常州工学院毕业设计说明书
图3-1 槽轮机构图
槽轮机构的设计
1）槽数Z 因刀库容量为12把刀，所以槽轮槽数Z=12
2）槽间角2φ２ 2φ２＝360 o / Z＝360 /12=30 o 3）槽轮每次转位时曲柄的转角2φ1 2φ1=180-2φ２=150o
4) 槽轮与锁止盘间的中心距L 为了使转为定位机构的结构紧凑，采用L 360mm 。
5）主动曲柄长度R1 R1=LSinφ２=360Sin15.5 o=93mm
6）槽轮半径R2 R2=LCosφ２=360Cos15.5 o=348mm 7）圆销半径r r=R1/6=93/6=15.5mm 8) 槽底高b b=L-(R1+r) -(3 ~ 5)=248mm 9) 槽深h h=R2-b=348-248=100mm
10) 锁止弧半径R R=R -r -e 式中，e=(0.6 ~ 0.8)r ，且必须大于3～5mm, 取e=17.5mm,Rx=60mm
根据以上参数可设计出槽轮和锁止盘的尺寸，如槽轮和锁止盘的零件图所示。 3.刀库转动电机的选择 刀库的回转驱动电机的选择时，须考虑由摩擦引起的负载转据和各负载的转动惯量。
1）负载的转动惯量J LC 和刀库系统转动惯量J C
J LC=∑J i (ni/nm)2
JC=Jmc+JLC 式中 Ji—各旋转件的转动惯量，kgm2 ； ni—各旋转件的转速，r/min；
Jmc—电机的转动惯量，kgm2 ； nmc—电机的转速，r/min。
JLC= (J DP +J Z +J CL+J SP ) nc/ nmc 式中J DP、J Z、J CL、J SP—分别为刀盘、轴、槽轮和锁止盘的转动惯量，kgm2 ； nc—刀盘的转速，r/min。
4 JDP=（π/32）×7.8×10﹣12DDP LDP 式中 DDP—刀盘直径，mm； LDP—刀盘厚度，mm。
444 JDP=（π/32）×7.8×10﹣12×（210-8×30-24）×10≈148×10?4kgm2 同理可求得：
Jz≈2.16×10?4 kgm2
J CL≈17.3×10?4 kgm2 J SP ≈5.2×10?4 kgm2
nc=(V×1000)/ πDDP≈24.5r / min
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MC无机械手换刀刀库设计
nmc =3000r/min
J CL≈1.4×10 kgm
J mC≥J CL/3≈0.45 ×10-4 kgm2
初选电机为 MQMA042A1D，其额定转矩为1.3Nm，最大转矩为 3.82 Nm， 转动惯量为 0.64×10?4 kgm2 。 J C = J mC + J CL =0.64 + 1.4 = 2.04×10?4kgm2 2）摩擦引起的负载转矩计算 由重力产生的摩擦力矩 T FC（Nm）
TFC≈ μG C R SP 式中 μ—槽轮和锁止盘间摩擦系数，取 0.15 G C—刀盘、轴、槽轮等的重量，N；
G C = 25.6 +12.6 + 9.8 + 8 +16 = 72N
R SP —滚子中心到锁止盘中心的距离，31mm， TFC≈0.15×72×31×10﹣3= 0.335Nm 0.335Nm〈1.3Nm(电机的额定转矩),符合要求。 3）最大加速转矩 T cam 当电机从静止升至 n max 时
T cam= J C×(2πnc max/60tCa) 式中 n cmax—电机最高转速，3000r/min； t ca —加速时间(s) 取 0.2s
T cam=2.04 ×10?4 (2π×3000/60 ×0.2)≈0.32Kgm=3.2Nm 4)电机的最大启动转矩
TCr=Tcam+TFC Tcr=3.2+0.335=3.535Nm
TCr=3.535≤3.82Nm(电机的最大转矩)，符合要求。 最终确定电机型号为 MQMA042A1D，其输出功率为 400W 。相应的伺服驱动器选 择与电机相匹配的 MQMA043A1A型号。
3.1.4 轴的设计
轴是机械设备中的重要零件之一.其主要功能是支承作回转运动的零件,并传递运动和动力.根据轴的受力情况不同,可把轴分成心轴、转轴和传动轴3种.轴的常用材料轴的材料主要采用碳素钢和合金钢,常用材料为优质中碳钢,如35、45、50钢，这里选取45钢为材料.
轴的结构设计轴的合理外形应满足:轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置;轴上的零件应便于装拆和调整;轴应具有良好的制造工艺性.影响轴结构的主要因素包括:轴的受力性质、大小、方向及分布情况；轴上零件的布置和固定形式；所采用的轴承类型和尺寸；轴的加工工艺等.）轴的强度计算
由于功率P=400W已知,转速n =250r/min,β取0.5,A取110, [т]取35MPa,
则轴径 d ≥A3p/n
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d ≥1103400/250= 128.7mm 式中 d--计算剖面处轴的直径（mm）; P--轴的传递功率（KW）； n--轴的转速（r/min）;
故d最小应取129mm.轴径取130mm。 校核轴
转矩 T=9.55×106 p/n T=9550000×0.4/250=10186N .mm 式中 p--功率；n—转速。
圆周力 Ft1=2T1/d1=2×10186/120=1700N; Ft2=2T2/d2=2×130822/120=681.4N; Ft3=2T3/d3=620N; 径向力 Fr1=Ft1tanα=1488N; Fr2=Ft2tanα=248N；
Fr3=Ft3tanα=226N. 则由受力分析图可知：
FAy=3687.4N,FAz=1342N, FBy=1020.2N,FBz=372N,
水平面弯矩 Mcx=1342×30=40260N·mm; Mdx=226×195=44070N·mm；
22则M X =Mcx2?Mdx2=402602=59691 N·mm； ?440702垂直面弯矩 Mcy=3687.4×30=110622 N·mm； Mdy=620×195=120900 N·mm；
22则M X=Mcy2?Mdy2=10622=21872 N·mm； ?20900求当量弯矩 取修正系数α为0.6
M I =Mx2?(?T)2 =5969122?(0.6?10186)2=52371 N·㎜ MII =Mx2?(?T)2=2187222?(0.6?10186)2=19384 N·㎜ 确定危险截面及校核强度 σI= MI/ W
σI= MI/ W=52371/0.1×123=14.3 Mpa
σII= MI/ W=19384/0.1×123=11.6 Mpa
由参考文献（机械设计手册）知s=60 Mpa，满足s￡小于s的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕度。因此，此轴不必在做修改 轴的结构和受力分析如图（3-2）所示：
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MC无机械手换刀刀库设计
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