CN112388036A - 一种螺旋压力面组合及其连接方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及模块化工具领域，公开了一种螺旋压力面组合及其连接方法，包括至少一组相匹配的螺旋压力面，一组螺旋压力面包括凸台螺旋压力面和凹座螺旋压力面；所述凸台螺旋压力面包括绕着凸台轴线对称设置的至少两个凸台螺旋压力面；所述凹座螺旋压力面包括绕着凹座轴线对称设置的至少两个凹座螺旋压力面；凸台进入凹座后各组凸台螺旋压力面和凹座螺旋压力面贴合状态相同时，凸台轴线和凹座轴线重合形成公共轴线；所述螺旋压力面满足以下条件：R_p·sinθ＝c(c为常数且c＞0)——式一，本发明有效解决了现有螺旋压力面受力不均的问题。

Description

一种螺旋压力面组合及其连接方法

技术领域

本发明涉及模块化工具领域，具体涉及一种螺旋压力面组合及其连接方法。

背景技术

压力面，指的是承受压力的面结构，一般为两个以上的组件进行组装、配合的接触面。

螺旋压力面，指的是压力面为螺旋面结构，用来承受压力，并用在两个以上组件进行组装、配合的接触面。螺旋面为一条母线绕着一条轴线作螺旋运动(等速旋转和等速轴向移动)而形成的曲面。常见的螺旋面有正螺旋面、斜螺旋面(阿基米德螺旋面)、sincos螺旋面、渐开螺旋面等。

螺旋压力面，一般用在旋转工具上。通过螺旋压力面，能够使旋转工具中的各个组件，在组装、配合完成后，还能按照预定旋转方向完成旋转。螺旋压力面可运用在模块化工具中。

现有的压力面，基本为常见的平面、球面、规则弧面或者阿基米德螺旋面，已经不能适用于现在精准度、耐用度、低成本要求越来越高的模块化工具。现有的压力面，因为没有统一设置，使其通用性较差。此外，当压力面用在旋转结构上时，因为现有螺旋压力面的设置问题，往往会出现某些位置螺旋压力面过度配合，有些螺旋压力面又完全没有接触，整个螺旋压力面受力不均匀的情况；造成整体结构的传递力的能力降低，或者引发局部应力过大而过早失效，影响了压力面的性能和寿命。

模块化工具连接时需要考虑轴向支撑稳定性，径向保持的稳定性，扭矩传递能力，制造工艺等多方面问题。现有技术中，存在因为结构本身的特点问题，难以有效解决多方面矛盾从而无法避免出现某方面的短板。

例如，专利CN101048251B公开了一种模块化钻削工具。其扭矩是通过刀体端面突起的传递壁结构实现的。由于所述传递壁的结构特点，造成了轴向支撑稳定性与径向保持能力的下降，同时还增大了制造难度。在横截面中观察，所述扭矩传递壁呈直线，所述从旋转工具的最大直径沿与半径方向呈较小夹角的方向向内延伸，这种结构在传递扭矩时表现为简单可靠，常被采用。但这个直线必然将的轴向支撑面区域和径向保持面区域进行分割，造成了轴向支撑面的范围和径向保持面的范围缩小，影响轴向力的支撑范围和径向保持力的范围，容易在使用中产生倾覆或摆动，导致刀具在切削中的稳定性与耐用度降低。实际上，在这个专利方案中，为了尽可能减小轴向支撑面积的损失，强行的保留了扭矩传递壁内侧的一部分平面。而这部分平面面积太小，作用不明显；同时在制造时也难以处理角落处的干涉问题，增加了制造难度，也难以保证设计效果。

又如专利20158003129X公开了一种模块化旋转工具。其扭矩面上难以做到大范围的均匀受力，影响了径向保持能力与刀体的耐用度。该专利公开的结构具有完整的分布在外圆区域的轴向支撑面，具有最佳的轴向力传递能力和抵御轴向力造成的倾覆的能力。在托架的凹座内的横截面中观察，其采用的扭矩面结构为一个与半径成一较大角度的直线。显然，这条直线传递扭矩的能力并不强，一方面因为其压力角外侧为35°左右，且向内区域基本没有传递扭矩的能力，这是因为受到旋转运动趋势时，直线上运动趋势大小分布不均所造成的；另一方面，这条直线的最外侧并没有临接外圆区域，造成力臂进一步缩小。也就是说，其不但力臂小，而且受力面积也小，影响了结构的耐用度和抵御扭矩的能力。其实，这是综合考虑周围结构与制造工艺后不得已而设计的。为了不破坏外部呈圆环形分布的轴向支撑区域，该直线在接近外部区域时，必须以圆弧的形式逐渐转向到圆周方向；而为了避让其他的机构，在加工时此处必须选用具有一定圆弧半径的立铣刀或T型铣刀，造成了该处圆角较大；使得扭矩平面的位置内移，造成扭矩传递效率降低。另外，扭矩面为一直线，因此在受到旋转扭矩时，外侧到内侧的受力由大变小，直至为零。且由于力臂的变化，提供的扭矩更是呈二次的关系快速降至零。这样，扭矩面的外侧将承受了绝大部分的压力，形成危险点，影响了整个结构的扭矩传递能力和刀体的耐用度。同时，这个结构不能对切削头提供较大角度范围的径向保持力，因为直线上各点受力不均，造成在受力状态下只有最前端紧密贴合。

又如专利CN 106255564 A提供了一种模块化旋转工具，在此专利中扭矩完全是依靠锥面之间的摩擦力传递的。而锥面结构，为了在水平方向上产生较大的摩擦力，势必在锥面上有巨大的正压力。在模块化刀具这种空间紧张的应用中，这种结构不能用于传递较大的扭矩。特别是针对钻头这种刀具而言，由于必须具有排屑槽，所以外圆为不封闭的结构，造成侧面抵御正压力的能力较差，造成摩擦力极限较低，会进一步降低其扭矩传递能力。

专利CN104853869A提供了一种阿基米德螺旋线截面的结构。阿基米德螺旋线的极坐标方程为R＝aθ，即半径R与范围角a的变化为线性关系。该种螺旋线在发生旋转运动趋势时，螺旋线上各点在螺旋线法向的运动速度不同，这在配合中，表现为螺旋线上某一点将运动的更快，形成支点或形成受力最大点，其他部分不能有效的形成压力。在这篇专利方案中，实际上三个螺旋面上均存在受力不均匀的情况，这会影响刀具的使用中的稳定性和压力面的耐用度。同时，也由于这种不均匀的情况，将限制该种结构的通用性。

又如专利CN 10284799 B提供一种具有螺纹拉紧结构的模块化切削工具。其通过在后端的螺纹结构实现对切削头的牵引作用，从而在轴向平面与螺纹之间形成足以自锁的预紧力。该种结构的问题在于，切削头往往为硬质合金材料，在这种材料上制造螺纹是不易的。并且在这个专利的方案中，为了传递足够的扭矩，在前部有专门用于传递扭矩的凸台，所述凸台沿径向延伸，具有良好的扭矩传递作用，但缺乏有效的径向保持功能。这个凸台会对钻头在周向上形成精确的角度定位，这就要求螺纹在旋转到该位置时，刚好有足够的预紧力。而在此还有另一个矛盾，即螺纹不能太长，因为太长会影响成本，且螺纹不是完整的。这样使得螺纹的制造难度大大增加，整个结构也很难从几何的角度进行检查，从而造成批量生产的稳定性下降。

