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1 緒 論 1 緒 論 1.1本課題在國內外的研究動態(tài) 隨著中國經濟的快速發(fā)展，進入21世紀，我國機床制造業(yè)既面臨著提 升機械制造業(yè)水平的需求而引發(fā)的制造裝備發(fā)展的良機，也面臨著加入WTO后激烈的市場競爭的壓力。從技術層面上講，加速推進數控技術將是解決機床制造業(yè)持續(xù)發(fā)展的一個關鍵。 數控機床及由數控機床組成的制造系統(tǒng)是改造傳統(tǒng)產業(yè)、構建數字化企業(yè)的重要基礎裝備，它的發(fā)展一直備受人們的關注。數控機床以其卓越的柔性自動化的性能、優(yōu)異而穩(wěn)定的精度、靈捷而多樣化的功能引起世人矚目，它開創(chuàng)了機械產品機電一體化發(fā)展的先河，因此數控技術成為先進制造技術中的一項核心技術。另一方面，通過持續(xù)的研究，信息技術的深化應用促進了數控機床的進一步提升[1]。 隨著數控技術的發(fā)展，采用數控系統(tǒng)的機床品種日益增多，有車床、銑床、鏜床、鉆床、磨床、齒輪加工機床和電火花加工機床等。此外還有能自動換刀、一次裝卡進行多工序加工的加工中心、車削中心等。 數控機床主要由數控裝置、伺服機構和機床主體組成，輸入數控裝置的程序指令記錄在信息載體上，由程序讀入裝置接收，或由數控裝置的鍵盤直接手動輸入[2]。 隨著微電子技術、計算機技術和軟件技術的迅速發(fā)展，數控機床的控制系統(tǒng)日益趨向于小型化和多功能化，具備完善的自診斷功能，可靠性也大大提高，數控系統(tǒng)本身將普遍實現自動編程。 未來數控機床的類型將更加多樣化，多工序集中加工的數控機床品種越來越多；激光加工等技術將應用在切削加工機床上，從而擴大多工序集中的工藝范圍；數控機床的自動化程度更加提高，并具多種監(jiān)控功能，從而形成一個柔性制造單元，更加便于納入高度自動化的柔性制造系統(tǒng)中[3]。 數控機床為了進一步提高生產率，進一步壓縮非切削時間，現代的機床逐步發(fā)展為在一臺機床上一次裝夾中完成多工序或全部工序的加工。數控機床為了能在工件一次裝夾中完成多個工步，以縮減輔助時間和減少多次安裝工件引起的誤差，通常帶有自動換刀系統(tǒng)。對工件的多工序加工而設置的存儲及更換刀具的裝置稱為自動換刀裝置；自動換刀系統(tǒng)由控制系統(tǒng)和換刀裝置組成 。在數控鏜銑床的基礎上，如果再配以刀具和自動換刀系統(tǒng)，就構成加工中心。在這類數控機 2 畢業(yè)設計（論文） 床上，自動換刀裝置是必不可少的[4]。例如加工中心機床又稱多工序自動換刀數控機床，它主要是指具有自動換刀及自動改變工件加工位置功能的數控機床，具有自動換刀裝置是加工中心機床的典型特征，是多工序加工的必要條件。自動換刀裝置的功能，對整機的加工效率有很大的影響[5]。 數控機床的自動換刀裝置的結構形式多種多樣，選擇何種形式，主要取決于機床的種類、工藝范圍以及刀具的種類和數量等。本課題中的JCS-013型數控臥式鏜銑床將采用的是帶刀庫的自動換刀形式。 1.1.1刀庫產品目前的水平 在此概念基礎下，刀庫產品的發(fā)展現況為： a. 超重刀庫的發(fā)展：發(fā)展出刀鏈系統(tǒng)能承載重量70kg以上之超重刀具，擁有強力鎖刀裝置的穩(wěn)定刀鏈架構，可防止重型刀具于運轉中墜落。 b. 高效率且定位精度的驅動及選刀系統(tǒng)的發(fā)展：發(fā)展出高精度系統(tǒng)配置以及高質量、高定位精度的伺服電動機及減速器，以符合選刀迅速、換刀精確的主要性能需求。 c. 多型式刀具容載刀庫的發(fā)展：發(fā)展出同時可容納多種型式刀具（如ISO50及ISO60）的刀鏈系統(tǒng)，也被視為是必須時常變換使用多種主軸的加工中心的必備裝置。 d. 不同型式刀及其任意點換刀系統(tǒng)的發(fā)展：可以同時夾取不同型式刀具（如ISO50及ISO60），因應需求必須有不同的刀具。為了縮短換刀時間，多點式或任意點式換刀系統(tǒng)是有必要的。 e. 輕量化、低成本架構刀庫的發(fā)展：發(fā)展出輕量化的塑鋼射出刀套架構，整體重量較傳統(tǒng)刀庫減輕100kg以上，成本大幅降低的刀庫。 f. 大型及高容量刀庫的發(fā)展：在機床多功能趨勢演化下，大量的刀具被使用在同一臺機床上，刀庫的架構必須兼顧換刀效率及儲刀效能，多變的刀庫型體（可容納120/180/200把以上刀具）及多樣精密的換刀系統(tǒng)（如各種立式、臥式、立臥單點及多點式換刀系統(tǒng)），是其主要的特色[6]。 