数控卧式镗铣床刀库设计

本科毕业设计(论文) 题目：数控卧式镗铣床刀库设计

学院：

专业班级：机械设计制造及其自动化

学号：

学生姓名：

指导教师：

I

2013年5月

数控卧式镗铣床刀库结构设计

摘要

九十年代以来，数控加工技术得到迅速的普及发展，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。

面对市场竞争的压力，如何提高机械制造业的生产效率是为重中之重，而刀库的出现，促使减少了机械加工时换刀具所使用的时间，大大的提高了生产效率。数控卧式镗铣床是一种具有自动换刀装置和任意分度数控转台的数字控制机床，工件在一次装夹后能自动完成几个侧面的的多种工序的加工。

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设备，它的一直备受人们关注。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、灵捷而多样化的给功能引起世人瞩目，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。

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设备，它的一直备受人们关注。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、灵捷而多样化的给功能引起世人瞩目，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在借鉴和参考大量有关刀库的机械结构后，结合实际情况，决定采用链式刀库双手式机械手换刀方案，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。

II

关键词：加工中心；刀库；数控加工

III

CNC horizontal boring and milling machine tool structure design

Abstract

Since the 1990s,CNC machine technology has made the rapid and universial development,as a new era of the representatives of NC machine tools.

Faced with the pressure of market competition, how to improve the mechanical manufacturing industry production efficiency is the priority among priorities, and the knife, to reduce the mechanical processing tool changer used time, greatly improves the production efficiency. CNC horizontal boring and milling machine is a kind of automatic tool changer and arbitrary indexing turntable digital control machine tool, workpiece can automatically complete the various processes in several side in a fixture.

CNC machine tools and manufacturing system composed of CNC machine is an important equipment to transform traditional industries, the construction of digital enterprise, it has attracted a lot of attention. CNC machine tools to performance, the flexible automation excellence excellent and stable accuracy, celerity and persified to the functional attracted worldwide attention, it pioneered the development of mechanical products mechanical and electrical integration precedent, so the numerical control technology is a core technology in advanced manufacturing technology. On the other hand, through continuous research, information technology applications to promote the further deepening of CNC machine tools.

According to actual condition,I introduce the chain knife library of robot hands cutter replacement plan after referencing to the vast library mechanical structure of the sword.According to the Mechanical Design,the Mechanical Principle and other relevant knowledge,there are some designs about JCS-013 type nc horizontal boring and milling machine tool store and I have drew the key parts of library using AutoCAD 2007.

Keywords: machining center; Tool house;NC

IV

3 链参数计算

目录

第1章绪论 .................................................................... 错误！未定义书签。

1.1本课题在国内外的研究动态.......................................................... 错误！未定义书签。

1.1.1刀库产品目前的水平................................................................. 错误！未定义书签。

1.1.2刀库系统的发展趋势................................................................. 错误！未定义书签。

1.1.3刀库系统的发展方向................................................................. 错误！未定义书签。

1.2课题的目的、意义和开展研究工作的设想.................................. 错误！未定义书签。

1.2.1课题的目的................................................................................. 错误！未定义书签。

1.2.2开展研究工作的设想 (3)

1.2.3课题设计方案的选择和设计手段............................................. 错误！未定义书签。第2章刀库传动系统设计 .............................................. 错误！未定义书签。

2.1刀库主要设计参数.......................................................................... 错误！未定义书签。

2.2刀库驱动液压马达的选择.............................................................. 错误！未定义书签。

2.2.1刀库负载转矩TF计算.............................................................. 错误！未定义书签。

2.2.2确定液压马达转数..................................................................... 错误！未定义书签。

2.3齿轮设计参数.................................................................................. 错误！未定义书签。

2.3.1 选择齿轮材料、热处理方法及精度等级................................ 错误！未定义书签。

2.3.2 按齿面接触疲劳强度设计齿轮 (9)

2.3.3主要参数选择和几何尺寸计算................................................. 错误！未定义书签。

2.3.4 齿根校核.................................................................................... 错误！未定义书签。

