1、徐州工程学院徐M工程擎院专业综合训练课程设计说明书课题名称：数控车床自动回转刀架机械装置设计学生姓名：曼些学 号：专业名称：机械设计制造及其自动化班 级：10机电指导教师：2013 年 月日徐州工程学院目录1引言 11.1 概述 11.2 数控车床自动回转刀架的发展趋势 11.3 各种刀架的简介 11.3.1 简易经济型数控刀架11.3.2 高精度型数控刀架12 数控车床自动回转刀架设计 12.1 数控立式四工位抬起式自动刀架传动方案的分析和拟定12.2 刀架的设计参数32.3 动力参数的确定32.3.1 选择电机类型32.3.2 电机容量的设计计算 33 传动机构的设计计算3.1 蜗杆传动的
2、设计计算43.1.1 选择蜗杆传动类型 53.1.2 选择材料53.1.3 按齿面接触疲劳强度设计53.1.4 蜗轮蜗杆的主要参数及尺寸63.1.5 校核齿根弯曲疲劳强度73.1.6 精度等级和表面粗糙度的确定83.1.7 蜗轮蜗杆的结构83.1.8 蜗杆传动的热平衡计算83.2 丝杆螺母传动的设计计算：93.2.1 丝杆材料的选择 93.2.2 螺母材料的选择 93.3 定位机构的设计 113.3.1 插销的设计计算 113.3.2 预定位机构与反靠机构123.3.3 精定位机构多齿盘的设计133.3.4 .蜗杆轴的校核 174 章总结185 参考文献192徐州工程学院设计内容计算及说明结论
3、1引言1.1 概述数控车床的刀架是机床的重要组成部分。刀架用于夹持切削用的刀具，因此其结构直接影响机床的切削性能和切削效率。在一定程度上，刀架的结构和性能体现了机床的设计和制造技术水平。随着数控车床的不断发展，刀架结构形式也在不断翻新。 其中按换刀方式的不同，数控车床的力架系统主要有回转力架、排式刀架和带刀库的自动换刀装置等多种形式。传统的车床例如CA6140的刀架上只能装一把刀，换刀的速度慢，换刀后还须重新对刀，并且精度不高，生产效率效率低，不能适应现 代化生产的需要，因此有必要对机床的换刀装置进行改进。自1958年首次研制成功数控加工中心自动换刀装置以来，自动换刀装置的机械结构和控制方式不
4、断得到改进和完善。自动换刀装置是加工中心的重要执行机构，它的形式多种多样，目前常见的有：回转刀架换刀，更换主轴头换刀以及带力库的自动换刀系统。1.2 数控车床自动回转刀架的发展趋势数控刀架的发展趋势是：随着数控车床的发展，数控刀架开始向快速换刀、电液组合驱动和伺服驱动方向发展。1.3 各种力架简介1.3.1 简易经济型数控力架目前主要为立式四工位，通常采用双插销机构实现转位和预定位 ，电 机采用右置式或转塔式。一般只能单向转位，采用齿轮，蜗杆传动，螺旋副 加紧，多齿盘精定位。此种刀架价格便宜，适用于要求不高的数控机床， 在我国应用最为广泛。但是，该刀架工位少，回转空间大，易发生干涉，所 以正向
5、工序长,回转空间小的卧式力架过渡。1.3.2 高精度型数控刀架目前一般多为卧式八工位到十二工位。分为抬起式和不抬起式。抬起式其缺点是转阻塞度不能过高，只能单向回转；不抬起式采用行星齿轮机构或三联分齿盘精 定位，转位采用平行分度凸轮(又叫共辄凸轮)或槽轮机构此种刀架目前正逐渐推 广。2数控车床自动回转刀架设计2.1数控立式四工位抬起式自动刀架传动方案的分析和拟定(1)传动方案的拟定采用蜗轮蜗杆传动和螺旋副加紧、双插销预定位、端面多齿盘精定位、霍尔 元件发讯。(2)传动方案简图FT t1图2-1传动方案简图（3）传动方案分析a.传动机构采用蜗轮蜗杆传动的主要优点：降速比大，结构紧凑，工作平稳无噪声
6、。能阻滞扭转振动。当蜗杆螺旋升角小 于摩擦角时，有反向自锁作用。其主要缺点是：发热大，加工复杂，需要有与蜗杆参数相同的涡轮滚刀，对装配误差较为敏感。螺旋副加紧采用丝杠螺母机构传动，其特点是：用较小的扭矩转动丝杠（或螺母），可使螺母（或丝杠）获得较大的轴向牵引力。可达到很大的降速传动比，使降速机构大为简化，传动链得以缩短。能达到较高 的传动精度。传动平稳，无噪声。在一定条件下能自锁，即丝杠螺母不能进钉逆向传动。此特点特别适用 于作部件升降传动。由于蜗杆传动和丝杠螺母传动均能自锁，即夹紧机构双重自锁，不必再配置制动器。b.定位机构双差销预定位双差销定位，一般称为反靠定位。具有较高的定位精度和可靠性