1.1.2刀庫系統(tǒng)的發(fā)展趨勢 近年來刀庫的發(fā)展儼然已超越其為裝備的角色，在特有的技術領域中發(fā)展出符合工具機高精度、高效能、高可靠度及多任務復合等概念產品，多樣化產品，左右工具機在生產效能及產品精度的表現。刀庫的容量、布局，針對不同的工具機，形式也有所不同。根據刀庫的容量、外型和取刀的方式可大概分為斗笠式刀庫、圓盤式刀庫、鏈條式刀庫[7]。其發(fā)展趨勢為： a. 高效能的產品 發(fā)展符合高荷重、高容量、高速化概念的刀庫產品。 b. 輕量化、低成本的產品 發(fā)展符合重量輕、成本低概念的刀庫產品。 1.1.3刀庫系統(tǒng)的發(fā)展方向 刀庫系統(tǒng)作為自動化加工過程中所需的儲刀及換刀需求的一種裝置，為數控機床縮短機床非切削時間，降低勞動強度提供了必要條件，是數控機床的重要的功能部件，必將向以下幾個方向發(fā)展。一方面隨著主機的“單機多任務復合化”發(fā)展，刀庫也必將向容量大、結構精、速度快、效率高的方向發(fā)展，以適應主機的高轉速、高精度和強力切削的機械特性。此類刀庫大部分為臥式刀庫，有下面幾個特點： a. 可遠距離傳輸。 b. 換刀時可同步打刀，縮短換刀時間。 c. 大容量且可擴充。 d. 高效且精準的驅動和選刀系統(tǒng)。 e. 控制系統(tǒng)復雜。 f. 刀具重量大。比如適合五軸聯動的立臥轉換伺服刀庫。而另一方面，刀庫僅作為單純的儲刀倉功能存在，主軸主動抓刀的“固定地址換刀”刀庫也是發(fā)展的方向之一，此時刀庫好比數控系統(tǒng)的一個控制軸，僅有旋轉定位功能，如立車刀庫、轉盤刀庫等[8]。 尤其以40盤式刀庫為代表，換刀速度和刀庫重量已經成為衡量刀庫性能的主要參數之一，比如，吉輔40盤式刀庫的換刀速度1.1s，重量已經降到295kg。 在選材上更環(huán)保，在制作過程中減少消耗，使用過程智能、安全等也是刀庫發(fā)展的方向之一。 1.2課題的目的、意義和開展研究工作的設想 1.2.1課題的目的 未來工具機產業(yè)的發(fā)展，均以追求高速、高精度、高效率為目標。隨著切削速度的提高，切削時間的不斷縮短，對換刀時間的要求也在逐步提高；換刀的速度已成為高等級工具機的一項重要指標。本課題的目的就是要通過對刀庫 的優(yōu)化設計以提高換刀速度，減少助助時間。 1.2.2開展研究工作的設想 為了達到減少輔助加工時間目的，綜合考慮工具機的各方面因素，在盡可能短的時間內完成刀具交換一般強調換刀速度快的臥式機臺，皆有幾個特點：1.刀臂短 2.刀臂不一定成直線 3.兩刀可能互相垂直 4.凸輪箱小且可移動。其主要目的是要讓換刀時，可動件之轉動慣量小，以達到快速換刀之目的。該技術包括刀庫的設置、換刀方式、換刀執(zhí)行機構和適應高速工具機的結構特點等。 a. 提高換刀速度的基本原則 工具機的換刀裝置，通常由刀庫和換刀機構組成，有些應用機械手臂換刀，有些換刀方式并不需要機械手臂，刀庫的形式和擺放位置也不一樣。為了適合高速運動的需要，高速工具機在結構上已和傳統(tǒng)的工具機不同。以刀具運動進給為主，減小運動工件的質量，已成為高速工具機設計的主流。因此，設計換刀裝置時，要充分考慮到高速工具機的結構特征[9]。 b. 提高換刀速度的主要技術方法 適合于工具機的快速自動換刀技術主要有以下幾個方面：在傳統(tǒng)自動換刀裝置的基礎上提高動作速度，或采用動作速度更快的機構和驅動元件。例如，機械凸輪結構的換刀速度高于液壓和氣動結構。根據高速工具機的結構特點設計刀庫和換刀裝置的形式和位置。例如，傳統(tǒng)工具機的刀庫和換刀裝置多裝在立柱一側，在高速工具機則多為立柱移動的進給方式，為減輕運動件質量，刀庫和換刀裝置不宜再裝在立柱上。采用新方法進行刀具快速交換，不用刀庫和機械手方式，而改用其它方式換刀。例如不用換刀，用換主軸的方法。使用適合于高速工具機的刀柄。如HSK刀柄質量輕，裝卸刀具的行程短，可以使自動換刀裝置的速度提高?？焖僮詣訐Q刀裝置采用HSK空心短錐柄刀是發(fā)展的趨勢。 1.2.3課題設計方案的選擇和設計手段 a. 設計方案選擇 刀庫是刀具交換系統(tǒng)的一部分，加工中心的刀具交換系統(tǒng)也稱為自動換刀裝置（ATC）,它通常是由刀庫和機械手組成。自動換刀裝置是加工中心不可缺少的組成部分，也是加工中心的象征，又是加工中心成敗的關鍵。 