加工中心刀库自动换刀装置

加工中心刀库自动换刀装置

摘要

切削加工正在进入以高速切削为特征的发展阶段,因高速切削而切削效率飞速提高， 进一步减少机床加工辅助时间的技术也伴随高速切削的发展而不断发展。快速换刀技术是减少加工辅助时间重要手段。刀库和交换主轴换刀装置是转塔头换刀装置和刀库式换刀装置的结合。首先把加工过程中需要使用的全部刀具分别安装在标准刀柄上，在刀库中进行选刀，并由刀具交换装置从刀库中取出刀具，把刀具安装在非工作主轴上。换刀时间通过转塔头交换装置旋转180°，交换主轴。这样就可以使切削加工和主轴换刀同时进行，由此可知换刀时间实际就是已经装好刀具的两个主轴的换位时间，使辅助时间减少到最少，即机床切屑对切屑时间达到最短。同时，刀库可以存放数量很大的刀具，因而能够进行复杂的多工序加工，这样就明显提高了机床的适应性和加工效率。

关键词 高速切削；刀库；交换主轴；换刀装置；换刀时间 - I -

Design Of Automatic Tool Change On Tool

Magazine Abstract

Cutting is developing which has the characteristic of high-speed cutting. The high-speed cutting has lead the rapid improvement of efficiency of cutting, then the technology which will further reduce machining assistant time is developing as the high-speed cutting. ATC（Tool changer）technology is one of the most important methods to reduce the assistant time in cutting. The tool magazine and exchange spindle are the integration of turret head and ATC. First, all the cutting-tool which is needed are installed on the standard cutting-tool handle, and then select a tool in tool magazine, and take the tool by exchange device in tool magazine, install it onto the none-work spindle. During tool changing, turret head is rotated 180°to change the main spindle. That will enable cutting and exchanging tool of spindle simultaneous, it means the time of cutting-tool places. Thus assistant time is least. Meanwhile the tool magazine can hold a large number of cutting tool, so more complex machining processes can be done, the adaptability and processing efficiency of machine can be improved.

Keywords High-speed Cutting；Tool Magazine；Exchange Spindle；ATC；Tool- chasing Time

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目录

摘要 ...................................................................................................................... I Abstract ............................................................................................................... II 1.1 背景及研究意义 ....................................................................................... 3 1.2 自动换刀装置国内外发展与现状 ........................................................... 3 1.3 工作内容 ................................................................................................... 4 1.4 设计构想 ................................................................................................... 5 第2章 设计总体方案论证 ................................................................................ 6 2.1 刀库和交换主轴换刀装置的原理 ........................................................... 7 2.1.1 主轴交换的原理 ................................................................................ 7 2.1.2 主轴抬起及转位的原理 .................................................................... 7 2.1.3 刀库及换刀装置 ................................................................................ 8 2.2 本章小结 ................................................................................................... 9 第3章 主轴转动的设计计算 .......................................................................... 10 3.1 传动系统的原理设计 ............................................................................. 10 3.1.1 电动机的选择 .................................................................................. 10 3.1.2 计算传动装置的运动和动力参数 .................................................. 11 3.2 圆柱齿轮的结构设计 ............................................................................. 11 3.2.1 设计内容及方法 .............................................................................. 11 3.2.2 齿轮的设计 ...................................................................................... 12 3.2.3 齿轮的结构设计 .............................................................................. 14 3.2.4 齿轮的受力分析 .............................................................................. 14 3.3 输出轴齿轮的设计计算 ......................................................................... 16 3.3.1 齿轮的设计 ...................................................................................... 16 3.3.2 齿轮的结构设计 .............................................................................. 18 3.3.3 齿轮的受力分析 .............................................................................. 18 3.4 主轴及组件的设计计算 ......................................................................... 18 3.4.1 主轴组件的设计要求 ...................................................................... 18 3.4.2 主轴及组件的设计与校核 .............................................................. 19 3.4.3 键连接的设计计算 .......................................................................... 23 3.4.4 夹紧装置的设计计算 ...................................................................... 23 3.5 花键轴的设计计算 ................................................................................. 26 3.5.1 花键轴结构设计 .............................................................................. 26 3.5.2 传动齿轮键连接的设计计算 .......................................................... 28 3.6 润滑与密封 ............................................................................................. 29 - 1 -

3.6.1 系统的润滑 ...................................................................................... 29 3.6.2 轴承的密封 ...................................................................................... 29 3.7 本章小结 ................................................................................................. 29 第4章 转位装置的设计计算 .......................................................................... 30 4.1 中心液压缸的设计计算 ......................................................................... 30 4.2 转位齿轮的设计计算 ............................................................................. 31 4.2.1 选择齿轮传动的材料及热处理 ...................................................... 31 4.2.2 确定选择齿轮传动的参数和尺寸 .................................................. 31 4.2.3 验算齿根弯曲应力 .......................................................................... 32 4.3 本章小结 ................................................................................................. 33 第5章 刀库的设计计算 .................................................................................. 34 5.1 电动机的选择 ......................................................................................... 34 5.2 蜗轮蜗杆的设计计算 ............................................................................. 34 5.2.1 蜗轮蜗杆的计算 .............................................................................. 34 5.2.2 蜗轮、蜗杆承载能力计算 .............................................................. 37 5.3 本章小结 ................................................................................................. 38 第6章 机械手驱动装置的设计 ...................................................................... 39 6.1 概述 ......................................................................................................... 39 6.2 凸轮联动装置的原理 ............................................................................. 39 6.2.1 基本原理 .......................................................................................... 39 6.2.2 凸轮曲线的设计 .............................................................................. 40 6.3 本章小结 ................................................................................................. 41 结论 .................................................................................................................... 42 致谢 .................................................................................... 错误！未定义书签。 参考文献 ............................................................................................................ 43 附录A ................................................................................................................ 44 附录B ................................................................................................................ 47

