Z3132移动万向摇臂钻床设计

1、第一章 移动万向摇臂钻床的总体设计Z3132移动万向摇臂钻床的设计是为适应在大中型零件上完成任何角度的 钻孔，铰孔，锪孔，平面及攻螺纹等工作，以及为适应钻孔前后各种平面的 微量铣削。该机床可用于小批量，单件生产，是机械制造行业特别是机械维 修部门常用的机床之一。在对待特大工件附进或吊装在零件上进行加工。要 求该机床机动灵活，节省工时，适用于重型机械，机床，内燃机，电机，船 舶制造及军工行业。一机床设计应满足的基本要求1工艺范围z3132的设计要求完成在各种零件上完成任何角度的孔加工。包括钻孔， 扩孔，铰孔，锪平面，加工螺纹等。还要求其能完成立铣床所能完成的部分 工艺范围，以适应部分修配厂机床单

2、一的需要。Z3132属于摇臂钻床组。按设计要求，用标准高速钢麻花钻钻头在中等抗 拉强度的刚才上钻孔，最大钻孔直径为32mm，最小钻孔直径为5mm.2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 性，机床应尽量提高自动化程度。但是Z3132钻床用途较广，工件变化较大， 不容易实现全面自动化。同时， Z 3 1 3 2机床的设计要面向的对象是机器修配 厂。提高机床的自动化程度必然提高机床的价格。这对机床的销路不利。所 以综合各种考虑因素，Z3132的进给系统设计成机动进给。于是，手动微量 进给及快速手动进给。摇臂在水平方面的移动拟订为手动，靠手柄转动实现 小齿轮转动

3、，通过齿轮齿条传动实现摇臂水平移动。摇臂水平移动到位后同 样用手动方式实现摆臂夹紧。主轴绕立柱中心回转，主变速轴绕摇臂中心旋 转，由于并不经常运动，拟定用手工即可。为了适应机床般运的灵活性，本机床不打地基固定，在机床下面设四个千 斤顶。用四个千斤顶触地支撑机床即可。机床下面安装滚轮。移动机床时， 只需滚轮着地，靠人工推动机床即可。3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 左右。机床中齿轮和轴承寿命定为T=15000小时。滚动轴承T=10000小时。 确保机床寿命，主要是提高关键性零件的耐磨性。并相应提高主要件的疲劳 强度。二. Z3132传动原理图的分析与

4、确定钻削加工需要两个成行运动；刀具的旋转运动B1 （主运动）和刀具沿其轴 线的移动A2 （进给运动）。根据机床所需要的成形运动，拟定如图1所示的 机床传动原理图图1Z3132传动原理图主运动为：电动机一12一uv一34一主轴（B1）。主轴转速通过调整换置 器官uv的传动比来实现。进给运动链：主轴(Bl)45uf67齿条-(A2)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 量来计算。通过调整换置器官的传动比f实现所要求的进给量。攻螺纹时， 主轴的转动B1轴向移动A2之间需保持严格的关系，在这种情况下，进给运 动链是内联系传动链。三Z3132机床总体布局的确定确定Z3132机

5、床总提布局时，主要由工艺要求决定，由工艺要求决定机床 所需的运动，完成每个运动又有相应的部件。这就是可以确定各部件的相对 运动和相对位置关系，机床总布局也就大体能确定下来了。确定时主要考虑 两方面因素；一方面从机床内部考虑，要处理好工件与刀具间对关系；另一 方面还要考虑机床外部因素即人机关系。由于Z3132加工的孔，主要是普通孔而不是深孔，所以一定钻头同时作回 转主运动和轴向进给运动。经过分析各种因素，考虑现在机床总布局，拟定 总布局如果2所示图2 Z3132总布局图四 机床主要参数确定机床主要参数包括尺寸参数，运动参数与动力参数（一）Z3132的尺寸参数包括Z3132的主参数：即最大钻孔直径

6、32MM, 根据现场调研及同类机床的分析与比较确定出Z3132的其它尺 寸参数如下：主轴中心线到立柱母线距离：最大700mm，最小为345 mm。2 摇臂在水平方向移动距离为400 mm；主轴端面至工作台距离：最大670 mm,最小为20 mm。主轴孔锥度：钻削头为莫氏4号,铣削头为7：24锥度主轴移动行程为160 mm；主轴绕立柱中心回转角度为1180主轴机床进给级数为3级。最小0.08 mm /R,最大0.3 mm /R.横臂升降速度为1.2m/min工作台面积（长x宽）为1150680 mm（二）Z3132运动参数包括主轴最低，最高转速。根据现场调研和同类 机床的分析与比较,并兼顾铣削与

