数控机床自动回转刀架机电系统毕业设计论文Word下载.docx
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第1章绪论
1.1概述
数控机床的刀架是机床的重要组成部分。
刀架用于夹持切削用的刀具,因此其结构直接影响机床的切削性能和切削效率。
在一定程度上,刀架的结构和性能体现了机床的设计和制造技术水平。
随着数控机床的不断发展,刀架结构形式也在不断翻新。
其中按换刀方式的不同,数控机床的刀架系统主要有回转刀架、排式刀架和带刀库的自动换刀装置等多种形式。
传统的车床例如CA6140的刀架上只能装一把刀,换刀的速度慢,换刀后还须重新对刀,并且精度不高,生产效率效率低,不能适应现代化生产的需要。
自1958年首次
研制成功数控加工中心自动换刀装置以来,自动换刀装置的机械结构和控制方式不断得到改进和完善。
自动换刀装置是加工中心的重要执行机构,它的形式多种多样,目前常见的有:
回转刀架换刀,更换主轴头换刀以及带刀库的自动换刀系统。
初步了解了设计题目(自动回转刀架)及发展概况,设计背景,对刀架有了一些印象,对整理设计思路安排设计时间有很好的辅助作用。
对一些参数的进行了解同时按准则要求来完成设计。
1・2数控机床自动回转刀架的发展趋势
数控刀架的发展趋势是:
随着数控车床的发展,数控刀架开始向快速换刀、电液组合驱动和伺服驱动方向发展。
目前国内数控刀架以电动为主,分为立式和卧式两种。
立式刀架有四、六工位两种形式,主要用于简易数控车床;
卧式刀架有八、十、十二等工位,可正、反方向旋转,就近选刀,用于全功能数控车床。
另外卧式刀架还有液动刀架和伺服驱动刀架。
自动回转刀架是数控车床重要的传统结构,合理地选配刀架,并正确实施控制,能够有效的提高劳动生产率,缩短生产准备时间,消除人为误差,提高加工精度与加工精度的一致性等等。
另外,加工工艺适应性和连续稳定的工作能力也明显提高:
尤其是在加工几何形状较复杂的零件时,除了控制系统能提供相应的控制指令外,很重要的一点是数控车床需配备易于控制的电动刀架,以便一次装夹所需的各种刀具,灵活方
便地完成各种几何形状的加工。
数控刀架的市场分析:
国产数控车床今后将向中高档发展,中档采用普及型数控刀架配套,高档采用动力型刀架,兼有液压刀架、伺服刀架、立式刀架等品种,近年来需要量可达1000〜1500台。
国外数控车床的发展目的在于提高加工精度和缩短制造周期。
实现上述目的之手段是
实现机床多功能化和工序工种集成,开发多种多样复合化加工的机种,如增添铣削功能的复合加工车削中心、双主轴多刀塔(双刀塔或四刀塔)数控车床和车削中心、双主轴同步驱动,双刀塔同时进行加工车削中心、五轴联动车铣复合中心、车磨复合加工机床、具有车、铣、镗、磨和激光热处理多种功能的高度复合化的复合加工中心等等。
我国数控车床经过多年的发展,特别是近几年迅速的发展,与国际先进水平的差距在逐年缩小。
对于某些依赖于进口的高档数控车床,如高精度数控车床和车削中心(主轴径跳轴跳w0.001mm)、适用耐热合金和钛合金零件加工的大功率、高扭矩数控车床和车削中心等等要加强产品开发研究攻关,突破其核心技术。
数控刀架的高、中、低档产品市场数控刀架作为数控机床必需的功能部件,直接影响机床的性能和可靠性,是机床的故障高发点。
这就要求设计的刀架具有具有转位快,定位精度高,切向扭矩大的特点。
它的原理采用蜗杆传动,上下齿盘啮合,螺杆夹紧的工作原理。
1.3刀架的设计准则
我的设计过程中,本着以下几条设计准则
1)创造性的利用所需要的物理性能
2)需要的物理性能
3)判别功能载荷及其意义
4)预测意外载荷
5)创造有利的载荷条件
6)提高合理的应力分布和刚度
7)重量达到最轻
8)应用基本公式求相称尺寸和最佳尺寸
9)根据性能组合选择材料
10)在储备零件与整体零件之间精心的进行选择
11)进行功能设计以适应制造工艺和降低成本的要求
1・4主要技术参数
(1)最大许用力矩(NmMq100Mx200Ms100
(2)重复定位精度:
(mm<
0.005
(3)电机功率(w)90
(4)电机转速(r/min)1440r/m
第2章数控机床自动回转刀架的设计
