立式加工中心主轴部件设计

引言

装备工业的技术水平和现代化程度决定着整个国民经济的水平和现代化程度,数控技术及装备是发展高新技术产业和尖端工业（如：信息技术及其产业，生物技术及其产业，航空、航天等国防工业产业）的使能技术和最基本的装备。制造技术和装备是人类生产活动的最基本的生产资料，而数控技术则是当今先进制造技术和装备最核心的技术。当今世界各国制造业广泛采用数控技术，以提高制造能力和水平，提高对动态多变市场的适应能力和竞争能力。此外世界上各工业发达国家还将数控技术及数控装备列为国家的战略物资，不仅采取重大措施来发展自己的数控技术及其产业，而且在“高精尖”数控关键技术和装备方面对我国实行封锁和限制政策。

数控机床技术的发展自1953年美国研制出第一台三坐标方式升降台数控铣床算起，至今已有很多年历史了。20世纪90年开始，计算机技术及相关的微电子基础工业的高速发展，给数控机床的发展提供了一个良好的平台，使数控机床产业得到了高速的发展。我国数控技术研究从1958年起步，国产的第一台数控机床是北京第一机床厂生产的三坐标数控铣床。虽然从时间上看只比国外晚了几年，但由于种种原因，数控机床技术在我国的发展却一直落后于国际水平，到1980年我国的数控机床产量还不到700台。到90年代，我国的数控机床技术发展才得到了一个较大的提速。目前，与国外先进水平相比仍存在着较大的差距。

总之，大力发展以数控技术为核心的先进制造技术已成为世界各发达国家加速经济发展、提高综合国力和国家地位的重要途径。

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1 绪论

1.1 加工中心的发展状况

1.1.1 加工中心的国内外发展

对于高速加工中心，国外机床在进给驱动上，滚珠丝杠驱动的加工中心快速进给大多在40m/min以上，最高已达到90m/min。采用直线电机驱动的加工中心已实用化，进给速度可提高到80～100m/min，其应用范围不断扩大。国外高速加工中心主轴转速一般都在12000～25000r/min，由于某些机床采用磁浮轴承和空气静压轴承，预计转速上限可提高到100000r/min。国外先进的加工中心的刀具交换时间，目前普遍已在1s左右，高的已达0.5s，甚至更快。在结构上，国外的加工中心都采用了适应于高速加工要求的独特箱中箱结构或龙门式结构。在加工精度上，国外卧式加工中心都装有机床精度温度补偿系统，加工精度比较稳定。国外加工中心定位精度基本上按德国标准验收，行程1000mm以下，定位精度可控制在0.006～0.01mm之内。此外，为适应未来加工精度提高的要求，国外不少公司还都开发了坐标镗精度级的加工中心。

相对而言，国内生产的高速加工中心快速进给大多在30m/min左右，个别达到60m/min。而直线电机驱动的加工中心仅试制出样品，还未进入产量化，应用范围不广。国内高速加工中心主轴转速一般在6000～18000r/min，定位精度控制在0.008～0.015mm之内，重复定位精度控制在0.005～0.01mm之内。在换刀速度方面，国内机床多在4～5s，无法与国际水平相比。

虽然国产数控机床在近几年中取得了可喜的进步，但与国外同类产品相比，仍存在着不少差距，造成国产数控机床的市场占有率逐年下降。

国产数控机床与国外产品相比，差距主要在机床的高速、高效和精密上。除此之外，在机床可靠性上也存在着明显差距，国外机床的平均无故障时间（MTBF）都在5000小时以上，而国产机床大大低于这个数字，国产机床故障率较高是用户反映最强烈的问题之一。

1.1.2 立式加工中心的研究进展

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图1-1 立式加工中心结构图

1-切削箱 2-X轴伺服电机 3-Z轴伺服电机 4-主轴电机 5-主轴箱 6-刀库 7-数控柜 8-操纵面板 9-驱动电柜 10-工作台 11-滑座 12-立柱

13-床身 14-冷却水箱 15-间歇润滑油箱 16-机械手

典型加工中心的机械结构主要有基础支承件、加工中心主轴系统、进给传动系统、工作台交换系统、回转工作台、刀库及自动换刀装置以及其他机械功能部件组成。图1-1所示为立式加工中心结构图。

1.2 课题的目的及内容

加工中心是典型的集高新技术于一体的机械加工设备，它的发展代表了一个国家设计、制造的水平，因此在国内外企业界都受到高度重视。

毕业设计的基本数据：

1、工作台尺寸：600mm×400mm；最大承载：600kg 2、主轴功率： 3.5 – 5KW；主轴转速： 20 - 3000rpm

3、进给速度：X、Y向 1 - 10000mm/min；Z向 1 - 5000mm/min 4、行程：X、Y向、Z向：600mm×400mm×400mm 5、定位精度：±0.025mm；重复精度：±0.01mm 6、圆盘式刀库：10个刀位，换刀时间为6秒

