雙頭可調立式鑽床設計

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雙頭可調立式鑽床設計簡介
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雙頭可調立式鑽床設計

內容簡介:

摘要 此次設計為可調立式雙頭鑽床的機械設計。設計主要介紹了可調立式雙頭鑽床的設計原理、調整方法及設計計算過程。通過預先給定的加工要求可確定所需的計算參數,進而依據可調立式雙頭鑽床的設計原理來設計計算並校核各個部位的零件,然後進行組裝。本次設計可從五大方面進行設計。通過預先給定的加工要求計算並進行了可調式雙頭鑽頭的設計、傳動系統減速箱的設計、傳動系統電機的選用、X-Y工作台的設計、鑽頭軸向進給系統的設計共五部的設計。通過設計並組裝后的鑽床可以一次加工兩孔,且兩鑽頭間的距離可調,從而實現可以在一個工件上加工多對兩兩間距不同的孔。在人力和設備不增加的情況下使用可調立式雙頭鑽床可以成倍提高鑽床的加工效率,並可以保證較高的加工精度和孔間相對位置精度。關鍵詞:滾珠絲杠;電動機;變速箱;可調式雙頭鑽頭ABSTRACTThe machine design is todevise anadjustable vertical double-headed drilling machine.The design mainly introduced thedesignprinciple,adjustinganddesign calculation processfor devise a adjustable verticaldouble-headed drilling machine.Through the processing requirements given in advance can determine the computation parameters,then based on the design principle, which is about adjustable vertical double-headed drilling machine,to design,calculate and check each place parts, and then to assemble all theparts.The design can be devised from five aspects.Through the processing requirements given in advance,five parts of the design,the adjustable double transmission system, design of the reducer drive system for the motor selection, design ofX-Y workbench, design of axial feeding system for drill bits,can becalculated and devised.Through design and assembly of the drilling machine,two holes can be formed after one processing, and the distance between the two holes can be adjusted.So as to realize processing somegroups ofholeswith differentspace between two holes.Adjustable vertical two-headed drilling machine canmultiplyprocessing efficiency without increasehuman and equipment,and can guarantee a high machining accuracy and precision of the relative position between holes.Key words:Ball screw;motor;gearbox;Adjustable two-headed drill bit.