1、緒論隨著市場上產品更新換代的加快和對零件精度提出更高的要求，傳統機床已不 能滿足要求。數控機床由于眾多的優點已成為現代機床發展的主流方向。它的發展 代表了一個國家設計、制造的水平，在國內外都受到高度重視?，F代數控機床是信息集成和系統自動化的基礎設備，它集高效率、高精度、高 柔性于一身，具有加工精度高、生產效率高、自動化程度高、對加工對象的適應強 等優點。實現加工機床與生產過程的數控化，已經成為當今制造業的發展方向?？?以說，機械制造競爭的實質就是數控技術的競爭。本課題的目的和意義在于通過設計中運用所學的基礎課、技術基礎課和專業課 的理論知識，生產實習和實驗等實踐知識，達到鞏固、加深和擴大所學知

2、識的目的 通過設計分析比較機床的某些典型機構，進行選擇和改進，學習構造設計，進行設 計、計算和編寫技術文件，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計學習查閱有 關設計手冊、設計標準和資料，達到積累設計知識和提高設計能力的目的。通過設 計獲得設計工作的基本技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進 行一般機械的設計創造一定的條件。一、設計題目與參數1.1 題目本設計的題目是數控車床的主軸組件的設計。它主要由主軸箱，主軸，電動機， 主軸脈沖發生器等組成。我主要設計的是主軸部分。主軸是加工中心的關鍵部位，其結構優劣對加工中心的性能有很大的影響，因 此，在設計的過程中要多加注意。主軸前后的受力

3、不同，故要選用不同的軸承。1.2參數床身回轉空間 400mm尾架頂尖與主軸端面距離 1000mm主軸卡盤外徑200mm最大加工直徑600mm 棒料作業能力5063mm主軸前軸承內和110130mm最大扭矩480N m二、主軸的要求與結構2.1 主軸的要求2.1.1 旋轉精度主軸的旋轉精度是指裝配后，在無載荷，低轉速的條件下，主軸前端工件或刀 具部位的徑向跳動和軸向跳動。主軸組件的旋轉精度主要取決于各主要件，如主軸、軸承、箱體孔的的制造， 裝配和調整精度。還決定于主軸轉速，支撐的設計和性能，潤滑劑與主軸組件的平 衡。通用（包括數控）機床的旋轉精度已有標準規定可循。2.1.2 靜剛度主軸組件的靜剛

4、度（簡稱剛度）反映組件抵抗靜態外載荷變形的能力。影響主軸組件彎曲剛度的因素很多，如主軸的尺寸和形狀，滾動軸承的型號，數量，配置形式和預緊，前后支撐的距離和主軸前端的懸伸量，傳動件的布置方式，主軸組件的制造和裝配質量等。 各類機床主軸組件的剛度目前尚無統一的標準。2.1.3 抗振性 主軸組件工作時產生震動會降低工件的表面質量和刀具耐用度，縮短主軸軸承 壽命，還會產生噪聲影響環境。振動表現為強迫振動和自激振動兩種形式。 影響抗振性的因素主要有主軸組件的靜剛度，質量分布和阻尼（特別是主軸前 支撐的阻尼），主軸的固有頻率應遠大于自激振動的頻率，以使它不易發生共振。目前，尚未制定出抗振性的指標，只有一些

5、實驗數據可供設計時參考。2.1.4 溫升和熱變形 主軸組件工作時因各相對運動處的摩擦和攪油等而發熱，產生溫升，從而使主 軸組件的形狀和位置發生變化（熱變形） 。主軸組件受熱伸長，使軸承間隙發生變化。溫度使潤滑油粘度降低，降低了軸 承的承載能力。主軸箱因溫升而變形，使主軸偏離正確位置。前后軸承的溫度不同， 還會導致主軸軸線傾斜。由于受熱膨脹是材料固有的性質，因此高精度機床要進一步提高加工精度，往 往受熱變形的限制。研究如何減少主軸組件的發熱，如何控制溫度，是高精度機床 主軸組件的研究的主要課題之一。2.1.5 耐磨性 主軸組件的耐磨性是指長期保持原始精度的能力，即精度保持性。對精度有影 響的首先

