三轴立式加工中心圆盘式刀库结构设计

三轴立式加工中心圆盘式刀库结构设计摘要：三轴立式加工中心圆盘式刀库在数控加工中心上应用非常广泛，其换刀过程简单，换刀时间短，定位精度高；总体结构简单、紧凑，动作准确可靠；维护方便，成本低。本课题研究对象为立式加工中心，刀库容量为24把，换刀时间为5秒，刀柄规格自定，最大刀具长度300mm，最大刀具直径80mm，最大刀具重量7kg。本设计主要进行刀库的结构设计，传动部分为蜗杆蜗轮减速装置；并用PLC完成控制选刀。关键词：三轴立式加工中心，圆盘式刀库，刀库，PLC控制程序IThree-axisverticalmachiningcentredisc-cutterstructuredesignAbstract：Three-axisverticalmachiningcentredisctoolmagazineiswidelyusedinNCmachiningcenter,thetoolchangingprocessissimple,toolchangingtimeisshort,highpositioningaccuracy;theoverallstructureissimpleandcompact,accurateandreliable;easymaintenanceandlowcost.Thisprojectstudiedtheverticalmachiningcenter,toolstoragecapacityof24,toolchangingtimeis5seconds,handlecustomspecifications,maximumtoollength300mm,Maxtooldiameter80mmmaximumtoolweight7kg.Thedesignofthemainstructuredesignoftoolstorage,transmissionpartsforwormspeedreducersusingPLCcontrolselectedknives.Keywords:Three-axisverticalmachiningcenters,disccutter,toolstorage,PLCcontrolprogram.II目录1前言.11.1加工中心的概述.11.2加工中心的分类.11.3刀库.31.4刀库及其换刀方式.41.4.1换刀方式.41.4.2刀库的结构.52刀库的主要参数.72.1刀库的速度拟定.72.2刀库直径的拟定.72.3刀柄型号参数.73刀库电动机的选择.94蜗轮与蜗杆.114.1蜗轮与蜗杆的材料选择.114.2蜗轮与蜗杆的参数确定.114.3蜗轮与蜗杆的强度计算.144.3.1蜗轮齿面接触疲劳强度计算与校核.144.3.2蜗轮齿根弯曲疲劳强度的计算与校核.144.4蜗杆的刚度计算.154.5蜗杆轴的校核.164.6联轴器的确定.164.7蜗杆滚动轴承的选择.174.8初步设计蜗杆轴的尺寸.174.9蜗轮轴的初步设计.174.10蜗轮轴的轴承选择.184.11蜗轮轴的尺寸确定.185蜗轮轴与蜗杆轴的受力分析及校核.195.1蜗杆轴的受力分析.19III5.2蜗杆轴的校核.225.3蜗轮轴的受力分析.235.4蜗轮轴的校核.255.5轴承的计算及使用寿命的预期计算.265.5.1角接触轴承的径向载荷Fr与轴向载荷Fa的计算.265.5.2蜗杆轴的角接触球轴承的预期寿命计算.275.5.3蜗轮轴的角接触球轴承的预期寿命计算.286刀库设计中的液压系统设计.317PLC选刀控制.347.1控制系统结构的设计.347.2PLC控制程序的设计.347.3PLC程序设计.358毕业设计结论.38参考文献.39致谢.4001前言1.1加工中心的概述出现在1952年第一次世界上数控机床,使多品种、中小批量机械加工设备的柔性化、自动化和效率发生了一个巨大的变化。很容易修改数控加工程序,从而比大规模生产重使用组合机床生产线和凸轮开关控制特殊机床更加灵活,容易适应产品品种的变化,各种各样的处理。它使用机床的数控系统技术,全自动数字控制和辅助功能,因此有一个更高的自动化程度和加工效率,从而改变了在中小批量生产的传统机床加工条件。数控机床可以达到超过两坐标联动功能,其效率和达到的精度比传统机床高得多。在1958年第一个加工中心在美国哈卡尼,特雷克(Kearney&Trecker)公司诞生。加工中心的内容是什么?首先,它是在数控镗床、数控铣床上增加自动装置,能使工件在一次装卡中,完成工件铣削、钻孔、铰孔、攻丝等过程的数控机床。