自动换刀系统设计.doc

1、自动换刀系统设计摘 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。本设计采用电液组合驱动，主要完成了八工位卧式刀架的机械结构设计和利用三菱FX2N可编程控制器（PLC）对自动换刀系统的控制系统进行设计。机械设计主要包括分度机构及定位机构的选择和刀架主轴的设计等。控制部分为自动和手动换刀两种工作方式。关键词 数控刀架，PLC控制，液压控制ABSTRACTNumerical Control lathe will be developed to middle and senior grade in the future

2、. It is estimated that the demand for NC tool carrier will be much greater. NC tool start to the rapid tool change, electrohydraulic servo driving and portfolio-driven direction with the development of NC lathes. The paper takes electrohydraulic driving. It was discussed that mechanical design and c

3、ontrol system design by Mitsubishi FX2N programmable logic controller (PLC) of the eight engineering automatic tool change. Machinery part includes the positioning tools and the degree of positioning choices and tool spindle design. Control part is divided into auto control and manual control. Key w

4、ords ATC，PLC control，Hydraulic control目 录摘 要.IABSTRACT.II1 绪论.11.1 课题背景.11.2 研究的主要内容.12 自动换刀系统机械部分设计.32.1刀座的设计.3 2.1.1 刀座基本形状及尺寸的确定.3 2.1.2 刀座强度的校核.62.2 刀盘主要尺寸的确定.72.3 传动齿轮的设计.82.4 刀架主轴的设计.82.4.1 初步确定轴的最小直径.82.4.2 轴的结构设计.92.4.3 校核键的强度.112.5 共轭分度凸轮机构基本参数的确定.112.5.1 共轭分度凸轮的介绍.112.5.2 主要运动参数的选择.122.5.3

5、 主要几何尺寸的确定.122.6 端齿盘的选择.122.6.1 端齿盘的介绍.132.6.2 端齿盘的特点.132.6.3 端齿盘主要参数的设计计算.132.6.4 螺栓组强度校核.172.7 液压缸的结构及主要尺寸的设计.182.8 箱体的基本形状及尺寸确定.192.9 液压马达及接近开关的选择.192.9.1 液压马达的选择.192.9.2 接近开关的选择.192.10 润滑剂的选择.202.11 对压力油的要求.203 PLC控制的硬件设计.213.1 换刀系统的工作原理.213.2 PLC简介.223.2.1 PLC的分类.22322 PLC的特点及主要功能. 233.3 PLC控制系

6、统的硬件选择和资源配置.25331 自动换刀控制系统要求.25332 PLC型号的选择 .263.4 控制系统元件列表.273.5 PLC I/O地址的分配.283.6 PLC外围接线图.294 控制系统PLC程序设计.294.1 系统流程图的确设计.304.2 PLC程序设计.314.2.1 程序结构设计.314.2.2 自动换刀的程序设计.314.2.3 手动换刀程序设计.35 4.2.4 数据传送程序的设计.374.3 程序的调试.385 结论.39参考文献.40致谢.411 绪论1.1 课题背景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

7、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

8、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，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 研究的主要内容本课题主要考虑以下几方面的问题。第一、刀架形式，中小型车床刀架的形式主要有排式刀架和回转刀架两种。排式刀架一般用于小规格数控车床，以加工棒料或盘类零件为主。回转刀架是数控车床最常用的一种典型换刀刀架，通过刀架的旋转分度定位来实

9、现机床的自动换刀动作，根据加工要求可设计成四方、六方刀架或圆盘式刀架，并相应地安装4把、6把或更多的刀架。根据本课题要求的换刀数为8把刀，所以选择圆盘式刀架。第二、刀具的安装方式，选择刀座安装刀具的方式，因为刀座安装方式既可以方便的安装车刀又可以将钻头或丝锥等其它刀具安装在上面从而扩大了车床的用途。第三、定位装置的选择，定位装置是保证自动换刀系统加工精度的重要零件，所以选用定位精度相对较高的端齿盘进行重复定位，进而保证其重复定位精度。第四、分度装置的确定，传统的圆柱分度装置精度低、换刀速度不能太快，解决方案采用分度精度较高的平板凸轮机构，可以很好解决这个问题。第五、检测装置，使用检测精度较高的

