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編號 XXX 大學 畢 業(yè) 設 計 題 目 五軸高速加工中心總體布局及主軸部件設計 學生姓名 學 號 學 院 專 業(yè) 班 級 指導教師 陳柏 副教授 2012-05-13 XXX 大學 本科畢業(yè)設計（論文）誠信承諾書 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） （題目：五軸高速加工中心總體 布局及主軸部件設計）是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果。盡 本人所知，除了畢業(yè)設計（論文）中特別加以標注引用的內(nèi)容外，本畢業(yè)設計 （論文）不包含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫的成果作品。 作者簽名： 年 月 日 （學號）： 畢業(yè)設計（論文）報告紙 i 五軸高速加工中心總體布局及主軸部件設計 摘 要 五軸加工中心主要由主軸組件、回轉(zhuǎn)工作臺、移動工作臺、刀庫及自動換刀裝置 以及其它機械功能部件組成。其中的主軸組件是機床重要的組成部分，其運動性能直接影響 機床加工精度與表面粗糙度。本文在查閱大量國內(nèi)外文獻的基礎上，通過研究分析不同加工 中心主軸組件的性能，綜合地比較了其特點，并擬定了一個較為合理的主軸組件結(jié)構方案。 同時，還就主軸、軸承以及絲杠等重要零件的機械性能進行了探討，并對這些零件的剛度和 強度進行了校核。此外，本設計中所采用的陶瓷軸承能有效地增加主軸的剛度，從而提高了 加工中心的可靠性和穩(wěn)定性。 關鍵詞：主軸組件，五軸加工中心，數(shù)控機床 、 畢業(yè)設計（論文）報告紙 ii Abstract Machining centers are equipped with spindle units, rotary workbench, moving workbench, tool magazines and automatic tool changers, and other mechanical function components. Spindle unit is the important motion part of the metal cutting machine tool. Its movement behavior affects the machining accuracy and surface roughness of part to be machined. Through referring to a variety of technical literatures, the characteristics of some kinds of spindle units are compared with each other based on analysis and research work on different machining centers. A reasonable scheme can be studied out. Meanwhile, the mechanical behaviors of principle parts such as the spindle, bearings and lead screw are discussed. Their rigidity and strength are calculated and examined here. Morever, a kind of advanced ceramic bearings is introduced into the spindle unit, which can effectively enhance the rigidity of spindle units. They will improve the reliability and stability of machining centers. Key words：spindle unit，F(xiàn)ive axis machining center，NC machine tool 畢業(yè)設計（論文）報告紙 iii 目 錄 摘 要 .I ABSTRACT.II 第一章 引 言 .- 1 - 1.1 題目來源與分析 .- 1 - 1.2 研究目的 .- 1 - 1.3 課題研究的意義 .- 2 - 第二章 五軸高速加工中心總體布局方案設計 .- 3 - 2.1 五軸高速加工中心的結(jié)構組成 .- 3 - 2.2 五軸高速加工中心主要結(jié)構形式 .- 4 - 2.3 五軸高速加工中心主要性能參數(shù) .- 4 - 2.4 五軸高速加工中心總體布局方案初步擬定 .- 5 - 2.5 五軸高速加工中心總體布局方案比較 .- 6 - 2.6 五軸高速加工中心總體結(jié)構布局 .- 7 - 第三章 主軸組件的主運動部件的設計計算 .- 11 - 3.1 加工中心主軸組件總體設計方案的確定 .- 11 - 3.2 主軸 .- 13 - 3.2.1 主軸的結(jié)構設計 .- 13 - 3.2.2 主軸受力分析 .- 16 - 3.2.3 主軸的強度校核 .- 20 - 3.2.4 主軸的剛度校核 .- 21 - 3.3 主軸組件的支承 .- 22 - 3.3.1 主軸軸承的類型 .- 22 - 3.3.2 主軸軸承的配置 .- 25 - 3.3.3 主軸軸承的預緊 .- 26 - 3.3.4 主軸支承方案的確定 .- 28 - 3.3.5 軸承的配合 .- 28 - 3.3.6 主軸軸承設計計算 .- 29 - 3.4 同步帶的設計計算 .- 31 - 3.5 主軸組件的潤滑與密封 .- 34 - 3.5.1 主軸組件的潤滑 .- 35 - 3.5.2 主軸組件的密封 .- 35 - 3.5.3 本課題的潤滑與密封方案的確定 .- 37 - 3.6 鍵的設計計算 .- 38 - 3.6.1 主軸上的鍵 .- 38 - 3.7 液壓缸的設計計算 .- 39 - 第四章 主軸組件的進給運動部件 .- 42 - 畢業(yè)設計（論文）報告紙 iv 4.1 進給電動機的選用 .- 42 - 4.1.1 進給電動機功率的估算 .- 42 - 4.1.2 進給電動機的選用 .- 42 - 4.2 聯(lián)軸器的設計計算 .- 43 - 4.3 垂直方向伺服進給系統(tǒng)的設計計算 .- 43 - 4.3.1 切削力估算 .- 43 - 4.3.2 滾珠絲杠副的設計計算 .- 44 - 結(jié)論 .- 51 - 致 謝 .- 52 - 參考文獻 .- 53 - 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 1 - 第一章 引 言 1.1 題目來源與分析 裝備工業(yè)的技術水平和現(xiàn)代化程度決定著整個國民經(jīng)濟的水平和現(xiàn)代化程度，數(shù)控 技術及裝備是發(fā)展高新技術產(chǎn)業(yè)和尖端工業(yè)（如：信息技術及其產(chǎn)業(yè)，生物技術及其產(chǎn) 業(yè)，航空、航天等國防工業(yè)產(chǎn)業(yè)）的使能技術和最基本的裝備。