立式加工中心主軸部件設(shè)計(jì).

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1、河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書引言裝備工業(yè)的技術(shù)水平和現(xiàn)代化程度決定著整個(gè)國民經(jīng)濟(jì)的水平和現(xiàn)代化程度，數(shù)控技術(shù)及裝備是發(fā)展高新技術(shù)產(chǎn)業(yè)和尖端工業(yè)（如：信息技術(shù)及其產(chǎn)業(yè)，生物技 術(shù)及其產(chǎn)業(yè)，航空、航天等國防工業(yè)產(chǎn)業(yè)）的使能技術(shù)和最基本的裝備。制造技術(shù) 和裝備是人類生產(chǎn)活動(dòng)的最基本的生產(chǎn)資料，而數(shù)控技術(shù)則是當(dāng)今先進(jìn)制造技術(shù)和 裝備最核心的技術(shù)。當(dāng)今世界各國制造業(yè)廣泛采用數(shù)控技術(shù)，以提高制造能力和水 平，提高對(duì)動(dòng)態(tài)多變市場(chǎng)的適應(yīng)能力和競(jìng)爭(zhēng)能力。此外世界上各工業(yè)發(fā)達(dá)國家還將 數(shù)控技術(shù)及數(shù)控裝備列為國家的戰(zhàn)略物資，不僅采取重大措施來發(fā)展自己的數(shù)控技 術(shù)及其產(chǎn)業(yè)，而且在“高精尖”數(shù)控關(guān)鍵技術(shù)和裝備方面

2、對(duì)我國實(shí)行封鎖和限制政J策o數(shù)控機(jī)床技術(shù)的發(fā)展自1953年美國研制出第一臺(tái)三坐標(biāo)方式升降臺(tái)數(shù)控銑床 算起，至今已有很多年歷史了。 20世紀(jì)90年開始，計(jì)算機(jī)技術(shù)及相關(guān)的微電子基礎(chǔ) 工業(yè)的高速發(fā)展，給數(shù)控機(jī)床的發(fā)展提供了一個(gè)良好的平臺(tái)，使數(shù)控機(jī)床產(chǎn)業(yè)得到 了高速的發(fā)展。我國數(shù)控技術(shù)研究從 1958年起步，國產(chǎn)的第一臺(tái)數(shù)控機(jī)床是北京第 一機(jī)床廠生產(chǎn)的三坐標(biāo)數(shù)控銑床。雖然從時(shí)間上看只比國外晚了幾年，但由于種種 原因，數(shù)控機(jī)床技術(shù)在我國的發(fā)展卻一直落后于國際水平，到1980年我國的數(shù)控機(jī)床產(chǎn)量還不到700臺(tái)。到90年代，我國的數(shù)控機(jī)床技術(shù)發(fā)展才得到了一個(gè)較大的提 速。目前，與國外先進(jìn)水平相比仍存在著較

3、大的差距?？傊罅Πl(fā)展以數(shù)控技術(shù)為核心的先進(jìn)制造技術(shù)已成為世界各發(fā)達(dá)國家加速 經(jīng)濟(jì)發(fā)展、提高綜合國力和國家地位的重要途徑。-1 -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書1緒論1.1加工中心的發(fā)展?fàn)顩r1.1.1加工中心的國內(nèi)外發(fā)展對(duì)于高速加工中心，國外機(jī)床在進(jìn)給驅(qū)動(dòng)上，滾珠絲杠驅(qū)動(dòng)的加工中心快速進(jìn) 給大多在40m/min以上，最高已達(dá)到90m/min。采用直線電機(jī)驅(qū)動(dòng)的加工中心已實(shí)用 化，進(jìn)給速度可提高到80100m/min,其應(yīng)用范圍不斷擴(kuò)大。國外高速加工中心主 軸轉(zhuǎn)速一般都在1200025000r/min ,由于某些機(jī)床采用磁浮軸承和空氣靜壓軸承， 預(yù)計(jì)轉(zhuǎn)速上限可提高到100000r/min。

4、國外先進(jìn)的加工中心的刀具交換時(shí)間，目前 普遍已在1s左右，高的已達(dá)0.5s，甚至更快。在結(jié)構(gòu)上，國外的加工中心都采用了 適應(yīng)于高速加工要求的獨(dú)特箱中箱結(jié)構(gòu)或龍門式結(jié)構(gòu)。在加工精度上，國外臥式加 工中心都裝有機(jī)床精度溫度補(bǔ)償系統(tǒng)，加工精度比較穩(wěn)定。國外加工中心定位精度 基本上按德國標(biāo)準(zhǔn)驗(yàn)收，行程1000mr以下，定位精度可控制在0.0060.01mm之內(nèi)。 此外，為適應(yīng)未來加工精度提高的要求，國外不少公司還都開發(fā)了坐標(biāo)鏜精度級(jí)的 加工中心。相對(duì)而言，國內(nèi)生產(chǎn)的高速加工中心快速進(jìn)給大多在30m/min左右，個(gè)別達(dá)到60m/mi n。而直線電機(jī)驅(qū)動(dòng)的加工中心僅試制出樣品，還未進(jìn)入產(chǎn)量化，應(yīng)用范圍 不

5、廣。國內(nèi)高速加工中心主軸轉(zhuǎn)速一般在 600018000r/min，定位精度控制在 0.0080.015mm之內(nèi)，重復(fù)定位精度控制在 0.0050.01mm之內(nèi)。在換刀速度方面， 國內(nèi)機(jī)床多在45s，無法與國際水平相比。雖然國產(chǎn)數(shù)控機(jī)床在近幾年中取得了可喜的進(jìn)步，但與國外同類產(chǎn)品相比，仍存在著不少差距，造成國產(chǎn)數(shù)控機(jī)床的市場(chǎng)占有率逐年下降。國產(chǎn)數(shù)控機(jī)床與國外產(chǎn)品相比，差距主要在機(jī)床的高速、高效和精密上。除此 之外，在機(jī)床可靠性上也存在著明顯差距，國外機(jī)床的平均無故障時(shí)間（MTBF都在5000小時(shí)以上，而國產(chǎn)機(jī)床大大低于這個(gè)數(shù)字，國產(chǎn)機(jī)床故障率較高是用戶反映 最強(qiáng)烈的問題之一。1.1.2 立式加工

