倒立式数控机床主轴系统设计
摘 要 本课题为倒立式机床主轴系统设计，通过对倒立式机床的加工工件的材料等参数进行研究，通过对切屑参数的计算，确定加工功率的要求，进而对电动机和变速箱进行计算和选型，确定主传动方案之后，参考《数控机床设计》一书，设计符合要求的主轴，以及满足要求的主轴箱体，绘制出三维模型，对倒立式数控机床的整体结构进行分析，主轴系统平衡性进行研究和选型，经过计算选用气囊加液压油缸组合的形式来弥补平衡性的缺失。通过以上各部分的计算和设计，完成本倒立式数控机床的课题研究。 Design of inverted numerically controlled machine tool spindle Abstract The topic for the inverted machine tool spindle system design, through the research on vertical machine toolworkpiece material parameters, the calculation of cutting parameters, determine the processing power requirements, and then the calculation and selection of the motor and gearbox, then determine the main transmission scheme, a reference design of NC machine tool the book, designed to meet the requirements of , and meet the requirements of the spindle box, draw three-dimensional model, analysis of the inverted type of CNC machine tools, research and selection of spindle system balance, after calculation with airbag combined with hydraulic cyl
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inder form to make up for the lack of balance. ：前言...................................................................................5 1.1 倒立式数控机床的研发背景.................................51.2 工件的介绍以及设计参数的拟定.............................6：主传动方案的设计...........................................................7 2.1 切削参数的计算...........................................82.2 电动机的计算和选型.......................................92.3 变速箱的计算和选型.......................................11第三章：主轴箱的设计...................................................................113.1 主轴箱的设计要求.........................................113.2主轴的设计和校核.........................................123.3 轴承的选择以及校核.......................................153.4 主轴组件的润滑和密封.....................................243.5 液压卡盘的设计...........................................253.6 刀架的设计...............................................27第四章：机座的设计..........................................28 4.1 机座材质的选择...........................................28 4.2 机座结构的设计...........................................31 4.3 机座整体的装配...........................................32第五章：倒立式数控机床主轴系统平衡结构的设计....................325.1 倒立式机床主轴系统平衡性的研究............................325.2 主轴系统平衡性的解决方案..................................335.3 液压平衡方案的计算和选型..................................35第六章：总结..................................................35参考文献.......................................................36：前言1.1 倒立式数控机床的研发背景 高端轴承的制造与设计是我国目前机械制造业的短板，基于市场需求特征和轴承行业规划的发展要求，围绕关于上述轴承设计制造前沿技术的研发主题，国内相关行业与科研所，高校进行大量的研究。其中在倒立式数控机床的方面，本课题跟踪国外企业在该领域以数控车加工为重点的技术动向，以轴承套圈的数控高精度车削加工着手，研发专用的轴承套圈车加工CNC数控车床，并研究开发大中型高端轴承制造中的CNC高精度车削工艺，争取实现轴承套圈加工“以车代磨”的先进制造方法，可以大大提高轴承的制造水平和提高经济效益，减少在制造领域的发达国家水平的差距，实现国内需求的定位。 本课题来源于常熟市某公司为高端轴承制造而研发的倒立式车床的设计问题。根据高端轴承的结构技术要求和特性，给出了倒立式数控车床的技术指标。本课题针对其进给系统设计开展研究，其内容包括根据国家标准和结合技术指标要求，通过切削力计算，确定主轴系统的具体布局并进行特性分析；在此基础上完成主轴系统设计。1.2 产品图的介绍以及参数的拟定： 此次加工的产品图为高端轴承套圈，其模型如图1.1所示 图1.1 由于工件竖直方向安装，工件的重量对装夹精度有明显的影响，而且其排屑容易擦伤工件表面，而且由于轴承套圈和滚子的材料常采用具有较高的硬度和良好耐磨性的高碳络合金钢GCr15，其硬度在HRC60-66，相比于其他材料而言，高碳铬轴承钢具有较高的硬度和良好的耐磨性、高接触疲劳性能。在轴承行业的制造，高碳铬轴承钢可作承受高负荷、高耐磨性、弹性极限良好和高的接触疲劳强度。高碳铬轴承钢的抗拉强度为861.3MPa；屈服强度为518.42MPa；断后伸长率为27.95%；抗弯强度为1821.61MPa，其车削过程的难度及对车削装备的要求也就相应的增加了，国内所采用的日本马扎克IVS200及北一机、沈阳机床所生产的CDHA512等相应机型通常使用的高速加工不能满足高强度金属材料锻造的大直径轴承套圈精密车削的低速大扭矩要求而且根据中大型轴承套圈车削要求，车床主轴转速在50~200转/分钟时的转矩应能满足三百到六百牛米的要求。而目前国内外的倒立式数控车床，由于大都采用伺服电机直接带动主轴的连接方式，则在上述转速的要求下该电机一般在额定转速下运行时功率会急剧下降，当前国内有些厂家解决这一问题的办法是：加大主轴电机的功率，但是这种做法使得电机的实际工作效率没有任何提高，反而大功率电机的价格也较高，所以这一做法即是不经济而且能耗较高。因此，对于中大型高端轴承套圈车削要求，设计适合加工此类工件的专用机床是势在必行的。：主传动方案的设计 主传动系统的设计要求（1）主轴具有足够的转速以及转速范围，能够实现运动启动和停止，速度，方向，制动，符合要求的机床运动。（2）主电机具有足够的功率，全部机构和元件具有足够的强度和刚度，以满足机床的动力要求。（3）传动的结构，主要为主轴及其组件要满足精度、抗震性，热变形和噪声的要求，保证高效率，满足性能要求。（4）操作灵活，维修简单，具有良好的密封和润滑。（5）具有结构紧凑，满足良好的工艺性，降低成本，满足经济要求。 倒立式数控机床主传动组成结构包含电动机，变速箱和主轴箱，本课题所研究的数控机床在结构上来说较简单，主轴系统调速大多数由电动机无级变速来完成，并且有二级或者三级的变速箱来扩大调速范围。