加工中心刀庫自動換刀裝置

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1、加工中心刀庫自動換刀裝置 摘要 切削加工正在進入以高速切削為特征的開展階段,因高速切削而切削效率飛速提高， 進一步減少機床加工輔助時間的技術也伴隨高速切削的開展而不斷開展?？焖贀Q刀技術是減少加工輔助時間重要手段。刀庫和交換主軸換刀裝置是轉塔頭換刀裝置和刀庫式換刀裝置的結合。首先把加工過程中需要使用的全部刀具分別安裝在標準刀柄上，在刀庫中進行選刀，并由刀具交換裝置從刀庫中取出刀具，把刀具安裝在非工作主軸上。換刀時間通過轉塔頭交換裝置旋轉180°，交換主軸。這樣就可以使切削加工和主軸換刀同時進行，由此可知換刀時間實際就是已經(jīng)裝好刀具的兩個主軸的換位時間，使輔助時間減少到最少，即機床切屑對切屑時

2、間到達最短。同時，刀庫可以存放數(shù)量很大的刀具，因而能夠進行復雜的多工序加工，這樣就明顯提高了機床的適應性和加工效率。 關鍵詞高速切削；刀庫；交換主軸；換刀裝置；換刀時間 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,

3、 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

4、. 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

5、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

6、 efficiency of machine can be improved. Keywords　 High-speed Cutting；Tool Magazine；Exchange Spindle；ATC；Tool- chasing Time 目錄 摘要I Abstract II 1.1 背景及研究意義3 1.2 自動換刀裝置國內(nèi)外開展與現(xiàn)狀3 1.3 工作內(nèi)容4 1.4 設計設想5 第2章 設計總體方案論證6 2.1 刀庫和交換主軸換刀裝置的原理7 主軸交換的原理7 主軸抬起及轉位的原理7 刀庫及換刀裝置8 2.2 本章小結9 第3章 主軸轉動的設計

7、計算10 3.1 傳動系統(tǒng)的原理設計10 電動機的選擇10 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)11 3.2 圓柱齒輪的結構設計11 設計內(nèi)容及方法11 齒輪的設計12 齒輪的結構設計14 齒輪的受力分析14 3.3 輸出軸齒輪的設計計算16 齒輪的設計16 齒輪的結構設計18 齒輪的受力分析18 3.4 主軸及組件的設計計算18 主軸組件的設計要求18 主軸及組件的設計與校核19 鍵連接的設計計算23 夾緊裝置的設計計算23 3.5 花鍵軸的設計計算26 花鍵軸結構設計26 傳動齒輪鍵連接的設計計算28 3.6 潤滑與密封29

8、 系統(tǒng)的潤滑29 軸承的密封29 3.7 本章小結29 第4章 轉位裝置的設計計算30 4.1 中心液壓缸的設計計算30 4.2 轉位齒輪的設計計算31 選擇齒輪傳動的材料及熱處理31 確定選擇齒輪傳動的參數(shù)和尺寸31 驗算齒根彎曲應力32 4.3 本章小結33 第5章 刀庫的設計計算34 5.1 電動機的選擇34 5.2 蝸輪蝸桿的設計計算34 蝸輪蝸桿的計算34 蝸輪、蝸桿承載能力計算37 5.3 本章小結38 第6章 機械手驅(qū)動裝置的設計39 6.1 概述39 6.2 凸輪聯(lián)動裝置的原理39 根本原理39 凸輪曲線的設計40 6

9、.3 本章小結41 結論42 致謝43 參考文獻44 附錄A45 附錄B48 緒論 1.1 背景及研究意義 隨著機械加工工業(yè)的開展，制造行業(yè)對于具有高效高性能的加工中心的需求量越來越大。自動換刀裝置作為加工中心的重要組成局部其主要的作用在于減少加工過程中的非切削時間，以提高生產(chǎn)率、降低生產(chǎn)本錢，進而提升機床及至整個生產(chǎn)線的生產(chǎn)率，所以自動換刀裝置在交工中心中扮演著重要角色。 1.2 自動換刀裝置國內(nèi)外開展與現(xiàn)狀 從換刀系統(tǒng)開展的歷史來看，1956年日本富士通研究成功數(shù)控轉塔式?jīng)_床，美國IBM公司同期也研制成功了“APT〞〔刀具程序控制裝置〕。1958年美國K&T

10、公司研制出帶ATC〔自動刀具交換裝置〕的加工中心。1967年出現(xiàn)了FMS〔柔性制造系統(tǒng)〕。1978年以后,加工中心迅速開展,帶有ATC裝置，可實現(xiàn)多種工序加工的機床，步入了機床開展的黃金時代。1983年國際標準化組織制定了數(shù)控刀具錐柄的國際標準，自動換刀系統(tǒng)便形成了統(tǒng)一的結構模式。目前國內(nèi)外數(shù)控機床自動換刀系統(tǒng)中，刀具、輔具多采用錐柄結構，刀柄與機床主軸的聯(lián)結、刀具的夾緊放松機構及驅(qū)動方式幾乎都采用同一種結構模式。在這種模式中，機床主軸常采用空心的帶有長拉桿、碟形彈簧組的結構形式，由液壓或氣動裝置提供動力，實現(xiàn)夾緊放松刀柄的動作。 切削加工正在進入以高速切削〔HSC〕為特征的開展階段，因高速

11、切削而切削效率飛速提高，因此，進一步減少機床加工輔助時間的技術也伴隨高速切削的開展而不斷開展?？焖贀Q刀技術是減少加工輔助時間重要手段，而且正在處于開展階段。許多研究人員利用各種方法來縮短換刀時間來提高切削速度。 下面介紹幾種常用加工中心的換刀方法: 1、多主軸換刀 這種機床沒有傳統(tǒng)的刀庫和換刀裝置，而是采用多個主軸并排固定在主軸架上，一般為 3~18 個。每根主軸由各自的電動機直接驅(qū)動，并且每個主軸上安裝了不同的刀具。換刀時不是主軸上的刀具交換，而是安裝在夾具上的工件快速從一個主軸的加工位置移動到另一個裝有不同刀具的主軸，實現(xiàn)換刀并立即加工。這個移動時間就是換刀時間，而且非常短。由夾具快

