多轴专用钻床

济南大学毕业设计-PAGE41-1前言1.1选题背景公元前4000年，人类就发明了打孔用的装置。古人在两根立柱上架个横梁，再从横梁上向下悬挂一个能够旋转的锥子，然后用弓弦缠绕带动锥子旋转，这样就能在木头石块上打孔了[1]。不久，人们还设计出了称为“辘轳”的打孔用具，它也是利用有弹性的弓弦，使得锥子旋转。到了1850年前后，德国人马蒂格诺尼最早制成了用于金属打孔的麻花钻；1862年在英国伦敦召开的国际博览会上，英国人惠特沃斯展出了由动力驱动的铸铁柜架的钻床，这便成了近代钻床的雏形。以后，各种钻床接连出现，有摇臂钻床、备有自动进刀机构的钻床等。由于工具材料和钻头的改进，加上采用了电动机，大型的高性能的钻床终于制造出来了。第二次世界大战以后，由于数控和群控机床和自动线的出现，机床的发展开始进入了自动化时期。以美国和苏联为首的超级大国制造业逢勃发展，电气化时代到来，先后崛起了欧盟和日本。生产设备的机械化，生产线的流程化，大大促进了制造业的发展。机械制造的电气化使其加工生产的自动化大幅度提高，生产效率也大幅度提高。特别是在机械母机的快速发展，各种制造装备的更新换代的周期也大大缩短。20世纪70年代初，钻床在世界上主要采用普通继电器控制的。如70年代至80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，日本神崎高级精工制作所的DEG型等钻床都是采用继电器控制的[2]。各种型号的钻床也相续运用到生产之中。80年代后期由于数控技术的出现才逐渐开始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90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直线导轨以外，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调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交叉或任意角度、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，各个国家而专门开发研制多种专用深孔钻床。到了当代，信息化的快速发展。电子科技在机械生产的广泛的应用，不仅取代了复杂的机械结构，自动化程度基本完善。特别是计算机语言的应用，促使大批的先进的数控车床的涌现。其中，在硬件方面，各种芯片的研发和模块化镶入系统的开发都使复杂的机械结构微电子化。在软件方面，有简单不易使用和记忆的机器语言发展到低级语言——汇编语言，后来又出现了利于人机交互的高级语言，如C语言，C++语言等。这些都促进了机械加工的数字化，各式各样的数控钻床应用的生产之中。1.2多轴机床在我国的发展与现状我国加入WTO以后，制造业所面临的机遇与挑战并存、组合机床行业企业适时调整战略，采取了积极的应对策略，出现了产、销两旺的良好势头，截至2005年4月份，组合机床行业企业仅组合机床一项，据不完全统计产量已达1000余台，产值达3.9个亿以上，较2004年同比增长了10%以上，另外组合机床行业增加值、产品销售率、全员工资总额、出口交费值等经济指标均有不同程度的增长，新产品、新技术较去年年均有大幅度提高，可见行业企业运营状况良好。组合机床及其自动线是集机电于一体是综合自动化度较高的制造技术和成套工艺装备。它的特征是高效、高质、经济实用，因而被广泛应用与工程机械、交通、能源、军工、轻工、家电行业。我国的传统的组合机床及组合机床自动线主要采用机、电、气、液压控制，它的加工对象主要是生产批量比较大的大中型的箱体类和轴类零件（近年研制的组合机床加工连杆、板件等也占一定份额），完成钻孔、扩孔、铰孔，加工各种螺纹、镗孔、车端面和凸台，在孔内镗各种形状槽，以及铣削平面和成型面等。组合机床的分类繁多，有大型组合机床和小型组合机床，有单面、双面、三面、卧式、立式、倾斜式、复合式，还有多工位回转台组合机床等；随着技术的不断是进步，一种新型的组合机床——柔性组合机床越来越受人们是亲昧，它应用多位主轴箱、可换主轴箱、编码随行夹具和刀具的自动更换，配以可编程序控制器（PLC）、数字控制（NC）等，能任意改变工作循环控制和驱动系统，并能灵活适应多种加工的可调可变的组合机床[4]。另外，近年来组合机床加工中心、数控组合机床、机床辅机等在组合机床行业中所占份额也越来越大。80年代以来，国外组合机床技术在满足精度和效率要求的基础上，正朝着综合成套和具备柔性的方向发展。组合机床的加工精度、多品种加工的柔性以及机床配置的灵活多样方面均有新的突破性进展，实现了机床工作程序软件化、工序高度集中、高效短节拍和多功能知道监控。国外为了减少机床数量,节省占地面积,对组合机床这种工序集中程度高的产品,继续采取各种措施,进一步提高工序集中程度。如采用十字滑台、多坐标通用部件、移动主轴箱、双头镗孔车端面头等组成机床或在夹具部位设置刀库,通过换刀加工实现工序集中,从而可最大限度地发挥设备的效能,获取更好的经济效益。1.3多轴机床发展趋势钻床的发展由原始的简单的木质手工钻发展到简单的机械钻床，由一坐标单孔单工位加工发展多为多孔的发杂加工，有原来的不易加工操作的复杂机械体发展到数控中心。简而言之，钻床的发展由原始的机械的单一加工到现在的数控中心的斜面上的孔的加工。这不仅是制造业的发展，也是人类文明的进步。从人机学原理来讲，现在的钻床更适合操作者使用，并且使操作者的劳动强度大大降低；从生产效率来讲，现在的机床自动化程度高，机械手的开发和使用，使装夹更为方便快捷，加工更加灵活；从制造工艺方面讲，现在的钻床设备引入微电子技术，这使其复杂的机械传动结构在很大程度上简化，且便于操作和维护。