鉆床主軸進給機構(gòu)改造——變速機構(gòu)設計【含CAD圖紙和畢業(yè)論文全套】

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專用多工位鉆削加工具 有較大的優(yōu)勢 它按照孔的分布位置 通過 PLC 控制可實現(xiàn)一次裝夾 多工位加工 從而保證了各孔間的位置及尺寸精度 對于在大批量生產(chǎn)模 式下的金屬切削加工應保證快速并且穩(wěn)定 必需設計出高效率的專用加工 設備 并要做到最合理 這樣才能保證加工質(zhì)量和提高生產(chǎn)率 擬采取的研究方法 技術(shù)路線 實驗方案及可行性分析 在畢業(yè)實習調(diào)研以及查閱有關資料的基礎上 結(jié)合鉆削加工的特點 設計出基于多工位加工的快速主軸 移動工作臺及回轉(zhuǎn)工作臺 實現(xiàn)在普 通鉆床一次裝夾多工位加工的高效機床 經(jīng)反復對各方案對比分析 采用 以專用機床與專用夾具為主組成生產(chǎn)流水線 提高機械加工效率以節(jié)省勞 動時間 通過實驗分析回轉(zhuǎn)加工的特點 改進專用機床的結(jié)構(gòu)設計 并采 用動作迅速并安全可靠的機構(gòu) 研究計劃及預期成果 通過現(xiàn)場調(diào)研 模擬 建模 實驗和機器調(diào)試 根據(jù)加工對象的具體 工藝要求來合理地改進多工位加工鉆床的結(jié)構(gòu)形式 提高機械加工效率以 節(jié)省勞動時間 并降低工人的勞動強度和企業(yè)的生產(chǎn)成本 特色或創(chuàng)新之處 適用于本廠的某加工生產(chǎn)線的優(yōu)化設計 力求在不影響加工的前提下 最大限度的減少成本 并降低工人的勞動強度和生產(chǎn)成本 已具備的條件和尚需解決的問題 針對實際機械加工過程中存在的工時定額問題 綜合所學的機械理論 設計 方法及工藝裝備 提高機械零件加工的精度及工藝成本 進而提升 學生開發(fā)和創(chuàng)新機械產(chǎn)品的能力 指導教師意見 指導教師簽名 年 月 日 教研室 學科組 研究所 意見 教研室主任簽名 年 月 日 系意見 主管領導簽名 年 月 日 The Features and Development History and Application of Hydraulic and Pneumatic Transmutation 1 The advantages of hydraulic transmission 1 A hydraulic system can produce higher power than electrical equipment under the same volume The hydraulic equipment system has smaller volume light high power consistency and compact configuration at a given power The volume and weight of a hydraulic motor are about 12 of an electric motor 2 Hydraulic equipment has a good working stability It is because of light less inertia quick response the hydraulic equipment can realize celerity start up brake and frequent change in motion direction 3 The hydraulic transmission can reach a wide range of speed regulation with the range of 1 2000 and the speed can also be regulated during the work processing 4 The hydraulic transmission can easily realize automation and the pressure flow rate and the flow direction can be regulated and controlled If we combine it with electric electron or pneumatic control systems a more complex transmission system with remote control can be realized 5 The hydraulic system can protect from over load easily which cannot be done by electricity or machine equipment 6 Because of standardization series and all purpose application the hydraulic system is easier in design fabrication and application 7 The hydraulic system is easier than machine equipment in doing line motion 2 The shortages of hydraulic transmission 1 Leak Oil leaks are inevitable because of the loss in fluid flow resistance So more energy loss exists in a hydraulic transmission 2 Working temperature The working temperature has strong effect on the working property of a hydraulic system because of the viscosity temperature character of hydraulic oil It is suitable for working in a proper temperature 3 Cost The cost is high because of the needs in high precision fabricate for hydraulic elements 4 It is difficult to find the reasons of fault 3 The advantages of pneumatic transmission 1 The air can be obtained and expelled from the atmosphere It cannot bring pollution to the environment 2 It is of low viscosity and lower pressure loss in pipes The pressure air is convenient for convergence supply and remote transportation 3 It is of low working pressure usually 0 3 0 8MP a Avowers material and fabricate precision is required for the pneumatic transmission elements 4 The pneumatic transmission has a simple servicing The air pipe is not easy to be jammed 5 Safety The pneumatic system can protect from over load easily 4 The shortcomes of pneumatic transmission 1 It is because of air compressibility The working stabilities for pneumatic transmission system are poorer than those of hydraulic transmission system 2 Because of lower working pressure and small size in configuration the push force of pneumatic transmission is usually very lower 3 Lower transmission efficiency To sum up the strong points of hydraulic and pneumatic transmission have taken the main advantages and the shortages have been overcome and improved by technical renovation The fundamental law underlying the whole science of hydraulics was discovered by Blasie Pascal a French