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學校代碼：10410 序 號： 20050468 本 科 畢 業(yè) 論 文 題目： 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 學 院： 工 學 院 姓 名： 周 益 學 號： 20050468 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 年 級： 2005 級 指導教師： 肖 懷 國 二 OO 九年 五 月 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 i 摘 要 本文主要介紹解放牌汽車活塞銷孔的加工工藝，并設計粗鏜活塞銷孔的組合機床。 這個課題是為了適合流水線生產(chǎn)，提高目前的生產(chǎn)效率、加工精度，從而降低加工成 本而設計的。在設計過程中借鑒了國內外一些現(xiàn)有的組合機床設計資料，還參考了一 些與本課題相關的文獻資料。 本組合機床具有提高生產(chǎn)效率，滿足工件的加工精度，減少了工人的勞動強度的 優(yōu)點，較好的實現(xiàn)了設計的要求。 關鍵詞：組合機床、粗鏜、活塞銷孔. Abstract: This paper is central introduce the technology that process piston’s thole hole of JIE FANG automobile. And design the modular machine-tool。The project aims to cater to the assembly line and improve effectiveness and processing precision so as to reduce the cost. During the process of design, I drew lessons from international and national data, and referenced some literature material related to the topic. The advantages of this modular machine-tool are production efficiency, high precision of processing, reducing labor intensity of the workers. Key words: modular machine-tool、boring、piston’s thole hole. 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 ii 目錄 1 前言………………………………………………………………………………… 1 2 概述………………………………………………………………………………… 1 2.1 活塞概述………………………………………………………………………1 2.1.1 活塞的功用與結構特點………………………………………………1 2.1.2 活塞材料、毛坯及熱處理……………………………………………3 2.1.3 活塞加工工藝過程分析………………………………………………3 2.2 組合機床概述…………………………………………………………………4 2.2.1 組合機床的定義和特點………………………………………………4 2.2.2 組合機床的配置形式和通用部件……………………………………5 2.2.3 組合機床的設計步驟…………………………………………………5 3 組合機床的初步設計………………………………………………………………5 3.1 組合機床工藝方案的制定……………………………………………………6 3.1.1 工藝基面的 分析………………………………………………………6 3.1.2 加工工藝的確定………………………………………………………6 3.2 組合機床結構方案的分析和確定……………………………………………8 3.2.1 組合機床配置型式的選擇……………………………………………8 3.2.2 動力頭工作循環(huán)及其行程的確定……………………………………8 3.2.3 液壓滑臺的選擇………………………………………………………10 3.2.4 動力源…………………………………………………………………10 3.2.5 主軸箱…………………………………………………………………10 3.2.6 機床生產(chǎn)率的計算……………………………………………………11 3.3 剛性主軸箱的設計……………………………………………………………11 3.3.1 主軸參數(shù)的確定………………………………………………………11 3.3.2 主軸支承系統(tǒng)的設計…………………………………………………14 3.3.3 剛性鏜削主軸箱的設計………………………………………………17 3.4 組合機床液壓系統(tǒng)的設計……………………………………………………17 3.4.1 確定對液壓系統(tǒng)的工作要求…………………………………………17 3.4.2 擬定液壓系統(tǒng)工作原理圖……………………………………………17 3.4.3 計算和選擇液壓元件…………………………………………………20 3.5 主軸箱傳動裝置設計…………………………………………………………24 3.5.1 確定計算功率 Pca…………………………………………………… 24 3.5.2 選取窄 V 帶帶型：……………………………………………………24 3.5.3 確定帶輪基準直徑………………………………………………… 24 3.5.4 確定窄 V 帶的基準長度和傳動中心距………………………………25 3.5.5 帶輪上的包角 1?