V4OO柔性制造单元刀库设计.doc

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1、目次1 设计方案说明2 电动机的选择2.1负载的转动惯量JLC2.1.1 JDP的计算2.1.2 JDJ的计算2.1.3 转速的计算2.1.4 JLC的计算2.2 摩擦引起的负载转矩计算2.3 最大加速转矩Tcam2.5 所需电动机的功率P3 轴的设计3.1 最小直径的计算3.2 轴的结构设计3.2.1 拟定轴上零件的装配方案3.2.2 滚动轴承的选择3.2.3 其余尺寸的计算3.3 轴上零件的周向固定3.4 选择轴的材料，确定许用应力3.5 画轴的计算简图，计算支反力3.6 画弯矩图、转矩图3.6.1 水平面弯矩图M r3.6.2 垂直面弯矩图M t3.6.3 合成弯矩图3.6.4 转矩图3

2、.6.5 按弯扭合成应力校核轴的强度4 弹簧的设计计算4.1 材料的选择4.2 计算旋绕比C和曲度系数K4.3 计算中径D和材料直径d4.4 长细比b4.5 自由长度H04.6 工作长度Hn4.7 卡爪张开范围4.8 推力计算5 槽轮的设计计算5.1 槽数5.2 槽间角15.3 槽轮每次转位时曲柄的转角25.4 槽轮与锁止盘间的中心距L5.5 主动曲柄长度R15.6 槽轮半径R25.7 圆销半径r5.8 槽深h5.9 拨盘轴的直径d15.10 轮轴的直径d25.11 锁止弧半径Rx1 设计方案说明此次毕业设计我的设计题目是V4OO柔性制造单元刀库设计。90年代以来，数控加工技术得到迅速的普及及

3、发展，高速加工中心作为新时代数控机床的代表，已在机床领域广泛使用。自动换刀刀库的发展俨然已超越其为数控加工中心配套的角色，在其特有的技术领域中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。刀库作为加工中心最重要的部分之一，它的发展也直接决定了加工中心的发展。本论文完成的是盘式刀库的总体设计、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，定位精度高；总体结构简单、紧凑，动作准确可靠；维护方便，成本低。根据方案论证中综合论述，本次设计采用盘式刀库无机械手换刀方式，记忆式任意选刀，由带有减速装置的调速电动机驱动

4、刀库运动，利用槽轮机构实现精确分度。2 电动机的选择2.1 负载的转动惯量JLCJLC=Ji(ni/nm)2式中 Ji-各旋转件的转动惯量， ni-各旋转件的转速，r/min JmC-电机的转动惯量， nm-电机的转速，r/minJLC=(JDJ+JDP+JZ+JCL+JSP)(nC/nm)2式中 JDJ 、JDP、JZ、JCL、JSP-分别为刀具、刀盘、轴、槽轮和锁止盘的转动惯量， nC-刀盘的转速，r/min2.1.1 JDP的计算初选刀盘材料为45钢，其密度为7.85g/cm2。由计算可知刀具中心线的半径为RDJ =242mm，故刀盘的半径选为RDP=190mm.选择刀盘的厚度为15mm

5、，则刀盘的质量mDP为mDP=7.851030.1920.015=13.35kgJDP=mDP RDP2=2=0.24kgm22.1.2 JDJ的计算JDJ=mDJ RDJ2=1260.2422=2.11 kgm22.1.3 转速的计算由于换刀时间不得超过8秒，除去主轴运动的时间，换刀时刀盘转动时间不得超过4秒，即最大转速为r/s,也就是说nC=7.5 r/min。电动机选择的是电子调速式减速电动机，故nm即为电机的输出转速，即槽轮的锁止盘的转速。槽轮的最大传动比出现在圆销在槽轮与锁止盘中心线的连线中间。故传动比nC/nm=R1/(LR1)=46.58/(18046.58)0.352.1.4

