【正文】 8.522 2 臥式車床 6080 7090 70105 95130 110145 140165 150190 220 230 銑床 5090 6090 6095 75100 90105 100115 外圓磨床 5090 5570 7080 7590 75100 90100 105 105 （ 2）為裝配方便，車床主軸直徑通常是從前向后逐段遞減。一般車、銑床主軸后軸頸的直徑 D2=(~)D1， D1 為前軸頸尺寸。所以 63D281。根據(jù)情況我們選 D2=80mm 主軸前端面到前支撐徑向支反力作用點(diǎn)之間的距離為主軸懸伸量，減小懸伸量對提高主軸組件的剛度與抗振性有明顯效果。主軸懸伸量的選擇，可參照下表確定。 表 32 主軸 懸伸量與前軸頸直徑之比 機(jī)床和主軸的類型 α /D 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 中等長度和較長主軸端的車床和銑床，懸申不太長（不是細(xì)長）的精密鏜床和內(nèi)圓磨床，用滾動軸承和滑動軸承支撐，適用于絕大部普通生產(chǎn)的要求。 孔加工機(jī)床，專用加工細(xì)長深孔的機(jī)床，由加工技術(shù)決定，需要有長的懸伸刀桿或主軸可移動，因切削較重而不適用于有高精度要求的機(jī)床。 〉 初步確定時可取 a=D1。 主軸最佳跨距可據(jù)下列經(jīng)驗公式初定 aL )53(0 ?? 式中 L0—— 最佳跨距 a—— 懸伸量 （懸伸量大的機(jī)床 ))21(0 aL ?? 畢業(yè)論文 9 若 實(shí)際跨距 L實(shí) 與最佳跨距 L0不能相等時，可取合理跨距 0)( LL ??合 。 若 L 實(shí) 〉 L0時，應(yīng)適當(dāng)加強(qiáng)主軸剛度；反之， L 實(shí) L0時，應(yīng)適當(dāng)加強(qiáng)軸承剛度。其他傳動軸的徑向尺寸，可按該軸所傳遞的扭矩初定，軸向尺寸必須保證各軸間齒輪不相干涉?；讫X輪在一對齒輪徹底脫開后，下一對才能進(jìn)行 嚙合，并且留有12mm 間隙的實(shí)際需要的基礎(chǔ)上，據(jù)結(jié)構(gòu)要求確定。 （ 3）主軸內(nèi)孔直徑 JCS—— 018A 立式加工中心的主軸內(nèi)徑是用來通過刀具夾緊裝置固定刀具的。主軸孔徑越大，機(jī)床是使用范圍越廣，同時主軸部件的重量也越輕。但是孔徑的大小受主軸剛度的制約。 . 主軸內(nèi)孔直徑 ∵ 4444400 1)(164/ 64/)( ??? ??????? DdD dDIIKK 其中 0K ， 0I 空心主軸的剛度和截面慣性矩 K, I 實(shí)心 主軸的剛度和截面慣性矩 當(dāng)主軸孔徑與主軸直徑之比小于 時空心主軸的剛度幾乎與實(shí)心主軸的剛度相當(dāng)，大于 時空心主軸的剛度就急劇下降。此處取其比值為 ，則主軸內(nèi)孔直徑為 90* =27mm。為了方便加工，取內(nèi)孔徑 d=28mm 主軸材料的選擇主要根據(jù)剛度、載荷特點(diǎn)、耐磨性和熱處理變形大小等因素確定。主軸材料選用 38CrMoAIA。 （ 4）主軸的剛度驗算 軸的變形和允許值 軸上裝齒輪和軸承處的繞度和傾角（ y 和 ? ）應(yīng)該小于彎曲變形的許用值?? ???和y 即 y ??y? ?? ??? 表 33 繞度和傾角（ y和 ? ）應(yīng)該小于彎曲變形的許用值 ?? ???和y 軸的類型 ??y （ mm） 變形部位 ???（ rad） 一般傳動軸 ~ 裝向心軸承處 剛度的要求較高 裝齒輪處 畢業(yè)論文 10 安裝齒輪軸 （ ~） m 裝單列圓錐滾子軸承 其中： L 表跨距， m 表模數(shù) 軸的變形計算公式 計算軸本身彎曲變形產(chǎn)生的繞度 y 及傾角 ? 時，一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁。按材料力學(xué)相關(guān)公式計算，主軸的直徑相差不大且計算精度要求不高的時候，可把軸看作等徑軸，采用平均直徑 D來計算。 軸的計算簡圖在 xz 平面內(nèi)： F 1F 2R 2 R 1 圖 32 軸計算簡圖 圓軸： d idi?? 慣性矩： I= 644id? 矩形花鍵軸： d1= 2dD? ?id 6442? 慣性矩： 64 ))((624 dDdDzdI ???? ? 軸的分解和變形合成： 對于復(fù)雜受力的變形，先將受力分解為三個垂直面上的分力，應(yīng)用彎曲變形公式求出所求截面的兩個垂直平面的 ? 