φ160mm大型摇臂钻床结构及运动设计

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￣6m O m大型摇臂钻床结构及运动设计沈阳机床股份有限公司中捷钻镗床厂 (辽宁 10 4 )李海鹏 1 12张童徐菁芮凯我国普通摇臂钻床类产品，加工直径范围覆盖q15 S2 mm以下。零件￣ 2 m以上孔的加工只能采用 b 5m 1钻孔后再进行扩孔或镗孔来完成。我国大型机械制造业造船、汽轮机等行业迫切的需要一种更大钻孔直径、更大加工范围的钻床来满足零件加工的需求。 6 6 k/ 4= 5 gmm的 5号钢材，加切削液。选择主轴转速 S= 0/ n 3 rmi,主轴进给 . . mm r厂=0 5/,根据两种不同参考计算的结果如表 1所示，考虑机床属于重型切削的情况较多，同时兼顾刀具的耐用度情况，确定机床主轴扭矩最大设定为50 0 T 0 N I,主轴轴向抗 I力最大设定为6 0 N。 50 0表 1根据两种不同参考计算的结果及设计值 、\参考条件《摇臂钻床《机床设计

哈尔滨汽轮机厂在 2纪 7 0世 0年代引进的 q 5 m钻 S 0m 1床至今仍在超期服役，东方汽轮机厂、大连船用柴油机厂一直需要引入钻孔直径 10 m以上的摇臂钻 5r a床，所以开发钻孔直径为 10 6 mm的摇臂钻床应该具有一定的发展空间和市场潜力。

项\目

\\\

技术条件》

手册》334 1 5 . 7 1. 6O 15

设计值50 o o 6 0 50 0

主轴需要的扭矩/ N 44 7 4 ( m) 1.主轴需要的抗力/ N 7 1. 29 6 2

1 .系统总体设计该产品首先要继承老摇臂钻床操作简单、使用维护方便的优点，确保使用普通摇臂钻床的技工都能使用该产品；其次产品定位为普通型机床，主要满足其大型零件的钻孔、攻螺纹、绞孔等需求。保留了原有摇臂钻床产品的主体结构特点，采用成熟的变频控制技术，简化主运动和进给运动结构，增加触摸式控制面板。主电动机与进给电动机分离，

根据现在电气技术发展的实际情况，钻孔直径超过￣ 2 m的摇臂钻床在现有技术条件下已不合 b 5m 1适采用多档变速的结构，主要有以

下原因：①按照 1转速进行设计，则需要采用 4组 2位滑移齿轮 6级

进行换挡，造成传动链结构复杂。②滑移齿轮数量过多容易造成变速箱体厚度加大，也就是变速轴长度变大、轴径变粗，从而导致变速箱体积过大。 ③滑移齿故障较多，且液压部分较为复杂。

主轴转速与进给量任意匹配，通过触摸式控制面板来选取主轴转速及进给量。这样既降低机床能源消耗，又扩大机床调速范围，同时减轻劳动强度。该机床的外观如图 1所示。

所以在此次设计中，采用变频电动机，设计合理传动比尽量减少滑移齿轮数量。通过变频电动机恒扭矩与恒功率区间的合理应用实现主运动分区间无级变速。考虑到本机床允许短时间内超载工作， 所以选用 2 k电动机，额定转速 15 0/ n,最高 2W 0 rmi转速45 0/ i,扭矩 13 0 rm n 4 N m。

( )机床参数确定 1在计算钻+ 2m以 15 m上孔所需要的扭矩和消图 1机床外观

在进给传动部分，也采用变频电动机作为动力 源。但考虑到其使用范围，采用定比传动结构来获得较大的扭矩。同时机床的其他参数如表 2所示。表 2机床其他参数参数类别主轴中心线至立柱母线距离/ m a r主轴端面至底座工作面距离/ mm设计值 70~ 0 5 500 10 5~ 0 0 42 5

耗功率时，没有找到统一

的计算系数和公式，只能参照行业标准和《床机

设计手册》进行计算。计算条件为：钻孔直径 d=

+6m 10 m,切削刀具为高速钢麻花钻头，切削试料

参 。工 vnwv. et worl n,l篓 ; 5磊工冷 - m ol q置￥U.om 3加翘￣ Y. c

M能蒸( )续= T l。,= 0. 8/ r 7 2 3

参数类别摇臂升降距离/ m m

设计值 250 0

由此可得『= w 3 119 7 . 19 I N .l 3.( 1) 1

主轴转速范围/ ( r n。 r i。) a 主轴转速级数主轴进给量范围/ (ll r ) n n主轴进给量级数 主轴行程/ m a r

5~80 0无级

彳叼总

O X

j u u

圆刷力与轴同力分

示意如图 3所示。00 . 5~15 .无级 50 7

圆周力 F= o MI==

3。 0

2 4

:

( 2)主轴进给结构及计算￣10 6 mm大型摇臂钻

×1。 0。’

58 0 N) 0 (

F}图 3网周力与 轴向力的分析

式中，R为钢球中心至离合器中距离

床的主轴进给结构如图 2所示。根据该结构设计过程中对最大作用力、最大转矩及保险结合子进行了相关的计算。 加于主轴的最大作用力 Q=( Q 1+0 5 ) x+ .f F3

轴力=oa一) R‘向 F F t‘一 [( P ] n式中，为离合器斜面角度；F为圆周力。

F 5 0[ (。 1 _× 1 20 )= 8 f 3 8 0] ( x a 0, 2 .=6 N 0 n )4 5在此基础上，根据主轴允许最大进给抗力和主

轴允许最大扭转力矩来计算主轴进给结构保险结合子，计算结果如表 3所示，计算结果完全满足设计要求。图 2主轴进给结掏1 .主轴 2 .蜗杆 3蜗轮 .

半 .:83N厂 86() 0U 1

式中， _主轴导套摩擦系厂为

表 3主轴进给结构保险结合子计算结果参数计算值

数，取值 15 d为主轴直 .;,径，本机床中为 8m。 c 作用在蜗轮上的扭矩… 2 O= =

主轴工作力 m/ 主轴脱开力 F/ N 1 0X10弹簧 0X6 61 0×6 8 0X10弹簧

26 0 5 36 0 836 0 0

2 0 9 8 _ 31 19 N . 1 0× 7 7 n) . 一一. (… 结合子，/ Fm

1 0×l0弹簧 0X6 6】 0X10弹簧 0X6 8

13 .913 .6

式中，叼为齿条传动中的效率，公式为： 1 一l一 =0 9 8;为齿轮上的摩擦系数，取 .7

2 .机床主要部件的受力分析=

根据机床主轴允许最大扭转力矩和主轴允许最大进给抗力，对重要大件内柱和横臂进行了受力分析。在机床处于静态及动态过程中，主要受力零件为内柱，所以保证内柱的刚度是前提。受力分析时， 主要针对该机床在动态时满足设计要求，分析设定条件为：①主

轴箱在摇臂末端时，主轴中心至立柱

值为 01 Z .;为水平轴齿数。蜗杆轴上传递之最大扭矩 M与传动的效率有关。进给传动的总效率由两部分组成，即蜗杆传动

效率和水平轴和蜗杆轴各轴率的传动效率。其中蜗杆传动效率有

tn a(

)

tn 3 4 1 a (。85+54 =0 4。3 ) .

中心线为 55 0 m。②摇臂重心距立柱中心线为 1 0 r a 50 0 mm。③主轴允许最大进给抗力为 6 0 N。④摇 50 0

式中，^为蜗杆螺旋角；为摩擦角，= t—= a L nftn a 0 1= 5 3。 .。

臂及主轴箱自重为 1 0 k。 0O 0 g根据力矩守恒，可以计算出内柱顶端受力约为 50 0 0 N,受力情况如图 4所示。并对横臂进行了受力分析，结果如图 5所示。

水平轴和蜗杆轴各轴的传动效率为2= 0 9 .5

则进给机构总的效率为

(转第 6下 5页 )

5 4

参工冷工磊。加

(+ )+A日+ B ( )

A+ B

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y日一 YM 1

。———芝_ — ———— _一 iD

一——

为了消除螺纹轴线与仪器导轨移动方向不相一致引入的误差的影响，将仪器纵向 (向)读数调整 为一P/ (一P 2。2 / )之后锁定，再按上述方法测

将)三代上并简最得 . 人式化，后 L=+ D÷叶

(0 1)

量一次中径 (单一中径 ),既按已往方法，取左、右

( )中径参数的测量 2

本文中径参数的测量，

牙侧两次测量值的平均值，作为中径 (单一中径)的测量结果。 如果用的是微机型万工显，则可以通过自行编

是以三针测量原理为理论依据的，模拟三针测量的方法。中径测量时的三针直径，是按实际螺距值来

求解的； …… 此处隐藏：2950字，全部文档内容请下载后查看。喜欢就下载吧 ……