刀庫（kù）旋轉分度機構的改進設計與分析-功能部件網-數控機床（chuáng）市場網

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刀庫旋轉分（fèn）度機構的改進設（shè）計與分析

2024-4-28 來源：浙江大學城市學院（yuàn）工程學院作者：張俊（jun4），吳央芳

1、引（yǐn）言

當前，國內製造業正處於（yú）轉型（xíng）關鍵期，加快（kuài）製造業優化升級，推進中國製造向中國創造（zào）轉變，中國速度（dù）向中國質量轉變，製造大（dà）國向製造強國轉變被更多的提出來[1]。數控加工中心是當（dāng）代製造業（yè）的主流、熱門裝備，其最大特（tè）點是具有刀具儲備（bèi）和自動換刀功能，而這種功能主要由刀庫和自動換刀裝置來實現[2]。刀庫（kù）及自動換刀裝置是加工中（zhōng）心（xīn）的（de）重（chóng）要組成部分和關鍵功能部件，國內數控加工中心加（jiā）工效率和使用壽（shòu）命往往被所（suǒ）配裝刀庫所限製，目前，奧地（dì）利（lì） ANGERG 公司生產的多主軸自動換刀機床（chuáng），從切屑到切屑換刀時間僅為 0.4s，而（ér）國內隻能做（zuò）到 10s 以內，差距（jù）巨大[3]。

刀（dāo）庫功能部件的運（yùn）行效率（lǜ）和可靠性已經嚴（yán）重製約了數控機床整機的（de）運行效率及可靠性。為保證數控機床（chuáng）的運（yùn）行效率及使用可靠性，研究刀庫驅（qū）動機構的轉動特性和定位特性，以實現加工中心換刀過程的更快旋（xuán）轉速度和更低的衝擊載荷就顯得很有必要。

本研究以 16T 鬥笠式刀庫驅動分度盤為研究對象（xiàng），完成驅動盤旋轉分度機構的（de）原始方案設（shè）計，再通過對機構的設計改進，最終確定了以不帶鎖止弧雙圓銷槽輪機構替代原始（shǐ）槽輪機構的設計方案。基於 NX 和 ADAMS 對兩種方（fāng）案進行了模型創建和運動（dòng）學對比分析，獲得了機構的轉動特性和定（dìng）位特性。由運動學仿真對比結果得出，改進結（jié）構在提高（gāo）轉動速度的同時減小了（le）衝擊載（zǎi）荷，降低（dī）了刀庫的磨損，提（tí）高了（le）刀庫的耐用度。

2、刀庫換刀動作分（fèn）析

鬥笠式刀庫主體部分主（zhǔ）要由基體、連接座、滑軌、分度盤、刀庫盤和撥盤圓銷等零部件組成[4]。鬥笠式刀庫主體部分，如圖 1 所示。下麵對鬥笠式刀庫的換刀動作進行簡單分析。

刀庫換刀動作：

（1）主軸（zhóu）移動至換刀（dāo）位；

（2）主軸準停；

（3）刀庫前進至換刀位（抓舊刀）；

（4）主軸鬆刀；

（5）主軸向上移動（讓（ràng）出刀庫旋轉定位（wèi）空間）；

（6）刀庫旋轉定位（選刀）；

（7）主軸向下移動（移動至換（huàn）刀位）；

（8）主軸緊刀（抓新刀）；

（9）刀庫後退至初始位（換刀結束）。

圖 1 鬥笠式刀庫主體部分結構簡（jiǎn）圖

在整個換（huàn）刀過程中，刀庫前進後退動作（zuò），使用氣缸驅動完成，目前已（yǐ）經可以達到較快的速度，因此（cǐ），整個換（huàn）刀過程（chéng）的效率就主要取決於鬥笠式刀庫驅動分度盤旋轉和定位的速度。需要選擇（zé）較為合適的旋轉定（dìng）位（wèi）方案，提升分度盤轉速，同（tóng）時保證轉動過程平穩（wěn）、盡可能減小定位和啟（qǐ）動過程中角速度和角加速度（dù）變化造成的衝擊。

