毕业设计论文-数控车削中心主传动系统设计论文.doc

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1、济南大学毕业设计1 前 言1.1课题研究的背景与意义车削中心的定义主传动系统是用来实现机床主运动的传动系统，它的合理性对机床的整体性能起到整体的决定作用。机床主传动系统的精度对于数控机床的加工精度有着非常重要的影响。数控机床主轴部件是机床的核心部件，它的性能好坏直接影响机床的加工精度。因此，对数控车削加工中心主传动系统进行优化设计，对于稳定机床产品的质量，提高生产率，推动机床功能部件的发展，加快产品的更新换代具有重要意义。本毕业设计题目综合性较强，可以巩固所学专业科知识，提高本人综合运用机械专业知识解决问题的能力。1.2 车削中心的发展现状精密、高速、复合、智能以及绿色是现今数控车削中心机床发

2、展的总趋势。近几年来，数控车削中心在实用化和产业化等一些方面取得很多成绩。这些主要表现在：1. 机床复合技术在数控加工中心上进一步扩展应用，随着数控机床技术进步，复合加工技术也变的日趋完善。2.智能化技术有新突破，数控车削中心的智能化技术有了新突破，数控系统的性能得到很大提升更加稳定。3. 数控车削中心精密加工技术有了新进展从原来的丝级提升到目前的微米级，某些品种已达到了0.05m左右。4机器人是柔性化组合效率提高的典型体现，机器人与主机的柔性化组合得到了十分广泛的应用，这使得柔性线更加灵活，功能得到进一步扩展，柔性线也进一步缩短，效率提高.。高精度精密的数控车削中心代替了过去的普通精度数控车

3、床加工精度普遍提高。加工精度从过去的1T6-1T7提高到了现在的1T5-1T6。重复定位精度已经达1-2微米（高精度车床为0.3Mm），圆度达到了1微米，工件精度达到了0.3微米，表面粗糙度达到了Ra 0.3微米。所有的精度参数还在不断提高。高效率现在数控车削中心正通过高速化、复合化不断的提高加工效率。在高速化方面，主传动功率大有提高，主轴转速提升很大，一般的中等规格NC车床主轴转速已从过去的3000-5000r/min提高到4000-8000r/min，甚至NC单轴自动车床已经达到1.2万、1.5万、甚至2万r/min，快速进给同样提升很大，从过去的10-20m/min提高到30、甚至40m

4、/min。在复合化方面，具有铣削功能、Y轴功能的车削中心的比例增加很多，约占总数的15%。具有X、Z、Y、B、C 5轴功能的数控车削中心也逐步增多，并且出现了车床-加工中心结合、车-磨结合的复合加工机。高自动化与CAD/CAM相结合，现场交互编程，自动对刀；带有ATC 、AWC、AJC等自动化外围设备；能够进行自动测量以及误差补偿；监控能力增强，部分可远程监控与诊断；便于集成到自动化加工系统。高性能国外数控车削中心目前正处在全面向高性能发展，主要依靠改进工艺、布局、结构、驱动和控制五方面全方面的提高精度、速度、效率、自动化。在提高复合加工性能方面进步很大，数控加工中心的高性能发展备受瞩目。 模

5、块化设计将数控车削中心的功能部件模块化，在需要时按照功能需要，将基本模块进行组装，这样针对需求各种功能部件灵活配置，加速发展了新系列产品、节约了成本和缩短了交货期。 美、德、日等工业化国家已经先后完成了数控机床产业化进程，而我国从20世纪80年代开始起步，仍处于发展阶段。我国与世界上其他工业发达国家在数控车削加工中心方面存在的主要差距为主机设计基本功比较差而且一味模仿缺乏创新；在精度、效率、自动化等方面存在不小差距；重要基础元部件、数控系统主要依靠进口；模块化设计较少；缺乏深入系统的科研工作，设计、试验手段较落后；我国在数控车削中心方面的努力方向包括：加强基础投入，解决关键部件的自产问题，努力

