12工位動力刀架設計（全套設計含CAD圖紙、solidworks三維、PROE三維模型）

初始條件：刀盤中心高為120mm，相鄰刀具相差30，相鄰刀具轉位時間0.2s 即主軸轉速為25r/min。 轉動慣量是描述剛體在轉動中的慣性大小的物理量。當兩個繞定軸轉動的不同剛體受到相同的力矩分別作用時，它們所獲得的角加速度一般是不一樣的，轉動慣量大的剛體所獲得的角加速度小，即角速度改變得慢；反之，轉動慣量小的剛體所獲得的角加速度大，即角速度改變得快。 剛體的轉動慣量的定義是： 若剛體為連續(xù)體，則用積分代替求和： 根據(jù)加工的要求，所需的動力刀具也不盡相同，但是重量差別不是很多，估算時可以用平均重量進行估算。受到電動機的力矩驅動時，整個盤共搭載12把刀具，估算時假設質量平均分部于刀盤。 由刀架的結構簡圖可知,刀架在完成換刀動作時,伺服電機帶動其旋轉的部件共四個,它們分別是傳動齒輪，刀架主軸和刀盤，因而只需估算這些元素的轉動慣量然后累加在一起就能初步估算出來整個轉位系統(tǒng)的轉動慣量，進而可以求得電機需要提供的力矩大小。 現(xiàn)選取sauter公司的刀盤，刀盤外徑為=410mm，刀具孔中心圓=370mm與刀盤座連接的螺孔中心圓為120mm。刀盤中心通孔=70mm。如圖 圖 刀盤二維圖 刀盤三維模型如圖 圖 刀盤三維圖 按照公式計算刀盤轉動慣量即 即刀盤的轉動慣量可近似看成1.53。 刀盤座根據(jù)設計，三維模型如圖 圖 刀盤座三維圖 根據(jù)公式計算其轉動慣量： 主軸根據(jù)空間結構其傳動要求初步設計，三維模型如圖 圖 大軸三維圖 二維圖及尺寸如圖 圖 大軸二維圖 根據(jù)公式計算其轉動慣量 其余零件由于轉動慣量太小，在初步計算中不列于考慮范圍。 等效轉動慣量折算電機的轉矩，根據(jù)公式根據(jù)相鄰刀位轉動時間0.2s的初始條件，若連續(xù)轉動則電機轉速為25。則按照公式初步計算電機的轉矩為 =22 根據(jù)查閱的資料，初步選擇為安川伺服電機，根據(jù)查閱安川伺服電機說明手冊，選取安川伺服電機SGMGH-44A。此伺服電機的數(shù)據(jù)如圖 圖 安川伺服電機部分數(shù)據(jù) 伺服電機型號 SGMGH-44A 額定輸出 4.4kw 額定扭矩 28.4 瞬間最大扭矩 71.7 額定電流 32.8A 額定轉速 3000r/min 最高轉速 6000r/min 根據(jù)查閱安川伺服電機說明手冊，安川伺服電機的SGMGH-44A的額定功率為4.4kw。額定扭矩為28.4。滿足初步計算的扭矩要求。 根據(jù)電機的額定輸出功率計算刀盤轉位驅動軸的最小軸徑，運用公式。經過計算結果為=48mm，經過圓整為50mm。 根據(jù)電機的額定輸出功率計算動力刀具傳動軸的最小軸徑，運用公式。經過計算結果為=22mm，經過圓整為25mm。 刀盤轉位傳動齒輪計算 電機輸出功率為4.4kw，小齒輪轉速根據(jù)初始條件計算為50r/mm。根據(jù)公式計算其轉矩為： 刀盤轉位驅動軸的轉矩根據(jù)公式計算為 根據(jù)設計要求，傳動比為2。 小齒輪初選材料為40Cr，進行調質處理，硬度HBS=241—286。 大齒輪初選材料為45鋼，進行調質處理，硬度為HBS=217-253。 初選 選用斜齒輪。 選擇齒寬系數(shù) 齒寬系數(shù)不宜過大，因此取。 按齒面接觸強度計算 根據(jù)資料選 選 ，取，，， 查得許用接觸應力，。 根據(jù)應力循環(huán)次數(shù)查得，。 取失效概率1%，安全系數(shù)S=1。 計算 計算圓周速度 計算齒寬b及計算模數(shù) 計算齒寬吃高之比 計算縱向重合度 計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)根據(jù)v=0.984m/s，8級精度，查得動載系數(shù)，，，。 