台式钻床毕业设计论文

1、大学文经学院毕业设计题目：Z520B台式钻床设计院系：大学文经学院机业工程系专业：机械设计制造及其自动化学生：远东学号：指导教师：文卓职称:教授年月日摘要首先，设计机床的主传动变速系统，应该利用传动系统的设计方式得出假设结果和 武终结果。根据数控机床主传动系统，转矩特性和主轴功率，分析了机电关联分级训速 主传动系统的设计方法。从主传动系统构造网入手，确定机床主轴功率与转矩特性匹配 方案，计算和校核相关运动参数。本说明书着重研究主传动系统的设计步骤和方法，根 据已确定的运动参数，以变速箱展开图的中心距放小为目标，拟定变速系统的变速方案， 来获得最优方案。设计主传动系统时，为减少齿轮数目，简化构造

2、，缩短轴向尺寸，用 齿轮齿数的设计方法是试算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传 动系统中齿轮传动挣点的分析，从而绘制零件图与装配图。关键词：传动系统，传动副，齿轮模数，传动比word zlAbstractFirst, in order to obtain the ideal and more understanding of the design method of transmission system design of machine tool transmission system when the winner. According to the requireme

3、nts of the main drive system of C machine tool and spindle power and torque characteristics, analysis of the design principle and method of mechanical and electrical connection and speed of main transmission system. Starting from the main drive system structure nutwork, determine the optimum matchin

4、g scheme of machine tool spindle power and torque characteristics, the calculation and verification of reliant motion parameters and dynamic parameters. Design steps and design method of this specification focuses on the main drive system of machine tool, according to the motion parameters have been

5、 determined by transmission center distance of expansion graph of the minimum as the goal, ft)rmulatc transmission scheme transmission system, in order to obtain the optimal scheme and high design efficiency. In the main drive system of machine tool, in order to reduce the number of gears, simplify

6、the structure, reduce the axial size, design method of the number of gear teeth is trial, join algorithm, design calculation of trouble and is not easy to find a reasonable. Through the research and analysis of the main drive system of triple slide gear characteristics, draw the part drawing and the

7、 spindle box expansion plan and section view.Key Words: the transmission system design, network structure, the module of gear, transmission ratio目录摘要1Abstract!1目录IV第1章绪论11.1 钻床简介11.2 钻床的开展及趋势21.3 本课题设计容及要求3第2章Z520B台式钻床方案设计4第3章Z520B台式钻床具体设计63.1 设计转速围63.2 带传动设计63.3 转速的计算83.4 齿轮模数的计算93.5 计算传动轴最小轴径143.6

8、 计算主轴跨距15第4章校核174.1 刚度校核174.2 轴承寿命校核18第5章零件的加工工艺205.1 零件分析215.2 加工所需工、量具22结论23参考文献25致26word zl笫1幸绪论1.1钻床简介钻床指主要用钻头在工件上加工孔的机床。通常钻头旋转为主运动，钻头轴向移动为进 给运动。钻床构造简单，加工精度相对较低，可钻通孔、盲孔，更换特殊刀具，可扩、 物孔，较孔或进展攻丝等加工。加工过程中工件不动，让刀具移动，将刀具中心对正孔 中心，并使刀具转动主运动。钻床的特点是工件固定不动，刀具做旋转运动。钻床是有广泛用途的通用性机床，可对零件进展钻孔、扩孔、较孔、他平面和攻蝶 纹等加工。在

9、钻床上配有工艺装备时，还可以进展钱孔，在钻床上配万能工作台还能进展 钻孔、扩孔、较孔。钻床主要用钻头在工件上加工孔如钻孔、扩孔、较孔、攻丝、铭孔等的机床。机械制造和各种修配工厂必不可少的设备。根据用途和构造主要分为以下几类：1、立式：工作台和主轴箱可以在立柱上垂直移动，用于加工中小型工件。2、台式：简称台钻。一种小型立式钻床，最大钻孔直径为1215毫米，安装在钳工台 上使用，多为手动进钻，常用来加工小型工件的小孔等。3、摇臂式：主轴箱能在摇臂上移动，摇臂能回转和升降，工件固定不动，适用于加工 大而重和多孔的工件，广泛应用于机械制造中。4、深孔钻床：深孔钻钻削深度比直径大得多的孔如枪管、炮筒和机

