河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書引言裝備工業(yè)的技術水平和現(xiàn)代化程度決定著整個國民經(jīng)濟的水平和現(xiàn)代化程度，數(shù)控技術及裝備是發(fā)展高新技術產(chǎn)業(yè)和尖端工業(yè)（如：信息技術及其產(chǎn)業(yè)，生物技 術及其產(chǎn)業(yè)，航空、航天等國防工業(yè)產(chǎn)業(yè)）的使能技術和最基本的裝備。制造技術 和裝備是人類生產(chǎn)活動的最基本的生產(chǎn)資料，而數(shù)控技術則是當今先進制造技術和 裝備最核心的技術。當今世界各國制造業(yè)廣泛采用數(shù)控技術，以提高制造能力和水 平，提高對動態(tài)多變市場的適應能力和競爭能力。此外世界上各工業(yè)發(fā)達國家還將 數(shù)控技術及數(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 術及其產(chǎn)業(yè)，而且在“高精尖”數(shù)控關鍵技術和裝備方面對我國實行封鎖和限制政J策o數(shù)控機床技術的發(fā)展自1953年美國研制出第一臺三坐標方式升降臺數(shù)控銑床 算起，至今已有很多年歷史了。 20世紀90年開始，計算機技術及相關的微電子基礎 工業(yè)的高速發(fā)展，給數(shù)控機床的發(fā)展提供了一個良好的平臺，使數(shù)控機床產(chǎn)業(yè)得到 了高速的發(fā)展。我國數(shù)控技術研究從 1958年起步，國產(chǎn)的第一臺數(shù)控機床是北京第 一機床廠生產(chǎn)的三坐標數(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)控機床技術在我國的發(fā)展卻一直落后于國際水平，到1980年我國的數(shù)控機床產(chǎn)量還不到700臺。到90年代，我國的數(shù)控機床技術發(fā)展才得到了一個較大的提 速。目前，與國外先進水平相比仍存在著較大的差距。總之，大力發(fā)展以數(shù)控技術為核心的先進制造技術已成為世界各發(fā)達國家加速 經(jīng)濟發(fā)展、提高綜合國力和國家地位的重要途徑。-1 -河南機電高等專科學校畢業(yè)設計說明書1緒論1.1加工中心的發(fā)展狀況1.1.1加工中心的國內(nèi)外發(fā)展對于高速加工中心，國外機床在進給驅(qū)動上，滾珠絲杠驅(qū)動的加工中心快速進 給大多在40m/min以上，最高已達到90m/min。采用直線電機驅(qū)動的加工中心已實用 化，進給速度可提高到80100m/min,其應用范圍不斷擴大。國外高速加工中心主 軸轉(zhuǎn)速一般都在1200025000r/min ,由于某些機床采用磁浮軸承和空氣靜壓軸承， 預計轉(zhuǎn)速上限可提高到100000r/min。國外先進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0.5s，甚至更快。在結構上，國外的加工中心都采用了 適應于高速加工要求的獨特箱中箱結構或龍門式結構。在加工精度上，國外臥式加 工中心都裝有機床精度溫度補償系統(tǒng)，加工精度比較穩(wěn)定。國外加工中心定位精度 基本上按德國標準驗收，行程1000mr以下，定位精度可控制在0.0060.01mm之內(nèi)。 此外，為適應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給大多在30m/min左右，個別達到60m/mi n。而直線電機驅(qū)動的加工中心僅試制出樣品，還未進入產(chǎn)量化，應用范圍 不廣。國內(nèi)高速加工中心主軸轉(zhuǎn)速一般在 600018000r/min，定位精度控制在 0.0080.015mm之內(nèi)，重復定位精度控制在 0.0050.01mm之內(nèi)。在換刀速度方面， 國內(nèi)機床多在45s，無法與國際水平相比。雖然國產(chǎn)數(shù)控機床在近幾年中取得了可喜的進步，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)控機床的市場占有率逐年下降。國產(chǎn)數(shù)控機床與國外產(chǎn)品相比，差距主要在機床的高速、高效和精密上。除此 之外，在機床可靠性上也存在著明顯差距，國外機床的平均無故障時間（MTBF都在5000小時以上，而國產(chǎn)機床大大低于這個數(shù)字，國產(chǎn)機床故障率較高是用戶反映 最強烈的問題之一。1.1.2 立式加工中心的研究進展圖1-1立式加工中心結構圖1-切削箱2-X軸伺服電機 3-Z軸伺服電機 4-主軸電機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-機械手典型加工中心的機械結構主要有基礎支承件、加工中心主軸系統(tǒng)、進給傳動系 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械功能部件組 成。圖1-1所示為立式加工中心結構圖。