Z3132移动万向摇臂钻床设计

第一章 移动万向摇臂钻床的总体设计Z3132舶制造及军工行业。一机床设计应满足的根本要求工艺范围z3132工艺范围，以适应局部修配厂机床单一的需要。Z313232mm，最小钻孔直径为5mm.自动化程度：为了提高劳动生产率，减轻工人的劳动强度和更好地保证加工精度和稳定Z3132转，由于并不常常运动，拟定用手工即可。为了适应机床般运的灵敏性，本机床不打地基固定，在机床下面设四个千只需滚轮着地，靠人工推动机床即可。机床寿命对机床寿命的要求，由于Z3132属于小型通用机床，要求其寿命约为8年T=15000T=10000强度。Z3132〕和刀具沿其轴机床传动原理图图1 Z3132传动原理图uB器官uv钻孔时，进给链是外联系传动链。进给量以主轴在其每一转时的轴向移动uf主轴的转动B1A2动链是内联系传动链。Z3132确定Z3132机床总提布局时，主要由工艺要求打算，由工艺要求打算机床方面还要考虑机床外部因素即人机关系。由于Z3132加工的孔，主要是一般孔而不是深孔，所以确定钻头同时作回总布局假设22Z3132机床主要参数包括尺寸参数，运动参数与动力参数32MM，依据现场调研及同类机床的分析与比较确定出Z3132寸参数如下：700mm345mm。400mm；主轴端面至工作台距离：最大670mm，最小为20mm。47：24主轴移动行程为160mm；180主轴机床进给级数为30.08mm/R0.3mm/R.横臂升降速度为1.2m/min工作台面积〔长宽〕为1150680mm〔二〕Z3132nmin

39r/min,nmax

〔三〕动力参数确实定应适当，功率过大，使机床笨重，铺张电力，降低电机寿命；假设电动机功率确定得过小，将影响机床性能的发挥。确定的方式是调查争论与试验阅历公式相组合。1．在Z3132主运动相比是很小的，因此，计算时无视进给所消耗的功率。钻削时，由于工件材料的变形，钻头与切屑，工件孔壁之间的摩擦而形成钻削力。在钻削时，全部切削刃都会承受三个方向的力f,f,fx y z

。查表〔6〕3-3，高速钢麻花钻切削力功率计算公式：扭矩M=cm

dxm0

fymkm16(Nm)当加工中等强度碳钢

0.735GPa 时，系数bxm

0.8;cF

F

1;y0.7；Fd--钻床最大直径，对Z3132d0

--=32mm；f--进给量，对Z3132f=0。3mm/rn--转速，对Z3132n

=720r/minmaxkm

=1.0Mcm

dxmfymkm16(Nm)=27.12Nm0切削功率P2MnM

23.1427.127202044w60选取双速电机N.同步转速为3000d。额定转速为2800r/min1400r/min率确实定Z30401.1KW，再依据现场调研确定选用A71140电机，额定功率为5501500r/min。额定转速为1400r/min其次章传动设计由于Z3132传动链。外联传动链用来联系主电动机和钻床主轴制动等。联。进给运动和主运动共用一个电机。择滑移齿轮和齿轮离合器变速，选择分支传动扩大变速范围。在变速机构后面。构造，可以直接由沟通异步电动机开停，换向和反接制动，不必设置特地的开停换向机构。高，而扭矩较大，故全部选用齿轮传动。1依据设计要求，主轴转速共分8级。nmin

=39r/minnmax

〔7〕1-31.41动组和传动副方案：为了缩短传动链，可以承受削减传动轴数和传动零件数，削减传动组数可缩短传动链。但在总级数确定的状况下，势必增加各传动组内的传动副数。导致齿轮过大，增加经向尺寸。本机床Z=8，为扩大变速范围，削减传动副8=22+22根本组与扩大组的排列挨次原则上是选择中间传动轴变速范围最小的排列挨次最高速一样，则变速范围小。最低转速高。扭矩小。传动件的尺寸就小。由于电变速 是其次扩大组， 大在电=2 电=最前面，所以构造式为8=22+2221 21降速比的安排原则中间轴的最高转速，降低机床振动，噪声。转速图的拟定齿轮齿数确定传动比确定后查齿数：1 1 1i 齿数比1.19

