毕业设计（论文）-加工中心盘式刀库设计

加工中心盘式刀库设计目录TOC\o"1-3"\h\u加工中心盘式刀库设计 11.刀库驱动电动机的选定 12.分配传动比 52.1.计算各轴的转速 52.2.计算各轴的输入功率 52.3.计算各轴的输入转矩 53.蜗轮蜗杆的设计 73.1.初选【d1/a】的值 73.2.中心距计算 83.3.传动基本尺寸 93.4.齿面接触疲劳强度验算 103.5.轮齿弯曲疲劳强度验算 113.6.蜗杆轴挠度验算 113.7.温度计算 123.8.润滑油粘度和润滑方法 134.蜗杆轴的设计 154.1.轴的相关介绍 154.2.蜗杆轴的材料 154.3.蜗杆轴的最小直径 154.4.蜗杆轴的尺寸结构 164.4.1.联轴器的选择 164.4.2.轴承的选择 184.4.3.蜗杆轴具体尺寸的确定 194.5.相关零件的校核 204.5.1.蜗杆轴的校核 204.5.2.蜗杆轴选用平键的校核 224.5.3.蜗杆轴选用轴承的校核 234.6.绘制蜗杆轴的零件图 245.蜗轮轴的设计 255.1.蜗轮轴的相关介绍 255.2.蜗轮轴的材料 255.3.蜗轮轴的最小直径 255.4.蜗轮轴的尺寸结构 265.4.1.轴承的选择 265.4.2.蜗轮轴具体尺寸的确定 265.5.相关零件的校核 275.5.1.蜗轮轴的校核 275.5.2.蜗轮轴选用平键的校核 305.5.3.蜗轮轴选用轴承的校核 315.6.绘制蜗轮轴零件图 326.液压缸的设计 337.其它附件的设计 387.1.刀套的设计 387.2.刀盘的设计 39参考文献 40刀库驱动电动机的选定全套图纸加V信153893706或扣3346389411参考《加工中心设计与应用》一书，了解到对于刀库而言，通常选用的驱动电动机有两种：伺服电动机与液动电动机，参考我们国内对于加工中心驱动电动机的选型，所以在此次加工中心盘式刀库的设计中，选用伺服电动机。以下是依据负载转矩进行伺服电动机选型的具体过程：选型标准：电动机的额定连续转矩，应该大于施加在伺服电动机上的负载转矩。首先应该计算圆盘式刀库的负载转矩，然而因为盘式刀库的负载转矩来源主要是其上刀具自身重量的非平衡性，因此有以下两种计算方法：①盘式刀库中圆盘的半个圆采用平均重量的刀具插满，其上的刀具选择需要参考具体的加工工艺要求，同时明确包括刀柄在内的每把刀具的平均重量Wcp，因此最终将距离圆盘回转中心半径的2/3处设定为半圈负载刀具的重心，具体演示如下图1-a所示。②选取三把重量最大的刀具，将其紧挨着放置在一起，其中每把刀具的重量依据加工中心规格的最大刀具重量来计算，即Wmax，故而最终刀具负载的重心选取在距离圆盘中心半径的位置。上述两种计算方法的具体说明示例图如下：在本次设计中，采用第二种方法进行计算，具体过程如下：根据加工中心盘式刀库设计任务书中所要求，刀座数目为24，并且采用的是BT40刀套，初步确定刀盘半径为334mm，每个刀套之间的间距大约为6mm，符合要求。并且任务书中明确刀具的最大重量为15kg，所以计算刀库的负载转矩T1如下：T1=15kg×9.8N/Kg×334mm=49098N/mm（2.1）由上面计算的盘式刀库的负载转矩T1得到电机轴上转矩TLTL=T1/（i*η）（2.2）其中i是传动比；η是传动效率。首先确定传动比i与传动效率η：参考《机械设计课程设计》表2-1，由于传动结构采用蜗杆传动，故而初步定传动比i=20。同时参考《机械设计课程设计》表2-4，确定各部分的传动效率如下：联轴器的传动效率：η1=0.99（2.3）蜗杆传动的传动效率：η2=0.75；（2.4）轴承的传动效率： η3=0.99；（2.5）所以总的传动效率：η=η1*η22*η3=0.99×0.75×0.992=0.728（2.6）最终得到电机轴上的转矩：TL=T1/（i*η）=49.098/（20×0.728）N·m=3.37N·m（2.7）因为在实际的工作环境中，有多方面因素的干扰，所以一般选取的电机额定转矩TS要是负载转矩TL的（1.2-1.5）倍以上，即：TS>（1.2-1.5）*TL=（1.2-1.5）×3.37N·m=（4.044-5.055）N·m（2.8）查询伺服电动机相关选型资料。最终选取伺服电动机型号的主要参数如下：该型号伺服电机的安装示意图与具体安装尺寸如下：

