数控车床刀架结构设计及计算Word格式文档下载.docx
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机床依靠刀具和工件间相对运动形成工件
表面，而工件的表面形状和表面位置的不同，要求刀架能够布置足够多的刀具，而且能够方便而正确地加工各工件表面，为了实现在工件的一次安装中完成多
工序加工，所以要求刀架可以方便地转位。
2）在刀架以要能牢固地安装刀具，在刀架上安装刀具进还应能精确地调整刀具的位置，采用自动交换刀具时，应能保证刀具交换前后都能处于正确位置。
以保证刀具和工件间准确的相对位置。
刀架的运动精度将直接反映到加工工件的几何形状精度和表面粗糙度上，为此，刀架的运动轨迹必须准确，运动应平稳，
刀架运转的终点到位应准确。
面且这种精度保持性要好，以便长期保持刀具的正确位置。
3）刀架应具有足够的刚度。
由于刀具的类型、尺寸各异，重量相差很大,刀具在自动转换过程中方向变换较复杂，而且有些刀架还直接承受切削力。
考虑到采用新型刀具材料和先进的切削用量，所以刀架必须具有足够的刚度，以使切削过程和换刀过程平稳。
4）可靠性高。
由于刀架在机床工作过程中，使用次数很多，而且使用频率也高，所以必须充分重视它的可靠性。
5）刀架是为了提高机床自动化而出现的，因而它的换刀时间应尽可能缩短，以利于提高生产率。
目前自动换刀装置的换刀时间在0.8—6秒之间不等。
而且还在进一步缩短。
6）操作方便和安全。
刀架是工人经常操作的机床部件之一，因此它的操作是否方便和安全，往往是评价刀架设计好坏的指标。
刀架上应便于工人装刀和调刀，切屑流出方向不能朝向工人，而且操作调整刀架的手柄（或手轮）要省力，应尽量设置在便于操作的地方。
2数控车床刀架总体方案设计与选择
1刀架的整体方案设计
刀架是车床的重要组成部分，用于夹持切削用的刀具，因此其结构直接影响到车床的切削性能和切削效率。
根据前部分对机床刀架类型、性能及其使用场合的综合比较，并结合现有数控车床的实例，本次设计的数控车床CK20拟采用回
转刀架中的六工位六方刀架。
该刀架的换刀动作分为刀盘抬起、刀盘分度转位和刀盘锁紧三个步骤，其中刀盘抬起和刀盘锁紧定位由液压来实现，而刀盘的分度转位于伺服电机驱动。
2车床刀架的转位机构方案设计
一般来说，机床刀架的转位机构主要有以下几种：
1，液压（或气动）驱动的活塞齿条齿轮转位机构
这种由液动机驱动的转位机构调速范围大、缓冲制动容易，转位速度可调，运动平稳，结构尺寸较小，制造容易，因而应用较广泛。
而转位角度大小可由活塞杆上的限位档块来调整。
也有采用气动的，气动的优点是结构简单，速度可调，但运动不平稳，有冲击，结构尺寸大，驱动力小。
故一般多用于非金属切削的自动化机械和自动线的转位机构中。
2,圆柱凸轮步进式转位机构
这种转位机构依靠凸轮轮廓强制刀架作转位运动，运动规律完全取决于凸轮轮廓形状。
圆柱凸轮是在圆周面上加工出一条两端有头的凸起=轮廓，从动回转
盘（相当于刀架体）端面有多个柱销，销子数量与工位数相等。
当圆柱凸轮按固定的旋转方向运动时，有的柱销会进入凸轮轮廓的曲线段，使凸轮开始驱动回转盘转位，与此同时有的圆柱销会与凸轮轮廓脱离，当柱销接触的凸轮轮廓由曲线段过渡到直线段时，即使凸轮继续旋转，回转盘也不会转动，即完成了一次刀盘分度转位动作。
如此反复下去，就能实现多次的刀架换刀操作。
由于凸轮是一个两端开口的非闭合曲线轮廓，所以当凸轮正反转进均可带动刀盘正反两个方向的旋转。
这种转位机构转位速度高、精度较低，运动特性可以自由设计选取但制造较困难、成本较高、结构尺寸较大。
这种转位机构可以通过控制系统中的逻辑电路或PC程序来自动选择回转方向，以缩短转位辅助时间。
3,伺服电机驱动的刀架转位
随着现代技术的发展，可以采用直流（或交流）伺服电机驱动蜗杆、蜗轮（消除间隙）实现刀架转位，转位的速度和角位移均可通过半闭环反馈进行精确控制加以实现，因而这种转位机构转位速度可以进行精确控制、精度高，结构简单、实现容易。
