6刀自动刀架系统设计说明书

摘 要I摘 要数控车床将向中高档发展，对数控刀架需求量将大大增加。随着数控车床的发展，数控刀架也向快速换刀、电液组合驱动和伺服驱动方向发展。本课题主要对六刀位自动刀架的机械结构和控制系统进行设计。通过对多种方案的分析确定出了免抬式自动刀架的设计方案。按照设计规范对结构进行了分析与设计计算。同时用 ProE 对机械结构部分进行三维实体建模,验证结构较合理。利用 PLC、位置传感器进行了系统软、硬件设计，较好地实现了换刀控制要求。本文所设计的免抬式 6 刀位自动刀架，结构简单，换刀快速，可成为一个独立的单元，既可用于普通机床以减少辅助换刀时间，又适用于经济型数控机床，改善刀架结构。关键词 免抬式自动刀架，传感器，三维实体建模，PLC ABSTRACTABSTRACTNumerical Control lathe will be the middle and senior grade development in the future.It is estimated that the demand for NC tool carrier will be much greater. NC tool start to the rapid tool change, electro-hydraulic servo drive and portfolio-driven direction with the development of NC lathes. The mechanical structure and the control system of six Automatic Tool lift are designed in this thesis. Analyzing many plans, It be gotten that the blue print of the Automatic Tool Lift. And then,The structure be analyzed and calculated. At the same time, the ProE is used for the 3D solid modeling of mechanical structure, which shows the structure of the tool lift is reasonable. That PLC and sensors is applicated in the design of the soft and hard components of the tool lift .It makes the control of tool change more efficient.Automatic Tool Lift in this thesis, with its simple structure and rapid auxiliary tool change (ATC), will become an independent unit which can be used not only on general machine tools to reduce ATC time, but also on economic NC machine tools to improve the structure Tool.Key words Automatic Tool lift, Sensors ，3D Solid Modeling, PLC 1 绪论目 录摘 要 .ABSTRACT .1 绪论 .11.1 国内外研究现状 .11.2 总体设计 .12 自动刀架系统机械部分设计 .22.1 刀架结构方案的确定 .22.1.1 刀架体设计 .22.1.2 传动方案设计.22.1.3 定位方案的确定 .32.2 主要零件部件设计计算 .32.2.1 刀具受力计算.32.2.2 刀架体设计计算 .42.2.3 端齿盘主要参数的设计计算.52.2.4 压缩弹簧设计.92.2.5 蜗杆蜗轮设计 .112.2.6 螺杆、螺套设计及验算 .142.3 电机的选择 .162.4 联轴器结构选择 .162.5 润滑与密封 .163 自动刀架控制部分设计.183.1 控制系统分析 .183.1.1 控制方案设计 .183.1.2 PLC 的分类 .183.1.3 PLC 的特点及主要功能 .193.1.4 自动换刀控制系统要求 .213.2 控制元件的选择 .213.2.1 接近开关的类别.213.2.2 接近开关的选择.223.3 PLC 选型 .233.3.1 分析控制系统所需要的 I/O 接点数 .23 1 绪论3.3.2 PLC 外接电器元件选择 .233.4 系统控制元件列表 .243.5 PLC 的 I/O 地址的分配 .253.6 PLC 外围接线图.254 控制系统 PLC 程序设计.274.1 系统流程图的设计 .274.2 PLC 程序设计 .274.2.1 程序结构设计 .274.2.2 自动换刀程序设计 .284.2.3 手动换刀程序 .314.2.4 数据传送程序的设计 .334.3 程序的调试 .34结 论.35参考文献.36致 谢.37 1 绪论 1 绪论 1 绪论 1 绪论 1 绪论1 绪论1.1 国内外研究现状从自动换刀系统发展的历史来看，1956年日本富士通研究成功数控转塔式冲床，美国IBM公司同期也研制成功了“APT”(刀具程序控制装置)。1958年美国K&T公司研制出带ATC(自动刀具交换装置)的加工中心。1967年出现FMS(柔性制造系统)。1978年以后，加工中心迅速发展，带有ATC装置，可实现多种工序加工的机床，步入了机床发展的黄金时代。1983年国际标准化组织制定了数控刀具锥柄的国际标准，自动换刀系统便形成了统一的结构模式。自动换刀系统是数控机床的重要组成部分。刀具夹持元件的结构特性及它与机床主轴的联结方式，将直接影响机床的加工性能。刀库结构形式及刀具交换装置的工作方式，则会影响机床的换刀效率。自动换刀系统本身及相关结构的复杂程度，又会对整机的成本造价产生直接影响。我们应该使数控机床工作性能有所提高，而且使其总体造价大幅度下降。低造价高性能的数控机床将会被中小厂广泛接收。数控车床今后将向中高当发展，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，预计近年来对数控刀架需求量将大大增加。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。 1.2 总体设计刀架是机床上的重要附件，主要是完成零件加工过程中的换刀过程。根据刀架所用的对象，即机床，以及其要完成的功能。刀架的设计应包括以下内容：一、刀具安装方案设计，即刀具在刀座上的布置形式，我们必须考虑刀架结构的简单，又要兼顾其安装拆卸的方便。二、传动方案设计，即是采用何种方式实现刀架的转位，精确可靠的刀架转位的实现才能使整个设计有意义。三、检测定位方案设计，刀具能否准确定位是整个设计中非常重要的一步，所以必须要参考分析多种设计方案，以确定最佳方案。四、控制方案设计，这一部分主要考虑控制元件的选择。最后，还可兼顾考虑一下外观的视察享受，即人机关系。 1 绪论2 2 自动刀架系统机械部分设计2.1 刀架结构方案的确定2.1.1 刀架体设计对于六刀自动刀架的设计 1我们可以设计成刀具径向布置和周向布置两种形式，如图 2.1。图 2.1 刀架体由图示可知,径向布置的刀架安装不方便,而且从径向安装刀具也不方便观察刀具的位置及进行调整,对于同样径向尺寸的刀架体,周向布置可以装夹较长刀杆的刀具。因此我选择周向的,用正六边形的样式,方便安装也便于设计计算。2.1.2 传动方案设计电动回转刀架一般由刀盘、分度定位机构、夹紧机构及刀夹等组成，实现刀架的伸出（抬起）和复位动作的机构主要有以下几种结构：1.螺旋槽结构,2.丝杆螺母结构,3.