数控导轨磨床设计毕业设计论文

齐 齐 哈 尔 工 程 学 院 毕业设计（论文）题 目 数控导轨磨床设计院 （系） 专业班级学生姓名指导教师成 绩年 月 日数控导轨磨床设计摘要随着机械产品精度、可靠性和寿命的要求不断提高以及新型材料的应用增多，磨削加工技术正朝着超硬度磨料磨具、开发精密及超精密磨削（从微米、亚微米磨削向纳米磨削发展）和研制高精度、高刚度、多轴的自动化磨床等方向发展4，此外，对磨床的环保要求越来越高，绝大部分的机床产品都采用全封闭的罩壳，绝对没有切屑或切削液外溅的现象。大量的工业清洗机和切削液处理机系统反映现代制造业对环保越来越高的要求。本文主要是对导轨磨床进行设计与研究,体现在以下几个方面：1.综述了导轨磨床的发展状况，阐述课题提出的目的和意义，明确了本文研究的主要内容。2.对导轨磨床的总体进行研究，进行总体布局设计。3.对导轨磨床主轴系统进行整体的设计，进行关键部件的设计与计算。4.对周边磨头的动力参数进行设计计算。5.对床身工作台导轨的设计。6.控制系统大体设计。关键词：导轨磨床，总体布局，主轴系统，控制系统V齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）AbstractWith the mechanical precision, reliability and lifetime requirements of continuous improvement and an increase in the application of new materials, grinding technology is moving ultra-hard abrasives, development of precision and ultra-precision grinding (from micron to submicron grinding development of nano-grinding) and the development of high-precision, high rigidity, multi-axis automatic grinder other direction 4 in addition, for grinding increasing environmental requirements, most of the products are fully enclosed machine casings absolutely no chips or cutting fluid splashing phenomenon. A large number of industrial cleaning machines and cutting fluid-processor system to reflect modern manufacturing increasing demands for environmental protection.This article is a rail grinder design and research in the following areas:1. Summary of the development of rail grinder, describes the purpose and significance of the subject raised clearly the main content of this paper.2. The overall rail grinder was studied, the overall layout.3. rail grinding spindle for overall system design, design and calculation of key components.4. dynamic parameters of peripheral grinding head design calculations.5. The design of the table bed rail.6. Control system design in general.Key Words: Rail grinder, overall layout, the spindle system, control system齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）第1章 目 录摘 要IAbstractII目 录III第1章 绪 论11.1 