DZZ-10多轴钻床的设计

1、本科毕业设计(论文)题目：DZZ-10多轴钻床的设计系 别： 机电信息系 专 业：机械设计制造及其自动化班 级： 学 生： 学 号： 指导教师： 2013年05月DZZ-10多轴钻床的设计摘 要随着我国社会经济的飞速发展，整个制造业的加工生产水平也在不断的提高。为了适应汽车行业的快速发展，需要越来越多的特殊加工设备来完成单一的、精度要求较高的工序，而多轴钻床就是一种专为进行汽车轮辐扩钻孔加工而设计的一种高精度机床。DZZ-10多轴钻床专为汽车轮辐十个螺纹孔的扩钻孔加工工序而设计，它包括机床本体支承件、动力部分、传动部分、液压传动部分等几大部分，在设计之前，首先应对机床的整体布局设计提出一个方案

2、，再根据所加工工件的要求确定机床所需的功率，然后进行电动机的选取，依据传动比依次选择减速器、联轴器并进行各参数的计算，由计算所得参数设计各轴和齿轮的结构并进行强度的校核，同时还应对机床的工作台、底座、床身和立柱进行设计，最后选择传动进给系统的液压缸，绘制整台机床的装配、零件等图纸。本文主要对机床的一般设计方法和各部件的选用计算进行介绍。关键词：多轴钻床；汽车轮辐；扩钻孔加工Design of DZZ-10 multi-axis drilling machineAbstractWith the rapid development of Chinas social economy, the man

3、ufacturing level of production has been improved. In order to adapt to the rapid development of automobile industry, special processing equipment more and more necessary to complete a higher single, accuracy requirements of the process, while the machine is a kind of special for automobile wheel exp

4、anding drilling and design of a high precision machine tool.The design of DZZ-10 machine for automobile spoke ten threaded hole expanding drilling process, which comprises a machine tool body support, power part, transmission part, a hydraulic transmission part of several major, in the design, first

5、 proposed a scheme of overall layout design of the machine tools, and then determine the machine power required according to the workpiece requirements, then the selection of motor, based on the calculation of transmission ratio in order to choose the reducer, coupling and parameters, the calculated

6、 parameters checked by design of the shaft and gear structure and strength, but also to the machine table, a base, the bed and column design, the final choice of hydraulic cylinder drive feed system, drawing the assembly, parts and the whole machine drawings.The main design method of machine and the

7、 calculation of the components are introduced.Key Words: multiple spindle drill; automobile spoke; expanding drilling目 录1 绪论11.1 研究背景及意义11.2工艺方案的分析11.3 论文的组织架构12 总体设计32.1原始条件的分析32.2选择工艺基准32.3制定工艺路线42.3.1 工艺过程42.3.2 绘制工序图42.4 刀具的选择52.4.1刀具选择应遵循的原则52.5切削用量的计算52.5.1切削速度的计算52.5.2吃刀深度的计算52.6 对机床性能的要求62.6

8、.1机床的加工范围62.6.2对加工精度和粗糙度的要求62.6.3经济效益72.6.4人机关系73 多轴钻床整体布局设计83.1整体布局设计要求83.2机床整体布局方案的选择83.2.1方案的提出83.2.2方案的比较103.3机床支承件的设计103.3.1机床支承件的功能103.3.2支承件的分类103.3.3支承件的变形113.4立柱的设计113.4.1导轨的设计123.5机床底座的设计143.5.1材料的选取143.5.2底座结构设计143.5.3底座的尺寸154 传动部分的设计计算164.1主轴箱与传动系统设计计算164.2齿轮齿数的确定194.3齿轮的校核及几何尺寸计算214.3.1

9、按弯曲疲劳强度进行校核214.3.2按接触疲劳强度校核234.3.3大小齿轮几何尺寸244.3.4齿轮的结构设计254.4轴的设计254.4.1大齿轮轴的设计计算254.4.2小齿轮轴的设计计算304.5轴承的选择与计算334.5.1大齿轮轴轴承的校核334.5.2小齿轮轴轴承的校核344.6键连接的选择和校核364.6.1联轴器与大齿轮轴的键连接364.6.2大齿轮与大齿轮轴的连接364.6.3小齿轮与小齿轮轴的连接375 液压传动部分设计385.1液压传动系统的设计要求385.2工况分析与液压系统主参数的确定385.2.1负载分析385.2.2各参数的计算385.2.3工况负载分布表405

