控数车床自动回转刀架机电系统设计--毕业设计.doc

第1节 自动回转刀架总体设计

1.1 概述
数控车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。随着数控车床的不断发展，刀架结构形式也在不断翻新。其中按换刀方式的不同，数控车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。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（电动刀架）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 数控车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。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。电动刀架是数控车床重要的传统结构，合理地选配电动刀架，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。
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 自动回转刀架的工作原理
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1.1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、驱动蜗杆蜗轮机构。蜗轮带动丝杆螺母机构逆时针旋转 ,此时由于齿盘处于啮合状态，在丝杆螺母机构转动时，使上刀架体产生向上的轴向力将齿盘松开并抬起,直至两定位齿盘脱离啮合状态,从而带动上刀架和齿盘产生“上抬”动作。
② 刀架转位 当圆套逆时针转过150°时，齿盘完全脱开，此时销钉准确进入圆套中的凹槽中，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中的某一个选通,当磁性板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,插销在弹簧力作用下进入反靠盘地槽中进行粗定位，上刀架体停止转动，电机继续反转，使其在该位置落下，通过螺母丝杆机构使上刀架移到齿盘重新啮合, 实现精确定位。
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。

图1.1 螺旋升降式四方刀架

第2节 主要传动部件的设计计算
2.1 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，刀架转位时蜗轮与上刀体直联。已知电动机额定功率P1=90W，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= ==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，今要求蜗杆副的使用寿命Lh=10000h。
(1)蜗杆的选型 GB／T10085--1988推荐采用渐开线蜗杆(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)。
(2)蜗杆副的材料 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；蜗轮的转速较低，其材料主要考虑耐磨性，选用铸锡磷青铜ZCuSnl0P1，采用金属模铸造。
(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，多因齿面胶合或点蚀而失效。因此，在进行承载能力计算时，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再按齿根弯曲疲劳强度进行校核。
按蜗轮接触疲劳强度条件设计计算的公式为：

1) 确定作用在蜗轮上的转矩T2 设蜗杆头数Z1=1，蜗杆副的传动效率取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=P1η，再由蜗轮的转速n2=30r／ min求得作用在蜗轮上的转矩：

2)确定载荷系数K 载荷系数K=KAKBKV，。其中KA为使用系数，由表6-3查得，由于工作载荷不均匀，起动时冲击较大，因此取KA=1.15；KB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KB=1.15；Kv为动载系数，由于转速不高、冲击不大，可取Kv=1.05。则载荷系数：
K=KAKBKV=1.15×1.15×1.05≈1.39
3)确定弹性影响系数ZE。 铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配时，从有关手册查得弹性影响系数。
4)确定接触系数 先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值，从而可查出=2.9
5)确定许用接触应力[σH] 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSnl0P1、金属模铸造、蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC，查表可得蜗轮的基本许用应力[σH]′ =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n1=30r／min；蜗杆副的使用寿命Lh=10000h。
则应力循环次数： N=6Qjn2Lh=60×1×30 x 10000=1.8×107 寿命系数：

许用接触应力：
[σH]=KHN[σH]′=0.929×268Mpa≈ 249Mpa
6) 计算中心距

查表得，取中心距，已知蜗杆头数=1，m=1.25mm，蜗杆分度圆直径d1=22.4mm。这时0.448，从而可查得接触系数，因为，因此以上计算结果可用。
蜗杆和蜗轮主要几何尺寸计算
（1）蜗杆
分度圆直径：d1=28mm
直径系数：q=17.92，
蜗杆头数：Z1=1
分度圆导程角：γ=3°11′38″
蜗杆轴向齿距：PA==3.94mm；
蜗杆齿顶圆直径：
蜗杆齿根圆直径：
蜗杆轴向齿厚： =2.512mm
蜗杆轴向齿距：
（2）蜗轮
蜗轮齿数：Z2 =45
变位系数Χ=0
验算传动比：i=/=45/1=45
蜗轮分度圆直径：d2=mz2=72mm
蜗轮喉圆直径：da2=d2+2ha2=93.5
蜗轮喉母圆直径：rg2=a-1/2 da2 =50-1/293.5=3.25
蜗轮齿顶圆直径：
蜗轮齿根圆直径：
蜗轮外圆直径：当在z=1时，

2.2 蜗杆轴的设计
（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，
（2） 按扭转强度初步估算轴的最小直径

（2-21）
扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6
抗弯截面系数W=0.1d3
取dmin=15.14mm
（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。

图2.1 蜗杆轴
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′×(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=12mm，D=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. 6z2）m=38mm
圆整L3取40mm
L4取55mm，L5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230mm
（4）蜗杆轴的校核
作用在蜗杆轴上的圆周力
(2-22)
（2-23）
其中d1=28mm
则
（2-24）
径向力 (2-25)
切向力 (2-26)

