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本科畢業(yè)設計（論文）任務書
Ⅰ、畢業(yè)設計（論文）題目：
立式高速銑削加工中心圓盤刀庫機構設計
Ⅱ、畢業(yè)設計（論文）工作內容（從專業(yè)知識的綜合運用、論文框架的設計、文獻資料的收集和應用、觀點創(chuàng)新等方面詳細說明）：
本課題擬根據(jù)現(xiàn)代機械行業(yè)對高速鉆銑加工的需求，針對立式高速銑削加工中心的設計功能需求，開展圓盤刀庫機構的設計工作。
具備機械原理、機械設計、機械制造技術基礎、互換性與公差測量、SolidWorks三維CAD建模與仿真等的基本知識和能力，進行必要的設計計算和校核、結構設計。
技術參數(shù)：
名 稱
規(guī) 格
刀庫規(guī)格
BT40
刀庫容量
20
最大刀具直徑（滿刀）
Ф80
最大刀具直徑（臨空刀）
Ф160
最大刀具長度
300mm
最大刀具重量
7kg
刀庫重量
220kg
刀架水平運動行程
240mm
具體工作內容：
1) 查閱與課題相關文獻資料10篇以上，其中英文資料2篇以上，英文資料翻譯5000漢字以上；
2) 在分析立式高速銑削加工中心設計功能要求的基礎上，研究其圓盤刀庫機構的總體設計方案，并撰寫課題開題報告；
3) 圓盤刀庫傳動機構設計（電機選型、傳動件設計、支承組件等）；
4) 刀庫轉動定位機構設計
5) 設計圖紙量：折合約3張A0；
6) 設計說明書一份（1-1.5萬字，要求電腦打印，說明書組成包括畢業(yè)設計任務書、中外文摘要及關鍵詞、目錄、正文、主要參考文獻、致謝和附錄等，具體格式參照學院畢業(yè)設計(論文)工作管理規(guī)定）。
Ⅲ、進度安排：
2014年10月20日～2014年11月9日（3周）：選擇題目，收集材料，聯(lián)系落實畢業(yè)實習單位，填寫畢業(yè)設計任務書；
2014年11月10日～2014年12月7日（4周）：布置任務，明確目標、制定計劃，確定初步畢業(yè)設計方案；
2014年12月8日～2015年1月4日（4周）：深化初步方案，結合畢業(yè)實習加深對畢業(yè)設計方案的認識；
2015年1月5日～2015年1月16日（2周）：學生畢業(yè)設計方案進一步完善；
2015年1月17日～2015年3月1日（6周）：繼續(xù)前期工作；
2015年3月2日～2015年5月17日（11周）：學生全部返校，進行畢業(yè)設計計算、繪圖，編制畢業(yè)設計說明書，完成畢業(yè)設計工作任務（2015年3月30日～2015年4月5日接受學校畢業(yè)設計期中檢查）；
2015年5月18日～2015年5月31日（2周）：畢業(yè)成果預提交、修改、評閱、答辯。
Ⅳ、主要參考資料：
[1] 夏田. 數(shù)控加工中心設計[M]. 北京：化學工業(yè)出版社，2006.
[2] 李佳，歐陽渺安，趙小林等. 數(shù)控機床及應用[M]. 北京：清華大學出版社，2001.
[3] 晏初宏. 數(shù)控機床與機械結構[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2005.
[4] 楊美英. 數(shù)控機床主軸組件設計及剛度計算[J]. 機械工程與自動化，2004（2）：71-74.
[5] 王愛玲，白恩遠，趙學良等. 現(xiàn)代數(shù)控機床[M]. 北京：國防工業(yè)出版社，2003.
[6] 朱孝錄主編，中國機械工程學會、《中國機械設計大典》編委會. 中國機械設計大典（第4卷）機械傳動設計[M]. 南昌：江西科學技術出版社，2002.
[7] 文懷興,陸君,呂玉清. 高速立式加工中心主軸箱結構設計及分析[J]. 中國制造業(yè)信息化,2010,19:37-40.
[8] 劉超峰,張淳,張功學. 基于ANYSY的高速加工中心主軸箱有限元分析及優(yōu)化[J]. 組合機床與自動化加工技術,2010,07:26-28+34.
[9] 趙東平. 高速臥式加工中心立柱的輕量化設計[D].蘭州理工大學,2012.
[10]《現(xiàn)代實用機床設計手冊》編委會編. 現(xiàn)代實用機床設計手冊(上、下冊)[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2006.
[11] 成大先主編. 機械設計手冊（第三版）[M]. 北京：化學工業(yè)出版社，1993.
