毕业设计---数控机床刀库与换刀装置设计.doc

毕业设计（论文）毕业设计（论文） 题题 目：目： 数控机床刀库与换刀装置设计数控机床刀库与换刀装置设计 学 院： 机械工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 毕业设计（论文）时间：二 六年四月 三 日 6月九 日 共 十 周 摘 要 随着机械加工业的发展，制造行业对于带有自动换刀系统的高效高性能加工中心的需 求量越来越大。换刀机械手的主要任务是，完全模拟人手的换刀动作，给机床主轴与弹簧 夹头提供相对转动实现夹紧、放松刀具的动作。机械手应具备足够的转矩，该转矩还必须 恒定(可调)。同时还应使机械手具备结构紧凑、占据空间小的特点，以适应不同类型机床 的换刀空间。为了实现数控加工中心主轴竖直放置，刀架轴线水平，刀库的刀轴垂直情况 下利用机械手实现自动换刀的动作。其中，机械手手臂可转 90 。使加工中心功能有所提 升，更能满足生产加工的需要，进一步提高加工的自动化程度，提高生产效率。 论文第二部分工作是讨论设计整体及传动方案，并对方案进行分析优化；选择最佳的 方案，接下来进行相关的干涉及强度校核计算。自动换刀系统采用单片机或 plc 控制，它 通过几条与主控机的联络信号线以及系统内设置的自诊断、自适应功能实现对换刀系统的 全自动控制管理。加工中心具有自动换刀装置，能做到一次装夹，多工序加工，把许多相 关的分散工序集中在一起，形成一个以工件为中心的多工序自动加工系统，从而大大缩短 了机床上零件的装卸时间和更换刀具的时间，改变了过去小批量生产中一人、一机、一刀 的局面。 关键词：换刀机械手，换刀空间，plc，自适应 abstract with machinery and processing industries developing, the manufacturing industry with an automatic blade system for the efficient growing demand for high-performance processing center become more and more. blade mechanical hand main task is complete simulation manpower blade moves to the main axis of machine tools and equipment and provide power for scutlery, movements. mechanical hand should have sufficient torque, the torque must be constant (scale). at the same time, they should also have the structure to mechanical hand tight, a small space characteristics to meet different types of machine tools condition. to achieve digital processing center axis vertical placement, tool carrier axis level, the knives use mechanical hand vertical axis achieve automatic blade moves. the manipulator arm can turn 90.the processing center functions have been enhanced so that it can better meet production processing needs, and further enhance the degree of automation of processing and improve production efficiency. the second part of paper is the discussion overall of the design and the programme of translation. analysis the programme and choose the best option, followed associated with the calculation accuracy and intensity. pc or plc system using automatic blade control it through several signal lines and liaison with