physicist in the seventeenth century But it was not until the end of the 18 century that man found ways to make the snugly fitting parts required in hydraulic systems and other modern equipment Since then progress has been rapid Hydraulic transmission has been experiencing the process as below The 17th and 18th centuries were a productive period in the development of hydraulic theory Torricelli studied fluid motion in the early 17th century Late in that century Sir Isaac Newton conducted studies on viscosity and the resistance of submerged bodies in a moving fluid The key achievements of the period occurred in the middle of the 18th century when Daniel Bullion developed the theory of transmission of energy in fluid streams and Blas Pascal at about the same time established the principle of hydrostatic pressure transmission This principle was first used in the latter part of the 18th century The first hydraulic pressure machine was manufactured by England in the late 18th century The fundamentals of fluid theory were established by the above work and refinements were added by Navier who derived the mathematics of motion in liquids including equations for fluid flow with friction This was early in the 19th century It was followed by the work of Stokes who independently discovered the same equations and further extended the work of Navicert Recently hydraulic and pneumatic pressure transmission technology has been developed with a large scale petrolic industry in the 19th century and the barbette displace was the first one successful using hydraulic equipment and then hydraulic machine tool In World War I many new machines based on the principles of hydraulics had been used The great automotive industy introduced hydraulic brakes in the early thirties and hydraulic transmissions in the late thirties The tractor industry began using hydraulics in 1940 to increase the flexibility and utility of farm equipment In World War II because of the demand transmission and control equipments in fast reaction precision action and high output powers boosted development in hydraulic theology After the War the hydraulic development turned into civil industry such as machine tool engineering metallurgy plastic machine farm machine vehicle and watercraft In more recent years the role of leadership in hydraulic power application has been taken over largely by some of the large earthmoving and construction equipment manufacturers The total power involved is often greater than that required in even the largest aircraft systems With the development of higher automation of hydraulic machines and increasing use of hydraulic and pneumatic elements the scaled elements and integrated hydraulic system with miniaturization is inevitable Especially in recent years hydraulic and pneumatic transmission is combined closely with the sensor and micro electricity technology It has been emerging amounts of new valves such as hydraulic electricity proportional valves digital valves hydraulic and electro hydraulic servo cylinders and the integrative elements which will lead the hydraulic and pneumatic technology to the development of higher pressure higher speed larger power lower energy wastage and noise longevity and high integration Computer aided design CAD and test CAT and practical control technology used in hydraulic and pneumatic system will be the trend Nowadays the application of hydraulic transmission system has become one of the important indications of industry level for a country In developed countries 95 of engineering machine 90 of numerical control center and more than 95 of automation assembly lines use the hydraulic transmission system 液壓與氣壓傳動的特點及發(fā)展應用概況 1 液壓傳動有以下優(yōu)點 1 在同等體積下 液壓裝置畢電氣裝置產(chǎn)生更高的動力 再同等功率下 液壓裝置體積小 重量輕 功率密度大 結(jié)構(gòu)緊湊 液壓馬達的體積和重量只有同等功率電動機的 12 左右 2 液壓裝置工作比較平穩(wěn) 由于重量輕 慣性小 反應快 液壓裝置易于實現(xiàn)快速啟動 制動和頻繁的換向 3 液壓裝置能在大范圍內(nèi)實現(xiàn)無級調(diào)速 調(diào)速范圍可達 2000 它還可以在運行過程中進 行調(diào)速 4 液壓傳動易于自動化 它對液體壓力 流量或流動方向易于進行調(diào)節(jié)或控制 當將液壓 控制和電氣控制 電子控制或氣動控制結(jié)合起來使用時 整個傳動裝置能實現(xiàn)復雜的順序動 作 也能方便的實現(xiàn)遠程控制 5 液壓裝置易于實現(xiàn)過載保護 這是電氣傳動裝置和機械傳動裝置無法辦到的 6 