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压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985三孔钻动力头 孙付川 焦作大学 毕业设计（论文） 三 孔 钻 动 力 头的设计 专业名称：机械制造与自动化学生姓名：导师姓名： 年十二月 中图分类号：TD402 密 级：公开UDC：32 单位代码：11522 三孔钻动力头的设计 The driving force for the first three holes drilled Design姓 名学制专 业研究方向导 师职称论文提交日期论文答辩日期 压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985三孔钻动力头的设计 摘要 动力头是组合机床的重要动力部件，其质量和性能的优劣直接影响到整台机床性能的好坏，但在一般的组合机床设计中，动力头提供主运动，其进给运动是由与之相配套的液压或机械滑台来实现的，但是，当加工多个具有很高的相对位置精度的特征时（这里以工件上多个孔的加工为例），使用一个钻头就很难保证他们的位置精度，而且加工效率很低。因此，在高精密仪器流行的现代，就给组合机床的设计和制造带来了较大的困难。本文是以三孔钻为例，利用所学知识和搜集各种相关书籍文献，采用一般机床的设计方法和步骤，完成了三孔钻动力头的设计，并绘制了主轴图，动力头装配图，导轨配合图等。本文所做的工作:1.完成多孔钻床的资料收集，提出较为可行的方案;2.完成机床的机械结构设计计算，提交论文及机械系统的装配与关键零部件的相应图纸； 3.编写设计计算说明书。完成了一台三孔钻动力头的设计。关键词动力头、组合机床、多轴器、钻削VI压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985The design of the driving force for the first three holes drilled Abstract Is the driving force for the first combination of an important driving force for machine tool parts, quality and performance of its pros and cons of a direct impact on the whole machine tools performance good or bad, but in general the combination of machine tool design, providing the main driving force for the first movement, the Progressive movement to and from The match of the hydraulic machine or slipway to achieve, but when processing a number of high precision relative position of features (in this case in order to work on a number of holes processing, for example), use a bit it will be very difficult Ensure the accuracy of their location, and processing efficiency is very low. As a result, high-precision instruments in the modern popular, given the combination of design and manufacture of machine tools has brought more difficulties. This article is based on three holes drilled, for example, the use of knowledge and to collect all kinds of books related to literature, the general use of the machine tool design and steps to complete a driving force for the first three holes drilled in the design, drawing and the main map, the first power assembly , With guide map, and so on. In this paper, the work done by: 1. Porous completion of the drilling data collection, the more viable option; 2. Machine to complete the structural design of computing machinery, paper submitted to the assembly and mechanical systems and key parts of the corresponding drawings; 3. Preparation of the design manual calculations. Completed a driving force for the first three holes drilled design. Keywords Head, Modular Machine Tool, multi-axis, drillin机械制造与自动化专业毕业设计 目 录目 录摘要 Abstract 引 言1第一章 组合机床概述21.1. 