機床主軸設計及ansys分析畢業(yè)論文

1、機床主軸設計及ansys分析畢業(yè)論文目錄第一章 緒論11.1 選題背景11.2 本課題的目的和意義11.3 國內(nèi)外研究狀況11.3.1 數(shù)控機床的發(fā)展11.3.2 工程圖及cad的發(fā)展21.3.3 國內(nèi)外機床動靜態(tài)特性研究現(xiàn)狀31.4 課題的研究方法41.5 研究內(nèi)容51.5.1 數(shù)控車床主軸結構設計51.5.2 車床主軸組件的三維建模51.5.3 主軸的ansys分析51.6 設計前提61.6.1 設計要求61.6.2 設計參數(shù)6第二章 對主軸組件的要求72.1 基本要求72.2 特殊要求72.2.1 旋轉精度72.2.2 靜剛度72.2.3 抗振性82.2.4 升溫和熱變形82.2.5 耐

2、磨性82.2.6 材料和熱處理82.2.7 主軸的結構9第三章 主軸軸承的選擇103.1 軸承的選型103.2 軸承精度123.3 軸承間隙調(diào)整和欲緊123.4 本設計的軸承型號以及布局12第四章 傳動系統(tǒng)的設計144.1 電動機的選擇144.1.1 電動機容量的選擇144.1.2 電動機轉速的選擇144.2 傳動系統(tǒng)的設計154.2.1 選定齒輪類型,精度等級,材料及齒數(shù)154.2.2 按照齒面接觸強度設計154.2.3 按照齒根彎曲強度設計174.2.4 幾何尺寸計算184.2.5 驗算19第五章 主軸主要參數(shù)的計算及校核205.1 主軸的結構設計205.2 主軸的主要參數(shù)的計算205.2

3、.1 前軸頸直徑d1205.2.2 主軸內(nèi)徑d215.2.3 主軸懸伸量a確定215.2.4 主軸支承跨距的確定225.3 主軸材料及熱處理245.4 主軸設計方案255.5 軸的剛度計算265.5.1 軸的彎曲變形計算265.5.2 軸的扭轉變形計算27第六章 主軸箱體29第七章 solid works三維實體設計裝配30第八章 主軸部件的ansys應力分析348.1 主軸靜力分析概述348.2 主軸ansys分析的一般過程348.3 主軸的受力分析358.4 主軸ansys分析的具體過程378.2.1 ansys分析的前處理378.2.2 ansys分析的后處理40第九章 展望與結論45致

4、謝語46參考文獻47附錄1 三維裝配圖48附錄2 x-y截面剖切圖49數(shù)控車床主軸關鍵零部件的設計與應力分析摘要 本文首先介紹了數(shù)控機床和工程圖及cad的發(fā)展，分析了國內(nèi)外機床動靜態(tài)特性研究現(xiàn)狀，之后以數(shù)控車床的主軸及其零部件的設計為主要內(nèi)容，先講述了數(shù)控機床的主軸部件的設計要求，合理選擇軸承型號，設計出主軸的前軸頸直徑d1，主軸內(nèi)徑d,前端的懸伸量a和主軸支承跨距l(xiāng)等，從而設計出主軸，之后選擇具體的軸承，設計出軸承端蓋和主軸箱體，提出了主軸的材料、熱處理和技術要求等。 將所設計的數(shù)控車床的主軸及其零部件在solidworks中對設計的主軸及其零部件進行三維建模，畫出零件圖以及裝配圖。最后將所

5、畫的車床主軸導入ansys進行網(wǎng)格化分，計算出主軸所受到的力，之后施加約束和載荷，最后得出對主軸進行靜應力分析結果，得到主軸的應力分布，進而分析主軸的受力狀況，驗證設計的合理性同時對實踐進行指導?！娟P鍵詞】 數(shù)控車床 主軸 solid works建模 ansys應力分析design and stress analysis of cnc lathe spindle tool key components【abstract】 this paper introduces the finite element analysis of cnc machine tools and the developm

6、ent of cad research status, and then to the spindle cnc lathe and parts of the design as the main content, the first cnc machine tool spindle about the design of components request, a reasonable choice bearing type, designed the first journal diameter spindle d1, spindle diameter d, the amount of fr

7、ont overhang and the spindle bearing a span of l, so as to design the spindle, then select the specific bearing design bearing side box cover and the spindle, a spindle made of materials, heat treatment and technical requirements. the design of the spindle cnc lathe and its parts in solid works desi

8、gn in the axis of three-dimensional modeling of parts and components, parts diagrams and assembly drawings draw. finally, the painting spindle for meshing into ansys to calculate the force received by the spindle, and then applied constraints and loads, came to the conclusion of the spindle static s

9、tress analysis, stress distribution by the spindle, and then analyzes the spindle force status, verify the rationality of the design while practice guidance. 【keyword】cnc lathe spindle solidworks modeling stress analysis by ansys第一章 緒論1.1 選題背景 隨著市場上產(chǎn)品更新?lián)Q代的加快和對零件精度提出更高的要求，傳統(tǒng)機床已不能滿足要求。數(shù)控機床由于眾多的優(yōu)點已成為現(xiàn)代