6、是軸承，其次是安置刀，夾具和工件的部位，如錐孔，定心軸徑等。為了提高耐磨性， 一般機床主軸上的上述部分應淬硬至 HRC60 左右，深約 1mm.2.1.6 材料和熱處理 主軸承載后允許的彈性變形很小，引起的應力通常遠遠小于鋼的強度極限。因 此，強度一般不做為選材的依據。主軸的形狀，尺寸確定之后，剛度主要取決于材料的彈性模量。各種材料的彈 性模量幾乎相同，因此剛度也不是選材的依據。主軸材料的選擇主要根據耐磨性和熱處理變形來考慮。普通機床的材料通常是45號或60號優質中碳鋼，數控機床需調質處理和淬火。2.2主軸的結構 為了提高剛度，主軸的直徑應該大些。前軸承到主軸前端的距離（稱懸伸量） 應盡可能小

7、一些。為了便于裝配，主軸通常作成階梯形的，主軸的結構和形狀與主 軸上所安裝的傳動件，軸承等零件的類型，數量，位置和安裝方法有直接的關系。主軸中的孔主要 用于通過棒料，拉桿或其它工具。為了能夠通過更大的棒料，車床的中空希望大些，但受剛度條件的影響和限制， 孔徑一般不宜超過外徑的70% 主軸的結構如（附圖1 ）。誦卻22叫？伽訓臥評嗣30拈瀏峙卩三、主傳動系統變速方式為了適應不同的加工要求，數控機床主傳動主要有以下幾種配置方式：1）帶有變速齒輪的主傳動。這種方式在大、中型數控機床采用較多。通過少 數幾對齒輪降速，擴大了輸出扭矩，以滿足主軸的輸出扭矩特性的要求，一部分小 型數控機床也采用此種傳動方式

8、。以獲得強有力的切削時所需要扭矩。數控機床使 用可調無級變速交流、直流電動機。所以經齒輪變速后，實現8段無級變速，調速范圍增加。其優點是可滿足各種切削運動輸出轉矩，具有大范圍調速能力。但是由 于結構復雜，需要增加潤滑與溫度控制裝置。成本較高，此外，制造和維修也比較 困難。（參圖a）（2） 級帶傳動變速方式。這種傳動方式主要應用在中小型數控機床上。采用V型帶或同步帶傳動，可以避免齒輪傳動時可引起的振動與噪聲，適用于低扭矩特 性要求的主軸。這種方式結構簡單，安裝方便，調試容易，被廣泛用于許多數控機 床傳動中。（參圖b）3）調速電機直接驅動方式， 這種主軸傳動方式大大簡化了主軸箱體與主軸的 結構，有

9、效地提高主軸部件的剛度，由于結構緊湊，占用空間少，加工中心的可加 工空間相對變大。但是主軸轉速的變化與扭矩的輸出和電動機輸出特性完全一致，電動機的發熱對主軸的精度影響大，最好裝有冷卻裝置，否則使用還是受到約束。（參圖c）（4）電主軸直接驅動方式：這種驅動方式其實和（c圖）方式差不多，但這種傳動方式結構方式更為緊湊，占用空間更小。它主要是將主軸作為電機的轉子，箱 體殼（與主軸配合箱體殼）作為電機的定子。但是這種電機形式的主軸結構，連帶 主軸組件都是成套，要求很高，精度也高。另外制造成本也很高。且容易發熱，同 樣會影響主軸精度。（參圖d ）以下為傳動方式的結構圖:圖（a）帶有變速齒輪的主傳動圖（b

10、） 一級帶傳動變速方式1/圖（c）調速電機直接驅動方式圖（d）電主軸直接驅動方式綜上所述，進行各種傳動方式優缺點進行分析和比較來選取本設計所采用的主軸傳動方式。首先是該設計為數控車床，主軸選用帶傳動（同步齒形帶），主軸主要是車削加工，必須保證其加工精度，而帶傳動能緩和沖擊、吸收振動，故傳動平穩。 由此選用一級帶傳動變速方式。四、機床夾具的確定本次設計的數控車床所加工工件長度約為300mm長（附圖2），夾具相對設計較單一，選用卡盤夾緊工具即可滿足加工要求。卡盤夾緊工件與主軸聯接，并與主 軸同步旋轉。對于數控車床夾具主要就是卡盤夾具?？ūP從它的工作原理上分為以下幾種類型: 手動松緊卡盤 液壓松緊卡

