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机械毕业设计论文
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机械毕业设计1562液压仿行机床设计,机械毕业设计论文
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I 摘 要 毕业设计是培养工科学生的一个实践性教育环节，它是在学完全部专业课程并在做过课程设计的基础上进行。 通过毕业设计进一步巩固扩大和深化了我们所学的基本理论。基本知识和基本技能，提高了我们设计计算制图，编写技术文件正确使用技术资料，标准手册等工具书的独立工作的能力。培养了我们综合运用所学的基础理论课、技术基础课和专业课的知识解决工程技术问题的能力。 在这次别设计中，我查阅有关资料。考虑到生产要求是大批量生产并且加工工件是弧形的，为提高生产率，所以该专用机床带有仿形的功能并且是半自动化的。在老师 的指导下完成了 200mm 外圆和端面通用机床的设计。在机械设计过程中考虑到节省能源、使用方便、成本低等要求。在电设过程中，力求做到结构简单，功耗小，成本低。 关键词 专用机床；仿形功能；半自动化 nts II Abstract Graduation design is to develop a practical engineering students education link, it is in full professional course and in doing curriculum design basis. Through the graduation design further consolidate expand and deepen our learned basic theories. The basic knowledge and skills, to enhance our design calculation drawings, compile technical documents correctly use technical data, such as the reference standard manual work independently. Cultivate our integrated learned the basic courses, technical fundamental course and specialized course knowledge solving engineering technical question ability. In this time dont design, I look up relevant material. Considering the production requirement is mass production and machining is of arc, in order to improve productivity, so the special machine tool with a copy of fractal function and is half automation. In under the guidance of teachers who completed 200mm external circular and fiber-end surface general machine design. In mechanical design process considering to save energy and convenient use, low cost and requirements. In the electrical set process, strives to be simple structure, low consumption, low cost. Keywords: special machinet； Copy shape function； semi-automatic nts III 目录 摘 要 . I Abstract . II 1 绪论 . 错误 !未定义书签。 1.1 机床设计的目的 . 错误 !未定义书签。 1.2 机床设计的主要任务 . 错误 !未定义书签。 