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绪论

1.1 背景及研究意义

随着机械加工工业的发展，制造行业对于具有高效高性能的加工中心的需求量越来越大。自动换刀装置作为加工中心的重要组成部分其主要的作用在于减少加工过程中的非切削时间，以提高生产率、降低生产成本，进而提升机床及至整个生产线的生产率，所以自动换刀装置在交工中心中扮演着重要角色。

1.2 自动换刀装置国内外发展与现状

从换刀系统发展的历史来看，1956年日本富士通研究成功数控转塔式冲床，美国IBM公司同期也研制成功了“APT”（刀具程序控制装置）。1958年美国K&T公司研制出带ATC（自动刀具交换装置）的加工中心。1967年出现了FMS（柔性制造系统）。1978年以后,加工中心迅速发展,带有ATC装置，可实现多种工序加工的机床，步入了机床发展的黄金时代。1983年国际标准化组织制定了数控刀具锥柄的国际标准，自动换刀系统便形成了统一的结构模式。目前国内外数控机床自动换刀系统中，刀具、辅具多采用锥柄结构，刀柄与机床主轴的联结、刀具的夹紧放松机构及驱动方式几乎都采用同一种结构模式。在这种模式中，机床主轴常采用空心的带有长拉杆、碟形弹簧组的结构形式，由液压或气动装置提供动力，实现夹紧放松刀柄的动作。

切削加工正在进入以高速切削（HSC）为特征的发展阶段，因高速切削而切削效率飞速提高，因此，进一步减少机床加工辅助时间的技术也伴随高速切削的发展而不断发展。快速换刀技术是减少加工辅助时间重要手段，而且正在处于发展阶段。许多研究人员利用各种方法来缩短换刀时间来提高切削速度。

下面介绍几种常用加工中心的换刀方法: 1、多主轴换刀

这种机床没有传统的刀库和换刀装置，而是采用多个主轴并排固定在主轴架上，一般为 3~18 个。每根主轴由各自的电动机直接驱动，并且每个主轴上安装了不同的刀具。换刀时不是主轴上的刀具交换，而是安装在夹具上的工件快速从一个主轴的加工位置移动到另一个装有不同刀具的主轴，实现换刀并立即加工。这个移动时间就是换刀时间，而且非常短。由夹具快速移动完成换刀，省去了复杂的换刀机构。奥地利 ANGERG 公司生产这种结构的机床，实现了切屑对切屑换刀时间仅为0.4s，是目前世界

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上切屑对切屑换刀时间最短的机床。这种结构的机床和通常的加工中心结构已大不相同，不仅可以用于需要快速换刀的加工，而且可以多轴同时加工，适合在高效率生产线上使用。

2、双主轴换刀

加工中心有两个工作主轴，但不是同时用于切削加工。两个主轴交替将刀送到工作位置，一个主轴用于加工，另一个主轴在此期间更换刀具。在需要换刀时，加工的主轴迅速退出，换好刀具的主轴立即开始加工。由于两个过程可以同时进行，换刀时间实际就是已经装好刀具的两个主轴的换位时间，使辅助时间减少到最少，也即机床切屑对切屑换刀时间达到最短，这样每个主轴换刀时间的长短对加工几乎没有影响。每个主轴的换刀装置和普通加工中心一样。由于有两个主轴，这种机床的刀库和换刀机械手可以是一套，也可以是两套，如德国 Alfing—Kessler 公司生产的加工中心采用双主轴系统，使用一套刀库和换刀机械手；而德国 Hornsbeng — Lamb 公司生产的 HSC—500 、 HSC—630 和HFC— 630 加工中心有两个主轴和两套换刀系统，两个主轴可以用 1 . 0 — 1 . 5s的时间移动到加工位置并启动加速到加工的最大速度，具体的交换时间取决于机床的尺寸。

3、刀库布置在主轴周围的转塔方式

刀库布置在主轴的周围刀库本身就相当于机械手，即通过刀库拔插刀并采用顺序换刀，使机床切屑对切屑换刀时间较短。这种方式如果要实现任意换刀，则换刀时间将随所选刀在刀库的位置不同而长短不等，最远的刀可能换刀时间较长，因此，这种方式作为高速自动换刀装置最好采用顺序选刀的方式。

4、多机械手方式

刀库同样布置在主轴的周围，但采用每把刀有一个机械手的方式使换刀几乎没有时间的损失，并可以采用任意选刀的方式。德国 CHIRON 公司生产这种结构的机床。其刀库布置在加工主轴的周围可随主轴一起移动，每一个刀具有一套换刀机械手，这样换刀时就几乎没有时间的损失，实现了切屑对切屑换刀时间仅为1.5s，是目前世界上单主轴机床切屑对切屑换刀时间最短的加工中心。

本文主要是对双主轴换刀进行研究。

1.3 工作内容

1、主轴箱先抬起30mm，然后旋转180°； 2、主轴交换时间2.5s；

3、刀柄锥度为40度，机械手拔刀行程为84mm；

4、机械手能够实现抓刀、180°换刀和回零，换刀时间为3.5s。

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1.4 设计构想

1、主轴交换装置

由于交流电动机一般为鼠笼式感应电机结构，其体积小，转动惯性小，动态响应快。无电刷，最高转速不受火花限制。采用全封闭结构，具有空气强冷，可保证高转速和超载能力，有很宽的调速范围。所以选择交流电动机驱动。用液压缸来实现转塔体的抬起动作，利用活塞的行程来实现抬起的高度，同时用定位销来保证转塔体的定位，用活塞杆齿条和齿轮的啮合使转塔体实现转位。