2.3.5 轴的设计.................................................................................... 错误！未定义书签。

2.3.6滚动轴承的选择与校核计算..................................................... 错误！未定义书签。

2.3.7 键联接的选择及其校核计算 (19)

第3章链参数计算 .......................................................... 错误！未定义书签。

3.1传送链的设计.................................................................................. 错误！未定义书签。

3.2链式轴的设计.................................................................................. 错误！未定义书签。

5

3 链参数计算

3.3轴承的选型及校核.......................................................................... 错误！未定义书签。

3.4链强度计算...................................................................................... 错误！未定义书签。

3.4.1 链传动的运动特性.................................................................. 错误！未定义书签。

3.4.2 链传动的动载荷 (27)

3.4.3 链传动的受力分析 (28)

3.4.4 滚轮接触强度的计算................................................................ 错误！未定义书签。第4章刀库准停系统的设计 .......................................... 错误！未定义书签。结论................................................................................... 错误！未定义书签。参考文献 ............................................................................ 错误！未定义书签。致谢................................................................................... 错误！未定义书签。毕业设计（论文）知识产权声明 .................................... 错误！未定义书签。毕业设计（论文）独创性声明 ........................................ 错误！未定义书签。

6

3 链参数计算

设计图纸和说明书联系QQ2576636538

3 链参数计算

3.1传送链的设计

链传动是一种挠性运动，它由链条和链轮组成。通过链轮轮齿与链条链节的啮合来传

递运动和动力。链传动按用途不同可以分为传动链、输送链和起重链。

图3-1 链传动

7

3 链参数计算

滚子链的结构如图3-1所示：它是由内链板1、外链板2、销轴3、套筒4和滚子5组成。内链板与套筒之间、外链板与销轴之间为过盈配合，滚子与套筒之间、套筒与销轴之间为间隙配合。当内、外链板相对挠曲时，套筒可绕销轴自由转动。滚子是活套在套筒上的，工作时，滚子沿链轮齿廓滚动，这样就可减少齿廓的磨损。链的磨损主要发生在销轴与套筒的接触面上。因此，内、外链板间应留少许间隙，以便润滑油渗入销轴和套筒的摩擦面间。

链板一般制成8字形，以使它的各个横截面具有接近相等的抗拉强度，同时也减少了链的质量和运动时的惯性力。

4

图3-2 滚子链的结构

8

9 当传递大功率时，可采用双排链或多排链。多排链的承载能力与排数成正比。但由于精度的影响，各排链承受的载荷不易均匀，故排数不宜过多。

滚子链的链节数为偶数时，接头处可用开口销或弹簧卡片来固定，一般前者用于大节距，后者用于小节距；当链节数为奇数时，需采用过渡链节。由于过渡链节的链板要受附加弯矩的作用，所以在一般情况下最好不用奇数链节。

3.2链式轴的设计

驱动轴的设计

图3-3驱动轴受力分析图 由静力平衡方程

∑=-=0Fb 0M

B l F RA ， ∑=-=0F 0RB Fa l M A ，

求得支反力为 l

Fa F l Fb RB RA ==，F 以梁的左端为坐标原点，选取坐标系如图4.9a 所示。集中力F 作用于C 点，梁在AC 和CB 两段内的剪力或弯矩不能用同一方程式来表示，应分段考虑。在AC 段内取距原点为x 的任意截面，截面以左只有外力RA F ，根据剪力和弯矩的计算方法和符号规则，求得这一截面上的S F 和M 分别为

10 l

Fb x S =

)(F )0(a x << （a ） x l Fb x M =)()0(a x ≤≤ (b) 这就是在AC 段内的剪力方程和弯矩方程。如在CB 段内取距左端为x 的任意截面，则截面以左右 和F 两个外力，截面上的剪力和弯矩是 l