12、速移動完成換刀，省去了復雜的換刀機構。奧地利 ANGERG 公司生產(chǎn)這種結構的機床，實現(xiàn)了切屑對切屑換刀時間僅為0.4s，是目前世界上切屑對切屑換刀時間最短的機床。這種結構的機床和通常的加工中心結構已大不相同，不僅可以用于需要快速換刀的加工，而且可以多軸同時加工，適合在高效率生產(chǎn)線上使用。 2、雙主軸換刀 加工中心有兩個工作主軸，但不是同時用于切削加工。兩個主軸交替將刀送到工作位置，一個主軸用于加工，另一個主軸在此期間更換刀具。在需要換刀時，加工的主軸迅速退出，換好刀具的主軸立即開始加工。由于兩個過程可以同時進行，換刀時間實際就是已經(jīng)裝好刀具的兩個主軸的換位時間，使輔助時間減少到最少，也即

13、機床切屑對切屑換刀時間到達最短，這樣每個主軸換刀時間的長短對加工幾乎沒有影響。每個主軸的換刀裝置和普通加工中心一樣。由于有兩個主軸，這種機床的刀庫和換刀機械手可以是一套，也可以是兩套，如德國 Alfing—Kessler 公司生產(chǎn)的加工中心采用雙主軸系統(tǒng)，使用一套刀庫和換刀機械手；而德國 Hornsbeng — Lamb 公司生產(chǎn)的 HSC—500 、 HSC—630 和HFC— 630 加工中心有兩個主軸和兩套換刀系統(tǒng)，兩個主軸可以用 1 . 0 — 1 . 5s的時間移動到加工位置并啟動加速到加工的最大速度，具體的交換時間取決于機床的尺寸。 3、刀庫布置在主軸周圍的轉塔方式 刀庫布置

14、在主軸的周圍刀庫本身就相當于機械手，即通過刀庫拔插刀并采用順序換刀，使機床切屑對切屑換刀時間較短。這種方式如果要實現(xiàn)任意換刀，那么換刀時間將隨所選刀在刀庫的位置不同而長短不等，最遠的刀可能換刀時間較長，因此，這種方式作為高速自動換刀裝置最好采用順序選刀的方式。 4、多機械手方式 刀庫同樣布置在主軸的周圍，但采用每把刀有一個機械手的方式使換刀幾乎沒有時間的損失，并可以采用任意選刀的方式。德國 CHIRON 公司生產(chǎn)這種結構的機床。其刀庫布置在加工主軸的周圍可隨主軸一起移動，每一個刀具有一套換刀機械手，這樣換刀時就幾乎沒有時間的損失，實現(xiàn)了切屑對切屑換刀時間僅為1.5s，是目前世界上單主軸機床

15、切屑對切屑換刀時間最短的加工中心。 本文主要是對雙主軸換刀進行研究。 1.3 工作內(nèi)容 1、主軸箱先抬起30mm，然后旋轉180°； 2、主軸交換時間2.5s； 3、刀柄錐度為40度，機械手拔刀行程為84mm； 4、機械手能夠?qū)崿F(xiàn)抓刀、180°換刀和回零，換刀時間為3.5s。 1.4 設計設想 1、主軸交換裝置 由于交流電動機一般為鼠籠式感應電機結構，其體積小，轉動慣性小，動態(tài)響應快。無電刷，最高轉速不受火花限制。采用全封閉結構，具有空氣強冷，可保證高轉速和超載能力，有很寬的調(diào)速范圍。所以選擇交流電動機驅(qū)動。用液壓缸來實現(xiàn)轉塔體的抬起動作，利用活塞的行程來實現(xiàn)抬起的高度，同時

16、用定位銷來保證轉塔體的定位，用活塞桿齒條和齒輪的嚙合使轉塔體實現(xiàn)轉位。 2、刀庫 刀庫由伺服電機帶動蝸輪蝸桿驅(qū)動。刀具有一套識別裝置來控制電機的停止和轉動。 3、換刀裝置 由于凸輪聯(lián)動式單臂雙手爪機械手由電動機驅(qū)動，不需要復雜的液壓系統(tǒng)及其密封、緩沖機構，沒有漏油現(xiàn)象，結構簡單，工作可靠。同時機械手的手臂回轉和插刀、拔刀的動作式聯(lián)動的，局部時間常數(shù)可重疊，從而大大縮短了換刀時間。所以本設計也采用了這種裝置。 研究內(nèi)容： 總體方案設計、主軸轉動的設計計算，圓柱齒輪的結構設計，輸出軸齒輪的設計，主軸的設計，花鍵軸的設計，轉位裝置的設計計算，刀庫的設計計算，機械手驅(qū)動裝置的設計。 第2

17、章 設計總體方案論證 通過的市場的調(diào)研和常見的換刀裝置的比擬，多主軸換刀的方式刀具數(shù)量有限，不能進行多工序加工；刀庫布置在主軸周圍的轉塔方式，換刀的時間隨所選刀在刀庫的位置不同而長短不等。選擇了如圖1-1所示的布局方案。加工中心有兩個工作主軸， 1- 轉塔體 2-壓縮空氣管接頭 3-行程開關 4-活塞 5-液壓缸 6-彈簧 7-大齒輪 8-碟形彈簧9-拉桿 10-主軸 11-拉釘 12-刀夾 13-端面鍵 14-鋼球 15-滑移齒輪 圖2-1 雙主軸換刀 但不是同時用于切削加工。兩個主軸交替將刀送到工作位置，一個主軸用于加工，另一個主軸在此期間更換刀具。在需要換刀時，加工的主軸迅速

18、退出，換好刀具的主軸立即開始加工。雙主軸用轉塔頭的方式實現(xiàn)旋轉交換。 2.1 刀庫和交換主軸換刀裝置的原理 2.1.1 主軸交換的原理 其結構如下圖1.1a：轉塔頭內(nèi)交錯分布著兩個結構完全相同的刀具主軸，主軸的回轉運動由電動機由傳動機構、滑移齒輪15和大齒輪7輸入。當數(shù)控裝置發(fā)出換刀指令時，通過液壓撥叉〔圖中未畫出〕將滑移齒輪15與大齒輪7脫離嚙合。同時在中心液壓缸的作用下使轉塔體1抬起〔原理在中介紹〕。然后壓力油進入轉位液壓缸，使轉塔體轉位180°〔原理在2.1.2中介紹〕，將下一工序的主軸轉到工作位置。切削軸進行切削加工，另一個軸在此間換刀。 刀夾12以錐度為7：14的錐柄在主軸1