10、床主轴等零件的 深孔的专门化机床，为使于除切屑及防止机床过于高大，一般为卧式布局，常备有冷 却液输送装置由刀具部输入冷却液至切削部位及周期退刀排屑装置等。5、中心孔钻床：用于加工轴类零件两端的中心孔。6、铁钻床：工作台可纵横向移动，钻轴垂直布置，能进展铁削的钻床。7、卧式钻床：主轴水平布置，主轴箱可垂直移动的钻床。一般比立式钻床加工效率高， 可多面同时加工。1.2 钻床的开展及趋势2()世纪70年代初，钻床在世界上还是采用普通继电器控制的。如70年代-8()年代进入 中国的美国的ELDORADO公司的MEGA50,德国TBT公司的T30-3-250, NAGEL公 司的B4-H30-C/L,日

11、本神崎南级精工制作所的DEG型等钻床都是采用继电器控制的。 8()年代后期由于数控技术的出现才逐渐开场在深孔钻床上得到应用，特别是90年以后 这种先进技术才得到推广。如TBT公司9()年代初上市的ML系列深孔钻床除进给系统 由机械无级变速器改为采用交流伺服电机驱动滚珠丝杠副，进给用滑台导轨采用滚动龙 线导轨以外，钻杆箱传动为了保证高速旋转、精度平稳，由交换皮带轮及皮带，和双速 电机驱动的有级传动变为无级训速的变频电机到电主轴驱动，为钻削小孔深孔钻床和提 高深孔钻床的水平质量创造了有利条件。为了加工某些零件上的相互穿插或任意角度、或与加工零件中心线成一定角度的斜 孔，垂直孔或平行孔等需要，各个国

12、家而专门开发研制多种专用深孔钻床。例如专门为 了加工曲轴上的油孔，连杆上的斜油孔，平行孔和饲料机械上料模的多个径向出料孔等。 特别适用于大中型卡车曲轴油孔的BVC250-KVC深孔钻床，它们均具有X、Y、Z、VC四 轴数控。为了客户需要，在一条生产线上可以加工多种不同品种的曲轴油孔，于2000年 设计制造了第一台柔性曲轴加工中心，可以加工212缸不同曲轴上所有的油孔。 MOLLART公司生产制造的专为加工颗粒挤出模具而开发的具有六等分六根主轴同时加工同一工件上六个孔的专用深孔钻床。该工件孔数量多达36000个。全都是数控系统 控制的。台式小钻床介绍台式钻床的工作原理:台式钻床是由电机力输出，通

13、过塔式皮带轮和三角带的变速传递绐 主轴，再由主轴套筒和手柄齿轮配合组成纵向进给机构，经过钻床夹具和刀具的旋转配 合完成零件的加工。1.3 本课题设计容及要求1 .作出Z520B台式钻床的构造设计，要求构造简易，外形控制在90X60X100mm，2 .轴的个数为单轴；3,孔直径在13mm; 4.主轴的转速在480 410() rpm 5.操作形式:立式。笫2章Z520B台式钻床方案设计机械系统一般由原动机、传动系统、工作系统和控制部件换和辅助部件构成。工作 系统是机械系统中的工作执行局部，原动机是驱动装置，提供动力，传动装置那么是把 原动机和工作机有效的联系起来，原动机在机械系统中所起的作用是把