7、，并能在有冲击和振动的情况下稳定工作。磨损少，定位附加冲击小。定位精度保持性强。端面齿盘精定位优点：由于采用了多齿结构,所以定位精度高，一般可达3,最高可达4；能自动定心，定位精度不受轴承间隙和正反转的影响（也称自由定心）；齿面磨损对定位精度影响不大 ，随着不断使用磨合，定位精度有可能改善，精度保 持性好；承载能力强，定位刚性好。其齿面啮合长度一般不小于 60%,齿数啮合率一般不低于 90%适应性强，齿数的所有因数都可作为分度工位数，容易得到不等的分度；重复定位精度稳定。缺点:齿形加工较为复杂，转位、定位时动齿盘需要升降 ，并要有夹紧装置，成本高。c.数控转塔式四工位自动回转刀架传动方案的确定
8、：采用蜗轮-蜗杆传动：螺旋副加紧；电磁离合器制动：双插销机构预定位；端面齿盘精定位:霍尔元件发讯。2.2刀架的设计参数：(1) 定位精度：0.05mm;(2)重复定位精度：土 0.002mm;(3) 适用机床：C6140;(4) 多齿盘直径：4 175(72齿左右);(5) 刀架工位数：四工位；(6)定位控制元件：霍尔元件；(7)电机的选用：电机的转速与设计刀架的回转速度有美.先预定为1500min(8)刀座尺寸：200*192刀盘尺寸：200*1102.3动力参数的确定2.3.1 选择电机类型:根据工作要求和条件：功率小，起动转矩低，运转平稳等，无需调速、长期反复工作，故选用 N系列异步电动
9、机。取转速为 1400r/min 。2.3.2 电机容量的设计计算：由要求：自锁力 Q=1000 kgf500 kgf,此处取 Q=1000kgf 。螺旋副传动的牙型为梯形螺纹，可通过较小的扭矩获得较大的轴向力，并要求自锁。梯形螺纹的牙型角“ 二30,则牙型半角P= 15o,且有f=0.080.10。由于本刀架锁紧系统中的摩擦是由封闭系统弹性变形力所引起的，压力通常超过3 MPa,其摩擦系数比一般23倍，取螺杆中径d=85mm.a.求当量摩擦角：tgP=f/cosP , P =arctgf /cosP =11.7为保证电机驱动力矩消失后刀盘仍处于锁紧状态，丝杠螺母传动必须满足自锁条件：九 十(
10、17.5) 2.4d.6 = 23.2mm._. 一一 *_ .Cl 导程角：=4 34261轴向凶厚：Sa= nm=2.6mm2b.蜗轮尺寸及几何参数：齿数：Z2=51变位系数：x2 = _0.05分度圆直径：d = mz2 =1.6父 51 = 81.6mm喉圆直径：da2 = d2 +2ha2 = 81.6 + 2父 1.6 2 父 0.05父 1.6 = 83.2mma 22a 2齿根圆直径：df2 =d2 -2hf2 =81.6 2M1.2x1.6 = 76.16mm .11喉圆母圆半径：，g2 = a - - da2 = 50 一一乂 83.2 = 8.4mm223.1.5校核齿根
11、弯曲疲劳强度：Of = ：53KT YFa,Yp w k MPa(4-8)d1d2m cos W当里内数. zv2 -33一名r51.49(4-9)cos ； cos 4 34 26根据X2 =-0.500 Zv2 =51.49 从图11-19中(机械设计第七版)可查得齿形系数Yfh2=2.52螺旋角系数4%/必,，YB-1 -1 尸-0.9673,许用弯曲应力 G】f=G】fKfn从表-140140FF11-8(机械设计第七版)查得ZcuSn10P制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 b|=56MPa。 Fa寿命系数：Kfn=J 107=0.717(4-10)、2.02父107b】F =56M0.7
12、2 = 40.19MPa(4-11)1.53x1.21 x2.84x104, r 1ffF =x 2.752 x 0.9673 = 53.60 MPa bF = 40.32MPa20x81.6x1.6(4-12) 故弯曲强度/、满足要求。改用铸铝铁青铜(ZcuAl10Fe3)砂模铸造，其许用应力：bJ = 80MPa(4-13)则h =80父0.717 =57.36MPa(3-24)所以强度满足。3.1.6 精度等级和表面粗糙度的确定：考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB10089-88圆柱蜗杆、蜗轮精度中，选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB10089-88.