本设计从企业的角度出发，本着简单化机械传动本体降低机床成本，并能实现一次装夹完成多个工位孔的钻削工作提高生产效率。本次设计的课题是一台盘类零件加工的专用钻床，特别是对法兰孔的加工，具有成本低，效率高的优点。1.4选题的目的及意义众所周知，在实际生产中钻床是具有广泛用途的通用性机床。尤其是现代机械制造业中，企业对专用机床有着广泛的需求。不过，一般钻床对操作人员的技术要求较高劳动强度大，专用性能低，生产率不高且不能保证精度;而多轴专用钻床操纵方便、省力、容易掌握，不易发生操作错误和故障，不仅能减少工人的疲劳，保证工人和钻床的安全，还能提高钻床的生产率，提高了加工设备的性价比。特别是在大批量生产或者是流水线作业时，专用多工位加工设备显得尤为重要。本设计针对一般钻床某些缺点及加工对象的具体情况设计一台多孔专用四轴钻床，能实现一次走刀四个工位孔的钻削加工的专用箱体类或盘类零件机床。对于批量生产的盘类零件或箱体类的同一端面的孔的钻削加工具有装夹方便，效率高，尺寸精度容易满足的优点。设计包括总体设计，主轴箱设计，电动机的选型和传动部分设计动力部件的设计以及底座的设计，从经济效益和人机关系等技术经济指标出发，力求达到满足性能要求，以满足企业的使用要求，从而能更好的服务社会。我国是制造大国，我们应站在国家安全战略的高度来重视数控技术和产业问题，首先从社会安全看，因为制造业是我国就业人口最多的行业，制造业发展可提高人民的生活水平，而且还可缓解我国就业的压力，保障社会的稳定。组合钻床是典型金属切削机床，通过毕业设计可使所学机械学、力学、电工学知识得到综合应用。结构设计及控制系统设计能力都能受到训练，可有力的提高学生的分析问题、解决问题能力。经过此课题的设计，掌握组合钻床的整体布局，主轴箱箱体结构，变速传动系统功率的分配，以及进给系统的运动原理等问题；还掌握整体零部件的加工装配的工序，从而，从细节上掌握了整个机床的结构关系。从而掌握在加工过程中组合机床动作的运动原理和现实事物的结合,这将成为我们在将来的工作学习中不可缺少的经验积累。2多轴专用钻床的总体设计2.1概论多空专用四孔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，人机要求和经济性能往往起着决定性的作用。本设计根据具体加工对象的具体尺寸情况进行专门设计，这次设计以加工圆盘类零件为例专用加工作业的四孔轴钻床，这也是当前较为普遍的做法。评价一台机床的优劣性能，主要是根据技术经济指标来判断的。本次机床设计的性能可从经济效益和人机关系等以下几个方便几个方面进行分析讨论。2.1.1性能要求1.工艺范围机床的工艺范围是指机床适用不同生产的能力[5]。大致包括以下内容：机床可以完成的工序种类：加工零件的类型，材料和尺寸范围;毛皮种类。本次设计的多孔专用钻床适用加工尺寸为160mm的正方形四个端点上的孔，效果最佳;也同时可以钻距离为160或160的两个孔的钻削作业。此设计虽然柔性差，但对于加工四个孔的加工，能充分发挥本机床的强大优势。2.加工精度和表面粗糙度加工精度包括形状和相互位置等方面[6]。机床的加工精度即被加工零件在尺寸，是指被加工零件孔的位置和精度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。机床加工的工件表面粗糙度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。本设计采用吸振材料铸铁加工主轴箱箱体，电机座，立柱和底座，可大幅度吸收机床产生的震动。另外，考虑到生产效率，机床工作一般运作周期10个小时，工作平稳，产生震动较小。故加工质量可有所提高。3.生产率机床的生产率通常是指在单位时间内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。因为加工时进给速度是一定的，所以特别值得考虑的是装夹，拆卸时间和空车回刀时间，空车时快速进给时间。4.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。本设计只要安装上自动化得工作台和简单的电气部分即可改装成专用的多孔钻床。5.可靠性可靠性也是机床的工作一项重要的技术指标。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。机床的可靠性越高，其工作时出现的故障的机会就越少，这样就可以避免大大减少维修费用和维修时占用的时间，从某些方便来讲，也提高了机床的加工效率。6.机床寿命机床寿命是指机床在保证它加工的产品精度的时间内能够作业的最长时间。由于技术设备更新的加速，更新换代较快，对机床寿命所要求的时间也在逐渐减短。不过，对于一台一般性机床来讲，应该保障十年的工作寿命还是必须的。2.1.2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[7]。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。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。2.1.3机床的过程设计中，从操作者的舒适程度考虑，机械体运用的人性化设计是值得重视的。机床的设计应考虑到，人的生理特征和骨骼结构的特点，使人处在某些状态和运动中最舒适省力[8]。其设计应尽可能的操作方便，容易掌握，不易发生操作错误和故障。这样不仅保障了生产效率，还减低了工人劳动强度和提高机床的生产率。2.2四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。