台式钻床毕业设计

大学文经学院
毕业设计
题目： Z520B台式钻床设计
院（系）：大学文经学院机电工程系
专业：机械设计制造及其自动化
学生：远东
学号： 201290717221
指导老师：文卓
职称：教授
年月日
摘要
首先，设计机床的主传动变速系统，应该利用传动系统的设计方式得出假设结果和最终结果。

根据数控机床主传动系统，转矩特性和主轴功率，分析了机电关联分级调速主传动系统的设计方法。

从主传动系统结构网入手，确定机床主轴功率与转矩特性匹配方案，计算和校核相关运动参数。

本说明书着重研究主传动系统的设计步骤和方法，根
据已确定的运动参数，以变速箱展开图的中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，来获得最优方案。

设计主传动系统时，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。

本文通过对主传动系统中齿轮传动特点的分析，从而绘制零件图与装配图。

关键词：传动系统，传动副，齿轮模数，传动比
Abstract
First, in order to obtain the ideal and more understanding of the design method of transmission system design of machine tool transmission system when the winner. According to the requirements of the main drive system of CNC machine tool and spindle power and torque characteristics, analysis of the design principle and method of mechanical and electrical connection and speed of main transmission system. Starting from the main drive system structure network, determine the optimum matching scheme of machine tool spindle power and torque characteristics, the calculation and verification of relevant motion parameters and dynamic parameters. Design steps and design method of this specification focuses on the main drive system of machine tool, according to the motion parameters have been determined by transmission center distance of expansion graph of the minimum as the goal, formulate transmission scheme transmission system, in order to obtain the optimal scheme and high design efficiency. In the main drive system of machine tool, in order to reduce the number of gears, simplify the structure, reduce the axial size, design method of the number of gear teeth is trial, join algorithm, design calculation of trouble and is not easy to find a reasonable. Through the research and analysis of the main drive system of triple slide gear characteristics, draw the part drawing and the spindle box expansion plan and section view.
Key Words: the transmission system design, network structure, the module of gear, transmission ratio
目录
摘要 (I)
Abstract (III)
目录 (IV)
第1章绪论 (1)
1.1 钻床简介 (1)
1.2 钻床的发展及趋势 (1)
1.3本课题设计容及要求 (3)
第2章 Z520B台式钻床方案设计 (4)
第3章 Z520B台式钻床具体设计 (6)
3.1设计转速围 (6)
3.2带传动设计 (6)
3.3 转速的计算 (7)
3.4 齿轮模数的计算 (8)
3.5 计算传动轴最小轴径 (13)
3.6 计算主轴跨距 (13)
第4章校核 (15)
4.1 刚度校核 (15)
4.2 轴承寿命校核 (16)
第5章零件的加工工艺 (18)
5.1 零件分析 (19)
5.2加工所需工、量具 (20)
结论 (21)
参考文献 (22)
致 (23)
第1章绪论
1.1 钻床简介
钻床指主要用钻头在工件上加工孔的机床。