1.2課題的目的及內(nèi)容力卩工中心是典型的集高新技術于一體的機械加工設備，它的發(fā)展代表了一個國 家設計、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)設計的基本數(shù)據(jù)：1、工作臺尺寸：600mm< 400mm最大承載：600kg2、 主軸功率：3.5- 5KW；主軸轉(zhuǎn)速：20 - 3000rpm3、 進給速度：X、丫向 1 - 10000mm/min ； Z向 1 - 5000mm/min4、行程：X、丫向、Z向：600mn< 400mn< 400mm5、定位精度：土 0.025mm 重復精度：土 0.01mm&圓盤式刀庫：10個刀位，換刀時間為6秒1.3課題擬解決的關鍵問題各類機床對其主軸組件和進給組件的要求，主要是精度問題，就是要保證機床 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。主軸組件和進給組件的設計和制造，都是圍繞著解決這個基 本問題出發(fā)的。為了達到相應的精度要求，通常，主軸組件和進給組件應符合以下 幾點設計要求：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 -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書2加工中心機械系統(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動， 是切削加工的功率輸出部件。主軸是加工中心的關鍵部件，其結構的好壞對加工中 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)部刀具自動夾緊機構是自動刀具交換裝置的組成部分。2.2機械系統(tǒng)方案的確定2.2.1 主軸傳動機構對于現(xiàn)在的機床主軸傳動機構來說，主要分為齒輪傳動和同步帶傳動。齒輪傳動是機械傳動中最重要的傳動之一，應用普遍，類型較多，適應性廣。 其傳遞的功率可達近十萬千瓦，圓周速度可達200m/s，效率可達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 構最簡單，制造最容易，最經(jīng)濟，彈性緩沖的能力最強，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)，帶輪自行設計制造，它在遠距離、多軸傳動 時比較經(jīng)濟。同步帶傳動時的線速度可達 50m/s （有時允許達100m/s），傳動功率可 達300kw,傳動比可達10 （有時允許達20），傳動效率可達0.98。同步帶傳動的優(yōu)點是：無滑動，能保證固定的傳動比；預緊力較小，軸和軸承上所受的載荷?。粠У暮穸刃?，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。其主要缺點是安裝時中心距的要求嚴格。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到一定的旋轉(zhuǎn) 精度，必須選擇較好的工作環(huán)境，以防止外界雜物侵入。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式中選擇同步帶傳動。2.3加工中心主軸組件總體設計方案的確定綜合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格的要求。在主軸的進給運動中，采用滾珠絲杠。其耐磨性好、磨損小，低速運行時無爬 行、無振動，能夠很好地確保Z軸的進給精度。由于加工中心具備自動換刀功能，所以在主軸組件中還應有主軸準停裝置、刀 具自動夾緊機構以及切屑清除機構。在本課題中，主軸準停機構采用磁力傳感器檢 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，方便機床操作者調(diào)整轉(zhuǎn)速。在換刀過程中，刀具自動夾緊機構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 了液壓缸運行的方式，通過活塞、拉桿、拉釘?shù)纫幌盗性倪\動來達到刀桿的松 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。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，本課題在進給系統(tǒng)中選用直流伺服電動機，而在主運動系統(tǒng)中 則選用交流伺服電動機。由于直流伺服電動機具有電刷和換向器，需要常常維修， 故不適合于主運動系統(tǒng)中。3主軸主運動部件的設計3.1主軸電動機的選用3.1.1主電機功率估算由畢業(yè)設計任務書知主軸功率 5kw主電機功率Pe竺 kw : 5.36 kwnm 0.99 5 漢0.98式中：n m機床主傳動系統(tǒng)傳動效率。滾珠軸承傳動效率0.99，同步帶傳動效率0.983.1.2 主電機選型利用交流伺服系統(tǒng)可進行精密定位控制，可作為CN（機床、工業(yè)機器人等的執(zhí)行元件。FANU交流主軸電機S系列從0.65kW37kV共分13種。它的特點是轉(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 切削。該系列可應用在各種類型的數(shù)控機床上。根據(jù)主電機功率PE=5.36kW故本課題選用FANU交流主軸電機6S型號。其主要技術參數(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：35.0N M轉(zhuǎn)子慣量：0.022N m s2。3.2主軸3.2.1主軸的結構設計主軸的主要參數(shù)是指：主軸前軸頸直徑D；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。