目 录
摘 要 ..................................................... 1
ABSTRACT ................................................... 2
第1章 绪论 ................................................ 3
1.1 机床行业的现状及发展趋势 ............................ 3
1.2 专用机床的现状及发展趋势 ............................ 3
1.3 扩缸孔专用机床的研究现状 ............................ 5
第2章 选择机床类型 ........................................ 7
2.1 分析被加工零件 ...................................... 7
2.2 机床的组成部分 ...................................... 8
第3章 箱体总体设计 ........................................ 9
3.1 箱体的作用 .......................................... 9
3.2 箱体加工的主要问题 .................................. 9
3.3 箱体的材料、毛坯及热处理 ........................... 10
3.4 箱体的设计 ......................................... 12
第4章 传动零件的设计计算 ................................. 13
4.1 齿轮的设计 . ......................................... 13
4.2 轴的设计 ........................................... 17
摘 要
专用机床是现在机械加工业的大趋势，它拥有高精度，高效率，大批量的突出优点。扩缸孔专用机床设计，是为发动机缸体扩孔工序设计的专用机床，本设计主要是对扩缸孔专用机床的箱体和底座进行设计，文章重点对定位方案加以对比选择，并选择夹紧方案。同时，文章还对扩缸孔专用机床的部分传动轴和齿轮进行了设计校核。
这次设计将我以前所学过的机械设计，机械制造工艺学，理论力学，材料力学等课程联系了起来，巩固了所学的知识. 首先对被加工工件外形轮廓的分析对比确定定位方案和夹紧方案，其次对夹紧方案中的具体元件进行设计，最后对方案设计论证，检验可行性。以前学到机床夹具知识仅停留在理论层面，通过这次毕业设计真正做到理论联系实际。
关键词：专用机床；底座；箱体；定位；校核
ABSTRACT
Special machine tool is now mechanical processing industry trend.It has many outstanding advantanges,such as high precision, high efficiency, large quantities. It is designed for engine cylinder bore hole process of special machine tools.
This paper include the design of the base and the fixture.The work is forscheme comparison and selection.At the same time ,the paper designs and checks the part of the gears and shafts.This design contacts all of the courses that we had learned before.For example:Mechanical design, Theoretical, Machinery manufacturing technology mechanics, Mechanics of materials and so on.At last,argument the design and choose the best.The process of the design told us the relations of the fact and the theory.
Key words：Special- machine- tool; base;enclosure; location; check
第1章 绪论
1.1 机床行业的现状及发展趋势
2010年，由于主要机床生产国家和地区经济逐渐复苏，全球机床制造业总产值达到663亿美元，同比增长21%。其中，我国机床行业累计完成工业总产值5536.8亿元。由于以高速、高精、复合、智能为特征的高档数控机床共性和关键技术的缺失，使国内机床行业“低端混战，高端失守”的状况仍未得到根本性地转变。除此之外，还有企业的资金利用率、能耗等方面的因素，对机床的发展产生着重要的影响。以下通过对流动资产周转率、投入产出比、万元产值能耗和产值利润率四个指标进行。分析，从而判断企业资金使用状况、总资产的产值贡献状况、能耗状况以及产值利润状况。全行业各项指标普遍比去年同期有较大程度的好转。在小行业中，金切机床行业的万元产值能耗同比上升了10%，在其产值增长了28.9%的情况下，万元产值能耗却出现了反向增长的现象。锻压机械行业的流动资金周转率比去年同期减少了。
指标说明资金使用效率有所下降。这些数据呈现的现实问题应该值得部分企业去重视，并采取一定的措施去改善。
目前，国家高度重视机床工业的发展。高档数控机床与基础制造装备国家科技重大专项已于2009年投入实施。2010年的机床工具行业的高速增长使其基数增大，也会影响到2011年的增长速度。
近几年来我国机床行业保持着较高的景气，行业规模持续增长，产量增速远高于机械工业平均水平。2010年前11个月，我国金属加工机械制造业行业规模继续增长，产品销售收入保持快速增长的态势，行业资产同比增速逐季提高。预计2011年能环保产业、新能源产业、新能源汽车和新材料产业，尤其是航空装备、海洋工程、轨道交通等高端装备制造产业的投资会保持增加，这些产业的投资依然会带动机床的市场需求，机床工具行业2011年仍将有较好表现。因此，我们预计2011年机床工具行业增速应该超过10%。
1.2 专用机床现状及发展趋势
专用机床具有两个极其鲜明的特征：一是集成性。用户订购专用机床都是要求交钥匙工程，它集加工工艺（含工艺方法及工艺参数），机床、夹具、工具（包含辅助）的开发设计与选择，检验测量（包括进入机床前的毛胚检验、加工中集成品的检验测
量）物流的输送，切屑和冷却液的防护与处理等于一体。它不仅仅解决其中的某一问题，而是要解决好涉及较宽的技术领域可能遇到的每一个问题。二是单一性。专用机床几乎都是单一性生产，要根据用户提出的要求，进行一次性开发，一次性制造，而且还要保证一次性成功。
在我国专用机床发展已有28年的历史，其科研和生产都具有相当的基础，应用也已深入到很多行业。是当前机械制造业实现产品更新，进行技术改造，提高生产效率和高速发展必不可少的设备之一。组合机床及其自动线是集机电于一体的综合自动化程度较高的制造技术和成套工艺装备。它的特征是高效、高质、经济实用，因而被广泛应用于工程机械、交通、能源、军工、轻工、家电等行业。
随着生产技术的不断发展，我国大、中、小企业所拥有的大量机械设备，其中一部分已经落后于当前技术发展的需要而处于闲置状态；为发挥闲置机床潜在的效能，对其进行技术改造，使其改造成专用机床具有很大的现实意义。针对普通车床在加工轴类零件的端面和中心孔时存在着生产效率低、孔深尺寸同一性差、工人技术水平要求高的现实问题，对原普通车床的机械传动装置、加工工艺、夹具、刀具、电气控制系统等进行了改进设计：只保留机床的主传动系统，前端连接中心孔钻头，增加一套铣刀轴结构，实现钻头和铣刀的同时旋转；同时，采用PLC 控制两台步进电机驱动工件实现自动进给，使其成为一台适用于轴类零件中心孔和端面加工的专用机床。从2002年年底第21届日本国际机床博览会上获悉，在来自世界10多个国家和地区的500多家机床制造商和团体展示的最先进机床设备中，超高速和超高精度加工技术装备与复合、多功能、多轴化控制设备等深受欢迎。据专家分析，机床装备的高速和超高速加工技术的关键是提高机床的主轴转速和进给速度。该届博览会上展出的加工中心，主轴转速10000～20000r/min，最高进给速度可达20～60m/min；复合、多功能、多轴化控制装备的前景亦被看好。在零部件一体化程度不断提高、数量减少的同时，加工的形状却日益复杂。多轴化控制的机床装备适合加工形状复杂的工件。另外，产品周期的缩短也要求加工机床能够随时调整和适应新的变化，满足各种各样产品的加工需求。 然而更关键的是现代通讯技术在机床装备中的应用，信息通讯技术的引进使得现代机床的自动化程度进一步提高，操作者可以通过网络或手机对机床的程序进行远程修改，对运转状况进行监控并积累有关数据；通过网络对远程的设备进行维修和检查、提供售后服务等。
1.3 扩缸孔专用机床的研究现状