制造技術和裝備是人類 生產(chǎn)活動的最基本的生產(chǎn)資料，而數(shù)控技術則是當今先進制造技術和裝備最核心的技術。 當今世界各國制造業(yè)廣泛采用數(shù)控技術，以提高制造能力和水平，提高對動態(tài)多變市場 的適應能力和競爭能力。此外世界上各工業(yè)發(fā)達國家還將數(shù)控技術及數(shù)控裝備列為國家 的戰(zhàn)略物資，不僅采取重大措施來發(fā)展自己的數(shù)控技術及其產(chǎn)業(yè)，而且在“高精尖”數(shù) 控關鍵技術和裝備方面對我國實行封鎖和限制政策。 數(shù)控機床技術的發(fā)展自 1953 年美國研制出第一臺三坐標方式升降臺數(shù)控銑床算起， 至今已有 53 年歷史了。20 世紀 90 年開始，計算機技術及相關的微電子基礎工業(yè)的高速 發(fā)展，給數(shù)控機床的發(fā)展提供了一個良好的平臺，使數(shù)控機床產(chǎn)業(yè)得到了高速的發(fā)展。 我國數(shù)控技術研究從 1958 年起步，國產(chǎn)的第一臺數(shù)控機床是北京第一機床廠生產(chǎn)的三 坐標數(shù)控銑床。雖然從時間上看只比國外晚了幾年，但由于種種原因，數(shù)控機床技術在 我國的發(fā)展卻一直落后于國際水平，到 1980 年我國的數(shù)控機床產(chǎn)量還不到 700 臺。到 90 年代，我國的數(shù)控機床技術發(fā)展才得到了一個較大的提速。目前，與國外先進水平相 比仍存在著較大的差距。 總之，大力發(fā)展以數(shù)控技術為核心的先進制造技術已成為世界各發(fā)達國家加速經(jīng)濟 發(fā)展、提高綜合國力和國家地位的重要途徑。 1.2 研究目的 本課題的五軸聯(lián)動數(shù)控是數(shù)控技術中難度最大、應用范圍最廣的技術，它集計算機 控制、高性能伺服驅(qū)動和精密加工技術于一體，應用于表面形狀特別復雜而精度要求相 當高的工件的加工，具有高技術、高效率、高效益等特點，是目前機械加工領域的“制 高點” 。在發(fā)達國家，許多有實力的數(shù)控機床制造公司都以五軸聯(lián)動技術為攻關課題進 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 2 - 行研究，近些年來已應用得較為普遍和成熟。但其核心技術對外實行嚴格的技術封鎖。 我國在加快經(jīng)濟發(fā)展的新形勢下，目前像宇航、軍工、造船、機車等許多重點領域及行 業(yè)急需這種裝備，因而開發(fā)研制擁有自主知識產(chǎn)權的五軸聯(lián)動數(shù)控機床，進而提升國內(nèi) 制造業(yè)裝備水平己成為當務之急。但對于汽車工業(yè)、航天航空工業(yè)、船舶工業(yè)、兵器工 業(yè)急需的高速、高精、復合、多軸聯(lián)動的數(shù)控機床，如五軸聯(lián)動的立臥轉(zhuǎn)換加工中心、 高速加工中心、精密加工中心、五軸龍門加工中心、高精度數(shù)控機床、高性能車削中心、 高精度電加工機床等，有的處于攻關階段，有的還處于試制和試生產(chǎn)階段，與國外同類 產(chǎn)品相比尚有不小差距。國際上把五軸聯(lián)動數(shù)控技術作為一個國家生產(chǎn)設備自動化水平 的標志。由于其特殊的地位，特別是對于航空、航天、軍事工業(yè)的重要影響，以及技術 上的復雜性，西方工業(yè)發(fā)達國家一直把五軸數(shù)控系統(tǒng)作為戰(zhàn)略物資實行出口許可證制度， 對我國實行禁運。因而，研究五軸數(shù)控加工技術對國家科技力量和綜合國力的提高有重 要意義。 1.3 課題研究的意義 目前由于五軸聯(lián)動數(shù)控機床系統(tǒng)價格十分昂貴，加之 NC 程序制作較難，使五軸系 統(tǒng)難以“平民”化應用。但近年來，隨著計算機輔助設計（CAD） 、計算機輔助制造 （CAM）系統(tǒng)取得了突破性發(fā)展，珊星公司等中國多家數(shù)控企業(yè)，紛紛推出五軸聯(lián)動數(shù) 控機床系統(tǒng)，打破了外國的技術封鎖，占領了這一戰(zhàn)略性產(chǎn)業(yè)的至高點，大大降低了其 應用成本，從而使中國裝備制造業(yè)迎來了一個嶄新的時代！以信息技術為代表的現(xiàn)代科 學的發(fā)展對裝備制造業(yè)注入了強勁的動力，同時也對它提出更強要求，更加突出了機械 裝備制造業(yè)作為高新技術產(chǎn)業(yè)化載體在推動整個社會技術進步和產(chǎn)業(yè)升級中無可替代的 基礎作用。作為國民經(jīng)濟增長和技術升級的原動力，以五軸聯(lián)動為標志的機械裝備制造 業(yè)將伴隨著高新技術和新興產(chǎn)業(yè)的發(fā)展而共同進步。中國不僅要做世界制造的大國，更 要做世界制造強國！預計在不久的將來，隨著五軸聯(lián)動數(shù)控機床系統(tǒng)的普及推廣，必將 為中國成為世界最強國奠定堅實的基礎！ 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 3 - 第二章 五軸高速加工中心總體布局方案設計 2.1 五軸高速加工中心的結(jié)構組成 加工中心自問世至今已有 30 多年，世界各國出現(xiàn)了各種類型的加工中心，雖然外 形結(jié)構各界，但從總體來看主要由以下幾大部分組成。 圖 2.1 五軸高速加工中心結(jié)構組成 1、基礎部件。它是加工中心的基礎結(jié)構，由床身、立柱和工作臺等組成，它們主 要承受加工中心的靜載荷以及在加工時產(chǎn)生的切削負載，因此必須要有足夠的剛度。這 些大件可以是鑄鐵件也可以是焊接而成的鋼結(jié)構件，它們是加工中心中體積和重量最大 的部件。 2、主軸部件。由主軸箱、主軸電動機、主軸和主軸軸承等零件組成。主軸的啟、 停和變速等動作均由數(shù)控系統(tǒng)控制，并且通過裝在主軸上的刀具參與切削運動，是切削 加工的功率輸出部件。 3、數(shù)控系統(tǒng)。加工小心的數(shù)控部分是由 cNc 裝置，可編程控制器、伺服驅(qū)動裝置 以及操作面板等組成。它是執(zhí)行順序控制動作和完成加工過程的控制中心。 4、自動換刀系統(tǒng)。由刀庫、機械手等部件組成。當需要換刀時，數(shù)控系統(tǒng)發(fā)出指 令，由機械手( 或通過其他方式)將刀具從刀庫內(nèi)取出裝入主軸孔中。 5、輔助裝置。包括渦滑、冷卻、排屑、防護、液壓、氣動和檢測系統(tǒng)等部分。這 些裝置雖然不直接參與切削運動，但對加工中心的加工效率、加工精度和可靠性起著保 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 4 - 障作用，因此也是加工中心中不對缺少的部分。 