圆柱凸轮结构和马氏轮分度机构,4.端面凸轮结构。螺旋槽结构实际上就是圆柱凸轮形式，它由电动机通过减速带动固定在刀架体上的圆柱销，在刀架心轴的螺旋酮内作上升运动，迫使刀架抬起，然后转位，到达指令刀位后，由电机反转实现刀架落下压紧，结构简单，但由于切削过和中会产生振动，容易使圆柱销松动，刚性差，同时圆柱销容易磨损和弯曲，故这种结构用于是小型的四方刀架较多。丝杆螺母结构是通过电机减速后驱动丝杆旋转，带动固定在刀架体上的螺母作升降而达到刀架的抬起和压紧，结构简单，但容易产生丝杆和螺母锁住现象，而不能准确地实现抬刀和压紧，圆柱凸轮和马氏轮分度结构是通过减速使凸轮带动拨快,迫使主轴左移伸出,齿牙盘脱开,然后利用凸轮上一段无程曲线,由马氏轮分度。当刀架转过一个工位后，凸轮又带动拨块，迫使主轴右移，压紧齿牙盘，这种结构动作可靠，不会产生由机械原因而误动作，但是只能实现 2 自动刀架系统机械部分设计3 单步分度，每次转位都要重复抬刀、转位、复位压紧的过程，当所选刀位与现处刀位数相差较大时，难以实现按最短路径逻辑选刀，刀架转位时间长，机械磨损大，而且当马氏轮设计参数不合理时，容易产生刚性冲击，影响使用寿命。端面凸轮结构是由电机通过刀架体上的端面凸轮升程,使刀架实现抬起(或伸出)动作,这种结构刚性好,可靠性好,使用比较广泛。2.1.3 定位方案的确定自动刀架系统换刀过程包括：刀架抬起刀架转位刀架压紧。在刀架转位的过程中，必需要有对定位元件对其位置进行控制，在本设计中选用霍尔接近开关来检测当前刀架位置，经控制软件对机电的起停进行控制实现初定位。但是由于环境因素的影响，这种定位是不够准确的，所以在刀架到位后，用端齿盘进行精定位。2.2 主要零部件设计计算刀架具体尺寸的确定需要选定机床后再确定所需的参数,机床的主要参数如下。 4机床型号：CA6140主轴转速：正转 24 级：101400r/min 反转 12 级：141580r/min主电动机：7.5KW、1450r/min机床中心高：205mm最大工件回转直径：400mm2.2.1 刀具受力计算由切削力的计算公式： 9.81FzxnzpzCavK(60)yFyy.Fxxnxp查资料 7式中的系数与机床的切削条件和工件、刀具的材料有关。刀具材料选用 YT15，工件材料用碳素结构钢，查得式中的系数并带入公式中，其中 、 、 由刀具参数确定。FzKyFx刀具几何参数为：主偏角 kr=60,刀具前角 o=10,刃倾角 =-5。由刀具参数,查得切削力的修正系数并代入求得：=0.750.941.01.0=0.705Fz=1.350.771.01.25 =1.299y=1.01.111.00.85=1.887xK根据切削条件及查得的参数代入式中求得： 2 自动刀架系统机械部分设计4 9.81FzxnzpzCavK0.750.15.274(6)7=6130.155.()FyFyxnypv0.90.60.39815(1)29=1926.97.()FxFxnxpCavK0.50.4247(6)87=1558.302.2.2 刀架体设计计算刀杆尺寸选择查资料可得到车刀通用尺寸如下表。表 2.1 车刀通用尺寸h 8 10 12 16 20 25 32长 60 70 80 100 125 150 170l短 40 50 60 70 80 100 125本设计中选用方刀杆车刀，其参数选择以下数据。车刀刀杆尺寸：2020长刀杆：125短刀杆：80刀夹槽设计刀架体主要是用来装夹刀具并带动刀具实现切削过程中的进给运动。刀架体刀夹槽的尺寸不仅要参照刀杆的尺寸，还要考虑到便于装夹、拆卸和使用过程中的正常磨损带来的尺寸变化。所以刀夹槽的尺寸为：3025。刀架体强度校核 3刀架体的材料为铸铁，其中刀杆伸出长度 =(11.5)H,取 30。刀架的受力如l图 2.2。 2 自动刀架系统机械部分设计5 图 2.2 刀架受力图根据理论力学的知识，除去一些特殊的力以外，通常零件的实际受力都可以进行简化，而对于如图所示的均布载荷，可以将力集中到均布载荷的 1/3 处，所以 q1，q 2 可以简化为图示中的 F1，F 2。