毕业设计说明书

1、绪论毕业设计是培养学生实践的重要环节之一。它是在大学教学课程，机 械课程设计，金工实习等教学环节的基础上进行的。毕业设计的主要目的是培养我们综合运用所学基础知识、专业知识和 专业技术知识及技能来分析、解决一般工程技术问题，使我们建立正确的 设计思想，掌握工程设计的一般程序规则和设计方法，为走上工作岗位打 下一定的基础。通过毕业设计能进一步扩大和深化自己所学的基础知识、基本理论和 基本技能，提高自己的设计计算能力制图能力，是我们懂得如何编写技术 性文件，正确使用技术资料、手册及相关的工具书，更能培养我们严肃认 真、一丝不苟和实事的工作作风。从而实现从学生向工程技术人员的过渡。本设计题目为“数控机

2、床回转刀架设计”，它是根据实际情况，针对用 户需求而提出的毕业设计，是一次综合性、应用性、和实践性强的设计过 程。本次设计得到老师的悉心指导，并提出了许多宝贵意见和建议，在此 深表感。由于本人设计能力有限，实践经验不足，本设计中错误、不妥之 处再所难免，敬请各位老师批评指正。自动回转刀架的工作原理图1.1 自动回转刀架的换刀流程图1.2表示自动回转刀架在换刀过程中有关的销的位置。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落在反 靠圆盘7的十字槽，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，

3、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，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。匕誰回巻转动协aa)b)c）d）图1.2 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a）换刀开始时，圆柱销2与上盖圆盘1可以相对

4、滑动b）上刀体4完全抬起后，圆柱销2落入上盖圆盘1槽，上盖圆盘1将 带动圆柱销2及上刀体4一起转动c）上刀体4连续转动时，反靠销6可从反靠圆盘7的槽左侧斜坡滑出d）找到刀位后，刀架电动机反转，反靠销6反靠，上刀体停转，实现 粗定位上盖圆盘 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，如图 c 所示 。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

5、圆盘 7的 十字槽，至此，完成粗定位，如图d所示。此时反靠销6从反靠圆盘7的 十字槽爬不上来， 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的销孔， 之后， 上盖圆盘 1的下表面开始与圆柱销 2的头部滑动。 在些期间， 上、下刀本 的端面齿逐渐啮合，实现定位，经过设定的延时时间后，刀架电动机停转， 整个换刀过和结束。由于蜗杆副具有自 锁功 能， 所以 刀架 可稳定的 工作。2 总体结构设计2.1 减速机 构的设 计电动机选择三步相异步电动机，额定功率900W,额定转速为 1440r/min ， 而 刀架转速设定 30r/mi

6、n ， 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。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， 可以减少 整个装置的空间， 比较 精简 。2.2 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

7、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。2.3 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， 并在上刀体部加工出螺纹， 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

8、刀体与下刀体的端面齿能够完全脱离啮合状态。图2.1 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3主要传动部件的设计计算3.1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R=900W,额定转速 ni =1440r/min， 上 刀体设 计转速 匕=30r/min,贝U蜗 杆 畐H的 传动比i=1440/30=48。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Lh =10000h，因此对蜗杆的型号材 料的选择以及齿面接触

9、疲劳强度计算相当重要。3.1.1 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）。3.1.2 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4555HRC,以提高表面耐磨 性，选用锡磷青铜ZCuSn10P1，采用金属模铸造。3.1.3 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：f2ZeZa 3 KT

10、2E（3.1）H式中a蜗杆副的传动中心距，单位为mmK载荷系数；T 2作用在蜗轮上的转矩T2，单位为NmmZe弹性影响系数，单位为MP/2 ；Zp接触系数；h许用接触应力，单位为MP&从式（3.1 ）算出蜗杆副的中心距a之后，根据已知的传动比i=48,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设蜗杆头数乙=1 ,蜗杆的传动效率取n =0.8。由电动机的额定功率 R=90W,可以算得蜗轮传递的功率P2=P n ,再由蜗轮的轮转速rb=30r/min求得作用在蜗轮上的转矩：T2 9.55F2 / n 9.55片 / n2 9.55 80

11、 0.8/30N m 20373N mm（2）确定载荷系数K根据载荷情况查表，选K=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ZE=160MPa1/2。（4）确定接触系数Zp先假设蜗杆分度圆直径di和传动中心距a的比值di/a=0.35，从附录3 中可查得接触系数Zp=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J=1 ；蜗轮转速 n2=30r/min; 蜗杆副的使用寿

12、命Lh=10000h。则应力循环次数N=60Jn> Lh=60 X 1 X 30 X 10000=1.8 X 107寿命系数：Knh 8 107/N 0.929许用应力：H =KH H N' =0.929 X 268MPa=249MPa（6）计算中心距将以上各参数代入式（3.1 ）,求得中心距：a > 3 1.39 20373 （160 2.9/249）2 mm=46.2mm查附录1,取中心距a=50mm,已知蜗杆头数 乙=1 ,设模数 m=1.6mm, 得蜗杆分度圆直径d仁20mm。为时d1/ a =0.4 ,由附录3得接触系数 Z p =2.74。因为ZpV Zp ,所

