數(shù)控加工中心主傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式加工中心主軸傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

《數(shù)控加工中心主傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式加工中心主軸傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《數(shù)控加工中心主傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式加工中心主軸傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（50頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

畢業(yè)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)題目名稱:加工中心主軸傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)學(xué) 生 姓 名:專業(yè)名稱： 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造 班 級： 學(xué) 制: 學(xué) 號： 學(xué)歷層次： 指導(dǎo)老師： 評 閱 人： 論文（設(shè)計(jì)）提交日期： 論文（設(shè)計(jì)）答辯日期： 摘要本設(shè)計(jì)主要介紹了數(shù)控加工中心主傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式，并以電主軸作為主傳動(dòng)部件對其進(jìn)行研究。主要設(shè)計(jì)了數(shù)控加工中心用電主軸的主軸結(jié)構(gòu)，套筒及支承部件磁懸浮軸承。解決了套筒與主軸的配合及支承部件的布置形式等關(guān)鍵技術(shù)問題。本設(shè)計(jì)采用了創(chuàng)新型設(shè)計(jì)方式：將主軸軸端的捕捉軸承置于內(nèi)側(cè)以增加主軸剛度；將蝶形彈簧拉刀機(jī)構(gòu)換成彈簧卡爪以增加可靠性；將切削液通道均布于軸端內(nèi)部以增強(qiáng)冷卻效果。關(guān)鍵詞：數(shù)控加工中心；電主軸；套筒；磁懸浮軸承AbstractThis paper introduces the design of CNC machining centers form the structure of the main drive system and electric drive components as the main axis of their research. The main design of the CNC machining center spindle of the spindle power structure, sleeve bearings and bearing components of magnetic levitation. Solved with the spindle sleeve and bearing components with the layout of the form of the key technical problems. The design uses an innovative design approach: The main shaft bearing at the inside of the catch to increase the stiffness of the spindle; will broach Butterfly institutions spring into spring claw card in order to increase reliability; to cloth cutting fluid channel in the shaft end to enhance the cooling effect inside. Keywords: CNC machining center； electric spindle； sleeve；magnetic bearing目錄1.確定主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案，擬定傳動(dòng)原理圖……………071.1 直接馭動(dòng)主軸傳動(dòng)方案………………………………………001.2 一級傳動(dòng)方案…………………………………………………861.3 多級傳動(dòng)方案…………………………………………………651.4 合理傳動(dòng)方案的確定…………………………………………462.