6、JLC的计算相对于刀具与刀盘的转动惯量，轴、槽轮、锁止盘的转动惯量可以忽略不计。JLC=(JDJ+JDP+JZ+JCL+JSP)(nC/nm)2=（2.11+0.24）0.352=0.288 kgm22.2 摩擦引起的负载转矩计算由重力产生的摩擦力矩TFC(Nm)TFCGCL式中 -槽轮和锁止盘间摩擦系数，取0.15 GC-刀盘、轴、槽轮等的重量，N L-滚子中心到锁止盘中心的距离由以上计算可知，刀具和刀盘的重量分别为72kg和13.35kg，估算轴，槽轮等的重量，得到GC=90kg。所以TFC=0.159000.18=24.3Nm2.3 最大加速转矩Tcam当电机从静止升至nmax时Tcam

7、=JLC式中 nCmax-电机最高转速，r/min tCa-加速时间（s）取0.2s nCmax=nC/0.35=7.5/0.35=21.43r/min则Tcam=0.288 =3.23 Nm2.4 电机的最大启动转矩TCrTCr=Tcam+TFC=3.23+24.3=27.53Nm2.5 所需电动机的功率PP=80W选择Bauer减速电机系列的BG06-/D04LA4，其中BG06为其齿轮箱型号，D04LA4为其电动机型号。电动机的技术参数如表1所示。表1 D04LA4技术参数Pkw型号nrpmMNNmIN(400V)AY/IA/INMA/MNJrotKgm20.12D04LA413500.

8、840.46Y0.732.31.70.000175按照要求，换刀时间最多为8秒，对于刀盘而言即是8秒至少转半圈，即刀盘的转速最快7.5r/min，由槽轮折算到电动机轴，输出至少是37.5r/min，所选齿轮箱输出轴额定转速是38.5r/min，可满足转速要求。3 轴的结构设计3.1 最小直径的计算dA式中 P-轴传递的额定功率，kw n-轴的转速，r/min -空心圆轴的内径d0与外径d之比 A-按轴的许用切应力定的系数，材料选用45钢，查表得A的取值为118107选用的电动机额定功率为100w，槽轮机构的传动效率为0.880.90，故轴传递的额定功率P=120w(0.880.90)=108w

9、。轴的转速n=7.5r/min。及的计算查图1，取=0.70，则=1.10图1 空心圆轴的数值dmin(118107) 1.10=31.5828.64mm取dmin=35mm，空心圆轴内径d0=dmin=0.73524mm3.2 轴的结构设计3.2.1 拟定轴上零件的装配方案选用图2所示的装配方案。图2 轴的结构与装配轴上零件包括刀盘、右端轴承、右端轴承端盖、左端轴承、左端轴承端盖，套筒、轴承套和槽轮。装配时，先从左端依次装入右端轴承端盖，右端轴承，轴承套，左端轴承端盖，套筒和槽轮，后从右端装入刀盘。考虑到段轴要利用键直接与槽轮相连，初步选定d=80mm3.2.2 滚动轴承的选择因轴承同时受有

10、径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要并根据d=80mm,由轴承产品目录中初步选取0尺寸系列，标准精度级的角接触球轴承7016C，其尺寸为dDB=80 mm125mm22mm，故d=89mm。3.2.3 其余尺寸的计算轴段上需要安装特制螺钉，故需要较大尺寸以满足安装及强度要求，选取d=200mm。轴段上需要安装刀盘，且直径不得小于最小直径80mm，故选取d=80mm。根据安装尺寸要求，确定段轴的长度为l=300mm，l=80mm，l=20mm，l=10mm，3.3 轴上零件的周向固定槽轮与轴的周向固定采用平键联接，槽轮与轴的配合H7/k6。滚动轴承与轴的配合为H7/k6。刀盘与轴

11、周向固定采用6个均布的螺栓联接，刀盘与轴的配合为H7/k6。3.4 选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料为40Cr，调质处理，由机械设计手册查得b =736N/mm2，=539 N/mm2，=314 N/mm2，=199 N/mm2， =245 N/mm2，b=118 N/mm2 ，b=69N/mm23.5 画轴的计算简图，计算支反力（a）(b)（c）（d）(e)(f)(g)图3 轴的受力分析画轴的结构简图，可确定各段跨距L 1 =90mm，L 2 =199mm，L 3 =116mm，由此可画轴受力简图，如图3-(a)所示。垂直面支反力F t（L 2 +L 3）-F tCL 2 =0 则F

