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编号 XXXXXX 大学大学毕 业 设 计题 目五轴高速加工中心总体布局及主轴部件设计五轴高速加工中心总体布局及主轴部件设计学生姓名学 号学 院专 业班 级指导教师陈柏 副教授2012-05-13XXX 大学大学本科毕业设计（论文）诚信承诺书本科毕业设计（论文）诚信承诺书本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文） （题目：五轴高速加工中心总体布局及主轴部件设计）是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果。尽本人所知，除了毕业设计（论文）中特别加以标注引用的内容外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。作者签名： 年 月 日 （学号）： 毕业设计（论文）报告纸 i五轴高速加工中心总体布局及主轴部件设计五轴高速加工中心总体布局及主轴部件设计摘摘 要要 五轴加工中心主要由主轴组件、回转工作台、移动工作台、刀库及自动换刀装置以及其它机械功能部件组成。其中的主轴组件是机床重要的组成部分，其运动性能直接影响机床加工精度与表面粗糙度。本文在查阅大量国内外文献的基础上，通过研究分析不同加工中心主轴组件的性能，综合地比较了其特点，并拟定了一个较为合理的主轴组件结构方案。同时，还就主轴、轴承以及丝杠等重要零件的机械性能进行了探讨，并对这些零件的刚度和强度进行了校核。此外，本设计中所采用的陶瓷轴承能有效地增加主轴的刚度，从而提高了加工中心的可靠性和稳定性。关键词：关键词：主轴组件，五轴加工中心，数控机床、 毕业设计（论文）报告纸 iiAbstractMachining centers are equipped with spindle units, rotary workbench, moving workbench, tool magazines and automatic tool changers, and other mechanical function components. Spindle unit is the important motion part of the metal cutting machine tool. Its movement behavior affects the machining accuracy and surface roughness of part to be machined. Through referring to a variety of technical literatures, the characteristics of some kinds of spindle units are compared with each other based on analysis and research work on different machining centers. A reasonable scheme can be studied out. Meanwhile, the mechanical behaviors of principle parts such as the spindle, bearings and lead screw are discussed. Their rigidity and strength are calculated and examined here. Morever, a kind of advanced ceramic bearings is introduced into the spindle unit, which can effectively enhance the rigidity of spindle units. They will improve the reliability and stability of machining centers.Key words：spindle unit，Five axis machining center，NC machine tool 毕业设计（论文）报告纸 iii目 录摘 要.IABSTRACT.II第一章 引 言.- 1 -1.1 题目来源与分析.- 1 -1.2 研究目的.- 1 -1.3 课题研究的意义.- 2 -第二章 五轴高速加工中心总体布局方案设计.- 3 -2.1 五轴高速加工中心的结构组成.- 3 -2.2 五轴高速加工中心主要结构形式.- 4 -2.3 五轴高速加工中心主要性能参数.- 4 -2.4 五轴高速加工中心总体布局方案初步拟定.- 5 -2.5 五轴高速加工中心总体布局方案比较.- 6 -2.6 五轴高速加工中心总体结构布局.- 7 -第三章 主轴组件的主运动部件的设计计算.- 11 -3.1 加工中心主轴组件总体设计方案的确定.- 11 -3.2 主轴.- 13 -3.2.1 主轴的结构设计 .- 13 -3.2.2 主轴受力分析 .- 16 -3.2.3 主轴的强度校核 .- 20 -3.2.4 主轴的刚度校核 .- 21 -3.3 主轴组件的支承.- 22 -3.3.1 主轴轴承的类型 .- 22 -3.3.2 主轴轴承的配置 .- 25 -3.3.3 主轴轴承的预紧 .- 26 -3.3.4 主轴支承方案的确定 .- 28 -3.3.5 轴承的配合 .- 28 -3.3.6 主轴轴承设计计算 .- 29 -3.4 同步带的设计计算.- 31 -3.5 主轴组件的润滑与密封.- 34 -3.5.1 主轴组件的润滑 .- 35 -3.5.2 主轴组件的密封 .- 35 -3.5.3 本课题的润滑与密封方案的确定 .- 37 -3.6 键的设计计算.- 38 -3.6.1 主轴上的键 .- 38 -3.7 液压缸的设计计算.- 39 -第四章 主轴组件的进给运动部件.- 42 - 毕业设计（论文）报告纸 iv4.1 进给电动机的选用.- 42 -4.1.1 进给电动机功率的估算 .- 42 -4.1.2 进给电动机的选用 .- 42 -4.2 联轴器的设计计算.- 43 -4.3 垂直方向伺服进给系统的设计计算.- 43 -4.3.1 切削力估算 .- 43 -4.3.2 滚珠丝杠副的设计计算 .- 44 -结论.- 51 -致 谢.- 52 -参考文献.- 53 - 毕业设计（论文）报告纸 - 1 -第一章第一章 引引 言言1.1 题目来源与分析题目来源与分析装备工业的技术水平和现代化程度决定着整个国民经济的水平和现代化程度，数控技术及装备是发展高新技术产业和尖端工业（如：信息技术及其产业，生物技术及其产业，航空、航天等国防工业产业）的使能技术和最基本的装备。制造技术和装备是人类生产活动的最基本的生产资料，而数控技术则是当今先进制造技术和装备最核心的技术。当今世界各国制造业广泛采用数控技术，以提高制造能力和水平，提高对动态多变市场的适应能力和竞争能力。此外世界上各工业发达国家还将数控技术及数控装备列为国家的战略物资，不仅采取重大措施来发展自己的数控技术及其产业，而且在“高精尖”数控关键技术和装备方面对我国实行封锁和限制政策。数控机床技术的发展自 1953 年美国研制出第一台三坐标方式升降台数控铣床算起，至今已有 53 年历史了。20 世纪 90 年开始，计算机技术及相关的微电子基础工业的高速发展，给数控机床的发展提供了一个良好的平台，使数控机床产业得到了高速的发展。我国数控技术研究从 1958 年起步，国产的第一台数控机床是北京第一机床厂生产的三坐标数控铣床。虽然从时间上看只比国外晚了几年，但由于种种原因，数控机床技术在我国的发展却一直落后于国际水平，到 1980 年我国的数控机床产量还不到 700 台。到90 年代，我国的数控机床技术发展才得到了一个较大的提速。目前，与国外先进水平相比仍存在着较大的差距。总之，大力发展以数控技术为核心的先进制造技术已成为世界各发达国家加速经济发展、提高综合国力和国家地位的重要途径。1.2 研究目的研究目的本课题的五轴联动数控是数控技术中难度最大、应用范围最广的技术，它集计算机控制、高性能伺服驱动和精密加工技术于一体，应用于表面形状特别复杂而精度要求相当高的工件的加工，具有高技术、高效率、高效益等特点，是目前机械加工领域的“制高点” 。