自动回转刀架设计说明书.pdf

1 绪论 1 1 国内发展情况 1 绪论 1 1 国内发展情况 我国的刀架生产还处在发展阶段 品种 规格 可靠性等方面还需要有一个完善的 过程 远远没有达到成熟 基本上采用传统材料和传统 加上部分外购配套件的可靠性 较差造成产品整体的可靠性与外国的差距 国内部分刀架回转原理为电机经弹簧理合器带动蜗杆 再由蜗轮带动蜗杆旋转 当 刀架转体时 由霍尔元件不断检测刀架转体是否到位 到位后霍尔元件发出信号 然后 反转锁紧 主要采用有销盘 内齿盘 外齿盘组成的三端齿定位机构实现准确定位 其 控制部分主要选用 M C S 5 1 系列单片机以及 A T M E L 公司的 A T 8 9 等同类产品进行控制 烟台机床附件厂是目前我国生产刀架水平最高的厂家 特别是可以生产带刀头的刀 架 该厂家全套引进意大利的生产线 产品属于高档型 1 2 国外发展情况 1 2 国外发展情况 国外数控机床附件产品的开发应用比较早 经验丰富 再由于技术进步 新材料 新结构的不断出现与应用 使得其产品的可靠性比较高 国外主要分为日本和欧美两大流派 其产品的特点是夹紧力大 采用专用电机 体 积小 转矩大 可靠性高 耐磨 可靠性较高 比如 日本日研公司部分回转刀架的核 心部件蜗杆副 蜗轮采用氮化钢 齿部表面采用氮化处理 硬度高 蜗杆为硬质合金蜗 杆 整个蜗杆副为硬齿面接触 耐磨 既实现了高速又保证了高可靠性 还有德国的肖 特 S A U T E R 意大利的杜普洛马蒂克 D U P L O M A T I C 和巴鲁法迪 B A R U F F A L D I 等 他们都有自己的系列 规格和专利 像肖特 S A U T E R 的刀架 采用行星传动机构 其 结构紧凑 传动方向均为同一方向 没有像蜗杆副的降速机构的交叉轴设计 易于一体 化布置 采用牙嵌式齿行离合器的升起和加紧 空行程转角 小效率高 且自锁功能可 靠 其控制部分大都与机床一起采用 C N C 控制 目前国际比较好的系统有西门子 法拉 克 三菱等 1 3 结构组成与动作循环 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 陕西科技大学毕业设计说明书 2 1 4 技术性能与发展趋势 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 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4 10 刀槽的工作位 置定位精度在0 0 3 0 0 5mm 各种形位公差为0 020 03mm 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 1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 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 l s 最快己达0 l S 分度 频率为6 0 0 1 0 0 0 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 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1 0 5 p a 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 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 3 10 N左右 高性能产品可达 4 6 10 N 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 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 M T B F 为 4 5 10 N 次 高级的已经达到 4 2 10 N 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 现代典型数控转塔刀架的结构分析 1 5 1 液压式 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 I n d e x M o t o r 可使刀架简化 重复定位精度可达 0 1 刀盘加速时间仅为0 1 S 有较好的应 用前景 1 5 2 液压机械式 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 电动势 1 5 3 电动势 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 这类刀架以 T 形丝杠螺母机构产生锁紧力 电机正转时丝杠移动使两多齿盘分 离 再由反靠盘及插销带动刀盘转动到位 检测装置发讯时电机反转 插销向预分度糟 反靠实现预分度 由于另一端插销斜面作用 反靠盘与之分离 电机继续反转则使丝杠 连同刀盘反向位移至多齿盘啮合锁紧 该刀架转位周期为12S 不能双向转位 因只用一个传动链实现动作循环 各动 作协调由一特殊双插销机构实现 故结构紧凑 锁紧可靠 成为国内中 低档数控车床采 用的主要机型 3 双向滚子端面凸轮锁紧式 这类刀架采用正反方向均可实现转位锁紧的滚子端面凸轮机构 能就近换刀 1 6 控制与接口1 6 控制与接口 陕西科技大学毕业设计说明书 4 刀位检测元件多用无触点的霍尔元件或接近开关以及光电编码器 锁紧电机一般采 用三相交流电机 但开发应用体积小扭矩大 