【文章內容簡介】 H XH XXH 表 帶輪最少許用齒數 小帶輪轉速 （ r/min） 帶 型 號 MXL XL L H XH XXH 900以下 10 10 12 14 22 22 900~1200以下 12 10 12 16 24 24 1200~1800以下 14 12 14 18 26 26 1800~3600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 Po Po=(Tamv2)v／ 1000 (kw) （ 34） 式中 ： Ta—— 許用工作拉力 ， 查表 得 Ta= N m—— 單位長度質量 ， 查表 可得 m=V—— 線速度 (m/s) V= ?? 2 101 3??PbZ = (m/s) （ 35） 表 標準同步帶的節(jié)線長度 (部分 ) 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 第 16 頁 共 41 頁 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 XXH 177。 —— 64 177。 —— 114 177。 160 120 177。 126 72 177。 132 帶入上式的 Po= (kw) (b). 計算小帶輪嚙合齒數 Zm Zm=21Z —aPbZ22 1?（ Z2Z1） =6 (c). 確定實際所需帶寬 bэ P≈ PoKzKw （ 36） 式中： P—— 帶所能傳遞功率 kw Kz—— 嚙合系數，因 Zm6 故 Kz=1 Kw—— )(???bb 查表 ， H 型帶 bэ ?= 將 P 式代入 P≥ Pd 則 bэ ≥ bэ ? )(OZdPKP = 取標準帶寬 見表 (9) 驗算 1000)( 2 vbmvbTKKP aWZ ????? = 20 kw 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]。 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。 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 第 17 頁 共 41 頁 此次設計的 電主軸電機轉子的基本尺寸為：轉子的外徑 2b＝ ，轉子內孔直徑 2a＝ ，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＝ ，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 ω max為 rad／ s。 額定功率為 kW，額定 轉矩為 114 Nm，電主軸的結構如圖 。 Ce=ba== （ 37） Ci=ac = = （ 38） 電機轉子和主軸均為鋼質材料，材料的彈性模量 E＝ 10 11N／ m2， 泊凇 比 υ ＝， 主軸配合面間的摩擦系數 μ ＝ ，電機轉子襯套材料的許用應力［ σ ］為 287N／ mm2，主軸材料的許用應力［ σ ］為 567 N／ mm2。 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Δ dmin 可由下式求得： Δ dmin=23222 2 )1)(23)(1( E Ce aCiCevvw ???? = （ 39） 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： Δ smin=EBaMtvKc?? )1(2? (2211 CeCe?? +2211 CiCi?? )= （ 310） 根據計算可知，高速電主軸要求的動態(tài)過盈量 Δ dmin 是其要求的靜態(tài)過盈量的 6 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： 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 第 18 頁 共 41 頁 圖 電主軸的結構 Δmin ＝ Δ dmin＋ Δ smin＝ （ mm） （ 311） 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 (＞ mm)，能滿足電主軸的高速傳動要求。其實際的最大過盈量為 ，配合面實際產生的最大正壓力為： pmax=aCeCiCiCeE )1)(v2(1 )1)(1( 222 m a x22? ???= (N/mm2) （ 312） 電機轉子內孔配合面上具有最大的切向拉應力 σ θemax 和最大的徑向壓應力 σ remax，其值為 ： σ θemax (r=a)=pmax= (N/mm2) （ 313） σ remax (r=a)=22max1 )1( CiCeP ?? = (N/mm2) （ 314） 主軸的 σ ri（ r）和 σ θi （ 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 σ rimax，在主軸內孔壁處具有最大的切向壓應力 σ θimax ，其值為： σ rimax (r=a)=pmax= (N/mm2) （ 315） σ θ imax (r=c)=2max12 CiP??= (N/mm2) （ 316） 電主軸的裝配應力分布如圖 。 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 第 19 頁 共 41 頁 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： σ r3=σ θemax σ remax= (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 主軸與轉子過盈配合的應力分布 軸承的選擇 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。 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 和圖 。成對安裝角接觸球軸承（ GB/T2921994） 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)越本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 第 20 頁 共 41 頁 性。 圖 角接觸球軸承 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。 圖 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?；旌陷S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，確保了軸本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 第 21 頁 共 41 頁 承運行平穩(wěn)和發(fā)熱量的減少。 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。 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]。 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 ）。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， 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 第 22 頁 共 41 頁 1. 后端蓋 2. 后端軸承 3. 轉子 4. 定子 5. 電機冷卻套 圖 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)。 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?jié)櫥拖♂?，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 Φ 1等于同時間內的散熱量 Φ 2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]。 由于摩擦損耗的功率 )1( ??? PPf ，則產生的熱流量為： ）（ ?? ?? 110001 P 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 Φ 2（單位為 W） [3]為， ）（ ??? ?? 12 Sd 式中： d? —— 箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?，可?d? =（ ~） W/ (m2 ?C)，當周圍空氣流通良好時，取偏大值； 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 第 23 頁 共 41 頁 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， m2； 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： SPtt dao ? ? )1(100 0 ??? （ 316） 為了保持正常工作溫度所需要