《立式加工中心主軸部件設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《立式加工中心主軸部件設(shè)計（37頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、引言裝備工業(yè)的技術(shù)水平和現(xiàn)代化程度決定著整個國民經(jīng)濟(jì)的水平和現(xiàn)代化程度,數(shù)控技術(shù)及裝備是發(fā)展高新技術(shù)產(chǎn)業(yè)和尖端工業(yè)（如：信息技術(shù)及其產(chǎn)業(yè)，生物技術(shù)及其產(chǎn)業(yè)，航空、航天等國防工業(yè)產(chǎn)業(yè)）的使能技術(shù)和最基本的裝備。制造技術(shù)和裝備是人類生產(chǎn)活動的最基本的生產(chǎn)資料，而數(shù)控技術(shù)則是當(dāng)今先進(jìn)制造技術(shù)和裝備最核心的技術(shù)。當(dāng)今世界各國制造業(yè)廣泛采用數(shù)控技術(shù)，以提高制造能力和水平，提高對動態(tài)多變市場的適應(yīng)能力和競爭能力。此外世界上各工業(yè)發(fā)達(dá)國家還將數(shù)控技術(shù)及數(shù)控裝備列為國家的戰(zhàn)略物資，不僅采取重大措施來發(fā)展自己的數(shù)控技術(shù)及其產(chǎn)業(yè)，而且在“高精尖”數(shù)控關(guān)鍵技術(shù)和裝備方面對我國實(shí)行封鎖和限制政策。數(shù)控機(jī)床技術(shù)的發(fā)展自

2、1953年美國研制出第一臺三坐標(biāo)方式升降臺數(shù)控銑床算起，至今已有很多年歷史了。20世紀(jì) 90年開始，計算機(jī)技術(shù)及相關(guān)的微電子基礎(chǔ)工業(yè)的高速發(fā)展，給數(shù)控機(jī)床的發(fā)展提供了一個良好的平臺，使數(shù)控機(jī)床產(chǎn)業(yè)得到了高速的發(fā)展。我國數(shù)控技術(shù)研究從1958年起步，國產(chǎn)的第一臺數(shù)控機(jī)床是北京第一機(jī)床廠生產(chǎn)的三坐標(biāo)數(shù)控銑床。雖然從時間上看只比國外晚了幾年，但由于種種原因，數(shù)控機(jī)床技術(shù)在我國的發(fā)展卻一直落后于國際水平，到1980年我國的數(shù)控機(jī)床產(chǎn)量還不到 700臺。到 90年代，我國的數(shù)控機(jī)床技術(shù)發(fā)展才得到了一個較大的提速。目前，與國外先進(jìn)水平相比仍存在著較大的差距。總之，大力發(fā)展以數(shù)控技術(shù)為核心的先進(jìn)制造技術(shù)已成

3、為世界各發(fā)達(dá)國家加速經(jīng)濟(jì)發(fā)展、提高綜合國力和國家地位的重要途徑。1/321 緒論1.1加工中心的發(fā)展?fàn)顩r加工中心的國內(nèi)外發(fā)展對于高速加工中心，國外機(jī)床在進(jìn)給驅(qū)動上，滾珠絲杠驅(qū)動的加工中心快速進(jìn)給大多在 40m/min以上，最高已達(dá)到 90m/min。采用直線電機(jī)驅(qū)動的加工中心已實(shí)用化，進(jìn)給速度可提高到80 100m/min，其應(yīng)用范圍不斷擴(kuò)大。國外高速加工中心主軸轉(zhuǎn)速一般都在 12000 25000r/min ，由于某些機(jī)床采用磁浮軸承和空氣靜壓軸承，預(yù)計轉(zhuǎn)速上限可提高到100000r/min 。國外先進(jìn)的加工中心的刀具交換時間，目前普遍已在 1s左右，高的已達(dá) 0.5s ，甚至更快。在結(jié)構(gòu)上

4、，國外的加工中心都采用了適應(yīng)于高速加工要求的獨(dú)特箱中箱結(jié)構(gòu)或龍門式結(jié)構(gòu)。在加工精度上，國外臥式加工中心都裝有機(jī)床精度溫度補(bǔ)償系統(tǒng)，加工精度比較穩(wěn)定。國外加工中心定位精度基本上按德國標(biāo)準(zhǔn)驗(yàn)收，行程 1000mm以下，定位精度可控制在 0.006 0.01mm之內(nèi)。此外，為適應(yīng)未來加工精度提高的要求，國外不少公司還都開發(fā)了坐標(biāo)鏜精度級的加工中心。相對而言，國內(nèi)生產(chǎn)的高速加工中心快速進(jìn)給大多在 30m/min左右，個別達(dá)到60m/min。而直線電機(jī)驅(qū)動的加工中心僅試制出樣品，還未進(jìn)入產(chǎn)量化，應(yīng)用范圍不廣。國內(nèi)高速加工中心主軸轉(zhuǎn)速一般在 6000 18000r/min ，定位精度控制在0.008 0.

