立式加工中心主轴部件设计说明

1、引言装备工业的技术水平和现代化程度决定着整个国民经济的水平和现代化程度，数控技术及装备是发展高新技术产业和尖端工业（如：信息技术及其产业，生物技 术及其产业，航空、航天等国防工业产业）的使能技术和最基本的装备。制造技术 和装备是人类生产活动的最基本的生产资料，而数控技术则是当今先进制造技术和 装备最核心的技术。当今世界各国制造业广泛采用数控技术，以提高制造能力和水 平，提高对动态多变市场的适应能力和竞争能力。此外世界上各工业发达国家还将 数控技术及数控装备列为国家的战略物资，不仅采取重大措施来发展自己的数控技 术及其产业，而且在“高精尖”数控关键技术和装备方面对我国实行封锁和限制政J策o数控机

2、床技术的发展自1953年美国研制出第一台三坐标方式升降台数控铣床 算起，至今已有很多年历史了。 20世纪90年开始，计算机技术及相关的微电子基础 工业的高速发展，给数控机床的发展提供了一个良好的平台，使数控机床产业得到 了高速的发展。我国数控技术研究从 1958年起步，国产的第一台数控机床是北京第 一机床厂生产的三坐标数控铣床。虽然从时间上看只比国外晚了几年，但由于种种 原因，数控机床技术在我国的发展却一直落后于国际水平，到1980年我国的数控机床产量还不到700台。到90年代，我国的数控机床技术发展才得到了一个较大的提 速。目前，与国外先进水平相比仍存在着较大的差距。总之，大力发展以数控技术

3、为核心的先进制造技术已成为世界各发达国家加速 经济发展、提高综合国力和国家地位的重要途径。1绪论1.1加工中心的发展状况加工中心的国外发展对于高速加工中心，国外机床在进给驱动上，滚珠丝杠驱动的加工中心快速进 给大多在40m/min以上，最高已达到90m/min。采用直线电机驱动的加工中心已实用 化，进给速度可提高到80100m/min,其应用围不断扩大。国外高速加工中心主轴 转速一般都在1200025000r/min，由于某些机床采用磁浮轴承和空气静压轴承， 预计转速上限可提高到100000r/min。国外先进的加工中心的刀具交换时间，目前 普遍已在1s左右，高的已达0.5s，甚至更快。在结构

4、上，国外的加工中心都采用了 适应于高速加工要求的独特箱中箱结构或龙门式结构。在加工精度上，国外卧式加 工中心都装有机床精度温度补偿系统，加工精度比较稳定。国外加工中心定位精度 基本上按德国标准验收，行程1000mr以下，定位精度可控制在 0.0060.01mm之0 此外，为适应未来加工精度提高的要求，国外不少公司还都开发了坐标镗精度级的 加工中心。相对而言，国生产的高速加工中心快速进给大多在30m/min左右，个别达到60m/mi n。而直线电机驱动的加工中心仅试制出样品，还未进入产量化，应用围不 广。国高速加工中心主轴转速一般在 600018000r/min，定位精度控制在0.008 0.0

5、15mn之，重复定位精度控制在 0.0050.01mm之。在换刀速度方面，国机床多在 45s，无法与国际水平相比。虽然国产数控机床在近几年中取得了可喜的进步，但与国外同类产品相比，仍 存在着不少差距，造成国产数控机床的市场占有率逐年下降。国产数控机床与国外产品相比，差距主要在机床的高速、高效和精密上。除此 之外，在机床可靠性上也存在着明显差距，国外机床的平均无故障时间（MTBF都在5000小时以上，而国产机床大大低于这个数字，国产机床故障率较高是用户反映 最强烈的问题之一。1.1.2 立式加工中心的研究进展图1-1立式加工中心结构图1-切削箱2-X轴伺服电机 3-Z轴伺服电机 4-主轴电机5-

6、主轴箱6-刀库7-数控柜8-操纵面板9-驱动电柜 10-工作台11-滑座12-立柱13-床身14-冷却水箱15-间歇润滑油箱 16-机械手典型加工中心的机械结构主要有基础支承件、加工中心主轴系统、进给传动系 统、工作台交换系统、回转工作台、刀库及自动换刀装置以及其他机械功能部件组 成。图1-1所示为立式加工中心结构图。1.2课题的目的及容力卩工中心是典型的集高新技术于一体的机械加工设备，它的发展代表了一个国 家设计、制造的水平，因此在国外企业界都受到高度重视。毕业设计的基本数据：1、工作台尺寸：600mm 400mm最大承载：600kg2、 主轴功率：3.5- 5KW；主轴转速：20 - 30