组合机床简介21.1.1 组合机床的分类和组成21.1.2 组合机床的通用部件21.2 机械动力头简介41.2.1 机械动力头的用途41.2.2 机械动力头的主要性能规格41.2.3 机械动力头传动系统说明41.2.4 机械动力头结构简要说明51.3. 本文所做的工作61.4. 本章小结6第二章 机械结构选择7第三章 机械传动部件设计83.1切削力的计算83.1.1 加工选择83.1.2 确定切削力和扭矩：83.2. 主轴齿轮传动方案确定与强度校核113.2.1 设定齿轮传动方案113.2.2 设计齿轮113.3. 主轴结构设计及计算153.3.1 轴的确定：153.3.2 轴上轴承和花键的确定：163.3.3 轴向进给设计：173.3.4 联轴器的选择193.3.5 轴总长度的计算193.3.6 动力头箱体的设计和校核193.4 齿轮多轴头的设计和校核203.4.1 齿轮的设计与校核203.4.2 轴的结构设计及计算233.4.3 加工分析243.4.4 多轴头箱体的确定243.5 轴承选型设计及强度计算243.6轴长的计算253.6.1. 大齿轮轴的长度L1253.6.2 小齿轮轴的长度L2253.7钻头装夹工具的设计253.8 滑动导轨的结构263.8.1 X轴向移动导轨的预选273.8.2 Y轴向移动导轨的预选：313.9 导轨及齿轮传动间隙调整分析333.9.1 导轨的分析333.9.2 齿轮传动间隙调整分析34第四章 总结35参 考 文 献36致 谢37VIII机械制造与自动化专业毕业设计 引 言引 言随着科学技术的迅速发展和规模化工业生产的需要，采用专用装备组合成现代化高速流水线和多功能高效钻孔组合机床，在许多行业中已成为保证产品的加工精度、降低生产成本、提高劳动生产率和企业竞争力的关键措施之一。 动力头是组合机床的重要动力部件，其质量和性能的优劣直接影响到整台机床性能的好坏，但在一般的组合机床设计中，动力头提供主运动，其进给运动是由与之相配套的液压或机械滑台来实现的，但是，当加工多个具有很高的相对位置精度的特征时（这里以工件上多个孔的加工为例），使用一个钻头就很难保证他们的位置精度，而且加工效率很低。因此，在高精密仪器流行的现代，就给组合机床的设计和制造带来了较大的困难。对比国外先进的科技，美国先已生产了一次钻孔多达72个的精密钻床，而我国的一次钻孔数量也不过20多个。一次钻削多个孔，不仅提高了生产效率，而且还很容易的保证了各个孔之间的位置精度，为后续工序提供了有利的条件，比如，装配时，就很容易做到很小的误差。本文是以三孔钻为例，利用所学知识和搜集各种相关书籍文献，采用一般机床的设计方法和步骤，完成了三孔钻动力头的设计，并绘制了主轴图，动力头装配图，导轨配合图等。此外由于自身能力关系，本次设计论文中存在的疏漏和错误之处，敬请各位老师多批评指正。第2机械制造与自动化专业毕业设计 第一章 组合机床概述第一章 组合机床概述1.1. 组合机床简介1.1.1 组合机床的分类和组成组合机床它能从多面、多工位、多轴对一个或几个工件同时进行加工，和一般万能机床相比，具有设计制造周期短、成本低、自动化程度高、加工效率高、加工质量稳定、减轻工人劳动强度等优点。在机械制造工业中，装备新企业或者对老企业进行技术改造，采用组合机床及其自动线，是发展生产、提高质量的有效途径之一。组合机床的通用部件分大小型两类。大型通用部件是指电机功率为1.530千瓦的动力部件及其配套部件。这类动力部件多为箱体移动的结构形式。小型通用部件是指电机功率为0.12.2千瓦的动力部件及其配套部件。这类动力部件多为套筒移动的结构形式。用大型通用部件组成的机床称为大型组合机床。用小型通用部件组成的机床称为小型组合机床。组合机床除大型和小型外，按配置型式又分为单工位和多工位机床两大类。单工位机床又有单面、双面、三面和四面等，多工位机床则有移动式作台式、回转工作台、中央立柱和回转鼓轮式等配置形式。 1.1.2 组合机床的通用部件组合机床是属于一种特殊的专用机床或声能机床。它与一般所指的专用机床的最显著的不同点，就是在于组合机床是由大量通用零、部件及少量专用部件所组合而成。因此，通用部件是组合机床发展的一个很重要的基础及标志。所谓组合机床通用部件。通常是泛指在组合机床及其自动线的设计与使用中，可以相互更换使用的一些专能部件。这些部件是经过试制与试验而最后定型的。因此，相对而言，它的结构较可靠，使用性能是较稳定的。同时还可以组织专业厂进行生产，使用厂可以象买标准设备一样在市场上买去到。这样便可大大缩短齐备的设计与制造周期，降低设备的制造成本。通用部件之所以能相互更换使用，这就是由于各种通用部件之间有着统一的联系尺寸标准。这国第一个组合机床通用部件的联系尺寸标准草案及系列型谱于1964年颁布，并又于1967年对箱体移动式动力部件的参数进行了适当的调整。组合机床通用部件不是一成不变的，它将随着生产力的向前发展而不断更新。