2.1 切削参数的计算 已知机床的加工的最大直径为400mm，依据公式可求切削功率：参考文献《机械制造技术装备及技术》 =36.5*0.24 =8.9 KW已知机床的切削功率为8.9KW，取机床的传动效率为0.85，得机床计算切削功率为P=8.9/0.85=10.5KW，主轴最高转速4000rpm，最低转速200rpm，主轴的计算转速选用公式 参考《机械制造技术装备及技术》其中 为主轴的最低转速 =200rpm Rn 为主轴的变速范围 Rn=4000/200=20代入公式 = 491.3rpm数控机床加工范围应考虑，所以速度范围要比普通机床高，因此取主轴恒功率变速范围2.1.2主传动级数的确定 考虑电动机和主轴的匹配问题，为了解决这问题，需在电动机和主轴之间串联一个变速器，从而扩大调速的范围，满足低速大扭矩对电动机功率的需求，主传动系统的传动方式采用定必传动和分级变速相结合的方式，电动机经过变速器传递给主轴，从而实现主轴的变速。通过电动机的变速，与传动机构可以保证主轴功率与转矩的要求。2.2电动机的选择 根据之前所得主轴功率和转速，选择电动机西门子1PH7133D02-0C0，额定功率12KW，额定转速1000，最大转速8000rpm。其三维模型如下图2.2.1所示 图2.2.1电动机恒功率调速范围=8000/2000=4=4远小于性能不匹配，不能直接驱动主轴，应当在主轴和电动机间串联一个变速箱，以保证电动机的输出满足主轴系统低速大扭矩的要求。电动机速度与扭矩如图所示114.7 57 0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 速度（rpm） 图2.2.2电动机扭矩转速图 2.3变速箱的设计 考虑倒立式数控机床的要求，电动机的恒功率调速范围等于变速箱的公比，即，机床主轴转速范围变速箱的变速级数电动机的恒功率调速范围主轴的恒功率调速范围 = =1.5 取Z=2因此，机床主轴变速箱的变速比为2变速箱的设计计算 主传动级数确定，求公比已知，则公比==2.828根据《机械设计手册》公比定值表确定公比=2.75电动机经定比传动1:2，减速箱变速比为的确定可得转速图 1:2 图2.3.1 转速图M p 齿轮减速比1：1 图2.3.2 齿轮减速比1：5.5减速器的减速比=2X2.75=5.5因此在网上寻找减速比为5.5的变速箱经选择德国ZF公司的2K250减速器满足此条件。变速箱如图2.3.3所示 图2.3.3第三章：主轴系统的设计3.1 主轴的设计3.1.1 主轴设计中需要满足的要求 1.旋转精度 2.动静刚度 3.热变形 4.耐磨性3.1.2 主轴材料的选择 材料要求具有足够的强度，刚度，耐磨性，耐腐蚀性和热处理工艺等要求，选择主轴材料要根据实际加工要求考虑经济型因素等考虑。 主轴经常使用的材料是合金钢和碳素钢，碳素钢相比于合金钢，对集中应力的敏感性低，可以进行热处理改善性能以及工艺性，一般机器轴可以选择优质碳素结构钢制造，通常选用最常见的45号钢，正火或调质处理。3.1.3 主轴的结构设计要求合理的根据加工环境确定主轴结构和加工尺寸，影响主轴的结构的因素很多，如主轴的安装位置和要求，组件的位置和定位，轴承的选择和固定。这些影响因素很多，所以主轴设计的时候必须对具体的情况进行分析，然后通过全面的考虑，设计出合理的结构，主轴的合理结构需要符合下列要求：主轴零件能够方便的安装和调整；主轴应当具有良好的装配工艺性；合理的主轴受力，主轴的经济性等。3.2 主轴的主要参数计算设计主轴主要参数有：前端直径D1 主轴内径d， 主轴悬伸量a， 主轴支承跨距L。3.2.1 主轴的前端直径D1 主轴D1按电动机功率表示（mm）1.4~2.52~3.63~5.55~7.37.4~119.5~13车床60~8070~9070~10595~130110~145140~160铣床及加工中心50~9060~9060~9575~10090~10595~120外圆磨床——50~6055~7070~8075~9080~100 表格3.2.1.1已知电动机的功率可取：D1=150mm 根据公式可得：D2=（0.75~0.85）D1 可知主轴后端直径：D2=150*（0.75~0.85）= 112.5~127.5mm 通过圆整：D2=120mm3.2.2 主轴内径d 确定直径轴原则是满足空心轴直径和最小壁厚要求，取最大值。 主轴的内径通过固定的切割工具，工件夹具和刀具卡盘等装置，内直径越大，主轴重量就相对越轻。主轴孔径d的大小受刚度的影响。轴径和主轴直径之比小于等于0.5时为空心主轴，它的刚度几乎相等于实心的主轴的90%，比值大于0.7时，主轴的刚度就会大幅度下降。主轴自身刚度与抗弯断面惯性矩的关系如下所示由式子可知取孔径的直径极限为根据推荐值 取比值为0.653.2.3 主轴前端悬伸量a的确定 L a 图3.2.3.1悬伸量是指在该范围的中点到前支座反力的前表面，主要取决于结构和主轴的前端的尺寸，所以是由结构设计主要是确定的。悬伸量a与主轴的部件的刚度和抗震性是成反比的，因此需要取范围内的最小值。式中：E-材料的弹性模数 I-轴惯性距 K1 前刚度值 K2 后刚度值 选择a可参考下表车床和主轴类型a1/D1精密车床，自动车床用滚动轴承支撑，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，悬伸量不太长的精密镗床和磨床，用滚动轴承和滑动轴承1.25-2.5 表3.2.3计算得悬伸量a=150mm3.2.4 主轴跨距的确定 主轴的跨距是确定系统动态和静态刚度大小的重要因素，我们的目的是在合适的切屑力的作用下，主轴满足条件的最优跨距等同于它的最小跨距，推得的最优质在动态下接近于最优秀的跨距数值，以达到最佳值的设计。 前端轴向刚度 内径为120mm，参考《新编数控机床技术》表4.3.5 可得 查《新编数控机床技术表》中的轴承样本额定动载荷可得 c=74KN代入算式计算得到主轴跨距为420mm3.3 主轴的刚度计算如主轴轴颈由多段组成，则d的计算公式为 参考文献《新编机床数控技术》式中d1,l1.....dn,ln分别为对应各段的长度，直径 L----总长，L=l1+l2+ln 如果前轴承颈后轴承颈对应的直径数值差距不大，可选取前后直径的均值作为当量d的值。 主轴前悬高刚度，后部延伸部分不影响的刚度，因此不用计算，对于作用在主轴前端的外载力如下所图3.3示 图3.3 则绕度： 参考文献《新编数控机术》 式中 F————外载荷（N） a————前悬伸 l————跨距 E————弹性模数， I————截面惯性矩 d dt————主轴的外径和孔径 因孔的数值所造成的影响可以忽略不计 由此可得出结论 主轴刚度满足要求3.3 主轴轴承的选择 轴承在整个主轴系统中是非常重要的一个部件，布局，品种，装配方法，安装方式，调整方法，润滑和冷却方式影响主轴的运行性能，因此数控机床主轴通常使用滚动和滑动轴承。 在运行时滚动轴承摩擦小，预紧方便，润滑和维护也简单，能稳定在一定范围内，相比滚动轴承和滑动轴承，缺点是噪声过大，滚动体数目相比之下很少，而且在运行中轴承的刚度是不稳定的，没有良好的抗震性，但数控机床主轴轴承，应尽量使用滚动轴承，而且本文课题为倒立式数控机床，在运行中要做轴向运动，使用滚动轴承的优点在于使用脂润滑，在运行中可避免漏油情况，依据滚动体结构分为角接触球轴承，圆柱滚子轴承，圆锥棍子轴承三大类。 主轴支撑分为径向支撑，推力支撑。然而角接触滚子轴承则可以起到径向和推力支撑同时满足。 推力常常在于主轴前支撑中，倒立式数控机床的坐标轴原点通常位于主轴上的前端位置，为避免热膨胀移动坐标原点，因此需要缩短坐标轴原点到推力支撑的距离。 主轴的轴承若选则圆柱滚子轴承或圆锥滚子轴承则会造成因滚子的大端面与主轴的内圈挡边在运行中所造成的滑动摩擦，过多的发热，从而导致转速受到制约。因此主轴选用角接触轴承。 3.3.1 角接触球轴承 可以承受轴径向双向载荷。通常的接触角主要由两种：a=25,a=15。以25为例 标号为7000AC型，属于特轻型，标号为7190AC型，属于超轻型，标号为7190C型。如下图3.3.1所示参考文献《机械设计手册》 图3.3.1 角接触球轴承与主轴的接触方式为点接触，轴承本身刚度较差，因此为了提高轴承的刚度以及载力，需要使用多组轴承串联组配的方法，因此，前支撑轴承双轴承系列组合方式设计。如图3.3.2所示 图3.3.23.3.2 圆柱滚子轴承 圆柱滚子轴承的不同之处在于它的内孔为一比十二的锥型孔，通过和主轴的锥形轴颈配合，导致主轴在进行轴向移动的时候，可以胀大内圈，这样可以消除径向载荷并加以预紧。如图3.3.3所示 图3.3.3 3.3.3 轴承的装配 数控机床常见的配置的形式有：高速型，高刚度型和高速度刚度型速度型这种组合有两种形式，第一种，前后支撑全部采用双联角接触球轴承，这种配置适用于高速，高精度中等负载的机床。第二种，前支撑采用三组串联角接触球轴承，此类轴承配置通常用于高速，高精度和高负载的机床高 刚度 型这种组合也有两种形式。