而对于刀架上刀具的受力，只需要验证长刀杆处的强度是否足够，只要长刀杆处能够满足，短刀杆处一定满足。长刀杆受力计算：FZ Z=F1 1ll将 FZ、 Z、 1 的值式入式中得：l3065.0 8(30+95-95/6)= F1(95-95/3)F1=5283.23NF2= F1- FZ=2218.15F1= q1l根据 计算刀座上线性分布的载荷如下：1Fq1= =（22218.152 ）/95=222.45n/mm2l根据 计算刀座强度，由刀座的尺寸及受力可知刀座的下部是危险截面，所1以只需对下部进行强度校核。由于在进行受力分析的时候只考虑了切削力 ，所1F以受力分析不够准确，为此在计算刀座强度时取一安全系数 。强度计算如.2k下：=1.2222.4510-3/(20110-3)=13.35MPa查资料 3可得铸铁的许用应用 =260 MPa， 刀具强度符合要求刀架体的总体尺寸由安装在刀架上的零件决定。2.2.3 端齿盘主要参数的设计计算端齿盘又称为鼠牙盘，是具有自动定心功能的精密分度定位元件，广泛应用于加工中心、柔性单元、数控机床、组合机床、多工位定位机构以及其它需要精密分度的各种设备上。端齿盘的齿形有直齿和弧齿两呼种，直齿端齿盘由于加式方便、定位精度及重复定位精度高而受欢迎。本设计中选用齿形为三角形的直齿端齿盘进行设计 11：齿数 Z 的确定根据刀架的定位要求，即需要的强度和精度来确定，暂取 =6 0后面对其进行验算。Z=360/Z=60端齿盘外径 d 2 自动刀架系统机械部分设计6 主要由设计结构所允许的空间范围来确定。在结构允许的情况下，外径越大，分度或定位机构的稳定性越好。根据刀盘和主轴的尺寸确定外径 d=170mm。端齿盘齿形角 D选取时应考虑作用在端齿盘上的负荷力矩 及锁紧力 的大小，如图 2.3MN总所示。将作用于齿盘上每齿的切向外力 和轴向锁紧力 沿着齿面方向进行分解，Q如图 2.4 所示，应满足以下条件： N图 2.3 端齿盘受力图 图 2.4 齿面上的切向外力和轴向锁紧力而： cos2DaNinQ总2Mdz则不等式变为： cosinDaNQ即：。2si2Dazdz总最后得到： 4tnMN总从式（2）可以说明，在外载 不变时，齿形角 越小，所需自锁力 越DN总小，即自变锁性越强，但齿相应深，齿厚变小；齿形角 越大，需要的锁紧力也越大，即承受外转矩的能力下降，但齿高变低，端齿啮合的高度下降，结N总构紧凑；同时也说明了加大外径 有利于提高端盘的承载能力。d在选取时齿形角 时，应综合考虑作用在端齿盘上的负荷及锁紧力的大小，D同时受齿形加工刀具的限制，现已标准化，通常取 、 、 等。本设计取4069 2 自动刀架系统机械部分设计7 齿形角。60则 ，取 =2100。4410.27tantan304.96DMNNd总 总齿根角 （啮合斜角）为了保证在齿宽方向上的啮合质量,加工端齿时必须调整分度盘回转中心线和工作台面倾斜角,即齿根或啮合斜角 (如图 2.5),以保证齿盘大端和小端的齿厚与齿槽宽度相等。图 2.5 端齿盘剖视图图 2.6 单齿俯视示意 图 2.7 单齿周向展开示意图由式（1）得 在图 2.6 的直角三角形中 ，则3604.58 sin2yd，在图 2.7 的直角三角形中 ，则 ，在sin2dytan2DyHsin2tatDa图 2.8 的直角三角形中 ，将 代入此式得：tandsi1802tcotsintaDaz 2 自动刀架系统机械部分设计8 图 2.8 齿面面啮合剖面示意图式（3）即为齿根角 的计算公式。所以： 3180tansi.22zrct.596最大齿距（周节） 和最大齿厚tB齿厚沿着径向向中心逐渐缩小，在沿圆周展开方向上（如图 9 所示） ，根据圆周计算公式，最大齿距（周节） 和最大齿厚 分别为：t图 2.9 沿周向展开的齿面三角形=8.378tdzB=t/2=4.189齿顶高及啮合高度齿顶高就是啮合平面到齿顶的最大距离，在如图 9 所示的由齿廓展开图形成的直角三角形中 ，而齿顶高 通常取三角形高度 的 ，即tan(2)DtHhH12.5，得到齿顶高 的计算公式为：2.5Hhh1602.35tatan52Ddmz上下端齿的啮合高度为 ，端齿在旋转时的脱齿高度应大.7.8h于啮合高度 ，则取螺母轴向移动的距离为 。