其次,在加工中心自动分度回转工作台或自动转角度的主轴箱的条件下,可使工件一次装卡下,可以完成多步过程的多个平面和多个角度位置的加工。再次,如果有交换工作台的加工中心,加工工件在工作位置的工作同时,在装卸位置的工件不受影响。加工中心的定义是什么?世界上如今没有标准的定义,但人们普遍认为指的是:在工件一次装卡下,并能实现自动铣、钻、镗、铰孔、攻丝过程的数控机床。还有一种明确的说法:是带有刀库和自动换刀装置的一种高度自动化的多功能数控机床。1.2加工中心的分类加工中心按其加工工序分为镗铣和车削两大类，按控制轴数可分为三轴、四轴和五轴加工中心，依据加工中心形式不同进行分类，可分为立式、卧式、万能加工中心。11）立式加工中心（如图1-1）指主轴轴线与工作台垂直设置的加工中心，主要是适用于加工盘类、板类、模具及小型壳体类等复杂零件。图1.1立式加工中心1床身2滑座3工作台4润滑油箱5立柱6数控柜7刀库8机械手9主轴箱10操作面板11控制柜12主轴立式加工中心可以完成铣、钻削、镗削、攻螺纹等工序。立式加工中心最少是三轴二联动，一般可实现三轴三联动。2）卧式加工中心（如图1-2）是指主轴轴线与工作台平行设置的加工中心，主要适用于加工箱体类零件。一般都带有可进行分度回转运动的正方形分度工作台。卧式加工中心一般具有多个运动坐标，常见的是三个直线运动坐标(沿X、Y、Z轴方向)加一个回转运动坐标(回转工作台)，它可以使工件在一次装夹下完成除了顶面和安装面以外的四个面的加工。2图1.2卧式加工中心1-刀库；2-换刀装嚣；3-支座；4-Y轴伺服电机；5-主轴箱；6-主轴；7-数控装置；8-防溅挡板；9-回转工作台；10-切屑槽3）万能加工中心又称多轴联动型加工中心是指通过加工主轴轴线与工作台回转轴线的角度从而控制联动变化，再而完成复杂空间曲面加工的加工中心。最适合用于具有复杂空间曲面的叶轮转子、模具、刃具等工件的加工。1.3刀库自动换刀装置中最主要的部件其中包括刀库，刀库的容量、布局以及结构设计对加工中心的设计有非常大的影响。刀库的作用是用来储存加工刀具以及储存辅助工具的地方。但多数加工中心的取送刀位置都是在刀库的固定刀位，因此刀库需要有使刀具运动及定为的装置来保证换刀的可靠性。动力一般采用电动机，但也可以采用液动机，如果刀库速度太高，可以采用减速装置来是速度达到要求。刀库的定位机构是用来保证更换的每一个刀套都能准确地停在换刀位置上。依据刀库储存刀具的容量和取刀的方式，刀库的结构设计有多种形式。首先有盘式刀库，盘式刀库是为适应机床主轴的布局，刀库的刀具轴线可以按不同的方向配置，因此刀具也因需要可作翻转的圆盘刀库，使用这种结构可以简化取刀动作。90盘式刀库可以分为单盘式刀库和多盘式刀库，单盘式刀库的结构比较简单，取刀也比较方便，因此单盘式刀库结构应用比较广泛。但单盘式刀库也有缺点，就是由于3圆盘尺寸受到限制，导致刀库的容量不能太大，一般刀库容量为1530把刀。但如果刀具数量过多，多盘式刀库结构也可以满足要求。但是多盘式刀库选刀和取刀比较复杂，一般应用较少。除了盘式刀库还有链式刀库，链式刀库充分利用了机床周围的有效空间，而且刀库的结构尺寸又不会过于庞大。链式刀库的结构有较大的灵活性，存放刀具的数量相对于盘式刀库比较多，选刀和取刀动作不会太复杂。如果链条较长时，可以通过增加支撑链轮的数目，来使链条折迭回绕，从而提高了空间利用率。1.4本毕业设计所设计的刀库与采用的换刀方式本设计要求设计三轴立式加工中心圆盘式刀库结构设计，以下是介绍本设计的结构组成与传动过程。1.4.1换刀方式换刀过程刀库位于立柱左侧，刀库的安装方向与主轴轴线垂直，换刀前改变在换刀位置的刀具轴线方向，使之与主轴轴线平行。工序加工完毕，主轴定向后，可由自动换刀装置换刀，如图所示。（1）刀套下翻换刀前，刀库2转动，将待换刀具5送到换刀位置。换刀时，带有刀具5的刀套4下翻90，使刀具轴线与主轴轴线平行。（2）机械手抓刀机械手1从原始位置顺时针旋转75（K向观察），两手爪分别抓住刀库上和主轴3上的刀具。（3）刀具松开主轴内的刀具自动夹紧机构松开刀具。（4）机械手拔刀机械手下降，同时拔出两把刀具。（5）刀具位置交换机械手带着两把刀具逆时针旋转180（K向观察），交换两把刀具位置。（6）机械手插刀机械手上升，分别把刀具插入主轴锥孔和刀套中。（7）刀具夹紧主轴内的刀具自动夹紧机构加紧刀具。（8）液压缸活塞复位驱动机械手逆时针旋转180的液压缸活塞复位（机4械手无动作）。（9）机械手松刀机械手1逆时针旋转75（K向观察），松开刀具回到原始位置。