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1、D3115柴油機機體頂面攻絲專用機床主軸箱設計 全套CAD圖紙，加153893706 摘要： 組合機床是根據工件加工需要，以大量通用部件為基礎，配以少量專用部件組成的一種高效專用機床，主軸箱是組合機床的重要專用部件。本設計中，根據加工示意圖所確定的工件加工孔的數量、位置和切削用量，選定了主軸的類型，詳細準確的設計了傳動系統(tǒng)，并且對箱體結構，傳動零件的選用，攻絲卡頭，靠模裝置，攻絲行程機構等做了說明。由于被加工零件孔數量較多，且間距小，排列分散，采用通常方案排箱無法實現14個孔的工序集中，因此在經過大量的設計計算之后，采用了立式單工位的加工方法，同時對14個孔進行攻絲加工，

2、大大提高了生產效率，滿足了生產要求。 關鍵詞：組合機床 主軸箱 傳動設計 Abstract: Madular machine is according the workpiece process need, take many general parts as the foundation ,and go together with a little amount appropriation parts constitute a kind of efficiently appropriation machine tool. The spindle box is a

3、important appropriation parts of the modular machine. In this design, according to the cavity’s quantity, position and chip dosage in the process sketch picture. We select the type of the spindle, detail and accurate design the fixture system. And illustrate for the box body structure, fixture parts

4、 choose, screw press, depend mold equip, screw trip mechanism. Because of the big quantity ,short distance and arrange dispersion of the cavity. Adopt usually project to line up the box can not consummate the 14 cavities’ work preface concentration. After through a great deal of design calculation,

5、we adopt the stand type and one work step working method to screwing the 14 cavities at the same time. Raise the produce efficiency consumedly, and satisfiy the produce request. Keywords: Modular machine spindle box design of fixture 目 次 引言……………………………………………………………………………………3

6、 1、攻絲主軸箱的設計…………………………………………………………………4 1.1、主軸箱的組成及表示方法………………………………………………………4 1.2、主軸箱通用零件…………………………………………………………………5 1.3、繪制主軸箱設計原始依據圖……………………………………………………6 1.4、主軸的確定………………………………………………………………………7 1.5、主軸箱的傳動設計………………………………………………………………8 1.6、主軸箱坐標計算，繪制坐標檢查圖…………………………………………17 1.7、繪制主軸箱總圖及零件圖……………………………

7、………………………18 2、攻絲主軸箱的設計特點…………………………………………………………19 2.1、攻絲專用機床結構方案的選擇………………………………………………19 2.2、攻絲卡頭及攻絲靠模裝置……………………………………………………20 2.3、攻絲行程控制機構……………………………………………………………21 2.4、主軸箱的其他問題……………………………………………………………22 3、機床操作須知……………………………………………………………………23 小結…………………………………………………………………………………24 致謝…………………………………………

8、………………………………………25 參考文獻……………………………………………………………………………26 附一：外文翻譯……………………………………………………………………27 附二：外文資料……………………………………………………………………42 引 言 本課題《D3115柴油機機體頂面攻絲專用機床主軸箱設計》直接來源于生產第一線——常州機床廠，因此具有一定真實的經濟價值。柴油機機體是眾多的柴油機零件中最大的零件，而它的加工內容也很多，頂面攻絲是其中一道典型工序。對我們綜合應用所學理論知識與技能方面具有較大的作

9、用，并要求我們必須具備扎實的機械設計基礎，具有全面的機械專業(yè)知識，熟悉組合機床設計原理。 最早的組合機床是1911年在美國制成的，用于加工汽車零件。初期，各機床制造廠都有各自的通用部件標準。為了提高不同制造廠的通用部件的互換性，便于用戶使用和維修，1953年美國福特汽車公司和通用汽車公司與美國機床制造廠協(xié)商，確定了組合機床通用部件標準化的原則，即嚴格規(guī)定各部件間的聯系尺寸，但對部件結構未作規(guī)定。 ? 目前，我國許多企業(yè)擁有一定數量的組合機床，這些機床是針對企業(yè)產品的特定工藝要求而設計的，雖然它們主要由通用部件并配以少量專用部件組合而成，但在購進時就已組合好，機床加工動作流程已固定，基

10、本上也成了加工特定工藝的專用機床 組合機床未來的發(fā)展將更多的采用調速電動機和滾珠絲杠等傳動，以簡化結構、縮短生產節(jié)拍；采用數字控制系統(tǒng)和主軸箱、夾具自動更換系統(tǒng)，以提高工藝可調性；以及納入柔性制造系統(tǒng)等。 主軸箱是工序集中的、高效的組合機床的重要的專用部件之一，是用于布置(按所要求的坐標位置)機床工作主軸及其傳動零件和相應的附加機構的重要參考。主軸箱傳動系統(tǒng)的優(yōu)劣和箱體加工方式、方法直接影響機床的可靠性、耐用性、經濟性、準確性。因此對主軸箱進行結構創(chuàng)新設計。由于在本機床上需同時加工14個孔，不僅孔多、間距小，而且孔的排列分散，采用通常方案排箱無法實現14孔的工序集中。因此本攻絲機床的主軸箱

11、傳動系統(tǒng)在對被加工零件進行了深入細致地分析計算的基礎上，將常規(guī)狀況下不能完成的排箱得以實現，而且所設計的主軸箱結構緊湊。 主軸箱箱體一般都是主軸箱箱體部件裝配時的基準零件，它在專用機床或箱體部件中的主要作用有：聯結有關的組件和零件構成具有一定要求的傳動鏈，把電動機的轉速和功率按不同需要傳遞到主軸上去；保證箱體內部各個組件、零件的正常運轉，變速和潤滑等；確保與其他部件準確的相對位置。 另外，此次設計的機床所加工的零件由于頂面螺紋孔數量較多，為了滿足生產要求，在制訂方案時特制訂采用立式單工位形式的組合機床對多孔進行同時攻絲加工，以提高生產效率。 1、攻絲主軸箱的設計 1

