立式加工中心主轴组件设计毕业设计

立式加工中心主轴组件设计毕业设计内容摘要：

有相应的行程开关（ LS1， LS2）作用，作为刀具松开 和夹紧的回答信号。 21 图 数控镗铣床主轴组件机构示意图 1—— 调整半环； 2—— 双列园柱滚子轴承； 3—— 向心球轴承； 4， 9—— 调整环； 5—— 双瓣卡爪； 6—— 弹簧； 7—— 拉杆； 8—— 向心推力球轴承； 10—— 油缸； 11—— 碟形弹簧； 12—— 活塞； 13—— 喷气头； 14—— 套筒 22 (a) (b) 图 刀柄拉紧结构 刀杆尾部的拉紧结构，除上述的卡爪式以外，还有图 所示的弹簧夹头结构以及图 所示的钢球拉紧机构。 在本课题中，刀具自动夹紧机构借用如图 ，采用气压缸夹紧方式，从而避免因油路堵塞等常见情况。 而在拉杆处则采用 钢球拉紧机构， 因为 其加工简单，并可以有效的拉紧刀杆。 切屑清除机构 自动清除主轴孔内的灰尘和切屑是换刀过程的一个不容忽视的问题。 如果主轴锥孔中落入了切屑，灰尘或其它污物，在拉紧刀杆时，锥孔表面和刀杆锥柄会被划伤，甚至会使刀杆发生偏斜，破坏刀杆的正确定位，影响零件的加工精度，甚至会使零件超差报废。 为了保持主轴锥孔的清洁，常采用的方法是使用压缩空气吹屑。 为了提高吹屑效率，喷气小孔要有合 23 理的喷射角度，并均匀布置 [10]。 其工作原理图可参考图。 伺服驱动系统方案的确定 控制用电动机是电气伺服控制系统的动力部件，是将电能转换为机械能的一种能量转换装置。 由于其可在很宽的速度和负载范围内进行连续、精确地控制，因而在各种机电一体化系统中得到了广泛的应用。 控制用旋转电动机按其工作原理可分为旋转磁场型和旋转电枢型。 前者有同步电动机（永磁）、步进电动机（永磁）；后者有直流电动机（永磁）、感应电动机（按矢量控制等效模型），具体地可细分为： 步进电动机又称为脉冲电动机。 它是将电脉冲信号转换成机械角位移的执行元件。 其输入一个电脉冲就转动一步，即每当电动 机绕组接受一个电脉冲，转子就转过一个相应的步距角。 由于其转子角位移的大小及转速分别与输入的电脉冲数及频率成正比，并在时间上与输入脉冲同步，所以对于本课题所需的控制电动机而言，步进电动机很难精确地确保主轴组件的旋转精度，故不适合。 直流伺服电动机通过电刷和换向器产生的整流作用，使磁场磁动势和电枢电流磁动势正交，从而产生转矩。 它具有较高的响应速度、精度和频 率，优良的控制特性等优点。 但是由于使用电刷和换向器，故寿命较低，需要定期维修。 所以不太适合用于主轴的主电机，但是可以用于进给电动机。 由于交流伺服电动机具有 直流伺服电动机的全部优点，并且其不具备电刷和换向器，不需要定期维修。 虽然在价格上交流伺服电动机较贵，但是由于其性能可靠、精度好，所以正在逐步取代直流电动机的地位。 故在 24 本课题的主电机选用中选择交流伺服电动机。 各种伺服电动机的特点及应用举例见表。 表 伺服电动机的特点及应用实例 [19] 种类 主要特点 应用实例 DC 伺服电动机 1. 高响应特性； 2. 高功率密度（体积小、重量轻）； 3. 可实现高精度数字控制； 4. 接触换向部件（电刷与换向器）需要维护； 5. 不能高速大扭矩工作。 NC 机械、机器人、计算机外围设备、办公机械、音响和音像设备、计测机械等 AC 伺服电动机 1. 具有 DC伺服电动机的全部优点； 2. 对定于电流的激励分量和转矩分量分别控制； 3. 具有良好的性价比； 4. 坚固耐用免维修。 NC 机械、机器人等 步进电动机 1. 转角与控制脉冲数成比例，可构成直接数字控制； 2. 工作状态不受干扰； 3. 步距角有误差； 4. 高速易失步，低速易振荡。 计算机外围设备、办公机械、数控装置 加工中心主轴组件总体设计方案的确定 综合 ， 节中的方案，本课题 的总体设计方案现确定如下： 由于同步带无滑动，能保证固定的传动比，且传动效率高，允许的线速度较高，无需安置在很良好的工作环境中，所以在主轴传动方式中选择同步带传动。 但是需要注意的是同步带的安装具有严格的要求。 