小型立式加工中心刀库虚拟样机设计

多道工序或全部工序加工的方向发展。传动轴的公式与设计，对轴的材算、本次设计也进行介绍；液压装置辅助机械化生产，液压油缸助力机械的正常运关键词：刀库液压系统的设计刀库的三维建模传动轴设计在1958年，世界首台集铣、钻、镗等工序为一体的数控机床诞生，只要通过了1000个。我们国家一直重视数控机床的研究。在1973年，北京机床研究所就完成了卧式加工中心JCS013的研发工作。到了1980年，又从日本引入了数控系统制造在当前时期，加工中心的性能、种类以及功能等均实现了长足的发展。从品航天领域的零件加工需要；为了满足模具加工的实际需要，高性能加工中心将的电主轴通常是在万转以上的，通过直线电机能够确保机床的加速度达到3g至1.1加工中心及刀库简介卧式加工中心龙门加工中心五面加工中心加工中心的研发事物依然在持续展开，高效率和高精度是发展的主要方向。在现阶段，全球每年制造的加工中心数量在10万台以上，产值在全部机床产值中的占比达到了17%。在加工中心之中，刀库是不可或缺的组成部分。在进行自动化加工之时，利用刀库可以实现储刀以及换刀。在自动换刀机构当中，能够储放一定量的刀具，形式多样，可以存放的刀具较多，最多能够达到60把；链式刀库主要有两种形刀具交换装置所起到的主要作用就是确保刀库和机床主轴能够真正实现刀自动换刀的数控机床一般采用的是刀库式自动换刀装置。其自动换刀系统的构成部分主要是刀库以及刀具交换机构，此种换刀方法的应用是十分普遍的。数控机床换刀之时，可采用的方式主要有两种：一是无机械换刀，也就是先将已经使用完毕的刀具存放到刀库之中，继而将所要使用的新刀具取出来，这两个动作是无法同时完成的，所以说花费的时间较二是机械换刀，也就是通过机械手来完成刀具的交换。通过机械手来进行换1-主轴2-主轴箱3-刀库4-机械手1.2简述课题任务和研究思路转盘刀具的转动和计数等，最重要的是要和机械手配合完成刀具的交换。研究思路：(1)查阅现有资料，了解加工中心相关的内容以及刀库的工作计算；(3)对刀库进行结构设计；(4)使用三维建模软件UG建立各个部件的三维模型；(5)绘制部件装配图和主要零件零件图；(6)撰写毕业设计论文(说明书)。第二章刀库总体传动方案拟定根据课题任务要求，刀库必须要能实现对刀具的装夹、存储以及翻b)图3-2XKA5032A/C刀库结构图13-刀套；14-刀盘(导盘);16-支承板；17-球头销钉；18-弹簧；19-滚子销圆圆式库用是流服电动机，经由套筒联轴器、蜗轮以及蜗杆使得刀盘以及刀盘之上的刀套开始旋转。第三章刀库驱动电动机的选定在对刀库予以驱动之时，常用方式主要包括伺服电动机驱动和液动机驱动两种，我们国家的加工中心一般采用的是伺服电机驱动，本设计所采用的也是这种方式。3.1按负载转矩选所采用的计算方法是：所设定的刀库半径是300mm,而刀具的最大重量则是8kg。计算公式T=8kg×9.8N/kg×300mm=23.52Nmm通过计算所得的负载转矩转换成电机轴转矩T,具体的公式是：在上面的公式当中，i所指的是传动比；而7所指的是传动效率。在上面的公式当中，7所指的是联轴器传动功率；72所指的是蜗杆传动功率；73所指的是轴承传动功率。从实际的情况来看，其相较于计算之时所设定的条件是更为复杂的，电机的额定转,也就是：T>T+T.T>T+T.3.3校验J₁<Jm∴该结果满足条件。从上面计算所得的结果出发，断定出电机型号是：表3-1选定电机型号型输入功率额定转矩最大转矩最高转速转子惯量号3.4分配传动比在上一章里已经举荐为了减少传动的速度，传动比选择20.