1133-S195柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計

1133-S195柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計,s195,柴油,機體,三面精鏜,組合,機床,總體,整體,設計,后主,軸箱 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書10 引言自九九年入學以來，四年的大學生活即將結束，在畢業(yè)前，我們在校領導、教師的指導下，在教師的精心指導下，基本學完了機械制造及設計專業(yè)的課程，現(xiàn)進入畢業(yè)設計階段。這次畢業(yè)設計是在實習的基礎上進行的，我們在鹽城江淮動力機廠工程技術人員的帶領下，深入車間，理論聯(lián)系實際，熟悉了 S195 柴油機機體的加工工藝，了解了每道工序的加工過程，仔細分析、研究了機體精鏜的結構特性，根據(jù)指導教師王正剛分配給我的任務書，新聞記者并收集有關資料，為畢業(yè)設計作好準備。隨著現(xiàn)代工業(yè)生產(chǎn)水平的飛速提高，設計新產(chǎn)品、新機床，實現(xiàn)現(xiàn)代化，提高生產(chǎn)率，是當前生產(chǎn)中的迫在眉捷的任務。我們四人一組設計專用組合機床（精鏜床）即為一臺高效能，高精度，具有工藝互換性的組合機床。在設計過程中，由于組合機床大部分是由標準零件構成，另外一些非標準件盡量適應工廠的生產(chǎn)條件，使加工和維修方便，大大減少了設計工作量。通過畢業(yè)設計，我們經(jīng)受了鍛煉對所學的理論知識進行綜合運用，這對今后的工作打下了基礎，這與市校、學校領導和江淮動力機廠的工程技術人員的精心指導是分不開的。謹此表示衷心的感謝！限于本人知識水平有限，又沒有工作的實踐經(jīng)驗，本設計中定存在不到之處，敬請老師同學批評指正，提出寶貴意見，以便及時糾正。Ｓ195 柴油機以其設計緊湊,啟動輕便,維修簡便,技術經(jīng)濟指標先進,能為手扶拖拉機、水泵、電站、運輸及多種農(nóng)副業(yè)加工機械和設備作配套動力,在工農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中得到廣泛的應用。機體是柴油機的一個重要零件,精鏜孔又是機體加工中最關鍵的工序,機體 70%以上的主要技術要求均在此工序得到保證。加工精度要求高,特別是機體氣缸套孔止口深度公差,大跨度等直徑同軸孔、平衡軸孔孔徑公差,大懸臂氣缸孔孔徑公差,曲軸孔與氣缸孔垂直度,曲軸孔與平衡軸孔、曲軸孔與凸輪軸孔軸心線平行度,氣缸套孔止口面與氣缸孔軸心線垂直度等的精度要求較高。機體加工中,精鏜孔工序的加工質量將直接影響柴油機的功率、油耗、噪聲等性能。同時,由于Ｓ195 柴油機的生產(chǎn)批量較大,因而要求該工序的加工設備具有較高的生產(chǎn)效率和自動化程度。然而,目前國內(nèi)現(xiàn)有的加工設備都不能很好地滿足上述加工質量和生產(chǎn)效率等方面的要求,這在一定程度上制約了Ｓ195 柴油機的性能保證和生產(chǎn)產(chǎn)量的提高。介紹了一種適用于Ｓ195 柴油機機體三面精鏜孔加工的組合機床,保證了機體的加工精度,提高了生產(chǎn)效率。Ｓ195 柴油機以其設計緊湊,啟動輕便,維修簡便,技術經(jīng)濟指標先進,能為手扶拖拉機、水泵、電站、運輸及多種農(nóng)副業(yè)加工機械和設備作配套動力,在工農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中得到廣泛的應用。機體是柴油機的一個重要零件,精鏜孔又是機體加工中最關鍵的工S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計2序,機體 70%以上的主要技術要求均在此工序得到保證。加工精度要求高,特別是機體氣缸套孔止口深度公差,大跨度等直徑同軸孔、平衡軸孔孔徑公差,大懸臂氣缸孔孔徑公差,曲軸孔與氣缸孔垂直度,曲軸孔與平衡軸孔、曲軸孔與凸輪軸孔軸心線平行度,氣缸套孔止口面與氣缸孔軸心線垂直度等的精度要求較高。本機床為液壓驅動、微機控制的三面七軸臥式鏜孔機床,除裝卸工件為人工外,其余預定的工作循環(huán)均是連續(xù)地自動完成。工件材料為ＨＴ200,機床從三面同時加工 13 個孔,鏜孔尺寸精度為Ｈ7,表面粗糙度Ｒａ1.6μｍ。主要技術參數(shù)為:主軸數(shù):7 根電機數(shù):6 臺重量: 約 6 本機床設計中采用鏜模法加工,并通過采取下列措施保證了鏜孔的精度。(ａ)提高鏜模、鏜套、鏜桿的制造精度鏜模、鏜套、鏜桿均須經(jīng)精磨后研磨,精度達到ＩＴ4 級,其配合間隙采用配作,這樣就可大大減小被加工孔的圓度誤差。(ｂ)采用鏜桿水平定向、工件相對平移的方法,每一孔分別采用一把鏜刀進行加工。機床的主要特點(1)大跨度等直徑同軸孔尺寸精度達到Ｈ6 級如圖 4 所示,Ｓ195 柴油機機體上的 4 Φ520-0.03 軸承孔用于安裝上下平衡軸,此孔組跨度為 176ｍｍ,系大跨度等直徑同軸孔。常規(guī)加工中,當?shù)毒邚挠也壳腥霑r,由于Ａ、Ｃ兩孔系待加工孔,加工Ｂ、Ｄ兩孔的刀具就無法分別從Ａ、Ｃ兩孔通過。這種大跨度同軸孔加工相當于鏜深孔。由于加工行程長,故若采用剛性主軸加工,則主軸懸臂較長,剛性差;若采用鏜模法加工 ,則會使鏜桿的不同部位被鏜套所包容。主軸的受力變形將使加工的兩組等直徑同軸孔產(chǎn)生錐度(約 0 01ｍｍ)和橢圓度(約 0 01ｍｍ)。本機床設計中,同一側面鏜桿必須轉速相同或成整數(shù)倍; 設計和安裝同一側面的主軸、浮動接頭,鏜桿上鍵槽方向要一致,鏜桿上同一側面鏜刀孔方向也要一致;在主軸箱的最低速主軸上還必須設置主軸定向裝置等等 ,以保證主軸定向后同一側面鏜刀刀尖均朝同一方向。加工中為防止刮平面時工件移動,需要對機體有較大的夾緊力,但由于機體剛性差,若夾緊力過大,則會使機體產(chǎn)生較大的夾緊變形,使鏜削后的機體內(nèi)孔失圓。本機床液壓系統(tǒng)中采用二次壓力,鏜孔時機體受輕壓,刮平面時受重壓,從而很好地解決了上述問題。氣缸套孔止口深度精度穩(wěn)定在 0 025ｍｍ,止口底面與氣缸套孔中心線垂直度穩(wěn)定在 0 015/100。