国内外研究现状11.2 磨床的现状及其发展趋势21.3论文研究的主要内容2第2章 数控龙门导轨磨床总体方案设计42.1 机床的设计要求42.2 设计方案42.2.1 机械部分设计42.2.2 数控系统选型52.3 本章小节6第3章 机床主轴箱的设计73.1 主轴箱的设计要求73.2主传动系统的设计73.2.1 主传动功率73.2.2 驱动源的选择83.2.3 转速图的拟定83.2.4传动轴的估算103.2.5齿轮模数的估算113.3主轴箱展开图的设计123.3.1设计的内容和步骤123.3.2 有关零部件结构和尺寸的确定123.3.3 各轴结构的设计153.3.4 主轴组件的刚度和刚度损失的计算163.4 零件的校核183.4.1齿轮强度校核183.4.2传动轴挠度的验算193.5 本章小节19第4章 主轴系统设计及计算264.1 主轴系统结构设计的原则264.2主轴部件精度264.3主轴部件结构274.4传动方案设计274.5主轴材料的选择284.6 主轴参数设计314.7 主轴组件的刚度计算334.7 主轴强度计算364.8 带传动设计384.9 联轴器设计384.10 伺服电动机的选择39第5章 周边磨头的动力参数进行设计计算415.1 砂轮架设计的基本要求415.2 主轴旋转精度及其提高措施415.3 主轴轴承系统的刚性415.4 砂轮架主轴初步设计415.5 主轴刚度校核425.6 动静压轴承435.7 传动装置设计44第6章 磨头垂直滑板滚珠丝杠副及其支撑方式设计506.1 对磨头垂直滑板滚珠丝杠副及其支撑方式的基本要求506.2 磨头垂直滑板滚珠丝杠副及其支撑方式系统的设计要求516.3滚珠丝杠的选择526.3.1 滚珠丝杠副的导程526.3.2 滚珠丝杠副的载荷及选丝杠526.4同步齿形带的选择546.5伺服电机的选择546.6 滚珠丝杠副的安全使用556.6.1 润滑556.6.2 防尘566.6.3使用566.6.4 安装566.8 本章小节57第7章 床身、横梁导轨和工作台587.1 床身结构587.1.1 对床身结构的基本要求587.1.2 床身的结构597.2 导轨617.2.1 导轨的润滑与防护617.2.2 导轨的安装调整617.3 工作台627.4 本章小节62第8章 控制系统大体设计数控系统设计638.1 概述638.2 确定硬件电路总体方案638.3 接口，即I/O 输入/输出接口电路648.4 数控系统硬件框图648.4.1 主控制器CPU的选择648.4.2 程序存储器扩展658.4.3 数据存储器的扩展658.4.4 I/O口扩展电路设计658.4.5 键盘，显示接口电路688.4.6 8031与控制电机与电液阀8255A的联接其它辅助电路设计698.4.7 步进电机驱动电路69参考文献71致 谢72齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）第1章 绪 论1.1 国内外研究现状数控技术经过50年的个阶段和代的发展： 第阶段：硬件数控（NC） 第代：1952年的电子管 第代：1959年晶体管分离元件 第代：1965年的小规模集成电路。第阶段：软件数控（CNC） 第代：1970年的小型计算机 第代：1974年的微处理器 第代：1990年基于个人PC机（PC-BASEO） 第代的系统优点主要有： （1）组件集成，高可靠性，高性能，高可靠性，能够达到50000小时以上;（2）提供了利用丰富的软件和硬件资源的开放的基础，以便在CNC功能，以大面积（如CAD，CAM，CAPP，连接网络卡，声卡，打印机，相机等）;（3）数控制造商，提供了一个良好的发展简化了硬件。目前，数控系统的最大的国际制造商，日本Fanuc公司，一年五万多台套生产系统，占全球市场的40左右，其次是德国西门子公司占15以上再次德海德汉尔西班牙发格，意大利菲亚特，法国NUM，日本三菱，安川。1.2 磨床的现状及其发展趋势随着机械产品精度、可靠性和寿命的要求不断提高以及新型材料的应用增多，磨削加工技术正朝着超硬度磨料磨具、开发精密及超精密磨削（从微米、亚微米磨削向纳米磨削发展）和研制高精度、高刚度、多轴的自动化磨床等方向发展4，如用于超精密磨削的树脂结合剂砂轮的金刚石磨粒平均半径可小至4m、磨削精度高达0.025m；使用电主轴单元可使砂轮线速度高达400m/s，但这样的线速度一般仅用于实验室，实际生产中常用的砂轮线速度为4060m/s；从精度上看，定位精度2m，重复定位精度1m的机床已越来越多；从主轴转速来看，8.2kw主轴达60000r/min，13kw达42000r/min，高速已不是小功率主轴的专有特征；从刚性上看，已出现可加工60HRC硬度材料的加工中心。