立式車床刀具伺服刀庫結構設計【鏈式 60把刀】【9張CAD圖紙+說明書完整資料】

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手手指勾住刀夾的動作由機械手手臂中的液壓缸完成 當機械手手指動作 來油口來油 時 液壓油經(jīng)導向桿內的油孔作用于機械手手臂的小活塞上 推動設計成杠桿機構的手 指鉤 完成勾住刀夾的動作 手指鉤 小活塞分別由彈簧完成復位動作 3 在刀庫盤上的定位夾持機構設計 刀夾定位夾持機構用于支承 定位刀夾 在 刀盤的每個工位上均設置兩塊刀夾定位塊 每兩塊為一組 用于支承并定位刀夾 使刀 夾均勻分布在圓周上 并使之與刀盤回轉中心尺寸一致 提高換刀過程的可靠性 定位 機構是由定位銷 彈簧 絲堵 刀夾墊組成 定位靠彈簧頂住定位銷頂進刀夾兩側的定 位窩實現(xiàn)的 三 技術路線 1 了解題目 熟悉相關資料 2 結構設計 3 參數(shù)的確定及計算 4 圖紙設計 5 完成 1 5 萬字說明書 本設計的刀庫是儲備一定數(shù)量的刀具 刀具庫中的刀具主要用于對工件的切 鉆 銑 鏜等加工 刀庫主要由電動機 制動器 減速器 機械手 刀盤等組成 定減速器 傳動比 選取電動機并且進行齒輪強度校核 了解設計機械手 設計刀盤等 四 進度安排 1 2 周 完成開題報告 3 6 周 進行初步設計 完成整體結構草圖 7 13 周 優(yōu)化方案 設計計算及繪制裝配圖 14 16 周 完成說明書 最終檢查 整理資料 準備答辯 五 參考文獻 1 機械設計 邱宣懷 高等教育出版社 2 實用機械設計手冊 除顥 機械設計工業(yè)出版社 3 立式加工中心刀庫刀套的改進設計 李體仁 張淳 機械設計與制造 4 盤式刀庫加工中心自動換刀系統(tǒng)控制 陳芳 李繼中 機械設計與制造 5 一種新型的無機械手自動換刀裝置 謝紅 機械設計與制造工程 六 備注 指導教師意見 簽字 年 月 日 I 寧 XX 大學 畢 業(yè) 設 計 論 文 立式車床刀具伺服刀庫結構設計 所 在 學 院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指 導 老 師 年 月 日 II 摘 要 90 年 代 以 來 數(shù) 控 加 工 技 術 得 到 迅 速 的 普 及 發(fā) 展 高 速 加 工 中 心 作 為 新 時 代 數(shù) 控 機 床 的 代 表 已 在 機 床 領 域 廣 泛 自 動 換 刀 刀 庫 的 發(fā) 展 儼 然 已 超 越 為 數(shù) 控 加 工 中 心 配 套 的 角 色 在 其 特 有 的 技 術 領 域 發(fā) 展 出 符 合 機 床 高 精 度 高 效 率 高 可 靠 度 及 多 任 務 復 合 等 概 念 的 獨 特 產 品 本 課 題 是 鏈 式 刀 庫 的 總 體 設 計 傳 動 設 計 結 構 設 計 以 及 傳 動 部 分 的 運 動 和 動 力 設 計 這 種 刀 庫 在 數(shù) 控 加 工 中 心 上 應 用 非 常 廣 泛 其換刀過程簡單 換刀時間短 總體結構簡單 緊湊 動作準確可靠 維護方便 成本低 本 課 題 的 目 的 就 是 要 通 過 對 立式 車床刀庫的 優(yōu) 化 設 計 以 提 高 換 刀 速 度 減 少 助 助 時 間 在進行設計時 采用了系統(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(lián)系 并 具有層次性 所有的設計要素結合后 即可實現(xiàn)設計系統(tǒng)所需完成的任務 在借鑒和參考大量有關刀庫的機械結構后 結合實際情況 決定采用鏈式 刀庫雙手式機械手換刀方案 根據(jù)機械設計與機械原理等有關知識對立式車床 刀庫進行設計 采用 AutoCAD 2004 中文版對刀庫及關鍵零件進行繪制 關鍵詞 加工中心 刀庫 數(shù)控加工 III Abstract Since 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 center s development This paper completed the overall design transmission design structure design and the transmission part s 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 NC IV 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 IV 第 1 章 緒 言 1 1 1 本課題在國內外的研究動態(tài) 1 1 1 1 刀庫產品目前的水平 2 1 1 2 刀庫系統(tǒng)的發(fā)展趨勢 2 1 1 3 刀庫系統(tǒng)的發(fā)展方向 3 1 2 課題的目的 意義和開展研究工作的設想 3 1 2 1 課題的目的 3 1 2 2 開展研究工作的設想 3 1 2 3 課題設計方案的選擇和設計手段 4 第 2 章 刀庫傳動系統(tǒng)設計 6 2 1 刀庫主要設計參數(shù) 6 2 2 刀庫驅動馬達的選擇 6 2 2 1 刀庫負載轉矩 TF 計算 6 2 2 2 確定馬達轉數(shù) 8 2 3 齒輪設計參數(shù) 9 2 3 1 選擇齒輪材料 熱處理方法及精度等級 9 2 3 2 按齒面接觸疲勞強度設計齒輪 9 2 3 3 主要參數(shù)選擇和幾何尺寸計算 11 2 3 4 齒根校核 12 2 3 5 軸的設計 13 2 3 6 滾動軸承的選擇與校核計算 18 2 3 7 鍵聯(lián)接的選擇及其校核計算 19 第 