数控铣床电主轴的设计毕业设计论文

宁波理工学院毕业设计 题 目 数控铣床电主轴的设计 姓 名 李建能 学 号 3080612012 专业班级 08机械电子01班 指导教师 张智焕 分 院 机电与能源工程分院 日 期 2011年 11月3日 目录第1章 绪论41.1 选题的目的和意义41.2 数控铣床电主轴的国内外的研究现状和发展趋势41.2.1 数控铣床电主轴的国内外的研究现状41.2.2数控铣床电主轴的国内外的发展趋势51.3 本课题主要研究内容7第2章 数控铣床电主轴的介绍82.1 铣床电主轴的工作原理82.2 数控铣床电主轴的特征8第3章 铣床电主轴结构设计103.1 电主轴结构图103.2电器伺服控制器的选择103.3 转子和定子的设计113.4 轴承的选择143.4.1轴承的选择143.4.2轴承材料的选择153.5 冷却系统的设计163.5.1 热源的主要构成173.5.2 冷却系统的冷却路线173.5.3 主轴传动的热平衡计算183.6 主轴的主要结构参数193.6.1 主轴前端悬伸量的确定193.6.2 主轴主支承间的跨距L的确定203.6.3 主轴的构造203.6.4 主轴挡板的设计203.6.5 主轴的材料和热处理203.6.6 主轴所受外力的计算20第4章 轴的校核254.1 轴的强度校核计算254.2 轴的刚度校核计算28第5章 轴承的校核305.1 角接触球轴承的校核305.2 深沟球轴承的校核32总 结34参考文献35第1章 绪论1.1 选题的目的和意义 我国数控机床的发展历程充分证明，数控机床电主轴发展的滞后，始终是制约我国数控机床发展的瓶颈问题之一。高速电主轴的功能部件跟不上，发展数控机床将成为空话。我国数控机床整体技术水平的发展和提高，最终离不开先进的功能部件产业的支持。我国数控机床经历了二十多年的发展历程,形成了一定的生产规模，具备了进一步发展的基础。但在数控机床品种、质量和性能等方面与发达国家还存在较大差距，很难能满足市场需求，特别是高端数控机床主要依赖进口，已明显制约我国国民经济和国防工业的发展。高速电主轴制造技术成为了决定高端的数控机床发展的关键技术。对决定电主轴发展的关键技术要进行重点攻关，特别是在电主轴应用中的关键部件诸如复合陶瓷轴承、内置式无外壳电机、性能优良的伺服控制器、高精度位置编码器、气密封装置等进行自主研发，改变这些关键部件主要靠进口的局面。高速电主轴也是高端的数控机床的核心，大力发展高速电主轴将对我国的装备制造行业会起到强大的推动作用。1.2 数控铣床电主轴的国内外的研究现状和发展趋势1.2.1 数控铣床电主轴的国内外的研究现状 国内对电主轴技术的研究始于20世纪60年代，主要用于零件内表面磨削，这种电主轴的功率低，刚度小，并且它采用无内圈式向心推力球轴承，限制了高速电主轴的产业化。到80年代，随着国内高速主轴轴承的开发成功，研制出一系列高刚度、高速电主轴，广泛应用于各种内圆磨床和各个机械制造领域。在90年代以后由磨用电主轴转向铣用电主轴，它不仅能加工各种形体复杂的模具，而且开发了用于木工机械用的风冷式高速铣用电主轴，推动了高速电主轴在切削中的应用。在国内以洛阳轴承研究所(洛阳轴研科技股份有限公司)为代表，早在1958年就研制出了磨用电主轴之后又研发了大功率、高转速系列电主轴，磁悬浮和气静压电主轴等，并将电主轴在90年代应用于大型数控铣床，加工中心和数控铣床，是我国电主轴技术的引领者。广州工业大学高速加工和机床研究所也开发研制了多种电主轴，并应用于数控铣床由于近些年数控加工技术的飞速发展，在军工、基础装备制造，航空航天等领域对高速电主轴的迫切需要，国内的电主轴研究也得到了很大的发展。同济大学、北京机床研究所和上海机床厂在高速电主轴方面也取得了很大的成就。目前国内生产的磨削用电主轴的转速在15000r/min以内；加工中心用电主轴的转速最高30000r/ min，转矩达200Nm的加工中心用电主轴转速只有4000r/min；铣削用电主轴最高转速可达12000r/min，最大功率只有11kw。在电主轴的润滑方面，国外普遍采用先进的油气润滑技术，而我国主要以油脂润滑和油雾润滑为主。 国外电主轴最早用于内圆磨床，上世纪80年代，随着数控机床和高速切削技术的发展和需要，逐渐将电主轴技术应用于加工中心、数控铣床等高档数控机床。