由于液壓元件已經(jīng)實現(xiàn)了標準化 系列化和通用化 液壓系統(tǒng)的設計 制造和使用都比 較方便 7 用液壓傳動實現(xiàn)直線運動遠比用機械傳動簡單 2 液壓傳動的缺點 1 由于流體流動的阻力損失和泄露是不可避免的 所以液壓傳動在工作過程中常有較多的 能量損失 2 工作性能易受溫度變化的影響 因此不宜在很高或很低的溫度下工作 3 為了減少泄漏 液壓元件的制造精度要求較高 因而價格較貴 4 液壓傳動出現(xiàn)故障時不易找出原因 3 氣壓傳動的優(yōu)點 1 空氣可以從大氣中取得 同時 用過的空氣可直接排放到大氣中去 處理方便 萬一空 氣管路有泄漏 除引起部分功率損失外 不知產(chǎn)生不利于工作的嚴重影響 也不會污染環(huán)境 2 空氣粘度很小 在管道中的壓力損失較小 因此壓縮空氣便于集中供應和遠距離輸送 3 因壓縮空氣的工作壓力較低 一般為 0 3 0 8Mpa 因此 對氣動元件的材料和制造精度 上的要求較低 4 氣動系統(tǒng)維護簡單 管道不易堵塞 5 使用安全 并且便于實現(xiàn)過載保護 4 氣壓傳動的缺點 1 由于空氣具有可壓縮的特性 因此運動速度的平穩(wěn)性不如液壓傳動 2 因為工作壓力較低和結(jié)構(gòu)尺寸不宜過大 因而氣壓傳動裝置的總推力一般不可能很大 3 傳動效率低 總的說來 液壓與氣壓傳動的優(yōu)點是主要的 而它們的缺點通過技術(shù)進步和多年的不懈努力 已得到克服或得到了很大的改善 雖然在 17 世紀中葉法國物理學家伯雷斯 帕斯卡提出了靜壓傳遞原理 但在 18 世紀末 才開始找到應用在液壓系統(tǒng)和其他現(xiàn)代裝備中合適的元件 從那以后 液壓技術(shù)得到迅速發(fā) 展 17 18 世紀是液壓基礎理論的建立最興旺的時期 其中在 17 世紀初期 意大利數(shù)學和 物理學家托里切利研究流體運動原理 17 世紀后期艾沙克牛頓研究物體在流動的液體中的 粘性和阻力問題 18 世紀中葉是最關鍵的時期 主要的成就有丹萊爾 箔某里發(fā)展了流體能 量傳遞原理 同時伯雷斯 帕斯卡建立并提出了靜壓傳遞原理 從此靜壓傳遞原理奠定了流 體傳動 液壓 氣壓傳動 的理論基礎 靜壓傳遞原理在 18 世紀后期得到廣泛運用 世界上第一臺水壓機是在 18 世紀末由英 國制造的 在上述理論基礎上 納維推倒流體運動方程 到了 19 世紀初期斯托克斯葉獨立發(fā)現(xiàn)相 同的方程并進一步發(fā)展了納維的流體運動方程 近代液壓氣壓傳動是有 19 世紀崛起并蓬勃發(fā)展的石油工業(yè)推動起來的 最早實踐成功 的液壓傳動裝置是艦艇上的炮塔轉(zhuǎn)位器 其后才在機床上應用 第一次世界大戰(zhàn)引入基于液 壓原理的新武器 在 20 世紀 30 年代初期和后期在大型工業(yè)自動化中引入液壓制動 1940 年代開始使用拖拉機以增強農(nóng)機設備的機動性和效率 第二次世界大戰(zhàn)期間 由于軍事工業(yè) 和裝備迫切需要反應迅速 動作準確 輸出功率大的液壓傳動及控制裝置 促使液壓技術(shù)迅 速發(fā)展 戰(zhàn)后 液壓技術(shù)很快轉(zhuǎn)入民用工業(yè) 在機床 工程機械 冶金機械 塑料機械 農(nóng) 林機械 汽車 船舶等行業(yè)得到大幅度的應用和發(fā)展 近幾年液壓傳動應用到大型挖掘機和 建筑施工的設備中 所涉及的總的動力常常比最大型的航空系統(tǒng)所需的動力還高 隨著液壓機械自動化程度的不斷提高 液壓 氣動元件應用數(shù)量急劇增加 元件小型化 系統(tǒng)集成化是必然的發(fā)展趨勢 特別是近十年來 液壓和氣動技術(shù)與傳感技術(shù) 微電子技術(shù) 密切結(jié)合 出現(xiàn)了許多諸如電液比例控制閥 數(shù)字閥 電液伺服液壓缸等機 液 電一體化 元器件 使液壓技術(shù)在高壓高速大功率節(jié)能高低噪聲使用壽命長高度集成化等方面取得了重 大進展 無疑 液壓元件和液壓系統(tǒng)的計算機輔助設計 CAD 計算機輔助試驗 CAT 和 計算機實時控制也是當前液壓和氣動技術(shù)的發(fā)展方向 現(xiàn)今采用液壓傳動的程度已成為衡量 一個國家工業(yè)水平的重要標志之一 如發(fā)達國家生產(chǎn)的 95 的工程機械 90 的數(shù)控加工中 心 95 以上的自動生產(chǎn)線都采用了液壓傳動 編 號 無錫太湖學院 畢 業(yè) 設 計 論 文 題目 鉆床主軸進給機構(gòu)改造 變速機構(gòu)設計 信 機 系 機 械 工 程 及 自 動 化 專 業(yè) 學 號 0923822 學生姓名 沈宇 指導教師 韓邦華 職稱 副教授 職稱 2013 年 5 月 25 日 無錫太湖學院本科畢業(yè)設計 論文 誠 信 承 諾 書 本人鄭重聲明 所呈交的畢業(yè)設計 論文 鉆床主軸進給機構(gòu)改 造 變速機構(gòu)設計 是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成 果 其內(nèi)容除了在畢業(yè)設計 論文 中特別加以標注引用 表示致謝的 內(nèi)容外 本畢業(yè)設計 論文 不包含任何其他個人 集體已發(fā)表或撰寫 的成果作品 班 級 機械 97 學 號 0923822 作者姓名 2013 年 5 月 25 日 I 無錫太湖學院 信機 系 機械工程及自動化 專業(yè) 畢 業(yè) 設 計 論 文 任 務 書 一 題目及專題 1 題目 鉆床主軸進給機構(gòu)改造 專題 變速機構(gòu)設計 二 課題來源及選題依據(jù) 課題來源為無錫某機械有限公司 通過畢業(yè)設計是為了培養(yǎng)學 生開發(fā)和創(chuàng)新機械產(chǎn)品的能力 要求學生能夠結(jié)合普通鉆床加工特 性 針對實際使用過程中存在的問題 綜合所學的機械理論設計與 方法 對單軸普通鉆床根據(jù)多工位加工要求進行改進 從而達到提 高生產(chǎn)效率的目的 在設計傳動件時 在滿足產(chǎn)品工作要求的情況下 應盡可能多 的采用標準件 提高其互換性要求 以減少產(chǎn)品的設計生產(chǎn)成本 三 本設計 論文或其他 應達到的要求 該部件工作時 能運轉(zhuǎn)正常 擬定工作機構(gòu)和傳動系統(tǒng)的運動方案 并進行多方案對比分 析 II 當電動機輸入功率時 對主要工作機構(gòu)進行運動和動力分析 設計基于多工位加工的傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖 1 張 設計繪制零件工作圖若干 編制設計說明書 1 份 四 接受任務學生 機 械 97 班 姓名 沈 宇 五 開始及完成日期 自 2012 年 11 月 7 日 至 2013 年 5 月 25 日 六 設計 論文 指導 或顧問 指導教師 簽名 簽名 簽名 教 研 室 主 任 學科組組長 簽名 系主任 簽名 年 月 日 III 摘 要 隨著先進制造技術(shù)的發(fā)展和進步 數(shù)控加工已成為機加工過程中的一種主 流技術(shù) 這一技術(shù)的運用提高了機加工過程中工作效率和加工精度 數(shù)控多工 位鉆床就是提高鉆削加工精度和效率的一種很好的機加工工具 本文對數(shù)控多 工位鉆床進行了設計 采用了普通車床設計的步驟和方法 綜合考慮數(shù)控機床 的特點 從切削力入手確定主軸及電機 到整個機床的結(jié)構(gòu)設計和機床的控制 最后到對機床初始化程序設計 本文完成數(shù)控多工位鉆床的資料收集與國 內(nèi) 外現(xiàn)狀的調(diào)查比較 提出較為可行的方案 完成機床的機械結(jié)構(gòu)設計計算與電氣 控制系統(tǒng)設計 初步完成控制系統(tǒng)的軟硬件設計 本設計是關于將普通鉆床改 造為多工位加工鉆床的結(jié)構(gòu)設計 普通鉆床為單軸機床 且工件安裝后需要進 行反復調(diào)整 工件上有相互位置要求的各表面間的位置精度就會受到很多因素 的影響 通過設計改造成快速主軸 移動工作臺和具有一定回轉(zhuǎn)精度的能實現(xiàn) 多工位加工的鉆床后 能大大地縮短加工時間 提高生產(chǎn)效率 因此本設計主 要從鉆床的主軸箱設計 移動工作臺設計及工作臺的回轉(zhuǎn)設計幾個方面 對普 通鉆床進行一定的結(jié)構(gòu)改進 實現(xiàn)多工位加工 以符合現(xiàn)代機械加工的要求 關鍵詞 多工位鉆床 生產(chǎn)效率 主軸箱 IV Abstract With the manufacturing development numerical control manufacturing has become one of the major advanced technologies efficiency and accuracy has been improved in application of the technology Numerical control auto drilling machine is a kind of the new machine tools that can improve the machining accuracy and efficiency The paner has designed for Numerical control auto drilling machine using design