2h6齿宽（径向） F因所有的端齿同时啮合，故一般不必通过增加齿形的径向宽度 (如图 2.5)F来增加强度， 一般根据经验选取，通常取：F=2t3t=16.75525.132，取 F=17mm齿底槽宽和齿顶宽为了保证齿盘工作时各个端齿能很好的啮合，常在齿底加工一定宽度和深度的槽，即齿底槽，并将齿顶做成一定宽度的小平面，如图 9 所示。齿底槽宽 常b取：=1.676，取 b=1.6。0.2bdz 2 自动刀架系统机械部分设计9 完成后的齿盘如图 2.10。齿底槽的作用是：1 加工齿形时的退刀槽；2 啮合时齿顶不会碰到齿底，同时图 2.10 端齿盘还可容纳落入齿面的脏物，保证齿面啮合质量；3 使每个端齿在啮合过程中产生一定的弹性，啮合时先接触的齿产生弹性退让变形，使啮合面积增大，有利于进一步提高分度精度。2.2.4 压缩弹簧设计在本设计中用到了压缩弹簧来压紧端齿盘以克服切削工作的过程中产生的转矩。由端齿盘的计算可知，要对端齿盘施加一锁紧力 N，来克服工件对刀架体的周向力所产生的转矩。而压缩弹簧就是为这克服这一力所产生的齿面沿轴向的力。所以压缩弹簧所受的载荷为：F=N 法 f，式中 f 为摩擦系数，取 f=0.2。F=Nsin60f=2100sin600.2=363.72由于压缩弹簧和导向孔之间，轴与螺杆之间都有间隙存在，当受到径向力的作用时，轴会发生一定的轴向偏移，当刀架体发生轴偏离时，就会因承受偏心载荷而有翻转的驱势。此时，就会在刀架体的径向上产生压力 F，取偏心 e=1，在F 的作用下，刀架体螺套之间产生摩擦力 f 使整个刀架处理平衡。其平衡方程为：（f+N）(70-e)=N(70+e)将 N=2100，e=1 代入式中，求得 f=60.87N则压缩弹簧所受的总载荷为：F= F+f=363.72+60.87=424.59根据分度要求，选用六根压缩弹簧，单根弹簧所受的最大载荷：P n= =70.7656F 2 自动刀架系统机械部分设计10 当端齿盘脱离后，弹簧就只克服摩擦力，此时弹簧所受的最小载荷：P 1= =10.156f由刀架上槽盘的结构及尺寸，弹簧的工作行程 h=10。弹簧各参数的设计 6 10如下表：表 2.2 压缩弹簧参数设计项目 单位 公式及数据原始条件最小工作载荷 P1最大工作载荷 Pn工作行程 h弹簧外径 D2弹簧类别端部结构弹簧材料NNmmmmP1=10.15Pn=70.765h=10D220N 2.6,但是弹簧是安装在导孔中,有导向的作用,所以不必进行稳定性验算2.2.5 蜗杆蜗轮设计蜗杆蜗轮主要参数设计计算1)模数 m圆柱蜗杆传动 9将蜗杆的轴向模数 mx定为标准值，蜗轮的端面模数 m 与蜗杆的轴向模数相等，故 m 取标准值，模数按强度要求确定。在本设计中取 m=2.5。2)蜗杆直径系数 qq= 是分度圆直径与模数的比值。q 值较大时，蜗杆直径较大，刚度较好，1d啮合情况也好。但当蜗杆头数一定时，增大 q 值会使螺旋导角 减小而降低传动效率;q 值较小时,蜗杆刚度较差,啮合不良。由接触强度公式 m 13q进行计算。132150HpKTz3)蜗杆头数 z1蜗杆头数 z1一般为 14。传动比大时，可取 z1=1。但效率较低；传动比不大和要求效率高时，可取 z1=24。本设计中直接由蜗杆、蜗轮将转动传给主轴，所以传动比较大，取 z1=1。4)蜗轮齿数 z2对于普通圆柱蜗杆传动，一般取 z2=2780。根据传递的功率，取 z2=70。蜗杆、蜗轮在此设计中只起传递运动的作用，没有外载荷也就不需要传递太大的力矩，只需要克服零件自身和内部各零件之间的作用力。其余几何尺寸在下表进行计算。