图3.1 自动回转刀架的换刀流程
a） b）
c) d)
图3.2 刀架转位过程中销的位置
a)换刀开始时，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
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
4 主要传动部件的设计计算
4.1 蜗杆副的设计计算[9]
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P1=80W，额定转速n1=1440r/min，上刀体设计转速n2=30r/min,则蜗杆副的传动比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
[10]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。
4.1.1 蜗杆的选型
GB/T10065-1998推荐采用渐开线（ZI蜗杆）和锥面包络蜗杆（ZK蜗杆）。
本设计采用结构简单、制造方便的渐开线型圆柱蜗杆（ZI型）。
4.1.2 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45～55HRC，以提高表面耐磨性，选用锡磷青铜ZCuSn10P1，采用金属模铸造。 4.1.3 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：
a?3KT2(ZEZ?[?H])2 （4.1）
式中 a—蜗杆副的传动中心距，单位为mm； K—载荷系数；
T2—作用在蜗轮上的转矩T2，单位为N·mm； ZE—弹性影响系数，单位为MP； Z?—接触系数；
[?H]—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=48,从附录A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Z1=1，蜗杆的传动效率取η=0.8。由电动机的额定功率P1=90W，可以算得蜗轮传递的功率P2=P1·η，再由蜗轮的轮转速n2=30r/min
求得作用在蜗轮上的转矩：
1/2
T2=9.55P2/n2=9.55P1η/n2=9.55×80×0.8/30N·m≈20.373N·m=20373N·mm
（2） 确定载荷系数K
载荷系数K=KAKβKv。其中KA为使用系数，由附录B查得，由于工作载荷不均匀，起动时冲击较大，因此取KA=1.15；Kβ为齿向载荷分布系数，因工作载荷在起动和停止时有变化，故取Kβ=1.15；Kv为动载系数，由于转速不高、冲击不大，可取Kv=1.05。刚载荷系数：
K=KAKβKv=1.15×1.15×1.05≈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=160MPa。
1/2
（4） 确定接触系数Z?
先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35，从附录C中可查得接触系数Z?=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D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=60Jn2Lh=60×1×30×10000=1.8×107
寿命系数：
KHN=8107/N=0.929
许用应力：
268MPa=249MPa [?H]=KHN[?H]′=0.929×
（6） 计算中心距
将以上各参数代入式（4.1），求得中心距：
a≥31.39?20373?(160?2.9/249)2mm=46.2mm
查附录A，取中心距a=50mm，已知蜗杆头数Z1=1，设模数m=1.6mm，得蜗杆分度圆直径d1=20mm。为时d1/a=0.4，由附录C得接触系数Zρ=2.74。因为
′
Z′ρ＜Zρ，所以上述计算结果可用。
4.1.4 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Z1=1，模数m=1.6mm，轴向齿距Pa=πm=5.027mm，轴向齿厚
Sa=0.5πm=2.514mm，分度圆直径d1=20mm，直径系数q=d1/m=12.5，分度圆导
程角γ=arctan(z1/q)=43426″。
取齿顶高系数ha=1，径向间隙系数c=0.2，则齿顶圆直径
*
*
o
′
da1=d1+2ha*m=20mm+2×1×1.6mm=23.2mm
（2） 蜗轮参数与尺寸
，齿根圆直径
df1=d1-2m(ha*+c*)=[20-2×1.6×(1+0.2)]mm=16.16mm。
齿数Z2=46，模数m=1.6mm，分度圆直径d2=mZ2=1.6×48mm=76.8mm，变位系数x2=[a-(d1+d2)/2]/m=[50-(20+76.8)/2]/1.6=1，蜗轮喉圆直径
da2=d2+2m(ha﹡+x2)=[76.8+2×1.6×(1+1)]mm=83.2mm，蜗轮齿根圆直径df2=d2-2m(ha﹡-x2+c﹡)=[76.8-2×1.6×(1-1+0.2)]mm=76.16mm，蜗轮咽喉母圆半
径rg2=a-da2/2=(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：
（1.53KT2/d1d2m）×YFa2Yβ≦[?F] (4.2) ?F=
式中?F—蜗轮齿根弯曲应力，单位为MPa；
YFa2—蜗轮齿形系数； Yβ—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=iZ1=48。 则蜗轮的当量齿数
Zv2=Z2/cos3γ=48.46
根据蜗轮变位系数x2=1和当量齿数ZV2=48.46，查附录F，得齿形系数：
YFa2=1.95
螺旋角影响系数：
Yβ=1-γ/140°=0.967
根据蜗轮的材料和制造方法，查附录E，可得蜗轮基本许用弯曲应力：
[?F]＇=56MPa
蜗轮的寿命系数：
KFN=9106/N=9106/1.8?107=0.725
蜗轮的许用弯曲应力：
0.725MPa=40.6MPa [?F]=[?F]＇KFN=56×
将以上参数代入（4.2），得蜗轮齿根弯曲应力：
?F=
1.53?1.39?20373×1.95×0.967MPa≈33.2MPa
20?76.8?1.6可见?F＜[?F],蜗轮齿根的弯曲强度满足要求。
4.2 螺杆的设计计算