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NEW DESIGN OF MACHINE WRENCH FOR DRILLING AND DRIVING PIPES
At the All-Union Research Institute of Petroleum Machinery investigations were carried out revealing the regularities of the transmission of torque by machine wrenches based on different schemes. It was thereby established that the clamping forces of the jaws exerted by the machine wrench at torques of 30-40 kN'm suffice for transmitting much higher torques (>80 kN'm). In connection with that it therefore becomes possible to reduce the weight of the wrenches and increase their reliability by reducing the intensity of the clamping of the spanner jaws on the pipes in proportion to the increase of torque. Of course, at the initial stage of loading a clamping force has to be ensured that makes slippage of the wrench impossible. However, machine wrenches of traditional design do not ensure the necessary regularity of the change of forces in the gripping links of the wrench. The characteristics of the intensifying mechanisms of wrenches based on different schemes are presented in [i].
It should be borne in mind that contact of the wrench with the pipe occurs at large values of the angles of rotation ~ of the lever. Then, as the drawing force on the lever of the wrench increases, the angle ~ becomes smaller, i.e., the process of tightening the thread proceeds from right to left (see Fig. i).
The most efficient combination of intensifying mechanisms can be obtained in wrenches with link gear and hinged mechanism. When the pipe is gripped first, the link mechanism acts (curve i); its zone of action is limited by the size of the slit in the lever. Then comes the transition to operation by the hinged four-link mechanism (curve 2) ensuring the highest coefficients of intensification. When the end face of the lever comes up against the final gripping link, intensification proceeds by the scheme of the crank and connecting rod mechanism (curve 4) with a connecting rod of variable length. Thus, in the case under consideration, tightening of the wrench links on the pipe begins at an intensification coefficient i = 18-20, which increases to i = 42-45, and ends with i = 12-13.
With wrenches with hinged scheme the process of tightening ends with the coefficient of intensification i > 25 (curves 2, 3). This also explains why these wrenches weigh 20%[2] more than wrenches with link gear and hinged mechanism.
Another substantial advantage of the link gear and hinged wrench should be mentioned: the wider range of working angles of rotation of the lever: -15 < e < 30 .
For wrenches with the hinged scheme -5 < ~ < 18 ~because of the unreliable gripping with i < 18-20 at the onset of the process and the better operation of such wrenches by the scheme of the crank and connecting rod mechanism (curve3).
The results of our investigations were made the basis for working out the multihinge machine wrench KMB 108-2112 for drilling pipes with torque limiter [3]. The special feature of the design of these wrenches consists in the reduction of the coefficient of intensification to one-half or one-third when the process of tightening the wrench on the pipe is concluded; this is the result of a braking force being applied to the end face of the lever by means of a special torque limiter.
The wrench operates on the link gear and hinge mechanism scheme. The torque limiter, a part with a groove of wedge-shaped section, is hinged to the drawing link of the gripping part of the wrench. On the end face of the lever there is a rack with the same section as the groove of the torque limiter.
The wrench begins to operate by the link gear scheme; when the motion is limited in the slide groove, it operates by the scheme of the hinged four-link mechanism, and when approximately half the maximal drawing force is attained, it operates by a scheme where the rack of the lever fits tightly into the groove of the torque limiter.
Thanks to the effective braking of the wrench lever at the last stage, it forms with the drawing link of the gripping part a two-armed lever with the ratio of the arms approximately equal to three, which corresponds to the coefficient of intensification of the fifth scheme (see Fig. i). Thus in the wrench KMB 108-212 a rational combination of t]he operating regimes was effected: with large intensification (i <_ 45) at the beginning of the process with small drawing loads on the lever (to attain reliable cohesion between the wrench and the pipe) and with considerable reduction of the intensification when high drawing loads are attained (to prevent overloading of the wrench). Strain-gauge measurements showed that in that case the maximal stresses in the links of the wrench are reduced by one third to one half.
A prototype of the wrench KMB 108-212, calculated for a nominal torque of 80 kN~ was tested on a test bench of the Azerbaidzhan Institute of Petroleum Machinery with a torque of 207.5 kN-m. The efficiency of the wrench was not impaired in any way. In 1985 series production of the wrenches KMB 108-212 started. However, production to full capacity of these tools is prevented by the unstable quality of cast blanks for the wrench.
A FEED UNIT FOR DRILLING MACHINES
The feed units of drilling machines feed the drill mechanism, drill rod, and bit towards the face during drilling, and also raise and lower the drill rod.
Mechanical feed units with drive from a pneumatic motor [1] are small and can develop large feed thrusts. However, they have certain drawbacks: the feed velocity is low, which increases the time required for auxiliary operations; the apparatus is complicated and insufficiently reliable in use; and the pheumatic motor is noisy. Pneumatic piston feed units [2] are simple in design and reliable in use, and give elasticity of the feed, reducing wear on the bit and permitting an increase in the productivity of drilling. However, they are large, because the thrust developed depends on the area of the piston which is acted on by compressed air at a comparatively low pressure of 5-6 kg/cm . Nevertheless, the full rated feed thrust is quite rarely used (for example, in the last few meters of a deep borehole).
With the aim of improving the operational qualities of drilling machines, we have developed a new type of pneumatic piston feed unit. Its essential feature is that the air pressure in the feed cylinder can be several times greater than that in the air mains. This is achieved by means of a pressure converter consisting of several pistons and cylinders in series.
Figure 1 shows a schematic diagram of the feed unit. The working parts comprise feed cylinder 1 with piston 9 and rod 3. The pressure converter consists of cylinder 4 with freely moving piston 5 and several single cylinders 6 with tappets 7. The rod of each tappet passes through a gland in the end wall and freely bears on the head of the preceding tappet. Air is distributed by piston valve 8. The elements of the system are connected by air ducts, one of which contains back valve 9, and another cut-off valve 10. The feed unit is controlled by means of tap 11.
The system works as follows. Compressed air from the mains passes through inlet tap 11 and valve 9, and arrives in the left-hand cavity of cylinder 1, where it bears on piston 2, creating a thrust. Simultaneously air passes into cylinder 4, and also through valve 10 and annular space a in piston valve 8 into the right-hand cavities of cylinders 4 and 6. The left-hand cavities of cylinders 6 are always in communication with the atmosphere. Piston 5 and tappet 7 move to the left, and the forces created by the air pressures on each of them are added together. The air in the left-hand cavity of cylinder 4 is compressed to a pressure greater than that in the mains (the maximum pressure in this cavity depends on the number of cylinders 6). The high-pressure air passes through annular space b and reaches feed cylinder 1, increasing the feed thrust.
Approaching its extreme leftward position, piston 5 opens a port to control duct c into which air at mains pressure comes from the right-hand cavity of cylinder 4. The air bears on the right-hand face of piston valve 8, the left-hand end of which is at this time freed from load owing to escape of air via a small hole k (the control duct d is now covered by piston 5). The piston valve moves to the left.
