自动回转刀架设计说明书

目录

1绪论 (2)

2自动回转刀架的工作原理 (3)

3 总体结构设计 (6)

3.1 减速机构的设计 (6)

3.2 上刀体锁紧与精定位机构的设计 (6)

3.3 刀架抬起机构的设计 (6)

4主要传动部件的设计计算 (8)

4.1 蜗杆副的设计计算 (8)

4.2 蜗杆轴的设计 (11)

4.3 蜗轮轴的设计 (17)

4.4 中心轴的设计 (18)

5 结论 (19)

参考文献 (23)

1 绪论

数控车床上使用的自动回转刀架是一种最简单的换刀装置，自动回转刀架是在一

定的空间范围内，能执行自动松开、转位、精密定位等一系列动作的一种机构。

本次课程设计中，主要进行了减速机构的设计，上刀体锁紧与精定位机构的设计，刀架抬起机构的设计，蜗杆副的设计计算，蜗杆轴的设计等部分。对数控机床回转刀架有了更深层次的了解。

自动回转刀架是在一定的空间范围内能执行自动松开、转位以及精密定位等一系列动作的一种机构。使用这种新的经济型数控系统功能更强，可靠性更稳定，功率增大，结构简单，维修方便。为了能在工件的一次装夹中完成多个工序加工，缩短加工辅助时间，减少多次安装所引起的加工误差，充分发挥数控机床的效率，采用“工序集中”的原则，采用自动回转刀架。自动回转刀架在结构上必须具有良好的强度和刚性，以承受粗加工时的切削抗力，为了保证转位之后具有髙的重复定位精度，自动回转刀架还需要选择可靠的定位方案和合理的定位结构。

2 自动回转刀架的工作原理

图2.1自动回转刀架的换刀流程

自动回转刀架的换刀流程如下：首先，刀架电动机正转，通过涡轮蜗杆减速，蜗杆正转，通过销连接，上盖圆盘旋转，继而端面齿错开。同时，上刀架抬起，然后上刀体旋转。霍尔元件触发后，刀架电动机反转。通过涡轮蜗杆减速，使螺杆反转，上刀体下降，粗定位。然后精定位。延时锁紧后电动机反转。

当刀架处于锁紧状态时,两销的情况如图a所示，此时反靠销6落在反靠圆盘7的十字槽内，上刀体4的端面齿和下刀的端面齿处于啮合状态（上下端面齿在图a中未画出）。

需要换刀时，控制系统发出刀架的转位信号，三相异步电动机正向旋转，通过蜗杆副带动螺杆正向转动，与螺杆配合的上刀体4逐渐抬起，上刀体4与下刀体之间的端面齿慢慢脱开；与此同时，上盖圆盘1也随着螺杆正向转动（上盖圆盘1通过圆柱销与螺杆联接），当转过约150度时，上盖圆盘1直槽的另一端转到圆柱销2的正上方，由于弹簧3的作用，圆柱销2落入直槽内，于是上盖圆盘1就通过圆柱销2使得上刀体4转动起来（此时端面齿已完全脱开），如图b所示。

由于蜗杆副具有自锁功能，所以刀架可稳定的工作。

a) b)

图2.2 刀架转位过程中销的位置

1—上盖圆盘2—圆柱销3—弹簧4—上刀体5—圆柱销6—反靠销7—反靠圆盘

3 回转刀架总体结构设计

回转刀架的设计包括减速机构的设计，上刀体锁紧与精定位机构的设计，刀架抬起机构的设计，主要传动部件的设计计算等

3.1 减速机构的设计

电动机选择三步异相电动机，额定功率为90W，额定转速为1440r/min，而刀架转速设定30r/min，由于转速较高不能直接驱动刀架，因此必须经过适当的减速。可采用蜗杆副减速，蜗杆副传动可以改变运动的方向，获得较大的传动比，以保证传动精度和平稳性并能自锁。

3.2 上刀体锁紧与精定位机构的设计

上刀架锁紧与精定位将直接影响工件的加工精度，因为刀具直接安装在上刀体上，所以刀体要承受全部的切削力，因此对它的选择很重要，在设计中选择端面将上刀体与下刀体的配合加工成梯形的端面齿。采用梯形的端面齿，刀架处于锁紧时，下端面齿相互啮合，这时上刀体不能绕刀架的中心轴转动；换刀时电动机正转，抬起机构使上刀体抬起，等上下端面齿脱开后，上刀体才可以绕刀架中心轴转动，完成转位工作。

3.3 刀架抬起机构的设计

在上述过程中欲使上下刀体的两个端面齿脱离。就必须设计分离机构，在此选择螺杆—螺母副，并在上刀体内部加工出内螺纹，当电动机通过蜗杆—蜗轮带动螺杆绕中心轴转动时，而将上刀体看做螺母，要么转动，要么上下移动。两种情况，当刀架处于锁紧状态时，上刀体与下刀体的端面齿相互啮合，因为这时上刀体不能与螺杆一起转动，转动会使上刀体向上移动。当端面齿脱离啮合时，上刀体就和螺杆一同转动，在设计螺杆时要注意螺距的选择，而螺距的选择是否合理非常重要，选择适当以便当螺杆转动一定角度时，使上刀体与下刀体的端面齿能够完全脱离啮合状态。