所有轴转速所有轴的输出功率Pi=Pn₂n₃=2.475×0.72×0.所有轴的输出转矩T=Tn₁=238750.99236N6mTn=Tn₂n₃i=23636.25×0.72×0.表3-2分配传动比轴名转矩传动比i效率7电机轴1I轴第四章刀库传动机构的设计4.1初定刀套线速度刀套线的速度会导致选刀效率，过快线的速度会影响刀库工作可靠性。一般推荐为20~32m/min,在我本次设计中，刀套线速度选为25m/min。4.2刀库传动方式为使伺服电机能够最佳状态下作业，所已不采用伺服电机的慢速段。故就要选用蜗轮减速装置。如下是蜗杆传动的设计计算：蜗杆采用45#钢，表面硬度>45HRC,蜗杆材料采用ZCuSn10P1,砂型铸造，计算步骤如下：计算项目计算内容计算结果1、量摩擦的系数(二)中心距计算2、使用系数4、弹性系数表13.6,取大值；p=2在《机械设计》图13.11的i=20线上任选一点，查得[d₁/a]=0.355,y=13°(z₁=2),按题意查《机械设计》表12.9由《机械设计》查表13.2得T₂=415998NmmKA=1.5、寿命系数6、接触系数由《机械设计》图13.12I线查出Z=2.8取中心距由《机械设计手册第三册》23-211表25-5-4(GB10085-88)选取而得。(三)传动基本尺寸1、蜗杆头数由《机械设计》图13.11查得y=13°z=,也可用式13.22计算2、蜗轮系数3、模数m=(1.4～1a取标准值(《机械设计》表13.4)取7、蜗轮宽度8、蜗杆圆周速度9、相比滑动速度=2×160-63-2×(-0.65)×6.310、当量摩擦系数由《机械设计》表13pv=1(四)齿面解除疲劳强度验算1、可用接触面应力[o,F165M82、最大接触面应力=14×2.合格(五)轮齿弯曲疲劳强度验算2、弯曲疲劳最小安全系数由题目要求，根据《机械设计手册》查出SFmin=1.3、许用弯曲疲劳应力[op]=8DIPa4、轮齿最大弯曲应力σ,=10.96NPl合格(六)蜗杆轴扰度验算I=0.773×10⁶mm⁴3、蜗杆轴扰度(七)温度计算1、传动啮合效率2、搅油效率3、轴承效率4、总效率5、散热面积估算[δ]=0.0月40.00δ=F₂I³Jtan²0₁+tan合格(此处取l≈D₂)合格根据蜗杆的润滑条件，查根据蜗杆传动要求，查A=9×10a¹.88A=1.25nB合格(八)润滑油粘度和润滑方法名称符号计算结果蜗杆头数模数mm=6.3mm蜗杆分度圆直径中心距a蜗轮齿数蜗轮分度圆直径蜗轮宽度蜗杆轴向齿距蜗杆导程蜗杆齿顶圆直径蜗杆齿根圆直径节圆直径中圆导程角蜗轮喉圆直径蜗轮齿根圆直径蜗轮外径=35.812Nmm第五章传动轴的设计在机器当中，轴是十分关键的零件。蜗轮蜗杆属于减速装置，其中的转轴除了要受弯矩以外，同时还要受扭矩。轴的设计，共包括如下内容：轴的材料选择，把轴径进行设定，做出结构设计，更具弯扭合成后对强度实行校对；更具疲劳强度故开展精确校对，把轴的公差与配合确定下来，落成施工图绘制。5.1轴的材料217HB~255HB,σp=650MPa,σ,=360MPa,σ₁=3005.2蜗杆轴的初步估算对轴的直径进行估算之时，依据其传递功率P(kw)、转速n(r/min)来予以估算，公式如下：式中：C所表示的是与轴材料有关的系数，由《机械设计》表16.2查得，依照轴承的材质得出115。一、依照传动装配的施工要求故选定YL,YLD型凸轮联轴节。