中心孔打孔机的设计说明书综述

湘潭大学兴湘学院

专业课程设计说明书

题目中心孔打孔机的设计

专业机械设计制造及其自动化

班级机械6班

学号 2012964406 姓名方海军

指导教师陈睿

完成日期 2016 年 01 月 22 日

摘要

中心打孔机,包括机壳、电机座、电机导轨和两个压杆,所述机壳内具有推块,机壳的顶部具有螺母,螺杆的一端通过螺母穿过机壳的顶部与推块相连,电机导轨与机壳固定连接,电机座通过电机导轨与机壳滑动连接,电机座内具有电机,电机的输出端连接有动力头;所述推块的下端具有滚轮,推块的中部两侧对称开有向上的两个斜槽,每个压杆的一端装有导向轮,导向轮在斜槽内滑动,每个压杆的中部通过回转销与机壳转动连接,每个压杆的另一端也均装有滚轮。本实用新型的中心打孔机,不仅能快速的夹紧工件,三点快速夹紧,自动定心,实现自动打中心孔的目的。

中、长圆钢工件，加工时圆跳动大，一般须预先钻好中心孔后，再用顶尖定位一端进行车削加工。本设计的目的在于设计一种专用的中心孔钻孔设备，可方便地对圆钢工件进行中心孔钻孔操作。

关键字：中心钻孔；中心定位；带传动；花键传动

Abstract

Center punch, including chassis, motor, rail, and two compressive bar inside the casing has stated push block, the top of the chassis with a nut, one end of the screw nut, through the top of the chassis and blocks are linked together, motor guide rail and the casing is fixed, the motor seat by machine guide rail and slide casing connection, motor seat is, the output of the motor connection power head; As described in the lower end of the block with a roller, block in the middle of the bilateral symmetry runs up two chute, each one end of the push rod is equipped with guide wheel, guide wheel sliding inside the chute, each lever through back to resellers and chassis rotation connection, in the middle of each lever and on the other side of the roller. Center punching machine of the utility model not only can fast clamping workpiece, three fast clamping, automatic centering, the purpose of realizing automatic centering.

Round beat, in the long round steel workpiece, processing, generally after good center hole drill in advance, then using top positioning end cutting processing. The purpose of this design is to design a special center hole drilling equipment, easily on round steel workpiece center hole drilling operation.

Key words:Center hole；Center positioning；Tape drive；Spline drive

目录

1 前言 (1)

2中心孔打孔技术原理分析与方案选择 (2)

2.1中心孔打孔技术要求分析 (2)

2.2打孔机基本原理分析与方案选择 (2)

3系统总体方案设计 (4)

3.1系统总体方案设计 (4)

3.2各功能模块方案设计 (4)

3.3确定总体布局 (4)

3.4执行机构分析及设计 (5)

4系统能量流设计 (6)

4.1系统能量流设计 (6)

4.2动力机的选型 (6)

5系统（带传动）设计 (8)

5.1确定传动比 (8)

5.2 计算功率 (8)

5.3 选择带型 (8)

5.4确定带轮基准直径 (8)

5.5确定中心距和带的基准长度 (9)

5.6验算主动轮上的包角 (9)

5.7 确定V带的根数 (9)

5.8计算初拉力 (10)

5.9计算作用在带轮轴上的力 (10)

5.10带轮材料及结构 (10)

6 轴的设计和校核 (12)

6.1带轮传动轴的设计和校核 (12)

6.2花键轴的设计和校 (12)

7大带轮轴承的校核 (16)

8 图例 (18)

9 结束语 (20)

10参考文献 (21)

1 前言

中、长圆钢工件，因其尺寸长，加工时圆跳动大，一般需要预先钻好中心孔后，再用顶尖定位一端进行车削加工。但受车床主轴内孔直径限制，当圆钢直径过大时，不能把其装入车床主轴内钻中心孔，对于这种情况通常钻中心孔的方法是把圆钢压放在镗床工作台的V型铁上定位，通过镗削加工而成。用镗床钻中心孔，每次都需要装卸工件、找正中心以及主轴镗削进给等操作，效率比较低，且镗床价格贵，用它钻中心孔经济上不合理，因而有必要寻求一种经济实用的钻中心孔方法。其实钻中心孔的过程比较简单，中心孔的转速基本可以固定，一般为500-800/min，因此可以设计一种功能简单、转速固定的设备钻中心孔。

