【文章內(nèi)容簡介】 其他零件的尺寸相應增大。軸承的直徑越大，同等級精度軸承的公差值也越大，要保證主軸的旋轉精度就越困難。同時極限轉數(shù)下降?！瑢嶋H尺寸要在主軸組件結構設計時確定。前、后軸頸的差值越小則主軸的剛度越高，工藝性能也越好。主軸內(nèi)孔直徑。 主軸的內(nèi)孔用來安放棒料、刀具夾緊裝置固定刀具、傳動氣動或液動卡盤等。主軸孔徑越大，可通過的棒料直徑也越大，機床的適用范圍就越廣，同時主軸部件的相對重量也越輕。主軸孔徑的大小主要受主軸剛度的制約。主軸的孔徑與主軸的直徑之比，；，空心主軸的剛度為實心主軸剛度的90%；。根據(jù)設計要求，此設計選用的主軸材料是45鋼。其熱處理及參數(shù)如下表表61材料熱處理硬度（HBS）抗拉強度極限屈服強度極限σs彎曲疲勞極限σ1剪切疲勞極限τ1許用彎曲應力[σ1] 45調質、滲氮217～25564035530015560因為選用的主軸電機功率為P=，額定轉速nc=1500r/min所以主軸功率 p=pc/η1η2η3== kw 因為主軸是空心轉軸，所以 d1= . 查表得= 所以d1==㎜ 又因為此處軸上有一個鍵槽，所以d1=d(1+5%)=㎜ 取d1=60㎜。d2=d1+2a,a為軸肩高度，用于軸上零件的定位和固定，故a值應該稍微大于轂孔的圓角半徑或倒角深，通常取a≥（～）d1；d2應符合密封件的孔徑要求。所以 d2=62mmd3=d2+5～8mm=73mm。 d4=d3+1～5mm=75mm。d5=d4+1～5mm=79mm。d6=d5+2a。a≥(～)d1 所以d6=80mm。根據(jù)選用的軸承確定d7=98mm，主軸的疲勞強度安全系數(shù)校核，危險截面安全系數(shù)s的校核計算： s=≥[s] （式63）____________只考慮彎距作用的安全系數(shù)；____________只考慮扭距作用是的安全系數(shù)；[s] ____________許用安全系數(shù)；在此查表所得[s]=～；sσ= 查表得出σ1=270Mpa τ1=155Mpa kσ= kτ= β= εσ= ετ=，ψσ=，ψτ=，σα=， σm=σα M= Wp= 所以：s==[s]=～ 所以主軸設計符合要求。主軸的軸端結構 主軸的軸端是用于安裝夾具和刀具。要求夾具和刀具在軸端定位精度高、定位好、裝卸方便，同時使主軸的懸伸長度短。銑床的主軸端部結構，一般采用短圓錐法蘭盤式。軸主要精度指標。 前支承軸承軸頸得同軸度約為5181。m左右；軸承軸頸需要按軸承內(nèi)孔“實際尺寸”配合，并且需要保證配合過盈1181。m～5181。m；錐孔與軸承軸頸得同軸度為3181。m～5181。m，與錐面的接觸面積不小于80%，且大端接觸較好；裝圓柱滾子軸承與軸承內(nèi)圈的接觸面積應該不小于85%。主軸動態(tài)特性的改善。 改善主軸動態(tài)特性的措施有以下幾個方面：使主軸組件的固有頻率避開激振力的頻率 通常應該使固有頻率高于激振力頻率的30%以上。如果發(fā)生共振的那階模態(tài)屬于主軸在彈性基礎上（軸承）的剛度振動則應提高軸承的剛度。如果屬于主軸的彎曲振動，則應提高主軸的剛度，如加粗直徑。激振力可能來自主軸組件的不平衡，這時激振頻率等于主軸轉速乘以π/30。也可能來自斷續(xù)切削，這時激振頻率還應該乘以刀齒數(shù)z。增大阻尼 如前面所述，低階模態(tài)常是主軸的剛體振動。這時主軸軸承，特別是前軸承的阻尼對主軸組件的抗振性影響很大。如果要求得到很光的加工表面，主軸又是水平的，可用滑動軸承。滾動軸承適當預緊可以增大阻尼，但過大的預緊反而使阻尼減少，故選擇預緊時還應該考慮阻尼的因素。采用三支承 如主軸后端懸深很長，可增加輔助支承，成為三支承主軸。輔助支承可用深溝球軸承，保留游動間隙。輔助支承的作用，與其說是提高剛度，不如說是為了提高抗振性。4）主軸傳動裝置箱體的作用：通過傳動軸承支撐傳動件的軸；存儲潤滑劑，實現(xiàn)傳動件和軸承的潤滑；密封作用，減少環(huán)境不良因素；保護機器操作者的人身安全，避免傷亡事故。5）主軸箱體的截面形狀和壁厚計算：傳動裝置箱體的典型縱截面形狀為矩形或圓形。