加工中心有立式、臥式、龍門式幾種，所以這些機床的刀庫和自動換刀裝置也是各種各樣。加工中心上的刀庫類型有鼓輪式刀庫，鏈式刀庫，格子箱式刀庫和直線刀庫等。 （1）鼓輪式刀庫 應用較廣，這種刀庫的結構緊湊，但因刀具單環(huán)排列、定向利用率低，大容量刀庫的外徑較大，轉動慣量大，選刀時運動時間長。因此這種刀庫的容量較小，一般不超過32把刀具。 （2）鏈式刀具 容量較大，當采用多環(huán)鏈式刀庫時，刀庫的外形較緊湊，占用空間小，適合用于做大容量刀庫。在增加存儲刀具數目時，可增加鏈條的長度，而不增加鏈輪直徑，因此，鏈輪的圓周速度不會增加，且刀庫的運動慣量不像鼓輪式刀庫增加的那么多。 （3）格子箱式刀庫 刀庫容量大，結構緊湊，空間利用率高，但布局不靈活，通常將刀庫安放于工作臺上。有時甚至在使用一側的刀具時，必須更換另一側的刀座板。 （4）直線式刀庫 結構簡單，刀庫容量較小，一般用于數控車床，數控鉆床，個別加工中心也有采用。 換刀機械手分為單臂單手式，單臂雙手式和雙手式機械手。單臂單手式結構簡單，換刀時間較長，適用于刀具主軸與刀庫刀套平行，刀庫刀套軸線與主軸軸線平行，以及刀庫刀套軸線與主軸軸線垂直的場合。單臂雙手機械手可同時抓住主軸和刀庫中的刀具，并進行拔出、插入，換刀時間短，廣泛應用于加工中心上的刀庫刀套軸線與主軸平行的場合。雙手式機械手結構較復雜，換刀時間短，這種機械手除了完成拔刀、插刀外，還起運輸刀具的作用。 結合所給題目，初步決定采用鏈式刀庫雙手式機械手換刀方案。 b. 設計手段 采用系統(tǒng)化設計方法，將設計看成由若干個設計要素組成的一個系統(tǒng)，每個設計要素具有獨立性，各個要素間存在著有機的聯系，并具有層次性，所有的設計要素結合后，即可實現設計系統(tǒng)所需完成的任務。結合本課題實際，根據機械設計與機械原理等有關知識對JCS-013型數控臥式鏜銑床刀庫進行設計，采用AutoCAD 2007中文版對刀庫及關鍵零件進行繪制。 2 刀庫傳動系統(tǒng)設計 2.1刀庫主要設計參數 安裝形式：鏈式刀庫 刀庫容量：60把 送刀方式：任意 刀具尺寸（最大）：長400毫米，直徑φ120毫米 刀具重量（Mj）：約10千克 鏈條快速移動速度為8米/分，慢速移動速度為0.2米/分。 2.2刀庫驅動液壓馬達的選擇 刀庫驅動液壓馬達的選擇應同時滿足刀庫運轉時的負載轉矩TF，和起動時的加速轉矩TJ的要求。由于鏈條轉速很低和液壓馬達慣性小、起動轉矩小的特點，為了計算簡便，在計算時，忽略起動加速轉矩TJ，在最后結果上乘以一個工作系數。 2.2.1刀庫負載轉矩TF計算 鏈式刀庫負載轉矩TF用來克服刀具不平衡重力FWmax和導向面的摩擦力F，如圖2-1所示。 FWmax ：不平衡重力；F3：摩擦力 圖2-1 鏈條受力分析圖 F1和F3是支承面的摩擦力;F2和F4則是導向面上因刀具下垂而引起的摩擦力。不平衡重力可按刀庫一側裝滿刀、一側不裝刀時的最大重力差值來計算。 a. 確定不平衡重力FWmax 由圖2-1知,不平衡重力 23 畢業(yè)設計（論文） M-刀具的質量 g-重力加速度 b. 確定摩擦力F3 (2-1) μ——鋼與銅之間的摩擦系數，約取0.2； N——垂直作用在導向面上的壓力，包括刀具、刀柄和刀座產生的重力，分別為Wj，Wb，Wt。 R——刀座外半徑，取50mm； L——刀座長度，取210mm。 c. 確定每排刀具負載轉矩Tf d. 確定每排刀具作用在主動輪上的負載轉矩Tz (2-2) η1——圓柱齒輪傳動效率，取0.98； η2——鏈傳動效率,取0.96； η3——深溝球軸承傳動效率，取0.98。 e. 確定作用在液壓馬達上的負載轉矩Ty (2-3) i——液壓馬達軸至刀庫軸的速比，取9； η——傳動效率。 考慮到實際情況比計算時所設定的條件復雜，液壓馬達額定轉矩Ts應為負載轉矩Ty的1.5倍，即 2.2.2確定液壓馬達轉數 由刀庫設計參數知，鏈條快速移動速度為8米/分，即8000mm/min，慢速移動速度為0.2米/分，即200mm/min。 a. 確定鏈輪周長S d=272mm b. 確定液壓馬達的轉速范圍 根據參數，選型為BM-R80 2.3齒輪設計參數 2.3.1 選擇齒輪材料、熱處理方法及精度等級 a. 齒輪材料、熱處理方法及齒面硬度 因為載荷中有輕微振動，傳動速度不高，傳動尺寸無特殊要求，屬于一般的齒輪傳動，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查《機械基礎》P322表14－10，小齒輪選用45號鋼，調質處理，硬度260HBS；大齒輪選用45號鋼，調質處理，硬度為220HBS。 