5、015mm之內(nèi)，重復(fù)定位精度控制在0.005 0.01mm之內(nèi)。在換刀速度方面，國內(nèi)機(jī)床多在 4 5s，無法與國際水平相比。雖然國產(chǎn)數(shù)控機(jī)床在近幾年中取得了可喜的進(jìn)步，但與國外同類產(chǎn)品相比，仍存在著不少差距，造成國產(chǎn)數(shù)控機(jī)床的市場占有率逐年下降。國產(chǎn)數(shù)控機(jī)床與國外產(chǎn)品相比，差距主要在機(jī)床的高速、高效和精密上。除此之外，在機(jī)床可靠性上也存在著明顯差距，國外機(jī)床的平均無故障時間（ MTBF）都在5000小時以上，而國產(chǎn)機(jī)床大大低于這個數(shù)字，國產(chǎn)機(jī)床故障率較高是用戶反映最強(qiáng)烈的問題之一。立式加工中心的研究進(jìn)展2/32圖 1-1立式加工中心結(jié)構(gòu)圖1- 切削箱2-X軸伺服電機(jī)3-Z軸伺服電機(jī)4-主軸電機(jī)

6、5- 主軸箱6-刀庫7-數(shù)控柜8-操縱面板9- 驅(qū)動電柜10-工作臺11-滑座12-立柱13- 床身14-冷卻水箱15-間歇潤滑油箱16-機(jī)械手典型加工中心的機(jī)械結(jié)構(gòu)主要有基礎(chǔ)支承件、加工中心主軸系統(tǒng)、進(jìn)給傳動系統(tǒng)、工作臺交換系統(tǒng)、回轉(zhuǎn)工作臺、刀庫及自動換刀裝置以及其他機(jī)械功能部件組成。圖 1-1 所示為立式加工中心結(jié)構(gòu)圖。1.2課題的目的及內(nèi)容加工中心是典型的集高新技術(shù)于一體的機(jī)械加工設(shè)備，它的發(fā)展代表了一個國家設(shè)計、制造的水平，因此在國內(nèi)外企業(yè)界都受到高度重視。畢業(yè)設(shè)計的基本數(shù)據(jù)：1、工作臺尺寸： 600mm400mm；最大承載： 600kg2、主軸功率：3.5 5KW；主軸轉(zhuǎn)速：20 -

7、 3000rpm3、進(jìn)給速度： X、Y向1 - 10000mm/min；Z向1 - 5000mm/min4、行程： X、 Y向、 Z向： 600mm 400mm 400mm5、定位精度： 0.025mm；重復(fù)精度： 0.01mm6、圓盤式刀庫： 10個刀位，換刀時間為6秒3/321.3課題擬解決的關(guān)鍵問題各類機(jī)床對其主軸組件和進(jìn)給組件的要求，主要是精度問題，就是要保證機(jī)床在一定的載荷與轉(zhuǎn)速下，組件能帶動工件或刀具精確地、穩(wěn)定地繞其軸心旋轉(zhuǎn)，并長期地保持這一性能。主軸組件和進(jìn)給組件的設(shè)計和制造，都是圍繞著解決這個基本問題出發(fā)的。為了達(dá)到相應(yīng)的精度要求，通常，主軸組件和進(jìn)給組件應(yīng)符合以下幾點(diǎn)設(shè)計要

8、求：1、旋轉(zhuǎn)精度高，保證加工零件的幾何精度和表面粗糙度。2、在允許的條件下，盡量提高剛度值。使主軸組件和進(jìn)給組件在外力的作用下，仍能保持一定工作精度的能力。3、提高抗振性，保證切削過程中的平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)。4、控制溫升，避免熱變形，防止溫度過高會改變軸承等元件的間隙、破壞潤滑條件，加速磨損，影響加工精度。5、保證耐磨性，以保持其原始精度的能力。4/322 加工中心機(jī)械系統(tǒng)方案擬定2.1加工中心主軸組件的組成主軸組件是由主軸、主軸支承、裝在主軸上的傳動件和密封件等組成的。主軸的啟動、停止和變速等均由數(shù)控系統(tǒng)控制，并通過裝在主軸上的刀具參與切削運(yùn)動，是切削加工的功率輸出部件。主軸是加工中心的關(guān)鍵部件，其結(jié)

9、構(gòu)的好壞對加工中心的性能有很大的影響，它決定著加工中心的切削性能、動態(tài)剛度、加工精度等。主軸內(nèi)部刀具自動夾緊機(jī)構(gòu)是自動刀具交換裝置的組成部分。2.2機(jī)械系統(tǒng)方案的確定主軸傳動機(jī)構(gòu)對于現(xiàn)在的機(jī)床主軸傳動機(jī)構(gòu)來說，主要分為齒輪傳動和同步帶傳動。齒輪傳動是機(jī)械傳動中最重要的傳動之一，應(yīng)用普遍，類型較多，適應(yīng)性廣。其傳遞的功率可達(dá)近十萬千瓦，圓周速度可達(dá)200m/s，效率可達(dá) 0.99 。齒輪傳動大多數(shù)為傳動比固定的傳動，少數(shù)為有級變速傳動。但是齒輪傳動的制造及安裝精度要求高，價格較貴，且不宜用于傳動距離過大的場合。同步帶是嚙合傳動中唯一一種不需要潤滑的傳動方式。在嚙合傳動中，它的結(jié)構(gòu)最簡單，制造最容

10、易，最經(jīng)濟(jì)，彈性緩沖的能力最強(qiáng)，重量輕，兩軸可以任意布置，噪聲低。它的帶由專業(yè)廠商生產(chǎn)，帶輪自行設(shè)計制造，它在遠(yuǎn)距離、多軸傳動時比較經(jīng)濟(jì)。同步帶傳動時的線速度可達(dá)50m/s（有時允許達(dá) 100m/s），傳動功率可達(dá)300kw，傳動比可達(dá) 10（有時允許達(dá) 20），傳動效率可達(dá) 0.98 。同步帶傳動的優(yōu)點(diǎn)是：無滑動，能保證固定的傳動比；預(yù)緊力較小，軸和軸承上所受的載荷小；帶的厚度小，單位長度的質(zhì)量小，故允許的線速度較高；帶的柔性好，故所用帶輪的直徑可以較小。其主要缺點(diǎn)是安裝時中心距的要求嚴(yán)格。由于齒輪傳動需要具備較多的潤滑條件，而且為了使主軸能夠達(dá)到一定的旋轉(zhuǎn)精度，必須選擇較好的工作環(huán)境，以防