13、3.1.7 蜗轮蜗杆的结构：蜗杆的结构：由于蜗杆螺旋部分的尺寸不大，蜗杆与轴制成一体。蜗轮的结构：由于Dy10Omm故米用整体式铸造.3.1.8 蜗杆传动的热平衡计算：蜗杆传动效率低，所以工作时发热量大.在闭式彳动中，如果产生的热量不能及 时发散，将因温度不断升高，而使润滑油稀释，从而增大摩擦损失，甚至发生胶合.所 以，必须根据单位时间的发热量H等于同时间内的散热量H2的条件进行热平衡计算.以保证泊温稳定地处于规定的范围内，在规定条件下，保持正常的工作温度所需要的散热能力，面积为：c 1000P(1)2，八S =- m(4-14)小0 3)P为蜗杆传递的功率；n为蜗杆传递的效率；0td为箱体的
14、表面传热系数取(d =10W/m2 C)t0为润滑油的工作温度，取 t0 = 70 Ct为周围空气的温度，常温情况取20 Cc 1000M120父10一(1 -0.7)c 22/S L - 0.072m - 720cm(4-15)10 M (70-20),s, s,所以热平衡条件满足。3.2丝杆螺母传动的设计计算：3.2.1 螺母材料的选择：螺母材料选用铸锌铅青铜 ZQSn6-6-3,虽然ZQSn10-1非常耐磨，但成本太高 ZQSn6-6-3已经能满足要求。3.2.2 丝杆螺母几何尺寸的计算：a.选用T55梯形螺纹丝杆，螺距t=12mm;b.丝杆螺母尺寸：大径：d=46mm小径：d1=40m
15、m一.1.1，八八中径：d2 =_(d +d1) = _(46 +40) = 43mm22螺母外径：d0 =d+1=47mm螺母小径：d1 =d5 = 41mm1 1螺母中径：d2 =1(d 7d1 ) = 1(47 +41) =44mm2 2线速n=1。由于连接螺纹要求自锁性。故多用单线螺纹，若要求传动效率高则采用双线或二线螺纹。导程：S=P=12mmS12螺纹升角：4 = arctg= arctg=5.08叼2冗父43当量摩擦角：P=tg一充，由于选用的是 30的梯形螺纹，cos P1110.15二 2P =30 因而 1 =15 。当f=0.1 时，P=tg , = 8.82，儿 P ,
16、二cos15此丝杆能自锁。c.丝杆螺母的传动效率和驱动扭矩的计算：小小必 修tg九tg5.08 -效率：n =二丁 = 0.45tg(九十 P)tg(5.08-十5.9)驱动扭矩M:设所受的轴向力P,则螺纹中径d2的圆周力为Q =Ptg(九+ P),_ denPP驱动扭矩 M P tg (九十#) ，:d2 、一 、，2ntg 九Htg 九Pc-cPt二 M -P tg(7u + P)-(kgf,cmj)(4 16)ntg九2互力d.校核滑动螺旋传动：滑动螺旋工作时，主要承受转矩及轴向拉力(或压力)的作用，同 时在螺旋和螺母的旋合纹间较大的相对滑动。主要的失效形式是螺纹磨19损。因此滑动螺旋的
17、基本尺寸(即螺杆直径和螺母高度)，通常是根据耐 磨性条件确定的。对于受力较大的传动螺旋，还应校核螺杆的危险截面 以及螺母纹牙的强度，以防止发生塑性变形和断裂。对于精密传动螺纹 还应该校核螺杆的刚度。耐磨性校核：图4-1刀盘齿形图作用于螺杆的轴向力Q(N)主要是刀盘重力。螺纹的承压面积(指螺纹工作投影到垂直于轴向力的平面上的面 积)为A(mm2),螺纹中径d2 (mm螺纹工作高度h,螺纹螺距为P(mm), 螺母高度H(mm),螺纹的工作圈数n=H/p.d2=43mm h=25mm P=12mmH=64mm n=H/P=5则螺纹工作面的耐磨性条件为：c Q Q QP 218.86 12P = -=