氣缸套孔止口深度的加工精度和止口底面與氣缸套孔中心線的垂直度要求,將直接影響氣缸套孔凸緣上平面到機體頂面的突起量大小,影響缸蓋與缸蓋凸緣之間氣缸墊的壓合松緊程度,從而影響氣缸墊壽命、氣缸的密封和氣缸壓縮比,最終影響柴油機的性能和油耗量, 本機床系臥式布置,氣缸套孔與主軸孔在同一水平面上,加工止口時考慮到采用“一面兩銷”定位方式,由于定位銷、孔的制造誤差和磨損,因而定位誤差較大(約有 0 05ｍｍ)。為減少定位誤差,采用定位塊,以機體氣缸蓋面上的一點定位。本機床的潤滑系統(tǒng)如圖所示,油池安裝在機床踏腳板下面,通過油泵將潤滑油泵入油箱。油箱設置在夾具頂面,機床利用油箱與鏜套、鏜桿之間的高度差,采取自重潤滑。由于油箱較大,潤滑油流量也較大,所以潤滑充分。潤滑油潤滑后經(jīng)床身的回油槽又回到油池中,可反復使用。在油箱內(nèi)裝有浮子。泵油時浮子上升,當上升到上極限位置時,擋鐵壓下行程開關,電機停轉,油泵即停止泵油;當油箱內(nèi)油面低于下極限位置時,擋鐵隨浮子落下并壓下行程開關,此時,機床各滑臺就地停止 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書3運行,各主軸停止旋轉,防止了鏜套、鏜桿因缺油潤滑而咬死,同時電機旋轉,油泵開始從油池中泵油。鏜桿和鏜套均采用高硬度耐磨材料 38ＣｒＭｏＡ1Ａ,并經(jīng)熱處理,鏜孔線速度最高達 122 5ｍ/ｍｉｎ,鏜桿和鏜套間滑動線速度最高達 131 9ｍ/ ｍｉｎ,分別超過一般鏜床加工的 25%和 35%左右。采用變速馬達,　鏜孔時用高速,刮平面時用低速,速比為4∶1,既保證了平面的刮削精度,又提高了鏜孔的效率。大跨度等直徑同軸孔采用鏜桿水平定向、工件平移的鏜模法加工,使機體上的多孔能同時進行加工,提高了生產(chǎn)率近50%。加工中除了裝卸工件外,定位、夾緊、加工過程等均自動進行。本機床在設計中,吸取了現(xiàn)有機床加工的優(yōu)點,設計、布局合理,較好地滿足了柴油機機體的孔系加工質量要求,大大提高了生產(chǎn)率。如果在該機床中設置鏜孔孔徑自動測量、鏜刀自動補償調整裝置和鐵屑自動分離、自動排除裝置,則可獲得更高的生產(chǎn)效率。2003 年 6 月S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計41 工藝方案的擬定本設計是為 195 型柴油機機體的三面孔實行鏜孔工序，為了能夠達到質量好、效率高的要求，擬定設計一個三面精鏜的組合鏜床，由于被加工零件的孔的加工精度，表面粗糙度和技術要求所限，故必須設計一個三面精鏜的組合鏜床，由于被加工零件的孔的加工精度，表面粗糙度和技術要求所限，故必須設計一三面精鏜組合鏜床。由于被加工零件一機體、體積小、重量較重，且是單工位三面加工，倘采用立式床身，將造成加工困難，難以保證加工精度，且平穩(wěn)不夠，故將彩臥式床身，通過三個動力頭，主軸箱鏜銷頭，一次性完成該工序較為妥貼。以上作為本次設計的初定方案。影響機床工藝方案制定的主要因素有：1.1 被加工零件的加工精度和加工工序由于機體孔的表面粗糙度在 6.3~1.6 微米間，且孔與孔之間有較高的位置精度要求，安排工藝應在一個安裝工位上對所有孔同時進行最終精加工。因機體孔間距較小立式加工時，有利于切屑落入下導向，造成導向精度早期走失，不利于保證加工精度，所以應用臥式床身。為提高機床工作過程中的穩(wěn)定性，鏜頭滑臺應采用矩型導軌型式。1.2 被加工零件的特點機體材料為鑄鐵，且機體孔分布在不同壁上，通常在一根鏜桿上安裝多個鏜刀頭進行鏜削，退刀時，要求工件“讓刀” ，鏜刀頭周向定位。被加工孔與基面相垂直，且機體的安裝方便，高度較小的細長工件，宜用臥式機床，又因機體較大，采用單工位機床加工較適宜。1.3 零件的生產(chǎn)批量本組合機床生產(chǎn)批量較大，且多為連續(xù)生產(chǎn)機床，此時應將工序盡量集中在一臺或少數(shù)幾臺機床上加工，以提高機床利用率。1.4 機床使用條件本機床使用廠地條件較好，氣候適用，國間溫度三十度左右，使用液壓傳動能正常發(fā)揮機床工作性能，其它機床機構亦都能適應使用條件。從上述因素分析知，本方案是可行的。 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書52 定位基準及夾位點選擇組合機床是針對某種零件或零件某道工序而設計的，正確選擇加工用定位基準，是確保加工精度的重要條件，同時也有利于實現(xiàn)最大限度的集中工序，從而收到減少機床臺數(shù)的效果。a.定位基準的選擇本機體零件有較高的孔加工精度，且在一次安裝下進行，因此，定位基準選擇機體的兩側面及底面的“三面”定位方法，它的特點是：1）可以簡便地消除工件的六個自由度，使工件獲得穩(wěn)定可靠的定位。2）有同時加工零件全部孔的可能，即能高度集中工序，又利于提高各面上孔的位置精度。3） “三面”可做為零件全部工序的定位基準，使零件整個工藝過程基準統(tǒng)一，從而減少由基準轉換帶來的累積誤差，有利于保證零件加工精度，同時，使機床各工序的許多部件實現(xiàn)通用化，用利于縮短設計、制造周期、降低成本。4）易于實現(xiàn)自動化定位、夾緊，并有利于防止切屑落于定位基面上。b.確定夾位位置應注意的問題在選擇定位基面同時，要相應決定夾位位置，此時應注意的問題是：1）保證零件夾位后穩(wěn)定2）盡量減少和避免零件夾位后的變形本機訂中確定的“三面”定位能基本滿足上面條件，此本案可行（詳見草圖）另在造“三面”定位后，可彩液壓自動夾緊S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計6本人在這次設計中的任務是設計被加工零件工序圖、加工示意圖和機床聯(lián)系尺寸圖的圖紙及生產(chǎn)率計算卡片的內(nèi)容，包括總體方案的擬定。 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書73 組合機床總體設計——三圖一卡組合機床的總體設計，就是針對具體的被加工零件，在造室的工藝和結構方案的基礎上，進行方案圖紙設計。這些圖紙包括：被加工零件工序圖、加工示意圖、生產(chǎn)率計算卡片。機床聯(lián)系尺寸圖等，下面談談這些圖紙的設計。3.1 被加工零件工序圖3.1.1 被加工零件工序圖的設計被加工零件工序圖是根據(jù)造定的工藝方案，表示在一臺機床上或一條自動線上完成的工藝內(nèi)容、加工部位的尺寸及精度、技術要求、加工用定位基準、夾位部位，以及被加工零件的材料、硬度和本機床加工前毛坯情況的圖紙。3.1.2 主軸箱的分布從工序圖中可知，本三面精鏜組合機床布置有三個主軸箱，它們分別為左、右主軸箱和后主軸箱。