轮辐专用六轴钻床设毕业设计

轮辐专用六轴钻床设毕业设计目录TOC\h\z\t"摘要,1,Abstract,1,参考文献,1,章标题,1,一级节标题,2,二级节标题,3,三级节标题,4"摘要….. IAbstract… II第1章 多轴钻床总体设计 51.1 概论 51.1.1 性能要求 5一工艺围 5二加工精度和表面粗糙度 6三生产率 6四自动化 6五可靠性 6六机床寿命 61.1.2 经济效益 71.1.3 人机关系 71.2 多轴钻床总体布局分析 71.2.1 操作、观察与调整对总体布局的影响 81.2.2 零件的加工工艺方法对总体布局的影响 81.2.3 机床的运动分配对总体布局的影响 81.2.4 精度等级对总体布局的影响 91.2.5 生产效率对总体布局的影响 91.2.6 机床的造型对总体布局的影响 91.3 多轴钻床工艺方案的制定 101.3.1 影响机床工艺方案制定的主要因素 101.3.2 加工工件的工艺分析 11第2章 多轴钻床部件设计 122.1 动力部件的选择 122.1.1 切削用量的选择 122.1.2 刀具的选择 122.1.3 动力部件的选择 122.1.4 主运动电动机的选取 122.2 减速器的选取 162.3 上台板的设计 172.3.1 材料的选取 172.3.2 尺寸的确定 172.3.3 结构设计 182.4 主轴箱体的设计 192.5 主轴箱零件的设计 202.5.1 齿轮的设计 202.5.2 齿轮的计算及校核 232.5.3 轴的设计 292.6 夹紧机构的设计 352.6.1 概述 35一一般夹具的组成 35二夹紧机构的功能 36三加紧机构应满足的要求 36四机构的夹紧过程 362.6.2 夹紧机构的设计 36第3章 支承件的设计 383.1 概述 383.1.1 支承件的功能 383.1.2 支承件的静刚度和形状选择原则 383.1.3 支撑件的动态特性 393.2 导轨（立柱）的设计 393.2.1 概述 393.2.2 导轨的设计 403.3 底座的设计 423.3.1 材料选择 423.3.2 结构设计 423.3.3 尺寸确定 43第4章 液压系统的设计 444.1 工况分析.. 444.1.1 液压执行元件的负载分析 444.1.2 液压负载图的绘制 454.2 确定液压缸的参数 464.2.1 初选液压缸的工作压力 464.2.2 确定液压缸尺寸 464.2.3 液压缸工作循环中各阶段的压力，流量和功率的计算值 464.3 绘制工作原理图 47第5章 电器控制系统的设计 485.1 方案分析.. 485.2 工作过程.. 48结论… 50参考文献 51致谢.. 52附录1中文翻译 53附录2英文原文 56多轴钻床总体设计概论多轴钻床的总体设计是机床设计的关键环节，它对机床所达到的技术性能和经济性能往往起着决定性的作用。机床总体设计，目前基本上有两种情况：其一，是根据具体加工对象的具体情况进行专门设计；其二，因机床在组成部件方面有共性，可设计成通用部件，可以利用通用部件来进行机床设计。本设计属于第一种情况，这也是当前最普遍的做法。一般来说，机床总体设计时应考虑下列几点:用合适的加工工艺，制定最佳方案；合理的确定机床工序集中程度；合适的选择机床通用部件；选择当前机床的配置形式；合理的选择切削用量；设计高效率的夹具，刀具及主轴箱；要保证给定的工艺过程；保证机床的刚度、精度、抗振性和稳定性，力求减轻机床重量；保证机床结构简单，尽量用较短的传动链，以提高传动精度和效率；保证良好的加工工艺性，以便于机床的加工和装配；保证安全生产，便于操作调整和维修；尽可能保证占地面积小；机床外形美观大方，符合人机工程学原理。评价机床性能的优劣，主要是根据技术经济指标来判断的。机床设计的技术经济指标可从满足性能要求，经济效益和人机关系等方面进行分析讨论。性能要求一工艺围机床的工艺围是指机床适应不同生产要求的能力。大致包括下列容：在机床上可完成的工序种类；加工零件的类型，材料和尺寸围；毛坯的种类等。二加工精度和表面粗糙度机床的加工精度是被加工零件在尺寸，形状和相互位置等方面所能达到的准确程度。机床精度分三级：普通精度级，精密级和高精密级。机床的精度，包括几何精度，传动精度，运动精度和定位精度等。几何精度是指机床在不运动或运动速度较低时的精度，它是由机床各主要部件的几何形状和它们之间的相对位置与运动轨迹的精度决定的。传动精度是指传动链两末端件之间的相对运动精度，它取决于传动系统中机件的制造精度和装配精度以及传动系统设计的合理性。运动精度是指机床的主要部件以工作状态的速度运动时的精度。定位精度是指机床主要部件在运动终点所达到的实际位置的精度。只有机床精度达到一定要求后，才能满足机床加工精度的要求。机床加工的工件表面粗糙度也是机床主要性能之一。它与工件和刀具的材料，进给量，刀具的几何形状和切削时的振动有关。对表面质量要求越高，也就是要求表面粗糙度越小，则对抗振性的要求越高。机床的抗振性包括两个方面：抵抗受迫振动的能力和抵抗自激振动的能力。如果振源的频率与机床某主要部件振动的固有频率重合时，就将发生共振。振幅大增，加工表面粗糙度将会大大增加。切削自激振动，产生于切削工程中。如果切削不稳定，则切过的表面，其波纹度将越来越大，振动越来越剧烈，将严重影响加工表面的质量。三生产率机床的生产率通常是指在单位时间机床所能加工的工件数量。要提高机床的生产率，必须缩短加工一个工件的平均总时间，其中包括缩短切削加工时间，辅助时间以及分摊到每个工件上的准备和结束时间。四自动化机床自动化可减少人对加工的干预，从而保证加工的一致性，即被加工零件的精度稳定性。还具有提高生产率和减轻工人劳动强度的优点。五可靠性机床的工作可靠性也是一项重要的技术经济指标。随着机床安全化的发展，可靠性在机床设计中的地位逐步提高。六机床寿命机床寿命就是机床保持它应具有的加工精度的时间。随着技术设备更新的加速，对机床寿命所要求的时间也在减短。对于本次设计的多轴专用钻床来说，寿命要求短，因为它将随加工产品的更新而废弃。这就要求机床在最高生产率的条件下工作，在使用期充分发挥机床的效能，取得最大的经济效益。经济效益确保和提高机床的寿命，主要是提高关键性零件的耐磨性，并使主要传动件的疲劳寿命与之相适应。在保证实现机床性能要求的同时，还必须使机床具有很高的经济效益。不仅要考虑机床设计和生产的经济效益，更重要的是要从用户出发，提高机床使用厂的经济效益。对于机床生产厂的经济效益，主要反映在机床成本上。机床的成本包括材料，加工制造费用，而且还包括研制和管理费用。对于机床使用厂的经济效益，首先是提高机床的加工效率和可靠性。要使机床能够充分发挥其效能，减少能源消耗，提高机床的机械效率，也是十分重要的。机床的机械效率是有效功率对输入功率之比。两者的差值就是损失，主要是摩擦损失。而且，摩擦功转化为热量，将引起机床的热变形，又对机床的工作带来不良的后果。