第一种，前支撑的配置方式为俩列圆柱轴承配合双方向的角接触滚子轴承，确保它们能够承受较大径向载荷以及轴向运动的负载，后支撑选择两列圆柱轴承的方式。这种主轴轴承的配合方式可以使得主轴组件获得高刚度，并且减少温度对与主轴的刚度的影响，增加运行的精确度和以及使用寿命的影响，这种配合方式用于要求转速中等偏高，对于工件切屑要求的很高的高强度较高精度的数控机床。第二种，前支撑使用俩列圆锥轴承，这种配置可保证轴向径向载荷达到要求，后支撑采用单列圆锥滚子轴承，但是主轴的转速和精度都受到限制。这种配置适用于转速要求不高和中等精度，重载荷要求的数控机床速 度刚 度型这种配合前支撑采用三联角接触球轴承，承受径向和轴向载荷，后支撑采用双列短圆柱滚子轴承，这种配合刚度很高，适用于高速，高精度和大载荷的数控机床 表3.3.3.1鉴于几种轴承配合，由于本次毕业设计的数控机床主轴最高转速达到4000转每分钟，因此选择前支撑采用三个超精密角接触轴承串联组合的方式，这样可以使主轴满足较高的转速。后支撑选用双角接触滚子轴承，其他选用方式为使用圆柱轴承支撑，圆柱轴承的优势在于吸收热膨胀的能力，主轴系统在运转中会摩擦生热导致膨胀，后支撑能沿轴向移动。这种配置可以保证主轴转速满足4000转，而且承载能力达到要求，适合本倒立式数控机床要求的高速，精密的要求。3.3.4 轴承间隙的调整和预紧 主轴轴承内部的间隙需要调整，大多轴承，能够保证主轴能在过盈的状态下运转，滚动体和轨道之间必须具备可控的预变能力。 轴承预紧后，使得内部没有间隙，滚动体以圆周的方式支撑主轴，这样有利于提高运转精度。滚动体的直径不能保证绝对的相等的情况并且轨道的形状同样不是标准的圆，滚动体和轨道不能保证全部接触，通过预紧调整滚动体和轨道，使得参与运转的滚动体更多，各个滚动体的受力更加均匀分配，有利于提高轴承的精度，刚度和寿命。轴承预紧后，如果主轴在运转中产生了振动，则由于各个方向上都有滚动体进行支撑。可以提高接触面积从而提高了抗震性。但是，预紧后摩擦产热较多，温度会很快的升高。如果预紧过大也会导致由于运转温度太高导致轴承的寿命降低。 主轴部件在加工和生产中难免存在误差，分析误差产生的原因，通过选配定向法装配可保证主轴系统整体的精度，保证主轴支撑孔和轴颈的偏心量的数值与轴承的内圈和轨道的偏心量接近，通过反向装配，减小偏心量。 如果滚动轴承装配间隙过大，那样导致运行中产生的载荷集中在支撑运行的一部分滚动体受力，会造成主轴轴承的刚度损失，承载能力下降，主轴的旋转精度也会降低。只有将轴承进行预紧，滚动体和轨道在接触的时候产生预变形，这样可以让在相同情况下接触的滚动体的数量增加，从而可以满足在运行中主轴受力的平均，提高承载力和刚度，减少主轴在运行中轴线的移动，若装配中过盈过大的话，会导致导轨和滚动子接触不充分，会加剧主轴轴承在运行中的磨损，承载能力大幅度下降。因此主轴部件必须具有调整结构才能使得主轴正常运转。 本主轴的角接触轴承的预紧方式为将成对的双联角接触轴承的内圈都磨去一定值。在安装的时候用外力将他们压紧，将他们定位预紧。 轴承通过预紧保证与主轴在运行中没有滑动间隙，满足滚动子在各个方向上都进行支撑。这样可以满足运动的精度和刚度，提高寿命，确保运动的抗震性，3.3.5 轴承刚度的校核 3.3.5.1 寿命的校核 由《实用机械设计》可得轴承的预期寿命为Lh=10000h，收到的径向载荷FR=3564.5N，轴向载荷FA=1247.6N，轴承转速为800r/min,运转的时候具有轻微的冲击，需要在常温下工作。确定Cr,Cor 由参考文献《机械传动控制》查的Cr=102KN.Cor=86.5KN。计算FA/Cor，并确定e的值 查《实用机械设计》表8-9 根据=0.3，用插入法查的e=0.55计算当量动载荷P 由《实用机械设计》表8-9查的X=1，Y=0（用线性插入法） 于是P=XF+YF =12729.8N计算轴承寿命由《实用机械设计》表8-7查的Ft=1（常温）由《实用机械设计》表8--8查的Fp=1.0~1.2 取Fp=17014C球轴承因而所以轴承的寿命是足够的3.3.5.2 静强度校核 计算当量载荷，由《实用机械设计》表8-11得Xo=1,Yo=0.76,轴承受力图3.3.5如下： 图3.3.5.计算轴承径向载荷 由上图可知L=400mm，L1=145mm 轴承1 轴承2由于所选轴承都是角接触轴承，因此有派生轴向力的存在，必须对派生轴向力进行计算。计算派生轴向力依据《实用机械设计》表8-10可得确定轴承的轴向载荷FA所以在运转中，轴承1的状态是压紧状态，轴承2的状态是放松状态因此 效验轴承的静强度通过《实用机械设计》8-13可得轴承1 取最大值P01=1376.8N轴承2由上式可得P02>P01 轴承2在运转中存在一定的风险，故取P0=3641.57N依据《使用机械设计》表8-12取安全系数为S0=1.2计算工作额定静载荷因此得出结论静强度校核达标因此主轴部分的设计完成，利用三维绘图软件做出主轴的基本模型如下所示 在此基础上进行主轴箱的设计，依据主轴的外形尺寸，设计主轴箱体如图所示图3.3.7完成主轴箱的装配图3.3.83.4主轴组件的润滑和密封 （1）轴承的润滑 润滑的作用是减少运行中的摩擦，降低温升以及密封装置保护部件不受到外界的损害和腐蚀。轴承的类型，速度和工作负荷决定了润滑的方式和润滑液。如果选择得当，可以降低轴承的工作时的稳定和延长了其寿命增加稳定性。 滚动轴承可以用脂润滑或者油润滑，在转速较低的时候用脂润滑比油润滑温升低，转速较高时用油润滑较为理想。 脂润滑的优点：操作方便，不需要提供供油管道和润滑系统，不会造成漏油。本次设计所选择的轴承的转速不高，而且是倒立式主轴，因此用脂润滑比较好。使用时间长，如果转速不超过极限值，如果密封良好，不让灰尘或者油污进入轴承，一次填满可以使用到下次大换的时候更换，中间不需要填充。但是脂润滑填不能一次性填充过多，如果填充过多会造成轴承空间过小，会引起运行发热过量，造成脂融化流出等情况。 （2）主轴部件的密封 密封是为了方式润滑油外泄和尘埃，加工飞屑进入，有很多种密封的方案，两个具有相对运动的部件之间必然是有间隙的，他们之间的密封为动密封，密封两种相对静态的主轴组件称为静密封。静密封分为研磨面密封，垫片密封，密封胶密封等。 轴承盖和主轴箱设计静态因此密封静密封形式，用紧定螺钉密封油密封垫纸，这种密封方式可以保证配合研磨面能够密封而且接合面光滑摩擦小。 通孔和主轴之间的密封为动密封，前轴承是角接触轴承，运行速度高，因此选用润滑油润滑的方式，使用垫圈油封防止运行中造成的飞油的情况，后端轴承使用脂润滑的方式用迷宫式密封，依靠迷宫式密封的节流作用达到密封效果，轴承的间隙中同样由于充满了脂，在运行中也可以提高密封的效果。3.5 液压卡盘的设计 本次所设计的倒立式数控机床加工的轴承套圈的长度约为350mm，对于夹具的要求比较简单，选用卡盘加紧就可以满足其要求。卡盘紧固轴承套圈和主轴，同步处理。 卡盘从它的工作原理可以分为四个类型：1 手动松紧卡盘2 液压松紧卡盘3 气动松紧卡盘4 电动松紧卡盘 从倒立式数控机床的自动化程度来讲，手动卡盘需要人工操作工件的夹紧和放松，操作繁琐而且不适合自动化的加工环境，所以不适合使用。液压卡盘和气动卡盘工作原理实际上是相似的，一个是利用液压油缸进行驱动，一个是用气缸进行驱动，这两种的结构设计很简单，而且传动机构也简单。电动卡盘的优点是结构紧凑，工作效率高，但总结起来，本设计选择液压卡盘，液压卡盘的结构紧凑，自动化程度高的加工，结构比电动吸盘更简单。另外本次设计的倒立式数控机床很多装置是用液压系统进行传动，所以选用液压卡盘是很合理的，通过对液压卡盘和主轴的参数的比较和选择，最终选用贝德福KT380-2型号的液压卡盘，该卡盘为内置式液压缸，安装方便，从侧面进液实现加紧和松开动作，无需另外配动力源。 它的参数图如下 图3.5.1 图3.5.2规格活塞行程爪行程最大夹紧力许用压力夹紧范围撑紧范围净重KT380-216mm9.1mm123KN25Kgf50~380mm60~400mm118Kg规格DD1D2D3D4BHH1hpZ-d380381mm300mm235mm100mmM110*2.032mm190mm132mm6mm43mmm203.6 倒立式数控机床的刀架设计 按照机床总体结构的布置，多工位转塔刀架部件固定在机床左侧。考虑固定形式机床的切屑负荷的要求，刀架需要具备刚度好和强度大等在结构上的优点，能够承受阻力减少形变，从而提高加工精度。在运动性能方面，要求刀架有较好的动态响应性能，以适应高效率加工的需要。