机械主轴箱毕业设计说明书(共27页)

1、 目 录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc356805999 中文(zhngwn)摘要、关键词 PAGEREF _Toc356805999 h 1 HYPERLINK l _Toc356806000 英文摘要(zhiyo)、关键词 PAGEREF _Toc356806000 h 2 HYPERLINK l _Toc356806001 引言(ynyn) PAGEREF _Toc356806001 h 3 HYPERLINK l _Toc356806002 第1章 绪论 PAGEREF _Toc356806002 h 4 HYPERLINK l _Toc356806

2、003 1.1 课题研究背景 PAGEREF _Toc356806003 h 4 HYPERLINK l _Toc356806004 1.2 课题研究内容与目的 PAGEREF _Toc356806004 h 4 HYPERLINK l _Toc356806005 1.3 设计参数与要求 PAGEREF _Toc356806005 h 5 HYPERLINK l _Toc356806006 第2章 电机的选型 PAGEREF _Toc356806006 h 6 HYPERLINK l _Toc356806007 2.1 电机类型选择 PAGEREF _Toc356806007 h 6 HYPE

3、RLINK l _Toc356806008 2.2 电机功率计算 PAGEREF _Toc356806008 h 7 HYPERLINK l _Toc356806009 2.3 主电机型号选择 PAGEREF _Toc356806009 h 8 HYPERLINK l _Toc356806010 第3章 传动设计 PAGEREF _Toc356806010 h 10 HYPERLINK l _Toc356806011 3.1 传动形式选择 PAGEREF _Toc356806011 h 10 HYPERLINK l _Toc356806012 3.2 同步带与同步带轮的设计与选型 PAGERE

4、F _Toc356806012 h 11 HYPERLINK l _Toc356806013 3.2.1 设计功率的计算 PAGEREF _Toc356806013 h 11 HYPERLINK l _Toc356806014 3.2.2 选择带型和节距 PAGEREF _Toc356806014 h 11 HYPERLINK l _Toc356806015 3.2.3 同步带轮尺寸的确定 PAGEREF _Toc356806015 h 12 HYPERLINK l _Toc356806016 3.2.4 与主轴相连的同步带轮设计 PAGEREF _Toc356806016 h 13 HYPE

5、RLINK l _Toc356806017 3.3 带轮与轴的联接 PAGEREF _Toc356806017 h 14 HYPERLINK l _Toc356806018 第4章 主轴单元设计 PAGEREF _Toc356806018 h 16 HYPERLINK l _Toc356806019 4.1 主轴单元结构设计 PAGEREF _Toc356806019 h 16 HYPERLINK l _Toc356806020 4.1.1 主轴直径的设计 PAGEREF _Toc356806020 h 16 HYPERLINK l _Toc356806021 4.1.2 主轴内孔径的设计 P

6、AGEREF _Toc356806021 h 17 HYPERLINK l _Toc356806022 4.1.3 主轴悬伸量的设计 PAGEREF _Toc356806022 h 17 HYPERLINK l _Toc356806023 4.1.4 主轴支承跨距的设计 PAGEREF _Toc356806023 h 17 HYPERLINK l _Toc356806024 4.2 主轴定位设计 PAGEREF _Toc356806024 h 17 HYPERLINK l _Toc356806025 4.3 主轴轴承(zhuchng)的选用与校核 PAGEREF _Toc356806025 h

7、 19 HYPERLINK l _Toc356806026 4.3.1 主轴(zhzhu)轴承的选择 PAGEREF _Toc356806026 h 19 HYPERLINK l _Toc356806027 4.3.2 主轴(zhzhu)轴承的校核 PAGEREF _Toc356806027 h 20 HYPERLINK l _Toc356806028 4.4 主轴密封设计 PAGEREF _Toc356806028 h 22 HYPERLINK l _Toc356806029 4.5 主轴冷却设计 PAGEREF _Toc356806029 h 23 HYPERLINK l _Toc3568

8、06030 结论 PAGEREF _Toc356806030 h 25 HYPERLINK l _Toc356806031 致谢 PAGEREF _Toc356806031 h 26 HYPERLINK l _Toc356806032 参考文献 PAGEREF _Toc356806032 h 27 PAGE 30凸轮轴轴向深孔加工(ji gng)专机主轴箱的设计摘 要：本文(bnwn)介绍了凸轮轴加工(ji gng)专机的一些基本概况，简述了机床主轴传动系统方面的原理和类型，分析了各种传动方案的机理。凸轮轴加工专机主轴箱的主轴传动系统包括了主轴电机、主轴传动系统和主轴组件三部分。本文详细介绍了

