2427 磁懸浮電主軸機械部分設計,磁懸浮,主軸,機械,部分,部份,設計 畢業(yè)設計說明書題 目： 數控車床電主軸設計學 號：姓 名： 班 級：07 級機械（3）班專 業(yè)：機械設計制造及其自動化指導教師：學 院：機械工程學院答辯日期：2011 年 4 月 23 日畢 業(yè) 設 計 說 明 書摘 要本文闡述了車床電主軸的發(fā)展歷史、現狀以及趨勢，并介紹了電主軸的工作原理及關鍵技術。然后，確定了合理的電主軸總體結構，分別對電主軸的電機、編碼器、轉子、定子和冷卻系統(tǒng)等各零部件作了設計，產生了裝配圖、零件圖與設計說明書等設計文檔。最后，對電主軸的旋轉軸和軸承進行了詳細的分析和校核，計算表明，該電主軸設計符合要求。關鍵詞：車床；電主軸；主軸；軸承畢 業(yè) 設 計 說 明 書IAbstractThis paper describes the history, status and trends of lathe electrical spindle development, and also introduce the working principle and key technology of electrical spindle. Then, the reasonable structure of the electrical spindle is determined. The structure of main components is designed, such as axis, encoders, rotor, stator and cooling systems. The assembly drawings, part drawings and design specifications and other design documents is generated. Finally, the detailed analysis and verification of the axis and bearing are made. The calculation result shows that the design of electrical spindle meets the requirements.Key words: lathe；electrical spindle ；spindle；bearing畢 業(yè) 設 計 說 明 書II目 錄第 1 章 緒論………………………………………………………………………….. ….11.1 選題的目的和意義……………………………………………………………………………11.2 數控車床電主軸的國內外的研究現狀和發(fā)展趨勢………………………………………….11.3 本課題主要研究內容…………………………………………….. …………………………..4第 2 章 數控車床電主軸的介紹………………………………………………………………………………….. …52.1 車床電主軸的工作原理……………………………………………………………………………….. ………………………52.2 數控車床電主軸的特征……………………………………………………………………………….. ………………………5第 3 章 車床電主軸結構設計……………………………………………………………………………….. ………73.1 電主軸結構圖……………………………………………………………………………….. ………………………………………73.2 同步帶的選擇……………………………………………………………………………….. ………………………………………73.3 內置編碼器的選擇……………………………………………………………………………….. ……………………………113.4 轉子和定子的設計……………………………………………………………………………….. ……………………………123.5 軸承的選擇……………………………………………………………………………….. ……………………………………….143.6 冷卻系統(tǒng)的設計……………………………………………………………………………….. ………………………………..163.7 主軸的主要結構參數……………………………………………………………………………….. ………………………..18第 4 章 軸的校核……………………………………………………………………………….. ………………………………………..254.1 軸的強度校核計算……………………………………………………………………………….. ……………………………254.2 軸的剛度校核計算……………………………………………………………………………….. ……………………………284.3 軸的 CAE 分析……………………………………………………………………………….. ………………………………….29畢 業(yè) 設 計 說 明 書III第 5 章 軸承的校核……………………………………………………………………………….. ……………………………………315.1 角接觸球軸承的校核……………………………………………………………………………….. ………………………..315.2 深溝球軸承的校核……………………………………………………………………………….. ……………………………335.3 軸承的 CAE 分析……………………………………………………………………………….. ………………………………..34總結……………………………………………………………………………….. ……………………………. ……………..36參考文獻……………………………………………………………………………….. …………………………………….37致謝……………………………………………………………………………….. …………………………………………….39附錄 1 電主軸的裝配圖……………………………………………………………………………….. ……………..40附錄 2 電主軸的主軸零件圖……………………………………………………………………………….. ……..41附錄 3 電主軸的同步帶輪零件圖……………………………………………………………………………….. 