通常钻头旋转为主运动，钻头轴向移动为进给运动。

钻床结构简单，加工精度相对较低，可钻通孔、盲孔，更换特殊刀具，可扩、锪孔，铰孔或进行攻丝等加工。

加工过程中工件不动，让刀具移动，将刀具中心对正孔中心，并使刀具转动（主运动）。

钻床的特点是工件固定不动，刀具做旋转运动。

钻床是有广泛用途的通用性机床，可对零件进行钻孔、扩孔、铰孔、锪平面和攻螺纹等加工。

在钻床上配有工艺装备时，还可以进行镗孔,在钻床上配万能工作台还能进行钻孔、扩孔、铰孔。

钻床主要用钻头在工件上加工孔（如钻孔、扩孔、铰孔、攻丝、锪孔等）的机床。

机械制造和各种修配工厂必不可少的设备。

根据用途和结构主要分为以下几类：
1、立式：工作台和主轴箱可以在立柱上垂直移动，用于加工中小型工件。

2、台式：简称台钻。

一种小型立式钻床，最大钻孔直径为12～15毫米，安装在钳工台上使用，多为手动进钻，常用来加工小型工件的小孔等。

3、摇臂式：主轴箱能在摇臂上移动，摇臂能回转和升降，工件固定不动，适用于加工大而重和多孔的工件，广泛应用于机械制造中。

4、深孔钻床：深孔钻钻削深度比直径大得多的孔（如枪管、炮筒和机床主轴等零件的深孔）的专门化机床，为便于除切屑及避免机床过于高大，一般为卧式布局，常备有冷却液输送装置（由刀具部输入冷却液至切削部位）及周期退刀排屑装置等。

5、中心孔钻床：用于加工轴类零件两端的中心孔。

6、铣钻床：工作台可纵横向移动，钻轴垂直布置，能进行铣削的钻床。

7、卧式钻床：主轴水平布置，主轴箱可垂直移动的钻床。

一般比立式钻床加工效率高，可多面同时加工。

1.2 钻床的发展及趋势
20世纪70年代初，钻床在世界上还是采用普通继电器控制的。

如70年代-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。

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。

例如专门为了加工曲轴上的油孔，连杆上的斜油孔，平行孔和饲料机械上料模的多个径向出料孔等。

特别适用于大中型卡车曲轴油孔的BW250-KW深孔钻床，它们均具有X、Y、Z、W四轴数控。

为了客户需要,在一条生产线上可以加工多种不同品种的曲轴油孔，于2000年设计制造了第一台柔性曲轴加工中心，可以加工2～12缸不同曲轴上所有的油孔。

MOLLART 公司生产制造的专为加工颗粒挤出模具而开发的具有六等分六根主轴同时加工同一工件上六个孔的专用深孔钻床。

该工件孔数量多达36000个。

全都是数控系统控制的。

台式小钻床介绍
台式钻床的工作原理:台式钻床是由电机力输出，通过塔式皮带轮和三角带的变速传递给主轴，再由主轴套筒和手柄齿轮配合组成纵向进给机构，经过钻床夹具和刀具的旋转配合完成零件的加工。

1.3本课题设计容及要求
1.作出Z520B台式钻床的结构设计，要求结构简易，外形控制在90×60×100（mm），
2.轴的个数为单轴；
3.孔直径在13mm；
4.主轴的转速在480－4100（rpm）
5.操作形式:立式。

第2章 Z520B 台式钻床方案设计
机械系统一般由原动机、传动系统、工作系统和控制部件换和辅助部件构成。

工作系统是机械系统中的工作执行部分，原动机是驱动装置，提供动力，传动装置则是把原动机和工作机有效的联系起来，原动机在机械系统中所起的作用是把化学能转化为机械能；把发电机产生的其它能量转换为机械能。

Z520B 台式小钻床动力的计算与选择
计算钻床切削力，包括主轴转矩计算和轴向切削力。

加工材料为Q235钢，钻头为高速钢麻花钻，加工方式为钻孔，结构钢和铸钢取
b δ=736MPa ，D=13mm ，f =0.2mm ，由《机床夹具设计手册》得：
先计算钻床转矩：
M k =0.34D 2f 08k p ==13.5 N ·M
M k 为切削力矩（N ·M ）
D 为钻头直径（mm ）
F 为每转进给量（mm ）
k p 为修正系数
计算轴向切削力： F f =667D f 0.7K p =2595 N F f 为轴向切削力（N ）
D 为钻头直径（mm ）
f 为每转进给量(mm)
K p 为修正系数
由金属切削原理可知，主轴切削功率的计算公式为：
P m =（F f f n /1000×60+2πM k n/60）×10-3KW=0.25KW
F f 为轴向切削力（N ）
f 为每转进给量(mm)
n 为主轴固定转速（r/min ）
75.0)736
(b p k δ
=
M
为切削力矩（N·M）
f
查轴承传动效率为0.99，查键传动效率为0.98，计算钻床主轴传递功率P：
P=m P/(0.99×0.99×0.98)=0.37KW
Z520B台式钻床工作处于灰尘较多的车间环境，所以外壳选用封闭式，电动机作为其原动机，其型号为Y系列，Y801-4，额定功率0.55KW，满载转速1390r/min，额定转矩2.2N·m，质量17Kg。