10、機床發(fā)展的主流方向。它的發(fā)展代表了一個國家設計、制造的水平，在國內(nèi)外都受到高度重視。 現(xiàn)代數(shù)控機床是信息集成和系統(tǒng)自動化的基礎設備，它集高效率、高精度、高柔性于一身，具有加工精度高、生產(chǎn)效率高、自動化程度高、對加工對象的適應強等優(yōu)點。實現(xiàn)加工機床及生產(chǎn)過程的數(shù)控化，已經(jīng)成為當今制造業(yè)的發(fā)展方向。可以說，機械制造競爭的實質就是數(shù)控技術的競爭。1.2 本課題的目的和意義 設計中通過運用所學的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的理論知識，生產(chǎn)實習和實驗等實踐知識，達到鞏固、加深和擴大所學知識的目的。通過設計分析比較機床的某些典型機構，進行選擇和改進，學習構造設計，進行設計計算和編寫技術文件，達到學習設計步驟

11、和方法的目的。通過設計查閱有關設計手冊、設計標準和資料，達到積累設計知識和提高設計能力的目的。通過設計獲得設計工作的基本技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行一般機械的設計創(chuàng)造一定的條件。本設計采用solidworks三維建模軟件對數(shù)控車床主軸關鍵零部件進行三維建模，使設計立體化，直觀化。另外本設計采用有限元分析軟件ansys對主軸的應力，位移等進行分析，不但大大地減少了設計計算驗算的時間，而且使分析數(shù)據(jù)更加完善更加準確。對比傳統(tǒng)的機械設計，本設計綜合選用新一代設計軟件，利用計算機的強大的運算功能，縮短產(chǎn)品設計的開發(fā)周期，提高設計數(shù)字的準確性。1.3 國內(nèi)外研究狀況1.3.1

12、數(shù)控機床的發(fā)展數(shù)控機床(numerical control machine tool)是采用了數(shù)字控制技術(numerical control簡稱nc)的機械設備，就是通過數(shù)字化的信息對機床的運動及其加工過程進行控制，實現(xiàn)要求的機械動作，自動完成加工任務1。數(shù)控機床是典型的技術密集且自動化程度很高的機電一體化加工設備。第一臺數(shù)控機床是由美國parsons公司與美國麻省大理工學院(mit)于1952年合作研制成功的，當時是為了加工直升飛機螺旋槳葉片輪廓的檢查樣板。1959年，美國克耐杜列克公(keaney & trecker)首次成功開發(fā)了加工中心(machining center,簡稱mc)，

13、這是一種有自動換刀裝置和回轉工作臺的數(shù)控機床，可以在一次裝夾中對工件的多個平面進行多工序的加工(包括鉆孔、锪孔、攻絲、鏜削、平面銑削、輪廓銑削等)。20世紀90年代以來，歐、美、日各國爭相開發(fā)高速數(shù)控機床，加快機床高速化的步伐。高速主軸單元(電主軸的轉速達15000rmin一1000000 rmin)，高速且高加/減速度的進給運動部件(快移速度60mmin-120mmin，切削進給速度高達60mmin)高性能數(shù)控和伺服系統(tǒng)以及數(shù)控工具系統(tǒng)都出現(xiàn)了新的突破，達到了新的技術水平1。隨著超高速切削機理、超硬耐磨長壽命刀具材料和磨料磨具、大功率高速電主軸、高加減速度的進給運動部件以及高性能控制系統(tǒng)和防

14、護裝置等一系列技術領域中關鍵技術的解決，新一代高速數(shù)控機床將應用于機械制造業(yè)。從精密加工發(fā)展到超精密加工，是世界各工業(yè)強國致力發(fā)展的方向。超精密加工主要包括超精密切削、超精密磨、研磨、拋光以及超精密特種加工。隨著現(xiàn)代科學技術的發(fā)展，對超精密加工技術不斷提出了新的要求，發(fā)展超精密加工機床，是現(xiàn)代科技發(fā)展的要求。數(shù)控車床主軸是數(shù)控車床的關鍵零件之一，它直接影響數(shù)控車床的加工性能，主軸的動態(tài)特性的好壞直接影響主軸高速化的實現(xiàn)。因此，研究數(shù)控車床主軸的動靜態(tài)特性對實現(xiàn)高速、高精度車削具有積極的意義。1.3.2 工程圖及cad的發(fā)展工程圖是工程師的語言，繪圖是工程設計的一個重要環(huán)節(jié)，對于機械工程師而言，