圖3-1主軸主要參數(shù)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、結構龐大和重量增加等，因此在滿足剛度要求下應取較小值。設計時主要用類比分析的方法來確定主軸前軸頸直徑D。加工中心主軸前軸頸直徑D按主電動機功率來確定，由現(xiàn)代數(shù)控機床結構設計查得 D=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Di后，可知前軸頸直徑D和后軸頸直徑D2有如下關系：D2 = 0.85 D1 = 0.85 85mm ： 72mm（2）主軸內(nèi)孔直徑d的確定主軸內(nèi)孔直徑與機床類型有關，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，應盡量取大值。由經(jīng)驗得知，當>0 7時（D是主軸平均直徑），主軸剛度會急劇下降；而當Dd <0.5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dD為：dmax 0.7 D =0.7 85mm = 59.5mm此時，剛度削弱小于25%。按照任務書的要求及綜合各軸段直徑的實際大小，確定內(nèi)孔直徑d=52mm(3) 主軸端部形狀的選擇機床主軸的軸端一般用于安裝刀具、夾持工件或夾具。在結構上，應能保證定 位準確、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 的結構形狀都已標準化。圖3-2所示為銑床主軸的軸端形式，其尺寸大小按照JB2324-78進行加工，選擇主軸序號為50的主軸端部尺寸。圖3-2銃床主軸的軸端形式(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(一般即為前徑向支 承中點)的距離。它主要取決于主軸端部結構型式和尺寸、前支承的軸承配置和密 封裝置等，有的還與機床其他結構參數(shù)有關，如工作臺的行程等，因此主要由結構 設計確定。懸伸量a值對主軸部件的剛度和抗振性具有較大的影響。因此，確定懸伸量 a的 原則，是在滿足結構要求的前提下盡可能取小值，同時應在設計時采取措施縮減 a 值。(5) 主軸支承跨距I的確定支承跨距L是指主軸相鄰兩支承反力作用點之間的距離?？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要條件之一最優(yōu)跨距|0是指在切削力作用下，主軸前端的柔度值最小時的跨距。其推導公 式是在靜態(tài)力作用下進行的。實驗證明，動態(tài)作用下最優(yōu)跨距很接近于推得的最優(yōu)值。最優(yōu)跨距Lo可按下列公式計算：I。- :-1.38,1.665K 5.65rkj6EI 1 + 、k2丿ki，3式中：a二(3.2)(3.3)-10 -河南機電高等專科學校畢業(yè)設計說明書-# -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書(3.4)(3.5)a 1 + I k2丿J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J式中：a主軸前端懸伸長，單位為cm；E 材料的彈性模量，單位為 N/c卅；1軸慣性矩，單位為cm；kl 前軸承剛度值，單位為N/cm； k2 后軸承剛度值，單位為N/cm。 按上式計算最優(yōu)跨距L。，計算過程如下：IDji464J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J式中：D1主軸跨距部分的平均直徑，單位為 mmD主軸跨距部分的平均孔頸，單位為 mmDl = D =82mm, 送 di h5676 + 42 漢 44 + 31 漢 32+26X80 + 52 漢 248“dlmm ： 43mml L600由式（3.5 ）得:I ： 205cm4 ；900N m， k?730N m ；由主軸材料為 40Cr查得材料的彈性模量E=206GPa”2.1 106 N cm2 ；由主軸的結構形式確定主軸前端 懸伸長a =79mm將上述參數(shù)值代入公式（3.3）（3.4），得a二862cm，K = 49將° , K值代入公式（3.2 ），得I = 68615mm按照結構設計的要求，取丨=336mm。由于I二336mm ： I。= 68615mm，故滿足設計要求。3.2.2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，其作用點取為載荷分布段的中點。而作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂 寬度的中點算起。（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（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切二4900N徑向負荷 Fr =0.35 F切=0.35 4900N =1715N切向負荷 Ft =0.9 F切=0.9 4900N =4410N軸向負荷 Fa =0.525 F切二0.525 4900N =2573N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CD B = 0 o利用疊加法，得撓度為：3EI3l - a6EI(3.6 )-13 -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書式中：Fr2v 徑向（切向）負荷分力，單位為 N ;F徑向（切向）負荷，單位為 N ；E 材料的彈性模量，E=2.1 106 N cm2 ;.4I 軸慣性矩，cm o由公式（3.5 ）得I =205cm4。