2、刀库

刀库由伺服电机带动蜗轮蜗杆驱动。刀具有一套识别装置来控制电机的停止和转动。

3、换刀装置

由于凸轮联动式单臂双手爪机械手由电动机驱动，不需要复杂的液压系统及其密封、缓冲机构，没有漏油现象，结构简单，工作可靠。同时机械手的手臂回转和插刀、拔刀的动作式联动的，部分时间常数可重叠，从而大大缩短了换刀时间。所以本设计也采用了这种装置。

研究内容：

总体方案设计、主轴转动的设计计算，圆柱齿轮的结构设计，输出轴齿轮的设计，主轴的设计，花键轴的设计，转位装置的设计计算，刀库的设计计算，机械手驱动装置的设计。

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第2章 设计总体方案论证

通过的市场的调研和常见的换刀装置的比较，多主轴换刀的方式刀具数量有限，不能进行多工序加工；刀库布置在主轴周围的转塔方式，换刀的时间随所选刀在刀库的位置不同而长短不等。选择了如图1-1所示的布局方案。加工中心有两个工作主轴，

1- 转塔体 2-压缩空气管接头 3-行程开关 4-活塞 5-液压缸 6-弹簧 7-大齿轮 8-碟形弹簧9-拉杆 10-主轴 11-拉钉 12-刀夹 13-端面键 14-钢球 15-滑移齿轮

图2-1 双主轴换刀

但不是同时用于切削加工。两个主轴交替将刀送到工作位置，一个主

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轴用于加工，另一个主轴在此期间更换刀具。在需要换刀时，加工的主轴迅速退出，换好刀具的主轴立即开始加工。双主轴用转塔头的方式实现旋转交换。

2.1 刀库和交换主轴换刀装置的原理

2.1.1 主轴交换的原理

其结构如图1.1a所示：转塔头内交错分布着两个结构完全相同的刀具主轴，主轴的回转运动由电动机由传动机构、滑移齿轮15和大齿轮7输入。当数控装置发出换刀指令时，通过液压拨叉（图中未画出）将滑移齿轮15与大齿轮7脱离啮合。同时在中心液压缸的作用下使转塔体1抬起（原理在2.1.2中介绍）。然后压力油进入转位液压缸，使转塔体转位180°（原理在2.1.2中介绍），将下一工序的主轴转到工作位置。切削轴进行切削加工，另一个轴在此间换刀。

刀夹12以锥度为7：14的锥柄在主轴10前端的锥空中定位，并通过拧紧在锥柄尾部的拉钉11被拉紧在锥孔中。夹紧刀夹时，液压缸5右腔接通回油，弹簧6推活塞4右移，拉钉11在碟形弹簧8作用下向右移动，由于此时装在拉杆9前端径向孔中的四个钢球14进入主轴孔中直径较小的d2处，见图1.1b，被迫径向收拢而卡进拉钉11的环型槽内，因而刀杆被拉杆5拉紧，依靠摩擦力紧固在主轴上。切削扭矩由端面键13传递。换刀前需将刀夹松开时，压力油进入液压缸右腔，活塞6推动拉杆9向左移动，碟形弹簧8被压缩；当钢球14随拉杆9一起左移至进入主轴孔直径较大的d1处时，它就不再能约束拉钉11的头部，紧接着拉杆9前端内孔的台肩端面碰到拉钉11，把刀顶松。此时行程开关3发出信号，换刀机械手随即将刀夹取下。与此同时，压缩空气管接头2经活塞和拉杆的中心通孔吹入主轴装刀孔内，把切削或脏物清除干净，以保证刀具的安装精度。机械手把新刀装上主轴后，液压缸5接通回油，碟形弹簧8又拉紧刀夹。刀夹拉紧后行程开关发出信号。

2.1.2 主轴抬起及转位的原理

如图3.2所示，当滑移齿轮和主轴齿轮脱离啮合时，中心液压缸2通压力油，使转塔体8抬起，定位销5和大齿轮6随着转塔体一起上移，与轴8上的小齿轮4啮合。当推动转塔头转位液压缸活塞移动时，活塞杆齿条3经齿轮轴8，使转塔头实现转位180°。转位完成时，中心液压缸接通回油，转塔体落下，定位销实现转塔体的定位。

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87654321 1，2-中心液压缸 3-活塞杆齿轮条 4-小齿轮 5-定位销 6-大齿轮 7-轴 8-转塔体

图2-2 主轴转位装置

2.1.3 刀库及换刀装置

刀库是存储刀具的装置,常见的刀库主要有以下几种形式: 1、转塔式刀库

包括水平转塔头和垂直转塔头两种，其特点为：所有刀具固定在同一转塔上,无换刀臂，储刀数量有限，通常为6～8把。一般仅用于轻便而简单的机型。常见于车削中心和钻削中心。在钻削中心储刀位置即主轴,其外部结构紧凑但内部构造复杂，精度要求高。

2、盘式刀库

刀库呈盘状，其特点：刀具沿盘面垂直排列（包括径向取刀和轴向取刀）。沿盘面径向排列或成锐角排列的形式的刀库结构简单紧凑，应用较多，但刀具单环排列，空间利用率低。若增加刀库容量必须使刀库的外径增大，那么转动惯量也相应增大，选刀运动时间长。刀具数量一般不多于32把。刀具呈多环排列的刀库的空间利用率高，但必然使得取刀机构复杂，适用于机床空间受限制而刀库容量又较大的场合；双盘式结构是两个较小容量的刀库分置于主轴两侧，布局较紧凑，储刀数量也相应增大，适用于中小型加工中心。

