立式加工中心主軸箱部件的結構設計

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1、南昌航空大學科技學院學士學位論文 目錄 1 概述 5 1.1 加工中心的發(fā)展狀況 5 1.1.1 加工中心的國內(nèi)外發(fā)展 5 1.1.2 主軸部件的研究進展 6 1.2 課題的目的及內(nèi)容 7 1.3 課題擬解決的關鍵問題 7 1.4 解決上述問題的策略 8 2 方案擬定 9 2.1 加工中心主軸組件的組成 9 2.2 機械系統(tǒng)方案的確定 9 2.2.1 主軸傳動機構 9 2.2.2 主軸準停機構 10 2.2.3 刀具自動夾緊機構 12 2.2.4 切屑清除機構 14 2.3 加工中心主軸組件總體設計方案的確定 14 3 主軸組件的主運動部件 17 3.1

2、 主軸電動機的選用 17 3.1.1 主電機功率估算 17 (1) 計算主銑削力 17 (2) 主電機功率估算[6] 17 3.1.2 主電機選型 18 3.2 主軸 18 3.2.1 主軸的結構設計 18 3.2.1.1 主軸軸徑的確定 18 3.2.1.2 主軸內(nèi)孔直徑的確定 19 3.2.1.3 主軸端部形狀的選擇 19 3.2.1.4 主軸懸伸量的確定 20 3.2.1.5 主軸支承跨距的確定 20 3.2.2 主軸受力分析 21 3.2.3 主軸的強度校核 25 3.2.4 主軸的剛度校核 26 3.3 主軸組件的支承 27 3.3.1 主軸軸承的類型

3、 27 3.3.2 主軸軸承的配置 29 3.3.3 主軸軸承的預緊 30 3.3.4 主軸支承方案的確定 32 3.3.5 軸承的配合 32 3.3.6 主軸軸承設計計算 33 3.3.6.1 軸承受力分析 33 3.3.6.2 軸承7017AC壽命計算 34 3.3.6.3 軸承7015AC壽命計算 34 3.4 帶的設計計算 35 3.4.1帶輪的結構和尺寸 36 3.5 主軸組件的潤滑與密封 38 3.5.1 主軸組件的潤滑 38 3.5.2 主軸組件的密封 38 3.5.3 本課題的潤滑與密封方案的確定 40 3.6 鍵的設計計算 40 3.6.1 主

4、軸上的鍵 40 3.6.2 主電機上的鍵 41 3.7 液壓缸的設計計算 42 結論 43 參考文獻 44 小結與致謝 45 45 引言 裝備工業(yè)的技術水平和現(xiàn)代化程度決定著整個國民經(jīng)濟的水平和現(xiàn)代化程度，數(shù)控技術及裝備是發(fā)展高新技術產(chǎn)業(yè)和尖端工業(yè)（如：信息技術及其產(chǎn)業(yè)，生物技術及其產(chǎn)業(yè)，航空、航天等國防工業(yè)產(chǎn)業(yè)）的重要技術和最基本的裝備。制造技術和裝備是人類生產(chǎn)活動的最基本的生產(chǎn)資料，而數(shù)控技術則是當今先進制造技術和裝備最核心的技術。當今世界各國制造業(yè)廣泛采用數(shù)控技術，以提高制造能力和水平，提高對動態(tài)多變市場的適應能力和競爭能力。此外世界上各工業(yè)發(fā)達國家還將數(shù)控技

5、術及數(shù)控裝備列為國家的戰(zhàn)略物資，不僅采取重大措施來發(fā)展自己的數(shù)控技術及其產(chǎn)業(yè)，而且在“高精尖”數(shù)控關鍵技術和裝備方面對我國實行封鎖和限制政策。 數(shù)控機床技術的發(fā)展自1953年美國研制出第一臺三坐標方式升降臺數(shù)控銑床算起，至今已有53年歷史了。20世紀90年開始，計算機技術及相關的微電子基礎工業(yè)的高速發(fā)展，給數(shù)控機床的發(fā)展提供了一個良好的平臺，使數(shù)控機床產(chǎn)業(yè)得到了高速的發(fā)展。我國數(shù)控技術研究從1958年起步，國產(chǎn)的第一臺數(shù)控機床是北京第一機床廠生產(chǎn)的三坐標數(shù)控銑床。雖然從時間上看只比國外晚了幾年，但由于種種原因，數(shù)控機床技術在我國的發(fā)展卻一直落后于國際水平，到1980年我國的數(shù)控機床產(chǎn)量還不到

6、700臺。到90年代，我國的數(shù)控機床技術發(fā)展才得到了一個較大的提速。目前，與國外先進水平相比仍存在著較大的差距。 總之，大力發(fā)展以數(shù)控技術為核心的先進制造技術已成為世界各發(fā)達國家加速經(jīng)濟發(fā)展、提高綜合國力和國家地位的重要途徑。 1 概述 1.1 加工中心的發(fā)展狀況 1.1.1 加工中心的國內(nèi)外發(fā)展 對于高速加工中心，國外機床在進給驅動上，滾珠絲杠驅動的加工中心快速進給大多在以上，最高已達到。采用直線電機驅動的加工中心已實用化，進給速度可提高到，其應用范圍不斷擴大。國外高速加工中心主軸轉速一般都在，由于某些機床采用磁浮軸承和空氣靜壓軸承，預計轉速上限可提高到。國外先進的加工中心

7、的刀具交換時間，目前普遍已在左右，高的已達，甚至更快。在結構上，國外的加工中心都采用了適應于高速加工要求的獨特箱中箱結構或龍門式結構。在加工精度上，國外臥式加工中心都裝有機床精度溫度補償系統(tǒng)，加工精度比較穩(wěn)定。國外加工中心定位精度基本上按德國標準驗收，行程以下，定位精度可控制在之內(nèi)。此外，為適應未來加工精度提高的要求，國外不少公司還都開發(fā)了坐標鏜精度級的加工中心。 相對而言，國內(nèi)生產(chǎn)的高速加工中心快速進給大多在左右，個別達到。而直線電機驅動的加工中心僅試制出樣品，還未進入產(chǎn)量化，應用范圍不廣。國內(nèi)高速加工中心主軸轉速一般在，定位精度控制在之內(nèi)，重復定位精度控制在之內(nèi)。在換刀速度方面，國內(nèi)機床

8、多在，無法與國際水平相比[1～3]。 雖然國產(chǎn)數(shù)控機床在近幾年中取得了可喜的進步，但與國外同類產(chǎn)品相比，仍存在著不少差距，造成國產(chǎn)數(shù)控機床的市場占有率逐年下降。 國產(chǎn)數(shù)控機床與國外產(chǎn)品相比，差距主要在機床的高速、高效和精密上。除此之外，在機床可靠性上也存在著明顯差距，國外機床的平均無故障時間（MTBF）都在小時以上，而國產(chǎn)機床大大低于這個數(shù)字，國產(chǎn)機床故障率較高是用戶反映最強烈的問題之一。 1.1.2 主軸部件的研究進展 圖1.1 立式加工中心結構圖 1-切削箱 2-X軸伺服電機 3-Z軸伺服電機 4-主軸電機 5-主軸箱 6-刀庫 7-數(shù)控柜 8-操縱面板