（10）刀套上翻刀套带着刀具上翻90。图1.3换刀1.4.2刀库的结构（1）刀库的结构组成如图所示是盘式刀库结构示意图。它主要由电动机蜗杆蜗轮、刀盘、刀套、液压缸、及拨叉等组成。（2）刀库的选刀过程根据数控系统发出的选刀指令，电动机1经联轴器2和蜗杆3、蜗轮4带动刀盘12和安装其上的24个刀套11旋转合适角度，完成刀库选刀的过程。（3）刀套翻转过程等到待换刀具转到换刀位置时，刀套尾部的滚子10转入拨叉8的槽内。这时，液压缸5的下腔通入液压油，活塞带动拨叉上升，同时松开行程开关7，用以断开相应电路，防止刀库、主轴等出现误动作。拨叉上升，带动5刀套下翻90，使刀具轴线与主轴轴线平行，同时压下行程开关6，发出信号使机械手抓刀。反之，拨叉下降，带动刀套上翻90。图1.4刀库结构示意图1电动机2联轴器3蜗杆4蜗轮5液压缸6、7行程开关8拨叉9挡标10滚子11刀套12刀盘62刀库的主要参数本课题研究对象为立式加工中心，刀库容量为24把刀，换刀时间不超过5秒，刀柄型号采用BT40，最大刀具长度不超过300mm，最大刀具直径不超过80mm，最大刀具重量不超过7kg。2.1刀库的速度拟定因为换刀速度的限制，所以刀库转动需要有较快的速度，又考虑到刀库执行的时间响应，所以初选刀库速度为50r/min。2.2刀库直径的拟定刀库的刀盘直径拟定为700mm，刀套中心到刀盘中心距离定为332mm，则每把刀套之间的距离：D24=66424=75mm。图2.1刀盘2.3刀柄型号参数7根据要求选择了BT40型号刀柄，其尺寸参数如图所示。图2.2BT40刀柄参数83刀库电动机的选择我国加工中心普遍采用的是伺服电动机驱动刀库的运转，本设计中将采用伺服电动机的驱动方式。刀库的回转驱动电机的选择时，须要考虑负载转矩和各负载的转动惯量。负载的转动惯量JLC和刀库系统转动惯量JC。JLC=Ji(ni/nm)2JC=Jmc+JLC式中；Ji各个旋转体的转动惯量（kgm2）,ni各个旋转体的转速（r/min），Jmc-电动机的转动惯量（kgm2），nmc-电动机的转速（r/min）。JLC=(JDP+JL+JWL+JWG)(nc/nmc)2式中；JDP,JL,JWL,JWG-分别为刀盘，轴，蜗轮，蜗杆的转动惯量（kgm2）。nc为刀盘的转速（r/min）。JDP=/327.810-12DDP4LDP式中；DDP为刀盘直径（mm），LDP为刀盘厚度（m/min），nc=V1000DDP式中V为刀具的最大线速度（m/min）。JMCJLC/3圆盘式刀库负载转矩T1，主要来自刀具重量的不平衡，按加工中心的规格规定的最大刀具重量Wmax计算，重心则在刀套中心到刀盘中心的距离L=250+35=285mm，所以T1=7KG10N/KG285mm=19.95N/m，把T1负载转矩转换成电动轴上的转矩T电1，则T电1=T1/（i）式中i为传动比,为总传动效率。设计中刀库的转速为50r/min，传动比初定为20。传动效率总=联蜗杆轴承轴承查资料取联=0.99蜗杆=0.70轴承=0.98轴承=0.98总=0.665T电1=19.95/（200.665）=1.5Nm实际情况比计算时复杂，电动机的额外转矩T额应大于（1.2-1.5）T电1T额(1.8-2.25)Nm。最大加速转矩T加。当电动机从静止升至最大转速时T加=JC2n电60t加JC=JMC+JLC设计中初选n电=1000r/minJmc=0.032kg/m2JLC=0.028kg/m2t加取0.2s9T加=（0.032+0.028）21000600.2=31.4Nm所以电动机的最大转矩TmaxT加+T负载Tmax31.4+2.25=33.65N/m2JmcJLC满足13所以选择的电动机的型号如表3.1表3.1电动机的型号型号输入功率p（kw）额定转矩T额（Nm）最大转矩Tmac（Nm）FB252.534.3309最高转速nmax（r/min）转动惯量（kgm2）10000.032各个轴的转速蜗杆轴n=n电动机=1000r/min蜗轮轴n=100020=50r/minni各个轴的输入功率P=P电联=2.43kwP=P联蜗杆=1.67kw各个轴输入的转矩电动机输入的转矩T电输=9550P/n=95502.51000=23.875（）蜗杆轴输入的转矩T输=T电输联轴承=23.164（Nm）蜗轮轴输入的转矩T输=T输轴承蜗杆i=317.804（Nm）表3.2各轴传动参数名称输入功率（kw）输入转矩（Nm）转速（r/min）传动比电动机2.523.87510001轴2.4323.164100020轴1.67317.80450104蜗轮与蜗杆4.1蜗轮与蜗杆的材料选择蜗轮与蜗杆在设计中起到传动的作用，所以对于蜗轮蜗杆材料的选择至关重要。