centre computer system established since diagnosis, adaptive function to achieve the fully automatic control system for blade management. processing center with automatic changer devices, a place can do more work processing, put many related to decentralization processes together to form a working center for the multi-processing system automatically processes, thereby greatly reducing the machine tools, spare parts handling time and the replacement of cutlery time, changed the production of a small, one plane, cut situation. key words: blade mechanical hand, the blade space, process control logic 目 录 摘 要i abstract（英文摘要）ii 目 录iii 第一章第一章 引引 言言.1 1.1 课题的目的和意义1 1.2 自动换刀系统历史、现状和前景.1 第二章 方案的分析论证及确定4 2.1 方案的提出4 2.1.1 机械结构方案的提出 .4 2.1.2 传动方案的提出 4 2.2 方案的可行性分析4 2.2.1 机械结构方案的可行性分析 4 2.2.2 传动方案的可行性分析 .5 2.3 方案的确定5 2.3.1 机械结构方案的确定 .5 2.3.2 传动方案的确定 5 2.3.3 换刀工作流程 6 2.4 本章小结7 第三章 设计计算 .8 3.1 各部分设计参数的确定8 3.1.1 设计参数 8 3.1.2 机械手取刀干涉计算 .9 3.2 电机的选择 10 3.2.1 小臂电机的选择 10 3.2.2 大臂电机的选择 10 3.2.3 刀库电机的选择 11 3.3 小臂校核计算 12 3.3.1 蜗轮蜗杆校核 12 3.3.2 蜗杆轴及轴承校核 . 13 3.3.2.1 蜗杆轴校核 . 13 3.3.2.2 轴承校核 16 3.3.3 蜗轮轴及轴承校核 . 18 3.3.3.1 蜗轮轴校核 . 18 3.3.3.2 轴承校核 24 3.4 大臂校核计算. 27 3.4.1 蜗轮蜗杆校核 27 3.4.2 蜗杆轴及轴承校核 . 28 3.4.2.1 蜗杆轴校核 . 28 3.4.2.2 轴承校核 31 3.4.3 蜗轮轴及轴承校核 . 32 3.4.3.1 蜗轮轴校核 . 32 3.4.3.2 轴承校核 36 3.4.4 汽缸校核 37 3.5 刀库校核计算 38 3.5.1 蜗轮蜗杆校核 38 3.5.2 蜗杆轴及轴承校核 . 39 3.5.2.1 蜗杆轴校核 . 39 3.5.2.2 轴承校核 42 3.5.3 蜗轮轴及轴承校核 . 43 3.5.3.1 蜗轮轴校核 . 43 3.5.3.2 轴承校核 47 3.6 键校核计算 48 3.6.1 小臂校核计算 48 3.6.2 大臂校核计算 49 3.6.2.1 蜗杆轴校核 . 49 3.6.2.2 蜗轮轴校核 . 49 3.6.3 刀库校核计算 49 3.6.3.1 蜗杆轴校核 . 49 3.6.3.2 蜗轮轴校核 . 50 3.7 本章小结 50 结论.51 参考文献52 致谢.53 第一章第一章 引引 言言 1.1 课题的目的和意义课题的目的和意义 随着制造业的不断发展，对机床特别是高精度和高效率数控机床的要求也越来越高， 而数控机床刀库与换刀装置作为机床的主要构件又直接影响到机床的加工效率，因此数控 机床刀库与换刀装置设计又显得特别重要。为此，设计了一种数控机床刀库与换刀装置。 实现数控加工中心主轴竖直放置，刀架轴线水平，刀库的刀轴垂直情况下利用机械手实现 自动换的动作，其中机械手手臂可转 90 。该装置能使加工中心功能有所提升，更能足生 产加工的需要，进一步提高加工的自动化程度，提高生产效率。 自动换刀系统是数控机床的重要组成部分。刀具夹持元件的结构特性及它与机床主轴 满的联结方式，将直接影响机床的加工性能。刀库结构形式及刀具交换装置的工作方式， 则会影响机床的换刀效率。自动换刀系统本身及相关结构的复杂程度，又会对整机的成本 造价产生直接影响。 自动换刀系统采用单片机或 plc 控制，它通过几条与主控机的联络信号线以及系统 内设置的自诊断、自适应功能实现对换刀系统的全自动控制管理。