9、9-驅動電柜 10-工作臺 11-滑座 12-立柱 13-床身 14-冷卻水箱 15-間歇潤滑油箱 16-機械手 典型加工中心的機械結構主要有基礎支承件、加工中心主軸系統(tǒng)、進給傳動系統(tǒng)、工作臺交換系統(tǒng)、回轉工作臺、刀庫及自動換刀裝置以及其他機械功能部件組成[4]。圖1.1所示為立式加工中心結構圖。 主軸系統(tǒng)為加工中心的主要組成部分，它由主軸電動機、主軸傳動系統(tǒng)以及主軸組件成。和常規(guī)機床主軸系統(tǒng)相比，加工中心主軸系統(tǒng)要具有更高的轉速、更高的回轉精度以及更高的結構剛性和抗振性。 隨著電氣傳動技術（變頻調速技術、電動機矢量控制技術等）的迅速發(fā)展和日趨完善，高速數(shù)控機床主傳動的機械

10、結構已得到極大的簡化，取消了帶傳動和齒輪傳動，機床主軸由內(nèi)裝式電動機直接驅動，從而把機床主傳動鏈的長度縮短為零，實現(xiàn)了機床主運動的“零傳動”。這種主軸電動機與機床主軸“合二為一”的傳動結構形式，使主軸組件從機床的傳動系統(tǒng)和整體結構中相對獨立出來，因此可做成“主軸單元”，俗稱“電主軸”。由于當前電主軸主要采用的是交流高頻電動機，故也稱為“高頻主軸”。由于沒有中間傳動環(huán)節(jié)，有時又稱它為“直接驅動主軸”。電主軸是一種智能型功能部件，不但轉速高、功率大，還有一系列控制主軸溫升與振動等機床運行參數(shù)的功能，以確保其高速運轉的可靠性與安全。 1.2 課題的目的及內(nèi)容 加工中心是典型的集高新技術于一體的機

11、械加工設備，它的發(fā)展代表了一個國家設計、制造的水平，因此在國內(nèi)外企業(yè)界都受到高度重視。 本課題的目的是進行立式加工中心主軸箱的結構設計，其中主軸組件作為加工中心的執(zhí)行元件，它確保帶動刀具進行切削加工、傳遞運動、動力及承受切削力等，并滿足相關的技術指標要求。 本課題涉及的主要技術指標有： a) 主軸錐孔為7：24，BT-45，大端直徑φ57.15； b) 主軸轉速范圍：標準型22.5~2250 rpm；高速型45~4500 rpm； c) 主電機采用FANUC交流主軸電機，功率5.5KW 1.3 課題擬解決的關鍵問題 各類機床對其主軸組件的要求，主要是精度問題，就是要保證機床在

12、一定的載荷與轉速下，主軸能帶動工件或刀具精確地、穩(wěn)定地繞其軸心旋轉，并長期地保持這一性能。主軸組件的設計和制造，都是圍繞著解決這個基本問題出發(fā)的。為了達到相應的精度要求，通常，主軸組件應符合以下幾點設計要求[6]： 1） 旋轉精度 主軸的旋轉精度，指的是裝配后，在無載荷，低速轉動的條件下，主軸安裝工件或刀具部位的徑向和軸向跳動。當主軸以工作轉速旋轉時，由于潤滑油膜的產(chǎn)生和不平衡力的擾動，其旋轉精度將有所變化，這個差異，對于精密和高精密機床是不可忽略的。旋轉精度取決于各主要件如主軸，軸承，殼體孔等的制造，裝配和調整精度。工作轉速下旋轉的精度還決定于主軸的轉速、軸承的設計和性能，潤滑劑和主軸組

13、件的平衡，目的是保證加工零件的幾何精度和表面粗糙度。 2） 剛度 靜剛度，或簡稱剛度，反映了機床或部、組、零件抵抗靜態(tài)外載荷的能力。主軸的彎曲剛度K（N/um），定義為使主軸前端產(chǎn)生位移，在位移方向測量處所需施加的力。影響主軸組件彎曲剛度的因素很多，如主軸尺寸和形狀，滾動軸承的型號、數(shù)量、預緊和配置形式，前后支撐的距離和主軸前端的懸伸量，傳動件的布置方式，主軸組件的制造和裝配質量等剛度不足時，不僅影響加工精度和表面質量，還容易引起振動，惡化傳動件和軸承的工作條件。設計時應在其它條件允許的條件下，盡量提高剛度值。 3） 抗振性 主軸組件的振動會影響工件的表面質量，刀具的耐用度和主軸軸承的

14、壽命，還會產(chǎn)生噪聲，影響工作環(huán)境。如果產(chǎn)生切削自激勵振動，將嚴重影響加工質量，甚至使切削無法進行下去。影響抗振性的，是主軸組件的靜剛度、質量分布和阻尼。主軸的固有頻率應遠大于激勵振動的頻率，使他不易發(fā)生共振?？拐裥灾苯佑绊懠庸け砻尜|量和生產(chǎn)率，應盡量提高。 4） 溫升和熱變形 溫升會引起機床部件熱變形，使主軸旋轉中心的相對位置發(fā)生變化，影響加工精度。溫升使?jié)櫥驼扯认陆?。如用脂潤滑，溫度過高會使脂溶化流失。這些都將影響軸承的工作性能。溫升產(chǎn)生熱變形，使主軸伸長，軸承間隙變化。主軸箱的熱膨脹使主軸偏離正確位置。如果前后軸承溫度不同，還將使主軸傾斜。軸承的溫升與轉速有關。主軸軸承在高速空轉，連

15、續(xù)運轉下的允許溫度為：高精度機床——8~10，精密機床——15~20，普通機床——30~40。數(shù)控機床可歸入精密機床類。受熱膨脹是材料的固有性質。高精度機床要進一步提高加工精度，往往最后受到熱變形的制約。并且溫度過高會改變軸承等元件的間隙、破壞潤滑條件，加速磨損。 5） 耐磨性 指長期保持其原始精度的能力。主軸組件必須有足夠的耐磨性，以便長期地保持精度。易磨損的部位是軸承和安裝夾具刀具或工件的部位如錐孔、定心軸頸等。主軸若裝有滾動軸承，則支撐處的耐磨性決定于滾動軸承，如果用滑動軸承，則軸頸的耐磨性對精度保持性的影響很大。為了提高耐磨性，一般機床的上述部位淬硬。主要影響因素是材料熱處理、軸承

16、類型和潤滑方式。 根據(jù)本課題的設計任務要求，由于主軸的轉速并不是很高，所以在抗振性、溫升等方面不必重點考慮，而應重點考慮加工中心的旋轉精度和剛性。但是在設計時仍應綜合考慮以上幾項要求，注意吸收新技術，以獲得滿意的設計方案。 1.4 解決上述問題的策略 旋轉精度主要取決于主軸、支承軸承、主軸箱上軸承座等的制造、裝配和調整精度。顯然，若要保證主軸組件的旋轉精度，則必然對主軸支承軸頸的圓度、軸承滾道及滾子的圓度、主軸及其上的回轉零件的動平衡度、止推軸承的滾道及滾動體的誤差、以及對主軸的主要定心面的徑向跳動和軸向竄動等提出較高的整體要求，特別要提高支承軸承的精度等級。要保證旋轉精度，通常應盡量滿