分配传动比计算各轴的转速所选电动机的额定转速为：nm=2500r/min（3.1）蜗杆轴的转速为：n1=（3.2）蜗轮轴的转速为：n2=（3.3）计算各轴的输入功率所选电动机的额定功率为：Ped=（3.4）蜗杆轴的输入功率为： P1=Ped（3.5）蜗轮轴的输入功率为： P2=P1*η（3.6）计算各轴的输入转矩所选电动机的输入转矩为：Td=15N·m（3.7）蜗杆轴的输入转矩为： T1=Td*η1=15（3.8）蜗轮轴的输入转矩为： T2=T1*η2*η3*i=（3.9）整理上面的计算结果，将其汇总为一张表格，以便后续更加清晰直观的查询相关数据，具体见下表：

蜗轮蜗杆的设计在此次的加工中心盘式刀库设计中，对于其传动部分采用一级蜗轮蜗杆传动。由于在之前学期末的课程设计中，已经进行过相关减速器的设计，所以关于蜗轮蜗杆设计的这部分相关内容，参照之前的设计经验来进行。参考《机械设计》这本书中的例题13.3，初步确定蜗杆减速器的型号为ZA型，并且由上面的计算结果得知：蜗杆减速器的输入功率P1=3.8kw，转速n1=2500r/min，传动比i=20。此次的蜗杆减速器是应用在加工中心的盘式刀库中，所以工作机载荷比较平稳，动力机有轻微程度的振动，设定蜗杆减速器的使用寿命大约为25000小时。并且参考《数控机床与机械结构》这本书中的图4-23刀库结构示意图，选定将蜗杆放置在蜗轮的上方，因为需要依赖蜗轮轴的旋转来完成盘式刀库圆盘的旋转，所以对于运转精度的要求较高。选定蜗杆的材料为45钢，表面硬度大于45HRC。蜗轮的材料选定为ZCuSn10P1，铸造方式为砂型铸造。接下来进行蜗轮蜗杆的具体尺寸计算，详细计算结果如下：初选【d1/a】的值（1）计算当量摩擦角：假设滑动速度Vs=4m/s~7m/s，查询《机械设计》表13.6，得到符合条件的取值范围，并在该范围中选取较大的数值，最终确定当量摩擦系数μv=0.03，当量摩擦角ρv=1.72°。（2）选取【d1/a】的值：参考《机械设计》图13.11蜗杆传动【d1/a】值的选取，因为在前面选择刀库驱动电机时，已经确定了传动比i=20，因此在图13.11中选取传动比为20的曲线，确定需要的A点，最终确定【d1/a】=0.355，蜗杆导程角γ=13°，蜗杆头数z1=2，传动的啮合效率η1=0.88。中心距计算蜗轮转矩：由上述结果可知T2=221000N（4.1）使用系数：查询《机械设计》表12.9使用系数KA，由于设计的蜗杆减速器应用于加工中心盘式刀库，并且由上述的分析可知，动力机的工作特性只有轻微冲击，并且工作机的工作特性均匀平缓，因此确定使用系数KA=1.1。转速系数：根据《机械设计》中计算转速系数的式子13.17即：Zn=（n28+1）-1/8=（250020（4.2）弹性系数：因为在前面已经选定了蜗轮和蜗杆的制作材料，因此对照《机械设计》表13.2蜗轮材料的力学性能和设计数据选定弹性系数ZE=147√MPa寿命系数：根据《机械设计》计算寿命系数Zh的公式13.19即：Zh=625000Lh（4.3）接触系数：参考《机械设计》图13.12接触系数Zρ，由于前面已经确定了蜗杆减速器的型号为ZA型，因此在图13.12中选取Ⅰ号线查看，最终确定接触系数Zρ=2.85。接触疲劳极限：查询《机械设计》表13.2,确定接触疲劳极限σHlim=265MPa接触疲劳最小安全系数：初步设定接触疲劳最小安全系数SHmin=1.3中心距：在进行蜗杆减速器的设计计算时，根据《机械设计》中式13.15进行传动中心距的计算，即：a=3=31.1=126mm（4.4）最终选取中心距a=160mm。