专用扩缸孔专用机床是一种专用高效自动化技术装备，由于它是大批量机械产品实现高效，高质量和经济性生产的关键装备，因而被广泛应用于汽车、拖拉机、内燃机和压缩机等许多工业生产领域。其中 ，特别是汽车工业，是机床中的最大的用户。如德国大众汽车厂在Salzgitter 的发动机工厂，90年代初所采用的金属切削机床主要是扩缸孔专用机床自动线(60%)、扩缸孔专用机床(20%)和加工中心(20%)。显然，在大批量生产的机械工业部门，大量采用的设备是扩缸孔专用机床。因此，扩缸孔专用机床的技术性能和综合自动化水平，在很大 程度上决定了这些工业部门产品的生产效率、产品质量和企业生产组织的结构，也在很大程度上决定了企业产品的竞争力。
现代扩缸孔专用机床为机电一体化产品，它是控制、驱动、测量、监控、刀具和机械组件等技术的综合反映。近20年来，这些技术有长足进步，同时作为扩缸孔专用机床主要用户的汽车和内燃机等行业也有很大的变化，其产品市场寿命不断缩短，品种日益增多且质量不断提高。这些因素有力地推动和激励了扩缸孔专用机床和自动线技术的不断发展。
十多年来，作为扩缸孔专用机床重要用户的汽车工业，为迎合人们个性化需求，汽车变型品种, 日益增多，以多品种展开竞争已成为汽车市场竞争的特点之一，这使扩缸孔专用机床制造业面临着变型多品种生产的挑战。为适应多品种生产，传统以加工单一品种的刚性扩缸孔专用机床必须提高其柔性。
在国外许多公司中，扩缸孔专用机床设计已普遍采用CAD 工作站，在设计室几乎很难见到传统的绘图板。CAD 除应用于绘图工作外，并在构件的刚度分析(有限元方法) 、扩缸孔专用机床设计方案比较和选择，以及方案报价等方面均已得到广泛应用，从而显著地提高了设计质量和缩短了设计周期。加之国外许多公司在扩缸孔专用机床组成模块方面的系列化和通用化程度很高(一般达90%以上) ，使扩缸孔专用机床的交货期进一步缩短。
目前，在机械加工工业中，机械产品大批量生产中，扩缸孔专用机床已得到广泛运用。一些复杂的壳体类零件，加工工艺复杂、定位夹紧困难的工件，要提高其加工精度、生产效率，单凭普通机床是很难办到的，而在用普通机床加工复杂工件的过程中，对操作者的技术也提了较高的要求，这就迫切的要求生产一定
数量的扩缸孔专用机床。这样，不但可以提高零件的加工精度和生产率，而且成本低、生产周期断，适合我国的经济水平、教育水平和生产水平。更能够在激烈的竞争中为企业获得更多利润、提高企业核心竞争力。
目的意义：(1)提高机床的加工精度和生产率。(2)提高我们国家整个机械加工行业的水平和实力。(3)减轻工人的劳动强度。(4)降低工件成本、加工工艺难度、操作者的技术要求。
进入二十一世纪，我国正逐渐由世界生产大国转变为集设计——制造为一体的世界生产强国。在此过程中，机械设备及其工装作为生产工具起到了决定性作用，而生产机械设备及其工装的工作母机犹为重要。
扩缸孔专用机床生产线中的重要组成部分之一，它主要由电动机、传动部分、机架部分以及底座四部分组成，构造简单而又能满足加工质量。
该生产线不同于切削生产钻头生产线，它不仅比切削生产率高，还大大提高了机床的强度和刚性，是一种比较高新的加工方法。
第2章 选择机床类型
2.1 分析被加工零件
如图1所示，被加工零件（加工部位为线条加深处）上下端面为平面，下端如图1所示，被加工零件（加工部位为线条加深处）上下端面为平面，下端支腿处有孔，因此上下端面易于定位。而左右端面不是平面，不容易定位。考虑到以上因素，采用立式机床《现代实用机床设计手册》[1]。
图 1 被加工零件图
2.2 机床的组成部分
机床的主要组成部分有：立柱、滑台、减速箱、刀具、夹具、箱体、移动工作台、底座和电气部分《扩缸孔专用机床研究》[16]。
图 2 立式机床
第3章 箱体总体设计
3.1 零件的作用
(1)支承并包容各种传动零件，如齿轮、轴、轴承等，使它们能够保持正常的运动关系和运动精度。箱体还可以储存润滑剂，实现各种运动零件的润滑。
(2)安全保护和密封作用，使箱体内的零件不受外界环境的影响，又保护机器操 作者的人生安全，并有一定的隔振、隔热和隔音作用。
(3)使机器各部分分别由独立的箱体组成，各成单元，便于加工、装配、调整和修理。
(4)改善机器造型，协调机器各部分比例，使整机造型美观。
3.2 箱体加工的主要问题
3.2.1 设计的主要问题和设计要求
箱体设计首先要考虑箱体内零件的布置及与箱体外部零件的关系，如车床按两顶尖要求等高，确定箱体的形状和尺寸，此外还应考虑以下问题：
1. 满足强度和刚度要求。对受力很大的箱体零件，满足强度是一个重要问题；但对于大多数箱体，评定性能的主要指标是刚度，因为箱体的刚度不仅影响传动零件的正常工作，而且还影响部件的工作精度。
2. 散热性能和热变形问题。箱体内零件摩擦发热使润滑油粘度变化，影响其润滑性能；温度升高使箱体产生热变形，尤其是温度不均匀分布的热变形和热应力，对箱体的精度和强度有很大的影响。
3. 结构设计合理。如支点的安排、筋的布置、开孔位置和连接结构的设计等均要有利于提高箱体的强度和刚度。
4. 工艺性好。包括毛坯制造、机械加工及热处理、装配调整、安装固定、吊装运输、维护修理等各方面的工艺性。
5. 造型好、质量小。
设计不同的箱体对以上的要求可能有所侧重。
3.2.2 尺寸较大
箱体通常是机器中最大的零件之一, 它是其他零件的母体, 如减速箱体长达5~6m, 宽3~4m, 重50~60吨, 正因为它是一个母体, 所以它是机器整体的最大零件 。
3.2.3 形状复杂
其复杂程度取决于安装在箱体上的零件的数量及在空间的相互位置, 为确保零件的载荷与作用力, 尽量缩小体积. 有时为了减少机械加工量或减轻零件的重量, 而又要保证足够的刚度, 常在铸造时减小壁的厚度, 再在必要的地方加筋板. 凸台. 凸边等结构来满足工艺与力的要求。 3.2.4 精度要求
有若干个尺寸精度和相互位置精度要求很高的平面和孔，这些平面和孔的加工质量将直接影响机器的装配精度，使用性能和使用寿命。 有许多紧固螺钉定位箱孔。 这些孔虽然没有什么特殊要求。但由于分分布在大型零件上，有时给加工带来很大的困难。
由于箱体有以上共特点，故机械加工劳动量相当大，困难也相当大，例如减速箱体在镗孔时，要如何保证位置度问题，都是加工过程较困难的问题。
3.3 箱体的材料、毛坯及热处理
箱体的形状和尺寸常由箱体内部零件及内部零件间的相互关系来决定，决定箱体结构尺寸和外观造型的这一设计方法称为" 结构包容法" ，当然还应考虑外部有关零件对箱体形状和尺寸的要求。
箱体壁厚的设计多采用类比法，对同类产品进行比较，参照设计者的经验或设计手册等资料提供的经验数据，确定壁厚、筋板和凸台等的布置和结构参数。对于重要的箱体，可用计算机的有限元法计算箱体的刚度和强度，或用模型和实物进行应力或应变的测定，直接取得数据或作为计算结果的校核手段。 3.3.1 毛坯种类的确定
常用毛坯种类有：铸件、锻件、焊件、冲压件。各种型材和工程塑料件等。在确定毛坯时，一般要综合考虑以下几个因素：
（1）依据零件的材料及机械性能要求确定毛坯。例如，零件材料为铸铁，须用铸造毛坯；强度要求高而形状不太复杂的钢制品零件一般采用锻件。
（2） 依据零件的结构形状和外形尺寸确定毛坯，例如结构比较的零件采用铸件比锻件合理；结构简单的零件宜选用型材，锻件；大型轴类零件一般都采用锻件。 （3） 依据生产类型确定毛坯。大批大量生产中，应选用制造精度与生产率都比较高的毛坯制造方法。例如模锻、压力铸造等。单件小批生产则采用设备简单甚至用
手工的毛坯制造方法，例如手工木模砂型铸造。
（4）确定毛坯时既要考虑毛坯车间现有生产能力又要充分注意采用新工艺、新技术、新材料的可能性。
本主轴箱体是大批量的生产，材料为HT 20~40用铸造成型 3.3.2 毛坯的形状及尺寸的确定
毛坯的尺寸等于零件的尺寸加上（对于外型尺寸）或减去（对内腔尺寸）加工余量。毛坯的形状尽可能与零件相适应。在确定，毛坯的形状时，为了方便加工，有时还要考虑下列问题：
（1）为了装夹稳定、加工方便，对于形状不易装夹稳固或不易加工的零件要考虑增加工艺搭子。
（2）为了提高机械加工的生产率，有些小零件可以作成一坯多件。
（3）有些形状比较特殊，单纯加工比较困难的零件可以考虑将两个甚至数个合制成一个毛坯。例如连杆与连杆盖在一起模锻，待加工到一定程度再切割分开。
在确定毛坯时，要考虑经济性。虽然毛坯的形状尺寸与零件接近，可以减少加工余量，提高材料的利用率，降低加工成本，但这样可能导致毛坯制造困难，需要采用昂贵的毛坯制造设备，增加毛坯的制造成本。因此，毛坯的种类形状及尺寸的确定一定要考虑零件成本的问题但要保证零件的使用性能。 在毛坯的种类形状及尺寸确定后，必要时可据此绘出毛坯图。 3.3.3 毛坯的材料热处理
长期使用经验证明，由于灰口铸铁有一系列的技术上（如耐磨性好，有一定程度的吸震能力、良好的铸造性能等）和经济上的优点，通常箱体材料采用灰口铸铁。最常用的是HT 20~40，HT 25~47，当载荷较大时，采用HT 30~54，HT 35~61高强铸铁。
箱体的毛坯大部分采用整体铸铁件或铸钢件。当零件尺寸和重量很大无法采用整体铸件（受铸造能力的限制）时，可以采用焊接结构件，它是由多块金属经粗加工后用焊接的方法连成一整体毛坯。焊接结构有铸—焊、铸—煅—焊、煅—焊等。采用焊接结构可以用小的铸造设备制造出大型毛坯，解决铸造生产能力不足的问题。焊前对各种组合件进行粗加工，可以部分地减轻大型机床的负荷。
毛坯未进入机械加工车间之前，为不消除毛坯的内应力，对毛坯应进行人工实效处理，对某些大型的毛坯和易变形的零件粗加工后要再进行时效处理。
毛坯铸造时，应防止沙眼、气孔、缩孔、非金属夹杂物等缺陷出现。特别是主要加工面要求更高。重要的箱体毛坯还应该达到规定的化学成分和机械性能要求。
3.4 箱体的结构设计