12、.1 主軸箱的組成及表示方法 主軸箱按結構特點分為通用（即標準）和專用主軸箱兩大類。前者結構典型，能利用同用的箱體和傳動件；后者結構特殊，往往需要加強主軸系統(tǒng)剛性，而使主軸及某些傳動件必須專門設計，故專用主軸箱通常指“剛性主軸箱”，即采用不需要刀具導向裝置的剛性主軸和用精密滑臺導軌來保證加工孔的位置精度。通用主軸箱則采用標準主軸，借助導向套引導刀具來保證被加工孔的位置精度。本設計中所采用的就是通用主軸箱——ZD27-1主軸箱。 1.1.1、主軸箱的組成 主軸箱由通用零件如箱體、主軸、傳動軸、齒輪和附加機構等組成。其基本結構中，箱體、前蓋、后蓋、上蓋、側蓋等為箱體類零件；主軸、傳動軸、傳動

13、齒輪、動力箱和電動機齒輪等為傳動類零件；分油器、注油標、排油塞、和防油套等為潤滑及防油元件。 在主軸箱箱體內腔，可安排兩排32mm寬的齒輪或三排24mm寬的齒輪；箱體后壁與后蓋之間可安排一排（后蓋用90mm厚時）或兩排（后蓋用125mm厚時）24mm寬的齒輪。 本主軸箱考慮到實際情況，在箱體體內安排了三排24mm寬的齒輪和一排32mm寬的齒輪。 1.1.2、主軸箱總圖繪制方法特點 （1）主視圖 用點劃線表示齒輪節(jié)圓，標注齒輪齒數和模數，兩嚙合齒輪相切處標注羅馬字母，表示齒輪所在排數。標注各軸軸號及主軸和驅動軸、液壓泵軸的轉速和方向。 （2）展開圖 每根軸、軸承、齒輪等組件只畫軸線

14、上邊或下邊（左邊或右邊）一半，對于結構尺寸完全相同的軸組件只畫一根，但必須在軸端注明相應的軸號；齒輪可不按比例繪制，在圖形一側用數碼箭頭標明齒輪所在排數。 1.2 主軸箱通用零件 主軸箱的通用零件的編號方法如下： T07或1T07系指與TD或與1TD系列動力箱配套的主軸箱同用零件，其標記方法詳見《組合機床設計簡明手冊》中表4-2、表4-4、表4-5和第七章相應的配套零件表。 順序號和零件順序號表示的內容隨類別號和小組號的不同而不同。例如：800×630T0711-11，表示寬800mm，高400mm的主軸箱體；30T0731-42

15、，表示有Ⅳ排齒輪，用圓錐滾子軸承、直徑為φ40mm的傳動軸；3×40×40T0741-41表示模數為3、齒數為40、孔徑為φ20mm和寬度為32mm的齒輪。 1.2.1、通用箱體類零件 主軸箱的通用箱體類零件配套表詳見《組合機床設計簡明手冊》中表7-4；箱體材料為HT200，前、后、側蓋等材料為HT150。主軸箱體基本尺寸系列標準（GB3668.1-83）規(guī)定，9種名義尺寸用相應滑臺的滑鞍寬度表示，主軸箱體寬度和高度是根據配套滑臺的規(guī)格按規(guī)定的系列尺寸（《組合機床設計簡明手冊》中表7-1）選擇；主軸箱后蓋與動力箱法蘭尺寸見《組合機床設計簡明手冊》中表7-2，其結合面上聯接螺孔、定位銷孔及其

16、位置與動力箱聯系尺寸相適應（參見《組合機床設計簡明手冊》中表5-40）；通用主軸箱體結構尺寸及螺孔位置詳見《組合機床設計簡明手冊》中表7-1及表7-3。 主軸箱的標準厚度為180mm，用于臥式主軸箱的前蓋厚度為55mm，用于立式的因兼作油池用，故加后到70mm，基型后蓋的厚度為90mm，變形后蓋厚度為50mm，100mm和125mm三種，應根據主軸箱的傳動系統(tǒng)安排和動力部件與主軸箱的連接情況合理選用。本設計中主軸箱厚度見附圖中的《主軸箱箱體》所示。 1.2.2通用主軸、通用傳動軸、通用齒輪和套 本設計中，通用主軸、通用傳動軸的傳動結構，配套零件及聯系尺寸，詳見《組合機床設計簡明手冊》中第

17、七章第二節(jié)。 主軸箱通用齒輪有：傳動齒輪、動力箱齒輪和電機齒輪三種（見《組合機床設計簡明手冊》表4-5），其結構型式、尺寸參數及制造裝配要求詳見《組合機床設計簡明手冊》表7-21~7-23。 主軸箱用套和防油套綜合表參閱《組合機床設計簡明手冊》表7-24、表7-23。 1.3 繪制主軸箱設計原始依據圖 主軸箱設計原始原始依據圖，是根據“三圖一卡”整理編繪出來的，其內容包括主軸箱設計的原始要求和已知條件。 在編制本圖時從“三圖一卡”中已知： （1） 主軸箱輪廓尺寸為800×630毫米。 （2） 工件輪廓尺寸及個孔位置尺寸。 （3） 工件與主軸箱的相對位置尺寸。 根據這些數據

18、可編制出主軸箱設計原始依據圖。見圖1-1和附表1-1。 圖1-1 原始依據圖 附表： （a） 被加工零件 名稱：D3115柴油機機體 材料：HT200 硬度：HB200-240 （b）主軸外伸尺寸及切削用量 軸號 工序內容 加工直徑φ（毫米） 主軸直徑d（毫米） 主軸外伸尺寸 D/d（毫米）L=120（毫米） V m/min n r/min S0 mm/r SM mm/min 1~14 攻絲 14 25 φ38/φ20 3.52 80 1.5 120 表1-1 （C）動力部件 1TD50-V型動力箱電動機功率7.5千瓦，轉

