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机械设备数控多工位钻床设计毕业论文
【摘要】 本文主要针对形状相对复杂的工件的孔加工工件，现在一般都采用钻床加工，但随着科技的发展和对制造精度有了更高的要求，因此数控技术成为了主流。而数控多工位钻床就是提高钻削加工精度和效率的一种很好的机加工工具，在满足制造精度的前提下，更是节约了人力、时间的成本。
在一般情况下，数控钻床就满足需求，而基于采用西门子数控系统，能完成连续精确的高速钻孔。相对于传统的数控钻床，该方案能适合较大直径的深孔加工，且还满足加工速度、高精度、高生产效率的要求;
运动方式而采用点位控制系统，先以较快速度移动到终点附近位置，再以低速正确移动到终点定位位置，保证了良好的定位精度；
而控制方式则采用半闭环控制系统，该系统通过检测移动部件的位置，然后反馈到数控装置的比较器中，与输入的原指令位置进行比较，用比较后的差值进行控制，是移动部件补充位置，直到差值交出为止，因此增大了工件的加工精度；
【关键词】 精度、数控技术、多工位、钻削
Design of CNC drilling machine with multi-position progressive die
【Abstract】 This article which mainly aimed at the shape of the hole of the work pieces those relatively complicated process work pieces. At present，the drilling machine processing have been typically used, but with the development of science and technology and manufacturing precision need the higher request. The numerical control technology became the mainstream. And the numerical control of progressive drilling machine is a kind of very good machining tool to enhance drilling processing precision and efficiency. It not only meets manufacturing precision, but also low the manpower and the time.
Usually, The Numerical Control Drilling Machine will meet the demands, and the numerical control system based on Siemens’, it can do high speed drilling and accurately. Compared with the traditional Numerical Control Drilling Machine, it’s suitable for some larger diameter and deep hole processing, and still meet the requests of speed, high precision, high production efficiency requirements.
The Position Control System will take care of the mode of motion. Firstly, in a rapid rate moves to the near position of the end. And it with a low speed to the correct end position. To ensure it can be in the good location accuracy.
And control the half-closed-loop control system, by detecting the position of the moving parts of the system, and then back to the comparison of the numerical control device, and enter the location of the original instructions, control difference compared, is moving parts added, until the difference until the surrender, thus increasing the precision of workpiece machining
【Key words】Precision, Numerical Control Technology, Multi-station, Drilling
目录
绪论 1
1、概论 2
1.1 国内外研究现状 2
1.2 论文工作的意义 2
1.3 论文研究的主要工作 2
2、系统设计 3
2.1 机床系统设计框图 3
2.2 系统的详细组成 3
2.2.1 动力系统 4
2.2.2 传动系统 4
2.2.3 数控系统 4
2.3 详细技术分析 5
2.4 数控多工位钻床结构图 5
2.5 本章小结 6
3、详细设计 7
3.1 切削力的计算 7
3.1.1 确定加工工件尺寸 7
3.1.2 计算切削力和扭矩 7
3.1.3 确定主轴齿轮传动方案 9
3.1.4 齿轮设计 9
3.2主轴的设计及计算 12
3.2.1 弯曲应力计算及验算 13
3.3 轴承的选择 13
3.4 系统进给机构的设计 13
3.4.1 轴向进给机构设计 13
3.4.2 纵向进给运动 15
3.4.3 纵向进给滚珠丝杠的核算 16
3.4.4 回转工作台运动分析 20
3.5导轨的设计 22
3.5.1 X轴向移动导轨的预选： 22
3.5.2 导轨的相关计算 23
3.5.3 导轨的压强计算和分布 24
3.5.4 滑动导轨的验算 26
3.5.5 导轨压强 27
3.5.6 导轨及齿轮传动间隙调整分析 28
3.6 计算机数控装置系统设计 28
3.6.1 数控装置系统硬件组成 28
3.6.2 计算机数控装置软件 29
3.6.3 步进电机的接口电路 31
3.6.4 系统总程序 32
3.7 本章小结 32
总结与展望 33
参考文献 34
致谢 35
绪论
数控机床是现代科学发展的一个重要标志之一，由于数控机床相对于传统机床极大地提高了加工精度、生产率和自动化程度，所以在加工中得以广泛应用。而针对本次数控多工位钻床设计要完成一下几点：
1、对数控多工位钻床进行结构设计，尽量提高机床的抗振性，通常机床的振动包括强迫振动和受迫振动，要提高机床在低速进给时的平稳性和运动精度；
2、对钻床的主传动和主轴部件进行设计，使主轴能在轴向方向上移动和使主传动能进行多级调速；
3、多工位的数控钻床，要有主轴箱的进给和工作台的滑动。而在本次设计中，进给传动和传动部件是一个重要环节。数控机床的传动多是用步进电机经过滚珠丝杠螺母副的结构传动。对于钻床来说，工作台可采用简单的滑动导轨实现工作台的进给和主轴箱的进给，多个滑动导轨的叠加组合便可以使钻床实现X、Y、Z轴三轴向的运动进给；
3、对于数控多工位钻床，多工位是必不可少的一步。要实现多工位就必须设计针对钻床的回转工作台
4、数控机床的数控部分的设计对于我的设计只要求设计出机床的硬件部分就是控制元件的选择，也就是框图；
5、机床的床身和立柱的设计应考虑：要保证机床各部分的刚度。床身、立柱的结构和材料选择是必不可少的。
对于本次数控多工位钻床的设计，我认为使钻削加工能实现自动化的数控加工正是运用到了数控机床的特点：提高了加工精度、生产率和自动化程度。采用多工位则更为缩短了装夹时间，使生产率得到更大的提高等，这是本设计课题经济意义。
1、概论
1.1 国内外研究现状
近些年来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。如：TBT公司生产的特别适用于加工摩托车到轻型卡车的各种中小型曲轴油孔的BW200-KW深孔钻床；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。该公司为了客户需要,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。英国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。
1.2 论文工作的意义
机床是制造装备的“工作母机”，数控系统是机床的“大脑”。数控机床的制造水平已经成为衡量一个国家的制造业水平、工业现代化程度和国家综合竞争力的重要标志。实现加工机床及生产过程数控化，已经成为当今制造业的发展方向。
在加工零部件时，传统钻床在加工精度、工件的形状、经济成本等方面不能满足现代的生产要求，而且还浪费了更多的人力与加工时间，因此，它逐渐被日新月异的社会所淘汰。相反，在这竞争激烈的现代社会中，数控多工位钻床适应了社会发展、生产制造的发展需求。相对传统钻床而言，而本文所涉及的数控多工位钻床具有加工高精度、低成本、生产效率高、自动化程度高、良好的经济效益、有利于生产管理的现代化等优点，因此它将成为制造业的主流。
1.3 论文研究的主要工作
该论文主要研究传统数控钻床怎么实现多工位的功能、提高生产效率、高精度、自动化控制等，以满足当代的生产需求，以低成本来满足良好的经济效益。
2、系统设计
2.1 机床系统设计框图
做什么都离不开一个大纲，而机床系统设计框图就像一个大纲，引导论文的设计。具体如图2-1
结束
满足设计要求
机床整机综合评价
详细设计
机床总体方案设计