17、足以上要求。 而對于主軸組件的剛度，實際上是主軸、軸承、軸承座等加工設計的綜合反映。主軸自身的結構形狀和尺寸，滾動軸承的配置形式(背靠背、面對面、同向、混合等)、數(shù)量、類型、預緊等，以及支承的跨距、主軸前端的懸伸量等都將直接影響其剛度。為了保證機床的主軸具有足夠的剛度，通常應盡量使主軸前端的懸伸量縮短，主軸直徑增大，并通過計算求出支承軸承間的最佳跨距、進行預緊、采用合理的軸承及其相應的配置形式等措施[6]。 采用以上各種措施必然會使機床的剛性及旋轉精度大幅度提高，但是，若盲目地全部采納上述措施，則一定會使機床的制造難度增大，成本增加。所以，在設計的時候，要綜合各項因素考慮。 2 方案擬定

18、 2.1 加工中心主軸組件的組成 主軸組件是由主軸、主軸支承、裝在主軸上的傳動件和密封件等組成的。主軸的啟動、停止和變速等均由數(shù)控系統(tǒng)控制，并通過裝在主軸上的刀具參與切削運動，是切削加工的功率輸出部件。主軸是加工中心的關鍵部件，其結構的好壞對加工中心的性能有很大的影響，它決定著加工中心的切削性能、動態(tài)剛度、加工精度等。主軸內(nèi)部刀具自動夾緊機構是自動刀具交換裝置的組成部分。 2.2 機械系統(tǒng)方案的確定 2.2.1 主軸傳動機構 對于現(xiàn)在的機床主軸傳動機構來說，主要分為齒輪傳動和帶傳動。 齒輪傳動是機械傳動中最重要的傳動之一，應用普遍，類型較多，適應性廣。其傳遞的功率可達近十萬千瓦，圓

19、周速度可達，效率可達。齒輪傳動大多數(shù)為傳動比固定的傳動，少數(shù)為有級變速傳動。但是齒輪傳動的制造及安裝精度要求高，價格較貴，且不宜用于傳動距離過大的場合。 帶傳動是不需要潤滑的傳動方式。在傳動中，它的結構簡單，制造容易，經(jīng)濟，重量輕，兩軸可以任意布置，噪聲低。它的帶由專業(yè)廠商生產(chǎn)，帶輪自行設計制造，它在遠距離、多軸傳動時比較經(jīng)濟。一般情況下，帶傳動的功率，帶速V=5~25m/s，平均傳動比，傳動效率為0.91~0.97。高速帶傳動速度可達60~100m/s，傳動比，傳動效率可達98%~99%。 帶傳動的優(yōu)點是[9]： a) 帶具有彈性，能緩沖、吸振，傳動平穩(wěn)，噪聲??； b) 過載時，帶在

20、帶輪上打滑，從而防止其他重要零件損壞，起到保護作用； c) 適用于中心距較大場合； d) 結構簡單，裝拆方便，成本低。 其主要缺點是傳動的外輪廓尺寸大需要張緊，軸和軸承受力較大。 由于齒輪傳動需要具備較多的潤滑條件，而且為了使主軸能夠達到一定的旋轉精度，必須選擇較好的工作環(huán)境，以防止外界雜物侵入。而帶傳動則避免了這些狀況，并且傳動效率和傳動比等都能符合課題的要求，故在本課題的主軸傳動方式中選擇帶傳動。 2.2.2 主軸準停機構 主軸準停裝置是換刀過程所要求的在加工中心上特有得裝置，也稱之為主軸準停機構。由于刀具裝在主軸上，在切削時的切削轉矩不能完全靠錐孔的摩擦力來傳遞，因此通常在主

21、軸前端設置一個凸鍵，當?shù)毒哐b入主軸時，刀柄上的鍵槽必須與此凸鍵對準，為保證順利換刀，主軸必須停止在某一固定的角度方向，主軸定向裝置就是為保證主軸換刀時準確停止在換刀位置而設置的。 加工中心的主軸定向裝置有機械方式和電氣方式(如磁力傳感器檢測定向)兩種。 圖2.1 機械式主軸準停裝置 1 —— 無觸點開關；2 —— 感應塊；3 —— V形槽輪定位盤 4 —— 定位液壓缸；5 —— 定向滾輪；6 —— 定向活塞 圖2.1所示為V形槽輪定位盤準停裝置，在主軸上固定一個V形槽定位盤，使V形槽與主軸上的端面鍵保持所需要的相對位置關系，其工作原理為：準停前主軸必須是處于停止狀態(tài)，當接受到主軸

22、準停指令后，主軸電動機以低速轉動，主軸箱內(nèi)齒輪換擋使主軸以低速旋轉，時間繼電器開始動作，并延時4～6s，保證主軸轉穩(wěn)后接通無觸電開關1的電源，當主軸轉到圖示位置即V形槽輪定位盤3上的感應塊2與無觸點開關1相接觸后發(fā)出信號，使主軸電動機停轉。另一延時繼電器延時0.2～0.4s后，壓力油進入定位液壓缸下腔，使定向活塞向左移動，當定向活塞上的定向滾輪5頂入定位盤的V形槽內(nèi)時，行程開關LS2發(fā)出信號，主軸準停完成。若延時繼電器延時1s后行程開關LS2仍不發(fā)信號，說明準停沒完成，需使定向活塞6后退，重新準停。當活塞桿向右移到位時，行程開關LS1發(fā)出定向滾輪5退出凸輪定位盤凹槽的信號，此時主軸可啟動工作。

23、 目前常采用的電氣方式有兩種，一種是利用主軸上光電脈沖發(fā)生器的同步脈沖信號；另一種是用磁力傳感器檢測定向，其工作原理如圖2.2。 圖2.2 電氣式主軸準停 在主軸上安裝一個發(fā)磁體與主軸一起旋轉，在距離發(fā)磁體旋轉外軌跡處固定一個磁傳感器，磁傳感器經(jīng)過放大器與主軸控制單元連接，當主軸需要定向時，便可停止在調整好的位置上。這種定向方式結構簡單，而發(fā)磁體的線速度可達到以上。這種準停裝置機械結構簡單，發(fā)磁體與磁感傳感器間沒有接觸摩擦，準停的定位精度可達，能滿足一般換刀要求。并且定向時間短，可靠性較高，所以應用的比較廣泛。發(fā)磁體可安裝在一個圓盤的邊緣，但這對較精密的、高轉速加工中心主軸來說，由于

24、需要較高的動平衡指標，就不十分有利。另一種是將發(fā)磁體做成動平衡效果很好的圓盤，使用時只需要將圓盤整體裝在主軸上即可。在各種加工中心上采用什么形式的主軸定向裝置，要根據(jù)各自的約束條件來選擇[12]。 本課題采用電氣式主軸準停裝置，此方式避免了機械裝置的復雜結構，只需要數(shù)控系統(tǒng)發(fā)出指令信號，主軸就可以準確地定向。 2.2.3 刀具自動夾緊機構 在自動交換刀具時要求能自動松開和夾緊刀具。圖2.3示為數(shù)控鏜銑床主軸組件機構示意圖。 碟形彈簧11通過拉桿7，雙瓣卡爪5，在套筒14的作用下，將刀柄的尾端拉緊。當換刀時，要求松開刀柄，此時，在主軸上端油缸的上腔A通入壓力油，活塞12的端部推動拉桿7向