刀架的转位由数控系统控制，刀架采用台湾六鑫的12工位伺服刀架，型号为LS-250H，这种刀架的优势在于1 内部机构采用平行凸轮设计，分割角度准确，换刀速度快2 刀盘旋转，使用油压马达驱动，扭力大且平稳3 刀盘加紧松开配合油压动力源，动作确保顺畅，适合重切削4 具有左右安装设计以及就近选刀的功能具体数据如下表所示 型号LS-250H中心高 mm125刀数N12T换刀时间s0.47换刀并锁紧时间s0.58换最远刀时间s2换最远距离刀锁紧时间s2.1曲面离合器形式24210油压马达型号OMP125电磁切换器AC 110V DC 24V工作压力Kgf/cm240流量L/min40油压缸拉力Kgf6.380重现精度mm0.003净重Kg146 表3.6.1刀架如下图所示图3.6.2 图3.6.3第四章：主轴机座的设计4.1 机座材质的选择 由于主轴系统的整体都是固定在立柱上，主轴，电动机，变速箱自身重量很大，而且工作中会产生振动，因此立柱的材料需要抗拉强度高且减震性好才能保证主轴系统的稳定运行，通过选择，HT200为较高强度铸铁，基体为珠光体，它的耐磨性，耐热性以及强度均较好，铸造性能以及减震性都良好，能够承受较大应力的零件（弯曲应力<29.40MPa）,摩擦面间的单位面积压力>0.49MPa(大于10t在磨损下工作的大型铸件压力>1.47MPa),因此选择HT200做为机座的材料。4.2 机座结构的设计 本课题所研究的倒立式数控机床的机座主要对主轴箱起到支撑的作用，由于本机床采用主轴倒立式结构，即主轴竖直倒置安装在可沿床身作水平移动的立柱上,主轴端部的液压卡盘可实现工件的自动抓取和装夹。主轴在带动工件旋转运动的同时，可随立柱的X轴方向运动及相对立柱的Z轴方向运动，从而完成轴承套圈零件在整个加工过程中的切削及搬运行程，因此结合倒立式数控机床的结构，电动机，变速箱竖直方向串联与机座内，变速箱与主轴箱通过一个支架固定在机座下方，机座的形状取决于所支撑的组件，需要满足足够的刚度，抗拉强度，尺寸稳定性，抗震性之外还需要满足外形美观，工艺性良好，成本低，便于吊装和装配其他部件。4.2.1 截面的设计 常见的截面形状有空心和实心之分，有有圆形和方形之分，每种截面类型其抗弯，抗扭惯性矩对比如下： 空心截面的惯性矩大于实心截面，在相同的截面面积条件下，加大轮廓的尺寸，并且减小壁厚可以大大的提高刚度，因此设计的时候要在工艺前提下尽量的把壁厚设计的薄一点，一味的增加壁厚提高刚度是不可取的。 方形截面抗弯刚度大于原型，而抗扭刚度比圆形小，因此支撑件所受的抗弯矩大于扭矩的时候，可以选择方形截面，反之则选用圆形截面。 鉴于本倒立式机床的设计要求选择空心方形截面封闭的框型。 4.2.2 隔板和加强筋的确定 隔板是两壁之间起连接作用的内壁，隔板的作用是在于把局部的载荷传递给其他隔板，布置的形式有三种，1 纵向隔板 2 横向隔板 3 斜向隔板。纵向隔板主要是提高抗弯刚度，横向隔板提高抗扭刚度，斜向隔板具有两者的综合有点提高抗弯和抗扭刚度。 隔板是提高整体内壁的刚度，筋的作用于隔板有所不同，筋的作用是为了提高局部的刚度。机座的截面形状为了安装零件，常常选用空心的矩形截面，而筋条的布置可以提高刚度以及强度，矩形截面在高度方向上的抗弯刚度比方形截面高，而抗扭刚度比方形的低，因此确定筋的类型很重要，其截面如图4.2.2.1所示简图说明 直筋易于制造，用于窄壁，壁板上加筋板除了可以提高刚度，还可以减小局部变形和薄壁振动 米子抗弯抗扭刚度高，可大幅减小局部形变和振动 三角筋有足够的刚度，常用于平板 井字抗弯刚度接近于米子，单抗扭刚度比较低 菱形具有足够的刚度，常用于平板，单成本过高 表4.2.2.1由表格对比可知，米子型筋便于生产，而且能够提高局部很高的刚度，因此在壁板是加米字型筋除了可以提高刚度之外还可以减少局部变形和薄壁振动，而且制造工艺性很好，成本较低，经济性好，因此选择米字型筋。 4.2.3 机座基本数据的计算 机座尺寸的确定 机座在长度是有几种规格，新系列标准规定机座的宽度为560或630mm，本次设计的机座的宽度按照560mm来设计，机座的高度由电动机和变速箱的高度的总和来计算，电动机高度为600mm，变速箱的高度为550mm，因此安装总高度为600+550=1150mm，因安装需要，机座的高度要低于安装高度，因此机座的高度取990mm。 壁厚尺寸的确定 铸铁以及其他材料的机座壁厚可以从下表4.2.3.1中选取，表中N用以下算式计算N=(2L+B+H)/3000(mm)当量尺寸 N灰铸铁0.360.7581.00101.50122.0016 因为已知L B H的取值L=660mm 箱体长度B=560mm 箱体宽度H=990mm 箱体高度 因此N=（1320+990+560）=0.96取N=1.00 因此 壁厚仍有裕量取10mm 机座的三维模型如下图所示 图3.7.14.3 机座整体的装配立柱完成之后可以进行整个主轴系统的装配，主轴竖直倒置安装在可沿床身作水平移动的立柱上,主轴端部的液压卡盘可实现工件的自动抓取和装夹。主轴在带动工件旋转运动的同时，可随立柱的X轴方向运动及相对立柱的Z轴方向运动，从而完成轴承套圈零件在整个加工过程中的切削及搬运行程，电动机和变速箱倒立放置于机座内，变速箱固定于支架上，通过同步齿传动连接主轴提供动力。装配图如下所示 图3.7.2 第五章 ：倒立式数控机床主轴系统平衡性的设计5.1 倒立式数控机床平衡性的研究 由于本机床的立柱包含了主轴与电机以及变速箱系统，机床Z轴在运动时首先要承受来自主轴、变速箱、电机、拖板等零件巨大的自重，而且在Z轴上下运动时必须考虑与这些重量相对应的平衡措施。如果完全依靠Z轴滚珠丝杠及电机来承载的话，不仅影响运动精度与零件的使用寿命，同时对设备的可靠性也是一个很大的挑战。普通机床为了保证运行中的平衡，通常使用一块配重的形式。但本机床的立柱在加工与工件传输行程中均需要在水平方向作快速移动，这种传统的平衡方式除了会增加机床自重外，不能够满足倒立式机床在X轴和Z轴两个方向上运行的稳定性要求。 因此，需要针对本倒立式数控机床的运行方式进行平衡性方面的研究。5.2 主轴系统平衡性的解决方案 在参考了最新的设计资料后，拟采用了新颖的Z轴传动系统平衡方案。系统在进行X Y轴运行时，由于电动机，变速箱以及主轴自身的重量导致在进行Y轴进给中会产生重力加速度，这样会造成主轴系统运行时候的晃动以及位移的不准确，本机床属于精密机床，工作中产生这样的问题会影响加工工件精度，如果只凭借Z轴伺服电机的运作来弥补这一损失，会大大增加Z轴伺服电机的载荷，机器的使用寿命会大大的降低，用液压的方式可以很好的解决这一问题主轴系统在进行Y轴运动中由于自身重量产生的重力加速度导致的惯性常量由液压的方式来弥补，使得系统在沿Y轴运动的时候始终能保证其平稳的运行，这样既弥补了Y轴的惯性误差也保证了立柱X轴快速移动。5.3 液压平衡方案的计算和选型 本设计倒立式数控机床在进行Y轴运动时，电动机，变速箱以及主轴和支撑架由于本身的自重会在移动中产生惯性误差，根据前文所确定的这几个部件的型号，查询其重量。电动机 西门子1PH7133 重量为90KG变速箱 ZP 2K250 重量为62KG主轴箱 重量为250KG支架 重量为20KG 总重量M=90+62+250+20=422KG，压力是由重力产生的，因此当整体垂直放置的时候压力等于重力。 F=G=mg =4220N 选择奉奥囊式储能器如图所示 图5.3.1特性为1.结构形式:大口,小口结构2.固定方式:紧固环或支承座3.安装方式：原则上垂直安装4．工作介质：石油基液压油，乳化液5．工作温度：－35℃～90℃．胶囊充入气体：氮气型号公称压力Mpa公称容积L尺寸 mmMd?1?2?3?4?5L1H连接NXQ-*-6.3/*-L-*106.3M42*2504250971306-?176628螺纹 图5.3.2 对受力情况进行分析 液压缸需要满足主轴系统在上升的情况下 F=mg-ma 在下降的情况下 F=mg+ma已知系统在进行Z轴快速移动的时候它的速度表达式为 已知t=60s,S=20,根据公式可得 a=0.01 经选择，选择型号NXQ-*-6.3/*-L(F)-*型号囊式储能器，公称容积为6.3L,截面半径21mm，因此囊式储能器的工作压力为 P=F/S= F=P则在上升情况下F=4220+422*0.01= 4224.22NP==30610.3pa设计压力=工作压力*1.5，因此囊式储能器所需设计压力为 =306103*1.5=45915.4Pa=4.6MPa 另外本倒立式数控机床所需液压系统压力为3MPa =4.6+3=7.6MPa 系统在承受最大力F的时候满足动态平衡，且小于该囊式储能器的公称压力，因此该囊式储能器在机床工作中满足要求并且具有充足的裕量。第六章：总结体会 本次毕业设计的课题为倒立式数控机床的主轴系统设计，由于本人以前对学习的不太上心，导致有很多知识搞不清楚，不能顺利的结合书本和实际对毕业设计进行开展，在导师潘毅老师的悉心指导下自己慢慢的一点点补足之前所遗忘的知识。潘老师教学态度非常严谨，学识渊博。在毕业设计中对我的帮助很大，如果没有老师的指导，我相信仅仅依靠自己动手将漏洞百出寸步难行。 在此非常感谢老师的无私帮助和指导。潘老师在我无从下手的时候给我方向，让我有清晰的思路去做毕业设计。尽管我是第一次设计，而且由于本人基础知识学习的不牢固，产生了很多很简单但是自己却搞不懂的问题，潘老师都很耐心的为我解答，丝毫没有因为我自己基础的不牢固而忽视。 参考文献 陈立德 《机械设计》 南京大学出版社 1993 黄森彬 《机械原理》 北京高等教育出版社 1997 濮良贵 《机械设计》 北京高等教育出版社 1989 邱宣怀 《机械设计》 北京高等教育出版社 1989 郑志祥 《机械零件》 北京高等教育出版社 1989 徐锦康 《机械原理》 机械工业出版社 1994 黄文灿 《机械设计基础》 机械工业出版社 1992 徐灏 《新编机械设计传动手册》 机械工业出版社 1995 陈榕林 《机械设计应用手册》 科学技术文献出版社 1995 沈乐年 《机械设计基础》 清华大学出版社 1997 邓昭铭 《机械设计基础》 高等教育出版社 1993 田竹友 《微机在机械原理中的运用》 机械工业出版社 1994 孙靖民 《现代机械设计方法选讲》 哈尔滨工业大学出版社 1992 Spotts 《机械零件设计》 广西人民出版社 1997 王中发 《机械设计》 北京理工大学出版社 1998 姜柳林 《机械CAD基础实践》 高等教育出版社 1998 陈立德 《机械设计》 上海交通大学出版社 2000 林清安 《PRO/E完全精通》 电子工业出版社 2003