7、00rpm3、 进给速度：X、丫向 1 - 10000mm/min ； Z向 1 - 5000mm/min4、行程：X、丫向、Z向：600mn 400mn 400mm5、定位精度：土 0.025mm 重复精度：土 0.01mm&圆盘式刀库：10个刀位，换刀时间为6秒1.3课题拟解决的关键问题各类机床对其主轴组件和进给组件的要求，主要是精度问题，就是要保证机床 在一定的载荷与转速下，组件能带动工件或刀具精确地、稳定地绕其轴心旋转，并 长期地保持这一性能。主轴组件和进给组件的设计和制造，都是围绕着解决这个基 本问题出发的。为了达到相应的精度要求，通常，主轴组件和进给组件应符合以下 几点设计要求：1

8、、旋转精度高，保证加工零件的几何精度和表面粗糙度。2、在允许的条件下，尽量提高刚度值。使主轴组件和进给组件在外力的作用 下，仍能保持一定工作精度的能力。3、提高抗振性，保证切削过程中的平稳运转。4、控制温升，避免热变形，防止温度过高会改变轴承等元件的间隙、破坏润 滑条件，加速磨损，影响加工精度。5、保证耐磨性，以保持其原始精度的能力。2加工中心机械系统方案拟定2.1加工中心主轴组件的组成主轴组件是由主轴、主轴支承、装在主轴上的传动件和密封件等组成的。主轴 的启动、停止和变速等均由数控系统控制， 并通过装在主轴上的刀具参与切削运动， 是切削加工的功率输出部件。主轴是加工中心的关键部件，其结构的好

9、坏对加工中 心的性能有很大的影响，它决定着加工中心的切削性能、动态刚度、加工精度等。 主轴部刀具自动夹紧是自动刀具交换装置的组成部分。2.2机械系统方案的确定2.2.1 主轴传动对于现在的机床主轴传动来说，主要分为齿轮传动和同步带传动。齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，应用普遍，类型较多，适应性广。其传递的功率可达近十万千瓦，圆周速度可达 200m/s，效率可达0.99。齿轮传动大 多数为传动比固定的传动，少数为有级变速传动。但是齿轮传动的制造及安装精度 要求高，价格较贵，且不宜用于传动距离过大的场合。同步带是啮合传动中唯一一种不需要润滑的传动方式。在啮合传动中，它的结 构最简单，制造最容

10、易，最经济，弹性缓冲的能力最强，重量轻，两轴可以任意布 置，噪声低。它的带由专业厂商生产，带轮自行设计制造，它在远距离、多轴传动 时比较经济。同步带传动时的线速度可达50m/s （有时允许达100m/s），传动功率可达300kw,传动比可达10 （有时允许达20），传动效率可达0.98。同步带传动的优点是：无滑动，能保证固定的传动比；预紧力较小，轴和轴承上所受的载荷小；带的厚度小，单位长度的质量小，故允许的线速度较高；带的柔性好，故所用带轮的直径可以较小。其主要缺点是安装时中心距的要求严格。由于齿轮传动需要具备较多的润滑条件，而且为了使主轴能够达到一定的旋转 精度，必须选择较好的工作环境，以防

11、止外界杂物侵入。而同步带传动则避免了这 些状况，并且传动效率和传动比等都能符合课题的要求，故在本课题的主轴传动方式中选择同步带传动2.3加工中心主轴组件总体设计方案的确定综合2.1，2.2节中的方案，本课题的总体设计方案现确定如下：由于同步带无滑动，能保证固定的传动比，且传动效率高，允许的线速度较高, 无需安置在很良好的工作环境中，所以在主轴传动方式中选择同步带传动。但是需 要注意的是同步带的安装具有严格的要求。在主轴的进给运动中，采用滚珠丝杠。其耐磨性好、磨损小，低速运行时无爬 行、无振动，能够很好地确保Z轴的进给精度。由于加工中心具备自动换刀功能，所以在主轴组件中还应有主轴准停装置、刀 具

12、自动夹紧以及切屑清除。在本课题中，主轴准停采用磁力传感器检测定向，其不 仅能够使主轴停止在调整好的位置上，而且能够检测到主轴的转速，并在加工中心 的操控面板上显示出来，方便机床操作者调整转速。在换刀过程中，刀具自动夹紧也是不可获缺的一部分。它控制着刀杆的松紧， 使刀具在加工时能紧紧地固定在主轴上，在换刀时能轻松地卸载。本课题采用了液 压缸运行的方式，通过活塞、拉杆、拉钉等一系列元件的运动来达到刀杆的松紧目 的。同时，为了减少液压推力对主轴支承的磨损，在主轴的部设置了一段碟形弹簧，使活塞对拉杆的作用起到一个缓冲的作用。同时，在换刀过程中，活塞及拉杆的部 将被加工成中空状。其间将通入一定的压缩空气

13、来清除切屑。使刀杆和主轴始终具 有很好的配合精度。在伺服系统中，本课题在进给系统中选用直流伺服电动机，而在主运动系统中 则选用交流伺服电动机。由于直流伺服电动机具有电刷和换向器，需要常常维修， 故不适合于主运动系统中。3主轴主运动部件的设计3.1主轴电动机的选用主电机功率估算由毕业设计任务书知主轴功率5kw主电机功率pem5510kw 5.36kwm 0.9950.98式中：n m机床主传动系统传动效率。滚珠轴承传动效率0.99，同步带传动效率0.983.1.2 主电机选型利用交流伺服系统可进行精密定位控制，可作为CN（机床、工业机器人等的执行元件。FANU交流主轴电机S系列从0.65kW37

