数控车床自动回转刀架机电系统设计资料

目录设计任务 (1)总体结构设计 (2)自动回转刀架的工作原理 (2)主要传动部件的设计 (3)电器控制部分的设计 (13)参考文献 (20)一、设计任务题目：数控车床自动刀架PLC控制系统设计任务：设计一台四工位立式回转刀架，适用于CA6132数控车床。

要求绘制自动回转刀架的机械结构图。

推荐刀架所用电动机的额定功率为90W，额定转速1440r/min，换刀时要求刀架转动的速度为20r/min。

二、总体结构设计1、减速传动机构的设计普通的三项异步电动机因转速太快，不能直接驱动刀架进行换刀，必须经过适当的减速。

根据立式转位刀架的结构特点，采用蜗杆副减速时最佳选择。

蜗杆副传动可以改变运动的方向，获得较大的传动比，保证传动精度和平稳性，并且具有自锁功能，还可以实现整个装置的小型化。

2、上刀体锁紧与精定位机构的设计由于刀具直接安装在上刀体上，所以上刀体要承受全部的切削力，其锁紧与定位的精度将直接影响工件的加工精度。

本设计上刀体的锁进玉定位机构选用端面齿盘，将上刀体和下刀体的配合面加工成梯形端面齿。

当刀架处于锁紧状态时，上下端面齿相互啮合，这时上刀体不能绕刀架的中心轴旋转；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，完成转位动作。

3、刀架抬起机构的设计要想使上、下刀体的两个端面齿脱离，就必须设计适合的机构使上刀体抬起。

本设计选用螺杆-螺母副，在上刀体内部加工出内螺纹，当电动机通过蜗杆-涡轮带动蜗杆绕中心轴转动时，作为螺母的上刀体要么转动，要么上下移动。

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，所以螺杆的转动会使上刀体向上移动。

当端面齿脱离啮合时，上刀体就与螺杆一起转动。

设计螺杆时要求选择适当的螺距，以便当螺杆转动一定的角度时，使得上刀梯与下刀体的端面齿能够完全脱离啮合状态。

自动回转刀架的传动机构示意图，详细的装配图在图纸上。

三、自动回转刀架的工作原理自动回转刀架的换刀流程如下图。

图上表示自动回转刀架在换刀过程中有关销的位置。

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落在圆盘7的十字槽内，上刀体4的端面齿和下刀体的端面齿处于啮合状态（上下端面齿在图中未画出）。

需要换刀时，控制系统发出刀架转位信号，三项异步电动机正向旋转，通过蜗杆副带动蜗杆正向转动，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），当转过约错误！未找到引用源。

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）。

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。

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马上就会落入反靠圆盘7的十字槽内，至此，完成粗定位。

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的销空内，之后，上盖圆盘1是下表面开始与圆柱销2的头部滑动。

再次期间，上、下刀体的端面齿逐渐啮合，实现精定位，经过设定的延时时间后，刀架电动机停转，整个换刀过程结束。

由于蜗杆副具有自锁功能，所以刀架可以稳定地工作。

四、主要传动部件的设计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错误！未找到引用源。

=90W 。

,额定转速1n =1440r/min ，上刀体设计转速错误！未找到引用源。

=20r/min ，则蜗杆副的传动比i=1n 错误！未找到引用源。

/2n 错误！未找到引用源。

=1440/20=72。

刀架从转位到锁紧时，需要蜗杆反向，工作载荷不均匀，启动时冲击较大，今要求蜗杆副的使用寿命错误！未找到引用源。

=10000h 。

（1）蜗杆的选型GB/T10085-1988推荐采用渐开线蜗杆和锥面包络蜗杆。

本设计采用结构简单，制造方便的渐开线型圆柱蜗杆。

（2）蜗杆副的材料刀架中的蜗杆副传动的功率不大，但蜗杆转速干，一次，蜗杆的材料选用45钢，其螺旋齿面要淬火，硬度为45～55HRC,以提高其表面耐磨行；蜗轮的转速较低，其材料主要考虑耐磨性，选用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，采用金属模制造。

（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，进行载荷计算时，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a ≥ 232)][(H P E Z Z KT 错误！未找到引用源。

(4-1)式中 a--蜗杆副的传动中心距，单位mm ；K--载荷系数；T 2错误！未找到引用源。

--作用在涡轮上的转矩错误！未找到引用源。

，单位N.mm ；Z E --弹性影响系数，单位 MPZ P --接触应力，[H σ错误！未找到引用源。

]--许用接触应力，单位为MPa 。

从式中算出蜗杆副的中心距a 之后，根据已知的传动比i=72，查表选择一个合适的中心距a 值，以及相应的蜗杆，蜗轮参数。

1）确定作用在蜗轮上的转矩错误！未找到引用源。

蜗杆头数错误！未找到引用源。

=1，蜗杆副的传动效率η=0.6，由电动机的额定功率P 1=90W ，可以算出蜗轮传动的功率P 2错误！未找到引用源。

=P 1错误！未找到引用源。

η，再由蜗轮的转速n 2=20r/min 求得作用在蜗轮上的转矩T 2错误！未找到引用源。

=9.5522n p 错误！未找到引用源。

=9.5521n p η错误！未找到引用源。

=34.38N ·m=34380N ·mm2）确定载荷系数K载荷系数K= K A K β K V 其中KA 为使用系数，查表得， 由于工作载荷不均匀，启动时冲击较大，因此取K A =1.15； K β为齿向分布系数，因工作载荷在启动和停止时有变化，故取K β=1.15；K V 为动载系数，由于转数不高。

