数控机床关键零部件的设计与应力分析本科毕业论文.doc

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1、本科毕业论文数控机床关键零部件的设计与应力分析Design and Stress Analysis of CNC Machine Tool Key Components目录中文摘要IABSTRACTII1 绪论11.1 选题背景11.2 本课题的目的和意义11.3 国内外研究状况21.3.1 有限元方法的发展21.3.2 数控机床的发展41.3.3 国内外机床动静态特性研究现状61.4 课题的研究方法91.5 研究内容91.5.1 数控车床主轴结构设计91.5.2 车床主轴组件的三维建模101.5.3 主轴的ANSYS分析101.6 设计前提101.6.1 设计要求101.6.2 设计参数11

2、2 对主轴组件的要求122.1 基本要求122.2 特殊要求122.2.1 旋转精度122.2.2 静刚度132.2.3 抗振性132.2.4 升温和热变形142.2.5 耐磨性142.2.6 材料和热处理142.2.7 主轴的结构153 主轴轴承的选择163.1 轴承的选型1632轴承精度183.3 轴承间隙调整和欲紧193.4本设计的轴承型号以及布局204传动系统的设计214.1电动机的选择214.1.1 电动机容量的选择214.1.2 电动机转速的选择214.2传动系统的设计224.2.1 选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数224.2.2 按照齿面接触强度设计224.2.3 按照齿根弯曲

3、强度设计254.2.4 几何尺寸计算264.2.5 验算275主轴主要参数的计算及校核2851主轴的结构设计285.2 主轴的主要参数的计算285.2.1 前轴颈直径D1295.2.2 主轴内径d295.2.3 主轴悬伸量a确定：305.2.4 主轴支承跨距的确定315.3主轴材料及热处理345.4主轴设计方案355.5轴的刚度计算355.5.1轴的弯曲变形计算365.5.2轴的扭转变形计算376.主轴箱体397Solid Works三维实体设计装配408. 主轴部件的ANSYS应力分析428.1主轴静力分析概述428.2主轴ANSYS分析的一般过程438.3主轴的受力分析：448.4 主轴A

4、NSYS分析的具体过程478.展望与结论54致 谢55参考文献56中文摘要【摘要正文】本文首先介绍了数控机床和有限元分析的发展，分析了国内外机床动静态特性研究现状，之后以数控车床的主轴及其零部件的设计为主要内容，先讲述了数控机床的主轴部件的设计要求，合理选择轴承型号，设计出主轴的前轴颈直径D1，主轴内径d,前端的悬伸量a和主轴支承跨距L等，从而设计出主轴，之后选择具体的轴承，设计出轴承端盖和主轴箱体，提出了主轴的材料、热处理和技术要求等。将所设计的数控车床的主轴及其零部件在SolidWorks中对设计的主轴及其零部件进行三维建模，画出零件图以及装配图。最后将所画的车床主轴导入ANSYS进行网格

5、化分，计算出主轴所受到的力，之后施加约束和载荷，最后得出对主轴进行静应力分析结果，得到主轴的应力分布，进而分析主轴的受力状况，验证设计的合理性同时对实践进行指导。【关键词】 数控车床，主轴，Solid Works建模，ANSYS应力分析ABSTRACT This paper introduces the finite element analysis of CNC machine tools and the development of dynamic and static characteristics of the domestic machine tool research status

6、, 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 front overhang and the spind

7、le 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 design in the axis of three-di

8、mensional 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 stress analysis, stress dis

9、tribution by the spindle, and then analyzes the spindle force status, verify the rationality of the design while practice guidance. 1 绪论1.1 选题背景随着市场上产品更新换代的加快和对零件精度提出更高的要求，传统机床已不能满足要求。数控机床由于众多的优点已成为现代机床发展的主流方向。它的发展代表了一个国家设计、制造的水平，在国内外都受到高度重视。现代数控机床是信息集成和系统自动化的基础设备，它集高效率、高精度、高柔性于一身，具有加工精度高、生产效率高、自动化程