15、繪圖是把所設計的產(chǎn)品轉化為真實有價值的產(chǎn)品的一個必經(jīng)環(huán)節(jié)。然而，圖紙的繪制是一個極其繁瑣的工作，不但要求正確，準確，而且隨著環(huán)境，需求等外部條件的變化，設計方案也會隨之變化。一項工程圖的繪制往往是需要數(shù)次的修改后才能完成的。在早期，工程師采用手工繪圖。他們用草圖表達設計思想，手法不一。后來逐漸形成了一套規(guī)范，工程制圖標準也隨之誕生。但是由于項目的多樣性，多變性，使手工繪圖周期長，效率低，從而阻礙了建設的發(fā)展。工程師們夢想著何時能甩開圖板，實現(xiàn)自動畫圖，將自己的設計思想用一種簡潔美觀的標準方式表達出來，便于修改，易于重復利用，提高勞動效率。隨著計算機的迅猛發(fā)展，工程界的迫切需要，計算機輔助繪圖（

16、computer aided drafting）應運而生。早期的計算機輔助設計系統(tǒng)是在大型機上開發(fā)的，需要幾百萬美元，往往只有規(guī)模很大的企業(yè)才能應用，小企業(yè)則難以望其項背，更別說個人了。進入80年代，微型計算機的迅猛發(fā)展，使計算機輔助工程設計逐漸成為現(xiàn)實。小企業(yè)乃至個人也能使用上計算機輔助繪圖。計算機繪圖是通過編制計算機輔助繪圖軟件，將圖形顯示在屏幕上，用戶可用光標對圖形進行編輯及修改。由微機和輸入輸出設備以及計算機繪圖軟件組成了一套計算機輔助繪圖系統(tǒng)。由于微機和各種外部設備的進一步發(fā)展，計算機輔助繪圖軟件的開發(fā)也得到長足的發(fā)展。工程師所設計的方案很多是需要進行大量的計算，分析和比較，以決定最

17、優(yōu)方案的。這時，各種設計數(shù)字，文字，圖形等都能存放在計算機的內(nèi)存或外存里，并能快速地檢索及調(diào)用。利用計算機繪圖軟件對所設計產(chǎn)品進行修改，放大，縮小，平移和旋轉等有關的圖形數(shù)據(jù)加工工作。cad能夠減輕設計人員的計算畫圖等重復性勞動，使其專著于設計本身，縮短設計周期和提高設計質量。至今，cad軟件已經(jīng)在各行業(yè)工程師中普及。autocad，pro/e，solidworks，ug等軟件已經(jīng)開發(fā)出來了幾代產(chǎn)品。cad的不斷發(fā)展，使工程師的繪圖工作逐漸簡化，把更大的精力投入產(chǎn)品的設計本身，這是設計行業(yè)發(fā)展的一個重要前提。1.3.3 國內(nèi)外機床動靜態(tài)特性研究現(xiàn)狀主軸單元的動靜態(tài)特性包括主軸的變形、共振頻率、

18、臨界轉速和動態(tài)響應等，其對主軸速度和精度性能有極大的影響，早在上世紀20年代就開始了有關研究。上世紀60年代以前，基本上采用經(jīng)驗類比法進行主軸的結構和動態(tài)性能設計。六十年代初，開始出現(xiàn)最佳跨距計算，使主軸的結構設計有了很大的改進，由于計算方法和手段的限制，對動力學模型通過簡化后，只能圖解法或解析法分析，方法繁瑣，計算精度低。近20年來計算機和計算機技術的發(fā)展，主軸的動態(tài)特性研究進入了新的階段，各種計算方法相繼問世，如古典結構分析法、傳遞矩陣法、有限差分法、有限元法和結構修正法等。美國工程師們進行了機床動態(tài)設計與控制相結合的研究，michigan大學tjiang應用有限元法和動態(tài)分析的基礎上，用

19、數(shù)學模型來模擬機床的連接形式，建立了機床整機的動力學模型，并對機床結合面連接件的位置和數(shù)量進行了拓撲優(yōu)化。伊朗工程師們用有限元方法分析了在車削過程中車床和工件的穩(wěn)定性，用ansys軟件分析了車床整體的動態(tài)特性，并對tn40a車床進行了實驗模態(tài)分析。 蘭州理工大學吳暉對q3808a無心車床的主軸系統(tǒng)及傳動系統(tǒng)的動力學特性進行了研究2。建立了主軸系統(tǒng)基于riccati傳遞矩陣法的質量分布梁動力學模型，獲得了機床主軸系統(tǒng)橫向振動時其固有頻率的有關信息，以及主軸系統(tǒng)主要設計參數(shù)對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響有關信息。建立了機床傳動系統(tǒng)基于riccati傳遞矩陣法的動力學模型以及與之相應的數(shù)學模型，獲得了傳動系統(tǒng)

20、扭轉振動時有關其固有頻率方面的信息。 廣東工業(yè)大學胡愛玲對高速主軸動靜態(tài)特性的有限元分析進行了研究，該課題主要以高速大功率的鏜銑加工中心電主軸為研究目標，以實現(xiàn)電主軸的高速、高加工精度入手，對電主軸的動靜態(tài)特性進行了研究3。東南大學倪曉宇，基于ansys軟件針對機床組件進行有限元分析和優(yōu)化設計的專用軟件系統(tǒng)的研究與開發(fā)4。綜合以上文獻資料可以發(fā)現(xiàn)，國內(nèi)國外對機床動靜態(tài)特性的研究十分活躍，前人在這方面做了大量的工作，數(shù)控車床的動靜態(tài)分析提供了參考。機床動靜態(tài)分析的原理方法是具有共性的，用動靜態(tài)分析的原理方法來分析具體的機床是有其特殊性的，所以，在有限元方法在數(shù)控車床設計中的應用方面做一些探討是有