6、提高精度，加强模块化生产水平，加大科研投入，进行自我创新。1.3 车削中心简介 数控车削中心是拥有高精度和高效率的自动化机床，它通过数字信息自动控制加工过程中的运动部件的坐标位置、动作顺序、辅助功能，操作者在加工过程中不能干预，不能对机床进行人为的补偿，所以数控车削中心几乎在任何方面都要求比普通机床设计得更加完善，制造的更加精密。与普通车床相比，数控车削中心加装了C轴使其功能得到很大提升，使其可以一机多用，而且占地面积小，节约了投资，并且提高加工精度、加工效率等。在主传动系统方面，具有下列特点：(1)目前数控车削中心的主传动电机已经不再采用传统的直流调速电机或普通的交流异步电机，已逐步采用了新

7、型的交流调速电机和直流调速电机。(2)转速高，功率大。(3)变速范围大。(4)主轴速度的变换范围大，并且迅速可靠。车削中心能一机多用，在一定意义上是数控车床的发展。很多回转体零件常常要进行钻孔、铣削等工序，最好能在只进行一次装夹的情况下完成，这样保证了加工精度、降低了成本、缩短加工周期，特别是对重型车床，优点更加明显，因为加工重型工件吊装困难，最好工件一次安装能完成多道工序。这样车削中心的优点就很明显了，它以数控车床为主体，配有刀库、分度装置、和机械手等，可以实现多工序复合加工。工件在一次装夹后，可以完成零件的车、铣、钻、铰、攻螺纹等多种工序。可以同时完成以车为主、以铣为辅，可用于加工精度较高

8、的轴类零件上的键槽和平面，还可完成自动攻丝和钻空等分空，也可完成花键轴的加工。数控车削中心结构原理，图1.1是车削中心可以完成的除一般车削以外的其它工序。图1.1（a）为铣端面槽，加工时，机床主轴不转，装在刀架上的铣削主轴带着铣刀旋转。端面槽有三种情况：端面槽位于端面中央，则刀架带动铣刀作Z向进给，通过工件中心；端面槽不在端面中央，如图1.1（a）中的小图所示，铣刀X向偏置；端面不只一条槽，则需主轴带动工件分度。图1.1（b）为端面钻孔、攻螺纹，主轴或刀具旋转，刀架作Z向进给。图1.1（c）为铣扁方。机床主轴不转，刀架内的铣主轴带着刀旋转，可作Z向进给(如左图)，也可作X向进给(如右图)。如需

9、铣削加工多边形，则主轴分度。图1.1（d）为端面分度钻孔、攻螺纹，钻削(或攻螺纹)刀具主轴装在刀架上，上偏置旋转并作Z向进给，每钻完一孔，主轴带动工件分度。图1.1（e）、（f）、（g）分别为横向钻孔、横向攻螺纹，以及斜面上钻孔、攻螺纹。此外，车削中心还可以铣削螺旋槽。3图1.1车削中心能完成的除车削以外的工序(a)铣端面槽;(b)端面钻孔、攻螺纹;(c)铣扁方;(d)端面分度钻孔、攻螺纹；(e)横向钻孔;(f)横向攻螺纹;(g)斜面上钻孔、攻螺纹1.4 车削中心的组成(1)底座。是车床的基础，用于支撑机床的各部件，连结电气柜。(2)床身。固定在机床底座上，机床的基本支撑部件。车床的各主要部件

10、安装在床身上，床身使它们在工作时保持准确的相对位置。(3)主轴箱。安装在床身的最左边。主轴箱的功能为支撑、传动主轴，使主轴带动工件按照要求的转速旋转，实现了机床的主运动。 (4)尾座。安装在床身导轨上，沿导轨可纵向移动，进行位置调整。尾座作用是安装顶尖，以支撑工件，在加工时起到支撑辅助作用。 (5)刀架。安装在机床的刀架滑板上，可实现自动换刀。刀架的作用是夹装刀具，并且可以在加工时，准确、迅速的选择刀具。(6)刀架滑板。它由纵向滑板和横向滑板组成。纵向滑板安装在床身导轨上，横向滑板安装在纵向滑板上，纵向滑板沿床身进行纵向运动；横向滑板沿纵向滑板上的导轨进行横向运动。刀架滑板的作用是使安装在其上

