立式加工中心主傳動系統(tǒng)畢業(yè)設計

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)則是當今先進制造技術(shù)和裝備最核心的技術(shù)。當今世界各國制造業(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(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)控關鍵技術(shù)和裝備方面對我國實行封鎖和限制政策。數(shù)控機床技術(shù)的發(fā)展自1

2、953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53年歷史了。20世紀90年開始,計算機技術(shù)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(shù)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(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)控機床產(chǎn)量還不到700臺。到90年代,我國的數(shù)控機床技術(shù)發(fā)展才得到了一個較大的提速。目前,與國外先進水平相比仍存在著較大的差距?？傊?大力發(fā)展以數(shù)控技術(shù)為核心的先進制造技術(shù)已成為世界各

3、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 概述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min /40m 以上,最高已達到min /90m 。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min /10080m ,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min /2500012000r ,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min/100000r 。國外先進的加工中心的刀具交換時間,目前普遍已在s 1左右,高的已達s 5.0,甚至更快。在結(jié)構(gòu)上

4、,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(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mm 1000以下,定位精度可控制在mm 01.0006.0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min /30m 左右,個別達到min /60m 。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min /180006000r ,定位精度控制在mm 015.

5、0008.0之內(nèi),重復定位精度控制在mm 01.0005.0之內(nèi)。在換刀速度方面,國內(nèi)機床多在s 54,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(jié)構(gòu)圖1-切削箱 2-X 軸伺服電機 3-Z 軸伺服電機

6、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(jié)構(gòu)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(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

7、.5 5KW;主軸轉(zhuǎn)速: 20 - 3000rpm3、進給速度: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;重復精度:±0.01mm6、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

8、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:旋轉(zhuǎn)精度旋轉(zhuǎn)精度是指機床在空載低速旋轉(zhuǎn)時,安裝工件或刀具部位的徑向和軸向跳動值滿足要求,目的是保證加工零件的幾何精度和表面粗糙度。剛度指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。剛度不足時,不僅影響加工精度和表面質(zhì)量,還容易引起振動,惡化傳動件和軸承的工作條件。設計時應在其它條件允許的條件下,盡量提高剛度值。抗振性指主軸組件和進給組件在切削過程中抵抗強迫振動和自激振動保持平穩(wěn)運轉(zhuǎn)的能力?？拐裥灾苯佑绊懠庸け砻尜|(zhì)量和生產(chǎn)率,應盡量提高。溫升和熱變形溫升會引起機床部件熱變形,使主軸旋轉(zhuǎn)和進給的相對位置發(fā)生變化,影響

9、加工精度。并且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。耐磨性指長期保持其原始精度的能力。主要影響因素是材料熱處理、軸承類型和潤滑方式。2 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(jié)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)部刀具自動夾緊機構(gòu)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(gòu)對于現(xiàn)在的機床主軸

10、傳動機構(gòu)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s m 200,效率可達99.0。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s m 50(有時允許達s m 1

11、00,傳動功率可達kW 300,傳動比可達10(有時允許達20,傳動效率可達98.0。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2.2中的方案,本課題的總體設

12、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(gòu)以及切屑清除機構(gòu)。在本課題中,主軸準停機構(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,方便機床操作者調(diào)整轉(zhuǎn)速。在換刀過程中,刀具自

13、動夾緊機構(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。由于交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。

14、3 主軸組件的主運動部件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 kw kw P P m m E36.598.099.00.55= 式中: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CNC 機床、工業(yè)機器人等的執(zhí)行元件。FANUC 交流主軸電機S 系列從0.65kW 37kW 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E P =5

15、.36kW ,故本課題選用FANUC 交流主軸電機6S 型號。其主要技術(shù)參數(shù)如下:額定輸出功率:kW 5.5; 最高速度:min 3000r ;額定輸出轉(zhuǎn)矩:m N 0.35;轉(zhuǎn)子慣量:2022.0s m N 。3.2 主軸3.2.1 主軸的結(jié)構(gòu)設計主軸的主要參數(shù)是指:主軸前軸頸直徑1D ;主軸內(nèi)孔徑d ;主軸懸伸量a 和主軸支承跨距l(xiāng) ,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

16、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1D 。加工中心主軸前軸頸直徑1D 按主電動機功率來確定,由現(xiàn)代數(shù)控機床結(jié)構(gòu)設計查得mmD 851=。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1D 后,可知前軸頸直徑1D 和后軸頸直徑2D 有如下關系:mmmm D D 728585.085.012=(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