14、化学能转化为机 械能；把发电机产生的其它能量转换为机械能。Z520B台式小钻床动力的计算与选择计算钻床切削力，包括主轴转矩计算和轴向切削力。加工材料为Q235钢，钻头为 高速钢麻花钻，加工方式为钻孔，构造钢和铸钢取吊=736MPa, 0=13mm, f =0.2mm, 由?机床夹具设计手册?得：先计算钻床转矩：Mk=0.34D2fp8kp =13.5 N MMk为切削力矩N MD为钻头直径mmF为每转进给量mm为修正系数k =(_)075计算轴向切削力： 7367Ff=667Df07Kp=2595 NFf为轴向切削力ND为钻头直径mmf为每转进给量(mm)不为修正系数由金属切削原理可知，主轴切

15、削功率的计算公式为：word.zlPm= (F/1(X)() X 604-27tMkn/60X 1 ()“KW=0.25KWFf为轴向切削力Nf为每转进给量(mm)n为主轴固定转速r/minMf为切削力矩N M查轴承传动效率为O.99,查键传动效率为0.98,计算钻床主轴传递功率P: pP= ""(0.99 X 0.99 X ().98)=0.37KVCZ520B台式钻床工作处于灰尘较多的车间环境，所以外壳选用封闭式，电动机作为 其原动机，其型号为Y系列，Y801-4,额定功率O.55KVC,满栽转速1390r/min,额定转 矩 2.2N m,质量 17Kgoword z

16、l笫3章Z520B台式钻床具体设计3.1 设计转速国拟定钻床的主传动系统的转速图，由上可知：主轴的转速围为48()4100 r/min,选择公比V小型机床，按照a=1.41计算时Ru=nm«/nnMn=4100/48()=8.5Z=1 +lgR11/lgq;=l 4-lg8.5/lgl.41 =8按标准转速数列为:475, 670, 950, 1320, 19(X), 2650, 4750 r/min选择相近的 475 r/min475() r/min。3.2 带传动设计输出功率 P=().55kw,转速 n)= 1390r/min,n2=l 900r/min1确定计算功率:按最大的

17、数据计算P=().55kw,K为工作情况系数，取K=l.lpd=PK=().55X 1.1 =O.65kw选择V带的型号：根据pdg=1390r/min参考1图表3.16及表3.3选小带轮直径，查表选择R型V带dl = 125mm确定带轮直径dl,d2小带轮直径dj=125mm验 算带速 二尸 d g / (60X1 ()00)=乃 X1250X1420/(60X1000)=6.9m / s从动轮直径 d2=n1dI/n2=l900X125/1420=90mm 取 d2=90mm 查1表 3.3计算实际传动比i=d2/d1=125/90=2.2224定中心矩a和基准带长Ld1初定中心距斯0.7

18、(d1+d2) <a<1<2(dl4-d2)203 <3<)<580 取 a0=300mm2带的计算基准长度Ldi,2ao+ ,/2(dI+d2)-l-(d2-d1)2/4a412x3(M)+ 7t /2(90+2(M)+(200-90)74X3(X)650mm查1表 3.2 取 Ld(t=630mm3计算实际中心距a .斯+(1-1a)/2=3()()+(63()-650)=29。01014确定中心距调整困afn=a4-0.()3Ld=29()+0.03X630=308.9mmamU1=a-0.015Ld=290-0.015X630=28().55mm5脸

19、算包角：。产18()°d”dj /aX57.3°= 18()°-(180-90)/290X57.3°= 172°> 120°确定V带根数：确定额定功率：P(.由查表并用线性插值得Po=O.l 5kw查口表37得功率增量aP产0.13kw查口表38得包角系数Ka =0.99查山表3得长度系3 Kl=0.81确定带根数：Z=PJ PO+APJ XKa XKJ=0.66/(1.05+(). 13)X0.99X0.81 =0.87 取 Z=13.3 转速的计算1主轴的计算转速1，由公式n/=f1mm 得，主轴的计算转速1=70.%/01

