鉆床主軸進給機構改造——變速機構設計【全套cad圖紙+畢業(yè)答辯論文】

1、<p><b>　　編號</b></p><p><b>　　無錫太湖學院</b></p><p><b>　　畢業(yè)設計（論文）</b></p><p>　　題目： 鉆床主軸進給機構改造 </p><p>　　——變速機構設計 </p

2、><p>　　信機 系 機械工程及自動化 專業(yè)</p><p>　　學 號： 　　　0923822　 　　　</p><p>　　學生姓名： 沈宇 </p><p>　　指導教師： 韓邦華（職稱：副教授 ）</p><p>　?。毞Q： ）</p>

3、<p>　　2013年5月25日</p><p>　　無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文）</p><p><b>　　誠 信 承 諾 書</b></p><p>　　本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） 鉆床主軸進給機構改造——變速機構設計 是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果，其內(nèi)容除了在畢業(yè)設計（論文）中特別加以標注

4、引用，表示致謝的內(nèi)容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任何其他個人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作品。</p><p>　　班 級： 機械97 </p><p>　　學 號： 0923822 </p><p>　　作者姓名： </p><p>　　2013 年 5 月 25 日</p>&

5、lt;p><b>　　無錫太湖學院</b></p><p>　　信機　 　系 　　 機械工程及自動化 　　專業(yè)</p><p>　　畢 業(yè) 設 計論 文 任 務 書</p><p><b>　　一、題目及專題：</b></p><p>　　1、題目　 鉆床主軸進給

6、機構改造 　</p><p>　?。?、專題　 變速機構設計 　</p><p>　　二、課題來源及選題依據(jù)</p><p>　　課題來源為無錫某機械有限公司。通過畢業(yè)設計是為了培養(yǎng)學生開發(fā)和創(chuàng)新機械產(chǎn)品的能力，要求學生能夠結合普通鉆床加工特性，針對實際使用過程中存在的問題，綜合所學的機械理

7、論設計與方法，對單軸普通鉆床根據(jù)多工位加工要求進行改進，從而達到提高生產(chǎn)效率的目的。</p><p>　　在設計傳動件時，在滿足產(chǎn)品工作要求的情況下，應盡可能多的采用標準件，提高其互換性要求，以減少產(chǎn)品的設計生產(chǎn)成本。</p><p>　　三、本設計（論文或其他）應達到的要求：</p><p>　?、僭摬考ぷ鲿r，能運轉正常；</p><p>

8、;　?、跀M定工作機構和傳動系統(tǒng)的運動方案，并進行多方案對比分析； </p><p>　?、郛旊妱訖C輸入功率時，對主要工作機構進行運動和動力分析；</p><p>　?、茉O計基于多工位加工的傳動系統(tǒng)結構圖1張；</p><p>　?、菰O計繪制零件工作圖若干； </p><p>　?、蘧幹圃O計說明書1份。</p><p>

9、<b>　　四、接受任務學生：</b></p><p>　　機 械97 班 　　姓名 沈 宇 </p><p>　　五、開始及完成日期：</p><p>　　自 2012 年 11 月 7日 至 2013 年5 月 25 日</p><p>　　六、設計（論文）指導（或顧問）：</p&

10、gt;<p>　　指導教師 　　　　　　　簽名</p><p><b>　　簽名</b></p><p><b>　　簽名</b></p><p><b>　　教研室主任</b></p><p>　　〔學科組組長〕　　　 　簽名</p><p&

11、gt;　　系主任 　　　簽名</p><p>　　年 月 日</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　隨著先進制造技術的發(fā)展和進步，數(shù)控加工已成為機加工過程中的一種主流技術。這一技術的運用提高了機加工過程中工作效率和加工精度。數(shù)控多工位鉆床就是提高鉆削加工精度和效率的一種很好的機加工工具。本文

12、對數(shù)控多工位鉆床進行了設計，采用了普通車床設計的步驟和方法，綜合考慮數(shù)控機床的特點。從切削力入手確定主軸及電機，到整個機床的結構設計和機床的控制。最后到對機床初始化程序設計。本文完成數(shù)控多工位鉆床的資料收集與國、內(nèi)外現(xiàn)狀的調(diào)查比較，提出較為可行的方案;完成機床的機械結構設計計算與電氣控制系統(tǒng)設計，初步完成控制系統(tǒng)的軟硬件設計。本設計是關于將普通鉆床改造為多工位加工鉆床的結構設計。普通鉆床為單軸機床，且工件安裝后需要進行反復調(diào)整，工件上有

13、相互位置要求的各表面間的位置精度就會受到很多因素的影響，通過設計改造成快速主軸、移動工作臺和具有一定回轉精度的能實現(xiàn)多工位加工的鉆床后，能大大地縮短加工時間，提高生產(chǎn)效率。因此本設計主要從鉆床的主軸箱設計、移動工作臺設計及工作臺的回轉設計幾個方面，對普通鉆床進行一定的結構改進，實現(xiàn)多工位加工，以符合現(xiàn)代機械加工的要求。</p><p>　　關鍵詞：多工位鉆床；生產(chǎn)效率；主軸箱</p><p&g

14、t;<b>　　Abstract</b></p><p>　　With the manufacturing development, numerical control manufacturing has become one of the major advanced technologies. efficiency and accuracy has been improved in ap

15、plication of the technology. Numerical control auto-drilling machine is a kind of the new machine tools that can improve the machining accuracy and efficiency. The paner has designed for Numerical control auto-drilling m

16、achine, using design method of the ordinary lathe, and considering the characteristic of the numerical control mac</p><p>　　Key words: multiple drill; productive efficiency; multiple spindle heads</p>

17、<p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　摘 要V</b></p><p>　　AbstractVI</p><p><b>　　目錄V</b></p><p><b>　　1 緒論IX</b></p>

18、<p>　　1.1 鉆床的工藝范圍1</p><p>　　1.2 鉆床的類型1</p><p>　　1.2.1 臺式鉆床1</p><p>　　1.2.2 立式鉆床1</p><p>　　1.2.3 搖臂鉆床2</p><p>　　1.3 鉆削加工的特點2</p><p>

