數(shù)控機(jī)床主軸設(shè)計(jì)

1、緒論隨著市場(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 能滿足要求。數(shù)控機(jī)床由于眾多的優(yōu)點(diǎn)已成為現(xiàn)代機(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)床與生產(chǎn)過程的數(shù)控化，已經(jīng)成為當(dāng)今制造業(yè)的發(fā)展方向?？?以說，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)。本課題的目的和意義在于通過設(shè)計(jì)中運(yùn)用所學(xué)的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(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

2、識(shí)的目的 通過設(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)算和編寫技術(shù)文件，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)步驟和方法的目的。通過設(shè)計(jì)學(xué)習(xí)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。一、設(shè)計(jì)題目與參數(shù)1.1 題目本設(shè)計(jì)的題目是數(shù)控車床的主軸組件的設(shè)計(jì)。它主要由主軸箱，主軸，電動(dòng)機(jī)， 主軸脈沖發(fā)生器等組成。我主要設(shè)計(jì)的是主軸部分。主軸是加工中心的關(guān)鍵部位，其結(jié)構(gòu)優(yōu)劣對(duì)加工中心的性能有很大的影響，因 此，在設(shè)計(jì)的過程中要多加注意。主軸前后的受力

3、不同，故要選用不同的軸承。1.2參數(shù)床身回轉(zhuǎn)空間 400mm尾架頂尖與主軸端面距離 1000mm主軸卡盤外徑200mm最大加工直徑600mm 棒料作業(yè)能力5063mm主軸前軸承內(nèi)和110130mm最大扭矩480N m二、主軸的要求與結(jié)構(gòu)2.1 主軸的要求2.1.1 旋轉(zhuǎn)精度主軸的旋轉(zhuǎn)精度是指裝配后，在無載荷，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)滑劑與主軸組件的平 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。2.1.2 靜剛度主軸組件的靜剛

4、度（簡(jiǎn)稱剛度）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，配置形式和預(yù)緊，前后支撐的距離和主軸前端的懸伸量，傳動(dòng)件的布置方式，主軸組件的制造和裝配質(zhì)量等。 各類機(jī)床主軸組件的剛度目前尚無統(tǒng)一的標(biāo)準(zhǔn)。2.1.3 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)大于自激振動(dòng)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

5、實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)可供設(shè)計(jì)時(shí)參考。2.1.4 溫升和熱變形 主軸組件工作時(shí)因各相對(duì)運(yùn)動(dòng)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)，使軸承間隙發(fā)生變化。溫度使?jié)櫥驼扯冉档停档土溯S 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。2.1.5 耐磨性 主軸組件的耐磨性是指長(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

6、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)淬硬至 HRC60 左右，深約 1mm.2.1.6 材料和熱處理 主軸承載后允許的彈性變形很小，引起的應(yīng)力通常遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于鋼的強(qiáng)度極限。因 此，強(qiáng)度一般不做為選材的依據(jù)。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)處理和淬火。2.2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（稱懸伸量） 應(yīng)盡可能小

7、一些。為了便于裝配，主軸通常作成階梯形的，主軸的結(jié)構(gòu)和形狀與主 軸上所安裝的傳動(dòng)件，軸承等零件的類型，數(shù)量，位置和安裝方法有直接的關(guān)系。主軸中的孔主要 用于通過棒料，拉桿或其它工具。為了能夠通過更大的棒料，車床的中空希望大些，但受剛度條件的影響和限制， 孔徑一般不宜超過外徑的70% 主軸的結(jié)構(gòu)如（附圖1 ）。誦卻22叫？伽訓(xùn)臥評(píng)嗣30拈瀏峙卩三、主傳動(dòng)系統(tǒng)變速方式為了適應(yīng)不同的加工要求，數(shù)控機(jī)床主傳動(dòng)主要有以下幾種配置方式：1）帶有變速齒輪的主傳動(dòng)。這種方式在大、中型數(shù)控機(jī)床采用較多。通過少 數(shù)幾對(duì)齒輪降速，擴(kuò)大了輸出扭矩，以滿足主軸的輸出扭矩特性的要求，一部分小 型數(shù)控機(jī)床也采用此種傳動(dòng)方式