目前电主轴已经成为现代数控机床最主要功能部件之一，世界上形成许多著名的机床电主轴功能部件专业制造商，它们生产的电主轴功能部件已经系列化。具有代表性有美国福特公司和Ingerso1l公司联合推出的HVM800卧式加工中心的大功率电主轴最高转速达15000r/min由静止升至最高转速仅需15s。瑞士IBAG公司在电主轴行业技术领先现在被公认为代表了行业的发展趋势。IBAG公司提供的电主轴已经系列化、标准化电主轴最大转速可达140000r/min，直径范围33到300mm，功率范围125W-SOkW,扭矩范围0.02300Nm。日本三井精机公司生产的HT3A卧式加工中心采用陶瓷轴承支承的电主轴,主轴转速达40000r/min此外还有瑞士的Fisher公司、德国的GMN公司、Hofer公司、西门子、意大利的Faemat公司和Gamfior公司等，这些公司生产的电主轴有以下特点：(l) 功率大、转速高。(2) 采用高速、高刚度轴承。国外高速精密主轴上采用高速、高刚度轴承，主要有陶瓷轴承和液体动静压轴承，特殊场合采用空气润滑轴承和磁悬浮轴承。(3) 精密加工与精密装配工艺水平高。(4) 配套控制系统水平高。这些控制系统包括转子自动平衡系统、轴承油气润滑与精密控制系统、定转子冷却温度精密控制系统、主轴变形温度补偿精密控制系统等1。1.2.2数控铣床电主轴的国内外的发展趋势（1）向高速度、高刚度方向发展随着主轴轴承及其润滑技术、精密加工技术、精密动平衡技术、高速刀具及其接口技术等相关技术的发展，数控机床用电主轴高速化已成为目前发展的普遍趋势。电主轴的功率和转速是受电主轴体积及轴承限制的，DmN值是反映电主轴刚度和转速的一个重要的综合特征参数，DmN值越大，其电主轴性能越。因此，在保证电主轴高转速的前提下，加大主轴直径，提高其刚性，也是电主轴技术发展的方向之一。（2）向高速大功率、低速大转矩方向发展现代数控机床需要同时能够满足低速粗加工时的重切削、高速切削时精加工的要求，因此机床电主轴应该具备低速大转矩、高速大功率的性能。高速电主轴的大功率化已是国际机床产业发展的一个方向。近年大功率半导体器件有了飞跃性发展，已经完全可以满足现有的电主轴应用场合所要求的功率等级，这为高速电主轴的大功率化奠定了基础。德国GMN公司的电主轴低速粗加工时的重切削力可达1250Nm,高速切削时精加工最大输出功率可到150kW。（3）电机形式与控制方式多样化方向发展主轴电机方面：目前国内外主轴电机常见的是感应电动机，但由于其结构和特性的限制，运行状态改变时导致电机很难在最佳效率点运行，功率因数低、效率低。虽然采用变频调速、矢量控制、功率因数补偿等技术改善了电机系统的效率，但由于感应电机的工作原理决定其运行效率的提高是有限的，特别是在位置和速度要求非常高的高精度高速电主轴系统中应用有时很难满足系统要求。因此选用转动惯量小，转矩密度高，控制精度高的永磁电机代替感应电动机也将是电主轴发展的一个重要方向。在主轴电机控制方面：采用矢量控制已经被大多数高速电主轴生产厂家所采用，针对感应电动机采用自适应控制、直接转矩控制、定子优化控制等措施不断提高感应电动机在电主轴的应用性能。对于永磁同步电动机在低速粗加工时的重切削多采用恒转矩控制方式,高速切削时精加工采用恒功率控制，在扩大永磁电机在弱磁区域的同时提高稳定性也将成为高速电主轴研究 热点问题。此外，柔性主轴及其轴承弹性支承技术的研究也将进一步深化。目前国内市场的轴承多以用高速角接触球轴承支承，气静压方式将逐渐取代角接触球轴承成为主流方式。另外随着磁悬浮技术的不断进步和成熟，在满足成本要求的情况下，磁悬浮轴承将由一些特殊场合的应用到普通场合的特殊要求的应用。提高高速电主轴动平衡等级，降低振动，使电主轴寿命更长。在保证转速的情况下，应尽量降低电主轴的整体振动。主轴单元的自动平衡装置也将因高速电主轴的振动指标更高而不断的更新和完善。润滑技术不断改进，预负荷施加技术不断进步。陶瓷球复合轴承和油气润滑技术的广泛应用，使得轴承发热更小，而且更能适应高速需要。在非接触式轴承中，磁浮和气浮轴承不断发展，已有系列产品出现。轴承预负荷施加方式上，过去主要使用刚性预负荷，不断发展为弹性预负荷，后又出现智能预负荷方式，使轴承承载性能更优。油气润滑方式和成本更低的非接触式轴承技术也将是高速电主轴发展的方向。