400方車銑轉復合滑枕設計,400方車銑轉復合滑枕設計,方車銑轉,復合,設計 哈 爾 濱 理 工 大 學 畢 業(yè) 設 計 題 目：400方車銑轉復合滑枕設計 院 、 系： 姓 名： 指導教師： 系 主 任： 年 月 日 I 哈爾濱理工大學學士學位論文 400方車銑轉復合滑枕設計 摘 要 隨著經濟建設的飛速發(fā)展，我國的工業(yè)需求正逐漸加大，世界上越來越多的復雜零件需要采用復合加工技術進行綜合加工,滑枕是車銑轉復合機床中非常關鍵的部件，它帶動刀具移動，并給鏜、鉆、銑功能提供作業(yè)動力。滑枕的結構和使用性能關系到機床的使用性能。此次設計對400方車銑轉復合滑枕進行了詳細說明和計算。設計的滑枕能夠滿足使用功能的要求，又解決了在起動及制動時的平穩(wěn)性問題，能夠適用于許多工程建設，具有很強的現(xiàn)實意義。 本設計首先將要介紹車銑轉復合加工機床國內外研究現(xiàn)狀、發(fā)展趨勢及研制中的關鍵技術，以及對復合滑枕進行原理設計及結構設計；確定主要結構的技術參數(shù)，對結構中的關鍵部分---絲杠進行設計計算，并進行驗算校核，以保證其工作可靠性。 關鍵詞 ：復合加工技術；滑枕；液壓控制系統(tǒng)；結構 The Design Of 400 milling composite ram Abstract As the increasing development of the economic construction, our countries’ industrial demand is rising. Complex parts industry needs more and more of the world’s need for comprehensive. Ram is part composite machine tool is the key,it drives the cutter to move, and boring, drilling,milling function provides the power.The structure of ram and the use of performance relate to the use of machine performance.The design of the 400 milling composite ram in detail and calculation.The slippery pillow design to meet the functional requirements,but also solve the stability problem in starting and braking,can use many engineering construction,has the very strong practical significance. The first design will be the introduction of key technology research status,turn milling compound machine tool development trend at home and abroad and development, as well as the principle of design;determined the technical parameters main structure,the structure of the key part and the lead screw carries on the design and checking calculation,in order to ensure the reliability. Key words：Composite processing technology; Ram; Hydraulic control system; structure 哈爾濱理工大學學士學位論文 目錄 摘 要 I Abstract II 第１章 緒論 1 1.1車銑轉復合加工機床 1 1.2車銑轉復合加工機床的優(yōu)點 1 1. 3國內外現(xiàn)狀 2 1.4本課題主要研究內容 3 第2章 400方車銑轉復合滑枕總體設計 4 2.1 設計參數(shù) 4 2.2 電機的選擇 4 第3章 400方車銑轉復合滑枕機械結構設計 6 3.1選擇齒輪材料及精度等級 6 3.2按齒面接觸疲勞強度設計 6 3.3軸類零件的設計 10 3.3.1選擇軸的材料 10 3.3.2初算軸徑 10 3.4校核軸和軸承 10 3.6鍵的設計與校核 13 3.7 主軸組件要求與設計計算 13 3.7.1主軸的基本要求 13 3.7.2 主軸組件的布局 15 3.7.3主軸結構的初步擬定 18 3.7.4主軸的材料與熱處理 18 3.7.5主軸的技術要求 19 3.7.6主軸直徑的選擇 19 3.7.7主軸前后軸承的選擇 20 3.7.8軸承的選型及校核 20 3.7.9主軸前端懸伸量 22 3.7.10主軸支承跨距 23 3.7.11主軸組件的驗算 23 3.7.12主軸軸承的潤滑 26 3.7.13主軸組件的密封 26 3.7.14軸肩擋圈 27 3.7.15撓度、轉角、鎖緊力的計算及校核 27 第4章 液壓系統(tǒng)原理及設計計算 29 4.1 液壓原理 29 4.2 銑頭錐柄卡緊放松油缸的主要參數(shù) 30 4.3 銑頭拉釘卡緊放松油缸的主要結參數(shù) 30 4.4活塞桿強度計算 31 4.5 液壓缸活塞的推力及拉力計算 32 4.5.1銑頭錐柄卡緊放松油缸 32 4.5.2 銑頭拉釘卡緊放松油缸 33 4.6 活塞桿最大容許行程 33 4.7 液壓缸內徑及壁厚的確定 34 4.8 液壓系統(tǒng)設計 35 4.8.1系統(tǒng)液壓可以完成的工作循環(huán) 36 4.8.2 液壓執(zhí)行元件的配置 36 4.8.3 負載分析計算 36 4.8.4 液壓泵及其驅動電動機的選擇 37 4.8.5其他液壓元件的選擇 40 4.8.6 液壓系統(tǒng)壓力損失驗算 43 結論 44 致 謝 45 參考文獻 46 - 4- 第１章 緒論 1.1車銑轉復合加工機床 復合加工又叫完全加工、多功能加工。