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哈尔滨远东理工学院哈尔滨远东理工学院毕业设计开题报告毕业设计开题报告学生姓名张翃彪分院机电学院专业、班级机电四班指导教师姓名王月红职称助理工程师从事专业工学院是否外聘是否题目名称立式车床刀具伺服刀库结构设计一、课题研究现状、选题目的和意义一、课题研究现状、选题目的和意义目的：针对机床的特点，在自动换刀装置整体设计方案中，结构形式上采用了盘式刀库和液压机械手臂相结合的形式在控制上，采用了无触点接近式开关来控制盘式刀库和机械手臂的顺序动作，不仅提高了动作的精度，而且便于调整和维护 意义：在零件制造过程中，大量的时间用于更换刀具，切削加工时间仅占整个工时中较小的比例。为了缩短非切削时间，提高机床的自动化程度，机床正朝着一台机床在一次装夹中完成多工序的方向发展。在这类多工序的数控机床中，必须带有自动换刀装置。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。二、设计的基本内容、拟解决的主要问题二、设计的基本内容、拟解决的主要问题主要由动力传动装置、机械手、刀夹定位块、主要由动力传动装置、机械手、刀夹定位块、1212 工位刀盘等组成。工位刀盘等组成。 1 1、传动装置设计、传动装置设计：动力传动装置主要由交流伺服电机、精密减速器、减速器座、小齿轮、齿圈等组成。电机、减速器与小齿轮直联，并通过减速器座固定在刀库连接板上。电机经精密减速器降速后，带动齿圈，使与齿圈通过螺栓连结的 12 工位刀盘旋转。电机的转速通过数控系统设置及倍率选择可以调整，从而获得需要的刀盘旋转速度。2 2、械手设计、械手设计：刀库与刀架滑枕间换刀过程的送刀和取刀动作是由机械手完成的。机械手主要由推拉油缸、导向杆、机械手手臂、机械手手指等部分组成。推拉油缸通过螺栓固定在连接板上。推拉油缸右端的送刀进油口来油时，推动活塞带动机械手手臂将刀架所需更换的刀夹从刀库中送出，此时左端的取刀进油口回油。推拉油缸左端的取刀进油口来油时，推动活塞带动机械手臂将刀架不需要的刀夹取回刀库，此时右端的送刀进油口回油。刀夹上有相应的机构，由机械手手指勾住，完成送刀、取刀的动作。机械手手指勾住刀夹的动作由机械手手臂中的液压缸完成。当机械手手指动作，来油口来油时，液压油经导向杆内的油孔作用于机械手手臂的小活塞上，推动设计成杠杆机构的手指钩，完成勾住刀夹的动作。手指钩、小活塞分别由弹簧完成复位动作。3 3、在刀库盘上的定位夹持机构设计、在刀库盘上的定位夹持机构设计：刀夹定位夹持机构用于支承、定位刀夹。在刀盘的每个工位上均设置两块刀夹定位块，每两块为一组，用于支承并定位刀夹，使刀夹均匀分布在圆周上，并使之与刀盘回转中心尺寸一致。提高换刀过程的可靠性。定位机构是由定位销、弹簧、丝堵、刀夹垫组成。定位靠弹簧顶住定位销顶进刀夹两侧的定位窝实现的三、技术路线三、技术路线1了解题目、熟悉相关资料。2结构设计；3参数的确定及计算；4图纸设计5. 完成 1.5 万字说明书本设计的刀库是储备一定数量的刀具，刀具库中的刀具主要用于对工件的切、钻、铣、镗等加工。刀库主要由电动机、制动器、减速器、机械手、刀盘等组成。定减速器、传动比。选取电动机并且进行齿轮强度校核；了解设计机械手；设计刀盘等。四、进度安排四、进度安排12 周：完成开题报告；36 周：进行初步设计，完成整体结构草图；713 周：优化方案，设计计算及绘制装配图；1416 周：完成说明书，最终检查，整理资料，准备答辩。五、参考文献五、参考文献1. 机械设计 邱宣怀，高等教育出版社；2. 实用机械设计手册 除颢，机械设计工业出版社；3. 立式加工中心刀库刀套的改进设计 李体仁，张淳，机械设计与制造；4. 盘式刀库加工中心自动换刀系统控制 陈芳，李继中，机械设计与制造；5. 一种新型的无机械手自动换刀装置 谢红，机械设计与制造工程；六、备注指导教师意见：签字： 年 月 日哈尔滨远东理工学院毕业设计开题报告学生姓名张翃彪分院机电学院专业、班级机电四班指导教师姓名王月红职称助理工程师从事专业工学院是否外聘是 eq oac(,)否题目名称立式车床刀具伺服刀库结构设计一、课题研究现状、选题目的和意义目的：针对机床的特点，在自动换刀装置整体设计方案中，结构形式上采用了盘式刀库和液压机械手臂相结合的形式在控制上，采用了无触点接近式开关来控制盘式刀库和机械手臂的顺序动作，不仅提高了动作的精度，而且便于调整和维护 意义：在零件制造过程中，大量的时间用于更换刀具，切削加工时间仅占整个工时中较小的比例。为了缩短非切削时间，提高机床的自动化程度，机床正朝着一台机床在一次装夹中完成多工序的方向发展。在这类多工序的数控机床中，必须带有自动换刀装置。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。二、设计的基本内容、拟解决的主要问题主要由动力传动装置、机械手、刀夹定位块、12 工位刀盘等组成。 1、传动装置设计：动力传动装置主要由交流伺服电机、精密减速器、减速器座、小齿轮、齿圈等组成。电机、减速器与小齿轮直联，并通过减速器座固定在刀库连接板上。电机经精密减速器降速后，带动齿圈，使与齿圈通过螺栓连结的12工位刀盘旋转。电机的转速通过数控系统设置及倍率选择可以调整，从而获得需要的刀盘旋转速度。2、械手设计：刀库与刀架滑枕间换刀过程的送刀和取刀动作是由机械手完成的。机械手主要由推拉油缸、导向杆、机械手手臂、机械手手指等部分组成。推拉油缸通过螺栓固定在连接板上。推拉油缸右端的送刀进油口来油时，推动活塞带动机械手手臂将刀架所需更换的刀夹从刀库中送出，此时左端的取刀进油口回油。推拉油缸左端的取刀进油口来油时，推动活塞带动机械手臂将刀架不需要的刀夹取回刀库，此时右端的送刀进油口回油。刀夹上有相应的机构，由机械手手指勾住，完成送刀、取刀的动作。机械手手指勾住刀夹的动作由机械手手臂中的液压缸完成。当机械手手指动作，来油口来油时，液压油经导向杆内的油孔作用于机械手手臂的小活塞上，推动设计成杠杆机构的手指钩，完成勾住刀夹的动作。手指钩、小活塞分别由弹簧完成复位动作。3、在刀库盘上的定位夹持机构设计：刀夹定位夹持机构用于支承、定位刀夹。在刀盘的每个工位上均设置两块刀夹定位块，每两块为一组，用于支承并定位刀夹，使刀夹均匀分布在圆周上，并使之与刀盘回转中心尺寸一致。提高换刀过程的可靠性。