14、kV共分13种。它的特点是转速高、输出 功率大、性能可靠、精度好、振动小、噪音低，既适合于高速切削又适合于低速重 切削。该系列可应用在各种类型的数控机床上。根据主电机功率PE=5.36kW故本课题选用FANU交流主轴电机6S型号。其主要技术参数如下：额定输出功率：5.5km/h ;最高速度：3000r/min ；额定输出转矩：35.0N M转子惯量：0.022N m s。3.2主轴主轴的结构设计主轴的主要参数是指：主轴前轴颈直径 D；主轴孔径d;主轴悬伸量a和主轴支承跨距L,见图3-1图3-1主轴主要参数示意图（1 ）主轴轴径的确定主轴轴径通常指主轴前轴颈的直径，其对于主轴部件刚度影响较大。加

15、大直径D，可减少主轴本身弯曲变形引起的主轴轴端位移和轴承弹性变形引起的轴端位 移，从而提高主轴部件刚度。但加大直径受到轴承dn值的限制，同时造成相配零件尺寸加大、制造困难、结构庞大和重量增加等，因此在满足刚度要求下应取较小值。设计时主要用类比分析的方法来确定主轴前轴颈直径D。加工中心主轴前轴颈直径D按主电动机功率来确定，由现代数控机床结构设计查得 D=85mm 由于装配需要，主轴的直径总是由前轴颈向后缓慢地逐段减小的。在确定前轴 径Di后，可知前轴颈直径D和后轴颈直径D2有如下关系：D20.85 D10.85 85mm 72mm（2）主轴孔直径d的确定主轴孔直径与机床类型有关，主要用来通过棒料

16、，通过拉杆、镗杆或顶出顶尖 等。确定孔径d的原则是，为减轻主轴重量，在满足对空心主轴孔径要求和最小壁 厚要求以及不削弱主轴刚度的要求下，应尽量取大值。由经验得知，当d 0.7时（D是主轴平均直径），主轴刚度会急剧下降；而当Dd 0.5时，孔d对主轴刚度几乎无影响，可忽略不计，所以常取孔径d的极限值dm；D为：dmax 0.7 D 0.7 85mm 59.5mm此时，刚度削弱小于25%。按照任务书的要求及综合各轴段直径的实际大小，确定孔直径d=52mm（3）主轴端部形状的选择机床主轴的轴端一般用于安装刀具、夹持工件或夹具。在结构上，应能保证定 位准确、安装可靠、连接牢固、装卸方便，并能传递足够的

17、扭矩。目前，主轴端部 的结构形状都已标准化。图3-2所示为铣床主轴的轴端形式，其尺寸大小按照JB2324-78进行加工，选择主轴序号为50的主轴端部尺寸。图3-2铳床主轴的轴端形式（4）主轴悬伸量a的确定主轴悬伸量a是指主轴前端面到前支承径向反力作用中点（一般即为前径向支 承中点）的距离。它主要取决于主轴端部结构型式和尺寸、前支承的轴承配置和密 封装置等，有的还与机床其他结构参数有关，如工作台的行程等，因此主要由结构 设计确定。悬伸量a值对主轴部件的刚度和抗振性具有较大的影响。因此，确定悬伸量 a的 原则，是在满足结构要求的前提下尽可能取小值，同时应在设计时采取措施缩减 a 值。（5）主轴支承

18、跨距I的确定支承跨距L是指主轴相邻两支承反力作用点之间的距离。跨距L是决定主轴系统动、静刚度的重要影响因素。合理确定支承跨距，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一最优跨距I。是指在切削力作用下，主轴前端的柔度值最小时的跨距。其推导公 式是在静态力作用下进行的。实验证明，动态作用下最优跨距很接近于推得的最优 值。最优跨距Lo可按下列公式计算：Io1.381.665K 5.65 (3.2 )：6EI 1 土式中：a 3k k2 (3.3 )K a 1k1k2(3.4)式中：a 主轴前端悬伸长，单位为cm；E材料的弹性模量，单位为 N/cm2；I轴惯性矩，单位为cm4；k1 前轴承刚度值，单位为N

19、/cm； k2 后轴承刚度值，单位为N/cm。 按上式计算最优跨距Lo,计算过程如下：64Di4(3.5 )式中：D主轴跨距部分的平均直径，单位为 mmD主轴跨距部分的平均孔颈，单位为 mmD| D 82mmdi h 56 96 42 44 31 32 26 180 52 248“dlmm 43mm1 L600由式(3.5 )得：I 205cm4 ; k1 900N m， k2 730 N m ;由主轴材料为 40Cr 查得材料的弹性模量E 206GPa 2.1 106 N cm2 ;由主轴的结构形式确定主轴前端 悬伸长a 79mm将上述参数值代入公式(3.3)(3.4)，得a 862cm,

