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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 I 摘 要 數(shù)控機床即數(shù)字程序控制機床 是一種自動化機床 數(shù)控技術是數(shù)控機床 研究的核心 是制造業(yè)實現(xiàn)自動化 網(wǎng)絡化 柔性化 集成化的基礎 隨著制 造技術的發(fā)展 現(xiàn)代數(shù)控機床借助現(xiàn)代設計技術 工序集約化和新的功能部件 使機床的加工范圍 動態(tài)性能 加工精度和可靠性有了極大的提高 本文主要對 XK5040 數(shù)控立式銑床及控制系統(tǒng)進行設計 首先分析立式銑床 的加工特點和加工要求確定其主參數(shù) 包括運動和動力參數(shù) 根據(jù)主參數(shù)和設 計要求進行主運動系統(tǒng) 進給系統(tǒng)設計 主要進行主運動系統(tǒng)和進給系統(tǒng)的機 械結構設計及滾珠絲杠和步進電機的選型和校核 關鍵詞 數(shù)控技術 立式銑床 結構設計 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 II Abstract The numerical control engine bed is the digital process control engine bed is one kind of automated engine bed the numerical control technology is the core which the numerical control engine bed studies is the manufacturing industry realization automation the network the flexibility the integrated foundation Along with the manufacture technology development the modern numerical control engine bed with the aid of the modern design technology the working procedure intensification and the new function part caused the engine bed the processing scope the dynamic performance the processing precision and the reliability had the enormous enhancement This article mainly carries on the design to the XK5040 numerical control vertical milling machine first analyzes the vertical milling machine the processing characteristic and the processing request determines its host parameter including movement and dynamic parameter Carry on the host kinematic scheme according to the host parameter and the design request enters for the system and the control system hardware circuit design Mainly carries on the host kinematic scheme and enters for the system mechanism design and the ball bearing guide screw and electric stepping motor shaping and the examination Key words Numerical control technology Vertical milling machine Design 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 III 目 錄 摘 要 I Abstract II 第 1章 總體設計 1 1 1 銑床簡介 1 1 2 XK5040 型數(shù)控銑床的總體布局主要技術參數(shù)及總傳動系統(tǒng)圖 1 1 2 1 XK5040 型數(shù)控銑床的總體布局 1 1 2 2 XK5040 型數(shù)控銑床的主要技術參數(shù) 3 1 2 3 總傳動系統(tǒng)圖 4 第 2章 主運動系統(tǒng)設計 6 2 1 傳動系統(tǒng)設計 6 2 1 1 參數(shù)的擬定 6 2 1 2 傳動結構或結構網(wǎng)的選擇 6 2 1 3 轉速圖擬定 7 2 1 4 齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制 10 2 2 傳動件的估算與驗算 14 2 2 1 傳動軸的估算和驗算 14 2 2 2 齒輪模數(shù)的估算 17 2 3 展開圖設計 22 2 3 1 結構實際的內容及技術要求 22 2 3 2 齒輪塊的設計 24 2 3 3 傳動軸設計 26 2 3 4 主軸組件設計 29 2 4 制動器設計 35 2 4 1 按扭矩選擇 35 2 5 截面圖設計 37 2 5 1 軸的空間布置 37 2 5 2 操縱機構 38 2 5 3 潤滑 38 2 5 4 箱體設計的確有關問題 39 第 3章 進給系統(tǒng)設計 40 3 1 總體方案設計 40 3 1 1 對進給伺服系統(tǒng)的基本要求 40 3 1 2 進給伺服系統(tǒng)的設計要求 40 3 1 3 總體方案 40 3 2 進給伺服系統(tǒng)機械部分設計 41 3 2 1 確定脈沖當量計算切削力 41 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 IV 3 2 2 滾珠絲桿螺母副的計算和造型 43 3 2 3 齒輪傳動比計算 53 3 2 4 步進電機的計算和選型 54 3 2 5 進給伺服系統(tǒng)機械部分結構設計 65 結論 69 致謝 70 參考文獻 71 附錄 1 72 附錄 2 74 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 