19、;　　1.3.1 多軸加工的特點3</p><p>　　1.3.1 多工位加工的特點3</p><p>　　1.4 論文研究的內(nèi)容及意義3</p><p>　　1.5 本文所做的工作3</p><p>　　2 機械傳動方案確定4</p><p>　　2.1 設計內(nèi)容分析4</p><p&

20、gt;　　2.2機械傳動方案的選擇4</p><p>　　2.2.1 總體傳動方案選擇4</p><p>　　2.2.2 總體傳動方案確定5</p><p>　　3 主軸傳動部件設計7</p><p>　　3.1 切削力的計算7</p><p>　　3.1.1 機床工況要求7</p><

21、p>　　3.1.2 切削力和切削扭矩的計算7</p><p>　　3.2 主軸齒輪傳動方案確定9</p><p>　　3.2.1 設定齒輪傳動方案9</p><p>　　3.2.2 主軸傳動設計和計算10</p><p>　　4 工作臺縱向進給機構的設計18</p><p>　　4.1 工作臺縱向進給負

22、載分析及計算18</p><p>　　4.1.1 摩擦阻力計算18</p><p>　　4.1.2 等效轉動慣量計算18</p><p>　　4.1.3 絲杠摩擦阻力矩的計算19</p><p>　　4.1.4 等效負載轉矩的計算19</p><p>　　4.1.5 起動慣性阻力矩的計算19</p&g

23、t;<p>　　4.1.6 步進電機輸出軸總的負載轉矩的計算19</p><p>　　4.2 縱向進給步進電機選擇19</p><p>　　4.3 縱向進給滾珠絲杠的選擇與校核19</p><p>　　4.3.1 承載能力的校核19</p><p>　　4.3.2 壓桿穩(wěn)定性驗算20</p><p&

24、gt;　　4.3.3 剛度驗算20</p><p>　　4.4 滑動導軌的結構設計21</p><p>　　4.4.1 移動導軌的分析21</p><p>　　4.4.2 移動導軌的預選21</p><p>　　4.4.3 移動導軌的驗算22</p><p>　　4.5 縱向進給軸承的選擇25</p&

25、gt;<p>　　5 橫向進給運動機構的設計26</p><p>　　5.1 橫向進給負載分析及計算26</p><p>　　5.1.1 摩擦阻力的計算26</p><p>　　5.1.2 等效轉動慣量計算26</p><p>　　5.1.3 絲杠摩擦阻力矩的計算27</p><p>　　5.1

26、.4 等效負載轉矩的計算27</p><p>　　5.1.5 起動慣性阻力矩的計算27</p><p>　　5.1.6 步進電機輸出軸總的負載轉矩的計算27</p><p>　　5.2 橫向進給步進電機選擇27</p><p>　　5.3 橫向進給滾珠絲杠的選擇與校核28</p><p>　　5.3.1 承載

27、能力的校核28</p><p>　　5.3.2 壓桿穩(wěn)定性驗算28</p><p>　　5.3.3 剛度驗算28</p><p>　　5.4 滑動導軌的結構設計29</p><p>　　5.4.1 移動導軌的分析29</p><p>　　5.4.2 移動導軌的預選29</p><p>

28、;　　5.4.3 移動導軌的驗算29</p><p>　　5.5 橫向進給機構軸承的選擇31</p><p>　　6 回轉工作臺的結構設計32</p><p>　　6.1 蝸輪蝸桿的設計計算32</p><p>　　6.1.1 初選[d1/a]值32</p><p>　　6.1.2 中心距計算32</

29、p><p>　　6.2 傳動基本尺寸的確定32</p><p>　　6.3 傳動機構的校核計算33</p><p>　　6.3.1 蝸輪按齒面接觸疲勞強度驗算33</p><p>　　6.3.2 輪齒彎曲疲勞強度驗算35</p><p>　　6.3.3 蝸桿軸繞度驗算35</p><p>

30、　　6.3.4 溫度計算35</p><p>　　6.3.5 潤滑油粘度和潤滑方法35</p><p>　　6.3.6 花鍵的選擇36</p><p><b>　　結論與展望37</b></p><p><b>　　畢業(yè)設計小結38</b></p><p><

31、b>　　致 謝39</b></p><p><b>　　參考文獻40</b></p><p><b>　　1 緒論</b></p><p>　　隨著時代的發(fā)展，作為現(xiàn)代科學技術發(fā)展的重要標志之一的金屬切削機床得到了更多的研究和發(fā)展，而隨著在機加工中廣泛投入使用這種機床，更是促進了傳統(tǒng)的機械加工行業(yè)的高

32、速發(fā)展。由于多工位加工機床極大地提高了加工精度、生產(chǎn)率和自動化程度，受到了生產(chǎn)商的廣泛歡迎。而多工位機床則因其一次裝夾能進行多工位的加工。在某種程度上，更是大大的提高了機加工的加工效率，很適合工件的批量生產(chǎn)。</p><p>　　1.1 鉆床的工藝范圍</p><p>　　鉆床類機床屬孔加工機床，一般用于加工直徑不大、精度要求不高的孔。其主要加工方法是用鉆頭在實心材料上鉆孔，此外還可在原有

33、孔的基礎上擴孔、鉸孔、锪平面、攻螺紋等加工。如圖1.1所示。</p><p><b>　　1.2 鉆床的類型</b></p><p>　　鉆床的主要類型有臺式鉆床、立式鉆床、搖臂鉆床、深孔鉆床等。在鉆床上加工時，工件固定不動，主運動是刀具（主軸）旋轉，刀具沿軸向的移動為進給運動。 </p><p>　　1.2.1 臺式鉆床</p>

34、<p>　　臺式鉆床實質(zhì)上是加工小孔的立式鉆床，簡稱臺鉆，其鉆孔直徑一般在16mm以下。主要用于小型零件上各種小孔的加工。臺鉆的自動化程度較低，通常采用手動進給，但其結構簡單，小巧靈活，使用方便。其結構圖見圖1.2所示。</p><p>　　1.2.2 立式鉆床</p><p>　　圖1.3所示是立式鉆床的外形。其特點為主軸軸線垂直布置，且位置固定。主軸箱3 中裝有主運動和進給

