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CA6140
车床
主轴
设计
建模
仿真
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CA6140型车床主轴设计及建模仿真,CA6140,车床,主轴,设计,建模,仿真
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本科毕业论文（设计）题目CA6140型车床主轴设计及建模仿真 本科毕业论文（设计）CA6140 型车床主轴设计及建模仿真摘要：CA6140 型车床是一种典型的车削切削机床，它十分广泛的在机械加工行业 中应用。它是一种卧式加工机床。机床的主轴是车床的主要运动部件。主轴组件质量 直接关系到机床的加工精度。 本次设计主要针对于 CA6140 主轴传动系统的设计，主要采用理论计算及 cad 软 件和 3D 软件辅助同时进行设计的方法。通过计算建模并仿真，主传动部分所作的工 作包括：主传动电机的选择，带轮的计算。以及各个传动齿轮、轴、轴承、主轴、计 算和校核。根据计算的结果，利用 3D 软件进行主传动系统的建模，软件绘制主轴箱 的装配图，创建主轴箱中重要部分的三维实体建模。进行动态仿真。得出结论验证 CA6140 主传动系统的计算是否准确，各部分有无干涉。关键词：CA6140 型车床、主传动、主轴、实体建模、动态仿真IAbstractThe CA6140 lathe is a typical turning and cutting machine. It is widely used in the machining industry. It is a horizontal machining machine. The spindle of the machine is the main moving part of the lathe. The quality of the spindle assembly is directly related to the machining accuracy of the machine tool.This design mainly focuses on the design of the CA6140 spindle drive system. It mainly uses theoretical calculations and cad software and 3D software-assisted simultaneous design methods. Through computational modeling and simulation, the work done by the main drive section includes: selection of the main drive motor and calculation of the pulley. And various transmission gears, shafts, bearings, spindles, calculations and check. Based on the results of the calculation, the 3D software is used to model the main drive system, the software is used to draw the assembly diagram of the spindle box, and 3D solid modeling of important parts in the spindle box is created. Perform dynamic simulation. Draw conclusions to verify CA6140 main drive system calculation is accurate, whether the interference of each part.Key words：CA6140 Lathe, Main Drive, Spindle, Solid Modeling, Dynamic Simulation 目录摘要 . I Abstract . II 1 绪论 . 1 1.1 选题的目的与意义 . 1 1.2 国内外研究现状 . 1 1.2.1 国外研究现状 . 1 1.2.2 国内研究现状 . 2 1.3 本课题主要研究内容 . 2 2 总体研究 . 3 2.1 系统总体框图 . 3 2.2 本项目关键技术设计 . 3 3 传动件的设计 . 5 3.1 主运动参数设计 . 5 3.1.1 已知条件 . 5 3.1.2 结构分析式 . 5 3.1.3 绘制转速图 . 6 3.1.4 绘制传动系统图 . 8 3.2 动力设计及校核 . 8 3.2.1 确定各轴转速 . 8 3.2.2 带传动设计 . 9 3.2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核 . 11 3.2.4 齿轮齿根弯曲疲劳强度校核： . 13 3.3 各轴的设计及主轴的校核 . 17 3.3.1 确定各轴最小直径 . 17 3.3.2 主轴的计算及校核 . 18 3.3.3 多片式摩擦离合器的设计计算 . 20 3.3.4 各轴轴承选择 . 22 4 三维实体建模 . 23 4.1 三维立体建模 . 23 4.2 整体装配 . 25 III5 动态仿真 . 27 5.1 运动仿真的工作界面 . 27 5.2 运动仿真 . 28 5.3 运动分析 . 30 6 总结 . 33 参考文献 . 35 致谢 . 37 附录 A . 39 毕业设计（论文）1 绪论1.1 选题的目的与意义车床是机械加工行业中最重要的切削加工机床，约占到所有加工切削机床中 的 6 成。主轴箱：也称床头箱，它的主要工作是将主电机传来的旋转动作经过一系列 的变速机构使主轴获得所需的正反两种转向不同的转速，同时主轴箱分出一部分 力将运动传递给进给箱。车床的关键零件是主轴箱中等主轴。工件的加工质量是 由轴承上的主轴的平滑度决定的。如果主轴回转精度降低，机床的应用价值将相 应降低。机床主轴指的是机床上带动工件或刀具旋转的轴。通常情况下是由轴承，主 轴和传动件（齿轮或带轮）等部分组成的主轴部件。主轴动态特性直接会影响到机床的加工精度，决定机床能否可以安全可靠地 工作以及影响到整个机器的正常使用寿命，因而完全有必要对机床主轴进行详细 具体的动态性能分析。通过动态性能分析就可以了解到结构发生共振的频率段， 这样就可以知道在什么样的外载荷下会有危险，从而避开这些危险载荷，判别出 转动部件的转速才是合适恰当的，振型对影响加工精度的影响。依据这些数据还 可以对机床主轴箱主要零部件进行优化设计，使得它能够更加契合加工质量和加 工精度。为了提高机床加工的精度，可以采用合理的主轴设计来实现这一目标。正确 使用仿真软件对机床运动部件进行仿真，可以大大减少设计过程中的误差，从而 大大降低了设计成本。1.2 国内外研究现状1.2.1 国外研究现状在国外，早在 1964 年，Bollinger 就采用有限差分模型，使用轴承模拟为简单 的阻尼器，分析得到了机床床主轴的特性。然而在 1997 年，美国普渡大学的 BertRJorgensen 和 YungCShin 通过实验较好的得出了主轴固有频率，轴承 刚度和热变形的计算值等一系列成果。这个实验推出了一个轴承载荷变形离 散的主轴动态模型，这个模型设计合理，并且非常有效。2000 年，美国的 D M47Shamine 和他的团队提出采用模态参数的方法来确定机械动态性能。引用结构的质 量，采用了有限元的计算方法，并且结合系统的标准特征向量以及特征值来进行 相应的计算与分析。2004 年，英国的 Adam G Rehom 也运用试验来测试，最终成 功地得到了非常近似的二阶线形模型，他运用计算机软件模拟了机械的加工过程， 分析出了对最终产品质量的影响。1.2.2 国内研究现状相比较来说，国内的发展较为迟缓。在 1990 至 1993 年这段时间里，北京工 业大学的杨家华副教授系统地对主轴系统的有限元动态特性做了实验研究和分 析。在理论分析的基础上，通过实验对主轴主要零部件进行分析验证了它的的准 确性。1992 年，江苏工学院的付华对主轴进行了动力方面的修改。把传统主轴部 件作为研究对象，使用有限元分析计算和模态分析结合在一起的应用试验，做出 了较为合理且相对有效的动力特性分析。