主軸組件設計

1、目目 錄錄 摘 要 . ABSTRACT(英文摘要) . 目 錄 . 第一章第一章 緒論緒論 .1 1.1 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的要求 .1 1.2 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)方式 .1 1.3 國內(nèi)外數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的發(fā)展.2 1.3.1 設數(shù)控車床發(fā)展總趨勢. 2 1.3.2 確中國數(shù)控車床發(fā)展的主要問題 . . 4 第二章 主傳動系統(tǒng)主要技術(shù) .6 2.1 主傳動技術(shù)指標的制定 .7 2.1.1 動力參數(shù)的確定計的數(shù). 7 2.1.2 主運動調(diào)速范圍的確定. 8 2.1.3 主軸計算轉(zhuǎn)速的確定. 9 2.2 變速主傳動系統(tǒng)的設計 . 10 2.2.1 確定傳動方案. 10 2.2.2 轉(zhuǎn)速圖的擬

2、定. 11 2.2.3 擬定傳動變速系統(tǒng)圖. 12 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 . 15 3.1 傳動皮帶的設計與選定 . 15 3.1.1 V 帶傳動設計. 15 3.1.2 帶結(jié)構(gòu)的設計. 16 3.2 齒輪的設計與校核 . 17 3.2.1 各傳動軸傳遞動力計算. .17 3.2.2 齒輪副 32/76 齒輪的設計與校核. 19 3.2.3 齒輪副 30/54 齒輪的設計與校核.23 3.2.4 齒輪副 54/54 齒輪的設計與校核.26 3.3 傳動軸的設計與校核 . 30 3.3.1 傳動軸 I 的設計與校核. 30 3.3.2 軸 II 的設計與校核. 33 第四章 主軸組件的設計

3、與校核 . 35 4.1 主軸的要求 . 35 4.2 主軸軸承選擇 . 36 4.3 主軸的設計與校核 . 36 第五章 主軸驅(qū)動與控制 . 39 5.1 主軸轉(zhuǎn)速的自動變換 . 39 5.2 齒輪有級變速變擋裝置 . 40 5.3 主軸旋轉(zhuǎn)與軸向進給的同步控制. 40 5.3 主軸旋轉(zhuǎn)與徑向進給的同步控制. 40 第六章總結(jié)與展望 . 41 參考文獻 . 43 致謝 . 45 第二章：主傳動系統(tǒng)主要技術(shù)指標的確定： 該數(shù)控裝置屬于小型數(shù)控加工裝置，床身最大回轉(zhuǎn)直徑250mm，最大 工件長度 600mm；主軸通孔直徑 32mm，主傳動系統(tǒng)的主要參數(shù)有動力參數(shù)和運 動參數(shù)。動力參數(shù)是指主運動驅(qū)

4、動電動機的功率；運動參數(shù)是指主運動變速范 圍。根據(jù)數(shù)控裝置的加工工藝、加工對象、所要求的精度、成本及生產(chǎn)周期并 結(jié)合國內(nèi)外機床發(fā)展現(xiàn)狀確定主要技術(shù)指標。 2.1 動力參數(shù)確定： 傳動中個傳動件的尺寸要根據(jù)傳動功率來確定。傳動功率過大，使傳動 件尺寸粗大，電動機常在低負載下工作，功率因數(shù)小而浪費能源；功率過小將 限制車床切削加工能力而降低生產(chǎn)效率。因此需合理確定主傳動功率。但由于 實際加工過程切削用量變化范圍大、傳動件之間的摩擦等不確定因素，用理論 計算方法來確定主傳動功率尚有困難，可通過類比、統(tǒng)計方法相互比較來確定。 2.1.1 最高轉(zhuǎn)速和變速范圍的確定 已知條件：，變速范圍：100min/1

5、000 max rnmin/10 min rn 2.1.2 主切削力的確定主切削力的確定 查閱金屬切削手冊知，以硬質(zhì)合金刀具車削合金結(jié)構(gòu)鋼為例，數(shù)控車床有 代表性的主切削力的切向分力大約在 2500 左右，切削速度取 30-80r/min， ZF 故取 Np2500 2.1.3 主電機功率的確定主電機功率的確定 及，其中主傳動鏈的功率效率 =0.70.85， 數(shù)控裝 60000 Vp P P Pdian 置多采用調(diào)速電動機和較短的機械傳動鏈，效率較大，因此取 =0.75 計算得 kWPdian0 . 3 2.1.4 主軸計算轉(zhuǎn)速的確定 由切削原理知主運動為直線運動的機床，主運動為恒轉(zhuǎn)矩運動；主

6、運動為 旋轉(zhuǎn)運動的機床，主運動為恒功率運動。低速主軸轉(zhuǎn)速小，不需傳動電動機的 全部功率。我們把機床能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速稱為主軸計算轉(zhuǎn)速，以它為 臨界轉(zhuǎn)速，如下圖。從至最高轉(zhuǎn)速的區(qū)域為恒功率區(qū)域，任意轉(zhuǎn)速能夠傳遞電 動機的全部功率，但主軸轉(zhuǎn)矩隨主軸轉(zhuǎn)速的上升而下降；從最低轉(zhuǎn)速至的區(qū)域 b 為恒轉(zhuǎn)矩區(qū)域，任意轉(zhuǎn)速能夠輸出最大轉(zhuǎn)矩，但主軸輸出的功率將隨主軸轉(zhuǎn) 速的下降而下降。 目前數(shù)控機床計算轉(zhuǎn)速的確定尚無統(tǒng)一標準，確定是參考同類機床，并結(jié) 合該機床加工工藝要求，取n計=50 rmin. 圖 2.1 主軸轉(zhuǎn)速曲線 2.1.5 電機選擇電機選擇 根據(jù)網(wǎng)上查閱采用富田 VFNC 系列變頻主軸電機，該