12、tC =173.68N F tB= F tC-F t =173.68N-109.72N=63.96N同理可得，水平面支反力分别为 F rC=173.68N，F rB=63.96N3.6 画弯矩图、转矩图3.6.1 水平面弯矩图M r(图3-（c）)B点M rB= F rB L 1= 63.96N90mm=5756.4NmmC点M rC= F rC (L 1+L2)= 173.68N289mm=44437.12Nmm截面D左边M rD1= F rD (L 1+L2+L3)=109.92N405mm=35659Nmm截面D右边M rD2=0 Nmm3.6.2 垂直面弯矩图M t(图3-(e)B点M

13、 tB= F tB L 1= 63.96N90mm=5756.4NmmC点M tC= F tC (L 1+L2)= 173.68N289mm=44437.12Nmm截面D左边M tD1= F tD (L 1+L2+L3)=109.92N405mm=35659Nmm截面D右边M tD2=0 Nmm3.6.3 合成弯矩图（图3-(f)）M C=88874.24 Nmm3.6.4 转矩图（图3-（g）转矩T=27530 Nmm3.6.5 按弯扭合成应力校核轴的强度从图可见截面C处弯矩最大，校核该截面的强度C的当量弯矩Me=90396.21 Nmm式中=0.6=1.812N/mm2校核结果：b，截面C

14、的强度足够。4 弹簧的设计计算4.1 材料的选择根据工作情况及具体条件选定材料为65Mn,钢丝代号为FDC。4.2 计算旋绕比C和曲度系数K选择旋绕比C=6计算曲度系数K=1.25254.3 计算中径D和材料直径d根据安装空间初设弹簧中径D=12mm，根据C值估取弹簧直径d=2mm，并由表16-2查取弹簧丝的许用切应力=0.4B，许用弯曲应力b=0.5B。4.4 长细比b压缩弹簧长细比b=，初选为34.5 自由长度H0根据安装空间选定H 0= 22mm，而节距p=(0.280.5)D=3.366mm，则由H0pn+(1.52)d，得到有效圈数n的取值范围为35.65。初选n=5，则节距p=3.

15、6mm4.6 工作长度HnHn= H0-=22-2=20mm4.7 卡爪张开范围将卡爪形状简化为如图4 中AC折线所示，当弹簧收缩后，卡爪绕销轴中心线，图中的O点，转到BC1的位置。A1B1为刀柄中心线的位置，若所设计的卡爪能使BB1的长度大于或等于BT40刀柄卡槽的半径，则可满足设计要求。图4 卡爪示意图由卡爪的几何尺寸算得，爪尖距销轴中心线的距离近似于72mm,即AO=BO=72，而CO=C1O=40，OO1=17，AOBO =arcsin0.069=3.98。当弹簧被压缩2mm，即两端各压缩3mm时，可近似认为CC1位于水平线上。此时卡爪转动角度tan=， =4.289.BB1=BBO+

16、BOB1=BOsin(+AOBO)+ OO1=72 sin(4.289+3.98)+17=10.366+17=27.366大于刀柄卡槽的半径26.5mm。也就是说，弹簧的最大压缩量为6mm时，刀柄能够卡进卡爪。4.8 推力计算为使弹簧压缩到最大压缩量，需要施加一定的工作载荷F。由公式f=式中，f-工作载荷下的变形量（mm）n-弹簧的有效圈数 C-旋绕比 G-切变模量（MPa） d-材料直径（mm）由机械设计手册查表可知，材料为65Mn的弹簧的切变模量G=79GPa。由弹簧的设计尺寸可知，f=6mm，n=5，C=6，d=2mm，则F=109.72N对刀爪受力分析如图5所示，F与F1为一对支反力,

17、即大小相等方向相反，且Fn与F1间夹角为45，Fn为刀柄对卡爪的作用力，分解到水平和竖直方向的两个分力分别为F1和F2。故Fn的大小Fn=155.14NF2= F1=109.72N图5 卡爪的受力分析5 槽轮的设计计算 槽轮机构结构如图6所示。图6 槽轮机构5.1 槽数槽轮槽数根据刀库容量选取，但不同槽数时，外啮合槽轮的角度和角加速度的变化不同。槽数越小，则角加速度的变化越大，由此产生的冲击和磨损也就越大。因此在用外啮合槽轮机构作为刀库转动定位机构时，考虑到刀库容量为12，故选择槽数Z为12。5.2 槽间角11=360/Z=360/12=305.3 槽轮每次转位时曲柄的转角22=1801=18