………………………………………………………25 3.5.6 計算窄 V 帶的根數(shù) Z………………………………………………… 25 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 iii 3.5.7 計算預緊力 F0：………………………………………………………25 3.5.8 計算作用在軸上的壓軸力 Q…………………………………………26 3.5.9 帶輪結構設計：………………………………………………………26 4 組合機床的總體設計………………………………………………………………26 4.1 活塞銷孔加工工序圖…………………………………………………………26 4.2 粗鏜活塞銷孔加工示意圖……………………………………………………27 4.3 機床聯(lián)系尺寸圖的繪制………………………………………………………27 后記……………………………………………………………………………………28 參考文獻………………………………………………………………………………29 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 1 1 前言 畢業(yè)設計是高等院校工科類學生畢業(yè)前進行的全面綜合訓練，是培養(yǎng)學生 綜合運用所學培養(yǎng)綜合運用所學基本理論，基本知識，基本方法和基本技能， 分析問題和解決問題的能力，是學生在校獲得的最后訓練機會，也是對學生在 校期間所獲得知識的檢驗。 這次設計的題目是：粗鏜活塞銷孔組合機床設計。并繪制出解放牌汽車用 鋁活塞銷孔零件圖、被加工零件工序圖，加工示意圖、組合機床聯(lián)系尺寸圖， 進行組合機床的總體設計。 在此次設計中，我明確設計目的，并決定好好把握和利用這踏上工作崗位 前的最后一次“演習”機會，仔細查閱資料，精心設計，努力工作，終于完成 了這次設計任務，但由于水平和時間有限，本設計只實現(xiàn)了組合機床的總體設 計，并且設計中錯誤難免，希望老師們批評指正，從而能得到不斷的進步。 2 概述 2.1 活塞概述 2.1.1 活塞的功用與結構特點 往復式發(fā)動機與壓縮機的活塞，是將直線運動變成旋轉運動或者將旋轉運 動轉變成直線運動的零件之一。 活塞結構如 2-1 圖所示，平面 4 稱為活塞頂面，它承受氣體壓力，并受到 高溫氣體的直接作用。活塞頂面 4 與環(huán)槽 5 稱為活塞頭部。四條圓環(huán)形的槽 5，其中靠近頂面的三條環(huán)槽稱為氣環(huán)槽，在氣環(huán)槽中放置有彈性的活塞環(huán)，用 以密封活塞頂面上部燃燒室里的高溫高壓氣體；離頂面最遠的一天環(huán)槽稱為油 環(huán)槽，在油環(huán)槽哦中放置油杯（或稱刮油環(huán)） ，把飛濺到汽缸套內壁上多余的潤 滑油刮去，使油從油環(huán)槽的回油小孔 3 中流回曲軸箱。活塞下部無環(huán)槽部分 1 為活塞裙部，活塞裙部在活塞工作過程中起導向作用?；钊虚g的貫穿通孔 7 稱為活塞銷孔，活塞銷孔的兩端有鎖環(huán)槽 6，安裝擋圈限制活塞銷的軸向竄動。 8 是短圓柱面與圓錐面的組合部分，稱為活塞止口，是為加工活塞而設置的輔 助精基準面，在活塞工作過程當中不起作用。 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 2 1- 活塞裙部 2-活塞頭部 3-回油小孔 4-活塞頂面 5-環(huán)槽 6-鎖環(huán)槽 7-活塞銷孔 8-活塞止口 圖2-1 活塞簡圖 活塞在汽缸里承受高溫、高壓氣體的壓力，并將壓力經(jīng)連桿傳給曲軸，驅 動發(fā)動機運轉，或將曲軸的旋轉壓力經(jīng)連桿、活塞而壓縮氣體，即空氣壓縮機。 活塞結構如圖。因工作過程中受力與受熱的影響，活塞裙部將產(chǎn)生如圖所示的 變形。由于金屬分布在活塞銷軸方向的剛度小于垂直該方向的剛度，因此在頂 面氣體壓力的作用下，沿活塞銷軸向變形量大；同時頂面受高溫影響產(chǎn)生熱膨 脹，而圓周方向金屬分布不均，銷孔軸線方向金屬多，熱膨脹量大，也形成銷 孔軸線方向的膨脹量大于其垂直方向，如 2-2 圖所示。若裙部原來呈圓形，則 受力，受熱后的變形結果使裙部變成橢圓形，兩項疊加總是使銷軸方向為橢圓 長軸，垂直銷軸方向為橢圓短軸，這樣活塞與汽缸套的間隙，在長軸方向減少 甚至消失，容易發(fā)生強烈摩擦甚至“咬死” 。為了補償上述變形，應將活塞裙部 設計制造成橢圓形，橢圓的長軸在垂直于活塞銷軸的方向，并在活塞裙部銷軸 附近鑄造出兩塊凹坑，增加裙部與汽缸套內壁的間隙。 此外，頂面熱量由上向下傳遞，溫度場上面高下面的，熱膨脹不均，因此 活塞因制成錐形，頭部小，裙部大；裙部也帶有錐度，大端在下方。 (a)受力變形圖 (b)受熱變形圖 圖 2-2 活塞變形示意圖 1245673 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 3 為了進一步減少熱傳導，有的活塞還銑有橫槽和縱向斜槽，以使熱變形在 開槽處不能連續(xù)而減少熱變形量。但銑槽增加了工序，且降低了活塞的剛性和 強度，現(xiàn)在這種活塞的應用正在逐步減少，而采用改進活塞材料，改進活塞裙 部橢圓形狀的方法，以補償熱變形誤差。 2.1.2 活塞材料、毛坯及熱處理 汽油發(fā)動機及高速柴油機，應減少往復運動的慣性力，均采用輕質材料， 如鋁合金。采用鋁合金的優(yōu)點：導熱性好，質量輕，慣性力小，可提高轉速， 加工工工藝性好。鋁合金切削性能好，毛坯鑄造可采用金屬型壓鑄，毛坯精度 高，活塞銷孔也能夠鑄造出來，因此減少了機械加工量。 總的來說，鋁合金的優(yōu)點很多，所以高速內燃機中均采用鋁合金做活塞材 料。毛坯在機械加工前要切去澆冒口，并進行時效處理，消除鑄造時的殘余應 力。時效處理將活塞加熱至 180-200°C,保溫 6-8h 后自然冷卻。活塞經(jīng)時效處 理后，強度和硬度還能夠提高。 2.1.3 活塞加工工藝過程分析 零件名稱：解放牌汽車活塞 材料：鋁硅合金 ZL108 年產(chǎn)量：25—30 萬件 活塞外形和內腔形狀復雜，裙部為帶有錐度的橢圓，外部有直斜槽和橫槽， 主要表面尺寸精度和活塞銷孔的位置精度要求很高。活塞壁薄，剛性差，在外 力作用下很容易變形，受切削熱的影響，加工過程熱變形也大。活塞生產(chǎn)屬于 大批大量生產(chǎn)，工藝上必須采取一些專用工藝裝備。 定位基準的選擇：活塞是薄壁零件，容易產(chǎn)生變形，且加工工藝路線又長， 若沒有一個統(tǒng)一的定位基準，很難達到所要求的位置精度。目前大多數(shù)生產(chǎn)廠 均采用止口和端面做輔助精基準面，只有在精車外圓和精磨外圓時，才用止口 處直面及頂面上的工藝搭子中心孔組合定位。止口和端面定位的特點是：可加 工部位多，如裙部、頭部、頂面、銷孔、橫直槽等只要表面，一次裝夾情況下， 可完成車削外圓、頂面、環(huán)槽等加工?；钊庸ざ嗖捎脤Ｓ脵C床，統(tǒng)一采用同 一基準，既能夠提高生產(chǎn)率，有能夠保證表面位置精度。 