1.3 机床总体方案设计 .3 2 主传动系统的运动设计 . 4 2.1 主要技术参数的确定 . 4 2.1.1 主轴转速的确定 . 4 2.1.2 主传动电动机功率的确定 . 5 2.2 主传动系统的确定 . 5 2.2.1 主传动系统公比的选择 . 5 2.2.2 主传动设计方案的确定 . 6 2.2.3 主传动齿轮齿数的确定 . 7 2.2.4 各轴及各齿轮计算转速的确定 . 8 2.2.5 验算各级转速误差 . 8 3 机床主要零件的计算 . 10 3.1 三角带传动的计算与选定 . 错误 !未定义书签。 3.2 传动轴的计算 . 错误 !未定义书签。 3.2.1 传动轴直径的估算 . 错误 !未定义书签。 3.2.2 传 动轴的校核 . 错误 !未定义书签。 3.3 主轴的计算 . 错误 !未定义书签。 6 3.3.1 选择主轴轴径 . 16 3.3.2 主轴合理跨距的确定 .16 3.4 直齿圆柱齿轮强度计算 .16 3.4.1 齿轮模数的估算 .16 3.4.2 齿轮结构尺寸的计算 .17 3.4.3 齿轮模数的验算 .18 3.4.4 各轴的中心距 .19 nts IV 3.4.5 滚动轴承寿命计算 .20 4 主轴箱的结构设计 . 错误 !未定义书签。 4.1 主轴组件分析 . 错误 !未定义书签。 4.2 主轴箱其他结构设计 . 错误 !未定义书签。 5 机床的液压传动系统 . 25 5.1 后顶尖的设计 .25 5.2 下刀架的液压控制系统 .25 5.3 液压仿形系统 .26 6 结论 .28 致 谢 . 30 参考文献 . 31 nts 1 1 绪论 1.1 机床设计的目的 机械系统设计课程设计是专业课最后一个实践性教学环节，是机械零件课程设计的延伸，是机械系统设计的一次全面训练，为毕业设计打下良好基础，其目的是： （ 1）联系生产实际，运用所学过的知识，培养独立的分析问题、解决问题的能 力。 （ 2）利用 “ 机械系统设计 ” 、 “ 装备设计 ” 及 “ 机械设计 ” 等前序课的知识，学会并掌握机械系统设计的特点及方法，学会并掌握机械系统设计中 “ 参数设计 ” 、 “ 方案设计 ” 及 “ 结构设计 ” 的方法。 （ 3）加 强机械设计中基本技能的训练。加强计算能力，加强运用有关设计资料、设计手册、标准、规范及经验数据的能力，加强机械绘图的能力。 （ 4）巩固和加强机械零件的设计及制造工艺方向的知识。 1.2 机床设计的主要任务 该机床主要是针对工件的弧形及槽的加工而设计的 工件材料 : 45 钢 刀具材料 : YT15 最大加工直径 : 200mm 工件加工的生产类型 :大批量生产 其主要内容包括 : 运动设计 结构设计 动力计算 （ 1）运动设计 根据机床的用途、规格和常用的切削用量以及同类型机床的分析对比，合理确定主轴的极限转速、转速数列公比、转速级数，选择电动机功率和型号。拟定传动结构方案，绘制转速图，合理分配传动副及传动比。确定齿轮的齿数，验算转速误差，最后绘制出完整的转速图和传动系统图 （ 2）动力计算 nts 2 根据确定的电动机功率和传动件的计算载荷及其尺寸进行校核 （ 3）结构设计 结构设计是整个设计的重点，这部分主要包括：变速机构、传动轴系、主轴组件、操纵结构以及箱体、润滑密封等设计 1.3 机床总体方案设计 机床总体 方案设计就是确定机床主要部件之间的相互位置关系以及他们之间的相对运动关系 一、 机床的运动及其分配 机床运动分配四个原则： （ 1）将运动分配给质量小的零部件 （ 2）运动分配应有利于提高工件的加工精度 （ 3）运动分配应有利于提高运动部件的刚度 （ 4）运动分配应视工件形状而定 在机床上，依靠刀具、工件之间的相对运动，加工出一定形状的工件表面。不同的工件表面往往需要采用不同类型的机床。该机床采用车削的方式进行加工应有主轴的回转运动（主运动） 和刀架的纵横向移动（进给运动），在车削弧形时，为了满足其特殊加工要求液压系统伺服控制刀架的移动。 由于考虑到同时进行车弧形及切槽的加工、刀架位置硬作绕主轴轴线的回转运动，又因为能加工部件为一回转件，所以采用工件作回转，刀具作进给运动比较方便。 二、工件的形状、尺寸和重量 车床用于车削回转轴类零件，采用卧式布局。主轴箱和刀架分别安装在床身上，使受力情况都得到改善。 三、 加工精度和粗糙度 机床有较高的加工精度和粗糙度要求，在考虑机床布局阶段采取措施，以便尽量提高机床的传动精度和刚度，减少振动和热变形。 