在发达国家，许多有实力的数控机床制造公司都以五轴联动技术为攻关课题进 毕业设计（论文）报告纸 - 2 -行研究，近些年来已应用得较为普遍和成熟。但其核心技术对外实行严格的技术封锁。我国在加快经济发展的新形势下，目前像宇航、军工、造船、机车等许多重点领域及行业急需这种装备，因而开发研制拥有自主知识产权的五轴联动数控机床，进而提升国内制造业装备水平己成为当务之急。但对于汽车工业、航天航空工业、船舶工业、兵器工业急需的高速、高精、复合、多轴联动的数控机床，如五轴联动的立卧转换加工中心、高速加工中心、精密加工中心、五轴龙门加工中心、高精度数控机床、高性能车削中心、高精度电加工机床等，有的处于攻关阶段，有的还处于试制和试生产阶段，与国外同类产品相比尚有不小差距。国际上把五轴联动数控技术作为一个国家生产设备自动化水平的标志。由于其特殊的地位，特别是对于航空、航天、军事工业的重要影响，以及技术上的复杂性，西方工业发达国家一直把五轴数控系统作为战略物资实行出口许可证制度，对我国实行禁运。因而，研究五轴数控加工技术对国家科技力量和综合国力的提高有重要意义。1.3 课题研究的意义课题研究的意义目前由于五轴联动数控机床系统价格十分昂贵，加之 NC 程序制作较难，使五轴系统难以“平民”化应用。但近年来，随着计算机辅助设计（CAD） 、计算机辅助制造（CAM）系统取得了突破性发展，珊星公司等中国多家数控企业，纷纷推出五轴联动数控机床系统，打破了外国的技术封锁，占领了这一战略性产业的至高点，大大降低了其应用成本，从而使中国装备制造业迎来了一个崭新的时代！以信息技术为代表的现代科学的发展对装备制造业注入了强劲的动力，同时也对它提出更强要求，更加突出了机械装备制造业作为高新技术产业化载体在推动整个社会技术进步和产业升级中无可替代的基础作用。作为国民经济增长和技术升级的原动力，以五轴联动为标志的机械装备制造业将伴随着高新技术和新兴产业的发展而共同进步。中国不仅要做世界制造的大国，更要做世界制造强国！预计在不久的将来，随着五轴联动数控机床系统的普及推广，必将为中国成为世界最强国奠定坚实的基础！ 毕业设计（论文）报告纸 - 3 -第二章第二章 五轴高速加工中心总体布局方案设计五轴高速加工中心总体布局方案设计2.1 五轴高速加工中心的结构组成五轴高速加工中心的结构组成加工中心自问世至今已有 30 多年，世界各国出现了各种类型的加工中心，虽然外形结构各界，但从总体来看主要由以下几大部分组成。图 2.1 五轴高速加工中心结构组成1、基础部件。它是加工中心的基础结构，由床身、立柱和工作台等组成，它们主要承受加工中心的静载荷以及在加工时产生的切削负载，因此必须要有足够的刚度。这些大件可以是铸铁件也可以是焊接而成的钢结构件，它们是加工中心中体积和重量最大的部件。2、主轴部件。由主轴箱、主轴电动机、主轴和主轴轴承等零件组成。主轴的启、停和变速等动作均由数控系统控制，并且通过装在主轴上的刀具参与切削运动，是切削加工的功率输出部件。3、数控系统。加工小心的数控部分是由 cNc 装置，可编程控制器、伺服驱动装置以及操作面板等组成。它是执行顺序控制动作和完成加工过程的控制中心。4、自动换刀系统。由刀库、机械手等部件组成。当需要换刀时，数控系统发出指令，由机械手(或通过其他方式)将刀具从刀库内取出装入主轴孔中。5、辅助装置。包括涡滑、冷却、排屑、防护、液压、气动和检测系统等部分。这些装置虽然不直接参与切削运动，但对加工中心的加工效率、加工精度和可靠性起着保 毕业设计（论文）报告纸 - 4 -障作用，因此也是加工中心中不对缺少的部分。2.2 五轴高速加工中心主要结构形式五轴高速加工中心主要结构形式图 2.2 五轴高速加工中心结构设计2.3 五轴高速加工中心主要性能参数五轴高速加工中心主要性能参数本课题研制的五轴高速加工中心的主要技术性能参数如下:工作台尺寸:600x400 (mm); 毕业设计（论文）报告纸 - 5 -X,Y,Z 行程:600x560x400(mm); 导轨尺寸 X/Y/Z：45 mm /35 mm /35 mm ； 丝杠尺寸X/Y/Z：40 mm /32 mm /25 mm ；Z 向快速移动速度:30(m/min);X , Y 向快速移动速度:30(m/min);主轴最大转速:22000(r/min);主轴电机最大功率:16(kw);刀库容量:20(把);定位精度:土 0.025(mm);重复定位精度:土 0.01 (mm);主轴锥孔:ISO/BT40;换刀时间：间:8(s/次);外形尺寸:2597x1620x1460(mm)。随着国民经济飞速发展，制造业向着高、精、尖方向发展，特别是汽车、船舶、纺织、电子技术、航空航天的迅猛发展，对机床的精度和生产率要求也越来越高，急需一大批加工精度高、主轴转速 22000r/min 以上、快移速度大于 30m/min 的高效高精机床。所谓多轴铣，即是在加工过程中，除提供沿 X、Y、Z 方向的线性移动外，还提供绕 X 轴、Y 轴、Z 轴的转动，具有四轴铣加工和五轴铣加工的数控机床统称为多轴铣加工机床。双旋转工作台式五轴机床，该机床是通过工作台的旋转和翻转来实现五轴联动加工的。通常被用于小型五轴机床，由于是工作台的转动，所以节省了 X、Y、Z 轴的线性行程。这类机床通常适合加工小型工件，例如叶轮，模具等。2.4 五轴高速加工中心总体布局方案初步拟定五轴高速加工中心总体布局方案初步拟定方案一：采用立式加工中心，龙门式结构。二个转动坐标轴均由复合主轴头来实现，即主轴头回转，主轴头摆动。主轴前端是一个回转头，能自行环绕 Z 轴 360 度，成为 C轴，回转头上还有带可环绕 X 轴旋转的 A 轴，一般可达90 度以上，实现除底面剩余五个面的加工。这种方案的优点是主轴加工非常灵活，工作台也可以设计的非常大，客机庞大的机身、巨大的发动机壳都可以在这类加工中心上加工。缺点是主轴的回转结构比较复杂，制造成本也较高。图 2.4.1 济南二机床集团公司开发生产的龙门移动式大型五轴联动数控铣床方案二：采用立式加工中心，龙门式结构，X、Y、Z 三轴移动式，对于旋转轴，采 毕业设计（论文）报告纸 - 6 -用工作台回转和工作台摆动来实现，是中、小型五轴加工机床采用较多的一种结构型式。优点是有精确较高的机械传动精度以及较高的转速及精度。其缺点是在需要工作台有较高的转动进给速度和加速度时，所承受的工作重量受到一定限制（见图 3.3）图2.4.2 工作台回转的五轴加工中心2.5 五轴高速加工中心总体布局方案比较五轴高速加工中心总体布局方案比较方案一：优点是主轴加工非常灵活，工作台也可以设计的非常大，客机庞大的机身、巨大的发动机壳都可以在这类加工中心上加工。缺点是主轴的回转结构比较复杂，制造成本也较高。方案二：优点是有精确较高的机械传动精度以及较高的转速及精度。其缺点是在需要工作台有较高的转动进给速度和加速度时，所承受的工作重量受到一定限制.加工中心的总体布局应当使机床能够实现加工所需的运动要求和加工功能，并且具有良好的精度、刚度、抗振性和热稳定性等结构性能。还要尽量使其便于操作、结构简单紧凑、外形美观等。经过对不同运动方案和各部件的设计方案的定性分析比较确定该教育型小型立式加工中心的总体设计方案为:采用固定立柱，电主轴通过安装座安装在立柱导轨的滑座上，立柱导轨采用滚动导轨，可以实现 Z 方向的进给运动。由 X-Y 双向精密数控工作台带动工件完成 X, Y 两个方向的进给运动;X, Y, Z 三个方向的进给运动均滚珠丝杠，并由交流伺服电机驱动。导轨、滚珠丝杠有相应的润滑、防护等装置。考虑到卧式加工中心品种较多、加工范围较广，所以确定基本机型为立式如图 2.5.1所示为加工中心的基本型简图， 毕业设计（论文）报告纸 - 7 -图 2.5.1 加工中心的基本型简图其由数控动力单元模块 1、工作台模块 2、刀库模块 3、电器柜模块 4、底座模块5、冷却积屑模块等组成。 (1)立式数控动力单元模块该模块由水平面内十字拖板及立柱、主轴箱组成立柱在十字板上作 x、z 向移动，主轴箱在立柱上作 Y 向移动，它包括了加工中心的主运动和 3 个直线坐标运动，由于立柱移动，运动部件质量较大，为此，选用了大扭矩进给伺服电机，丝杆则用预拉结构以提高进给系统的刚度，并适当加大导轨面之间的跨距，保证立柱在全程上均无悬伸现象。