42附錄 4 電主軸的壓蓋零件圖……………………………………………………………………………….. ……..43附錄 5 電主軸的刀套零件圖……………………………………………………………………………….. ……..44畢 業(yè) 設 計 說 明 書0第 1 章 緒論1.1 選題的目的和意義我國數控機床的發(fā)展歷程充分證明，數控機床電主軸發(fā)展的滯后，始終是制約我國數控機床發(fā)展的瓶頸問題之一。高速電主軸的功能部件跟不上，發(fā)展數控機床將成為空話。我國數控機床整體技術水平的發(fā)展和提高，最終離不開先進的功能部件產業(yè)的支持。我國數控機床經歷了二十多年的發(fā)展歷程,形成了一定的生產規(guī)模，具備了進一步發(fā)展的基礎。但在數控機床品種、質量和性能等方面與發(fā)達國家還存在較大差距，很難能滿足市場需求，特別是高端數控機床主要依賴進口，已明顯制約我國國民經濟和國防工業(yè)的發(fā)展。高速電主軸制造技術成為了決定高端的數控機床發(fā)展的關鍵技術。對決定電主軸發(fā)展的關鍵技術要進行重點攻關，特別是在電主軸應用中的關鍵部件諸如復合陶瓷軸承、內置式無外殼電機、性能優(yōu)良的伺服控制器、高精度位置編碼器、氣密封裝置等進行自主研發(fā)，改變這些關鍵部件主要靠進口的局面。高速電主軸也是高端的數控機床的核心，大力發(fā)展高速電主軸將對我國的裝備制造行業(yè)會起到強大的推動作用。1.2 數控車床電主軸的國內外的研究現狀和發(fā)展趨勢1.2.1 數控車床電主軸的國內外的研究現狀國內對電主軸技術的研究始于 20 世紀 60 年代，主要用于零件內表面磨削，這種電主軸的功率低，剛度小，并且它采用無內圈式向心推力球軸承，限制了高速電主軸的產業(yè)化。到 80 年代，隨著國內高速主軸軸承的開發(fā)成功，研制出一系列高剛度、高速電主軸，廣泛應用于各種內圓磨床和各個機械制造領域。在 90 年代以后由磨用電主軸轉向銑用電主軸，它不僅能加工各種形體復雜的模具，而且開發(fā)了用于木工機械用的風冷式高速銑用電主軸，推動了高速電主軸在切削中的應用。在國內以洛陽軸承研究所(洛陽軸研科技股份有限公司)為代表，早在 1958 年就研制出了磨用電主軸之后又研發(fā)了大功率、高轉速系列電主軸，磁懸浮和氣靜壓電主軸等，并將電主軸在 90 年代應用于大型數控銑床，加工中心和數控車床，是我國電主軸技術的引領者。廣州工業(yè)大學高速加工和機床研究所也開發(fā)研制了多種電主軸，并應用畢 業(yè) 設 計 說 明 書1于數控銑床由于近些年數控加工技術的飛速發(fā)展，在軍工、基礎裝備制造，航空航天等領域對高速電主軸的迫切需要，國內的電主軸研究也得到了很大的發(fā)展。同濟大學、北京機床研究所和上海機床廠在高速電主軸方面也取得了很大的成就。目前國內生產的磨削用電主軸的轉速在 15000r/min 以內；加工中心用電主軸的轉速最高30000r/ min，轉矩達 200N·m 的加工中心用電主軸轉速只有 4000r/min；車削用電主軸最高轉速可達 12000r/min，最大功率只有 11kw。在電主軸的潤滑方面，國外普遍采用先進的油氣潤滑技術，而我國主要以油脂潤滑和油霧潤滑為主。國外電主軸最早用于內圓磨床，上世紀 80 年代，隨著數控機床和高速切削技術的發(fā)展和需要，逐漸將電主軸技術應用于加工中心、數控銑床等高檔數控機床。目前電主軸已經成為現代數控機床最主要功能部件之一，世界上形成許多著名的機床電主軸功能部件專業(yè)制造商，它們生產的電主軸功能部件已經系列化。具有代表性有美國福特公司和 Ingerso1l 公司聯(lián)合推出的 HVM800 臥式加工中心的大功率電主軸最高轉速達 15000r/min 由靜止升至最高轉速僅需 15s。瑞士 IBAG 公司在電主軸行業(yè)技術領先現在被公認為代表了行業(yè)的發(fā)展趨勢。IBAG 公司提供的電主軸已經系列化、標準化電主軸最大轉速可達 140000r/min，直徑范圍 33 到 300mm，功率范圍125W-SOkW,扭矩范圍 0.02～300N·m。日本三井精機公司生產的 HT3A 臥式加工中心采用陶瓷軸承支承的電主軸,主軸轉速達 40000r/min 此外還有瑞士的 Fisher 公司、德國的 GMN 公司、Hofer 公司、西門子、意大利的 Faemat 公司和 Gamfior 公司等，這些公司生產的電主軸有以下特點：(l) 功率大、轉速高。 (2) 采用高速、高剛度軸承。國外高速精密主軸上采用高速、高剛度軸承，主要有陶瓷軸承和液體動靜壓軸承，特殊場合采用空氣潤滑軸承和磁懸浮軸承。(3) 精密加工與精密裝配工藝水平高。(4) 配套控制系統(tǒng)水平高。這些控制系統(tǒng)包括轉子自動平衡系統(tǒng)、軸承油氣潤滑與精密控制系統(tǒng)、定轉子冷卻溫度精密控制系統(tǒng)、主軸變形溫度補償精密控制系統(tǒng)等 [1]。1.2.2 數控車床電主軸的國內外的發(fā)展趨勢（1）向高速度、高剛度方向發(fā)展隨著主軸軸承及其潤滑技術、精密加工技術、精密動平衡技術、高速刀具及其接口技術等相關技術的發(fā)展，數控機床用電主軸高速化已成為目前發(fā)展的普遍趨勢。電主軸的功率和轉速是受電主軸體積及軸承限制的，D mN 值是反映電主軸剛度和轉畢 業(yè) 設 計 說 明 書2速的一個重要的綜合特征參數，D mN 值越大，其電主軸性能越。