[12] 束雯，王瑋. 機床主傳動系統(tǒng)優(yōu)化設計方法的研究[J]. 機床與液壓，2006（2）：61-63.
[13] 吳宗澤，羅圣國. 機械設計課程設計手冊（第二版）[M]. 北京：高等教育出版社，1999.
[14] 文懷興，夏田. 數(shù)控機床系統(tǒng)設計[M]. 北京：化學工業(yè)出版社，2005.
[15] 加工中心BT40-24DV圓盤式刀庫產(chǎn)品說明書http://wenku.baidu.com/
[16] 曹秋霞,陳新亞.加工中心圓盤式刀庫轉動定位機構的設計計算[J].機械傳動. 2005,30(4):34-36
指導教師：（簽名： ）， 年 月 日
學生姓名：（簽名： ），專業(yè)年級：
系負責人審核意見（從選題是否符合專業(yè)培養(yǎng)目標、是否結合科研或工程實際、綜合訓練程度、內容難度及工作量等方面加以審核）：
專業(yè)負責人簽字： ， 年 月 日
3
本 科 畢 業(yè) 論 文（設 計）
題目： 立式高速銑削加工中心圓盤刀庫機構
學 院：
姓 名： （小二宋體加粗 ）
學 號： （小二宋體加粗 ）
專 業(yè)： （小二宋體加粗 ）
班 級： （小二宋體加粗 ）
指導教師： （小二宋體加粗 ）職 稱：（小二宋體加粗 ）
二0 年 月
摘 要
課題是加工中心刀具庫結構設計。刀庫容量—20把刀，最大（臨空刀）空刀刀具直徑160mm，最大刀具直徑（滿刀）Ф80,刀具庫由電機傳動。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加工中心刀庫的優(yōu)化設計以提高換刀速度，減少助助時間。
關鍵詞：加工中心，刀具庫，電機，數(shù)控
25
Abstract
Subject is to design the structure of machining center tool library. Tool storage capacity of 20 knife, the maximum (air knife) air cutter diameter 160mm, diameter of cutter (Man Dao) 80, the machine tool library. This knife is widely used in CNC machining center tool change, its process is simple, tool change time is short; the overall structure is simple, compact, reliable action and convenient maintenance, low cost. The purpose of this paper is to through the optimization design of the machining center to improve the tool change speed, reduce the time to help.
Keywords: processing center, CNC machine tool library.
目 錄
摘 要 II
Abstract I
目 錄 2
第1章 緒 言 4
1.1課題的目的 4
1.2課題設計方案的選擇和設計手段 4
1.3刀庫系統(tǒng)的發(fā)展趨勢 5
1.4刀庫系統(tǒng)的發(fā)展方向 6
第2章 方案論證 7
2.1 圓盤刀庫方案 7
2.1.1 步進電機的原理 7
2.1.2.傳動方案傳動時應滿足的要求 7
2.1.3.傳動方案及其分析 8
2.1.4 伺服電機選擇 8
2.2 變速機構設計 11
第3章 圓盤刀庫結構設計 13
3.1 傳動部分的設計 13
3.1.1 選擇齒輪傳動的類型 13
3.1.2 選擇材料 13
3.1.3 按齒面接觸疲勞強度設計 13
3.1.4 確定齒輪的主要參數(shù)與主要尺寸 13
3.1.5 校核齒根彎曲疲勞強度 13
3.1.6 確定齒輪傳動精度 14
3.1.7 齒輪結構設計 14
3.2 電機的選擇及運動參數(shù)的計算 14
3.3 蝸輪及蝸桿的選用與校核 15
3.3.1 選擇蝸桿傳動類型 15
3.3.2 選擇材料 15
3.3.3 按齒面接觸疲勞強度設計 15
3.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 16
3.4.1蝸桿 16
3.4.2 蝸輪 16
3.4.3 校核齒根彎曲疲勞強度 16
3.5 軸的校核與計算 17
3.5.1 畫出受力簡圖 17
3.5.2 畫出扭矩圖 17
3.5.3 彎矩圖 18
3.6 彎矩組合圖 18
3.7 根據(jù)最大危險截面處的扭矩確定最小軸徑 18
3.8 齒輪上鍵的選取與校核 19
3.9 軸承的選用 19
3.9.1 軸承的類型 19
3.9.2 軸承的游隙及軸上零件的調配 19
3.9.3 滾動軸承的配合 19