10、接近开关组。接近开关价格比较便宜，并且容易更换，从而降低自动换刀系统的造价。控制系统选择PLC进行控制，因为可编程序控制器是一种面向生产过程控制的数字电子装置，它具有控制能力强、操作方便灵活、价格便宜、可靠性高等特点。它不仅可以取代传统的继电器控制系统，还可构成复杂的工业过程控制网络，是一种适应现代工业发展的新型控制器。2 自动换刀系统机械部分设计2.1 刀座的设计2.1.1 刀座基本形状及尺寸的确定 根据所选机床的型号，查刀具手册选择刀具的尺寸，从而确定刀座的尺寸。由于本设计选择的车床型号为CK6136。其主要参数如下：车床型号 CK6136最大加工直径 360主轴转速 主电机功率5.5Z轴

11、最大行程750Z向快速移运速度X轴最大行程200X向快速移运速度最大刀具尺寸 为了满足刀座的的刚度要求，所以选择合金钢作为刀座材料。由以上参数可知此型号车床为中小型车床，其切削力及最大加工直径均不大，所以选择刀具材料为硬质合金，其基本尺寸为：刀具宽度和高度均为20，其长刀杆的长度为125，短刀杆的长度为80。根据刀具安装及其尺寸确定刀座的基本形状尺寸如下：图2.1 刀具的结构示意图 2.1.2 刀座强度的校核 切削力的计算要进行刀具强度的计算必须先计算出切削力，要计算切削力就要先确定工件的材料、刀具的几何参数及切削要素。由于车床在切削时主要加工的是钢件和铸铁，所以在计算切削力时选择具有代表性的

12、45钢作为计算的依据。在计算最大切削力时，应以粗加工时作为计算依据。粗加工时主要影响切削力的刀具几何参数根据13查得如下：主偏角 前 角 刃倾角 切削要素的确定，根据13及所选车床的主要性能确定粗加工的切削要素。切削要素如下：背吃刀量 进 给 量切削速度 由切削力的计算公式5 式(2.1)5 式(2.2)5 式(2.3)根据以上参数查得相应的系数代入公式得 对刀座进行受力分析对刀座进行受力分析，切削力最大且对刀座的影响最大，所以在对刀座进行受力分析时主要考虑切削力。受力分析如下： 图2.2 刀座受力分析图根据材料力学可知其受力可以简化如下： 图2.3 刀座受力简图根据上图计算如下：根据计算刀座

13、上线性分布的载荷如下： 强度计算根据计算刀座强度，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。强度计算如下：所以刀座强度服合要求对刀座安装在刀盘上的圆柱形齿条进行强度校核8 式(2.4)强度服合要求2.2 刀盘的主要尺寸的确定根据所选机床的型号，查3选择刀具的尺寸，从而确定刀盘的尺寸。由于本设计选择的车床型号为CK6136，此型号车床为中小型车床，其切削力及最大加工直径均不大，所以选择刀具的基本尺寸为：刀具宽度和高度均为20，其长刀杆的长度为125，短刀杆的长度为80。由

14、于本设计的刀具数量为8把刀，所以选择卧式的自动换刀结构，采用刀盘夹持刀具。由于是选用刀座安装刀具，考虑到刀具安装时不发生干涉，确定刀盘的直径为300，考虑刀盘的强度及安装刀座的情况，确定刀盘的厚度为60。刀座是通过刀座上面的齿条由螺栓和锥形圆柱齿安装在刀盘上面。由于圆柱型齿条直径为30，所以必须在刀盘上设计相应的安装刀座的圆孔，根据经验确定圆孔中心所在的直径为240，其上均布8个圆孔用于安装刀座。固定刀座的锥形圆柱齿的直径略小于齿条为28，锥形圆柱齿用沉头螺钉紧固在刀盘上，根据经验选择M8的螺钉，所以需要在刀盘上钻相应螺纹孔，为了保证在装刀的时候每次锥形圆柱齿都能与刀座很好的配合，在打螺纹联结