因此，在保證電主軸高轉速的前提下，加大主軸直徑，提高其剛性，也是電主軸技術發(fā)展的方向之一。（2）向高速大功率、低速大轉矩方向發(fā)展現代數控機床需要同時能夠滿足低速粗加工時的重切削、高速切削時精加工的要求，因此機床電主軸應該具備低速大轉矩、高速大功率的性能。高速電主軸的大功率化已是國際機床產業(yè)發(fā)展的一個方向。近年大功率半導體器件有了飛躍性發(fā)展，已經完全可以滿足現有的電主軸應用場合所要求的功率等級，這為高速電主軸的大功率化奠定了基礎。德國 GMN 公司的電主軸低速粗加工時的重切削力可達1250N·m,高速切削時精加工最大輸出功率可到 150kW。（3）電機形式與控制方式多樣化方向發(fā)展主軸電機方面：目前國內外主軸電機常見的是感應電動機，但由于其結構和特性的限制，運行狀態(tài)改變時導致電機很難在最佳效率點運行，功率因數低、效率低。雖然采用變頻調速、矢量控制、功率因數補償等技術改善了電機系統(tǒng)的效率，但由于感應電機的工作原理決定其運行效率的提高是有限的，特別是在位置和速度要求非常高的高精度高速電主軸系統(tǒng)中應用有時很難滿足系統(tǒng)要求。因此選用轉動慣量小，轉矩密度高，控制精度高的永磁電機代替感應電動機也將是電主軸發(fā)展的一個重要方向。在主軸電機控制方面：采用矢量控制已經被大多數高速電主軸生產廠家所采用，針對感應電動機采用自適應控制、直接轉矩控制、定子優(yōu)化控制等措施不斷提高感應電動機在電主軸的應用性能。對于永磁同步電動機在低速粗加工時的重切削多采用恒轉矩控制方式,高速切削時精加工采用恒功率控制，在擴大永磁電機在弱磁區(qū)域的同時提高穩(wěn)定性也將成為高速電主軸研究熱點問題。此外，柔性主軸及其軸承彈性支承技術的研究也將進一步深化。目前國內市場的軸承多以用高速角接觸球軸承支承，氣靜壓方式將逐漸取代角接觸球軸承成為主流方式。另外隨著磁懸浮技術的不斷進步和成熟，在滿足成本要求的情況下，磁懸浮軸承將由一些特殊場合的應用到普通場合的特殊要求的應用。提高高速電主軸動平衡等級，降低振動，使電主軸壽命更長。在保證轉速的情況下，應盡量降低電主軸的整體振動。主軸單元的自動平衡裝置也將因高速電主軸的振動指標更高而不斷的更新和完善。潤滑技術不斷改進，預負荷施加技術不斷進步。陶瓷球復合軸承和畢 業(yè) 設 計 說 明 書3油氣潤滑技術的廣泛應用，使得軸承發(fā)熱更小，而且更能適應高速需要。在非接觸式軸承中，磁浮和氣浮軸承不斷發(fā)展，已有系列產品出現。軸承預負荷施加方式上，過去主要使用剛性預負荷，不斷發(fā)展為彈性預負荷，后又出現智能預負荷方式，使軸承承載性能更優(yōu)。油氣潤滑方式和成本更低的非接觸式軸承技術也將是高速電主軸發(fā)展的方向 [1]。1.3 本課題主要研究內容（1）數控車床電主軸總體方案設計；（2）根據產品特點，進行工藝分析、結構分析、結構計算和校核；（3）繪制裝配圖及其他零件圖；（4）撰寫設計計算說明書 1 份，撰寫其他相關設計技術文檔。畢 業(yè) 設 計 說 明 書4第 2 章 數控車床電主軸的介紹2.1 車床電主軸的工作原理 電主軸作為加工中心的核心部件，它將機床主軸與交流伺服電機軸合二為一，即將主軸電機的定子、轉子直接裝入主軸組件的內部，并經過精確的動平衡校正，具有良好的回轉精度和穩(wěn)定性，形成一個完美的高速主軸單元，也被稱為內裝式電主軸，其間不再使用皮帶齒輪傳動副，從而實現機床主軸系統(tǒng)的“零傳動” ，通電后轉子直接帶動主軸運轉。2.2 數控車床電主軸的特征（1）高回轉精度車削中心的主軸是裝夾工件的基準，并將運動傳遞給工件，因此主軸的回轉精度直接影響加工精度。為保證電主軸在高速運轉時的回轉精度，其關鍵零件必須進行精加工和超精加工，選用尺寸和精度等級合適的軸承，采用合理的裝配方案；（2）高剛度主軸剛度反映主軸單元抵抗外載荷的能力。尤其，進行車削粗加工時，切削量較大，主軸要承受很大的徑向力。為了保證加工精度、避免振動，要求電主軸具備較高的剛度，特別是徑向剛度；（3）抗振性強機床工作時，主軸部件不僅受靜態(tài)力的作用，同時還受其他沖擊力和交變干擾力的作用而產生振動。振動是主軸動態(tài)性能的重要指標，振動將會產生噪聲，并直接影響工件的表面加工質量，振動嚴重時會產生崩刃和打刀現象。因此，電主軸的抗振性要強；（4）電機特性優(yōu)良車削中心要求有較廣的加工范圍，這就要求電主軸既要有優(yōu)良的低速加工性能，又要有好的高速加工性能。在起步及低速段采用恒轉矩調速，保證低速時有較大的輸出轉矩，滿足低速大進給的切削要求；而高速段采用恒功率調速，可滿足小切削量的高轉速要求。對一些低速要求高的電主軸，應采用高性能的矢量變頻器控制；畢 業(yè) 設 計 說 明 書5（5）熱特性穩(wěn)定由于電主軸是將高速電機置于機床主軸部件內部，高速運轉時，電機轉子、定子和軸承的的發(fā)熱量很大，并引起熱變形，直接影響機床的工作性能和加工精度，因此要求電主軸的熱態(tài)性能穩(wěn)定 [2]。畢 業(yè) 設 計 說 明 書6第 3 章 車床電主軸結構設計3.1 電主軸結構圖1—主軸箱體　2—主軸前軸承　3—主軸　4—冷卻液進口　5—主軸前軸承座　6—前軸承冷卻套　7—定子 8—轉子　9—定子冷卻套　10—冷卻液出口　11—主軸后軸承圖 3.1　車削中心電主軸結構示意圖電主軸由主軸及主軸箱本體、輔助裝置、檢測裝置組成。電機的轉子采用壓配方法與主軸做成一體，主軸則由前后軸承支撐。轉子定子通過冷卻套安裝于主軸單元的殼體中。主軸的變速由主軸驅動模塊控制，而主軸單元內的溫升由冷卻裝置控制。在主軸的后面裝有松刀油缸、旋轉接頭；前端的內錐孔和端面用于安裝刀具、刀具夾爪；中間有刀具拉桿、刀具夾緊彈簧。3.2 同步帶的選擇3.2.1 同步帶介紹同步帶傳動是一種新型的機械傳動。