7、系列電機的特點有 雙功率設計，應對短時重載切削。 恒功率范圍寬，可實現(xiàn) 1:6 倍恒功率設計 導入基頻 33.3Hz 設計，達成低速力矩大，確保低速強力切削，超寬恒功率 調(diào)速范圍，保障高速切削光潔度。 降低變頻器功率，節(jié)省成本和電源容量。 電機編號VFNC112L-33.3-3.0-4 額定轉(zhuǎn)矩28N.m 額定電流7.7A 額定轉(zhuǎn)速1000rmp 額定功率3.0KW 第三章：傳動部件的設計第三章：傳動部件的設計 3.1 行星減速器行星減速器 3.1.1 概述： 行星減速機主要傳動結(jié)構(gòu)為:行星輪、太陽輪、外齒圈. 1、行星減速機因為結(jié)構(gòu)原因,單級減速最小為 3,最大一般不超過 10,常見 減速比

8、為:3.4.5.6.8.10,減速機級數(shù)一般不超過 3,但有部分大減速比定制減速 機有 4 級減速. 2、相對其他減速機,行星減速機具有高剛性,高精度(單級可做到 1 分以內(nèi)), 高傳動效率(單級在 97%-98%),高的 扭矩/體積比,終身免維護等特點. 3、因為以上特點,行星減速機多數(shù)是安裝在步進電機和伺服電機上,用來 降低轉(zhuǎn)速,提升扭矩,匹配慣量. 4、額定輸入轉(zhuǎn)速最高可達到 18000rpm(與減速機本身大小有關；減速機 越大,額定輸入轉(zhuǎn)速越小)以上,工業(yè)級行星減速機輸出扭矩一般不超過 2000Nm, 特制超大扭矩行星減速機可做到 10000Nm 以上.工作溫度一般在-25到 100

9、左右,通過改變潤滑脂可改變其工作溫度. 5、行星減速機包括單級、雙級和三級傳動，計有 12 個機座，27 個型號， 58 種速比，可組成 498 臺不同規(guī)格的減速機。 3.1.2 行星減速器用途 1、行星減速機是一種用途廣泛的工業(yè)產(chǎn)品，其性能可與其它軍品級減速 機產(chǎn)品相媲美，卻有著工業(yè)級產(chǎn)品的價格，被應用于廣泛的工業(yè)場合。 2、該減速器體積小、重量輕，承載能力高，使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪 聲低。具有功率分流、多齒嚙合獨用的特性。最大輸入功率可達 104kW。 3、適用于起重運輸、工程機械、冶金、礦山、石油化工、建筑機械、輕 工紡織、醫(yī)療器械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器和航空航天等工業(yè)部門行星

10、系列新品種 WGN 定軸傳動減速器、WN 子母齒輪傳動減速器、彈性均載少齒差減 速器。 3.1.33.1.3 行星減速器的優(yōu)點行星減速器的優(yōu)點 行星減速機擁有較多優(yōu)點，像是結(jié)構(gòu)緊湊，可節(jié)省 50的體積；同軸的 輸入輸出使設計更具彈性；重量輕、高效率、免保養(yǎng)（無須更換潤滑油）、壽 命長（無需更換零組件）且經(jīng)由模塊化設計，使應用更為容易。 在實用上，所有的高性能伺服用行星減速機，均選用行星式的機構(gòu)并非偶然。 行星式減速機構(gòu)利用多齒接觸來分散它的負荷，所以在給定的設計空間下具有 最大的扭矩密度和剛性，而與一般的減速機構(gòu)相比較，行星減速機在高速時的 結(jié)構(gòu)動平衡特性較為優(yōu)異，且易于潤滑。一般而言，只要利

11、用潤滑油脂即可達 到充分潤滑的效果，基于上述之負荷均布、結(jié)構(gòu)動平衡優(yōu)異以及易于潤滑的特 性，使得行星減速機被一般使用者認定為最適合使用的伺服應用方案。 3.1.4 行星減速器的安裝方法行星減速器的安裝方法： 在減速機家族中，行星減速機以其體積小，傳動效率高，減速范圍廣，精度 高等諸多有點，而被廣泛應用于伺服、步進、直流等傳動系統(tǒng)中。其作用就是 在保證精密傳動的前提下，主要被用來降低轉(zhuǎn)速增大扭矩和降低負載/電機的轉(zhuǎn) 動慣量比。在過去幾年里，有的用戶在使用減速機時，由于違規(guī)安裝等人為因 素，而導致減速機的輸出軸折斷了，使企業(yè)蒙受了不必要的損失。因此，為了 更好的幫助廣大用戶用好減速機，向你詳細地介

12、紹如何正確安裝行星減速機。 正確的安裝，使用和維護減速機，是保證機械設備正常運行的重要環(huán)節(jié)。 因此，在安裝行星減速機時，請務必嚴格按照下面的安裝使用相關事項，認真 地裝配和使用。 第一步第一步 安裝前確認電機和減速機是否完好無損，并且嚴格檢查電機與減速機相連 接的各部位尺寸是否匹配，這里是電機的定位凸臺、輸入軸與減速機凹槽等尺 寸及配合公差。 第二步第二步 旋下減速機法蘭外側(cè)防塵孔上的螺釘，調(diào)整 PCS 系統(tǒng)夾緊環(huán)使其側(cè)孔與防 塵孔對齊，插入內(nèi)六角旋緊。之后，取走電機軸鍵。 第三步第三步 將電機與減速機自然連接。連接時必須保證減速機輸出軸與電機輸入軸同 心度一致，且二者外側(cè)法蘭平行。如同心度不

