【正文】 D1從而得到后軸頸直徑 D2=100=80mm所以主軸前軸頸直徑D1=100mm, 后軸頸直徑D2=80mm 主軸內(nèi)徑d 主軸內(nèi)孔徑與機床類型有關，主要用來通過棒料，鏜桿，拉桿，或頂出頂尖等。 主軸的孔徑大小主要受主軸剛度的制約，孔徑d對主軸剛度的影響是通過抗彎截面慣性矩體現(xiàn)的，即主軸本身的剛度K正比于抗彎截面慣性矩I，其關系為：可以得出主軸的孔徑與主軸直徑之比，；%；，空心主軸的剛度就急劇下降，[9]。 主軸懸伸量以及支承跨距 主軸懸伸量a確定 主軸懸伸量指主軸前支承徑向反力作用點到主軸前端受力作用點之間的距離。[9]。 主軸支承跨距的確定 主軸支承跨距L是指主軸相鄰兩支承的支反力作用點之間的距離。為方便起見，令變量為橫坐標，為縱坐標作出計算線圖，使用該圖線時，先計算出綜合變量，在橫坐標軸上找到η的位置，然后向上作垂線與相應的斜線相交，再從交點作水平線與縱坐標軸相交得到，因為a已知，便得到最佳跨距。計算η時的單位：長度為cm；力為N；剛度為N/cm；彈性模量為。 主軸允許受載后的彈性變形是很小的，由此引起的應力也很小。只有重載主軸，或因構造上的原因，主軸不得不設計得很細時，才需考慮強度問題。各種鋼材的彈性模量幾乎沒有什么差別，因此剛度不是選擇材料的依據(jù)。一般普通機床的主軸，可以采用45或60優(yōu)質(zhì)碳鋼，調(diào)質(zhì)到HB220~250左右[8]。如果支承為滑動軸承，則軸頸處也需淬硬，硬度同上。 根據(jù)上述要求，本設計選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，以提高耐磨性。前端錐孔為莫氏錐度5號，材料選用45鋼。 軸承布置以及距離要求 對于一般機床主軸，主要進行剛度驗算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度要求。 軸的剛度計算，一般是計算軸受載時某些部位的變形量，檢查是否小于許用值或者符合所要求的數(shù)值。軸向載荷由一對背靠背組配兩個推力球軸承（51120），承受軸向載荷。前軸承內(nèi)徑為100mm，后軸承內(nèi)徑為80mm，跨距L=400mm，主軸前懸量a=80mm，主軸孔直徑60mm，主軸前端加載F為850N。 參照一般機械制造業(yè)中，查閱軸的許用撓度[y]和許用偏轉角的表格，得到一般用途的軸，許用撓度，L為支承跨距。 （57） （58） （59） （510）此軸的最大撓度小于許用撓度。 （511）查車床設計手冊[9]有，圓柱滾子軸承處的許用調(diào)心球軸承處的許用小于許用偏轉角，綜上所述，軸的彎曲變形滿足要求。其許用值通常沒有嚴格規(guī)定，一般可按照如下選?。簩τ诰軅鲃?；對于一般傳動， ；對于精度要求不高的傳動，可大于[8]。n為轉速,單位：r/min。將P=，n=1450r/min代入上式，得到 （513）所以 （514）所以滿足要求。數(shù)控車床主軸關鍵零部件的設計與應力分析第六章 主軸箱體 上述各機構和裝置都裝在箱體中，并應保證其相互位置的準確性。（主軸箱體的主要結構尺寸）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)控車床主軸關鍵零部件的設計與應力分析第七章Solid Works三維實體設計裝配 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。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。注意欲緊螺母后還要有防松螺母。 軸的三維零件圖 雙列圓柱滾子軸承 推力球軸承 三維裝配圖 XY截面剖視圖 爆炸圖數(shù)控車床主軸關鍵零部件的設計與應力分析 主軸工程圖第八章 主軸部件的ANSYS應力分析8．1主軸靜力分析概述 靜力分析用來計算結構在固定不變載荷作用下的響應，如反力、位移、應變、應力等，也就是探討結構受到外力后變形、應力、應變的大小。靜力分析中固定不變的載荷和響應是一種假定，即假定載荷和結構的響應隨時間的變化非常緩慢。ANSYS線性靜力分析的基本步驟： 構建有限元模型：創(chuàng)建幾何模型、設置單元類型、設定單元選項、定義單 元實常數(shù)、設置材料屬性、劃分網(wǎng)格。后處理ANSYS提供兩種后處理方式，POST1和POST26。后者處理模型中特定點在所有載荷步(整個瞬態(tài)過程)的結果。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。