北京第二机床厂引进日本丰田工机公司先进技术并与之合作生产的GA（P）6263数控外圆/数控端面外圆磨床，砂轮架采用原装进口，砂轮线速度可达60m/s，砂轮架主轴采用高刚性动静压轴承提高旋转精度，采用日本丰田工机公司GC32ECNC磨床专用数控系统可实现二轴（X和Z）到四轴（X、Z、U和W）控制。1.3论文研究的主要内容论文主要的章节和内容：1.第一章综述了导轨磨床的发展状况，阐述课题提出的目的和意义，明确了本文研究的主要内容。2.第二章对导轨磨床的总体进行研究，进行总体布局设计。3.第三章对导轨磨床主轴系统进行整体的设计，进行关键部件的设计与计算。4.第四章对周边磨头的动力参数进行设计计算。5.第五章对床身工作台导轨的设计。6.第六章控制系统大体设计。16齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）第2章 数控龙门导轨磨床总体方案设计数控机床的总体设计方案由以下三部分组成： 1.技术参数设计：主要尺寸规格、运动参数（转速和进给范围)、动力参数（电机功率，最大拉力）。 2.总体布局设计：相互位置关系、运动分析、运动仿真（干涉检查）、外观造型。 3.结构优化设计：整机静刚度、整机的运动性能、整机的热特性。总布局与使用要求： 1.便于同时操作和观察。 2.刀具、工件，装卸、夹紧方便。 3.排屑和冷却。2.1 机床的设计要求本机床的设计，符合国家机床标准。已定设计参数： 工作台：30001200mm 工作台最大荷重2t高速高效，结构简单可靠，功能强大，性能稳定，精度较高，可用于铣削板材以及多种工件等。2.2 设计方案我设计的主要内容是工作台移动数控龙门导轨磨床。工作台数控龙门导轨磨床是指工作台作纵向移动的龙门导轨磨床。工作台移动龙门导轨磨床的最大特点是：（1）造价便宜,容易制造生产。工作台移动式龙门导轨磨床，整机长度必须两倍于纵向行程长度，而移动式龙门导轨磨床的整机长度只需纵向行程加上龙门架侧面宽度即可。（2）机床的动态响应好。工作台移动式龙门导轨磨床采用的是固定龙门架,工作台移动可以铣刀做切削运动时更加稳定，从而保证了加工精度和机床的响应性能。2.2.1 机械部分设计机械部分有床身、龙门架、滑台、主轴箱、三轴进给驱动机构机械部分及相关数控伺服部分。2.2.2 数控系统选型数控系统采用的是西门子 4-05，因为此系统提供了龙门轴的同步功能。 图2-1 数控龙门导轨磨床总装图（主视图）2.3 本章小节本章主要讲解了数控龙门导轨磨床的总理方案设计，其主要内容有机械部分的设计和数控部分设计，根据所给要求制定出总体设计方案。齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）第3章 机床主轴箱的设计3.1 主轴箱的设计要求1. 具有更大的调速范围，并实现无级调速。2. 具有较高的精度和刚度，传动平稳，噪声低。 3. 良好的抗震性和热稳定性。3.2主传动系统的设计3.2.1 主传动功率 机床主传动的功率P 可由下式来确定： 式中 机床主传动的功率 切削功率 主传动链的总效率 数控机床的加工范围一般都比较大，可根据有代表性的加工情况，由下式确定： 式中 主切削力的切向力（N） 切削速度（m/min） 切削扭矩 （N/cm） 主轴转速 （r/min）主传动的总效率一般可取为0.700.85，数控机床的主传动多用调速电机和有限的机械变速来实现，传动链比较短，因此，效率可以取较大值。主传动中各传动件的尺寸都是根据其传动的功率确定的，如果传动效率定的过大，将使传动件的尺寸笨重而造成浪费，电动机常在低负荷下工作，功率因数太小从而浪费能源。如果功率定的过小，将限制机床的切削加工能力而降低生产率。因此，要较准确合适的选用传动功率。3.2.2 驱动源的选择 机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机，直流电动机从额定转速nd向上至最高转速nmax是调节磁场电流的方法来调速的，属于恒功率，从额定转速nd向下至最低转速nmin是调节电枢电压的方法来调速的，属于恒转矩；交流调速电动机是靠调节供电频率的方法调速。由于交流调速电动机的体积小，转动惯量小，动态响应快，没有电刷，能达到的最高转速比同功率的直流调速电动机高，磨损和故障也少，所以在中小功率领域，交流调速电动机占有较大的优势，鉴于此，本设计选用交流调速电动机。 根据主轴要求的最高转速4500r/min，最大切削功率5.5KW,选择北京数控设备厂的BESK-8型交流主轴电动机，最高转速是4500 r/min。