2.1刀架的工作原理
回转刀架的工作原理为机械螺母升降转位式。
工作过程可分为刀架抬起、刀架转位、
刀架定位并压紧等几个步骤。
图2.1为螺旋升降式四方刀架,其工作过程如下:
1刀架抬起当数控系统发出换刀指令后,通过接口电路使电机正转,经传动装置2、驱动蜗杆蜗轮机构1、蜗轮带动丝杆螺母机构9逆时针旋转,此时由于齿盘67处于啮合状态,在丝杆螺母机构8转动时,使上刀架体产生向上的轴向力将齿盘松开并抬起,直至两定位齿盘67脱离啮合状态,从而带动上刀架和齿盘产生“上台”动作。
2刀架转位当逆时针转过150°
时,齿盘67完全脱开,此时销钉准确进入反靠套筒13中的凹槽中,带动刀架体转位。
3刀架定位当上刀架转到需要到位后(旋转90°
、180°
或270°
),数控装置发出的换
刀指令使霍尔开关19中的某一个选通,当磁性板18与被选通的霍尔开关对齐后,霍尔开关反馈信号使电机反转,插销39在弹簧力作用下进入反靠盘7地槽中进行粗定位,上刀架体停止转动,电机继续反转,使其在该位置落下,通过螺母丝杆机构8使上刀架移到
齿盘6、7重新啮合,实现精确定位。
4刀架压紧刀架精确定位后,电机及许反转,夹紧刀架,当两齿盘增加到一定夹紧力时,电机由数控装置停止反转,防止电机不停反转而过载毁坏,从而完成一次换刀过程。
2.2直流伺服电机的选用
许多机械加工需要微量进给。
要实现微量进给,直流伺服电机可作为驱动元件。
因为刀架上升、下降各转150°
刀架转位至少需90°
所以蜗轮转的角度a=390°
由课题要求的刀架选位少于3S
n~0.36r/s=21.6r/min,为便于计算n取24r/min
蜗轮蜗杆传动比为45
电动机转速n'
=i*z仁45
考虑刀架只需小功率驱动,为减少生产成本,选用70SYXI动机,其转速为1440r/min,额定功率为90W
2.3蜗杆及蜗轮的选用与校核
2.3.1选择传动的类型
考虑到传递的功率不大,转速较低,选用2A蜗杆,精度8级,GB10089-88
2.3.2选择材料和确定许用应力
由《机械基础》表17-4查得蜗杆选用45钢,表面淬火,硬度为45〜55HRC蜗轮齿圈用ZCuSn10P1砂模铸造,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HT15(制造。
由表17-6查得[e]h=200MPa[e]f=51MPa
2.3.3按接触强度确定主要参数
根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,在校核齿根弯
曲疲劳强度。
传动中心距:
a2桃(驚)2
■1(2-1)
(1)确定作用在蜗轮上的转距T2
按Z1=2,估取效率n=0.8,则
T2=T*n*i=3.5382N.M(2-2)
(2)确定载荷系数K
因工作载荷较稳定,故取载荷分布不均系数KB=1;
由使用系数KA表从而选取
KA=1.15;
由于转速不高,冲击不大,可取动载系数KV=1.1;
则
K=KA*K3*KV=1*1.15*1.1=1.265〜1.27(2-3)
(3)确定弹性影响系数ZE
因选用的铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配,故
1
ZE=160MPa"
(4)确定接触系数Zp
a
先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值
a=0.30,从而可查出Zp=3.12。
(5)确定许用应力[cH]
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〉45HRC从而可查得蜗轮的基本许用应力[cH]‘=268MPA
因为电动刀架中蜗轮蜗杆的传动为间隙性的,故初步定位、其寿命系数为
KHN=0.92贝U
[(TH]=KHN[cH]‘=0.92X268=246.56〜247MPA(2-4)
(6)计算中心距
a_31.273538.2(16°
—2.7)2=24mm
V247(2-5)
d/
取中心距a=50mmm=1.25mm蜗杆分度圆直径d仁22.4mm这时a=0.448,从而
II