早期曾將加工中心稱為復合加工機床。但是隨著復合加工技術的不斷發(fā)展與進步，現(xiàn)在的復合加工機床與以前所稱的復合加工機床有了本質上的區(qū)別。復合加工機床通過一次裝夾零件完成多種加工工序，縮短了加工時間，提高了加工精度，因而受到用戶的歡迎。數(shù)控車銑復合機床是復合加工機床的一種主要機型，通常是在數(shù)控車床上實現(xiàn)平面銑削、鉆孑L攻絲、銑槽等銑削加工工序，具有車削、銑削以及鏜削等復合功能，能夠實現(xiàn)一次裝夾、全部完上的加工理念。 車銑復合加工機床的運動包括銑刀旋轉、工件旋轉、銑刀軸向進給和徑向進給四個基本運動。 依據工件旋轉軸線與刀具旋轉軸線相對位置的不同, 車銑復合加工主要可分為軸向車銑加工、正交車銑加工以及一般車銑加工。其中軸向車銑和正交車銑是應用范圍最廣泛的兩類車銑加工方法。軸向車銑加工由于銑刀與工件的旋轉軸線相互平行, 因此它不但可以加工外圓柱表面, 也可加工內孔表面。正交車銑加工由于銑刀與工件的旋轉軸線相互垂直, 在內孔直徑較小時它不能對內孔進行加工, 但在加工外圓柱表面時由于銑刀的縱向行程不受限制,且可以采用較大的縱向進給, 因此, 在加工外圓柱表面時效率較高。 1.2車銑轉復合加工機床的優(yōu)點 車銑轉復合加工機床最突出的優(yōu)點是提高零件的加工精度、大大縮短零件的生產周期，具體說明如下： 1、車銑加工時，刀具進行間斷性切削，對于任何材料形成的工件都能夠得到比較短的切削，易于自動除屑。并且簡短切削，能夠讓刀具具有充分的時間冷卻，減少工件的熱變形，還能夠提高刀具的使用壽命。 2、與傳統(tǒng)的數(shù)控機床相比，車銑加工的轉速較高，切削的產品質量較好，并且降低了切削力，提高薄壁桿件和細長桿件的精度，工件成型質量高。 3、由于切削的速度可以分解為工件的旋轉速度和刀具的回轉速度，根據力學特點可以提高刀具的回轉速度，降低工件的旋轉速度也能達到同樣的加工效果，這個特點對于大型鍛件毛坯加工特別有效，因為鍛件毛坯速度降低可以消除工件偏心引起的震動或徑向切削力的周期變化，從而保證工件的切削平穩(wěn)，減少工件加工出現(xiàn)的誤差。 4、車銑復合機床在對工件加工時，工件的轉速低可以有效降低工件的離心力，避免工件出現(xiàn)變形，有利于提高零件的加工精度。 5、車銑加工中使用較大的縱向給進也可以得到精確的切割，表面粗糙度也可以得到有效的保證。 6、車銑復合機床可以采用車、銑、鉆、鏜等不同方法實現(xiàn)工件的加工，工件也能夠一次裝夾而完成多面加工任務，保證加工精度。 1. 3國內外現(xiàn)狀 我國，復合加工機床剛剛起步, 主要是車銑復合加工機床。首臺復合加工機出現(xiàn)在2001年中國國際機床展上, 是由沈陽機床股份有限公司與德國MAXMULLER 公司合作生產的車銑復合中心。 東歐這些國家的機床生產品種不全，配套件缺乏，而中國機床工業(yè)經過這幾年的高速發(fā)展，已具備相當規(guī)模，產品門類齊全，數(shù)控機床的品種從幾百種發(fā)展到近兩千種，全行業(yè)開發(fā)出一批市場急需的新產品，填補了國內空白。一批高精、高速、高效，一批多坐標、復合、智能型，一批大規(guī)格、大噸位、大尺寸的數(shù)控機床新產品滿足了國家重點用戶需要。目前，中國機床工業(yè)正在通過調整產業(yè)結構、產品結構，提高自主創(chuàng)新能力，轉變發(fā)展方式，借鑒國際先進制造技術，培育企業(yè)高水平的自主開發(fā)和創(chuàng)新能力。以精密、高效、柔性、成套、綠色需求為方向，以改革、改組、改造為動力，購并國際名牌企業(yè)和產品，努力提高國產機床市場占有率，不斷拓寬機床工具產品的發(fā)展空間。 縱觀國內外研究現(xiàn)狀，對今后的發(fā)展方向，可歸納如下： 1、功能完整性 伴隨著市場對零件的復雜程度的要求，復合加工機床需求隨之的不斷增加，復合加工機床將進入激烈的競爭時代。將來的復合加工不會僅僅是車銑復合加工，而是將車削、銑削、鉆削、磨削、淬火、超聲波加工、激光加工等不同工種都組合到一臺機床上，朝一臺完成型加工機的方向發(fā)展 2、高速、高精、高效、復合和環(huán)保性 未來的復合加工機床將結合數(shù)控技術、軟件技術、信息技術、可靠性技術，向構件簡約化、結構緊湊化、配置模塊化和部件商品化方向發(fā)展。 3、機電一體化 復合機床與電子控制的結合是本輪產業(yè)升級的必經之路。隨著國內勞動力成本上漲，環(huán)境壓力下的節(jié)能減排的迫切需求，以及對外人民幣長期升值，國外需求不足的現(xiàn)狀。這將促使中國制造業(yè)的新一輪產業(yè)升級。新一輪的產業(yè)升級必將是高端制造業(yè)代替簡單制造業(yè)，技術密集型代替勞動密集型。這種轉型將會大大減少簡單機械的需求，增加更加高效、更加精確的數(shù)控復合機床需求。 