When the piston valve is in its leftward position, feed cylinder 1 is disconnected from the pressure converter. The right-hand cavities of cylinders 4 and 6 are connected to the exhaust via annular space e. Air from the mains passes through annular space a and arrives in the left-hand cavity of cylinder 4, causing piston 5 and tappet 7 to move to the right. When piston 5 reaches its extreme right-hand position, it opens duct d and mains-pressure air enters the left-hand end of piston valve 8. At this time duet c is covered and the right-hand end of the piston valve is released from pressure. The piston valve moves to the right, and then the cycle is repeated until the pressure in feed cylinder 1 reaches its maximum value. The operation of the converter is then automatically stopped, and is recommenced as the air pressure in the feeder fails owing to forward movement of piston 2 and increase in the volume of the working cavity of the feed cylinder. Thus the system operates at high feed pressures.
If the resistance offered to rod 3 is small, the piston moves in the cylinder at low pressures. Then the pressure of the air passing via duet f to piston valve 10 cannot overcome the force of the spring and air from the mains is cut off from the converter. On the other hand, if the resistance offered to the rod increases so much that direct feed via valve 9 cannot effect operation of the feeder, then the pressure in the working cavity increases to mains pressure and will be sufficient to move valve 10 to the right, so that it admits air to the converter.
The presence of direct feed (via the back valve) and of the piston valve, which cuts off the pressure converter, permits drilling to be effected in most eases without the converter; increased pressure is used only at the end of a deep borehole. By adding successive interchangeable cylinders with tappets, it is possible to build up the feed unit to any maximum feed thrust required by the drilling conditions.
In principle, the feed unit with pressure converter can be hydraulic instead of pneumatic. The pressure step up converter might find uses in other pneumatic devices with low air consumption; for example, attachments to machine tools.
鉆床的補給單位
鉆床的補給單位補給鉆頭機械裝置,鉆桿, 而且在鉆孔期間向面咬, 以及升起并且降低鉆頭桿。
機械的補給單位與來自一個空氣的電動機的駕駛很小而且能發(fā)展大的補給推力。然而, 他們也有一些缺點：補給速度低, 增加了對附加的操作的必需時間；裝置在使用中復(fù)雜，不夠可靠；而且電動機噪聲大。空氣的活塞補給單位設(shè)計簡單，使用中靠, 而且補給柔性, 減少了刀尖的磨耗而且增加了鉆孔的生產(chǎn)力。但是，他們也很大，因為依靠活塞的面積推動活塞把空氣壓縮到5-6 一個比較低的壓力。然而，充足的定格補給推力卻很少地被使用。
為了提高鉆床的操作性質(zhì)，我們發(fā)明了一個新類型的空氣活塞補給單位。它的主要特征是在補給氣缸的氣壓比在空氣輸電干線中的大得多。這藉由壓力轉(zhuǎn)爐被達成系列中有一些活塞和氣缸。
圖 1 表示一個補給的概要線圖單位。工作零配件用活塞 9 和桿 3 包含補給氣缸 1。壓力轉(zhuǎn)爐包含氣缸 4、移動活塞 5 和一些帶有挺桿 7的單一氣缸 6 。每個挺桿的桿最后經(jīng)過一個填函蓋鑄壁負擔自由地與前述挺桿的冒口。空氣被活塞閥 8 分配。系統(tǒng)的機械要素被導(dǎo)氣管連接, 他含有背后閥 9 、和另外的一個停氣閥 10。
補給單位由水栓 11 控制。
系統(tǒng)工作次序如下。來自輸電干線的壓縮空氣經(jīng)過進?？谒?11 和閥 9, 抵達氣缸 1 的左手方模穴。同時地空氣獲準進入氣缸 4, 以及經(jīng)過閥 10 和在活塞閥 8 中的環(huán)隙進入氣缸 4 和 6 的右手模穴之內(nèi)。 左手方模穴與活塞 2 有關(guān),他創(chuàng)造了一個推力。而氣缸 6 的左手方模穴總是在與大氣溝通 ?；钊?5 和挺桿 7移動到左邊, 使氣壓變大。在氣缸 4 的左手方模穴的空氣被壓縮比在輸電干線中的壓力大(這一個模穴中最大的壓力仰賴氣缸 6 的數(shù)目)。 高壓的空氣經(jīng)過環(huán)隙 b 和延伸補給氣缸 1,增加補給推力。
在它的最左的位置, 活塞 5有一個口用導(dǎo)管c控制由氣缸 4 的右手模穴進入的空氣?？諝膺M入活塞閥 8 的右手面貌, 在沒有負載的左手方端防止空氣由一個小孔 k 逃脫.(控制導(dǎo)管 d 現(xiàn)在被活塞 5 復(fù)蓋)?；钊y移動到左邊。
當活塞閥在它的左方位中的時候，補給氣缸 1 從壓力轉(zhuǎn)爐被分離。氣缸 4 和 6 的右手模穴經(jīng)由環(huán)隙 e 排氣。來自輸電干線的空氣經(jīng)過環(huán)隙一抵達氣缸 4 的左手方模穴, 讓活塞 5 和挺桿 7 移動到右邊。當活塞 5 移動到最右邊時，由導(dǎo)管 d 空氣由導(dǎo)管 d 進入活塞閥 8 的左端. 這時導(dǎo)管c 被復(fù)蓋，活塞閥的右端壓力被釋放?；钊y移到右邊, 繼續(xù)循環(huán)直到補給氣缸1的氣壓達到最大。轉(zhuǎn)爐自動停止,當送料器的氣壓沒有到達活塞 2時，轉(zhuǎn)爐重新開始并增加補給氣缸的工作模穴的容積。這樣系統(tǒng)就在高的補給壓力下操作。
如果提供給桿 3 的阻力很小, 在低的壓力氣缸中的活塞就會移動。然后空氣的壓力經(jīng)由導(dǎo)管 f 到達活塞閥 10，防止空氣從轉(zhuǎn)爐中走開。另一方面，如果阻力過大，直接導(dǎo)致氣壓經(jīng)過閥 9 不能夠進行送料器的操作，那么在工作模穴的壓力就會增加到輸電干線壓力，而且將會讓閥 10 充份移動到右邊，從而使空氣進入轉(zhuǎn)爐。
直接補給和能切斷壓力轉(zhuǎn)爐的活塞閥的出現(xiàn),，使得鉆床在沒有轉(zhuǎn)爐的的情況下更容易實現(xiàn)增加的壓力只在一個深洞結(jié)束的時候被用。通過增加連續(xù)的可互相交換的挺桿氣缸，可以建立補給單位達到必需的任何的最大補給推力。
大體而言 , 擁有壓力轉(zhuǎn)爐的補給單位可能是水力的改為空氣的。壓力階段的轉(zhuǎn)爐因為低的空氣消耗量可能在其他的空氣裝置中得到使用； 舉例來說, 工作機的輪磨配件。
摘要:組合機床及其自動線所使用的通用部件是具有特定功能,按標準化,系列化,通用化原則設(shè)計、制造的組合機床基礎(chǔ)部件。每種通用部件有合理的規(guī)格尺寸系列，有適用的技術(shù)參數(shù)和完善的配套關(guān)系。組合機床設(shè)計應(yīng)根據(jù)機床性能 要求配套液壓、氣壓和電控等系統(tǒng)。
關(guān)鍵詞： 組合機床 液壓系統(tǒng)
Abstract：The aggregate machine-tool and its the general part which uses from the eneratrix has the specific function, according to standardization, seriation, universalized principle design, manufacture aggregate machine-tool foundation part. Each kind of general part has the reasonable specification size series, has the suitable technical parameter and the consummation necessary relations. The aggregate machine-tool design should act according to engine bed system and so on performance requirement necessary hydraulic pressure, barometric pressure and electric control.