采用高性能弹簧夹头夹 持刀具，使用外驱动机械手完成刀具的夹紧、放松，系统配置扩展型链式刀库和刀具交换 装置，整机采用电磁机械传动、plc 控制，换刀系统具有夹紧力大、夹紧力恒定(可调)、 自动复位以及各种自检保护功能，同时具有占据空间小的特点。研究的最终目标是，期望 能够形成一种结构紧凑、工作稳定可靠、造价低廉、可供不同类型数控机床选型配套的智 能型高性能自动换刀系统系列产品。 1.2 自动换刀系统历史、现状和前景自动换刀系统历史、现状和前景 从换刀系统发展的历史来看，1956 年日本富士通研究成功数控转塔式冲床， 美国 ibm 公司同期也研制成功了“apt”(刀具程序控制装置)。1958 年美国 k&t 公司研制出带 atc(自动刀具交换装置)的加工中心。1967 年出现了 fms(柔性 制造系统)。1978 年以后，加工中心迅速发展，带有 atc 装置，可实现多种工 序加工的机床，步入了机床发展的黄金时代。1983 年国际标准化组织制定了 数控刀具锥柄的国际标准，自动换刀系统便形成了统一的结构模式。 目前国内外数控机床自动换刀系统中，刀具、辅具多采用锥柄结构，刀柄与机床主轴 的联结、刀具的夹紧放松机构及驱动方式几乎都采用同一种结构模式。在这种模式中，机 床主轴常采用空心的带有长拉杆、碟形弹簧组的结构形式，由液压或气动装置提供动力， 实现夹紧放松刀柄的动作。利用这种机构夹持刀具进行数控加工的最大问题是，它不能同 时获得高的夹持刚度和刀具振摆精度，而且主轴结构复杂，主轴轴向尺寸过大，加上它的 液压驱动装置及刀具辅具锥柄的制造成本，使得自动换刀系统的造价在机床整机中占有较 大的比重。据有关资料介绍，在刀具采用锥柄夹头、侧压夹头以及弹簧夹头夹紧性能的对 比实验中，采用弹簧夹头夹持刀具是唯一可同时获得高的夹持刚度和振摆精度的理想元件。 采用这种夹持元件，刀具或刀具辅具可作成圆柱柄，其制造成本低，精度易保证，这对大 容量刀库降低刀具辅具的制造成本，意义更为显著。在现代数控机床上亦有采用弹簧夹头 作为刀具的夹持元件，但机床的主轴结构、驱动方式仍然采用与上述锥柄刀具完全相同的 结构形式。采用这种结构模式，在实际数控加工中，尤其是在需要超高速主轴、主轴的径 向、轴向尺寸都很小、没有足够的换刀空间的微细加工场合中实现自动换刀将会是很困难 的，如果实施自动换刀那将使机床成本大幅度提高。如在 cnc 控制磨削球面铣刀的数控磨 削机床上，直接由高速电机驱动主轴，使用小直径盘形砂轮和指形砂轮加工球面铣刀，换 刀空间很小，在这种条件下，将难以实现自动换刀。国外最新研制的内圆磨床上采用的弹 簧夹头自动换刀装置售价昂贵。 随着机械加工业的发展，制造行业对于带有自动换刀系统的高效高性能加工中心的需 求量越来越大。在现有的各种类型的加工中心中，传统结构的自动换刀系统的造价在机床 整机造价中总是占着很大比重，这是加工中心价格居高不下、应用不普遍的重要原因。如 果把自动换刀系统的设计制造从现有加工中心的制造模式中分离出来，把它作为加工中心 的标准件或附件组织专门化的生产，同时由于该项技术的应用简化了机床主轴结构、采用 弹簧夹头和外驱动机械手等关键技术、采用圆柱柄刀具和辅具，这不仅使数控机床工作性 能有所提高，而且使得由它配套构成的加工中心的总体造价大幅度下降。低造价高性能的 加工中心将会被中小厂广泛接收，这样必将给自动换刀系统生产厂商和加工中心制造厂商 带来巨大的经济效益。 随着计算机软硬件技术的发展，产生了人机对话式编制程序的数控装置，并具有了自 动检测工件等功能。cad/cam（cad 指计算机辅助设计，cam 指计算机辅助制造）的出现， 使数控机床的自动化水平进一步提高，实现了自动生成程序控制数控机床。开辟了无纸全 自动制造这一机械加工制造的新途径，从而节省了大量的材料、资金和人力，给机械设计 和加工带来了革命性变革。 第二章第二章 方案的分析论证及确定方案的分析论证及确定 2.1 方案的提出方案的提出 2.1.12.1.1 机械结构方案的提出机械结构方案的提出 方案一：直接在刀库与主轴之间换刀 方案二：用机械手在刀库与主轴之间换刀 方案三：用机械手和转塔头配合刀库进行换刀 2.1.22.1.2 传动方案的提出传动方案的提出 方案一：转动用步进电机带传动，移动用气压或液压传动 方案二：转动用步进电机带传动，移动用丝杠传动 方案三：转动用步进电机齿轮传动，移动用气压或液压传动 方案四：转动用步进电机蜗轮蜗杆传动，移动用气压传动 2.2 方案的可行性分析方案的可行性分析 2.2.12.2.1 机械结构方案的可行性分析机械结构方案的可行性分析 方案一：直接在刀库与主轴之间换刀 这种换刀装置只有一个刀库，刀库中储存着加工过程中需要使用的刀具，利用机床本 身与刀库的运动实现换刀过程。它的刀库需要整体运动，结构较复杂，而且刀库容量 较小。主要运用在需要刀具较少的数控车床中。 