25、下移動，同時壓縮碟形彈簧11，當拉桿7下移到使雙瓣卡爪5的下端移出套筒14時，在彈簧6的作用下，卡爪張開，噴氣頭13將刀柄頂松，刀具即可由機械手拔出。待機械手將新刀裝入后，油缸10的下腔通入壓力油，活塞12向上移，碟形彈簧伸長將拉桿7和雙瓣5拉著向上，雙瓣卡爪5重新進入套筒14，將刀柄拉緊?；钊?2移動的兩個極限位置都有相應的行程開關（LS1，LS2）作用，作為刀具松開和夾緊的回答信號。 圖2.3 數(shù)控鏜銑床主軸組件機構示意圖 1——調整半環(huán)；2——雙列園柱滾子軸承；3——向心球軸承；4，9——調整環(huán)； 5——雙瓣卡爪； 6——彈簧； 7——拉桿； 8——向心推力球軸承； 10

26、——油缸；11——碟形彈簧；12——活塞；13——噴氣頭；14——套筒 (a) 圖2.4 刀柄拉緊結構 刀桿尾部的拉緊結構，除上述的卡爪式以外，還有圖2.4a所示的彈簧夾頭結構以及圖(b)2.4b所示的鋼球拉緊機構。 在本課題中，刀具自動夾緊機構借用如圖2.3的夾緊方式，采用氣壓缸夾緊方式，從而避免因油路堵塞等常見情況。而在拉桿處則采用鋼球拉緊機構，因為其加工簡單，并可以有效的拉緊刀桿。 2.2.4 切屑清除機構 自動清除主軸孔內(nèi)的灰塵和切屑是換刀過程的一個不容忽視的問題。如果主軸錐孔中落入了切屑，灰塵或其它污物，在拉緊刀桿時，錐孔表面和刀桿錐柄會被劃傷，甚至會使刀桿發(fā)生偏

27、斜，破壞刀桿的正確定位，影響零件的加工精度，甚至會使零件超差報廢。為了保持主軸錐孔的清潔，常采用的方法是使用壓縮空氣吹屑。為了提高吹屑效率，噴氣小孔要有合理的噴射角度，并均勻布置[10]。其工作原理圖可參考圖2.3。 2.3 加工中心主軸組件總體設計方案的確定 綜合2.2，2.3節(jié)中的方案，本課題的總體設計方案現(xiàn)確定如下： 由于帶無需安置在很良好的工作環(huán)境中，所以在主軸傳動方式中選擇帶傳動。電動機經(jīng)兩級多楔帶輪驅動主軸。 在主軸的進給運動中，采用滾珠絲杠。其耐磨性好、磨損小，低速運行時無爬行、無振動，能夠很好地確保Z軸的進給精度。 由于加工中心具備自動換刀功能，所以在主軸組件中還應有

28、主軸準停裝置、刀具自動夾緊機構以及切屑清除機構。在本課題中，主軸準停機構采用磁力傳感器檢測定向，其不僅能夠使主軸停止在調整好的位置上，而且能夠檢測到主軸的轉速，并在加工中心的操控面板上顯示出來，方便機床操作者調整轉速。 在換刀過程中，刀具自動夾緊機構也是不可獲缺的一部分。它控制著刀桿的松緊，使刀具在加工時能緊緊地固定在主軸上，在換刀時能輕松地卸載。本課題采用了液壓缸運行的方式，通過活塞、拉桿、拉釘?shù)纫幌盗性倪\動來達到刀桿的松緊目的。由于碟形彈簧的受力均勻，剛度大，在較小的軸向空間能提供較大的力。所以在主軸中采用碟形彈簧提供拉緊力。同時，在換刀過程中，活塞及拉桿的內(nèi)部將被加工成中空狀。其間

29、將通入一定的壓縮空氣來清除切屑。使刀桿和主軸始終具有很好的配合精度。 在伺服系統(tǒng)中，本課題在進給系統(tǒng)中選用直流伺服電動機，而在主運動系統(tǒng)中則選用交流伺服電動機。由于交流伺服電動機具有電刷和換向器，需要常常維修，故不適合于主運動系統(tǒng)中。 圖2.5所示為本課題主軸組件結構示意圖。 圖2.4 主軸組件結構示意圖 1——刀架；2——拉釘；3——主軸；4——拉桿； 5——碟形彈簧；6——活塞；7——液壓缸；8、10——行程開關； 9——壓縮空氣管接頭；11——彈簧；12——鋼球；13——端面鍵 3 主軸組件的主運動部件 3.1 主軸電動機的選用 3.1.1 主電機功率估算 (1)

30、 計算主銑削力 經(jīng)驗公式[6]： ……………………… （3.1） 式中： —— 銑削力，即主切削力（切向圓周分力）， —— 銑削深度， —— 每齒進給量， —— 銑削寬度， —— 銑刀直徑， Z —— 銑刀齒數(shù) —— 銑削力修正系數(shù)， —— 工件材料抗拉強度， 已知：高速鋼刀具；刀具前角；主偏角；工件材料為碳鋼；每齒進給量；刀具直徑為，齒數(shù)；工件寬度，切削深度 將上述各條件代入公式（3.1），則主切削力為 切削速度[6] (2) 主電機功率估算[6] 銑削功率 主電機功率 式中：——機床主傳動系統(tǒng)傳動效率。滾珠軸承傳動效率0.99[

31、6]，帶傳動效率0.98[6] 3.1.2 主電機選型 利用交流伺服系統(tǒng)可進行精密定位控制，可作為CNC機床、工業(yè)機器人等的執(zhí)行元件。 FANUC交流主軸電機S系列從0.65kW～37kW共分13種。它的特點是轉速高、輸出功率大、性能可靠、精度好、振動小、噪音低，既適合于高速切削又適合于低速重切削。該系列可應用在各種類型的數(shù)控機床上。根據(jù)主電機功率PE=5.48kW[6]，故本課題選用FANUC交流主軸電機6S型號[6]。其主要技術參數(shù)如下： a) 額定輸出功率：； b) 額定轉速：； c) 額定輸出轉矩：； d) 轉子慣量：。 3.2 主軸 3.2.1 主軸的結構設計 主

32、軸的主要參數(shù)是指：主軸前軸頸直徑；主軸內(nèi)孔徑；主軸懸伸量和主軸支承跨距，見圖3.1。 圖3.1 主軸主要參數(shù)示意圖 3.2.1.1 主軸軸徑的確定 主軸軸徑通常指主軸前軸頸的直徑，其對于主軸部件剛度影響較大。加大直徑，可減少主軸本身彎曲變形引起的主軸軸端位移和軸承彈性變形引起的軸端位移，從而提高主軸部件剛度。但加大直徑受到軸承值的限制，同時造成相配零件尺寸加大、制造困難、結構龐大和重量增加等，因此在滿足剛度要求下應取較小值。 設計時主要用類比分析的方法來確定主軸前軸頸直徑。加工中心主軸前軸頸直徑按主電動機功率來確定，由表3.11-6[2]查得。 由于裝配需要，主軸的直徑總是由前軸頸向