左動力箱帶左主軸箱加工 1，2，4，5，6 五個孔，它們的位置分布如下：右主軸箱加工 3 軸后主軸箱加工 7 軸工序圖是組合機床設計的主要依據(jù)，也是制造使用時調整機床、檢查精度的重要技術文件。3.2 加工示意圖加工示意圖是組合機床設計的重要圖紙之一，在機床總體設計中占有重要地位，它是設計刀具、夾具、主軸箱以及選擇動力部件的主要資料，同時也是調整機床和刀S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計8具的依據(jù)。加工示意圖，反映了機床的加工過程和加工方法，并決定浮動夾頭或接桿的尺寸，鏜桿長度，刀具種類和數(shù)量，刀具長度及加工尺寸，主軸尺寸及伸出長度、主軸、刀具、導向與工件間的聯(lián)系尺寸等，根據(jù)機床要求的生產(chǎn)率及刀具特點，合理地選擇切削用量，決定動力頭的工作循環(huán)。3.2.1 加工示意圖的編制方法(1)、刀具的選擇一臺機床刀具選擇是否合理，直接影響到機床的加工精度，生產(chǎn)率和工作情況。根據(jù)機體孔的加工精度、加工尺寸、臺階級加工、切屑排除以及生產(chǎn)率等因素和加工孔表面允許有退刀痕，因位置限制，導向孔的尺寸小于加工孔的尺寸，且加工孔直徑大于 ф40，應選用鏜刀，這樣對刀方便，加工中不至于有振動，并在導套上開引刀槽，以便鏜刀通過，刀具造用硬質合金鋼。為了提高工序集中程度，可采用兩把鏜刀的鏜桿，同時加工孔?？紤]到被加工零件是淬火鑄鐵，由于其硬度較高，為 170~241HB，可采用刃鏜刀頭加工，以提高刀具的使用壽命。鏜削頭與相同規(guī)格的液壓滑臺組成的鏜床、滿足要求的精度 HT 級，表面粗糙度達 1.6 微米的鏜孔，因鏜削直徑較大，傳遞的扭矩大，可用主軸前端的短圓錐和端面定位，并由端面鍵傳遞扭矩。(2)、工序間余量的確定關于工序間加工余量的確定，查[I]表 2-6 推薦數(shù)值選取 0.25~0.4（直徑上）(3)、導向結構的選擇組合機床上加工孔時，除用剛性主軸加工的方案外，其尺寸和位置精度都是依靠夾具導向來保證的。①選擇導向類型因導向直徑較大、轉速較高時，為了避免鏜桿由于摩擦發(fā)熱而變形，產(chǎn)生“別勁”的現(xiàn)象，可選用旋轉導向，這種導向利于減輕磨損和持久保證精度。②選擇導向的形式和結構因精鏜多級孔（孔）導向的旋轉速度高，但加工精度要求比較低，可選用滾錐軸承的旋轉導向。SM1=SM2， n1f1=n2f2根據(jù)這個原理計算切削用量如下查[П]表 3-T，V=70~90 米/分f=0.12 毫米/轉 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書9由公式， 得Dvn?10?從上述兩個范圍中選取一個適中的數(shù)值，即 n=500rpm，由此倒過去，由公式(5)、確定主軸類型及尺寸因本機床是精鏜孔，根據(jù)制定的切削用量通過 T=9.55×106 公式計算得到的扭nP矩 T 值很小，則由切削扭矩計算主軸直徑公式 （M—軸所傳遞的扭矩410NBd?N.mm，B —系數(shù)）計算的 d 亦過小，不能滿足剛度要求。這樣可根據(jù)經(jīng)驗由加工孔的直徑及相應的刀具尾部尺寸利用“反推法”來造定，查[Ⅳ]表 10-1 主軸直徑與加工孔的經(jīng)驗數(shù)據(jù)，為d 主軸=25 mm， d 傳動=30mm(6)、動力頭工作循環(huán)及其行程的確定動力頭工作循環(huán)一般包括快速引進，工作進給和快速退回等動作。①工作進給長度的確定工作進給長度應等于被加工部位長度與刀具切入和切出長度之和。動力頭工作進給長度是按加工長度最大的孔來造取，切入長度根據(jù)工件端面的誤差情況[I]表 2-18，選 5~10 毫米為第一工作進給長度，第二工作進給常常比第一工作進給要小得多，在有條件，應力法做到轉入第二工作進給時，除倒大角的刀具外，其余刀具都離開加工表面，不再切削。否則，將降低刀具使用壽命，且破壞已加工的表面。)/(25.3910524.3102 )/(7.1.,10 分米 分米計 算 速 度 ????nDVDnV??)/(25.39104.321)/(7.., 分米 分米計 算 速 度 ???nV?S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計10②快速引進長度的確定快速進給是動力頭把刀具送到工作進給的位置，其長度按具體工作情況確定。在加工 1.2 兩孔徑相同的同心孔系時，可采用跳越進給的循環(huán)進行加工，即在加工寬一層壁后，動力頭再次快速引進，加工第二層壁，這樣可以縮短工作循環(huán)時間。③快速退回長度的確定快速退回的長度等快速引進和工作進給長度之和。一般在固定式夾具機床上，動力頭快速引進和工作進給長度之和。一般在國家式夾具機床上，動力頭快速退回的行程，只要把所有刀具都退至導套內(nèi)，不影響工件的裝卸就行了。④動力頭總行程的確定動力頭的總行程除了滿足工作循環(huán)所需長度外，還要考慮裝卸和調整刀具的方便性。裝卸刀具的理想情況是：刀具退離導向套外端面的距離，需大于刀桿插入主軸孔內(nèi)的長度。具體數(shù)值在加工示意圖上標注可查閱。3.3 動力部件的選擇動力部件用以實現(xiàn)切削刀具的旋轉和進給運動或只用于進給運動是組合機床最主要的通用部件。組合機床動力部件有多種結構型式和不同的傳動方式。就其傳動方式來講，主運動一般采用機械運動，即由電動機通過齒輪皮帶、蝸輪蝸桿等機械元件傳遞運動和動力；而進給運動則采用機械傳動、液壓傳動、氣壓傳動或氣動液壓傳動等。本組合機床的主運動是由電動機帶動動力箱傳遞運動的，進給運動是采用的液壓傳動。下面介紹一下具體選用動力部件時應注意的問題。(1)、電動機功率的確定根據(jù)所造切削用量計算的切削功率及進給功率之需要，并適當考慮提高切削用量的可能性（一般按 30%考慮） ，選用相應規(guī)格的動力頭，可接下式進行計算。式中，N 動——動力頭電動機功率N 動——切削功率N 進——進給功率Η——傳動效率，在加工黑色金屬，主軸數(shù)少于 15 根時 η=0.9按各刀具造用的切削用量，從[П]中 P10)(千 瓦進切動 ?N?? 