11、止外界雜物侵入。而同步帶傳動則避免了這些狀況，并且傳動效率和傳動比等都能符合課題的要求，故在本課題的主軸傳動方5/32式中選擇同步帶傳動。2.3 加工中心主軸組件總體設(shè)計方案的確定綜合 2.1 ，2.2 節(jié)中的方案，本課題的總體設(shè)計方案現(xiàn)確定如下：由于同步帶無滑動， 能保證固定的傳動比， 且傳動效率高， 允許的線速度較高，無需安置在很良好的工作環(huán)境中，所以在主軸傳動方式中選擇同步帶傳動。但是需要注意的是同步帶的安裝具有嚴(yán)格的要求。在主軸的進(jìn)給運(yùn)動中，采用滾珠絲杠。其耐磨性好、磨損小，低速運(yùn)行時無爬行、無振動，能夠很好地確保 Z軸的進(jìn)給精度。由于加工中心具備自動換刀功能，所以在主軸組件中還應(yīng)有主

12、軸準(zhǔn)停裝置、刀具自動夾緊機(jī)構(gòu)以及切屑清除機(jī)構(gòu)。在本課題中，主軸準(zhǔn)停機(jī)構(gòu)采用磁力傳感器檢測定向，其不僅能夠使主軸停止在調(diào)整好的位置上，而且能夠檢測到主軸的轉(zhuǎn)速，并在加工中心的操控面板上顯示出來，方便機(jī)床操作者調(diào)整轉(zhuǎn)速。在換刀過程中，刀具自動夾緊機(jī)構(gòu)也是不可獲缺的一部分。它控制著刀桿的松緊，使刀具在加工時能緊緊地固定在主軸上，在換刀時能輕松地卸載。本課題采用了液壓缸運(yùn)行的方式，通過活塞、拉桿、拉釘?shù)纫幌盗性倪\(yùn)動來達(dá)到刀桿的松緊目的。同時，為了減少液壓推力對主軸支承的磨損，在主軸的內(nèi)部設(shè)置了一段碟形彈簧，使活塞對拉桿的作用起到一個緩沖的作用。同時，在換刀過程中，活塞及拉桿的內(nèi)部將被加工成中空狀。

13、其間將通入一定的壓縮空氣來清除切屑。使刀桿和主軸始終具有很好的配合精度。在伺服系統(tǒng)中，本課題在進(jìn)給系統(tǒng)中選用直流伺服電動機(jī)，而在主運(yùn)動系統(tǒng)中則選用交流伺服電動機(jī)。由于直流伺服電動機(jī)具有電刷和換向器，需要常常維修，故不適合于主運(yùn)動系統(tǒng)中。6/323 主軸主運(yùn)動部件的設(shè)計3.1主軸電動機(jī)的選用主電機(jī)功率估算由畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書知主軸功率5kw主電機(jī)功率Pm5. 0kw 5 .36 kwPE0.99 5m0 .98式中： m機(jī)床主傳動系統(tǒng)傳動效率。滾珠軸承傳動效率0.99 ，同步帶傳動效率 0.98主電機(jī)選型利用交流伺服系統(tǒng)可進(jìn)行精密定位控制，可作為CNC機(jī)床、工業(yè)機(jī)器人等的執(zhí)行元件。FANUC交流主軸

14、電機(jī) S系列從 0.65kW 37kW共分 13種。它的特點(diǎn)是轉(zhuǎn)速高、輸出功率大、性能可靠、精度好、振動小、噪音低，既適合于高速切削又適合于低速重5切削 。該系列可應(yīng)用在各種類型的數(shù)控機(jī)床上。根據(jù)主電機(jī)功率 PE=5.36kW，故本課題選用 FANUC交流主軸電機(jī) 6S型號。其主要技術(shù)參數(shù)如下：額定輸出功率： 5.5km/h ；最高速度： 3000r/min ；額定輸出轉(zhuǎn)矩： 35.0NM；轉(zhuǎn)子慣量： 0.022Nm s2 。3.2主軸主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計主軸的主要參數(shù)是指：主軸前軸頸直徑D1；主軸內(nèi)孔徑 d；主軸懸伸量 a和主軸支承跨距 L，見圖 3-1 。7/321dDaL圖 3-1主軸主要參數(shù)

15、示意圖（1）主軸軸徑的確定主軸軸徑通常指主軸前軸頸的直徑，其對于主軸部件剛度影響較大。加大直徑D ，可減少主軸本身彎曲變形引起的主軸軸端位移和軸承彈性變形引起的軸端位移，從而提高主軸部件剛度。但加大直徑受到軸承 dn值的限制，同時造成相配零件尺寸加大、制造困難、 結(jié)構(gòu)龐大和重量增加等， 因此在滿足剛度要求下應(yīng)取較小值。設(shè)計時主要用類比分析的方法來確定主軸前軸頸直徑D1。加工中心主軸前軸頸直徑 D1按主電動機(jī)功率來確定，由現(xiàn)代數(shù)控機(jī)床結(jié)構(gòu)設(shè)計查得D1=85mm。由于裝配需要，主軸的直徑總是由前軸頸向后緩慢地逐段減小的。在確定前軸徑D1后，可知前軸頸直徑 D1和后軸頸直徑 D2有如下關(guān)系：D 20