一些显得结构陈旧，性能不够好的老一代通用部件，将为一些结构更先进，性能更良好的新一代通用部件取代。这种循环在组合机床通用部件的发展过程中是永远不会完结的。在组合机床的零件总数中，通用零、部件所占有的比重是较大的。一般可达60-70%，最高者则可达90%以上。不仅如此，而且它的种类也是很多种的。大的通用部件可以是个床身、立柱、动力头及动力滑台等，小的通用部件则可以是个电气挡铁、液压挡铁及液压元件（如单向阀、安全阀）等。对于这些通用部件通常可以按照下述来分类：按通用部件在组合机床中所起作用分（1）动力部件例如动力头和动力滑台等。它是完成组合机床刀具切削运动及进给运动的部件。其中能同时完成刀具切削运动及进给运动的部件，通常称为动力头（或称自驱式动力头）：而只能完成进给运动的动力部件，则被称为动力滑台。它是组合机床最主要的通用部件。（2）支承部件例如滑座，床身，立柱及中间底座等。它们是组合机床的基础部件，是起着骨架作用的。组合机床的钢度及其精度的持久性是由这些部件保证的。（3）输送部件例如回转分度工作台，回转鼓轮，自动线工件回转台及零件输送装置等。它们是多工位组合机床及自动线设计中，不可缺少的通用部件。它们的定位精度是直接影响机床的加工精度。（4）控制部件例如液压元件，控制板、按钮台及电气挡铁等。（5）其它部件例如机械扳手，气动扳手，排屑装置及润滑装置等。按动力部件的动力源分（1）液压通用部件它是以压力油作为进给动力的，是运用的最广泛的通用部件之一。它具有如下优点：结构简单、工作可靠；进给量可无级调整（利用节流调速器）；过载保护装置简单可靠；容易实现较复杂的工作循环。同时，它也存在如下缺点：进给稳定性油温影响；掌握液压元件的制造比较慢一些；液压系统出现故障，寻找较困难。（2）机械通用部件其中以分成丝杠螺母付的及凸轮机构的两大种它也是运用得比较广泛的一种通用部件。它的优点是：进给量稳定，不受温度与气候条件影响；掌握制造较快；发生故障，易于寻找及消除。（3）气动液压通用部件。（4）气动通用部件。按动力部件实现的进给方式分（1）箱体移动式它是通过动力部件沿床身导轨的移动来实现刀具进给运动的，通常习惯称为大型通用部件。（2）套筒移动式它是通过主轴套筒的移动来实现刀具运动的，通常习惯称为小型通用部件。1.2 机械动力头简介1.2.1 机械动力头的用途机械动力头可用来配置组合机床及其自动线。根据被加工零件的工艺要求，可完成钻孔、扩孔、铰孔和镗孔等的粗精加工及攻螺纹等工序。安装分级进给机构。便可用来钻削深孔。机械动力头不仅广泛用于卧式组合机床，而且也可用来配置立式组合机床。主轴动力箱是动力头重要组成部件，它用于布置机床工作主轴及其传动零件，它通过按一定速比排布传动齿轮，把动力从动力部件传递给工作主轴，使之获得所要求的转速和转向等。动力头是通过箱体和被加工零件发生关系的，具体地说，主轴动力箱是使主轴茯得一定的位置和转速的。主轴的位置决定于被加工零件上的孔的具体位置；而通过按照一定速比布置在主轴动力箱里的传动齿轮将运动由驱动轴传动到主轴上。从而使主轴获得预定的转速。1.2.2 机械动力头的主要性能规格机械动力头规格很多，这里所设计的动力头型号为JT4033，它的主要性能为：型号主电动机功率最大进给力工作进给次数输出轴转速快速电机功率最大行程长度JT40334KW2500N1、2次或分级720r/min1.1KW400600mm该机械动力头由于许多通用部件组成，当组成组合机床时进行以下配套：机械动力头、机械滑座、制动器、导轨润滑装置、二次进给装置、电气控制挡铁、分级进给机构等。导轨润滑用电动滑阀T8652，可调分油器T8674，齿轮泵为T8642。由于本设计是三孔钻，故需要一个多轴头加以配合。这里所选用的齿轮多轴头为固定式系列多轴头型号为FA138,最大轴心范围138mm。附带设计动力头和机床导轨的配合和机床工作台的布置。1.2.3 机械动力头传动系统说明齿轮E及齿轮F为输出轴交换齿轮，齿轮A、齿轮B及齿轮C、齿轮D为多轴头内部传动齿轮，齿轮的中心距是由动力头结构决定的固定值。机床的三种运动方案：钻头旋转，同时轴向进给，工作台静；钻头旋转，工作台带动工件进给；工作台旋转，钻头作轴向进给；一般的钻床多采用第一种方案，本设计是三孔钻动力头，属于专用钻床动力部件，虽然加工的工件小，工作台轻，移动工作台比移动力头容易，考虑到需要轴向进给，故采用第一种方案。动力头的主运动，动力头输出轴的回转运动称为主运动。它是由电动机通过一对交换齿轮来实现的。1.2.4 机械动力头结构简要说明 (一)动力头是装在带矩形导轨的机械滑座上，用L形压板代替了镶条，改善了动力头的加工工艺性，同时调整方便。(二)电气控制挡铁是固定在动力头的左侧。L形压板作为电气挡铁的支架，使挡铁系统结构紧凑且刚性好。系统中采用的组合开关2-11Z/3。(三)在机械动力头的右侧可装分级进给机构。钻深孔时可选用这个机构。在钻深孔时为了使切屑能自动排除，以免屑堵塞而折断钻头，当钻到一定深度时（可采用行程控制及时间控制等方法）使刀具退离工件，将切削带出后再使动力头快速前进及工作进给。这样多次反复，直至深孔加工完毕为止。机械动力头用的分级进经机构，是采用一个滑动挡铁与电气控制挡铁相互配合来实现上述钻深孔的自动工作循环的。图B所示为本动力头所用的分级进给机构，是时间控制式的。当按动力头向前按钮后，动头快速向前。当滑动挡铁及左侧式进挡铁压上开关后，动力头即转换为工作进给，钻头进行钻孔，同时接通延时继电器。此时，活动挡铁已经顶上死挡铁（它位于微动开关处），在动力头工进过程中沿着导向退后一个工作行程距离。