2.2.1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。2.2.2专用机床加工工件的工艺方法是多种多样的。在设计四轴钻床时，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。因此在确定专用四轴钻床的总体布局时应首先分析和选择合理的加工工艺。2.2.3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。把运动完全分配给刀具的方案，一般用于重型工件的加工。不过，为了增加被加工的柔度范围，本设计采用主轴箱运动带动刀具运动，来完成进给运动，从而实现钻削加工。2.2.图2-1整体布局图多轴钻床的整体布局图如图2-1所示。考虑到机床的外观，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[9]。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。但这类布局型轮辐专用多轴钻床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。2.2.由于机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。2.2.机床的生产批量不同，其结构可能完全不同。对于大批量生产，制造多轴专用钻床，一次完成四孔加工，效率高，劳动强度低，从而节约人力和时间。2.3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。本次设计的机床是多轴专用钻床。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2可以看出，此步工序是对轮辐面上四个直径为必10的孔进行钻削加工。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，一个零件需要加工四次，劳动强度大，生产率低且不能保证精度。为了保证配合质量，提高生产效率和减小操作者的劳动强度，可使用一次完成四个孔的钻削钻床工作，从而节省人力和时间。被加工件加工后的零件图如图2-2所示：图2-2被加工件2.4设计的基本内容本次设计的课题是提供一种快速装夹，一次走刀多工位孔的钻削加工的专用箱体类或盘类零件钻削加工的机械装置。此设计对于批量生产的盘类零件或箱体类的同一端面的孔的钻削加工具有装夹方便，效率高，尺寸精度容易满足的优点。我们可根据工件上孔的位置分布，设计出与之对应的多头钻盘或者直接改变传统钻床的主轴箱的传动机构使之可装夹若干把刀具，从实现多个工位在一次走刀过程中完成。设计内容主要包括：机架，多头钻盘或主轴箱，夹具，传动系统等。2.4.1主轴箱的设计包括动力源─电动机的功率，扭矩以及转动惯量的折算的计算和传动链类型的选择和传动比的计算。另外，还应包括传动轴尺寸的设计和强度的计算（多孔加工的各轴的功率的实现，主要依靠电机拖动和通过齿轮啮合方便可靠的实现）；主轴箱的尺寸，形状以及方便润滑和散热的设计。2.4.2进给机构的设计对于刀具进给，可根据生产的需要采用手动或者液动。主要包括传动导轨的计算和选型，导向导轨的计算和选型，另外还应在计算动强度的同时对导轨的静强度校核。对于进给运动的动力方面，应根据具体工况选择进给电机或液压马达的功率。2.4.3夹具的设计本次设计的课题采用依靠工作台（限制3个自由度）和两个侧面（分别限制1个自由度，共同限制1个自由度）限制6个自由度，采用一个偏心轮实现快速加紧和拆卸。可以根据加工的零件的尺寸设计出快速装夹的夹具，此夹具在满足快速装夹的同时更应满足可靠性和被加工件的位置精度。2.4.4结构的设计从整体的角度出发，把各部分零件的结构设计好的同时，也应满足整体的装配精度，方便维护，容易散热和润滑；从操作者的角度考虑，此机床应尽量使操作者使用方便，满足人机学的基本要求。2.4.5编写设计说明书所设计的多轴专用钻床可以在保证精度的要求下实现四个孔同时加工，从而提高了生产效率，保证加工零件的质量、产量和降低生产成本。3多轴专用钻床部件设计多轴专用钻床的零部件关系的床子的使用性能和加工精度。它的设计主要是主轴箱的零部件设计，主轴箱的设计是本次设计的中心设计部分。它包括：电动机的选择、轴的结构和尺寸设计、齿轮的结构和尺寸设计、轴承的选用、联轴器的选用、键的选用以及重要部件的强度校核。3.1电动机的选择机床刀具的切削用量，切削力，扭矩的大小以及机床工作的环境决定了要选择的电动机的类型。电动机的选择也是比较重要的，功率如果选取过大，使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，电动机常时间处于过载运行状态，大大降低了它的使用寿命，增加了维护和维修的费用；更有时机床达不到设计提出的使用性能要求，大幅度降低了机床的使用性能。本设计主运动采用电动机带动，进给运动采用司服电动机带动丝杠螺母副运动。3.1.1切削用量的确定切削用量选用的恰当，能使六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。确定了在组合机床上完成的工艺内容了，就可以着手选择切削用量了。因为所设计的组合机床为多轴同步加工在大多数情况下，所选切削用量，根据经验比一般通用机床单刀加工低30%左右.多轴主轴箱上所有刀具共用一个进给系统，通常为标准动力滑台，工作时，要求所有刀具的每分钟进给量相同，且等于动力滑台的每分钟进给量(mm/min)应是适合有刀具的平均值。