车床电主轴的毕业设计说明书

车床电主轴的毕业设计说明书 毕业设计 题 目: 数控车床电主轴设计 学 号:姓 名:班级级()班专 业:指导教师:学 院:答辩日期:年月 日 本文阐述了车床电主轴的发展历史、现状以及趋势，并介绍了电主轴的工作原理及关键技术。然后，确定了合理的电主轴总体结构，分别对电主轴的电机、编码器、转子、定子和冷却系统等各零部件作了设计，产生了装配图、零件图与设计说明书等设计文档。最后，对电主轴的旋转轴和轴承进行了详细的分析和校核，计算表明，该电主轴设计符合要求。 关键词:车床;电主轴;主轴;轴承 Abstract This paper describes the history, status and trends of lathe electrical spindle development, and also introduce the working principle and key technology of electrical spindle. Then, the reasonable structure of the electrical spindle is determined. The structure of main components is designed, such as axis, encoders, rotor, stator and cooling systems. The assembly drawings, part drawings and design specifications and other design documents is generated. Finally, the detailed analysis and verification of the axis and bearing are made. The calculation result shows that the design of electrical spindle meets the requirements. Key words: lathe;electrical spindle;spindle;bearing 目 录 第1章 绪论„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„„.1 1.1选题的目的和意 义„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„1 1.2数控车床电主轴的国内外的研究现状和发展趋 势„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.1 1.3本课题主要研究内 容„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„..4 第2章 数控车床电主轴的介 绍„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „5 2.1车床电主轴的工作原 理„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„5 2.2数控车床电主轴的特 征„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„5 第3章 车床电主轴结构设 计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„7 3.1电主轴结构 图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„„„„„7 3.2同步带的选 择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„„„„„7 3.3内置编码器的选 择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„11 3.4转子和定子的设 计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„12 3.5轴承的选 择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„„„„„.14 3.6冷却系统的设 计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„„..16 3.7主轴的主要结构参 数„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„ „„„„„„„..18 第4章 轴的校 核„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„„„„„..25 4.1轴的强度校核计 算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„25 4.2轴的刚度校核计 算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„28 4.3轴的CAE分析„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„„„.29 第5章 轴承的校 核„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„„„„31 5.1角接触球轴承的校 核„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„..31 5.2深沟球轴承的校 核„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„33 5.3轴承的CAE分析„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„„..34 总 结„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„. „„„„„..36 参考文 献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„„„„.37 致 谢„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„„„„„„„„„„„„„.39 附录1 电主轴的装配 图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„„„„..40 附录2 电主轴的主轴零件 图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„..41 附录3 电主轴的同步带轮零件 图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. 