数控车床自动回转刀架机电系统设计

摘要传统的普通车床换刀的速度慢、精度不高，生产效率低，不能适应现代化生产的需要。因此，本文对数控车床回转刀架的机电系统的相关内容进行研究，探索数控车床刀架的组成和工作原理，对普通机床的换刀装置进行改进，使一台四工位的立式自动回转刀架数控化，使该装置具有自动松开、转位、精密定位等功能。机械部分为其组成的各个机械部件进行计算与选用，电气部分为编制刀架自动转位控制软件。设计的数控換刀装置功能更强，换刀装置通过刀具快速自动定位，可以提高数控车床的效率，缩短加工时间；同时其可靠性更稳定，结抅简单。关键词： 自动回转刀架,换刀装置,传动部件,电气控制ABSTRACTConventional lathe tool change is slow, the accuracy is not high, low productivity, can not meet the needs of modern production. Therefore, this rotary tool holder for CNC lathe electrical and mechanical systems related content study, CNC lathe turret to explore the composition and working principle of the general improvement of the machine tool change device, so that the device has an automatic release, transfer, precision positioning and other functions.In this paper, rotating turret lathe to complete the mechanical design of parts and electrical parts. Mechanical part is composed of various mechanical calculation and selection of parts, electrical parts for the preparation of the control software, automatic indexing turret. Design of more powerful CNC tool changer, tool changer quickly through the automatic positioning tool can improve the efficiency of CNC lathes and shorten the processing time; while its reliability is more stable, Results Ju simple.Keywords:Automatic rotary tool holder ,Tool changer ,Electro-Mechanical Systems, Electrical control目录1 引言 .11.1 数控车床的发展历程 .11.2 数控车床自动回转刀架的概述 .22 自动回转刀架的工作过程及分类 .42.1 自动回转刀架的工作原理 .42.2 自动回转刀架的分类 .63 总体结构设计 .83.1 电动机的选择 .83.2 车床刀架的功能 .83.3 上 刀 体 锁 紧 与 精 定 位 机 构 的 设 计 .93.4 刀 架 抬 起 机 构 的 设 计 .94 主要传动部件的设计计算 .104.1 蜗杆副的设计计算 .104.2 蜗杆的选型 .104.3 蜗杆轴的设计 .144.4 键的选取与校核 .194.5 螺杆的设计计算 .204.6 中心轴的设计 .204.7 齿盘的设计 .224.8 轴承的选用 .245 电 气 控 制 部 分 设 计 .275.1 硬 件 电 路 设 计 .275.2 控 制 软 件 的 设 计 .305.3 单片机调试 .32结论 .37附录 1 .38附录 2 .39附录 3 .40附录 4 .40附录 5 .40附录 6 .41参考文献 .42致谢 .431 引言刀架作为数控车床的重要组成部分，主要用于夹持刀具，因此它的结构不但对机床的切削性能有很大的影响，而且也在一定程度上影响着机床的切削效率。