b. 精度等級初選 減速器為一般齒輪傳動，圓周速度不會太大，根據《機械設計學基礎》P145表5－7，初選8級精度。 2.3.2 按齒面接觸疲勞強度設計齒輪 由于本設計中的減速器是軟齒面的閉式齒輪傳動，齒輪承載能力主要由齒輪接觸疲勞強度決定，其設計公式為： a. 確定載荷系數K 因為該齒輪傳動是軟齒面的齒輪，圓周速度也不大，精度也不高，而且齒輪相對軸承是對稱布置，根據電動機和載荷的性質查《機械設計學基礎》P147表5－8，得K的范圍為1.4~1.6， 取K＝1.5。 b. 小齒輪的轉矩 接觸疲勞許用應力 (1) 接觸疲勞極限應力 由《機械設計學基礎》P150圖5－30中的MQ取值線，根據兩齒輪的齒面硬度，查得45鋼的調質處理后的極限應力為 =600MPa ， =560MPa (2) 接觸疲勞壽命系數ZN 應力循環(huán)次數公式為 N=60 n jth 工作壽命每年按300天，每天工作8小時，故 th=(300×10×8)=24000h N1=60×466.798×1×24000=6.722×108 查《機械設計學基礎》P151圖5－31，且允許齒輪表面有一定的點蝕 ZN1=1.02 ZN2=1.15 (3) 接觸疲勞強度的最小安全系數SHmin 查《機械設計學基礎》P151表5－10，得SHmin＝1 (4) 計算接觸疲勞許用應力 將以上各數值代入許用接觸應力計算公式得 (5)齒數比 因為 Z2=iZ1，所以 (6)齒寬系數 由于本設計的齒輪傳動中的齒輪為對稱布置，且為軟齒面?zhèn)鲃?，查《機械基礎》P326表14－12，得到齒寬系數的范圍為0.8～1.1。取 。 ⅵ）計算小齒輪直徑d1 由于 ，故應將 代入齒面接觸疲勞設計公式，得 c. 圓周速度v 查《機械設計學基礎》P145表5－7，v1<2m/s，該齒輪傳動選用9級精度。 2.3.3主要參數選擇和幾何尺寸計算 a. 齒數 對于閉式軟齒面齒輪傳動，通常z1在20～40之間選取。為了使重合度較大，取z1＝20，則z2＝iz1＝80。使兩齒輪的齒數互為質數，最后確定z2=81。 b. 模數m 標準模數應大于或等于上式計算出的模數，查《機械基礎》P311表14－1，選取標準模數m=3mm。 c. 分度圓直徑d d. 中心距a e. 齒輪寬度b 大齒輪寬度 小齒輪寬度 f. 其他幾何尺寸的計算（ , ） 齒頂高 ,由于正常齒輪 ， 所以 齒根高,由于正常齒輪 所以 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 2.3.4 齒根校核 齒根彎曲疲勞強度的校核公式為 a. 齒形系數YF 根據Z1、Z2,查《機械設計學基礎》P153表5－11，得YF1＝2.81，YF2＝2.24 b. 彎曲疲勞許用應力 計算公式 (1) 彎曲疲勞極限應力 根據大小齒輪的材料、熱處理方式和硬度，由《機械設計學基礎》P154圖5－33的MQ取值線查得 ， (2）彎曲疲勞壽命系數YN 根據N1=6.722>和N2=> ，查《機械設計學基礎》P156圖5－34得， YN1=1 , YN2=1 (3) 彎曲疲勞強度的最小安全系數SFmin 本傳動要求一般的可靠性，查《機械設計學基礎》P151表5－10，取SFmin＝1.2。 (4)彎曲疲勞許用應力 將以上各參數代入彎曲疲勞許用應力公式得 (5)齒根彎曲疲勞強度校核 因此，齒輪齒根的抗彎強度是安全的。 2.3.5 軸的設計 a. 高速軸的設計 (1) 選擇軸的材料和熱處理 采用45鋼，并經調質處理，查《機械基礎》P369表16－1，得其許用彎曲應力 ， 。 (2) 初步計算軸的直徑 由前計算可知：P1=2.09KW,n1=466.798r/min 其中，A取112。 考慮到有一個鍵槽，將該軸徑加大5%，則 查《機械基礎》P458附錄1，取d=25mm (3) 軸的結構設計 高速軸初步確定采用齒輪軸，即將齒輪與軸制為一體。根據軸上零件的安裝和固定要求，初步確定軸的結構。設有7個軸段。 1段：該段是小齒輪的左軸端與帶輪連接，該軸段直徑為25mm，查《機械基礎》P475附錄23，取該軸伸L1＝60mm。 2段： 參考《機械基礎》P373，取軸肩高度h為1.5mm，則d2=d1+2h=28mm。 此軸段一部分用于裝軸承蓋，一部分伸出箱體外。 3段：此段裝軸承，取軸肩高度h為1mm，則d3=d2+2h=30mm。 選用深溝球軸承。查《機械基礎》P476附錄24，此處選用的軸承代號為6306，其內徑為30mm，寬度為19 mm。為了起固定作用，此段的寬度比軸承寬度小1~2mm。