活塞銷孔的加工：活塞銷孔的技術要求很高，工藝上需安排粗加工、加工 及光整加工,銷孔加工是活塞加工的主要工序。鋁合金活塞毛坯銷孔預先鑄造出 來，因孔帶有錐度（拔模斜度） ，直接用來定位與夾緊很不方便，經(jīng)過粗鏜銷孔 后，銷孔便可用作有關工序的定位與夾緊表面。銷孔的精加工通常放在金剛鏜 床上進行，金剛鏜床精度高、轉速快、切削用量小。為了保證活塞銷孔的尺寸、 形狀和位置精度，金剛鏜床主軸回轉中心相對工件定位表面有較高的位置精度， 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 4 因而可保證加工質量。 2.2 組合機床概述 2.2.1 組合機床的定義和特點 組合機床是用已經(jīng)系列化、標準化的通用部件和少量專用部件組成的多軸、 多刀、多工序、多面或多工位同時加工的高效率專用機床。 圖 2-3 組合機床實例 組合機床的生產(chǎn)率比通用機床高幾倍至幾十倍。其特點如下：（1）主要用 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 5 于加工箱體類零件和雜件的平面和孔。 （2）生產(chǎn)率高。 （3）加工精度穩(wěn)定：因 工序固定，可選用成熟的通用部件、精密夾具和自動工作循環(huán)來保證加工精度 的一致性。 （4）研制周期短，便于設計、制造和適用維護，成本低。 （5）自動 化程度高，勞動強度低。 （6）配置靈活。 2.2.2 組合機床的配置形式和通用部件 組合機床分為大型組合機床和小型組合機床，前者的應用范圍最廣。大型 組合機床的配置形式可分為單工位組合機床和多工位組合機床兩大類。單工位 組合機床加工時，工件裝夾在機床的固定夾具中不動，由動力部件移動來完成 各種加工，這類機床能夠保證比較高的位置精度。 通用部件是由系列化、標準化、通用化原則設計制造的具有特定功能的組 合機床基礎部件。它通常分為五大類：動力部件、支承部件、輸送部件、控制 部件、輔助部件。 2.2.3 組合機床的設計步驟 （1）制定工藝方案 要深入現(xiàn)場，了解被加工零件的加工特點、精度和 技術要求、定位夾壓情況以及生產(chǎn)率的要求。確定在組合機床上完成的工藝內 容和加工方法。 （2）機床結構方案的分析和確定 根據(jù)工藝方案確定機床的型式和總體 布局。在選擇機床配置型式時，既要考慮實現(xiàn)工藝方案，保證加工精度、技術 要求及生產(chǎn)效率；又要考慮機床操作、維護、修理是否方便。 （3）組合機床總體設計 這里要確定機床各部件間的相互關系，選擇通 用部件和刀具的導向，計算切削用量及機床生產(chǎn)率。繪制機床的總聯(lián)系尺寸及 加工示意圖等。 （4）組合機床的部件設計和施工設計 制定組合機床流水線的方案時， 與一般單個的組合機床有所不同。在流水線上由于工序的組合不同，機床的型 式和數(shù)量都會有較大的變化。因此，這時應該按流水線進行全面考慮，而不是 將某一臺或幾臺機床分裂開來設計。 3 組合機床的初步設計 組合機床的設計，目前基本上有兩種做法：其一，根據(jù)具體加工對象的具 體情況進行專門設計，這是當前最普遍的做法；其二，隨著組合機床在我國機 械行業(yè)的廣泛應用，大量工廠總結自己生產(chǎn)和使用組合機床的經(jīng)驗，發(fā)現(xiàn)組合 機床不僅在其組成部件方面有共性，可以設計成通用部件，而且一些行業(yè)或完 成一定工藝范圍的組合機床是極其相似的，有可能設計成為通用的組合機床， 這種機床稱為“專能組合機床” 。 本次畢業(yè)設計采用第一種設計方法，即進行組合機床的專門設計。 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 6 3.1 組合機床工藝方案的制定 制定組合機床工藝方案是設計組合機床最重要的步驟之一。工藝方案制定的 正確與否，將決定機床能否達到“重量輕、體積小，結構簡單、使用方便、效 率高、質量好”的要求。 3.1.1 工藝基面的分析 根據(jù)本設計的要求，設計出粗鏜解放牌汽車的活塞的銷孔，由前面對零件 加工工藝過程的分析可知：活塞銷孔要求有比較高的尺寸和位置精度，采用的 是止口和端面組合定位，消去 5 個自由度，剩下的轉動自由度用一根裝在機床 尾座套筒中的銷邊銷插入銷孔中來定位，從而保證鏜孔的加工余量均勻。當用 壓緊機構將活塞壓緊后，再將銷邊銷從銷孔中退出，即可進行加工。 3.1.2 加工工藝的確定 當被加工孔直徑在 Φ40mm 以上的孔，組合機床上多采用鏜削的方法。但當 被加工的孔較短，直徑雖然在 Φ40mm 以下時，亦可以用鏜削的方法加工。 在組合機床上對有色金屬進行鏜孔加工時，精度公差等級可以達 IT11— 13，表面粗糙度 可達 25--50μm。Ra 對于粗鏜孔的切削用量參考下表 3-1： 表 3-1 鏜削用量參考表 鑄鐵 鋼 鋁及合金 工序 刀具材料 ｖ（m/min ） S 轉（mm/r） ｖ（m/min ） S 轉（mm/r） ｖ（m/min ） S 轉（mm/r） 高速鋼 20-25 0.25-0.8 15-30 0.15-0.4 100-500 0.5-1.5 粗鏜 硬質合金 35-50 0.4-1.5 50-70 0.35-0.7 -- -- 高速鋼 20-35 0.1-0.3 15-50 0.1-0.3 100-200 0.2-0.5半精 鏜 硬質合金 50-70 0.15-0.45 95-135 0.15-0.45 -- -- 高速鋼 -- -- -- -- -- -- 精鏜 硬質合金 70-90 0.15-0.15 100-150 0.12-0.15 150-400 0.06-0.1 根據(jù)此表確定切削用量及選擇刀具：粗鏜鏜刀選擇高速鋼，切削速度取 V=120m/min,每轉進給量取 S 轉 =0.7mm/r。 由公式： 得：10/nvD?? 2714.(/min)r?? 由公式： 得：Vf ( ).74.0 式中： ---進給速度。f 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 7 采用的鏜刀的幾何參數(shù)為： 主偏角 =45°，前角 o=20°, 刃傾角 s=0°.刀尖圓弧半徑Kr?? r =2.0 .初定鏜孔加工余量為 。?m1.5apm? 根據(jù)《機械制造技術基礎》計算切削力、切削功率。 (1)切削力： XyFZFZp9.81CafKZ??? 