1.3 本课题主要研究内容（1）数控铣床电主轴总体方案设计；（2）根据产品特点，进行工艺分析、结构分析、结构计算和校核；（3）绘制装配图及其他零件图； （4）撰写设计计算说明书1份，撰写其他相关设计技术文档。第2章 数控铣床电主轴的介绍2.1 铣床电主轴的工作原理 电主轴作为加工中心的核心部件，它将机床主轴与交流伺服电机轴合二为一，即将主轴电机的定子、转子直接装入主轴组件的内部，并经过精确的动平衡校正，具有良好的回转精度和稳定性，形成一个完美的高速主轴单元，也被称为内装式电主轴，其间不再使用皮带齿轮传动副，从而实现机床主轴系统的“零传动”，通电后转子直接带动主轴运转。2.2 数控铣床电主轴的特征（1）高回转精度铣削中心的主轴是装夹工件的基准，并将运动传递给工件，因此主轴的回转精度直接影响加工精度。为保证电主轴在高速运转时的回转精度，其关键零件必须进行精加工和超精加工，选用尺寸和精度等级合适的轴承，采用合理的装配方案；（2）高刚度主轴刚度反映主轴单元抵抗外载荷的能力。尤其，进行铣削粗加工时，切削量较大，主轴要承受很大的径向力。为了保证加工精度、避免振动，要求电主轴具备较高的刚度，特别是径向刚度； （3）抗振性强机床工作时，主轴部件不仅受静态力的作用，同时还受其他冲击力和交变干扰力的作用而产生振动。振动是主轴动态性能的重要指标，振动将会产生噪声，并直接影响工件的表面加工质量，振动严重时会产生崩刃和打刀现象。因此，电主轴的抗振性要强；（4）电机特性优良铣削中心要求有较广的加工范围，这就要求电主轴既要有优良的低速加工性能，又要有好的高速加工性能。在起步及低速段采用恒转矩调速，保证低速时有较大的输出转矩，满足低速大进给的切削要求；而高速段采用恒功率调速，可满足小切削量的高转速要求。对一些低速要求高的电主轴，应采用高性能的矢量变频器控制；（5）热特性稳定由于电主轴是将高速电机置于机床主轴部件内部，高速运转时，电机转子、定子和轴承的的发热量很大，并引起热变形，直接影响机床的工作性能和加工精度，因此要求电主轴的热态性能稳定。第3章 铣床电主轴结构设计3.1 电主轴结构图电主轴由主轴及主轴箱本体、辅助装置、检测装置组成。电机的转子采用压配方法与主轴做成一体，主轴则由前后轴承支撑。转子定子通过冷却套安装于主轴单元的壳体中。主轴的变速由主轴驱动模块控制，而主轴单元内的温升由冷却装置控制。在主轴的后面装有松刀油缸、旋转接头；前端的内锥孔和端面用于安装刀具、刀具夹爪；中间有刀具拉杆、刀具夹紧弹簧。1主轴箱体2主轴前轴承3主轴4冷却液进口5主轴前轴承座6前轴承冷却套7定子 8转子9定子冷却套10冷却液出口11主轴后轴承图3.1铣削中心电主轴结构示意图3.2电器伺服控制器的选择电主轴配套递恩电气伺服控制器，可以方便的实现主轴的高速化，发挥出电主轴系统动态精度和静态精度高，稳定性高的特点。可在转速范围内实现无级变速，以适应各种工况和负载变化的要求。利用递恩电气伺服控制器易于开发的特性，可以通过内部编程实现零速锁定、准停、分度等功能，适应车削中心，加工中心及其它数控机床的需要。现介绍基本技术指标和相关内容如下：控制器等级：0.75Kw75Kw，（1.53倍额定转矩输出）调速范围：0r/min15000r/min（四级电机）；0r/min30000r/min（二级电机）；额定转速以下为恒转矩主轴，额定转速以上为恒功率主轴（如下图）图3.2 交流伺服电动机的调速特性准停和分度精度：正负一个编码器反馈脉冲。与数控系统的连接：Fanuc系统和西门子系统的模拟量调速主轴。配套编码器：1024线分离式磁编码器（控制器内部四分频）。准停功能：主轴运转在任何转速下快速停止到换刀位置，实现快速自动换刀功能。分度功能：实现任意角度的定位，方便应用于棒料的多面体自动编程加工。3.3 转子和定子的设计 高速电主轴的定子由具有高导磁率的优质矽钢片迭压而成。迭压成型的定子内腔带有冲制嵌线槽。转子是中频电机的旋转部分，它的功能是将定子的电磁场能转换成机械能。它能带动主轴旋转。转子由转子铁芯、鼠笼、转轴三部分组成。此次设计的电主轴电机转子的基本尺寸为：转子的外径2b126.5mm，转子内孔直径2a85.5mm，转子的轴向长度为346mm，转子配合面的有效接触长度B300mm。主轴配合面的基本尺寸为：外径2a85.5mm，内孔直径为2c46mm。电机的最高转速为8000rmin，所以其最大角速度max为837.3 rads。