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inder form to make up for the lack of balance. ：前言...................................................................................5 1.1 倒立式数控机床的研发背景.................................51.2 工件的介绍以及设计参数的拟定.............................6：主传动方案的设计...........................................................7 2.1 切削参数的计算...........................................82.2 电动机的计算和选型.......................................92.3 变速箱的计算和选型.......................................11第三章：主轴箱的设计...................................................................113.1 主轴箱的设计要求.........................................113.2主轴的设计和校核.........................................123.3 轴承的选择以及校核.......................................153.4 主轴组件的润滑和密封.....................................243.5 液压卡盘的设计...........................................253.6 刀架的设计...............................................27第四章：机座的设计..........................................28 4.1 机座材质的选择...........................................28 4.2 机座结构的设计...........................................31 4.3 机座整体的装配...........................................32第五章：倒立式数控机床主轴系统平衡结构的设计....................325.1 倒立式机床主轴系统平衡性的研究............................325.2 主轴系统平衡性的解决方案..................................335.3 液压平衡方案的计算和选型..................................35第六章：总结..................................................35参考文献.......................................................36：前言1.1 倒立式数控机床的研发背景 高端轴承的制造与设计是我国目前机械制造业的短板，基于市场需求特征和轴承行业规划的发展要求，围绕关于上述轴承设计制造前沿技术的研发主题，国内相关行业与科研所，高校进行大量的研究。其中在倒立式数控机床的方面，本课题跟踪国外企业在该领域以数控车加工为重点的技术动向，以轴承套圈的数控高精度车削加工着手，研发专用的轴承套圈车加工CNC数控车床，并研究开发大中型高端轴承制造中的CNC高精度车削工艺，争取实现轴承套圈加工“以车代磨”的先进制造方法，可以大大提高轴承的制造水平和提高经济效益，减少在制造领域的发达国家水平的差距，实现国内需求的定位。 本课题来源于常熟市某公司为高端轴承制造而研发的倒立式车床的设计问题。根据高端轴承的结构技术要求和特性，给出了倒立式数控车床的技术指标。本课题针对其进给系统设计开展研究，其内容包括根据国家标准和结合技术指标要求，通过切削力计算，确定主轴系统的具体布局并进行特性分析；在此基础上完成主轴系统设计。1.2 产品图的介绍以及参数的拟定： 此次加工的产品图为高端轴承套圈，其模型如图1.1所示 图1.1 由于工件竖直方向安装，工件的重量对装夹精度有明显的影响，而且其排屑容易擦伤工件表面，而且由于轴承套圈和滚子的材料常采用具有较高的硬度和良好耐磨性的高碳络合金钢GCr15，其硬度在HRC60-66，相比于其他材料而言，高碳铬轴承钢具有较高的硬度和良好的耐磨性、高接触疲劳性能。在轴承行业的制造，高碳铬轴承钢可作承受高负荷、高耐磨性、弹性极限良好和高的接触疲劳强度。高碳铬轴承钢的抗拉强度为861.3MPa；屈服强度为518.42MPa；断后伸长率为27.95%；抗弯强度为1821.61MPa，其车削过程的难度及对车削装备的要求也就相应的增加了，国内所采用的日本马扎克IVS200及北一机、沈阳机床所生产的CDHA512等相应机型通常使用的高速加工不能满足高强度金属材料锻造的大直径轴承套圈精密车削的低速大扭矩要求而且根据中大型轴承套圈车削要求，车床主轴转速在50~200转/分钟时的转矩应能满足三百到六百牛米的要求。而目前国内外的倒立式数控车床，由于大都采用伺服电机直接带动主轴的连接方式，则在上述转速的要求下该电机一般在额定转速下运行时功率会急剧下降，当前国内有些厂家解决这一问题的办法是：加大主轴电机的功率，但是这种做法使得电机的实际工作效率没有任何提高，反而大功率电机的价格也较高，所以这一做法即是不经济而且能耗较高。因此，对于中大型高端轴承套圈车削要求，设计适合加工此类工件的专用机床是势在必行的。：主传动方案的设计 主传动系统的设计要求（1）主轴具有足够的转速以及转速范围，能够实现运动启动和停止，速度，方向，制动，符合要求的机床运动。（2）主电机具有足够的功率，全部机构和元件具有足够的强度和刚度，以满足机床的动力要求。（3）传动的结构，主要为主轴及其组件要满足精度、抗震性，热变形和噪声的要求，保证高效率，满足性能要求。（4）操作灵活，维修简单，具有良好的密封和润滑。（5）具有结构紧凑，满足良好的工艺性，降低成本，满足经济要求。 倒立式数控机床主传动组成结构包含电动机，变速箱和主轴箱，本课题所研究的数控机床在结构上来说较简单，主轴系统调速大多数由电动机无级变速来完成，并且有二级或者三级的变速箱来扩大调速范围。2.1 切削参数的计算 已知机床的加工的最大直径为400mm，依据公式可求切削功率：参考文献《机械制造技术装备及技术》 =36.5*0.24 =8.9 KW已知机床的切削功率为8.9KW，取机床的传动效率为0.85，得机床计算切削功率为P=8.9/0.85=10.5KW，主轴最高转速4000rpm，最低转速200rpm，主轴的计算转速选用公式 参考《机械制造技术装备及技术》其中 为主轴的最低转速 =200rpm Rn 为主轴的变速范围 Rn=4000/200=20代入公式 = 491.3rpm数控机床加工范围应考虑，所以速度范围要比普通机床高，因此取主轴恒功率变速范围2.1.2主传动级数的确定 考虑电动机和主轴的匹配问题，为了解决这问题，需在电动机和主轴之间串联一个变速器，从而扩大调速的范围，满足低速大扭矩对电动机功率的需求，主传动系统的传动方式采用定必传动和分级变速相结合的方式，电动机经过变速器传递给主轴，从而实现主轴的变速。通过电动机的变速，与传动机构可以保证主轴功率与转矩的要求。2.2电动机的选择 根据之前所得主轴功率和转速，选择电动机西门子1PH7133D02-0C0，额定功率12KW，额定转速1000，最大转速8000rpm。