传动基本尺寸蜗杆头数：在计算【d1/a】时，已经得到蜗杆导程角γ=13°，蜗杆头数z1=2，此外，除了读图得到蜗杆头数的方法之外，也可以采用《机械设计》式子13.22计算蜗杆头数z1=（7+2.4√a）/u=（7+2.4×√160）/20=1.87（4.5）最终圆整蜗杆头数z1=2蜗轮齿数：参考《机械设计》式子13.22即：z2=uz=20×2=40（4.6）得到蜗轮齿数z2=40模数：根据《机械设计》式子13.23计算模数，即：m=（1.4~1.7）a/z2=（1.4~1.7）×160/40=5.6~6.8（4.7）最终模数取标准值即m=6.3mm蜗杆分度圆直径：根据《机械设计》式子13.21即：d1=[d1/a]*a=0.355×160=56.8；（4.8）d1=0.68*a0.875=0.68×1600.875=57.69；（4.9）然后根据《机械设计》表13.4得到蜗杆分度圆直径d1=63mm蜗轮分度圆直径：根据公式d2=mz2（4.10）得到蜗轮分度圆直径d2蜗杆导程角：根据《机械设计》表13.5中蜗杆分度圆导程角的计算公式即：tanγ=mz1/d1=6.3*2/63=0.2；（4.11）得到蜗杆导程角γ=11.31°蜗轮宽度：根据《机械设计》表13.5中蜗轮齿宽的计算公式即：b2=2m*（0.5+d1m+1）=2×6.3×（0.5+（4.12）最终圆整蜗轮齿宽为b2蜗杆圆周速度：根据公式计算蜗杆圆周速度为：v1=π*d1*n1/（60*1000）=π×63×2890/（60×1000）=9.53m/s（4.13）相对滑动速度：根据《机械设计》式子13.13即vs=v1/cosγ=9.53/cos11.31°（4.14）当量摩擦系数：查询《机械设计》表13.6得到μv=0.021，ρv齿面接触疲劳强度验算许用接触应力：根据《机械设计》式子13.14即：[σH]=Zn*Zh*σHlimSHmin（4.15）最大接触应力：σH=ZE*Zρ=147×2.85×1.1×=121MPa<159MPa；（4.16）因此齿面接触疲劳强度满足设计要求。轮齿弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳极限：查询《机械设计》表13.2得到齿根弯曲疲劳极限σFlim=115MPa弯曲疲劳最小安全系数：初步设定弯曲疲劳最小安全系数为SFmin=1.4许用弯曲疲劳应力：根据《机械设计》式子13.24即：[σF]=σFlim（4.17）轮齿最大弯曲应力：根据《机械设计》式子13.24即：σF=2KAT（4.18）所以轮齿的最大弯曲应力符合设计要求。蜗杆轴挠度验算轴惯性矩：根据公式计算轴惯性矩为：I=(π*d14)/64=π×634/64=7.73×105mm4；（4.19）允许蜗杆挠度：根据公式计算允许蜗杆挠度为：[δ]=0.004m=0.004×6.3=0.0252mm；（4.20）蜗杆轴挠度：根据公式计算蜗杆轴挠度为：δ=F=2=0.0018mm<0.0252mm（4.21）公式中的l=D2，因此蜗杆轴挠度满足设计要求。温度计算传动啮合效率：根据《机械设计》式子13.12计算传动效率为：η1=tanγ/tan（γ+ρV=tan11.31°/tan(11.31°+1.2°)=0.901；（4.22）搅油效率：初步设定搅油效率为：η2=0.99；（4.23）轴承效率：同样也初步设定轴承效率为：η3=0.99；（4.24）总效率：结合前面计算的传动啮合效率、搅油效率与轴承效率，根据下列公式可以计算出总效率为：η=η1*η2*η3=0.901×0.99×0.99=0.883；（4.25）散热面积估算：参考《机械设计》式子13.27计算散热面积为：A=9×10-5a1.88=9×10-5×1601.88=1.25m2；（4.26）箱体工作温度：参考《机械设计》式13.26计算箱体的工作温度为：t1=1000P1(1-η)α（4.27）所以箱体的工作温度符合设计要求。