3.9.4 滾動軸承的潤滑 19
3.9.5 滾動軸承的密封裝置 20
第4章 刀庫轉動定位機構設計 21
結束語 22
致謝 23
參考文獻 24
第1章 緒 言
1.1課題的目的
未來工具機產(chǎn)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設計以提高換刀速度，減少助助時間。
（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。
結合所給題目，初步?jīng)Q定采用鏈式刀庫換刀方案。
1.3刀庫系統(tǒng)的發(fā)展趨勢
1958年，美國卡尼，特雷克（Kearney&Trecker）公司首次把銑、鉆、鏜等多種工序集中于一臺數(shù)控機床上，通過換刀方式實現(xiàn)連續(xù)加工，成為世界上第一臺加工中心。該產(chǎn)品出現(xiàn)后，銷路驚人，引起了日、德、美、英、法、意等先進工業(yè)國家的高度重視，競相開發(fā)生產(chǎn)，不斷擴大和完善機床的功能，成為數(shù)控機床中發(fā)展最快、需求量最大的商品之一。如今，世界上出現(xiàn)了立式、臥式、龍門式、落地式等各種加工中心，據(jù)不完全統(tǒng)計，大約有1000多個品種規(guī)格。
未來加工中心的發(fā)展動向是高速化、進一步提高精度和愈發(fā)完善的機能。加工中心是數(shù)控機床的代表，是高新技術集成度高的典型機電一體化機械加工設備，我國的加工中心從70年代開始，已有很大發(fā)展，但技術、品種和數(shù)量上都還遠不能適應我國經(jīng)濟、技術發(fā)展的需要。隨著我國工業(yè)的不斷發(fā)展，推動了模具制造業(yè)、機械加工業(yè)的巨大發(fā)展，使得數(shù)控機床的使用越來越普遍，而加工中心更是以其高自動化程度得到廣泛應用。然而，目前市場上生產(chǎn)和銷售的都是以大、中型的加工中心為主，小型加工中心幾乎是空白，而機械加工業(yè)、小型模具的制造、工科院校、技工學校等對小型加工中心存在著大量的需求。為加速我國加工中心的發(fā)展，需進一步加強對加工中心的研究、設計、制造和應用。?在加工中心中，刀庫和機械手組成自動換刀裝置（Automatic?Tool?Changer,簡稱ATC），而自動換刀裝置的好壞，將直接影響加工中心的好壞，從目前情況看，加工中心的主機部分基本定型，變化不大，但自動換刀裝置種類繁多，五花八門，是最難搞好的部分。它是加工中心的象征，又是加工中心成敗的關鍵環(huán)節(jié)。因此各加工中心制造廠家都在下大力研制動作迅速、可靠性高的自動換刀裝置，以求在激烈的競爭中取得好效益，正因為自動換刀裝置是加工中心的核心內容，各廠家都在保密，極少公開有關資料，尤其機械手這部分更是如此。
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(chǎn)品，多樣化產(chǎn)品，左右工具機在生產(chǎn)效能及產(chǎn)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(chǎn)品
發(fā)展符合高荷重、高容量、高速化概念的刀庫產(chǎn)品。
（2）輕量化、低成本的產(chǎn)品
發(fā)展符合重量輕、成本低概念的刀庫產(chǎn)品。
1.4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20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20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。
第2章 方案論證
2.1 圓盤刀庫方案
2.1.1 步進電機的原理
步進電機是一種能將數(shù)字輸入脈沖轉換成旋轉或直線增量運動的電磁執(zhí)行元件。每輸入一個脈沖電機轉軸步進一個步距角增量。電機總的回轉角與輸入脈沖數(shù)成正比例，相應的轉速取決于輸入脈沖頻率。?
步進電機是機電一體化產(chǎn)品中關鍵部件之一，通常被用作定位控制和定速控制。步進電機慣量低、定位精度高、無累積誤差、控制簡單等特點。廣泛應用于機電一體化產(chǎn)品中，如：數(shù)控機床、包裝機械、計算機外圍設備、復印機、傳真機等。?
選擇步進電機時，首先要保證步進電機的輸出功率大于負載所需的功率。而在選用功率步進電機時，首先要計算機械系統(tǒng)的負載轉矩，電機的矩頻特性能滿足機械負載并有一定的余量保證其運行可靠。在實際工作過程中，各種頻率下的負載力矩必須在矩頻特性曲線的范圍內。一般地說最大靜力矩Mjmax大的電機，負載力矩大。?
選擇步進電機時，應使步距角和機械系統(tǒng)匹配，這樣可以得到機床所需的脈沖當量。在機械傳動過程中為了使得有更小的脈沖當量，一是可以改變絲桿的導程，二是可以通過步進電機的細分驅動來完成。但細分只能改變其分辨率，不改變其精度。精度是由電機的固有特性所決定。?