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1.3 课题拟解决的关键问题

各类机床对其主轴组件和进给组件的要求，主要是精度问题，就是要保证机床在一定的载荷与转速下，组件能带动工件或刀具精确地、稳定地绕其轴心旋转，并长期地保持这一性能。主轴组件和进给组件的设计和制造，都是围绕着解决这个基本问题出发的。为了达到相应的精度要求，通常，主轴组件和进给组件应符合以下几点设计要求：

1、旋转精度高，保证加工零件的几何精度和表面粗糙度。

2、在允许的条件下，尽量提高刚度值。使主轴组件和进给组件在外力的作用下，仍能保持一定工作精度的能力。

3、提高抗振性，保证切削过程中的平稳运转。

4、控制温升，避免热变形，防止温度过高会改变轴承等元件的间隙、破坏润滑条件，加速磨损，影响加工精度。

5、保证耐磨性，以保持其原始精度的能力。

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2 加工中心机械系统方案拟定

2.1 加工中心主轴组件的组成

主轴组件是由主轴、主轴支承、装在主轴上的传动件和密封件等组成的。主轴的启动、停止和变速等均由数控系统控制，并通过装在主轴上的刀具参与切削运动，是切削加工的功率输出部件。主轴是加工中心的关键部件，其结构的好坏对加工中心的性能有很大的影响，它决定着加工中心的切削性能、动态刚度、加工精度等。主轴内部刀具自动夹紧机构是自动刀具交换装置的组成部分。

2.2 机械系统方案的确定

2.2.1 主轴传动机构

对于现在的机床主轴传动机构来说，主要分为齿轮传动和同步带传动。 齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，应用普遍，类型较多，适应性广。其传递的功率可达近十万千瓦，圆周速度可达200m/s，效率可达0.99。齿轮传动大多数为传动比固定的传动，少数为有级变速传动。但是齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格较贵，且不宜用于传动距离过大的场合。

同步带是啮合传动中唯一一种不需要润滑的传动方式。在啮合传动中，它的结构最简单，制造最容易，最经济，弹性缓冲的能力最强，重量轻，两轴可以任意布置，噪声低。它的带由专业厂商生产，带轮自行设计制造，它在远距离、多轴传动时比较经济。同步带传动时的线速度可达50m/s（有时允许达100m/s），传动功率可达300kw，传动比可达10（有时允许达20），传动效率可达0.98。

同步带传动的优点是：

无滑动，能保证固定的传动比；

预紧力较小，轴和轴承上所受的载荷小；

带的厚度小，单位长度的质量小，故允许的线速度较高； 带的柔性好，故所用带轮的直径可以较小。 其主要缺点是安装时中心距的要求严格。

由于齿轮传动需要具备较多的润滑条件，而且为了使主轴能够达到一定的旋转精度，必须选择较好的工作环境，以防止外界杂物侵入。而同步带传动则避免了这些状况，并且传动效率和传动比等都能符合课题的要求，故在本课题的主轴传动方

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式中选择同步带传动。

2.3加工中心主轴组件总体设计方案的确定

综合2.1，2.2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。

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。由于直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。

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3 主轴主运动部件的设计

3.1 主轴电动机的选用

3.1.1 主电机功率估算

由毕业设计任务书知主轴功率5kw 主电机功率 PEPmm5.0kw5.36kw 50.990.98式中：ηm——机床主传动系统传动效率。滚珠轴承传动效率0.99，同步带传动效率0.98

3.1.2 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0.65kW～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=5.36kW，故本课题选用FANUC交流主轴电机6S型号。其主要技术参数如下：

额定输出功率：5.5km/h； 最高速度：3000r/min； 额定输出转矩：35.0N·M； 转子惯量：0.022Nms。

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3.2 主轴

3.2.1 主轴的结构设计

主轴的主要参数是指：主轴前轴颈直径D1；主轴内孔径d；主轴悬伸量a和主轴支承跨距L，见图3-1。

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D1aL

图3-1 主轴主要参数示意图

（1）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D1。加工中心主轴前轴颈直径D1按主电动机功率来确定，由《现代数控机床结构设计》查得D1=85mm。

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D1后，可知前轴颈直径D1和后轴颈直径D2有如下关系：

D20.85D10.8585mm72mm

（2）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，应尽量取大值。

由经验得知，当d0.7时（D是主轴平均直径），主轴刚度会急剧下降；而当

Dd0.5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dmaxD

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为：

dmax0.7D0.785mm59.5mm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d=52mm。 （3） 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3-2所示为铣床主轴的轴端形式，其尺寸大小按照JB2324-78进行加工，选择主轴序号为50的主轴端部尺寸。