Key word： Aggregate machine-tool Hydraulic system
機械扳手的新設(shè)計
全聯(lián)盟的石油機械研究機構(gòu)解釋了基于不同設(shè)計的機械扳手傳遞扭矩的規(guī)律性,由此明確的一點就是通過扳手咬合施加力所產(chǎn)生的30—40KNm扭矩足夠用來傳遞更高的扭矩（>80KNm）。由此及彼，通過減少與扭矩成正比例管子上扳手顎的強度使得減少扳手的重量并且增加它們的可靠性成為可能。當然，在產(chǎn)生夾緊力的初期我們必須保證扳手不能滑動。然而，傳統(tǒng)設(shè)計的機械扳手不能保證在扳手扭動過程中力變化的規(guī)律性?；诓煌O(shè)計下扳手強化機構(gòu)的特征表述在『1』
在腦海中我們應(yīng)該記住的就是扳手和管子的接觸在很大程度上與杠桿的旋轉(zhuǎn)角度α有關(guān)。然后，隨著扳手杠桿外力的增加，這個角度變得越來越小，從左到右加緊螺紋的整個過程見圖1
強化機構(gòu)最有效率的結(jié)合可以由聯(lián)動機構(gòu)和鉸鏈機構(gòu)得到。當管子第一次被加緊的時候，鏈接機構(gòu)就開始工作了（曲線1）；它的工作區(qū)域由杠桿切縫的尺寸來限制，然后就轉(zhuǎn)到由四連桿機構(gòu)操作（曲線2）來確定最高強化系數(shù)。當杠桿最末端那一面上升到最終夾緊連接時，強化機構(gòu)便從曲柄設(shè)計和通過不同長度桿來連接的連接桿機構(gòu)（曲線4）中得到收益。因此，在經(jīng)過考慮的這個例子中，扳手連接在管子上的強度開始的強化系數(shù)是i＝18—20，增至i＝42—45，并且以i＝12—13結(jié)束。
通過鉸鏈設(shè)計的扳手加緊過程以強化系數(shù)i>25（曲線2，3）結(jié)束。這也就解釋了為什么這些扳手會比聯(lián)動機構(gòu)和鉸鏈機構(gòu)的扳手重20％。
聯(lián)動機構(gòu)和鉸鏈機構(gòu)的另一個明顯的優(yōu)勢應(yīng)當被提及：杠桿工作有著大范圍的旋轉(zhuǎn)角度：-15 度 < α < 30 度 。
我們調(diào)查的結(jié)果被用來作為計算有著轉(zhuǎn)矩極限的混合鉸鏈機構(gòu)KMB108—2112的基礎(chǔ)。這些扳手設(shè)計的特殊之處就在于在管子上扳手夾緊過程中減少了1/2或者1/3的強化系數(shù)。這就是依靠特殊轉(zhuǎn)矩極限應(yīng)用到最末端表面杠桿制動力的結(jié)果。
扳手控制聯(lián)動機構(gòu)和鉸鏈機構(gòu)。扭矩極限，楔形斷面的一部分，鉸接到扳手的加緊部分。在杠桿最末端表面有一個相同截面的架子作為扭矩極限的凹槽。
扳手開始的時候是由鉸鏈機構(gòu)來操控；當動作限制在滑動槽的時候，就開始由鉸接四連桿機構(gòu)來控制，當大約達到所能達到最大夾緊力的一般時，就由緊緊鑲嵌在扭矩限制槽里面的杠桿架來操控。
由于有著最末級扳手杠桿的制動影響，它所形成的夾緊部分的動力鏈接中兩杠桿大約等于三杠桿的效果，這一點與第五設(shè)計的強化系數(shù)（看圖1）相符。因此，在扳手KMB108—212中，一個合理的操作過程形成了：進程開始時大的強化系數(shù)（i<45度），在杠桿上小的驅(qū)動力（在扳手和管子之間獲得可靠的連接力）并且在得到大的驅(qū)動力時強化系數(shù)的減少（避免扳手過載）。應(yīng)變儀測量表明在那種情況下扳手鏈接的最大壓力被減少1/3到一半。
一個扳手原型KMB108—212，計算出額定轉(zhuǎn)矩為80KNm，被用207.5KNm的轉(zhuǎn)矩在the Azerbaidzhan Institute of Petroleum Machinery的測試臺上進行測試。扳手的效率沒有絲毫的削弱。在1985年KMB108—212扳手開始連續(xù)生產(chǎn)。然而，這些工具的全容量生產(chǎn)被扳手的不穩(wěn)定質(zhì)量限制了。
摘要:組合機床及其自動線所使用的通用部件是具有特定功能,按標準化,系列化,通用化原則設(shè)計、制造的組合機床基礎(chǔ)部件。每種通用部件有合理的規(guī)格尺寸系列，有適用的技術(shù)參數(shù)和完善的配套關(guān)系。組合機床設(shè)計應(yīng)根據(jù)機床性能 要求配套液壓、氣壓和電控等系統(tǒng)。
關(guān)鍵詞： 組合機床 液壓系統(tǒng)
Abstract：The aggregate machine-tool and its the general part which uses from the eneratrix has the specific function, according to standardization, seriation, universalized principle design, manufacture aggregate machine-tool foundation part. Each kind of general part has the reasonable specification size series, has the suitable technical parameter and the consummation necessary relations. The aggregate machine-tool design should act according to engine bed system and so on performance requirement necessary hydraulic pressure, barometric pressure and electric control.