method of the ordinary lathe and considering the characteristic of the numerical control machine tools synthetically cutting force has been calculated the structural and the control system has been designed Finally the software routine has been explored This paner has finished completed a investigation of internal and external of current situation for numerical control multistage drilling machine and compared it put forward a feasible scheme completed the mechanical structural design an calculated and designed the electric control system and finished the software and hardware of the control system tentatively The design is about reconstructing the ordinary drill to carry out multiple position drill The ordinary drill is a single drill The machining accuracy of the work piece will be affected by the mount Because the exact position of work piece will be affected by the adjustment It will promote its productive efficiency shorten its processing time through the design of the rapid spindle moving and evolution worktable Hereby the keystone of this design paper is how to design the rapid spindle moving and evolution worktable Key words multiple drill productive efficiency multiple spindle heads V 目錄 摘 要 III Abstract IV 目錄 V 1 緒論 1 1 1 鉆床的工藝范圍 1 1 2 鉆床的類型 1 1 2 1 臺式鉆床 1 1 2 2 立式鉆床 1 1 2 3 搖臂鉆床 2 1 3 鉆削加工的特點 2 1 3 1 多軸加工的特點 3 1 3 1 多工位加工的特點 3 1 4 論文研究的內(nèi)容及意義 3 1 5 本文所做的工作 3 2 機械傳動方案確定 4 2 1 設計內(nèi)容分析 4 2 2 機械傳動方案的選擇 4 2 2 1 總體傳動方案選擇 4 2 2 2 總體傳動方案確定 5 3 主軸傳動部件設計 7 3 1 切削力的計算 7 3 1 1 機床工況要求 7 3 1 2 切削力和切削扭矩的計算 7 3 2 主軸齒輪傳動方案確定 9 3 2 1 設定齒輪傳動方案 9 3 2 2 主軸傳動設計和計算 10 4 工作臺縱向進給機構(gòu)的設計 18 4 1 工作臺縱向進給負載分析及計算 18 4 1 1 摩擦阻力計算 18 4 1 2 等效轉(zhuǎn)動慣量計算 18 4 1 3 絲杠摩擦阻力矩的計算 19 4 1 4 等效負載轉(zhuǎn)矩的計算 19 4 1 5 起動慣性阻力矩的計算 19 4 1 6 步進電機輸出軸總的負載轉(zhuǎn)矩的計算 19 4 2 縱向進給步進電機選擇 19 4 3 縱向進給滾珠絲杠的選擇與校核 19 4 3 1 承載能力的校核 19 VI 4 3 2 壓桿穩(wěn)定性驗算 20 4 3 3 剛度驗算 20 4 4 滑動導軌的結(jié)構(gòu)設計 21 4 4 1 移動導軌的分析 21 4 4 2 移動導軌的預選 21 4 4 3 移動導軌的驗算 22 4 5 縱向進給軸承的選擇 25 5 橫向進給運動機構(gòu)的設計 25 5 1 橫向進給負載分析及計算 25 5 1 1 摩擦阻力的計算 25 5 1 2 等效轉(zhuǎn)動慣量計算 25 5 1 3 絲杠摩擦阻力矩的計算 26 5 1 4 等效負載轉(zhuǎn)矩的計算 26 5 1 5 起動慣性阻力矩的計算 27 5 1 6 步進電機輸出軸總的負載轉(zhuǎn)矩的計算 27 5 2 橫向進給步進電機選擇 27 5 3 橫向進給滾珠絲杠的選擇與校核 27 5 3 1 承載能力的校核 27 5 3 2 壓桿穩(wěn)定性驗算 27 5 3 3 剛度驗算 28 5 4 滑動導軌的結(jié)構(gòu)設計 28 5 4 1 移動導軌的分析 28 5 4 2 移動導軌的預選 29 5 4 3 移動導軌的驗算 29 5 5 橫向進給機構(gòu)軸承的選擇 31 6 回轉(zhuǎn)工作臺的結(jié)構(gòu)設計 31 6 1 蝸輪蝸桿的設計計算 31 6 1 1 初選 d1 a 值 31 6 1 2 中心距計算 31 6 2 傳動基本尺寸的確定 32 6 3 傳動機構(gòu)的校核計算 32 6 3 1 蝸輪按齒面接觸疲勞強度驗算 32 6 3 2 輪齒彎曲疲勞強度驗算 34 6 3 3 蝸桿軸繞度驗算 34 6 3 4 溫度計算 35 6 3 5 潤滑油粘度和潤滑方法 35 6 3 6 花鍵的選擇 35 結(jié)論與展望 36 畢業(yè)設計小結(jié) 37 VII 致 謝 38 參考文獻 39 VIII 鉆床主軸進給機構(gòu)改造 變速機構(gòu)設計 1 1 緒論 隨著時代的發(fā)展 作為現(xiàn)代科學技術(shù)發(fā)展的重要標志之一的金屬切削機床 得到了更多的研究和發(fā)展 而隨著在機加工中廣泛投入使用這種機床 更是促 進了傳統(tǒng)的機械加工行業(yè)的高速發(fā)展 由于多工位加工機床極大地提高了加工 精度 生產(chǎn)率和自動化程度 受到了生產(chǎn)商的廣泛歡迎 而多工位機床則因其 一次裝夾能進行多工位的加工 在某種程度上 更是大大的提高了機加工的加 工效率 很適合工件的批量生產(chǎn) 1 1 鉆床的工藝范圍 鉆床類機床屬孔加工機床 一般用于加工直徑不大 精度要求不高的孔 其主要加工方法是用鉆頭在實心材料上鉆孔 此外還可在原有孔的基礎上擴孔 鉸孔 锪平面 攻螺紋等加工 如圖 1 1 所示 1 2 鉆床的類型 鉆床的主要類型有臺式鉆床 立式鉆床 搖 臂鉆床 深孔鉆床等 在鉆床上加工時 工件固 定不動 主運動是刀具 主軸 旋轉(zhuǎn) 刀具沿軸 向的移動為進給運動 1 2 1 臺式鉆床 臺式鉆床實質(zhì)上是加工小孔的立式鉆床 簡 稱臺鉆 其鉆孔直徑一般在 16mm 以下 主要用 于小型零件上各種小孔的加工 臺鉆的自動化程 度較低 通常采用手動進給 但其結(jié)構(gòu)簡單 小 巧靈活 使用方便 其結(jié)構(gòu)圖見圖 1 2 所示 1 2 2 立式鉆床 圖 1 3 所示是立式鉆床的外形 其特點為主軸軸線垂直布置 且位置固定 主軸箱 3 中裝有主運動和進給運動的變速傳動機構(gòu) 主軸部件以及操縱機構(gòu)等 主軸箱固定不動 用移動工件的方法使刀具旋轉(zhuǎn)中心線與被加工孔的中心線重 圖 1 1 鉆床的加工 方法 1 工作臺 2 進給手柄 3 主軸 4 皮帶罩 5 電 動機 6 主軸箱 7 立柱 8 底座 圖 1 2 臺式鉆床 無錫太湖學院學士學位論文 2 合 進給運動由主軸隨主軸套筒在主軸箱中作直線移動來實現(xiàn) 利用裝在主軸 箱上的進給操縱機構(gòu) 5 可以使主軸實現(xiàn)手動快速升降 手動進給以及接通或 斷開機動進給 被加工工件可直接或通過夾具安裝在工作臺 2 上 工作臺和主 軸箱都裝在方形立柱 4 的垂直導軌上 可上下調(diào)整位置 以適應加工不同高度 的工件 適用于中小型工件孔的加工 且加工孔數(shù)不宜過多 1 2 3 搖臂鉆床 對于一些大而重的工件 因移動費力 找正困難 不便于在立式鉆床上進 行加工 這時希望工件固定不動而移動主軸 使主軸中心對準被加工孔的中心 這樣便產(chǎn)生了搖臂鉆床 如圖 1 4 所示為搖臂鉆床的外形 它的主軸箱裝在搖 臂 3 上 可沿搖臂的導軌水平移動 而搖臂 3 又可繞立柱 2 的軸線轉(zhuǎn)動 因而 可以方便地調(diào)整主軸的坐標位置 使主軸旋轉(zhuǎn)軸線與被加工孔的中心線重合 此外 搖臂 3 還可沿立柱升降 以便于加工不同高度的工件 為保證機床在加 工時有足夠的剛度 并使主軸在鉆孔時保持準確的位置 搖臂鉆床具有立柱 搖臂及主軸箱的夾緊機構(gòu) 當主軸位置調(diào)整完畢后 可以迅速地將它們夾緊 底座 1 上的工作臺 5 可用于安裝尺寸不大的工件 如果工件尺寸很大 可將其 直接安裝在底座上 甚至就放在地面上進行加工 搖臂鉆床適用于單件和中 小批量生產(chǎn)中加工大 中型零件 1 3 鉆削加工的特點 據(jù)統(tǒng)計 