其三维模型如下图2.2.1所示 图2.2.1电动机恒功率调速范围=8000/2000=4=4远小于性能不匹配，不能直接驱动主轴，应当在主轴和电动机间串联一个变速箱，以保证电动机的输出满足主轴系统低速大扭矩的要求。电动机速度与扭矩如图所示114.7 57 0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 速度（rpm） 图2.2.2电动机扭矩转速图 2.3变速箱的设计 考虑倒立式数控机床的要求，电动机的恒功率调速范围等于变速箱的公比，即，机床主轴转速范围变速箱的变速级数电动机的恒功率调速范围主轴的恒功率调速范围 = =1.5 取Z=2因此，机床主轴变速箱的变速比为2变速箱的设计计算 主传动级数确定，求公比已知，则公比==2.828根据《机械设计手册》公比定值表确定公比=2.75电动机经定比传动1:2，减速箱变速比为的确定可得转速图 1:2 图2.3.1 转速图M p 齿轮减速比1：1 图2.3.2 齿轮减速比1：5.5减速器的减速比=2X2.75=5.5因此在网上寻找减速比为5.5的变速箱经选择德国ZF公司的2K250减速器满足此条件。变速箱如图2.3.3所示 图2.3.3第三章：主轴系统的设计3.1 主轴的设计3.1.1 主轴设计中需要满足的要求 1.旋转精度 2.动静刚度 3.热变形 4.耐磨性3.1.2 主轴材料的选择 材料要求具有足够的强度，刚度，耐磨性，耐腐蚀性和热处理工艺等要求，选择主轴材料要根据实际加工要求考虑经济型因素等考虑。 主轴经常使用的材料是合金钢和碳素钢，碳素钢相比于合金钢，对集中应力的敏感性低，可以进行热处理改善性能以及工艺性，一般机器轴可以选择优质碳素结构钢制造，通常选用最常见的45号钢，正火或调质处理。3.1.3 主轴的结构设计要求合理的根据加工环境确定主轴结构和加工尺寸，影响主轴的结构的因素很多，如主轴的安装位置和要求，组件的位置和定位，轴承的选择和固定。这些影响因素很多，所以主轴设计的时候必须对具体的情况进行分析，然后通过全面的考虑，设计出合理的结构，主轴的合理结构需要符合下列要求：主轴零件能够方便的安装和调整；主轴应当具有良好的装配工艺性；合理的主轴受力，主轴的经济性等。3.2 主轴的主要参数计算设计主轴主要参数有：前端直径D1 主轴内径d， 主轴悬伸量a， 主轴支承跨距L。3.2.1 主轴的前端直径D1 主轴D1按电动机功率表示（mm）1.4~2.52~3.63~5.55~7.37.4~119.5~13车床60~8070~9070~10595~130110~145140~160铣床及加工中心50~9060~9060~9575~10090~10595~120外圆磨床——50~6055~7070~8075~9080~100 表格3.2.1.1已知电动机的功率可取：D1=150mm 根据公式可得：D2=（0.75~0.85）D1 可知主轴后端直径：D2=150*（0.75~0.85）= 112.5~127.5mm 通过圆整：D2=120mm3.2.2 主轴内径d 确定直径轴原则是满足空心轴直径和最小壁厚要求，取最大值。 主轴的内径通过固定的切割工具，工件夹具和刀具卡盘等装置，内直径越大，主轴重量就相对越轻。主轴孔径d的大小受刚度的影响。轴径和主轴直径之比小于等于0.5时为空心主轴，它的刚度几乎相等于实心的主轴的90%，比值大于0.7时，主轴的刚度就会大幅度下降。主轴自身刚度与抗弯断面惯性矩的关系如下所示由式子可知取孔径的直径极限为根据推荐值 取比值为0.653.2.3 主轴前端悬伸量a的确定 L a 图3.2.3.1悬伸量是指在该范围的中点到前支座反力的前表面，主要取决于结构和主轴的前端的尺寸，所以是由结构设计主要是确定的。悬伸量a与主轴的部件的刚度和抗震性是成反比的，因此需要取范围内的最小值。式中：E-材料的弹性模数 I-轴惯性距 K1 前刚度值 K2 后刚度值 选择a可参考下表车床和主轴类型a1/D1精密车床，自动车床用滚动轴承支撑，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，悬伸量不太长的精密镗床和磨床，用滚动轴承和滑动轴承1.25-2.5 表3.2.3计算得悬伸量a=150mm3.2.4 主轴跨距的确定 主轴的跨距是确定系统动态和静态刚度大小的重要因素，我们的目的是在合适的切屑力的作用下，主轴满足条件的最优跨距等同于它的最小跨距，推得的最优质在动态下接近于最优秀的跨距数值，以达到最佳值的设计。 前端轴向刚度 内径为120mm，参考《新编数控机床技术》表4.3.5 可得 查《新编数控机床技术表》中的轴承样本额定动载荷可得 c=74KN代入算式计算得到主轴跨距为420mm3.3 主轴的刚度计算如主轴轴颈由多段组成，则d的计算公式为 参考文献《新编机床数控技术》式中d1,l1.....dn,ln分别为对应各段的长度，直径 L----总长，L=l1+l2+ln 如果前轴承颈后轴承颈对应的直径数值差距不大，可选取前后直径的均值作为当量d的值。 主轴前悬高刚度，后部延伸部分不影响的刚度，因此不用计算，对于作用在主轴前端的外载力如下所图3.3示 图3.3 则绕度： 参考文献《新编数控机术》 式中 F————外载荷（N） a————前悬伸 l————跨距 E————弹性模数， I————截面惯性矩 d dt————主轴的外径和孔径 因孔的数值所造成的影响可以忽略不计 由此可得出结论 主轴刚度满足要求3.3 主轴轴承的选择 轴承在整个主轴系统中是非常重要的一个部件，布局，品种，装配方法，安装方式，调整方法，润滑和冷却方式影响主轴的运行性能，因此数控机床主轴通常使用滚动和滑动轴承。 在运行时滚动轴承摩擦小，预紧方便，润滑和维护也简单，能稳定在一定范围内，相比滚动轴承和滑动轴承，缺点是噪声过大，滚动体数目相比之下很少，而且在运行中轴承的刚度是不稳定的，没有良好的抗震性，但数控机床主轴轴承，应尽量使用滚动轴承，而且本文课题为倒立式数控机床，在运行中要做轴向运动，使用滚动轴承的优点在于使用脂润滑，在运行中可避免漏油情况，依据滚动体结构分为角接触球轴承，圆柱滚子轴承，圆锥棍子轴承三大类。 主轴支撑分为径向支撑，推力支撑。然而角接触滚子轴承则可以起到径向和推力支撑同时满足。 推力常常在于主轴前支撑中，倒立式数控机床的坐标轴原点通常位于主轴上的前端位置，为避免热膨胀移动坐标原点，因此需要缩短坐标轴原点到推力支撑的距离。 主轴的轴承若选则圆柱滚子轴承或圆锥滚子轴承则会造成因滚子的大端面与主轴的内圈挡边在运行中所造成的滑动摩擦，过多的发热，从而导致转速受到制约。因此主轴选用角接触轴承。 3.3.1 角接触球轴承 可以承受轴径向双向载荷。通常的接触角主要由两种：a=25,a=15。以25为例 标号为7000AC型，属于特轻型，标号为7190AC型，属于超轻型，标号为7190C型。如下图3.3.1所示参考文献《机械设计手册》 图3.3.1 角接触球轴承与主轴的接触方式为点接触，轴承本身刚度较差，因此为了提高轴承的刚度以及载力，需要使用多组轴承串联组配的方法，因此，前支撑轴承双轴承系列组合方式设计。如图3.3.2所示 图3.3.23.3.2 圆柱滚子轴承 圆柱滚子轴承的不同之处在于它的内孔为一比十二的锥型孔，通过和主轴的锥形轴颈配合，导致主轴在进行轴向移动的时候，可以胀大内圈，这样可以消除径向载荷并加以预紧。如图3.3.3所示 图3.3.3 3.3.3 轴承的装配 数控机床常见的配置的形式有：高速型，高刚度型和高速度刚度型速度型这种组合有两种形式，第一种，前后支撑全部采用双联角接触球轴承，这种配置适用于高速，高精度中等负载的机床。第二种，前支撑采用三组串联角接触球轴承，此类轴承配置通常用于高速，高精度和高负载的机床高 刚度 型这种组合也有两种形式。第一种，前支撑的配置方式为俩列圆柱轴承配合双方向的角接触滚子轴承，确保它们能够承受较大径向载荷以及轴向运动的负载，后支撑选择两列圆柱轴承的方式。这种主轴轴承的配合方式可以使得主轴组件获得高刚度，并且减少温度对与主轴的刚度的影响，增加运行的精确度和以及使用寿命的影响，这种配合方式用于要求转速中等偏高，对于工件切屑要求的很高的高强度较高精度的数控机床。第二种，前支撑使用俩列圆锥轴承，这种配置可保证轴向径向载荷达到要求，后支撑采用单列圆锥滚子轴承，但是主轴的转速和精度都受到限制。这种配置适用于转速要求不高和中等精度，重载荷要求的数控机床速 度刚 度型这种配合前支撑采用三联角接触球轴承，承受径向和轴向载荷，后支撑采用双列短圆柱滚子轴承，这种配合刚度很高，适用于高速，高精度和大载荷的数控机床 表3.3.3.1鉴于几种轴承配合，由于本次毕业设计的数控机床主轴最高转速达到4000转每分钟，因此选择前支撑采用三个超精密角接触轴承串联组合的方式，这样可以使主轴满足较高的转速。后支撑选用双角接触滚子轴承，其他选用方式为使用圆柱轴承支撑，圆柱轴承的优势在于吸收热膨胀的能力，主轴系统在运转中会摩擦生热导致膨胀，后支撑能沿轴向移动。