由于它是一種嚙合傳動，因而帶和帶輪之間沒有相對滑動，從而使主從輪間的傳動達到同步。同步帶傳動和 V 帶、平帶相比具有以下優(yōu)點：(1)傳動準確，無滑動，能達到同步傳動的目的；(2)傳動效率高，一般可達 98?%；畢 業(yè) 設 計 說 明 書7(3)速比范圍大，允許線速度也高；(4)傳遞功率范圍大，從幾十瓦到幾百千瓦；(5)結構緊湊，還適用于多軸傳動。同步帶傳動設計目的是確定帶的型號節(jié)距帶長(節(jié)線長度)中心距、帶寬及主、從動帶輪齒數，直徑等參數。3.2.2 同步帶計算一臺額定功率為 12.5kw，轉速為 1000r/min 的異步電機，一天工作 8 個小時以上，以此來設計電主軸的同步帶。(1) 求設計功率 PdPd=K0Pm=1.6×12.5=20 kw式中 K0 載荷修正系數（由表 3.1 得）表 3.1　載荷修正系數 K（部分）原 動 機運 轉 時 間（小時/日）工 作 機3~5 8~10 16~24帶式輸送機，烘干機，杠車床，帶鋸，篩選機 1.2 1.4 1.6液體攪拌機，鉆床，車床，龍門刨床，造紙機 1.4 1.6 1.8牛頭刨床，磨床，銑床，鉆鏜床，紡織機械 1.5 1.7 1.9(2) 確定帶的型號和節(jié)距由于電主軸是內裝式電機，電機轉速就是主軸轉速，所及小齒輪轉速n1=n2×i0=3100r/min，由圖 3.2 查的帶的型號為 H 型，對應節(jié)距 Pb=12.7mm(見表3.2)畢 業(yè) 設 計 說 明 書8圖 3.2　通過功率找同步帶型號(3) 選擇小帶輪齒數由小帶輪轉速 n1=3100r/min 和 H 型帶，查表 3.3 得小帶輪最小許用齒數Z1=20，則 Z2=iZ1，其中 i=n1／n2=3.1Z2=62, 取標準帶輪齒數 Z2=60(4) 確定帶輪節(jié)圓直徑：d1=PbZ1／π=80.892mmd2= PbZ2／π=242.675mm(5) 確定同步帶的節(jié)線長度 LpLp=2acosφ+π(d2+d1) ／2+πφ(d2-d1) ／180 （3-2）式中：φ= =9.31?(以 a=500mm 代入)ad21sin1?則 Lp=1521.102 選擇最接近計算值的標準節(jié)線長 (見表 3.4) Lp=1524.00mm(6) 計算同步帶齒數 ZbZb=Lp／Pb=1524.00/12.70=120(7) 傳動中心距 a 的計算a=Pb(Z2-Z1) ／2πcosθ （3-3）式中：inVθ=π =3.1416 inVθ=tgθ-θ 用逐步逼近法計算， θ=1．3518(弧度)代Z1-zb?入上式:a=Pb(Z2-Z1) ／2πcosθ=373.53mm畢 業(yè) 設 計 說 明 書9表 3.2　七種同步帶型號的主要參數帶型號節(jié)距Pd(mm)基準寬度bэ?(mm)拉力 T?（ N）質量（Kg/m）帶寬bэ（mm ）MXL 2.032 6.4 20 0.010 3.0 4.8 6.4XXL 3.175 6.4 31 0.010 3.0 4.8 6.4XL 5.080 9.5 50.17 0.022 6.4 7.9 9.5L 9.525 25.4 244.46 0.095 12.7 19.1 25.4H 12.700 76.2 2100.85 0.44819.1 25.4 38.1 50.8 76.2XH 22.227 101.6 4048.90 1.484 50.8 76.2 101.6XXH 31.750 127.0 6398.03 2.47350.8 76.2 101.6127.0表 3.3　帶輪最少許用齒數帶 型 號小帶輪轉速（ r/min） MXL XL L H XH XXH900 以下 10 10 12 14 22 22900~1200 以下 12 10 12 16 24 241200~1800 以下 14 12 14 18 26 261800~3600 以下 16 12 16 20 30 ——3600~4800 以下 18 15 18 22 —— ——(8) 確定同步帶設計功率為 Pd 時所需帶寬(a). 計算所選型號同步帶的基準額定功率 PoPo=(Ta-mv2)v／1000 　(kw) （3-4）式中：Ta——許用工作拉力，查表 3.2 得 Ta=2100.85 Nm——單位長度質量，查表 3.2 可得 m=0.448Kg/mV——線速度 (m/s)V= =6.35 (m/s) （3-5）??2103??PbZ畢 業(yè) 設 計 說 明 書10表 3.4　標準同步帶的節(jié)線長度 (部分)節(jié)線長度 節(jié)線長度上的齒數基本尺寸（m）極限偏差（mm）MXL XXL XL L H XH XXH1422.40 ±0.81 —— 641447.80 ±0.81 —— 1141524.00 ±0.81 160 1201600.02 ±0.86 126 721676.40 ±0.86 132帶入上式的 Po=13.23 (kw)(b). 計算小帶輪嚙合齒數 ZmZm= — （Z2-Z1）=8.62>6 21ZaPb2?(c). 確定實際所需帶寬 bэP≈PoKzKw （3-6）式中： P——帶所能傳遞功率 kwKz——嚙合系數，因 Zm>6 故 Kz=1Kw—— 查表 3.2，H 型帶 bэ?=76.20mm14.)(??b將 P 式代入 P≥Pd則 bэ≥bэ ? =26.65mm 取標準帶寬 38.1mm 見表 3.214./)(OZdK(9) 驗算=22.15 > 20 kw10)(2vbmTPaWZ????額定功率大于設計功率，則帶的傳動能力已足夠，所選參數合格 [4]。3.3 內置編碼器的選擇為了提高機械裝置的加工精度，必須提高檢測元件和檢測系統(tǒng)的精度。其中以畢 業(yè) 設 計 說 明 書11旋轉編碼器，線性編碼器，旋轉變壓器，測速發(fā)電機等比較普遍。本人在電主軸設計的內置編碼器是屬于旋轉編碼器的。