主轴组件设计

1、目目 录录 摘 要 . ABSTRACT(英文摘要) . 目 录 . 第一章第一章 绪论绪论 .1 1.1 数控车床主传动系统的要求 .1 1.2 数控车床主传动系统方式 .1 1.3 国内外数控车床主传动系统的发展.2 1.3.1 设数控车床发展总趋势. 2 1.3.2 确中国数控车床发展的主要问题 . . 4 第二章 主传动系统主要技术 .6 2.1 主传动技术指标的制定 .7 2.1.1 动力参数的确定计的数. 7 2.1.2 主运动调速范围的确定. 8 2.1.3 主轴计算转速的确定. 9 2.2 变速主传动系统的设计 . 10 2.2.1 确定传动方案. 10 2.2.2 转速图的拟

2、定. 11 2.2.3 拟定传动变速系统图. 12 第三章 传动系统零部件设计 . 15 3.1 传动皮带的设计与选定 . 15 3.1.1 V 带传动设计. 15 3.1.2 带结构的设计. 16 3.2 齿轮的设计与校核 . 17 3.2.1 各传动轴传递动力计算. .17 3.2.2 齿轮副 32/76 齿轮的设计与校核. 19 3.2.3 齿轮副 30/54 齿轮的设计与校核.23 3.2.4 齿轮副 54/54 齿轮的设计与校核.26 3.3 传动轴的设计与校核 . 30 3.3.1 传动轴 I 的设计与校核. 30 3.3.2 轴 II 的设计与校核. 33 第四章 主轴组件的设计

3、与校核 . 35 4.1 主轴的要求 . 35 4.2 主轴轴承选择 . 36 4.3 主轴的设计与校核 . 36 第五章 主轴驱动与控制 . 39 5.1 主轴转速的自动变换 . 39 5.2 齿轮有级变速变挡装置 . 40 5.3 主轴旋转与轴向进给的同步控制. 40 5.3 主轴旋转与径向进给的同步控制. 40 第六章总结与展望 . 41 参考文献 . 43 致谢 . 45 第二章：主传动系统主要技术指标的确定： 该数控装置属于小型数控加工装置，床身最大回转直径250mm，最大 工件长度 600mm；主轴通孔直径 32mm，主传动系统的主要参数有动力参数和运 动参数。动力参数是指主运动驱

4、动电动机的功率；运动参数是指主运动变速范 围。根据数控装置的加工工艺、加工对象、所要求的精度、成本及生产周期并 结合国内外机床发展现状确定主要技术指标。 2.1 动力参数确定： 传动中个传动件的尺寸要根据传动功率来确定。传动功率过大，使传动 件尺寸粗大，电动机常在低负载下工作，功率因数小而浪费能源；功率过小将 限制车床切削加工能力而降低生产效率。因此需合理确定主传动功率。但由于 实际加工过程切削用量变化范围大、传动件之间的摩擦等不确定因素，用理论 计算方法来确定主传动功率尚有困难，可通过类比、统计方法相互比较来确定。 2.1.1 最高转速和变速范围的确定 已知条件：，变速范围：100min/1

5、000 max rnmin/10 min rn 2.1.2 主切削力的确定主切削力的确定 查阅金属切削手册知，以硬质合金刀具车削合金结构钢为例，数控车床有 代表性的主切削力的切向分力大约在 2500 左右，切削速度取 30-80r/min， ZF 故取 Np2500 2.1.3 主电机功率的确定主电机功率的确定 及，其中主传动链的功率效率 =0.70.85， 数控装 60000 Vp P P Pdian 置多采用调速电动机和较短的机械传动链，效率较大，因此取 =0.75 计算得 kWPdian0 . 3 2.1.4 主轴计算转速的确定 由切削原理知主运动为直线运动的机床，主运动为恒转矩运动；主

6、运动为 旋转运动的机床，主运动为恒功率运动。低速主轴转速小，不需传动电动机的 全部功率。我们把机床能传递全部功率的最低转速称为主轴计算转速，以它为 临界转速，如下图。从至最高转速的区域为恒功率区域，任意转速能够传递电 动机的全部功率，但主轴转矩随主轴转速的上升而下降；从最低转速至的区域 b 为恒转矩区域，任意转速能够输出最大转矩，但主轴输出的功率将随主轴转 速的下降而下降。 目前数控机床计算转速的确定尚无统一标准，确定是参考同类机床，并结 合该机床加工工艺要求，取n计=50 rmin. 图 2.1 主轴转速曲线 2.1.5 电机选择电机选择 根据网上查阅采用富田 VFNC 系列变频主轴电机，该