6、中心的研究進(jìn)展圖1-1立式加工中心結(jié)構(gòu)圖1-切削箱2-X軸伺服電機(jī) 3-Z軸伺服電機(jī) 4-主軸電機(jī)5-主軸箱6-刀庫7-數(shù)控柜8-操縱面板9-驅(qū)動(dòng)電柜 10-工作臺(tái)11-滑座12-立柱13-床身14-冷卻水箱15-間歇潤滑油箱 16-機(jī)械手典型加工中心的機(jī)械結(jié)構(gòu)主要有基礎(chǔ)支承件、加工中心主軸系統(tǒng)、進(jìn)給傳動(dòng)系 統(tǒng)、工作臺(tái)交換系統(tǒng)、回轉(zhuǎn)工作臺(tái)、刀庫及自動(dòng)換刀裝置以及其他機(jī)械功能部件組 成。圖1-1所示為立式加工中心結(jié)構(gòu)圖。1.2課題的目的及內(nèi)容力卩工中心是典型的集高新技術(shù)于一體的機(jī)械加工設(shè)備，它的發(fā)展代表了一個(gè)國 家設(shè)計(jì)、制造的水平，因此在國內(nèi)外企業(yè)界都受到高度重視。畢業(yè)設(shè)計(jì)的基本數(shù)據(jù)：1、工作臺(tái)

7、尺寸：600mm 400mm最大承載：600kg2、 主軸功率：3.5- 5KW；主軸轉(zhuǎn)速：20 - 3000rpm3、 進(jìn)給速度：X、丫向 1 - 10000mm/min ； Z向 1 - 5000mm/min4、行程：X、丫向、Z向：600mn 400mn0 7時(shí)（D是主軸平均直徑），主軸剛度會(huì)急劇下降；而當(dāng)Dd 0.5時(shí)，內(nèi)孔d對(duì)主軸剛度幾乎無影響，可忽略不計(jì)，所以常取孔徑d的極限值dD為：dmax 0.7 D =0.7 85mm = 59.5mm此時(shí)，剛度削弱小于25%。按照任務(wù)書的要求及綜合各軸段直徑的實(shí)際大小，確定內(nèi)孔直徑d=52mm(3) 主軸端部形狀的選擇機(jī)床主軸的軸端一般用于

8、安裝刀具、夾持工件或夾具。在結(jié)構(gòu)上，應(yīng)能保證定 位準(zhǔn)確、安裝可靠、連接牢固、裝卸方便，并能傳遞足夠的扭矩。目前，主軸端部 的結(jié)構(gòu)形狀都已標(biāo)準(zhǔn)化。圖3-2所示為銑床主軸的軸端形式，其尺寸大小按照J(rèn)B2324-78進(jìn)行加工，選擇主軸序號(hào)為50的主軸端部尺寸。圖3-2銃床主軸的軸端形式(4) 主軸懸伸量a的確定主軸懸伸量a是指主軸前端面到前支承徑向反力作用中點(diǎn)(一般即為前徑向支 承中點(diǎn))的距離。它主要取決于主軸端部結(jié)構(gòu)型式和尺寸、前支承的軸承配置和密 封裝置等，有的還與機(jī)床其他結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)，如工作臺(tái)的行程等，因此主要由結(jié)構(gòu) 設(shè)計(jì)確定。懸伸量a值對(duì)主軸部件的剛度和抗振性具有較大的影響。因此，確定懸伸量

9、 a的 原則，是在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下盡可能取小值，同時(shí)應(yīng)在設(shè)計(jì)時(shí)采取措施縮減 a 值。(5) 主軸支承跨距I的確定支承跨距L是指主軸相鄰兩支承反力作用點(diǎn)之間的距離?？缇郘是決定主軸系統(tǒng)動(dòng)、靜剛度的重要影響因素。合理確定支承跨距，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一最優(yōu)跨距|0是指在切削力作用下，主軸前端的柔度值最小時(shí)的跨距。其推導(dǎo)公 式是在靜態(tài)力作用下進(jìn)行的。實(shí)驗(yàn)證明，動(dòng)態(tài)作用下最優(yōu)跨距很接近于推得的最優(yōu)值。最優(yōu)跨距Lo可按下列公式計(jì)算：I。- :-1.38,1.665K 5.65rkj6EI 1 + 、k2丿ki，3式中：a二(3.2)(3.3)-10 -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明

10、書-# -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書(3.4)(3.5)a 1 + I k2丿J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J式中：a主軸前端懸伸長，單位為cm；E 材料的彈性模量，單位為 N/c卅；1軸慣性矩，單位為cm；kl 前軸承剛度值，單位為N/cm； k2 后軸承剛度值，單位為N/cm。 按上式計(jì)算最優(yōu)跨距L。，計(jì)算過程如下：IDji464J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J式中：D1主軸跨距部分的平均直徑，單位為 mmD主軸跨距部分的平均孔頸，單位為 mmDl = D =82mm, 送 di h5676