進(jìn)行動(dòng)力設(shè)計(jì)和運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)2.1 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)……………………………………………………872.1.1 傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)……………………………………………782.1.2 轉(zhuǎn)速調(diào)速范圍……………………………………………682.1.3 變化組……………………………………………………572.1.4 結(jié)構(gòu)式采用………………………………………………132.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖………………………………………………232.1.6 確定變速組齒輪齒數(shù)……………………………………452.1.7 傳動(dòng)系統(tǒng)圖………………………………………………552.1.8 帶輪設(shè)計(jì)…………………………………………………342.1.9 計(jì)算帶的力………………………………………………56 2.2 動(dòng)力設(shè)計(jì)……………………………………………………342.2.1 傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速………………………………………452.2.2 計(jì)算各傳動(dòng)軸的輸出功率………………………………122.2.3 計(jì)算各傳動(dòng)軸的扭矩……………………………………342.2.4 軸徑設(shè)計(jì)及鍵的選取……………………………………672.2.6 齒輪校核…………………………………………………562.2.5 計(jì)算齒輪模數(shù)……………………………………………543.主軸和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、精度設(shè)計(jì)和剛度設(shè)計(jì)……………223.1 主要參數(shù)的確定………………………………………………99 3.1.1 主軸前軸頸直徑 的選取…………………………………001D3.1.2 主軸內(nèi)孔直徑 d 的確定……………………………………893.1.3 主軸前端懸伸量 a 的確定…………………………………903.1.4 主軸主要支承間跨距 L 的確定……………………………563.2 主軸的構(gòu)造……………………………………………………243.3 軸上零件的定位………………………………………………993.4 主軸的校核……………………………………………………903.4.2 主軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核………………………………………973.4.1 主軸按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核………………………………………773.5 主軸的主軸組件的剛度驗(yàn)算…………………………………663.6 求軸承剛度…………………………………………………344.軸承選用與壽命計(jì)算…………………………………………234.1、滾動(dòng)軸承的主要類型、性能與特點(diǎn)………………………124.1.1 向心軸承……………………………………………………834.1.2 推力軸承……………………………………………………554.1.3 滾子動(dòng)軸承…………………………………………………984.2 軸承的選取……………………………………………………674.3 壽命計(jì)算………………………………………………………784.3.1 基本額定壽命和基本額定動(dòng)載荷…………………………804.3.2 滾動(dòng)軸承疲勞壽命計(jì)算的基本公式………………………575.主軸箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和精度設(shè)計(jì)………………………………355.1 箱體基本知識…………………………………………………665.1.1 箱體的主要功能……………………………………………795.1.2 箱體的分類…………………………………………………445.2 設(shè)計(jì)的主要問題和設(shè)計(jì)要求…………………………………545.2.1 滿足強(qiáng)度和剛度要求………………………………………995.2.2 散熱性能和熱變形問題……………………………………885.2.3 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理………………………………………………775.2.4 工藝性好……………………………………………………665.2.5 造型好、質(zhì)量小……………………………………………665.3 主軸箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)……………………………………………876.