方案二：用机械手在刀库与主轴之间换刀 这是目前用的最普遍的一种自动换刀装置，其布局结构多种多样。它利用机械手在刀 库和机床之间实现换刀过程。由于这种结构有一个中间介质机械手，因此结构设计比 较灵活，也比较简单。 方案三：用机械手和转塔头配合刀库进行换刀 这种换刀装置实际上是转塔头式换刀装置和刀库换刀装置的结合。这种换刀装置转塔 头上有两个刀具主轴，当一个刀具主轴上的刀具进行加工时，可由机械手将下一工步 需用的刀具换到不工作的主轴上，待上一工步加工完毕后，转塔头回转 180 度，即完 成换刀工作。这种装置换刀效率较高，但是两个刀具主轴的结构严重限制了它的使用 范围。 2.2.2.2.2 2 传动方案的可行性分析传动方案的可行性分析 方案一：转动用步进电机带传动，移动用气压或液压传动 步进电机可精确控制转动的角度和转向，但是价格比伺服电机便宜的多。 由于换刀不需要反馈系统，因此不必要选伺服点电机。带传动可以降低对电机 的冲击，虽然可以配合齿轮传动达到较大的传动比，但是机构所占空间大，在 要求机构紧凑的数控机床上显然不适合。气压和液压传动都有快的优势，但是 相比之下，在需要的力并不大的地方选用价格更便宜的气压传动更经济一些。 方案二：转动用步进电机带传动，移动用丝杠传动 丝杠虽然可以实现移动，但是在力较小、并且需要快速移动的地方就不如 气压传动适合了。 方案三：转动用步进电机齿轮传动，移动用气压或液压传动 齿轮传动和带传动一样能达到的一级降速传动比小，不能自锁。 方案四：转动用步进电机蜗轮蜗杆传动，移动用气压传动 蜗轮蜗杆传动不仅传动大，而且可以自锁。 2.3 方案的确定方案的确定 2.3.12.3.1 机械结构方案的确定机械结构方案的确定 经过综合分析确定选择方案二，即用机械手在刀库与主轴之间换刀的方案进行设计。 机械手两个转动关节和一个移动关节。 2.3.22.3.2 传动方案的确定传动方案的确定 经过综合分析确定选择方案四，即转动用步进电机蜗轮蜗杆传动，移动用气压传动。 2.3.32.3.3 换刀工作流程换刀工作流程 换刀工作流程，如图所示： 图 2-1、机械手工作流程图 机械手初始位置、。 0 a 1 b 0 c 1、小臂电机工作，小臂转动 90 度到； 2 mbc 1 bc 2、汽缸活塞杆缩回到； 0 b 3、小臂电机反转到取刀； 2 bc 4、汽缸活塞杆伸出到； 1 b 5、小臂转动到； 1 bc 6、大臂电机工作，大臂转到水平位置； 1 mab 2 ab 7、小臂电机反转到； 3 bc 8、汽缸活塞杆缩回到，将刀放好； 0 b 9、小臂转动到，同时刀库转到指定位置； 1 bc 10、小臂电机反转到； 3 bc 11、汽缸活塞杆伸出到，将刀取出； 1 b 12、小臂转动到； 1 bc 13、大臂电机工作，大臂反转到初始位置； 1 mab 14、小臂电机反转到； 2 bc 15、汽缸活塞杆缩回到放刀； 0 b 16、小臂转动到； 1 bc 17、汽缸活塞杆伸出到； 1 b 18、小臂电机反转到初始位置，换刀完成。 2.4 本章小结本章小结 分析设计题目，提出一系列机械结构及传动方案，并对机械结构及传动方案的综合分析， 确定最终的设计方案，为下一阶段的工作作好准备 第三章第三章 设计计算设计计算 3.1 各部分设计参数的确定 3.1.1 设计参数设计参数 蜗轮蜗杆转动参数： 蜗轮蜗杆转动参数表 单位：mm 小臂大臂刀库 中心距 a 80160250 传动比 i 628381 模数 m 23.155 蜗杆分度圆直径 d1 35.55690 蜗杆头 z1111 蜗轮齿数 z2628381 蜗杆分度圆导程(度) 3.2245233.2194953.17983 变位系数 x 0.1250.40480.5 蜗轮分度圆直径 d2124261.45405 蜗杆节圆直径 d13658.55792.5 蜗轮节圆直径 d2124261.45405 蜗杆齿顶圆直径 da139.562.3100 蜗轮齿顶圆直径 da2128.5270.3420 蜗杆齿根圆直径 df130.748.4478 蜗轮齿根圆直径 df2119.7256.45398 蜗杆齿宽 b1355275 蜗轮齿宽 b2304270 刀库直径 1000mm ，刀具重量 12kg/把 ，机械手大臂长度 550 mm ，小臂长度 300mm ，刀库容量 20 把刀 汽缸参数：工作气压 p=1 mpa ，活塞杆直径 d=25mm，汽缸内径 d=34mm，工作行 程 l=160 mm，汽缸长 370mm，宽 120mm，高 50mm。 3.1.2 机械手取刀干涉计算机械手取刀干涉计算 图3-1 ，mmammf 5 . 15418sin50018sin ，mmamaf 5 . 47518cos50018cos ，mmmfbmbf12.257 5 . 154300 2222 ，mmbfafab 6 . 732 ，mmanne 9 . 