可查得接触系数Z-2.72,因为ZNZp,因此以上计算结果可用。
蜗杆和蜗轮主要几何尺寸计算
⑴蜗杆
分度圆直径:
d1=8mm
直径系数:
q=17.92,
蜗杆头数:
Z1=1
分度圆导程角:
丫=3°
1138〃
蜗杆轴向齿距:
PA^m=3.94mm(2-6)
蜗杆齿顶圆直径:
da1二d12ham=32.2mm(2-7)
蜗杆齿根圆直径:
df1二d—Nha*9*脚=24.16亦(2-8)
蜗杆轴向齿厚:
SaT/2:
m=2.512mm(2-9)
Pa1=^m"
.6「:
mm=5.04mm(2-10)
⑵蜗轮
蜗轮齿数:
Z2=45
变位系数X=0
验算传动比:
i=Z2/习=45/仁45(2-11)
蜗轮分度圆直径:
d2=mz2=72mm(2-12)
蜗轮喉圆直径:
da2=d2+2ha2=93.5mm(2-13)
蜗轮喉母圆直径:
rg2=a-1/2da2=50-1/293.5=3.25mm(2-14)
蜗轮齿顶圆直径:
da^d22ha*^75.2mm(2-15)
蜗轮齿根圆直径:
df2=d2-2(ha*_c*)m=68.16mm(2-16)
蜗轮外圆直径:
当在z=1时,de2乞da2•2m=78.4mm(2-仃)
2.4蜗杆轴的设计
2.4.1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匸6°
°
MPa
2.4.2按扭转强度初步估算轴的最小直径
JM2+(aT)2
ca[J
WL-J(2-18)
扭转切应力为脉动循环变应力,取a=0.6
抗弯截面系数W=0.1d3
取dmin=15.14mm
2.4.3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=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'
x(1+5%)=15.89mm,圆整d1=d5=17mm
所选轴承类型为深沟球轴承,型号为6203,B=12mmD=40mm
d2起固定作用,定位载荷高度可在(0.07〜0.1)d1范围内,d2=d1+2a=19.38〜20.04mm故d2取20mm
d3为蜗杆与蜗轮啮合部分,故d3=24mm
d4=d2=20mm便于加工和安装
L1为与轴承配合的轴段,查轴承宽度为12mm端盖宽度为10mm
则L1=22mm
L2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=43mm
L3为蜗杆部分长度L3>
(11+0.06z2)m=21.92mm
圆整L3取30mm
L4取55mmL5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220mm
2.4.4蜗杆轴的校核
作用在蜗杆轴上的圆周力
d1(2-19)
T1=9550000P=955000010.56N.mm=2.16105N.mmn467
其中d1=28mm
Fr=Fttana=1.29"
04tan20*=4.69如03N(2-20)
图2.1轴向受力分析
Fbh-Fncos30FrCOs60=1.37104cos304.69103cos60-1.42104N
(2-22)
FBv=Frsin60-Fnsin30=4.69103sin60-1.37104sin30、-2.79103N
(2-23)
求水平方向上的支承反力
F-h
L.
图2.2
水平方向支承力
FBHL2_FAH(L1L2)=0
Fch=Fbh—Fah=1.42"
04—5.4x10’=8.8x103(N)(2-25)
求水平弯矩,并绘制弯矩图
Mbh-FahLj=5.4103294.510”Nm=1.59103Nm
I
水平弯矩图
图2.3水
平弯矩图
求垂直方向的支承反力
XFYFyZFy
F切781CFyapyfyvyKFy
其中ap=6mmf-0.6mm/rv=100m/min
XfYfyZFy073067
卩切=9.81CFyapFyfyvyKFy=9.81汇142汇6汇0.6N=3658N
(2-27)
—
L_i-
L_C
Lri
Fav
r_.