16、.85D 10.8585mm72mm（2）主軸內(nèi)孔直徑 d的確定主軸內(nèi)孔直徑與機(jī)床類型有關(guān)，主要用來通過棒料，通過拉桿、鏜桿或頂出頂尖等。確定孔徑 d的原則是，為減輕主軸重量，在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求下，應(yīng)盡量取大值。由經(jīng)驗(yàn)得知，當(dāng)d0 .7 時（ D 是主軸平均直徑），主軸剛度會急劇下降；而當(dāng)Dd0.5 時，內(nèi)孔 d對主軸剛度幾乎無影響，可忽略不計， 所以常取孔徑 d的極限值 dmaxD8/32為：dmax0.7 D0.7 85mm59.5mm此時，剛度削弱小于25。按照任務(wù)書的要求及綜合各軸段直徑的實(shí)際大小，確定內(nèi)孔直徑 d=52mm。（3） 主軸端部

17、形狀的選擇機(jī)床主軸的軸端一般用于安裝刀具、夾持工件或夾具。在結(jié)構(gòu)上，應(yīng)能保證定位準(zhǔn)確、安裝可靠、連接牢固、裝卸方便，并能傳遞足夠的扭矩。目前，主軸端部的結(jié)構(gòu)形狀都已標(biāo)準(zhǔn)化。圖 3-2 所示為銑床主軸的軸端形式，其尺寸大小按照 JB2324-78進(jìn)行加工，選擇主軸序號為 50的主軸端部尺寸。圖 3-2銑床主軸的軸端形式（4） 主軸懸伸量 a的確定主軸懸伸量 a是指主軸前端面到前支承徑向反力作用中點(diǎn)（一般即為前徑向支承中點(diǎn)）的距離。它主要取決于主軸端部結(jié)構(gòu)型式和尺寸、前支承的軸承配置和密封裝置等，有的還與機(jī)床其他結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)，如工作臺的行程等，因此主要由結(jié)構(gòu)設(shè)計確定。懸伸量 a值對主軸部件的剛度和

18、抗振性具有較大的影響。因此，確定懸伸量a的原則，是在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下盡可能取小值，同時應(yīng)在設(shè)計時采取措施縮減a值。（5） 主軸支承跨距 l 的確定支承跨距 L是指主軸相鄰兩支承反力作用點(diǎn)之間的距離?？缇郘是決定主軸系統(tǒng)動、靜剛度的重要影響因素。合理確定支承跨距，是獲得主軸部件最大靜剛度的重9/32l 0L0l 01.381.665K 5.653.2k16EI 13k23.3ak1Kk1a 1k 23.4a cm24Icmk1 N/cmkL0I Dl4 dl4643.5D1mmD1mmDlD82mmdldi li5696 42 4431 32 26 18052248L600mm 43mm3.

19、5I205cm4 k 1900 N mk2730 N m40CrE 206GPa 2.1106 N cm2a79mm(3.3)(3.4)a 862cm K49K3.2l 68615mm10/32按照結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求，取l336mm。由于 l336mml068615mm ，故滿足設(shè)計要求。主軸受力分析軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，常常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。而作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。(a)(b)(c)圖 3-3軸承受力圖主軸上的軸承采用一端固定，另一端游動的支承形式。圖示3-3a 為軸承在空間力系的總受力圖，它可分解為鉛垂面（

20、圖3-3b ）和水平面（圖 3-3c ）兩個平面力系。由公式（ 3.1 ）得出切向銑削力 F切4900N徑向負(fù)荷 Fr0.35F切0.354900N1715 N切向負(fù)荷Ft0.9F切0.94900 N4410 N軸向負(fù)荷Fa0.525 F切0.525 4900 N 2573 N11/32圖 3-4靜不定梁鉛垂面分解圖由于此主軸的受力屬于簡單靜不定梁類型，所以要以靜不定梁的受力方法來解決問題。圖示 3-4 為靜不定梁的鉛垂面受力圖。為了使其變形與原靜不定梁相同，必須滿足變形協(xié)調(diào)條件，即要求B0。利用疊加法，得撓度為：Fr 2l 3Fa 2B3EI3l a（3.6 ）6EI式中： Fr 2v 徑向

21、（切向）負(fù)荷分力，單位為N ；F 徑向（切向）負(fù)荷，單位為N ；E 材料的彈性模量， E 2.1106 N cm2 ；I 軸慣性矩， cm4 。由公式（ 3.5 ）得 I 205cm4 。將 FFr ， Fr 2Fr 2v 代入公式（ 3.6 ），則鉛垂面的撓度為：Fr 2V 8331715792383790B2.110620562.11062205得 Fr 2V1060 NFr 2V253Fr1V25383Fr25383 790得 Fr1V1320 NFr1VFr 2VFr 3VFr0得 Fr 3V665N將 FFt ， Fr 2Fr 2 H 代入公式（ 3.6 ），則水平面的撓度為：Fr