4、更廣的工藝范圍和模塊化 航空航天、軍工、船舶產品的制造領域一直是先進制造技術發(fā)揮作用的重要舞臺，車銑轉復合加工技術在這些領域的應用具有很大的優(yōu)勢，特別是對一些形狀復雜的異形零件的加工優(yōu)勢更為凸顯。隨著航空航天、軍工、船舶領域產品的更新?lián)Q代速度日益加快，工序分散的加工設備將會被工序集中的柔性、自動化設備所取代，這為車銑轉復合加工中心提供了更為廣闊的發(fā)展和應用空間。 1.4本課題主要研究內容 本文主要論述400方車銑轉復合滑枕設計?；碜鳛檐囥姀秃蠙C床關鍵的部件，它的結構和使用性能直接關系到機床的使用性能。車銑轉復合滑枕由傳動系統(tǒng)、軸承、傳動結構、液壓及潤滑系統(tǒng)、鑄件、導軌、防護裝置組成。不同種類的機床需要不同結構的滑枕。主要研究內容有：滑枕的主要結構特點，滑枕材料的選擇，滑枕結構的設計和計算，滑枕采用的機械加工方式。 具體內容及方法如下: 1、滑枕在機床中主要的結構特點 2、滑枕材料的選擇 3、對滑枕進行結構設計和計算 4、滑枕采用的機械加工方式 第2章 400方車銑轉復合滑枕總體設計 2.1 設計參數(shù) 400方車銑轉復合滑枕要達到的技術要求：主軸轉速10 r/min～1000r/min，刀架最大切削力 80kN 400方車銑轉復合滑枕具有加工中心的特點自動變速，變速方法采用無級變速加有級變速。無級變速采用交流變頻調速電機，實現(xiàn)兩極變速，變速過程中齒輪的嚙合通過離合器的得電和失電來實現(xiàn)。400方車銑轉復合滑枕主軸部件的設計主要有軸以及軸上零件、拉桿的設計，選擇合適的電機，滿足切削時的功率要求，選擇電機時根據典型切削工藝求得切削是需要的功率； 2.2 電機的選擇 現(xiàn)在數(shù)控機床常用直流電動機和交流調頻電機兩種。目前，中小型數(shù)控機床中，交流調頻電機已占優(yōu)勢，有取代直流電機之勢。本文所設計的銑床采用交流調頻電機調節(jié)電源頻率來達到調速的目的，額定轉速常為1500r／min，如圖2-1所示是變速電機的功率特性。從額定轉速nd到最高轉速nmax的區(qū)域Ⅰ為恒功率區(qū)，從最低轉速nmin至nd的區(qū)域Ⅱ為恒轉矩區(qū)。 圖 2-1 變速電動機的功率特性 在設計數(shù)控銑床主傳動時，必須考慮電機與機床主軸功率特性匹配問題。由于主軸要求的恒功率變速范圍Rnp遠大于電機的恒功率變速范圍Rdp，所以在電機與主軸之間要串聯(lián)一個分級變速箱，以擴大其功率調速范圍，滿足低速大功率切削時對電機的輸出功率要求。為了簡化變速箱結構，變速級數(shù)應少些，變速箱公比可取大于電機的恒功率調速范圍Rdp，即〉Rdp。這時，變速箱每擋內有部分低轉速只能恒轉矩變速，主傳動系統(tǒng)功率特性圖中出現(xiàn)“缺口”，稱之功率降低區(qū)。使用“缺口”范圍內的轉速時，為限制轉矩過大，得不到電動機輸出的全部功率。為保證缺口處的輸出功率，電動機的功率應相應的增大。為了滿足主軸傳1PH7 184-2QD03-0CCO S1=39kW，選擇上海富田電機生產的1PH7系列變頻調速專用感應電動機，其型號為1PH7 184-2QD03-0CCO S1=39kW。 為了實現(xiàn)無級變速，采用交流調頻電機，本文所設計所選擇的電機需要實現(xiàn)兩級變速，當通電時離合器脫離，小齒輪和大齒輪嚙合，實現(xiàn)增速傳動；當轉速下降到電機的計算轉速時，離合器吸合，大齒輪和小齒輪嚙合，實現(xiàn)增速傳動。 第3章 400方車銑轉復合滑枕機械結構設計 3.1選擇齒輪材料及精度等級 根據傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度，要求齒面粗糙度。 因為載荷中有輕微振動，傳動速度不高，傳動尺寸無特殊要求，屬于一般的齒輪傳動，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查《機械設計》P322表14－10，小齒輪選用45號鋼，調質處理，硬度236HBS；大齒輪選用45號鋼，正火處理，硬度為190HBS。 取小齒輪齒數(shù)，取傳動比為i=2, 則大齒輪齒數(shù): ， （3-1） 取，選取螺旋角。初選螺旋角。 3.2按齒面接觸疲勞強度設計 因兩齒輪均為鋼制齒輪，所以由課本公式得： （3-2） 確定有關參數(shù)如下： (1）確定公式內的各計算數(shù)值 1）試選Kt=1.35 2）選取區(qū)域系數(shù) Z=2.43 3）由資料查得 （3-3） 4) 計算小齒輪傳遞的轉矩 （3-4） 5）選取齒寬系數(shù)=0.9 6) 由參考資料查得材料的彈性影響系數(shù) （2）許用接觸應力 （3-5） 由[5]查得Mpa，Mpa 由式6-25[5]計算應力循環(huán)次數(shù) （3-6） 由圖[5]查得接觸疲勞的壽命系數(shù)， 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪按一般可靠度要求選取安全系數(shù)。所以計算兩輪的許用接觸應力： MPa （3-7） MPa （3-8） 故得： mm （3-9） 則模數(shù)： （3-10) 根據表[5]取初步選擇標準模數(shù)： 3.