图3.1为自动回转刀架的传动机构示意图

图3.1 自动回转刀架的传动结构示意图

1—发信盘2—推力轴承3—螺杆螺母机构4—端面齿盘5—发靠圆盘6—三相异步电动机7—联轴器8—蜗杆副9—反靠销10—圆柱销11—上盖圆盘12—上刀体

4 主要传动部件的设计计算

4.1 蜗杆副的设计计算

自动回转刀架的动力源是三相异步电动机，其中蜗杆与电动机直联，刀架转位时蜗杆与上刀体直联。已知电动机额定功率P 1=90W ，额定转速n 1=1440r/min ，上刀体设计转速n 2=30r/min,则蜗杆副的传动比i=1440/30=48。刀架从转位到锁紧时，需要蜗杆反向，工作载荷不均匀，起动时冲击较大，今要求蜗杆的使用寿命L h =15000h 。 4.1.1 蜗杆的选型

GB/T10065-1998推荐采用阿基米德（ZA 蜗杆）和锥面包络蜗杆（ZK 蜗杆）。本设计采用阿基米德型圆柱蜗杆（ZA 型）。

4.1.2 蜗杆的材料

刀架中的蜗杆副传递的功率不大，但蜗杆转速较高，因此，蜗杆的材料选用45钢，其螺旋齿面要求淬火，硬度为45～55HRC ，以提高表面耐磨性，选用锡磷青铜ZCuSn10P1，采用金属模铸造。

4.1.3 按齿面接触疲劳强度进行设计

刀架中的蜗杆副采用闭式传动，多因齿面脱离危险合或点蚀而失效。因此，在进行承载能力计算时，先按齿面接触疲劳强度进行校核。

按蜗轮接触疲劳强度条件设计计算的公式为：

[]322???? ??≥H

E Z Z KT a σρ (4.1) 式中 a ——蜗杆副的传动中心距，单位为mm ；

K ——载荷系数； T 2——作用在蜗轮上的转矩T 2，单位为N·mm ；

E Z ——弹性影响系数，单位为MP 1/2；

Z ρ——接触系数；

[]H σ——许用接触应力，单位为MPa 。

从式（4.1）算出蜗杆副的中心距a 之后，根据已知的传动比i=48,从附录1中选择一个合适的中心距a 值，以及相应的蜗杆、蜗轮参数。

（1） 确定作用在蜗杆上的转矩T 2

设蜗杆头数Z 1=1，蜗杆的传动效率取η=0.75。由电动机的额定功率P 1=90W ，可以算得蜗轮传递的功率P 2=P 1·η，再由蜗轮的轮转速n 2=30r/min

求得作用在蜗轮上的转矩：

T 2=9.55P 2/n 2=9.55P 1η/n 2=9.55×80×0.75/30N·m=19435N·mm

（2） 确定载荷系数K

载荷系数K=K A K βK v 。其中K A 为使用系数，由附录2查得，由于工作载荷不均匀，起动时冲击较大，因此取K A =1.15；K β为齿向载荷分布系数，因工作载荷在起动和停止时有变化，故取K β=1.15；K v 为动载系数，由于转速不高、冲击不大，可取K v =1.05。刚载荷系数：

K=K A K βK v =1.15×1.15×1.05≈1.39

（3） 确定弹性影响系数Z E

铸锡磷青铜蜗轮与蜗杆相配时,从有关手册查得弹性影响系数Z E =160MPa 1/2。

（4） 确定接触系数Z ρ

先假设蜗杆分度圆直径d 1和传动中心距a 的比值d 1/a =0.35，从附录3中可查得接触系数Z ρ=2.9。

（5） 确定许用接触应力[]H σ

根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1、金属模铸造蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC ，可从附录4中查得蜗轮的基本许用应力[]H σ＇=268MPa 。已知蜗杆为单头，蜗轮每转一转时每个轮齿啮合的次数J=1；蜗轮转速n 2=30r/min;蜗杆副的使用寿命L h =10000h 。

则应力循环次数

N=60Jn 2L h =60×1×30×15000=2.7×107

寿命系数：

K HN =87/N 10=0.929

许用应力： []H σ=K HN []H σ′=0.929×268MPa=249MPa

（6） 计算中心距

将以上各参数代入式（4.1），求得中心距：

a ≥322.9/249)(160037321.39???mm=45.3

查附录1，取中心距a =60mm ，已知蜗杆头数Z 1=1，设模数m=2mm ，得蜗杆分度圆直径d 1=20mm 。为时d 1/a =0.33，由附录3得接触系数Z ′ρ=2.74。因为Z ′ρ＜Z ρ，所以上述计算结果可用。