为提 高机床的传动精度，可适当地提高传动件的制造精度；为提高机床的刚度，机床尽量形成框架式结构；为减少振动，采用皮带传动；对于热变形的影响，液压传动的油箱需与床身分开，减少变形。 nts 3 四、 生产批量 生产批量是影响机床总体设计的主要因素，该机床由于时大批量的生产，所以要求车床能进行多工序的加工，同时采用 E、 T 两个刀架，粗加工过程中可以进行迅速调整，提高生产率。 五、 便于操作、维修 机床的总体设计应便于操作和观察加工情况，所以该车床将主轴箱安装在左面，刀架布置在工件的正面和下面。采用的操纵机构，应集中在便于操作的区域。为使机床具有较高的生产率和自动化程度，也应特别注意排漏问题。 六、 机床的外形 机床在经济、适用的前提下，应注意外形，使机床美观大方、对称和谐。该机床外形轮廓采用直线和光滑曲线的组合。支承件和被支承件的比例适当，可给人稳定而安全的感觉。 nts 4 m in/90180 511000m a x1000 m i nm i n rd Vn m in/8025413610001000m i nm axm ax rdVn 735.0 637.0mvK2 主传动系统的运动设计 2.1 主要技术参数的确定 2.1.1 主轴转速的确定 1.首先根据硬质合金焊接车刀耐用度数值范围 Tm=1560min，选 Tm=60min。根据粗加工要求选取 ap、 f， 依据计算公式： vyxpm vT kfaTCvv V 2.1 式中 Cv 与耐用度实验条件有关的系数 M、 Xv、 yv 分别表示对 T、 ap、和 f 影响程度的指数 Kv 切削条件与实验条件不同的修正系数 查表得 235vC2.0m 5.0vX45.0vy其中 kvTrxrvtvmvv KKKKKK 2.2 查表得 0.1tvK0.1xrvK15.1TrK 0.1kvK经计算取 min/136m ax mV min/51min mV 2.确定经济加工直径范围 DKd max 2.3 9.0K ，加工的最大直径 mmD 200 所以 mmd 1802009.0m a x 由于采用多刀半自动车床，计算直径范围 35.03.0dR，取 3.0dR所以 mmd 541803.0m in 极限转速： 查金属切削机床设计手册取 min/1000m ax rn min/90min rn nts 5 3.转速损失 %100nnnA 理论理论实 2.4 %8.19%1001000 1000802A 1 0%1001000 9090A 2 2.1.2 主传动电动机功率的确定 电动机功率是计算机床零件和决定尺寸的主要依据 总切主 /NN 2.5 式中：主N 主传动电动机功率 切N 切削功率 总 主传 动链的总效率 一般可取 85.07.0总取 8.0总电动机的额定功率： kNN /主额 式中： k 电动机起载系数 取 k=1.0 vFN 切切NfaFp 75.01627 切式中 5pa5.0f 工件材料： 45 钢 刀具材料： YT15 所以 NF 48375.051627 75.0 切KWv 96.101060 1364837FN 3 切切 KW6.138.0/96.10/NN 总切主 取 KWN 15额选电动机型号： Y160L-4 同步转速： 1500r/min 额定转速： 1460r/min 2.2 主传动系统的确定 2.2.1 主传动系统公比的选择 nts 6 考虑机床为大批量生产用的专门化机床，应使机床的转速损失尽量小，以提高生产率，取 41.1 又因为这类机床的生产率高，转速损失影响较大，另一方面这类机床不经常变速，变速机构采用交换齿轮，交换齿轮机构能实现小公比，而结构又简单。 8141.1lg 90/1000lg1lglg RZ n 转速级数查表得主轴转速分别为： 90r/min、 125r/min、 180r/min、 250r/min、 355r/min、 500r/min、 710r/min、 1000r/min 2.2.2 主传动设计方案的确定 1.确定变速组的数目 考虑到此机床是切削炮弹的专用仿形机床 CET120，在全部变速范围内各级转速的使用机会并不相同。高速、低速使用频繁，所以两端及中间的主轴转速，采用离合器和交换齿轮变速。 交换齿轮变速机构的构造简单、结构紧凑。主要用于大批量生产中的自动或半自动机床、专用机床及组合机床等。 离合器变速机构采用电磁离合器。 31 23628 13 326 2.