Fa F l Fb x S -=-=)(F )1(<

Fa a x F x l Fb x M -=--=)1(≤≤x a (d) 当然，如用截面右侧的外力来计算会得到相同的结果。

由(a)式可知，在AC 段内梁的任意截面上的剪力皆为常数

l

F b ，且符号为正，所以在AC 段(0Fb =max S F 。 由（b ）式可知，在AC 段内弯矩是x 的一次函数，所以弯矩图是一条直线。只要确定线上的两点，就可以确定这条直线。例如，x=0处，M=0；x=a 处，

l

ab F M =。连接这两点就得到AC 段内的弯矩图（图3-4）。同理，可以根据式(d)作CB 段内的弯矩图。从弯矩图看出，最大弯矩在截面C 上，且l Fab =max M 。 带入数值满足要求。

轴在2、3、4截面处的合成弯矩分别为： ()()m N M ?=+=

5.758.05.75222 ()()m N M ?=+=

9.6357.63223 ()()m N M ?=+=8.6475.18.64224

显然最危险截面在轴上的位置2处。

设计轴的直径，因为

][75.01

222σ≤+T M W z

其中，z W 为抗弯截面系数，它综合反映了横截面的形状与尺寸对弯曲正应力的影响。][σ为轴的许用应力。

轴在受到弯曲应力时，受力部分一般集中在轴的外侧部分，而轴芯则受到的力较小，所以在实际工程应用时，常将轴做成空心，不仅可以减轻重量，也最大程度上节省了材料。同时，在本输送装置中，空心轴也更利于实现轴的传动，所以本输送机中的轴均为空心轴。

11 对于内外径之比值为D d a =

的环形截面： ()

43132a D W z -=π

联立上式，可得轴的直径为： ()342221][32

75.0a T M D -?+≥πσ

本输送装置的轴的材料为Q235-A ，查得其许用应力 =160MPa ，当为实心轴时，其最小直径为：

mm 18m 018.010*********.05.75][32

75.036223222==????+=?+≥π

πσT M D 根据上式，并结合实际输送装置需要的尺寸，选定钢的外径为42mm ，内径为34mm ，计算春许用应力，得： ()()

Pa a D T M W z 87432

243222106.1][102.265.9181.01042.0326075.05.7513275.01

?=≤?=?-??=?+-=+σππ

由上式可知，滚轮轴的强度满足要求，可以正常运行。

3.3轴承的选型及校核

滚动轴承的选择包括轴承类型选择、轴承精度等级选择和轴承尺寸选择。 轴承类型选择适当与否，直接影响轴承寿命以至机器的工作性能。选择轴承类型时应当分析比较各类轴承的特性，并参照同类机器中的轴承使用经验。

在选择轴承类型时，首先要考虑载荷的大小、方向以及轴的转速。一般说来，球轴承便宜，在载荷较小时，宜优先选用。滚子轴承的承载能力比球轴承大，而且能承受冲击载荷，因此在重载荷或受有振动、冲击载荷时，应考虑选用滚子轴承。但要注意滚子轴承对角偏斜比较敏感。

当主要承受径向载荷时，应选用向心轴承。当承受轴向载荷而转速不高时，可选用推力轴承；如转速较高，可选用角接触球轴承。当同时承受径向裁荷和轴向载荷时，若轴向载荷较小，可选用向心球轴承或接触角不大的角接触球轴承；若轴向载荷较大，而转速不高，可选用推力轴承和向心轴承的组合方式，分别承受轴向载荷和径向载荷；’当轴向载荷较大，且转速较高时，则应选用接触角较大的角接触轴承。

各类轴承适用的转速范围是不相同的，在机械设计手册中列出了各类轴承的

12 极限转速。一般应使轴承在低于极限转速下运转。向心球轴承、角接触球轴承和短圆柱痞子轴承的极限转速较高。适用于较高转速场合。推力轴承的极限转速较低．只能用于较低转速场合。

其次，在选择轴承类型时还需考虑安装尺寸限制、装拆要求，以及轴承的调心件能和风度，一般球轴承外形尺寸较大，滚子轴承较小，滚针轴承的径向尺寸最小而轴向尺寸较大，此外，不同系列的轴承，其外形尺寸也不相同。