润滑油粘度和润滑方法润滑油粘度：前面在传动基本尺寸的计算中已经得到了相对滑动速度vs=9.72m/s，并且根据《机械设计》表13.7选择润滑油粘度为：ν40℃=220mm2/s；（4.28）润滑方法：参考《机械设计》表13.7，由于计算得到相对滑动速度vs=9.72m/s，因此润滑方法选择浸油润滑或者喷油润滑。以上便是蜗轮蜗杆设计的计算部分，因为在绘制蜗轮蜗杆零件图与加工中心盘式刀库设计的装配图时，需要运用上述蜗轮蜗杆的计算值，为了更加直观且方便地运用相关数据，因此将有关蜗轮蜗杆的参数汇总到以下的表格之中：表4.1（续）

蜗杆轴的设计轴的相关介绍因为在盘式刀库换刀的过程中，圆盘需要旋转一定的角度，而想要实现这种回转运动，首当其冲就需要依赖传动轴，在本次对于加工中心盘式刀库的毕业设计中，传动部分的设计方案采用了一级蜗轮蜗杆传动，因此总共需要设计两根轴，分别为：蜗杆轴和蜗轮轴。而关于轴的设计过程，总共可以细分为：选择轴的制作材料、计算轴的最小直径、在满足轴最小直径的要求下初步设计轴的尺寸结构、校核轴的强度判断是否达标，若不达标则需要重新对轴的结构尺寸进行设计、最后绘制轴的零件图。接下来首先进行蜗杆轴的设计，以下是具体计算过程：蜗杆轴的材料在进行轴的设计时，通常情况下会采用碳素钢与合金钢来作为制作轴的材料。然而在进行设计时需要考虑多方面的因素，比如经济因素，在满足使用要求的前提下需要尽可能的降低制造成本。合金钢相对于碳素钢来说，价格较高，并且对应力集中更为明显，因此在实际的制造过程中，碳素钢有更为广泛的应用。常见的碳素钢类型有30-50钢，所以在本次设计中，蜗杆轴的材料采用45钢，并且为了进一步保证蜗杆轴的力学性能，进行调质或者正火的处理，硬度为217HB~255HB，，，，。蜗杆轴的最小直径参考《机械设计》中的式子16.2计算蜗杆轴的最小直径，即：d≥39.55×106P0.2[τt]n=C3（5.1）上式中，C是与轴材料有关的系数，具体数值可以从《机械设计》这本书中的表16.2查取，由于蜗杆轴的材料选择的是45钢，因此查表取C=112；P是蜗杆轴传递的功率，单位是kw，从之前的计算过程中可以得知P=4kw；n是蜗杆轴的的转速，单位是r/min，依旧从之前的计算中可以得知n=2500r/min。但是因为蜗杆轴的一端需要通过联轴器与驱动电机连接，因此在轴的一端有一个键槽。而由《机械设计》P314页所说：“当设计轴上有键槽时，应该适当增加轴的直径，对于单个键槽只需增加3%，而对于两个键槽，轴径需要增加7%。所以最终蜗杆轴的最小直径为：dmin≥d*（1+3%）=12.9×（1+3%）=13.3mm；（5.2）蜗杆轴的尺寸结构因为蜗杆轴不仅需要与联轴器连接，并且其上会安装轴承，因此在具体设计蜗杆轴的尺寸结构之前，先选择联轴器和轴承的型号，以便确定轴上的配合尺寸。联轴器的选择阅读《机械设计手册》第2卷第2章中有关对联轴器的相关介绍得知：膜片联轴器在机械传动中的应用非常广泛，并且该型号联轴器的结构设计紧凑、自身的强度较高，在实际的工业制造应用中可以使用较长的时间，最重要的是，不仅不需要进行额外的润滑，而且可以用于一些环境较为恶劣的环境中。因此本文最终选用膜片联轴器。参考《机械设计手册》式6-2-20，得到膜片联轴器的计算转矩：T=9550=49.35N（5.3）式中，Pw是驱动联轴器的功率，Pw=3.8kw；K为载荷系数，由《机械设计》表19.3可以查出，在这里取K=1.7；n是工作转速，n=2500r/min；K1是偏差系数，根据《机械设计手册》图6-2-7取K1=2；参考《机械设计手册》的表6-2-33，选取膜片联轴器的型号为JMⅡ2。并且查得该型号的膜片联轴器公称转矩为Tn=63N·m>49.35N·m，最大转速为[n]=9300r/min>2500r/min。所以满足要求。