数控机床主轴的身体部位和传动部件毕业设计

数控机床主轴的身体部位和传动部件毕业设计内容摘要：

青岛理工大学琴岛学院毕业论文（设计） 13 皮带轮的设计计算 设一天运转时间 8～ 小时（按小带轮计算） 1. 确定计算功率 cP 通过参考 [ 8 ] 68检查工作系数，所以 计算功率 : 1 .3 4 5 .2cP K P   kW 2. 根据 cP 和 n 选胶带型别为： A 型 3. 确定带轮的基准直径 d 并验算带速 选小带轮直径 1 110d  mm 则大带轮直径 2 142d  mm 验算带速： 11 3 . 1 4 0 . 1 1 1 5 0 0 7 . 9 56 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv    m/s （ 35） 4. 确定 V带的中心距 a 和基准长度 dL 初定中心距 0 810a  mm 由公式计算带所需的基准长度    221d 0 1 202 24227 m mddL a d da     （ 36） 选带的基准长度 2238mmdL  计算实际中心距 a 00 2786 mmddLLaa  5. 验算小带轮包角 211 180 57. 45167 120dda   青岛理工大学琴岛学院毕业论文（设计） 14 6. 计算带的概数 z 单根 V带传递的功率 0P 1 110mmd  2 135mmd  15001 n r/min 查表可得 0  单根胶带传递功率的增量： 0  计算 V带的根数 z 查表得 K ， K    0 0 0 α L 1. 88 K WP P P K K    （ 37） 胶带根数：   0  PPz c 可以合理的取 3z 根。 7. 计算单根 V带的初始拉力的最小值  min0F :  min0F  α d 2α 500139 .28 NKP qvK zv   （ 38） 应使带的实际初拉力 0F  min0F 8. 作用在轴上的力  Q0 m in2 si n 8 3 7 N2F z F  （ 39） 青岛理工大学琴岛学院毕业论文（设计） 15 4 主轴部件设计 主轴主要参数的计算 主轴的主要参数是主轴前端直径，轴的直径。 主轴和主轴轴承跨度悬。 车削时切削力的计算 表 41（根据主轴电机功率）（ mm）： 主电机功率 （ 千瓦 ） ～ ～ ～ ～ ～ 12 卧式类型车床 65～ 85 75～ 95 75～ 115 98～ 135 115～ 150 铣床和加工中心 55～ 95 65～ 95 65～ 98 78～ 108 97～ 107 加工外圆磨床 —— 55～ 65 58～ 78 75～ 85 78～ 95 车床，铣床，镗床，组装加工中心机床，主轴直径是由前向后逐渐降低。 前轴颈直径大于后轴直径。 这辆车，铣床，从表中， 100以毫米。 因此可知由式子12 )~( DD  取后端直径 D mm 合理得圆整后 802 D mm 主轴内径 机 床主轴直径和类型，主要应用在棒料，止动杆，或拉杆。 保证内孔直径的规定是为了降低主轴的重量，在确保对空心主轴内孔径设计和最小壁厚需求下，尽可能的取最大值。 一般可取其比值为。 主轴刚度 K是惯性和抗弯截面弯矩比例 4111  DdIIKK实空实空 由式子可以确定取孔径的直径极限 max1d 为 青岛理工大学琴岛学院毕业论文（设计） 16 1max1 Dd  此时若孔径再大，刚度急剧下降 根据推荐值 ~11 Dd 取 11 Dd 501d mm 主轴的内径为 50 mm 主轴跨距的确定 确定了主轴系统的刚度取决于影响主轴跨度的运动是一个主要因素，如在切削力的条件下，主轴前端的灵活性最优跨、度跨度指最低有效小。 实验结果表明，动态最优跨度的作用下非常接近最优值，以达到最优值的设计。 对主轴组件变形主轴端的刚度和应力。 分析主轴端部的受力情况后，主轴与主轴之间 的相互作用会产生一定的弹性变形，导致主轴的端部出现位移误差，依据叠加位移原则，主轴端部实际的位移量 y 由两个组成部分 21 yyy  式中 1y —— 刚性支撑的类型（支持保持弹性变形）的主轴端部位移。 2y —— 要求的弹素性上钢性力主轴（主轴假设手里固定）端整体的移距。 1. 刚性支承上弹 性主轴端部的位移 1y 根据支撑梁和悬臂梁的两个点的挠度公式，可以： 1y = EIPaL3 a + EIPa33 = 23131 m m3Pa L aEIPa LEI a 式中 E—— 主轴材料的弹性模量； 青岛理工大学琴岛学院毕业论文（设计） 17 I —— 转动惯量的平均 主轴截面。 