機(jī)床主軸設(shè)計(jì)及ansys分析畢業(yè)論文

1、機(jī)床主軸設(shè)計(jì)及ansys分析畢業(yè)論文目錄第一章 緒論11.1 選題背景11.2 本課題的目的和意義11.3 國(guó)內(nèi)外研究狀況11.3.1 數(shù)控機(jī)床的發(fā)展11.3.2 工程圖及cad的發(fā)展21.3.3 國(guó)內(nèi)外機(jī)床動(dòng)靜態(tài)特性研究現(xiàn)狀31.4 課題的研究方法41.5 研究?jī)?nèi)容51.5.1 數(shù)控車(chē)床主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)51.5.2 車(chē)床主軸組件的三維建模51.5.3 主軸的ansys分析51.6 設(shè)計(jì)前提61.6.1 設(shè)計(jì)要求61.6.2 設(shè)計(jì)參數(shù)6第二章 對(duì)主軸組件的要求72.1 基本要求72.2 特殊要求72.2.1 旋轉(zhuǎn)精度72.2.2 靜剛度72.2.3 抗振性82.2.4 升溫和熱變形82.2.5 耐

2、磨性82.2.6 材料和熱處理82.2.7 主軸的結(jié)構(gòu)9第三章 主軸軸承的選擇103.1 軸承的選型103.2 軸承精度123.3 軸承間隙調(diào)整和欲緊123.4 本設(shè)計(jì)的軸承型號(hào)以及布局12第四章 傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)144.1 電動(dòng)機(jī)的選擇144.1.1 電動(dòng)機(jī)容量的選擇144.1.2 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇144.2 傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)154.2.1 選定齒輪類(lèi)型,精度等級(jí),材料及齒數(shù)154.2.2 按照齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)154.2.3 按照齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)174.2.4 幾何尺寸計(jì)算184.2.5 驗(yàn)算19第五章 主軸主要參數(shù)的計(jì)算及校核205.1 主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)205.2 主軸的主要參數(shù)的計(jì)算205.2

3、.1 前軸頸直徑d1205.2.2 主軸內(nèi)徑d215.2.3 主軸懸伸量a確定215.2.4 主軸支承跨距的確定225.3 主軸材料及熱處理245.4 主軸設(shè)計(jì)方案255.5 軸的剛度計(jì)算265.5.1 軸的彎曲變形計(jì)算265.5.2 軸的扭轉(zhuǎn)變形計(jì)算27第六章 主軸箱體29第七章 solid works三維實(shí)體設(shè)計(jì)裝配30第八章 主軸部件的ansys應(yīng)力分析348.1 主軸靜力分析概述348.2 主軸ansys分析的一般過(guò)程348.3 主軸的受力分析358.4 主軸ansys分析的具體過(guò)程378.2.1 ansys分析的前處理378.2.2 ansys分析的后處理40第九章 展望與結(jié)論45致

4、謝語(yǔ)46參考文獻(xiàn)47附錄1 三維裝配圖48附錄2 x-y截面剖切圖49數(shù)控車(chē)床主軸關(guān)鍵零部件的設(shè)計(jì)與應(yīng)力分析摘要 本文首先介紹了數(shù)控機(jī)床和工程圖及cad的發(fā)展，分析了國(guó)內(nèi)外機(jī)床動(dòng)靜態(tài)特性研究現(xiàn)狀，之后以數(shù)控車(chē)床的主軸及其零部件的設(shè)計(jì)為主要內(nèi)容，先講述了數(shù)控機(jī)床的主軸部件的設(shè)計(jì)要求，合理選擇軸承型號(hào)，設(shè)計(jì)出主軸的前軸頸直徑d1，主軸內(nèi)徑d,前端的懸伸量a和主軸支承跨距l(xiāng)等，從而設(shè)計(jì)出主軸，之后選擇具體的軸承，設(shè)計(jì)出軸承端蓋和主軸箱體，提出了主軸的材料、熱處理和技術(shù)要求等。 將所設(shè)計(jì)的數(shù)控車(chē)床的主軸及其零部件在solidworks中對(duì)設(shè)計(jì)的主軸及其零部件進(jìn)行三維建模，畫(huà)出零件圖以及裝配圖。最后將所

5、畫(huà)的車(chē)床主軸導(dǎo)入ansys進(jìn)行網(wǎng)格化分，計(jì)算出主軸所受到的力，之后施加約束和載荷，最后得出對(duì)主軸進(jìn)行靜應(yīng)力分析結(jié)果，得到主軸的應(yīng)力分布，進(jìn)而分析主軸的受力狀況，驗(yàn)證設(shè)計(jì)的合理性同時(shí)對(duì)實(shí)踐進(jìn)行指導(dǎo)?！娟P(guān)鍵詞】 數(shù)控車(chē)床 主軸 solid works建模 ansys應(yīng)力分析design and stress analysis of cnc lathe spindle tool key components【abstract】 this paper introduces the finite element analysis of cnc machine tools and the developm

6、ent of cad research status, and then to the spindle cnc lathe and parts of the design as the main content, the first cnc machine tool spindle about the design of components request, a reasonable choice bearing type, designed the first journal diameter spindle d1, spindle diameter d, the amount of fr

7、ont overhang and the spindle bearing a span of l, so as to design the spindle, then select the specific bearing design bearing side box cover and the spindle, a spindle made of materials, heat treatment and technical requirements. the design of the spindle cnc lathe and its parts in solid works desi

8、gn in the axis of three-dimensional modeling of parts and components, parts diagrams and assembly drawings draw. finally, the painting spindle for meshing into ansys to calculate the force received by the spindle, and then applied constraints and loads, came to the conclusion of the spindle static s

9、tress analysis, stress distribution by the spindle, and then analyzes the spindle force status, verify the rationality of the design while practice guidance. 【keyword】cnc lathe spindle solidworks modeling stress analysis by ansys第一章 緒論1.1 選題背景 隨著市場(chǎng)上產(chǎn)品更新?lián)Q代的加快和對(duì)零件精度提出更高的要求，傳統(tǒng)機(jī)床已不能滿(mǎn)足要求。數(shù)控機(jī)床由于眾多的優(yōu)點(diǎn)已成為現(xiàn)代