总体方案设计

总体方案综合评价与选择

总体方案的设计修改（优化）

N
Y
图2-1、系统设计框图
2.2 系统的详细组成
该数控多工位钻床主要由动力系统、传动系统、控制系统、进给系统、数控系统等组成。
2.2.1 动力系统
要选择既合适又经济的动力系统，要先确定该机床最大加工工件时的负载，要考虑到电机的转速、转矩、负载等因素。我们就以加工最大尺寸的孔加工工件为例，根据切削力、所需转矩来确定电机。详细设计和计算在下一章。
2.2.2 传动系统
因为电机的转速不能够满足钻孔加工是所需转矩时，要用减速器来降低加工时的转速来增大转矩，以满足孔加工要求。根据查阅相关资料，使用渐开线圆柱齿轮传动能满足加工的要求，并且，渐开线圆柱齿轮传动有良好的经济性能和相对简单的设计。所以，该论文将用渐开线圆柱齿轮传动来作为减速器。
2.2.3 数控系统
数控系统就是对机械部分的控制，如对进给系统、工作台回转、定位、转速等的控制。该论文将采用开环控制系统，采用经济性的单片机控制系统，起控制系统框图如图2-2所示，在下一章有详细设计

纵横等轴

主 轴脉冲
主 轴
电机
刀库（铣床）
机械手控制电路
继电器
蜗杆涡轮
Z向丝杠
横向丝杠
纵向丝杠
W轴电
Z轴电
Y轴电
X轴电
键盘
显示器
驱 动 器
功率放大器
光 电
驱 动
I/O 口
存 储 器

单 片 机

急停、STOP
清零等

图2-2、数控系统控制框图
2.3 详细技术分析
本论文组要是在加工零件是实现多工位功能，而回转工作台能够实现多工位的功能，因此主要就是在工作台设计时采用涡轮蜗杆及丝杠传动，实现多工位功能。
2.4 数控多工位钻床结构图
为了使设计更有明确的目的性、针对性，本论文设计将按照该钻床的结构图来设计，这样将会节约更多的时间，具体结构图如图2-3：

图2-3、数控多工位钻床结构图
2.5 本章小结
本章主要完成了对论文设计的前期工作，为论文的设计构建一个框架，并提出设计重点，即怎样实现机床的多工位功能，达到设计要求。这个基本框架使后面的详细设计更针对的性，以免脱离设计的目的和要求。
3、详细设计
3.1 切削力的计算
3.1.1 确定加工工件尺寸
加工零件尺寸=10mm,刀具为高速钢麻花钻。工件材料为号钢（=0.638Gpa）；灰铸铁190HBS；加工精度IT8∽IT10级
3.1.2 计算切削力和扭矩
（1）根据《机械加工工艺手册》表2.4-38可知，工件材料为45#号钢时，高速钢在钻孔（=10mm）时的初加工进给量为0.22∽0.28，而又由表2.4-41得之，钻头的切削速度、扭矩及轴向力可选取进给量的两极极限值f=0.08mm/r∽0.30mm/r,而与之对应的切削速度为V=0.99m/s∽0.43m/s，而由公式v=得n=。所以钻头或工件的转速,==13.69r/s
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：
T=9.81 (a)
F=9.81 （b）
=2 (c)
而其中钢=0.63GPa、=61.2、=1.0、=0.7、=0.0311、=2.0
= 、=
而工件材料===0.98938、已经磨损的钻头=1
当最小进给量f=0.08mm/r时
=9.81=1013.78N
=9.810.0311=4Nm
=2=24=0.597Kw
同理可得，当最大进给量为f=0.3时，有
=9.81=2557.22N
=9.81 =11.52Nm
=2 =0.99Kw
（2）当材料为灰铸铁是，同（1）可得：
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,进给量0.22∽0.28。与之相对应的转速为==25.16r/s、==10.51r/s
同理由《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：
（1）
（2）
（3）