因此，设计时必须重视提高机床的机械效率。人机关系在设计中，还应该重视人机关系问题。机床应操纵方便，省力，容易掌握，不易发生操作错误和故障。这样不仅能减少工人的疲劳，保证工人和机床的安全，还能提高机床的生产率。防止机床对周围环境的污染，也是对机床设计和制造提出的一项主要要求。噪声要低，不仅噪声声级要达到规定值以下，而且不能对人耳有强烈的不适感。。对于上述的各项技术经济指标，在机床设计时我们将综合考虑，并应根据不同的需求，有所侧重。多轴钻床总体布局分析机床布局的设计是一个重要的全局性问题，它对机床的部件设计，制造和使用都有较大的影响。机床总布局的任务，是解决机床各部件的相对运动和相对位置的关系，并使机床具有一个协调完美的造型。工艺分析和工件的形状，尺寸和重量，在很大程度上左右着机床的布局形式。操作、观察与调整对总体布局的影响机床的布局必须充分考虑到操作机床的人，处理好人机关系。充分发挥人与机床各自的特点，使人机的综合效能达到最佳。机床各部件的相对位置的安排，应考虑到便于操作和观察及测量。安装工件部位的高度，应正好处于操作者手臂平伸的位置（较重件除外）。为适应一般操作者的身材高度，对安装工件位置较低的机床，应将床腿或床座垫高。根据手臂所能到达指定位置的难易程度，有最大工作区，正常工作区和最佳工作区之分。为了便于检修，要考虑人体蹲下是较适于工作的区域。还应考虑到操作者可能达到的最大视野和反应敏锐的视野区等。零件的加工工艺方法对总体布局的影响专用机床加工工件的工艺方法是多种多样的。在设计多轴钻床时，往往由于工艺方法的改变，导致机床的传动部件配置以及结构等产生一系列的改变。因此在确定专用多轴钻床的总体布局时应首先分析和选择合理的加工工艺。机床的运动分配对总体布局的影响钻床的工艺方案确定后，刀具与工件在加工时的相对运动也随之被确定了。但此相对运动可以完全分配给刀具，也可以完全分配给工件，或由刀具和工件共同完成。下面我们拟定几种分配方案，分析比较不同方案的优缺点，选择最佳运动方案。钻削加工的相对运动由刀具实现在轮辐专用多轴钻床上钻孔时，主运动和进给运动都有刀具完成，钻头的轴向移动为进给运动，钻头的回转运动为主运动。主运动和进给运动形成了切削加工时的全部相对运动。钻削加工时的相对运动由刀具和工件共同完成在多轴钻床设计中，扩铰轮辐孔时主运动分配给钻头，进给运动由工件完成，即钻头的向下运动和工件的向上移动，该方案用于工件重量不大的设计中。方案比较：把运动完全分配给刀具的方案，一般用于重型工件的加工。由于多轴钻床所加工的轮辐重量不是很大，故本设计采用第二种方案。具体方案如图1-1所示。图1-1方案图精度等级对总体布局的影响由于多轴钻床的加工精度和光洁度与机床的刚度和抗震性有关，为了获得所要求的加工精度和光洁度，在机床总体布局上应保证有足够的刚度和抗震性。通常情况下，支承形式为封闭的框架时，其刚度较好。机床在加工过程中产生震动传递给工件和刀具，会使被加工表面产生震动，降低表面光洁度；震动也会使刀具寿命缩短，使机床零件磨损加快；震动所造成的噪音，使工人疲劳。因此，设计中应采取一定的措施来消除和减少震动。生产效率对总体布局的影响机床的生产批量不同，其结构可能完全不同。强力轮辐股份加工轮辐属于大批量生产，因此制造轮辐扩铰专用机床，一次完成多孔加工，效率高，劳动强度低，从而节约人力和时间。机床的造型对总体布局的影响机床的外观，应寻求整体统一，均衡稳定，比例协调机床总布局的任务，是解决机床各部件的相对运动和相对位置的关系，并使机床具有一个协调完美的造型。钻床一般型式是单臂式和框架式。单臂式的特点是能方便的更换点位进行加工。但这类布局型式与框架式相比刚度较差，所以本设计采用框架式结构，这种型式的机床具有占地面积小，工人所处的操作位置比较灵活的特点，且刚度高，加工精度高。本设计框架式结构如图1-2所示。图1-2框架结构图多轴钻床工艺方案的制定工艺方案制定的正确与否，将决定机床能否达到“质量轻，体积小，结构简单，使用方便，效率高，质量好”的要求。故在确定专用机床的总体布局方案时，应重点分析和选择合理的工艺方案。影响机床工艺方案制定的主要因素被加工零件需要在机床上完成的工序及加工精度，是制定机床工艺方案的主要依据。制定工艺方案时，首先需要全面的分析工件的加工精度及技术要求，了解现场加工工艺及保证精度的有效措施。（1）被加工零件的特点工件材料及硬度、加工部件的结构形式、工件的刚性、工艺基面等，对于机床工艺方案的制定都有重要的影响。工件的刚性不足，加工时工序就不能太集中。有时为了减少机床台数，必须采用高度集中工序时，从安排上，也必须把一些工序从时间上错开加工，以避免同时加工时因工件受力变形、发热变形以及振动而影响加工精度。（2）工件的生产方式被加工零件生产批量的大小，对机床方案的制定也有影响。对大批量生产的箱体零件，工序安排上，一般趋于分散。例如加工轮辐螺栓孔，其粗加工，精加工分别在不同的机床上进行。机床虽多一些，但由于生产批量很大，从提高生产率，稳定的保证加工精度的角度来讲仍然是合理的。在小批量生产情况下，完成同样工艺容，则力求减少机床台数，此时应当将工序尽量集中在一台或少数几台机床上进行加工，以提高机床的利用率。加工工件的工艺分析本次设计的机床是轮辐螺栓孔专用扩铰多轴钻床。以下对所加工工件外形及加工面的位置作详细的分析。由零件图可以看出，此步工序是对轮辐面上六个直径为32的孔进行扩铰加工。如果采用一般钻床，也可以完成此步工序，但是一次只能加工一个孔，一个轮辐需要加工六次，劳动强度大，生产率低且不能保证精度。为了保证配合质量，提高生产效率和减轻劳动强度，可以使用多轴钻床一次完成六个孔的扩铰工作，从而节省人力和时间。所加工工件在扩孔后的零件图如图1-3所示：图1-3扩孔后零件图多轴钻床部件设计动力部件的选择动力部件的选择在整个多轴钻床的设计中是至关重要的。动力部件的功率如果选取过大，电动机经常处于低负荷情况，功率因素小，造成电力浪费，同时使转动件及相关尺寸选取过大，浪费材料，且机床笨重。如果选取过小，则机床达不到设计提出的使用性能要求。本设计主运动采用电动机带动，进给运动采用电动机带动液压系统运动。切削用量的选择多轴钻床正常工作与合理地选用切削用量，即确定合理的切削速度和工作进给量，有很大的关系。切削用量选用的恰当，能使多轴机床以最少的停车损失，最高的生产效率，最长的刀具寿命和最好的加工质量，也就是“多快好省”的进行生产。工作时，六轴钻床的六把刀具同时运转，为了使钻床能正常工作，不经常停车换刀，而达到较高的生产率，所选的切削用量比一般钻床单刀加工要低一些。概括地说，在多轴钻床上不宜采用较大的切削速度和进给量。对于扩铰孔，要想达到较理想的状态，除刀具须保证合理的几何形状及冷却充分，很重要的一点是合理选择切削用量。一般是速度低一点好，进给量不宜太大。查《组合机床设计》第一册“机械部分”表2—13“扩孔切削用量”，得V=12~20m/min，f=0.3~0.4mm/r，本设计选取v=20m/min,f=0.3mm/r。