图3-2 铣床主轴的轴端形式

（4） 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。

（5） 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

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要条件之一。

最优跨距l0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L0可按下列公式计算：

l01.381.665K5.65 …………………………………… （3.2）

k16EI1k23 ……………………………………………… （3.3） 式中：ak1Kk1a1k2 …………………………………………………… （3.4）

式中：a —— 主轴前端悬伸长，单位为cm；

E —— 材料的弹性模量，单位为N/cm2；

I —— 轴惯性矩，单位为cm4；

k1 —— 前轴承刚度值，单位为N/cm； k2 —— 后轴承刚度值，单位为N/cm。

按上式计算最优跨距L0，计算过程如下：

ID644ldl4 …………………………………………………… （3.5）

式中：D1—— 主轴跨距部分的平均直径，单位为mm； D1—— 主轴跨距部分的平均孔颈，单位为mm。

DlD82mm

dldiliL5696424431322618052248mm43mm600

由式（3.5）得：I205cm4；k1900Nm， k2730Nm；由主轴材料为40Cr查得材料的弹性模量E206GPa2.1106Ncm2；由主轴的结构形式确定主轴前端悬伸长a79mm

将上述参数值代入公式(3.3)(3.4)，得a862cm，K49 将，K值代入公式（3.2），得l68615mm

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按照结构设计的要求，取l336mm。

由于l336mml068615mm，故满足设计要求。 3.2.2 主轴受力分析

轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。而作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。

(a)

(b)

(c) 图3-3 轴承受力图

主轴上的轴承采用一端固定，另一端游动的支承形式。图示3-3a为轴承在空间力系的总受力图，它可分解为铅垂面（图3-3b）和水平面（图3-3c）两个平面力系。

由公式（3.1）得出切向铣削力F切4900N 径向负荷Fr0.35F切0.354900N1715N 切向负荷 Ft0.9F切0.94900N4410N 轴向负荷Fa0.525F切0.5254900N2573N

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图3-4 静不定梁铅垂面分解图

由于此主轴的受力属于简单静不定梁类型，所以要以静不定梁的受力方法来解决问题。图示3-4为静不定梁的铅垂面受力图。为了使其变形与原静不定梁相同，必须满足变形协调条件，即要求ωB0。 利用叠加法，得挠度为：

Fr2l3Fa23la ………………………………………… （3.6） B3EI6EI式中：Fr2v —— 径向（切向）负荷分力，单位为N；

F —— 径向（切向）负荷，单位为N；

E —— 材料的弹性模量，E2.1106Ncm2；

I —— 轴惯性矩，cm。

由公式（3.5）得I205cm4。将FFr，Fr2Fr2v代入公式（3.6），则铅垂面的挠度为：

1715792B38379022.110620562.1106205

Fr2V8334得Fr2V1060N

Fr2V253Fr1V25383Fr25383790

得Fr1V1320N

Fr1VFr2VFr3VFr0

得Fr3V665N

将FFt，Fr2Fr2H代入公式（3.6），则水平面的挠度为：

Fr2H8334410792B3837906622.11020562.110205

得Fr2H2727.63N

Fr2H253Fr1H25383Ft25383790

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得Fr1H3393N

Fr1HFr2HFr3HFt0

得Fr3H1710.63N

(a)机构草图 (b)受力简图 (c)水平面受力 (d)水平面弯矩图 (e)垂直面受力 (f)垂直面弯矩图 (g)合成弯矩图 (h)扭矩图 · 图3-5 轴的结构和载荷图 - 13 -

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A-B段支承反力： 水平面：FABX0 垂直面：FABY0 B-C段支承反力：

水平面：FBCXFr3H1710.63(N) 垂直面：FBCYFr3V665(N) C-D段支承反力：

水平面：FCDXFr2HFr3H2727.631710.631017(N) 垂直面：FCDYFr2VFr3V1060665395(N) D-E段支承反力：

水平面：FDEXFr1HFr2HFr3H33932727.631710.634410(N) 垂直面：FDEYFr1VFr2VFr3V132010606651715(N) 轴的受力简图、水平面及垂直面受力简图见图3-5b、c、e。 A-B段弯矩： 水平面：MABX0 垂直面：MABY0

22合成：MABMABXMABY0

B-C段弯矩：

水平面：MBCXFBCX353Fr3H100432.63(Nm) 垂直面：MBCYFBCY353Fr3V100168.245(Nm)

22MBCY432.632168.2452464.192(Nm) 合成：MBCMBCXC-D段弯矩：

水平面：MCDXFCDX436Fr2H353Fr3H100348.219(Nm) 垂直面：MCDYFCDY436Fr2V353Fr3H100135.46(Nm)

22MCDY348.2192135.462373.638(Nm) 合成：MCDMCDXD-E段弯矩：

水平面：MDEXFDEX515Fr2H353Fr1H436Fr3H1000.00041(Nm) 垂直面：MDEYFDEY515Fr2V353Fr1V436Fr3V1000.00133(Nm)

22合成：MDEMDEXMDEY0.0004120.0013320.0014(Nm)

轴的水平面、垂直面及合成弯矩图见图3-5d、f、g。

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已知：小带轮的输出功率为5.5kW，同步带的传动效率为0.98。所以，大带轮的输出功率为：

P大P小5.50.985.39(kW)