目 錄摘要ABSTRACT1前言1.1本課題的背景和研究意義1.2本課題解決的問題和設計時主要的工作2雙頭鑽床結構設計的總體方案2.1鑽床總體結構2.2設計方案選擇3可調式雙頭鑽頭的設計3.1預選加工材料,加工直徑3.2計算高速鋼麻花鑽軸向切削力及扭矩3.2.1計算單個鑽頭軸向切削力3.2.2計算單個鑽頭扭矩3.3鑽頭中各軸及齒輪的計算3.3.1齒輪8、9、10、11的計算3.3.2齒輪5、6、7的計算3.4雙頭鑽頭內各軸的設計3.4.1計算軸I、VIII的最小直徑3.4.2計算軸II、VII的最小直徑3.4.3計算軸III的最小直徑4傳動系統減速箱設計4.1減速箱內各齒輪設計4.1.1傳動系統減速箱齒輪的設計4.1.2傳動系統減速箱齒輪的設計4.2雙頭鑽頭內各軸的設計4.2.1計算軸III的最小直徑4.2.2計算軸IV的最小直徑4.2.3計算軸V的最小直徑4.2.4計算軸VI的最小直徑5傳動系統電機的選用5.1計算折算到電機主軸上的轉矩6鑽頭軸向進給系統的設計6.1鑽頭軸向進給絲杠螺母副的計算和選型6.1.1工作台基本參數6.1.2計算進給牽引力6.1.3計算最大動載荷C6.1.4滾珠絲杠螺母副的選型6.1.5傳動效率計算6.1.6剛度檢驗6.1.7穩定性校核6.2齒輪傳動比計算6.3步進電機的計算和選型6.3.1初選電機型號6.3.2電機校核計算7 X-Y工作台的設計7.1工作台滾珠絲杠螺母副的計算和選型7.1.1工作台基本參數7.1.2計算進給牽引力7.2軌道的選擇8結論參 考 文 獻致謝1前言1.1本課題的背景和研究意義 機械工業肩負著為國民經濟各個部門提供技術裝備的重要任務。機械工業的生產水平是一個國家現代化建設水平的主要標誌之一。國家的工業、農業、國防和科學技術的現代化程度都與機械工業的發展程度相關。因此,大量設計製造和廣泛使用各種各樣先進的機械是促進國民經濟發展,加速我國社會主義現代化建設的一個重要內容[1-2]。 鑽床主要用在工件上孔的加工。通常鑽頭的旋轉為主運動,鑽頭的軸向移動為進給運動。普通鑽床的結構比較簡單,加工精度較低,可鑽通孔、盲孔。在鑽床上配有工藝裝備時,還可以進行鏜孔,在鑽床上配萬能工作台還能進行分割鑽孔、擴孔、鉸孔。鑽床的特點是工件固定不動,刀具做旋轉運動。加工過程中工件不動,讓刀具移動,將刀具中心對正孔中心,並使刀具轉動(主運動)[3-4]。 鑽床主要分為立式鑽床、卧式鑽床、搖臂鑽床、台式鑽床、深孔鑽床和中心孔鑽床等。為了滿足模具製造業發展的需要,又開發了除鑽削深孔以外,還可以進行銑削、攻絲等的多功能鑽床。 20世紀70年代初,鑽床還是普遍採用普通繼電器控制的。如70年代-80年代進入中國的美國ELDORADO公司的MEGA50,日本神崎高級精工製作所的DEG型,德國TBT公司的T30-3-250等。 80年代後期數控技術逐漸開始在深孔鑽床上應用,特別是90年代以後這種先進的技術才迅速推廣。如TBT公司90年代初上市的ML系列深孔鑽床,進給系統由機械無級變速器改為採用交流伺服電機驅動的滾珠絲杠副,進給用滑台導軌也改為採用滾動直線導軌。鑽桿箱傳動為了保證高速旋轉、精度平穩,由交換皮帶輪及皮帶,和雙速電機驅動的有級傳動變為無級調速的變頻電機到電主軸驅動,為鑽削小孔深孔和提高深孔鑽床的水平質量提供了有利條件[5-8]。 長期以在我國的機械製造業中鑽床加工的工作量在總的製造工作量中佔有很大的比重。製造業中孔類加工多數由傳統鑽床來完成。單頭鑽床是機械行業最通用的設備,主要用於工件上孔的加工。但是傳統的單孔鑽床在大批量生產時存在許多的不足之處。由於單頭鑽床只有一根主軸,因此,一次只能加工一個孔。如果要加工多孔的工件,只有通過移動夾具多次對刀來實現,工人的勞動強度大,生產效率低,很難進行大批量的生產,而且孔的位置精度較低。隨著工業的發展,對產品質量、加工效率、加工零件方式多樣性以及工藝發展的要求的不斷提升,生產效率低、操作工人勞動強度大、加工精度較低的傳統單頭鑽床已不適用於大批量的產品生產。隨著中國經濟的快速發展,進入21世紀,我國機床製造業既面臨著提升機械製造業水平的需求而引發的製作裝備發展的良機,也遭遇到加入WTO後市場激烈的競爭壓力。隨著工業的發展,產品質量和加工效率的不斷提升,數控機床的大量應用也日趨廣泛。