设计中蜗杆采用45钢，表面经过淬火，硬度为4555HRC。但蜗轮属于容易损坏的工件，工作时磨损严重，所以齿圈的材料选用铸锡磷青钢也就是ZCuSn10P1,铸造方法采用砂模铸造。4.2蜗轮与蜗杆的参数确定蜗轮与蜗杆的中心距离根据公式：（4.1）232EHZaKT其中K=KAKKKA=1.2K=1.0K=1.0ZE取160MPa0.5Z取3.0初选=0.3125d1a涡轮转矩T2=(23.164200.7)=324.296（Nm）=324296（N）因为蜗轮主要是因为解除疲劳失效，所以从机械设计表11-7中查出的蜗轮基本许用接触应力H，再按H=KHNH，算出许用应力的值，KHN为接触强度的寿命系数，KHN取值1.0，则H=180MPa。把上述的值带入中心距离公式中得：2316031.2498a则a140.4mm查6取a=160mm同时得到蜗杆模数m=5，蜗杆分度圆直径d1=50mm，11d1=12503，蜗杆的头数Z1=2，直径系数q=10.00。分度圆导程角=111836，蜗轮齿数Z2=41，变位系数X2=-0.500。蜗轮分度圆直径d2=2ad12X2m=2160502（-0.5）5=275蜗杆导程角tan=111836Z1q蜗轮齿宽b2=2m（0.5+）1d=25（0.5+）=38.17mm211b2取值为40mm蜗杆齿顶圆的直径da1=d1+2hamha=1则da1=50+25=60mm蜗杆齿根圆的直径df1=d1-2（ham+Cm）C=0.25则df1=50-2（5+1.25）=37.5mm蜗轮齿顶高ha2=m（ha+X2）=5(1-0.500)=2.5mm蜗轮喉圆直径da2=d2+2ha2=275+22.5=280mm蜗轮齿根高hf2=m（ha-X2+C）=5(1+0.5+0.25)=8.75mm蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf2=275-28.75=257.5mm蜗杆的轴向齿距Pa=m蜗杆的轴向齿厚Sa=m12参考6求蜗轮宽度B,顶圆直径de2及蜗杆齿宽b1。Z1=2B0.75da10.7560=45mmde2da2+1.5m280+1.55=287.5mmb1（8+0.06Z2）m（8+0.0641）5=52.3mmb1取值55mm12表4.1蜗杆与蜗轮参数名称符号计算结果蜗杆头数Z1Z1=2模数mm=5蜗杆分度圆直径d1d1=50mm中心距aa=160蜗轮齿数Z2Z2=41蜗轮分度圆直径d2d2=275mm蜗轮齿度b2b2=38.17mm蜗杆轴向齿距Pa=mPa=m蜗杆的轴向齿厚Sa=m12Sa=m12蜗杆齿顶圆直径da1=d1+2hamda1=60mm蜗杆齿根圆直径df1=d1-2（ham+Cm）df1=37.5mm蜗轮宽度BB=45mm顶圆直径de2de2=287.5mm蜗轮喉圆直径da2=d2+2ha2da2=280mm蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf2df2=257.5mm蜗杆齿宽b1b1=55mm13图4.1普通圆柱蜗杆传动的基本几何尺寸4.3蜗轮与蜗杆的强度计算4.3.1蜗轮齿面接触疲劳强度计算与校核蜗轮的许用接触应力H=180MPa。蜗轮的最大接触应力：=147.95MPa32HEKTZa31.2496600则得到HH，符合要求。4.3.2蜗轮齿根弯曲疲劳强度的计算与校核14蜗轮轮齿因为弯曲强度不足而导致失效的情况多数是发生在蜗轮齿数比较多或者就是开式传动中。所以，对于闭式的蜗杆蜗轮传动通常一般只做弯曲强度的校核计算，这种弯曲强度的计算是必须进行的，也是很有必要的。因为蜗轮轮齿的弯曲强度的校核并不是只为了判别蜗轮的弯曲断裂的可能性的大小。也还是对对于承受重载的动力蜗杆副以及蜗轮轮齿的弯曲变形量的一种校核，将直接影响到蜗杆副的运动平稳性的精度。蜗轮的齿根弯曲应力F=YFa2YF1.53KT2d1d2m（4.2）K=1.2T2=324296Nmmd1=50mmd2=275mmm=5YFa2通过机械设计图11-19，当Zv2=Z2/COS3=43.34X2=-0.5查得YFa2取值2.9.Y是指螺旋角影响系数，Y=1-（/140）=0.92把上述的值带入齿根弯曲应力则:F=2.90.921.531.2324296502755=15.94MPa蜗轮的许用弯曲应力F=FKFN查6知F=40MPa当KFN取值为1时，F的大小为40MPa，由此可知FF,达到合格标准。