综上所述，现有模块化旋转工具连接中的压力面结构(即传递力的面)存在以下问题：(一)扭矩压力面结构往往对外圆区域进行分割，影响需要大范围角度的结构和功能的实现。造成轴向支撑或径向保持力的范围减小，影响刀具连接的稳定性。(二)若不分割外圆区域，则受制造工艺的限制，扭矩压力面在外部需留有较大的圆角，浪费了有效空间，或者设计为与半径角度较大的直线或其他曲线，扭矩面在传递扭矩时不同位置受力不均匀，形成危险截面，造成扭矩传递能力降低或耐用度降低。(三)采用圆锥形结构，仅利用摩擦力传递扭矩，往往不能传递较大的扭矩，且不适合用于钻头这种不封闭的外圆结构的刀具。(四)实现有精确角度定位限制的轴向牵引时，螺纹结构并不能无限旋转，需要精确控制在周向定位时的预紧力，而且需要在硬质合金上制造螺纹结构。制造难度大，难以批量生产。并且螺纹并没有解决模块化工具所需的所有关键功能。(五)采用阿基米德螺旋线截面时，旋转装配下，压力面难以实现大范围的均匀接触，影响支撑力的有效覆盖范围、耐用度和强度。

发明内容

本发明意在提供一种螺旋压力面组合，以解决在模块化工具连接领域中，现有螺旋压力面因为受力不均而导致的性能降低、寿命降低以及装配中的不稳定的问题。

为解决以上问题，提供如下方案：

一种螺旋压力面组合，包括至少一组相匹配的螺旋压力面；

在垂直于中心轴线的任一横截面上，螺旋压力面与该横截面的交线为横截面螺旋线；中心轴线在该横截面上的交点为该横截面的原点，R_P为螺旋线上任一点P到原点O的距离；螺旋线上与原点相距最远的位置为螺旋线大端A，螺旋线大端A到原点O的距离为大端半径R_A；螺旋线上与原点相距最短的位置为螺旋线小端B，螺旋线小端B到原点O的距离为小端半径R_B；

点P处的位置角∠AOP的角度为β，过点P朝螺旋线小端的方向做所述螺旋线的切线PM；过点P朝螺旋线小端的方向做OP的垂线PN，∠MPN为螺旋升角θ；θ＞0，同组螺旋压力面均满足公式：R_p·sinθ＝c(c为常数且c＞0)——式一；

所述螺旋压力面与垂直于横截面螺旋线的任一截面的交线为压力螺旋面法截面直线；所述压力螺旋面法截面直线与中心轴线的夹角设为倾斜角α，α在[-88°，﹢88°]范围内。

一组螺旋压力面包括对应设置的凸台螺旋压力面和凹座螺旋压力面；所述凸台螺旋压力面的中心轴线为凸台轴线，所述凸台螺旋压力面包括绕着凸台轴线对称设置的至少两个凸台螺旋压力面；所述凹座螺旋压力面的中心轴线为凹座轴线，所述凹座螺旋压力面包括绕着凹座轴线对称设置的至少两个凹座螺旋压力面；

各组凸台螺旋压力面和凹座螺旋压力面贴合状态相同时，凸台轴线和凹座轴线重合形成公共轴线。

本方案的优点在于：

本方案的螺旋压力面优化了装配过程中与工作过程中压力面的受力状态，提升了压力螺旋面的在装配中的稳定性，工作中的综合能力，以及在频繁装卸情况下的寿命，并且在不同的参数选择下能满足在不同应用需求下的精准定位、均匀受力或自锁的要求。

按照本方案的设置，当整个螺旋压力面绕其中心轴线发生旋转时，螺旋压力面上任意一点沿其所在位置螺旋压力面法向的运动速度相同。通过这一特性，可以保证在绕轴线旋转的装配运动情况下，螺旋压力面能各点同步接触，同步压缩；也保证了在抵御扭矩时，螺旋压力面上各点压力相同；在存在压力面法向的相同加工误差时，整体螺旋压力面的形状不变。本方案就是利用以上特性，从而实现前述各种优势。

在垂直于螺旋线的截面内，螺旋压力面呈现为直线结构，即压力螺旋面法截面直线，且在螺旋压力面的区域内各点延伸出的直线互不相交。压力螺旋面法截面直线与螺旋压力面中心轴线的夹角为倾斜角α。α开口朝向凸台远离凹座一端为正。由于压力面法截面直线与中心轴线并不相交，这里的倾斜角为空间角度。螺旋压力面之间的相互作用能够产生正压力和摩擦力。其中正压力可分解为绕中心轴线旋转的周向力，沿螺旋压力面轴线的轴向力和垂直指向螺旋压力面中心轴线的径向力。压力螺旋面法截面直线，通过选择倾斜角α，能够调节径向力、周向力和轴向力的分配，以起到不同的作用。使这种统一设置的螺旋压力面通过变化参数能应对多种不同场合的需要。

倾斜角α开口朝向凸台螺旋压力面所在的凸台方向时，α方向为正。α的范围在[-88°，﹢88°]范围内。需要指出两直线往往具有两个夹角，但在本方案中，压力面法截面直线实际是有长度的，其端点与中心轴线存在明显的距离，因此可以唯一确定其开口方向。

当α在0°附近时，即螺旋压力面近乎竖直时，正压力的主要表现为径向力和周向力。主要表现为良好的径向保持能力或良好的扭矩传递能力。当螺旋压力面其中80％以上的区域的螺旋升角θ属于[0°,10°]的区间时，压力螺旋面之间能够形成胀紧自锁。

当螺旋压力面的α的取值范围为[-88°，-65°]和[65°，88°]时，即具有较大的倾斜角度α时，螺旋压力面之间的正压力主要表现为轴向牵引。当发生绕轴线的相对转动时，设转动的角速度为w，对应螺旋压力面之间相互靠近，各点沿螺旋面法向靠近的速度相同，且为wccosα，其中c为公式一中的定值。随着α增大，法向靠近的速度与转动速度的比值降低，这在装配中是有利的，使得各个位置能够均匀的受压，且易于控制压缩量，同时也利于实现自锁，此时螺旋压力面整体的正压力形成轴向牵引力。

当螺旋压力面的α取值在45°左右时，既表现出一定的轴线牵引能力，又表现出一定的径向定心或扭矩传递能力。这对于需要一定综合性能的应用是有利的。因为通过一个单一的结构就能够实现多种功能，能有效降低成本。

进一步，覆盖角∠AOB的角度为λ，λ≥5°。

通过确定覆盖角的大小来确定单个螺旋压力面的形状。

进一步，大端半径R_A与小端半径R_B的差值大于大端半径R_A的百分之二。

通过确定大端半径和小端半径之间的差值来确定横截面螺旋线的形状，进而确定螺旋压力面的形状。

这样设置是为了凸显螺旋面的特征，因为当大端半径和小端半径差异不大时，整个螺旋面就退化成了圆弧，无法表现螺旋压力面的种种优势。

进一步，螺旋压力面的倾斜角α的取值范围为[-5°，5°]。

倾斜角在此角度范围内，螺旋压力面近乎竖直，正压力在水平面内有较大的分量，有利于使螺旋压力面具有良好的径向保持能力或良好的扭矩传递能力。

进一步，从螺旋线大端A到螺旋线小端B，螺旋升角θ单调递增，螺旋升角θ范围在[0°,10°]的区间。

由于大多数金属的摩擦角在10°左右，这样设置的螺旋压力面便于实现胀紧自锁。

进一步，螺旋线大端半径R_A与螺旋线小端半径R_B的差值大于螺旋线大端半径R_A的15％。

这样设置的螺旋压力面便于提供足够的扭矩。

进一步，螺旋压力面的倾斜角α的取值范围为[-88°，-65°]和/或[65°，88°]。

倾斜角α取较大度数的角度，便于螺旋压力面之间形成较强的轴向牵引。轴向牵引能有效的将凸台侧的连接件牢牢的拉紧在其他反方向的轴向约束上。而反方向的轴向约束可以是平面、锥面或者本方案的螺旋压力面。