33、后緩慢地逐段減小的。在確定前軸徑后，由式3.11-1[2]可知前軸頸直徑和后軸頸直徑有如下關系： 3.2.1.2 主軸內(nèi)孔直徑的確定 主軸內(nèi)孔直徑與機床類型有關，主要用來通過棒料，通過拉桿、鏜桿或頂出頂尖等。確定孔徑的原則是，為減輕主軸重量，在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求下，應盡量取大值。 由經(jīng)驗得知，當時（是主軸平均直徑），主軸剛度會急劇下降；而當時，內(nèi)孔對主軸剛度幾乎無影響，可忽略不計，所以常取孔徑的極限值為： 此時，剛度削弱小于。 按照任務書的要求及綜合各軸段直徑的實際大小，確定內(nèi)孔直徑。 3.2.1.3 主軸端部形狀的選擇 機床主軸

34、的軸端一般用于安裝刀具、夾持工件或夾具。在結構上，應能保證定位準確、安裝可靠、連接牢固、裝卸方便，并能傳遞足夠的扭矩。目前，主軸端部的結構形狀都已標準化。 圖3.2所示為銑床主軸的軸端形式，其尺寸大小按照GB3837.1-83進行加工，選擇主軸序號為BT-45的主軸端部尺寸。 圖3.2 銑床主軸的軸端形式 3.2.1.4 主軸懸伸量的確定 主軸懸伸量是指主軸前端面到前支承徑向反力作用中點（一般即為前徑向支承中點）的距離。它主要取決于主軸端部結構型式和尺寸、前支承的軸承配置和密封裝置等，有的還與機床其他結構參數(shù)有關，如工作臺的行程等，因此主要由結構設計確定。 懸伸量值對主軸部件的剛

35、度和抗振性具有較大的影響。因此，確定懸伸量的原則，是在滿足結構要求的前提下盡可能取小值，同時應在設計時采取措施縮減值。 3.2.1.5 主軸支承跨距的確定 支承跨距是指主軸相鄰兩支承反力作用點之間的距離?？缇嗍菦Q定主軸系統(tǒng)動、靜剛度的重要影響因素。合理確定支承跨距，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。 最優(yōu)跨距是指在切削力作用下，主軸前端的柔度值最小時的跨距。其推導公式是在靜態(tài)力作用下進行的。實驗證明，動態(tài)作用下最優(yōu)跨距很接近于推得的最優(yōu)值。 最優(yōu)跨距可按下列公式計算[6]： …………………………………… （3.2） 式中： ……………………………………………… （3.3

36、） …………………………………………………… （3.4） 式中： —— 主軸前端懸伸長，單位為； —— 材料的彈性模量，單位為； —— 軸慣性矩，單位為； —— 前軸承剛度值，單位為； —— 后軸承剛度值，單位為。 按上式計算最優(yōu)跨距，計算過程如下： …………………………………………………… （3.5） 式中： —— 主軸跨距部分的平均直徑，單位為； —— 主軸跨距部分的平均孔頸，單位為。 由式（3.5）得：；由參考文獻[6]中圖3.11-11確定， ；由主軸材料為40Cr查得材料的彈性模量；由主軸的結構形式確定主軸前端懸伸長 將上述參數(shù)值代入公式

37、(3.3)(3.4)，得， 將，值代入公式（3.2），得 按照結構設計的要求，取。 由于，故滿足設計要求。 3.2.2 主軸受力分析 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，常常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。而作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。 (a) (b) (c) 圖3.3 軸承受力圖 主軸上的軸承采用一端固定，另一端游動的支承形式。圖示3.3a為軸承在空間力系的總受力圖，它可分解為鉛垂面（圖3.3b）和水平面（圖3.3c）兩個平面力系。 由公式（3.1）得出切向銑削力 徑向負荷[22] 切向負荷[2

38、2] 軸向負荷[22] 圖3.4 靜不定梁鉛垂面分解圖 由于此主軸的受力屬于簡單靜不定梁類型，所以要以靜不定梁的受力方法來解決問題。圖示3.4為靜不定梁的鉛垂面受力圖。為了使其變形與原靜不定梁相同，必須滿足變形協(xié)調條件，即要求。 利用疊加法，得撓度為： ………………………………………… （3.6） 式中： —— 徑向（切向）負荷分力，單位為； —— 徑向（切向）負荷，單位為； —— 材料的彈性模量，； —— 軸慣性矩，。 由公式（3.5）得。將，代入公式（3.6），則鉛垂面的撓度為： 得 得 得 將，代入公式（3.6），則水平面的撓

39、度為： 得 得 得 (a)機構草圖 (b)受力簡圖 (c)水平面受力 (d)水平面彎矩圖 (e)垂直面受力 (f)垂直面彎矩圖 (g)合成彎矩圖 (h)轉矩圖 圖3.5 軸的結構和載荷圖 A-B段支承反力： 水平面： 垂直面： B-C段支承反力： 水平面： 垂直面： C-D段支承反力： 水平面： 垂直面： D-E段支承反力： 水平面： 垂直面： 軸的受力簡圖、水平面及垂直面受力簡圖見圖3.5b、c、e。 A-B段彎矩： 水平面： 垂直面： 合成： B-C段彎矩： 水平面： 垂直面：

40、 合成： C-D段彎矩： 水平面： 垂直面： 合成： D-E段彎矩： 水平面： 垂直面： 合成： 軸的水平面、垂直面及合成彎矩圖見圖3.5d、f、g。 已知：小帶輪的輸出功率為，同步帶的傳動效率為。所以，大帶輪的輸出功率為： 則大帶輪的輸出轉矩為： 軸的轉矩圖見圖3.5h。 3.2.3 主軸的強度校核 從合成彎矩圖和轉矩圖上得知，主軸在截面C、D處承受了較大的彎矩，并且還受到帶輪傳動所帶來的扭矩。因此，這兩個截面是危險截面。在校核主軸的強度時應按彎扭合成強度條件進行計算。 軸的彎扭合成強度條件為[23] …………………………（3.7） 式中： ——

41、 軸的計算應力，； —— 軸的抗彎截面系數(shù)，； —— 折合系數(shù)； —— 軸的許用彎曲應力，； —— 軸所受的扭矩，單位為； —— 軸所受的彎矩，單位為。 軸的抗彎截面系數(shù)為[23] 式中： —— 軸頸處直徑，單位為； —— ，此處，為軸孔直徑。 得 根據(jù)主軸材料為，由表15-1[23]查得許用彎曲應力。按扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取折合系數(shù)。 將上述參數(shù)代入公式（3.7），則軸的計算應力為 因為，所以主軸的強度符合要求。 3.2.4 主軸的剛度校核 軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉變形。若變形量超過允許的限度，就會影響軸上零件的正常工作，甚至會