選擇功率步進電機時，應當估算機械負載的負載慣量和機床要求的啟動頻率，使之與步進電機的慣性頻率特性相匹配還有一定的余量，使之最高速連續(xù)工作頻率能滿足機床快速移動的需要
2.1.2.傳動方案傳動時應滿足的要求
數(shù)控圓盤刀庫一般由原動機、傳動裝置和工作臺組成，傳動裝置在原動機和工作臺之間傳遞運動和動力，并可實現(xiàn)分度運動。在本課題中，原動機采用電液脈沖馬達，工作臺為T形槽工作臺，傳動裝置由齒輪傳動和蝸桿傳動組成。
合理的傳動方案主要滿足以下要求：
（1）機械的功能要求：應滿足工作臺的功率、轉速和運動形式的要求。
（2）工作條件的要求：例如工作環(huán)境、場地、工作制度等。
（3）工作性能要求：保證工作可靠、傳動效率高等。
（4）結構工藝性要求；如結構簡單、尺寸緊湊、使用維護便利、工藝性和經(jīng)濟合理等。
2.1.3.傳動方案及其分析
該傳動方案分析如下：
齒輪傳動承受載能力較高 ，傳遞運動準確、平穩(wěn)，傳遞 功率和圓周速度范圍很大，傳動效率高，結構緊湊。
蝸桿傳動有以下特點：
1．傳動比大在分度機構中可達1000以上。與其他傳動形式相比，傳動比相同時，機構尺寸小，因而結構緊湊。
2．傳動平穩(wěn) 蝸桿齒是連續(xù)的螺旋齒，與蝸輪的嚙合是連續(xù)的，因此，傳動平穩(wěn)，噪聲低。
3．可以自鎖 當蝸桿的導程角小于齒輪間的當量摩擦角時，若蝸桿為主動件，機構將自鎖。這種蝸桿傳動常用于起重裝置中。
4．效率低、制造成本較高 蝸桿傳動是，齒面上具有較大的滑動速度，摩擦磨損大，故效率約為0.7-0.8，具有自鎖的蝸桿傳動效率僅為0.4左右。為了提高減摩擦性和耐磨性，蝸輪通常采用價格較貴的有色金屬制造。
由以上分析可得：將齒輪傳動放在傳動系統(tǒng)的高速級，蝸桿傳動放在傳動系統(tǒng)的低速級，傳動方案較合理。
同時，對于數(shù)控圓盤刀庫，結構簡單，它有兩種型式：開環(huán)圓盤刀庫、閉環(huán)圓盤刀庫。
兩種型式各有特點：
開環(huán)圓盤刀庫 開環(huán)圓盤刀庫和開環(huán)直線進給機構一樣，都可以用點液脈沖馬達、功率步進電機來驅動。
閉環(huán)圓盤刀庫 閉環(huán)圓盤刀庫和開環(huán)圓盤刀庫大致相同，其區(qū)別在于：閉環(huán)圓盤刀庫有轉動角度的測量元件（圓光柵）。所測量的結果經(jīng)反饋與指令值進行比較，按閉環(huán)原理進行工作，使轉臺分度定位精度更高。
2.1.4 伺服電機選擇
根據(jù)經(jīng)驗和現(xiàn)有其他形式刀庫參數(shù)給定情況，并充分考慮實際情況的影響，
技術參數(shù)：
名 稱
規(guī) 格
刀庫規(guī)格
BT40
刀庫容量
20
最大刀具直徑（滿刀）
Ф80
最大刀具直徑（臨空刀）
Ф160
最大刀具長度
300mm
最大刀具重量
7kg
刀庫重量
220kg
刀架水平運動行程
240mm
尤其是轉動慣量轉動速度之間的關系，給定轉速范圍在每分鐘 4～16 轉之間。我們設定刀盤轉速為15轉/分鐘。以下計算按此轉速進行，實際使用時可根據(jù)具體情況適當調整。
（1） 確定電動機轉速
根據(jù)傳動比合理取值，取一級齒輪的傳動比i2.78,二級渦輪蝸桿減速器傳動比i35，則總傳動比合理范圍為i97，故電動機轉速約為
n= in=97=1455 （2-1）
故選取轉速為1500的電機。初選SM130-100-15LFB伺服電機，其規(guī)格參數(shù)如下：
（2）各軸轉速
（2-2）
式中：——電動機滿載轉速；
——電動機至軸的傳動比。
以及 = （2-3）
（2-4）
由式（2-3）~（2-5）得
I軸 ==1500
II軸 = = 540
III軸 = = 15.4
（3）各軸輸入功率
（2-5）
kW , （2-6）
kW, （2-7）
式中、分別為軸承、齒輪傳動的傳動效率。
由式（5）~（7）得
I軸 = 1.5kW
II軸 = = 1.50.980.97 =1.4259kW
III軸 1.4259 1.3555 kW
II、III軸的輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率0.98, 分別為1.3974kW和1.3284kW，I軸為電機軸，輸出功率為1.5kW。
（4）各軸輸入轉矩
9550Nm （2-8）
其中為電動機的輸出轉矩，按下式計算：
9550 Nm （2-9）
所以
= 9550=9.55Nm （2-10）
9550=25.2173Nm （2-11）