3.2.3 转速图的拟定根据交流主轴电动机的最高转速和基本转速可以求得交流主轴电动机的恒功率转速范围 Rdp=nmax/nd=4500/1500=3 （3-1）而主轴要求的恒功率转速范围Rnp= nmax/nd=4500/150=30 ,远大于交流主轴电动机所能提供的恒功率转速范围，所以必须串联变速机构的方法来扩大其恒功率转速范围。设计变速箱时，考虑到机床结构的复杂程度，运转的平稳性等因素，取变速箱的公比f等于交流主轴电动机的恒功率调速范围Rdp，即f=Rdp=3，功率特性图是连续的，无缺口和无重合的。变速箱的变速级数:Z=lg Rnp/lg Rdp=lg30/ lg 3=3.10 (3-2)取 Z=3 确定各齿轮副的齿数： 取S=114由u=2 得Z1=38 Z1=76由u=0.67 得Z2=68 Z2=46由u=0.22 得Z3=94 Z3=20如取总效率=0.75，则电动机功率P=5.5/0.75=7.3kw。可选用北京数控设备厂的BESK-8型交流主轴电动机，连续额定输出功率为7.5kw。由此拟定主传动系统图、转速图以及主轴功率特性图分别如图3-1、图3-2、图3-3。图3-1 主传动系统图图3-2转速图 图3-3主轴功率特性3.2.4传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷比较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下（弯曲，轴向，扭转）不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。如果刚度不够，轴上的零件如齿轮，轴承等由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度轴的直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。计算转速nj是传动件传递全部功率时的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图上直接得出如表3-1所示:表3-1 各轴的计算转速轴III计算转速（r/min）1500750173各轴功率和扭矩计算： 已知一级齿轮传动效率为0.97（包括轴承），则：轴：P1=Pd0.99=7.50.99=7.42 KW 轴：P2=P10.97=7.420.97=7.20 KW III轴：P3=P20.97=7.200.97=6.98 KW 轴扭矩：T1=9550P1/n1 =95507.42/1500=47.24 N.m轴扭矩：T2=9550P2/n2 =95507.20/750=91.68N.mIII轴扭矩：T3=9550P3/n3 =95506.98/173=385.31N.m是每米长度上允许的扭转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取，其选取的原则如表3-2所示:表3-2 许用扭转角选取原则轴主轴一般传动轴较低的轴（deg/m）0.5-11-1.51.5-2根据表2-2确定各轴所允许的扭转角如表3-3所示:表3-3 许用扭转角的确定轴III（deg/m）111把以上确定的各轴的输入功率N=7.5KW、计算转速nj（如表2-1）、允许扭转角（如表2-3）代入扭转刚度的估算公式 (3-3)可得各个传动轴的估算直径：轴： d1=28.8mm 取d1=30mm 轴： d2=34.0mm 取d1=35mm主轴轴径尺寸的确定：已知导轨磨床最大加工直径为Dmax=400mm, 则：主轴前轴颈直径 D1=0.25Dmax15=85115mm 取D1=95mm主轴后轴颈直径 D2=(0.70.85)D1=6781mm 取D2=75mm主轴内孔直径 d=0.1Dmax10=3555mm 取d=40mm3.2.5齿轮模数的估算按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮的各参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。在画草图时用经验公式估算，根据估算的结果然后选用标准齿轮的模数。齿轮模数的估算有两种方法，第一种是按齿轮的弯曲疲劳进行估算，第二种是按齿轮的齿面点蚀进行估算，而这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知，所以必须先给出各个齿轮的齿数。根据齿轮不产生根切的基本条件：齿轮的齿数不小于17，在该设计中，即最小齿轮的齿数不小于17。而由于Z3,Z3这对齿轮有最大的传动比，各个传动齿轮中最小齿数的齿轮必然是Z3。