42、喪失機器應有的工作性能。對于本課題的主軸，應該按軸的彎曲剛度校核。軸計算剛度經(jīng)驗公式為 …………………………………………… （3.8） 式中： —— 軸的計算撓度，單位為； —— 軸慣性量，單位為； —— 軸所用材料的彈性模量，單位為； —— 支承跨度，單位為； —— 軸所受圓周力，單位為； —— 軸所受徑向力，單位為。 —— 軸的允許撓度，單位為 已知：，，，，。由表15-1-42[24]查得軸的允許撓度為 將上述參數(shù)代入公式（3.8），則軸的計算剛度為 由于，所以軸能夠滿足剛度要求。 綜上所述，軸的強度，剛度均符合校核要求。 3.3 主軸組件

43、的支承 3.3.1 主軸軸承的類型 機床主軸帶著刀具或夾具在支承件中作回轉運動，需要傳遞切削扭矩，承受切削抗力，并保證必要的旋轉精度。數(shù)控機床主軸支承根據(jù)主軸部件的轉速、承載能力及回轉精度等要求的不同而采用不同種類的軸承。主軸軸承是主軸組件的重要組成部分，它的類型、結構、配置、精度、安裝、調整、潤滑和冷卻都直接影響了主軸組件的工作性能。在數(shù)控機床上主軸軸承常用的有滾動軸承和滑動軸承。 滾動軸承摩擦阻力小，可以預緊，潤滑維護簡單，能在一定的轉速范圍和載荷變動范圍下穩(wěn)定地工作。滾動軸承由專業(yè)化工廠生產(chǎn)，選購維修方便，在數(shù)控機床上被廣泛采用。但與滑動軸承相比，滾動軸承的噪聲大，滾動體數(shù)目有限，

44、剛度是變化的，抗振性略差并且對轉速有很大的限制。數(shù)控機床主軸組件在可能條件下，盡量使用了滾動軸承，特別是大多數(shù)立式主軸和主軸裝在套筒內(nèi)能夠作軸向移動的主軸。這時滾動軸承可以用潤滑脂潤滑以避免漏油。圖3.6所示為主軸常用的幾種滾動軸承的類型。 (a)雙列圓柱 (b)雙列推力向 (c)雙列圓錐滾 (d)帶凸緣雙列圓柱 (e)帶彈簧的單列圓 滾子軸承 心球軸承 子軸承 滾子軸承 錐滾子軸承 圖3.6 主軸常用的幾種滾動軸承的類型 為了適應主軸高速發(fā)展的要求，滾珠軸承的滾珠可采用陶瓷滾珠。陶瓷滾珠軸承由于陶瓷材料

45、的質量輕，熱膨脹系散小，耐高溫，所以具有離心小、動摩擦力小、預緊力穩(wěn)定、彈性變形小、剛度高的特點。但由于成本較高，在數(shù)控機床上還未普及使用[14]。 數(shù)控機床主軸支承根據(jù)主軸部件的轉速、承載能力及回轉精度等要求的不同而采用不同種類的軸承。不同類型主軸軸承的優(yōu)缺點見表3.1。 表3.1 數(shù)控機床的主軸軸承及其性能[10] 性 能 滾動軸承 液體靜壓軸承 氣體靜壓軸承 磁力軸承 陶瓷軸承 旋轉精度 一般或較高，在預緊無間隙時較高 高，精度保持性好 一般 同滾動軸承 剛 度 一般或較高，預緊后較高，取決于所用軸 高，與節(jié)流閥形式有關，薄膜反饋或滑閥

46、反饋很高 較差，因空氣可壓縮，與承載力大小有關 不及一般滾動軸承 比一般滾動軸承差 抗 振 性 較差，阻尼比 好，阻尼比 好 較好 同滾動軸承 速度性能 用于中、低速，特殊軸承可用于較高速 用于各級速度 用于超高速 用于高速 用于中、高速，熱傳導率低，不易發(fā)熱 摩擦損耗 較小， 小， 小 很小 同滾動軸承 壽 命 疲勞強度限制 長 長 長 較長 結構尺寸 軸向小，徑向大 軸向大，徑向小 軸向大，徑向小 徑向大 軸向小，徑向大 制造難易 軸承生產(chǎn)專業(yè)化、標準化 自制，工藝要求高，需要供油設備 自制，工藝

47、較液壓系統(tǒng)低，需要供氣系統(tǒng) 較復雜 比滾動軸承難 使用維護 簡單，用油脂潤滑 要求供油系統(tǒng)清潔，較難 要求供氣系統(tǒng)清潔，較易 較難 較難 成 本 低 較高 較高 高 較高 機床主軸軸承發(fā)展，經(jīng)歷了滾、陶、氣浮、磁浮等階段。滾動軸承發(fā)展到陶瓷軸承，即鋼球改為陶瓷球，滾道加TiN或CrNi金屬。由于陶瓷球具有高剛度、高硬度、低密度以及低熱脹和低導熱系數(shù)等特點，同時所用油脂為一次性，終身潤滑，大大地提高了滾動軸承的性能，所以被廣泛采用。 目前，一般中小規(guī)格的數(shù)控機床（如車床、銑床、鉆鏜床、加工中心、磨床等）的主軸部件多采用成組高精度滾動軸承重型數(shù)控機床采用液

48、體靜壓軸承，高精度數(shù)控機床（如坐標磨床）采用氣體靜壓軸承，轉速達的主軸則可采用磁力軸承或氮化硅材料的陶瓷滾珠軸承。數(shù)控機床的轉速高，為減少主軸的發(fā)熱，必須改善軸承的潤滑方式。在數(shù)控機床上的潤滑一般采用高級油脂封入方式潤滑，每加一次油脂可使用年。 3.3.2 主軸軸承的配置 根據(jù)主軸部件的工作精度、剛度、溫升和結構的復雜程度，合理配置軸承，可以提高主傳動系統(tǒng)的精度。采用滾動軸承支承，有許多不同的配置形式，目前數(shù)控機床主軸軸承的配置主要有如圖3.7所示的幾種形式。 (a) (b) (c)

49、 (d) 圖3.7 數(shù)控機床主軸軸承的配置形式 在圖3.7a所示的配置中，前支承采用雙列短圓柱滾子軸承和60角接觸球軸承組合，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用成對角接觸球軸承，該配置可滿足強力切削的要求，普遍應用于各類數(shù)控機機床。 在圖3.7b所示的配置形式中，前軸承采用角接觸球軸承，由個軸承組成一套，背靠背安裝，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用雙列短圓柱滾子軸承，這種配置適用于高速、重載的主軸部件。 在圖3.7c所示的配置形式中，前后支承均采用成對角接觸球軸承，以承受徑向載荷和軸向載荷，角接觸球軸承具有較好的高速

50、性能，主軸最高轉速可達，但這種軸承的承載能力小，因而這種配置適用于高速、輕載和精密的數(shù)控機床主軸。 在圖3.7d所示的配置形式中，前支撐采用雙列圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用單列圓錐滾子軸承，這種配置徑向和軸向的剛度高，可承受重載荷，尤其能承受較強的動載荷，安裝與調整性能好，但主軸轉速和精度的提高受到限制，因此適用于中等精度，低速與重載荷的數(shù)控機床主軸[15]。 3.3.3 主軸軸承的預緊 對主軸滾動軸承進行預緊和合理選擇預緊量，可以提高主軸部件的回轉精度、剛度和抗振性。滾動軸承間隙的調整或預緊，通常是通過軸承內(nèi)、外圈的相對軸向移動來實現(xiàn)的。 (1) 軸承內(nèi)圈移動