9、凸轮轴加工专机主轴箱的主轴设计过程，该凸轮轴加工专机选用合理的电机带动，采用齿型同步带传动和内冷系统进行主轴冷却，同时采用双楔形块完成同步带轮与主轴的联接。本文还介绍了凸轮轴加工专机主轴箱主轴传动系统各种传动方案优缺点的比较、电机的选型、主传动方案的选择和确定、主轴关键零件的设计,以及凸轮轴加工专机所要当达到的要求。通过对主轴的整体设计，主轴定位设计，主轴冷却设计，主轴箱传动设计，其它装置或元件设计，使凸轮加工专机主轴箱的设计更加合理化。关键词：凸轮轴加工专机 主轴箱 主轴传动系统 主轴设计Deep Processing Camshaft Axial Plane Headstock Desig

10、nAbstract:This article describes some of the basic camshaft machining plane overview outlines the principle of spindle drive system aspects and types of various transmission schemes analyzed the mechanism. Camshaft machining plane headstock spindle drive system includes a spindle motor, spindle driv

11、e and spindle assembly of three parts. This paper describes the camshaft machining plane headstock spindle design process, the selection of a reasonable camshaft machining plane motor driven, using toothed belt drive and internal cooling system for spindle cooling, while using double wedge block is

12、completed with Pulley spindle connection. This article also describes camshaft machining plane headstock spindle drive a variety of transmission schemes comparative advantages and disadvantages, motor selection, the main drive program selection and determination, spindle key part of the design, and

13、the camshaft machining plane to be when it reaches the requirements. Through the overall design of the spindle, spindle positioning design, spindle cooling design, headstock transmission design, other devices or components designed to make the cam machining plane headstock design more reasonable.Key

14、 words:the camshaft machining plane; the spindle box; main shaft transmission system; spindle design引言(ynyn)以组合(zh)机床为代表的数控设备的生产与应用(yngyng)水平反映了一个国家的机械与电子工业水平，它的推广应用对提高劳动生产率和产品质量，改变我国制造技术落后的状况起着极为重要的作用。组合机床的设计对现代制造业的影响是多方面的和重大的，主要表现为：1.使机械制造业的整体面貌发生了根本变化组合机床的设计技术的应用将传统的机械与微电子、计算机、信息处理、现代控制理论、技术以及光电磁

15、等多种学科融为一体，使制造业成为知识密集、技术密集的大科学范畴的现代制造业，是当代国民经济的基础工业。2.使机械制造业的生产方式发生变化纵观制造业的发展历史，其生产规模沿着“小批量少品种大批量多品种变批量”的方向发展。组合机床的设计技术是当代柔性自动化和智能自动化的技术基础之一，它是适应科技进步，满足多品种变批量市场需求的生产方式。组合机床的设计技术使传统的制造工艺发生显著和本质的变化。由经验走向定量化，有分散单一工艺走向集成和科学化的工艺。随着组合机床的设计技术的不断发展和应用，工艺方法和制造系统不断更新，形成了一系列具有划时代的新技术新工艺的制造系统。3.使产品结构发生了重大变化现代机械产

16、品向着高精度、高自动化和高可靠性方向发展，具有机电结合和多学科技术结合的特点，纯机械的产品越来越少，而且更新换代速度快。对这些要求，组合机床的设计技术将起到发展、推广和应用。目前，随着技术的进步，机械零件的加工对机床的要求越来越趋于柔性化、数控化，使得数控机床已广泛用于各种加工车间，但是目前市场上数控机床的加工只能满足一般精度要求，而加工精度高的机床造价昂贵，如何实现造价低、精度和性能高的数控机床主轴箱已经成为研究人员孜孜不倦追求的目标，主轴箱作为影响机床加工精度主要部件，也成为了研究人员研究的主要课题。本课题为凸轮轴加工专机主轴箱的设计，设计内容大致分为电机选型设计，主轴箱传动设计，主轴定位

17、设计，主轴冷却设计，其它装置或元件设计等。第1章 绪论(xln)1.1 课题(kt)研究(ynji)背景专机是一种加工特定产品或完成特定工序的专用型机床。专机的使用比较“刚性”，主要是为了特定的一种或者一类零件，适合批量大的生产，精度上没有特征性的差异。主轴箱是机床的重要的部件，是用于布置机床工作主轴及其传动零件和相应的附加机构的。主轴箱采用多级齿轮传动，通过一定的传动系统，经主轴箱内各个位置上的传动齿轮和传动轴，最后把运动传到主轴上，使主轴获得规定的转速和方向。主轴箱传动系统的设计，以及主轴箱各部件的加工工艺直接影响机床的性能及产品质量。凸轮轴加工专机主轴箱为高精度型凸轮轴加工专机重要的一部