而=42.7、=1.0、=0.021、=2.0、=0.8
= 、=
对于已经磨损的钻头==1
而工件材料==（）=1，其中（=190）
当进给量为f=0.12mm/r时，由公式F=9.81 、T=9.81 、=2可得
=9.81 =3.78Nm
=9.81=768.14N
=2=0.597Kw
当进给量为f=0.7mm/r时，同理可得
=9.81=3149.02N
=9.81 =15.49Nm
=2=1.02Kw
所以，可得钻头的最大轴心力Fmax=3149.02N、最大转矩Tmax=15.49Nm、最大功率Pmax=1.02Kw
又因钻头的主轴功率=/，==0.97×0.993×0.982=0.904
所以=1.02/0.904=1.13Kw
现在开始选择主轴的电机，查阅《机械设计课程设计》（附录Ⅲ 电动机）中只有转矩在1.7∽2.2之间，不能满足主轴(Tmax=15.49Nm)需求。因此，需要齿轮组进行减速以增大转矩来满足主轴的转矩需求。
在数控多工位钻床设计中，要求机床能进行多级变速。在此前提下，无极变速器刚好能满足主轴的相应转矩和传递要求。并且，根据设计，主轴要能在主轴的轴向方形上移动，也就是说，上端的花键齿外面要有内花键齿轮才能将电动机的运动传递给主轴，所以主轴的传递方式为：主轴电机—无级变速器—联轴器—渐开线圆柱齿轮组—主轴
3.1.3 确定主轴齿轮传动方案
（1）齿轮传递方案的确定
如图3-1所示，轴Ⅰ为机床主轴，设计为齿轮花键轴；轴Ⅱ为主轴电机联轴器
图3-1、主轴传动示意图
所以==1.13Kw，轴二==1.16Kw （精度为8级）
则主轴电机输出功率=/=1.16/0.99=1.18Kw
粗略估算则选用Y90S-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2.2Nm。 《机械设计课程设计》附录Ⅲ 电动机 表一
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。
3.1.4 齿轮设计
设计齿轮的时候，选取转矩最大时用到的最大转矩15.49Nm,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。关于主轴传动中的第一组齿轮齿面接触疲劳强度计算如下所示：
小轮直径的初步计算：d1≥
=0.81.4,（《机械设计》表12.13） 取=1
=0.9 （式12.15） =85 （表12.16）
接触疲劳极限=710Mpa；=580Mpa （由图12.18c取得）
==5.49Nm=5490Nmm
d1≥89.13 d1=90mm （没特别说明本章所指均是《机械设计》一书）
=b/d1 b=90mm
（2） 校核计算
圆周速度：
等级精度为8级（由表12.6选取）
选取齿数=60，=i=160=60
m==90/60=1.5，由表12.3取m=1.5
使用系数:由表12.9取＝1.5，动载系数:由表12.9取＝1.1
齿间载荷系数由表12.10可计算=1/
=2=122 （=5490，=90）
/b=2.033N/mm100N/mm
断面重合度=[1.88-3.2（1/+1/）]cos =1.77 (式12.6)
（直齿圆柱齿轮=0）
由式12.10可计算重合度系数==0.74
所以齿间载荷系数=1/=1.81
齿向载荷分布系数=A+B+C.b （由表12.11所得）
=109+0.16+0.3090=1.28
弹性系数=189.8E/Mpa （表12.12）
节点区域系数=2.5 （图12.16）
最小安全系数=1.05 （表12.14）
工作总时间：=10300820%=4800h
应力循环系数由表12.15估计
那么指数m=8.78
==60（ （式12.13）
=60×1×631×4800×(18.78×0.2+0.58.78×0.5+0.28.78 ×0.3)
=3.65×
原估计应力系数正确