3、链式刀库

包括单环链和多环链,链环形式可有多种变化，其特点：适用于刀库容量较大的场合，所占的空间小。一般适用于刀具数在30～120把。仅增加链条长度即可增加刀具数，可以不增加圆周速度，其转动惯量不像盘式刀库增加的那样大。

4、直线式刀库和组合刀库

直线式刀库结构简单，刀具单行排列，刀库容量小。多用于数控车床

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?a?1.88?3.2??查取Y???0.68。

?11??2????1.88?3.2????1.72，

?40??zzz2?（8）Flim由图13-3，按齿面材料，调质热处理，齿面硬度为

260HBS，查取?Flim1??Flim2?290MPa。

（9）YN按长期工作，N?N0 ，查取YN?1。

（10）Y?，一般Y??1。

（11）YR按表面粗糙度Ra?3.2μm，查取YR?1。

Y?1（12）Yx由图13-12，按齿面材料，调质热处理，m?3，查取X。

1（13）SFmin由表13-7，按失效概率?，查取SFmin?1.25，因有资

1000料可参照，可增大1.2～1.6倍，SFmin?1.25?1.4?1.75。

可得：

??F1????F2??290?1?1?1?1?165.7MPa

1.75798.5?1.6?1.76?1?1.03?4.06?0.68?F1??44.08MPa???F1?

48?3798.5?1.6?1.76?1?1.03?4.03?0.68?F2??48.05MPa???F2?

44?3?3.2.3 齿轮的结构设计

如图3-2表示直齿圆柱齿轮的零件简图。

da1?da2?126mm?160mm，主从动齿轮均采用实心式结构。 按v1，主从动齿轮齿面硬度均小于350HBS，直齿，查取Ⅱ公差组的精度等级为7级，齿轮精度为8-7-7-GB。

3.2.4 齿轮的受力分析

一对渐开线齿轮啮合，若不计摩擦力，则轮齿之间相互作用的法向力Fn的方向始终沿啮合线。为了计算方便，将法向力Fn在节点P处分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft和Fr，如图3.3所示。

Ft?2T1/d1 （3-7）

Fr?Fttan? （3-8）

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图3-2 主动齿轮

图3-3 受力图

s （3-9） t/co? Fn?F式中：T1—小齿轮传递的名义转矩；

?—啮合角。

对于按标准中心距安装的标准齿轮，??20。小齿轮传递的名义转矩

P14.7T1?9550?9550??47.91N?m。可得Ft?798.5N，Fr?290.6N，

n2930- 15 -

Fn?849.7N

3.3 输出轴齿轮的设计计算

3.3.1 齿轮的设计

1、 选择齿轮传动的材料及热处理

由表11?1查取，小齿轮的材料用40Cr钢，调质热处理230～260HBS，取260HBS，大齿轮的材料用45钢，调质热处理200～250HBS，取230HBS。

2、 强度的计算

由于大小动齿轮齿面硬度均小于350HBS，所以为闭式软齿面的齿轮传动。

按齿面接触强度设计

由（3-1） a?Aa(i?1)3KT1 得 2?ai??H?其中：Aa表13-1，按直齿轮，β=0°，查取Aa=453；

K由表13-3，按原动机为电动机，工作载荷有中等冲击，查取K=1.2～1.6，取K=1.4；

Ψa=0.2～0.6，取Ψa=0.3； P13.7T1?95501?9550??44.81N?m

n15860??H??0.9?Hlim，?Hlim由图13-2，按齿轮材料、调质处理，齿面硬度260HBS，查取

??H?1?0.9?710?639MPa，??h?2?0.9?580?522MPa

a?483?(2?1)3?Hlim1=710MPa，?Hlim2=520MPa

1.4?44.81?105.29mm

0.3?2?52223、确定选择齿轮传动的参数和尺寸

由于z1?25~40，选z1?40z2?iz1?2?40?80

2a2?105.29 由式（3-2）得 m???1.75mm

z1?z240?80由表3-2查取，m?3。

所以实际中心距

m(z1?z2)?180mm 2 b??aa?0.3?180?54mm，取b?60mm

由（3-3）得 a? b1?b2?(3~5)?60?4?64mm

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d1?mz1?3?40?120mm, da1?m(z1?2)?3?(40?2)?126mm d2?mz2?3?80?240mm, da2?m(z2?2)?3?(80?2)?246mm

n1?d15860??120v1???36.8ms

60?1000600004、验算齿根弯曲应力 由公式（3-4），（3-5），（3-6）得

其中：

2000T12000?44.81（1）Ft1???746.8N

d1120（2）KA由表13-3，按原动机工作平稳，工作载荷有中等冲击，查得KA=1.2～1.6，取KA?1.6。

vz36.8?40?14.72，直齿（3）KV由图13-5，按Ⅱ公差组7级，11?100100轮，查取KV?1.32。

b64?0.53,大小齿轮齿面硬度小于（4）KF?由图13-6，按?d??d1120350HBS，查取KF??1.03。

（5）KF?由表13-5，按按Ⅱ公差组7级，未经表面淬火的直齿轮，查取KF??1。

（6）YFS由图

13-4，按z1?40z2?80x?0，查取

YFS1?4.03，YFS2?4。

（7）Y??由图13-8， 按

?11?1??1?a?1.88?3.2?????1.88?3.2?????1.76，

?4080??z1z2?查取Y???0.69。

（8）Flim由图13-3，按齿面材料，调质热处理，齿面硬度为260HBS，查取?Flim1?290MPa，?Flim2?220MPa。

（9）YN按长期工作，N?N0 ，查取YN?1。

（10）Y?，一般Y??1。

（11）YR按表面粗糙度Ra?3.2μm，查取YR=1。

Y?1（12）Yx由图13-12，按齿面材料，调质热处理，m?3，查取X。

1（13）SFmin由表13-7，按失效概率?，查取SFmin?1.25，因有资

1000料可参照，可增大1.2～1.6倍，SFmin?1.25?1.4?1.75。

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? 1.75??F2??220?1?1?1?1?129MPa

1.75746.8?1.6?1.32?1?1.03?4.03?0.69?F1??23.52MPa???F1?