机床的制造及设计的技术水平在一定程度上是通过刀架的性能与结构体现出来的。本文主要完成数控车床回转刀架的机械部分的设计。1.1 数控车床的发展历程数控装备它就是以数控技术为核心的新技术对新兴制造业及传统制造产业结合形成的机电一体化产品，就是所谓的数字化装备，它包括很多领域：(1) )自动控制技术；(2) 传感器技术；(3)软件技术；(4)伺服驱动技术；(5) 机械制造技术；(6) 信息处理、加工、传输技术等。从 1958 年起步，我国数控的发展历程总体可分为 3 个阶段：到 1979 年这二十多年的时间，进行的是封闭式发展为第一阶段。在这期间，由于我国的基础条件的落后，数控技术的发展进行的较为缓慢。 到“八五”的前期，这时它的第二阶段，即引进技术，化为自用，强大自身。在此这个时间段，由于国家的重视及其改革开放的开始，还有国际形势的改变及国内研究环境的改善，因此我国的数控技术在开发研究研究等多方面都取得了巨大的进步。此后到“九五”期间， ，开始了第三阶段，也就是开始了市场竞争。在此期间，我国数控装备的产业化取得了巨大的进步。 “九五”末期，国内市场有 50为国内车床，并且国产数控系统（普及型）的配备也达到了10。随着科学技术的发展，经济型数控技术也在不断进步，数控系统产品不断改进完善. 并且有了阶段性的突破，使新的经济型数控系统功能更强，可靠性更稳定，功率增大，结构简单，维修方便。由于这项技术的发展增强了经济型数控的活力，根据我国国情，该技术在今后一段时间内还将是我国机械行业老设备改造的很好途径。对于原有老的经济型数控车床，特别是 80 年代末期改造的设备，由于种种原因闲置的很多，浪费很大；在用的设备使用至今也十几年了，同样面临进一步改造的问题。通过改造可以提高原有装备的技术水平，大大提高了生产效率，创造更大的经济效益。产品质量的提高和劳动条件的改善以及劳动生产效率的提高数控车床功不可没。 由于计算机技术的迅速发展，通用计算机已经从原来的 8 位机，发展到了现在的奔腾时代。并且它的功能和速度已是当年的 8 位机速度的几百倍，因此以软件方式以实现各种数控功能的方法可以在通用微机上使用，使数控技术发生了巨大的变化。由于 PC 机有友好的人机界面以及丰富的软件资源，所以基于微机的开放式数控系统已成为世界数控技术的发展趋势，它的使用范围将越来越大。随着不断发展的科学技术，数控机床正在朝着高精度、高性能、高速度化等方向发展。但“PC运动控制器”的开放式数控系统是它主要的发展潮流。它不仅通用性好、信息处理能力强、开放程度高，而且还提高了现有加工制造的柔性、精度及应付市场需求的能力。因此它被日本认为将会带来第三次工业革命。随着计算机技术日新月异的发展，数控技术的发展趋势是基于微机的开放式数控。由于传统数控技术方面我国长期处于比较落后的状态，因此开放式数控成为我国数控产业发展的良好机遇。加强对开放性数控技术的重视，以促进制造业结构优化升级，才有可能使我国的数控产业发展壮大，才有可能在未来的市场竞争中立于不败之地。1.2 数控车床自动回转刀架的概述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。自动回转刀架分有四工位、六工位和八工位等形式。根据其安装方式的不同，自动回转刀架可分为立式和卧式两种。而根据不同的机械定位方式，又可将自动回转刀架分为端齿盘定位型和三齿盘定位型等。其中端齿盘定位型换刀时要将刀架抬起，换刀速度较慢且密封性差，但其结构简单。三齿盘定位又叫作免抬型，其特点诗换刀时刀架不拾起，因此它不但换刀速度快而且密封性好，但其结构复杂。根据微机数控系统的需要，同时使刀架在机床上能够进行独立控制，数控车床它一般都配备有四工位自动回转刀架。现有我们使用的自动回转刀架，它的结构主要分为插销式和端齿盘式两种。但因生产厂家的标准没有统一，所以其尺寸、结构各不相同。但是无论哪一种刀架，要让它正常工作，均涉及到电气、控制系统、机械等方面的因素。如果出现某种故障，有可能是电气方面的原因，也可能是机械、控制系统等方面的原因。所有只有根据不同类型故障，找出原因，快速地定位故障点，才能及时排除故障。传统的车床如 CA6140 的刀架上每次仅能安装一把刀，换刀的速度不但慢，而且换刀后还须重新对刀，并且精度不高，生产效率低，不能适应现代化生产的需要，因此有必要对机床的换刀装置进行改进，为了能在工件的一次装夹中完成多个工序加工，缩短加工辅助时间，减少多次安装所引起的加工误差，充分发挥数控机床的效率，釆用“工序集中”的原则，釆用自动回转刀架。