数控机床电主轴结构设计毕业设计(编辑修改稿)

数控机床电主轴结构设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

主轴， 其具有的优势如下： 系统效率高，输出功率大。 开关磁阴调速式主轴在宽广的调速范围内，整体效率比其它系统高出 10%以上 ， 在低转速下高效率更加明显。 普通交流电机驱动的主轴空载时功率因数为 一 ，满载时为 一。 而开关磁阴调速式主轴的功率因数空载时可达 ，满载时可达。 因转子无绕组，热耗大部分在定子，易于冷却，开关磁阴调速电机及控制器系统的温升低于其它系统的温升。 但 是 其缺点也是很明显，转矩脉动较大，电机和控制器的成本和复杂度高。 轴承的研发 电主轴轴承未来的 发展趋势是 气浮轴承、静压轴承和磁悬浮轴承的研究。 在磁悬浮轴承领域内，有以下几个研究方向： (1)超导磁悬浮轴承的研究。 这种轴承的体积很小 ,却有很大的承载能力。 这方面的研究进展在很大程度上依赖于超导材料的进展。 高温超导陶瓷材料由于其固有的属性及具体加工技术的原因 ,实际应用十分有限 ,还需有很大的突破。 (2)无传感器磁悬浮轴承的研究。 最近几年 ,结合磁悬浮轴承和无传感器检测两大研究领域的最新研究成果 ,诞生了一个全新的研究方向 —— 无传感器的磁悬浮轴承，它不需要设计专门的位置传感器 ,而是通过测量电气回路内部信号来间接地 获取转子的位置信息。 (3)新材料的研究。 新材料的研究成功无疑将使磁悬浮轴承突破离心力、磁饱和、磁滞等特性的限制。 近年来得到迅速发展的稀土永磁材料也因为结构轻巧、能耗低而极具应用前途。 可以预计 ,这些新材料的推广普及将会有效地减小磁轴承的体积和能耗 ,因而大大地提高了承载能力。 在静压轴承方面主要有以下几个研究方向： （ 1） 油螺旋式液体静动压轴承。 静动压混合轴承兼有静压及动压相承的特点，它在高速时以动压为主，在低速时以静压为主，不但改善了轴承的性能，也有效地降低供油系统的功率损耗。 （ 2）新型液体动静压混合轴 承。 新型动静压轴承具有小腔结构提高了轴承刚性；外加 1 绪论 5 小孔节流提高了支承的静压承载能力；不设置轴向回油槽，轴承流量小，且封油面上有显著的动压效应；同时，承载能力及油膜刚度的方向性小，油膜均化作用强，主轴运转精度也随之提高。 （ 3） 圆锥浮环动静压轴承。 为了克服油润滑滑动轴承在高速、超高速时摩擦功耗急剧上升且容易失稳的弱点，提出滑动轴承－圆锥浮环动静压轴承，该轴承兼具动压、静压、圆锥、浮环轴承之优点，它是在圆锥动静压轴承的基础上，在轴颈和轴瓦之间嵌入一层或多层锥型动静压浮环。 浮环将润滑油膜分为两层：内油膜处于轴和浮 环之间，外油膜处于浮环和轴瓦之间。 两层油膜均为锥形油膜，均通过轴瓦外表面供油。 通过理论和试验均表明：和一般的动静压轴承相比，轴承摩擦功耗小，并且随着轴承数的升高，偏心率的加大，摩擦功耗降低的幅度也大。 (4)上瓦开周向槽椭圆轴承， 上瓦开周向槽椭圆轴承上瓦开周向槽椭圆轴承是一种改型椭圆轴承。 由于稳定性好 , 加工制造方便 , 温升低 , 功耗小而被广泛应用于一些高速旋转机械上。 （ 5） 上瓦带挡板椭圆轴承。 随着转子系统向大型化高速化发展，转子相对比较细长，系统的稳定性变得突出。 可倾瓦轴承稳定性好，但其结构复杂，径向尺寸 大， 成本高，上瓦带挡板椭圆轴承是在椭圆轴承的上瓦内安装一径向挡板。 经研究表明由于挡板的存在使轴承稳定性明显地提高、阻力系数稍有增大并且流量增大从而使轴承温升降低 , 但是造成轴承的承载能力略有降低。 （ 6） HSDB l 动静压推力轴承。 随着机床向高速、重载、高精度方向发展，越来越多的磨床采用动静压推力轴承。 杨军等研究了一种应用于外圆磨床 HSDB l 动静压推力轴承。 结构特点是：轴承由 8 个浅腔组成，以浅腔为节流器，一般在倾侧下工作。 通过对轴承的理论分析可知：轴承有泵功率小、功率比大、流量小、工作可靠和温升低等 特点。 