进一步，螺旋压力面的倾斜角α的取值范围为[-45°，-20°]和/或[20°，45°]。

倾斜角α取较小度数的角度，既表现出一定的轴线牵引能力，又表现出一定的径向定心或扭矩传递能力。形成一种具有综合连接能力的连接结构。

进一步，当一组螺旋压力面的螺旋压力面数量为2时，覆盖角λ的范围为[20°,105°]；当一组螺旋压力面的螺旋压力面数量为3时，覆盖角λ范围为[20°,70°]；当一组螺旋压力面的螺旋压力面数量为4时，覆盖角λ范围为[20°,50°]。

这主要是在整个圆周上，螺旋压力面的覆盖范围进行进一步的约束，特别针对模块化工具领域，在考虑到两个螺旋压力面之间的装入间隙、排屑槽以及制造中的形状过渡问题后，优选出在几种常见情况下的常用范围。这样设置的螺旋压力面，能够较好的满足现在大多数旋转连接组合的需要。需要注意的是，较大的覆盖范围固然最好，但较小的覆盖范围在满足功能需求的情况下，可以为其他功能结构的设计腾出宝贵的空间。

本发明还提供了一种螺旋压力面组合的连接方法，包括以下步骤：

步骤一，将凸台螺旋压力面与凹座螺旋压力面平行且趋于同轴，并置于预定的轴向位置；

步骤二，将凸台螺旋压力面和凹座螺旋压力面发生相对转动，凸台螺旋压力面与凹座螺旋压力面经过相互靠近、相互接触、通过彼此之间力的相互作用形成配合，直至凸台螺旋压力面和凹座螺旋压力面同轴。

本方法的优点在于：

采用本方法，统一设置的螺旋压力面便于针对多种不同的应用领域进行设计应用，能够快速完成螺旋压力面的加工设计与制造，能够节约设计时间、生产时间，同时使生产出来的螺旋压力面组合具有通用性，受力更加均匀，提升了综合性能，并能够有效提高使用寿命。

综上，本发明中的螺旋压力面组合，相比于现有技术，具有以下特点：

1、绕轴线旋转时，螺旋面上任意一点沿所在位置横截面内的螺旋线法向运动速率均相同。

2、绕轴线旋转时，螺旋面上任意一点沿其所在位置螺旋面法向上的运动速率均相同。

同时，以上两点也是本方案设计的目的。

而根据本发明区别于现有技术的特点，本方案结构具有以下优势：

1、由于螺旋面本身的结构特点，在绕中心旋转装配时，螺旋面的小端从对应螺旋面的大端进入，利用在两者表面间的相互作用形成导向，使得两者的运动方向得以确定，最终能顺利的到达预定的贴合状态，表现出良好的装配导入性。

2、所述螺旋面在贴合后，额外的旋转运动趋势会造成两螺旋面之间产生相互挤压，从而产生正压力。根据本方案螺旋面的特性，旋转趋势在螺旋面各个位置所产生的挤压量是一致的，从而在较小的运动范围内，各个位置产生的正压力相同。这一点是非常重要的，也是本方案最大的优势。

由于各个位置产生的正压力相同，压力面上将不会因为受力不均匀使得应力过大的位置过早失效，从而整个压力面可以表现出最大的负载能力。

同样的，由于各点受力均匀，也就保证了整个压力面范围内有效的接触，而不会有一些位置虚接触，可增大受力的中心角范围。大角度范围的有效接触对于连接的稳定性起至关重要的作用，同时对于抵抗来自于未知方向的力也是有益的。

3、在需要在螺旋压力面上形成自锁效果时，在对应的螺旋压力面接触后，需要继续相对旋转，使得两个压力面之间相对滑动一段距离。这在装配中是常见的。现有技术采用两个圆弧进行过盈，凹座的圆弧半径略小于凸台的圆弧半径，在旋转装配时，往往需要一端先进入进行过盈配合，然后继续在过盈状态下滑动，直到所有的圆弧都形成了过盈配合。这种情况下，过盈滑动的距离是很长的，且在初期只有少部分的面形成了过盈，此时系统受力是很不稳定的，容易造成歪斜、卡死、甚至损坏压力面。应该注意，模块化工具的安装是一个手动操作的过程，因此结构在装配过程中自身的稳定性非常重要。长距离的过盈滑动对于经常拆卸的结构也是不利的，这会使操作难度加大，同时也降低了压力面的寿命。而本方案的结构在对应的螺旋压力面贴合时，绝大部分中心角范围的螺旋压力面已经接触，在过盈旋转时，所有接触的部位同时受压，且压力均匀，分布范围广，这使得整个系统受力面积大，因而稳定。并且仅需要滑动很小的一段距离就能在整个螺旋压力面范围内形成压力配合。这一点对于经常拆卸的结构可有效提高寿命。消除过盈装配过程中的不确定性。

4、众所周知，表面之间的相互作用包括垂直于表面的正压力和平行于表面摩擦力。在本方案中，螺旋升角θ与范围角α共同确定了螺旋压力面的法向。而在这种轴对称结构中一般有以下重要的方向：轴向即平行于中心轴线的方向，径向即垂直于中心轴线的方向，周向即绕中心轴线旋转的切向。正压力在这三个方向的分量大小体现出不同的优势。轴向分力，表现为轴向牵引力的大小，便于与其他轴向约束一起形成自锁。径向分力，在装配中是有益的，表现出保持径向位置的能力，径向分力越大，定心能力就越强。周向分力，影响周向的定位能力和周向负载能力，即保持周向位置的能力和抵御扭矩的能力。因此在具有本方案其他优势的情况下，本结构非常易于应用于多种不同的场合，并发挥其优势。

5、在制造此结构时，往往采用成型铣刀或成型砂轮在数控机床上加工而成。螺旋线的通过机床运动保证，精度较高，但螺旋线法向的绝对尺寸会受到铣刀或砂轮半径误差和测量的准确性的影响，要做到较高精度是有难度的。但这些误差所引起的法向偏差并不会改变本方案螺旋压力面的整体形状，只会造成整个形状一定的旋转位置误差。而不会影响本方案的其他优势的效果。因此，本方案的结构还具有良好的制造容错性，易于制造。