表 2.3 普通圆柱蜗杆传动的几何尺寸计算项 目 计算公式蜗杆轴面模数（蜗轮端面模数）m 2.5传动比 i 70蜗杆头数 Z1 1蜗轮齿数 Z2 Z2=iZ1 2 自动刀架系统机械部分设计12 蜗杆直径系数(蜗杆特性系数)g g= ;按表 14-4-13 的强度条件确定1dm蜗轮变位系数 X2 X2= a12d中心距 a a=(d1+d2+2x2m)/2续表 2.3蜗杆分度圆柱导程角 tg= = =5.71za1d蜗杆节圆柱导程角 tg= =5.712qx蜗杆轴向齿形角 a 20 蜗杆(轮)法向齿形角 an 20 顶隙角 e 0.5蜗杆蜗轮齿顶高 ha1,ha2 ha1=2.5 ha2=2.5蜗杆蜗轮齿根高 hf1,hf2 hf1=3 hf2=3蜗杆蜗轮分度圆直径 d1,d2 d1=25 d2=175蜗杆蜗轮节圆直径 d1,d2 d1=25 d2=175蜗杆齿顶圆直径 da1蜗轮齿顶圆直径 da2da1=30 da2=180蜗杆轴、蜗轮齿根圆直径 df1,df2 df1=19 df2=169蜗杆轴向点距 px px=m=7.85蜗杆轴向点齿厚 Sx Sx=0.5m=3.93蜗杆法向齿厚 Sn Sn= Sx cos=3.91蜗杆分度圆法向弦齿高 1h=m=2.51h蜗杆螺纹部分长度 L L=90蜗轮最大外圆直径 da2max da2maxd a2+2m,取 da2max =185蜗轮轮缘宽度 b b=22.5蜗轮咽喉母圆半径 rg2 rg2=11.5 2 自动刀架系统机械部分设计13 蜗轮齿根圆弧半径 rf2 rg2=15.5圆柱蜗杆传动强度计算和刚度验算接触强度校核：查表 14-4-13 得 HP=160 H= =23.85 HP2214783KTd弯曲强度校核： FP=47 F= 210.75cosFPdmY刚度验算：y10.0025d 1由以上验算可知蜗杆的强度足够。完成的蜗杆、蜗轮结构如图 2.11 所示。图 2.11 蜗杆、蜗轮蜗杆轴设计根据蜗杆螺纹部分尺寸以及与蜗轮的啮合关系和刀架体的结构可以确定蜗杆轴的结构如图 2.12，各轴段的尺寸为：图 2.12 蜗杆轴结构第一轴段 L1,由所选联轴器决定,由后面的联轴器可得 L1=23mm,d1=14mm第二轴段 L2,由联接结构决定,可取 L2=14mm,d2=15mm第三轴段 L3,由轴上的结构可知,此轴肩是为了固定轴承的内圈,查资料取： 2 自动刀架系统机械部分设计14 L3=5mm,d3=20mm.第四轴段 L4,由刀架的结构和蜗杆的长度可得出 L4=40mm,d4=16mm第五轴段即为蜗杆轴段,其长度,由啮合长度算得 L5=90mm,d5=25mm第六轴段为轴承联接轴段,由所选轴承决定,L6=10mm,d6=17mm蜗杆轴的结构如图 2.11。由于在本结构中蜗杆只传递运动不传递力，所以不需要进行验算。2.2.6 螺杆、螺套设计及验算本设计中的端齿盘的脱离是通过螺杆的转动和螺母的直线运动来实现的,在其运动过程中虽然外载荷没变,但其自身的相互作用力是变化着的,所以需要对其尺寸进行计算并验算。而螺套是通过传动销 19 将力矩传递给刀架体，蜗轮通过传动销 13 将力矩传递给螺杆的，所以需要对传动销 19 和 13 进行设计。螺杆、螺套设计计算 29表 2.4 螺杆、螺套设计计算计算项目 计算公式 说明螺杆中径 d2/mm 44螺母高度 H/ mm H=d 2=60旋合圈数 n n= =7HP基本牙型高度 H1/mm H1=0.5P=4耐磨性工作压强 p/(N/mm2) p= p P2Fdn设计时 值可根据螺母的形式选定：整体式螺母取 1.22.5P螺距，mm查手册取 P=8查得 pP=0.11,经计算p pP自锁条件螺纹升角 =arctan =3.31s=arctan fcos2当量摩擦角f摩擦因素s导程螺纹摩擦力矩 Mt/Nmm Mt= d2Ftan(+)=1812.3212螺杆强度当量应力 ca/(N/mm2) ca= P22334d0.tFMt转矩,Nmmd3外螺纹小径 P螺杆的许用应力螺纹牙根部宽度 b/mm b=0.65P=4剪切强度/(N/mm 2) = P3dbn螺纹强度 螺杆弯曲强度 b/(N/mm2) b= bp12FH 2 自动刀架系统机械部分设计15 剪切强度/(N/mm 2) = P4FDbn螺母 弯曲强度 b/(N/mm2) b= bp123H完成的螺杆、螺套如图 2.12。