11、 + 42 漢 44 + 31 漢 32+26X80 + 52 漢 248“dlmm ： 43mml L600由式（3.5 ）得:I ： 205cm4 ；900N m， k?730N m ；由主軸材料為 40Cr查得材料的彈性模量E=206GPa”2.1 106 N cm2 ；由主軸的結(jié)構(gòu)形式確定主軸前端 懸伸長a =79mm將上述參數(shù)值代入公式（3.3）（3.4），得a二862cm，K = 49將 , K值代入公式（3.2 ），得I = 68615mm按照結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求，取丨=336mm。由于I二336mm ： I。= 68615mm，故滿足設(shè)計(jì)要求。3.2.2主軸受力分析軸所受的載荷是從軸

12、上零件傳來的。計(jì)算時(shí)，常常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集 中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。而作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂 寬度的中點(diǎn)算起。（c）圖3-3軸承受力圖主軸上的軸承采用一端固定，另一端游動(dòng)的支承形式。圖示3-3a為軸承在空間力系的總受力圖，它可分解為鉛垂面（圖3-3b ）和水平面（圖3-3c ）兩個(gè)平面力系。由公式（3.1 ）得出切向銑削力F切二4900N徑向負(fù)荷 Fr =0.35 F切=0.35 4900N =1715N切向負(fù)荷 Ft =0.9 F切=0.9 4900N =4410N軸向負(fù)荷 Fa =0.525 F切二0.525 4900N =2573N圖3-4靜不定梁鉛垂面分

13、解圖由于此主軸的受力屬于簡(jiǎn)單靜不定梁類型，所以要以靜不定梁的受力方法來解 決問題。圖示3-4為靜不定梁的鉛垂面受力圖。為了使其變形與原靜不定梁相同， 必須滿足變形協(xié)調(diào)條件，即要求CD B = 0 o利用疊加法，得撓度為：3EI3l - a6EI(3.6 )-13 -河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書式中：Fr2v 徑向（切向）負(fù)荷分力，單位為 N ;F徑向（切向）負(fù)荷，單位為 N ；E 材料的彈性模量，E=2.1 106 N cm2 ;.4I 軸慣性矩，cm o由公式（3.5 ）得I =205cm4。將F = Fr，F(xiàn)2 =代入公式（3.6 ），則鉛垂面的撓度為：Fr2V 832 2.1106

14、2051715 7926 2.1 1062053 83-79 =0-# -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書-# -河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書得 Fr2v 1060NFr2v 253 Fr1v253 83 -253 83 79 =0得 Fr1V 1320NFr1V Fr2V Fr3V _ Fr - 0得 Fr3V-665N將F = Ft，F(xiàn)r2 = Fr2H代入公式(3.6 )，則水平面的撓度為:3Fr2H 832 2.110620524410 796 2.1 1062053 83 - 79 1=0得 Fr2H 2727.63NFr2H 253 Fr1H253 83 - Ft 253

15、83 79 = 0-# -河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書-14 -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書得 Fr1H : 3393NF r1H得 Fr3H -1710.63N(a)機(jī)構(gòu)草圖(b)受力簡(jiǎn)圖(c)水平面受力(d)水平面彎矩圖(e)垂直面受力(f)垂直面彎矩圖(g)合成彎矩圖(h)扭矩圖廠nEr TJ(|: P 1Jrrri1 1Er圖3-5軸的結(jié)構(gòu)和載荷圖-15 -河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書A-B段支承反力:水平面：Fabx =0垂直面：F ABY = 0B-C段支承反力:水平面：Fbcx 一Fr3H 1710.63(N)垂直面：FbcY 1 -Fr3V 1 -665(N)

16、C-D段支承反力:水平面：Fcdx = Fr2H -Fr3H =2727.63-1710.63 = 1017(N)垂直面：Fcdy = Fr2V - Fr3V = 1060 - 665 = 395( N)D-E段支承反力:水平面：Fdex 二 Fr1HFr2H -Fr3H =3393 2727.63-1710.63 = 4410(N)垂直面：Fdey =Fr1V Fr2V -Fr3V =1320 1060-665 =1715(N)軸的受力簡(jiǎn)圖、水平面及垂直面受力簡(jiǎn)圖見圖3-5b、c、eA-B段彎矩：水平面：M ABX = 0垂直面：M ABY - 0合成：M ab = M abx M aby

17、= 0B-C段彎矩：水平面：M bcx = Fbcx 353 Fwh 100 小 一432.63( N m)垂直面：M BCY = Fbcy 353 Fr3V 100“-168.245(N m)合成：M BC 二.M Bcx M Bcy 二- 432.632 168.2452 : 464.192( N m)C-D段彎矩：水平面：Mcdx 二 Fcdx 436 - Fr2H 353 Fr3H 100 ： -348.219(N m)垂直面：Mcdy 二 Fcdy 436 一 F2v 353 Fr3H 100 ： 135.46(N m)合成：Mcd =、：M Cdx +mCdy = J348.219

18、2 +135.462 拓 373.638(N m)D-E段彎矩：水平面：Mdex =Fdex 515-Fr2H 353-Fr1H 436 Fr3H 100=0.00041(N m)垂直面：MdeyFdey 515-Fr2V 353-Fr1V 436 Fr3V 100=0.00133(N m)合成：MDE = JmDex +mDey = Jo.000412 +0.001332 癢 0.0014(N m)軸的水平面、垂直面及合成彎矩圖見圖3-5d、f、go-17 -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書已知：小帶輪的輸出功率為 5.5kW，同步帶的傳動(dòng)效率為0.98。所以，大帶輪 的輸出功率為：P大

19、二 P小二 5.5 0.98 二 5.39(kW)則大帶輪的輸出轉(zhuǎn)矩為：P大5.39T=9550=955017.16(Nm)n23000軸的轉(zhuǎn)矩圖見圖3-5h。3.2.3主軸的強(qiáng)度校核從合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖上得知，主軸在截面 C D處承受了較大的彎矩，并且還 受到帶輪傳動(dòng)所帶來的扭矩。因此，這兩個(gè)截面是危險(xiǎn)截面。在校核主軸的強(qiáng)度時(shí) 應(yīng)按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行計(jì)算。軸的彎扭合成強(qiáng)度條件為吟:伽2+(訂)2ca = Ji ：+41 I = b3.7)YlW 丿12W 丿W式中：a 軸的計(jì)算應(yīng)力，MPa ；3W 軸的抗彎截面系數(shù)，mm ;:折合系數(shù)；匕J 軸的許用彎曲應(yīng)力，MPa ；T 軸所受的扭矩，單