Key word： Aggregate machine-tool Hydraulic system
目 錄
引言 …………………………………………………………… 1
第一章 通用部件簡介 ………………………………………… 2
1.通用部件的分類 …………………………………………… 2
2.動力滑臺與動力箱…………………………………………… 3
3.組合機床支承部件…………………………………………… 4
第二章 組合機床的總體設(shè)計的步驟 ………………………… 5
1組合機床工藝方案的制定…………………………………… 5
2確定切削用量及選擇刀具…………………………………… 7
3組合機床總體設(shè)計—三圖一卡……………………………… 7
第三章組合機床多軸箱設(shè)計…………………………………… 13
1概述…………………………………………………………… 13
2多軸箱的設(shè)計………………………………………………… 13
3攻絲靠模頭的設(shè)計…………………………………………… 16
第四章夾具的設(shè)計……………………………………………… 16
結(jié)論……………………………………………………………… 17
參考文獻………………………………………………………… 18
附錄A 綜述……………………………………………………… 19
附錄B 調(diào)研報告………………………………………………… 23
附錄C 外文翻譯………………………………………………… 26
附錄D 原文……………………………………………………… 30
前 言
組合機床是以通用部件為基礎(chǔ)，配以少量專用部件，對一種或若干中工件按預(yù)先確定的工序進行加工的機床。它能夠?qū)ぜM行多刃多軸多面多工位同時加工。在組合機床上可以完成鉆孔、擴孔、鏜孔、攻絲、車削、銑削、磨削及液壓等工序，隨著組合機床的發(fā)展它能完成的工藝范圍將日益擴大。
組合機床所使用的通用部件具有特定功能，按標準化、系列化、通用化原則設(shè)計制造的組合機床基礎(chǔ)部件，每種通用部件有合理的規(guī)格尺寸系列，有適用的技術(shù)參數(shù)和完善的配套關(guān)系。
組合機床與通用機床、其它機床比較具有以下特點：
（1）組合機床上的通用部件和特征零件越占全部機床零部件的70%-80%，因此設(shè)計和制造周期短，經(jīng)濟效益好。
（2）用于組合機床采用多刀加工，機床自動化程度高，因此比通用機床生產(chǎn)效率高，產(chǎn)品質(zhì)量穩(wěn)定，勞動強度低。
（3）組合機床的通用部件是經(jīng)過周密設(shè)計和長期生產(chǎn)實踐考驗的，又有專門廠家成批生產(chǎn)，它與一般專用機床比較，其結(jié)構(gòu)穩(wěn)定，工作可靠，使用和維修容易。
（4）組合機床加工工件，采用專用夾具，組合刀具和導(dǎo)向裝置等，產(chǎn)品加工質(zhì)量靠工藝裝備保證，對操作工人的技術(shù)水平要求不高。
（5）當機床被加工的產(chǎn)品更新時，專用機床的大部分的部件報廢，組合機床的通用部件是根據(jù)國家檢驗設(shè)計的，并等效于國際檢驗，因此其通用部件可以重復(fù)使用，不必另行設(shè)計和制造。
（6）組合機床易于聯(lián)成組合機床自動線，以適應(yīng)大規(guī)模和自動化生產(chǎn)需要。目前，我國組合機床以廣泛用于大批量生產(chǎn)和使用，例如：汽車、拖拉機、柴油機等。
第一章 通用部件簡介
一.通用部件的分類
通用部件已列為國家標準，并等效為國際標準，設(shè)計時應(yīng)貫徹執(zhí)行國家標準。我國有些企業(yè)有內(nèi)部標準，但其主要技術(shù)參數(shù)及部件和聯(lián)系尺寸必須統(tǒng)一執(zhí)行國家標準，以實現(xiàn)部件通用化標準。
1. 動力部件
（1）主運動動力部件—用來實現(xiàn)組合機床的切削運動。例如：刀具的回轉(zhuǎn)運動。
動力箱：1DT121DT25，適用小型組合機床；1 DT321DT80，適用大型組合機床。
多軸箱：主軸固定多軸箱；主軸可調(diào)多軸箱。
（2）進給運動部件—實現(xiàn)刀具的進給運動。
液壓滑臺：1HY系列液壓滑臺；1HYA系列長臺面型液壓滑臺；1HYS系列液壓十字滑臺。
機械滑臺：1HJ系列機械滑臺；1HJC系列機械滑臺；NC-1HJ系列交流伺服數(shù)機械滑臺。
（3）既能實現(xiàn)主運動，又能實現(xiàn)進給運動的部件。
動力頭：1LHJb系列機械滑套式動力頭；1LXJB系列箱體移動式機械動力頭；LHF系列風動動力頭；1LZY系列多軸轉(zhuǎn)塔動力頭。
（4）為單軸頭變化主軸轉(zhuǎn)速的跨系列通用部件：1XG系列傳動裝置。
2. 輸送部件
輸送部件是將工件由一個工位輸送到另一個工位的部件：1AHY系列液壓回
轉(zhuǎn)臺工作臺；1HYA系列長臺面型液壓滑臺。
3. 支承部件
支承部件是可用來安裝組合機床其它部件，它包括1CC系列滑臺，側(cè)底座；
1CD系列立柱側(cè)底座；1CL系列立柱及中間底座等。
4. 控制部件
控制部件用來控制組合機床行動循環(huán)。
5. 輔助部件
除上述部件外的部件稱輔助部件，主要指用于潤滑、冷卻和排屑等部件。
二.動力滑臺與動力箱
1. 動力滑臺是由滑座、滑鞍和驅(qū)動裝置等組成，是實現(xiàn)組合機床直線進給運動的動力部件。
動力滑臺的用途：根據(jù)被加工工件的工藝要求，可以在滑臺上安裝動力箱、鉆削頭、銑削頭和鏜孔車端面頭等各種部件，以完成對工件的鉆孔、擴孔、鉸孔、螳孔、倒角、削端面、車端面、銑削及攻絲等工序，有時也作為輸送部件使用，配置多工位組合機床。
2. 1TD系列動力箱的用途
動力箱是將電動機的動力傳遞給多軸箱的動力部件。動力箱安裝在滑臺或其它進給部件的結(jié)合面上，動力箱前端結(jié)合面上安裝多軸箱，動力箱的輸出軸驅(qū)動動力箱的每個主軸及傳動軸，使多軸箱完成各種工藝切削運動。
1DT系列動力箱分兩種：第一種根據(jù)用于配置小型組合機床，其型號為1DT121DT25，本規(guī)格的動力箱輸出軸有兩種傳動形式，I型用輸出軸安裝的平
鍵，齒輪輸出轉(zhuǎn)矩；II型用輸出軸端面鍵輸出轉(zhuǎn)矩。第二種動力箱用于配置大型組合機床，其規(guī)格為1DT321DT80，其輸出軸只有平鍵，齒輪一種輸出轉(zhuǎn)矩的形式。
三.組合機床支承部件
組合機床支承部件包括中間底座，側(cè)底座，立柱，立柱底座，支架及墊塊等。支承部件主要用來安裝動力部件及其它工作部件是組合機床的基礎(chǔ)部件。支承部件應(yīng)用于足夠的剛度，以保證各部件之間相對位置精度長期正確，從而保證組合機床的加工精度。