箱體壁厚N的計算: N= 6）主軸校核（a） 主軸的前端部撓度==（b） 主軸在前軸承處的傾角（c） 在安裝齒輪處的傾角D==67mmE取為，I= （1）=（1）=437456mm， 由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算將其分解為垂直分力和水平分力由公式可得 主軸載荷圖如下所示：由上圖可知如下數(shù)據(jù)：a=390mm,b=135mm,l=525mm,c=120mm計算（在垂直平面）,，，計算（在水平面）,，，合成：7）主軸結構圖如下主軸結構圖1）齒輪彎曲疲勞強度m的估算m，單位為mm，其中z、n應為同一齒輪的齒數(shù)和計算轉速，并取zn乘積之小值代入上式計算，n的單位為r/min。2）齒輪接觸疲勞強度m的估算m=，其中，齒輪中心矩A為；A, m、A的單位均為mm。P為驅動電動機功率，單位為kW；n為大齒輪的計算轉速，單位為r/min；z、z分別為主動齒輪，從動齒輪的齒數(shù)。根據(jù)估算所得m和m中較大的值，選取相近的較之大的標準模數(shù)。齒輪模數(shù)的計算 1—2軸：m的估算: m= m的估算: m= A= m= 取m =22—3軸：m= A m= 取m =23—主軸：m= A m= 取m=3各級實際轉速r/min40567911015421530242159082611571619各級標準轉速r/min40608011617023232043862094012301800誤差0%%%%%%%%%%%%以上各級的轉速誤差全部滿足齒輪模數(shù)演算時應選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最少的齒輪。一般對高速傳動的齒輪以演算接觸疲勞強度為主，對低速傳動的齒輪以演算彎曲疲勞強度為主，對硬齒面軟齒心的滲碳淬火齒輪，一定要演算彎曲疲勞強度。接觸疲勞強度計算算，彎曲疲勞強度計算齒輪傳遞功率，工作情況系數(shù)，動載荷系數(shù)齒向載荷分布系數(shù)齒寬系數(shù)，（m=3,B=21),工作期限系數(shù)，轉速變化系數(shù)，功率利用率，材料強化系數(shù)，壽命系數(shù)，根據(jù)表717，取，齒形系數(shù)（查表723），許用接觸應力，許用彎曲應力接觸疲勞強度計算彎曲疲勞強度計算取齒輪模數(shù)m為3。齒輪尺寸圖如下軸及齒數(shù)119128243237221230 2 40338330326354323主軸26主軸57模數(shù)22222222223333分度圓5989141122669913212599851787685188齒根圓51．5齒頂圓639314512670103136129103891828289192部分齒輪結構如下齒輪圖212齒輪圖245齒輪圖334 兩鍵均采用圓頭普通平鍵1)輪聯(lián)接處的鍵為查表得62查得許用應力=100～120Mpa，取其中間值=110Mpa，鍵工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度,得 合格。2)軸器聯(lián)接處鍵為查表得62查得許用應力=100～120Mpa，鍵工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度,得（合格）。3)軸鍵校核：兩鍵均采用圓頭普通平鍵4)齒輪聯(lián)接處鍵為查表得62查得許用應力=100～120Mpa，取其中間值=110Mpa，鍵工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=5mm,得 合格。5)齒輪聯(lián)接處鍵為查表得62查得許用應力=100～120Mpa，取其中間值=110Mpa。鍵工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=5mm,得 合格。6）軸鍵校核：采用圓頭普通平鍵7）選取的鍵為：查表得62查得許用應力=100～120Mpa，取其中間值=110Mpa。鍵工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=,得 合格。主軸軸承是主軸組件的重要組成部分，它的類型、結構、配置、安裝、調整、潤滑和冷卻都直接影響了主軸組件的工作性能。在數(shù)控機床上主軸軸承常用的有