取Z3=20,S=114，则Z3=94。从转速图上直接看出直接可以看出Z3的计算转速是750r/min。根据齿轮弯曲疲劳估算公式m=2.4 (3-4)根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得: m=2.84由于受传动轴轴径尺寸大小限制，选取齿轮模数为m =3mm，对比上述结果，可知这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，而且考虑到两传动轴的间距，故取同一变速组中的所有齿轮的模数都为m=3mm。现将各齿轮齿数和模数列表如下：表3-4 齿轮的估算齿数和模数列表齿轮Z0Z0Z1Z1Z2Z2Z3Z3齿数3570387668469420模数（mm）333333333.3主轴箱展开图的设计主轴箱展开图是反映各个零件的相互关系，结构形状以及尺寸的图纸。因此设计从画展开图开始，确定所有零件的位置，结构和尺寸，并以此为依据绘制零件工作图。3.3.1设计的内容和步骤这一阶段的设计内容是通过绘图设计轴的结构尺寸及选出轴承的型号，确定轴的支点距离和轴上零件力的作用点，计算轴的强度和轴承的寿命。3.3.2 有关零部件结构和尺寸的确定传动零件，轴，轴承是主轴部件的主要零件，其它零件的结构和尺寸是根据主要零件的位置和结构而定。所以设计时先画主要零件，后画其它零件，先画传动零件的中心线和轮廓线，后画结构细节。1）传动轴的估算这一步在前面已经做了计算。2）齿轮相关尺寸的计算为了确定轴的轴向距离，齿轮齿宽的确定是必须的。而容易引起振动和噪声，一般取齿宽系数m =(6-10)m。这里取齿宽系数m=10, 则齿宽B=mm=103=30mm.现将各个齿轮的齿厚确定如表3-5所示:表3-5 各齿轮的齿厚齿轮Z1Z1Z2Z2Z3Z3齿厚（mm）303030303030齿轮的直径决定了各个轴之间的尺寸，所以在画展开图草图前，各个齿轮的尺寸必须算出。现将主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如表3-6所示:表3-6 各齿轮的直径齿轮Z1Z1Z2Z2Z3Z3分度圆直径（mm）114 228 204 138 282 60 齿顶圆直径（mm） 120234 210 144 288 66 齿根圆直径（mm）106.5 220.5 196.5 130.5 274.5 52.5 Z0Z010521011121697.5 202.5 由表3-2可以计算出各轴之间的距离，现将它们列出如表3-7所示:表3-7 各轴的中心距轴距离（mm）1601753）确定齿轮的轴向布置为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度，一般留有间隙1-2mm，所以首先设计滑移齿轮。轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮之间必须留有用于齿轮加工的间隙，插齿时，当模数在1-2mm范围内时，间隙必须不小于5mm,当模数在2.5-4mm范围内时，间隙必须不小于6mm，且应留有足够空间滑移，据此选取该滑移齿轮三片齿轮之间的间隙分别为d1= 45mm,d2=8mm。由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出主轴上的齿轮的间隙。现取齿轮之间的间距为82mm和45mm。图3-4 齿轮的轴向间距4）轴承的选择及其配置该设计的主轴不仅有刚度高的要求，而且有转速高的要求，所以在选择主轴轴承时，刚度和速度这两方面都要考虑。主轴前轴承采用3182119型轴承一个，后支承采用30215型和8215型轴承各一个。3.3.3 各轴结构的设计I轴的一端与电动机相连，将其结构草图绘制如下图42所示图35II轴安装滑移齿轮，其结构如草图32所示图3-6III轴其结构完全按标准确定，根据轴向的尺寸将结构简图绘制如下图44所示图4-43.3.4 主轴组件的刚度和刚度损失的计算最佳跨距的确定取弹性模量E=2.1X，D=（95+75）/2=85；主轴截面惯距截面面积：A=4415.63主轴最大输出转矩： 床身上最大回转直径约为最大加工直径的60%，即240mm。故半径为0.12m Fy=0.5Fz=1989.6N故总切削力为： F=4448.9N估算时，暂取L0/a=3,即取3x120=360mm.