拟定转速图 转速图拟定原则：（ 1）极限传动比、极限变速范围原则 241 i8r （ 2）传动副数前多后少原则 cba ppp （ 3）前密后疏原则 cba xxx （ 4）最小传动比原则 41mini考虑到传动比的分配、噪声及空载功率，损耗方面应注意以下几点：（ 1）分配后的传动比，在各变速组中尽可能不超出极限传动比maxi、 mini （ 2）应取逐渐瞬速的原则分配变速组中的传动比即“前慢后快”，这样中间轴有较高的转速 （ 3）降低传动件噪声，nts 7 各中间轴的转速也要适宜不应太高。降速传动副的传动比不应太低 （ 4）为减少空载功率损耗，各中间传动轴转速也不宜过高，并应减少中间传动轴的转速之和。 图 2.1 转速图 2.2.3 主传动齿轮齿数的确定 A 变速组： 41.1 11211 ZZia1432 ZZia41.1653 ZZia最小齿轮齿数发生在1ai中即 1min zz ，根据具体情况取 371 z 5341.1/1 37ZZ 112 ai905337S z齿数和 由式 zj SiZ 11 2.6 zSi 1 1Z j 2.7 459011 1Z 43 Z539041.11 41.15 Z379041.11 16 Znts 8 B 变速组： 36.2/187 biZZ采用交换齿轮 36.2 1/ 78 ZZ设 227min ZZ522236.28 ZC 变速组： 4.2/1/109 ZZ设 299min ZZ7010Z2.2.4 各轴及各齿轮计算转速的确定 1.主轴计算转速的确定 主轴计算转速是主轴传递全部功率时的最低转速，从计算转速起至主轴最高转速之间的所有转速都能够传递全部功率。 m i n/160138m in rnn j 2.其它传递件计算转速的确定 主轴从计算转速起至最高转速间的所有转速都能传递全部功率，所以能实现上述主轴转速的其它传动件的工作转速，也传递全部功率。这些实际转速中的最低转速就是其传动件的计算转速。 表 2.1 各轴的计算转速 (r/min) 轴 号 各级转速 731 510 434 180 表 2.2 各齿轮的计算转速 (r/min) 齿数 29 22 52 37 45 53 计算转速 434 1026 510.6 731.4 731 731 齿数 70 52 22 53 45 37 计算转速 180 434 1206 510.6 731 1021 nts 9 2.2.5 验算各级转速误差 m i n/8870295222533798.024812514601 rn m i n/4.12670295222454598.024812514602 rn m i n/18170295222375398.024812514603 rn m i n/50370292252533798.024812514604 rn m i n/70670292252454598.024812514605 rn m i n/5.101170292252375398.024812514606 rn 各级转 速误差： %2.29088111 nn %1.1125 4.126112 nn %56.0180181113 nn %6.0500503114 nn %56.0710706115 nn %1.11000 5.1011116 nn 许用转速误差 ： %1.4%10)1( 以上转速都在 %1.4 的范围内，符合要求。 nts 10 m in/002.24812588.7351460m i n1212 rDnnD smsmnDv /5/56.96000 14601256000 11 3 机床主要零件的计算 3.1 三 角带传动的计算和选定 三角带的选用应保证有效地传递最大功率（不打滑）并有足够的使用寿命（一定的疲劳强度）。 (一 )确定计算功率jNNkNj 3.1 式中 N 主动带轮传动功率 K 工作情况系数 KWNj 181 5 0 0 02.1 （二） 选择标准三角带型号 根据计算功率jN和小带轮的转速 1n ，选定三角带的型号。 min/14601 rn 选定三角 B型三角带。 （三） 确定带轮直径 1D 、 2D 小带轮直径 1D 应满足： min1 DD minQ 为三角带直径的最小计算直径， 1D 尽量选用较大的直径以减少三角带应力，从而提高三角带的使用寿命。 选 mmD 125min 大轮直径 式中 1n 、 2n 为大小带轮的转速 取 mmD 2482 （四） 计算三角带速度 V nts 11 3.2 传动轴的计算 3.2.1 传动轴直径的估算 由于在数值上jnN时可按扭转刚度估算，即 mmnNAdj4式中： d 轴的危险截面，当存在键时，则花键轴的直径可比 d值减少 7%，对于空心轴则应乘以修正系数 b N 计算轴的额定功率 kw 从电机到计算轴的传递效率 jn 计算轴的计算转速 r/min A 设计常数一般取 10 1.