17、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7.0Dd 時(D 是主軸平均直徑,主軸剛度會急劇下降;而當5.0D d 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m axd為:mmmm D d 5.59857.07.0max =<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mmd52=。(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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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

18、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 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(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(jié)構(gòu)型式和尺寸、前支承的軸承配置和密封裝置等,有的還與機床其他結(jié)構(gòu)參數(shù)有關,如工作臺的行程等,因此主要由結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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l(xiāng) 的確定支承跨距l(xiāng) 是指主軸相鄰兩支承反力作用點之間的距離。跨距l(xiāng) 是決定主軸系統(tǒng)動、

19、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0l 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0l 可按下列公式計算:(65.5665.138.10+-=K l (3.2式中:312116k k k EI +=(3.3+=211k k a K (3.4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2cmN ;I 軸慣性矩,單位為4cm ;1k 前軸承剛度值,單位為cm N ; 2k 后軸承剛度值,單位為cm N 。按上式計算最優(yōu)跨距l(xiāng)

20、 ,計算過程如下:(4464lld DI -=(3.5式中:lD 主軸跨距部分的平均直徑,單位為mm ;ld 主軸跨距部分的平均孔頸,單位為mm 。mm D D l 82=mmmm Ll d d i i l 436002485218026323144429656+=由式(3.5得:4205cmI;m N k 9001, mN k 7302;由主軸材料為40Cr 查得材料的彈性模量26101.2206cmN GPa E =;由主軸的結(jié)構(gòu)形式確定主軸前端懸伸長mma79=將上述參數(shù)值代入公式(3.3(3.4,得cm 862=,49=K 將,K 值代入公式(3.2,得mm l 686150= 按照結(jié)

21、構(gòu)設計的要求,取mm l 336=。由于mm l mm l 686153360=<=,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。 (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(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NF 4900=徑向負荷N N F F r 1715490035.035.0=切切向負荷

22、 NN F F t 441049009.09.0=切軸向負荷NN F F a 25734900525.0525.0=切 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0=B 。利用疊加法,得撓度為:(a l EIFaEIl F r B-=363232(3.6式中:vr F 2 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,26101.2cmN E =;I 軸慣性矩,4cm。由公式(3.5得4205cmI

23、=。將rF F=,vr r F F 22=代入公式(3.6,則鉛垂面的撓度為:(079833205101.26791715205101.228362632=-=V r BF 得NF V r 10602(079832538325325312=+-+r V r V r F F F得NF V r 13201321=-+r V r V r V r F F F F得N F V r 6653-將tF F =,Hr r F F 22=代入公式(3.6,則水平面的撓度為:(079833205101.26794410205101.228362632=-=H r BF 得NF Hr 63.27272(079832

24、538325325312=+-+t H r H r F F F得NF Hr 33931321=-+t H r H r H r F F F F得NF H r 63.17103-(a機構(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轉(zhuǎn)矩圖 圖3.5 軸的結(jié)構(gòu)和載荷圖A-B 段支承反力: 水平面:0=ABX F 垂直面:0=ABYFB-C 段支承反力: 水平面:(63.17103N F F H r BCX-=-=垂直面:(6653N F F V r BCY -=-=C-D 段支承反力: 水平面:(101763.171063.272732N F

25、F F H r H r CDX=-=-=垂直面:(395665106032N F F F V r V r CDY =-=-=D-E 段支承反力: 水平面:(441063.171063.27273393321N F F F F H r H r H r DEX =-+=-+=垂直面:(171566510601320321N F F F F V r V r V r DEY =-+=-+=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:0=ABXM 垂直面:0=ABYM合成:22=+=ABYABXABMMMB-C 段彎矩: 水平面:(63.432100353

26、3m N F F M H r BCX BCX-+= 垂直面:(245.1681003533m N F F MV r BCY BCY-+=合成:(192.464245.16863.4322222m N MMM BCYBCXBC+=+=C-D 段彎矩:水平面:(219.34810035343632m N F F F M H r H r CDX CDX-+-=垂直面:(46.13510035343632m N F F F MH r V r CDY CDY-+-= 合成:(638.37346.135219.3482222m N MMMCDYCDXCD+=+=D-E 段彎矩: 水平面:(00041.01