1994 年，大连理工大学的肖曙红采用有 限元分析法和迭代的分析方法所编制的软件 SAAS,能够对主轴的静态和动态特性 进行分析。1999 年，北京工业大学的费仁元教授通过对机床复杂的主轴进行各种 试验，采集到了部分试验中主轴的数据，应用了理论与实践相结合的方法，进行 了动态特性分析。2000 年，通过对沈阳工业学院、北京理工大学安娜、武汉理工 大学杨光的历史学和理论计算，分析了历史时期的刘素华。基于计算机软件的应 用，对机床主轴的动态特性进行了分析。2003 年，采用东南大学 Qian Mu 师傅的 传递矩阵法对主轴转子进行了动力学分析。考虑了轴承和附加质量对主轴动态特 性的影响，并同时进行了灵敏度分析。1.3 本课题主要研究内容机床的主轴系统的主要性能分析以及优化和改良。本课题以普通机床的主轴 系统为例，可以主要分为以下这几部分：（1）主轴传动系统的设计，主要包括电机、齿轮、轴、轴承、主轴以及计算和校 核。（2）主轴系统的建模，软件绘制出主轴箱的装配图，创立主轴箱中重要部分的三 维实体建模。（3）进行动态仿真，防止尺寸干涉。第 2 章 总体研究2.1 系统总体框图CA6140 型车床最重要的部分是其主传动部分，它在整个传动系统图中的 位置如下图 2.1 所示： 图 2.1 传动系统图2.2 本项目关键技术设计主轴箱是车床最为核心的部件之一，因为它与机床的加工精度直接相关。同 时也关系到加床的加工范围等很多因素。本次针对 CA6140 的主轴系统的设计的关键点在于如何使得 CA6140 主轴箱系 统传动链选用和分布的合理，相互之间不存在干涉。并尽可能使得主轴箱的空间 结构紧凑合理。第 3 章传动件的设计3.1 主运动参数设计3.1.1 已知条件（1）公比:=1.41（2）转速级数：Z=12（3）确定转速范围：主轴最小转速:n_min=15r/min 可得调速范围：Rn=(Z-1)=1.41(12-1)=43.8 最大转速:n*max=n*min*Rn=15*43.8=657r/min 查表取标准转速 n_max=670r/min（4）电动机功率：P=4KW3.1.2 结构分析式（1）12 = 322 （2）12 = 223 （3）12 = 232 从电动机到主轴主要是属于降速传动，若把动副相对比较多的传动组放在较为靠近电动机部分就能够做到小尺寸的零件多一些，大尺寸的零件少一些，同样 也就可以节约原料，与此同时还能满足传动副前多后少的要求，因此取12 = 232方案。在减速传动当中，防止齿轮的直径过大从而影响到径向尺寸，常限制最小传动比 imin 1 ；为了更好的防止在速度增加的过程中产生过大的噪声和振动，常4限 制 最 大 转 速 比 imax 2 。 在 主 传 动 链 任 一 传 动 组 的 最 大 变 速 范 围 。Rmax =（imax / imin） 8 10 在设计的同时必须做到中间传动轴部分的变速范围是最小 的， 根据上述的这一原则选择结构网。最终确定结构网如下图 3.1： 图 3.1 结构网在检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组即可： 22R = j x2（* P2 -1) 其中j = 1.41， X= 6 , P2= 2 6*(P2 -1)所以 R2 = 1.41= 8 ，合适。 3.1.3 绘制转速图（1）选择电动机 如果对车床没有特殊说明，一般采用 Y 系列封闭式三相异步电动机，选择 Y160M1-8 型 Y 系列笼型三相异步电动机作为参考的相应原理和条件。 其同步转速为 720r/min,额定功率为 4KW （2）分配总降速传动比 总降速传动比 i = nmin =nd15720= 0.021 因为电动机的转速=720r/min 与转速数列的标准不相符合，故而增加一定 比传动副数。 （3）确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 （4）确定各级转速并绘制转速图 由 Nmin = 15r/min, =1.41,Z=12 可确定各级转速： 670、475、335、236、170、118、85、60、42.5、30、21.2、15r/min。 还可以确定主轴和电机之间的固定传动比 i=720/236=3.05 。因此可以画出下图， 即转速图 3.2（电动机转速与主轴最高转速相近）。图 3.2 传动系统转速图（5）确定各变速组传动副齿数 传动组 a: ai1= j =1.41/1， a= 11i2j 2= 0.2 查实用机床设计手册表 2.3-4, 可取 SZ = 90,于是可得轴齿轮齿数分别为：53、30。 可以得到轴上的三联齿轮的齿数分别为：37、60。 传动组 b: bi1= 1，bi21= 1/ j = 1/1.41，bi3 = j 2= 0.5 查实用机床设计手册表 2.3-4 可取 96，因此轴 II 上的两对齿轮的齿数分别为：48、40、32。 可以得到轴上两齿轮的齿数分别为：48、56、64。 传动组 c: 1ci1 =4m= 1/ 3.98，ci2= j 2 = 2 查实用机床设计手册表 2.3-4, 可取 Sz = 95, 由于 ci1 = 1/ 3.98为降速传动，取轴齿轮齿数为 19； 由于 ci2 = 2 为升速传动，取轴齿轮齿数为 32。 由此可以得到轴两联动齿轮的齿数分别为 19，63； 同理可得轴两齿轮齿数分别为 76,32。 3.1.4 绘制传动系统图依据轴数，齿轮副以及电动机等这部分的已知条件可以得出如下的系统图 3.3：图 3.3 传动系统图3.2 动力设计及校核3.2.1 确定各轴转速（1）确定主轴计算转速：主轴的计算转速为 z -1 niv = nminj 312 -1= 30*1.413=85 r/min （2）各传动轴的计算转速： 轴可从主轴 85 r/min 按 19/76 的传动副找上去，轴的计算转速 118 r/min；轴的计算转速为 236r/min；轴的计算转速为 475r/min。 （3）各齿轮的计算转速 传动组 c 只需计算 z =19 的齿轮，计算转速为 8576/19=118 r/min； 传动组 b 计算 z = 40 的齿轮，计算转速为 236r/min； 传动组 a 应计算 z = 30 的齿轮，计算转速为 475r/min。 （4）核算主轴转速误差n= 1440* 132 * 53 * 48 * 631340r / min实400 37 48 32 n标 =1320r / min = 1.52% 1（0 j -1）= 4.1% 所以合适。 3.2.2 带传动设计电动机转速 n=720r/min,传递功率 P=4KW,传动比 i=720/236=3.05 ，两班制， 一天运行 16.1 小时，工作年数 10 年。 （1）定计算功率 取 K_A=1.1，则 P_ca=K_A P=4.4KW （2）选取 V 带型 依据小带轮的转速以及计算功率，选 A 型带。 （3）确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径 d_1=132mm,d_2=132*i=132*3.05 =400mm 验算带速成 v=(d_1 n_1)/(60*1000) 其中 -小带轮转速(r/min)； -小带轮直径(mm)； v=(3.14*132*720)/(600*1000)=4.97 m/s4,25，合适。 （4）确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为 ,则： 0.55(d_1+d_2)a_02(d_1+d_2) 于是 292.6 a_01064 ,初取中心距为 a_0=400mm。 带长 L_0=2a_0+/2 (d_1+d_2 )+(d_2-d_1 )2/(4a_0 ) =2*400+3.14/2 (132+400)+(400-132)2/(4*400)=1680 mm 查表取相近的基准长度 L_d，L_d=1600mm。 带传动实际中心距 a=a_0+(L_d-L_0)/2=400+(1600-1680 )/2=360 mm （5）验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于 。 _1180-(d_2-d_1)/a*57.3=142 120, 合适 （6）确定带的根数 Z=P_ca/(P_0+_(P_0 ) ) k_ k_L ) 其中： P_0=1.11 P_0 为1=180，载荷平稳，i=1，在特定的基准长度下的单根 V 带的额定功率， 由实用机床设计手册图 3.2-3，3.2-4 得： _(P_0 )=0.09 _(P_0 ) 为 时传递功率的增量，由实用机床设计手册图 3.2-3，3.2-4 得： k_=0.89 k_为按小轮包角 ；由实用机床设计手册表 3.2-6 查得 k_L=0.99 k_L 为长度系数；由实用机床设计手册表 3.2-6 查得 为了防止 V 型带运行时各根带的受力极度不均匀，因此限制根数小于等于 10 根。 