21、意義的。1.4 課題的研究方法1結合數(shù)控機床設計手冊對數(shù)控機床關鍵零部件進行設計；（1）數(shù)控車床的主軸設計；（2）軸承設計；（3）密封設計；（4）各零件的定位設計；（5）箱體的設計；（6）傳動系統(tǒng)的設計；2用solidworks對所涉及的數(shù)控機床關鍵零部件進行三維建模；在本論文第七章有詳細敘述，在此不作深入探討。3ansys對主軸進行應力分析，得到主軸的應力狀態(tài)，用于指導實踐。在本論文第八章有詳細敘述，在此不作深入探討。1.5 研究內(nèi)容1.5.1 數(shù)控車床主軸結構設計1主軸組件的基本要求。要綜合考慮設計零件的應力，應變，彎曲變形等問題。在本論文第二章有詳細敘述。2車床主軸常用滾動軸承。要綜合考

22、慮軸承的搭配，如何選用合適的軸承，軸承的使用壽命等問題。在本論文第三章有詳細敘述。3主軸的主要參數(shù)設計。包括前軸頸直徑d1，主軸內(nèi)徑d，主軸懸伸量a，主軸支承跨距等。在本論文第五章有詳細敘述。1.5.2 車床主軸組件的三維建模1零件圖的繪制；2標準件的選用；3裝配圖繪制；1.5.3 主軸的ansys分析1三維建模；2網(wǎng)格劃分；3加載約束和載荷；4應力分析結果；1.6 設計前提1.6.1 設計要求本設計為數(shù)控車床主軸關鍵零部件的設計與應力分析，關鍵零部件主要由主軸箱，主軸，電動機等組成。主軸是數(shù)控車床的關鍵部位，其結構優(yōu)劣對數(shù)控車床的性能有很大的影響，因此，在設計的過程中要多加注意。主軸前后的受

23、力不同，故要選用不同的軸承。零件的定位，材料的熱處理等也會影響到數(shù)控車床的整體性能，故在設計時也需要多加注意。1.6.2 設計參數(shù)參數(shù)：p=4.5kw，n=1450r/min，切削力為850n第二章 對主軸組件的要求2.1 基本要求主軸組件是機床的重要組成部分之一。主軸組件通常由主軸、軸承和安裝在主軸上的傳動件等組成。車床工作時，由主軸夾持著工件直接參加表面成形運動。所以主軸組件的工作性能，對加工質量和機床生產(chǎn)率有重要影響。對車床主軸組件的要求，和一般傳動軸組件有共同之處，就是都要在一定的轉速下傳遞一定的扭矩；都要保證軸上的傳動件和軸承正常的工作條件。2.2 特殊要求主軸是直接帶著工件進行切削

24、的，機床的加工質量，在很大程度上要靠主軸組件保證。因此，對于主軸組件，有許多特殊要求。2.2.1 旋轉精度主軸的旋轉精度上是指裝配后，在無載荷，低轉速的條件下，主軸前端工件或刀具部位的徑向跳動和軸向跳動。主軸組件的旋轉精度主要取決于各主要件，如主軸，軸承，箱體孔的的制造，裝配和調(diào)整精度。還決定于主軸轉速，支撐的設計和性能，潤滑劑及主軸組件的平衡。通用（包括數(shù)控）機床的旋轉精度已有標準規(guī)定可循。2.2.2 靜剛度 主軸組件的靜剛度（簡稱剛度）反映組件抵抗靜態(tài)外載荷變形的能力。影響主軸組件彎曲剛度的因素很多，如主軸的尺寸和形狀，滾動軸承的型號，數(shù)量，配置形式和欲緊，前后支撐的距離和主軸前端的懸伸量

25、，傳動件的布置方式，主軸組件的制造和裝配質量等。各類機床主軸組件的剛度目前尚無統(tǒng)一的標準。2.2.3 抗振性主軸組件工作時產(chǎn)生震動會降低工件的表面質量和刀具耐用度，縮短主軸軸承壽命，還會產(chǎn)生噪聲影響環(huán)境。振動表現(xiàn)為強迫振動和自激振動兩種形式。影響抗振性的因素主要有主軸組件的靜剛度，質量分布和阻尼（特別是主軸前支撐的阻尼）主軸的固有頻率應遠大于激動力的頻率，以使它不易發(fā)生共振。目前，尚未制定出抗振性的指標，只有一些實驗數(shù)據(jù)可供設計時參考。2.2.4 升溫和熱變形主軸組件工作時因各相對運動的處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產(chǎn)生溫升，從而使主軸組件的形狀和位置發(fā)生變化（熱變形）。主軸組件受熱伸長，使軸承間隙