得出转矩是：T₁=kT=1.5×23875N依照T₁=35.812Nm,寻求《机械设计手册》YL4,YLD4型号的凸缘联轴器它二、判断出蜗杆轴的轴伸位置的直径为dmin=25mm,J,J₁型号轴孔总长等于L=44mm,D=100mm,D=80mi,紧固件数量为4套，型号为M8,J,J₁型L=92mm。轴承编码装配尺寸最大转速dDBrn基础额定基础额定脂润滑油润滑动载荷静载荷C动载荷C静载荷C356214131525500Ⅲ[5段4段3段1段2段图5-1蜗杆轴预算5段的长度：1、3段由于第一1段与第3段装配了轴承，他的直径是d=35mm,所以第一第三段轴直径为Φ35mm,长度是25mm。2段因为蜗杆齿根圆的直径达到Φ47.88mm,所以地段轴直径是Φ42mm,长度是250mm。4段直径是Φ30mm,长度是50mm。5段直径是Φ25mm,长度是100mm,键8×7(b×h),1=50mm。5.3蜗轮轴的初步估算5.3.1初步估算轴的最小直径依据轴传递功率P(kw)、转速n(r/min)来对直径d进行估算，公式如下：该段轴上有一键槽将计算值加大3%,dm应为38.85mm式中：C为和轴材料相关的系数，由《机械设计》表16.2查得，轴的材料取5.3.2确定轴伸处的最小直径5.3.3确定滚动轴承的类型表5-2所选轴承型号轴承编码装配尺寸最大转速dDBrna基础额定基础额定脂润滑油润滑静载荷C动载荷C静载荷C5080161315000005.3.4初步估计蜗轮轴的各段尺寸依据轴上零件的具体受力状况，确定轴为阶梯段，共6N4段图5-2蜗轮轴2、6段由于2段和6段轴上安装的是轴承，轴承的直径d=50mm,因此我1段3段4段5段们得出这两端轴直径是Φ50mm,长度是60mm;直径为Φ40mm,长度为100mm,键14×9,l=80mm;直径为Φ60mm,长为50mm;直径为Φ80mm,长为10mm;直径为Φ60mm,长为60mm,键18×11,l=40mm。5.4轴径的设计与校核一、计算蜗杆受力：轴向力：(a)垂直方向的拉力图：(b)垂直方向力矩图：(c)水平方向拉力图：450Fk₂-300F,=0(d)水平方向力矩图：2、应力校正系数3、画当量弯矩图4、当量弯矩在蜗杆中间截面处：在左轴颈中间截面处：M=√M²+(aI)²=106475NO当量弯矩图如图(g)所示。1、齿根圆直径d₁=d₁-2(h+c)m五、算出转轴的强度采取安全系数发核算(一)、鉴定危险断裂截面经过计算I、Ⅱ、Ⅲ、IV着四处截面存在较高的应力与应力的集中，一下以截面I作例开始对安全系数核算。更具《机械设计》表3.2所罗列出公式算出疲劳极限；2、脉动循环疲劳极限σ=1.7σ-1b=1.7×286=486MPa(二)、截面I上的应力2、弯曲应力幅3、弯曲平均应力σ,=04、扭转切应力(三)、应力集中系数1、有效应力集中系数2、表面状态系数因在此截面处，有轴直径变化，过渡圆角半径r=2mm,由D/d=35/30=1.17r/d=2/30=0.067和op=650MPa,从《机械设计》附录表1中查出(用插值由《机械设计》附录表5查得β=0.92(R。=3.2μm,3、尺寸系数1、弯曲安全系数2、扭转安全系数3、复合安全系数结论：根据校核，截面I足够安全。5.4.2蜗轮轴的计算圆周力：径向力：F₂=F₂tana=2541.26×tan轴向力：Fa₂=F₁₂tany=2541.26×tan11(a)垂直方向受力图：ZF=0F₃+F₂-FR₄=0(b)垂直方向弯矩图：(d)水平面弯矩图：2、应力校正系数三、画当量弯矩图2、当量弯矩在蜗轮轴的中间截面处；在左轴颈中间截面处；Mi=√M²+(aI)²=√158852?671(一)判断危险截面初步分析I、Ⅱ、Ⅲ、IV四个截面有较大的应力和应力集中，下面以截面I为例进行安全系数校核。