(2)工作台模块 由于采用动柱式结构，工作台不再有直线的坐标运动，该模块由工作台座和固定工作台组成。(3)刀库模块采用斗笠式结构带来的优点是由于主轴本身能进行 X、Y、Z 轴的进给运动，由机械手就能直接换刀，刀库可以采用固定的链式刀库，无任何附加运动，换刀的可靠性大大提高；同时由于刀具结构的简单，降低了成本，使机床具有较高的性能价格比。共 10 个刀位，基本满足加工的要求。 2.6 五轴高速加工中心总体结构布局五轴高速加工中心总体结构布局典型的金字塔式结构，宽的导轨和低的重心，适合线性轴的高速运动和高加速运动。坐标的运动速度可在 0.1 秒内由 0 加速到 30m/min。该设计是三直线轴加二旋转轴机床，直线轴的运动惯量保持恒定，这是因为考虑到高速运动的特殊性。这样机床承重大；机床的运动单元的惯量是常数，线性轴电机一直在最佳的工作状态下运行，即不因改变加工工件的大小而改变电机的特性。 毕业设计（论文）报告纸 - 8 -考虑到高速运动的特殊性，在保证机床足够刚性的前提下尽量减少运动惯量，以便最大程度提高坐标固有频率，从而得到更高的闭环增益，使得机床在高速加工中的跟踪误差趋于最小值，最终提高加工的精度和质量。 为保证机床的精度稳定，床身、立柱、滑座、主轴箱等都采用有限元分析，应用高阻尼性能的优质铸铁制造；合理的截面设计和筋格布置，尽量避免行程中出现不合理的悬臂状态；导轨采用高刚性滚柱导轨，安装基面精密刮研。采用立式加工中心，铸铁床身，采用可调螺栓支撑形式。 本设计打破通常机床结构形式，床身采用三点支撑，高刚性设计，使机床调整简单，不依赖于地基，机床可不需特殊地基而直接安装在水泥地坪上。床身用基于无弯矩的力流原理的特殊筋板设计，保证其上构件在运动过程中，负载重心和切削点始终不离开三点支撑的范围，并有足够的支撑刚度，有利于保持精度的稳定。 图 2.6.1 床身结构图滑座采用顶置式结构，其特点为高刚性轻型设计，使运动单元灵活，适应高速要求。滑座沿立柱导轨作 X 向运动，加长导轨支撑长度，运动时滑座始终不离开导轨，易保证直线度、定位精度和加工精度。工作台只作单方向(Y 向)移动，与十字工作台结构相比移动部件轻，且承重大，设计承重大于 800kg。另外工作台沿导轨方向运动，结构刚性好，运动精度高，避免了传统机床工作台移动到两端後直线度降低或超差问题。扁长的主轴箱结构，使主轴重心尽量靠近 X 向导轨，主轴中心与导轨距离 295mm，比传统机床减少五份之二，这样主轴悬伸小，受弯矩小。另外导轨安装在主轴箱上，滑块在滑座上，大大增强了 Z 向刚性，提高了加工精度和运动稳定性，定位精度高。(1)带分度工作台(或数控转台)的立式加工中心将固定工作台模块换成分度工作台 1 毕业设计（论文）报告纸 - 9 -可进行多面加工；若换成数控转台，不但能多面加工，而且可旋转加工与直线坐标轴联动。 图 2.6.2 工作台(2)链式刀库有一转位动作，其刀库容量有 10 把如若换刀动作由坐标移动和刀库的简单转位完成那么换刀的可靠性仍然较高，但换刀时间没有缩短。若在链式刀库和主轴之间增加一换刀机械手，换刀的速度将大大提高。 图 2.6.3 自动换刀刀库 毕业设计（论文）报告纸 - 10 -(3)冷却排屑模块基本型冷却排屑模块，积屑箱由人工抬出清理。为带自动排屑机构的冷却排屑模块 3，其根据切屑的材质又可分为磁滚式、刮板式。加工中心采用模块化设计方法，设计不再只是针对一种产品，而是充分考虑扩展的可能、变型的可能，在结构、尺寸等方面统筹考虑，留有空间，各部件间保持相对的独立性，设计出的一不再是。一种产品，而是组系列产品。这样的产品具有配置灵活性大、制造成本低、供货周期短、质量容易保证、维修方便等特点，适应市场的能力大大增强。自动换刀系统采用机械手换刀，且刀库置于立柱侧面的底座上。刀库在底座上的转动采用交流伺服电机，采用链式刀库，由链传动机构实现回转、分度和转位，由交流伺服电机驱动。五轴高速加工中心总体结构布局示意图如图 2.6.4。图 2.6.4 总体结构示意图综合上述两种方案优缺点，方案一除工件一侧至少有一个移动坐标轴外，两个转动坐标轴均由刀具一侧的复合主轴头来实现，这主要为大、重型机床所采用，产品主要适用于汽车。航空航天、大电机组等行业的床身。箱体以及壳体的零件加工。方案二两个回转坐标轴都在工作台一侧，在原三轴控制机床基础上配备数控摆动、回转工作台发展而成，系中小型五轴加工机床采用较多的一种结构型式。所以最终采用方案二。 毕业设计（论文）报告纸 - 11 -第三章第三章 主轴组件的主运动部件的设计计算主轴组件的主运动部件的设计计算3.1 加工中心主轴组件总体设计方案的确定加工中心主轴组件总体设计方案的确定本课题的总体设计方案现确定如下：由于同步带无滑动，能保证固定的传动比，且传动效率高，允许的线速度较高，无需安置在很良好的工作环境中，所以在主轴传动方式中选择同步带传动。但是需要注意的是同步带的安装具有严格的要求。在主轴的进给运动中，采用滚珠丝杠。其耐磨性好、磨损小，低速运行时无爬行、无振动，能够很好地确保 Z 轴的进给精度。由于加工中心具备自动换刀功能，所以在主轴组件中还应有主轴准停装置、刀具自动夹紧机构以及切屑清除机构。在本课题中，主轴准停机构采用磁力传感器检测定向，其不仅能够使主轴停止在调整好的位置上，而且能够检测到主轴的转速，并在加工中心的操控面板上显示出来，方便机床操作者调整转速。在换刀过程中，刀具自动夹紧机构也是不可获缺的一部分。它控制着刀杆的松紧，使刀具在加工时能紧紧地固定在主轴上，在换刀时能轻松地卸载。本课题采用了液压缸运行的方式，通过活塞、拉杆、拉钉等一系列元件的运动来达到刀杆的松紧目的。同时，为了减少液压推力对主轴支承的磨损，在主轴的内部设置了一段碟形弹簧，使活塞对拉杆的作用起到一个缓冲的作用。同时，在换刀过程中，活塞及拉杆的内部将被加工成中空状。其间将通入一定的压缩空气来清除切屑。使刀杆和主轴始终具有很好的配合精度。在伺服系统中，本课题在进给系统中选用直流伺服电动机，而在主运动系统中则选用交流伺服电动机。由于交流伺服电动机具有电刷和换向器，需要常常维修，故不适合于主运动系统中。图 3.1 所示为本课题主轴组件结构示意图。 毕业设计（论文）报告纸 - 12 -图 3.1 主轴组件结构示意图1刀架；2拉钉；3主轴；4拉杆；5碟形弹簧；6活塞；7液压缸；8、10行程开关； 毕业设计（论文）报告纸 - 13 -9压缩空气管接头；11弹簧；12钢球；13端面键3.2 主轴主轴3.2.1 主轴的结构设计主轴的结构设计主轴的主要参数是指：主轴前轴颈直径；主轴内孔径；主轴悬伸量和主轴支1Dda承跨距 ，见图 4.1。l图 3.2 主轴主要参数示意图 主轴轴径的确定主轴轴径的确定主轴轴径通常指主轴前轴颈的直径，其对于主轴部件刚度影响较大。加大直径，D可减少主轴本身弯曲变形引起的主轴轴端位移和轴承弹性变形引起的轴端位移，从而提高主轴部件刚度。但加大直径受到轴承值的限制，同时造成相配零件尺寸加大、制造dn困难、结构庞大和重量增加等，因此在满足刚度要求下应取较小值。设计时主要用类比分析的方法来确定主轴前轴颈直径。加工中心主轴前轴颈直径1D按主电动机功率来确定，由表 3.11-62查得。1DmmD851由于装配需要，主轴的直径总是由前轴颈向后缓慢地逐段减小的。在确定前轴径后，由式 3.11-12可知前轴颈直径和后轴颈直径有如下关系：1D1D2DmmmmDD728585. 085. 012 主轴内孔直径主轴内孔直径的确定的确定d 毕业设计（论文）报告纸 - 14 -主轴内孔直径与机床类型有关，主要用来通过棒料，通过拉杆、镗杆或顶出顶尖等。确定孔径的原则是，为减轻主轴重量，在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以d及不削弱主轴刚度的要求下，应尽量取大值。由经验得知，当时（是主轴平均直径） ，主轴刚度会急剧下降；而当7 . 0DdD时，内孔对主轴刚度几乎无影响，可忽略不计，所以常取孔径的极限值5 . 0Dddd为：maxdmmmmDd5 .59857 . 07 . 0max此时，刚度削弱小于。%25按照任务书的要求及综合各轴段直径的实际大小，确定内孔直径。mmd52 主轴端部形状的选择主轴端部形状的选择机床主轴的轴端一般用于安装刀具、夹持工件或夹具。在结构上，应能保证定位准确、安装可靠、连接牢固、装卸方便，并能传递足够的扭矩。