11、盤 氣動松緊卡盤 電動松緊卡盤首先從數控車床的自動化程度講，手動卡盤屬人工操作，不合適。另外液壓和氣動松緊卡盤實際工作原理相似，一個是油泵進行驅動，一個是氣泵驅動，結構設 計簡明，傳動機構簡單。另外電動卡盤同樣結構緊湊，效率高，但綜上所述，我們選擇液壓卡盤，液壓卡盤結構緊湊，自動化程度高，結構比電動卡盤簡單，有時可 改裝為與其相似的氣動卡盤。另外所設計的數控車床許多裝置重于用液壓系統，所3 ）。5以用液壓卡盤是比較合理的。液壓卡盤的控制原理實質為一鎖緊回路（附圖軟爪2.T型螺母3卡爪座乩卡盤體5支撐板圖1襪壓卡盤五、主軸主要參數的計算與校核5.1主軸主要參數的計算主軸的主要參數是：主軸前端直徑

12、D1，主軸內徑d。主軸懸伸量a和主軸支撐跨距L。主軸前端直徑D1主軸D1 （按電機功率）如下表 5-1 （ mm）：功率（ kw）1.42 3.6357.4D1機床2.55.57.311車床607070951108090105130145銑床與加工中5060607590心909095100105外圓磨床5055707560708090表5-1車床、銑床、鏜床、加工中心等機床因裝配的需要，主軸直徑常是自前往后逐漸減小的。前軸頸直徑D1大于后軸直徑D2。對于車、銑床一般 D2 （0.70.9） Di,由上表可取D1=110mm。因此可知由式子D2（0.7 0.9Q后端直徑 D2 110 0.75

13、82.5mm圓整后D2 80mm主軸內徑d主軸內孔徑與機床類型有關，主要用來通過棒料、鏜桿、拉桿或頂尖。確 定內孔徑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下， 應取最大值。主軸的內徑是通過刀具夾具裝置固定刀具、傳動氣動或液壓卡盤等。主軸孔徑 越大，主軸部件的相對重量就越輕。主軸的孔徑大小主要受主軸剛度的制約。主軸 的孔徑與主軸直徑之比，小于 0.3時空心主軸的剛度幾乎與實心主軸相等；等于 0.5 時空心主軸的剛度為實心主軸的 90% ;大于0.7時，空心主軸的剛度就急劇下降。一 般可取其比值為0.5左右。主軸本身剛度K正比于抗彎斷面慣性矩Ik空I 空 1 （ d1）4k實

14、1實D1由式子可知取孔徑的直徑極限 d1max為d1max 07D1此時若孔徑再大，岡H度急劇下降根據推薦值d1=55 mm主軸前端懸伸量a確定圖5-1主軸懸伸量指主軸前端面到前支承徑向反力作用中點（一般即為前徑支撐中點）的距離，參考（1 ）表6.1-45，它主要取決于主軸前端部結構形式和尺寸，前支撐軸 承配置和密封等。因此主要由結構設計確定。懸伸量與主軸部件的剛度與抗振性成反比，故應盡量取小值。E-材料的彈性模量I- -軸慣性距K 1 -前剛度值K2-后剛度值初選a值可參考下表5-2確定車床和主軸類型精密車床、自動車床用滾動軸承支承，適用高精 度和普通精度要求0.6 1.5中等長度和較長主軸

15、端的車床和銑床，懸伸不太 長（不是細長）的精密鏜床和內圓磨床，用滾動軸承 和滑動軸承支承適用于絕大部分普通生產要求1.25 2.5計算得懸伸量為80mm主軸跨距的確定主軸跨距是決定主軸系統動靜剛度的重要影響因素，目的是找出在切削力作用下，主軸前端的柔度值最小的跨距稱為最優跨距（lo ）。實驗證明，動態作用下最優跨距很接近于推得最優值，因此設計時盡量達到最優值。前端角接觸球軸承的剛度（主要為軸向剛度）ka3.443 3 Fa db z2 sin5其中:內徑為110mm,查參考（2）表4.3-525 z 20 db 19.05查軸承樣本額定動載荷c 74KN取 F e 7400N F 01380N