10.750FZ4.2 其中 MFZsFZK ????? 查 《 機 械 制 造 技 術 基 礎 》 p48 表 2-3， 得 KMFC=1 查 表 2-4 得 01.?KFZ1.0? sFZ??? ∴ FZM0sFZ?????? = ... =1 ∴ XFZypFZ9.8CafKZ? = 0.7504.12?? = 1.. = ??50N （ 2） 切 削 功 率 ： 3PcFV/61Z?? =4.2 = ??0895kW （ 3） 切 削 扭 矩 ： 4.135608.4()ZMFRNm???A扭 鏜桿尺寸的確定： 鏜桿直徑和長度對剛性影響較大，直徑受到孔徑的限制，但應盡量大 些，一般按下?。?，粗鏜用小值，精鏜用大值。(0.6~8)dD? ,為了增加主軸系統(tǒng)的剛性，取鏜桿直徑為 18mm。0.6271.d?? 鏜孔直徑 D，鏜桿直徑 d，鏜刀截面 B?之間的關系為：(.5)? 依據(jù)已知的 D 和 d 計算 B,并且系數(shù)取小值。得： . 27184B? 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 8 ?。?8B?? 3.2 組合機床結構方案的分析和確定 3.2.1 組合機床配置型式的選擇 在制定了組合機床的加工工藝方案后，就要對組合機床的配置型式進行選 擇。 根據(jù)設計題目的要求和加工工序的需要決定采用以下的組合機床配置型式： 臥式單工位組合機床，如圖 3-1 所示。在這種機床上進行加工時，工件裝夾在 機床的固定夾具中不動，由動力部件移動來完成各種加工，因此能夠保證較高 的位置精度，適用于大中型箱體類零件的加工。 圖 3-1 臥式單工位組合機床示意圖 現(xiàn)在分析固定式夾具臥式單工位組合機床的加工精度： 這類機床所能達到的加工精度最高，對于精加工機床的夾具，其公差一般 去被加工零件的 1/3,但對于粗加工機床，由于其他因素影響，精度要求也不能 很低，這種機床用于鏜孔加工所能達到的精度如下： 位置精度：采用固定精密導向一般能夠達 ，孔間距離和孔的軸線與0.2m? 基面的位置精度可達 。0.25~.? 不同軸度及軸線間不平行度：若由一面鏜孔，鏜桿采用前后導向或多層精 密導向，不同軸度可達 。若由兩面鏜孔而且是單軸，便于調整.1.3 主軸位置精度時，不同軸度也可達 。但從兩面多軸加工時，孔05. 的不同軸度一般為 。鏜孔軸線間的不平行度，可保持在軸線間距離公差0.5m 數(shù)值范圍之內，在調整精確時，也可達 。.2~.0/810 當然，隨著生產(chǎn)技術的不斷提高、材料技術的不斷發(fā)展和加工工藝的不斷 改進，機床所能夠達到的精度會越來越高。 3.2.2 動力頭工作循環(huán)及其行程的確定 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 9 動力頭循環(huán)一般包括快速引進、工作進給和快速退回等動作，需要根據(jù)加工 工藝具體需要來確定。根據(jù)被加工活塞銷孔的加工工藝可知，動力頭的循環(huán)動 作為：快速進給→工作進給→快速退回。 (1)工作進給長度的確定（如圖 3-2 所示） 圖 3-2 加工長度的確定 工作進給長度=切入長度+加工孔長度+切出長度。 切入長度應根據(jù)工件斷面的誤差情況而定，一般為： 5~10m 切出長度參考下表： 表 3-2 切出長度的確定 工藝方法 鉆孔 擴孔 鉸孔 鏜孔 切出長度 （mm） 1/3(~8)d?105~150 注：1、 為鉆頭直徑 ；d()m 2、表中數(shù)值在刀具出口平面為已加工時取最小值，反之取最大值。 根據(jù)要求，?。呵腥腴L度=7mm, 加工孔長度=102mm, 切出長度=8mm. 所以：工作進給長度= 710287m?? (2)快速引進長度的確定 初定快速引進長度=283mm (3)快速后退長度的確定 工 作 進 給切 入 加 工 部 分 切 出 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 10 快速后退長度=工作進給長度+快速引進長度， 所以：快速后退長度= 1728340m?? 3.2.3 液壓滑臺的選擇 根據(jù)動力頭工作行程選擇液壓滑臺型號為：1HY20A.滑臺與滑座配置為雙矩 形導軌。 1HY20A 滑臺的技術性能如下表 3-3： 表 3-3 1HY20A 液壓滑臺技術性能表 臺面寬 （mm） 行程 （mm） 進給力 （N） 油缸內徑/活塞直徑 (mm/mm) 油泵流量 （L/min） 快進流量 （L/min） 最小進給量 （mm/min） 工進速度 （mm/min） 200 400 6300 50/35 12 12 40 40-1000 3.2.4 動力源 動力源是為主軸箱的刀具提供切削主運動的驅動裝置，它與主軸配套使用。 對鋁及其合金等輕金屬進行粗鏜削時，根據(jù)《組合機床設計》對傳動裝置的選 擇，采用皮帶輪傳動裝置，所以采用用皮帶輪傳動裝置的型號為： 。4XTF? 3.2.5 主軸箱 根據(jù)被加工活塞銷孔的特點，本設計中主軸與鏜模的設計借鑒在金剛鏜床 (如圖 3-3 所示 )上鏜削活塞銷孔的實例（東北重型機械學院《機床夾具設計手冊》 ）：組合機床主軸采用剛性主軸，主軸與鏜桿的連接也不采用浮動接頭。643P? 孔的位置精度主要是由鏜頭主軸與夾具之間正確位置保證，夾具沒有鏜套。主 軸箱安裝在滑臺上，鏜刀桿安裝鏜刀進行鏜削。所以主軸箱采用專用剛性鏜削 主軸箱及皮帶輪傳動裝置。 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 11 圖 3-3 金剛鏜床結構示意圖 3.2.6 機床生產(chǎn)率的計算 機床理想生產(chǎn)率是指機床百分之百負荷情況下每小時的生產(chǎn)能力。計算公 式為： 60/QT?單（ 件 /小 時 ） Tt??單 機 輔 （ 分 ） 式中： ----單件工時單 和 按下列公式計算：t機 輔 12//ItLSt?分 分機 ()/tLvt???移 移 裝 卸 裝 卸輔 快 快 進 快 退 快 必須指出，由于組合機床工作過程中偶然事故以及操作人員的自然需要等 所需時間，機床實際可能生產(chǎn)率 要低于機床理想生產(chǎn)率 。也就是：1QQ 或?負 1/負 式中： ---機床負荷率；?負 ---組合機床實際可能生產(chǎn)率，亦可視為要求的機床生產(chǎn)率。當1Q 全年工時為 4600 小時（按兩班制 15 小時） ，則： /460Q?