根據齒根彎曲疲勞強度設計 由 （3-11） 確定計算參數(shù) （1）計算載荷系數(shù) （3-12） 根據縱向重合度從圖10-28[6]查得螺旋角影響系數(shù) 1）計算當量齒數(shù) （3-13） （3-14） 表3-1 齒形系數(shù)YFa及應力校正系數(shù)YSa表 Zv 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 YFa 2.97 2.91 2.85 2.80 2.76 2.72 2.69 2.65 2.62 2.60 2.57 2.55 2.53 YSa 1.52 1.53 1.54 1.55 1.56 1.57 1.575 1.58 1.59 1.595 1.60 1.61 1.62 Zv 30 35 40 45 50 60 70 80 90 100 150 200 1000 YFa 2.52 2.45 2.40 2.35 2.32 2.28 2.24 2.22 2.20 2.18 2.14 2.12 2.06 YSa 1.625 1.65 1.67 1.68 1.70 1.73 1.75 1.77 1.78 1.79 1.83 1.865 1.97 注： 1)基準齒形的參數(shù)a=200、ha*=1、c*=0.25、r=0.38m（m為模數(shù)） 2)于內齒輪：當a=200、ha*=1、c*=0.25、r=0.15m時，YFa=2.053；YFs=2.65 2）查齒形系數(shù) 由表10-5查得, 3)查應力校正系數(shù) 由表10-3查得，, 4)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限Mpa 5）由圖10-18取彎曲疲勞系數(shù), 6）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）[7]得 Mpa （3-15） Mpa （3-16） 7）計算大小齒輪的,并加以比較 （3-17） （3-18） 大齒輪的數(shù)值較大 (2) 設計計算 （3-19） 對比計算結果，由齒根接觸疲勞強度計算法面模數(shù)大于齒面彎曲疲勞強度計算帶模數(shù)，取，以滿足彎曲強度。 確定有關參數(shù)和系數(shù)： 1）計算中心距 mm （3-20） 修正后的中心距為245.599mm. 2)按圓整后的中心距修整螺旋角 （3-21） 因改變不多，故參數(shù),等不必修正。 3）計算大小齒輪分度圓直徑 mm （3-22） mm （3-23） 其他幾何尺寸的計算（，）,齒頂高： （3-24） 由于正常齒輪，所以mm。齒根高： （3-25） 由于正常齒所以mm。全齒高: （3-26） 解得h=18mm。 齒頂圓直徑 mm （3-27） mm （3-28） 齒根圓直徑 mm （3-29） mm (3-30） - 46 - 表3-2 齒輪參數(shù)表 名 稱 計 算 公 式 結 果 /mm 模數(shù) m 8 壓力角 n 分度圓直徑 d1 163.733 d2 327.466 齒頂圓直徑` 齒根圓直徑 中心距 245.599 齒 寬 3.3軸類零件的設計 3.3.1選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故查表[1]得選用常用材料的45鋼，正火處理，強度極限Mpa，許用彎曲應力Mpa。 3.3.2初算軸徑 查表[6]得，考慮軸端只承受轉矩，故取最 則： mm （3-31） 軸與電機連接，有2個鍵槽，軸徑應增大，則軸端最細處直徑： mm （3-32） 電機軸取65mm，明顯大于計算值，可見符合要求。 3.4校核軸和軸承 （1）作用在圓周上的圓周力 ： N （3-33） （2）徑向力 ： N （3-34） N （3-35） （3）求垂直面的支承力： N （3-36） N （3-37） （4）計算垂直彎矩： N.mm （3-38） N.mm （3-39） （5）求水平面的支承力： N （3-40） N （3-41） （6）計算、繪制水平面彎矩圖： N.mm （3-42） N.mm （7）求F在支點產生的反力： N （3-43） N （8）求F力產生的彎矩： N.mm N.mm （9）求合成彎矩圖（圖3-1）： 圖3-1 低速軸合成彎矩圖 （10）考慮最不利的情況；把與相加 （11）求危險截面當量彎矩 由圖可見處截面最危險，其當量變矩為：（取折合系數(shù) ） （3-44） （12）計算危險截面處軸的直徑： mm (3-45) 考慮到鍵槽的影響，取因為，所以該軸是安全的。 3.5軸承壽命校核 軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，取，按最不利考慮，則有 （3-46） 則 （3-47） 所以軸上軸承是適合要求的。 3.6鍵的設計與校核 根據，， 查附表[6]，，。則取鍵，。 因為齒輪的材料為45鋼，查附表10-5[1]得，，取鍵長，，取鍵長 根據擠壓強度條件，鍵的校核力： (3-48) 所以所選鍵位，。 3.7 主軸組件要求與設計計算 主軸組件是的執(zhí)行件，它的功用是支承并帶動砂輪旋轉，完成表面成形運動，同時還起傳遞運動和扭矩、承受切削力和驅動力等載荷的作用。由于主軸組件的工作性能直接影響到的加工質量和生產率，因此它是中的一個關鍵組件。 主軸和一般傳動軸的相同點是，兩者都傳遞運動、扭矩并承受傳動力，都要保證傳動件和支承的正常工件條件，但主軸直接承受切削力，還要帶動工件或刀具，實現(xiàn)表面成形運動，因此對主軸有較高的要求。 3.7.1主軸的基本要求 1 旋轉精度 主軸的旋轉精度是指主軸在手動或低速、空載時，主軸前端定位面的徑向跳動△r、端面跳動△a和軸向竄動值△o。如圖3-2所示：圖中實線表示理想的旋轉軸線，虛線表示實際的旋轉軸線。當主軸以工作轉速旋轉時，主軸回轉軸線在空間的漂移量即為運動精度。 主軸組件的旋轉精度取決于部件中各主要件（如主軸、軸承及支承座孔等）的制造精度和裝配、調整精度；運動精度還取決于主軸的轉速、軸承的性能和潤滑以及主軸部件的動態(tài)特性。