10、度高、对加工对象的适应强等优点。实现加工机床及生产过程的数控化，已经成为当今制造业的发展方向。可以说，机械制造竞争的实质就是数控技术的竞争。1.2 本课题的目的和意义设计中通过运用所学的基础课、技术基础课和专业课的理论知识，生产实习和实验等实践知识，达到巩固、加深和扩大所学知识的目的。通过设计分析比较机床的某些典型机构，进行选择和改进，学习构造设计，进行设计计算和编写技术文件，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计查阅有关设计手册、设计标准和资料，达到积累设计知识和提高设计能力的目的。通过设计获得设计工作的基本技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行一般机械的设计创造一定的条件。

11、1.3 国内外研究状况1.3.1 有限元方法的发展Hrennikoff于1942年，McHenry于1943年用线(一维)单元(杆和梁)网格求解连续体中的应力，从而在20世纪40年代开始了有限元的现代发展。Courant 1943年发表了一篇文章，提出设置变分形式的应力解，但很多年间没有得到广泛的承认。后来他在构成整个区域的三角形分区上引进分段插值函数或形函数，将此作为一种得到近似数值解的方法。Levy 1947年建立柔度法或力法，他在1953年的著作中提出另一种方法(刚度法或位移法)可能是有前途的一种，可用来分析静不定飞机结构。然而，他们的方程太难处理了，无法手工求解，因此只有随着高速数字计

12、算机的发展，这种方法才变得普遍起来。Argyris和Kelsey 1954年利用能量原理建立了矩阵结构分析方法。此发展说明能量原理在有限元方法中起着重要作用。Turner等人1956年首次处理二维单元。他们推导了杆单元、梁单元、平面应力二维三角单元和矩形单元的刚度矩阵，并概括了通常叫做直接刚度法的过程，以得出总体刚度矩阵的步骤。随着20世纪50年代早期高速数字计算机的发展，Turner等人的工作促进了用矩阵符号表示的有限元刚度方程的进一步发展。Clough在1960年在用三角形单元和矩形单元进行平面应力分析时引进了“有限元”习惯用语。Melosh 1961年建立了平面矩形板弯曲单元刚度矩阵。随

13、后Grafton和Strome1963年建立了轴对称壳和压力容器的曲面壳弯曲单元刚度矩阵。Martin于1961年，Gallagher等人于1962年，Melosh于1963年用建立四面体刚度矩阵的方法将有限元方法延伸到三维问题。Argyris 1964研究了其他的三维单元。Clough和Rashid，Wilson 1965年考虑了非轴对称固体的特例。20世纪60年代早期以前，大多数有限元工作是处理小应变、小位移、弹性材料和静载荷。然而，Turner等人1960年考虑了大挠度和热效应分析，Gallagher等人1962年考虑了材料非线性，Gallagher和Pad1963年还首次处理了屈曲问题

14、。Zienkiewicz等人1968年将有限元方法扩充到粘弹性问题。Archer 1965年在建立一致质量矩阵中考虑了动力分析，用于分析分布质量系统，如结构分析中的杆和梁。Melosh 1963年认识到有限元方法可以借助变分公式建立，有限元方法开始用于解非结构应用问题。Zienkiewicz和Cheung 1965年，Martin 1968年，Wilson和Nickel 1966年求解场问题，如确定轴的扭转、流体流动和热传导。由于加权残余法的适应性使有限元方法得以进一步扩展，Szabo和Lee 1965年首次推导了从前已知的用于结构分析的弹性方程，然后Zienkiewicz和Parekh197

15、0年推导了用于瞬态场问题的方程。就是从这时开始认识到，当直接公式和变分公式难以或不可能使用时，加权残余法常常是适当的。例如，Lyness等人1977年将加权残余法用于确定磁场。Belytschko 在1976年考虑了与大位移非线性动力特性有关的问题，并改进了求解得出的方程组的数值技术。当今有限元法已成为在工程分析中获得广泛应用的数值计算方法。随着计算机技术的飞速发展，机械领域已进入了计算机辅助设计(CAD)、计算机辅助制造(CAM)和计算机辅助工程(CAE)，CAE的核心都是计算分析，有限元法则是计算分析的重要手段之一。因此，将有限元方法应用于机床设计中，将有助于提高机床的设计质量和性能。1.