11、的刀具在加工过程中进行纵向进给和横向进给运动。(7)防护罩。它安装在机床底座上。防护罩的作用是保护操作者以及使环境卫生保持清洁。 (8)机床的液压传动系统。它用来实现机床主轴的变速、尾座套筒的移动及工件自动夹紧机构动作等一些辅助运动。(9)机床润滑系统。它为机床运动部件进行润滑和冷却。(10)机床切削液系统。它为机床在加工中提供充足的切削液，以满足切削加工的要求。 (11)机床的电气控制系统。它主要由数控系统和机床的强电气控制系统组成。机床电气控制系统对机床进行自动控制。 1.5 车削中心的C轴图1.2车削中心C轴功能示意图 (a)C轴定向时，在圆柱面或端面上铣槽; (b)C轴、Z轴进给插补，

12、在圆柱面上铣螺旋槽；(c)C轴、X轴进给插补，在端面上铣螺旋槽; (d)C轴、X轴进给插补，铣直线和平面2 主传动方案的确定2.1 对主传动系统的要求（1）具有更大的调速范围，并能实现无级调速（2）具有足够的功率和扭矩，且在大部分转速范围内要保持恒功率。即当转速降低时扭矩相应增大，当降到计算转速以下时，要保持恒扭矩传动。（3）具有较高的精度和刚度，传动平稳，噪声低。（4）具有良好的抗振性和热稳定性。2.2 传动方式的确定方案一：带有变速齿轮的主传动，如图2.1（a）所示。方案二：通过带传动的主传动，如图2.1（b）所示。方案三：用两个电动机分别驱动主轴，如图2.1（c）所示。方案四：内装电动机

13、主轴传动结构，如图2.1（d）所示。 图2.1 主传动方式2.3 C轴控制传动方案一：精密蜗杆副C轴结构图2.2 C轴传动系统示意图(一)1-蜗杆 2-主轴 3-蜗轮 4-齿形带 5-主轴电动机 6-齿形带 7-脉冲编码器 8-C轴伺服电机 9-传动带方案二：经滑移齿轮控制的C轴传动图2.3 C轴传动系统示意图(二)14-传动齿轮 5-滑移齿轮 6-换位油缸 7-主轴齿轮 8-主轴 9-主轴 10-制动油缸 11-带轮 12-主轴制动盘 13-齿形带论 14-脉冲编码器 15-C轴伺服电动机 16-C轴控制箱图2.4所示C轴传动也是通过安装在伺服电动机轴上的滑移齿轮2带动主轴旋转的，可实现主轴

14、旋转进给和分度。图2.4 C轴传动系统示意图(三)1-C轴伺服电动机 2-滑移齿轮 3-主轴 4-分度齿轮 5-插销连杆 6-压紧油缸综上所述，加以比较其优缺点，本次毕业设计方案主传动传动方式选择方案一，C轴控制传动选择方案一。3 电机的选择3.1 伺服电机的概述3.1.1 电机的功率负载特性一般驱动负载工作的回转电机常用的功率负载特性有以下三种：（1）连续工作制（S1）：是指该电机在额定工作条件和负载条件下允许长时间、不间断的工作。（2）短时工作制（S2）：是指该电机在规定的短时间内允许超出额定功率进行运转工作，其超载时间优先采用10、30或60分钟等。（3）断续工作制（S3）：是指该电机应

15、按一定的通、断周期进行工作，可以保证电机在大电流、超载情况下不致因电机温度过高，击穿绝源而烧坏。3.1.2 主轴电机的拐点转速无论AC主轴电机还是变频调速电机，在nj拐点转速以上进行无级调速时，均基本为恒功率调速。即随着电机转速的变化，其输出功率基本不变，而电机的输出扭矩则会随转速的升高而下降；在nj拐点转速以下进行无级调速时，均为恒扭矩调速，即随着电机转速的变化，其输出扭矩保持恒定不变，而电机的输出功率则随转速的下降而降低。在我国，因发电厂采用50Hz频率（周波）数发电，故对标准AC主轴电机（如FANUC的系列）和标准普通变频电机而言，应为多是采用4极（4P）绕组电机，所以nj拐点转速值为1