各類通用主軸部件的旋轉精度已在精度標準中作了規(guī)定，專用主軸部件的旋轉精度則根據工件精度要求確定。 圖3-2 主軸的旋轉誤差 2 剛度 主軸組件的剛度K是指其在承受外載荷時抵抗變形的能力，如圖3-3所示，即K=F/y（單位為N/m），剛度的倒數(shù)y/F稱為柔度。主軸組件的剛度，是主軸、軸承和支承座的剛度的綜合反映，它直接影響主軸組件的旋轉精度。顯然，主軸組件的剛度越高，主軸受力后的變形就越小，如若剛度不足，在加工精度方面，主軸前端彈性變形直接影響著工件的精度；在傳動質量方面，主軸的彎曲變形將惡化傳動齒輪的嚙合狀況，并使軸承產生側邊壓力，從而使這些零件的磨損加劇，壽命縮短；在工件平穩(wěn)性方面，將使主軸在變化的切削力和傳動力等作用下，產生過大的受迫振動，并容易引起切削自激振動，降低了工件的平穩(wěn)性。 圖3-3 主軸組件靜剛度 主軸組件的剛度是綜合剛度，影響主軸組件剛度的因素很多，主要有：主軸的結構尺寸、軸承的類型及其配置型式、軸承的間隙大小、傳動件的布置方式、主軸組件的制造與裝配質量等。 3 抗振性 主軸組件的抗振性是指其抵抗受迫振動和自激振動而保持平穩(wěn)運轉的能力。在切削過程中，主軸組件不僅受靜載荷的作用，同時也受沖擊載荷和交變載荷的作用，使主軸產生振動。如果主軸組件的抗振性差，工作時容易產生振動，從而影響工件的表面質量，降低刀具的耐用度和主軸軸承的壽命，還會產生噪聲影響工作環(huán)境。隨著向高精度、高效率方向發(fā)展，對抗振性要求越來越高。 評價主軸組件的抗振性，主要考慮其抵抗受迫振動和自激振動能力的大小。 4 溫升和熱變形 主軸組件工作時因各種相對運動處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產生了溫升，溫升使主軸組件的形狀和位置發(fā)生畸變，稱為熱變形。熱變形應以主軸組件運轉一定時間后各部分位置的變化來度量。 主軸組件溫升和熱變形，使各部件間相對位置精度遭到破壞，影響工件加工精度，高精度尤為嚴重；熱變形造成主軸彎曲，使傳動齒輪和軸承的工作狀態(tài)變壞；熱變形還使主軸和軸承，軸承與支承座之間已調整好的間隙和配合發(fā)生變化，影響軸承正常工作，間隙過小將加速齒輪和軸承等零件的磨損，嚴重時甚至會發(fā)生軸承抱軸現(xiàn)象。 影響主軸組件溫升、熱變形的主要因素有：軸承的類型和布置方式，軸承間隙及預緊力的大小，潤滑方式和散熱條件等。 5 耐磨性 主軸組件的耐磨性是指長期保持其原始精度的能力，即精度的保持性。因此，主軸組件各個滑動表面，包括主軸端部定位面、錐孔，與滑動軸承配合的軸頸表面，移動式主軸套筒外圓表面等，都必須具有很高的硬度，以保證其耐磨性。 為了提高主軸組件的耐磨性，應該正確地選用主軸和滑動軸承的材料及熱處理方法、潤滑方式，合理調整軸承間隙，良好的潤滑和可靠的密封。 3.7.2 主軸組件的布局 主軸組件的設計，必須保證滿足上述的基本要求，從而從全局出發(fā)，考慮主軸組件的布局。 主軸有前、后兩個支承和前、中、后三個支承兩種，以前者較多見。兩支承主軸軸承的配置型式，包括主軸軸承的選型、組合以及布置，主要根據對所設計主軸組件在轉速、承載能力、剛度以及精度等方面的要求，并考慮軸承的供應、經濟性等具體情況，加以確定。在選擇時，具體有以下要求： （1）適應剛度和承載能力的要求 主軸軸承選型應滿足所要求的剛度和承載能力。徑向載荷較大時，可選用滾子軸承；較小時，可選用球軸承。雙列滾動軸承的徑向剛度和承載能力，比單列的大。同一支承中采用多個軸承的支承剛度和承載能力，比采用單個軸承大。一般來說，前支承的剛度，應比后支承的大。因為前支承剛度對主軸組件剛度的影響要比后支承的大。表3-2所示為滾動軸承和滑動軸承的比較。 表3-2 滾動軸承和滑動軸承的比較 基本要求 滾動軸承 滑動軸承 動壓軸承 靜壓軸承 旋轉精度 精度一般或較差。可在無隙或預加載荷下工作。精度也可以很高，但制造困難 單油楔軸承一般，多油楔軸承較高 可以很高 剛度 僅與軸承型號有關，與轉速、載荷無關，預緊后可提高一些 隨轉速和載荷升高而增大 與節(jié)流形式有關，與載荷轉速無關 承載能力 一般為恒定值，高速時受材料疲勞強度限制 隨轉速增加而增加，高速時受溫升限制 與油腔相對壓差有關，不計動壓效應時與速度無關 抗振性能 不好，阻尼系數(shù)D=0.029 較好，阻尼系數(shù)D=0.055 很好，阻尼系數(shù)D=0.4 速度性能 高速受疲勞強度和離心力限制，低中速性能較好 中高速性能較好。低速時形不成油漠，無承載能力 適應于各種轉速 摩擦功耗 一般較小，潤滑調整不當時則較大f=0.002～0.008 較小f=0.001~0.08 本身功耗小，但有相當大的泵功耗f=0.0005～0.001 噪聲 較大 無噪聲 本身無噪聲，泵有噪聲 壽命 受疲勞強度限制 在不頻繁啟動時，壽命較長 本身壽命無限，但供油系統(tǒng)的壽命有限 （2）適應轉速要求 由于結構和制造方面的原因，不同型號和規(guī)格的軸承所允許的最高轉速是不同的。軸承的規(guī)格越大，精度等級越低，允許的最高轉速越低。在承受徑向載荷的軸承當中，圓柱滾子軸承的極限轉速，比圓錐滾子軸承的高。在承受軸向載荷的軸承當中，向心推力軸承的極限轉速最高；推力球軸承的次之；圓錐滾子軸承的最低，但承載能力與上述次序相反。因此，應綜合考慮轉速和承載能力兩方面要求來選擇軸承型式。 （3）適應精度的要求 起止推作用的軸承的布置有三種方式：前端定位—止推軸承集中布置在前支承；后端定位—集中布置在后支承；兩端定位—分別布置在前、后支承。 采用前端定位時，主軸受熱變形向后延伸，不影響軸向定位精度，但前支承結構復雜，調整軸承間隙較不便，前支承處發(fā)熱量較大；后端定位的特點與前述的相反；兩端定位時，主軸受熱伸長后，軸承軸向間隙的改變較大，若止推軸承布置在徑向軸承內側，主軸可能因熱膨脹而彎曲。 （4）適應結構的要求 當要求主軸組件在性能上有較高的剛度和一定的承載能力，而在結構上徑向尺寸要緊湊時，則可在一個支承（尤其是前支承）中配置兩個或兩個以上的軸承。 對于軸間距很小的多主軸，由于結構限制，宜采用滾針軸承來承受徑向載荷，用推力球軸承來承受軸向載荷，并使兩軸承錯開排列。 （5）適應經濟性要求 確定主軸軸承配置型式，除應考慮滿足性能和結構方面要求外，還應作經濟性分析，使經濟效果好。 在中速和大載荷情況下，采用圓錐滾子軸承要比采用向心軸承和推力軸承組合配置型式成本低，因為前者節(jié)省了兩個軸承，而且箱體工藝性較好。 綜合考慮以上因素，本設計的主軸采用前、后支承的兩支承主軸，前支承采用雙列向心短圓柱滾子軸承和推力球軸承的組合，D級精度；后支承采用圓柱滾子軸承，E級精度。其中前支承的雙列圓柱滾子軸承，滾子直徑小，數(shù)量多（50—60個），具有較高的剛度；兩列滾子交錯布置，減少了剛度的變化量；外圈無擋邊，加工方便；軸承內孔為錐孔，錐度為1：12，軸向移動內圈使之徑向變形，調整徑向間隙和預緊；黃銅實體保持架，利于軸承散熱。前支承的總體特點是：主軸靜剛度好，回轉精度高，溫升小，徑向間隙可以調整，易保持主軸精度，但由于前支承結構比較復雜，前、后支承的溫升不同，熱變形較大，此外，裝配、調整比較麻煩。 3.7.3主軸結構的初步擬定 主軸的結構主要決定于主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承和密封裝置等的類型、數(shù)目、位置和安裝定位的方法，同時還要考慮主軸加工和裝配的工藝性，一般在主軸上裝有較多的零件，為了滿足剛度要求和能得到足夠的止推面以及便于裝配，常把主軸設計成階梯軸，即軸徑從前軸頸起向后依次遞減。主軸是空心的或者是實心的，主要取決于的類型。此次設計的主軸，也設計成階梯形，同時，在滿足剛度要求的前提下，設計成空心軸，以便通過刀具拉桿。 主軸端部系指主軸前端。它的形狀決定于的類型、安裝夾具或刀具的形式，并應保證夾具或刀具安裝可靠、定位準確，裝卸方便和能傳遞一定的扭矩。 3.7.4主軸的材料與熱處理 主軸材料主要根據剛度、載荷特點、耐磨性和熱處理變形大小等因素選擇。 主軸的剛度與材料的彈性模量E值有關，鋼的E值較大（2.1×10N/cm左右），所以，主軸材料首先考慮用鋼料。鋼的彈性模量E的數(shù)值和鋼的種類和熱處理方式無關，即不論是普通鋼或合金鋼，其彈性模量E基本相同。因此在選擇鋼料時應首先選用價格便宜的中碳鋼（如45鋼），只有在載荷特別重和有較大的沖擊時，或者精密主軸需要減少熱處理后的變形時，或者軸向移動的主軸需要保證其耐磨性時，才考慮選用合金鋼。 當主軸軸承采用滾動軸承時，軸頸可不淬硬，但為了提高接觸剛度，防止敲碰損傷軸頸的配合表面，不少45鋼主軸軸頸仍進行高頻淬火（HRC48～54）.有關45鋼主軸熱處理情況如下表3-3所列： 表3-3 使用滾動軸承的45鋼主軸熱處理等參數(shù) 工 作 條 件 使 用 機 床 材 料 牌 號 熱 處 理 硬 度 常 用 代 用 輕中負載 車、鉆、銑、磨床主軸 45 50 調質 HB220～250 輕中負載局部要求高硬度 磨床的砂輪軸 45 50 高頻淬火 HRC52～58 輕中負載PV≤40（N·m/cm·s） 車、鉆、銑、磨床的主軸 45 50 淬火回火高頻淬火 HRC42～50 HRC52～58 此次設計的主軸，考慮到主軸材料的選擇原則，選用價格便宜的中碳鋼（45鋼）。查表3.3中，因工作中承受輕、中負荷，且要求局部高硬度，故熱處理采用高頻淬火，HRC52～58。 3.7.5主軸的技術要求 主軸的精度直接影響到主軸組件的旋轉精度。主軸和軸承、齒輪等零件相連接處的表面幾何形狀誤差和表面粗糙度，關系到接觸剛度，零件接觸表面形狀愈準確、表面粗糙度愈低，則受力后的接觸變形愈小，亦即接觸剛度愈高。因此，對主軸設計必須提出一定的技術要求。 （1）軸頸 此次設計的主軸，應首先考慮軸頸。支承軸頸是主軸的工作基面、工藝基面和測量基面。主軸工作時，以軸頸作為工作基面進行旋轉運動；加工主軸時，為了保證錐孔中心和軸頸中心同軸，一般都以軸頸作為工藝基面來最后精磨錐孔；在檢查主軸精度時，以軸頸作為測量基面來檢查各部分的同軸度和垂直度。采用滾動軸承時，軸頸的精度必須與軸承的精度相適應。軸頸的表面粗糙度和硬度，將影響其與滾動軸承的配合質量。 對于普通精度級的主軸，其支承軸頸的尺寸精度為IT5，軸頸的幾何形狀允差（圓度、圓柱度等）通常應小于直徑公差的1/4～1/2。 （2）內錐孔 內錐孔是安裝刀具或頂尖的定位基面。在檢驗精度時，它是代表主軸中心線的基準，用來檢查主軸與其他部件的相互位置精度，如主軸與導軌的平行度等。由于刀具和頂尖要經常裝拆，故內錐孔必須耐磨。 錐孔與軸承軸頸的同軸度，一般以錐孔端部及其相距100～300毫米處對軸頸的徑向跳動表示；其形狀誤差用標準檢驗錐著色檢查的接觸面積大小來檢驗，此乃綜合指標；還要求一定的表面粗糙度和硬度等。 3.7.6主軸直徑的選擇 主軸直徑對主軸組件剛度的影響很大，直徑越大，主軸本身的變形和軸承變形引起的主軸前端位移越小，即主軸組件的剛度越高。 但主軸前端軸頸直徑D1越大，與之相配的軸承等零件的尺寸越大，要達到相同的公差則制造越困難，重量也增加。同時，加大直徑還受到軸承所允許的極限轉速的限制，甚至為結構所不允許。 通常，主軸前軸頸直徑D1可根據傳遞功率，并參考現(xiàn)有同類的主軸軸頸尺寸確定。查參考文獻[8]第506頁表5-12中，幾種常見的通用鋼質主軸前軸頸的直徑D1，可供參考，如下表3-4所示： ，查上表中對應項，初取D1= D2=140。 