35、運動的變速傳動機構、主軸部件以及操縱機構等。主軸箱固定不動，用移動工件的方法使刀具旋轉中心線與被加工孔的中心線重合，進給運動由主軸隨主軸套筒在主軸箱中作直線移動來實現(xiàn)。利用裝在主軸箱上的進給操縱機構5，可以使主軸實現(xiàn)手動快速升降、手動進給以及接通或斷開機動進給。被加工工件可直接或通過夾具安裝在工作臺2上。工作臺和主軸箱都裝在方形立柱4的垂直導軌上，可上下調(diào)整位置，以適應加工不同高度的工件。適用于中小型工件孔的加工，且加工孔數(shù)不宜過多。&

36、lt;/p><p>　　1.2.3 搖臂鉆床</p><p>　　對于一些大而重的工件，因移動費力，找正困難，不便于在立式鉆床上進行加工，這時希望工件固定不動而移動主軸，使主軸中心對準被加工孔的中心，這樣便產(chǎn)生了搖臂鉆床，如圖1.4所示為搖臂鉆床的外形。它的主軸箱裝在搖臂3上，可沿搖臂的導軌水平移動，而搖臂3又可繞立柱2 的軸線轉動，因而可以方便地調(diào)整主軸的坐標位置，使主軸旋轉軸線與被加工孔的

37、中心線重合，此外，搖臂3還可沿立柱升降，以便于加工不同高度的工件。為保證機床在加工時有足夠的剛度，并使主軸在鉆孔時保持準確的位置，搖臂鉆床具有立柱、搖臂及主軸箱的夾緊機構，當主軸位置調(diào)整完畢后，可以迅速地將它們夾緊。底座1上的工作臺5可用于安裝尺寸不大的工件，如果工件尺寸很大，可將其直接安裝在底座上，甚至就放在地面上進行加工。搖臂鉆床適用于單件和中、小批量生產(chǎn)中加工大、中型零件。</p><p>　　1.3 鉆削

38、加工的特點 </p><p>　　據(jù)統(tǒng)計，一般在車間中普通機床的平均切削時間很少超過全部工作時間的15%。其余時間是看圖、裝卸工件、調(diào)換刀具、操作機床、測量　以及清除鐵屑等等。使用數(shù)控機床雖然能提高85%，但購置費用大。某些情況下，即使生產(chǎn)率高，但加工相同的零件，其成本不一定比普通機床低。故必須更多地縮短加工時間。不同的加工方法有不同的特點，就鉆削加工而言，多工位加工是一種通過少量投資來提高生產(chǎn)率的有效措施。&l

39、t;/p><p>　　1.3.1 多軸加工的特點</p><p>　　多軸加工是在一次進給中同時加工許多孔或同時在許多相同或不同工件上各加工一個孔。這不僅縮短切削時間，提高精度，減少裝夾或定位時間，并且在數(shù)控機床中不必計算坐標，減少字塊數(shù)而簡化編程。它可以采用以下一些設備進行加工：立鉆或搖臂鉆上裝多軸頭、多軸鉆床、多軸組合機床心及自動更換主軸箱機床。甚至可以通過二個能自動調(diào)節(jié)軸距的主軸或多軸箱

40、，結合數(shù)控工作臺縱橫二個方向的運動，加工各種圓形或橢圓形孔組的一個或幾個工序。</p><p>　　1.3.1 多工位加工的特點</p><p>　　多工位加工示意圖如圖1.5所示。</p><p>　　它利用機床的回轉工作臺，使工</p><p>　　在六個工位上依次進行裝卸工件、預鉆孔、鉆孔、擴孔、粗鉸和精鉸工作。它實現(xiàn)了減少工件的安裝次

41、數(shù)、提高零件各表面間相互位置精度及提高生產(chǎn)效率等目的，相對普通鉆床而言，它具有高速、高效、高精度等特點。這種加工方式常采用多工位夾具或多軸（或多工位）機床，使工件在一次安裝后先后經(jīng)過若干個不同位置順次進行加工。</p><p>　　1.4 論文研究的內(nèi)容及意義 </p><p>　　本文根據(jù)設計老師的要求，主要設計出基于齒輪傳動的單軸、快速移動回轉式工作臺以實現(xiàn)不同位置的順次加工，達到高效

42、、降低工人勞動強度等目的，并可通過后期的改進設計能使鉆削加工實現(xiàn)自動化的數(shù)控加工。同時采用多工位加工則更為縮短了裝夾時間等輔助時間，使生產(chǎn)率得到更大的提高等。后期還可以在此基礎上進行多主軸的結構設計，再通過PLC控制，達到高效率、高精度、低成本等特點。對機械加工行業(yè)的長遠發(fā)展具有現(xiàn)實的意義。</p><p>　　1.5 本文所做的工作</p><p>　　1）完成數(shù)控多工位鉆床的資料收集與

43、國、內(nèi)外現(xiàn)狀的調(diào)查比較，提出較為可行的方案；</p><p>　　2）完成鉆床的機械結構設計計算及裝配與關鍵零部件的相應圖紙；</p><p>　　2 機械傳動方案確定</p><p>　　經(jīng)過畢業(yè)設計給出的題目要求和數(shù)據(jù):要設計加工工件的最大直徑為Φ10mm，工作行程為300×300×70的數(shù)孔多工位鉆床。根據(jù)這一特點表明要設計的機床是一臺中小

44、型的鉆床，而且是用于一般的機加工中。所以設計這樣的機床考慮其經(jīng)濟性、合理性應該是最為重要的和成為設計的主導思想！</p><p>　　2.1 設計內(nèi)容分析</p><p>　　閱讀相關機床資料和機床的市場調(diào)查，選擇合理的機床結構很重要。傳統(tǒng)的機床結構包括立式、臥式兩大類。立式機床的主軸定位多數(shù)是相同的，它的優(yōu)點在于：機床小巧、占地空間小、經(jīng)濟實惠。適合于工作單一加工工件較小及加工尺寸小的場

45、合。而臥式機床的主軸結構及主軸箱布局可為單面懸掛主軸箱和主軸箱位于立柱對面內(nèi)。后者的優(yōu)點在于：主軸箱的自重不會使立柱產(chǎn)生彎曲變形，相同的切削力所引起的立柱的彎曲和扭轉變形均大為減小。這樣就相當于提高了機床的剛度。故要是采用對機床結構設計成為臥式結構的話就應該選用主軸箱位于立柱內(nèi)的布局形式。然而一般的臥式機床的加工尺寸都很大，對于我們要設計的機床加工零件的尺寸是很小的：僅為最大加工為Φ10mm的孔。從經(jīng)濟的角度上來說：我們設計的機床采用立