19、速1000轉/分，驅動軸轉速480轉/分，其他尺寸查看動力箱裝配圖。 1.4 主軸的確定 主軸的型式和直徑，主要取決于加工工藝方法、刀具主軸聯接結構、刀具的進給抗力和切削轉矩。 攻螺紋類主軸按支承型式分為兩種：（1）前后支承均為圓錐滾子軸承主軸。（2）前后支承均為推力球軸承和無內環(huán)滾針軸承的主軸。 1.4.1、主軸型式的確定 本設計中根據加工工藝要求，采用了第一種前后支承均為圓錐滾子軸承主軸。其裝配結構、配套零件及聯系尺寸詳見《組合機床設計簡明手冊》中第七章第二節(jié)。 主軸材料采用了40Cr鋼，熱處理C42。 數量：14根 1.4.2、主軸直徑的確定 根據被加工零件工序圖和加工

20、示意圖中的要求，是采用標準高速鋼絲錐，對D3115柴油機機體頂面的14個M14-6H的螺紋孔進行攻絲。 根據公式：d=6.2可算出本設計中攻螺紋主軸的大致直徑 式中：d——主軸直徑（mm） T——轉矩（N·m） D——螺距大徑（mm） P——螺距（mm） 加工鑄鐵時T=0.195DP，由于本設計中D=14mm，P=1.5mm，所以 T=0.195×14×1.5≈14.4N/m 則d=6.2×=6.2×3.46=21.48mm 查《組合機床設計簡明手冊》中表3-5攻螺紋主軸直徑的確定，得螺紋M14的主軸直徑d=25mm 轉矩T=22.2N

21、.mm 1.4.3.主軸位置的確定 由于是14根主軸同時對14個M14螺紋孔進行攻絲加工，所以14根主軸的相對位置應與14個螺紋孔的相對位置保持一致。如圖1-2主軸布置圖所示。 圖1-2 主軸布置圖 1.5 主軸箱傳動系統(tǒng)設計 主軸箱傳動系統(tǒng)設計，是根據動力箱驅動軸位置和轉速、各主軸位置及其轉速要求，設計傳動鏈，把驅動軸與各主軸連接起來，使各主軸獲得預定的轉速和轉向。 1.5.1對主軸箱傳動系統(tǒng)的一般要求 （1）在保證主軸的強度、剛度、轉速和轉向的條件下，力求使傳動軸和齒輪的規(guī)格、數量為最少。因此，應盡量用用一根中間傳動軸帶動多根主軸，并將齒輪布置在同一排上。當中心距不符合標

22、準時，可采用變位齒輪或略微改動傳動比的方法解決。 （2）盡量不用主軸帶動主軸的方案，以免增加主軸負荷，影響加工質量。遇到主軸分布較密，布置齒輪的空間受到限制或主軸負荷較小、加工精度要求不高時，可用一根強度較高的主軸帶動1~2根主軸的傳動方案。 （3）為使結構緊湊，主軸箱內齒輪副的傳動比一般要大于1/2（最佳傳動比為1~1/1.5），后蓋內齒輪傳動比允許取至1/3~1/3.5；盡量避免用升速傳動。當驅動軸轉速較低時，允許先升速后再降一些，使傳動鏈前面的軸、齒輪轉速較小，結構緊湊，但空轉功率損失隨之增加，故要求升速傳動比小于等于2；為使主軸上的齒輪不過大，最后一級經常采用升速傳動。 （4)用

23、于粗加工主軸上的齒輪，應盡可能設置在第Ⅰ排，以減少主軸的扭曲變形；精加工主軸上的齒輪，應設置在第Ⅲ排，以減少主軸的彎曲變形。 （5）主軸箱內具有粗精加工主軸時，最好從動力箱驅動軸齒輪傳動開始，就分兩條加工路線，以免影響加工路線。 （6）驅動軸直接帶動的傳動軸數不能超過兩根，以免給裝配帶來困難。 1.5.2、擬訂主軸箱傳動系統(tǒng)的基本方法 擬訂主軸箱傳動系統(tǒng)的基本方法是：先把全部主軸中心盡可能的分布在幾個同心圓上，在各個同心圓的圓心上分貝設置中心傳動軸；非同心圓分布的一些主軸，也宜設置中間傳動軸（如一根傳動軸帶兩根或三根主軸）；然后根據已選定的各中心傳動軸再取同心圓，并用最少的傳動軸帶動這

24、些中心傳動軸；最后通過合攏傳動軸與動力箱驅動軸連接起來。擬訂了傳動方案，選定齒輪模數（估算或類比），再通過“計算、作圖和多次試湊”相結合的方法，確定齒輪齒數和中間傳動軸的位置及轉速。齒輪齒數和傳動軸轉速的計算公式如下： u = = （1-1） A = = （1-2） （1-3）

25、 （1-4） （1-5） （1-6） 式中 u——嚙合齒輪副傳動比； S——嚙合齒輪副齒數和； z、z——分別為主動和從動齒輪齒數； n、n——分別為主動和從動齒輪轉速，單位為r/min； A——齒輪嚙合中心距，單位為mm； M——齒輪模數，單位為mm。 1.5.3、擬訂傳動系統(tǒng) （1）根據以上所提到的主軸箱傳動系統(tǒng)的要求和擬訂傳動系統(tǒng)的方法，按照圖2中的主軸分布位置，把主軸群1、7、8

26、、11、12、4在同心圓上分布，主軸群3、9、10、13、14、6在同心圓上分布，在同心圓處分別設置中心傳動軸15和16，由其上的一個或幾個（不同排數）齒輪來帶動各主軸。主軸2、5按直線分布，在兩主軸中心連線的中心處設置傳動軸22，在其上設置一個齒輪來帶動兩主軸。 （2）確定驅動軸轉向及其在主軸箱上的位置 根據機床聯系尺寸圖中動力箱的型號，選定驅動軸的轉速為480r/min，轉向為順時針，中心位置如圖1主軸箱原始依據圖所示。 （3）根據原始依據圖1，算出驅動軸、主軸坐標尺寸，如下表1-2所示： 坐標 銷O1 驅動軸0 主軸1 主軸2 主軸3 主軸4 主軸5 主軸6 X