拉刀裝置設(shè)計(jì)……………………………………………………996.1 刀具自動(dòng)夾緊機(jī)構(gòu)……………………………………………776.2 拉刀裝置的工作原理………………………………………557.繪制主傳動(dòng)系統(tǒng)裝配圖和零件圖…………………………447.1 主傳動(dòng)系統(tǒng)裝配圖……………………………………………887.2 主軸圖…………………………………………………………787.3 傳動(dòng)軸圖………………………………………………………777.4 帶輪圖…………………………………………………………447.5 齒輪圖…………………………………………………………448、 結(jié)論…………………………………………………………22指標(biāo) 轉(zhuǎn)速/(r/min) 計(jì)算/額定轉(zhuǎn)速/(r/min) 輸出功率/kW主 軸 5~4000 150 6.13交流主電動(dòng)機(jī)0~450015007一、確定主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案，擬定傳動(dòng)原理圖1.1, 直接馭動(dòng)主軸傳動(dòng)方案 這種傳動(dòng)方式是八十年代未期發(fā)展起來的, 它是采用交流變頻寬調(diào)速 VAC 電機(jī)通過剛性連軸節(jié)與機(jī)床主軸聯(lián)接, 或采用內(nèi)裝或主軸電機(jī)(即將機(jī)床主軸裝在電機(jī)的定子內(nèi))來驅(qū)動(dòng)主軸的一種傳動(dòng)方式。這種傳動(dòng)方既沒有齒輪變速裝置, 又沒有皮帶變速機(jī)構(gòu), 主要是由電機(jī)本身來完成變速和傳遞扭矩任務(wù)。其優(yōu)點(diǎn)是省去齒輪和皮帶傳動(dòng)裝置, 明顯地降低了機(jī)床的振動(dòng), 噪聲和熱量的產(chǎn)生, 提高了機(jī)床主軸的工作熱穩(wěn)定性, 可實(shí)現(xiàn)高精度加工。直接馭動(dòng)主軸的傳動(dòng)方案見圖 1 1.2，一級傳動(dòng)方案一級傳動(dòng)時(shí), 無齒輪變速箱, 只可能有齒輪或皮帶降速。這時(shí)也主要是由電機(jī)本身來完成變速和傳遞扭矩的任務(wù), 這種方案目前采用較少。見圖 2 1.3,多級傳動(dòng)方案二級以上傳動(dòng)方案為多級傳動(dòng)方案。多級傳動(dòng)時(shí), 方案很多但各有千秋, 選擇時(shí)應(yīng)根據(jù)具體實(shí)際情況而定。 但最多為四級, 四級以上沒有使用價(jià)值。一般采用齒輪兩檔變速機(jī)構(gòu)（二級傳動(dòng)方案）, 可配合較為經(jīng)濟(jì)的額定轉(zhuǎn)速較大的無級調(diào)速電機(jī), 既可獲得較高轉(zhuǎn)速, 又可較大地拓寬恒功率范圍, 提高低速扭矩, 適合于要求達(dá)到較高轉(zhuǎn)速且可進(jìn)行較大切削量加工的場合。采用齒輪三檔變速機(jī)構(gòu)（三級傳動(dòng)方案）, 配合較為經(jīng)濟(jì)的額定轉(zhuǎn)速較大的無級調(diào)速電機(jī), 既可獲得較高轉(zhuǎn)速, 又可大大拓寬恒功率范圍,大大提高低速扭矩, 適合于要求達(dá)到較高轉(zhuǎn)速且可進(jìn)行大切削量加工的場合, 其機(jī)械性能幾乎與齒輪有級變速方式相同。但結(jié)構(gòu)復(fù)雜, 且由于采用齒輪多級傳動(dòng)方式, 最高轉(zhuǎn)速受限更大。目前這種傳動(dòng)方式很少采用。多級傳動(dòng)方案圖略1.4， 合理傳動(dòng)方案的確定從以上介紹可知, 各種傳動(dòng)方式各有優(yōu)缺點(diǎn), 關(guān)鍵是根據(jù)不同的使用要求選擇不同的傳動(dòng)方式?！叭龍D”設(shè)計(jì)“三圖”是指轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩曲線圖。相關(guān)數(shù)據(jù)計(jì)算如下：主軸恒功率調(diào)速范圍=主軸最高轉(zhuǎn)速÷主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速＝4000÷150≈27主電動(dòng)機(jī)恒功率調(diào)速范圍＝主電動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速÷主電動(dòng)機(jī)計(jì)算轉(zhuǎn)速＝4500÷1500＝3要將主電動(dòng)機(jī)的恒功率調(diào)速范圍由3通過齒輪變速擴(kuò)大9倍到27，此時(shí)主傳動(dòng)系統(tǒng)的最大降速比＝1500÷150＝10，即讓主電動(dòng)機(jī)的基本轉(zhuǎn)速1500 r/min. 