26、發(fā)生變化。溫度是使?jié)櫥驼扯冉档?，降低了軸承的承載能力。主軸箱因溫升而變形，使主軸偏離正確位置。前后軸承的溫度不同，還會導致主軸軸線傾斜。由于受熱膨脹是材料固有的性質，因此高精度機床要進一步提高加工精度，往往受熱變形的限制。研究如何減少主軸組件的發(fā)熱，如何控制溫度，是高精度機床主軸組件的研究的主要課題之一。2.2.5 耐磨性主軸組見的耐磨性是指長期保持原始精度的能力，即精度保持性。對精度有影響的首先是軸承，其次是安置刀，夾具和工件的部位，如錐孔，定心軸徑等。為了提高耐磨性，一般機床主軸上的上述部分應淬火至硬度hrc60左右，深約1mm5。2.2.6 材料和熱處理主軸承載后允許的彈性變形很小，引

27、起的應力通常遠遠小于鋼的強度極限。因此，選材的依據(jù)一般不用強度。主軸的形狀，尺寸確定之后，剛度主要取決于材料的彈性模量。各種材料的彈性模量幾乎相同，因此剛度也不是選材的依據(jù)。主軸材料的選擇主要根據(jù)耐磨性和熱處理變形來考慮。普通機床的材料通常是45號或60號優(yōu)質中碳鋼，數(shù)控機床需調(diào)質處理6。2.2.7 主軸的結構為了提高剛度，主軸的直徑應該大些。前軸承到主軸前端的距離（稱懸伸量）應盡可能小一些。為了便于裝配，主軸通常做成階梯形的，主軸的結構和形狀與主軸上所安裝的傳動件，軸承等零件的類型，數(shù)量，位置和安裝方法有直接的關系。主軸中孔用與通過棒料，拉桿或其它工具。為了能夠通過更大的棒料，車床的中空希望

28、大些，但受剛度條件的影響和限制，孔徑一般不宜超過外徑的70%6。第三章 主軸軸承的選擇3.1 軸承的選型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(diào)整、潤滑和冷卻都直接影響了主軸組件的工作性能。在數(shù)控機床主軸上常用的軸承有滾動軸承和滑動軸承。滾動軸承摩擦阻力小，可以欲緊，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。滾動軸承有專業(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。雖然與滑動軸承相比，滾動軸承的噪聲大，滾動體的數(shù)目有限，剛度是變化的，抗震性略差，但總體來說，數(shù)控機床主軸組件在可能的條件下，應盡量使用滾動軸承，特別是大多數(shù)立式主軸和主軸在套筒

29、內(nèi)能夠作軸向移動的主軸。這時用滾動軸承可以用潤滑脂潤滑，以避免漏油。由于滾動軸承有許多優(yōu)點，加之加工精度的提高，所以，一般情況下數(shù)控機床應盡量采用滾動軸承，只有要求加工表面粗糙度數(shù)值和小時，且主軸又是水平的機床時才用滑動軸承，而本設計內(nèi)容為小型加工中心主軸組件設計，所以要選用滾動軸承了。滾動軸承根據(jù)滾動體的結構分為球軸承、圓柱滾子軸承、圓錐滾子軸承三大類。主軸支承分徑向和推力支承。角接觸軸承包括角接觸球軸承和圓錐滾子軸承，兼起徑向和推力支承的作用。主軸軸承，可選用圓柱滾子軸承、圓錐滾子軸承和角接觸球軸承。主軸軸承，主要應根據(jù)精度、剛度和轉速來選擇。為了提高精度和剛度，主軸軸承的間隙應該是可調(diào)的

30、。線接觸的滾子軸承比點接觸的球軸承剛度高，但在一定溫升下允許的轉速較低。下面簡述幾種常用的數(shù)控機床主軸軸承的結構特點和適用范圍。雙列圓柱滾子軸承(nnu4900k、nn3000k)，如圖3.1所示，特點是內(nèi)孔為l：12的錐孔，與主軸的錐形軸頸相配合，軸向移動內(nèi)圈，可把內(nèi)圈脹大，以消除徑向間隙或預緊，這種軸承只能承受徑向載荷。nnu4900k系列雙列圓柱滾子軸承內(nèi)圈可分離，nn3000k雙列圓柱滾子軸承外圈可分離。這類軸承多用于載荷較大、剛度要求高、中等轉速的地方。圖3.1 雙列圓柱滾子軸承雙向推力角接觸球軸承bta-abta-b。這種軸承與雙列圓柱滾子軸承相配套，用來承受軸向載荷。角接觸球軸承