29336sin50036sin ，mmanae 5 . 40436cos50036cos ，mmaeabbe 1 . 328 5 . 404 6 . 732 ，mmnebebn48.440 9 . 293 1 . 328 2222 取刀时的间隙为：，因此间隙足够不会产生干涉mmbmbn48.7536548.440 现象。其中，是机械手小臂半径。 bm 3.2 电机的选择电机的选择 3.2.1 小臂电机的选择小臂电机的选择 小臂重量：12，长度：300mm，蜗轮减速比：i=62kg 1、刀具转动惯量 j=mr2=12=1.08 刀 2 3 . 0kgm 2 2、小臂转动惯量 j=1.25 其他 2 3 l m 2 5 . 0 3 15 kgm 2 3、折算到电机轴的转动惯量 j = （j+ j）/i =6.06 t刀其他 24 10kgm 2 4、电机启动加速力矩 ma= j n/t=0.77265 t 2 1002 . 1 nm 式中：n-电机所需达到的转速，t-电机的升速时间 5、折算到电机轴的静力距 m= 静 4839 . 0 62 3 . 0100 nm 6、选电机：90bf002 j=1.764 ，tmax=3.92 ， m 4 10kgm 2 nm 75 . 0 maxt tl 5 . 032 . 0 92 . 3 4839 . 0 7726 . 0 max t mma 静 式中：t -电机输出总力矩 tmax-444 . 3 10764 . 1 1006 . 6 4 4 jm jt l 电机输出最大扭矩 jm-电机转动惯量 因此所选电机满足要求。 3.2.2 大臂电机的选择大臂电机的选择 大臂重量：35，长度：550mm，蜗轮减速比：i=83kg 1、小臂的转动惯量 j =md =27 1 2 3987 . 9 )04 . 0 55 . 0 ( 2 kgm 2 2、大臂的转动惯量 j = 2 59.1055 . 0 3 35 3 22 l m kgm 2 3、蜗杆轴的转动惯量 j 4、折 444 3 103 . 232/2 . 0)035 . 0 (785014 . 3 32/ ldkgm 2 算到电机轴的转动惯量 jt= 3 3 2 21 101315 . 3 j i jj kgm 2 5、电机启动加速力矩 ma= jtn/t=1.0 2 1002 . 1 nm 6、折算到电机轴的静力矩 m 16325 . 3 83/ 2/59 . 0 103559 . 0 101215）（ 静 nm 7、选电机：150bf003 jm=102.9 ， 5 10kgm 2 tmax=15.68 ， nm 75 . 0 maxt tl 5 . 02655 . 0 68.15 16325 . 3 0 . 1 max t mma 静 4043 . 3 10029 . 1 101315 . 3 3 3 jm jt 因此所选电机满足要求。 3.2.3 刀库电机的选择刀库电机的选择 刀库重量：300kg 1、大小轮的转动惯量 j= 大 2958 . 0 32/7850015 . 0 4 . 014 . 3 32/ 4 2 4 2 bdkgm 2 j 0431 . 4 32/785008 . 0 09 . 0 14 . 3 32/ 4 1 4 1 bd 小 kgm 2 2、刀、刀盘及轴的转动惯量 j 009 . 3 10 3 222 0 mrmrmrj 刀 kgm 2 j 31 . 6 32/785002 . 0 8 . 014 . 3 32/ 2 4 4 4 bd 盘 kgm 2 j 001926 . 0 32/78504 . 005 . 0 14 . 3 32/ 5 4 5 bd 轴 kgm 2 3、折算到电机轴的转动惯量 jt= 22 104223 . 1 / )20( ijjjjj 轴盘刀大小 kgm 2 4、电机启动加速力矩 ma= jtn/t=14.51 2 1002 . 1 nm 5、选电机：160bc380a tmax=30 ， nm 75 . 0 maxt tl 5 . 0484 . 0 max t ma 因此所选电机满足要求。 3.3 小臂校核计算小臂校核计算 3.3.1 蜗轮蜗杆校核蜗轮蜗杆校核 受力计算：t ，t ft25655 . 1 1 nm9061.77 12 itnm n d t ft71 5 . 35 25655. 120002000 1 1 21 m ft55.1256 124 9061.7720002000 2 2 12 d t fan frtan 121 fafr 347.45720tan55.1256 n 校核： ， mpa f 70 mpa h 220 mpapa,只计算轴承 c) 查手册得： x， y6 . 0 0 5 . 0 0 当量静载荷 p 1 . 5905 . 047.986 . 