柴油机箱体钻孔工艺设计说明书

表1用高速钢钻头加工铸铁件的切削用量
由上表可见，根据工件的材料与加工的孔径，可以选择合适的切削用量。

加工零件的材料为HT200,其硬度为HB200,加工的孔径为8.5mm。

初定主轴转速为n = 500转,故可以选择加工各孔的切削用量如下：
08.5mm：取0.15”min
一般说来，组合机床是由标准的通用部件一一动力滑台、动力箱，各种工艺切削头、侧底座、立柱、中间底座等加上专用的一一主轴箱，刀具和辅具系统，夹具，液、电、冷却、润滑、排屑系统组合装配而成。

联系尺寸图用来表示机床各组成部件的相互装配和运动关系，以检验机床各部
其中：4为夹紧力作用点到螺柱中心的距离。

为64.3mm/2为推杆力作用点到螺柱中心的距离。

为71. 4mm
〃为传动的效率，取为0.8
那么:Q=11528.95N
而所选的液压缸活塞推杆力115（）公斤工作面积为35mm 故推杆的推力为：
Q= 1150x9.8x35xcos75= 102091.2N»11528.95N 所以所选的夹紧机构的夹紧力能满足要求。

工艺性分析
通过对EQY-112-90汽车变速箱箱体的机加工工艺可以分析出其加工的经济性：
1、粗铳变速箱外壳的顶面，以心轴和右侧面及后端一点定位，由左侧面进行夹紧，变速箱外壳底下采取辅助支承的工艺；
2、粗镶四轴孔，采用一面两销的定位方式，由上往下夹紧；
3、精铳顶面，采用工序1的定位方式和夹紧方法；
4、精像轴孔6 110, 6 80；
5、钻变速箱外壳顶面的两销孔011. 8,采用工序1的定位和夹紧方法（此两孔用来为后面的工序当作定位孔）；
6、绞顶面的两销孔012,以右侧面、心轴及顶面一点定位；
7、粗铳前后端面及凸台面，以一面两销的定位方式，从上往下夹紧（以下如无特别说明均以一面两销定位，从上往下夹紧）；8、铳两侧面，以一面两销的定位方式，，从上往下夹紧；
9、钻后端面凸台销孔2-69.8；10、绞后端面凸台销孔2-6 10；
10
11、钻后端面右下方凸台螺纹底孔6-。

8. 5；12、攻螺纹6-M10；
13、钻前端面右下方凸台螺纹底孔6-e8. 5；14、攻螺纹6-M10；
15、钻前端面其它螺纹底孔6-e8.5； *1216、攻螺纹6-M10； M14
17、钻右下侧面螺纹底孔5-巾8. 5；18、攻螺纹5-M10；
19、钻右上侧面螺纹底孔6-68. 5；20、攻螺纹6-M10；
21、钻右侧面销孑8,及扩2—6 30孔；22、扩底孔6 30；
23、钻左侧所有孔4- e17, 4- 08. 5及销孑8；24、攻螺纹4-M10；
25、扩注油孔沿42；26、钻顶面螺纹底孔9-。

8. 5,以一面两销的定位方式，由下往上夹紧；
27、攻螺纹9-M10,以一面两销的定位方式，由下往上夹紧；28、清洗；
29、检验。

因此组合机床适宜加工箱体类零件。

根据组合机床完成工艺的一些限制及组合机床的各种工艺方法能到达的加工精度、外表粗糙度及技术要求，可以确定用组合机床来钻E机箱后面孔系的六个孔是经济合理的。

件相对位置及尺寸联系是否满足加工要求；通用部件的选择是否合适，并为进一步进行主轴箱、夹具的设计提供依据。

联系尺寸图是机床配置型式和总体布局的简化图。

主要内容：以适当的视图按统一比例画出机床各主要组成部件的外形轮廓及相关位置，说明机床的配置型式及总体布局、主视图的选择应与机床实际加工状态一致。

图上应尽量减少不必要的线条及尺寸。

但反映各部件的联系尺寸、专用部件的主要轮廓尺寸，运动部件的极限位置及行程尺寸，必须完整齐全。

为了便于部件的设计，联系尺寸图上应标注通用部件的规格代号，电动机型号、功率及转速，并注明机床部件的分组情况及总行程。

通用部件的选用是组合机床设计的主要内容之一。

选用的基本方法是: 根据所需的功率、进给力、进给速度等要求，选择动力部件及其配套部件。

选用原那么如下：
1）、切削功率应满足加工所需的计算功率（包括切削所需功率、空转功率及传动功率）；
2）、进给部件应满足所需的最大计算进给力、进给速度和工作行程及工作循环的需求，同时还需考虑装刀、调刀的方便性；
3）动力箱与主轴箱尺寸应相适应和匹配。