64?3Y4?F2??F1FS2?23.52??23.35MPa???F2?

YFS14.03??F1??290?1?1?1?1?165.7MPa

3.3.2 齿轮的结构设计

如图3.4表示直齿圆柱齿轮的零件简图

da1?126mm?160mm 小齿轮采用实心式结构

da2?246mm?500mm 小齿轮采用腹板式结构 v按1，主从动齿轮齿面硬度均小于350HBS，直齿，查取Ⅱ公差组的精度等级为7级，齿轮精度为8-7-7-GB。

3.3.3 齿轮的受力分析

由前3.2.3节可知，齿轮受Fn、Ft、Fr

Ft?2T1d1?2?44.81120?746.8N

Fr?Fttan??74.68?tan20??271.8N

Fn?Ftcos??44.81cos20??476.9N

3.4 主轴及组件的设计计算

3.4.1 主轴组件的设计要求

主轴组件应达到以下几点设计基本要求：

1、旋转转度 指机床在空载低速旋转时，主轴前端安装工件或刀具部位的径向和轴向跳动值满足要求。目的是保证加工零件的精度和表面粗糙度。

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（a）小齿轮 （b）大齿轮

图3-4 输出轴齿轮

2、刚度 指主轴组件在外力的作用下，仍能保持一定工作精度的能力。刚度不足时，不仅影响加工精度和表面质量，还容易引起振动。恶化传动件和轴承的工作条件。设计时应在其他条件允许的条件下，尽量提高刚度值。

3、抗振性 指主轴组件在切削过程中抵抗强迫振动和自激振动保持平稳运转的能力。抗振性直接影响加工表面质量和生产率，应尽量提高。

4、温度和热变形 温升会引起机床部件热变形，使主轴旋转中心的相对位置发生变化，影响加工精度。并且温度过高会改变轴承等元件的间隙、破坏润滑条件，加速磨损甚至抱轴

5、磨损性 指长时期保持其原始精度的能力。主要影响因素是材料热处理、轴承类型和润滑方式。

同时。主轴结构要保证各零件定位可靠、工艺性好等要求。

3.4.2 主轴及组件的设计与校核

1、 初定轴的直径（危险截面）

轴的材料选用45钢，经正火处理。主轴的最底转速为75r/min,为空心轴

1p3 （3-10） A1??4n式中：A — 与材料有关的系数

P — 轴传递的功率 kW

d?3- 19 -

n — 轴的转速 r/min

d — 危险截面的直径尺寸 mm 通常取β=0.5～0.6。 故

113.73?110??63.79mm 1?0.5475考虑到有键连接轴径应增加3%，故取危险端面尺寸66mm。 2、 主轴及其组件的结构设计

如图3.5所示，根据轴的受力选N231E型和7016型轴承，轴结构设计如图所示：

d?3图3-5 主轴总体布局

3.按扭曲合成强度校核轴的直径

P13.7 T1?95501?9550??44810N?m

n15860 F1t?2T1d1?2?44.81120?746.8N F1r?Fttan??74.68?tan20??27.18N F1n?Ftcos??44.81cos20??47.69N

水平面：

- 20 -

(a)

(b) 图3-6 受力简图

?mA(F)?0 122F1t?192RH2?0

R122F1rH2?193?122?746.8193?472.1N

?mC?F??0 - 21 -

(c) (d) (e)

(f) (h) ( 3-11)

3-12）

（ 71F1t?19R3H1?0

71F1t71?746.8RH1???274.7N193193

竖直面：

mF?0 ?A?? （3-13） 122F1r?193RV2a?0

122F1r122?271.8RV2???171.8N193193

?mC?F??0

71F1r?193RV1a?0

71F1r71?271.8RV1???99.99N193193

1）作出轴的空间受力简图（图3.6 a）

2）作出水平面和竖直面的受力简图（图3.6b、c） 3）作出水平面弯矩图（图3.6d）

MH1=33.5191N?m, MH2=33.5191 N?m

4）作出垂直面弯矩图（图3.6e）。

MV1=12.19851N?m , MV2=12.19851N?m

4）求出合成弯矩，并画出合成弯矩图（图3.6f）。

2222Mmax?MVmax?MHmax?12198.51?33519.1?35669.87N

5）作出扭矩图（图3.4h）

0?m T?4481N6）求出当量弯矩Memax 取??0.6

M?max?M2?(?T)2?35669.872?(0.6?44810)2?44667.62N

7）校核轴的强度

考虑到此轴为空心轴，材料为45钢，查得??0??95MPa

M44667.62????max??10.77MPa???0??95MPa

W0.2?663安全系数合格。

- 22 -

3.4.3 键连接的设计计算

1、选择键连接类型及尺寸

由于齿轮传动的对中性要求较高以免齿轮啮合不良，所以选择普通的平键连接，按表12?10且根据d=66和B=64选择双圆头平键，尺寸为: b=20mm , h=12mm, l=60mm , k=6.7mm。

2、强度的计算 按式（12-8）、式（12-9） 得

2T2T??≤????jy?≤??j???ydbl1dkl1，

???jyl1?l?b?(60?20)mm?40mm，????60~90MPa

由表12?11，根据轮毂材料为45钢，载荷为轻微冲击，查取?100~120MPa

2?44810?1.7MPa????