46、式的結構更為節(jié)省空間，節(jié)省材料。同時機床看上去更為小巧，然而完全可以達到要求加工范圍的要求。包括此類機床的其它特點都很滿足我們要設計機床的要求。</p><p>　　而另一個問題則為，機床是否采用多軸，多軸鉆床可分為可調(diào)式和固定式兩種規(guī)格，可調(diào)式多軸鉆床在其加工范圍內(nèi)，其主軸的數(shù)量、主軸間的距離，相對可以任意調(diào)整，一次進給同時加工數(shù)孔。在其配合液壓機床工作時，可自動進行快進、工進（工退）、快退、停止.同單軸鉆（攻

47、絲）比較，工件加工精度高、工效快，可有效的節(jié)約投資方的人力、物力、財力。尤其機床的自動化大大減輕操作者的勞動強度。固定式多軸鉆床采用單件（加工件）專機的設計方案，根據(jù)其加工件加工頻率高、量大之原因，專門量身定制一件一機的設備，在其工作中勿須擔心尺寸跑偏而傷腦筋，更是可以針對客戶的要求進行專項設計。而對于大多數(shù)金屬加工機床來說，數(shù)控進給復合運動的加工，是以直線軸加上回轉軸的聯(lián)動來實現(xiàn)的，而數(shù)控回轉軸的設計與制造，更是衍生了數(shù)控回轉工作臺，

48、這種既能作為數(shù)控回轉軸，同時也起著承載工件重量、夾持工件的功能，有著進給分度和實現(xiàn)工作臺圓周方向的進給運動的作用。相比于前者，這種機床無疑比較經(jīng)濟實惠。</p><p>　　2.2機械傳動方案的選擇</p><p>　　2.2.1 總體傳動方案選擇</p><p>　　通過對幾種鉆床結構的了解和認識，結合論文題目的要求，確定設計一種基于機械傳動的立式多工位加工的鉆床

49、。該機構應能達到達到高效、提高工件加工精度、降低工人勞動強度等目的。</p><p>　　機械傳動方式種類很多，由于在加工中需要機床具有一定的移動精度和回轉精度，因此，本文進行多工位鉆床的設計主要是采用封閉的齒輪傳動方式。</p><p>　　在所有的機械傳動中，齒輪傳動應用最廣，可用來傳遞相對位置不遠的兩軸之間的運動和動力。齒輪傳動是利用兩齒輪的輪齒相互嚙合傳遞動力和運動的機械傳動。按齒

50、輪軸線的相對位置分平行軸圓柱齒輪傳動、相交軸圓錐齒輪傳動和交錯軸螺旋齒輪傳動。其具有結構緊湊、效率高、壽命長等特點。 </p><p>　　1）根據(jù)兩軸的相對位置和輪齒的方向，可分為以下類型： </p><p>　　直齒圓柱齒輪傳動、斜齒圓柱齒輪傳動、人字齒輪傳動、錐齒輪傳動、交錯軸斜齒輪傳動等。 </p><p>　　2）根據(jù)齒輪的工作條件，可分為： </p

51、><p>　　開式齒輪傳動式齒輪傳動、半開式齒輪傳動、閉式齒輪傳動等。</p><p>　　齒輪傳動部分方式如圖2.1所示。</p><p>　　2.2.2 總體傳動方案確定</p><p>　　由上面分析可知，本文傳動方式主要在如圖2-1中所列幾種方式中進行選擇。現(xiàn)對以上幾種齒輪傳動方式進行分析比較，最終確定適合于多工位加工的齒輪傳動方式。&l

52、t;/p><p>　　1）圓柱齒輪傳動 　 </p><p>　　用于平行軸間的傳動，一般傳動比單級可到8，最大20，兩級可到45，最大60，三級可到200，最大300。傳遞功率可到10萬千瓦，轉速可到10萬轉／分，圓周速度可到300米/秒。單級效率為0.96～0.99。直齒輪傳動適用于中、低速傳動。斜齒輪傳動運轉平穩(wěn)，適用于中、高速傳動。人字齒輪傳動適用于傳遞大功率和大轉矩的傳動。圓柱齒輪傳

53、動的嚙合形式有3種：外嚙合齒輪傳動，由兩個外齒輪相嚙合，兩輪的轉向相反；內(nèi)嚙合齒輪傳動，由一個內(nèi)齒輪和一個小的外齒輪相嚙合，兩輪的轉向相同；齒輪齒條傳動，可將齒輪的轉動變?yōu)辇X條的直線移動，或者相反。 </p><p><b>　　2）蝸輪蝸桿傳動 </b></p><p>　　交錯軸傳動的主要形式，軸線交錯角一般為90°。蝸桿傳動可獲得很大的傳動比，通常單級

54、為8～80，用于傳遞運動時可達1500；傳遞功率可達4500千瓦；蝸桿的轉速可到3萬轉／分；圓周速度可到70米／秒。蝸桿傳動工作平穩(wěn)，傳動比準確，可以自鎖，但自鎖時傳動效率低于0.5。蝸桿傳動齒面間滑動較大,發(fā)熱量較多，傳動效率低，通常為0.45～0.97。 </p><p>　　3）行星齒輪傳動 　</p><p>　　具有動軸線的齒輪傳動。行星齒輪傳動類型很多，不同類型的性能相差很大，

55、根據(jù)工作條件合理地選擇類型是非常重要的。常用的是由太陽輪、行星輪、內(nèi)齒輪和行星架組成的普通行星傳動、少齒差行星齒輪傳動、擺線針輪傳動和諧波傳動等。行星齒輪傳動一般是由平行軸齒輪組合而成，具有尺寸小、重量輕的特點，輸入軸和輸出軸可在同一直線上。其應用愈來愈廣泛。 </p><p>　　通過以上分析，結合機床實際加工要求，現(xiàn)確定機床傳動方案為：工作臺的回轉運動采用蝸輪蝸桿傳動，而工作臺縱向和橫向運動采用滾球絲桿進行傳