15、孔时形成一个偏心，偏心距为3，这样就可以保证每次装刀的时候锥形圆柱齿都能安装在固定的位置，从而保证刀具的安装精度。 图2.4 刀盘结构示意图2.3 传动齿轮基本参数的确定 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。自动换刀系统是精密的工作部件、是数控机床加工精度的重保证，速度较高，故选用6级精度。查3中189页表10-1。小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮的材料选用45钢（调质）硬度为240HBS，其材料硬度相差40HBS。由于较多的齿数有利于传动的平稳性、并且充分考虑自动换刀系统的体积，所以取小齿轮齿数 =40，大齿轮齿数。 由于本传动齿轮主要

16、是传递的运动而承受的载荷比较小，所以选择齿轮的模数为标准模数。所以小齿轮的主要参数：分度圆直径为齿顶圆直径为齿根圆直径为大齿轮Z2的主要参数：分度圆直径为齿顶圆直径为齿根圆直径为 经过计算可得：齿距为齿厚为两齿轮的中心距为由6第201页知金属切削机床的齿轮传动，传递的功率不大时，齿宽系数可小到0.2。由于本齿轮主要是传递运动、且为了使换刀系统结构更加紧凑，所以取大齿轮的齿宽系数为，所以大齿轮的齿宽为。小齿轮的宽度通常比大齿轮的宽度大几毫米，所以取小齿轮的宽度为35。由于换刀系统在换刀的时候要抬刀才能实现换刀，所以必须设计相应的结构。本设计采用轴轴向移动而齿轮不产生轴向移动的方式，采用导向键导向

17、的结构，这样对轴的摩擦相对较小，有利于提高轴的使用寿命。由于齿轮传递的主要是运动而不是力所以不而需要进行强度校核。24 刀架主轴的设计由于主轴不承受切削力、只承受换刀时产生的惯性力所以对主轴的强度要求不高。只需计算出轴的最小截面，然后根据轴的结构进行设计，不需要进行强度校核。2.4.1 初步确定轴的最小直径首先选取轴的材料为45钢，调质处理。产生转动惯量的主要是刀盘，根据工式。根据手册查得钢的密度为，刀盘的质量由公式。所以刀盘的转动惯量。由于在分析转动惯量的时候没有考虑轴本身及轴上零件等因素，所以要取一安全系数。由此产生的转矩，由马达的基本参数知其加速度为，主轴的加速度为马达的二分之一即得转矩

18、。根据最小直径工式得：6 式(2.5)主轴的最小直径显然是安传动齿轮处轴的直径（如图2.5）。 图2.5 主轴结构示意图综合考虑换刀系统的结构取其最小轴的直径为。由于轴的最小直径为，所以最小直径取强度足以满足要求。轴的长度根据齿轮的尺寸及换刀系统的要求，取。2.4.2 轴的结构设计 根据轴向定位和结构的要求确定轴的各段直径和长度1）67轴段需安装齿轮，由于轴需要轴向运动,所以齿轮不需要进行轴向定位。左端轴即轴的直径根据经验取为，其长度由主轴的结构决定，其长度确定为。2）尺寸的确定。的直径为，考虑到其右端用螺母定位，初步选择其直径为左右，为了使所选的轴直径与轴承的孔径相适应，故应先确定轴承，由于