經(jīng)齒輪降速后落在主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速150 r/min 上，這樣才能使主電動(dòng)機(jī)恒功率調(diào)速范圍與主軸恒功率調(diào)速范圍最低極限匹配。要讓轉(zhuǎn)速圖上不出現(xiàn)“重疊” 、 “缺口” ，還得令：齒輪變速公比= 變速級數(shù)= 電動(dòng)機(jī)恒功率調(diào)速范圍=3由此可知采用三級傳動(dòng)方案4500~1500 高速級降速比=4500÷4000=1.125 1333~40004500~1500 中速級降速比=10÷3=3.33 450~13334500~1500 低速級降速比=1500÷150=10 5~450二、動(dòng)力設(shè)計(jì)和運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)2.1, 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)2.1.1 傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)（選擇集中傳動(dòng)方案）2.1.2 轉(zhuǎn)速調(diào)速范圍 40max2715inR??2.1.3 根據(jù)計(jì)算得出三個(gè)檔次速度變化組4500~1500 高速降速比=4500÷4000=1.125 （0.89） 1333~40004500~1500 中速降速比=10÷3=3.33 （0.3） 450~13334500~1500 低速降速比=1500÷150=10 （0.1） 5~4502.1.4 結(jié)構(gòu)式采用：由于在變速級數(shù) Z=3 一定時(shí)，減少變速組個(gè)數(shù)勢必增加各變速組的傳動(dòng)副數(shù)，并且降速過快而導(dǎo)致齒輪的徑向尺寸增大，為使變速箱中的齒輪個(gè)數(shù)最少，每個(gè)變速組的傳動(dòng)副數(shù)最好取 2～3 個(gè)。所以采用如圖傳動(dòng)2.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖：(1）分配總降速比150u????????(2）確定傳動(dòng)軸數(shù)變速軸軸數(shù)=變速組數(shù)+定比變速副數(shù)+1=3+1+1=4。如下圖所示3）繪制轉(zhuǎn)速圖2.1.6 確定變速組齒輪齒數(shù)(1）先計(jì)算基本組的齒輪的齒數(shù)基本組的降速比分別為： 、 ， 1/2au?1.48a=2 1au20.71au?根據(jù)傳動(dòng)比和查表計(jì)算的：Z1=37，Z2=22；Z3=25，Z4=44。(2）擴(kuò)大組的齒數(shù)確定：=0.4、 =1.21bu2b根據(jù)傳動(dòng)比和查表計(jì)算的：Z3=25，Z4=44； Z5=20，Z6=36,Z7=50。2.1.7 傳動(dòng)系統(tǒng)圖如右圖：2.1.8 帶輪設(shè)計(jì)(1）確定計(jì)算功率:,K 為工作情況系P=7kw數(shù)，可取工作 8 小時(shí)，取K=1.0 1.07.jKk??(2）選擇三角帶的型號:由 和.jPw查表選擇型150r/minn?額帶(3）取 ，則 ，取12D1215027nDm??250Dm?(4）核算膠帶速度 V---19.8/60nvms??19.4/60vs?(5）初定中心矩根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》 經(jīng)驗(yàn)公式（11.20）189P120120.5()()DhAD???根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》 表（11.4）的179Phm?0.()(50)0265A?取 .m?(6）計(jì)算膠帶的長度由《機(jī)械設(shè)計(jì)》 公式（11.2）計(jì)算帶輪的基準(zhǔn)長度182P????02121042ADAL????2(5)5()596.m???由《機(jī)械設(shè)計(jì)》 圖 11.4，圓整到標(biāo)準(zhǔn)的計(jì)算長度 179P10L(7）計(jì)算實(shí)際中心距0056.10498.222LA???????(8）核算小帶輪的包角1185108 612.D?????????? ?? ??(9）確定膠帶的根數(shù) ZLcakp?)(0???由《機(jī)械設(shè)計(jì)》 中的表 11.8 到 11.12 得194~P，02.0362.5p???.98.2aLk??，取三根帶。073.10().8caLZk?(10）大帶輪結(jié)構(gòu)如下圖所示：2.1.9 計(jì)算帶的張緊力 作用在軸上的壓軸力0FQF20)5.2(qvkvZpca????-帶的傳動(dòng)功率,KW；v-帶速,m/s；caq-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取 q=0.17kg/m。