延时继电器延时完了发出动力头快退信号，动力头快退止左侧退离线挡铁压下组合开关后，动力头以转换为快进，当滑动挡铁再次压下微动开关时，动力头以开始工进，同时延时继电器又开始动作。与上一个循环相比，工进开始时的位置比前一循环后了一个动力头第一次工进的距离。由于滑动挡铁在每一次工进的移位，使得动力头下一次转换工作进给的位置不同，直至最后一次。加工终了动力头快退时，图所示的直流电磁铁工作，在动力头快退的过程中，将滑动挡铁移至原始位置，动力头原位停止，自动工作循环完了。分级进给产次数及一次加工的深度的齐整，可通过齐整延时继电器及滑动挡铁与死挡铁间的距离来实现。(四)此动力头上可装二次进给装置。二次进给装置是为了满足在加工过程中自动改变一次进给量。这种机构是靠两个电磁离合器来实现的。其结构见机械动力头装配图a所示。(五)动力头的润滑动力箱体内齿轮、轴承的润滑是靠齿轮泵润滑的。动力头导轨自动润滑是靠配油器供油，经过电动滑阀及分油器而至各润滑点。电动滑阀的工作可用动力头上的电气控制挡铁来控制，也可用按钮台按钮集中控制。根据实际使用条件确定其中一种控制方式。1.3. 本文所做的工作完成钻床的资料收集，根据所学知识提出设计三孔钻动力头较为可行的方案;完成机床的机械结构设计计算，提交论文及机械相关系统的装配与关键零部件的相应图纸；编写设计计算说明书。1.4. 本章小结介绍了动力头在组合机床中的功用，初步确定了本设计所需要完成的工作。37机械制造与自动化专业毕业设计 第二章 机械结构选择第二章 机械结构选择经过毕业设计给出的题目要求和数据:要设计加工工件的最大直径为10mm，且其工作行程为30030070的三孔钻床。根据这一特点表明要设计的机床是一台中小型的三孔钻床，而且是用于一般的机加工中。所以设计这样的机床动力头考虑其经济性、合理性应该是最为重要的和成为设计的主导思想！传统的机床结构包括立式、卧式两大类。立式机床的主轴定位多数是相同的，它的优点在于：机床小巧、占地空间小、经济实惠。适合于工作单一加工工件较小及加工尺寸小的场合。而卧式数控机床的主轴结构及主轴箱布局可为单面悬挂主轴箱和主轴箱位于立柱对面内。后者的优点在于：主轴箱的自重不会使立柱产生弯曲变形，相同的切削力所引起的立柱的弯曲和扭转变形均大为减小。这样就相当于提高了机床的刚度。故要是采用对机床结构设计成为卧式结构的话就应该选用主轴箱位于立柱内的布局形式。然而一般的卧式机床的加工尺寸都很大，对于我们要设计的机床加工零件的尺寸是很小的：仅为最大加工为10mm的孔。从经济的角度上来说：我们设计的机床采用立式的结构更为节省空间，节省材料。同时机床看上去更为小巧，然而完全可以达到要求加工范围的要求。包括此类机床的其它特点都很满足我们要设计机床的要求。所以，我们通过对机床结构的了解和认识我们认为：对于我们即将设计的机床，采用立式的结构是完全可行的。方案的确定结果是：立式三孔钻床动力头。机械制造与自动化专业毕业设计 第三章 机械传动部件设计第三章 机械传动部件设计由于电机工作时，其负载阻力有切削力、摩察阻力、惯性力，只有克服这些阻力，才能正常启动及运行。因此要对进给系统进行必要的设计及计算。3.1切削力的计算3.1.1 加工选择 要求加工的最大孔为d0=10mm,刀具为高速钢麻花钻（以磨损）。工件材料为45井钢（b=0.638GPa）；灰铸铁190HBS。加工精度为：IT8IT10级以下孔初加工。3.1.2 确定切削力和扭矩：3.1.2.1、 计算：（1）、当工件材料为45井钢时，根据以知条件查机械加工工艺手册表2.4-38高速钢钻头钻孔时的进给量知：10mm钻头初加工的进给量为0.22 mm/r0.28 mm/r。由表2.4-41高速钢钻头切削时切削速度、扭矩及轴向力可选取进给量的两极限值f=0.08mm/r0.30mm/r,对应的它们的切削速度为V=0.99m/s0.43m/s,则由得 钻头或工件的转速： 由金属切削刀具计算钻头轴向力F和扭矩T的经验公式及表3-1麻花钻轴向力和扭矩表达式中的系数、指数及修正系数可知： （1） （2） （3）其中对于钢b=0.638GPa CF=61.2 XF=1.0 YF=0.7 CM=0.0311 XM=2.0 YM=0.8 KF=KFmKFw KM=KMmKMw对于已磨损钻头KMw=1 KFw=1工件材料KMm=KFm= =0.98938则最小进给量f=0.08mm/rF1=9.8161.2100.080.70.989381=1013.79NT1=9.810.03111020.080.80.989381=4.0NmPM1=23.144.031.5310-3=0.79Kw最大进给量f=0.30mm/rF2=9.8161.2100.300.70.989381=2557.22NT2=9.810.03111020.300.80.989381=11.52NmPM2=23.1411.5213.6910-3=0.99Kw（2） 当工件材料为 灰铸铁HB190时，根据以知条件查机械加工工艺手册表2.4-41高速钢钻头钻孔时的进给量知：10mm钻头初加工的进给量为0.220.28。