16、計算得主軸跨距為300mm5.2軸的剛度計算如果主軸前后軸承由數段組成，則當量直徑dd J n（ mm）（參考文獻2）式中、h、d?、I2、dn、ln 分別為各段的直徑和長度（mm）；l 總長，I l112 ln（mm）如果前后軸承的直徑相差不大，也可把前后軸承直徑的平均值近似地作為當量 直徑d。主軸的前懸伸部分較粗，剛度較高，其變形可以忽略不記，后懸伸部分不 影響剛度，也可不計算。如主軸前端作用一外載荷F如下圖（參考文獻3）F圖5-2則撓度:Fa2l3EI(mm)Fa2l3El103（參考文獻2）213274 903003 2 105 0.05 （1104 664）6.6 m 7 m式中F外

17、載荷（N ）;a前懸伸，等于載荷作用點至前支承點間的距離（ mm）；l 跨距，等于前后支承的距離（mm）；5E彈性模量，鋼的E 2 10（MPa）；I 截面慣性距,I0.05（d4 di4）（mm4）；d、di主軸的外徑和孔徑（mm ）。又因為di /d 0.6，孔的影響可以忽略由此可得主軸剛度滿足要求六、主軸軸承的選擇6.1軸承的選型主軸軸承是主軸組件的重要組成部分，它的類型、結構、配置、精度、安 裝、調整、潤滑和冷卻都直接影響了主軸組件的工作性能。在數控機床上主軸軸承 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，能在一定的轉速范圍和載荷 變動范圍下穩定地工作。滾

18、動軸承有專業化工廠生產，選購維修方便，在數控機床 上被廣泛采用。與滑動軸承相比，滾動軸承的噪聲大，滾動體的數目有限，岡H度是 變化的，抗震性略差，但總體來說，數控機床主軸組件在可能的條件下，應盡量使 用滾動軸承，特別是大多數立式主軸和主軸在套筒內能夠做軸向移動的主軸。這時 用滾動軸承可以用潤滑脂潤滑，以避免漏油。滾動軸承根據滾動體的結構分為球軸 承、圓柱滾子軸承、圓錐滾子軸承三大類。主軸軸承主要應根據精度、剛度和轉速來選擇，為了提高精度和剛度，主軸軸 承間的間隙應該是可調的。線接觸的滾子軸承比點接觸的球軸承的剛度高，但一定 溫升下允許的轉速較低，下面就簡述幾種常用的數控機床主軸的機構與適用范圍

19、。 角接觸球軸承這種軸承既可以承受徑向載荷又可以承受軸向載荷。常用的接觸角主要有兩種：a =25 °，a=15 °，其中a=25。的編號為7000AC型（舊代號為46100型），屬于特 輕型；或編號為7190AC型（舊代號為46900型），屬于超輕型。a =15 °的編號為 7000C型（舊代號為36100型），屬于特輕型；或編號為7190C型；或編號為7190C 型（舊代號為型），屬于超輕型。如圖6-1所示（參考文獻2）圖6-1角接觸球軸承角接觸球軸承多用于高速主軸，隨接觸角的不同，其應用有所區別，a =25 °的 軸向剛度較高，但徑向剛度和允許的轉速

20、略低，多用于車、鏜、銑加工中心等主軸； a=15。的轉速可更高一些，但是軸向剛度較低，常用于軸向載荷較小、轉速較高的 磨床主軸或不承受載荷的車、鏜、銑主軸后軸承。13圖6-2角接觸球軸承這種軸承為點接觸，岡H度較低。為了提高剛度和承載能力，常用多聯組配的方 法。所以本設計前支承采用雙聯組配的方式，代號為圓柱滾子軸承圖6-3為雙列圓柱滾子軸承（參考文獻 2）,他的特點是內孔為1 : 12的錐孔，與 主軸的錐行軸徑相配合。軸向移動為內圈，可把內圈脹大，以消除徑向間隙或預緊， 這種軸承只能承受徑向載荷。圖6-3雙列圓柱滾子軸承圓錐滾子軸承圓錐滾子軸承既能承受徑向載荷，又能承受雙向的軸向載荷，滾子數量