8、。以獲得強(qiáng)有力的切削時(shí)所需要扭矩。數(shù)控機(jī)床使 用可調(diào)無級(jí)變速交流、直流電動(dòng)機(jī)。所以經(jīng)齒輪變速后，實(shí)現(xiàn)8段無級(jí)變速，調(diào)速范圍增加。其優(yōu)點(diǎn)是可滿足各種切削運(yùn)動(dòng)輸出轉(zhuǎn)矩，具有大范圍調(diào)速能力。但是由 于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，需要增加潤(rùn)滑與溫度控制裝置。成本較高，此外，制造和維修也比較 困難。（參圖a）（2） 級(jí)帶傳動(dòng)變速方式。這種傳動(dòng)方式主要應(yīng)用在中小型數(shù)控機(jī)床上。采用V型帶或同步帶傳動(dòng)，可以避免齒輪傳動(dòng)時(shí)可引起的振動(dòng)與噪聲，適用于低扭矩特 性要求的主軸。這種方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，安裝方便，調(diào)試容易，被廣泛用于許多數(shù)控機(jī) 床傳動(dòng)中。（參圖b）3）調(diào)速電機(jī)直接驅(qū)動(dòng)方式， 這種主軸傳動(dòng)方式大大簡(jiǎn)化了主軸箱體與主軸的 結(jié)構(gòu)，有

9、效地提高主軸部件的剛度，由于結(jié)構(gòu)緊湊，占用空間少，加工中心的可加 工空間相對(duì)變大。但是主軸轉(zhuǎn)速的變化與扭矩的輸出和電動(dòng)機(jī)輸出特性完全一致，電動(dòng)機(jī)的發(fā)熱對(duì)主軸的精度影響大，最好裝有冷卻裝置，否則使用還是受到約束。（參圖c）（4）電主軸直接驅(qū)動(dòng)方式：這種驅(qū)動(dòng)方式其實(shí)和（c圖）方式差不多，但這種傳動(dòng)方式結(jié)構(gòu)方式更為緊湊，占用空間更小。它主要是將主軸作為電機(jī)的轉(zhuǎn)子，箱 體殼（與主軸配合箱體殼）作為電機(jī)的定子。但是這種電機(jī)形式的主軸結(jié)構(gòu)，連帶 主軸組件都是成套，要求很高，精度也高。另外制造成本也很高。且容易發(fā)熱，同 樣會(huì)影響主軸精度。（參圖d ）以下為傳動(dòng)方式的結(jié)構(gòu)圖:圖（a）帶有變速齒輪的主傳動(dòng)圖（b

10、） 一級(jí)帶傳動(dòng)變速方式1/圖（c）調(diào)速電機(jī)直接驅(qū)動(dòng)方式圖（d）電主軸直接驅(qū)動(dòng)方式綜上所述，進(jìn)行各種傳動(dòng)方式優(yōu)缺點(diǎn)進(jìn)行分析和比較來選取本設(shè)計(jì)所采用的主軸傳動(dòng)方式。首先是該設(shè)計(jì)為數(shù)控車床，主軸選用帶傳動(dòng)（同步齒形帶），主軸主要是車削加工，必須保證其加工精度，而帶傳動(dòng)能緩和沖擊、吸收振動(dòng)，故傳動(dòng)平穩(wěn)。 由此選用一級(jí)帶傳動(dòng)變速方式。四、機(jī)床夾具的確定本次設(shè)計(jì)的數(shù)控車床所加工工件長(zhǎng)度約為300mm長(zhǎng)（附圖2），夾具相對(duì)設(shè)計(jì)較單一，選用卡盤夾緊工具即可滿足加工要求?？ūP夾緊工件與主軸聯(lián)接，并與主 軸同步旋轉(zhuǎn)。對(duì)于數(shù)控車床夾具主要就是卡盤夾具。卡盤從它的工作原理上分為以下幾種類型: 手動(dòng)松緊卡盤 液壓松緊卡

11、盤 氣動(dòng)松緊卡盤 電動(dòng)松緊卡盤首先從數(shù)控車床的自動(dòng)化程度講，手動(dòng)卡盤屬人工操作，不合適。另外液壓和氣動(dòng)松緊卡盤實(shí)際工作原理相似，一個(gè)是油泵進(jìn)行驅(qū)動(dòng)，一個(gè)是氣泵驅(qū)動(dòng)，結(jié)構(gòu)設(shè) 計(jì)簡(jiǎn)明，傳動(dòng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單。另外電動(dòng)卡盤同樣結(jié)構(gòu)緊湊，效率高，但綜上所述，我們選擇液壓卡盤，液壓卡盤結(jié)構(gòu)緊湊，自動(dòng)化程度高，結(jié)構(gòu)比電動(dòng)卡盤簡(jiǎn)單，有時(shí)可 改裝為與其相似的氣動(dòng)卡盤。另外所設(shè)計(jì)的數(shù)控車床許多裝置重于用液壓系統(tǒng)，所3 ）。5以用液壓卡盤是比較合理的。液壓卡盤的控制原理實(shí)質(zhì)為一鎖緊回路（附圖軟爪2.T型螺母3卡爪座乩卡盤體5支撐板圖1襪壓卡盤五、主軸主要參數(shù)的計(jì)算與校核5.1主軸主要參數(shù)的計(jì)算主軸的主要參數(shù)是：主軸前端直徑