42 附录4 电主轴的压盖零件 图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„ ..43 附录5 电主轴的刀套零件 图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„.. „„..44 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 数控车床电主轴的国内外的研究现状和发展趋势 数控车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，加工中心和数控车床，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200N??m的加工中心用电主轴转速只有4000r/min;车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0.02,300N??m。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]。 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1250N??m,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]。 1.3 本课题主要研究内容 (1)数控车床电主轴总体 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 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 数控车床电主轴的介绍 2.1 车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 数控车床电主轴的特征 (1)高回转精度 车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，进行车削粗加工时，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 车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[2]。 第3章 车床电主轴结构设计 3.1 电主轴结构图 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 车削中心电主轴结构示意图 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。 3.2 同步带的选择 同步带介绍 同步带传动是一种新型的机械传动。由于它是一种啮合传动，因而带和带轮之间没有相对滑动，从而使主从轮间的传动达到同步。同步带传动和V带、平带相比具有以下优点: 传动准确，无滑动，能达到同步传动的目的; 2 传动效率高，一般可达98?%; 3 速比范围大，允许线速度也高; 4 传递功率范围大，从几十瓦到几百千瓦; 5 结构紧凑，还适用于多轴传动。 同步带传动设计目的是确定带的型号节距带长 节线长度 中心距、带宽及主、从动带轮齿数，直径等参数。 同步带计算 一台额定功率为12.5kw，转速为1000r/min的异步电机，一天工作8个小时以上，以此来设计电主轴的同步带。 求设计功率Pd Pd K0Pm 1.6×12.5 20 kw 式中K0载荷修正系数(由表3.1得) 表3.1 载荷修正系数K(部分) 工 作 机 原 动 机 运 转 时 间(小时/日) 3~5 8~10 16~24 带式输送机，烘干机，杠车床，带锯，筛选机 1.2 1.4 1.6 液体搅拌机，钻床，车床，龙门刨床，造纸机 1.4 1.6 1.8 牛头刨床，磨床，铣床，钻镗床，纺织机械 1.5 1.7 1.9 确定带的型号和节距 由于电主轴是内装式电机，电机转速就是主轴转速，所及小齿轮转速 n1 n2×i0 3100r/min，由图3.2查的带的型号为H型，对应节距Pb 12.7mm 见表3.2 图3.2 通过功率找同步带型号 3 选择小带轮齿数 由小带轮转速n1 3100r/min和H型带，查表3.3得小带轮最小许用齿数Z1 20，则Z2 iZ1，其中i n1,n2 3.1 Z2 62, 取标准带轮齿数Z2 60 4 确定带轮节圆直径: d1 PbZ1,π 80.892mm d2 PbZ2,π 242.675mm 5 确定同步带的节线长度Lp Lp 2acosφ+π d2+d1 ,2+πφ d2-d1 ,180 (3-2) 式中:φ 9.31? 以a 500mm代入 则Lp 1521.102 选择最接近计算值的标准节线长 见表3.4 Lp 1524.00mm 6 计算同步带齿数Zb Zb Lp,Pb 1524.00/12.70 120 7 传动中心距a的计算 a Pb Z2-Z1 ,2πcosθ (3-3) 式中:inVθ π 3.1416 inVθ tgθ-θ用逐步逼近法计算，θ 1(3518 弧 度 代入上式: a Pb Z2-Z1 ,2πcosθ 373.53mm 表3.2 七种同步带型号的主要参数 带型号 节距Pd mm 基准宽度bэ? mm 拉力T? (N) 质量 (Kg/m) 带宽 bэ(mm) MXL 2.032 6.4 20 0.010 3.0 4.8 6.4 XXL 3.175 6.4 31 0.010 3.0 4.8 6.4 XL 5.080 9.5 50.17 0.022 6.4 7.9 9.5 L 9.525 25.4 244.46 0.095 12.7 19.1 25.4 H 12.700 76.2 2100.85 0.448 19.1 25.4 38.1 50.8 76.2 XH 22.227 101.6 4048.90 1.484 50.8 76.2 101.6 XXH 31.750 127.0 6398.03 2.473 50.8 76.2 101.6 127.0 表3.3 带轮最少许用齿数 小带轮转速 (r/min) 带 型 号 MXL XL L H XH XXH 900以下 10 10 12 14 22 22 900~1200以下 12 10 12 16 24 24 1200~1800以下 14 12 14 18 26 26 1800~3600以下 16 12 16 20 30 ―― 3600~4800以下 18 15 18 22 ―― ―― 8 确定同步带设计功率为Pd时所需带宽 a . 