【正文】 4 4 4 4 4( ) ( 1 0 6 ) 4 2 7 .36 4 6 4DdI c m????? ? ? （ 58） 5 2 7 10 / 10 /E N m m N c m? ? ? ? （ 59） 數(shù)控車床主軸關(guān)鍵零部件的設(shè)計與應(yīng)力分析 27 2 5m a x 548 5 8 0 4 0 0 7 . 8 0 1 01 5 . 5 5 2 . 1 1 0 4 2 7 . 3 1 0y m m???? ? ?? ? ? ?( 0. 00 03 0. 00 05 )L? : （ 510） 此軸的最大撓度小于許用撓度。最大 偏轉(zhuǎn)角發(fā)生在 F 的作用點處。 6m a x 54( 2 3 ) 8 5 8 0 ( 2 4 0 0 3 8 0 ) 1 . 3 1 1 06 6 2 . 1 1 0 4 2 7 . 3 1 0F a L a r a dEI? ?? ? ? ? ? ? ?? ? ? ?? ? ? （ 511） 查車床設(shè)計手冊 [9]有，圓柱滾子軸承處的許用 ? ?max ? ? 調(diào)心球軸承處的許用? ? ,??? 小于許用偏轉(zhuǎn)角，綜上所述，軸的彎曲變形滿足要求。 圖 主軸組件計 算模型 軸的扭轉(zhuǎn)變形計算 軸的扭轉(zhuǎn)變形，用每米軸長的扭轉(zhuǎn)角 ? 來表明。其許用值通常沒有嚴格規(guī)定，一般可按照如下選取：對于精密傳動 ? ? /oom? ? : ；對于一般傳動，? ? 0. 5 1 /oom? ? : ；對于精度要求不高的傳動， ??? 可大于 1/o m [8]。此處，? ? /oom? ? : 由圓軸扭轉(zhuǎn)角的簡化計算公式得， ? ?1441584100 TLGd? ??? ? ，其中 L1為軸所受轉(zhuǎn)矩的作用長度，對于此設(shè)計， L1=570mm, 9550n PM n? （ 512） 其中， P 為該軸的額定功率，單位： Kw。 n 為轉(zhuǎn)速 ,單位： r/min。 為轉(zhuǎn)矩，數(shù)控車床主軸關(guān)鍵零部件的設(shè)計與應(yīng)力分析 28 單位： 。 將 P=， n=1450r/min 代入上式，得到 9 5 5 0 4 .5 2 9 .6 .1450nM N m??? （ 513） 所以 .T Nm? ? ? ? ? ? ?314 4 8 4 41584 5 8 4 2 9 . 6 1 0 5 7 01 0 0 8 . 1 1 0 1 0 0 6 0TLGd???? ? ? ?? ? ?? ? ? ? （ 514） 所以滿足要求。 總之，經(jīng)過計算得，此軸的設(shè)計滿足剛度要求。 數(shù)控車床主軸關(guān)鍵零部件的設(shè)計與應(yīng)力分析 29 第六章 主軸箱體 上述 各 機構(gòu)和裝置都裝在箱體中，并應(yīng)保證其相互位置的準確性。本設(shè)計中采用 灰鑄鐵 鑄造箱體 ，牌號為 HT200。 其數(shù)據(jù)如表 所示。 表 箱體的設(shè)計（主軸箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸） 名稱 尺寸（ mm） 中心距 204 箱座壁厚 8 箱蓋壁厚 8 箱座凸緣厚度 12 箱蓋凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 箱蓋、箱座肋厚 窺視孔蓋螺栓直徑 8 軸承旁連接螺栓 1 直徑 16 箱蓋與箱座連接螺栓 2 直徑 12 軸承端蓋螺栓直徑 8 數(shù)控車床主軸關(guān)鍵零部件的設(shè)計與應(yīng)力分析 30 第七章 Solid Works 三維實體設(shè)計裝配 主軸材料為 45 鋼 , 后支承：圓錐孔雙列圓柱滾子軸承（ NN3016 型），前支承：兩個推力球 軸承（ 51120 型）和一個圓錐孔雙列圓柱滾子軸承（ NN3020 型）組配， 裝配時要注意 圓錐孔雙列圓柱滾子軸承的椎孔大端朝外 。這樣裝配方法滿足了前端受到較大的軸向力要求和徑向力要求。