51、這種方法適用于錐孔雙列圓柱滾子軸承。用螺母通過套筒推動內(nèi)圈在錐形軸頸上做軸向移動，使內(nèi)圈變形脹大，在滾道上產(chǎn)生過盈，從而達到預緊的目的。圖3.8所示為幾種軸承內(nèi)圈的預緊形式。 (a) (b) (c) (d) 圖3.8 軸承的預緊形式 圖3.8a結構簡單，但預緊量不易控制，常用于輕載機床主軸部件。 圖3.8b用螺母限制內(nèi)圈的移動量，易于控制預緊量。 圖3.8c在主軸凸緣上均布數(shù)個螺釘以調整內(nèi)圈的移動量，調整方便，但是用幾個螺釘調整。易使墊圈歪斜。 圖3.8d將緊靠軸承右端的墊圈做成兩個

52、半環(huán)，可以徑向取出，修磨其厚度可控制預緊量的大小，調整精度較高[15，16]。 (2) 修磨座圈 通過修磨軸承的內(nèi)外座圈，可以調整軸承的預緊力。圖3.9所示為兩種修磨的形式。 (a) 修磨軸承內(nèi)圈的內(nèi)側 (b) 修磨軸承外圈的內(nèi)側 圖3.9 修磨軸承座圈 圖3.9a為軸承外圍寬邊相對(背對背)安裝，這時修磨軸承內(nèi)圈的內(nèi)側，使間隙a增大。 圖3.9b所示為外圍窄邊相對(面對面)安裝，這時修磨軸承外圈的窄邊。在安裝時按圖示的相對關系裝配，并用螺母或法蘭蓋將兩個軸承軸向壓攏，使兩個修磨過的端面貼緊，這樣能夠使兩個軸承的滾道之間產(chǎn)生預緊[10]。 另一種方法是將兩個厚度不同的

53、隔套放在兩軸承內(nèi)、外圈之間，同樣將兩個軸承軸向相對壓緊，使?jié)L道之間產(chǎn)生預緊，隔套調整法如圖3.10所示[10]。 (a) (b) 圖3.10 隔套調整法 3.3.4 主軸支承方案的確定 主軸軸承的不同配置形式對主軸組件剛度損失有巨大的影響，從而確定當支承跨距較大時，降低支承剛度，或適當增大主軸軸頸直徑和內(nèi)孔直徑是減小主軸組件剛度損失的有效措施，并可提高其動態(tài)性能。 本課題采用陶瓷球軸承做主軸支撐，即用氮化硅材料(Si3N4)做成陶瓷球來替代滾珠，軸承內(nèi)外套圈仍為GCrl5鋼套圈。雖然只是把鋼球變成了氮化硅球，但是另一方面，溝道的幾何尺寸也作了改進以優(yōu)化軸承性能。這種軸承在減小了離

54、心力的同時，也減小了滾珠與該道間的摩擦力，從而獲得較低的溫升及較好的高速性能[20]。 混合陶瓷球軸承最常見的形式是角接觸球軸承，它可以在既有徑向也有軸向負荷時有效地高速運轉。但是軸向負荷只能從一個方向施加。因此，這些軸承通常成對安裝并施加預負荷以保證正確的接觸角。 由于加工中心在加工時不僅需要受到軸向力，還會受到一定的徑向力。因此在本課題的軸承配置中選用如圖3.7的方式。而本課題的預緊方式采用隔套調整法及雙螺母預緊。 3.3.5 軸承的配合 由于主軸軸承在工作時基本上都是內(nèi)圈旋轉、外圈相對固定不動,且主軸承受載荷多為定向載荷。因此,為了提高軸承的剛性,防止軸承在工作期間因摩擦發(fā)熱而引

55、起內(nèi)圈膨脹,導致內(nèi)圈與主軸之間產(chǎn)生相對轉動現(xiàn)象, 精密機床主軸軸承內(nèi)圈與主軸之間一般選擇過盈配合。另外,為了使軸承外圈溝道不只在某一局部受力,允許軸承外圈在軸承座內(nèi)出現(xiàn)蠕動現(xiàn)象, 以盡可能地延長軸承的使用壽命。同時,為防止軸承外圈因熱膨脹引起與軸承座之間的過緊現(xiàn)象, 引起軸承預緊增加,導致摩擦發(fā)熱加劇,故軸承外圈與軸承座之間一般選擇間隙配合。 在本課題中，固定端前支承的7017C角接觸球軸承與軸承座的配合采用間隙配合,配合目標間隙值取3～8μm。為了提高機床的切削剛性，該軸承與主軸的配合采用過盈配合, 配合目標過盈量取0～4μm。而后支承的7015C角接觸球軸承與主軸選用過盈配合, 配合目標

56、過盈量取0～3μm。與軸承座之間為間隙配合,配合目標間隙值取9～15μm[21]。 3.3.6 主軸軸承設計計算 3.3.6.1 軸承受力分析 軸承的受力簡圖參見圖3.3。從圖上可知，在A、B兩處所用的是同種型號的角接觸球軸承，且D處的軸承是成對使用，共同承擔支承作用。所以，校驗C、D處7017AC軸承只需取受力最大處即可。 已知： ，， ， 則軸承7017AC所受徑向合力為 軸承7015AC所受徑向合力為 3.3.6.2 軸承7017AC壽命計算 軸承的工作年限為7年（一年按300天計算），每天兩班工作制（按16h計算），則軸承預期計算壽命為 已知軸承701

57、7AC所受的軸向負荷，徑向負荷。由表13-5[23]查得分界判斷系數(shù)。 由表13-5[23]查得徑向動載荷系數(shù)X=1，軸向動載荷系數(shù)Y=0。根據(jù)載荷性質為中等沖擊，由表13-6[23]查得載荷系數(shù)一般為，取。則軸承的當量動載荷為[23] 以小時數(shù)表示的軸承壽命（單位為h）為 …………………………………………………… （3.9） 式中： —— 失效率（可靠度）的基本額定壽命（） —— 軸承的轉速，單位為； —— 基本額定動載荷，單位為； —— 當量動載荷，單位為； —— 壽命指數(shù)，對球軸承，滾子軸承。 查表22-42[5]得基本額定動載荷。將上述參數(shù)代入公式

58、（3.9），則以小時數(shù)表示的軸承壽命為 由于，所以能夠滿足要求。 3.3.6.3 軸承7015AC壽命計算 軸承的工作年限為7年（一年按300天計算），每天兩班工作制（按16h計算），則軸承預期計算壽命為 已知軸承7015AC所受的軸向負荷，徑向負荷。由表13-5[23]查得分界判斷系數(shù)。 由表13-5[23]查得徑向動載荷系數(shù)X=0.41，軸向動載荷系數(shù)Y=0.87。根據(jù)載荷性質為中等沖擊，由表13-6[23]查得載荷系數(shù)一般為，取。則軸承的當量動載荷為[23] 查表22-42[5]得基本額定動載荷。將上述參數(shù)代入公式（3.9），則以小時數(shù)表示的軸承壽命為