v = 1500r/min = 9.81m/s、v =4500r/min=29.44m/s。2072.5095().1784.99.814F N??????.018.10 62sin279sin3.2QZ?????10 1i40.8i589.F N?2.2, 動(dòng)力設(shè)計(jì)2.2.1 傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速：n=150r/min。各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速如下：軸序號 電 １ 2 主計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）1500 750 370 150核算主軸轉(zhuǎn)速誤差∵ 45012/5037/24/607/minn r?????實(shí) minr標(biāo)∴ ()()10%10%.754n???標(biāo)實(shí) 標(biāo)所以合適。2.2.2 計(jì)算各傳動(dòng)軸的輸出功率17.0965()brpnkw????額2539gr.31()r k軸2.2.3 計(jì)算各傳動(dòng)軸的扭矩（n.mm）16.5950847.jPn??1T（n.mm）2.3901j2（n.mm）6.9527.5jPn??主主 主T2.2.4 軸徑設(shè)計(jì)及鍵的選取（查《機(jī)械設(shè)計(jì)》 公式 16.9 和表 16.4 得）321P軸一： ， ，取 帶入公式：16.5pkw?170/minjnr?0.9?。【 】 ＝有， ,圓整取446.599[]jPd???28.67dm?30dm?選花鍵： 630軸二： ， ，取 帶入公式：2.pkw?27/injnr?0.9?。【 】 ＝有， ,圓整取446.39911[]0jPd???3.87dm?35dm?選花鍵： 836主軸： ， ，取 帶入公式：3.pkw?5/minjnr?0.9?。【 】 ＝有， ,圓整取446.13919[]0jPd???4dm?40d?選花鍵： 87其中：P-電動(dòng)機(jī)額定功率（kW） ；-從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積；?-該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（ ） ；jninr-傳動(dòng)軸允許的扭轉(zhuǎn)角（ ） 。???mo2.2.5 計(jì)算齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時(shí)，選擇負(fù)荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度條件進(jìn)行估算模數(shù) 和Hm，并按其中較大者選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，為簡化工藝變速傳動(dòng)系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪Fm模數(shù)最好一樣，通常不超過 2～3 種模數(shù)。先計(jì)算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動(dòng)，查表的齒輪精度選用 7 級精度，再由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40C (調(diào)質(zhì))，硬度為 280HBS：r有公式：① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度：3123()160[]jj mjikpZn????其中: -公比 ； = 2；ii-齒輪傳遞的名義功率；jp-齒寬系數(shù) = ；m?m105??b-齒輪許允接觸應(yīng)力 ；j?lim9.0HP??-計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速;jn-載荷系數(shù)取 1.76。123k-齒輪齒數(shù)Z② 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度： 312340jFmkpZin???其中: -齒輪傳遞的名義功率；jp-齒寬系數(shù)；m?-齒輪許允齒根應(yīng)力1j?jj?4.1?45 號鋼整體淬火， []0jMP按接觸疲勞計(jì)算齒輪模數(shù) m,查表計(jì)算可得 123.0,.,1.kk?低速檔 取 ， ， ， ， 8m??12Z.5i?375jn?69jp由公式 可得 ，m=3.5mm3123()60[]jj mjkpi??.60j?由公式 可得 ，m=2mm31234jFZin??1.57j?因?yàn)?所以 m=3.5mmjm?中速檔 取 ， ， ， ，102i?750j 6.5jp?