3 章 鏈參數(shù)計算 22 3 1 傳送鏈的設計 22 V 3 2 鏈式軸的設計 23 3 2 1 驅動軸的設計 23 3 3 軸承的選型及校核 25 3 4 鏈強度計算 27 3 4 1 鏈傳動的運動特性 27 3 4 2 鏈傳動的動載荷 28 3 4 3 鏈傳動的受力分析 29 3 4 4 滾輪接觸強度的計算 30 第 4 章 刀庫準停系統(tǒng)的設計 31 結 論 33 參考文獻 34 致 謝 35 1 第 1 章 緒 言 1 1 本課題在國內外的研究動態(tài) 隨著中國經(jīng)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(shù)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(shù)控機床及由數(shù)控機床組成的制造系統(tǒng)是改造傳統(tǒng)產業(yè) 構建數(shù)字化企業(yè)的 重要基礎裝備 它的發(fā)展一直備受人們關注 數(shù)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(shù)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(shù)控機床的進一步提升 1 隨著數(shù)控技術的發(fā)展 采用數(shù)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(shù)控機床主要由數(shù)控裝置 伺服機構和機床主體組成 輸入數(shù)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(shù)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(shù)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(shù) 控系統(tǒng)本身將普遍實現(xiàn)自動編程 未來數(shù)控機床的類型將更加多樣化 多工序集中加工的數(shù)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(shù)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(shù)控機床為了進一步提高生產率 進一步壓縮非切削時間 現(xiàn)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(shù)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 Automatic Tool Changer ATC 自動換刀 Automatic Tool Change 簡稱 ATC 系統(tǒng)由控制系統(tǒng)和換刀裝置組成 在數(shù)控鏜銑床的基 6 礎上 如果再配以刀具和自動換刀系統(tǒng) 就構成加工中心 Machining center 簡稱 2 MC 在這類數(shù)控機床上 自動換刀裝置 ATC 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(shù)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(shù)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(shù)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(shù)量等 本課題中的數(shù)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(xiàn)況為 1 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 2 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 3 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 4 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 5 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 6 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(xiàn) 刀庫的容量 布局 針對不同的工具 機 形式也有所不同 根據(jù)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 1 高效能的產品 3 發(fā)展符合高荷重 高容量 高速化概念的刀庫產品 2 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(shù)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(shù)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 1 可遠距離傳輸 2 換刀時可同步打刀 縮短換刀時間 3 大容量且可擴充 4 高效且精準的驅動和選刀系統(tǒng) 5 控制系統(tǒng)復雜 6 刀具重量大 