16、500r/min。3.2 伺服电机的选用选用FANUC公司系列变频调速电机。主电动机采用靠改变电源频率无级调速的交流变频调速电动机连续输出额定功率为11Kw，额定转速为 1500r/min,最高转速为6000r/min。在此范围内为恒功率调速。从最高转速开始，随着转速的下降，最大输出转矩递增，保持最大功率为额定功率不变。最低转速为45r/min。从额定转速至最低转速，为恒转矩调速。电动机的最大输出转矩，维持为额定转速的转矩不变，不随转矩的下降而上升，输出功率随转速的下降而降低。17- -电机型号 FANUC 11/1500-11 额定功率 11Kw额定转矩 72Nm额定转速 1500 r/mi

17、n最高转速 6000 r/min最低转速 45r/min电机额定电压 三相交流380V电机惯量 0.0831kgm2电机外形及安装尺寸：电机总长 723mm轴径 42 mm轴伸 110mm4 主传动系统的无级变速设计4.1无级调速的选择无级变速可以使机床获得最佳切削速度，使其无相对转速损失；且能够在加工过程中变速，保持恒功率切削；直流调速长久一来占无级调速的主导地位。直流调速通过调节励磁绕组电流改变磁场强度（调磁）使直流电动机得到额定转速n0到最高转速n0max变速范围，恒功率变速范围能够达到24；通过调低电枢电压使电动机获得从额定转速n0到最低转速n0min的变速范围，恒转矩变速范围几十甚至

18、100以上。这样，缩短了传动链长度，简化了结构设计；无级变速系统容易实现自动化操作。成为了数控机床的主要变速形式。随着新技术的应用，现代控制理论和计算机技术的发展，交流变频技术进入了应用阶段，在中小功率领域，交流调速电机已经显现优势。交流调速电动机的额定转速为1500r/min或2000r/min，恒功率变速范围为34，最高转速为4500r/min、6000r/min、8000r/min；最低转速可达6 r/min，恒转矩变速范围超过200。在此设计方案我们采用交流伺服电机进行无级变速设计。4.2无级变速主传动系统计算由任务书中要求主轴要求的恒功率变速范围是Rnp=4000/150=26.7

19、我们选定的电动机的恒功率变速范围是Rp=6000/1500=4 (Rp=，Ra=，因为z0=2)由此主轴要求的恒功率调速范围远大于电动机所能提供的恒功率调速范围，为了尽量满足主轴转速要求，在主轴与电动机之间加装一个变速机构，该变速机构为一个有级变速机构，这样我们的主传动系统就成为了一个有级变速机构和一个无级变速电动机组成的混合传动系统。这样我们得到机床主轴的恒功率调速范围。由公式Rn=RaRbRcRdRk得Rnp=R无R有由Ra=得由变速范围公式得在此我们一般取由以上我们得到由此我们得到该系统至少需要的转速级数 取Z=4。我们选定变速组数Kmin=所以最后取K=2，Z=4。分级传动系统的实际公

20、比为= 所以 结构式为4=2122为减少中间传动轴及齿轮副的结构尺寸，分级传动的最小传动比应采用前缓后急的原则；为降低中间轴齿轮的制造成本，应尽量使齿轮的速度小，故扩大顺序应与传动系统一致，采用前密后疏的原则。另外，串联的分级传动系统应遵循极限传动比、极限变速范围的原则。画出转速图网络图图4.1转速网络图4.3带轮的设计确定带轮直径设计带轮根据两带轮比4000/6000=0.67确定计算功率有公式【2】(查机械设计P156)根据传动功率和小轮带速n，由8-11（机械设计）取B型V带查表8-8（机械设计），取带轮直径D1=75mm，D2=112mm验算转速误差N实际=6000*75/112=40