刀具的选择厂方提供现有刀具。动力部件的选择主运动电动机的选取查《专用机床设计与制造》选取主运动电动机：切削扭矩：=1.687(公斤力—米)总切削扭矩：轴向力：总轴向力：切削功率：根据以上计算，选取主运动电动机。查《机械设计手册》①，选取型号为Y160L—8。Y系列电动机为全封闭自扇冷式，一般用于空气中不含易燃，易炸或腐蚀性气体的场所，也适用于无特殊要求的机械上，如金属切削机床。工作条件：环境温度不超过+40℃；相对湿度不超过95％；海拔不超过1000m；额定电压380 V；频率50Hz；接法：3KW及以下Y接法，4KW以上三角型接法。本设计采用三角型接法。工作方式为连续（S1）；防护等级为IP44（GB1498—79）。所选电动机参数如下表2-1所示。表2-1电机参数型号额定功率型号满载时Y160L-87.5转速/电流/A效率（%）功率因素72017.7860.75型号堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩噪声、dB(A)重量/kg1级2级Y160L-82.02.0677245电动机的安装尺寸如表2-2所示。表2-2电极安装参数机座号国际标准机座号DFGEKABCL2级4、6、8、10级2级4、6、8、10级2级4、6、8、10级2级4、6、8、10级2级4、6、8、10级2级4、6、8、10级160L160L4242K61237110152542541086502.进给电动机的选取：本设计进给运动采用液压进给，根据厂方现有设备，选取三相异步电动机，型号为Y132S—6。查《机械设计手册》①“表9.1—5”，Y系列（IP44）三相异步电动机具体参数如表2-3所示，安装尺寸见表2-4所示。表2-3异步电机参数型号额定功率型号满载时堵转电流额定电流转速/电流效率（％）功率因素Y132s-63.09607.23830.766.5型号堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩噪声、dB(A)飞轮力矩/重量/kg1级2级Y160L-82.02.266710.28663表2-4安装尺寸机座号国际标准机座号DFGEKHA2级L2级4、6、8、10级2级4、6、8、10级2级4、6、8、10级2级4、6、8、10级2级4、6、8、10级2级4、6、8、10级132s132s3838k610338012216475减速器的选取减速器是原动机和工作机之间的独立的封闭传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要。减速器的种类很多，按照传动类型可分为齿轮减速器，蜗杆减速器和行星减速器。本设计减速器位于钻床顶部，所处空间有限，故选用单级行星齿轮减速器。行星齿轮减速器与普通圆柱齿轮减速器相比，尺寸小，重量轻，一般用在结构紧凑的动力传动中。根据需要，本设计选用立式NGW—L型行星齿轮减速器，这类减速器的工作条件为：高速轴转速不超过1500r/min；齿轮圆周速度不超过15m/s；工作环境温度为-40～+45℃；可正反两向运转。查《新编机械设计师手册》上册表6.1—，选择型号为NGW—L11，公称传动比为7.1。再查《新编机械设计师手册》表601—142“单级NGW—L型减速器外型和安装尺寸”，具体参数如下：表2-5型号尺寸机座号型号规格公称传动比外形L1NGW-L117.1根据所配电动机确定360230.5表2-6法兰及螺栓孔尺寸法兰及螺栓孔h28032562018表2-7参数尺寸轴伸重量（kg）油量（L）dltb508253.514653.89上台板的设计本设计中上台板的主要作用是安装电动机和减速器，用来承受电动机和减速器的重量，并吸收电动机工作时产生的一部分振动。材料的选取为了更好的吸收电动机和减速器产生的振动，上台板的材料选用铸铁HT300。尺寸的确定尺寸的确定在上台板的设计中至关重要。上台板如果设计的过厚，将增加机床的整体重量，还浪费材料；如果设计的过薄，则刚度不够，电动机和减速器的重量通过上台板作用于减速箱上，影响正常的工作。查《新编机械设计师手册》表1.2—1“铸铁最小允许壁厚”，铸铁尺寸在500mm500mm以上，铸铁最小允许壁厚为20mm。因本设计所设计尺寸远大于此值，厂方又要求在设计时各零部件富裕量要大，所以本设计上台板厚度取为40mm。查《新编机械设计师手册》表6.1—142“单级NGW—L型减速器外型和安装尺寸”，根据，确定上台板中间安装减速器的凸台孔壁直径分别为360mm，280mm。查《新编机械设计师手册》表7.2—27“TL型弹性套柱销联轴器外型和安装尺寸”，根据，结合主轴=2\*ROMANII—=3\*ROMANIII段的长度，确定中间凸台的高度为148mm。因立柱横向之间的距离为900mm，立柱直径为120mm，取上台板外缘凸台壁厚为60mm，则上台板长度为1155mm。因立柱纵向之间的距离为680mm，立柱直径为120mm，取上台板外缘凸台壁厚为60mm，则上台板宽度为918mm。结构设计为了便于安装联轴器，上台板中间凸台设计为敞开式。因联轴器D=224mm，中间凸台径为280mm，所以可以很方便的进行安装，维护和维修。查《新编机械设计师手册》表1.2—2“外壁，壁与肋板的厚度”。零件最大外型尺寸小于1250mm的铸件，肋的厚度最小为8mm。考虑安全问题，取肋的厚度为14mm。查《新编机械设计师手册》表1.2—6“铸造外圆角半径R值”，表面的最小边尺寸在25mm~60mm之间，外圆角取4mm。查《新编机械设计师手册》表1.2—11“孔边凸台”，具体计算如下其工件图如图2-1所示。r=0.25a=0.2540mm=10mm；R=0.75a=0.7540mm=30mm；H=2a=240=80mm。图2-1孔边凸台经尺寸确定，结构设计后，最终确定上台板结构如图2-2所示。、图2-2上台板工件图主轴箱体的设计主轴箱体是机床的重要组成部分，按专门要求或需要来进行设计的，在机床设计过程中，是工作量较大的部件之一。首先，介绍机床主轴箱的用途。主轴箱体是用于布置（按所要求的坐标位置）机床工作主轴及传动零件和相应的附加机构。它通过按一定速比排布传动齿轮，把动力从动力部件—动力箱，电动机等，传递给各工作主轴，使之获得所需求的转速和转向，并防止润滑油外流和灰尘，污物侵入。主轴箱体应有足够的精度和刚度；有良好的散热性和密封性；具有美观大方且与总体布局协调一致的外型；具有良好的工艺性；便于加工和装配。对于主轴箱体设计，本设计采用一般设计法。一般设计法是根据主轴的分布，转速，转向以及尺寸要求等，由设计者进行全部设计工作，这也是当前主轴箱设计中最常用的方法。