但將數控機床作為加工孔的專用設備與多軸鑽床相比,投入資金就有點得不償失了。單孔搖臂鑽床作為加工孔的通用機床,生產效率低、操作工勞動強度大,已不適用於大批量的成線生產。於是,多軸鑽床加工成為一種提高生產率的有效措施。而多軸加工逐漸成為一種新的加工趨勢。多軸鑽床俗稱多軸器、多孔鑽或多軸鑽孔器。是一種運用於機械領域鑽孔、攻牙的機床設備。可以兩軸或兩軸以上同時鑽孔或攻牙,故稱多軸鑽床。一台普通的多軸鑽床一次能把幾個乃至十幾個孔或螺紋同時加工出來。如果配上液壓或氣壓裝置,可以方便的自動進行快進、工進(工退)、快退、停止等動作,加工效率更高。多軸鑽床也稱群鑽床,一般型號的可以同時鑽2-16個孔,而且很多機種都沒有軸數限制,鑽頭主軸形式、尺寸大小也可以依客戶之需進行設計加工[9-13]。 如今多軸鑽床在生產中的應用已經十分廣泛,主要用於工件上多孔的加工。由於普通單軸鑽床只有一根主軸, 一次只能加工一個孔,如果要加工多孔的工件,只有通過移動夾具並多次對刀來實現,不僅工人的勞動強度大,而且孔的位置精度低。而多軸鑽床不僅效率高,在加工成角度的孔時,角度精確,再與數控相結合更可以保證距離精度[4]。多軸鑽床廣泛應用於機械行業多孔零部件的鑽孔及攻絲加工。如汽車、摩托車多孔零部件、發動機箱體、鋁鑄件殼體、制動鼓、剎車盤、轉向器、輪轂、差速殼、軸頭、半軸、車橋等,泵類、閥類、液壓元件、太陽能配件等等。多軸加工生產效率高,投資少,生產準備周期短,產品改型時設備損失少。而且隨著我國數控技術的發展,多軸加工的範圍變的愈來愈廣,加工效率也在不斷提高。多軸鑽床大體分為兩種類型:可調式和固定式。 可調式:適合加工多樣不定性孔件,使用範圍較廣。缺點是精度方面控制有所欠缺,長期使用跑位率相比略高。適合單件加工量不大,長年更換加工件的企業。 固定式:適合加工單種大批量的工件,缺點是加工範圍小,只能加工多孔之間位置固定的工件。適合大批量加工的工件。本次設計主要研究可調立式雙軸鑽床,也可以稱為可調立式雙頭鑽床,有兩個主軸配兩把鑽頭,同時加工同一零件上的兩個孔。若要用一台電動機實現兩個鑽頭的同時轉動,需要在設計時著重注意傳動系統與減速系統的設計。1.2本課題解決的問題和設計時主要的工作 單頭鑽床是機械行業最通用的設備,主要用於工件上孔的加工。但是傳統的單孔鑽床在大批量生產時存在許多的不足之處。由於單頭鑽床只有一根主軸,因此,一次只能加工一個孔。如果要加工多孔的工件,只有通過移動夾具多次對刀來實現,工人的勞動強度大,生產效率低,很難進行大批量的生產,而且孔的位置精度較低。隨著工業的發展,對產品質量、加工效率、加工零件方式多樣性以及工藝發展的要求的不斷提升,生產效率低、操作工人勞動強度大、加工精度較低的傳統單頭鑽床已不適用於大批量的產品生產,而多軸加工逐漸成為一種新的加工趨勢。 本課題就設計了這麼一種雙頭鑽床,這種鑽床價格相對低廉,體積小、重量輕、操作方便、可靠性高,且可以同時鑽兩孔的工作方式大大提高了工作效率,減輕了工作量,提高了工作效率和加工精度。本課題的主要工作包括以下幾個方面:1.廣泛查閱國內外關於多軸鑽床的研究資料,闡述了課題的研究意義,在綜述了國內外研究資料和研究目的之後,給出了本文研究的主要內容。2.深入研究雙頭鑽床的設計原理,提出多種雙頭鑽床的總體設計方案,進行各功能的求解,通過分析各個方案的優缺點,確定了最優方案。3.設計雙頭鑽床的整體結構。4.對鑽床整體及各個零件進行尺寸設計並進行校核,合理調整各零件的相對位置,並繪製鑽床的裝配圖和主要零件的零件圖。2雙頭鑽床結構設計的總體方案2.1鑽床總體結構 可調式立式雙頭鑽床主要由床身、工作台、鑽頭、主傳動系統、電機等部分組成。可調式立式雙頭鑽床的設計需要完成以下幾個步驟:1.可調式雙頭鑽頭的結構設計:通過齒輪間的位置轉動實現兩鑽頭間距離的可調性。2.傳動系統變速箱的設計:雙軸鑽床的主運動為旋轉,由主電動機驅動,動力通過皮帶輪傳遞給主軸箱,主軸箱是雙軸鑽床的主要驅動裝置。主運動(旋轉)及進給運動同時進行。主軸箱驅動軸的運轉由主電機經過交換齒輪來驅動。3.傳動系統驅動電機的選型;通過將加工工件時所需的轉矩折算到電機主軸上,通過電機主軸上的轉矩和電機轉速算出功率,然後進行電機的篩選。4.鑽頭軸向進給系統的設計:採用滾珠絲杠軸向進給。5.工作台的橫向、縱向的進給系統的設計:工作台橫向、縱向進給:採用滾珠絲杠進給。