將F = Fr，F(xiàn)2 =代入公式（3.6 ），則鉛垂面的撓度為：Fr2V 832 2.11062051715 7926 2.1 1062053 83-79 =0-# -河南機電高等專科學校畢業(yè)設計說明書-# -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書得 Fr2v 1060NFr2v 253 Fr1v253 83 -253 83 79 =0得 Fr1V 1320NFr1V ' Fr2V ' Fr3V _ Fr - 0得 Fr3V-665N將F = Ft，F(xiàn)r2 = Fr2H代入公式(3.6 )，則水平面的撓度為:3Fr2H 832 2.110620524410 796 2.1 1062053 83 - 79 1=0得 Fr2H 2727.63NFr2H 253 Fr1H253 83 - Ft 253 83 79 = 0-# -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書-14 -河南機電高等專科學校畢業(yè)設計說明書得 Fr1H : 3393NF r1H得 Fr3H -1710.63N(a)機構草圖(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)扭矩圖廠nEr TJ(£|: P 1Jrrri1 1Er圖3-5軸的結構和載荷圖-15 -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書A-B段支承反力:水平面：Fabx =0垂直面：F ABY = 0B-C段支承反力:水平面：Fbcx 一Fr3H 1710.63(N)垂直面：FbcY 1 -Fr3V 1 -665(N)C-D段支承反力:水平面：Fcdx = Fr2H -Fr3H =2727.63-1710.63 = 1017(N)垂直面：Fcdy = Fr2V - Fr3V = 1060 - 665 = 395( N)D-E段支承反力:水平面：Fdex 二 Fr1HFr2H -Fr3H =3393 2727.63-1710.63 = 4410(N)垂直面：Fdey =Fr1V Fr2V -Fr3V =1320 1060-665 =1715(N)軸的受力簡圖、水平面及垂直面受力簡圖見圖3-5b、c、eA-B段彎矩：水平面：M ABX = 0垂直面：M ABY - 0合成：M ab = M abx ' M aby = 0B-C段彎矩：水平面：M bcx = Fbcx 353 Fwh 100 小 一432.63( N m)垂直面：M BCY = Fbcy 353 Fr3V 100“-168.245(N m)合成：M BC 二.M Bcx M Bcy 二- 432.632 168.2452 : 464.192( N m)C-D段彎矩：水平面：Mcdx 二 Fcdx 436 - Fr2H 353 Fr3H 100 ： -348.219(N m)垂直面：Mcdy 二 Fcdy 436 一 F2v 353 Fr3H 100 ： 135.46(N m)合成：Mcd =、：M Cdx +mCdy = J348.2192 +135.462 拓 373.638(N m)D-E段彎矩：水平面：Mdex =Fdex 515-Fr2H 353-Fr1H 436 Fr3H 100=0.00041(N m)垂直面：MdeyFdey 515-Fr2V 353-Fr1V 436 Fr3V 100=0.00133(N m)合成：MDE = JmDex +mDey = Jo.000412 +0.001332 癢 0.0014(N m)軸的水平面、垂直面及合成彎矩圖見圖3-5d、f、go-17 -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書已知：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 二 P小二 5.5 0.98 二 5.39(kW)則大帶輪的輸出轉(zhuǎn)矩為：P大5.39T=9550=955017.16(Nm)n23000軸的轉(zhuǎn)矩圖見圖3-5h。3.2.3主軸的強度校核從合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖上得知，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。在校核主軸的強度時 應按彎扭合成強度條件進行計算。軸的彎扭合成強度條件為吟:伽2+(訂)2ca = Ji ：+41 I = < b3.7)YlW 丿12W 丿W式中：a 軸的計算應力，MPa ；3W 軸的抗彎截面系數(shù)，mm ;:折合系數(shù)；匕J 軸的許用彎曲應力，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w £32-18 -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書式中：d軸頸處直徑，單位為mm ；b 蟲，此處，4為軸孔直徑d3.1416 85332h-/42TV56698(mm3).丿一-# -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書-# -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書打=70MPa。