18、分，用来加工有一定精度要求的、形状复杂的凸轮类零件。由于加工精度高，工艺适应性强，加工效率高，废品率低，成品一致性好，可降低对工人技术熟练程度的要求，这样对其设计要求较为严格。凸轮轴是活塞发动机里的一个部件。它的作用是控制气门的开启和闭合动作。虽然在四冲程发动机里凸轮轴的转速是曲轴的一半（在二冲程发动机中凸轮轴的转速与曲轴相同），不过通常它的转速依然很高，而且需要承受很大的扭矩，因此设计中对凸轮轴在强度和支撑方面的要求很高，其材质一般是特种铸铁，偶尔也有采用钢材的。由于气门运动规律关系到一台发动机的动力和运转特性，因此凸轮轴设计在发动机的设计过程中占据着十分重要的地位。凸轮轴是发动机的关键零件

19、之一，凸轮轴桃尖部位的硬度和白口层深度是决定凸轮轴使用寿命和发动机效率的关键技术指标。在保证凸轮有足够高的硬度和相当深的白口层的前提下，还应考虑轴颈不出现较高的碳化物，使其具有较好的切削加工性能。国内外生产凸轮轴的主要方法有：采用钢质锻造毛坯经切削加工后，凸轮桃尖部分经高频淬火形成马氏体层的工艺。20世纪 70年代末，德国和法国相继开发了凸轮轴氩弧重熔新工艺；另有以美国为主的可淬硬铸铁凸轮轴；以日本和法国为主的冷硬铸铁凸轮轴；以及凸轮部位用 Cr-Mn-Mo 合金涂料进行铸件表面合金化的生产工艺等。1.2 课题研究内容与目的本课题所加工的工件为铸铁凸轮轴。所做工序为在其轴向钻深孔。加工示意图如

20、下：图1.1 加工(ji gng)示意图对凸轮轴进行此类加工(ji gng)，需要采用专用机床、专用夹具以及专用的主轴。本次设计目的在于设计一种能够(nnggu)对凸轮轴进行轴向钻孔的加工专机。而本文主要针对凸轮轴加工专机主轴箱进行设计。设计内容有电动机的选择与设计、传动设计、主轴定位设计、主轴冷却设计以及主轴单元的设计与计算。首先，本文根据加工要求，确定主轴的整体力学性能，所需材料选择，并进行一定的计算校核。然后根据主轴的转速和力学要求，选择合理的电动机。第二，本文将进行主轴定位设计。定位装置的作用是确保主轴处于正确位置，保证工件在加工过程中受到外力(切削力等)作用时不离开已经占据的正确位置

21、。包括定位方案的确定，定位元件的选择以及所受力的计算。第三，考虑到主轴的冷却，我将进行主轴冷却设计。合理的冷却系统能够在满足加工要求的前提下，延长主轴寿命，减少工件与加工原件的损坏。同时选择合理的冷却原件，如冷却回转接头等。最后，本文将选择合理的传动原件，设计电动机固定方式，保证正常传动。1.3 设计参数与要求本次设计的是凸轮轴加工专机主轴箱，设计要求的基本参数与要求如下所示：刀具直径：8mm主轴通孔直径：8mm每转走刀量：0.15mm/r刀具材料：高速钢 工件材料：灰铸铁件电机传动效率：=0.7钻头转速：25r/s第2章 电机(dinj)的选型2.1 电机类型(lixng)选择电机是指依据电

22、磁感应定律(dngl)实现电能转换或传递的一种电磁装置。大多数电动机通过互动的磁场和载流导体产生力量。电动机和发电机通常被称为电机。常见的电动机的类型有直流电动机、交流电动机。直流电动机：直流电动机是由直流电源供电，将直流电能转换为机械能，从而拖动生产机械完成生产任务。它具有良好的启动性能和调速特性，过载能力大，因此在启动、调速性能要求较高的场合，如大型矿井提升机、挖掘机、轧钢机、城市电车等，通常选用直流电动机拖动，在许多自动控制系统中，小容量直流电机也被广泛应用；直流电机具有起动转距大、体积小、重量轻、效率高、转距和转速容易控制，启、制动性能良好，且在宽范围内平滑调速等十分优良的特性，因而在

