数控车床自动回转刀架结构与控制方案设计书1.docx
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数控车床自动回转刀架结构与控制方案设计书1
机电一体化课程设计计算说明书
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
1
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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。
2
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图1.1螺旋升降式四方刀架
3
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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，
n1
=
1440
=48。
刀架从转位
上刀体设计转速n=30r／min，则蜗杆副的传动比i=
2
n2
30
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：
2
ZEZP
a3KT2
H
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：
P
900.8
T29.55
2
9.55
22.92（Nm）22920（Nm）
n2
30
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，
4
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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
1
得弹性影响系数ZE
160Mpa2。
4）确定接触系数
Zp
先假设蜗杆分度圆直径
1和传动中心距a的比值
d
d1
0.35，从而可查出Zp=2.9
a
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=60×1×30x10000=1.8×107寿命系数：
8
107
KHN
0.929
N
许用接触应力：
[σH]=KHN[σH]′=0.929×268Mpa≈249Mpa
6）计算中心距
a31.39
22920（1602.9）2
48（mm）
249
查表得，取中心距a
50mm，已知蜗杆头数Z1=1，m=1.25mm，蜗杆分度圆
直径1
。
这时d1
0.448
，从而可查得接触系数
ZP
2.72
，因为ZP
ZP，
d=22.4mm
a
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
5
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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=m=3.94mm；
蜗杆齿顶圆直径：
da1
d1
2ha*
m32.2mm
蜗杆齿根圆直径：
df1
d12（ha*
c*）m
24.16mm
蜗杆轴向齿厚：
Sa
1m=2.512mm
2
蜗杆轴向齿距：
pa1
m
1.6
mm
5.04mm
（2）蜗轮
蜗轮齿数：
Z2=45
变位系数Χ=0
验算传动比：
i=z2/z1=45/1=45
蜗轮分度圆直径：
d=mz=
72mm
2
2
蜗轮喉圆直径：
da2=d2+2ha2=93.5mm
蜗轮喉母圆直径：
r
=a-1/2d=50-1/2
93.5=3.25
mm
g2
a2
蜗轮齿顶圆直径：
da2
d2
2ha*m
75.2mm
蜗轮齿根圆直径：
df2
d2
2（ha*_c*）m
68.16mm
蜗轮外圆直径：
当在z=1时，de2
da2
2m
78.4mm
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，b600MPa
（2）按扭转强度初步估算轴的最小直径
6
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M2
（aT）2
[1]
ca
W
（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
7
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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
Ft
2T1
（2-22）
d1
T19550000P
9550000
10.56N.mm2.16105N.mm（2-23）
n
467
其中d1=28mm
则
Ft
2T3
22.07
106
N
1.29
104N（2-24）
d3
320
径向力Fr
Fttan
1.29104tan20
4.69103N
（2-25）
切向力Fn
Ft/cos
1.29
104
1.37
104N
（2-26）
cos20
图2.2轴向受力分析
FBHFncos30Frcos601.37104cos304.69103cos601.42104N
8
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（2-27）
FBVFrsin60Fnsin304.69103sin601.37104sin302.79103N（2-28）
求水平方向上的支承反力
图2.3
水平方向支承力
FBHL2
FAH（L1
L2）0（2-27）
FAH
1.42
104
181
N
5.4
103N（2-28）
294.5
181
FCHFBH
FAH1.42
104
5.4
103
8.8103（N）（2-29）
求水平弯矩,并绘制弯矩图
MBHFAHL15.4103294.5103Nm1.59103Nm（2-30）
水平弯矩图
图2.4水平弯矩图
9
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求垂直方向的支承反力
F切
9.81CFy
apXFy
fYFyvZFyKFy
（2-31）
查文献[9]表2.2—4，CF
y
142
，XF
0.73，YF
y
0.67
，ZF
0
y
y
其中ap
6mm，f
0.6mm/r，v
100m/min
F切
9.81CFyap
XF
YFy
ZFy
KFy
9.81
1426
0.73
0.6
0.67
N3658N
y
f
v
（2-32）
切
图2.5
垂直方向支承反力
FBVL2F切L3
FAV（L1
L2）
0（2-33）
FAV
2.79
103
181
3.66103120.5N
1.99
103N（2-34）
294.5
181
FCVFBV
FAV
F切
2.79
103
1.99
103
3.66
103
2.86103（N）
求垂直方向弯矩，绘制弯矩图
MBV
FAVL1
1.99
103
294.5103
586.1N
m
MCV
F切L3
3.66
10
120.5103N
m441N
m
10
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图2.6垂直弯矩图
求合成弯矩图，按最不利的情况考虑
2
MBV
2
3）
2
586.12Nm1.69103Nm
MBMBH
（1.5910
（2-38）
MCMCV441Nm（2-39）
图2.7合成弯矩图
计算危险轴的直径
3
Me
d
0.1[1]
查文献[9]表15—1，材料为38CrM0AIA调质的许用弯曲应力[1]
75，
则
11
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3
106
dB
1.69
mm60.8mm
0.1
75
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
2T
10
3
p
kld
进行校核
T2070Nm，k
0.5h
0.
514mm7mm，l
110mm，d92mm。
查文献[9]表6—2，取
[
p]
MPa
则
130
2T
103
2
2070
p
kld
7110
58.44MPa70MPa（2-42）
92
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，
b
600
Mpa，
b1
55Mpa
（2）按扭转强度，初步估计轴的最小直径
3
Me
d
0.1[1]
查文献[9]表15—1，取45号调质刚的许用弯曲应力
160Mpa，则
3
103
dB
676.3
48.3mm
0.1
60
mm
3
103
dC
596
mm
46.3mm
0.1
60
12
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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d1即蜗轮轮芯为68mm
d2为蜗轮轴轴径最小部分取34mm
d3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d3=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，
b
Mpa，
b155Mpa
600
（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
13
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（3）轴的校核
轴横截面的惯性矩
I
（D4
d4）1993.16mm
64
车床切削力F=2KN,E=210GPa
ql3
2
103
1953
5.910
4
B
6
210
103
1993.16
6EI
y
qa3
（4l
a）
2
10
1453
（4195145）
8.44103mm
24EI
24210
1993.16
因此
B＜［B］
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h（2ha*c*）m
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sm3.14mm，齿盘高为5mm。
2
14
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（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
6
p1
6
60
103
0.75
T9.5510
9.5510
24
17906.25Nmm
n
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=189.8mpa，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。
ZN1
Hlin1
362MPa
ZN1Hlin1
362MPa
H1
H2
SH
SH
（4）按齿根抗弯强度设计抗弯强度的设计公式为
2kT1YFaYSa
m3dZ12（F）
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
Flim1Flim2
160MPa
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
YFa1
2.63,YFa2
2.63
YSa11.65,YSa2
1.65
4）计算抗弯疲劳许用应力，取抗弯疲劳安全系数SF=1.4
YN1FLIM1
256MPa
F1
F2
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