此設計主軸利用Solid Works繪制三維模型，利用ANSYS的接口把Solid Works繪制的三維模型導入到ANSYS中，首先要進行模型的簡化，而后進行有限元分析。、梁、板、殼、實體等200種單元可供選擇。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。4．定義材料特性 主軸材料為45鋼，密度為7800kg／m3。網(wǎng)格分得越細，計算結果的誤差越小，但所需要的計算時間也就越長。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。 所設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。 主軸的俯視圖受力分析圖中：Ft為直齒輪作用的切向力，F(xiàn)1x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。 n為轉速,單位：r/ min。將P=，n=1450r/min代入上式，得到 （82）對直齒輪受力分析得到：齒輪作用在軸上的切向力為： （83）其中Ft為齒輪作用在軸上的切向力，單位N。d為節(jié)圓直徑，單位m。 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。 對直齒輪受力分析得到,直齒輪作用的徑向力 （86） 其中，為齒輪作用在軸上的徑向力，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，即。 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。 導入ANSYS后的主軸模型2．確定分析類型：確定分析類型為結構力學分析，在前處理器Preference for GUI Filtering中選擇Structure，Discipline Option中選擇hmethod。4．單元類型的選擇：連接桿選擇SOLID 20node 95單元。模型共有單元數(shù)目44540個。 主軸有限元網(wǎng)格6．施加約束：Preprocessor→Loads→Define Loads→Apply →Structural→Displacement→On Nodes通過這個過程可以選擇所要施加的位置，,在主軸與軸承配合處施加Y、Z兩個方向的位移約束來限制Y、Z方向的移動。 施加完整外載荷模型 ANSYS分析的后處理 為了查看ansys分析后的結果，本文進行如下操作：Preprocessor →General Postproc→Plot Results→Contour Plot→Nodal ，這里選擇Von Mises Stress就可以得出本文所需要的應力云圖，同時還可以查看各個節(jié)點處的應力值。 主軸應力云圖 ： 應變云圖對話框設置 在ansys仿真結束后測得的。X方向位移圖 X方向應力圖Y方向位移圖 Y方向應力圖Z方向位移圖 Z方向應力圖 x,y,z位移及應力圖三向合位移 三向合應力 x,y,z三個方向的合位移及應力圖 這里的有限元分析同時說明了主軸的各個部位的受力情況，為后續(xù)的結構改進以及主軸的設計提供了參考價值。并且對所設計的主軸組件進行了三維實體建模，得到了三維裝配圖，使所設計的數(shù)控車床主軸及其零部件更加立體化，明了化，也縮短了設計的周期。同時也簡化了不少驗算的過程，同樣地縮短了設計所需的周期，而且結果保證了準確性。而對設計要求當然也會更高，如何善于利用各類設計輔助軟件簡化設計流程，減少設計周期將對整個設計行業(yè)有著至關重要的作用。并運用有限元分析軟件ANSYS對主軸進行應力分析，有效得縮短的設計周期。本論文的工作是在我的導師姚斌教授的悉心指導下完成的，姚斌教授的嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和科學的工作方法給了我極大的幫助和影響。當然，也要感謝大學期間授予我專業(yè)知識的老師們，管理我日常生活的輔導員和教學秘書。其次，感謝陪伴我大學期間的所有同學們，朋友們。因為有你們的關心和提醒，以至于我一步一步走向成熟。另外也要感謝家人，他們的理解和支持使我能夠在學校專心完成我的學業(yè)。在此，衷心地感謝你們。[2] [D].蘭州：蘭州理工大學，2006。[4] [D].南京：東南大學，2008。[6] [M].北京：機械工業(yè)出版社，2006。[8] [M].北京：化學工業(yè)出版社，2001。[10] [M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2001。47數(shù)控車床主軸關鍵零部件的設計與應力分析附錄1 三維裝配圖附錄2 XY截面剖切圖49