21、17.9所以，误差=0.4475%10*(1.41-1)%=4.1%因此符合要求。材料选择由于带轮转速较高，选用铸钢，因为带轮在轴上要有卸荷结构，故采用实心式的带轮。验算带速因为523.55530所以带速合适。确定中心距（机械设计P152）代入数据得：261.8748取带轮中心距a0=400确定V带的基准长度L0(机械设计P163) = =1387.8mm查表8-2（机械设计P146）取L2=1400所以实际中心距验算包角 =180 =169.56120计算带的根数由D1=150mm，n1=1500r/min查机械设计表8-4a（p152）插值法得【】P0=1.5514kw由n1=1500r/

22、min，i=224/150=1.49以及B型带，查机械设计表8-4b（P153）得查机械设计表8-5（P155）得Ka=1查机械设计表8-2（P146）得KL=0.92由以上得：Pr=（1.5514+0.06） =1.482488所以Z=2.63故取带轮的带的根数为3根。4.4 齿轮的设计4.4.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1) 根据加工中心的性能和结构特点，选用直齿圆柱齿轮传动。2) 由于齿轮用于加工中心，故齿轮的精度要求要比普通机床的精度要高一所以选用6级精度（GB10095-88）。3) 根据齿轮材料的选择原则，大齿轮和小齿轮选用的材料都为

23、40。4)12345768IIIIIIIIII 确定齿轮齿数2图4.2 齿轮排布示意图本设计为数控车削中心主传动系统，电机选用的是伺服电机，变速范围最低转速可达6 r/min，最高转速可达6000 r/min。为了实现电机恒功率调速范围更大，设计一套齿轮传动的变速机构如图4.2。用查表法确定齿轮齿数（机械装备设计P161）Z1=33 Z2=23 Z3=33 Z4=43 Z5=42 Z6=24 Z7=30 Z8=484.4.2 按齿面接触强度进行设计根据直齿圆柱齿轮的设计计算公式【2】进行试算： 确定公式内的各计算数值： 为区域系数，标准直齿轮时，=2.5，将=2.5代入上式得： 式中： 弹性影

24、响系数，单位为K载荷系数T小齿轮传递的转矩齿宽系数许用接触应力 = 1.87 由上式进行试算，即：（1） 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数Kt1.32) 计算小齿轮传递的转矩T6.37Nmm （P1=0.91P0=11*0.91=10） 3) 选取齿宽系数 d0.24) 由表查得材料的弹性影响系数189.8MPa；5) 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 6) 计算应力循环次数N 其中：N 工作应力循环次数n 齿轮的转速（r/min）j 齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数齿轮的工作寿命（单位为h）将加工中心的工作寿命设定为15年，并设每年工作时间为300天，两班制，则：28300 1

25、5 7.210 h N60N6.510/1.54.3210h7) 查得接触疲劳寿命系数：0.90；0.928) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S1，则由式 其中：S疲劳强度安全系数Kn寿命系数齿轮的疲劳极限0.90550 495MPa（2）计算1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值124.6mm2) 计算速度vv10.36m/s (3) 计算齿轮的宽度bb0.2124.626.4mm (4) 计算齿宽与齿高之比b/h模数 /124.6/333.77mm，取4mm齿高 h2.252.2549mm(5) 计算载荷系数根据v9.693m/s，6级精度，查图10-8（机械设计P19

26、4）得动载荷系Kv1.13直齿轮，假设100N/mm，由表查得 按齿面接触疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数按齿根弯曲疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数查表10-2（机械设计P193）知：使用系数齿向载荷分布系数=1.14故载荷系数：11.131.21.141.546 (6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,得：124.6132mm (7) 计算模数mm/132/334mm就近圆整为标准值m= 4(8) 同理可计算出m=44.4.3 几何尺寸计算(1) 分度圆直径(2)中心距(其中d是与d相啮合的齿轮)(3) 计算齿轮宽度 取 同理，5动力计算5.1确定各轴的计算转速，以及各齿轮的计算

27、转速。各轴的计算转速n3=1500r/min；n2=800r/min；n3=400r/min各齿轮的计算转速n48=1500r/min；n30=1500r/min；n24=800r/min；n42=800r/min；n43=800r/min；n33=800r/min；n23=400r/min；n33=400r/min5.2按照扭转刚度计算轴的直径齿轮效率取0.98；皮带轮传动效率取0.96。对于轴I：P1=11*0.96=10.56mm因为d，且至少有一个键槽，故轴的直径应增大5%7%，取5%。得到d1=49*1.05=51.45mm查表圆整（机械设计手册）取56mm对于轴II：P=11kw所