工作时，四轴钻床的四把刀具同时运转，为了使机床不经常停车，换刀，以提高生产效率，所以选择的切削用量要比一般的钻床低一些。总的来讲，多轴专用钻床不宜采用较大的切削速度和进给量。由于箱盖孔的加工精度、工件材料、工作条件、技术要求都是相同的。按照经济地选择满足加工要求的原则，采用查表的方法查得:钻头直径D=l0mm，45钢HB175-227，查《组合机床设计》[10]第一册“机械部分”表格2－13“钻孔的切削用量”得，V=12～20m/min，f=0.1～0.4mm/r；本设计选取V=15m/min，f=确定切削力、切削扭矩、切削功率根据选定的切削用量(主要指切削速度v及进给量f)确定切削力，作为选择动力部件(滑台)及夹具设计的依据;确定切削扭矩，用以确定主轴及其它传动件(齿轮，传动轴等)的尺寸;确定切削功率，用以选择主传动电动(一般指动力箱)功率，通过查表[11]计算如下:布氏硬度：HB=HB-1/3（HB-HB）=229-1/3（229-197）=281.33(3.1)切削力：F=26DfHB=26×10×0.15×218.33=1443.16(N)（3.2）切削扭矩：T=10DfHB=10×10×0.15×218.33=4405.01(Nmm)(3.3)切削功率：P===0.22(kw)(3.4)轴向力：F=CDtSK=37.8×[0.5×(32-29.5)]×0.4×()=25.84(N)（3.5）钻头转速：n===477.7(r/min)（3.6）式中:HB—布氏硬度F—切削力(N)F—轴向力（N）D—钻头直径(mm)f—每转进给量(mm/r)T—切削扭矩(Nmm)v—切削速度(m/min)P—切削功率（kw）n—钻头转速（r/min）3.1.3主轴运动的电动机的选择由③得，总的切削扭矩:M=T×n=4405.01×4=17620.04(Nmm)(3.7)由④得，总切削功率：P=P×n=0.22×4=0.88(kw)(3.8)由经验，可令传动机构的机械效率为=95%，其他损失的效率为＝95％测被选电动机功率为：P===0.97(kw)(3.9)根据以上计算，选择拖动主轴运动的电动机。查《机械设计课程设计手册》[12]表12—1，选取电动机的型号为Y90L—4;其额定功率P=1.5kw，满载转速n=940r/min，堵转转矩M=2.0Nm，最大转矩M=2.0Nm，质量m=33kg。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380VB级绝缘。3.2主轴传动链的设计主轴传动链的设计，在本次设计中至关重要。它关系到被加工件的加工质量问题，直接影响到机床的使用性能。另外，主轴传动链的结构关系到整个组合钻床的整体布局。所以，设计中应该注意的是，对传动链尺寸结构的设计，以便达到，整体布局合理，使用效果理想的最佳机械状态。3.2.1各轴的型式和直径轴Ⅰ的设计由于电动机轴的直径d=24，初定本设计用联轴器为弹性套筒联轴器LT4-J型连接。所以，与其连接轴的直径应20mm,22mm,24mm,25mm,28mm，选用24mm。故，可有经验设此轴的最小直径为24mm，转速为940r/min，传动功率为0.88kw，轴上从动齿轮设为标准的直齿圆柱齿轮，假设，齿轮的模数为m=2，齿数为z=25，齿轮材料为45钢。其尺寸设计和安装位置如图3-1所示：(1)轴的结构设计拟定轴的装配方案如图3-1所示，齿轮和轴承全部从轴的右端装入。确定各轴段的长度和直径装轴承处得直径应大于最小直径，故选取从右端第二段轴的直径为d=25mm，装齿轮的直径更大，可取d=30mm，为了便于轴向定位，此段初定长度l=40mm应该小于齿轮宽度B，齿轮的左端采取轴端固定，可取轴肩的长度l2=30mm;左轴承也是从右端装如（或从侧口装如），两端的轴承型号相同。选定轴承根据齿轮仅受径向力和圆周力，故轴上不受轴向力；且轴径及长度已经算出。所以，选择深沟球轴承6005，其宽BD=14mm，外径D=47，小径d=25mm。轴上零件的圆周固定本设计中齿轮、联轴器和轴的周向定位均采用普通平键联结。联轴器和轴的周向定位采用定位平键，可选b×h×l=8×7×30,配合采用；值得注意的是齿轮的工程直径:d＝m×z=2×24=48(mm)(3.10)而轴的直径为d’=35mm，故为达到使用强度，可拟定此轴设计为齿轮轴。⑤确定轴上的圆角和倒角尺寸取周端倒角为2×45°，轴肩处圆角见图。图3-1主轴箱输入轴（轴Ⅰ）的装配尺寸图（2）求输出轴上的功率P和转矩T取齿轮的传动效率（含轴承效率）=0.97，则功率P=P=1.5×0.97=1.455(kw)(3.11)转矩T=9.55×10×=14782.18(Nmm)(3.12)（3）计算齿轮受力圆周力F===615.92(N)(3.13)径向力F=F×tan=615.92×tan20°=224.18(N)(3.14)轴向力由于本设计中此齿轮使用的是标准的直齿圆柱齿轮，所以F=0(3.15)（4）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表3-1[13]轴常用几种材料[]和A，选取A=110，则轴的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr、35SiMn、38SiMnMo[]/MPa15～2520～3525～4535～55A149～126135～112126～103112～97表3-1轴常用几种材料[]及Ad≥=A=110×=12.72(mm)(3.16)考虑到轴与联轴器有键连接，故轴的直径可增加5%～10%，此处增加7%，即d≥1.07×12.72=13.61mm。查《机械设计计算手册》[14]表9-13，此处取轴的最小直径为25mm。