0 000 aarara fyfxn p47.98 0 rara fn p33.22022.3676 . 0 000 acrccr fyfxn p47.98 0 rcrc fn 额定静载荷计算 c c r=3.72knnps rcr 83.55022.3675 . 1 00 0 0 （因 p，只计算轴承 c） rarc p0 0 综上所述，两对轴承均满足要求。 3.3.33.3.3 蜗轮轴及轴承校核蜗轮轴及轴承校核 3.3.3.13.3.3.1 蜗轮轴校核蜗轮轴校核 当大臂处于水平位置时，小臂的重力将是轴承的径向力： 轴的结构图： 图3-11 轴的受力图： 图3-12 x 方向受力图： 图3-13 x 方向弯矩图： 图3-14 y 方向受力图： 图3-15 y 方向弯矩图： 图3-16 合成弯矩图： 图3-17 转矩图： 图3-18 当量弯矩图： 图3-19 计算支承反力计算支承反力 x 方向反力 nfcx 5 . 171 77 6271 5 . 38347.457 nfftf cxax 85.285 5 . 171347.457 y 方向反力 nfcy 3 . 493 77 5 . 12827090270 5 . 3855.1256 nffrf cyay 3 . 493 3 . 49355.1256 x 方向受力图 见图 3-13 y 方向受力图 见图 3-15 画弯矩图画弯矩图 x 方向弯矩图 见图 3-14 y 方向弯矩图 见图 3-16 合成弯矩图见图 3-17 合成弯矩 22 yx mmm 画轴转矩图画轴转矩图 轴受转矩 2 tt 1 . 77906nm m 转矩图 见图 3-18 许用应力许用应力 许用应力值 材料 40cr 是合金钢， 查手册得： ， b0 mpa130 b1 mpa75 应力校正系数 58 . 0 130 75 0 1 b b 画当量弯矩图画当量弯矩图 当量转矩 44952 1 . 7790658 . 0 tnm m 当量弯矩 22 )( tmm 当量弯矩图 见图 3-19 校核轴径校核轴径 轴径 3 1 1 . 0b m d c c 35 3 . 18 751 . 0 46138 3 3 1 1 . 0b m d b b 40825.18 751 . 0 5 . 50034 3 3 1 1 . 0b m d d d 3096.18 751 . 0 51099 3 当大臂处于竖直位置时，小臂的重力将是轴承的轴向力： 轴的受力图： 图3-20 x 方向受力图： 图3-21 x 方向弯矩图： 图3-22 y 方向受力图： 图3-23 y 方向弯矩图： 图3-24 合成弯矩图： 图3-25 转矩图： 图3-26 当量弯矩图： 图3-27 计算支承反力计算支承反力 x 方向反力 nfcx 5 . 171 77 6271 5 . 38347.457 nffrf cxax 85.285 5 . 171347.457 y 方向反力 nfcy 3 . 493 77 5 . 12827090270 5 . 3855.1256 nftff cyay 3 . 6282/55.12562/ x 方向受力图 见图 3-21 y 方向受力图 见图 3-23 画弯矩图画弯矩图 x 方向弯矩图 见图 3-22 y 方向弯矩图 见图 3-24 合成弯矩图见图 3-25 合成弯矩 22 yx mmm 画轴转矩图画轴转矩图 轴受转矩 nmm 2 tt 1 . 77906 转矩图 见图 3-26 许用应力许用应力 许用应力值 材料 40cr 是合金钢， 查手册得： ， b0 mpa130 b1 mpa75 应力校正系数 58 . 0 130 75 0 1 b b 画当量弯矩图画当量弯矩图 当量转矩 nmm44952 1 . 7790658 . 0 t 当量弯矩 22 )( tmm 当量弯矩图 见图 3-27 校核轴径校核轴径 轴径 3 1 1 . 0b m d c c 35 1 . 18 751 . 0 54.44185 3 3 1 1 . 0b m d b b 4012.19 751 . 0 56.52425 3 3 1 1 . 0b m d d d 30 1 . 18 751 . 0 54.44185 3 故此轴强度足够。 3.3.3.2 轴承校核轴承校核 当大臂处于水平位置时，小臂的重力将是轴承的径向力： 轴承：7207ac cr=27kn c =18.8kn r0 寿命计算寿命计算： 径向力 nfff ayaxra 113.570275.493847.285 2222 nfff cycxrc 238.522275.493 5 . 171 2222 附加轴向力 nff raas 68.387113.57068 . 0 68 . 0 nff rccs 12.355238.52268 . 0 68 . 