3、旋轉分度方案（àn）的（de）分（fèn）析選擇

3.1 旋轉分度機構選擇

刀庫（kù）旋轉分度機（jī）構主要用於刀（dāo）庫的分度和回轉，保證刀庫運行速（sù）度和（hé）可靠性。目前鬥笠式（shì）刀庫大多采用（yòng）單頭雙導程蝸輪蝸（wō）杆機構、雙導（dǎo）程圓柱凸輪（lún）分度機構或者槽輪機構來實現刀庫的旋轉分度。

其中（zhōng）單頭雙導程蝸輪蝸杆機構（gòu）在使用中可（kě）隨時調整蝸輪蝸杆的傳動間隙，實現準確的轉位分度，但此傳動機構較複雜，且單頭雙導程蝸輪和蝸杆的加（jiā）工較困難成本相對較高[5]；雙（shuāng）導程圓柱（zhù）凸輪分度機構承載能力強，分（fèn）度轉位平穩，適合應用在載荷較大的分度轉位機構（gòu），但同時也存在機構較複雜，加工較困難成本相（xiàng）對較（jiào）高（gāo）的（de）缺點[6]；槽（cáo）輪機構具有較高的轉動效（xiào）率，較小的衝擊（jī）載荷，運行較（jiào）為平穩，且結構簡單，易製造[7]。所以（yǐ）刀庫的旋轉分度方案采用槽輪（lún）機構來實現。

3.2 槽輪機構工（gōng）作原理

槽輪是（shì）一（yī）種能把（bǎ）主動軸的勻速連續（xù）轉動（dòng）轉換為從動軸的周期（qī）性間歇運動的機構，常用於各種旋轉分（fèn）度機構當中。槽輪機構按齧合方式不同可分為外齧合、內齧合和球麵槽輪機構；按撥（bō）盤（pán）圓銷數目又可以分為單（dān）圓銷（xiāo）和多圓銷槽輪。鬥笠（lì）式刀庫一般采用外齧合槽輪機構來實（shí）現旋轉（zhuǎn）分度動作。

外齧合槽輪機構主要由槽輪、撥盤、圓銷等部分組成，其中撥盤（pán）和圓銷是主動件，槽輪是從動（dòng）件。主動件（jiàn）以（yǐ）恒定（dìng）角速度做連續回轉，從動件以一動一停做周期性間歇回轉。當圓（yuán）銷尚未（wèi）進入槽（cáo）輪時，由槽（cáo）輪上（shàng）的內凹鎖止弧和（hé）撥盤的外凸鎖止弧完成鎖止限位，圓銷入槽後鎖（suǒ）止弧鬆開，撥盤帶動槽輪轉動（dòng），如此循環輸出單向間歇的（de）旋轉運動。

4、旋轉分度機（jī）構設計與改進

4.1 槽輪機構參（cān）數計算

由於不同的槽輪槽數可產生不同的角速度和角加速度變化：槽數越（yuè）少，則角（jiǎo）加速度的變化越大，由此（cǐ）產生的衝擊（jī）和磨損也就越大，因此用外齧合槽輪作為刀（dāo）庫旋轉分度機構時，槽數不應小於 8。

圖 2 外齧合槽輪幾何尺寸

已知研究對象為 16T 鬥笠（lì）式刀庫，所以槽輪槽數 Z 根（gēn）據刀庫容量選取 16。再根據刀庫工作（zuò）要求，撥盤（pán）圓銷數目 n 初選確定（dìng）為 1。外齧合槽輪幾何尺寸，如圖 2 所示。其他參數設計（jì）參照《間歇運動機構（gòu）設（shè）計與應用創新（xīn）》[8]，可得：

中心距：由機床空間大小和刀（dāo）庫（kù）整體結構選定。中心距越大槽輪分度越平穩（wěn），但分度盤質量增加、撥盤力臂增大，電機功率提高；中心距太（tài）小，槽輪齧合處衝擊變大。考慮空間幹涉及整體重量（liàng），最後確定：L=150mm。

槽輪機構（gòu）幾何參數數值，如表 1 所示。

表 1 槽輪機構幾何參數

綜合以上參數，確定槽輪機構尺（chǐ）寸，並完（wán）成二維和三維圖紙繪製。

4.2 槽輪機構改（gǎi）進方案設計

4.2.1 提（tí）高旋轉速度

初步設計所得槽輪機（jī）構的撥盤圓銷數目為 1，槽數為 16，即（jí）驅（qū）動撥盤轉 1 周，槽輪轉過 22.5°，從而實現刀庫旋轉分度動作。同時當 n=1 時，其運動係數 τ=0.4372<0.5，說明槽輪運動時間少於停止（zhǐ）時間，運動效率較低。要在不提高撥盤轉速的（de）情況下，使槽輪在撥盤一周內轉過（guò） 2φ2 的倍數角，並提高運動係數，則可在撥盤上安裝多個圓銷來實現。