27、 0.000 350.000 208.000 350.000 492.000 208.000 350.000 492.000 Y 0.000 169.500 370.000 370.000 370.000 200.000 200.000 200.000 坐標 主軸7 主軸8 主軸9 主軸10 主軸11 主軸12 主軸13 主軸14 X 137.000 279.000 421.000 563.000 137.000 279.000 421.000 563.000 Y 328.000 328.000 328.000 3

28、28.000 242.000 242.000 242.000 242.000 表1-2 各主軸、驅動軸的坐標植 （4）潤滑油泵安排 油泵軸的位置要盡可能靠近油池，離油面高度不大于400~500毫米；油泵軸的轉速，須根據工作條件而定，主軸數目多，油泵轉速應選的高些。當用R12-1型葉片泵時，油泵轉速可在400~800轉/分范圍內選擇。當箱體寬度大于800毫米，主軸數多于30根時，最好采用兩個油泵，以保證充分潤滑。 本主軸箱內采用了一個R12-1型葉片泵（圖3中軸26處），為了便于維修，油泵齒輪布置在了第一排。油泵的安置要使其回轉方向保證進油口到排油口轉過270°。事先我用透明紙

29、畫出了油泵外輪廓圖（包括進出油管接頭）。在定好了傳動系統(tǒng)圖后，發(fā)現管接頭與傳動軸20端部相碰，所以將傳動軸20該成了埋頭型式。 （5)擬訂傳動路線 通過“計算、作圖和多次試湊”相結合的方法，擬訂了如圖3所示的主軸箱傳動樹形圖。圖中，兩個大主軸群分別由中心傳動軸15、16、連接，再分別通 圖1-3 主軸箱傳動樹形圖 過傳動軸19、17和傳動軸21、20在合攏軸18處合攏，將軸8與驅動軸0連接起來，泵軸26與合攏軸18相連。與中心傳動軸16相連的傳動軸23、25、24，中，攻絲行程機構軸27通過軸25傳動，中心傳動軸22由軸24傳動后，再傳動到主軸2和主軸3上。樹形圖中，主軸1~14為

30、“樹梢”，驅動軸0為“樹根”，軸18為合攏傳動軸；各軸間的傳動副為“樹枝”，箭頭表示運動傳遞方向（路線）。 （6）已知各主軸轉速及驅動軸到主軸之間的傳動比 n~ n=80轉/分 n=480轉/分 則總傳動比u=80/480=1/6（顯然不符合主軸箱內傳動比的要求，須采用增加多根傳動軸，將總傳動比轉換成符合主軸箱內要求的傳動比） （7）各軸傳動比分配 根據總傳動比u=1/6，經計算，多次試湊，得出以下各軸的傳動比 驅動軸O~18軸采用降速傳動 u=1/1.9 18軸~17軸采用降速傳動 u=1/1.79 17軸~19軸采用降速傳動 u=

31、1/1.79 19軸~15軸采用升速傳動 u=1.22 15軸~各主軸采用降速傳動 u=1/1.2 同理： 18軸~20軸采用降速傳動 u=1/1.79 20軸~21軸采用降速傳動 u=1/1.79 21軸~16軸采用升速傳動 u=1.22 16軸~各主軸采用降速傳動 u=1/1.2 另外： 16軸~23軸采用降速傳動 u=1/1.32 23軸~25軸采用升速傳動 u=1.5 25軸~24軸采用降速傳動 u=1/1.5 24軸~22

32、軸采用降速傳動 u=1/1.26 22軸~2、5主軸采用降速傳動 u=1/1.07 25軸~27軸采用降速 u=1/2.18 （8）確定中間傳動軸的位置并配各對齒輪 ①、確定中心傳動軸15的位置，如圖4各軸粗略位置所示，量出主軸與傳動軸15的間距A=83mm，根據A=83配各對齒輪 A=83 取 m=3 代入公式 （1-2） A = = 得 83= 因為 u=1/1.2 即 解得 其中

33、 （數量2個，分別設在第Ⅰ、Ⅱ排） （設在第Ⅰ排） （設在第Ⅱ排） ※同理可確定軸16的位置，及其與各主軸之間的配對齒輪，如下： （數量2個，分別設在第Ⅰ、Ⅱ排） （設在第Ⅰ排） （設在第Ⅱ排） ②、確定軸19的位置，配其與15軸聯接的一對齒輪，如圖4所示，量出其與軸15之間的距離A=137mm，取m=3，代入公式A = 得 137= 由

34、u=1.22 即 解得 （設在第Ⅳ排） （設在第Ⅳ排） ※同理 （設在第Ⅳ排） 圖1-4 各軸粗略位置圖 ③、確定軸17的位置，如圖4所示，配17軸與19軸聯接的/齒輪 因為 u=1/1.79 所以 =28 （設在第Ⅳ排） ④、確定合攏軸18的位置，如圖4所示，配18軸與17軸、驅動軸O聯接的/及/兩對齒輪 取=21 m=3 因u=1/1.9 則 =40 定出18軸位置后，量出18

35、軸與17軸之間的距離A=117mm，取m=3，代入公式A = 得 117= 由 u=1/1.79 即 解得 =28 （設在第Ⅲ排） =50 （設在第Ⅲ排） ※由于軸20、軸21與軸17、軸19關于驅動軸O和軸18的軸心線對稱，所以軸20和軸21上的齒輪與軸17和軸19上的一樣，即 =50 （設在第Ⅲ排） =28 （

36、設在第Ⅳ排） （設在第Ⅳ排） ⑤、確定軸22的位置，配軸22與主軸2、5間聯接的/和/兩對齒輪。 軸22分布在主軸2和主軸5的軸心線的中點上，且中心距A=85mm，取m=3，代入公式A = 得 85= 由 u=1/1.07即= 解得 （設在第Ⅲ排） （設在第Ⅲ排） ⑥、確定軸23的位置，如圖4所示因為且u=1/1.32，所以經計算 得