主轴箱设计的原始依据，包括下述的全部或部分容：所有主轴的位置关系；要求的主轴转速和转向（这是指左旋转转向，对右旋转向一般不需要注明）；主轴的工序容和主轴外伸部分尺寸；主轴箱的外型尺寸与其他部件的联系尺寸；动力部件（包括主电机）的型号；托架或钻模板的支杆在主轴箱上的安装位置及有关要求；工艺上的要求；其他要求。主轴箱体设计具体步骤如下：材料选择：因为该多轴钻床主轴箱尺寸较小，为了便于制造，故选用45钢。结构设计：本设计采用联结在立柱上的两正方形钢板（隔板）围成主轴箱上下箱壁。考虑到齿轮的安装，套筒的固定，侧壁设计成可拆卸式。主轴箱体的壁厚为了减轻机床重量，在保证主轴箱足够刚度的前提下，主轴箱体应尽量选取较小的壁厚。但本设计须在箱体、外壁之间安装轴承等，故受其装配尺寸限制，按需要适当加厚。因轴承宽度为17.25mm，端盖厚度为20mm，轴承距离主轴箱体壁为8mm，则主轴箱体的厚度为17.25mm+20mm+8mm=45.25mm，圆整取为46mm。主轴箱体壁的距离主轴箱体壁之间用来安装齿轮，因为小齿轮齿宽大于大齿轮齿宽，所以根据小齿轮计算距离。小齿轮齿宽为40mm，距壁距离都为16mm，所以壁的距离为40mm+16mm+16mm=72mm；外壁距离（也就是主轴箱体的轮廓高度）为72mm+46mm+46mm=164mm。主轴箱体尺寸的确定已知大齿轮分度圆尺寸为147mm，小齿轮分度圆尺寸为75mm，齿全高为5.94mm，则小齿轮齿顶围绕大齿轮轴旋转的轨迹为直径是112mm的圆。取齿轮轮齿距主轴箱侧壁距离为16mm（考虑安装误差），侧壁板因只起到防止灰尘，污物的侵入，为了减轻主轴箱重量，可取较小的壁厚，但考虑装配原因，定为20mm。则主轴箱体的外型轮廓尺寸L×B×H（长×宽×高）=339mm×339mm×164mm。具体结构形状如图2-4所示。图2-3结构形状图主轴箱零件的设计齿轮的设计主传动方案设计传动系统的设计是主轴箱设计中关键的一环。所谓传动系统的设计，就是通过一定的传动链，按要求把动力从动力部件的驱动轴传递到主轴上去。同时，满足主轴箱其他结构和传动的要求。传动系统设计的一般要求：在保证主轴的强度、刚度、转速和转向要求的前提下，力求传动轴和齿轮最少；应尽量用一根传动轴带动多根主轴；当齿轮啮合中心距不符合标准时，可采用齿轮变位的方法和凑中心距离。在保证有足够强度的前提下，主轴，传动轴和齿轮的规格要尽可能少，以减少各类零件的品种。通常应避免主轴带动主轴，否则将增加主动主轴的负荷。最佳传动比为1~1.5，但允许采用到3~3.5。粗加工主轴上的齿轮，应尽可能靠近前支承，以减少主轴的扭转变形。尽可能避免升速传动，必要的升速最好放在传动链的最末一，二级，以减少功率损失。主轴箱齿轮齿数的确定齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，其主要特点有效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长等优点，并且该传动比较平稳。齿轮传动可分为开式、半开式和闭式传动，本设计依据厂方的具体情况设计为半开式。齿轮应具有足够的工作能力，以保证在整个工作寿命期间不致失效。通常，在设计齿轮时只按齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度两个准则进行计算。下面对齿轮进行具体的参数计算和结构设计。因所加工工件的两对称孔之间中心距为222.25mm。根据厂方要求，主轴箱的齿轮应足够结实，故初选主轴箱齿轮模数为3mm。齿轮齿数：两对称孔中心距与齿数的关系为：式中各参数含义：—所加工对称孔中心距；—大齿轮分度圆直径；—齿轮模数；—小齿轮齿数；—大齿轮齿数；—中心距。把d＝222.25mm，m＝3mm代入上式得：齿轮齿数为整数，所以74.1可以就近圆整为74，因此。由于齿轮齿数应该遵循互质原则，查《机械制造装备设计》，初定。已知主轴转速n＝.04r/min，即小齿轮转速为199.04r/min，齿数比u＝1.96，即i＝1.96。选择齿轮类型、精度等级及材料齿轮应因不受轴向载荷，故选用直齿圆柱齿轮传动；因为多轴钻床为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）；齿轮的材料选择由《机械设计》表10－1选择小齿轮材料为20CrMnTi，硬度为300HBS，齿面硬度60HRC；大齿轮材料为40Cr，硬度为280HBS。齿轮结构设计齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸、材料、加工方法及使用要求等因素有关。因此进行齿轮结构设计时，必须考虑上述各方面的因素。具体设计如下：齿轮结构设计有以下原则：当齿顶圆直径小于160mm时，一般做成实心结构；当齿顶圆直径在160～500mm之间时，一般做成腹板式结构。小齿轮结构设计因小齿轮齿顶圆直径，本设计选用实心结构，即盘式齿轮。其结构尺寸为：，则。大齿轮结构设计因为大齿轮分度圆直径，所以大齿轮同样选为实心结构。结构与小齿轮一样。大齿轮和小齿轮参数如下所示表2-8大齿轮和小齿轮参数名称参数代号小齿轮参数大齿轮参数模数m33齿数z2549分度圆直径d75147齿轮的计算及校核齿轮的计算和校核按齿面接触疲劳强度设计查《机械设计》得：确定公式的各计算数值选载荷系数计算小齿轮传递的转矩：由《机械设计便览》表41－2“各种性能减速器主要性能比较”查得减速器效率为η＝95％～96％；由《实用机械设计手册》查得轴承效率为η＝99％；联轴器效率为99％。主轴箱齿轮布置为六个小齿轮均匀分布在一个大齿轮的边沿，并被大齿轮带动，所以主轴箱输出功率为：式中各参数含义：－输入减速器的功率－减速器效率－联轴器效率－滚动轴承效率将代入上式得：小齿轮转速的计算：把代入上式，得：由《机械设计》表10－7选取齿宽系数；由《机械设计》表10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,；由《机械设计》表10-13计算应力循环系数由《机械设计》表10－19查得接触疲劳强度系数,；计算接触许用应力取失效概率为1％，安全系数为s=1。由《机械设计》式10－12得：按齿面接触强度计算计算小齿轮分度圆直径。代入中较小的值，得：=mm计算圆周速度V计算齿宽b计算齿宽与齿高之比b/h计算载荷系数根据v＝0.686m/s，7级精度，由《机械设计》图10－8查得动载系数。假设直齿轮，由《机械设计》表10－3查得：由《机械设计》表10－2查得使用系数；由《机械设计》表10－4查得7级精度，小齿轮相对支承对称布置时将数据代入，得：由，查《机械设计》10－13得：故载荷系数按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由《机械设计》公式10－10a得：因初选，所以强度合格。