当平均直径，孔的直径， I =  64 44 dD  ；当无孔时， 644DI  ； 2. 弹性支承上刚性主轴端部的位移 2y 第一，轴承刚度分别设置好之后，在与轴承刚度的弹性变形后分为 21, BB2AA1 , KRKR   式中 AR —— 前支承的支反力，   laPR 1A BR —— 后支承的支反力， laPR B 因此，   laKP 1A1， laKP B2 用相似三角形定理可求得： 2 1 222AB11aayllP a P aK l K l               整理后可得：    121 2BAA2 lalaKKKPy 青岛理工大学琴岛学院毕业论文（设计） 18 3. 主轴端部位移：     121132BAA321 lalaKKKPalEIPayyy 合理的跨度可以根据公式确定，最小偏转状态，这应该是合理的，跨度： 022113 30302BAA3     l al aKKK PaEIPa 整理后得： 0166BAA0A30   KKKEIlaK EIl 4. 用计算线图来定 0l ，令综合变量3AaKEI，代入上式，可解出：  161BA030KKalal （ 41）  系无量纲量的部门，它说，抗弯刚度 EI 和主轴前轴承的刚度和悬垂三平方比，根据公式，是一个函数的比率可以作为参考，做出的计算图。 5. 计算如下 : 前端角接触球轴承的刚度 AK ：  3 52brA c izdFK  （ 42） c o t0arr FFF e  1035925c o t13807400  N （ 43） AK 39625c 0 3 5 3 52  N/ m （ 44） 青岛理工大学琴岛学院毕业论文（设计） 19 检查轴承额定动负荷 25 ， 20z ， d ， 74C kN，取740010/re  CF N， 13800 aF N。 同理得： 279BK N/ m BAKK  将大直径 100mm，小直径 50mm，中心距 80mm以及上下轴承的刚性度计算入公式 （ 41） 得： 63 6113A   aK EI 式中 E—— 弹性模量，钢的 11102E Pa； I —— 截面惯性距 ,   644  dDI m4 查主轴最佳跨距计算线图得： al 所以  al mm 计算得主轴跨距为 300mm 图 42所示的主要结构和主要尺寸。 青岛理工大学琴岛学院毕业论文（设计） 20 图42 主轴结构和主要尺寸 青岛理工大学琴岛学院毕业论文（设计） 21 主轴的刚度计算 1. 当量外径 ed 如果主轴和轴承的段数，然后等效直径 ed l ldldldd nn2211e   mm （ 45） 式 中 1d ， 1l ， 2d ， 2l ，， nd ， nl —— 分别为各段的直径和长度 mm； l —— 总长， n21 llll   97314 36120202857580e  d mm 如果轴承 直径相差不大，而且前后轴承的平均直径为约当量直径。 2. 主轴刚度 sK  A2A 4e4s 103 ala dK    2 44   N/ m 式中 id —— 主轴孔径， Aa —— 前支撑点距主轴端部的距离 3. 对于这种机床的刚度要求    c os12 limcbB  bKK （ 46） 式中 cbK —— 切削系数（ N/） limb —— 极限切削宽度（ mm）  —— 机床系统的阻尼比 —— 表面切削垂直线与作用力 aF 的夹角 青岛理工大学琴岛学院毕业论文（设计） 22 因为机床属于高效率的通用机床，主轴的设计刚度依据自动激振动 的可持续性确则。 计算得阻尼比例  ；取值 50v M/MIM， s 毫米 /R时，cbK  N/，  取 2 m a xlim  Db mm 代入式 （ 46）得 :   os   KN 参考指标稳定性的规定，取工件得长度 m ax  DL mm, 274Ba mm     2A2B2A2BBA /1 / la laaaKK     2222300/741 300/ 714 N/μm 式中 Ba —— 前支撑点距切削处的距离 As  KK N/μm 所以主轴刚度满足要求。 主轴轴承的选择 轴承的选型 滚动轴承的优点为相互摩擦的阻力很小，调节预紧和润滑，维护比较简单，可以在准许的转速范围内调节和交变载荷情况下稳定地工作。 滚动轴承有一个专业的生产流水线，购买方便，广泛用于数控机床。 主轴轴承依据主要参数的钢度、精度和旋转速度来设计，使其升高钢度和精度，主轴轴承相对的间隙最佳选择是可调的。 球轴承滚子轴承型线接触式触点比越来越优越，但允许温升的刚度，可以降低速度，以下数控车床主轴在使用的几种类型和范围类型。