37、 （設在第Ⅳ排） ⑦、確定軸25和軸24的位置，并配與之聯接的各隊齒輪，如圖4所示。根據傳動比u=1.5 u=1/1.5 u=1/1.26 計算得 （設在第Ⅳ排） （設在第Ⅳ排） （設在第Ⅳ排） 全部傳動系統(tǒng)圖如圖5所示 圖1-5主軸箱傳動系統(tǒng)圖 （9）驗算各主軸轉速 480×××××≈80.3轉/分 480××××××××× ≈79.6轉/分 轉速相對損失在5%以內，

38、符合設計要求 （10）采用R12-1型葉片泵，由軸18經一對齒輪傳動 ××=504轉/分 在400~800轉/分的范圍之內，滿足要求 （11）蝸桿軸27與傳動軸25之間配一對齒輪 =480×××××××≈50轉/分 符合絲錐攻到全深時，蝸桿傳動蝸輪引帶擋鐵盤回轉相應的角度 1.5.4、傳動零件的校核 （1）驗算傳動軸的直徑 按下式計算傳動軸所承受的總轉矩： …+ （1-7） 式中 ——作用在第n個主軸上的轉矩，單位N/m ——傳動軸至第n個主軸之間的傳動

39、比 注意上式中不包括對于只有一排傳動齒輪的轉矩計算，因為傳動軸上只有一排齒輪時，其承載的轉矩理論上等于零。算出后，按《組合機床設計簡明手冊》表3-4中公式[τ]驗算所選用的傳動軸直徑是否滿足要求。 其中 ——軸的抗扭截面模數（）≈0.3 [τ]——許用剪切應力（Pa）45鋼的[τ]=31×Pa ※以15軸為例：=22.2××6=111N/m =30mm 則： =≈20×10Pa＜[τ] 符合要求 經過驗算，設計中所選傳動軸的軸徑==30mm，=35mm，=40mm，==25mm，=35mm，=30mm，=3

40、0mm，=30mm，=30mm都符合要求。 其中：軸27為攻螺紋用蝸桿軸，其直徑按標準已確定，即d=25mm（見《組合機床設計簡明手冊》表4-4）。 （2）齒輪強度的驗算 一般只對主軸箱中承受載荷最大、最薄弱的齒輪進行接觸強度和彎曲強度驗算，驗算公式如下： 接觸疲勞強度 =≤[] （1-8） 彎曲疲勞強度 =≤[] （1-9） 式中 ——節(jié)點區(qū)域系數、彈性系數、重合度系數； K——載荷系數； ——小齒輪的名義轉矩（N/mm）；

41、 b——齒輪寬度（mm）； ——小齒輪分度圓直徑； ——齒輪比，=，、為小、大齒輪齒數比； m——模數； 、——齒形系數與齒根應力修正系數； ——重合度系數； []、[]——齒輪材料的許用接觸應力和許用彎曲應力。 ※現選取軸18上的第Ⅲ排齒輪，其m=3，z=28 則 =2.5×189.8×0.87× =418MP<[]=550MP =×2.65×1.6×0.65 =

42、50.7MP<[]=480MP 所以該齒輪傳動齒面接觸強度和彎曲強度足夠。 1.6 主軸箱坐標計算、繪制坐標檢查圖 坐標計算就是就是根據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。目的是為主軸箱箱體零件補充加工圖提供孔的坐標尺寸，并用于繪制坐標檢查圖來檢查齒輪排列、結構布置是否合理。主軸箱坐標計算步驟及要求如下： 1.6.1、選擇加工基準坐標XOY，計算主軸、驅動軸坐標 （1）加工基準坐標系的選擇 為便于加工主軸箱體，設計時必須采用基準坐標系。通常采用直角坐標系XOY。根據主軸箱的安置及加工條件，常有兩種方法：a、坐標原點選在定位銷孔上：適用于主

43、軸箱安裝在動力箱上。b、坐標系的橫軸（x軸）選在箱體底面，縱軸（Y軸）通過定位銷孔：適用于主軸箱以底面為基準直接安裝在滑臺上。 ※本設計中我們選擇a、坐標原點選在定位銷孔上的坐標XOY （2）計算主軸和驅動軸的坐標 根據主軸箱設計原始依據圖，按選定的基準坐標系XOY，計算各主軸及驅動軸的坐標（計算精度要求精確到小數點后三位）。如果零件上孔距尺寸帶有單向或雙向不等公差，則在標注坐標時，應把公差考慮進去，使孔距的坐標尺寸恰好位于公差帶的中央。 ※本設計中，主軸箱各主軸、驅動軸坐標植見表1。 1.6.2、計算傳動軸的坐標 計算傳動軸坐標時，先算出與主軸有直接傳動關系的傳動軸坐標，然后計算

44、其他傳動軸坐標。傳動軸的傳動形式很多，一般分為三類：與一軸定距；與二軸定距；與三軸等距。 ※ 經過計算，各傳動軸、定位銷孔的坐標結果如下表1-3所示： 軸號 15 16 17 18 19 X 0.000 700.000 207.408 491.408 234.777 350.000 139.687 Y 0.000 0.000 285.000 285.000 98.316 78.000 166.484 軸號 20 21 22 23 24 25 26 27 X 465.222 559.966 350.000

45、 562.658 297.857 431.367 400.911 404.161 Y 98.317 166.966 284.000 408.409 419.836 439.837 128.912 523.000 表1-3 各傳動軸、定位銷孔的坐標 1.6.3、驗算中心誤差 主軸箱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的差值δ為：δ=R-A 驗算標準：中心距允差[δ]≤（0.001~0.009）mm。三種傳動軸的驗算公式見《組合機床設計簡明手