19、0前端的錐空中定位，并通過擰緊在錐柄尾部的拉釘11被拉緊在錐孔中。夾緊刀夾時，液壓缸5右腔接通回油，彈簧6推活塞4右移，拉釘11在碟形彈簧8作用下向右移動，由于此時裝在拉桿9前端徑向孔中的四個鋼球14進入主軸孔中直徑較小的d2處，見圖1.1b，被迫徑向收攏而卡進拉釘11的環(huán)型槽內(nèi)，因而刀桿被拉桿5拉緊，依靠摩擦力緊固在主軸上。切削扭矩由端面鍵13傳遞。換刀前需將刀夾松開時，壓力油進入液壓缸右腔，活塞6推動拉桿9向左移動，碟形彈簧8被壓縮；當鋼球14隨拉桿9一起左移至進入主軸孔直徑較大的d1處時，它就不再能約束拉釘11的頭部，緊接著拉桿9前端內(nèi)孔的臺肩端面碰到拉釘11，把刀頂松。此時行程開關3發(fā)

20、出信號，換刀機械手隨即將刀夾取下。與此同時，壓縮空氣管接頭2經(jīng)活塞和拉桿的中心通孔吹入主軸裝刀孔內(nèi)，把切削或臟物去除干凈，以保證刀具的安裝精度。機械手把新刀裝上主軸后，液壓缸5接通回油，碟形彈簧8又拉緊刀夾。刀夾拉緊后行程開關發(fā)出信號。 2.1.2 主軸抬起及轉位的原理 如圖3.2所示，當滑移齒輪和主軸齒輪脫離嚙合時，中心液壓缸2通壓力油，使轉塔體8抬起，定位銷5和大齒輪6隨著轉塔體一起上移，與軸8上的小齒輪4嚙合。當推動轉塔頭轉位液壓缸活塞移動時，活塞桿齒條3經(jīng)齒輪軸8，使轉塔頭實現(xiàn)轉位180°。轉位完成時，中心液壓缸接通回油，轉塔體落下，定位銷實現(xiàn)轉塔體的定位。

21、 1，2-中心液壓缸 3-活塞桿齒輪條 4-小齒輪 5-定位銷 6-大齒輪 7-軸 8-轉塔體 圖2-2 主軸轉位裝置 2.1.3 刀庫及換刀裝置 刀庫是存儲刀具的裝置,常見的刀庫主要有以下幾種形式: 1、轉塔式刀庫 包括水平轉塔頭和垂直轉塔頭兩種，其特點為：所有刀具固定在同一轉塔上,無換刀臂，儲刀數(shù)量有限，通常為6～8把。一般僅用于輕便而簡單的機型。常見于車削中心和鉆削中心。在鉆削中心儲刀位置即主軸,其外部結構緊湊但內(nèi)部構造復雜，精度要求高。 2、盤式刀庫 刀庫呈盤狀，其特點：刀具沿盤面垂直排列〔包括徑向取刀和軸向取

22、刀〕。沿盤面徑向排列或成銳角排列的形式的刀庫結構簡單緊湊，應用較多，但刀具單環(huán)排列，空間利用率低。假設增加刀庫容量必須使刀庫的外徑增大，那么轉動慣量也相應增大，選刀運動時間長。刀具數(shù)量一般不多于32把。刀具呈多環(huán)排列的刀庫的空間利用率高，但必然使得取刀機構復雜，適用于機床空間受限制而刀庫容量又較大的場合；雙盤式結構是兩個較小容量的刀庫分置于主軸兩側，布局較緊湊，儲刀數(shù)量也相應增大，適用于中小型加工中心。 3、鏈式刀庫 包括單環(huán)鏈和多環(huán)鏈,鏈環(huán)形式可有多種變化，其特點：適用于刀庫容量較大的場合，所占的空間小。一般適用于刀具數(shù)在30～120把。僅增加鏈條長度即可增加刀具數(shù)，可以不增加圓周速度，

23、其轉動慣量不像盤式刀庫增加的那樣大。 4、直線式刀庫和組合刀庫 直線式刀庫結構簡單，刀具單行排列，刀庫容量小。多用于數(shù)控車床和鉆床上。組合刀庫一般是轉塔式刀庫的組合。轉塔式與盤式刀庫的組合及鏈式刀庫的組合，每單個刀庫的儲刀量較小，換刀速度快。另外，還有一些密集型的鼓輪式。彈匣式和格子式刀庫。這些密集型刀庫雖占地面積小，但由于結構限制，根本上不用于單機加工中心，多用于FMS的集中供刀系統(tǒng)。 通過以上比擬，由于本次設計的換刀裝置用于中小型加工中心，所以選用盤式刀庫，刀具的數(shù)量為20把刀，并且把刀庫和換刀裝置設計為一個整體，放置在機床主軸的上方，節(jié)省了空間。刀庫選取伺服電機帶動蝸輪蝸桿驅(qū)動，機

24、械手由凸輪聯(lián)動裝置來驅(qū)動。 2.2 本章小結 本章通過對刀庫和交換主軸的總體原理設計，確定了換刀裝置的根本結構，通過對刀庫的了解，確定了刀庫的形式及容量。同時確定了主要零部件的主要作用，從而設計各個局部的具體的形狀和尺寸。其中最主要的是裝置的抬起和轉位局部，抬起和轉位是本次設計中的最大的難點之一。 第3章 主軸轉動的設計計算 3.1 傳動系統(tǒng)的原理設計 根據(jù)任務書要求，主軸電機功率15kW、主軸轉速3000r/min、刀柄錐度號為40。確定傳動系統(tǒng)總體結構如圖3.1所示。 圖3-1 主傳動系統(tǒng) 3.1.1 電動機的選擇 1、選擇電動機的類型 按要求和條件選擇Y系列一般用途的全

25、封閉自扇冷鼠籠式三相異步電動機。 2、選擇電動機的容量 任務書給出電動機的功率為：=15kW 3、電動機功率的選擇 主軸轉速為： n=6000r/min 軸Ⅰ與軸Ⅱ齒輪傳動比為2，軸Ⅱ與軸Ⅲ的齒輪傳動比為1，那么電動機的最高轉速為： 由以上數(shù)據(jù)可選出電動機的型號為Y160M2-2，其滿載轉速為2930r/min。其主要技術數(shù)據(jù)、外形和安裝尺寸見表3-1： 表3-1 電動機主要技術數(shù)據(jù)、外形和安裝尺寸表 型號 額定功率/ kw 額定轉速r/min 最大轉矩〔額定轉矩〕 Y160M2-2 15 2930 3.2 外形尺寸/ mm×mm×mm L×〔AB/2+