比如適合五軸聯(lián)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(shù)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(jīng)成為衡量刀庫性能的主 要參數(shù)之一 比如 吉輔 40 盤式刀庫的換刀速度 1 1s 重量已經(jīng)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 4 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 1 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 2 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(jù)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 快速自動換刀裝置采用 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 I 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 5 用于做大容量刀庫 在增加存儲刀具數(shù)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(shù)控車床 數(shù)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?shù)毒叩淖饔?結合所給題目 初步?jīng)Q定采用鏈式刀庫雙手式機械手換刀方案 II 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(lián)系 并具有層次性 所有的設 計要素結合后 即可實現(xiàn)設計系統(tǒng)所需完成的任務 結合本課題實際 根據(jù)機械 設計與機械原理等有關知識對立式車床刀庫進行設計 采用 AutoCAD 2004 中文 版對刀庫及關鍵零件進行繪制 6 第 2 章 刀庫傳動系統(tǒng)設計 2 1 刀庫主要設計參數(shù) 安裝形式 鏈式刀庫 刀庫容量 60 把 送刀方式 任意 擬定的設計參數(shù) 刀具尺寸 最大 長 400 毫米 直徑 120 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(shù) 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 F 3 摩擦力 圖 2 1 鏈條受力分析圖 F1 和 F3 是支承面的摩擦力 F 2 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 1 確定不平衡重力 FWmax 7 由圖 2 1 知 不平衡重力 3max gFW N10 M 刀具的質量 g 重力加速度 2 確定摩擦力 F3 2 1 N 3 鋼與銅之間的摩擦系數(shù) 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 W b W t N645N10 108 72 3 LRMd 92 03 F R 刀座外半徑 取 50mm L 刀座長度 取 210mm 3 確定每排刀具負載轉矩 Tf mN6 8 130 02ax3 WLFR 4 確定每排刀具作用在主動輪上的負載轉矩 Tz 2 2 231 fzT N98 06 2 z m51 1 圓柱齒輪傳動效率 取 0 98 2 鏈傳動效率 取 0 96 3 深溝球軸承傳動效率 取 0 98 8 5 確定作用在液壓馬達上的負載轉矩 Ty 2 3 4321 ify mN25 698 04 yT i 液壓馬達軸至刀庫軸的速比 取 9 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 ysT5 1 26 mN8 9 2 2 2 確定液壓馬達轉數(shù) 由刀庫設計參數(shù)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 1 確定鏈輪周長 S m502714 3 ds d 272mm 結構參數(shù) 自己設定 圖紙表達了 2 確定液壓馬達的轉速范圍 in r i8509maxn mi18 2 i2in 9 根據(jù)參數(shù) 選型為 BM R80 2 3 齒輪設計參數(shù) 2 3 1 選擇齒輪材料 熱處理方法及精度等級 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 P 322 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 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(jù) 機械設計學基礎 P 145 表 5 7 初選 8 級精度 10 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 1231 5 EHdKMuZd 確定載荷系數(shù) 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(jù)電動機和載荷的性質查 機械設計學基礎 P 147 表 5 8 得 K 的范圍為 1 4 1 6 取 K 1 5 小齒輪的轉矩112 0990 9542 758427584678 minkWMPn Nmmr 接觸疲勞許用應力 limiHNPZS 接觸疲勞極限應力 由 機械設計學基礎 