取此段長L3=17mm。 4段與6段：為了使齒輪與軸承不發(fā)生相互沖撞以及加工方便，齒輪與軸承之間要有一定距離，取軸肩高度為2mm，則d4=d6=d3+2h=33mm，長度取5mm，則L4= L6＝5mm。 5段：：此段為齒輪軸段。由小齒輪分度圓直徑d =60mm可知，d6=60mm。因為小齒輪的寬度為70mm，則L5=70mm。 7段：此段裝軸承，選用的軸承與右邊的軸承一致，即d7=30mm，L7＝17mm。 由上可算出，兩軸承的跨度L＝ mm (4) 按彎矩復合強度計算 圓周力： 徑向力： 1)繪制軸受力簡圖 圖2-2 軸的受力簡圖（a） 圖2-3 軸的受力簡圖（b） 2)繪制垂直面彎矩圖 軸承支反力： 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 圖2-4 垂直面彎矩圖 3）繪制水平面彎矩圖 圖2-5 水平彎矩圖 4）繪制合彎矩圖 圖2-6 合彎矩圖 5）繪制扭轉圖 轉矩產生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取α=0.6， 圖2-7 扭轉圖 6）繪制當量彎矩圖 截面C處的當量彎矩： 圖2-8 當量彎矩圖 7) 校核危險截面C的強度 軸上合成彎矩最大的截面在位于齒輪輪緣的C處，W＝0.1d43 所以 軸強度足夠。 b. 低速軸的設計 (1)選擇軸的材料和熱處理 采用45鋼，并經調質處理，查《機械基礎》P369表16－1，得其許用彎曲應力 ， 。 (2) 初步計算軸的直徑 由前計算可知：P2=2.007KW,n2=116.700r/min 計算軸徑公式： 即： 其中，A取106。 考慮到有一個鍵槽，將該軸徑加大5%，則 查《機械基礎》P458附錄1，取d=30mm (3) 軸的結構設計 根據軸上零件得安裝和固定要求，并考慮配合高速軸的結構，初步確定低速軸的結構。設有6個軸段。 1段： 此段裝聯軸器。裝聯軸器處選用最小直徑d1=32mm，根據《機械基礎》P482附錄32，選用 彈性套柱銷聯軸器，其軸孔直徑為32mm，軸孔長度為60mm。根據聯軸器的軸孔長度，又由《機械基礎》P475附錄23，取軸伸段（即Ⅰ段）長度L1＝58mm。 2段：查《機械基礎》P373，取軸肩高度h為1.5mm，則d2=d1+2h=mm，此軸段一部分長度用于裝軸承蓋，一部分伸出箱體外。 3段：取軸肩高度h為2.5mm，則d3=d2+2h=35+2mm。此段裝軸承與套筒。選用深溝球軸承。查機械基礎P476附錄24，此處選用的軸承代號為6208，其內徑為40mm，寬度為18mm。為了起固定作用，此段的寬度比軸承寬度小1~2mm。取套筒長度為10mm，則此段長L3=（18-2）+10+2=28mm。 4段：此段裝齒輪，取軸肩高度h為2.5mm，則d4=d3+2h=mm。 因為大齒輪的寬度為60mm，則L4=60-2=58mm 5段：取軸肩高度h為2.5mm，則d5=d4+2h=50mm，長度與右面的套筒相同，即L5=10mm。 6段：此段裝軸承，選用的軸承與右邊的軸承一致，即d6=40mm，L6＝17mm。由上可算出，兩軸承的跨度L＝。 （4） 低速軸的軸段示意圖如下： 圖2-9 低速軸的軸段示意圖 （5） 按彎矩復合強度計算 A、圓周力： B、徑向力： 1） 求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ 2) 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 受力圖： 3） 截面C在水平面上彎矩為： 4） 合成彎矩為： 5） 轉矩產生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取α=0.6，截面C處的當量彎矩： 6) 校核危險截面C的強度 軸上合成彎矩最大的截面在位于齒輪輪緣的C處，W＝0.1d43 所以軸強度足夠。 2.3.6滾動軸承的選擇與校核計算 根據《機械基礎》P437推薦的軸承壽命最好與減速器壽命相同，取10年，一年按300天計算， T h=(300×10×8)=24000h a. 高速軸承的校核 選用的軸承是6306深溝型球軸承。 軸承的當量動負荷為 由《機械基礎》P407表18－6查得，fd＝1.2～1.8，取fd=1.2。 因為Fa1=0N，Fr1= 518.8N，則。 查《機械基礎》P407表18－5得，X= 1，Y= 0 。 查《機械基礎》p406表18-3得：ft=1 ， 查《機械基礎》p405得：深溝球軸承的壽命指數為＝3 ， Cr= 20.8KN； 則 所以預期壽命足夠，軸承符合要求。 