4.1.4 蜗杆和蜗轮的主要参数与几何尺寸

由蜗杆和蜗轮的基本尺寸和主要参数，算得蜗杆和蜗轮的主要几何尺寸后，即可绘制蜗杆副的工作图。

（1） 蜗杆参数与尺寸

头数Z 1=1，模数m=2mm ，轴向齿距P a =πm=6.282mm ，轴向齿厚S a =0.5πm=3.141mm ，分度圆直径d 1=20mm ，直径系数q=d 1/m=10，分度圆导程角γ=arctan(z 1/q)=5o42′32″。 取齿顶高系数 h a *=1，径向间隙系数c *=0.2，则齿顶圆直径

d a1=d 1+2h a *m=20mm+2×1×2mm=24mm

齿根圆直径

d f1=d 1-2m(ha *+c *)=[20-2×2×(1+0.2)]mm=15.2mm 。

（2） 蜗轮参数与尺寸

齿数Z 2=46，模数m=2mm ，分度圆直径d 2=mZ 2=2×48mm=96mm ， 变位系数

x 2=[a -(d 1+d 2)/2]/m=[60-(20+96)/2]/1.6=1.25

蜗轮喉圆直径

d a2=d 2+2m(h a *+x 2)=[96+2×2×(1+1.25)]mm=95mm

蜗轮齿根圆直径

d f2=d 2-2m(h a *-x 2+ c *)=[96-2×2×(1-1.25+0.2)]mm=84.5mm

（3） 校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度

即检验下式是否成立：

F σ=（1.53KT 2/d 1d 2m ）×Y Fa2Y β≦[]F σ (4.2) 式中 F σ——蜗轮齿根弯曲应力，单位为MPa ；

Y Fa2——蜗轮齿形系数；

Y β——螺旋角影响系数；

[]F σ——蜗轮的许用弯曲应力，单位为MPa 。

由蜗杆头数Z 1=1，传动比i=48，可以算出蜗轮齿数Z 2=iZ 1=48。

则蜗轮的当量齿数

Z v2=Z 2/cos 3γ=48.46

根据蜗轮变位系数x 2=1和当量齿数Z V2=48.46，查附录6，得齿形系数：

Y Fa2=1.95

螺旋角影响系数：

Y β=1-γ/140°=0.967

根据蜗轮的材料和制造方法，查附录5，可得蜗轮基本许用弯曲应力： []F σ＇=56MPa

蜗轮的寿命系数：

K FN =96/N 10=97610/1.810?=0.725

蜗轮的许用弯曲应力：

[]F σ=[]F σ＇K FN =56×

0.725MPa=40.6MPa 将以上参数代入（4.2），得蜗轮齿根弯曲应力：

F σ=（1.53×

1.39×19435）/(20×84.5×2) ×1.95×0.967MPa=43.2MPa 可见F σ＜[]F σ,蜗轮齿根的弯曲强度满足要求。

4.2 蜗杆轴的设计

4.2.1 蜗杆轴的材料选择，确定许用应力

考虑轴主要传递蜗轮的转矩，为普通用途中小功率减速传动装置。选用45号钢，正火处理，[]MPa b 600=? 。

4.2.2 按扭转强度初步估算轴的最小直径

22

1()[]ca M aT W δδ-+=≤ （4.3）

扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0=a

抗弯截面系数31.0d W =

取mm d 14.15min =

4.2.3 确定各轴段的直径和长度

根据各个零件在轴上的定位和装拆方案确定轴的形状，直径和长度。

图4.1 轴的形状，直径和长度

可选51d d =，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴承座孔镗制和减少轴承类型 5d 轴上有一个键槽，故槽径增大5%。

mm d d d 89.15%)51('151=+?==,圆整mm d d 1651==。 所选轴承类型为深沟球轴承，型号为6203， mm B 12=，mm D 40=。 2d 起固定作用，定位载荷高度可在（0.07～0.1）1d 范围内。mm a d d 35.19~29.17212=+=，故2d 取18mm 。3d 为蜗杆与蜗轮啮合部分，故mm d 223=。mm d d 2024==，便于加工和安装。1L 为与轴承配合的轴段，查轴承宽度为12mm ，端盖宽度为10mm ，则L1=22mm 。

2L 尺寸长度与刀架体的设计有关，蜗杆端面到刀架端面距离为60mm ，故L2=42mm 。3L 为蜗杆部分长度mm m z L 92.21)06.011(23=+≥，圆整3L 取25mm 。4L 取55mm ，5L 在刀架体部分长度为（12+8）mm ，伸出刀架部分通过联轴器与电动机相连长度为50mm ，故mm L 655=。

两轴承的中心跨度为120mm ，轴的总长为215mm 。

4.2.4 蜗杆轴的校核

作用在蜗杆轴上的圆周力

112d T F t =

（4.4） mm N mm N n P T .1025.2.467

46.129550000955000051?=?== 其中mm d 281=，

则

N N d T F t 46

331057.1320

1035.222?=??== 径向力

N F F t r 341093.420tan 10573.1tan ?=??==α

切向力

N F F t n 44

1044.120cos 1057.1cos /?=?

?==α

图4.2 轴向受力分析

N F F F r n BH 4341063.160cos 1093.430cos 1057.160cos 30cos ?=??+??=?+?= N F F F n r BV 3431096.230sin 1057.160sin 1093.430sin 60sin ?-=??-??=?-?= 求水平方向上的支承反力