接触寿命系数=1.13，=1.18；（由图12.18）
许用接触应力[]

验算：бH=ZEZHZε
＝
＝503.4MPa
计算结果正确，接触疲劳强度合适，不需要作相应的调整。
（3） 传动主要尺寸的计算与确定
实际分度圆直径d在模数取标准值时齿数不用调整，所以分度圆直径不变。
即m=90mm，m=90mm
则中心距=m（+）/2=60mm
齿宽b==90mm
（4） 齿根弯曲疲劳强度验算
重合度系数=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.77=0.67
齿间载荷分配系数由表12.10可知
=1/=1.49
齿向载荷分布系数：
b/h=90/（2.253）=13.33
所以由图12.14可得=1.25
所以载荷系数K==1.51.11.491.25=3.07
齿形系数由图12.21可得=2.8，=2.29
应力修正系数由图12.22可得=1.54，=1.74
弯曲疲劳极限由图12.23c可得
=60Mpa，=450Mpa
最小安全系数由表12.14可得=1.25
应力循环系数由表12.15可估计3×106<NL<1010 ，则指数m=49.91
NL1= NV=
=60×1×631×4800×(149.91×0.2+0.549.91×0.5+0.249.91 ×0.3)
=3.63×107
原估计应力循环正确
=/Ⅰ=3.63107/1=3.63107
弯曲寿命系数NL=1.0,（图12.24）
许用弯曲应力[]=
则

验算：

传动没有过载，所以不作强度核算
3.2主轴的设计及计算
主轴材料45钢，调质到HB220～250
主轴的最小轴径d11 （《现代实用机床设计手册》式3-8-2）
P=1.13KW nj=2840r/min
所以d14mm，又求得的轴径应加以圆整至标准值，所以d=20mm
根据最小轴径确定各段主轴轴径，主轴如图3-2所示
a b
图3-2、主轴示意图
a段取长设计为35，b段取长设计为50
3.2.1 弯曲应力计算及验算
许用弯曲应力=
=0.1 由《机械设计手册》图3-8-16、3-8-18c、表3-8-15可得
=0.92 =0.9 =1.5 =2 =500MP
所以=13.8MPa
==13.4Mpa
所以弯曲应力合适
3.3 轴承的选择
根据主轴示意图，可选用深沟球轴承和推力球轴承，具体选择如下表：