10、機(jī)床發(fā)展的主流方向。它的發(fā)展代表了一個(gè)國(guó)家設(shè)計(jì)、制造的水平，在國(guó)內(nèi)外都受到高度重視。 現(xiàn)代數(shù)控機(jī)床是信息集成和系統(tǒng)自動(dòng)化的基礎(chǔ)設(shè)備，它集高效率、高精度、高柔性于一身，具有加工精度高、生產(chǎn)效率高、自動(dòng)化程度高、對(duì)加工對(duì)象的適應(yīng)強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)。實(shí)現(xiàn)加工機(jī)床及生產(chǎn)過(guò)程的數(shù)控化，已經(jīng)成為當(dāng)今制造業(yè)的發(fā)展方向。可以說(shuō)，機(jī)械制造競(jìng)爭(zhēng)的實(shí)質(zhì)就是數(shù)控技術(shù)的競(jìng)爭(zhēng)。1.2 本課題的目的和意義 設(shè)計(jì)中通過(guò)運(yùn)用所學(xué)的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專(zhuān)業(yè)課的理論知識(shí)，生產(chǎn)實(shí)習(xí)和實(shí)驗(yàn)等實(shí)踐知識(shí)，達(dá)到鞏固、加深和擴(kuò)大所學(xué)知識(shí)的目的。通過(guò)設(shè)計(jì)分析比較機(jī)床的某些典型機(jī)構(gòu)，進(jìn)行選擇和改進(jìn)，學(xué)習(xí)構(gòu)造設(shè)計(jì)，進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算和編寫(xiě)技術(shù)文件，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)步驟

11、和方法的目的。通過(guò)設(shè)計(jì)查閱有關(guān)設(shè)計(jì)手冊(cè)、設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和資料，達(dá)到積累設(shè)計(jì)知識(shí)和提高設(shè)計(jì)能力的目的。通過(guò)設(shè)計(jì)獲得設(shè)計(jì)工作的基本技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問(wèn)題的能力，并為進(jìn)行一般機(jī)械的設(shè)計(jì)創(chuàng)造一定的條件。本設(shè)計(jì)采用solidworks三維建模軟件對(duì)數(shù)控車(chē)床主軸關(guān)鍵零部件進(jìn)行三維建模，使設(shè)計(jì)立體化，直觀(guān)化。另外本設(shè)計(jì)采用有限元分析軟件ansys對(duì)主軸的應(yīng)力，位移等進(jìn)行分析，不但大大地減少了設(shè)計(jì)計(jì)算驗(yàn)算的時(shí)間，而且使分析數(shù)據(jù)更加完善更加準(zhǔn)確。對(duì)比傳統(tǒng)的機(jī)械設(shè)計(jì)，本設(shè)計(jì)綜合選用新一代設(shè)計(jì)軟件，利用計(jì)算機(jī)的強(qiáng)大的運(yùn)算功能，縮短產(chǎn)品設(shè)計(jì)的開(kāi)發(fā)周期，提高設(shè)計(jì)數(shù)字的準(zhǔn)確性。1.3 國(guó)內(nèi)外研究狀況1.3.1

12、數(shù)控機(jī)床的發(fā)展數(shù)控機(jī)床(numerical control machine tool)是采用了數(shù)字控制技術(shù)(numerical control簡(jiǎn)稱(chēng)nc)的機(jī)械設(shè)備，就是通過(guò)數(shù)字化的信息對(duì)機(jī)床的運(yùn)動(dòng)及其加工過(guò)程進(jìn)行控制，實(shí)現(xiàn)要求的機(jī)械動(dòng)作，自動(dòng)完成加工任務(wù)1。數(shù)控機(jī)床是典型的技術(shù)密集且自動(dòng)化程度很高的機(jī)電一體化加工設(shè)備。第一臺(tái)數(shù)控機(jī)床是由美國(guó)parsons公司與美國(guó)麻省大理工學(xué)院(mit)于1952年合作研制成功的，當(dāng)時(shí)是為了加工直升飛機(jī)螺旋槳葉片輪廓的檢查樣板。1959年，美國(guó)克耐杜列克公(keaney & trecker)首次成功開(kāi)發(fā)了加工中心(machining center,簡(jiǎn)稱(chēng)mc)，

13、這是一種有自動(dòng)換刀裝置和回轉(zhuǎn)工作臺(tái)的數(shù)控機(jī)床，可以在一次裝夾中對(duì)工件的多個(gè)平面進(jìn)行多工序的加工(包括鉆孔、锪孔、攻絲、鏜削、平面銑削、輪廓銑削等)。20世紀(jì)90年代以來(lái)，歐、美、日各國(guó)爭(zhēng)相開(kāi)發(fā)高速數(shù)控機(jī)床，加快機(jī)床高速化的步伐。高速主軸單元(電主軸的轉(zhuǎn)速達(dá)15000rmin一1000000 rmin)，高速且高加/減速度的進(jìn)給運(yùn)動(dòng)部件(快移速度60mmin-120mmin，切削進(jìn)給速度高達(dá)60mmin)高性能數(shù)控和伺服系統(tǒng)以及數(shù)控工具系統(tǒng)都出現(xiàn)了新的突破，達(dá)到了新的技術(shù)水平1。隨著超高速切削機(jī)理、超硬耐磨長(zhǎng)壽命刀具材料和磨料磨具、大功率高速電主軸、高加減速度的進(jìn)給運(yùn)動(dòng)部件以及高性能控制系統(tǒng)和防

14、護(hù)裝置等一系列技術(shù)領(lǐng)域中關(guān)鍵技術(shù)的解決，新一代高速數(shù)控機(jī)床將應(yīng)用于機(jī)械制造業(yè)。從精密加工發(fā)展到超精密加工，是世界各工業(yè)強(qiáng)國(guó)致力發(fā)展的方向。超精密加工主要包括超精密切削、超精密磨、研磨、拋光以及超精密特種加工。隨著現(xiàn)代科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，對(duì)超精密加工技術(shù)不斷提出了新的要求，發(fā)展超精密加工機(jī)床，是現(xiàn)代科技發(fā)展的要求。數(shù)控車(chē)床主軸是數(shù)控車(chē)床的關(guān)鍵零件之一，它直接影響數(shù)控車(chē)床的加工性能，主軸的動(dòng)態(tài)特性的好壞直接影響主軸高速化的實(shí)現(xiàn)。因此，研究數(shù)控車(chē)床主軸的動(dòng)靜態(tài)特性對(duì)實(shí)現(xiàn)高速、高精度車(chē)削具有積極的意義。1.3.2 工程圖及cad的發(fā)展工程圖是工程師的語(yǔ)言，繪圖是工程設(shè)計(jì)的一個(gè)重要環(huán)節(jié)，對(duì)于機(jī)械工程師而言，