12、D1，主軸內(nèi)徑d。主軸懸伸量a和主軸支撐跨距L。主軸前端直徑D1主軸D1 （按電機(jī)功率）如下表 5-1 （ mm）：功率（ kw）1.42 3.6357.4D1機(jī)床2.55.57.311車床607070951108090105130145銑床與加工中5060607590心909095100105外圓磨床5055707560708090表5-1車床、銑床、鏜床、加工中心等機(jī)床因裝配的需要，主軸直徑常是自前往后逐漸減小的。前軸頸直徑D1大于后軸直徑D2。對(duì)于車、銑床一般 D2 （0.70.9） Di,由上表可取D1=110mm。因此可知由式子D2（0.7 0.9Q后端直徑 D2 110 0.75

13、82.5mm圓整后D2 80mm主軸內(nèi)徑d主軸內(nèi)孔徑與機(jī)床類型有關(guān)，主要用來通過棒料、鏜桿、拉桿或頂尖。確 定內(nèi)孔徑原則是為減輕主軸重量，在滿足對(duì)空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求下， 應(yīng)取最大值。主軸的內(nèi)徑是通過刀具夾具裝置固定刀具、傳動(dòng)氣動(dòng)或液壓卡盤等。主軸孔徑 越大，主軸部件的相對(duì)重量就越輕。主軸的孔徑大小主要受主軸剛度的制約。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實(shí)心主軸相等；等于 0.5 時(shí)空心主軸的剛度為實(shí)心主軸的 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。主軸本身剛度K正比于抗彎斷面慣性矩Ik空I 空 1 （ d1）4k實(shí)

14、1實(shí)D1由式子可知取孔徑的直徑極限 d1max為d1max 07D1此時(shí)若孔徑再大，岡H度急劇下降根據(jù)推薦值d1=55 mm主軸前端懸伸量a確定圖5-1主軸懸伸量指主軸前端面到前支承徑向反力作用中點(diǎn)（一般即為前徑支撐中點(diǎn)）的距離，參考（1 ）表6.1-45，它主要取決于主軸前端部結(jié)構(gòu)形式和尺寸，前支撐軸 承配置和密封等。因此主要由結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定。懸伸量與主軸部件的剛度與抗振性成反比，故應(yīng)盡量取小值。E-材料的彈性模量I- -軸慣性距K 1 -前剛度值K2-后剛度值初選a值可參考下表5-2確定車床和主軸類型精密車床、自動(dòng)車床用滾動(dòng)軸承支承，適用高精 度和普通精度要求0.6 1.5中等長(zhǎng)度和較長(zhǎng)主軸

15、端的車床和銑床，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1.25 2.5計(jì)算得懸伸量為80mm主軸跨距的確定主軸跨距是決定主軸系統(tǒng)動(dòng)靜剛度的重要影響因素，目的是找出在切削力作用下，主軸前端的柔度值最小的跨距稱為最優(yōu)跨距（lo ）。實(shí)驗(yàn)證明，動(dòng)態(tài)作用下最優(yōu)跨距很接近于推得最優(yōu)值，因此設(shè)計(jì)時(shí)盡量達(dá)到最優(yōu)值。前端角接觸球軸承的剛度（主要為軸向剛度）ka3.443 3 Fa db z2 sin5其中:內(nèi)徑為110mm,查參考（2）表4.3-525 z 20 db 19.05查軸承樣本額定動(dòng)載荷c 74KN取 F e 7400N F 01380N

16、計(jì)算得主軸跨距為300mm5.2軸的剛度計(jì)算如果主軸前后軸承由數(shù)段組成，則當(dāng)量直徑dd J n（ mm）（參考文獻(xiàn)2）式中、h、d?、I2、dn、ln 分別為各段的直徑和長(zhǎng)度（mm）；l 總長(zhǎng)，I l112 ln（mm）如果前后軸承的直徑相差不大，也可把前后軸承直徑的平均值近似地作為當(dāng)量 直徑d。主軸的前懸伸部分較粗，剛度較高，其變形可以忽略不記，后懸伸部分不 影響剛度，也可不計(jì)算。如主軸前端作用一外載荷F如下圖（參考文獻(xiàn)3）F圖5-2則撓度:Fa2l3EI(mm)Fa2l3El103（參考文獻(xiàn)2）213274 903003 2 105 0.05 （1104 664）6.6 m 7 m式中F外