1 第 1章 總體設計 1 1銑床簡介 銑床是一種用途廣泛的機床 它可以加工平面 水平面 垂直面等 溝槽 鍵槽 T 型槽 燕尾槽等 多齒零件上齒槽 齒輪 鏈輪 棘輪 花鍵軸等 螺旋形表面 螺紋和螺旋槽 及各種曲面 此外 它還可以用于加工回轉體 表面及內孔 以及進行切斷工作等 由于銑床使用旋轉的多齒刀具加工工件 同時有數(shù)個刀齒參加切削 所以 生產效率高 但是 由于銑刀每個刀齒的切削過程是斷續(xù)的 且每一個的切削 厚度又是變化的 這就使切削力相應地發(fā)生變化 容易引起機床振動 因此 銑床在結構上要求有較高的剛度和抗振性 銑床的類型很多 主要類型有 臥式升降臺銑床 立式升降臺銑床 龍門 銑床 工具銑床和各種專門化銑床等 隨著科學技術的進步 數(shù)控銑床得到了越來越廣泛的應用 它一般分為立 式和臥式兩種 一般數(shù)控銑床是指規(guī)格較小的升降臺數(shù)控銑床 其工作臺寬度 多在 400mm 以下 規(guī)格較大的數(shù)控銑床 例如工作臺寬度在 500mm 以上的 其 功能已向加工中心靠近 進而演變成柔性制造單元 數(shù)控銑床多為三坐標 兩 軸聯(lián)動的機床 也稱兩軸半控制 即 X Y Z 三個坐標軸中 任意兩個都可以 聯(lián)動 一般情況下 在數(shù)控銑床上只能用來加工平面曲線的輪廓 對于有特殊 要求的數(shù)控銑床 還可以加進一個回轉的 A 坐標或 C 坐標 即增加一個數(shù)控分 度頭或數(shù)控回轉工作臺 這是機床的數(shù)控系統(tǒng)為四坐 標的數(shù)控系統(tǒng) 它可用 來加工旋轉槽 葉片等立體曲面零件 我們本次設計過程中要接觸到的為 XK5040 數(shù)控立式銑床 它的工作臺寬 度為 400mm 1 2 XK5040型數(shù)控銑床的總體布局主要技術參數(shù)及總傳動系統(tǒng) 圖 1 2 1 XK5040型數(shù)控銑床的總體布局 圖 1 1 所示為 XK5040 型數(shù)控銑床的布局圖 床身 6 固定在底座 1 上 用 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 2 于 安裝與支承機床各部件 操縱臺 10 上有 CT 顯示器 機床操作按鈕和各種 開關及指示燈 縱向工作臺 16 橫向溜板 12 安裝在升降臺 15 上 通過縱向進 給伺服電動機 13 橫向進給伺服電動機 14 和垂直升降進給服電動機 4 的驅動 完成 X Y Z 坐標進給 強電柜 2 中裝有機床電器部分的接觸器 繼電器等 變壓器器箱 3 安裝在床身立柱的后面 數(shù)控柜 7 內裝有機床數(shù)控系統(tǒng) 保護開 關 8 11 可控制縱向行程硬限位 擋鐵 9 為縱向參考點設定擋鐵 主軸變速手 柄和按鈕板 5 用于手動控制主軸的正 反轉 停止及切削液開停等 圖 1 1 XK5040 銑床外觀圖 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 3 1 2 2 XK5040型數(shù)控銑床的主要技術參數(shù) 機床設計的初使 首先需確定有關參數(shù) 它們是傳動設計和就億個度微 設計的依據(jù) 影響到產品是否能滿足所需要的功能要求 因此 參數(shù)擬定是機 床設計中的重要問題 機床參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù) 主參數(shù)是最重要的 它直接反映機床的加 工能力 特性 決定和影響其他基本參數(shù)的數(shù)值 如銑床的工作臺寬度等 基 本參數(shù)是一些與加工工件尺寸 機床結構 運動和動力特性有關的參數(shù) 可歸 納為 尺寸參數(shù) 運動參數(shù)和動力參數(shù) XK5040 型數(shù)控銑床的主要技術參數(shù)如下 工作臺 工作臺尺寸 長 寬 1600 400mm 工作臺最大縱向行程 900mm 工作臺最大橫向行程 375mm 工作臺最大垂直行程 400mm 工作臺 T 型槽數(shù) 3 工作臺 T 型槽寬 18mm 工作臺 T 型間距 100mm 主軸 主軸錐度 50 7 24 主軸孔徑 27mm 刀桿直徑 32mm 或 50mm 主軸前軸承直徑 90mm 主軸軸向移動距離 70mm 部件間主要尺寸 立銑頭最大回轉角度 45 主軸端面到工作臺面的距離 50 400mm 主軸中心線至床身垂直導軌距離 430mm 工作臺側面至床身垂直導軌距離 30 405mm 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 4 機動性能 主軸轉速級數(shù) 18 主軸轉速范圍 30 1500r min 動力外形 主電機功率 7 5KW 主電機轉速 1450r min 工作臺進給量 縱向 10 1500mm min 橫向 10 1500mm min 垂直 10 600mm min 定位精度 ISO 標準 X 0 07mm Y 0 05mm Z 0 06mm 重復定位精度 ISO 標準 0 03mm 工作臺最大承載 200kg 機床外形尺寸 長 寬 高 2495mm 2100mm 2170mm 機床重量 約 2700kg 1 2 3 總傳動系統(tǒng)圖 XK5040 立式銑床的總的傳動系統(tǒng)圖如圖 1 2 所示 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 5 圖 1 2 XK5040 總傳動系統(tǒng)圖 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 6 第 2章 主運動系統(tǒng)設計 2 1 傳動系統(tǒng)設計 2 1 1參數(shù)的擬定 選定公比 確定各級傳送機床常用的公比 為 1 26 或 1 41 考慮適當減少 相對速度損失 這里取公比為 1 26 根據(jù)給出的條件 主運動部分 Z 18 級 根據(jù)標準數(shù)列表 確定各級轉速為 30 37 5 47 5 60 75 95 118 150 190 235 300 375 475 600 750 950 1180 1500R min 2 1 2 傳動結構或結構網(wǎng)的選擇 1 確定變數(shù)組數(shù)目和各變數(shù)組中傳動副的數(shù)目 該機床的變數(shù)范圍較大 必須經過較長的傳動鏈減速才能把電機的轉速降 到主軸所需的轉速 級數(shù)為 Z 的傳動系統(tǒng)由若干個傳動副組成 各傳動組分別 有 個傳動副 即 Z 傳動副數(shù)由于結構的限制 通1z23z123z 常采用 P 2 或 3 即變速 Z 應為 2 或 3 的因子 Z xa2b 因此 這里 18 