年 產(chǎn) 量 （ 件 小 時 ） 根據(jù)本道工序制定的加工工藝計算粗鏜活塞銷孔組合機床的生產(chǎn)率： 單件工時： (0.32.40.17.503.2)/0.612T?????單 機床的理想生產(chǎn)率： 6/.298(Q?件 /小 時 ） 組合機床實際生產(chǎn)率： 130/465(?件 /小 時 ） 機床負荷率： 1//981%???負 3.3 剛性主軸箱的設計 在剛性鏜削主軸箱中，刀具不需要借助于導向進行加工，主軸和刀桿是采 用剛性連接，這就要求主軸有較高的剛度，加工質量在很大程度上取決于主軸 系統(tǒng)本身的剛度。如果主軸的剛性不足，在加工過程中往往會產(chǎn)生振動（崩刀） ， 使被加工的零件難以達到要求的精度和光潔度，甚至損壞刀具。 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 12 3.3.1 主軸參數(shù)的確定 根據(jù)上述，在設計剛性鏜削主軸箱時，盡管要求考慮的因素很多，但最主 要的是主軸系統(tǒng)的設計，以確保主軸系統(tǒng)的精度和足夠的強度。 主軸的主要參數(shù)有：(如圖 3-4 所示) ----主軸平均外徑；D ----主軸支承距；L ----主軸的懸伸長；a ----空心主軸的內孔直徑；d ---主軸的懸伸比；/ ---主軸的直徑比。 圖 3-4 主軸參數(shù)示意圖D (1)主軸懸伸長 從提高主軸的剛性出發(fā)，希望主軸的前支承盡量靠近a 刀具，但是在組合機床中的剛性主軸設計中， 是由被加工零件決定的a 根據(jù)本道工序，活塞銷孔加工長度為 ，切出長度為 ，為使主軸102m8m 懸伸量盡量短，選取當?shù)毒咦咄赀M給長度后工件和主軸的距離為 ，主軸30 的外伸長度為 ，主軸箱端部到前支撐的距離為 。20m5 所以： 。1832058a??? （2）支承距和主軸的懸伸比 這個數(shù)值直接影響主軸的剛度，下面/La 討論如何正確的確定 的值./ 依據(jù)《材料力學》 ，把主軸視為彈性支承的梁，其在切削力的作用下的變形， 分為兩部分：主軸本身的變形和支承系統(tǒng)的變形，研究前者時，把主軸的支承 視為剛性的，把軸視為彈性（即剛性支承彈性梁）,如圖 3-5（a） ；研究后者時， 把主軸視為剛性的，而把支承視為彈性（即彈性支承剛性梁）,如圖 3-5（b） 。 合成后如圖 3-5（c） 。 LadDa)bc)LaX12X1(X1+2)/PX2/P 02345678910La56789023m/N撓度/P 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 13 圖 3-5 彈性支撐梁的彎曲 圖 3-6 彈性支撐梁的撓度與支承間距的關 系 主軸系統(tǒng)的撓度與軸的懸伸比 有一定關系，3-5 圖是當主軸支承系統(tǒng)/La 前支承剛度為后支承剛 2 倍時，主軸系統(tǒng)變形的撓度與 的關系，由 3-6 圖/La 可知：由軸本身變形引起的撓度 隨懸伸比 增加而增加，而由支承變形引1x/ 起的撓度 隨 的增加而減小。從圖中還可以看到，懸伸比 為某一定值2x/La / 時，總撓度 最小，也即：在 一定的情況下，支承間距為某一定值時，1()?a 總撓度最小，在設計時 最好選在最小值附近。 在組合機床剛性主軸時，通常推薦的主軸懸伸比為 .對于一般/15~2La? 粗加工的機床可以取下限值。在本次設計中，?。? /1.5La? 而由：a= 得： 取 。185m27m280? （3）主軸的平均直徑 主軸直徑 是決定主軸剛度的重要因素，在DD 目前的組合機床設計時，尚無一成熟的方法。而采用經(jīng)驗公式： 4BM?扭 4.3()扭 ----主軸傳遞的扭矩。M扭 0.73----按主軸在一米長度上允許的最大扭轉角 時由下表確定1/4??? 的： 表 3-4 系數(shù) B 的確定[](/)m??1/41/2B7.36.5.2 由前面所求得的 求得：608MNm?A扭 4..D?? 主軸的平均外徑 確定以后，就可以大致確定軸承配合處的軸徑。通常主 軸前徑 較平均直徑 大 ,主軸后徑 大約減小 。11~5%2D10~5% 得： 取：.6470.?17 ?。?9m?258m? （4）主軸內孔直徑 在剛性主軸設計中，主軸常采用空心的， 應d d 該選擇得當，以起到節(jié)省材料而又不影響剛性。通常推薦的主軸比： /0.5D? 由于 數(shù)值不大，所以取比值為 0.4，即：64? 取：..642.dm??26dm? 前面求主軸平均直徑的公式很粗略的，需對其進行核算。核算公式按下式 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 14 進行： 43530()/(/)bRDdLKgm??? 式中： ----主軸平均外徑 ；Dc ----空心主軸內孔直徑 ；d ----主軸支承間距 。L() 剛度系數(shù) 的數(shù)值，通常取 ，近幾年組合機床的使用bR25~0)/bRg?? 經(jīng)驗表明，只要保證： 的關系，就可獲得較高主軸剛度。本設計所/47 取數(shù)值 >4,主軸能夠有比較高的剛度。/280/6.3D? （5）主軸剛度的驗算 一般來說，剛性主軸，只要其剛度能滿足要求，強度大多數(shù)都是足夠的。 所以不必做強度驗算，只驗算其剛度就可以。 主軸的剛度驗算，主要是驗算主軸在受力時的彎曲變形，即主軸前段的撓 度 和前支承處的傾角 。x? 根據(jù)《材料力學》計算彎曲變形和的公式： 22[()0.5()/]/3()PaLQCaLMEJm???? 2/](rd? 式中： ----主軸材料的彈性模量，鋼的為 ；E 422.01/)Kg?? ----前支承處的截面慣性矩，對于空心軸 ；J (JRr??4(m ----主軸的半徑， ;R/2RD? ----空心軸內孔半徑， ；rrd ----軸支承的反力矩 ；M()KgmA ----切削力 ；P() ----傳動力 。Q 通常取 = 。(0~.35pa 驗算剛度時，采取下列許用值： .2()xLm?最 大 1rd?最 大 根據(jù)所選擇的參數(shù)進行計算： 2 44[46185(0).354618205]/[3210(62)/]x ????????? 0.7) 44[2.]/[()/]? 63.1()rad??? 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 15 所以： 0.2xL?0.1?? 