所以在现代数控机床中被广泛采用。
结合上述三种转位机构的转位机理和特点，并结合实际情况，本次设计的数控车床CK20决定采用第三种转位机构---伺服电机驱动的刀架转位。
3刀架定位机构方案设计
目前在刀架的定位机构中多采用锥销定位和端面齿盘定位。
由于圆柱销和斜
面销定位时容易出现间隙，圆锥销定位精度较高，它进入定位孔时一般靠弹簧力或液压力、气动力，圆锥销磨损后仍可以消除间隙，以获得较高的定位精度。
端齿盘定位由两个齿形相同的端面齿盘相啮合而成，由于齿合时各个齿的误差相互抵偿，起着误差均化的作用，定位精度高。
端齿盘定位的特点：
（1）定位精度高由于端齿盘定位齿数多，且沿圆周均布，向心多齿结构，经过研齿的齿盘其分度精度一般可达一3"
左右，最高可过0.4'
'
以上，一对齿盘啮合时具有自动定心作用。
所以中心轴的回转精度、间隙及磨损对定心精度几乎没有影响，对中心轴的精度要求低，装置容易。
（2）重复定位精度好由于多齿啮合相当于上下齿盘的反复磨合对研，越磨合精度越高，重复定位精度也越好。
（3）定位刚性好，承载能力大，两齿盘多齿啮合。
由于齿盘齿部强度高，并且一般齿数啮合率不少于90%，齿面啮合长度不少于60%，故定位刚性好，承载能力大。
考虑到端面齿盘具有以上的各种优点，因而本次设计的刀架采用端面齿盘定位。
3车床刀架的工作原理
下图所示为回转刀架的结构图，刀架的松开和夹紧以及刀盘的分度转位分别由液压系统和直流伺服电机来实现。
5为安装刀具的刀盘，它与轴6固定连接，当刀架主轴6带动刀盘旋转时，其上的端齿盘4和固定在刀盘上的端齿盘3脱开，旋转指定刀位后，刀盘的定位由端齿盘的啮合来完成。
活塞1支承在一对推力球轴承上，它们可以通过推力球轴承带动刀架主轴来移动。
当车床数控系统发出换刀指令后，刀架上的液压缸右腔通入压力油，活塞1及轴6在压力油推动下向左移动，通过刀架主轴使端齿盘3和4脱开啮合，实现刀盘抬起动作。
随后伺服电机启动，带动蜗杆2和蜗轮7转动，经刀架主轴6带动刀架的刀盘旋转，实现刀架换刀动作，转位的速度和角位移均通过半闭环反馈系统进行精确控制。
当刀盘旋转到指定的刀位后，数控系统发出信号，指令伺服电机停转，这时，压力油进入液压缸的左腔，推动活塞1和刀架主轴6向右移动，使端齿盘3和4重新啮合，实现刀盘锁动作。
刀盘被定位夹紧并向数控系统发出信号，于是刀架的转位、换刀循环完成。
在车床自动工作状态下，当指定换刀的刀号后，数控系统可以通过内部的运算判断，实行刀盘就近转位换刀，即刀盘既可正转也可以反转。
但当手动操作车床时，从刀盘方向观察，只充许刀盘顺时针转动换刀。
3—蛊端齿直＜1一右瑞齿盘&
一刀紀主输7--^8-7}Tn
图2数控车床回转刀架结构图
4刀架的设计计算
4.1驱动刀架的伺服电机的选择计算
刀架驱动电动机的选择应同时满足刀架运转的负载扭矩Tf和起动时的加速
扭矩TJ
的要求。
1）刀架负载扭矩Tf的计算
回转刀架负载扭矩Tf估算方法如下：
由于这种刀架的负载扭矩主要用来克服刀具质量的不平衡，估算按如下的情况进行：
用平均重力的刀具插满刀盘的半个圆，根据工艺要求所需的各种刀具，确定每个刀具的（包括刀柄）平均重力Wcp，而其重心则设定为离刀架回转中心2/3半径处。
由以上的方法可知，由于该数控车床采用的是电和液换位的6工位六方自动回转刀架，因而插满刀盘的半个圆需要3把刀具。
设工艺要求所需的每个刀具的平均重力Wcp=4.9N;
刀盘的回转中心直径D二270mm。
1212
则有Tf=4W〒D34.9—0.271.764N*mm
2323
2）刀架加速扭矩Tj的估算
2inm
TjJmJlN*m
60tj‘
式中nm----刀架换刀时的电动机转速（r/min）;
tj---加速时间,通常取150L200ms;
jm---电动机转子惯量（kgLm2）,可查样本;
Jl---负载惯量折算到电动机轴上的惯量（kg*m2）.
