机械毕业设计（论文）-数控卧式镗铣床刀库结构设计【全套图纸】 .pdf

1 绪 论 1 1 绪绪 论论 1.1 本课题在国内外的研究动态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。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 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 1 绪 论 2 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 毕业设计（论文） 3 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：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：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：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：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：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. 高效能的产品高效能的产品 毕业设计（论文） 4 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. 毕业设计（论文） 5 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课题设计方案的选择和设计手段 a. 设计方案选择设计方案选择 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）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）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 毕业设计（论文） 6 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）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）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。 毕业设计（论文） 7 2 刀库传动系统设计刀库传动系统设计 2.1 刀库主要设计刀库主要设计参数参数 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 刀库驱动刀库驱动液压马达液压马达的选择的选择 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 刀库刀库负负载载转矩转矩 tf计计算算 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 毕业设计（论文） 8 3m max =gfw n31010= n300= m- 刀具的质量 g- 重力加速度 b. 确定摩擦力 f3 nfm= 3 (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。 n645 n10) 1000 8 . 721514 . 3 10(3 )(3 2 += +=rp lrmn d n1301296452 . 0 3 =nf 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 2 321 /hhh fz tt = (2- 2) mn 98 . 0 96 . 0 98 . 0 6 . 8 2 = z t mn5 .10 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 毕业设计（论文） 9 4 3 2 1 4 hhi t t f y = (2- 3) mn25. 6 mn 98. 098. 09 5 .104 42 = = y t 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 ys tt5 . 1= 25. 65 . 1= mn85. 9= 2.2.2 确确定定液压马达转数液压马达转数 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 mm850mm27214. 3= dsp d=272mm b. 确定液压马达的转速范围 /min 7 . 41r/mi 850 98000 max = =nn /min118 . 2 r/min 850 9200 min = =n 根据参数，选型为 bm- r80 2.3 齿轮齿轮设计设计参数参数 2.3.1 选择选择齿轮材料齿轮材料、热处理热处理方法及精度方法及精度等级等级 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 毕业设计（论文） 10 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： () 12 3 1 13.53 () e hd kmuz d usj + 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 5 8，得 k 的范围为 1.41.6， 取 k1.5。 b. 小齿轮的转矩 111 2.09 9550/955042.75842758 466.798 / min kw mpnn mn mm r = = 接触疲劳许用应力 lim im h n hm pz s s s= (1) 接触疲劳极限应力接触疲劳极限应力 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 lim1h s =600mpa ， lim2h s=560mpa (2) 接触疲劳寿命接触疲劳寿命系系数数 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 8 81 2 n6.722 10 n = 1.681 10 i4 = 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) 接触疲劳强接触疲劳强度的度的最小安最小安全系全系数数 shmin 查机械设计学基础p151 表 510，得 shmin1 (4) 计计算接触疲劳许用应力算接触疲劳许用应力 毕业设计（论文） 11 将以上各数值代入许用接触应力计算公式得 lim11 1 min 600 1.02 612 1 hn p h z mpampa s s s = lim22 2 min 560 1.15 644 1 hn p h z mpampa s s s = (5)齿数比齿数比 因为 z2=iz1，所以 21 4zz= (6)齿宽齿宽系系数数 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 1 d y = 。 ）计算小齿轮直径 d1 由于 21pp ss ，故应将 代入齿面接触疲劳设计公式，得 2 21 3 3 1 3.5313.53 189.81.54275841 ()45.80mm 61214 e hd zkm u dmm usj + = c. 圆周圆周速度速度 v 11 1 466.79845.80 1.12/ 60 100060 1000 n d vm s pp = 查机械设计学基础p145 表 57，v1 6 3 10和 n2= 8 1.681 10 6 3 10 ，查机械设计学 基础p156 图 534 得， yn1=1 , yn2=1 毕业设计（论文） 13 (3) 弯曲疲劳强度的最小安全系数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 sfmin 1.2。 (4)弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳许用应力 将以上各参数代入弯曲疲劳许用应力公式得 flim1 fp1n1 fmin 180 =y =1mpa=150mpa s1.2 s s flim2 fp2n2 fmin 170 =y =1mpa=141.67mpa s1.2 s s (5)齿根弯曲疲劳强齿根弯曲疲劳强度度校核校核 1 111 1 22 1.542758 =2.81mpa=33.37mpa 603 60 fffp kt y bmd ss = 所以预期寿命足够，轴承符合要求。 