20、K 49将，K值代入公式(3.2 )，得I 68615mm按照结构设计的要求，取I 336mm。由于I 336mm I。68615mm，故满足设计要求。主轴受力分析轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常常将轴上的分布载荷简化为集 中力，其作用点取为载荷分布段的中点。而作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂 宽度的中点算起。7cn- -!1!r y j33riin .Li:1 1 1J11 ii1 1T(a)FrlF-F.尸T(b)FhnIF1 H1G1、（C）图3-3轴承受力图主轴上的轴承采用一端固定，另一端游动的支承形式。图示3-3a为轴承在空间力系的总受力图，它可分解为铅垂面（图3-3b

21、）和水平面（图3-3c ）两个平面力系。由公式（3.1 ）得出切向铣削力F切 4900N径向负荷 Fr 0.35 F切 0.35 4900N1715N切向负荷 Ft 0.9 F切 0.9 4900N4410N轴向负荷 Fa 0.525 F切 0.525 4900N2573NFhH1= 1 1F=:r 1图3-4静不定梁铅垂面分解图由于此主轴的受力属于简单静不定梁类型，所以要以静不定梁的受力方法来解 决问题。图示3-4为静不定梁的铅垂面受力图。为了使其变形与原静不定梁相同， 必须满足变形协调条件，即要求3 B 0。利用叠加法，得挠度为：3EIFa26EI31(3.6 )式中：Fr2v径向（切向）

22、负荷分力，单位为 N ;F径向（切向）负荷，单位为 N ；I轴惯性矩，由公式（3.5 ） 得 I 的挠度为：4cm。205cm4。将F Fr，巳 F2v代入公式（3.6 ），则铅垂面E 材料的弹性模量，E 2.1 106 N cm2 ;1715 792B62 2.1 106得 Fr2V1060 NF r2V253F r1V得FMv1320 NF r1VF r2VFr 3V得 Fr3V665 N将FFt ，Fr2205253FrFr2V 8336 2.1 106205383 Fr 253837983 790Fr2H代入公式（3.6 ），则水平面的挠度为:Fr2H833B62 2.11020524

23、410 7963 83 7906 2.1 10205得卩皆 2727.63NFr2H 253 Fr1H25383Ft 253 83 79得 Fr1H3393NF r1H F r2H F r3H F t 0得 Fr3H1710.63N(a)草图(b)受力简图(c)水平面受力F I- HFlH(d)水平面弯矩图(e)垂直面受力(f)垂直面弯矩图(g)合成弯矩图(h)扭矩图图3-5轴的结构和载荷图A-B段支承反力：水平面：Fabx0垂直面：FaBy0B-C段支承反力：水平面：FbcxFr 3H1710.63(N)垂直面：FbcyF r 3V665(N)C-D段支承反力：水平面：FcdxFr2HFr3

24、H 2727.63 1710.63 1017(N)垂直面：FcdyF r2VFr3V 1060 665395( N)D-E段支承反力：水平面：FdexF r1HFr2HFr3H3393 2727.63 1710.63 4410(N)垂直面：FdeyF r1VFr2V Fr3V 1320 1060 665 1715(N)轴的受力简图、水平面及垂直面受力简图见图3-5b、c、eA-B段弯矩：水平面：M ABX 0垂直面：M ABY 0合成：Mab,m2ABXM ABY0B-C段弯矩：水平面：mBCXFbcx353Fr3H 100432.63(Nm)垂直面：mBCYF BCY353Fr3V 1001

25、68.245( Nm)合成：M BCM2BCXM BCY-432.632168.2452464.192(Nm)C-D段弯矩：水平面：MCDXF CDX436Fr2H353Fr3H 100348.219(N m)垂直面：MCDYF CDY436F r2V353Fr3H100135.46(Nm)合成：Mcd.m2CDXM CDY348.2192135.462373.638(Nm)D-E段弯矩：水平面：MDEXF DEX515F r2H353Fr1H 436Fr3H 1000.00041(Nm)垂直面：MDEYF DEY515Fr2V 353 Fr1V 436Fr3V 100 0.00133(Nm)

26、合成：M de、M2DEXM DEY.0.0004120.0013320.0014(Nm)已知：小带轮的输出功率为 5.5kW，同步带的传动效率为0.98。所以，大带轮 的输出功率为：P大P小5.5 0.98 5.39(kW)则大带轮的输出转矩为：P大5.39T 9550 955017.16(N m)n23000轴的转矩图见图3-5h。主轴的强度校核从合成弯矩图和转矩图上得知，主轴在截面 C D处承受了较大的弯矩，并且还 受到带轮传动所带来的扭矩。因此，这两个截面是危险截面。在校核主轴的强度时 应按弯扭合成强度条件进行计算。轴的弯扭合成强度条件为ca4 2W22T1(3.7 )式中：ca 轴的