定位机构是由定位销、弹簧、丝堵、刀夹垫组成。定位靠弹簧顶住定位销顶进刀夹两侧的定位窝实现的三、技术路线1了解题目、熟悉相关资料。2结构设计；3参数的确定及计算；4图纸设计5. 完成1.5万字说明书本设计的刀库是储备一定数量的刀具，刀具库中的刀具主要用于对工件的切、钻、铣、镗等加工。刀库主要由电动机、制动器、减速器、机械手、刀盘等组成。定减速器、传动比。选取电动机并且进行齿轮强度校核；了解设计机械手；设计刀盘等。四、进度安排12周：完成开题报告；36周：进行初步设计，完成整体结构草图；713周：优化方案，设计计算及绘制装配图；1416周：完成说明书，最终检查，整理资料，准备答辩。五、参考文献1.?机械设计?邱宣怀，高等教育出版社；2.?实用机械设计手册?除颢，机械设计工业出版社；3.?立式加工中心刀库刀套的改进设计?李体仁，张淳，机械设计与制造；4.?盘式刀库加工中心自动换刀系统控制?陈芳，李继中，机械设计与制造；5.?一种新型的无机械手自动换刀装置?谢红，机械设计与制造工程；六、备注指导教师意见：签字： 年 月 日I宁XX 大学毕业设计(论文)立式车床刀具伺服刀库结构设计所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日II摘 要90 年代以来，数控加工技术得到迅速的普及发展，高速加工中心作为新时代数控机床的代表，已在机床领域广泛。自动换刀刀库的发展俨然已超越为数控加工中心配套的角色，在其特有的技术领域发展出符合机床高精度、高效率、高可靠度及多任务复合等概念的独特产品。本课题是链式刀库的总体设计、传动设计、结构设计以及传动部分的运动和动力设计。这种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；总体结构简单、紧凑，动作准确可靠；维护方便，成本低。本课题的目的就是要通过对 立式车床刀库的优化设计以提高换刀速度，减少助助时间。在进行设计时，采用了系统化设计方法，将设计看成由若干个设计要素组成的一个系统，每个设计要素具有独立性，各个要素间存在着有机的联系，并具有层次性，所有的设计要素结合后，即可实现设计系统所需完成的任务。在借鉴和参考大量有关刀库的机械结构后，结合实际情况，决定采用链式刀库双手式机械手换刀方案，根据机械设计与机械原理等有关知识对立式车床刀库进行设计，采用 AutoCAD 2004 中文版对刀库及关键零件进行绘制。关键词：加工中心；刀库；数控加工关键词：加工中心；刀库；数控加工IIIAbstractSince the 1990s,CNC machine technology has made the rapid and universial development, as a new era of the representatives of NC machine tools. High-speed processing center has been widely used in the field of machine tools. The development of automatic Tool Chane, tool house in recent years seems to have gone beyond the NC Center for supporting the role of technology in their unique areas of development to meet the high-precision machine tools, high efficiency and reliability, and more complex tasks, such as the concept of unique products. The tool house as a processing center one of the most important part, it has a direct bearing on the development of the processing centers development. This paper completed the overall design, transmission design, structure design and the transmission parts movement and dynamic design of the sword library. Such a tool house in the CNC Machine Center is widely used, the tool change is simple, tool change time is short; overall structure is simple and compact. Action is accurate and reliable; convenient maintenance and low cost.The purpose of this project is to improve the speed of the tools change and reduce auxiliary time through the optimization design of the JCS-013 type NC horizontal boring and milling machine tool store. In developing the design, I have adopted the systematic design method. The design is regarded as a system which is consisted of several design elements. Each design elements is in depend , but there is the organic relation between them and they are of different levels. The system can realize the required task after that all the design elements