22、2H8334410792B2.110620562.110638379 02205得 Fr 2 H 2727.63NFr 2H253Fr 1H25383Ft2538379012/32得 Fr1H 3393NFr1 HFr 2 H Fr 3H Ft得 Fr 3 H1710.63 N(a) 機(jī)構(gòu)草圖(b) 受力簡圖(c) 水平面受力(d) 水平面彎矩圖(e) 垂直面受力(f) 垂直面彎矩圖(g) 合成彎矩圖(h) 扭矩圖0圖 3-5軸的結(jié)構(gòu)和載荷圖13/32A-B段支承反力：水平面： FABX0垂直面： FABY0B-C段支承反力：水平面： FBCXFr 3H1710.63( N )垂直面： FBC

23、YFr 3V665(N )C-D段支承反力：水平面： FCDXFr 2 HFr 3H2727.63 1710.63 1017( N )垂直面： FCDYFr 2VFr 3V1060665395( N )D-E段支承反力：水平面： FDEXFr1HFr 2 HFr 3H33932727.631710.63 4410( N )垂直面： FDEYFr1VFr 2VFr 3V13201060 6651715( N )軸的受力簡圖、水平面及垂直面受力簡圖見圖3-5b 、c 、e。A-B段彎矩：水平面： M ABX0垂直面： M ABY0合成： M ABM ABX2M ABY20B-C段彎矩：水平面： M

24、 BCXFBCX353Fr 3 H100432.63( Nm)垂直面： M BCYFBCY353Fr 3V100168.245( Nm)合成：M BC22432.632168.2452464.192()M BCXM BCYN mC-D段彎矩：水平面： M CDXFCDX436Fr 2 H353Fr 3 H100348.219(N m)垂直面： M CDYFCDY436Fr 2 V353Fr 3H100135.46(N m)合成：M CD22348.2192135.462373.638()M CDXM CDYN mD-E段彎矩：水平面： M DEXFDEX515Fr 2 H353Fr 1H436

25、Fr 3 H 1000.00041(N m)垂直面： M DEYFDEY515Fr 2V353Fr 1V436 Fr 3V 1000.00133( N m)合成：2222M DEM DEXM DEY0.000410.001330.0014()N m軸的水平面、垂直面及合成彎矩圖見圖3-5d 、f 、g。14/32已知：小帶輪的輸出功率為5.5kW ，同步帶的傳動效率為0.98。所以，大帶輪的輸出功率為：P大P小5.50.985.39( kW )則大帶輪的輸出轉(zhuǎn)矩為：T9550 P大95505.3917.16(N m)n23000軸的轉(zhuǎn)矩圖見圖 3-5h 。主軸的強(qiáng)度校核從合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖上得

26、知，主軸在截面C、 D處承受了較大的彎矩，并且還受到帶輪傳動所帶來的扭矩。因此，這兩個截面是危險截面。在校核主軸的強(qiáng)度時應(yīng)按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行計算。軸的彎扭合成強(qiáng)度條件為M2T2M 22Tca4W1W2W （ 3.7）式中：ca 軸的計算應(yīng)力，MPa ；W 軸的抗彎截面系數(shù)， mm3 ； 折合系數(shù)；1 軸的許用彎曲應(yīng)力， MPa ； T 軸所受的扭矩，單位為 N mm；M 軸所受的彎矩，單位為 N mm 。軸的抗彎截面系數(shù)為Wd34321式中： d 軸頸處直徑，單位為 mm ；d1，此處， d1 為軸孔直徑。d3.1416853 1424得 W56698 (mm3 )3285根據(jù)主軸材料為4

27、0Cr ，由工程力學(xué)查得許用彎曲應(yīng)力170MPa 。按扭15/32轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù)0.6。將上述參數(shù)代入公式（3.7 ），則軸的計算應(yīng)力為46419220.6217160ca566988.2(MPa)因?yàn)閏a170MPa ，所以主軸的強(qiáng)度符合要求。主軸的剛度校核軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。若變形量超過允許的限度，就會影響軸上零件的正常工作，甚至?xí)适C(jī)器應(yīng)有的工作性能。對于本課題的主軸，應(yīng)該按軸的彎曲剛度校核。軸計算剛度經(jīng)驗(yàn)公式為y1Ft2Fr2y p48E IL3（3.8 ）式中： y1 軸的計算撓度，單位為mm；4I 軸慣性量，單位為mm；2E 軸所用材料的彈

28、性模量，單位為N/mm；L 支承跨度，單位為 mm；Ft1 軸所受圓周力，單位為N；Fr 1 軸所受徑向力，單位為N。yp軸的允許撓度，單位為已知： Ft4410 N ，F(xiàn)r1715 N ， I205cm4 ，E2.1 106 N cm 2 ，L336mm。由工程力學(xué)查得軸的允許撓度為y p0.0002 L0.00023360.0672 (mm)將上述參數(shù)代入公式（3.8 ），則軸的計算剛度為y1441021715210433630.086(mm)482.1104205由于 y1y p ，所以軸能夠滿足剛度要求。綜上所述，軸的強(qiáng)度，剛度均符合校核要求。3.3主軸組件的支承主軸軸承的類型16/3

