數控車床自動回轉刀架結構設計

1、<p><b>　　課程設計說明書</b></p><p>　　設計題目：數控車床自動回轉刀架結構設計</p><p><b>　　設計任務</b></p><p>　　題目：數控車床自動回轉刀架結構設計</p><p>　　任務：設計一臺四工位立式回轉刀架，適用于C616或C6132經濟

2、型數空車床。要求繪制自動回轉刀架的機械結構圖。推薦刀架所用電動機的額定功率為</p><p>　　90W，額定轉速1480r/min，換刀時要求刀架轉動的速度為40r/min，減速裝置的傳動比為i=37。</p><p><b>　　總體結構設計</b></p><p><b>　　減速傳動機構的設計</b></p&

3、gt;<p>　　普通的三項異步電動機因轉速太快，不能直接驅動刀架進行換刀，必須經過適當的減速。根據立式轉位刀架的結構特點，采用蝸桿副減速時最佳選擇。蝸桿副傳動可以改變運動的方向，獲得較大的傳動比，保證傳動精度和平穩(wěn)性，并且具有自鎖功能，還可以實現整個裝置的小型化。</p><p>　　上刀體鎖緊與精定位機構的設計</p><p>　　由于刀具直接安裝在上刀體上，所以上刀體要

4、承受全部的切削力，其鎖緊與定位的精度將直接影響工件的加工精度。本設計上刀體的鎖進玉定位機構選用端面齒盤，將上刀體和下刀體的配合面加工成梯形端面齒。當刀架處于鎖緊狀態(tài)時，上下端面齒相互嚙合，這時上刀體不能繞刀架的中心軸旋轉；換刀時電動機正轉，抬起機構使上刀體抬起，等上下端面齒脫開后，上刀體才可以繞刀架中心軸轉動，完成轉位動作。</p><p><b>　　刀架抬起機構的設計</b></p

5、><p>　　要想使上、下刀體的兩個端面齒脫離，就必須設計適合的機構使上刀體抬起。本設計選用螺桿-螺母副，在上刀體內部加工出內螺紋，當電動機通過蝸桿-渦輪帶動蝸桿繞中心軸轉動時，作為螺母的上刀體要么轉動，要么上下移動。當刀架處于鎖緊狀態(tài)時，上刀體與下刀體的端面齒相互嚙合，因為這時上刀體不能與螺桿一起轉動，所以螺桿的轉動會使上刀體向上移動。當端面齒脫離嚙合時，上刀體就與螺桿一起轉動。</p><p&

6、gt;　　設計螺桿時要求選擇適當的螺距，以便當螺桿轉動一定的角度時，使得上刀梯與下刀體的端面齒能夠完全脫離嚙合狀態(tài)。</p><p>　　下圖為自動回轉刀架的傳動機構示意圖，詳細的裝配圖在一號圖紙上。</p><p>　　三、自動回轉刀架的工作原理</p><p>　　自動回轉刀架的換刀流程如下圖。</p><p>　　圖上表示自動回轉刀架在

7、換刀過程中有關銷的位置。其中上部的圓柱銷2和下部的反靠銷6起著重要作用。</p><p>　　當刀架處于鎖緊狀態(tài)時，兩銷的情況如圖A所示，此時反靠銷6落在圓盤7的十字槽內，上刀體4的端面齒和下刀體的端面齒處于嚙合狀態(tài)（上下端面齒在圖中未畫出）。</p><p>　　需要換刀時，控制系統(tǒng)發(fā)出刀架轉位信號，三項異步電動機正向旋轉，通過蝸桿副帶動蝸桿正向轉動，與螺桿配合的上刀體4逐漸抬起，上刀體

8、4與下刀體之間的端面齒慢慢脫開；與此同時，上蓋圓盤1也隨著螺桿正向轉動（上蓋圓盤1通過圓柱銷與螺桿聯接），當轉過約 時，上蓋圓盤1直槽的另一端轉到圓柱銷2的正上方，由于彈簧3的作用，圓柱銷2落入直槽內，于是上蓋圓盤1就通過圓柱銷2使得上刀體4轉動起來（此時端面齒已完全脫開）。</p><p>　　上蓋圓盤1、圓柱銷2以及上刀體4在正轉的過程中，反靠銷6能夠從反靠圓盤7中十字槽的左側斜坡滑出，而不影響上刀體4尋找刀