轴的传递功率 kwINIdI 3.1496.015 根据用户要求并考虑 I轴结构，取 mmdI 45 花键轴径 85.41%)71(45 取为 42mm 装轴承直径 d=50mm 2.轴的传递功率 kwNNd 1.1498.096.015 8.446.510/1.14110/110 44 jnNd 花键内径 5.46%)71(50 取为 46mm 3.轴的传递功率 kwNNd 8.1398.098.096.015 mm5.464.434/8.13110/110 44 jnNd考虑此轴有制动取 mmd 65 3.2.2 传动轴的校核（本设计中 仅对第二轴进行强度校核） mmnNdI j 13.41731 3.14110/110 44 轴轴径nts 12 NdTF t 28065.185/7.513 1495502/2 11 NtgtgFF tr 3.1021202806 011 图 3.1 轴受力简图 B 处作用齿轮 Z=53 受力大小为： D 处作用齿轮 Z=52 受力大小为： NdTFt 2860182/7.513 1495502/2 22 NtgtgFFtr 1040202860 022 A)平面受力（图 a） 计算 约束力：已知 a=310 b=160 c=60 由平衡方程 0M )()( 221 cbaFbaRaF rr )60160310(1040)160310(3101021 2 R 3.4992 R 0Y 3.48010213.49910401221 rr FRFR B-B 截面、 C-C 截面、 D-D 弯矩（图 b、 c、 d） mNaRXM BB 893.1483103.480)( 1 161021)160310(3.480)()(11 bFbaRXM rCCmN 381.62 nts 13 mNcRCbFcbaRXM rDD19603.499)60160(1021)60160310(3.480)()()( 211 B)垂直面受力（图 F） 0M )60160310(2860)160310(3102806)()(2221RcbaFbaRaF tt NR 13742 0Y NFRFRtt 13202860)1374(28062211 B-B、 C-C、 D-D 截面弯矩（图 g、 h、 i） mNaRXM BB 9.40)( 1 mNbFbaRXMtcc 171)()( 11cRcbFcbaRXMtDD 211 )()()( mN 16.0 60)1374()60160(2806)60160310(1320垂直面弯矩图（ j）、合成弯矩图（ k）、扭矩图（ L） nts 14 图 3.2 轴设计 nts 15 抗扭截面系数pWM p aWTpam 5.6102210260261 maakS 1PaWMa 66 1051.4310100 2.435 轴的安全系数 校核： 由弯矩图可知 B-B 截面为危险截面，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的剪应力。 弯曲应力幅： W 抗弯截面系数 0mE对称循环弯曲应力 弯曲疲劳极限对称循环下试件材料的M p a2701 数弯曲的有效应力集中系75.1k表面质量系数9.0 数弯曲的绝对尺寸影响系84.0均应力弯曲应力的应力幅、平、m a为应力幅的折算系数弯曲时将平均应力折算a9.2S剪力幅： 扭转疲劳极限对称循环下试件材料的M p a1551 数扭转的有效应力集中系38.1k表面质量系数9.0 数弯曲的绝对尺寸影响系78.0均应力弯曲应力的应力幅、平、m a为应力幅的折算系数弯曲时将平均应力折算9.10SmaakS 1nts 16 68.29.109.2/9.109.2/ 2222 SSSSSS 所以轴的强度合格 3.3 主轴的计算 3.3.1 选择主轴轴径 通常主轴轴径是指主轴前轴径的直径 查表 选主轴轴径 mmD 1301 后轴径 12 )85.07.0( DD mmD 911307.02 3.3.2 主轴合理跨距的确定 主轴前端悬伸量 X，应尽量减小，利于提高主轴组件的刚度。 1/ 1 Da mma 130 a53 ）（合理 Lmm6501305 合理L3.4 直齿圆柱齿轮强度计算 3.4.1 齿轮模数的估算 通常同一传动件中的齿轮取同一模数，并且选同模数齿轮中承受载荷最大的、齿数最少的齿轮进行初步计算。 