19、刀盘产生的转矩主要集中在此，所以轴承受的力较大且轴要求能实现轴向运动，所以轴3-4处采用一对推力轴承和滚针轴承。产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的推力轴承51108，其尺寸为 。所以安装轴承处的直径为轴承的内径取，所以处的直径取。轴的左端采用轴肩定位，轴肩高度一般取，为与零件相配处的轴的直径，所以取轴肩的高度为。定位，所以可以确定直径为，其长度根据经验取。其右端采用套筒加螺母定位。根据定位要求，选择小螺母的规格为，其尺寸为。所以的直径取，为了防止螺母的松动，采用双螺母定位，所以轴的长度应大于2倍螺母的宽度，取其长度为。由于要加工螺纹，所以在4-5轴的左端要加工退刀槽，退刀槽的尺寸为。

20、3）轴的尺寸的确定 与刀盘的联结采用普通螺栓联结，综合考虑刀盘的尺寸及轴所承受的力确定其基本尺寸直径、长度。安装螺栓的螺纹孔加工在直径为处。初步确定螺栓的公称直径为M6，所以要加工的螺纹孔的直径为。4）轴的尺寸的确定 根据轴的直径确定其直径，其直径确定为，接近开关的尺寸及轴轴向位移又决定了套筒的长度，接近开关的直径为、轴的轴向位移为，综合考虑取分度检测套筒的长度为。其轴向定位采用套筒定位，所以轴应比套筒的长度短一些，取其长度为取。6）尺寸的确定 8-9轴的主要作用是加套筒对左端的分度检测装置起轴向定位作用和安装检测刀架是否抬起的装置。其轴的直径为，其长度为。其右端采用螺母定位，根据的直径选择螺

21、母的规格为，其基本尺寸为。所以的直径为，为了防止螺母的松动，采用双螺母定位，所以其长度应大于2倍螺母的宽度，取，由于要在轴上加工螺纹所以要在轴的左端加工退刀槽，其尺寸为。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度(详细尺寸见零件图)。 轴上零件的周向定位齿轮和分度检测套筒轴向定位均采用键联接。 用A型平键，由14查得A型平键截面（GB109679）。由于轴要轴向移动，所以键不仅要起周向定位的作用、还要起导向的作用，所以键的长度应该尽可能取得长一些，综合考虑相应轴的尺寸取其长度为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对称中性，故选取齿轮轮毂与轴的配合为；同样，分度检测套筒与轴的联接，选用A型平键为 （GB

22、109679），键长为。分度检测套筒轴与轴的配合为。 确定轴上圆角和倒角尺寸参考4152，除安装齿轮右端的倒角为，其余轴端倒角均为。2.4.3 校核键的强度由于主轴上只有的键才承受转矩，所以只需对其进行强度校核据3103页公式61及104页表62得联接齿轮键的强度校核符合强度要求。2.5 共轭分度凸轮机构基本参数的确定2.5.1 共轭分度凸轮的介绍共轭分度凸轮机构用于两平行轴间的间歇运动。要求在运动过程中不能有冲击，旋转时不颤抖，而且定位要准确可靠。在保证使用性能的前提下，要合理提高间歇运动的转速，发挥设备效能，提高生产效率。比较目前应用的各分度机构的优缺点：槽轮机构与凸轮机构运动冲击力大，弧

23、面分度凸轮机构加工难度大、成本高；共轭分度凸轮机构定位准确、转动平稳，经过分析确定选用共轭分度凸轮作为实现准确分度的主机构。主动凸轮由前后两片盘形凸轮组成，这两片凸轮在制造时轮廓形状完全相同，安装时使前后再片成镜像对称，错开一定的相位角。从动端为装着两排滚子的从动盘，如图2.6所示，前排的滚子和凸轮轮廓线表示，后排的滚子和凸轮用虚线表示。在一个运动周期中，每个凸轮都要依次推动若干个滚子，一段接一段推动相应的滚子完成各自的角位移，因此每个凸轮轮廓曲线都是由几段曲线组合而成的。 图2.6 共轭分度凸轮机构运动示意图2.5.2 共轭分度凸轮主要运动参数的选择计算17名称 单位 选择计算及说明凸轮转速