combined.According to actual condition, I introduce the chain knife library of robot hands cutter replacement plan after referencing to the vast library mechanical structure of the sword. According to the Mechanical Design, the Mechanical Principle and other relevant knowledge, there are some designs about JCS-013 type nc horizontal boring and milling machine tool store and I have drew the key parts of library using AutoCAD 2004.Keywords: machining center; Tool house; NCIV目 录摘 要.IIAbstract.III目 录.IV第 1 章 绪 言.11.1 本课题在国内外的研究动态.11.1.1 刀库产品目前的水平.21.1.2 刀库系统的发展趋势.21.1.3 刀库系统的发展方向.31.2 课题的目的、意义和开展研究工作的设想.31.2.1 课题的目的.31.2.2 开展研究工作的设想.31.2.3 课题设计方案的选择和设计手段.4第 2 章 刀库传动系统设计.62.1 刀库主要设计参数.62.2 刀库驱动马达的选择.62.2.1 刀库负载转矩 TF 计算.62.2.2 确定马达转数.82.3 齿轮设计参数.92.3.1 选择齿轮材料、热处理方法及精度等级.92.3.2 按齿面接触疲劳强度设计齿轮.92.3.3 主要参数选择和几何尺寸计算.112.3.4 齿根校核.122.3.5 轴的设计.132.3.6 滚动轴承的选择与校核计算.182.3.7 键联接的选择及其校核计算.19第 3 章 链参数计算.223.1 传送链的设计.22V3.2 链式轴的设计.233.2.1 驱动轴的设计.233.3 轴承的选型及校核.253.4 链强度计算.273.4.1 链传动的运动特性.273.4.2 链传动的动载荷.283.4.3 链传动的受力分析.293.4.4 滚轮接触强度的计算.30第 4 章 刀库准停系统的设计.31结 论.33参考文献.34致 谢.35 1第 1 章 绪 言1.1 本课题在国内外的研究动态随着中国经济的快速发展，进入 21 世纪，我国机床制造业既面临着提 升机械制造业水平的需求而引发的制造装备发展的良机，也面临着加入 WTO 后激烈的市场竞争的压力。从技术层面上讲，加速推进数控技术将是解决机床制造业持续发展的一个关键。数控机床及由数控机床组成的制造系统是改造传统产业、构建数字化企业的重要基础装备，它的发展一直备受人们关注。数控机床以其卓越的柔性自动化的性能、优异而稳定的精度、灵捷而多样化的功能引起世人瞩目，它开创了机械产品机电一体化发展的先河，因此数控技术成为先进制造技术中的一项核心技术。另一方面，通过持续的研究，信息技术的深化应用促进了数控机床的进一步提升【1】。随着数控技术的发展，采用数控系统的机床品种日益增多，有车床、铣床、镗床、钻床、磨床、齿轮加工机床和电火花加工机床等。此外还有能自动换刀、一次装卡进行多工序加工的加工中心、车削中心等。数控机床主要由数控装置、伺服机构和机床主体组成，输入数控装置的程序指令记录在信息载体上，由程序读入装置接收，或由数控装置的键盘直接手动输入2。随着微电子技术、计算机技术和软件技术的迅速发展，数控机床的控制系统日益趋向于小型化和多功能化，具备完善的自诊断功能，可靠性也大大提高，数控系统本身将普遍实现自动编程。未来数控机床的类型将更加多样化，多工序集中加工的数控机床品种越来越多；激光加工等技术将应用在切削加工机床上，从而扩大多工序集中的工艺范围；数控机床的自动化程度更加提高，并具多种监控功能，从而形成一个柔性制造单元，更加便于纳入高度自动化的柔性制造系统中3。数控机床为了进一步提高生产率，进一步压缩非切削时间，现代的机床逐步发展为在一台机床上一次装夹中完成多工序或全部工序的加工。数控机床为了能在工件一次装夹中完成多个工步，以缩减辅助时间和减少多次安装工件引起的误差，通常带有自动换刀系统。对工件的多工序加工而设置的存储及更换刀具的装置称为自动换刀装置（Automatic Tool Changer，ATC） ；自动换刀（Automatic Tool Change 简称 ATC）系统由控制系统和换刀装置组成。在数控镗铣床的基 6础上，如果再配以刀具和自动换刀系统，就构成加工中心（Machining center 简称2MC） 。在这类数控机床上，自动换刀装置（ATC）是必不可少的4。例如加工中心机床又称多工序自动换刀数控机床，它主要是指具有自动换刀及自动改变工件加工位置功能的数控机床，具有自动换刀装置是加工中心机床的典型特征，是多工序加工的必要条件。自动换刀装置的功能，对整机的加工效率有很大的影响5。数控机床的自动换刀装置的结构形式多种多样，选择何种形式，主要取决于机床的种类、工艺范围以及刀具的种类和数量等。本课题中的数控卧式镗铣床将采用的是带刀库的自动换刀形式。1.1.1 刀库产品目前的水平在此概念基础下，刀库产品的发展现况为：（1） 超重刀库的发展：发展出刀链系统能承载重量 70kg 以上之超重刀具，拥有强力锁刀装置的稳定刀链架构，可防止重型刀具于运转中坠落。（2） 高效率且定位精度的驱动及选刀系统的发展：发展出高精度系统配置以及高质量、高定位精度的伺服电动机及减速器，以符合选刀迅速、换刀精确的主要性能需求。（3） 多型式刀具容载刀库的发展：发展出同时可容纳多种型式刀具（如 ISO50 及ISO60）的刀链系统，也被视为是必须时常变换使用多种主轴的加工中心的必备装置。（4） 不同型式刀及其任意点换刀系统的发展：可以同时夹取不同型式刀具（如ISO50 及 ISO60） ，因应需求必须有不同的刀具。为了缩短换刀时间，多点式或任意点式换刀系统是有必要的。（5） 轻量化、低成本架构刀库的发展：发展出轻量化的塑钢射出刀套架构，整体重量较传统刀库减轻 100kg 以上，成本大幅降低的刀库。