Z=4.4/(1.11+0.09)*0.89*0.99) =4.16 取 5 （7）计算带的张紧力 F_0=500 p_ca/vZ (2.5-k_)/k_ )+qv2 其中： -带的传动功率,4.4KW； v-带速,4.97 m/s； q-每米带的质量，kg/m；取 q=0.1kg/m。 由实用机床设计手册表 3.2-1 查得 F_0=500*4.4/(4.97 *5)*(2.5-0.89)/0.89)+0.1*4.97 2=162.50 N （8）计算作用在轴上的压轴力 F_Q2ZF_0 sin _1/22*5*162.50 *sin (142 )/2 =1534.36 N 3.2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核（1）模数的确定(根据齿面接触疲劳而计算得出齿轮模数)： a 传动组： 只需计算齿数最小齿轮模数 计算 30 齿齿轮的模数：jm = 163003其中: i-公比 ； i=2； k1 -工况系数；取 1.2 k 2 动载荷系数；查金属切削机床设计指导表 28 按精度等级 7，HB350,取 k2 =1.4 k 3 齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表 29 取 k3 = 1.12 P-齿轮所传递的额定功率；P = p = pdh = 4*0.95 = 3.8 Kw h =h需h轴承 = 0.96*0.99 = 0.95 jm -齿宽系数；取 8 z1 -小齿轮齿数；取 30 -齿轮计算转速；335r/min jj s -齿轮许用接触应力； 按 45#整体淬火 s =1100mpa jm = 163003= 2.52 取 m =3 mm。 因此传动组 a 的齿轮模数取 m =3 mm，b =24mm。 轴上齿轮的直径： da1 =3 *53=159mm, da2 = 3 *0=0mm, da3 = 3 *30=90mm 轴上三联齿轮的直径分别为： d a1 =3 *37=111mm, da 2 =3 *0=0mm, da 3 =3 *60=180mm b 传动组： 按最小齿数 32 的齿轮计算： m = 163003 （i +1）k1k2k3pjj z 2i n s 2 其中: i-公比m ；1 ji=2j .82； k1 -工况系数；取 1.2 k 2 动载荷系数；查金属切削机床设计指导表 28 按精度等级 k 3 齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表 29 取1.12 Q-齿轮所传递的额定功率； p = pdh = 4*0.92 = 3.68kw h =h需h轴承h轴承h齿轮 = 0.96*0.99*0.99*0.98 = 0.92 jm -齿宽系数；取 8 z1 小齿轮齿数；取 32 n j -齿轮计算转速；170 r/min jj s -齿轮许用接触应力； 按 45#整体淬火 s =1100mpajm = 163003= 2.99 取 m =4 mm。 因此传动组 b 的齿轮模数取 m =4 mm，b =32mm。 轴 II 上齿轮的直径： db1 =4 *48=192mm, db 2 =160mm 轴 III 上三联齿轮的直径分别为： d b1 =4 *48=192mm, d b 2 =4 *64=224mm c 传动组： 按最小齿数 19 的齿轮计算： j m = 163003 其中: i-公比 ； i=3.98； k1 -工况系数；取 1.2 k 2 动载荷系数；查金属切削机床设计指导表 28 按精度等级 k 3 齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表 29 取1.12 P-齿轮所传递的额定功率； p = pdh = 4*0.89 = 3.56kw h = h h3h2 = 0.96* 0.993 * 0.982 = 0.89 需 轴承齿轮 jm -齿宽系数；取 8 z1 小齿轮齿数；取 19 n j -齿轮计算转速；170 r/min jj s -齿轮许用接触应力； 按 45#整体淬火 s =1100mpa jm = 163003= 3.94 取 m =4 mm。 因此传动组 c 的齿轮模数取 m =4 mm，b =32mm。 轴 III 上齿轮的直径： dc1 =4 *63=252mm, dc 2 =4 *19=76mm 轴 IV 上三联齿轮的直径分别为： d c1 =4 *32=128mm, d c2 =4 *76=304mm 3.2.4 齿轮齿根弯曲疲劳强度校核：校核 a 传动组齿轮： 校核最小齿轮齿数为 30 的即可，确定各项参数 计算公式: mw= 275 mw m 式中： k1 -工况系数；取 1.2 k2 动载荷系数；查金属切削机床设计指导表 28 按精度等级 k3 齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表 29 取 k3 =1.12 ks 寿命系数； ks = kT knkpkq =1.98 *0.72*0.78*0.77=0.86 m6 其中： kT = 1.98 n1 -齿轮的最低转速；经前面计算，取 335r/min 齿轮的平均工作时间； 基准循环次数；查金属切削机床设计指导表 31，得0c = 2*106 m-疲劳曲线指数；查金属切削机床设计指导表 31 得 m=6 转速变化系数；查金属切削机床设计指导表 31 得， 功率利用系数；查金属切削机床设计指导表 33 得，0.78 材料强化系数；查金属切削机床设计指导表 34 得，0.77 P 齿轮所传递的额定功率； p = pdh = 4*0.95 = 3.8kw ah =h需h轴承 = 0.96*0.99 = 0.95 Z 小齿轮齿数；取最小齿轮齿数 30 Y 齿形系数；查金属切削机床设计指导表 27 0.444 B 齿宽；经前面计算得 B=24mm 齿轮计算转速；335r/min m-齿轮模数；经前面计算得 m=3 s w 齿轮齿根许用弯曲应力；查金属切削机床设计指导表 37 得 s w = 320mpa mw = 275= 0.2 mw m ,故齿轮通过校核。 校核 b 传动组齿轮 ： 校核最小齿轮齿数为 32 的即可，确定各项参数 计算公式： mw= 275 mw m 式中： K1 -工况系数；取 1.2 K2 动载荷系数；查金属切削机床设计指导表 28 按精度等级 7，HB350,取 K3 齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表 29 取 K3 =1.12 Ks 寿命系数； ks = kT knkpkq =1.77 *0.72*0.78*0.77=0.76 其中： kT = 1.77 n1 -齿轮的最低转速；经前面计算，取 170r/min T 齿轮的平均工作时间；查金属切削机床设计指导表 30，得 T=18000/3=6000 60 c0 基准循环次数；查金属切削机床设计指导表 31，得 C = 2*10 m-疲劳曲线指数；查金属切削机床设计指导表 31 得 m=6 kn 转速变化系数；查金属切削机床设计指导表 31 得，KN = 0.72 k p 功率利用系数；查金属切削机床设计指导表 33 得，KP = 0.78 kq 材料强化系数；查金属切削机床设计指导表 34 得，Kq = 0.77 p 齿轮所传递的额定功率； p = pdh = 4*0.92 = 3.68kw h =h需h轴承h轴承h齿轮 = 0.96*0.99*0.99*0.98 = 0.92 Z 小齿轮齿数；取最小齿轮齿数 32 Y 齿形系数；查金属切削机床设计指导表 27 0.454 B 32mm hj 齿轮计算转速；170r/min m-齿轮模数；经前面计算得 m=4 s w 齿轮齿根许用弯曲应力；查金属切削机床设计指导表 37 得 s w =320mpa mw = 275= 275= 0.25mw m ,故齿轮通过校核。 