图2.2 轴向受力分析
(2-27)
(2-28)
求水平方向上的支承反力
图2.3 水平方向支承力
（2-27）
（2-28）

(2-29)
求水平弯矩,并绘制弯矩图
（2-30）

图2.4 水平弯矩图
求垂直方向的支承反力
(2-31)
查文献[9]表2.2—4，，，，
其中，，

(2-32)

图2.5 垂直方向支承反力
（2-33）
（2-34）

求垂直方向弯矩，绘制弯矩图

图2.6 垂直弯矩图
求合成弯矩图，按最不利的情况考虑

(2-38)
（2-39）

图2.7 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，则

所以该轴符合要求。
（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。
按公式进行校核
，，，。查文献[9]表6—2，取则
(2-42)
该键符合要求。
由普通平键标准查得轴槽深t=3mm,毂槽深t1=2.3mm
2.3 蜗轮轴的设计
（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，，
（2） 按扭转强度，初步估计轴的最小直径

查文献[9]表15—1，取45号调质刚的许用弯曲应力，则

由于轴的平均直径为34mm，因此该轴安全。
（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
即蜗轮轮芯为68mm
为蜗轮轴轴径最小部分取34mm
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=44mm，螺距P=12mm，H=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≤0.75da1=15.6mm
取b2=15mm
2.4 中心轴的设计
（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，，
（2） 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=15mm,

d2与轴承配合，轴承类型为推力球轴承，型号为51203，d=17mm,d1=19,T=12mm,D=35mm
所以d2=17mm
d3与轴承配合，轴承类型为推力球轴承，型号为51204，
d=25mm,d1=27mm,T=15mm,D=47mm
分配各轴段的长度L1=80mm,L2=93mm,L3=20mm
（3） 轴的校核
轴横截面的惯性矩

车床切削力F=2KN,E=210GPa

因此
＜［］
y＜［y］
中心轴满足刚度条件
2.5 齿盘的设计
（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） 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
得算式 4=（2×1+0.25）m，标准值ha*=1.0, c*=0.25。求出m=1.78mm,取标准值m=2mm。故齿盘齿全高h=（2ha*+c*）m=(2×1+0.25)×2=4.5mm。
取齿盘内圆直径d为120mm，外圆直径为140mm，齿顶高 ha=ha*m=1×2=2m
齿根高 hf=(ha*+c*)m=2.5mm
齿数z=38，齿宽b=10mm，齿厚，齿盘高为5mm。
（3） 按接触疲劳强度进行计算
1）确定有关计算参数和许用应力

2）取载荷系数kt=1.5
3）由文献表9-12取齿宽系数Фd=1.0
4）由表9-10查得材料的弹性影响系数Ze=189.8，取ａ=20°，故ZH=2.5
5）查表取бHlim1=380，取бHlim2=380
6）Lh=60×24×1×(8×300×15)。N2=5.18×107
7）由图9-35查得接触疲劳寿命系数ZN1=1.1 ，ZN2=1.1
8）计算接触疲劳需用应力
取安全系数SH=1。

（4）按齿根抗弯强度设计
抗弯强度的设计公式为

确定公式内的各参数数值
1）由文献图9-37查得，抗弯疲劳强度极限

2）由文献图9-38查得，抗弯疲劳寿命系数YN1=1.0，YN2=1.0
3）查图取

4）计算抗弯疲劳许用应力，取抗弯疲劳安全系数=1.4

5）弯曲疲劳强度验算
。
故满足弯曲疲劳强度要求
2.6 轴承的选用
圆锥滚子轴承是现代机器中广泛应用的部件之一。它是依靠主要元件的滚动接触来支撑转动零件的。与滑动轴承相比，滚动轴承摩擦力小，功率消耗少，启动容易等优点。并且常用的滚动轴承绝大多数已经标准化，因此使用滚动轴承时，只要根据具体工作条件正确选择轴承的类型和尺寸。验算轴承的承载能力。以及与轴承的安装、调整、润滑、密封等有关的“轴承装置设计”问题。
（1） 轴承的类型
考虑到轴各个方面的误差会直接传递给加工工件时的加工误差，因此选用调心性能比较好的深沟球轴承。此类轴承可以同时承受径向载荷及轴向载荷，安装时可调整轴承的游隙。然后根据安装尺寸和使用寿命选出轴承的型号为：6203
（2）滚动轴承的配合
滚动轴承是标准件，为使轴承便于互换和大量生产，轴承内孔于轴的配合采用基孔制，即以轴承内孔的尺寸为基准；轴承外径与外壳的配合采用基轴制，即以轴承的外径尺寸为基准。