2 中心孔打孔技术原理分析与方案选择

2.1 中心孔打孔技术要求分析

中心孔是轴类零件的基准，又是轴类零件的工艺基准，也是轴类零件的测量基准，所以中心孔对轴类零件的作用非常重要。中心孔有：60,、75、90度，其基准是60、75、90度的圆锥面。同时也是轴类零件加工的工作面，所以，中心孔工作面质量的好坏，直接影响轴类零件的外圆质量。在中心孔加工时，工艺方法主要从提高圆锥面质量和加工效率两个方面进行编制的，所以根据轴类零件的不同精度等级的要求和企业的生产现状，确定加工中心孔的工艺方法如下：[1]

（1）零件标准公差等级要求为IT10—IT12时，其标准公差值在0.04—0.012mm之间。中心孔的工艺为：车外圆—车端面—钻中心孔。

（2）零件标准公差等级要求为IT8—IT9时，其标准公差值在0.014—0.036mm之间，中心孔的工艺为：车外圆—车端面—钻中心孔—车端面—钻中心孔—热处理—

研中心孔圆锥面。

（3）零件标准公差等级要求为IT6—IT7时，其标准公差值在0.006-0.012mm之间。

中心孔的工艺为：粗车—热处理—（调质）—车外圆—车端面—钻中心孔—车

端面—钻中心孔—粗研中心孔圆锥面—热处理—研中心孔圆锥面。

以上加工中心的工艺方法：一方面确保零件两端中心孔轴线同轴度误差控制在公差要求范围之内，另一方面确保中心孔圆锥面的几何形状误差和表面粗糙度控制在允许的范围之内，达到提高加工效率，降低加工成本的目的。加工中心孔圆锥面的加工方法有很多，最常见的加工方法为中心钻直接加工圆锥面。因此可以设计一种功能简单、转速固定的设备钻中心孔。

2.2 打孔机基本原理分析与方案选择

加工中圆钢有三爪卡盘实现夹紧定位。圆钢工件成批地放在水平平台上，并可以在上面滚动。平台上表面水平，这样每个工件的中心高度相对一致，每批工件在钻中心孔时水平平台的高度只需要调整一次即可。又因工件成批放在水平平台上，更换工件只需要通过滚动实现，不必再使用吊装方法，装卸时间大为减低。

机械传动过程为：电动机通过皮带轮把动力传递到装有钻头的花键轴上，操作驱动花键轴前后移动实现进给运动，完成中心孔钻削加工。进给运动采用结构简单且容易实现的拨叉方式，手柄带动拨叉运动，然后通过螺栓、轴承等把进给力传递到花键轴上。调整好钻夹头中心位置与三爪卡盘的中心重合，当卡盘夹紧圆钢工件的外圆后，

中心钻的中心与圆钢工件的圆心就会一致，因而保证了工件中心孔的位置尺寸。[2]

3 系统总体方案设计，各功能模块方案设计，确定总体布局

3.1 系统总体方案设计

此系统主要包括：工件夹持装置，动力系统，进给装置三部分。工件夹持装置主要为普通可调节高度的水平平台和一个三爪自定心卡盘；动力装置为电动机及皮带轮机构、可实现轴向运动的花键轴；进给装置为手柄带动拨叉拨动固定在花键轴上的轴套带动轴实现轴向进给运动。

3.2 各功能模块方案设计

3.2.1 工件夹持装置

初步选定卡盘为比较便宜的段圆柱型三爪卡盘，因为此打孔机主要针对大直径的工件，故根据GB/T 4346. 1—2002表2内短圆柱卡盘的参数选择卡盘直径最大D为630mm的卡盘。