13、一致，會導致電機軸折斷或減速 機齒輪磨損。 另外，在安裝時，嚴禁用鐵錘等擊打，防止軸向力或徑向力過大損壞軸承 或齒輪。一定要將安裝螺栓旋緊之后再旋緊緊力螺栓。安裝前，將電機輸入軸、 定位凸臺及減速機連接部位的防銹油用汽油或鋅鈉水擦拭凈。其目的是保證連 接的緊密性及運轉(zhuǎn)的靈活性，并且防止不必要的磨損。 在電機與減速機連接前，應先將電機軸鍵槽與緊力螺栓垂直。為保證受力 均勻，先將任意對角位置的安裝螺栓旋上，但不要旋緊，再旋上另外兩個對角 位置的安裝螺栓最后逐個旋緊四個安裝螺栓。最后，旋緊緊力螺栓。所有緊力 螺栓均需用力矩板手按標明的固定扭力矩數(shù)據(jù)進行固定和檢查。 減速機與機械設備間的正確安裝類同減

14、速機與驅(qū)動電機間的正確安裝。關 鍵是要必須保證減速機輸出軸與所驅(qū)動部分軸同心度一致。 3.1.53.1.5 潤滑及保養(yǎng)潤滑及保養(yǎng) 1、在行星減速機中裝入建議的型號和數(shù)值的潤滑脂。行星減速機采用潤滑 油潤滑。對于豎直安裝的行星減速機，鑒于潤滑油可能不能保證最上面的軸承 的可靠潤滑，因此采用另外的潤滑措施。 2、在運行以前，在行星減速機中注入適量的潤滑油，潤滑油的粘性根據(jù)以 下列表選擇。行星減速機通常裝備有注油孔和放油塞。因而在訂購行星減速機 的時候必須指定安裝位置。 3、注意：對于非常規(guī)工作條件的應用，請征詢制造廠的意見。 4、工作油溫不能超過 80。 5、終生潤滑的組合行星減速機在制造廠注滿合

15、成油，除此之外，行星減速 機供貨時通常是不帶潤滑油的，并帶有注油塞和放油塞。本樣本中列出的行星 減速機潤滑油數(shù)量只是估計值。根據(jù)訂貨時指定的安裝位置設置油位塞的位置 以保證正確注油，減速機注油量應該根據(jù)不同安裝方式來確定。如果傳輸功率 超過減速機的熱容量，必須提供外置冷卻裝置. 3.1.6 減速器選型 網(wǎng)上查找 技術(shù)參數(shù)： 型號PS240 額定輸出轉(zhuǎn)矩3027Nm 級數(shù)2 減速比30 滿載效率94% 減速器外形尺寸 3.2 聯(lián)軸器聯(lián)軸器 3.2.1 概述概述 一般機械都是由原動機、傳動機和工作機構(gòu)組成，這三部分必須聯(lián)接起來 才能工作，而聯(lián)軸器就是把它們聯(lián)接起來的一種重要裝置。聯(lián)軸器主要用于兩

16、軸之間的聯(lián)接，它也可用于軸和其它零件（卷筒、齒輪、帶輪等）之間的聯(lián)接。 它的主要任務是傳遞扭矩。 聯(lián)軸器屬于機械通用零部件范疇，用來聯(lián)接不同機構(gòu)中的兩根軸（主動 軸和從動軸）使之共同旋轉(zhuǎn)以傳遞扭矩的機械零件。在高速重載的動力傳動 中，有些聯(lián)軸器還有緩沖、減振和提高軸系動態(tài)性能的作用。聯(lián)軸器由兩半 部分組成，分別與主動軸和從動軸聯(lián)接。一般動力機大都借助于聯(lián)軸器與工 作機相聯(lián)接，是機械產(chǎn)品軸系傳動最常用的聯(lián)接部件。20 世紀后期國內(nèi)外 聯(lián)軸器產(chǎn)品發(fā)展很快，在產(chǎn)品設計時如何從品種甚多、性能各異的各種聯(lián)軸 器中選用能滿足機器要求的聯(lián)軸器，對多數(shù)設計人員來講，始終是一個困擾 的問題。 根據(jù)被聯(lián)接兩軸的相

17、對位置關系，聯(lián)軸器可分為剛性、彈性和液力三種。 剛性聯(lián)軸器用在兩軸能嚴格對中，并在工作時不發(fā)生相對位移的地方；彈性聯(lián) 軸器用在兩軸有偏斜或工作中有相對位移的地方；液力聯(lián)軸器是用液體動能來 傳遞功率，用在需要保護原動機不遭過載損壞而又可空載起動的地方。 特點：緩沖吸振，可補償較大的軸向位移，微量的徑向位移和角位移。 應用：正反向變化多，啟動頻繁的高速軸。 圖 2.6 彈性聯(lián)軸器 3.2.2 選擇聯(lián)軸器應考慮的因素 按結(jié)構(gòu)要求和工作條件選定彈性聯(lián)軸器的型號。 動力機的類別是選擇聯(lián)軸器品種的基本因素；動力機的功率是確定聯(lián)軸 器的規(guī)格大小的主要依據(jù)之一，與聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩成正比。動力機到工作之間通 過一個或