3 2/32jnNm 式中 N-齿轮传递的额定功率 kw dNN kwNd 电动机功率齿轮的传动效率 齿轮的计算转速jnA变速组： 587.273137/3.1432 3 m B变速组： 73.21 0 2 622/1.1432 3 m C变速组： 29.343429/8.1332 3 m nts 17 所以查表取 5.3am5.3bm4cm3.4.2 齿轮结构尺寸的计算 分度圆直径 mzd 齿顶圆直径 )2( zmda齿根圆直径 )5.2( zmdf由上述计算公式得齿轮参数如下： 轴：37Zmmd 5.1 2 9375.3 mmda 5.136)237(5.3 mmdf 75.120)5.237(5.3 53Zmmd 5.1 8 5535.3 mmda 5.192)253(5.3 mmdf 75.176)5.253(5.3 轴： 22Z mmd 77225.3 mmda 84)222(5.3 mmdf 25.68)5.222(5.3 52Zmmd 18 2525.3 mmda 189)252(5.3 mmdf 25.173)5.252(5.3 轴：29Zmmd 116294 mmda 1 2 4)229(4 mmdf 111)5.229(4 70Zmmd 280704 mmda 288)270(4 mmdf 270)5.270(4 nts 18 mbb /取齿宽系数 4.7bA变速组中 mmmbab 265.34.7 B变速组中 mmmbbb 265.34.7 C变速组中 mmmbcb 6.2944.7 3.4.3 齿轮模数的验算 同一变速组中只需验算承受载荷最大、齿数最少的齿轮即可。故 B变速组中只需校核齿数为 37的齿轮即可。 线速度为 3m axm ax 1060/ DnV m in/r1000nmaxmax 由转速图查得nsmV /8.6max 所以采用 8 级齿轮精度 小齿轮材料 40Cr 高频淬火 硬度 HRC45-50 大齿轮与小齿轮的齿数比 齿宽系数 4.75.3/26/ mBm计算齿轮传递的功率： kw1498.096.015 齿皮带齿 NN计算转速 齿轮的 工作期限 hTs 15000齿轮的最低转速 min/5101 rn 基本循环次数 70 10jCm=3 60 102 wCm=9 疲劳曲线指数 3jm9wm功率利用系数 7.0Njk1Nwk转速变化系数 71.0njk1nwk材料强化系数 07.0qjk81.0qwk齿轮载荷系数 2.037/4.7/ Zmd 1bk工作情况系数 4.1ck动载荷系数 4.1dk齿形系数 463.0Y 43.137/5312 ZZim in/51053372481251450 rn j nts 19 许用接触应力 Mpaj 1370 Mpaw 354 工作期限系数 58.3/600 jsjTj CnTmK8.1/600 wswTw CnTmK寿命 系数计算： 5.167.089.071.058.3 qjNwnjTjsj KKKKK3.181.089.018.1 qwnwNwTwsw KKKKK寿命系数极限值： 9.1max sjK27.0min sjK85.0max swK6.0min swK取 5.1sjK85.0swK按接触疲劳强度计算齿轮模数： 合格5.348.2 按弯曲疲劳强度计算齿轮模数： 合格5.343.2 由于上述校核可知齿轮全部满足接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的要求，可以在工作中正常使用。 3.4.4 各轴的中心距 - - - 3 221 /)1(16338 jjmsbdcj nizNkkkkim 3 22 1054137043.1374.1 145.114.14.1)143.1(16338 31 267jwmswdcbw nYz Nkkkkm 3 1054354463.0374.1 143.14.14.11267 mmZZma 5.157)5337(2 5.3)(2 21 mmZZma 5.129)5222(2 5.3)(2 21 mmZZma 5.157)5337(2 5.3)(2 21 nts 20 3.4.5 滚动轴承寿命计算 寿命和动负荷验算 T-轴承许用寿命 h 查表 T=10000h C-轴承额定载荷 查滚动轴承手册 50309型号 NC 3 7 0 4 48.93 7 8 0 NC 