由表2.4-41高速钢钻头切削时切削速度、扭矩及轴向力可迭取进给量的两极限值f=0.12mm/r0.70mm/r，对应的它们的切削速度为V=0.79m/s0.33m/s,则由得 钻头或工件的转速 由金属切削刀具计算钻头轴向力F和扭矩T的经验公式及表3-1麻花钻轴向力和扭矩表达式中的系数、指数及修正系数可知： （1） （2） （3）其中对于灰铸铁 CF=42.7 XF=1.0 YF=0.8 CM=0.021 XM=2.0 YM=0.8 KF=KFmKFw KM=KMmKMw对于已磨损钻头KMw=1 KFw=1工件材料KMm=KFm=（HB/190）0.6=1则最小进给量f=0.12mm/rF3=9.8142.7100.120.811=768.14NT3=9.810.0211020.120.811=3.78NmPM3=23.143.7825.1610-3=0.597Kw最大进给量f=0.70mm/rF4=9.8142.7100.700.811=3149.02NT4=9.810.0211020.700.811=15.49NmPM4=23.1410.5115.4910-3=1.02Kw由此可得每个钻头的最大转矩Tmax=15.49Nm 最大轴向力 Fmax=3149.02N 最大切削功率 PMmax=1.02Kw因此，主轴所需要的最大扭矩 Tmax=46.47Nm最大轴向力 Fmax=9447.06N 最大切削功率 PMmax=3.06Kw则每个钻头主轴所需要的功率为：P1= PMmax/总 其中总=花键轴轴承深沟球轴承=0.99 （取3个）角接触推力轴承=0.98 （取2个）花键轴=0.970.98 由金属切削机床查得：总=花键轴轴承=0.970.9930.982=0.904则P1=1.02/0.904=1.13Kw对于主轴电机的选择，查机械产品目录，对于中小功率的电机，一般额定转矩只有2.1Nm-4Nm，而主轴所需要的最大扭矩为46.47Nm，故必须采用齿轮组进行减速以提供大的转矩达到符合相应电机的额定转矩。在三孔钻钻床动力头的设计过程中，要求机床能够进行多级变速。在这种情况下，我们正好可以采用一个变速器来解决。无级变速器就是能使主轴达到相应转矩和使主轴传递的转矩符合要求。同时，根据主轴特点设计钻床主轴的特点是主轴在轴向方向上有移动，就是说上端的花键轴外面必须套有内花键的齿轮或其它才能将电动机的运动传递给主轴，使主轴转动。在本次设计中我们就选用花键的齿轮作为传动件，把电机的转动传给主轴，则从主轴来的传动方式为：主轴（花键轴）内花键齿轮啮合齿轮（一组或多组）联轴器无级变速器主轴电动机3.2. 主轴齿轮传动方案确定与强度校核3.2.1 设定齿轮传动方案3.211、 如图1所示：轴为机床主轴，设计为齿轮花键轴。由前面知齿轮花键轴的功率为P1即轴 P= 3P1=3.39Kw轴 P= P/齿轮=3.39/0.97=3.49Kw（取齿轮=0.97，精度等级为8级）因此，主轴电机输出功率P2P2=P/联轴器=3.49/0.99=3.52Kw 图1、 主轴传动示意图根据机械产品目录选择动力头电机可用JT4033，主电动机功率4KW，输出轴转速720r/min。选择了电动机就可根据所选择电动机确定相应的无级变速器。根据电动机功率和转矩及主轴所必须达到的最小转矩，可确定变速器，查机械设计手册第四卷可选择的无级变速器为：HZXD1500L。根据无级变速器的相关数据和主轴所需要的相关数据，无级变速器提供的转矩已经可以达到主轴要求的转矩，同时转速也能达到要求。故在接下来设计的齿轮组中，主要达到的目的为将电动机的转动传递给主轴使主轴完成转动，并不影响轴向的进给运动。对于齿轮组的设计就是要完成传动。为了设计需要，可以仅设计一组齿轮即可。又因为转矩完全达到要求，转矩要求的差又不是太大，从对主轴箱结构设计入手（对主轴箱的总体布局和结构合理、比例合适），可将这对齿轮设计成一组惰轮，即不改变变速器传递出来的转矩和转速，仅将转动传给主轴，达到了设计要求和目的。3.2.2 设计齿轮在齿轮设计中，取转矩最大时设计用到最大转矩46.47Nm,主轴转速nI=631r/min。首先小齿轮（主动齿轮）用40Cr，调质处理，硬度268HB286HB，平均取为280HB，大齿轮（从动齿轮）用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取为240HB。传动中，因为小齿轮受载次数较多，且齿根厚度比大齿轮小。所以小齿轮齿面硬度应比大齿轮高约3050HB。计算如下：关于主轴传动中的第一组齿轮齿面接触疲劳强度计算（1）初步计算：转矩:TII= 46.47Nm=46470Nmm齿宽系数:d 由表13-8（该节中所指的表均指工程力学与机械设计基础一书中的表） 取d1.0接触疲劳极限：Hlim 由图13-26c可取 Hlim1=710MPa Hlim2=580MPa初步计算的许用接触硬力:H1=0.9Hlim1=0.9710=639Mpa（参考公式13-17）Ad值由表12.16，取Ad85初步计算的小齿轮分度圆直径：（见公式13-15 P179）(其中u=i=1, T=46470Nmm)取d190mm 初取齿宽：b=bd1=190=90mm（2）校核计算（该部分计算公式由机械设计手册和工程力学与机械设计基础查得）：圆周速度: 精度等级：由表13-4选8级精度 齿数Z和模数m:取齿数Z1=60,Z2=iZ1=160=60模数由表13-1取m=1.5 则 Z2= iZ1=60工作情况系数KA:由表13-6取KA1.5动载系数KV:由表13-21取KV1.1齿向载荷分配系数KH:由图13-23先求： 端面重合度： （式13.6） 重合度系数:Z=0.74 (式13.10) 由此得： 齿间载荷分布系数KH: 由表13-22（非对称支撑） 载荷系数：K=KAKVKHKH=1.51.11.811.28=3.82弹性系数ZE由表13-7取ZE189.8节点区域系数ZH:由图13-25可取ZH2.5接触最小安全系数SHmin:一般SHmin=1考虑到机床承受中等载荷SHmin取1.05总工作时间：th=10300820%=4800h应力循环次数NL:由图13-27估计：107NL109 则指数：m=8.78 NL1=NV1=60ithi(Ti/Tmax) =6016314800(18.780.2+0.58.780.5+0.28.780.3) =3.65107 原估计应力循环次数正确。 