校核 c 传动组齿轮： 校核齿数为 19 的即可，确定各项参数 计算公式： mw= 275 mw m 式中： K1 -工况系数；取 1.2 K2 动载荷系数；查金属切削机床设计指导表 28 按精度等级 7，HB350,取 K2 = 1.4 K3 齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表 29 取 K3 =1.12 KS 寿命系数； ks = kT knkpkq =1.77 *0.72*0.78*0.77=0.76 其中： kT = 1.77 n1 -齿轮的最低转速；经前面计算，取 170 r/min T ,查金属切削机床设计指导表 30，得 T=18000/3=6000 00 C 基准循环次数；查金属切削机床设计指导表 31，得，C = 2*106 m-疲劳曲线指数；查金属切削机床设计指导表 31 得，m=6 kn 转速变化系数；查金属切削机床设计指导表 31 得，KN = 0.72 k p 功率利用系数；查金属切削机床设计指导表 33 得，KP = 0.78 kq 材料强化系数；查金属切削机床设计指导表 34 得，Kq = 0.77 P-齿轮所传递的额定功率： p = pdh = 4*0.89 = 3.56kw h = h h3h2 = 0.96* 0.993 * 0.982 = 0.89 需 轴承齿轮 Z 小齿轮齿数；取最小齿轮齿数 19 Y 齿形系数；查金属切削机床设计指导表 27 得 Y=0.386 B 齿宽；经前面计算得：B=32mm 齿轮计算转速：170 r/min m-齿轮模数；经前面计算得 m=4 s w 齿轮齿根许用弯曲应力；查金属切削机床设计指导表 37， 得 s w =320MPa mw= 275= 0.35 mw m ,故齿轮通过校核。 3.3 各轴的设计及主轴的校核3.3.1 确定各轴最小直径 计算公式： d 914 式中：d轴的危险截面处的直径（mm），当轴上有键槽时， d 的值应提高 4%-5%；当同一断面上有两个键槽时，d 的值应增大 7%-10%。当轴为花键时，轴的 内径与 d 的值相比可减小 7%。 P该轴传递的额定功率（KW）。 该轴的计算转速（r/min）。 取传递效率：h需 = 0.96 ，h轴承 = 0.99 ，h齿 = 0.98 （1）I 轴的直径： I 轴传递功率 p1 = pdh需h轴承 = 3.8kw d 914= 29.70mm 考虑键槽故增大 5%并圆整取 d=32mm （2）II 轴的直径： II 轴传递功率 p1 = pdh需h轴承 = 3.69kw d 914= 34.92mm 考虑键槽故增大 5%并圆整取 d=38mm （3）III 轴的直径：III 轴传递功率 p1 = pdh需h轴承 = 3.58kw 8 d 914= 34.66mm 考虑键槽故增大 5%并圆整取 d=38mm （4）IV 轴（主轴）的直径： IV 轴传递功率 p1 = pdh需h轴承 = 3.47kw d 914= 48.65mm 考虑键槽故增大 5%并圆整取 d=55mm 3.3.2 主轴的计算及校核（1）选择主轴轴颈直径,轴承型号和最佳跨距 最大加工直径 400mm，P=4KW.经查实用机床设计手册表 3.11-6：得： 前轴颈应为 70-105mm, 初选 D1=85mm, 后轴颈 D2=(0.7-0.85)D1,取 D2=65mm, 取主轴中空孔直径为 0.5D2=32mm, 前轴承为 NN3017K,后轴承为 NN3013K, 根据结构,初定悬伸长度 a1 =75mm 根据经验，主轴的跨距 L=（3 5)a1 ，初定 l=350mm （2）主轴前端位移验算： 为保证机床的加工精度，必须限制主轴悬吊端的位移，可在近似计算中忽略 轴承变形的影响。通过实验和计算可知，主轴端部由于主轴变形引起的位移 占总位移的 50%80%，一般可取 60%。由轴承变形引起的位移占 20%40%。主 轴受力简图 3.4 如下： 图 3.4 主轴受力简图计算公式： ks 1.66KA 42(1+ aB )2 其中： K = 300DK = Ka La0.6 B + 0.4 AAsa2 (L + a )AB2A(1+ aA )2 L 式中： D-主轴当量外径,简化计算为 D=(D1+D2)/2=7.5cm aA =75mm aB = 0.4Dmax=0.4*400=160mm L=350mm KB= Kcbblim2x (1+ x )cosb cosa 查表 9-8 为 V=50m/min,f=0.1mm/r 时， Kcb = 2.46N / mm .mm, b = 68.8 ， mm。 blim = 0.015D max = 6mm 查表 9-9 取 车削外圆式一般取 故： KB= Kcbblim2x (1+ x )cosb cosa = 55.98N / mm sK =300D42= 397.06N / mmaA (L + aA )a(1+ aB )2 2 LBKA = KB 0.6 a2 + 0.4a = 185.12N / mmA(1+A )2 LsA k 1.66K 由此可见，主轴的刚度是合格的。 3.3.3 多片式摩擦离合器的设计计算查取教材 10.6，选用材料为铜-铜基粉末冶金材料，并选择干式型离合器。 （1）确定外离合器的直径 对于轴装式， D1 = d + (2 - 6)mm =85+(2-6)=87-91 最终取 D1 = 88mm （2）确定内摩擦片的外径 D2 D = D1 2w 其中 w 取 0.57-0.75，此处取 0.6 则 D = D1 =117.33 mm 2w 圆整取 D2 =118mm （3）计算摩擦面中径 Dm 及摩擦面平均线速度Vm Dm= D1 + D2 = 103mm 2 Vm= pnDm60000= 1.81m / s （4）计算摩擦片对数 Z n K Z =12M k103Zpf p (D3 - D3 )K K21v m 式中 K -安全系数，取 1.3-1.5，此处取 1.4 f - 摩擦系数，查表 10.6，取 0.28 p- 材料的许用压强，查表 10.6，取 1 Kv - 速度修正系数，查表 10.7 得：1.08 Km - 每小时结合数修正系数，对于干式型离合器，取 1 Kz - 摩擦面对数修正系数 mn -离合器传递的扭矩。 Mn= 9550* p = 114.03 N.m n12Mk103 KZ Z =pf p(nD3 -D3 )K K= 2.10 21v m 查表 10.9 取 Z=3 （5）计算主动片数 i1 和被动片数 i2 i1= Z +1 = 2.5 ,取 3 2 i2= Z +1 = 1.5 ，取 2 2 总片数 i = i1 + i2 = 5 （6）计算轴向压力 Q = p (D2 - D2 )P = 5239.40 N 4213.3.4 各轴轴承选择主轴：根据外径 D1=85，D2=65 前端选择双列圆柱滚子轴承 NN3017K,其内径为 85，外径为 130 后端选择双列圆柱滚子轴承 NN3013K,其内径为 65，外径为 100 I 轴：根据计算 I 轴外径为 32 选择圆锥滚子轴承 30206,其内径为 30，外径为 62 II 轴：根据计算 II 轴外径为 38 选择圆锥滚子轴承 30207,其内径为 35，外径为 72 III 轴：根据计算 III 轴外径为 38 选择圆锥滚子轴承 30207,其内径为 35，外径为 72 第 4 章 三维实体建模4.1 三维立体建模首先根据上个章节计算的结果，建立各个轴的装配图 3D 文件，步骤如下： （1）建立 1 轴的装配图，将各个齿轮按照计算的尺寸画好零件图，并装配在轴 1 上。 图 4.1 一轴装配图（2）同样的方式，画出轴 2、轴 3 的零件图，并各自将轴上的零件组装好。 图 4.2 二轴装配图图 4.3 三轴装配图图 4.4 主轴装配图4.2 整体装配将各个轴整体装配在箱体上，如下图所示：图 4.5 整体装配图装配后，要检查各个零件之间是否有干涉的情况。图 4.6 检查干涉第 5 章动态仿真5.1 运动仿真的工作界面利用 creo 软件建模后，可以直接在软件里进行仿真，仿真前的第一步是将各个 轴的装配关系处理好。 例如以主轴为例，采用销连接的方式为装配关系。图 5.1 装配关系图其余各个轴均采用销连接的方式进行装配，销连接限制了轴零件的 5 个自由度， 只有一个可以转动的自由度空余。这样可以在以后的仿真过程中实现零件的旋转。处理好各个装配关系后，就可以进入仿真界面了。如下图所示。图 5.2 仿真界面5.2 运动仿真放着步骤如下： （1）建立主动轴：设置一轴为主动轴，并设计电机的运动参数为常量，数值为 500， 如下图所示： 图 5.3 设置电机（2）以此设置各个轴的传动方式。 下面为一轴到二轴的传动方式为齿轮传动，并设置传动之间的分度圆大小值（二轴到三轴，三轴到四轴类似）：图 5.4 设置传动参数5.3 运动分析设置好所有参数后，就可以进行最终的仿真分析。 设置运动的时间，画面的帧数等等，就可以模拟主轴运动的情况了。