b. 低速低速轴承轴承的的校核校核 选用 6208 型深沟型球轴承。 轴承的当量动负荷为)( ard yfxffp+= 由机械基础p407 表 186 查得，fd1.21.8，取 fd=1.2。 因为 fa2=0n，fr2=492n，则dpf xfr= 查机械基础p407 表 185 得，x=1 ，y=0 。 1.2 1 745.09590.405dpf xfrn= 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e 3 ，cr=22.8kn； 则 66 3 10 6 10101 22800 ()()24000 8.2 10 6060 116.7590.405 t h fc lhh np e = 所以预期寿命足够,轴承符合要求。 2.3.7 键联接键联接的选择及其的选择及其校核校核计计算算 a. 选择选择键键的的类类型和型和规格规格 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。 毕业设计（论文） 20 (2) 低速轴： 根据安装齿轮处轴径mmd45 4 =，查得键的截面尺寸mmmmhb914=， 根据轮毂宽取键长mmll408488 4 =-=-=。 根据安装联轴器处轴径mmd32 1 =，查得键的截面尺寸mmmmhb810=， 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. 校核键的强度校核键的强度 (1) 高速轴轴端处的键的校核：高速轴轴端处的键的校核： 键上所受作用力： 22 100042.758 3420.64 25 m fn d = 1）键）键的的剪剪切切强强度度 (0.6 0.8)60 80mpats= 3420.64 10.7 60 840 ff mpampampa abl t tt=10rmin),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。 r tn dmh cp ff fff c= c基本额定动载荷计算值，n； p当量动载荷，n； fh寿命因数；1 fn速度因数；0.822 fm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；1.5 ft温度因数；1 ct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： np ff fff c tn dmh 6 . 30871128 1822 . 0 5 . 15 . 11 = = 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kn 2 . 22= r c，基本额定静载荷kn 5 . 11 0 = r c，极 限速度为 10000r/min，质量为 0.219kg。 毕业设计（论文） 27 然后校核该轴承的额定静载荷。额定静载荷的计算公式为： r cpsc 0000 = 式中： 0 c 基本额定静载荷计算值，n; 0 p 当量静载荷，n； 0 s 安全因数; r c0 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2 . 1 0 =s 则轴承的基本额定静载荷为： kncnpsc r 2 . 11 6 . 135311282 . 1 0000 = 由上式可知，选取的轴承符合要求 3.4 链强度计算链强度计算 3.4.1 链传链传动的动的运运动动特性特性 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 v = 100060 11 pnz = 100060 22 pnz 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 1 2 2 1 z z n n i= 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 111 wrv =方垂直于 ao，与链直线运动方向的 毕业设计（论文） 28 夹角为b。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b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b= 1 1 180 2z o = j 时，链速最低； 当b=0，链速最高， 1 j 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 1 n 和齿数 1 z 有关。转速越高、齿数越少，则链速变化范围越大。 在链速 1 u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 bwbsinsin 1111 rvvy=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 2 w 转动。因为 链速 x u 方向与铰链的 c 的线速度方向之间的夹角为g ，所以铰链 c 沿圆周方向 运动的线速度为 g w cos 222 x v rv= 式中， 2 r 为从动链轮的分度圆半径， 由此可知从动链轮的转速为 g bw g w cos cos cos 2 11 2 2 r r r vx = 在传动过程中因为g 在 2 2 180 z 内不断变化，加上b也是不断变化，所以即使 1 w 是常数， 1 w 也是周期性变化的。 从上式中可得链传动的瞬时传动比为 b g w w cos cos 1 2 2 1 r r i=。 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 链传链传动的动载动的动载荷荷 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; 毕业设计（论文） 29 链条变速运动的加速度，m /s2 。 如果视主动链轮匀速转动，则bwbwasin)cos( 2 1111 rr dt d dt dvx c -= 当 1 1 180 2z o = j b时, ( 2 180 sin) 180 sin() 2 1 1 2 11 1 2 11max p z r z r c w wwamm oo =-= 从动链轮因角加速度引起的惯性力为 dt d r j d 2 2 2 w = 式中：j从动系统转化到从动链轮轴的转动惯性，kg 2 .m ; 2 w 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 链传链传动的动的受力分受力分析析 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 fee ffff+= 1 , fc fff+= 2 式中： fe 有效圆周力，n; fc 离心力引起的拉力，n； f f 悬垂拉力，n。 有效圆周力为 v p fe1000= 式中： p 传动的功率，kw； v 链速，m/s。 离心力引起的拉力为 2 qvfc= 式中： q 为链条单位长度的质量，kg/m。悬垂拉力 ff为 毕业设计（论文） 30 ff=max(f f,f f) 其中：f f =kfqa f f =(kf+sina )qa 式中：a链传动的中心距，mm kf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 s s =235mpa sb=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=0.418 sqrt(f/l e/r) 由上面的计算可知 p=0.418 5 . 62/2064800/ 3 . 2256 =0.52mpa 刀库准停系统的设计 31 4 刀库准停系统的设计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） 32 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 33 结结 论论 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 制图等其他专业能力水平。而且通过了对整体的掌控，对局部的取舍， 以及对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼。 参考文献 34 参