由公式 可得 ，m=2.5mm3123()6[]jj mjkpZin????2.8j?由公式 可得 ，m=1.5mm312340jFi1.j?因?yàn)?所以 m=2.5mmjm?高速檔 取 ， ， ， ，10??25Z0.67i?35jn6.jp由公式 可得 ，m=2.5mm3123()160[]jj mjikpZn????2.46j?由公式 可得 ，m=2mm31234jFi .1j?因?yàn)?所以 m=2.5mmjm?2.2.6 齒輪校核初選齒輪的材料：一律選用鍛鋼（需進(jìn)行精加工的齒輪所用鍛鋼）材料牌號： 硬度 60HRC20rCMnTi齒頂圓直徑 ； mhzdaa)+(=*1齒根圓直徑 ；cf 2???分度圓直徑 ；齒頂高 ；ha*齒根高 ；cf)+(=表 6.1 齒輪尺寸表 （單位：mm）齒輪 齒數(shù)z模數(shù) nm分度圓直徑 d齒頂圓直徑 a齒根圓直徑 fd齒頂高 ah齒根高 fZ5 20 3.5 70 77 61.25 3.5 4.375Z2 22 2.5 55 60 48.75 2.5 3.125Z3 25 2.5 62.5 67.5 56.25 2.5 3.125Z6 36 2.5 90 95 83.75 2.5 3.125Z1 37 2.5 92.5 97.5 86.25 2.5 3.125Z4 44 2.5 110 115 103.75 2.5 3.125Z7 50 3.5 175 182 166.25 3.5 4.375傳動(dòng)軸間的中心距 1251082.5dm??????9主因?yàn)辇X寬系數(shù)=中心距×一個(gè)系數(shù) ，硬齒面 0.35、軟齒面 0.4。齒寬系數(shù) =0.4×0.825=0.33 =0.4×1=0.4d?d?選齒寬系數(shù) =0.33 d?10.392.530.2Zdbm?????因?yàn)辇X輪 Z2 有三個(gè)傳動(dòng)檔所2 18以 2354.Zbm??30.362.50.62Zdbm?????44145.78Zd?因?yàn)辇X輪 Z5 有兩個(gè)傳動(dòng)檔所以60936bm????6237Zbm??.41750Zd?齒厚 123462.34.9ZSSm??????57.59???三、主軸和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、精度設(shè)計(jì)和剛度設(shè)計(jì)3.1，主要參數(shù)的確定3.1.1 主軸前軸頸直徑 的選取 根據(jù)功率 ，在 之1D7Nkw?k5.7?間，查表得主軸軸頸選取 ，取 。主軸后軸頸直徑m075?190?=0.9 =81mm， 取 =81mm。根據(jù)設(shè)計(jì)方案，選前軸承為 30218 型，后軸承為 302162D12型。3.1.2 主軸內(nèi)孔直徑 d 的確定 很多機(jī)床的主軸是空心的，內(nèi)孔直徑與其用途有關(guān)。銑床主軸內(nèi)孔可通過拉桿來拉緊刀桿。為不過多的削弱主軸的剛度，銑床主軸孔徑 d 可比刀具拉桿直徑大 5—10mm。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式可知：d=(50%～60%) =(35～42)mm,此2D處取d=35mm, =0.4. 當(dāng) 小于 0.3 時(shí)，空心主軸的剛度幾乎等于實(shí)心主軸的剛度，等1D1d于 0.4 時(shí)，空心主軸的剛度為實(shí)心主軸的 90%，小于 0.7 時(shí)，空心主軸的剛度急劇下降，所以 d=35mm 是合適的。3.1.3 主軸前端懸伸量 a 的確定 主軸懸伸量 a 一般越小越好，a 值越小，對提高主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度、剛度和抗振性都有顯著效果。根據(jù)《專用機(jī)床設(shè)計(jì)與制造》表 5—15 可知：=0.6～1.5Da1a= （0.6～1.5）1a=54～135mm本設(shè)計(jì)取 a 為 80 毫米。3.1.4 主軸主要支承間跨距 L 的確定 合理確定主軸主要支承間的跨距 L，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。支承跨距過小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前端的位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形引起主軸前端的位移量盡管減小了，但主軸的彎曲變形增大，也會引起主軸前軸端較大的位移。因此存在一個(gè)最佳跨距 ，在該跨距時(shí)，因主軸彎曲變形和支承變形引起主軸前軸端的總0L位移量為最小。一般會不斷降低，主軸主要支承間的實(shí)際跨距 L 往往大于上述最佳跨距 ，0L此處選 L=3a=300mm. 下面我們就來確定最佳跨距 與合理跨距 。0合 理（1） 的確定L0支承剛度 可用估算式：k11.41.451.470.7290NmkD??????5521(.5)6.8.k??取彈性模量 mNE2??