56、動。</p><p>　　3 主軸傳動部件設計</p><p>　　由于電機工作時，其負載阻力有切削力、摩察阻力、慣性力，所以只有在這些阻力被克服，才能正常啟動及運行。因此要對進給系統(tǒng)進行必要的設計及計算。</p><p>　　3.1 切削力的計算</p><p>　　3.1.1 機床工況要求</p><p>　　要求

57、加工的最大孔為d0=10mm,刀具為高速鋼麻花鉆（以磨損）。工件材料為45井鋼（бb=0.638GPa）；灰鑄鐵190HBS。加工精度為：IT8∽IT10級以下孔粗加工。</p><p>　　3.1.2 切削力和切削扭矩的計算</p><p>　　1）當工件材料為 45井鋼</p><p>　　根據(jù)已知條件查《機械加工工藝手冊》表2.4-38高速鋼鉆頭鉆孔時的進給量

58、知：10mm鉆頭粗加工的進給量為0.22∽0.28。由表2.4-41高速鋼鉆頭切削時切削速度、扭矩及軸向力可選取進給量的兩極限值f=0.08mm/r∽0.30mm/r，對應的它們的切削速度為V=0.99m/s∽0.43m/s,則由得 </p><p><b>　　鉆頭或工件的轉速 </b></p><p>　　由《機械制造工程原理》計算鉆頭軸向力F和扭矩T的經(jīng)驗公式

59、及麻花鉆軸向力和扭矩表達式中的系數(shù)、指數(shù)及修正系數(shù)可知：</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p><b>　?。?.2）</b></p><p><b>　?。?.3）</b></p><p>　　式中：бb=0.638GPa CF=61.2 X

60、F=1.0 YF=0.7 </p><p>　　CM=0.0311 XM=2.0 YM=0.8 KF=KFmKFw KM=KMmKMw</p><p>　　對于已磨損鉆頭KMw=1 KFw=1</p><p>　　工件材料KMm=KFm= =0.98938</p><p>　　則最小進給量f=0.08mm/r</p&g

61、t;<p>　　F1=9.81×61.2×10×0.080.7×0.98938×1=1013.79N</p><p>　　T1=9.81×0.0311×102×0.080.8×0.98938×1=4.0Nm</p><p>　　PM1=2×3.14×4.0&

62、#215;31.53×10-3=0.79Kw</p><p>　　最大進給量f=0.30mm/r</p><p>　　F2=9.81×61.2×10×0.300.7×0.98938×1=2557.22N</p><p>　　T2=9.81×0.0311×102×0.300.8&

63、#215;0.98938×1</p><p><b>　　=11.52Nm</b></p><p>　　PM2=2×3.14×11.52×13.69×10-3=0.99Kw</p><p>　　2）當工件材料為灰鑄鐵時</p><p>　　根據(jù)已知條件查《機械加工工藝手冊

64、》表2.4-41高速鋼鉆頭鉆孔時的進給量知：10mm鉆頭初加工的進給量為0.22∽0.28。由表2.4-41高速鋼鉆頭切削時切削速度、扭矩及軸向力可迭取進給量的兩極限值f=0.12mm/r∽0.70mm/r，對應的它們的切削速度為V=0.79m/s∽0.33m/s,</p><p><b>　　則由可得：</b></p><p><b>　　鉆頭或工件的轉速

65、 </b></p><p>　　由《金屬切削刀具》計算鉆頭軸向力F和扭矩T的經(jīng)驗公式及表3-1麻花鉆軸向力和扭矩表達式中的系數(shù)、指數(shù)及修正系數(shù)可知：</p><p><b>　?。?.4）</b></p><p><b>　　（3.5）</b></p><p><b>　?。?

66、.6）</b></p><p>　　式中： CF=42.7 XF=1.0 YF=0.8 CM=0.021 XM=2.0 YM=0.8 KF=KFmKFw KM=KMmKMw</p><p>　　對于已磨損鉆頭KMw=1 KFw=1</p><p>　　工件材料KMm=KFm=（HB/190）0.6=1</

67、p><p>　　則最小進給量f=0.12mm/r</p><p>　　F3=9.81×42.7×10×0.120.8×1×1=768.14N</p><p>　　T3=9.81×0.021×102×0.120.8×1×1=3.78Nm</p><p&g

68、t;　　PM3=2×3.14×3.78×25.16×10-3=0.597Kw</p><p>　　最大進給量f=0.70mm/r</p><p>　　F4=9.81×42.7×10×0.700.8×1×1=3149.02N</p><p>　　T4=9.81×0.02

69、1×102×0.700.8×1×1=15.49Nm</p><p>　　PM4=2×3.14×10.51×15.49×10-3=1.02Kw</p><p>　　由此可得鉆頭的最大轉矩Tmax=15.49Nm</p><p>　　最大轉矩Fmax=3149.02N</p>

70、<p>　　最大切削功率PMmax=1.02Kw</p><p>　　則鉆頭主軸所需要的功率為：P1= PMmax/η總 </p><p>　　其中η總=η花鍵軸η軸承</p><p>　　深溝球軸承η=0.99 （取3個）</p><p>　　角接觸推力軸承η=0.98 （取2個）</p><p>

71、;　　花鍵軸η=0.97∽0.98 </p><p>　　由《金屬切削機床》查得：</p><p>　　η總=η花鍵軸η軸承=0.97×0.993×0.982=0.904</p><p>　　則P1=1.02/0.904=1.03Kw</p><p>　　對于主軸電機的選擇，查《機械設計手冊》，對于中小功率的電機，一般

72、額定轉矩只有2.1-4，而主軸所需要的最大扭矩為15.49Nm，故必須采用齒輪組進行減速以提供大的轉矩達到符合相應電機的額定轉矩。</p><p>　　在多工位鉆床的設計過程中，要求機床能夠進行多級變速。在這種情況下，可以采用一個變速器來解決。無級變速器就是能使主軸達到相應轉矩和使主軸傳遞的轉矩符合要求。</p><p>　　同時，根據(jù)主軸特點設計鉆床主軸的特點是主軸在軸向方向上有移動，就

73、是說上端的花鍵軸外面必須套有內(nèi)花鍵的齒輪或其它才能將電動機的運動傳遞給主軸，使主軸轉動。在本次設計中我們就選用花鍵的齒輪作為傳動件，把電機的轉動傳給主軸，則從主軸來的傳動方式為：</p><p>　　主軸（花鍵軸）——內(nèi)花鍵齒輪——嚙合齒輪（一組或多組）——聯(lián)軸器——無級變速器——主軸電動機</p><p>　　3.2 主軸齒輪傳動方案確定</p><p>　　3.