 

2.2設計方案選擇 本設計根據可調鑽頭實現可調功能的原理不同可有兩種可調式鑽孔頭的結構設計方案。<方案一>:通過可伸縮式萬向聯軸器調節 本結構用齒輪箱配合萬向節頭所組成,由於萬向節頭是可活動軸件,股在限定範圍內可左右移動。 萬向聯軸器的共同特點是角向補償量較大,不同結構型式萬向聯軸器兩軸線夾角不相同,一般≤5°-45°之間。萬向聯軸器利用其機構的特點,使兩軸不在同一軸線,存在軸線夾角的情況下能實現所聯接的兩軸連續迴轉,並可靠地傳遞轉矩和運動。萬向聯軸器最大的特點是具有較大的角向補償能力,結構緊湊,傳動效率高。圖2.1可伸縮焊接方式萬向聯軸器工作原理:多軸鑽床的實現主要是由於有多軸器的存在才得以實現的。主軸旋轉帶到多軸器中的其他軸轉動。多軸器結構由齒輪箱配合萬向節頭所組成,由於萬向節是可活動軸件,故在限定範圍內可左右移動。在調整加多軸頭箱內有一個主動輪和多個從動輪,主動輪與電機聯結,將動力傳給多個從動輪,從動輪再驅動鑽頭對工件進行加工。多軸鑽床廣泛應用於機械行業多孔零部件的鑽孔及攻絲加工。優點:在調整加工孔距時不受齒輪所限制,適合加工不定性孔件,使用範圍較廣可調式多軸鑽床在其加工範圍內,其主軸的數量、主軸間的距離,相對可以任意調整,一次進給同時加工數孔。在其配合液壓機床工作時,可自動進行快進、工進(工退)、快退、停止同單軸鑽(攻絲)比較,工件加工精度高、工效快,可有效的節約投資方的人力、物力、財力。尤其機床的自動化大大減輕操作者的勞動強度。缺點:精度方面控制有所欠缺,長期使用跑位率相比略高。適合單件加工量不大,長年更換加工件的企業。<方案二>:通過齒輪調節 該多軸鑽孔頭是根據太陽系中太陽、行星及衛星的運動規律設計的,即:行星繞太陽轉動,衛星繞行星轉動,利用這個運動規律,還可實現鑽孔軸相對位置的調整。此可調式雙頭鑽床原理如圖:圖2.2可調式兩軸鑽孔動力頭結構調整圖 此次設計主要目的在於改造單頭鑽床為可調式多頭鑽床。使其可以在較大的範圍和多個工位上同時加工兩個孔,很大程度上擴大了鑽床加工範圍,提高了機床適用性,並保證兩孔的相對位置精度。鑽頭可加工的範圍為:Lmin-Lmax之間的圓環範圍,並可通過調整鑽頭的位置在一個圓上進行等分圓的加工。可調式鑽孔頭的結構設計: 以可調式兩軸鑽孔頭為例進行說明,圖2.3所示可調式兩軸鑽孔頭的結構圖,鑽孔頭通過連接體1與鑽床主軸的不迴轉部分連接,連接體1是一個開口套,用螺釘鎖緊在主軸上;太陽齒輪3通過錐孔套在主軸迴轉部分的錐體上,靠摩擦傳遞扭矩。通過行星齒輪6,太陽齒輪把動力傳給鑽孔主軸17,行星齒輪6在這裡是惰輪(過橋齒輪),在調整時它只能和整個鑽孔頭一起繞太陽齒輪公轉。主軸端部靠彈簧卡頭21,夾緊鑽頭。為了使該鑽頭結構盡量緊湊,我們盡量選用小尺寸齒輪,衛星齒輪8與鑽孔主軸17靠過盈配合傳遞扭矩,所採用的軸承均為無內外圈滾針軸承。調整時,行星齒輪軸14,距離調整塊13可帶動衛星齒輪8,滾針軸承9、18,隔離塊10,襯套15,止推軸承16,鑽孔主軸17,緊定螺釘19,鑽孔主軸套20及彈簧卡頭21等繞行星輪軸14自由轉動,調整角度α。鬆開連接體1的鎖緊螺釘,整個鑽孔頭可以繞太陽齒輪3,自由轉動,調整回補轉角θ。圖2.3可調式兩軸鑽孔頭結構圖1.連接體2.鑽床主軸3.太陽齒輪4、9、18.滾針軸承5.隔套6.行星齒輪7.隔墊8.衛星齒輪10.隔離塊11.殼體12.前端法蘭13.距離調整塊14.行星齒輪軸15.襯套16.止推軸承17.鑽 孔主軸19.緊定螺釘20.鑽孔主軸套21.彈簧卡頭優點:該系列鑽孔頭,結構緊湊,調整方便,使用可靠,加工效率高,可以在中小批量生產中推廣使用。缺點:由於鑽孔主軸相對位置固定,大大限制了調整鑽孔主軸位置的靈活性,使得該系列鑽孔頭,在同時加工3個或4個孔時,孔分佈比較規則時,可以比較方便地調整鑽孔位置,而且不會使鑽床主軸的受力情況惡化;但當孔分佈不規則時,調整比較麻煩,多數情況,根本調不出來,即使可以調整到位,加工時也會使鑽床主軸受力惡化。選用該系列鑽孔頭時,要考慮鑽床的最大加工能力和待加工孔大小相匹配[12]。<方案三>:通過滑塊機構調節 圖2.4中:1為電動機,用快卸夾具(圖中未畫)夾在鋼軌上;經二級帶傳動(Ⅰ-Ⅱ,Ⅱ-Ⅲ)和一級鏈傳動(Ⅲ-Ⅳ)將動力傳至鑽機上的Ⅳ軸,再經一級齒輪(Ⅳ-Ⅴ)傳至鑽頭主軸Ⅴ,手輪控制鑽頭進給。旋緊螺栓4可將鑽機夾緊在鋼軌上,拆卸時利用四桿快卸機構(圖中未畫)只需幾秒鐘即可使鑽機整體脫離鋼軌。鑽機的移動部分5可在導軌7上左右移動,移動到孔位時有定位裝置保證定位精度,再用鎖緊螺栓6鎖緊。圖2.4通過曲柄滑塊實現鑽頭可調原理圖優點:結構原理簡單,易於實現,採用三點鉸接的兩根可調桿件作為傳動機架,使鑽機與動源可分別裝夾,解決了鑽頭主軸與動力源相對移動、降速、隔振、傳動副中心距可調等一系列問題。裝夾方便,拆卸迅速,操作方便,實用可靠。缺點:傳動效率低,佔用空間多[17]。綜上,經過比較后選定方案二為設計方案