27、计算应力，MPa ；3W轴的抗弯截面系数，mm ；折合系数；1轴的许用弯曲应力，MPa ；T 轴所受的扭矩，单位为N mm ； M 轴所受的弯矩，单位为 N mm 轴的抗弯截面系数为W丄132式中：d轴颈处直径，单位为mm ；B 虫，此处，d1为轴孔直径d33.1416 85324428556698(mm3)70MPa。按扭根据主轴材料为40Cr，由工程力学查得许用弯曲应力将上述参数代入公式（3.7 ）,则轴的计算应力为ca46419220.62( MPa)因为ca i 70MPa，所以主轴的强度符合要求主轴的刚度校核轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过

28、允许的限度，就会影 响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。对于本课题的主轴，应 该按轴的弯曲刚度校核。轴计算刚度经验公式为Ft2 Fr248 E IL3式中：y1轴的计算挠度，单位为mmyiyp (3.8 )I轴惯性量，单位为mr4；E 轴所用材料的弹性模量，单位为 N/mri2;L 支承跨度，单位为mmFt1轴所受圆周力，单位为N;Fr1轴所受径向力，单位为Noyp轴的允许挠度，单位为已知：Ft4410 N，Fr 1715N，I 205cm4，E 2.1 106 N cm2，L 336mmo由工程力学查得轴的允许挠度为yp 0.0002L0.0002 3360.0672（mm）

29、将上述参数代入公式（3.8 ），则轴的计算刚度为yiV44102_1715248 2.1 104205 10433630.086(mm)由于y1 yp，所以轴能够满足刚度要求。 综上所述，轴的强度，刚度均符合校核要求3.3主轴组件的支承3.3.1主轴轴承的类型机床主轴带着刀具或夹具在支承件中作回转运动，需要传递切削扭矩，承受切 削抗力，并保证必要的旋转精度。数控机床主轴支承根据主轴部件的转速、承载能 力及回转精度等要求的不同而采用不同种类的轴承。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。在数控机床上主轴轴承常用的有滚

30、动轴承和滑动轴承。滚动轴承摩擦阻力小，可以预紧，润滑维护简单，能在一定的转速围和载荷变 动围下稳定地工作。滚动轴承由专业化工厂生产，选购维修方便，在数控机床上被 广泛采用。但与滑动轴承相比，滚动轴承的噪声大，滚动体数目有限，刚度是变化 的，抗振性略差并且对转速有很大的限制。数控机床主轴组件在可能条件下，尽量 使用了滚动轴承，特别是大多数立式主轴和主轴装在套筒能够作轴向移动的主轴。 这时滚动轴承可以用润滑脂润滑以避免漏油。图3.6所示为主轴常用的几种滚动轴承的类型。(a)双列圆柱(b)双列推力向(c) 双列圆锥滚(d) 带凸缘双列圆柱(e)带弹簧的单滚子轴承心球轴承子轴承滚子轴承列圆锥滚子轴承为

31、了适应主轴高速发展的要求，滚珠轴承的滚珠可采用陶瓷滚珠。陶瓷滚珠轴 承由于陶瓷材料的质量轻，热膨胀系散小， 耐高温，所以具有离心小、动摩擦力小、 预紧力稳定、弹性变形小、刚度高的特点。但由于成本较高，在数控机床上还未普 及使用。数控机床主轴支承根据主轴部件的转速、承载能力及回转精度等要求的不同而采用不同种类的轴承。不同类型主轴轴承的优缺点见表3-1表3-1数控机床的主轴轴承及其性能性能滚动轴承液体静压轴承气体静压轴承磁力轴承陶瓷轴承精度一般或较高，在预紧无间隙时较高高，精度保持性好一般同滚动轴承冈U度一般或较高，预紧后较高，取决于所用轴高，与节流阀形式 有关，薄膜反馈或滑阀 反馈很高较差，因空

32、气可压缩，与承载力大小有关不及一般滚动轴承比一般滚动轴承差抗振性较差，阻尼比0.02 0.04好，阻尼比0.045 0.065好较好同滚动轴承速度性能用于中、低速，特殊轴承可用于较高速用于各级速度用于超高速用于高速用于中、高速，热传导率低，不易发热摩擦损耗较小，0.002 0.008小,0.0005 0.001小很小同滚动轴承寿命疲劳强度限制长长长较长结构尺寸轴向小，径向大轴向大，径向小轴向大，径向小径向大轴向小，径向大制造难易轴承生产专业化、标准化自制，工艺要求高，需要供油设备自制，工艺较液压系统低，需要供气系统较复杂比滚动轴承难使用维护简单，用油脂润滑要求供油系统清洁，较难要求供气系统清洁

