤滑的效果更好和很好布置手柄軸。 第二種選擇用一根傳動軸帶動兩主軸轉動，再由兩主軸分別帶動一根主軸，主軸帶動主軸，這樣會使主軸上的負荷太大，嚴重影響加工精度。但這樣設計在很大程度上節(jié)省多軸箱內(nèi)部空間，可以較為容易的設計手柄主軸，油泵軸?？梢钥闯觯谝环N方案明顯優(yōu)于第二種方案，第一種的傳動軸數(shù)目遠遠少于第二種，這樣設計的多軸箱在結構上更為緊湊。綜合考慮以上兩種可以選擇的方案，最終確定選取方案二。 第3章 關于多軸箱的計算 3.1制定本傳動系統(tǒng)相對應的參數(shù) 3.1.1計算每一個主軸對應齒輪的參數(shù)： 由總體設計那里得到動力輸入軸的轉速n=785r/min，主軸直徑 d=25mm，主軸齒輪模數(shù) m=2，用作圖的方法量按比例取動力輸入軸O到傳動軸5的中心距A1-5=66mm，u總=400/785=1/1.9625 由齒輪傳遞計算公式： N主=N從*u (3-1) U=Z從/Z主 (3-1) Z主= (3-3) Z從= (3-4) 得:軸5上的齒輪，m=2，Z5=39， 則主軸1、2、3、4上的齒輪，m=2，Z=27 故軸5的轉速n=400×=577.78r/min 軸5與O軸之間的傳動比u= 則有：===0.736 AO-5=83.3mm，O軸為驅動軸，設計手冊上明確規(guī)定它上面齒輪的m=3或者4，并且Z驅只可以?。?1~26）之間，則： Zo=23.56，取Zo=24 Z5=31.55,取整后取Z5=32 主軸的轉速： n1=785××=407.59r/mm 則主軸相對損失==1.9%≦5%，所以滿足鉆孔的需求。 油泵軸6上齒輪的選取：油泵軸直接由由0軸帶動，因為葉片液壓泵齒輪只有兩種型號，為了方便裝配，選用ZIR12-2型葉片液壓泵，其上的齒輪參數(shù)為：Z=24,m=2， 油泵軸與0軸的中心距為L=72.39mm，則0軸上與之嚙合的齒輪的齒數(shù) 經(jīng)計算得：Z6’=48.39， 圓整后取值為Z6’=49 手柄軸7上齒輪的選擇:由于手柄軸要求安裝在較高位置，其位置如圖所示，根據(jù)中心距，得Z7=24,Z7’=44,m=3。 3.1.2 各軸齒輪的排布及分度圓直徑的計算 經(jīng)過考慮齒輪的排布對多軸箱裝配的影響，選取主軸1~4的齒輪在第Ⅰ排，分度圓半徑都是39，且齒厚h=24，傳動軸5上與主軸嚙合的齒輪放置在同一排，其齒輪模數(shù)為m=2 ，取傳動軸5上第Ⅲ齒輪模數(shù)為m=3 。 手柄軸上只有一組齒輪，放在第Ⅱ排上，其齒數(shù)Z=36,m=3。 取第Ⅲ排傳動軸2的齒輪分度圓半徑為25 mm，傳動軸5第Ⅲ的齒輪分度圓半徑為64 mm， 由計算公式：，可以計算出動力驅動軸0軸上齒輪齒頂圓的直徑 將各軸的齒輪進行排布，確保能按傳動比傳到各個主軸，并且在箱體上有較大的空間鏜孔，避免各個主軸發(fā)生干涉使之正常工作，齒輪分布總結如表3-1所示： 表3.1 各軸的齒輪分布 軸號 第1排（m/z） 第2排（m/z） 第3排 （m/z） 0 3/25 1 2/39 2 2/39 3 2/39 4 2/39 5 2/27 3/68 3/32 6 3/36 7 2/24 齒輪的材料以及加工工藝熱處理方法： 因為在加工的時候，齒輪起傳遞轉速和旋轉方向的作用，在加工中占有很重的位置。通用的齒輪有三種，即傳動齒輪、動力箱齒輪和電機齒輪。材料均為45鋼，熱處理為齒部高頻淬火G54。 選擇小齒輪的材料為40cr（調(diào)質）其硬度為280HBS。 其中 r25, r30, r32, r33, 的齒輪按小齒輪材料選用； r54, r60, r64, r68, 的齒輪按大齒輪材料選用。 