按扭根據(jù)主軸材料為40Cr，由工程力學查得許用彎曲應力-19 -河南機電高等專科學校畢業(yè)設計說明書-20 -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取折合系數(shù):=0.6。將上述參數(shù)代入公式（3.7），則軸的計算應力為caI2246419220.6 1716056698= 8.2( MPa)因為ca ： A J - 70MPa，所以主軸的強度符合要求3.2.4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，甚至會喪失機器應有的工作性能。對于本課題的主軸，應 該按軸的彎曲剛度校核。軸計算剛度經(jīng)驗公式為(3.8 )式中： 軸的計算撓度，單位為mm1 軸慣性量，單位為mmE 軸所用材料的彈性模量，單位為 N/mri2;L支承跨度，單位為mn;耳一一軸所受圓周力，單位為N;Fr1軸所受徑向力，單位為No*軸的允許撓度，單位為已知：Ft =4410N，F(xiàn)r -1715N，I = 205cm4，E =2.1 106 N cm2，L = 336mm 由工程力學查得軸的允許撓度為yp 二 0.0002L 二 0.0002 336 二 0.0672（mm）將上述參數(shù)代入公式（3.8 ），則軸的計算剛度為J44102 +1715248 2.1 104205 1043363:0.086(mm)由于 yP，所以軸能夠滿足剛度要求。 綜上所述，軸的強度，剛度均符合校核要求3.3主軸組件的支承3.3.1主軸軸承的類型-21 -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書機床主軸帶著刀具或夾具在支承件中作回轉(zhuǎn)運動，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、結構、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，可以預緊，潤滑維護簡單，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)速有很大的限制。數(shù)控機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。 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、預緊力穩(wěn)定、彈性變形小、剛度高的特點。但由于成本較高，在數(shù)控機床上還未普 及使用。數(shù)控機床主軸支承根據(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。不同類型主軸軸承的優(yōu)缺點見表3-1表3-1數(shù)控機床的主軸軸承及其性能性能滾動軸承液體靜壓軸承氣體靜壓軸承磁力軸承陶瓷軸承精度一般或較高，在預緊無間隙時較高高，精度保持性好一般同滾動軸承岡U度一般或較高，預緊后較高，取決于所用軸高，與節(jié)流閥形式 有關，薄膜反饋或滑閥 反饋很高較差，因空氣可壓縮，與承載力大小有關不及一般滾動軸承比一般滾動軸承差抗振性較差，阻尼比匕=0.020.04好，阻尼比匕=0.045 0.065好較好同滾動軸承速度性能用于中、低速，特殊軸承可用于較高速用于各級速度用于超高速用于高速用于中、高速，熱傳導率低，不易發(fā)熱摩擦損耗較小，卩=0.002 0.008小,4=0.0005 0.001小很小同滾動軸承壽命疲勞強度限制長長長較長結構尺寸軸向小，徑向大軸向大，徑向小軸向大，徑向小徑向大軸向小，徑向大制造難易軸承生產(chǎn)專業(yè)化、標準化自制，工藝要求高，需要供油設備自制，工藝較液壓系統(tǒng)低，需要供氣系統(tǒng)較復雜比滾動軸承難使用維護簡單，用油脂潤滑要求供油系統(tǒng)清潔，較難要求供氣系統(tǒng)清潔，較易較難較難成本低較高較高高較高機床主軸軸承發(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熱系數(shù)等特點，同時所用油脂為一次性，終身潤滑， 大大地提高了滾動軸承的性能，所以被廣泛采用。目前，一般中小規(guī)格的數(shù)控機床（如車床、銑床、鉆鏜床、加工中心、磨床等）的主軸部件多采用成組高精度滾動軸承重型數(shù)控機床采用液體靜壓軸承，高精度數(shù) 控機床（如坐標磨床）采用氣體靜壓軸承，轉(zhuǎn)速達 210 104r/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710年。3.3.2主軸軸承的配置根據(jù)主軸部件的工作精度、剛度、溫升和結構的復雜程度，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，目前數(shù)控 機床主軸軸承的配置主要有如圖 3-7所示的幾種形式。(c)団(d)圖3-7數(shù)控機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，該配置可滿足強力 切削的要求，普遍應用于各類數(shù)控機機床。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。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，角接觸球軸承具有較好的高速性能，主軸最高轉(zhuǎn)速可達 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)控機床主軸。