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書11查得各軸 N 切（左動力頭）當 V1.2=106 米/分時， N 切=0.38KWV6=96 米/ 分 N 切=0.46KWV4=81 米/ 分 N 切=0.62KWV5=78 米/ 分 N 切=0.67KW對于液壓動力頭 N 進就是進給油泵所消耗的功率，一般為 0.8~2 千瓦，取 N 進=1KW則取 N 動=4.0KW查[Ш]表 17-5 知，適用 Y132M1-6，額定功率為 4.0 千瓦，滿載轉速 960rpm,起動轉矩 2.0，最大轉矩 2.0N.m。右動力頭V=98 米/ 分，查得 3 軸 N 切=0.47KW同理取 N 進=1KW ，η=0.9則查[Ш]表 17-5，選用 Y112M-6 型電機，額定功率為 2.2kw,n=940rpm。后動力頭V=88.9 米/ 分，查得 7 軸 N 切=0.56KW同理取 N 進=1KW ，η=0.9則因此可用與右動力頭同種型號的動力頭。（2） 、進給速度的選擇因液壓動力頭的進給是可以無級調整的，為避免由于氣溫制造誤差等影響，造成動力頭進給速度的不穩(wěn)定，不宜造用動力頭技術性能中規(guī)定的最小進給量，尤其對本精加工機床，實際使用的進給量應大于其 0.5~1 倍。KW9.39.0167.246280?????動 KWH2.6.19.04??動取動 ?KWH2.7.19.056??動取動 ?S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計12（3） 、最大行程的確定動力頭最大允許行程，除滿足機床工作循環(huán)的要求外，還必須保證調整和裝卸刀具的方便性，在使用時要兼顧刀具來考慮。3.4 組合機床生產(chǎn)率的計算根據(jù)加工示意圖所選定的工作循環(huán)，工作行程及切削用量等，就可以計算機床的生產(chǎn)率，并編制生產(chǎn)率計算卡片，這樣就反映出機床的加工過程和動作時間、切削用量以及機床生產(chǎn)率與負荷率的關系等。3.4.1 機床實際生產(chǎn)率的計算以每小時機床實際生產(chǎn)的零件數(shù)來表示，即Q 實=60/T 單（件/小時）T 單=t 機+t 輔式中 Q 實——機床實際生產(chǎn)率T 單——單件工時，即加工每個工件的時間T 輔——輔助時間，包括快進時間快退時間，多工位機床的工作臺移動或轉位時間，裝卸工件時間。t 機 t 輔可由下列公式計算t 機=L1/S M1+L2/SM2+t 得t 輔=t 塊+t 移 +t 裝卸=（L 快進+L 快退）/V 塊+t 移+t 裝卸式中：L1L2——分別為刀具第一工作進給和第二工作進給的往程長度（mm）SM1，S M2——分別為刀具第一工作進給和第二工作進給的每分鐘進給量（mm/min）.t ?！敿庸こ量?、止口、锪窩時，動力部件在死擋鐵上停留的時間。通常接刀具在加工終了時無進給狀態(tài)下轉 5~10 轉所需的時間（min） 。L 快進 L 快退——動力部件快進、快退的行程長度（m ）V 快——動力部件快速行程的速度。通常機械滑臺取 5~6m/min，液壓滑臺3~10m/min。t 移——工作臺移動和回轉一個工位所需時間，一般在 3~8 秒。t 裝卸——工件安裝和清除切屑的時間。它根據(jù)工件尺寸大小、裝卸方便性及工人熟級程度，一般取 0.5~1.5 分。根據(jù)本組合機床的年產(chǎn)量 10 萬臺，可選用下列數(shù)據(jù)計算 Q 實：t 停：在加工終了無進給狀態(tài)下轉 7 轉。V 快：取 1 0m/min。t 移——取 3 秒。t 裝卸——取 0.6 分。 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書13三面 Q 實具體計算如下左邊∴T 單=1.18+0.72=1.9( 分)右邊∴T 單=2.88+0.72=3.6（/分）后邊??分輔 分機 72.06.3108.3. )(1857249????? ??分輔 分機 72.06./31045.32. )(81/886???????分輔 分機 698.0/31028.)(4.746?????S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計14∴T 單=3.43+0.698=4.128（分）對多面和多工位機床，在計算時應以所有工位中機加工時間和輔助時間之和最長的作為機床的單件工時，所以選用后面加工的 T 單來計算 Q 實?！郠 實=60/4.12=14.5（件/時）3.4.2 理想生產(chǎn)率 Q使用單位接年生產(chǎn)綱領十萬臺（考慮備品率、廢品率在內(nèi)的年產(chǎn)量）計算的機床生產(chǎn)率為理想生產(chǎn)率。當接三班制生產(chǎn)時，全年工時為 7200 小時，則 Q 理=90000 /7200=12.5（件/小時）3.4.3 機床負荷率Q 理/Q 實二者的比值即為負荷率根據(jù)組合機床的使用經(jīng)驗，適宜的機床負荷率為 η負=0.75~0.90而實際 η負= 86.05142?計算的 η值合于[Ш]表 10-4 中推薦的數(shù)值，則設計的切削用量是合理的。 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書153.4.4 生產(chǎn)率計算卡圖號 Du3023-002 毛坯種類 鑄件名稱 195 柴油機機體 毛坯重量 22kg被加工零件 材料 鑄鐵 硬度 HB：170~241工序 名稱 三面精鏜機體現(xiàn) 工序號工時（分）序號工步名稱被加工零件加工直徑mm加工長度mm工作行程mm切削建層米/分每分鐘轉速轉/分每分鐘進給量mm/分每轉進給量mm/轉機動時間輔助時間共計1 裝入工件 0.32 工件定位夾緊 0.0063 后動力部件快進 0.024 后動力部件一工進 Ф 110 30 38 88.9 240 36 0.15 1.135 后動力部件二工進 Ф 110 30 42 82 240 18 0.075 2.36 死擋鐵停留 0.037 后動力部件快退 280 0.0288 松開工件 20 0.0029 卸下工件 0.3單件總工時 3.43 0.686 4.716機床實際生產(chǎn)率 14.5(件/時)機床理想生產(chǎn)率 12.5(件/時)備注 本機床裝卸時間取 20.6 分負荷率 0.86S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計163.5 機床聯(lián)系尺寸圖3.5.1 聯(lián)系尺寸圖的作用聯(lián)系尺寸圖用來表示機床各組成部件的相互裝配聯(lián)系和運動關系，以檢驗機床各部件相對位置及尺寸聯(lián)系是否滿足加工要求；通用部件的選擇是否合適，并為進一步展開主軸箱夾具等專用部件、零件的設計提供依據(jù)，聯(lián)系尺寸圖也可看成是簡化的機床總圖，它表示機床的配置形式及總體布局。