9550Nm （2-12）
II、III軸的輸出轉矩則分別為輸入轉矩乘軸承效率0.98, 分別為24.7130 Nm和823.7743 Nm，I軸為電機軸，輸出轉矩為9.55 Nm。
運動和動力參數(shù)計算結果如下表2-2：
表2-2
軸名
轉矩T
Nm
功率P
kW
轉速n
傳動比
i
效率
輸入
輸出
輸入
輸出
I軸
9.55
9.55
1.5
1.5
1500
2.78
0.93
II軸
25.2173
24.7130
1.4259
1.3974
540
35
0.95
III軸
840.5860
823.7743
1.3555
1.3284
15.4
（5）校核電動機
①轉矩校核
加載在刀盤轉軸上的重力為刀庫旋轉刀架的重力，其中刀盤厚度為40mm，直徑為430mm，刀具平均重量5kg，共有24把刀。
G==5.6××[0.04××]×10+24×5×10=1525N
則可得刀庫作用在軸III上的轉矩
T/3 =Gd3=1525×0.025=38.1 Nm
可得T/3<,故此電動機的轉矩符合刀庫的設計要求。
②轉速校核
計算轉速為1455，而此次選的電動機的轉速為n=1500，即n> n，故此電動機的轉速也滿足刀庫的轉速要求。
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、轉矩、轉速等各方面，可見此電動機比較合適。因此選定電動機型號為SM130-100-15LFB。
2.2 變速機構設計
（1）齒輪變速機構
齒輪傳動平穩(wěn)，傳動比精確，工作可靠、效率高、壽命長，使用的功率、速度和尺寸范圍大。由于電機轉速較高，在這里，我選用直齒輪變速機構作為第一級變速，設計傳動比為2.78。齒輪1模數(shù)m=2，齒數(shù)Z=18，d=36，α=20度，齒輪厚度B=20mm；齒輪2模數(shù)m=2，齒數(shù)Z=50，d=100，α=20度，齒輪厚度B=20mm。
(2)蝸輪蝸桿變速機構
蝸輪蝸桿傳動是用來傳遞運動和動力的傳動機構，在工業(yè)生產(chǎn)領域中有很普遍的應用。蝸輪蝸桿是兩個交錯軸之間的傳動，在中間平面內的狀態(tài)相當于齒輪和齒條，而蝸桿的構造和形狀與螺桿相類似。
蝸輪蝸桿傳動作為諸多傳動方式的一種，有著自身獨特的優(yōu)點，從而開拓了廣泛的使用空間，渦輪蝸桿傳動有很大的傳動比和軸向力，比交錯軸斜齒輪的結構更為緊湊，更適用于兩軸交錯傳動的狀態(tài)。
渦輪蝸桿傳動的兩輪嚙合齒面間為線接觸，能獲得比交錯軸斜齒輪機構更好的嚙合效果，傳動比和承載能力也更高。
蝸輪蝸桿傳動是異種螺旋式傳動，傳動中主要形式為齒嚙合傳動，因此傳動更為平穩(wěn)、振動小、噪音低，適合需要穩(wěn)固狀態(tài)的機械使用。
蝸輪蝸桿傳動機構比其他傳動機構突出的優(yōu)點在于其自鎖功能，蝸輪蝸桿機構的蝸桿導程角小于嚙合輪齒間當量摩擦角時，蝸輪蝸桿傳動機構就會反向自鎖，這時只能是蝸桿帶動蝸輪，而蝸輪無法帶動蝸桿，即可實現(xiàn)對機械的安全保護。
第3章 圓盤刀庫結構設計
3.1 傳動部分的設計
3.1.1 選擇齒輪傳動的類型
根據(jù)GB/T10085—1988的推薦，采用直齒輪傳動的形式。
3.1.2 選擇材料
考慮到齒輪傳動效率不大，速度只是中等，故蝸桿用45號鋼；為達到更高的效率和更好的耐磨性，要求齒輪面，硬度為45-55HRC。
3.1.3 按齒面接觸疲勞強度設計
先按齒面接觸疲勞強度進行設計，在校核齒根彎曲疲勞強度。
傳遞轉矩T1=9.55×106P1/N1=（9.55X106×0.75/3000）=2.39N.M
載荷系數(shù)K：因載荷平穩(wěn)，由表6-6取K=1.2
齒寬系數(shù)ψd:由表6-7取ψd=1
許用接觸壓力［δH］：［δH］=［δH2］=220Mpa
傳動比i:i=3
將以上參數(shù)代入公式
D13≥（671/[δh]）2（6-21）KT1(i+1)/ψdi
D1≥32.88mm
3.1.4 確定齒輪的主要參數(shù)與主要尺寸
1）齒數(shù) 取Z1=22，則Z2=i×Z1=3×22=66,取Z2=66。
2）模數(shù) m=d1/Z1=32.88/22=1.49mm,取標準值m=1.5。
3）中心距 標準中心距 α=m/2(Z1+Z2)=60.5mm
4）其他主要尺寸
分度圓直徑：d1=mZ1=1.5x22=33mm,
d2=mZ2=1.5x66=99mm
齒頂圓直徑：da1=d1+2m=33+2x1.5=36mm,