15、繪圖是把所設(shè)計(jì)的產(chǎn)品轉(zhuǎn)化為真實(shí)有價(jià)值的產(chǎn)品的一個(gè)必經(jīng)環(huán)節(jié)。然而，圖紙的繪制是一個(gè)極其繁瑣的工作，不但要求正確，準(zhǔn)確，而且隨著環(huán)境，需求等外部條件的變化，設(shè)計(jì)方案也會(huì)隨之變化。一項(xiàng)工程圖的繪制往往是需要數(shù)次的修改后才能完成的。在早期，工程師采用手工繪圖。他們用草圖表達(dá)設(shè)計(jì)思想，手法不一。后來(lái)逐漸形成了一套規(guī)范，工程制圖標(biāo)準(zhǔn)也隨之誕生。但是由于項(xiàng)目的多樣性，多變性，使手工繪圖周期長(zhǎng)，效率低，從而阻礙了建設(shè)的發(fā)展。工程師們夢(mèng)想著何時(shí)能甩開(kāi)圖板，實(shí)現(xiàn)自動(dòng)畫(huà)圖，將自己的設(shè)計(jì)思想用一種簡(jiǎn)潔美觀(guān)的標(biāo)準(zhǔn)方式表達(dá)出來(lái)，便于修改，易于重復(fù)利用，提高勞動(dòng)效率。隨著計(jì)算機(jī)的迅猛發(fā)展，工程界的迫切需要，計(jì)算機(jī)輔助繪圖（

16、computer aided drafting）應(yīng)運(yùn)而生。早期的計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)系統(tǒng)是在大型機(jī)上開(kāi)發(fā)的，需要幾百萬(wàn)美元，往往只有規(guī)模很大的企業(yè)才能應(yīng)用，小企業(yè)則難以望其項(xiàng)背，更別說(shuō)個(gè)人了。進(jìn)入80年代，微型計(jì)算機(jī)的迅猛發(fā)展，使計(jì)算機(jī)輔助工程設(shè)計(jì)逐漸成為現(xiàn)實(shí)。小企業(yè)乃至個(gè)人也能使用上計(jì)算機(jī)輔助繪圖。計(jì)算機(jī)繪圖是通過(guò)編制計(jì)算機(jī)輔助繪圖軟件，將圖形顯示在屏幕上，用戶(hù)可用光標(biāo)對(duì)圖形進(jìn)行編輯及修改。由微機(jī)和輸入輸出設(shè)備以及計(jì)算機(jī)繪圖軟件組成了一套計(jì)算機(jī)輔助繪圖系統(tǒng)。由于微機(jī)和各種外部設(shè)備的進(jìn)一步發(fā)展，計(jì)算機(jī)輔助繪圖軟件的開(kāi)發(fā)也得到長(zhǎng)足的發(fā)展。工程師所設(shè)計(jì)的方案很多是需要進(jìn)行大量的計(jì)算，分析和比較，以決定最

17、優(yōu)方案的。這時(shí)，各種設(shè)計(jì)數(shù)字，文字，圖形等都能存放在計(jì)算機(jī)的內(nèi)存或外存里，并能快速地檢索及調(diào)用。利用計(jì)算機(jī)繪圖軟件對(duì)所設(shè)計(jì)產(chǎn)品進(jìn)行修改，放大，縮小，平移和旋轉(zhuǎn)等有關(guān)的圖形數(shù)據(jù)加工工作。cad能夠減輕設(shè)計(jì)人員的計(jì)算畫(huà)圖等重復(fù)性勞動(dòng)，使其專(zhuān)著于設(shè)計(jì)本身，縮短設(shè)計(jì)周期和提高設(shè)計(jì)質(zhì)量。至今，cad軟件已經(jīng)在各行業(yè)工程師中普及。autocad，pro/e，solidworks，ug等軟件已經(jīng)開(kāi)發(fā)出來(lái)了幾代產(chǎn)品。cad的不斷發(fā)展，使工程師的繪圖工作逐漸簡(jiǎn)化，把更大的精力投入產(chǎn)品的設(shè)計(jì)本身，這是設(shè)計(jì)行業(yè)發(fā)展的一個(gè)重要前提。1.3.3 國(guó)內(nèi)外機(jī)床動(dòng)靜態(tài)特性研究現(xiàn)狀主軸單元的動(dòng)靜態(tài)特性包括主軸的變形、共振頻率、

18、臨界轉(zhuǎn)速和動(dòng)態(tài)響應(yīng)等，其對(duì)主軸速度和精度性能有極大的影響，早在上世紀(jì)20年代就開(kāi)始了有關(guān)研究。上世紀(jì)60年代以前，基本上采用經(jīng)驗(yàn)類(lèi)比法進(jìn)行主軸的結(jié)構(gòu)和動(dòng)態(tài)性能設(shè)計(jì)。六十年代初，開(kāi)始出現(xiàn)最佳跨距計(jì)算，使主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)有了很大的改進(jìn)，由于計(jì)算方法和手段的限制，對(duì)動(dòng)力學(xué)模型通過(guò)簡(jiǎn)化后，只能圖解法或解析法分析，方法繁瑣，計(jì)算精度低。近20年來(lái)計(jì)算機(jī)和計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展，主軸的動(dòng)態(tài)特性研究進(jìn)入了新的階段，各種計(jì)算方法相繼問(wèn)世，如古典結(jié)構(gòu)分析法、傳遞矩陣法、有限差分法、有限元法和結(jié)構(gòu)修正法等。美國(guó)工程師們進(jìn)行了機(jī)床動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)與控制相結(jié)合的研究，michigan大學(xué)tjiang應(yīng)用有限元法和動(dòng)態(tài)分析的基礎(chǔ)上，用