2.2 五軸高速加工中心主要結(jié)構形式 圖 2.2 五軸高速加工中心結(jié)構設計 2.3 五軸高速加工中心主要性能參數(shù) 本課題研制的五軸高速加工中心的主要技術性能參數(shù)如下:工作臺尺寸:600 x400 (mm); 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 5 - X,Y,Z 行程:600 x560 x400(mm); 導軌尺寸 X/Y/Z： 45 mm /35 mm /35 mm ； 絲杠尺寸 X/Y/Z：40 mm /32 mm /25 mm ；Z 向快速移動速度:30(m/min);X , Y 向快速移動速度: 30(m/min);主軸最大轉(zhuǎn)速:22000(r/min);主軸電機最大功率:16(kw);刀庫容量:20( 把);定位精 度:土 0.025(mm);重復定位精度:土 0.01 (mm);主軸錐孔:ISO/BT40;換刀時間：間:8(s/次); 外形尺寸:2597x1620 x1460(mm)。 隨著國民經(jīng)濟飛速發(fā)展，制造業(yè)向著高、精、尖方向發(fā)展，特別是汽車、船舶、紡 織、電子技術、航空航天的迅猛發(fā)展，對機床的精度和生產(chǎn)率要求也越來越高，急需一 大批加工精度高、主軸轉(zhuǎn)速 22000r/min 以上、快移速度大于 30m/min 的高效高精機床。 所謂多軸銑，即是在加工過程中，除提供沿 X、Y、Z 方向的線性移動外，還提供 繞 X 軸、Y 軸、Z 軸的轉(zhuǎn)動，具有四軸銑加工和五軸銑加工的數(shù)控機床統(tǒng)稱為多軸銑加 工機床。 雙旋轉(zhuǎn)工作臺式五軸機床，該機床是通過工作臺的旋轉(zhuǎn)和翻轉(zhuǎn)來實現(xiàn)五軸聯(lián)動加工 的。通常被用于小型五軸機床，由于是工作臺的轉(zhuǎn)動，所以節(jié)省了 X、Y 、Z 軸的線性 行程。這類機床通常適合加工小型工件，例如葉輪，模具等。 2.4 五軸高速加工中心總體布局方案初步擬定 方案一：采用立式加工中心，龍門式結(jié)構。二個轉(zhuǎn)動坐標軸均由復合主軸頭來實現(xiàn)， 即主軸頭回轉(zhuǎn)，主軸頭擺動。主軸前端是一個回轉(zhuǎn)頭，能自行環(huán)繞 Z 軸 360 度，成為 C 軸，回轉(zhuǎn)頭上還有帶可環(huán)繞 X 軸旋轉(zhuǎn)的 A 軸，一般可達90 度以上，實現(xiàn)除底面剩余 五個面的加工。這種方案的優(yōu)點是主軸加工非常靈活，工作臺也可以設計的非常大，客 機龐大的機身、巨大的發(fā)動機殼都可以在這類加工中心上加工。缺點是主軸的回轉(zhuǎn)結(jié)構 比較復雜，制造成本也較高。 圖 2.4.1 濟南二機床集團公司開發(fā)生產(chǎn)的龍門移動式大型五軸聯(lián)動數(shù)控銑床 方案二：采用立式加工中心，龍門式結(jié)構，X、Y、Z 三軸移動式，對于旋轉(zhuǎn)軸，采 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 6 - 用工作臺回轉(zhuǎn)和工作臺擺動來實現(xiàn)，是中、小型五軸加工機床采用較多的一種結(jié)構型式。 優(yōu)點是有精確較高的機械傳動精度以及較高的轉(zhuǎn)速及精度。其缺點是在需要工作臺有較 高的轉(zhuǎn)動進給速度和加速度時，所承受的工作重量受到一定限制（見圖 3.3） 圖2.4.2 工作臺回轉(zhuǎn)的五軸加工中心 2.5 五軸高速加工中心總體布局方案比較 方案一：優(yōu)點是主軸加工非常靈活，工作臺也可以設計的非常大，客機龐大的機身、 巨大的發(fā)動機殼都可以在這類加工中心上加工。缺點是主軸的回轉(zhuǎn)結(jié)構比較復雜，制造 成本也較高。 方案二：優(yōu)點是有精確較高的機械傳動精度以及較高的轉(zhuǎn)速及精度。其缺點是在需 要工作臺有較高的轉(zhuǎn)動進給速度和加速度時，所承受的工作重量受到一定限制. 加工中心的總體布局應當使機床能夠?qū)崿F(xiàn)加工所需的運動要求和加工功能，并且具 有良好的精度、剛度、抗振性和熱穩(wěn)定性等結(jié)構性能。還要盡量使其便于操作、結(jié)構簡 單緊湊、外形美觀等。 經(jīng)過對不同運動方案和各部件的設計方案的定性分析比較確定該教育型小型立式加 工中心的總體設計方案為:采用固定立柱，電主軸通過安裝座安裝在立柱導軌的滑座上， 立柱導軌采用滾動導軌，可以實現(xiàn) Z 方向的進給運動。由 X-Y 雙向精密數(shù)控工作臺帶動 工件完成 X, Y 兩個方向的進給運動;X, Y, Z 三個方向的進給運動均滾珠絲杠，并由交流 伺服電機驅(qū)動。導軌、滾珠絲杠有相應的潤滑、防護等裝置。 考慮到臥式加工中心品種較多、加工范圍較廣，所以確定基本機型為立式如圖 2.5.1 所示為加工中心的基本型簡圖， 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 7 - 圖 2.5.1 加工中心的基本型簡圖 其由數(shù)控動力單元模塊 1、工作臺模塊 2、刀庫模塊 3、電器柜模塊 4、底座模塊 5、冷卻積屑模塊等組成。 (1)立式數(shù)控動力單元模塊該模塊由水平面內(nèi)十字拖板及立柱、主軸箱組成立柱 在十字板上作 x、z 向移動，主軸箱在立柱上作 Y 向移動，它包括了加工中心的主運動 和 3 個直線坐標運動，由于立柱移動，運動部件質(zhì)量較大，為此，選用了大扭矩進給伺 服電機，絲桿則用預拉結(jié)構以提高進給系統(tǒng)的剛度，并適當加大導軌面之間的跨距，保 證立柱在全程上均無懸伸現(xiàn)象。 (2)工作臺模塊 由于采用動柱式結(jié)構，工作臺不再有直線的坐標運動，該模塊由 工作臺座和固定工作臺組成。 (3)刀庫模塊采用斗笠式結(jié)構帶來的優(yōu)點是由于主軸本身能進行 X、Y 、Z 軸的進 給運動，由機械手就能直接換刀，刀庫可以采用固定的鏈式刀庫，無任何附加運動，換 刀的可靠性大大提高；同時由于刀具結(jié)構的簡單，降低了成本，使機床具有較高的性能 價格比。共 10 個刀位，基本滿足加工的要求。 2.6 五軸高速加工中心總體結(jié)構布局 典型的金字塔式結(jié)構，寬的導軌和低的重心，適合線性軸的高速運動和高加速運動。 坐標的運動速度可在 0.1 秒內(nèi)由 0 加速到 30m/min。 該設計是三直線軸加二旋轉(zhuǎn)軸機床，直線軸的運動慣量保持恒定，這是因為考慮到 高速運動的特殊性。這樣機床承重大；機床的運動單元的慣量是常數(shù)，線性軸電機一直 在最佳的工作狀態(tài)下運行，即不因改變加工工件的大小而改變電機的特性。 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 8 - 考慮到高速運動的特殊性，在保證機床足夠剛性的前提下盡量減少運動慣量，以便 最大程度提高坐標固有頻率，從而得到更高的閉環(huán)增益，使得機床在高速加工中的跟蹤 誤差趨于最小值，最終提高加工的精度和質(zhì)量。 