数控卧式镗铣床刀库结构设计【链式刀库 60把刀】
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链式刀库 60把刀
数控卧式镗铣床刀库结构设计【链式刀库
60把刀】
数控
卧式
铣床
结构设计
链式
60
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1 绪 论1 绪 论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的关注。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；自动换刀系统由控制系统和换刀装置组成 。在数控镗铣床的基础上，如果再配以刀具和自动换刀系统，就构成加工中心。在这类数控机2毕业设计（论文）床上，自动换刀装置是必不可少的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JCS-013型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：a. 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。b. 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。c. 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。d. 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。e. 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。f. 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：a. 高效能的产品 发展符合高荷重、高容量、高速化概念的刀库产品。b. 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：a. 可远距离传输。b. 换刀时可同步打刀，缩短换刀时间。c. 大容量且可扩充。d. 高效且精准的驱动和选刀系统。e. 控制系统复杂。f. 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。a. 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。b. 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a. 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。b. 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JCS-013型数控卧式镗铣床刀库进行设计，采用AutoCAD 2007中文版对刀库及关键零件进行绘制。 2 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。a. 确定不平衡重力FWmax由图2-1知,不平衡重力23毕业设计（论文） M-刀具的质量 g-重力加速度b. 确定摩擦力F3 (2-1)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。 R刀座外半径，取50mm；L刀座长度，取210mm。c. 确定每排刀具负载转矩Tf d. 确定每排刀具作用在主动轮上的负载转矩Tz (2-2) 1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。e. 确定作用在液压马达上的负载转矩Ty (2-3) i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 2.2.2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。a. 确定链轮周长S d=272mmb. 确定液压马达的转速范围 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 a. 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。 b. 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。2.3.2 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： a. 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。 b. 小齿轮的转矩接触疲劳许用应力 (1) 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 (2) 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 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 (3) 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 (4) 计算接触疲劳许用应力 将以上各数值代入许用接触应力计算公式得 (5)齿数比因为 Z2=iZ1，所以 (6)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 。 ）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 c. 圆周速度v 查机械设计学基础P145表57，v1和N2= ，查机械设计学基础P156图534得， YN1=1 , YN2=1 (3) 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。(4)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 (5)齿根弯曲疲劳强度校核 因此，齿轮齿根的抗弯强度是安全的。2.3.5 轴的设计a.高速轴的设计 (1) 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 ， 。(2)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。 考虑到有一个键槽，将该轴径加大5%，则 查机械基础P458附录1，取d=25mm(3)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L mm(4) 按弯矩复合强度计算圆周力： 径向力： 1)绘制轴受力简图 图2-2 轴的受力简图（a）图2-3 轴的受力简图（b）2)绘制垂直面弯矩图轴承支反力： 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 图2-4 垂直面弯矩图3）绘制水平面弯矩图 图2-5 水平弯矩图4）绘制合弯矩图 图2-6 合弯矩图5）绘制扭转图转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取=0.6， 图2-7 扭转图6）绘制当量弯矩图 截面C处的当量弯矩： 图2-8 当量弯矩图7) 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，W0.1d43 所以 轴强度足够。 b. 低速轴的设计(1)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 ， 。(2) 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： 即：其中，A取106。 考虑到有一个键槽，将该轴径加大5%，则 查机械基础P458附录1，取d=30mm(3) 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=mm，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。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。6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。（4） 低速轴的轴段示意图如下： 图2-9 低速轴的轴段示意图（5） 按弯矩复合强度计算A、圆周力： B、径向力： 1） 求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ 2) 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： 3） 截面C在水平面上弯矩为： 4） 合成弯矩为： 5） 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： 6) 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，W0.1d43 所以轴强度足够。