28、以d2由于是花键轴，查机械设计手册：取对于轴III：P=11=10.14所以：因为d，且至少有一个键槽，故轴的直径应增大5%7%，取5%。得到d3=查表圆整（机械设计手册P11）取50mm5.3 切削力计算目前人们已经积累了大量的切削力实验数据，对一般加工方法已建立了可直接利用的经验公式。常用的经验公式约可分为两类：一类是指数公式；一类是按单位切削力进行计算。这里用经验公式计算。指数公式 Fz=CFzapxFzfyfzvnFzKfz Fy=CFyapxFyfyfyvnFyKfy Fx=CFxapxFzfyfxvnFxKfx 式中 CFx、CFy、CFz 决定于被加工金属和切削条件的系数；xFz

29、、yFz、nFz、xFy、nFy、XFx、yFx、nFx 三个公式中，背吃刀量a进给量f切削速度v的指数。KFz、KFy、KFx 三个公式中，当实际工作条件与求得的经验公式的条件不符时，各种因素对切削力的修正系数的积。已知硬质合金刀进行加工，切削用量为ap=5mm, f=0.4mm/r, v=1.7m/s。查切削用量公式和指数表,带入上式Fz=CFzapxFzfyfzvnFzKfz=143351.00.40.751.70.151=3182.75(N)Fy=CFyapxFyfyfyvnFyKfy=57250.90.40.61.70.31=1325.3(N)Fx=CFxapxFzfyfxvnFxK

30、fx=56141.00.40.511.70.41=1344.76(N)6 主轴组件的设计主轴组件是机床的重要组成部分之一。它的质量对整台机床的加工质量有很大的影响。6.1对主轴组件的性能要求主轴要传递扭矩，直接承受切削力，转速范围又很大，所以对主轴组件的主要性能提出以下要求：（1） 旋转精度 主轴的旋转精率是指装配后无载荷、低速转动的条件下，安装在主轴上的工件或刀具部位的定心表面的轴向和径向跳动。旋转精度取决于主轴、轴承、壳体孔的各主要件的制造、装配以及调整精度。（2） 静刚度 静刚度主要反映机床或部件抵抗外载荷的能力。影响刚度的因素，如主轴的尺寸和形状，该动轴承的型号、数量、预紧和相配置形式

31、，传动件的布置方式，前后支承的跨距和主轴前端悬伸等。数控机床既要完成粗加工，又要完成精加工，因此对其主轴组件的刚度要求更高。（3）温升和热变形 由于受热膨胀是材料固有的性质，温升将引起主轴的热变形，使主轴伸长，也会使轴承间隙变小，降低了加工的精度；温升还会降低润滑剂的粘度，影响润滑条件。因此，对高精度机床如何减少主轴组件的发热，如何控温是一项重要的工作。（4）抗振性 主轴组件工作时会产生不同程度的振动，这样会影响到加工工件的精度，以及刀具、轴承的寿命等。因此，主轴组件一定要有较好的抗震性能。（5）耐磨性 对数控加工中心的主轴组件必须有足够的耐磨性，以便长期保持精度。6.2主轴的结构设计主轴的直

32、径要尽量做大。为便于装配，主轴常会做成阶梯形的。主轴的结构与形状是由装在主轴上的传动件、轴承等零件的类型、数量、位置以及安装方法等决定的。现在，主轴前端部已经标准化了。车削中心的主轴端部为，卡盘靠主轴前端的短圆锥面和凸缘端面定位，用圆键传递扭矩，用锁紧盘和螺栓固定锁紧卡盘，主轴前端有莫氏锥孔。6.3主轴直径和刚度的计算主轴应满足强度和刚度要求，机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。否则，轴上的零件和轴承有于轴的变形过大而不能正常工作。通常情况下，若轴的刚度能满足要求，则强度也能满足要求，因此，除了载荷很大的情况下，可不验算的强度，只计算轴的刚度。一般情况下按扭转刚度计算轴的直径，划出