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 計算模數(shù) 按齒根彎曲強度設計 計算載荷系數(shù) 根據(jù)縱向重合度查得螺旋角影響系數(shù) 計算當量齒數(shù) 查取齒形系數(shù) 由資料查得， 查應力校正系數(shù) 由資料查得， 計算大小齒輪的并加以比較 由資料查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限。 由資料查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 去彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4計算 故，。 所以設計計算得 對比計算結果，由彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)小于由齒面接觸疲勞強度計算去，可滿足彎曲疲勞強度，為滿足接觸疲勞強度，需按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑。 計算齒數(shù) 。 可取，。 計算中心距圓整為83mm 齒輪寬度， 驅動齒輪如圖 圖 驅動齒輪三維圖 因為設計中驅動齒輪及動力刀具傳動齒輪的傳動比為1：1，所以動力刀具傳動軸上的齒輪可以選用與驅動齒輪一樣的齒輪。 計算過度齒輪 動力刀具傳動軸轉矩計算運用公式 過度齒輪的轉矩為 根據(jù)設計要求，傳動比為4。 小齒輪初選材料為40Cr，進行調質處理，硬度HBS=241—286。 大齒輪初選材料為45鋼，進行調質處理，硬度為HBS=217-253。 初選 選用斜齒輪。 選擇齒寬系數(shù) 因為減速器為閉式傳動，所以齒寬系數(shù)不宜過大，因此取。 選螺旋角 初選螺旋角 按齒面接觸強度計算 根據(jù)資料選 選 ，取，，， 查得許用接觸應力，。 根據(jù)應力循環(huán)次數(shù)查得，。 取失效概率1%，安全系數(shù)S=1。 計算 計算圓周速度 計算齒寬b及計算模數(shù) 計算齒寬吃高之比 計算縱向重合度 計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)根據(jù)v=0.984m/s，8級精度，查得動載系數(shù)，，，。 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 計算模數(shù) 按齒根彎曲強度設計 計算載荷系數(shù) 根據(jù)縱向重合度查得螺旋角影響系數(shù) 計算當量齒數(shù) 查取齒形系數(shù) 由資料查得， 查應力校正系數(shù) 由資料查得， 計算大小齒輪的并加以比較 由資料查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限。 由資料查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 去彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4計算 故，。 所以設計計算得 對比計算結果，由彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)小于由齒面接觸疲勞強度計算去，可滿足彎曲疲勞強度，為滿足接觸疲勞強度，需按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑。 計算齒數(shù) 。 可取，。 計算中心距圓整為138mm。 齒輪寬度，。 因為過度齒輪是動力刀具的傳動齒輪，但是安裝在刀盤轉位驅動軸上。因為過度齒輪轉動不能帶動刀盤轉位驅動軸轉動，所以在過度齒輪與刀盤轉位驅動軸之間加入一個軸承，以便實現(xiàn)過度齒輪在軸上空轉。由于過度齒輪不承受多少軸向力，所以在其內可安裝深溝球軸承。如圖 圖 過度齒輪二維圖 動力刀具驅動齒輪和過度齒輪的傳動比根據(jù)設計為1：1，可以采用與動力刀具傳動軸相同直徑以及模數(shù)的齒輪。 軸的設計計算 刀盤轉位驅動軸 最小軸徑計算=48mm，圓整為50mm。 軸如圖 圖 大軸設計圖 取d1=50mm，在軸的后端需要安裝軸承，所以設計L1=25mm。