b. 低速軸承的校核 選用6208型深溝型球軸承。 軸承的當量動負荷為 由《機械基礎》P407表18－6查得，fd＝1.2～1.8，取fd=1.2。 因為Fa2=0N，Fr2=492N，則 查《機械基礎》P407表18－5得，X=1 ，Y=0 。 查《機械基礎》p406表18-3得：ft=1 ， 查《機械基礎》p405得：深溝球軸承的壽命指數為＝3 ，Cr=22.8KN； 則 所以預期壽命足夠,軸承符合要求。 2.3.7 鍵聯接的選擇及其校核計算 a. 選擇鍵的類型和規(guī)格 軸上零件的周向固定選用A形普通平鍵，聯軸器選用B形普通平鍵。 (1) 高速軸（參考《機械基礎》p471、附錄17，《袖珍機械設計師手冊》p835、表15-12a）：根據帶輪與軸連接處的軸徑25mm，軸長為60mm，查得鍵的截面尺寸b＝8mm ，h＝7mm 根據輪轂寬取鍵長L＝40mm 高速齒輪是與軸共同制造，屬于齒輪軸。 (2) 低速軸： 根據安裝齒輪處軸徑，查得鍵的截面尺寸，根據輪轂寬取鍵長。 根據安裝聯軸器處軸徑，查得鍵的截面尺寸，取鍵長L=50mm。 根據輪轂寬取鍵長L＝72mm（長度比輪轂的長度小10mm） b. 校核鍵的強度 (1) 高速軸軸端處的鍵的校核： 鍵上所受作用力： 1）鍵的剪切強度 鍵的剪切強度足夠。 2）鍵聯接的擠壓強度 < 鍵聯接的擠壓強度足夠。 (2) 低速軸兩鍵的校核 1) 低速軸裝齒輪軸段的鍵的校核： 鍵上所受作用力： ⅰ 鍵的剪切強度 鍵的剪切強度足夠。 ⅱ 鍵聯接的擠壓強度 鍵聯接的擠壓強度足夠。 2) 低速軸軸端處的鍵的校核： 鍵上所受作用力 ： ⅰ 鍵的剪切強度 鍵的剪切強度足夠。 ⅱ 鍵聯接的擠壓強度 鍵聯接的擠壓強度足夠。 3 鏈參數計算 3 鏈參數計算 3.1傳送鏈的設計 鏈傳動是一種撓性運動，它由鏈條和鏈輪組成。通過鏈輪輪齒與鏈條鏈節(jié)的嚙合來傳 遞運動和動力。鏈傳動按用途不同可以分為傳動鏈、輸送鏈和起重鏈。 圖3-1 鏈傳動 滾子鏈的結構如圖3-1所示：它是由內鏈板1、外鏈板2、銷軸3、套筒4和滾子5組成。內鏈板與套筒之間、外鏈板與銷軸之間為過盈配合，滾子與套筒之間、套筒與銷軸之間為間隙配合。當內、外鏈板相對撓曲時，套筒可繞銷軸自由轉動。滾子是活套在套筒上的，工作時，滾子沿鏈輪齒廓滾動，這樣就可減少齒廓的磨損。鏈的磨損主要發(fā)生在銷軸與套筒的接觸面上。因此，內、外鏈板間應留少許間隙，以便潤滑油滲入銷軸和套筒的摩擦面間。 鏈板一般制成8字形，以使它的各個橫截面具有接近相等的抗拉強度，同時也減少了鏈的質量和運動時的慣性力。 4 圖3-2 滾子鏈的結構 畢業(yè)設計（論文） 當傳遞大功率時，可采用雙排鏈或多排鏈。多排鏈的承載能力與排數成正比。但由于精度的影響，各排鏈承受的載荷不易均勻，故排數不宜過多。 滾子鏈的鏈節(jié)數為偶數時，接頭處可用開口銷或彈簧卡片來固定，一般前者用于大節(jié)距，后者用于小節(jié)距；當鏈節(jié)數為奇數時，需采用過渡鏈節(jié)。由于過渡鏈節(jié)的鏈板要受附加彎矩的作用，所以在一般情況下最好不用奇數鏈節(jié)。 3.2鏈式軸的設計 驅動軸的設計 圖3-3驅動軸受力分析圖 由靜力平衡方程 求得支反力為 以梁的左端為坐標原點，選取坐標系如圖4.9a所示。集中力F作用于C點，梁在AC和CB兩段內的剪力或彎矩不能用同一方程式來表示，應分段考慮。在AC段內取距原點為x的任意截面，截面以左只有外力，根據剪力和彎矩的計算方法和符號規(guī)則，求得這一截面上的和M分別為 （a） (b) 這就是在AC段內的剪力方程和彎矩方程。如在CB段內取距左端為x的任意截面，則截面以左右 和F兩個外力，截面上的剪力和彎矩是 (c) (d) 當然，如用截面右側的外力來計算會得到相同的結果。 由(a)式可知，在AC段內梁的任意截面上的剪力皆為常數，且符號為正，所以在AC段(010r／min),可按基本額定動載荷計算值選擇軸承，然后校核其額定靜載荷是否滿足要求。當軸承可靠性為90％、軸承材料為常規(guī)材料并在常規(guī)條件下運轉時，取500h作為額定壽命的基準，同時考慮溫度、振動、沖擊等變化，則軸承基本額定動載荷可按下式進行簡化計算。 