所以，轴受力和弯矩的图如图3-2所示：图3-2轴Ⅰ受力和弯矩分析图轴的计算简图（即力学模型）如图3-2（a），根据轴受力图和力矩图如图3-2（b），可得到受弯矩如图3-2（c），总的弯矩图如图3-2（d），其扭矩图如图3-2（e）。（5）联轴器的选择根据《机械设计计算手册》表9-14，查工作情况系数K=1.5,则T=K×T=1.5×14782.18=22173.27(Nmm)(3.17)查标准GB/T5843—1986选取LT4-J型弹性套筒联轴器，其孔径D=24mm,故取轴的最小直径为D=24mm，总长为L=40mm。（６）按弯扭合成强度理论校核轴的强度①求出轴受力并画出受力图水平支撑力ＲＨＡ＝ＲＨＢ＝＝＝357.96(Ｎ)(3.18)垂直面的支撑反力ＲVA===167.80(N)(3.19)RVB===-56.37(N)(3-20)②计算弯矩并画出弯矩图水平弯矩MHC=RHCL１=357.96×128=485818.88(N.mm)(3.21)垂直扭矩C点左侧MVC１＝RＶＡL１＝167.80×128＝21478.4(Nmm)(3.22)C点右侧MVC2＝RＶＢL２＝-70×43＝-3010(Nmm)(3.23)③求合成弯矩画出弯矩合成图C点左侧MC1===486293.44(Nmm)(3.24)C点右侧MC2===485828.50(Nmm)(3.25)④做出扭矩图C点左侧Ｔ１＝14782.18(Nmm)C点右侧Ｔ２＝0⑤做出合成弯矩图该轴为单向转动，转矩产生的弯曲应力应该遵循脉动循环应力规律，故查《机械设计》（第八版）取ɑ＝0.59，则C点左侧Mca1===486371.64(Nmm)(3.26)C点右侧Mca2===485828.50(Nmm)(2.27)⑥按弯扭合成强度理论校核轴的强度校核剖面C处的强度===43.98(MPa)(3.28)==0(3.29)根据《机械设计计算手册》表9-15可得到45钢，B=640Mpa,-1=275Mpa,-1=155Mpa,[-1]=60Mpa,故满足要求。(7)精确校核危险截面的安全系数①校核截面C＝==43.93(MPa)（3.30）＝=0（3.31）查《机械设计计算手册》第六章附件，轴上键槽处的有效应力集中系数表查得，k=1.65,k=1.55。查得由绝对尺寸影响系数＝0.74,=0.85。轴按磨削加工，查得表面质量系数==0.92，则轴的综合影响系数K=+-1=+-1=1.45（3.32）查得45钢的材料特性系数=0.1～0.2，取=0.15=0.01～0.1，取=0.08计算安全系数===2.71（3.33）S===10.1（3.34）S===2.62（3.35）故C截面安全。②校核截面D此截面无玩具作用，故按扭矩计算===0.67（MPa）（3.36）查《机械设计计算手册》第六章附件，因轴肩引起的理论应力集中系数得=1.18。查得材料的敏感系数=0.83。有效应力集中系数=0.85。按磨削加工，查得表面质量系数==0.92。则轴的综合影响系数k=1+q()=1.15,尺寸系数=0.87，截面所在的截面属于精加工表面，故表面质量系数=0.88，则综合影响系数K=-1=-1=1.46（3.37）查得45号钢的材料特性系数=0.01～0.1，取=0.08计算安全系数S===7.8S=1.5（3.38）故截面D安全。轴Ⅱ和轴Ⅲ的设计（传递分配功率和扭矩的轴）由于计算公式和过程基本上和轴Ⅰ一致，为了是说明书把其他部分书写的更全面；此处设计，可由经验值取大尺寸数据，因此，就不做大量的冗述，只书写结构设计；轴Ⅲ亦然。对于轴Ⅱ（如图3-3所示），其结构设计如下：图3-3传递轴（轴Ⅱ）的结构图①拟定轴的装配方案如图3-3所示，齿轮和轴承全部从轴的右端装入。②确定各轴段的长度和直径装轴承处得直径应大于最小直径，故选取从右端第一段轴的直径为d=40mm，装齿轮的直径更大，可取d=47mm，为了便于轴向定位，此段初定长度l=33mm应该小于齿轮宽度B，齿轮的左端采取轴端固定，可取轴肩的长度l2=30mm;左轴承也是从右端装如（或从侧口装如），两端的轴承型号相同。选定轴承根据齿轮仅受径向力和圆周力，故轴上不受轴向力；且轴径及长度已经算出。所以，选择深沟球轴承6008，其宽BD=15mm，外径D=68，小径d=40mm。④轴上零件的圆周固定本设计中齿轮、联轴器和轴的周向定位均采用普通平键联结。齿轮和轴的周向定位采用定位平键，可选b×h×l=8×7×25,配合采用。⑤确定轴上的圆角和倒角尺寸取周端倒角为２×４５°，轴肩处圆角见图。对于轴Ⅲ（如图3-4所示），其结构设计如下：图3-4主轴（轴Ⅲ）结构图①拟定轴的装配方案如图5所示，齿轮和轴承全部从轴的右端装入。②确定各轴段的长度和直径装轴承处得直径应大于最小直径，故选取从右端第一段轴的直径为d=35mm，装齿轮的直径更大，可取d=42mm，为了便于轴向定位，此段初定长度l=33mm应该小于齿轮宽度B，齿轮的左端采取轴端固定，可取轴肩的长度l=30mm;左轴承也是从右端装如（或从侧口装如），两端的轴承型号相同。选定轴承根据齿轮仅受径向力和圆周力，故轴上不受轴向力；且轴径及长度已经算出。所以，选择角接触球轴承7007C/AC，其宽BD=14mm，外径D=62，小径d=35mm。轴上零件的圆周固定本设计中齿轮、联轴器和轴的周向定位均采用普通平键联结。齿轮和轴的周向定位采用定位平键，可选b×h×l=12×7×25,配合采用。④确定轴上的圆角和倒角尺寸取周端倒角为２×４５°，轴肩处圆角见图。3.2.2齿轮尺寸和结构的设计齿轮尺寸的设计是齿轮箱设计的关键环节，它的尺寸大小将直接影响到主轴箱的内壁尺寸，从而影响到整体布局[15]。