為保證機床的精度穩(wěn)定，床身、立柱、滑座、主軸箱等都采用有限元分析，應用高 阻尼性能的優(yōu)質(zhì)鑄鐵制造；合理的截面設計和筋格布置，盡量避免行程中出現(xiàn)不合理的 懸臂狀態(tài)；導軌采用高剛性滾柱導軌，安裝基面精密刮研。 采用立式加工中心，鑄鐵床身，采用可調(diào)螺栓支撐形式。 本設計打破通常機床結(jié)構形式，床身采用三點支撐，高剛性設計，使機床調(diào)整簡單， 不依賴于地基，機床可不需特殊地基而直接安裝在水泥地坪上。床身用基于無彎矩的力 流原理的特殊筋板設計，保證其上構件在運動過程中，負載重心和切削點始終不離開三 點支撐的范圍，并有足夠的支撐剛度，有利于保持精度的穩(wěn)定。 圖 2.6.1 床身結(jié)構圖 滑座采用頂置式結(jié)構，其特點為高剛性輕型設計，使運動單元靈活，適應高速要求。 滑座沿立柱導軌作 X 向運動，加長導軌支撐長度，運動時滑座始終不離開導軌，易保證 直線度、定位精度和加工精度。工作臺只作單方向(Y 向)移動，與十字工作臺結(jié)構相比 移動部件輕，且承重大，設計承重大于 800kg。另外工作臺沿導軌方向運動，結(jié)構剛性 好，運動精度高，避免了傳統(tǒng)機床工作臺移動到兩端後直線度降低或超差問題。扁長的 主軸箱結(jié)構，使主軸重心盡量靠近 X 向?qū)к墸鬏S中心與導軌距離 295mm，比傳統(tǒng)機 床減少五份之二，這樣主軸懸伸小，受彎矩小。另外導軌安裝在主軸箱上，滑塊在滑座 上，大大增強了 Z 向剛性，提高了加工精度和運動穩(wěn)定性，定位精度高。 (1)帶分度工作臺(或數(shù)控轉(zhuǎn)臺) 的立式加工中心將固定工作臺模塊換成分度工作臺 1 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 9 - 可進行多面加工；若換成數(shù)控轉(zhuǎn)臺，不但能多面加工，而且可旋轉(zhuǎn)加工與直線坐標軸 聯(lián)動。 圖 2.6.2 工作臺 (2)鏈式刀庫有一轉(zhuǎn)位動作，其刀庫容量有 10 把如若換刀動作由坐標移動和刀庫 的簡單轉(zhuǎn)位完成那么換刀的可靠性仍然較高，但換刀時間沒有縮短。若在鏈式刀庫和 主軸之間增加一換刀機械手，換刀的速度將大大提高。 圖 2.6.3 自動換刀刀庫 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 10 - (3)冷卻排屑模塊基本型冷卻排屑模塊，積屑箱由人工抬出清理。為帶自動排屑機構 的冷卻排屑模塊 3，其根據(jù)切屑的材質(zhì)又可分為磁滾式、刮板式。加工中心采用模塊化 設計方法，設計不再只是針對一種產(chǎn)品，而是充分考慮擴展的可能、變型的可能，在結(jié) 構、尺寸等方面統(tǒng)籌考慮，留有空間，各部件間保持相對的獨立性，設計出的一不再是。 一種產(chǎn)品，而是組系列產(chǎn)品。這樣的產(chǎn)品具有配置靈活性大、制造成本低、供貨周期短、 質(zhì)量容易保證、維修方便等特點，適應市場的能力大大增強。 自動換刀系統(tǒng)采用機械手換刀，且刀庫置于立柱側(cè)面的底座上。刀庫在底座上的轉(zhuǎn) 動采用交流伺服電機，采用鏈式刀庫，由鏈傳動機構實現(xiàn)回轉(zhuǎn)、分度和轉(zhuǎn)位，由交流伺 服電機驅(qū)動。五軸高速加工中心總體結(jié)構布局示意圖如圖 2.6.4。 圖 2.6.4 總體結(jié)構示意圖 綜合上述兩種方案優(yōu)缺點，方案一除工件一側(cè)至少有一個移動坐標軸外，兩個轉(zhuǎn)動 坐標軸均由刀具一側(cè)的復合主軸頭來實現(xiàn)，這主要為大、重型機床所采用，產(chǎn)品主要適 用于汽車。航空航天、大電機組等行業(yè)的床身。箱體以及殼體的零件加工。方案二兩個 回轉(zhuǎn)坐標軸都在工作臺一側(cè)，在原三軸控制機床基礎上配備數(shù)控擺動、回轉(zhuǎn)工作臺發(fā)展 而成，系中小型五軸加工機床采用較多的一種結(jié)構型式。所以最終采用方案二。 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 11 - 第三章 主軸組件的主運動部件的設計計算 3.1 加工中心主軸組件總體設計方案的確定 本課題的總體設計方案現(xiàn)確定如下： 由于同步帶無滑動，能保證固定的傳動比，且傳動效率高，允許的線速度較高，無 需安置在很良好的工作環(huán)境中，所以在主軸傳動方式中選擇同步帶傳動。但是需要注意 的是同步帶的安裝具有嚴格的要求。 在主軸的進給運動中，采用滾珠絲杠。其耐磨性好、磨損小，低速運行時無爬行、 無振動，能夠很好地確保 Z 軸的進給精度。 由于加工中心具備自動換刀功能，所以在主軸組件中還應有主軸準停裝置、刀具自 動夾緊機構以及切屑清除機構。在本課題中，主軸準停機構采用磁力傳感器檢測定向， 其不僅能夠使主軸停止在調(diào)整好的位置上，而且能夠檢測到主軸的轉(zhuǎn)速，并在加工中心 的操控面板上顯示出來，方便機床操作者調(diào)整轉(zhuǎn)速。 在換刀過程中，刀具自動夾緊機構也是不可獲缺的一部分。它控制著刀桿的松緊， 使刀具在加工時能緊緊地固定在主軸上，在換刀時能輕松地卸載。本課題采用了液壓缸 運行的方式，通過活塞、拉桿、拉釘?shù)纫幌盗性倪\動來達到刀桿的松緊目的。同時， 為了減少液壓推力對主軸支承的磨損，在主軸的內(nèi)部設置了一段碟形彈簧，使活塞對拉 桿的作用起到一個緩沖的作用。同時，在換刀過程中，活塞及拉桿的內(nèi)部將被加工成中 空狀。其間將通入一定的壓縮空氣來清除切屑。使刀桿和主軸始終具有很好的配合精度。 在伺服系統(tǒng)中，本課題在進給系統(tǒng)中選用直流伺服電動機，而在主運動系統(tǒng)中則選 用交流伺服電動機。由于交流伺服電動機具有電刷和換向器，需要常常維修，故不適合 于主運動系統(tǒng)中。 圖 3.1 所示為本課題主軸組件結(jié)構示意圖。 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 12 - 圖 3.1 主軸組件結(jié)構示意圖 1刀架；2拉釘；3主軸；4拉桿； 5碟形彈簧；6活塞；7液壓缸；8、10行程開關； 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 13 - 9壓縮空氣管接頭；11彈簧；12鋼球；13端面鍵 3.2 主軸 3.2.1 主軸的結(jié)構設計 主軸的主要參數(shù)是指：主軸前軸頸直徑 ；主軸內(nèi)孔徑 ；主軸懸伸量 和主軸支1Dda 承跨距 ，見圖 4.1。l 圖 3.2 主軸主要參數(shù)示意圖 3.2.1.1 主軸軸徑的確定 主軸軸徑通常指主軸前軸頸的直徑，其對于主軸部件剛度影響較大。加大直徑 ，D 可減少主軸本身彎曲變形引起的主軸軸端位移和軸承彈性變形引起的軸端位移，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、制造dn 困難、結(jié)構龐大和重量增加等，因此在滿足剛度要求下應取較小值。 