27、00436353515312m N F F F F MH r H r H r DEX DEX=+-=垂直面:(00133.0100436353515312m N F F F F MV r V r V r DEY DEY=+-=合成:(0014.000133.000041.02222m N MMMDEYDEXDE+=+=軸的水平面、垂直面及合成彎矩圖見圖3.5d 、f 、g 。已知:小帶輪的輸出功率為kW 5.5,同步帶的傳動效率為98.0。所以,大帶輪的輸出功率為:(39.598.05.5kW P P =小大則大帶輪的輸出轉(zhuǎn)矩為:(16.17300039.5955095502m N n P T

28、 =大軸的轉(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 1c aW-=(3.7式中:c a軸的計算應力,M P a;W軸的抗彎截面系數(shù),3mm;折合系數(shù);1-軸的許用彎曲應力,M P a;T軸所受的扭矩,單位為mmN;M軸所受的彎矩,單位為mmN。軸的抗彎截面系數(shù)為(43132-=dW式中:d軸頸處直徑,單位為mm;dd1=,此處,1d為軸孔直徑。得(566988542132851416.33

29、43mmW-=根據(jù)主軸材料為Cr40,由工程力學查得許用彎曲應力MPa701=-。按扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力,取折合系數(shù)6.0=。將上述參數(shù)代入公式(3.7,則軸的計算應力為(2.856698171606.046419222MPaca=+=因為MPaca701=<-,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prt yLIEFFy+=322148(3.8式中:1y 軸的計算撓度,單位為m m ;I

30、軸慣性量,單位為4m m ; E 軸所用材料的彈性模量,單位為2/N m m;L 支承跨度,單位為m m ; 1t F 軸所受圓周力,單位為N ; 1r F 軸所受徑向力,單位為N 。 py 軸的允許撓度,單位為已知:NF t 4410=,NF r 1715=,4205cmI =,26101.2cmN E =,mmL 336=。由工程力學查得軸的允許撓度為(0672.03360002.00002.0mm L yp=將上述參數(shù)代入公式(3.8,則軸的計算剛度為(086.033610205101.24817154410344221mm y +=由于pyy <1,所以軸能夠滿足剛度要求。綜上所

31、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(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

32、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。 (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帶彈簧的單列圓滾子軸承心球軸承子軸承滾子軸承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

33、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剛度一般或較高,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04.002.0=好,阻尼比065.0045.0=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

34、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,008.0002.0=小,001.00005.0=小很小同滾動軸承壽命疲勞強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

35、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min/101024r 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107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(jié)構(gòu)的復雜程度,合理配置軸承,可以提高主

36、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。 (a (b (c+(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32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

37、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min/4000r ,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15。 (a (b3.3.3 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

38、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

39、,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

40、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7217C 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38m 。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04m 。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03m 。與軸承座之間為間隙配合,配合目標間隙值取915m 。 3.3.5 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:NF

41、 V r 10602=,NF V r 6653-=, NF Hr 63.27272=,NF H r 63.17103-=則軸承7217AC 所受徑向合力為(36.292663.27271060222222N F F F H r v r r +=+=軸承7215C 所受徑向合力為(67.917463.17106654222323N F F F Hr v r r +=+=(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,則軸承預期計算壽命為(33600163007'h L h =已知軸承7217AC 所受的軸向負荷NF a 2573=

42、,徑向負荷NF r2926=。分界判斷系數(shù)68.0=e。68.087.017152573=e F F ra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)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8.12.1,取6.1=P f 。則軸承的當量動載荷為(66.4706257387.0171541.06.1N F Y F X f P ar P +=+=以小時數(shù)表示的軸承壽命hL 10(單位為h 為=P C n L h6010610 (3.9式中:hL 10 失效率%10(可靠度%90的基本額定壽命(r610n 軸承的轉(zhuǎn)速,單位為min /r ; C 基本額定動載荷,單位為

43、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310=。查表得基本額定動載荷KNC 8.99=。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(57986470699800300060103610h L h=由于hL L h h33600'10=>,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(33600163007'h L h =已知軸承7215C 所受的軸向負荷NF a 2573=,徑向負荷NF r67.917=。由機械設計基礎查得分界判斷

44、系數(shù)68.0=e。68.08.267.9172573=>=e F F ra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)Y=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8.12.1,取8.1=P f 。則軸承的當量動載荷為(4706257387.067.91741.08.1N F Y F X f P ar P +=+=查機械設計基礎得基本額定動載荷KNC79200=。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(36481470679200300060103610h L h=由于hL L h h 33600'10=>,所以能夠滿