额定功率为12.5 kW，额定转矩为114 Nm，电主轴的结构如图3.3所示。Ce=0.6759 （3-7）Ci=0.5380 （3-8）电机转子和主轴均为钢质材料，材料的弹性模量E2.11011Nm2，泊凇比0.3， 主轴配合面间的摩擦系数0.09，电机转子衬套材料的许用应力为287Nmm2，主轴材料的许用应力为567 Nmm2。要满足电主轴的高速性能，电机转子与主轴配合面间的动态过盈分量的最小值dmin可由下式求得：dmin=0.0205 （3-9）要满足电主轴的扭矩传递能力，电机转子与主轴配合面之间的静态过盈分量的最小值smin可由下式求得： smin=(+)=0.00245 （3-10）根据计算可知，高速电主轴要求的动态过盈量dmin是其要求的静态过盈量的6倍多，由此可见，高速主轴的过盈量主要由动态过盈量确定。高速电主轴的最小过盈量min为：mindminsmin0.02295（mm） （3-11） 图3.3电主轴的结构据此，在GD型电主轴设计中，主轴与电机转子的配合采用66H6s6的过盈配合，这种配合的实际最小过盈量为0.040mm(0.02295mm)，能满足电主轴的高速传动要求。其实际的最大过盈量为0.078mm，配合面实际产生的最大正压力为：pmax=93.6 (N/mm2) （3-12）电机转子内孔配合面上具有最大的切向拉应力emax和最大的径向压应力remax，其值为： emax (r=a)=-pmax=-93.6 (N/mm2) （3-13）remax (r=a)=191.9 (N/mm2) （3-14）主轴的ri（r）和i（r）均为压应力，其中主轴的配合面上具有最大的径向压应力rimax，在主轴内孔壁处具有最大的切向压应力imax，其值为： rimax (r=a)=-pmax=-93.6 (N/mm2) （3-15）imax (r=c)=-263.4 (N/mm2) （3-16）电主轴的装配应力分布如图3.4所示。由此可见，电主轴的危险点在电机转子的内侧，根据第三强度理论： r3=emax-remax=285.5 (N/mm2)电机转子衬套材料的许用应力为287Nmm，r3，使用安全。图3.4主轴与转子过盈配合的应力分布3.4 轴承的选择3.4.1轴承的选择按轴系零件轴向定位方法的不同，轴的支承结构可分为三种基本型式：两端固定支承，一端固定、一段游动支承和两端游动支承。本设计采用两端固定支承。采用两端固定支承时，应留出适当的轴向间隙，以补偿工作时轴的热伸长量，同时应提供适当的间隙调整方法。我采用的是角接触轴承，所以可利用调整垫片或螺纹件来调整轴承的游隙，以保证轴承的正常运转。首先通过对轴的受力分析得到了轴承的大致载荷在30004000N左右，属于中等载荷，故采用球轴承；接着看转速，球轴承与滚子轴承相比较，有较高的极限转速，电主轴的转速在10008000r/min，所以优先选用球轴承。最后轴承在承受径向载荷的同时，还有不大的轴向载荷，所以选用深沟球轴承和角接触轴承。故在主轴的两端我分别采用了角接触球轴承和深沟球轴承，分别见图3.5和图3.6。成对安装角接触球轴承（GB/T292-1994）可同时承受径向载荷和轴向载荷。它能在较高的转速下工作，接触角越大，轴向承载能力越高。高精度和高速轴承通常取15 度接触角。深沟球轴承是最具代表性的滚动轴承，用途广泛。适用于高转速甚至极高转速的运行，而且非常耐用，无需经常维护。深沟球轴承的摩擦系数很小，极限转速也很高， 特别是在轴向载荷很大的高速运转工况下，深沟球轴承比推力球轴承更有优越性。图3.5角接触球轴承3.4.2轴承材料的选择目前，滚动轴承电主轴的支承形式主要采用钢质球轴承和陶瓷球混合轴承。本人采用陶瓷球混合轴承。陶瓷球混合轴承与传统的钢质球轴承相比，具有密度小、弹性模量大、热膨胀系数小、耐高温等优良物理性能和机械性能。（1）陶瓷球混合轴承材料Si3N4，密度只有钢的40%。在高速运转时，可大幅减小滚动体的离心力，从而减小球与套圈滚道间的接触应力，延长轴承的使用寿命。图3.6深沟球轴承（角接触球轴承000r/min（2）弹性模量大、硬度高。与钢质球轴承相比，相同负荷下陶瓷球在接触应力作用区域材料塑性变形小，使轴承的刚度提高，从而提高主轴系统的临界转速。（3）膨胀系数小。