29、2機(jī)床主軸帶著刀具或夾具在支承件中作回轉(zhuǎn)運(yùn)動，需要傳遞切削扭矩，承受切削抗力，并保證必要的旋轉(zhuǎn)精度。數(shù)控機(jī)床主軸支承根據(jù)主軸部件的轉(zhuǎn)速、承載能力及回轉(zhuǎn)精度等要求的不同而采用不同種類的軸承。主軸軸承是主軸組件的重要組成部分，它的類型、結(jié)構(gòu)、配置、精度、安裝、調(diào)整、潤滑和冷卻都直接影響了主軸組件的工作性能。在數(shù)控機(jī)床上主軸軸承常用的有滾動軸承和滑動軸承。滾動軸承摩擦阻力小，可以預(yù)緊，潤滑維護(hù)簡單，能在一定的轉(zhuǎn)速范圍和載荷變動范圍下穩(wěn)定地工作。滾動軸承由專業(yè)化工廠生產(chǎn)，選購維修方便，在數(shù)控機(jī)床上被廣泛采用。但與滑動軸承相比，滾動軸承的噪聲大，滾動體數(shù)目有限，剛度是變化的，抗振性略差并且對轉(zhuǎn)速有很大的

30、限制。數(shù)控機(jī)床主軸組件在可能條件下，盡量使用了滾動軸承，特別是大多數(shù)立式主軸和主軸裝在套筒內(nèi)能夠作軸向移動的主軸。這時滾動軸承可以用潤滑脂潤滑以避免漏油。圖 3.6 所示為主軸常用的幾種滾動軸承的類型。(a) 雙列圓柱(b)雙列推力向(c)雙列圓錐滾(d)帶凸緣雙列圓柱(e)帶彈簧的單滾子軸承心球軸承子軸承滾子軸承列圓錐滾子軸承為了適應(yīng)主軸高速發(fā)展的要求，滾珠軸承的滾珠可采用陶瓷滾珠。陶瓷滾珠軸承由于陶瓷材料的質(zhì)量輕，熱膨脹系散小，耐高溫，所以具有離心小、動摩擦力小、預(yù)緊力穩(wěn)定、彈性變形小、剛度高的特點(diǎn)。但由于成本較高，在數(shù)控機(jī)床上還未普及使用。數(shù)控機(jī)床主軸支承根據(jù)主軸部件的轉(zhuǎn)速、承載能力及回

31、轉(zhuǎn)精度等要求的不同而采用不同種類的軸承。不同類型主軸軸承的優(yōu)缺點(diǎn)見表3-117/32表 3-1數(shù)控機(jī)床的主軸軸承及其性能磁力軸性能滾動軸承液體靜壓軸承氣體靜壓軸承陶瓷軸承承一般或較高， 在精度預(yù)緊無間隙時較高一般或較高， 預(yù)剛度緊后較高，取決于所用軸較差，阻尼比抗振性高，精度保持性好一般同滾動軸承高，與節(jié)流閥形式較差，因空氣可不及一比一般滾動有關(guān)，薄膜反饋或滑閥壓縮，與承載力大小般滾動軸承軸承差反饋很高有關(guān)好，阻尼比好較好同滾動軸承0.02 0.040.045 0.065用于中、低速，用于中、高用于高速度性能特殊軸承可用于較用于各級速度用于超高速速，熱傳導(dǎo)率低，速高速不易發(fā)熱較小，小，摩擦損耗

32、小很小同滾動軸承0.002 0.0080.0005 0.001壽命疲勞強(qiáng)度限制長長長較長結(jié)構(gòu)尺寸軸向小，徑向大軸向大，徑向小軸向大，徑向小徑向大軸向小，徑向大軸承生產(chǎn)專業(yè)自制，工藝要求自制，工藝較液壓系制造難易較復(fù)雜比滾動軸承難化、標(biāo)準(zhǔn)化高，需要供油設(shè)備統(tǒng)低，需要供氣系統(tǒng)要求供油系統(tǒng)清要求供氣系統(tǒng)使用維護(hù)簡單，用油脂潤滑較難較難潔，較難清潔，較易成本低較高較高高較高機(jī)床主軸軸承發(fā)展，經(jīng)歷了滾、陶、氣浮、磁浮等階段。滾動軸承發(fā)展到陶瓷軸承，即鋼球改為陶瓷球，滾道加TiN 或CrNi 金屬。由于陶瓷球具有高剛度、高硬度、低密度以及低熱脹和低導(dǎo)熱系數(shù)等特點(diǎn)，同時所用油脂為一次性，終身潤滑，大大地提高

33、了滾動軸承的性能，所以被廣泛采用。目前，一般中小規(guī)格的數(shù)控機(jī)床（如車床、銑床、鉆鏜床、加工中心、磨床等）18/32的主軸部件多采用成組高精度滾動軸承重型數(shù)控機(jī)床采用液體靜壓軸承，高精度數(shù)控機(jī)床（如坐標(biāo)磨床）采用氣體靜壓軸承，轉(zhuǎn)速達(dá)2 10104 r / min 的主軸則可采用磁力軸承或氮化硅材料的陶瓷滾珠軸承。數(shù)控機(jī)床的轉(zhuǎn)速高，為減少主軸的發(fā)熱，必須改善軸承的潤滑方式。在數(shù)控機(jī)床上的潤滑一般采用高級油脂封入方式潤滑，每加一次油脂可使用7 10年。主軸軸承的配置根據(jù)主軸部件的工作精度、剛度、溫升和結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度，合理配置軸承，可以提高主傳動系統(tǒng)的精度。采用滾動軸承支承，有許多不同的配置形式，目前