3.2.2 动力装置

因为工作制为断续周期工作制，载荷很小，故选择电动机为Y系列三相异步电动机，型号初定为Y801—4。皮带传动为普通的V带传动。

3.2.3 进给装置

轴向进给运动的实现要考虑到主轴高速转动的影响，需要特殊处理，是设计的关键。初步设计为人工扳动手柄转动产生扭矩，经过销轴传递带动拨叉旋转，拨叉又拨动传动螺栓移动，传动螺栓与轴承套为螺纹连接，于是通过轴承套和轴承的传递，花键轴可以实现进给运动。

3.3 确定总体布局

图1 中心孔打孔机的结构

1. 卡盘

2. 钻夹头

3. 花键轴

4. 手柄

5. 大皮带轮

6.小皮带轮

7.电动机

总体布局图如图1所示。包括定位夹紧部分和传动进给部分。定位加紧部分由卡盘1和设备架体等组成，实现工件的定位夹紧。传动进给部分由钻夹头2、花键轴3、大手柄4、大皮带轮5、小皮带轮6和电动机7组成，可以实现钻夹头的转动和轴向进给两种运动，完成钻中心孔加工。

3.4 执行机构分析及设计

图2 进给结构示意图

1.孔用弹性挡圈

2.深沟球轴承

3.轴承套

4.轴用弹性挡圈

5.花键轴

6.传动螺栓

7.拨叉

8.手柄

要让高速转动的花键轴5能够产生轴向运动，需要通过轴承2来实现。因为钻中心孔的进给力不是很大，轴承2可以采用深沟球轴承，它能承受一定的轴向力，而且采用单个轴承传动能有效缩小结构体积，使设备简单轻便。轴承的轴向定位利用两个弹性挡圈1和4，弹性挡圈承载性能不是很好，不过它们只是在中心钻头钻孔完毕退出工件时才承受较小的轴向力，工作进给力靠轴承套3和轴承2传递，所以不会因受力过大而受到损坏。整个结构中的关键零件是轴承套3，它连接着轴承2和传动螺栓6，要把传动螺栓6的径向力传给轴承2产生轴向力，起到转换器的作用。为了使深沟球轴承能够长期稳定的工作，不至于因为偏载而失效，拨叉7采取双拨叉结构，它们焊接在一个连接座上成为一体同步运动，共同推动轴承套3移动。拨叉7与手柄8的连接结构为两个销轴座和两根销轴，它们都安装在设备整体结构的下部，可以有效节约空间及减少外界物品的干扰。

主轴进给运动的过程为：人工扳动手柄8转动产生扭矩，经过销轴传递带动拨叉7旋转，拨叉7又拨动传动螺栓6移动，传动螺栓6与轴承套3为螺纹连接，于是通过轴承套3和轴承2的传递，花键轴5可以实现进给运动。

钻中心孔时中心孔的钻孔深度基本固定，不必采用标尺标记，只需加一限位块限制拨叉前进位置即可，可将一个螺母焊接在设备架体上，旋入一个内六角螺钉并顶到拨叉上限位，螺钉的伸出长度可以调节，能够满足多种规格尺寸的中心孔的加工要求。

[3]

4 系统能量流设计，包括动力机的选型，传动系统设计

4.1 系统能量流设计

↓

图3 能量流布局框图

4.2 动力机的选型

按工作条件和工作要求，选用一般用途的Y （IP44）系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。 4.2.1 电动机容量

因为工作制为断续周期工作制，载荷很小，对输出功率没有特别要求，可以选择较小的输出功率。

所需电动机的功率为η

w

d p p =

(1)

总效率 3210ηηηηη= (2) 式中η0、η1、η2、η3分别为联轴器效率、带传动效率、大带轮轴承效率、花键轴轴承效率。 4.2.2 电动机的转速

为了便于选择电动机的转速，先推断电动机转速的可选范围。V 带传动比i 1=2～4,输出转速要求为500～800r/min,则电动机转速可选范围为 N d =n w ×i 1=1000～3200r/min