主軸截面慣性矩 44 64()63.1()/62.0851IdmD????????截面面積 2 22().(3)8.7A無量綱量561331.04.0.62.98EIka??????，則根據(jù)判別式51268?? 297.18()k???2 280.1.99()()k?????????所以有 033312 33330()1).6.(0.92.)4.872(1.90.8)1.70432.8847amL?????????????（2） 的確定L合 理根據(jù)以上計(jì)算所得的 值，由于結(jié)構(gòu)上原因往往不能實(shí)現(xiàn)。設(shè)實(shí)選跨距為 L，0，則主軸組件的剛度達(dá)不到最大值 。令 L/ =1 時(shí)的剛度為 100%，則當(dāng)0?kmaxL00.75≤ ≤1.5 時(shí)，主軸組件的剛度損失不超過 5%～7%，即：L0?=（0.75～1.5）L合 理 0=170～340.5mm合 理我們在設(shè)計(jì)中，取支承跨距為=250mmL合 理3.2, 主軸的構(gòu)造主軸的構(gòu)造和形狀主要取決于主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動(dòng)件、軸承等零件的類型、數(shù)量、位置和安裝定位方法等。設(shè)計(jì)時(shí)還應(yīng)考慮主軸加工工藝性和裝配工藝性?？蚣苁綌?shù)控銑床主軸一般為空心階梯軸，前端徑向尺寸大，中間徑向尺寸逐漸減小，尾部徑向尺寸最小。主軸的前端形式取決于機(jī)床類型和安裝夾具或刀具的形式。主軸頭部的形狀和尺寸已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，應(yīng)遵照標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行設(shè)計(jì)。主軸的直徑和長度的確定主要是根據(jù)軸上零件的裝配，框架式數(shù)控銑床主軸簡圖如圖 4-6 所示軸上主要尺寸已在前面介紹，在確定各軸段長度時(shí)，應(yīng)盡可能使結(jié)構(gòu)緊湊，同時(shí)還要保證零件所需的裝配或調(diào)整空間。軸的各段長度主要是根據(jù)各零件與軸配合部分的軸向尺寸和相臨零件間必要的空隙來確定的。圖 4-6 框架式銑床主軸簡圖3.3, 軸上零件的定位3.3.1 零件的軸向定位 軸上零件的軸向定位是以軸肩、套筒、軸端擋圈、軸承端蓋和圓螺母等來保證。軸肩分為定位軸肩和非定位軸肩，軸肩處易產(chǎn)生應(yīng)力集中，而且軸肩過多也不利于裝配，因此，軸肩定位多用于軸向力較大的場合，套筒定位因?yàn)椴挥绊戄S的疲勞強(qiáng)度，一般用于軸上兩個(gè)零件之間的定位。若兩零件的間距較大或轉(zhuǎn)速較高時(shí)，都不宜采用套筒定位。軸端擋圈適用于固定軸端零件，可以承受較大的軸向力。為了防止軸端擋圈轉(zhuǎn)動(dòng)造成螺釘松脫，可加圓柱銷鎖定軸端擋圈。圓螺母定位可承受大的軸向力，但軸上螺紋處有較大的應(yīng)力集中，故一般用于固定軸端的零件，當(dāng)軸上零件間距離較大不宜使用套筒定位時(shí)，也常采用圓螺母定位。3.3.2 零件的周向定位周向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉(zhuǎn)動(dòng)。常用的周向定位零件有鍵、花鍵、銷、緊定螺釘以及過盈配合等，其中緊定螺釘只用在傳力不大之處。3.4, 主軸的校核3.4.1 主軸按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核這種方法只是按軸所受的扭矩來計(jì)算軸的強(qiáng)度；如果軸還受到不大的彎矩時(shí)，則用降低需用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的辦法予以考慮。軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為：(4.1)TW??[]T??(4.2)950Pn(4.3)316TD??—需用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位為 。[]T?aMP因?yàn)?=7 ， ， mm，查表得 40 的 值為：35—55Pkwmin150r?190D?Cr[]T?，則aMNg7.46i79533.14906.256TDW????3m≈0.31 ≤ 成立，T?aMP[]T?所以此主軸滿足扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度要求。3.4.2 主軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核。軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角 表示。階梯軸的扭轉(zhuǎn)角 [單位為（ ）/m]的計(jì)算???公式為：415.730zipTlLGI????