4.4蜗杆的刚度计算蜗杆如果在受力后产生的变形过大，那就会使载荷集中在轮齿上，从而影响到蜗轮与蜗杆的啮合的正确性，所以蜗杆的刚度校核是非常有必要的。蜗杆刚度的校核一般是把以蜗杆齿根圆直径为直径的轴段看做蜗杆螺旋部分，主要是为了校核蜗杆弯曲刚度为主，其最大的挠度y（mm）以下列公式计算，而且得到的刚度条件为：y=y(4.3)2148ttFLEIFt1=2T1/d1Ft2=2T2/d2Fr1=Ft2tan压力角=20E=206103MPa15L=0.9d2=247.5mmI=97072.22mm4Ft1=926.56416fd22316450Ft2=2358.52Fr1=3163.86tan20=1151.552324296275把上述的值导入挠度公式中得到：y=0.0097mm而允许最大挠度y=0.05mm，yy所以合格。d110004.5蜗杆轴的校核蜗杆轴的材料为45钢，调质处理，其硬度为217-255HBS,抗拉强度极限B=640MPa，屈服强度极限S=355MPa，弯曲疲劳极限-1=275MPa，剪切疲劳极限-1=155MPa，许用弯曲应力-1=60MPa。计算蜗轮轴的最小直径，按扭转强度的条件计算，则只按轴所受扭矩的大小去计算轴的强度，但是不可避免会受到不大的弯矩时，通过降低许用扭转切应力来考虑。一般用这种方法来初步计算轴径在做轴的结构设计时。轴的直径:d=3950.2TPn33950.2TPn30A公式中，A0=，查6取值A0=110，则d110=14.74395.2T32410mm。4.6联轴器的确定设计中选用合适的联轴器应考虑一下几点建议：1，要考虑联轴器在工作的时候所引起的离心力和联轴器的工作转速。2，要考虑联轴器所传递的转矩和对缓冲减振功能的要求。3，要考虑联轴器的工作环境以及可靠性。4，要考虑联轴器的安装以及维护的成本。16计算联轴器的转矩考虑到电动机启动时的动载荷以及在运载中可能会出现过载现象，一般都会按照轴上的最大转矩作为计算的转矩Tca。Tca=KATT为公称转矩（Nm）KA为工作情况系数，查6取值KA=1.7。Tca=23.8751.7=40.588Nm查16凸缘联轴器（GB/T5843-2003摘录）选择GY2型，公称转矩63Nm。许用转速1000r/min。轴孔直径18mm。轴孔长度42mm。4.7蜗杆滚动轴承的选择因为是采用蜗杆蜗轮传动，既受径向力也受轴向力，所以采用角接触轴承(GB/T292-1994)。选用7206C。基本尺寸d=30mmD=62mmB=16mma=14.2mm4.8初步设计蜗杆轴的尺寸图4.2蜗杆轴1和3段：1和3段是安装轴承。轴承内孔直径d=30mm。所以可以确定这俩段轴的直径为30mm，长度定为25mm。2段：由于蜗杆的齿根圆直径为37.5mm，则这段轴的直径定为34mm，长度定为250mm。4段:初步设计直径为25mm，长度定为50mm。5段:初步设计直径为18mm，长度定为100mm。键为87（bh），长17度定为25mm。4.9蜗轮轴的初步设计初步计算蜗轮轴的最小直径，通过根据轴传动的功率P以及轴的转速n，按照公式d=33950.2TPn30AA0通过查6取值110，P=1.67kw，n=50r/min。把上述值带入得出d35.42mm。4.10蜗轮轴的轴承选择因为是采用蜗杆蜗轮传动，既受径向力也受轴向力，所以采用角接触轴承(GB/T292-1994)。选用7210C。基本尺寸d=50mmD=90mmB=20mma=19.4mm。4.11蜗轮轴的尺寸确定图4.3蜗轮轴2和6段：2和6段是安装的角接触轴承，轴承的直径为50mm，所以俩段轴的直径也为50mm，长度定为60mm。1段：1段直径定为40mm，长度定为100mm。键为149，长度定为80mm。183段：3段直径定为60mm，长度定为50mm。4段：4段直径定为80mm，长度定为10mm。5段：5段直径定为60mm，长度定为60mm。键为1811，长度定为40mm。