箱体的主要用于支撑轴系、保证传动零件和轴系正常运转。在已确定箱体结构形式和箱体毛坯制造方法，以及进行的装配工作草图的设计基础上，可全面的进行箱体的结构设计。
3.4.1 箱体的高度确定
箱体高度H 通常按照润滑的要求进行设计。采用侵油润滑方式的减速器，为避免搅起油底部的沉积物，要求大齿轮齿顶圆到油池底面的距离大于30mm-50mm 。 3.4.2 箱体的刚度
箱体要有合理的壁厚以保证局部的刚度；为加强轴承处的连接刚度轴承旁连接螺栓距离应尽量小，但不能与轴承盖连接螺钉相干涉；箱体除了有足够的强度外还应有足够的刚度。
3.4.3 箱体的外轮廓设计
箱盖顶部外轮廓通常以圆弧和直线组成，大齿轮所在侧的箱盖外表面圆弧一般与大齿轮成同心圆，内壁到齿顶圆的距离和壁厚按参考文献[15]选取。 3.4.4 箱体凸缘与底座设计
箱盖与箱座连接凸缘，箱底座凸缘要有一定宽度，箱座底凸缘的宽度应超过箱体内壁。
第4章 传动零件的设计计算
4.1齿轮的设计
4.1.1 齿轮13、齿轮14设计计算 （1）选择精度等级
机床为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用7级精度 （2）选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度
虽传递功率较大，但转速不高，选用软齿面齿轮传动，选用斜齿轮传动。齿轮选用便于制造且价格便宜的材料，小齿轮（齿轮13）：45钢(调质处理) ，硬度为250HBS ； 大齿轮（齿轮14）：45钢(调质处理) ，硬度为210HBS, 两者材料硬度差为40HBS 。 （3）选齿数z 13, z 14
选小齿轮齿数z 13=29, i =1. 48. z 14=z 13i =43，β=15
4.1.2 按齿面接触疲劳强度设计 按参考文献[2]设计公式
d 1t ≥2K t T 0u ±1⎛Z H Z E
φεαu ⎝σH
⎫
⎪⎪ （1） ⎭
2
（1）初选载荷系数K t
试选载荷系数K t =1. 3
（2）小齿轮传递转矩T 0=141. 27N . m （3）选取齿宽系数φd
由参考文献[2]表10-7，选齿宽系数φd =0. 3 （4）区域系数Z H
由参考文献[2]表10-30，查取弹性系数Z H =2. 5 （5）材料的弹性影响系数Z E
由表10-6查的Z E =189. 8MP a
12
（6）接触疲劳强度极限σH lim1、σH lim 2
图10-21d ，按齿面硬度查的大小齿轮的接触疲劳强度
σH lim 14=390MP a σH lim 13=550MP a ，
（7）接触应力循环次数N 1、N 2
设齿轮工作寿命为10年（每年工作300天），双班制
由参考文献[2]式10-13，N 1=60n 0jL h =60x313x1x(2x8x300x10)=9.01x108
N 2=60⨯210⨯1⨯2⨯8⨯300⨯10=6. 05⨯108 （8）接触疲劳强度寿命系数K HN 1
K HN 2
由参考文献[2]图10-19 查取接受疲劳强度系数
K H N 13=1
K H N 14=1
（9）接触疲劳强度寿命系数S H
取失效概率为1%，接触强度最小安全系数S =1 （10）计算许用接触应力
由参考文献[2]式10-12
[σK HN 13σlim 13H ]13=S
=1⨯550MP a =550MP a
[σHN 14σlim 14
H ]14=K S
=1⨯390MP a =390MP a
[σσH ]1+[σH ]2
H ]=[2
=470MPa
（11）由图10-26查的εα1=0. 72, εα2=0. 8则εα=εα1+εα2=1. 52 （12）试算小齿轮分度圆直径d 1t
2K 2
d t T 0u ±1⎛Z H Z E 1t ≥φε ⎫
⎪= αu ⎝σH ⎪⎭
2）3）4）5）6） （
（
（
（
（
2⨯1. 3⨯141. 27⨯1032. 48⎛2. 5⨯189. 8⎫
⎪=92. 668mm
0. 8⨯1. 521. 48⎝470⎭
2
（13）计算圆周速度
v =
=1. 436 （7）
πd 1t n 0
60⨯1000
（14）计算齿宽b 及模数m nt
b=φd d 1t =92. 688mm m d 1t cos β
nt =
z =3. 09 (9) 13
h =2. 25m nt =2. 25⨯3. 09=6. 95
=13. 34 （15）计算纵向重合度εβ
εβ=0.318φd z 13tan β=2. 471 (10) （16）确定载荷系数
由参考文献[2]表10-2查取使用系数K A =1 由由参考文献[2]图10-8，动载荷系数K V =1. 1由表10-4查的K H β=1. 48, 表10-13K F β=1. 38，K=K A K V K H αK H β=2. 487 （17）修正小齿轮分度圆直径d 1
d K
13=d 1t K =115. 06105mm t
（18）计算模数m n m d 13cos β
n =
z =3. 83≈4 13
4.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式10-17
（8）
K H α=K F α=1. 4故载荷系数（11）
m n ≥2KT 0Y βcos 2βY Fa Y Sa
(12) σF φd z 12εα
（1） 计算载荷系数
K =K A K V K F αK F β=1.x1.2x1.4x1.38=2.32
(2)根据纵向度εβ=2. 471从图10-28查的螺旋角影响系数Y β=0. 86 （3）计算当量齿数
Z V 13=
Z 1329Z 1443
==26. 62Z ===47. 7 V 14
cos 3βcos 315cos 3βcos 315
（4）查取齿行系数
由表10-5查得
Y F a 1=2. 565 Y Fa 2=2. 262
（5）查取应力校正系数
由表10-5查得Y Sa 1=1. 598 Y Sa 2=1. 671
（6）计算弯曲疲劳许用应力
由图10-20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 13=550MP a ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 14=390MP a ，弯曲疲劳寿命系数K FN 1=0. 85 K FN 2=0. 88, 取得弯曲疲劳安全系数为S=1.4,由式10-12得
[σF ]1=K FN 1σFE 1
S
=303. 75MP a [σF ]2=
K FN 2σFE 2
=238. 86MP a S
(7)计算大小齿轮的
Y Fa Y Sa
σF 并加以比较
Y Fa 1Y Sa 1
σF 1
=
Y Y 2. 565⨯1. 5982. 262⨯1. 671
=0. 01350 Fa 2Sa 2==0. 01837 ，大齿轮的数
σF 2303. 57238. 86
值大 (8)设计计算
m n ≥2KT 0Y βcos 2βY Fa Y Sa
=2.93 (13) σF φd z 12εα
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根接触疲劳强度计算的法面模数，取m n =4可以满足弯曲强度，但是为了满足接触疲劳强度，需按照接触疲劳强的分度圆直径d 1=115. 06mm 来计算应有的齿数。于是由
z 13=
d 13cos β
=28. 34m n
取得到Z 13=29
则z 2=43
4.1.4几何尺寸计算
（1）计算中心距 a=(z 13+z 14)m n =149. 068m m 将中心距圆整为150mm 。
2cos β（2）修正螺旋角
β=(z 13+z 14)m n
2cos β
=14 58' 48"
(14)
因为β值改变不多所以
εαK βZ
不用修改
（3）计算大小齿轮的分度圆直径
d 13=
z 13m n
=120. 1m m cos β
（15）
d 14=
z 14m n
=178. 054mm cos β （16）
（4）计算齿轮宽度
b =φd d 1=36mm
圆整后取得B 2=40mm, B 1=45mm
4.1.5 结构设计
以大齿轮为例，因为齿轮的齿顶圆直径大于160mm 而小于500mm 所以选择腹板式结构，其他有关尺寸按推荐用的结构尺寸设计，并绘制工作图。 小齿轮由于d a ≤160mm ，做成实心结构的齿轮。
4.2 轴的设计
4.2.1 初步估算轴的最小直径
选择轴的材料为45钢，调质处理。由参考文献[2]表15-3查的A 0=110，于是
得d min =A 0P 0
=30. 53mm , 由于两个齿轮安装时要考虑到设置键槽的问题，最小直n 0
径会增加10%-15%，则取最小轴径为34mm 。 4.2.2 轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
轴上的大部分零件包括轴承、小齿轮和多个圆螺母由轴左端依次装配，仅右端轴承、圆螺母由轴右端装配
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
图 3 轴
1） 由安装圆螺母固定轴知 d 1=50mm，l 1=24mm
2）装轴承段：该段轴径由滚动轴承的内圈孔来决定，轴承型号为圆锥滚子轴承32212，尺寸为d ⨯D ⨯B =60⨯110⨯30，故取d 2=60mm，轴段2的长度由滚动轴承宽度B 和部分轴套长度确定，取l 2=26mm