它的特點是：非接觸式，無摩擦和磨損，體積小，重量輕，機構緊湊，安裝方便，維護簡單，其具有高精度，大量程測量等。旋轉編碼器非常適合測速度，可無限累加測量。3.4 轉子和定子的設計高速電主軸的定子由具有高導磁率的優(yōu)質矽鋼片迭壓而成。迭壓成型的定子內腔帶有沖制嵌線槽。轉子是中頻電機的旋轉部分，它的功能是將定子的電磁場能轉換成機械能。它能帶動主軸旋轉。轉子由轉子鐵芯、鼠籠、轉軸三部分組成。此次設計的電主軸電機轉子的基本尺寸為：轉子的外徑 2b＝126.5mm，轉子內孔直徑 2a＝85.5mm，轉子的軸向長度為 346mm，轉子配合面的有效接觸長度B＝300mm 。主軸配合面的基本尺寸為：外徑 2a＝ 85.5mm，內孔直徑為2c＝46mm。電機的最高轉速為 8000r／min，所以其最大角速度 ωmax 為 837.3 rad／ s。額定功率為 12.5 kW，額定轉矩為 114 Nm，電主軸的結構如圖 3.3 所示。Ce= = =0.6759 （3-7）ba06325.47Ci= = =0.5380　 （3-8）c電機轉子和主軸均為鋼質材料，材料的彈性模量 E＝2.1×10 11N／m 2，泊凇比υ＝0.3 ， 主軸配合面間的摩擦系數 μ＝0.09，電機轉子襯套材料的許用應力［ σ］為287N／mm 2，主軸材料的許用應力［σ］為 567 N／mm 2。要滿足電主軸的高速性能，電機轉子與主軸配合面間的動態(tài)過盈分量的最小值Δdmin 可由下式求得：Δ dmin= =0.0205　 （3-9）2322 )1)(31(ECeaivw???要滿足電主軸的扭矩傳遞能力，電機轉子與主軸配合面之間的靜態(tài)過盈分量的最小值 Δsmin 可由下式求得：Δsmin= ( + )=0.00245 （3-EBaMtvKc??)1(2?2Ce?21i?10）根據計算可知，高速電主軸要求的動態(tài)過盈量 Δdmin 是其要求的靜態(tài)過盈量的畢 業(yè) 設 計 說 明 書126倍多，由此可見，高速主軸的過盈量主要由動態(tài)過盈量確定。高速電主軸的最小過盈量 Δmin 為：圖 3.3　電主軸的結構Δmin＝Δ dmin＋Δ smin＝0.02295?。╩m） （3-11）據此，在 GD－Ⅱ型電主軸設計中，主軸與電機轉子的配合采用 Φ66H6／s6 的過盈配合，這種配合的實際最小過盈量為 0.040mm(＞0.02295　mm)，能滿足電主軸的高速傳動要求。其實際的最大過盈量為 0.078mm，配合面實際產生的最大正壓力為：p max= =93.6 (N/mm2) （3-12）aCeiE)1)(v-22mx??電機轉子內孔配合面上具有最大的切向拉應力 σθemax 和最大的徑向壓應力σremax，其值為：σθemax (r=a)=-pmax=-93.6 (N/mm2) （3-13）σremax (r=a)= =191.9 (N/mm2)　 （3-14）2max1)(CieP??畢 業(yè) 設 計 說 明 書13主軸的 σri（r）和 σθi（r）均為壓應力，其中主軸的配合面上具有最大的徑向壓應力 σrimax，在主軸內孔壁處具有最大的切向壓應力 σθimax，其值為：σrimax (r=a)=-pmax=-93.6 (N/mm2) （3-15）σθimax (r=c)= =-263.4 (N/mm2) （3-16）2max1CiP?電主軸的裝配應力分布如圖 3.4 所示。由此可見，電主軸的危險點在電機轉子的內側，根據第三強度理論：σr3=σθemax-σremax=285.5 (N/mm2)電機轉子襯套材料的許用應力［σ］為 287　N／mm ，σ r3＜［σ］ ，使用安全。圖 3.4　主軸與轉子過盈配合的應力分布3.5 軸承的選擇3.5.1 軸承的選擇按軸系零件軸向定位方法的不同，軸的支承結構可分為三種基本型式：兩端固定支承，一端固定、一段游動支承和兩端游動支承。本設計采用兩端固定支承。采用兩端固定支承時，應留出適當的軸向間隙，以補償工作時軸的熱伸長量，同時應提供適當的間隙調整方法。我采用的是角接觸軸承，所以可利用調整墊片或螺紋件來調整軸承的游隙，以保證軸承的正常運轉。首先通過對軸的受力分析得到了軸承的大致載荷在 3000~4000N 左右，屬于中等載荷，故采用球軸承；接著看轉速，球軸承與滾子軸承相比較，有較高的極限轉速，電主軸的轉速在 1000~8000r/min，所以優(yōu)先選用球軸承。最后軸承在承受徑向載荷的同時，還有不大的軸向載荷，所以選用深溝球軸承和角接觸軸承。畢 業(yè) 設 計 說 明 書14故在主軸的兩端我分別采用了角接觸球軸承和深溝球軸承，分別見圖 3.5 和圖3.6。成 對 安 裝 角 接 觸 球 軸 承 （ GB/T292-1994） 可 同 時 承 受 徑 向 載 荷 和 軸 向 載 荷 。它 能 在 較 高 的 轉 速 下 工 作 ， 接 觸 角 越 大 ， 軸 向 承 載 能 力 越 高 。 高 精 度 和 高 速 軸 承通 常 取 15 度 接 觸 角 。深 溝 球 軸 承 是 最 具 代 表 性 的 滾 動 軸 承 ， 用 途 廣 泛 。 適 用 于 高 轉 速 甚 至 極 高 轉速 的 運 行 ， 而 且 非 常 耐 用 ， 無 需 經 常 維 護 。 深 溝 球 軸 承 的 摩 擦 系 數 很 小 ， 極 限 轉速 也 很 高 ， 特 別 是 在 軸 向 載 荷 很 大 的 高 速 運 轉 工 況 下 ， 深 溝 球 軸 承 比 推 力 球 軸承 更 有 優(yōu) 越 性 。圖 3.5　角接觸球軸承3.5.2 軸 承 材 料 的 選 擇目 前 ， 滾 動 軸 承 電 主 軸 的 支 承 形 式 主 要 采 用 鋼 質 球 軸 承 和 陶 瓷 球 混 合 軸 承 。本 人 采 用 陶 瓷 球 混 合 軸 承 。 