计算模数m按齿根弯曲强度设计由《机械设计》式10－5得：确定公式的各个参数值由《机械设计》图10－20d查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳强度分别为：，；由《机械设计》表10－18查得弯曲疲劳寿命系数；计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由《机械设计》式10－12得：计算载荷系数k查取齿形系数由《机械设计》表10－5查得；查取齿形校正系数由《机械设计》表10－5查得；计算大小齿轮的并比较大小设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触强度的承载能力，仅与齿轮直径有关，厂方要求的＝75mm，m=3完全可靠。几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度考虑安装对中误差及大小齿轮传递扭矩相等等因素，小齿轮齿宽应比大齿轮宽5～10mm，故将齿宽就近圆整为。验算故设计合理。轴的设计作回转运动的传动零件，一般都安装在轴上进行运动，即传递动力。因此轴的功用是支承回转零件及传递运动和动力。轴的结构设计就是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的结构和尺寸。如果轴的结构设计不合理，则会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件的装配困难。轴的工作能力计算是指轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。一般情况下，轴的结构工作能力主要取决于轴的强度，因此在设计计算中我们只对轴的强度进行计算，防止其断裂或塑性变形。主轴的设计主轴的结构设计主轴的型式和直径，主要取决于刀具的进给抗力和切削扭矩或主轴—刀具系统结构上的需要。轴的分布类型是多种多样的，结构各有不同，大体可以归纳成下述几种类型：单组或多组圆周分布；等距或不等距直线分布；圆周或直线混合分布；任意分布。根据厂方所提供的零件图，本设计采用第一种类型中的单组圆周分布。单轴的结构如图2-4所示。图2-4单轴结构图主轴的参数设计主轴的分布尽管有各种各样的类型，但通常采用的经济而又有效的转动是：用一根传动轴带动多根主轴。本设计采用此种设计，具体方案如下：在设计传动系统时，首先把所有主轴（6轴）分成一组同心圆，然后在同心圆上放置一根传动轴，来带动一组主轴。接着再用此转动轴与动力部件驱动轴联结起来。这就是通常的传动布置次序，即由主轴处布置起，最后再引到动力部件的驱动轴上。本设计选用刚性主轴。设计刚性主轴的主要容之一是选择主轴参数。主轴参数确定的正确与否，对主轴的刚性将有很大的影响。在设计刚性主轴时，若主轴参数选择不合理，则被加工零件将达不到要求的精度和光洁度。求输出轴上的功率；由齿轮计算知求作用在齿轮上的力因为：则：式中各参数代表的含义：－小齿轮传递的扭矩，单位为Nmm；－小齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径；－啮合角，对标准齿轮。初步确定轴的最小直径轴的扭转强度条件为：式中各参数含义：－扭转切应力，单位为Mpa；T－轴所受的扭转力，单位为；－轴的抗扭截面系数，单位为；－轴的转速，单位为r/min；P－轴传递的功率，单位为KW；－计算截面处轴的直径，单位为mm；－许用扭转切应力，单位为Mpa。选取轴的材料为45号钢（调质处理），值在25～45之间，值在103～126之间，本设计取=,由上式计算得轴的直径：轴的直径，考虑键槽的削弱影响，对于单键d增大4％～5％，则d=23.6mm，因为厂方要求主轴强度要留有一定的富裕量，圆整为30mm。大齿轮轴的设计大齿轮轴的转速计算已知大齿轮轴的功率,转速和转矩，则：式中各参数含义：－电动机输出功率；－减速器效率；－连轴器效率；－滚动轴承效率。将＝7.35kw,=95%,=99%,=99%代入上式＝6.844kw则大齿轮转速大齿轮轴的受力分析已知低速级大齿轮的分度圆直径为：则：又因为六个小齿轮均布在大齿轮周围，径向力相互抵消，故理论值为零。初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢（调制处理）。根据《机械设计》表15－3取，则：考虑到键槽的削弱影响，对于双键d增大7％～10％（本设计因单键强度不够，不符合要求，故选用双键），则：就近圆整为60mm。输入轴的最小直径显然是联结联轴器处轴的直径，为了使所选轴的直径与连轴器的孔径相适应，故需要同时选联轴器的型号。联轴器的计算转矩：查《机械设计》表10－2，考虑到载荷均匀平稳，故取，则：按计算转矩应小于联轴器工程转矩额定条件，查《机械设计师手册》标准(GB/T5015-1985)，选用TL8型弹性套住销联轴器。其公称转矩为710Nm，许用转速为3000r/min，满足使用要求。轴的结构设计主轴的结构设计：根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度主轴轴径d＝30mm，所选轴承型号为7207，其尺寸为，取齿轮距箱体壁距离为16mm；轴承端盖总宽度为20mm；轴承距箱体壁距离为2mm；齿轮宽为40mm，则轴=1\*ROMANI—=2\*ROMANII段的长度为100mm。轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。大齿轮轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度现已知安装联轴器处轴的直径，即，安装齿轮处的轴段考虑到键槽的削弱影响，取。半联轴器与轴配合的毂孔长度L＝112mm，取。安装齿轮处轴径d取60mm，取齿轮距箱体壁的距离a=16mm；取轴承距箱体壁距离为s=8mm。已知轴承宽度T=22mm，大齿轮宽B=35mm，与联轴器相配合的套筒长度根据联轴器的尺寸A定位d=102mm，则轴II－III的长度为d=102mm.。=2×(22＋46＋8＋16)＋35＋(102－4)=225mm根据212轴承的安装尺寸，选取套筒厚度4.5mm初选滚动轴承因轴承除承受轴的重力外，几乎不受轴向力，故选用深沟球轴承。齿轮、半联轴器与轴向定位均采用平键联接，查《实用机械设计手册》续表3－1选取14×9的键，公称长度为100mm。为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/h6；同时半联轴器与轴的联接，选用平键14mm×9mm，其配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴的圆角和倒角尺寸参考《机械设计》表15－2，取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径取R=2。