18、數(shù)個不同品種或不同型式、規(guī)格的聯(lián)軸器將主、從動端起來，形成 軸系傳動系統(tǒng)。在機械傳動中，動力機不外乎電動機、內(nèi)燃機和汽輪機。由 于動力機工作原理和結(jié)構(gòu)的不同，其機械特性差別很大，有的運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，有 的運轉(zhuǎn)時有沖擊，對傳動系統(tǒng)形成不等的影響。根據(jù)動力機的機械特性，應 選取相應的動力機系數(shù) KW，選擇適合于該系統(tǒng)的最佳聯(lián)軸器。 選擇聯(lián)軸器 的主要依據(jù)是傳遞的最大扭矩，其值應小于或等于許用轉(zhuǎn)矩值，最大扭矩的確 定應考慮啟動與制動所需加減速扭矩和過載扭矩。若最大扭矩不易確定，亦可 按計算扭矩選用，即計算扭矩不超過許用扭矩值。 3 傳動系統(tǒng)的載荷類別是選擇聯(lián)軸器品種的基本依據(jù)。沖擊、振動和轉(zhuǎn)矩 變化較大的

19、工作載荷，應選擇具有彈性元件的撓性聯(lián)軸器即彈性聯(lián)軸器，以 緩沖、減振、補償軸線偏移，改善傳動系統(tǒng)工作性能。啟動頻繁、正反轉(zhuǎn)、 制動時的轉(zhuǎn)矩是正常平衡工作時轉(zhuǎn)矩的數(shù)倍，是超載工作，必然縮短聯(lián)軸器 彈性元件使用壽命，聯(lián)軸器只允許短間超載，一般短時間載不得超過公稱轉(zhuǎn) 矩的 23 倍，即Tmax23Tn。 3.2.3 聯(lián)軸器盡寸、安裝與維護 聯(lián)軸器外形尺寸，即最大徑向和軸向尺寸，必須在機器設備允許的安裝 空間以內(nèi)。應選擇裝拆方便、不用維護、維護周期長或維護方便、更換易損 件不用移動兩軸、對中調(diào)整容易的聯(lián)軸器。 大型機器設備調(diào)整兩軸對中較困難，應選擇使用耐久和更換易損件方便 的聯(lián)軸器。金屬彈性元性撓性聯(lián)

20、軸器一般比非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器的使 用壽命長。需密封潤滑和使用不耐久的聯(lián)軸器，必然增加維護工作量。對于 長期連續(xù)運轉(zhuǎn)和經(jīng)濟效益較高的場合，例如我國冶金企業(yè)的軋機傳動系統(tǒng)高 速端，目前普遍采用的是齒式聯(lián)軸器，齒式聯(lián)軸器雖然理論上傳遞轉(zhuǎn)矩大， 但必須在潤滑和密封良好的條件下才能耐久工作。且需經(jīng)常檢查密封狀況， 注潤滑油或潤滑脂，維護工作量大，增加了輔助工時，減少了有效工作時間， 影響生產(chǎn)效益。國際上工業(yè)發(fā)達國家，已普通選用使用壽命長、不用潤滑和 維護的膜片聯(lián)軸順取代鼓形齒式聯(lián)軸器，不僅提高了經(jīng)濟效益，還可凈化工 作環(huán)境。在軋機傳動系統(tǒng)選用我國研制的彈性活銷聯(lián)軸器和扇形塊彈性聯(lián)軸 器，不僅具有膜

21、片聯(lián)軸器的優(yōu)點，而且緩沖減振效果好，價格更便宜。 3.2.4 聯(lián)軸器的工作環(huán)境 聯(lián)軸器于各種不同主機產(chǎn)品配套使用，周圍的工作環(huán)境比較復雜，如溫 度、濕度、水、蒸汽、粉塵、砂子、油、酸、堿、腐蝕介質(zhì)、鹽水、輻射等 狀況，是選擇聯(lián)軸器時必須考慮的重要因素之一。對于高溫、低溫、有油、 酸、堿介質(zhì)的工作質(zhì)量，不宜選用以一般橡膠為彈性元件材料的撓性聯(lián)軸器， 應選擇金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器，例如膜片聯(lián)軸器、蛇形彈簧聯(lián)軸器等。 3.2.5 聯(lián)軸器的傳動精度 小轉(zhuǎn)矩和以傳遞運動為主的軸系傳動，要求聯(lián)軸器具有較高的傳動精度， 宜選用非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器。大轉(zhuǎn)矩和傳遞動力的軸系傳動，對傳 動精度變有要求，高轉(zhuǎn)

22、速時，應避免選用金屬彈性元件彈性聯(lián)軸器和可動元 件之間的間隙的撓性聯(lián)軸器，宜選用傳動精度高的膜片聯(lián)軸器。 3.2.6 聯(lián)軸器的選擇 求減速器輸出軸上的功率 p 轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 t mmNmmN n p T r i n n kWkWPP 808739 3 . 33 82 . 2 95500009550000 min/ 3 . 33 30 1000 82 . 2 94 . 0 0 . 3 1 1 1 1 1、初步確定軸的最小直徑 mmmm n P Ad49 3 . 33 82. 2 112 3 3 1 1 0min 主軸后端輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑取 d=55mm， 為了使所選