7、系列电机的特点有 双功率设计，应对短时重载切削。 恒功率范围宽，可实现 1:6 倍恒功率设计 导入基频 33.3Hz 设计，达成低速力矩大，确保低速强力切削，超宽恒功率 调速范围，保障高速切削光洁度。 降低变频器功率，节省成本和电源容量。 电机编号VFNC112L-33.3-3.0-4 额定转矩28N.m 额定电流7.7A 额定转速1000rmp 额定功率3.0KW 第三章：传动部件的设计第三章：传动部件的设计 3.1 行星减速器行星减速器 3.1.1 概述： 行星减速机主要传动结构为:行星轮、太阳轮、外齿圈. 1、行星减速机因为结构原因,单级减速最小为 3,最大一般不超过 10,常见 减速比

8、为:3.4.5.6.8.10,减速机级数一般不超过 3,但有部分大减速比定制减速 机有 4 级减速. 2、相对其他减速机,行星减速机具有高刚性,高精度(单级可做到 1 分以内), 高传动效率(单级在 97%-98%),高的 扭矩/体积比,终身免维护等特点. 3、因为以上特点,行星减速机多数是安装在步进电机和伺服电机上,用来 降低转速,提升扭矩,匹配惯量. 4、额定输入转速最高可达到 18000rpm(与减速机本身大小有关；减速机 越大,额定输入转速越小)以上,工业级行星减速机输出扭矩一般不超过 2000Nm, 特制超大扭矩行星减速机可做到 10000Nm 以上.工作温度一般在-25到 100

9、左右,通过改变润滑脂可改变其工作温度. 5、行星减速机包括单级、双级和三级传动，计有 12 个机座，27 个型号， 58 种速比，可组成 498 台不同规格的减速机。 3.1.2 行星减速器用途 1、行星减速机是一种用途广泛的工业产品，其性能可与其它军品级减速 机产品相媲美，却有着工业级产品的价格，被应用于广泛的工业场合。 2、该减速器体积小、重量轻，承载能力高，使用寿命长、运转平稳，噪 声低。具有功率分流、多齿啮合独用的特性。最大输入功率可达 104kW。 3、适用于起重运输、工程机械、冶金、矿山、石油化工、建筑机械、轻 工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器和航空航天等工业部门行星

10、系列新品种 WGN 定轴传动减速器、WN 子母齿轮传动减速器、弹性均载少齿差减 速器。 3.1.33.1.3 行星减速器的优点行星减速器的优点 行星减速机拥有较多优点，像是结构紧凑，可节省 50的体积；同轴的 输入输出使设计更具弹性；重量轻、高效率、免保养（无须更换润滑油）、寿 命长（无需更换零组件）且经由模块化设计，使应用更为容易。 在实用上，所有的高性能伺服用行星减速机，均选用行星式的机构并非偶然。 行星式减速机构利用多齿接触来分散它的负荷，所以在给定的设计空间下具有 最大的扭矩密度和刚性，而与一般的减速机构相比较，行星减速机在高速时的 结构动平衡特性较为优异，且易于润滑。一般而言，只要利

11、用润滑油脂即可达 到充分润滑的效果，基于上述之负荷均布、结构动平衡优异以及易于润滑的特 性，使得行星减速机被一般使用者认定为最适合使用的伺服应用方案。 3.1.4 行星减速器的安装方法行星减速器的安装方法： 在减速机家族中，行星减速机以其体积小，传动效率高，减速范围广，精度 高等诸多有点，而被广泛应用于伺服、步进、直流等传动系统中。其作用就是 在保证精密传动的前提下，主要被用来降低转速增大扭矩和降低负载/电机的转 动惯量比。在过去几年里，有的用户在使用减速机时，由于违规安装等人为因 素，而导致减速机的输出轴折断了，使企业蒙受了不必要的损失。因此，为了 更好的帮助广大用户用好减速机，向你详细地介

12、绍如何正确安装行星减速机。 正确的安装，使用和维护减速机，是保证机械设备正常运行的重要环节。 因此，在安装行星减速机时，请务必严格按照下面的安装使用相关事项，认真 地装配和使用。 第一步第一步 安装前确认电机和减速机是否完好无损，并且严格检查电机与减速机相连 接的各部位尺寸是否匹配，这里是电机的定位凸台、输入轴与减速机凹槽等尺 寸及配合公差。 第二步第二步 旋下减速机法兰外侧防尘孔上的螺钉，调整 PCS 系统夹紧环使其侧孔与防 尘孔对齐，插入内六角旋紧。之后，取走电机轴键。 第三步第三步 将电机与减速机自然连接。连接时必须保证减速机输出轴与电机输入轴同 心度一致，且二者外侧法兰平行。如同心度不