数控车床上使用的自动回转刀架是一种最简单的换刀装置，自动回转刀架是在一定的空间范围内，能执行自动松开、转位、精密定位等一系列动作的一种机构。对于自动回转刀架，根据装刀数量的不同，自动回转刀架在结构上必须具有良好的强度和刚性，以承受粗加工时的切削抗力。控制系统和驱动电路使自动回转刀架的自动换刀得以实现。2 自动回转刀架的工作过程及分类2.1 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 1 图 1 自动回转刀架的换刀流程图 2 为自动回转刀架在换刀过程中销的位置。它上面的圆柱销 2 和它下面的反靠销 6 具有非常重要的作用。处于锁紧状态的刀架,如图 2(a)所示，这时反靠销 6 位于反靠圆盘 7 的十字槽内，上下刀体的端面齿处于啮合状态。当换刀时，此时可以通过控制系统对刀架发出转位信号，电动机正向旋转，从而带动螺杆正向转动；通过与螺杆的配合，此时上刀体 4 也会逐渐抬起，因此上下刀体之间的端面齿就会逐渐地分离；同时，由于上盖圆盘 1 通过圆柱销与螺杆联接，因此它也随着螺杆进行正向转动，当转过大约 150 度时，上盖圆盘 1 直槽的另一端就转到了圆柱销 2 的正上方，通过弹簧 3 的作用，圆柱销 2 就落入了直槽内，于是上刀体 4 转动起来（这时端面齿已经完全脱开） 。如图 2(b)所示。上盖圆盘 1 和圆柱销 2 以及上刀体 4 在正转的过程中，反靠销 6 可以从反靠圆盘 7 中通过十字槽的左侧斜坡滑出，但不会对上刀体 4 在寻找刀位时进行的正向转动造成影响，如图 2(c)所示。通过上刀体 4 的带动作用，磁铁转到所需要的刀位，此时发信盘输出相对应的低电平信号，当控制系统收到信号后，立刻控制刀架电动机进行反转，上刀体4 也开始进行反向转动，此时反靠销 6 立即就会落入反靠圆盘 7 的十字槽内，这样就完成了粗定位，如图 2(d)所示。此时反靠销 6 就不能从反靠圆盘 7 的十字槽内爬上来，所以上刀体 4 就停止转动，并且开始下降，而上盖圆盘 1 继续反转，并且它直槽的左侧斜坡会将圆柱销 2 的头部压入上刀体 4 的销孔内，之后，上盖圆盘 1 的下表面开始与圆柱销 2 的头部进行滑动。图 2 刀架转位过程中销的位置1上盖圆盘 2圆柱销 3弹簧 4上刀体 5圆柱销 6反靠销 7反靠圆盘在这些期间，上、下刀本的端面齿逐渐啮合，实现定位，经过设定好的延时时间以后，电动机停转，换刀过结束。刀架可稳定的工作是通过蜗杆副的自锁作用来保证的。a)换刀开始时，圆柱销 2 与上盖圆盘 1 可以相对滑动。b)上刀体 4 完全抬起后，圆柱销 2 落入上盖圆盘 1 槽内，上盖圆盘 1 将带动圆柱销 2 及上刀体 4 一起转动。c)上刀体 4 连续转动时，反靠销 6 可从反靠圆盘 7 的槽左侧斜坡滑出。d)找到刀位后，刀架电动机反转，反靠销 6 反靠，上刀体停转，实现粗定位。2.2 自动回转刀架的分类2.2.1 螺旋转位刀架 电机经弹簧安全离合器至涡轮辐带动螺母转动，螺母举起刀架使端齿盘使盘与下盘分离，随即带动刀架旋转到位，然后发信号使电极反转锁紧，使刀架换位，进行切削加工。螺母升降式零件多，但加力可靠，精度较高，许多刀架都利用这种原理设计。2.2.2 电磁式转位刀架 利用一个 1000kg 左右拉紧力的线圈使刀架定位锁紧。电磁式目前已能实用，但多一套电路，并要有断电保护。2.2.3 液压式转位刀架 液压摆动油缸控制转位，具有一个摆位阀心，带动刀架转位的拨爪，还有一个向下拉紧的小油缸，也产生 1000kg 以上的拉紧力。这种转位刀架的特点是转位可靠，但液压件难制造。2.2.4 十字槽轮转位刀架 利用槽轮原理转位及锁紧（还要加定位销） 。销钉每转一周，刀架转 90 度，也可设计成 6 工位等。十字槽轮式体积大，零件多，目前使用较少。2.2.5 凸台棘爪式转位刀架 涡轮带动凸台 a 相对与凸台 b 转动使其上下端齿盘分离，继续旋转。则棘轮机构推动刀架转 90 度，然后利用接触开关或霍尔元件发出信号，使电极反转，重新锁紧刀架。凸台棘爪式重复定位精度相对较低。有油泄露及发热等问题。