19、數(shù)學(xué)模型來(lái)模擬機(jī)床的連接形式，建立了機(jī)床整機(jī)的動(dòng)力學(xué)模型，并對(duì)機(jī)床結(jié)合面連接件的位置和數(shù)量進(jìn)行了拓?fù)鋬?yōu)化。伊朗工程師們用有限元方法分析了在車(chē)削過(guò)程中車(chē)床和工件的穩(wěn)定性，用ansys軟件分析了車(chē)床整體的動(dòng)態(tài)特性，并對(duì)tn40a車(chē)床進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析。 蘭州理工大學(xué)吳暉對(duì)q3808a無(wú)心車(chē)床的主軸系統(tǒng)及傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行了研究2。建立了主軸系統(tǒng)基于riccati傳遞矩陣法的質(zhì)量分布梁動(dòng)力學(xué)模型，獲得了機(jī)床主軸系統(tǒng)橫向振動(dòng)時(shí)其固有頻率的有關(guān)信息，以及主軸系統(tǒng)主要設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響有關(guān)信息。建立了機(jī)床傳動(dòng)系統(tǒng)基于riccati傳遞矩陣法的動(dòng)力學(xué)模型以及與之相應(yīng)的數(shù)學(xué)模型，獲得了傳動(dòng)系統(tǒng)

20、扭轉(zhuǎn)振動(dòng)時(shí)有關(guān)其固有頻率方面的信息。 廣東工業(yè)大學(xué)胡愛(ài)玲對(duì)高速主軸動(dòng)靜態(tài)特性的有限元分析進(jìn)行了研究，該課題主要以高速大功率的鏜銑加工中心電主軸為研究目標(biāo)，以實(shí)現(xiàn)電主軸的高速、高加工精度入手，對(duì)電主軸的動(dòng)靜態(tài)特性進(jìn)行了研究3。東南大學(xué)倪曉宇，基于ansys軟件針對(duì)機(jī)床組件進(jìn)行有限元分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)的專(zhuān)用軟件系統(tǒng)的研究與開(kāi)發(fā)4。綜合以上文獻(xiàn)資料可以發(fā)現(xiàn)，國(guó)內(nèi)國(guó)外對(duì)機(jī)床動(dòng)靜態(tài)特性的研究十分活躍，前人在這方面做了大量的工作，數(shù)控車(chē)床的動(dòng)靜態(tài)分析提供了參考。機(jī)床動(dòng)靜態(tài)分析的原理方法是具有共性的，用動(dòng)靜態(tài)分析的原理方法來(lái)分析具體的機(jī)床是有其特殊性的，所以，在有限元方法在數(shù)控車(chē)床設(shè)計(jì)中的應(yīng)用方面做一些探討是有

21、意義的。1.4 課題的研究方法1結(jié)合數(shù)控機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)對(duì)數(shù)控機(jī)床關(guān)鍵零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)；（1）數(shù)控車(chē)床的主軸設(shè)計(jì)；（2）軸承設(shè)計(jì)；（3）密封設(shè)計(jì)；（4）各零件的定位設(shè)計(jì)；（5）箱體的設(shè)計(jì)；（6）傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)；2用solidworks對(duì)所涉及的數(shù)控機(jī)床關(guān)鍵零部件進(jìn)行三維建模；在本論文第七章有詳細(xì)敘述，在此不作深入探討。3ansys對(duì)主軸進(jìn)行應(yīng)力分析，得到主軸的應(yīng)力狀態(tài)，用于指導(dǎo)實(shí)踐。在本論文第八章有詳細(xì)敘述，在此不作深入探討。1.5 研究?jī)?nèi)容1.5.1 數(shù)控車(chē)床主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1主軸組件的基本要求。要綜合考慮設(shè)計(jì)零件的應(yīng)力，應(yīng)變，彎曲變形等問(wèn)題。在本論文第二章有詳細(xì)敘述。2車(chē)床主軸常用滾動(dòng)軸承。要綜合考

22、慮軸承的搭配，如何選用合適的軸承，軸承的使用壽命等問(wèn)題。在本論文第三章有詳細(xì)敘述。3主軸的主要參數(shù)設(shè)計(jì)。包括前軸頸直徑d1，主軸內(nèi)徑d，主軸懸伸量a，主軸支承跨距等。在本論文第五章有詳細(xì)敘述。1.5.2 車(chē)床主軸組件的三維建模1零件圖的繪制；2標(biāo)準(zhǔn)件的選用；3裝配圖繪制；1.5.3 主軸的ansys分析1三維建模；2網(wǎng)格劃分；3加載約束和載荷；4應(yīng)力分析結(jié)果；1.6 設(shè)計(jì)前提1.6.1 設(shè)計(jì)要求本設(shè)計(jì)為數(shù)控車(chē)床主軸關(guān)鍵零部件的設(shè)計(jì)與應(yīng)力分析，關(guān)鍵零部件主要由主軸箱，主軸，電動(dòng)機(jī)等組成。主軸是數(shù)控車(chē)床的關(guān)鍵部位，其結(jié)構(gòu)優(yōu)劣對(duì)數(shù)控車(chē)床的性能有很大的影響，因此，在設(shè)計(jì)的過(guò)程中要多加注意。主軸前后的受

23、力不同，故要選用不同的軸承。零件的定位，材料的熱處理等也會(huì)影響到數(shù)控車(chē)床的整體性能，故在設(shè)計(jì)時(shí)也需要多加注意。1.6.2 設(shè)計(jì)參數(shù)參數(shù)：p=4.5kw，n=1450r/min，切削力為850n第二章 對(duì)主軸組件的要求2.1 基本要求主軸組件是機(jī)床的重要組成部分之一。主軸組件通常由主軸、軸承和安裝在主軸上的傳動(dòng)件等組成。車(chē)床工作時(shí)，由主軸夾持著工件直接參加表面成形運(yùn)動(dòng)。所以主軸組件的工作性能，對(duì)加工質(zhì)量和機(jī)床生產(chǎn)率有重要影響。對(duì)車(chē)床主軸組件的要求，和一般傳動(dòng)軸組件有共同之處，就是都要在一定的轉(zhuǎn)速下傳遞一定的扭矩；都要保證軸上的傳動(dòng)件和軸承正常的工作條件。2.2 特殊要求主軸是直接帶著工件進(jìn)行切削