組合機床的支承部件采用組合式，例如：臥式組合機床的床身，由中間底座與側(cè)底座裝配而成，而立式組合機床的床身由立柱及立柱底座裝配而成。此種裝配結(jié)構(gòu)優(yōu)點是加工和裝配工藝性好，調(diào)整和運輸比較方便。但是，組合式結(jié)構(gòu)減
弱了床身的整體剛性，這一缺點通常用加強部件之間的連接剛度來補償。
1. 1CC系列滑臺側(cè)底座
1CC系列滑臺側(cè)底座用于安裝1HY系列液壓滑臺及各種機械滑臺側(cè)底座長度按滑臺行程長度分型并與其配套?；惭b在側(cè)底座上，側(cè)底座與中間底座用螺釘及銷（或鍵）連接成一體，滑臺與側(cè)底座之間裝有5mm厚的調(diào)整墊。采用調(diào)整墊鐵對機床的制造和維修都方便。因為當滑座導(dǎo)軌磨損后，或重新組裝機床時，只須取下滑臺將導(dǎo)軌面重新修刮或修磨，再重新更換調(diào)整墊厚度，可使機床達到應(yīng)有精度。
側(cè)底座的頂面具有與滑座結(jié)合的平面外在其周圍有收集冷卻液或潤滑油用的溝槽，用管道將油液引回存儲槽中，側(cè)底座的另一側(cè)面有電氣壁盒，以供安裝電器元件用。一般電器壁盒與冷卻液存儲箱不應(yīng)靠近，以防電氣元件潮濕。
為了便于支承部件及整臺機床運輸，側(cè)底座應(yīng)用走絲吊孔或吊環(huán)螺釘孔及放入撬杠用的底面凹槽。
2. 中間底座
中間底座用于安裝運輸部件和夾具等的支承部件。它可以與側(cè)底座支架和立柱等相接。
中間底座在配置組合機床時，往往不能用一種系列滿足不同使用要求，因此，中間底座無標準化系列，尚須根據(jù)具體情況設(shè)計專用的中間底座。
中間底座分為安裝固定夾具和安裝回轉(zhuǎn)工作臺的兩種類型。
根據(jù)組合機床配置形式的不同，中間底座多種多樣?？傊S著組合機床形式不同，中間底座在結(jié)構(gòu)，尺寸方面就有不同的要求。
中間底座的高度為56mm，也可選用630mm或710mm，本次設(shè)計底座選用630mm。
第二章 組合機床的總體設(shè)計
一.組合機床工藝方案的制定
工藝方案制定的正確與否，將決定機床能否達到體積小，重量輕，結(jié)構(gòu)簡單。為了使工藝方案制定得合理，先進，必須認真分析被加工零件圖紙開始，深入現(xiàn)場全面了解被加工零件的結(jié)構(gòu)特點，加工部位，尺寸精度，表面粗糙度和技術(shù)要求，定位、夾緊要求，工藝方法和加工過程所采用的刀具、輔具，切削用量及生產(chǎn)率要求等，分析優(yōu)缺點。
1. 零件的工藝分析
被加工零件為由油泵體，頂面和底面攻絲，因此需在專用機床上加工，并要保證它們之間的粗糙度和位置精度要求。
2. 工藝方案的制定
05．粗精銑油泵體底面和后側(cè)面
10．粗精銑左右兩端面
15．粗精銑頂面和前后兩結(jié)合面
20．鉆柱塞套孔
25．擴柱塞套孔
30．粗鉸柱塞套孔
35．精鉸柱塞套孔
40．擴頂面φ30孔
45．攻絲頂面φ30孔
50．鉆、擴、粗、精鉸油泵體內(nèi)φ18孔
55．锪油泵體內(nèi)φ21孔
60．鏜左右端面凸輪軸孔
65．鉆左右端面M12、φ12、M8孔
70．擴、鉸左右端面φ12孔
75．攻絲左右端面M12、M8螺紋孔
80．銑后側(cè)面φ24孔
85．在φ24孔內(nèi)鉆M12孔
90．在φ24孔內(nèi)攻絲M12孔
95．鉆前側(cè)面M8螺紋底孔，鉆后側(cè)面M12螺紋底孔
100．攻絲前側(cè)面M8螺紋底孔，鉆后側(cè)面M12螺紋底孔
105．銑前側(cè)面φ20孔
110．在φ20孔內(nèi)鉆M10孔
115．在φ20孔內(nèi)攻絲M10孔
120．鉆、擴、鉸前凸面φ45孔
125．鉆前凸面M8孔
130．攻絲前凸面M8孔
135．鉆前側(cè)面φ8斜油孔
140．鉆右端面M12放油孔
145．攻絲右端面M12放油孔
150．去毛刺
155．清洗
155-J．終檢
3．工件的定位基準選擇
箱體類零件是機械加工中工序多，精度要求高的零件，這類零件一般都有較
高的精度的孔要加工，又常要在一次安裝下進行，但因為其工件并不適合一面兩銷，因此，我選擇三面定位。
4. 夾緊方案的制定
夾緊機構(gòu)由夾緊動力，中間傳動機構(gòu)，夾緊元件三部分組成，夾緊動力用于產(chǎn)生力源，并將作用力傳給中間傳動機構(gòu)。采用中間傳動機構(gòu)可改變作用力的大小和方向，同時能產(chǎn)生的鎖作用，以保證在加工過程中，當力源消失時，工件在切削力或振動作用下仍能可靠夾緊。夾緊元件剛用以承受由中間傳動機構(gòu)傳遞的夾緊力。并與工件直接接觸而執(zhí)行夾緊動作。工件夾緊時，夾緊裝置應(yīng)重點解決下列問題：
（1）夾緊裝置在對工件夾緊時，不應(yīng)破壞工件的定位應(yīng)正確選擇夾緊力的方向及著力點。
（2）夾緊力的大小應(yīng)可靠，適當。要保證工件在夾緊后的變形和受壓表面的損壞不能超過允許的范圍。
（3）結(jié)構(gòu)簡單合理，夾緊動作迅速，操作方便，省力，安全。
（4）夾緊力或夾緊行程在一定范圍內(nèi)可調(diào)整或補償。
二.確定切削用量及選擇刀具
切削用量選擇是否合理，對組合機床的加工精度、生產(chǎn)率、刀具的耐用度、機床的布局及正常工作均有很大的影響。
組合機床切削用量的選擇特點：
1.在大多數(shù)情況下，組合機床為多軸，多刀，多面同時加工，因此切削用量，根據(jù)經(jīng)驗應(yīng)比一般萬能機床單刀加工低30%左右。
2.組合機床多軸箱下，所有刀具共用一個進給系統(tǒng)，通常為標準動力滑臺，工作時，要求所以的刀具的每分鐘進給量相同，且等于動力滑臺的分鐘進給量。
a 由于工件材料：HT200 HBS：180-200 ?30 深30mm
查攻絲切削速度查得：鑄鐵：v=4～8 m/min.選取v=6 m/min
(1)攻絲的計算：
f=3mm/r v=6m/min
硬度
切削扭矩：N·mm
切削功率：
刀具耐用度：
三.組合機床總體設(shè)計—三圖一卡
1.被加工零件工序圖
被加工零件的工序圖是根據(jù)選定的工藝方案，表示一臺組合機床或自動線完成的工藝內(nèi)容，加工部位尺寸、精度、表面粗糙度及技術(shù)要求，加工用定位基準，夾緊符號及被加工零件的材料、硬度、重量等表示。不能用客戶提供的圖紙，而需在原零件圖的基礎(chǔ)上，突出被加工的內(nèi)容，加上必要的說明繪制而成的，它是組合機床設(shè)計的主要依據(jù)，也是制造，使用，檢驗和調(diào)整機床的重要技術(shù)元件，圖上應(yīng)表示出：
（1）被加工零件的形狀和輪廓尺寸及本機床設(shè)計有關(guān)的部位的結(jié)構(gòu)形狀及尺寸。
（2）加工用定位基準，夾緊部位及夾緊方向，以便依此進行夾具的定位支承，限位，夾緊，導(dǎo)向裝置的設(shè)計。
（3）本道工序加工部位尺寸、精度、表面粗糙度、形狀位置尺寸及技術(shù)要求，還包括本道工序?qū)η暗拦ば蛱岢龅囊蟆?