軸承潤滑為脂潤滑，所以前端密封采用迷宮式，所以主軸前端裝配時要和密封圈保留一定的間隙用來填充黃油。后端支 承 為圓柱滾子軸承，由于需要徑向欲緊，故配合為過度配合，裝配時用木錘敲打裝配。后端也采用了迷宮式密封，因此密封圈和定位盤也要留一定的間隙。軸向欲緊采用螺母，其欲緊量查有關(guān)手冊 [8]。注意欲緊螺母后還要有防松螺母。 首先根據(jù)設(shè) 計畫出所需的零件，然后查手冊找到所需的標準件 [8]，最后對這些零件進行裝配，生成三維裝配圖，如圖 所示是設(shè)計的軸的三維零件圖，圖 所示是所用的雙列圓柱滾子軸承， 圖 是推力球軸承， 如圖 是三維裝配圖，如圖 是裝配圖的 X— Y 截面剖視圖， 是爆炸圖 ,圖 是主軸的工程圖。 圖 軸的三維零件圖 數(shù)控車床主軸關(guān)鍵零部件的設(shè)計與應(yīng)力分析 31 圖 雙列圓柱滾子軸承 圖 推力球軸承 數(shù)控車床主軸關(guān)鍵零部件的設(shè)計與應(yīng)力分析 32 圖 三維裝配圖 圖 XY 截面剖視圖 數(shù)控車床主軸關(guān)鍵零部件的設(shè)計與應(yīng)力分析 33 圖 爆炸圖 圖 主軸工程圖 數(shù)控車床主軸關(guān)鍵零部件的設(shè)計與應(yīng)力分析 34 第八章 主 軸部件的 ANSYS 應(yīng)力分析 8． 1 主軸靜力分析概述 靜力分析用來計算結(jié)構(gòu)在固定不變載荷作用下的響應(yīng)，如反力、位移、應(yīng)變、應(yīng)力等，也就是探討結(jié)構(gòu)受到外力后變形、應(yīng)力、應(yīng)變的大小。所謂固定不變的載荷作用，指結(jié)構(gòu)受到的外力大小、方向均不隨時間變化。靜力分析中固定不變的載荷和響應(yīng)是一種假定，即假定載荷和結(jié)構(gòu)的響應(yīng)隨時間的變化非常緩慢。一般來講，靜力分析所施加的載荷包括外部施加的作用力和壓力、穩(wěn)態(tài)的慣性力 (如重力和離心力等 )、位移載荷 (如支座位移等 )、溫度載荷等。 ANSYS 線性靜力分析的基本步驟： 構(gòu)建有限元模型 ：創(chuàng) 建幾何模型、設(shè)置單元類型、設(shè)定單元選項、定義單 元實常數(shù)、設(shè)置材料屬性、劃分網(wǎng)格。 施加載荷求解 ： 定義分析類型 (靜力分析 )、施加載荷和邊界條件、求解。 后處理 ANSYS 提供兩種后處理方式， POST1 和 POST26。前者用于整個模型在某一載荷步 (時間點 )的結(jié)果。后者處理模型中特定點在所有載荷步 (整個瞬態(tài)過程 )的結(jié)果。結(jié)果均用彩色云圖、矢量圖和列表來顯示 [10]。 8． 2 主軸 ANSYS 分析的一般過程 1． 建立模型 建立 ANSYS 分析模型 再 進行靜力分析時為了較好的反映實際工 況，將把卡盤和工件一并考慮。主軸幾何模型的構(gòu)建，可以利用 ANSYS 提供的繪圖功能進行繪制，也可以使用 CAD 軟件所提供的強大繪圖功能進行圖形繪制。 此設(shè)計 主軸利用Solid Works 繪制三維模型，利用 ANSYS 的接口把 Solid Works 繪制的三維模型導(dǎo)入到 ANSYS 中 ，首先要進行模型的簡化，而后 進行 有 限元分析。 2． 定義單元類型 單元類型 (Element Type)的定義用來決定用什么形狀的微元來離散主軸。 包括桿、梁、板、殼、實體等 200 種單元可供選擇 。 主軸分析選用的是 Solid92 實體 單元。 數(shù)控車床主軸關(guān)鍵零部件的設(shè)計與應(yīng)力分析 35 3． 定義實常數(shù) 用實常數(shù) (real constants)來定義分析模型的截面特性。對于有些單元必須輸入實常數(shù)，而對于有些單元則不需要輸入實常數(shù)， Solid92 實體單元就不需要輸入實常數(shù)。 4． 定義材料特性 主軸材料為 45鋼，彈性模量 E 為 1011pa泊松比為 ，密度為 7800kg／ m3。 5． 網(wǎng)格的劃分 結(jié)構(gòu)幾何模型建立后，在將它分成小網(wǎng)格以供后續(xù)計算。