则大带轮的输出转矩为：

T9550P大n295505.3917.16(Nm)3000

轴的转矩图见图3-5h。 3.2.3 主轴的强度校核

从合成弯矩图和转矩图上得知，主轴在截面C、D处承受了较大的弯矩，并且还受到带轮传动所带来的扭矩。因此，这两个截面是危险截面。在校核主轴的强度时应按弯扭合成强度条件进行计算。

轴的弯扭合成强度条件为

MTca4W2W22M2TW21 …………………………（3.7）

式中：

ca —— 轴的计算应力，MPa；

W —— 轴的抗弯截面系数，mm3；

 —— 折合系数；

1 —— 轴的许用弯曲应力，MPa；

T —— 轴所受的扭矩，单位为Nmm；

M —— 轴所受的弯矩，单位为Nmm。 轴的抗弯截面系数为

Wd33214

式中：d —— 轴颈处直径，单位为mm； β—— d1，此处，d1为轴孔直径。 d43.141685342156698(mm3) 得W3285根据主轴材料为40Cr，由《工程力学》查得许用弯曲应力170MPa。按扭

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转切应力为脉动循环变应力，取折合系数0.6。

将上述参数代入公式（3.7），则轴的计算应力为

ca46419220.6171605669828.2(MPa)

因为ca170MPa，所以主轴的强度符合要求。 3.2.4 主轴的刚度校核

轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。对于本课题的主轴，应该按轴的弯曲刚度校核。轴计算刚度经验公式为

y1Ft2Fr248EIy1L3yp …………………………………………… （3.8）

式中： —— 轴的计算挠度，单位为mm；

I —— 轴惯性量，单位为mm4；

E —— 轴所用材料的弹性模量，单位为N/mm2； L —— 支承跨度，单位为mm；

Ft1Fr1yp —— 轴所受圆周力，单位为N； —— 轴所受径向力，单位为N。 —— 轴的允许挠度，单位为

已知：Ft4410N，Fr1715N，I205cm4，E2.1106Ncm2，L336mm。由《工程力学》查得轴的允许挠度为

yp0.0002L0.00023360.0672(mm)

将上述参数代入公式（3.8），则轴的计算刚度为

44102171523y13360.086(mm)44482.11020510 由于y1yp，所以轴能够满足刚度要求。 综上所述，轴的强度，刚度均符合校核要求。

3.3 主轴组件的支承

3.3.1 主轴轴承的类型

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机床主轴带着刀具或夹具在支承件中作回转运动，需要传递切削扭矩，承受切削抗力，并保证必要的旋转精度。数控机床主轴支承根据主轴部件的转速、承载能力及回转精度等要求的不同而采用不同种类的轴承。主轴轴承是主轴组件的重要组成部分，它的类型、结构、配置、精度、安装、调整、润滑和冷却都直接影响了主轴组件的工作性能。在数控机床上主轴轴承常用的有滚动轴承和滑动轴承。

滚动轴承摩擦阻力小，可以预紧，润滑维护简单，能在一定的转速范围和载荷变动范围下稳定地工作。滚动轴承由专业化工厂生产，选购维修方便，在数控机床上被广泛采用。但与滑动轴承相比，滚动轴承的噪声大，滚动体数目有限，刚度是变化的，抗振性略差并且对转速有很大的限制。数控机床主轴组件在可能条件下，尽量使用了滚动轴承，特别是大多数立式主轴和主轴装在套筒内能够作轴向移动的主轴。这时滚动轴承可以用润滑脂润滑以避免漏油。图3.6所示为主轴常用的几种滚动轴承的类型。

(a)双列圆柱 (b)双列推力向 (c)双列圆锥滚 (d)带凸缘双列圆柱 (e)带弹簧的单

滚子轴承 心球轴承 子轴承 滚子轴承 列圆锥滚子轴承

为了适应主轴高速发展的要求，滚珠轴承的滚珠可采用陶瓷滚珠。陶瓷滚珠轴承由于陶瓷材料的质量轻，热膨胀系散小，耐高温，所以具有离心小、动摩擦力小、预紧力稳定、弹性变形小、刚度高的特点。但由于成本较高，在数控机床上还未普及使用。

数控机床主轴支承根据主轴部件的转速、承载能力及回转精度等要求的不同而采用不同种类的轴承。不同类型主轴轴承的优缺点见表3-1

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表3-1 数控机床的主轴轴承及其性能 磁力轴性 能 滚动轴承 液体静压轴承 气体静压轴承 承 一般或较高，在精 度 预紧无间隙时较高 一般或较高，预刚 度 紧后较高，取决于所用轴 较差，阻尼比 抗振性 高，与节流阀形式有关，薄膜反馈或滑阀反馈很高 好，阻尼比 较差，因空气可不及一压缩，与承载力大小般滚动轴承 有关 轴承差 比一般滚动高，精度保持性好 一般 同滚动轴承 陶瓷轴承 0.02~0.04 用于中、低速，0.045~0.065 好 较好 同滚动轴承 用于中、高用于高用于各级速度 用于超高速 速 速，热传导率低，不易发热 小， 小 很小 同滚动轴承 速度性能 特殊轴承可用于较高速 较小， 摩擦损耗 0.002~0.008 寿 命 结构尺寸 疲劳强度限制 轴向小，径向大 轴承生产专业制造难易 化、标准化 0.0005~0.001 长 轴向大，径向小 自制，工艺要求高，需要供油设备 要求供油系统清长 轴向大，径向小 自制，工艺较液压系较复杂 统低，需要供气系统 要求供气系统较难 洁，较难 清洁，较易 较高 高 较高 较难 比滚动轴承难 长 径向大 较长 轴向小，径向大 使用维护 简单，用油脂润滑 成 本 低 较高