5蜗轮轴与蜗杆轴的受力分析及校核5.1蜗杆轴的受力分析蜗杆轴的导程角tan=111836蜗杆的受力：轴向力：Fa1=Ft2=2T2/d2=2311.30N2317804275圆周力：Ft1=Fa2=Ft2tan=2311.30tan=462.3N径向力：Fr1=Fr2=Ft2tan=2311.30tan20=841.2N1垂直面的受力：Fy=0FR1+FR2-Fr1=0MA=0Fa118.75Fr1137.5+FR2275=0解得：FR1=263.01NFR2=578.19N图5.1垂直面受力图2垂直面的弯矩：19M=FR1Fr1（-137.5）+Fa118.75图5.2垂直面弯矩图3水平面的受力图：137.5Ft275FR1=0FR1=231.15N137.5x462.3275FR2=462.3-231.15=231.15N图5.3水平面受力图4水平面的弯矩:M=FR1Ft(137.5)20图5.4水平面弯矩图5合成弯矩：M合=22790.53178.=85618.55N图5.5合成弯矩图6转矩：T=21885N21trFd221图5.6转矩图5.2蜗杆轴的校核校核轴的强度：如果已知了轴的弯矩和扭矩，可以针对危险截面做弯扭合成强度校核计算，按照第三强度计算，ca=(5.1)24弯曲应力是对称循环变应力一般由弯矩产生，但是因为扭矩而导致的扭转切应力不是对称循环变应力。考虑到俩者在循环特性方面有不一样的影响，所以加入折合系数，则公式变为:ca=(5.2)224计算直径d的圆轴，弯曲应力=,扭转切应力=,将与带入上述公式MWT2W得出：ca=-1224MTW22M(5.3)上式中M为轴所受的弯矩（N）,T为轴所受的扭矩（N），W为轴的抗弯截面系数（3），W=d3/320.1d3=0.1343=3930.43所以ca为:=22.04MPa228561.0.18539422而45钢调质处理的许用弯曲应力-1为60MPa，ca-1，所以合格。5.3蜗轮轴的受力分析计算蜗轮的受力：圆周力Ft2=2T2/d2=2133.30N2317804205径向力Fr2=Ft2tan=2133.30tan20=841.2N轴向力Fa2=Ft2tan=2311.30tan=462.3N1垂直面的受力：Fy=0FR3+Fr2FR4=0MC=0120Fr2+102.5Fa2180FR4=0解得FR3=17.15NFR4=824.05N图5.7垂直面受力图2垂直面的弯矩：M=FR3+Fr2(120)Fa2d2223图5.8垂直面弯矩图3水平面的受力:Fy=0Ft2FR3FR4=0MC=0120Ft2180FR4=0解得FR3=711.1NFR4=1422.2N图5.9水平面受力图4水平面弯矩：M=FR3Ft2（180）图5.10水平面弯矩图5合成的弯矩：M=2264.5179824=143840.29N图5.11合成弯矩图6转矩：T=338200N图5.12转矩图5.4蜗轮轴的校核校核轴的强度：如果已知了轴的弯矩和扭矩，可以针对危险截面做弯扭合成强度校核计算，按照第三强度计算，ca=24弯曲应力是对称循环变应力一般由弯矩产生，但是因为扭矩而导致的扭转切应力不是对称循环变应力。考虑到俩者在循环特性方面有不一样的影响，所以加入折合系数，则公式变为：ca=(5.4)224计算直径d的圆轴，弯曲应力=,扭转切应力=,将与带入上述公式MWT2W得出25ca=(5.5)22224MTTWW上式中M为轴所受的弯矩（N）,T为轴所受的扭矩（N），W为轴的抗弯截面系数（3），W=d3/320.1d3=0.1603=216003所以ca为:=11.52MPa221480.9.680轴的材料为45钢调质处理，而45钢调质处理的许用弯曲应力-1为60MPa，ca-1，所以合格。5.5轴承的计算及使用寿命的预期计算5.5.1角接触轴承的径向载荷Fr与轴向载荷Fa的计算角接触轴承受径向载荷时，要产生派生的轴向力，为了保证这类轴承正常的工作，通常是成对出现的，如图所示，图中表示俩种不同的安装方式。计算各轴的当量动载荷P时，其中的径向载荷Fr是由外界作用到轴上的径向力Fre在各轴承上产生的径向载荷；但其中的轴向载荷Fa并不是完全由外界的轴上作用力Fae产生，而是应该根据整个轴上的轴上载荷包括因径向载荷Fr产生的派生轴向力Fd之间的平衡条件产生而得出的。根据力的径向平衡条件，很容易由外界作用到轴上的径向力Fre计算出俩个轴承的径向载荷Fr1，Fr2，当Fre的大小及作用位置固定时，径向载荷Fr1，Fr2也就已经确定了，由Fr1，Fr2派生的轴向力Fd1，Fd2的大小可按照下表中的计算公式计算，计算所得的的Fd的数值，相当于正常的安装情况，即大致相当于下半圈的滚动体的全部载荷表5.1滚动体接触时派生轴向力的计算公式角接触球轴承圆锥滚子轴承70000C(=15)70000AC(=25)70000B(=40)Fd=Fr/2YFd=eFrFd=0.68FrFd=1.14Fr26注释：Y是由6中Fa与Fr的比值大于e的Y值，e值由13-5表查出。