混合轴承的工作游隙及工作游隙的变化幅度小，导致高速高温时，滚动体与沟道接触的最大接触应力及接触负荷的变化幅度均较小，确保了轴承运行平稳和发热量的减少。3.5 冷却系统的设计电主轴中电机高速旋转所产生的发热和轴承的摩擦发热，是不可避免的。机床工作时，在内、外热源的作用下，主轴系统的各个部分会产生不同程度的温升。升温后，主轴和机床其他部件的空间相对位置和尺寸都将与温升前不同，形成不同的温度场，进而产生不同程度的热膨胀，导致加工误差。因此通过对高速电主轴的冷却系统的设计改良，来控制电主轴的温升，减小电主轴的热膨胀，对于保证电主轴性能和提高其使用寿命，是至关重要的。本人使用的是GD-2型电主轴的油-水热交换系统如图3.7所示。图3.7 GD-2型电主轴的油-水热交换系统3.5.1 热源的主要构成电动机和轴承是主要的发热源。具体的热源主要可分为三部分：（1）主轴电动机内置于机床主轴的结构中，电机高速旋转所产生的发热，是其结构内部的主要的热源。（2）电动机转子在主轴壳体内的高速搅动，使内腔中的空气也会发热，这些热源产生的热量，主要通过主轴壳体和主轴进行散热，所以电动机产生的热量有相当一部分会通过主轴传到轴承上去，因而影响轴承的寿命，并且会使主轴产生热伸长，影响加工精度。（3）随着主轴转速的升高，主轴轴承的摩擦所产生的发热量也随之增大5。3.5.2 冷却系统的冷却路线 铣床电主轴主要是通过在主轴壳体内加冷却油，并不断的循环，把热量带走，来进行冷却的（如图3.8）。其基本的冷却路线是：首先从主轴冷却油温控制器流出冷却油，经过在靠近后端盖1的冷却环套上入水口，使冷却油进入后端轴承2的外围，并对后端轴承2进行冷却。接着通过液压把冷却油挤向电动机冷却环套5，对主轴的定子4 、转子3和前端轴承6进行冷却，最后从壳体7的出水口，流回主轴冷却油温控制器完成循环。1. 后端盖 2. 后端轴承 3. 转子 4. 定子 5. 电机冷却套 6.前端轴承 7.壳体机架图3.8电主轴冷却设计3.5.3 主轴传动的热平衡计算主轴传动由于效率低，所以工作时发热量大。在闭式传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因温度不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦损失，甚至发生胶合。所以，必须根据单位时间内的发热量1等于同时间内的散热量2的条件进行热平衡计算，以保证油温稳定在规定的范围内3。由于摩擦损耗的功率，则产生的热流量为： 式中，P为主轴传递的功率，KW。以自然冷却方式，从箱体外壁散发到周围空气中去的热流量2（单位为W）3为， 式中：箱体的表面传热系数，可取=（8.1517.45） W/ (m2 C)，当周围空气流通良好时，取偏大值； S内表面能被润滑油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，m2； to油的工作温度，一般限制在6070 C，最高不应超过80 C； ta周围空气的温度，常温情况可取为20C；按热平衡条件1=2，可求得在既定工作条件下的油温to(单位为C)为： （3-16） 为了保持正常工作温度所需要的散热面积S，当C，而总效率，估取=0.7，P=12.5KW，所以 因此只要散热面积S大于，主轴的在工作条件下的油温to就能保证在80C以下，再看本人设计的冷却系统的散热面积S: 式中： r冷却管道的内壁半径 mm； R冷却管道的外壁半径 mm； L冷却管道的长度 mm；故 mm2，所以能证明主轴冷却系统的热平衡是稳定的。3.6 主轴的主要结构参数 主轴的主要结构参数有主轴前端悬伸量和主轴主支承间的跨距。这些参数直接影响主轴的旋转精度和主轴的刚度。3.6.1 主轴前端悬伸量的确定 主轴的前端悬伸量主要取决于主轴端部的结构，前支承轴承的配置和密封装置的形式和尺寸，由结构设计确定。3.6.2 主轴主支承间的跨距L的确定 主轴主支承间的跨距是主轴获得最大静刚度的重要条件之一。跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前端的位移量减小了，但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前端较大的位移。一般取L=(23.5)a。