（4）必要的文字說明，如被加工零件的編號名稱，硬度，重量，加工余量等。
油泵體的工序圖見圖1。
2.加工示意圖
1.加工示意圖的作用和內(nèi)容
零件的加工工藝方案要通過加工示意圖反映出來，加工示意圖表示被加工零件在機床尚的加工過程，刀具輔具的布置狀況以及工件，夾具，刀具等機床各部件間的相對位置關(guān)系，機床的工作行程及工作循環(huán)等。因此，加工示意圖是組合機床設(shè)計的主要圖紙之一。在總體設(shè)計中占據(jù)重要地位。它是刀具，輔具，夾具，多軸箱，液壓電氣裝置設(shè)計及通用部件選擇的主要原始資料；也是整臺組合機床布局和性能的原始要求，同時還是調(diào)整機床刀具及成車的依據(jù)，其內(nèi)容為：
（1）應(yīng)反映機床的加工方法，加工條件及加工過程。
（2）根據(jù)加工部位特點及加工要求，決定刀具類型，數(shù)量，結(jié)構(gòu)，尺寸（直徑
和長度），包括鏜削加工是膛桿直徑和長度。
（3）決定主軸的結(jié)構(gòu)類型，規(guī)格尺寸及外伸長度。
（4）選擇標準或設(shè)計專用的接桿，浮動卡頭，導(dǎo)向裝置，攻絲靠模裝置，刀桿
托架等，并決定它們的結(jié)構(gòu)參數(shù)及尺寸。
（5）標明主軸，接桿，夾具（導(dǎo)向）與工件之間的聯(lián)系尺寸，配合及精度。
（6）根據(jù)機床要求的生產(chǎn)率及刀具，材料特點等，合理正確定并標注各主軸的
切削用量。
2.加工示意圖零件的選擇
（1）刀具的選擇
刀具的選擇要求考慮工件加工尺寸精度，切削的排除，及生產(chǎn)率要求等因素。
由《機械加工工藝設(shè)計手冊》選擇：
機用絲錐M30
（2）初定主軸類型、尺寸、外伸長度和選擇接桿、浮動卡頭。主軸型式主要取決于進給力和主軸－刀具系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的需要。主軸尺寸規(guī)格應(yīng)根據(jù)選定的切削用量計算出切削轉(zhuǎn)矩， 查表3-5得：確定主軸直徑d=30mm.
（3）選攻絲靠模規(guī)格為：T0281圖2-11 1號。接桿莫氏圓錐號：1，2號。
（4）絲錐用彈簧漲套：T0631-51 圖3-3 。
（5）除剛性主軸外，組合機床主軸與刀具之間常用兩種連接：一是接桿連接，也稱剛性連接，用于單導(dǎo)向進行鉆、擴、鉸及倒角加工；二是浮動卡頭連接，也稱浮動連接，用于長導(dǎo)向、雙導(dǎo)向和多導(dǎo)向進行鏜、擴、鉸孔，以減少主軸位置誤差及主軸徑向跳動對加工精度的影響。
由圖3-5 選接桿： T0637 A型。
（6）大型組合機床用攻絲卡頭： T0637-03 圖3-5 卡頭號：1號。
油泵體的加工示意圖見圖2
3.影響聯(lián)系尺寸的關(guān)鍵刀具
保證加工終了時，多軸箱端面到工件端面之間的尺寸最小，來確定全部刀具，接桿，導(dǎo)向，刀具托架及工件之間的聯(lián)系尺寸。其中，須標注主軸端部外徑和內(nèi)孔徑，外伸長度，刀具各段直徑及長度，導(dǎo)向的直徑，長度配合，工件至夾具之間須標注工件距離導(dǎo)套端面的距離，還需標注刀具托架與夾具之間的尺寸，工件本身及加工部位的尺寸和精度等。
4.動力部件的工作循環(huán)
動力部件的工作循環(huán)是指：加工時，動力部件從原始位置開始到加工終了位置又返回到原始位置的動力過程。一般包括快速引進，工作進給，快速退回等動作，有時還有中間停止，多次往復(fù)進給，跳躍進給，死擋鐵停留等特殊要求，這是根據(jù)具體的加工工藝需要確定的。
5.動力部件的工作行程
(1)工作進給長度L應(yīng)等于工件加工部位長度與刀具切入長度和切出長度之和。參考《組合機床設(shè)計》表3－17得：切入長度 =5mm.