因此，在齿轮设计中不仅要考虑到齿轮的强度要求，还要考虑到尺寸的优化，尽量使结构小巧、紧凑，从而节省主轴箱的用料，降低装配后主轴箱的重量，使在工作中，钻头快退、快进更加灵活。①齿轮模数m可按下式估算:m=(30～32)=31×=1.7（3.39）式中:m一估算齿轮模数P—齿轮所传递率(kw)z—对啮合齿中的小齿轮数n—齿轮的转速(r/min)由于载荷平稳，且无冲击轻载。故选用m=2即可。②总传动比的计算已知电动机的转速n=940r/min，有计算得出了钻头的转速n=477.7r/min，所以，从电动机到钻头的传动比为：i===1.97（3.40）③确定齿轮齿数设计过程中，为了尽量避免齿轮传动中出现加速，故选择齿轮齿数一般主动轮要小于从动轮。但是，当齿轮传动的中心距一定时，此处在分配功率和扭矩的轴Ⅱ和轴Ⅲ之间的齿轮传动，中心分配轮的尺寸对整体尺寸大小影响较为明显（如图3-5所示）。所以，为了优化结构，此处传动设计出现小量的提高转速，使得整体结构得到优化。拟定此处的传动比为i==0.79（3.41）图3-5功率分配齿轮结构尺寸图有公式d=mz，得到中心距LL===z+z（3.42）故，可得齿轮的分度圆直径为d=126mm，d=100mm。最小齿数的确定为了保证为保证齿轮齿根强度，应使齿根到孔壁或键槽的厚度a≥2m,驱动轴的直径为d=30mm，有《机械零件设计手册》知，如图3-6所示齿轮t=33.3mm，当m=2时。驱动轴上最小齿轮齿数为:图3-6齿轮的最小壁厚Z≥2(t/m+2+1.25)一d/m=2×(33.3/2+2+1.25)一30/2=24.8（3.43）所以驱动轴齿数要大于等于25.为优化结构设计，且保障齿轮的强度，所以将主轴箱输入轴设计为齿轮轴。拟定齿轮轴的齿数为24。可得，分度圆直径大小为d=mz=2×24=48（mm）（3.44）设主轴箱输入轴与中心轴的传动比为i，有传动比公式可得i=i×i1.97=0.79×i故，i=2.49（3.45）所以中心轴的输入齿轮的直径大小为d=48×2.49=119.69（mm）（3.46）圆整后其直径为d=120mm。标准直齿圆柱齿轮的参数如下表3-2[16]所示名称代号公式齿形角A齿顶高系数hh=1顶隙系数CC=0.25模数mm=2齿数Z齿数比U=z/z齿宽b有强度和结构决定分度圆直径dd=ma基圆直径dd=dcos齿顶高hh=h×m齿根高hh=(h+C)m齿高hh=h+h齿顶圆直径dd=d+2hd=d+2h齿根圆直径dd=d-2hd=d±2h齿距pP=πm基节PP=cos表3-2圆柱直齿齿轮参数公式表所设计齿轮的尺寸如下表3-3名称齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径变速小齿轮24485243变速大齿轮60120124115分配中心轮63126130121输出轮5010010495表3-3所选齿轮参数表3.2.3由于主动轮的齿数小，考虑到转同样的时间，其每个齿啮合的齿数要比从动轮多。故，在设计中应对小齿轮适当的热处理和增加齿轮的宽度，来提高小齿轮的强度。而，中心的分配轮要与四个齿轮啮合，要达到与输出轮的同样的寿命，所以，也要采取同样的方法。现在，以小齿轮的强度校核为例对齿轮的校核：已知传递的功率P=1.45kw，小齿轮的转速为940r/min，齿数比为2.49，工作平稳，预计工作寿命为10年。（每年工作300天），两班制，工作状态平稳，无冲击。（1）选择齿轮的类型，精度等级，材料①选择直齿圆柱齿轮传动；②由于齿轮传动用于加工机床，由表3-4，故选用高等级精度，此处选用5级精度；应用范围精度等级应用范围精度等级测量此轮2～5航空发动机4～7透平减速器3～6拖拉机6～9金属切削机床3～8通用减速器6～8内燃机车6～7扎纲机5～10电汽机车6～7矿用绞车8～10轻型汽车5～8起重机械6～10载重汽车6～9农用机械8～10表3-4齿轮精度等级表③材料选择。按照《机械设计计算手册》表8-67选择小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为270HBW；大齿轮的材料为45钢(调质)，硬度为230HBW，二者的材料硬度差为40HBW；④软齿面传动，小齿轮的齿数z=24，大齿轮的齿数z=60；⑤按照齿面疲劳强度计算。由图8-22查得小齿轮的解除疲劳强度极限=600MPa，大齿轮的解除疲劳强度=550MPa；按《机械设计计算手册》表8-53中的计算公式，即=≤[]（3.47）式中：Z—节点区域系数，查图8-20此处取值Z=2.5Z—弹性系数，见表8-65，取Z=189.8K—使用系数，K=KKKK,查《机械设计计算手册》表8-60取使用系数K=1可按图8-18中降一级的精度线及v，取得动载系数K=1.13,齿间载荷分配系数K和K可取1；齿向载荷分配系数K=K=1.5K来计算，K为轴承系数。T—小齿轮名义转矩，Nm；T=14.78Nmd—小齿轮分度圆直径，mm；d=48m—齿轮的模数；m=2z—小齿轮齿数；z=24—齿宽系数，=，通常去=0.25～0.35，此处取=1/3.由图8-24可得，接触疲劳寿命系数K=0.90，K=0.95；取是小概率为1%，安全系数为S=1，有公式[]==0.90×600=540MPa（3.48）[]==0.95×550=522.5（MPa）（3.49）综合以上数据，可得==2.5×189.8×=18.41MPa≤[]故，设计合理，满足使用要求要求。3.3多轴箱箱体的设计尺寸的确定在箱体的设计中至关重要。箱盖如果设计的过厚，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箱体盖板安装于减速箱上，影响正常的工作。