3）装大小齿轮段：取安装齿轮处的轴段直径d 3故=65mm：齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。已知小齿轮的轮毂宽度为40mm ，大齿轮轮毂宽度为45mm ，大小齿轮间距为15mm ，为使轴套端面可靠的压紧齿轮，故取l 3=184mm
4）装轴承段：该段轴径由滚动轴承的内圈孔来决定，轴承型号为圆锥滚子轴承32212，尺寸为d ⨯D ⨯B =60⨯110⨯30，故取d 4=60mm，轴段4的长度由滚动轴承宽度B 和部分轴套长度确定，取l 4=26mm
5）由于该轴是对称设计，故d 5=50mm ，l 5=24mm 。 （2）轴上零件的周向固定
大小齿轮与轴的周向固定均采用平键联接。键槽用键槽铣刀加工，根据d 3查文献[2]表6-1的小齿轮平键截面12x8x32，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，采用H7/n6的配合，大齿轮选择平键14x9x36、采用H7/n6的配合。
（3）定向轴肩处的圆角半径R 的值见文献[2]表15-2。轴端倒角取2⨯45 。 4.2.3 轴的受力分析以及轴的校核
1）作用在14齿轮上的力
d 14=m t z 14=178mm
而F t 14=
2T 6
=2294. 27N d 14
tan αn
=864. 437N cos β
F r 14=F t 14
F a 14=F t 14tan β=835. 046N （17）
2）作用在15齿轮上的力
d 15=m t z 15=125mm
而F t 15=
2T 6
=3403. 167N d 15
tan αn
=1282. 248N cos β
F r 15=F t 15
. 651N （18） F a 15=F t 15tan β=1238
根据轴的结构图做出轴的结构简图。在确定的轴承的支点位置a=1.75mm，因此作为简支梁的轴的各段距离为： L1=74+20+26-1.75=118.25mm L2=20+20+15=55mm
L3=20+28+26-1.75=72.25mm 受力分析如图：
3）水平面支反力如图所示
F H 2(l 1+l 2+l 3) -F t 14(l 1+l 2) -F t 15l 1=0，
F H 1+F H 2=F t 14+F t 15 （19）
求的F H 1=2459. 161N . mm ，F H 2=3238. 276N ⋅mm
在垂直面上支反力如图所示
由∑M =0 得
F V 2(l 1+l 2+l 3) +F r 14(l 1+l 2) -F r 15l 1+M a15+M a14=0 （20） M a15=F a 15
M a14=F a 14d 152 d 142
F V 1+F V 2+F r 14=F r 15
求得F V 1=-654. 201N 负号表示力的方向跟图示所假设的方向相反。
F V 2=1072. 012N
22 . 483N 总支承反力： F 1=F H 1+F V 1=2544
F 2=F H 2+F V 2=3410. 84N （21） 22
3）画出弯矩图，转矩图
水平面弯矩M H
截面B 处
M HB =-F H 1l 1=-290. 796N . m
截面C 处
M H C =F t 15l 2-F H 1(l 1+l 2) =-238. 871N . m （22） 垂直面弯矩M V
截面B 处
M VB 1=-F V 1l 1=77. 359N . m
M VB 2=-F V 1l 1+M 15=151. 678N . m
截面C 处
M VC 1=-F V 1(l 1+l 2) +F r 15l 2+M a 15=228. 05N . m （23） M VC 1=-F V 1(l 1+l 2) +F r 15l 2+M a 15+M 14=302. 367N . m （24） 2. 91N . m （25） 故M B 1=M HB +M VB 1=300
2M B 2=M HB +M VB . 976N . m （26） 2=327
2M C 1=M HC +M VC . 252N . m （27） 1=330
2M C 2=M HC +M VC . 339N . m （28） 2=3852222
弯扭矩图如图
4) 轴的强度校核
对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，取折合系数为α=0. 6，对弯扭合成最大截面 C右侧剖面 σca =M 2+αT 2
ϖbt (d -t ) 2-其中w =,d=178mm, 322d πd 3
带入数据计算得σca =7.3MPa
对轴径尺寸最小截面 只受扭矩作用
π3bt (d -t ) 2T τ=其中w T =d -其中d=50mm 162d w T
故τ=8.8MPa
故安全
4.2.4 键的强度校核
4T ，根据d 3=65mm，求得σp =49.08MPa dhl
4T 大齿轮和轴的配合键14x9x36 σp =，根据d 3=65mm，求得σp =38. 78MP a dhl 小齿轮和轴的配合键12x8x32 σp =
查表6-2的σp =100～120MPa 故强度足够
4.2.5 轴承寿命校核
查表13-7 轴承1F d 1=0. 68F 1= 1730.248N
轴承2F d 2=0. 68F 2= 2319.371N []
F /a =F a 15-F a 14=403. 605N 向左 （29） F d 2+F a /=2722. 976≥F d 1 （30）
因此左轴承被压紧，右端被放松。故稳定轴向力 轴承1 F a 1=F d 2+F a /=2722. 976N （31）
轴承2 F a 2=F d 2=2319.371N
因此轴承1为受载较大的轴承，按照轴承1计算 F a 1=1. 07≤e 故p =0. 41F 1+0. 87F a 1=3649. 989N F 1
106⎛c ⎫ ⎪L h =⎪=6043.25h
故选择的轴承满足寿命要求。
ε
目 录
摘 要 ..................................................... 1
ABSTRACT ................................................... 2
第1章 绪论 ................................................ 3
1.1 机床行业的现状及发展趋势 ............................ 3
1.2 专用机床的现状及发展趋势 ............................ 3
1.3 扩缸孔专用机床的研究现状 ............................ 5
第2章 选择机床类型 ........................................ 7
2.1 分析被加工零件 ...................................... 7
2.2 机床的组成部分 ...................................... 8
第3章 箱体总体设计 ........................................ 9
3.1 箱体的作用 .......................................... 9
3.2 箱体加工的主要问题 .................................. 9
3.3 箱体的材料、毛坯及热处理 ........................... 10
3.4 箱体的设计 ......................................... 12
第4章 传动零件的设计计算 ................................. 13
4.1 齿轮的设计 . ......................................... 13
4.2 轴的设计 ........................................... 17
摘 要
专用机床是现在机械加工业的大趋势，它拥有高精度，高效率，大批量的突出优点。扩缸孔专用机床设计，是为发动机缸体扩孔工序设计的专用机床，本设计主要是对扩缸孔专用机床的箱体和底座进行设计，文章重点对定位方案加以对比选择，并选择夹紧方案。同时，文章还对扩缸孔专用机床的部分传动轴和齿轮进行了设计校核。
这次设计将我以前所学过的机械设计，机械制造工艺学，理论力学，材料力学等课程联系了起来，巩固了所学的知识. 首先对被加工工件外形轮廓的分析对比确定定位方案和夹紧方案，其次对夹紧方案中的具体元件进行设计，最后对方案设计论证，检验可行性。以前学到机床夹具知识仅停留在理论层面，通过这次毕业设计真正做到理论联系实际。
关键词：专用机床；底座；箱体；定位；校核
ABSTRACT
Special machine tool is now mechanical processing industry trend.It has many outstanding advantanges,such as high precision, high efficiency, large quantities. It is designed for engine cylinder bore hole process of special machine tools.