設計時主要用類比分析的方法來確定主軸前軸頸直徑 。加工中心主軸前軸頸直徑1D 按主電動機功率來確定，由表 3.11-62查得 。1D m851 由于裝配需要，主軸的直徑總是由前軸頸向后緩慢地逐段減小的。在確定前軸徑 后，由式 3.11-12可知前軸頸直徑 和后軸頸直徑 有如下關系：1 1D2m7285.085.12 3.2.1.2 主軸內(nèi)孔直徑 的確定d 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 14 - 主軸內(nèi)孔直徑與機床類型有關，主要用來通過棒料，通過拉桿、鏜桿或頂出頂尖等。 確定孔徑 的原則是，為減輕主軸重量，在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以d 及不削弱主軸剛度的要求下，應盡量取大值。 由經(jīng)驗得知，當 時（ 是主軸平均直徑） ，主軸剛度會急劇下降；而當 7.0D 時，內(nèi)孔 對主軸剛度幾乎無影響，可忽略不計，所以常取孔徑 的極限值 5.0Ddd d 為：max md5.987.0. 此時，剛度削弱小于 。%2 按照任務書的要求及綜合各軸段直徑的實際大小，確定內(nèi)孔直徑 。md52 3.2.1.3 主軸端部形狀的選擇 機床主軸的軸端一般用于安裝刀具、夾持工件或夾具。在結(jié)構上，應能保證定位準 確、安裝可靠、連接牢固、裝卸方便，并能傳遞足夠的扭矩。目前，主軸端部的結(jié)構形 狀都已標準化。 3.2.1.4 主軸懸伸量 的確定a 主軸懸伸量 是指主軸前端面到前支承徑向反力作用中點（一般即為前徑向支承中 點）的距離。它主要取決于主軸端部結(jié)構型式和尺寸、前支承的軸承配置和密封裝置等， 有的還與機床其他結(jié)構參數(shù)有關，如工作臺的行程等，因此主要由結(jié)構設計確定。 懸伸量 值對主軸部件的剛度和抗振性具有較大的影響。因此，確定懸伸量 的原a a 則，是在滿足結(jié)構要求的前提下盡可能取小值，同時應在設計時采取措施縮減 值。 3.2.1.5 主軸支承跨距 的確定l 支承跨距 是指主軸相鄰兩支承反力作用點之間的距離?？缇?是決定主軸系統(tǒng)動、l 靜剛度的重要影響因素。合理確定支承跨距，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之 一。 最優(yōu)跨距 是指在切削力作用下，主軸前端的柔度值最小時的跨距。其推導公式是0l 在靜態(tài)力作用下進行的。實驗證明，動態(tài)作用下最優(yōu)跨距很接近于推得的最優(yōu)值。 最優(yōu)跨距 可按下列公式計算：0l 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 15 - （3.1）65.138.0 Kl 式中： （3.2） 3126kEI （3.3） 21kaK 式中： 主軸前端懸伸長，單位為 ；cm 材料的彈性模量，單位為 ；E 2N 軸慣性矩，單位為 ；I 4c 前軸承剛度值，單位為 ；1k 后軸承剛度值，單位為 。2 cmN 按上式計算最優(yōu)跨距 ，計算過程如下：0l （3.4） 46lldDI 式中： 主軸跨距部分的平均直徑，單位為 ；l m 主軸跨距部分的平均孔頸，單位為 。ldmDl82 mLldil 436028512342965 由式（3.4）得： ；由參考文獻6中圖 3.11-11 確定 ， 40cI Nk901 ；由主軸材料為 40Cr 查得材料的彈性模量 ；mNk7302 26.26cGPaE 由主軸的結(jié)構形式確定主軸前端懸伸長 ma79 將上述參數(shù)值代入公式(3.2)(3.3) ，得 ，c86249K 將 ， 值代入公式（3.1） ，得Kl150 按照結(jié)構設計的要求，取 。l3 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 16 - 由于 ，故滿足設計要求。mll681530 3.2.2 主軸受力分析 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，常常將軸上的分布載荷簡化為集中力， 其作用點取為載荷分布段的中點。而作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點 算起。 (a) (b) (c) 圖 3.3 軸承受力圖 主軸上的軸承采用一端固定，另一端游動的支承形式。圖示 3.3a 為軸承在空間力系 的總受力圖，它可分解為鉛垂面（圖 3.3b）和水平面（圖 3.3c）兩個平面力系。 由公式（3.1）得出切向銑削力 NF2046切 徑向負荷 Fr 1.735.0切 切向負荷 t 89切 軸向負荷 Na 5.0426.2. 切 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 17 - 圖 3.4 靜不定梁鉛垂面分解圖 由于此主軸的受力屬于簡單靜不定梁類型，所以要以靜不定梁的受力方法來解決問 題。圖示 3.4 為靜不定梁的鉛垂面受力圖。為了使其變形與原靜不定梁相同，必須滿足 變形協(xié)調(diào)條件，即要求 。0B 利用疊加法，得撓度為： （3.5） alEIFlrB36232 式中： 徑向（切向）負荷分力，單位為 ；vrF2 N 徑向（切向）負荷，單位為 ； 材料的彈性模量， ；E2610.2cmE 軸慣性矩， 。I4cm 由公式（3.4）得 。將 ， 代入公式（3.5） ，則鉛垂面的撓度205IrFvr2 為： 09.7382051.69.72051.23866 VrBF 得 NVr747983835312 rVrr F 得 FVr.81 032rVrrr 得 NVr4.3 將 ， 代入公式（3.6） ，則水平面的撓度為：tFHr2 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 18 - 09.7382051.69.7482051.23.866 HrBF 得 NHr9707983835312 tHrr F 得 FHr.81 032tHrrrF 得 NHr96.543 (a)機構草圖 (b)受力簡圖 (c)水平面受力 (d)水平面彎矩圖 (e)垂直面受力 (f)垂直面彎矩圖 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 19 - (g)合成彎矩圖 (h)轉(zhuǎn)矩圖 圖 3.5 軸的結(jié)構和載荷圖 A-B 段支承反力： 水平面： 0ABXF 垂直面： Y B-C 段支承反力： 水平面： )(96.8543NHrBCX 垂直面： 2FVrY C-D 段支承反力： 水平面： )(43.8596.3.170832 NHrrCDX 垂直面： 1264VrrY D-E 段支承反力： 水平面： )(4.1896.53.7089.321FFHrrHrDEX 垂直面： 726421NVrrVrY 軸的受力簡圖、水平面及垂直面受力簡圖見圖 3.5b、c、e。 