74、2.1 設定齒輪傳動方案</p><p>　　主軸齒輪傳動方案如圖3.1所示：</p><p>　　軸Ⅰ為機床主軸，設計為齒輪花鍵軸。由前面知齒輪花鍵軸的功率為P1。</p><p>　　圖3.1 主軸傳動示意圖</p><p>　　即軸Ⅰ PⅠ= P1=1.13Kw</p><p>　　軸Ⅱ PⅡ= PⅠ

75、/η齒輪=1.13/0.97=1.16Kw</p><p>　　（取η齒輪=0.97，精度等級為8級）</p><p>　　則主軸電機輸出功率P2</p><p>　　P2= PⅠ/η聯(lián)軸器=1.16/0.99=1.18Kw</p><p>　　根據(jù)《機械設計手冊》選擇電機可用YCP802-2，1.1Kw額定功率和YCP90S-2，1.5Kw

76、額定功率最為接近功率要求。而前者略小于最大輸出功率，而加一個無級變速器相對于電機來說其傳遞功率也不會消耗太多，粗略估算則選用后者YCP90S-2，額定功率為1.5Kw，額定電壓為380V，額定電流為3.4A，轉速為2840r/min，最大額定轉矩為2.3Nm。</p><p>　　選擇了電動機就可根據(jù)所選擇電動機確定相應的無級變速器。根據(jù)電動機功率和轉矩及主軸所必須達到的最小轉矩，可確定變速器，查《機械設計手冊》

77、第四卷可選擇的無級變速器為：HZXD1500L。</p><p>　　根據(jù)無級變速器的相關數(shù)據(jù)和主軸所需要的相關數(shù)據(jù)，無級變速器提供的轉矩已經(jīng)可以達到主軸要求的轉矩，同時轉速也能達到要求。故在接下來設計的齒輪組中，主要達到的目的為將電動機的轉動傳遞給主軸使主軸完成轉動，并不影響軸向的進給運動。</p><p>　　對于齒輪組的設計就是要完成傳動。為了設計需要，可以僅設計一組齒輪即可。又因為

78、轉矩完全達到要求，轉矩要求的差又不是太大，從對主軸箱結構設計入手（對主軸箱的總體布局和結構合理、比例合適），可將這對齒輪設計成一組惰輪，即不改變變速器傳遞出來的轉矩和轉速，僅將轉動傳給主軸，達到了設計要求和目的。</p><p>　　3.2.2 主軸傳動設計和計算</p><p><b>　　1）齒輪的設計計算</b></p><p>　　在齒

79、輪設計中，取轉矩最大時設計用到最大轉矩15.49,切削速度nI=631r/min。</p><p>　　首先小齒輪（主動齒輪）用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB∽286HB，平均取為260HB，大齒輪（從動齒輪）用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB∽286HB，平均取為240HB。</p><p>　　關于主軸傳動中的第一組齒輪按齒面接觸疲勞強度計算。</p><p&g

80、t;<b>　　（1）初步計算：</b></p><p>　　轉矩:TII= 5.49Nm=5490Nmm</p><p>　　齒寬系數(shù):φd 由表12-13（該節(jié)中所指的表均指《機械設計》一書中的表） 取φd＝1.0</p><p>　　接觸疲勞極限：σHlim 由圖12.17c可取 </p>

81、<p>　　σHlim1=710MPa σHlim2=580MPa</p><p>　　初步計算的許用接觸硬力:</p><p>　　[σH1]=0.9σHlim1=0.9×710=639MPa</p><p>　　Ad值由表12-16，取Ad＝85</p><p>　　初步計算的小齒輪直徑：&l

82、t;/p><p><b>　　d1≥=29.14</b></p><p>　　(其中u=I=1, T=5490Nmm)</p><p>　　取d1＝90mm </p><p>　　初取齒寬：b=φbd1=1×90=90mm</p><p><b>　?。?）校

83、核計算：</b></p><p><b>　　圓周速度: </b></p><p>　　精度等級：由表12-6選8級精度</p><p>　　齒數(shù)Z和模數(shù)m:取齒數(shù)Z1=60,Z2=iZ1=1×60=60</p><p>　　模數(shù)由表12-3取m=1.5 </p><p>　

84、　則 Z2= iZ1=60</p><p>　　使用系數(shù)KA:由表12-9取KA＝1.5</p><p>　　動載系數(shù)KV:由表12-9取KV＝1.1</p><p>　　齒間載荷分配系數(shù)KHα:由表12-10先求：</p><p>　　端面重合度： </p><p>　　重合度系數(shù):Zε==0.7

85、4 </p><p><b>　　由此得：</b></p><p>　　齒間載荷分布系數(shù)KHβ: </p><p>　　載荷系數(shù)：K=KAKVKHαKHβ=1.5×1.1×1.81×1.28=3.82</p><p>　　彈性系數(shù)ZE由表12-12取ZE＝189.8&

86、lt;/p><p>　　節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH:由圖12.16可取ZH＝2.5</p><p>　　接觸最小安全系數(shù)SHmin:由表12-14取SHmin＝1.05</p><p>　　總工作時間：th=10×300×8×20%=4800h</p><p>　　應力循環(huán)次數(shù)NL:由表12-15估計：107<NL<

87、;109</p><p>　　則指數(shù)：m=8.78</p><p>　　NL1=NV1=60γithi(Ti/Tmax)</p><p>　　=60×1×631×4800×(18.78×0.2+0.58.78×0.5+0.28.78 ×0.3)</p><p>

88、<b>　　=3.65×107</b></p><p>　　原估計應力循環(huán)次數(shù)正確。</p><p>　　接觸壽命系數(shù)ZN:由圖12.18可取</p><p>　　ZN1=1.13 ZN2=1.18</p><p>　　許用接觸應力[бH]：</p><p>　　