This paper include the design of the base and the fixture.The work is forscheme comparison and selection.At the same time ,the paper designs and checks the part of the gears and shafts.This design contacts all of the courses that we had learned before.For example:Mechanical design, Theoretical, Machinery manufacturing technology mechanics, Mechanics of materials and so on.At last,argument the design and choose the best.The process of the design told us the relations of the fact and the theory.
Key words：Special- machine- tool; base;enclosure; location; check
第1章 绪论
1.1 机床行业的现状及发展趋势
2010年，由于主要机床生产国家和地区经济逐渐复苏，全球机床制造业总产值达到663亿美元，同比增长21%。其中，我国机床行业累计完成工业总产值5536.8亿元。由于以高速、高精、复合、智能为特征的高档数控机床共性和关键技术的缺失，使国内机床行业“低端混战，高端失守”的状况仍未得到根本性地转变。除此之外，还有企业的资金利用率、能耗等方面的因素，对机床的发展产生着重要的影响。以下通过对流动资产周转率、投入产出比、万元产值能耗和产值利润率四个指标进行。分析，从而判断企业资金使用状况、总资产的产值贡献状况、能耗状况以及产值利润状况。全行业各项指标普遍比去年同期有较大程度的好转。在小行业中，金切机床行业的万元产值能耗同比上升了10%，在其产值增长了28.9%的情况下，万元产值能耗却出现了反向增长的现象。锻压机械行业的流动资金周转率比去年同期减少了。
指标说明资金使用效率有所下降。这些数据呈现的现实问题应该值得部分企业去重视，并采取一定的措施去改善。
目前，国家高度重视机床工业的发展。高档数控机床与基础制造装备国家科技重大专项已于2009年投入实施。2010年的机床工具行业的高速增长使其基数增大，也会影响到2011年的增长速度。
近几年来我国机床行业保持着较高的景气，行业规模持续增长，产量增速远高于机械工业平均水平。2010年前11个月，我国金属加工机械制造业行业规模继续增长，产品销售收入保持快速增长的态势，行业资产同比增速逐季提高。预计2011年能环保产业、新能源产业、新能源汽车和新材料产业，尤其是航空装备、海洋工程、轨道交通等高端装备制造产业的投资会保持增加，这些产业的投资依然会带动机床的市场需求，机床工具行业2011年仍将有较好表现。因此，我们预计2011年机床工具行业增速应该超过10%。
1.2 专用机床现状及发展趋势
专用机床具有两个极其鲜明的特征：一是集成性。用户订购专用机床都是要求交钥匙工程，它集加工工艺（含工艺方法及工艺参数），机床、夹具、工具（包含辅助）的开发设计与选择，检验测量（包括进入机床前的毛胚检验、加工中集成品的检验测
量）物流的输送，切屑和冷却液的防护与处理等于一体。它不仅仅解决其中的某一问题，而是要解决好涉及较宽的技术领域可能遇到的每一个问题。二是单一性。专用机床几乎都是单一性生产，要根据用户提出的要求，进行一次性开发，一次性制造，而且还要保证一次性成功。
在我国专用机床发展已有28年的历史，其科研和生产都具有相当的基础，应用也已深入到很多行业。是当前机械制造业实现产品更新，进行技术改造，提高生产效率和高速发展必不可少的设备之一。组合机床及其自动线是集机电于一体的综合自动化程度较高的制造技术和成套工艺装备。它的特征是高效、高质、经济实用，因而被广泛应用于工程机械、交通、能源、军工、轻工、家电等行业。
随着生产技术的不断发展，我国大、中、小企业所拥有的大量机械设备，其中一部分已经落后于当前技术发展的需要而处于闲置状态；为发挥闲置机床潜在的效能，对其进行技术改造，使其改造成专用机床具有很大的现实意义。针对普通车床在加工轴类零件的端面和中心孔时存在着生产效率低、孔深尺寸同一性差、工人技术水平要求高的现实问题，对原普通车床的机械传动装置、加工工艺、夹具、刀具、电气控制系统等进行了改进设计：只保留机床的主传动系统，前端连接中心孔钻头，增加一套铣刀轴结构，实现钻头和铣刀的同时旋转；同时，采用PLC 控制两台步进电机驱动工件实现自动进给，使其成为一台适用于轴类零件中心孔和端面加工的专用机床。从2002年年底第21届日本国际机床博览会上获悉，在来自世界10多个国家和地区的500多家机床制造商和团体展示的最先进机床设备中，超高速和超高精度加工技术装备与复合、多功能、多轴化控制设备等深受欢迎。据专家分析，机床装备的高速和超高速加工技术的关键是提高机床的主轴转速和进给速度。该届博览会上展出的加工中心，主轴转速10000～20000r/min，最高进给速度可达20～60m/min；复合、多功能、多轴化控制装备的前景亦被看好。在零部件一体化程度不断提高、数量减少的同时，加工的形状却日益复杂。多轴化控制的机床装备适合加工形状复杂的工件。另外，产品周期的缩短也要求加工机床能够随时调整和适应新的变化，满足各种各样产品的加工需求。 然而更关键的是现代通讯技术在机床装备中的应用，信息通讯技术的引进使得现代机床的自动化程度进一步提高，操作者可以通过网络或手机对机床的程序进行远程修改，对运转状况进行监控并积累有关数据；通过网络对远程的设备进行维修和检查、提供售后服务等。
1.3 扩缸孔专用机床的研究现状
专用扩缸孔专用机床是一种专用高效自动化技术装备，由于它是大批量机械产品实现高效，高质量和经济性生产的关键装备，因而被广泛应用于汽车、拖拉机、内燃机和压缩机等许多工业生产领域。其中 ，特别是汽车工业，是机床中的最大的用户。如德国大众汽车厂在Salzgitter 的发动机工厂，90年代初所采用的金属切削机床主要是扩缸孔专用机床自动线(60%)、扩缸孔专用机床(20%)和加工中心(20%)。显然，在大批量生产的机械工业部门，大量采用的设备是扩缸孔专用机床。因此，扩缸孔专用机床的技术性能和综合自动化水平，在很大 程度上决定了这些工业部门产品的生产效率、产品质量和企业生产组织的结构，也在很大程度上决定了企业产品的竞争力。
现代扩缸孔专用机床为机电一体化产品，它是控制、驱动、测量、监控、刀具和机械组件等技术的综合反映。近20年来，这些技术有长足进步，同时作为扩缸孔专用机床主要用户的汽车和内燃机等行业也有很大的变化，其产品市场寿命不断缩短，品种日益增多且质量不断提高。这些因素有力地推动和激励了扩缸孔专用机床和自动线技术的不断发展。
十多年来，作为扩缸孔专用机床重要用户的汽车工业，为迎合人们个性化需求，汽车变型品种, 日益增多，以多品种展开竞争已成为汽车市场竞争的特点之一，这使扩缸孔专用机床制造业面临着变型多品种生产的挑战。为适应多品种生产，传统以加工单一品种的刚性扩缸孔专用机床必须提高其柔性。
在国外许多公司中，扩缸孔专用机床设计已普遍采用CAD 工作站，在设计室几乎很难见到传统的绘图板。CAD 除应用于绘图工作外，并在构件的刚度分析(有限元方法) 、扩缸孔专用机床设计方案比较和选择，以及方案报价等方面均已得到广泛应用，从而显著地提高了设计质量和缩短了设计周期。加之国外许多公司在扩缸孔专用机床组成模块方面的系列化和通用化程度很高(一般达90%以上) ，使扩缸孔专用机床的交货期进一步缩短。