20、位為 N mm ；M 軸所受的彎矩，單位為 N mm。 軸的抗彎截面系數(shù)為w 32-18 -河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書式中：d軸頸處直徑，單位為mm ；b 蟲，此處，4為軸孔直徑d3.1416 85332h-/42TV56698(mm3).丿一-# -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書-# -河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書打=70MPa。按扭根據(jù)主軸材料為40Cr，由工程力學(xué)查得許用彎曲應(yīng)力-19 -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書-20 -河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù):=0.6。將上述參數(shù)代入公式（3.7），則軸的計(jì)算應(yīng)力為caI224

21、6419220.6 1716056698= 8.2( MPa)因?yàn)閏a ： A J - 70MPa，所以主軸的強(qiáng)度符合要求3.2.4主軸的剛度校核軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。若變形量超過允許的限度，就會(huì)影 響軸上零件的正常工作，甚至?xí)适C(jī)器應(yīng)有的工作性能。對(duì)于本課題的主軸，應(yīng) 該按軸的彎曲剛度校核。軸計(jì)算剛度經(jīng)驗(yàn)公式為(3.8 )式中： 軸的計(jì)算撓度，單位為mm1 軸慣性量，單位為mmE 軸所用材料的彈性模量，單位為 N/mri2;L支承跨度，單位為mn;耳一一軸所受圓周力，單位為N;Fr1軸所受徑向力，單位為No*軸的允許撓度，單位為已知：Ft =4410N，F(xiàn)r -1715N，

22、I = 205cm4，E =2.1 106 N cm2，L = 336mm 由工程力學(xué)查得軸的允許撓度為yp 二 0.0002L 二 0.0002 336 二 0.0672（mm）將上述參數(shù)代入公式（3.8 ），則軸的計(jì)算剛度為J44102 +1715248 2.1 104205 1043363:0.086(mm)由于 yP，所以軸能夠滿足剛度要求。 綜上所述，軸的強(qiáng)度，剛度均符合校核要求3.3主軸組件的支承3.3.1主軸軸承的類型-21 -河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書機(jī)床主軸帶著刀具或夾具在支承件中作回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，需要傳遞切削扭矩，承受切 削抗力，并保證必要的旋轉(zhuǎn)精度。數(shù)控機(jī)床主軸支承根據(jù)

23、主軸部件的轉(zhuǎn)速、承載能 力及回轉(zhuǎn)精度等要求的不同而采用不同種類的軸承。主軸軸承是主軸組件的重要組 成部分，它的類型、結(jié)構(gòu)、配置、精度、安裝、調(diào)整、潤滑和冷卻都直接影響了主 軸組件的工作性能。在數(shù)控機(jī)床上主軸軸承常用的有滾動(dòng)軸承和滑動(dòng)軸承。滾動(dòng)軸承摩擦阻力小，可以預(yù)緊，潤滑維護(hù)簡(jiǎn)單，能在一定的轉(zhuǎn)速范圍和載荷 變動(dòng)范圍下穩(wěn)定地工作。滾動(dòng)軸承由專業(yè)化工廠生產(chǎn)，選購維修方便，在數(shù)控機(jī)床 上被廣泛采用。但與滑動(dòng)軸承相比，滾動(dòng)軸承的噪聲大，滾動(dòng)體數(shù)目有限，剛度是 變化的，抗振性略差并且對(duì)轉(zhuǎn)速有很大的限制。數(shù)控機(jī)床主軸組件在可能條件下， 盡量使用了滾動(dòng)軸承，特別是大多數(shù)立式主軸和主軸裝在套筒內(nèi)能夠作軸向移動(dòng)

24、的 主軸。這時(shí)滾動(dòng)軸承可以用潤滑脂潤滑以避免漏油。圖3.6所示為主軸常用的幾種滾動(dòng)軸承的類型。 雙列圓柱(b)雙列推力向(c) 雙列圓錐滾(d) 帶凸緣雙列圓柱(e)帶彈簧的單滾子軸承心球軸承子軸承滾子軸承列圓錐滾子軸承為了適應(yīng)主軸高速發(fā)展的要求，滾珠軸承的滾珠可采用陶瓷滾珠。陶瓷滾珠軸 承由于陶瓷材料的質(zhì)量輕，熱膨脹系散小，耐高溫，所以具有離心小、動(dòng)摩擦力小、預(yù)緊力穩(wěn)定、彈性變形小、剛度高的特點(diǎn)。但由于成本較高，在數(shù)控機(jī)床上還未普 及使用。數(shù)控機(jī)床主軸支承根據(jù)主軸部件的轉(zhuǎn)速、承載能力及回轉(zhuǎn)精度等要求的不同而 采用不同種類的軸承。不同類型主軸軸承的優(yōu)缺點(diǎn)見表3-1表3-1數(shù)控機(jī)床的主軸軸承及其