冲击不大，可取K V =1.05。

则载荷系数K= K A K β K V 错误！未找到引用源。

≈1.39使用系数K A3）确定弹性影响系数Z E铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配时，从有关手册查的弹性影响系Z E =160Mpa 1/24）确定接触系数Z P先假设蜗杆分度圆直径d1 和传动中心距a 的比值d1错误！未找到引用源。

/a=0.35。

查表的Z P =2.9铸锡青铜蜗轮的基本许用接触应力[σH ]`(MPa)5）确定许用接触应力[H σ]根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1金属模制造蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC 可查表的蜗轮的基本许用应力][H σ`错误！未找到引用源。

=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；蜗轮转数错误！未找到引用源。

=20r/min ；蜗杆副的使用寿命错误！未找到引用源。

=10000h 。

则应力循环次数：N=60j n2 错误！未找到引用源。

错误！未找到引用源。

=60×1×20×10000=1.2×107寿命系数：K HN =0.977许用接触应力：[H σ]=KHN ×[H σ]`=0.977⨯268=262MPa6）计算中心距将以上各参数带入4-1，求得中心距：a ≥232)][(H P E Z Z KT σ=43.9mm 错误！未找到引用源。

查表取a=45，已知蜗杆头数Z 1错误！未找到引用源。

=1，设模数m=1mm ，得蜗杆分度圆直径d 1=18mm 。

这时错误！未找到引用源。

d 1/a=0.4，查表得接触系数Z P `=2.74。

因为Z P `< Z P 错误！未找到引用源。

所以上述计算结果可用。

（4）蜗杆和涡轮的主要参数与几何尺寸1)由蜗杆和涡轮的基本尺寸和主要参数蜗杆的参数与尺寸 头数Z 1错误！未找到引用源。

=1，模数m=1mm ，轴向齿距P a 错误！未找到引用源。

=π错误！未找到引用源。

m=3.14mm 轴向齿厚S a 错误！未找到引用源。

=21错误！未找到引用源。

m=1.57mm ，分度圆直径错误！未找到引用源。

=18mm直径系数q=错误！未找到引用源。

=18/1=18分度圆导程角错误！未找到引用源。

=11arctand mz 错误！未找到引用源。

=q z 1arctan=3。

10,47‘’ 取齿顶高系数错误！未找到引用源。

=1，径向间隙系数c=0.2，则齿顶圆直径d 1a 错误！未找到引用源。

=d 1错误！未找到引用源。

+2错误！未找到引用源。

m=18+2⨯1⨯1=20mm ，齿根圆直径d 1f =d 1错误！未找到引用源。

-2m （错误！未找到引用源。

+c ）=18-2⨯1(1⨯1+0.2)=15.6mm 。

2)涡轮参数与尺寸因为是非标准传动，根据推荐表11-1取齿数错误！未找到引用源。

=72，模数m=1mm ，分度圆直径为d 2错误！未找到引用源。

=mZ 2错误！未找到引用源。

=72mm ，变位系数X 2错误！未找到引用源。

=md d m a 221+-=0 涡轮喉圆直径为d 2a 错误！未找到引用源。

=d 2+2h 2a = d 2+2m(错误！未找到引用源。

+X 2)=72+2⨯1(1+0)=74mm涡轮齿根圆直径d 2f = d 2-2m(错误！未找到引用源。

-X 2-c)=72-2⨯1(1-0+0.2)=69.6mm涡轮咽喉母圆半径r 2g =a-221a d =45-74/2=8mm （5）校核涡轮齿根弯曲疲劳强度即检验下式是否成立：错误！未找到引用源。

≤错误！未找到引用源。

[Fσ错误！未找到引用源。

]由蜗杆头数Z 1=1，传动比i=35，可以计算出涡轮齿数Z 2=iZ 1错误！未找到引用源。

=72则涡轮的当量齿数：错误！未找到引用源。

Z 2V =rZ 32cos =73.11 根据涡轮变位系数X 2=1和当量齿数2V Z =73.11查表的齿形系数 2fa Y 错误！未找到引用源。

=2.26螺旋角影响系数βY =1- 140r =0.9773 根据涡轮的材料和制造方法，查表得涡轮基本许用弯曲应力：[F σ]`错误！未找到引用源。

=56MPa涡轮的寿命系数： 9610N K FN = =976108.110⨯ =0.759 涡轮的许用弯曲应力： FN F F K *=]`[][σσ错误！未找到引用源。