3.3.1材料的选取为了更好的吸收电动机和减速器产生的振动，箱体盖的材料选用铸铁HT200。查《新编机械设计师手册》171表1.2-1“铸铁最小允许壁厚，铸铁尺寸在500mm×500mm以上，铸铁允许最小壁厚为20mm3.3.2箱体的结构和尺寸的设计多轴箱的箱体的形状和尺寸，一般有安装其内部的零部件决定了。轴的装配长度决定了多轴箱箱体的高度；齿轮的布局展开尺寸决定了箱体内壁的尺寸大小。因此，此处以设计箱体的壁厚和轴承的安装位置以及电动机的安装位置尺寸为主。（1）箱体盖的设计设计箱体盖主要作用是安装电动机和联轴器，用来承受电动机和联轴器的重量，并吸收电动机工作时产生的一部分振动。查《新编机械设计师手册》[17]表7.2-27"TL型弹性套柱销联轴器外型和安装尺寸”。注意预留联轴器安装位置。①材料的选取为了更好的吸收电动机和减速器产生的振动，箱体盖的材料选用铸铁HT200。②尺寸的确定由于输出轴选用角接触球轴承7007C/AC，其宽B=15，一端用两个，安装轴承时用当权隔开，故其厚度应大于35mm，齿轮与箱体内壁的距离不低于3mm，考虑到其他因素，箱体盖板的厚度拟定为42mm。（2）箱体的结构和尺寸的设计图3-7箱体的整体装配剖视零件图箱体的装配结构如图3-7所示。其内壁的高度为h=120mm，长和宽l×b=270mm×270mm.外部整体尺寸（拆去电动机后的尺寸）高H=415mm，长和宽L×B=406mm×350mm。此处注意与立柱导轨连接部件的位置和尺寸的设计，用于进给运动的丝杠螺母座得位置和尺寸的设计。4立柱的设计多轴钻床的立柱主要是起到支撑主轴箱结构和完成钻头（包括整个主轴箱部分）的加工进给的作用。是本次设计的关键环节。对它的设计关系到床身的整体尺寸和外观。本次设计的立柱，改变先前钻床立柱的形式，利用和发挥专用钻床的优势，从而使此钻床从结构上到尺寸上的改变。图4-1立柱的结构布局图整体结构的设计如图4-1所示。因为本次设计是准用多轴钻床，故发挥专用机床的优势，将立柱设计为壳体结构，增加立柱的强度的同时，减少了钻床的重量。从而降底了制作机床的材料和成本。从制作工艺上讲设计主要采用铸造工艺，特别是一些加强筋板的设计，在加工时重要的被加工面是导轨安装面、轴承座安装面、步进电机的安装面以及与底座安装的表面。其余面表面粗糙度要求不高。另外，考虑到多轴箱的重量较大，安装在导轨上时，由于重力作用，使导轨受到一个倾覆力矩作用，容易使导轨变形，减少导轨的使用寿命和降低加工零件的质量。此外，不利于钻头的进给和快退。为了降低主轴箱的重力影响，此次设计在立柱的两侧采用配重的方法将多轴箱平衡掉。即以立柱上端链轮为支撑，采用了链条连接主轴箱和另一端的配重。这样，即降低了重力和力矩的影响，减小了丝杠和电机的型号从而减小了丝杠和电机的尺寸，还节约了能源。4.1进给丝杠螺母副的选择（1）滚珠丝杠副的静载荷的的计算拟定配重和主轴箱的重力差为（主轴箱较重）W=550N则丝杠的静摩擦力f’=uWzU—滚珠转动的摩擦系数，取u=0.2f’=uW=0.2×550N=110(N)（4.1）滚珠丝杠工作时的载荷为:切削力为F=1443.16×4=5772.64(N)（4.2）空载载荷F=f＋W=110+550=660(N)（4.3）最大载荷Fmax=5772.64N（4.4）式中，W—重力差，W=550N由于圆柱导轨垂直立式工作时，力臂L=0，所以M=0，计算滚珠丝杠的进给率引力Fm:Fm===4068.42(N)(4.5)式中，FX—拉压最大受力（N）f—轴套和轴架以及主轴的键上摩擦系数,取f=0.15M—丝杠受到的扭矩(N.cm)dz—主轴直径，（cm）(2)滚珠丝杠的额定动载荷计算:按设计参数要求的拉压行程计算滚珠丝杠的额定动载荷:C=Fmfw式中，Fm—进给率引力Fm，Fm=4068.42Nfw—负荷系数，查得fw=1.2L0—丝杠的螺纹导程，取L0=8mm滚珠丝杠的寿命（以10转为1单位）:丝杠的转速:n===37.5r/min(4.6)L===22.5(4.7)C=Fmfw=×4068.42×1.2=13782.7.1(N)(4.8)式中，L0—丝杠的螺纹导程，取L0=8mm。V—最大拉压力时的移动速度，可取最高进给速度的（1/2～1/3）,由于空载时，最高速度为1200mm/min,则此处取V=0.6m/min。L—寿命,以10转为1单位。C—最大动载荷。（N）(3)丝杠的最小底螺纹的计算:丝杠的最小螺纹底直径dm1=10=0.039=0.039=5.28mm(4.9)式中，d2m—丝杠的最小螺纹直径m—丝杠的最大轴向变形量,取m=6mmF0——静摩擦力，F0=110NL—丝杠的总长度，由L=1.3～1.5LS得L=1(4)滚珠丝杠副选型根据计算的滚珠丝杠的螺距L0，最小直径dm来选择丝杠副的型号，查表的选择滚珠丝杠副的型号为BNFNN4010—3，查的公称直径d0=40mm，滚珠丝杠机构布局如图4-2所示：图4-2滚珠丝杠结构布局图（5）传动效率计算=式中，—螺旋升角，查表得=2044—摩擦角，取=10滚动摩擦系数0.003～0.004===0.94(4.10)（5）计算最大轴向载荷Fzmax=Fmax=5772.64（N）(4.11)（6）确定滚珠丝杠的支撑轴承由于滚珠丝杠工作时为立式工作，所要求的轴承主要承受轴向载荷的轴向力，所以，选择能主要承受轴向方向的推力球轴承。根据已知的丝杠轴向力等条件支撑丝杠的轴承采用51208推力球轴承。轴承的d=40mm,D=68mm,T=19mm,承受的静载荷C=98.2KN,C=47.0KN.(7)计算最大轴向载荷滚珠丝杠工作时的最大拉压力为4068.42N,支撑间距为1000mm，丝杠螺母及轴承均进行预紧，预紧力为最大轴向载荷的1/3。