斜油孔鉆床設(shè)計

1、斜油孔鉆床設(shè)計說明書目錄一、 設(shè)計要求-二、 設(shè)計方案三、 電動機的選擇-四、 帶傳動的校核與計算五、 主軸校核計算五、螺栓連接強度校核一、 設(shè)計要求設(shè)計該鉆床的目的是完成對16V型燃氣發(fā)電機曲軸上斜油孔的加工。如圖所示。要求：斜油孔鉆床能完成橫向進給和旋轉(zhuǎn)運動，并能夠?qū)崿F(xiàn)角度的調(diào)整。二、 設(shè)計方案三電動機的選擇已知：孔徑通孔；要求精度H11H13 工件材料：40鉻錳鋼（） 刀具：高速鋼新麻花鉆（修磨橫刃）計算：根據(jù)已知條件和附加工作要求選用 進給量；轉(zhuǎn)速； 查機械設(shè)計手冊得： ; ; -軸向力系數(shù)；-扭矩系數(shù)；、-軸向力指數(shù)； 、-扭矩指數(shù)；-軸向力修正系數(shù)； -扭矩修正系數(shù)。 -軸向力；

2、-扭矩； -切削功率根據(jù)計算選用電動機為 ()；三：帶傳動的校核與計算已知：電動機功率；主軸轉(zhuǎn)速；從動軸轉(zhuǎn)速，工作時間8h1. 定V帶型號和帶輪直徑根據(jù)數(shù)據(jù)查設(shè)計手冊:鉆孔載荷變動較小 -工作情況系數(shù)為1.1；設(shè)計功率。根據(jù)設(shè)計功率和小帶輪轉(zhuǎn)速查機械設(shè)計手冊知：選用SPZ型V帶；小帶輪直徑 大帶輪直徑取則取2.確定中心距初定中心距 則 取基準長度L根據(jù)機械設(shè)計圖11.4 實際=1600則實際中心距 3.帶速、包角、V帶根數(shù)的計算根據(jù)機械設(shè)計手冊表11.9和表11.1單根V帶的額定功率 傳動比時的功率增量 帶速 小帶輪包角 V帶根數(shù) 其中小帶輪包角修正系數(shù) 帶長修正系數(shù) 則Z=24.各項力的計算

3、V帶每米長的質(zhì)量 m=0.12kg/m單根V帶的預(yù)緊力作用在軸上的力 軸承的選用摘自GB276-82手輪前蓋軸承1000 810 外形尺寸d=40 D=52 B=13 大帶輪處 軸承1000 910 外形尺寸d=50 D=72 B=12 額定動載荷C=10.1KN 額定動載荷C=8.1KN底座處推力軸承8130 d=150 D=190 T=31 額定動載荷C=89.9KN 額定動載荷C=330KN蝸桿處軸承100806 外形尺寸 d=30 D=42 B=7 額定動載荷C=3.15KN 額定動載荷C=2.40KN四、主軸的計算校核已知：主軸傳遞的功率為2.2kW，轉(zhuǎn)速為470r/min，采用皮帶

4、傳動，帶輪為卸荷帶輪。（1）按轉(zhuǎn)矩初步估算軸徑 選擇主軸的材料為45鋼，經(jīng)調(diào)制處理，差材料力學(xué)性能表知： ； ； 根據(jù)公式估算軸直徑；由于軸受彎矩相對轉(zhuǎn)矩小，所以A取110，則 （2）主軸花鍵的計算校核 主軸花鍵采用矩形鍵，由已知選用中系列花鍵的規(guī)格為。倒角尺寸c=0.4mm，角度為45度。 -花鍵的齒數(shù)為6； -花鍵的小徑為28mm； -花鍵的最大直徑為34mm； -花鍵的齒寬為7mm。 校核計算： 靜鏈接 動鏈接 式中： -傳遞的轉(zhuǎn)矩（） -各齒間載荷分布不均勻系數(shù)為0.8； -健齒工作高度， -平均直徑， 所選花鍵滿足使用要求。 （3）主軸軸承的選擇 主軸只傳遞轉(zhuǎn)矩，所受的徑向力很小，只

5、為自身支持力，在做進給切削運動時，軸向力較大，所以選用推力軸承與深溝球軸承組合的用法。 查手冊得： 選用的深溝球軸承代號為61908，內(nèi)徑為40mm，外徑為62mm,B=12mm。 選用的推力軸承代號為51108，內(nèi)徑為40mm；外徑60mm；T=14mm。（4） 主軸的校核 有上述知主軸為階梯軸，最小徑為28mm，傳遞轉(zhuǎn)矩T=44702N.mm。 主軸的許用切應(yīng)力： 所以最小直徑滿足強度要求。 、五、螺栓連接強度校核受橫向載荷緊螺栓基本形式受橫向載荷緊螺栓連接強度的校核計算理論公式（1） 預(yù)緊力計算公式：= （2） 校核計算公式：（3） 設(shè)計計算公式：（4） 許用應(yīng)力計算公式：式中-預(yù)緊力-

6、橫向載荷-可靠性系數(shù)，取1.11.3m-結(jié)合面數(shù)f-結(jié)合面摩擦因數(shù)。根據(jù)不同材料而定，鋼對鋼為0.15左右d-螺紋小徑，表中獲取-螺栓屈服強度，由螺栓材料機械性能等級決定-安全系數(shù)，按表一選用、受橫向載荷緊螺栓連接校核計算結(jié)果卸荷帶輪處橫向載荷 螺栓機械性能等級 = 6.8 螺栓屈服強度 s = 480 MPa 安全系數(shù) Ss1 = 3.5 螺栓許用應(yīng)力 = 137.14 MPa 可靠性系數(shù) Kf = 1.2 接合面間摩擦因數(shù) f = 0.15 接合面數(shù) m = 1 螺栓預(yù)緊力 Fp = 6.88 kN 螺栓公稱直徑 Md = M12 螺栓小徑d1 = 10.106 mm 螺栓計算應(yīng)力 = 1