第3章 Z520B台式钻床具体设计
3.1设计转速围
拟定钻床的主传动系统的转速图，由上可知：主轴的转速围为480～4100 r/min，选择公比φ，小型机床，按照ϕ=1.41计算时
R n =n
max
/n
min
=4100/480=8.5
Z=1+lgR
n
/lgφ=1+lg8.5/lg1.41=8
按标准转速数列为：475，670，950，1320，1900，2650，4750 r/min 选择相近的475 r/min～4750 r/min。

3.2带传动设计
输出功率P=0.55kw,转速n1=1390r/min,n2=1900r/min
（1）确定计算功率:
按最大的数据计算P=0.55kw ,K为工作情况系数，取K=1.1
p
d
=PK=0.55X1.1=0.65kw
（2）选择V带的型号:
根据p
d ,n
1
=1390r/min参考[1]图表3.16及表3.3选小带轮直径，查表选择A型V
带 d1=125mm
（3）确定带轮直径d1,d2
小带轮直径d
1
=125mm
验算带速v=πd1n1/(60X1000)=πX1250X1420/(60X1000)=6.9m/s
从动轮直径d
2=n
1
d
1
/n
2=
1900X125/1420=90mm取d2=90mm查[1]表3.3
计算实际传动比i=d
2/d
1
=125/90=2.222
（4）定中心矩a和基准带长Ld
[1]初定中心距a
0.7(d
1+d
2
)≤a0≤2(d1+d2))
203≤a0≤580取a o=300mm [2]带的计算基准长度
Ld
0≈2a
+π/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0
≈2x300+π/2(90+200)+(200-90)2/4X300 ≈650mm
查[1]表3.2取Ld
=630mm
[3]计算实际中心距
a≈a
0+(L
d
-L
d0
)/2=300+(630-650)=290mm
[4]确定中心距调整围
a
max =a+0.03L
d
=290+0.03X630=308.9mm
a
min
=a-0.015Ld=290-0.015X630=280.55mm
（5）验算包角:α1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-(180-90)/290X57.30=1720>1200（6）确定V带根数：
确定额定功率：P
由查表并用线性插值得P
=0.15kw
查[1]表37得功率增量P
=0.13kw
查[1]表38得包角系数Kα=0.99
查[1]表3得长度系数K
l
=0.81
确定带根数：Z=P
C /｛（P
+△P
）×K
α
×K
L
｝
=0.66/(1.05+0.13)X0.99X0.81=0.87取Z=1 3.3 转速的计算
（1）主轴的计算转速n
j ，由公式n
j
=n
m in
)1
3/
(-
Φ
z
得，主轴的计算转速n
j
=70.9r/min，
取80 r/min。

(2). 传动轴的计算转速
轴2=224 r/min，轴1=315r/min。

（2）确定各传动轴的计算转速。

Ⅱ轴共有4级转速：160r/min、224 r/min、315 r/min、450 r/min。

若经传动副Z3/ Z'3传动主轴，则只有450r/min传递全功率；若经传动副Z4/ Z4’传动主轴，全部传递全功率，其中160r/min是传递全功率的最低转速，故
其计算转速nⅡ
j =160 r/min；Ⅰ轴有1级转速，且都传递全功率，所以其计算转速nⅠ
j
=630
r/min。