經(jīng)上述驗算，所設計的主軸參數(shù)是合理的，能滿足本道工序所需要的剛性。 3.3.2 主軸支承系統(tǒng)的設計 影響剛性主軸工作性能的因素很多，除與主軸本身剛度有關外，與主軸支 承系統(tǒng)的剛性有很大關系。 (1)主軸常用的軸承類型 在剛性主軸設計中對滑動軸承和滾動軸承都有采用，但因為滾動軸承具有 尺寸小、轉速高、壽命長、裝配簡單、密封和潤滑較簡單、而且可以直接從樣 本中選取的優(yōu)點，在大多數(shù)情況下采用滾動軸承，本設計中的剛性主軸支持系 統(tǒng)也采用滾動軸承。 在剛性主軸的設計中，常用的滾動軸承有以下幾種：單列向心球軸承、單 列向心推力球軸承、單列圓錐滾子軸承、雙列向心短圓柱滾子軸承 NN3000K 型 (舊編號 3182100)、單向推力球軸承（用于承受軸向載荷） 、單列向心短圓柱滾 子軸承。 (2)軸承的剛度分析和選擇 根據(jù)《滾動軸承應用》資料推薦，軸承的剛性與滾動體數(shù)量和直徑，存在 下述關系： 2/3/1/3/112/()()jZd?? 式中： 與 ----軸承中滾動體的數(shù)量； 與 ----滾珠（滾柱）的直徑；1d2 與 ----軸承的剛度。j 軸承的徑向剛性，以 NN3000K 系列軸承為最高，因為 NN3000K 的滾柱數(shù)量 最多，所以剛性高，承載能力大。目前較多的用于剛性主軸的前支承。 單列向心球軸承一般只用于載荷較輕的情況，當使用球軸承時，應盡量采 用 36000 型和 46000 型的單列向心推力球軸承。 軸承的軸向剛性，以 8000 系列單向推力球軸承為最高。 依據(jù)《組合機床設計》 “表 5-24 組合機床常用剛性主軸支承簡圖”表， 選擇下面的支承系統(tǒng)（圖 3-7）： 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 16 圖 3-7 剛性主軸部件支承簡圖 前支承用 NN3000K 系列雙列向心短圓柱滾子軸承，后支承采用 30000 系列 （舊編號 7000 型）圓錐滾子軸承，以承受徑向力。在前支承處裝置一個 50000 系列（舊編號 8000 型）的單列推力球軸承，以承受單方向的軸向力。這些軸承 的結構圖如圖 3-8 所示。 (a) 單列圓錐滾子軸承 (b)雙列圓柱滾子軸承 (c)單列推力球軸承 圖 3-8 各種滾動軸承結構圖 這種結構支承剛性較好，可以承受較大的軸向力。適用于粗鏜和半精鏜。 (3)軸承精度等級的選擇 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 17 軸承的精度等級對主軸的性能影響很大，特別是剛性主軸。 選擇軸承精度等級，主要是依據(jù)主軸的工作條件和被加工零件的加工要求， 即對主軸的徑向跳動和軸向跳動的要求來定。 各種精度等級的機床，主軸軸承的精度可按參考表 3-5 選用。 表 3-5 主軸軸承精度 機床精度等級 前軸承 后軸承 普通精度級 P5 或 P4 P5 或 P4 精密級 P4 或 P2 P4 高精度級 P2 P2 主軸軸承的精度，應該采用 P2、P4、P5(舊標準 B、C、D)三級，目前普通機 床主軸軸承都有去 P4 級的趨勢，P6(舊 E)級軸承，在機床主軸上已經(jīng)很少采用。 一般用于鏜孔的剛性主軸的前軸承采用 P4 級就滿足要求了，而與 P4 級的 NN3000K 軸承相配合的推力軸承采用 P5 級。 3.3.3 剛性鏜削主軸箱的設計 剛性主軸箱是一種常見的專用主軸箱，其特點是：主軸有足夠的剛性，刀 桿與主軸采用剛性連接，加工時不需要依靠導向套和鏜模；主軸的支承距比較 大，所以此種主軸箱的厚度較標準主軸箱要厚；采用這種主軸箱時，因不用導 向，因此可以使機床的縱向尺寸大為減少。 (1)主軸箱箱體 要想要按計算來設計主軸箱箱體，這幾乎是不可能的，應充分參考調查的 實例進行設計，依然借鑒金剛鏜床的主軸箱。 (2)主軸與刀桿的連接 剛性鏜削主軸箱中主軸和刀桿的連接常見有以下兩種類型： ①、柱孔和斷面定位，用螺釘緊固，以斷面鍵傳遞扭矩。這種連接方式， 裝拆比較方便，應用較廣，但需要經(jīng)常注意定位面的維護，以保持良好的定位 精度。 ②、和刀桿制成整體的。這種形式可以消除結合面處的變形，增強主軸剛 性，但是加長了主軸的長度，對制造和維修都帶來了困難，所以這種形式目前 很少使用。 3.4 組合機床液壓系統(tǒng)的設計 3.4.1 確定對液壓系統(tǒng)的工作要求 根據(jù)對活塞銷孔的加工要求，刀具旋轉由機械傳動來實現(xiàn)，主軸頭沿導軌 中心線方向的“快進→工進→快退→停止”工作循環(huán)采用液壓傳動方式實現(xiàn)， 故擬選定液壓缸作執(zhí)行機構。 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 18 3.4.2 擬定液壓系統(tǒng)工作原理圖 （ 1）確定供油方式： 考慮到該機床在工作進給時負載較大，速度較低。而在快進，快退時負載 較小，速度較高。從節(jié)省能量，減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)宜選用變量泵供油。 現(xiàn)采用限壓式變量葉片泵。 （2）調速方式的選擇： 在中小型專用機床的液壓系統(tǒng)中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或調速 閥。根據(jù)鏜削類專用機床的特點，決定采用限壓式變量泵和調速閥組成的容積 節(jié)流調速。這種調速回路具有效率高、發(fā)熱少和速度剛性好的特點。 （3）快速運動回路的選擇： 采用限壓式變量泵和差動連接兩個措施來實現(xiàn)快進，這樣既能得到較高的 快進速度，又不致使系統(tǒng)效率過低。泵的流量自動變化，即在快速行程是流量 最大，工進時只輸出與液壓缸需要相適應的流量，死擋鐵停留時只輸出補償系 統(tǒng)泄露所需的流量。系統(tǒng)無溢流損失，效率高。 （4）速度換接方式的選擇： 本系統(tǒng)采用行程閥切換的速度換接回路，它的特點是可提高系統(tǒng)的換接平 穩(wěn)性。 最后把所選擇的液壓回路組合起來，即可組成圖紙所示的液壓系統(tǒng)原理圖。 