17、載荷（N ）;a前懸伸，等于載荷作用點(diǎn)至前支承點(diǎn)間的距離（ mm）；l 跨距，等于前后支承的距離（mm）；5E彈性模量，鋼的E 2 10（MPa）；I 截面慣性距,I0.05（d4 di4）（mm4）；d、di主軸的外徑和孔徑（mm ）。又因?yàn)閐i /d 0.6，孔的影響可以忽略由此可得主軸剛度滿足要求六、主軸軸承的選擇6.1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)床上主軸軸承 常用的有滾動(dòng)軸承和滑動(dòng)軸承。滾動(dòng)軸承摩擦阻力小，可以預(yù)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

18、動(dòng)軸承有專業(yè)化工廠生產(chǎn)，選購(gòu)維修方便，在數(shù)控機(jī)床 上被廣泛采用。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，岡H度是 變化的，抗震性略差，但總體來說，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內(nèi)能夠做軸向移動(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。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。主軸軸承主要應(yīng)根據(jù)精度、剛度和轉(zhuǎn)速來選擇，為了提高精度和剛度，主軸軸 承間的間隙應(yīng)該是可調(diào)的。線接觸的滾子軸承比點(diǎn)接觸的球軸承的剛度高，但一定 溫升下允許的轉(zhuǎn)速較低，下面就簡(jiǎn)述幾種常用的數(shù)控機(jī)床主軸的機(jī)構(gòu)與適用范圍

19、。 角接觸球軸承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：a =25 °，a=15 °，其中a=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。a =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)為型），屬于超輕型。如圖6-1所示（參考文獻(xiàn)2）圖6-1角接觸球軸承角接觸球軸承多用于高速主軸，隨接觸角的不同，其應(yīng)用有所區(qū)別，a =25 °的 軸向剛度較高，但徑向剛度和允許的轉(zhuǎn)速

20、略低，多用于車、鏜、銑加工中心等主軸； a=15。的轉(zhuǎn)速可更高一些，但是軸向剛度較低，常用于軸向載荷較小、轉(zhuǎn)速較高的 磨床主軸或不承受載荷的車、鏜、銑主軸后軸承。13圖6-2角接觸球軸承這種軸承為點(diǎn)接觸，岡H度較低。為了提高剛度和承載能力，常用多聯(lián)組配的方 法。所以本設(shè)計(jì)前支承采用雙聯(lián)組配的方式，代號(hào)為圓柱滾子軸承圖6-3為雙列圓柱滾子軸承（參考文獻(xiàn) 2）,他的特點(diǎn)是內(nèi)孔為1 : 12的錐孔，與 主軸的錐行軸徑相配合。軸向移動(dòng)為內(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。圖6-3雙列圓柱滾子軸承圓錐滾子軸承圓錐滾子軸承既能承受徑向載荷，又能承受雙向的軸向載荷，滾子數(shù)量

21、大，故 剛度和承載能力均較大。由于圓錐滾子軸承是外緣凸肩軸向定位，因而箱體上通孔 加工方便，但缺點(diǎn)是滾子大端的端面與內(nèi)圈擋邊之間為滑動(dòng)摩擦，發(fā)熱較大，故允 許的極限轉(zhuǎn)速較低。深溝球軸承這種軸承只能承受徑向載荷，軸向載荷則由配套的推力軸承承受。此種軸承一 般不能調(diào)整，常用于精度要求和剛度要求不太高的地方。在本設(shè)計(jì)中，前軸承采用角接觸球軸承以適應(yīng)較高速的要求。主軸軸向載荷較 大，故選用接觸角25的軸承。軸向力的方向是從軸頭部指向尾部，故前軸承采用三聯(lián)組配，前兩軸承同向都面朝前，共同承擔(dān)軸向載荷。后一軸承與前兩軸承背 靠背，以實(shí)現(xiàn)預(yù)緊。后支承的載荷較大，因此采用雙列圓柱滾子軸承。這種軸承的 外圈是可

22、以分離的， 主軸熱膨脹時(shí)， 可連同軸承內(nèi)圈的滾子在外圈滾道上軸向移動(dòng)。 后軸承直徑比前軸承小，預(yù)緊力也小，因此溫升不致超過前軸承。6.2軸承間隙調(diào)整和預(yù)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，這就是軸承的預(yù)緊。軸承預(yù)緊后， 內(nèi)部無間隙， 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，因而預(yù)緊前只有部分滾動(dòng) 體和滾道接觸。預(yù)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)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