各计算转速入表3-1。

表3-1 各轴计算转速
（3）确定齿轮副的计算转速。

齿轮Z'4装在主轴上共4级转速，其中只有80r/min 传递全功率，故Z'4j=80 r/min。

齿轮Z4装在Ⅱ轴上，共4级转速，但经齿轮副Z/Z'
4
传动主轴，则只有160r/min传
递全功率，故Z
6
j=160r/min。

依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。

3.4 齿轮模数的计算
为了使齿轮能够正常工作，应对齿轮的材料提出如下基本要求：
（1）齿面应有足够的硬度和耐磨性，以防止齿面磨损、点蚀、胶合以及塑性变形等失效。

（2）轮齿心部应有足够的强度和较好的韧性，以防止齿根折断忽然抵抗冲击载荷。

（3）应有良好的加工工艺性能及热处理性能，以便加工和提高力学性能。

适合制造齿轮的材料有很多，最常用的是钢、铸铁，有些场合也采用非金属材料。

1、钢
钢具有强度高、韧性好、便于制造和热处理等优点。

大多数齿轮毛坯都采用优质碳素钢和合金钢通过锻造而成，并通过热处理改善和提高力学性能。

按热处理后齿面硬度
的不同，钢制齿轮分为软齿面齿轮和硬齿面齿轮两种。

软齿面齿轮的齿面硬度小于或等于350HBS，通常适用于一般用途、中小功率以及精度要求不高的场合，例如一般用途的减速器。

由于齿面硬度不高，这种齿轮的毛坯在进行调质或正火的热处理之后再进行精加工，一般采用插齿或滚齿等方法。

对于一对软齿面的齿轮来说，在传动的过程中，小齿轮的轮齿啮合次数比大齿轮的多，同时小齿轮的齿根较薄，使得小齿轮的轮齿弯曲强度较弱。

因此，通常使小齿轮的齿面硬度要比大齿轮的齿面硬度高30～50HBS或更多，以保证大、小齿轮的使用寿命相接近。

在一般情况下，通常选用不同的材料或不同的热处理可以实现这个要求。

硬齿面齿轮的齿面硬度大于350HBS，常用于高速重载及受有冲击载荷的或要求结构紧凑的重要机械传动中，例如机床、汽车变速箱等。

这种齿轮的毛坯在进行调质或正火后，进行精切齿，然后再进行表面淬火处理，使得齿轮的耐磨性提高，承载能力增大。

硬齿面齿轮与软齿面齿轮比较，其综合承载能力可提高2～3倍。

或者说，在相同的承载能力下，硬齿面的齿轮传动要比软齿面的结构尺寸小得多。

所以，除非受到工艺或生产等条件的限制，一般情况下应尽可能采用硬齿面齿轮。

2、铸钢
对于齿轮的直径尺寸较大（大于400～600mm），或结构复杂不易锻造的齿轮毛坯，可用铸钢来制造。

例如低速、重载的矿山机械中的大齿轮。

3、铸铁
灰铸铁具有较好的减磨性和加工性能，而且价格低廉，但它的强度较低，抗冲击性能差，因此，常用于开式、低速轻载、功率不大及冲击振动的齿轮的传动中。

球墨铸铁的力学性能和抗冲击能力较灰铸铁高，可代替灰铸铁、铸钢和调质钢铸造大直径齿轮。

4、非金属材料
非金属材料的弹性好，耐磨性好，可注塑成型，成本低，但承载能力小，适用高速轻载以及精度要求不高场合。

例如食品机械、家电产品以及办公设备等。

齿轮材料选用40Cr，直齿轮的材料选用20CrMnTi，双联齿轮选用20CrMnTi。

（1）模数计算。

一般同一变速组的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即m j =163383
2
21][)1(j
j m n u z P
u σϕ±可得各组的模数，
m j 为按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm ）； N d 为驱动电动机功率（kW ）； N j
为被计算齿轮的计算转速（r/min ）；
u 为大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”，啮合取“-”； 1z 为小齿轮的齿数（齿）；
Φ M 为齿宽系数，Φ =B/M （B 为齿宽，m 为模数），Φ M 4~10；Φ M =8
[σj ]材料的许用接触应力（MPa ）。