13、一致，会导致电机轴折断或减速 机齿轮磨损。 另外，在安装时，严禁用铁锤等击打，防止轴向力或径向力过大损坏轴承 或齿轮。一定要将安装螺栓旋紧之后再旋紧紧力螺栓。安装前，将电机输入轴、 定位凸台及减速机连接部位的防锈油用汽油或锌钠水擦拭净。其目的是保证连 接的紧密性及运转的灵活性，并且防止不必要的磨损。 在电机与减速机连接前，应先将电机轴键槽与紧力螺栓垂直。为保证受力 均匀，先将任意对角位置的安装螺栓旋上，但不要旋紧，再旋上另外两个对角 位置的安装螺栓最后逐个旋紧四个安装螺栓。最后，旋紧紧力螺栓。所有紧力 螺栓均需用力矩板手按标明的固定扭力矩数据进行固定和检查。 减速机与机械设备间的正确安装类同减

14、速机与驱动电机间的正确安装。关 键是要必须保证减速机输出轴与所驱动部分轴同心度一致。 3.1.53.1.5 润滑及保养润滑及保养 1、在行星减速机中装入建议的型号和数值的润滑脂。行星减速机采用润滑 油润滑。对于竖直安装的行星减速机，鉴于润滑油可能不能保证最上面的轴承 的可靠润滑，因此采用另外的润滑措施。 2、在运行以前，在行星减速机中注入适量的润滑油，润滑油的粘性根据以 下列表选择。行星减速机通常装备有注油孔和放油塞。因而在订购行星减速机 的时候必须指定安装位置。 3、注意：对于非常规工作条件的应用，请征询制造厂的意见。 4、工作油温不能超过 80。 5、终生润滑的组合行星减速机在制造厂注满合

15、成油，除此之外，行星减速 机供货时通常是不带润滑油的，并带有注油塞和放油塞。本样本中列出的行星 减速机润滑油数量只是估计值。根据订货时指定的安装位置设置油位塞的位置 以保证正确注油，减速机注油量应该根据不同安装方式来确定。如果传输功率 超过减速机的热容量，必须提供外置冷却装置. 3.1.6 减速器选型 网上查找 技术参数： 型号PS240 额定输出转矩3027Nm 级数2 减速比30 满载效率94% 减速器外形尺寸 3.2 联轴器联轴器 3.2.1 概述概述 一般机械都是由原动机、传动机和工作机构组成，这三部分必须联接起来 才能工作，而联轴器就是把它们联接起来的一种重要装置。联轴器主要用于两

16、轴之间的联接，它也可用于轴和其它零件（卷筒、齿轮、带轮等）之间的联接。 它的主要任务是传递扭矩。 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。在高速重载的动力传动 中，有些联轴器还有缓冲、减振和提高轴系动态性能的作用。联轴器由两半 部分组成，分别与主动轴和从动轴联接。一般动力机大都借助于联轴器与工 作机相联接，是机械产品轴系传动最常用的联接部件。20 世纪后期国内外 联轴器产品发展很快，在产品设计时如何从品种甚多、性能各异的各种联轴 器中选用能满足机器要求的联轴器，对多数设计人员来讲，始终是一个困扰 的问题。 根据被联接两轴的相

17、对位置关系，联轴器可分为刚性、弹性和液力三种。 刚性联轴器用在两轴能严格对中，并在工作时不发生相对位移的地方；弹性联 轴器用在两轴有偏斜或工作中有相对位移的地方；液力联轴器是用液体动能来 传递功率，用在需要保护原动机不遭过载损坏而又可空载起动的地方。 特点：缓冲吸振，可补偿较大的轴向位移，微量的径向位移和角位移。 应用：正反向变化多，启动频繁的高速轴。 图 2.6 弹性联轴器 3.2.2 选择联轴器应考虑的因素 按结构要求和工作条件选定弹性联轴器的型号。 动力机的类别是选择联轴器品种的基本因素；动力机的功率是确定联轴 器的规格大小的主要依据之一，与联轴器转矩成正比。动力机到工作之间通 过一个或