23、各個(gè)方向都有滾動(dòng)體支承，可以提高抗振性。但是，預(yù)緊后發(fā)熱 較多，溫升較高；且太大的預(yù)緊將使軸承的壽命降低，故預(yù)緊要適當(dāng)。本設(shè)計(jì)為數(shù) 控車床的主軸組件設(shè)計(jì)，功率相對(duì)較小，所以取中預(yù)緊。七、主軸箱箱體的設(shè)計(jì)7 1 主軸箱的概述主軸箱為數(shù)控機(jī)床的主要傳動(dòng)系統(tǒng)它包括電動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系統(tǒng)和主軸部件 它與普通車床的主軸箱比較，相對(duì)來手比較簡(jiǎn)單只有兩極或三級(jí)齒輪變速系統(tǒng)，它 主要是用以擴(kuò)大電動(dòng)機(jī)無級(jí)調(diào)速的范圍，以滿足一定恒功率、和轉(zhuǎn)速的問題。7.2 主傳動(dòng)設(shè)計(jì)7.2.1 驅(qū)動(dòng)源的選擇機(jī)床上常用的無級(jí)變速機(jī)構(gòu)是直流或交流調(diào)速電動(dòng)機(jī) ，直流電動(dòng)機(jī)從額定轉(zhuǎn)速 nd 向上至最高轉(zhuǎn)速 nmax 是調(diào)節(jié)磁場(chǎng)電流的方法來調(diào)速

24、的， 屬于恒功率， 從額定轉(zhuǎn) 速 nd 向下至最低轉(zhuǎn)速 nmin 時(shí)調(diào)節(jié)電樞電壓的方法來調(diào)速的屬于恒轉(zhuǎn)矩； 交流調(diào)速 電動(dòng)機(jī)是靠調(diào)節(jié)供電頻率的方法調(diào)速。 由于交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)的體積小， 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小， 動(dòng)態(tài)響應(yīng)快，沒有電刷，能達(dá)到的最高轉(zhuǎn)速比同功率的直流調(diào)速電動(dòng)機(jī)高，磨損和 故障也少，所以在中小功率領(lǐng)域，交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)占有較大的優(yōu)勢(shì)，鑒于此，本設(shè) 計(jì)選用交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)。根據(jù)主軸要求的最高轉(zhuǎn)速 4000r/min ，最大切削功率 5kw ，選擇北京數(shù)控設(shè)備 廠的 BESK-8 型交流主軸電動(dòng)機(jī)，最高轉(zhuǎn)速是 4500r/min 。傳動(dòng)軸的估算 傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度要求。強(qiáng)度要求保證軸

25、在反復(fù)載荷和扭轉(zhuǎn) 載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的 變形 因此疲勞強(qiáng)度一般不是主要矛盾。除了載荷較大的情況外，可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求軸在載荷下不至于產(chǎn)生過大的變形。如果剛度不夠，軸上的零件由于軸的 形過大而不能正常工作，或者產(chǎn)生振動(dòng)和噪音，發(fā)熱，過早磨損而失效，因此，必須 保證傳動(dòng)軸有足夠的剛度。計(jì)算轉(zhuǎn)速n是傳動(dòng)件傳遞全部功率時(shí)的最低轉(zhuǎn)速，各個(gè)傳動(dòng)軸上的計(jì)算轉(zhuǎn)速可 以從轉(zhuǎn)速圖是直接得出，如表 2-1所示。各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速軸IIIIII計(jì)算轉(zhuǎn)速1500530140表 7-2-1各軸功率和扭矩計(jì)算：已知一級(jí)齒輪傳動(dòng)效率為 0.97 （包括軸承），同步帶傳動(dòng)

26、效率為 0.98，貝VI 軸：P1=Pd x 0.98=7.5 x 0.98=7.35KWII 軸 p2=p1 x 0.97=7.5 x 0.97=7.28KWIII 軸 P3=P2 x 0.97=7.28 x 0.97=7.06KW5II 軸扭矩：T2=9550P2/n2=9550 x x7.28/530=1.31x105III 軸扭矩：T3=9550 P3/N3=9550 x 7.06/140=4.82x10 是每米長(zhǎng)度上允許的扭轉(zhuǎn)角（deg/m ），可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選取，其選擇的原則如表 7.2-2所 示。表7.2-2許用扭轉(zhuǎn)角選取原則軸主軸般傳動(dòng)軸較低的軸(deg/m )0.5-11

27、-1.51.5-2表 7-2-2最后所確定各軸所允許的扭轉(zhuǎn)角如表2-3所示軸I軸II軸III軸(deg/m )0.510.5表 7-2-3把以上確定的各軸的輸入功率N=7.5KW，計(jì)算轉(zhuǎn)速nj，允許扭轉(zhuǎn)角代入扭轉(zhuǎn)剛度的估算公式d=91 4 N/（nj ",可得傳動(dòng)軸的估算直徑：31.39mm.最后取值如下表所示:軸IIIIII估算直徑403253主軸軸徑尺寸的確定:914 53?!40mm914140 0.57.552.06mm已知車床最大加工直徑為 Dmax=400mm, 則主軸前軸頸直徑D1=0.25Dmax - 15=85-115mm后頸直徑D2=(0.7-0.85)D1=67