23、冶金、机械制造、轻工等工业部门中得到广泛应用。其缺点就是体积大、价格昂贵、维护复杂，频繁启动容易引起故障，以及直流电的传输距离有限。交流电动机：交流电动机分为异步电动机和同步电动机两类。交流电动机主要有同步电动机和异步电动机。在发电厂里，同步电动机用来拖动一些功率大且不需要调速或功率虽不大但转速较低的机械负载。在这些场合使用同步电动机比使用同容量的异步电动机具有更多的优点，如体积小，效率高，过载能力大，功率因数高。但是他的结构复杂，需要有励磁电源，造价高，运行维护麻烦。所以，在发电厂里，除了上述的场合外，几乎所有的机械设备都用异步电动机来拖动。这是由于异步电动机具有结构简单，价格便宜，坚固耐用

24、，维修方便等特点。异步电动机按照定子相数的不同分为单项异步电动机、两相异步电动机和三相异步电动机。三相异步电动机转子的转速低于旋转磁场的转速，转子绕组因与磁场间存在着相对运动而感生电动势和电流，并与磁场相互作用产生电磁转矩，实现能量变换。与单相异步电动机相比，三相异步电动机运行性能好，并可节省各种材料。按转子结构的不同，三相异步电动机可分为笼式和绕线式两种。笼式转子的异步电动机结构简单、运行可靠、重量轻、价格便宜，得到了广泛的应用。根据设计要求，本设计选用的是三相异步电动机。2.2 电机功率计算对钻削不同工件材料时，可以算出其产生的轴向力和扭矩。钻头扭矩公式： (2-1)式中：钻头外径，mm由

25、课题所给数据同时查钻削轴向力扭矩公式中的系数与指数表可得钻头扭矩。表2.1 钻削轴向力扭矩公式中的系数与指数表加工材料刀 具材 料系 数 和 指 数轴向力F扭矩M钢高速钢61.21.00.70.03112.00.8不锈钢1Cr18Ni9Ti高速钢1431.00.70.0412.00.7灰铸铁190HBS高速钢42.71.00.80.0212.00.8硬质合金421.20.750.0122.20.8可锻铸铁150HBS高速钢43.31.00.80.0212.00.8硬质合金32.51.20.750.012.20.8铜合金100140HBS高速钢31.51.00.80.0122.00.8可知(k

26、zh)为0.021，为2.0，为0.8。当所用钻头(zun tu)为新钻头时，扭矩系数为0.87钻头(zun tu)扭矩为： 由钻削功率公式： (2-2) 可知钻削功率为：W由于我所设计的凸轮加工专机为双轴加工则总的钻削功率为：W可得： (2-3) KW KW式中：机床主传动系统传动效率，选为0.7 所需电动机功率, KW2.3 主电机型号选择FANUC交流主轴电机系列从0.55KW40KW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。根据所需电动机功率=1.123KW,考虑到实际情况中的各种

27、功率损失，实际中留有安全余量，所需要的电机功率要大些。由表2.2可查得本课题可选用FANUC交流主轴电机型号。经查询型与型的售价相差不算很大，所以我决定选用型。其主要技术参数如下：额定( dng)输出功率：2.5 KW最高速度(sd)：7000r/min额定( dng)输出转矩：23.5转动惯量：0.0148表2.2 FANUC交流主轴电机系列性能参数电 机型 号连续额定输出功率（KW） 30分额定输出功率（KW） 额定转速（r/min）恒功率最高转速(r/min)最高转速（r/min）连续额定输出转矩(Nm)转动惯量GD2/4（kgm2）重量（kg）11.52.2 3000800080004

28、.770.003181.51.13.7 1500800080007.00.00432422.23.7 15008000800014.00.00782732.53.715007000800023.50.01484665.57.515008000800035.00.02156087.51115006000600047.70.027580第3章 传动(chundng)设计3.1 传动形式(xngsh)选择常见的几种(j zhn)机械传动方式有传动方式：皮带传动、链传动、齿轮传动、蜗轮蜗杆传动、螺旋传动、同步带传动等。皮带传动：是由主动轮、从动轮和紧张在两轮上的皮带所组成。由于张紧，在皮带和皮带轮的接