和 y。然后進(jìn)行疊加，在同以平面內(nèi)的可進(jìn)行代 數(shù)疊加，在兩平面內(nèi)的按幾何公式，求出該截面的總繞度和總傾角。 提高軸剛度的一些措施： 加大軸的直徑，適當(dāng)減少軸的跨度或增加第三支承，重新安排齒輪在軸上的位置改變軸的布置方位等。 軸的校核計算： 畢業(yè)論文 11 主軸的傳動功率： P 主 = ?? = 主軸轉(zhuǎn)矩： T 主 = 50 6 ??=143188Nmm 支點(diǎn)上的力： NdF tB 3 8 61 2 01 4 3 1 8 821T2 ???? 主 NdF tC 3 7 61 5 01 4 3 1 8 821T2 ???? 主 根據(jù)彎矩平衡： ????? tBtDHE FFR 求得： RHE= 根據(jù)力得平衡： NRHA ? 5）垂直平面得彎矩： ?tgFF tBRB ?? = ?tgFF RCrC ?? = N 根據(jù)平面內(nèi)得彎矩平衡有： 02 1 8 36 2 3 ????? rBrDNE FFR NRNE ?? 再根據(jù)力得平衡： R NRNA ? 則可得 B、 C 點(diǎn)得彎矩圖： 在 B 點(diǎn)和 C 點(diǎn)為最危險截面，要滿足要 求， B、 C 點(diǎn)滿足即可，在 B、 C 截面得彎矩為： 22 BVBHB MMM ??? =㎜ 22 CVCHC MMM ??? = N㎜ 扭矩圖為： 經(jīng)分析可知 B 所在得位置為最危險截面，只要 B 滿足條件即可，則剛度滿足。 計算彎矩 MCB = 2)2( BB TM ? =942100 N㎜ 軸得抗彎截面系數(shù)為： 畢業(yè)論文 12 34 4 5 9 8 380321081 4 0204 0 6 9 4 4 0 032))((mmDzbdDdDdW??????????? ? ? WMcaca?? = ? ?1??? 故滿足第三強(qiáng)度理論 剛度驗算： 在水平面內(nèi)， tBF 單獨(dú)作用時： EI blpbfc 48 )43(1 22 ?? = I??? ???? 5 )2 1 546 2 33(2 1 3 8 6 = 其中 I= 32 )(44 dD ??=2747500 在 tcf 單獨(dú)作用下： EI blpbfc 48 )43( 222 ?? = I??? ???? 5 ) 8 346 2 33( 8 3 7 6 = 在兩力得共同作用下： mmfff ccc 0 1 2 6 ??? 在垂直面內(nèi)有 (在 rBF 單獨(dú)作用時 ) EI blpbfc 48 )43(1 22 ?? = I??? ???? 5 )2 1 546 2 33(2 1 6 8 = 畢業(yè)論文 13 其中 I= 32 )(44 dD ??=2747500 在 rCF 單獨(dú)作用下： EI blpbfc 48 )43( 222 ?? = I??? ???? 5 )( = 在兩力得共同作用下： mmfff ccc 0 0 8 4 ??? 所以在 rCtCrBtB FFFF 、 共同作用下， x l21? 處為危險截面，其最大繞度為 mmfff ccc 01 ????? 而一般的剛度 ? ? ly )0 0 0 ~0 0 0 (? =~ 所以 ??yfc? 符合剛度要求，其轉(zhuǎn)角就不用驗算了。 3 支承方式的選擇 (1)選擇軸承的型號 由于絲杠工作時，既承受軸向載荷又承受徑向載荷 ,故支承絲杠的軸承選用能同時承受徑向載荷與單向軸向載荷的角接觸球軸承 .絲杠在傳動是要正反轉(zhuǎn) ,則軸承承受的軸向力的方向可能反復(fù)變化 ,故采用兩個軸成面對面安裝 .如圖所示 : 畢業(yè)論文 14 圖 33 角接觸球軸承面對面安裝 軸承型號 : 1 9 9 4292 TGB DFAC 7 0 0 7 (2)計算軸承的壽命 所謂軸承 的壽命 ,是指軸承中任一滾動體或內(nèi) ,外圈輥道上出現(xiàn)疲勞點(diǎn)蝕前所經(jīng)歷的總轉(zhuǎn)數(shù)或一定轉(zhuǎn)速下工作的小時數(shù) .滾動軸承壽命計算的目的是防止軸承在預(yù)期工作時間內(nèi)產(chǎn)生點(diǎn)蝕破壞 ,其壽命與所受載荷的大小有關(guān) ,作用載荷越大 ,引起的接觸應(yīng)力也就越大 ,因而在發(fā)生點(diǎn)蝕破壞前所經(jīng)歷的總轉(zhuǎn)數(shù)也就越少 ,即軸承的壽命越短 . 