回转刀架资料

PAGE4陕西科技大学毕业设计说明书1.3.结构组成与动作循环典型的数控转塔刀架一般有动力源（电极或油缸，液压马达）、机械传动机构、预分度机构、定位机构、锁紧机构、检测装置、接口电路、刀具安装台（刀盘）、动力刀座等组成。数控转塔刀架的动作循环为：T指令（换刀指令）刀盘放松（抬起）转位刀位检测预分度精确定位刀具锁紧结束，答复信号。1.4.技术性能与发展趋势数控转塔刀架的技术发展很快，现正逐步形成标准定型产品。我国数控转塔刀架标准草案中所规定的主要技术性能如下：1.4.1.精度定位精度要求高，一般要求工位目标位置重复定位精度在，刀槽的工作位置定位精度在0.03-0.05。各种形位公差为。因此定位机构均采用精密多齿盘。先进工艺用浮硬齿面对研,重复定位精度可高达另外,刀盘加工趋向用淬火硬磨削,以获得刀槽精度的长期保持性及高的刚度。1.4.2.运转性能主要是转位时间和转位频率。先进水平一次转位周期0.3—ls,最快己达0.lS。分度频率为600—1000次/h。双向转位就近换刀(最短路程换刀)的结构正在开发应用,如双向滚子端面凸轮机构,可显著缩短换到周期。为了克服刀盘高速转位引起的惯性冲击,使用恰当的缓冲元件是其发展趋势。1.4.3.润滑与密封目前趋向于开发能终生润滑的产品,即在使用全过程中,不需要用户再采取任何润滑措施。因工作环境恶劣,对密封性能要求很高,通常规定在刀架体内棋道压力105pa气路,浸入装有防锈液的试验箱内,在规定时间内,不得有漏气现象。1.4.4.负载能力与刚度数控转塔刀架的负载能力与刚度,除了与有关零件的尺寸、形状、结构等有关外,受刀盘锁紧力影响也很大。一般小型产品锁紧力为左右,高性能产品可达以上。对数控转塔刀架的静刚度目前尚无规范要求,有的企业标准已经提出测详见定,但缺乏数据指示。对动刚度,动态性能,在生产实践中反映出其影响明显,但也无可靠数据指示提出,这些方面是今后研究开发中的重要方向。1.4.5可靠性方面可靠性是产品性能的综合反映。对转塔刀架目前一般要求平均无故障时间(MTBF)为次,高级的已经达到次以上,国内产品在设方面亟待提高。1.5现代典型数控转塔刀架的结构分析1.5.1.液压式 这类刀架用液压缸实现刀盘锁紧,低速大扭矩液压马达驱动刀盘转位。液压缸可获得很大的锁紧力,故刀架刚性很好。该机构适用于重负荷切削,且易双向转位就近换刀,大型数控车床应用较多。 近年已开发出将液压马达和滚珠式预分度机构合为一体的液压分度马达(IndexMotor)。可使刀架简化,重复定位精度可达。刀盘加速时间仅为0.1S,有较好的应用前景。1.5.2.液压机械式这类刀架用液压缸锁紧刀盘,转位和预分度则用点电机通过机械传动装置实现,如槽轮机构。目前趋向采用动态性能较好的间歇凸轮转位机构。 1.5.3 这类刀架以电机为动力源,使用方便,应用最多。主要形式有以下几种： （1）单面凸爪锁紧式是我国自行开发的小型产品刀盘主轴上固联有单向凸爪离合器的右半。电机经蜗轮传动使主动凸爪(离合器左半)正向旋转,两个半离合器结合,两定位多齿盘觉分开啮合,刀盘转位。到位后反向旋转,刀盘转动被预分度机构的定位销阻止,由于凸爪斜面作用使离合器左右两半分离,使刀盘右移实现定位锁紧。此形式结构紧凑,但锁紧力靠机构的弹性变形产生,调整较难,主轴刚度不宜大,适用于低速低载,如仪表及床上使用。（2）双插销反靠式3主要参数的计算3.1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：φ175(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关.先预定为1500\min（8）刀座尺寸：200*192刀盘尺寸：200*1103.2动力参数的确定3.2.1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系列异步电动机。取转速为1400r/min。3.2.2电机容量的设计计算:由要求:自锁力Q=1000kgf—500kgf,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α=,则牙型半角P=,且有f=0.08～0.10。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,其摩擦系数比一般2～3倍,取螺杆中径d=85mm. a.求当量摩擦角:，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:,所以λmax=11.7-1=10.7，由实验表明λ=4～6有满意效果,故取λ=5。b.螺杆的转速n1=28r/min（设计任务书给出）可得出传动比：（3-1）计算电机容量：（3-2） 其中,Pd为电机所需功率:Pw为工作机所需工作功率；是由电动机至工作机主动端的总效率： （3-3）（3-4） 其中分别为轴承、蜗轮蜗杆、联轴器、滑动丝杠的传动效率。取=0.98,=0.45(自锁时传动效率),,（设计任务书给出）W（3-5）c.计算螺杆上的扭矩:（3-6）d.，选取型号JW-5264三相微型感应电机，其技术参数如下：电压输出功率转速输入功率质量380V120w1400r/min150w3.0kg额定电流起动转矩/:额定转矩最大转矩/额定转矩起动电流0.47(A)〉2.2>2.4〈6表3-1电机参数表3-1电机参数e.