能频繁换向的专用电机对提高电动式刀架 性能十分重要 动力刀具驱动用可无级调速的伺服电机 数控转塔刀架与系统接口方式 常有如下两种 1 6 1 直接与数控系统接口 1 6 1 直接与数控系统接口 视不同系统给出的换刀控制信号 应设计相应的接口电路 通常由如下功能 方式 选择 刀位检测发讯 驱动功能 驱动执行器件完成转位锁紧等动作 保护功能 以脆 如机械电气故障 其逻辑电路一般可用继电器实现 1 6 2 通过可编程序控制器 P L C 与数控系统接口 1 6 2 通过可编程序控制器 P L C 与数控系统接口 用 P L C 实现接口可提高柔性和可靠性 1 7 各种刀架简介 1 7 1 简易经济型数控刀架 1 7 各种刀架简介 1 7 1 简易经济型数控刀架 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 所以正向工序长 回转空间小的卧式刀架过渡 1 7 2 高精度型数控刀架1 7 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 抬起式仿意大利巴 罗法蒂公司的 T A 刀架 其缺点是转阻塞度不能过高 只能单向回转 不抬起式仿意大利 I O E 型刀架 采用行星齿轮机构 或仿美国的三联分齿盘精定位 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 1 7 3 带动力刀具的数控刀架 1 7 3 带动力刀具的数控刀架 此种刀架只有烟台机床附件厂生产 全套引进意大利的生产线和专利 一般用于车削 加工中心 2 方案选择及论证 2 1 传动方案的分析和拟定 2 1 1 技术关键 2 方案选择及论证 2 1 传动方案的分析和拟定 2 1 1 技术关键 a 合理的整体布局及夹紧机构 以保证有足够的刚性 b 定位机构的设计 双插销配合多齿盘定位 c 发讯元件的选择 采用霍尔元件 2 1 2 数控立式四工位抬起式自动刀架传动方案的分析和拟定 2 1 2 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 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 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 陕西科技大学毕业设计说明书 6 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 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6 0 齿数啮合率一般不低于 9 0 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 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 3 主要参数的计算 3 1 刀架的设计参数 3 主要参数的计算 3 1 刀架的设计参数 1 定位精度 0 0 5 m m 2 重复定位精度 土 0 0 0 2 m m 3 适用机床 C 6 1 4 0 4 多齿盘直径 1 7 5 7 2 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1 5 0 0 m i n 8 刀座尺寸 2 0 0 1 9 2 刀盘尺寸 2 0 0 1 1 0 3 2 动力参数的确定 3 2 1 选择电机类型 3 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1 4 0 0 r m i n 3 2 2 电机容量的设计计算 3 2 2 电机容量的设计计算 由要求 自锁力Q 1 0 0 0 k g f 5 0 0 k g f 此处取 Q 1 0 0 0 k g f 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 30o 则牙型半角 P 15o 且有f 0 0 8 0 1 0 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 a MP 其摩擦系数比一般 2 3 倍 取螺杆中径d 8 5 m m a 求当量摩擦角 costgf cos11 7arctgf 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 1 51 所以 m a x 1 1 7 1 1 0 7 由实验表明 4 6 有满意效果 故取 5 b 螺杆的转速 n 1 2 8 r m i n 设计任务书给出 可得出传动比 01 1400 2850Inn 3 1 计算电机容量 dwa Pp 3 2 其中 P d 为电机所需功率 P w 为工作机所需工作功率 a 是由电动机至工作机主 动端的总效率 陕西科技大学毕业设计说明书 8 1 9550 w PTn 3 3 4 12345a 3 4 其中 1234 分别为轴承 蜗轮蜗杆 联轴器 滑动丝杠的传动效率 取 1 0 9 8 2 0 4 5 自锁时传动效率 30 99 40 6 120 d Pw 设计任务书给出 4 120 0 980 45 0 99 0 6482 wda PP W 3 5 c 计算螺杆上的扭矩 1 9550 9550 0 482 14003 3 w TPnNm 3 6 d 120 d Pw 选取型号J W 5 2 6 4 三相微型感应电机 其技术参数如下 e 各轴的运动动力参数 