45、足要求。3.4同步帶的設計計算(1 設計功率dP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h 16計,由機械設計基礎查得0.2=AK。故設計功率為:KWKW P KP Ad 115.50.2=式中:P 傳遞的功率,KWAK 載荷修正系數(shù)(2 選定帶型和節(jié)距根據(jù)設計功率KWP d 11=,小帶輪轉(zhuǎn)速m in60001r n =,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mmp b 700.12=(3 小帶輪齒數(shù)1Z根據(jù)小帶輪轉(zhuǎn)速m in60001r n =,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)22min >Z

46、 ,故取301=Z(4 小帶輪節(jié)圓直徑1dmmmm p Z d b28.1211416.37.123011=式中:1Z 小帶輪齒數(shù);bp 節(jié)距。按照小帶輪齒數(shù)301=Z ,同步帶的帶型為H 型,由機械設計基礎查得其外徑mmda 90.1191=(5 大帶輪齒數(shù)2Z23000600021=n n i式中:1n 小帶輪轉(zhuǎn)速;2n 大帶輪轉(zhuǎn)速。大帶輪齒數(shù) 6030212=Z i Z(6 大帶輪節(jié)圓直徑2dmmmm p Zd b55.2421416.37.126022=式中:bp 節(jié)距。按大帶輪齒數(shù)602=Z ,同步帶帶型為H 型,由機械設計基礎查得其外徑mmd a18.2412=(7 帶速vsm v

47、 s m s m n d v 4010.38100060600028.1211416.3100060max 11=<=式中:1d 小帶輪節(jié)圓直徑;1n 小帶輪轉(zhuǎn)速。(8 初定軸間距a經(jīng)驗公式:(2102127.0d d a d d + (3.10式中:1d 小帶輪節(jié)圓直徑;2d 大帶輪節(jié)圓直徑。將1d ,2d 值代入公式(3.10,得mma mm 66.72768.2540。故取mma 2550=。(9 帶長及其齒數(shù)(2122100422a d d d d a L -+=(mm255428.12155.24255.24228.12121416.325522-+=mm92.1095=式中:

48、L 帶長;a 初定軸間距; 1d 小帶輪節(jié)圓直徑; 2d 大帶輪節(jié)圓直徑。按帶長mmL 92.10950=,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mmL P00.1143=,節(jié)線長上的齒數(shù)90=Z 。(10 實際軸間距實際軸間距 mmmm L L a a P 54.278292.1095114325520=-+=-+=式中:a 初定軸間距;p L 節(jié)線長; 0L 帶長。(11 小帶輪嚙合齒數(shù)(-=1221122int Z Z a Z p Z Z b m (-=306054.2781416.32307.12230int 212= 式中:mZ 小帶輪嚙

49、合齒數(shù);bp 節(jié)距。(12 基本額定功率0P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NT a 85.2100=,帶的單位長度的質(zhì)量mkg m448.0=?；绢~定功率為:(KWKWvv m TP a27.5510001.381.38448.085.21001000220=-=-=式中:aT 寬度為sb 的帶的許用工作拉力m 寬度為sb 的帶單位長度的質(zhì)量(13 帶寬sb按同步帶的帶型為H 型,由機械設計基礎查得mmb s2.760=;按小帶輪嚙合齒數(shù)12=mZ,由機械設計基礎查得嚙合齒數(shù)系數(shù)1=ZK 。帶寬為:mmmm P KP b b Zd s s 49.1827.551

50、112.7614.114.10=式中:Z K 嚙合齒數(shù)系數(shù)sb 同步帶的基準寬度,mm按照帶寬49.18=s b ,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mmb s 1.19=(14 作用在軸上的力NN vP F dr 71.2881.381110001000=式中:r F 作用在軸上的力;d P 設計功率;v 帶速。 (15 帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸傳動選用的同步帶為075450H小帶輪:301=Z ,mm d 28.1211=,mm da 90.1191= 大帶輪:602=Z ,mmd 55.2422=,mmd a18.2412=3.5 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:pPdl k T =3102 (3.11式中:T 傳遞的轉(zhuǎn)矩(2d F y F T=,單位為mN;k 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度,hk=5.0,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bL l-=,平頭平