一般在車間中普通機床的平均切削時間很少超過全部工作時間的 15 其余時間是看圖 裝卸工件 調(diào)換刀具 操作機床 測量 以及清除鐵 屑等等 使用數(shù)控機床雖然能提高 85 但購置費用大 某些情況下 即使生 產(chǎn)率高 但加工相同的零件 其成本不一定比普通機床低 故必須更多地縮短 1 底座 2 立柱 3 搖臂 4 主軸箱 5 工作臺 圖 1 4 搖臂鉆床 1 底座 2 工作臺 3 主軸箱 4 立柱 5 進給操縱機構(gòu) 圖 1 3 立式鉆床 鉆床主軸進給機構(gòu)改造 變速機構(gòu)設計 3 加工時間 不同的加工方法有不同的特點 就鉆削加工而言 多工位加工是一 種通過少量投資來提高生產(chǎn)率的有效措施 1 3 1 多軸加工的特點 多軸加工是在一次進給中同時加工許多孔或同時在許多相同或不同工件上 各加工一個孔 這不僅縮短切削時間 提高精度 減少裝夾或定位時間 并且 在數(shù)控機床中不必計算坐標 減少字塊數(shù)而簡化編程 它可以采用以下一些設 備進行加工 立鉆或搖臂鉆上裝多軸頭 多軸鉆床 多軸組合機床心及自動更 換主軸箱機床 甚至可以通過二個能自動調(diào)節(jié)軸距的主軸或多軸箱 結(jié)合數(shù)控 工作臺縱橫二個方向的運動 加工各種圓形或橢圓形孔組的一個或幾個工序 1 3 1 多工位加工的特點 多工位加工示意圖如圖 1 5 所示 它利用機床的回轉(zhuǎn)工作臺 使工 在六個工位上依次進行裝卸工件 預鉆孔 鉆孔 擴孔 粗鉸和精鉸工作 它實現(xiàn)了減少工件的安裝次數(shù) 提高零件各表面間相互位置精度及提高生產(chǎn)效 率等目的 相對普通鉆床而言 它具有高速 高效 高精度等特點 這種加工 方式常采用多工位夾具或多軸 或多工位 機床 使工件在一次安裝后先后經(jīng) 過若干個不同位置順次進行加工 1 4 論文研究的內(nèi)容及意義 本文根據(jù)設計老師的要求 主要設計出基于齒輪傳動的單軸 快速移動回 轉(zhuǎn)式工作臺以實現(xiàn)不同位置的順次加工 達到高效 降低工人勞動強度等目的 并可通過后期的改進設計能使鉆削加工實現(xiàn)自動化的數(shù)控加工 同時采用多工 位加工則更為縮短了裝夾時間等輔助時間 使生產(chǎn)率得到更大的提高等 后期 還可以在此基礎上進行多主軸的結(jié)構(gòu)設計 再通過 PLC 控制 達到高效率 高 精度 低成本等特點 對機械加工行業(yè)的長遠發(fā)展具有現(xiàn)實的意義 1 5 本文所做的工作 1 完成數(shù)控多工位鉆床的資料收集與國 內(nèi)外現(xiàn)狀的調(diào)查比較 提出較為 可行的方案 2 完成鉆床的機械結(jié)構(gòu)設計計算及裝配與關鍵零部件的相應圖紙 工位 1 裝卸工件 工位 2 預鉆孔 工位 3 鉆 孔 工位 4 擴孔 工位 5 粗鉸 工位 6 精 鉸 圖 1 5 多工位加工 無錫太湖學院學士學位論文 4 2 機械傳動方案確定 經(jīng)過畢業(yè)設計給出的題目要求和數(shù)據(jù) 要設計加工工件的最大直徑為 10mm 工作行程為 300 300 70 的數(shù)孔多工位鉆床 根據(jù)這一特點表明要設 計的機床是一臺中小型的鉆床 而且是用于一般的機加工中 所以設計這樣的 機床考慮其經(jīng)濟性 合理性應該是最為重要的和成為設計的主導思想 2 1 設計內(nèi)容分析 閱讀相關機床資料和機床的市場調(diào)查 選擇合理的機床結(jié)構(gòu)很重要 傳統(tǒng) 的機床結(jié)構(gòu)包括立式 臥式兩大類 立式機床的主軸定位多數(shù)是相同的 它的 優(yōu)點在于 機床小巧 占地空間小 經(jīng)濟實惠 適合于工作單一加工工件較小 及加工尺寸小的場合 而臥式機床的主軸結(jié)構(gòu)及主軸箱布局可為單面懸掛主軸 箱和主軸箱位于立柱對面內(nèi) 后者的優(yōu)點在于 主軸箱的自重不會使立柱產(chǎn)生 彎曲變形 相同的切削力所引起的立柱的彎曲和扭轉(zhuǎn)變形均大為減小 這樣就 相當于提高了機床的剛度 故要是采用對機床結(jié)構(gòu)設計成為臥式結(jié)構(gòu)的話就應 該選用主軸箱位于立柱內(nèi)的布局形式 然而一般的臥式機床的加工尺寸都很大 對于我們要設計的機床加工零件的尺寸是很小的 僅為最大加工為 10mm 的 孔 從經(jīng)濟的角度上來說 我們設計的機床采用立式的結(jié)構(gòu)更為節(jié)省空間 節(jié) 省材料 同時機床看上去更為小巧 然而完全可以達到要求加工范圍的要求 包括此類機床的其它特點都很滿足我們要設計機床的要求 而另一個問題則為 機床是否采用多軸 多 軸 鉆 床 可 分 為 可 調(diào) 式 和 固 定 式 兩 種 規(guī) 格 可 調(diào) 式 多 軸 鉆 床 在 其 加 工 范 圍 內(nèi) 其 主 軸 的 數(shù) 量 主 軸 間 的 距 離 相 對 可 以 任 意 調(diào) 整 一 次 進 給 同 時 加 工 數(shù) 孔 在 其 配 合 液 壓 機 床 工 作 時 可 自 動 進 行 快 進 工 進 工 退 快 退 停 止 同 單 軸 鉆 攻 絲 比 較 工 件 加 工 精 度 高 工 效 快 可 有 效 的 節(jié) 約 投 資 方 的 人 力 物 力 財 力 尤 其 機 床 的 自 動 化 大 大 減 輕 操 作 者 的 勞 動 強 度 固 定 式 多 軸 鉆 床 采 用 單 件 加 工 件 專 機 的 設 計 方 案 根 據(jù) 其 加 工 件 加 工 頻 率 高 量 大 之 原 因 專 門 量 身 定 制 一 件 一 機 的 設 備 在 其 工 作 中 勿 須 擔 心 尺 寸 跑 偏 而 傷 腦 筋 更 是 可 以 針 對 客 戶 的 要 求 進 行 專 項 設 計 而 對 于 大 多 數(shù) 金 屬 加 工 機 床 來 說 數(shù) 控 進 給 復 合 運 動 的 加 工 是 以 直 線 軸 加 上 回 轉(zhuǎn) 軸 的 聯(lián) 動 來 實 現(xiàn) 的 而 數(shù) 控 回 轉(zhuǎn) 軸 的 設 計 與 制 造 更 是 衍 生 了 數(shù) 控 回 轉(zhuǎn) 工 作 臺 這 種 既 能 作 為 數(shù) 控 回 轉(zhuǎn) 軸 同 時 也 起 著 承 載 工 件 重 量 夾 持 工 件 的 功 能 有 著 進 給 分 度 和 實 現(xiàn) 工 作 臺 圓 周 方 向 的 進 給 運 動 的 作 用 相 比 于 前 者 這 種 機 床 無 疑 比 較 經(jīng) 濟 實 惠 2 2 機械傳動方案的選擇 2 2 1 總體傳動方案選擇 通過對幾種鉆床結(jié)構(gòu)的了解和認識 結(jié)合論文題目的要求 確定設計一種 基于機械傳動的立式多工位加工的鉆床 該機構(gòu)應能達到達到高效 提高工件 鉆床主軸進給機構(gòu)改造 變速機構(gòu)設計 5 加工精度 降低工人勞動強度等目的 機械傳動方式種類很多 由于在加工中需要機床具有一定的移動精度和回 轉(zhuǎn)精度 因此 本文進行多工位鉆床的設計主要是采用封閉的齒輪傳動方式 在所有的機械傳動中 齒輪傳動應用最廣 可用來傳遞相對位置不遠的兩 軸之間的運動和動力 齒輪傳動是利用兩齒輪的輪齒相互嚙合傳遞動力和運動 的機械傳動 按齒輪軸線的相對位置分平行軸圓柱齒輪傳動 相交軸圓錐齒輪 傳動和交錯軸螺旋齒輪傳動 其具有結(jié)構(gòu)緊湊 效率高 壽命長等特點 1 根據(jù)兩軸的相對位置和輪齒的方向 可分為以下類型 直齒圓柱齒輪傳動 斜齒圓柱齒輪傳動 人字齒輪傳動 錐齒輪傳動 交錯 軸斜齒輪傳動等 2 根據(jù)齒輪的工作條件 可分為 開式齒輪傳動式齒輪傳動 半開式齒輪傳動 閉式齒輪傳動等 齒輪傳動部分方式如圖 2 1 所示 2 2 2 總體傳動方案確定 由上面分析可知 本文傳動方式主要在如圖 2 1 中所列幾種方式中進行選 擇 現(xiàn)對以上幾種齒輪傳動方式進行分析比較 最終確定適合于多工位加工的 齒輪傳動方式 1 圓柱齒輪傳動 用于平行軸間的傳動 一般傳動比單級可到 8 最大 20 兩級可到 45 最 大 60 三級可到 200 最大 300 傳遞功率可到 10 萬千瓦 轉(zhuǎn)速可到 10 萬轉(zhuǎn) 分 圓周速度可到 300 米 秒 單級效率為 0 96 0 99 直齒輪傳動適用于中 低速傳動 斜齒輪傳動運轉(zhuǎn)平穩(wěn) 適用于中 高速傳動 人字齒輪傳動適用于 傳遞大功率和大轉(zhuǎn)矩的傳動 圓柱齒輪傳動的嚙合形式有 3 種 外嚙合齒輪傳 動 由兩個外齒輪相嚙合 兩輪的轉(zhuǎn)向相反 內(nèi)嚙合齒輪傳動 由一個內(nèi)齒輪 和一個小的外齒輪相嚙合 兩輪的轉(zhuǎn)向相同 齒輪齒條傳動 可將齒輪的轉(zhuǎn)動 變?yōu)辇X條的直線移動 或者相反 2 蝸輪蝸桿傳動 交錯軸傳動的主要形式 軸線交錯角一般為 90 蝸桿傳動可獲得很大的 傳動比 通常單級為 8 80 用于傳遞運動時可達 1500 傳遞功率可達 4500 千 瓦 蝸桿的轉(zhuǎn)速可到 3 萬轉(zhuǎn) 分 圓周速度可到 70 米 秒 蝸桿傳動工作平穩(wěn) 傳動比準確 可以自鎖 但自鎖時傳動效率低于 0 5 蝸桿傳動齒面間滑動較大 發(fā) 熱量較多 傳動效率低 通常為 0 45 0 97 圖 2 1 齒輪傳動方式簡圖 無錫太湖學院學士學位論文 