10、.2.4负载在各工况阶段分布图405.3液压缸的设计计算415.3.1液压缸参数计算415.3.2快进、工进、快退时液压缸各参数计算415.4液压系统的设计425.4.1液压回路的选择425.4.2液压系统原理图436 结论45参考文献45致 谢47欲得本设计图纸和全部说明书联系球球：4 传动部分的设计计算4.1主轴箱与传动系统设计计算 a. 扭矩及轴向力估算 由专用机床设计与制造P得钻头扩孔时的扭矩及轴向力估算公式：扭矩公式： （4.1）轴向力公式： （4.2）其中：t=0.5（Dd） D为钻头直径；d为工件扩孔前直径。 b. 进给量 由机械加工工艺手册表得扩孔钻扩孔时的进给量：。 c. 工

11、件材料 由专用机床设计与制造得各数值：工件材料为Q235结构钢：。 由得：K=，即：则： d. 切削功率的计算 由专用机床设计与制造P查的公式： N （4.3）其中：，为刀具转速，D为刀具直径。由机械加工工艺手册表得扩孔时的切削速度选为：则有： 则10根钻头的总功率为：e. 求减速器的输出功率P其中：查机床课程设计 f. 计算所需电动机输出功率减速器的输出功率：，单件标准减速器的效率：；则： 取工况系数K=1.1，则所需电动机的输出功率： g. 电动机性能参数选择 根据所需电动机的功率，由机械设计手册表选的：（JB/T8680.11998、JB/T8680.21998)表4.1 电动机性能参数

12、表型号电动机功率满载转速最大转矩倍数电动机效率电动机功率因数电动机重量YZ-132S-45.514401.00.850.8368 h. 电动机的安装形式 由机械设计手册查得： 选用B5基本结构形式，机座不带底脚，端盖有凸缘，由机械设计手册得电动机为立式安装，安装代号为IMV1：表4.2 安装结构形式表代号示意图结构型式安装形式（立式）端盖式轴承数底脚凸缘其他细节IMV12一有凸缘端盖带凸缘，凸缘上有通孔，凸缘在D端借D端凸缘面安装，D端向下图4.1 电机安装尺寸示意图表4.3 安装尺寸表机座号凸缘号极数安装尺寸及公差132SFF2652、4、6、8DEFGMN265 i. 减速器的选用 电动机

13、额定功率为P=5.5kw，电动机转速n=1440r/min,综合考虑，由减速器设计选用选取减速器的型号为：（JB/T6502-93)许用输入功率16.9kw大于电动机的额定功率5.5kw，减速器与电动机的连接是直连式：由减速器设计选用手册查得NAF-1-200-9的外形尺寸为：表4.4 减速器外形尺寸表法兰外径(mm)法兰内径(mm)法兰螺栓均布圆直径(mm)螺栓孔的直径和个数法兰厚度(mm)减速器轴伸直径(mm)减速器与轴伸长度L(mm)轴与键的总高度t(mm)键的宽度b(mm)减速器的重量（kg)32527530064082431270减速器的长度按所配电动机确定。4.2齿轮齿数的确定a.

14、 大齿轮转速 十根扩孔钻分布的圆周直径d=501mm,即十个小齿轮的分布的圆周直径=501mm，初选齿轮模数m=3。 由机械原理中公式：得： （4.4）其中： 为小齿轮齿数； 。带入数据得：；大齿轮的转速：，其中：电动机转速n为1440r/min;标准减速器公称传动比i=9。b. 小齿轮转速查阅资料确定小齿轮转速定为500r/min,大小齿轮传动比： ；将小齿轮齿数定为40，即，则：，遵循互质原理。 c. 各轴转速计算 大齿轮轴转速； 小齿轮轴转速 d. 各轴功率的计算 大齿轮轴功率： 小齿轮轴功率：其中： 滚动轴承效率； 圆柱齿轮效率； 减速器效率。 e. 各轴扭矩的计算 大齿轮轴的扭矩：