16、3.2 数控机床的发展数控机床(numerical control machine tool)是采用了数字控制技术(numerical control简称NC)的机械设备，就是通过数字化的信息对机床的运动及其加工过程进行控制，实现要求的机械动作，自动完成加工任务。数控机床是典型的技术密集且自动化程度很高的机电一体化加工设备。第一台数控机床是由美国Parsons公司与美国麻省大理工学院(MIT)于1952年合作研制成功的，当时是为了加工直升飞机螺旋桨叶片轮廓的检查样板。此后，其他一些国家(如德国、英国、日本、前苏联等)都开展了数控机床的控制开发和生产。1959年，美国克耐杜列克公(Keaney

17、& Trecker)首次成功开发了加工中心(machining center,简称MC)，这是一种有自动换刀装置和回转工作台的数控机床，可以在一次装夹中对工件的多个平面进行多工序的加工(包括钻孔、锪孔、攻丝、镗削、平面铣削、轮廓铣削等)。20世纪60年代末，出现了直接数控系统DNC(direct NC)，即由一台计算机直接管理和控制一群数控机床。1967年，英国出现了由多台数控机床连接而成的柔性加工系统，这便是最初的柔性制造系统(flexible system简称FMS)。20世纪80年代初，出现了加工中心或车削中心为主体，配备工件自动装卸和监控检验装置的柔性制造单元(flexible man

18、ufacturing cell，简称FMC)。近几年，又出现了以数控机床为基本加工单元的计算机集成制造系统(computer integrated manufacturing systems，简称CIMS)，实现了生产决策、产品设计及制造、经营等过程的计算机集成管理和控制。数控机床的发展趋势是高速化和高精密化。20世纪90年代以来，欧、美、日各国争相开发应用高速数控机床，加快机床高速化的步伐。高速主轴单元(电主轴的转速达15000rmin一1000000 rmin)，高速且高加/减速度的进给运动部件(快移速度60mmin-120mmin，切削进给速度高达60mmin)高性能数控和伺服系统以及数

19、控工具系统都出现了新的突破，达到了新的技术水平。随着超高速切削机理、超硬耐磨长寿命刀具材料和磨料磨具、大功率高速电主轴、高加减速度的进给运动部件以及高性能控制系统和防护装置等一系列技术领域中关键技术的解决，新一代高速数控机床将应用于机械制造业。从精密加工发展到超精密加工，是世界各工业强国致力发展的方向。其精度从微米级到亚微米级，乃至纳米级(小于10纳米)，其应用范围日趋广泛。超精密加工主要包括超精密切削、超精密磨、研磨、抛光以及超精密特种加工。随着现代科学技术的发展，对超精密加工技术不断提出了新的要求，发展超精密加工机床，是现代科技发展的要求。数控车床主轴是数控车床的关键零件之一，它直接影响数

20、控车床的加工性能，主轴的动态特性的好坏直接影响主轴高速化的实现。因此，研究数控车床主轴的动静态特性对实现高速、高精度车削具有积极的意义。1.3.3 国内外机床动静态特性研究现状主轴单元的动静态特性包括主轴的变形、共振频率、临界转速和动态响应等，其对主轴速度和精度性能有极大的影响，早在上世纪20年代就开始了有关研究。上世纪60年代以前，基本上采用经验类比法进行主轴的结构和动态性能设计。六十年代初，开始出现最佳跨距计算，使主轴的结构设计有了很大的改进，由于计算方法和手段的限制，对动力学模型通过简化后，只能图解法或解析法分析，方法繁琐，计算精度低。近20年来计算机和计算机技术的发展，主轴的动态特性研