机床主轴轴承发展，经历了滚、陶、气浮、磁浮等阶段。滚动轴承发展到陶瓷轴承，即钢球改为陶瓷球，滚道加TiN或CrNi金属。由于陶瓷球具有高刚度、高硬度、低密度以及低热胀和低导热系数等特点，同时所用油脂为一次性，终身润滑，大大地提高了滚动轴承的性能，所以被广泛采用。

目前，一般中小规格的数控机床（如车床、铣床、钻镗床、加工中心、磨床等）

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的主轴部件多采用成组高精度滚动轴承重型数控机床采用液体静压轴承，高精度数控机床（如坐标磨床）采用气体静压轴承，转速达2~10104r/min的主轴则可采用磁力轴承或氮化硅材料的陶瓷滚珠轴承。数控机床的转速高，为减少主轴的发热，必须改善轴承的润滑方式。在数控机床上的润滑一般采用高级油脂封入方式润滑，每加一次油脂可使用7~10年。 3.3.2 主轴轴承的配置

根据主轴部件的工作精度、刚度、温升和结构的复杂程度，合理配置轴承，可以提高主传动系统的精度。采用滚动轴承支承，有许多不同的配置形式，目前数控机床主轴轴承的配置主要有如图3-7所示的几种形式。

(a)

(b)

(c)

(d)

图3-7 数控机床主轴轴承的配置形式

在图3-7a所示的配置中，前支承采用双列短圆柱滚子轴承和60º角接触球轴承组合，承受径向载荷和轴向载荷，后支承采用成对角接触球轴承，该配置可满足强力切削的要求，普遍应用于各类数控机机床。

在图3-7b所示的配置形式中，前轴承采用角接触球轴承，由2~3个轴承组成一套，背靠背安装，承受径向载荷和轴向载荷，后支承采用双列短圆柱滚子轴承，这种配置适用于高速、重载的主轴部件。

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在图3-7c所示的配置形式中，前后支承均采用成对角接触球轴承，以承受径向载荷和轴向载荷，角接触球轴承具有较好的高速性能，主轴最高转速可达

4000r/min，但这种轴承的承载能力小，因而这种配置适用于高速、轻载和精密的数控机床主轴。

在图3-7d所示的配置形式中，前支撑采用双列圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷，后支承采用单列圆锥滚子轴承，这种配置径向和轴向的刚度高，可承受重载荷，尤其能承受较强的动载荷，安装与调整性能好，但主轴转速和精度的提高受到限制，因此适用于中等精度，低速与重载荷的数控机床主轴。

(a) (b)

3.3.3 主轴支承方案的确定

主轴轴承的不同配置形式对主轴组件刚度损失有巨大的影响，从而确定当支承跨距较大时，降低支承刚度，或适当增大主轴轴颈直径和内孔直径是减小主轴组件刚度损失的有效措施，并可提高其动态性能。

本课题采用陶瓷球轴承做主轴支撑，即用氮化硅材料(Si3N4)做成陶瓷球来替代滚珠，轴承内外套圈仍为GCrl5钢套圈。虽然只是把钢球变成了氮化硅球，但是另一方面，沟道的几何尺寸也作了改进以优化轴承性能。这种轴承在减小了离心力的同时，也减小了滚珠与该道间的摩擦力，从而获得较低的温升及较好的高速性能。

混合陶瓷球轴承最常见的形式是角接触球轴承，它可以在既有径向也有轴向负荷时有效地高速运转。但是轴向负荷只能从一个方向施加。因此，这些轴承通常成对安装并施加预负荷以保证正确的接触角。

由于加工中心在加工时不仅需要受到轴向力，还会受到一定的径向力。因此在本课题的轴承配置中选用如图3-7的方式。而本课题的预紧方式采用隔套调整法及双螺母预紧。 3.3.4 轴承的配合

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由于主轴轴承在工作时基本上都是内圈旋转、外圈相对固定不动,且主轴承受载荷多为定向载荷。因此,为了提高轴承的刚性,防止轴承在工作期间因摩擦发热而引起内圈膨胀,导致内圈与主轴之间产生相对转动现象, 精密机床主轴轴承内圈与主轴之间一般选择过盈配合。另外,为了使轴承外圈沟道不只在某一局部受力,允许轴承外圈在轴承座内出现蠕动现象, 以尽可能地延长轴承的使用寿命。同时,为防止轴承外圈因热膨胀引起与轴承座之间的过紧现象, 引起轴承预紧增加,导致摩擦发热加剧,故轴承外圈与轴承座之间一般选择间隙配合。