6、本方案能在参数不同时，体现多功能的应用。螺旋线的长短取决于具体的应用要求和限制，但倾斜角α不同时，结构明显表现出不同的功能特点。

a)当α为0°附近时，整个压力面的负载能力基本表现在周向力和径向力上，表现出良好的扭矩传递能力和径向定位能力。

b)当α角较大时，如α>60°或α＜-60°时，整个压力面表现为较大的轴向稳定牵引能力，与另一个方向的轴向约束一起，就能在轴向上形成力的平衡。同时在轴向的相对立的面上，产生较大的摩擦力。易于实现整个结构的自锁。

c)当α角度适中时，如±60°范围时，压力面结构表现为轴向力、径向力和周向力均存在的情况，表象出良好的综合性能优势。

附图说明

图1为本发明实施例一中一种螺旋压力面组合的结构示意图。

图2为本发明实施例一中一种螺旋压力面组合中第一连接部的结构示意图。

图3为本发明实施例一中一种螺旋压力面组合中第二连接部的结构示意图。

图4为图2的A-A截面放大图。

图5为图4的B-B截面图。

图6为两横截面关系证明示意图。

图7为实施例一中横截面微小转动示意图。

图8为实施例一中横截面转动示意图。

图9为实施例九的立体图。

图10为实施例九的纵向剖视图。

图11为实施例九中切削头的另一纵向剖视图。

图12为实施例九中托架的另一纵向剖视图。

图13为实施例九中托架的立体图。

具体实施方式

下面通过具体实施方式进一步详细说明：

说明书附图中的附图标记包括：第一连接部1、第二连接部2、公共轴线3、旋转方向4、凸台5、凸台螺旋压力面7、凹座螺旋压力面8、凸台螺旋线9、转后凸台螺旋线91、第一极轴10、第一横截面螺旋线11、第二横截面螺旋线12、第一台阶底面13、第二台阶周面15、切削头31、托架32、螺旋槽35、第三凸台螺旋压力面36、第三凹座螺旋压力面37、第二凸台螺旋压力面38、第二凹座螺旋压力面39、第一凸台螺旋压力面40、第一凹座螺旋压力面41、圆柱形定位销42、销孔43、凸台轴向定位面44、凹座轴向定位面45。

本方案基本如附图1、图2和图3所示：螺旋压力面组合，包括在轴向上联接的第一连接部1与第二连接部2。第一连接部1的端面上具有用于联接的凸台5，第二连接部2的端面上具有用于联接的凹座，凸台5的外表面形状与凹座的外表面形状相匹配。

凸台5的外周面上绕凸台5轴线对称分布有至少一组凸台螺旋压力面7，凸台5轴线为凸台5上各螺旋压力面的母线围绕转动的直线，也是凸台5本身的轴线。

凹座内周面上绕凹座轴线分布有与之对应的至少一组的凹座螺旋压力面8。凹座轴线为凹座上各螺旋压力面的母线围绕转动的直线，也是凹座本身的轴线。

当凸台5和凹座连接后，凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8贴合，在相互运动后，使各组对应的凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8受力均衡，此时，凸台5和凹座同轴，即凸台5轴线和凹座轴线重合为公共轴线3，此时的公共轴线3也为凸台5和凹座的旋转轴线。此时，凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8环绕转动的轴线都为公共轴线3，即凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8同轴，凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8相匹配，通过这两组螺旋压力面使第一连接部1和第二连接部2通过凸台5和凹座，既能够紧密联接在一起，既保证了联接的牢固性，有保证了联接的精准度。

为了方便描述，将形成螺旋压力面时，母线围绕转动的轴线统称为中心轴线，中心轴线具体在凸台5上表现为凸台5轴线，在凹座上表面为凹座轴线，当凸台5和凹座转动时表现为公共轴线3。

在连接螺旋压力面组合时，首先将第一连接部1的凸台5和第二连接部2的凹座对齐，凸台5可以通过一定方式进入所述凹座中，并经过一定的机械运动(可以是转动、也可以是轴向运动、也可以两者均有)使对应的凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8从部分相互贴合甚至相互过盈到各组螺旋压力面均相互贴合，受力均衡，此时所述凸台5轴线与所述凹座轴线重合形成公共轴线3。此时螺旋压力面的状态为模块化旋转工具工作时的状态。模块化旋转工具具有预定的旋转方向4，这个预定旋转方向4为自定义的旋转方向4，本方案中的预定旋转方向4为从螺旋线小端B到螺旋线大端A的旋转方向4。

其中，凸台5进入方式不限，可以是从上下竖直插入，使所有对应的螺旋压力面一开始就保持相同的贴合状态，在有旋转运动趋势时各个螺旋压力面受力均衡；凸台5也可以采用任意角度的斜插入凹座中，虽然一开始某些对应的螺旋压力面先配合，有些螺旋压力面两者完全没有接触，但是随着凸台5和凹座的转动，使先配合的螺旋压力面通过相互作用力等待未接触的螺旋压力面相互接触后，直至所有的螺旋压力面贴合，使凸台5轴线和凹座轴线重合为公共轴线3，使各个螺旋压力面保持相同的接触贴合状态。此刻，若进一步发生相对旋转，压力面上个点在压力面法向上将产生相同大小的挤压运动趋势，也就是说各点受力均衡。

凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8中每组螺旋压力面包括至少两个螺旋压力面。

如图4所示，第一连接部1上垂直于中心轴线(即凸台5轴线，在转动过程中重合为公共轴线3)的A-A截面放大图中，所述凸台螺旋压力面7的形状是绕着预定旋转方向4半径逐渐增大的凸台螺旋线9，凸台螺旋线9为凸台5在该横截面上的横截面螺旋线，与凸台5匹配的凹座在该横截面上具有与凸台螺旋线9相匹配的凹座螺旋线。该截面与中心轴线的交点为第一原点O，所述螺旋线大端A具有第一端点A，OA的长度为大端半径R_A；螺旋线小端具有第二端点B，OB长度为小端半径R_B。以O原点，OA为第一极轴10，以A到B的方向为正方向，建立极坐标系。对于所述螺旋线上任意一点P，形成的位置角∠AOP的角度为β，OP长度为任意半径R_P，R_P为β的函数。过点P沿预定旋转方向4的反方向做所述螺旋线的切线PM。过点P沿预定旋转方向4的反方向做OP的垂线PN。∠MPN为螺旋升角θ，θ为β的函数。对于任意的β，凸台螺旋压力面7的螺旋线应满足：

R_p·sinθ＝c(c为常数且c＞0)——式一

如图2和图3所示，在垂直于横截面螺旋线的任一截面内观察，凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8均为直线结构，即螺旋压力面在垂直于横截面螺旋线的任一截面上的交线为直线结构，我们将这个交线称为压力螺旋面法截面直线。压力螺旋面法截面直线不同螺旋压力面的区域内各点延伸出的直线互不相交，以保证压力螺旋面不发生扭曲。

如图5所示，所述压力螺旋面法截面直线与中心轴线(凸台5轴线、凹座轴线或者公共轴线3)的夹角设为倾斜角α，当开口指向第一连接部1方向时α为正，即当倾斜角α开口指向凸台5一侧时为正，α在[-88°，﹢88°]范围内。

单个压力面覆盖角度区域的覆盖角度λ至少为5°。在每个螺旋压力面中，大端半径R_A为最大半径，小端半径R_B为最小半径，大端半径和小端半径之间的差值大于大端半径的百分之二。即：R_A-R_B>2％R_A。

本方案的设计思路为：现有常用的模块化旋转工具，包括铣刀、钻头、铰刀等，由多个模块化组件在轴向上可更换的连接而成。在切削时，旋转工具按预定的旋转方向4旋转。在切削时，各个组件之间通过各种结构间力的相互作用，使各个组件之间保持相对位置不变。为了实现这种功能，在模块化旋转工具的连接结构设计时，主要考虑几种的力的平衡：一、绕轴线与模块化旋转工具预定旋转方向4相反的扭矩。二、向内或向外的轴向力，支点围成的面积越大越好。三、可能来自于各个方向的径向力(垂直于轴线的方向)，绕范围角度范围越大越好。四、与旋转方向4相同的，使两连接部件松脱的扭矩。