P 150 圖 5 30 中的 MQ 取值線 根據(jù)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 lim1H lim2H 接觸疲勞壽命系數(shù) ZN 應力循環(huán)次數(shù)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 6 722 108 826 7210 610i4 查 機械設計學基礎 P 151 圖 5 31 且允許齒輪表面有一定的點蝕 ZN1 1 02 ZN2 1 15 接觸疲勞強度的最小安全系數(shù) SHmin 查 機械設計學基礎 P 151 表 5 10 得 SHmin 1 11 計算接觸疲勞許用應力 HP 將以上各數(shù)值代入許用接觸應力計算公式得 lim11n60 261HNpZMaS li22mn5 4pHP 齒數(shù)比 因為 Z2 i Z1 所以 214Z 齒寬系數(shù) 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(shù)的范圍為 0 8 1 1 取 1d 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2p p 21331 5 589 1 54781 45 80m6EHdZKMud 圓周速度 v1146 7985 01 2 60nv ms 查 機械設計學基礎 P 145 表 5 7 v 1 和 N2 查 機械設計學基礎 P 156 圖8 638 6310 5 34 得 YN1 1 YN2 1 彎曲疲勞強度的最小安全系數(shù) SFmin 本傳動要求一般的可靠性 查 機械設計學基礎 P 151 表 5 10 取 SFmin 1 2 彎曲疲勞許用應力 將以上各參數(shù)代入彎曲疲勞許用應力公式得 Flim1PNn80 YMPa 15S 2 Fli2Pmn74 67a 齒根彎曲疲勞強度校核 11 1 528 1Pa 3 7M603FF FPKTYbd 122 2 47 26 0am 因此 齒輪齒根的抗彎強度是安全的 2 3 5 軸的設計 1 高速軸的設計 選擇軸的材料和熱處理 采用 45 鋼 并經(jīng)調質處理 查 機械基礎 P 369 表 16 1 得其許用彎曲應力 160Ma 1806A 初步計算軸的直徑 由前計算可知 P 1 2 09KW n1 466 798r min 其中 A 取 112 14 1332 09 108m467PdAn 主 考慮到有一個鍵槽 將該軸徑加大 5 則 20 185 21 m2 查 機械基礎 P 458 附錄 1 取 d 25mm 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(jù)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 P 373 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 P 476 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 d 6 60mm 因為小齒輪1 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 L 7 17mm 由上可算出 兩軸承的跨度 L mm15209 按彎矩復合強度計算 A 圓周力 1247582 360tMFNd B 徑向力 01tan tan518 r 繪制軸受力簡圖 15 繪制垂直面彎矩圖 軸承支反力 158 29 42AYBFrN 1 371 65zt 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19725 4280 9cAYMFNm 如圖 繪制水平面彎矩圖 16 29712 65346 5cAZLMFNm 繪制合彎矩圖 222211 580 9346 578 01CVHMc Nm 繪制扭轉圖 轉矩產生的扭剪力按脈動循環(huán)變化 取 0 6 10 64275864 8aMNm 繪制當量彎矩圖 截面 C 處的當量彎矩 22221 3678 01 64758 4 1ce Nm 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 1d 4313485 12 48 600CeMcMPaPaW 所以 軸強度足夠 2 低速軸的設計 選擇軸的材料和熱處理 采用 45 鋼 并經(jīng)調質處理 查 機械基礎 P 369 表 16 1 得其許用彎曲應力 17 160MPa 1806A 初步計算軸的直徑 由前計算可知 P 2 2 007KW n2 116 700r min 計算軸徑公式 32Pdn 即 其中 A 取 106 2332 07162 36Pdmn 考慮到有一個鍵槽 將該軸徑加大 5 則 27 058 7 查 機械基礎 P 458 附錄 1 取 d 30mm 軸的結構設計 根據(jù)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(lián)軸器 裝聯(lián)軸器處選用最小直徑 d1 32mm 根據(jù) 機械基礎 P 482 附 錄 32 選用 彈性套柱銷聯(lián)軸器 其軸孔直徑為 32mm 軸孔長8231 BJLT 度為 60mm 根據(jù)聯(lián)軸器的軸孔長度 又由 機械基礎 P 475 附錄 23 取軸伸段 即 段 長度 L1 58mm 2 段 查 機械基礎 P 373 取軸肩高度 h 為 1 5mm 則 d2 d1 2h mm35 123 