数控车床主轴组件设计

绪 论

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。

本课题的目的和意义在于通过设计中运用所学的基础课、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,达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计学习查阅有关设计手册、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.

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一、设计题目及参数

1.１ 题目

本设计的题目是数控车床的主轴组件的设计.它主要由主轴箱，主轴，电动机,主轴脉冲发生器等组成.我主要设计的是主轴部分。

主轴是加工中心的关键部位，其结构优劣对加工中心的性能有很大的影响,因此,在设计的过程中要多加注意.主轴前后的受力不同,故要选用不同的轴承。 １。２参数

床身回转空间４00mm

尾架顶尖与主轴端面距离1000mm 主轴卡盘外径Φ２00mm 最大加工直径Φ600mｍ 棒料作业能力５0~63mm 主轴前轴承内和１10~130ｍm 最大扭矩48０N·ｍ

二、主轴的要求及结构

2．１主轴的要求 2。1.1旋转精度

主轴的旋转精度是指装配后，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。 ２.１.2 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，配置形式和预紧，前后支撑的距离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。1.3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自激振动的频率，以使它不易发生共振。

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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。1.4温升和热变形

主轴组件工作时因各相对运动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)．

主轴组件受热伸长，使轴承间隙发生变化。温度使润滑油粘度降低，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。1.５耐磨性

主轴组件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硬至HＲC６０左右,深约1mm。 ２.1.６材料和热处理

主轴承载后允许的弹性变形很小,引起的应力通常远远小于钢的强度极限.因此，强度一般不做为选材的依据。

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和淬火。

2．2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,主轴通常作成阶梯形的,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。

主轴中的孔主要 用于通过棒料，拉杆或其它工具。为了能够通过更大的棒料,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%。主轴的结构如（附图１）。

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图1

三 、主传动系统变速方式

为了适应不同的加工要求，数控机床主传动主要有以下几种配置方式：

(1）带有变速齿轮的主传动。这种方式在大、中型数控机床采用较多。通过少数几对齿轮降速,扩大了输出扭矩,以满足主轴的输出扭矩特性的要求,一部分小型数控机床也采用此种传动方式.以获得强有力的切削时所需要扭矩。数控机床使用可调无级变速交流、直流电动机。所以经齿轮变速后，实现8段无级变速,调速范围增加.其优点是可满足各种切削运动输出转矩,具有大范围调速能力。但是由于结构复杂,需要增加润滑及温度控制装置。成本较高，此外，制造和维修也比较困难。（参图ａ)

(2)一级带传动变速方式。这种传动方式主要应用在中小型数控机床上。采用Ｖ型带或同步带传动,可以避免齿轮传动时可引起的振动与噪声，适用于低扭矩特性要求的主轴。这种方式结构简单，安装方便,调试容易，被广泛用于许多数控机床传动中。（参图b）

（3)调速电机直接驱动方式，这种主轴传动方式大大简化了主轴箱体与主轴的结构，有效地提高主轴部件的刚度,由于结构紧凑，占用空间少,加工中心的可加工空间相对变大。但是主轴转速的变化及扭矩的输出和电动机输出特性完全一致,电动机的发热对主轴的精度影响大，最好装有冷却装置,否则使用还是受到约束。(参图c)

(4)电主轴直接驱动方式：这种驱动方式其实和（c图)方式差不多,但这种传动方式结构方式更为紧凑,占用空间更小。它主要是将主轴作为电机的转子,箱体壳(与主轴配合箱体壳）作为电机的定子.但是这种电机形式的主轴结构，连带主轴组件都是成套，要求很高,

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精度也高.另外制造成本也很高。且容易发热,同样会影响主轴精度。（参图ｄ）以下为传动方式的结构图:

图(ａ)带有变速齿轮的主传动 图(b)一级带传动变速方式

图（c) 调速电机直接驱动方式 图(ｄ) 电主轴直接驱动方式

综上所述，进行各种传动方式优缺点进行分析和比较来选取本设计所采用的主轴传动方式。首先是该设计为数控车床，主轴选用带传动（同步齿形带)，主轴主要是车削加工,必须保证其加工精度,而带传动能缓和冲击、吸收振动,故传动平稳。由此选用一级带传动变速方式.