各轴转速 I 轴 蜗杆轴 1n 1 4 0 0 r m i n I I 轴 丝杠螺母 刀盘 2n 1 4 0 0 2 8 5 0 r m i n 各轴输入功率 I 轴 I I 120 0 99118 8 d PPw 3 7 I I 轴 2 12 118 8 0 980 4551 35 I PP C w 3 8 输出功率 I 轴 2 0 98114 1 II PPw 3 9 I I 轴 22 0 9851 35 0 9849 32 IIII PPw 3 1 0 电压 输出功率 转速 输入功率 质量 3 8 0 V 1 2 0 w 1 4 0 0 r m i n 1 5 0 w 3 0 k g 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 4 7 A 2 2 2 4 6 表 3 1 电机参数 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 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G B T 1 0 0 8 5 1 9 8 8 的推荐 采用渐开线 Z I 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 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4 5 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4 5 5 5 H R C 且心部调制蜗轮用铸锡青铜Z c u s n l O P 1 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H T 1 0 0 制造 4 1 3 按齿面接触疲劳强度设计 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 2 3 2 EP H Z Z aKT 4 1 a 用在蜗轮上的转矩 2 T 按 1 1Z 取效率0 7 则 3 664 2 2 2 118 8 0 7 10 9 55 109 55 102 84 10 1400 50 P TNmm n 4 2 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1K 由表 1 1 5 机械设计第七版 中 选取使用系数 K 1 1 5 由于转速不高 冲击不大 取动载荷系数1 05 V K 则 1 21 AV KKKK 4 3 c 确定弹性影响系数 E Z 由选用铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配合 故160 Ea ZMP 4 4 d 确定接触系数 P Z 陕西科技大学毕业设计说明书 10 先假设蜗杆分度圆直径为 1 d 和中心距 a 的比值 1 0 32da 从图 1 1 1 8 机械设 计第七版 中可查得 P Z 2 7 5 e 确定许用接触应力 H 根据蜗杆材料为铸锡磷青铜Z C u S n 1 0 P i 金属模铸造 蜗杆硬度大于4 5 H R C 可以从 1 1 7 机械设计第六版 中查得涡轮的基本许用应力 H 2 6 8 a MP 应力循环次数 2 60 n Njn L 设计要求寿命为 1 2 0 0 0 h 则 涡轮每转一转 每个轮齿啮合的 次数 7 1400 60 1120001 98 10 51 N 4 5 寿命系数 7 8 7 10 0 918 1 98 10 HN k 则 0 918 268246 1 HNa HH KMP 4 6 f 计算中心距 2 4 3 160 3 0 1 21 3 92 1050 73 246 1 amm 4 7 所以取中心距为 5 O m m 因i 5 0 故从表1 1 1 2 中取模数m 1 6 m m 分度圆直径1d 2 0 m m 则 1 0 4 d a 从图1 1 1 8 中可查得接触系数 2 743 0ZZ p 故以上计算结果可用 4 1 4 蜗轮蜗杆的主要参数及尺寸 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 2 4 2 页查得一组数据 轴向齿距 am1 65 027P 直径系数 d1m q12 5 齿顶圆直径 a11d2m202 1 623 2dmm 齿根圆直径 f11d2m202 1 616 2dmm 分度圆导程角 1 tan4 57394 34 26 Z art q 蜗杆的轴向齿厚 aS0 52 5133mmm 50 1 6 am 1122 20 1 12 5 4 3426 51 0 500dmm ZqzX a 蜗杆的几何尺寸及参数 轴向距 1 65 027 a Pmmm 直径系数 12 5q 齿根圆直径 11 2 4202 4 1 616 2 f ddmmm 齿顶圆直径 11 2202 1 623 2 a ddmmm 导程角 4 3426 轴向齿厚 1 2 6 2 a Smmm b 蜗轮尺寸及几何参数 齿数 2 51Z 变位系数 20 05x 分度圆直径 2 1 6 5181 6dmzmm 喉圆直径 222 281 62 1 62 0 05 1 683 2 aa ddhmm 齿根圆直径 222 281 62 1 2 1 676 16 ff ddhmm 喉圆母圆半径 22 11 5083 28 4 22 ga admm 4 1 5 校核齿根弯曲疲劳强度 4 1 5 校核齿根弯曲疲劳强度 2 2 12 1 53 cos FFaa