1、对称循环疲劳极限轴的材料选用45钢调质，σg=650MPa,σs=360MPa,由《机械设计》表3.2所列公式可求得疲劳极限：σ-1b=0.4cg=0×44=650MPalt_₁=0.3g=0×36-50M92、脉动循环疲劳极限σo=1.7σ-1=1.7×286=486MPa3、等效系数2、弯曲应力幅Pc3、弯曲平均应力σm=04、扭转切应力5、扭转切应力幅和平均切应力(三)应力集中的系数1、有效应力集中系数故在截面处，有轴直径变动，过渡圆角半径r=2mm,由D/d=60/50=1.2,rld=2/50=0.04和σg=650MPa,《机械设计》附录表1中查出(用插值法)k。=1.95,k=1.552、表面状态系数3、尺寸系数(四)轴的安全系数1、折弯安全系数由《机械设计》附录表5查得：β=0.92定为无限寿命，kv=1,由《机械设计》式16.5所得：2、扭转安全系数断定：依照校对，截面I为安全。第六章轴承的校核6.1蜗杆轴承查询机械课程设计7007C轴承关键性能的参数如下：查询《机械课程设计手册》X=0.44,Y=核算额定动载荷：∴轴承满足条件，所选轴承合格。翻阅《机械课程设计手册》7010C轴承关键性能参数如下：Cor=22.0kN,C,=26.5kN,F/C=翻阅《机械课程设计手册》X=0.44,Y=1.44,核算额定动载荷：第七章液压系统的设计7.1液压油缸的载荷构成与计算=8×9.8N/kg+10×9.8N/7.2液压缸内径以及其它尺寸的确定P₂=0.5MPa。7.2.1核算液压缸的重点结构尺寸上述的公式里，体现的为无杆腔内活塞有用作业面积m²体现的为有杆腔内活塞有效作用面积m²p,体现为液压缸工作腔压力Pap₂体现为液压缸回油腔压力PaD体现为活塞直径md体现为活塞杆直径m正常液压缸在受力状态时作业，其活塞面积是：令杆径比φ=d/D,因比值可按《机械设计手册》表375-6选为φ=0.5由《机械设计手册》表375-8,取D=63mm,则根据液压缸内径D查《机械设计手册》表37·5-9,取活塞杆直径d=35mm。活塞杆直径的强度在高压系统中需要进行校核：公式里：F表示的是活塞杆上所受的作用力。[o]表示的是活塞杆材料的许用应力，初选材料为45号钢，则许用应力为650MPa。即d≥0.76mm7.2.2油缸壁厚的计算所以油缸结构需取δ=8mm7.2.3液压缸底部厚度推算平形油缸底部没有油孔时：公式里：h体现为缸底厚度m7.3油缸长度L的确定液最大工作行程对液压缸缸筒长度起到决定作用，通常要小于缸筒内径的20假设伸缩行程为100mm,故根据结构需要取L=120mm动作工进十工退十停止第八章其它零部件的设计与计算8.1归零降速撞块规格的计算为了能够让刀套从新回到坐标零点，需在零点前面设计一个减速形成限位。推算公式见下：减速开关减速开关动作点释放点进给遠度零点图8-1归零降速撞块规格计算减速撞块的行程：T体现的为快速转移时间常熟(ms),通常设150~200;T,体现的为伺服时间常熟(ms),T₈=33;Lpw>64.63mm计为40号，具体的尺寸见零件图。即图8-2刀套的主体结构图1—弹簧2—螺杆套3—圆头销子4—刀套体5—滚套6—销轴7—滚轮8.3刀具(刀座)识别装置在自动换刀系统当中，刀具(刀座