3.2傳動系統(tǒng)圖的繪制 傳動系統(tǒng)圖是表示傳動關系是示意圖，即用以確定的傳動軸將驅動軸和各主軸連接起來，繪制在多軸箱輪廓內(nèi)的傳動示意圖。根據(jù)上面計算的主軸齒輪的參數(shù)，將所有齒輪齒數(shù)、模數(shù)和在第排分布，和軸的轉速，轉速包括轉動速度的大小和方向，速度相同的可以不標，如果順時針和逆時針同時存在，就要標出轉向和速度的大小。在圖中標出齒輪的齒數(shù)、模數(shù)、變位系數(shù)，以校核驅動軸是否正確。另外，應檢查同排的非嚙合齒輪是否齒頂干涉；還畫出主軸直徑和軸套直徑，以及油泵軸的位置和手柄軸的位置，潤滑系統(tǒng)的布局。銅管和泵體分協(xié)調(diào)。和以避免齒輪和相鄰的主軸軸套相碰。 繪制出的上多軸箱傳動系統(tǒng)圖如圖3-1所示： 圖3-1 上面多軸箱傳動系統(tǒng)圖 3.2 多軸箱坐標計算 計算多軸箱坐標軸的必要性 如何來確定自己設計的傳動系統(tǒng)是否正確的，可以滿足用來加工零件的要求，坐標計算就顯得尤為重要。在傳動系統(tǒng)中，驅動軸和主軸的分布以及各主軸的轉速在上一章已經(jīng)確定，現(xiàn)在就要根據(jù)已知的關系條件，算出傳動軸的坐標位置，為了方便在傳動系統(tǒng)中檢查，開始制作箱體零件加工圖時，應具體的標注出來。 綜合以上計算，把傳動設計的所有主軸，傳動軸，每個軸上的齒輪和齒輪副，模數(shù)和齒輪所在的排數(shù)都在傳動系統(tǒng)圖中畫出來，油泵軸及手柄軸的坐標位置，齒輪規(guī)格也應標注出來。 3.2.1 加工基準的選擇以及坐標系的建立 坐標計算就是根據(jù)已知的驅動軸和主軸的位置及傳動關系，在定出的加工基的前提下，計算出主軸、傳動軸的坐標位置。并把他們在傳動系統(tǒng)圖中標出來，進行準精確計算。 各中間傳動軸的坐標。 3.2.2 主軸及傳動軸坐標計算 為便于加工多軸箱箱體，設計時必須選擇基準坐標系。通常采用直角坐標系XOY。根據(jù)多軸箱的安置及加工條件，坐標系的橫軸（X軸）選在箱體底面，縱軸（Y軸）通過定位銷孔，這樣可以使工藝基準與設計基準一致，易于保證加工精度。由零件圖和已知工件定位面與工作臺面距離，箱體400mm×400mm，畫出相對坐標圖如圖3-2所示： 圖3-2 上多軸箱坐標相對圖 17 根據(jù)上面相對坐標圖，計算出各個主軸和傳動軸的坐標值，將他們的數(shù)值整理在表格里，如下表3-2所示： 表3-2 上多軸箱軸的坐標值 軸 X軸坐標 Y軸坐標 1 242.23 77.85 2 308.17 112.76 3 308.17 112.76 4 242.23 211.4 5 247.72 211.4 6 170.8 114.61 7 98.16 172.12 3.2.3 驗算中心距誤差 多軸箱箱體上的孔系是按計算的坐標加工的，而裝配要求兩軸間齒輪能正常嚙合。因此，必須驗算根據(jù)坐標計算確定的實際中心距A，是否符合兩軸間齒輪嚙合要求的標準中心距R，R與A之間的誤差為：=R-A。 驗算標準：中心距允許誤差≤（0.001～0.009）mm 以下為幾種傳動軸的驗算公式： 傳動軸與一軸定距驗算公式： =R-A=R- (3-5) 傳動軸與二軸定距驗算公式： 1== R1 (3-6) 2= (3-7) 傳動軸與三軸等距公式： =R-A=R- (3-8) 則有:軸5和主軸1、2、3、4之間的標準中心距分別為、、、即： ==29+27=56mm =56mm 根據(jù)實際中心距公式算得誤差分別為：-0.678mm、+0.762mm、+0.976、 -0.543mm，顯然，軸1、2、4滿足要求，軸3采用變位齒輪。 第4章 左多軸箱的設計 4.1 設計原始依據(jù)圖 從總體設計同學那得到左多軸箱的尺寸，在結合零件尺寸及殼體左面孔的分布位置。