24、 100 凸轮连续转动转盘转一周停歇次数根据分度需要选择机构头数选择转盘滚子数 根据转位的角度取凸轮分度期转位角 根据停歇时间尽量大的特点，选择凸轮停歇期转位角 凸轮角位移 一般以凸轮分度期转角开始处作为转盘分度期转位角 工作特性系数2.5.3 共轭分度凸轮主要几何尺寸确定 中心距的确定：根据齿轮箱结构实际情况选择。 转盘的节圆半径的确定：先按结构条件选定，按14中图4-2-84查得能形成凸轮轮廓线的现，故知可用。再, ，按14中图4-2-85查得不会发生自交现象的，现在，故知合格。又，14中图4-2-86查得，在许用范围内，故知可用。 转盘的基准起始位置角，是转盘上滚子中心与转盘轴心间的径向

25、连线与中心距连线这间的夹角。 凸轮的基准起始向径，是转盘在基准位置处的凸分轮理论轮廓线向径。 凸轮的基准起始位置角，是与相对应的凸轮基准起始向径与中心距连心线这间的夹角。 凸轮的基圆半径的确定：。 子半径的确定：，取，可满足要求。 滚子宽度的确定：，选。 前后两片凸轮的安装相位角，是前后两片凸轮在安装时基准起始向径之间的夹角。2.6 端齿盘的选择2.6.1 端齿盘的介绍端齿盘又称多齿盘、细牙盘、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、测量仪器、各种高精度间歇式圆周分度装置、多工位定位机构以及其它需要分度的各种设备上。如数控车床中多工位自动

26、回转刀架、铣床及加工中心用的回转工作台及其它分度装置中都采用端齿盘作为精确定位元件。端齿盘实际上相当于一对齿数相同的离合器，其啮合过程与离合器的啮合类似。端齿盘的齿形有直齿和弧齿两种，直端面齿盘由于加工方便、定位精度高而最受欢迎。2.6.2 端齿盘的特点在分度定位装置中，一般用端齿盘作为其精定位元件。它具有以下优点： 分度精度高，可高达,实际分度误差等于所有齿单个分度误差的平均值。 精度的重复性和持久性好，重复定位精度可达。由于工作时相当于上下齿盘在不断地对研，因此使用越久，分度精度的重复性也就越好，而且精度有可能提高。 刚性好，因所有齿面同时参加啮合，不论承受的是切向力、径向力还是轴向力，整

27、个分度装置形成一个良好的刚性整体。 结构紧凑，使用方便，这一点比其它高精定的分度装置更为突出。 维护简便，多次拆装不影响其原有的精度。基于端齿盘的用途和优点，所以在本设计中选用直端齿盘作为自动换刀系统的定位元件。2.6.3端齿盘主要参数的设计计算 齿数Z的确定可根据定位要求，即需要的强度和精度来确定，并结合生产条件，齿数。 端齿盘外径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为。 端齿盘齿形角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2.7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

28、行分解，如图2.8所示，应满足以下条件图2.7 端齿盘受力图 图2.8 齿面上的切向外力和轴向锁紧力而，则不等式变为即图2.9 端齿盘剖视图最后得到16 式(2.6)从式（2.6）可以说明，在外载不变时，齿形角越小，所需自锁力越小，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。图2.10 单齿俯视示意图 图2.11单齿周向展开示意图在选取时齿形角时，应综合考虑作用在端齿盘上的负荷及锁紧力的大小，同时受齿形加工刀具的限制，现已标准化，通常取、等。本设计取齿形角。

29、 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 ,以保证齿盘大端和小端的齿厚与齿槽宽度相等。由式齿数得在图2.10直角三角形中，则在图2.11直角三角形中，则在图2.12直角三角形中将代入此式得：图2.12 齿面面啮合剖面示意图16 式(2.7)式（2.7）即为齿根角的计算公式。所以得 最大齿距（周节）和最大齿厚齿厚沿着径向向中心逐渐缩小，在沿圆周展开方向上（如图2.13所示），根据圆周计算公式，最大齿距（周节）和最大齿厚分别为 图2.13 沿周向展开的齿面三角形 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2.13所示的由齿