21、究进入了新的阶段，各种计算方法相继问世，如古典结构分析法、传递矩阵法、有限差分法、有限元法和结构修正法等。美国Catholic大学Gbiabch等进行了机床动态设计与控制相结合的研究，Michigan大学Tjiang和Mchiredast在应用有限元法和动态分析的基础上，用数学模型来模拟机床的连接形式，建立了机床整机的动力学模型，并对机床结合面连接件的位置和数量进行了拓扑优化。伊朗Tehran University的Ramezanali Mahdavinejad用有限元方法分析了在车削过程中车床和工件的稳定性，用ANSYS软件分析了车床整体的动态特性，并对TN40A车床进行了实验模态分析。英国

22、University of British Columbia的MaedaOsamn等对主轴专家设计系统进行了研究，该系统利用模糊设计准则，对主轴的驱动配置进行交互式的自动设计，主轴的结构动态特性通过沿着主轴分配轴承自动地优化。该主轴专家设计系统用Timoshenko beam理论，将能交互地预测主轴在刀尖处的频率响应函数。Purdue University的LiHong qi等对高速主轴的集成热动力模型的求解进行了研究，并开发了综合求解高速主轴轴承系统的计算机程序，用以求解轴承的刚度、接触载荷、温度和主轴的动态特性和响应、温度分布和热膨胀等。波兰Technical University of

23、Lublin的J Montusiewicz对静压轴承的机床主轴系统的计算机辅助优化进行了研究，建立了静压轴承的主轴系统的一般模型，开发了磨床和车床的计算机优化设计软件包。印度的BaisR.S等对钻床的模态测试模态辨识进行了研究，建立了钻床的有限元模型。兰州理工大学吴晖对Q3808A无心车床的主轴系统及传动系统的动力学特性进行了研究。建立了主轴系统基于Riccati传递矩阵法的质量分布梁动力学模型，获得了机床主轴系统横向振动时其固有频率的有关信息，以及主轴系统主要设计参数对系统动态特性的影响有关信息。建立了机床传动系统基于Riccati传递矩阵法的动力学模型以及与之相应的数学模型，获得了传动系统

24、扭转振动时有关其固有频率方面的信息。昆明理工大学梁祖峰对TH6350加工中心主轴系统进行了实验模态分析，从理论上对模态分析、参数识别、相关的信号分析以及实验方法进行了讨论。广东工业大学胡爱玲对高速主轴动静态特性的有限元分析进行了研究，该课题主要以高速大功率的镗铣加工中心电主轴为研究目标，以实现电主轴的高速、高加工精度入手，对电主轴的动静态特性进行了研究。东南大学倪晓宇，基于ANSYS软件针对机床组件进行有限元分析和优化设计的专用软件系统的研究与开发。常州工学院张宇应用有限元法建立了一个机床主轴部件的数学模型，用来计算主轴部件及各类轴类部件的动态特性。沈阳工业学院史安娜等对卧式加工中心主轴部件的

25、动静态特性进行了分析，主要讨论了轴承预紧力和前后支承刚度对主轴固有频率的影响。宁夏大学刘晶对某型数控机床，建立了它的主轴组件的有限元动力学模型，并对主轴单元的动态特性进行了计算分析。福州大学施孟贵应用传递矩阵法原理编制程序，对C6240F车床的主轴部件动态特性参数进行分析计算。齐齐哈尔第一机床厂的娄晓钟等对125m立式车床的关键零部件进行了有限元分析。综合以上文献资料可以发现，国内国外对机床动静态特性的研究十分活跃，前人在这方面做了大量的工作，数控车床的动静态分析提供了参考。机床动静态分析的原理方法是具有共性的，用动静态分析的原理方法来分析具体的机床是有其特殊性的，所以，在有限元方法在数控车床