7、钻削加工的各自特点。拟定n = 39r/min, n = 720r/minminmax（三）动力参数的确定 动力参数主要是主电动机和摇臂升降电动机的功率。电动机功率的选取应适当,功率过大,使机床笨重,浪费电力,降低电机寿命；如果电动机功 率确定得过小,将影响机床性能的发挥。确定的方式是调查研究与实验经验 公式相组合。1.在Z3132进给运动和主运动共用一个电机进给运动所消耗的功率与主运动相比是很小的,因此,计算时忽略进给所消耗的功率。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。查表削力。在钻削时，所有切削刃都会承受三个方向的力 f , f , f。查表xyz（6）3-3

8、，高速钢麻花钻切削力功率计算公式：扭矩M扭矩M二C d xmm0f ymkm x 10-6( N m )当加工中等强度碳钢b = 0.735GPa 时，系数bC = 333.54;X = 0.&C = 833.85;X = 1；y = 0.7 ；mmFF Fd -钻床最大直径，对Z3132为d -=32 mm；00f -进给量，对Z3132最大进给量f =0。3 mm/rn 转速，对 Z3132 n=720 r/minmaxk 钻头磨钝系数，去k =1.0mmM 二 C d xm f ymkm x 10-6（N m） =27.12N mm02x3.14x 27.12 x 720切削功率 P =

9、2n Mn = 2044wM 60查（5）选取双速电机YD100L4/2。额定功率N =2.4/2KW.同步转速为3000 dr/min和1500R/MIN。额定转速为2800 r/min和1400 r/min摇臂升降电机功率的确定参考Z3040摇臂升降电机的功率为1.1KW，再根据现场调研确定选用A71140电机，额定功率为550瓦，同步转速1500 r/min。额定转速为1400 r/min第二章 传动设计由于Z3132的成形运动可分为简单成形运动，复合成形运动。每一个运动，不论是简单的还是复合的，必须有一个外联系传动链，只有复合才有内联系传动链。外联传动链设计外联传动链用来联系主电动机和

10、钻床主轴，把一定的功率从电动机传递给 主轴；保证主轴有一定转速和调速范围；能实现主动的启动，停止，换向， 制动等。外联传动链和电机的连接，采用电动机通过联轴器直接与主传动系统相 联。进给运动和主运动共用一个电机。外联传动链变速机构选择分级变速机构，由于变速频率，范围较大，故选 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。由于变速机构的零件较多，传动件尺寸决定于它们传递的扭矩。在功率一 定的前提下，扭矩与转速成正比，因此将变速机构放在传动链的高速部分。 由于Z3132主轴转速较低。故应使变速机构放在接近运动源处，降速机构放 在变速机构后面。Z3132由于电动机的功率较小，主运动链的转动

11、惯量不大，同时为了简化 构造，可以直接由交流异步电动机开停，换向和反接制动，不必设置专门的 开停换向机构。传动机构的选择可依据运动形式合理选择。主运动传动机构，线速度不太 高，而扭矩较大，故全部选用齿轮传动。1分级变速机构转速图的设计根据设计要求，主轴转速共分8级。n =39 r/min n =720 r/min。查min max（7）表1 -3常用机床转速和进给量的公比）=1.41（1） 动组和传动副方案：为了缩短传动链，可以采用减少传动轴数和传动零件数，减少传动组数可 缩短传动链。但在总级数一定的情况下，势必增加各传动组内的传动副数。 因每一传动组中传动副数经常取为2或3。而传动组过少时，

12、必然降速过多， 导致齿轮过大，增加经向尺寸。本机床Z=8，为扩大变速范围，减少传动副 数。保用双速电机，简化结构。传动组和传动副数确定为=2 x 2 +2 x 22） 基本组与扩大组的排列顺序原则上是选择中间传动轴变速范围最小的排列顺序，因为如果各列顺序同 号传动轴最高速相同，则变速范围小。最低转速高。扭矩小。传动件的尺寸 就小。由于电变速绷 是第二扩大组，艮他0 2=1.412。电动机只能放大在 电=2电=最前面，所以结构式为8=2 2 +2 22 1 2 1（3）降速比的分配原则降速比的分配尽量前缓后急，前面传动比的传动组传动比大，这样可压低 中间轴的最高转速，降低机床振动，噪声。（4）转