综合考虑经济因素、转速以及工作条件，选定电动机的型号为Y90S-4; 可以满足设计要求，技术参数见图表1。[4]

表1 Y90S-4 电动机参数

型号额定功率

(Kw) 满载转速

(r/min)

堵转电流

(A)

额定转

矩

堵转转矩

Y90S-

4

1.1 1400 110

2.3 2.3

5系统（带传动）设计

带传动中，带为中间绕性并靠摩擦力工作，所以能缓冲和吸振；运行平衡无噪声；过载时将引起带在带轮上打滑，因而可防止其他零件的损坏；可增加带长以适应中心局较大的工作条件，且结构简单，在近代机械中被广泛采用。

在带传动中，常用的有平带传送、V 带传动和同步传动。但是，在一般机械传动中，应用最广的是V 带传动。V 带的截面呈等腰梯形，带轮上也作出轮糟。传动时，V 带和轮糟的两个侧面接触，即以两侧面为工作面。根据轮糟摩擦的原理，在同样的张紧力作用下，V 带传动能产生更大的摩擦力，这是V 带传动性能上最主要的优点。在传动功率相同时，V 带张紧力和包角均较小，故可获得较大的传动比和较小的中心距。再加上V 带传动允许的传动比大，结构较紧凑，以及V 带已标准化并大量生产等优点，选用V 带传动。

普通V 带有顶胶、抗拉体、底胶和包布组成。抗拉体可以是胶帘布或胶绳心。绳心结构的柔韧性好，适用与转速较高，载荷不大和带轮直径较小的场合，普通V 带都制成无接头的环形。

带轮设计时应满足要求：结构工艺性好；无过大铸造内应力；重量轻。 带传动设计准则：因为带传动的主要失效形式为打滑和疲劳破坏。所以带传动设计时在保证带传动不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。[5]

依据电动机类型和轴径选择。

已知电动机型号为Y90S-4，轴直径为24mm ，电动机转速n w =1400r/min,电动机功率P d =1.1kw 。

5.1 确定传动比

n

n i w

,式中n 为输出轴的转速，其值n=500-800r/min,n w =1400r/min,带入式中求得 i=1.7-2.7,取i=2.1。

5.2 计算功率Pca

工作情况系数K A =1.1 ,P ca =K A P ca =1.21kw (3)

5.3 选择带型

根据P C =1.21kw,n 1=1400r/min,选为Z 型

5.4 确定带轮基准直径D1和D2

初步选定小带轮的基准直径D1，取D1=63mm

计算从动轮的基准直径D2

D 2=iD 2=132mm

验算带速：带速太高，会因离心力太大而减低带和带轮之间的正压力，从而减低摩擦力和传动工作能力，同时也减低带的疲劳强度，带速太低，所需要效应力F 大，要求带根数多，所以[6]

s m n d v /58.4100060/11=?=π (4)

5.5 确定中心距a 和带的基准长度L d

带传动中心距过小，虽使传动紧凑，带长就短，在一定速度下，单位时间内带的应力变化次数就多，加速带的疲劳破坏。当传动比较大时，短的中心距将导致包角过小，带传动中心距不宜过大，在速度较高时容易引起带的颤动，所以：

初步选定中心距

a ○=1.5（d 1+d 2）=1.5×195=292.5mm

取a ○=300mm 符合0.7（D 1+D 2）﹤a ○﹤2（D 1+D 2）

根据带传动的几何关系，按下式计算所需带的基准长度L `d :

()()()mm a D D D D D D a L d 910422`0

1212

210≈--+++≈π

(5) 根据L d 查表选取L d 相近的V 带的基准长度L d =1000mm ，则可以计算V 带的

中心距 mm L L a a d d 3452

910

10003002`0

=-+=-+≈ (6) 考虑安装调整和补装预紧力（如带伸长而松弛后的张紧）的需要，中心距的变动范围为

a min =a-0.015L d =330m a max =a+0.03L d =375mm

5.6 验算主动轮上的包角α1

小轮包角愈小，传动愈容易产生打滑，带的工作能力不能充分发挥，所以应保证

合适。,901693.57)21(1801?≥?=?--?=?