31、(70c70ac)，這種軸承既可以承受徑向載荷又可以承受軸向載荷。常用的接觸角主要有兩種：=25，1=15，其中=25的編號為7000ac型（舊代號為46100型），屬于特輕型；或編號為7190ac型（舊代號為46900型），屬于超輕型。1=15的編號為7000c型（舊代號為36100型），屬于特輕型；或編號為7190c型；或編號為7190c型（舊代號為1036900型），屬于超輕型。如圖3.2所示。角接觸球軸承多用于高速主軸，水接觸角的不同有所區(qū)別，=25的軸向剛度較高，但徑向剛度和允許的轉速略低，多用于車、鏜、銑加工中心等主軸；=15的轉速可更高一些，打扮軸向剛度較低，常用于軸向載荷較小、

32、轉速較高的磨床主軸或不承受載荷的車、鏜、銑主軸后軸承。這種軸承為點接觸，剛度較低。為了提高剛度和承載能力，常用多聯(lián)組的方法。圖3.2 雙列圓柱滾子軸承32軸承精度軸承的精度，分為2、4、5、6、0五級，其中2級最高，0級為普通精度級。主軸軸承以4級為主(記為p4)。高精度主軸可用p2級。要求較低的主軸或三支承主軸的輔助支承可用p5級。p6級和p0級一般不用。此外又規(guī)定了2種輔助精度等級sp(特殊精密級)和up(超精密級)7。由于軸承的工作精度主要決定于旋轉精度，箱體孔和主軸軸頸是根據(jù)一定的間隙和過盈要求配作的。因此，軸承內(nèi)、外徑的公差即使寬些也不影響工作精度，但卻降低了成本。 不同精度等級的機

33、床，主軸軸承的精度可參照表3.1選用。數(shù)控機床，可按精密級或高精度級選用。表3.1 主軸軸承精度機床精度等級前軸承后軸承普通精度等級p5或p4（sp）p5或p4（sp）精密級p4（sp）或p2（up）p4（sp）高精度級p2（up）p2（up）3.3 軸承間隙調(diào)整和欲緊主軸軸承的內(nèi)部間隙，必須能夠調(diào)整。多數(shù)軸承，還應能夠在過盈狀態(tài)下工作，使?jié)L動體和滾道之間有一定的欲變形，這就是軸承的欲緊。軸承欲緊后，內(nèi)部無間隙，滾動體從各個方向支承主軸，有利于提高運動精度。滾動體的直徑不可能絕對相等，滾道也不可能絕對正圓，因而欲緊前只有部分滾動體和滾道接觸。欲緊后，滾動體和滾道都有了一定的變形，參加工作的滾動

34、體將更多，各滾動體的受力將更均勻。這都有利于提高軸承的精度、剛度和壽命。如主軸產(chǎn)生振動，則由于各個方向都有滾動體支承，可以提高抗振性。但是，欲緊后發(fā)熱較多，溫升較高；且太大的欲緊將使軸承的壽命降低，故欲緊要適當。本設計為小型加工中心主軸組件設計，功率相對較小，所以取中欲緊。3.4本設計的軸承型號以及布局根據(jù)上述軸承選用的要求結合本設計的要求，軸承選用如下：后支承：圓錐孔雙列圓柱滾子軸承(nn3000k型)精度等級相當于p5級，前支承：兩個推力球軸承(51000型)和一個圓錐孔雙列圓柱滾子軸承(nn3000k型)組配精度等級相當于p5級，并且軸承為中欲緊，如圖3.3所示為選用軸承的安裝簡圖。圖3

35、.3 本設計軸承結構選用第四章 傳動系統(tǒng)的設計4.1電動機的選擇按照設計要求以及工作條件，選用y系列三相異步電動機，臥式封閉結構，電壓380v。4.1.1電動機容量的選擇1工作主軸功率pw=4.5kw2工作機所需電動機功率 pr=pw （4-1） 上式中，pw為工作主軸功率，pr為工作機所需電動機功率，為傳動系統(tǒng)的總效率。由于此處的傳動系統(tǒng)為7級精度圓柱直齒輪傳動，根據(jù)機械設計手冊8取=0.98，所以 pr=pw=4.50.98=4.592kw （4-2）為滿足pmpr的條件，電動機的額定功率pm應該取5.5kw4.1.2電動機轉速的選擇根據(jù)已知條件，主軸轉速為1450r/min，選同步轉速為

36、3000 r/min的電動機，對應額定功率pm為5.5kw，其型號為y132s1-2。將y132s1-2型電動機有關技術數(shù)據(jù)8及相應算得的總傳動比列于表4-1。表4-1電動機數(shù)據(jù)表電動機型號額定功率（kw）同步轉速（r/min）滿載轉速（r/min）總傳動比y132s1-25.5300029002 綜上，選取的y132s1-2型三相異步電動機額定功率為5.5kw，滿載轉速為2900r/min，電動機中心高h=132mm。4.2傳動系統(tǒng)的設計傳動系統(tǒng)選為齒輪傳動，設定工作壽命為15年（設每年工作300天），兩班制且工作平穩(wěn)，轉向不變。4.2.1選定齒輪類型，精度等級、材料及齒數(shù)1根據(jù)傳動方案，選