18、数个不同品种或不同型式、规格的联轴器将主、从动端起来，形成 轴系传动系统。在机械传动中，动力机不外乎电动机、内燃机和汽轮机。由 于动力机工作原理和结构的不同，其机械特性差别很大，有的运转平稳，有 的运转时有冲击，对传动系统形成不等的影响。根据动力机的机械特性，应 选取相应的动力机系数 KW，选择适合于该系统的最佳联轴器。 选择联轴器 的主要依据是传递的最大扭矩，其值应小于或等于许用转矩值，最大扭矩的确 定应考虑启动与制动所需加减速扭矩和过载扭矩。若最大扭矩不易确定，亦可 按计算扭矩选用，即计算扭矩不超过许用扭矩值。 3 传动系统的载荷类别是选择联轴器品种的基本依据。冲击、振动和转矩 变化较大的

19、工作载荷，应选择具有弹性元件的挠性联轴器即弹性联轴器，以 缓冲、减振、补偿轴线偏移，改善传动系统工作性能。启动频繁、正反转、 制动时的转矩是正常平衡工作时转矩的数倍，是超载工作，必然缩短联轴器 弹性元件使用寿命，联轴器只允许短间超载，一般短时间载不得超过公称转 矩的 23 倍，即Tmax23Tn。 3.2.3 联轴器尽寸、安装与维护 联轴器外形尺寸，即最大径向和轴向尺寸，必须在机器设备允许的安装 空间以内。应选择装拆方便、不用维护、维护周期长或维护方便、更换易损 件不用移动两轴、对中调整容易的联轴器。 大型机器设备调整两轴对中较困难，应选择使用耐久和更换易损件方便 的联轴器。金属弹性元性挠性联

20、轴器一般比非金属弹性元件挠性联轴器的使 用寿命长。需密封润滑和使用不耐久的联轴器，必然增加维护工作量。对于 长期连续运转和经济效益较高的场合，例如我国冶金企业的轧机传动系统高 速端，目前普遍采用的是齿式联轴器，齿式联轴器虽然理论上传递转矩大， 但必须在润滑和密封良好的条件下才能耐久工作。且需经常检查密封状况， 注润滑油或润滑脂，维护工作量大，增加了辅助工时，减少了有效工作时间， 影响生产效益。国际上工业发达国家，已普通选用使用寿命长、不用润滑和 维护的膜片联轴顺取代鼓形齿式联轴器，不仅提高了经济效益，还可净化工 作环境。在轧机传动系统选用我国研制的弹性活销联轴器和扇形块弹性联轴 器，不仅具有膜

21、片联轴器的优点，而且缓冲减振效果好，价格更便宜。 3.2.4 联轴器的工作环境 联轴器于各种不同主机产品配套使用，周围的工作环境比较复杂，如温 度、湿度、水、蒸汽、粉尘、砂子、油、酸、碱、腐蚀介质、盐水、辐射等 状况，是选择联轴器时必须考虑的重要因素之一。对于高温、低温、有油、 酸、碱介质的工作质量，不宜选用以一般橡胶为弹性元件材料的挠性联轴器， 应选择金属弹性元件挠性联轴器，例如膜片联轴器、蛇形弹簧联轴器等。 3.2.5 联轴器的传动精度 小转矩和以传递运动为主的轴系传动，要求联轴器具有较高的传动精度， 宜选用非金属弹性元件的挠性联轴器。大转矩和传递动力的轴系传动，对传 动精度变有要求，高转

22、速时，应避免选用金属弹性元件弹性联轴器和可动元 件之间的间隙的挠性联轴器，宜选用传动精度高的膜片联轴器。 3.2.6 联轴器的选择 求减速器输出轴上的功率 p 转速 n 和转矩 t mmNmmN n p T r i n n kWkWPP 808739 3 . 33 82 . 2 95500009550000 min/ 3 . 33 30 1000 82 . 2 94 . 0 0 . 3 1 1 1 1 1、初步确定轴的最小直径 mmmm n P Ad49 3 . 33 82. 2 112 3 3 1 1 0min 主轴后端输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径取 d=55mm， 为了使所选

23、的轴直径与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号： 联轴器的计算转矩 mmNmmNTKT Aca .1051360.8087393 . 1 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/它 014-2003 或 ca T 手册，选用 HL4 型弹性联轴器。 这种联轴器工作时转矩和通过主动轴上的键、半联轴器、弹性柱销、 另一半联轴器及键而传到从动轴上去的。为了防止柱销脱落，在半联轴器的 外侧，用螺钉固定了挡板。 这种联轴器传递转矩的 能力很大，结构简单，安装、 制造方便，耐久 性好，弹性 柱销有一定的缓 冲和吸振能 力，允许被连接两 轴有一定 的轴向位移及少量 的径向位 移和角位移，适

24、用 于轴向窜 动较大、正反转变 化较多和启动频繁的场合， 由于尼龙柱销对温度较敏感， 故使用温度限制在 -20+80的范围内。 其尺寸如下： 第四章、主轴组件设计第四章、主轴组件设计 主轴组件是机床的执行件。它的功用是支承并带动工件或刀具，完成表面 成形运动，同时还起传递运动和扭矩、承受切削力和驱动力等载荷的作用。由 于主轴组件的工作性能直接影响到机床的加工质量和生产率，因此它是机床中 的一个关键组件。 主轴组件是由主轴、主轴支承以及安装在主轴上的传动件组成。主轴组件 的设计，其实主要就是这三个部件的设计，但它们既是独立的，又是互相联系 而不可分割的，因此设计时需要全面、综合地加以分析。 4.

