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自动回转刀架设计说明书

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自动回转刀架设计说明书

沈阳理工大学课程设计专用纸№1沈阳理工大学目录1绪论„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„22自动回转刀架的工作原理„„„„„„„„„„„„„„„33总体结构设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„63.1减速机构的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„63.2上刀体锁紧与精定位机构的设计„„„„„„„„„63.3刀架抬起机构的设计„„„„„„„„„„„„„„64主要传动部件的设计计算„„„„„„„„„„„„„„„84.1蜗杆副的设计计算„„„„„„„„„„„„„„„„84.2蜗杆轴的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„114.3蜗轮轴的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„174.4中心轴的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„185结论„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„19参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„23沈阳理工大学课程设计专用纸№2沈阳理工大学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。沈阳理工大学课程设计专用纸№3沈阳理工大学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。沈阳理工大学课程设计专用纸№4沈阳理工大学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。ab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反靠圆盘沈阳理工大学课程设计专用纸№5沈阳理工大学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。沈阳理工大学课程设计专用纸№6沈阳理工大学图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上刀体沈阳理工大学课程设计专用纸№7沈阳理工大学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P190W,额定转速n11440r/min,上刀体设计转速n230r/min,则蜗杆副的传动比i1440/3048。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Lh15000h。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HEZZKTa4.1式中a蜗杆副的传动中心距,单位为mm;K载荷系数;T2作用在蜗轮上的转矩T2,单位为Nmm;EZ弹性影响系数,单位为MP1/2;Z接触系数;[]H许用接触应力,单位为MPa。沈阳理工大学课程设计专用纸№8沈阳理工大学从式(4.1)算出蜗杆副的中心距a之后,根据已知的传动比i48,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T2设蜗杆头数Z11,蜗杆的传动效率取η0.75。由电动机的额定功率P190W,可以算得蜗轮传递的功率P2P1η,再由蜗轮的轮转速n230r/min求得作用在蜗轮上的转矩T29.55P2/n29.55P1η/n29.55800.75/30Nm19435Nmm(2)确定载荷系数K载荷系数KKAKβKv。其中KA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KA1.15;Kβ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Kβ1.15;Kv为动载系数,由于转速不高、冲击不大,可取Kv1.05。刚载荷系数KKAKβKv1.151.151.05≈1.39(3)确定弹性影响系数ZE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ZE160MPa1/2。(4)确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a0.35,从附录3中可查得接触系数Z2.9。(5)确定许用接触应力[]H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'268MPa。