23、的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，需同時選取聯(lián)軸器型號： 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 mmNmmNTKT Aca .1051360.8087393 . 1 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準 GB/它 014-2003 或 ca T 手冊，選用 HL4 型彈性聯(lián)軸器。 這種聯(lián)軸器工作時轉(zhuǎn)矩和通過主動軸上的鍵、半聯(lián)軸器、彈性柱銷、 另一半聯(lián)軸器及鍵而傳到從動軸上去的。為了防止柱銷脫落，在半聯(lián)軸器的 外側(cè)，用螺釘固定了擋板。 這種聯(lián)軸器傳遞轉(zhuǎn)矩的 能力很大，結(jié)構(gòu)簡單，安裝、 制造方便，耐久 性好，彈性 柱銷有一定的緩 沖和吸振能 力，允許被連接兩 軸有一定 的軸向位移及少量 的徑向位 移和角位移，適

24、用 于軸向竄 動較大、正反轉(zhuǎn)變 化較多和啟動頻繁的場合， 由于尼龍柱銷對溫度較敏感， 故使用溫度限制在 -20+80的范圍內(nèi)。 其尺寸如下： 第四章、主軸組件設計第四章、主軸組件設計 主軸組件是機床的執(zhí)行件。它的功用是支承并帶動工件或刀具，完成表面 成形運動，同時還起傳遞運動和扭矩、承受切削力和驅(qū)動力等載荷的作用。由 于主軸組件的工作性能直接影響到機床的加工質(zhì)量和生產(chǎn)率，因此它是機床中 的一個關鍵組件。 主軸組件是由主軸、主軸支承以及安裝在主軸上的傳動件組成。主軸組件 的設計，其實主要就是這三個部件的設計，但它們既是獨立的，又是互相聯(lián)系 而不可分割的，因此設計時需要全面、綜合地加以分析。 4.

25、1.1 主軸組件的基本要求：主軸組件的基本要求： 對主軸組件總的要求是，保證在一定的載荷與轉(zhuǎn)速下，帶動工件或刀具精 確而穩(wěn)定地繞其軸心線旋轉(zhuǎn)，并長期地保持這種性能，為此，對主軸組件提出 如下幾方面基本要求： 1、旋轉(zhuǎn)精度 主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度是指機床處于空載手動或機床低速旋轉(zhuǎn)情況下，在 主軸前端安裝工件或刀具的基準面上所測得的徑向跳動、端面跳動和軸向竄動 的大小。旋轉(zhuǎn)精度取決于各主要件如主軸、軸承、殼體孔等的制造、裝配和調(diào) 整精度。工作轉(zhuǎn)速下旋轉(zhuǎn)的精度還取決于主軸的轉(zhuǎn)速、軸承的設計和性能，潤 滑劑和主軸的平衡。 2、剛度 影響主軸組件剛度的因素很多，如主軸的尺寸和形狀，滾動軸承的型號、 數(shù)量、預

26、緊和配置形式，前后支承的距離和主軸前端的懸伸量，傳動件的布置 方式，主軸組件的制造和裝配質(zhì)量等。 3、抗振性 主軸組件的振動會影響工件的表面質(zhì)量，刀具的耐用度和主軸軸承的壽 命，還會產(chǎn)生噪聲，影響工作環(huán)境。如果產(chǎn)生切削自激振動，將嚴重影響加工 質(zhì)量，甚至使切削無法進行下去。 影響抗震性的，是主軸組件的靜剛度、質(zhì)量分布和阻尼。主軸的固有頻率應遠 大于激振力的頻率，使它不易發(fā)生共振。 4、溫升和熱變形 主軸組件工作時因各相對運動處的的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產(chǎn)生了溫升。 溫升使主軸組件的形狀和位置發(fā)生畸變，熱變形應以主軸組件運轉(zhuǎn)一定時間后 各部分位置的變化來度量。 主軸組件溫升和熱變形，使機床各部件間

27、相對位置精度遭到破壞，影響 工件的加工精度，高精度機床尤為嚴重；熱變形造成主軸彎曲，使傳動齒輪和 軸承的工作狀態(tài)變壞；熱變形還使主軸和軸承，軸承與軸承坐之間已經(jīng)調(diào)整好 的間隙和配合發(fā)生變化，影響軸承的正常工作，間隙過小將加速齒輪和軸承等 零件的磨損，嚴重時甚至發(fā)哼軸承抱軸現(xiàn)象。 5、精度保持性 主軸組件的精度保持性是指長期地保持其原始制造精度的能力，為此，主 軸組件中的各滑動表面，包括主軸軸頸和滑動軸承的配合面，鉆鏜床軸向移動 的主軸組件的導向表面及主軸前端部和內(nèi)錐孔等都必須有一定的硬度和耐磨性。 滾動和滑動軸承的磨損，不僅使主軸組件喪失原有的旋轉(zhuǎn)精度，而且將降 低剛度和抗振性，因此必須保證這

28、些表面的耐磨性和有調(diào)整間隙的可能，其影 響因素主要是主軸。軸承的材料與熱處理，軸承的類型及潤滑方式等。 4.1.2 主軸組件的布局主軸組件的布局 機床主軸有前、后兩支承和前、中、后三個支承兩種，以前者較多。兩支 承主軸軸承的配置型式，包括主軸軸承的選型、組合以及布置，主要根據(jù)對所 設計主軸組件在轉(zhuǎn)速、承載能力、剛度以及精度等方面的要求，并考慮軸承的 供應、經(jīng)濟性等具體情況，加以確定。 （1） 適應剛度和承載能力的要求 主軸軸承選型應滿足所要求的剛度和承載能力。徑向載荷較大時，可選 用滾子軸承；較小時，可選用球軸承。雙列滾動軸承的徑向剛度和承載能力， 比單列的大。同一支承中多采用多個軸承的支承剛