（6） 大型及高容量刀库的发展：在机床多功能趋势演化下，大量的刀具被使用在同一台机床上，刀库的架构必须兼顾换刀效率及储刀效能，多变的刀库型体（可容纳 120/180/200 把以上刀具）及多样精密的换刀系统（如各种立式、卧式、立卧单点及多点式换刀系统） ，是其主要的特色6。1.1.2 刀库系统的发展趋势近年来刀库的发展俨然已超越其为装备的角色，在特有的技术领域中发展出符合工具机高精度、高效能、高可靠度及多任务复合等概念产品，多样化产品，左右工具机在生产效能及产品精度的表现。刀库的容量、布局，针对不同的工具机，形式也有所不同。根据刀库的容量、外型和取刀的方式可大概分为斗笠式刀库、圆盘式刀库、链条式刀库7。其发展趋势为：（1）高效能的产品3 发展符合高荷重、高容量、高速化概念的刀库产品。（2）轻量化、低成本的产品 发展符合重量轻、成本低概念的刀库产品。1.1.3 刀库系统的发展方向刀库系统作为自动化加工过程中所需的储刀及换刀需求的一种装置，为数控机床缩短机床非切削时间，降低劳动强度提供了必要条件，是数控机床的重要的功能部件，必将向以下几个方向发展。一方面随着主机的“单机多任务复合化”发展，刀库也必将向容量大、结构精、速度快、效率高的方向发展，以适应主机的高转速、高精度和强力切削的机械特性。此类刀库大部分为卧式刀库，有下面几个特点：（1） 可远距离传输。（2） 换刀时可同步打刀，缩短换刀时间。（3） 大容量且可扩充。（4） 高效且精准的驱动和选刀系统。（5） 控制系统复杂（6） 刀具重量大。比如适合五轴联动的立卧转换伺服刀库。而另一方面，刀库仅作为单纯的储刀仓功能存在，主轴主动抓刀的“固定地址换刀”刀库也是发展的方向之一，此时刀库好比数控系统的一个控制轴，仅有旋转定位功能，如立车刀库、转盘刀库等8。尤其以 40 盘式刀库为代表，换刀速度和刀库重量已经成为衡量刀库性能的主要参数之一，比如，吉辅 40 盘式刀库的换刀速度 1.1s，重量已经降到 295kg。 在选材上更环保，在制作过程中减少消耗，使用过程智能、安全等也是刀库发展的方向之一。1.2 课题的目的、意义和开展研究工作的设想1.2.1 课题的目的未来工具机产业的发展，均以追求高速、高精度、高效率为目标。随着切削速度的提高，切削时间的不断缩短，对换刀时间的要求也在逐步提高；换刀的速度已成为高等级工具机的一项重要指标。 本课题的目的就是要通过对刀库的优化设计以提高换刀速度，减少助助时间。1.2.2 开展研究工作的设想为了达到减少辅助加工时间目的，综合考虑工具机的各方面因素，在尽可能短的时间内完成刀具交换一般强调换刀速度快的卧式机台，皆有几个特点：1.刀臂4短 2.刀臂不一定成直线 3.两刀可能互相垂直 4.凸轮箱小且可移动。其主要目的是要让换刀时，可动件之转动惯量小，以达到快速换刀之目的。该技术包括刀库的设置、换刀方式、换刀执行机构和适应高速工具机的结构特点等。（1）提高换刀速度的基本原则工具机的换刀装置，通常由刀库和换刀机构组成，有些应用机械手臂换刀，有些换刀方式并不需要机械手臂，刀库的形式和摆放位置也不一样。为了适合高速运动的需要，高速工具机在结构上已和传统的工具机不同。以刀具运动进给为主，减小运动工件的质量，已成为高速工具机设计的主流。因此，设计换刀装置时，要充分考虑到高速工具机的结构特征9。（2）提高换刀速度的主要技术方法适合于工具机的快速自动换刀技术主要有以下几个方面：在传统自动换刀装置的基础上提高动作速度，或采用动作速度更快的机构和驱动元件。例如，机械凸轮结构的换刀速度高于液压和气动结构。根据高速工具机的结构特点设计刀库和换刀装置的形式和位置。例如，传统工具机的刀库和换刀装置多装在立柱一侧，在高速工具机则多为立柱移动的进给方式，为减轻运动件质量，刀库和换刀装置不宜再装在立柱上。采用新方法进行刀具快速交换，不用刀库和机械手方式，而改用其它方式换刀。例如不用换刀，用换主轴的方法。使用适合于高速工具机的刀柄。如 HSK 刀柄质量轻，装卸刀具的行程短，可以使自动换刀装置的速度提高。快速自动换刀装置采用 HSK 空心短锥柄刀是发展的趋势。1.2.3 课题设计方案的选择和设计手段I 设计方案选择刀库是刀具交换系统的一部分，加工中心的刀具交换系统也称为自动换刀装置（ATC）,它通常是由刀库和机械手组成。自动换刀装置是加工中心不可缺少的组成部分，也是加工中心的象征，又是加工中心成败的关键。加工中心有立式、卧式、龙门式几种，所以这些机床的刀库和自动换刀装置也是各种各样。加工中心上的刀库类型有鼓轮式刀库，链式刀库，格子箱式刀库和直线刀库等。（1）鼓轮式刀库：应用较广，这种刀库的结构紧凑，但因刀具单环排列、定向利用率低，大容量刀库的外径较大，转动惯量大，选刀时运动时间长。因此这种刀库的容量较小，一般不超过 32 把刀具。（2）链式刀具容量较大，当采用多环链式刀库时，刀库的外形较紧凑，占用空间小，适合5用于做大容量刀库。在增加存储刀具数目时，可增加链条的长度，而不增加链轮直径，因此，链轮的圆周速度不会增加，且刀库的运动惯量不像鼓轮式刀库增加的那么多。（3）格子箱式刀库刀库容量大，结构紧凑，空间利用率高，但布局不灵活，通常将刀库安放于工作台上。有时甚至在使用一侧的刀具时，必须更换另一侧的刀座板。（4）直线式刀库结构简单，刀库容量较小，一般用于数控车床，数控钻床，个别加工中心也有采用。换刀机械手分为单臂单手式，单臂双手式和双手式机械手。单臂单手式结构简单，换刀时间较长，适用于刀具主轴与刀库刀套平行，刀库刀套轴线与主轴轴线平行，以及刀库刀套轴线与主轴轴线垂直的场合。单臂双手机械手可同时抓住主轴和刀库中的刀具，并进行拔出、插入，换刀时间短，广泛应用于加工中心上的刀库刀套轴线与主轴平行的场合。双手式机械手结构较复杂，换刀时间短，这种机械手除了完成拔刀、插刀外，还起运输刀具的作用。结合所给题目，初步决定采用链式刀库双手式机械手换刀方案。II 设计手段 采用系统化设计方法，将设计看成由若干个设计要素组成的一个系统，每个设计要素具有独立性，各个要素间存在着有机的联系，并具有层次性，所有的设计要素结合后，即可实现设计系统所需完成的任务。结合本课题实际，根据机械设计与机械原理等有关知识对立式车床刀库进行设计，采用 AutoCAD 2004 中文版对刀库及关键零件进行绘制。6第 2 章 刀库传动系统设计2.1 刀库主要设计参数安装形式：链式刀库刀库容量：60 把送刀方式：任意拟定的设计参数刀具尺寸（最大）：长 400 毫米，直径 120 毫米刀具重量（Mj）：约 10 千克链条快速移动速度为 8 米/分，慢速移动速度为 0.2 米/分。