18、 0.12Mpa PP (4-17)A .d2hn：d2hH二 43 2.5 64e.强度计算:空心轴工作时，承受轴向力Qffi扭矩T的作用，螺杆切应力的作用。 螺杆危险截面上既有压缩应力，又有切应力。在校核时根据第四强度理 论，求出危险截面的应力oca。(4-1812 4T 2=.Q2 3()2A dA= d12 =402 = 1256.6mm2(4-19)44_ , 3_Wr = L = - 403 = 1.26 104mm3(4-20)1616T = Q tgH +中v)(4-21)2f0.15孔=arctg. = arctg. = 8.82,=5.08(4-22)cos15cos15d
19、2 =43mm , Q=216.86NT=216.86(5.08+8.82)43/2=1153.85N mm (4-23)二 ca = 1 Q2 3(4T)21216.862 3(4 1153.85)2 = 19.91MpaA d11256.6 .40(4-24)口 = Z = 640 =160Mpa ,二Tca -7ij卜、l +m选取最小的定位超程角：刀盘反靠时，角速度 与愈小，收冲击也愈小。根据预定定位盘槽的 几何形状与尺寸，利用调整检测元件可获得很小的定位超程角，从而减 小反向启动后的加速时间，Q明显减小。设定定位超程角与插销长度：当销子处于反靠定位状态时，即反靠销与定位分别插入各自的
20、槽中， 若此时刀盘进行反转，则在惯性力矩作用卜反靠销极易沿周向滑动，使刀盘不能与反靠盘同步转动。所以应严格设定超程角P。P的大小应保证换向时定位销不在定位槽内。则插销尺寸应满足li +I2 = L +h,li：反靠销长度，12：定位销长度，L:反靠盘与预定位盘的间距，h:销槽与预定位槽的深度。其中I1式中各尺寸的制造公差及上卜两盘装配 的平行度公差可按一般精度IT8,补偿间隙0 -0.1mm ,用修配可获得。3.3.2 预定位机构与反靠机构：预定位销中间采用弹簧，使之与销配合起来起定位作用。同时， 预定位销的头部采用单斜面，由斜面作用使预定位销从槽中脱出。预定位销倾角50.4 一所以预定位盘的
21、槽的倾角也是50.4 一，与之相配。反靠盘上槽两边都有倾角，这是为了使反靠销能从两个方向脱出。预定位盘和反靠盘的结构尺寸由零件图给出。3.3.3 精定位机构多齿盘的设计：1)原理与特点：多齿盘定位由两个齿数和齿形相同的端面齿盘啮合而成。通常，一 个齿盘固定不动。另一个齿盘与分度回转部件固定连接。分度时，动齿 盘抬起，与定位盘脱开，然后转位，当转位至要求位置后，动齿盘与定 齿盘啮合并压紧。本设计中，我们将定齿盘在刀体外壳上之固定，而动齿盘和丝杆， 刀盘装在一起，丝杆移动时，动齿盘随之脱开啮合，刀盘同时也移动， 齿盘转位。到位后刀盘不再回转，往相反方向移动，从而夹紧工位。 2)设计计算：设计多齿盘
22、装置的主要依据是分度工位数， 定位精度，结构位置大 小和工作载荷。转化到齿盘上的工作载荷有扭矩 Mn,倾覆力矩Mr,轴向离F。，径向力Fr。结构参数口、P、(a)齿形角丁当槽面间隙E一定时，齿形角越小，EG小,即定位精度夜高。但学过小会削弱齿部刚性。通常 学=60：90。(b) 齿数Z齿数应是分度工位数的倍数，或所有需要的工位数 的最小公倍数。齿数越多，分度精度越高。但加工夜复杂。(c)齿盘直径D齿盘直径可按扭矩Md古算。一般D宜取大些，以提 高定位精度和稳定性。(d)模数m齿盘的模数m=D/Z，它仅起到表示齿形大小的作用，不 须选取标准值。M的常用范围为26mm.(e)齿宽按载荷大小选取，一