①丝杠的拉伸或压缩变形量查图，根据Fm=4068.42N，D0=40mm,查L/L0=1.210可算出:=L=1.2101000=1.210(mm)(4.12)由于两端均采用向心推力轴承，且丝杠又进行了预拉伸，故丝杠的拉压刚度可以提高四倍，其实际变形量（mm）为:==1.210=0.003（mm）(4.13)②滚珠与螺纹滚道见接触变形查图，滚珠丝杠的滚珠和螺纹滚道接触变形量:=6.4(um)因进行了预紧，==6.4=3.2(um)(4.14)③支撑滚珠丝杠轴承的轴向接触变形:采用51208的推力球轴承，d=40mm滚动体直径d=9.5mm滚动体数量z=20=0.0024=0.0024=0.0083(mm)(4.15)因施加预紧力，故==0.0083=0.00415(mm)(4.16)根据以上计算:=++=0.003+0.0032+0.00415=0.01035<定位精度(4.17)（8）稳定性校核滚珠丝杠两端为推力轴承，不会产生失稳现象，不需要稳定性校核。4.2步进电机的选择由于本次设计中，设计了配重装置。它不仅调节主轴箱的重力作用，使导向导轨和丝杠导轨减小由于主轴的重力产生的倾覆力矩的影响，而且还降低了用于进给拖动的步进电机的负担。所以，步进电机功率选择不应很大，参考同类型机床，初选反应式步进电机150BF[18]，其转子转动惯量J=10㎏c㎡（1）变速齿轮的传动比拟定步进电机的脉冲当量为=0.01，已知滚动丝杠的导程为L=8.0mm，初选步进电机的步距角0.75。可计算传动比ii===0.6(4.18)可拟定齿轮的齿数比为I==(4.19)（2）等效传动惯量的计算图4-3进给机构传动布局简图如图4-3，传动系统折算到电动机轴上的传动惯量J（kg.cm）可由下式计算：J=J+J+()[(J+J)+()]J=0.78×10×d×L=0.78×10×4.8×3=1.24(kg.mm)(4.20)J=0.78×10×d×L=0.78×10×8×2.5=7.99(kg.mm)(4.21)J=0.78×10×4×100=19.97(kg.mm)W=550kg(4.22)代入上式可得，J=J+J+()[(J+J)+()]=10+1.24+（）[(7.99+19.97)+()]=21.63(kg.mm)(4.23)式中J—步进电机转子转动惯量(kg.mm)J、J—变速齿轮的传动惯量(kg.mm)J—滚动丝杆的转动惯量(kg.mm)。考虑到步进电动机与传动系统相匹配的问题。J/J=10/21.63=0.46(4.24)满足惯量的匹配要求。电机力矩计算机床在不同的工况下，其所需的转矩不同，以下按各种情况计算：快速空载气动力矩MM=M+M+MM=J=J×0.01(4.25)n=(4.26)带入前面的数据，解之得n==250（r/min）(4.27)起动加速时间t=30msM=21.63××0.01=188.69（Ncm）(4.28)附加摩擦力矩MM====103.65（N.cm）(4.29)折算到电机上的摩擦力矩MM====59.45（N.cm）(4.30)综上所述：M=188.69+59.45+103.65=351.79（N.cm）(4.31)快速移动所需力矩MM=M+M=59.45+103.65=163.10（N.cm）(4.32)最大切削负载时所需切削力矩MM=M+M+M=M+M+=59.45+103.65+=572.26（N.cm）(3.33)

从上面的计算可以看出，MM和M三种情况下，以切削加工时所需力矩最大，以此项作为初选步进电机的依据。从《机电专业课程设计指导书》表3-23查得，当步进电机为五拍十项时==0.951最大径转矩M===601.75（N.cm）(3.34)按此最大静转矩从《机电专业课程设计指导书》表3-23查出，150BF002型步进电动机最大静转矩为13.73N.m。远远大于所需的静转矩。故选用70BF004型最大静转矩为0.784㎏.m，且能满足大于所需要的最大静转矩。可作为选用机型。4.3配重的确定机构平衡块的重量应该等于移动部件总质量的75%～85%,其余未被平衡的15%～25%重量是由导轨的摩擦力和滑轮轴承、绳索上的摩擦阻力来补偿。拟定主轴箱的重量m=800kg。则，平衡块的重量m=800×80%=640kg(3.35)5其他部件的设计作为一个多轴钻床的整体，除了多轴箱的设计和和立柱的设计，还有底座的设计和工作台的设计也是比较重要的。因为，此次设计为专用多轴钻床，所以，对工作台要求不高，只要对普通钻铣床的工坐台稍加改造即可。底座的作用而对于底座的设计更加简单，可以参考普通机床的底座设计。底座的作用安装工作台和稳定机床以及固定机床床体。故，结构应厚实，适合选用铸造工艺加工；由于在底部，其强度要求不大，选材应为铸铁。本设计的特点是在工作台的上面设计一个快速定位的凸台。因为本机床主要是对圆盘类零件的加工，特别是法兰，加工零件的中心孔套在凸台上，可以达到快速定位的作用。如下图5-1所示。图5-1工作台机构布局图6结论随着毕业的日子的临近，毕业设计也接近了尾声。经过两个的奋战我的毕业设计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做毕业设计发现自己的看法有点太片面。通过本次多轴专用钻床的设计不仅是对大学几年里所学知识的一次回顾，而且也是对学习的一次总结，对自己能力的一种提高。这次毕业设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多，特别是，从整体布局出发，考虑到具体零部件时，也存在关键结构的设计和构思；也有将自己和别人的奇思妙想变成自己的设计。本次多周转用钻床的设计，我才明白学