21、大，故 剛度和承載能力均較大。由于圓錐滾子軸承是外緣凸肩軸向定位，因而箱體上通孔 加工方便，但缺點是滾子大端的端面與內圈擋邊之間為滑動摩擦，發熱較大，故允 許的極限轉速較低。深溝球軸承這種軸承只能承受徑向載荷，軸向載荷則由配套的推力軸承承受。此種軸承一 般不能調整，常用于精度要求和剛度要求不太高的地方。在本設計中，前軸承采用角接觸球軸承以適應較高速的要求。主軸軸向載荷較 大，故選用接觸角25的軸承。軸向力的方向是從軸頭部指向尾部，故前軸承采用三聯組配，前兩軸承同向都面朝前，共同承擔軸向載荷。后一軸承與前兩軸承背 靠背，以實現預緊。后支承的載荷較大，因此采用雙列圓柱滾子軸承。這種軸承的 外圈是可

22、以分離的， 主軸熱膨脹時， 可連同軸承內圈的滾子在外圈滾道上軸向移動。 后軸承直徑比前軸承小，預緊力也小，因此溫升不致超過前軸承。6.2軸承間隙調整和預緊主軸軸承的內部間隙， 必須能夠調整。 多數軸承， 還應能夠在過盈狀態下工作， 使滾動體和滾道之間有一定的欲變形，這就是軸承的預緊。軸承預緊后， 內部無間隙， 滾動體從各個方向支承主軸， 有利于提高運動精度。 滾動體的直徑不可能絕對相等，滾道也不可能絕對正圓，因而預緊前只有部分滾動 體和滾道接觸。預緊后，滾動體和滾道都有了一定的變形，參加工作的滾動體將更 多，各滾動體的受力將更均勻。這都有利于提高軸承的精度、剛度和壽命。如主軸 產生振動，則由于

23、各個方向都有滾動體支承，可以提高抗振性。但是，預緊后發熱 較多，溫升較高；且太大的預緊將使軸承的壽命降低，故預緊要適當。本設計為數 控車床的主軸組件設計，功率相對較小，所以取中預緊。七、主軸箱箱體的設計7 1 主軸箱的概述主軸箱為數控機床的主要傳動系統它包括電動機、傳動系統和主軸部件 它與普通車床的主軸箱比較，相對來手比較簡單只有兩極或三級齒輪變速系統，它 主要是用以擴大電動機無級調速的范圍，以滿足一定恒功率、和轉速的問題。7.2 主傳動設計7.2.1 驅動源的選擇機床上常用的無級變速機構是直流或交流調速電動機 ，直流電動機從額定轉速 nd 向上至最高轉速 nmax 是調節磁場電流的方法來調速

24、的， 屬于恒功率， 從額定轉 速 nd 向下至最低轉速 nmin 時調節電樞電壓的方法來調速的屬于恒轉矩； 交流調速 電動機是靠調節供電頻率的方法調速。 由于交流調速電動機的體積小， 轉動慣量小， 動態響應快，沒有電刷，能達到的最高轉速比同功率的直流調速電動機高，磨損和 故障也少，所以在中小功率領域，交流調速電動機占有較大的優勢，鑒于此，本設 計選用交流調速電動機。根據主軸要求的最高轉速 4000r/min ，最大切削功率 5kw ，選擇北京數控設備 廠的 BESK-8 型交流主軸電動機，最高轉速是 4500r/min 。傳動軸的估算 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度要求。強度要求保證軸

25、在反復載荷和扭轉 載荷作用下不發生疲勞破壞。機床主傳動系統精度要求較高，不允許有較大的 變形 因此疲勞強度一般不是主要矛盾。除了載荷較大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求軸在載荷下不至于產生過大的變形。如果剛度不夠，軸上的零件由于軸的 形過大而不能正常工作，或者產生振動和噪音，發熱，過早磨損而失效，因此，必須 保證傳動軸有足夠的剛度。計算轉速n是傳動件傳遞全部功率時的最低轉速，各個傳動軸上的計算轉速可 以從轉速圖是直接得出，如表 2-1所示。各軸的計算轉速軸IIIIII計算轉速1500530140表 7-2-1各軸功率和扭矩計算：已知一級齒輪傳動效率為 0.97 （包括軸承），同步帶傳動