3x3x2 共需三個變速組 2 傳動組傳動順序的安排 18 級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組 可以排成 3x3x2 或 3x2x3 選擇傳動組安排方式時 要考慮到機床主軸變速率的具體結構 裝置和性 能 I 軸如果安置制動的電磁離和器時 為減少軸向尺寸 第一傳動組的傳動 副數(shù)不能多 以 2 為宜 有時甚至用一個定比傳動副 主軸對加工精度 表面 粗糙度的影響很大 因此主軸上齒輪少些為好 最后一個傳動組的傳動副選用 2 或一個定比傳動副 這里 根據(jù)前多后少的原則 選擇 18 3x3x2 方案 3 傳動系統(tǒng)的擴大順序安排 對于 18 3x3x2 的傳動 有 3 6 種可能安排 亦即有 6 種機構副和對應 的結構網(wǎng) 傳動方案中 擴大順序與傳動順序可以一致 結構式 18 x x13 的傳動中 擴大順序與傳動順序一致 稱為順序擴大傳動 而 18 x x92 的傳動順序不一致 根據(jù) 前密后疏 的原則 選擇 18 x x 的結構式 1392 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 7 4 驗算變速組的變速范圍 齒輪的最小傳動 1 4 最大傳動比 2 決定了一個傳動組的最minU maxU 大變速范圍 axY 根據(jù)傳動比及指數(shù) x 的值 因此 可選擇 18 x x 的傳動方案 1392 5 最后擴大傳動組的選擇 正常連續(xù)順序擴大傳動 串聯(lián)式 的傳動式為 Z 1z 21z3 2 最后擴大傳動組的變速范圍為 r 123 z 2 z 按 原則 導出系統(tǒng)的最大收效 Z 和變速范圍為 8r 因此 傳動方案 18 3 3 2 符合上述條件 其結構網(wǎng)如下圖 2 1 圖 2 1 結構網(wǎng)圖 2 1 3 轉速圖擬定 運動參數(shù)確定后 主軸各級轉速就已知 切削耗能確定電機功率 在此基 礎上 選擇電機的型號 分配個變速組的最小傳動比 擬定轉速圖 確定各中 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 8 間軸的轉速 1 主電機的選擇 中型機床上 一般都采用交流異步電動機為動力源 可在下列中選用 在 選擇電機型號時 應注意 1 電機的 N 根據(jù)機床切削能力的要求確定電機功率 但電機產品的功率已標準化 因 此 按要求應選取相近的標準值 2 電機的轉速 dn 異步電動機的轉速有 3000 1500 1000 750 r min 這取決于電動機 的極對數(shù) P 60f p 60 x50 p r min d 機床中最常用的是 1500 r min 和 3000r min 兩種 選用是要使電機轉速 與主軸最高速度 和工軸轉速相近為宜 以免采用過大或過小的降速傳動 maxn 根據(jù)以上要求 我們選擇功率為 7 5KW 轉速為 1500r min 的電機 查 表 其型號為 Y132M 4 2 分配最小傳動比 擬定轉速圖 1 軸的轉速 軸從電機得到運動 經傳動系統(tǒng)轉化為主軸各級轉速 電機轉速和主 軸最小轉速應相近 顯然 從動件在高速運轉下功率工作時所受扭矩最小來 考慮 軸轉速不宜將電機轉速降得太低 弱軸上裝有離合器等零件時 高 速下摩檫損耗 發(fā)熱都將成為突出矛盾 因此 軸轉速也不宜也太高 軸轉速一般取 700 1000r min 左右較合適 因此 使中間變速組降速緩慢 以減少結構的徑向尺寸 在電機軸 I 到 主傳動系統(tǒng)前端軸 增加一對 26 54 的降速齒輪副 這樣 也有利于變型機 床的設計 改變降速齒輪傳動副的傳動比 就可以將主軸 18 級轉速一起提 高或降低 2 中間軸的轉速 對于中間傳動軸的轉速的考慮原則是 妥善解決結構尺寸大小和噪音 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 9 振動等性能要求之間的矛盾 中間傳動軸轉速較高時 中間傳動軸和齒輪承受扭矩小 可以使軸徑和 齒輪模數(shù)小些 d m 從而可使結構緊湊 但這樣引起空載功率 和噪音加大 4M3 pL 1 3 5 c n KWN空 610n da主 式中 C 系數(shù) 兩支承滾動軸承和滑動軸承 C 8 5 三支承滾動軸承 C 10 所有中間軸軸徑的平均值 da 主軸前后軸徑的平均值主 中間傳動軸的轉速之和n n 主軸轉速 r min 20lg KpL610lg 4 5 1tan ancmzqmz 主 主 式中 所有中間傳動齒輪的分度圓直徑的平均值 mm amz 主軸上齒輪分度圓直徑的平均值 mm 主 q 傳到主軸上所經過的齒輪對數(shù) 主軸齒輪螺旋角 K 系數(shù) 根據(jù)機床類型及制造水平選取 我國中型車床 銑床1c 3 5 車床 K 54 銑床 K 50 51 從上述經驗公式可知 主軸 n 和中間傳動軸的轉速和 對機床噪音和發(fā) 熱的關系 確定中間軸轉速時 應結合實際情況做相應的修正 a 對高速輕載或精密機床 中間軸轉速宜取低些 b 控制齒輪圓周速度 v 8m s 可用 級齒輪精度 在此條件下 可適當選用 較高的中間軸轉速 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 10 3 齒輪傳動比的限制 機床主傳動系統(tǒng)中 齒輪副的極限傳動比 a 升速傳動中 最大傳動比 2 過大 容易引起振動的噪音 maxU b 降速傳動中 最小傳動比 1 4 過小 則主動齒輪與被動齒輪的直in 徑相差太大將導致結構龐大 4 分配最小傳動比 a 決定軸 V VI 和 VI 的傳動比 根據(jù)臺式銑床的結構特點 及對同類車V 床的比較 為使傳動平穩(wěn)取其傳動比為 1 b 決定各變速組的傳動比 由前面 2 軸的轉速及中間軸轉速的分析 及齒輪傳動比的現(xiàn)在 根據(jù) 前緩 后急 的原則 取軸 IV V 的最小降速比為極限值的 1 4 1 26 4 61 2 軸 III IV 和軸 II III 均取 1 minU4 5 擬定轉速圖 根據(jù)結構圖及結構網(wǎng)圖及傳動比的分配 擬定轉速圖 如下圖 2 2 所示 圖 2 2 傳動系統(tǒng)圖 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 11 2 1 4齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制 1 齒輪齒數(shù)的確定的要求 可用計算法或查表確定齒輪齒數(shù) 后者更為簡便 根據(jù)要求的傳動比 u 和初步定出的傳動副齒數(shù)和 查表即可求出小齒輪齒數(shù) ZS 選擇是應考慮 a 傳動組小齒輪不應小于允許的最小齒數(shù) 