25、1.1 主轴组件的基本要求：主轴组件的基本要求： 对主轴组件总的要求是，保证在一定的载荷与转速下，带动工件或刀具精 确而稳定地绕其轴心线旋转，并长期地保持这种性能，为此，对主轴组件提出 如下几方面基本要求： 1、旋转精度 主轴组件的旋转精度是指机床处于空载手动或机床低速旋转情况下，在 主轴前端安装工件或刀具的基准面上所测得的径向跳动、端面跳动和轴向窜动 的大小。旋转精度取决于各主要件如主轴、轴承、壳体孔等的制造、装配和调 整精度。工作转速下旋转的精度还取决于主轴的转速、轴承的设计和性能，润 滑剂和主轴的平衡。 2、刚度 影响主轴组件刚度的因素很多，如主轴的尺寸和形状，滚动轴承的型号、 数量、预

26、紧和配置形式，前后支承的距离和主轴前端的悬伸量，传动件的布置 方式，主轴组件的制造和装配质量等。 3、抗振性 主轴组件的振动会影响工件的表面质量，刀具的耐用度和主轴轴承的寿 命，还会产生噪声，影响工作环境。如果产生切削自激振动，将严重影响加工 质量，甚至使切削无法进行下去。 影响抗震性的，是主轴组件的静刚度、质量分布和阻尼。主轴的固有频率应远 大于激振力的频率，使它不易发生共振。 4、温升和热变形 主轴组件工作时因各相对运动处的的摩擦和搅油等而发热，产生了温升。 温升使主轴组件的形状和位置发生畸变，热变形应以主轴组件运转一定时间后 各部分位置的变化来度量。 主轴组件温升和热变形，使机床各部件间

27、相对位置精度遭到破坏，影响 工件的加工精度，高精度机床尤为严重；热变形造成主轴弯曲，使传动齿轮和 轴承的工作状态变坏；热变形还使主轴和轴承，轴承与轴承坐之间已经调整好 的间隙和配合发生变化，影响轴承的正常工作，间隙过小将加速齿轮和轴承等 零件的磨损，严重时甚至发哼轴承抱轴现象。 5、精度保持性 主轴组件的精度保持性是指长期地保持其原始制造精度的能力，为此，主 轴组件中的各滑动表面，包括主轴轴颈和滑动轴承的配合面，钻镗床轴向移动 的主轴组件的导向表面及主轴前端部和内锥孔等都必须有一定的硬度和耐磨性。 滚动和滑动轴承的磨损，不仅使主轴组件丧失原有的旋转精度，而且将降 低刚度和抗振性，因此必须保证这

28、些表面的耐磨性和有调整间隙的可能，其影 响因素主要是主轴。轴承的材料与热处理，轴承的类型及润滑方式等。 4.1.2 主轴组件的布局主轴组件的布局 机床主轴有前、后两支承和前、中、后三个支承两种，以前者较多。两支 承主轴轴承的配置型式，包括主轴轴承的选型、组合以及布置，主要根据对所 设计主轴组件在转速、承载能力、刚度以及精度等方面的要求，并考虑轴承的 供应、经济性等具体情况，加以确定。 （1） 适应刚度和承载能力的要求 主轴轴承选型应满足所要求的刚度和承载能力。径向载荷较大时，可选 用滚子轴承；较小时，可选用球轴承。双列滚动轴承的径向刚度和承载能力， 比单列的大。同一支承中多采用多个轴承的支承刚

29、度和承载能力，比采用单个 轴承的大。 （2） 适应转速要求 由于结构和制造方面的原因，不同型号和规格的轴承所允许的最高转速 是不同的。轴承规格越大，精度等级越低，允许的最高转速越低。在承受径向 载荷的轴承当中，圆柱滚子轴承的极限转速，比圆锥滚子轴承的高。在承受轴 向载荷的轴承当中，向心推力球轴承的极限转速最高；推力球轴承次之；圆锥 滚子轴承最低。但承载能力与上述次序相反。因此，应综合考虑转速和承载能 力两方面要求来选择轴承型式。 （3） 适应精度要求 起止推作用的轴承的布置有三种方式：（1）前端定位止推轴承集中 布置在前支承；（2）后端定位止推轴承集中布置在后支承；（3）两端定 位分别布置在前