目前，主轴端部的结构形状都已标准化。 主轴悬伸量主轴悬伸量的确定的确定a主轴悬伸量是指主轴前端面到前支承径向反力作用中点（一般即为前径向支承中a点）的距离。它主要取决于主轴端部结构型式和尺寸、前支承的轴承配置和密封装置等，有的还与机床其他结构参数有关，如工作台的行程等，因此主要由结构设计确定。悬伸量值对主轴部件的刚度和抗振性具有较大的影响。因此，确定悬伸量的原aa则，是在满足结构要求的前提下尽可能取小值，同时应在设计时采取措施缩减值。a 主轴支承跨距主轴支承跨距 的确定的确定l支承跨距 是指主轴相邻两支承反力作用点之间的距离。跨距 是决定主轴系统动、ll静刚度的重要影响因素。合理确定支承跨距，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。最优跨距是指在切削力作用下，主轴前端的柔度值最小时的跨距。其推导公式是0l在静态力作用下进行的。实验证明，动态作用下最优跨距很接近于推得的最优值。最优跨距可按下列公式计算：0l 毕业设计（论文）报告纸 - 15 - （3.1）65. 5665. 138. 10Kl式中： （3.2）312116kkkEI （3.3）211kkaK式中： 主轴前端悬伸长，单位为；acm 材料的弹性模量，单位为；E2cmN 轴惯性矩，单位为；I4cm 前轴承刚度值，单位为；1kcmN 后轴承刚度值，单位为。2kcmN按上式计算最优跨距，计算过程如下：0l （3.4）4464lldDI式中： 主轴跨距部分的平均直径，单位为；lDmm 主轴跨距部分的平均孔颈，单位为。ldmmmmDDl82mmmmLlddiil436002485218026323144429656由式（3.4）得：；由参考文献6中图 3.11-11 确定， 4205cmI mNk9001；由主轴材料为 40Cr 查得材料的弹性模量；mNk730226101 . 2206cmNGPaE由主轴的结构形式确定主轴前端悬伸长mma79将上述参数值代入公式(3.2)(3.3)，得，cm86249K将，值代入公式（3.1） ，得Kmml686150按照结构设计的要求，取。mml336 毕业设计（论文）报告纸 - 16 -由于，故满足设计要求。mmlmml6861533603.2.2 主轴受力分析主轴受力分析轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。而作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。(a)(b)(c)图 3.3 轴承受力图主轴上的轴承采用一端固定，另一端游动的支承形式。图示 3.3a 为轴承在空间力系的总受力图，它可分解为铅垂面（图 3.3b）和水平面（图 3.3c）两个平面力系。由公式（3.1）得出切向铣削力NF2046切径向负荷 NNFFr1 .716204635. 035. 0切切向负荷 NNFFt4 .184120469 . 09 . 0切轴向负荷 NNFFa15.10742046525. 0525. 0切 毕业设计（论文）报告纸 - 17 -图 3.4 静不定梁铅垂面分解图由于此主轴的受力属于简单静不定梁类型，所以要以静不定梁的受力方法来解决问题。图示 3.4 为静不定梁的铅垂面受力图。为了使其变形与原静不定梁相同，必须满足变形协调条件，即要求。0B利用叠加法，得挠度为： （3.5）alEIFaEIlFrB363232式中： 径向（切向）负荷分力，单位为；vrF2N 径向（切向）负荷，单位为；FN 材料的弹性模量，；E26101 . 2cmNE 轴惯性矩，。I4cm由公式（3.4）得。将，代入公式（3.5） ，则铅垂面的挠度4205cmI rFF vrrFF22为：09 . 73 . 83205101 . 269 . 71 .716205101 . 223 . 862632VrBF得NFVr37.6642079832538325325312rVrVrFFF得NFVr21.38410321rVrVrVrFFFF得NFVr48.3323将，代入公式（3.6） ，则水平面的挠度为：tFF HrrFF22 毕业设计（论文）报告纸 - 18 -09 . 73 . 83205101 . 269 . 74 .1841205101 . 223 . 862632HrBF得NFHr39.17082079832538325325312tHrHrFFF得NFHr97.98710321tHrHrHrFFFF得NFHr96.8543(a)机构草图(b)受力简图(c)水平面受力(d)水平面弯矩图(e)垂直面受力(f)垂直面弯矩图 毕业设计（论文）报告纸 - 19 -(g)合成弯矩图(h)转矩图图 3.5 轴的结构和载荷图A-B 段支承反力：水平面：0ABXF垂直面：0ABYFB-C 段支承反力：水平面：)(96.8543NFFHrBCX垂直面：)(48.3323NFFVrBCYC-D 段支承反力：水平面：)(43.85396.85439.170832NFFFHrHrCDX垂直面：)(89.33148.33237.66432NFFFVrVrCDYD-E 段支承反力：水平面：)(4 .184196.85439.170897.987321NFFFFHrHrHrDEX垂直面：)( 1 .71648.33237.66421.384321NFFFFVrVrVrDEY轴的受力简图、水平面及垂直面受力简图见图 3.5b、c、e。A-B 段弯矩：水平面：0ABXM垂直面：0ABYM合成：022ABYABXABMMMB-C 段弯矩：水平面：)(30.2161003533mNFFMHrBCXBCX垂直面：)(12.841003533mNFFMVrBCYBCY 毕业设计（论文）报告纸 - 20 -合成：)(08.23212.8430.2162222mNMMMBCYBCXBCC-D 段弯矩：水平面：)(47.14510035343632mNFFFMHrHrCDXCDX垂直面：)(57.5610035343632mNFFFMHrVrCDYCDY合成：)(08.15657.5647.1452222mNMMMCDYCDXCDD-E 段弯矩：水平面：)(00041. 0100436353515312mNFFFFMHrHrHrDEXDEX垂直面：)(00133. 0100436353515312mNFFFFMVrVrVrDEYDEY合成：)(0014. 000133. 000041. 02222mNMMMDEYDEXDE轴的水平面、垂直面及合成弯矩图见图 3.5d、f、g。已知：小带轮的输出功率为，同步带的传动效率为。所以，大带轮的输kW5 . 598. 0出功率为：)(39. 598. 05 . 5kWPP小大则大带轮的输出转矩为：)(16.17300039. 5955095502mNnPT大轴的转矩图见图 3.5h。3.2.3 主轴的强度校核主轴的强度校核从合成弯矩图和转矩图上得知，主轴在截面 C、D 处承受了较大的弯矩，并且还受到带轮传动所带来的扭矩。因此，这两个截面是危险截面。在校核主轴的强度时应按弯扭合成强度条件进行计算。轴的弯扭合成强度条件为 （3.6）2222142caMTMTWWW式中： 轴的计算应力，；caMPa 轴的抗弯截面系数，；W3mm 毕业设计（论文）报告纸 - 21 - 折合系数； 轴的许用弯曲应力，；1MPa 轴所受的扭矩，单位为；TmmN 轴所受的弯矩，单位为。MmmN 轴的抗弯截面系数为2343132dW式中： 轴颈处直径，单位为；dmm ，此处，为轴孔直径。dd11d得)(566988542132851416. 3343mmW根据主轴材料为，查得许用弯曲应力。按扭转切应力为脉动循环变Cr40MPa701应力，取折合系数。6 . 0将上述参数代入公式（3.7） ，则轴的计算应力为)( 1 . 456698171606 . 023208022MPaca因为，所以主轴的强度符合要求。MPaca7013.2.4 主轴的刚度校核主轴的刚度校核轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。对于本课题的主轴，应该按轴的弯曲刚度校核。