66?20?402?44810?jy??5.07MPa??jy

66?6.7?40所以键连接的设计计算合格。 3、键连接的结构设计 （1）轴的键槽尺寸偏差

0宽度为20N9(0-0.052)；槽深d?t?(66?7.5)mm?58.5-0.2mm；表面粗糙度

????值两侧面为3.2μm，底面为6.3μm （2）轮毂的键槽尺寸偏差

?0.2宽度为20JS9(?0.026);槽深d?t?(66?4.9)mm?70.90mm；表面粗糙度表面粗糙度Ra值两侧面为3.2μm，底面为6.3μm。

Ra3.4.4 夹紧装置的设计计算

1、概述

目前国内外数控机床自动换刀系统中,刀具、辅具多采用锥柄结构,刀柄与机床主轴的联结、刀具的夹紧放松机构及驱动方式几乎都采用同一种结构模式。在这种模式中,机床主轴常采用空心的带有长拉杆、碟形弹簧组的结构形式,由液压或气动装置提供动力,实现夹紧放松刀柄的动作。本课题设计选用液压缸、长拉杆、碟形弹簧来实现刀柄的加紧和放松。

2、蝶形弹簧主要参数的确定及选择

选用碟形弹簧的材料为50CrVA。弹簧承受16公斤的力时的变形量要求为20mm,导杆的最大直径为20mm。

按导杆尺寸条件，在GB/T1972，选取内径d=20.4mm的弹簧三种，尺寸如表3.1所示：

- 23 -

由表可见，采用单个弹簧不能满足要求，所以采用A系列弹簧对合组合。由公式?1.7?17?式得：

4Et22 （3-14） Pt??K4221??k1D表3-1 蝶形弹簧的尺寸 D d t h0 H0 P f σⅠ或σⅡ （mm） （mm） （mm） （mm） （mm） F=0.75 h0 N （mm） （N/mm2） 40 20.4 3.25 0.9 3.15 6500 0.68 σⅡ=1330 20.4 20.4 1.5 1 1.15 1.3 3.65 3.30 2620 0.86 1020 0.98 σⅡ=1140 σⅡ=1060 碟形弹簧 A40 GB/T1972 A40 40 GB/T1972 A40 40 GB/T1972 式中: 弹簧钢的弹性模量为E?2.06?104Nmm2; 弹簧钢的泊松比??0.3； K1由公式1.7?20?9?可知

?C?1???1?C? K1? （3-15）

C?12??C?1lnC

?C?1??2?1?????1?C?12?? 由式（3-15）得 K1????0.69 C?122?12?3.14??C?1lnC2?1ln2 无支撑面K4=1。

4?2.06?1042.252?0.92Pc???1?373.7N 221?0.30.69?40P2801??0.75PC373.3

P由图1.7?17,A系列的h0t?0.4，根据1?0.75查出fh0?0.25，变

PC形量f1?0.25h0?0.25?0.9?0.45mm，因此为满足变形量为20mm，所需弹

簧量片数为：

- 24 -

fz120??44.4 f10.45取45片，则弹簧的尺寸为：

未受载荷时的自由高度：HZ?iZ?45?3.15?141.75mm。 3、夹紧放松液压缸的设计

（1）确定液压缸的输出推力：夹紧和放松刀柄时，液压缸主要克服弹簧的弹力和摩擦力，所以液压缸的输出推力为：

F=1.1F1 （3-16）

式中F1为工作机构的负载力。将缸的输出力大于工作机构负载力的原因，是液压缸本身摩擦部位的摩擦力和惯性力也抵消一部分缸的输出力。F=1.1×280=308N

（2）确定活塞杆直径d。

选定活塞杆材料为不锈钢，d值可按杆件简单拉伸计算：

i?d?1.13F式中：???为活塞杆材料的许用应力，取为?????1(1.3~3)，其中?1为材料的抗拉强度，查表11?4中，可知不锈钢的抗拉强度为520MPa。

则d?1.13???mm （3-17）

308?2?4.76mm

???520

与表3?2对照进行圆整取d=16mm

?1.13F4 22

表3-2 活塞杆直径标准值（摘自GB2348-80） mm 5 6 8 10 12 14 16 18 20 25 32 39 40 45 50 56 63 70 （3） 确定缸筒的内径 D?(1.4~1.8)d?28.8mm （3-18）

与表3.3[9]对照进行圆整取D=50mm。

表3-3 缸筒内径标准值（摘自GB2348-80） mm 8 80 10 100 12 125 16 160 20 200 25 250 32 320 40 400 50 — 63 — （4）确定工作压力 1?6.27MPa （3-19） 22?(D?d)与表3.4对照进行圆整取p=6.3 MPa。

P?- 25 -

4F （5）缸筒的最小壁厚。

0.63 表3.4 液压缸公称压力（摘自GB2346-80） mm 1 1.6 3.5 4 6.3 10 16 25 40 缸筒采用无缝钢管制成，则壁厚为： pmaxD ?? （3-20）

2???式中pmax=1.5p=9.54MPa，为缸的实验压力；[σ]为缸体材料的许用应

力，一般无缝钢管取为110～120 MPa，可知

PmaxD9.45?50 ????2.17mm

2???2?110

（6）缸体和活塞的最大相对运动速度。 速度v通过表3.5进行选取

表3-5 缸体和活塞最大相对速度极限值 mm 缸内径（mm） 25～63 80～100 125～200 活塞和缸体之间的最大相对速度（m/s） 0.8 0.6 0.4 缸内径（mm） 250～320 400～500 — 活塞和缸体之间的最大相对速度（m/s） 0.2 0.1 — 选择v=0.8 m/s。 （7） 确定缸体所需的流量