26、AD〕+HD 中心高/mm H 安裝尺寸/mm A×B 軸伸尺寸/ mm×mm×mm D×E 650×430×385 160 254×254 42×110 3.1.2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、各軸轉速 軸Ⅰ 軸Ⅱ 軸Ⅲ 2、各軸功率 軸Ⅰ 軸Ⅱ 軸Ⅲ 3、各軸扭矩 由文獻[6] 電機軸 軸Ⅰ 軸Ⅱ 軸Ⅲ 3.2 圓柱齒輪的結構設計 3.2.1 設計內(nèi)容及方法 圓柱齒輪傳動的結構設計內(nèi)容包括齒輪的結構選擇、齒輪精度選擇及潤滑方式的選擇。 齒輪零件的結構設計包括輪體和齒圈〔漸開線齒廓〕兩局部，圓柱齒輪的結構類型分為：實

27、心式、齒輪軸式、腹板式和輪輻式等。其中實心式結構適用于齒頂圓直徑的齒輪，齒輪軸式結構的齒輪與軸做成一體，適用于齒根圓直徑與軸的直徑相差很小，或齒根到鍵槽底部的距離小于的齒輪；腹板式結構適用于齒頂圓直徑的結構，其他尺寸確定如下：輪轂外徑為〔為內(nèi)孔直徑〕，長度〔b為齒輪的寬度〕，腹板的厚度c=0.2～0.3b，且mm;輪輻式結構適用于齒頂圓直徑mm的齒輪。 3.2.2 齒輪的設計 1、 選擇齒輪傳動的材料及熱處理 由表查取，主動齒輪的材料用40Cr鋼，調(diào)質(zhì)熱處理230～260HBS，取260HBS，從動齒輪與主動齒輪相同。 2、 強度的計算 由于主從動齒輪齒面硬度均小于350HRS，所以

28、為閉式軟齒面的齒輪傳動。 按齒面接觸強度設計 〔3-1〕 其中：Aa由表，按直齒輪，β=0°，查取Aa=453； K由參考材料10中表13-3，按原動機為電動機，工作載荷有中等沖擊，查取K=1.2～1.6，取K=1.4； ，?。? ，由圖13-2，按齒輪材料、調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度260HBS，查取=710 MPa 3、確定選擇齒輪傳動的參數(shù)和尺寸 由于選 〔3-2〕 由表3-2查取，。 所以實際中心距 〔3-3〕 ，取 , ,

29、 4、驗算齒根彎曲應力 〔3-4〕 〔3-5〕 〔3-6〕 其中： 〔1〕 〔2〕由表，按原動機工作平穩(wěn)，工作載荷有中等沖擊，查得，取。 〔3〕由圖13-5，按Ⅱ公差組7級，，直齒輪，查取。 〔4〕由圖13-6，按,主從動齒輪齒面硬度小于350HBS，查取。 〔5〕由表13-5，按按Ⅱ公差組7級，未經(jīng)外表淬火的直齒輪，查取。 〔6〕由圖13-4，按，查取。 〔7〕圖，按 ， 查取。 〔8〕由圖13-3，按齒面材料，調(diào)質(zhì)熱處理，齒面硬度為260HB

30、S，查取。 〔9〕按長期工作， ，查取。 〔10〕，一般。 〔11〕按外表粗糙度，查取。 〔12〕由圖13-12，按齒面材料，調(diào)質(zhì)熱處理，，查取。 〔13〕由表13-7，按失效概率，查取，因有資料可參照，可增大1.2～1.6倍，。 可得： 3.2.3 齒輪的結構設計 如圖3-2表示直齒圓柱齒輪的零件簡圖。 ，主從動齒輪均采用實心式結構。 按，主從動齒輪齒面硬度均小于350HBS，直齒，查取Ⅱ公差組的精度等級為7級，齒輪精度為8-7-7-GB。 3.2.4 齒輪的受力分析 一對漸開線齒輪嚙合，假設不計摩擦力，那么輪齒之間相互作用的法向力Fn的方向始終沿嚙合線。為了計算方便

31、，將法向力Fn在節(jié)點P處分解為兩個相互垂直的分力，即圓周力Ft和Fr，如圖3.3所示。 〔3-7〕 〔3-8〕 圖3-2 主動齒輪 圖3-3 受力圖 〔3-9〕 式中：—小齒輪傳遞的名義轉矩； —嚙合角。 對于按標準中心距安裝的標準齒輪，。小齒輪傳遞的名義轉矩?？傻?，， 3.3 輸出軸齒輪的設計計算 3.3.1 齒輪的設計 1、 選擇齒輪傳動的材料及熱處理 由表查取，小齒輪的材料用40Cr鋼，調(diào)質(zhì)熱處理230～260HBS，取260HBS，大齒輪的材料用45鋼，調(diào)質(zhì)熱處理200～2

32、50HBS，取230HBS。 2、 強度的計算 由于大小動齒輪齒面硬度均小于350HBS，所以為閉式軟齒面的齒輪傳動。 按齒面接觸強度設計 由〔3-1〕 得 其中：Aa表13-1，按直齒輪，β=0°，查取Aa=453； K由表13-3，按原動機為電動機，工作載荷有中等沖擊，查取K=1.2～1.6，取K=1.4； Ψa=0.2～0.6，取Ψa=0.3； ，由圖13-2，按齒輪材料、調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度260HBS，查取=710MPa，=520MPa ， 3、確定選擇齒輪傳動的參數(shù)和尺寸 由于，選 由式〔3-2〕得 mm 由表3

33、-2查取，。 所以實際中心距 由〔3-3〕得 ，取 , , 4、 驗算齒根彎曲應力 由公式〔3-4〕，〔3-5〕，〔3-6〕得 其中： 〔1〕 〔2〕由表13-3，按原動機工作平穩(wěn)，工作載荷有中等沖擊，查得=1.2～1.6，取。 〔3〕由圖13-5，按Ⅱ公差組7級，，直齒輪，查取。 〔4〕由圖13-6，按,大小齒輪齒面硬度小于350HBS，查取。 〔5〕由表13-5，按按Ⅱ公差組7級，未經(jīng)外表淬火的直齒輪，查取。 〔6〕由圖13-4，按，查取。 〔7〕由圖13-8， 按 ， 查取。 〔8〕由