對圓軸： = PI432d?軸的扭轉(zhuǎn)剛度的條件為： []??的取值為 0.5 1（ ）/m[]???計(jì)算得階梯軸的扭轉(zhuǎn)角 為： 0.04 ,則軸滿足扭轉(zhuǎn)剛度要求。?[]?3.5, 主軸的主軸組件的剛度驗(yàn)算主軸的驗(yàn)算主要是剛度的驗(yàn)算，與一般軸著重于強(qiáng)度的情況不同，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強(qiáng)度的要求。剛度分為彎曲剛度與扭轉(zhuǎn)剛度兩種。彎曲剛度用軸在受力時(shí)產(chǎn)生的撓度（y）及傾角（θ）來度量；扭轉(zhuǎn)剛度用軸在受力時(shí)每 1 米長度產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)角（ ）來度量。?本設(shè)計(jì)中，主軸的直徑相差不大且計(jì)算精度要求不高，所以我們把軸看作等徑軸，采用平均直徑（各直徑之和除以直徑數(shù)）來進(jìn)行計(jì)算。我們將軸簡化為集中載荷下的簡支梁。根據(jù)設(shè)計(jì)時(shí)的已知條件可得：主軸輸出轉(zhuǎn)速 n=150r/min,傳動(dòng)比 i=10;傳動(dòng)效率：由設(shè)計(jì)圖知，輸出齒輪的功率、轉(zhuǎn)速與它通過的齒輪嚙合對數(shù)相關(guān)，由于功率在傳動(dòng)過程中有損失，則在輸出齒輪上傳遞的功率大小為： =6.13 KW （此設(shè)計(jì)中，電機(jī)的輸入功率為 7 KW）???IP0計(jì)算齒輪受力：大齒輪 Z7 的受力計(jì)算：轉(zhuǎn)矩： 6.1395090.2765jn??主主 主Tm?N圓周力： KN2.274.mz3t??主F徑向力： KN （其中，直齒圓柱齒輪的壓力62.10tan6.tan????r角為 ）?20??法向力 KN75.4cos/4.cos/ ??tnF小齒輪 Z6 的受力計(jì)算：轉(zhuǎn)矩： 6.1395090.265jPn??主主 主Tm?N圓周力： KN2.278.mz36t??主F徑向力： KN （其中，直齒圓柱齒輪的壓力16.30tan.tan?????r角為 ）?20??法向力 KN2.9cos/67.8cos/?tnF經(jīng)比較可得：小齒輪上受到的力遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于大齒輪上的力，所以在計(jì)算過程中，僅對小齒輪上的力對軸的影響進(jìn)行了受力分析。令主軸末端軸承不受力，而其前端受到的徑向銑削力為銑刀的最大切削力 N（由銑 削 功 率 的 計(jì) 算 公 式 為245z?、 是 銑 削 功 率 、 是 銑 削 速 度 ） ，則主軸受力如下所示：60/13???vPcc cPcv圖 5-3 主軸的受力分析計(jì)算支承反力：水平面反力： =4.73 KN25013.967.82501316????????ntFR=-4.50KN682tn?垂直面反力： =-1.02KN610253.1602.451rzFR?????KN672250.9rz?畫彎矩圖：水平面彎矩圖：如上圖 d 所示垂直面彎矩圖：如上圖 e 所示合成彎矩圖： 2xzxyM?畫軸轉(zhuǎn)矩：軸受轉(zhuǎn)矩： 6390.7T?m?N轉(zhuǎn)矩圖：如上圖 g 所示許用應(yīng)力：許用應(yīng)力值：取軸材料為 45，用插值法由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 11.3 查得：；abMP95][0??abP5][1???應(yīng)力校正系數(shù)： 7.95]0[1?b??畫當(dāng)量彎矩圖：如上圖 h 所示當(dāng)量轉(zhuǎn)矩： .3.26T???m?N當(dāng)量彎矩：在小齒輪中間截面處223.50.6MT?????小 齒 輪 （ ） ?K在右端軸頸處22221.8.???軸 頸 （ ） ?N畫當(dāng)量彎矩圖：如上圖 h 所示3.6，求軸承剛度主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩（未考慮機(jī)械效率）T= 795045.7150PNmn?????切削力： 292.CF背向力： .1960pc?故總此作用力：F= 222901658.NCpF????此力主軸頸和后軸頸個(gè)承受一般，故主軸端受力為 F/2=12926N。在估算時(shí)，先假設(shè)初值 l/a=3,l=3 100=300mm。前后支承的支反力 和 :?ARB30112967235.48.ABFlaRNl??????根據(jù)公式有： umizlFdKarrr ??9.1.08.10cos)(39.?查得軸承根子有效長度、球數(shù)和列數(shù)： 602,526???BAzizi108.1aalml再帶入剛度公式： ??0.90.1.81.3.972523cos28.41A NK um?????B 5066 0?