4

式中D为缸内径； v 为活塞相对于缸体的运动速度。 可得：

?3.14?502?0.8?1.7?10?3m3s Q?D2v?44Q??D2v3.5 花键轴的设计计算

3.5.1 花键轴结构设计

1、 初定轴的直径（危险截面）

轴的材料选用45钢，经正火处理。主轴的最底转速为160r/min,

Pd?A3 （3-21）

n式中 A —— 与材料有关的系数

- 26 -

P —— 轴传递的功率 kW n —— 轴的转速 r/min

d —— 危险截面的直径尺寸 mm 故

14.2?46.38mm 160考虑到有键连接轴径应增加7%，故取危险端面尺寸50mm。 2、花键轴的结构设计

花键轴的零部件布置如图3.7所示：

d?104?3图3-7 花键轴结构

3、花键的设计计算

（1）选择键连接类型及尺寸

由于空载时，齿轮要求能够沿着轴向移动，所以选择矩形花键连接。由表12?13?10?且根据轴径d=78查取矩形花键的连接尺寸为10×72×78×12,c=0.4mm。轴和齿轮的材料为钢，齿面经热处理，硬度为30HRC。

（2）强度的计算 按式12?13得

T?jy???jy （3-22）

?zhlrm式中: T —花键轴传递的转矩，N?m；

Ψ —载荷分布不均匀系数，Ψ=0.7～0.8； z —花键的数量，常见 z=10； h—花键侧面的工作高度。

D?d?78?72?h??2C???2?0.4?mm?3.2mm （3-23）

2?2???- 27 -

rm?D?d78?72??75mm （3-24） 22Ψ=0.7～0.8,取Ψ=0.75

由表12-14，根据无载荷时轴向移动，工作情况良好齿面经热处理，查取?jy?40~70MPa。

??46280?0.63MPa??jy

0.75?10?2.2?75?60 所以键连接的设计计算合格。 （3）矩形花键连接的结构设计

定心方式采取外径定心;花键轴的配合精度为10×78a11×72f7×12d10,花键孔的配合精度为10×78H10×72H7×12H11。

?jy???3.5.2 传动齿轮键连接的设计计算

1、选择键连接类型及尺寸

由于齿轮传动的对中性要求较高以免齿轮啮合不良，所以选择普通的平键连接，按表12?10且根据d=60和B=48选择双圆头平键，尺寸为: b=18mm , h=11mm , l=38mm , k=5.2mm。

2、强度的计算 按式（12-8）、式（12-9）得

2T?????? （3-25）

dbl12T?jy???jy （3-26）

dkl1l1?l?b?(38?18)mm?20mm，????60~90MPa

由表12?11，根据轮毂材料为45钢，载荷为轻微冲击，查取 ?jy?70~80MPa

2?46280???4.3MPa????

60?18?202?46280?jy??14.8MPa??jy

60?5.2?20所以键连接的设计计算合格。 3、键连接的结构设计 （1）轴的键槽尺寸偏差

Ra00宽度为20N9(；槽深；表面粗糙度)d?t?(60?7)mm?53mm-0.043-0.2值两侧面为3.2μm，底面为6.3μm。

（2）轮毂的键槽尺寸偏差

??????- 28 -

?0.2?0.0215)mm宽度为20JS9(;槽深d?t?(60?4.4)mm?64.4mm；表面0粗糙度表面粗糙度Ra值两侧面为3.2μm，底面为6.3μm。

3.6 润滑与密封

3.6.1 系统的润滑

1.齿轮传动的润滑

齿轮啮合传动时[，齿面间会产生摩擦和磨损。为了减少摩擦，减低磨损而采用的最有效的方法是润滑。特别是高速传动，更需要考虑齿轮的润滑。润滑可以减小摩擦损失，提高传动效率；减缓和降低磨损，提高使用寿命；同时还有散热、防锈和缓冲更改善工作条件的作用。本设计采用压力循环润滑即用中心供油站或油泵把压力油经管道由喷嘴喷至齿轮齿合面。

3.轴承的润滑

轴承润滑主要目的是减少摩擦与磨损，同时起到冷却、吸振、防锈及降低噪音的作用。一般高速轴承都采用油润滑，润滑及冷却效果均较好。在闭式齿轮传动装置中，当齿轮圆周速度V≥2m/s时，常采用飞溅润滑。利用齿轮的转动把润滑齿轮的油摔倒箱体四周壁面上，然后通过沟槽把油引进轴承。因此本设计也选用油润滑。

3.6.2 轴承的密封

轴承密封是为了阻止灰尘及杂物进入轴承，并防止润滑剂流失。本设计选用毡圈密封和挡油盘式密封两种方式。

3.7 本章小结

主传动系统的设计是根据设计参数中，把轴所能传递的功率作为基本参数考虑。主轴做成空心的结构，主轴的结构设计需考虑与传动轴的连接装配工艺、刀具的连接尺寸、定位及密封。传动轴要考虑其轴向定位与装配精度，所以轴径的设计要兼顾滚动轴承与矩形花键的标准尺寸系列。