2.2 刀库驱动液压马达的选择刀库驱动液压马达的选择应同时满足刀库运转时的负载转矩 TF，和起动时的加速转矩 TJ的要求。由于链条转速很低和液压马达惯性小、起动转矩小的特点，为了计算简便，在计算时，忽略起动加速转矩 TJ，在最后结果上乘以一个工作系数。2.2.1 刀库负载转矩 TF 计算链式刀库负载转矩 TF用来克服刀具不平衡重力 FWmax和导向面的摩擦力 F，如图 2-1 所示。FWmax ：不平衡重力；F3：摩擦力图 2-1 链条受力分析图F1和 F3是支承面的摩擦力;F2和 F4则是导向面上因刀具下垂而引起的摩擦力。不平衡重力可按刀库一侧装满刀、一侧不装刀时的最大重力差值来计算。（1）确定不平衡重力 FWmax7由图 2-1 知,不平衡重力3mmaxgFW N31010 N300 M-刀具的质量 g-重力加速度（2）确定摩擦力 F3 (2-1)NF3钢与铜之间的摩擦系数，约取 0.2；N垂直作用在导向面上的压力，包括刀具、刀柄和刀座产生的重力，分别为Wj，Wb，Wt。 N645N10)10008 . 721514. 310(3)(32LRMNd N1301296452 . 03NFR刀座外半径，取 50mm；L刀座长度，取 210mm。（3）确定每排刀具负载转矩 Tf mN6 . 8mN)130300(02. 0)(max3WLfFFRT（4）确定每排刀具作用在主动轮上的负载转矩 Tz (2-2)2321/fzTT mN98. 096. 098. 06 . 82zT mN5 .101圆柱齿轮传动效率，取 0.98；2链传动效率,取 0.96；3深沟球轴承传动效率，取 0.98。8（5）确定作用在液压马达上的负载转矩 Ty (2-3)43214iTTfymN25. 6mN98. 098. 095 .10442yTi液压马达轴至刀库轴的速比，取 9；传动效率。考虑到实际情况比计算时所设定的条件复杂，液压马达额定转矩 Ts 应为负载转矩 Ty 的 1.5 倍，即 ysTT5 . 1 25. 65 . 1 mN85. 92.2.2 确定液压马达转数由刀库设计参数知，链条快速移动速度为 8 米/分，即 8000mm/min，慢速移动速度为 0.2 米/分，即 200mm/min。（1）确定链轮周长 S mm850mm27214. 3 dsd=272mm（结构参数，自己设定，图纸表达了）（2）确定液压马达的转速范围/min7 .41r/mi85098000maxnn/min118. 2r/min8509200minn9根据参数，选型为 BM-R802.3 齿轮设计参数2.3.1 选择齿轮材料、热处理方法及精度等级 齿轮材料、热处理方法及齿面硬度因为载荷中有轻微振动，传动速度不高，传动尺寸无特殊要求，属于一般的齿轮传动，故两齿轮均可用软齿面齿轮。查机械基础P322表 1410，小齿轮选用 45 号钢，调质处理，硬度 260HBS；大齿轮选用 45 号钢，调质处理，硬度为 220HBS。 精度等级初选减速器为一般齿轮传动，圆周速度不会太大，根据机械设计学基础P145表57，初选 8 级精度。102.3.2 按齿面接触疲劳强度设计齿轮由于本设计中的减速器是软齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力主要由齿轮接触疲劳强度决定，其设计公式为：123113.53()EHdKMuZdu 确定载荷系数 K因为该齿轮传动是软齿面的齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相对轴承是对称布置，根据电动机和载荷的性质查机械设计学基础P147表58，得 K 的范围为 1.41.6， 取 K1.5。 小齿轮的转矩1112.099550/955042.75842758466.798 / minkWMPnN mN mmr接触疲劳许用应力 limimHNHmPZS）接触疲劳极限应力由机械设计学基础P150图 530 中的 MQ 取值线，根据两齿轮的齿面硬度，查得 45 钢的调质处理后的极限应力为=600MPa ， =560MPa lim1Hlim2H）接触疲劳寿命系数 ZN 应力循环次数公式为 N=60 n jth 工作寿命每年按 300 天，每天工作 8 小时，故 th=(300108)=24000h N1=60466.798124000=6.722108 8812N6.722 10N = 1.681 10i4查机械设计学基础P151图 531，且允许齿轮表面有一定的点蚀 ZN1=1.02 ZN2=1.15) 接触疲劳强度的最小安全系数 SHmin查机械设计学基础P151表 510，得 SHmin1 11）计算接触疲劳许用应力。HP将以上各数值代入许用接触应力计算公式得 lim111min600 1.026121HNpHZMPaMPaSlim222min560 1.156441HNpHZMPaMPaS）齿数比因为 Z2=i Z1，所以214ZZ）齿宽系数由于本设计的齿轮传动中的齿轮为对称布置，且为软齿面传动，查机械基础P326表 1412，得到齿宽系数的范围为 0.81.1。取。1d ）计算小齿轮直径 d1 由于，故应将代入齿面接触疲劳设计公式，得21pp1p2213313.5313.53 189.81.54275841()45.80mm61214EHdZKM udmmu 圆周速度 v111466.79845.801.12/60 100060 1000n dvm s查机械设计学基础P145表 57，v1和 N2=，查机械设计学基础P156图81063 1081.681 1063 10534 得， YN1=1 , YN2=1 )弯曲疲劳强度的最小安全系数 SFmin 本传动要求一般的可靠性，查机械设计学基础P151表 510，取 SFmin1.2。）弯曲疲劳许用应力 将以上各参数代入弯曲疲劳许用应力公式得 Flim1FP1N1Fmin180=Y =1MPa=150MPaS1.2 Flim2FP2N2Fmin170=Y =1MPa=141.67MPaS1.2）齿根弯曲疲劳强度校核 1111122 1.542758=2.81MPa=33.37MPa603 60FFFPKTYbmd 1222122 1.5427582.2426.60603 60FFFPKTYMPaMPabmd 因此，齿轮齿根的抗弯强度是安全的。