26、设计中的应用方面做一些探讨是有意义的。1.4 课题的研究方法1、结合数控机床设计手册对数控机床关键零部件进行设计；2、用SolidWorks对所涉及的数控机床关键零部件进行三维建模；3、ANSYS对主轴进行应力分析，得到主轴的应力状态，用于指导实践。1.5 研究内容1.5.1 数控车床主轴结构设计1、主轴组件的基本要求2、车床主轴常用滚动轴承3、主轴的主要参数设计1.5.2 车床主轴组件的三维建模1、零件图的绘制2、标注件的选用3、装配图绘制1.5.3 主轴的ANSYS分析1、三维建模2、网格划分3、加载约束和载荷4、应力分析结果1.6 设计前提1.6.1 设计要求本设计为数控机床关键零部件的

27、设计与应力分析，关键零部件主要由主轴箱，主轴，电动机，主轴脉冲发生器等组成。主轴是加工中心的关键部位，其结构优劣对加工中心的性能有很大的影响，因此，在设计的过程中要多加注意。主轴前后的受力不同，故要选用不同的轴承。1.6.2 设计参数参数：P=4.5kw，n=1450r/min，切削力为85N2 对主轴组件的要求主轴组件是机床的重要组成部分之一。主轴组件通常由主轴、轴承和安装在主轴上的传动件等组成。车床工作时，由主轴夹持着工件直接参加表面成形运动。所以主轴组件的工作性能，对加工质量和机床生产率有重要影响。2.1 基本要求对车床主轴组件的要求，和一般传动轴组件有共同之处，就是都要在一定的转速下传

28、递一定的扭矩；都要保证轴上的传动件和轴承正常的工作条件。2.2 特殊要求主轴是直接带着工件进行切削的，机床的加工质量，在很大程度上要靠主轴组件保证。因此，对于主轴组件，有许多特殊要求。2.2.1 旋转精度主轴的旋转精度上是指装配后，在无载荷，低转速的条件下，主轴前端工件或刀具部位的径向跳动和轴向跳动。主轴组件的旋转精度主要取决于各主要件，如主轴，轴承，箱体孔的的制造，装配和调整精度。还决定于主轴转速，支撑的设计和性能，润滑剂及主轴组件的平衡。通用（包括数控）机床的旋转精度已有标准规定可循。2.2.2 静刚度 主轴组件的静刚度（简称刚度）反映组件抵抗静态外载荷变形的能力。影响主轴组件弯曲刚度的因

29、素很多，如主轴的尺寸和形状，滚动轴承的型号，数量，配置形式和欲紧，前后支撑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。各类机床主轴组件的刚度目前尚无统一的标准。2.2.3 抗振性主轴组件工作时产生震动会降低工件的表面质量和刀具耐用度，缩短主轴轴承寿命，还会产生噪声影响环境。振动表现为强迫振动和自激振动两种形式。影响抗振性的因素主要有主轴组件的静刚度，质量分布和阻尼（特别是主轴前支撑的阻尼）主轴的固有频率应远大于激动力的频率，以使它不易发生共振。目前，尚未制定出抗振性的指标，只有一些实验数据可供设计时参考。2.2.4 升温和热变形 主轴组件工作时因各相对运动的处的摩擦

30、和搅油等而发热，产生温升，从而使主轴组件的形状和位置发生变化（热变形）。 主轴组件受热伸长，使轴承间隙发生变化。温度是使润滑油粘度降低，降低了轴承的承载能力。主轴箱因温升而变形，使主轴偏离正确位置。前后轴承的温度不同，还会导致主轴轴线倾斜。 由于受热膨胀是材料固有的性质，因此高精度机床要进一步提高加工精度，往往受热变形的限制。研究如何减少主轴组件的发热，如何控制温度，是高精度机床主轴组件的研究的主要课题之一。2.2.5 耐磨性主轴组见的耐磨性是指长期保持原始精度的能力，即精度保持性。对精度有影响的首先是轴承，其次是安置刀，夹具和工件的部位，如锥孔，定心轴径等。为了提高耐磨性，一般机床主轴上的上