计算所选型号同步带的基准额定功率Po Po Ta-mv2 v,1000 kw (3-4) 式中:Ta――许用工作拉力，查表3.2得Ta 2100.85 N m――单位长度质量，查表3.2可得m 0.448Kg/m V――线速度 m/s V 6.35 m/s (3-5) 表3.4 标准同步带的节线长度 部分 节线长度 节线长度上的齿数 基本尺寸 (m) 极限偏差 (mm) MXL XXL XL L H XH XXH 1422.40 ?0.81 ―― 64 1447.80 ?0.81 ―― 114 1524.00 ?0.81 160 120 1600.02 ?0.86 126 72 1676.40 ?0.86 132 带入上式的Po 13.23 kw b . 计算小带轮啮合齿数Zm Zm ―(Z2-Z1) 8.62 6 c . 确定实际所需带宽bэ P?PoKzKw (3-6) 式中: P――带所能传递功率 kw Kz――啮合系数，因Zm 6 故Kz 1 Kw――查表3.2，H型带bэ? 76.20mm 将P式代入P?Pd 则bэ?bэ? 26.65mm 取标准带宽38.1mm 见表3.2 9 验算 22.15 20 kw 额定功率大于设计功率，则带的传动能力已足够，所选参数合格[4]。 3.3 内置编码器的选择 为了提高机械装置的加工精度，必须提高检测元件和检测系统的精度。其中以旋转编码器，线性编码器，旋转变压器，测速发电机等比较普遍。本人在电主轴设计的内置编码器是属于旋转编码器的。它的特点是:非接触式，无摩擦和磨损，体积小，重量轻，机构紧凑，安装方便，维护简单，其具有高精度，大量程测量等。旋转编码器非常适合测速度，可无限累加测量。 3.4 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2b,mm，转子内孔直径2a,mm，转子的轴向长度为mm，转子配合面的有效接触长度B,mm。主轴配合面的基本尺寸为:外径2a,mm，内孔直径为2c,mm。电机的最高转速为r ,min所以其最大角速度ω为 rad,s额定功率为1.5 kW，额定转矩为 Nm，电主轴的结构如图所示。 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E,21×1011N,m2，泊凇比υ,03， 主轴配合面间的摩擦系数μ,009，电机转子衬套材料的许用应力〔σ〕为287N,mm2，主轴材料的许用应力〔σ〕为567 N,mm2。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Δdmin可由下式求得: Δ 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Δsmin可由下式求得: Δsmin + 0.00245 (3-10) 根据计算可知，高速电主轴要求的动态过盈量Δdmin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Δmin为:图3电主轴的结构 Δmin,Δdmin，Δsmin, (mm)据此，在GD,型电主轴设计中，主轴与电机转子的配合采用Φ66H6,s6的过盈配合，这种配合的实际最小过盈量为0.040mm , mm ，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: 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σθe和最大的径向压应力σre，其值为: σθe r a -p -93.6 N/mm2 (3-13) σre r a 191.9 N/mm2 (3-14) 主轴的σri(r)和σθi(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σri，在主轴内孔壁处具有最大的切向压应力σθi，其值为: σri r a -p -93.6 N/mm2 (3-15) σθi r c -263.4 N/mm2 (3-16) 电主轴的装配应力分布如图3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: σr3 σθe-σre 285.5 N/mm2 电机转子衬套材料的许用应力〔σ〕为287 N,mm，σr3,〔σ〕，使用安全。 图3.4 主轴与转子过盈配合的应力分布 可同时承受径向荷和轴向荷。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，深沟球轴承比更有优越性。 图3.5 角接触球轴承 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。 3.6 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。 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]。 冷却系统的冷却路线 车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3.7)。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， 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3.7 电主轴冷却设计 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。 