2.3.5 轴的设计（1 1） 高速轴的设计高速轴的设计 选择轴的材料和热处理采用 45 钢，并经调质处理，查机械基础P369表 161，得其许用弯曲应力，。160MPa118106A : 初步计算轴的直径 由前计算可知：P1=2.09KW,n1=466.798r/min 其中，A 取 112。14 13312.0911220.108mm466.798PdAn主 考虑到有一个键槽，将该轴径加大 5%，则 d=20.108 105%=21.11mm22.4mm查机械基础P458附录 1，取 d=25mm 轴的结构设计高速轴初步确定采用齿轮轴，即将齿轮与轴制为一体。根据轴上零件的安装和固定要求，初步确定轴的结构。设有 7 个轴段。1 段：该段是小齿轮的左轴端与带轮连接，该轴段直径为 25mm，查机械基础P475附录 23，取该轴伸 L160mm。 2 段： 参考机械基础P373，取轴肩高度 h 为 1.5mm，则 d2=d1+2h=28mm。 此轴段一部分用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。3 段：此段装轴承，取轴肩高度 h 为 1mm，则 d3=d2+2h=30mm。选用深沟球轴承。查机械基础P476附录 24，此处选用的轴承代号为 6306，其内径为 30mm，宽度为 19 mm。为了起固定作用，此段的宽度比轴承宽度小12mm。取此段长 L3=17mm。4 段与 6 段：为了使齿轮与轴承不发生相互冲撞以及加工方便，齿轮与轴承之间要有一定距离，取轴肩高度为 2mm，则 d4=d6=d3+2h=33mm，长度取 5mm，则 L4= L65mm。5 段：此段为齿轮轴段。由小齿轮分度圆直径 d =60mm 可知，d6=60mm。因为小齿轮1的宽度为 70mm，则 L5=70mm。7 段：此段装轴承，选用的轴承与右边的轴承一致，即 d7=30mm，L717mm。由上可算出，两轴承的跨度 Lmm17527097L 按弯矩复合强度计算A、圆周力：11122427581425.360tMFNdB、径向力： 011tan1425.3tan20518.8rtFFN）绘制轴受力简图15）绘制垂直面弯矩图轴承支反力： 1518.8259.422AYBYFrFFN11425.3712.6522AzBzFtFFN由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在垂直面弯矩为19797259.412580.922cAYMFN mm如图）绘制水平面弯矩图16297712.6534563.522cAZLMFN mm）绘制合弯矩图2222111()12580.934563.536782.01CVCHMcMMN mm）绘制扭转图转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取 =0.6，10.64275825654.8aMN mm）绘制当量弯矩图 截面 C 处的当量弯矩：22221() )36782.01(0.642758)44845.12cMecMMN mm)校核危险截面 C 的强度 轴上合成弯矩最大的截面在位于齿轮轮缘的 C 处，W0.1d431344845.1212.48600.1 33CeMecMPaMPaW所以 轴强度足够。（2 2）低速轴的设计）低速轴的设计 选择轴的材料和热处理采用 45 钢，并经调质处理，查机械基础P369表 161，得其许用弯曲应力17，。160MPa118106A : 初步计算轴的直径由前计算可知：P2=2.007KW,n2=116.700r/min计算轴径公式：2322PdAn即：其中，A 取 106。233222.00710627.36116.700PdAmmn 考虑到有一个键槽，将该轴径加大 5%，则 227.36 1.0528.73dmm查机械基础P458附录 1，取 d=30mm 轴的结构设计根据轴上零件得安装和固定要求，并考虑配合高速轴的结构，初步确定低速轴的结构。设有 6 个轴段。1 段： 此段装联轴器。装联轴器处选用最小直径 d1=32mm，根据机械基础P482附录 32，选用弹性套柱销联轴器，其轴孔直径为 32mm，轴孔长8232823261BJJLT度为 60mm。根据联轴器的轴孔长度，又由机械基础P475附录 23，取轴伸段（即段）长度 L158mm。2 段：查机械基础P373，取轴肩高度 h 为 1.5mm，则 d2=d1+2h=mm355 . 1232此轴段一部分长度用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。3 段：取轴肩高度 h 为 2.5mm，则 d3=d2+2h=35+2mm。此段装轴承与套筒。405 . 2选用深沟球轴承。查机械基础 P476附录 24，此处选用的轴承代号为 6208，其内径为 40mm，宽度为 18mm。为了起固定作用，此段的宽度比轴承宽度小12mm。取套筒长度为 10mm，则此段长 L3=（18-2）+10+2=28mm。4 段：此段装齿轮，取轴肩高度 h 为 2.5mm，则 d4=d3+2h=mm。因为455 . 2240大齿轮的宽度为 60mm，则 L4=60-2=58mm5 段：取轴肩高度 h 为 2.5mm，则 d5=d4+2h=50mm，长度与右面的套筒相同，即L5=10mm。186 段：此段装轴承，选用的轴承与右边的轴承一致，即 d6=40mm，L617mm。由上可算出，两轴承的跨度 L。182 106098mm 低速轴的轴段示意图如下： 按弯矩复合强度计算A、圆周力：2222M2 1642401351.770243tFNdB、径向力：022tan1351.770tan20492rtFFN）求支反力 FAX、FBY、FAZ、FBZ249224622rAYBYFFFN21351.770675.88522tAzBzFFFN)由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在垂直面弯矩为受力图：1982461205422cAYLMFN mm）截面 C 在水平面上弯矩为：298675.88533118.36522cAzLMFN mm）合成弯矩为：222212(1205433118.36535243.79cccMMMN mm）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取 =0.6，截面 C 处的当量弯矩：22222()44136(0.6 164240)104656.8eccMMaMN mm)校核危险截面 C 的强度 轴上合成弯矩最大的截面在位于齿轮轮缘的 C 处，W0.1d4313104656.811.48pa0.1 45CebMecMW所以轴强度足够。