轴计算刚度经验公式为 （3.7）prtyLIEFFy322148式中： 轴的计算挠度，单位为；1ymm 轴惯性量，单位为；I4mm 毕业设计（论文）报告纸 - 22 - 轴所用材料的弹性模量，单位为；E2/N mm 支承跨度，单位为；Lmm 轴所受圆周力，单位为；1tFN 轴所受径向力，单位为。1rFN 轴的允许挠度，单位为py已知：，NFt4 .1841NFr1 .7164205cmI 26101 . 2cmNE。由表 15-1-4224查得轴的允许挠度为mmL336)(0672. 03360002. 00002. 0mmLyp将上述参数代入公式（3.7） ，则轴的计算刚度为)(036. 033610205101 . 2481 .7164 .1841344221mmy由于，所以轴能够满足刚度要求。pyy 1综上所述，轴的强度，刚度均符合校核要求。3.3 主轴组件的支承主轴组件的支承3.3.1 主轴轴承的类型主轴轴承的类型机床主轴带着刀具或夹具在支承件中作回转运动，需要传递切削扭矩，承受切削抗力，并保证必要的旋转精度。数控机床主轴支承根据主轴部件的转速、承载能力及回转精度等要求的不同而采用不同种类的轴承。主轴轴承是主轴组件的重要组成部分，它的类型、结构、配置、精度、安装、调整、润滑和冷却都直接影响了主轴组件的工作性能。在数控机床上主轴轴承常用的有滚动轴承和滑动轴承。滚动轴承摩擦阻力小，可以预紧，润滑维护简单，能在一定的转速范围和载荷变动范围下稳定地工作。滚动轴承由专业化工厂生产，选购维修方便，在数控机床上被广泛采用。但与滑动轴承相比，滚动轴承的噪声大，滚动体数目有限，刚度是变化的，抗振性略差并且对转速有很大的限制。数控机床主轴组件在可能条件下，尽量使用了滚动轴承，特别是大多数立式主轴和主轴装在套筒内能够作轴向移动的主轴。这时滚动轴承可 毕业设计（论文）报告纸 - 23 -以用润滑脂润滑以避免漏油。图 3.6 所示为主轴常用的几种滚动轴承的类型。(a)双列圆柱 (b)双列推力向 (c)双列圆锥滚 (d)带凸缘双列圆柱 (e)带弹簧的单列圆滚子轴承 心球轴承 子轴承 滚子轴承 锥滚子轴承图 3.6 主轴常用的几种滚动轴承的类型为了适应主轴高速发展的要求，滚珠轴承的滚珠可采用陶瓷滚珠。陶瓷滚珠轴承由于陶瓷材料的质量轻，热膨胀系散小，耐高温，所以具有离心小、动摩擦力小、预紧力稳定、弹性变形小、刚度高的特点。但由于成本较高，在数控机床上还未普及使用14。数控机床主轴支承根据主轴部件的转速、承载能力及回转精度等要求的不同而采用不同种类的轴承。不同类型主轴轴承的优缺点见表 3.1。表 3.1 数控机床的主轴轴承及其性能10性 能滚动轴承液体静压轴承气体静压轴承磁力轴承陶瓷轴承旋转精度一般或较高，在预紧无间隙时较高高，精度保持性好一般同滚动轴承刚 度一般或较高，预紧后较高，取决于所用轴高，与节流阀形式有关，薄膜反馈或滑阀反馈很较差，因空气可压缩，与承载力大小有关不及一般滚动轴承比一般滚动轴承差 毕业设计（论文）报告纸 - 24 -高抗 振 性较差，阻尼比04. 002. 0好，阻尼比065. 0045. 0好较好同滚动轴承速度性能用于中、低速，特殊轴承可用于较高速用于各级速度用于超高速用于高速用于中、高速，热传导率低，不易发热摩擦损耗较小，008. 0002. 0小，001. 00005. 0小很小同滚动轴承寿 命疲劳强度限制长长长较长结构尺寸轴向小，径向大轴向大，径向小轴向大，径向小径向大轴向小，径向大制造难易轴承生产专业化、标准化自制，工艺要求高，需要供油设备自制，工艺较液压系统低，需要供气系统较复杂比滚动轴承难使用维护简单，用油脂润滑要求供油系统清洁，较难要求供气系统清洁，较易较难较难成 本低较高较高高较高机床主轴轴承发展，经历了滚、陶、气浮、磁浮等阶段。滚动轴承发展到陶瓷轴承，即钢球改为陶瓷球，滚道加 TiN 或 CrNi 金属。由于陶瓷球具有高刚度、高硬度、低密度以及低热胀和低导热系数等特点，同时所用油脂为一次性，终身润滑，大大地提高了滚动轴承的性能，所以被广泛采用。目前，一般中小规格的数控机床（如车床、铣床、钻镗床、加工中心、磨床等）的主轴部件多采用成组高精度滚动轴承重型数控机床采用液体静压轴承，高精度数控机床（如坐标磨床）采用气体静压轴承，转速达的主轴则可采用磁力轴承min/101024r或氮化硅材料的陶瓷滚珠轴承。数控机床的转速高，为减少主轴的发热，必须改善轴承的润滑方式。在数控机床上的润滑一般采用高级油脂封入方式润滑，每加一次油脂可使用年。107 毕业设计（论文）报告纸 - 25 -3.3.2 主轴轴承的配置主轴轴承的配置根据主轴部件的工作精度、刚度、温升和结构的复杂程度，合理配置轴承，可以提高主传动系统的精度。采用滚动轴承支承，有许多不同的配置形式，目前数控机床主轴轴承的配置主要有如图 3.7 所示的几种形式。 (a) (b) (c) (d)图 3.7 数控机床主轴轴承的配置形式在图 3.7a 所示的配置中，前支承采用双列短圆柱滚子轴承和 60 角接触球轴承组合，承受径向载荷和轴向载荷，后支承采用成对角接触球轴承，该配置可满足强力切削的要求，普遍应用于各类数控机机床。在图 3.7b 所示的配置形式中，前轴承采用角接触球轴承，由个轴承组成一套，32背靠背安装，承受径向载荷和轴向载荷，后支承采用双列短圆柱滚子轴承，这种配置适用于高速、重载的主轴部件。在图 3.7c 所示的配置形式中，前后支承均采用成对角接触球轴承，以承受径向载荷和轴向载荷，角接触球轴承具有较好的高速性能，主轴最高转速可达，但这min/4000r种轴承的承载能力小，因而这种配置适用于高速、轻载和精密的数控机床主轴。在图 3.7d 所示的配置形式中，前支撑采用双列圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷，后支承采用单列圆锥滚子轴承，这种配置径向和轴向的刚度高，可承受重载荷，尤其能承受较强的动载荷，安装与调整性能好，但主轴转速和精度的提高受到限制，因此适用于中等精度，低速与重载荷的数控机床主轴15。 毕业设计（论文）报告纸 - 26 -3.3.3 主轴轴承的预紧主轴轴承的预紧对主轴滚动轴承进行预紧和合理选择预紧量，可以提高主轴部件的回转精度、刚度和抗振性。滚动轴承间隙的调整或预紧，通常是通过轴承内、外圈的相对轴向移动来实现的。(1) 轴承内圈移动这种方法适用于锥孔双列圆柱滚子轴承。用螺母通过套筒推动内圈在锥形轴颈上做轴向移动，使内圈变形胀大，在滚道上产生过盈，从而达到预紧的目的。图 3.8 所示为几种轴承内圈的预紧形式。(a) (b)(c) (d)图 3.8 轴承的预紧形式图 3.8a 结构简单，但预紧量不易控制，常用于轻载机床主轴部件。图 3.8b 用螺母限制内圈的移动量，易于控制预紧量。图 3.8c 在主轴凸缘上均布数个螺钉以调整内圈的移动量，调整方便，但是用几个螺钉调整。易使垫圈歪斜。图 3.8d 将紧靠轴承右端的垫圈做成两个半环，可以径向取出，修磨其厚度可控制预紧量的大小，调整精度较高15，16。(2) 修磨座圈 毕业设计（论文）报告纸 - 27 -通过修磨轴承的内外座圈，可以调整轴承的预紧力。图 3.9 所示为两种修磨的形式。 (a) 修磨轴承内圈的内侧 (b) 修磨轴承外圈的内侧图 3.9 修磨轴承座圈图 3.9a 为轴承外围宽边相对(背对背)安装，这时修磨轴承内圈的内侧，使间隙 a 增大。图 3.9b 所示为外围窄边相对(面对面)安装，这时修磨轴承外圈的窄边。在安装时按图示的相对关系装配，并用螺母或法兰盖将两个轴承轴向压拢，使两个修磨过的端面贴紧，这样能够使两个轴承的滚道之间产生预紧。另一种方法是将两个厚度不同的隔套放在两轴承内、外圈之间，同样将两个轴承轴向相对压紧，使滚道之间产生预紧，隔套调整法如图 3.10 所示。(a)(b)图 3.10 隔套调整法 毕业设计（论文）报告纸 - 28 -3.3.4 主轴支承方案的确定主轴支承方案的确定主轴轴承的不同配置形式对主轴组件刚度损失有巨大的影响，从而确定当支承跨距较大时，降低支承刚度，或适当增大主轴轴颈直径和内孔直径是减小主轴组件刚度损失的有效措施，并可提高其动态性能。本课题采用陶瓷球轴承做主轴支撑，即用氮化硅材料(Si3N4)做成陶瓷球来替代滚珠，轴承内外套圈仍为 GCrl5 钢套圈。虽然只是把钢球变成了氮化硅球，但是另一方面，沟道的几何尺寸也作了改进以优化轴承性能。这种轴承在减小了离心力的同时，也减小了滚珠与该道间的摩擦力，从而获得较低的温升及较好的高速性能。