參照有關多軸箱設計資料 ，進而畫出原始依據(jù)圖。其具體如圖4-1所示： 圖4-1原始依據(jù)圖 上圖為左多軸箱的原始依據(jù)圖，從圖中可以直觀看到主軸1、2、3、4、5、6分布情況為同心圓分布。其圓心就在各個主軸圓圓心所構成的圓的中心處。中心距A=120mm。 這個主軸分布的比較均勻，在設定傳動軸時，可在主軸1、2、3、4、5、6軸所在的圓心處設立一個中心傳動軸，由中心傳動軸來帶動主軸轉動，進而傳遞了轉速和轉動方向。 在原始依據(jù)圖中可以看到主軸的分布情況，很直觀的表現(xiàn)出加工的各個孔的位置。 主軸的工序內(nèi)容，切削用量及主軸尺寸及動力部件的型號和性能參數(shù)如表 4-1所示： 表4-1 主軸外尺寸及切削用量 軸號 主軸外伸尺寸 工序 內(nèi)容 切削用量 D/d L N （ r/min) V (m/min) F (mm/r) Vf (mm/min) 1、2、3 4、5、6 20/12 115 鉆 Φ6 550 10.36 0.1 55 注：1．被加工零件編號及名稱：箱蓋；材料：HT21-40 JB297-62；硬度: HB170-24 2．動力部件型號：1TD25IA動力箱，電動機型號Y100L-6；功率P＝1.2kw。 4.1.1 初步估算主軸、齒輪的參數(shù)及動力的相關計算 在上多軸箱的設計中，已說明選擇主軸與傳動軸的方法。相同的左多軸箱負責加工殼體左邊的六個孔。 齒輪模數(shù)m可按下式估算： m=(30～32)=32×=1.56 （4-1） 式中：m——估算齒輪模數(shù) P——齒輪所傳遞率（kw） Z——對嚙合齒中的小齒輪數(shù) N——小齒輪的轉速（r/min） 多軸箱輸入齒輪模數(shù)取m1=3，其余齒輪模數(shù)取m2=2。 4.2 多軸箱的傳動設計 根據(jù)原始依據(jù)圖（圖4－1），畫出驅動軸、主軸坐標位置。如表4-2所示： 表4—2 驅動軸、主軸坐標值 坐標 銷O1 O軸 主軸1 主軸2 主軸3 主軸4 主軸5 主軸6 X －175 0 －95 95 95 －95 71 175 Y 0 94.5 180 180 80 80 104 164 傳動方案的確定： 因為主軸分布為同心圓，故在他們的中心處設立一個傳動軸，這樣大大減少了傳動軸的數(shù)目。用作圖法繪制出傳動方案圖各個主軸及傳動軸的位置可從圖中看到。在傳動方案圖中可以看到，中心傳動軸7為主軸1、2、3 、4、5、6所在圓的圓心上，是同心圓分布?？紤]到7軸和主軸的中心距較大，所以增設傳動軸7、8、9，由傳動軸連接7軸與主軸。 因為主軸分布為同心圓，故在他們的中心處設立一個傳動軸。 這樣傳動方案如圖4-2所示，各傳動軸的位置后經(jīng)過計算還要稍微調(diào)整。 圖4-2 主軸和傳動軸分布圖 4.2.1最小齒數(shù)的確定 為了使傳動齒輪滿足生產(chǎn)所要求的齒根強度，經(jīng)過人們長期經(jīng)驗的積累發(fā)現(xiàn)應讓齒輪的根部到孔壁或者安裝鍵的槽之間的厚度h大于或者等于2mm,若取驅動軸的直徑為d=30mm,參照有關的零件設計手冊可以得知，齒輪取t=33.3mm,當m1=3時。驅動軸上最小齒輪齒數(shù)為： 2（t/m1+2+1.25）－d0/m1 =2×(33.3/3+2+1.25)－30/3 =18.9 所以取得動力輸入軸上齒輪的齒數(shù)要大于或者等于19。 將傳動軸的軸徑數(shù)值取為30mm能夠有效的避免傳動軸的種類的過多而引起裝配上的困難， 當m2=2，d=20時，齒輪t=23.3mm。