以下是选取联轴器的示意图和具体参数：轴承的选择阅读《机械设计》表18.1对于常用滚动轴承的介绍，最终选取角接触球轴承，选择它的原因，因为轴向、径向的力它都能承受，可以满足蜗轮蜗杆的传动要求。至于具体轴承型号的确定，通过查阅《机械设计课程设计》表15-6对于角接触球轴承参数的介绍，初步确定选取7208AC型号的角接触球轴承，以下是该型号轴承的安装示意图和具体参数表：蜗杆轴具体尺寸的确定以下是根据上述所选联轴器和角接触球轴承尺寸设计的蜗杆零件图示例： ·1段部分尺寸确定：因为这部分轴需要通过所选联轴器与刀库驱动电机进行连接，所以轴的回转直径大小取决于所选的凸缘联轴器轴孔直径，由于选择的膜片联轴器型号为JMⅡ2，参考上述轴孔直径的取值范围，最终确定该段轴的回转直径大小为28mm，轴的长度初步定为80mm。我用平键把这个轴连到联轴器上，然后翻阅课程设计的书，查找平键的尺寸表，最终根据轴径选取公称尺寸b×h=8mm×7mm的平键，键的长度根据标准选取32mm·3、7段部分尺寸确定：因为这两段都需要与选定的轴承配合连接，根据上面所选的7208AC型号角接触球轴承的尺寸可知，该段轴的回转直径为40mm，轴的长度初步定为27mm。·5段部分尺寸确定：该段是蜗杆同轴，由上述的蜗杆设计数据可知，蜗杆的齿顶圆直径为75.6mm，齿根圆直径为47.88mm，并且蜗杆齿宽为81mm。·4、6段部分尺寸确定：考虑到轴肩因素，初步确定这两段轴的回转直径为50mm，并且确定这两段轴的长度为50mm。·2段部分尺寸确定：因为该段轴夹在1轴段和3轴段之间，并且1轴段回转直径为28mm，3轴段回转直径为40mm，同样考虑轴肩的因素，因此2轴段的回转直径范围应该为28mm<d2<40mm，所以最终初步确定该轴段的回转直径为35mm，并且该段轴的长度定为50mm。以上便是蜗杆轴各段回转直径与长度的确定。相关零件的校核蜗杆轴的校核计算蜗杆轴的受力：参考《机械设计》13.5节对于蜗杆传动受力分析和效率的有关讲解，进行具体的受力分析。如下所示：由之前蜗轮蜗杆的设计计算中，可以得知蜗杆的导程角γ=11.31°，蜗轮的工作转矩为T2=221000N·mm，蜗轮的分度圆直径为d2=252mm，蜗轮端面压力角为αt=20°。因此由《机械设计》式13.9可以计算得：作用于蜗杆上的轴向力为：Fa（5.4）作用于蜗杆上的圆周力为：Ft1=Fa2=F（5.5）作用于蜗杆上的径向力为：Fr1=Fr2=Ft2*tanαt=1754（5.6）绘制蜗杆轴垂直面的受力图：垂直面受力图如下图所示：根据轴的结构尺寸，可知：LAC=108.5mm；（5.7）LBC=108.5mm；（5.8）LAD=106mm；（5.9）其中，FAV+FBV=Fr（5.10）FBV×LBC=FAV（5.11）代入：Fr1=638N；（5.12）Fa1=1754N；（5.13）得到：FAV=13N；（5.14）FBV=625N；（5.15）绘制蜗杆轴垂直面的弯矩图：具体弯矩图如下图所示。绘制蜗杆轴水平面的受力图：水平面受力图如下图所示：其中，FAH+FBH=Ft（5.16）FBH×LBC=FAH（5.17）代入：Ft1=351N；（5.18）LBC=LAC；（5.19）得到：FAH=175.5N；（5.20）FBH=175.5N；（5.21）绘制蜗杆轴的水平弯矩图：具体弯矩图如下图所示。绘制蜗杆轴的合成弯矩图：具体弯矩图如下图所示。绘制蜗杆轴的转矩图：由上述计算已知：T=T1=14850N·mm；（5.22）具体转矩图如下图所示。绘制蜗杆轴的当量弯矩图：具体弯矩图如下图所示。蜗杆轴最终校核：参考《机械设计》式16.4，校核危险截面轴径，即：dΙ=3MΙ0.1[σ（5.23）dΠ=3MΠ0.1[σ（5.24）上式中的[σ所以蜗杆轴符合要求。蜗杆轴选用平键的校核在蜗杆轴1轴段配合安装的平键尺寸选定为：b×h×l=8mm×7mm×32mm，接触长度为l'=32mm-8mm=24mm。