型号
外径/D
内径/d
承宽/b
轴承类型
a
6206
62
30
16
深沟球轴承
51206
52
30
16
推力球轴承
b
6206
62
30
16
深沟球轴承（2个）
51206
52
30
16
推力球轴承
3.4 系统进给机构的设计
3.4.1 轴向进给机构设计
主轴外设计一个套筒：先用一级减速器接步进电机使主轴产生进给运动，设计长度为80mm齿条，并由齿轮带动齿条，具体示意图如图3-3所示：
图3-3、齿轮、齿条传动
由《机电一体化课程设计指导书》可知：
I=α×t0/360×δ
α为步距角（deg） δ为脉冲当量（取0.02mm）
t0为齿距（t0=Лm）
根据《机电一体化课程设计指导书》选步进电机
取α=0.1 m=1.25
I==3.2
α=0.75时：I== 23.44
当I=3.2，α=0.1时
Z1=20 Z2=64 m=1.25 b=20mm α=200
d f1=mZ1=25mm df2=mZ2=80mm de1=28 de2=83
设计齿轮为直齿圆柱齿轮，齿轮材料为45钢，则大、小齿轮转动惯量分别为：
J=7.8d4b10-4Kgm2

由《机电一体化课程设计指导书》表1，初选步进电机为200BF001，得电机转子轴的转动惯量为：
折算到电动机轴上的转动惯量为：
Z1=20 Z2=64
所以电机轴上的转动惯量=1300.8Kgm2
计算等效负载转矩Tm，取V=2m/min
Tm=（F轴+F摩）V主轴进给/2nm
nm=V /3600=1100r/min

（1） 启动惯量的计算
当系统在最不利的情况下启动为例，设启动加速时间为△t=0.3s
步进电机的角速度Wm=2nm/60=116.18rad/s
所以加速度a=Wm/△t=387.27rad/s2
T惯=a=5.04Nm，则T∑=Tm+T惯=1.04+5.04=6.08Nm
（2）步进电机的选择
传动效率n=0.7，安全系数K=1.5

初选的进电机型号200BF001，五相十步，步距角0.1%Step，最大静转矩Tymax=14.7Nm，为保证能够正常起动或停止，步电机的起动转矩Tg TΣˊ，由表可知Tg/Tymax=0.951，
则Tg=14.7×0.951=13.98Nm>13.03Nm，故选择合适。
3.4.2 纵向进给运动
摩擦力F摩=F正 μ=0.1
设工作台重量为400Kg，纵向轨道重量为400Kg，又F轴向=1175N
所以F摩=F正=[（400+400）×10+1175]×0.1=917.5N
（1） 计算等效转动惯量
粗选：α=0.75 t0=5 δ=0.005
所以=2.08
所以取=25 , Z2=52 m=1.5 b=25mm =20o
df1=mZ1=1.5×25=37.5mm df2=mZ2=1.5×52=78mm
de1＝40.5mm de2=81mm
齿轮材料为45#钢，大、小齿轮的转动惯量分别为JZ1、JZ2
J=7.8×d4 ×b×10-4 (kgm2)
所以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
选择滚珠丝杆直径d0=25mm, L=700mm,材料为钢，则丝杆的转动惯量近似的计算为：
JS=7.8×2.54×70×10-4=2.13×10-4Kgm2
步进电机110BF004电机转子轴的转动惯量 ：Jm=3.43×10-4Kgm2
叠加到电机轴上的总转动惯量为
m=m1=400Kg 由上节可知i=2.08
所以=6.26×10-4Kgm2
由于用的是滚珠丝杠，摩擦阻力很小，所以摩擦阻力矩可以忽略不计
（2） 等效负载转矩的计算：
Tm=(F纵+F摩) V工作/2πnm