表3-4 主軸前軸頸直徑D1的選擇 機床 機床功率 （千瓦） 1.47～2.5 2.6～3.6 3.7～5.5 5.6～7.3 7.4～11 11～14.7 車床 60～80 70～90 70～105 95～130 110～145 140～165 銑床 50～90 60～90 60～95 75～100 90～105 100～115 外圓磨床 — 50～90 55～70 70～80 75～90 75～100 3.7.7主軸前后軸承的選擇 根據前述關于軸承的選擇原則，查《金屬切削設計簡明手冊》第375頁，選取主軸前支承的36228是舊型號，新型號是7228C，即接觸角為15°的角接觸球軸承見圖3-4。 圖3-4 角接觸球軸承 3.7.8軸承的選型及校核 滾動軸承的選擇包括軸承類型選擇、軸承精度等級選擇和軸承尺寸選擇。 軸承類型選擇適當與否，直接影響軸承壽命以至機器的工作性能。選擇軸承類型時應當分析比較各類軸承的特性，并參照同類機器中的軸承使用經驗。 在選擇軸承類型時，首先要考慮載荷的大小、方向以及軸的轉速。一般說來，球軸承便宜，在載荷較小時，宜優(yōu)先選用。滾子軸承的承載能力比球軸承大，而且能承受沖擊載荷，因此在重載荷或受有振動、沖擊載荷時，應考慮選用滾子軸承。但要注意滾子軸承對角偏斜比較敏感。 當主要承受徑向載荷時，應選用向心軸承。當承受軸向載荷而轉速不高時，可選用推力軸承；如轉速較高，可選用角接觸球軸承。當同時承受徑向裁荷和軸向載荷時，若軸向載荷較小，可選用向心球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承；若軸向載荷較大，而轉速不高，可選用推力軸承和向心軸承的組合方式，分別承受軸向載荷和徑向載荷；’當軸向載荷較大，且轉速較高時，則應選用接觸角較大的角接觸軸承。 各類軸承適用的轉速范圍是不相同的，在機械設計手冊中列出了各類軸承的極限轉速。一般應使軸承在低于極限轉速下運轉。向心球軸承、角接觸球軸承和短圓柱痞子軸承的極限轉速較高。適用于較高轉速場合。推力軸承的極限轉速較低．只能用于較低轉速場合。 其次，在選擇軸承類型時還需考慮安裝尺寸限制、裝拆要求，以及軸承的調心件能和風度，一般球軸承外形尺寸較大，滾子軸承較小，滾針軸承的徑向尺寸最小而軸向尺寸較大，此外，不同系列的軸承，其外形尺寸也不相同。 選擇軸承一般應根據機械的類型、工作條件、可靠性要求及軸承的工作轉速n，預先確定一個適當?shù)氖褂脡勖麹b (用工作小時表示)，再進行額定動裁荷和額定靜載荷的計算。 對于轉速較高的軸承(n>10r／min),可按基本額定動載荷計算值選擇軸承，然后校核其額定靜載荷是否滿足要求。當軸承可靠性為90％、軸承材料為常規(guī)材料并在常規(guī)條件下運轉時，取500h作為額定壽命的基準，同時考慮溫度、振動、沖擊等變化，則軸承基本額定動載荷可按下式進行簡化計算。 C——基本額定動載荷計算值，N； P——當量動載荷，N； fh——壽命因數(shù)；1 fn——速度因數(shù)；0.822 fm——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時取1.5，較大時取2； fd——沖擊載荷因數(shù)；1.5 fT——溫度因數(shù)；1 CT——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定動載荷，N； 查文獻[3]中，得，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。 在本輸送裝置中，可以假設軸承只承受徑向載荷，則當量動載荷為： P=XFr+YFa 查文獻[3]的表6-2-18，得，X=1，Y=0； 所以，P=Fr=1128N。由以上可得： 式中： ——基本額定靜載荷計算值，N; ——當量靜載荷，N； ——安全因數(shù) ——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定靜載荷，N。 查文獻[3]的表6-2-14知，對于深溝球軸承，其當量靜載荷等于徑向載荷。 查文獻[3]的表6-2-14知，安全系數(shù) 則軸承的基本額定靜載荷為： 由上式可知，選取的軸承符合要求。 3.7.9主軸前端懸伸量 主軸前端懸伸量a指的是主軸前支承支反力的作用點到主軸前端受力作用點之間的距離，它對主軸組件剛度的影響較大。懸伸量越小，主軸組件剛度越好。 主軸前端懸伸量a取決于主軸端部的結構形狀及尺寸，一般應按標準選取，有時為了提高主軸剛度或定心精度，也可不按標準取。 另外，主軸前端懸伸量a還與前支承中軸承的類型及組合型式、工件或夾具的夾緊方式以及前支承的潤滑與密封裝置的結構尺寸等有關。 因此，在滿足結構要求的前提下，應盡可能減小懸伸量a，以利于提高主軸組件的剛度。 初算時，可查《金屬切削設計》第158頁，如下表3-5所示： 表3-5 主軸的懸伸量與直徑之比 類型 機 床 和 主 軸 的 類 型 a/ D1 Ⅰ 通用和精密車床，自動車床和短主軸端銑床，用滾動軸承支承，適用于高精度和普通精度要求 0.6～1.5 Ⅱ 中等長度和較長主軸端的車床和銑床，懸伸量不太長（不是細長）的精密鏜床和內圓磨，用滾動和滑動軸承支承，適用于絕大部分普通生產的要求 1.25～2.5 Ⅲ 孔加工，專用加工細長深孔的，由加工技術決定需要有長的懸伸刀桿或主軸可移動，由于切削較重而不適用于有高精度要求的 >2.5 根據上表所列，所設計的屬于Ⅱ型，所以取a/ D1為1.25～2.5，即： a=（1.25～2.5）D1=（1.25～2.5）×30=37.5～75 初取a=45。 3.7.10主軸支承跨距 主軸支承跨距L是指主軸前、后支承支承反力作用點之間的距離。 