30、、后支承 型式承载支 承 发热变 形 承载变 形 间隙调 整 主轴前 端悬置 量 前支承后支承应用范 围 前端定 位 前支承前支承 发热、 温升高， 但主轴 受热膨 胀后向 后伸长， 不影响 轴向精 度 主轴承 受轴向 载荷部 分较短， 变形小， 精度高。 由于前 支承结 构限制， 间隙调 整较为 不便。 推力轴 承在前 支承两 侧的较 长，均 在同一 侧的可 短。 复杂简单对轴向 精度和 刚度要 求较高 的精密 机床， 但对前 支承结 构要求 散热性 能良好。 （4） 适应结构要求 当要求主轴组件在性能上有较高的刚度和一定的承载能力，而在结构上 径向尺寸要求紧凑时，则可在一个支承中配置两个或

31、两个以上的轴承。对于轴 间距很小的多主轴机床，由于结构限制，宜采用滚针轴承来承受径向载荷，用 推力球轴承来承受轴向载荷，并使轴承错位 排开。 （5） 适应经济性要求 确定主轴轴承配置型式，除应考虑满足性能和结构方面要求外，还应做 经济分析，使经济 效果好。 4.1.3 主轴主轴 1、主轴的结构 主轴的结构主要取决于主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承和密封 装置等的类型、数目、位置和安装定位方法，同时还要考虑主轴加工和装配的 工艺性。一般在机床主轴上装有较多的零件，为了满足刚度要求和能得到足够 的止推面以及便于装配，常把主轴设计成阶梯轴，即轴径从前轴颈起向后递减。 主轴是空心的或者是实心的，

32、主要取决与机床的类型。 主轴端部是指主轴前端，它的形状决定于机床的类型、安装夹具或刀具的 形式，并应保证夹具或刀具安装可靠、定位准确，装卸方便和能传递一定的扭 矩。由于夹具和刀具都已标准化，因此通用机床主轴端部的形状和尺寸也已标 准化。下图所示为普通机床和数控机床所通用的几种主轴端部的结构形式。 (a)车床主轴端部；(b)铣、镗类机床主轴端部；(c)外圆磨床砂轮主轴端 部； (d)内圆磨床砂轮主轴端部；(e)普通镗杆装在钻床主轴上的端部；(f)组合机 床主轴端部 4.1.5 主轴的材料和热处理主轴的材料和热处理 特征工作条件使用机床材料牌号热处理硬度 滚动轴承轻中负荷铣 45调质HB22025

33、0 4.1.6 主轴的技术要求主轴的技术要求 主轴的精度直接影响到主轴组件的旋转精度。主轴和轴承、齿轮等零件相 连接处的表面几何形状误差和表面粗糙度，关系到接触刚度，零件接触表面形 状愈准确、表面粗糙度愈低，则受力后的接触变形愈小。因此，对主轴设计必 须提出一定的技术要求。 （1） 轴颈 （2） 内锥孔 （3） 装夹卡盘或刀具的定位基面 （4） 安装传动件的定位基面 （5） 定位轴肩 （6） 键槽 （7） 螺纹 （8） 自由表面 4.2 主轴组件的计算主轴组件的计算 4.2.1 主轴组件结构参数的确定 主轴组件的结构参数主要包括：主轴的平均直径 D（初选时常用主轴前 轴颈的直径 D1 来表示）

34、 ；主轴内孔直径 d；主轴前端的悬置量 a；以及主轴的 支承跨距 L 等。一般步骤是，首先根据机床主电机功率或机床的主参数来选取 D1;在满足主轴本身刚度的前提下按照工艺要求来确定 d（空心主轴） ；根据主 轴前端部结构形状和前支承的结构形式来确定 a；最后，根据 D、a 和主轴前支 承的支承刚度 c1 来确定 L。应当指出，主轴轴承的配置形式对主要结构参数的 确定很有关系，故在设计过程中常需要交叉进行，最终以主轴组件刚度等性能 来衡量其设计的合理性。 （1） 主轴直径的选择 主轴直径对主轴组件刚度的影响很大，直径越大，主轴本身的变形和轴承 变形引起的主轴前端位移就越小，即主轴组件的刚度越高。