23、般为825mm B太大不利于提高分度 定位精度。(f ) 齿根槽宽b 一般取b之0.8 1mm360P =ZDi： y = sin 22D . 180 = sin2Z(4-25)h yDhtg _ 2tg _ 22.180 sin Z(4-26)h1 = h2 = h 2,:htg 一 二2D序号名称符号确定原则或计算公式结果1齿盘外径D按扭矩Mr#算D,D应根据结构取大些，以利于提高分 度定位精度。1752齿宽BB大利于提高齿盘承载能力，但不利于提高分度精度。103齿数ZZ是工位数的倍数，精度要求高时宜放大，但加工困难724模数MM=V/Z,常用 2 6。25外径上 节矩TT=nm4.716
24、齿形角3载荷小精度高时B宜取小值。607理论齿高H见公式4.088齿根槽宽B见公式1.359齿顶角2a见公式2950”10齿顶高Hf见公式3.3811齿顶倾角%见公式2390表3-1具体参数如下表：夹紧力计算火紧力应保证在最大工作载荷下仍能保持两齿盘的紧密啮合，但过 大的火紧力会引起齿盘变形。夹紧力VWT按下式计算：2Mn-一 2Mr-一W = S tg（- ：）Frtg （一 ：）一 Fo（4-27）D2D2式中：W为夹紧力（NDMn为齿盘承受的扭矩（NmMr为齿盘承受的倾覆力矩（Nm）Fr为齿盘承受的径向力（N）Fo为齿盘承受的轴向力（N）,方向与W目同时，式中取“-”号，与Wf 反时取“
25、 +” .D 为齿盘直径（m）3 为齿形角（二）P为摩擦角（）, 一般取5、-6S 为安全系数，一般取 S=1 1.5Fy : Fz : F1 =0.5:1:1.25,所以，F43 = Fi(1.25)12= F/(1.34)，2所以，F=1000kgfFx=259.2kgf,F1=965.8kgf倾覆力矩 Mr =FxMa=41465.7kgf/mm又Fy/0.5=F1/(0.5)1/2 = Fz/1,可得 Fy=431.9kgf ,Fz=772.6kgf驱动力矩 M n = Fz a = 123622.4kgf / mm安全系数S取1.3所以，123622.46031963.960W =1
26、.3tg(- 5)431.9tg( 5)。539 = 1140.1kgf验算齿面挤压应力齿面挤压应力的验算公式：2Mn 2MrP+ + Fr +Wctg 仃=S _DD2 # 算齿数，Z*0.5ZB 为齿宽（m）h0为齿的啮合高度W为夹紧力（N）S为安全系数，去S=1.3b 为许用挤压应力（Pa）,齿曲淬硬的取 =1=4x10123622.4 31963.9 60+431.9 +11140.1ctg 1 = 1.3 父 7575- = 2.89kgf / mm0.5x72x10x2x2.13T t 1所以，满足要求材料选择：齿盘的齿面要求有较高的硬度，内部有一定的韧性，要求材料的热变形 较小，
27、精密齿盘要求尺寸稳定性好，齿盘材料选用40Cr,热处理齿部D0.3700技术要求：（a） 相邻齿矩误差和累积误差：按回转部件的分度精度要求确定，根据刀具的精度要求，相邻齿矩误差和累积误差不至2（b） 安装基准孔轴线分度中心的位置度：精密齿盘应该在0.01mm以内。（c）安装基准端囿对分度平囿的平行度：精密齿盘应在0.005mm内。（d）齿面接触精度：齿面接触精度不仅影响风度精度，而且影响刚性，承载能力及稳定度。 齿矩误差同时影响接触最小齿数和接触齿的分布。齿形半角影响高的方向的接触率；齿向误差影响齿宽方向的接触率。齿倾误差对齿高和齿宽方向的接触率均有影响。因为接触精度能综合标志上述各项误差的影