24、的，機(jī)床的加工質(zhì)量，在很大程度上要靠主軸組件保證。因此，對(duì)于主軸組件，有許多特殊要求。2.2.1 旋轉(zhuǎn)精度主軸的旋轉(zhuǎn)精度上是指裝配后，在無(wú)載荷，低轉(zhuǎn)速的條件下，主軸前端工件或刀具部位的徑向跳動(dòng)和軸向跳動(dòng)。主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度主要取決于各主要件，如主軸，軸承，箱體孔的的制造，裝配和調(diào)整精度。還決定于主軸轉(zhuǎn)速，支撐的設(shè)計(jì)和性能，潤(rùn)滑劑及主軸組件的平衡。通用（包括數(shù)控）機(jī)床的旋轉(zhuǎn)精度已有標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定可循。2.2.2 靜剛度 主軸組件的靜剛度（簡(jiǎn)稱(chēng)剛度）反映組件抵抗靜態(tài)外載荷變形的能力。影響主軸組件彎曲剛度的因素很多，如主軸的尺寸和形狀，滾動(dòng)軸承的型號(hào)，數(shù)量，配置形式和欲緊，前后支撐的距離和主軸前端的懸伸量

25、，傳動(dòng)件的布置方式，主軸組件的制造和裝配質(zhì)量等。各類(lèi)機(jī)床主軸組件的剛度目前尚無(wú)統(tǒng)一的標(biāo)準(zhǔn)。2.2.3 抗振性主軸組件工作時(shí)產(chǎn)生震動(dòng)會(huì)降低工件的表面質(zhì)量和刀具耐用度，縮短主軸軸承壽命，還會(huì)產(chǎn)生噪聲影響環(huán)境。振動(dòng)表現(xiàn)為強(qiáng)迫振動(dòng)和自激振動(dòng)兩種形式。影響抗振性的因素主要有主軸組件的靜剛度，質(zhì)量分布和阻尼（特別是主軸前支撐的阻尼）主軸的固有頻率應(yīng)遠(yuǎn)大于激動(dòng)力的頻率，以使它不易發(fā)生共振。目前，尚未制定出抗振性的指標(biāo)，只有一些實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)可供設(shè)計(jì)時(shí)參考。2.2.4 升溫和熱變形主軸組件工作時(shí)因各相對(duì)運(yùn)動(dòng)的處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產(chǎn)生溫升，從而使主軸組件的形狀和位置發(fā)生變化（熱變形）。主軸組件受熱伸長(zhǎng)，使軸承間隙

26、發(fā)生變化。溫度是使?jié)櫥驼扯冉档?，降低了軸承的承載能力。主軸箱因溫升而變形，使主軸偏離正確位置。前后軸承的溫度不同，還會(huì)導(dǎo)致主軸軸線(xiàn)傾斜。由于受熱膨脹是材料固有的性質(zhì)，因此高精度機(jī)床要進(jìn)一步提高加工精度，往往受熱變形的限制。研究如何減少主軸組件的發(fā)熱，如何控制溫度，是高精度機(jī)床主軸組件的研究的主要課題之一。2.2.5 耐磨性主軸組見(jiàn)的耐磨性是指長(zhǎng)期保持原始精度的能力，即精度保持性。對(duì)精度有影響的首先是軸承，其次是安置刀，夾具和工件的部位，如錐孔，定心軸徑等。為了提高耐磨性，一般機(jī)床主軸上的上述部分應(yīng)淬火至硬度hrc60左右，深約1mm5。2.2.6 材料和熱處理主軸承載后允許的彈性變形很小，引

27、起的應(yīng)力通常遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于鋼的強(qiáng)度極限。因此，選材的依據(jù)一般不用強(qiáng)度。主軸的形狀，尺寸確定之后，剛度主要取決于材料的彈性模量。各種材料的彈性模量幾乎相同，因此剛度也不是選材的依據(jù)。主軸材料的選擇主要根據(jù)耐磨性和熱處理變形來(lái)考慮。普通機(jī)床的材料通常是45號(hào)或60號(hào)優(yōu)質(zhì)中碳鋼，數(shù)控機(jī)床需調(diào)質(zhì)處理6。2.2.7 主軸的結(jié)構(gòu)為了提高剛度，主軸的直徑應(yīng)該大些。前軸承到主軸前端的距離（稱(chēng)懸伸量）應(yīng)盡可能小一些。為了便于裝配，主軸通常做成階梯形的，主軸的結(jié)構(gòu)和形狀與主軸上所安裝的傳動(dòng)件，軸承等零件的類(lèi)型，數(shù)量，位置和安裝方法有直接的關(guān)系。主軸中孔用與通過(guò)棒料，拉桿或其它工具。為了能夠通過(guò)更大的棒料，車(chē)床的中空希望

28、大些，但受剛度條件的影響和限制，孔徑一般不宜超過(guò)外徑的70%6。第三章 主軸軸承的選擇3.1 軸承的選型主軸軸承是主軸組件的重要組成部分，它的類(lèi)型、結(jié)構(gòu)、配置、精度、安裝、調(diào)整、潤(rùn)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)床主軸上常用的軸承有滾動(dòng)軸承和滑動(dòng)軸承。滾動(dòng)軸承摩擦阻力小，可以欲緊，潤(rùn)滑維護(hù)簡(jiǎn)單，能在一定的轉(zhuǎn)速范圍和載荷變動(dòng)范圍下穩(wěn)定地工作。滾動(dòng)軸承有專(zhuān)業(yè)化工廠(chǎng)生產(chǎn)，選購(gòu)維修方便，在數(shù)控機(jī)床上被廣泛采用。雖然與滑動(dòng)軸承相比，滾動(dòng)軸承的噪聲大，滾動(dòng)體的數(shù)目有限，剛度是變化的，抗震性略差，但總體來(lái)說(shuō)，數(shù)控機(jī)床主軸組件在可能的條件下，應(yīng)盡量使用滾動(dòng)軸承，特別是大多數(shù)立式主軸和主軸在套筒

29、內(nèi)能夠作軸向移動(dòng)的主軸。這時(shí)用滾動(dòng)軸承可以用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑，以避免漏油。由于滾動(dòng)軸承有許多優(yōu)點(diǎn)，加之加工精度的提高，所以，一般情況下數(shù)控機(jī)床應(yīng)盡量采用滾動(dòng)軸承，只有要求加工表面粗糙度數(shù)值和小時(shí)，且主軸又是水平的機(jī)床時(shí)才用滑動(dòng)軸承，而本設(shè)計(jì)內(nèi)容為小型加工中心主軸組件設(shè)計(jì)，所以要選用滾動(dòng)軸承了。滾動(dòng)軸承根據(jù)滾動(dòng)體的結(jié)構(gòu)分為球軸承、圓柱滾子軸承、圓錐滾子軸承三大類(lèi)。主軸支承分徑向和推力支承。角接觸軸承包括角接觸球軸承和圓錐滾子軸承，兼起徑向和推力支承的作用。主軸軸承，可選用圓柱滾子軸承、圓錐滾子軸承和角接觸球軸承。主軸軸承，主要應(yīng)根據(jù)精度、剛度和轉(zhuǎn)速來(lái)選擇。為了提高精度和剛度，主軸軸承的間隙應(yīng)該是可調(diào)的