35、 但主轴前端轴颈 直径 D1 越大，与之配套的轴承等零件的尺寸越大，要达到相同的允差则制造 越困难，重量也增加。同时，加大直径还受到轴承所允许的极限转速的限制， 甚至为机床结构所不允许。 主轴前轴颈直径 D1 的选择 车 铣 电动机功率为 P=3.0kw，主轴前端直径 D1=90mm 主轴后端直径 D2 和前端直径 D1 的关系，可根据经验公式来定： D2=(0.70.85)D1 取 D2=65mm （2） 主轴内孔直径 很多机床的主轴具有内孔，主要用来通过棒料或安装工具。主轴内孔直径 在一定范围内，对主轴刚度的影响很小，可以不计，若超过此范围则能使主轴 刚度急剧下降。主轴内孔直径与机床类型有

36、关，一般主轴内孔直径为主轴后轴 颈的直径所限制。 J 空/J 实=I 空/I 实= 4 4 4 44 11 64/ 64/ D d D dD 取 d=32mm （3） 主轴前端悬置量 主轴悬伸量 a 指的是主轴前支承反力的作用点到主轴前端受力作用点之间 的距离。主轴悬伸量 a 取决于主轴端部的结构形状及尺寸，一般应按标准选取。 有时为了提高主轴刚度或定位精度，可不按标准取。另外，悬伸量 a 与前支承 中轴承的类型及组合形式、工件或工件夹具的夹紧方式以及前支承的润滑与密 封装置的结构尺寸等有关。因此，在满足结构要求的前提下，应尽可能减少悬 伸量 a，以利于提高主轴组件的刚度。 主轴悬伸量与直径之

37、比 类型机床和主轴的类型a/D1 I 通用和精密车床，自动 车床和短主轴端铣床， 用滚动轴承支承，适用 于高精度和普通精度要 求。 0.61.5 II 中等长度和较长轴端的 车床和铣床，悬伸不太 长（不是细长）的机密 镗床和内圆磨床，用滚 动和滑动轴承支承，适 用于绝大部分普通生产 的要求。 1.252.5 孔加工机床，专用加工 III 细长深孔的机床，由加 工技术决定需要有常的 悬伸刀杆或主轴可移动， 由于切削较重而不适用 于有高精度化要求的机 床。 2.5 （考虑密封装置的结构尺寸）暂取考虑密封装置的结构尺寸）暂取 a=100mm (4)、主轴支承跨距 主轴跨距与悬伸量 主轴支承跨距 L

38、是指主轴前-后或前-中支承反力作用点之间的距离，它是 决定主轴组件刚度的主要因素之一，因为主轴组件的刚度主要取决于主轴本身 的刚度和主轴支承的刚度，而前者与支承跨距 L 有关。 主轴组件的刚度与主轴受力后的端部变形有关。主轴端部受力后，主轴和 主轴的支承都会产生弹性变形，使主轴端部产生位移，根据位移叠加原理，主 轴端部位移 y 由两部分组成 21 yyy 式中：y1-刚性支承（假定支承不变形）上弹性主轴端部的位移。 y2-弹性支承上刚性主轴（假定主轴不变形）端部的位移。 （1）刚性支承上弹性主轴端部的位移 y1 根据材料力学中两支撑点梁和悬臂梁的挠度公式，可得： y1=a+= （厘米） EI3

39、 PaL EI3 Pa3 1 33 1 3 2 a L EI Pa aLPa EI 式中：E主轴材料的弹性模量； I 主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为 D,内孔直径为 d 时， I=；当无孔时，; 64 44 dD 64 4 D I (2)弹性支承上刚性主轴端部的位移 y2 设前、后支承的刚度分别为，前后支承的弹性变形刚度分别为 21,c c 21, 2 2 1 1 , c R c R B A 式中：前支承的支反力， A R l a PRA1 后支承的支反力， B R l a PRB 因此， ， l a c P 1 1 1 l a c P 2 2 用相似三角形定理可求得： 2 2 2 1

40、 212 11 l a c P l a c P l a l a y 整理后可得： 1 2 1 2 2 1 1 2 l a l a c c c P y 主轴端部位移： 1 2 11 3 2 2 1 1 3 21 l a l a c c c P a l EI Pa yyy 合理的跨距可根据上式确定，最小挠度的条件为，这时的 应为合理跨0 dl dy l 距，式中用表示： 0 l 0 22 1 1 3 3 0 3 0 2 2 1 1 3 l a l a c c c P aEI Pa 整理后得： 01 66 2 1 1 0 1 3 0 c c c EI l ac EI l 可以证明，该三次代数方程式只