9、位時的正向轉動。</p><p>　　上刀體4帶動磁鐵轉到需要的刀位時，發(fā)信盤上對應的霍爾元件輸出低電平信號，控制系統(tǒng)收到后，立即控制刀架電動機反轉，上蓋圓盤1通過圓柱銷2帶動上刀體4開始反轉，反靠銷6馬上就會落入反靠圓盤7的十字槽內，至此，完成粗定位。此時，反靠銷6從反靠圓盤7的十字槽內爬不上來，于是上刀體4停止轉動，開始下降，而上蓋圓盤1繼續(xù)反轉，其直槽的左側斜坡將圓柱銷2的頭部壓入上刀體4的銷空內，之后，上

10、蓋圓盤1是下表面開始與圓柱銷2的頭部滑動。再次期間，上、下刀體的端面齒逐漸嚙合，實現精定位，經過設定的延時時間后，刀架電動機停轉，整個換刀過程結束。</p><p>　　由于蝸桿副具有自鎖功能，所以刀架可以穩(wěn)定地工作。</p><p>　　蝸桿-渦輪減速 銷連接</p><p><b>　　螺桿-螺母</b>&l

11、t;/p><p>　　霍爾元件觸發(fā) </p><p><b>　　蝸桿-渦輪減速 </b></p><p>　　圖：自動回轉刀架的換刀流程</p><p><b>　　主要傳動部件的設計</b>&l

12、t;/p><p><b>　　蝸桿副的設計計算</b></p><p>　　自動回轉刀架的動力源是三相異步電動機。其中蝸桿與電動機直聯，刀架轉位時蝸輪與上刀體直聯。已知電動機額定功率 =90W。,額定轉速 =1480r/min，上刀體設計轉速 =40r/min，蝸桿副的傳動比i= / =37。刀架從轉位到鎖緊時，需要蝸桿反向，工作載荷不均勻，啟動時沖擊較大，今要求蝸桿副的

13、使用壽命 =10000h。</p><p>　　蝸桿的選型 GB/T10085-1988推薦采用漸開線蝸桿和錐面包絡蝸桿。本設計采用結構簡單，制造方便的漸開線型圓柱蝸桿。</p><p>　　蝸桿副的材料 刀架中的蝸桿副傳動的功率不大，但蝸桿轉速干，一次，蝸桿的材料選用45鋼，其螺旋齒面要淬火，硬度為45～55HRC,以提高其表面耐磨行；蝸輪的轉速較低，其材料主要考慮耐磨性，選用鑄錫磷

14、青銅ZCuSn10P1，采用金屬模制造。</p><p>　　按齒面接觸疲勞強度進行設計 刀架中的蝸桿副采用閉式傳動，多因齒面膠合或點蝕而失效。因此，進行載荷計算時，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再按齒根彎曲疲勞強度進行校核。</p><p>　　按蝸輪接觸疲勞強度條件設計計算的公式</p><p><b>　　a </b></p&g

15、t;<p><b>　　(4-1)</b></p><p>　　式中 a——蝸桿副的傳動中心距，單位mm；</p><p><b>　　K——載荷系數；</b></p><p>　　——作用在渦輪上的轉矩 ，單位N.mm；</p><p>　　——彈性影響系數ZE；</p>

16、;<p>　　[ ]——許用接觸應力，單位為MPa。</p><p>　　從式4-1算出蝸桿副的中心距a之后，根據已知的傳動比i=35，</p><p>　　查表選擇一個合適的中心距a值，以及相應的蝸桿，蝸輪參數。</p><p>　　確定作用在蝸輪上的轉矩 , 設蝸桿頭數 =1，蝸桿副的傳動效率η=0.8，由電動機的額定功率 =90W，可以算出蝸輪傳

17、動的功率 = η，再由蝸輪的轉速 =40r/min求得作用在蝸輪上的轉矩</p><p>　　=9.55 =9.55 =25.47N·m=22923N·mm</p><p>　　確定載荷系數K 載荷系數K= KA KB K 。其中KA為使用系數，有表6-3查得， 由于工作載荷不均勻，啟動時沖擊較大，因此取KA= 1.15； 為齒向分布系數，因工作載荷在啟動和停止時有

18、變化，故取KB =1.15； 為動載系數，由于轉數不高。沖擊不大，可取K =1.05。則載荷系數K=KA KB K ≈1.39</p><p><b>　　使用系數 </b></p><p>　　確定彈性影響系數ZE ，鑄錫磷青銅蝸輪與鋼蝸桿相配時，從有關手冊查的彈性影響系數 ZE=160Mpa 1/2；</p><p>　　確定接觸系數

19、 先假設蝸桿分度圓直徑d1 和傳動中心距a的比值d1 /a=0.35。查表的Zp =2.9</p><p>　　鑄錫青銅蝸輪的基本許用接觸應力[σ]H'(MPa)</p><p>　　5）確定許用接觸應力[ ] 根據蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1金屬模制造蝸桿螺旋齒面硬度大于45HRC可查表的蝸輪的基本許用應力 =268MPa已知蝸桿為單頭，蝸輪每轉一轉時每個輪齒嚙