F KT YYMP d d m 4 8 当量齿数 2 2 33 51 51 49 coscos 4 3426 v z z 4 9 根据 2 0 500X 2v z51 49 从图1 1 1 9 中 机械设计第七版 可查得齿形系 数 2 2 52 Fa Y 螺 旋 角 系 数 4 3426 110 9673 140140 Y 许 用 弯 曲 应 力 FN FF K 从表 1 1 8 机械设计第七版 查得Z c u S n 1 0 P i 制造的蜗轮的基本许 用弯曲应力 56 a F MP 寿命系数 6 9 7 10 0 717 2 02 10 FN K 4 1 0 56 0 7240 19 a F MP 4 1 1 4 1 53 1 21 2 84 10 2 752 0 967353 6040 32 20 81 6 1 6 FaFa MPMP f 4 1 2 故弯曲强度不满足要求 改用铸铝铁青铜 Z c u A l 1 0 F e 3 砂模铸造 陕西科技大学毕业设计说明书 12 其许用应力 80 a F MP 4 1 3 则 80 0 71757 36 a F MP 3 2 4 所以强度满足 4 1 6 精度等级和表面粗糙度的确定 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 G B 1 0 0 8 9 8 8 圆柱蜗 杆 蜗轮精度中 选择8 级精度 侧隙种类为f 标注为 8 f G B 1 0 0 8 9 8 8 4 1 7 蜗轮蜗杆的结构 4 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 Dp1 0 O m m 故采用整体式铸造 4 1 8 蜗杆传动的热平衡计算 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 H 2 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 2 0 1 1000 m tt p S d 4 1 4 P 为蜗杆传递的功率 为蜗杆传递的效率 d 为箱体的表面传热系数取 CmW d 10 2 0 t 为润滑油的工作温度 取Ct 70 0 t 为周围空气的温度 常温情况取C 20 22 3 720072 0 2070 10 7 01 101201000 cmmS 4 1 5 ss 1 所以热平衡条件满足 4 2 丝杆螺母传动的设计计算 4 2 丝杆螺母传动的设计计算 4 2 1 丝杆材料的选择 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4 0 C r 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 4 2 2 螺母材料的选择 螺母材料选用铸锌铅青铜Z Q S n 6 6 3 虽然Z Q S n 1 0 1 非常耐磨 但成本太高 Z Q S n 6 6 3 已经能满足要求 4 2 3 丝杆螺母几何尺寸的计算 4 2 3 丝杆螺母几何尺寸的计算 a 选用T 5 5 梯形螺纹丝杆 螺距t 1 2 m m b 丝杆螺母尺寸 大径 d 4 6 m m 小径 1 d 4 0 m m 中径 mmddd43 4046 2 1 2 1 12 螺母外径 mmdd471 0 螺母小径 mmdd415 1 螺母中径 mmddd44 4147 2 1 2 1 12 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 1 2 m m 螺纹升角 08 5 43 12 2 arctg d S rctg 当量摩擦角 cos 1 f tg 由于选用的是 30的梯形螺纹 302 因而 15 当f 0 1 时 82 8 15cos 15 0 1 tg 此丝杆能自锁 c 丝杆螺母的传动效率和驱动扭矩的计算 效率 45 0 9 508 5 08 5 tg tg tg tg 驱动扭矩M 设所受的轴向力P 则螺纹中径 2 d的圆周力为 PtgQ 驱动扭矩 2 2 d tgPM tg P tg nP d 2 2 Pt tg tg P M k g f c m 4 16 d 校核滑动螺旋传动 陕西科技大学毕业设计说明书 14 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 NQ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 2 mm 螺纹中径 2 d m m 螺纹工作高度h 螺纹螺距为P m m 螺母高度H m m 螺纹的工作圈数 n H p 2 d 4 3 m m h 2 5 m m P 1 2 m m H 6 4 m m n H P 5 则螺纹工作面的耐磨性条件为 Mpa hHd QP hnd Q A Q P12 0 645 243 1286 218 22 PP 4 1 7 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 ca 2 1 2 4 3 1 d T Q A ca 4 1 8 222 1 6 125640 44 mmdA 4 1 9 343 3 1 1026 140 1616 mm d Wr 4 2 0 2 2 d tgQT v 4 2 1 82 8 15cos 15 0 15cos arctg f arctg v 08 5 4 2 2 mmd43 2 Q 2 1 6 8 6 N T 2 1 6 8 6 5 0 8 8 8 2 4 3 2 