192.3.6 滚动轴承的选择与校核计算根据机械基础P437推荐的轴承寿命最好与减速器寿命相同，取 10 年，一年按 300天计算， T h=(300108)=24000h（1 1）高速轴承的校核）高速轴承的校核选用的轴承是 6306 深沟型球轴承。轴承的当量动负荷为 )(ardYFXFfP由机械基础P407表 186 查得，fd1.21.8，取 fd=1.2。因为 Fa1=0N，Fr1= 518.8N，则 dPf XFr查机械基础P407表 185 得，X= 1，Y= 0 。 11.2 1 518.8622.560.62256drPf XFNKN 查机械基础p406 表 18-3 得：ft=1 ，查机械基础p405 得：深沟球轴承的寿命指数为3 ，Cr= 20.8KN；则 663102610101 20800()()1.3 10240006060466.798622.56trhf CLhhnP所以预期寿命足够，轴承符合要求。（2 2）低速轴承的校核）低速轴承的校核选用 6208 型深沟型球轴承。轴承的当量动负荷为)(ardYFXFfP由机械基础P407表 186 查得，fd1.21.8，取 fd=1.2。因为 Fa2=0N，Fr2=492N，则 dPf XFr查机械基础P407表 185 得，X=1 ，Y=0 。1.2 1 745.09590.405dPf XFrN 查机械基础p406 表 18-3 得：ft=1 ，查机械基础p405 得：深沟球轴承的寿命指数为3 ，Cr=22.8KN；则66310610101 22800()()240008.2 106060 116.7590.405thfCLhhnP所以预期寿命足够,轴承符合要求。202.3.7 键联接的选择及其校核计算（1）选择键的类型和规格）选择键的类型和规格 轴上零件的周向固定选用 A 形普通平键，联轴器选用 B 形普通平键。 高速轴（参考机械基础p471、附录 17， 袖珍机械设计师手册p835、表 15-12a）：根据带轮与轴连接处的轴径 25mm，轴长为 60mm，查得键的截面尺寸b8mm ，h7mm 根据轮毂宽取键长 L40mm 高速齿轮是与轴共同制造，属于齿轮轴。 低速轴：根据安装齿轮处轴径，查得键的截面尺寸，根据轮mmd454mmmmhb914毂宽取键长。mmLL4084884根据安装联轴器处轴径，查得键的截面尺寸，取键mmd321mmmmhb810长 L=50mm。根据轮毂宽取键长 L72mm（长度比轮毂的长度小 10mm）（2）校核键的强度）校核键的强度 高速轴轴端处的键的校核：键上所受作用力： 22 100042.7583420.6425MFNd）键的剪切强度 (0.6 0.8)60 80MPa3420.6410.7 60840FFMPaMPaMPaAbl键的剪切强度足够。）键联接的挤压强度 22 5179.76e41.11MPa90Ae7 36FFeMPahl (0.91.5)90150MPae223420.6424.4(17. 2.0)60102 120740eeeFFMPaMPaMPaAhl键联接的挤压强度足够。21 低速轴两键的校核A、低速轴装齿轮轴段的键的校核：键上所受作用力：22 1000 164.2407299.5645MFNd）键的剪切强度 7299.5613.0 601440FFMPaMPaMPaAbl键的剪切强度足够。）键联接的挤压强度 键联227299.5640.6(17. 2.0)60102 120940eeeFFMPaMPaMPaAhl接的挤压强度足够。B、低速轴轴端处的键的校核：键上所受作用力 ：22 1000 164.2401026532MFNd）键的剪切强度 1026520.53 601050FFMPaMPaMPaAbl键的剪切强度足够。）键联接的挤压强度 键联22 1026551.3(17. 2.0)60102 1208 50eeeFFMPaMPaMPaAhl接的挤压强度足够。22第 3 章 链参数计算3.1 传送链的设计链传动是一种挠性运动，它由链条和链轮组成。通过链轮轮齿与链条链节的啮合来传递运动和动力。链传动按用途不同可以分为传动链、输送链和起重链。图 3-1 链传动滚子链的结构如图 3-1 所示：它是由内链板 1、外链板 2、销轴 3、套筒 4 和滚子5 组成。内链板与套筒之间、外链板与销轴之间为过盈配合，滚子与套筒之间、套筒与销轴之间为间隙配合。当内、外链板相对挠曲时，套筒可绕销轴自由转动。滚子是活套在套筒上的，工作时，滚子沿链轮齿廓滚动，这样就可减少齿廓的磨损。链的磨损主要发生在销轴与套筒的接触面上。因此，内、外链板间应留少许间隙，以便润滑油渗入销轴和套筒的摩擦面间。23链板一般制成 8 字形，以使它的各个横截面具有接近相等的抗拉强度，同时也减少了链的质量和运动时的惯性力。图 3-2 滚子链的结构当传递大功率时，可采用双排链或多排链。多排链的承载能力与排数成正比。但由于精度的影响，各排链承受的载荷不易均匀，故排数不宜过多。滚子链的链节数为偶数时，接头处可用开口销或弹簧卡片来固定，一般前者用于大节距，后者用于小节距；当链节数为奇数时，需采用过渡链节。由于过渡链节的链板要受附加弯矩的作用，所以在一般情况下最好不用奇数链节。3.2 链式轴的设计3.2.1 驱动轴的设计24图 3-4 驱动轴受力分析图由静力平衡方程 0Fb0MBlFRA， 0F0RBFalMA，求得支反力为 lFaFlFbRBRA，F以梁的左端为坐标原点，选取坐标系如图 4.9a 所示。集中力 F 作用于 C 点，梁在 AC和 CB 两段内的剪力或弯矩不能用同一方程式来表示，应分段考虑。在 AC 段内取距原点为 x 的任意截面，截面以左只有外力，根据剪力和弯矩的计算方法和符号规则，RAF求得这一截面上的和 M 分别为SF lFbxS)(F)0(ax （a） (b)xlFbxM)()0(ax 这就是在 AC 段内的剪力方程和弯矩方程。