3.6.3 主轴的构造主轴的构造和形状主要决定于主轴上所安装的刀具，夹具，传动件，轴承等零件的类型，数量，位置和安装定位方法等。设计时还应考虑主轴加工工艺性和装配工艺性。本次设计的主轴为空轴，主轴的前端型式取决于机床类型，后端结构取决于安装刀具的型式。主轴的结构如图 3.9。3.6.4 主轴挡板的设计结构如图 3.10，材料为45钢，轴承选用角接触球轴承，深沟球轴承。3.6.5 主轴的材料和热处理机床主轴有较高的刚度要求，而刚度与主轴材料的弹性模量E值密切相关。由于各种钢材的E值相差无几（E211011Nm2），故影响不大。通常主轴材料根据主轴的耐磨性及热处理后变形大小选择。主轴选用45号优质中碳钢，与球轴承连接的部分需调质淬火处理。3.6.6 主轴所受外力的计算（1）铣削力的计算金属切削时，切削层及其加工表面上产生弹性和塑性变形；同时工件与刀具之间的相对运动存在着摩擦力（作用在前、后刀面上的变形抗力，FnY和Fna；作用在前、后刀面上的摩擦力FfY和Ffa。）这些力的合力F称为切削合力，也称总切削力。总切削力F可沿x，y，z方向分解为三个互相垂直的分力Fc，Fp，Ff。3.9主轴结构图3.10主轴挡板用YT15硬质合金铣刀纵铣b=0.637Gpa的热轧钢外圆，切削速度Vc=100m/min，背吃刀量ap=4mm，进给量f=0.3mm/r。铣刀几何参数Y0=10，Kr=75，s=-10，r=0.5mm。表3.5铣削时的铣削力及切削功率的计算公式计算公式主切削力FcFc=背向力FpFp=进给力FfFf=切削时消耗的功率Pc(kW)Pc= Fcvc10-3/60切削力公式中系数和指数加工材料刀具材料加工形式主切削力背向力进给力CFcxFcyFcnFcCFpxFpyFpnFpCFfxFfyFfnFf结构钢和铸钢b=0.637GPa硬质合金外圆纵铣、横铣及镗孔2701.00.75-0.151990.90.6-0.32941.00.5-0.1切槽或切断3670.720.801420.730.670切螺纹1331.70.71高速钢外圆纵铣、横铣及镗孔1801.00.750940.90.750541.20.650.2切槽或切断2221.01.00切螺纹1911.00.750灰铸铁HBS190硬质合金外圆纵铣、横铣及镗孔921.00.750540.90.750461.00.40.2切螺纹1031.80.82高速钢外圆纵铣、横铣及镗孔1141.00.7501190.90.750511.20.650.2切螺纹1581.01.00根据表3.5得：Fc= （3-17） =9.81Fp= （3-18） =9.81Ff= （3-19） =9.81所以得： 切削力修正系数KFc、KFp、KFf是各种因素对切削力的修正系数的乘积。由表3.6得：KFc=07537 KFp =0.5509 KFf=0.7822代入上式切削力计算公式得：Fc=1620 （N） Fp=456.7 （N） Ff=783.32 （N）表3.6钢和铸铁的强度改变时切削力的修正系数KmF机械材料机构钢和铸钢灰铸铁可锻铸铁系数KmF上列公式中的指数nF加工材料铣削时的切削力钻削FcFpFfM及F刀具材料硬质合金高速钢硬质合金高速钢硬质合金高速钢硬质合金高速钢结构钢和铸钢b0.588Gpab0.588Gpa0.750.350.751.352.01.01.50.75灰铸铁及可锻铸铁0.40.551.01.30.81.10.6（3） 转子自身的重力由于转子是套在主轴上的，所以主轴受到转子的重力。转子的外径R=70.7mm，而小径r=50mm，所以转子的体积V= (B是转子和主轴的有效接触长度)， V=2.35106 mm3 =2.35103 cm3而转子的材料上文有提到是钢材，=7.89 g/cm3所以转子的重力： G=Vg=181.7 (N)（4）按扭转强度条件计算轴的最小直径这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度3； （3-22）式中：扭转切应力， Mpa； T轴所受到的扭矩， Nmm； WT轴的抗扭截面系数， mm3 n轴的转速， r/min； P轴传递的功率， kw； d计算截面处轴的直径， mm；许用扭转切应力， Mpa，见表3.7。