3.5.2 機床裝料高度的確定裝料高度 H 一般是指機床上工件安裝基面至地面的距離。組合機床標準中推薦的裝料高度為 1060mm，具體設計情況可在 850~1060mm 范圍內(nèi)造取，圖中應標注為：160+440+560+（<170）<1060mm 合適確定裝料高度后，還要考慮以下兩組尺寸的聯(lián)系關系，現(xiàn)以圖中所示尺寸加以說明。由中間底座和夾具計算的裝料高度尺寸：H=H1+H2+H3式中 H——裝料高度H1——支承塊高度H2——夾具底座高度H3——中間底座高度由公式可知，當裝料高度和通用部件選定后，便后計算出夾具底座的高度。圖中標注查得，裝料高度 H 為 1060mm，支承塊高度 H1 為 60mm，中間底座高度H3 為 560mm。則夾具底座高度 H2=1060-60-560=440mm由動力部件和側底計算的裝料高度尺寸H=h1+h2+h3+h4+h5-hmin式中：h1——多軸箱最低主軸高度h2——多軸箱底面至滑臺頂面之間的距離h3——滑臺的高度h4——調整墊塊的高度（包括 5mm 的調整塊） 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書17h5——側底座的高度hmin——被加工零件最低孔至工件安裝基面的距離由公式可知，當通用部件選取后，h2,h3,h5 便確定，H 僅與 h1,h4 有關，h1 由多軸箱設計確定。這樣便可由確定的裝料高度計算出調整塊的厚度 h4。圖中 h1=230mm h2=120mm h3=130mm h5=560mmhmin=10mm則調整墊塊高度 h4=1060-230-120-130-560-10=10(mm)3.5.3 夾具輪廓尺寸的確定夾具輪廓尺寸的指夾具底座的輪廓尺寸即長×寬×高長度尺寸與工件長度尺寸、工件至模板間距離尺寸，模板架厚度尺寸有關。從機床總圖中查得工件長度尺寸為 176mm,工件至模板間距離及模板架厚度分別為 482mm,542mm 則夾具總長為 482+542+176=1200mm高度尺寸由前裝料高度尺寸定為 1060mm寬度尺寸，除考慮工件本身寬度尺寸外，再加其它寬度方向上能布置下工件的定位、夾緊及其它機構從工序圖中查得寬度尺寸為 184mm這樣可確定夾具草圖3.5.4 中間底座尺寸的確定由加工示意圖中被步確定定的多軸箱端面至工件端面在加工終了時的距離，動力部件及其配套部件的聯(lián)系尺寸，便可確定中間底座的尺寸。在確定中間底座長度尺寸時要考慮以下兩組尺寸關系。由加工示意圖和多軸箱尺寸確定兩動力箱端面間的距離 L。L-L1+L2+L3+L4+L5S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計18式中：L1，L5——為左右多軸箱的厚度L2，L4——加工示意圖中確定的左右多軸箱至工件端面的距離。L3——工件的長度由機床總圖中查得，L1=330，L5=345，L3=176由加工示意圖中查得，L2=880，L4=750則兩動力箱端面距離 L=330+345+880+750=2305由動力滑臺、側底座、中間底座也可確定兩動力箱端面間的距離 L’。L’=l1+l2+l3+lx+l4+l5+l6式中：l1,l6——左右動力箱與滑臺連接形成的尺寸l2,l5——在行程終了時，滑臺前端與滑座之距l(xiāng)3,l4——左右滑座端面至側底端面之距由機床總圖查得，l1=l6=300, l2=l5=40, l3=l4=100在圖中必須保證 L= L’，則中間底座 lx 尺寸為Lx=l1+l2+l3+l4+l5-（l1+l2+l4+l5+l6）則 lx=2305-（300+40+100+40+300）=1425mm3.5.5 動力部件總選種的確定動力部件的總行程等于向前備量，工作行程和向后備量之和；向后備量要保證方便地裝卸刀具由加工示意圖知左動力箱動力部件總選種為40+40+300+380+20=780mm右動力箱動力部件總行程為320+26+23+40+4+450+20=883mm后動力箱動力部件總行程為200+28+42+280+20+580mm 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書194 主軸箱設計4.1 方案選擇后主軸箱與左、右主軸箱一樣是組合機床的重要部件之一。它設計得是否合理，直接影響到加工產(chǎn)品的精度和質量的好壞，以及企業(yè)的經(jīng)濟效益，因此，對產(chǎn)品要能達到時代的要求，所以在設計中應盡量選用通用零件，有步驟有方案地進行設計。4.1.1 根據(jù)主軸箱設計原始依據(jù)圖選擇主軸箱的輪廓尺寸4.1.1.1 主軸箱設計原始依據(jù)圖如下：（圖 I-1）4.1.1.2（1）齒輪傳動路線的設計所謂齒輪傳動路線的設計，是指驅動軸的運動通過什么樣的傳動路線，采用多少級齒輪傳動，這些傳動齒輪布置在主軸箱的什么位置，最后把運動傳到主軸上，使主軸獲得規(guī)定的轉速。亦即排齒輪。齒輪傳動路線的設計直接影響到主軸箱部件的質量和零件的通用化程度。由于被加工零件孔的分布和數(shù)量的不同，齒輪傳動路線也就不同；即使是同一個零件，雖然也的分布和數(shù)量都是一樣的，但齒輪傳動路線也就不同，方案也就有許多種。齒輪傳動路線可以有各種不同的方案，這就需要進行具體的分析、比較，選擇一種最好的方案。齒輪傳動路線的設計，原則上應力求在保證足夠的強度和剛性的條件下，使傳動鏈最短。即采用最少的傳動軸和傳動齒輪實現(xiàn)傳動，通常采用一根軸傳動幾根主軸的方法來實現(xiàn)。S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計20圖 I-2a 繪出一根主軸的主軸箱，箱體輪廓尺寸 B×H= 600×500mm，圖 a 中 3 為主軸，轉數(shù)為 n 主=720 轉/分，O 為驅動軸，轉數(shù) n 驅=300 轉/分，這個主軸箱的齒輪傳動路線的設計是符合主軸數(shù)量較少，分布空間較散的原則的。圖 b 是根據(jù)上述原則設計的齒輪傳動路線的兩種方案，方案 1：由驅動軸 O 經(jīng)過一對齒輪降速直接傳到主軸 3，這時驅動軸 O 上的齒節(jié)圓直徑達 150mm，超過了動力頭用齒輪的標準規(guī)定，所以此方案不夠合理。