28、-81mm內(nèi)孔直徑 d=0.1Dmax - 10=35-55mm齒輪模數(shù)的估算按接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有些系數(shù)只有在 齒輪的各參數(shù)都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗(yàn)用。在畫草圖時(shí)用經(jīng) 驗(yàn)公式估算，根據(jù)估算的結(jié)果然后選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪的模數(shù)。齒輪模數(shù)的估算方法有兩種，一是按齒輪的彎曲疲勞進(jìn)行估算，二是按齒輪的 齒面點(diǎn)蝕進(jìn)行估算。這兩種方法的前提條件是各個(gè)齒輪的齒數(shù)必須已知。根據(jù)齒輪不產(chǎn)生跟切的基本條件：齒輪數(shù)不小于 17。由于Z3,Z3 '這對(duì)齒輪有 較大的傳動(dòng)比，各個(gè)齒輪中最小齒數(shù)的齒輪必然是Z3.取Z4=22,S=105,貝VZ4 ' =83從

29、轉(zhuǎn)速圖上直接看出 Z3的計(jì)算轉(zhuǎn)速是530r/min.根據(jù)齒輪彎曲疲勞估算公式2.7根據(jù)齒輪接觸疲勞強(qiáng)度估算公式計(jì)算得m=2.7由于受傳動(dòng)軸軸徑尺寸大小限制，選取齒輪模數(shù)為m=3 mm,對(duì)比上面的結(jié)果, 可知這樣設(shè)計(jì)的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng) 度，故取同一變速組中的所以齒輪的模數(shù)都為m=3mm.可得兩軸中心距為a=157.5mm.圓整為 a=158mm.型帶的選擇；V帶選擇V型帶，取小帶輪的大小 72mm，大帶輪的大小為 204mm ;a0,取2- 5-1確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng) Ld 如果中心距未給出，可根據(jù)傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)需要初定長(zhǎng)度中心距0.7 ( dd1 dd

30、2)<a0<2( dd1 dd2), l93.2va0<552 后確定 a0=200，根據(jù)帶傳動(dòng)的幾何關(guān)系，按下式計(jì)算所需代的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld: L d =2a0+ 2 ( d di d d2) +I得到 Ld =855.4，取 Ld =900mma二a0+=200+(900-855.4)/2=222mm驗(yàn)算主動(dòng)輪上的包角1 :i 1800 竝鳥 57.5000a= 145.80 >= 1200 ；確定帶的根數(shù)z:Pea(P0 P0)kakL2.7根，圓整為3根V帶速度的驗(yàn)算:Vd1Vd2ddC60 1000dd2 n260 100016.73m/s16.96m/ sVma

31、x 2530m/ sVd 1Vd 2V max故帶符合要求。7.3主軸箱展幵圖的設(shè)計(jì)主軸箱展幵圖是反應(yīng)各個(gè)零件的相互關(guān)系，結(jié)構(gòu)形狀以與尺寸的圖紙，并以此 為依據(jù)繪制零件工作圖。7. 3.1各零件結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)1 .設(shè)計(jì)內(nèi)容和步驟通過繪圖設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)尺寸以與選出軸承的型號(hào)，確定軸的支點(diǎn)距離和軸上零 件力的作用點(diǎn)，計(jì)算軸的強(qiáng)度和軸承的壽命。2 .有關(guān)零件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定傳動(dòng)零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其他零件的結(jié)構(gòu)尺寸是根據(jù)主要 零件的位置和結(jié)構(gòu)而定。齒寬影響齒的強(qiáng)度。輪齒越寬承載能力越高。但如果太寬，由于齒輪的制造誤差和軸的變形，可能接觸不均，反而容易引起振動(dòng)和噪聲，一般取齒寬系數(shù)“二(

32、6-10)m.這里取齒寬系數(shù) ©m=10，則齒寬 B=吹m=10x3=30mm.各個(gè)齒輪的齒厚確定如表 3-1.表7.3-1各齒輪的齒厚齒輪Z1Z1 'Z2Z2 'Z3Z3'Z4Z4 '齒厚2520353035303030表 7.3-1由計(jì)算公式；齒頂.dd1 (Z1 2)m(h1);da2 億 2h )齒根：df1 (z, 2h 2c)m(c 0.25)得到下列尺寸表齒輪的直徑?jīng)Q定了各軸之間的尺寸。各主軸部件中各個(gè)齒輪的尺寸計(jì)算如下表3- 2表7.3-2 各齒輪的直徑齒輪Z1Z1 'Z2Z2 'Z3Z3 'Z4Z4'分