由
（3） 计算启动惯性阻力矩
在最不利条件下的快速起动，设起动加速式制动减速的时间为Δt
0.1Δt1s，取中间值Δt=0.5s
步进电机的角速度
角加速度a=Wm/Δt=174.44rad/s-2
所以启动惯性阻力矩T惯＝J∑×a=6.26×10-4×174.44=0.11Nm
所以步进电机输出轴总的负载转矩为：J∑=Tm +T惯=0.35+0.11=0.46Nm
（4） 纵向进给步进电机加工匹配选择
机械传动系统效率为η,安全系数为K,则此时的负载总转矩为
而预选的步进电机型号为110BF004，三相六拍，步距角0.75%step.其最大转矩Tymax=4.9Nm，为保证正常的起动与停止，满足步进电机的起动转矩的条件，即TgTΣ',由表查出Tg/TΣ'=0.866
所以Tg=4.9×0.866=4.24Nm>0.99Nm ，所以选择的电机合适
3.4.3 纵向进给滚珠丝杠的核算
初选丝杠型号为CMD2504-3，必须对承载能力、压杆稳定性、刚度进行校核
(1)验算承载能力
Ｑ＝fHfWPmaxCO （L为滚珠丝杠寿命系数（））
　Pmax=F纵+F摩＝0+917.5＝917.5N
fH=1 fW=1.2 T=15000

Ｑ＝　　
查表得丝杆额定载荷为ＣO=8.2KN>Q　满足设计要求
（2） 验算压杆稳定性

取双推—简支式支承，由FK=2
钢的弹性模量E=2.1×105Mpa
丝杠小径的截面惯性矩
查手册可知，所用丝杠的最小径为：d1=21.9mm
压杆稳定安全系数K=4　
丝杠长度L=LS=700mm

所选丝杠满足设计要求
（3） 验算丝杠刚度
丝杠刚度是保证第一导程的变动量必须要在允许范围内

丝杠最小截面积S=d21/4=3.76cm2
设T0=0.5
I=2.26cm4 M= Tmaxi=4.9×2.08=10.20Nm=1020Ncm
“＋”号用于拉伸，“一”号用于压缩，都取“＋”号，则:

由于选择要求滚珠丝杠精度等级为C级，ΔL0=±4μm>0.681μm
所以，所设计丝杠满足刚度需求，设计合格
纵向进给轴承：推力球轴承：51305；向心球轴承：6205
（4）齿轮强度验算
①齿面接触疲劳强度计算 (该节中所指的表、图均指《机械设计》)
转矩:T1=0.35Nm
齿宽系数φd 由表12.13 取
接触疲劳极限：σHlim 由12.17c可取
σHlim1=710MPa σHlim2=580MPa
初步计算的许用接触硬力:
[σH1]=0.9σHlim1=0.9×710=639MPa
Ad值由表12.16取Ad＝85
初步计算小齿轮直径d1Ad =85=9.94
取d1=33mm ；齿宽b=φdd1=0.75×33=25mm
②对齿轮进行校核
因为圆周速度V=2m/min，精度等级：由表12.6选8级精度
取齿数Z1=20,Z2=iZ1=50
模数m=d1/Z1=1.65，由表12.3取m=1.5
则
由表12.9取使用系数KA=1.5

端面重合度：

重合度系数:Zε==0.88
由此得齿间载荷分配系数
齿间载荷分布系数KHβ由表12.11（对称支撑）得KHβ=A+B(b/d1)2+Cb10-3
所以KHβ
载荷系数：K=KAKVKHαKHβ=1.5×1.1×1.29×1.27=2.70
由表12.12得弹性系数ZE＝189.8
由图12.16可取节点区域系数ZH＝2.5
由表12.14取接触最小安全系数SHmin＝1.05
工作总时间th=15000
由表12.15估计应力循环次数107<NL<109
则指数：m=8.78
NL1=NV1=60γithi(Ti/Tmax)
=60×1×1000×15000×(18.78×0.2+0.58.78×0.5+0.28.78×0.3) =1.81×108
原估计应力循环次数正确。