33、，较易较难较难成本低较高较高高较高机床主轴轴承发展，经历了滚、陶、气浮、磁浮等阶段。滚动轴承发展到陶瓷 轴承，即钢球改为陶瓷球，滚道加 TiN或CrNi金属。由于陶瓷球具有高刚度、高硬 度、低密度以及低热胀和低导热系数等特点，同时所用油脂为一次性，终身润滑， 大大地提高了滚动轴承的性能，所以被广泛采用。目前，一般中小规格的数控机床（如车床、铣床、钻镗床、加工中心、磨床等） 的主轴部件多采用成组高精度滚动轴承重型数控机床采用液体静压轴承，高精度数 控机床（如坐标磨床）采用气体静压轴承，转速达 210 104r/min的主轴则可采用 磁力轴承或氮化硅材料的陶瓷滚珠轴承。数控机床的转速高，为减少主轴

34、的发热， 必须改善轴承的润滑方式。在数控机床上的润滑一般采用高级油脂封入方式润滑， 每加一次油脂可使用710年。主轴轴承的配置根据主轴部件的工作精度、刚度、温升和结构的复杂程度，合理配置轴承，可 以提高主传动系统的精度。采用滚动轴承支承，有许多不同的配置形式，目前数控 机床主轴轴承的配置主要有如图 3-7所示的几种形式。ml園(b)IX園(c)(d)图3-7数控机床主轴轴承的配置形式在图3-7a所示的配置中，前支承采用双列短圆柱滚子轴承和 60o角接触球轴承组 合，承受径向载荷和轴向载荷，后支承采用成对角接触球轴承，该配置可满足强力 切削的要求，普遍应用于各类数控机机床。在图3-7b所示的配置

35、形式中，前轴承采用角接触球轴承，由23个轴承组成一套，背靠背安装，承受径向载荷和轴向载荷，后支承采用双列短圆柱滚子轴承，这 种配置适用于高速、重载的主轴部件。在图3-7c所示的配置形式中，前后支承均采用成对角接触球轴承，以承受径向 载荷和轴向载荷，角接触球轴承具有较好的高速性能，主轴最高转速可达 4000r/min，但这种轴承的承载能力小，因而这种配置适用于高速、轻载和精密的 数控机床主轴。在图3-7d所示的配置形式中，前支撑采用双列圆锥滚子轴承，承受径向载荷和 轴向载荷，后支承采用单列圆锥滚子轴承，这种配置径向和轴向的刚度高，可承受 重载荷，尤其能承受较强的动载荷，安装与调整性能好，但主轴转

36、速和精度的提高 受到限制，因此适用于中等精度，低速与重载荷的数控机床主轴。I I.(a)(b)主轴支承方案的确定主轴轴承的不同配置形式对主轴组件刚度损失有巨大的影响，从而确定当支承 跨距较大时，降低支承刚度，或适当增大主轴轴颈直径和孔直径是减小主轴组件刚 度损失的有效措施，并可提高其动态性能。本课题采用陶瓷球轴承做主轴支撑，即用氮化硅材料（Si3N4）做成陶瓷球来替代滚珠，轴承外套圈仍为 GCrl5钢套圈。虽然只是把钢球变成了氮化硅球，但是另 一方面，沟道的几何尺寸也作了改进以优化轴承性能。这种轴承在减小了离心力的 同时，也减小了滚珠与该道间的摩擦力，从而获得较低的温升及较好的高速性能。混合陶

37、瓷球轴承最常见的形式是角接触球轴承，它可以在既有径向也有轴向负 荷时有效地高速运转。但是轴向负荷只能从一个方向施加。因此，这些轴承通常成 对安装并施加预负荷以保证正确的接触角。由于加工中心在加工时不仅需要受到轴向力，还会受到一定的径向力。因此在 本课题的轴承配置中选用如图3-7的方式。而本课题的预紧方式采用隔套调整法及 双螺母预紧。轴承的配合由于主轴轴承在工作时基本上都是圈旋转、外圈相对固定不动，且主轴承受载荷多为定向载荷。因此，为了提高轴承的刚性，防止轴承在工作期间因摩擦发热而引 起圈膨胀，导致圈与主轴之间产生相对转动现象，精密机床主轴轴承圈与主轴之间 一般选择过盈配合。另外，为了使轴承外圈

38、沟道不只在某一局部受力，允许轴承外圈在轴承座出现蠕动现象，以尽可能地延长轴承的使用寿命。同时，为防止轴承外圈 因热膨胀引起与轴承座之间的过紧现象，引起轴承预紧增加，导致摩擦发热加剧， 故轴承外圈与轴承座之间一般选择间隙配合。在本课题中，固定端前支承的7217Q角接触球轴承与轴承座的配合采用间隙配 合，配合目标间隙值取38卩m为了提高机床的切削刚性，该轴承与主轴的配合采 用过盈配合,配合目标过盈量取04卩m而后支承的7215C角接触球轴承与主轴选 用过盈配合，配合目标过盈量取03卩m与轴承座之间为间隙配合，配合目标间隙 值取915卩m主轴轴承设计计算(1) 轴承受力分析轴承的受力简图参见图3-3