30、。線(xiàn)接觸的滾子軸承比點(diǎn)接觸的球軸承剛度高，但在一定溫升下允許的轉(zhuǎn)速較低。下面簡(jiǎn)述幾種常用的數(shù)控機(jī)床主軸軸承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和適用范圍。雙列圓柱滾子軸承(nnu4900k、nn3000k)，如圖3.1所示，特點(diǎn)是內(nèi)孔為l：12的錐孔，與主軸的錐形軸頸相配合，軸向移動(dòng)內(nèi)圈，可把內(nèi)圈脹大，以消除徑向間隙或預(yù)緊，這種軸承只能承受徑向載荷。nnu4900k系列雙列圓柱滾子軸承內(nèi)圈可分離，nn3000k雙列圓柱滾子軸承外圈可分離。這類(lèi)軸承多用于載荷較大、剛度要求高、中等轉(zhuǎn)速的地方。圖3.1 雙列圓柱滾子軸承雙向推力角接觸球軸承bta-abta-b。這種軸承與雙列圓柱滾子軸承相配套，用來(lái)承受軸向載荷。角接觸球軸承

31、(70c70ac)，這種軸承既可以承受徑向載荷又可以承受軸向載荷。常用的接觸角主要有兩種：=25，1=15，其中=25的編號(hào)為7000ac型（舊代號(hào)為46100型），屬于特輕型；或編號(hào)為7190ac型（舊代號(hào)為46900型），屬于超輕型。1=15的編號(hào)為7000c型（舊代號(hào)為36100型），屬于特輕型；或編號(hào)為7190c型；或編號(hào)為7190c型（舊代號(hào)為1036900型），屬于超輕型。如圖3.2所示。角接觸球軸承多用于高速主軸，水接觸角的不同有所區(qū)別，=25的軸向剛度較高，但徑向剛度和允許的轉(zhuǎn)速略低，多用于車(chē)、鏜、銑加工中心等主軸；=15的轉(zhuǎn)速可更高一些，打扮軸向剛度較低，常用于軸向載荷較小、

32、轉(zhuǎn)速較高的磨床主軸或不承受載荷的車(chē)、鏜、銑主軸后軸承。這種軸承為點(diǎn)接觸，剛度較低。為了提高剛度和承載能力，常用多聯(lián)組的方法。圖3.2 雙列圓柱滾子軸承32軸承精度軸承的精度，分為2、4、5、6、0五級(jí)，其中2級(jí)最高，0級(jí)為普通精度級(jí)。主軸軸承以4級(jí)為主(記為p4)。高精度主軸可用p2級(jí)。要求較低的主軸或三支承主軸的輔助支承可用p5級(jí)。p6級(jí)和p0級(jí)一般不用。此外又規(guī)定了2種輔助精度等級(jí)sp(特殊精密級(jí))和up(超精密級(jí))7。由于軸承的工作精度主要決定于旋轉(zhuǎn)精度，箱體孔和主軸軸頸是根據(jù)一定的間隙和過(guò)盈要求配作的。因此，軸承內(nèi)、外徑的公差即使寬些也不影響工作精度，但卻降低了成本。 不同精度等級(jí)的機(jī)

33、床，主軸軸承的精度可參照表3.1選用。數(shù)控機(jī)床，可按精密級(jí)或高精度級(jí)選用。表3.1 主軸軸承精度機(jī)床精度等級(jí)前軸承后軸承普通精度等級(jí)p5或p4（sp）p5或p4（sp）精密級(jí)p4（sp）或p2（up）p4（sp）高精度級(jí)p2（up）p2（up）3.3 軸承間隙調(diào)整和欲緊主軸軸承的內(nèi)部間隙，必須能夠調(diào)整。多數(shù)軸承，還應(yīng)能夠在過(guò)盈狀態(tài)下工作，使?jié)L動(dòng)體和滾道之間有一定的欲變形，這就是軸承的欲緊。軸承欲緊后，內(nèi)部無(wú)間隙，滾動(dòng)體從各個(gè)方向支承主軸，有利于提高運(yùn)動(dòng)精度。滾動(dòng)體的直徑不可能絕對(duì)相等，滾道也不可能絕對(duì)正圓，因而欲緊前只有部分滾動(dòng)體和滾道接觸。欲緊后，滾動(dòng)體和滾道都有了一定的變形，參加工作的滾動(dòng)

34、體將更多，各滾動(dòng)體的受力將更均勻。這都有利于提高軸承的精度、剛度和壽命。如主軸產(chǎn)生振動(dòng)，則由于各個(gè)方向都有滾動(dòng)體支承，可以提高抗振性。但是，欲緊后發(fā)熱較多，溫升較高；且太大的欲緊將使軸承的壽命降低，故欲緊要適當(dāng)。本設(shè)計(jì)為小型加工中心主軸組件設(shè)計(jì)，功率相對(duì)較小，所以取中欲緊。3.4本設(shè)計(jì)的軸承型號(hào)以及布局根據(jù)上述軸承選用的要求結(jié)合本設(shè)計(jì)的要求，軸承選用如下：后支承：圓錐孔雙列圓柱滾子軸承(nn3000k型)精度等級(jí)相當(dāng)于p5級(jí)，前支承：兩個(gè)推力球軸承(51000型)和一個(gè)圓錐孔雙列圓柱滾子軸承(nn3000k型)組配精度等級(jí)相當(dāng)于p5級(jí)，并且軸承為中欲緊，如圖3.3所示為選用軸承的安裝簡(jiǎn)圖。圖3