(b)3.3.3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，從而確定當支承 跨距較大時，降低支承剛度，或適當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 荷時有效地高速運轉(zhuǎn)。但是軸向負荷只能從一個方向施加。因此，這些軸承通常成 對安裝并施加預負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選用如圖3-7的方式。而本課題的預緊方式采用隔套調(diào)整法及 雙螺母預緊。3.3.4軸承的配合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，導致內(nèi)圈與主軸之間產(chǎn)生相對轉(zhuǎn)動現(xiàn)象，精密機床主軸軸承內(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，引起軸承預緊增加，導致摩擦 發(fā)熱加劇，故軸承外圈與軸承座之間一般選擇間隙配合。在本課題中，固定端前支承的7217Q角接觸球軸承與軸承座的配合采用間隙配 合，配合目標間隙值取38卩m為了提高機床的切削剛性，該軸承與主軸的配合采 用過盈配合,配合目標過盈量取04卩m而后支承的7215C角接觸球軸承與主軸選 用過盈配合，配合目標過盈量取03卩m與軸承座之間為間隙配合，配合目標間隙 值取915卩m3.3.5主軸軸承設計計算(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，共同承擔支承作用。所以，校驗C、D處7217AC 軸承只需取受力最大處即可。已知： Fr2V =1060N，F(xiàn)r3V 二-665N， Fr2H = 2727.63N，F(xiàn)r3H = T710.63N則軸承7217AC所受徑向合力為Fr "F；v F；H h"060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)， 則軸承預期計算壽命為Lh' = 7 300 133600(h)已知軸承7217AC所受的軸向負荷Fa =2573N，徑向負荷Fr =2926N。分界判斷系數(shù)e =°.68 2727.632 ： 2926.36(N)軸承7215C所受徑向合力為FrFr23v -卩知 66521710.6324：917.67(N)匚2573“87亠0.68Fr 1715由機械設計基礎查得徑向動載荷系數(shù) X=0.41，軸向動載荷系數(shù)丫=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 1.21.8，取fp =1.6。貝峙由承的當量 動載荷為P 二 fpX Fr 丫 Fa =1.60.41 1715 0.87 25734706.66（N）以小時數(shù)表示的軸承壽命L10h （單位為h）為.106（c¥60門1卩丿（3.9 ）式中：L10h 失效率10% （可靠度90% ）的基本額定壽命（106r ）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當量動載荷，單位為N;: 壽命指數(shù)，對球軸承；=3，滾子軸承；=10 3。查表得基本額定動載荷 C =99.8KN。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0h106鯽360 x 3000 < 4706 丿:57986(h)-27 -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書-# -河南機電高等專科學校畢業(yè)設計說明書由于 Lh丨33600h，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）， 則軸承預期計算壽命為Lh' = 7 300 16 = 33600（h）已知軸承7215C所受的軸向負荷Fa =2573N，徑向負荷二917.67N。由機械設計基礎查得分界判斷系數(shù) e二0.68。Fr2573917.67:2.8 e = 0.68由機械設計基礎查得徑向動載荷系數(shù) X=0.41，軸向動載荷系數(shù)丫=0.87。根 據(jù)載荷性質(zhì)為中等沖擊，由機械設計基礎查得載荷系數(shù)一般為1.21.8，取fP九8。則軸承的當量動載荷為P =fp X Fr Y Fa =1.80.41 917.67 0.87 2573 : 4706(N)查機械設計基礎得基本額定動載荷 C =79200KN。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,10610h 一60 3000*79200 T<4706 丿:36481(h)-29 -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書-# -河南機電高等專科學校畢業(yè)設計說明書由于L10h Lh33600h，所以能夠滿足要求。3.4同步帶的設計計算(1) 設計功率Pd根據(jù)工作機為加工中心，原動機為交流電動機，每天兩班制工作(按 16h計)， 由機械設計基礎查得 Ka =2.0。故設計功率為：Pd =Ka P=2.0 5.5KW -11KW式中：P 傳遞的功率，kwKa載荷修正系數(shù)(2) 選定帶型和節(jié)距根據(jù)設計功率Pd =11KW，小帶輪轉(zhuǎn)速m =6000廠min，由機械設計基礎確 定帶輪的帶型為H型。