已知蜗杆为单头,蜗轮每转一转时每个轮齿啮合的次数J1;蜗轮转速n230r/min;蜗杆副的使用寿命Lh10000h。则应力循环次数N60Jn2Lh60130150002.7107寿命系数KHN87/N100.929许用应力[]HKHN[]H′0.929268MPa249MPa(6)计算中心距将以上各参数代入式(4.1),求得中心距a≥322.9/249160037321.39mm45.3沈阳理工大学课程设计专用纸№9沈阳理工大学查附录1,取中心距a60mm,已知蜗杆头数Z11,设模数m2mm,得蜗杆分度圆直径d120mm。为时d1/a0.33,由附录3得接触系数Z′ρ2.74。因为Z′ρ<Zρ,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Z11,模数m2mm,轴向齿距Paπm6.282mm,轴向齿厚Sa0.5πm3.141mm,分度圆直径d120mm,直径系数qd1/m10,分度圆导程角γarctanz1/q542′32″。取齿顶高系数ha*1,径向间隙系数c*0.2,则齿顶圆直径da1d12ha*m20mm212mm24mm齿根圆直径df1d1-2mha*c*[20-2210.2]mm15.2mm。(2)蜗轮参数与尺寸齿数Z246,模数m2mm,分度圆直径d2mZ2248mm96mm,变位系数x2[a-d1d2/2]/m[60-2096/2]/1.61.25蜗轮喉圆直径da2d22mha*x2[962211.25]mm95mm蜗轮齿根圆直径df2d2-2mha*-x2c*[96-221-1.250.2]mm84.5mm(3)校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度即检验下式是否成立F(1.53KT2/d1d2m)YFa2Yβ≦[]F4.2式中F蜗轮齿根弯曲应力,单位为MPa;YFa2蜗轮齿形系数;Yβ螺旋角影响系数;[]F蜗轮的许用弯曲应力,单位为MPa。由蜗杆头数Z11,传动比i48,可以算出蜗轮齿数Z2iZ148。沈阳理工大学课程设计专用纸№10沈阳理工大学则蜗轮的当量齿数Zv2Z2/cos3γ48.46根据蜗轮变位系数x21和当量齿数ZV248.46,查附录6,得齿形系数YFa21.95螺旋角影响系数Yβ1-γ/1400.967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'56MPa蜗轮的寿命系数KFN96/N1097610/1.8100.725蜗轮的许用弯曲应力[]F[]F'KFN560.725MPa40.6MPa将以上参数代入(4.2),得蜗轮齿根弯曲应力F(1.531.3919435)/2084.521.950.967MPa43.2MPa可见F<[]F,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,MPab600。4.2.2按扭转强度初步估算轴的最小直径221[]caMaTW(4.3)扭转切应力为脉动循环变应力,取6.0a沈阳理工大学课程设计专用纸№11沈阳理工大学抗弯截面系数31.0dW取mmd14.15min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51dd,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。mmddd89.1551151,圆整mmdd1651。所选轴承类型为深沟球轴承,型号为6203,mmB12,mmD40。2d起固定作用,定位载荷高度可在(0.07~0.1)1d范围内。mmadd35.1929.17212,故2d取18mm。3d为蜗杆与蜗轮啮合部分,故mmd223。mmdd2024,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L122mm。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L242mm。3L为蜗杆部分长度mmmzL92.2106.01123,圆整3L取25mm。4L取55mm,5L在刀架体部分长度为(128)mm,伸出刀架部分通过联轴器与电动机相连长度为50mm,故mmL655。两轴承的中心跨度为120mm,轴的总长为215mm。4.2.4蜗杆轴的校核沈阳理工大学课程设计专用纸№12沈阳理工大学作用在蜗杆轴上的圆周力112dTFt(4.4)mmNmmNnPT.1025.2.46746.129550000955000051其中mmd281,则NNdTFt46331057.13201035.222径向力NFFtr341093.420tan10573.1tan切向力NFFtn441044.120cos1057.1cos/图4.2轴向受力分析NFFFrnBH4341063.160cos1093.430cos1057.160cos30cosNFFFnrBV3431096.230sin1057.160sin1093.430sin60sin求水平方向上的支承反力沈阳理工大学课程设计专用纸№13沈阳理工大学图4.3水平方向支承力0212LLFLFAHBHNNFAH34103.51815.2941811052.1107.8103.51052.1334NFFFAHBHCH求水平弯矩,并绘制弯矩图mNmNLFMAHBH33311060.1105.294103.5图4.4水平弯矩图求垂直方向的支承反力yyFyFyFyFZYXpFKvfaCF81.9切沈阳理工大学课程设计专用纸№14沈阳理工大学(4.5)查表得,142yFC,73.0yFX,67.0yFY,0yFZ其中mmap6,rmmf/6.0,min/100mvNNKvfaCFyyFyFyFyFZYXpF36586.0614281.981.967.073.0切图4.5垂直方向支承反力02132LLFLFLFAVBV切NNFAV3331001.21815.2945.1201076.31811081.21095.21076.31001.21081.23333NFFFFAVBVCV切求垂直方向弯矩,绘制弯矩图mNLFMAVBV3.591105.2941001.21331mNmNLFMCV443105.1201076.333切沈阳理工大学课程设计专用纸№15沈阳理工大学图4.6垂直弯矩图求合成弯矩图,在最坏的情况下考虑mNmNMMMBVBHB3223221069.11.5861059.1mNMMCVC441图4.7合成弯矩图计算危险轴的直径][1.013eMd4.6查教材机械设计表16.3得,材料为AIAMCr038调质的许用弯曲应力75][1,则沈阳理工大学课程设计专用纸№16沈阳理工大学mmmmdB8.60751.01069.163所以该轴符合要求。4.2.5键的选取与校核考虑到mmd89.1514.151055,实际直径为17mm,所以强度足够,由GB1095-79查得,尺寸55hb,mml20的A型普通平键。按公式kldTp3102(4.7)进行校核mNT2070,mmmmhk7145.05.0,l110,mmd92。查表得,取MPap130][则MPaMPakldTp7044.58921107207021023该键符合要求。由普通平键标准查得轴槽深mmt30,毂槽深mmt3.21t。4.3蜗轮轴的设计4.3.1蜗轮轴材料的选择,确定需用应力考虑到轴主要传递蜗轮转矩,为普通中小功率减速传动装置,选用45号钢,正火处理,查教材机械设计表16.3得弯曲许用应力和对称循环应力状态下的许用应力分别为MPab600,MPab551。4.3.2按扭转强度,初步估计轴的最小直径][1.013eMd(4.8)查教材机械设计表16.3得,取45号调质钢的许用弯曲应力60][1,则沈阳理工大学课程设计专用纸№17沈阳理工大学mmmmdB3.48601.0103.67633mmmmdC3.46601.01059633由于轴的平均直径为34mm,因此该轴安全。4.3.3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及直径和长度,1d即蜗轮轮芯为68mm。2d为蜗轮轴轴径最小部分取34mm。3d轴段与上刀架体有螺纹联接,牙形选梯形螺纹,根据表,取公称直径为mmd443,螺距mmP12,mmH5.6。查表得,外螺纹小径为31mm,内、外螺纹中径为38mm,内螺纹大径为45mm,内螺纹小径为32mm,旋合长度取55mm。2L尺寸长度为34mm,蜗轮齿宽2b当31z时,mmdalb6.1575.02,取mmb152。4.4中心轴的设计4.4.1中心轴的材料选择,确定许用应力考虑到轴主要起定位作用,只承受部分弯矩,为空心轴,因此只需校核轴的刚度即可。选用45号钢,正火处理,查教材机械设计表16.3得弯曲许用应力和对称循环应力状态下的许用应力分别为MPab600,MPab551。4.4.2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及直径和长度,mmd151。2d与轴承配合,轴承类型为推力球轴承,型号为51203,mmd17,mmd191,mmT19,mmD35,所以mmd172。3d与轴承配合,轴承类型为推力球轴承,型号51204,mmd25,mmd271,沈阳理工大学课程设计专用纸№18沈阳理工大学mmT15,mmD47。图4.8中心轴受力图分配各轴段的长度mmL801,mmL932,mmL203。4.4.3轴的校核轴横截面的惯性矩441993.1664IDdmm车床切削力F3KN,E210GPa333432101955.91066210101993.16BqlEI333210145441951458.441024242101993.16qaylammEI因此B<[B]y<[y]中心轴满足刚度条件。沈阳理工大学课程设计专用纸№19沈阳理工大学5结论6参考文献[1]尹志强.机电一体化系统设计课程设计指导书[M].北京机械工业出版社,200754-99[2]王润孝.机床数控原理与系统[M].甘肃西北工业大学出版社,200464-75[3]冯辛安.机械制造装备[M].北京机械工业出版社,200523-56[4]刘红文.材料力学[M].北京高等教育出版社,199861-111[5]余仲裕.数控机床维修[M].北京机械工业出版社,200252-81[6]郑文伟.机械原理[M].北京高等教育出版社,199745-68沈阳理工大学课程设计专用纸№20沈阳理工大学忽略此处..

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