圖 34 滾動軸承的疲勞曲線 軸承的壽命 : )(6010 6 PCfnL th ? 畢業(yè)論文 15 C 基本額定動載荷 P 當(dāng)量動 載荷 n 軸承轉(zhuǎn)速 tf 溫度系數(shù) ? 壽命指數(shù) ,球軸承 3?? ； 滾子軸承 310?? 對角接觸球軸承 ,其徑向當(dāng)量動載荷為 : ) ( 3 5 1 0 . 6 NYFXFP AR??????? X 軸向動載荷系數(shù) Y 徑向動載荷系數(shù) RF 軸承所承受的徑向載荷 AF 軸承所承受的軸向載荷 由于軸承工作時的溫度低于 120 C0 ,查表的溫度系數(shù) tf =3 軸承成對安裝故 (KN ) r39。???? rC 故軸承的壽命 hPCfnL th8554 )(15006010 )(601033366??????? ? 軸承的預(yù)期壽命一般約為 5000～ 。 4 主軸準(zhǔn)停裝置 在數(shù)控鉆床、數(shù)控銑床以及鏜銑為主的加工中心上，由于特殊加工或自動換刀，畢業(yè)論文 16 要求主軸每次停在一個固定的準(zhǔn)確的位置上。所以在主軸上必須沒有準(zhǔn)停裝置 。準(zhǔn)停裝置分機(jī)械式和電氣式兩種。 圖 58所示機(jī)械準(zhǔn)停裝置的工作原理如下：準(zhǔn)停前主軸必須是處于停止?fàn)顟B(tài)，當(dāng)接收到主軸準(zhǔn)停指令后．主軸電動機(jī)以低速轉(zhuǎn)動，主軸箱內(nèi)齒輪換擋使主軸以低速旋轉(zhuǎn)，時間繼電器開始動作，并延時 46s，保證主軸轉(zhuǎn)穩(wěn)后接通無觸點(diǎn)開關(guān)1 的電源，當(dāng)主軸轉(zhuǎn) 到圖示位置即凸輪定位盤 3 上的感應(yīng)塊 2與無觸點(diǎn)開關(guān) 1 相接觸后發(fā)出信號，使主軸電動機(jī)停轉(zhuǎn)。另一延時繼電器延時 后，壓力油進(jìn)入定位液壓缸下腔，使定向活塞向左移動， 圖 35 機(jī)械式主軸準(zhǔn)停裝置 1無觸點(diǎn)開關(guān) 2感應(yīng)塊 3凸輪定位盤 4定位液壓缸 5定向滾輪 6定位活塞 圖 36電器式主軸準(zhǔn)停裝置 1主軸 2同步感應(yīng)器 3主軸電動機(jī) 4永久磁鐵 5磁傳感器 畢業(yè)論文 17 當(dāng)定向活塞上的定向滾輪 5 頂入凸輪定位盤的凹槽內(nèi)時，行程開關(guān) LS2 發(fā)出信號，主軸準(zhǔn)停完成。若延時繼電器延時 1S 后行程開關(guān) IS2 仍不發(fā)信號， 說明準(zhǔn)停沒完成，需使定向活塞 6后退，重新準(zhǔn)停。當(dāng)活塞桿向右移到位時，行程開關(guān) lSl 發(fā)出滾輪 5退出凸輪定位盤凹槽的信號，此時主軸可啟動工作。 機(jī)械準(zhǔn)停裝置比較準(zhǔn)確可靠，但結(jié)構(gòu)較復(fù)雜?，F(xiàn)代的數(shù)控銑床一般都采用電氣式主軸準(zhǔn)停裝置，只要數(shù)控系統(tǒng)發(fā)出指令信號主軸就可以準(zhǔn)確地定向。如常用磁力傳感器檢測定向的工作原理如圖 59所示是在主軸上安裝有一個永久磁鐵 4與主軸一起旋轉(zhuǎn)，在距離永久磁鐵 4 旋轉(zhuǎn)軌跡外 1— 2mm 處固定有一個磁傳感器 5，當(dāng)銑床主軸需要停車換刀時，數(shù)控裝置發(fā)出主軸停轉(zhuǎn)的指令，主軸電動機(jī) 3立即降速，使主軸以很 低的轉(zhuǎn)速回轉(zhuǎn)，當(dāng)永久磁鐵 4 對準(zhǔn)磁傳感器 5時，磁傳感器發(fā)出準(zhǔn)停信號，此信號經(jīng)放大后，由定向電路使電動機(jī)準(zhǔn)確地停止在規(guī)定的周向位置上。這種準(zhǔn)停裝置機(jī)械結(jié)構(gòu)簡單，發(fā)磁體與磁感傳感器間沒有接觸摩擦，準(zhǔn)停的定位精度可達(dá)177。 1。 ,能滿足一般換刀要求。而且定向時間短，可靠性較高。 5 刀具自動夾緊裝置、切屑清除裝置 在加工中心上，為了實(shí)現(xiàn)刀具在主軸上的自動裝卸，并保證刀具在主軸中正確定位，主軸必須設(shè)計有刀具自動夾緊、切屑清除和主軸準(zhǔn)停裝置。如圖 510 所示為設(shè)計有以上三種裝置的自動換刀臥式鏜床（鏜銑加工中心）的主軸