由於外槽輪槽數 Z≥6 時（shí），圓銷數 n 最多隻能是 2 個[8]，所以圓銷數 n 定為 2，這樣在不提高撥盤轉速的情（qíng）況下，槽輪的旋轉（zhuǎn）速度提高 1 倍（bèi）。運動係數也提高 1 倍變為 0.875，運動時間變（biàn）為大於（yú）停止時間。

但槽（cáo）輪機構（gòu）圓銷數目的增加同時使鎖止（zhǐ）弧（hú）所對應的中心角γ 變小，其（qí）值變為（wéi）：

圓銷數目增加前後槽輪結構對比，如圖 3 所示。圖（tú） 3（b）圖為雙圓銷槽輪機構，雙圓銷實現了轉動速度加倍，但因為仍然具有鎖止弧，依然（rán）需要進行典型的（de）槽輪間歇（xiē）運動，定位（wèi）過程中圓銷每一次（cì）進入輪槽齧合時還是會產生較大的衝擊載荷，而（ér）且從圖中（zhōng）看出雙圓銷機構的鎖止弧變得很小隻有（yǒu） 22.5°，導致鎖止弧極易磨損或發生形變，耐用度大大（dà）降低，所以還需要進一步改進設計方案。

圖 3 圓銷數目增加前後機（jī）構對比圖

4.2.2 提高穩定性

刀（dāo）庫旋轉分度（dù）運動的穩定（dìng）性直接決定了刀庫的性能，為了提高穩定性（xìng）確定以下改進設計要求：避（bì）免機構運（yùn）行過程中的剛性衝擊；降低機構運行過程中的磨損以獲得精度定位。

據此設計要求，在采用雙圓銷結構並保（bǎo）證中心距、槽輪運動（dòng）角、撥盤運動（dòng）角、圓銷中心軌跡半徑、圓銷半徑（jìng）、槽深等參（cān）數（shù）不（bú）變基礎上，設計了一種改（gǎi）進型不帶鎖止弧的雙圓銷（xiāo）槽輪機構，如（rú）圖4 所（suǒ）示（shì）。

圖 4 改進型槽輪機構二維圖

其中，改進槽輪的槽頂半徑 s1 要比初始槽輪槽頂半（bàn）徑 s 更大，其計算公式（shì）為：

上圖中槽側壁在改進槽頂和初始槽頂之間設計（jì）了一段（duàn）過渡圓弧。由 s1 計算公式可知，機構在圓銷沿著過（guò）渡（dù）圓弧從槽中脫離瞬間，另一個圓銷則恰好進入槽側（cè）壁圓弧段，過渡圓弧起到了鎖止和定位（wèi）的作用，圖 4 時刻的槽輪處於定位靜止不動狀（zhuàng）態。

當槽輪機構處於圖 4 所示位（wèi）置時，撥盤兩圓銷連心線，和槽（cáo）輪（lún）中心與撥盤（pán）中心連線相互垂（chuí）直，這（zhè）使得槽輪的旋轉起停瞬時（shí）角速度 ω=0，從而避免了機構的剛性衝擊；同時，改進機構取消了原先過小的鎖止弧設計，降低了運行過程中的磨損，提高了機構（gòu）的耐用度，從而達到了前述的改進設計要求。

5、旋轉分度機構運動學分析

5.1 基於 NX 的機（jī）構參數化建模

在 NX 中建立刀庫（kù）盤零件模型以及改進後的槽輪（lún）機（jī）構零件模型，按要（yào）求裝配在一起，得到（dào）結構的刀庫（kù）旋轉分度（dù）機構裝配模型，如圖 5 所示。