34、圖13-3，按齒面材料，調(diào)質(zhì)熱處理，齒面硬度為260HBS，查取，。 〔9〕按長期工作， ，查取。 〔10〕，一般。 〔11〕按外表粗糙度，查取=1。 〔12〕由圖13-12，按齒面材料，調(diào)質(zhì)熱處理，，查取。 〔13〕由表13-7，按失效概率，查取，因有資料可參照，可增大1.2～1.6倍，。 3.3.2 齒輪的結構設計 如圖3.4表示直齒圓柱齒輪的零件簡圖 小齒輪采用實心式結構 小齒輪采用腹板式結構 按，主從動齒輪齒面硬度均小于350HBS，直齒，查取Ⅱ公差組的精度等級為7級，齒輪精度為8-7-7-GB。 3.3.3 齒輪的受力分析 由前節(jié)可知

35、，齒輪受Fn、Ft、Fr 3.4 主軸及組件的設計計算 3.4.1 主軸組件的設計要求 主軸組件應到達以下幾點設計根本要求： 1、旋轉轉度 指機床在空載低速旋轉時，主軸前端安裝工件或刀具部位的徑向和軸向跳動值滿足要求。目的是保證加工零件的精度和外表粗糙度。 〔a〕小齒輪 〔b〕大齒輪 圖3-4 輸出軸齒輪 2、剛度 指主軸組件在外力的作用下，仍能保持一定工作精度的能力。剛度缺乏時，不僅影響加工精度和外表質(zhì)量，還容易引起振動。惡化傳動件和軸承的工作條件。設計時應在其他條件允許的條件下，盡量提高剛度值。 3、抗振性 指主軸組件在切削過程中抵抗強迫振動和自激

36、振動保持平穩(wěn)運轉的能力。抗振性直接影響加工外表質(zhì)量和生產(chǎn)率，應盡量提高。 4、溫度和熱變形 溫升會引起機床部件熱變形，使主軸旋轉中心的相對位置發(fā)生變化，影響加工精度。并且溫度過高會改變軸承等元件的間隙、破壞潤滑條件，加速磨損甚至抱軸 5、磨損性 指長時期保持其原始精度的能力。主要影響因素是材料熱處理、軸承類型和潤滑方式。 同時。主軸結構要保證各零件定位可靠、工藝性好等要求。 3.4.2 主軸及組件的設計與校核 1、 初定軸的直徑〔危險截面〕 軸的材料選用45鋼，經(jīng)正火處理。主軸的最底轉速為75r/min,為空心軸 〔3-10〕

37、 式中：A — 與材料有關的系數(shù) P — 軸傳遞的功率 kW n — 軸的轉速 r/min d — 危險截面的直徑尺寸 mm 通常取β=0.5～0.6。 故 考慮到有鍵連接軸徑應增加3%，故取危險端面尺寸66mm。 2、 主軸及其組件的結構設計 如圖3.5所示，根據(jù)軸的受力選N231E型和7016型軸承，軸結構設計如下圖： 圖3-5 主軸總體布局 3. 按扭曲合成強度校核軸的直徑 N N 水平面： (a)

38、 (b) (c) (d) (e) (f)

39、 (h) 圖3-6 受力簡圖 ( 3-11) 〔3-12〕 豎直面： 〔3-13〕 1〕作出軸的空間受力簡圖〔圖3.6 a〕 2〕作出水平面和豎直面的受力簡圖〔圖3.6b、c〕 3〕作出水平面彎矩圖〔圖3.6d〕 MH1=33.5191, MH2=33.5191 4〕作出垂直面彎矩圖〔圖3.6e〕。 MV1=12.19851 , MV2=12.

40、19851 4〕求出合成彎矩，并畫出合成彎矩圖〔圖3.6f〕。 N 5〕作出扭矩圖〔圖3.4h〕 6〕求出當量彎矩Memax 取 N 7〕校核軸的強度 考慮到此軸為空心軸，材料為45鋼，查得 平安系數(shù)合格。 3.4.3 鍵連接的設計計算 1、選擇鍵連接類型及尺寸 由于齒輪傳動的對中性要求較高以免齒輪嚙合不良，所以選擇普通的平鍵連接，按表且根據(jù)d=66和B=64選擇雙圓頭平鍵，尺寸為: b=20mm , h=12mm, l=60mm , k=6.7mm。 2、強度的計算 按式〔12-8〕、式〔12-9〕 得 ， ， 由表，根據(jù)輪轂材料為45鋼，載荷為輕微

41、沖擊，查取 所以鍵連接的設計計算合格。 3、鍵連接的結構設計 〔1〕軸的鍵槽尺寸偏差 寬度為；槽深；外表粗糙度值兩側面為3.2μm，底面為6.3μm 〔2〕輪轂的鍵槽尺寸偏差 寬度為;槽深；外表粗糙度外表粗糙度值兩側面為3.2μm，底面為6.3μm。 3.4.4 夾緊裝置的設計計算 1、概述 目前國內(nèi)外數(shù)控機床自動換刀系統(tǒng)中,刀具、輔具多采用錐柄結構,刀柄與機床主軸的聯(lián)結、刀具的夾緊放松機構及驅(qū)動方式幾乎都采用同一種結構模式。在這種模式中,機床主軸常采用空心的帶有長拉桿、碟形彈簧組的結構形式,由液壓或氣動裝置提供動力,實現(xiàn)夾緊放松刀柄的動作。本課題設計選用液壓缸、長拉桿、碟形

42、彈簧來實現(xiàn)刀柄的加緊和放松。 2、蝶形彈簧主要參數(shù)確實定及選擇 選用碟形彈簧的材料為50CrVA。彈簧承受16公斤的力時的變形量要求為20mm,導桿的最大直徑為20mm。 按導桿尺寸條件，在GB/T1972，選取內(nèi)徑d=20.4mm的彈簧三種，尺寸如表所示： 由表可見，采用單個彈簧不能滿足要求，所以采用A系列彈簧對合組合。由公式式得： 〔3-14〕 表3-1 蝶形彈簧的尺寸 碟形彈簧 D 〔mm〕 d 〔mm〕 t 〔mm〕 h0 〔mm〕 H0 〔mm〕 P f σⅠ或σⅡ F=0.75 h0 N 〔mm〕