46、冊》第74頁。經計算，在軸15與主軸1之間，軸16與主軸3之間需采用變位系數為0.834的變位齒輪；軸15與主軸8之間，軸15與主軸12之間，軸16與主軸10之間，軸16與主軸14之間需采用變位系數為0.338的變位齒輪；軸22與主軸2之間需采用變位系數為0.667的變位齒輪。 1.6.4、繪制坐標檢查圖（圖6） 圖1-6 坐標檢查圖 繪制坐標及傳動關系檢查圖，用以全面檢查傳動系統(tǒng)的正確性。通過齒輪嚙合，檢查坐標位置是否正確；檢查主軸轉速及轉向；進一步檢查個零件間有無干涉現象；檢查液壓泵、封油器等附加機構的位置是否符合。 1.7 繪制主軸箱總圖及零件圖 主軸箱總圖

47、及零件圖見附加圖紙中所示。 2、攻絲主軸箱的設計特點 2.1 攻絲專用機床結構方案的選擇 2.1.1、組合機床上常用的攻絲方法 在組合機床上常用絲錐攻制螺紋，其特點是當絲錐攻入螺孔1~2扣之后，則絲錐自行引進，主運動和進給運動之間的嚴格關系由絲錐自身保證，這是所謂“自引法“攻絲，若絲錐每分鐘回轉n轉，則有： 式中：——絲錐每分鐘自行引進量（毫米/分）； n——絲錐每分鐘轉數（轉/分）； t——絲錐的螺距，多頭螺紋為導程（毫米）。 為了保證絲錐穩(wěn)定可靠的攻入工件和不干擾絲錐的自行引進，要求攻絲

48、主軸系統(tǒng)向前進給與絲錐的自行引進完全同步。 即： = ——主軸系統(tǒng)的前進量（毫米/分）。 實際上，無論哪種攻絲主軸系統(tǒng)都難于達到這一點。因此，在組合機床上，絲錐和攻絲主軸系統(tǒng)絕大多數都不是剛性連接，而是在二者之間設有進給差的補償環(huán)節(jié)，補償越靈活則加工出的螺紋精度越高。 2.1.2、常用攻絲組合機床的結構方案 通用機床加工螺紋的特點是主運動和進給運動之間保持嚴格的傳動比關系，即內聯系傳動。攻絲組合機床也不例外。根據實現內聯系傳動系統(tǒng)所選用的機構不同，攻絲組合機床可以分為下列兩大類： （1）采用攻絲動力頭的攻絲組合機床 （2）采用

49、攻絲靠模裝置的攻絲組合機床 ※本設計中采用的即是第（2）類：采用攻絲靠模裝置的攻絲組合機床。 用攻絲靠模裝置加工內螺紋的特點是，攻絲主軸系統(tǒng)的進給運動由攻絲靠模機構得到?？磕C構由靠模螺桿和靠模螺母組成，其螺距應等于被加工螺孔的螺距，當靠模螺桿每轉一轉時，則帶動絲錐向前進給一個螺距，要求盡量接近。 攻絲靠模應用于攻絲裝置中的情況是：電動機傳動主軸通過靠模螺桿帶動絲錐回轉，靠模螺桿通過攻絲接桿與絲錐連接，攻絲接桿是攻絲主軸靠模系統(tǒng)進給量與絲錐自行引進量的補償環(huán)節(jié)。 當主軸及靠模螺桿正轉時，由于靠模螺母的作用，使靠模螺桿按螺母的螺距帶動絲錐進給，攻絲結束后，主軸反轉，絲錐退回。 由于攻絲

50、過程中，只是靠模螺桿帶動絲錐軸向移動，因此主軸于靠模螺桿連接處，軸向可以相對滑動，一般用滑鍵連接，滑動的最大距離即攻絲的最大行程。按標準設計，一般不超過60毫米。至于整個攻絲裝置，只要保留快速、調整等輔助運動即可。 此種攻絲方法，靠模可以經磨制得到較準確的螺距，由于靠模桿帶動絲錐進給比較輕巧，再加上又有攻絲接桿補償攻絲主軸靠模系統(tǒng)與絲錐自行引進的進給差，則攻絲時可得到較高的精度。與攻絲動力頭相比，攻絲裝置除了具有結構簡單，制造成本較低的特點外，還由于每根靠模桿都有各自的螺距數值，因此可用一個攻絲裝置方便的加工處不同尺寸規(guī)格的螺紋，且可各自選用合理的切削用量。 攻絲的工作循環(huán)如下： 2

51、.2 攻絲卡頭及攻絲靠模裝置 2.2.1、攻絲卡頭 攻絲卡頭用于連接絲錐和攻絲主軸，其主要作用是： 1）保證絲錐與被加工的螺紋底孔自動對中，并保證絲錐順利的引進。 2）補償絲錐每分鐘引進量與攻絲主軸每分鐘進給量之差值，保證絲錐引進與主軸進給同步。 因此，所選用的攻絲卡頭具有很好的定心性和補償靈活性，徑向尺寸較小。 2.2.2、攻絲靠模裝置 在組合機床上攻制螺紋多采用攻絲靠模裝置。其原理仍然是“自引法”攻絲。這種攻絲裝置的進給運動，直接由靠模螺桿、螺母得到。常用的靠模裝置有：TO281型攻絲靠模裝置和TO282型靠模裝置。 ※本設計中采用了通用的TO281型攻絲靠模裝置 這種靠

52、模裝置有攻絲靠模和攻絲卡頭配合組成，并由攻絲裝置配置成攻絲組合機床。 動力由攻絲主軸通過雙鍵傳到攻絲靠模桿，再經平鍵傳遞給攻絲卡頭上的絲錐?？磕Ｂ菽竿ㄟ^結合子和彈簧裝在套筒內，套筒由壓板壓在靠模板誰上。攻絲時，靠模桿邊轉動邊向前移動，其進給量與絲錐引進量相同。壓板的壓力要適當，以保證絲錐遇到故障不能前進，扭力增大，靠模桿與靠模螺母同時轉動，停止進給，避免破壞傳動件或扭轉絲錐。 這種裝置易于調整，只要松開壓板，則可方便的將攻絲靠模取出，且在變動加工螺孔規(guī)格時，易裝卸調換。 2.3 攻絲行程控制機構 攻絲行程控制機構用來控制攻絲工作循環(huán)，常見的形式有兩種：1、回轉式攻絲行程控制機構，2、