37、用直齒圓柱齒輪傳動。2即床位一般工作機床，故選用7級精度。3材料選擇。選擇小齒輪材料為40cr (調(diào)質)，硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質)硬度為240hbs，而這材料硬度差為40hbs。4選小齒輪齒數(shù)z1=24,大齒輪齒數(shù)z2=uz1=224=48。4.2.2按照齒面接觸強度設計1由設計計算公式進行試算，即 （4-3）2確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)8kt=1.3（2）計算小齒輪傳遞的轉矩 t1=95.5105pmn=95.51055.52900=1.811104nmm （4-4）（3）選取齒寬系數(shù)8d=1（4）查得材料的彈性影響系數(shù)8（5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲

38、勞強度極限8hlim1600mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限hlim2550mpa；（6）計算應力循環(huán)次數(shù)n160n2jlh60200.721（2830015）4.147109n2n1/21.296109（7）查得接觸疲勞壽命系數(shù)8khn10.90；khn20.95（8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)s1，得 h10.9600mpa540mpa （4-5） h20.95550mpa522.5mpa （4-6）3計算（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入h中較小的值 d1t2.3231.31.811104132(189.8522.5)2 mm =38.751mm （4-7）（2）計

39、算圓周速度 v=d1tn1601000=38.7512900601000=5.88m/s （4-8）（3）計算齒寬b及模數(shù) b=dd1t=138.751=38.751mm （4-9）（4）計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù)mt=d1tz1=38.75124=1.615mm （4-10） 齒高h=2.25mt=2.251.615=3.63mm （4-11） bh=38.7513.63=10.68 （4-12）（5）計算載荷系數(shù)k 根據(jù)v=5.88m/s,7級精度，查得動載系數(shù)8kv=1.15；直齒輪，假設kaftb100n/mm，查得kh=kf=1.0已知載荷平穩(wěn)，查得使用系數(shù)87級精度，小齒輪相對

40、支承對稱布置時，查得8 kh=1.12+0.18d2+0.2310-3b （4-13）將數(shù)據(jù)代入后，得到， kh=1.12+0.1812+0.2310-338.751=1.309 （4-14）由bh=10.68 和kh=1.309 查得8kf=1.27故載荷系數(shù)k=kakvkhkh=11.151.01.309=1.505（6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 d1=d1t3kkt=38.75131.505/1.3=40.689mm （4-15）（7）計算模數(shù)m m=d1z1=40.68924=1.70mm （4-16）4.2.3按齒根彎曲強度設計1彎曲強度的設計公式為 （4-17）2確

41、定計算參數(shù)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限8fe1=500mpa； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限8fe1=380mpa；查得彎曲疲勞壽命系數(shù)8kfn1=0.85,kfn2=0.883計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)8s=1.4，得到 f1=kfn1fn1s=0.855001.4=303.57mpa （4-18） f2=kfn2fn2s=0.883801.4=238.86mpa （4-19）4計算載荷系數(shù)k k=kakvkfkf=11.151.01.27=1.46 （4-20）查詢齒形系數(shù)8查得yfa1=2.65；yfa2=2.332查取應力校正系數(shù)8ysa1=1.58；ysa2=1.6865計算

42、大小齒輪的yfaysaf并加以比較 yfa1ysa1f1=2.651.58303.57=0.01379 （4-21） yfa2ysa2f2=2.3321.686238.86=0.01646 （4-22） 由上面兩個計算結果知道大齒輪的數(shù)值大。6設計計算 m321.461.81110412420.01646=1.148mm （4-23） 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.148并就近圓整為標準值m=1. 5，按接觸強度算得的分度圓直徑 d1=40.689mm，算出小齒輪的齒數(shù) z1=d1m=40.6891.5=27 （4-2

43、4） z2=uz1=227=54 （4-25）4.2.4幾何尺寸計算1計算分度圓直徑 d1=mz1=1.527=40.5mm （4-26） d2=mz2=1.554=81mm （4-27）2計算中心距 a=d1+d22=60.75 （4-28）3計算齒輪寬度 b=dd1=40.5mm （4-29）取b2=41mm,b1=46mm4.2.5驗算 ft=2t1d1=21.81110440.5=894.32n （4-30） kaftb=1894.3241=21.81nmm100nmm （4-31）t1為以計算得出的小齒輪傳動轉矩。所以，設計合適。第五章 主軸主要參數(shù)的計算及校核5.1主軸的結構設計主

44、軸的構造和形狀主要決定于軸上所安裝的傳動件、軸承等零件的類型、數(shù)量、位置和安裝方法等。同時，還應考慮主軸的加工和裝配的工藝性。為了便于裝配，常把主軸做成階梯形。主軸頭部的構造，應保證夾具、頂尖或刀具的準確安裝，并便于裝卸，還應盡量縮短主軸端的懸伸長度。主軸頭部已標準化。車床主軸是空心的，為了能通過較粗的棒料，中孔直徑常希望大一些，但中孔對主軸剛度是有影響的，dd(d和d分別為中孔和主軸的直徑)不宜大于0.7。5.2 主軸的主要參數(shù)的計算主軸的主要參數(shù)包括主軸的平均直徑d(或前軸頸直徑d1)，主軸內(nèi)徑d（對于空心主軸而言）,前端的懸伸量a和主軸支承跨距l(xiāng)等。一般步驟是首先確定前軸頸直徑d1,然后