图 5.5 模拟运动分析图 5.6 模拟运动视频截图6 总结四年的时光在我们不经意间就匆匆溜走，随着时间不断的推移，毕业的脚步 声已经在我们的耳边响起。毕业，说起来似乎是个沉重的话题，但当它真正来到 我们面前的时候，我们才发现，它似乎也有不同的感觉。毕业设计当然是我们必 须要经过的考验，毕业设计是我们大学生涯里的最后一次百米冲刺，我希望我能 拼尽全力，迈过终点线。而且毕业设计作为我们大学阶段学业生活最后的一个环 节，这当然不仅仅是对我们大学这四年来，所学到的所有专业知识和实践操作技 能的综合考验，除此之外，更是巩固知识、检验所学成果的重要途径，这都对我 们能力的再提高有至关重要的作用，更为以后的工作打下坚实的根基。 在很久以前，我只是片面的认为毕业设计非常简单，凭借我大学四年来所学 到的这么多知识，再加上大学期间 我们也是做过一些课程设计的 ，既有学习基 础，又有实战经验，我觉得一个毕业设计的难度没有那么大，可当我在真正完成 这次毕业设计内容过程中，那个时候我才认识的自己的想法有多么的肤浅和片面， 那个时候我才知道毕业设计是大学以来历时最久，过程最复杂的一次考验。我相 信没有这次考验，我们的大学学习生涯不够完整，不够生动，更不够完美。 毕业设计实际上是对我们素质的各个方面的全面考察。比如：查阅资料和文 献可以提高我们对检索信息和提取重要内容的能力；完成设计的内容，不仅是对 我们大学所学知识理解情况的考察，更是对我们这些知识掌握和应用程度的考验， 也能锻炼和培养我们的思考创新能力；好老师及身边同学的交流探究，使我们深 切地认识到合作探究是一种非常有益于我们发散思维的途径，更有利于我们培养 和他人的交往能力，提升交流意识。这些能力的掌握和应用不仅对我们现下完成 毕业论文有很大的帮助，更是为我们以后从事科研事业奠定了有利的基础。 毕业论文不断完成的这一过程，也是我们对自己所学到的所有知识的一次全 面检验过程，更是对我们能否将基本的理论知识在实际中正确应用出来的转换历 程。她的考验范围非常广泛，不仅仅只局限于某一学科，也不限定在某一单一的 技术范围里，更不是简简单单的回答出一个问题，而是考验我们是否具备了将所 学知识用来解决遇到问题的思维能力。 除了思维以外，毕业论文的完成使我们的科技研发能力的到了成功的锻炼， 论文完成的整个进程，使我们掌握了科学研究的方法和基本程序。我会发现运用 自己所有学过的专业知识和专业技能解决实际问题是非常令人欣慰的过程，通过 理论和实际紧密相结合的原则，帮助我们更好的理解并且加深所学过的专业基础知识，并在这一过程中，很大程度的提升了把所学的专业知识转化为具体分析和 处理问题的能力。与此同时，在搜集材料、以及后续阅读相关文献的过程中，又 加强了对专业知识的理解，还为我们提供了许多在平时学习中并不常见的新知识。 最为重要的是，培养了我们对学习和科研的真挚感情，激发了我们的科学研究兴 趣。增强了对学习的信心。从各个方面来说，毕业论文的完成对我们来说都有着 意义非同一般的意义。 即将要离开大学这个美好的地方，它承载着我们太多难忘的回忆和岁月。带 着这份留恋，我们即将踏上社会的征程。无论以后我们将从事什么样的工作，我 们都必须具备专业知识和实干能力，作为当代大学生的我们，更应该坚持开拓进 取的精神和创造力，用扎实的知识和无限的热爱解决我们在未来工作中可能会遇 到的问题。要感谢有毕业设计这样的机会，让我们在走上工作岗位之前能有机会 完善和提高自己。 回顾这四年来我的学习生活，我发现自己还有很多没有做好的地方，可是时 间如东流水，一去不复返，不会再给我重新来过的机会，但也正是因为如此，才 让我明白了今后每一次学习机会的可贵和重要，我用这四年间学习的知识为自己 交上一份满意的答卷，更让我知道既然逝者如斯夫，我们就不应该沉浸在过去的 失落里，而应该在未来的学习和工作中，不断地反省和提高自己，我们都知道长 期的积聚才能由点滴汇成大海，学习亦是日积月累的过程。我希望能将自己在完 成毕业论文这一过程中所学到的东西，运用到以后，才算真正学有所得。今后， 我会更加努力，不愧对我的付出和努力，更不会辜负谆谆教诲我们的父母和我们 的老师。 参考文献1 易伟, 杨洁, 王军. 基于 ANSYS Workbench 与 ProE 参数传递的电机座结构优化J. 林业机 械与木工设备, 2018.2 程辉, 张永贵. 数控车床主轴参数化建模及模态分析J. 大科技, 2017.3 张克盛. 车床刀架转盘三维建模及机械加工工艺规程优化设计J. 内燃机与配件, 2017.4 郑素娟, 黄美发, 张奎奎,等. 多工况下数控机床主轴热误差建模J. 组合机床与自动化加 工技术, 2017.5 孙志超, 侯瑞生, 陶涛,等. 数控车床综合热误差建模及工程应用J. 哈尔滨工业大学学报, 2016.6 王建亮, 刘润爱. 数控车床几何误差建模与应用J. 机床与液压, 2017.7 周志恒. 数控车床切削过程能耗预测建模及参数优化D. 华中科技大学, 2016.8 王建亮. 机床几何误差建模及敏感性分析D. 太原理工大学, 2016.9 郭辰光, 韩雪, 李源,等. 精密数控车床主轴热误差建模J. 光学精密工程, 2016.10 孙志超, 陶涛, 黄晓勇,等. 车床主轴与进给轴耦合热误差建模及补偿研究J. 西安交通大 学学报, 2015.11 翟江涛. 机床误差的动态分析方法及其控制技术研究D. 重庆理工大学, 2015.12 肖慧孝, 杨建国, 张毅. 基于状态空间模型的机床热误差动态建模J. 上海交通大学 学报, 2014. 13 汪样兴. 数控机床主轴系统热变形问题的研究D. 江苏大学, 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The Application of Multi-objective Genetic Algorithm in the Modeling of Thermal Error of NC Lathe *J. Procedia Cirp, 2018.16Hou R, Yan Z, Du H, et al. The Application of Multi-objective Genetic Algorithm in the Modeling of Thermal Error of NC Lathe *J. Procedia Cirp, 2018.17 Hadraba P, Hada Z. Dynamic Analysis of Multispindle LatheM/ Mechatronics 2017. .18 Yang H, Zhao R, Li W, et al. Static and Dynamic Characteristics Modeling for CK61125 CNC Lathe Bed Basing on FEM J. Procedia Engineering, 2017.19 Sun Z, Hou R, Tao T, et al. Comprehensive thermal error modeling for NC lathe in engineering applicationJ. Journal of Harbin Institute of Technology, 2016.20 Xiong G M, Guo L J. Modeling and Simulation of the Knife Movement for Veneer LatheJ. 2016.21Guan-Nan L V. Design and application of the fixture of the shifting fork of CA6140 latheJ. Heilongjiang Science, 2014.致谢经过这几个月的忙碌，我的毕业设计也已接近尾声，作为一个本科的毕业生， 又缺乏经验，难免有很多考虑不到的地方，如果没有导师的督促和指导，以及一 起努力的同学的帮助与支持，想要完成这次毕业设计是很有难度的。在这里首先要感谢我的导师刘凌老师。刘老师平日工作繁忙，但在我毕设的 每个阶段都尽可能的为我提供指导，从查阅资料开始，到方案的确定，到图纸的 绘制，到最后的定稿，都给了我受益终生的建议，我也从中学到很多的经验和知 识。我的设计较为复杂繁琐，但刘老师依然细心的纠正我设计中的错误。刘老师 治学严谨一丝不苟的精神是我学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。其次我要感谢我的父母，是你们让我衣食无忧，一直在背后默默的支持我， 关怀我！然后还要感谢我的同学朋友，感谢你们在大学四年里对我的关心与帮助！ 最后要感谢机材学院的老师和领导，在大学的四年里，为我们打下了机械专业的知识的基础，并得到了他们很多的帮助。