39、。从图上可知，在A、B两处所用的是同种型号的角接触球轴承，且D处的轴承是成对使用，共同承担支承作用。所以，校验C、D处7217AC轴承只需取受力最大处即可已知：Fr2V 1060N，Fr3V665N，Fr2H2727.63N， Fr3H1710.63N则轴承7217AC所受径向合力为Fr. Fr22v F；h1060轴承7217AC寿命计算轴承的工作年限为7年(一年按300天计算)，每天两班工作制(按16h计算)， 则轴承预期计算寿命为Lh 7 300 1633600(h)已知轴承7217AC所受的轴向负荷Fa 2573N，径向负荷Fr 2926 N。分界判断系数e 0.68 2727.632

40、 2926.36(N)轴承7215C所受径向合力为FrF2 r3H466521710.6324917.67(N)Fa2573Fr17150.87 e 0.68由机械设计基础查得径向动载荷系数 据载荷性质为中等冲击，查得载荷系数一般为 动载荷为X=0.41，轴向动载荷系数Y=0.87。根1.21.8，取fp 1.6。则轴承的 当量P fp X Fr Y Fa1.6 0.41 1715 0.87 25734706.66( N)以小时数表示的轴承寿命L10h (单位为h)为106 C60n P(3.9)式中：L10h 失效率10% （可靠度90% ）的基本额定寿命（106r）n 轴承的转速，单位为

41、r/min ； C 基本额定动载荷，单位为N；P当量动载荷，单位为N; 寿命指数，对球轴承3，滚子轴承10 3。查表得基本额定动载荷 C 99.8KN。将上述参数代入公式（3.9），贝U以小时数表示的轴承寿命为0h10660 3000399800470657986(h)由于L10h Lh 33600 h，所以能够满足要求。（3）轴承7215C寿命计算轴承的工作年限为7年（一年按300天计算），每天两班工作制（按16h计算）， 则轴承预期计算寿命为Lh 7 300 1633600（h）已知轴承7215C所受的轴向负荷Fa 2573N，径向负荷Fr 917.67N。由机械 设计基础查得分界判断系数

42、 e 0.68。Fr2573917.672.8 e 0.68由机械设计基础查得径向动载荷系数 X=0.41，轴向动载荷系数丫=0.87。根 据载荷性质为中等冲击，由机械设计基础查得载荷系数一般为1.21.8，取fP 1.8。则轴承的当量动载荷为P fP X Fr Y Fa1.8 0.41 917.67 0.87 2573 4706(N)查机械设计基础得基本额定动载荷C 79200KN。将上述参数代入公式(3.9)，则以小时数表示的轴承寿命为L10610h60 300037920036481(h)4706由于1伽 Lh 33600 h，所以能够满足要求3.4同步带的设计计算(1) 设计功率Pd根

43、据工作机为加工中心，原动机为交流电动机，每天两班制工作(按16h计)，由机械设计基础查得 KA 2.0。故设计功率为：Fd Ka P 2.0 5.5KW 11KW式中：P 传递的功率，KWKa 载荷修正系数(2) 选定带型和节距根据设计功率Pd 11KW，小带轮转速山6000 r min，由机械设计基础确 定带轮的带型为H型。按照同步带的带型为H型，由机械设计基础查得节距Pb 12.700mm小带轮齿数乙根据小带轮转速n1 6000r min，同步带的带型为H型，由机械设计基础查 得小带轮的最小齿数Zmin 22，故取乙30(4) 小带轮节圆直径d1d1 乙 Pb30 12.7 mm 121.

44、28mm3.1416式中：乙 小带轮齿数；Pb 节距。按照小带轮齿数乙30，同步带的带型为H型，由机械设计基础查得其外径 da1119.90mm(5) 大带轮齿数Z2 6000i2n23000式中：n1小带轮转速;n2大带轮转速。大带轮齿数 Z2 i Z12 3060大带轮节圆直径d2d2J Pb60 12.7 mm 242.55mm3.1416式中：Pb节距。按大带轮齿数Z2 60，同步带带型为H型，由机械设计基础查得其外径a2241.18mm带速vd1 n1v60 10003.1416 121.28 6000.m s 38.10 m s vmax 40 m s60 1000式中：d.小带轮

45、节圆直径;ni小带轮转速。(8)初定轴间距a0经验公式：0.7 d1 d2a0 2 d1 d2(3.10)式中：di小带轮节圆直径;d2大带轮节圆直径。将d1，d2值代入公式（3.10)，得 254.68mm a0727.66mm。故取 a0255mm。(9)带长及其齿数d1 d22d2 d1 24 a。3 14162 255121.28242.552242.55 121.28 2mm4 2551095.92mm式中：L0带长;a。初定轴间距;d1小带轮节圆直径；d2 大带轮节圆直径。按带长L。1095.92mm ,同步带的带型为H型，由机械设计基础查得应选用带长代号为450的H型同步带，节线

46、长Lp 1143.00mm ,节线长上的齿数Z 90。 (10)实际轴间距a a0 S255 1143 1095.92 mm 278.54mm式中:a。初定轴间距;Lp节线长;L0(11)小带轮啮合齿数Zmint 召-Pb 乙2 22 Z2 Z1aint 30212.7 302 3.14162 278.54 60 30 =12带长。式中：Zm 小带轮啮合齿数；Pb 节距。(12)基本额定功率P。按照同步带的带型为H型，由机械设计基础查得带的许用工作拉力Ta 2100.85N，带的单位长度的质量 m 0.448kgm。基本额定功率为：P0Tam v2 v10002100.85 0.448 38.