13、以上述计算结果可用。3.1.4 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 乙=1 ,模数 m=1.6mm,轴 向齿距 Pa=n m=5.027mm,轴 向齿厚 Sa=0.5 n m=2.514mm分 度 圆直径di=20mm 直 径系数q=di/m=12.5，分 度圆 导程角 丫 =arctan(z i/q)=4 0 34 26"。取齿顶高系数 ha*=1， 径向间隙系数 c*=0.2 ， 则齿顶圆直径dai =di+2h a* m=20mm+21 x 1.6mm=23.2m

14、m齿根圆直径df1=d1-2m(ha *+c*)=20- 2x1.6x(1+0.2)mm=16.16mm。(2) 蜗轮参数与尺寸齿数 Z2=46， 模数 m=1.6mm， 分度圆 直径 d2=mZ2=1.6x48mm=76.8m，m 变位系数x2= a-(d 1+d2)/2/m=50-(20+76.8)/2/1 .6=1蜗轮齿根圆直径df2=d2-2m(h a*-x 2+ c *)=76.8-2x1.6x(1 -1+0.2)mm=76.16mm蜗轮齿顶圆弧半径r g2=a-d a2/2=(50-83.2/2)mm=8.4mm(3) 校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度即检验下式是否成立：f= ( 1.53

15、KT 2/d 1d2m) XYFazYp 三f(3.2)式中 F 蜗轮齿根弯曲应力，单位为MPa；YFa2蜗轮齿形系数；Yb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 Z1=1， 传动比 i=48 ， 可以算出蜗轮齿数 Z2=iZ 1=48。则蜗轮的当量齿数3乙 2=Z2/cos 丫 =48.46根据蜗轮变位系数X2=1和当量齿数Zv2 =48.46，查附录6，得齿形系数：YFa2 = 1.95螺旋角影响系数：Yb =1- 丫 /140 ° =0.967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：Kfn= 910

16、6/N =9 106/1.8 107 =0.725蜗轮的许用弯曲应力：f= f / Kfn=56X 0.725MPa=40.6MPa将以上参数代入（3.2 ），得蜗轮齿根弯曲应力：= 1.53 1.39 20373=20 76.8 1.6X 1.95 X 0.967MP*33.2MPa可见F V f,蜗轮齿根的弯曲强度满足要求。3.2蜗杆轴的设计3.2.1 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， b 600MPa 。3.2.2 按扭转强度初步估算轴的最小直径(aT)2ca(3.3 )扭转切应力为脉动循环变应力，取a 0

17、.6 抗弯截面系数W 0.1d3取 dmin 15.14mm323 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。D203D4图3.1轴的形状，直径和长度di d5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。d5轴上有一个键槽，故槽径增大5%。d1 d5 d1（15%）15.89mm,圆整 d1 d5 17mm。所选轴承类型为深沟球轴承，型号为6203， B 12mm， D 40mm。d2起固定作用，定位载荷高度可在（0.070.1 ） d1围。d2 d1 2a 19.38 20.04mm，故 d2取 20mm>d3为蜗杆与蜗轮啮

18、合部分，故d3 28mmd4 d2 20mm，便于加工和安装。L）为与轴承配合的轴段，则L1=12mmL2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65mm 故 L2 =43mmL3为蜗杆部 分长度L3 （11 0.06z2）m 21.92mm，圆整L3取30mmL4取55mm L5在刀架体部分长度为（12+8 ） mm伸出刀架部分通过联 轴器与电动机相连长度为50mm，故L5 70mm。两轴承的中心跨度为128mm,轴的总长为210mm。3.2.4 蜗杆轴的校核作用在蜗杆轴上的圆周力Ft2T1d1(3.4 )T19550000P 9550000 1056 N.mm 2.16 105

19、 N.mmn467其中 d1 28mm ,则Ft2T3d31.29 104N径向力Fr F ttan1.29 104 tan204.69 1 03 N切向力4NFbhFn cos30Fr cos601.37 104 cos30 4.69 103cos601.42F BVFr sin 60Fnsin304.69 103sin 601.37 104sin302.79104 N103N求水平方向上的支承反力Lir_h图3.3 水平方向支承力3Fah 5.4 10 NFchFbh Fah 1.42 104 5.4 103 8.8 103(N)求水平弯矩，并绘制弯矩图3MbhFah L1 1.59 10

20、 N mB图3.4 水平弯矩图求垂直方向的支承反力F切 9.81CFyapXFy f YFy vZFy KFy( 3.5 )查 表得，CF 142， XFy 0.73，YFy 0.67，ZF 0 其中 ap 6mm， f 0.6mm/ r， v 100m/ minX y ZF切 9.81Cap Fy f Fyv Fy K 9.81 142 6°'730.6067 N 3658N图3.5 垂直方向支承反力Fav1.99 103NFcvFbvFavF 切2.79 103 1.99 103 3.66 1032.86 103(N)求垂直方向弯矩，绘制弯矩图M BVFav L1586.