29、触面间产生了压紧力，当主动轮旋转时，借摩擦力带动从动轮旋转，这样就把主动轴的动力传给从动轴。适用于两轴中心距较大的传动；带具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收振动，过载时打滑防止损坏其他零部件，结构简单、成本低廉。但是带传动的外廓尺寸较大，需张紧装置。由于打滑，不能保证固定不变的传动比。带的寿命较短，传动效率较低。链传动：是由两个具有特殊齿形的的齿轮和一条闭合的链条所组成，工作时通过链条将具有特殊齿形的主动链轮的运动和动力传递到具有特殊齿形的从动链轮的一种传动方式。链传动有许多优点，与带传动相比，无弹性滑动和打滑现象，平均传动比准确，工作可靠，效率高。传递功率大，过载能力强，相同工况下的传动尺寸小

30、。所需张紧力小，作用于轴上的压力小。能在高温、潮湿、多尘、有污染等恶劣环境中工作。齿轮传动：由分别安装在主动轴及从动轴上的两个齿轮相互啮合而成。优点适用的圆周速度和功率范围广，能保证传动比稳定不变，能传递很大的动力。结构紧凑、效率高，可实现平行轴、任意角相交轴和任意角交错轴之间的传动。缺点要求较高的制造和安装精度、成本较高，不适宜远距离两轴之间的传动。当两轴间距较大时，采用齿轮传动就比较笨重。蜗轮蜗杆传动：用于两轴交叉成90度，但彼此既不平行又不相交的情况下，通常在蜗轮传动中，蜗杆是主动件，而蜗轮是被动件。优点是蜗轮蜗杆传动结构紧凑，并能获得很大的传动比，一般传动比为7-80，工作平稳无噪音，

31、传动功率范围大，可以自锁。但传动效率低，蜗轮常需用有色金属制造。蜗杆的螺旋有单头与多头之分。螺旋传动：是利用螺杆和螺母组成的螺旋副来实现传动要求的，主要用于将回转运动变为直线运动，同时传递运动和动力。螺旋传动的特点：传动精度高、工作平稳无噪音、易于自锁、能传递较大的动力等特点。同步带传动：啮合型带传动一般也称为同步带传动。它通过传动带内表面上等距分布的横向齿和带轮上的相应齿槽的啮合来传递运动。与摩擦型带传动比较，同步带传动的带轮和传动带之间没有相对滑动，能够保证严格的传动比。但同步带传动对中心距及其尺寸稳定性要求较高。本设计要求传动平稳，需要一定的严格传动比，因此，初步选定齿轮传动或同步带传动

32、。由于同步带传动具有带传动、链传动和齿轮传动的优点。同时同步带传动由于带与带轮是靠啮合传递运动和动力，故带与带轮之间无相对滑动，能保证准确的传动比。又因同步带通常以钢丝绳或玻璃纤维绳为抗拉体，氯丁橡胶或聚氨酯为基体，这种带薄而且轻，故可用于较高速度。同步带传动时的线速度可达50m/s，传动比可达10，效率可达98%。传动噪声比带传动、链传动和齿轮传动小，耐磨性好，不需油润滑，寿命比摩擦带长。因此，本设计选用同步带进行传动。3.2 同步带与同步带轮的设计(shj)与选型3.2.1 设计(shj)功率的计算(j sun)根据工作机为凸轮加工专机，原动机为交流电动机，由机械设计手册可查得。故设计功率

33、为： (3-1) KW KW式中：传递的功率,KW 工作情况系数3.2.2 选择带型和节距根据设计功率KW，带轮转速r/min，由图3.1同步带的选型可查得带轮的带型为8M型。图3.1 同步带的选型按照同步带的带型为8M型，由机械设计手册查得节距，齿高，带厚为。3.2.3 同步带轮尺寸的确定1.带轮齿数根据(gnj)带轮转速r/min，同步带的带型为8M型，由机械设计基础(jch)查得带轮的最小齿数,故取。2.带轮节圆直径(zhjng) (3-2) mm mm式中：带轮齿数 节距，mm按照带轮齿数=44，同步带的带型为8M型，查表3.1可得其外径。表3.1 8M标准同步带轮型号参数表规格齿数节

34、径 d外径 档边直径 档边内径 档边厚度 h27-8M2768.7567.3875551.528-8M2871.3069.9380601.530-8M3076.3975.0282641.532-8M3281.4980.1290701.534-8M3486.5885.2198781.536-8M3691.6790.3098781.538-8M3896.7795.40106881.540-8M40101.86100.49108.5901.542-8M42106.95105.58115951.544-8M44112.05110.681231031.546-8M46117.14115.77123103

