工件最大直径φ10mm,工作行程300-300-70的中小型数控多工位立式钻床

目录第三章机械传动部件设计 (8)1切削力的计算 (8)2主轴齿轮传动方案确 (10)3主轴结构设计及计算 (15)4纵向进给运动的分析及计算 (18)5横向进给运动的分析及计算 (22)6Z向进给运动的分析及计算 (25)7齿轮强度校核 (28)8回转工作台运动的分析及计算 (30)9齿轮强度校核 (33)10滑动导轨的结构 (35)第四章数控系统设计 (43)1确定机床控制系统方案 (43)2单片机型号的选用 (43)3存储器的选用、扩展及连接 (45)4地址锁存器 (46)5键盘与显示接口电路 (46)6 8255与8031的连接 (59)7步进电机接口电路 (61)8总程序流程框图 (64)第三章机械传动部件设计由于电机工作时，其负载阻力有切削力、摩察阻力、惯性力，只有克服这些阻力，才能正常启动及运行。

因此要对进给系统进行必要的设计及计算。

3.1. 切削力的计算3.1.1、要求加工的最大孔为d=10mm,刀具为高速钢麻花钻（以磨损）。

工=0.638GPa）；灰铸铁190HBS。

加工精度为：IT8∽IT10级件材料为45井钢（бb以下孔初加工。

3.1.2、确定切削力和扭矩：3.1.2.1、计算：（1）、当工件材料为 45井钢时，根据以知条件查《机械加工工艺手册》表2.4-38高速钢钻头钻孔时的进给量知：10mm钻头初加工的进给量为0.22∽0.28。

由表2.4-41高速钢钻头切削时切削速度、扭矩及轴向力可选取进给量的两极限值f=0.08mm/r∽0.30mm/r,对应的它们的切削速度为V=0.99m/s∽0.43m/s,则由10000nd v π=得 01000d vn π=钻头或工件的转速s r d n /53.3199.0100001=⨯=πs r d n /69.1343.0100002=⨯=π由《金属切削刀具》计算钻头轴向力F 和扭矩T 的经验公式及表3-1麻花钻轴向力和扭矩表达式中的系数、指数及修正系数可知：F y XF F K fd C F F081.9= （1）M y XM M K f d C T M 081.9= （2） 3102-=n m T P π （3）其中对于钢бb =0.638GPa C F =61.2 X F =1.0 Y F =0.7 C M =0.0311 X M =2.0 Y M =0.8 K F =K Fm K Fw K M =K Mm K Mw 对于已磨损钻头K Mw =1 K Fw =1工件材料K Mm =K Fm = 75.0637.0⎪⎭⎫ ⎝⎛b σ=0.98938则最小进给量f=0.08mm/rF 1=9.81×61.2×10×0.080.7×0.98938×1=1013.79N T 1=9.81×0.0311×102×0.080.8×0.98938×1=4.0Nm P M1=2×3.14×4.0×31.53×10-3=0.79Kw 最大进给量f=0.30mm/rF 2=9.81×61.2×10×0.300.7×0.98938×1=2557.22N T 2=9.81×0.0311×102×0.300.8×0.98938×1 =11.52NmP M2=2×3.14×11.52×13.69×10-3=0.99Kw（2） 当工件材料为 灰铸铁HB190时，根据以知条件查《机械加工工艺手册》表2.4-41高速钢钻头钻孔时的进给量知：10mm 钻头初加工的进给量为0.22∽0.28。

由表2.4-41高速钢钻头切削时切削速度、扭矩及轴向力可迭取进给量的两极限值f=0.12mm/r ∽0.70mm/r ，对应的它们的切削速度为V=0.79m/s ∽0.33m/s,则由10000nd v π=得1000d v n π=钻头或工件的转速s r d V n /16.251079.010*********=⨯⨯==ππ s r d V n /51.101033.010*********=⨯⨯==ππ 由《金属切削刀具》计算钻头轴向力F 和扭矩T 的经验公式及表3-1麻花钻轴向力和扭矩表达式中的系数、指数及修正系数可知：F y XF F K fd C F F081.9= （1）M y XM M K f d C T M 081.9= （2） 3102-=n m T P π （3）其中对于灰铸铁 C F =42.7 X F =1.0 Y F =0.8 C M =0.021 X M =2.0 Y M =0.8 K F =K Fm K Fw K M =K Mm K Mw 对于已磨损钻头K Mw =1 K Fw =1 工件材料K Mm =K Fm =（H B /190）0.6=1 则最小进给量f=0.12mm/rF 3=9.81×42.7×10×0.120.8×1×1=768.14N T 3=9.81×0.021×102×0.120.8×1×1=3.78Nm P M3=2×3.14×3.78×25.16×10-3=0.597Kw 最大进给量f=0.70mm/rF 4=9.81×42.7×10×0.700.8×1×1=3149.02N T 4=9.81×0.021×102×0.700.8×1×1=15.49Nm P M4=2×3.14×10.51×15.49×10-3=1.02Kw 由此可得钻头的最大转矩T max =15.49Nm 最大转矩F max =3149.02N 最大切削功率P Mmax =1.02Kw 则钻头主轴所需要的功率为：P 1= P Mmax /η总其中η总=η花键轴η轴承深沟球轴承η=0.99 （取3个） 角接触推力轴承η=0.98 （取2个） 花键轴η=0.97∽0.98 由《金属切削机床》查得： η总=η花键轴η轴承=0.97×0.993×0.982=0.904则P 1=1.02/0.904=1.03Kw对于主轴电机的选择，查《机械产品目录》，对于中小功率的电机，一般额定转矩只有2.1-4，而主轴所需要的最大扭矩为15.49Nm，故必须采用齿轮组进行减速以提供大的转矩达到符合相应电机的额定转矩。

