回转刀架

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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4\"—10\",刀槽的工作位置定位精度在0.03-0．０5mm。各种形位公差为0.020.03mm。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

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103N左右,高性能产品可达 6104N 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 5104N次，高级的已经达到2104N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（Indｅx Moｔor) 。可使刀架简化,重复定位精度可达0.1\"。刀盘加速时间仅为０．１Ｓ,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。 ﻩ1.5.3. 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：

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

(1)单面凸爪锁紧式

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12S, 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

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

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（PLC)与数控系统接口

用 ＰLＣ 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

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

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 ＴＡ 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 IOE 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

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

（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 （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

①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。

②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

①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。 ②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60%，齿数啮合率一般不低于90%;

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 :

（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*11０

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1４00r/ｍｉn。 ３．２.２ 电机容量的设计计算 :

由要求 :自锁力Q=10０0 kｇf—５0０ kｇf,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=30o,则牙型半角 P=15o,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 3MPa，其摩擦系数比一般2～3倍,取螺杆中径d=85mm．

ﻩa.求当量摩擦角 :tgf/cos ，arctgf/cos11.7

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:(1～1.5)，

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）

（３－1)

计算电机容量 ：Pdpw/a (3-2)

ﻩ其中 ,Pd 为电机所需功率 :Pw 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:

ﻩ PwT*n1/9550 （3-3） a124345 （3－4)

可得出传动比:In0/n11400/2850

2，3，4， 其中 1，分别为轴承、蜗轮蜗杆、联轴器、滑动丝杠的传动效率。取1=0.98,2 ＝0．4５（ 自锁时传动效率 ),30.99 ,40.6

Pd120w (设计任务书给出)

PwPd/a120/0.9840.450.990.6482Ｗ （３-5）

c. 计算螺杆上的扭矩 :

T9550Pw/n195500.482/14003.3N•m （3-6)

ｄ． Pd120w，选取型号JW-52６4 三相微型感应电机，其技术参数如下:

电压 3８０Ｖ 额定电流 0.４7（A) 输出功率 12０ｗ 转速 1４0０r／ｍin 输入功率 15０ｗ 质量 ３．0ｋg 起动电流 〈６ 起动转矩/:额定转矩 〉2.２ 最大转矩/额定转矩 >2．４

e. 各轴的运动动力参数 ① 各轴转速

表3-1 电机参数 I 轴 ( 蜗杆轴 )n1=14０0(r/ｍin)

IＩ 轴 ( 丝杠螺母、刀盘 )n2=1４0０/２８=５0(r/miｎ)

② 各轴输入功率

I 轴 PIPd*I1200.99118.8w (3－7) ＩI 轴 PPI*12118.80.9820.4551.35w （3-８） 输出功率

Ｉ 轴 PI'PI*0.982114.1w （3－9) II 轴 PII'PII*0.98251.350.98249.32w (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 ：

2ZEZP a3KT2H(4— 1)

a.用在蜗轮上的转矩：T2

按Z11,取效率0.7则

3P26118.80.710T29.55109.55102.84104N•mm (４— 错误!不能识别n21400/506的开关参数。)

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Kβ1 由表 1１-5( 机械设计第七版 ) 中选取使用系数 Kα=１.15 由于转速不高,冲击不大,取动载荷系数KV1.05

（４－3)

c.确定弹性影响系数:ZE

则 KKAKKV1.21

由选用铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配合, 故ZE160MPa

(４－4）

ｄ．确定接触系数:ZP

先假设蜗杆分度圆直径为d1和中心距 ａ 的比值d1/a0.32从图 １1-１8( 机械设计第七版 ) 中可查得 ZP=2.75

e．确定许用接触应力:H

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H＝２６8MPa

应力循环次数N60jn2Ln设计要求寿命为 12000h 则（涡轮每转一转,每个轮齿啮合的次数)

N6011400120001.98107 51(4-5）

寿命系数：kHN71080.918 71.9810则HKHNH0.918*268246.1MPa (４-6)

f.计算中心距 ：

24'1603.0a31.213.921050.73mm

246.1(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

d1=20mｍ,则

d10.4，从图1１－18中可查得接触系数 Zρ'2.74aZρ3.0，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:Pam1.65.027 直径系数: qd1m12.5

齿顶圆直径：da1d12m2021.623.2mm 齿根圆直径：df1d12m2021.616.2mm 分度圆导程角:γarttanZ14.573943426 q蜗杆的轴向齿厚:Sa0.5m2.5133mm

a50;m1.6;d120mm;Z11;q12.5;434'26;z251;X20.500

ａ.蜗杆的几何尺寸及参数 :

轴向距: Pam1.65.027mm 直径系数: q12.5

齿根圆直径： df1d12.4m202.41.616.2mm 齿顶圆直径： da1d12m2021.623.2mm 导程角: 434'26\"