按照同步帶的帶型為H型，由機械設計基礎查得節(jié)距Pb = 12.700mm小帶輪齒數(shù)乙根據(jù)小帶輪轉(zhuǎn)速m=6000rmin，同步帶的帶型為H型，由機械設計基礎查 得小帶輪的最小齒數(shù)Zmin 22，故取乙=30(4) 小帶輪節(jié)圓直徑d1d130 12.73.1416mm = 121.28mm式中：乙小帶輪齒數(shù)；Pb 節(jié)距。按照小帶輪齒數(shù) 乙=30，同步帶的帶型為H型，由機械設計基礎查得其外徑 =119.90mm大帶輪齒數(shù)Z2n-i 6000i2n23000式中：n1小帶輪轉(zhuǎn)速；陽大帶輪轉(zhuǎn)速。大帶輪齒數(shù) Z? = i乙=2 30 = 60(6)大帶輪節(jié)圓直徑d2d2Z2 pb60 12.73.1416mm = 242.55mm-31 -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書-# -河南機電高等專科學校畢業(yè)設計說明書式中：Pb節(jié)距。按大帶輪齒數(shù)Z2 =60，同步帶帶型為H型，由機械設計基礎查得其外徑da2 = 241.18mm帶速v寫 d 1 n 1v 二60 10003.1416 121.28 6000601000m. s 二 38.10 m s ： vmax-# -河南機電高等專科學校畢業(yè)設計說明書-# -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書式中：d1 小帶輪節(jié)圓直徑;厲小帶輪轉(zhuǎn)速。(8) 初定軸間距a0經(jīng)驗公式：0.7 d1 d2 <a2 d1 d2 ,(3.10)式中：d1 小帶輪節(jié)圓直徑；d2 大帶輪節(jié)圓直徑。將 d1，d2 值代入公式(3.10)，得 254.68mm 蘭 a。蘭 727.66mm。 故取 a0 = 255mm。(9) 帶長及其齒數(shù)L° =2 玄d1 d2 *24 a。mm譏 255 詈 12128 242.55 242曽；?28 2=1095.92mm式中：Lc 帶長;a0初定軸間距；di小帶輪節(jié)圓直徑；d2 大帶輪節(jié)圓直徑。按帶長L。"095.92mm，同步帶的帶型為H型，由機械設計基礎查得應選用 帶長代號為450的H型同步帶，節(jié)線長Lp = 1143.00mm，節(jié)線長上的齒數(shù)Z=90。(10) 實際軸間距a =a0 蟲=255 1143 一1095"92 mm =278.54mm2 2式中：a。初定軸間距;Lp 節(jié)線長；(11) 小帶輪嚙合齒數(shù)Zm二 intZ1Pb Z1_乙12 730"I260 -30 =122 3.14162 278.54-33 -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書-# -河南機電高等專科學校畢業(yè)設計說明書式中：Zm 小帶輪嚙合齒數(shù);Pb 節(jié)距(12) 基本額定功率R按照同步帶的帶型為H型，由機械設計基礎查得帶的許用工作拉力Ta =2100.85N，帶的單位長度的質(zhì)量 m = 0.448kg m?；绢~定功率為：P。Tam v2 v1000r22100.85 -0.448 38.138.1 KW1000= 55.27KW-# -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書式中：Ta 寬度為bs,的帶的許用工作拉力 m 寬度為bs,的帶單位長度的質(zhì)量(13) 帶寬bs按同步帶的帶型為H型，由機械設計基礎查得= 76.2mm;按小帶輪嚙合齒數(shù)Zm =12，由機械設計基礎查得嚙合齒數(shù)系數(shù)Kz = 1。帶寬為:1 .14TKzPdP0-76.21.1411，1 55.27mm 二 18.49 mm式中：KZ嚙合齒數(shù)系數(shù)bs0 同步帶的基準寬度，mm按照帶寬bs =18.49，同步帶帶型為H型，由機械設計基礎確定選帶寬代號為075的H型帶，其帶寬 bs =19.1mm(14) 作用在軸上的力1000 1138.1N =288.71N-34 -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書-# -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書式中：Fr作用在軸上的力;Fd 設計功率；v帶速。(15) 帶輪的結構和尺寸傳動選用的同步帶為450H 075小帶輪：Z1 =30，a =121.28mm, da = 119.90mm大帶輪：Z2 =60， d2 = 242.55mm， da2 = 241.18mm3.5鍵的設計計算3.5.1主軸上的鍵對于采用常見的材料和按標準選取尺寸的普通平鍵聯(lián)接(靜聯(lián)接)，其主要失效形式是工作面被壓潰。除非存在嚴重過載，否則一般不會出現(xiàn)鍵的剪斷。因此， 通常只按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。