取[σj ]=650 Mpa
（2）基本组的齿轮参数计算
m j =163383
2
21][)1(j
j m n u z P
u σϕ±
=163383
22630
65041.13085
.3)141.1(⨯⨯⨯⨯⨯±=1.6774
结合齿轮的模数标准，取标准值m=3 （3）扩大组的齿轮参数计算
m j =163383
2
21][)1(j
j m n u z P
u σϕ±
=163383
2280
65078.22685
.3)178.2(⨯⨯⨯⨯⨯±=1.84
结合齿轮的模数标准，取标准值m=5 如表3-3所示。

表3-3 模数
（2）基本组齿轮计算。

① 齿面接触疲劳强度：
接触应力[]
j f
s j MPa uBn N
K K K K u zm
σσ≤±⨯=
)()1(1020883218
弯曲应力：[]w s w MPa BYn
zm N
K K K K σσ≤⨯=
)(1019123215 N 为传递功率（kW ），N=3.5kW;
j n 为转速（r/min ）. j n =630（r/min ）; M 为齿轮模数（mm ）, m=3（mm ）; B 为齿宽（mm ）;B=25（mm ）; Z 为小齿轮齿数；z=19;
U 为小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.78; s K 为寿命系数； s K =T K n K N K q K T K ----工作期限系数；
m
T C T
n K 0
160=
T------齿轮工作期限，这里取T=15000h.; 1n -----齿轮的最低转速（r/min ）
0C ----基准循环次数，接触载荷取0C =710，弯曲载荷取0C =6102⨯ m----疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; n K ----转速变化系数，查【5】2上，取n K =0.60 N K ----功率利用系数，查【5】2上，取N K =0.78 q K -----材料强化系数，查【5】2上， q K =0.60 3K -----工作状况系数，取3K =1.1
2K -----动载荷系数，查【5】2上，取2K =1
1K ------齿向载荷分布系数，查【5】2上，1K =1
Y------齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；
[]j
σ----许用接触应力（MPa ）,查【4】
，表4-7，取[]j
σ=650 Mpa ； []w σ---许用弯曲应力（MPa ），查【4】，表4-7，取[]w σ=275 Mpa ；
根据上述公式，可求得及查取值可求得：
j σ=635 Mpa ≤[]j σ
w σ=78 Mpa ≤[]w σ
（3）扩大组齿轮计算。

按扩大组最小齿轮计算。

小齿轮用40Cr ，调质处理，硬度241HB ～286HB ，平均取260HB ，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB ～286HB ，平均取240HB 。

同理根据基本组的计算，
查文献【6】，可得 n K =0.62， N K =0.77，q K =0.60，3K =1.1，
2K =1，1K =1，m=3.5，j n =355； 可求得：
j σ=619 Mpa ≤[]j σ
w σ=135Mpa ≤[]w σ 3.5 计算传动轴最小轴径
由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64[]
4
ϕTn
（mm ）
d---传动轴直径（mm ）
Tn---该轴传递的额定扭矩（N*mm ） T=9550000xN/n j ； N----该轴传递的功率（KW ） j n ----该轴的计算转速
[Φ]---该轴每米长度的允许扭转角，[Φ]==01。

各轴最小轴径如表3-3。

表3-3 最小轴径
3.6 计算主
轴跨距
由于电动机功率根据【1】表3.20，前轴径应为60~90mm 。

初步选取d 1=80mm 。

后轴径的d 2=（0.7~0.9）d 1，取d 2=60mm 。

根据设计方案，前轴承为NN3016K 型，后轴承为圆锥滚子轴承。

定悬伸量a=120mm ，主轴孔径为30mm 。

主轴最大输出转矩T=9550
n
P =9550×
80
3
=424.44N.m 假设设该机床为车床的最大加工直径为300mm 。

床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取60%，即180mm ，故半径为0.09m ； 切削力（沿y 轴） F c =
09
.044.424=4716N
背向力（沿x 轴） F p =0.5 F c =2358N 总作用力 F=2
2
p C
F F +=5272.65N
此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N 。