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Φ1等于同时间内的散热量Φ2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Φ2(单位为W)[3]为， 式中:――箱体的表面传热系数，可取 (8.15~17.45) 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60~70 ?C，最高不应超过80 ?C; ta――周围空气的温度，常温情况可取为20?C; 按热平衡条件Φ1 Φ2，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80?C一下，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。 3.7 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。 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。 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 2~3.5 a。 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 3.8。 主轴挡板的设计 结构如图 3.9，材料为45钢，轴承选用角接触球轴承，深沟球轴承。 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(E,2(1×1011N,m2 3.8 主轴结构 图3.9 主轴挡板 图3.10 外圆车削时力的分解 用YT15硬质合金车刀纵车?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。车刀几何参数Y0 10?，Kr 75?，λs -10?，rЗ 0.5mm。 表3.5 车削时的车削力及切削功率的计算公式 计算公式 主切削力Fc Fc 背向力Fp Fp 进给力Ff Ff 切削时消耗的功率Pc kW Pc Fcvc×10-3/60 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 CFc xFc yFc nFc CFp xFp yFp nFp CFf xFf yFf nFf 结构钢和铸钢σb 0.637GPa 硬质合金 外圆纵车、横车及镗孔 270 1.0 0.75 -0.15 199 0.9 0.6 -0.3 294 1.0 0.5 -0.1 切槽或切断 367 0.72 0.8 0 142 0.73 0.67 0 ―― ―― ―― ―― 切螺纹 133 ―― 1.7 0.71 ―― ―― ―― ―― ―― ―― ―― ―― 高速钢 外圆纵车、横车及镗孔 180 1.0 0.75 0 94 0.9 0.75 0 54 1.2 0.65 0.2 切槽或切断 222 1.0 1.0 0 ―― ―― ―― ―― ―― ―― ―― ―― 切螺纹 191 1.0 0.75 0 ―― ―― ―― ―― ―― ―― ―― ―― 灰铸铁 HBS190 硬质合金 外圆纵车、横车及镗孔 92 1.0 0.75 0 54 0.9 0.75 0 46 1.0 0.4 0.2 切螺纹 103 ―― 1.8 0.82 ―― ―― ―― ―― ―― ―― ―― ―― 高速钢 外圆纵车、横车及镗孔 114 1.0 0.75 0 119 0.9 0.75 0 51 1.2 0.65 0.2 切螺纹 158 1.0 1.0 0 ―― ―― ―― ―― ―― ―― ―― ―― 根据表3.5得: Fc (3-17) 9.81 Fp (3-18) 9.81 Ff (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 0(7537 KFp 0.5509 KFf 0.7822 代入上式切削力计算公式得: Fc 1620 (N))) 上列公式中的指数nF 加工材料 车削时的切削力 钻削 Fc Fp Ff M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 σb?0.588Gpa σb 0.588Gpa 0.75 0.35 0.75 1.35 2.0 1.0 1.5 0.75 灰铸铁及可锻铸铁 0.4 0.55 1.0 1.3 0.8 1.1 0.6 (2) 同步带的压轴力 压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力和松边拉力的矢量和，如图3.11所示: 根据机械标准JB/T7512.3-1994压轴力Q计算如下所示: Q (N)―-矢量相加修正系数，如图3.12: 而带的紧边张力和松边张力分别由(3-20)公式所得: F1 1250Pd/V N F2 250Pd/V N 图3.12 矢量相加修正系数 式中V为带速 m/s; Pd为设计功率，Pd KAP KW: KA为工况系数，其值如表3.1，P为需传递的 名义功率 KW。 所以压轴力为: Q 2100 N (3-21) (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 2.35×106 mm3 2.35×103 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， N??mm; 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、20 Q275、35 1Cr18Ni9Ti 45 40Cr、35SiMn 38SiMnMo、3Cr13 []/MPa 15~25 20~35 25~45 35~55 Ao 149~126 135~112 126~103 112~97 由上式可得轴的直径: (3-23) 对于空心轴，则: (3-24) 式中，β 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。 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: (0.25~0.50)?/m 一般传动轴: (0.5~1)?/m 精度要求不高的轴: (1~2.5)?