四、机床夹具的确定

本次设计的数控车床所加工工件长度约为300mm长(附图2),夹具相对设计较单一,选用卡盘夹紧工具即可满足加工要求.卡盘夹紧工件与主轴联接，并与主轴同步旋转。

对于数控车床夹具主要就是卡盘夹具。卡盘从它的工作原理上分为以下几种类型: ①手动松紧卡盘 ②液压松紧卡盘

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③气动松紧卡盘 ④电动松紧卡盘

首先从数控车床的自动化程度讲,手动卡盘属人工操作,不合适.另外液压和气动松紧卡盘实际工作原理相似,一个是油泵进行驱动，一个是气泵驱动,结构设计简明，传动机构简单。另外电动卡盘同样结构紧凑,效率高，但综上所述，我们选择液压卡盘,液压卡盘结构紧凑,自动化程度高,结构比电动卡盘简单，有时可改装为与其相似的气动卡盘.另外所设计的数控车床许多装置重于用液压系统,所以用液压卡盘是比较合理的。液压卡盘的控制原理实质为一锁紧回路(附图3)。

五、主轴主要参数的计算及校核

5。1主轴主要参数的计算

主轴的主要参数是：主轴前端直径D1,主轴内径d。主轴悬伸量a和主轴支撑跨距L。 5。１。1主轴前端直径Ｄ1

主轴D1（按电机功率）如下表5—1(ｍm）： 功率(kw） D1 机床 车床 铣床及加工中心 ６０~８０ 50~９0 7０~9０ 60~９0 ７０~1０5 60~95 95~１30 7５～1００ 110~14５ ９０～105 1.4~2。5 2~3.６ 3~5。5 5～7．３ 7.4~１1 - 6 -

外圆磨床 —- 50~６0 5５～７０ 7０~80 75~90 表５—１ 车床、铣床、镗床、加工中心等机床因装配的需要，主轴直径常是自前往后逐渐减小的.前轴颈直径D１大于后轴直径D2。对于车、铣床一般D2(0.7～0.9)D1，由上表可取Ｄ1＝1１０mm。

因此可知由式子

D2(0.7～0.9)D1

后端直径D2圆整后

1100.7582.5mm

D280mm

5。1.２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、拉杆或顶尖。确定内孔径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下，应取最大值。

主轴的内径是通过刀具夹具装置固定刀具、传动气动或液压卡盘等。主轴孔径越大,主轴部件的相对重量就越轻。主轴的孔径大小主要受主轴刚度的制约。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实心主轴的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。

主轴本身刚度K正比于抗弯断面惯性矩I

k空I空d141()k实I实D1由式子可知取孔径的直径极限1max为

dd1max0.7D1

此时若孔径再大,刚度急剧下降

根据推荐值

d10.6～0.65 D1d10.6 取 D1５。1。3主轴前端悬伸量a确定

ｄ１=５5 mm

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图5-1

主轴悬伸量指主轴前端面到前支承径向反力作用中点(一般即为前径支撑中点)的距离，参考（1)表6。1—45,它主要取决于主轴前端部结构形式和尺寸,前支撑轴承配置和密封等。因此主要由结构设计确定.

悬伸量与主轴部件的刚度及抗振性成反比,故应尽量取小值。 E——-材料的弹性模量

I—-—轴惯性距

K1——前刚度值 K2——后刚度值 初选ａ值可参考下表5—２确定 车床和主轴类型 a1D1 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。6-1。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 1．25—2.5 表5-2

计算得悬伸量为80mm 5．1．４ 主轴跨距的确定

主轴跨距是决定主轴系统动静刚度的重要影响因素，目的是找出在切削力作用下，主轴前端的柔度值最小的跨距称为最优跨距(l0）。实验证明，动态作用下最优跨距很接近于推得最优值,因此设计时尽量达到最优值.

前端角接触球轴承的刚度(主要为轴向刚度）

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ka3.4433Fadbz2sin5332.370N其中：

m

FFeF0

内径为110mm，查参考（2)表4.3－５

2520 db19.05

查轴承样本额定动载荷c74KN

c取Fe10 Fe7400N F01380N

z计算得主轴跨距为３00mｍ

如果主轴前后轴承由数段组成，则当量直径d

5.2 轴的刚度计算

d1l1d2l2dnln (mm) （参考文献２）

l式中 d1、l1、d2、l2、…、dn、ln——分别为各段的直径和长度(㎜);

d l-—总长，ll1l2ln(mm)