43、〔N/mm2〕 A40 GB/T1972 40 20.4 3.25 0.9 3.15 6500 0.68 σⅡ=1330 A40 GB/T1972 40 20.4 1.5 1.15 3.65 2620 0.86 σⅡ=1140 A40 GB/T1972 40 20.4 1 1.3 3.30 1020 0.98 σⅡ=1060 式中: 彈簧鋼的彈性模量為; 彈簧鋼的泊松比； 由公式可知 〔3-15〕 由式〔3-15〕得 無支撐面=1。 由圖,A系列的，根據(jù)查出，變形量，

44、因此為滿足變形量為20mm，所需彈簧量片數(shù)為： 取45片，那么彈簧的尺寸為： 未受載荷時的自由高度：。 3、夾緊放松液壓缸的設計 〔1〕確定液壓缸的輸出推力：夾緊和放松刀柄時，液壓缸主要克服彈簧的彈力和摩擦力，所以液壓缸的輸出推力為： F=1.1 〔3-16〕 式中為工作機構的負載力。將缸的輸出力大于工作機構負載力的原因，是液壓缸本身摩擦部位的摩擦力和慣性力也抵消一局部缸的輸出力。F=1.1×280=308N 〔2〕確定活塞桿直徑d。 選定活塞桿材料為不銹鋼，d值可按桿件簡單拉伸計算： 〔3-

45、17〕 式中：為活塞桿材料的許用應力，取為，其中為材料的抗拉強度，查表中，可知不銹鋼的抗拉強度為520MPa。 那么 與表對照進行圓整取d=16mm 表3-2 活塞桿直徑標準值〔摘自GB2348-80〕mm 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 32 39 40 45 50 56 63 70 〔3〕 確定缸筒的內(nèi)徑 〔3-18〕 與表3.3[9]對照進行圓整取D=50mm。 表3-3 缸筒內(nèi)徑標準值〔摘自GB2348-80〕mm 8 10 12 16 20 25

46、 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 — — 〔4〕確定工作壓力 〔3-19〕 與表對照進行圓整取p=6.3 MPa。 〔5〕缸筒的最小壁厚。 表3.4 液壓缸公稱壓力〔摘自GB2346-80〕 mm 0.63 1 1.6 3.5 4 6.3 10 16 25 40 缸筒采用無縫鋼管制成，那么壁厚為： 〔3-20〕 式中pmax=1.5p=9.54MPa，

47、為缸的實驗壓力；[σ]為缸體材料的許用應力，一般無縫鋼管取為110～120 MPa，可知 〔6〕缸體和活塞的最大相對運動速度。 速度v通過表進行選取 表3-5 缸體和活塞最大相對速度極限值mm 缸內(nèi)徑〔mm〕 活塞和缸體之間的最大相對速度〔m/s〕 缸內(nèi)徑〔mm〕 活塞和缸體之間的最大相對速度〔m/s〕 25～63 0.8 250～320 0.2 80～100 0.6 400～500 0.1 125～200 0.4

48、— — 選擇v=0.8 m/s。 〔7〕 確定缸體所需的流量 式中D為缸內(nèi)徑； v 為活塞相對于缸體的運動速度。 可得： 3.5 花鍵軸的設計計算 3.5.1 花鍵軸結構設計 1、 初定軸的直徑〔危險截面〕 軸的材料選用45鋼，經(jīng)正火處理。主軸的最底轉速為160r/min, 〔3-21〕 式中 A —— 與材料有關的系數(shù) P —— 軸傳遞的功率 kW n —— 軸的轉速 r/min d —— 危險截面的直徑尺寸 mm

49、故 考慮到有鍵連接軸徑應增加7%，故取危險端面尺寸50mm。 2、花鍵軸的結構設計 花鍵軸的零部件布置如圖3.7所示： 圖3-7 花鍵軸結構 3、花鍵的設計計算 〔1〕選擇鍵連接類型及尺寸 由于空載時，齒輪要求能夠沿著軸向移動，所以選擇矩形花鍵連接。由表且根據(jù)軸徑d=78查取矩形花鍵的連接尺寸為10×72×78×12,c=0.4mm。軸和齒輪的材料為鋼，齒面經(jīng)熱處理，硬度為30HRC。 〔2〕強度的計算 按式得 〔3-22〕 式中: T—花鍵軸傳遞的轉矩，； Ψ—載荷分布不均勻系

50、數(shù)，Ψ=0.7～0.8； z —花鍵的數(shù)量，常見 z=10； h—花鍵側面的工作高度。 〔3-23〕 〔3-24〕 Ψ=0.7～0.8,取Ψ=0.75 由表12-14，根據(jù)無載荷時軸向移動，工作情況良好齒面經(jīng)熱處理，查取。 所以鍵連接的設計計算合格。 〔3〕矩形花鍵連接的結構設計 定心方式采取外徑定心;花鍵軸的配合精度為10×78a11×72f7×12d10,花鍵孔的配合精度為10×78H10×72H7×12H11。 3.5.2 傳動齒輪鍵連接的設計計算 1、選擇鍵連接類型及尺寸 由于齒輪傳動的對中性要求較高以免齒輪嚙合不良，所

51、以選擇普通的平鍵連接，按表且根據(jù)d=60和B=48選擇雙圓頭平鍵，尺寸為: b=18mm , h=11mm , l=38mm , k=5.2mm。 2、強度的計算 按式〔12-8〕、式〔12-9〕得 〔3-25〕 〔3-26〕 ， 由表，根據(jù)輪轂材料為45鋼，載荷為輕微沖擊，查取 所以鍵連接的設計計算合格。 3、鍵連接的結構設計 〔1〕軸的鍵槽尺寸偏差 寬度為；槽深；外表粗糙度值兩側面為3.2μm，底面為6.3μm。 〔2〕輪轂的鍵槽尺寸偏差 寬度為;槽深mm；外表粗糙度外表粗糙度值兩側面為

52、3.2μm，底面為6.3μm。 3.6 潤滑與密封 3.6.1 系統(tǒng)的潤滑 1.齒輪傳動的潤滑 齒輪嚙合傳動時[，齒面間會產(chǎn)生摩擦和磨損。為了減少摩擦，減低磨損而采用的最有效的方法是潤滑。特別是高速傳動，更需要考慮齒輪的潤滑。潤滑可以減小摩擦損失，提高傳動效率；減緩和降低磨損，提高使用壽命；同時還有散熱、防銹和緩沖更改善工作條件的作用。本設計采用壓力循環(huán)潤滑即用中心供油站或油泵把壓力油經(jīng)管道由噴嘴噴至齒輪齒合面。 3.軸承的潤滑 軸承潤滑主要目的是減少摩擦與磨損，同時起到冷卻、吸振、防銹及降低噪音的作用。一般高速軸承都采用油潤滑，潤滑及冷卻效果均較好。在閉式齒輪傳動裝置中，當齒輪圓