45、確定內(nèi)徑d和主軸前端的懸伸量a，最后再根據(jù)d、a和主軸前支承的剛度確定支承跨距l(xiāng)。5.2.1 前軸頸直徑d1主軸前軸頸直徑d1的增大能大大提高主軸的剛度，但也會使主軸上的傳動件和軸承的徑向尺寸加大。主軸前軸頸直徑d1應在合理的范圍內(nèi)盡量選大些。d1可根據(jù)機床主電動機功率來確定。對于本設計可參考表5.1選取9。表5.1 主軸前軸頸直徑d1的大?。▎挝唬簃m）功率(kw)d1機床1.42.523.635.557.37.411車床608070907010595130110145銑床及加工中心5090609060957510090105外圓磨床5060557070807590已知功率p=4.5kw，且

46、為數(shù)控車床，查上表可取d1=100mm主軸后軸頸直徑d2小于前軸頸直徑d1，一般d2= (0.750.85) d1從而得到后軸頸直徑 d2=0.8100=80mm所以主軸前軸頸直徑d1=100mm, 后軸頸直徑d2=80mm5.2.2 主軸內(nèi)徑d 主軸內(nèi)孔徑與機床類型有關，主要用來通過棒料，鏜桿，拉桿，或頂出頂尖等。確定內(nèi)孔徑原則是：為減輕主軸重量，在滿足不削弱主軸剛度的要求下，應取較大值。 主軸的孔徑大小主要受主軸剛度的制約，孔徑d對主軸剛度的影響是通過抗彎截面慣性矩體現(xiàn)的，即主軸本身的剛度k正比于抗彎截面慣性矩i，其關系為：可以得出主軸的孔徑與主軸直徑之比，小于0.3時空心主軸的剛度幾乎與

47、實心主軸相等；等于0.5時空心主軸的剛度為時新主軸的90%；大于0.7時，空心主軸的剛度就急劇下降，一般可取其比值為0.5左右9?？紤]到這，推薦值8本設計取，上面已經(jīng)算出d1=100mm，所以主軸內(nèi)徑d=60mm。圖5.1 主軸懸伸量以及支承跨距5.2.3 主軸懸伸量a確定 主軸懸伸量指主軸前支承徑向反力作用點到主軸前端受力作用點之間的距離，如圖5.1所示。無論從理論分析還是從實際測試的結果來看，懸伸量與主軸部件的剛度及抗振性成反比，主軸懸伸量a越小越能提高主軸部件的剛度，因此主軸懸伸量應盡量取小值。初選a值可參考表5.29。表5.2 主軸懸伸量與前軸頸直徑之比車床和主軸類型精密車床、自動車床

48、用滾動軸承支承，適用高精度和普通精度要求0.61.5中等長度和較長主軸端的車床和銑床，懸伸不太長（不是細長）的精密鏜床和內(nèi)圓磨床，用滾動軸承和滑動軸承支承適用于絕大部分普通生產(chǎn)要求1.252.5 根據(jù)本設計的要求并且結合表5.1，d1=100mm,計算取懸伸量a為80mm。5.2.4 主軸支承跨距的確定 主軸支承跨距l(xiāng)是指主軸相鄰兩支承的支反力作用點之間的距離。主軸跨距是主軸系統(tǒng)動靜剛度的重要影響因素，主軸軸端受力f作用后，其軸端的彈性變形為y，當所設計的支承跨度時，可使主軸部件的剛度k最大，l0成為“最佳跨距”。為方便起見，令變量為橫坐標，為縱坐標作出計算線圖，如圖5.2所示，使用該圖線時，

49、先計算出綜合變量，在橫坐標軸上找到的位置，然后向上作垂線與相應的斜線相交，再從交點作水平線與縱坐標軸相交得到，因為a已知，便得到最佳跨距。圖5.2 主軸最佳跨距的計算線圖 上述式中，e為主軸材料的彈性模量，各種鋼材的e的均值在2.1105n/mm左右，i(mm4)為主軸截面的平均慣性矩，,分別為前后支承的剛度，單位。計算時的單位：長度為cm；力為n；剛度為n/cm；彈性模量為。下面就本設計進行計算： 本設計的軸承為，后支承：圓錐孔雙列圓柱滾子軸承(nn3000k型)精度等級相當于p5級，前支承：兩個推力球軸承(51000型)和一個圓錐孔雙列圓柱滾子軸承(nn3000k型)，由表5.39可得ka的估算值為 （5-1） （5-2） （5-3） （5-4） 由于后支承剛度對主軸的剛度影響較小，估算時可按進行計算，由，結合圖4.2，得到，表5.3 主軸軸承配置形式及前支承剛度ka的估算式,合理跨距 （5-5） , （5-6）取l=400mm所以主軸支承跨距l(xiāng)=400mm