6 3 行星齒輪傳動 具有動軸線的齒輪傳動 行星齒輪傳動類型很多 不同類型的性能相差很 大 根據(jù)工作條件合理地選擇類型是非常重要的 常用的是由太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪和行星架組成的普通行星傳動 少齒差行星齒輪傳動 擺線針輪傳動和 諧波傳動等 行星齒輪傳動一般是由平行軸齒輪組合而成 具有尺寸小 重量 輕的特點 輸入軸和輸出軸可在同一直線上 其應用愈來愈廣泛 通過以上分析 結(jié)合機床實際加工要求 現(xiàn)確定機床傳動方案為 工作臺 的回轉(zhuǎn)運動采用蝸輪蝸桿傳動 而工作臺縱向和橫向運動采用滾球絲桿進行傳 動 鉆床主軸進給機構(gòu)改造 變速機構(gòu)設計 7 3 主軸傳動部件設計 由于電機工作時 其負載阻力有切削力 摩察阻力 慣性力 所以只有在 這些阻力被克服 才能正常啟動及運行 因此要對進給系統(tǒng)進行必要的設計及 計算 3 1 切削力的計算 3 1 1 機床工況要求 要求加工的最大孔為 d0 10mm 刀具為高速鋼麻花鉆 以磨損 工件材料 為 45 井 鋼 b 0 638GPa 灰鑄鐵 190HBS 加工精度為 IT8 IT10 級以下孔 粗加工 3 1 2 切削力和切削扭矩的計算 1 當工件材料為 45 井 鋼 根據(jù)已知條件查 機械加工工藝手冊 表 2 4 38 高速鋼鉆頭鉆孔時的進給 量知 10mm 鉆頭粗加工的進給量為 0 22 0 28 由表 2 4 41 高速鋼鉆頭切削時 切削速度 扭矩及軸向力可選取進給量的兩極限值 f 0 08mm r 0 30mm r 對 應的它們的切削速度為 V 0 99m s 0 43m s 則由 得 10ndv 0dv 鉆頭或工件的轉(zhuǎn)速 srdn 53 1 9 01 6 4 02 由 機械制造工程原理 計算鉆頭軸向力 F 和扭矩 T 的經(jīng)驗公式及麻花鉆 軸向力和扭矩表達式中的系數(shù) 指數(shù)及修正系數(shù)可知 FyXFKfdC081 9 3 1 MyXfdT081 9 3 2 32 nmP 3 3 式中 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 對于已磨損鉆頭 KMw 1 KFw 1 無錫太湖學院學士學位論文 8 工件材料 KMm KFm 0 98938 75 063 b 則最小進給量 f 0 08mm r F1 9 81 61 2 10 0 080 7 0 98938 1 1013 79N T1 9 81 0 0311 102 0 080 8 0 98938 1 4 0Nm PM1 2 3 14 4 0 31 53 10 3 0 79Kw 最大進給量 f 0 30mm r F2 9 81 61 2 10 0 300 7 0 98938 1 2557 22N T2 9 81 0 0311 102 0 300 8 0 98938 1 11 52Nm PM2 2 3 14 11 52 13 69 10 3 0 99Kw 2 當工件材料為灰鑄鐵時 根據(jù)已知條件查 機械加工工藝手冊 表 2 4 41 高速鋼鉆頭鉆孔時的進給 量知 10mm 鉆頭初加工的進給量為 0 22 0 28 由表 2 4 41 高速鋼鉆頭切削時 切削速度 扭矩及軸向力可迭取進給量的兩極限值 f 0 12mm r 0 70mm r 對 應的它們的切削速度為 V 0 79m s 0 33m s 則由 可得 10ndv 鉆頭或工件的轉(zhuǎn)速 0 srdVn 16 25079 1033 3 044 由 金屬切削刀具 計算鉆頭軸向力 F 和扭矩 T 的經(jīng)驗公式及表 3 1 麻花 鉆軸向力和扭矩表達式中的系數(shù) 指數(shù)及修正系數(shù)可知 FyXFKfdC081 9 3 4 MyXfdT081 9 3 5 32 nmP 3 6 式中 CF 42 7 XF 1 0 YF 0 8 CM 0 021 XM 2 0 YM 0 8 KF KFmKFw KM KMmKMw 鉆床主軸進給機構(gòu)改造 變速機構(gòu)設計 9 對于已磨損鉆頭 KMw 1 KFw 1 工件材料 KMm KFm H B 190 0 6 1 則最小進給量 f 0 12mm r F3 9 81 42 7 10 0 120 8 1 1 768 14N T3 9 81 0 021 102 0 120 8 1 1 3 78Nm PM3 2 3 14 3 78 25 16 10 3 0 597Kw 最大進給量 f 0 70mm r F4 9 81 42 7 10 0 700 8 1 1 3149 02N T4 9 81 0 021 102 0 700 8 1 1 15 49Nm PM4 2 3 14 10 51 15 49 10 3 1 02Kw 由此可得鉆頭的最大轉(zhuǎn)矩 Tmax 15 49Nm 最大轉(zhuǎn)矩 Fmax 3149 02N 最大切削功率 PMmax 1 02Kw 則鉆頭主軸所需要的功率為 P 1 PMmax 總 其中 總 花鍵軸 軸承 深溝球軸承 0 99 取 3 個 角接觸推力軸承 0 98 取 2 個 花鍵軸 0 97 0 98 由 金屬切削機床 查得 總 花鍵軸 軸承 0 97 0 993 0 982 0 904 則 P1 1 02 0 904 1 03Kw 對于主軸電機的選擇 查 機械設計手冊 對于中小功率的電機 一般額 定轉(zhuǎn)矩只有 2 1 4 而主軸所需要的最大扭矩為 15 49Nm 故必須采用齒輪組進 行減速以提供大的轉(zhuǎn)矩達到符合相應電機的額定轉(zhuǎn)矩 在多工位鉆床的設計過程中 要求機床能夠進行多級變速 在這種情況下 可以采用一個變速器來解決 無級變速器就是能使主軸達到相應轉(zhuǎn)矩和使主軸 傳遞的轉(zhuǎn)矩符合要求 同時 根據(jù)主軸特點設計鉆床主軸的特點是主軸在軸向方向上有移動 就 是說上端的花鍵軸外面必須套有內(nèi)花鍵的齒輪或其它才能將電動機的運動傳遞 給主軸 使主軸轉(zhuǎn)動 在本次設計中我們就選用花鍵的齒輪作為傳動件 把電 機的轉(zhuǎn)動傳給主軸 則從主軸來的傳動方式為 主軸 花鍵軸 內(nèi)花鍵齒輪 嚙合齒輪 一組或多組 聯(lián)軸器 無級變速器 主軸電動機 3 2 主軸齒輪傳動方案確定 3 2 1 設定齒輪傳動方案 主軸齒輪傳動方案如圖 3 1 所示 軸 為機床主軸 設計為齒輪花鍵軸 由前面知齒輪花鍵軸的功率為 P1 無錫太湖學院學士學位論文 10 I主 軸 電 機機 床 主 軸 圖 3 1 主軸傳動示意圖 即軸 P P1 1 13Kw 軸 P P 齒輪 1 13 0 97 1 16KwKwII 16 97 03 取 齒輪 0 97 精度等級為 8 級 則主軸電機輸出功率 P2 P2 P 聯(lián)軸器 1 16 0 99 1 18Kw 根據(jù) 機械設計手冊 選擇電機可用 YCP802 2 1 1Kw 額定功率和 YCP90S 2 1 5Kw 額定功率最為接近功率要求 而前者略小于最大輸出功率 而加一個無級變速器相對于電機來說其傳遞功率也不會消耗太多 粗略估算則 選用后者 YCP90S 2 額定功率為 1 5Kw 額定電壓為 380V 額定電流為 3 4A 轉(zhuǎn)速為 2840r min 最大額定轉(zhuǎn)矩為 2 3Nm 選擇了電動機就可根據(jù)所選擇電動機確定相應的無級變速器 根據(jù)電動機 功率和轉(zhuǎn)矩及主軸所必須達到的最小轉(zhuǎn)矩 可確定變速器 查 機械設計手冊 第四卷可選擇的無級變速器為 HZXD1500L 根據(jù)無級變速器的相關數(shù)據(jù)和主軸所需要的相關數(shù)據(jù) 無級變速器提供的 轉(zhuǎn)矩已經(jīng)可以達到主軸要求的轉(zhuǎn)矩 同時轉(zhuǎn)速也能達到要求 故在接下來設計 的齒輪組中 主要達到的目的為將電動機的轉(zhuǎn)動傳遞給主軸使主軸完成轉(zhuǎn)動 并不影響軸向的進給運動 對于齒輪組的設計就是要完成傳動 為了設計需要 可以僅設計一組齒輪 即可 又因為轉(zhuǎn)矩完全達到要求 轉(zhuǎn)矩要求的差又不是太大 從對主軸箱結(jié)構(gòu) 設計入手 對主軸箱的總體布局和結(jié)構(gòu)合理 比例合適 可將這對齒輪設計成 一組惰輪 即不改變變速器傳遞出來的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速 僅將轉(zhuǎn)動傳給主軸 達到 了設計要求和目的 3 2 2 主軸傳動設計和計算 1 齒輪的設計計算 在齒輪設計中 取轉(zhuǎn)矩最大時設計用到最大轉(zhuǎn)矩 15 49 切削速度 nI 631r min 首先小齒輪 主動齒輪 用 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 硬度 241HB 286HB 平均 取為 260HB 大齒輪 從動齒輪 用 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度 229HB 286HB 平均取為 240HB 鉆床主軸進給機構(gòu)改造 變速機構(gòu)設計 11 關于主軸傳動中的第一組齒輪按齒面接觸疲勞強度計算 1 初步計算 轉(zhuǎn)矩 T II 5 49Nm 5490Nmm 齒寬系數(shù) d 由表 12 13 該節(jié)中所指的表均指 機械設計 一書中的表 