这种配置可以保证主轴转速满足4000转，而且承载能力达到要求，适合本倒立式数控机床要求的高速，精密的要求。3.3.4 轴承间隙的调整和预紧 主轴轴承内部的间隙需要调整，大多轴承，能够保证主轴能在过盈的状态下运转，滚动体和轨道之间必须具备可控的预变能力。 轴承预紧后，使得内部没有间隙，滚动体以圆周的方式支撑主轴，这样有利于提高运转精度。滚动体的直径不能保证绝对的相等的情况并且轨道的形状同样不是标准的圆，滚动体和轨道不能保证全部接触，通过预紧调整滚动体和轨道，使得参与运转的滚动体更多，各个滚动体的受力更加均匀分配，有利于提高轴承的精度，刚度和寿命。轴承预紧后，如果主轴在运转中产生了振动，则由于各个方向上都有滚动体进行支撑。可以提高接触面积从而提高了抗震性。但是，预紧后摩擦产热较多，温度会很快的升高。如果预紧过大也会导致由于运转温度太高导致轴承的寿命降低。 主轴部件在加工和生产中难免存在误差，分析误差产生的原因，通过选配定向法装配可保证主轴系统整体的精度，保证主轴支撑孔和轴颈的偏心量的数值与轴承的内圈和轨道的偏心量接近，通过反向装配，减小偏心量。 如果滚动轴承装配间隙过大，那样导致运行中产生的载荷集中在支撑运行的一部分滚动体受力，会造成主轴轴承的刚度损失，承载能力下降，主轴的旋转精度也会降低。只有将轴承进行预紧，滚动体和轨道在接触的时候产生预变形，这样可以让在相同情况下接触的滚动体的数量增加，从而可以满足在运行中主轴受力的平均，提高承载力和刚度，减少主轴在运行中轴线的移动，若装配中过盈过大的话，会导致导轨和滚动子接触不充分，会加剧主轴轴承在运行中的磨损，承载能力大幅度下降。因此主轴部件必须具有调整结构才能使得主轴正常运转。 本主轴的角接触轴承的预紧方式为将成对的双联角接触轴承的内圈都磨去一定值。在安装的时候用外力将他们压紧，将他们定位预紧。 轴承通过预紧保证与主轴在运行中没有滑动间隙，满足滚动子在各个方向上都进行支撑。这样可以满足运动的精度和刚度，提高寿命，确保运动的抗震性，3.3.5 轴承刚度的校核 3.3.5.1 寿命的校核 由《实用机械设计》可得轴承的预期寿命为Lh=10000h，收到的径向载荷FR=3564.5N，轴向载荷FA=1247.6N，轴承转速为800r/min,运转的时候具有轻微的冲击，需要在常温下工作。确定Cr,Cor 由参考文献《机械传动控制》查的Cr=102KN.Cor=86.5KN。计算FA/Cor，并确定e的值 查《实用机械设计》表8-9 根据=0.3，用插入法查的e=0.55计算当量动载荷P 由《实用机械设计》表8-9查的X=1，Y=0（用线性插入法） 于是P=XF+YF =12729.8N计算轴承寿命由《实用机械设计》表8-7查的Ft=1（常温）由《实用机械设计》表8--8查的Fp=1.0~1.2 取Fp=17014C球轴承因而所以轴承的寿命是足够的3.3.5.2 静强度校核 计算当量载荷，由《实用机械设计》表8-11得Xo=1,Yo=0.76,轴承受力图3.3.5如下： 图3.3.5.计算轴承径向载荷 由上图可知L=400mm，L1=145mm 轴承1 轴承2由于所选轴承都是角接触轴承，因此有派生轴向力的存在，必须对派生轴向力进行计算。计算派生轴向力依据《实用机械设计》表8-10可得确定轴承的轴向载荷FA所以在运转中，轴承1的状态是压紧状态，轴承2的状态是放松状态因此 效验轴承的静强度通过《实用机械设计》8-13可得轴承1 取最大值P01=1376.8N轴承2由上式可得P02>P01 轴承2在运转中存在一定的风险，故取P0=3641.57N依据《使用机械设计》表8-12取安全系数为S0=1.2计算工作额定静载荷因此得出结论静强度校核达标因此主轴部分的设计完成，利用三维绘图软件做出主轴的基本模型如下所示 在此基础上进行主轴箱的设计，依据主轴的外形尺寸，设计主轴箱体如图所示图3.3.7完成主轴箱的装配图3.3.83.4主轴组件的润滑和密封 （1）轴承的润滑 润滑的作用是减少运行中的摩擦，降低温升以及密封装置保护部件不受到外界的损害和腐蚀。轴承的类型，速度和工作负荷决定了润滑的方式和润滑液。如果选择得当，可以降低轴承的工作时的稳定和延长了其寿命增加稳定性。 滚动轴承可以用脂润滑或者油润滑，在转速较低的时候用脂润滑比油润滑温升低，转速较高时用油润滑较为理想。 脂润滑的优点：操作方便，不需要提供供油管道和润滑系统，不会造成漏油。本次设计所选择的轴承的转速不高，而且是倒立式主轴，因此用脂润滑比较好。使用时间长，如果转速不超过极限值，如果密封良好，不让灰尘或者油污进入轴承，一次填满可以使用到下次大换的时候更换，中间不需要填充。但是脂润滑填不能一次性填充过多，如果填充过多会造成轴承空间过小，会引起运行发热过量，造成脂融化流出等情况。 （2）主轴部件的密封 密封是为了方式润滑油外泄和尘埃，加工飞屑进入，有很多种密封的方案，两个具有相对运动的部件之间必然是有间隙的，他们之间的密封为动密封，密封两种相对静态的主轴组件称为静密封。静密封分为研磨面密封，垫片密封，密封胶密封等。 轴承盖和主轴箱设计静态因此密封静密封形式，用紧定螺钉密封油密封垫纸，这种密封方式可以保证配合研磨面能够密封而且接合面光滑摩擦小。 通孔和主轴之间的密封为动密封，前轴承是角接触轴承，运行速度高，因此选用润滑油润滑的方式，使用垫圈油封防止运行中造成的飞油的情况，后端轴承使用脂润滑的方式用迷宫式密封，依靠迷宫式密封的节流作用达到密封效果，轴承的间隙中同样由于充满了脂，在运行中也可以提高密封的效果。3.5 液压卡盘的设计 本次所设计的倒立式数控机床加工的轴承套圈的长度约为350mm，对于夹具的要求比较简单，选用卡盘加紧就可以满足其要求。卡盘紧固轴承套圈和主轴，同步处理。 卡盘从它的工作原理可以分为四个类型：1 手动松紧卡盘2 液压松紧卡盘3 气动松紧卡盘4 电动松紧卡盘 从倒立式数控机床的自动化程度来讲，手动卡盘需要人工操作工件的夹紧和放松，操作繁琐而且不适合自动化的加工环境，所以不适合使用。液压卡盘和气动卡盘工作原理实际上是相似的，一个是利用液压油缸进行驱动，一个是用气缸进行驱动，这两种的结构设计很简单，而且传动机构也简单。电动卡盘的优点是结构紧凑，工作效率高，但总结起来，本设计选择液压卡盘，液压卡盘的结构紧凑，自动化程度高的加工，结构比电动吸盘更简单。另外本次设计的倒立式数控机床很多装置是用液压系统进行传动，所以选用液压卡盘是很合理的，通过对液压卡盘和主轴的参数的比较和选择，最终选用贝德福KT380-2型号的液压卡盘，该卡盘为内置式液压缸，安装方便，从侧面进液实现加紧和松开动作，无需另外配动力源。 它的参数图如下 图3.5.1 图3.5.2规格活塞行程爪行程最大夹紧力许用压力夹紧范围撑紧范围净重KT380-216mm9.1mm123KN25Kgf50~380mm60~400mm118Kg规格DD1D2D3D4BHH1hpZ-d380381mm300mm235mm100mmM110*2.032mm190mm132mm6mm43mmm203.6 倒立式数控机床的刀架设计 按照机床总体结构的布置，多工位转塔刀架部件固定在机床左侧。考虑固定形式机床的切屑负荷的要求，刀架需要具备刚度好和强度大等在结构上的优点，能够承受阻力减少形变，从而提高加工精度。在运动性能方面，要求刀架有较好的动态响应性能，以适应高效率加工的需要。刀架的转位由数控系统控制，刀架采用台湾六鑫的12工位伺服刀架，型号为LS-250H，这种刀架的优势在于1 内部机构采用平行凸轮设计，分割角度准确，换刀速度快2 刀盘旋转，使用油压马达驱动，扭力大且平稳3 刀盘加紧松开配合油压动力源，动作确保顺畅，适合重切削4 具有左右安装设计以及就近选刀的功能具体数据如下表所示 型号LS-250H中心高 mm125刀数N12T换刀时间s0.47换刀并锁紧时间s0.58换最远刀时间s2换最远距离刀锁紧时间s2.1曲面离合器形式24210油压马达型号OMP125电磁切换器AC 110V DC 24V工作压力Kgf/cm240流量L/min40油压缸拉力Kgf6.380重现精度mm0.003净重Kg146 表3.6.1刀架如下图所示图3.6.2 图3.6.3第四章：主轴机座的设计4.1 机座材质的选择 由于主轴系统的整体都是固定在立柱上，主轴，电动机，变速箱自身重量很大，而且工作中会产生振动，因此立柱的材料需要抗拉强度高且减震性好才能保证主轴系统的稳定运行，通过选择，HT200为较高强度铸铁，基体为珠光体，它的耐磨性，耐热性以及强度均较好，铸造性能以及减震性都良好，能够承受较大应力的零件（弯曲应力<29.40MPa）,摩擦面间的单位面积压力>0.49MPa(大于10t在磨损下工作的大型铸件压力>1.47MPa),因此选择HT200做为机座的材料。4.2 机座结构的设计 本课题所研究的倒立式数控机床的机座主要对主轴箱起到支撑的作用，由于本机床采用主轴倒立式结构，即主轴竖直倒置安装在可沿床身作水平移动的立柱上,主轴端部的液压卡盘可实现工件的自动抓取和装夹。