合理確定主軸支承跨距，可提高主軸部件的靜剛度。可以證明，支承跨距越小，主軸自身的剛度越大，彎曲變形越小，但支承的變形引起的主軸前端的位移量將增大；支承跨距大，支承的變形引起的主軸前端的位移量較小，但主軸本身的彎曲變形將增大?？梢姡С锌缇噙^大或過小都會降低主軸部件的剛度。 有關資料對合理跨距選擇的推薦值可作參考： （1） L=（4～5）D1 （2） L=（3～5）a，用于懸伸長度較小時； （3） L=（1～2）a，用于懸伸長度較大時。 根據此次設計的剛性主軸的懸伸量較大，取L≤2.5a為宜。即此次設計的主軸兩支承的合理跨距 L≤2.5a=2.5×120=300 （3-47） 初取L=280。 3.7.11主軸組件的驗算 主軸在工作中的受力情況嚴重，而允許的變形則很微小，決定主軸尺寸的基本因素是所允許的變形的大小，因此主軸的計算主要是剛度的驗算，與一般軸著重于強度的情況不一樣。通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度的要求。 剛度乃是載荷與彈性變形的比值。當載荷一定時，剛度與彈性變形成反比。因此，算出彈性變形量后，很容易得到靜剛度。主軸組件的彈性變形計算包括：主軸端部撓度和主軸傾角的計算。 1 支承的簡化 對于兩支承主軸，若每個支承中僅有一個單列或雙列滾動軸承，或者有兩個單列球軸承，則可將主軸組件簡化為簡支梁，如下圖3-5所示；若前支承有兩個以上滾動軸承，可認為主軸在前支承處無彎曲變形，可簡化為固定端梁，如圖3-6所示： 圖3-5 主軸組件簡化為簡支梁 圖3-6 主軸組件簡化為固定端梁 此次設計的主軸，前支承選用了一個雙列向心短圓柱滾子軸承和兩個推力球軸承作為支承，即可認為主軸在前支承處無彎曲變形，可簡化為上圖3-7所示。 2 主軸的撓度 查參考文獻[8]第188頁的表6.1，對圖3-6作更進一步的分析，如下圖3-7所示： 根據圖3-7，可得此時的最大撓度 = （3-48） 其中， F—主軸前端受力。此處，F(xiàn)=F=1213.1N l—A、B之間的距離。此處，l=a=12cm 圖3-7 固定端梁在載荷作用下的變形 E—主軸材料的彈性模量。45鋼的E=2.1×10N/cm I—主軸截面的平均慣性矩。當主軸平均直徑為D，內孔直徑為d時， I= （3-49） 此處，D=35故可計算出，主軸端部的最大撓度：=-1.87×10 mm 3 主軸傾角 主軸上安裝主軸和安裝傳動齒輪處的傾角，稱為主軸的傾角。此次設計的主軸主要考慮主軸前支承處的傾角。若安裝軸承處的傾角太大，會破壞軸承的正常工作，縮短軸承的使用壽命。 根據圖3-9，可得此時的最大傾角 = （3-50） 其中， F—主軸前端受力。此處，F(xiàn)=F·z=1213.1N l—A、B之間的距離。此處，l=a=12cm E—主軸材料的彈性模量。45鋼的E=2.1×10N/cm I—主軸截面的平均慣性矩。當主軸平均直徑為D，內孔直徑為d時， I=。此處，D==133mm。 故可計算出，主軸傾角為： =-2.3×10 rad 查《設計》第一冊中機械部分的第670頁，可知： 當 x≤0.0002L mm ≤0.001 rad 時，剛性主軸的剛度滿足要求。 此處的x，即為最大撓度和最大傾角，L為主軸支承跨距。 將已知數(shù)據和代入，即可得： 初步設計的主軸滿足剛度要求。 3.7.12主軸軸承的潤滑 潤滑的作用是降低摩擦，減小溫升，并與密封裝置在一起，保護軸承不受外物的磨損和防止腐蝕。潤滑劑和潤滑方式決定于軸承的類型、速度和工作負荷。如果選擇得合適，可以降低軸承的工作溫度和延長使用期限。 滾動軸承可以用潤滑油或潤滑脂來潤滑。試驗證明，在速度較低時，用潤滑脂比用潤滑油溫升低。所以，此次設計的主軸支承均采用潤滑脂。同時，主軸是裝在主軸套筒內的，為防止使用潤滑油時泄漏，也應采用潤滑脂潤滑。 3.7.13主軸組件的密封 密封對主軸組件的工作性能與潤滑影響也較大。主軸密封不好，將使?jié)櫥瑒┩饬鳎斐衫速M，加速零件的磨損，還會嚴重地影響到工作環(huán)境及的外觀。 1 主軸組件密封裝置的類型 主軸組件密封裝置的類型，主要有以下幾種：具有彈性元件的接觸式密封裝置；皮碗（油封）式密封裝置；具有金屬和石墨元件的接觸式密封裝置；擋油圈式和螺旋溝式密封裝置；圈形間隙式、油溝式和迷宮式密封裝置；立式主軸的密封裝置等。 2 主軸組件密封裝置的選擇 選用密封裝置時，應考慮到主軸組件的下列具體工作條件：密封處主軸頸的線速度；所用潤滑劑的種類及其物理化學性質；主軸組件的工作溫度；周圍介質的情況；主軸組件的結構特點；密封裝置的主要用途等。 綜合考慮上述因素，主軸前支承處選用迷宮式密封，徑向尺寸不超過0.3mm，中填潤滑脂，軸向尺寸不超過1.5mm。 查《機械設計課程設計手冊》第87頁表7-17，可得此次選用的迷宮式密封裝置的結構參數(shù)如下圖3-8所示： 圖3-8 迷宮式密封裝置的結構參數(shù) 3.7.14軸肩擋圈 前支承雙列向心短圓柱滾子軸承和推力球軸承之間所用的擋圈，可查《機械設計課程設計手冊》第56頁表5-1，可得此次選用的擋圈的結構參數(shù)如下圖3-9所示： 圖3-9 軸肩擋圈的結構參數(shù) 3.7.15撓度、轉角、鎖緊力的計算及校核 鋼的彈性模量 E 斷面慣性矩 I=256×104mm4 根據公式 （3-51） 查表可知單位切削力 =3.6mm 故切削力 =80KN 機床加工如此重的工件時，支架主軸一般緊縮在支架體內，現(xiàn)在假設主軸伸出為支架主軸伸出支架體最大長度的1/2. 1 撓度的計算 （3-52） =0.000002 許用撓度［］～,[], 在范圍之內。 2 轉角的計算 （3-53） 解得0.0018 。許用轉角