圖（tú） 5 刀庫旋轉分度機構裝配模型

5.2 基於 ADAMS 的機構運動（dòng）學對比分析

為了驗證（zhèng）最終槽輪機構方案的改進效果，運用 ADAMS 對新（xīn）舊兩種槽輪進行了運動學對比分析。

首先在 NX 軟件中對刀庫裝配模型（xíng）作必要的簡化，去除多餘（yú）的零（líng）部件，最終僅保留槽輪、撥盤（pán）和圓銷等必要部件，導出Parasolid 格（gé）式（後綴名（míng）.x_t）文件，並導入 ADAMS 軟（ruǎn）件（jiàn）中，設置單位為 MMKS，添加重力加速度；賦予材料屬性，完成前處理（lǐ）。

在 ADAMS 中將槽輪和地麵通過鉸鏈副約束；將撥盤和地麵通過鉸鏈副約束；將圓銷和（hé）撥盤通過鉸鏈副約束；將撥（bō）盤和槽（cáo）輪、圓銷和（hé）槽（cáo）輪通過碰撞高副約束：碰撞接觸剛度設為 10e6、力指數取 1.5、阻（zǔ）尼係（xì）數取 10、穿透深度取（qǔ） 0.01、靜（jìng）摩擦因數取 0.1、動摩擦（cā）因（yīn）數取 0.08；最（zuì）後給撥盤施加旋轉驅動，轉（zhuǎn）速設為 45r/min，至（zhì）此，完（wán）成最終仿真模型構建。

將上文已準備好的新舊兩種（zhǒng）仿真模型提交求解，並在後處理環節（jiē）繪出新舊槽（cáo）輪隨撥盤轉動的角速度、角加速度對比曲線圖（tú）結果（guǒ），如圖 6、圖 7 所示。

圖 6 新（xīn）舊兩種機構角速度曲（qǔ）線對比圖

圖 7 新舊（jiù）兩種機構角加速度曲線對比圖

圖 6 中曲線為舊機構角速（sù）度曲線，另一條曲線為新機構角速度曲（qǔ）線，圖 7 中曲線為舊（jiù）機構角加速度（dù）曲（qǔ）線，另一條（tiáo）曲線為新機構角加速（sù）度曲線。

綜合對比分析圖 6、圖 7 可知：

（1）在相同的 10s 內（nèi），新機構轉過 15 個分度工位，舊（jiù）機構轉過 7.5 個（gè）分度工位（wèi），速度提高了一倍。

（2）新舊（jiù）兩種機構中槽輪角速度和角加速度均時刻變化，角速度在槽輪、撥盤和圓銷的圓心共線時達（dá）到最大，角速度最大時角加速度正好為 0。

（3）舊機構槽輪在周（zhōu）期內有一（yī）段（duàn）角（jiǎo）速度為（wéi） 0 區域，使得角速度從 0 開始加速時產（chǎn）生衝擊現象。而（ér）改進結構（gòu）槽輪的角速度並沒有長期處於 0 狀態，不需要反複克（kè）服靜止慣性，因此衝（chōng）擊載荷大（dà）幅降低，從而磨損降低，耐用（yòng）度提高。

綜上所（suǒ）述，改進的新機構槽輪運轉速（sù）度增加了一倍，而且其近似處於一直運動狀態，不需要反複克服（fú）靜止慣性，降低了角速度變（biàn）化幅（fú）度（dù），加上有過渡緩衝圓弧的存在，衝（chōng）擊和振（zhèn）動也小於舊機（jī）構。這些都證明了改（gǎi）進的新機構完（wán）全可以代替舊有機構。

6、結論

本研究對刀庫旋轉分度（dù）用槽輪機構（gòu）進（jìn）行了設計和優化，提出的不帶鎖止弧雙圓銷槽輪機構替代具鎖止弧的單圓（yuán）銷槽輪（lún）機（jī）構的機構改進方案得到（dào）了仿真分析的驗證（zhèng），仿（fǎng）真分析結（jié）果表明改進型新機構旋（xuán）轉速度提高（gāo）一（yī）倍，衝擊載荷（hé）大幅降低，為（wéi）後續研究

提供了重要參考（kǎo）依據。

下一階段本研究將通（tōng）過對新機構實物的（de）測（cè）試來進一步驗證實際工況下機構的角速度和角加速度變化情況，完成進一步的製造（zào）工藝對機構運行狀態影響研究，以實現更優化的旋（xuán）轉分度機（jī）構方案設計。

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