35、.3 本設(shè)計(jì)軸承結(jié)構(gòu)選用第四章 傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)4.1電動(dòng)機(jī)的選擇按照設(shè)計(jì)要求以及工作條件，選用y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電壓380v。4.1.1電動(dòng)機(jī)容量的選擇1工作主軸功率pw=4.5kw2工作機(jī)所需電動(dòng)機(jī)功率 pr=pw （4-1） 上式中，pw為工作主軸功率，pr為工作機(jī)所需電動(dòng)機(jī)功率，為傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率。由于此處的傳動(dòng)系統(tǒng)為7級(jí)精度圓柱直齒輪傳動(dòng)，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)8取=0.98，所以 pr=pw=4.50.98=4.592kw （4-2）為滿(mǎn)足pmpr的條件，電動(dòng)機(jī)的額定功率pm應(yīng)該取5.5kw4.1.2電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇根據(jù)已知條件，主軸轉(zhuǎn)速為1450r/min，選同步轉(zhuǎn)速為

36、3000 r/min的電動(dòng)機(jī)，對(duì)應(yīng)額定功率pm為5.5kw，其型號(hào)為y132s1-2。將y132s1-2型電動(dòng)機(jī)有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)8及相應(yīng)算得的總傳動(dòng)比列于表4-1。表4-1電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)表電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（kw）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速（r/min）總傳動(dòng)比y132s1-25.5300029002 綜上，選取的y132s1-2型三相異步電動(dòng)機(jī)額定功率為5.5kw，滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速為2900r/min，電動(dòng)機(jī)中心高h(yuǎn)=132mm。4.2傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)傳動(dòng)系統(tǒng)選為齒輪傳動(dòng)，設(shè)定工作壽命為15年（設(shè)每年工作300天），兩班制且工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。4.2.1選定齒輪類(lèi)型，精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1根據(jù)傳動(dòng)方案，選

37、用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2即床位一般工作機(jī)床，故選用7級(jí)精度。3材料選擇。選擇小齒輪材料為40cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240hbs，而這材料硬度差為40hbs。4選小齒輪齒數(shù)z1=24,大齒輪齒數(shù)z2=uz1=224=48。4.2.2按照齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)1由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 （4-3）2確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)8kt=1.3（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 t1=95.5105pmn=95.51055.52900=1.811104nmm （4-4）（3）選取齒寬系數(shù)8d=1（4）查得材料的彈性影響系數(shù)8（5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲

38、勞強(qiáng)度極限8hlim1600mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim2550mpa；（6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n160n2jlh60200.721（2830015）4.147109n2n1/21.296109（7）查得接觸疲勞壽命系數(shù)8khn10.90；khn20.95（8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)s1，得 h10.9600mpa540mpa （4-5） h20.95550mpa522.5mpa （4-6）3計(jì)算（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入h中較小的值 d1t2.3231.31.811104132(189.8522.5)2 mm =38.751mm （4-7）（2）計(jì)

39、算圓周速度 v=d1tn1601000=38.7512900601000=5.88m/s （4-8）（3）計(jì)算齒寬b及模數(shù) b=dd1t=138.751=38.751mm （4-9）（4）計(jì)算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù)mt=d1tz1=38.75124=1.615mm （4-10） 齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.251.615=3.63mm （4-11） bh=38.7513.63=10.68 （4-12）（5）計(jì)算載荷系數(shù)k 根據(jù)v=5.88m/s,7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)8kv=1.15；直齒輪，假設(shè)kaftb100n/mm，查得kh=kf=1.0已知載荷平穩(wěn)，查得使用系數(shù)87級(jí)精度，小齒輪相對(duì)

40、支承對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，查得8 kh=1.12+0.18d2+0.2310-3b （4-13）將數(shù)據(jù)代入后，得到， kh=1.12+0.1812+0.2310-338.751=1.309 （4-14）由bh=10.68 和kh=1.309 查得8kf=1.27故載荷系數(shù)k=kakvkhkh=11.151.01.309=1.505（6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 d1=d1t3kkt=38.75131.505/1.3=40.689mm （4-15）（7）計(jì)算模數(shù)m m=d1z1=40.68924=1.70mm （4-16）4.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)1彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 （4-17）2確

41、定計(jì)算參數(shù)查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限8fe1=500mpa； 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限8fe1=380mpa；查得彎曲疲勞壽命系數(shù)8kfn1=0.85,kfn2=0.883計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)8s=1.4，得到 f1=kfn1fn1s=0.855001.4=303.57mpa （4-18） f2=kfn2fn2s=0.883801.4=238.86mpa （4-19）4計(jì)算載荷系數(shù)k k=kakvkfkf=11.151.01.27=1.46 （4-20）查詢(xún)齒形系數(shù)8查得yfa1=2.65；yfa2=2.332查取應(yīng)力校正系數(shù)8ysa1=1.58；ysa2=1.6865計(jì)算

42、大小齒輪的yfaysaf并加以比較 yfa1ysa1f1=2.651.58303.57=0.01379 （4-21） yfa2ysa2f2=2.3321.686238.86=0.01646 （4-22） 由上面兩個(gè)計(jì)算結(jié)果知道大齒輪的數(shù)值大。6設(shè)計(jì)計(jì)算 m321.461.81110412420.01646=1.148mm （4-23） 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.148并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1. 5，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1=40.689mm，算出小齒輪的齒數(shù) z1=d1m=40.6891.5=27 （4-2

43、4） z2=uz1=227=54 （4-25）4.2.4幾何尺寸計(jì)算1計(jì)算分度圓直徑 d1=mz1=1.527=40.5mm （4-26） d2=mz2=1.554=81mm （4-27）2計(jì)算中心距 a=d1+d22=60.75 （4-28）3計(jì)算齒輪寬度 b=dd1=40.5mm （4-29）取b2=41mm,b1=46mm4.2.5驗(yàn)算 ft=2t1d1=21.81110440.5=894.32n （4-30） kaftb=1894.3241=21.81nmm100nmm （4-31）t1為以計(jì)算得出的小齒輪傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩。所以，設(shè)計(jì)合適。第五章 主軸主要參數(shù)的計(jì)算及校核5.1主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)主

44、軸的構(gòu)造和形狀主要決定于軸上所安裝的傳動(dòng)件、軸承等零件的類(lèi)型、數(shù)量、位置和安裝方法等。同時(shí)，還應(yīng)考慮主軸的加工和裝配的工藝性。為了便于裝配，常把主軸做成階梯形。主軸頭部的構(gòu)造，應(yīng)保證夾具、頂尖或刀具的準(zhǔn)確安裝，并便于裝卸，還應(yīng)盡量縮短主軸端的懸伸長(zhǎng)度。主軸頭部已標(biāo)準(zhǔn)化。車(chē)床主軸是空心的，為了能通過(guò)較粗的棒料，中孔直徑常希望大一些，但中孔對(duì)主軸剛度是有影響的，dd(d和d分別為中孔和主軸的直徑)不宜大于0.7。5.2 主軸的主要參數(shù)的計(jì)算主軸的主要參數(shù)包括主軸的平均直徑d(或前軸頸直徑d1)，主軸內(nèi)徑d（對(duì)于空心主軸而言）,前端的懸伸量a和主軸支承跨距l(xiāng)等。一般步驟是首先確定前軸頸直徑d1,然后