47、1238.1KW 100055.27KW式中：Ta 宽度为bq的带的许用工作拉力m宽度为bs,的带单位长度的质量(13)带宽bs按同步带的带型为H型，由机械设计基础查得 bs0 76.2mm；按小带轮啮合 齿数Zm 12，由机械设计基础查得啮合齿数系数Kz 1。带宽为：Pd/_bs bs0 1f76.2 仁1令mm 18.49mmsS0； Kz P01 55.27式中：Kz啮合齿数系数bs0 同步带的基准宽度，mm按照带宽bs 18.49，同步带带型为H型，由机械设计基础确定选带宽代号为075的H型带，其带宽bs19.1mmFrv1000 11N38.1288.71N(14)作用在轴上的力式中

48、：Fr作用在轴上的力；Pd 设计功率；v带速。(15)带轮的结构和尺寸传动选用的同步带为450H 075小带轮：Z130， d1121.28mm， d&119.90mm大带轮：Z260， d2242.55mm， da2241.18mm3.5键的设计计算3.5.1主轴上的键对于采用常见的材料和按标准选取尺寸的普通平键联接(静联接)，其主要失效形式是工作面被压溃。除非存在严重过载，否则一般不会出现键的剪断。因此， 通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。假定载荷在键的工作面上是均匀分布的，则普通平键联接的强度条件为：(3.11)2T 103k l d式中：T传递的转矩(T F y F d)，单

49、位为N m ；2k 键与轮毂键槽的接触高度，k 0.5 h，此处h为键的高度，单位为mm； l 键的工作长度，单位为 mm,圆头平键I Lb，平头平键I L ,这里 的L为键的公称长度，单位为 mm，b为键的宽度，单位为 mm；d轴的直径，单位为 mmp 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位MPa已知：带轮作用在轴上的力 F 288.71N，键所处主轴段直径d 72mm,键的宽度b 20mm,键的公称长度 L 70mm,键的高度h 12mm键所传递的转矩为0.07210.39 N mplT F - 288.712由于主轴处采用圆头平键，故键的工作长度为l L b 702050 mm键

50、与轮毂键槽的接触高度为k 0.5 h 0.5 126 mm将上述参数代入公式（3.11 ），故联接工作面挤压应力为30.96 MPa2 10.39 106 50 72按联接工作方式为静联接，且载荷性质具有冲击性，查机械设计基础设计手 册得键联接的许用应力p 60MPa。由于p p，所以能满足要求。3.5.2 主电机上的键已知：主电机额定转矩 T 35N m，电机输出轴的直径d 32mm，键的宽度 b 10mm，键的公称长度L 70mm，键的高度h 8mm，键联接的许用应力p 60MPa o由于主轴处采用单圆头普通平键，故键的工作长度为7010265 mm键与轮毂键槽的接触高度为k 0.5 h

51、0.5 84 mm将上述参数代入公式（3.11 ），故联接工作面挤压应力为32 35 104 65 328.41 MPa由于p，所以能满足要求4电动机与联轴器的选择4.1电动机的选择进给电动机的选择宽调速直流伺服电动机的结构特点是励磁便于调整，易于安排补偿绕组和换向 极，电动机的换向性能得到改善，成本低，可以在较宽的速度围得到恒转速特性。 当然，宽调速直流伺服电动机体积较大，其电刷易磨损，寿命受到一定限制。日本法纳克(FANUC公司生产的用于工业机器人、CN(机床、加工中心(MC的L系列适合于在频繁启动、制动场合应用。根据估算得出的电动机功率Pf 0.37kW，选用FANU的 6L型电动机，其

52、主要性能指标如下：输出功率：1.1kW ；额定转矩：8.8N m ；最大转矩：44.1N m ；最高转速：2000 r min ；转子惯量：0.0018kg m2。4.2联轴器的设计计算(1) 类型选择为了隔离振动与冲击，选用凸缘联轴器。(2) 载荷计算已知进给电动机的额定转矩为 8.8N m。根据工作机的转矩是变化的，且冲击 载荷较大，原动机类型为电动机，由机械设计基础查得工作情况系数 Ka 2.3 则计算转矩为： Ka T 2.3 8.820.24(N m)(3) 型号选择选择联轴器时，联轴器的许用转矩要大于计算转矩，许用最大转速要大于电动 机转速。由GB5843-8外查得YL5型凸缘联轴器的许用转矩为 63N m，许用最大转速 为5500r.min，适合于尺寸在22 32mm之间的轴颈。故能够满足要求。本课题的