取 d 1 0 接觸疲勞極限 Hlim 由圖 12 17c 可取 Hlim1 710MPa Hlim2 580MPa 初步計算的許用接觸硬力 H1 0 9 Hlim1 0 9 710 639MPa Ad 值由表 12 16 取 Ad 85 初步計算的小齒輪直徑 d1 29 14 31UTAHd 32154908 其中 u I 1 T 5490Nmm 取 d1 90mm 初取齒寬 b bd1 1 90 90mm 2 校核計算 圓周速度 smnV 8 2106354 061 精度等級 由表 12 6 選 8 級精度 齒數(shù) Z 和模數(shù) m 取齒數(shù) Z1 60 Z2 iZ1 1 60 60 模數(shù) 由表 12 3 取 m 1 5 5 6091 dm 則 Z2 iZ1 601Z 使用系數(shù) KA 由表 12 9 取 KA 1 5 動載系數(shù) KV 由表 12 9 取 KV 1 1 齒間載荷分配系數(shù) KH 由表 12 10 先求 mNbFd TAIt 10 03 2915 42 端面重合度 cos 821 Z 無錫太湖學院學士學位論文 12 7 1602 381 重合度系數(shù) Z 0 74 7 4 由此得 81 0122 ZKH 齒間載荷分布系數(shù) KH 28 1093 16 09 132321 CbdBAH 載荷系數(shù) K K AKVKH KH 1 5 1 1 1 81 1 28 3 82 彈性系數(shù) ZE 由表 12 12 取 ZE 189 8 MPa 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 由圖 12 16 可取 ZH 2 5 接觸最小安全系數(shù) SHmin 由表 12 14 取 SHmin 1 05 總工作時間 t h 10 300 8 20 4800h 應力循環(huán)次數(shù) NL 由表 12 15 估計 10 7 NL 109 則指數(shù) m 8 78 NL1 NV1 60 ithi Ti Tmax n1 60 1 631 4800 18 78 0 2 0 58 78 0 5 0 28 78 0 3 3 65 107 原估計應力循環(huán)次數(shù)正確 7 712 1065 3 iNL 接觸壽命系數(shù) ZN 由圖 12 18 可取 ZN1 1 13 ZN2 1 18 許用接觸應力 H MPaSNH76405 13minl1 ZH2 8in2l2 驗算 H ZEZHZ ubdKT1 13054968 274 0529 18 鉆床主軸進給機構(gòu)改造 變速機構(gòu)設計 13 503 4MPa 計算結(jié)果表明 接觸疲勞強度較為適合 齒輪齒寸無需調(diào)整 3 確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑 d 因模數(shù)取標準值時 齒數(shù)并未調(diào)整 故分度圓直徑不會 改變 即 d1 mZ1 90mm d2 mZ2 90mm 中心距 mZma60121 齒寬 b bd1 90mm 4 齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數(shù) Y 67 0 152 075 2 0 Y 齒間載荷分配系數(shù) KF 由表 12 10 49 167 0 YF 齒向載荷分布系數(shù) KF 3 25 9 hb 由表 12 14 KF 1 25 載荷系數(shù) K K KA KVKF KF 1 5 1 1 1 49 1 25 3 07 齒形系數(shù) YF 由圖 12 21 YF1 2 8 YF2 2 29 應力修正系數(shù) YSa 由圖 12 22Ysa1 1 54 Ysa2 1 74 彎曲疲勞極限 Flim 由圖 12 23C Flim1 60MPa Flim2 450Mpa 彎曲最小安全系數(shù) SFmin 由表 12 14 SFmin 1 25 應力循環(huán)次數(shù) NL 由表 12 15 估計 3 106 NLTmax 15 49Nm 則花鍵軸能夠達到所需傳遞的轉(zhuǎn)矩 對于花鍵軸傳遞轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)動中產(chǎn)生的摩擦力為 F 花 取 0 1 F 花 f 5338 0 1 533 8N 而 NTT15407 13 02913 則軸所受軸向力 F 合 F 花 Fmax 154 5 3149 02 3304N 則軸向方向齒條受力 F 合 K 1 1 F 合 3635N K 1 1 3 軸向進給設計 1 主軸結(jié)構(gòu)形式確定 在主軸外設計一套筒 由長為 80mm 的齒條經(jīng)齒輪帶動 先設計用一級減 速接步進電機使主軸進給 其結(jié)構(gòu)如圖 3 3 所示 無錫太湖學院學士學位論文 16 圖 3 3 主軸進給示意圖 2 步進電機的選擇及轉(zhuǎn)矩的計算 由 機電一體化系統(tǒng)設計 I t0 3600 其中 步距角 deg 脈沖當量 鉆床取 0 02mm t0 齒距 t 0 m 根據(jù) 機電一體化系統(tǒng)設計 選步進電機 取 0 1 m 1 25 2 30 3651 I 取 0 75 時 4 30 6517 I 取 I 3 2 0 1 時 可取 Z1 20 Z2 64 m 1 25 b 20mm 200 df1 mZ1 25mm df2 mZ2 80mm de1 28 de2 83 齒輪設計成直齒圓柱齒輪 齒輪材料為 45 鋼 則大小齒輪轉(zhuǎn)動慣量分別為 24408 7KgmbJ 251 109 1 2gZ 44263J 根據(jù) 機電一體化系統(tǒng)設計 預選步進電機為 200BF001 查得電機轉(zhuǎn)子 軸的轉(zhuǎn)動慣量為 231094 2KgmJm 折算到電動機軸上的轉(zhuǎn)動慣量 20212121 tZJJSZm25 22553108 5 16405 1649 639 4Kg 鉆床主軸進給機構(gòu)改造 變速機構(gòu)設計 17 有效負載轉(zhuǎn)矩 Tm 的計算 取 V 2m min Tm F 軸 F 摩 V 主軸進給 2 nm in 102 36020 rhm NT4 15 起動慣量矩的計算 以最不利條件下的快速起動計算 設起動加速度或制動減速度的時間 t 0 3s 由于步進電機的角速度 18 60126 snWm 則 273 tn T 慣 NmJm 513 則 J Tm T 慣 1 04 5 038 6 08Nm 如考慮機械傳動系統(tǒng)的效率為 n 安全數(shù)值為 K 則此時負載總轉(zhuǎn)矩為 TnK03 18 6705 由預選的步進電機型號 200BF001 五相十步 步距角 0 10 Step 其最大靜 轉(zhuǎn)矩 Tymax 14 7Nm 為保證正常的起動和停止 步進電機的起動轉(zhuǎn)矩 Tg 必須 大于或等于 T 由表可知 Tg Tymax 的比值 取 Tg Tymax 0 951 則 Tg 14 7 0 951 13 98Nm 13 03Nm 故選擇合適 無錫太湖學院學士學位論文 18 4 工作臺縱向進給機構(gòu)的設計 4 1 工作臺縱向進給負載分析及計算 4 1 1 摩擦阻力計算 摩擦阻力應等于正壓力乘以摩擦系數(shù) 正壓力應包括軸向力 F 1175N 及工 作臺加縱向軌道之重力 設工作臺重量為 400Kg 縱向軌道重量為 400Kg 400 400 10 1175 0 1 917 5N 摩F 1 0 4 1 2 等效轉(zhuǎn)動慣量計算 根據(jù)要求粗選 0 75 to 5 0 005 036ti 08 25 7 可取 25 52 m 1 5 b 25mm 20o1Z 則 d f1 mZ1 1 5 25 37 5mm df2 mZ2 1 5 52 78mm de1 40 5mm de2 81mm 將齒輪看作近似的圓柱體 材料為 鋼 則大 小齒輪的轉(zhuǎn)動慣量分別 45 為 J 7 8 d4 b 10 4 kgm2 JZ1 7 8 3 754 2 5 10 4 3 86 10 5Kgm2 JZ2 7 8 8 104 2 5 10 4 8 40 10 4Kgm2 滾珠絲桿直徑選擇為 d0 25mm L 700mm 材料 鋼 則絲桿的轉(zhuǎn)動慣量 45 可近似的算出為 鉆床主軸進給機構(gòu)改造 變速機構(gòu)設計 19 JS 7 8 2 54 70 10 4 2 13 10 4Kgm2 由 機電一體化系統(tǒng)設計 預選步進電機為 110BF004 查得電機轉(zhuǎn)子軸 的轉(zhuǎn)動慣量為 Jm 3 43 10 4Kgm2 折算到電機軸上的總轉(zhuǎn)動慣量為 221221 4 mnSZm ViJJ 242 24541026 3 8 08 10 8 06 3 Kgm 4 1 3 絲杠摩擦阻力矩的計算 由于用的是滾珠絲杠 摩擦阻力矩很小 可以忽略不計 4 1 4 等效負載轉(zhuǎn)矩的計算 Tm F 縱 F 摩 V 工作 2 nm N35 0 82917 由 in 3 8 630 rnnm 4 1 5 起動慣性阻力矩的計算 以最不利條件下的快速起動計算 設起動加速式制動減速的時間 t 0 5s 一般在 0 1 1s 之間 由于步進電機的角速度 2 87603 2 SnWm 角加速度 4 15 t T 