25、性能性能滾動(dòng)軸承液體靜壓軸承氣體靜壓軸承磁力軸承陶瓷軸承精度一般或較高，在預(yù)緊無間隙時(shí)較高高，精度保持性好一般同滾動(dòng)軸承岡U度一般或較高，預(yù)緊后較高，取決于所用軸高，與節(jié)流閥形式 有關(guān)，薄膜反饋或滑閥 反饋很高較差，因空氣可壓縮，與承載力大小有關(guān)不及一般滾動(dòng)軸承比一般滾動(dòng)軸承差抗振性較差，阻尼比匕=0.020.04好，阻尼比匕=0.045 0.065好較好同滾動(dòng)軸承速度性能用于中、低速，特殊軸承可用于較高速用于各級(jí)速度用于超高速用于高速用于中、高速，熱傳導(dǎo)率低，不易發(fā)熱摩擦損耗較小，卩=0.002 0.008小,4=0.0005 0.001小很小同滾動(dòng)軸承壽命疲勞強(qiáng)度限制長長長較長結(jié)構(gòu)尺寸軸向

26、小，徑向大軸向大，徑向小軸向大，徑向小徑向大軸向小，徑向大制造難易軸承生產(chǎn)專業(yè)化、標(biāo)準(zhǔn)化自制，工藝要求高，需要供油設(shè)備自制，工藝較液壓系統(tǒng)低，需要供氣系統(tǒng)較復(fù)雜比滾動(dòng)軸承難使用維護(hù)簡(jiǎn)單，用油脂潤滑要求供油系統(tǒng)清潔，較難要求供氣系統(tǒng)清潔，較易較難較難成本低較高較高高較高機(jī)床主軸軸承發(fā)展，經(jīng)歷了滾、陶、氣浮、磁浮等階段。滾動(dòng)軸承發(fā)展到陶瓷 軸承，即鋼球改為陶瓷球，滾道加 TiN或CrNi金屬。由于陶瓷球具有高剛度、高硬 度、低密度以及低熱脹和低導(dǎo)熱系數(shù)等特點(diǎn)，同時(shí)所用油脂為一次性，終身潤滑， 大大地提高了滾動(dòng)軸承的性能，所以被廣泛采用。目前，一般中小規(guī)格的數(shù)控機(jī)床（如車床、銑床、鉆鏜床、加工中心、

27、磨床等）的主軸部件多采用成組高精度滾動(dòng)軸承重型數(shù)控機(jī)床采用液體靜壓軸承，高精度數(shù) 控機(jī)床（如坐標(biāo)磨床）采用氣體靜壓軸承，轉(zhuǎn)速達(dá) 210 104r/min的主軸則可采用 磁力軸承或氮化硅材料的陶瓷滾珠軸承。數(shù)控機(jī)床的轉(zhuǎn)速高，為減少主軸的發(fā)熱， 必須改善軸承的潤滑方式。在數(shù)控機(jī)床上的潤滑一般采用高級(jí)油脂封入方式潤滑， 每加一次油脂可使用710年。3.3.2主軸軸承的配置根據(jù)主軸部件的工作精度、剛度、溫升和結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度，合理配置軸承，可 以提高主傳動(dòng)系統(tǒng)的精度。采用滾動(dòng)軸承支承，有許多不同的配置形式，目前數(shù)控 機(jī)床主軸軸承的配置主要有如圖 3-7所示的幾種形式。(c)団(d)圖3-7數(shù)控機(jī)床主軸軸

28、承的配置形式在圖3-7a所示的配置中，前支承采用雙列短圓柱滾子軸承和60o角接觸球軸承組合，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用成對(duì)角接觸球軸承，該配置可滿足強(qiáng)力 切削的要求，普遍應(yīng)用于各類數(shù)控機(jī)機(jī)床。在圖3-7b所示的配置形式中，前軸承采用角接觸球軸承，由2 3個(gè)軸承組成一 套，背靠背安裝，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用雙列短圓柱滾子軸承，這 種配置適用于高速、重載的主軸部件。在圖3-7c所示的配置形式中，前后支承均采用成對(duì)角接觸球軸承，以承受徑向 載荷和軸向載荷，角接觸球軸承具有較好的高速性能，主軸最高轉(zhuǎn)速可達(dá) 4000r/min，但這種軸承的承載能力小，因而這種配置適用于高速、輕載和精

29、密的 數(shù)控機(jī)床主軸。在圖3-7d所示的配置形式中，前支撐采用雙列圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和 軸向載荷，后支承采用單列圓錐滾子軸承，這種配置徑向和軸向的剛度高，可承受 重載荷，尤其能承受較強(qiáng)的動(dòng)載荷，安裝與調(diào)整性能好，但主軸轉(zhuǎn)速和精度的提高 受到限制，因此適用于中等精度，低速與重載荷的數(shù)控機(jī)床主軸。(b)3.3.3主軸支承方案的確定主軸軸承的不同配置形式對(duì)主軸組件剛度損失有巨大的影響，從而確定當(dāng)支承 跨距較大時(shí)，降低支承剛度，或適當(dāng)增大主軸軸頸直徑和內(nèi)孔直徑是減小主軸組件 剛度損失的有效措施，并可提高其動(dòng)態(tài)性能。本課題采用陶瓷球軸承做主軸支撐，即用氮化硅材料（Si3N4）做成陶瓷球來替代滾珠，

30、軸承內(nèi)外套圈仍為 GCrl5鋼套圈。雖然只是把鋼球變成了氮化硅球，但是 另一方面，溝道的幾何尺寸也作了改進(jìn)以優(yōu)化軸承性能。這種軸承在減小了離心力 的同時(shí)，也減小了滾珠與該道間的摩擦力， 從而獲得較低的溫升及較好的高速性能?；旌咸沾汕蜉S承最常見的形式是角接觸球軸承，它可以在既有徑向也有軸向負(fù) 荷時(shí)有效地高速運(yùn)轉(zhuǎn)。但是軸向負(fù)荷只能從一個(gè)方向施加。因此，這些軸承通常成 對(duì)安裝并施加預(yù)負(fù)荷以保證正確的接觸角。由于加工中心在加工時(shí)不僅需要受到軸向力，還會(huì)受到一定的徑向力。因此在 本課題的軸承配置中選用如圖3-7的方式。而本課題的預(yù)緊方式采用隔套調(diào)整法及 雙螺母預(yù)緊。3.3.4軸承的配合由于主軸軸承在工作