根据加工主轴分布位置可大致算出多轴箱尺寸，并圆整后选用尺寸的标准规格主轴箱，据此选择结合尺寸相适应的动力箱；
4）应满足加工精度的要求。

选用时应注意结构不同或者结构相同、精度等级不同的动力部件所能到达的加工精度是不同的。

5）、尽可能按通用部件的配套关系选用有关的通用部件。

各主轴切削力P,扭矩%切削功率N的计算
根据前面选定的切削用量（主要指切削速度v及进给量f），确定进给力，作为选择动力滑台及设计夹具的依据。

确定切削转矩，用以确定主轴及其它传动件的尺寸。

确定切削功率，用来选择主传动电机功率；
P = 26・Df°8,HB°6
M=10D ,9-/08-WB 06M -u
N =9740•4•£)
08.5mm ： v= 13.4m/min f=0.15r/min 故：
尸=26 x 8.5 x 0.15°* x 2OO 06 = 1 163.87V
A/ = 10x8.5'9 X O.15O8X 2OO 0-6 =3071.76^- 3071.76x134 主轴箱轮廓尺寸确实
定
标准通用多轴箱，卧式为325mm 。

因此，确定多轴箱尺寸，主要是确 定多轴箱的宽度B 和高度JU 记最低主轴高度hl 。

多轴箱宽度B 、高度H 的大小主要与被加工零件孔的分布位置有关，可按下式确定：
B=b+2blH=h+hl+bl
式中：b ——工件在宽度方向相距最远两孔距离，单位mm ；bl ——最边缘主轴中心至箱体外壁距离，单位mm ；
h 一一工件在高度方向相距最远两孔距离，单位mm ；
hl 最低主轴高度，单位mm 。

b= 105mm, bl 取 100mm
那么 B=105+2X100=305mmh= 155mm,
hl=h2+H 料一 (0. 5+225+630+5)= 104.5
那么 H= 155+104. 5+100 = 359.
5mm o 根据实际加工的情况，由通用箱体系列尺寸标准，选定多轴箱轮
廓尺寸，BXH=500X500mm o
1 .轴的型式和直径
主轴结构型式由零件加工工艺决定，并考虑主轴的工作条件和受力情 况。

轴承型式是主轴部件结构的主要特征。

本次设计为钻削加工主轴，轴 向切削力大，故轴承采用前后支承均为滚珠轴承。

这种结构可承受较大的 轴向和径向力。

而且结构简单、装配调整方便。

= 0.158Kw = 0.158Kw
主轴材料采用40Cr钢，热处理C42。

通用主轴的最小间距查《手册》表4-3。

主轴直径按加工示意图所示。

主轴外伸尺寸为115nlm,传动轴的直径也可参考主轴的直径大小选取。

2.齿轮模数确实定
齿轮模数m按公式法估算：
m，（30~32）JP/z〃
式中：P——齿轮所传递的功率，单位KW；（由上面知P为3.4KW）z——一对啮合齿轮中的小齿轮齿数；（z=22）
n小齿轮转速，单位r/mirio （n=500r/min）即：心（3° ~ 32））卢瓦
羡 = 1.3 〜1.4
所以输入轴即电机轴上的齿轮选用m = 3,传动轴及主轴上的齿轮选用 2 o 主轴传递的总的功率计算：
—M+ M + M + N4+ NM YV Z 一
其中:N1,N2,N3,N4,N5,N6为各轴的切削功率,由前；n为传动效率，取为0.9；
那么Nz = 2. 9 Kw
主轴的总的切削力的计算：
“E P4
其中：各轴的切削力由前。

故算得P,=6982.86N
主轴箱传动设计，是根据动力箱驱动轴位置和动力转速、各主轴位置及其转速要求，设计传动链，把驱动轴与各主轴连接，使各主轴获得预定的转速和转向。