31、述部分应淬火至硬度HRC60左右，深约1mm.2.2.6 材料和热处理主轴承载后允许的弹性变形很小，引起的应力通常远远小于钢的强度极限。因此，选材的依据一般不用强度。 主轴的形状，尺寸确定之后，刚度主要取决于材料的弹性模量。各种材料的弹性模量几乎相同，因此刚度也不是选材的依据。主轴材料的选择主要根据耐磨性和热处理变形来考虑。普通机床的材料通常是45号或60号优质中碳钢，数控机床需调质处理。2.2.7 主轴的结构 为了提高刚度，主轴的直径应该大些。前轴承到主轴前端的距离（称悬伸量）应尽可能小一些。为了便于装配，主轴通常做成阶梯形的，主轴的结构和形状与主轴上所安装的传动件，轴承等零件的类型，数量，

32、位置和安装方法有直接的关系。主轴中孔用与通过棒料，拉杆或其它工具。为了能够通过更大的棒料，车床的中空希望大些，但受刚度条件的影响和限制，孔径一般不宜超过外径的70%。3 主轴轴承的选择3.1 轴承的选型 主轴轴承是主轴组件的重要组成部分，它的类型、结构、配置、精度、安装、调整、润滑和冷却都直接影响了主轴组件的工作性能。在数控机床主轴上常用的轴承有滚动轴承和滑动轴承。滚动轴承摩擦阻力小，可以欲紧，润滑维护简单，能在一定的转速范围和载荷变动范围下稳定地工作。滚动轴承有专业化工厂生产，选购维修方便，在数控机床上被广泛采用。虽然与滑动轴承相比，滚动轴承的噪声大，滚动体的数目有限，刚度是变化的，抗震性略

33、差，但总体来说，数控机床主轴组件在可能的条件下，应尽量使用滚动轴承，特别是大多数立式主轴和主轴在套筒内能够作轴向移动的主轴。这时用滚动轴承可以用润滑脂润滑，以避免漏油。由于滚动轴承有许多优点，加之加工精度的提高，所以，一般情况下数控机床应尽量采用滚动轴承，只有要求加工表面粗糙度数值和小时，且主轴又是水平的机床时才用滑动轴承，而本设计内容为小型加工中心主轴组件设计，所以要选用滚动轴承了。滚动轴承根据滚动体的结构分为球轴承、圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承三大类。主轴支承分径向和推力支承。角接触轴承包括角接触球轴承和圆锥滚子轴承，兼起径向和推力支承的作用。主轴轴承，可选用圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承和角接

34、触球轴承。主轴轴承，主要应根据精度、刚度和转速来选择。为了提高精度和刚度，主轴轴承的间隙应该是可调的。线接触的滚子轴承比点接触的球轴承刚度高，但在一定温升下允许的转速较低。下面简述几种常用的数控机床主轴轴承的结构特点和适用范围。双列圆柱滚子轴承(NNU4900K、NN3000K)，如图3.1所示，特点是内孔为l：12的锥孔，与主轴的锥形轴颈相配合，轴向移动内圈，可把内圈胀大，以消除径向间隙或预紧，这种轴承只能承受径向载荷。NNU4900K系列双列圆柱滚图3.1 双列圆柱滚子轴承子轴承内圈可分离，NN3000K双列圆柱滚子轴承外圈可分离。这类轴承多用于载荷较大、刚度要求高、中等转速的地方。双向推

35、力角接触球轴承BTA-ABTA-B。这种轴承与双列圆柱滚子轴承相配套，用来承受轴向载荷。角接触球轴承(70C70AC)，这种轴承既可以承受径向载荷又可以承受轴向载荷。常用的接触角主要有两种：=25，1=15，其中=25的编号为7000AC型（旧代号为46100型），属于特轻型；或编号为7190AC型（旧代号为46900型），属于超轻型。1=15的编号为7000C型（旧代号为36100型），属于特轻型；或编号为7190C型；或编号为7190C型（旧代号为1036900型），属于超轻型。如图3.2所示。角接触球轴承多用于高速主轴，水接触角的不同有所区别，=25的轴向刚度较高，但径向刚度和允许的转速