A-B 段彎矩： 水平面： 0ABXM 垂直面： Y 合成： 022ABYXAB B-C 段彎矩： 水平面： )(30.216353mNFMHrBCX 垂直面： 84VrY 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 20 - 合成： )(08.231.8430.262 mNMBCYXBC C-D 段彎矩： 水平面： )(47.55432FFHrHrDX 垂直面： 61036rVrCY 合成： )(8.7.4.12222 mNMDXD D-E 段彎矩： 水平面： )(041.3635512FFHrHrHrEX 垂直面： 3141VrVrVrDY 合成： )(.0.02222 mNMEXE 軸的水平面、垂直面及合成彎矩圖見圖 3.5d、f、g。 已知：小帶輪的輸出功率為 ，同步帶的傳動效率為 。所以，大帶輪的輸kW5. 98.0 出功率為： )(39.8.05P小大 則大帶輪的輸出轉(zhuǎn)矩為： )(16.730.92 mNnT大 軸的轉(zhuǎn)矩圖見圖 3.5h。 3.2.3 主軸的強度校核 從合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖上得知，主軸在截面 C、D 處承受了較大的彎矩，并且還受 到帶輪傳動所帶來的扭矩。因此，這兩個截面是危險截面。在校核主軸的強度時應按彎 扭合成強度條件進行計算。 軸的彎扭合成強度條件為 （3.6） 2222 14ca MTTWW 式中： 軸的計算應力， ；c Pa 軸的抗彎截面系數(shù)， ；3m 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 21 - 折合系數(shù)； 軸的許用彎曲應力， ；1 MPa 軸所受的扭矩，單位為 ；TmN 軸所受的彎矩，單位為 。M 軸的抗彎截面系數(shù)為 234312dW 式中： 軸頸處直徑，單位為 ；m ，此處， 為軸孔直徑。d11 得 )(5698842325146. 3W 根據(jù)主軸材料為 ，查得許用彎曲應力 。按扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變Cr0MPa701 應力，取折合系數(shù) 。6. 將上述參數(shù)代入公式（3.7） ，則軸的計算應力為)(1.4569870.2302Paca 因為 ，所以主軸的強度符合要求。MPac1 3.2.4 主軸的剛度校核 軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。若變形量超過允許的限度，就會影響軸 上零件的正常工作，甚至會喪失機器應有的工作性能。對于本課題的主軸，應該按軸的 彎曲剛度校核。軸計算剛度經(jīng)驗公式為 （3.7）p rt yLIEFy32148 式中： 軸的計算撓度，單位為 ；m 軸慣性量，單位為 ；I 4 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 22 - 軸所用材料的彈性模量，單位為 ；E 2/Nm 支承跨度，單位為 ；L 軸所受圓周力，單位為 ；1tF 軸所受徑向力，單位為 。r N 軸的允許撓度，單位為py 已知： ， ， ， ，F(xiàn)t4.18Fr1.764205cmI2610.2cmNE 。由表 15-1-4224查得軸的允許撓度為mL36 )(.0302.Lyp 將上述參數(shù)代入公式（3.7） ，則軸的計算剛度為 )(036.10251.48.76441 my 由于 ，所以軸能夠滿足剛度要求。p 綜上所述，軸的強度，剛度均符合校核要求。 3.3 主軸組件的支承 3.3.1 主軸軸承的類型 機床主軸帶著刀具或夾具在支承件中作回轉(zhuǎn)運動，需要傳遞切削扭矩，承受切削抗 力，并保證必要的旋轉(zhuǎn)精度。數(shù)控機床主軸支承根據(jù)主軸部件的轉(zhuǎn)速、承載能力及回轉(zhuǎn) 精度等要求的不同而采用不同種類的軸承。主軸軸承是主軸組件的重要組成部分，它的 類型、結(jié)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)控機床上主軸軸承常用的有滾動軸承和滑動軸承。 滾動軸承摩擦阻力小，可以預緊，潤滑維護簡單，能在一定的轉(zhuǎn)速范圍和載荷變動 范圍下穩(wěn)定地工作。滾動軸承由專業(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。但與滑動軸承相比，滾動軸承的噪聲大，滾動體數(shù)目有限，剛度是變化的，抗振 性略差并且對轉(zhuǎn)速有很大的限制。數(shù)控機床主軸組件在可能條件下，盡量使用了滾動軸 承，特別是大多數(shù)立式主軸和主軸裝在套筒內(nèi)能夠作軸向移動的主軸。這時滾動軸承可 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 23 - 以用潤滑脂潤滑以避免漏油。圖 3.6 所示為主軸常用的幾種滾動軸承的類型。 (a)雙列圓柱 (b)雙列推力向 (c)雙列圓錐滾 (d)帶凸緣雙列圓柱 (e)帶彈簧的單 列圓 滾子軸承 心球軸承 子軸承 滾子軸承 錐滾子軸承 圖 3.6 主軸常用的幾種滾動軸承的類型 為了適應主軸高速發(fā)展的要求，滾珠軸承的滾珠可采用陶瓷滾珠。陶瓷滾珠軸承由 于陶瓷材料的質(zhì)量輕，熱膨脹系散小，耐高溫，所以具有離心小、動摩擦力小、預緊力 穩(wěn)定、彈性變形小、剛度高的特點。但由于成本較高，在數(shù)控機床上還未普及使用14。 數(shù)控機床主軸支承根據(jù)主軸部件的轉(zhuǎn)速、承載能力及回轉(zhuǎn)精度等要求的不同而采用 不同種類的軸承。不同類型主軸軸承的優(yōu)缺點見表 3.1。 表 3.1 數(shù)控機床的主軸軸承及其性能 10 性 能 滾動軸承 液體靜壓軸承 氣體靜壓軸承 磁力軸承 陶瓷軸承 旋轉(zhuǎn)精度 一般或較高， 在預緊無間隙 時較高 高，精度保持性 好 一般 同滾動軸承 剛 度 一般或較高， 預緊后較高， 取決于所用軸 高，與節(jié)流閥形 式有關，薄膜反 饋或滑閥反饋很 較差，因空氣 可壓縮，與承 載力大小有關 不及一般 滾動軸承 比一般滾動軸承 差 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 24 - 高 抗 振 性 較差，阻尼比 04.2好，阻尼比 065. 好 較好 同滾動軸承 速度性能 用于中、低速， 特殊軸承可用 于較高速 用于各級速度 用于超高速 用于高速 用于中、高速， 熱傳導率低，不 易發(fā)熱 摩擦損耗 較小， 08.2.小， 01.5. 