陶 瓷 球 混 合 軸 承 與 傳 統(tǒng) 的 鋼 質 球 軸 承 相 比 ， 具 有 密 度小 、 彈 性 模 量 大 、 熱 膨 脹 系 數 小 、 耐 高 溫 等 優(yōu) 良 物 理 性 能 和 機 械 性 能 。（ 1） 陶 瓷 球 混 合 軸 承 材 料 Si3N4， 密 度 只 有 鋼 的 40%。 在 高 速 運 轉 時 ， 可大 幅 減 小 滾 動 體 的 離 心 力 ， 從 而 減 小 球 與 套 圈 滾 道 間 的 接 觸 應 力 ， 延 長 軸 承 的 使用 壽 命 。畢 業(yè) 設 計 說 明 書15圖 3.6　深溝球軸承（ 2） 彈 性 模 量 大 、 硬 度 高 。 與 鋼 質 球 軸 承 相 比 ， 相 同 負 荷 下 陶 瓷 球 在 接 觸 應力 作 用 區(qū) 域 材 料 塑 性 變 形 小 ， 使 軸 承 的 剛 度 提 高 ， 從 而 提 高 主 軸 系 統(tǒng) 的 臨 界 轉 速 。（ 3） 膨 脹 系 數 小 。 混 合 軸 承 的 工 作 游 隙 及 工 作 游 隙 的 變 化 幅 度 小 ， 導 致 高 速高 溫 時 ， 滾 動 體 與 溝 道 接 觸 的 最 大 接 觸 應 力 及 接 觸 負 荷 的 變 化 幅 度 均 較 小 ， 確 保了 軸 承 運 行 平 穩(wěn) 和 發(fā) 熱 量 的 減 少 。3.6 冷卻系統(tǒng)的設計電 主 軸 中 電 機 高 速 旋 轉 所 產 生 的 發(fā) 熱 和 軸 承 的 摩 擦 發(fā) 熱 ， 是 不 可 避 免 的 。 機床 工 作 時 ， 在 內 、 外 熱 源 的 作 用 下 ， 主 軸 系 統(tǒng) 的 各 個 部 分 會 產 生 不 同 程 度 的 溫 升 。升 溫 后 ， 主 軸 和 機 床 其 他 部 件 的 空 間 相 對 位 置 和 尺 寸 都 將 與 溫 升 前 不 同 ， 形 成 不同 的 溫 度 場 ， 進 而 產 生 不 同 程 度 的 熱 膨 脹 ， 導 致 加 工 誤 差 。 因 此 通 過 對 高 速 電 主軸 的 冷 卻 系 統(tǒng) 的 設 計 改 良 ， 來 控 制 電 主 軸 的 溫 升 ， 減 小 電 主 軸 的 熱 膨 脹 ， 對 于 保證 電 主 軸 性 能 和 提 高 其 使 用 壽 命 ， 是 至 關 重 要 的 。3.6.1 熱 源 的 主 要 構 成電動機和軸承是主要的發(fā)熱源。具體的熱源主要可分為三部分：（1）主軸電動機內置于機床主軸的結構中，電機高速旋轉所產生的發(fā)熱，是其結構內部的主要的熱源。（2）電動機轉子在主軸殼體內的高速攪動，使內腔中的空氣也會發(fā)熱，這些熱源產生的熱量，主要通過主軸殼體和主軸進行散熱，所以電動機產生的熱量有相當畢 業(yè) 設 計 說 明 書16一部分會通過主軸傳到軸承上去，因而影響軸承的壽命，并且會使主軸產生熱伸長，影響加工精度。（3）隨著主軸轉速的升高，主軸軸承的摩擦所產生的發(fā)熱量也隨之增大 [5]。3.6.2 冷 卻 系 統(tǒng) 的 冷 卻 路 線車床電主軸主要是通過在主軸殼體內加冷卻油，并不斷的循環(huán)，把熱量帶走，來進行冷卻的（如圖 3.7） 。其基本的冷卻路線是：首先從主軸冷卻油溫控制器流出冷卻油，經過在靠近后端蓋 1 的冷卻環(huán)套上入水口，使冷卻油進入后端軸承 2 的外圍，1. 后端蓋 2. 后端軸承 3. 轉子 4. 定子 5. 電機冷卻套 6.前端軸承 7.殼體機架圖 3.7　電主軸冷卻設計并對后端軸承 2 進行冷卻。接著通過液壓把冷卻油擠向電動機冷卻環(huán)套 5，對主軸的定子 4 、 轉子 3 和前端軸承 6 進行冷卻，最后從殼體 7 的出水口，流回主軸冷卻油溫控制器完成循環(huán)。3.6.3 主 軸 傳 動 的 熱 平 衡 計 算主 軸 傳 動 由 于 效 率 低 ， 所 以 工 作 時 發(fā) 熱 量 大 。 在 閉 式 傳 動 中 ， 如 果 產 生 的 熱量 不 能 及 時 散 逸 ， 將 因 溫 度 不 斷 升 高 而 使 潤 滑 油 稀 釋 ， 從 而 增 大 摩 擦 損 失 ， 甚 至發(fā) 生 膠 合 。 所 以 ， 必 須 根 據 單 位 時 間 內 的 發(fā) 熱 量 Φ1 等 于 同 時 間 內 的 散 熱 量 Φ2的 條 件 進 行 熱 平 衡 計 算 ， 以 保 證 油 溫 穩(wěn) 定 在 規(guī) 定 的 范 圍 內 [3]。畢 業(yè) 設 計 說 明 書17由 于 摩 擦 損 耗 的 功 率 ， 則 產 生 的 熱 流 量 為 ：)1(???Pf）（?0式中，P 為主軸傳遞的功率，KW。以自然冷卻方式，從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中去的熱流量 Φ2（單位為 W） [3]為，）（ ?????12Sd式 中 ： ——箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?，可?=（8.15~17.45） W/ (m2 · ?C)，當d?周圍空氣流通良好時，取偏大值；S——內表面能被潤滑油所飛濺到，而外表面又可為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積，m 2；to——油的工作溫度，一般限制在 60~70 ?C，最高不應超過 80 ?C；ta——周圍空氣的溫度，常溫情況可取為 20?C；按熱平衡條件 Φ 1=Φ 2， 可 求 得 在 既 定 工 作 條 件 下 的 油 溫 to(單 位 為 ?C)為：（3-SPtdao??)1(0???16） 為了保持正常工作溫度所需要的散熱面積 S，當 ?C，而總效率 ，估取80?ot?=0.7，P=12.5KW ，所以?26210.56.m)(10tPSaod ??????