各轴的运动动力参数 ①各轴转速I轴(蜗杆轴)=1400(r/min)II轴(丝杠螺母、刀盘)=1400/28=50(r/min)②各轴输入功率I轴（3-7）II轴w（3-8）输出功率I轴（3-9）II轴（3-10）4传动机构的设计计算4.1蜗杆传动的设计计算:4.1.1选择蜗杆传动类型:根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线（ZI）蜗杆，这种蜗杆的端面齿廓是渐开线，所以相当于少一个齿数。4.1.2选择材料由于蜗杆传动效率不高，速度也只是中等,故蜗杆用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋要求淬火硬度为45-55HRC且心部调制蜗轮用铸锡青铜ZcusnlOP1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。4.1.3按齿面接触疲劳强度设计:根据闭式蜗杆传动的设计准则,先根据齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲强度应有:(4—SEQ(4—\*ARABIC1）a.用在蜗轮上的转矩：按，取效率则(4—SEQ(4—\*ARABIC2)b.确定载荷系数K：因工作载荷较稳定,所以取齿向载荷分布系数由表11-5(机械设计第七版)中选取使用系数=1.15由于转速不高,冲击不大,取动载荷系数则（4-3）c.确定弹性影响系数：由选用铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配合,故(4-4）d.确定接触系数:先假设蜗杆分度圆直径为和中心距a的比值从图11-18(机械设计第七版)中可查得=2.75e.确定许用接触应力：根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSn10Pi金属模铸造,蜗杆硬度大于45HRC可以从11-7(机械设计第六版)中查得涡轮的基本许用应力=268应力循环次数设计要求寿命为12000h则(涡轮每转一转,每个轮齿啮合的次数)(4-5)寿命系数：则(4-6)f.计算中心距:(4-7)所以取中心距为5Omm；因i=50，故从表11-12中取模数m=1.6mm分度圆直径=20mm，则，从图11-18中可查得接触系数，故以上计算结果可用。4.1.4蜗轮蜗杆的主要参数及尺寸:根据以上计算结果,从机械设计第七版第242页查得一组数据:轴向齿距：直径系数：齿顶圆直径：齿根圆直径：分度圆导程角：蜗杆的轴向齿厚：a.蜗杆的几何尺寸及参数:轴向距：直径系数：齿根圆直径：齿顶圆直径：导程角：轴向齿厚：b.蜗轮尺寸及几何参数:齿数：变位系数：分度圆直径：喉圆直径：齿根圆直径：喉圆母圆半径：4.1.5校核齿根弯曲疲劳强度(4-8)当量齿数：(4-9)根据从图11-19中(机械设计第七版)可查得齿形系数螺旋角系数许用弯曲应力从表11-8(机械设计第七版)查得ZcuSn10Pi制造的蜗轮的基本许用弯曲应力。寿命系数：(4-10)(4-11)(4-12)故弯曲强度不满足要求。改用铸铝铁青铜(ZcuAl10Fe3)砂模铸造，其许用应力：（4-13）则（3-24）所以强度满足。4.1.6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8fGB100894.1.7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D10Omm,故采用整体式铸造.4.1.8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.在闭式传动中,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：(4-14)P为蜗杆传递的功率；为蜗杆传递的效率；为箱体的表面传热系数取（）为润滑油的工作温度，取为周围空气的温度，常温情况取(4-15)，所以热平衡条件满足。4.2丝杆螺母传动的设计计算：4.2.1丝杆材料的选择：由于机床丝杆螺母的主要失效形式是磨损，以及切削细长螺纹时时刀具磨损使丝杠产生表面缺陷和较大的内应力，所以选择丝杆材料及热处理，应从高的耐磨性，良好的加工性能及长期的尺寸稳定性来进行考虑。选择合金钢40Cr,8级精度，淬硬，热处理使之具有相当的耐磨性。4.2.2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。4.2.3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：=40mm中径：螺母外径：螺母小径：螺母中径：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三线螺纹。导程：S=P=12mm螺纹升角：当量摩擦角：，由于选用的是的梯形螺纹，因而。当f=0.1时，，，此丝杆能自锁。c.丝杆螺母的传动效率和驱动扭矩的计算：①效率：②驱动扭矩M：设所受的轴向力P,则螺纹中径的圆周力为，驱动扭矩，，（kgfcm）(4—16)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损。因此滑动螺旋的基本尺寸(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(),螺纹中径（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.=43mmh=25mmP=12mmH=64mmn=H/P=5则螺纹工作面的耐磨性条件为：（4-17）e.强度计算：空心轴工作时，承受轴向力Q和扭矩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。