前支承支反力后支承支反力 取则则因在上式计算中，忽略了ys的影响，故L0应稍大一点，取L0=300mm计算刚度损失：取L=385mm,=4.61因在上式计算中，忽略了ys的影响，故L0应稍大一点，取L0=300mm计算刚度损失：取L=385mm,=4.61表3-8 由 公式 弹 性 主 轴 y1 弹性支承k总 柔 度 总刚度 弯曲变形 yb 剪切变形ys前支承后支承悬伸段跨距段悬伸段跨距段 L=3855.48810-72.22410-62.36110-71.16510-711.1210-72.2810-744.6510-72.2410512.2949.85.292.6124.95.1100L0=300 5.48810-71.73210-62.36110-71.491510-712.410-73.75610-742.8310-72.3310512.8140.465.513.4828.98.77100由LL0引起的刚度损失约为3.68,可知，主轴刚度损失较小，选用的轴承型号及支承形式都能满足刚度要求。3.4 零件的校核3.4.1齿轮强度校核校核II轴齿轮 校核齿数为20的即可，确定各项参数P=7.2KW, n=750r/min轴扭矩: T2=9550P2/n2 =95507.2/750=91.68 N.m （5-1）确定动载系数：=2.35m/s齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数 非对称 查机械设计得确定齿间载荷分配系数: =42.1 100N/m由机械设计查得 =1.2确定动载系数:=11.051.21.42=1.6查表 10-5 2.65 1.58计算弯曲疲劳许用应力，由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限540MPa 图10-18查得0.9,S = 1.3 （5-3）49.489.3 故满足要求。3.4.2传动轴挠度的验算II轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对II轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核已知d=60mm， E=2.1X，b=30mm ，x=180mm （5-4） 。3.5 本章小节本章主要讲述了龙门导轨磨床的主轴箱的设计，其主要内容包括传动比的确定电机的选择，轴的设计和强度校核，齿轮的参数的确定等内容。齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）第4章 主轴系统设计及计算主轴系统是一个机床的重要部件。由于机床对不同工件的加工，要保持很高的加工精度，刀具就要在加工不同工件时选用不同的转动速度，在保证加工精度的情况下就不能通过一种主轴系统的传动，因为在转速大幅度变化下会使加工精度受到很大的影响。所以在模块化的理念下对加工中心的主轴系统也进行模块化设计。模块化设计能够使机床快速的在三种主轴系统件快速的互换，为了能够实现这一目的，所设计的三种主轴系统的外型尺寸相同，在同一卡具下能够快速的装载和卸载。确定三中主轴系统的传动方式；低速主轴采用带轮传动，准高速采用电机与主轴直连方式传动，高速主轴直接选用型号合适的电主轴。机床设计的基本要求：1、设计的加工中心刀具主轴最高转速1.8万转/min；3000转/min；8000转/min；主轴功率15KW；2、设计的加工中心的加工范围为1.2mX1.6m；3、设计的机床要求可以进行粗加工、半精加工和精加工。定位精度0.003mm.4.1 主轴系统结构设计的原则轴的结构设计的原则是：（1）受力合理，有利于提高州的刚度和强度；（2）轴和轴上零件有确定的工作位置。即保证轴相对与机架定位可靠性，轴上零件的轴向定位可靠；（3）轴有良好的结构公益性包括：便于加工制造，轴上应力集中小，材料省、重量轻；轴上零件装、拆和调整方便，保证每个零件装配到周上市，不论其配合性质如何，均能自由地通过前面各轴段，而不损伤其表面。4.2主轴部件精度加工中心主轴部件由主轴动力、传动及主轴组件组成，它是加工中心成型运动的重要执行部件之一，因此要求加工中心的主轴部件具有高的运转精度、长久的精度保持性以及长时 期运行的精度稳定性。加工中心通常作为精密机床使用，主轴部件的运转精度决定了机床加工精度的高低考核机床的运转精度一般有动态检验和静态检验两种方法。静态检验是指在低速或手动转动主轴情况下，检验主轴部件各个定位面及工作表面的跳动量。动态检验则需使用一定的仪器在机床主轴额定转速下采用非接触的检测方法检验主轴的回转精度。由于加工中心通常具有自动换刀功能，刀具通过专用刀柄由安装在加工中心主轴内部的拉紧机构紧固。因此主轴的回转精度要考虑由于刀柄定位面的加工误差所引起的误差。