41、存在唯一的正实根，求解此方程较麻烦，为此 可考虑用计算线图来定，令综合变量，代入上式，可解出： 0 l 3 1a c EI 16 1 2 10 3 0 c c a la l 系无量纲量，它表示抗弯刚度 EI 与主轴前支承刚度及悬伸量 a 的三次方的 1 c 比值，由上式可知，仅是比值和的函数，故可用为参变量，为变 a l0 2 1 c c 2 1 c c a l0 量，做出的计算图。如下图 +主轴最佳跨距计算图 将 D=90mm，d=65mm，a=90mm 及前后轴承的刚度代入上述方程得： 54 . 0 91086 6 . 169102 35 7 3 1 ac EI 查上图得： 6 . 2 0

42、 a l 所以 mmal2346 . 2 0 2、轴的结构设计 （1） 拟定轴上零件装配方案 4.2.2 主轴组件的验算主轴组件的验算 对一般机床主轴，主要进行刚度验算。通常，如果能满足刚度要求，也就 能满足强度要求。只有对粗加工、重载荷的主轴，才需进行强度校核。对某些 高速主轴，有时还需要进行临界转速的验算，以防止发生共振。 （1） 对主轴组件的刚度要求 对于一定的机床，在规定的切削条件下，存在一个不出现切削激振动的最 大切削宽度。在设计机床时，可以根据机床的尺寸和性能，规定一个极限切 lim b 削宽度，从而求的对机床的刚度要求。机床系统在切削处沿 x 轴（横向）的刚 度要求可按下式计算：

43、 x K （3-1） cos 12 lim bK K cb x 式中： -切削系数（N/um.mm） cb K -极限切削宽度（mm） lim b -机床系统的阻尼比 -作用力与工件切削表面垂直线的夹角，见下图 a F 对于一定的机床和一定的切削方式，、都是一定的。但是不同的切 削速度 v 和不同的进给量 s，是不同的。考虑到实际使用时的切削用量是各 cb K 种各样的，所以取稳定性的下限来决定极限切削宽度。从实验得出，当 lim b v=50m/min，s=0.1mm/r 左右时，最大，即要求的最大。这时偏安全的， cb K x K 这时的=2.46N/（um.mm） ， cb K o 8

44、.68 式（3-1）计算出的是整个机床系统在 x 方向的刚度要求。考虑到自 x K 激振动主要是主轴的振动，因此就近似地把主轴系统的阻尼比代入式中的， 计算出的就作为主轴组件的刚度要求，这样的计算是近似的，主轴组件的阻 x K 尼比：主轴前端为双列圆柱滚子轴承或角接触球轴承，=0.020.03；主轴前 端为双列圆柱滚子轴承与推力轴承的组合或圆锥滚子轴承，=0.030.04。三支 承时取大值。对于滑动轴承，=0.040.06。 根据机床设计手册推荐，车床的切削稳定性指标如下： 工件材料45 钢，悬置安装，横向切削（切槽或切断） 。工件尺寸为： 直径,长度，为最大回转直径。刀具材料硬 MAX Dd

45、2 . 0 max 3 . 0 DL max D 质合金，。切削参数为：v=50m/min，s=0.10.2mm/r，要求的指 oo 5,6 标为稳定性良好，稳定性一般或轻型机床， maxlim 02 . 0 01 . 0 Db 。 maxlim 005 . 0 Db 以上计算出的，是切削处（如下图的 B 点处）的刚度，主轴组件的刚度， 规定为在主轴端部（A 处） 。因此需把 B 点处的刚度折算为 A 点处的刚度 B K 。可用下列近似方法进行估算。 A K 考虑到主轴前悬伸端较粗较短，其变形可以忽略。根据对许多机床计算 和测定的结果，主轴端部由主轴产生的变形量占主轴组件总变形量的 50%70

46、%，平均为 60%；由支承产生的变形量占 30%50%，平均 40%。故 2 2 2 2 /1 /1 4 . 06 . 0 la la a a KK A B A B BA 主轴本身端部的刚度 A A S K K K66 . 1 6 . 0 (2)主轴组件计算时支承的简化 (3)受弯主轴的刚度计算 主轴的计算见图如下图 主轴在工作中的受力情况较严重，而允许的变形则很微小，决定主轴尺寸的基 本因素是所允许的变形的大小，因此主轴的计算主要是刚度的验算，与一般轴 着重于强度的情况不同，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度的要求，只 有对粗加工、重载荷机床的主轴才需要进行强度验算，对高速主轴在必要时需 进行临界转速验算。 （1） 主轴组件受力分析 （2） 主轴组件弯曲刚度验算： 验算内容有两项：其一，验算主轴前支承处的变形转角，是否满足轴 承正常工作的要求；其二