3）负载惯量折算到电动机轴上的惯量Jl的估算
1+迟mi約kgLm2
■■h---各旋转件的角速度（rad/s）;
mi---各直线运动件的质量（kg）;
■-i---各直线运动件的速度（m/s）；
-----伺服电机的角速度（rad/s）.
4）各旋转件的转动惯量Jh的估算
由刀架的结构简图可知，刀架在完成换刀动作时，伺服电机带动其旋转的部
件共3个,它们分别是蜗轮蜗杆副，刀架主轴和刀盘。
因而只需估算这三者的传动惯量即可。
（1）刀盘转动惯量的计算
刀盘采用烟台环球公司生产的AK31系列数控转塔刀架的配套产品，其主要
尺寸如下：
刀盘外径D1=320mm;
盘也刀架主轴相连的孔径d^40mm;
刀盘宽
P=56mm。
则刀盘的转动惯量Jh1=」m
2
匕2丿12丿丿
丄2丿12丿‘匕2丿12丿
=0.45kg|_m2
（2）刀架主轴转动惯量的计算
刀架主轴的转动惯量Jh2按如下的方法估算:
刀架主轴的最大直径dmax二40mm;
最小直径dmin二25mm;
刀架主轴长度取
l=390mm。
.dmaxdmin
l
1dmaxdmin=—PjiI
22
=085^14：
怜皿川0"
5'
=0.0048kg|_m2
（3）蜗轮蜗杆转动惯量的计算
蜗轮蜗杆的转动惯量Jh3的估算方法如下:
设蜗轮的分度圆直径Dh^124mm；
其与刀架主轴相连的孔径dh3二32.5mm；
蜗轮齿宽bh3=10mm.
则蜗轮的转动惯量Jh31=1皿
ji‘Dh3
U2丿I2丿「"
T丿I2丿丿
设蜗杆的分度圆直径Dh32二35.5mm;
蜗杆长I二200mm.
1Dk32
则蜗杆的转动惯量心畀.2
i‘Dk32'
（4）连轴器转动惯量的计算
由于连轴器已标准化，查表取连轴器的转动惯量Jh4=0.0003kgLm2
（5）对各旋转件的角速度作如下设定:
=0.4^,（^^[+0.0048*|+0.002’^44
1146.5丿1146.5丿1146.5丿
=0.00067kgLm2
取tj=160ms=0.16s;
刀架换刀时伺服电机的转速nm=1400r/min;
伺服电动机
转子转动惯量Jm=0.00003kgl_m2。
则刀架加速扭矩
2兀nm
TjJmJlN[_m
60tj
=23.1414000.000030.00067600.16
=0.32N_m
5）驱动电动机输出扭矩
Td的估算
驱动电动机的输出扭矩TD应同时满足刀架负载扭矩TF和加速扭矩TJ之和，
将以上计算的刀架负载扭矩和加速扭矩换为驱动电动机轴上的输出扭矩Td的公
式为：
式中----传动效率取0.75。
考虑到实际情况比计算时所设定条件复杂，电动机额定转矩Ts应为TD的1.2L1.5
倍。
所以取Ts=1.3Jd=1.32.78=3.6N_m
经查阅西门子电机手册，选项用西门子仆T6交流伺服电动机。
该电机的额定转速为1500r/min，额定输出转矩为5NL_m，额定功率为0.4kW。
4.2蜗轮蜗杆的设计计算
4.1各参数的取定
本刀架的转位机构是采用直流伺服电机驱动蜗杆、蜗轮（消除间隙）实现刀架的转位，其中蜗轮蜗杆副的传动比取i=60,伺服电机的转速取n=1400r/min；
刀架的转位速度设计为n1=23r/min=0.4r/s，由于刀盘为6工位刀盘，则该刀架换一次刀的最大耗时不到1s。
4.2蜗轮蜗杆副的设计计算
设计的普通圆柱蜗杆传动的功率为p=0.3kw，蜗杆的转速为m=1400r/min，传动比为“2=60，传动反向，工作载荷稳定，但有不大的冲击，要求设计寿命
为Lh=12000h。
对蜗轮蜗杆的设计计算如下；
（1）.选择蜗杆传动类型
根据GB/T1008-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。
（2）.选择材料
根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；
因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为40-45HRC。
蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，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。
（3）.按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。
1）确定作用在蜗轮上的转矩T2
按乙=1,估取效率=0.8，则
T2=9.55106上=9.551060.30.8^mm=98369.1N*mmn1/i121400/60
2）确定载荷系数K
因为工作载荷稳定，故取载荷分布不均系数为K，1;
由西北工业大学机械
原理及机械零件教研室编著的《机械设计》教材表11-5选取使用系数Ka=1.15；
由于转速不高，冲击不大，可取动载系数Kv=1.05;
贝9
K=KaKKv=1.1511.05：
1.2
3）确定弹性影响系数Ze
因选用的是铸锡青铜轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa
4）确定接触系数Z
先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35，从图11-18中
可查得Z*2.9。
5）确定许用接触应力L_-h]
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜zcusmopi，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度
45HRC
可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力为I.CH1=268MPa。
应力循环次数
N=60jn2Lh=601140012000=1.7107
60
寿命系数
Khn=810—7:
0.94
Y1.7X107
则
「Hl-KhnlLh]'
=0.94268：
250.8MPa
6）计算中心距
/“60x2.9）2
a_31.298369.1：
73.93mm
VI250.8丿
取中心距a=80mm因i=60,故从表11-2中取模数为m=2mm蜗杆分度圆直径di=35.5mm。
这时d〃a=35.5/800.,44从图11-18中可查得接触系数
Z,2.70，因为Z—2.70Z；
，因此以上计算的结果可用。
（2）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
1）蜗杆轴向齿距pa-:
m=3.142=6.28mm
直径系数q=m=35.5/2=17.75mm
齿顶圆直径da1=d12ha*m=35.522=39.5mm
齿根圆直径df1二d1-2（ha*mc）=35.5-22=31.5mm
分度圆导程角咐-tan（z〃q）4二tan（1/17.75）4：
-3.220
11
蜗杆轴向齿厚Sam3.142=3.14mm
图3蜗杆的结构图
1）蜗轮蜗轮齿数Z2=62;
变位系数X2=0.125
验算传动比i二仝=62=62，这时传动比误差为•込160=0.03333、3.3%，是允Z2160
许的。
蜗轮分度圆直径d2=mz2=262=124mm
蜗轮喉圆直径
da2二d22m（ha*X2）=12422（10.125）=128.5mm
蜗轮齿根圆直df2=d2—2m（ha*-x2c*）=124-22（10.1251）=115.5mm
蜗轮咽喉母圆半径rg2=ada2=80128.5=15.75mm
图4蜗轮的结构图
（4）校核齿根弯曲疲劳强度
CF=1.53KT2YFa2丫一I；
-f1
d1d2m
当量齿数
z262““
Zv23362.29
cosrcos3.22
根据X2=0.125，
zv2一62.29，从图11-19中可查得齿形系数YFa2_2.25。
螺旋角系数
r3.22
Y-10-10.977
1400140
从表11-8中查得由ZCuSrlOPI制造的蜗轮的基本许用弯曲应力Icfj=56MPa
k-U-560.565=31.64MPa
2.250.977=26.57MPa
1.531.298369.1
35.51242
弯曲强度满足要求
（6）精度等级公差和表面粗糙度的确定
考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089
—1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f
GB/T10089-1988。
然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从
4.3刀架主轴的结构设计计算
由刀架装配图可知，刀架主轴的支承方式为两端游动支承，其一端与刀盘固连，另一端与液压缸的活塞间隙配合，同时起到左端支承作用。
而轴的中间部位由刀盘至液压缸的方向分别与圆柱滚子轴承和蜗轮相连，圆柱滚子轴承起右支承
作用。
已知伺服电机的功率为0.3kW,电机转速m=1400r/min，取经蜗轮蜗杆副传动的效率=0.96，蜗轮蜗杆副的传动比i=60。
1）先求出刀架主轴上的传递功率P2、转速n3和转矩T3
P2=P=0.30.96=0.288kW
1
n3=n1]1400/60=23.3r/min
于是T3=9550000史=9550000^0^=118042.9N_mm
n323.3
2）初步确定轴的最小直径
由式dA03n可初步估算设计轴的最小直径。
式中：
A0为系数，轴的材料不同，则A0的值会不同；
P为轴传递的功率，单位为kW;
d为计算截面处轴的直径，单位为mrp
n为轴的转速，单位为r/min；
选取轴的材料为45钢，调质处理。
根据表15—3,取A。
=105，于是得
P3io288
dmin二:
24.27mm
Vn3V23.3
从而取轴的最小直径为dmin=25mm;
轴的最大直径为dmax=40mm。
图5刀架主轴结构图
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