20、合的次數j=1；蝸輪轉數 =40r/min；蝸桿副的使用壽命 =10000h。</p><p><b>　　則應力循環(huán)次數：</b></p><p>　　N=60j n2 =2.4 ×10 7 </p><p><b>　　壽命系數：</b></p><p>　　KHN = 0.69

21、3</p><p><b>　　許用接觸應力：</b></p><p>　　[σ ]=KHN× =186MPa</p><p>　　6）計算中心距 將以上各參數帶入4-1，求得中心距：</p><p>　　a = 47.1 mm</p><p>　　查表取a=63，已知蝸桿頭數 =1

22、，設模數m=1.6mm，得蝸桿分度圓直徑d1 =28mm。這時 d1/a=0.59，查表得接觸系數 =2.35。因為 較大，所以上述計算結果可用。</p><p>　?。?）蝸桿和渦輪的主要參數與幾何尺寸 由蝸桿和渦輪的基本尺寸和主要參數，算的蝸桿和渦輪的主要幾何尺寸后，即可繪制蝸桿副的工作圖。</p><p>　　1）蝸桿的參數與尺寸 頭數 =1，模數m=1.6mm，軸向齒距 =

23、m=5.027mm軸向齒厚 =0.5 m=2.514mm，分度圓直徑 =28，</p><p>　　直徑系數q= =17.5，</p><p>　　分度圓導程角 = = 。</p><p>　　取齒頂高系數 =1，徑向間隙系數 =0.2，</p><p>　　則齒頂圓直徑 = +2 m=31.2mm，</p><p>

24、　　齒根圓直徑 = -2m（ + ）=24.314mm。</p><p>　　2）渦輪參數與尺寸 齒數 =60，模數m=1.6mm，</p><p>　　分度圓直徑為 =m =96mm，</p><p>　　變位系數 =[a-( )/2]/m=0.6，</p><p>　　渦輪喉圓直徑為 = +2m（ ）=101.12mm，</p&g

25、t;<p>　　渦輪齒根圓直徑 = -2m（ - + ）=94.08mm，</p><p>　　渦輪咽喉母圓半徑 =a- /2=12.44mm。</p><p>　?。?）校核渦輪齒根彎曲疲勞強度 即檢驗下式是否成立：</p><p><b>　　= [ ]</b></p><p>　　由蝸桿頭數 =1，

26、傳動比i=35，可以計算出渦輪齒數 =i =35</p><p><b>　　則渦輪的當量齒數：</b></p><p><b>　　= =35.17</b></p><p>　　根據渦輪變位系數 =0.6和當量齒數 =35.17，查表的齒形系數</p><p><b>　　=2.08&l

27、t;/b></p><p>　　螺旋角影響系數 </p><p>　　=1- =0.977</p><p>　　根據渦輪的材料和制造方法，查表得渦輪基本許用彎曲應力：</p><p><b>　　=56MPa</b></p><p><b>　　渦輪的壽命系數：</b&g

28、t;</p><p><b>　　= =0.702</b></p><p>　　渦輪的許用彎曲應力：</p><p>　　= =39.3MPa</p><p><b>　　將數據帶入得：</b></p><p>　　可見， ，渦輪齒根的彎曲強度滿足要求。<

29、/p><p>　　蝸輪的基本許用彎曲應力（MPa）</p><p><b>　　2.螺桿的設計計算</b></p><p>　　螺距的確定 刀架轉位時，要求螺桿在轉動約 的情況下，上刀體的端面齒與下刀體的端面齒完全脫離;在鎖緊的時候，要求上下端面的嚙合深度達2mm。因此，螺桿的螺距P應滿足P>2.4mm，今取螺桿的螺距P=6mm。<

30、/p><p>　　確定其他參數 采用單頭梯形螺桿，頭數n=1，牙側角 = 150，外螺紋大徑 =50mm，牙頂間隙 =0.5mm，基本牙型高度 =0.5P=3mm，外螺紋牙高 =3.5mm，外螺紋中徑 =47mm，外螺紋小徑 =43mm，螺桿螺紋部分長度H=50mm。</p><p>　　詳細D=W=G圖=紙：三 二 ③ 1爸 爸 五 四 0 六</p><p&g

31、t;　　全 套 資 料 低 拾10快起</p><p>　　自鎖性能校核 螺桿-螺母材料均用45鋼，查表取摩擦系數f=0.11；再求得梯形螺旋副的當量摩擦角：</p><p><b>　　= 6.50</b></p><p><b>　　而螺紋升角：</b></p><p><b