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班级：学号：姓名：指导老师：日期：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=90W。
,额定转速n1=1480r/min，上刀体设计转速1n2=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] )23(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p1=90W，可以算出蜗轮传动的功率p2=p1η，再由蜗轮的转速n2=40r/min求得作用在蜗轮上的转矩T2=p2n2=p1ηn2=·m=22923N·mm2）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=KA；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=；KV为动载系数，由于转数不高。
冲击不大，可取K KV=。
则载荷系数K=KA KB K ≈3）E弹性影响系数 ZE=160Mpa 1/2；4）确定接触系数Z P先假设蜗杆分度圆直径d1 和传动中心距a的比值d1d1/a=。
查表的Zp Zρ=金属模制H造蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC可查表的蜗轮的基本许用应力[σH] ‘=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；蜗轮转数n2=40r/min；蜗杆副的使用寿命L h=10000h。
则应力循环次数：N=60j n2 L h = ×10 7寿命系数：KHN =K HN许用接触应力：[σ ]=KHN× [σH] ‘K HN=186MPa6）计算中心距将以上各参数带入4-1，求得中心距：a = mm查表取a=63，已知蜗杆头数z1=1，设模数m=，得蜗杆分度圆直径d1d1=28mm。
这时d1d1/a=，查表得接触系数Z`P=。
因为Z`P<Z P较大，所以上述计算结果可用。
（4）蜗杆和涡轮的主要参数与几何尺寸由蜗杆和涡轮的基本尺寸和主要参数，算的蜗杆和涡轮的主要几何尺寸后，即可绘制蜗杆副的工作图。
=πm=轴向齿厚s a=π=， 1）蜗杆的参数与尺寸头数z1=1，模数m=，轴向齿距pa分度圆直径d1=28，⁄=，直径系数q=d1m=3016‘14“。
分度圆导程角γ=tan−1z1q取齿顶高系数h a∗=1，径向间隙系数c∗=，则齿顶圆直径d a1=d1+2h a∗m=，齿根圆直径d f1=d1-2m（h a∗+c∗）=。
2）涡轮参数与尺寸齿数z2=60，模数m=，分度圆直径为d2=m z2=96mm，变位系数x2=[a-(d1+d2)/2]/m=，涡轮喉圆直径为d a2=d2+2m（h a∗+x2）=，涡轮齿根圆直径d f2=d2-2m（h a∗-x2+c∗）=，涡轮咽喉母圆半径r g2=a-d a2/2=。
（5）校核涡轮齿根弯曲疲劳强度 即检验下式是否成立：σF =1.53KT 2d 1d 2m Y Fa2Y β≤[σF ]由蜗杆头数z 1=1，传动比i=35，可以计算出涡轮齿数z 2=i z 1=35则涡轮的当量齿数：z v2=z 2cos γ3= 根据涡轮变位系数x 2=和当量齿数z v2=，查表的齿形系数Y Fa2=螺旋角影响系数Y β=1-γ140°=根据涡轮的材料和制造方法，查表得涡轮基本许用弯曲应力：[σF ]′=56MPa涡轮的寿命系数：K FN =√106N 9= 涡轮的许用弯曲应力：[σF ]= [σF ]′ K FN =将数据带入得：[σF ]≈25.33MPa可见， [σF ]≤ [σF ]′，涡轮齿根的弯曲强度满足要求。
蜗轮材料 铸造方法单侧工作双侧工作 铸锡青铜ZCuSn10P1 砂模铸造 40 29金属模铸造 56 40铸锡锌铅青铜ZCuSn5Pb5Zn5 砂模铸造 26 22 金属模铸造 32 26铸铝铁青铜ZCuAl10Fe3 砂模铸造 80 57 金属模铸造 90 64灰铸铁 HT150 砂模铸造 40 28 HT200 砂模铸造 48 342.（1） 螺距的确定 刀架转位时，要求螺杆在转动约 的情况下，上刀体的端面齿与下刀体的端面齿完全脱离;在锁紧的时候，要求上下端面的啮合深度达2mm 。
因此，螺杆的螺距P应满足P>，今取螺杆的螺距P=6mm。
（2）确定其他参数采用单头梯形螺杆，头数n=1，牙侧角β= 150，外螺纹大径d1=50mm，牙顶间隙a c=，基本牙型高度H1==3mm，外螺纹牙高h3=，外螺纹中径d2=47mm，外螺纹小径d3=43mm，螺杆螺纹部分长度H=50mm。
（3）自锁性能校核螺杆-螺母材料均用45钢，查表取摩擦系数f=；再求得梯形螺旋副的当量摩擦角：≈6.50φV=tan−1fcosβ而螺纹升角：=Ψ=tan−1nPπd2小于当量摩擦角。
因此满足自锁条件。