1.主轴箱传动系统要求设计：
1）、在保证主轴的强度、刚度、转速和转向的条件下，力求使传动轴和齿轮的规格、数量为最少。

2）、不用主轴带动主轴的方案，以免增加主轴负荷，影响加工质量。

3）、为了结构紧凑，主轴箱内齿轮副的传动比不大于1/2,后盖内齿轮传动比取在1/3〜1/3. 5,不用升速传动。

4）、由于是粗钻孔，主轴设置在第I排位置，以减少主轴的扭转变形。

5）、刚性键孔主轴上的齿轮，其分度圆直径大于被加工孔的孔径，以减少振东，提高运动平稳性。

6）、驱动轴带动的转动轴不能超过两根，以免给装配带来困难。

被加工零件上加工孔的位置决定主轴的分布情况。

孔的位置分布大致可归纳为：同心圆分布、支线分布和任意分布三种类型。

因此，多轴箱上主轴分布相应分为这三利1本次加工的孔分布为任意分布，六个孔六个轴1、2、3、4、5、6采用一根传动轴7带动.传动轴7由驱动轴带动，同时传动轴7同时兼作手柄轴。

由于主轴之间的距离较近，油泵的外形较大，因而采用主轴带动一根传动轴8,轴8用埋头传动，轴8带动油泵轴。

2.各主轴转速及驱动轴到主轴之间的传动比：
= % = % = % = 500 r/min〃2 = % = 503/7 min
动力箱的驱动轴转速为n=715r/min
故主轴1、3、4、6的总传动比为：，=迎=—匚715 1.43
主轴2、5传动比总传动比为：，=朝=—匚715 1.42
3.各轴传动比分配
因为要求主轴上齿轮不过大，所以最后一对齿轮取升速。

主轴1、3、4、6与轴7的传动比：7 = 1.172
主轴2、5与轴7的传动比：i = L167
中间传动轴的位置由各主轴的位置，可粗略确定。

1,3, 4, 6轴用几何作图法可找出其圆心07,即7轴位置。

量得其半径为R=52mm。

取模数为m = 2,由传动比，可确定主轴上齿轮z =29, 7轴上小齿轮为z=34,其中大齿轮采用变位齿轮。

2,5轴用几何作图法可找出其圆心。

可知其齿轮选择与7轴相同。

其
半径为R=78mmo
取模数m=2,由传动比，可确定主轴2, 5上的齿轮z=36, 7轴上的小齿轮z=42。

不须采用变位齿轮。

由驱动轴与底面的距离为124.5mm,最低主轴距离为135mm,由原始依据图，可知驱动轴与O’的距离为88mm
取模数为m = 3,由传动比，可确定驱动轴上小齿轮的齿数z=22
7轴上大齿轮的齿数才= 37。

其中大齿轮采用变位齿轮。

齿轮的变位系数参见《组合机床设计》表5-15。

2）、确定驱动轴转速转向及其在主轴箱的位置
驱动轴的转速按动力箱型号选定；由于采用动力滑台，驱动轴的转向客任意选择；动力箱与主轴箱连接时，驱动轴的位置多位于主轴箱箱体宽度的中心线上。