第3节 刀架体的设计
刀架体设计首先要考虑刀架体内零件的布置及与刀架体外部零件的关系，应考虑以下问题：
(a) 满足强度和刚度要求。因为刀架体的刚度不仅影响传动零件的正常工作，而且还影响部件的工作精度。
(b) 结构设计合理。如支点的安排、开孔位置和连接结构的设计等均要有利于提高刀架体的强度和刚度。
(c) 工艺性好。包括毛坯制造、机械加工及热处理、装配调整、安装固定、吊装运输、维护修理等各方面的工艺性。
(d) 造型好、质量小。
刀架体的常用材料有：
铸铁，多数刀架体的材料为铸铁，铸铁流动性好，收缩较小，容易获得形状和结构复杂的箱体。铸铁的阻尼作用强，动态刚性和机加工性能好，价格适度。加入合金元素还可以提高耐磨性。

铸造铝合金，用于要求减小质量且载荷不太大的箱体。多数可通过热处理进行强化，有足够的强度和较好的塑性。
我所设计的下刀架体采用HT150铸造。

第4节 刀架的接口与控制
4.1 基本硬件组成
控制部分主要采用可编程控制器进行控制，可以方便灵活的调整控制过程以及控制速度。为力检测是否到所需要的刀位，我们采用霍尔元件进行到位检测，是否压紧则采用行程开关进行检测。
任何一个NC系统都由硬件和软件两个部分组成，硬件是一个NC系统的基础，其性能的好坏直接影响整个系统的工作性能，有了硬件，软件才能有效进行，机床的数控系统的硬件电路概括起来由以下机部分组成：
1）中央处理单元部分CPU
2）总线：包括数控总线，地址总线和控制总线。
3）内存：包括只°可编程序（ROM）和随机读写内存(PAM).
4）IO接口电路
CPU是数控系统的核心，其作用是进行资料运行处理和控制整个电路协调工作，使内存用于存放系统软件，应用程序和运行中所需的各种资料。I/O接口是系统与外界进行信息交换的桥梁，三线则是CPU与内存接口以及其他能转换电路的纽带没事CPU与部分电力进行信息和通讯的必由之路。

5-1 接口框图

NC
系统 T
功能
端 口
刀位检测元件
驱动放大与
逻辑保护电路
执行元件
刀位选择
换刀指令

4.2 通过可编程序控制器（PLC）与控制系统实现接口：
可提高柔性与可靠性，用霍尔元件检测刀位，电机正反转完成转位循环的四位电动刀架应用PLC接口的原理图。数控系统以8421码方式给出刀号。当刀架至选定刀位时，信检输出刀位符号低电平，正转继电器断开，反转继电器接通，并延时关断。电机换向及驱动锁紧的延时时间均可有PLC程序设定，十分方便。
4.3 可编程序控制器（PLC）控制程序设计：
4.3.1 输入点分配
停止 SB1—I0.0
启动 SB2--I0.1
自动 SB3—I1.0
刀位1到位检测 SA1—I0.2
刀位2到位检测 SA2—I0.3
刀位3到位检测 SA3—I0.4
刀位4到位检测 SA4—I0.5
压紧 SQ1—I0.6
延时 KT—T1
保护 FR—I0.7
4.3.2 输出点
电机正转 KM1—Q0.0
电机反转 KM2—Q0.1
到位信号 Q0.2
短路信号 Q0.3
自动换刀 Q0.4
4.3.3 程序设计
综上分析，得输入点10个，输出点7个，所以选西门子S7-200的可编程控制器，它有16输入点,16输出点。
本次设计，先分析工作过程，首先，得到换刀信号，即换刀开关接通先接通。随后电机正转，刀架抬起，电机继续正转，刀架转过一个工位，霍尔元件检测是否为所需刀位，若是，则电机停转延时再反转刀架下降压紧，若不是，电机继续正转，刀架继续转位直至所需刀位。
根据换刀过程设计控制流程，首先接通整个电路电源，将换刀开关置于自动挡，再按下开始开关进行换刀，正传线圈自锁，自动进行换刀。当转到所需刀位时，刀位对应霍尔元件自动断开，电机停止正转。并接通反转电路，延时反转，刀架下降并压紧。详细流程以及梯形图和PLC外部接线图见附图部分。

第5节 结论
本次设计采用了四工位刀架，通过电机驱动，涡轮蜗杆的传动，有效的实现了缩短辅助时间,减少多次安装零件引起的误差。本次设计的四工位自动回转刀架结构比较简单，满足时间短,刀具重复定位精度够,足够的刀具存储以及安全可靠等基本要求。
回转刀架在结构上必须具有良好的强度和刚度，以承受粗加工时的切削抗力和减少刀架在切削力作用下的位移变形，提高加工精度。由于车削加工精度在很大程度上取决于刀尖位置，对于数控车床来说，加工过程中刀架部位要进行人工调整，因此更有必要选择可靠的定位方案和合理的定位结构，以保证回转刀架在每次转位之后具有高的重复定位精度（一般为0.001～0.005mm)。
设计过程中所涉及的内容有机械设计、传动和电器控制三个方面的知识，通过本次课程设计使我受到一次对所学知识的运用能力的锻炼，从而使对所学基础理论和专业技能有机的结合起来，提高自己的知识运用能力和解决工程实际问题的能力。