主軸上最小齒輪齒數(shù)為： 2（t/m2+2+1.25）－d0/m2 =2×（23.3/2+2+1.25）－20/2 =19.8 所以主軸齒數(shù)要大于等于20。 4.2.2確定各軸上齒輪的參數(shù) 由傳動方案圖可以看到，中心傳動軸7為主軸1、2、3 、4、5、6所在圓的圓心上，是同心圓分布。一、由于考慮7軸和主軸的中心距較大，所以增設傳動軸7、8、9，由傳動軸連接7軸與主軸。 由總體設計那得到相關主軸數(shù)據(jù)： 主軸直徑d=15mm，驅動軸轉速n=758r/min，已知主軸的轉速n1=785r/min，則傳動比=n1/n0=1/1.43，由于最低主軸距離箱底的高度L=80mm,動力輸入軸0與箱底之距L1=124.5mm，則驅動軸0與傳動軸7之距A0-7= 75.5mm,由于驅動軸上齒輪Z=（21~26）之間，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。 則7軸的轉速為n7=785=568.4r/min，采用降速傳遞。 再計算傳動軸7與主軸之間相嚙合的齒輪， 7軸與主軸中心距=120mm，理論上可用7軸直接帶動六根主軸轉動，帶由于中心距過大，相配合的齒輪不好選取 故增加中間傳動軸7、8、9.來帶動主軸傳動。8軸帶動主軸1、.5，9軸帶動主軸2、3，軸10帶動主軸4、6.由于主軸1~6的直徑相同，且要求具有相同的轉速，故三個傳動軸上的齒輪參數(shù)一致，在次只以傳動軸8為例作為計算。 =69.82mm，=568.4mm，則i=550/568.4=1/1.033. 由A= n主= Z主= 解得：=31，m=2， 與主軸1~6之間嚙合的齒輪參數(shù)為=36,m=2， 手柄軸可設在7處，取齒數(shù)Z=24,m=2，各軸上齒輪的分布如表4-3： 表4-3 各軸的齒輪分布 第1排（m/z） 第2排（m/z） 第3排（m/z） 第4排（m/z） 軸號 0 — — 3/25 3/21 1~6 — 2/39 — — 7 2/36 2/36 3/29 8~10 2/31 2/34 — — 11 2/39 — — — 有三種通用傳動齒輪類型。第一種為傳動齒輪、動力箱齒輪和電機齒輪。本次設計的機床齒輪材料參數(shù)選取按照表4-4選用： 表4-4 齒輪選擇表 齒輪種類 寬度（mm） 齒 數(shù) 模數(shù)（mm） 孔徑（mm） 驅動軸齒輪 24 32 16～50連續(xù) 16～70 2、2.5、3 2、2.5、3、4 15、20、30、35、40 25、30、35、40、50 傳動軸齒輪 44（B型） 45 2 25、30、40、50 輸出軸齒輪 32 37 3 18、22、28、32、36 4.2.3繪制傳動系統(tǒng)圖 將上面所設計計算的齒輪齒數(shù)參數(shù)按照規(guī)定，把嚙合齒輪的排數(shù)，齒數(shù)、模數(shù)以及主軸轉速標在圖上，這樣就繪制出了傳動系統(tǒng)圖。傳動系統(tǒng)圖的作用是表示主軸與傳動軸、齒輪輪與齒輪的傳動關系，即把確定好的傳動軸和驅動軸與主軸連接起來，繪制在多軸箱原始依據(jù)圖上。 在圖中標出齒輪的齒數(shù)、模數(shù)、變位系數(shù)，以校核驅動軸是否正確。另外，應檢查同排的非嚙合齒輪是否齒頂干涉；還畫出主軸直徑和軸套直徑，以避免齒輪和相鄰的主軸軸套相碰。繪制的傳動系統(tǒng)圖如圖4-3： 圖4-3 左多軸箱傳動系統(tǒng)圖 4.3多軸箱坐標計算 計算多軸箱坐標軸的必要性 如何來確定自己設計的傳動系統(tǒng)是否正確的，可以滿足用來加工零件的要求，坐標計算就顯得尤為重要。