33、草图后再根据轴的受力情况、结构尺寸验算轴的弯曲刚度。6.3.1 主轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用公式进行估算：P=Pd=110.97=10.67(kw) d= 30.02(mm) 要实现空心主轴与实心主轴有相同的强度需满足最大剪应力相同= 取=0.75带入上式得 D=46.5(mm)取 D=50(mm) d=25(mm)以上公式中d-传动轴受扭部分的直径(mm)； Pd-电动机额定功率(KW)； P-该传动轴的输入功率(Kw)；-电动机到该传动轴之间传动间的传递效率；nj - 该传动轴的计算转速(r/min)；-每米长度允许的转角(deg/m)。6.3.2 主轴刚度计算用简化的近似计算方法

34、把主轴组件简化为一个均匀截面的简支梁模型。 已知前轴颈为64mm,后轴颈为36mm,跨距456mm,前端悬伸94mm,中空25mm,主轴端加载8700N. （1）轴承支反力前轴承FA=8700=10493.4(N) 后轴承FB=FA-F=10493.4-8700=1793.4(N) （2）挠度 d=（64+36）=50(mm) = 上式中，F外载荷(N)；a-前悬伸（mm）； l跨距（mm）； d,di主轴外径和孔径。（3）前轴承前轴承相当于一个轴承支承，支反力为F1的1/2.6，则支反力F1F1/2.6=10493.4/2.6=4036(N) 查轴承手册,预紧力为430N根据预紧力的计算公式

35、 Fp=ff1f2F0 式中Fp和F0-装配后与装配前的预紧力(N)；f轴承系数； f-接触角系数；F2-预紧级别系数。Fp=4301.351.070.921.8=1030(N)径向预紧力为Frp=1030/tan25=3840(N) 故轴承总载荷为 FrA=4036+3840=7870(N) db iz查表得iZ=20 db=15.875轴承径向径度为KrA= =436(N/m) 式中Fr径向载荷(N)；db球径(mm)；i,z列数和每列滚动体数；-接触角；轴承总变形A=4036/436=9.26(m) 折算到前端 A1=9.26 （4）后轴承后轴承变形=1.1(m) 式中r径向变形(N)；

36、Qr一个滚动体径向载荷(N)；La滚子有效长(N)。折算到前端 B1=1.1=0.23 (m) (5.16)（5）主轴单元径向刚度 K=409.8(N/m) 6.4 主轴轴承配置6.4.1 主轴轴承的选用主轴轴承一般情况下，应根据精度、刚度和转速等条件选择。为了提高主轴的精度和刚度，我们采用的结构应该是主轴轴承应有可调的间隙，这也是主轴轴承的主要特点之一。因为一般的机床用轴承工作条件是机床主轴都较大，这样相对的机床轴承的负载就比较轻，属于轻载，一般的线接触轴承应用于重载，点接触的轴承应有于轻载，这样我们选择转速更高用于轻载的球轴承。鉴于负载轻所以我们在选用轴承时不以承载能力以及疲劳强度为主要指

37、标。本方案主轴选用角接触球轴承又称向心推力球轴承(70000)型，既能承受径向载荷，又能承受轴向载荷，因为应用于轻载我们不校核其疲劳强度。角接触球轴承在传统的机床设计中就往往应用于车床和加工中心的主轴。角接触球轴承通常分为两种，前者应用于径向力较小的情况，后者应用于径向力较大的情况。所承受轴向载荷随接触角的增大而增大。本设计为数控加工中心的主轴，其径向力比较大故我们选用的角接触球轴承，这种轴承调隙时只需使内外圈产生相对轴向位移即可。为了提高角接触球轴承的承载能力和刚度，在同一个支撑中，角接触球轴承可采用成对安装，也可三个、四个组配在一起。在此我们将多个角接触球轴承联合起来使用（如图6.1）。图