如果前后轴承的直径相差不大,也可把前后轴承直径的平均值近似地作为当量直径d。 主轴的前悬伸部分较粗，刚度较高，其变形可以忽略不记,后悬伸部分不影响刚度,也可不计算。如主轴前端作用一外载荷F如下图（参考文献3)

图5—2 主轴组件计算模型 则挠度:

Fa2lFa2ls(mm)103 (参考文献２）

3EI3El - 9 -

13274902300 ﻩ 321050.05(1104664)

6.6m7m式中 F—-外载荷(N）；

a—－前悬伸，等于载荷作用点至前支承点间的距离(mm); ｌ——跨距,等于前后支承的距离(ｍm）；

5E210(MPa) ; E-—弹性模量，钢的

444I0.05(dd)(mm); i I——截面惯性距，

。 d、di—-主轴的外径和孔径(mm）

又因为di/d0.6，孔的影响可以忽略由此可得主轴刚度满足要求．

六、主轴轴承的选择

6．1 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.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,特别是大多数立式主轴和主轴在套筒内能够做轴向移动的主轴。这时用滚动轴承可以用润滑脂润滑,以避免漏油.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,主轴轴承间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的刚度高，但一定温升下允许的转速６.1.1 角接触球轴承

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： a=25°,a=15°，其中a=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。ａ＝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6—１所示（参考文献2）

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较低，下面就简述几种常用的数控机床主轴的机构及适用范围。

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图 6-1角接触球轴承

角接触球轴承多用于高速主轴,随接触角的不同，其应用有所区别,α＝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、铣加工中心等主轴；α=15°的转速可更高一些，但是轴向刚度较低，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。

图６—2角接触球轴承

这种轴承为点接触，刚度较低．为了提高刚度和承载能力,常用多联组配的方法.所以本设计前支承采用双联组配的方式，代号为DＦ。 6。1.2 圆柱滚子轴承

图６－3为双列圆柱滚子轴承(参考文献2），他的特点是内孔为1：1２的锥孔,与主轴的锥行轴径相配合。轴向移动为内圈,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。

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图 6—３双列圆柱滚子轴承

6。1。3圆锥滚子轴承

圆锥滚子轴承既能承受径向载荷,又能承受双向的轴向载荷,滚子数量大,故刚度和承载能力均较大.由于圆锥滚子轴承是外缘凸肩轴向定位,因而箱体上通孔加工方便,但缺点是滚子大端的端面与内圈挡边之间为滑动摩擦,发热较大,故允许的极限转速较低。 6.1。４深沟球轴承

这种轴承只能承受径向载荷，轴向载荷则由配套的推力轴承承受。此种轴承一般不能调整，常用于精度要求和刚度要求不太高的地方.

在本设计中，前轴承采用角接触球轴承以适应较高速的要求。主轴轴向载荷较大，故选用接触角25的轴承．轴向力的方向是从轴头部指向尾部，故前轴承采用三联组配,前两轴承同向都面朝前,共同承担轴向载荷。后一轴承与前两轴承背靠背，以实现预紧。后支承的载荷较大,因此采用双列圆柱滚子轴承．这种轴承的外圈是可以分离的,主轴热膨胀时,可连同轴承内圈的滚子在外圈滚道上轴向移动。后轴承直径比前轴承小,预紧力也小，因此温升不致超过前轴承。 6.２轴承间隙调整和预紧

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,这就是轴承的预紧.

轴承预紧后,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,因而预紧前只有部分滚动体和滚道接触。预紧后，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,预紧后发热较多,温升较高；且太大的预紧将使轴承的寿命降低,故预紧要适当。本设计为数控车床的主轴组件设计，功率相对较小,所以取中预紧。

七、主轴箱箱体的设计

7.1主轴箱的概述

主轴箱为数控机床的主要传动系统它包括电动机、传动系统和主轴部件它与普

通车床的主轴箱比较，相对来手比较简单只有两极或三级齿轮变速系统,它主要是用以扩大

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电动机无级调速的范围,以满足一定恒功率、和转速的问题. ７。2主传动设计