表3.7轴常用几种材料及A0值轴的材料Q235-A、20Q275、35(1Cr18Ni9Ti)4540Cr、35SiMn38SiMnMo、3Cr13/MPa1525203525453555Ao14912613511212610311297 由上式可得轴的直径： （3-23）对于空心轴，则： （3-24）式中，=d1/d，即空心轴的内径d1与外径d之比，本人取0.6。所以： 27.2 mm第4章 轴的校核电主轴工作时，轴端会受到车刀对其的切削力，同步带对带轮的预紧力和不大的转子重力。为使旋转主轴能正常工作，要求轴具有足够的刚度和强度。在设计时可根据经验和已知条件线初选轴的直径，然后进行刚度和强度方面的校核。4.1 轴的强度校核计算作用在主轴上的主切削力、预紧力和转子对其的重力，使轴在垂直平面内产生弯曲变形，而径向车削力使轴在水平面上产生弯曲变形。先求取垂直面支点反力和水平面支点反力后，计算相应的弯矩和。在转矩和弯矩的共同作用下，按照第三强度理论轴的应力计算公式如下。 （4-1）式中的弯曲应力为对称循环变应力。到扭转切应力为静应力时，取；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取；若扭转切应力为对称循环变变应力使，则取3。对于直径为的圆轴，弯曲应力为： （4-2）扭转切应力为： （4-3）将和代入式（4-1），则轴的弯扭合成强度条件为 （4-4）式中：轴的计算应力，；轴所受的合成弯矩，； 轴所受的扭矩，； 轴的抗弯截面系数，。 许用应力，在抵挡工作时取。本设计中扭转切应力为脉动循环变应力，所以取。整理后式（4-4）可以写成3： （4-5）由于同步带起到了对主轴的减速作用，即加工工件时，是不工作的，故不考虑同步带轮的圆周力，所以此时只有垂直方向上的皮带预紧力Q。 在水平面上根据力平衡和力矩平衡可列出方程组： （4-6）代入各已知参数列出：，图4.1受力简图画出水平面的弯矩图：图4.2水平面弯矩图在垂直面上的受力分析较为复杂其受力模型如图4.3。图 4.3垂直面受力模型在垂直面上根据力平衡和力矩平衡可列出方程组： （4-7）带入各已知参数列出：，。得出力后求出弯矩图如下：图4.4垂直面弯矩图根据得出合成弯矩图图4.5合成弯矩图图4.6扭矩图将各已知参数代入式（4-5），得出：，故主轴符合强度要求。4.2 轴的刚度校核计算轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。圆轴扭转角单位为（）/m，扭角的大小和轴的长度有关。为了消除长度的影响，通常用单位长度转角来表示扭转变形的程度。在工程中常限制单位长度转角的最大值=的最大值不得超过单位长度许可转角。因此，扭转的刚度条件表述为 对于空心圆轴： 3 (4-16)对于不同的机械和轴的工作条件，可从有关手册中查到单位长度许可转角的值。精密机械传动轴： =（0.250.50）/m一般传动轴： =（0.51）/m精度要求不高的轴： =（12.5）/m车床电主轴应该属于一般传动轴，所以选择0.7/m，根据式（4-16）得： =0.038 m=38 mm由于主轴的最小直径D=70mm，所以符合刚度要求。第5章 轴承的校核在设计过程中，考虑到电主轴的使用寿命，以及稳定性能，我需要对轴承的寿命进行计算。滚动轴承在运转时可能出现各种类型的失效形式，但是套圈和滚动体表面的疲劳点蚀是滚动轴承的一种最基本和常见的失效形式，也是通常作为滚动轴承寿命计算的依据。轴承发生点蚀破坏后，在运转时通常会出现较强的振动、噪声和发热现象。滚动轴承的寿命是指轴承的滚动体或套圈首次出现点蚀之前，轴承的转速或相应的运转小时数。滚动轴承的承载能力计算主要是指轴承的寿命计算。5.1 角接触球轴承的校核轴承轴向载荷Fa1=Ff=783.32 (N)，径向载荷Fr1=4416.3 (N)，轴承转速1000r/min，装轴承处的轴颈直径可在7080mm范围内选择，由于数控铣床是属于每日8h工作的机械（利用率高），所以选预期计算寿命Lh=25000h，见表5.1。 （1）求比值： 根据表5.2，角接触球轴承的最小e值为0.38，故此时： e 。表 5.1推荐的轴承预期计算寿命机械类型预期计算寿命Lh/h不经常使用的仪器或设备。