第二段加工為花鍵軸，以便實現(xiàn)刀盤轉位與動力刀具驅動之間的動力切換。L2=74mm，然后查閱花鍵國家標準GB/T1144-2001,取軸的大徑為60mm，小徑為52mm，鍵寬為10mm?；ㄦI部分國家標準數(shù)據(jù)如表 小徑 d 輕系列 中系列 規(guī)格 鍵數(shù) 大徑 D 鍵寬B 規(guī)格 鍵數(shù) 大徑D 鍵寬B 11 6x11x14x3 6 14 3 13 6x13x16x3.5 16 3.5 16 6x16x20x4 20 4 18 6x18x22x5 22 5 21 6x21x25x5 25 23 6x23x26x6 6 26 6 6x23x28x6 28 6 26 6x26x30x6 30 6x26x32x6 32 28 6x28x32x7 32 7 6x28x34x7 34 7 32 6x32x38x6 36 6 8x32x38x6 8 38 6 36 8x36x40x7 8 40 7 8x36x42x7 42 7 42 8x42x46x8 46 8 8x42x48x8 48 8 46 8x46x50x9 50 9 8x46x54x9 54 9 52 8x52x59x10 58 10 8x52x60x10 60 10 56 8x56x62x10 62 8x56x65x10 65 62 8x62x68x10 68 12 8x62x72x12 72 12 72 10x72x78x10 76 10x72x82x12 82 82 10x82x88x12 88 10x82x92x12 92 表 部分花鍵國家標準數(shù)據(jù) L3段需安裝軸承取d3=70mm，L3=28.5mm。軸承需軸肩定位，去d4=80mm，L4段需要安裝端齒盤及液壓系統(tǒng)，為其流出安裝空間，設計L4=101mm。L5段為與端齒盤中的動盤的連接需要，d5=100mm，L5=10mm。L6段安裝過度齒輪，d6=80mm，L6=55mm。 動力刀具傳動軸設計計算 根據(jù)電機的額定輸出功率確定最小軸徑，運用公式計算得=11mm，圓整為20mm。動力刀具傳動軸如圖 圖 動力刀具傳動軸設計圖 L1段需安裝齒輪，故需安裝鍵槽，由于齒輪相對與軸承為懸臂支撐，所以軸兩端需要安裝軸端擋圈，設計d1=20mm，L1=35mm。L2和L4段需要安裝軸承，d2=d4=25mm，L2=L4=17mm。L3段為刀架空間設計需要，同時軸承需要軸肩定位，取d3=30mm。L5段為了實現(xiàn)動力刀具和動力脫開嚙合設計為花鍵軸，大徑為25mm，小徑為21mm，取中系列，花鍵國家標準GB/T1144-2011的部分數(shù)據(jù)如圖 。 軸承的選擇計算 各種軸承特性如表 軸承名稱 特點 調心球軸承 能承受少量軸向力，因外圈滾道是以軸承中心為中心的球面，故能自動調心，允許內圈相對外圈軸線偏斜量。一般不宜承受純軸向載荷。 調心滾子軸承 性能、特點與調心球軸承相同，但具有較大的徑向承載能力，允許內圈對外圈軸線偏斜量。 推力調心滾子軸承 用于承受以軸向載荷為主的軸向、徑向聯(lián)合載荷，但徑向載荷不得超過軸向載荷的55%。運轉中滾動體受離心力矩作用，滾動體與滾道間產生滑動，并導致軸圈與座圈分離。為保證正常工作，需是施加一定的軸向預載荷。允許軸圈對座圈軸線偏斜量。 圓錐滾子軸承 可以同時承受徑向載荷及軸向載荷（30000型以徑向載荷為主，3000B型以軸向載荷為主）。外圈可分離，安裝時可調整軸承的游隙。一般成對使用。 推力球軸承 只能承受軸向載荷。高速時離心力大，鋼球與保持架磨損，發(fā)熱嚴重，壽命降低，故極限轉速很低。為了防止鋼球與滾道之間的滑動，工作是必須加有一定的軸向載荷。軸線必須與軸承座底面垂直，載荷必須與軸線重合，以保證鋼球載荷的均勻分配。 深溝球軸承 主要承受徑向載荷，也可同時承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最小。在高轉速時，可用來承受純軸向載荷，工作中允許內、外圈軸線偏斜量，大量生產，價格最低。 角接觸球軸承 可以同時承受徑向載荷及軸向載荷及軸向載荷，也可以單獨承受軸向載荷。能在較高轉速下正常工作。