89、驗算：бH=ZEZHZε</p><p><b>　?。?</b></p><p><b>　　＝503.4MPa</b></p><p>　　計算結果表明,接觸疲勞強度較為適合，齒輪齒寸無需調(diào)整。</p><p>　?。?）確定傳動主要尺寸：</p><p>　　實際分度圓

90、直徑d,因模數(shù)取標準值時，齒數(shù)并未調(diào)整，故分度圓直徑不會改變，即：</p><p>　　d1=mZ1=90mm d2=mZ2=90mm</p><p><b>　　中心距</b></p><p>　　齒寬b=φbd1=90mm</p><p>　?。?）齒根彎曲疲勞強度驗算：</p>

91、<p><b>　　重合度系數(shù)Yε：</b></p><p>　　齒間載荷分配系數(shù)KFɑ: 由表12-10 </p><p>　　齒向載荷分布系數(shù)KFβ:</p><p>　　由表12-14 KFɑ=1.25</p><p>　　載荷系數(shù)K:K=KA KVKFαKFβ=1.5×1.1

92、×1.49×1.25=3.07</p><p>　　齒形系數(shù)YFɑ: 由圖12.21 YF1=2.8 YF2=2.29</p><p>　　應力修正系數(shù)YSa: 由圖12.22Ysa1=1.54 Ysa2=1.74</p><p>　　彎曲疲勞極限σFlim:由圖12.23C</p><p>　　σFlim1=60MP

93、a σFlim2=450Mpa</p><p>　　彎曲最小安全系數(shù)SFmin:由表12-14 SFmin＝1.25</p><p>　　應力循環(huán)次數(shù)NL:由表12-15，估計3×106<NL<1010</p><p>　　則指數(shù)m=49.91 </p><p><b>　　NL1= NV=</

94、b></p><p>　　=60×1×631×4800×(149.91×0.2+0.549.91×0.5+0.249.91 ×0.3)</p><p><b>　　=3.63×107</b></p><p>　　原估計應力循環(huán)次數(shù)正確。</p>

95、<p>　　彎曲壽命系數(shù)YN: 由圖12.24 YN1＝0.93 YN2＝0.95</p><p>　　尺寸系數(shù)YX: 由圖12.25 YX＝1.0 </p><p>　　許用彎曲應力[σF]: </p><p><b>　　驗算：</b></p><p>　　傳動無過載，故不作靜強度校核。</p

96、><p>　　2）主軸結構設計及計算</p><p>　　主軸材料45鋼，調(diào)質(zhì)到HB220～250左右</p><p>　?。?）軸直徑及結構的確定：</p><p>　　軸的最小直徑 </p><p>　　由《機械設計》表16-2查得：45鋼[τT]=35Mpa</p><p>　　取軸最小

97、直徑20mm。</p><p>　　根據(jù)最小軸徑確定各階軸徑。主軸結構簡圖如圖3.2所示。</p><p>　?。?）軸上軸承和花鍵的確定：</p><p>　　在所在主軸上使用的軸承選擇如下：</p><p>　　圖3.2 主軸結構圖</p><p>　　選用深溝球軸承和推力球軸承：</p><

98、p>　　a處有：6206 d=30 D=62 B=16</p><p>　　51206 d=30 D=52 B=16</p><p>　　b處有：6206 d=30 D=62 B=16 (兩個)</p><p>　　51206 d=30 D=52 B=16</p>

99、<p>　　則a段取長設計為35，b段取長設計為50。</p><p>　　花鍵軸上花鍵的選擇定型為：由《機床設計手冊》表4.2-13，根據(jù)軸的最小徑可取花鍵為：</p><p>　　Z—D×d×B=4—22×19×8，</p><p>　　dmin=18.3， C=0.3， r=0.2</p>

100、;<p>　　由《機械設計》表7-2對花鍵軸聯(lián)接傳遞的轉矩計算：</p><p>　　動聯(lián)接過程T=KZhl′rm[P]</p><p>　　花鍵選用矩形花鍵，外徑定心，其定心精度高，表面硬度高于40HRc</p><p>　　工作條件中等，齒面經(jīng)過熱處理。</p><p>　　由7-2查得[P]=5～15Mpa 取[P]= 1

101、5Mpa</p><p>　　選擇齒的接觸長度l′即為Z4齒的齒寬l′=b4=30mm </p><p>　　取載荷不均勻系數(shù)K=0.8</p><p><b>　　則：</b></p><p>　　T（動聯(lián)接）=0.8×4×0.9×10-3×12.75×10-3

102、5;0.030×15×106</p><p>　　=16.53Nm>Tmax=15.49Nm</p><p>　　則花鍵軸能夠達到所需傳遞的轉矩。</p><p>　　對于花鍵軸傳遞轉矩轉動中產(chǎn)生的摩擦力為F花：取μ=0.1</p><p>　　F花=µf=5338×0.1=533.8N</

103、p><p><b>　　而</b></p><p><b>　　則軸所受軸向力：</b></p><p>　　F合= F花+ Fmax =154.5+3149.02=3304N</p><p>　　則軸向方向齒條受力F合K=1.1×F合=3635N（K=1.1）</p><

104、p><b>　　3）軸向進給設計</b></p><p>　　（1）主軸結構形式確定</p><p>　　在主軸外設計一套筒：由長為80mm的齒條經(jīng)齒輪帶動。先設計用一級減速接步進電機使主軸進給。其結構如圖3.3所示。</p><p>　　圖3.3主軸進給示意圖</p><p>　?。?）步進電機的選擇及轉矩的計算

105、</p><p>　　由《機電一體化系統(tǒng)設計》：</p><p>　　I=α×t0/3600×δ</p><p>　　其中：α—步距角（deg） δ—脈沖當量（鉆床取0.02mm） t0—齒距（t0=Лm）</p><p>　　根據(jù)《機電一體化系統(tǒng)設計》選步進電機 取α=0.1 m=1.25 <

106、/p><p><b>　　取α=0.75時</b></p><p>　　取I=3.2（α=0.1時）可?。?lt;/p><p>　　Z1=20 Z2=64 m=1.25 b=20mm α=200</p><p>　　df1=mZ1=25mm df2=mZ2=80mm de1=28