方案 2：由驅動軸 O 經(jīng)過三對齒輪降速傳動主軸 3 上，根據(jù)動力頭用齒輪的標準規(guī)定 Z=21~24，取 Z=24，M=3 這時主軸上的傳動齒輪由下式?jīng)Q定這個方案是比較合理的（2）設計主軸箱的兩種方案圖5830724????主 主 驅驅主主驅驅主故 ZnZnZ 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書21（3）材料：HT200 鑄鐵（4）硬度 HB175~255（5）主軸外伸尺寸及切削用量軸號 主軸直徑 主軸外伸尺寸 V(m/min) n(ηm/min) F(mm/r) Lf(m/min)3 Ф60 75(Ф90/Ф60) 111/104 300 0.15/0.075 22.5/45（6）動力部件：TD40A 型動力箱：動力箱電機 JO2-42-4 A301 型功率：5.5KW轉速：n=960 rpm/min驅動軸轉速：n=720rpm/min驅動軸中心到滑臺表面距離為 129.5mm.4.1.2 主軸結構型式的選擇4.1.2.1 主軸結構形式的選擇：主軸結構型式由零件加工工藝決定并考慮主軸的工作條件和受力條件。因為鏜削加工的主軸，軸向切削力較小，但不可忽略，有時因工藝上的要求，主軸進退部要切削，兩個方面都有切削力，因此選用前后支承均為圓錐滾子軸承的主軸結構。見下圖 I-3a。S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計224.1.2.2 圓錐滾子軸承的主軸結構特點。這種支承可承受較大的徑向力和軸向力，且結構簡單，軸承個數(shù)少，裝配調整比較方便，廣泛用于擴孔、鏜孔、鉸孔等加工。因適用于鏜削，短主軸采用浮動卡頭與刀具連接，以長導套或雙導套導向。4.1.2.3 本主軸的前后支承都采用滾錐軸承，布置軸承時，為了提高主軸系統(tǒng)的剛性，采用“反裝置”的結構形式?！胺囱b置”——滾錐軸承成對使用時，滾錐小端相對稱布置。在支承距相等的條件下， “反裝置”結構穩(wěn)定，可使支承處具有較高的剛性。軸承的調整方法：“反裝置”采用圈調整。具體對這種主軸結構來說，只要擰主軸后端的背帽，即可達到調整的目的。該主軸只能布置第 I、Π 和 Ш排齒輪，不能布置第 Ш排齒輪。該鏜孔用主軸懸伸長度 L 都為 75mm。4.1.3 箱體尺寸的選擇S195 柴油機體精鏜床主軸箱是用于布置該機床的工作主軸及其傳動零件的。通過按一定的速比排布傳動齒輪，把動力從動力部件傳遞給各工作主軸使之獲得所需要的轉速和轉向等。對于其外形尺寸的確定，基于上述要求及考慮到機體缸頭面加二孔的坐標，相應的各工作主軸的傳動軸所需的位置，齒輪的排布及留有間隙，考慮潤滑等。確定采600×500×325 的臥式標準箱體。配用 JO2-42-4 機械動力頭，其電動機動率為5.5KW，驅動軸名義轉速為 720 轉/分，中心軸頭高度為 250mm，箱體前蓋和后蓋其外形尺寸如下圖 I=-4 所示。其特點是結構簡單，潤滑方便。 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書234.2 主要傳動系統(tǒng)分析及計算4.2.1 分析主軸箱運動系統(tǒng)進行齒輪排布根據(jù)輸出主軸的位置，排布的齒輪不同，用一定的速比實現(xiàn)主軸所需要的工作轉速。并且注意相鄰傳動軸之間齒輪與軸間有間隙，保證中心距，能使之良好地運轉。為了保證加工精度，減少振動，因而因該一根主軸被多根傳動軸傳動。確定齒輪排布及傳動系統(tǒng)如下圖 П-1 所示。S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計24由圖可知，須排兩排齒輪，但箱體前壁與后壁的間隙為 100mm、所以 Ш、Ш 排齒輪的寬度選用 32mm。箱體內(nèi)采用標準齒輪傳動，中心距符合標準，不需要修正齒輪。輸出主軸 L 的齒輪盡量放在 П 、Ш 排上，本設計方案是將齒輪放在 Ш排上這樣軸的剛性好，所受振動性小，因而加工精度好，將油泵安放在前蓋里面，齒輪放在Ш排，便于油泵的拆裝，使其維修方便。4.2.2 主軸箱運動系統(tǒng)計算及電機選擇4.2.2.1 選擇電動機，見圖 П-2（1）傳動裝置效率η總=η 齒 3η承 4=0.9703×0.9904=0.863η齒——一對圓柱齒輪效率，查《機械零件設計手冊》P4 得：η 齒=0.970η承——一對軸承效率，查《機械零件設計手冊》P4 得 η承=0.990（2）主軸速度的計算該主軸箱用于機體缸頭面缸套孔的鏜削加工，鏜在同一個同心圓上的三個孔，其示意圖如圖 П-3。采用硬質合金刀具，動力頭輸出轉速為 720 轉/分。確定主軸的式作轉速主要根據(jù)其允許的切削線速度，通過不同齒輪的搭配得到不同的速比而得到相應的轉速以滿足所需要的要求為準。 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書25由《組合機床設計手冊》第 50 頁表 2~15 知：精鏜孔用硬質合金（材料為鑄鐵的切削線速度為 70~90 米/分，進給量 D 級≤0.08mm/轉，D 級 0.12~0.15mm/轉。采用高精度的精鏜頭鏜孔時，余量一般較小，直徑上不大于 0.2mm，切削速度可以提高一些，鑄鐵件 V=100~150mm/min，而每轉進給量 S 轉則在 0.03~0.1mm/l 轉范圍內(nèi)。由于組合機床的正常工作與合理地適用切削用量，轉速的確定，有很大的關系，先用得恰光，能使組合機床以最小的停車損失，最高的生產(chǎn)效率及刀具壽命，以及達到理想的加工質量，因此根據(jù)總體設計方案確定主軸速度如下：①V 1=nπD1/1000=300×3.14×118/1000=111.156m/s取 V1=111m/s②V 2=nπD2/100=300×3.14×111/100=104.46m/s取 V2=104m/s③V 3=nπD3/100=300×3.14×110/1000=103.62m/s取 V2=104m/s由此可知上述計算與總體設計相符。所以主軸轉速確為 n 主=300rpm/min。（3）電機所需功率根據(jù)進給量 S1=0.15mm/轉，S2=0.075mm/轉和切刀深度 ?