20、亩，取 80 r/min©.传动轴的计算转速轴2=224 r/min,轴 1 =315r/mino2确定各传动轴的计算转速。II轴共有4级转速：160r/min、224 r/min 315 r/min> 450 r/minrt假设经传动副Z3 / Z3'传动主轴，那么只有450r/min传递全功率；假设经 传动副Z4/Z4'传动主轴，全部传递全功率，其中160r/min是传递全功率的武低转速, 故其计算转速nl【,= 16。r/min; I轴有1级转速，且郴传递全功率，所以其计算转速口勺=630 r/mino各计算转速入表3-1。表3-1各轴计算转速轴号I轴口轴

21、in轴计算转速63016()80r/min3确定齿轮副的计算转速。齿轮Z4'装在主轴上共4级转速，其中只有80r/min传递全功率，故Z4 j=80 r/miiio齿轮Z4装在n轴上，共4级转速，但经齿轮副Z/Z；传动主轴，那么只有160r/min传 递全功率，故Z6j=160r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。3.4 齿轮模数的计算为了使齿轮能够正常工作，应对齿轮的材料提出如下根本要求：1齿面应有足够的硬度和耐磨性，以防止齿面磨损、点蚀、胶合以及塑性变形等 失效。2轮齿心部应有足够的强度和较好的初性，以防止齿根折断突然抵抗冲击载荷。3应有良好的加工工艺性能及热处理

22、性能，以便加工和提高力学性能。适合制造齿轮的材料有很多，最常用的是钢、铸铁，有些场合也采用非金属材料。1、钢钢具有强度高、初性好、便于制造和热处理等优点。大多数齿轮毛坯都采用优质碳 素钢和合金钢通过锻造而成，并通过热处理改善和提高力学性能。按热处理后齿面硬度 的不同，钢制齿怆分为软齿面齿轮和硬齿面齿轮两种。软齿面齿轮的齿面硬度小于或等于350HBS,通常适用于一般用途、中小功率以及 精度要求不高的场合，例如一般用途的减速器。由于齿面硬度不高，这种齿轮的毛坯在 进展调质或正火的热处理之后再进展精加工，一般采用插齿或滚齿等方法。对于一对软齿面的齿轮来说，在传动的过程中，小齿轮的轮齿啮合次数比大齿轮

23、的 多，同时小齿轮的齿根较薄，使得小齿轮的轮齿弯曲强度较弱。因此，通常使小齿轮的 齿面硬度要比大齿轮的齿面硬度高3()50HBs或更多，以保证大、 小齿轮的使用寿命 相接近。在一般情况下，通常选用不同的材料或不同的热处理可以实现这个要求。硬齿面齿轮的齿面硬度大于350HBS,常用于高速重载及受有冲击载荷的或要求构 造紧凑的重要机械传动中，例如机床、汽车变速箱等。这种齿轮的毛坯在进展调质或正 火后，进展精切齿，然后再进展外表淬火处理，使得齿轮的耐磨性提高，承载能力增大。硬齿面齿轮与软齿面齿轮比拟，其综合承我能力可提高23倍。或者说，在一样 的承栽能力下，硬齿面的齿轮传动要比软齿面的构造尺寸小得多

24、。所以，除非受到工艺 或生产等条件的限制，一般情况下应尽可能采用硬齿面齿轮。2、锌钢对于齿轮的直径尺寸较大大于40()600mm，或构造复杂不易锻造的齿轮毛坯， 可用铸钢来制造。例如低速、重载的矿山机械占的大齿轮。3、锌铁灰铸铁具有较好的减磨性和加工性能，而且价格低廉，但它的强度较低，抗冲击性 能差，因此，常用于开式、低速轻栽、功率不大及冲击振动的齿轮的传动中。球墨铸铁的力学性能和抗冲击能力较灰铸铁高，可代替灰铸铁、铸钢和调质钢铸造 大龙径齿轮。4、非金属材料非金属材料的弹性好，耐磨性好，可注塑成型，本钱低，但承载能力小，适用高速轻载 以及精度要求不高场合。例如食品机械、家电产品以及办公设备等