混合陶瓷球轴承最常见的形式是角接触球轴承，它可以在既有径向也有轴向负荷时有效地高速运转。但是轴向负荷只能从一个方向施加。因此，这些轴承通常成对安装并施加预负荷以保证正确的接触角。由于加工中心在加工时不仅需要受到轴向力，还会受到一定的径向力。因此在本课题的轴承配置中选用如图 3.7 的方式。而本课题的预紧方式采用隔套调整法及双螺母预紧。3.3.5 轴承的配合轴承的配合由于主轴轴承在工作时基本上都是内圈旋转、外圈相对固定不动,且主轴承受载荷多为定向载荷。因此,为了提高轴承的刚性,防止轴承在工作期间因摩擦发热而引起内圈膨胀,导致内圈与主轴之间产生相对转动现象, 精密机床主轴轴承内圈与主轴之间一般选择过盈配合。另外,为了使轴承外圈沟道不只在某一局部受力,允许轴承外圈在轴承座内出现蠕动现象, 以尽可能地延长轴承的使用寿命。同时,为防止轴承外圈因热膨胀引起与轴承座之间的过紧现象, 引起轴承预紧增加,导致摩擦发热加剧,故轴承外圈与轴承座之间一般选择间隙配合。在本课题中，固定端前支承的 7017C 角接触球轴承与轴承座的配合采用间隙配合,配合目标间隙值取 38m。为了提高机床的切削刚性，该轴承与主轴的配合采用过盈配合, 配合目标过盈量取 04m。而后支承的 7015C 角接触球轴承与主轴选用过盈配合, 配合目标过盈量取 03m。与轴承座之间为间隙配合,配合目标间隙值取915m。 毕业设计（论文）报告纸 - 29 -3.3.6 主轴轴承设计计算主轴轴承设计计算 轴承受力分析轴承受力分析轴承的受力简图参见图 3.3。从图上可知，在 A、B 两处所用的是同种型号的角接触球轴承，且 D 处的轴承是成对使用，共同承担支承作用。所以，校验 C、D 处 7017AC轴承只需取受力最大处即可。已知： ， ，NFVr37.6642NFVr48.3323NFHr39.17082NFHr96.8543则轴承 7017AC 所受径向合力为)(03.183339.170837.664222222NFFFHrvrr轴承 7015AC 所受径向合力为)(67.458496.85448.3324222323NFFFHrvrr 轴承轴承 7017AC 寿命计算寿命计算轴承的工作年限为 7 年（一年按 300 天计算） ，每天两班工作制（按 16h 计算） ，则轴承预期计算寿命为)(33600163007hLh已知轴承 7017AC 所受的轴向负荷，径向负荷。由参NFa15.1074NFr03.1833考文献查得分界判断系数。68. 0e68. 058. 003.183315.1074eFFra参考文献查得径向动载荷系数 X=1，轴向动载荷系数 Y=0。根据载荷性质为中等冲击，参考文献查得载荷系数一般为，取。则轴承的当量动载荷为 8 . 12 . 16 . 1Pf)(85.293203.18336 . 1NFYFXfParP以小时数表示的轴承寿命（单位为 h）为hL10 （3.8）PCnLh6010610式中： 失效率（可靠度）的基本额定寿命（）hL10%10%90r610 毕业设计（论文）报告纸 - 30 - 轴承的转速，单位为；nmin/r 基本额定动载荷，单位为；CN 当量动载荷，单位为；PN 寿命指数，对球轴承，滚子轴承。3310参考文献得基本额定动载荷。将上述参数代入公式（3.8） ，则以小时数KNC2 .59表示的轴承寿命为)(4569085.293259200300060103610hLh由于，所以能够满足要求。hLLhh3360010 轴承轴承 7015AC 寿命计算寿命计算轴承的工作年限为 7 年（一年按 300 天计算） ，每天两班工作制（按 16h 计算） ，则轴承预期计算寿命为)(33600163007hLh已知轴承 7015AC 所受的轴向负荷，径向负荷。由参考NFa15.1074NFr67.458文献查得分界判断系数。68. 0e68. 034. 267.45815.1074eFFra查得径向动载荷系数 X=0.41，轴向动载荷系数 Y=0.87。根据载荷性质为中等冲击，由参考文献查得载荷系数一般为，取。则轴承的当量动载荷为 8 . 12 . 18 . 1Pf)(62.202015.107487. 067.45841. 08 . 1NFYFXfParP基本额定动载荷。将上述参数代入公式（3.8） ，则以小时数表示的轴承KNC8 .46寿命为)(6902662.202046800300060103610hLh由于，所以能够满足要求。hLLhh3360010 毕业设计（论文）报告纸 - 31 -3.4 同步带的设计计算同步带的设计计算(1) 设计功率dP根据工作机为加工中心，原动机为交流电动机，每天两班制工作（按计） ，由参h16考文献查得。故设计功率为：0 . 2AKKWKWPKPAd115 . 50 . 2式中： 传递的功率，PKW 载荷修正系数AK(2) 选定带型和节距根据设计功率，小带轮转速，由参考文献确定带轮的带KWPd11min60001rn 型为 H 型。按照同步带的带型为 H 型，由参考文献查得节距mmpb700.12(3) 小带轮齿数1Z根据小带轮转速，同步带的带型为 H 型，由参考文献查得小带轮的min60001rn 最小齿数，故取22minZ301Z(4) 小带轮节圆直径1dmmmmpZdb28.1211416. 37 .123011式中： 小带轮齿数；1Z 节距。bp按照小带轮齿数，同步带的带型为 H 型，由参考文献查得其外径301Zmmda90.1191(5) 大带轮齿数2Z23000600021nni 毕业设计（论文）报告纸 - 32 -式中： 小带轮转速；1n 大带轮转速。2n大带轮齿数 6030212ZiZ(6) 大带轮节圆直径2dmmmmpZdb55.2421416. 37 .126022式中： 节距。bp按大带轮齿数，同步带带型为 H 型，由参考文献查得其外径602Zmmda18.2412(7) 带速vsmvsmsmndv4010.38100060600028.1211416. 3100060max11式中： 小带轮节圆直径；1d 小带轮转速。1n(8) 初定轴间距0a经验公式： （3.9）2102127 . 0ddadd式中： 小带轮节圆直径；1d 大带轮节圆直径。2d将，值代入公式（3.9） ，得。1d2dmmamm66.72768.2540故取。mma2550(9) 带长及其齿数02122100422addddaL 毕业设计（论文）报告纸 - 33 -mm255428.12155.24255.24228.12121416. 325522mm92.1095式中： 带长；0L 初定轴间距；0a 小带轮节圆直径；1d 大带轮节圆直径。2d按带长，同步带的带型为 H 型，由参考文献查得应选用带长代号为mmL92.10950的 H 型同步带，节线长，节线长上的齿数。450mmLP00.114390Z(10) 实际轴间距实际轴间距 mmmmLLaaP54.278292.10951143255200式中： 初定轴间距；0a 节线长；pL 带长。0L(11) 小带轮啮合齿数1221122intZZaZpZZbm306054.2781416. 32307 .12230int212式中： 小带轮啮合齿数；mZ 节距。bp(12) 基本额定功率0P按照同步带的带型为 H 型，由表5查得带的许用工作拉力，5312NTa85.2100带的单位长度的质量。基本额定功率为：mkgm448. 0KWKWvvmTPa27.5510001 .381 .38448. 085.21001000220 毕业设计（论文）报告纸 - 34 -式中： 宽度为的带的许用工作拉力aT0sb 宽度为的带单位长度的质量m0sb(13) 带宽sb按同步带的带型为 H 型，由参考文献查得；按小带轮啮合齿数mmbs2 .760，由参考文献查得啮合齿数系数。带宽为：12mZ1ZKmmmmPKPbbZdss49.1827.551112 .7614. 114. 100式中： 啮合齿数系数ZK 同步带的基准宽度，0sbmm按照带宽，同步带带型为 H 型，由表参考文献确定选带宽代号为的49.18sb075H 型带，其带宽mmbs1 .19(14) 作用在轴上的力NNvPFdr71.2881 .381110001000式中： 作用在轴上的力；rF 设计功率；dP 带速。