(2)快速退回和工退長度之和等于快速引進和工進長度之和。其長度按加工具體要求而定。?30快進取120mm；工進40mm；
(3)動力部件總行程長度除了應(yīng)保證要求的工作循環(huán)工作過程外，還要考慮裝卸調(diào)整刀具方便，及考慮前備量。前備量取20mm 。
3. 尺寸聯(lián)系圖
一般來說，組合機床是由標準的通用部件—動力滑臺、動力箱、各種工藝、切削頭、側(cè)底座、立柱底座及中間底座加上專用部件—多軸箱、刀具、輔具系統(tǒng)、夾具、液電、冷卻、潤滑、排屑系統(tǒng)組合裝配而成的。
聯(lián)系尺寸圖的主要內(nèi)容為：
（1）以適當數(shù)量的視圖按同一比例畫出機床各主要組成部件的外形輪廓及相關(guān)位置，表明機床的配置型式及總體布局，主視圖的選擇應(yīng)與機床實際加工狀態(tài)一致。
（2）圖上應(yīng)盡量減少在必要的線條及尺寸應(yīng)標注，但反映部件的聯(lián)系，專用部件及主要輪廓尺寸，運動部件的極限位置及行程尺寸必須完全。
（3）為便于開展局部設(shè)計，聯(lián)系尺寸圖上應(yīng)標注通用部件的規(guī)格，代號，電動機型號，功率及轉(zhuǎn)速，并說明機床部件的分組情況及總行程。
組合機床的動力部件是配置組合機床的基礎(chǔ)，它主要包括用以實現(xiàn)刀具主軸旋轉(zhuǎn)主運動的動力箱，各種工藝切削用量及進給運動的運功動滑臺。
影響動力部件選擇的主要因素為：切削功率，進給力，進給速度，行程，多軸箱輪廓，尺寸，動力滑臺的精度和導(dǎo)軌材料，綜合這些因素，根據(jù)具體加工要求正確合理選擇動力部件—動力滑臺和動力箱，并以其為基礎(chǔ)進行通用部件配置。
根據(jù)前面算的再查《組合機床設(shè)計》表2－14選1DT63動力箱，電機型號:Y160L-6,電動機功率：P=11KW,電動機轉(zhuǎn)速：n=970r/min,驅(qū)動軸轉(zhuǎn)速：n=485r/min.動力箱輸出軸距底面高度為320mm。
由表2－3結(jié)合附表1:選液壓動力滑臺1HY50 ，臺面寬:B=500mm，
面長:1000mm，行程長:H＝630mm，導(dǎo)軌為鑄鐵材料，允許最大進給力:32000N，快速行程速度:6300 mm/min，工進速度10～350mm/min。
配套通用部件：滑臺側(cè)底座，附表18:其型號：1CC501,高度h=560mm，寬度=700mm，長度L＝1550mm
計算多軸箱輪廓尺寸
標準的通用多軸箱的厚度有兩種尺寸規(guī)格，臥式為325mm,因我后蓋箱放了兩排，故厚度為360
繪制機床聯(lián)系尺寸圖時，重要確定的尺寸是多軸箱的寬度B和高度H及最低主軸高度：
B=b+ H=h++
式中：b—工件再寬度方向相距最遠的兩孔距離（mm）
—最邊緣主軸中心距箱外壁的距離（mm）
h—工件在高度方向相距最遠的兩孔距離（mm）
—最低主軸高度。
為保證多軸箱有排布齒輪的足夠空間，推薦b1>70100 mm，取b1=100mm，=124.5mm,H=900mm,h3=250mm,h4=630mm,h7=5mm,推薦>85140 mm。
=h2+H-(0.5+h3+h7+h4)＝66.7＋950－(0.5+280+5+560)=171.2mm
B=b+2b1=475mm
H=h++b1==271.2mm
根據(jù)上述計算值，按多軸箱輪廓尺寸系列標準最后確定多軸箱輪廓尺寸由P012表4－1，取B×H=500500mm。
動力箱以及底面與動力滑臺定位連接，在機床長度方向上，通常動力箱后端面應(yīng)與滑臺后端面平齊安裝。動力滑臺與滑座在機床長度方向的相對位置由加工終了時滑臺前端面到滑座前面的距離決定，是在機床長度方向上各部件聯(lián)系尺寸的可調(diào)環(huán)節(jié)；對于通用的標準動力滑臺，尺寸的最大范圍為50mm，是動力滑臺，滑座本身結(jié)構(gòu)決定的滑臺前端面到滑臺前端面的最小距離與前備量兩者之和。前者通常不應(yīng)小于15－20mm，后者用補償?shù)毒咧啬ズ筝S向可調(diào)的尺寸并用于彌補機床制造和安裝誤差前備量取40mm；剛＝40＋30＝70mm。
為便于機床的調(diào)整和維修，滑臺與側(cè)底座在機床長度方向上的相對位置由滑座前端面到側(cè)底座前端面的距離決定。若采用的側(cè)底座為標準型，則可由組合機床通用部件聯(lián)系尺寸標準中查得；若不能采用標準型側(cè)底座則可根據(jù)具體情況而定，取110mm。
中間底座輪廓尺寸其長度方向尺寸安下式確定： L=1325mm
4.機床生產(chǎn)率計算卡
機床負荷率等。根據(jù)選定得機床工作循環(huán)所需要的工作行程長度，切削用量，動力部件的速度及工進速度等；就可以計算機床的生產(chǎn)率并編制生產(chǎn)率計算卡；用以反映機床的加工過程；完成每一動作所需的時間，切削用量，機床生產(chǎn)率等
1.理想生產(chǎn)率Q1
指定成年生產(chǎn)綱領(lǐng)A（包括備量及廢品率在內(nèi)）所需求的機床生產(chǎn)率。它與全年工時總數(shù)有關(guān)，一般情況下，單班制生產(chǎn)K取2350h，兩班制生產(chǎn)取4600h，則Q1=（件/h）
2.實際生產(chǎn)率Q
指所設(shè)計機床每小時實際可以生產(chǎn)的零件數(shù)量
Q=60/
求出：—生產(chǎn)一個零件所需的時間（min）
=t切+t輔=（L1/Vf1+L2/Vf2+T停）+（L順進/+ L快退/+T移+t卸裝）=2.158min
Q=60/=60/2.158=27（件/h）
3.機床負荷率μ負
當Q1〈Q時，計算二者的比值即為負荷率
h負=Q1/Q
則h負=21.74/27=0.80
4.機床生產(chǎn)率計算卡
機床生產(chǎn)率計算卡 見表1
第三章 組合機床多軸箱設(shè)計
1.概述
多軸箱是組合機床的主要部件之一，按專用要求進行設(shè)計，由通用零件組成。其主要作用是根據(jù)被加工零件的加工要求，安排各主軸位置，并將動力和運動由電機或動力部件傳給各工作主軸，使之得到要求的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向。
多軸箱按其結(jié)構(gòu)大小，可分為大型多軸箱和小型多軸箱兩類。大型又分為通用多軸箱和專用多軸箱兩種。
通用多軸箱主要由箱體，主軸，傳動軸，齒輪，軸套等零件和通用（專用）的附加機構(gòu)組成。
在多軸箱體前后壁之間可安排厚度為24mm的齒輪三排或32mm的齒輪兩排；在多軸箱體后壁之間可安排一或兩排齒輪。
通用多軸箱體厚度為180mm，用于臥式的多軸箱前蓋厚度為55mm（基型），用于立式的多軸箱前蓋并作油池，加厚為70mm，基型后蓋厚度為90mm，其余三種厚度的后蓋（50，100，125mm),可根據(jù)多軸箱內(nèi)傳動系統(tǒng)安排動力部件與多軸箱的具體連接情況而定。
2.多軸箱的設(shè)計
多軸箱是組合機床的重要部件之一，它關(guān)系到整臺組合機床質(zhì)量的好壞。
具體設(shè)計時，需根據(jù)“三圖一卡”，仔細分析研究零件的加工部件，工藝要求，確定多軸箱與被加工零件，機床其它部分的相互關(guān)系。
1.繪制多軸箱設(shè)計原始依據(jù)圖
根據(jù)“三圖一卡”整理編匯，內(nèi)容包括多軸箱設(shè)計的原始要求和已知條件。
在編制此圖時從“三圖一卡”中已知：
（1）多軸箱輪廓尺寸500mm500mm
（2）工件輪廓尺寸及各孔位置尺寸
（3）工件與多軸箱相對位置尺寸
多軸箱圖一般應(yīng)包括以下內(nèi)容:
（1）所有主軸的位置尺寸及工件與多軸箱的相對尺寸,在標注主軸的位置及相關(guān)尺寸時,首先要注意多軸箱和被加工零件在機床上是面對面擺放的,因此多軸箱橫截面上的水平方向尺寸因與被加工零件工序圖的水平方向相反;其次,多軸箱上的坐標尺寸基準和被加工零件工序圖的尺寸基準相常不相重合,應(yīng)根據(jù)多軸箱和被加工零件的相對位置找出統(tǒng)一基準,并標注出其相對位置關(guān)系尺寸.