3 总体结构设计图 3 自动回转刀架的传动结构示意图1发信盘 2推力轴承 3螺杆螺母机构 4端面齿盘 5反靠圆盘 6三相异步电动机 7联轴器 8蜗杆副 9反靠销 10圆柱销 11上盖圆盘 12上刀体3.1 电动机的选择因为数控机床属于室内作业，功率小,起动转矩低,运转平稳等,无需调速、长期反复工作,所以一般工作在室温下， 在工作时， 工作环境伴有大量的冷却液或金属屑飞溅，所以应该选择闭式电机。电动机选择三步异相电动机，额定功率为 90W，额定转速为 1440r/min，而刀架转速设定 30r/min，由于转速较高不能直接驱动刀架，因此必须经过适当的减速。采用蜗杆副减速，蜗杆副传动可以改变运动的方向，获得较大的传动比，以保证传动精度和平稳性并能自锁，可以减少整个装置的空间，比较精简。3.2 车床刀架的功能机床的刀架的作用是安放刀具，当然许多刀架还有其他功能，如自动车床的转塔刀架及卧式车床上的四方刀架等直接参与切削工作。这些刀架因为要安放刀具而又要直接参与切削，所以会承受极大的切削力，所以它往往是工艺系统中薄弱的环节。随着自动化技术的逐步发展，机床的刀架也发生了许多变化，特别是采用电换位的自动刀架的数控车床，有的还使用两个回转刀盘。由于刀库和换刀机械手在加工中心上的进一步采用，进而使大容量存储刀具和自动交换刀具成为可能，这种刀库安放刀具的数量从几十把到上百把，自动交换刀具的时间从十几秒减少到几秒甚至零点几秒。这种刀库和换刀机械手组成的自动换刀装置，就成为加工中心的主要特征。3.3 上刀体锁紧与精定位机构的设计工件的加工精度与上刀架锁紧和精定位有直接关系，因为刀具直接安装在上刀体上，因此刀体要承受所有的切削力，所以对它的选择很重要，在设计中选择端面将上刀体与下刀体的相互配合加工形成梯形的端面齿。采用梯形的端面齿，当刀架锁紧时，这时下端面齿相互啮合，且上刀体不能绕刀架的中心轴进行转动；当换刀时，此时电动机正转，而抬起机构使上刀体抬起，当等到上下端面齿脱开后，这时上刀体才可以绕刀架中心轴进行转动，这就完成了转位工作。3.4 刀 架 抬 起 机 构 的 设 计欲使上下刀体的两个端面齿脱离，如上图 3 所示。就必须设计分离机构，在此选择螺杆螺母副，并在上刀体内部加工出内螺纹，当电动机通过蜗杆蜗轮带动螺杆绕中心时上刀体不能与螺杆一起转动，转动会使上刀体向上移动。当端面齿脱离啮合时，上刀体就和螺杆一同转动，在设计螺杆时要注意螺距的选择，而螺距的选择是否合理非常重要，选择适当以便当螺杆转动一定角度时，使上刀体与下刀体的端面齿能够完全脱离啮合状态。4 主要传动部件的设计计算4.1 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，刀架转位时蜗杆与上刀体直联。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=1440/30=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，今要求蜗杆的使用寿命 Lh=10000h，因此对蜗杆的型号材料的选择以及齿面接触疲劳强度计算相当重要。4.2 蜗杆的选型按蜗杆形状，蜗杆传动可分为圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传动和锥蜗杆传动。圆柱蜗杆设计制造简单，应用十分广泛；环面蜗杆润滑性能较好，效率高，承载能力高，为普通蜗杆的 2-4 倍，但制造安装复杂，用在大功率的场合；锥蜗杆制造安装复杂，应用较少。圆柱蜗杆传动包括普通圆柱蜗杆传动和圆弧圆柱蜗杆传动。根据螺旋线的不同，圆柱蜗杆可分为阿基米德圆柱蜗杆（ZA 蜗杆） 、法向直廓圆柱蜗杆（ZN 蜗杆） 、渐开线圆柱蜗杆（ZI 蜗杆）和锥面包络线圆柱蜗杆（ ZK 蜗杆） 。阿基米德蜗杆（ZA 蜗杆）的特点是在轴向齿廓呈齿条形状，法向齿廓为外凸曲线，在端平面上的齿廓为阿基米德螺旋线。这种蜗杆可以在车床上用于直线刀刃的单刀( 当导程角 3时) 或双刀(当 3时)的车削加工，制造方便，应用广泛。一般用于头数较少、载荷较小、低速或不太重要的传动。法向直廓圆柱蜗杆（ZN 蜗杆）磨削起来难度较大，所以不推荐采用。渐开线蜗杆（ZI 蜗杆） ，这种蜗杆的端面齿廓位渐开线，所以相当于一个少数、大螺旋角的渐开线圆柱斜齿轮，ZI 螺杆可用两把直线刀刃的车刀在车床上车削。圆弧圆柱蜗杆传动（ZC 蜗杆） 。在轴向平面内具有凹圆弧齿廓，与蜗轮组成凹凸啮合传动型式，承载能力大、效率高、耐磨，在冶金、建筑、化工等机械中应用广泛。