35、1.548-8M48122.23120.861311111.550-8M50127.32125.951381181.53.带速v的确定 (3-3) m/s m/s式中：带轮节圆直径(zhjng)，mm 带轮转速(zhun s)，r/min3.2.4 与主轴(zhzhu)相连的同步带轮设计由于主轴所需转速为1500r/min，则与主轴连接的带轮齿数为：44。 同步带的带型为8M型，查表3.1可得其外径。3.3 带轮与轴的联接传统带轮与机床主轴的联接一般采取键联接或销联接。键连接是通过键实现轴和轴上零件间的轴向固定以传递运动和转矩。装配前必须检查键的直线度、键槽对轴心线的对称度和平行度，操作较繁琐

36、。一般键的两侧面与轴键槽的配合一般有间隙，容易进入杂质，造成轴的腐蚀。并且，主轴上所开键槽，势必对主轴的刚度与寿命产生不良的影响。销联接销孔需要铰制，多次装卸后会降低定位的精度和联接的紧固性。且只能传递不大的载荷。销孔精度要求较低，刚度较差，不适合高精度定位。同时销联接也会对主轴产生一定的损伤。因此，本文将采取双楔形块联接，依靠摩擦力使带轮与轴联接。双楔形块的工作示意图如图3.2所示。图3.2 双楔形块工作示意图双楔形块的受力图(lt)如图3.3所示。图3.3 双楔形块受力图(lt)首先(shuxin)，当拧紧螺钉时压紧盖板，使盖板向同步带轮移动，通过盖板压紧楔形块a，对楔形块a产生一个如图3

37、.3延方向的水平力。然后，楔形块a延轴向水平挤压，同时对楔形块b与同步带轮产生作用力。楔形块b在楔形块a的作用力下，对同步带轮和轴产生作用力。由此使得楔形块a对同步带轮产生一个延方向向上的力，楔形块b对轴产生一个延方向向下的力。同时经由双楔形块的力的放大作用，使得力与远大于力。最后，依靠双楔形块产生的巨大摩擦力使轴与同步带轮联接在一起。第4章 主轴(zhzhu)单元设计在各种( zhn)机床中，不论是数控车床、钻床还是铣床(xchung)，其主轴都是最关键的部件，对机床精度起着至关重要的作用。 随着科学技术的发展和经济市场的需求，现在机床的运动速度越来越高，提高和改善高速机床的动态性能已成为机

38、器设计与制造部门所面临的重要课题。对大多数机床而言，主轴部件动态性能的好坏对整台机器的动态性能及工作性能往往起决定性的作用。衡量主轴部件性能的指标主要是旋转精度、刚度和速度适应性。旋转精度：主轴旋转时在影响加工精度的方向上出现的径向和轴向跳动，主要决定于主轴和轴承的制造和装配质量。动、静刚度：主要决定于主轴的弯曲刚度、轴承的刚度和阻尼。速度适应性：主要决定于轴承的结构和润滑，以及散热条件。 主轴部件通常由主轴、主轴轴承和安装在主轴上的传动件等组成。机床工作时，由主轴带动工件或刀具进行工件的加工。主轴部件的性能对加工质量和生产效率有着重要的影响。随着科学技术的发展，机床主轴转速越来越高，变速范围

39、也越来越大，因此，对轴承高速运转稳定性的要求也越来越高。通常情况下，正确选择轴承类型、公差等级、配置方式、游隙大小、润滑剂及润滑方式等，能在一定程度上提高滚动轴承的高速性能。内装式电主轴单元将电机和高精度主轴结合在一起，使主轴单元向高速、高效、高精度加工迈出了可喜的一步。内装式主轴单元是机床的核心功能部件。它使机床摆脱了机械传动的束缚，简化了机床结构，同时消除了由机械传动产生的振动噪声。为了尽快给高速运行的主轴及刀具散热，通常对主轴通以循环冷却剂，使得主轴性能达到最佳状态。主轴单元的设计是本次凸轮轴加工专机主轴箱设计的主要部分。他包括主轴单元的结构设计，主轴的定位设计，主轴的轴承选用与校核，主

40、轴的密封设计，主轴冷却设计。4.1 主轴单元结构设计主轴的主要参数是指：主轴直径；主轴内孔径；主轴悬伸量和主轴支承跨距。下面对这些参数进行确定。4.1.1 主轴(zhzhu)直径的设计主轴直径通常对于主轴部件刚度影响较大。加大直径，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的限制，同时造成(zo chn)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(fngf)来确定主轴直径。根据工厂经验初步设计=50。考虑到工件质量以及加工方式，初步设计折合后主轴重量G为1000