38、6.1 角接触球轴承的组合形式轴承的精度不仅影响主轴部件的旋转精度，而且精度越高，各滚动体受力也越均匀，有利于刚度和抗振性的提高，减少磨损，提高寿命。因此，应选用精度稍高一点的轴承。而主轴前后轴承的精度对主轴旋转精度的影响是不同的。前轴承的精度对主轴部件的影响较大，故前轴承的精度应选的高一些。因此，主轴轴承选用P4（SP）级。6.4.2 主轴轴承的轴向限位和预紧众所周知主轴上的轴承同时承受径向载荷和轴向载荷，因此应该对其轴进行限位；轴承往往需要预紧，轴承间隙也需要调节，所以经常要借助可调节的紧固件。一般常常用轴肩和孔挡肩以及各种类型的螺母等限位的元件给轴定位。螺母的螺纹可以承受较大的轴向载荷方

39、便调整所以时常被应用。本方案采用圆螺母和止动垫圈进行防松。采用螺母限位锁紧时，螺母多采用细牙螺纹，因为它的自锁性好，且易于调节。6.4.3 主轴轴承的润滑方式 本设计所设计的主轴为高速主轴，发热较多，所以在润滑的同时应该兼顾温升，应用油润滑，可以应用空气冷却的方法。常用的润滑方式是油雾和油气润滑。本设计采用此种润滑方式。6.4.4 密封为了防止油外漏和屑末、尘埃等进入主轴组件一般要进行密封。本设计采用油润滑，所以才有锯齿形环槽的密封方式，锯齿方向应逆着油流的方向。7 结论 （1）带有分级变速机构的变速范围RF取决于交流调速电机恒功率调速范围RDP和级数Z。当电机确定后，要使主轴转速连续的条件是

40、级比RDP，否则，主轴转速不连续，产生功率缺口。（2）分级变速机构的级数Z的选择应根据设计数控机床的具体要求确定。通常Z3时，若RDP3 时，分级变速机构的恒功率区变速范围可扩大到9左右，主轴转速连续。（3）选择电机功率时，在满足机床要求的前提下，若无特殊要求，就不必选择较大功率的电机，以免造成浪费。（4）随着机床制造技术的发展,对主轴的要求日益提高, 转速高、功率大、转速的变换迅速可靠、自动变速、刚度和回转精度高、转速变换范围广等, 因此主轴轴承的选择、间隙调整、提高轴承刚度和精度就越来越重要。参 考 文 献1卢炳恒机械制造技术基础M北京：机械工业出版社,20052蒲良贵，纪明刚机械设计M北

41、京：高等教育出版社,20063杜君文机械制造技术装备及设计M天津：天津大学出版社,20074韩进宏互换性与技术测量M北京：机械工业出版社,20075 关慧贞，朱武君现代数控机床主传动系统分析与设计组合机床与自动化加工技术,1998，7(6):15-176刘凤利，李辉机床主传动系统优化设计J河北理工学院学报,2001,1(2):33-367 吴智恒，徐旋波数控机床技术发展趋势J机电工程技术,2004,9(8):7-118张永智，苗志毅数控机床主传动无级调速系统设计方法探讨J河南广播电视大学学报，2004,4(10):47-499潘越，魏效玲，段楠机床主传动系统优化设计J煤矿机械,2005,4(1

42、):18-1910 莫华林机床有级变速传动系统的理论设计J开封大学学报,2005,1(3):85-8711 束雯，王玮机床主传动系统优化设计方法的研究J机床与液压,2006,2(9):61-6312 王战中，韩彦军，王为杰，程林章机床主传动系统双公用齿轮设计研究J机床与液压，2005,7(10):50-5113 金怡果，周建辉基于Visual C + + 的机床主传动系统优化设计研究J机械传动,2004，1(5):34-3614 金怡果，郑长奇机床主传动非常规变速系统的优化设计对称混合公比的传动系统J现代制造工程,2006,6(1):115-11815邵雨露, 刘瑞娟. 插齿机主传动系统的研究与改进设计J. 科技信息,2010,7:489-49016谭斌,郑雪梅. 数控机床产品发展与展望J. 机械工程师,2010,11:42-4317 Petru UNGUR, Flavius A. ARDELEAN, Nicolae CRECAN, Carmen IANCU, Dan CRCIUN. ANNALS of the ORADEA UNIVERSITY. Fascicle of Management and Technological Engi