25 在主轴的进给运动中，采用滚珠丝杠。 其耐磨性好、磨损小，低速运行时无爬行、无振动，能够很好地确保 Z 轴的进给精度。 由于加工中心具备自动换刀功能，所以在主轴组件中还应有主轴准停装置、刀具自动夹紧机构以及切屑清除机构。 在本课题中，主轴准停机构采用磁 力传感器检测定向，其不仅能够使主轴停止在调整好的位置上，而且 能够检测到主轴的转速，并在加工中心的操控面板上显示出来，方便机床操作者调整转速。 在换刀过程中，刀具自动夹紧机构也是不可获缺的一部分。 它控制着刀杆的松紧，使刀具在加工时能紧紧地固定在主轴上，在换刀时能轻松地卸载。 本课题采用了液压缸运行的方式，通过活塞、拉杆、拉钉等一系列元件的运动来达到刀杆的松紧目的。 同时，为了减少液压推力对主轴支承的磨损，在主轴的内部设置了一段碟形弹簧，使活塞对拉杆的作用起到一个缓冲的作用。 同时，在换刀过程中，活塞及拉杆的内部将被加工成中空状。 其间将通入一定的压缩空气来清除切屑。 使刀杆和主 轴始终具有很好的配合精度。 在伺服系统中，本课题在进给系统中选用直流伺服电动机，而在主运动系统中则选用交流伺服电动机。 由于交流伺服电动机具有电刷和换向器，需要常常维修，故不适合于主运动系统中。 图 所示为本课题主轴组件结构示意图。 26 图 主轴组件结构示意图 1—— 刀架； 2—— 拉钉； 3—— 主轴； 4—— 拉杆； 5—— 碟形弹簧； 6—— 活塞； 7—— 液压缸； 10—— 行程开关； 9—— 压缩空气管接头； 11—— 弹簧； 12—— 钢球； 13—— 端面键 27 3 主轴组件的主运动部件 主轴电动机的选用 主电机功率估算 (1) 计算主铣削力 切F 经验公式 [6]：ZFefp KZdaaaF   ……………………… （ ） 式中： 切F —— 铣削力，即主切削力（切向圆周分力）， N pa —— 铣削深度， mm fa —— 每齿进给量 ， zmm ea —— 铣削宽度， mm 0d —— 铣刀直径， mm Z —— 铣刀齿数 ZFK—— 铣削力修正系数，ZZZZ KFFmFF KKKK   b —— 工件材料抗拉强度， GPa 已知：高速钢刀具；刀具前角 150 ；主偏角 60K ；工件材料为275 mmkgfb  碳钢；每齿进给量 zmmaf  ；刀具直径为 mm16 ，齿数8Z ；工件宽度 mmae 12 ，切削深度 mmap 3 将上述各条件代入公式（ ），则主切削力为 ZFefp KZdaaaF     N2046 切削速度 [6] m i n150m i n1000 m a xm i nm a x mmmmnDV   (2) 主电机功率估算 [6] 28 铣削功率 kWkWVFPm 000 15020 4660 000 m a x  切 主电机功率 kWkWPPmmE 5   式中： m —— 机床主传动系统传动效率。 滚珠轴承传动效率 [6]，同步带传动效率 [6] 主电机选型 利用交流伺服系统可进行精密定位控制，可作为 CNC机床、工业机器人等的执行元件。 FANUC交流主轴电机 S 系列从 ～ 37kW共分 13种。 它的特点是转速高、输出功率大、性能可靠、精度好、振动小、噪音低，既适合于高速切削又适合于低速重切削。 该系列可应用在各种类型的数控机床上。 根据主电机功率 PE=[6]，故本课题选用 FANUC交流主轴电机 6S型号 [6]。 其主要技术参数如下： a) 额定输出功率： ； b) 最高速度： min/6000r ； c) 额定输出转矩： mN ； d) 转子惯量： smN 。 主轴 主轴的结构设计 主轴的主要参数是指：主轴前轴颈直径 1D ；主轴内孔径 d ；主轴悬伸量 a 和主轴支承跨距 l ，见图。 29 图 主轴主要参数示意图 主轴轴径的确定 主轴轴径通常指主轴前轴颈的直径，其对于主轴部件刚度影响较大。 加大直径 D ，可减少主轴本身弯曲变形引起的主轴轴端位移和轴承弹性变形引起的轴端位移，从而提高主轴部件刚度。 但加大直径受到轴承 dn 值的限制，同时造成相配零件尺寸加大、制造困难、结构庞大和重量增加等，因此在满足刚度要求下应取较小值。 