目前，在机械加工工业中，机械产品大批量生产中，扩缸孔专用机床已得到广泛运用。一些复杂的壳体类零件，加工工艺复杂、定位夹紧困难的工件，要提高其加工精度、生产效率，单凭普通机床是很难办到的，而在用普通机床加工复杂工件的过程中，对操作者的技术也提了较高的要求，这就迫切的要求生产一定
数量的扩缸孔专用机床。这样，不但可以提高零件的加工精度和生产率，而且成本低、生产周期断，适合我国的经济水平、教育水平和生产水平。更能够在激烈的竞争中为企业获得更多利润、提高企业核心竞争力。
目的意义：(1)提高机床的加工精度和生产率。(2)提高我们国家整个机械加工行业的水平和实力。(3)减轻工人的劳动强度。(4)降低工件成本、加工工艺难度、操作者的技术要求。
进入二十一世纪，我国正逐渐由世界生产大国转变为集设计——制造为一体的世界生产强国。在此过程中，机械设备及其工装作为生产工具起到了决定性作用，而生产机械设备及其工装的工作母机犹为重要。
扩缸孔专用机床生产线中的重要组成部分之一，它主要由电动机、传动部分、机架部分以及底座四部分组成，构造简单而又能满足加工质量。
该生产线不同于切削生产钻头生产线，它不仅比切削生产率高，还大大提高了机床的强度和刚性，是一种比较高新的加工方法。
第2章 选择机床类型
2.1 分析被加工零件
如图1所示，被加工零件（加工部位为线条加深处）上下端面为平面，下端如图1所示，被加工零件（加工部位为线条加深处）上下端面为平面，下端支腿处有孔，因此上下端面易于定位。而左右端面不是平面，不容易定位。考虑到以上因素，采用立式机床《现代实用机床设计手册》[1]。
图 1 被加工零件图
2.2 机床的组成部分
机床的主要组成部分有：立柱、滑台、减速箱、刀具、夹具、箱体、移动工作台、底座和电气部分《扩缸孔专用机床研究》[16]。
图 2 立式机床
第3章 箱体总体设计
3.1 零件的作用
(1)支承并包容各种传动零件，如齿轮、轴、轴承等，使它们能够保持正常的运动关系和运动精度。箱体还可以储存润滑剂，实现各种运动零件的润滑。
(2)安全保护和密封作用，使箱体内的零件不受外界环境的影响，又保护机器操 作者的人生安全，并有一定的隔振、隔热和隔音作用。
(3)使机器各部分分别由独立的箱体组成，各成单元，便于加工、装配、调整和修理。
(4)改善机器造型，协调机器各部分比例，使整机造型美观。
3.2 箱体加工的主要问题
3.2.1 设计的主要问题和设计要求
箱体设计首先要考虑箱体内零件的布置及与箱体外部零件的关系，如车床按两顶尖要求等高，确定箱体的形状和尺寸，此外还应考虑以下问题：
1. 满足强度和刚度要求。对受力很大的箱体零件，满足强度是一个重要问题；但对于大多数箱体，评定性能的主要指标是刚度，因为箱体的刚度不仅影响传动零件的正常工作，而且还影响部件的工作精度。
2. 散热性能和热变形问题。箱体内零件摩擦发热使润滑油粘度变化，影响其润滑性能；温度升高使箱体产生热变形，尤其是温度不均匀分布的热变形和热应力，对箱体的精度和强度有很大的影响。
3. 结构设计合理。如支点的安排、筋的布置、开孔位置和连接结构的设计等均要有利于提高箱体的强度和刚度。
4. 工艺性好。包括毛坯制造、机械加工及热处理、装配调整、安装固定、吊装运输、维护修理等各方面的工艺性。
5. 造型好、质量小。
设计不同的箱体对以上的要求可能有所侧重。
3.2.2 尺寸较大
箱体通常是机器中最大的零件之一, 它是其他零件的母体, 如减速箱体长达5~6m, 宽3~4m, 重50~60吨, 正因为它是一个母体, 所以它是机器整体的最大零件 。
3.2.3 形状复杂
其复杂程度取决于安装在箱体上的零件的数量及在空间的相互位置, 为确保零件的载荷与作用力, 尽量缩小体积. 有时为了减少机械加工量或减轻零件的重量, 而又要保证足够的刚度, 常在铸造时减小壁的厚度, 再在必要的地方加筋板. 凸台. 凸边等结构来满足工艺与力的要求。 3.2.4 精度要求
有若干个尺寸精度和相互位置精度要求很高的平面和孔，这些平面和孔的加工质量将直接影响机器的装配精度，使用性能和使用寿命。 有许多紧固螺钉定位箱孔。 这些孔虽然没有什么特殊要求。但由于分分布在大型零件上，有时给加工带来很大的困难。
由于箱体有以上共特点，故机械加工劳动量相当大，困难也相当大，例如减速箱体在镗孔时，要如何保证位置度问题，都是加工过程较困难的问题。
3.3 箱体的材料、毛坯及热处理
箱体的形状和尺寸常由箱体内部零件及内部零件间的相互关系来决定，决定箱体结构尺寸和外观造型的这一设计方法称为" 结构包容法" ，当然还应考虑外部有关零件对箱体形状和尺寸的要求。
箱体壁厚的设计多采用类比法，对同类产品进行比较，参照设计者的经验或设计手册等资料提供的经验数据，确定壁厚、筋板和凸台等的布置和结构参数。对于重要的箱体，可用计算机的有限元法计算箱体的刚度和强度，或用模型和实物进行应力或应变的测定，直接取得数据或作为计算结果的校核手段。 3.3.1 毛坯种类的确定
常用毛坯种类有：铸件、锻件、焊件、冲压件。各种型材和工程塑料件等。在确定毛坯时，一般要综合考虑以下几个因素：
（1）依据零件的材料及机械性能要求确定毛坯。例如，零件材料为铸铁，须用铸造毛坯；强度要求高而形状不太复杂的钢制品零件一般采用锻件。
（2） 依据零件的结构形状和外形尺寸确定毛坯，例如结构比较的零件采用铸件比锻件合理；结构简单的零件宜选用型材，锻件；大型轴类零件一般都采用锻件。 （3） 依据生产类型确定毛坯。大批大量生产中，应选用制造精度与生产率都比较高的毛坯制造方法。例如模锻、压力铸造等。单件小批生产则采用设备简单甚至用
手工的毛坯制造方法，例如手工木模砂型铸造。
（4）确定毛坯时既要考虑毛坯车间现有生产能力又要充分注意采用新工艺、新技术、新材料的可能性。
本主轴箱体是大批量的生产，材料为HT 20~40用铸造成型 3.3.2 毛坯的形状及尺寸的确定
毛坯的尺寸等于零件的尺寸加上（对于外型尺寸）或减去（对内腔尺寸）加工余量。毛坯的形状尽可能与零件相适应。在确定，毛坯的形状时，为了方便加工，有时还要考虑下列问题：
（1）为了装夹稳定、加工方便，对于形状不易装夹稳固或不易加工的零件要考虑增加工艺搭子。
（2）为了提高机械加工的生产率，有些小零件可以作成一坯多件。
（3）有些形状比较特殊，单纯加工比较困难的零件可以考虑将两个甚至数个合制成一个毛坯。例如连杆与连杆盖在一起模锻，待加工到一定程度再切割分开。
在确定毛坯时，要考虑经济性。虽然毛坯的形状尺寸与零件接近，可以减少加工余量，提高材料的利用率，降低加工成本，但这样可能导致毛坯制造困难，需要采用昂贵的毛坯制造设备，增加毛坯的制造成本。因此，毛坯的种类形状及尺寸的确定一定要考虑零件成本的问题但要保证零件的使用性能。 在毛坯的种类形状及尺寸确定后，必要时可据此绘出毛坯图。 3.3.3 毛坯的材料热处理
长期使用经验证明，由于灰口铸铁有一系列的技术上（如耐磨性好，有一定程度的吸震能力、良好的铸造性能等）和经济上的优点，通常箱体材料采用灰口铸铁。最常用的是HT 20~40，HT 25~47，当载荷较大时，采用HT 30~54，HT 35~61高强铸铁。
箱体的毛坯大部分采用整体铸铁件或铸钢件。当零件尺寸和重量很大无法采用整体铸件（受铸造能力的限制）时，可以采用焊接结构件，它是由多块金属经粗加工后用焊接的方法连成一整体毛坯。焊接结构有铸—焊、铸—煅—焊、煅—焊等。采用焊接结构可以用小的铸造设备制造出大型毛坯，解决铸造生产能力不足的问题。焊前对各种组合件进行粗加工，可以部分地减轻大型机床的负荷。
毛坯未进入机械加工车间之前，为不消除毛坯的内应力，对毛坯应进行人工实效处理，对某些大型的毛坯和易变形的零件粗加工后要再进行时效处理。
毛坯铸造时，应防止沙眼、气孔、缩孔、非金属夹杂物等缺陷出现。特别是主要加工面要求更高。重要的箱体毛坯还应该达到规定的化学成分和机械性能要求。
3.4 箱体的结构设计