由图12.18可取接触寿命系数ZN: ZN1=1.12 、ZN2=1.24
许用接触应力[бH]：

验算：бH=ZEZHZε

计算结果证明,接触疲劳强度适合，齿轮齿寸不用调整
③ 确定传动尺寸
由于模数取标准值时，齿数不用调整，故分度圆直径不会改变，即：
d1=33mm 、d2=82.5mm
所以齿宽b=φdd1=25mm
中心距a=m（z1+z2）/2=57.75mm
3.4.4 回转工作台运动分析
回转工作台用蜗杆蜗轮传递运动，传动比i=30.蜗轮蜗杆的计算如下：
设VS=4m/s，查表13.6取大值得量摩擦系数µv=0.03
查图13.11在i=30线上选取A点，查得[d1/a]＝0.25、r=130(Z1=2)、η1=0.88
（1） 计算中心距
蜗轮转矩：T2=T1iη1=9.55×106P1in1η1=
按要求查表12.9 得使用系数KA=1.0
转速系数
根据蜗轮副材料查表13.2得弹性系数ZE=147Mpa
寿命系数ZH===1.131.6
由图13.12I线查出接触系数Ze=3.35
查表13.2得接触疲劳极限σHim=265MPa
接触疲劳最小安全系数：SHmin=1.3
所以中心距
去标准值中心距a=125mm
（2） 确定基本传动尺寸
由图13.11查得蜗杆头数r=130 Z1=2
所以蜗轮齿数：Z2=iZ1=30×2=60
模数m=（1.41.7）a/Z2=2.923.54
所以取模数m=3.15
蜗杆分度圆直径d1=[ d1/a]a=0.25×125=31.25
查表13.4 取蜗杆分度圆直径d1＝35.5mm
蜗轮分度圆直径：d2=mZ2=3.15×60=189mm
蜗杆导程角r==10.060
涡轮宽度b2=2m（0.5+）=25.22 取b2=26mm
蜗杆圆周速度：
相对滑动速度：
由表13.6查得当量摩擦系数μv=0.043 ρv=2.40
（3）齿面接触疲劳强度验算如下：
许用接触应力：
最大接触应力：

经核算，设计合格
（4） 轮齿弯曲疲劳强度验算：
齿根弯曲疲劳极限：由表13.2查出σFlim＝115Mpa
弯曲疲劳最小安全系数：SFmin=1.4
许用弯曲疲劳应力：
轮齿最大弯曲应力：
经核算，设计合格
（5） 蜗杆轴绕度验算：
轴惯性矩：
允许蜗杆绕度：[δ]=0.004m=0.004×3.15=0.0126mm
蜗杆轴绕度：
取l≈d2
经核算，蜗杆轴绕度合格
（6）温度计算
传动啮合效率：
焦油效率：η2=0.99；轴承效率：η3=0.99
总效率：η1=η1η2η3=0.80×0.99×0.99＝0.787
散热面积估算：
箱体工作温度：
此处取,中等通风环境
经计算，温度合格
（7） 润滑油粘度和润滑方法
润滑油粘度：根据Vs=6.19m/s由表13.7选取V40度=220mm2/s
润滑方法：由表13.7，采用侵油润滑
花键的选择:Z×d×D×b=6×26×32×6
轴承的选择:深沟球轴承：6209、6208、6207
电机的选择:伺服电机 JS1-02
3.5导轨的设计
由《金属切削机床设计》，导轨的截面形状与组合选择为双矩形导轨（数控钻床用滑动导轨贴塑就可以了，可不用滚动导轨）
这种导轨的刚度高，当量摩擦系数比三角形导轨低，承载能力高，加工、检验和维修都方便，特别是数控机床双矩形、动导轨贴塑料软带，是滑动导轨的主要形式。矩形导轨存在侧向间隙，必须用镶条进行调整（采用窄式组合）。
3.5.1 X轴向移动导轨的预选：
根据以知条件和加工要求，预选导轨机床坐标如图3-4所示：
图3-4、导轨机床坐标
由《机床设计手册》新版（2）表9.3-7，X轴向移动导轨预选为
H=20 B=50 B1=12 A=400
h=12 h1=H-0.5 镶条b=6（平）
图3-5、 T型导轨剖面结构
3.5.2 导轨的相关计算
对于数控多工位的钻床的导轨受力分析简图如图3-6所示：
Ｆc、Ｆf、ＦQ分别为切削力、进给力和背向力