C——基本額定動載荷計算值，N； P——當量動載荷，N； fh——壽命因數；1 fn——速度因數；0.822 fm——力矩載荷因數，力矩載荷較小時取1.5，較大時取2； fd——沖擊載荷因數；1.5 fT——溫度因數；1 CT——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定動載荷，N； 查表得，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。 在本輸送裝置中，可以假設軸承只承受徑向載荷，則當量動載荷為： P=XFr+YFa 查文獻[3]的表6-2-18，得，X=1，Y=0； 所以，P=Fr=1128N。由以上可得： 本輸送機中的軸承承受的載荷多為徑向載荷，所以選取深溝球軸承，查文獻的附表，并考慮軸的外徑，選取軸承6305-RZ，其具體參數為：內徑d=25mm，外徑D=62mm，基本額定載荷，基本額定靜載荷，極限速度為10000r/min，質量為0.219kg。 然后校核該軸承的額定靜載荷。額定靜載荷的計算公式為： 式中： ——基本額定靜載荷計算值，N; ——當量靜載荷，N； ——安全因數; ——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定靜載荷， 查文獻[3]的表6-2-14知，對于深溝球軸承，其當量靜載荷等于徑向載荷。 查文獻[3]的表6-2-14知，安全系數 則軸承的基本額定靜載荷為： 由上式可知，選取的軸承符合要求 3.4鏈強度計算 3.4.1 鏈傳動的運動特性 由于鏈是由剛性鏈節(jié)通過銷軸鉸接而成，當鏈繞在鏈輪上時，其鏈節(jié)與相應的輪齒嚙合后，這一段鏈條將曲折成正多邊形的一部分。該正多邊形的邊長等于鏈條的節(jié)距p，邊數等于鏈輪齒數z，鏈輪每轉過一圈，鏈條走過zp長，所以鏈的平均速度v為 = = 式中： z1、z2 ——分別為主、從動鏈輪的齒數； n1、n2 ——分別為主、從動鏈輪的轉速，r/min。 鏈傳動的平均傳動比 因為鏈傳動為嚙合傳動，鏈條和鏈輪之間沒有相對滑動，所以平均鏈速和平均傳動比都是常數。但是，仔細考察絞鏈鏈節(jié)隨同鏈輪轉動的過程就會發(fā)現，鏈傳動的瞬間傳動比和鏈速并非常數我們知道，鏈條由剛性鏈板通過鉸鏈連接而成。當鏈條繞在鏈輪上時，其形狀如圖所示： 在主動鏈輪上，鉸鏈A正在牽引鏈條沿直線運動，繞在主動鏈輪上的其他鉸鏈并不直接牽引鏈條，因此，鏈條的運動速度完全有鉸鏈A的運動所決定。鉸鏈A隨同主動鏈輪運動的線速度方垂直于AO，與鏈直線運動方向的夾角為。因此，鉸鏈A實際用于牽引鏈條運動的速度為 式中。R1為主動鏈輪的分度圓半徑，m。因為是變化的，所以即使主動鏈輪轉速恒定，鏈條的運動速度也是變化的。當=時，鏈速最低；當=0，鏈速最高，是主動鏈輪上的一個鏈節(jié)所對的中心角。鏈速的變化呈周期性，鏈輪轉過一個鏈節(jié)，對應鏈速變化的一個周期。鏈速變化的程度與主動鏈輪的轉速和齒數有關。轉速越高、齒數越少，則鏈速變化范圍越大。 在鏈速變化的同時，鉸鏈A還帶動鏈條上下運動，其上下運動的鏈速也是隨鏈節(jié)呈周期性變化的。 在主動鏈輪牽引鏈條變速運動的同時，從動鏈輪上也發(fā)生著類似的過程。從動鏈輪上的鉸鏈C正在被直線鏈條拉動，并由此帶動從動鏈輪以轉動。因為鏈速方向與鉸鏈的C的線速度方向之間的夾角為，所以鉸鏈C沿圓周方向運動的線速度為 式中，為從動鏈輪的分度圓半徑， 由此可知從動鏈輪的轉速為 在傳動過程中因為在內不斷變化，加上也是不斷變化，所以即使是常數，也是周期性變化的。 從上式中可得鏈傳動的瞬時傳動比為。 可見鏈傳動的瞬時傳動比是變化的。鏈傳動的傳動比變化與鏈條繞在鏈輪上的多邊形特征有關，故以上現象稱為鏈傳動的多邊形效應。 3.4.2 鏈傳動的動載荷 鏈傳動在工作過程中，鏈速和主從鏈輪的轉速都是變化的，因而會引起變化的慣性力及相應的動載荷。 鏈速變化引起的慣性力為Fd1 =ma 式中：m—緊邊鏈條的質量，kg; —鏈條變速運動的加速度，m /s2 。 如果視主動鏈輪勻速轉動，則 當時, ( 從動鏈輪因角加速度引起的慣性力為 式中：J—從動系統(tǒng)轉化到從動鏈輪軸的轉動慣性，; —從動鏈輪的角速度，rad/s. 鏈輪的轉速越高，節(jié)距越大，齒數越少，則慣性力就越大，相應的動載荷也就越大。同時，鏈條沿垂直方向也在做變速運動，也會產生一定的動載荷。 此外，鏈節(jié)和鏈輪嚙合瞬間的相對速度，也將引起沖擊和振動，當鏈節(jié)和鏈輪輪齒接觸的瞬間，因鏈節(jié)的運動速度和鏈輪輪齒的運動速度在大小和方向上的差別，從而產生沖擊和附加的動載荷。顯然，節(jié)距越大，鏈輪的轉速越高，則沖擊越嚴重。 3.4.3 鏈傳動的受力分析 鏈傳動在安裝時，應使鏈條受到一定的張緊力。