在本课题中，固定端前支承的7217C角接触球轴承与轴承座的配合采用间隙配合,配合目标间隙值取3～8μm。为了提高机床的切削刚性，该轴承与主轴的配合采用过盈配合, 配合目标过盈量取0～4μm。而后支承的7215C角接触球轴承与主轴选用过盈配合, 配合目标过盈量取0～3μm。与轴承座之间为间隙配合,配合目标间隙值取9～15μm。

3.3.5 主轴轴承设计计算 （1）轴承受力分析

轴承的受力简图参见图3-3。从图上可知，在A、B两处所用的是同种型号的角接触球轴承，且D处的轴承是成对使用，共同承担支承作用。所以，校验C、D处7217AC轴承只需取受力最大处即可。

已知： Fr2V1060N，Fr3V665N， Fr2H2727.63N，Fr3H1710.63N 则轴承7217AC所受径向合力为

222FrFr22vFr2H10602727.632926.36(N)

轴承7215C所受径向合力为

Fr2Fr2F66521710.6323vr3H917.67(N)44

（2） 轴承7217AC寿命计算

轴承的工作年限为7年（一年按300天计算），每天两班工作制（按16h计算），则轴承预期计算寿命为

已知轴承7217AC所受的轴向负荷Fa2573N，径向负荷Fr2926N。分界判断系数e0.68。

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Lh'73001633600(h)河南机电高等专科学校毕业设计说明书

Fa25730.87e0.68Fr1715

由《机械设计基础》查得径向动载荷系数X=0.41，轴向动载荷系数Y=0.87。根据载荷性质为中等冲击，查得载荷系数一般为1.2~1.8，取fP1.6。则轴承的当量动载荷为

PfPXFrYFa1.60.4117150.8725734706.66(N)

以小时数表示的轴承寿命L10h（单位为h）为

L10h106C60nP …………………………………………………… （3.9）

式中：L10h —— 失效率10%（可靠度90%）的基本额定寿命（106r） n —— 轴承的转速，单位为r/min；

C —— 基本额定动载荷，单位为N；

P —— 当量动载荷，单位为N；

 —— 寿命指数，对球轴承3，滚子轴承103。

查表得基本额定动载荷C99.8KN。将上述参数代入公式（3.9），则以小时数表示的轴承寿命为

L10h1069980057986(h)6030004706

3由于L10hLh'33600h，所以能够满足要求。 （3） 轴承7215C寿命计算

轴承的工作年限为7年（一年按300天计算），每天两班工作制（按16h计算），则轴承预期计算寿命为

已知轴承7215C所受的轴向负荷Fa2573N，径向负荷Fr917.67N。由《机械设计基础》查得分界判断系数e0.68。

Fa25732.8e0.68Fr917.67Lh'73001633600(h)

由《机械设计基础》查得径向动载荷系数X=0.41，轴向动载荷系数Y=0.87。根据载荷性质为中等冲击，由《机械设计基础》查得载荷系数一般为1.2~1.8，取

fP1.8。则轴承的当量动载荷为

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PfPXFrYFa1.80.41917.670.8725734706(N)