26、效率為 0.98，貝VI 軸：P1=Pd x 0.98=7.5 x 0.98=7.35KWII 軸 p2=p1 x 0.97=7.5 x 0.97=7.28KWIII 軸 P3=P2 x 0.97=7.28 x 0.97=7.06KW5II 軸扭矩：T2=9550P2/n2=9550 x x7.28/530=1.31x105III 軸扭矩：T3=9550 P3/N3=9550 x 7.06/140=4.82x10 是每米長度上允許的扭轉角（deg/m ），可根據傳動軸的要求選取，其選擇的原則如表 7.2-2所 示。表7.2-2許用扭轉角選取原則軸主軸般傳動軸較低的軸(deg/m )0.5-11

27、-1.51.5-2表 7-2-2最后所確定各軸所允許的扭轉角如表2-3所示軸I軸II軸III軸(deg/m )0.510.5表 7-2-3把以上確定的各軸的輸入功率N=7.5KW，計算轉速nj，允許扭轉角代入扭轉剛度的估算公式d=91 4 N/（nj ",可得傳動軸的估算直徑：31.39mm.最后取值如下表所示:軸IIIIII估算直徑403253主軸軸徑尺寸的確定:914 53?!40mm914140 0.57.552.06mm已知車床最大加工直徑為 Dmax=400mm, 則主軸前軸頸直徑D1=0.25Dmax - 15=85-115mm后頸直徑D2=(0.7-0.85)D1=67

28、-81mm內孔直徑 d=0.1Dmax - 10=35-55mm齒輪模數的估算按接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計算齒輪模數比較復雜，而且有些系數只有在 齒輪的各參數都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗用。在畫草圖時用經 驗公式估算，根據估算的結果然后選用標準齒輪的模數。齒輪模數的估算方法有兩種，一是按齒輪的彎曲疲勞進行估算，二是按齒輪的 齒面點蝕進行估算。這兩種方法的前提條件是各個齒輪的齒數必須已知。根據齒輪不產生跟切的基本條件：齒輪數不小于 17。由于Z3,Z3 '這對齒輪有 較大的傳動比，各個齒輪中最小齒數的齒輪必然是Z3.取Z4=22,S=105,貝VZ4 ' =83從

29、轉速圖上直接看出 Z3的計算轉速是530r/min.根據齒輪彎曲疲勞估算公式2.7根據齒輪接觸疲勞強度估算公式計算得m=2.7由于受傳動軸軸徑尺寸大小限制，選取齒輪模數為m=3 mm,對比上面的結果, 可知這樣設計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強 度，故取同一變速組中的所以齒輪的模數都為m=3mm.可得兩軸中心距為a=157.5mm.圓整為 a=158mm.型帶的選擇；V帶選擇V型帶，取小帶輪的大小 72mm，大帶輪的大小為 204mm ;a0,取2- 5-1確定中心距a和帶的基準長 Ld 如果中心距未給出，可根據傳動的結構需要初定長度中心距0.7 ( dd1 dd

30、2)<a0<2( dd1 dd2), l93.2va0<552 后確定 a0=200，根據帶傳動的幾何關系，按下式計算所需代的基準長度Ld: L d =2a0+ 2 ( d di d d2) +I得到 Ld =855.4，取 Ld =900mma二a0+=200+(900-855.4)/2=222mm驗算主動輪上的包角1 :i 1800 竝鳥 57.5000a= 145.80 >= 1200 ；確定帶的根數z:Pea(P0 P0)kakL2.7根，圓整為3根V帶速度的驗算:Vd1Vd2ddC60 1000dd2 n260 100016.73m/s16.96m/ sVma

31、x 2530m/ sVd 1Vd 2V max故帶符合要求。7.3主軸箱展幵圖的設計主軸箱展幵圖是反應各個零件的相互關系，結構形狀以與尺寸的圖紙，并以此 為依據繪制零件工作圖。7. 3.1各零件結構和尺寸設計1 .設計內容和步驟通過繪圖設計軸的結構尺寸以與選出軸承的型號，確定軸的支點距離和軸上零 件力的作用點，計算軸的強度和軸承的壽命。2 .有關零件結構和尺寸的確定傳動零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其他零件的結構尺寸是根據主要 零件的位置和結構而定。齒寬影響齒的強度。輪齒越寬承載能力越高。但如果太寬，由于齒輪的制造誤差和軸的變形，可能接觸不均，反而容易引起振動和噪聲，一般取齒寬系數“二(