如图所示，把派生轴向力的方向与外加轴向载荷Fae的方向一致的轴承标记为2，另外一端的标记为1。取轴和与其相配的轴承内圈为分离体，如达到轴向平衡，应该满足的条件：Fae+Fd2=Fd1如果按表中的公式求得的Fd1与Fd2不满足上面的关系时，就会出现下面俩种情况：1，当Fae+Fd2Fd1的时候，则轴有左窜的趋势，相当于轴承1被压紧，轴承2被放松，但实际上轴必须处于平衡的位置，即轴承座必然要通过轴承元件施加一个附加的轴向力来阻止轴的窜动，所以被压紧的轴承1所受的总轴向力Fd1必须与Fae+Fd2相平衡，即：Fa1=Fae+Fd2，而被放松的轴承2只受本身的派生轴向力Fd2，即：Fa2=Fd22，当Fae+Fd2Fd的时候，同上所述的原理一样，被放松的轴承1只受其本身的派生轴向力Fd1，即；Fa1=Fd1，而被压紧的轴承2所受的总轴向力为Fa2=Fd1-Fae。综上所述可以得到，计算角接触球轴承所受的轴向力的方法可以归结为：先通过派生轴向力及外加的轴向载荷的计算与分析从而判定被压紧或者是被放松的轴承；然后确定被放松的轴承的轴向力仅为其本身的派生轴向力，而被压紧的轴承的轴向力则为除去本身派生轴向力还有其余各轴力的代数和。5.5.2蜗杆轴的角接触球轴承的预期寿命计算蜗杆轴的角接触球轴承的型号为7206C，从16中查得基本额定动负荷为Cr=23.0kN,额定静负荷为C0=15.0kN。前面已经求得了这一对轴承的径向力Fr1=263.01N，Fr2=578.19N。对于轴承的派生轴向力Fd=eFr，其中e由查6判断系数，它的值由Fa与C0比值的大小确定，但是现在轴承的轴向力Fa是未知数，故先初取e=0.4，因此可以估算得出：Fd1=0.4Fr1=105.20NFd2=0.4Fr2=231.28N则Fa1=Fae+Fd2=2311.30+231.28=2542.58NFa2=Fd2=231.28N27=0.015Fa2C0231.2815000=0.170Fa1C02542.5815000进行插值计算，得出e1=0.500，e2=0.380。再计算Fd1=0.500Fr1=131.51NFd2=0.380Fr2=219.71N则Fa1=Fae+Fd2=2311.30+219.71=2531.01NFa2=Fd2=219.71N=0.1465Fa2C0219.7115000=0.1687Fa1C02531.0115000俩次计算的值相差不大，因此确定e1=0.500，e2=0.380，Fa1=2531.01N,Fa2=219.71N。进行轴承的当量动载荷P1和P2计算：=2531.01263.01=9.6e1Fa1Fr1=219.71578.19=0.380=e2Fa2Fr2查6得出径向载荷系数和轴向载荷系数：轴承1X1=0.44Y1=1.12轴承2X2=1.00Y2=0由于在运转过程中有轻微冲击载荷，查6，取fp=1.0则：P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=1.0（0.44263.01+1.122531.01）=2950.46NP2=fp（X2Fr2+Y2Fa2）=1.0(1.0578.19+0306.38)=578.19N轴承的预期寿命：由于P1大于P2,所以把P1打入公式:28Lh=(5.6)3610CnP3602095.=7895.2得出Lh=7895.2h5.5.3蜗轮轴的角接触球轴承的预期寿命计算蜗轮轴的角接触球轴承的型号为7210C，从16中查得基本额定动负荷为Cr=42.8kN,额定静负荷为C0=32.0kN。前面已经求得了这一对轴承的径向力Fr1=17.15N，Fr2=824.05N。对于轴承的派生轴向力Fd=eFr，其中e由查6查表13-5判断系数，它的值由Fa与C0比值的大小确定，但是现在轴承的轴向力Fa是未知数，故先初取e=0.4，因此可以估算得出：Fd1=0.4Fr1=6.86NFd2=0.4Fr2=329.62N则Fa1=Fae+Fd2=462.3+329.62=791.92NFa2=Fd2=329.62N=0.010Fa2C0329.6232000=0.025Fa1C0791.9232000进行插值计算，得出e1=0.395，e2=0.370。再计算Fd1=0.395Fr1=6.67NFd2=0.370Fr2=304.90N则Fa1=Fae+Fd2=462.3+304.90=767.2NFa2=Fd2=304.90N=0.0095Fa2C0304.903200029=0.0240Fa1C0767.232000俩次计算的值相差不大，因此确定e1=0.395，e2=0.370，Fa1=767.2N,Fa2=304.90N。