7、11.86 MPa 校核計算結(jié)果： 滿足受軸向載荷緊螺栓基本形式受軸向載荷緊螺栓連接強度的校核計算理論公式（5） 預(yù)緊力計算公式：= （6） 校核計算公式：（7） 設(shè)計計算公式：式中 m-結(jié)合面數(shù)f-結(jié)合面摩擦因數(shù)。根據(jù)不同材料而定，鋼對鋼為0.15左右d-螺紋小徑，表中獲取-螺栓屈服強度，由螺栓材料機械性能等級決定-安全系數(shù)，按表一選用許用應(yīng)力計算公式：（8） 總載荷計算公式: （9） 預(yù)緊力計算公式：（10） 殘余預(yù)緊力計算公式：-軸向載荷，單位N.-螺栓軸向總載荷，單位N.-殘余預(yù)緊力，單位N.-螺栓小徑，單位mm.K-殘余預(yù)緊力系數(shù)。查表獲得-相對剛度，查表獲得。-螺栓屈服強度，單位M

8、Pa。由螺栓連接機械性能等級決定；-安全系數(shù)。查表獲得。式中 -預(yù)緊力-橫向載荷-可靠性系數(shù)，取1.11.3m-結(jié)合面數(shù)f-結(jié)合面摩擦因數(shù)。根據(jù)不同材料而定，鋼對鋼為0.15左右d-螺紋小徑，表中獲取-螺栓屈服強度，由螺栓材料機械性能等級決定-安全系數(shù)，按表一選用受軸向載荷緊螺栓（靜載荷）校核計算結(jié)果 工作載荷 殘余預(yù)緊力系數(shù)K = 1.6 總載荷 相對剛度 = 0.25 預(yù)緊力 螺栓機械性能等級 = 6.8 螺栓屈服強度 安全系數(shù) 螺栓許用應(yīng)力 材料種類 = 碳鋼 螺栓公稱直徑 螺栓小徑 螺栓計算應(yīng)力 校核計算結(jié)果： 滿足六蝸桿傳動設(shè)計手輪采用蝸輪蝸桿機構(gòu)傳動比大，結(jié)構(gòu)緊湊體積小，重量輕。且

9、有自鎖功能，工作平穩(wěn)傳動參數(shù)蝸桿輸入功率：1kW蝸桿類型：阿基米德蝸桿(ZA型) 端面齒廓為阿基米德螺旋線 , 軸向齒廓為直線，其齒形角0=20°蝸桿轉(zhuǎn)速n1：60r/min蝸輪轉(zhuǎn)速n2：80r/min使用壽命：8000小時理論傳動比：0.75蝸桿頭數(shù)（蝸桿上蝸旋線的數(shù)目。）z1=1、2、4、6等取蝸輪齒數(shù)實際傳動比i=0.666666666666667蝸桿蝸輪材料蝸桿材料：45蝸桿熱處理類型：淬火蝸輪材料：ZCuSn10P1蝸輪鑄造方法：離心鑄造疲勞接觸強度最小安全系數(shù)彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)轉(zhuǎn)速系數(shù)壽命系數(shù)材料彈性系數(shù)Ze：147N0.5/mm蝸輪材料接觸疲勞極限應(yīng)力 蝸輪材料許

10、用接觸應(yīng)力蝸輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力 蝸輪材料許用彎曲應(yīng)力F=158.333N/mm2蝸輪材料強度計算蝸輪軸轉(zhuǎn)矩蝸輪軸接觸強度要求: 模數(shù)m=10mm蝸桿分度圓直徑d1:120mm蝸輪材料強度校核蝸輪使用環(huán)境：平穩(wěn)蝸輪載荷分布情況：平穩(wěn)載荷蝸輪使用系數(shù)Ka：1蝸輪動載系數(shù)Kv：1蝸輪動載系數(shù)Kv：1導(dǎo)程角系數(shù)Y：0.929蝸輪齒面接觸強度.齒根彎曲強度F:1.868N/mm2， 幾何尺寸計算結(jié)果實際中心距a：100.3mm齒根高系數(shù)ha*:1齒根高系數(shù)c*:0.2蝸桿分度圓直徑d1：125mm蝸桿齒頂圓直徑da1：137.6mm蝸桿齒根圓直徑df1：109.88mm蝸輪分度圓直徑d2：75.6mm蝸輪變位系數(shù)x2：0法面模數(shù)mn：6.03mm蝸輪喉圓直徑da2：88.2mm蝸輪齒根圓直徑df2：60.48mm蝸輪齒頂圓弧半徑Ra2：56.2mm蝸輪齒根圓弧半徑Rf2：70.06mm蝸輪頂圓直徑de2：94.5mm蝸桿導(dǎo)程角：16.825°軸向齒形角x：20°法向齒形角n：19.208°蝸桿軸向齒厚sx1：9.896mm蝸桿法向齒厚sn1：9.472mm蝸桿分度圓齒厚s2：9.896mm蝸桿螺紋長b1：73.836mm蝸輪齒寬b2：92.192mm齒面滑動速度vs：0.41m/s蝸桿螺紋長b1112.4mm蝸輪齒寬b2281