在此向他们表示由衷 的感谢。感谢所有应该感谢，但没有能够一一列出的人，谢谢你们！附录 AModal analysis of spindles while accounting for system decay and its application to machine tool chatter preventionOmar Gaber & Seyed M. HashemiAbstract This paper investigates the vibrational characteristics of a machining spindle over its life span.The experimental investigation was carried out using tap testing, where the fundamental frequencies of the spindle system were recorded for different spindle categories, namely, production and prove out spindles. Focussing on production spindles, the system ageing translated through a reduction in the systems natural frequency is modelled as changes in the bearings stiffness. The experimentally evaluated natural frequencies were then used to calculate the equivalent bearings stiffness within the spindle by means of a calibrated dynamic stiffness method (CDSM) at various stages of spindles life. A comparison between the stability lobes generated for two different instances in time, in a full slotting cuts process, shows that over the life span of a spindle, the stability lobes would shift sufficiently to cause chatter after initially being stable. Therefore, as the spindle ages, the presented methodology can be exploited to predict the updated machining parameters necessary to avoid unstable chatter conditions.KeywordsSpindle StabilitylobesDynamicstiffness method(DSM)Natural frequencyUpdated machining parametersNomenclatureAbbreviations2DTwo-dimensional3DThree-dimensionalBCBoundary conditionCDSMCalibrated dynamic stiffness matrixCNCComputer numerical controlDOFDegree of freedomDSMDynamic stiffness matrixFEMFinite element methodFRFFrequency response functionRPMRounds per minuteD=d/dDifferentiation operator1 IntroductionMachining efficiency has been the main focus of many manufacturing firms for the past 50 years. As competition tightens, companies started to look for more effective ways to produce as many parts as possible in as little time as possible with minimal tono chatter. It has been well established that chatter is related to the overall spindle stiffness 1, 2. There have been numerous research studies dedicated to predict the machine spindle stiffness and, in turn, the bearing stiffness. Lin et al. 3 summarised the multitude of dynamic models of spindle and bearings found in the literature. Guo and Parker 4investigated the effect of different assumptions being made in the literature on the bearing stiffness. They also studied the effect of load on the overall bearing stiffness. Numerically replacing bearings with springs has become common practice in modelling spindles. Zhu et al. 5 used this bearing/spring replacement to investigate its effect onthe natural frequencies of the spindle. The position of the bearing was also investigated. Cao and Altintas 6 also modelled a full spindle and replaced the bearings with springs,where they also investigated the effect of preloading the bearing on the natural frequency of the spindle through varying the stiffness of the spring equivalent. Hajikolaei et al. 7 attempted the use of spindle speed variation and adaptive force regulation to suppress regenerative chatter in the turning process. It was found that both methods reduce chatter but varying spindle speed reduces chatter faster. Traditional chatter theory assumes that all cutting parameters stay constant. Graham et al. 8 took into consideration the variation in these parameters and observed their effects on stability lobes. Variation in tool tip dynamics and cutting force coefficient were considered. Using these variations, a stability range was suggested. Using a 2D finite element model, and taking the residual deposition stress