31、時(shí)基本上都是內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)、外圈相對(duì)固定不動(dòng)，且主軸承受載荷多為定向載荷。因此，為了提高軸承的剛性，防止軸承在工作期間因摩擦發(fā)熱而 引起內(nèi)圈膨脹，導(dǎo)致內(nèi)圈與主軸之間產(chǎn)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)現(xiàn)象，精密機(jī)床主軸軸承內(nèi)圈與主軸之間一般選擇過盈配合。另外，為了使軸承外圈溝道不只在某一局部受力，允許軸承外圈在軸承座內(nèi)出現(xiàn)蠕動(dòng)現(xiàn)象，以盡可能地延長軸承的使用壽命。同時(shí)，為防 止軸承外圈因熱膨脹引起與軸承座之間的過緊現(xiàn)象，引起軸承預(yù)緊增加，導(dǎo)致摩擦 發(fā)熱加劇，故軸承外圈與軸承座之間一般選擇間隙配合。在本課題中，固定端前支承的7217Q角接觸球軸承與軸承座的配合采用間隙配 合，配合目標(biāo)間隙值取38卩m為了提高機(jī)床的切削剛性，該軸

32、承與主軸的配合采 用過盈配合,配合目標(biāo)過盈量取04卩m而后支承的7215C角接觸球軸承與主軸選 用過盈配合，配合目標(biāo)過盈量取03卩m與軸承座之間為間隙配合，配合目標(biāo)間隙 值取915卩m3.3.5主軸軸承設(shè)計(jì)計(jì)算(1) 軸承受力分析軸承的受力簡(jiǎn)圖參見圖3-3。從圖上可知，在A、B兩處所用的是同種型號(hào)的角 接觸球軸承，且D處的軸承是成對(duì)使用，共同承擔(dān)支承作用。所以，校驗(yàn)C、D處7217AC 軸承只需取受力最大處即可。已知： Fr2V =1060N，F(xiàn)r3V 二-665N， Fr2H = 2727.63N，F(xiàn)r3H = T710.63N則軸承7217AC所受徑向合力為Fr F；v F；H h060軸

33、承7217AC壽命計(jì)算軸承的工作年限為7年(一年按300天計(jì)算)，每天兩班工作制(按16h計(jì)算)， 則軸承預(yù)期計(jì)算壽命為Lh = 7 300 133600(h)已知軸承7217AC所受的軸向負(fù)荷Fa =2573N，徑向負(fù)荷Fr =2926N。分界判斷系數(shù)e =.68 2727.632 ： 2926.36(N)軸承7215C所受徑向合力為FrFr23v -卩知 66521710.6324：917.67(N)匚2573“87亠0.68Fr 1715由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)查得徑向動(dòng)載荷系數(shù) X=0.41，軸向動(dòng)載荷系數(shù)丫=0.87。根 據(jù)載荷性質(zhì)為中等沖擊，查得載荷系數(shù)一般為 1.21.8，取fp =1.6

34、。貝峙由承的當(dāng)量 動(dòng)載荷為P 二 fpX Fr 丫 Fa =1.60.41 1715 0.87 25734706.66（N）以小時(shí)數(shù)表示的軸承壽命L10h （單位為h）為.106（c60門1卩丿（3.9 ）式中：L10h 失效率10% （可靠度90% ）的基本額定壽命（106r ）n軸承的轉(zhuǎn)速，單位為 r/min ；C基本額定動(dòng)載荷，單位為N;P當(dāng)量動(dòng)載荷，單位為N;: 壽命指數(shù)，對(duì)球軸承；=3，滾子軸承；=10 3。查表得基本額定動(dòng)載荷 C =99.8KN。將上述參數(shù)代入公式（3.9 ），則以小時(shí)數(shù) 表示的軸承壽命為0h106鯽360 x 3000 4706 丿:57986(h)-27 -河

35、南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書-# -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書由于 Lh丨33600h，所以能夠滿足要求（3）軸承7215C壽命計(jì)算軸承的工作年限為7年（一年按300天計(jì)算），每天兩班工作制（按16h計(jì)算）， 則軸承預(yù)期計(jì)算壽命為Lh = 7 300 16 = 33600（h）已知軸承7215C所受的軸向負(fù)荷Fa =2573N，徑向負(fù)荷二917.67N。由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)查得分界判斷系數(shù) e二0.68。Fr2573917.67:2.8 e = 0.68由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)查得徑向動(dòng)載荷系數(shù) X=0.41，軸向動(dòng)載荷系數(shù)丫=0.87。根 據(jù)載荷性質(zhì)為中等沖擊，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)查得載荷系數(shù)一般為1

36、.21.8，取fP九8。則軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為P =fp X Fr Y Fa =1.80.41 917.67 0.87 2573 : 4706(N)查機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)得基本額定動(dòng)載荷 C =79200KN。將上述參數(shù)代入公式(3.9 ),則以小時(shí)數(shù)表示的軸承壽命為,10610h 一60 3000*79200 T4706 丿:36481(h)-29 -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書-# -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書由于L10h Lh33600h，所以能夠滿足要求。3.4同步帶的設(shè)計(jì)計(jì)算(1) 設(shè)計(jì)功率Pd根據(jù)工作機(jī)為加工中心，原動(dòng)機(jī)為交流電動(dòng)機(jī)，每天兩班制工作(按 16h計(jì))， 由機(jī)械設(shè)計(jì)