41、N。4.1.2 主轴内孔径的设计主轴内孔直径与机床类型与其作用有关，本次设计主要用于冷却液的通道。确定孔径的原则是，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，取合理值。由经验得知，当时，主轴刚度会急剧下降；而当时，内孔d对主轴刚度几乎无影响，可忽略不计，所以常取孔径d的极限值为：mm由此综合各轴段直径的实际大小，确定内孔直径mm。此时为：可以满足要求，且对主轴刚度几乎无影响，可忽略不计。4.1.3 主轴悬伸量的设计主轴悬伸量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

42、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值。由此综合主轴端部结构型式和尺寸可确定悬伸量。4.1.4 主轴支承跨距的设计支承跨距是指主轴相邻两支承反力作用点之间的距离。跨距是决定主轴系统动、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。初步设计跨距为。4.2 主轴定位

43、设计主轴定位组件是凸轮轴加工专机主传动部分的主要组成部分，在机床上，主轴定位组件主要作用是夹持工件或保持刀具旋转。我所采用的定位元件有轴承、挡板，同时配合轴肩进行定位。凸轮轴加工专机主轴定位组件的主要性能要求有：回转(huzhun)精度：主轴定位组件的回转精度，是指机床在空载低俗(d s)旋转时，主轴前端安装工件或刀具部分的径向和轴向跳动值满足要求。目的是保证加工零件的几何精度和表面粗糙度。刚度(n d)：主轴定位组件的刚度是指受外力（例如切削力）作用时，主轴组件抵抗变形的能力。通常以主轴前端产生单位位移量时，在为一方向上所施加的作用力大小来表示。主轴组件的刚度越大，主轴受力的变形就越小。抗振

44、性：主轴定位组件的抗振性是指切削加工时，主轴保持平稳地运转而不发生振动的能力。如果主轴定位组件抗振性差，工作时容易产生振动，不仅降低加工质量，而且限制了机床生产率的提高，使刀具耐用度下降。提高主轴抗振性必须提高主轴组件的静刚度，采用较大的阻尼比的前轴承，以及在必要时安装阻尼消振器。温升和热变形：主轴定位组件在运转过程中，温升过高会引起两方面的不良结果：一是主轴定位组件和箱体因热膨胀而变形，主轴的回转中心与机床其他件的相对位置发生变化，直接影响加工精度；其次是轴承等元件会因温度过高而改变已调好的间隙和破坏正常的润滑条件，影响轴承的正常工作。耐磨性：主轴定位组件必须有足够的耐磨性，以便能长期保持精

45、度。主轴定位示意图如图4.1所示。图4.1 主轴定位示意图主轴的轴向定位通过主轴的轴肩、端盖、隔套、轴承、锁紧螺母之间的配合实现。右端轴承与主轴轴肩相接处，对主轴产生一个向右的推紧力。左端轴承通过两端轴承间的隔套与右端轴承相联，对右端轴承产生一个向右的推力。同时主轴左端通过锁紧螺母使得主轴与左端轴承相联，对左端轴承产生一个向右的推力。由此，实现主轴的轴向定位。主轴的径向定位通过箱体、轴承、主轴三者之间的配合实现。箱体通过轴承与主轴相联，通过调节轴承，完成对主轴的径向定位。4.3 主轴(zhzhu)轴承的选用与校核4.3.1 主轴轴承(zhuchng)的选择机床主轴带着刀具在支承件中作回转运动，

46、需要传递切削扭矩，承受切削抗力，并保证必要的旋转精度。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(ciyng)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，能在一定的转速范围和载荷变动范围下稳定地工作。滚动轴承由专业化工厂生产，选购维修方便，在组合机床上被广泛采用。机床主轴组件在可能条件下，尽量使用滚动轴承，特别是大多数卧式主轴和主轴装在套筒内能够做轴向移动的主轴。根据主轴部件的工作精度、刚度

47、、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4.2所示的几种形式。(a)(b)(c)(d)图4.2 主轴轴承配置的集中形式在图4.2(a)所示的配置中，前支承采用双列短圆柱滚子轴承和60角接触球轴承组合，承受向载荷和轴向载荷，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，普遍应用于各类组合机床。在图4.2(b)所示的配置形式中，前轴承采用角接触球轴承，由个轴承组成一套，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4.2(c)所示

48、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6000r/min，但这种轴承的承载能力小，因而这种配置适用于高速、轻载和精密的组合机床主轴。在图4.2(d)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，但主轴转速和精度的提高受到限制，因此(ync)适用于中等精度，低速与重载荷的组合(zh)机床(jchung)主轴。由于凸轮轴加工专机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