参考《机械设计》式7.1T≈14hl'd=0.25×7×24×28=58.8N·m>14.85N·m；（5.25）因此符合要求。上式中：h是选用平键的高度，具体取值为h=7mm；l'是选用平键的接触长度，计算得知l'=24mm；d是与平键配合联接处的轴径，d=28mm；[p]是许用压强，具体数值可以由《机械设计》表7.1查取。蜗杆轴选用轴承的校核蜗杆轴选用轴承型号为角接触球轴承7208AC，可知其基本额定动载荷Cr=35.2KN，额定负荷为C0r=24.5KN。参考上述蜗杆轴受力分析和《机械设计》图18.16计算：因为：Fs1=0.68Fr（5.26）Fs（5.27）所以：Fa1=Fs（5.28）Fa2=Fs（5.29）查《机械设计》表18.12得：X0=0.5；（5.30）Y0=0.38；（5.31）当量静载荷为：P0r1=X（5.32）P0r1=F（5.33）取较大值，最终P同样的方法，计算得到P又因为P0r2查《机械设计》表18.14得S0因此轴承2额定静载荷为：C0r2'=（5.34）因此轴承符合要求。绘制蜗杆轴的零件图运用CAXA软件绘制蜗杆轴的零件图。

蜗轮轴的设计蜗轮轴的相关介绍蜗轮轴需要将蜗轮的回转运动传递到加工中心盘式刀库的圆盘上，以便能够实现盘式刀库圆盘的转动以此更换刀具，因此蜗轮轴的结构中有一段轴需要与蜗轮进行配合安装，还有一段轴需要与盘式刀库的圆盘进行配合安装，分析可知，设计的蜗轮轴上应该有两个键槽，这一结果将会影响计算蜗轮轴的最小轴径。蜗轮轴的材料参考上述对于蜗杆轴结构的设计步骤，以下是蜗轮轴的设计过程：蜗轮轴的材料选择与蜗杆轴相同，均采用应用广泛、经济效益高的45钢。同样的，也为了能够保证蜗轮轴的力学性能，对蜗轮轴运用与蜗杆轴相同的处理，均进行调质或者正火处理，硬度为217HB~255HB，，，，。蜗轮轴的最小直径同样参考《机械设计》中的式子16.2，即：d≥39.55×106P0.2[τt]n=C3（6.1）上式中，C是与轴材料有关的系数，由于蜗轮轴的材料选择的是45钢，同样取C=112；P是蜗轮轴传递的功率，单位是kw，P=2.8kw；n是蜗轮轴的的转速，单位是r/min，n=125r/min。在蜗轮轴相关介绍中，已经得知：蜗轮轴上有两个键槽，因此为了增加蜗轮轴自身的强度，将计算所得的最小轴径增加7%，最终得到蜗轮轴的最小轴径为：dmin≥d*（1+7%）=31.6×（1+7%）=33.812mm；（6.2）蜗轮轴的尺寸结构轴承的选择参考上述在蜗杆轴设计时选定的轴承，与蜗轮轴配合联接的轴承选用圆锥滚子轴承，选取它的原因，和上面选取角接触球轴承的原因是一样的，但由于蜗轮轴的最小轴径为32.742mm，因此参考《机械设计课程设计》表15-3，初步选定轴承型号为30210，该型号轴承的安装示意图与选定蜗杆轴配合联接的轴承相同，可参考之前的图，以下是有关30210型号圆锥滚子轴承的尺寸表和参数表：表6.1 轴承尺寸表和参数表蜗轮轴具体尺寸的确定因为蜗轮轴除了需要与上述选定的轴承配合联接之外，还需要与设计的蜗轮、盘式刀库的圆盘联接，因此，在参考了《数控机床与机械结构》图2-24刀库的结构图，并且对轴承、蜗轮、刀库圆盘这三个部分的综合考虑之后，初步拟定了蜗轮轴的结构图，具体如下：·2、7轴段尺寸确定：因为这两段轴需要与选定的轴承进行配合，参考上述选定的轴承尺寸，设定这两段轴的回转直径为50mm，长度初步确定分别为55mm、28mm。·5轴段尺寸确定：该段轴需要与设计的蜗轮进行配合联接，参考《机械设计·课程设计图册》图号77有关对蜗轮结构的讲解，可以确定该段轴的回转直径为60mm，长度可由公式l=(1.2~1.8)*d=(1.2~1.8)×60mm=(72~108)mm，最终确定该段轴的长度为80mm。根据设计所得的轴径，参考《机械设计课程设计》表14-1，进行平键的选择，因为轴的公称直径为d=60mm>(50~58)mm，因此选用尺寸为b×h=16mm×10mm的平键，平键长度参考该表对于键长度系列的说明与设计的轴段6长度，最终确定键的长度为63mm。