数控车床自动回转刀架结构设计

哈尔滨理工大学课程设计说明书

设计题目：数控车床自动回转刀架结构设计

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设计任务

题目：数控车床自动回转刀架结构设计

任务：设计一台四工位立式回转刀架，适用于C616或C6132经济型数空车床。要求绘制自动回转刀架的机械结构图。推荐刀架所用电动机的额定功率为

90W，额定转速1480r/min，换刀时要求刀架转动的速度为40r/min，减速装置的传动比为i=37。

总体结构设计

1、减速传动机构的设计

普通的三项异步电动机因转速太快，不能直接驱动刀架进行换刀，必须经过适当的减速。根据立式转位刀架的结构特点，采用蜗杆副减速时最佳选择。蜗杆副传动可以改变运动的方向，获得较大的传动比，保证传动精度和平稳性，并且具有自锁功能，还可以实现整个装置的小型化。

2、上刀体锁紧与精定位机构的设计

由于刀具直接安装在上刀体上，所以上刀体要承受全部的切削力，其锁紧与定位的精度将直接影响工件的加工精度。本设计上刀体的锁进玉定位机构选用端面齿盘，将上刀体和下刀体的配合面加工成梯形端面齿。当刀架处于锁紧状态时，上下端面齿相互啮合，这时上刀体不能绕刀架的中心轴旋转；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，完成转位动作。

3、刀架抬起机构的设计

要想使上、下刀体的两个端面齿脱离，就必须设计适合的机构使上刀体抬起。本设计选用螺杆-螺母副，在上刀体内部加工出内螺纹，当电动机通过蜗杆-涡轮带动蜗杆绕中心轴转动时，作为螺母的上刀体要么转动，要么上下移动。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，所以螺杆的转动会使上刀体向上移动。当端面齿脱离啮合时，上刀体就与螺杆一起转动。

设计螺杆时要求选择适当的螺距，以便当螺杆转动一定的角度时，使得上刀梯与下刀体的端面齿能够完全脱离啮合状态。

下图为自动回转刀架的传动机构示意图，详细的装配图在一号图纸上。

三、自动回转刀架的工作原理

自动回转刀架的换刀流程如下图。

图上表示自动回转刀架在换刀过程中有关销的位置。其中上部的圆柱销2和下部的反靠销6起着重要作用。

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落在圆盘7的十字槽内，上刀体4的端面齿和下刀体的端面齿处于啮合状态（上下端面齿在图

中未画出）。

需要换刀时，控制系统发出刀架转位信号，三项异步电动机正向旋转，通过蜗杆副带动蜗杆正向转动，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1700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）。

上盖圆盘1、圆柱销2以及上刀体4在正转的过程中，反靠销6能够从反靠圆盘7中十字槽的左侧斜坡滑出，而不影响上刀体4寻找刀位时的正向转动。

上刀体4带动磁铁转到需要的刀位时，发信盘上对应的霍尔元件输出低电平信号，控制系统收到后，立即控制刀架电动机反转，上盖圆盘1通过圆柱销2带动上刀体4开始反转，反靠销6马上就会落入反靠圆盘7的十字槽内，至此，完成粗定位。此时，反靠销6从反靠圆盘7的十字槽内爬不上来，于是上刀体4停止转动，开始下降，而上盖圆盘1继续反转，其直槽的左侧斜坡将圆柱销2的头部压入上刀体4的销空内，之后，上盖圆盘1是下表面开始与圆柱销2的头部滑动。再次期间，上、下刀体的端面齿逐渐啮合，实现精定位，经过设定的延时时间后，刀架电动机停转，整个换刀过程结束。

由于蜗杆副具有自锁功能，所以刀架可以稳定地工作。

蜗杆-涡轮减速销连接

蜗杆-涡轮减速

主要传动部件的设计

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

蜗轮与上刀体直联。已知电动机额定功率p

1

=90W。,额定转速n1=1480r/min，上刀体设计转速n2=40r/min，蜗杆副的传动比i=n1/n2=37。刀架从转位到锁紧时，需要蜗杆反向，工作载荷不均匀，启动时冲击较大，今要求蜗杆副的使用寿命

L h=10000h。

（1）蜗杆的选型 GB/T10085-1988推荐采用渐开线蜗杆和锥面包络蜗杆。本设计采用结构简单，制造方便的渐开线型圆柱蜗杆。

（2）蜗杆副的材料刀架中的蜗杆副传动的功率不大，但蜗杆转速干，一次，蜗杆的材料选用45钢，其螺旋齿面要淬火，硬度为45～55HRC,以提高其表面耐磨行；蜗轮的转速较低，其材料主要考虑耐磨性，选用铸锡磷青铜

ZCuSn10P1，采用金属模制造。

（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，多因齿面胶合或点蚀而失效。因此，进行载荷计算时，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再按齿根弯曲疲劳强度进行校核。

按蜗轮接触疲劳强度条件设计计算的公式

a≥√KT2(Z E Z P

[σH] )2

3

(4-1)

式中 a——蜗杆副的传动中心距，单位mm；

K——载荷系数；

T2——作用在涡轮上的转矩T2，单位；

Z E——弹性影响系数ZE；

[σH]——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=35，

查表选择一个合适的中心距a值，以及相应的蜗杆，蜗轮参数。

1）确定作用在蜗轮上的转矩T2,设蜗杆头数Z1=1，蜗杆副的传动效率η=，

由电动机的额定功率p

1=90W，可以算出蜗轮传动的功率p

2

=p

1

η，再由蜗

轮的转速n2=40r/min求得作用在蜗轮上的转矩

T2=p2

n2=p1η

n2

=·m=22923N·mm

2）确定载荷系数K 载荷系数K= KA KB K。其中KA为使用系数，有表6-3查得，由于工作载荷不均匀，启动时冲击较大，因此取KA=K A；Kβ为齿向分布系数，因工作载荷在启动和停止时有变化，故取KB Kβ=；K V为动载系数，由于转数不高。冲击不大，可取K K V=。则载荷系数K=KA KB K ≈

使用系数K A