/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。 4.3 轴的CAE分析 在SolidWorks中画好轴的零件图，然后进入Simulation模块分析主轴。分析过程如下:(1)做好分析准备，为主轴插入加载基准轴和分割基准面;(2)生成静态算例;(3)定义材料属性;(4)添加约束;(5)施加扭矩;(6)施加离心力;(7)划分网格并运行分析;(8)观察vonMises应力图解[6]。通过观察主轴的应力分析图，图4.7所示，可以看出主轴的应力大小是由颜色来区分的，颜色从蓝色到红色应力不断变大，主轴前轴承和主轴末端是应力最集中的地方，但最大应力点的应力，未超出材料(45钢)的许须用应力。从主轴的整体可以看出主轴表面大部分都是蓝色区域，没有出现一块块的其他颜色区域，说明主轴受力较均匀。综上所述表明结构设计较合理。 图4.7 轴的应力分析 图4.8 轴的疲劳强度分析 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70~80mm范围内选择，由于数控车床是属于每日8h工作的机械(利用率高)，所以选预期计算寿命L′h 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L′h/h 不经常使用的仪器或设备。如闸门开闭装置 300~3000 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 3000~8000 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 8000~12000 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 12000~20000 每日8h工作的机械 利用率较高 ，如金属切削机床、连续使用的起重机、木材加工机械、印刷机械等 20000~30000 24h连续工作的机械，如矿山升降机、纺织机械、电机等 40000~60000 24h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 100000~200000 根据表5.2，角接触球轴承的最小e值为0.38，故此时: e 。 表 5.2 径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y 轴承类型 相对轴向载荷 Fa/Co?e Fa/Fr e 判断系数e 名称 代号 Fa/Co X Y X Y 调心球轴承 10000 ―― ―― 1 Y1 0.65 Y2 调心滚子轴承 20000 ―― ―― 1 Y1 0.67 Y2 圆锥滚子轴承 30000 ―― 1 0 0.40 Y e 深沟球轴承 60000 0.025 0.040 0.070 0.130 0.250 0.500 1 0 0.56 2.0 1.8 1.6 1.4 1.2 1.0 0.22 0.24 0.27 0.31 0.37 0.44 角接触 球轴承 70000C α 15? 0.015 0.029 0.058 0.087 0.012 0.170 0.290 0.440 0.580 1 0 0.44 1.47 1.40 1.30 1.23 1.19 1.12 1.02 1.00 1.00 0.38 0.40 0.43 0.46 0.47 0.50 0.55 0.56 0.56 70000ACα 25? ―― 1 0 0.41 0.87 0.68 70000Bα 40? ―― 1 0 0.35 0.57 1.14 (2)初步计算当量动载荷P: 按照表5.3， 1.2~1.8，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 1.0~1.2 电动机、汽轮机、通风机、等 中等冲击或中等惯性冲击 1.2~1.8 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 1.8~3.0 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85~95mm范围内选择，由于数控车床是属于每日8h工作的机械(利用率高)，所以选预期计算寿命L′h 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， 1.2~1.8，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，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， 即低于预期计算寿命。所以改用6018-Z轴承。 此轴承的C 58000 N，所以 113160h 25000h 故所选轴承满足寿命要求。 轴承的CAE分析 轴承的应力分析步骤与主轴的分析差不多，所以步骤内容同上所述。在这里说说疲劳分析的内容。步骤如下:(1)在空心主轴应力分析的基础上进行疲劳强度的分析; (2) 生成疲劳算例;(3)设计算例属性;(4)定义S-N曲线;(5)定义疲劳事件;(6)运行疲劳研究;(7)查看生命图解[6]。如图5.1所示，两种轴承的应力都主要集中在轴承的内圈上，但轴承的最大应力点的应力未出超出材料(陶瓷)的许须用应力。图5.2可以看出轴承的生命总数较大，使用寿命较长。故设计是合理的。 图5.1 角接触球轴承和深沟球轴承的应力分析 图5.2 角接触轴承生命图解 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: 数控车床电主轴的国内外的研究现状和发展趋势; 车床电主轴的工作原理及特征; 电主轴各个零部件的选择和设计; 轴的校核; 轴承的校核。 参考文献 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. 于静，胡赤兵，刘延川. 车削中心用电主轴的研制[D]. 兰州理工大学硕士学位论文，2010. 濮良贵、纪名刚主编. 机械设计[M]. 北京出版社2006. 庄工，同步带传动的设计计算和使用[J]. 机械制造, 1989. 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. 曹茹. 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