本方案，能够完全解决背景技术中(一)至(五)所提到的所有问题，本方案针对具有预定旋转方向4的模块化旋转工具的连接问题，提供一种导入性好、能大范围均匀贴合、受力均匀、耐用性好且易于制造的提供扭矩、大范围径向力或轴向牵引力的螺旋压力面组合。

本方案中讨论的是一种新型压力面结构。这种压力面结构应用于模块化旋转工具中各个组件的连接处，使具有这种压力面结构的组件易于与其他诸如紧固结构、切削结构、定位结构等各种组件相组合，产生可靠的连接效果。

具体地，本方案中的螺旋压力面组合如下：

第一，对螺旋压力面上横截面螺旋线进行如下限定：

如图4和图7所示，在第一连接部1的横截面上(第二连接部2的横截面与第一连接部1的横截面是相匹配的)以第一原点O为中心径向向外伸出，与凸台螺旋压力面7的边缘即凸台螺旋线9上的任一点P形成任一半径OP，任一半径OP当绕第一原点O转动一个微小角度dβ，显然有：

dβ·R_p·tanθ＝dR_p

∵R_p·sinθ＝c

两边积分：

以上就是在横截面上凸台螺旋压力面7的外边缘，即凸台螺旋线9的曲线极坐标方程。根据该方程，可以发现，如果确定了c，R_A以及β的变化范围λ，就能唯一确定一段所述的螺旋线形状。或者，确定了R_AR_B以及覆盖角∠AOB就可以计算出c，从而唯一确定该凸台螺旋线9的形状。因此，给出大端直径，小端直径以及螺旋线的位置角度，或者给出c值，大端直径，螺旋线的范围角度，又或者其他的一些等效情况如确定起止位置的螺旋升角以及中心位置角度等，都可以确定所述螺旋线的形状，在此就不展开说明。

第二，说明整个螺旋压力面任意横截面均为相同的形状

如图6所示，轴向方向上，过螺旋压力面选择轴向相距L的两个不同的横截面。假设第一横截面的第一横截面螺旋线11满足式一。因为在横截面螺旋线的法平面中，所述螺旋压力面呈与轴向方向成α角的直线延伸，又因为两横截面平行，所以第二横截面的横截面螺旋线是由第一横截面的第一横截面螺旋线在法平面内沿与轴线呈相同角度的直线延伸相同的轴向高度L所得；所以，在第二横截面的第二横截面螺旋线12在第一横截面中的投影与第一横截面螺旋线互为法向偏置关系，且法向距离为L·tanα。只要证明第二横截面螺旋线12同样满足式一，就说明本方案所指螺旋压力面所有横截面均满足式一。以下证明第二横截面螺旋线12同样满足式一。

如图6所示，在所述第一横截面内观察，O为中心点，并将第二横截面螺旋线12投影到该截面内，对于第一横截面螺旋线11上任一点P₁，在所述投影的第二横截面螺旋线12上都能找到对应的点P₂，使P₁P₂分别垂直于第一横截面螺旋线11和第二横截面螺旋线12。设OP₁长度为R₁，OP₂长度为R₂。过P₁、P₂分别作各自横截面螺旋线的切线P₁M₁、P₂M₂。过P₁、P₂分别作各自半径的垂线P₁N₁、P₂N₂。过O做P₁P₂的垂线，垂足为Q。

∵∠QP₁O＝∠M₁P₁N₁且∠QP₂O＝∠M₂P₂N₂

∴R₁·sin∠M₁P₁N₁＝R₁·sin∠QP₁O＝OQ

且R₂·sin∠M₂P₂N₂＝R₂·sin∠QP₂O＝OQ

∴R₁·sin∠M₁P1N₁＝R₂·sin∠QP₂O＝c(c＞0)

以上结果说明，在以上描述的螺旋压力面上不同轴向位置的横截面上均满足式一且具有相同的c值。

三、说明螺旋压力面上任意横截面发生旋转时的特性

如图4和图7所示，本方案中的第一连接部1和第二连接部2连接时，在垂直于中心轴线的截面内观察。假设第一连接部1绕第一原点O相对于第二连接部2旋转了一微小角度dβ，原来的P点移动到P1点位置，则P点沿圆周方向的位移S₁＝R_p·dβ。将该位移正交分解到横截面螺旋线(在凸台5上为凸台螺旋线9，在凹座上为凹座螺旋线)的切向和法向。一方面，该位移在横截面螺旋线切向上的分量S₁₁＝S₁·cosθ＝c·cotθ·dβ；另一方面，该位移在横截面螺旋线法向的分量S₁₂＝S₁sinθ＝c·dβ。可见，在横截面螺旋线法向上的分量与β无关，说明当横截面螺旋线在发生旋转运动时，横截面螺旋线上任意一点沿其所在位置处横截面螺旋线法向的运动速度相等。

如图4和图8所示，在垂直于中心轴线的截面内观察。假设第一连接部1绕第一原点O相对于第二连接部2旋转了较大角度的Δβ。设新得到的转后凸台螺旋线91与原来凸台螺旋线9之间的距离为Δw，有：

以上公式说明，在不考虑横截面螺旋线长度的情况下，此种横截面螺旋线绕中心旋转Δβ，新得到的横截面螺旋线与原横截面螺旋线之间的法向距离处处相等，且旋转角度Δβ与距离差Δw之间呈线性关系。

四、说明整个螺旋压力面发生旋转时的特性

当第一连接部1相对于第二连接部2旋转Δβ时，螺旋压力面各点在横截面上沿所在螺旋线法向的位移为Δw。设各点处沿所在位置螺旋面法向的位移为Δh，则

Δh＝cosα·Δw＝cosα·c·Δβ

在转动时，任意β位置的Δh相同，且Δh和Δβ呈线性关系；在第一连接部1的凸台螺旋压力面7和第二连接部2的凹座螺旋压力面8两个压力面配合时，表现为各点同时接触；在挤压时各点压缩量均匀。此外，在制造时，往往采用铣刀或砂轮的外圆相切于螺旋线运动得到，砂轮直径或铣刀直径的误差只会造成螺旋线法向上的偏移，而法向偏移在本方案的形状上不会影响螺旋线的形状，只会产生一定旋转角度的影响，这不难从上面的说明看出。

五、基本受力分析

在本方案中，倾斜角α角的范围选择在[-88°，88°]的区间内实现。在该范围内，对应螺旋压力面之间都能够实现以下优势：同时接触、均匀压迫。随着α取不同值，所述结构体现为不同的功能和效果。

根据前面的叙述已经说明，在有旋转的压迫位移时，该螺旋压力面上各点的法向变形相同。假设各点的弹性模量相同，则各个点的正压力相同。以第一连接部1为研究对象，设螺旋压力面上单位面积承受的压力为m，在压力面上任选一点P，在P所在区域选择一微小范围，这个范围在垂直于螺旋线的截面上的尺寸为dh，在横截面(沿螺旋线)上的尺寸为d1，则P点正压力F＝m·dl·dh。

将所述正压力分解，在轴向上的分量F_a＝m·dl·dh·sinα；横截面上的分量F_h＝m·dl·dh·cosα。

横截面上的分量方向垂直于螺旋线，将其向径向和周向分解，径向的分量F_hr＝cosθ·F_h，周向的分量F_hc＝sinθ·F_h。

即正压力F最终分解为轴向分量F_a，径向分量F_hr，周向分量F_hc。

综上所述，在螺旋压力面上一点正压力表现为：

轴向的牵引力：F_a＝sinα·m·dl·dh。

径向力：F_hr＝cosθ·cosα·m·dl·dh。

周向力：F_hc＝sinθ·cosα·m·dl·dh。

六、扭矩的平衡

传统的观念认为：这种各个位置都与半径呈较大角度的面虽具有良好的径向保持能力，但往往不能传递较大的扭矩。这是因为一般的结构诸如直线、偏心圆弧、阿基米德螺旋线等，在传递扭矩时各个位置处的所受压迫不均匀，整个面上只是局部区域起作用，造成过早形成危险点，受力范围减小；导致不能扭矩传递能力减弱或径向保持能力减弱。