53、直線式攻絲行程控制機構 ※本設計中采用了回轉式攻絲行程控制機構中的T7942型控制機構，它配置了組合行程開關。 攻絲主軸正向切削回轉時，通過齒輪蝸桿、蝸輪，帶動擋鐵盤回轉，當攻絲到全深，盤相應的轉過一定的角度，盤上的反向擋鐵壓下組合開關中的反向觸點，攻絲電機反轉帶動絲錐反轉退回，盤亦隨之反轉，待絲錐退到原位，盤上原位擋鐵重新壓下原位觸點，切斷電機電源，主軸停止轉動，至此一個攻絲循環(huán)結束。若原位或反向觸點失靈，互鎖擋鐵隨即壓下互鎖觸點，使攻絲電機斷電起保護作用。 根據T7942攻絲行程控制機構組合開關和擋鐵的布置關系，在完成一個攻絲行程時，擋鐵的回轉角度須在120°~300°范圍內，

54、約為0.33~0.83圈。 ※本設計中，，其中= =50轉/分 則 ≈2轉/分 因完成一個攻絲行程的時間T=/80=0.366分 所以完成一個攻絲行程，擋鐵會轉過0.366×2=0.73圈 設計符合要求。 2.4 主軸箱的其他問題 2.4.1、攻絲電機功率及轉速的選擇 確定攻絲電機功率，應考慮絲錐鈍化的影響，一般按計算功率的1.5~2.5倍選取。 式中：——消耗于各主軸的切削功率的總和，單位為kw； ——主軸箱的傳動效率，加工黑色金屬時取0.8~0.9，加工有色金屬時取

55、0.7~0.8，主軸數多、傳動復雜時取小值，反之取大值。 則： ==≈1.68kw ==2.1kw =2.5=6.25kw 所以通過查表選擇電動機功率為7.5kw。由于攻絲主軸的的轉速一般都比較低，為了便于設計和簡化傳動系統(tǒng)，通常采用n=1000轉/分的轉速。 2.4.2、攻絲主軸的制動 攻絲主軸制動的目的是消除攻絲主軸——靠模系統(tǒng)在其電機反轉停止時的轉動慣量，使絲錐迅速而準確的停止在原位上。除一些主軸數少且轉動慣量小的攻絲主軸箱外，一般攻絲主軸都要制動。 常用的制動方式有制動電機和電磁抱閘兩種。 ※本設計中采用制動電機，因為其結構簡單，制動效果好。

56、 3、機床操作須知 3.1、機床使用須知： 3.1.1、全面了解本機床的作用； 3.1.2、機床工作前必須檢查： （1）、冷卻液是否足夠。 （2）、各擋鐵和刀具位置是否正確，緊固是否可靠。 （3）、使機床空運行幾個循環(huán)，檢查動作是否正常，節(jié)拍時間，工作速度是否合乎要求，潤滑是否充分，冷卻是否正常。 3.1.3、發(fā)生故障時的處理： （1）、立即按下按鈕，使機床停止工作。 （2）、檢查，分析故障原因，并采取相應措施排除故障。 （3）、將轉換開關置于‘調整’位置，使各動力部件點動復位。 （4）、檢查機床受損情況

57、并視情況酌情處理，必要時請機修人員進行修理。 （5）、機床修復后，須空運行幾個工作循環(huán)，情況正常才能繼續(xù)工作。 3.1.4、機床工作結束時的處理： （1）、要使機床停止在原位狀態(tài)。 （2）、切斷電源開關。 （3）、掃除切屑，將機床清理干凈，定位面等部位須擦干凈并涂上干凈潤滑油。 3.1.5、加強日常維護保養(yǎng)工作，按要求定期更換潤滑油 3.2、機床操作順序 人工上料→手動按夾緊按鈕(工件夾緊)→主電機正轉（攻進）→到位發(fā)訊→主電機反轉（攻退）→至原位發(fā)訊、主電機停止→人工下料。完成一工作循環(huán)。 3.3、機床調整環(huán)節(jié) 3.3.1重要的互鎖條件： 夾具未處于夾緊狀態(tài)時，攻

58、絲機構不允許動作。 3.4、一般故障排除的方法: 3.4.1、動力部件至終點不退回，檢查終點開關或壓力繼電器信號是否發(fā)出； 3.4.2、動力部件不運動，檢查電源是否接通，各運動部件原位信號是否齊全。 3.4.3、各運動部件速度不正常，檢查主軸箱的齒輪選擇是否正確； 3.4.4、刀具切削刃磨損過快，檢查刀具材料是否正確。 3.5、潤滑說明 主軸箱由內部潤滑泵供油潤滑，主軸軸承采用高速鋰基脂潤滑。潤滑油應10周更換，油的牌號為30#，容積18L。 小 結 經過一個學期緊張而有序的工作，我們的畢業(yè)設計終于畫上了句號。 在設計過程中，從查閱資料，翻譯外文，方案設計到最后形成裝配圖

59、，大到總體結構，小到每個螺釘，無不親身恭為。在指導教師張宇副教授的悉心指導下，D3115柴油機機體頂面攻絲專用機床主軸箱設計得以順利完成。 這里值得注意的是，主軸箱傳動系統(tǒng)的設計，傳動軸的位置布置應該有多種方式，只要能夠滿足主軸箱內的傳動要求就可以了。 除了專業(yè)知識能“溫故而知新”，還學到了更多課堂上沒接觸過的專業(yè)知識，同時也領略了機械設計知識的博大精深。而且，學以致用，把理論知識用于實踐，加強了獨立思考能力和動手能力。并一絲不茍地反復計算各種參數，校核和繪圖。 其次，在設計的過程中，我鞏固并強化了對AUTOCAD 等計算機繪圖軟件和OFFICE辦公軟件的操作，增強了對計算機和英語知識的