图 4 阿基米德圆柱蜗杆由于传动的功率不大，速度也不高，故选用阿基米德圆柱蜗杆传动GB/T10065-1998，推荐采用阿基米德（ZA 蜗杆）和锥面包络蜗杆（ZK 蜗杆） 。本设计采用阿基米德型圆柱蜗杆（ZA 型） 。为了配凑中心距和提高蜗杆的传动能力和传动效率，常采用变位蜗杆。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，这样可以提高表面硬度，增加耐磨性，通常其淬火后硬度为 4555HRC。材料选用铸造锡青铜 ZCuSn10P1，采用金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。4.2.1 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。蜗轮接触疲劳强度条件设计计算的公式为： a （公式322HEZKT1） 从式 1 算出蜗杆副的中心距 之后，根据已知的传动比 i=48,从附录 1 中选择一个合适的中心距 值，以及相应的蜗杆、蜗轮参数。a（1）确定作用在蜗杆上的转矩 T2设蜗杆头数 Z1=1，蜗杆的传动效率取 =0.80。由电动机的额定功率P1=90W，可以算得蜗轮传递的功率 P2=P1，再由蜗轮的轮转速 n2=30r/min 求得作用在蜗轮上的转矩：T2=9.55P2/n=9.55900.80/30Nm20373Nmm （公式2） （2）确定载荷系数 K载荷系数 K=KAK Kv。其中 KA为使用系数，由附录 2 查得，由于工作载荷不均匀，起动时冲击较大，因此取 KA=1.15； K 为齿向载荷分布系数，由于工作载荷在起动和停止时有变化，故取 K =1.15；K v为动载系数，且知道转速不高、冲击不大，可取 Kv=1.05。则载荷系数：K=KAK Kv=1.21.31.051.39 （公式3）（3）弹性影响系数 ZE 的确定铸锡磷青铜蜗轮与蜗杆相配，故得弹性影响系数 ZE=160MPa1/2。（4）接触系数 的确定我们可以先将传动中心距 和蜗杆分度圆直径 d1的比值假设为 d1/ =0.35，a a从附录 3 中我们可以得到接触系数为 =2.9。Z（5）许用接触应力 的确定H知道蜗轮材料是铸锡磷青铜 ZCuSn10P1 金属模铸造，且蜗杆螺旋齿面硬度大于 45HRC，可从附录 4 中得到蜗轮的基本许用应力为 =268MPa。H 则应力循环次数为：N=60jn2Lh=6013010000=1.8107 （公式 4）寿命系数：KHN= =0.929 （公式87/105）许用应力：=KHN =2680.929MPa=249MPa （公式H6）（6）中心距的确定将以上各参数代入式 1，求得中心距： mm=46.2mm a3 2.9/4)(16072.9查附录 1，取中心距 =50mm，已知蜗杆头数 Z1=1，设模数 m=1.6mm，得蜗杆分度圆直径 d1=20mm。为时 d1/ =0.4，由附录 3 得接触系数 Z =2.74。因为Z Z ，所以上述计算结果是合理的。4.2.2 蜗轮和蜗杆的主要参数及几何尺寸由蜗轮和蜗杆的基本尺寸和主要参数，算得蜗杆和蜗轮的主要几何尺寸后，即可绘制蜗杆副的工作图。（1）蜗杆参数与尺寸蜗杆头数 Z1=1，模数 m=1.6mm，轴向齿距 Pa=m=5.027mm，轴向齿厚Sa=0.5m=2.514mm，分度圆直径 d1=20mm，直径系数 q=d1/m=12.5，分度圆导程角 = arctan(z1/q)=43426。 取齿顶高系数 ha*=1，径向间隙系数 c*=0.2，则齿顶圆直径：da1=d1+2ha*m=20mm+211.6mm=23.2mm （公式7）齿根圆直径：df1=d1-2m(ha*+c*)=20-21.6(1+0.2)mm=16.16mm。 （公式8）（2）蜗轮参数与尺寸查附表 1 得：齿数 Z2=48，模数 m=1.6mm，分度圆直径d2=mZ2=1.648mm=76.8mm，变位系数：x2= -(d1+d2)/2/m=50-(20+76.8)/2/1.6=1 （公式a9）蜗轮喉圆直径：da2=d2+2m(ha*+x2)=76.8+21.6(1+1)mm=83.2mm （公式10）蜗轮齿根圆直径：df2=d2-2m(ha*-x2+ c*)=76.8-21.6(1-1+0.2)mm=76.16mm （公式11）蜗轮咽喉母圆半径：rg2= -da2/2=(50-83.2/2)mm=8.4mm （公式a12）（3）校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度即检验下式是否成立：=（ 1.53KT2/d1d2m） YFa2Y （公式FF13） 由蜗杆头数 Z1=1，传动比 i=48，可以算出蜗轮齿数 Z2=iZ1=48。