加工中心主轴轴承通常使用C级轴承，在二支承主轴部件中多采用4-1、2-2组合使用，即前支承和后支承分别用四个向心推力轴承和一个向心球轴承，或前、后支承都使用两个向心推力轴承组成主轴部件的支承体系对于轻型高精度加工中心，也有前、后支承各使用一个向心推力轴承组成主轴部件的支承体系，该种结构适宜高精度、高速主轴部件的场合。简单的主轴轴承组合，可以大大降低主轴部件的装配误差和热传导引起的主轴隙丧失，但主轴的承载能力会有较大幅度的下降。4.3主轴部件结构主轴组件的设计计算应按如下程序进行：（1）根据机械传动方案的整体布局，拟定轴上零件的布置和装配方案（2）选择轴的合适材料 （3）初步估算轴的直径（4）进行轴系、零部件的结构设计 （5）进行强度设计（6）进行刚度设计 （7）校核键的联接强度（8）验算轴承 （9）根据计算结果修改设计（10）绘制轴的零件工作图4.4传动方案设计常见的传动形式有如下三种：即变速齿轮传动，皮带传动和调速电机直接驱动。如图3-1所示。图4-1 传动方案本设计采用皮带传动和联轴器直接传动，由于同步齿形带传动时没有滑动，故加工出现故障时容易烧毁电机，所以采用平带传动;联轴器的传动精度高,对于中级转速的传动较为合适。4.5主轴材料的选择轴的材料种类很多，选择时应主要考虑如下因素：1、轴的强度、刚度及耐磨性要求；2、轴的热处理方法及机加工工艺性的要求；3、轴的材料来源和经济性等。由表3-1选择38CrMoAlA材料，并经氮化处理850-1000HV。表4-1 主轴材料材料牌号 热处理毛坯直径（mm） 硬度(HBS) 抗拉强度极限b 屈服强度极限s 弯曲疲劳极限 -1 剪切疲劳极限 -1 许用弯曲应力-1 备注 Q235A热轧或锻后空冷 100 400420 225170 105 40 用于不重要及受载荷不大的轴 100250 375390 215 45 正火回火1017021759029522514055应用最广泛 100300162217570285245135调质2002172556403552751556040Cr 调质100100300 241286735685 540490 355355 200185 70用于载荷较大，而无很大冲击的重要轴 40CrNi 调质 100100300 270300240270 900785 735570 430370 260210 75用于很重要的轴 38SiMnMo调质100100300 229286217269 735685 590540 365345 210195 70用于重要的轴，性能近于40CrNi 38CrMoAlA调质 6060100100160 293321277302241277 930835785 785685590 440410375 280270220 75 用于要求高耐磨性，高强度且热处理（氮化）变形很小的轴 20Cr 渗碳淬火回火 60 渗碳5662HRC640 390 305 160 60 用要求强度及韧性均较高的轴3Cr13 调质 100 241 835 635 395 230 75 用于腐蚀条件下的轴 1Cr18Ni9Ti 淬火 100 192 530 195 190 115 45 用于高低温及腐蚀条件下的轴 180 110 100200 490 QT600-3 190270 600 370 215 185 用于制造复杂外形的轴 QT800-2 245335 800 480 290 250 4.6 主轴参数设计（1） 轴颈直径的确定初选前轴颈直径为170mm，后轴颈直径为120mm，主轴平均直径D=(+)=145mm主轴内孔作用： 1.通过棒料、夹紧刀具或工件用的拉杆、冷却管等 2.大型、重型机床的空心主轴，减轻重量初选内孔直径为45mm。（2） 前悬量及跨距的选择主轴悬伸量指主轴前支承径向反力作用点到主轴前端受力作用点之间的距离，主轴悬伸量a值愈小愈能提高主轴组件刚度。在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。一般a主要取决于以下几点：主轴端部的结构形状和尺寸工件或刀具的安装方式前轴承的类型及组合方式润滑与密封装置的结构等由表7初定前悬量，a=1.6x170=272mm表3-2 前悬量与前轴径关系如图3.3所示，L即为跨距，即前后两支承点之间的距离。当主轴组件的D、a、 和为定值时，必存在一个能使主轴轴端挠度y=的跨距（对应于曲线c的最低点）。当所设计的主轴支承跨距L=L0时，可使主轴组件的刚度K，称为“最佳跨距”。在具体设计时，常由于结构上的限制，实际跨距LL0，这样就造成主轴组件的刚度损失，当L/=0.751.5时，刚度损失不大（5左右），应认为在合理范围之内，称为合理跨距。合理跨距=（0.751.5），是一个区间，最佳跨距只是一个点。