因此只要散熱面積 S 大于 ，主軸的在工作條件下的油溫 to 就能保20.5?證在 80?C 一下，再看本人設計的冷卻系統(tǒng)的散熱面積 S:RLr???式中： r——冷卻管道的內壁半徑 mm；R——冷卻管道的外壁半徑 mm； L——冷卻管道的長度 mm；故 mm2，6108.75413.25.471.322 ????????rS?畢 業(yè) 設 計 說 明 書18所以能證明主軸冷卻系統(tǒng)的熱平衡是穩(wěn)定的。3.7 主軸的主要結構參數 主軸的主要結構參數有主軸前端懸伸量和主軸主支承間的跨距。這些參數直接影響主軸的旋轉精度和主軸的剛度。3.7.1 主軸前端懸伸量的確定主軸的前端懸伸量主要取決于主軸端部的結構，前支承軸承的配置和密封裝置的形式和尺寸，由結構設計確定。3.7.2 主軸主支承間的跨距 L 的確定主軸主支承間的跨距是主軸獲得最大靜剛度的重要條件之一。跨距過小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前端的位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形引起主軸前端的位移量減小了，但主軸的彎曲變形增大，也會引起主軸前端較大的位移。一般取 L=(2~3.5)a。3.7.3 主軸的構造主軸的構造和形狀主要決定于主軸上所安裝的刀具，夾具，傳動件，軸承等零件的類型，數量，位置和安裝定位方法等。設計時還應考慮主軸加工工藝性和裝配工藝性。本次設計的主軸為空軸，主軸的前端型式取決于機床類型，后端結構取決于安裝刀具的型式。主軸的結構如圖 3.8。3.7.4 主軸擋板的設計結構如圖 3.9，材料為 45 鋼，軸承選用角接觸球軸承，深溝球軸承。3.7.5 主軸的材料和熱處理機床主軸有較高的剛度要求，而剛度與主軸材料的彈性模量 E 值密切相關。由于各種鋼材的 E 值相差無幾（E＝2．1×10 11N／m 2） ，故影響不大。通常主軸材料根據主軸的耐磨性及熱處理后變形大小選擇。主軸選用 45 號優(yōu)質中碳鋼，與球軸承連接的部分需調質淬火處理。3.7.6 主軸所受外力的計算（1）車削力的計算金屬切削時，切削層及其加工表面上產生彈性和塑性變形；同時工件與刀具之間的相對運動存在著摩擦力（作用在前、后刀面上的變形抗力，F nY 和 Fna；作用在前、后刀面上的摩擦力 FfY 和 Ffa。 ）這些力的合力 F 稱為切削合力，也稱總切削力。畢 業(yè) 設 計 說 明 書19總切削力 F 可沿 x，y，z 方向分解為三個互相垂直的分力 Fc，Fp，Ff ，如圖 3.10 所示。3.8　主軸結構圖 3.9　主軸擋板圖 3.10　外圓車削時力的分解用 YT15 硬質合金車刀縱車? b=0.637Gpa 的熱軋鋼外圓，切削速度畢 業(yè) 設 計 說 明 書20Vc=100m/min，背吃刀量 ap=4mm，進給量 f=0.3mm/r。車刀幾何參數Y0=10?， Kr=75?，λs=-10?， rЗ=0.5mm。表 3.5　車削時的車削力及切削功率的計算公式計算公式主切削力 Fc Fc= FCnyXpFCKVfaFC???81.9背向力 Fp Fp= PPOFO?進給力 Ff Ff= FfnCyXpfffFff ???.切削時消耗的功率 Pc(kW) Pc= Fcvc×10-3/60切削力公式中系數和指數主切削力 背向力 進給力加工材料刀具材料加工形式 CFc xFc yFc nFc CFp xFp yFp nFp CFf xFf yFf nFf外圓縱車、橫車及鏜孔270 1.0 0.75 -0.15 199 0.9 0.6 -0.3 294 1.0 0.5 -0.1切槽或切斷 367 0.72 0.8 0 142 0.73 0.67 0————————硬質合金切螺紋 133 —— 1.7 0.71 —— —— —— —— —— —— —— ——外圓縱車、橫車及鏜孔180 1.0 0.75 0 94 0.9 0.75 0 54 1.2 0.65 0.2切槽或切斷 222 1.0 1.0 0————————————————結構鋼和鑄鋼σb=0.637GPa高速鋼切螺紋 191 1.0 0.75 0 —— —— —— —— —— —— —— ——外圓縱車、橫車及鏜孔92 1.0 0.75 0 54 0.9 0.75 0 46 1.0 0.4 0.2硬質合金 切螺紋 103 —— 1.8 0.82 —— —— —— —— —— —— —— ——外圓縱車、橫車及鏜孔114 1.0 0.75 0 119 0.9 0.75 0 51 1.2 0.65 0.2灰鑄鐵HBS190高速鋼 切螺紋 158 1.0 1.0 0 ————————————————根據表 3.5 得：Fc= （3-17）FCnCyXpFCKVfaFFFC????=9.81 nyfFFFC???畢 業(yè) 設 計 說 明 書21Fp= （3-18）FPnCyXpFPKVfaCFOFOF????=9.81 O???Ff= （3-19）FfnCyXpFfffFfFf?=9.81 fKVaFfff ???所以得： FCCF16.076.034281.9????PP 5..9. Fff K4.06.01. ?切削力修正系數 KFc、K Fp、K Ff是各種因素對切削力的修正系數的乘積。由表 3.6得：KFc=0．