·4轴段尺寸确定：轴段5需要在蜗轮安装时进行定位，因此它的回转直径需要大于轴段4和轴段6的回转直径，所以确定该轴段的回转直径为80mm，长度设定为10mm。·1轴段尺寸确定：轴段1需要与盘式刀库的圆盘进行配合联接，并且参考紧临轴段2的回转直径，确定该轴段回转直径为46mm，长度需要考虑到刀库圆盘的宽度，因此初步选定该段轴长为133mm。根据设计的轴径，参考《机械设计课程设计》表14-1，进行平键的选择，因为轴的公称直径为d=46mm>(38~34)mm，因此选用尺寸为b×h=12mm×8mm的平键，平键长度参考该表对于键长度系列的说明与设计的轴段1长度，最终确定键的长度为63mm。·3轴段尺寸确定：取该轴段回转轴直径为60mm，长度为38mm。·6轴段尺寸确定：取该轴段回转轴直径为58mm，长度为48mm。以上便是蜗轮轴的结构尺寸设计过程。相关零件的校核蜗轮轴的校核（1）计算蜗轮轴的受力：由上面蜗杆轴受力分析计算可知：作用于蜗轮上的轴向力为：Fa2=351N；（6.3）作用于蜗轮上的圆周力为：Ft2=1754N；（6.4）作用于蜗轮上的径向力为：Fr2=638N；（6.5）（2）绘制蜗轮轴垂直面的受力图：垂直面受力图如下图所示：根据蜗轮轴的结构尺寸，可知：LAC=106mm；（6.6）LBC=106mm；（6.7）LAD=101mm；（6.8）其中，FAV+FBV=Fr（6.9）FBV×LBC=Fa（6.10）代入：Fr2=638N；（6.11）Fa2=351N；（6.12）得到：FAV=101N；（6.13）FBV=537N；（6.14）（3）绘制蜗轮轴垂直面的弯矩图：具体弯矩图如下图所示。（4）绘制蜗轮轴水平面的受力图：水平面受力图如下图所示：其中，FAH+FBH=Ft（6.15）FBH×LBC=FAH（6.16）代入：Ft2=1754N；（6.17）LBC=LAC；（6.18）得到：FAH=877N；（6.19）FBH=877N；（6.20）（5）绘制蜗轮轴的水平弯矩图：具体弯矩图如下图所示。（6）绘制蜗轮轴的合成弯矩图：具体弯矩图如下图所示。（7）绘制蜗轮轴的转矩图：由上述计算已知：T=T2=221000N·mm（6.21）具体转矩图如下图所示。（8）绘制蜗轮轴的当量弯矩图：具体弯矩图如下图所示。（9）蜗轮轴最终校核：参考《机械设计》式16.4，校核危险截面轴径，即：dΙ=3MΙ0.1[σ（6.22）dΠ=3MΠ0.1[σ（6.23）上式中的[σ所以蜗轮轴符合要求。蜗轮轴选用平键的校核（1）轴段1配合联接的平键校核：由上述选定结果可知，轴段1配合联接的平键尺寸选定为b×h×l=12mm×8mm×63mml'=63mm-12mm=51mm；（6.24）参考《机械设计》式7.1计算平键联接的传递转矩：T≈14hl'd[p]=0.25×8×51（6.25）因此符合要求。上式中，h是选用平键的高度，具体取值为h=8mm；l'是选用平键的接触长度，计算得知l'=51mm；d是与平键配合联接处的轴径，d=46mm；[p]是许用压强，具体数值可以由《机械设计》表7.1查取得[p]=50。（2）轴段6配合联接的平键校核：由上述选用结果得知该轴段配合联接的平键尺寸选定为b×h×l=16mm×10mm×63mml'=63mm-16mm=47mm；（6.26）参考《机械设计》式7.1计算平键联接的传递转矩：T≈14hl'd[p]=0.25×10×47（6.27）因此符合要求。上式中：h取值为h=8mm；l'由计算得知为l'=51mm；d可知为d=46mm；[p]查取得[p]=50。蜗轮轴选用轴承的校核在蜗轮轴尺寸结构设计时已经进行了轴承的选择，已知选定轴承型号为圆锥滚子轴承30210，由上述轴承的参数表可以得知：Cr=73.2KN，C0r=92.0KN；（6.28）Y0=0.8,Y=1.4；（6.29）因为：Fs1=Fr（6.30）Fs2=Fr（6.31）所以：Fa1=Fs（6.32）Fa2=Fs（6.33）参考《机械设计课程设计》表15-3计算得到：P0r1=0.5F（6.34）P0r2=0.5F（6.35）P0r与Fr因为P0r2查《机械设计》表18.14得S0因此轴承2额定静载荷为：C0r2'=（6.36）故选用的轴承符合设计要求。绘制蜗轮轴零件图同样采用CAXA绘制蜗轮轴零件图。