在数控机床多工位钻床的设计过程中，要求数控机床能够进行多级变速。

在这种情况下，我们正好可以采用一个变速器来解决。

无级变速器就是能使主轴达到相应转矩和使主轴传递的转矩符合要求。

同时，根据主轴特点设计钻床主轴的特点是主轴在轴向方向上有移动，就是说上端的花键轴外面必须套有内花键的齿轮或其它才能将电动机的运动传递给主轴，使主轴转动。

在本次设计中我们就选用花键的齿轮作为传动件，把电机的转动传给主轴，则从主轴来的传动方式为：主轴（花键轴）——内花键齿轮——啮合齿轮（一组或多组）——联轴器——无级变速器——主轴电动机3.2. 主轴齿轮传动方案确定：（取η齿轮=0.97，精度等级为8级）则主轴电机输出功率P2P 2= PⅠ/η联轴器=1.16/0.99=1.18Kw根据《机械产品目录》选择电机可用YCP802-2，1.1Kw额定功率和YCP90S-2，1.5Kw额定功率最为接近功率要求。

而前者略小于最大输出功率，而加一个无级变速器相对于电机来说其传递功率也不会消耗太多，粗略估算则选用后者YCP90S-2，额定功率为 1.5Kw，额定电压为380V，额定电流为 3.4A，转速为2840r/min，最大额定转矩为2.3Nm。

选择了电动机就可根据所选择电动机确定相应的无级变速器。

根据电动机功率和转矩及主轴所必须达到的最小转矩，可确定变速器，查《机械设计手册》第四卷可选择的无级变速器为：HZXD1500L。

根据无级变速器的相关数据和主轴所需要的相关数据，无级变速器提供的转矩已经可以达到主轴要求的转矩，同时转速也能达到要求。

故在接下来设计的齿轮组中，主要达到的目的为将电动机的转动传递给主轴使主轴完成转动，并不影响轴向的进给运动。

对于齿轮组的设计就是要完成传动。

为了设计需要，可以仅设计一组齿轮即可。

又因为转矩完全达到要求，转矩要求的差又不是太大，从对主轴箱结构设计入手（对主轴箱的总体布局和结构合理、比例合适），可将这对齿轮设计成一组惰轮，即不改变变速器传递出来的转矩和转速，仅将转动传给主轴，达到了设计要求和目的。

3.2．2、设计齿轮在齿轮设计中，取转矩最大时设计用到最大转矩15.49,切削速度nI=631r/min。

首先小齿轮（主动齿轮）用40Cr，调质处理，硬度241HB∽286HB，平均取为260HB，大齿轮（从动齿轮）用45钢，调质处理，硬度229HB∽286HB，平均取为240HB。

计算如下：关于主轴传动中的第一组齿轮齿面接触疲劳强度计算（1）初步计算：转矩:TII= 5.49Nm=5490Nmm齿宽系数:θd由表12.13（该节中所指的表均指《机械设计》一书中的表）取θd＝1.0接触疲劳极限：ζHlim由图12.17c可取ζHlim1=710MPa ζHlim2=580MPa初步计算的许用接触硬力:[ζH1]=0.9ζHlim1=0.9×710=639MPaAd值由表12.16，取Ad＝85 初步计算的小齿轮直径：d 1≥[]311UUTAdHd+σϕ=321115221549085+⨯⨯⨯=29.14(其中u=I=1, T=5490Nmm) 取d1＝90mm初取齿宽：b=θb d1=1×90=90mm（2）校核计算：圆周速度: s m n d V /8.21000606318514.310006011=⨯⨯⨯=⨯=π精度等级：由表12.6选8级精度齿数Z 和模数m:取齿数Z 1=60,Z2=iZ 1=1×60=60 模数5.1609011===Z d m 由表12.3取m=1.5 则6011==md Z Z 2= iZ 1=60 使用系数K A :由表12.9取K A ＝1.5 动载系数K V :由表12.9取K V ＝1.1 齿间载荷分配系数K H α:由表12.10先求：mm N mm N b F K d T F T A III t /100/033.2901225.1122905490221<=⨯==⨯==端面重合度：βεαcos 112.388.121⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⨯-=Z Z （式12.6）77.16016012.388.1=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+⨯-=重合度系数:Z ε=3/)77.14(-=0.74 (式12.10) 由此得：81.174.01122===εαZ K H 齿间载荷分布系数K H β: 由表12.11（非对称支撑）28.1109030.0116.009.11032321=⨯⨯+⨯+=⨯+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+=--Cb d b B A K H β载荷系数：K=K A K V K H αK H β=1.5×1.1×1.81×1.28=3.82 弹性系数Z E 由表12.12取Z E ＝189.8MPa 节点区域系数Z H :由图12.16可取Z H ＝2.5 接触最小安全系数S Hmin :由表12.14取S Hmin ＝1.05 总工作时间：t h =10×300×8×20%=4800h 应力循环次数N L :由表12.15估计：107<N L <109则指数：m=8.78N L1=N V1=60γ∑=ni n 1ithi(T i /T max )=60×1×631×4800×(18.78×0.2+0.58.78×0.5+0.28.78 ×0.3) =3.65×107原估计应力循环次数正确。