1 1 5 3 8 5 N m m 4 2 3 Mpa d T Q A ca 91 19 40 85 11534 386 216 6 1256 1 4 3 1 222 1 2 4 2 4 Mpa s 160 4 640 4 ca 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 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 d P 为反靠冲击载荷 g P为 d P 所引起的销子的弹性变形 I I 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 64 4 D I 32 3 D 冲击时刀盘的动能 2 2 1 I 冲击过程 中 销子获得的弹性变形能 2 2 gdP P U 令 21 UU 并且 EJ mlmP P d g 3 2 即 W mpd 可得 W ml EJI3 式中 陕西科技大学毕业设计说明书 16 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 ml EI D 28 15 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 21 hLll 1 l 反靠销长度 2 l 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I 1 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 I T 8 补偿间隙mm1 0 用修配可获得 4 3 2 预定位机构与反靠机构 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 4 50 所以预定位盘的 槽的倾角也是 4 50 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 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M n 倾覆力矩M r 轴向离 0 F 径向力 r F 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E F 一定时 齿形角 越小 E G 越小 即定位精度夜高 但 过小会削弱齿部刚性 通常 90 60 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 陕西科技大学毕业设计说明书 18 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M n 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 6 m m e 齿宽按载荷大小选取 一般为8 2 5 m m B 太大不利于提高分度定位精度 f 齿根槽宽b 一般取b 0 8 1 m m 其他有关几何参数按以下公式计算 Z 360 Z DD y 180 sin 22 sin 2 4 2 5 Z tg D tg y h 180 sin 2 2 2 4 2 6 2 21 hhh D h tg 2 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M n 估算D D 应根据结构取大些 以利于提高分 度定位精度 1 7 5 2 齿宽 B B 大利于提高齿盘承载能力 但不利于提高分度精度 1 0 3 齿数 Z Z 是工位数的倍数 精度要求高时宜放大 但加工困难 7 2 4 模数 M M V Z 常用2 6 2 5 外径上 节矩 T T m 4 7 1 6 齿形角 载荷小精度高时 宜取小值 6 0 7 理论齿高 H 见公式 4 0 8 8 齿根槽宽 B 见公式 1 3 5 9 齿顶角 2 见公式 0592 1 0 齿顶高 f H 见公式 3 3 8 1 1 齿顶倾角 1 见公式 9923 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 2 2 2 2 0 FFrtg D Mr tg D Mn SW 4 2 7 式中 W 为夹紧力 N M n 为齿盘承受的扭矩 N m M r 为齿盘承受的倾覆力矩 N m F r 为齿盘承受的径向力 N 0 F 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 为齿形角 为摩擦角 一般取 65 S 为安全系数 一般取S 1 1 5 图4 5 夹紧力 切削力F 1 0 0 0 k g f 其分力1 5 0 3 0 zyx FFF 可得25 1 1 5 0 1 FFF zy 所以 2 1 34 1 2 1 25 1 3 0 1 FF Fx 所以 F 1 0 0 0 k g f x F 2 5 9 2 k g f 1 F 9 6 5 8 k g f 倾覆力矩mmkgfaFM xr 7 41465 又121 5 0 5 0 1zy FFF 可得 kgfFy9 431 kgfFz6 772 陕西科技大学毕业设计说明书 20 驱动力矩mmkgfaFM zn 4 123622 安全系数S 取1 3 所以 kgftgtgW1 1140 539 5 2 60 9 431 75 9 31963 5 2 60 75 4 123622 3 1 验算齿面挤压应力 齿面挤压应力的验算公式 0 2 22 BhZ WctgF D Mr D Mn S r 4 2 8 