18、030=1505.4 槽轮与锁止盘间的中心距L选定时考虑转位定位机构强度和刚度，并使其结构紧凑，初步选定L=180。5.5 主动曲柄长度R1R1=L1=18015=46.595.6 槽轮半径R2R2=L2=18075=173.875.7 圆销半径rr=R1/6=46.58/685.8 槽深hhR2（LR1r）=173.87（18046.588）=48.45故取h=505.9 拨盘轴的直径d1d12(LR2)=2(180173.87)=12.26由于槽轮机构中的拨盘要与电动机相连，且所选电动机的输出轴直径为12mm，故选定d1=125.10 轮轴的直径d2d22（LR1r）=2(18046.58

19、8)=250.84由于槽轮机构中的槽轮要与轴相连，由上可知轴的最小直径选为80mm,故选定d2=805.11 锁止弧半径RxRx= R1re式中，e=(0.60.8)r，且必须大于35，取e=6,从而Rx =46.5886=32.5833。6 滚动轴承的计算所使用的一对角接触球轴承的受力简图如图7所示。按2中表6-6查得，7016C轴承的基本额定动载荷Cr=58.5N，基本额定静载荷C0r=55.8N。换刀过程中所受的轴向载荷主要是刀具的重量，假设各刀位均装有最大重量的刀具，则在安装刀盘位置处所受的轴向力为Fa=12mg=12610N=720N。图7 轴承受力简图6.1求两轴承的计算轴向力Fa

20、1和Fa2对于70000C型轴承，按1中表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，其中，e为 1中表13-5中的判断系数，其值由的大小来决定,但现轴承轴向力Fa未知.故先取e=0.4，因此可估算Fd1=0.4Fr1=86.668NFd2=0.4Fr2=42.78N从而 Fa1=Fa+Fd2=720N+42.78N=762.78N Fa2=Fd2=42.78N =0.01367 =0.00077由1中表13-5进行插值计算，得e1=0.35，e2=0.02。再计算 Fd1= e1Fr1=0.35216.67N=75.83N Fd2= e2Fr2=0.02106.95N=2.14N Fa1=Fa+F

21、d2=720N+2.14N=722.14NFa2=Fd2=2.14N =0.01294 =0.00004两次计算的的值差别在允许误差范围内，因此确定e1=0.35，e2=0.02，Fa1=722.14N，Fa2=2.14N6.2 求轴承当量动载荷P1和P2因为 =4.16e1 =0.033e2由1中表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 X1=0.44， Y1=1.35对轴承2 X2=0.44， Y2=0.08因轴承运转中有中等冲击载荷，按1中表13-6，fp=1.21.8，取fp =1.5。则P1= fp (X1Fr1+Y1Fa1)=1.5(0.44173.6

22、8+1.35722.14)N=1576.96NP2= fp (X2Fr2+Y2Fa2)=1.5(0.4463.96+0.082.14)N=42.47N6.3 验算轴承寿命因为P1P2，所以按轴承1的受力大小验算 Lh=22689401.89h比预期计算寿命大。7 键联接的选择和计算对轴与槽轮联接的键进行选择与强度校核。7.1 键的选择选择A型平键，根据轴径d=80mm，从2中表4-1查得键的尺寸为b=22mm，h=14mm，L=28mm，此键的标记为GB/T 1096 键221428。7.2 校核键的挤压强度 由式 =T=27.53Nm，d=80mm，k=0.5h=0.514mm=7mm，l=28mm，由1中表6-2查得许用挤压应力=（100120）Mpa则 =3.51Mpa故此键的挤压强度满足工作要求。经校核槽轮与轴的联接键的挤压强度也满足工作要求。参考资料1 濮良贵 等编著.机械设计.北京：高等教育出版社，2008年4月。2吴宗泽 等编著.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，2009年5月3孙恒 等编著.机械原理.北京：高等教育出版社，2006年5月4闻邦椿 主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，2010年1月5沙杰 等编著.加工中心结构、调试与维护.北京：机械工业出版社，2003年2月67891021