261668.926700 211型号 NC 33350 NC 251100 因为本设计中一个支点用两个向心球轴承 所以 N74083 7 0 4 42 左C NC 66700333502 右载荷对材料的强化寿命系数，不考虑交变sKTnNs KKKK 功率利用系数NK查表 1NK转速变化系数nK查表 9.0nK工作期限系数TK 最低转速1n ）内的总工作时间齿轮在机床工作期限（sTT基本循环次数0C查表 60 102C9m 58.175.19.01 TnNs KKKK速度系数nfjn nf 3/100轴承的计算转速jn对于球轴承3 齿轮轮换工作系数lK查表 8.0左lK9.0右lK工作情况系数Ff 查表 2.1Ff P-当量动载荷 采用向心球轴承 rFP NFr 13371320215RR 222121 左NRRFr 2301)1374(1846 222222 右mT C TnK016075.1102 100007.513609 6 TKnts 21 所以合格。 )(500 Tpfkk cfLFcsnh 10000156868)2.123018.058.1 4.066700500 3)( （右hL10000156032)2.113378.058.1 4.074088500 3)( （左hLnts 22 4 主轴箱的结构设计 该机床主轴箱的结构设计是在参考同类机床的基础上进行的，对其合理的部分加以采用，对其不合理部分进行改进。 4.1 主轴组件分析 主轴主件由主轴及其支承轴承、传动件、定位元件等组成。它是主运动的执行 件，是机床重要的组成部分。它的功用是缩小主运动的传动误差并将运动传递给工件或刀具进行切削，形成表面成形运动；承受切削力和传动力等载荷。主轴组件直接参与切削，其性能影响加工精度和生产率，因而是决定机床性能和经济性指标的重要因素。 主轴组件应满足的基本要求： 1.旋转精度 主轴的选择精度，是机床几何精度的组成部分。旋转精度是主轴组件装配后，静止或低速空载状态下，刀具或工件安装基面上的全跳动值。它取决于主轴、主轴的支承轴承、箱体孔等的制造精度、装配和调整精度。 2.静刚度 静刚度，简称刚度，是主轴 组件在静载荷作用下抵抗变形的能力。主轴刚度是综合性参数，与主轴本身的刚度和支承轴承的刚度有关。主轴自身的刚度取决于主轴的惯性矩、主轴端部的悬伸量和支承跨距；支承轴承刚度有轴承的类型、精度、安装形式、预紧程度等因素决定。 3.动刚度 机床在额定载荷下切削时，主轴组件抵抗变形的能力，称为动刚度。由于工件毛坯硬度不均、尺寸误差、断续切削等因素，使切削力成为变量。主轴组件的弹性位移随之成为变化的值，形成振动。动态刚度实际上是抵抗受迫振动和自激振动的能力。切削力等外载引起的弹性位移的不断变化是受迫振动；主轴、刀具、工 件、导轨、支承件等内部系统自身形成的振动是自激振动，称为切削稳定性。 主轴组件的动刚度直接影响加工精度和刀具的使用寿命，是机床重要的性能指标。但目前，抗振性的指标尚无统一标准，设计时可在统计分析的基础上结合实验进行确定。 nts 23 动刚度与静刚度成正比，在共振区，与阻尼（振动的阻力）近似成比例。可通过增加静刚度，增加阻尼比来提高动刚度。 4.温升与热变形 主轴组件工作时，轴承的摩擦形成热源，切削热和齿轮啮合热的传递，导致主轴部件温度升高，产生热变形。主轴热变形可引起轴承间隙变化，轴心位置偏移，定位基准面的形状尺 寸和位置产生变化；润滑油升温后，粘度下降，阻尼降低。因此主轴组件的热变形，将严重影响加工精度。 5.精度保持性 主轴组件的精度保持性是指长期保持其原始制造精度的能力。主轴组件的主要失效形式是磨损，所以精度保持性又称为耐磨性。 主轴的构造主要决定于轴安装的传动件，轴承等零件的数量，位置和安装方法等。考虑主轴的加工和装配的工艺性把主轴做成阶梯形，且采用定心阶梯轴，其内孔用于通过棒料的液压夹紧驱动装置的传动杆。 一般主轴主件都希望主轴直径尽量大一些，以便提高刚度，同时又希望结构紧凑，一次机床采用轻型或转 型轴承。它的外径比较小，因此设计此机床主轴时，采用两端支承。主轴前端采用锥孔短双列短圆柱滚子轴承，磁轴径向刚度和载能力较大，选装精度高，且内圈较薄。内孔是锥度为 1:12 的锥孔。可通过相对主轴轴颈，轴向移动来调整轴承间隙，主轴前列还装有两个单列推力球轴承，勇于承受左右两个方向的轴向力，后支撑架用两个中间带有隔套（起预紧作用条刚度）的向心
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