式中 为齿面挤压应力 P a Z 为计算齿数 Z 0 5 Z B 为齿宽 m 0h 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 P a 齿面淬硬的取 7 104 mmkgf ctg 89 2 13 2210725 0 2 60 1 111409 431 75 9 31963 75 4 123622 3 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 精密齿盘要求尺寸稳定性好 齿盘材料选用4 0 C r 热处理齿部D 0 3 7 0 0 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 0 1 m m 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 0 0 5 m m 以内 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5 0 精密齿盘为7 0 以上 齿高接触率 接触高度为啮合高度的7 5 以上 精密齿盘为9 0 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8 5 以上 精密齿盘 应在9 0 以上 接触不良的齿不应比连 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 4 3 4 弹簧的设计计算 4 3 4 弹簧的设计计算 1 材料的选择 根据弹簧的工作情况 选择 类型符合弹簧 选用碳素弹簧钢 强度高 性能 好 适用于做8 d的弹簧 2 计算弹簧钢的直径 2 F 最大工作载荷 kgfF12 2 查表得 2 661654 04 0mmkgf bp 假定绕旋比c 5 9 取c 7 123 1 7 615 0 474 174615 0 44 14 cc c K 曲度系数 4 2 9 按强度确定弹簧丝直径 mm KF d p c 989 1 66 7123 112 6 16 1 2 取d 2 m m 有效圈数 4 2 022 8 cF ffGP n G 切变模量 查表得 G 8 0 0 0 0 M p a 2 f 最大工作负载下的变形量 1 F 最小工作负荷 弹簧刚度 mmN ff FF K 23 5 5 012 12 12 mm K F f22 5 3 1 12 2 2 4 3 0 5 448 4 7128 22 525800 8 44 2 022 cF ffGP n 总圈数 75 25 4 5 22 1 nn 自由高度 当5 2 1 nn时 dPH n 2 0 节距 mmDP72528 0 5 028 0 2 5 365 425 47 0 H 取标准值 3 5 压并高度 mmdnHb25 165 2 5 07 5 0 1 压并变形量 mmHHf bb 75 1825 1635 0 陕西科技大学毕业设计说明书 22 螺旋角 96 8 25 12 2 arctg D P arctg 满足 95 的要求 3 验算 a 高径比 6 24 1 25 35 0 p SS 所以满足要求 c 验算共振 弹簧的自振频率为 zn H nD d f316 255 4 5 2 1056 31056 3 2 2 2 2 2 r f 强迫机械振动频率 rn ff 此弹簧适用 4 3 5 蜗杆轴的校核 4 3 5 蜗杆轴的校核 电机转速n 1 4 0 0 r m i n P 1 2 0 W mmN n P Te 71 835 1400 12 0 55 955 9 设电机与蜗杆连接的传动功率为0 9 5 则mmNTT e 92 73995 0 N d T Ft39 79 2 20 92 793 2 NctgctgFF ta 38 9926243439 79 NtgtgFF ar 2 3612038 99220 39 79 21 tHH FRR 7267 67 2 Ht RF NRH12 41 1 NRH27 38 2 由 t F 引起的在a 处的弯矩为 mmNRH 01 275567 1 7267 72 2 361 121 VrrVV RFNFRR NRNR VV 1 174 09 187 21 由 r F引起的在a 处的弯矩为 mmNRH 4 1 1025 1 67 图 4 6 蜗杆轴弯矩图 陕西科技大学毕业设计说明书 24 由 a F 引起的在a 处的弯矩为 N d Fa8 9923 2 20 38 992 2 1 所以在垂直面内a 处引起的弯矩为 mmN 44 1024 21025 18 9923 在a 处引起的总弯矩 mmNMMM VH 424222 1026 2 1024 2 01 2755 Mpa d MMw n 79 2892 793 1026 2 2 3 11 224 3 22 1 查表可知 所以轴的强度在a 处满足要求 在b c 处只受扭矩 Mpa d W M n n 5 0 16 92 793 3 max max 所以该蜗杆轴满足要求 5 刀架的接口与控制 5 1 基本硬件组成 5 刀架的接口与控制 5 1 基本硬件组成 控制部分主要采用可编程控制器进行控制 可以方便灵活的调整控制过程以及控制 速度 为力检测是否到所需要的刀位 我们采用霍尔元件进行到位检测 是否压紧则采 用行程开关进行检测 任何一个N C 系统都由硬件和软件两个部分组成 硬件是一个N C 系统的基础 其性能 的好坏直接影响整个系统的工作性能 有了硬件 软件才能有效进行 机床的数控系统 的硬件电路概括起来由以下机部分组成 1 中央处理单元部分C P U