则蜗轮的当量齿数：Zv2=Z2/cos3=48.46 （公式14）根据蜗轮变位系数 x2=1 和当量齿数 ZV2=48.46ZV2=44.22，查附录 6，得齿形系数：YFa2=1.95螺旋角影响系数：Y=1-/140=0.967 （公式15）根据蜗轮的材料和制造方法，查附录 5，可得蜗轮基本许用弯曲应力：=56MPaF蜗轮的寿命系数：KFN= = =0.725 （公式96/N1097610/.816）蜗轮的许用弯曲应力：= K FN=560.725MPa=40.6MPa （公式F17）将以上参数代入公式 13，得蜗轮齿根弯曲应力：= 1.950.967MPa33.2MPaF6.1872039.51可见 ,蜗轮齿根的弯曲强度满足要求。F4.3 蜗杆轴的设计4.3.1 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。选择轴的材料为 45 号钢，经调质处理。由参考文献 查得 =640Mpa， =355Mpa，1BS=275Mpa， =155Mpa， =60Mpa。1114.3.2 按扭转强度初步估算轴的最小直径轴的扭转强度条件为: = （公式TW3950.Pndr18）式中 扭转切应力，MPa；TT 一一轴所受的扭矩，N M； 轴的抗扭截面系数， ；TW3mn 轴的转速，r/min；P轴传递的功率， kW；d 一一计算截面处轴的直径，mm；许用扭转切应力，MPa；r由式 = 可得轴的直径TW3950.Pndr3330950.2rPdAn当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径 d 100mm 的轴，有一个键槽时，轴径增大 5%7%。由参考文献 查得 1=113，代入式中，取 =15.14mm，同时查表得到所用电动机输出轴直径为0Amind9mm，所以在空间充裕的情况下取输入轴最小直径为 9mm，伸出长度为 50mm。4.3.3 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。初步确定蜗杆轴如图 5 所示：图 5 蜗杆轴1d= 同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴承座孔的镗制和减少轴承类5型。 段轴上有一个键槽，故槽径增大 5%。1= =(1+5%) mind=15.89mm，圆整 1d= =17 mm。5 5所选轴承类型为深沟球轴承，型号为 6203。B=12mm，D=40mm。2d段起固定作用，定位载荷高度可在（0.070.1）d1 范围内, 2d取 20rnm。3d段为蜗杆与蜗轮啮合部分，故 3d=24mm。2= 4=20mm，便于加工和安装。 1L段为与轴承配合的轴段，查轴承宽度为 12mm，则 1L=22mm。2段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 65rnm。端盖宽度为 10mm，故 2L=43rnm。3L段为蜗杆部分长度，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。4.3.4蜗杆轴的校核1.计算轴上的作用力蜗杆： 1T=9550 1Pn=614N.mm （公式19）1tF=2 / 1d=2614/20=61.4N （公式20） 1a=2 2T/ = 2t=522.3NrF= tn=190.1N （公式21）2.计算支反力垂直面支反力：A，B 两点分为左，右深沟球轴承中心。C 点为蜗杆中心。设A 点到 C 点距离为 ，C 点到 B 点距离为 。两轴承间距离 a=152mm，以蜗杆副1L2L为中心对称布置所以 = =76mm。