37、基礎(chǔ)查得 Ka =2.0。故設(shè)計(jì)功率為：Pd =Ka P=2.0 5.5KW -11KW式中：P 傳遞的功率，kwKa載荷修正系數(shù)(2) 選定帶型和節(jié)距根據(jù)設(shè)計(jì)功率Pd =11KW，小帶輪轉(zhuǎn)速m =6000廠min，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)確 定帶輪的帶型為H型。按照同步帶的帶型為H型，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)查得節(jié)距Pb = 12.700mm小帶輪齒數(shù)乙根據(jù)小帶輪轉(zhuǎn)速m=6000rmin，同步帶的帶型為H型，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)查 得小帶輪的最小齒數(shù)Zmin 22，故取乙=30(4) 小帶輪節(jié)圓直徑d1d130 12.73.1416mm = 121.28mm式中：乙小帶輪齒數(shù)；Pb 節(jié)距。按照小帶輪齒數(shù) 乙=30，同

38、步帶的帶型為H型，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)查得其外徑 =119.90mm大帶輪齒數(shù)Z2n-i 6000i2n23000式中：n1小帶輪轉(zhuǎn)速；陽大帶輪轉(zhuǎn)速。大帶輪齒數(shù) Z? = i乙=2 30 = 60(6)大帶輪節(jié)圓直徑d2d2Z2 pb60 12.73.1416mm = 242.55mm-31 -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書-# -河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書式中：Pb節(jié)距。按大帶輪齒數(shù)Z2 =60，同步帶帶型為H型，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)查得其外徑da2 = 241.18mm帶速v寫 d 1 n 1v 二60 10003.1416 121.28 6000601000m. s 二 38.10 m

39、s ： vmax-# -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書-# -河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書式中：d1 小帶輪節(jié)圓直徑;厲小帶輪轉(zhuǎn)速。(8) 初定軸間距a0經(jīng)驗(yàn)公式：0.7 d1 d2 a2 d1 d2 ,(3.10)式中：d1 小帶輪節(jié)圓直徑；d2 大帶輪節(jié)圓直徑。將 d1，d2 值代入公式(3.10)，得 254.68mm 蘭 a。蘭 727.66mm。 故取 a0 = 255mm。(9) 帶長及其齒數(shù)L =2 玄d1 d2 *24 a。mm譏 255 詈 12128 242.55 242曽；?28 2=1095.92mm式中：Lc 帶長;a0初定軸間距；di小帶輪節(jié)圓直徑；d2

40、大帶輪節(jié)圓直徑。按帶長L。095.92mm，同步帶的帶型為H型，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)查得應(yīng)選用 帶長代號(hào)為450的H型同步帶，節(jié)線長Lp = 1143.00mm，節(jié)線長上的齒數(shù)Z=90。(10) 實(shí)際軸間距a =a0 蟲=255 1143 一109592 mm =278.54mm2 2式中：a。初定軸間距;Lp 節(jié)線長；(11) 小帶輪嚙合齒數(shù)Zm二 intZ1Pb Z1_乙12 730I260 -30 =122 3.14162 278.54-33 -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書-# -河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書式中：Zm 小帶輪嚙合齒數(shù);Pb 節(jié)距(12) 基本額定功率R按照同步帶的

41、帶型為H型，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)查得帶的許用工作拉力Ta =2100.85N，帶的單位長度的質(zhì)量 m = 0.448kg m?；绢~定功率為：P。Tam v2 v1000r22100.85 -0.448 38.138.1 KW1000= 55.27KW-# -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書式中：Ta 寬度為bs,的帶的許用工作拉力 m 寬度為bs,的帶單位長度的質(zhì)量(13) 帶寬bs按同步帶的帶型為H型，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)查得= 76.2mm;按小帶輪嚙合齒數(shù)Zm =12，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)查得嚙合齒數(shù)系數(shù)Kz = 1。帶寬為:1 .14TKzPdP0-76.21.1411，1 55.27mm 二 18

42、.49 mm式中：KZ嚙合齒數(shù)系數(shù)bs0 同步帶的基準(zhǔn)寬度，mm按照帶寬bs =18.49，同步帶帶型為H型，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)確定選帶寬代號(hào)為075的H型帶，其帶寬 bs =19.1mm(14) 作用在軸上的力1000 1138.1N =288.71N-34 -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書-# -河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書式中：Fr作用在軸上的力;Fd 設(shè)計(jì)功率；v帶速。(15) 帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸傳動(dòng)選用的同步帶為450H 075小帶輪：Z1 =30，a =121.28mm, da = 119.90mm大帶輪：Z2 =60， d2 = 242.55mm， da2 = 241.18m

43、m3.5鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算3.5.1主軸上的鍵對(duì)于采用常見的材料和按標(biāo)準(zhǔn)選取尺寸的普通平鍵聯(lián)接(靜聯(lián)接)，其主要失效形式是工作面被壓潰。除非存在嚴(yán)重過載，否則一般不會(huì)出現(xiàn)鍵的剪斷。因此， 通常只按工作面上的擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核計(jì)算。假定載荷在鍵的工作面上是均勻分布的，則普通平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度條件為：2T 103k l d(3.11)式中：T傳遞的轉(zhuǎn)矩(T = F漢yF漢d)，單位為N m ；2k 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h，此處h為鍵的高度，單位為mm ； l鍵的工作長度，單位為 mm，圓頭平鍵I = L - b，平頭平鍵I = L，這里的L為鍵的公稱長度，單位為 mm，b為鍵的寬度，單位為

44、mm;d軸的直徑，單位為 mm鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，單位 MPa已知：帶輪作用在軸上的力 F =288.71N，鍵所處主軸段直徑d = 72mm，鍵的寬度b =20mm，鍵的公稱長度 L = 70mm，鍵的高度h =12mm。鍵所傳遞的轉(zhuǎn)矩為T = F - =288.71 y- =10.39 N m由于主軸處采用圓頭平鍵，故鍵的工作長度為I = L - b = 70 - 20 = 50 mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為k = 0.5 h = 0.5 12=6 mm將上述參數(shù)代入公式（3.11 ），故聯(lián)接工作面擠壓應(yīng)力為2X10.39003匚 p0.96 MPa6漢50沢72按聯(lián)