本论文研究的目的和内容 首先，电主轴在各个行业都具有相当大的用途，它决定了一个国家的制造业的水平，谁在电主轴上领先，谁在整个制造业就拥有话语权。 其次，在设计的过程中可以全面了解数控机床电主轴的知识，并把在学校所学的知识都有一个很好的回顾。 可以更加全面的理解大学所学的知识，对自己的能力也有一个相应的提升。 设计内容包括： ，轴承，冷却系统，壳体设计。 2.绘制出数控机床的总结构图及相应的部分零件图。 西安交通大学城市学院本科生毕业设计（论文） 6 2 电机驱动形式、控制方式 7 电主轴的结构图 “高速电主轴”的概念是一套组件，包括：定子、转子、轴承、高速变频 装置、润滑装置、冷却装置等 组成。 电主轴的结构图如图 21 所示： 1— 定子； 2— 转子； 3— 弹簧； 4— 主轴； 5— 轴承端盖； 6— 定位螺母； 7— 螺栓 M8； 8— 套杯； 9— 油封； 10— 混合陶瓷球轴承； 11— 轴承端盖； 12— 螺栓 M10 图 21 电主轴结构示意图 电主轴结构设计要求 设计要求。 设计要求如表 21 所示： 表 21 额定转速 P（ r/min） 额定功率 n（ kw） 20200 4 引言： 电主轴运动控制是电主轴单元控制系统的核心部件，电主轴运动控制技术主要包含转速开环的恒压频比控制技术、转速闭环的恒压频比控制技术、矢量控制技术及直接转矩控制技术。 而电主轴的驱动电源称为驱动器，驱动器的功能是控制电主轴的运行能力 ,使其获得较宽的调速范围。 电机的控制形式： 普通变频驱动和控制 普通变频器为标量驱动控制，其驱动控制特性为恒转矩驱动，即输出功率和西安交通大学城市学院本科生毕业设计（论文） 8 转速成正比关系。 标量驱动控制转矩 、 功率 与转速的关系如图 22 和 23 所示。 这类驱动器在低速时输出功率不够稳定，不能满足电主轴低速大扭矩的要求，也不具备主轴的定向停止和 C 轴功能，但价格便宜，一般用在高速端工作的电主轴。 图 22 标量控制电主轴转速与转矩的关系 图中： 6s —— 电机运转时间内，负载是连续的，即在每 2min 的周期内， 60％ 的时间承受负载，另外 40％ 的时间为空载。 1s —— 电动机在 100％ 运转时间内，负载是连续不变的。 图 23 标量控制电主轴功率与转速的关系 矢量控制驱动器的驱动和控制 矢量控制驱动特性表现为：在低速端为恒转矩驱动，在中高速端为恒功率驱动，其转矩和功率与转速的关系如图 24 和 25 所示： 9 图 24 矢量控制电主轴转矩与转速的关系 图 25 矢量控制电主轴功率与转速的关系 有的矢量控制驱动器在高速端或最高速端的功率和转矩均略有下降的特性，如图 26 和 27 所示： 图 26 矢量控制电主轴转矩与转速的关系 西安交通大学城市学院本科生毕业设计（论文） 10 图 27 矢量控制电主轴功率与转速的关系 电主轴控制形式和驱动形式的选择 电主轴是用在机床上的，负载应该是断续的，应该按 6s 来选择功率和转速比较经济，电主轴的转矩计算公式为：  nPT 9550 m （ 21） 根据转速 n，转矩 T，功率 P，可选择 矢量控制驱动器的驱动和控制。 3 主要零部件的设计 11 3 主要零部件的设计 轴承的选择 引言 主轴轴承技术是超高速主轴系统的一项关键技术，目前，国内外数控机床采用较多的轴承形式有：磁悬浮轴承 、动静压轴承和陶瓷球轴承，其中使用最多的就是混合陶瓷球轴承。 主轴最小截面的估算： 根据转速和功率，选择主轴的材料为： 45 钢 调质处理。 45 钢的参数为： A=106～ 98,[τ]=30～ 40MPa；所以取 :A=100。 最小截面直径： npAd 3m in。 因此： d=10mm。 轴承选择： 图 31 混合陶瓷球轴承的参考图 轴承参数的确定 ： 根据最小截面直径 d=10mm,且根据转速 n=20200r/min。 