32、6-10)m.這里取齒寬系數 ©m=10，則齒寬 B=吹m=10x3=30mm.各個齒輪的齒厚確定如表 3-1.表7.3-1各齒輪的齒厚齒輪Z1Z1 'Z2Z2 'Z3Z3'Z4Z4 '齒厚2520353035303030表 7.3-1由計算公式；齒頂.dd1 (Z1 2)m(h1);da2 億 2h )齒根：df1 (z, 2h 2c)m(c 0.25)得到下列尺寸表齒輪的直徑決定了各軸之間的尺寸。各主軸部件中各個齒輪的尺寸計算如下表3- 2表7.3-2 各齒輪的直徑齒輪Z1Z1 'Z2Z2 'Z3Z3 'Z4Z4'分

33、度圓 直徑(mm)481362259014417166249齒頂圓 直徑(mm)521402319615017772255齒根圓 直徑(mm)43131217.582.5136.5163.558.5241.5表 7.3-2由表7.3-2可以計算出各軸之間的距離，現將它們列出如表7.3-3各軸的中心距軸1-11II-III距離230160表 7.3-33)確定齒輪的軸向布置為避免同一滑移齒輪變速組內的兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距應 大于滑移齒輪的寬度，一般留有間隙1-2mm軸承的選擇與其配置主軸組件的滾動軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個方向軸 向載荷的推力軸承。軸承類型與

34、型號選用主要根據主軸的剛度，承載能力，轉速， 抗振性與結構要求合理的進行選定。3.各軸結構的設計I軸的一端與帶輪相連，將I軸的結構草圖繪制如圖7.3-2圖 7.3-2U軸其結構完全按標準確定，根據其周詳的尺寸可將結構簡圖繪制如圖7.3-34.主軸組件的剛度和剛度損失的計算: 最佳跨距的確定：52取彈性模量 E=210 N/ mm， D= (90+65 ) /2=77.5mm;I(°4 d4)1.64 106mm4主軸截面慣距：22截面面積；A=3459.9 mm主軸最大輸出轉矩:Mn 9550000 P 5.12 105N.mmn遵 Mn/200 2560NFy 0.5Fz 1280

35、N故總切削力為：F花Fy22862.17N估算時，暫取Lo/a 3,即取270mm前后支承支反力Ra 3816.22NRb 954.06 N取 ka=1033000N/mmkb 3.67 105N/mm則L%2.5則 L°=225mm當量切削力的計算：P= (a=B ) /a = 3639 對于車床 B=0.4 Dmax=160mm 則水平面內：Ph 1819.5N垂直面內：Pv 1273.65 NYp 主軸端部的撓度計算：3Yph 8.196 10 mmYpv3a (1L)a (1a)丄(1空)23EIaEALK1L35.737 10 mm傳動力的作用下，主軸端位移的計算公式見下式

36、:Yq Qbc(L c)a 丄匕a)6EILk/LLabK2L2式中：“一”號表示位移方向上與力反向，b表示齒輪與前支承的距離,c表示齒輪與后支承的距離，將各值帶入，得YQh4.30710 3Yqv3.86 103水平面內：Yh3.88910 3mm垂直面內：Yv1.877310 mm則主軸最大端位移為：3Ymax4.39 10 mm已知主軸最大端位移許用值為y = 0.0002L = 0.09mm則Ymax< y，符合要求。主軸傾角的驗算:在切削力p的作用下主軸前軸承處的傾角為:Ph La7.1 10 5rad3EI水平面:垂直面內:PV La5PV 荷 10 radPh傳動力Q作用下

37、主軸傾角為：5Qh 3.867 10,水平面內：rad5垂直面內：H 3.465 10 rad則主軸前軸承處的角為H PHQH 3.233 10 5 rad垂直面內：V PV QV 1.43510 radmaxQh2 Q23.537 10 5rad故符合要求。軸承的校核：齒輪受切向力Fte 2911N655N徑向力：Fre 0.5P 1455.5N ；切削力F=1310N，徑向切削力Fr 0.5p軸向切削力Fa 0.35p 458.5N，轉速 n=4000r/min d=90mm垂直面內的受力分析：F r1vFre 66re 213.47 N 450F r2vFre 3841242.03 N4