大齿轮轴的结构如图2-5所示。图2-5大齿轮结构图夹紧机构的设计概述零件在工艺规格制定以后，就要按工艺规格顺序进行加工。加工中除了需要机床，刀具，量具之外，成批生产时还需要用机床夹具。它们是机床和工件之间的连接装置，是将工件进行定位、加紧；将刀具进行导向或对刀，以保证工件和刀具间的相对位置关系的附加装置，使工件相对于机床或刀具获得正确位置。机床夹具的好坏直接影响工件加工表面的位置精度，所以机床夹具设计是装配设计中一项重要的工作，是加工过程中最活跃的因素之一。一一般夹具的组成定位元件起定位作用，保证工件相对夹具的位置，可以用六点定位原理来分析其所受限制的自由度。加紧装置将工件加紧，以保证在加工时保持所限制的自由度。导向元件和对刀装置用来保证刀具相对于夹具的位置。本设计为扩铰孔，需要夹具具有导向作用。连接元件是用来保证夹具和机床工作台之间的相对位置。对于钻床夹具，由于孔加工刀具加工时只是沿轴向进给就可完成，用导向元件就可以保证相对位置，因此在将夹具安装在工作台上时，用导向元件直接对刀具进行定位，不必再用连接元件定位了，所以一般钻床夹具没有连接元件。二夹紧机构的功能1）保证加工精度；2）提高生产率；3）扩大机床的使用围；4）减轻工人的劳动强度，保证生产安全。三加紧机构应满足的要求1）保证加工精度；2）夹具的总体方案应与年生产纲领相适应；3）安全，方便，减轻劳动强度；4）排屑顺畅；5）机床夹具应有良好的强度，刚度和结构工艺性。四机构的夹紧过程1）消除间隙阶段：从原动操作部分开始动作起，到各传动构件之间，以及夹紧元件与被夹紧部件之间完全消除间隙，开始接触为止；2)加力与变形阶段：夹紧元件被夹紧部位的压力从零开始逐渐增加，同时各传动轴构件也由于受力而发生弹性变形，直到夹紧元件对被夹紧部位的夹紧力达到预定值为止。夹紧机构的设计1)设计机床的加紧机构前，应明确该部件的工作条件：2)作用于部件上切削力的大小，方向和作用点的坐标位置；3)部件的支承情况，即有关导轨以及部件与导轨接触处的各项几何尺寸；4)部件的重量以及重心的坐标位置。以上工作条件，本设计在机床总体设计与布局情况下已求得，现选择夹紧力作用点，夹紧力作用点选择的原则为：5)尽可能以最小夹紧力取得防止机床部件滑移，颠覆和回转的最大效果；6)夹紧点布置在被夹紧零部件上刚度较大的部位，减少夹紧力引起的变形；7）尽量减少夹紧机构在夹紧、松开机床部件时的位移，保证定位精度。本设计夹紧点选在六个圆周孔的外边缘位置。此处离要加工孔的位置较近，可以用较小的夹紧力达到预期的夹紧效果，且此处刚度较大，受夹紧力所产生的变形较小。夹具的结构如图2-7所示。图2-6夹具结构图支承件的设计概述支承件的功能机床的支承件是指床身，立柱，横梁，底座等。它们相互固定联接成机床的基础和框架。这些件一般都比较大，所以也成为“大件”。机床上其他零、部件可以固定在支承件上，或者工作时在支承件的导轨上运动。工作时，刀具与工件之间相互作用的力沿着大部分支承件逐个传递并使之变形，机床的动态力会使支承件和整机振动，支承件的热变形将改变执行元件的相对位置和运动轨迹。以上这些，都将会影响被加工件的加工精度和表面质量。因此，支承件的主要功能是保证机床有足够的静刚度，抗振性，热稳定性和耐用度，且保证机床各零部件之间的相互位置和相对运动精度。所以，支承件的合理设计是机床设计的重要环节之一。支承件应满足的基本要求：应具有足够的刚度和较高的刚度—质量比；应具有较好的动态特性，包括较大的位移阻抗（动刚度）和阻尼；整机的低阶频率较高，各阶频率引起结构共振；不会因薄壁振动而产生噪声；热稳定性好，热变形对机床加工精度的影响较小；排屑顺畅，吊运安全，并具有良好的结构工艺性，以便于制造和装配。支承件的分类支承件根据其形状，可分为三大类：一个方向的尺寸比另外两个方向大得多的零件，这些零件可看作梁类件；两个方向的尺寸比第三个方向的尺寸大得多的零件，这类零件可看作板类件；三个方向的尺寸都差不多的零件，这类零件可看作箱类件。支承件的静刚度和形状选择原则支承件的变形一般包括三个部分：自身变形，局部变形和接触变形。在本设计中，载荷是通过立柱（兼作导轨）施加到底座上去的，其变形包括底座的变形，立柱的变形等。在设计时不可忽略局部变形和接触变形，它们有时甚至占主要地位。（1）自身刚度支承件所受的载荷，主要是拉压，弯曲和扭转。其中弯曲和扭转是主要的。因此，支承件的自身刚度，主要应考虑弯曲刚度和扭转刚度。其次，如果支承件的壁较薄，特别是支承件的部如果肋板不足或布置不够合理，受力后会发生截面形状的畸变。自身刚度主要取决于支承件的材料、形状、尺寸和肋板的布置等。（2）局部刚度局部变形发生在载荷集中的地方。（2）接触刚度两个平面接触，由于两个面都不是理想的平面，而是有一定的宏观不平度，因而实际接触面积只是名义接触面积的一部分；又由于微观不平，所以真正接触的只是一些高点。这些都会影响到支承件的接触刚度。支撑件的动态特性设计支撑件时，仅满足静刚度的要求，往往还是不够的。还应满足动态特性的要求。即：支撑件的固有频率与激振频率相重合；应具有较高的动刚度（共振状态下，激振力的幅值与振幅之比）和较大的阻尼。当支撑件受到一定幅值周期性激振力的作用下，受迫振动的振幅较小。支承件的重量往往占机床总重的80%以上，其性能对整台机床的有很大的影响。因此，合理的设计支承件，在机床设计过程中是很必要的。导轨（立柱）的设计概述导轨的作用是使运动部件沿一定轨迹运动（导向），并承受运动部件及工件的重量和切削力（承载）。在导轨副中，运动的一方叫做动导轨，不动的一方叫做支承导轨。导轨按运动性质可分为主运动导轨，进给导轨和移置导轨。主运动导轨的动导轨与支撑导轨之间，相对运动的速度较高；进给运动导轨的动导轨与支撑导轨之间，相对运动的速度较低。按摩擦性质可分为滑动导轨和滚动导轨（本设计采用滑动导轨）。（1）导轨应满足下列要求1）精度高，寿命长导轨在空载下运动和在切削条件下运动时，都应具有足够的导向精度。保证动导轨的准确度，是保证导轨工作质量的前提。几何精度：直线运动导轨的几何精度一般包括：导轨在竖直平面的直线度（简称A项精度）；导轨在水平平面的直线度（简称B项精度）；两导轨面间的平行度，也叫扭矩（简称C项精度）。接触精度：影响精度保持性的主要因素是磨损。提高耐磨性以保持精度，是提高机床质量的主要容之一，也是科学研究的一大课题。常见的磨损形式有磨料磨损，粘着磨损和接触疲劳。磨料磨损经常发生在边界摩擦和混合摩擦状态。磨粒夹在导轨面间随之相对运动，形成对导轨面的“切削”，使导轨面产生“划伤”。磨料的硬度越高，相对滑动速度越大，压强越大，对摩擦副的危害也越大。磨料磨损很难避免，是导轨防护的重点。2）刚度及承载能力大；4）摩擦阻力小，运动平稳；5）结构简单，便于加工，装配，维修；成本低。