其中心高度由所选定的动力箱的型号规格确定。

驱动轴与箱底的高度为124. 5mmo
3）、润滑泵轴和手柄轴的安置
主轴箱常采用叶片油泵润滑，油泵供油至分油器经油管分送各润滑点。

吸油高度为283mm,并安排在提3排，以便维修。

4)、多轴箱设手柄，用于对刀、调整或装配检修时检查主轴精度。

坐标计算就是工根据的驱动轴和主轴的位置及传动关系，精确计算中间传动轴的坐标。

其目的为主轴箱箱体零件补偿加工示意图提供孔的坐标位置尺寸，并用于绘制坐标检查图来检查齿轮排列、结构布置是否正确合理。

为便于加工主轴箱箱体，设计时必须选择基准坐标系，采用直角坐标系XOY,计算主轴、驱动轴坐标，并使坐标原点选择在定位销孔上。

坐标系横轴(X轴)选在箱体底面。

因所钻孔的数量不多，而且相距较远，直接用CAD测量和计算出各孔的位置和坐标尺寸。

传动轴坐标计算利用计算机完成，编制程序如下：
10 DEFDBL A-Y20 READ A1,B1,A2, B2, A3, B3
30 M=(A2-A1)* (A2-A1) + (B2-B 1)*(B2-B1)40 N=(A3-A1)*(A3-
A1)+(B3-B1)*(B3-B1)
50 U=A1+((B2-B1)*N-(B3-B1)*M)/(2*(A3-A1)*(B2-B1)-2* (A2-
A1)*(B3-B1))60 V=B1 + ((A3-A1)*M-(A2-A1)*N)/(2*(A3-
A1)*(B2-B1)-2* (A2-A1)*(B3-B1))
70 LPRINT “X二” ;U, “Y=” ;V80 DADT Xal, Ybl,Xa2, Yb2, Xa3, Yb3
输入1, 3, 4,轴的坐标，分别为：(278.500, 217. 500), (172. 500, 147. 500),
(172. 500, 217. 500)算得传动轴7的坐标为：X7=225. 000, Y8=182. 500
a、绘出多轴箱轮廓尺寸和坐标系XOY；
b、按计算出的坐标值绘制各主轴、传动轴轴心位置及主轴外伸局部直径，并注明轴号及主轴、驱动轴、液压泵轴的转速和转向等;
C、用点划线绘制出各齿轮的分度圆，注明各齿轮齿数、模数、所处排数；
d、为了醒目和易于检查，用不同的形式的细线条画出轴承、隔套、主轴防油套的外径、附加机构的轮廓及其相邻轴的螺母外径。

主轴箱总图设计包括绘制主视图、展开图、绘制装配表、制定技术条件等四局部。

1)、主视图主要说明主轴箱主轴位置及齿轮传动系统，齿轮齿数、模数、所处排数，润滑系统等。

因此，绘制主视图就是在设计传动系统图上标出各轴轴号，画出润滑系统，标注主轴、油泵轴、驱动轴的转速、油泵轴转向及坐标尺寸、最低主轴高度尺寸及轮廓尺寸等
2)、展开图各主轴和传动轴上的零件大多时通用化的，且有规那么排列的。

(1)、展开图主要表示各轴及轴上的零件的装配关系。

包括主轴、传动轴。

驱动轴、手柄轴、油泵轴及其上相应的齿轮、隔套、防油套、轴承或油泵等机件形状和安装位置。

图中各零件的轴向尺寸和径向尺寸按比例画出。

(2)、展开图上标注出多轴箱的箱体厚度尺寸及箱壁及内腔有关联系尺寸、主轴外伸长度。

3)、主轴和传动轴装配表
把主轴箱中每根轴上基本零件的型号规格、尺寸参数和数量及标准件、外购件等，安轴号配套，用装配表表示。

4)、主轴箱技术条件
主轴箱总图上应注明主轴箱部件要求。

即：
(1)、主轴箱和制造验收技术条件:主轴箱按ZB58011-89《组合机床多轴箱制造技术条件》制造，按JB3046-82《组合机床多轴箱验收计算条件》进行验收。

(2)、主轴精度：按JB3043-82《组合机床多轴箱精度》标准进行验收。

夹紧力的计算
为了使工件在切削加工中，在夹具的定位保持稳定，就必须有足够的加紧力，使工件定位不会发生变化。

而且为选择合适的夹紧机构，就一定要知道所需的夹紧力的大小。

计算夹紧力时，通常将夹具和工件看作一个刚性系统，以简化计算。

根据工件在切削力和夹紧力作用下处于静力平衡，算出总的切削力，再乘以平安系数K,就是可能的最大切削力。

在总的切削力的作用下工件不会移动，在设计中采用从工件的上面施加一个夹紧力，使在它的压力下，工件和支撑板产生一静摩察力，且这个静摩察力大于最大的切削力。

因夹具夹紧设计时采用液压夹紧装置，要知道所需的夹紧力的大小，以便决定活塞的直径。

由前知各主轴的总切削力P：
P=6982. 9N
要使工件能不移动，所需夹紧力昧为：
内+ 〃2
其中：K为平安系数，取为2.2。

从，色为摩擦系数，取为。

-3
算得Wk=256()3.95N
再由夹紧机构的结构，设液压缸的推杆力为Q。

那么:。