先假设l/a=2，l=3a=240mm 。

前后支承反力R A 和R B 分别为
R A =F ×
l a l +=5272.65×240240
120+=7908.97N R B =F ×l a =5272.65×240
120
=2636.325N
根据 文献【1】式3.7 得：Kr=3.391.0Fr 8.0La 9.0)(iz a 9.1cos 得前支承的刚度：K A = 1689.69 N/m μ ；K B = 785.57 N/m μ；
B A K K =57
.78569
.1689=2.15 主轴的当量外径d e =(80+60)/2=70mm ，故惯性矩为 I=
64
)
03.007.0(44-⨯π=113.8×10-8m 4
η=3
a
K EI
A =638
11101.069.1689108.113101.2⨯⨯⨯⨯⨯-=0.14 查【1】图3-38 得
a
l 0
=2.0，与原假设接近，所以最佳跨距0l =120×2.0=240mm 合理跨距为（0.75-1.5）0l ，取合理跨距l=360mm 。

根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm ，后轴径d=80mm 。

前轴承 采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。

第4章 校核
4.1 刚度校核
（1）П轴挠度校核
单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算：:
()()
[]Y mZn
D x x N L Y Y b a <-=4
3
375.039.171 L-----两支承的跨距； D-----轴的平均直径；
X=i a /L ；i a -----齿轮工作位置处距较近支承点的距离； N-----轴传递的全功率； 校核合成挠度 []Y Y Y Y Y Y b a b a
h <-+=βcos 22
2
a Y -----输入扭距齿轮挠度；
b Y -------输出扭距齿轮挠度 )(2ραδβ+-= ；
δ ---被演算轴与前后轴连心线夹角；δ=144° 啮合角α=20°，齿面摩擦角ρ=5.72°。

代入数据计算得：2a y =0.026；3a y =0.084；1a y =0.160； 5b y =0.205；4b y =0.088；6b y =0.025。

合成挠度βcos 2512
52
1b a b a h y y y y Y -+=
=0.238
查文献【6】，带齿轮轴的许用挠度[]y =5/10000*L
即[]y =0.268。

因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。

（2）П轴扭转角的校核
传动轴在支承点A ，B 处的倾角B A θθ,可按下式近似计算： ()[]θθθ≤=
-=rad l
y h
B A 3 将上式计算的结果代入得： ()rad B A 00052.0=-=θθ
由文献【6】，查得支承处的[]θ=0.001
因00052.0=-=B A θθ〈0.001，故轴的转角也满足要求。

4.2 轴承寿命校核 ⑴、Ⅰ轴轴承的校核
Ⅰ轴选用的是深沟球轴承6206，其基本额定负荷为19.5KN, 由于该轴的转速是定值
m in 800r n =，所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。

根据设计要求，应该对Ⅰ轴未端的滚子轴承进行校核。

①齿轮的直径 mm d 112428=⨯=
②Ⅰ轴传递的转矩 n
P
T 9550
= ∴ m N T ⋅=⨯⨯=8680096
.05.79550
③齿轮受力 N d T F r 7.153510
11286
223
=⨯⨯==- 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为:
在水平面：
N l l l F F r AH 1410426
38426
7.1535323=+⨯=+⨯=
在水平面：
N l l l l l F F AV 5.1839426
38546
26.1563)(323210=+⨯=+++⨯=
∴N F F F AV AH
A 7.23175.183********
2=+=+= ④因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，濮良贵主编《机械设计》( 第八版)表13-6查得载荷系数p f ，取2.1=p f ，则有：
N F f P A p 24.27817.23172.1=⨯==
⑤轴承的寿命计算:所以按轴承的受力大小计算寿命
h h P C n L h 584008.71803)24.278119500(8006010)(60103
616>=⨯==ε
故该轴承6206能满足要求。