小 很小 同滾動軸承 壽 命 疲勞強度限制 長 長 長 較長 結(jié)構尺寸 軸向小，徑向 大 軸向大，徑向小 軸向大，徑向 小 徑向大 軸向小，徑向大 制造難易 軸承生產(chǎn)專業(yè) 化、標準化 自制，工藝要求 高，需要供油設 備 自制，工藝較 液壓系統(tǒng)低， 需要供氣系統(tǒng) 較復雜 比滾動軸承難 使用維護 簡單，用油脂 潤滑 要求供油系統(tǒng)清 潔，較難 要求供氣系統(tǒng) 清潔，較易 較難 較難 成 本 低 較高 較高 高 較高 機床主軸軸承發(fā)展，經(jīng)歷了滾、陶、氣浮、磁浮等階段。滾動軸承發(fā)展到陶瓷軸承， 即鋼球改為陶瓷球，滾道加 TiN 或 CrNi 金屬。由于陶瓷球具有高剛度、高硬度、低密 度以及低熱脹和低導熱系數(shù)等特點，同時所用油脂為一次性，終身潤滑，大大地提高了 滾動軸承的性能，所以被廣泛采用。 目前，一般中小規(guī)格的數(shù)控機床（如車床、銑床、鉆鏜床、加工中心、磨床等）的 主軸部件多采用成組高精度滾動軸承重型數(shù)控機床采用液體靜壓軸承，高精度數(shù)控機床 （如坐標磨床）采用氣體靜壓軸承，轉(zhuǎn)速達 的主軸則可采用磁力軸承min/1024r 或氮化硅材料的陶瓷滾珠軸承。數(shù)控機床的轉(zhuǎn)速高，為減少主軸的發(fā)熱，必須改善軸承 的潤滑方式。在數(shù)控機床上的潤滑一般采用高級油脂封入方式潤滑，每加一次油脂可使 用 年。107 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 25 - 3.3.2 主軸軸承的配置 根據(jù)主軸部件的工作精度、剛度、溫升和結(jié)構的復雜程度，合理配置軸承，可以提 高主傳動系統(tǒng)的精度。采用滾動軸承支承，有許多不同的配置形式，目前數(shù)控機床主軸 軸承的配置主要有如圖 3.7 所示的幾種形式。 (a) (b) (c) (d) 圖 3.7 數(shù)控機床主軸軸承的配置形式 在圖 3.7a 所示的配置中，前支承采用雙列短圓柱滾子軸承和 60 角接觸球軸承組合， 承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用成對角接觸球軸承，該配置可滿足強力切削的要 求，普遍應用于各類數(shù)控機機床。 在圖 3.7b 所示的配置形式中，前軸承采用角接觸球軸承，由 個軸承組成一套，32 背靠背安裝，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用雙列短圓柱滾子軸承，這種配置適 用于高速、重載的主軸部件。 在圖 3.7c 所示的配置形式中，前后支承均采用成對角接觸球軸承，以承受徑向載荷 和軸向載荷，角接觸球軸承具有較好的高速性能，主軸最高轉(zhuǎn)速可達 ，但這min/40r 種軸承的承載能力小，因而這種配置適用于高速、輕載和精密的數(shù)控機床主軸。 在圖 3.7d 所示的配置形式中，前支撐采用雙列圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向 載荷，后支承采用單列圓錐滾子軸承，這種配置徑向和軸向的剛度高，可承受重載荷， 尤其能承受較強的動載荷，安裝與調(diào)整性能好，但主軸轉(zhuǎn)速和精度的提高受到限制，因 此適用于中等精度，低速與重載荷的數(shù)控機床主軸15。 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 26 - 3.3.3 主軸軸承的預緊 對主軸滾動軸承進行預緊和合理選擇預緊量，可以提高主軸部件的回轉(zhuǎn)精度、剛度 和抗振性。滾動軸承間隙的調(diào)整或預緊，通常是通過軸承內(nèi)、外圈的相對軸向移動來實 現(xiàn)的。 (1) 軸承內(nèi)圈移動 這種方法適用于錐孔雙列圓柱滾子軸承。用螺母通過套筒推動內(nèi)圈在錐形軸頸上做 軸向移動，使內(nèi)圈變形脹大，在滾道上產(chǎn)生過盈，從而達到預緊的目的。圖 3.8 所示為 幾種軸承內(nèi)圈的預緊形式。 (a) (b) (c) (d) 圖 3.8 軸承的預緊形式 圖 3.8a 結(jié)構簡單，但預緊量不易控制，常用于輕載機床主軸部件。 圖 3.8b 用螺母限制內(nèi)圈的移動量，易于控制預緊量。 圖 3.8c 在主軸凸緣上均布數(shù)個螺釘以調(diào)整內(nèi)圈的移動量，調(diào)整方便，但是用幾個螺 釘調(diào)整。易使墊圈歪斜。 圖 3.8d 將緊靠軸承右端的墊圈做成兩個半環(huán)，可以徑向取出，修磨其厚度可控制預 緊量的大小，調(diào)整精度較高15，16。 (2) 修磨座圈 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 27 - 通過修磨軸承的內(nèi)外座圈，可以調(diào)整軸承的預緊力。圖 3.9 所示為兩種修磨的形式。 (a) 修磨軸承內(nèi)圈的內(nèi)側(cè) (b) 修磨軸承外圈的內(nèi)側(cè) 圖 3.9 修磨軸承座圈 圖 3.9a 為軸承外圍寬邊相對(背對背) 安裝，這時修磨軸承內(nèi)圈的內(nèi)側(cè)，使間隙 a 增 大。 圖 3.9b 所示為外圍窄邊相對(面對面)安裝，這時修磨軸承外圈的窄邊。在安裝時按 圖示的相對關系裝配，并用螺母或法蘭蓋將兩個軸承軸向壓攏，使兩個修磨過的端面貼 緊，這樣能夠使兩個軸承的滾道之間產(chǎn)生預緊。 另一種方法是將兩個厚度不同的隔套放在兩軸承內(nèi)、外圈之間，同樣將兩個軸承軸 向相對壓緊，使?jié)L道之間產(chǎn)生預緊，隔套調(diào)整法如圖 3.10 所示。 (a) (b) 圖 3.10 隔套調(diào)整法 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 28 - 3.3.4 主軸支承方案的確定 主軸軸承的不同配置形式對主軸組件剛度損失有巨大的影響，從而確定當支承跨距 較大時，降低支承剛度，或適當增大主軸軸頸直徑和內(nèi)孔直徑是減小主軸組件剛度損失 的有效措施，并可提高其動態(tài)性能。 本課題采用陶瓷球軸承做主軸支撐，即用氮化硅材料(Si3N4) 做成陶瓷球來替代滾珠， 軸承內(nèi)外套圈仍為 GCrl5 鋼套圈。雖然只是把鋼球變成了氮化硅球，但是另一方面，溝 道的幾何尺寸也作了改進以優(yōu)化軸承性能。這種軸承在減小了離心力的同時，也減小了 滾珠與該道間的摩擦力，從而獲得較低的溫升及較好的高速性能。 混合陶瓷球軸承最常見的形式是角接觸球軸承，它可以在既有徑向也有軸向負荷時 有效地高速運轉(zhuǎn)。但是軸向負荷只能從一個方向施加。因此，這些軸承通常成對安裝并 施加預負荷以保證正確的接觸角。 由于加工中心在加工時不僅需要受到軸向力，還會受到一定的徑向力。因此在本課 題的軸承配置中選用如圖 3.7 的方式。而本課題的預緊方式采用隔套調(diào)整法及雙螺母預 緊。 3.3.5 軸承的配合 由于主軸軸承在工作時基本上都是內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)、外圈相對固定不動,且主軸承受載荷多 為定向載荷。