(4-18）(4-19)(4-20)(4-21)，(4-22)，Q=216.86NT=216.86(5.08+8.82)43/2=1153.85Nmm(4-23)(4-24),故强度满足要求。4.3定位机构的设计：4.3.1插销的设计计算：刀盘反靠时，刀盘与定位销受到定位槽的阻止，转速突然变为0，定位销受冲击载荷。可以用能量法近似计算插销的直径。下图给出的插销的力学模型。图4-2插销的力学模型为反靠冲击载荷；为所引起的销子的弹性变形；II为销子伸出长度；I为销子的销孔内的长度。对直径为D的圆柱形销，有，，冲击时刀盘的动能：，冲击过程中，销子获得的弹性变形能：，令，并且，即；可得：。式中：I刀盘转动惯量；冲击瞬间刀盘角速度；E插销材料弹性摸量；J插销截面惯性矩；W插销截面抗弯摸数；插销材料许用应力。最后可得：选取最小的定位超程角：刀盘反靠时，角速度愈小，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，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槽中，若此时刀盘进行反转，则在惯性力矩作用下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。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：反靠销长度，：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下两盘装配的平行度公差可按一般精度IT8,补偿间隙，用修配可获得。4.3.2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。预定位销倾角所以预定位盘的槽的倾角也是，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。4.3.3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。图4-3多齿盘原理2）设计计算：设计多齿盘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，径向力。结构参数、、多齿盘的结构参数有齿形角，齿数，齿盘直径，模数，齿根槽宽和槽深等。、图4-4多齿盘的结构（a）齿形角当槽面间隙EF一定时，齿形角越小，EG越小，即定位精度夜高。但过小会削弱齿部刚性。通常=。（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Mn估算。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2—6mm.（e）齿宽按载荷大小选取，一般为8—25mm，B太大不利于提高分度定位精度。(f)齿根槽宽b一般取b0.8—1mm。其他有关几何参数按以下公式计算：(4-25)(4-26)表4-1具体参数如下表：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Mn估算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=4.716齿形角β载荷小精度高时β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2见公式10齿顶高见公式3.3811齿顶倾角见公式夹紧力计算夹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，但过大的夹紧力会引起齿盘变形。夹紧力W可按下式计算：(4-27)式中：W为夹紧力（N）Mn为齿盘承受的扭矩（Nm）Mr为齿盘承受的倾覆力矩（Nm）Fr为齿盘承受的径向力（N）为齿盘承受的轴向力（N），方向与W相同时，式中取“-”号，与W相反时取“+”.D为齿盘直径（m）β为齿形角（）为摩擦角（），一般取S为安全系数，一般取S=1—1.5图4-5夹紧力切削力F=1000kgf,其分力，可得，所以，所以，F=1000kgf=259.2kgf,=965.8kgf倾覆力矩又，可得，驱动力矩安全系数S取1.3所以，验算齿面挤压应力齿面挤压应力的验算公式：(4-28)式中，σ为齿面挤压应力（Pa）为计算齿数，0.5ZB为齿宽（m）为齿的啮合高度W为夹紧力（N）S为安全系数，去S=1.3为许用挤压应力（Pa）,齿面淬硬的取=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，精密齿盘要求尺寸稳定性好，齿盘材料选用40Cr，热处理齿部D0.3—700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(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）安装基准端面对分度平面的平行度：精密齿盘应在0.005mm以内。(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%以上）。齿高接触率：接触高度为啮合高度的75%以上（精密齿盘为90%以上）。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%以上（精密齿盘应在90%以上）。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