液压缸的设计液压缸载荷的计算：分析《数控机床与机械结构》图4-23刀库结构示意图之后，判断作用在液压缸活塞杆上的载荷组成部分分别为拨叉、刀套、刀具、刀柄等，计算液压缸的外部负载为：Fw=F拨叉+F=(10+10+15+3)×9.8N/kg=372.4N；（7.1）其中：假设刀套的重量为10kg；拨叉的重量为10kg；由给定的加工中心盘式刀库任务书可知：刀具的最大重量为15kg；参考网上有关BT40刀柄的资料，设定刀柄的重量为3kg。作用于液压缸上的负载，除了上述计算的外部负载之外，还有液压缸活塞和活塞杆处的密封摩擦阻力，估算该摩擦阻力大小为：Fm=(1-ηm)*（7.2）上式中的ηm为液压缸的机械效率，查询《机械设计手册》表21.7-23取ηm所以粗略计算得到液压缸的负载为:F=Fw+Fm=372.4+19.6N=392N；（7.3）液压缸工作压力和背压的选取：因为上述有关液压缸负载的计算是理论情况下的粗略计算，但是在实际的工作环境中，会有更多因素的影响，因此在之后的相关计算中，为了更加有保障，取液压缸的负载为F=1000N。查询《液压传动》表11-2选择液压缸的工作压力，因为负载F=1kN<5kN，因此工作压力取P=1MPa。并且参考《液压系统设计简明手册》表2-2执行元件背压的估计值，最终确定背压为P’=0.5MPa。液压缸内径计算：参考《机械设计手册》表21.7-24，根据载荷和工作压力计算液压缸的内径为：D=1.13×10=1.13×10-3×1000=35.7mm；（7.4）将上式计算得到的液压缸内径参考《机械设计手册》表21.7-1进行圆整，最终确定液压缸内径为D=50mm。活塞杆直径计算：参考《机械设计手册》表21.7-24，根据速度比的要求计算蜗杆轴直径，即：d=D*φ-1φ=50×（7.5）上式中，φ为速度比，因为工作压力P=1MPa<10MPa，因此速度比φ=1.33。与液压缸内径相同，活塞杆的直径也需要圆整成标准值，参考《机械设计手册》表21.7-2，取活塞杆直径为d=25mm。液压缸行程计算：根据盘式刀库的结构要求，参考《机械设计手册》表21.7-3，初步选定液压缸的行程大小为s=100mm。液压缸缸筒壁厚与缸体外径计算：参考《液压系统设计简明手册》P12，可知液压缸的壁厚是指液压缸缸筒最薄处的厚度，并且设计壁厚时需要考虑到液压缸的强度因素。按照薄壁圆筒计算液压缸的壁厚即：δ≥PyD2[σ]=（7.6）上式中：δ是液压缸的壁厚，单位是m；PyPy=(1.25~1.5)*P最大工作压力=(1.25~1.5)×1MPa=(1.25~1.5)MPa；（7.7）[σ]是选用缸筒材料的许用应力，参考《机械设计手册》P21-211对于缸体材料的相关叙述，最终选定缸体材料为45钢，并进行调质处理，硬度为241-285HBW。因此[σ]=120MPa。但由于本次液压缸的工作压力选定为P=1MPa，属于中低压系统，因此按照上面式子得到的缸筒壁厚过小，不能满足基本的刚度要求，这会使得液压缸在工作环境中会出现许多故障，影响正常使用，因此上式只是起到设计液压缸缸筒壁厚的校核作用，最终的液压缸缸筒壁厚按照经验选取为δ=5mm。因此得到液压缸的缸体外径为:D’=D+2*δ=50+2×5mm=60mm；（7.8）同时查询《机械设计手册》表21.7-26可知，缸体外径刚好符合标准系列要求。液压缸油口直径计算：由于此次设计的液压缸没有专用的排气装置，因此进出油口位置应该设