29、度和承載能力，比采用單個 軸承的大。 （2） 適應轉(zhuǎn)速要求 由于結(jié)構(gòu)和制造方面的原因，不同型號和規(guī)格的軸承所允許的最高轉(zhuǎn)速 是不同的。軸承規(guī)格越大，精度等級越低，允許的最高轉(zhuǎn)速越低。在承受徑向 載荷的軸承當中，圓柱滾子軸承的極限轉(zhuǎn)速，比圓錐滾子軸承的高。在承受軸 向載荷的軸承當中，向心推力球軸承的極限轉(zhuǎn)速最高；推力球軸承次之；圓錐 滾子軸承最低。但承載能力與上述次序相反。因此，應綜合考慮轉(zhuǎn)速和承載能 力兩方面要求來選擇軸承型式。 （3） 適應精度要求 起止推作用的軸承的布置有三種方式：（1）前端定位止推軸承集中 布置在前支承；（2）后端定位止推軸承集中布置在后支承；（3）兩端定 位分別布置在前

30、、后支承 型式承載支 承 發(fā)熱變 形 承載變 形 間隙調(diào) 整 主軸前 端懸置 量 前支承后支承應用范 圍 前端定 位 前支承前支承 發(fā)熱、 溫升高， 但主軸 受熱膨 脹后向 后伸長， 不影響 軸向精 度 主軸承 受軸向 載荷部 分較短， 變形小， 精度高。 由于前 支承結(jié) 構(gòu)限制， 間隙調(diào) 整較為 不便。 推力軸 承在前 支承兩 側(cè)的較 長，均 在同一 側(cè)的可 短。 復雜簡單對軸向 精度和 剛度要 求較高 的精密 機床， 但對前 支承結(jié) 構(gòu)要求 散熱性 能良好。 （4） 適應結(jié)構(gòu)要求 當要求主軸組件在性能上有較高的剛度和一定的承載能力，而在結(jié)構(gòu)上 徑向尺寸要求緊湊時，則可在一個支承中配置兩個或

31、兩個以上的軸承。對于軸 間距很小的多主軸機床，由于結(jié)構(gòu)限制，宜采用滾針軸承來承受徑向載荷，用 推力球軸承來承受軸向載荷，并使軸承錯位 排開。 （5） 適應經(jīng)濟性要求 確定主軸軸承配置型式，除應考慮滿足性能和結(jié)構(gòu)方面要求外，還應做 經(jīng)濟分析，使經(jīng)濟 效果好。 4.1.3 主軸主軸 1、主軸的結(jié)構(gòu) 主軸的結(jié)構(gòu)主要取決于主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承和密封 裝置等的類型、數(shù)目、位置和安裝定位方法，同時還要考慮主軸加工和裝配的 工藝性。一般在機床主軸上裝有較多的零件，為了滿足剛度要求和能得到足夠 的止推面以及便于裝配，常把主軸設計成階梯軸，即軸徑從前軸頸起向后遞減。 主軸是空心的或者是實心的，

32、主要取決與機床的類型。 主軸端部是指主軸前端，它的形狀決定于機床的類型、安裝夾具或刀具的 形式，并應保證夾具或刀具安裝可靠、定位準確，裝卸方便和能傳遞一定的扭 矩。由于夾具和刀具都已標準化，因此通用機床主軸端部的形狀和尺寸也已標 準化。下圖所示為普通機床和數(shù)控機床所通用的幾種主軸端部的結(jié)構(gòu)形式。 (a)車床主軸端部；(b)銑、鏜類機床主軸端部；(c)外圓磨床砂輪主軸端 部； (d)內(nèi)圓磨床砂輪主軸端部；(e)普通鏜桿裝在鉆床主軸上的端部；(f)組合機 床主軸端部 4.1.5 主軸的材料和熱處理主軸的材料和熱處理 特征工作條件使用機床材料牌號熱處理硬度 滾動軸承輕中負荷銑 45調(diào)質(zhì)HB22025

33、0 4.1.6 主軸的技術(shù)要求主軸的技術(shù)要求 主軸的精度直接影響到主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度。主軸和軸承、齒輪等零件相 連接處的表面幾何形狀誤差和表面粗糙度，關系到接觸剛度，零件接觸表面形 狀愈準確、表面粗糙度愈低，則受力后的接觸變形愈小。因此，對主軸設計必 須提出一定的技術(shù)要求。 （1） 軸頸 （2） 內(nèi)錐孔 （3） 裝夾卡盤或刀具的定位基面 （4） 安裝傳動件的定位基面 （5） 定位軸肩 （6） 鍵槽 （7） 螺紋 （8） 自由表面 4.2 主軸組件的計算主軸組件的計算 4.2.1 主軸組件結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 主軸組件的結(jié)構(gòu)參數(shù)主要包括：主軸的平均直徑 D（初選時常用主軸前 軸頸的直徑 D1 來表示）