2.39

齿数比1.83

齿数比32：32i

1 1齿数比18：56；i 齿数比36：383.1 1.06各轴和齿轮计算转速确实定号IIIIIIIVVVIVIIR/MIN转速140011857654861996461齿轮齿数3638185632321039222617321619齿轮序号Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14计计算转速6461199647687681185486140011851400768486199v=1.2m/v,所以必需经减速才可以带动丝杠。实现传动后的升降。1选定降速比I=II总 1 2 7.16比确定齿轮数：1 2齿轮序号齿轮齿数齿轮序号齿轮齿数Z1522Z1663Z1720Z1850摇臂升降各轴速表：轴序号轴序号VIIIVIV传动系统图表示机床全部传动关系示意图。传动原件以简洁的规定符号代表。将Z3132的传动系统图画在一个能反响机床外形和各主要部件相互位置齿轮的齿数。图3 Z3132传动系统图第三章传动零件的设计计算1．额定载荷是Z3132率，确定各传动轴功率。NN2 d

2.34kw1 2式中 ——联轴器的传动效率1 ——滚动轴承的效率2NN2.282kwII 23 4——联轴器的传动效率3 ——滚动轴承的效率4NN 2.259kwIII II 5——一对圆柱齿轮传动效率同理5N2.225kw N=2.203kwIV vN=2.126kw N=2.062kwvi viiNM=974NIM=974NII

nI=1.630kgfmIJNnII=1.59kgfmIIJNM=974n

III=2.865kgfmNIII

IIIJNM=974n

IV=4.459kgfmNIV

IVJNM=974NV

nV=10.78kgfmVJM=974NVIM=974NVII

NmVIJNmVIIJ二．主传动系统中齿轮模数的估算与验算 ：Z3181． = 齿轮模数的验算；Z456小齿轮强度弱。故验算之，按弯曲强度估算模数：〔1〕N =2.203kw; (2)N=199r/min;V

VJ=6~10取 =8m m.齿轮不对称分布； 1c.动载荷系数K=1.1 2寿命系数KK=KKKKSW SW NWnWTWQWK:转速变化系数。 K=0.91 nW nWKK=0.90 NW NWK=1.37 TW TWK=0.75 QW QWK：K=KKKK=0.842SW SW NWnWTWQW材料性能系数：K=1.29CW轮齿齿形修正系数KyK=1y折算功率表求模数

W由Z3=18。NW‘=9.696kwm3=2. m=2Z=18〔7〕I=Z4/Z3=56:18=3.1〔8〕选取系数A材料弹性系数K=1 查表5.4-84EBK=5.21jCJC啮合角影响系数:非复位及高速变位齿轮传 =1D寿命K=KKKkSJ NJnjtjqj齿轮允许传递的功率Z3=18m=2 [N]=1.008KW 5.4-803 J齿轮最大允许传递的功率：[N]=2.035kw>NJ V 接触强度是最够了。Z5/Z6=32/32小齿轮N

=2.259kw输入IIIn=768r/minij选取系数：a:

=8 齿宽系数m12dK=0.832SWK在K=0.85K=0.6符合Sw SMAX SMIN=1.29CWK=1Y求折算功率W查表求模数m=1.55校验线速度I=Z6/Z5=1a材料弹性系数K=1EbK=5.21CJc=1d寿命系数K=0.421SJ验证合理(9)齿轮允许传递的功率[N]=10.38 [N]>NJ J III 接触强度是足够的先接弯曲强度估算模数小齿轮输入功率N=2.259KWIII小齿轮计算转速N=1185r/minTJa: =8 b:K=1.22 c:K=1.1m 1 2d:K=0.832SWeKCW=1.29fK=Y/YY 0求折算功率WZ=16 N‘ [N 查得m=217 W W校核线速度V=1.98 设定V=1~3合理验算接触应力I=Z8:Z7=39:16=2.44KE=1材料性能系数K=5.21KCJ CJc啮合角影响系数=1d寿命系数K=0.421SJ(9)[N]=1.139 [N]=5.65KW>2.259KWJ0 J 接触强度是足够的按弯曲强度估算模数小齿轮材料40C热处理齿部G48.N=N