本方案的结构解决了受力不均匀的问题，从而在不增加长度的情况下，增大了受力面积，从而增加了扭矩传递能力。而且整个螺旋线区域均接触，扩大了径向保持力的分布范围，提高了径向保持能力。

以下对扭矩传递能力进行类比估算。由于每个dh高度的范围的情况基本相同，在此对单个dh范围的螺旋压力面正压力能提供的扭矩进行描述，即不对dh积分：

T_n＝∫F_hc·R＝∫m·dh·dl·cosα·sinθ·R

∵dl·sinθ＝dR

∴T_n＝∫m·dh·cosα·R·dR＝m·dh·cosα·∫R·dR 式二

根据式二、式三可以看出，本方案所公开的结构其表面正压力所能提供的扭矩相当于半径变化量相同且沿半径呈直线延伸的扭矩面所能提供的扭矩。而后者常作为扭矩传递的结构，因此可以进行类比。另外，本方案的结构各点的静摩擦力也能起到传递扭矩的作用。说明本方案的结构完全可以提供足够的扭矩。

当然若本方案的结构主要设计用来传递扭矩，则α应取较小的绝对值。

七、在装配时提供轴向牵引力。

所述螺旋压力面在轴向上表现出优秀的轴向稳定牵引的能力。在装配时，将第一连接部1绕轴线相对于第二连接部2旋转，则对应的螺旋压力面之间几乎同时接触，且同时压缩，能保证第一连接部1在整个过程中，不发生翘曲、歪斜，体现稳定的牵引特性。

旋转角度与轴向牵引力呈线性关系。本结构易于与其他轴向定位结构之间形成压力配合，优选地，可以形成自锁。

以下积分说明螺旋压力面上所有区域力的作用之和。实际上，假设单位面积上的正压力为m，整个螺旋压力面上由正压力产生的扭矩为

T_n∫∫m·dh·dl·cosα·sinθ·R＝∫∫m·c·dh·dl·cosα·sinθ

而在螺旋面上正压力产生的摩擦力的扭矩为

轴向力本身不产生扭矩，但是在轴向方向的定位面，会由于轴向力的原因产生正压力，从而产生摩擦扭矩。假设摩擦系数相同，轴向力在其他面上产生的正压力为轴向力的n倍，其扭矩半径为r，则轴向力在其他结构上产生的摩擦扭矩为

T_fa＝∫∫n·r·μ·sinα·m·dl·dh

设计时，对其中参数n，r，α以及横截面螺旋线的参数进行优选，使得

即可实现自锁。在实际中，可将以上积分通过离散点的方式进行数值求解进行优化。

自锁使得不用增加额外的紧固装置从而节约了空间，使得这个结构强度更好。也使得操作更方便。一般来讲，当α在60°以上时，都可以自锁。在α较小时，还需要对螺旋线参数进行优化进行较精确的计算。

若螺旋压力面的α＝0°。此时，正压力在轴向方向的分力为0，表现为良好的扭矩传递能力或径向定位能力。

若螺旋压力面的α＝-70°或+70°。此时，螺旋压力面表现主要表现为轴向牵引力，在装配时，由于旋转运动产生的螺旋线法向的运动，有利于对装配状态的精确控制，提高了过盈装配时的稳定性和导入性，由于牵引力分布均匀，不易产生翘曲。易于与其他轴向约束共同实现刀具的自锁，所述自锁是指在不增加额外紧固件(如螺钉等)的情况下保持稳定。

若螺旋压力面的α＝-30°或+30°。此时，兼顾扭矩传递能力、轴向力、径向定位能力的平衡，优选的也能和其他轴向约束之间形成自锁，也是常用的选择之一。

以上方案选用不同的倾斜角α时，其产生的效果相差较大。

以上方案的螺旋压力面组合在连接时，首先，将凸台螺旋压力面7与凹座螺旋压力面8平行且趋于同轴，并置于预定的轴向位置；然后，将凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8发生相对转动，凸台螺旋压力面7与凹座螺旋压力面8经过相互靠近、相互接触、通过彼此之间力的相互作用形成配合，直至凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8同轴。

实施例一

本实施例中的螺旋压力面组合，倾斜角α的范围在[-5°，5°]，螺旋压力面近乎竖直，表现为良好的扭矩传递和径向定位能力。同时，螺旋升角θ单调递增，螺旋升角θ范围在[0°,10°]的区间。这样设置的螺旋压力面组合，无论在圆周上的螺旋压力面数量取2或3或4或更多，都能够在水平方向上形成胀紧自锁。同时，由于各点受力均衡，易于在大部分圆周覆盖范围内形成均匀的预紧力，而预紧力意味着有效的贴合，防止在工作中水平方向的晃动。

实施例二

本实施例中的螺旋压力面组合，倾斜角α的范围在[-5°，5°]，表现为良好的扭矩传递和径向定位能力。螺旋线大端半径R_A与螺旋线小端半径R_B的差值大于螺旋线大端半径R_A的15％，λ大于5°，便于提供足够的扭矩。当λ较大时，如60°，还可产生较大范围的径向支撑力，提升径向力的抵御能力。

实施例三

本实施例中，螺旋压力面的倾斜角α的取值范围为[-88°，-65°]和/或[65°，88°]。倾斜角α取较大度数的角度，便于螺旋压力面之间能形成较强的轴向牵引力。稳定的轴向牵引力能与反方向的轴向位置约束之间形成力的平衡。同时在各个面之间形成轴向的较大压力，轴向的压力不会造成结构旋出而分离，但轴向压力产生的摩擦力能阻碍结构的松脱，从而形成另一种自锁方式。

实施例四

本实施例中，螺旋压力面的倾斜角α的取值范围为[-45°，-20°]和/或[20°，45°]。倾斜角α取较小度数的角度，既表现出一定的轴线牵引能力，又表现出一定的径向定心或扭矩传递能力。

实施例五

本实施例中，凸台5上和凹座上对应分成层叠设置的三个台阶结构，每个台阶结构分别在有对应设置的一级凸台5和凹座。

如图1和图2所示，整个凸台5的突出部分朝下时，从上往下的台阶结构分别为第一台阶、第二台阶、第三台阶，每个台阶结构的凸起部分可以看作该级台阶的凸台5，第一连接部1和第一台阶之间的连接平面为第一台阶底面13，第一台阶底面13与凹座的顶部接触，第一台阶底面13和第二台阶底面之间就是第一台阶的第一台阶周面，第一台阶周面为螺旋压力面。同样，第二台阶底面和第三台阶底面之间的为第二台阶周面15，第二台阶周面15为圆柱面，第三台阶底面和凸台5底面之间的为第三台阶周面，第三台阶周面为圆柱面。本实施例中，第三台阶的圆柱面为较小的间隙配合，仅起到初步定位作用，第一台阶的螺旋压力面满足式一要求，能够做到连接时受力均衡。