假定載荷在鍵的工作面上是均勻分布的，則普通平鍵聯(lián)接的強度條件為：2T 103k l d(3.11)式中：T傳遞的轉(zhuǎn)矩(T = F漢yF漢d)，單位為N m ；2k 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h，此處h為鍵的高度，單位為mm ； l鍵的工作長度，單位為 mm，圓頭平鍵I = L - b，平頭平鍵I = L，這里的L為鍵的公稱長度，單位為 mm，b為鍵的寬度，單位為 mm;d軸的直徑，單位為 mm鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，單位 MPa已知：帶輪作用在軸上的力 F =288.71N，鍵所處主軸段直徑d = 72mm，鍵的寬度b =20mm，鍵的公稱長度 L = 70mm，鍵的高度h =12mm。鍵所傳遞的轉(zhuǎn)矩為T = F - =288.71 y- =10.39 N m由于主軸處采用圓頭平鍵，故鍵的工作長度為I = L - b = 70 - 20 = 50 mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為k = 0.5 h = 0.5 12=6 mm將上述參數(shù)代入公式（3.11 ），故聯(lián)接工作面擠壓應力為2X10.39003匚 p0.96 MPa6漢50沢72按聯(lián)接工作方式為靜聯(lián)接，且載荷性質(zhì)具有沖擊性，查機械設計基礎設計手 冊得鍵聯(lián)接的許用應力 t p L 60MPa。由于匚p ： tp，所以能滿足要求。3.5.2 主電機上的鍵已知：主電機額定轉(zhuǎn)矩T =35N m，電機輸出軸的直徑d =32mm，鍵的寬度 b =10mm，鍵的公稱長度L =70mm，鍵的高度h =8mm，鍵聯(lián)接的許用應力!-J = 60MPa。由于主軸處采用單圓頭普通平鍵，故鍵的工作長度為l =L - b =70 -10 =65 mm2 2鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為k = 0.5 h = 0.5 8=4 mm將上述參數(shù)代入公式（3.11 ），故聯(lián)接工作面擠壓應力為-36 -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書-# -河南機電高等專科學校畢業(yè)設計說明書32 35 10 65 32= 8.41 MPa-# -河南機電高等?？茖W校畢業(yè)設計說明書-37 -河南機電高等專科學校畢業(yè)設計說明書由于匚p "、p所以能滿足要求-# -河南機電高等專科學校畢業(yè)設計說明書4電動機與聯(lián)軸器的選擇4.1電動機的選擇4.1.2進給電動機的選擇寬調(diào)速直流伺服電動機的結構特點是勵磁便于調(diào)整，易于安排補償繞組和換向 極，電動機的換向性能得到改善，成本低，可以在較寬的速度范圍內(nèi)得到恒轉(zhuǎn)速特 性。當然，寬調(diào)速直流伺服電動機體積較大，其電刷易磨損，壽命受到一定限制。日本法納克(FANUC公司生產(chǎn)的用于工業(yè)機器人、CN(機床、加工中心(MC的L系列適合于在頻繁啟動、制動場合應用。根據(jù)估算得出的電動機功率Pf =0.37kW，選用FANU的6L型電動機，其主要性能指標如下：輸出功率：1.1kW ；額定轉(zhuǎn)矩：8.8N m ；最大轉(zhuǎn)矩：44.1N m ；最高轉(zhuǎn)速：2000r min ；轉(zhuǎn)子慣量：0.0018kg m2。4.2聯(lián)軸器的設計計算(1) 類型選擇為了隔離振動與沖擊，選用凸緣聯(lián)軸器。(2) 載荷計算已知進給電動機的額定轉(zhuǎn)矩為 8.8N m。根據(jù)工作機的轉(zhuǎn)矩是變化的，且沖擊 載荷較大，原動機類型為電動機，由機械設計基礎查得工作情況系數(shù)Ka=2.3則計算轉(zhuǎn)矩為：Tea 二 kA T =2.3 8.8 =20.24(N m)(3) 型號選擇選擇聯(lián)軸器時，聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩要大于計算轉(zhuǎn)矩，許用最大轉(zhuǎn)速要大于電動 機轉(zhuǎn)速。由GB5843-8外查得YL5型凸緣聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為 63N m，許用最大轉(zhuǎn)速 為5500r.min，適合于尺寸在22 32mm之間的軸頸。故能夠滿足要求。結論本課題的指導思想是在滿足立式加工中心主軸組件的工作要求的前提下，盡可 能使其性能優(yōu)越，傳動平穩(wěn)，并且使加工中心的整體機構的體積、 質(zhì)量盡可能減小, 從而降低成本。本課題確定了立式加工中心主軸組件的總體設計方案，對主軸組件的各組成機 構進行了方案論證、設計計算以及選型。同時，通過對加工中心主軸組件的主要部 件，如：主軸、軸承、絲杠、鍵等進行校核，較為理想地實現(xiàn)了任務書中對立式加 工中心主軸組件的技術指標。加工中心主軸組件的運轉(zhuǎn)過程比較平穩(wěn)，且主軸組件 的結構簡單，拆裝方便，維修容易，價格低廉。主軸組件的結構主要分為兩個部分，即主運動機構和進給運動機構。而在主運 動機構中，按照功能來分，可主要分為主軸傳動機構、主軸準停機構、刀具自動夾 緊機構以及切屑清除機構。本課題采用了 FANU6S型交流主軸電動機作為主軸傳動的原動力，通過同步 帶傳動來實現(xiàn)主軸電機和主軸之間的減速傳動。通過對同步帶帶型的選擇，確定了 同步帶傳動的線速度、帶長、軸間距等參數(shù)，并對大小帶輪進行了結構設計。為了 防止同步帶的掉落，在帶輪的兩側按分別安裝了帶輪擋圈。在大帶輪上還安裝了動 平衡較好的圓盤，主軸準停中的發(fā)磁體被設置在圓盤上，而磁