如闸门开闭装置3003000短期或间断使用的机械，中断使用不致严重后果，如手动机械等30008000间断使用的机械，中断使用后果严重，如发动机辅助设备、流水作业线自动传动装置、升降机、车间吊车等800012000每日8h工作的机械(利用率不高)，如一般的齿轮传动、某些固定电动机等1200020000每日8h工作的机械(利用率较高)，如金属切削铣床、连续使用的起重机、木材加工机械、印刷机械等200003000024h连续工作的机械，如矿山升降机、纺织机械、电机等400006000024h连续工作的机械，中断使用后果严重，如纤维生产或造纸设备、发电站主电机、船舶螺旋桨轴等100000200000根据表5.2，角接触球轴承的最小e值为0.38，故此时：e判断系数e名称代号Fa/CoXYXY调心球轴承100001(Y1)0.65(Y2)调心滚子轴承200001(Y1)0.67(Y2)圆锥滚子轴承30000100.40(Y)(e)深沟球轴承600000.0250.0400.0700.1300.2500.500100.562.01.81.61.41.21.00.220.240.270.310.370.44角接触球轴承70000C=150.0150.0290.0580.0870.0120.1700.2900.4400.580100.441.471.401.301.231.191.121.021.001.000.380.400.430.460.470.500.550.560.5670000AC=25100.410.870.6870000B=40100.350.571.14（2）初步计算当量动载荷P： 按照表5.3，=1.21.8，取=1.5。按照表5.2，X=1，Y=0，则： N（3）根据式 （N）（4）根据轴承设计手册选择C=80200 N的7015C/DT轴承。表 5.3载荷系数载荷性质fp举例无冲击或轻微冲击1.01.2电动机、汽轮机、通风机、等中等冲击或中等惯性冲击1.21.8车辆、动力机械、起重机、造纸机、冶金机械、选矿机、卷扬机、机床等强大冲击1.83.0破碎机、轧钢机、钻探机、振动筛等此轴承的基本额定静载荷Co=93000 N。演算如下：=29574.9 h 25000 h故所选轴承满足寿命要求3。5.2 深沟球轴承的校核轴承轴向载荷Fa2=Ff=783.32 (N)，径向载荷Fr2=848.8 (N)，轴承转速1000r/min，装轴承处的轴颈直径可在8595mm范围内选择，由于数控铣床是属于每日8h工作的机械（利用率高），所以选预期计算寿命Lh=25000h，见表5.1。(1) 求比值： 根据表5.2，深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时： e(2) 求比值： 按照表5.3，=1.21.8，取=1.5。按照表5.2，X=0.56，Y值需在已知型号和基本额定静载荷Co后才能求出。故暂选一近似中间值，取Y=1.5，则： N（3）根据式 （N）（4）根据轴承设计手册选择C=32800N的61918-Z轴承。此轴承的基本额定静载荷Co=31500 N。演算如下：求相对轴向载荷对应的e值与Y值。相对轴向载荷为，在表5.2中是0.025这一档的，对应的e值为0.22，Y值为2。所以求当量动载荷P： N验算61918-Z轴承的寿命，根据式：=20465.8h 25000h故所选轴承满足寿命要求。总 结 高速电主轴是高端的数控机床的核心，大力发展高速电主轴将对我国的装备制造行业会起到强大的推动作用。通过上述方法证明本人设计的电主轴各项技术指标满足设计要求。并使本人对电主轴的转子、定子、轴承、冷却系统、旋转轴等关键技术有了一个更深入的了解。本文主要完成的工作如下：（1） 数控铣床电主轴的国内外的研究现状和发展趋势；（2） 铣床电主轴的工作原理及特征； （3） 电主轴各个零部件的选择和设计；参考文献1 杨贵杰，秦冬冬. 高速电主轴的关键技术及发展趋势D. 哈尔滨工业大学硕士学位论文, 2008.2 于静，胡赤兵，刘延川. 铣削中心用电主轴的研制D. 兰州理工大学硕士学位论文，2010.3 濮良贵、纪名刚主编. 机械设计M. 北京: 高等教育出版社, 2006.4 庄工，同步带传动的设计计算和使用J. 机械制造, 1989.5 邓君，许光辉. 高速电主轴采用轴芯冷却的设计D. 东莞理工学院硕士学位论文, 2010.6 曹茹. 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