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 =301440=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：322⎪⎪⎭⎫⎝⎛≥H PE Z Z KT a σ1) 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：222900.89.559.5522.92()22920()30P 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≈1.393)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21160Mpa 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=ad ，从而可查出p Z =2.95)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：0.929H N K ==许用接触应力：[σH ]=K HN [σH ]′=0.929×268Mpa≈ 249Mpa 6) 计算中心距48()a m m ≥≈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=ad 10.448，从而可查得接触系数72.2='P Z ，因为P PZ Z <'，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：d 1=28mm直径系数：q=17.92， 蜗杆头数：Z 1=1分度圆导程角：γ=3°11′38″ 蜗杆轴向齿距：P A =m π=3.94mm ； 蜗杆齿顶圆直径：m h d d a a 2.322*11=⨯+=蜗杆齿根圆直径：112(**)24.16df d ha c m mm =-+= 蜗杆轴向齿厚： m S a π21==2.512mm蜗杆轴向齿距：1 1.6 5.04pa m mm mm ππ=== （2）蜗轮蜗轮齿数：Z 2 =45 变位系数Χ=0 验算传动比：i=2z /1z =45/1=45蜗轮分度圆直径：d 2=mz 2=72蜗轮喉圆直径：d a2=d 2+2h a2=93.5m m蜗轮喉母圆直径：r g2=a-1/2 d a2 =50-1/2⨯93.5=3.25m m 蜗轮齿顶圆直径：222*75.2da d ha m m m =+= 蜗轮齿根圆直径：222(*_*)68.16df d ha c m mm =-= 蜗轮外圆直径：当在z=1时，22278.4de da m m m ≤+=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，[]600b M Pa ∂=（2） 按扭转强度初步估算轴的最小直径1[]ca Wδδ-=≤ （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=22mmL2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=43mmL3为蜗杆部分长度L3≥（11+0. 6z2）m=38mm圆整L3取40mmL4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112d T F t =(2-22)mmN mm N nP T .1016.2.46756.109550000955000051⨯=⨯==（2-23）其中d1=28mm 则 NN d T F t 46331029.13201007.222⨯=⨯⨯==（2-24）径向力N F F t r 341069.420tan 1029.1tan ⨯=︒⨯==α (2-25) 切向力N F F t n 441037.120cos 1029.1cos /⨯=︒⨯==α (2-26)图2.2 轴向受力分析NF F F r n BH 4341042.160cos 1069.430cos 1037.160cos 30cos ⨯=︒⨯+︒⨯=︒+︒=(2-27)NF F F n r BV 3431079.230sin 1037.160sin 1069.430sin 60sin ⨯-=︒⨯-︒⨯=︒-︒= (2-28)求水平方向上的支承反力图2.3 水平方向支承力)(212=+-L L F L F AH BH （2-27）N N F AH 34104.51815.2941811042.1⨯=+⨯⨯=（2-28）)(108.8104.51042.1334N F F F AH BH CH ⨯=⨯-⨯=-=(2-29)求水平弯矩,并绘制弯矩图mN m N L F MAH BH⋅⨯=⋅⨯⨯⨯==-33311059.1105.294104.5（2-30）水平弯矩图图2.4 水平弯矩图求垂直方向的支承反力yyFyFyFy FZ Y X pF Kvfa C F 81.9=切 (2-31)查文献[9]表2.2—4，142=yF C ，73.0=yF X ，67.0=yF Y ，0=yF Z其中mm a p 6=，r mm f /6.0=，min /100m v =NN Kvfa C F yyFyFyFy FZ Y X pF 36586.0614281.981.967.073.0=⨯⨯⨯==切(2-32)切图2.5 垂直方向支承反力0)(2132=+-+L L F L F L FAV BV切（2-33）N N FAV3331099.11815.2945.1201066.31811079.2⨯=+⨯⨯+⨯⨯=（2-34）)(1086.21066.31099.11079.23333N F F F F AV BV CV ⨯-=⨯-⨯-⨯=--=切求垂直方向弯矩，绘制弯矩图mN L F M AV BV⋅=⨯⨯⨯==-1.586105.2941099.1331 mN m N L F MCV⋅=⋅⨯⨯⨯==441105.1201066.333切图2.6 垂直弯矩图求合成弯矩图，按最不利的情况考虑mN m N MMMBVBHB⋅⨯=⋅+⨯=+=3223221069.11.586)1059.1((2-38)mN MMCVC⋅==441（2-39）图2.7 合成弯矩图计算危险轴的直径][1.013-≥σeMd查文献[9]表15—1，材料为AIA M C r 038调质的许用弯曲应力75][1=-σ，则mm mm d B 8.60751.01069.163=⨯⨯≥所以该轴符合要求。
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