53、周速度≥2m/s時，常采用飛濺潤滑。利用齒輪的轉動把潤滑齒輪的油摔倒箱體四周壁面上，然后通過溝槽把油引進軸承。因此本設計也選用油潤滑。 3.6.2 軸承的密封 軸承密封是為了阻止灰塵及雜物進入軸承，并防止?jié)櫥瑒┝魇А１驹O計選用氈圈密封和擋油盤式密封兩種方式。 3.7 本章小結 主傳動系統(tǒng)的設計是根據(jù)設計參數(shù)中，把軸所能傳遞的功率作為根本參數(shù)考慮。主軸做成空心的結構，主軸的結構設計需考慮與傳動軸的連接裝配工藝、刀具的連接尺寸、定位及密封。傳動軸要考慮其軸向定位與裝配精度，所以軸徑的設計要兼顧滾動軸承與矩形花鍵的標準尺寸系列。 第4章 轉位裝置的設計計算 4.1 中心液壓缸的設計計算

54、 1、確定液壓缸的輸出推力： 液壓缸主要作用是抬起轉塔體： F=1.1 〔4-1〕 =G=mg=360×3.14×1002×8000×10N=20000N 式中為工作機構的負載力。將缸的輸出力定的大于工作機構負載力的原因，式液壓缸本身摩擦部位的摩擦力和慣性力頁抵消一局部缸的輸出力。 F=1.1×20000N=22000N 2、確定活塞桿直徑d 選定活塞桿材料為不銹鋼，d值可按桿件簡單拉伸計算： 〔4-2〕 式中為活塞桿材料的許用應力，取為，其中為材料的抗拉強度，查

55、表中，可知不銹鋼的抗拉強度為520MPa。 那么： 與表3.2對照進行圓整取d=25mm。 3、確定缸筒的內(nèi)徑 〔4-3〕 與表3.3對照進行圓整取D=40mm。 4、確定工作壓力 與表3.4對照進行圓整取p=6.3 MPa。 5、缸筒的最小壁厚 缸筒采用無縫鋼管制成，那么壁厚為： 〔4-4〕 式中，為缸的實驗壓力；為缸體材料的許用應力，一般無縫鋼管取為110～120 MPa，可知 6、缸體和活塞的最大相對運動速度 速度v通過表3.5進行選取 ,選擇v=0.8 m/s。 7

56、、確定缸體所需的流量 式中D為缸內(nèi)徑； v 為活塞相對于缸體的運動速度。 可得： 4.2 轉位齒輪的設計計算 4.2.1 選擇齒輪傳動的材料及熱處理 由查取，小齒輪的材料用45鋼，調(diào)質(zhì)熱處理200～250HBS，大齒輪的材料用45鋼，正火處理170～217HBS。 強度的計算 由于大小動齒輪齒面硬度均小于350HBS，所以為閉式軟齒面的齒輪傳動。 按齒面接觸強度設計 〔4-5〕 其中：Aa表，按直齒輪，β=0°，查取Aa =483； K由表，按原動機為電動機，工作載荷有中等沖擊，查取K=1.2～1.6，取K=1.2； Ψa=0.2

57、～0.6，取Ψa=0.4； ，由圖，按齒輪材料、調(diào)質(zhì)、正熾熱處理，齒面硬度200HBS，查取， ， 4.2.2 確定選擇齒輪傳動的參數(shù)和尺寸 由于，選 由表查取，。 所以實際中心距 根據(jù)設計要求取齒寬b=39mm。 , , 4.2.3 驗算齒根彎曲應力 〔4-6〕 〔4-7〕 〔4-8〕 其中： 〔1〕 〔2〕由表，按原動機工作平穩(wěn)，工作載荷有中等沖擊，查得，取。 〔3〕由圖，按Ⅱ公差組7級，，直齒輪，查取。 〔4

58、〕由圖，按,大小齒輪齒面硬度小于350 HBS，查取。 〔5〕由表，按按Ⅱ公差組7級，未經(jīng)外表淬火的直齒輪，查取。 〔6〕由圖，按，查取，。 〔7〕由圖， 按，查取。 〔8〕由圖，按齒面材料，調(diào)質(zhì)熱處理，齒面硬度為200HBS；正火鋼，170HBS，查取，MPa。 〔9〕按長期工作， ，查取。 〔10〕，一般。 〔11〕按外表粗糙度，查取。 〔12〕由圖，按齒面材料，調(diào)質(zhì)熱處理，，查取。 〔13〕由表，按失效概率，查取，因有資料可參照，可增大1.2～1.6倍，。 齒輪強度合格。 4.3 本章小結 在設計中，由于裝置的整體結構，中心液壓缸需要抬起30mm，持續(xù)6s，等待

59、轉位完成。轉位時，把齒輪設計成半嚙合的方式，防止了齒輪移動帶來的碰齒現(xiàn)象。 第5章 刀庫的設計計算 5.1 電動機的選擇 根據(jù)設計要求選用三相異步交流電動機，型號為Y801-2型，其滿載轉速為2825r/min。其主要技術數(shù)據(jù)、外形和安裝尺寸見表5.1： 表5-1 電動機主要技術數(shù)據(jù)、外形和安裝尺寸表 型號 額定功率/ kw 額定轉速r/min 最大轉矩〔額定轉矩〕 Y801-2 0.75 2825 2.2 外形尺寸/ mm×mm×mm L×〔AB/2+AD〕 ×HD 中心高/mm H 安裝尺寸/mm A×B 軸伸尺寸/ mm×mm×mm D×E 2

60、95×323×175 80 125×100 19×40 5.2 蝸輪蝸桿的設計計算 5.2.1 蝸輪蝸桿的計算 1、選擇傳動的類型和精度等級 　　考慮到傳遞的功率不大，轉速較低，選用ZA蝸桿，精度8級，蝸桿采用型號 GB10089-89，要求壽命為20000小時。 2、選擇材料，確定許用應力 蝸桿采用材料為45號鋼，外表淬火，硬度為45～55HRC,蝸輪外圈用鑄錫青銅，金屬模鑄造。 由文獻表10-5和表10-7中分別查得 應力循環(huán)次數(shù) N=60 壽命系數(shù) 許用應力 3、選擇蝸桿頭數(shù)和蝸輪齒數(shù) 根據(jù)傳動比i=10,參考文獻表10-2取=2那么=i =10×2