v(15) 带轮的结构和尺寸传动选用的同步带为075450H小带轮：，301Zmmd28.1211mmda90.1191大带轮：，602Zmmd55.2422mmda18.24123.5 主轴组件的润滑与密封主轴组件的润滑与密封主轴组件的润滑与密封是机床使用和维护过程中值得重视的两个问题。良好的润滑效果可以降低轴承的工作温度和延长使用寿命。密封不仅要防止灰尘屑末和切削液进入，还要防止润滑油的泄漏。 毕业设计（论文）报告纸 - 35 -3.5.1 主轴组件的润滑主轴组件的润滑在数控机床上，主轴轴承润滑方式主要有油脂润滑，油液循环润滑、油雾润滑、油气润滑等。油脂润滑方式这是目前在数控机床的主轴轴承上最常用的润滑方式，特别是在前支承轴承上更是常用。当然，如果主轴箱中没有冷却润滑油系统，那么后支承轴承和其他轴承一般采用油脂润滑方式。在数控机床上，通常采用高级油脂的种类为高级锂基油脂或德国产NBU-15 型油脂，每加一次油脂可使用年。主轴轴承油脂封入量，通常为轴承空107间容积的，切忌随意填满。因为油脂过多，会加剧主轴发热。%10同时，脂润滑会降低全钢轴承的性能，而混合陶瓷球轴承却可以安全地采用脂润滑，符合本课题的主轴支承的选用。但是，要注意的是，采用油脂润滑方式，要采取有效的密封措施，以防止切削液或润滑油进入轴承中。油雾润滑方式油雾润滑方式是将油液经高压气体雾化后，从喷嘴成雾状喷到需润滑部位的润滑方式。由于雾状油液吸热性好，又无油液搅拌作用，所以此方式常用于高速主轴轴承的润滑。但是，油雾容易吹出，污染环境。3.5.2 主轴组件的密封主轴组件的密封密封的作用主要是防止灰尘、屑末和切削液等进入轴承，以减少腐蚀和磨损；也可防止润滑油外漏，保护环境，避免污染。主轴的密封分接触式密封和非接触式密封两类。前者有摩擦和磨损，发热严重，一般宜用于低速主轴。后者制成迷宫式和间隙式，发热很小，应用广泛。图 3.11 是几种非接触密封的形式。 毕业设计（论文）报告纸 - 36 -(a) (b) (c)图 3.11 非接触式密封1端盖 2螺母图 3.11a 是圈形间隙式密封，它是在盖的内腔中车出梯形或半圆形截面的环形油槽，并填满润滑脂。利用轴承盖与轴的间隙密封，轴承盖的孔内开槽是为了提高密封效果。这种密封用在工作环境比较清洁的油脂润滑处。图 3.11b 是在螺母的外圆上开锯齿形环槽，当油向外流时，靠主轴转动的离心力把油沿斜面甩到端盖 1 的空腔内，油液流回箱内。图 3.11c 是迷宫式密封结构，对于采用脂润滑的主轴，密封主要是防止外界异物进入。所以，通常采用间隙式或迷宫式密封装置。并且此密封方式在较恶劣的工作环境下也可获得可靠的密封效果。迷宫式密封结构是在组件的转动和固定部分之间做成复杂而曲折的通道，间隙不超过，并填满润滑脂。由于这种密封方法能有效地保护mm4 . 02 . 0轴承，所以得到广泛应用。接触式密封主要有油毡圈和耐油橡胶密封圈密封，如图 3.12 所示。 毕业设计（论文）报告纸 - 37 -(a) (b)图 3.12 接触式密封1甩油环 2油毡圈 3耐油橡胶密封圈3.5.3 本课题的润滑与密封方案的确定本课题的润滑与密封方案的确定本课题中主轴组件的润滑方式采用油脂润滑方式，由于润滑脂的粘度大，不易流失，因此不需要经常更换。这也是目前在数控机床的主轴轴承上最常用的润滑方式。同时，由于本课题的轴承采用油脂润滑方式，其密封目的主要是防止外界异物进入，所以可以采用较为简单的密封方式。在本课题中，主轴支承处主要采用的是径向迷宫式密封，而在丝杠轴承处主要采用油毡圈密封。如图 3.13 所示为径向迷宫式密封装置。图 3.13 径向迷宫式密封 毕业设计（论文）报告纸 - 38 -3.6 键的设计计算键的设计计算3.6.1 主轴上的键主轴上的键对于采用常见的材料和按标准选取尺寸的普通平键联接（静联接） ，其主要失效形式是工作面被压溃。除非存在严重过载，否则一般不会出现键的剪断。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。假定载荷在键的工作面上是均匀分布的，则普通平键联接的强度条件为： （3.10） pPdlkT3102式中： 传递的转矩（） ，单位为；T2dFyFTmN 键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度，单位为；khk5 . 0hmm 键的工作长度，单位为，圆头平键，平头平键，这里的lmmbLlLl 为键的公称长度，单位为，为键的宽度，单位为；Lmmbmm 轴的直径，单位为；dmm 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位 pMPa已知：带轮作用在轴上的力，键所处主轴段直径，键的宽度NF71.288mmd72，键的公称长度，键的高度。mmb20mmL70mmh12键所传递的转矩为mNdFT39.102072. 071.2882由于主轴处采用圆头平键，故键的工作长度为mmbLl502070键与轮毂键槽的接触高度为mmhk6125 . 05 . 0将上述参数代入公式（3.10） ，故联接工作面挤压应力为 毕业设计（论文）报告纸 - 39 -MPap96. 0725061039.1023按联接工作方式为静联接，且载荷性质具有冲击性，参考文献得键联接的许用应力。 MPap60由于，所以能满足要求。 pp3.6.2 主电机上的键已知：主电机额定转矩，电机输出轴的直径，键的宽度mNT 35mmd32，键的公称长度，键的高度，键联接的许用应力mmb10mmL70mmh8。 MPap60由于主轴处采用单圆头普通平键，故键的工作长度为mmbLl65210702键与轮毂键槽的接触高度为mmhk485 . 05 . 0将上述参数代入公式（3.10） ，故联接工作面挤压应力为MPap41. 832654103523由于，所以能满足要求。 pp3.7 液压缸的设计计算液压缸的设计计算已知：由参考文献选取液压缸活塞直径，活塞杆直径，活塞和mmD80mmd32活塞杆的材料为 45 钢。活塞和杆重计算：)(248 . 910213103880175324108 . 7922231NgVG已知：由 GB/T2089-19945选取弹簧截面直径，弹簧中径，有mmd51mmD402效圈数为 4 圈，单圈弹簧刚度，则整根弹簧的刚度为mmNP1 .24。mmNK025. 641 .24 毕业设计（论文）报告纸 - 40 -弹簧预压缩量为)(98. 3025. 6241mmKGS根据结构设计要求，确定活塞行程，则弹簧力为mmL12)(28.961298. 3025. 6NLSKFt液压缸的夹紧力为)(20828.969 . 010832804422222NFPdDFt式中： 活塞的直径，单位为；Dmm 活塞杆的直径，单位为；dmm 液压油的工作压力，；P22108mmNP 效率系数，一般取；9 . 0 弹簧力，单位为。tFN由于活塞杆为压杆（只受压力） ，所以可以按强度来检验活塞杆： （3.11）PFd4 （3.12） SbP式中： 液压缸的夹紧力，单位为；FN 抗拉强度，单位为；bMPa 安全系数，一般大于，取；S4 . 15 . 1S 许用应力，单位为。 PMPa活塞杆的材料为 45 钢，其抗拉强度。由公式（3.12）得许用应力为MPab560 )(3 .3735 . 1560MPaP将上述参数代入公式（3.11）得)(84. 03 .3731416. 32084mmd 毕业设计（论文）报告纸 - 41 -而活塞杆直径，所以能够满足要求。mmd32第四章第四章 主轴组件的进给运动部件主轴组件的进给运动部件4.1 进给电动机的选用进给电动机的选用4.1.1 进给电动机功率的估算进给电动机功率的估算1.传动效率 毕业设计（论文）报告纸 - 42 -根据本课题的结构设计，在进给部分中主要的机械传动效率由联轴器、滚珠轴承及滚动丝杠传动组成。其中，联轴器效率为 0.99，滚珠轴承效率为 0.99，滚动丝杠传动效率为 0.95。总传动效率：95. 099. 099. 032.电动机功率kWkWvFPfff37. 091. 06000010204660000式中： 进给传动电动机功率，；fPkW 进给牵引力，；fFN 进给速度，；fvminm 进给传动链的总机械效率。4.1.2 进给电动机的选用进给电动机的选用宽调速直流伺服电动机的结构特点是励磁便于调整，易于安排补偿绕组和换向极，电动机的换向性能得到改善，成本低，可以在较宽的速度范围内得到恒转速特性。