15、小齿轮轴的扭矩： 表4.5 运动参数表轴转速n（r/min)输出功率P（kw)输出扭矩T（Nm）传动比效率电机轴14404.7546.890.88大齿轮轴1604.19250.13.1750.82小齿轮轴5083.436.44.3齿轮的校核及几何尺寸计算4.3.1按弯曲疲劳强度进行校核 据机械设计 （4.5）进行校核计算。a. 确定公式中各计算值 (1) 齿轮上的圆周力 大齿轮： 小齿轮： (2) 弯曲疲劳强度极限选择 齿轮材料为40Cr调质钢，硬度为280HBS，则： 由机械设计c，查得齿轮弯曲疲劳强度极限。(3) 计算应力循环次数N (4) 弯曲疲劳寿命系数选择 由机械设计图查得弯曲疲劳寿

16、命系数： (5) 计算弯曲疲劳安全系数 由机械设计查得S=1.35,按得： (6) 计算载荷系数 （4.6）1) 使用系数 由机械设计查得使用系数; 2) 计算圆周速度v 据，7级精度，由机械设计查得动载系数3) 计算齿宽 因为本设计内的齿轮均为直齿圆柱齿轮，则依据机械设计齿宽系数以及公式： 由机械设计查得； 由机械设计查得：7级精度，对称布置且时，; 查机械原理公式 所以 由故载荷系数：(7) 查取齿形系数，应力校正系数 由机械设计查得： 带入数据计算得 故弯曲疲劳强度校核两齿轮符合要求。4.3.2按接触疲劳强度校核由机械设计： （4.7）计算：a. 确定各参数 (1) 计算载荷系数 ；(2

17、) 材料弹性影响系数 由机械设计查得材料弹性影响系数；(3) 齿宽齿轮的宽度b=120mm；(4) 分度圆直径 ；(5) 齿轮所受圆周力 ，(6) 齿数比 (7) 接触疲劳强度极限 由机械设计按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限：(8) 接触疲劳寿命系数 由机械设计查得接触疲劳寿命系数： (9) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1.0 由机械设计得： 带入数值计算得 故接触疲劳强度校核两齿轮也均符合要求。4.3.3大小齿轮几何尺寸 a. 分度圆直径 b. 齿顶高 c. 齿根高 d. 齿全高 e. 齿顶圆直径 f. 齿根圆直径 g. 两齿轮中心距 4.3.4齿轮的结构设计 小齿

18、轮的齿顶圆直径小于160mm，故应做成实心结构齿轮； 大齿轮的齿顶圆直径大于160mm且小于500mm，故做成腹板式结构齿轮。4.4轴的设计 4.4.1大齿轮轴的设计计算a. 选择轴的材料轴的材料为45钢，为空心轴，采用调质处理的热处理方式。b. 初步确定轴的最小轴径由机械设计估算： （4.8）由 其中：轴的功率；轴的转速。大齿轮轴的最小径与联轴器孔径相适应，选取联轴器型号：查机械设计： （4.9）查表14-1选取则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册选用LT型弹性套柱销联轴器（GB/T4323-2002）：LT7联轴器,主动端：J型轴孔，C型键槽，；从动端：型轴孔，B型

19、键槽，。具体参数为：表4.6 联轴器参数表公称转矩（）质量（）直径D（mm)半联轴器的长度L（mm）联轴器与轴配合毂孔长度(mm）半联轴器的孔径(mm)50014.0119084846042故取与联轴器相连的轴的直径为=42mm。c. 轴的结构设计图4.2 大齿轮轴结构图(1) 轴的各段直径和长度根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度：取，左端用挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。 半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故I-II段长度应比短一些，取。(2) 初步选择滚动轴承由于轴承同时受有径向力和轴向力作用，故在轴的上端选用深沟球轴承，下端选用双列角

20、接触的球轴承。 根据，查机械设计手册得大齿轮轴上端采用的深沟球轴承型号及参数：（GB/T276-1994)表4.7 深沟球轴承参数表基本尺寸/mm基本额定载荷/kN轴承代号dDB60000型45751621.014.86009大齿轮轴下端采用的双列角接触球轴承型号及参数：（GB/T292-1994）表4.8 双列角接触球轴承参数表基本尺寸/mm基本额定载荷/kN轴承代号dD2B面对面70000C（AC/B）/DF型45753241.839.07009AC/DF故：。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，将轴肩。(3) 确定轴的尺寸 取安装齿轮处轴段IIIIV的直径=50mm，齿轮左端与轴承采用套筒