箱体的主要用于支撑轴系、保证传动零件和轴系正常运转。在已确定箱体结构形式和箱体毛坯制造方法，以及进行的装配工作草图的设计基础上，可全面的进行箱体的结构设计。
3.4.1 箱体的高度确定
箱体高度H 通常按照润滑的要求进行设计。采用侵油润滑方式的减速器，为避免搅起油底部的沉积物，要求大齿轮齿顶圆到油池底面的距离大于30mm-50mm 。 3.4.2 箱体的刚度
箱体要有合理的壁厚以保证局部的刚度；为加强轴承处的连接刚度轴承旁连接螺栓距离应尽量小，但不能与轴承盖连接螺钉相干涉；箱体除了有足够的强度外还应有足够的刚度。
3.4.3 箱体的外轮廓设计
箱盖顶部外轮廓通常以圆弧和直线组成，大齿轮所在侧的箱盖外表面圆弧一般与大齿轮成同心圆，内壁到齿顶圆的距离和壁厚按参考文献[15]选取。 3.4.4 箱体凸缘与底座设计
箱盖与箱座连接凸缘，箱底座凸缘要有一定宽度，箱座底凸缘的宽度应超过箱体内壁。
第4章 传动零件的设计计算
4.1齿轮的设计
4.1.1 齿轮13、齿轮14设计计算 （1）选择精度等级
机床为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用7级精度 （2）选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度
虽传递功率较大，但转速不高，选用软齿面齿轮传动，选用斜齿轮传动。齿轮选用便于制造且价格便宜的材料，小齿轮（齿轮13）：45钢(调质处理) ，硬度为250HBS ； 大齿轮（齿轮14）：45钢(调质处理) ，硬度为210HBS, 两者材料硬度差为40HBS 。 （3）选齿数z 13, z 14
选小齿轮齿数z 13=29, i =1. 48. z 14=z 13i =43，β=15
4.1.2 按齿面接触疲劳强度设计 按参考文献[2]设计公式
d 1t ≥2K t T 0u ±1⎛Z H Z E
φεαu ⎝σH
⎫
⎪⎪ （1） ⎭
2
（1）初选载荷系数K t
试选载荷系数K t =1. 3
（2）小齿轮传递转矩T 0=141. 27N . m （3）选取齿宽系数φd
由参考文献[2]表10-7，选齿宽系数φd =0. 3 （4）区域系数Z H
由参考文献[2]表10-30，查取弹性系数Z H =2. 5 （5）材料的弹性影响系数Z E
由表10-6查的Z E =189. 8MP a
12
（6）接触疲劳强度极限σH lim1、σH lim 2
图10-21d ，按齿面硬度查的大小齿轮的接触疲劳强度
σH lim 14=390MP a σH lim 13=550MP a ，
（7）接触应力循环次数N 1、N 2
设齿轮工作寿命为10年（每年工作300天），双班制
由参考文献[2]式10-13，N 1=60n 0jL h =60x313x1x(2x8x300x10)=9.01x108
N 2=60⨯210⨯1⨯2⨯8⨯300⨯10=6. 05⨯108 （8）接触疲劳强度寿命系数K HN 1
K HN 2
由参考文献[2]图10-19 查取接受疲劳强度系数
K H N 13=1
K H N 14=1
（9）接触疲劳强度寿命系数S H
取失效概率为1%，接触强度最小安全系数S =1 （10）计算许用接触应力
由参考文献[2]式10-12
[σK HN 13σlim 13H ]13=S
=1⨯550MP a =550MP a
[σHN 14σlim 14
H ]14=K S
=1⨯390MP a =390MP a
[σσH ]1+[σH ]2
H ]=[2
=470MPa
（11）由图10-26查的εα1=0. 72, εα2=0. 8则εα=εα1+εα2=1. 52 （12）试算小齿轮分度圆直径d 1t
2K 2
d t T 0u ±1⎛Z H Z E 1t ≥φε ⎫
⎪= αu ⎝σH ⎪⎭
2）3）4）5）6） （
（
（
（
（
2⨯1. 3⨯141. 27⨯1032. 48⎛2. 5⨯189. 8⎫
⎪=92. 668mm
0. 8⨯1. 521. 48⎝470⎭
2
（13）计算圆周速度
v =
=1. 436 （7）
πd 1t n 0
60⨯1000
（14）计算齿宽b 及模数m nt
b=φd d 1t =92. 688mm m d 1t cos β
nt =
z =3. 09 (9) 13
h =2. 25m nt =2. 25⨯3. 09=6. 95
=13. 34 （15）计算纵向重合度εβ
εβ=0.318φd z 13tan β=2. 471 (10) （16）确定载荷系数
由参考文献[2]表10-2查取使用系数K A =1 由由参考文献[2]图10-8，动载荷系数K V =1. 1由表10-4查的K H β=1. 48, 表10-13K F β=1. 38，K=K A K V K H αK H β=2. 487 （17）修正小齿轮分度圆直径d 1
d K
13=d 1t K =115. 06105mm t
（18）计算模数m n m d 13cos β
n =
z =3. 83≈4 13
4.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式10-17
（8）
K H α=K F α=1. 4故载荷系数（11）
m n ≥2KT 0Y βcos 2βY Fa Y Sa
(12) σF φd z 12εα
（1） 计算载荷系数
K =K A K V K F αK F β=1.x1.2x1.4x1.38=2.32
(2)根据纵向度εβ=2. 471从图10-28查的螺旋角影响系数Y β=0. 86 （3）计算当量齿数
Z V 13=
Z 1329Z 1443
==26. 62Z ===47. 7 V 14
cos 3βcos 315cos 3βcos 315
（4）查取齿行系数
由表10-5查得
Y F a 1=2. 565 Y Fa 2=2. 262
（5）查取应力校正系数
由表10-5查得Y Sa 1=1. 598 Y Sa 2=1. 671
（6）计算弯曲疲劳许用应力
由图10-20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 13=550MP a ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 14=390MP a ，弯曲疲劳寿命系数K FN 1=0. 85 K FN 2=0. 88, 取得弯曲疲劳安全系数为S=1.4,由式10-12得
[σF ]1=K FN 1σFE 1
S
=303. 75MP a [σF ]2=
K FN 2σFE 2
=238. 86MP a S
(7)计算大小齿轮的
Y Fa Y Sa
σF 并加以比较
Y Fa 1Y Sa 1
σF 1
=
Y Y 2. 565⨯1. 5982. 262⨯1. 671
=0. 01350 Fa 2Sa 2==0. 01837 ，大齿轮的数
σF 2303. 57238. 86
值大 (8)设计计算
m n ≥2KT 0Y βcos 2βY Fa Y Sa
=2.93 (13) σF φd z 12εα
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根接触疲劳强度计算的法面模数，取m n =4可以满足弯曲强度，但是为了满足接触疲劳强度，需按照接触疲劳强的分度圆直径d 1=115. 06mm 来计算应有的齿数。于是由
z 13=
d 13cos β
=28. 34m n
取得到Z 13=29
则z 2=43
4.1.4几何尺寸计算
（1）计算中心距 a=(z 13+z 14)m n =149. 068m m 将中心距圆整为150mm 。
2cos β（2）修正螺旋角
β=(z 13+z 14)m n
2cos β