当然，宽调速直流伺服电动机体积较大，其电刷易磨损，寿命受到一定限制。日本法纳克（FANUC）公司生产的用于工业机器人、CNC 机床、加工中心（MC）的 L 系列适合于在频繁启动、制动场合应用。根据估算得出的电动机功率，kWPf37. 0选用 FANUC 的 6L 型电动机，其主要性能指标如下：输出功率：；kW1 . 1额定转矩：；mN 8 . 8最大转矩：；mN 1 .44最高转速：；min2000r转子惯量：。20018. 0mkg 4.2 联轴器的设计计算联轴器的设计计算(1) 类型选择 毕业设计（论文）报告纸 - 43 -为了隔离振动与冲击，选用凸缘联轴器。(2) 载荷计算已知进给电动机的额定转矩为。根据工作机的转矩是变化的，且冲击载荷mN 8 . 8较大，原动机类型为电动机，由表 14-123查得工作情况系数。则计算转矩为：3 . 2AK)(24.208 . 83 . 2mNTKTAca(3) 型号选择选择联轴器时，联轴器的许用转矩要大于计算转矩，许用最大转速要大于电动机转速。由 GB5843-86 中查得 YL5 型凸缘联轴器的许用转矩为，许用最大转速为mN 63，适合于尺寸在之间的轴颈。故能够满足要求。min5500rmm32224.3 垂直方向伺服进给系统的设计计算垂直方向伺服进给系统的设计计算4.3.1 切削力估算切削力估算由公式（3.1）得出切向铣削力NF2046切纵向切削力 NNFFFX1 .716204635. 035. 0切纵横向切削力 NNFFFY4 .184120469 . 09 . 0切横垂直切削力 NNFFFZ15.10742046525. 0525. 0切垂丝杠承重初估 NNgVG13861081. 9108 . 11085. 79734.3.2 滚珠丝杠副的设计计算滚珠丝杠副的设计计算 滚珠丝杠的导程的确定滚珠丝杠的导程的确定在本课题中，电机和丝杠直接相连，所以传动比，选择电机 6L 型的最高工作1i转速，最大转矩，则丝杠的导程为：min2000maxrnmNM1 .44maxmmmmnVPh5200010000maxmax 毕业设计（论文）报告纸 - 44 - 确定丝杠的等效转速确定丝杠的等效转速最大进给时，丝杠的转速为 min2000min510000maxmaxrrPVnh最慢进给时，丝杠的转速为 min2 . 0min51minminrrPVnh则得到丝杠的等效转速（估算）为212tt min1333min22 . 0220002222212min1maxrrtttttttntnnm式中： 轴向载荷 F1，F2 作用下的转速，单位为；21,nnminr 轴向载荷 F1，F2 作用下的时间，单位为 s。21,tt 确定丝杠的等效负载确定丝杠的等效负载工作负载是指机床工作时，实际作用在滚珠丝杠上的轴向压力，它的数值可用进给牵引力的试验公式计算。选定导轨为滚动导轨，而一般情况下，滚动导轨的摩擦系数为，取摩擦系数为，则丝杠所受的最大工作负载为005. 00025. 0f0026. 0GFFfFKFYXZmax13864 .18411 .7160026. 015.10741 . 1)(82.1191N式中： 颠覆力矩影响系数，一般取为。K15. 11 . 1而丝杠的最小工作负载为)(6 . 313860026. 0minNGfF故其等效负载可按下式计算（估算；）：12tt 122nn 312211223min113maxtntntnFtnFFm3111113113326 . 382.1191tntntn)(36.826N 确定丝杠所受的最大动载荷确定丝杠所受的最大动载荷 毕业设计（论文）报告纸 - 45 -取丝杠的工作寿命为，同时取精度系数，负荷性质系数，hTh150001af2 . 1wf温度系数，硬度系数，可靠性系数；平均转速为。1tf1hf53. 0kfmin1333rrrnTmh6107 .11991333150006060则最大动载荷为3161060mhkahtwmanTfffffFCN37 .119953. 02 . 136.826N19881根据动载荷要求，选用插管埋入式双螺母垫片预紧滚珠丝杠副，型号为5。丝杠公称直径为，基本导程，其额定动载荷54005CDMmm40mmPh5（） ，额定静载荷，圈数列数=，丝杠螺母NCa21190aaCC NCoa778705 . 12副的接触刚度为，螺母长度为，取丝杠的精度为 级。在本课题中cKmN2141mm461采用双螺母垫片式预紧。 临界压缩负荷临界压缩负荷确定丝杠螺纹部分的长度。等于工作台的最大行程（）加上螺母长度ULULmm470（）加两端余程（） 。为。mm100mm20ULmm610支承跨距应略大于，取为。丝杠全长。临界压缩负荷1LULmmL7651mmL860为：crF （4.1）max12021FKLIEfFcr式中： 丝杠支承方式系数；1f 材料的弹性模量，；E211101 . 2mNE 丝杠最小截面惯性矩，单位为；I4m 最大受压长度，单位为；0Lm 毕业设计（论文）报告纸 - 46 - 安全系数，一般取；1K311K 最大轴向工作载荷，单位为maxFN惯性矩 )(1042. 810175. 32 . 140642 . 16464481244042mDddIW式中： 丝杠螺纹底径，单位为；2dmm 丝杠公称直径，单位为；0dmm 钢球直径，单位为。WDmm由于滚珠丝杠副支承方式采用双推简支形式，查表 4-77得支承系数。将21f上述参数代入公式（4.1）得)(82.1191)(1099. 131107651042. 8101 . 22max568112NFNFcr可见远大于，故能满足要求。crFmaxF 临界转速验算临界转速验算临界转速经验公式： （4.2）22222222991030cccrLdfKAIELfn式中： 丝杠最小横截面，单位为；A2m 临界转速计算长度，单位为；cLm 安全系数，一般取 0.8；2K 材料的密度，碳钢；331085. 7mkg 丝杠支承方式系数。2f由于滚珠丝杠副支承方式采用双推简支形式，资料得支承系数。927. 32f丝杠最小横截面为：)(1003. 11019.3644236222mdA 毕业设计（论文）报告纸 - 47 -式中： 丝杠螺纹底径，单位为；2dmm临界转速计算长度：)(67. 0)(6652610860204702100mmmLc将上述参数代入公式（4.2） ，则临界转速为：)min(2000)min(1232167. 003619. 0927. 39910max22rnrncr可见远大于，故能满足要求。crnmaxn 轴承轴承 35TAC72A 的动负荷验算的动负荷验算本课题在丝杠的固定端选用成对丝杠专用轴承组合，型号为 35TAC72A，其额定动载，预紧力。在丝杠的游动端选用深沟球轴承，型号为 6207。NCa35280NFt3530动负荷经验公式： （4.3）tnhFffC式中： 寿命系数；hf 转速系数；nf 轴承预紧力，单位为。tFN寿命系数：71. 2500100005003310hhLf式中： 可靠性为的额定寿命，查表 4-17查得hL10%90h10000转速系数：3 . 020003133313333jnnf式中： 计算转速，此处等于最高转速。jn将上述参数代入公式（4.3） ，则轴承动负荷为：NCNCa352803188835303 . 071. 2可见轴承动负荷小于额定动载，故能满足要求。 轴承轴承 6207 的动负荷验算的动负荷验算 毕业设计（论文）报告纸 - 48 -图 4.1 为丝杠的受力图。已知：切向负荷，径向负荷，轴NFt1 .716NFr4 .1841向负荷，丝杠承重。NFa15.1074NG138603807652GFFrVr得NFVr39.1091203807652tHrFF得NFHr71.3552(a)(b)(c)图 4.1 丝杠受力图轴承 6207 的径向合力为)(89.114771.35539.10912222222NFFFHrVrr已知轴承 6207 所受的轴向负荷，径向负荷，基本额定NFa15.1074NFr89.1147 毕业设计（论文）报告纸 - 49 -径向静载荷。则相对轴向载荷为kNCr2 .150039. 11520015.10747 .1400raCFf式中： 径向接触系数，一般