７.2．１驱动源的选择

机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机 ,直流电动机从额定转速nｄ向上至最高转速nmax是调节磁场电流的方法来调速的,属于恒功率，从额定转速ｎd向下至最低转速nmin时调节电枢电压的方法来调速的属于恒转矩；交流调速电动机是靠调节供电频率的方法调速。由于交流调速电动机的体积小,转动惯量小,动态响应快,没有电刷,能达到的最高转速比同功率的直流调速电动机高,磨损和故障也少，所以在中小功率领域,交流调速电动机占有较大的优势,鉴于此,本设计选用交流调速电动机。

根据主轴要求的最高转速4000r/min,最大切削功率５kｗ，选择北京数控设备厂的ＢESK—8型交流主轴电动机,最高转速是45０0r／min。 7。2．2传动轴的估算

传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的 变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下不至于产生过大的变形。如果刚度不够,轴上的零件由于轴的 变形过大而不能正常工作,或者产生振动和噪音,发热，过早磨损而失效，因此,必须保证传动轴有足够的刚度。

计算转速n是传动件传递全部功率时的最低转速,各个传动轴上的计算转速可以从转速图是直接得出，如表2—１所示。

各轴的计算转速 轴 计算转速 各轴功率和扭矩计算:

已知一级齿轮传动效率为0．9７（包括轴承）,同步带传动效率为０。9８,则 I轴：P1=Pｄ ｘ ０。98=７。5 x ０。98=7.3５KW ＩI 轴 p2=p1 ｘ 0。９７＝7。5 x 0.97=7。2８KＷ ＩＩＩ轴 P3=P2 x 0。９7=7。２8 ｘ ０．9７＝7。０6KW

IＩ轴扭矩:Ｔ2＝9550P2／n2=9550 x x7。2８/５30=1。31x10

510 III轴扭矩：T３＝９550 P3/N3＝９550 x 7。0６/140=4。82x ［Φ]是每米长度上允许的扭转角(ｄｅg/m）,可根据传动轴的要求选取,其选择的原则如表7.2—2所示。

5I 1500 II 530 表７－2—1

ＩIＩ １40 - 13 -

表７。2—２ 许用扭转角选取原则 轴 ［Φ](ｄeg/ｍ） 主轴 ０。5—1 一般传动轴 １－1.5 较低的轴 １．5-2 表7-２-2

最后所确定各轴所允许的扭转角如表2—3所示 轴 [Φ］(dｅｇ/m） I轴 0。５ IＩ轴 1 表7—2-3

IIＩ轴 0.5 把以上确定的各轴的输入功率Ｎ=７。5KW，计算转速nj，允许扭转角[Φ]代入扭转刚

4度的估算公式 ｄ=91N/(nj [Φ ]),可得传动轴的估算直径：

d2914Nnj914N7.55301d3914Nnj914 ４0ｍm

7.51400.552。０6mm

d1914nj３1．３9mm.最后取值如下表所示:

Ｉ 40 ＩI ３2 IIＩ 53 轴 估算直径 主轴轴径尺寸的确定：

已知车床最大加工直径为Dmax=400ｍｍ，则

主轴前轴颈直径 D１=0。25Ｄmax15＝85－1１5mm 后颈直径 D2=(0。7—0。85）D1=６7-81ｍm 内孔直径 d＝0。１Ｄmaｘ１0=３5—55ｍm 7。2。3齿轮模数的估算

按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂,而且有些系数只有在齿轮的各参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。在画草图时用经验公式估算,根据估算的结果然后选用标准齿轮的模数。

齿轮模数的估算方法有两种,一是按齿轮的弯曲疲劳进行估算,二是按齿轮的齿面点蚀进行估算。这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知。

根据齿轮不产生跟切的基本条件：齿轮数不小于1７。由于Ｚ3,Z3'这对齿轮有较大的传动比，各个齿轮中最小齿数的齿轮必然是Ｚ3。 取Z4＝２2,Ｓ＝1０５,则Ｚ4'=8３

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从转速图上直接看出Z3的计算转速是530r／min。根据齿轮弯曲疲劳估算公式

N7.53232.7Z*nj22530

根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算 得m＝2。7

m323由于受传动轴轴径尺寸大小限制,选取齿轮模数为m＝3 mm，对比上面的结果,可知这样设计的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度,故取同一变速组中的所以齿轮的模数都为m=３mm．可得两轴中心距为a=１57。５mm。圆整为a=15８mm.。

7。２。4V型带的选择;