在傳動系統(tǒng)中，驅動軸和主軸的分布以及各主軸的轉速在上一章已經(jīng)確定，現(xiàn)在就要根據(jù)已知的關系條件，算出傳動軸的坐標位置，為了方便在傳動系統(tǒng)中檢查，開始制作箱體零件加工圖時，應具體的標注出來。 綜合以上計算，把傳動設計的所有主軸，傳動軸，每個軸上的齒輪和齒輪副，模數(shù)和齒輪所在的排數(shù)都在傳動系統(tǒng)圖中畫出來。 4.3.1 加工基準的選擇以及坐標系的建立 坐標計算就是根據(jù)已知的驅動軸和主軸的位置及傳動關系，精確計算各中間傳動軸的坐標。 4.3.2 主軸及傳動軸坐標計算 為便于加工多軸箱箱體，設計時必須選擇基準坐標系。通常采用直角坐標系XOY。根據(jù)多軸箱的安置及加工條件，坐標系的橫軸（X軸）選在箱體底面，縱軸（Y軸）通過定位銷孔，這樣可以使工藝基準與設計基準一致，易于保證加工精度。由零件圖和已知工件定位面與工作臺面距離，箱體400mm×400mm，畫出相對坐標圖，可以得到主軸和傳動軸的坐標。 表4-5 Z左多軸箱軸的坐標值 軸 X坐標軸 Y坐標軸 1 175.00 45.00 2 279.18 104.63 3 225.18 278.18 4 175.00 285.00 5 71.33 164.91 6 71.33 164.91 7 175.00 279.18 8 224.54 104.23 9 140.02 235.02 10 140.02 104.63 11 162.02 185.02 為便于加工多軸箱箱體，設計時必須選擇基準坐標系。通常采用直角坐標系XOY。根據(jù)多軸箱的安置及加工條件，坐標系的橫軸（X軸）選在箱體底面，縱軸（Y軸）通過定位銷孔，這樣可以使工藝基準與設計基準一致，易于保證加工精度。由零件圖和已知工件定位面與工作臺面距離，箱體400mm×400mm， 在坐標圖中可以很清楚看到各個主軸以及傳動軸的相對位值，可以很迅速的幫助我們檢查自己所這設計的多軸箱主軸和傳動軸之間有沒有發(fā)生干涉而不能加工，還是很有必要的。畫出相對坐標圖如圖4-4所示： 圖4-4 左多軸箱坐標圖 第5章 軸的選取及校核 5.1各主軸、傳動軸的選取 0軸，選直徑d=30mm，n=875r/min 7軸，選取直徑d=30mm，采用滾錐軸承主軸作為傳動軸，n7=568r/ min，其型號為30-1T0731-41 8軸，選用直徑d=30，、型號為30-1T0731-41,n8=635r/min 主軸1~6，選用直徑d=15，型號為15-1T0722-41,n8=550r/min 5.2復核傳動件直徑是否滿足需要 根據(jù)經(jīng)驗來看傳動軸7所承受到的總扭矩最大校核傳動軸以受的傳動軸7，由它驅動的有主軸8、9、10和手柄軸和液壓泵軸。 主軸扭矩：T1=T4=3274.45N·mm 根據(jù)計算液壓泵軸扭矩所需要的重要參數(shù)：得到了R12-1A這種型號的液壓泵的最高壓力為0.3MPa、排量為5.88ml/r。定認為它在理論情況下， 即：P·q=T·ω 式中：P——液壓泵的壓力N/㎡ q——液壓泵的排量m3/s T——輸入扭矩N·m ω——輸入角速度rad/s 單位換算：P=0.3MPa=0.3×106Pa n =655.338r/min=10.9223r/s q=5.88×10.9223=64.22ml/r=64.22×10-6m3/s ω=2πn/60=2×3.14×655.338/60 =68.56rad/s 代入公式：P·q=T·ω 64.22×10-6×0.3×106=68.56T7 解得：T7=280N·mm T5=T1/i5-1+T4/i5-4+T7/i5-7 =2×3274.45/0.914+280/0.667 =7584.89N·mm 根據(jù) d=B=2.316×=21.6mm<30mm 因此傳動軸7是符合要求的。 