25、。齿轮材料选用40Cr,龙齿轮的材料选用20CrMnTi,双联齿轮选用20CrMnTi01模数计算。一般同一变速组的齿轮取同一模数，选取负荷豉重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进展计算，即m = 16338：(“± 1"可得各组的模数,S为按接触疲劳强度计算的齿轮模数mm ;M为驱动电动机功率IkW)；N为被计算齿轮的计算转速r/min；为大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“ + ”,啮合取；4为小齿轮的齿数齿；m为齿宽系数，中二B/M B为齿宽，m为模数I ,中、1470；、尸8国材料的许用接触应力MP。o取=650Mpa(2)根本组的齿轮参数计算m尸 163383(

26、 ± 1)P=16338?(1.41±l)x3.58x302 X1.41X6502 x630= 1.6774结合齿轮的模数标准，取标准值m=33扩大组的齿轮参数计算6338 31 (: 士 -P =16338 JR78±1)x3.5=L84V8x26-x2.78x650-x80结合齿轮的模数标准，取标准值m=5如表3-3所示。表3-3模教组号根本组扩大组模数mm222根本组齿轮计算。齿面接触疲劳强度：小八4人 2088x10s、/ 1接触应力，=1 - 3 MPa) < Lt IZin ' uBn f弯曲应力：一些端产sN为传递功率(kW), N=3

27、.5kW;,为本争速r/min . /y =630 r/min;M为齿轮模数：mm，m=3mm;B 为齿宽mm;B=25 mm;Z为小齿轮齿数；z=19;U为小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.78;Ks为寿命系数；K产 & Kn KNKqK/一-工作期限系数；T齿轮工作期限，这里取T= 1500()1.；齿轮的最低转速r/minG-基准循环次数，接触载荷取C0 = l()7,弯曲载荷取C0 = 2xl()6m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；有曲载荷取m=6;K一转速变化系数,查15 2上，取K.=0.60K.v功率利用系数，查5 2上,取K'=0.78Kq-材料强化系数，查

28、5 2上，Kq =0.60K.-工作状况系数，取a=1.1K2 动载荷系数，查【5】2上，取二1K一一齿向载荷分布系数，查【5】2上，K=Y齿形系数，查5 2上，Y=0.386；bj-许用接触应力MPa，查【4】，表4-7,取J=65() Mpa；匕一许用弯曲应力MPa，查4,表47,取匕二275Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：<7y =635 Mpa < o-Jb.=78Mpawb3扩大组齿轮计算。按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr,调质处理，硬度241HB286HB,平均 取260HB,大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB,平均取240HB。同理根

29、据根本组的计算，查文献6,可得K,r=0.62, "OR, =0.60, =1.1,K,=l, K. =1, m=3.5, n, =355;一J可求得：cr. =619 Mpa < crj<TU =135Mpa<o-H3.5 计算传动轴设小轴径 由【5】式6,传动轴直径按扭转刚度用下式计昇:d=1.64di传动轴直径mm：Tn-该轴传递的额定扭矩N*mm T=955(X)O()xN/nj;N-该轴传递的功率KW厂一该轴的计算转速一该轴每米长度的允许扭转角，各轴豉小轴径如表3-3。表3-3 最小轴径轴号I轴n轴in轴最小轴径mm253()453.6 计算主轴跨距由于电

30、动机功率根据1 表3.20,前轴径应为6()90mm。初步选取di=8()mm。后 轴径的d?二0.70.9d,取d尸60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型,后轴承 为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=12()mm,主轴孔径为30mm。P3主轴放大输出转矩T=9550 =9550 X =424.44N.m /80假设设该机床为车床的放大加工龙径为3()0mm。床身上最常用的最大加工龙径，即 经济加工直径约为武大回转直径的50%,这里取60%,即180mm,故邛径为0.()9m；切削力沿y轴424.44Fc=4716N0.09背向力沿x轴Fp=0.5 巳=2358N总作用力F= 尸;=5272