由绕支点 B 的力矩 BVM=0 得：212/RAVarFdF=0 RAV=60.69N 方向向上；同理，由绕支点 A 的力矩和 BVM=0 得： 122/RBVarFLdF=0， RBV=129.41N 方向向上，图 6 轴的载荷分析图（a）受力简图 （b） （XY）平面弯矩图 （c） （XZ）平面弯矩图 （d）合成弯矩图（e）转矩图 （f）当量弯矩图由轴上的合力 VF=0 校核 RBV+ AF+ r=0 计算无误。水平支反力：由绕支点 B的力矩 BHM=0 得： 12AHL= t1， RAH=30.7N 放心向上。同理，由绕支点 A 的力矩和 AHM得： RBF=30. 7N 方向向上，由轴上的合力校核： rF+ RBH+ =0 计算无误 。 A 点支反总力 = =68.01N （公式A2RHAVF22）B 点支反总力 = =133NRB2HRBV绘制转、弯矩图垂直而内的弯矩图，如图 6b。C 处弯矩： 左= = 60.6976= 4612.44N.mmCVM1RAVFL右= = 9835.44N.mmV1RA/2ad水平面内的弯矩图，如图 6c。C 处弯矩： = = 2333.2N.mm （公式CHRAF1L23）合成弯矩图，如图 6d。C 处： 左= =5168.99N.mm （公式M22CVH24）右= =10108.4N.mmC22VCH转矩图，如图 6e。T=614N.mm当量弯矩图，如图 6f。因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，这算系数 c=0.6 cT=0.6 614=368.4N.mmC 处： 左= 左=5168.99N.mmMC右= =10115.1N.mm22cT3.弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 C）的强度。=12.64MPa。 （公式223105.caMTW25）根据选定的轴的材料 45 钢，调质处理。由参考文献 查得 =60MPa，因11，故强度足够。ca14.安全系数法疲劳强度校核对一般减速器的转轴仅试用弯扭合成强度校核即可，而不必进行安全系数法校核。在此试用此法。5.判定校核的危险截面对照弯矩图、转矩图的结构图，从强度、应力集中方面分析，C 截面是危险截面。需对 C 截面进行校核。6.轴的材料的机械性能根据选定的轴的材料 45 钢，调质处理由参考文献 查得：1=640MPa， =275MPa， =155MPa，取 =0.2， =0.5 =0.5 0.2=0.1 Cb11截面上的应力 W= /32=785 ， = /16=1570 ， = 左3d3mTW3d3macM/W=4270.65/785=5.4MPa 弯曲切应力幅 =0，扭转切应力幅： =T/(2 )maTW=597/(2 1570)=0.19MPa 平均切应力 = =0.19MPa 影响系数 C 截面为危险截面，a由差值法求出： / =3.16，取 / =0.8 / =0.8 3.16=2.53 轴按磨削加工，krk求出表面质量系数： = =0.92 故得综合影响系数：r= / +1/ 1=3.16+1/0.92 1=3.25，K= / +1/ 1=2.53+1/0.92 1=2.62。rkrr7.疲劳强度校核所以轴在 C 截面的安全系数为：S= 1/amK=275/(3.255.44+0)=15.554； （公式26）rS= 1/amK=155/(2.620.19+0.1 0.9)=310； （公式27） ca= / 2Sb=19.7； （公式28）取许用安全系数 S=1.8，有 caSS，故 C 截面强度足够。4.4 键的选取与校核考虑到 ，实际直径为 17mm，所以强度足够，由md89.154.%105GB1095-79 查得，尺寸 ， 的 A 型普通平键。hbl20按公式（公式kldTp31229） 进行校核， ， ， 。mNT207mhk7145.0.l10md92查表得，取 则MPap13MPakldp .89207该键符合要求。由普通平键标准查得轴槽深 ，毂槽深 。mt3mt3.214.5 螺杆的设计计算1.螺距的确定刀架转位时，要求蜗杆在转到约 150的情况下，上刀体的断面齿与下刀体的断面齿完全脱离；在锁紧的时候，要求上下端面齿的咬合深度达 2mm.因此，螺杆的螺距 P 应满足 P 170/3602mm，即 P4.24mm。今取螺杆的螺距 P=8mm。2.其它参数的确定采用单头梯形螺杆，头数 n=1，牙侧角 b= ，外螺纹大径 =50mm，牙顶间151d隙 =0.5mm，基本牙形高度 =0.5P=3mm，外螺纹牙高 =3.5mm，外螺纹中经ca1H1h=46mm，外螺纹小径 =42mm，螺杆螺纹部分长度 H=50mm。