 

3可調式雙頭鑽頭的設計圖3.1雙頭鑽頭裝配圖3.1預選加工材料,加工直徑查表3-10[1]得,鋼選用單個鑽頭直徑d=12(mm),設定鑽頭轉速960(r/min)查表3-11[1]在d=12(mm)時,取3.2計算高速鋼麻花鑽軸向切削力及扭矩3.2.1計算單個鑽頭軸向切削力查表3-10[1]得,軸向切削力公式 (3.1)查表3-10[1]得,加工鋼()時:(1)當鑽頭未磨損時(2)當鑽頭未磨損時3.2.2計算單個鑽頭扭矩查表3-10[1]得扭矩公式 (3.2)查表3-10[1]得(1)鑽頭未磨損(2)鑽頭磨鈍后圖3.2雙頭鑽頭及傳動系統中各齒輪和軸所受轉矩簡圖3.3鑽頭中各軸及齒輪的計算3.3.1齒輪8、9、10、11的計算1.選用直齒圓柱齒輪傳動。選定齒輪8,齒輪11為配對齒輪副中的小齒輪。齒輪9,齒輪10為配對齒輪副中的大齒輪。且兩對齒輪副完全相同,故計算時只計算一對齒輪副8、11即可。小齒輪8轉速,設計工作壽命15年,每年工作300天,兩班制,每班8小時。初選:小齒輪材料(調製)硬度280(HBs);齒數大齒輪材料45鋼(調製)硬度240(HBs);齒數2.按齒面接觸強度計算由設計計算公式進行計算,即(3.3)(1)確定公式內的各計算數值1)試選載荷係數2)小齒輪傳遞的轉矩由2.2.2計算所得的鑽頭扭矩即為小齒輪傳遞扭矩3)由表10-7[2]選取齒寬係數。4)由表10-6[2]查的材料的彈性影響係數5)由圖10-21d[2]按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限6)由式(3.4)計算應力循環次數式中n—齒輪轉速j—齒輪每轉一圈,同一齒面嚙合次數Lh—齒輪工作壽命(h)u—齒輪傳動比7)由圖10-19[2]取接觸疲勞壽命係數,。8)計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為,安全係數S=1,由式 (3.5)得(2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值。故,取整2)計算圓周速度v。3)計算齒寬b4)計算齒寬與齒高之比5)計算載荷係數根據,7級精度,由圖10-8[2]查得動載係數直齒輪,由表10-2[2]查得使用係數;由表10-4[2]用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時,,查圖10-13[2]得;故載荷係數6)按實際的載荷係數校正所得的分度圓直徑7)計算模數3.按齒根彎曲強度設按齒根彎曲強度設計公式為(3.6)(1)確定公式內的各計算數值1)由圖10-20c[2]查得小齒輪8的彎曲疲勞強度極限;大齒輪9的彎曲疲勞強度極限;2)由圖10-18[2]取彎曲疲勞壽命係數;3)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全係數S=1.4,由下式得4)計算載荷係數5)查取齒形係數。由表10-5[2]查得。6)查取應力校正係數。由表10-5[2]查得7)計算大、小齒輪並加以比較大齒輪的數值大(2)設計計算對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數大於由齒根彎曲疲勞強度計算的模數,由於齒輪模數的大小主要取決於彎曲疲勞強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數與齒數的乘積)有關,可以取由彎曲疲勞強度算得的模數1.131並就近圓整為標準值,按接觸疲勞強度計算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數大齒輪齒數這樣計算出的齒輪傳動,既滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足了齒根彎曲疲勞強,並做到了結構緊湊,避免浪費。4.幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑(2)計算中心距(3)計算齒輪寬度 圓柱齒輪的實用齒寬在按計算后適當圓整,且常將小齒輪的齒寬在整值的基礎上人為的加寬,以防大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位,導致嚙合齒寬減小而增大齒輪單位齒寬的工作載荷。故取

 