=14 58' 48"
(14)
因为β值改变不多所以
εαK βZ
不用修改
（3）计算大小齿轮的分度圆直径
d 13=
z 13m n
=120. 1m m cos β
（15）
d 14=
z 14m n
=178. 054mm cos β （16）
（4）计算齿轮宽度
b =φd d 1=36mm
圆整后取得B 2=40mm, B 1=45mm
4.1.5 结构设计
以大齿轮为例，因为齿轮的齿顶圆直径大于160mm 而小于500mm 所以选择腹板式结构，其他有关尺寸按推荐用的结构尺寸设计，并绘制工作图。 小齿轮由于d a ≤160mm ，做成实心结构的齿轮。
4.2 轴的设计
4.2.1 初步估算轴的最小直径
选择轴的材料为45钢，调质处理。由参考文献[2]表15-3查的A 0=110，于是
得d min =A 0P 0
=30. 53mm , 由于两个齿轮安装时要考虑到设置键槽的问题，最小直n 0
径会增加10%-15%，则取最小轴径为34mm 。 4.2.2 轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
轴上的大部分零件包括轴承、小齿轮和多个圆螺母由轴左端依次装配，仅右端轴承、圆螺母由轴右端装配
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
图 3 轴
1） 由安装圆螺母固定轴知 d 1=50mm，l 1=24mm
2）装轴承段：该段轴径由滚动轴承的内圈孔来决定，轴承型号为圆锥滚子轴承32212，尺寸为d ⨯D ⨯B =60⨯110⨯30，故取d 2=60mm，轴段2的长度由滚动轴承宽度B 和部分轴套长度确定，取l 2=26mm
3）装大小齿轮段：取安装齿轮处的轴段直径d 3故=65mm：齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。已知小齿轮的轮毂宽度为40mm ，大齿轮轮毂宽度为45mm ，大小齿轮间距为15mm ，为使轴套端面可靠的压紧齿轮，故取l 3=184mm
4）装轴承段：该段轴径由滚动轴承的内圈孔来决定，轴承型号为圆锥滚子轴承32212，尺寸为d ⨯D ⨯B =60⨯110⨯30，故取d 4=60mm，轴段4的长度由滚动轴承宽度B 和部分轴套长度确定，取l 4=26mm
5）由于该轴是对称设计，故d 5=50mm ，l 5=24mm 。 （2）轴上零件的周向固定
大小齿轮与轴的周向固定均采用平键联接。键槽用键槽铣刀加工，根据d 3查文献[2]表6-1的小齿轮平键截面12x8x32，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，采用H7/n6的配合，大齿轮选择平键14x9x36、采用H7/n6的配合。
（3）定向轴肩处的圆角半径R 的值见文献[2]表15-2。轴端倒角取2⨯45 。 4.2.3 轴的受力分析以及轴的校核
1）作用在14齿轮上的力
d 14=m t z 14=178mm
而F t 14=
2T 6
=2294. 27N d 14
tan αn
=864. 437N cos β
F r 14=F t 14
F a 14=F t 14tan β=835. 046N （17）
2）作用在15齿轮上的力
d 15=m t z 15=125mm
而F t 15=
2T 6
=3403. 167N d 15
tan αn
=1282. 248N cos β
F r 15=F t 15
. 651N （18） F a 15=F t 15tan β=1238
根据轴的结构图做出轴的结构简图。在确定的轴承的支点位置a=1.75mm，因此作为简支梁的轴的各段距离为： L1=74+20+26-1.75=118.25mm L2=20+20+15=55mm
L3=20+28+26-1.75=72.25mm 受力分析如图：
3）水平面支反力如图所示
F H 2(l 1+l 2+l 3) -F t 14(l 1+l 2) -F t 15l 1=0，
F H 1+F H 2=F t 14+F t 15 （19）
求的F H 1=2459. 161N . mm ，F H 2=3238. 276N ⋅mm
在垂直面上支反力如图所示
由∑M =0 得
F V 2(l 1+l 2+l 3) +F r 14(l 1+l 2) -F r 15l 1+M a15+M a14=0 （20） M a15=F a 15
M a14=F a 14d 152 d 142
F V 1+F V 2+F r 14=F r 15
求得F V 1=-654. 201N 负号表示力的方向跟图示所假设的方向相反。
F V 2=1072. 012N
22 . 483N 总支承反力： F 1=F H 1+F V 1=2544
F 2=F H 2+F V 2=3410. 84N （21） 22
3）画出弯矩图，转矩图
水平面弯矩M H
截面B 处
M HB =-F H 1l 1=-290. 796N . m
截面C 处
M H C =F t 15l 2-F H 1(l 1+l 2) =-238. 871N . m （22） 垂直面弯矩M V
截面B 处
M VB 1=-F V 1l 1=77. 359N . m
M VB 2=-F V 1l 1+M 15=151. 678N . m
截面C 处
M VC 1=-F V 1(l 1+l 2) +F r 15l 2+M a 15=228. 05N . m （23） M VC 1=-F V 1(l 1+l 2) +F r 15l 2+M a 15+M 14=302. 367N . m （24） 2. 91N . m （25） 故M B 1=M HB +M VB 1=300
2M B 2=M HB +M VB . 976N . m （26） 2=327
2M C 1=M HC +M VC . 252N . m （27） 1=330
2M C 2=M HC +M VC . 339N . m （28） 2=3852222
弯扭矩图如图
4) 轴的强度校核
对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，取折合系数为α=0. 6，对弯扭合成最大截面 C右侧剖面 σca =M 2+αT 2
ϖbt (d -t ) 2-其中w =,d=178mm, 322d πd 3
带入数据计算得σca =7.3MPa
对轴径尺寸最小截面 只受扭矩作用
π3bt (d -t ) 2T τ=其中w T =d -其中d=50mm 162d w T
故τ=8.8MPa
故安全
4.2.4 键的强度校核
4T ，根据d 3=65mm，求得σp =49.08MPa dhl
4T 大齿轮和轴的配合键14x9x36 σp =，根据d 3=65mm，求得σp =38. 78MP a dhl 小齿轮和轴的配合键12x8x32 σp =
查表6-2的σp =100～120MPa 故强度足够
4.2.5 轴承寿命校核
查表13-7 轴承1F d 1=0. 68F 1= 1730.248N
轴承2F d 2=0. 68F 2= 2319.371N []
F /a =F a 15-F a 14=403. 605N 向左 （29） F d 2+F a /=2722. 976≥F d 1 （30）
因此左轴承被压紧，右端被放松。故稳定轴向力 轴承1 F a 1=F d 2+F a /=2722. 976N （31）
轴承2 F a 2=F d 2=2319.371N
因此轴承1为受载较大的轴承，按照轴承1计算 F a 1=1. 07≤e 故p =0. 41F 1+0. 87F a 1=3649. 989N F 1
106⎛c ⎫ ⎪L h =⎪=6043.25h
故选择的轴承满足寿命要求。
ε