45、確定內(nèi)徑d和主軸前端的懸伸量a，最后再根據(jù)d、a和主軸前支承的剛度確定支承跨距l(xiāng)。5.2.1 前軸頸直徑d1主軸前軸頸直徑d1的增大能大大提高主軸的剛度，但也會(huì)使主軸上的傳動(dòng)件和軸承的徑向尺寸加大。主軸前軸頸直徑d1應(yīng)在合理的范圍內(nèi)盡量選大些。d1可根據(jù)機(jī)床主電動(dòng)機(jī)功率來(lái)確定。對(duì)于本設(shè)計(jì)可參考表5.1選取9。表5.1 主軸前軸頸直徑d1的大?。▎挝唬簃m）功率(kw)d1機(jī)床1.42.523.635.557.37.411車(chē)床608070907010595130110145銑床及加工中心5090609060957510090105外圓磨床5060557070807590已知功率p=4.5kw，且

46、為數(shù)控車(chē)床，查上表可取d1=100mm主軸后軸頸直徑d2小于前軸頸直徑d1，一般d2= (0.750.85) d1從而得到后軸頸直徑 d2=0.8100=80mm所以主軸前軸頸直徑d1=100mm, 后軸頸直徑d2=80mm5.2.2 主軸內(nèi)徑d 主軸內(nèi)孔徑與機(jī)床類(lèi)型有關(guān)，主要用來(lái)通過(guò)棒料，鏜桿，拉桿，或頂出頂尖等。確定內(nèi)孔徑原則是：為減輕主軸重量，在滿(mǎn)足不削弱主軸剛度的要求下，應(yīng)取較大值。 主軸的孔徑大小主要受主軸剛度的制約，孔徑d對(duì)主軸剛度的影響是通過(guò)抗彎截面慣性矩體現(xiàn)的，即主軸本身的剛度k正比于抗彎截面慣性矩i，其關(guān)系為：可以得出主軸的孔徑與主軸直徑之比，小于0.3時(shí)空心主軸的剛度幾乎與

47、實(shí)心主軸相等；等于0.5時(shí)空心主軸的剛度為時(shí)新主軸的90%；大于0.7時(shí)，空心主軸的剛度就急劇下降，一般可取其比值為0.5左右9?？紤]到這，推薦值8本設(shè)計(jì)取，上面已經(jīng)算出d1=100mm，所以主軸內(nèi)徑d=60mm。圖5.1 主軸懸伸量以及支承跨距5.2.3 主軸懸伸量a確定 主軸懸伸量指主軸前支承徑向反力作用點(diǎn)到主軸前端受力作用點(diǎn)之間的距離，如圖5.1所示。無(wú)論從理論分析還是從實(shí)際測(cè)試的結(jié)果來(lái)看，懸伸量與主軸部件的剛度及抗振性成反比，主軸懸伸量a越小越能提高主軸部件的剛度，因此主軸懸伸量應(yīng)盡量取小值。初選a值可參考表5.29。表5.2 主軸懸伸量與前軸頸直徑之比車(chē)床和主軸類(lèi)型精密車(chē)床、自動(dòng)車(chē)床

48、用滾動(dòng)軸承支承，適用高精度和普通精度要求0.61.5中等長(zhǎng)度和較長(zhǎng)主軸端的車(chē)床和銑床，懸伸不太長(zhǎng)（不是細(xì)長(zhǎng)）的精密鏜床和內(nèi)圓磨床，用滾動(dòng)軸承和滑動(dòng)軸承支承適用于絕大部分普通生產(chǎn)要求1.252.5 根據(jù)本設(shè)計(jì)的要求并且結(jié)合表5.1，d1=100mm,計(jì)算取懸伸量a為80mm。5.2.4 主軸支承跨距的確定 主軸支承跨距l(xiāng)是指主軸相鄰兩支承的支反力作用點(diǎn)之間的距離。主軸跨距是主軸系統(tǒng)動(dòng)靜剛度的重要影響因素，主軸軸端受力f作用后，其軸端的彈性變形為y，當(dāng)所設(shè)計(jì)的支承跨度時(shí)，可使主軸部件的剛度k最大，l0成為“最佳跨距”。為方便起見(jiàn)，令變量為橫坐標(biāo)，為縱坐標(biāo)作出計(jì)算線(xiàn)圖，如圖5.2所示，使用該圖線(xiàn)時(shí)，

49、先計(jì)算出綜合變量，在橫坐標(biāo)軸上找到的位置，然后向上作垂線(xiàn)與相應(yīng)的斜線(xiàn)相交，再?gòu)慕稽c(diǎn)作水平線(xiàn)與縱坐標(biāo)軸相交得到，因?yàn)閍已知，便得到最佳跨距。圖5.2 主軸最佳跨距的計(jì)算線(xiàn)圖 上述式中，e為主軸材料的彈性模量，各種鋼材的e的均值在2.1105n/mm左右，i(mm4)為主軸截面的平均慣性矩，,分別為前后支承的剛度，單位。計(jì)算時(shí)的單位：長(zhǎng)度為cm；力為n；剛度為n/cm；彈性模量為。下面就本設(shè)計(jì)進(jìn)行計(jì)算： 本設(shè)計(jì)的軸承為，后支承：圓錐孔雙列圓柱滾子軸承(nn3000k型)精度等級(jí)相當(dāng)于p5級(jí)，前支承：兩個(gè)推力球軸承(51000型)和一個(gè)圓錐孔雙列圓柱滾子軸承(nn3000k型)，由表5.39可得ka的估算值為 （5-1） （5-2） （5-3） （5-4） 由于后支承剛度對(duì)主軸的剛度影響較小，估算時(shí)可按進(jìn)行計(jì)算，由，結(jié)合圖4.2，得到，表5.3 主軸軸承配置形式及前支承剛度ka的估算式,合理跨距 （5-5） , （5-6）取l=400mm所以主軸支承跨距l(xiāng)=400mm