7537 K Fp =0.5509 KFf=0.7822代入上式切削力計算公式得：Fc=1620 （N） Fp=456.7 （N） Ff=783.32 （N）表 3.6　鋼和鑄鐵的強度改變時切削力的修正系數 KmF機械材料 機構鋼和鑄鋼 灰鑄鐵 可鍛鑄鐵系數 KmFnFbmF???????673.0?nFmFHRSK???????190nFmFHBS???????150上列公式中的指數 nF車削時的切削力 鉆削Fc Fp Ff M 及 F刀具材料加工材料硬質合金 高速鋼 硬質合金 高速鋼 硬質合金 高速鋼 硬質合金高速鋼結構鋼和鑄鋼σb≤0.588Gpaσb>0.588Gpa0.75 0.350.751.35 2.0 1.0 1.5 0.75灰鑄鐵及可鍛鑄鐵 0.4 0.55 1.0 1.3 0.8 1.1 0.6（2） 同步帶的壓軸力壓軸力即為同步帶作用在軸上的力，是緊邊拉力和松邊拉力的矢量和，如圖3.11 所示：根據機械標準 JB/T7512.3-1994 壓軸力 Q 計算如下所示：畢 業(yè) 設 計 說 明 書22Q= （N） （3-20））21(FK?圖 3-11　 同步帶的壓軸力、緊邊拉力、松邊拉力式中 KF—-矢量相加修正系數，如圖 3.12：而帶的緊邊張力和松邊張力分別由（3-20）公式所得：F1=1250Pd/V (N)F2=250Pd/V (N)圖 3.12　矢量相加修正系數式中 V 為帶速 m/s；Pd 為設計功率，Pd=K AP KW: KA為工況系數，其值如表 3.1，P 為需傳遞的名義功率 KW。所以壓軸力為：Q= =2100 (N) （3-21）VAF150（3） 轉子自身的重力畢 業(yè) 設 計 說 明 書23由于轉子是套在主軸上的，所以主軸受到轉子的重力。轉子的外徑 R=70.7mm，而小徑 r=50mm，所以轉子的體積 V= (B 是轉子和主軸的有效接觸長度)，BrR(2??V= =2.35×106 mm3 =2.35×103 cm3BrR)(2??而轉子的材料上文有提到是鋼材，ｐ=7.89 g/cm 3所以轉子的重力：G=ｐVg=181.7 (N)（4）按扭轉強度條件計算軸的最小直徑這種方法是只按軸所受的扭矩來計算軸的強度 [3]；（3-22）][2.0953TTdnPW?????式中： ——扭轉切應力， Mpa；T?T——軸所受到的扭矩， N·mm；WT——軸的抗扭截面系數， mm3n——軸的轉速， r/min；P——軸傳遞的功率， kw；d——計算截面處軸的直徑， mm；[ ]——許用扭轉切應力， Mpa，見表 3.7。T?表 3.7　軸常用幾種材料[ ]及 A0 值T?軸的材料 Q235-A、20 Q275、 35(1Cr18Ni9Ti) 45 40Cr、35SiMn38SiMnMo、3Cr13[ ]/MPaT?15~25 20~35 25~45 35~55Ao 149~126 135~112 126~103 112~97由上式可得軸的直徑：畢 業(yè) 設 計 說 明 書24（3-23）nPAnPdorr 3333 ][2,095][2.095?????對于空心軸，則：（3-24）)1(43???nAdo式中，β=d 1/d，即空心軸的內徑 d1 與外徑 d 之比，本人取 0.6。所以：27.2 mm?畢 業(yè) 設 計 說 明 書25第 4 章 軸的校核電主軸工作時，軸端會受到車刀對其的切削力，同步帶對帶輪的預緊力和不大的轉子重力。為使旋轉主軸能正常工作，要求軸具有足夠的剛度和強度。在設計時可根據經驗和已知條件線初選軸的直徑，然后進行剛度和強度方面的校核。4.1 軸的強度校核計算作用在主軸上的主切削力、預緊力和轉子對其的重力，使軸在垂直平面內產生彎曲變形，而徑向車削力使軸在水平面上產生彎曲變形。先求取垂直面支點反力和水平面支點反力 后，計算相應的彎矩 和 。在轉矩 和彎矩的共同NVFNHFVMST作用下，按照第三強度理論軸的應力計算公式如下。（4-1）22)(4?????ca式中的彎曲應力為對稱循環(huán)變應力。到扭轉切應力為靜應力時，取 ；當3.0??扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取 ；若扭轉切應力為對稱循環(huán)變變應力使，6.0?則取 [3]。1??對于直徑為 的圓軸，彎曲應力為：d（4-2）WM??扭轉切應力為：（4-3）T2?將 和 代入式（4-1） ，則軸的彎扭合成強度條件為??（4-4）????122224??????????????????WTMTWca式中： ——軸的計算應力， Pa；ca——軸所受的合成彎矩， ， ；M2VH??mN?——軸所受的扭矩， ；TmN?畢 業(yè) 設 計 說 明 書26——軸的抗彎截面系數， ， 。W32dW??3m——許用應力，在抵擋工作時取 。][1??MPa40本設計中扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，所以取 。整理后式（4-4）可6.??以寫成 [3]：（4-5）][)6.01(321342????????dTac由于同步帶起到了對主軸的減速作用，即加工工件時，是不工作的，故不考慮同步帶輪的圓周力，所以此時只有垂直方向上的皮帶預緊力 Q。在水平面上根據力平衡和力矩平衡可列出方程組：（4-6）?????? ?????)4321(F)21(F0NH2NH LLLp代入各已知參數列出： ，7.589圖 4.1　受力簡圖畫出水平面的彎矩圖：圖 4.2　水平面彎矩圖在垂直面上的受力分析較為復雜其受力模型如圖 4.3。畢 業(yè) 設 計 說 明 書27圖 4.3　垂直面受力模型在垂直面上根據力平衡和力矩平衡可列出方程組：（4-7）?????????? ??????? 43F21NV2LLGQLFcNV帶入各已知參數列出： ， 。8.4376??V5.8得出力后求出彎矩圖如下：圖 4.4　垂直面彎矩圖根據 得出合成彎矩圖2HVM??圖 4.5　合成彎矩圖畢 業(yè) 設 計 說 明 書28圖 4.6　扭矩圖將各已知參數代入式（4-5） ，得出：，故主軸][786.97614.3).0()5(59823)6.01(32 13242 ?????????? ???dTMac符合強度要求。4.2 軸的剛度校核計算軸的扭轉變形用每米長的扭轉角 來表示。圓軸扭轉角 [單位為（?）/m]，扭??角 的大小和軸的長度有關。為了消除長度的影響，通常用