「切
图2.4垂直方向支承反力
FBVL2F切L3-Fav(L1L2)=0
3
N=1.9910N
2.79汉10x181+3.66X103X120.5
图2.5垂直弯矩图
求合成弯矩图,按最不利的情况考虑
MB二,MBH2MBV2=..(1.59103)2586.12Nm=1.6910‘Nm
(2-28)
MC二MCV=441Nm
b(,r
合成弯矩图
图2.6合成弯矩图计算危险轴的直径
查文献[9]表15—1,材料为调质的许用弯曲应力[匚」]=75,则
dB-
「69"
mm"
0.8mm
0.175
所以该轴符合要求。
2.4.5键的选取与校核考虑到d5=105%<
15.14=15.89mm,实际直径为17mm所以强度足够由GB1095-79查得,尺寸b<
h=5<
5,l=20mm的A型普通平键。
2TX103
p~
按公式kld进行校核
T=2070Nm,k=0.5h=0.5汽14mm=7mm,l=110mm,d=92mm。
查文献[9]表
6—2,取卜p]=130MPa则
该键符合要求。
由普通平键标准查得轴槽深t=30mm毂槽深t仁2.3mm
2.5蜗轮轴的设计
2.5.1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45号钢,正火处理,bb]=6°
MPa,庄J-1=55MPa
2.5.2按扭转强度,初步估计轴的最小直径
Me
查文献[9]表15—1,取45号调质刚的许用弯曲应力匸』=6°
,则
3
596汇103
de:
mm=46.3mm
.0.160
由于轴的平均直径为34mm因此该轴安全2.5.3确定各轴段的直径和长度
d1即蜗轮轮芯为68mm
d2为蜗轮轴轴径最小部分取34mm
d3轴段与上刀架体有螺纹联接,牙形选梯形螺纹,根据文献表8-45
取公称直径为d3=44mm螺距P=12mmH=6.5mm
查表8-46得,外螺纹小径为31mm
内、外螺纹中径为38mm
内螺纹大径为45mm
内螺纹小径为32mm
旋合长度取55mm
L2尺寸长度为34mm蜗轮齿宽b2当z1<
3时,b2<
0.75da仁15.6mm取b2=15mm
2.6中心轴的设计
2.6.1中轴的材料选择,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,〔rbl=6°
MPa,庄b]-1=55MPa
262确定各轴段的直径和长度
d1=15mm,
51203,d=17mm,d1=19,T=12mm,D=35mm
51204,
d2与轴承配合,轴承类型为推力球轴承,型号为
所以d2=17mm
d3与轴承配合,轴承类型为推力球轴承,型号为
d=25mm,d1=27mm
T=15mm,D=47mm
L1=80mm,L2=93m
m,L3=20mm
2.6.3轴的校核
轴横截面的惯性
兀44
I(D-d4)二1993.16mm64
车床切削力F=2KN,E=210GPa
210145
242101993.16
(2-32)
因此
y<:
y:
中心轴满足刚度条件
2.7齿盘的设计
2.7.1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
2.7.2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5mm齿盘的齿高取4mm
由
h=(2ha*+c*)m(2_33)
得算式4=(2X1+0.25)m
标准值ha*=1.0,c*=0.25
求出m=1.78mmi取标准值m=2mm
故齿盘齿全高h=(2ha*+c*)m=(2X1+0.25)X2=4.5mm
取齿盘内圆直径d为120mm
外圆直径为140mm
齿顶高ha=ha*m=1X2=2m
齿根高hf=(ha*+c*)m=2.5mm
齿数z=38
齿宽b=10mm齿厚齿盘高为5mm2.7.3按接触疲劳强度进行计算
⑴确定有关计算参数和许用应力
_3
T=9.55106p1=9.5510660100.75=17906.25N•mm
n24
(2-35)
⑵取载荷系数
kt=1.5
⑶由文献表9-12取齿宽系数①d=1.0
⑷由表9-10查得材料的弹性影响系数Ze=189.8;
mpa,取a=20°
故ZH=2.5
⑸查图9-34取6Hlim1=380
取6Hlim2=380
⑹Lh=60X24X1X(8X300X15)
N2=5.18X107
⑺由图9-35查得接触疲劳寿命系数ZN1=1.1,ZN2=1.1
⑻计算接触疲
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