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 2 mm 此段裝軸承與套筒 405 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45 20 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 18 6 段 此段裝軸承 選用的軸承與右邊的軸承一致 即 d6 40mm L 6 17mm 由上可算出 兩軸承的跨度 L 1820698m 低速軸的軸段示意圖如下 按彎矩復合強度計算 A 圓周力 2M1640351 7tFNd B 徑向力 02an tan249rt 求支反力 FAX F BY FAZ F BZ2496rAYBN 2135 70 85tz 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 1982461054cAYLMFNm 截面 C 在水平面上彎矩為 275 838 62cAz 合成彎矩為 2221 1041 534 79cccMNm 轉矩產生的扭剪力按脈動循環(huán)變化 取 0 6 截面 C 處的當量彎矩 2222 36 0 165 8ecca 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 1d 431310465 8 pa Ce bMcMW 所以軸強度足夠 19 2 3 6 滾動軸承的選擇與校核計算 根據(jù) 機械基礎 P 437 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 1 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 ardYFXfP 由 機械基礎 P 407 表 18 6 查得 f d 1 2 1 8 取 fd 1 2 因為 Fa1 0N F r1 518 8N 則 查 機械基礎 P 407 表 18 5 得 X 1 Y 0 1 28 62 625drfXNK 查 機械基礎 p406 表 18 3 得 f t 1 查 機械基礎 p405 得 深溝球軸承的壽命指數(shù)為 3 Cr 20 8KN 則 663102 610280 1 2404 79 56trhfCL hnP 所以預期壽命足夠 軸承符合要求 2 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 ardYFXfP 由 機械基礎 P 407 表 18 6 查得 f d 1 2 1 8 取 fd 1 2 因為 Fa2 0N F r2 492N 則 查 機械基礎 P 407 表 18 5 得 X 1 Y 0 1 274 09 dfXrN 查 機械基礎 p406 表 18 3 得 f t 1 查 機械基礎 p405 得 深溝球軸承的壽命指數(shù)為 3 Cr 22 8KN 則 66310 610280 240 1 759 4thfCL hnP 所以預期壽命足夠 軸承符合要求 20 2 3 7 鍵聯(lián)接的選擇及其校核計算 1 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(lián)軸器選用 B 形普通平鍵 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(jù)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(jù)輪轂寬取鍵長 L 40mm 高速齒輪是與軸共同制造 屬于齒輪軸 低速軸 根據(jù)安裝齒輪處軸徑 查得鍵的截面尺寸 根據(jù)輪md45 mhb914 轂寬取鍵長 L084 根據(jù)安裝聯(lián)軸器處軸徑 查得鍵的截面尺寸 取鍵321 80 長 L 50mm 根據(jù)輪轂寬取鍵長 L 72mm 長度比輪轂的長度小 10mm 2 校核鍵的強度 高速軸軸端處的鍵的校核 鍵上所受作用力 21042 75830 64MFNd 鍵的剪切強度 0 6 8 6 Pa 342 10 7 60F PaAbl 鍵的剪切強度足夠 鍵聯(lián)接的擠壓強度 25179 6e4 1MPa 903Feahl 0 9 0 24 624 17 20 612 07e ea MPaAhl 鍵聯(lián)接的擠壓強度足夠 21 低速軸兩鍵的校核 A 低速軸裝齒輪軸段的鍵的校核 鍵上所受作用力 21064 279 565MFNd 鍵的剪切強度 79 5613 0 014PaMPaAbl 鍵的剪切強度足夠 鍵聯(lián)接的擠壓強度 鍵聯(lián)279 5640 17 20 612 040e eFMPa MPaAhl 接的擠壓強度足夠 B 低速軸軸端處的鍵的校核 鍵上所受作用力 21064 21053FNd 鍵的剪切強度 106520 6FMPaMPaAbl 鍵的剪切強度足夠 鍵聯(lián)接的擠壓強度 鍵聯(lián)210651 3 17 20 612 08e eFPa MPaAhl 接的擠壓強度足夠 22 第 3 章 鏈參數(shù)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 23 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 圖 3 2 滾子鏈的結構 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(shù)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(shù)不宜過多 