设计时主要用类比分析的方法来确定主轴前轴颈直 径 1D。 加工中心主轴前轴颈直径 1D 按主电动机功率来确定，由表 [2]查得 mmD 851 。 由于装配需要，主轴的直径总是由前轴颈向后缓慢地逐段减小的。 在确定前轴径 1D 后，由式 [2]可知前轴颈直径 1D 和后轴颈直径 2D 有如下关系： mmmmDD 12  主轴内孔直径 d 的确定 主轴内孔直径与机床类型有关，主要用来通过棒料，通过拉杆、镗杆或顶出顶尖等。 确定孔径 d 的原则是，为减轻主轴重量，在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求下，应尽量取大 30 值。 由经验得知，当 Dd时（ D 是主轴平均直径），主轴刚度会急剧下降；而当 Dd时，内孔 d 对主轴刚度几乎无影响，可忽略不计，所以常取孔径 d 的极限值 maxd 为： mmmmDd a x  此时，刚度削弱小于 %25。 按照任务书的要求及综合各轴段直径的实际大小，确定内孔直径mmd 52。 主轴端部形状的选择 机床主轴的轴端一般 用于安装刀具、夹持工件或夹具。 在结构上，应能保证定位准确、安装可靠、连接牢固、装卸方便，并能传递足够的扭矩。 目前，主轴端部的结构形状都已标准化。 图 ，其尺寸大小按照 JB232478 进行加工，选择主轴序号为 50的主轴端部尺寸。 图 铣床主轴的轴端形式 31 主轴悬伸量 a 的确定 主轴悬伸量 a 是指主轴前端面到前支承径向反力作用中点（一般即为前径向支承中点）的距离。 它主 要取决于主轴端部结构型式和尺寸、前支承的轴承配置和密封装置等，有的还与机床其他结构参数有关，如工作台的行程等，因此主要由结构设计确定。 悬伸量 a 值对主轴部件的刚度和抗振性具有较大的影响。 因此，确定悬伸量 a 的原则，是在满足结构要求的前提下尽可能取小值，同时应在设计时采取措施缩减 a 值。 主轴支承跨距 l 的确定 支承跨距 l 是指主轴相邻两支承反力作用点之间的距离。 跨距 l 是决定主轴系统动、静刚度的重要影响因素。 合理确定支承跨距，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。 最优跨距 0l 是指在切削力作用下，主轴前端的柔度值最小时的跨距。 其推导公式是在静态力作用下进行的。 实验证明，动态作用下最优跨距很接近于推得的最优值。 最优跨距 0l 可按下列公式计算 [6]：    Kl  …………………………………… （ ） 式中： 312116kkkEI   ……………………………………………… （ ）  211 kkaK  …………………………………………………… （ ） 式中： a —— 主轴前端悬伸长， 单位为 cm ； 32 E —— 材料的弹性模量， 单位为 2cmN ； I —— 轴惯性矩， 单位为 4cm ； 1k —— 前轴承刚度值， 单位为 cmN ； 2k —— 后轴承刚度值， 单位为 cmN。 按上式计算最优跨距 0l ，计算过程如下：  4464 ll dDI   …………………………………………………… （ ） 式中： lD —— 主轴跨距部分的平均直径， 单位为 mm ； ld —— 主轴跨距部分的平均孔颈， 单位为 mm。 mmDDl 82 mmmmL ldd iil 43600 2485218026323144429656   由式（ ）得： 4205cmI  ；由 参考文献 [6]中图 确定mNk 9001  ， mNk 7302  ；由主轴材料为 40Cr 查得材料的弹性模量 cmNG P aE  ；由主轴的结构形式确定主轴前端悬伸长 mma 79 将上述参数值代入公式 ()()，得 cm862 ， 49K 将  ， K 值代入公式（ ），得 mml 686150  按照结构设计的要求，取 mml 336。 由于 mmlmml 6 8 6 1 53 3 6 0  ，故满足设计要求。 主轴受力分析 轴所受的载荷是。