查《机械设计基础》得基本额定动载荷C79200KN。将上述参数代入公式（3.9），则以小时数表示的轴承寿命为

L10h1067920036481(h)6030004706

3由于L10hLh'33600h，所以能够满足要求。

3.4同步带的设计计算

(1) 设计功率Pd

根据工作机为加工中心，原动机为交流电动机，每天两班制工作（按16h计），由《机械设计基础》查得KA2.0。故设计功率为：

PdKAP2.05.5KW11KW

式中：P —— 传递的功率，KW

KA—— 载荷修正系数

(2) 选定带型和节距

根据设计功率Pd11KW，小带轮转速n16000rmin，由《机械设计基础》确定带轮的带型为H型。

按照同步带的带型为H型，由《机械设计基础》查得节距pb12.700mm (3) 小带轮齿数Z1

根据小带轮转速n16000rmin，同步带的带型为H型，由《机械设计基础》查得小带轮的最小齿数Zmin22，故取Z130 (4) 小带轮节圆直径d1

d1Z1pb3012.7mm121.28mm3.1416

式中：Z1 —— 小带轮齿数；

pb —— 节距。

按照小带轮齿数Z130，同步带的带型为H型，由《机械设计基础》查得其外径da1119.90mm (5) 大带轮齿数Z2

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in160002n23000

式中：n1 —— 小带轮转速；

n2 —— 大带轮转速。

大带轮齿数 Z2iZ123060 (6) 大带轮节圆直径d2

d2Z2pb6012.7mm242.55mm3.1416

式中：pb —— 节距。

按大带轮齿数Z260，同步带带型为H型，由《机械设计基础》查得其外径

da2241.18mm

(7) 带速v

vd1n16010003.1416121.286000ms38.10msvmax40ms601000

式中：d1 —— 小带轮节圆直径；

n1 —— 小带轮转速。

(8) 初定轴间距a0

经验公式：0.7d1d2a02d1d2 ………………………… （3.10） 式中：d1 —— 小带轮节圆直径；

d2 —— 大带轮节圆直径。

将d1，d2值代入公式（3.10），得254.68mma0727.66mm。 故取a0255mm。 (9) 带长及其齿数

L02a022d2d1d1d24a0

2242.55121.28mm3.14162255121.28242.5524255

1095.92mm

式中：L0 —— 带长；

a0

—— 初定轴间距；

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d1 —— 小带轮节圆直径； d2 —— 大带轮节圆直径。

按带长L01095.92mm，同步带的带型为H型，由《机械设计基础》查得应选用带长代号为450的H型同步带，节线长LP1143.00mm，节线长上的齿数Z90。 (10) 实际轴间距

aa0LPL011431095.92255mm278.54mm 22式中：a0 —— 初定轴间距；

Lp —— 节线长；

L0 —— 带长。

(11) 小带轮啮合齿数

pZ12.730Z30Zmint1b21Z2Z1int6030=12 222a223.1416278.54式中：Zm —— 小带轮啮合齿数；

pb —— 节距。

(12) 基本额定功率P0

按照同步带的带型为H型，由《机械设计基础》查得带的许用工作拉力

Ta2100.85N，带的单位长度的质量m0.448kgm。基本额定功率为：

P0Tamv2v2100.850.44838.1238.1KW55.27KW10001000

式中：Ta —— 宽度为bs0的带的许用工作拉力

m —— 宽度为bs0的带单位长度的质量

(13) 带宽bs

按同步带的带型为H型，由《机械设计基础》查得bs076.2mm；按小带轮啮合齿数Zm12，由《机械设计基础》查得啮合齿数系数KZ1。带宽为：

bsbs01.14Pd1176.21.14mm18.49mmKZP0155.27

式中：KZ —— 啮合齿数系数

bs0 —— 同步带的基准宽度，mm

按照带宽bs18.49，同步带带型为H型，由《机械设计基础》确定选带宽代号

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为075的H型带，其带宽bs19.1mm (14) 作用在轴上的力

Fr1000Pd100011N288.71Nv38.1

式中：Fr —— 作用在轴上的力；

Pd —— 设计功率； v —— 带速。

(15) 带轮的结构和尺寸

传动选用的同步带为450H075

小带轮：Z130，d1121.28mm，da1119.90mm 大带轮：Z260，d2242.55mm，da2241.18mm

3.5 键的设计计算

3.5.1 主轴上的键

对于采用常见的材料和按标准选取尺寸的普通平键联接（静联接），其主要失效形式是工作面被压溃。除非存在严重过载，否则一般不会出现键的剪断。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。

假定载荷在键的工作面上是均匀分布的，则普通平键联接的强度条件为：

2T103Pp ……………………………………………… （3.11）

kld式中：T —— 传递的转矩（TFyFd），单位为Nm； 2此处h为键的高度，单位为mm； k —— 键与轮毂键槽的接触高度，k0.5h，

l —— 键的工作长度，单位为mm，圆头平键lLb，平头平键lL，这里的L为键的公称长度，单位为mm，b为键的宽度，单位为mm；

d —— 轴的直径，单位为mm；

 —— 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位MPa

p已知：带轮作用在轴上的力F288.71N，键所处主轴段直径d72mm，键的宽度b20mm，键的公称长度L70mm，键的高度h12mm。

键所传递的转矩为

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TFd0.072288.7110.39Nm 22由于主轴处采用圆头平键，故键的工作长度为

lLb702050mm

键与轮毂键槽的接触高度为

k0.5h0.5126mm

将上述参数代入公式（3.11），故联接工作面挤压应力为

210.39103p0.96MPa65072

按联接工作方式为静联接，且载荷性质具有冲击性，查《机械设计基础设计手册》得键联接的许用应力p60MPa。

由于pp，所以能满足要求。 3.5.2 主电机上的键

已知：主电机额定转矩T35Nm，电机输出轴的直径d32mm，键的宽度

b10mm，键的公称长度L70mm，键的高度h8mm，键联接的许用应力

60MPa。

p由于主轴处采用单圆头普通平键，故键的工作长度为

lLb107065mm22

键与轮毂键槽的接触高度为

k0.5h0.584mm

将上述参数代入公式（3.11），故联接工作面挤压应力为

235103p8.41MPa46532

由于

pp，所以能满足要求。

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4 电动机与联轴器的选择

4.1电动机的选择

4.1.2 进给电动机的选择

宽调速直流伺服电动机的结构特点是励磁便于调整，易于安排补偿绕组和换向极，电动机的换向性能得到改善，成本低，可以在较宽的速度范围内得到恒转速特性。当然，宽调速直流伺服电动机体积较大，其电刷易磨损，寿命受到一定限制。