进行轴承的当量动载荷P1和P2计算：=767.217.15=45e1Fa1Fr1=304.90824.05=0.370=e2Fa2Fr2查机械设计表13-5得出径向载荷系数和轴向载荷系数：轴承1X1=0.44Y1=1.42轴承2X2=1.00Y2=0由于在运转过程中有轻微冲击载荷，查6，取fp=1.0则：P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=1.0（0.4417.15+1.42767.2）=1097.0NP2=fp（X2Fr2+Y2Fa2）=1.0(1.0824.05+0304.90)=824.05N轴承的预期寿命：由于P1大于P2,所以把P1代入公式:Lh=197965803610Cn360428597得出Lh=19796580h306刀库设计中的液压系统设计液压缸的活塞杆的载荷主要有刀套重力，刀具重力以及拨叉的重力构成，为了液压缸的正常使用，刀套与拨叉重量一般在计算中以偏大处理，设刀套与拨叉的重量都为8kg。F载=F刀具+F刀套+F拨叉则得出F载=230N但是除了外部载荷外还有液压缸密封处因为摩擦而产生的额外阻力F擦，实际载荷F实大于F载，一般液压缸的机械效率缸取值0.92，所以F=F载/缸=2300.92=250N。可以根据液压缸的负载不同取工作压力P=0.8MPa，背压力P背=0.5MPa。无杆腔活塞有效作用面积设为A1，有杆腔活塞的有效作用面积设为A2，活塞杆直径设为d。活塞杆受压时：F=P1A1-P2A2受拉时:F=P1A2-P2A1因为A1A2，所以要想活塞杆受拉时能带动刀套运动，则F=P1A2-P2A1，D与d的比取=0.5。dDF=250=0.8（D2d2）0.5（D2）4431250=D2D261045104D=57通过12查得D取值63，则活塞杆直径d取值35。对于低压系统，油缸的壁厚有：(6.1)2yALP公式中Py为液压缸筒试验应力，当液压缸的额定压力Pn16MPa的时候，则Py=1.5Pn，当液压缸的额定压力Pn16MPa的时候，Py取1.25Pn，是表示液压缸筒材料的许用应力，材料选择为45钢，=650MPa，AL表示的是液压缸的直径D=63。把上述的值带入公式得出0.58，则取值8。液压缸的底部厚度的设计，由公式:h=0.433AL(6.2)yPh=3.7mm61.500.436液压缸的长度L的设计，液压缸的缸筒长度初选为120。32图6.1液压系统图表6.1电磁阀动作表动作YA1YA2工进+-工退-+停止-337PLC选刀控制7.1控制系统结构的设计刀库的刀具选刀是通过PLC控制程序来控制选刀，所以确定刀库选刀控制系统是以可编程逻辑控制器PLC为控制核心，刀库中的刀套能否精确定位关乎到刀库选刀的精准性，也关乎到刀库设计的可靠性，PLC控制程序通过控制三位四通阀开闭带动液压缸活塞的运动来实现刀套的翻转和回转，也通过PLC控制程序对变频器和34交流电动机的控制。图7.1刀库自动换刀控制系统结构框图7.2PLC控制程序的设计本设计的刀库是通过PLC控制程序达到对刀库的选刀目的，但是刀库的选刀方式不止一种，所以刀库的选刀过程中可以设计为顺序选刀和就近选刀俩种选刀方式。顺序选刀即是在刀库选刀过程中只能控制刀库进行顺时针选刀或逆时针选刀，这种控制程序比较简单，选刀的效率也比较低，选刀的完成也需要很长的时间。就近选刀方式即是对于当前刀套与目标刀套的位置进行判断，从而确定最近的旋转方向，同时进行刀套的计数加或者减，这种控制方法的控制逻辑比较复杂，但是换刀效率高，也就是完成选刀的时间相对较短。本设计中所采用的是就近选刀原则，因此设计的PLC控制程序能满足以下的要求，第一，加工中心发出换刀指令也就是目标刀具所在的刀套号，控制逻辑经过运算确定最短的换刀旋转方向，而且伺服电动机能选刀定位，第二，选刀过程结束后通过电磁阀的控制实现刀套的倒下与回位，从而实现道具的换刀。35图7.2刀库就近选刀与换刀流程图7.3PLC程序设计因为本设计中刀库的刀具为24把，所以刀库的刀套也为24个，刀套编号从D1至D24，刀库的控制系统PLC控制程序，在就近选刀控制程序中,假设当前刀套号为D5，目标刀套号为D14，比较当前刀套号D5与目标刀套号D14，如果相等，则M21ON,此时刀套进行翻转换刀，如果目标导套号大于当前刀套号而且俩者差值如果大于等于12则刀盘正转，否则反转。如果目标导套号小于当前刀套号，则目标