49、本课题的轴承配置中选用如图4.2(c)的方式。而本课题的预紧方式采用隔套调整法及锁紧螺母预紧。固定端前支承的轴承用角接触球轴承，后支承也选用角接触球轴承。因此，本设计初步选用7210c型双列角接触球轴承。4.3.2 主轴轴承的校核主轴受力简图如图4.3所示。图4.3 主轴受力图图中：钻削力主轴受右端轴承的支撑力主轴受左端轴承的支撑力同步带轮对主轴产生的径向力G主轴重量切削力（钻削力）公式为： (4-1) 则所需钻削力为：其中为修正系数。摩擦系数的选取原则如表4.1所示：表4.1 各种不同接触表面之间的摩擦系数接触表面的形式摩擦系数接触表面均为加工过的光滑表面0.10.25工件表面为毛坯，夹具的

50、支承面为球面0.20.3夹具夹紧元件的淬硬表面在沿主切削力方向有齿纹0.3夹具夹紧元件的淬硬表面在垂直于主切削力方向有齿纹0.4夹具夹紧元件的淬硬表面有相互垂直齿纹0.40.5夹具夹紧元件的淬硬表面有网状齿纹0.70.8有前文所知(su zh)，主轴重量G为1000N。同步带轮外径(wi jn)112mm,传递(chund)功率为2.5KW，主轴转速为1500r/min。同步带速为8.8m/s。由此可得同步带对主轴产生的径向力为： (4-2)对A点求距，同时对主轴整体进行受力分析，在径向受力平衡，则由 (4-3) (4-4)式中：(AD)=299mm;(AB)=107mm;(AC)=203mm

51、。可得：=658.3N=57.7N因为远大于，所以只用对右端轴承进行校核即可。根据公式： (4-5)式中：X、Y分别为径向和轴向动载荷系数 P为当量动载荷，N 为载荷系数。7210c角接触球轴承的判断系数e为1.14则=1，=0。将数据代入式得：P=658.3N 预设轴承寿命=3000h，n=1500r/min。根据公式： (4-6)式中：为预期轴承(zhuchng)寿命， 为转速(zhun s)，r/min 为指数(zhsh),对球轴承=3 C为基本额定动载荷，N可知基本额定动载荷为： 查表4.2 7210C轴承参数表得，7210C轴承的成对双列额定动载荷=69500。表4.2 7210C轴

52、承参数表轴承型号7210C单列极限转速v16000r/min轴承内径d50mm单列额定动载荷43000N轴承外径D90mm成对双列极限转速V13000r/min判断系数e1.14成对双列额定动载荷69500N根据公式： (4-7)式中：为轴承的基本额定寿命寿命， 为转速，r/min 为指数,对球轴承=3 C为基本额定动载荷，N将数据代入上式得： =13075h3000h即计算寿命满足预期寿命，故满足要求。4.4 主轴密封设计主轴密封示意图如图4.4所示。图4.4 主轴(zhzhu)密封示意图为保证凸轮加工专机主传动系统处于良好性能状态，并延长其使用寿命，应对主轴组件进行密封(mfng)，确保轴

53、承的工作环境。在设计主轴组件的密封装置时需要综合考虑下列(xili)因素：1.适应主轴的转速，轴承润滑方式和工作温度，在工作压力和工作温度范围内具有良好的密封性能，密封部位的摩擦力应尽量小，磨损后能做一定程度的自动补偿。2.适应轴承的工作环境，耐环境和润滑的腐蚀。3.适应轴承结构特点，主轴前轴承处的密封结构轴向尺寸应尽量小，以减少主轴前端的悬伸量。密封装置应便于主轴组件的装拆。因此，我将采用气幕密封。气体由经吹气孔吹入，在两个回转密封圈之间形成气幕。此种密封方式在满足以上要求的同时，具有良好的防尘效果。4.5 主轴冷却设计主轴冷却示意图如图4.5所示。图4.5 主轴冷却示意图为提高主轴和刀具的寿命，必须采取合理的主轴冷却方式。设计合理的冷却系统。使其能够增加切削刀具的耐用度，我考虑为刀具切削及主轴冷却提供一种新的方法。要满足以下要求：不影响刀具的刚度、强度；不影响刀具的切削功能；使用、制造方便，制冷效果好，成本低，可靠性高，便于操作。因此，我采用主轴内冷设计。使冷却液经主