21、1 N mM cv F切 L3 441N m町广伽Mm图3.6 垂直弯矩图求合成弯矩图，按最不利的情况考虑Mb . M bh2 M bv2. (1.59 103)2586.12 N m 1.69 10N mM C M CV 441 N mISWIOh-f图3.7 合成弯矩图计算危险轴的直径Med , 0.11(3.6)查教材机械设计表i75，贝U16.3得，材料为38CrM°AIA调质的许用弯曲应力dB3 1.69 106mm 25.4mm0.1 75所以该轴符合要求3.3蜗轮轴的设计3.3.1 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

22、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 b 600MPa， 1b 55MPa。3.3.2 按扭转强度，初步估计轴的最小直径3 Me(3.8 ). 0.11查教材机械设计表16.3得，取45号调质钢的许用弯曲应力160，676.31030.160596103mm 48.3mm3d bdC: 0.1 6046.3mm由于轴的平均直径为34mm,因此该轴安全。3.3.3 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， d1即蜗轮轮芯为68mmd2为蜗轮轴轴径最小部分取34mmd3轴段与上刀架体有螺纹联接

23、，牙形选梯形螺纹，根据表，取公称直 径为 d3 44mm，螺距 P 12mm， H 6.5mm。查表得，外螺纹小径为31mm，、外螺纹中径为38mm，螺纹大径为45mm 螺纹小径为32mm，旋合长度取55mmL2尺寸长度为34mm，蜗 轮齿宽b2当Z13时，b20.75dal15.6mm，取b2 15mm。3.4中心轴的设计3.4.1 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b 600MPa，1b 55MPa。3.4.2 确定各

24、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，d1 15mm。d2与轴承配合，轴承类型为推力球轴承，型号为51203， d 17mm， d119mm， T19mm，D35mm，所以 d2 17mm。d3与轴承配合，轴承类型为推力球轴承，型号51204， d 25mm， d127mm， T15mm，D47mm。分配各轴段的长度L1 80mm， L2 93mm， L3 20mm。3.4.3 轴的校核轴横截面的惯性矩164(D4 d4)1993m车床切削力F=2KN, E=210GPa 3ql2 103 19536EI36 2 1 0 1 03 1 993.165.9

25、103qa ，-.、y(4l a)24EI2 10145324 210 1993.16(4 195 145)8.44 103mm因此中心轴满足刚度条件3.5齿盘的设计3.5.1 齿盘的材料选择和精度等级上下齿盘均选用45号钢，淬火，180HBS,初选7级精度等级。3.5.2 确定齿盘参数考虑齿盘主要用于精确定位和夹紧，齿形选用三角齿形，上下齿盘由 于需相互啮合，参数可相同，当蜗轮轴旋转150。时，上刀架上升5 mm， 齿盘的齿高取4 mm，由(3.9 )h (2ha* c*) m得算式 4= ( 2 X 1+0.25 ) m。标准值 h；1.0， c*0.25。求出m 1.78mm,取标准值m

26、 2mm。故齿盘齿全高 h (2h； c*)m 2 10.25) 2405mm。取齿盘圆直径d为120 mm。外圆直径为140mm。齿顶高 h； h；m 1 2mm。齿根高 hf (h； c*)m 2.5mm。齿数z 38齿宽b 10mm齿厚s m/2 3.14mm齿盘高为5 mm3.5.3 按接触疲劳强度进行计算(1) 确定有关计算参数和许用应力36 p16 60 10 3 0.75T 9.55 1 069.55 1 061 79 06.25 N ?mmn24(2) 取载荷系数kt 1.5(3) 由教材机械设计表12.13得齿宽系数 d 1.0(4) 由教材机械设计表12.12得材料的弹性影

27、响系数乙1898 MPa， 取 20，故 Zh 2.5。(5) 由教材机械设计图12.17( c)得H lim1 380， H lim 2380(6) Lh =60 X 24X 1 X (8 X 300 X 15)， N2=5.18 X 107 (7)由教材机械设计第三章中的数据得接触疲劳寿命系数（8）计算接触疲劳许用应力，取安全系数Sh1 ,由教材机械设计式（12.11 ）得Z N1 Hlin 1H1Sh362MPaH2ZN1 Hlin1SH362MPa按齿根抗弯强度设计由教材机械设计式（12.17）得抗弯强度的设计公式为(3.10)确定公式的各参数数值（1）由教材机械设计图12.23（ c）得抗弯疲劳强度极限F lim1F lim 2 160MPa（2）由教材机械设计中图12.24得抗弯疲劳寿命系数Yn1 1.0, Yn2 1.0（3）由教材机械设计中图12.21和图12.22得YFa1 2.63,YFa2 2.63