21、定位，已知齿轮轮毂的宽度为120mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴应略短于轮毂的宽度，故，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度，取h=4.55，则轴环处的直径，轴环宽度，取，。图4.3 大齿轮轴尺寸图(4) 轴上零件的轴向定位 齿轮、半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接，由于齿轮不在轴端故选用圆头普通平键（A型），按，由机械设计。按，查得：表4.9 大齿轮轴键尺寸表(mm)轴上键槽深（mm)毂上键槽深(mm)为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。(5) 确定轴上圆角和倒角尺寸 由机械设

22、计，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径为1.0mm。 (6) 轴的强度校核 大齿轮理论上应受很大的弯曲应力，但在实际情况中几乎抵消掉了，故轴只按扭转强度条件进行校核，由机械设计： （4.10）其中：为扭转应力，单位为MPa；T为轴所受扭矩，单位为；为轴的抗扭截面系数，单位为；。确定式中各参数的具体数值： 查机械设计，。此轴只对两处有键槽的轴段进行校核：1) 轴段处轴径校核 对于轴段上只有一个键槽 由机械设计查得抗扭截面系数公式 则 此处轴径符合强度要求。2)轴段处轴径校核 对于轴段来说其上有两个键槽，则按公式： 则 此处轴径符合强度要求。 (7)空心轴内径的确定 因为此轴为空心轴，所以有必要根据

23、轴的最小径与所受扭矩来确定轴的内径，根据材料力学： （4.11） （4.12） ， 其中： D为空心轴截面的外径； d为空心轴截面的内径。1)确定公式内各参数的计算值 ； D=42mm; ，这里取最小值； 2)计算并确定空心轴截面内径 所以，即 所以取空心轴截面内径为31mm,这样空心轴满足强度要求。图4.4 空心轴最小轴径截面图4.4.2小齿轮轴的设计计算 a. 轴的材料 选择45钢，采用调质处理的热处理方式。 b. 按扭矩估算轴伸的最小轴径 由机械设计估算： 其中： ；。c. 最小轴径 将最小轴径定为30mm，初定轴结构并分析载荷。 d. 初选滚动轴承型号 因为小齿轮轴既受轴向载荷又受径向

24、载荷，所以其上两个轴承均为单列圆锥滚子轴承，查机械设计手册得：（GB/T297-1994)表4.10 单列圆锥滚子轴承参数表基本尺寸/mm基本额定载荷/kN轴承代号dDB30000型30552043.858.833006e. 选择键的尺寸齿轮不在轴端，选择圆头普通平键（A型），根据装齿轮处最小轴径，查机械设计通用手册得：表4.11 小齿轮轴键尺寸表（mm）轴上键槽深t（mm）毂上键槽深t（mm）f. 小齿轮受力计算 圆周力：其中 ； 。 径向力：绘制小齿轮的空间受力图1。 g. 作垂直面内的弯矩图 求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图： 求垂直面内B点的弯矩： 作垂直面内的弯矩图3。 h.

25、 作水平面内的弯矩图 求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图： 求水平面内B点的弯矩： 作水平面内的弯矩图5。 i. 求合成弯矩 作合成弯矩图6。 j. 作轴的扭矩图 扭矩：作轴的扭矩图7。各载荷值如上述计算值。 k. 按弯扭合成应力校核轴的强度 由机械设计： 轴的计算应力为： （4.13）其中轴所受的扭矩：T=6400Nmm；总弯矩：；折合系数； 轴的抗弯截面系数： 则 查机械设计对称循环变应力时轴的弯曲应力；则有，故安全。图4.5 小齿轮的载荷分析图4.5轴承的选择与计算 大齿轮轴的上下端轴承的选择如前面内容所示。4.5.1大齿轮轴轴承的校核 大齿轮轴上的轴承主要承受了轴向力，径向力几乎被抵消完，所以只用轴向力进行校核，由机械设计： （4.14）查机械设计得载荷系数；轴向力主要是轴上零件的重力，估算重力约为2000N，则： 查机械设计得： （4.15）校核大齿轮轴上端所装深沟球轴承：深沟球轴承动载荷。当量动载荷P=3200N。 由机械设计查得推荐的轴承预期寿命。计算：所以深沟球轴承寿命足够。校核大齿轮轴下端所