0 轴向力 因，所以轴承 c 压紧 csas ffaf f=387.68+71=458.68nfafas ac ff aa n as 68.387 x、y 值 f efra aa 68 . 0 113.570/68.387/ fefrc ac 88 . 0 238.522/68.458/ 查手册得：x=1 ，y a=0 ，x ，y=0.87 a 41 . 0 cc 当量动载荷 p= a fnfyfx aaaraad 17.855113.57015 . 1)( p)( accrccdc fyfxf =1.5n)68.45887 . 0 238.52241 . 0 (75.919 (因 p，只计算轴承 c) ca p 寿命计算lh26145895) 75.919 27000 ( 621000 16670 )( 16670 3 10 p cr n h 查手册得： x， y5 . 0 0 38 . 0 0 当量静载荷 pn aarara fyfx 000 n375.43268.38738 . 0 113.5705 . 0 pn113.570 0 rara f p acrccr fyfx 000 n42.43568.45838 . 0 238.5225 . 0 pn238.522 0 rcrc f 额定静载荷计算 c c r18.8knnps rar 8555705 . 1 00 0 0 （因 p，只计算轴承 a） rarc p0 0 当大臂处于竖直位置时，小臂的重力将是轴承的轴向力： 寿命计算寿命计算： 径向力 nfff ayaxra 24.690275.628847.285 2222 nfff cycxrc 26.651275.628 5 . 171 2222 附加轴向力 n 4 . 46924.69068 . 0 68 . 0 raas ff nff rccs 86.44226.65168 . 0 68 . 0 轴向力 因，所以轴承 c 压紧 csas fgfaf fngfafas ac 36.8102707136.469 f=f aa n as 4 . 469 x、y 值 f efra aa 68 . 0 24.690/36.469/ fefrc ac 244 . 1 26.651/36.810/ 查手册得：x=1 ，y a=0 ，x ，y=0.87 a 41 . 0 cc 当量动载荷 p a f)( aaaraad fyfx n36.103524.69015 . 1 p)( accrccdc fyfxf 1.5n)36.81087. 026.65141 . 0 (1458 (因 p，只计算轴承 a) ca p 寿命计算lh6564184) 1458 27000 ( 621000 16670 )( 16670 3 10 p cr n h 查手册得： x， y5 . 0 0 38 . 0 0 当量静载荷 pn aarara fyfx 000 n 5 . 52336.46938 . 0 24.6905 . 0 pn24.690 0 rara f p acrccr fyfx 000 n 6 . 63336.81038 . 0 24.6515 . 0 pn26.651 0 rcrc f 额定静载荷计算 c c r18.8knnps rar 36.103524.6905 . 1 00 0 0 （因 p，只计算轴承 a） rarc p0 0 综上所述，轴承 7207ac 满足要求。 3.4 大臂校核计算大臂校核计算 3.4.1 蜗轮蜗杆校核蜗轮蜗杆校核 受力计算：t nm，t nm16325 . 4 1 55.345 12 it ftn d t ft69.148 56 16325 . 4 20002000 1 1 21 ftn34.2643 45.261 55.34520002000 2 2 12 d t fa frtann 121 fafr 1 . 96220tan34.2643 校核： ， mpa f 70 mpa h 220 mpa 2 14783 d h 2 . 166 56 55.3451.4 45.261 14783 1 2 d kt h cos 2000 2 2 1 2 mydd kt f mpa 8 . 42 99842 . 0 47 . 0 15 . 3 45.261557.58 4 . 155.3452000 f 式中：k-使用系数 y -齿形系数 2 查手册得 k=1.4，y =0.47 2 因此此蜗轮蜗杆传动可行。 3.4.2 蜗杆轴及轴承校核蜗杆轴及轴承校核 3.4.2.1 蜗杆轴校核蜗杆轴校核 轴的受力图： 图3-28 y 方向受力图： 图3-29 y 方向弯矩图： 图3-30 x 方向受力图： 图3-31 x 方向弯矩图： 图3-32 合成弯矩图： 图3-33 转矩图： 图3-34 当量弯矩图： 图3-35 计算支承反力计算支承反力 x 方向反力 nfcx73.79 96111 11169.149 nfftf cxax 96.6873.7969.148 y 方向反力 nfcy36.158 207 2834.2643111 1 . 