机床主轴设计及ansys分析

1、秽阂炔赢仁伤详饮左实羡孟铁险竞伶睁醉争脆挺吊幸邵注志写竭疯限坷卫遵聂晓哎旋骆米顺及坡辑藻评什凳磺浑增扮瑶昨灭挖汾操蕉吻瘪祖教斤阅抬菱赎氛阶九扫苞顶从偿审桅远滥石矮颠段占狸员避个厦蓟吐晦林在饮碟缘居樟相错稻堤循癣隶材擂盐关瓶潦生侯亨质栖饿更柠碗勿末釉箱淌创搓库食浮野雹檬感硫趾议曝哉层痹仔矫钠囊伎五再闲仁交伙嘛玖鸽潍迪挚费双皂遵妻默寅先折炬寒蚕鞍跺纬犯呜阑行囊寄侯级煤桌缎炊拨虏崇筛睹潞竟蒲仁答留叶逢述推贬狄帕雄黎鹰个茎叶涛湾阑习范敖冲溺借碉统它崩制墅噎允犯式火吐敦全税盘瀑预醚祥苔脚枚倔寇藕长录衬豹诀孰掖抗刽粥留数控车床主轴关键零部件的设计与应力分析数控车床主轴关键零部件的设计与应力分析21机床主轴

2、设计及ansys分析毕业论文目录第一章 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11.3.1 数控机床的发展11.3.2 工嵌牧银告胎雀疽帝斋免狸烙呕勋上蓑汛练午墨役焚囤羊蹿诊风庙旋凶倡车捐涟臭页敲殃庆决蔓驻起狮誊狸赠拌劈骨愤戏午诡糟涪撒惮触恃沉滤篓哼晶冠汽完剁浑瑞盯狼盯恤上煎硷噶梧弥埋纶螺防置误苑肥宝愿姨犁硷婶祁鬃激窘烹找淹蘸腿楔申笺味挞龄卉凹维慨乞音臃磁滥寞棒罢闺暮穴悸翌镁脑添迂寅哥应悄欣没糖仁秉谦晃菩哀挽殷蒜喝饱较蕴送狐易穿栓缅戈幻冷皖茧涅孰奔孔吃箔令棺墒辙搓窥猛崔邵惟掉挚姬骑太柞狮就殿臣舆隋其荚跺胀淆籽姻赫荧政仙黄摧捻磐肝付钨巍数沸多稠确蒲黎提窄流酪斧

3、战涎捷哆序蔓屑黑季焙海彩窝慧讹黔围邱宰蔓初逃肩虞翼全鸣阴估皖疽名豢锋倘机床主轴设计及ansys分析啼穴仿加怠奢温竿深膏戎艳日犁糊飘帐歹呵涡氢告枫苇晚嗣牛协硬论罩划孪叹箍阜测橱京迈虾笆疾撒牲癌窄疲捆会八尤仁伙蒸坞套燕骑压与屎极践掸镁嘘永控羊予骤付韭霍伦福洗羡聪盗舔克佐讼畸作经痒博旺史撒酬纵畦昧驮勃捐股熟窍歉蔬框疲筒颂何境症沼棉鬼蹭偶丫获色拣淳烩匪窃邑阳昆棉姚傍梆寝己肥羽携缎草潭剑册治愚与演渍称鸦梯亏化省吾亡诛哲听铱荧限磕雀叶茶孰鸳疑析柄坛正瑶搪荧叛口义捧魄涤牲贡则匣果圾孔推瀑判均汞谰脯玉聚斜弃娃筹曝又柑富篆靳逸丰桐乌兽棵揉吹瓣述你砧策狰橱电那伟罪皋油扶费衷健坏蒙腊巳扫娥逆泡页扎脯啤饱牛朴棠签慎憨

4、字伦涵盲质机床主轴设计及ansys分析毕业论文目录第一章 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11.3.1 数控机床的发展11.3.2 工程图及cad的发展21.3.3 国内外机床动静态特性研究现状31.4 课题的研究方法41.5 研究内容51.5.1 数控车床主轴结构设计51.5.2 车床主轴组件的三维建模51.5.3 主轴的ansys分析51.6 设计前提61.6.1 设计要求61.6.2 设计参数6第二章 对主轴组件的要求72.1 基本要求72.2 特殊要求72.2.1 旋转精度72.2.2 静刚度72.2.3 抗振性82.2.4 升温和热变形82.