da2=d2+2m=99+2x1.5=102mm
齒寬：b= ψdd1=0.6x33=19.8mm, 取b2=20。 b2= b1+(5-10)=20-30mm,取b1=20mm。
3.1.5 校核齒根彎曲疲勞強度
δF=22KT1YFS/bmd1≤［δF］
復合齒形系數(shù)Ys：由x=0（標準齒輪）及Z1 Z2查圖6-29得YFS1=4.12，YFS2=3.96則
δf1=2kT1YFS1/bmd1=2x1.2x2.39x103x4.12/(19.8x1.5x33)=74.6Mpa＜［δF1］δf2=δf1YFS2/YFS1=(74.6x3.96/4.12)Mpa=71.70MPa＜［δF2］
彎曲強度足夠。
3.1.6 確定齒輪傳動精度
齒輪圓周速度v=d1nπ/(60x1000)=3.14x72.5x970/(600x1000)=3.68m/s
由表6-4確定第Ⅱ公差組為8級。第Ⅰ、Ⅱ公差組也定為8級，齒厚偏差選HK
3.1.7 齒輪結構設計
小齒輪 da1 =33mm 采用實心式齒輪
大齒輪 da2 =99mm 采用腹板式齒輪
3.2 電機的選擇及運動參數(shù)的計算
許多機械加工需要微量進給。要實現(xiàn)微量進給，步進電機、直流伺服交流伺服電機都可作為驅動元件。對于后兩者，必須使用精密的傳感器并構成閉環(huán)系統(tǒng)，才能實現(xiàn)微量進給。在閉環(huán)系統(tǒng)中，廣泛采用電液脈沖馬達作為執(zhí)行單元。
1）電機電機的選擇
按照工作要求和條件選Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電機。
2）選擇電機的額定功率
馬達的額定功率應等于或稍大于工作要求的功率。額定功率小于工作要求，則不能保證工作機器正常工作，或使馬達長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；額定功率過大，則馬達價格高，并且由于效率和功率因素低而造成浪費。
工作所需功率為：Pw=FwVw/1000ηw KW Pw=Tnw/9950ηw KW
式中T=150N.M, nw=36r/min,電機工作效率ηw=0.97，代入上式得
Pw=150×36/（9950×0.97）=0.56 KW
電機所需的輸出功率為：P0= Pw/η
式中：η為電機至工作臺主動軸之間的總效率。
由表2.4查得：齒輪傳動的效率為ηw=0.97；一對滾動軸承的效率為ηw=0.99；蝸桿傳動的效率為ηw=0.8。因此，
η=η1η23η3=0.97×0.993×0.8=0.75
P0= Pw/η=0.56/0.75=0.747 KW
一般電機的額定功率
Pm=(1-1.3)P0=(1-1.3)0.747=0.747-0.97 KW
則由表2.1取電機額定功率為：Pm=0.75 KW。
確定電機轉速
按表2.5推薦的各種機構傳動范圍為，取：
齒輪傳動比：3-5，
蝸桿傳動比：15-32，
則總的傳動范圍為：i=i1×i2=3×15-5×32=45-160
電機轉速的范圍為
N= i×nw=(45-160)×36=1620-5760 r/min
為降低電機的重量和價格，由表2.1中選取常用的同步轉速為3000r/min的Y系列電機，型號為Y801-2，其滿載轉速nm=3000r/min,此外，電機的安裝和外形尺寸可查表2.2
3.3 蝸輪及蝸桿的選用與校核
由于前述所選電機可知T=6.93N.M傳動比設定為i=27.5，效率η=0.8工作日安排每年300工作日計，壽命為10年。
3.3.1 選擇蝸桿傳動類型
根據(jù)GB/T10085—1988的推薦，采用漸開線蝸桿。
3.3.2 選擇材料
考慮到蝸桿傳動效率不大，速度只是中等，故蝸桿用45號鋼；為達到更高的效率和更好的耐磨性，要求蝸桿螺旋齒面淬火，硬度為45-55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅Zcusn10p1，金屬鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。
3.3.3 按齒面接觸疲勞強度設計
根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，在校核齒根彎曲疲勞強度。傳動中心距：
(3-2)
（1）確定作用在蝸輪上的轉距T2
按Z1=2，估取效率η=0.8，則
T2=T*η*i=153.4N.M (3-3)
（2）確定載荷系數(shù)K