36、略低，多用于车、镗、铣加工中心等主轴；=15的转速可更高一些，打扮轴向刚度较低，常用于轴向载荷较小、转速较高的磨床主轴或不承受载荷的车、镗、铣主轴后轴承。这种轴承为点接触，刚度较低。为了提高刚度和承载能力，常用多联组的方法。图3.2 双列圆柱滚子轴承32轴承精度轴承的精度，分为2、4、5、6、0五级，其中2级最高，0级为普通精度级。主轴轴承以4级为主(记为P4)。高精度主轴可用P2级。要求较低的主轴或三支承主轴的辅助支承可用P5级。P6级和P0级一般不用。此外又规定了2种辅助精度等级SP(特殊精密级)和UP(超精密级)。由于轴承的工作精度主要决定于旋转精度，箱体孔和主轴轴颈是根据一定的间隙和过

37、盈要求配作的。因此，轴承内、外径的公差即使宽些也不影响工作精度，但却降低了成本。不同精度等级的机床，主轴轴承的精度可参照表3.1选用。数控机床，可按精密级或高精度级选用。表3.1 主轴轴承精度机床精度等级前轴承后轴承普通精度等级P5或P4（SP）P5或P4（SP）精密级P4（SP）或P2（UP）P4（SP）高精度级P2（UP）P2（UP）3.3 轴承间隙调整和欲紧主轴轴承的内部间隙，必须能够调整。多数轴承，还应能够在过盈状态下工作，使滚动体和滚道之间有一定的欲变形，这就是轴承的欲紧。轴承欲紧后，内部无间隙，滚动体从各个方向支承主轴，有利于提高运动精度。滚动体的直径不可能绝对相等，滚道也不可能绝

38、对正圆，因而欲紧前只有部分滚动体和滚道接触。欲紧后，滚动体和滚道都有了一定的变形，参加工作的滚动体将更多，各滚动体的受力将更均匀。这都有利于提高轴承的精度、刚度和寿命。如主轴产生振动，则由于各个方向都有滚动体支承，可以提高抗振性。但是，欲紧后发热较多，温升较高；且太大的欲紧将使轴承的寿命降低，故欲紧要适当。本设计为小型加工中心主轴组件设计，功率相对较小，所以取中欲紧。3.4本设计的轴承型号以及布局根据上述轴承选用的要求结合本设计的要求，轴承选用如下：后支承：圆锥孔双列圆柱滚子轴承(NN3000K型)精度等级相当于P5级，前支承：两个推力球轴承(51000型)和一个圆锥孔双列圆柱滚子轴承(NN3

39、000K型)组配精度等级相当于P5级，并且轴承为中欲紧，如图3.3所示为选用轴承的安装简图。图3.3 本设计轴承选用4.传动系统的设计4.1电动机的选择按照设计要求以及工作条件，选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V。4.1.1电动机容量的选择工作主轴功率工作机所需电动机功率上式中，为工作主轴功率，为工作机所需电动机功率，为传动系统的总效率。由于此处的传动系统为7级精度圆柱直齿轮传动，根据机械设计手册取，所以为满足的条件，电动机的额定功率应该取5.5Kw4.1.2电动机转速的选择根据已知条件，主轴转速为1450r/min，选同步转速为3000 r/min的电动机，对应额定功率为5

40、.5Kw，其型号为Y132S1-2。将Y132S1-2型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表4-1表4-1电动机型号额定功率（Kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比Y132S1-25.5300029002综上，选取的Y132S1-2型三相异步电动机额定功率为5.5Kw，满载转速为2900r/min，电动机中心高H=132mm。4.2传动系统的设计传动系统选为齿轮传动，设定工作寿命为15年（设每年工作300天），两班制且工作平稳，转向不变。4.2.1选定齿轮类型，精度等级、材料及齿数1) 根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2) 即床位一般工作机床，故选用7级精度。3