即 miniZ 推薦 對軸齒輪 12 特殊情況下 11 minZ minZ 對套裝在軸上的齒輪 16 特殊情況下 14 in minZ 對套裝在滾動軸承上的空套齒輪 20 min 當齒數(shù)少于不發(fā)生根切的最小齒數(shù)時 壓力角 a 20 的直齒標準 17 minZ 一般需對齒輪進行正變位修正 b 保證強度和防止熱處理變形過大 齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 一般2 取 圖 2 3 齒輪 則 如圖 2 3 所示 5m in26 5Tz c 同一傳動組的個齒輪副的中心矩應相等 若摸數(shù)相等時 則齒數(shù)和亦相等 但由于傳動比要求 尤其是在傳動中使用了公用齒輪后 常常滿足不了上述要 求 機床上可用修正齒輪 在一定范圍內調整中心矩使其相等但修正量不能太 大 一般齒數(shù)差不能夠超過 3 4 個齒 2 變速傳動組中齒輪齒數(shù)的確定 為了減少齒輪數(shù)目和縮短變速箱的軸向尺寸 這里采用了公用齒輪 但由 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 12 于公用齒輪的采用 使兩個傳動組間的傳動比互相牽制 不能獨立地按照最緊 湊的原則決定傳動件的尺寸 因此 徑向尺寸一般較大 此外 公用齒輪的兩 側齒面同時嚙合會影響其磨損和壽命 這里我們采用查表法來確定齒輪的齒數(shù) 查 機床設計手冊 確定個齒輪齒數(shù)如下 軸 II III 間變速齒輪齒數(shù)的確定 由于公比 1 26 傳動比為 1 1 1 1U4 4 26 2U3 31 6 U21 6 設 傳動組中最小齒輪齒數(shù) 16 查 機床設計手冊 表 7 3 14Z 可查得 16 39 0 1 19 36 0 9 22 33 0 3 1U2 3 齒數(shù)和為 55zS 公用齒輪選為 39 1Z 軸 III IV 間變速組齒輪齒數(shù)的確定 傳動比為 1 1 1U4 23U2 根據(jù) 主動輪齒數(shù)為 39 從表 7 3 14 可查得 18 47 0 1 3U2 6 1 28 37 0 9 39 26 0 3 23 齒數(shù)和為 65zS 軸 IV V 間變速組齒輪齒數(shù)的確定 由于變數(shù)組齒輪傳動比和各傳動副上受力差別較大齒輪副的速度變化 受力差 別較大 為了得到合理的結構尺寸 可采用不同模數(shù)的齒輪副 軸 IV V 間的兩對齒輪 其傳動比為 1 4 2 分別取 則1U21m2 1ZS2e1 取 x3 90 30 x4 1201ZS2ZS 按傳動比將齒數(shù)分配如下 1 4 18 72 19 71 2 80 40 82 38 軸 V VI 及 VI VII 間齒數(shù)確定 1U 2U 由于這兩個傳動組只是改變傳動方向 不起便速度作用 只需考慮其結構尺寸 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 13 及磨損振動和噪音等因素 取 V VI 軸間錐材料齒輪齒數(shù)為 I VII 軸 間齒輪齒數(shù)為 67 3 主軸轉速系列的驗算 主軸轉速在使用上并要求十分準確 轉速稍高或稍低并無太大影響 但標 牌上標準數(shù)列的數(shù)值一般也不允許與實際轉速相差太大 由確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉速與傳動設計理論值難以完全相符 需要驗 算主軸各級轉速 最大誤差不得超過 即10 n 理 論實 際 理 論 10 主軸的各級實際轉速分別為 29 4 37 8 47 7 58 74 6 94 3 115 148 187 236 7 304 5 384 6 468 602 760 927 1192 6 1526 5 r min 2 n 理 論實 際 理 論 29 430 而 2 6 故符合條件10 同理 經驗算 其他各級轉速也滿足要求 4 傳動系統(tǒng)圖的繪制 轉速圖和齒輪齒數(shù)確定后 變速箱的結構復雜程度也基本確定了 如齒輪 個數(shù) 軸數(shù) 支承軸 為使變速箱的結構緊湊 合理布置齒輪是一個重要的問 題 因為它直接影響變速箱的尺寸 變速操作的方便性和結構實現(xiàn)的可行性問 題 在考慮主軸適當?shù)闹С芯嗪蜕釛l件下 一般應盡可能減少變速箱尺寸 這里為使變速操作的方便 提高效率采用電磁離合器操縱方式 根據(jù)計算結果 繪制出傳動系統(tǒng)圖 如圖 2 4 所示 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 14 圖 2 4 主傳動系統(tǒng)圖 主運動傳動鏈的傳動路線表達式如下 電動機 I II III IV V VI 265 13923 18472396 19238 67 VIII 主軸 2 2傳動件的估算與驗算 2 2 1傳動軸的估算和驗算 傳動軸除應滿足強度要求外 還應滿足剛度要求 強度要求保證軸在反復 載荷和扭轉載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞 機床主傳動系統(tǒng)精度要求高 不允許 有較大的變形因此 疲勞強度一般不是主要矛盾 除載荷很大的情況下 可以 不必驗算軸的強度 剛度要求保證軸在載荷下不致產生過大的變形 彎曲 失 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 15 穩(wěn) 轉角 若剛度不足 軸上的零件如齒輪 軸承等將由于軸的變形過大而 不能正常工作 或產生振動和噪聲 發(fā)熱 過早磨損而失效 因此 必須保證 傳動軸有足夠的剛度 可以先扭轉剛度估算軸的直徑 畫出草圖后 再根據(jù)受 力情況 結構布置和有關尺寸 驗算彎曲剛度 1 傳動軸直徑的估算 傳動軸直徑按扭轉剛度用下列公式估算傳動軸直徑 d 91 mm 4jNn 式中 N 該傳動軸的輸入功率 N KWy 電機額定功率 從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積 不計該軸軸承y 上的效率 該傳動軸的計算轉速 jn 計算轉速 是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速 各傳動件的計算轉速可以從j 轉速圖上 按主軸的計算轉速和相應的傳動關系而確定 而中型車 銑床主軸 的計算轉速為 主 jn213min 每米長度上允許的扭轉角 deg m 可根據(jù)傳動軸的要求選取 估算時應注意 1 值為每米長度上允許的扭轉角 而估算的傳動軸的長度往往不足 1m 因此 在計算 時應按軸的實際長度計算和修正 如軸為 500mm 取 1deg m 則 