因此,為了提高軸承的剛性,防止軸承在工作期間因摩擦發(fā)熱而引起內(nèi)圈膨 脹,導致內(nèi)圈與主軸之間產(chǎn)生相對轉(zhuǎn)動現(xiàn)象, 精密機床主軸軸承內(nèi)圈與主軸之間一般選擇 過盈配合。另外,為了使軸承外圈溝道不只在某一局部受力,允許軸承外圈在軸承座內(nèi)出 現(xiàn)蠕動現(xiàn)象, 以盡可能地延長軸承的使用壽命。同時,為防止軸承外圈因熱膨脹引起與軸 承座之間的過緊現(xiàn)象, 引起軸承預緊增加,導致摩擦發(fā)熱加劇,故軸承外圈與軸承座之間一 般選擇間隙配合。 在本課題中，固定端前支承的 7017C 角接觸球軸承與軸承座的配合采用間隙配合, 配合目標間隙值取 38m。為了提高機床的切削剛性，該軸承與主軸的配合采用過盈 配合, 配合目標過盈量取 04m。而后支承的 7015C 角接觸球軸承與主軸選用過盈配 合, 配合目標過盈量取 03m。與軸承座之間為間隙配合,配合目標間隙值取 915m。 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 29 - 3.3.6 主軸軸承設計計算 3.3.6.1 軸承受力分析 軸承的受力簡圖參見圖 3.3。從圖上可知，在 A、 B 兩處所用的是同種型號的角接觸 球軸承，且 D 處的軸承是成對使用，共同承擔支承作用。所以，校驗 C、D 處 7017AC 軸承只需取受力最大處即可。 已知： ， ， ，NFVr37.642NFVr48.32NFHr39.17082NFHr96.8543 則軸承 7017AC 所受徑向合力為 )(.9.10.222Hrvrr 軸承 7015AC 所受徑向合力為 )(67.458.84.342223 NFHrvrr 3.3.6.2 軸承 7017AC 壽命計算 軸承的工作年限為 7 年（一年按 300 天計算） ，每天兩班工作制（按 16h 計算） ，則 軸承預期計算壽命為 )(36017 hLh 已知軸承 7017AC 所受的軸向負荷 ，徑向負荷 。由參NFa15.074NFr03.18 考文獻查得分界判斷系數(shù) 。8.e6.05.03.1874Fra 參考文獻查得徑向動載荷系數(shù) X=1，軸向動載荷系數(shù) Y=0。根據(jù)載荷性質(zhì)為中等沖 擊，參考文獻查得載荷系數(shù)一般為 ，取 。則軸承的當量動載荷為 8.126.1Pf)(59306. NFYXfPar 以小時數(shù)表示的軸承壽命 （單位為 h）為hL1 （3.8） PCnLh601 式中： 失效率 （可靠度 ）的基本額定壽命（ ）h1%1090r610 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 30 - 軸承的轉(zhuǎn)速，單位為 ；nmin/r 基本額定動載荷，單位為 ；CN 當量動載荷，單位為 ；P 壽命指數(shù)，對球軸承 ，滾子軸承 。 3310 參考文獻得基本額定動載荷 。將上述參數(shù)代入公式（3.8） ，則以小時數(shù)KC2.59 表示的軸承壽命為 )(46085.29306011 hLh 由于 ，所以能夠滿足要求。hh 3.3.6.3 軸承 7015AC 壽命計算 軸承的工作年限為 7 年（一年按 300 天計算） ，每天兩班工作制（按 16h 計算） ，則 軸承預期計算壽命為 )(36017 hLh 已知軸承 7015AC 所受的軸向負荷 ，徑向負荷 。由參考NFa15.074NFr67.458 文獻查得分界判斷系數(shù) 。8.e6.034.267.45810Fra 查得徑向動載荷系數(shù) X=0.41，軸向動載荷系數(shù) Y=0.87。根據(jù)載荷性質(zhì)為中等沖擊， 由參考文獻查得載荷系數(shù)一般為 ，取 。則軸承的當量動載荷為 8.128.1Pf)(62.05.7406450. NFYXfPar 基本額定動載荷 。將上述參數(shù)代入公式（3.8） ，則以小時數(shù)表示的軸承KNC46 壽命為 )(9026.208361310 hLh 由于 ，所以能夠滿足要求。hh 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 31 - 3.4 同步帶的設計計算 (1) 設計功率 dP 根據(jù)工作機為加工中心，原動機為交流電動機，每天兩班制工作（按 計） ，由參h16 考文獻查得 。故設計功率為：0.2AKKWPd 15 式中： 傳遞的功率， 載荷修正系數(shù)AK (2) 選定帶型和節(jié)距 根據(jù)設計功率 ，小帶輪轉(zhuǎn)速 ，由參考文獻確定帶輪的帶KWPd1min601rn 型為 H 型。 按照同步帶的帶型為 H 型，由參考文獻查得節(jié)距 pb70.12 (3) 小帶輪齒數(shù) 1Z 根據(jù)小帶輪轉(zhuǎn)速 ，同步帶的帶型為 H 型，由參考文獻查得小帶輪的min60rn 最小齒數(shù) ，故取2min31 (4) 小帶輪節(jié)圓直徑 dmpZdb 28.146.3701 式中： 小帶輪齒數(shù)；1 節(jié)距。bp 按照小帶輪齒數(shù) ，同步帶的帶型為 H 型，由參考文獻查得其外徑301Zmda90.1 (5) 大帶輪齒數(shù) 230621ni 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 32 - 式中： 小帶輪轉(zhuǎn)速；1n 大帶輪轉(zhuǎn)速。2 大帶輪齒數(shù) 603212Zi (6) 大帶輪節(jié)圓直徑 dmpZdb 5.2416.3702 式中： 節(jié)距。b 按大帶輪齒數(shù) ，同步帶帶型為 H 型，由參考文獻查得其外徑02Zmda18.24 (7) 帶速 v smvssmn 4010.3810628.4.3106 ax 式中： 小帶輪節(jié)圓直徑；d 小帶輪轉(zhuǎn)速。1n (8) 初定軸間距 0a 經(jīng)驗公式： （3.9）210217. dd 式中： 小帶輪節(jié)圓直徑；1d 大帶輪節(jié)圓直徑。2 將 ， 值代入公式（3.9） ，得 。1 ma6.7268.2540 故取 。ma50 (9) 帶長及其齒數(shù) 02121042addL 畢業(yè)設計（論文）報告紙 - 33 - m2548.1.5.248.1246.35 2m9.10 式中： 帶長；L 初定軸間距；0a 小帶輪節(jié)圓直徑；1d 大帶輪節(jié)圓直徑。2 按帶長 ，同步帶的帶型為 H 型，由參考文獻查得應選用帶長代號為mL92.05 的 H 型同步帶，節(jié)線長 ，節(jié)線長上的齒數(shù) 。450 mLP0.14390Z (10) 實際軸間距 實際軸間距 maP 54.27829.155200 式中： 初定軸間距；0 節(jié)線長；pL 帶長。0 (11) 小帶輪嚙合齒數(shù) 12112intZapZbm 30654.2781.3200int 12 式中： 小帶輪嚙合齒數(shù)； 節(jié)距。bp (12) 基本額定功率 0P 按照同步帶的帶型為 H 型，由表 5查得帶的許用工作拉力 ，5312 NTa85.210 帶的單位長