选择轴承一般应根据机械的类型、工作条件、可靠性要求及轴承的工作转速n ，预先确定一个适当的使用寿命L b (用工作小时表示)，再进行额定动裁荷和额定静载荷的计算。

对于转速较高的轴承(n>10r ／min),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 T

n d m h C P f f f f f C <= C ——基本额定动载荷计算值，N ；

P ——当量动载荷，N ；

f h ——寿命因数；1

f n ——速度因数；0.822

f m ——力矩载荷因数，力矩载荷较小时取1.5，较大时取2；

f d ——冲击载荷因数；1.5

f T ——温度因数；1

C T ——轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，N ；

查表得，f h =1；f n =0.822；f m =1.5；f d =1.5；f T =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=XF r +YF a

查文献[3]的表6-2-18，得，X=1，Y=0；

所以，P=F r =1128N 。由以上可得：

N P f f f f f C T n d m h 6.308711281

822.05.15.11=????== 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 5.110=r C ，极限速度为10000r/min ，质量为0.219kg 。

13 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 C P S C 0000<=

式中：

0C ——基本额定静载荷计算值，N;

0P ——当量静载荷，N ；

0S ——安全因数;

r C 0 ——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2.10=S

则轴承的基本额定静载荷为：

kN C N P S C r 2.116.135311282.10000=<=?==

由上式可知，选取的轴承符合要求

3.4链强度计算

3.4.1 链传动的运动特性

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 =10006011?p

n z = 10006022?p

n z

式中： z 1、z 2 ——分别为主、从动链轮的齿数；

n 1、n 2 ——分别为主、从动链轮的转速，r/min 。

链传动的平均传动比 1

221z 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111ωr v =方垂直于AO ，与链直线运动方向的

14

夹角为β。因此，铰链A 实际用于牵引链条运动的速度为

式中。R 1为主动链轮的分度圆半径，m 。因为β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β=1

1

1802z ±=±?时，链速最低；当β=0，链速最高，1?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1n 和齿数1z 有关。转速越高、齿数越少，则链速变化范围越大。

在链速1υ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

βωβsin sin 1111R v v y ==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2ω转动。因为链速x υ方向与铰链的C 的线速度方向之间的夹角为γ，所以铰链C 沿圆周方向运动的线速度为 γ

ωcos 222x

v R v =

= 式中，2R 为从动链轮的分度圆半径， 由此可知从动链轮的转速为γ

β

ωγ

ωcos cos cos 21122R R R v x =

=

在传动过程中因为γ在2

2

180z ±内不断变化，加上β也是不断变化，所以即使

1ω是常数，1ω也是周期性变化的。

从上式中可得链传动的瞬时传动比为β

γ

ωωcos cos 1221R 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 链传动的动载荷

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F d1 =ma 式中：m —紧边链条的质量，kg;

15 —链条变速运动的加速度，m /s 2 。 如果视主动链轮匀速转动，则βωβωαsin )cos (21111R R dt d dt dv x c -===

当11

1802z

±=±=?β时, (2180sin )180sin()2

112111211max p z R z R c ωωωα ==±-= 从动链轮因角加速度引起的惯性力为dt

d R J d 222ω= 式中：J —从动系统转化到从动链轮轴的转动惯性，kg 2.m ;

2ω—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 链传动的受力分析

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f e e F F F F ++=1, f c F F F +=2

式中： F e — 有效圆周力，N;

F c — 离心力引起的拉力，N ；

F f — 悬垂拉力，N 。

有效圆周力为v

p F e 1000= 式中： P — 传动的功率，kW ；

V — 链速，m/s 。

离心力引起的拉力为2qv F c =

式中： q 为链条单位长度的质量，kg/m 。悬垂拉力F f 为

16 Ff=max(F ‘f ,F ’‘f )

其中：F f =Kfqa F f =(Kf+sina )qa

式中：α—链传动的中心距，mm

K f ——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

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 σ=235Mpa σb =440Mpa E=206Gpa

橇体重G 0=250kg 工件重G 1=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

致谢17

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