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 16 d 91 mm4105jNn 2 效率 y 對估算軸徑 d 影響不大 可以忽略 3 如使用花鍵是可根據(jù)估算的軸徑 d 選取相近的標準花鍵軸的規(guī)格 主 軸總軸徑可參考統(tǒng)計數(shù)據(jù)確定 各軸的計算轉速 95 r min 813min6vjjjn 從主 118 m min 300 r minIVj Ij 750 r min 1450 r minIj Ij 軸徑的估算 91x 24 4Id47 510 91x 28 78 91x 36 18I4 Id47 5301 91x 45 69 91x 48 24IVd47 518 V4 9 2 傳動軸剛度的驗算 1 軸的彎曲變形的條件和允許值 機床的主傳動軸的彎曲剛度驗算 主要驗算軸上裝齒輪和軸承出的撓度 y 和傾 角 各類軸的撓度 y 裝齒輪和軸承處的傾角 應小于彎曲剛度的許用值 和 即 y 軸的彎曲變形的允許值 2 軸的彎曲復形計算公式 計算花鍵軸的剛度時可采用平均直徑 或當量直徑1d2d 計算公式 矩形花鍵軸 平均直徑 D d 2 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 17 當量直徑 2d46I 慣性矩 I 2 zDd 確定矩形花鍵軸的平均直徑 d1 當量直徑 d 2和慣性 In 慣性 In查 機床設計 指導 35 頁表可定 表 2 1 花鍵軸尺寸ZDdb GB1144 74 平均直徑 1d mm 當量直徑 2d mm 極慣性矩 n 4m慣性矩 n 4 軸 63421039 39 26 233341 116671 軸 8 45 45 3 414840 207420 軸 IV 552 5 52 7 758297 379148 軸 V 601452 5 52 7 758297 379148 2 2 2齒輪模數(shù)的估算 1 估算 按接觸疲勞和彎曲強度計算次論模數(shù)比較復雜 而且有些系數(shù)只有在齒輪 各參數(shù)都已知的情況先才能確定 所以只在草圖畫完之后校核用 在畫草圖之 前 先估算 再選用標準齒輪模數(shù) 齒輪彎曲疲勞強度的估算 mmwm 32njNZ 齒面點蝕的估算 A mm370j 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 18 其中 為大齒輪的計算轉速 A 為齒輪中心矩 由中心矩 A 及齒數(shù) 求jn 1z2 出模數(shù) 2A mmjm12 z 根據(jù)估算所得 和 中較大的值 選擇相近的標準模數(shù) wj 各齒輪的計算轉數(shù)為 1450r min 695r min 300r min 26zjn2zjn18zjn 235r min 95r min 273r min 235r min 38zj 71zj 36zj 37zjn 695r min 475r min 54zj 3zj 118r min 695r min 695r min 300r min 7zjn19zjn16zjn39zj 300r min 118r min28zj 82zj 軸 I II 間傳動組齒輪模數(shù)的估算 齒輪彎曲疲勞估算 32 1 87wm 3njNZ37 5469 齒輪點蝕的估算 A 370 x 81 76 mm370j3 2A 2x81 76 26 54 2 04 mmj12 z 所以模數(shù)為 m 3 軸 II III 傳動組齒輪模數(shù)的估算 齒輪彎曲疲勞估算 32 2 759wm 32njNZ37 590 齒面點蝕估算 A 370 x 108 18370j3 2A 2x108 18 16 39 3 93 mmj12 z 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 19 取標準模數(shù) m 4 軸 III IV 間傳動組齒輪模數(shù)的估算 齒輪彎曲疲勞估算 32x 3 046wm 32njNZ37 52 齒面點蝕估算 A 370 x 117 3370j3 2A 2x147 3 28 37 3 61j12 z 所以取標準模數(shù) m 4mm 軸 V VI 間傳動組齒輪模數(shù)的估算 齒輪彎曲疲勞計算 4 4632wnjNMZ 37 529 齒面點蝕估算 A x 153 4370j3 08 2A 2x153 4 29 29 5 29jm12 z 取標準模數(shù)值 m 5 軸 VI VII 間齒輪模數(shù)的確定 齒輪彎曲疲勞強度計算 32wnjNMZ 37 5 69 齒面電蝕估算 A x 158 7370j3 5 2A 2x158 7 67 67 2 37jm12 z 取模數(shù)值為 m 4 2 計算 驗算 結構確定后 齒輪的工作條件 空間安排 材料和精度等級都已經確定 才可以核驗齒輪的接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度值是否滿足要求 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 20 根據(jù)接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù)的公式 mm jm 1233 sjikNZn 根據(jù)彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù) 公式 mmw1233smjwY 式中 N 計算齒輪傳遞的額定功率 N KW dN 計算齒輪的計算轉速 r minjn 齒寬系數(shù) b m 常取 6 10 m m 大齒輪與小齒輪齒數(shù) 一般取傳動中最小齒輪的齒數(shù)1Z i 大齒輪與小齒輪的傳動比 i 1 用于外嚙合 2Z1 用于內嚙合 壽命系數(shù) skskrnq 工作期限系數(shù) t t06mtC 齒輪等傳動件在接觸和彎曲交變載荷下的指數(shù) m 和基準循環(huán)次數(shù) 0C n 齒輪的最低轉速 r min T 預先的齒輪工作期限 中型機床推薦 T 15000 20000h 轉速變化系數(shù)nk 功率利用系數(shù) 材料強化系數(shù) 幅值低的交變載荷可使金屬材料的晶粒邊界強qk 化 起阻止疲勞的刃縫擴大的作用 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運動 1 2 1 6 1 1k 動載荷系數(shù)2k 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 21 齒向載荷分布系數(shù)3k 齒形系數(shù)Y 許用彎曲 接觸應力 MPa w j 1 軸 