（2）设计导轨的任务选择导轨的结构类型；选择导轨的截面形状；设计导轨的尺寸；设计导轨磨损后的补偿和间隙（或预紧力）调整装置；选择导轨的材料，表面加工和处理方法，表面硬度匹配；决定导轨的润滑形式，减小摩擦，磨损，发热和爬行；设计完善的防护装置；确定导轨的技术要求。导轨的设计（1）材料的选取对导轨材料的主要要求是：耐磨性高，工艺性好和成本低。导轨的常用材料有铸铁，钢件等。铸铁是一种成本低，有良好的减振性和耐磨性，易于铸造和切削加工的金属材料。本设计采用孕育铸铁，选择牌号为HT300。制造此材料的工艺过程是在铁水中加入少量孕育剂硅和铝，使铸铁获得均匀的珠光体和细片状石墨的金相组织，从而得到均匀的强度和硬度。由于石墨微粒能够产生润滑作用，又可吸引和保持油膜，因此孕育铸铁的耐磨性比灰铸铁高。（2）结构设计合理的立柱设计是应在最小重量的条件下，具有最大的静刚度。因考虑到方型截面的抗弯刚度好于圆形，故本设计采用方型截面（同为厂方要求）。本设计为专用多轴钻床的设计，根据需要，床身导轨兼作立柱，工作台可沿立柱上下移动作进给往复运动。但考虑到安装需要，导轨上半部分（实质上为立柱，此段只起支承作用，不起导向作用）截面形状本设计采用圆形截面，上下两端加工有螺纹，与上台板和底座固定。具体结构形状如图3-1所示。图3-1立柱结构图（3）尺寸的确定导轨的尺寸过大，会使机床整体显得笨重；尺寸过小，则导轨刚度不足，机床在工作时，切削载荷（主要为切转矩和进给力）经导轨（兼作立柱）传递给工作台，使导轨产生弹性变形，弯曲或扭转。变形的结果，主轴轴线在竖直面和水平面产生偏转，使线不垂直于底座，影响到加工精度。所以，合理的制定导轨的尺寸，是机床加工精度保障的前提。具体尺寸见上图。（4）工艺性采用淬火的方法可以提高铸铁导轨表面的硬度，可以增强抗磨料磨损，粘着磨损的能力，防止划伤与撕伤，提高导轨的耐磨性。铸造中的残余应力，会使导轨产生蠕变，因此，必须进行时效处理。时效最好在粗加工后进行。铸铁加热到450℃时，在应力的作用下开始变形，超过550℃硬度反而降低。因此热时效处理应在530℃~550℃的围进行,这样既能消除应力，又不致降低硬度。因本设计多轴钻床为普通精度机床，所以只进行一次时效处理就可以了。（5）导轨间隙的调整导轨面间的间隙对机床工作性能有直接影响，如果间隙过大，将影响运动精度和平稳性；间隙过小，则运动阻力大，导轨的磨损加快。因此必须保证导轨具有合理间隙，磨损后又能方便的调整。本设计采用螺栓调整工作台动导轨与立柱导轨之间的间隙，具体方案如图3-2所示。图3-2间隙方案图底座的设计材料选择刚件虽然强度高，但是相对与铸件来说，其价格高，减振性差。所以本设计底座的材料采用铸铁，牌号为HT200。结构设计如图所示，本设计底座四角有四个凸台，底座铸造成型后，在铣床上加工这四个凸台，使之具有一定的平面度和粗糙度。在这里，凸台有两个作用：首先，用来支承工作台，把工作台的重量通过底座传到地面，从而不会使液压缸直接受压。其次，安装导轨时，起到支承和配合的作用，使导轨具有一定的垂直度。如果凸台的精度不够，则导轨的垂直度就会受到影响，从而最终影响到工件的加工精度。具体结构如图3-3所示图3-3底座结构图尺寸确定根据导轨之间的距离确定底座的长度和宽度。导轨之间长度距离为900mm，宽度距离为680mm，确定底座的长度为1530mm，宽度为1130mm。工作台高度为605mm，考虑到工人安装工件时的工作高度，根据人机工程学原理，确定底座高度为450mm。液压系统的设计液压系统的设计是根据主机对液压系统提出的要求和综合运用液压元件和液压回路基本知识的基础上进行的。液压系统设计要求具体包括：主机的用途、工艺过程和总体布置以及对液压传动装置的位置及空间尺寸的要求；主机的工作循环、各执行元件的运动形式及其工作围；执行元件在各工作阶段的负载大小和性质以及运动速度的变化围；主机各运动部件之间的动作顺序、自动循环和互锁关系；对系统工作的平稳性、换向定位精度、停留时间等方面的要求；液压系统的工作环境如温度、湿度、震动冲击是否有腐蚀性和易燃物质存在等情况。本设计为多轴钻床的设计，对液压系统的要求：1）加工精度7级；2）进给速度要平稳，能调速；3）液压系统应基本满足自动化要求。4）工作台快进、快退速度为0.075m/s，工作进给速度为0.001m/s，加速时间为0.2s，工作台采用立柱导轨，工作台快进行程265mm，工进行程为15mm，动摩擦系数工况分析工况分析的目的是明确主机在工作中执行机构的运动速度和负载的大小及其变化规律。液压执行元件的负载分析根据给定条件，其负载由六部分组成，即工作阻力，摩擦阻力，，惯性阻力，重力G，密封阻力为，背压阻力。所以作用在活塞上的机械负载R为：（1）工作阻力就本钻床而言，工作阻力为工作运动方向的轴向力，即（2）摩擦阻力，摩擦阻力为工作台动导轨与导轨之间的摩擦力。由于工作台作垂直进给运动，立柱预紧力N=50N，所以==（3）重力G估算工作台、工件等重力为G=2211.3N惯性阻力液压负载图的绘制液压缸在各工况阶段的负载值如下表4-1所示：表4-1液压缸各工况负载参数工况负载计算公式液压缸负载F（W）液压缸推力起动F=+G2221.32468N加速F=+G+2299.222554.7N快进F=+G2216.32462.6N工进F=+G+3766.74185.2N反向起动F=a-2201.32445.9N反向加速F=G--2123.376252359.31N快退F=G-2206.32451.4N确定液压缸的参数初选液压缸的工作压力查《液压传动与控制技术》表4-3，初选工作压力为。确定液压缸尺寸由于钻床工作台快进和快退速度相同，因此选用单杆活塞式液压缸，并使，快进速度采取差动连接。（1）确定液压缸直径按负载和选定的工作压力计算，即（2）式中液压缸的外负载查《液压传动设计手册》表6－2取活塞杆外径d=35mm，则根据GB2348－80就近圆整到D=70mm，为活塞杆的2倍。于是液压缸实际有效工作面积为：液压缸工作循环中各阶段的压力，流量和功率的计算值