=2.282KWR小齿轮计算转速N=1185r/min

II IITJa: =10 b:K=1.22 c:K=1.1m 1 2d:K=0.832SWeK1.29CW=fK=Y/Y=1Y 0求折算功率查表Z11=17 m=2WV=2.492设定V=1~36)I=Z12:Z11=31:17=1.82KE=1材料性能系数K=5.21KCJ CJc=1d寿命系数K=0.421SJ齿轮允许传递的功率由Z11=17 m=2 [N]=0.904 [N]=5.064KW>2.282KW11 J0 J 接触强度是足够的锥齿轮Z1/Z2=36/38AKE=1材料性能系数K=1.0材料性能系数KCJ CJcK=0.854IJd载荷集中系数K=1.111e动载荷系数K=1.42f寿命系数K=0.485SJ求折算功率YZ=36 N‘ [N 查得m=2.517 J JB下面按弯曲疲乏强度校核aK=0.71CWb齿轮几何参数修正系数K=I/IIW W W0c尺寸参数KA由图5.5-54 KA=0.56dK=0.695符合最大最小之间SW求折算功率W查表求模数m=2.51主变速箱系统齿轮模数表齿轮序号Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿轮模数2.52.52221.51.52222222齿轮齿数3638185632321639222617311639d11N(cm)nj式中:d—轴危急处轴颈Nj—该轴的计算功率四.主变速系统几根轴的强度校核II40CR

=800MPA b

]=75MPA-1作出轴的计算简图。先求出轴上零件的载荷。把空间力分解为圆圈力与径向力。转化把它们全部转化在II轴。分解水平，垂直力。选II轴齿m=Z,Z=17II5。11 1 11轴上载荷：跨距L=75mm,可求齿轮所在剖面处的弯矩圆周力F=916NT径向力F=441=20

R压力角

两个支撑的支反力：R=782N R=134N R=376N R=65NH1 H2 V1 V2M=8620N.mmH VM=9565N.mmT=15567N.mm计算弯矩MCA=

=0.59T=9185N.mmtMM2(T)2按弯矩合成应力校合轴的强度核算轴上受最大弯矩处剖面强度： =70MPA 安全CA2V查表

=650MPA [ ]=55MPAB -1b =50MPA<[ ]=55MPAca -1b 安全合格二．主变速系统键的选择与校核1〕查〔1〕册表4.2-2.b=8h=7槽三者中最弱的地方。 600MPA.常用材料[]=120~150MPAb p

=2T103p KLdh—键的高度h=7mm =88.95MPA<[p

]合格p六．主轴变速箱滚动轴承寿命的计算。1〕104P=f(x+Yr p R AX—径向载荷系数 Y—轴向载荷系数f—载荷系数 f1.2~1.8取1.5p p按〔8〕表13-5，由于载荷A=0 R=73N；P=109.5Nr查表得额定动载荷C=735KGF=7203NV轴承寿命L=3388654hh按机械设计推举寿命合格同理，七．摇臂升降减速箱齿轮模数的估算与核算：齿轮序号齿轮序号Z15221.5Z16631.5Z17202Z18502八．摇臂升降丝杠螺母副的设计和计算杠的中径：进展耐磨性计算：P[P]丝杠中径P[P]2

〔mm〕P[P]P[P]2

=33mm丝杠强度校核：丝杠拉压应力的公式为：PA1PA11.6(d1t =12KGF]

)2[]由于机床启动频繁。速度常常变化。应选用此联轴器。依据轴径和载荷，选Z=4D=2d=17b=6许用扭矩[M]=5.2KGFN花键齿面工作的挤压应力为：M = NjyZHLYM

[ ]jy =357.5< 合格jy