⑵、其他轴的轴承校核同上，均符合要求。

由П轴最小轴径可取轴承为7008c 角接触球轴承,ε=3；P=XF r +YF a X=1，Y=0。

对Ⅱ轴受力分析
得：前支承的径向力F r =2642.32N 。

由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 [L 10h ]=15000h L 10h =
n 16670×ε)P C (=18016670×3)2238.38100022.8(⨯=3
1667036.31000()288142.941502642.32
⨯⨯=h ≥[L 10h ]=15000h
轴承寿命满足要求。

第5章 零件的加工工艺
选择皮带轮作为研究对象
5.1 零件分析
皮带轮如下：
所选的材料为HT200。

由图纸得出，该零件的加工精度低，用普通机床就能加工，所以我选用加工。

其位置精度有三处，基准都是A基准，加工时要考虑它们跟孔一起进行加工；中心孔的尺寸公差等级为六级公差带，在车床上加工难达到此种精度，需要进行精磨，精磨的时候要以右端面为定位基准，这样才能保证位置度的正确性，关于磨床着方面，就不做介绍了。

磨削时要以右端面为定位基准。

对于孔槽的加工是：在本设计中，我选用插床加工的方法来加工孔槽，方便。

与传统的车削方法相比，车削对刀具的要求更高。

不仅要求精度高、刚度好耐用度高、而且要求尺寸稳定、安装调整方便。

这就要求采用新型优质材料制造加工刀具，并优选刀具参数。

车刀和刀片的种类有焊接式与机械夹固式两大类。

焊接式车刀将硬质合金刀片用焊接的方法固定在刀体上称为焊接式车刀。

这种车
刀的优点是结构简单，制造方便，刚性较好。

缺点是由于存在焊接应力，是刀具材料的使用性能受到影响，甚至出现裂纹。

另外，刀杆不能重复使用，硬质合金刀片不能充分回收利用，造成刀具材料的浪费。

我们在实习期间就是用的这种刀具，所以对这种刀具还是比较了解的，在本设计中，用到的就是该类刀具。

机夹可转位刀具机械夹固式可转为车刀由刀杆、刀片、刀垫以及夹紧元件组成。

刀片每边都有切削刃，当某切削刃磨损钝化后，只需松开夹紧元件，将刀片转一个位置便可继续使用。

5.2加工所需工、量具
结论
钻床的设计到这里就结束了，由于笔者水平有限，加之时间仓促，定有许多地方处理不够妥当，有些部分甚至可能存在错误，望老师多提宝贵意见。

经过这次课程设计，使我对机械系统设计这门课当中许多原理公式有了进一步的了解，并且对设计工作有了更深入的认识。

在设计过程中，得到文卓老师的精心指导和帮助，在此表示衷心的感。

参考文献
【1】候珍秀.《机械系统设计》.工业大学，修订版；【2】、于惠力主编《机械设计》科学第一版
【3】、戴曙主编《金属切削机床设计》机械工业【4】、戴曙主编《金属切削机床》机械工业第一版【4】、主编《材料力学》工业大学第一版
【6】、文经主编《机械原理》高等教育第七版【7】、于惠力主编《机械设计课程设计》科学
致
在设计成过程中，感很多人的帮助和指点，首先我要感我的母校的辛勤培育，感院系各位老师四年来的谆谆教诲，感他们默默的栽培我。

本次设计是在我的导师XX教授的亲切关怀和悉心指导下完成的。

他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。

从课题的选择到项目的最终完成，老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持，在此，谨向教师表示衷心的感和崇高的敬意！。

此外，在毕业设计过程中，也得到了其他老师和同学的帮助，设计任务一直在很好的氛围中进行，在这里，也向他们表示真诚的感！
再次向设计中所有提供过帮助的人表示感！。