34、 ；主軸內(nèi)孔直徑 d；主軸前端的懸置量 a；以及主軸的 支承跨距 L 等。一般步驟是，首先根據(jù)機床主電機功率或機床的主參數(shù)來選取 D1;在滿足主軸本身剛度的前提下按照工藝要求來確定 d（空心主軸） ；根據(jù)主 軸前端部結(jié)構(gòu)形狀和前支承的結(jié)構(gòu)形式來確定 a；最后，根據(jù) D、a 和主軸前支 承的支承剛度 c1 來確定 L。應當指出，主軸軸承的配置形式對主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的 確定很有關系，故在設計過程中常需要交叉進行，最終以主軸組件剛度等性能 來衡量其設計的合理性。 （1） 主軸直徑的選擇 主軸直徑對主軸組件剛度的影響很大，直徑越大，主軸本身的變形和軸承 變形引起的主軸前端位移就越小，即主軸組件的剛度越高。

35、 但主軸前端軸頸 直徑 D1 越大，與之配套的軸承等零件的尺寸越大，要達到相同的允差則制造 越困難，重量也增加。同時，加大直徑還受到軸承所允許的極限轉(zhuǎn)速的限制， 甚至為機床結(jié)構(gòu)所不允許。 主軸前軸頸直徑 D1 的選擇 車 銑 電動機功率為 P=3.0kw，主軸前端直徑 D1=90mm 主軸后端直徑 D2 和前端直徑 D1 的關系，可根據(jù)經(jīng)驗公式來定： D2=(0.70.85)D1 取 D2=65mm （2） 主軸內(nèi)孔直徑 很多機床的主軸具有內(nèi)孔，主要用來通過棒料或安裝工具。主軸內(nèi)孔直徑 在一定范圍內(nèi)，對主軸剛度的影響很小，可以不計，若超過此范圍則能使主軸 剛度急劇下降。主軸內(nèi)孔直徑與機床類型有

36、關，一般主軸內(nèi)孔直徑為主軸后軸 頸的直徑所限制。 J 空/J 實=I 空/I 實= 4 4 4 44 11 64/ 64/ D d D dD 取 d=32mm （3） 主軸前端懸置量 主軸懸伸量 a 指的是主軸前支承反力的作用點到主軸前端受力作用點之間 的距離。主軸懸伸量 a 取決于主軸端部的結(jié)構(gòu)形狀及尺寸，一般應按標準選取。 有時為了提高主軸剛度或定位精度，可不按標準取。另外，懸伸量 a 與前支承 中軸承的類型及組合形式、工件或工件夾具的夾緊方式以及前支承的潤滑與密 封裝置的結(jié)構(gòu)尺寸等有關。因此，在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，應盡可能減少懸 伸量 a，以利于提高主軸組件的剛度。 主軸懸伸量與直徑之

37、比 類型機床和主軸的類型a/D1 I 通用和精密車床，自動 車床和短主軸端銑床， 用滾動軸承支承，適用 于高精度和普通精度要 求。 0.61.5 II 中等長度和較長軸端的 車床和銑床，懸伸不太 長（不是細長）的機密 鏜床和內(nèi)圓磨床，用滾 動和滑動軸承支承，適 用于絕大部分普通生產(chǎn) 的要求。 1.252.5 孔加工機床，專用加工 III 細長深孔的機床，由加 工技術(shù)決定需要有常的 懸伸刀桿或主軸可移動， 由于切削較重而不適用 于有高精度化要求的機 床。 2.5 （考慮密封裝置的結(jié)構(gòu)尺寸）暫取考慮密封裝置的結(jié)構(gòu)尺寸）暫取 a=100mm (4)、主軸支承跨距 主軸跨距與懸伸量 主軸支承跨距 L

38、是指主軸前-后或前-中支承反力作用點之間的距離，它是 決定主軸組件剛度的主要因素之一，因為主軸組件的剛度主要取決于主軸本身 的剛度和主軸支承的剛度，而前者與支承跨距 L 有關。 主軸組件的剛度與主軸受力后的端部變形有關。主軸端部受力后，主軸和 主軸的支承都會產(chǎn)生彈性變形，使主軸端部產(chǎn)生位移，根據(jù)位移疊加原理，主 軸端部位移 y 由兩部分組成 21 yyy 式中：y1-剛性支承（假定支承不變形）上彈性主軸端部的位移。 y2-彈性支承上剛性主軸（假定主軸不變形）端部的位移。 （1）剛性支承上彈性主軸端部的位移 y1 根據(jù)材料力學中兩支撐點梁和懸臂梁的撓度公式，可得： y1=a+= （厘米） EI3

39、 PaL EI3 Pa3 1 33 1 3 2 a L EI Pa aLPa EI 式中：E主軸材料的彈性模量； I 主軸截面的平均慣性矩。當主軸平均直徑為 D,內(nèi)孔直徑為 d 時， I=；當無孔時，; 64 44 dD 64 4 D I (2)彈性支承上剛性主軸端部的位移 y2 設前、后支承的剛度分別為，前后支承的彈性變形剛度分別為 21,c c 21, 2 2 1 1 , c R c R B A 式中：前支承的支反力， A R l a PRA1 后支承的支反力， B R l a PRB 因此， ， l a c P 1 1 1 l a c P 2 2 用相似三角形定理可求得： 2 2 2 1

40、 212 11 l a c P l a c P l a l a y 整理后可得： 1 2 1 2 2 1 1 2 l a l a c c c P y 主軸端部位移： 1 2 11 3 2 2 1 1 3 21 l a l a c c c P a l EI Pa yyy 合理的跨距可根據(jù)上式確定，最小撓度的條件為，這時的 應為合理跨0 dl dy l 距，式中用表示： 0 l 0 22 1 1 3 3 0 3 0 2 2 1 1 3 l a l a c c c P aEI Pa 整理后得： 01 66 2 1 1 0 1 3 0 c c c EI l ac EI l 可以證明，該三次代數(shù)方程式只