本实施例具体应用到模块化钻削工具时，在轴向上的第一连接部1就是硬质合金切削头31与第二连接部2就是与硬质合金切削头31相匹配的托架32，硬质合金切削头31和托架32具有共同的中心轴线公共轴线3和预定旋转方向4。切削头31上具有可用于联接的凸台5，托架32上有与之对应的凹座。所述凸台5和凹座均沿轴向分为三个部分，由上至下依次分别描述：第一级凸台5和凹座周面上分别具有凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8，在此处优选α＝0°，螺旋线大端直径约为钻头最大直径的85％，小端直径约为钻头最大直径的60％，单个螺旋面覆盖范围λ约为90°。在该种刀具中，钻头最大直径几乎与托架32在螺旋压力面位置的外径相同。这样设计主要考虑在不破坏外围环形轴向支撑面的情况下尽可能保持传递扭矩能力，以及在较大范围内的径向支撑能力。第二级凸台5为圆柱面，其直径约为钻头最大直径的50％。凸台5上的圆柱面直径略大于凹座内的圆柱面，其差值为百分之几毫米。这是为了在配合时，在对应圆柱面间形成过盈配合，从而实现自锁。第三级为圆柱形定位销42和销孔43，形成较小的间隙配合。这一级的目的在于装配时，起到确定大致旋转中心的作用，避免装配过程的意外。第二台阶底面与第三台阶底面均不发生接触。

在装配时，所述凸台5可在一定角度位置进入凹座内，这个角度是指，凸台5上直径较大的实体对应托架32的螺旋槽35，从而得以插入。使作为第一台阶底面13的切削头31底部平面与作为凹座上的第一台阶顶面的托架32顶部平面贴合，且圆柱形定位销42进入销孔43内。此时，对应的凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8处于相同的轴向位置上，且由于第三级圆柱定位销的作用，切削头31与托架32的轴线大致重合。然后利用扳手(扳手槽未示出)迫使所述切削头31绕中心轴线公共轴线3向预定旋转方向4的反方向旋转。旋转过程中，第二级圆柱面先一步进入彼此区域中，产生压力，继续施加外力迫使其旋转，直到对应的凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8相互靠近，相互贴合，此时各个螺旋压力面的状态为模块化旋转工具的工作状态。按相反的步骤，可以将切削头31从托架32上取下。

装配好的模块化钻还具有互补的螺旋槽35，对称的分布在两侧。钻头的其他工作结构和一些细节特征在此没有描述，但这并不影响对本发明应用实施的理解，在此省略。

在工作时，钻削产生较大的轴向力，由第一台阶底面13和凹座上的第一台阶顶面传递给托架32。第一台阶底面13和凹座上的第一台阶顶面为在轴向上唯一接触的平面。切削扭矩主要由凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8之间的正压力和轴向支撑的第一台阶底面13和凹座顶面上的摩擦力传递。切削中不稳定的径向力由凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8之间的正压力，和第一台阶底面13以及凹座上的第一台阶顶面上的摩擦力传递。这样，切削头31被可靠的连接到托架32上。

实施例六

若将实施例五中第二台阶的周面由原来的圆柱面改为本方案中的螺旋压力面，螺旋压力面参数α＝0°，θ变化范围属于[0°，10°]。同样的，通过调整第二台阶上凹座螺旋压力面与凸台螺旋压力面的直径差值，使得在装配时第二台阶上的螺旋压力面先于第一台阶上的螺旋压力面接触，从而在装配完成时第二台阶螺旋压力面形成胀紧自锁。就形成了实施例六的方案。本方案中，第二台阶的螺旋压力面在导入性，耐用性，装配的稳定性等各方面都优于实施例五的方案。

实施例七

本实施例中，在凸台螺旋压力面7所设置的凸台5中，或者在凹座螺旋压力面8所设置的凹座中，在其内开设内部空间，内部空间放置有可在内部空间内进行旋转的旋转体。随着凸台5或者凹座的旋转，能够将凸台螺旋压力面7或者凹座螺旋压力面8上受到的旋转力传递到内部空间中，变为内部空间中旋转体转动的动力，从而减少凸台螺旋压力面7或者凹座螺旋压力面8上所受到的扭矩传递力，减少各个螺旋压力面有可能出现的受力不均而导致局部磨损的情况。

实施例八

本实施例中，在凸台螺旋压力面7所设置的凸台5中，或者在凹座螺旋压力面8所设置的凹座中，在其内开设内部空间，内部空间具有通往螺旋压力面的通孔，通过内部空间与能够向外喷气的气管连通，通过在螺旋压力面之间通过通孔喷气的方式，将在旋转中过盈受力的螺旋压力面推过喷气形成的推力减小两个螺旋压力面之间的磨损，使每个螺旋压力面上受到的力被平衡，减少各个螺旋压力面有可能出现的受力不均而导致局部磨损的情况。

实施例九

本实施例中，如图9和图10所示，切削头31和托架32装配在一起时，切削头31上的凸台轴线和托架32上的凹座轴线重合形成公共的中心轴线，预定的旋转方向4为自定义的旋转方向4，本方案中的预定旋转方向4为从螺旋线小端B到螺旋线大端A的旋转方向4。

切削头31和托架32的外周面上具有互补的螺旋槽35轴对称的分布在中心轴线的两侧。切削头31凸台和托架32凹座上，由上至下连续分布有三层台阶，每层台阶上的螺旋压力面上的各个点均满足所述式一的要求，且同一台阶上，无论是凸台5上的凸台螺旋压力面7还是凹座上的凹座螺旋压力面8都具有相同的c值。由于三组螺旋压力面位置略微不同，参数略有差异，且每个台阶上的凸台螺旋压力面7和凹座螺旋压力面8是形状相匹配的一组螺旋压力面，其区别仅在于倾斜角α的方向相反而已，因此，本实施例中，主要通过凸台螺旋压力面来对三个台阶上的三组螺旋压力面进行阐述。

如图10、图11、图12和图13所示，首先，第一台阶中凸台上的第一凸台螺旋压力面40位于凸台5第一台阶位置的周面上，在凸台第一台阶的周面通过上方连接的轴向定位面44与切削头31的其他部分连接，轴向定位面44为凸台的顶面。第一凹座螺旋压力面41设置在凹座的内侧壁上，与第一凸台螺旋压力面40相匹配。

第二台阶中凸台的周面上均匀分布有第三凸台螺旋压力面36。第三凸台螺旋压力面36在垂直于该螺旋压力面的中心轴线即凸台轴线的横截面，第三凸台螺旋压力面36与该横截面的交线为横截面螺旋线。横截面螺旋线的大端和小端的边界由螺旋槽35确定，其位置角β大约覆盖90°范围，大端直径约为托架32外径的70％，小端直径约为托架32外径的50％。

在第一台阶和第二台阶之间，在第一凸台螺旋压力面40和第三凸台螺旋压力面36之间连接有第二凸台螺旋压力面38。托架32的凹座上，对应第二凸台螺旋压力面38设置有第二凹座螺旋压力面39，对应第三凸台螺旋压力面36有第三凹座螺旋压力面37，同样的，第二凹座螺旋压力面39连接在第一凹座螺旋压力面41进而第三凹座螺旋压力面37之间。

所述第一、第二、第三凸台螺旋压力面均满足本方案公式1，且具有相同的c值。即在各个横截面上的横截面螺旋线实际都满足一个方程。

在本方案中，第一螺旋压力面是不接触的。

由上至下，第一凸台螺旋压力面40的倾斜角α＝0°，在工作状态时，第一凸台螺旋压力面40和第一凹座螺旋压力面41不发生接触。第凸台螺旋压力面738的倾斜角α＝-70°，在工作时第二凸台螺旋压力面38和第二凹座螺旋压力面39接触，且凸台5周向位置上均匀分布的第二凸台螺旋压力面38受力均匀。第三凸台螺旋压力面36螺旋面36的倾斜角α＝0°。