主轴在带动工件旋转运动的同时，可随立柱的X轴方向运动及相对立柱的Z轴方向运动，从而完成轴承套圈零件在整个加工过程中的切削及搬运行程，因此结合倒立式数控机床的结构，电动机，变速箱竖直方向串联与机座内，变速箱与主轴箱通过一个支架固定在机座下方，机座的形状取决于所支撑的组件，需要满足足够的刚度，抗拉强度，尺寸稳定性，抗震性之外还需要满足外形美观，工艺性良好，成本低，便于吊装和装配其他部件。4.2.1 截面的设计 常见的截面形状有空心和实心之分，有有圆形和方形之分，每种截面类型其抗弯，抗扭惯性矩对比如下： 空心截面的惯性矩大于实心截面，在相同的截面面积条件下，加大轮廓的尺寸，并且减小壁厚可以大大的提高刚度，因此设计的时候要在工艺前提下尽量的把壁厚设计的薄一点，一味的增加壁厚提高刚度是不可取的。 方形截面抗弯刚度大于原型，而抗扭刚度比圆形小，因此支撑件所受的抗弯矩大于扭矩的时候，可以选择方形截面，反之则选用圆形截面。 鉴于本倒立式机床的设计要求选择空心方形截面封闭的框型。 4.2.2 隔板和加强筋的确定 隔板是两壁之间起连接作用的内壁，隔板的作用是在于把局部的载荷传递给其他隔板，布置的形式有三种，1 纵向隔板 2 横向隔板 3 斜向隔板。纵向隔板主要是提高抗弯刚度，横向隔板提高抗扭刚度，斜向隔板具有两者的综合有点提高抗弯和抗扭刚度。 隔板是提高整体内壁的刚度，筋的作用于隔板有所不同，筋的作用是为了提高局部的刚度。机座的截面形状为了安装零件，常常选用空心的矩形截面，而筋条的布置可以提高刚度以及强度，矩形截面在高度方向上的抗弯刚度比方形截面高，而抗扭刚度比方形的低，因此确定筋的类型很重要，其截面如图4.2.2.1所示简图说明 直筋易于制造，用于窄壁，壁板上加筋板除了可以提高刚度，还可以减小局部变形和薄壁振动 米子抗弯抗扭刚度高，可大幅减小局部形变和振动 三角筋有足够的刚度，常用于平板 井字抗弯刚度接近于米子，单抗扭刚度比较低 菱形具有足够的刚度，常用于平板，单成本过高 表4.2.2.1由表格对比可知，米子型筋便于生产，而且能够提高局部很高的刚度，因此在壁板是加米字型筋除了可以提高刚度之外还可以减少局部变形和薄壁振动，而且制造工艺性很好，成本较低，经济性好，因此选择米字型筋。 4.2.3 机座基本数据的计算 机座尺寸的确定 机座在长度是有几种规格，新系列标准规定机座的宽度为560或630mm，本次设计的机座的宽度按照560mm来设计，机座的高度由电动机和变速箱的高度的总和来计算，电动机高度为600mm，变速箱的高度为550mm，因此安装总高度为600+550=1150mm，因安装需要，机座的高度要低于安装高度，因此机座的高度取990mm。 壁厚尺寸的确定 铸铁以及其他材料的机座壁厚可以从下表4.2.3.1中选取，表中N用以下算式计算N=(2L+B+H)/3000(mm)当量尺寸 N灰铸铁0.360.7581.00101.50122.0016 因为已知L B H的取值L=660mm 箱体长度B=560mm 箱体宽度H=990mm 箱体高度 因此N=（1320+990+560）=0.96取N=1.00 因此 壁厚仍有裕量取10mm 机座的三维模型如下图所示 图3.7.14.3 机座整体的装配立柱完成之后可以进行整个主轴系统的装配，主轴竖直倒置安装在可沿床身作水平移动的立柱上,主轴端部的液压卡盘可实现工件的自动抓取和装夹。主轴在带动工件旋转运动的同时，可随立柱的X轴方向运动及相对立柱的Z轴方向运动，从而完成轴承套圈零件在整个加工过程中的切削及搬运行程，电动机和变速箱倒立放置于机座内，变速箱固定于支架上，通过同步齿传动连接主轴提供动力。装配图如下所示 图3.7.2 第五章 ：倒立式数控机床主轴系统平衡性的设计5.1 倒立式数控机床平衡性的研究 由于本机床的立柱包含了主轴与电机以及变速箱系统，机床Z轴在运动时首先要承受来自主轴、变速箱、电机、拖板等零件巨大的自重，而且在Z轴上下运动时必须考虑与这些重量相对应的平衡措施。如果完全依靠Z轴滚珠丝杠及电机来承载的话，不仅影响运动精度与零件的使用寿命，同时对设备的可靠性也是一个很大的挑战。普通机床为了保证运行中的平衡，通常使用一块配重的形式。但本机床的立柱在加工与工件传输行程中均需要在水平方向作快速移动，这种传统的平衡方式除了会增加机床自重外，不能够满足倒立式机床在X轴和Z轴两个方向上运行的稳定性要求。 因此，需要针对本倒立式数控机床的运行方式进行平衡性方面的研究。5.2 主轴系统平衡性的解决方案 在参考了最新的设计资料后，拟采用了新颖的Z轴传动系统平衡方案。系统在进行X Y轴运行时，由于电动机，变速箱以及主轴自身的重量导致在进行Y轴进给中会产生重力加速度，这样会造成主轴系统运行时候的晃动以及位移的不准确，本机床属于精密机床，工作中产生这样的问题会影响加工工件精度，如果只凭借Z轴伺服电机的运作来弥补这一损失，会大大增加Z轴伺服电机的载荷，机器的使用寿命会大大的降低，用液压的方式可以很好的解决这一问题主轴系统在进行Y轴运动中由于自身重量产生的重力加速度导致的惯性常量由液压的方式来弥补，使得系统在沿Y轴运动的时候始终能保证其平稳的运行，这样既弥补了Y轴的惯性误差也保证了立柱X轴快速移动。5.3 液压平衡方案的计算和选型 本设计倒立式数控机床在进行Y轴运动时，电动机，变速箱以及主轴和支撑架由于本身的自重会在移动中产生惯性误差，根据前文所确定的这几个部件的型号，查询其重量。电动机 西门子1PH7133 重量为90KG变速箱 ZP 2K250 重量为62KG主轴箱 重量为250KG支架 重量为20KG 总重量M=90+62+250+20=422KG，压力是由重力产生的，因此当整体垂直放置的时候压力等于重力。 F=G=mg =4220N 选择奉奥囊式储能器如图所示 图5.3.1特性为1.结构形式:大口,小口结构2.固定方式:紧固环或支承座3.安装方式：原则上垂直安装4．工作介质：石油基液压油，乳化液5．工作温度：－35℃～90℃．胶囊充入气体：氮气型号公称压力Mpa公称容积L尺寸 mmMd?1?2?3?4?5L1H连接NXQ-*-6.3/*-L-*106.3M42*2504250971306-?176628螺纹 图5.3.2 对受力情况进行分析 液压缸需要满足主轴系统在上升的情况下 F=mg-ma 在下降的情况下 F=mg+ma已知系统在进行Z轴快速移动的时候它的速度表达式为 已知t=60s,S=20,根据公式可得 a=0.01 经选择，选择型号NXQ-*-6.3/*-L(F)-*型号囊式储能器，公称容积为6.3L,截面半径21mm，因此囊式储能器的工作压力为 P=F/S= F=P则在上升情况下F=4220+422*0.01= 4224.22NP==30610.3pa设计压力=工作压力*1.5，因此囊式储能器所需设计压力为 =306103*1.5=45915.4Pa=4.6MPa 另外本倒立式数控机床所需液压系统压力为3MPa =4.6+3=7.6MPa 系统在承受最大力F的时候满足动态平衡，且小于该囊式储能器的公称压力，因此该囊式储能器在机床工作中满足要求并且具有充足的裕量。第六章：总结体会 本次毕业设计的课题为倒立式数控机床的主轴系统设计，由于本人以前对学习的不太上心，导致有很多知识搞不清楚，不能顺利的结合书本和实际对毕业设计进行开展，在导师潘毅老师的悉心指导下自己慢慢的一点点补足之前所遗忘的知识。潘老师教学态度非常严谨，学识渊博。在毕业设计中对我的帮助很大，如果没有老师的指导，我相信仅仅依靠自己动手将漏洞百出寸步难行。 在此非常感谢老师的无私帮助和指导。潘老师在我无从下手的时候给我方向，让我有清晰的思路去做毕业设计。尽管我是第一次设计，而且由于本人基础知识学习的不牢固，产生了很多很简单但是自己却搞不懂的问题，潘老师都很耐心的为我解答，丝毫没有因为我自己基础的不牢固而忽视。 参考文献 陈立德 《机械设计》 南京大学出版社 1993 黄森彬 《机械原理》 北京高等教育出版社 1997 濮良贵 《机械设计》 北京高等教育出版社 1989 邱宣怀 《机械设计》 北京高等教育出版社 1989 郑志祥 《机械零件》 北京高等教育出版社 1989 徐锦康 《机械原理》 机械工业出版社 1994 黄文灿 《机械设计基础》 机械工业出版社 1992 徐灏 《新编机械设计传动手册》 机械工业出版社 1995 陈榕林 《机械设计应用手册》 科学技术文献出版社 1995 沈乐年 《机械设计基础》 清华大学出版社 1997 邓昭铭 《机械设计基础》 高等教育出版社 1993 田竹友 《微机在机械原理中的运用》 机械工业出版社 1994 孙靖民 《现代机械设计方法选讲》 哈尔滨工业大学出版社 1992 Spotts 《机械零件设计》 广西人民出版社 1997 王中发 《机械设计》 北京理工大学出版社 1998 姜柳林 《机械CAD基础实践》 高等教育出版社 1998 陈立德 《机械设计》 上海交通大学出版社 2000 林清安 《PRO/E完全精通》 电子工业出版社 2003
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