因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)Kβ=1；由使用系數(shù)KA表從而選取KA=1.15；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)KV=1.1；則
K=KA*Kβ*KV=1*1.15*1.1=1.265≈1.27 (3-4)
（3）確定彈性影響系數(shù)ZE
選用的鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配。
（4）確定接觸系數(shù)Zρ
先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1/a=0.30，從而可查出Zρ=3.12。
（5）確定許用應力[σH]
根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅zcusn10p1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度＞45HRC，從而可查得蝸輪的基本許用應力[σH]‘=268MPA。
因為電動刀架中蝸輪蝸桿的傳動為間隙性的，故初步定位、其壽命系數(shù)為KHN=0.92，則
[σH]= KHN[σH]‘=0.92×268=246.56≈247MPA (3-5)
（6）計算中心距
(3-6)
取中心距a=50mm，m=1.25mm，蝸桿分度圓直徑d1=22.4mm，這時=0.448，從而可查得接觸系數(shù)=2.72，因為＜Zρ，因此以上計算結果可用。
3.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸
3.4.1蝸桿
直徑系數(shù)q=17.92；分度圓直徑d1=22.4mm，蝸桿頭數(shù)Z1=1；分度圓導程角γ=3°11′38″
蝸桿軸向齒距：PA==3.94mm；(3-7)
蝸桿齒頂圓直徑：(3-8)
蝸桿軸向齒厚：=1.97mm(3-10)
3.4.2 蝸輪
蝸輪齒數(shù)：Z2 =62，變位系數(shù)Χ=0
驗算傳動比：i=/=62/1=62(3-11)
這是傳動比誤差為：（60-62）/60=2/60=0.033=3.3%(3-12)
蝸輪分度圓直徑：d2=mz2=(3-13)
蝸輪喉圓直徑：da2=d2+2ha2=93.5 (3-14)
蝸輪喉母圓直徑rg2=a-1/2 da2 =50-1/293.5=3.25 (3-17)
3.4.3 校核齒根彎曲疲勞強度
(3-18)
當量齒數(shù)
(3-19)
根據(jù)Χ2=0，ZV2=62，可查得齒形系數(shù)=2.31，螺旋角系數(shù)
Yβ=1-γ/140°=0.9773；(3-20)
許用彎曲應力[δF]= KFN
[δF]=56×0.72=40.32MPa(3-21)
=
2.31×0.9773=4.29MPa(3-22)
所以彎曲強度是滿足要求的。
3.5 軸的校核與計算
3.5.1 畫出受力簡圖
圖 3-1受力簡圖
計算出：R1=46.6N R2=26.2N
3.5.2 畫出扭矩圖
T=η.i.T電機
=0.36×60×0.98
=21.2 N.M （3-33）
圖3-2扭矩圖
3.5.3 彎矩圖
M=72.8×180×10-3
=13.1N. （3-34）
圖3-3彎矩圖
3.6 彎矩組合圖
由此可知軸的最大危險截面所在。
組合彎矩
（3-35）
3.7 根據(jù)最大危險截面處的扭矩確定最小軸徑
（3-36）
扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6
抗彎截面系數(shù)W=0.1d3
根據(jù)各個零件在軸上的定位和裝拆方案確定軸的形狀及小
3.8 齒輪上鍵的選取與校核
取鍵連接的類型好尺寸
因其軸上鍵的作用是傳遞扭矩，應用平鍵連接就可以了。在此用平鍵。由資料可查出鍵的截面尺寸為：寬度b=5mm，高度h=5mm，由連軸器的寬度并參考鍵的長度系列，從而取鍵長L=10mm。
（2） 鍵連接的強度
鍵、軸和連軸器的材料都是鋼，因而可查得許用擠壓力[δp]= 50～60MPa，取其平均值[δp]=135MPa。
鍵的工作長度l=L-b=10-5=5mm，鍵與連軸器的鍵槽的接觸高度k=0.5h=2.5mm，從而可得：δp=2000T/(kld)=127≤[δp]
可見滿足要求。
此鍵的標記為：鍵B5×10 GB/T 1096—1979。