41、) 材料选择。选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS，而这材料硬度差为40HBS。4) 选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=uz1=224=48。4.2.2按照齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选载荷系数（2） 计算小齿轮传递的转矩（3） 选取齿宽系数（4） 查得材料的弹性影响系数（5） 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa；（6） 计算应力循环次数N160n2jLh60200.721（2830015）4.147

42、109 N2N1/21.296109（7） 查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95（8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，得 H10.9600MPa540MPa H20.95550MPa522.5MPa 2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值mm =38.751mm（2） 计算圆周速度（3） 计算齿宽b及模数（4） 计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高（5） 计算载荷系数K 根据v=5.88m/s,7级精度，查得动载系数； 直齿轮，假设，查得已知载荷平稳，查得使用系数7级精度，小齿轮相对支承对称布置时，查得将数据代入后，得到，由和 查得故载荷系数

43、（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得计算模数m4.2.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为1) 确定计算参数（1） 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限；（2） 查得弯曲疲劳寿命系数（3） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得到（4） 计算载荷系数K（5） 查询齿形系数 查得；（6） 查取应力校正系数；（7） 计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。2) 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取由弯曲强度算得的模数1.148并就近圆整为标准值m=1. 5，按接触强度算得的分度

44、圆直径 ，算出小齿轮的齿数4.2.4几何尺寸计算1） 计算分度圆直径2） 计算中心距3） 计算齿轮宽度取4.2.5验算所以，设计合适。5主轴主要参数的计算及校核5.1主轴的结构设计主轴的构造和形状主要决定于轴上所安装的传动件、轴承等零件的类型、数量、位置和安装方法等。同时，还应考虑主轴的加工和装配的工艺性。为了便于装配，常把主轴做成阶梯形。主轴头部的构造，应保证夹具、顶尖或刀具的准确安装，并便于装卸，还应尽量缩短主轴端的悬伸长度。主轴头部已标准化。车床主轴是空心的，为了能通过较粗的棒料，中孔直径常希望大一些，但中孔对主轴刚度是有影响的，dD(d和D分别为中孔和主轴的直径)不宜大于0.7。5.2

45、 主轴的主要参数的计算 主轴的主要参数包括主轴的平均直径D(或前轴颈直径D1)，主轴内径d（对于空心主轴而言）,前端的悬伸量a和主轴支承跨距L等。一般步骤是首先确定前轴颈直径D1,然后确定内径d和主轴前端的悬伸量a，最后再根据D、a和主轴前支承的刚度确定支承跨距L。5.2.1 前轴颈直径D1主轴前轴颈直径D1的增大能大大提高主轴的刚度，但也会使主轴上的传动件和轴承的径向尺寸加大。主轴前轴颈直径D1应在合理的范围内尽量选大些。D1可根据机床主电动机功率来确定。对于本设计可参考表4.1选取。表5.1 主轴前轴颈直径D1的大小（单位：mm）功率(Kw)D1机床1.42.523.635.557.37.

46、411车床608070907010595130110145铣床及加工中心5090609060957510090105外圆磨床5060557070807590已知功率P=4.5Kw，且为数控车床，查上表可取D1=100mm主轴后轴颈直径D2小于前轴颈直径D1，一般D2= (0.750.85) D1从而得到后轴颈直径 D2=0.8100=80mm所以主轴前轴颈直径D1=100mm, 后轴颈直径D2=80mm5.2.2 主轴内径d 主轴内孔径与机床类型有关，主要用来通过棒料，镗杆，拉杆，或顶出顶尖等。确定内孔径原则是：为减轻主轴重量，在满足不削弱主轴刚度的要求下，应取较大值。主轴的孔径大小主要受主轴刚度的制约，孔径d对主轴刚度的影响是通过抗弯截面惯性矩体现的，即主轴本身的刚度K正比于抗弯截面惯性矩I，其关系为：可以得出主轴的孔径与主轴直径之比，小于0.3时空心主轴的刚度几乎与实心主轴相等；等于0.5时空心主轴的刚度为时新主轴