图4-2 跨距计算前支承刚度 =1700=22.55Nmm ，后轴承直径小于前轴承， 取/=1.4, 则=16.10xNmm。计算综合变量=0.3376 此处弹性模量E=2Nm,I=/64(-)由图3-4可知，/a=2.2 则有=2.2x272=598.4mm所以=（0.751.5）=（448.8897.6）mm 取=460mm图4-34.7 主轴组件的刚度计算（1） 轴承的选择本加工中心主轴是装在前后支承之间, 通过后端皮带轮传动运动的。而影响主轴部件旋转精度的主要因素有主轴的制造精度、轴承的制造精度与支承座孔的制造精度、调整螺母与衬套隔圈等的制造精度、主轴装配与调整质量以及工作时的温升等, 其中起决定性作用的是轴承的精度（2） 支承的简化见图3-5。图4-4主轴组件计算模型（3） 主轴刚度计算已知主轴前轴承61919内径=150mm , 后轴承32030内径= 130mm , 跨距L= 460mm , 主轴前悬伸a=2720mm , 主轴孔直径=45mm , 前轴承预紧量= 3m, 后轴承预紧量= 0,主轴前端加载F = 6000N , 则主轴的径向刚度为:K = F/= F/(+)式中: 主轴的前端挠度, m 前轴承的径向弹性变形量, m 后轴承的径向弹性变形量, m(1) 计算轴承支反力：前轴承支反力 为: = F ( l+ a)/l= 9547.83N。后轴承支反力 为: = - F = 3547.83N。(2) 主轴前端挠度的计算主轴的当量直径d 为:d = (+)/2= 140mm。在轴端载荷F 的作用下, 主轴前端挠度Ds 可按下式计算:Ds= Fl/30 (-)。将有关数据代入计算得Ds= 5.015m(3) 轴承径向弹性变形量计算前轴承径向弹性变形量计算：由公式可以计算，=221.93 则有=404.49N其中， 轴承预紧量, m; 滚子所受预载荷,N; 滚动体有效长度,mm=4853.88N 则前轴承所受载荷为：=7.116m =12672N轴承径向弹性变形为：=5.363m同理推出后轴承径向弹性变形量=0.413m（4） 主轴组件的径向刚度主轴组件的径向刚度K为: =551.42N/m图3-6 轴承内径与径向刚度曲线与图3.7相比较，轴承刚度合适。4.7 主轴强度计算（1） 机床主要技术参数表4-2 机床主要技术参数行程:横梁移动行程(X向)主轴滑座移动行程(Y向)主轴滑枕上下移动行程(Z向)6000mm3000mm1250mm主轴转速25-2500 r/min主电机功率连续/30分钟22/30KW主轴扭矩1150NM主轴锥孔BT50工作台进给速度： X Y Z58000mm/min58000mm/min58000mm/min快速进给速度： X Y Z20000mm/min20000mm/min20000mm/min机床外形（长宽高）1060078004800 mm位置控制全闭环表8 机床技术参数（2） 强度计算1、初算最小直径 由得：232.5r/min取C=140，则轴的最小直径为：69.1mm最小直径是安装联轴器处的直径，该处有两个键槽，故=69.1x(1+10%)=76mm.取d=80mm2、选择联轴器取载荷系数=1.3，则联轴器的计算转矩为：=1.31150=1495 根据计算转矩、最小轴径、轴的转速，查标准GB5014-85或手册，选用弹性膜片联轴器，其型号为：JMC9计算轴上的弯矩，并画弯、转矩图转矩按脉动循环变化计算, 取 , 则0.6x1150=690 以右端截面为例 = =715897=716 考虑键槽影响，图4-4 轴的弯、转矩图=42 MP 故安全4.8 带传动设计带传动是由两个带轮和一根紧绕在两轮上的传动带组成，靠带与带轮接触面之间的摩擦力来传递运动和动力的一种挠性摩擦传动。本设计中，电机通过平带同步驱动主轴运动。在加工出现故障时，平带会出现打滑现象，但不会烧毁电机，优于同步齿形带。4.9 联轴器设计联轴器属于机械通用零部件范畴，用来联接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转以传递扭矩的机械零件。本设计使用的联轴器为键固定方式的联轴器，如图4-5所示。由于联轴器已经有国家标准，所以直接选用与本设计使用的联轴器型号方可。根据传递的转速数值（8000r/min）以及电机的尺寸选择YL6型联轴器。图4-5 刚性联轴器4.10 伺服电动机的选择本设计中主轴的动力来源是有电动机提供的，由于对转速的要求不同但输出功率相同来选择不同的电动机。伺服电动机分交、直流两类。交流伺服电动机的工作原理与交流感应电动机相同。在本设计中选用交流伺服电动机。图4-6为SY型伺服电动机的实物图片。图4-6SY交流伺服电动机