59、 由于，所以能夠滿足要求。 3.4 帶的設計計算 1.計算設計設計功率 由《機械設計》表6—16查得=1.3，故 =P= 2. 選擇帶型 根據(jù)=7.15KW，=1500r/min，由《機床設計手冊》查得初選B型 3．選擇帶輪基準直徑，和， 由《機床設計手冊》取=183.6mm， =119， =i=mm=183.6mm，=i=mm=238mm 所以取=183.6mm，=239mm。 4. 驗算帶速v ==m/s=14.4m/s ==m/s=9.4m

60、/s 在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速適合。 5. 確定中心距a和帶的基準長度 初選中心距=250mm。符合 0.7（+）2（+） 所以帶長=2+（+）+=1078mm 由《機床設計手冊》對于B帶選取基準長度=1120mm，計算實際中心距 A=-=140 B==133.4 故a==273mm 取a=270mm 6. 小帶包角 ==> 驗證==> 小帶輪包角合適。 7． 確定帶的根數(shù)z z==2.67 取Z=3根 (15) 帶輪的結構和尺寸 傳動選用的同帶為3連組V 帶 主動帶輪： ，

61、 大帶輪： ， 3.5 主軸組件的潤滑與密封 主軸組件的潤滑與密封是機床使用和維護過程中值得重視的兩個問題。良好的潤滑效果可以降低軸承的工作溫度和延長使用壽命。密封不僅要防止灰塵屑末和切削液進入，還要防止?jié)櫥偷男孤? 3.5.1 主軸組件的潤滑 在數(shù)控機床上，主軸軸承潤滑方式主要有油脂潤滑，油液循環(huán)潤滑、油霧潤滑、油氣潤滑等。 1） 油脂潤滑方式 這是目前在數(shù)控機床的主軸軸承上最常用的潤滑方式，特別是在前支承軸承上更是常用。當然，如果主軸箱中沒有冷卻潤滑油系統(tǒng)，那么后支承軸承和其他軸承一般采用油脂潤滑方式。在數(shù)控機床上，通常采用高級油脂的種類為高級鋰基油脂或德國產(chǎn)NBU-15

62、型油脂，每加一次油脂可使用年。主軸軸承油脂封入量，通常為軸承空間容積的，切忌隨意填滿。因為油脂過多，會加劇主軸發(fā)熱[11]。 同時，脂潤滑會降低全鋼軸承的性能，而混合陶瓷球軸承卻可以安全地采用脂潤滑，符合本課題的主軸支承的選用。 但是，要注意的是，采用油脂潤滑方式，要采取有效的密封措施，以防止切削液或潤滑油進入軸承中。 2） 油霧潤滑方式 油霧潤滑方式是將油液經(jīng)高壓氣體霧化后，從噴嘴成霧狀噴到需潤滑部位的潤滑方式。由于霧狀油液吸熱性好，又無油液攪拌作用，所以此方式常用于高速主軸軸承的潤滑。但是，油霧容易吹出，污染環(huán)境[10]。 3.5.2 主軸組件的密封 密封的作用主要是防止灰塵、

63、屑末和切削液等進入軸承，以減少腐蝕和磨損；也可防止?jié)櫥屯饴?，保護環(huán)境，避免污染。 主軸的密封分接觸式密封和非接觸式密封兩類。前者有摩擦和磨損，發(fā)熱嚴重，一般宜用于低速主軸。后者制成迷宮式和間隙式，發(fā)熱很小，應用廣泛。圖3.11是幾種非接觸密封的形式。 (a) (b) (c) 圖3.11 非接觸式密封 1—端蓋 2—螺母 圖3.11a是圈形間隙式密封，它是在蓋的內(nèi)腔中車出梯形或半圓形截面的環(huán)形油槽，并填滿潤滑脂。利用軸承蓋與軸的間隙密封，軸承蓋的孔內(nèi)開槽是為了提高密封效果。這種密封用在工作環(huán)境比較清潔的油脂潤滑處。

64、 圖3.11b是在螺母的外圓上開鋸齒形環(huán)槽，當油向外流時，靠主軸轉動的離心力把油沿斜面甩到端蓋1的空腔內(nèi)，油液流回箱內(nèi)。 圖3.11c是迷宮式密封結構，對于采用脂潤滑的主軸，密封主要是防止外界異物進入。所以，通常采用間隙式或迷宮式密封裝置。并且此密封方式在較惡劣的工作環(huán)境下也可獲得可靠的密封效果。迷宮式密封結構是在組件的轉動和固定部分之間做成復雜而曲折的通道，間隙不超過，并填滿潤滑脂。由于這種密封方法能有效地保護軸承，所以得到廣泛應用[16]。 接觸式密封主要有油氈圈和耐油橡膠密封圈密封，如圖3.12所示[10]。 (a) (b) 圖3.12 接觸式密封

65、 1—甩油環(huán) 2—油氈圈 3—耐油橡膠密封圈 3.5.3 本課題的潤滑與密封方案的確定 本課題中主軸組件的潤滑方式采用油脂潤滑方式，由于潤滑脂的粘度大，不易流失，因此不需要經(jīng)常更換。這也是目前在數(shù)控機床的主軸軸承上最常用的潤滑方式。 同時，由于本課題的軸承采用油脂潤滑方式，其密封目的主要是防止外界異物進入，所以可以采用較為簡單的密封方式。在本課題中，主軸支承處主要采用的是徑向迷宮式密封，而在絲杠軸承處主要采用油氈圈密封。如圖3.13所示為徑向迷宮式密封裝置。 圖3.13 徑向迷宮式密封 3.6 鍵的設計計算 3.6.1 主軸上的鍵 對于采用常見的材料和按標準選取尺寸的普

66、通平鍵聯(lián)接（靜聯(lián)接），其主要失效形式是工作面被壓潰。除非存在嚴重過載，否則一般不會出現(xiàn)鍵的剪斷。因此，通常只按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。 假定載荷在鍵的工作面上是均勻分布的，則普通平鍵聯(lián)接的強度條件為[23]： ……………………………………………… （3.11） 式中： —— 傳遞的轉矩（），單位為； —— 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，，此處為鍵的高度，單位為； —— 鍵的工作長度，單位為，圓頭平鍵，平頭平鍵，這里的為鍵的公稱長度，單位為，為鍵的寬度，單位為； —— 軸的直徑，單位為； —— 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，單位 已知：帶輪作用在軸上的力，鍵所處主軸段直徑，鍵的寬度，鍵的公稱長度，鍵的高度。 鍵所傳遞的轉矩為 由于主軸處采用圓頭平鍵，故鍵的工作長度為 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為 將上述參數(shù)代入公式（3.11），故聯(lián)接工作面擠壓應力為 按聯(lián)接工作方式為靜聯(lián)接，且載荷性質具有沖擊性，查表9-3[5]得鍵聯(lián)接的許用應力。 由于，所以能滿足要求。 3.6.2 主電機上的鍵 已知：主電機額定轉矩，電機輸出軸