5.2.1齒輪模數(shù)的驗算 對多軸箱中承受載荷最大、最薄弱的軸5上的齒輪進行接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度的驗算。 齒輪的材料為45鋼，表面淬火，布氏硬度HB=229～286，平均值240HB。設使用壽命10年。齒輪Z5=30、Z1=28、寬度B=37mm，傳動比i5-1=0.914,工作時間比1.088/2.804=0.39。 注：在校核計算的過程中所要見的表和圖在《機械設計》一書中，濮良貴等編著，2013年高等教育出版社。 校核計算： 接觸疲勞極限бHlim 由圖12.17c得 бHlim =410MPa 齒輪5的圓周速度v5 v5===1.37m/s 精度等級 選9級精度 使用系數(shù)KA 由表12.9 KA=1.1 動載系數(shù)KV 由圖12.9 KV=1.24 齒間載荷分配系數(shù)KHα 由表12.10先求 Ft=2T5/d5=2×7584.89/60=252.83N KAFt/b=1.1×252.83/37=7.52N/mm<100N/mm εα=[1.88－3.2×()]cosβ (β=0) =1.88－3.2×() =1.67 Zε===0.88 由此得KHα===1.29 齒向載荷分布系數(shù)KHβ 由參考文獻[2]知: KBβ=A+B[1+0.6·（）·2]（）·2+C·10-3b =1.17+0.16×[1+0.6×(37/60)×2] ×(37/60)×2+0.61×10-3×37 =1.28 載荷系數(shù)K K=KAKVKHαKHβ =1.1×1.24×1.29×1.28 =2.25 彈性系數(shù)ZE 由參考文獻[2] ZE=189.8 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 由參考文獻[2]（X1X2）/(Z1Z2)=0.005 ZH=2.62 接觸最小安全系數(shù)SHmin 由表12.14 SHmin=1.25 總工作時間th th=10×365×8×0.39=11481.6h 應力循環(huán)次數(shù)NL1=60γn5th = 60×3×436.892×11481.6 =9.03×108 NL2=60γn1th =60×1×478×11481.6 =3.2×108 接觸壽命系數(shù)ZN 由圖12.18 ZN1=1.14 ZN2=1.24 許用接觸應力[σH] [σH1]= ==373.92MPa [σH2]= ==406.7MPa 驗算 σH=ZE·ZH·Zε =189.8×2.62×0.88× =301.95MPa<373.92 MPa 計算表明：接觸疲勞強度是合適是，齒輪尺寸無須調(diào)整。 齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數(shù)Yε Yε= 0.25+0.75/εα=0.25+0.75/1.67=0.7 齒間載荷分配系數(shù)KFα 由表12.10 KFα=1/Yε=1/0.7=1.43 齒向載荷分配系數(shù)KFβ b/h=37/(2.25×2)=8.22 由圖12.14 KFβ =1.2 載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ =1.1×1.24×1.43×1.2 =2.34 齒形系數(shù)YFα 由圖12.21 YFα1=2.37 YFα2=2.56 應力修正系數(shù)YSα 由圖12.22 YSα1=1.68 YSα2=1.62 彎曲疲勞極限σFlim 由圖12.23c σFlim=380MPa 彎曲最