数控车床自动回转刀架机电系统设计Word

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P 1=90W ，额定转速n 1=1440r ／min ，上刀体设计转速n 2=30r ／min ，则蜗杆副的传动比i=

21n n =30

1440=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L h =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：

32

2⎪⎪⎭

⎫ ⎝⎛≥H

P

E Z Z KT a σ

1)

确定作用在蜗轮上的转矩T 2 设蜗杆头数Z 1=1，蜗杆副的传动效率取η

=0.8。由电动机的额定功率P 1=90W ，可以算得蜗轮传递的功率P 2=P 1η，再由蜗轮的转速n 2=30r ／ min 求得作用在蜗轮上的转矩：

222900.89.55

9.5522.92()22920()30

P T N m N m n ⨯===⋅=⋅

2)确定载荷系数K 载荷系数K=K A K B K V ，。其中K A 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K A =1.15；K B 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K B =1.15；K v 为动载系数，由于转速不高、冲击不大，可取K v =1.05。则载荷系数：

K=K A K B K V =1.15×1.15×1.05≈1.39

3)确定弹性影响系数Z E 。 铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配时，从有关手册查得弹性影响系数2

1160Mpa Z E =。

4)确定接触系数p Z 先假设蜗杆分度圆直径d 1和传动中心距a 的比值

35.01

=a

d ，从而可查出p Z =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n 1=30r ／min ；蜗杆副的使用寿命L h =10000h 。

则应力循环次数： N=6Qjn 2L h =60×1×30 x 10000=1.8×107 寿命系数：

0.929HN K ==

许用接触应力：

[σH ]=K HN [σH ]′=0.929×268Mpa≈ 249Mpa 6) 计算中心距

48()a mm ≥≈ 查表得，取中心距mm a 50=，已知蜗杆头数1Z =1，m=1.25mm ，蜗杆分度圆直径d 1=22.4mm 。这时

=a

d 1

0.448，从而可查得接触系数72.2='P

Z ，因为P P Z Z <'，因此以上