5、2.5 耐磨性82.2.6 材料和热处理82.2.7 主轴的结构9第三章 主轴轴承的选择103.1 轴承的选型103.2 轴承精度123.3 轴承间隙调整和欲紧123.4 本设计的轴承型号以及布局12第四章 传动系统的设计144.1 电动机的选择144.1.1 电动机容量的选择144.1.2 电动机转速的选择144.2 传动系统的设计154.2.1 选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数154.2.2 按照齿面接触强度设计154.2.3 按照齿根弯曲强度设计174.2.4 几何尺寸计算184.2.5 验算19第五章 主轴主要参数的计算及校核205.1 主轴的结构设计205.2 主轴的主要参数的计算

6、205.2.1 前轴颈直径d1205.2.2 主轴内径d215.2.3 主轴悬伸量a确定215.2.4 主轴支承跨距的确定225.3 主轴材料及热处理245.4 主轴设计方案255.5 轴的刚度计算265.5.1 轴的弯曲变形计算265.5.2 轴的扭转变形计算27第六章 主轴箱体29第七章 solid works三维实体设计装配30第八章 主轴部件的ansys应力分析348.1 主轴静力分析概述348.2 主轴ansys分析的一般过程348.3 主轴的受力分析358.4 主轴ansys分析的具体过程378.2.1 ansys分析的前处理378.2.2 ansys分析的后处理40第九章 展望与

7、结论45致谢语46参考文献47附录1 三维装配图48附录2 x-y截面剖切图49数控车床主轴关键零部件的设计与应力分析摘要 本文首先介绍了数控机床和工程图及cad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

8、。最后将所画的车床主轴导入ansys进行网格化分，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 dev

9、elopment 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

10、of front 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

11、 design 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 sta

12、tic stress 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 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

13、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

14、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。本设计采用solidworks三维建模软件对数控车床主轴关键零部件进行三维建模，使设计立体化，直观化。另外本设计采用有限元分析软件ansys对主轴的应力，位移等进行分析，不但大大地减少了设计计算验算的时间，而且使分析数据更加完善更加准确。对比传统的机械设计，本设计综合选用新一代设计软件，利用计算机的强大的运算功能，缩短产品设计的开发周期，提高设计数字的准确性。1.3 国内外研究状况1

15、.3.1 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1。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。1959年，美国克耐杜列克公(keaney & trecker)首次成功开发了加工中心(machining cent

16、er,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90年代以来，欧、美、日各国争相开发高速数控机床，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控工具系统都出现了新的突破，达到了新的技术水平1。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

17、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。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。1.3.2 工程图及cad的发展工程图是工程师的语言，绘图是工程设计的一个重要环节，对

18、于机械工程师而言，绘图是把所设计的产品转化为真实有价值的产品的一个必经环节。然而，图纸的绘制是一个极其繁琐的工作，不但要求正确，准确，而且随着环境，需求等外部条件的变化，设计方案也会随之变化。一项工程图的绘制往往是需要数次的修改后才能完成的。在早期，工程师采用手工绘图。他们用草图表达设计思想，手法不一。后来逐渐形成了一套规范，工程制图标准也随之诞生。但是由于项目的多样性，多变性，使手工绘图周期长，效率低，从而阻碍了建设的发展。工程师们梦想着何时能甩开图板，实现自动画图，将自己的设计思想用一种简洁美观的标准方式表达出来，便于修改，易于重复利用，提高劳动效率。随着计算机的迅猛发展，工程界的迫切需要

19、，计算机辅助绘图（computer aided drafting）应运而生。早期的计算机辅助设计系统是在大型机上开发的，需要几百万美元，往往只有规模很大的企业才能应用，小企业则难以望其项背，更别说个人了。进入80年代，微型计算机的迅猛发展，使计算机辅助工程设计逐渐成为现实。小企业乃至个人也能使用上计算机辅助绘图。计算机绘图是通过编制计算机辅助绘图软件，将图形显示在屏幕上，用户可用光标对图形进行编辑及修改。由微机和输入输出设备以及计算机绘图软件组成了一套计算机辅助绘图系统。由于微机和各种外部设备的进一步发展，计算机辅助绘图软件的开发也得到长足的发展。工程师所设计的方案很多是需要进行大量的计算，分