962 nffrf cyay 76.80336.158 1 . 962 x 方向受力图 见图 3-31 y 方向受力图 见图 3-29 画弯矩图画弯矩图 x 方向弯矩图 见图 3-32 y 方向弯矩图 见图 3-30 合成弯矩图见图 3-33 合成弯矩 22 yx mmm 画轴转矩图画轴转矩图 轴受转矩 nmm 1 tt 25.4163 转矩图 见图 3-34 许用应力许用应力 许用应力值 材料 40cr 是合金钢， 查手册得： ， b0 mpa130 b1 mpa75 应力校正系数 58 . 0 130 75 0 1 b b 画当量弯矩图画当量弯矩图 当量转矩 nmm685.241425.416358. 0t 当量弯矩 22 )( tmm 当量弯矩图 见图 3-35 校核轴径校核轴径 轴径 3 1 1 . 0b m d a a 25854 . 6 751 . 0 685.2414 3 3 1 1 . 0b m d b b 3586.22 751 . 0 68.89577 3 3 1 1 . 0b m d d d 18854 . 6 751 . 0 68.2414 3 故此轴强度足够。 3.4.2.2 轴承校核轴承校核 圆锥滚子轴承 31305 cr ，c r 5 . 40kn 0 0 . 46kn e y=0.7 y83 . 0 4 . 0 0 寿命计算寿命计算： 径向力 nfff ayaxra 7 .80676.80396.68 2222 nfff cycxrc 3 . 17736.15873.79 2222 附加轴向力 4 . 1008)4 . 02/( 7 . 8062/yff raas n nyff rccs 6 . 221)4 . 02/( 3 . 1772/ 轴向力 因，所以轴承 a 压紧faff csas fnfafcs aa 286534.2643 6 . 221 f=f ac n cs 625.221 x、y 值 f efra aa 55 . 3 7 . 806/2865/ fefrc ac 25 . 1 3 . 177/625.221/ 查手册得： x，y41 . 0 7 . 0 当量动载荷 p a f)( aaaraad fyfx n3492)28657 . 0 7 . 8064 . 0(5 . 1 p)( accrccdc fyfxf 1.5n 1 . 339) 6 . 2217 . 0 3 . 1774 . 0( (因 p，只计算轴承 a) ca p 寿命计算lh58854) 3492 40500 ( 1000 16670 )( 16670 3 10 10 p cr n h 查手册得： x， y5 . 0 0 4 . 0 0 当量静载荷 p aarara fyfx 000 154928654 . 07 .8065 . 0n pnfra ra 7 . 806 0 p acrccr fyfx 000 n 3 . 177 6 . 2214 . 0 3 . 1775 . 0 pnfrc rc 3 . 177 0 额定静载荷计算 c c rnps rar 3 . 387315495 . 2 00 0 0 kn0 .46 （因 p，只计算轴承 a）式中： rarc p0 0 0 s5 . 2 综上所述，轴承 31305 满足要求。 3.4.3 蜗轮轴及轴承校核蜗轮轴及轴承校核 3.4.3.1 蜗轮轴校核蜗轮轴校核 轴的结构图： 图3-36 轴的受力图： 图3-37 y 方向受力图： 图3-38 y 方向弯矩图： 图3-39 x 方向受力图： 图3-40 x 方向弯矩图： 图3-41 合成弯矩图： 图3-42 转矩图： 图3-43 当量弯矩图： 图3-44 计算支承反力计算支承反力 x 方向反力 nfbx47.5671 79 )79 5 . 90(34.263 nfftf bxcx 13.302834.264347.5671 y 方向反力 nfcy 7 . 153 79 ) 5 . 8079(620 5 . 90) 1 .96250(5 .19437 ngfgfrf dcyaby 8 . 1785 x 方向受力图 见图 3-41 y 方向受力图 见图 3-38 画弯矩图画弯矩图 x 方向弯矩图 见图 3-42 y 方向弯矩图 见图 3-40 合成弯矩图见图 3-42 合成弯矩 22 yx mmm 画轴转矩图画轴转矩图 轴受转矩 nmm 2 tt 345550 转矩图见图 3-43 许用应力许用应力 许用应力值 材料 40cr 是合金钢， 查手册得： ， b0 mpa130 b1 mpa75 应力校正系数 58 . 0 130 75 0 1 b b 画当量弯矩图画当量弯矩图 当量转矩 nmm20