由于宇哥軸承只能承受單向的軸向力，因此，一般成對使用。承受軸向載荷的能力與接觸角有關。接觸角大的，承受軸向載荷的能力也高。 圓柱滾子軸承 有較大的徑向承載能力。外圈可以分離，故不能承受軸向載荷，滾子由內圈的擋邊軸向定位，工作時允許內、外圈有少量的軸向錯動。內外圈軸線的允許偏斜量有?。?’-4’）.此類軸承還可以不帶外圈或內圈。 滾針軸承 在同樣內徑條件下，與其他類型軸承相比，其外徑最小，內圈或外圈可以分離，工作室允許內、外圈有少量的軸向錯動。有較大的徑向承載能力。一般不帶保持架。摩擦系數(shù)較大。 帶頂絲外球面球軸承 內部結構與深溝球軸承相同，但外圈具有球形外表面，與帶有凹球面的軸承座相配能自動調心。常用緊定螺釘、偏心套或緊定套將軸承內圈固定在軸上。軸心線語序偏斜。 根據(jù)各軸受力情況分析選取軸承，在刀盤轉位驅動軸的L1段選取深溝球軸承6010GB/T276-1994，因為深溝球軸承可承受徑向力，也可以承受較小的軸向力，在L3段選用圓錐滾子軸承30214GB/T297-1994來承受由端齒盤嚙合以及齒輪滑移帶來的軸向力。 在動力刀具傳動軸的的L2與L4段因為撥叉撥動滑移齒輪產生的軸向力較小，所以可以選用深溝球軸承來承受較小的軸向力，選用6005GB/T276-1994。 在動力刀具驅動軸上因基本不承受軸向力，所以選用兩個深溝球軸承承受徑向力。選用 6007GB/T276-1994。 液壓系統(tǒng)計算 本次設計中運用到了液壓系統(tǒng)。一個完整的液壓系統(tǒng)由五個部分組成，即動力元件、執(zhí)行元件、控制元件、輔助元件（附件）和液壓油。 動力元件：動力元件的作用是將原動機的機械能轉換成液體的壓力能，指液壓系統(tǒng)中的油泵，它向整個液壓系統(tǒng)提供動力。液壓泵的結構形式一般有齒輪泵、葉片泵、柱塞泵和螺桿泵。 執(zhí)行元件：執(zhí)行元件(如液壓缸和液壓馬達)的作用是將液體的壓力能轉換為機械能，驅動負載作直線往復運動或回轉運動。 控制元件：控制元件(即各種液壓閥)在液壓系統(tǒng)中控制和調節(jié)液體的壓力、流量和方向。根據(jù)控制功能的不同，液壓閥可分為壓力控制閥、流量控制閥和方向控制閥。壓力控制閥包括溢流閥(安全閥)、減壓閥、順序閥、壓力繼電器等；流量控制閥包括節(jié)流閥、調整閥、分流集流閥等；方向控制閥包括單向閥、液控單向閥、梭閥、換向閥等。根據(jù)控制方式不同，液壓閥可分為開關式控制閥、定值控制閥和比例控制閥。 輔助元件：輔助元件包括油箱、濾油器、冷卻器、加熱器、蓄能器、油管及管接頭、密封圈、快換接頭、高壓球閥、膠管總成、測壓接頭、壓力表、油位計、油溫計等。 液壓油：液壓油是液壓系統(tǒng)中傳遞能量的工作介質，有各種礦物油、乳化液和合成型液壓油等幾大類。 本次設計中涉及要液壓系統(tǒng)的有兩處：鼠牙盤離合系統(tǒng)以及動力切換裝置中的撥叉撥動滑移齒輪。所以需要計算液壓缸直徑，查資料取液壓缸的工作壓力位0-2.5MPa。運用公式計算液壓直徑。所以設計鼠牙盤離合系統(tǒng)液壓缸直為90mm。撥叉驅動液壓缸運用公式計算其直徑，設計撥叉驅動液壓缸直徑為20mm。 強度校核 如圖 為主軸和刀盤連接示意圖，通過8個M12的螺栓螺母將刀盤座和刀盤連接在一起，通過4個M10的內六角頭螺釘將刀盤座和主軸連接。不難發(fā)現(xiàn)，4個M10的內六角頭螺釘承受相當大的剪切應力，是連接的薄弱部分，需要對其進行校核。 1. 刀盤 2.螺栓 3.內六角頭螺釘 4.主軸 刀盤以及刀盤座的轉動慣量之和為1.7設刀盤轉動時的啟動加速度為α。則通過螺釘傳遞的轉矩以及負載轉動慣量滿足下列公式： 得出結果帶入上式得出。 螺釘受的剪切力運用公式計算如下： 根據(jù)機械設計手冊查得，所用內六角頭螺釘?shù)脑S用剪切應力為120MPa，所以此內六角頭螺釘滿足剪切應力的要求，下面校核擠壓應力： 根據(jù)機械設計手冊查得，所用內六角頭螺釘?shù)脑S用擠壓應力為150MPa，所以此內六角頭螺釘滿足擠壓應力的要求。 綜上所述，在這部分的連接中，所設計的連接時可靠的，滿足材料的許用應力的要求。