传动销的设计计算刀架的旋转运动是靠销 19 传动的,所以可根据摩擦转矩进行传动销的设计计算。销的材料选用 45 钢调质，销 19 只在上下端齿盘脱离后受转矩,此时的转矩仅仅是克服由刀架体的摩擦力产生的转矩 T=1812.3210-0.3。根据刀架体结构,选用 6 颗传动销.则每颗螺钉所承受的剪切力 6是：图 2.12 螺杆、螺套F19= = =4.51NT6L-31.8270由 可得：2F4dd 4F查资料=80Mpa，d =0.0085m=8.5mm.5180取 d=10mm，根据 d 查手册取 L=15mm。在刀架转位过程中，并不受外载荷，蜗轮传递的转矩很小，不需要将蜗轮用键与轴连接，直接用传动销连接蜗轮和螺杆就可以，这样也能减小轴的尺寸，简化其结构。传动销 13 的设计方法与前相同。但由于结构受限，销钉的直径取d=8mm，则需要对材料进行热处理以提高其性能。由 可得 2F4d=89.7 Mpa,查资料需要对 45 刚进行回火处理。24Fd 2 自动刀架系统机械部分设计16 2.3 电机的选择电机所需输出的转矩主要集中在螺杆上，T=M t=1812.32Nmm=1.18Nmm 考虑摩擦力及其他因素的影响，取一安全系数 K=1.2。那么T=1.8121.2=2.174Nm。预选电机转速 n=910r/min。电机功率：=T =2.174 =207.17WP2n6029106P= P取 =0.5,P= =414.34W=0.414KW27.105根据电机标准 13和安全因素取电机功率为 0.75,则选取 Y2-90S-6 型电机。2.4 联轴器结构选择选定了电机后，根据传递的转矩和转速，选用套筒联轴器。2.5 润滑与密封机械零件的加式表面看起来虽然很平整，但是大多零件的相对的运动都不是直接接触进行干磨擦，而是要采取一定的润滑措施，提高零件的耐用度。啬其使用寿命。本设计中主要是要考虑蜗杆、蜗轮的润滑。由于蜗杆蜗轮的接触面积较大，转速较快所以采用油润滑，同时也起了降温冷却的作用。在机械零件的装配中，大多数的零件都要采用密封方式防止污染，减小零件间的磨损。这里只需要在轴承盖处用毡圈进行密封，以防止轴承的污染。 3 自动刀架控制部分设计17 3 自动刀架控制部分设计3.1 控制系统分析3.1.1 控制方案设计 要对控制方案进行设计，必须了解所控制对象的运动过程，在本设计中就要清楚的知道刀架实现的全过程。由第 2 部分刀架机械结构设计可知，所设计的免抬式电动刀架，免去了刀架抬起这一动作，但其实质并没有减少自动换刀过程，只是把刀架的抬起，用螺母的上移，端齿盘的脱离，来实现。在整个换刀过程中，仍然有刀架抬起，刀架转位和刀架压紧三个过程。由以上分析可知，控制刀架的转位，即是要控制电机的起停。而需要电机何时起停就需要对刀架的当前位置进行检测，得到一个测试结果，就像人们用眼睛观察周围的事物一样，外界事物会给大脑一个信息，大脑再对返回的信息进行分析，与大脑中已经存储的信息进行比较判断，得出那是什么的判断。那么在本设计中所用到的检测元件即是“眼睛” 。对检测元件测得的信息进行分析还需要一个具有智能判断的元件。我们知道电脑在人们的开发下已具备初步的诊断功能。在机械中常用到的电脑即是单片机和 PLC。在本设计中控制方式选用 PLC。3.1.2 PLC的分类根据1/0点数分类PLC的输入、输出点数表明PLC可以从外部接收多少个输入量和向外部输出多少个输出量。实际上也就是PLC的输入、输出端子数。一般来说，点数多的PLC，功能也相应较强。1）1/0点数(总数)在256点以下的称为小型机，一般只有逻辑运算、定时、计数、移位等功能，适用于开关量的控制，可用它实现条