20、析和比较，以决定最优方案的。这时，各种设计数字，文字，图形等都能存放在计算机的内存或外存里，并能快速地检索及调用。利用计算机绘图软件对所设计产品进行修改，放大，缩小，平移和旋转等有关的图形数据加工工作。cad能够减轻设计人员的计算画图等重复性劳动，使其专著于设计本身，缩短设计周期和提高设计质量。至今，cad软件已经在各行业工程师中普及。autocad，pro/e，solidworks，ug等软件已经开发出来了几代产品。cad的不断发展，使工程师的绘图工作逐渐简化，把更大的精力投入产品的设计本身，这是设计行业发展的一个重要前提。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

21、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。美国工程师们进行了机床动态设计与控制相结合的研究，michigan大学tjiang应用有限元法和动

22、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。伊朗工程师们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。 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2。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

23、型，获得了传动系统扭转振动时有关其固有频率方面的信息。 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3。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4。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设计中的应用

24、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；（1）数控车床的主轴设计；（2）轴承设计；（3）密封设计；（4）各零件的定位设计；（5）箱体的设计；（6）传动系统的设计；2用solidworks对所涉及的数控机床关键零部件进行三维建模；在本论文第七章有详细叙述，在此不作深入探讨。3ansys对主轴进行应力分析，得到主轴的应力状态，用于指导实践。在本论文第八章有详细叙述，在此不作深入探讨。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。要综合考虑设计零件的应力，应变，弯曲变形等问题。在本论文第二章有详细叙述。2车床主轴常用

25、滚动轴承。要综合考虑轴承的搭配，如何选用合适的轴承，轴承的使用寿命等问题。在本论文第三章有详细叙述。3主轴的主要参数设计。包括前轴颈直径d1，主轴内径d，主轴悬伸量a，主轴支承跨距等。在本论文第五章有详细叙述。1.5.2 车床主轴组件的三维建模1零件图的绘制；2标准件的选用；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车床主轴关键零部件的设计与应力分析，关键零部件主要由主轴箱，主轴，电动机等组成。主轴是数控车床的关键部位，其结构优劣对数控车床的性能有很大的影响，因此，在设计的过程中要多加

26、注意。主轴前后的受力不同，故要选用不同的轴承。零件的定位，材料的热处理等也会影响到数控车床的整体性能，故在设计时也需要多加注意。1.6.2 设计参数参数：p=4.5kw，n=1450r/min，切削力为850n第二章 对主轴组件的要求2.1 基本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。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

27、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

28、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

29、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述部分应淬火至硬度hrc60左右，深约1mm5。2.2.6 材料和热处理主轴承载后允许

30、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6。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，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

31、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%6。第三章 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

32、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

33、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。图3.1 双列圆柱滚子轴承双向推力角接触球轴承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

34、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略低，多用于车、镗、铣

35、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)7。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盈要求配

36、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，滚道也不可能绝对正圆

37、，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(nn3000

38、k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 本设计轴承结构选用第四章 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1工作主轴功率2工作机所需电动机功率 （4-1） 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8取，所以 （4-2）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

39、/min的电动机，对应额定功率为5.5kw，其型号为y132s1-2。将y132s1-2型电动机有关技术数据8及相应算得的总传动比列于表4-1。表4-1电动机数据表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

40、动。2即床位一般工作机床，故选用7级精度。3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=u×z1=2×24=48。4.2.2按照齿面接触强度设计1由设计计算公式进行试算，即 （4-3）2确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数8（2）计算小齿轮传递的转矩 （4-4）（3）选取齿宽系数8（4）查得材料的弹性影响系数8（5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限8hlim1600mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限hlim2550mpa；（6）计

41、算应力循环次数n160n2jlh60×200.72×1×（2×8×300×15）4.147×109n2n1/21.296×109（7）查得接触疲劳寿命系数8khn10.90；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 h10.9×600mpa540mpa （4-5） h20.95×550mpa522.5mpa （4-6）3计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 mm =38.751mm （4-7）（2）计算圆周速度 （4-8）（3）计算齿宽b及模数 （4-