3.3.2齒輪5、6、7的計算<1>.選用直齒圓柱齒輪傳動。選定齒輪5,齒輪6,齒輪7為相同的齒輪。並設計齒輪6與齒輪9合為雙聯齒輪,並設計齒輪7與齒輪10合為雙聯齒輪。又因為已算出齒輪9、10的模數為1.5,所以給定齒輪5、6、7模數為1.5。工作壽命15年,每年工作300天,兩班制,每班工作8小時。初選: 齒輪材料45鋼(調製)硬度240(HBs);齒數故得<2>齒輪的校核因為齒輪5,6,7為相同材料、相同模數、相同齒數的材料,且齒輪5受到的轉矩為齒輪6、7的兩倍。故,只需分析校核齒輪5即可1.齒輪傳遞的轉矩計算齒輪6、7的扭矩式中—傳動效率,計算齒輪5的轉矩2.計算過程參照齒輪8、9、10、11的計算過程計算后的2.幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑(2)計算中心距(3)計算齒輪寬度圓柱齒輪的實用齒寬在按計算后適當圓整,且常將齒輪6、7的齒寬在整值的基礎上人為的加寬,以防齒輪因裝配誤差產生軸向錯位,導致嚙合齒寬減小而增6、7齒輪單位齒寬的工作載荷。故取3.4雙頭鑽頭內各軸的設計設定軸的材料為45鋼3.4.1計算軸I、VIII的最小直徑由3.2.2知單個鑽頭扭矩(3.7)式中—軸1最細處直徑,—軸1傳遞的扭矩,—許用扭轉切應力,。由於又查表15-3[2]的為25當軸截面上開有鍵槽時,應增大軸徑以考慮鍵槽對軸強度的削弱。對於直徑的軸,有一個鍵槽時,軸徑增大;有兩個鍵槽時,應增大故,;取整值3.4.2計算軸II、VII的最小直徑軸2、7不轉動,故不受扭矩故給定軸2、7直徑為,齒輪的轉矩為:3.4.3計算軸III的最小直徑查表15-3[2]的為25軸截面上開有鍵槽,應增大軸徑以考慮鍵槽對軸強度的削弱。對於直徑的軸,有一個鍵槽時,軸徑增大;有兩個鍵槽時,應增大故,;取整數值

 

4傳動系統減速箱設計4.1減速箱內各齒輪設計設定齒輪箱中兩對齒輪有相同的齒數比1.54.1.1傳動系統減速箱齒輪的設計工作壽命15年,每年工作300天,兩班制,每班工作8小時。初選: 齒輪4材料45鋼(調製)硬度240HBs;齒輪3材料(調製)硬度280HBs。齒數。1.計算齒輪3的扭矩小齒輪傳遞扭矩式中—傳動效率,2.計算過程參照齒輪8、9、10、11的計算過程計算的(1)大齒輪齒數(2)幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑2)計算中心距3)計算齒輪寬度圓柱齒輪的實用齒寬在按計算后適當圓整,且常將小齒輪的齒寬在整值的基礎上人為的加寬,以防大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位,導致嚙合齒寬減小而增大齒輪單位齒寬的工作載荷。故取4.1.2傳動系統減速箱齒輪的設計由於齒輪副與齒輪副有相同的傳動比,又因為齒輪副比齒輪副傳遞的轉矩大,故齒輪副可選用與齒輪副完全相同的齒輪4.2雙頭鑽頭內各軸的設計設定軸的材料為45鋼4.2.1計算軸III的最小直徑查表15-3[2]的為25軸截面上開有鍵槽,應增大軸徑以考慮鍵槽對軸強度的削弱。對於直徑的軸,有一個鍵槽時,軸徑增大;有兩個鍵槽時,應增大故,;取整數值4.2.2計算軸IV的最小直徑查表15-3[2]的為25軸截面上開有鍵槽,應增大軸徑以考慮鍵槽對軸強度的削弱。對於直徑的軸,有一個鍵槽時,軸徑增大;有兩個鍵槽時,應增大故,;取整數值4.2.3計算軸V的最小直徑查表15-3[2]的為25軸截面上開有鍵槽,應增大軸徑以考慮鍵槽對軸強度的削弱。對於直徑的軸,有一個鍵槽時,軸徑增大;有兩個鍵槽時,應增大故,;取整數值4.2.4計算軸VI的最小直徑查表15-3[2]的為25軸截面上開有鍵槽,應增大軸徑以考慮鍵槽對軸強度的削弱。對於直徑的軸,有一個鍵槽時,軸徑增大;有兩個鍵槽時,應增大故,;取整數值

 

5傳動系統電機的選用5.1計算折算到電機主軸上的轉矩由3.2.2知單個鑽頭扭矩:故,所需電機功率式中—軸6的轉速,註:為齒輪1的轉速)—軸6的轉矩,—所需電機功率,綜上,由表12-1[3]得,選用型電機,電機額定功率2.2kW,同步轉速1500r/min,滿載轉速1430r/min,電機質量34kg。

 