61、=20。 4、 按蝸輪齒面接觸疲勞強度設計 　 〔5-1〕 〔1〕確定載荷系數(shù)K，由參考文獻表10-3中選取使用系數(shù)，由于載荷平穩(wěn)，選取，因轉速不高，選取 那么 〔2〕計算作用在蝸輪上的轉矩，取效率，刀庫轉速為150r/min ( 5-2) 代入數(shù)值得 〔3〕確定彈性系數(shù)，由文獻表10-4查得 〔4〕計算，確定模數(shù)m和蝸桿分度圓直徑 　　根據(jù)計算由文獻表10-1查得取m=4mm,=40mm 〔5〕確定中心距a 5、校核齒根彎曲疲勞強度 〔1〕計算蝸桿導程角 〔2〕計算蝸輪當量齒數(shù)

62、 〔3〕確定齒形系數(shù) 〔4〕確定螺旋角系數(shù) （5） 校核彎曲強度 〔5-3〕 代入數(shù)值得 滿足要求。 6、蝸桿和蝸輪主要幾何尺寸計算 〔1〕蝸桿 蝸桿分度圓直徑 =40mm 　蝸桿直徑系數(shù) 　蝸桿齒頂圓直徑 　蝸桿齒根圓直徑 　蝸桿軸向齒距 mm 　蝸桿導程 　蝸桿軸向齒厚 〔2〕蝸輪 　蝸輪分度圓直徑 　蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 5.2.2 蝸輪、蝸桿承載能力計算 1、蝸桿傳動的受力分析及計算校核 〔1〕各力的大小如下： 因為蝸輪軸和蝸桿軸之間的軸交角為90°，蝸桿的

63、圓周力與蝸輪的軸向力的大小相等，方向相反；蝸桿的軸向力與蝸輪的圓周力的大小相等，方向相反；蝸桿的徑向力與蝸輪的徑向力的大小相等，方向相反。 〔2〕蝸桿傳動的計算載荷為 式中 —使用系數(shù) —齒向載荷分布系數(shù) —動載系數(shù) 2、蝸桿傳動的強度校核 蝸輪齒面接觸疲勞強度校核 〔5-4〕 代入數(shù)值得 3、 蝸輪齒根彎曲疲勞強度校核 〔5-5〕 代入數(shù)值得 5.3 本章小結 本章節(jié)根據(jù)計算數(shù)據(jù)，結合設計機構的具體工作情況，按照機械設計所遵循的設計原那么，將傳動系統(tǒng)的局部蝸輪蝸桿進行了設計選擇

64、，并加以校核，以確保其平安可用。并實現(xiàn)優(yōu)化設計，使其具有經(jīng)濟，簡潔，性價比高等優(yōu)勢。針對可能出現(xiàn)的不同情況，我們要具體問題具體分析，及早解決，讓加工中心機械手能更大限度的發(fā)揮功能，我們?nèi)〉米畲蠡氖找妗? 第6章 機械手驅(qū)動裝置的設計 6.1 概述 在加工中心上， 機械手自動換刀的速度與可靠性直接關系到生產(chǎn)效率和整個機床的可靠性， 是機床制造廠和用戶都十分關注的問題。通常機械手的驅(qū)動有液壓驅(qū)動和機械式凸輪驅(qū)動兩種。 1、液壓式 采用液壓式驅(qū)動的ATC，插、拔刀動作均由油缸完成。常見的方案是機械手裝在套筒上，活塞桿固定，缸套同套筒一起移動，油缸左右腔進油完成動作。機械手的回轉既可以采用

65、回轉油缸，也可以采用直線運動油缸通過齒輪齒條帶動來完成。 2、凸輪聯(lián)動式 機械凸輪聯(lián)動驅(qū)動的ATC，插、拔刀動作通常由凸輪驅(qū)動擺桿來完成?；剞D動作常通過弧面分度凸輪或平行分度凸輪帶動滾子盤直接驅(qū)動機械手或再通過一對齒輪驅(qū)動機械手旋轉。 3、性能比擬 從已有的統(tǒng)計情況來看機械式凸輪聯(lián)動換刀比液壓式驅(qū)動換刀快大約1～1.4倍。原因有以下幾個方面： 〔1〕 凸輪聯(lián)動驅(qū)動ATC動作可重疊,液壓驅(qū)動一般在前一動作確認無誤后,才能進行下一個動作。 〔2〕 前者驅(qū)動的運動規(guī)律可由設計者選擇,液壓驅(qū)動卻不行。 〔3〕 在相同沖擊、振動和噪聲指標限制條件下，凸輪驅(qū)動比液壓驅(qū)動可獲得更大的換刀速度

66、。另外，液壓驅(qū)動裝置所使用的電磁閥及液壓元件的可靠性也比凸輪低得多。但凸輪的缺點是造價高，且長時間使用后會出現(xiàn)磨損,影響換刀動作可靠性。 通過以上條件比照，本設計中機械手的驅(qū)動選用凸輪聯(lián)動裝置。 6.2 凸輪聯(lián)動裝置的原理 6.2.1 根本原理 目前，加工中心上使用的典型的凸輪聯(lián)動ATC的換刀動作根本可以分作兩局部： 〔1〕機械手的旋轉分度動作。包括抓刀、180°換刀回零。 〔2〕機械手的直線平移動作。包括拔刀、插刀。 其中機械手的旋轉分度動作采用滾子凸輪垂直分度機構來實現(xiàn)；機械手的直線平移動作采用圓柱槽凸輪擺動機構來實現(xiàn)。 6.2.2 凸輪曲線的設計 表示ATC凸輪聯(lián)動換刀動作關系的曲線見圖5.2，凸輪從零位開始旋轉，旋轉到時，機械手開始抓刀，旋轉到時，機械手手臂旋轉角，完成抓刀動作；凸輪繼續(xù)旋轉到時，ATC開始拔刀，到時,拔刀動作完成；從開始到，ATC手臂從旋轉到，完成180°換刀；從到，ATC完成插刀動作；從到，ATC手臂從反轉到，完成回零動作，換刀結束。 圖6-1 滾子凸輪與圓柱槽凸輪運動關系曲線 〔1〕凸輪曲線的選擇 由于變性正弦曲線(MS)最適合用