13、速图的拟定2 齿轮齿数确定传动比确定后查齿数： 齿数比32： 32 i =右齿数比18： 56； i = 106齿数比36： 38i = 1Z9齿数比i = 1Z9齿数比22261239齿数比 16：39；1183齿数比17：31 i二13 各轴和齿轮计算转速的确定轴序号IIIIIIIVVVIVIIR/MIN计算 转速140011857654861996461内 轮内 数3638185632321039222617321619内 轮 序 号Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14计 算 转 速64611996476876811854861400118514007684

14、86199摇臂升降传动链设计摇臂升降电机转速1400r/min,横臂升降速度要求v=1.2m/v,所以必须经减 速才可以带动丝杠。实现传动后的升降。选定降速比I =1 I二丄总 12 7.16根据降速比确定齿轮数：I=22：63I=20：5012列表齿数：齿轮序号Z15Z16Z17Z18齿轮齿数226320504.摇臂升降各轴速表：轴序号VIIIVIV转速（r/min）传动系统图的设计传动系统图表示机床全部传动关系示意图。传动原件以简单的规定符号代 表。将Z3132的传动系统图画在一个能反应机床外形和各主要部件相互位置 的投影面上,并尽可能绘制在机床外形轮廓线内。图中标出各轴序号和传动 齿轮的

15、齿数。Hfl-UHfl-U图3Z3132传动系统图第三章传动零件的设计计算一主轴传动系统的额定载荷1.额定载荷是Z3132对传动件或机构能连续工作的最大载荷确定机床传动 件的其他基本参数。传动件的额定功率乘以从电动机到该零件的传动功 率，确定各传动轴功率。N = N 耳耳=2.34kw2 d 1 2式中“联轴器的传动效率1“滚动轴承的效率2N = N 耳耳=2.282kwII 2 3 4式中耳联轴器的传动效率3“滚动轴承的效率4III II=III II=2.259 kw5式中式中耳一对圆柱齿轮传动效率同理5N = 2.225 kwN=2.203 kwIV vN=2.126 kw N =2.0

16、62kwvi viiNM = 974 xi =1.630kgf mni nIJM =974xNIINM =974xNIINn=1.59kgfmIIJM =974xNIIIN亍=2.865kgf mIIIJIIIJM =974M =974xNIVN旷=4.459kgf mIVJIVJM=974M=974xNVN = 10.78kgf mM =974xNVIN岩=32.355kgf mVIJM =974xM =974xNVIN岩=32.355kgf mVIJM =974xNVIIN严=32.928kgf mVIIJ二主传动系统中齿轮模数的估算与验算1. Z3 =18齿轮模数的验算；Z 4 56小齿

17、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输入VJ(3) a.齿轮系数9=610取9=8mm载荷系数K=1.22 .1动载荷系数K=1.12寿命系数K : K =K SW SW NW nW TW QW转速变化系数K=0.90 NW工作期限系数材料强化系数K=KKKKSW NW nW TW QW材料性能系数:f.轮齿齿形修正系数K y 非变位啮合。 K=1 y 4）折算功率齿轮不对称分布； 查表5.486选查表5.487选KnWKNWKTWKQW K :SWe.KKKT 77K=0.91nWK=1.37TWK=0.75QW=0.842K=1.2

18、9CW查表5.113选查表5.19选查表5.119选查表5.120选N=9.696KWW表求模数查表5.481选由 Z3=18。N 查表5.481选W3（6）校验线速度。按接触应力验算小齿轮 m=2 Z=18（7）齿数比 I=Z4/Z3=56:18=3.1（8）选取系数A材料弹性系数K =1查表5.4-84EB材料性能系数K =5.21 jCJC啮合角影响系数：非复位及高速变位齿轮传动）=1D 寿命 K =K K K kSJ NJ nj tj qj（9）齿轮允许传递的功率Z3=18 m=2N = 1.008KW查表 5.4-803J（10）齿轮最大允许传递的功率：N=2.035kwN JV接触

19、强度是最够了。2 Z5/Z6=32/32齿轮模数的估算及验算按弯曲强度估算小齿轮的模数。1）小齿轮N =2.259kw输入iii2）n =768r/minij3）选取系数：a: Q =8 齿宽系数 mb:载荷系数K=1.121c:动荷系数K=1.12d:寿命系数K =0.832SW K在K =0.85和K =0.6之间. 符合Sw SMAXSMINe:材料性能系数K =1.29CWf：齿轮齿形修正系数K=1Y4）求折算功率 N=2.34KWW5）查表求模数 m=1.556）校验线速度7）齿轮比 I=Z6/Z5=18）a材料弹性系数K=1Eb材料性能系数K =5.21CJc啮合角影响系数 =1d