6鑽頭軸向進給系統的設計6.1鑽頭軸向進給絲杠螺母副的計算和選型6.1.1工作台基本參數經估算雙頭鑽頭、減速箱、電機三項總重量約為:80kg故由3.2.1知當單個鑽頭鑽削時,受到軸向切削力為6.1.2計算進給牽引力作用在工作台滾珠絲杠上的進給牽引力主要包括工作台自身重量和工件重量作用在導軌上的摩擦力。因而其數值大小和導軌的型式有關。選定進給為矩形導軌故,(6.1)—考慮顛覆力矩影響的實驗係數,故得,6.1.3計算最大動載荷C (6.2)式中:—滾珠絲杠導程,初選—最大切削力下進給速度,等於鑽床鑽削時鑽頭進給速度。取最高進給速度的1/3。,故式中:—使用壽命,按15000(h);—壽命、以轉為1單位。—運轉係數,6.1.4滾珠絲杠螺母副的選型查閱附錄A表2[1],可採用外循環調整預緊的不帶襯套的雙螺母滾珠絲杠,1列2.5圈,其額定動負載為13100(N),精度等級按表3-15[1]選為3級6.1.5傳動效率計算(6.3)—螺旋升角,—摩擦角取;滾動摩擦係數6.1.6剛度檢驗 先畫出此進給滾珠絲杠支撐方式草圖如圖6.1所示。最大牽引力為3538(N),支撐間距L=400(mm),需預緊絲杠,螺母及軸承進行預緊。圖6.1鑽頭軸向進給系統(1)絲杠的拉伸或壓縮變形量查圖3-6[1],根據,查出可算出: (6.4)兩端均採用推力球軸承52205,且絲杠進行了預拉伸,故其拉壓剛度可以提高四倍,其實際變形量為:(2)滾珠與螺紋軌道間接觸變形查圖3-7[1],W系列1列2.5圈滾珠和螺紋軌道接觸變形量因為進行了預緊,故(3)支撐滾珠絲杠軸承的軸向接觸變形推力球軸承52205,滾動體直徑,滾動體數量(6.5)注意,此公式中單位應為因施加預緊力,故根據以上計算:<定位精度6.1.7穩定性校核滾珠絲杠兩端推力軸承,不會產生失穩現象不需作穩定性校核。

 

6.2齒輪傳動比計算(1)進給齒輪箱傳動比計算已確定進給脈衝當量,滾珠絲杠導程:,初選步進電機步距角為0.75度。可計算出傳動比i(6.6)考慮到結構上的原因,不使大齒輪直徑過大,以免影響溜板的有效行程,故此處可採用兩級齒輪降速。可選定齒輪齒數為,因進給運動齒輪受力不大,模數m取2。有關參數參照表6.1表6.1傳動齒輪幾何參數 齒數 20 25 分度圓(mm) 40 50 齒頂圓(mm) 44 54 齒根圓(mm) 35 45 齒寬(mm) 20 20 中心距(mm) 45 6.3步進電機的計算和選型6.3.1初選電機型號計算步進電機空載啟動頻率和切削時的工作頻率 (6.7)由於計算齒輪傳動比時選步距角。故,初選電機型號110BF004,其最高空載啟動頻率為500(Hz)。6.3.2電機校核計算1.等效轉動慣量計算計算簡圖見圖3-1。傳動系統折算到電機軸上的總的傳動慣量可由下式計算: (6.8)式中:—步進電機轉子轉動慣量—齒輪的轉動慣量—滾珠絲杠轉動慣量參考同類型機床,初選反應步進電機110BF003,其轉子轉動慣量查表3-20[1]圓柱體(材料為鋼)轉動慣量:()(1)(2)式中—齒輪的分度圓直徑。—齒輪的齒寬。(3)式中—滾珠絲桿公稱直徑—滾珠絲杠支撐間距代入上式:2.電機力矩計算機床在不同的工況下,其所需的轉矩不同,下面分別按各階段計算:(1)快速空載啟動力矩,(2)快速移動時所需力矩,(3)最大切削負載時所需力矩。(1)快速空載啟動力矩(6.9)(6.10)將前面數據代入,式中各符號意義同前。設定啟動加速時間附加摩擦力矩空載啟動時,絲杠不受軸向切削力,但會受雙頭鑽頭、變速箱及主驅動電機的重力之和G。又因為絲杠未進行預緊,故絲杠此時的預載入荷即為KG。(6.11)式中—考慮顛覆力矩影響的實驗係數,—絲杠受雙頭鑽頭、變速箱及主驅動電機的重力之和。—傳動鏈總效率,一般取,此處取0.8—滾珠絲杠未預緊時的傳動效率,一般取以上兩項合計:(4)快速移動時所需力矩(5)最大切削負載時所需力矩 (6.12)式中:—進給方向最大切削力(6)從上面計算可以看出,三種工況下,以最大切削負載時所需力矩最大,以此項作為校核電機的依據。從表3-22[1]查出,當步進電機為五相十拍時最大靜力矩查表3-23[1],110BF004型步進電機最大靜轉矩為7.84。大於所需最大靜轉矩,可作為初選型號,但還必須進一步考核步進電動機的啟動矩頻特性。3.查表3-23[1]得,110BF004型步進電機允許的最高空載啟動頻率為500()再從圖3-17(o)[1]、圖3-18(e)[1]查出110BF004步進電機啟動矩頻特性和運行矩頻特性曲線。從圖3-17(n)[1]看出,當步進電機啟動時,時,。能夠滿足所需空載啟動力矩()直接使用不會出現失步現象可直接使用。由6.2知於傳動比過小可將減速箱去除,且不影響電機的選擇。6.4軌道的選擇根據額定載荷查附錄C[1]選定導軌為JSA-LG15