表4-2各个压力，流量和功率的计算工况计算公式液压缸快进起动24681.40.00065243.1加速2554.73.84衡速2462.63.74工进4185.211.0145×5.51快退起动2201.37.590.00022167.42加速2123.387.3衡速2206.37.61绘制工作原理图图4-1工作原理图电器控制系统的设计为了提高机床的自动化程度和安全可靠度，本设计液压系统采用电器控制。由于液压系统有三个电磁阀，线圈由PLC控制，其工作顺序功能图如下图所示。本系统需要四个输入点，三个输出点，采用FX0N-24MR型，电源电压AC100240V，满足使用要求图5-1图5-1工作顺序图方案分析本系统设计时,考虑到立式钻床的直线往复运动，若“工进”状态采用行程开关控制，必将和“快退”状态发生冲突。因而将工进状态改用延时定时器控制，便能很好地解决该问题。工作过程系统的工作过程如图所示，按动开关S20,X001接通，Y000线圈通电，常开触点动作，X001自锁，动作启动。电磁换向阀①和③接通。工作台快速上升，与此同时，定时器开始计时3s,T0的常开触点闭合，常闭触点打开，延时3s后，线圈失电，的常开触点复位，即快进过程结束。且的常闭触点复位，进入工进过程。此时，Y001线圈接通，即电磁换向阀②动作，当工作台碰到行程开关S22时，X002接通，Y002线圈通电，则其常闭触点打开，即工进过程结束，开始快退过程，当工作台碰到行程开关S23时，工作台停止，即整个工作过程结束。本系统充分利用了自锁和互锁控制，可靠的保证了工作循环的安全平稳性。其梯形图、硬件图如5-2和5-3所示.图5-2PLC梯形图图5-3硬件图参考文献[1]任嘉卉主编公差与配合手册第2版：机械工业2000(9)[2]冯辛安主编机械制造装备设计：机械工业1998[3]工学院戴曙主编金属切削机床设计：机械工业1978[4]吴相宪王正为黄玉堂主编实用机械手册：中国矿业大学2001（9）[5]传绍孔庆华主编极限配合与测量技术基础：同济大学1983[6]市金属切削技术协会编金属切削手册第3版：科学技术出版2003[7]机械工程手册电机工程手册编辑委员会机械工程手册第2版：机械工业1997[8]机械设计手册编写组机械设计手册第二册（上下册）[9]纺织工学院工业大学天津大学主编机床课程设计图册：科学技术[10]徐灏主编新编机械设计师手册上册：机械工业1995[11]专用机床设计与制造编写组专用机床设计与制造下册第二版人民[12]濮良贵纪名刚主编机械设计第七版：高等教育2001(2004重印)[13]机械设计便览编写组机械设计便览天津科学技术[14]煤炭工业部编液压传动设计手册科学技术1981年4月新1版[15]天无主编简明机械工程师手册上册科技1988年5月第一版[16]组合机床研究所编组合机床设计第一册机械部分机械工业出版1975年6月第一版[17]Gommans,M.,Krishnan,K.S.&Scheffold,K.B.FrombrandloyaltytoE-loyalty:Aconceptualframework[J].JournalofEconomicandSocialResearch,2001,3(1):43-58[18]Morgan,R..M.&Hunt,S.D.Thecommitment-trusttheoryofrelationshipmarketing[J].JournalofMarketing,1994,58(3):20-38[19]Zeithaml,V.A.,Berry,L.L.&Parasuraman,A.Thebehaviouralconsequencesofquality[J].JournalofMarketing,1996,60(2):31-46附录1中文翻译故障的分析、尺寸的决定以及凸轮的分析和应用前言介绍：作为一名设计工程师有必要知道零件如何发生和为什么会发生故障，以便通过进行最低限度的维修以保证机器的可靠性。有时一次零件的故障或者失效可能是很严重的一件事情，比如，当一辆汽车正在高速行驶的时候，突然汽车的轮胎发生爆炸等。另一方面，一个零件发生故障也可能只是一件微不足道的小事，只是给你造成了一点小麻烦。一个例子是在一个汽车冷却系统里的暖气装置软管的松动。后者发生的这次故障造成的结果通常只不过是一些暖气装置里冷却剂的损失，是一种很容易被发现并且被改正的情况。能够被零件进行吸收的载荷是相当重要的。一般说来，与静载重相比较，有两个相反方向的动载荷将会引起更大的问题，因此，疲劳强度必须被考虑。另一个关键是材料是可延展性的还是脆性的。例如，脆的材料被认为在存在疲劳的地方是不能够被使用的。 很多人错误的把一个零件发生故障或者失效理解成这样就意味着一个零件遭到了实际的物理破损。无论如何，一名设计工程师必须从一个更广泛的围来考虑和理解变形是究竟如何发生的。一种具有延展性的材料，在破裂之前必将发生很大程度的变形。发生了过度的变形，但并没有产生裂缝，也可能会引起一台机器出毛病，因为发生畸变的零件会干扰下一个零件的移动。因此，每当它不能够再履行它要求达到的性能的时候，一个零件就都算是被毁坏了（即使它的表面没有被损毁）。有时故障可能是由于两个两个相互搭配的零件之间的不正常的磨擦或者异常的振动引起的。故障也可能是由一种叫蠕变的现象引起的，这种现象是指金属在高温下时一种材料的塑性流动。此外，一个零件的实际形状可能会引起故障的发生。例如，应力的集中可能就是由于轮廓的突然变化引起的，这一点也需要被考虑到。当有用两个相反方向的动载荷，材料不具有很好的可延展性时，对应力考虑的评估就特别重要。 一般说来，设计工程师必须考虑故障可能发生的全部方式，包括如下一些方面：——压力——变形——磨损——腐蚀——振动——环境破坏——固定设备松动 在选择零件的大小与形状的时候，也必须考虑到一些可能会产生外部负载影响的空间因素，例如几何学间断性，为了达到要求的外形轮廓及使用相关的连接件，也会产生相应的残余应力。凸轮是被应用的最广泛的机械结构之一。凸轮是一种仅仅有两个组件构成的设备。主动件本身就是凸轮，而输出件被称为从动件。通过使用凸轮，一个简单的输入动作可以被修改成几乎可以想像得到的任何输出运动。常见的一些关于凸轮应用的例子有：——凸轮轴和汽车发动机工程的装配——专用机床——自动电唱机——印刷机——自动的洗衣机——自动的洗碗机高速凸轮(凸轮超过1000rpm的速度)的轮廓必须从数学意义上来定义。无论如何，大多数凸轮以低速(少于500rpm)运行而中速的凸轮可以通过一个大比例的图形表示出来。一般说来，凸轮的速度和输出负载越大，凸轮的轮廓在被床上被加工时就一定要更加精密。材料的设计属性当他们与抗拉的试验有关时，材料的下列设计特性被定义如下。静强度：一个零件的强度是指零件在不会失去它被要求的能力的前提下能够承受的最大应力。因此静强度可以被认为是大约等于比例极限，从理论上来说，我们可以认为在这种情况下，材料没有发生塑性变形和物理破坏。刚度： 刚度是指材料抵抗变形的一种属性。这条斜的模数线以及弹性模数是一种衡量材料的刚度的一种方法。弹性： 弹性是指零件能够吸收能量但并没有发生永久变形的一种材料的属性。吸收的能量的多少可以通过下面弹性区域的应力图表来描述出来。韧性： 韧性和弹性是两种相似的特性。无论如何，韧性是一种可以吸收能量并且不会发生破裂的能力。因此可以通过应力图里面的总面积来描述韧性，就像用图2.8b描绘的那样。显而易见，脆性材料的韧性和弹性非常低，并且大约相等。脆性： 一种脆性的材料就是指在任何可以被看出来的塑性变形之前就发生破裂的材料。脆性的材料一般被认为不适合用来做机床的零部件，因为当遇到由轴肩，孔，槽，或者键槽等几何应力集中源引起的高的应力时，脆性材料是无法来产生局部屈服的现象以适应高的应力环境的。延展性： 一