1轴向齿厚： Sam2.6mm

2b.蜗轮尺寸及几何参数: 齿数: Z251 变位系数: x20.05

分度圆直径: dmz21.65181.6mm

喉圆直径: da2d22ha281.621.620.051.683.2mm

齿根圆直径: df2d22hf281.621.21.676.16mm

11喉圆母圆半径： g2ada25083.28.4mm

224.1.5 校核齿根弯曲疲劳强度 :

F1.53KT2YFa2YFMPa

d1d2mcos(4-8)

当量齿数:zv2z25151.49 33'\"coscos43426（４-9)

根据 X20.500 zv251.49 从图１1-１9中( 机械设计第七版 ) 可查得齿形系数 YFa2434'26\"2.52 螺旋角系数Y110.9673,许用弯曲应力

140140FF

'KFN 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 F56MPa。

寿命系数:KFN61090.717 72.0210(4－10)

F560.7240.19MPa

(4-１１）

1.531.212.841042.7520.967353.60MPa F2081.61.6F40.32MPa

（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：F80MPa

(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 8ｆ GＢ100８9-８8. 4.1．7 蜗轮蜗杆的结构 :

F800.71757.36MPa

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。 ﻩ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 :

ﻩ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:

S1000p(1)2m

d(t0t)(４－14)

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 (d10W/m2•.C)

t0为润滑油的工作温度，取t070C t为周围空气的温度,常温情况取20C

1000120103(10.7)S0.072m2720cm2 (４-1５)

10(7020)

s1s，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：d1＝４0mm 中径：d211(dd1)(4640)43mm 22 螺母外径:d0d147mm 螺母小径：d1d541mm

11 螺母中径:d2(dd1)(4741)44mm

22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：rctgS12arctg5.08 d243 当量摩擦角:tg1因而15。当ｆ=0．１时，tg1f，由于选用的是30的梯形螺纹,230cos0.158.82，,此丝杆能自锁。 cos15ｃ. 丝杆螺母的传动效率和驱动扭矩的计算:

tgtg5.08①效率:0.45 tg()tg(5.085.9)②驱动扭矩Ｍ:设所受的轴向力P,则螺纹中径d2的圆周力为QPtg()， 驱动扭矩 MPtg()Md2nPP,d2， tgtg2PPttg() (kｇｆ•cｍ） (4— 16) tg2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。

①

耐磨性校核:

图4－1 刀盘齿形图 作用于螺杆的轴向力Q(N)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(mm2)，螺纹中径d2(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．

d2=４3mｍ ｈ＝２5mｍ P＝12ｍm H＝64mｍ n=H/P＝5 则螺纹工作面的耐磨性条件为: PQQQP218.86120.12Mpa PP （4－17) Ad2hnd2hH432.564e. 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。

ca14TQ23()2 Ad1(４-18）

A4d1244021256.6mm2 (4-19)

Wrd1316164031.26104mm3

(4-20)

TQtg(v)d2 2（4-２1)

varctgf0.155.08 , arctg8.82cos15cos15(4-22)

d243mm ， Q=216.86N

T=２16.8６(5.08+8.82)4３／２=11５3.85N•ｍm

(4-23)

ca14T141153.852Q23()2216.8623()19.91Mpa (4－Ad11256.64024）

640160Mpa,ca故强度满足要求。 4 s4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

Pd为反靠冲击载荷;Pg为Pd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ID464,PdPg2D31

,冲击时刀盘的动能:I2,冲击过程中，322

Pdm2(lm)3EJ销子获得的弹性变形能：U2，令U1U2,并且Pg,即

pdm;可得：W3EJIlm。 W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：D15.28EI

lm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l1l2Lh,

l1：反靠销长度,l2：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0.1mm，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50.4 所以预定位盘的 槽的倾角也是50.4,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F0，径向力Fr。

① 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=60,90。

（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b0.8—1mｍ。 其他有关几何参数按以下公式计算：

360

ZDD180ysinsin222Z

（4-25)

180hsinZtg2tg22yD

(4-２6）

h1h2h2

tg2h D表4－１ 具体参数如下表:

序号 名称 1 符号 确定原则或计算公式 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。 结果 1７5 齿盘外径 Ｄ 2 3 4 ５ 齿宽 齿数 模数 外径上 节矩 B Ｚ M T B大利于提高齿盘承载能力,但不利于提高分度精度。 １0 Ｚ是工位数的倍数，精度要求高时宜放大，但加工困难 72 M=V／Z，常用2—6。 T＝m 2 4．71 6 7 8 9 齿形角 β 载荷小精度高时β宜取小值。 见公式 见公式 60 4.0８ 1.35 理论齿高 H 齿根槽宽 B 齿顶角 2 见公式 2950 10 11 齿顶高 齿顶倾角 Hf 见公式 见公式 3.38 1 2399 ② 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:

WS[2Mn2Mrtg()Frtg()F0] (４－D2D227）

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）

F0 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56 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Fx:Fy:Fz0.3:0.5:1,可得Fy:Fz:F10.5:1:1.25，