 

7 X-Y工作台的設計工作台縱橫向進給結構完全相同7.1工作台滾珠絲杠螺母副的計算和選型7.1.1工作台基本參數工作台材料:碳鋼;查表1-5[3]得碳鋼密度工作台大小(mm):工作台重量:初選工件重7.1.2計算進給牽引力作用在工作台滾珠絲杠上的進給牽引力主要包括工作台自身重量和工件重量作用在導軌上的摩擦力。因而其數值大小和導軌的型式有關。選定進給為矩形導軌。故, (6.1)矩形滑動導軌摩擦係數:故得,,絲杠長400mm。圖7.1工作台進給系統計算簡圖計算過程參照主進給系統的計算過程由計算可得絲杠型號為外循環調整預緊的不帶襯套的雙螺母滾珠絲杠;電機為90BF002型步進電機。7.2軌道的選擇根據額定載荷查附錄C[1]選定導軌為JSA-LG15

 

8 結論 本文在研究了眾多國內外先進機床技術、查閱了眾多研究資料的基礎上,完成了可調立式雙頭鑽床的結構設計,並繪製了裝配圖與非標準零件的零件圖,較好的完成了本課題的任務與目的。本方案借鑒了很多國內外先進的鑽床方面的書籍、文章,從幾個方面全面的介紹了本課題的雙頭鑽床:(1)進行了結構上的設計研究,設計提出多種反感,通過對比多種方案,最終確定最優方案。(2)進行了非標準零件,如齒輪、軸、皮帶輪等的尺寸計算與校核,並用繪圖軟體繪製了零件圖。(3)進行了標準零件,如絲杠、軸承、電機等的計算及型號選用與校核。(4)從各個零件的選型,整體選材等方面詳細的介紹了這方面的研究方向與先進技術。由於設計時間較短而且內容很多,所以還有很多的缺陷與不足之處,還有一些設計方面的不合理,不過總體來說,本文介紹的雙頭鑽床想法是有新意的,還有很大的研究空間,所以在今後的研究中,本方案還會更加的發展與完善。參 考 文 獻[1]孫選,李國平,王娜,楊可森,艾長勝.機電專業課程設計指導書[M].濟南:濟南大學機械學院, 2007[2]濮良貴,紀名剛,陳國定,吳立言.機械設計[M],第八版.北京:高的教育出版社, 2006.5[3]吳宗澤,羅聖國.機械設計課程設計手冊[M],第3版.北京:高等教育出版社, 2006.5[4]孫靖民等主編.現代機械設計方法選講[M],哈爾濱:哈爾濱工業大學出版社,2005.8:50-58[5]張鑫.半自動雙軸鑽床的設計[J].鑿岩機械氣動工具,2007,(02):62-64[6]劉秋鵬.單柱立式鑽床改造成多孔鑽床的設計[J].機械工程師,2008,(09):70[7]黎陽.用普通車床改造成多軸鑽床[J].設備製造技術,2003,(03):42-44[8]張明松,劉文俊,張發軍,李仁德.雙面車床的研製[J].機床與液壓, 2011.8,39(16):25-27[9]李祥貴.雙面鑽床進給量的變更方法[J].金屬加工,2009,(14):61-62[10]戴熊.多軸鑽床改造及經濟性分析[J].金屬加工,2010,(09):63-65[11]陳華海,黎維會,葉繼業.卧式車床改為多軸鑽床[J].機械工人, 2002,(04):63[12]黃中央,謝興強.可調式多軸鑽孔頭設計[J].機械製造,2001,39(46):39-41[13]張昕.雙頭深孔鑽床控制系統的設計與改造[J].機床電器,2007,2:35-36[14]姚建民,明興祖,栗新.數控雙面鑽窩專用機床設計[J].機械,2006,33(5):46-48[15]陳湘萍,艾宗良.卧式雙面多工位鑽削組機的設計[J].重型機械科技,2007.6,(2):19-21[16]孟俊煥,馮瑞寧,王會.多孔單工位組合鑽床主軸箱傳動系統設計[J].機械製造與自動化,2005.6,34(03):14-15,19[17]黃愷.新型鋼軌三孔鑽機傳動設計[J].遼寧工學院學報,1997.12,17(04):14-15[18]楊志斌.Z4116型台式鑽床的自動化改造及進給系統設計[J].湖南農機,2010.3,37(2):28-29[19]Jan Wojciechowski, Przemyslaw Wygladacz. Some problems of designing the main drives of universal machine tools[J], Archives of civil and mechanical engineering,2006,6(4):6-14[20]Gianni Ferretti, Francesco Lucchini, GianAntonio Magnani, Paolo Rocco. A mechatronic approach to the control of machine tools[J],World Congress, 2005,16(1)

 

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