（2）在圖中標注主軸轉(zhuǎn)向由于標注刀具多為右旋,因此要求主軸一般為逆時針旋轉(zhuǎn)。
（3）圖中應(yīng)標出多軸箱的外形尺寸.
（4）列表標明工件材料,加工表面要求,并標出各主軸的工序內(nèi)容,主軸外伸部分尺寸和切削用量等.
（5）注明動力箱型號,功率P,轉(zhuǎn)速機和其它主要參數(shù).
2.主軸直徑和齒輪模樹的初步確定
m≥(30-32) （mm）
3.主軸的動力計算
4.傳動系統(tǒng)的設(shè)計與計算
（1）對傳動系統(tǒng)的一般要求
1) 盡量用一根中間軸帶動很多根主軸,當齒輪齒合中心距不符合標準時,可用變位齒輪或略變傳動比的方法解決.
2) 一般情況下,盡量不采用主軸帶動主軸的方案,因為會增加主動軸的負荷,如遇到主軸分布密集而切削負荷又不大時,為了減少中心軸,也可用一根主軸帶1-2根或更多根主軸的傳動方案.
3) 為使結(jié)構(gòu)緊湊多軸箱體的齒輪傳動副的最佳傳動比為1-1.5,在多軸箱后蓋內(nèi)的第IV排(或第V排)齒輪,根據(jù)需要,其傳動比可以取大些,但一般不超過33.5。
4) 根據(jù)轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)距成反比的道理，一般情況下如驅(qū)動軸轉(zhuǎn)速較高時，可采用逐步降速傳動，如驅(qū)動軸轉(zhuǎn)速較低時可先使速度升高一點再降速，這樣可使傳動鏈前面幾根軸齒輪上的齒輪應(yīng)盡量安排靠近前支承，以減少主軸的扭轉(zhuǎn)變形。
5）粗加工切削力大，主軸上的齒輪應(yīng)盡量安排靠近前支承，以減少主軸的扭轉(zhuǎn)變形。
6）齒輪安排數(shù)可按下面方法安排：
不同軸上齒輪不相碰，可放在箱體內(nèi)同一排上。
不同軸上齒輪與軸或軸套不相碰，可放在箱體內(nèi)不同排上。
齒輪與軸相碰，可放在后蓋內(nèi)。
2 計算主軸和傳動軸的齒數(shù)
驅(qū)動軸上齒數(shù)有一定限制（＝21－26） ?。?4，m=3
則總傳動比：
驅(qū)動軸：
(1)I軸
1）假設(shè) =23mm, m=2
由： 和得：
=23； =23
4）驅(qū)動軸0、軸19 ＝24， m＝3， /Z=2.5 得：
Z=60
2)中間傳動軸19、18 m=3 i=3 得
＝20； ＝60
2)中間傳動軸17、18 m=3 i=1 得
＝20； ＝20
2)中間傳動軸7、10、13、15、17 m=2 i =1 得
所以：
(2)II軸
同理可得：
(3)III軸
同理可得：
(4)IV軸
同理可得：
(5)V軸
同理可得：
(6)VI軸
同理可得：
3. 計算傳動軸得直徑
所有軸直徑均為30mm
3. 攻絲靠模頭的設(shè)計
由于攻絲的多軸箱的前蓋是根據(jù)被加工零件單獨設(shè)計，沒有通用件，所以設(shè)計見圖。
第四章夾具的設(shè)計
機床夾具是在機床上所使用的一種輔助裝置，用它來準確迅速地確定工件與機床刀具間地相對位置，即將工件定位及夾緊，以完成加工所需地相對運動。
使用夾具地最終目的是保證產(chǎn)品質(zhì)量，改善工人勞動條件，提高生產(chǎn)效率，降低產(chǎn)品成本。
1 油泵體的定位基準的選擇
由零件圖可知，因組合機床為臥式，因此，油泵體的左面作為主要定位基面。為了提高加工效率，決定采用三面定位，同時為了縮短輔助時間采用液壓夾緊。
2 夾緊的選擇
我們采用前法蘭盤式油缸進行直接夾緊。
結(jié) 論
經(jīng)過四年的學習，我們也終于完成了在學校最重要的設(shè)計——畢業(yè)設(shè)計。我們設(shè)計的題目是組合機床，組合機床以前我們從沒有碰到過，這次經(jīng)過這幾個月的摸索，并且在樊老師的指導(dǎo)下，我們對組合機床有了一個整體的認識，也對大學四年的學習有了一次總匯。從繪制零件圖到主軸箱裝配圖，都使我對設(shè)計組合機床的工藝過程有了深刻了解。我相信以后碰到相同或類似的問題，我會做得更好！最后，我還要特別感謝樊老師。在我每次遇到難解的地方的時候，他都會百忙之中抽出時間不厭其煩的給我講解，直到我弄懂為止。他還經(jīng)常給我指出錯誤，并給我提供新的思路，讓我能夠很好地完成作業(yè)。當然我還要謝謝在設(shè)計中幫助過我的同學，以及幫我答辯的各位老師！
參考文獻
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