34、數(shù)控機(jī)床主軸軸承的配置主要有如圖3-7 所示的幾種形式。(a)(b)(c)(d)圖 3-7數(shù)控機(jī)床主軸軸承的配置形式在圖 3-7a 所示的配置中，前支承采用雙列短圓柱滾子軸承和60o角接觸球軸承組合，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用成對角接觸球軸承，該配置可滿足強(qiáng)力切削的要求，普遍應(yīng)用于各類數(shù)控機(jī)機(jī)床。在圖 3-7b 所示的配置形式中， 前軸承采用角接觸球軸承，由2 3 個軸承組成一套，背靠背安裝，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用雙列短圓柱滾子軸承，這種配置適用于高速、重載的主軸部件。19/32在圖 3-7c 所示的配置形式中，前后支承均采用成對角接觸球軸承，以承受徑向載荷和軸向載荷，角接

35、觸球軸承具有較好的高速性能，主軸最高轉(zhuǎn)速可達(dá)4000r / min ，但這種軸承的承載能力小，因而這種配置適用于高速、輕載和精密的數(shù)控機(jī)床主軸。在圖 3-7d 所示的配置形式中，前支撐采用雙列圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用單列圓錐滾子軸承，這種配置徑向和軸向的剛度高，可承受重載荷，尤其能承受較強(qiáng)的動載荷，安裝與調(diào)整性能好，但主軸轉(zhuǎn)速和精度的提高受到限制，因此適用于中等精度，低速與重載荷的數(shù)控機(jī)床主軸。(a)(b)主軸支承方案的確定主軸軸承的不同配置形式對主軸組件剛度損失有巨大的影響，從而確定當(dāng)支承跨距較大時，降低支承剛度，或適當(dāng)增大主軸軸頸直徑和內(nèi)孔直徑是減小主軸組件剛度損失

36、的有效措施，并可提高其動態(tài)性能。本課題采用陶瓷球軸承做主軸支撐，即用氮化硅材料 (Si3N4) 做成陶瓷球來替代滾珠，軸承內(nèi)外套圈仍為 GCrl5 鋼套圈。雖然只是把鋼球變成了氮化硅球，但是另一方面，溝道的幾何尺寸也作了改進(jìn)以優(yōu)化軸承性能。這種軸承在減小了離心力的同時，也減小了滾珠與該道間的摩擦力，從而獲得較低的溫升及較好的高速性能?；旌咸沾汕蜉S承最常見的形式是角接觸球軸承，它可以在既有徑向也有軸向負(fù)荷時有效地高速運(yùn)轉(zhuǎn)。但是軸向負(fù)荷只能從一個方向施加。因此，這些軸承通常成對安裝并施加預(yù)負(fù)荷以保證正確的接觸角。由于加工中心在加工時不僅需要受到軸向力，還會受到一定的徑向力。因此在本課題的軸承配置中

37、選用如圖 3-7 的方式。而本課題的預(yù)緊方式采用隔套調(diào)整法及雙螺母預(yù)緊。軸承的配合20/32由于主軸軸承在工作時基本上都是內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)、外圈相對固定不動 , 且主軸承受載荷多為定向載荷。因此 , 為了提高軸承的剛性 , 防止軸承在工作期間因摩擦發(fā)熱而引起內(nèi)圈膨脹 , 導(dǎo)致內(nèi)圈與主軸之間產(chǎn)生相對轉(zhuǎn)動現(xiàn)象 , 精密機(jī)床主軸軸承內(nèi)圈與主軸之間一般選擇過盈配合。另外 , 為了使軸承外圈溝道不只在某一局部受力 , 允許軸承外圈在軸承座內(nèi)出現(xiàn)蠕動現(xiàn)象 , 以盡可能地延長軸承的使用壽命。同時 , 為防止軸承外圈因熱膨脹引起與軸承座之間的過緊現(xiàn)象 , 引起軸承預(yù)緊增加 , 導(dǎo)致摩擦發(fā)熱加劇 , 故軸承外圈與軸承座

38、之間一般選擇間隙配合。在本課題中，固定端前支承的7217C角接觸球軸承與軸承座的配合采用間隙配合, 配合目標(biāo)間隙值取 3 8m。為了提高機(jī)床的切削剛性，該軸承與主軸的配合采用過盈配合 , 配合目標(biāo)過盈量取 04 m。而后支承的 7215C角接觸球軸承與主軸選用過盈配合 , 配合目標(biāo)過盈量取 03 m。與軸承座之間為間隙配合 , 配合目標(biāo)間隙值取 915m。主軸軸承設(shè)計計算（1）軸承受力分析軸承的受力簡圖參見圖3-3 。從圖上可知，在 A、 B兩處所用的是同種型號的角接觸球軸承，且 D處的軸承是成對使用， 共同承擔(dān)支承作用。 所以，校驗(yàn) C、D處 7217AC軸承只需取受力最大處即可。已知：Fr

39、 2V1060N ， Fr 3V665N ， Fr 2 H 2727.63N ， Fr 3H1710.63 N則軸承 7217AC所受徑向合力為FrFr22 vFr22H106022727.6322926.36( N )軸承 7215C所受徑向合力為Fr23 vFr23H665 21710.632917.67( N )Fr44（2） 軸承 7217AC壽命計算軸承的工作年限為 7年（一年按 300天計算），每天兩班工作制（按16h計算），則軸承預(yù)期計算壽命為Lh 73001633600(h)已知軸承 7217AC所受的軸向負(fù)荷 Fa 2573 N ，徑向負(fù)荷 Fr 2926 N 。分界判斷系數(shù)