I II 間齒輪模數(shù)的計算 驗算 a 按接觸疲勞計算齒輪模數(shù) N y 0 98 7 5 7 35WNd min 1450rnJ 8 261Z079 541 iqNnTsK 查表 取 9 0 nK 58 0N64 0 18 516370 mTC 則 90 4 589 15 qNnS 取 4 1K 線速度 smmzV 83 132606023 查表 取 2 376 8211 mdz 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 22 查表 取 13 K 查表取 MPa650 因此 76 314506079289 41 792 132 jm b 根據(jù)彎曲疲勞計算 45132wjswmnYZNK 查表取 4 1K 2 3 qNnTs 而 82 10656068 mTCn 查表取 7 9 qNnKK Y 0 43 MPaw275 91 08 09 38 1 s 因此 67 254 263 175 wm 由以上計算結果知 齒輪模數(shù)合格 其它齒輪模數(shù)的驗算 其它齒輪的驗算過程與上面相同 將有關數(shù)值代入上式 經計算均滿足 要求 2 3 展開圖設計 2 3 1結構實際的內容及技術要求 1 設計內容 設計主軸變速箱的結構包括傳動件 傳動軸 軸承 齒輪 離合器和 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 23 制動器等 主軸組件 操縱機構 潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其連接件的結構設 計與布置 用一張展開圖和若干張橫截面圖表示 2 技術要求 主軸變速箱是指機床的主要部分 設計時除考慮一般機械傳動的有關要求 外 著重考慮以下幾個方面的問題 1 精度 立式銑床主軸部分要求比較高的精度主軸的徑向跳動 0 01mm 主軸軸 向串動 0 01mm 2 剛度和抗振性 綜合剛度 主軸刀架之間的力與相對變形之比 綜合剛度 3400 N m3D 主軸與刀架之間的相對振幅的要求 表 2 2 等級 I II III 振幅 0 001mm 1 2 3 3 傳動效率要求 表 2 3 等級 I II III 效率 0 85 0 8 0 75 4 主軸總軸承處溫升和溫升應控制在以下范圍 表 2 4 條件 溫度 溫升 用滾動軸承 70 C 40 C 用滑動軸承 60 30 噪聲要控制在以下范圍 表 2 5 等級 I II III 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 24 dB 78 80 83 噪音 pL 20logp1 4 5 1tan ancmzqmzk 主 主 式中 所有中間傳動齒輪分度圓直徑的平均值 mm az 主軸上齒輪的分度圓直徑的平均值 mm主 傳到主軸所經過的齒輪對數(shù)q k 系數(shù) 根據(jù)個類型及制造水平選取 我國中型車床 銑床1c 3 5 車床 K254 銑床 K50 51 結構簡單 緊湊 加工和裝配工藝性好 便于維修和調整 操作方便 安全可靠 遵循標準化和通用化的原則 2 3 2齒輪塊的設計 1 特點 齒輪是變速箱中的重要元件 齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的 也就 是說 作用在一個齒上的載荷是變化的 同時由于齒輪制造及安裝誤差 不可 避免要產生動載荷而引起振動和噪音 常常成為變速箱的主要噪聲源 并影響 主軸回轉均勻性 在設計齒輪時 應充分考慮這些問題 2 精度等級的選擇 變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動 它的精度選擇主要取決于周圍速度 采用同一精度時 周圍速度越高 振動和噪聲越大 根據(jù)實驗結果 周圍速度 增加一倍 噪音約增加 6dB 工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪音的影響比運 動誤差更大 所以這兩項精度應選高一級 為了控制噪音 機床上主傳動齒輪 都選用較高的精度 大都用 7 6 6 這里主運動齒輪的精度選為 7 6 6 3 結構與加工方法 不同精度等級的齒輪 要采用不同的加工方法 對結構要求也有不同 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 25 8 級精度齒輪 一般滾齒或插齒就可以達到 7 級精度齒輪 用較高精度滾齒機或插齒機可以達到 但淬火后 由于變 形 精度下降 因此 需淬火的 7 級齒輪一般滾 插 后要剃齒 使精度高于 7 級或淬火和衍齒才能達到 6 級 機床主軸變速箱中齒輪一般都需要淬火 多 聯(lián)齒輪塊的結構形式如下圖 2 5 所示 各部分的尺寸推薦如下 1 空刀槽 kb 插齒時 模數(shù) 1 2mm 5mm kb 模數(shù) 2 5 4mm 6mm 剃齒時 采用公式 4 5 k 1 1 0 038 0 03 mm 及計算 kb1d2 試中 k 為與剃齒刀傾斜角 有關的系數(shù)若齒面要高頻淬火 為避免互相 影響 應大于 8 由于這里采用的齒輪的精度為 7 6 6 需要剃齒或珩齒 需齒面淬火 所 以 8 取 8 kb k 齒寬 b 齒寬影響齒的強度 但如果太寬 由于齒輪誤差和軸的變形 可能接觸不 均勻 反而容易引起振動和噪音 一般取 6 10 m 齒輪模數(shù) m 小 裝在軸的中部或單片齒輪 取大值齒輪模數(shù) m 大 裝在靠近支 承處或多聯(lián)齒輪 取小值 薄的大齒輪容易產生板振動 成為噪音發(fā)射體 因 此 齒輪基體不宜太薄 設計單片齒輪時要注意 這里均是單片齒輪 取齒寬 m 為模數(shù) 3 其他問題 滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒 有規(guī)定的形狀和尺寸 見圖 2 6 圓齒 和倒角性質不同 加工方法和畫法也不一樣 部分 圖 一 用于安裝撥動齒輪的滑塊 一般取 或1bh 1bh 05 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 26 這里我們選 126 126 選折齒輪塊的結構時要考慮毛坯形式 棒料 自由鍛或模鍛 和機械加工 時的安裝和定位基面 盡可能做到省工 省料又容易保證精度 4 組合齒輪 齒輪磨齒時 要求有叫大的空刀 砂輪 距離 因此 多聯(lián)齒輪不便作成 一整體一般都作成組合的齒輪塊 有時為了縮短軸向尺寸 也采用組合齒輪 這里軸 的三聯(lián)滑移齒輪可做成浮動連接的組合齒輪 其結構如下圖 2 7 圖 2 7 組合齒輪 說明 齒輪 3 的左邊挖一圓溝槽 端面上有若干個徑向缺口 齒輪 1 的右 側有 2 個銷子 2 