3.9 軸承的選用
滾動軸承是現(xiàn)代機器中廣泛應用的部件之一。它是依靠主要元件的滾動接觸來支撐轉動零件的。與滑動軸承相比，滾動軸承摩擦力小，功率消耗少，啟動容易等優(yōu)點。并且常用的滾動軸承絕大多數(shù)已經(jīng)標準化，因此使用滾動軸承時，只要根據(jù)具體工作條件正確選擇軸承的類型和尺寸。驗算軸承的承載能力。以及與軸承的安裝、調整、潤滑、密封等有關的“軸承裝置設計”問題。
3.9.1 軸承的類型
考慮到軸各個方面的誤差會直接傳遞給加工工件時的加工誤差，因此選用調心性能比較好的圓錐滾子軸承。此類軸承可以同時承受徑向載荷及軸向載荷，外圈可分離，安裝時可調整軸承的游隙。其機構代碼為3000，然后根據(jù)安裝尺寸和使用壽命選出軸承的型號為：30208。
3.9.2 軸承的游隙及軸上零件的調配
軸承的游隙和欲緊時靠端蓋下的墊片來調整的，這樣比較方便。
3.9.3 滾動軸承的配合
滾動軸承是標準件，為使軸承便于互換和大量生產(chǎn)，軸承內孔于軸的配合采用基孔制，即以軸承內孔的尺寸為基準；軸承外徑與外殼的配合采用基軸制，即以軸承的外徑尺寸為基準。
3.9.4 滾動軸承的潤滑
考慮到電動刀架工作時轉速很高，并且是不間斷工作，溫度也很高。故采用油潤滑，轉速越高，應采用粘度越低的潤滑油；載荷越大，應選用粘度越高的。
3.9.5 滾動軸承的密封裝置
軸承的密封裝置是為了阻止灰塵，水，酸氣和其他雜物進入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┝魇ФO置的。密封裝置可分為接觸式及非接觸式兩大類。此處，采用接觸式密封，唇形密封圈。
唇形密封圈靠彎折了的橡膠的彈性力和附加的環(huán)行螺旋彈簧的緊扣作用而套緊在軸上，以便起密封作用。唇形密封圈封唇的方向要緊密封的部位。即如果是為了油封，密封唇應朝內；如果主要是為了防止外物浸入，蜜蜂唇應朝外。
第4章 刀庫轉動定位機構設計
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(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(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。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。
結束語
本次畢業(yè)設計將近尾聲，感覺受益匪淺！
通過本次畢業(yè)設計，不僅把大學所學到的理論知識很好的運用到畢業(yè)設計中，而且培養(yǎng)了自己認真思考的能力，在處理問題時有了新的認識和方法，并加強了和同學之間進行探討和解決問題的能力。
通過對專業(yè)知識的接觸和深入學習，以及對相關信息的獲取，我深切地認識到，就目前的發(fā)展而言，我國的工業(yè)還比較落后，與發(fā)達國家相比還存在很大的差距。盡管我們不斷地在努力，但想在很短的時間內改變這種現(xiàn)狀是很難的，尤其是對于我們這樣一個國情的大國。所以，我們應該擁有的是一種民族意識，不斷的追求創(chuàng)新。
本次畢業(yè)設計中，我做的是整體設計部分，通過本次畢業(yè)設計，不僅鍛煉了自己查閱資料的能力，而且能夠熟練運用國家標準、機械類手冊和圖冊等工具進行設計計算分析。這次畢業(yè)設計還讓我體會到團體的力量，提高自己的團隊意識，遇到問題時和小組成員進行討論和分析或是請教明老師，直到得到滿意的結果。
致謝
在我進行畢業(yè)設計的過程中，我的老師和同學們給了我很大的幫助，這里我向他們表示誠摯的敬意。
首先，我要感謝指導教師XX老師，通過這次畢業(yè)設計他教會了我如何去設計，怎么去設計，以及在最初構思時，應該注意的各種問題。他嚴謹治學的態(tài)度、不辭辛勞指導我做畢業(yè)設計，嚴于律己，寬以待人的為人都給我留下了深深的印象。他的熱情，他的執(zhí)著，更是讓我終身難忘。這一切將對我以后的學習和工作有很大的幫助。我還要感謝進行畢業(yè)設計中期檢查的各位領導和機械工程系的其他老師，他們及時的給我指出了畢業(yè)設計當中的不足，并且給予我很多完成設計的便利條件。
在各位老師和同學的大力幫助下，才使我的畢業(yè)設計得以完成。最后，再次對他們給予我的幫助，表示衷心的感謝！并對論文審閱老師的辛勤勞動表示敬意。
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