- 29 -

第4章 转位装置的设计计算

4.1 中心液压缸的设计计算

1、确定液压缸的输出推力： 液压缸主要作用是抬起转塔体：

F=1.1F1 （4-1）

F1=G=mg=360×3.14×1002×8000×10N=20000N

式中F1为工作机构的负载力。将缸的输出力定的大于工作机构负载力的原因，式液压缸本身摩擦部位的摩擦力和惯性力页抵消一部分缸的输出力。

F=1.1×20000N=22000N 2、确定活塞杆直径d

选定活塞杆材料为不锈钢，d值可按杆件简单拉伸计算：

d?1.13F式中???为活塞杆材料的许用应力，取为?????1(1.3~3)，其中?1为材料的抗拉强度，查表11?4中，可知不锈钢的抗拉强度为520MPa。

则：

???mm （4-2）

2000?2?20mm

???520与表3.2对照进行圆整取d=25mm。 3、确定缸筒的内径

D?(1.4~1.8)d?37.5mm （4-3）

与表3.3对照进行圆整取D=40mm。 4、确定工作压力

4F1?6.27MPa p? 22)?(D?d与表3.4对照进行圆整取p=6.3 MPa。 5、缸筒的最小壁厚

缸筒采用无缝钢管制成，则壁厚为：

pD??max （4-4）

2???式中pmax?1.5p?9.45MPa，为缸的实验压力；???为缸体材料的许用应力，一般无缝钢管取为110～120 MPa，可知

d?1.13?1.13- 30 -

F pmaxD9.45?50??2.17mm 2???2?1106、缸体和活塞的最大相对运动速度

速度v通过表3.5进行选取 ,选择v=0.8 m/s。 7、确定缸体所需的流量

?Q?D2v

4式中D为缸内径； v 为活塞相对于缸体的运动速度。 可得：

?3.14Q?D2v??402?0.8?1.761?10?3m3s

44??4.2 转位齿轮的设计计算

4.2.1 选择齿轮传动的材料及热处理

由11?1查取，小齿轮的材料用45钢，调质热处理200～250HBS，大

齿轮的材料用45钢，正火处理170～217HBS。

4.2.2 强度的计算

由于大小动齿轮齿面硬度均小于350HBS，所以为闭式软齿面的齿轮传动。

按齿面接触强度设计

a?Aa?i?1?3KT1 （4-5） 2?ai??H?其中：Aa表13?1，按直齿轮，β=0°，查取Aa =483；

K由表13?3，按原动机为电动机，工作载荷有中等冲击，查取K=1.2～1.6，取K=1.2；

Ψa=0.2～0.6，取Ψa=0.4；

P1T1?95501?9550??397.9N?m

n124??H??0.9?Hlim，?Hlim由图13?2，按齿轮材料、调质、正火热处理，齿面硬度200HBS，查取?Hlim1?560MPa，?Hlim2?520MPa

??H?1?0.9?560MPa?504MPa，??H?2?0.9?580MPa?468MPa

a?483??4?1?31.2?397.9?286.76mm

0.4?4?46824.2.2 确定选择齿轮传动的参数和尺寸

由于z1?25~40，选z1?40z2?iz1?2.5?40?100

- 31 -

2a2?286.76??2.36mm z1?z225?100由表3?2查取，m?2.5。

所以实际中心距

m?z1?z2??175mm a?2根据设计要求取齿宽b=39mm。

b1?b2??3~5??39?3?42mm

d1?mz1?2.5?40?100mm,

da1?m?z1?2??2.5??40?2??105mm

d2?mz2?2.5?100?250mm,

da2?m?z2?2??2.5??100?2??255mm

n1?d110??100v1???0.052ms

60?100060000 m?4.2.3 验算齿根弯曲应力

?F??F???F? （4-6） （4-7）

bm??F???FlimYNY?YRYX （4-8）

SFminFKAKVKF?YFSY??KF?其中：

2000T12000?53??2120N d1120（2）KA由表13?3，按原动机工作平稳，工作载荷有中等冲击，查得KA?1.2~1.6，取KA?1.2。

vz36.8?40?14.72，直齿（3）KV由图13?5，按Ⅱ公差组7级，11?100100轮，查取KV?1.32。

b42?0.42,大小齿轮齿面硬度小于（4）KF?由图13?6，按?d??d11000350 HBS，查取KF??1.32。

（1） Ft1?（5）KF?由表13?5，按按Ⅱ公差组7级，未经表面淬火的直齿轮，查取KF??1。

- 32 -

（6）YFS由图13?4，按z1?40z2?100x?0，查取YFS1?4.21，

YFS2?3.75。

（7）Y??由图13?8， 按

?a?1.88?3.2???11?1??1???1.88?3.2?????1.81，查取

?40100??z1z2?Y???0.67。

（8）?Flim由图13?3，按齿面材料，调质热处理，齿面硬度为

200HBS；正火钢，170HBS，查取?Flim1?210，?Flim2?200MPa。

（9）YN按长期工作，N?N0 ，查取YN?1。 （10）Y?，一般Y??1。

（11）YR按表面粗糙度Ra?3.2μm，查取YR?1。

（12）Yx由图13?12，按齿面材料，调质热处理，m?2.5，查取

YX?1。

1，查取SFmin?1.25，因有1000资料可参照，可增大1.2～1.6倍，SFmin?1.25?1.4?1.75。

??F?1?210?1?1?1?1?168MPa

1.25??F?1?200?1?1?1?1?160MPa

1.252120?1.2?1.35?1?1.32?4.21?0.67?F1?MPa?121.78MPa??F1?

42?2.5Y3.75?F2??F1FS2?121.78?MPa?108.47MPa???F2?

YFS14.21齿轮强度合格。

（13）SFmin由表13?7，按失效概率?4.3 本章小结

在设计中，由于装置的整体结构，中心液压缸需要抬起30mm，持续6s，等待转位完成。转位时，把齿轮设计成半啮合的方式，避免了齿轮移动带来的碰齿现象。

- 33 -

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