F所以，x0.3F1(1.25)12F/(1.34)12所以，F＝1000kgf Fx=259．2kgf, F1=965．8k

ｇf

倾覆力矩MrFxa41465.7kgf/mm又Fy0.5F1(0.5)12Fz1,可得

Fy431.9kgf , Fz772.6kgf

驱动力矩MnFza123622.4kgf/mm 安全系数Ｓ取１．3

123622.46031963.960所以,W1.3[tg(5)431.9tg(5)539]1140.1kgf

752752③ 验算齿面挤压应力

齿面挤压应力的验算公式:

2Mn2MrFrWctgD2 (4-２8) SDZBh0 式中,σ为齿面挤压应力(Pａ) Z为计算齿数，Z0.5Z Ｂ为齿宽(m) h0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=4107

123622.431963.960431.911140.1ctg757522.89kgf/mm 1.30.5721022.13

所以,满足要求

④ 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 ⑤ 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0．01mm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: (１)材料的选择:

根据弹簧的工作情况，选择Ⅱ类型符合弹簧,选用碳素弹簧钢,强度高,性能好,适用于做d8的弹簧。 (2）计算弹簧钢的直径:

F2:最大工作载荷 F212kgf 查表得:p0.4b0.416566kgf/mm2 假定绕旋比c=5—９， 取c=7

K4c10.6154710.6151.123 （曲度系数) (4-２9) 4c4c4747按强度确定弹簧丝直径：

d1.6F2Kcp1.6121.12371.989mm， 取d=2ｍm

66有效圈数：nGP2(f2f0)，G—切变模量 查表得：G＝8０000Mpa 48F2cF2F1120.5F1223N/mm，f225.22mm, (４－3

f2f15K1.3f2--最大工作负载下的变形量, F1--最小工作负荷

弹簧刚度:K０)

nGP2(f2f0)800255.224.484.5

8F2c481274总圈数:n1n(22.5)4.52.57 自由高度：当n1n2.5时，H0Pn2d

节距:P(0.280.5)D20.28257mm,H074.524.536.5 取标准值：３５

压并高度：Hb(n10.5)d(70.5)2.516.25mm 压并变形量:fbH0Hb3516.2518.75mm 螺旋角：arctg(３)验算: (a）高径比:bH0351.42.6,满足要求。 Dr25P12arctg8.96,满足59的要求。 D225 （b)疲劳强度:66kg/mm2,S00.751Sp1.31.7

20--弹簧材料的脉动疲劳极限，查表：当N105时，

0p1.2661.279.2kg/mm2792Mpa

18F1D2K80.5251.21322.47kg/mm24.7Mpa 3d33.1425F21224.7593Mpa F10.521S00.7517920.7524.71.37Sp1.3，所以满足要求。

2593(ｃ）验算共振: 弹簧的自振频率为:

fn3.56102d2.523.5610316Hz， 22nD24.525fr--强迫机械振动频率， fnfr，此弹簧适用。

４．3.５．蜗杆轴的校核：

图4-6 蜗杆P0.129.55835.71Nmm n1400电机转速n=1400ｒ/mｉn Ｐ＝1２0Ｗ Te9.55设电机与蜗杆连接的传动功率为0．９5，则TTe0.95739.92Nmm

FtT793.9279.39N d2022FaFtctg79.39ctg43426992.38N FrFatg20992.38tg20361.2N

RH1RH2Ft79.39,Ft67RH2(6772)

RH141.12N,RH238.27N

由Ft引起的在a处的弯矩为：RH1672755.01Nmm

RV1RV2Fr361.2N,Fr72RV1(6772) RV1187.09N,RV2174.1N

由Fr引起的在a处的弯矩为:RH1671.25104Nmm

由Fa引起的在ａ处的弯矩为:Fad120992.389923.8N 22所以在垂直面内a处引起的弯矩为：

9923.81.251042.24104Nmm 在ａ处引起的总弯矩：

22MMHMV2755.012(2.24104)22.26104Nmm

112wM2Mn13(2.26104)2793.92228.79Mpa

2d3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。

maxMnmax793.920.5Mpa所以该蜗杆轴满足要求。

Wn16d3

ﻬ５ 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ＮC系统都由硬件和软件两个部分组成,硬件是一个NC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CPＵ

2）总线：包括数控总线,地址总线和控制总线。

３)内存：包括只°可编程序(ROM）和随机读写内存(PAM). 4)IO接口电路

CPU是数控系统的核心,其作用是进行资料运行处理和控制整个电路协调工作,使内存用于存放系统软件,应用程序和运行中所需的各种资料。I／Ｏ接口是系统与外界进行信息交换的桥梁，三线则是CPU与内存接口以及其他能转换电路的纽带没事ＣPU与部分电力进行信息和通讯的必由之路。

5-1 接