60、理解和運用，獲益非淺。 致 謝 為期近3個月的畢業(yè)設計結束了，在此，我非常感謝我的指導老師——張宇副教授，以及給我指點和幫助的徐紅麗老師，還有江蘇多棱數控機床有限公司的高級工程師——夏老師！ 在整個設計過程中，張宇副教授一直認真負責地指導我，她嚴謹認真的做學問的態(tài)度值得我去學習，我遇到無法解決的難題時，她經常能幫助我分析出問題的關鍵點，特別是在主軸箱的設計中，我的設計相當的煩瑣，是她教導我如何做下去。 同時，我也非常感謝大學四年，所有關心和教育過我的所有老師，你們教導我的話語，我一直銘

61、記心中，并將激勵我在將來的生活中不斷的努力。 在我即將畢業(yè)之際，我想對你們說：“老師您辛苦了！” 此外感謝我的母?！Ｖ莨W院，感謝她給了我成長與鍛煉的機會！ 參考文獻 [1] 徐灝.機械設計手冊[S].機械工業(yè)出版社.1991 [2] 大連組合機床研究所.組合機床設計[M].機械工業(yè)出版社. 1999 [3] 任嘉卉.公差與配合手冊[S].機械工業(yè)出版社.1990 [4] 清華大學機械設計組聯合出版.機床原理[M].中央廣播電視大學出版社.1990 [5] 謝家瀛.組合機

62、床設計簡明手冊[M].機械工業(yè)出版社.1994 [6] 哈爾濱工業(yè)大學,哈爾濱市教育局,《專用機床設計與制造》編寫組.專用機床設計與制造[M].黑龍江人民出版社.1979 [7] 林學文,顧貽善.機床主軸部件和主軸箱剛度的試驗研究. 機械制造[J] 1992,4:12-13 [8] 皮作良.英國的組合機床制造業(yè)——對英國幾家組專機床生產廠考察的報告. 組合機床與自動化加工技術[J] 1988,5:18-19 [9] 樓競.組合機床總體方案的優(yōu)化設計與評估. 組合機床與自動化加工技術[J] 1987,5:16-17

63、 附一：外文翻譯 一個綜合于運動學和動力學并聯運動的高速鉆床 Reuven Katz, Zhe Li Engineering Research Center, Department of Mechanical Engineering, University of Michigan, Ann Arbor, MI 48109-2125, USA Received 2 March 2003; received in revised form 20 February 2004; accepted 22 April 2004 摘要 典型地, 稱為“高速鉆床”說法就是主軸具有高的切削速

64、率的能力。高速鉆床(HSDM)的定義擴充，包含有非?？斓暮驼_的點到點的運動。 新的 HSDM由有一個帶有輸入二個線性電動機的平面并聯機械裝置組成。論文把重心集中在這一個綜合運動學和動力學的并聯機器(PKM)上。綜合運動學是介紹了一種為了理想鉆孔操作和正確的點到點定位的輸入運動計劃的新方法。綜合動力學的目的是減少PKM使用彈簧機械要素時的輸入動力。 #2004 Elsevier 公司版權所有。 關鍵詞: 并聯運動機床; 高速鉆床; 運動學和動力學的綜合 1.介紹 在最近的幾年里，各式各樣的PKM被研究所和工業(yè)協(xié)會所介紹出來。 大部分, 但不是所有, 這些機器以眾所周知的斯圖爾特月臺[1

65、]為基礎結構。 這些并聯結構的優(yōu)點是高公稱的負載重量比，好的位置精度和堅固的結構[2]。斯圖爾特式 PKM的主要缺點是相對機床尺寸的小工作空間和相對慢的操作速度 [3,4]。機床刀具的工作空間是指刀具尖端能夠移動和切削材料所需要的容積。平面的斯圖爾特月臺的設計在[5]中被提到，像是對無CNC機器作翻新改進的方法需要塑料的鑄模機制一樣。PKM[5]的設計允許可以調整幾何學已經被規(guī)定了的最佳的再配置的任何路徑。 一般的，改變一根或較多連桿的長度是以PKM受約束的順序來做幾何學的調整。 在機床設計中，“定長度連桿”的PKM應用比“不定長度連桿”的共同點要少的多。一個優(yōu)秀“定長度連桿”型的機器例子被

66、顯示在 [6]。Renault-Automation Comau已經建造叫做“Urane SX”的機器。在此HSDM被描述成是一個利用帶有“定長度連桿”組成的并聯機械裝置。 鉆床操作在文學[7]中被很好的介紹了。汽車中工業(yè)，一項廣泛的實驗研究關于高速鉆孔的操作在[8]中被報告。數據從數百個鉆床控制實驗被收集起來，是為了具體指定鉆床質量所必須的參數。理想的鉆床運動和制造高質量鉆床的指導方針通過理論和實驗的研究被呈現在[9]中。在被建議的PKM綜合中，我們遵循[9]中的結論。 新推出的PKM的詳細機械結構在[10,11]被介紹，機器的大致結構顯示在圖1中；它有大的工作空間，高速點到點的高速運動和非常高的鉆速。并聯的機械裝置提供給了Y和Z軸的動作，X軸動作是由工作臺提供的。為了達成高速的運轉，用了二個線性馬達來驅駛機械裝置和用一個高速的主軸來鉆孔。這篇論文的目的就是描述新的運動學的和動力學綜合的方法的發(fā)展，為改良機器的運轉。經過為鉆床輸入動作計劃和點到點定位，機器的誤差將會被減少，而且完成孔的質量能被極大的提高。通過增加一個彈簧機械要素到PKM，輸入動力就能被最小化以便機器的尺寸和能量損