滾子鏈的鏈節(jié)數(shù)為偶數(shù)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(shù)為奇數(shù)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(shù)鏈節(jié) 3 2 鏈式軸的設計 3 2 1 驅動軸的設計 24 圖 3 4 驅動軸受力分析圖 由靜力平衡方程 0Fb0MBlRA aA 求得支反力為 lFlbRBRA 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(jù)剪力和彎矩的計算方法和符號規(guī)則 RAF 求得這一截面上的 和 M 分別為SF lbxS F 0 ax a b xlM 0 a 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 25 截面以左右 和 F 兩個外力 截面上的剪力和彎矩是RA c lalbxS F 1 x d lxlM a 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(shù) 且符號為正 所以lFb 在 AC 段 0 x a 內 剪力圖是在 Xz 軸上方且平行于 x 軸的直線 圖 3 4 同理 可 以根據(jù) c 式作 CB 段的剪力圖 從剪力圖看出 當 a10r 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 rTndmhCPf C 基本額定動載荷計算值 N P 當量動載荷 N fh 壽命因數(shù) 1 fn 速度因數(shù) 0 822 fm 力矩載荷因數(shù) 力矩載荷較小時取 1 5 較大時取 2 fd 沖擊載荷因數(shù) 1 5 fT 溫度因數(shù) 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 f h 1 f n 0 822 fm 1 5 f d 1 5 f T 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 F r 1128N 由以上可得 NfCTndmh 6 3087128 05 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(shù)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k2 rCkN5 10 rC 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 rPSC00 式中 基本額定靜載荷計算值 N 0 28 當量靜載荷 N 0P 安全因數(shù) S 軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定靜載荷 rC0 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(shù) 2 10 S 則軸承的基本額定靜載荷為 kNCPSr 6 13528 00 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(shù)等于鏈輪齒數(shù) z 鏈輪每轉過一圈 鏈條走過 zp 長 所以鏈的平均速度 v 為 v106 nz02p 式中 分別為主 從動鏈輪的齒數(shù) 分別為主 從動鏈輪的轉速 r min 12 鏈傳動的平均傳動比 12zni 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(shù) 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(xiàn) 鏈傳動的瞬 間傳動比和鏈速并非常數(shù)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1 rv 鏈 A 實際用于牽引鏈條運動的速度為 式中 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R1 速恒定 鏈條的運動速度也是變化的 當 時 鏈速最低 當 0 鏈11802z 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1 29 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(shù)1n 有關 轉速越高 齒數(shù)越少 則鏈速變化范圍越大 1z 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 1 也是隨鏈節(jié)呈周期性變化的 sinsin1Rvy 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2 x 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 cos22xvRv 式中 為從動鏈輪的分度圓半徑 0m 由此可知從動鏈輪的轉速為 coscos212RRvx 在傳動過程中因為 在 內不斷變化 加上 也是不斷變化 多以即使 是 218z 1 常數(shù) 也是周期性變化的 2 從上式中可得鏈傳動的瞬時傳動比為 cos12Ri 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(xiàn)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 maF1d 式中 緊邊鏈條的質量 kg m 鏈條變速運動的加速度 c m2s 如果視主動鏈輪勻速轉動 則 sin cos 211Rdtvxc 當 時 11802z 2180sin sin 1211max pzRRc 從動鏈輪因角加速度引起的慣性力為 FdtJd2 式中 J 從 動系統(tǒng)轉化到從動鏈輪軸的轉動慣性 kg2 m 30 從 動 鏈 輪 的 角 速 度 rad s 2 鏈輪的轉速越高 節(jié)距越大 齒數(shù)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?shù)?