安裝時將銷子 2 對證齒輪端面的缺口 把齒輪 1 和齒輪 3 拼 裝后 相對轉過一個角度 一起裝在花鍵軸上 這種結構 連接后的兩個齒輪成為一體 但連接是浮動的 不影響兩個齒 輪在花鍵軸上的定心 5 齒輪的軸向定位 要保證正確嚙合 齒輪在軸上的位置應該可靠 空套齒輪和固定在軸上的齒輪 的軸向定位可采用隔套定位 2 3 3傳動軸設計 1 特點 機床傳動軸 廣泛采用滾動軸承作支承 軸上要安裝齒輪 離合器和制動 器等 傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 27 首先 傳動軸應有足夠的強度和剛度 如撓度和傾角過大 將使齒輪嚙合 不良 軸承工作條件惡化 使振動 噪音 空載功率 磨損和發(fā)熱增大 兩軸中心距誤差和軸心線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題 2 軸的結構 傳動軸可以是光軸也可以是化鍵軸 成批生產中 有專門加工花鍵軸的洗 床和磨床 工藝上并無困難 所以一般都采用化鍵軸 花鍵軸承載能力高 加 工如轉盤也比但單鍵的光軸方便 這里 I 軸與電機軸相連 I 軸上只裝有一個齒輪 可選光軸 II III IV V 軸采用花鍵軸 VI 軸采用光軸 3 軸承的選擇 機床傳動軸常用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承 在溫升 空載功率和噪 音等方面 球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越 而且滾錐軸承對軸的剛度 支承孔的加 工精度要求都比較高 異常球軸承用得更多 但滾錐軸承的內外圈可以公開 裝配方便 間隙容易調整 所以有時在沒有軸向力時 也常采用這種軸承 選 擇軸承的型式和尺寸 首先取決于承載能力 但也要考慮其它結構條件 即要滿足承載能力要求 又要符合孔的加工工藝 可以用輕 中 或重系列的 軸承來達到支承孔直徑的安排要求 花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑 一般傳動軸上軸 承選用 G 級精度 1 滾動軸承的選擇計算 a 壽命計算公式 滾動軸承的壽命計算公式如下 L cp 試中 L 額定壽命 x 轉610 C 額定動載荷 Kgf P 當量負載荷 Kgf 壽命指數(shù) 對球軸承 3 對滾子軸承 10 3 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 28 在實際計算中 一般采用工作小時數(shù)表示軸承的額定壽命 這時上試可變?yōu)?hL610n 試中 額定壽命 h L n 軸承的計算轉速 r min 當量動載荷 P X YrFa 試中 徑向負荷 Kgf r 軸向負荷 Kgf a X 徑向系數(shù) Y 軸向系數(shù) 2 按照負載荷選擇軸承 按額定靜負載選擇軸承的基本公式如下 0CS0P 試中 當量靜負荷 kgf 按下列兩式計算 取大值0P 0rapxFY 0rpF 額定靜負荷 kgf 0C 安全系數(shù)S 3 軸承的選擇 I 軸兩端軸承的選擇 根據(jù)前面估算的直徑及該軸的結構和受力情況 選 擇單列向心球軸承 GB276 64 軸承型號為 7000308 左軸承 右軸承 7000307 II 軸兩端軸承的選擇 左軸承 7000307 右軸承 7000306 III 軸 左 7000309 右 7000308 IV 軸 左 7000310 右 7000409 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 29 V 軸軸承的選擇 由于軸 V 右端懸伸部分與錐齒輪不相連 承受一定的軸向負 荷及徑向負荷 因此 可選用圓錐磙子軸承左端型號 27310 GB298 64 右端 27610 VI 軸垂直布置 下端軸承承受到大的軸向力 可選用向心推力球軸承 型號為 36107 上端軸承可選用向心球軸承 7000309 4 軸的軸向定位 傳動軸必須在箱體內保持準確的位置 相對保證安裝在軸上各傳動件的位 置正確性 不論軸是否轉動 是否受軸向力 都必須有軸的定位 對受軸向力 的軸 其軸向定位更重要 回轉軸的軸向包括軸承在軸上的定位和在箱體孔中定位 在選擇定位方式時應 注意 1 軸的長度 長度要考慮熱伸長的問題 宜有一端定位 2 軸承的間隙是否需要調整 3 整個軸的軸向位置是否需要調整 4 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈 5 加工和裝配的工藝性等 根據(jù)軸的結構特點和收里情況 I II III IV V 軸均采用彈簧卡圈定位或 壓蓋和軸肩定位 傳遞軸的結構設計 軸 I 的結構設計 1 選聯(lián)軸器 軸 I 與電機軸用聯(lián)軸器相連 需同時選取連軸器 軸 I 上的轉矩 T 為 9026 4815 7905 mNnpNTj 聯(lián)軸器的計算轉矩 查表取 則 根據(jù)工作需要 選 TKAca 1A 用彈性柱銷連軸器 型號為 HL3 聯(lián)軸器的許用轉矩為 聯(lián)軸器T 3 的軸孔直徑 d 38mm 半聯(lián)軸器的長度為 L 82mm 聯(lián)軸器標記為 HL3 聯(lián)軸器 38 82 GB5014 85 2 按軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 30 2 3 4主軸組件設計 主軸組件結構復雜 技術要求高 安裝工件 車床 或者刀具 銑床 鉆床 的 主軸參予切削成形運動 因此它的精度和性能直接影響加工質量 加工精度和表 面粗糙度 設計時主要圍繞著保證精度 剛度和抗振性 減小溫度和熱變形等幾 個方面考 慮 對主軸部件的基本要求 主軸組件是機床主要部件之一 它的性能對整機性能影響很大 主軸直接 承受切削力 轉速范圍又很大 所以對主軸組件的主要性能基本要求如下 1 回轉精度 主軸組件的回轉精度是指主軸的回轉精度 造成主軸回 轉誤差的原因是主要是由于主軸的結構及其加工精度 主軸軸承的選用及剛度 等 而主軸及其回轉零件的不平衡 在回轉時引起的激振力也會造成主軸的回轉 誤差 2 剛度 主軸組件的剛度指受外力作用時 主軸組件抵抗變形的能力 主軸部件的剛度與主軸結構尺寸 支承跨距 所選用的軸承類型及配置形式 軸 承間隙的調整 主軸上傳動元件的位置等有關 3 抗振性 主軸組件的抗振性是指切削加工時 主軸保持平衡運轉而 不發(fā)生振動的能力 提高主軸抗振性 必須提高主軸組件的靜剛度 采用較大阻 尼比的前軸承 以及在必要時安裝阻尼 消振 器 另外 使主軸的固有頻率遠遠 大于激振力的頻率 4 溫度 主軸組件在運轉時 溫度過高會引起很多不良結果 數(shù)控機 床在解決溫度問題時 一般采用注溫主軸箱 5 耐磨性 