33、度圓 直徑(mm)481362259014417166249齒頂圓 直徑(mm)521402319615017772255齒根圓 直徑(mm)43131217.582.5136.5163.558.5241.5表 7.3-2由表7.3-2可以計(jì)算出各軸之間的距離，現(xiàn)將它們列出如表7.3-3各軸的中心距軸1-11II-III距離230160表 7.3-33)確定齒輪的軸向布置為避免同一滑移齒輪變速組內(nèi)的兩對(duì)齒輪同時(shí)嚙合，兩個(gè)固定齒輪的間距應(yīng) 大于滑移齒輪的寬度，一般留有間隙1-2mm軸承的選擇與其配置主軸組件的滾動(dòng)軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個(gè)方向軸 向載荷的推力軸承。軸承類型與

34、型號(hào)選用主要根據(jù)主軸的剛度，承載能力，轉(zhuǎn)速， 抗振性與結(jié)構(gòu)要求合理的進(jìn)行選定。3.各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)I軸的一端與帶輪相連，將I軸的結(jié)構(gòu)草圖繪制如圖7.3-2圖 7.3-2U軸其結(jié)構(gòu)完全按標(biāo)準(zhǔn)確定，根據(jù)其周詳?shù)某叽缈蓪⒔Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖繪制如圖7.3-34.主軸組件的剛度和剛度損失的計(jì)算: 最佳跨距的確定：52取彈性模量 E=210 N/ mm， D= (90+65 ) /2=77.5mm;I(°4 d4)1.64 106mm4主軸截面慣距：22截面面積；A=3459.9 mm主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩:Mn 9550000 P 5.12 105N.mmn遵 Mn/200 2560NFy 0.5Fz 1280

35、N故總切削力為：F花Fy22862.17N估算時(shí)，暫取Lo/a 3,即取270mm前后支承支反力Ra 3816.22NRb 954.06 N取 ka=1033000N/mmkb 3.67 105N/mm則L%2.5則 L°=225mm當(dāng)量切削力的計(jì)算：P= (a=B ) /a = 3639 對(duì)于車床 B=0.4 Dmax=160mm 則水平面內(nèi)：Ph 1819.5N垂直面內(nèi)：Pv 1273.65 NYp 主軸端部的撓度計(jì)算：3Yph 8.196 10 mmYpv3a (1L)a (1a)丄(1空)23EIaEALK1L35.737 10 mm傳動(dòng)力的作用下，主軸端位移的計(jì)算公式見下式

36、:Yq Qbc(L c)a 丄匕a)6EILk/LLabK2L2式中：“一”號(hào)表示位移方向上與力反向，b表示齒輪與前支承的距離,c表示齒輪與后支承的距離，將各值帶入，得YQh4.30710 3Yqv3.86 103水平面內(nèi)：Yh3.88910 3mm垂直面內(nèi)：Yv1.877310 mm則主軸最大端位移為：3Ymax4.39 10 mm已知主軸最大端位移許用值為y = 0.0002L = 0.09mm則Ymax< y，符合要求。主軸傾角的驗(yàn)算:在切削力p的作用下主軸前軸承處的傾角為:Ph La7.1 10 5rad3EI水平面:垂直面內(nèi):PV La5PV 荷 10 radPh傳動(dòng)力Q作用下

37、主軸傾角為：5Qh 3.867 10,水平面內(nèi)：rad5垂直面內(nèi)：H 3.465 10 rad則主軸前軸承處的角為H PHQH 3.233 10 5 rad垂直面內(nèi)：V PV QV 1.43510 radmaxQh2 Q23.537 10 5rad故符合要求。軸承的校核：齒輪受切向力Fte 2911N655N徑向力：Fre 0.5P 1455.5N ；切削力F=1310N，徑向切削力Fr 0.5p軸向切削力Fa 0.35p 458.5N，轉(zhuǎn)速 n=4000r/min d=90mm垂直面內(nèi)的受力分析：F r1vFre 66re 213.47 N 450F r2vFre 3841242.03 N4