28、响，实践中通常作为主要精度检验项目。推荐指标为：齿宽接触率：接触宽度为齿宽的 50% （精密齿盘为70%A上）。齿高接触率：接触高度为啮合高度的75%A上（精密齿盘为90%上）。接触齿数及分布：两齿盘在任意位置啮合时的接触齿数应在85%A上（精密齿盘应在90%A上）。接触不良的齿不应比连。（e ） 面光洁度：精密齿盘为 0.2 , 一般经磨齿和研齿的为 0.4。但考虑到 实际加工条件，本设计采用0.8,在研齿过程中，总是误差最大的齿首先接触研 磨。结果使误差逐渐减小并均化。因此，研磨的齿不仅可以提高齿面光洁度， 同时还可以提高精度。3.3.4 .蜗杆轴的校核：水平面/777,图4-6蜗杆轴弯矩
29、图电机转速n=1400r/minP=120WT C Pc 0.12Te =9.55父一 =9.55父二835.71N mmn1400设电机与蜗杆连接的传动功率为0.95 ,则T =Te父0.95= 739.92N mmF 1Ft d793.92202= 79.39NFa = Ft ctg 79.39 ctg4 34 26 -992.38NFr =Fa tg20 =992.38 tg20 =361.2NRhi +Rh2 = Ft =79.39 , Ft 67 = Rh2 M (67 + 72)二 Rhi =41.12N , Rh2 =38.27N由Ft引起的在a处的弯货!为：RH1 67 = 2
30、755.01N mmRvi +Rv2 =Fr =361.2N,Fr 72 = &1 （67 + 72）, Rv1 =187.09N,Rv2 =174.1N由Fr引起的在a处的弯矩为：RH1 67 =1.25x104 N mm由Fa弓1起的在a处的弯矩为：Fa d1 =992.38x2 =9923.8N22所以在垂直面内a处引起的弯矩为：9923.8+1.25父104 =2.24M104N mm在a处引起的总弯矩：M =JmH +mJ =12755.012 十（2.24M104）2 =2.26父105 mm11/4 22仃1 =一,=（2.26父10 ） +793.92 = 28.79Mpaw,
31、M 2 +M2 巴 2d33查表可知：仃&】，所以轴的强度在a处满足要求，在b、c处只受扭矩。Tmax =M2m% =翘四=0.5Mpa /】所以该蜗杆轴满足要求。Wn二16d34总结通过本次课程设计，使自己对所学的这门课程进一步加深了理 解，对于各方面知识之间的联系有了实际的体会。同时也深深感到 自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的跑离，在今后还需要继 续学习和实践。本设计中肯定会有许多欠缺，若想把它变成实际产品的话还需要 反复的考虑和探讨。但作为一次练习，确实给我们带来了很大的收 获，设计涉及到机械、材料等多方面的内容，通过设计计算、认证、 画图，提高r我对机械结构设计、控制系统设计及步进电动机的选 用等方面的认识和应用能力。总之，本次设计让我受益非浅，各方面的能力得到了 f 的提高。5参考文献1机械设计手册（第三版1 5卷）化学工业出版社2机械设计师手册机械工业出版社19893濮良贵.机械设计（第七版）高等教育出版社20014卢金鼎主编.机电一体化技术中国轻工业出版社19965毕承恩.现代数控机床（上册）机械工业出版社6苏翼林.材料力学（上、下册）高等教育出版社7成大千.机械设计图册化学工业出版社8陈婵娟.数控车床设计化学工业出版社9廖常初PLC变成及应用机械工业出版社