and machine parameters into consideration, Qin et al. 9 also investigated the effects of tip geometry on the performance of diamond-coated cutting tools. It was found that there is a correlation between residual stresses, tool geometry, and tool performance.The aim of the present paper is to examine the changes of spindle natural frequency caused by ageing (i.e. use and wear), and to present a systematic procedure for prediction of the optimal ranges of machining parameters required to maintain stablecutting conditions (as the spindle ages). The effectiveness and practical applicability of the proposed methodology is demonstrated through a real spindle example,made available to the authors for experimental tests. The systems fundamental frequencies are first evaluated at various stages of spindles life, both experimentally and analytically by developing a calibrated dynamic stiffness method (CDSM). The CDSM model is outfitted with linear spring elements, where the spring constants are adjusted to reflect the spindle ageing translated into reduced bearings stiffness. Based on the resulting bearings stiffness values, the CDSM model of the spindle is then exploited to evaluate equivalent milling stiffness, which is, in turn, used to generate stability lobes for machining spindles as they age. As it will be shown, as the spindle ages and the bearings wear, the overall natural frequency of the system decreases and the stability lobes shift. A shift in the stability lobes could potentially move some cutting parameters from the stable to the unstable regions. To the best of authors knowledge, such a systematic procedure to predict the updated machining parameters, necessary for stable cutting conditions,has not been reported in the open literature. Furthermore, while a DSM for the vibration analysis of simple (one-segment), uniform, spinning beams has been previously developed by Banerjee and Su10, a CDSM method for the modelling of entire spindle systems, and its application to the chatter analysis and prevention,has not been yet used by researchers. As it will be further discussed later in the paper, the DSM formulation is based on the closed form solution to the governing equations of motion, exact within the limits of the theory10. Inaddition, the displacement field within each DSM element is assumed to be continuous, representing infinite number of degrees of freedom (DOFs) 10, while in the conventional FEM formulation, each element represents a limited number of nodal DOFs. Therefore, contrary to the conventional finite element methods (FEMs), each uniform segment of the spindle system can be advantageously modelled as a single DSM element, resulting in a much simple rmodel. Furthermore,a one-element per segment DSM model can result in infinite number of natural frequencies, exact within the limits of the theory, while the mesh in a conventional FEM model must be further refined, should one need to evaluate higher frequencies 10. It is also worth noting that, in the present study, the case of a non-spinning spindle (=0) is investigated, as the experimental modal analyses have been carried out on a stationary machine spindle. As a result, centrifugal and gyroscopic effects resulting from the spinning speed, already investigated, both analytically and numerically, in an earlier work by the authors 11, have not been considered in the analyses.The present paper is divided in five sections. First, the development differential equations governing the bending bendingtorsion vibrations of a uniform spinningbeam, exhibiting material couplings, followed by the corresponding DSM formulation, is briefly discussed. Applied to a typical spindle