接触寿命系数ZN:由图13-27可取ZN1=1.13 ZN2=1.18许用接触应力H： 验算：H=ZEZHZ 99.82MPa计算结果表明,接触疲劳强度远小于许用接触应力，齿轮尺寸无需调整。（3）确定传动主要尺寸：实际分度圆直径d,因模数取标准值时，齿数并未调整，故分度圆直径不会改变，即：d1=mZ1=90mm d2=mZ2=90mm 中心距 齿宽b=bd1=90mm（4）齿根弯曲疲劳强度验算：重合度系数Y：齿间载荷分配系数KF: 由图13-23a齿向载荷分布系数KF:由图13-23b KF=1.25载荷系数K:K=KA KVKFKF=1.51.11.491.25=3.07齿形系数YF: 由图13-21 YF1=2.8 YF2=2.29应力修正系数YSa: 由图13-22Ysa1=1.54 Ysa2=1.74弯曲疲劳极限Flim:由图13-23cFlim1=60MPa Flim2=450Mpa弯曲最小安全系数SFmin:由表13-14 SFmin1.25应力循环次数NL:由图13-27，估计3106NLTmax=15.49Nm则花键轴能够达到所需传递的转矩。对于花键轴传递转矩转动中产生的摩擦力为F花：取=0.1F花=f=53380.1=533.8N 则轴所受轴向力：F合= F花+ Fmax =154.5+3149.02=3304N则轴向方向齿条受力F合K=1.1F合=3635N（K=1.1） 满足要求。3.3.3 轴向进给设计： 在主轴外设计一套筒：设长为80mm的齿条由齿轮带动。先设计用一级减速接步进电机使主轴进给。如图3所示：由机电一体化课程设计指导书：I=t0/3600其中步距角（deg） 脉冲当量（钻床取0.02mm） t0齿距（t0=m）根据机电一体化课程设计指导书选步进电机，取=0.1 m=1.25 取=0.75时 取I=3.2（=0.1时）可取：Z1=20 Z2=64 m=1.25 b=20mm =200df1=mZ1=25mm df2=mZ2=80mm de1=28 de2=83齿轮设计成直齿圆柱齿轮，齿轮材料为45钢，则大小齿轮转动惯量分别为：根据机电一体化课程设计指导书表1，预选步进电机为200BF001，查得电机转子轴的转动惯量为：折算到电动机轴上的转动惯量：等效负载转矩Tm的计算：取V=2m/min Tm=（F轴+F摩）V主轴进给/2nm 起动惯量矩的计算：以最不利条件下的快速起动计算，设起动加速度或制动减速度的时间t=0.3s，由于步进电机的角速度则： T惯=则J=Tm+T惯=1.04+5.038=6.08Nm 步进电机的匹配选择： 如考虑机械传动系统的效率为n，安全数值为K，则此时负载总转矩为： 由预选的步进电机型号200BF001，五相十步，步距角0.1%Step，其最大静转矩Tymax=14.7Nm，为保证正常的起动和停止，步进电机的起动转矩Tg必须大于或等于T，由表可知Tg/Tymax的比值，取Tg/Tymax=0.951，则Tg=14.70.951=13.98Nm13.03Nm，故选择合适。3.3.4 联轴器的选择计算转矩 Tc=KT式中 T公称转矩，Nm； K工作情况系数，查机械零件设计手册578页表3.12-2 取2 Tc=KT=246.47=92.94Nm查机械零件设计手册581页表3.12-5选择HL1型弹性柱销联轴器，基本参数和主要尺寸如下：公称扭矩160 Nm许用转速7100rpm轴孔直径12-24mm轴孔长度52mm，外圆直径D=120mm，柱销间距D1* =65,螺纹M6,质量2kg。3.3.5 轴总长度的计算 轴长=轴头+轴径+轴身=500mm3.3.6 动力头箱体的设计和校核3.3.6.1 箱体的轮廓尺寸首先要保证有足够的空间布置主轴动力箱里的传动齿轮和传动主轴。对于卧式组合机床的主轴动力箱，主轴孔还受箱体里的油面高度的限制，如果主轴距箱体底边太低的话，容易引起漏油。主轴动力箱轮廓尺寸根据具体情况适当调整来选择通用的规格尺寸。3.3.6.2 箱体刚度验算主轴动力箱体属箱壳式结构，箱内零件工作时，箱体所受的外力有：（1）与箱壁垂直的力。（2）位于箱壁平面内的力。（3）扭矩。箱体设计准则，主要是刚度。影响箱壁变形的主要因素是垂直于箱壁的力。后两种力对箱体的变形影响较小，可不考虑。箱体刚度是壁板抵抗局部载荷引起变形的能力。首先求钻头在灰铸铁上钻孔时的轴向力，由第三章计算切削力得知最大轴向力Fmax=9447.06N。设主轴孔的最大轴向力F=9500N，箱体尺寸：2a:2b:2c=840:1040:1120。材料为灰铸铁，E=1105MP。（1）先确定无孔箱的变形量取a=420mm，箱体壁厚t=18mm，2a:2b:2c=1:1.2:1.3。箱体受力面的边长比：2a:2b=1:1.2时k0=0.3。无孔箱壁在F=9500N垂直力作用下的变形量为（2）确定修正系数已知H/t=90/18=5，R/a=0查得Ha/t=1，D/d=1.05。 得k1=0.22孔和凸台对箱体刚度的影响，虽随孔的中心线至板边距离r与边长之半a的比值的减小而加大，但在r/a1的情况下其影响比较小，可忽略不计。