日本法纳克（FANUC）公司生产的用于工业机器人、CNC机床、加工中心（MC）的L系列适合于在频繁启动、制动场合应用。根据估算得出的电动机功率

Pf0.37kW，选用FANUC的6L型电动机，其主要性能指标如下：

输出功率：1.1kW； 额定转矩：8.8Nm； 最大转矩：44.1Nm； 最高转速：2000rmin； 转子惯量：0.0018kgm2。

4.2 联轴器的设计计算

(1) 类型选择

为了隔离振动与冲击，选用凸缘联轴器。 (2) 载荷计算

已知进给电动机的额定转矩为8.8Nm。根据工作机的转矩是变化的，且冲击载荷较大，原动机类型为电动机，由《机械设计基础》查得工作情况系数KA2.3。则计算转矩为：

TcaKAT2.38.820.24(Nm)

(3) 型号选择

选择联轴器时，联轴器的许用转矩要大于计算转矩，许用最大转速要大于电动机转速。由GB5843-86中查得YL5型凸缘联轴器的许用转矩为63Nm，许用最大转速为5500rmin，适合于尺寸在22~32mm之间的轴颈。故能够满足要求。

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结 论

本课题的指导思想是在满足立式加工中心主轴组件的工作要求的前提下，尽可能使其性能优越，传动平稳，并且使加工中心的整体机构的体积、质量尽可能减小，从而降低成本。

本课题确定了立式加工中心主轴组件的总体设计方案，对主轴组件的各组成机构进行了方案论证、设计计算以及选型。同时，通过对加工中心主轴组件的主要部件，如：主轴、轴承、丝杠、键等进行校核，较为理想地实现了任务书中对立式加工中心主轴组件的技术指标。加工中心主轴组件的运转过程比较平稳，且主轴组件的结构简单，拆装方便，维修容易，价格低廉。

主轴组件的结构主要分为两个部分，即主运动机构和进给运动机构。而在主运动机构中，按照功能来分，可主要分为主轴传动机构、主轴准停机构、刀具自动夹紧机构以及切屑清除机构。

本课题采用了FANUC—6S型交流主轴电动机作为主轴传动的原动力，通过同步带传动来实现主轴电机和主轴之间的减速传动。通过对同步带带型的选择，确定了同步带传动的线速度、带长、轴间距等参数，并对大小带轮进行了结构设计。为了防止同步带的掉落，在带轮的两侧按分别安装了带轮挡圈。在大带轮上还安装了动平衡较好的圆盘，主轴准停中的发磁体被设置在圆盘上，而磁传感器则安放于距离发磁体2～3mm处，实现了主轴准停功能。在刀具自动夹紧机构中，为了控制活塞的行程，采用了2个型号为LX19-111的行程开关，避免了刀具产生夹持过紧或过松的现象。为了提高主轴的刚度，主轴的支承采用了三支承形式，并在前后支承处让角接触轴承进行背对背安装，使主轴能够承受双向的轴向载荷。通过计算校核，主轴的刚度和强度满足设计的要求。同时，由于采用了混合陶瓷轴承，使轴承的运转速度提高、刚性增大、热稳定性更好，改善了全钢轴承所存在的一些不足之处。轴承的润滑方式采用脂润滑，其润滑油的类型为高级锂基油脂。

在主轴组件的进给传动机构中，本课题采用了FANUC-6L型直流伺服电动机作为原动机。电动机的输出轴与丝杠通过凸缘联轴器直接相连。丝杠的前支承采用了深沟球轴承，而后支承则采用了型号为35TAC72A的60角接触轴承。考虑到丝杠在工作时的热膨胀，所以，在丝杠的配置形式中，选用了固定——简支形式，使丝杠在受热膨胀后不会产生挠度。为了限制进给机构的行程，在滚珠丝杠副处设置了两个

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撞块，并在机架上安装了2个型号为LX12-2的行程开关，使进给机构行程控制在470mm。

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致 谢

忙碌的毕业设计即将告一段落，在此，感谢段翠芳老师在设计过程中对我们的指导与帮助。从中我深深地体会到了知识在生活中的作用；也深深体会到了“书到用时方恨少”。使我们明白了无论做什么事情都应该有充分的准备，做到心中有数，才能事半功倍。

通过最近一段时间的忙碌，使我们学到了许多书本上学不到的知识，同时也锻炼了我们的独立思考和解决问题的能力。更深刻体会到了理论与实践相结合的重要性，要学以致用、融会贯通，才能把理论知识运用到实践当中去。再者，在此过程中使我们感受颇深的还有：从段老师身上看到了老师们对我们在设计过程中出现问题时那种严谨和一丝不苟的教学态度。每次当我们在设计过程中遇到问题到老师那里请教时，她总是面带微笑的耐心指导。她为我们从学生转变为真正的生产者，把好了最后一关，同时也为我们以后参加工作做出了榜样。

再次对段翠芳老师的悉心指导和大力支持表示真挚的谢意！

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参考文献

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