41、存在唯一的正實根，求解此方程較麻煩，為此 可考慮用計算線圖來定，令綜合變量，代入上式，可解出： 0 l 3 1a c EI 16 1 2 10 3 0 c c a la l 系無量綱量，它表示抗彎剛度 EI 與主軸前支承剛度及懸伸量 a 的三次方的 1 c 比值，由上式可知，僅是比值和的函數(shù)，故可用為參變量，為變 a l0 2 1 c c 2 1 c c a l0 量，做出的計算圖。如下圖 +主軸最佳跨距計算圖 將 D=90mm，d=65mm，a=90mm 及前后軸承的剛度代入上述方程得： 54 . 0 91086 6 . 169102 35 7 3 1 ac EI 查上圖得： 6 . 2 0

42、 a l 所以 mmal2346 . 2 0 2、軸的結(jié)構(gòu)設計 （1） 擬定軸上零件裝配方案 4.2.2 主軸組件的驗算主軸組件的驗算 對一般機床主軸，主要進行剛度驗算。通常，如果能滿足剛度要求，也就 能滿足強度要求。只有對粗加工、重載荷的主軸，才需進行強度校核。對某些 高速主軸，有時還需要進行臨界轉(zhuǎn)速的驗算，以防止發(fā)生共振。 （1） 對主軸組件的剛度要求 對于一定的機床，在規(guī)定的切削條件下，存在一個不出現(xiàn)切削激振動的最 大切削寬度。在設計機床時，可以根據(jù)機床的尺寸和性能，規(guī)定一個極限切 lim b 削寬度，從而求的對機床的剛度要求。機床系統(tǒng)在切削處沿 x 軸（橫向）的剛 度要求可按下式計算：

43、 x K （3-1） cos 12 lim bK K cb x 式中： -切削系數(shù)（N/um.mm） cb K -極限切削寬度（mm） lim b -機床系統(tǒng)的阻尼比 -作用力與工件切削表面垂直線的夾角，見下圖 a F 對于一定的機床和一定的切削方式，、都是一定的。但是不同的切 削速度 v 和不同的進給量 s，是不同的?？紤]到實際使用時的切削用量是各 cb K 種各樣的，所以取穩(wěn)定性的下限來決定極限切削寬度。從實驗得出，當 lim b v=50m/min，s=0.1mm/r 左右時，最大，即要求的最大。這時偏安全的， cb K x K 這時的=2.46N/（um.mm） ， cb K o 8

44、.68 式（3-1）計算出的是整個機床系統(tǒng)在 x 方向的剛度要求。考慮到自 x K 激振動主要是主軸的振動，因此就近似地把主軸系統(tǒng)的阻尼比代入式中的， 計算出的就作為主軸組件的剛度要求，這樣的計算是近似的，主軸組件的阻 x K 尼比：主軸前端為雙列圓柱滾子軸承或角接觸球軸承，=0.020.03；主軸前 端為雙列圓柱滾子軸承與推力軸承的組合或圓錐滾子軸承，=0.030.04。三支 承時取大值。對于滑動軸承，=0.040.06。 根據(jù)機床設計手冊推薦，車床的切削穩(wěn)定性指標如下： 工件材料45 鋼，懸置安裝，橫向切削（切槽或切斷） 。工件尺寸為： 直徑,長度，為最大回轉(zhuǎn)直徑。刀具材料硬 MAX Dd

45、2 . 0 max 3 . 0 DL max D 質(zhì)合金，。切削參數(shù)為：v=50m/min，s=0.10.2mm/r，要求的指 oo 5,6 標為穩(wěn)定性良好，穩(wěn)定性一般或輕型機床， maxlim 02 . 0 01 . 0 Db 。 maxlim 005 . 0 Db 以上計算出的，是切削處（如下圖的 B 點處）的剛度，主軸組件的剛度， 規(guī)定為在主軸端部（A 處） 。因此需把 B 點處的剛度折算為 A 點處的剛度 B K ?？捎孟铝薪品椒ㄟM行估算。 A K 考慮到主軸前懸伸端較粗較短，其變形可以忽略。根據(jù)對許多機床計算 和測定的結(jié)果，主軸端部由主軸產(chǎn)生的變形量占主軸組件總變形量的 50%70

46、%，平均為 60%；由支承產(chǎn)生的變形量占 30%50%，平均 40%。故 2 2 2 2 /1 /1 4 . 06 . 0 la la a a KK A B A B BA 主軸本身端部的剛度 A A S K K K66 . 1 6 . 0 (2)主軸組件計算時支承的簡化 (3)受彎主軸的剛度計算 主軸的計算見圖如下圖 主軸在工作中的受力情況較嚴重，而允許的變形則很微小，決定主軸尺寸的基 本因素是所允許的變形的大小，因此主軸的計算主要是剛度的驗算，與一般軸 著重于強度的情況不同，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度的要求，只 有對粗加工、重載荷機床的主軸才需要進行強度驗算，對高速主軸在必要時需 進行臨界轉(zhuǎn)速驗算。 （1） 主軸組件受力分析 （2） 主軸組件彎曲剛度驗算： 驗算內(nèi)容有兩項：其一，驗算主軸前支承處的變形轉(zhuǎn)角，是否滿足軸 承正常工作的要求；其二