38、50水平面內的受力分析：Fr 90 Fte 384-坦2615.05NF r1hFr2h450Fr 540%66359N450故合力:Fr1 2623.7NFr2 1292.89N求兩軸承的軸向力:對70000AC型軸承Fd eFrFd1eFr1 0.68 Fr1 1778.23NFd2 eFr2 0.68 F2879.2 NFaiFa Fd2 1337.7NFa2 Fd2 879.2N兩次計算的差值不大，因此，確定ei e20.68當量動載荷：0.509 eF& 1337.7Fr1 2623.7Fa1879.2Fr21292.890.68 q對兩軸承取 X=1，Y=0 ;X=1，Y=

39、0 ;由載荷性質，輕載有沖擊故取 fp當量載荷：pfp(X1Fr1) 1.5 2623.7 3935.6Np2fp(X2Fr2) 1.5 1292.89 1939.3N106 c Lh （一）143346h 因為p1 p2所以可知其壽命60n p1軸承也符合剛度要求。八、主軸組件的潤滑和密封8.1主軸滾動軸承的潤滑潤滑的作用是減少摩擦、降低溫升并與密封裝置一起保護軸承不受外物的損傷 與腐蝕。潤滑劑和潤滑方式決定于軸承的類型、速度和工作負荷。如果選擇合適， 可以降低軸承的工作溫度和延長使用壽命。滾動軸承可以用潤滑脂或潤滑油潤滑。在速度較低時，用潤滑脂比用潤滑油溫 升低；速度較高時，用油潤滑較好。

40、脂潤滑脂潤滑使用方便， 不需要供油管路和系統， 沒有漏油問題。 如果轉速不太高 （數 值可查軸承樣本） ，滾動軸承應盡量采用脂潤滑， 特別是立式主軸或裝在套筒內可以 伸縮的主軸（如鉆床、坐標鏜床、加工中心等的主軸） 。潤滑脂使用期限長，如果轉速不超極限值，一次充填可使用 2000h 以上。只要 密封良好，不讓灰塵、油污進入軸承，一次充填可一直用到大修時才更換，中間不 需填充。潤滑脂填充量不宜過多，尤其不能填滿軸承空間。否則將引起過多的發熱，并 油可能使脂熔化流出。8.1.2 油潤滑潤滑滾動軸承所需的油量很少， 約每分鐘15滴。若油量增大，則由于攪拌作 用會使溫度升高。油量增加過大，則冷卻作用為

41、主，溫度會下降，但能耗卻加大了。22 常用油的粘度為 12mm /s 30mm /s（40 C 時）。高速主軸（如角接觸球軸承 dmn 106mm r/min ）,發熱較多。為控制其溫升， 希望潤滑時兼起冷卻的作用。采用油潤滑，用空氣冷卻的方法。常用油霧和油氣潤 滑。由于主軸前端采用了角接觸球軸承，速度較高，致使發熱較多，所以采用油潤 滑，在潤滑時也起冷卻的作用。后端采用的是曲路（迷宮）密封為防止油液外漏， 用脂潤滑雙列圓柱滾子軸承。8.2 主軸組件的密封主軸組件密封主要是防止油外泄和塵埃、屑末進入。密封的類型很多，兩個具 有相對運動的結合面之間必然有間隙，它們之間的密封稱為動密封。兩個相對靜止 不動的結合面之間的密封稱為靜密封。靜密封有研磨面密封、墊片密封、密封膠密 封等。在本設計中軸承端蓋與箱體之間的密封屬于靜密封，采用紙封油墊配合緊定螺 釘進行密封， 之所以采用此種密封是由于研磨面密封適用與結合面加工平整、 光潔， 但本設計箱體為鑄造，不合適；而密封膠密封又不便端蓋拆卸。前、后端軸承端蓋通孔和軸之間的密封屬于動密封。 前端軸承為角接觸球軸承， 轉速較高，采用油潤滑，為防止油液甩出，此處采用了氈圈油封；后端軸承用脂潤 滑，此處用迷宮式密封，利用其節流的作用達到密封的效果，且間隙中充滿著潤滑 脂，密封效果更好。設計心得