38、50水平面內(nèi)的受力分析：Fr 90 Fte 384-坦2615.05NF r1hFr2h450Fr 540%66359N450故合力:Fr1 2623.7NFr2 1292.89N求兩軸承的軸向力:對(duì)70000AC型軸承Fd eFrFd1eFr1 0.68 Fr1 1778.23NFd2 eFr2 0.68 F2879.2 NFaiFa Fd2 1337.7NFa2 Fd2 879.2N兩次計(jì)算的差值不大，因此，確定ei e20.68當(dāng)量動(dòng)載荷：0.509 eF& 1337.7Fr1 2623.7Fa1879.2Fr21292.890.68 q對(duì)兩軸承取 X=1，Y=0 ;X=1，Y=

39、0 ;由載荷性質(zhì)，輕載有沖擊故取 fp當(dāng)量載荷：pfp(X1Fr1) 1.5 2623.7 3935.6Np2fp(X2Fr2) 1.5 1292.89 1939.3N106 c Lh （一）143346h 因?yàn)閜1 p2所以可知其壽命60n p1軸承也符合剛度要求。八、主軸組件的潤(rùn)滑和密封8.1主軸滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑潤(rùn)滑的作用是減少摩擦、降低溫升并與密封裝置一起保護(hù)軸承不受外物的損傷 與腐蝕。潤(rùn)滑劑和潤(rùn)滑方式?jīng)Q定于軸承的類型、速度和工作負(fù)荷。如果選擇合適， 可以降低軸承的工作溫度和延長(zhǎng)使用壽命。滾動(dòng)軸承可以用潤(rùn)滑脂或潤(rùn)滑油潤(rùn)滑。在速度較低時(shí)，用潤(rùn)滑脂比用潤(rùn)滑油溫 升低；速度較高時(shí)，用油潤(rùn)滑較好。

40、脂潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑使用方便， 不需要供油管路和系統(tǒng)， 沒有漏油問題。 如果轉(zhuǎn)速不太高 （數(shù) 值可查軸承樣本） ，滾動(dòng)軸承應(yīng)盡量采用脂潤(rùn)滑， 特別是立式主軸或裝在套筒內(nèi)可以 伸縮的主軸（如鉆床、坐標(biāo)鏜床、加工中心等的主軸） 。潤(rùn)滑脂使用期限長(zhǎng)，如果轉(zhuǎn)速不超極限值，一次充填可使用 2000h 以上。只要 密封良好，不讓灰塵、油污進(jìn)入軸承，一次充填可一直用到大修時(shí)才更換，中間不 需填充。潤(rùn)滑脂填充量不宜過多，尤其不能填滿軸承空間。否則將引起過多的發(fā)熱，并 油可能使脂熔化流出。8.1.2 油潤(rùn)滑潤(rùn)滑滾動(dòng)軸承所需的油量很少， 約每分鐘15滴。若油量增大，則由于攪拌作 用會(huì)使溫度升高。油量增加過大，則冷卻作用為

41、主，溫度會(huì)下降，但能耗卻加大了。22 常用油的粘度為 12mm /s 30mm /s（40 C 時(shí)）。高速主軸（如角接觸球軸承 dmn 106mm r/min ）,發(fā)熱較多。為控制其溫升， 希望潤(rùn)滑時(shí)兼起冷卻的作用。采用油潤(rùn)滑，用空氣冷卻的方法。常用油霧和油氣潤(rùn) 滑。由于主軸前端采用了角接觸球軸承，速度較高，致使發(fā)熱較多，所以采用油潤(rùn) 滑，在潤(rùn)滑時(shí)也起冷卻的作用。后端采用的是曲路（迷宮）密封為防止油液外漏， 用脂潤(rùn)滑雙列圓柱滾子軸承。8.2 主軸組件的密封主軸組件密封主要是防止油外泄和塵埃、屑末進(jìn)入。密封的類型很多，兩個(gè)具 有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面之間必然有間隙，它們之間的密封稱為動(dòng)密封。兩個(gè)相對(duì)靜止 不動(dòng)的結(jié)合面之間的密封稱為靜密封。靜密封有研磨面密封、墊片密封、密封膠密 封等。在本設(shè)計(jì)中軸承端蓋與箱體之間的密封屬于靜密封，采用紙封油墊配合緊定螺 釘進(jìn)行密封， 之所以采用此種密封是由于研磨面密封適用與結(jié)合面加工平整、 光潔， 但本設(shè)計(jì)箱體為鑄造，不合適；而密封膠密封又不便端蓋拆卸。前、后端軸承端蓋通孔和軸之間的密封屬于動(dòng)密封。 前端軸承為角接觸球軸承， 轉(zhuǎn)速較高，采用油潤(rùn)滑，為防止油液甩出，此處采用了氈圈油封；后端軸承用脂潤(rùn) 滑，此處用迷宮式密封，利用其節(jié)流的作用達(dá)到密封的效果，且間隙中充滿著潤(rùn)滑 脂，密封效果更好。設(shè)計(jì)心得