107、 de2=83</p><p>　　齒輪設計成直齒圓柱齒輪，齒輪材料為45鋼，則大小齒輪轉動慣量分別為：</p><p>　　根據(jù)《機電一體化系統(tǒng)設計》，預選步進電機為200BF001，查得電機轉子軸的轉動慣量為：</p><p>　　折算到電動機軸上的轉動慣量：</p><p>　　有效負載轉矩Tm的計算：取V=2m/min<

108、/p><p>　　Tm=（F軸+F摩）V主軸進給/2Πnm</p><p><b>　　起動慣量矩的計算：</b></p><p>　　以最不利條件下的快速起動計算，設起動加速度或制動減速度的時間</p><p>　　△t=0.3s，由于步進電機的角速度</p><p><b>　　則：

109、</b></p><p><b>　　T慣=</b></p><p>　　則J∑=Tm+T慣=1.04+5.038=6.08Nm</p><p>　　如考慮機械傳動系統(tǒng)的效率為n，安全數(shù)值為K，則此時負載總轉矩為：</p><p>　　由預選的步進電機型號200BF001，五相十步，步距角0.10/Step，

110、其最大靜轉矩Tymax=14.7Nm，為保證正常的起動和停止，步進電機的起動轉矩Tg必須大于或等于TΣˊ，由表可知Tg/Tymax的比值，取Tg/Tymax=0.951，</p><p>　　則Tg=14.7×0.951=13.98Nm>13.03Nm</p><p><b>　　故選擇合適。</b></p><p>　　4 工

111、作臺縱向進給機構的設計</p><p>　　4.1 工作臺縱向進給負載分析及計算</p><p>　　4.1.1 摩擦阻力計算</p><p>　　摩擦阻力應等于正壓力乘以摩擦系數(shù)。正壓力應包括軸向力F=1175N及工作臺加縱向軌道之重力，設工作臺重量為400Kg，縱向軌道重量為400Kg.</p><p>　　=[（400+400）

112、5;10＋1175]×0.1=917.5N </p><p>　　4.1.2 等效轉動慣量計算</p><p>　　根據(jù)要求粗選：α=0.75 to=5</p><p><b>　　δ=0.005</b></p><p><b>　　∴</b></p><p

113、>　　∴可取 =25 , =52 m=1.5 b=25mm =20o</p><p>　　則：df1=mZ1=1.5×25=37.5mm df2=mZ2=1.5×52=78mm </p><p>　　de1＝40.5mm de2=81mm</p><p>　　將齒輪看作近似

114、的圓柱體，材料為鋼，則大、小齒輪的轉動慣量分別為:</p><p>　　J=7.8×d4 ×b×10-4 (kgm2)</p><p>　　JZ1=7.8×3.754×2.5×10-4=3.86×10-5Kgm2</p><p>　　JZ2=7.8×8.104×2.5×

115、;10-4=8.40×10-4Kgm2</p><p>　　滾珠絲桿直徑選擇為d0=25mm, L=700mm,材料鋼，則絲桿的轉動慣量可近似的算出為：</p><p>　　JS=7.8×2.54×70×10-4=2.13×10-4Kgm2</p><p>　　由《機電一體化系統(tǒng)設計》，預選步進電機為110BF0

116、04，查得電機轉子軸的轉動慣量為 </p><p>　　Jm=3.43×10-4Kgm2</p><p>　　折算到電機軸上的總轉動慣量為：</p><p>　　4.1.3 絲杠摩擦阻力矩的計算</p><p>　　由于用的是滾珠絲杠，摩擦阻力矩很小，可以忽略不計。</p><p>　　4.1.4 等效負載轉

117、矩的計算</p><p>　　Tm=(F縱+F摩) V工作/2πnm</p><p><b>　　由</b></p><p>　　4.1.5 起動慣性阻力矩的計算</p><p>　　以最不利條件下的快速起動計算，設起動加速式制動減速的時間</p><p>　　Δt=0.5s(一般在0.1～1s之

118、間)，由于步進電機的角速度</p><p><b>　　∴角加速度</b></p><p>　　T慣＝J∑×εm=6.26×10-4×174.44=0.11Nm</p><p>　　4.1.6 步進電機輸出軸總的負載轉矩的計算</p><p>　　J∑=Tm +T慣=0.35+0.11=0.

119、46Nm</p><p>　　4.2 縱向進給步進電機選擇</p><p>　　考慮機械傳動系統(tǒng)的效率η為,安全系數(shù)為K,則比時的負載總轉矩應考慮為 </p><p>　　由預選的步進電機型號為110BF004，三相六拍，步距角0.75%step.其最大轉矩Tymax=4.9Nm為保證正常的起動與停止，步進電機的起動轉矩Tg必須大于或等于TΣ',由表查出T

120、g/TΣ'=0.866</p><p>　　∴Tg=4.9×0.866=4.24Nm>0.99Nm 故選擇合適。</p><p>　　確定選用110BF004步進電機。</p><p>　　4.3 縱向進給滾珠絲杠的選擇與校核</p><p>　　初選絲杠型號為CMD2504-3，因此必須進行以下幾個項目的校核<

121、/p><p>　　4.3.1 承載能力的校核 </p><p>　?。眩絝HfWPmaxCO 式中L—滾珠絲杠壽命系數(shù)（）</p><p>　　Pmax=F縱+F摩＝0+917.5＝917.5N</p><p>　　fH=1 fW=1.2 T=15000</p>

122、<p><b>　?。眩健　?lt;/b></p><p>　　選絲桿CMD2504－3</p><p>　　查表得絲桿額定載荷為ＣO=8.2KN>Q　滿足要求。</p><p>　　4.3.2 壓桿穩(wěn)定性驗算 </p><p>　　取雙推—簡支式支承，由FK=2</p><p>　　E

123、-鋼的彈性模量2.1×105（Mpa）</p><p>　　I-絲杠小徑的截面慣性矩（）</p><p>　　查手冊可知，所用絲杠的最小徑為：d1 =21.9mm</p><p>　　取壓桿穩(wěn)定安全系數(shù)K=4　</p><p>　　絲杠長度L=LS=700mm</p><p><b>　　故滿足要

124、求。</b></p><p>　　4.3.3 剛度驗算 </p><p>　　絲杠的剛度是保證第一導程的變動量要在允許范圍內(nèi)</p><p><b>　　絲杠最小截面積</b></p><p><b>　　設T0=0.5</b></p><p>　　I=2.26c