40、 e 0.68。21/32Fa2573Fr17150.87e0.68由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)查得徑向動載荷系數(shù)X=0.41，軸向動載荷系數(shù)Y=0.87。根據(jù)載荷性質(zhì)為中等沖擊，查得載荷系數(shù)一般為1.2 1.8 ，取 f P1.6 。則軸承的當(dāng)量動載荷為Pf P XFrYFa1.60.4117150.8725734706.66(N )以小時數(shù)表示的軸承壽命L10h （單位為 h）為L10h106C60nP（3.9）式中： L10 h 失效率 10% （可靠度 90% ）的基本額定壽命（106 r ）n 軸承的轉(zhuǎn)速，單位為 r / min ；C 基本額定動載荷，單位為N；P 當(dāng)量動載荷，單位為N； 壽命指數(shù)

41、，對球軸承3，滾子軸承10 3 。查表得基本額定動載荷 C99.8KN 。將上述參數(shù)代入公式（ 3.9 ），則以小時數(shù)表示的軸承壽命為1063L10h9980057986(h)3000470660由于 L10hLh 33600 h ，所以能夠滿足要求。（3） 軸承 7215C壽命計算軸承的工作年限為 7年（一年按 300天計算），每天兩班工作制（按16h計算），則軸承預(yù)期計算壽命為Lh 73001633600(h)已知軸承 7215C所受的軸向負(fù)荷Fa2573 N ，徑向負(fù)荷 Fr917.67 N 。由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)查得分界判斷系數(shù)e0.68 。Fa25732.8e0.68Fr917.67由機(jī)械

42、設(shè)計基礎(chǔ)查得徑向動載荷系數(shù)X=0.41，軸向動載荷系數(shù)Y=0.87。根據(jù)載荷性質(zhì)為中等沖擊，由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)查得載荷系數(shù)一般為1.2 1.8 ，取f P1.8。則軸承的當(dāng)量動載荷為22/32Pf P XFrYFa1.80.41917.670.8725734706( N )查機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)得基本額定動載荷C79200KN 。將上述參數(shù)代入公式（3.9 ），則以小時數(shù)表示的軸承壽命為1063L10h79200300036481(h)604706由于 L10hLh 33600 h ，所以能夠滿足要求。3.4 同步帶的設(shè)計計算(1) 設(shè)計功率 Pd根據(jù)工作機(jī)為加工中心，原動機(jī)為交流電動機(jī)，每天兩班制工作（

43、按16h 計），由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)查得K A2.0 。故設(shè)計功率為：PdK AP2.05.5KW11KW式中： P 傳遞的功率， KWK(2) 選定帶型和節(jié)距根據(jù)設(shè)計功率 Pd 11KW ，小帶輪轉(zhuǎn)速 n1 6000 r min ，由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)確定帶輪的帶型為 H型。按照同步帶的帶型為H型，由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)查得節(jié)距pb12.700mm(3) 小帶輪齒數(shù) Z1根據(jù)小帶輪轉(zhuǎn)速 n1 6000 r min ，同步帶的帶型為 H型，由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)查得小帶輪的最小齒數(shù)Z min22 ，故取 Z130(4) 小帶輪節(jié)圓直徑 d1Z1 pb30 12.7d1mm 121.28mm3.1416式中： Z1 小帶輪

44、齒數(shù)；pb 節(jié)距。按照小帶輪齒數(shù)Z130 ，同步帶的帶型為H型，由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)查得其外徑 d a119.90mm1(5) 大帶輪齒數(shù) Z223/32n16000i2n23000式中： n1 小帶輪轉(zhuǎn)速；n2 大帶輪轉(zhuǎn)速。大帶輪齒數(shù)Z 2iZ123060(6) 大帶輪節(jié)圓直徑 d2Z2 pb60 12.7d 2mm 242.55mm3.1416式中： pb 節(jié)距。按大帶輪齒數(shù)Z260 ，同步帶帶型為 H型，由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)查得其外徑d a2241.18mm(7) 帶速 vvd1 n13.1416 121.28 6000100060m s 38.10 m s vmax 40 m s601000式中：

45、 d1 小帶輪節(jié)圓直徑；n1 小帶輪轉(zhuǎn)速。(8) 初定軸間距 a0經(jīng)驗(yàn)公式： 0.7d1d2a02d1d2（3.10 ）式中： d1 小帶輪節(jié)圓直徑；d 2大帶輪節(jié)圓直徑。將 d1 ， d2 值代入公式（ 3.10 ），得 254.68mma0727.66mm 。故取 a0255mm 。(9) 帶長及其齒數(shù)L02 a0d1d2d 2d124 a0222553.1416121.28242.55121.2822242.55255mm41095.92mm式中： L0 帶長；a0 初定軸間距；24/32d1小帶輪節(jié)圓直徑；d 2大帶輪節(jié)圓直徑。按帶長 L01095.92mm ，同步帶的帶型為 H型，由

46、機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)查得應(yīng)選用帶長代號為 450 的H型同步帶，節(jié)線長LP1143.00mm ，節(jié)線長上的齒數(shù)Z90 。(10) 實(shí)際軸間距LPL02551143 1095.92mm 278.54mma a022式中： a0 初定軸間距；L p 節(jié)線長；L0 帶長。(11) 小帶輪嚙合齒數(shù)Z m int Z1pbZ1Z2 Z1int 3012.73060 30 =12222 a22 3.14162278.54式中： Zm 小帶輪嚙合齒數(shù)；pb 節(jié)距。(12) 基本額定功率 P0按照同步帶的帶型為H型，由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)查得帶的許用工作拉力Ta 2100.85 N ，帶的單位長度的質(zhì)量 m0.448kg m ?；绢~定功率為：P0Ta m v2v 2100.85 0.44838.1238.1 KW