《毕业设计说明书》由会员分享，可在线阅读，更多相关《毕业设计说明书（25页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。
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、一丝不苟和实事求是的工作作风。从而实现从学生向工程技术人员的 过渡。本设计题目为“
2、数控机床回转刀架设计”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。本次设计得到李老师的悉心指导，并提出了许多宝贵意见和建议，在 此深表感谢。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。1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的十字槽内，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）。
3、需要换刀时，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），如图b所示。i：届岡盘转动力囲a)b)I Mi閲社转动力向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
4、开始时，圆柱销2与上盖圆盘1可以相对滑动b）上刀体4完全抬起后，圆柱销2落入上盖圆盘1槽内，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
5、入反靠圆盘7的 十字槽内，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的销孔内， 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/min ，由于转速较高不能直接驱动刀架， 因此
6、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
7、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，在此选择螺杆一螺母副，并在上刀体内部加工出内螺纹，当电动机通 过蜗杆一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
8、盘5 发靠圆盘6 二相异步电动机7 联轴器8 蜗杆副9 反靠销10 圆柱销11上盖圆盘12上刀体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n? =30r/min,贝U蜗杆畐寸的传动比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疲劳强度计算相当重要。3.1.1 蜗杆的选型GB/T10065-
9、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：I ZeZ 2a 3 KT2（3.1）式中a蜗杆副的传动中心距，单位为mmK载荷系数；
10、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=R n，再由蜗轮的轮转速n2=30r/min求得作用在蜗轮上的转矩：T29.55P2 / n 9.55R / n29.55 80 0.8/30N m 20373 N mm（2）确定载荷系数K根据载荷情况查表
11、，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1/2Ze =160MPa。（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d1/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 副的使用寿命Lh=10000h。则应力循环次数N=60Jn2 Lh=60 X 1
12、 X 30 X 10000=1.8 X 10 7寿命系数：Knh 8107/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20mmo为时d1/ a=0.4 ,由附录3得接触系数Z尸2.74。 因为ZpV Z p,所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
13、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 Zi=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(zq)=4 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da1 =d 1 +2h a* m=20mm+21 X1.6mm=23.2mm齿根圆直径df1=d1-2m(ha +c )=20-2 X1.6 x(1+0.2)mm=16.16mm 。(2)
14、蜗轮参数与尺寸齿数 Z2=46，模数 m=1.6mm，分度圆直径 d2=mZ2=1.6 X48mm=76.8mm , 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 -x2+ c )=76.8-2 X.6 x(1-1+0.2)mm=76.16mm蜗轮齿顶圆弧半径rg2 = 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 = ( 1.53KT 2/d1d2m) & Fa2Y 庐f(3.2)式中 f蜗轮齿根弯曲应力，单位为MPa ;Y Fa2 蜗轮齿形系
15、数；Y 3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3Zv2=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：Y 3=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 7 =56MPa蜗轮的寿命系数：Kfn = 9 106/N =9 106/1.8 107 =0.725蜗轮的许用弯曲应力：f = f 7 KFN=56X0.725MPa=40.6MPa将以上参数代入（3.2 ）,得蜗轮齿根弯曲应力：F = 1.53 1.39 20373 x 1.95 x 0.967MPa 33.2MPa20 76.8 1.6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