45、接工作方式為靜聯(lián)接，且載荷性質(zhì)具有沖擊性，查機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)設(shè)計(jì)手 冊(cè)得鍵聯(lián)接的許用應(yīng)力 t p L 60MPa。由于匚p ： tp，所以能滿足要求。3.5.2 主電機(jī)上的鍵已知：主電機(jī)額定轉(zhuǎn)矩T =35N m，電機(jī)輸出軸的直徑d =32mm，鍵的寬度 b =10mm，鍵的公稱長度L =70mm，鍵的高度h =8mm，鍵聯(lián)接的許用應(yīng)力!-J = 60MPa。由于主軸處采用單圓頭普通平鍵，故鍵的工作長度為l =L - b =70 -10 =65 mm2 2鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為k = 0.5 h = 0.5 8=4 mm將上述參數(shù)代入公式（3.11 ），故聯(lián)接工作面擠壓應(yīng)力為-36 -河南機(jī)電高等

46、?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書-# -河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書32 35 10 65 32= 8.41 MPa-# -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書-37 -河南機(jī)電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書由于匚p 、p所以能滿足要求-# -河南機(jī)電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書4電動(dòng)機(jī)與聯(lián)軸器的選擇4.1電動(dòng)機(jī)的選擇4.1.2進(jìn)給電動(dòng)機(jī)的選擇寬調(diào)速直流伺服電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是勵(lì)磁便于調(diào)整，易于安排補(bǔ)償繞組和換向 極，電動(dòng)機(jī)的換向性能得到改善，成本低，可以在較寬的速度范圍內(nèi)得到恒轉(zhuǎn)速特 性。當(dāng)然，寬調(diào)速直流伺服電動(dòng)機(jī)體積較大，其電刷易磨損，壽命受到一定限制。日本法納克(FANUC公司生產(chǎn)的用于工業(yè)機(jī)器人、C

47、N(機(jī)床、加工中心(MC的L系列適合于在頻繁啟動(dòng)、制動(dòng)場(chǎng)合應(yīng)用。根據(jù)估算得出的電動(dòng)機(jī)功率Pf =0.37kW，選用FANU的6L型電動(dòng)機(jī)，其主要性能指標(biāo)如下：輸出功率：1.1kW ；額定轉(zhuǎn)矩：8.8N m ；最大轉(zhuǎn)矩：44.1N m ；最高轉(zhuǎn)速：2000r min ；轉(zhuǎn)子慣量：0.0018kg m2。4.2聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)計(jì)算(1) 類型選擇為了隔離振動(dòng)與沖擊，選用凸緣聯(lián)軸器。(2) 載荷計(jì)算已知進(jìn)給電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩為 8.8N m。根據(jù)工作機(jī)的轉(zhuǎn)矩是變化的，且沖擊 載荷較大，原動(dòng)機(jī)類型為電動(dòng)機(jī)，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)查得工作情況系數(shù)Ka=2.3則計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：Tea 二 kA T =2.3 8.8 =20

48、.24(N m)(3) 型號(hào)選擇選擇聯(lián)軸器時(shí)，聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩要大于計(jì)算轉(zhuǎn)矩，許用最大轉(zhuǎn)速要大于電動(dòng) 機(jī)轉(zhuǎn)速。由GB5843-8外查得YL5型凸緣聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為 63N m，許用最大轉(zhuǎn)速 為5500r.min，適合于尺寸在22 32mm之間的軸頸。故能夠滿足要求。結(jié)論本課題的指導(dǎo)思想是在滿足立式加工中心主軸組件的工作要求的前提下，盡可 能使其性能優(yōu)越，傳動(dòng)平穩(wěn)，并且使加工中心的整體機(jī)構(gòu)的體積、 質(zhì)量盡可能減小, 從而降低成本。本課題確定了立式加工中心主軸組件的總體設(shè)計(jì)方案，對(duì)主軸組件的各組成機(jī) 構(gòu)進(jìn)行了方案論證、設(shè)計(jì)計(jì)算以及選型。同時(shí)，通過對(duì)加工中心主軸組件的主要部 件，如：主軸、軸承、絲

49、杠、鍵等進(jìn)行校核，較為理想地實(shí)現(xiàn)了任務(wù)書中對(duì)立式加 工中心主軸組件的技術(shù)指標(biāo)。加工中心主軸組件的運(yùn)轉(zhuǎn)過程比較平穩(wěn)，且主軸組件 的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，拆裝方便，維修容易，價(jià)格低廉。主軸組件的結(jié)構(gòu)主要分為兩個(gè)部分，即主運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)和進(jìn)給運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)。而在主運(yùn) 動(dòng)機(jī)構(gòu)中，按照功能來分，可主要分為主軸傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、主軸準(zhǔn)停機(jī)構(gòu)、刀具自動(dòng)夾 緊機(jī)構(gòu)以及切屑清除機(jī)構(gòu)。本課題采用了 FANU6S型交流主軸電動(dòng)機(jī)作為主軸傳動(dòng)的原動(dòng)力，通過同步 帶傳動(dòng)來實(shí)現(xiàn)主軸電機(jī)和主軸之間的減速傳動(dòng)。通過對(duì)同步帶帶型的選擇，確定了 同步帶傳動(dòng)的線速度、帶長、軸間距等參數(shù)，并對(duì)大小帶輪進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。為了 防止同步帶的掉落，在帶輪的兩側(cè)按分別安裝了帶輪擋圈。在大帶輪上還安裝了動(dòng) 平衡較好的圓盤，主軸準(zhǔn)停中的發(fā)磁體被設(shè)置在圓盤上，而磁