查得修正系数k2=0.4查得修正系数K3=0.7（3）计算有孔箱壁的变形量箱体刚度为（3）箱体刚度验算根据机床刚度要求，取机床刚度K20N/m;主轴动力箱变形在综合位移中所占比例=10%15%，取=0.15，主轴动力箱的最小刚度值为：所以主轴动力箱结构刚度满足要求。3.4 齿轮多轴头的设计和校核3.4.1 齿轮的设计与校核根据设计需要，加工的形状为三个位置固定，直径相等，呈圆均匀周分布的孔。基本可以确定选用固定式系列多轴器FA型（Type FA），其最大轴心范围138mm。根据已知条件每个钻头的最大转速N1=31.53r/s,机床主轴转速N2=631r/min=10.51r/s，确定了传动比i=N2/N10.33。选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理：选择主动轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，从动轮材料为45#钢（调质），硬度为280HBS，2） 精度等级选用7级精度；3） 初选主动轮齿数Z1=51，从动轮齿数Z2=17主动轮即是中心大齿轮，从动轮为圆周方向的三个小动轮)； （为节省篇幅，一下计算仅以其中一对齿轮的受力计算）4） 按齿面接触强度设计：因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据计算。按式（13-15）（工程力学与机械设计基础p179)试算，即 确定公式内的各计算数值(1)查表6-7（机械基础课程设计p35)取载荷系数k=1.3(2)查表13-7（工程力学与机械设计基础p179)=189.8,泊松比u=0.3(3)查表13-25（工程力学与机械设计基础p180)选取节点区域系数=2.5(4)查表13-8（工程力学与机械设计基础p181)选取齿宽系数=1（闭式传动软齿面）(5)由表6-10（机械基础课程设计p37)按齿面硬度查得从动轮轮的接触疲劳强度极限=670Mpa主动轮的接触疲劳强度极限与从动轮的接触疲劳强度极限相同=670MPa(6)计算解除疲劳许用应力：查表6-11（机械基础课程设计p38),接触疲劳强度的最小安全系数=1.0，则两齿轮的许用接应力为, 所以=670（Mpa）(7)从动轮的转矩2)计算(1)计算主动轮分度圆直径d1d131.37mm 所以试选d1=100mm(2)计算圆周速度当d1=100mm时，v=wr=1.68m/s（r取前面的小齿轮转速）(3) 计算载荷系数因为主动轮载荷较大，且有中等冲击，故取（工程力学与机械设计基础p177)根据v=1.68m/s,7级精度，由图13-21（工程力学与机械设计基础p177)查得动载系数由图13-23（工程力学与机械设计基础p178)，查得 所以 (4)校正d1因为所算的k值与试选的Kt相差不大，无需校正。所以d1=100mm，则m=d1/Z1=1.96mm 与标准模数及其接近，误差在范围之内，故取m=2mm，d1=102mm(5)确定齿轮的宽度 (6)校核齿根弯曲强度 接触寿命系数ZN 由图13-27都取为1.13 即ZN1=ZN2=1.13许用接触应力验算 计算结果表明，接触疲劳强度远小于许用接触应力，齿轮尺寸无需调整。(7) 齿轮的其他尺寸参数计算（单位：mm）分度圆直径 齿根圆直径 齿顶高 中心距 齿根高 齿距 p=全尺高 齿厚和齿槽宽 齿顶圆直径 3.4.2 轴的结构设计及计算轴的材料均选45钢，调质到220HBS250HBS大齿轮轴的设计（如图4）它的受力情况和主轴的一样，所以其最小直径d=20mm 轴上轴承和花键的确定选用深沟球轴承和推力球轴承：a处有：6206 d=30 D=62 B=16 8206 d=30 D=52 H=16b处有：6206 d=30 D=62 B=16 (两个) 8206 d=30 D=52 H=16则a段取长设计为35，b段取长设计为50。花键轴上花键的选择定型为：由机床设计手册表4.2-13，根据轴的最小径可取花键为：ZDdB=422198，dmin=18.3， C=0.3， r=0.2外经定心，表面硬度高于40HRC，经过热处理。小齿轮轴的结构设计和计算 轴的最小直径 (公式15-2) 由工程力学与机械设计基础表15-2查得：45钢T=35Mpa取轴最小直径15mm。 根据最小轴径确定各阶轴径结构示意图如图5选用深沟球轴承和推力球轴承：a处有 6203 d=17，D=40，B=12 8203 d=17，D=35，H=12b处有 6203 d=17，D=40，B=12（两个） 8203 d=17，D=35，H=12 花键的选择花键的选择定型为：由机床设计手册表4.2-13，根据轴的最小径可取花键为：ZDdB=420176，dmin=16.3， C=0.3， r=0.2外经定心，表面硬度高于40HRC，经过热处理。3.4.3 加工分析为了减少原动机的数量，三个钻头共用一个原动机。也就是一根主轴带动这个多轴头内部的大齿轮，大齿轮带动周围三个从动轮系，进而实现三个钻头同时同向旋转加工（示意图如图6所示）。3.4.4 多轴头箱体的确定它的受力情况和主轴箱相同，所以其尺寸对照动力头主轴箱的设计尺寸和多轴头内部零件尺寸进行确定。3.5 轴承选型设计及强度计算选择滚动轴承类型时，必须了解轴承的工作载荷（大小、性质、方向）、转速及其他使用要求。转速较高、载荷较小、要求旋转精度高时宜选用球轴承；转速较低、载荷较大或有冲击载荷时则选用滚子轴承。