如在 CB 段内取距左端为 x 的任意截面，则25截面以左右和 F 两个外力，截面上的剪力和弯矩是RAF (c)lFaFlFbxS)(F) 1( xa (d)()()(xllFaaxFxlFbxM) 1( xa当然，如用截面右侧的外力来计算会得到相同的结果。由(a)式可知，在 AC 段内梁的任意截面上的剪力皆为常数，且符号为正，所以lFb在 AC 段(0xa)内，剪力图是在 Xz 轴上方且平行于 x 轴的直线（图 3-4） 。同理。可以根据（c）式作 CB 段的剪力图。从剪力图看出，当 a10rmin),可按基本额定动载荷计算值选择轴承，然后校核其额定静载荷是否满足要求。当轴承可靠性为 90、轴承材料为常规材料并在常规条件下运转时，取 500h 作为额定寿命的基准，同时考虑温度、振动、冲击等变化，则轴承基本额定动载荷可按下式进行简化计算。rTndmhCPfffffCC基本额定动载荷计算值，N；P当量动载荷，N；fh寿命因数；1fn速度因数；0.822fm力矩载荷因数，力矩载荷较小时取 1.5，较大时取 2；fd冲击载荷因数；1.5fT温度因数；1CT轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，N；查表得，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。在本输送装置中，可以假设轴承只承受径向载荷，则当量动载荷为：P=XFr+YFa查文献3的表 6-2-18，得，X=1，Y=0；所以，P=Fr=1128N。由以上可得：NPfffffCTndmh6 .308711281822. 05 . 15 . 11本输送机中的轴承承受的载荷多为径向载荷，所以选取深沟球轴承，查文献的附表，并考虑轴的外径，选取轴承 6305-RZ，其具体参数为：内径 d=25mm，外径D=62mm，基本额定载荷，基本额定静载荷，极限速度为kN2 .22rCkN5 .110rC10000r/min，质量为 0.219kg。然后校核该轴承的额定静载荷。额定静载荷的计算公式为：rCPSC0000式中：基本额定静载荷计算值，N; 0C28当量静载荷，N；0P安全因数;0S轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定静载荷，rC0查文献3的表 6-2-14 知，对于深沟球轴承，其当量静载荷等于径向载荷。查文献3的表 6-2-14 知，安全系数2 . 10S则轴承的基本额定静载荷为：kNCNPSCr2 .116 .135311282 . 10000由上式可知，选取的轴承符合要求3.4 链强度计算3.4.1 链传动的运动特性由于链是由刚性链节通过销轴铰接而成，当链绕在链轮上时，其链节与相应的轮齿啮合后，这一段链条将曲折成正多边形的一部分。该正多边形的边长等于链条的节距 p，边数等于链轮齿数 z，链轮每转过一圈，链条走过 zp 长，所以链的平均速度 v为=v10006011pnz10006022pnz式中： 、分别为主、从动链轮的齿数；z1z2 、分别为主、从动链轮的转速，r/min。n1n2链传动的平均传动比1221zznni因为链传动为啮合传动，链条和链轮之间没有相对滑动，所以平均链速和平均传动比都是常数。但是，仔细考察绞链链节随同链轮转动的过程就会发现，链传动的瞬间传动比和链速并非常数我们知道，链条由刚性链板通过铰链连接而成。当链条绕在链轮上时，其形状如图所示：在主动链轮上，铰链 A 正在牵引链条沿直线运动，绕在主动链轮上的其他铰链并不直接牵引链条，因此，链条的运动速度完全有铰链 A 的运动所决定。铰链 A 随同主动链轮运动的线速度方垂直于 AO，与链直线运动方向的夹角为。因此，铰111rv 链 A 实际用于牵引链条运动的速度为式中。为主动链轮的分度圆半径，m。因为是变化的，所以即使主动链轮转R1速恒定，链条的运动速度也是变化的。当=时，链速最低；当=0，链111802z速最高，是主动链轮上的一个链节所对的中心角。链速的变化呈周期性，链轮转过129一个链节，对应链速变化的一个周期。链速变化的程度与主动链轮的转速和齿数1n有关。转速越高、齿数越少，则链速变化范围越大。1z在链速变化的同时，铰链 A 还带动链条上下运动，其上下运动的链速 1也是随链节呈周期性变化的。sinsin1111Rvvy在主动链轮牵引链条变速运动的同时，从动链轮上也发生着类似的过程。从动链轮上的铰链 C 正在被直线链条拉动，并由此带动从动链轮以转动。因为链速方向2x与铰链的 C 的线速度方向之间的夹角为，所以铰链 C 沿圆周方向运动的线速度为cos222xvRv式中，为从动链轮的分度圆半径，2R0m由此可知从动链轮的转速为coscoscos21122RRRvx在传动过程中因为在内不断变化，加上也是不断变化，多以即使是22180z1常数，也是周期性变化的。2从上式中可得链传动的瞬时传动比为coscos1221RRi可见链传动的瞬时传动比是变化的。链传动的传动比变化与链条绕在链轮上的多边形特征有关，故以上现象称为链传动的多边形效应。3.4.2 链传动的动载荷链传动在工作过程中，链速和主从链轮的转速都是变化的，因而会引起变化的惯性力及相应的动载荷。链速变化引起的惯性力为=maF1d式中：紧边链条的质量，kg;m链条变速运动的加速度，/。cm2s如果视主动链轮匀速转动，则 sin)cos(21111RRdtddtdvxc当时,111802z(2180sin)180sin()2112111211maxpzRzRc从动链轮因角加速度引起的惯性力为FdtdRJd222式中：J从动系统转化到从动链轮轴的转动惯性，;kg2.m30从动链轮的角速度， rad/s.2链轮的转速越高，节距越大，齿数越少，则惯性力就越大，相应的动载荷也就越大。同时，链条沿垂直方向也在做变速运动，也会产生一定的动载荷。此外，链节和链轮啮合瞬间的相对速度，也将引起冲击和振动，当链节和链轮轮齿接触的瞬间，因链节的运动速度和链轮轮齿的运动速度在大小和方向上的差别，从而产生冲击和附加的动载荷。显然，节距越大，链轮的转速越高，则冲击越严重。3.4.3 链传动的受力分析链传动在安装时，应使链条受到一定的张紧力。张紧力是通过使链条保持适当的垂度所产生的悬垂拉力来获得的。链传动张紧的目的主要是使松边不致过松，以免出现链条的不正常啮合