=1mm 及 V=111/104m/s 等，已知數(shù)據(jù)，從《組合機床設計手冊》所推薦的硬質合金刀頭鏜削用量表上查得：PX1=0.051t1.2S0.65 HB1.1KPZ2=0.051×11.2×0.150.65×2201.1×1.14=62.56NPX2=0.051t1.2S0.65 HB1.1KPZ2=0.051×11.2×0.0750.65×2201.1×1.14=40.00NPZ1=5.14tS0.75 HB0.55KPZ2KPZ3=5.14×11.2×0.150.75×2200.55×1×1=235.00NPZ2=5.14×tS0.75 HB0.55KPZ2KPZ3=5.14×1×0.0750.75×2200.55×1×1=140.34N NPzzPzNPxxPX27434.100.352217425. 0.46.2212222???????S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計26即 Fx=74N , Fz=274N電機功率 P=P FX+PFZ所以 P=PFX+PFZ=1.25+3.06=5.31KW根據(jù)主軸箱的特點采用 Y132MZ-6（B5）D=38 mm，額定功率為 P=5.5KW，同步轉速為 n=960rpm/min 額定轉速 n=720rpm /min 的電動機。此電機選擇符合總體設計要求。4.2.2.3 總傳動比及其分配總傳動比： 4.2307?nwi由于總傳動比 i=2.4，傳動比較大，使得大齒輪直徑大，主軸箱尺寸應增大。現(xiàn)采用三級變速。KWVFPZFZFX 06.31026471026 25.10??????? 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書27其故傳動比分配較合理。這樣就使箱體尺寸中心距也得到保證。4.2.3 軸的轉速、功率、扭矩計算4.2.3.1 各軸轉速（1）n0=720 rpm/min 電機主軸（2）n1=n0/i1=720/42/24=412rpm/min 手柄軸（3）n2=n1/i2=412×42/45=384rpm/min 傳動軸（4）n3=n2/i3=374×45/58=300rpm/min 主軸4.2.3.2 各軸的功率（1）P0=Pη 承=5.5×0.99=5.45KW（2）P1=Pη 齒 1 η承 3=5.5×0.97×0.993=5.18KW（3）P2=Pη 齒 2 η承 3=5.5×0.972×0.993=5.02KW（4）P2=Pη 齒 3 η承 4=5.5×0.973×0.994=4.82KW4.2.3.3 各軸扭矩4.238.21164537.208.1461????iiZiZ????????mNnPTnmNnPTnPT.41530829.5143402923.1412/85902.3745901???????S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計28運用于計算時取T0=72N.mT1=120N.mT2=125N.mT3=154N.m4.2.4 圓柱齒輪模數(shù)的確定4.2.4.1 確定齒輪的材料、熱處理、精度等級因此該鏜頭為金屬鏜削機床，工作，工作時有較大的負荷和中等沖擊，故取小齒輪材料為 45 號鋼調質 HB=240~270，大齒輪亦為 45 號鋼 Z 為 HB=175~255 并在第一級變速時選用斜齒輪傳動，增大重迭條數(shù)，減少齒廓磨損不均勻現(xiàn)象，其齒輪精度均為 8 級，JB179-83。4.2.4.2 按齒面接觸疲勞強度確定小齒輪的分度圓直徑（斜齒）由《機械零件》式 7-16[σ] HO=530MPa4.2.4.4 按齒根彎曲疲勞強度確定小齒輪的最小模數(shù) mn由《機械零件》式 7-197.0512..61][][4275023 2???? ????????????dkKwmNTHdkgTKZEdW???????其 中 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書294.2.4.5 確定齒輪的標準模數(shù) mn取第一系列 mn=3mm4.2.4.6 齒輪嚙合處的作用力：圓周力軸向力4.2.5 坐標的計算4.2.5.1 計算主軸的坐標：84.075.230][ 205][7.05.1,.75.2)][(1][(423122321???? ????bY MPabdKbYZdTKwFYclCOSmnFWFSaB?????????其 中 75.2461??zdmnNdTFt20136??NFrgtiga72810109363????????徑 向 力S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計30x=500/2=250mm,y=500/2-25=225mm所以主軸 3 的坐標為（250，225） 。4.2.5.2 傳動軸的坐標分析與計算：（1）分析經(jīng)過齒輪傳動路線設計之后，大致的確定了傳動軸的位置，在此基礎上，還必須根據(jù)齒輪軸的位置，在此基礎上，還必須根據(jù)齒輪嚙合原理精確的計算傳動軸的坐標，這個過程簡稱座標計算。通過兩根座標位置精確給定的軸 A 和 B，計算同時與軸 A 和 B 嚙合傳動的軸 C 的坐標位置。（2）計算計算步驟：（1）作圖（見圖 П-4）由求點 C 和已知點 A、B 連成三角形，三角形的三邊分別為 R1，R2和 L。 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書31由求點 C 向 L 邊作垂線 h，垂足至 A 點的距離為 d。由垂足作 x 軸和 y 軸的垂線分別得 V 和 U。由垂足作 x 軸線（或 y 軸）的平行線和求點 c 作 y 軸（或 x 軸）的垂線得 a2 和 b2。（2）計算公式：驗算公式：R1= 2yx?R2= 22)()(ba?vyuxKabXDVaULRKLRDbaL????????''12212222S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計32已知：1 軸坐標（315.00,100,00）,3 軸坐標（250，225） ，求：2 軸坐標（x,y）解：（1）作圖（1）將 A、B、C 三點連成三角形，三角形三邊分別為R1=130.50mm,R2=154.50mm.（2）由求點 C 向 L 邊作垂線 h，垂足至 A 點的距離為 d。