轴承上同时受径向和轴向联合载荷，一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承；若径向载荷较大、轴向载荷小，可选用深沟球轴承；而当轴向载荷较大、径向载荷小时，可采用推力角接触球轴承；为了便于安装拆卸和调间隙常选用内、外圈可分离的分离型轴承（如圆锥滚子轴承、四点接触球轴承）具有内锥孔的轴承或带坚定套的轴承。动力头主轴选用圆锥滚子轴承，它的性能特点是能同时受径向和单向轴向载荷，承载能力大。内、外圈可分离，安装时可调整游隙。成对使用。允许角偏斜较小。已知水平面反力FR1=4759N，FR2=1870N；垂直面反力FR1=541.4N，FR2=3474.4N。主轴转速为720r/min。1.计算当量动载荷2.计算所需的径向基本额定动量载荷查得：温度系数ft=0.8，载荷系数fp=1.5。Lh按每天8小时工作，取12000h。滚子轴承=10/3。3.选择轴承型号查机械工程师手册 第二版，选用6206型深沟球轴承轴承和8206型推力球轴承，其Cr=75.2KN70.6KN，Cor=75.2KN58.2KN，适用。其布局见前文所述。3.6轴长的计算3.6.1. 大齿轮轴的长度L1 L1=100+85+40=225mm 3.6.2 小齿轮轴的长度L2 L2=40+40+25=105mm3.7钻头装夹工具的设计钻夹头用来装夹圆柱钻头及其圆柱柄刀具，通常其圆柱柄直径13mm。钻夹头上端有一锥孔，紧配入一根夹头芯，它的上端带有莫氏锥柄，装入钻床主轴锥孔内。在夹头体的三个斜孔内部装有带螺纹的卡爪，它和环形螺母相啮合。旋转外套时，螺母随同旋转，从而使三爪张开或合拢。用带小圆锥齿轮的钻夹头扳手插入夹头体的小孔，使其带动外套前端的大圆锥齿轮以实现对刀具的加紧或放松。常用钻夹头的莫氏锥柄号为0号至4号共5种，可以直接或经过过渡锥套装入机床主轴锥孔内。本设计中，钻头直径为10mm，属于1号莫氏锥体（6mm-15.5mm），所以选用1号莫氏锥体。其尺寸如图7所示，具体尺寸可由表3-1查得。3.8 滑动导轨的结构由金属切削机床设计，导轨的截面形状与组合选择为双矩形导轨，这种导轨的刚度高，当量摩擦系数比三角形导轨低，承载能力高，加工、检验和维修都方便。矩形导轨存在侧向间隙，必须用镶条进行调整（采用窄式组合）。3.8.1 X轴向移动导轨的预选根据以知条件和加工要求，预选导轨机床坐标如图8所示： 图8、钻床坐标系由机床设计手册新版（2）表9.3-7，X轴向移动导轨预选为H=20 B=50 B1=12 A=400 h=12 h1=H-0.5 镶条b=6（平）如图9所示： 图9、T型导轨剖面结构3.8.1.1、 验算滑动导轨：对于数控多工位的钻床的导轨受力分析如图10所示：、分别为切削力、进给力和背向力。图10、导轨受力分析图（1）各外力对坐标轴取矩：轴对于钻床而（相对于轴的）则轴：工件与工作台重估计；：有两种极限情况（：工作台到最近处：.长度;：工作台到最近处：(0.05+0.35)） Z轴：由分析知（2）支反力计算：各导轨面的支反力分别为RA、RB、RC要增大，则有：或：（对于钻床）（3）各导轨面的支反力矩：（4）牵引力：对于钻床来说，Ff进给力很小或为0。3.8.1.2、 导轨压强：按线形分布的导轨压强：a=B值=0.05 L=0.3m（接触强度）（根据工作台大小和导轨长度初步确定）或或或对于滑动导轨速度较低的进给运动导规，平均许用压1.21.5Mpa，最大许用压强2.53.0Mpa，动导轨上镶有以聚四氟乙烯为基体的塑料板时，如滑动速度V1m/min时PV值不得超过0.2Mpam/min，如滑动速度V1m/min 时，则许用压强取0.2Mpa。对于所选导轨在不加塑料板时，平均压强和最大许用压强都能满足要求，而当要镶入塑料板时许用压强则Pav有0.25Mpa，而设计滑行速度为2m/min时Pav=0.2Mpa，则不能符合要求，则必须对导轨参数进行重新选择。但是对于数控钻床来讲，工件进给过程中并不受切削力，则加上镶入塑料导轨板时的平均压力可以适当的增加，取这种情况下的许用平均压强在0.60.8Mpa，故导轨的平均许用压强Pav=0.35Mpa0.60.8Mpa，故选择导轨符合要求。由 即在此可确定：令 不变，则a=B=0.05m,则重取接触长度L，即： 得L=0.5m或 得L=0.1m要求使贴塑料板的导轨平均压力取0.2Mpa,导轨面的接触长度必须取L=0.5m=500mm,则 或 或或则各条件符合许用压力和平均压力的参数。3.8.2 Y轴向移动导轨的预选：结构与前面的相同。参数选择：H=20 B=70 B1=12 A=400h=12 h1=H-0.5 b=6（平）3.8.2.1、 验算滑动导轨：对于数控多工位的钻床的导轨受力分析为：图8图8、Z轴导轨分析图（1）各外力对坐标轴取矩：轴其中 W取500Kg =519.585+250 =769.585Nm或 =2519.585NmMy=Mz=0（2）支反力计算：各导轨面的支反力分别为RA、RB、RC则有：或：（3）牵引力：对于钻床来说，Ff进给力很小或为0。3.8.2.2、 导轨压强：按线形分布的导轨压强：a=B值=0.07 L=0.35m（接触强度）上导轨的宽度基本上等于下导轨的接触长度。（根据工作台大小和导轨长度初步确定）或或或则各条件符合许用最大压强和许用平均压强的参数。3.9 导轨及齿轮传动间隙调整分析3.9.1 导轨的分析对导轨的要求主要有：要有一定的导向精度；要有良好的耐磨性，足够的刚度；要减少热变形影响；要使运动轻便平稳和一定的工艺性。因此，在考虑
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