其工作原理如下圖 3-9 所示： 123451YA2YA678910 112314151617ABPT18 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 19 圖 3-9 剛性鏜削組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)原理圖 1—濾油器 2—變量泵 3、9、13—單向閥 4、8、10、11、15、17—管路 5—電液動換向閥 6—背壓閥 7—順序閥 12—調速閥 14—行程閥 16—液壓缸 17—壓力繼電器 ① 快進 按下啟動按鈕，三位五通電液動換向閥 5 的先導閥 1YA 得電，使之閥芯右 移，左位進入工作狀態(tài)，這是的主油路是： 進油路：濾油器 1→變量泵 2→單向閥 3→管路 4→電液動換向閥 5 的 P 口 到 A 口→管路 10、11→行程閥 14→管路 15→液壓缸 16 左腔。 回油路：缸 16 右腔→管路 17→電液動換向閥的 B 口到 T 口→油路 8→單向 閥 9→油路 11→行程閥 14→管路 15→液壓缸 16 右腔。 這時形成差動連接回路，因為快進時，滑臺的載荷較小，同時進油可以經(jīng) 閥 16 直通油缸左腔，系統(tǒng)中的壓力較低，所以變量泵輸出流量大，動力滑臺快 速前進，實現(xiàn)快進。 ② 工進 在快進形成快結束時，滑臺上的擋鐵壓下行程閥 14，行程閥上位工作，使 油路 11 和 15 斷開。電磁鐵 1YA 繼續(xù)得電，電液動換向閥 5 左位仍然工作，進 油路必須經(jīng)調速閥 12 進入液壓缸的左腔，以此同時，系統(tǒng)壓力升高，將液控順 序閥 7 打開，關閉單向閥 9，使液壓缸實現(xiàn)差動連接的油路切斷，回油經(jīng)順序 閥 7 和背壓閥 6 回到油箱。主油路如下： 進油路：濾油器 1→變量泵 2→單向閥 3→電液動換向閥 5 的 P 口到 A 口→ 油路 10→調速閥 12→油路 15→液壓缸 16 左腔。 回油路：液壓缸 16 右腔→油路 17→電液動換向閥 5 的 B 口到 T 口→管路 8→順序閥 7→背壓閥 6→油箱。 ③ 死擋鐵停留 當動力滑臺工作進給終了碰到死擋鐵后，液壓缸停止不動，系統(tǒng)的壓力進 一步升高，達到壓力繼電器 18 的調定值時，經(jīng)時間繼電器的延時，再發(fā)出信號， 使滑臺退回，在時間繼電器延時動作前，滑臺停留在死擋鐵限制的位置上。 ④ 快退 時間繼電器發(fā)出信號后，2YA 得電，1YA 失電，電液動換向閥 5 的右位工作， 這時的主油路是： 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 20 進油路：濾油器 1→變量泵 2→單向閥 3→油路 4→電液動換向閥的 P 口到 B 口→油路 17→液壓缸 16 的右腔。 回油路：液壓缸 16 的左腔→油路 15→單向閥 13→油路 11→電液動換向閥 的 A 口到 T 口→油箱。 這時系統(tǒng)的壓力較低，變量泵 2 輸出油量大，動力滑臺動力快速退回，由 于活塞桿的面積大約是活塞的一半，所以動力滑臺快進、快退的速度大致相等。 ⑤ 原位停止 當動力滑臺退回到原位時，擋鐵壓下行程開關，這時電磁鐵 1YA、2YA 均失 電，電液動換向閥 5 處于中位，動力滑臺停止運動，變量泵 2 輸出油液的 壓力升高，使泵的流量自動減小至最小。 這個液壓系統(tǒng)的電磁鐵和行程閥的動作表如下表 3-6 所示： 表 3-6 剛性鏜削組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)電磁鐵和行程閥的動作表 3.4.3 計算和選擇液壓元件 ① 液壓缸的計算 根據(jù)前面所選擇的動力滑臺的參數(shù)進行計算： 滑臺式后帶“A”表示滑座導軌為鑄鐵導軌。 又球墨鑄鐵的密度為滑臺式后帶“A”表示滑座導軌為鑄鐵導軌。 又球墨鑄鐵的密度為 。370kg/m 可根據(jù)滑座的外形尺寸和密度來估算其重力。 估算液壓滑臺的重力 91N9.842087310??????56 估算主軸箱和動力源的重力 92.4?? 7 即運動部件的重力 ??12 3.N?? ?。???N40 1YA 2YA 14 快進 + — — 工進 + — + 死擋鐵停留 — — — 快退 — + — 原位停止 — — — 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 21 液壓缸所受的外負載： F 包括三種類型： Fω -工作負載 Fω =6300(N) Fa-運動部件速度變化時的慣性負載 一般取aGv/gXt??⊿ ⊿ t0.5s?⊿ （ ） ??40129.805/6132N Ff-導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動后為動摩擦 阻力 Ff=fG 在本設計中查《機床設計手冊》得： 靜摩擦系數(shù)為 0.18，動摩擦系數(shù)為 0.1??fs0.184720N?? aF 所以，工作循環(huán)各階段的外負載為： 啟動加速： ??fs Fa 1632.5.6N??? 工進 ： 4070? 快進 ： ??fa N 快退 ： 繪制速度和負載循環(huán)圖： 速度循環(huán)圖 3-10 負載循環(huán)圖 3-11 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 22 ②確定液壓缸的結構尺寸和工作壓力 按 HY20A 液壓滑臺的參數(shù)定 D/d 為 50/35 按最低工作速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度 由式 ??miniAq/v＞ 式中 A 為液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積，q min 是由產(chǎn)品樣本查得 GE 系 列調速閥 AQF3-E10B 的最小穩(wěn)定流量為 ，??50L/min??inv4c/min? 所以： ??2mini//41.c?＞ 由于調速閥是安裝在油路上的，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應選液壓 缸無杠腔的實際面積。 即 22A/4D/45???（ ） （ ） ??19.63c 因為： 5＞ 所以：液壓缸能選到所需流速。 工作壓力 P 可根據(jù)負載大小及機器的類型來初步確定，現(xiàn)參閱《液壓 系統(tǒng)設計簡明手冊》p10 表 2-1 取液壓缸工作壓力為 4(Mpa)。 ③計算在各工作階段液壓缸所需的流量： ??22q/4dV/43.5X10???????快 進 快 進（ ） （ ）??1.5Lmin 2 2/D/()工 進 工 進（ ） （ ） i 2 22q/4(d)/40.5.3)1???????快 退 快 退（ ） － （ ） －??1Lin ④液壓泵的計算 A. 泵的實際工作壓力的確定： p1???⊿ 式中：p p----液壓泵的最大工作壓力 p1----執(zhí)行元件最大工作壓力 ∑⊿p----進油管路中的壓力損失，初算時簡單系統(tǒng)可取 0.2~0.5（Mpa ） ， 復雜系統(tǒng)取 0.5~1.5（Mpa ） 。本設計中取 0.5 （Mpa） 。 所以： p140.5Mpa????⊿ （ ） 上述計算所得的 pp 是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)有各種工況的過渡階段 出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外考慮到一定的壓力儲備量，并確保泵 的壽命，因此選泵的額定壓力 pn 應滿足 。np1.25~6?（ ） 本設計中： 1.25.6a?（ ） 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 23 由 HY20A 液壓滑臺的技術性能參數(shù)可知油泵的流量為 pq12L/min?（ ） 根據(jù)以上算得的 pp 和 qp，再查閱《液壓系統(tǒng)設計簡明手冊》p81，現(xiàn)選用 YBX-16 限壓式變量葉片泵，該泵的基本參數(shù)為：每轉排量 q0=16m（L/r） ，泵 的額定壓力 pn=6.3（Mpa ） ，電動機轉速 nH=1450（ r/min） ，容積效率 ηv=0.85，總效率 η=0.7 B. 與液壓泵匹配的電動機的選定： 首先分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，取兩者較大值為選擇電 動機規(guī)格的依據(jù)，由于在慢進時泵輸出的流量減少，泵的效率急劇降低，一般 當流量在 0.2~1L/min 范圍內，可取 η=0.03~0.14 。同時還應該注意到，為了使 所選擇的電動機在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率點時不致停轉，需進行驗算， 即 Bpnq/2??? 式中：p n----所選電動機額定功率 pB----限壓式變量泵的限定壓力 qp----壓力為 pB 時，泵的輸出流量 首先計算快進時的功率，快進時的外負載為 400N，進油路的壓力損失定為 0.3（Mpa ） ，由式 得:p1???⊿ 26p40/0.3510.3????（ （ ） ） ??.Ma 快進時所需電動機的功率為： pP q/../(6.7)??? ??01kW 工進時所需電動機功率為： p q/4.52/(60.7)?? ??0.2k 查閱電動機產(chǎn)品樣本，選用 Y90S-4 型電動機，其具體參數(shù)為表 3-4： 表 3-7 Y90S-4 性能參數(shù)表 滿載時 功率 (kW) 電流 （ A） 轉速 （ r/min） 效率 （%） 功率因數(shù) COS?（ ） 額定電流 ()A額定轉矩 ()NmA 1.1 2.7 1400 79 0.78 6.5 2.2 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 24 根據(jù)產(chǎn)品樣本可查得 YBX-16 的流量壓力特性曲線。再由已知的快進時的流 量為 11.5（L/min） ，工進時的流量為 2（L/min） ，壓力為 4.5(Mpa),作出泵的實 際工作時的流量壓力特性曲線，查得該曲線拐點處的流量為 24（L/min） ，壓力 為 2.9(Mpa)，該工作點處對應的功率為: ??P2.94/60.71kW??? 所以：P≤2× 1.1=2.2(kW) 即所選的電動機在拐點處能正常工作。 ⑤液壓閥的選擇： 本設計均用 GE 系列閥，根據(jù)擬定的液壓系統(tǒng)圖。按通過各元件的最大流量 來選擇液壓元件的規(guī)格： 1，濾油器 XU-B32X100 2，液壓泵 YBX-16 3、9、12，單向閥 AF3-EA10B 5，電液動換向閥 12，調速閥 AQF3-E10B 14，行程閥 17，壓力繼電器 DP1-63B ⑥油管及其他裝置的設計： 油管內徑尺寸可參照選用的液壓元件的接口尺寸而定。 本設計為中壓系統(tǒng)。液壓油箱有效容量按泵的流量的 5~7 倍來確定。現(xiàn)選 用容量為 160L 的油箱。 3.5 主軸箱傳動裝置設計 在“組合機床結構方案的分析和確定”一節(jié)中已經(jīng)提出： 主軸箱采用專用剛性鏜削主軸箱及皮帶輪傳動裝置?，F(xiàn)對皮帶設計 做以下計算： 已知電動機型號為 Y100L2-4，額定功率為（3kW） ，轉速 n1=1420（r/min） ，傳動比 i=1.004 3.5.1 確定計算功率 ：Pca 由公式 KA? 其中：K A----工作情況系數(shù)； P----電動機額定功率，已知 P=3（kW） ； 由《機械設計》p157 表 8-7，查得 K1.2A? 故 P1.23.6kWca??（ ） 粗鏜活塞銷孔組合機床設計 25 3.5.2 選取窄 V 帶帶型： 根據(jù) 、 ，由圖 8-8 確定選用 SPZ 型窄 V 帶型。Pca1n 3.5.3 確定帶輪基準直徑： 由表 8-4 和表 8-8 取主動輪基準直徑 ??1D75m? 根據(jù)式 21Di????.0475.3m 根據(jù)表 8-8，取 28 按式 驗算帶的速度1vn/(60)??? ??5/s14/(60)5.73 m/s????＜ ＜ 故：帶的速度合適。 3.5.4 確定窄 V 帶的基準長度和傳動中心距： 根據(jù) ，????120120.7D aD ??＜ ＜ 初步確定中心距 3mO? 計算帶所需的基準長度 ??2d01210La(/) ()/(4a)?????－?27580753????84 由表 8-3 選帶的基準長度 Ld=800(mm) 計算實際中心距 a0da ()/2???－ =300+(800－844)/2 =256(mm) 3.5.5 帶輪上的包角 ：1?180(D2)/a60????－ － 75－ －7.＞ 所以：主動輪上的包角合適。