張緊力是通過使鏈條保持適當的垂度所產生的懸垂拉力來獲得的。鏈傳動張緊的目的主要是使松邊不致過松，以免出現鏈條的不正常嚙合、跳齒或脫鏈。因為鏈傳動為嚙合傳動，所以與帶傳動相比，鏈傳動所需的張緊力要小得多。 鏈傳動在工作時，存在緊邊拉力和松邊拉力。如果不計傳動中的動載荷，則緊邊拉力和松邊拉力分別為, 式中： F— 有效圓周力，N; F— 離心力引起的拉力，N； F— 懸垂拉力，N。 有效圓周力為 式中： P— 傳動的功率，kW； V — 鏈速，m/s。 離心力引起的拉力為 式中： q為鏈條單位長度的質量，kg/m。懸垂拉力Ff為 Ff=max(Ff,Ff) 其中：F f =Kfqa F f =(Kf+sina )qa 式中：—鏈傳動的中心距，mm Kf——垂度系數，見下圖。圖中f為下垂度， 為中心線與水平面夾角。 圖3-4 懸垂拉力 3.4.4 滾輪接觸強度的計算 機械中各零件之間力的傳遞，總是通過兩零件的接觸來實現的。除了共形面相接觸的情況外大量存在著異形曲面相接觸的情況。這些異形曲面在未受外力時的初始接觸情況，不外乎是點接觸和面接觸兩種。 已知的原始條件有： 軌道的材料: Q235-A =235Mpa b=440Mpa E=206Gpa 橇體重G0=250kg 工件重G1=650kg 每輪載荷F=2256.3N 走輪直徑D=125mm 走輪有效踏面長L=4800mm 根據計算公式Pmax=0.418SQRT(F/LE/R) 由上面的計算可知P=0.418 =0.52Mpa 37 刀庫準停系統(tǒng)的設計 4 刀庫準停系統(tǒng)的設計 為了確保刀座不能準確地停在換刀位置上，需要采取如下措施 （1）刀座的精確定位是靠裝在Ⅰ軸上的定位嚙合牙嵌式電磁離合器M實現的，如3-1所示。離合器的磁軛和銜鐵的齒面是不等分的，每間隔不同齒數有一個寬平齒，銜鐵和磁軛只有在一個位置上才能嚙合。磁軛固定在刀庫法蘭盤上，銜鐵隨Ⅰ軸轉動，通電后，銜鐵轉到固定位置與磁軛嚙合，使Ⅰ軸每次停在固定的方位上，保證了每個刀座的正確定位，如圖3-2所示。為了保證刀座的準停精度和刀座定位的剛性，鏈式刀庫的換刀位置設在主動鏈輪上。 如果刀座不能準確地停在換刀位置上，將會使換刀機械手抓刀不住，以致在換刀時容易發(fā)生掉刀現象。因此，刀座的準停問題，將是影響換刀動作可靠性的重要因素之一。 圖4-1 磁軛（左）、銜鐵（右）零件圖 （2）鏈式刀庫要選用節(jié)距精度較高的套筒滾子鏈和鏈輪，該設計選用的是鏈號為20A的鏈條。 （3）盡量減少刀座孔徑和軸向尺寸的分散度，以保證刀柄槽在換刀位置上的軸向位置精度。 （4）要消除反向間隙的影響。刀庫驅動傳動鏈，必然會有傳動間隙，且這種間隙還隨機械磨損而增大，這將影響刀庫的準停精度，所以，必須采用各種辦法減少或消除齒輪間隙。 畢業(yè)設計（論文） 本設計將采用柔性調整法來消除齒輪間隙。柔性調整法是指調整后齒側間隙可以自動補償的方法。這種調整法在齒輪的齒后和周節(jié)有差異的情況下，仍可始終保持無間隙嚙合。但將影響傳動的平穩(wěn)性，而且這種調整法的結構比較復雜，傳動剛度低， 如圖3-3所示。 圖4-2 壓力彈簧消除間隙結構示意圖 1、2—薄齒輪；3—圓柱銷；4—鑲塊；5—圓弧槽；6—彈簧 先將一個大的直齒圓柱齒輪加工成1、2兩個薄齒輪，齒輪的下半部分1上帶有三個周向圓弧槽5，齒輪的上半部分2上鉆有三個銷孔，圓柱銷3依靠微量過盈固定在銷孔中，套裝在圓弧槽內，彈簧6的兩端分別頂在圓柱銷3和鑲塊4上，使兩個薄齒輪的齒錯位，起到消除間隙的作用。 結 論 結 論 在競爭十分激烈的今天，面對市場的壓力，如何提高機械制造業(yè)的生產效率是為重中之重。減少機械加工時換刀具所使用的時間，就是提高生產效率，提高生產效益。 本次設計的刀庫滿載裝刀60把，鏈條快速移動速度為8米/分，慢速移動速度為0.2米\分,基本實現了快速換刀的工業(yè)需求，極大地提高了加工速度，降低了產品價格所需的時間，節(jié)約了生產成本。通過這次設計，在辛苦的勞動中，我逐漸擺脫了單純的理論知識學習以及實際操作中的不足，提高了我的規(guī)范設計以及CAD制圖等其他專業(yè)能力水平。而且通過了對整體的掌控，對局部的取舍，以及對細節(jié)的斟酌處理，都使我的能力得到了鍛煉。 參考文獻 參考文獻 [1] 謝家瀛.組合機床設計簡明手冊[M],北京:機械工業(yè)出版社，1992:111-115 [2] 金振華 .組合機床及其調整與應用[M] 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