第三台阶中凸台5为圆柱形定位销42，第三台阶中凹座为与圆柱形定位销42形状相匹配的销孔43。

装配时，切削头31的凸台5能在一定角度位置插入托架32的凹座中，直到对应的凸台轴向定位面44和凹座轴向定位面45相互贴合。且圆柱形定位销42有间隙的插入对应的销孔43中。利用扳手等辅助工具迫使切削头31绕中心轴线向预定旋转方向4的反方向旋转。需要说明，α角越大，在旋转时沿法向的运动速度越慢，利用这一特性，可以对各个螺旋压力面的接触程度进行控制。通过设计凸台轴向定位面44、凹座轴向定位面45与第二凸台螺旋压力面38、第二凹座螺旋压力面39轴向上的距离，使得第二凸台螺旋压力面38和第二凹座螺旋压力面39先相互接触，与凸台轴向定位面44、凹座轴向定位面45之间形成压力配合。继续旋转切削头31，直到对应的第三凸台螺旋压力面36、第三凹座螺旋压力面37完全接触，装配完成。对于第二凸台螺旋压力面38和第二凹座螺旋压力面39而言，α绝对值的大小影响在旋转时螺旋面上的压力的变化快慢，当绝对值大时，由于旋转引起的压力变化慢，反之，压力变化快。此处α绝对值选择在45°左右就可以达到自锁的目的，在此优选α角为-70°。是为了更好的控制加工误差对整个结构功能的影响。

另外，通过调节第三螺旋压力面(第三凸台螺旋压力面36和第三凹座螺旋压力面37)与第二螺旋压力面(第二凸台螺旋压力面38、第二凹座螺旋压力面39)接触位置的转动相位角度差值，可以控制在装配完成时，第二螺旋面和轴向定位端面之间的预紧力大小。从而实现自锁。在使用中，钻削产生的扭矩主要由第三螺旋压力面(第三凸台螺旋压力面36、第三凹座螺旋压力面37)提供。轴向力由凸台轴向定位面44和凹座轴向定位面45传递。径向保持力由第三螺旋压力面和两个轴向定位端面共同传递。依靠各个螺旋压力面以及定位端面之间的摩擦力，在钻削中钻头不会脱离托架32。

实施例十

本实施例中，当一组螺旋压力面的螺旋压力面数量为2时，覆盖角λ的范围为[20°,105°]，其中λ为70°时，效果较好；当一组螺旋压力面的螺旋压力面数量为3时，覆盖角λ范围为[20°,70°]，其中λ可为45°；当一组螺旋压力面的螺旋压力面数量为4时，覆盖角λ范围为[20°,50°]。

以上所述的仅是本发明的实施例，方案中公知的具体结构及特性等常识在此未作过多描述，所属领域普通技术人员知晓申请日或者优先权日之前发明所属技术领域所有的普通技术知识，能够获知该领域中所有的现有技术，并且具有应用该日期之前常规实验手段的能力，所属领域普通技术人员可以在本申请给出的启示下，结合自身能力完善并实施本方案，一些典型的公知结构或者公知方法不应当成为所属领域普通技术人员实施本申请的障碍。应当指出，对于本领域的技术人员来说，在不脱离本发明结构的前提下，还可以作出若干变形和改进，这些也应该视为本发明的保护范围，这些都不会影响本发明实施的效果和专利的实用性。本申请要求的保护范围应当以其权利要求的内容为准，说明书中的具体实施方式等记载可以用于解释权利要求的内容。

Claims (10)

1.一种螺旋压力面组合，其特征在于，包括至少一组相匹配的螺旋压力面；

在垂直于中心轴线的任一横截面上，螺旋压力面与该横截面的交线为横截面螺旋线；中心轴线在该横截面上的交点为该横截面的原点，R_P为螺旋线上任一点P到原点O的距离；螺旋线上与原点相距最远的位置为螺旋线大端A，螺旋线大端A到原点O的距离为大端半径R_A；螺旋线上与原点相距最短的位置为螺旋线小端B，螺旋线小端B到原点O的距离为小端半径R_B；

点P处的位置角∠AOP的角度为β，过点P朝螺旋线小端的方向做所述螺旋线的切线PM；过点P朝螺旋线小端的方向做OP的垂线PN，∠MPN为螺旋升角θ；θ＞0，同组螺旋压力面均满足公式：R_p·sinθ＝c(c为常数且c＞0)——式一；

所述螺旋压力面与垂直于横截面螺旋线的任一截面的交线为压力螺旋面法截面直线；所述压力螺旋面法截面直线与中心轴线的夹角设为倾斜角α，α在[-88°，﹢88°]范围内；

一组螺旋压力面包括对应设置的凸台螺旋压力面和凹座螺旋压力面；所述凸台螺旋压力面的中心轴线为凸台轴线，所述凸台螺旋压力面包括绕着凸台轴线对称设置的至少两个凸台螺旋压力面；所述凹座螺旋压力面的中心轴线为凹座轴线，所述凹座螺旋压力面包括绕着凹座轴线对称设置的至少两个凹座螺旋压力面；

各组凸台螺旋压力面和凹座螺旋压力面贴合状态相同时，凸台轴线和凹座轴线重合形成公共轴线。

2.根据权利要求1所述的螺旋压力面组合，其特征在于，覆盖角∠AOB的角度为λ，λ≥5°。

3.根据权利要求1所述的螺旋压力面组合，其特征在于，大端半径R_A与小端半径R_B的差值大于大端半径R_A的百分之二。

4.根据权利要求1所述的螺旋压力面组合，其特征在于，螺旋压力面的倾斜角α的取值范围为[-5°，5°]。

5.根据权利要求4所述的螺旋压力面组合，其特征在于，从螺旋线大端A到螺旋线小端B，螺旋升角θ单调递增，螺旋升角θ范围在[0°,10°]的区间。

6.根据权利要求4所述的螺旋压力面组合，其特征在于，螺旋线大端半径R_A与螺旋线小端半径R_B的差值大于螺旋线大端半径R_A的15％。

7.根据权利要求1所述的螺旋压力面组合，其特征在于，螺旋压力面的倾斜角α的取值范围为[-88°，-65°]和/或[65°，88°]。

8.根据权利要求1所述的螺旋压力面组合，其特征在于，螺旋压力面的倾斜角α的取值范围为[-45°，-20°]和/或[20°，45°]。

9.根据权利要求1-8所述的任一螺旋压力面组合，其特征在于，当一组螺旋压力面的螺旋压力面数量为2时，覆盖角λ的范围为[20°,105°]；当一组螺旋压力面的螺旋压力面数量为3时，覆盖角λ范围为[20°,70°]；当一组螺旋压力面的螺旋压力面数量为4时，覆盖角λ范围为[20°,50°]。

10.一种螺旋压力面组合的连接方法，其特征在于，包括以下步骤：

步骤一，将凸台螺旋压力面与凹座螺旋压力面平行且趋于同轴，并置于预定的轴向位置；

步骤二，将凸台螺旋压力面和凹座螺旋压力面发生相对转动，凸台螺旋压力面与凹座螺旋压力面经过相互靠近、相互接触、通过彼此之间力的相互作用形成配合，直至凸台螺旋压力面和凹座螺旋压力面同轴。

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