同时，数控机床电主轴一般选用混合陶瓷球轴承，我国自行设计的陶瓷球轴承与国外存在一定的差距，因此选用 GMN 公司生产的 SC61902C TA 陶瓷球轴承。 SC61902C TA 的参数如表 31 所示： 西安交通大学城市学院本科生毕业设计（论文） 12 表 31 SC61902C TA 参数 型号 SC61902C TA 精度 P4 组配方式 正排列 内径 d (mm) 15 外径 D (mm) 28 宽度 B（ mm） 7 滚动体直径 D (mm) 滚动体数目 Z 13 接触角 α(度 ) 15186。 轴承重量 m (kg) 最高转速 maxn (r/min) 79000 基本额定动载荷 （ KN） 基本额定静载荷 （ KN） 轴承的润滑方式： 根据 nDm  610 ,电主轴可采用油脂润滑， nDm  610 ，电主轴必须采用油气或者油雾润 ,SC61902C TA 的 nDm =20200= 510 ， nDm  610 ；所以采用脂润滑。 轴承的排列方式： 电主轴常用的轴承的配置型式如图 32 所示： 图 32 电主轴的轴承配置型式 如图 32 所示，高速电主轴轴承的主要配置形势有四种。 为了提高轴承的支撑刚度，同时为了满足外伸端的轴端振动量要求，因 此选用 c）所示的配置形式。 3 主要零部件的设计 13 轴承预载荷的确定： 角接触球轴承一般必须在轴向有预加载荷条件下才能正常工作。 预加载荷不仅可消除轴承的轴向游隙，还可以提高轴承刚度、主轴的旋转精度，抑制振动和钢球自转时的打滑现象等。 一般说来，预加载荷越大，提高刚度和旋转精度的效果就越好；但是另一方面，预加载荷越大，温升就越高，可能造成烧伤，从而降低使用寿命，甚至不能正常工作。 因此每个轴承的生产厂家，针对不同转速和负载的电主轴选用不同的预紧力。 根据资料可知 ,SC61902C TA 的预紧力为： NF 预 (31) 在已知轴向预紧力 预F 的前提下，可知角接触球轴承径向刚度 rK 可近似地按：rK = )/()(s inc os)( 310312312 mmNFDza (32) 可知 aoF = 预F ，因此： SC61902C TA 的径向刚度： rK = )(15s in 15c os)6 ( 31312312 （ N/mm） (33) 电主轴主轴的设计 引言 转轴是高速电主轴的主要回转体，其设计直接影响电主轴的工作寿命，精度及各项参数。 主轴的外伸端及跨距的计算： 主轴选用 45 钢，材料的弹性模量 211 /10 mN ，主轴材料的许用应力  为600MPa。 主轴最佳跨 0L 的计算：满足主轴前端最小静挠度条件时的 L 是最佳跨距0L ，当 0  LL 时；主轴组件的刚度损失不超过 5%～ 7%，在工程学上认为是合理的刚度损失。 因此在此范围内的跨距被称为合理跨距，在结构设计时，应首先满足合理跨距。 如图 33 所示，主轴前端在一定的外载荷 P 的作用下，主轴本身及其支轴承发生变形。 其造成的结果就是，主轴外伸端的截面在径向方向发生位移，且其 总位移由两部分组成： 西安交通大学城市学院本科生毕业设计（论文） 14 Y= SZ YY (34) zY —— 假设轴承为刚性支承，主轴为弹性体时，主轴在前端受到外载 荷 P 作用后的位移。 sY —— 假设主轴是刚体，支承为弹性体时，主轴在前端受到外载荷 P 作用后的位移。 图 33 主轴受力示意图 根据材料力学外伸梁的挠度公式可知： ZY = )1(3 3 alEIPa （ 35） 3 主要零部件的设计 15 设：外伸端处的轴承为 B；右边的轴承为 A；轴承 B 到交点处距离为 X， AY 为 A端轴承受力时径向发生的位移。 根据公式：  )(AM =0 lPaFA （ 36）  )(BM 0 l alPFB )(  （ 37） 根据几何公式： Xl XFFBA  X= alal2 （ 38） X aXlYYAS  KlPaal alalYS  )22(。