V带选择V型带,取小带轮的大小72mm，大带轮的大小为２0４ｍｍ; ２－5—1确定中心距a和带的基准长Ld 0．7（dd1如果中心距未给出,可根据传动的结构需要初定长度中心距a0，取

dd2）〈a0〈2(dd1dd2)，193.2〈a0＜５52后确定a0＝２00,根据带传

动的几何关系,按下式计算所需代的基准长度

Ld：Ld=2ａ０+2(dd1dd2)+

''(dd2dd2)24a0

得到Ld=855.4,取Ld=９0０mm

'LL'dda=ａ0＋

2=2０0+(9０0-8５５。4)/２=22２mｍ。

验算主动轮上的包角1：

11800dd2dd157.5000a=145.8〉=120；

确定带的根数z：

zpca2.7(p0p0)kakL根,圆整为3根.

V带速度的验算：

dd1n1Vd116.73m/s601000 dd2n2Vd216.96m/s601000

Vmax2530m/s

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Vd1Vd2Vmax 故带符合要求. 7．3主轴箱展开图的设计

主轴箱展开图是反应各个零件的相互关系,结构形状以及尺寸的图纸,并以此为依据绘制零件工作图。

7。 3。1 各零件结构和尺寸设计

1．设计内容和步骤

通过绘图设计轴的结构尺寸以及选出轴承的型号,确定轴的支点距离和轴上零件力的作用点，计算轴的强度和轴承的寿命。

2 .有关零件结构和尺寸的确定

传动零件，轴，轴承是主轴部件的主要零件,其他零件的结构尺寸是根据主要零件的位置和结构而定。

m＝(６-10）ｍ.这里取变形,可能接触不均,反而容易引起振动和噪声,一般取齿宽系数Φm=10，则齿宽B=ΦmＸ ｍ=10x3＝30mm。各个齿轮的齿厚确定如表3-1。 齿宽系数Φ齿宽影响齿的强度.轮齿越宽承载能力越高。但如果太宽，由于齿轮的制造误差和轴的

表７。3－1 各齿轮的齿厚 齿轮 齿厚 Ｚ1 25 Ｚ1’ 20 Z2 35 Ｚ2' 30 Z３ 35 Z3’ 30 Z4 30 Ｚ４’ 30 表７。3—1

由计算公式; 齿顶:

(z2)m(h1);d(z2h)1a22dd1(z2h2c)m(c0.25)1f1

齿根：d得到下列尺寸表

齿轮的直径决定了各轴之间的尺寸.各主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如下表3-2 表７。3—2 各齿轮的直径 齿轮 分度圆直径(mm) 齿顶圆直径(ｍm) 齿根圆直径（ｍ

Z１ ４8 ５２ Z1’ 1３6 1４０ Z2 225 ２31 Z2’ 90 ９６ Z３ 144 15０ Z3' 171 １7７ Z4 6６ 7２ Z4' ２49 255 4３ 13１ 217.5 82.5 - 16 -

１３6.5 1６３.5 58。５ 24１。5

m) 表７。3—２

由表7.3-２可以计算出各轴之间的距离，现将它们列出如表７。3-3各轴的中心距 轴 距离 3）确定齿轮的轴向布置

为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合,两个固定齿轮的间距应大于滑移齿轮的宽度，一般留有间隙1-２mｍ。

轴承的选择及其配置

主轴组件的滚动轴承既要有承受径向载荷的径向轴承,又要有承受两个方向轴向载荷的推力轴承。轴承类型及型号选用主要根据主轴的刚度,承载能力,转速,抗振性及结构要求合理的进行选定．

３。 各轴结构的设计

Ⅰ轴的一端与带轮相连,将Ⅰ轴的结构草图绘制如图７。３－２

I—II 230 表7。3—3

ＩI—III 160

图7.3－2

Ⅱ轴其结构完全按标准确定，根据其周详的尺寸可将结构简图绘制如图７。3-3

所示：

图7。3—3

4. 主轴组件的刚度和刚度损失的计算: 最佳跨距的确定:

取弹性模量E＝2.110N/mm, D=（90+65)/２=77。5mm;

I52(D4d4)2 主轴截面惯距:

1.64106mm4

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截面面积；A=34５9．９mm

Mn9550000P5.12105N.mmn

2 主轴最大输出转矩：

FzMnMn/2002560N450/2

FY0.5Fz1280N 故总切削力为:

FFz2Fy22862.17N

估算时，暂取L0/a3,即取270mｍ 前后支承支反力Ra3816.22N Rb954.06N

取ka=1０33000N／mm

5k3.6710N/mm b



EI0.3383Kaa

则L0/a2.5 则L0=225mm 当量切削力的计算:

P=（a=B)/a＝3639对于车床 Ｂ=0。4Dmax＝1６０mm 则水平面内:ph1819.5N 垂直面内：pv1273.65N

a3Laa1a1a2Yp(1)(1)(1)2()aEALK1LK2L3EI主轴端部的挠度计算：

Yph8.196103mm,

Ypv5.737103mm

传动力的作用下，主轴端位移的计算公式见下式：

bc(Lc)a1baabYQQ(1)(1)6EILk1LLK2L2

式中:“-\"号表示位移方向上与力反向,b表示齿轮与前支承的距离，c表示齿轮与后支

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承的距离,将各值带入，得

YQh4.307103

YQv3.86103

3Y3.88910mm H水平面内:

3Y1.87710mm v垂直面内：

3Y4.3910mm max则主轴最大端位移为：

已知主轴最大端位移许用值为y则Ymax<,符合要求。 主轴倾角的验算：

y＝0.０002L＝0。0９mm

在切削力p的作用下主轴前轴承处的倾角为: 水平面：

phpHLa7.1105rad3EI pVLa4.9105rad3EI

垂直面内：

pV传动力Ｑ作用下主轴倾角为： 水平面内:

QH3.867105rad

53.46510H垂直面内:ｒad

则主轴前轴承处的角为垂直面内:

HPHQH3.233105radﻩrad

VPVQV1.4351052maxQH2QV3.537105rad 故符合要求.

７。3。5轴承的校核：

齿轮受切向力Fte2911N

径向力:Fre0.5p1455.5N;切削力Ｆ=１310N，径向切削力Fr0.5p655N 轴向切削力Fa0.35p458.5N, ﻩ转速n=4000ｒ/min d＝９0mm 垂直面内的受力分析：

F66Fr1vre213.47N450 F384Fr2vre1242.03N450

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水平面内的受力分析:

F90Fte384Fr1hr2615.05N450 F540Fte66Fr2hr359N450 故合力：

Fr12623.7N Fr21292.89N

求两轴承的轴向力：对7000０ＡC型轴承FdeFr

Fd1eFr10.68Fr11778.23N Fd2eFr20.68Fr2879.2N Fa1FaFd21337.7N Fa2Fd2879.2N

Fa11337.70.012c0108

Fa2879.20.019c246.2两次计算的差值不大，因此,确定e1e20.68，

当量动载荷:

Fa11337.70.509e1F2623.7 r1 Fa1879.20.68e1Fr21292.89

对两轴承取Ｘ=1,Y=０; Ｘ=1,Y=0; 由载荷性质，轻载有冲击故取当量载荷：

fp1.5

p1fp(X1Fr1)1.52623.73935.6N .

p2fp(X2Fr2)1.51292.891939.3N - 20 -

106cLh()143346h60np1因为p1p2所以可知其寿命 轴承也符合刚度要求．

八、主轴组件的润滑和密封

８。1主轴滚动轴承的润滑

润滑的作用是减少摩擦、降低温升并与密封装置一起保护轴承不受外物的损伤与腐蚀。润滑剂和润滑方式决定于轴承的类型、速度和工作负荷。如果选择合适，可以降低轴承的工作温度和延长使用寿命.

滚动轴承可以用润滑脂或润滑油润滑。在速度较低时,用润滑脂比用润滑油温升低;速度较高时,用油润滑较好。

8。1．１脂润滑

脂润滑使用方便,不需要供油管路和系统,没有漏油问题。如果转速不太高(数值可查轴承样本)，滚动轴承应尽量采用脂润滑，特别是立式主轴或装在套筒内可以伸缩的主轴(如钻床、坐标镗床、加工中心等的主轴)。

润滑脂使用期限长，如果转速不超极限值,一次充填可使用2０00h以上。只要密封良好,不让灰尘、油污进入轴承,一次充填可一直用到大修时才更换,中间不需填充．

润滑脂填充量不宜过多，尤其不能填满轴承空间.否则将引起过多的发热,并油可能使脂熔化流出。

8.1。2油润滑

润滑滚动轴承所需的油量很少，约每分钟1~5滴。若油量增大，则由于搅拌作用会使温度升高。油量增加过大，则冷却作用为主，温度会下降，但能耗却加大了。

常用油的粘度为12mm/ｓ～30mm/s(40C时）。 高速主轴(如角接触球轴承dmn10６mm·r/ｍiｎ),发热较多.为控制其温升,希望润滑时兼起冷却的作用。采用油润滑，用空气冷却的方法。常用油雾和油气润滑。