（3）由垂足作 x 軸和 y 軸的垂線分別得 V 和 U。????mR50.142358.42???mbaL 34.6252502 ?????68.034.6250.150.1321222???????LRD 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書33（4）求點 C 作 x，y 軸的平行線相交得 x’和 y’.x’=kb2=0.56×100=56y’=ka2=0.56×315=176.4（5）求 x 和 yx =x’+ u=400.10y=y’+ v=224.50驗算：驗算結果表明第 П軸坐標計算正確。4.2.6 坐標驗算表N-N x y A 實 A ΔA0.681.0243556..430.12222?????DbUaVDLRK46.15)()(2.301222???ybxaRyS195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計340-1 65.00 37.50 75.00 75.00 00-2 150.00 112.50 99.00 99.00 00-3 0.00 103.50 103.50 103.50 01-2 85.00 89.00 123.00 123.00 01-3 65.00 104.50 126.00 126.00 02-3 150.00 37.00 154.50 154.50 04.3 主要傳動件的結構工藝設計4.3.1 軸的設計4.3.1.1 選取軸的材料及熱處理：由于其傳動軸和主軸的負荷較大，而且有中等沖擊，故選 45 號鋼調質處理。硬度選 HB=217~225，并由表查得該材料的 σ B=650MPa，σ S=360MPa，σ -1=300MPa，σ -1=155MPa4.3.1.2 按扭轉強度求軸徑。因為同時鏜削三孔，故 d 應取得大些，d o=40mm.Ⅰ軸（手柄軸）P1=Pηr=5.5×0.99=5.45KWn1=n/i1=412rpmd1≥A mnP51.3642.133?取 d1=40mmП軸（主軸）d2≥A nP85.26340.123?mnoPdA45.270./3314??? 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書35取 d1=30mmШ軸（主軸）d3≥A mnP7.3802.4133?由于鏜削時有軸向力，沖擊力，故取取 d3=60mm4.3.2 軸的結構設計（僅以 П軸為例）按 П軸上另件的裝折先后，及其周向、軸向固定方法，以及工藝性要求作出 П軸的結構設計。4.3.3 軸承的選擇由于鏜頭是進行精鏜加工，加工余量較小并且有一定的軸向力和沖擊力，故從耐用保證精度出發(fā)第 I 軸選用一對單列圓錐滾子軸承（GB297-64）型號：7208 有關參數(shù)：d=40 D=80 B=18 C=16 Tmax=20第 П軸只有徑向力 Fr,而且較大，采用中寬系列軸承。型號：7206 有關參數(shù)：d=30 D=62 B=16 C=14 Tmax=17.5為了調整軸承磨損間隙方便，將此對單列圓錐滾子軸承安裝于軸的兩端。第 Ш軸是主軸，因有軸向力，又有徑向力，和沖擊力，為了調整軸承磨損間隙方便，選用一對單列圓錐滾子軸承。 （7212） 。型號 7212 有關參數(shù)：d=60 D=110 B=22 C=19 Tmax=24第 Ш軸是油泵軸，是標準件選用 7204 軸承。4.4 剛度、強度校核4.4.1 鏜桿的強度、剛度校核由刀具布置圖可知，ф110mm 孔的鏜桿較細，強度較差，首先對它進行強度校核如下：每轉走刀量 S=0.075mm由硬質合金鏜刀鏜削鑄鐵：S 最大=0.05mm/轉時求 T、M、P、N 的計算圖可得出：M=PZI 均/2S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計36=274×??2/3108?=15.481kgfm=152N.m作扭矩圖：（粗略校核）因為鏜桿的最細直徑為 50mm（1）鏜桿的強度校核因此鏜桿的強度是合格的。（2）鏜桿的剛度計算：所以剛度合格。4.4.2 軸的強度、剛度校核4.4.2.1 軸的結構簡圖：NPzx28472??MPaPadTWPT ]50[31.613????]1~5.0[32. 1064.5328????????? 弧 度dGIp? 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書374.4.2.2 軸承的支反力：T2=637N.m,Ft=2000N,Fa=0,Fr=728N（1）作 П軸的受力簡圖并表示出作用線及其方向：（2）如圖 Ш-3（a ）作 П軸水平面（H）的受力簡圖并求出 A、B 兩支承點的反力 Ш-3（a） 。（3）П 軸水平面上相應的彎矩圖 Ш-3（b） 。（4）П 軸垂直面上（V 面）受力簡圖，求出 A,B 兩支承點的反力，如圖 Ш-3（c） 。（5）П 軸水平面上相應的彎矩圖 Ш-3（d） 。（6）П 軸的合成的彎矩圖 Ш-3（e ） 。由表查得： ??????NRRBANRNmNTMPaPaMPaBVHAVBVVHAHOB179309,9305,7.107.38.015,95622 4?????????????時S195 柴油機體三面精鏜組合機床總體設計及后主軸箱設計38彎矩圖中各個應力集中彎矩大小為：水平彎矩：垂直彎矩：合成彎矩：4.4.3 軸的精確校核軸的精確校核主要是校核 П軸的垂直截面安全系數(shù)。由 П軸的彎矩圖可知，最大彎矩為：Me1=71410N.mm,并考慮在 П軸的 A-A 截面的疲勞強度，A-A 截面（見圖 Ш-3）軸徑為 d=32mm 鍵 b×h=10×8 T2=63.7Nm WP=Л d3/16= 5292 mm3A-A 截面 MPam06.???mNMe mNMVHmNMmNVvH.7140.318402 .621.3820.54.238.102221121?????5.1~3.][4.17.9.0,.1~05.4 ??????STmKS K???????取 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書39經(jīng)校核安全注：[S]見《機械零件》P2704.4.4 軸承壽命計算查《機械零件設計手冊》如：7206 軸承數(shù)據(jù)如下：額定動載荷 C=24.80KN=24800N額定靜載荷 C0=22.30KN=22300N極限轉速 nmax=56000rpm/min(油潤滑)軸承內(nèi)徑 d=30mm 外徑 D=62MM B=16mme=0.36Pr=FrX+FaY=Fr=1799NL= NPC6903??????