慣 J m 6 26 10 4 174 44 0 11Nm 4 1 6 步進電機輸出軸總的負載轉(zhuǎn)矩的計算 J Tm T 慣 0 35 0 11 0 46Nm 4 2 縱向進給步進電機選擇 考慮機械傳動系統(tǒng)的效率 為 安全系數(shù)為 K 則比時的負載總轉(zhuǎn)矩應考慮為 NmTK9 046 751 由預選的步進電機型號為 110BF004 三相六拍 步距角 0 75 step 其最大 無錫太湖學院學士學位論文 20 轉(zhuǎn)矩 Tymax 4 9Nm 為保證正常的起動與停止 步進電機的起動轉(zhuǎn)矩 Tg 必須大于 或等于 T 由表查出 Tg T 0 866 Tg 4 9 0 866 4 24Nm 0 99Nm 故選擇合適 確定選用 110BF004 步進電機 4 3 縱向進給滾珠絲杠的選擇與校核 初選絲杠型號為 CMD2504 3 因此必須進行以下幾個項目的校核 4 3 1 承載能力的校核 fHfWPmaxCO 式中 L 滾珠絲杠壽命系數(shù) 3L 轉(zhuǎn)610 P max F 縱 F 摩 0 917 5 917 5N fH 1 fW 1 2 T 15000610min 64 08 23NtLrns KN8 745 36 9172 01 54 3 6 選絲桿 CMD2504 3 查表得絲桿額定載荷為 O 8 2KN Q 滿足要求 4 3 2 壓桿穩(wěn)定性驗算 max2PKDEIF 取雙推 簡支式支承 由 FK 2 E 鋼的彈性模量 2 1 105 Mpa I 絲杠小徑的截面慣性矩 4 44180 3269 cmdI 查手冊可知 所用絲杠的最小徑為 d 1 21 9mm 取壓桿穩(wěn)定安全系數(shù) K 4 絲杠長度 L LS 700mm NPNPK 5 91749 37625 10max 故滿足要求 4 3 3 剛度驗算 絲杠的剛度是保證第一導程的變動量要在允許范圍內(nèi) 鉆床主軸進給機構(gòu)改造 變速機構(gòu)設計 21 IEMTSPL 200 絲杠最小截面積 22176 349 cmd 設 T0 0 5 I 2 26cm4 M Tmaxi 4 9 2 08 10 20Nm 1020Ncm 號用于拉伸 一 號用于壓縮 都取 號 則 mcL 618 081 60 265167 310 259 4 由于選擇要求滾珠絲杠精度等級為 C 級 L 0 4 m 0 681 m 所以滿足要求 4 4 滑動導軌的結(jié)構(gòu)設計 4 4 1 移動導軌的分析 對導軌的要求主要有 要有一定的導向精度 要有良好的耐磨性 足夠的 剛度 要減少熱變形影響 要使運動輕便平穩(wěn)和一定的工藝性 因此 在考慮 到要求加工精度為 7 級 且鉆床為一般機床 所以可以選用貼塑的矩形滑動導 軌 由于機床上的運動部件都是沿導軌而作運動 則導軌的磨損就非常大 所 以要采用一系列措施來提高導軌耐磨性 其中除了選用合適材料 熱處理 潤 滑外 還應該采用保護裝置 即采用防護罩 使機床導軌不外露 這樣直接能 防止切屑及灰塵等落到導軌上 由 金屬切削機床設計 導軌的截面形狀與組合選擇為雙矩形導軌 數(shù)控 鉆床用滑動導軌貼塑就可以了 可不用滾動導軌 這種導軌的剛度高 當量摩擦系數(shù)比三角形導軌低 承載能力高 加工 檢驗和維修都方便 特別是數(shù)控機床雙矩形 動導軌貼塑料軟帶 是滑動導軌 的主要形式 矩形導軌存在側(cè)向間隙 必須用鑲條進行調(diào)整 采用窄式組合 4 4 2 移動導軌的預選 根據(jù)以知條件和加工要求 預選導軌機床坐標如圖 4 1 所示 圖 4 1 數(shù)控鉆床坐標系 由 機床設計手冊 新版 2 表 9 3 7 X 軸向移動導軌結(jié)構(gòu)尺寸預選為 無錫太湖學院學士學位論文 22 H 20 B 50 B1 12 A 400 h 12 h1 H 0 5 鑲條 b 6 平 其結(jié)構(gòu)簡圖如圖 4 2 所示 圖 4 2 T 型導軌剖面結(jié)構(gòu) 4 4 3 移動導軌的驗算 對于數(shù)控多工位的鉆床的導軌受力分析如圖 4 3 所示 分別為切削力 進給力和背向力 圖 4 3 導軌受力分析圖 1 各外力對坐標軸取矩 軸 QFyfCZXM 對于鉆床 00 而 相對于 軸的 Fy 則 fX 軸 XQfyWFM 2 BAeyF 工件與工作臺重估計 鉆床主軸進給機構(gòu)改造 變速機構(gòu)設計 23 有兩種極限情況 工作臺到最近處 長度 工 作臺到最近處 0 05 0 35 NmMNFyf 2154 0235 01497 21 Z 軸 由分析知 Z 2 支反力計算 各導軌面的支反力分別為 RA R B R CBfAWFRZ 0XNReMZZBy61435 027 要增大 2Z 則 有 ZA NZ 50321460149 或 RZA3 對于鉆床 PCFPF 3 各導軌面的支反力矩 yCXBAM 02 4 牽引力 對于鉆床來說 F f 進給力很小或為 0 5 導軌壓強 按線形分布的導軌壓強 aLPZF a B 值 0 05 L 0 3m 接觸強度 根據(jù)工作臺大小和導軌長度初步確定 ZAR 無錫太湖學院學士學位論文 24 MPaPF34 05 或 7 1aaLyMy 0 135 0622 或 MPPyy 87 22 PaPav 34 06 3412 0minax 或 Maav07 8294 17 minax 對于滑動導軌速度較低的進給運動導規(guī) 平均許用壓 1 2 1 5Mpa 最大許 用壓強 2 5 3 0Mpa 動導軌上鑲有以聚四氟乙烯為基體的塑料板時 如滑動速 度 V 1m min 時 PV 值不得超過 0 2Mpam min 如滑動速度 V 1m min 時 則 許用壓強取 0 2Mpa 對于所選導軌在不加塑料板時 平均壓強和最大許用壓強 都能滿足要求 而當要鑲?cè)胨芰习鍟r許用壓強則 Pav 有 0 25Mpa 而設計滑行 速度為 2m min 時 Pav 0 2Mpa 則不能符合要求 則必須對導軌參數(shù)進行重新 選擇 但是對于數(shù)控鉆床來講 工件進給過程中并不受切削力 則加上鑲?cè)胨芰?導軌板時的平均壓力可以適當?shù)脑黾?取這種情況下的許用平均壓強在 0 6 0 8Mpa 故導軌的平均許用壓強 Pav 0 35Mpa0 49Nm 所以選擇合適 確定選用 90BF006 步進電機 5 3 橫向進給滾珠絲杠的選擇與校核 初選絲杠型號為 CMD2005 3 因此必須進行以下幾個項目的校核 5 3 1 承載能力的校核 fHfWPmaxCO 式中 L 滾珠絲杠壽命系數(shù) 3L 轉(zhuǎn)610 P max F 橫 F 摩 0 517 5 517 5N fH 1 fW 2 T 15000 610 min 45 2NtLrns Q KN37 0 7365 120 1 436 選絲桿 CMD2005 3 查表得絲桿額定載荷為 O 9KN Q 滿足要求 5 3 2 壓桿穩(wěn)定性驗算 max2PKDEFI 取雙推 簡支式支承 由 FK 2 E 鋼的彈性模量 2 1 105 Mpa I 絲杠小徑的截面慣性矩 4 44180 3269 cmdI 查手冊可知 所用絲杠的最小徑為 d 1 1 69mm 取壓桿穩(wěn)定安全系數(shù) K 2 5 絲杠長度 L LS 700mm 5 17 83 12205 1maxNPNPK 鉆床主軸進給機構(gòu)改造 變速機構(gòu)設計 29 故滿足要求 5 3 3 剛度驗算 絲杠的剛度是保證第一導程的變動量要在允許范圍內(nèi) IEMTSPL 200 絲杠最小截面積 2214 69 4cmd 設 T0 0 5 I 0 80cm4 M Tmaxi 0 882 2 5 2 21Nm 221Ncm 號用于拉伸 一 號用于壓縮 都取 號 則 mcL 602 102 61 280524 10 57 4 由于選擇要求滾珠絲杠精度等級為 C 級 L 0 4 m 0 602 m 所以滿足要求 5 4 滑動導軌的結(jié)構(gòu)設計 5 4 1 移動導軌的分析 對導軌的要求主要有 要有一定的導向精度 要有良好的耐磨性 足夠的 剛度 要減少熱變形影響 要使運動輕便平穩(wěn)和一定的工藝性 因此 在考慮 到要求加工精度為 7 級 且鉆床為一般機床 所以可以選用貼塑的矩形滑動導 軌 由于機床上的運動部件都是沿導軌而作運動 則導軌的磨損就非常大 所 以要采用一系列措施來提高導軌耐磨性 其中除了選用合適材料 熱處理 潤 滑外 還應該采用保護裝置 即采用防護罩 使機床導軌不外露 這樣直接能 防止切屑及灰塵等落到導軌上 由 金屬切削機床設計 導軌的截面形狀與組合選擇為雙矩形導軌 數(shù)控 鉆床用滑動導軌貼塑就可以了 可不用滾動導軌 這種導軌的剛度高 當量摩擦系數(shù)比三角形導軌低 承載能力高 加工 檢驗和維修都方便 特別是數(shù)控機床雙矩形 動導軌貼塑料軟帶 是滑動導軌 的主要形式 矩形導軌存在側(cè)向間隙 必須用鑲條進行調(diào)整 采用窄式組合 5 4 2 移動導軌的預選 由 機床設計手冊 新版 2 表 9 3 7 移動導軌結(jié)構(gòu)尺寸預選為下 其結(jié) 構(gòu)簡圖如圖 5 1 所示 圖 5 1 T 型導軌剖面結(jié)構(gòu) 無錫太湖學院學士學位論文 30 H 20 B 70 B1 12 A 400 h 12 h1 H 0 5 b 6 平 5 4 3 移動導軌的驗算 對于數(shù)控多工位的鉆床的導軌受力分析如圖 5 2 所示 1 各外力對坐標軸取矩 軸 35 02 WFeM