2.3.6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)=24000ha. 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 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。 查机械基础P407表185得，X= 1，Y= 0 。 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 所以预期寿命足够，轴承符合要求。b. 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 由机械基础P407表186查得，fd1.21.8，取fd=1.2。因为Fa2=0N，Fr2=492N，则 查机械基础P407表185得，X=1 ，Y=0 。 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 所以预期寿命足够,轴承符合要求。2.3.7 键联接的选择及其校核计算a. 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。(1) 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。(2)低速轴：根据安装齿轮处轴径，查得键的截面尺寸，根据轮毂宽取键长。根据安装联轴器处轴径，查得键的截面尺寸，取键长L=50mm。根据轮毂宽取键长L72mm（长度比轮毂的长度小10mm）b. 校核键的强度(1) 高速轴轴端处的键的校核：键上所受作用力： 1）键的剪切强度 键的剪切强度足够。2）键联接的挤压强度 键联接的挤压强度足够。(2) 低速轴两键的校核1) 低速轴装齿轮轴段的键的校核：键上所受作用力： 键的剪切强度 键的剪切强度足够。 键联接的挤压强度 键联接的挤压强度足够。2) 低速轴轴端处的键的校核：键上所受作用力 ： 键的剪切强度 键的剪切强度足够。 键联接的挤压强度 键联接的挤压强度足够。3 链参数计算3 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。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。4图3-2 滚子链的结构毕业设计（论文）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链式轴的设计驱动轴的设计 图3-3驱动轴受力分析图由静力平衡方程 求得支反力为 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，求得这一截面上的和M分别为 （a） (b)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，则截面以左右 和F两个外力，截面上的剪力和弯矩是 (c) (d)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。 C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： 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10000r/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： 式中： 基本额定静载荷计算值，N; 当量静载荷，N； 安全因数; 轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定静载荷，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，安全系数则轴承的基本额定静载荷为： 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 = = 式中： z1、z2 分别为主、从动链轮的齿数； n1、n2 分别为主、从动链轮的转速，r/min。链传动的平均传动比 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，铰链A实际用于牵引链条运动的速度为式中。R1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速恒定，链条的运动速度也是变化的。当=时，链速最低；当=0，链速最高，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有关。转速越高、齿数越少，则链速变化范围越大。在链速变化的同时，铰链A还带动链条上下运动，其上下运动的链速也是随链节呈周期性变化的。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 式中，为从动链轮的分度圆半径， 由此可知从动链轮的转速为 在传动过程中因为在内不断变化，加上也是不断变化，所以即使是常数，也是周期性变化的。从上式中可得链传动的瞬时传动比为。 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Fd1 =ma式中：m紧边链条的质量，kg; 链条变速运动的加速度，m /s2 。如果视主动链轮匀速转动，则 当时,(从动链轮因角加速度引起的惯性力为 式中：J从动系统转化到从动链轮轴的转动惯性，;从动链轮的角速度，rad/s.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、跳齿或脱链。因为链传动为啮合传动，所以与带传动相比，链传动所需的张紧力要小得多。链传动在工作时，存在紧边拉力和松边拉力。如果不计传动中的动载荷，则紧边拉力和松边拉力分别为, 式中： F 有效圆周力，N; F 离心力引起的拉力，N； F 悬垂拉力，N。 有效圆周力为 式中： P 传动的功率，kW； V 链速，m/s。 离心力引起的拉力为 式中： q为链条单位长度的质量，kg/m。悬垂拉力Ff为 Ff=max(Ff,Ff)其中：F f =Kfqa F f =(Kf+sina )qa 式中：链传动的中心距，mmKf垂度系数，见下图。图中f为下垂度， 为中心线与水平面夹角。 图3-4 悬垂拉力3.4.4 滚轮接触强度的计算机械中各零件之间力的传递，总是通过两零件的接触来实现的。除了共形面相接触的情况外大量存在着异形曲面相接触的情况。这些异形曲面在未受外力时的初始接触情况，不外乎是点接触和面接触两种。已知的原始条件有：轨道的材料: Q235-A =235Mpa b=440Mpa E=206Gpa橇体重G0=250kg 工件重G1=650kg 每轮载荷F=2256.3N 走轮直径D=125mm走轮有效踏面长L=4800mm 根据计算公式Pmax=0.418SQRT(F/LE/R)由上面的计算可知P=0.418 =0.52Mpa37刀库准停系统的设计4 刀库准停系统的设计为了确保刀座不能准确地停在换刀位置上，需要采取如下措施（1）刀座的精确定位是靠装在轴上的定位啮合牙嵌式电磁离合器M实现的，如3-1所示。离合器的磁轭和衔铁的齿面是不等分的，每间隔不同齿数有一个宽平齿，衔铁和磁轭只有在一个位置上才能啮合。磁轭固定在刀库法兰盘上，衔铁随轴转动，通电后，衔铁转到固定位置与磁轭啮合，使轴每次停在固定的方位上，保证了每个刀座的正确定位，如图3-2所示。为了保证刀座的准停精度和刀座定位的刚性，链式刀库的换刀位置设在主动链轮上。如果刀座不能准确地停在换刀位置上，将会使换刀机械手抓刀不住，以致在换刀时容易发生掉刀现象。因此，刀座的准停问题，将是影响换刀动作可靠性的重要因素之一。 图4-1 磁轭（左）、衔铁（右）零件图（2）链式刀库要选用节距精度较高的套筒滚子链和链轮，该设计选用的是链号为20A的链条。（3）尽量减少刀座孔径和轴向尺寸的分散度，以保证刀柄槽在换刀位置上的轴向位置精度。（4）要消除反向间隙的影响。刀库驱动传动链，必然会有传动间隙，且这种间隙还随机械磨损而增大，这将影响刀库的准停精度，所以，必须采用各种办法减少或消除齿轮间隙。毕业设计（论文）本设计将采用柔性调整法来消除齿轮间隙。柔性调整法是指调整后齿侧间隙可以自动补偿的方法。这种调整法在齿轮的齿后和周节有差异的情况下，仍可始终保持无间隙啮合。但将影响传动的平稳性，而且这种调整法的结构比较复杂，传动刚度低， 如图3-3所示。 图4-2 压力弹簧消除间隙结构示意图1、2薄齿轮；3圆柱销；4镶块；5圆弧槽；6弹簧先将一个大的直齿圆柱齿轮加工成1、2两个薄齿轮，齿轮的下半部分1上带有三个周向圆弧槽5，齿轮的上半部分2上钻有三个销孔，圆柱销3依靠微量过盈固定在销孔中，套装在圆弧槽内，弹簧6的两端分别顶在圆柱销3和镶块4上，使两个薄齿轮的齿错位，起到消除间隙的作用。结 论结 论在竞争十分激烈的今天，面对市场的压力，如何提高机械制造业的生产效率是为重中之重。减少机械加工时换刀具所使用的时间，就是提高生产效率，提高生产效益。本次设计的刀库满载装刀60把，链条快速移动速度为8米/分，慢速移动速度为0.2米分,基本实现了快速换刀的工业需求，极大地提高了加工速度，降低了产品价格所需的时间，节约了生产成本。通过这次设计，在辛苦的劳动中，我逐渐摆脱了单纯的理论知识学习以及实际操作中的不足，提高了我的规范设计以及CAD制图等其
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