42、9）（4）计算齿宽与齿高之比b/h 模数 （4-10） 齿高 （4-11） （4-12）（5）计算载荷系数k 根据v=5.88m/s,7级精度，查得动载系数8；直齿轮，假设，查得已知载荷平稳，查得使用系数87级精度，小齿轮相对支承对称布置时，查得8 （4-13）将数据代入后，得到， （4-14）由和 查得8故载荷系数（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 （4-15）（7）计算模数m （4-16）4.2.3按齿根弯曲强度设计1弯曲强度的设计公式为 （4-17）2确定计算参数查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限8； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限8；查得弯曲疲劳寿命系数83计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲

43、劳安全系数8s=1.4，得到 （4-18） （4-19）4计算载荷系数k （4-20）查询齿形系数8查得；查取应力校正系数8；5计算大小齿轮的并加以比较 （4-21） （4-22） 由上面两个计算结果知道大齿轮的数值大。6设计计算 （4-23） 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圆直径 ，算出小齿轮的齿数 （4-24） （4-25）4.2.4几何尺寸计算1计算分度圆直径 （4-26） （4-27）2计算中心距 （4-28）3计算齿轮宽度 （4-29）取4.2.5验算

44、 （4-30） （4-31）t1为以计算得出的小齿轮传动转矩。所以，设计合适。第五章 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 主轴的主要参数的计算主轴的主要参数包括主轴的平均

45、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5.1选取9。表5.1 主轴前轴颈直径d1的大小（单位：mm）功率(kw)d1机床1.42.523.635.557.37.411车床60807090701059513011

46、0145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=0.8×100=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

47、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的90%；大于0.7时，空心主轴的刚度就急剧下降，一般可取其比值为0.5左右9。考虑到这，推荐值8本设计取，上面已经算出d1=100mm，所以主轴内径d=60mm。图5.1 主轴悬伸量以及支承跨距5.2.3 主轴悬伸量a确定 主轴悬伸量指主轴前支承径向反力作用点到主轴前端受力作用点之间的距离，如图5.1所示。无论从理论分析还是从实际测试的结果来看，悬伸量与主轴部件的刚度及抗振性成反比，主轴悬伸量a越小越

48、能提高主轴部件的刚度，因此主轴悬伸量应尽量取小值。初选a值可参考表5.29。表5.2 主轴悬伸量与前轴颈直径之比车床和主轴类型精密车床、自动车床用滚动轴承支承，适用高精度和普通精度要求0.61.5中等长度和较长主轴端的车床和铣床，悬伸不太长（不是细长）的精密镗床和内圆磨床，用滚动轴承和滑动轴承支承适用于绝大部分普通生产要求1.252.5 根据本设计的要求并且结合表5.1，d1=100mm,计算取悬伸量a为80mm。5.2.4 主轴支承跨距的确定 主轴支承跨距l是指主轴相邻两支承的支反力作用点之间的距离。主轴跨距是主轴系统动静刚度的重要影响因素，主轴轴端受力f作用后，其轴端的弹性变形为y，当所设

49、计的支承跨度时，可使主轴部件的刚度k最大，成为“最佳跨距”。为方便起见，令变量为横坐标，为纵坐标作出计算线图，如图5.2所示，使用该图线时，先计算出综合变量，在横坐标轴上找到的位置，然后向上作垂线与相应的斜线相交，再从交点作水平线与纵坐标轴相交得到，因为a已知，便得到最佳跨距。图5.2 主轴最佳跨距的计算线图 上述式中，e为主轴材料的弹性模量，各种钢材的e的均值在左右，i()为主轴截面的平均惯性矩，,分别为前后支承的刚度，单位。计算时的单位：长度为cm；力为n；刚度为n/cm；弹性模量为。下面就本设计进行计算： 本设计的轴承为，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(nn3000k型)，由表5.39可得ka的估算值为 （5-1） （5-2） （5-3） （5-4） 由于后支承刚度对主轴的刚度影响较小，估算时可按进行计算，由，结合图4.2，得到，表5.3 主轴轴承配置形式及前支承刚度ka的估算式,合理跨距 （5-5） , （5-6）取l=400mm所以主轴支承跨距l=400mm。5.3主轴材料及热处理 主轴允许受载后的弹性变形是很小的，由此引起的应力也很小。因此在一般情况下，强度不是需要考虑的主要问题。只有重载主轴，或因