由于主轴前端采用了角接触球轴承,速度较高，致使发热较多,所以采用油润滑，在润滑时也起冷却的作用。后端采用的是曲路（迷宫)密封为防止油液外漏，用脂润滑双列圆柱滚子轴承。

8.2主轴组件的密封

22主轴组件密封主要是防止油外泄和尘埃、屑末进入.密封的类型很多,两个具有相对运动的结合面之间必然有间隙，它们之间的密封称为动密封.两个相对静止不动的结合面之间的密封称为静密封.静密封有研磨面密封、垫片密封、密封胶密封等。

在本设计中轴承端盖与箱体之间的密封属于静密封，采用纸封油垫配合紧定螺钉进行密封，之所以采用此种密封是由于研磨面密封适用与结合面加工平整、光洁,但本设计箱体为铸造，不合适;而密封胶密封又不便端盖拆卸。

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前、后端轴承端盖通孔和轴之间的密封属于动密封。前端轴承为角接触球轴承，转速较高,采用油润滑,为防止油液甩出，此处采用了毡圈油封；后端轴承用脂润滑，此处用迷宫式密封，利用其节流的作用达到密封的效果,且间隙中充满着润滑脂,密封效果更好。

设计心得

在研究了数控车床的结构及加工特点的前提下，分析了车床的制造和装配的精度基础上，提出了ＣK614０型数控车床的整体结构装配特点和标准，设计了主轴结构及前后支承的结构解决了回转精度、抗振性、及热变形等问题，达到了设计前要求的加工精度目的,取得了高效经济的效果。

通过这次的毕业设计,我不仅加深了对ＣＫ6140数控车床主轴理论的理解,将理论很好地应用到实际当中去,而且我还学会了如何去培养我们的创新精神，从而不断地战胜自己,超越自己．也让我深刻意识到了书到用时方恨少,平时学的东西,真正拿出来作为理论指导的时候，才知道自己所掌握的东西竟然如此的缺乏。同时,更重要的是,我在这一设计过程中，学会了坚持不懈,不轻易言弃。设计过程,也好比是我们人类成长的历程，常有一些不如意,也许这就是在对我们提出了挑战，勇敢过，也战胜了,胜利的钟声也就一定会为我们而敲响。

在本次设计中,我查阅了大量的资料。通过本次设计,使我懂得了怎么样去查阅各种资料，懂得了利用学过的知识来进行设计,计算。但是在这次设计中我遇到了很多问题，这些问题是我以前从没有遇到的,他对我的设计进度影响很大，我无论怎么想都找不到解决的办法,于是我就向我们的设计指导老师请教，在老师的解说下,我解决了这些问题，而且从中收益很多。为今后从事本专业的设计工作打下扎实的基础.

在此,特别感谢老师给我的悉心指导,还有其他老师给我在设计方面给予的帮助。我觉得通过这次设计，让我了解了设计的整个流程，在设计过程中发现了自己的不足和不少的漏洞,让我自己能够在以后加以改正，在今后的工作中能够更好的发挥在大学三年中所学的

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知识,在以后的工作中能够做的更好.

当然,我的设计还存在着一些缺陷,在本次设计中由于我的水平有限，所以只对主轴部分进行了详细的设计，其他部分只进行了简单的介绍.在此恳请老师批评指正.这次设计也让我懂得细节决定成败，在以后的设计中我会严格吸取教训，做的更好!

参考文献

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7.蔡春源主编。新编机械设计实用手册(上下册) [M］。北京:学苑出版社,1９92。７. 8.赵妙霞主编。机械设计与质量控制[Ｍ]．兰州:兰州大学出版社，2004。9。 9。左健民主编。液压与气压传动（第二版)[Ｍ].北京：机械工业出版社,１99９.5。 1０ .胡家秀主编。机械设计基础[M］。北京:机械工业出版社,２00１。５. 1１ .胡家秀主编．简明机械零件设计实用手册［M]．北京:机械工业出版社,199９.１０。

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