a

d d α (7) 5.7 确定V 带的根数 z

计算单根V 带的额定功率P r

由D 1=63mm 和n 1=1400r/min,查得p 0=0.25kw,

根据n 1=1400r/min ，i=2.1和Z 型带，可知△p 0=0.03kw 。 另查得98.0,06.1==?K K L 于是

()kw K K P P P L r 29.000=???+=? (8) 计算V 带的根数z

17.429.021

.1===r ca P P z

取4根。

5.8计算初拉力

初拉力计算公式为：

N

qv K K zv P F a a d 16058

.410.098.098.05.258.443.3500

5.2500min )(2

2

0=?+??? ??-?=+??

? ??-=

(9)

式中q 为V 带每米长质量， q=0.10kg/m ，应使带的实际初拉力()min 00F F >

5.9计算作用在带轮轴上的力

N a zF F r 12742

169sin 160422sin

210=???==

(10)

式中1a 是小带轮包角，z 是V 带根数。 r F max=1.5r F =1911N

r F max －考虑新带初预紧力为正常预紧力的1.5倍

5.10带轮材料及结构

V 带轮的材料主要采用铸铁HT150或HT200；转速较高时宜采用铸铁（或用钢板冲压，焊接而成）；小功率传动时可用铸铝或塑料等，根据本机械选用的电动机功率的大小和工作要求，选铸铁为带轮的材料。

铸铁V 带轮的典型结构有：1）实心式；2）腹板式；3）孔板式；4）椭圆轮辐式 根据设计要求，带轮采用实心式，选用材料HT200。[7] 根据查表查Z 型带的截面尺寸。

外径:

d a =d﹢h

a

=63﹢2×2=67mm

带轮宽:

()f

e

z

B2

1+

-

=，代入数据，得B=50mm

轮毂 L=（1.5~2）d=22

键：3X3

长度：22

由于各种材质的V带都不是完全的弹性体，因而V带在张紧力的作用下，经过一

段时间的运转后，就会由于塑性变形而松弛，使张紧力F

减小，传动动力的能力降低。因而，带传动必须设计张紧装置。常见的张紧装置有定期张紧和自动张紧两类。[8]

6轴的设计和校核

6.1带轮传动轴的设计和校核

6.1.1选择轴的材料并确定许用应力 （1） 选用45钢正火处理 （2） 强度极限MPa b 600=σ （3） 其许用弯曲应力[]MPa b 551=-σ 6.1.2确定轴输出端直径min d （1） 按扭转强度估算输出端直径。 （2） 取A=110

mm n p A d 101400

1.111033

=?== (11) (3)考虑有键槽，将直径增大5%，则

mm d 5.10%)51(10=+?=

取轴的直径为整数

min d =11mm

此段轴通过联轴器与电动机轴相连，所选的直径和长度应和连轴器相符 (4)轴的转矩

mm

N mm N n P

T ?=??==75041400

1

.195500009550000

(12)

联轴器的计算转矩T K T A ca =,3.1=A K 取，则mm 5.97753.1?=?==N T K T A ca 查GB/T 5843-2003，GY3连轴器满足转速及转矩要求，孔径为20mm,和轴相配合部