20、寿命系数K =0.421SJ验证合理(9)齿轮允许传递的功率N=10.38 NN J J III接触强度是足够的3 Z7/Z8=16/39齿轮模数的估算及验算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/minTJ选取系数:a: p =8 b:K = 1.22c:K=1.1m12d:K=0.832SWe:材料性能系数KCW=1.29f：齿轮齿形修正系数：K=Y/Y Y0求折算功率N=1.373KWW查表求模数:Z =16 N - N 查得 m=2 17WW校核线速度V=1.98设定V=13合理验算接触应力齿数比 I=Z8:Z7=39:16=2.4

21、4选取系数:a KE=1 材料性能系数b K =5.21材料性能系数KCJ CJc啮合角影响系数 =1d寿命系数K =0.421SJ(9)齿轮允许传递的功率N =1.139 N=5.65KW2.259KWJ 0 J接触强度是足够的4基本组齿轮模数的估算与计算: 按弯曲强度估算模数小齿轮材料40C热处理齿部G48.N =N =2.282KWRII II输入小齿轮计算转速N =1185r/minTJ选取系数:a:申=10b:K = 1.22c:K=l.lm12d:K=0.832SWe:材料性能系数K 1.29CW=f：齿轮齿形修正系数：K=Y/Y =1Y0求折算功率N =1.411KW查表 Z11

22、=17m=2W校核线速度V=2.492设定V=13合理齿数比 I=Z12:Z11=31:17=1.82选取系数:a KE=1 材料性能系数b K =5.21材料性能系数KCJCJc啮合角影响系数0 =1d寿命系数K =0.421SJ齿轮允许传递的功率由 Z11=17 m =2N =0.904N=5.064KW2.282KW11 J 0 J接触强度是足够的5锥齿轮Z1/Z2=36/38齿轮模数的估算及验算A:首先按接触疲劳强度计算模数选取系数:a KE=1 材料性能系数b K =1.0材料性能系数KCJCJc齿轮几何参数修正系数K =0.854 IJd 载荷集中系数 K=1.111e动载荷系数K

23、=1.42f寿命系数K =0.485SJ2）求折算功率N=29.37KW Y3）查表求模数:Z =36 N N 查得 m=2.517 J JB 下面按弯曲疲劳强度校核4）选取系数:a K =0. 71材料性能系数 CWb齿轮几何参数修正系数K =I /I IW W W0c尺寸参数KA由图5.5-54KA=0.56d寿命系数K =0.695符合最大最小之间 SW5）求折算功率 N=7.92KWW6）查表求模数 m=2.516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3

24、638185632321639222617311639三.主变速系统中传动轴的轴颈估算.机床变速箱中轴承承受弯矩和扭矩作用.应保证传动件及轴承正常工作.计算其弯曲强度之后,才能确定其他零件正常工作.先估算出轴最危险处轴颈ch 11 :一（cm）nj式中:d轴危险处轴颈。N该轴传递的额定功率Nj该轴的计算功率四.主变速系统几根轴的强度校核 轴的具体受载及应力情况,传递扭矩的轴,应按扭转强度计算,只承受弯扭 矩,应按弯曲强度计算.对于两者兼的轴,应按弯扭组合.1. II轴强度校核：II轴的材料为40C，经调制处理。R由表得 =800MPAa =75MPAb -1作出轴的计算简图。先求出轴上零件的载

25、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=17的齿轮工作时，校核II轴强度，计算简图见5。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 =916N圆周力F =916NT径向力F =441o Ra =20 压力角两个支撑的支反力：R=782NR=134NH1 H2经过计算：M =4136N.mmHM=9565N.mmB =5 43R=376NR=65NV1 V2M=8620N.mmVT=15567N.mma =0.59T=9185N.mmt计算弯矩 M y M 2+(er)2 =13260N.mmCA=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：a =70MPA 安全CA2 V轴强度的校核查表a b=650MPAa =55MPAa =50MPA 600MPA.常用材料a =120150MPA bp2T x 103强度校核：a =p KLd式中：K键与轮毂键槽的接触高度3.5mmh键的高度h=7mma =88.95MPA8(mm)2Y 9 PIP.D 8 =33mm29 P丝杠强度校核：丝杠拉压应力b的公式为：p T HYPER