2d3d3.自锁性能校核螺杆螺母材料均用 45 钢，查参考文献 取二者的摩擦因数 f=0.11；再1求得梯形螺旋副的当量摩擦角约为 6.5 ，而螺纹升角约为 2.33 ，小于当量摩擦 角。因此，所选几何参数满足自锁条件。4.6 中心轴的设计4.6.1 中心轴的材料选择,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，查教材机械设计表 16-3 得弯曲许用应力和对称循环应力状态下的许用应力分别为 ， 。MPab60Pab514.6.2 确定各轴段的直径和长度初步估算轴的最小直径：由公式可得 d=A0 （公式3pn30）式中： d危险断面处的轴径， mm P计算轴传动的额定功率； KWn轴的计算转速, r/mind=A0 = 113* =14.13p390.8301取轴的直径 d=15mm。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 7 中心轴根据安装要求和估算最小直径，取 。md15与轴承配合，轴承类型为推力球轴承，型号为 51203， ，2d md17， ， ，所以 。m19T19D3572与轴承配合，轴承类型为推力球轴承，型号 51204， ， 3 25， ， 。d2715m47分配各轴段的长度 ， ， 。L801932L034.6.3 轴的校核轴横截面的惯性矩： I= - =1993.16 （公式46Dd31）车床切削力 F=2KN，E=210GPa（公式33 421095.9106.6BqlEI 32）（公式3 3 34(4)(5)8.41022109.ayl mI33）因此 e=0.68 由机械设计教材，查表9-6查得：X1=0.67，Y1=1.41此机构用在机床上属于中等冲击或中等惯性冲击。由机械设计教材表9-7查得，冲击载荷系数fd=1.5.则当量动载荷为P1=fd*（X1*R1+Y1*A1）=1.5*（0.67*67.2+1.41*394）=900.8N轴承2：=0.680.6822 RA 2.677 .45由机械设计教材表9-6查得：X2=1 Y2=0.92 同上取冲击载荷系数fd=1.5 可以得出当量动载荷为：P2=fd*（X2R2+Y2A2）=1.5*（1*67.2+0.92*45.7）=163.9。（4）计算轴承寿命比较两轴承的当量动载荷知P2P1，故应按P1计算轴承寿命因为所选为滚子轴承取3，由机械设计教材，表9-4温度系数ft=0.90，由机械设计课程设计表4.6-2查得C=10.8*103L10=10 6/60n* 3 =15064h ftcp如果每天工作 8 小时工作制，一年按 300 天计算，则 L10h=15064h=6.27(年)，而由实际机床的工作情况知，对刀的时间 50%不到，所以该轴承的实际寿命应大于6.27*2=12.54 年。比该刀架的预期寿命 10 年要常长，所以该轴承合理。5 电气控制部分设计自动回转刀架的电气控制部分主要包括收信电路和发信电路两大块。刀位检测元件多用无触点的霍尔元件或接近开关以及光电编码器。视不同系统给出的换刀控制信号,应设计相应的接口电路。通常由如下功能 ：方式选择、刀位检测发讯、驱动功能(驱动执行器件完成转位锁紧等动作)、保护功能(以脆如机械电气故障 )其逻辑电路一般可用继电器实现。5.1 硬 件 电 路 设 计5.1.1 收信电路发信盘上的 4 只霍尔开关（型号为 UGN3120U） ，都有 3 个引脚，第 1 脚接+12V电源，第 2 脚接+12V 地线，第 3 脚为输出。转位时刀台带动磁铁旋转，当磁铁对准某一个霍尔开关时，其输出端第 3 脚输出低电平；当磁铁离开时，第 3 脚输出高电平。4 只霍尔开关输出的 4 个刀位信号 T1T4 分别送到 4 只光耦合器进行处理，经过光电隔离的信号再送给 I/O 接口芯片 8255 的 PC4PC7。5.1.2 发信号电路图 8 刀架电动机正反转控制电路，I/O 接口芯片 8255 的 PA6 与 PA7 分别控制刀架电动机的功率只有 90W，所以刀架电动机与 380V 交流电源的接通可以选用大功率直流继电器，而不必采用继电器-接触器控制电路，以节省成本，降低故障率。正转继电器的线圈 KA1 与反转继电器的一组常闭触点串联，而反转继