主軸組件必須有足夠的耐磨性 以便能長期保持精度 主軸部件的傳動方式和布置形式 1 傳動方式 主軸旋轉運動傳動方式的選擇 決定于主軸轉速的高低 所傳遞扭矩的大小 對 遠轉平穩(wěn)性的要求及結構緊湊 裝卸維修方便 這里我們選擇齒輪傳動 這樣結 構簡單 緊湊和能傳遞較大的扭矩 2 傳動件位置的合理布置 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 31 對于傳動件直接裝在主軸上的主軸部件 工作時主要承受傳動力 Q 切削力 P 和支承反力 合理布置傳動件的軸向位置 可以改善主軸的受力情況 減少主 軸的變形 改善傳動件的軸承工作條件 減少軸承的受力 提高主軸部件的抗振 性等 合理布置的原則 傳動力 Q 引起的主軸彎曲變形小 且能部分抵消切削力 P 引起的主軸彎 曲變形 傳動力 Q 引起的支承反力能部分抵消切削力引起的支承反力 傳動力 Q 引起的主軸端位移小 并且盡可能部分地抵消切削力引起的端 位移 尤其在影響加工精度的敏感方向上 結構緊湊 主軸箱尺寸小 裝配維修方便 綜合所上述原則 選擇傳動件的軸向布置形式 主軸部件軸承的選擇 1 主軸軸承的選擇 主軸部件上的軸承應具有旋轉精度高 剛度高 承載能力強 抗振性好 極限 轉速高 適應變速范圍大 摩擦功耗小 噪音低 壽命長的性能 同時應滿足制造 簡單 使用維修方便 成本低 結構尺寸小等要求 滾動軸承已經標準化 并有專 門工程批量生產 而且它在旋轉精度高 剛度 承載能力 轉速 發(fā)熱等主要性能 上能滿足大多數(shù)主軸部件的要求 特別是它具有能在轉速和載荷變動范圍很大 的的條件下穩(wěn)定工作的的優(yōu)點 這里前支承選用 3182100 型 可承受徑 向力 反支承選用一對推力球軸承 承受徑向和軸軸向載荷 使主軸軸向定位 2 軸承的配置 大多數(shù)機床主軸采用兩個支承 結構簡單 制造方便 在配置軸承時 應注意 以下幾點 沒個支承點都要能承受徑向回力 每個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上 即負載都由機床支承件 承受 軸承配置簡圖 2 9 如下 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 32 圖 2 9 軸承配置簡圖 3 軸承的精度配合 主軸軸承的精度要求比一般傳動高 前軸承的誤差對主軸前端的影響最大 所以前軸承的精度一般比后軸承的選擇要高一級 普通精度級機床的主軸 前 軸承選 C 或 D 級 后軸承選 D 或 E 級 精密或高精級機床 前軸承選 B 或 C 級 后軸承選 C 或 D 級 這里前軸承選 C 精度 后軸承選 D 級精度軸承與軸和軸承 與箱體孔之間 一般都采用過渡配合 采用比一般軸要松一些 如 j5 js5 j6 js6 另外 軸承內外環(huán)都是薄壁件 軸的孔和形狀誤差都會反映到軸承滾道上 去 如果配合精度選得過低 會降低軸承的回轉精度 所以 軸承孔的精度應與 軸承精度相匹配 內圓選 外圓選 1gd 1Gd 主軸支承結構設計 支承中的軸承應定位可靠 精度保證性好 安裝調整方便 支承中各零部件 的加工和裝配工藝性好 維修更換方便 1 軸承 3182118 型 內圈的軸向定位 雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動 當內圈向大端移動時 由于 1 12 的內錐孔 內圈將脹大消除間隙 主軸端部的結構型式 主軸端部的型式取決于機床的類型和安裝夾具或刀具的型式 主軸端部的結構 應 保證夾具頂尖或刀具可靠 定位準確 高的聯(lián)結剛度以傳遞足夠的扭矩 并盡量 縮短主軸懸伸長度 以及裝卸方便等 通用銑床主軸端部結構型式如下圖 2 10 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 33 圖 2 10 主軸端部結構 7 24 錐孔作定位面 供安裝銑刀或銑刀心軸的尾錐 再用拉桿從主軸后端拉緊四 個螺孔供安裝銑刀用 兩個長槽供安裝端面鍵以傳遞扭矩 主軸主要參數(shù)的確定 主軸的主要參數(shù)是指 主軸平均直徑 D 主軸前軸頸直徑 D1 主軸內孔直徑 d 主軸懸伸量 a 和主軸支承跨距 L 這些參數(shù)直接影響主軸的工作性能 但為 簡化問題 主要從靜剛度條件出發(fā)來確定這些參數(shù) 即選擇 D d a L 使主軸獲 得最大的靜剛度 也就是使主軸軸端位移最小 同時兼顧其他的要求 如高速性 抗振性能等 1 主軸軸頸直徑 的確定1D 主軸軸頸直徑 對主軸部件剛度影響最大 加大直徑 可減少主軸本身1D 彎曲變形引起的主軸軸端位移和軸承彈性變形所引起的軸端位移 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 n 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小值 查 取 90mm 后軸頸1Dm852 平均軸頸 取 d 27mm 72 2 主軸內孔直徑 d 的確定 主軸內孔主要用于通過棒料夾緊刀具或工件的控桿 冷卻管等 大型 重型 機床的空心主軸還可以減輕重量 確定孔徑 d 的原則是在滿足對空心主軸孔徑 的要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求下盡量去大些 由材料力學 知 軸剛度 K 與抗彎截面慣性矩 I 成正比 與直徑之間有下列關系 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計 論文 34 41 KIdD 空 空實 實 由上式可知 當 時 空心主軸的剛度 與實心主軸的剛度 相 0 56dD K空 K實 差甚小 即內孔對主軸剛度降低的影響很小 當 時 剛度降低約 25 0 7d 因此 為了不至于過分地削弱主軸剛度 一般應使 另外 還應考慮主 軸的頸外壁厚是否足夠 推薦 銑床 d 拉桿直徑 5 10 mm 根據(jù)銑床 XK5040 的主參數(shù) 取 d 29mm 則 22 滿足要求 27 903d 3 主軸懸伸量 a 的確定 主軸懸伸量 a 是指主軸前端大炮前支承徑向反力作用中點 一般為前徑向 支承中點 的距離 它主要取決于主軸端部結構型式和尺寸 大多都有軸端標準 前 支承的軸承配置和密封裝置等 有的還與機床其它結構參數(shù)有關 如工作臺的 行程等 因此主要由結構設計確定 參考同類機床和 取 則懸伸量 a 63mm 1 0 7 aD 4 主軸跨距 的確定l 根據(jù) 金屬切削設計機床 計算前支承剛度 1 41 459020 AKNm 計算綜合變量 3AEIKa 此處取彈性橫量 鋼的 5210MP 5210EMPa 主軸的截面慣性距 4464 973 966IDdm 則 53 92 75 210 由主軸跨距計算線圖 得