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(xiàn)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 feF 1 fcF 2 式中 F 有效圓周力 N e F 離心力引起的拉力 N c F 懸垂拉力 N f 有效圓周力為 vpe10 式中 P 傳動的功率 k W V 鏈速 m s 離心力引起的拉力為 2qvFc 式中 q 為鏈條單位長度的質量 k g m 懸垂拉力 Ff 為 Ff max F f F f 其中 F f Kfqa F f Kf sina qa210 210 式中 鏈傳動的中心距 m m Kf 垂度系數(shù) 見下圖 圖中 f 為下垂度 為中心線與水平面夾角 31 圖 3 11 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(xiàn)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 440Mpa E 206Gpas b 橇體重 G 250kg 工件重 G 650kg 每輪載荷 F 2256 3N 走輪直徑 D 125mm01 走輪有效踏面長 L 4800mm 根據(jù)計算公式 Pmax 0 418 SQRT F L E R 由上面的計算可知 P 0 418 max5 62 048 3 256 0 52Mpa 32 第 4 章 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 軸上的定位嚙合牙嵌式電磁離合器 M 實現(xiàn)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(shù)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 軸轉動 通電后 銜鐵轉到 固定位置與磁軛嚙合 使 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(xiàn)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 3 2 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 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 33 以自動補償?shù)姆椒?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 3 3 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 34 結 論 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 設計手冊 設計規(guī)范以及 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 35 參考文獻 1 謝家瀛 組合機床設計簡明手冊 北京 機械工業(yè)出版社 1992 2 金振華 組合機床及其調整與應用 北京 機械工業(yè)出版社 1990 3 李慶余 張佳 機械裝備設計 北京 機械工業(yè)出版社 2003 4 顧維邦 金屬切削機床概論 北京 機械工業(yè)出版社 2002 5 戴曙 金屬切削機床設計 北京 機械工業(yè)出版社 1993 6 華東紡織工學院 哈爾濱工業(yè)大學 天津大學 機床設計圖冊 上海 上?？茖W技術 出版社 1984 7 徐景輝 機床裝配 四川 四川人民出版社 1982 8 儲凱 許斌 機械工程材料 重慶 重慶大學出版社 2002 9 邱宣懷 機械設計 北京 高等教育出版社 2003 10 吳宗澤 機械設計實用手冊 北京 化學工業(yè)出版社 2000 11 龔桂 機械設計課程設計指導書 北京 高等教育出版社 1990 12 章宏甲 黃誼 液壓傳動 北京 機械工業(yè)出版社 2003 13 左健民 液壓與氣壓傳動 北京 機械工業(yè)出版社 2002 36 致 謝 本次畢業(yè)設計涉及的全部內容是在指導老師 XX 老師的悉心指導下完成的 感謝 XX 老師給我提供了良好的課題條件 讓我從這次設計中得到了很好的鍛煉 同時也為 我講解了不少難題 在此特別感謝 XX 老師淵博的學識 嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度 平易近人 的作風和認真負責的工作態(tài)度讓我們受益非淺 從 XX 老師處我們學到了許多的專業(yè) 知識和相關的設計方法 在此 謹向恩師表示最真誠的感謝 感謝他在百忙中給予我 們的指導 當然還有本院其他老師的指導 在此我向各位給予我指導的老師表示忠心 的感謝和致敬 最后還要感謝的 也是最應該感謝的是 XX 學院 學院讓我們有這么好的學習