分长度为38mm 。轴与小带轮相配合，小带轮宽度为50mm ，取轴长为100mm,一端倒螺纹。

6.2花键轴的设计和校核

6.2.1求输出轴上的功率、转速和转矩

系统传动总效率93.099.099.096.099.03210≈???==ηηηηη 花键轴的输出功率 kw kw P P 02.193.01.12=?=?=η

花键轴的转速 min /667min /1

.21400

12r r i n n ==

=

花键轴的转矩 mm N n p

T ?≈=146049550000222

6.2.2求作用在轴上的力

由带轮的设计校核中知，花键轴所受力为1274N 按扭转强度条件计算轴的最小直径 6.2.3材料

45钢，正火处理；花键轴承受轴向载荷，A 取较大值，故取A=120

mm n p A d 9.133

2

2

≈≥ (13) 考虑有键槽，将直径增大10%，则

mm d 3.15%)101(9.13=+?=

取轴的直径为整数

min d =16mm

6.2.4 轴的结构设计

首先拟定轴上零件的装配方案，然后逐步确定各段直径的长度和大小。

图4 轴的结构草图

1段与钻夹头相连，基本确定长度为113mm ，锥度为1:10，最小直径为24mm ；2段套入轴套以及深沟球轴承，初定为6016，长度为180mm ，直径为48mm ；3段长度初定为31mm ，直径为59mm ；4段配合轴承，初定为深沟球轴承6010并配合轴套，长度为91mm ，直径为50mm ；5段为花键连接大带轮，规格为8×42×48×8mm,初定长度为187mm 。然后计算轴承的支反力确定简支梁的轴的支撑跨距L=36.4+45+34.9=116.3mm 。根据图5列出平衡方程，求解支反力：

H 面：F NH1 + F NH2- F t1-F t2-F t3=0

F t1×(L 1+L)-F NH1×L+F t2×(L 3+L 4)+F t3×L 4=0 V 面：F NV1+F NV2-F r1-F r2-F r3=0 F a1-F a2-F a3-F `NV2=0

M a1+M a2+M a2+F r2×(L 3+L 4)+F r3×L 4-F r1×(L 1+L)-F NV1×L=0 经计算：F NH1=2915N; F NH2=-177N; F NV1=-399N; F NV2=213N; F `NV2=123N

轴上的载荷已经求出，因此可以计算轴的弯矩和扭矩。轴的弯矩和扭矩图5所示。从图5中，可以看出截面B 是轴的危险截面，计算截面B 的总弯矩：

mm

N M M M V

H ?=+=+=87006820986618222

2 (14) 6.2.5按弯矩合成应力校核轴的强度

进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B ）的强度。根据《机械设计》式（15-5），取α=0.6，轴的计算应力：

3

2

2

22251.0)780006.0(87006)(??+=

+=

=W T M W M

e e ασ =63.2MPa (15)

图5 轴的载荷分布图

前已选定轴的材料为45钢，正火处理，[σ

-1]=60MPa。σ

ca

﹥[σ

-1

],故轴的强

度不够，应考虑加大轴的直径大小。若取截面B处的直径为35mm，经重新计算得

出σ`

ca =23.04MPa, σ`

ca

﹤[σ

-1

]满足强度要求。

7. 大带轮轴承的校核

大带轮轴承采用6016型号的深沟球轴承，大带轮轴的负载最大，因此，只需校核该轴轴承的寿命，如该对轴承满足寿命要求，那么其他轴承也应满足寿命要求。 （1）6016型号轴承的C=16200N ，C 0=11800N （2）轴承的预期计算寿命L `h =20000h （3）由上述求轴的负载时已求得:

F NH1=2915N F NH2=-177N F NV1=-399N F NV2=213N F `NV2=123N

则可以求得两轴承受到的径向载荷F r1和F r2。计算过程如下：

N F F F NH NV r 29422915399222

1211=+=+= N F F F NH NV r 2771772132222222=+=

+= （4） 求两轴承的计算轴向力F a1和F a2，轴承的受力分析如图4所示。

图6 轴承的受力分析

对于70000C 型轴承，按《机械设计》表13-7，轴承的派生轴向力F d =eF r ,e 值由F a /C 0确定。但现轴承轴向力F a 未知，故取e=0,4，因此可估算：

F d1=0.4F r1=0.4×2942=1177N F d2=0.4F r2=0.4×277=111N F ae =F `V2=123(方向与F `NV2相反)

按《机械设计》式（13-11）得： F a1=F d1=1177=1177N F a2=F d1－F ae =1177-123=1054N F a1/ C 0=1177/26800=0.0439 F a2/ C 0=1054/26800=0.0392