網(wǎng)格分得越細，計算結(jié)果的誤差越小，但所需要的計算時間也就越長。單元的劃分很方便，只須在相關(guān)的線或面上定義出單 元的長度或要劃分的比例， ANSYS 會自動形成單元及節(jié)點，也可以用自適應(yīng)網(wǎng)格劃分自動生成網(wǎng)格 ，這里選擇映射網(wǎng)格 。 6． 加載求解 加載求解一般分為三個部分，即施加約束條件、施加載荷以及求解計算。分析主軸時，分成兩個載荷步進行求解，一個是力載荷步，另一個是轉(zhuǎn)矩載荷步 。 主軸的受力分析 所設(shè)計的 主軸 主要承受切削力，齒輪的作用力以及軸承所給的力。 1． 在俯視圖中， 主軸的受力分析如圖 。 F tF 1 xF 2 xL 1L 2L 3L 4 圖 主軸的俯視圖受力分析 圖中： Ft 為 直齒輪作用的切向力， F1x 為后軸頸出軸承的支承反力的水平分量， F2x 為前軸頸出軸承的支承反力的水平分量， L1=30mm, L2=70mm, L3=500mm, L4=600mm。 作用在軸上的轉(zhuǎn)矩： 數(shù)控車床主軸關(guān)鍵零部件的設(shè)計與應(yīng)力分析 36 9550n PM n?? （ 81） 其中， P 為該軸的額定功率，單位： Kw。 n 為轉(zhuǎn)速 ,單位： r/ min。 nM 為轉(zhuǎn)矩，單位： .Nm。 將 P=， n=1450r/min 代入上式，得到 9 5 5 0 4 .5 2 9 .6 .1450nM N m??? （ 82） 對直齒輪受力分析得到：齒輪作用在軸上的切向力為： 2 nMF d? ? （ 83） 其中 為齒輪作用在軸上的切向力，單位 N。 nM 為轉(zhuǎn)矩，單位： .Nm。 d 為節(jié)圓直徑，單位 m。 將 .nM N m? ， d 代入上式，得到 ? ? 由主軸水平方向力和力矩平衡分析得到： 12xxF F F??? （ 84） 1 1 2 2 3xxF L F L F L? ? ? ? ? ? （ 85） 將 ? ? ， 1 30L mm? , 2 70L mm? 3 500L mm? ,代入解得 1 ? 2 23xFN? 2．在主視圖中主軸的受力分析如圖 。 圖 主軸的主視圖受力分析 圖中： Fr 為直齒輪作用的徑向力， F 為切削力， F1y 為后軸頸出軸承的支承力的豎直分量， F2y 為前軸頸出軸承支承力的豎直分量， Md 為齒輪的扭矩，由于采用直齒齒輪，而且徑向力很小可以忽略，所有主軸只受切向力。 L1=30mm, L2=70mm, L3=500mm, L4=600mm。 對直齒輪受力分析得到 ,直齒輪作用的徑向力 數(shù)控車床主軸關(guān)鍵零部件的設(shè)計與應(yīng)力分析 37 F =F tan( )?? ??? （ 86） 其中， rF 為齒輪作用在軸上的徑向力， F? 為齒輪作用在軸上的切向力 ,單位N， ? 為壓力角， ? 為摩擦角，一般情況下，取 tan( ) ????，即， 123 .4rF F N???。 由主軸豎直方向力和力矩平衡分析得到： 12y y rF F F F? ? ? （ 87） 1 4 1 2 2 3r y yF L F L F L F L? ? ? ? ? ? ? （ 88） 將 8 5 0 , 1 2 3 .4rF N F N??， 1 2 3 430 , 70 , 500 , 600L m m L m m L m m L m m? ? ? ?代入解得 1 ?? 2 ? 3． 此外在 Fr 和 F 之間，主軸受到一個向紙面外轉(zhuǎn)動的扭矩，大小是 。 主軸 ANSYS 分析的具體過程 ANSYS 分析的前處理 要對主軸進行有限元分析，首先就要 ANSYS 中建立主軸模型，而后進行其他操作具體流 程為 圖 所示。 導(dǎo) 入 S W 中 的連 桿 機 構(gòu)劃 分 單 元 網(wǎng)格施 加 約 束定 義 材 料屬 性 等 信 息 進 行 有 限 元 分析 圖 ANSYS 分析的一般流程 1． 導(dǎo)入主軸模型： 將 SOLIDWORKS 中的 主軸 提取出來，通過 ANSYS 和 SOLID