31、.65N此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N.先假设l/a=2, l=3a=240mmo前后支承反力RA和&分别为Ra=F X =5272.65 X + 240 =79（）8.97N I2401，八R =FX - =5272.65 X-=2636.325Nb I240根据文献1式3.7 得：Kr=3.39Fr01 Zz/08 (iz严cos"。得前支承的刚度：二1689.69N/ pn ； Kt= 785.57 N/=侬9，9 =2.15Kjj 785.57主轴的当量外径dc=(8O+6()/2=7()mm,故惯性矩为EI 2.1x10nxi13.8xl0-sr

32、=：- =0.141 K, ,168969xO.PxlO6A查1图3-38得上=2.0,与原假设接近，所以最正确跨距/o=12()X2.O=24Omm a合理跨距为0.75-1.5 /0,取合理跨距l=360mm。根据构造的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径0=100mm,后轴径d=80mmo前轴承 采用双列网柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。第4章校核4.1 刚度校核1n轴挠度校核单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算：匕优)=171.39 吗;75；-力 < 口D mZnL一一两支承的跨距；D-一轴的平均直

33、径；X=,/L; %齿轮工作位置处距较近支承点的距离；N-轴传递的全功率；校核合成挠度匕=2KxeOS/7 < rYa-输入扭距齿轮挠度；Yh输出扭距齿轮挠度-21a + p);8 一被演算轴与前后轴连心线夹角；5=141啮合角。=2(),齿面摩擦角p =5.72' o代入数据计算得：y心=0.026; yfl3 =0.084； % =0.160;%=0.205;以a =0.088;%6二0.025。合成挠度匕= yly(li2 + yh.2 -2ytilybs cosfi =0.238查文献【6】，带齿轮轴的许用挠度y=5/100(X)*L即y =0.268。因合成挠度小于许用

34、挠度，故轴的挠度满足要求。n轴扭转角的校核传动轴在支承点A, B处的倾角，可按下式近似计算：%=一%=牛（阳4«司将上式计算的结果代入得：0A =-3 =0.0005"nd）由文献6,查得支承处的同=0.001因=-=0.00052 <0.001,故轴的转角也满足要求。4.2轴承寿命校核、I轴轴承的校核I轴选用的是深沟球轴承6206,其根本额定负荷为19.5KN,由于该轴的转速是定值n = 800r/min,所以齿轮越小越靠近轴承，对牯承的要求越高。根据设计要求，应该对I轴未端的滚子轴承进展校核。齿轮的直径d = 28 x 4 = 112 nunI轴传递的转矩7 =

35、9550c n.7.5x0.96/. T = 9Ao x= 86N - m800齿轮受力尸,=g= 1535.7N a 112x10根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为：J£FA1FB82：/F0II Ill15357x426 =141QV在水平面:F附 L+k 38+426 >在水平面:小)- 156326x546_ ln38+426-Fa=Fah+Fav = V14102+1839.5: =2317.7/V因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，濮良贵主编?机械设计?(第八 板)表13-6查得载荷系数4=1.2,那么有:p =1.2x23177 = 278 L

36、247V轴承的寿命计算:所以按轴承的受力大小计算寿命1061950060x800 278124=718038/? >58400;故该轴承6206能满足要求。、其他轴的轴承校核同上，均符合要求。由Fl轴式小轴径可取轴承为7(X)8c角接触球轴承,3=3； P=XF+YF,X=l, Y=()o对n轴受力分析得：前支承的径向力F=2642.32No翳嗤探，由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命LlolJ=15OOOh16670 C .1667022.8x1000 310h= x () = x (yn P 180' 2238.38轴承寿命满足要求。第5章零件的加工工艺选择皮带轮作为研究对象5.1零件分析皮带轮如下：所选的材料为HT200o由图纸得出，该零件的加工精度低，用普通机床就能加工，所以我选用加工。其位置精度有三处，基准都是A基准