system, the DSM method is then validated against conventional FEM models,where the bearings are represented as simply supported boundary conditions (BC). A CDSM Model of the spindle system is then developed, where the simply supported BC are replaced with linear springs, to incorporate the inherent bearings flexibility into the model, and the stiffness values are determined through a comparison between the frequencies obtained using the DSM and experimental modal analyses. Next, the calculation of the so-called theoretical tool stiffness is briefly discussed. It is followed by the development of stability lobes for a machining process (aluminium) with a full slot axial depth of cut, and using a two-tooth roughing tool, based on the resulting system parameters. The system stability is also investigated experimentally to validate the theoretical method and code written to evaluate the stability lobes. Finally, the shift in the stability lobes caused by the spindle ageing (i.e. reduced frequencies) is discussed, and it is shown that the updated machining parameters could be predicted to ensure continuous stability over spindles life span. It is to be noted that that the inner working parts of the spindle studied are proprietary and its full details could not be disclosed.2 Equations of motion for a rotating shaftConsider a uniform spinning beam,exhibiting bendingbendingtorsion vibrations in Fig.1. As presented by Banerjee and Su10,the in-and out-of-plane bending displacements, u and v, along the x- andy-axes, respectively, are coupled by the spinning speed . In addition, the flexural lateral displacements, u and v, and torsional twist, , are also coupled by bendingtorsion stiffness K,if the beam is made of composite material. In what follows, the triply coupled differential equations governing the bendingbendingtorsion vibrations are first briefly discussed, as the DSM formulation is readily available 10. However, the coupled bendingtorsion stiffness, K, will then be set to zero in the final equations, as inthe present study, the spinning shaft is assumed to be made of metallic (i.e. homogeneous) material.Fig. 1 Spinning beam and degrees of freedom3 Numerical resultsThe DSM formulation and the resulting element matrices(28) were implemented in a MATLAB-based code. The DSM formulation was first validated for the free flexural and torsional vibrations of simple cases of non-spinning uniform and homogeneous beams, for which exact frequency results are available in the open literature . As expected, the DSM fundamental frequencies, obtained using a single DSM element were found to be in excellent agreement with exact data. In addition, the DSM frequency results were also validated against FEM-based ABAQUS commercial software and an in-house FEM code .Once the correctness of the DSM method is established, a real spindle system (Fig. 2) was modelled, where the bearings were modelled as simply supported frictionless pins. As it was mentioned previously, the inner working parts of the spindle are proprietary. Therefore, a low-resolution background picture has been intentionally used solely for the presentation purposes (Fig. 2). As the spindle system in hand is made of metallic, homogeneous material, the bendingtorsion coupling stiffness, K, must be set to a small value close to zero,making torsional and bending vibrations of the system uncoupled; the properties of tooling steel were used for all sections. Furthermore, to analyse the non-spinning configuration at hand,spinning speed must vanish. However,it is worth noting that due to the nature of the DSM formulation 10, cannot be set directly to
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