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題 目 銑 削 組 合 機 床 及 其 主 軸 組 件 設 計 摘 要 組合機床 是由大量的通用部件和少量專用部件組成的工序集中的高效率機床 其特點有 結構緊湊 工作質量可靠 設計和制造周期短 投資少 經(jīng)濟效果好 生 產(chǎn)率高等 本次設計的題目是銑削組合機床及主軸組件 首先針對所要加工的零件入手 對 機床進行總體方案設計 進而確定機床的總體布局 隨后 對主軸組件進行設計 在 設計主軸組件時 以主軸為線索 在滿足剛度 精度等要求下 完成其它 如軸承 軸向調節(jié)機構 鎖緊機構等 所有零件的設計 1 關鍵詞 組合機床 主軸組件 剛度 主軸 軸承 軸向調節(jié)機構 ABSTRACT Modular Machine by the large number of common parts and a small number of specialized components of the process focused efficient machine Its features include compact reliable quality design and manufacturing cycle shorter less investment and economic effects and higher productivity The design is the subject of combined milling machine spindle components First in response to the processing of parts the paper machine for the overall program design which will determine the overall layout of the machine Subsequently the spindle components of the design Spindle components in the design a spindle for clues to meet stiffness and precision 2 requirements the completion of the other eg bearings Axial adjustment locking etc all parts of the design Keywords Modular Machine spindle components stiffness spindle bearings axial adjustment 目 錄 摘要 1 ABSTRACT 2 前言 第 1 章 機床總體設計 1 1 1 機床總體方案設計的依據(jù) 1 1 1 1 工件 1 1 1 2 刀具 1 1 2 工藝分析 1 1 2 1 工藝方法的確定 1 1 2 2 機床總體布局 2 1 2 3 機床運動的確定 2 1 3 機床主要技術參數(shù)的確定 3 1 3 1 確定工件余量 3 1 3 2 選擇切削用量 3 1 3 3 運動參數(shù) 3 1 3 3 1 主軸最高 最低轉速 3 1 3 3 2 主軸轉速的合理排列 4 1 3 4 動力參數(shù) 主運動驅動電動機功率的確定 4 1 3 4 1 切削力的計算 5 1 3 4 2 切削功率的計算 5 1 3 4 3 估算電動機功率 5 1 3 4 4 選擇主電機 5 1 4 進給驅動電動機功率的確定 5 第 2 章 主軸組件設計 6 2 1 主軸的基本要求 6 2 1 1 旋轉精度 6 2 1 2 剛度 6 2 1 3 抗振性 7 2 1 3 1 抵抗受迫振動的能力 8 2 1 3 2 抵抗切削自激振動的能力 8 2 1 4 溫升和熱變形 8 2 1 5 耐磨性 9 2 1 6 其他 9 2 2 主軸組件的布局 9 2 2 1 適應剛度和承載能力的要求 10 2 2 2 適應轉速要求 11 2 2 3 適應精度的要求 11 2 2 4 適應結構的要求 11 2 2 5 適應經(jīng)濟性要求 11 2 3 主軸結構的初步擬定 12 2 4 主軸的材料與熱處理 13 2 5 主軸的技術要求 13 2 5 1 軸頸 13 2 5 2 內錐孔 14 2 6 主軸組件的計算 14 2 6 1 主軸直徑的選擇 14 2 6 2 主軸前后支承軸承的選擇 15 2 6 2 1 主軸前支承軸承的選擇 15 2 6 2 2 主軸后支承軸承的選擇 16 2 6 3 主軸內孔直徑 16 2 6 4 主軸前端懸伸量 17 2 6 5 主軸支承跨距 18 2 7 主軸結構圖 18 2 8 主軸組件的驗算 18 2 8 1 主軸端部撓度 19 2 8 1 1 支承的簡化 19 2 8 1 2 主軸的撓度 20 2 8 1 3 主軸傾角 20 2 9 主軸組件的潤滑和密封 21 2 9 1 主軸軸承的潤滑 21 2 9 2 主軸組件的密封 21 2 9 2 1 主軸組件密封裝置的功用 22 2 9 2 2 對主軸組件密封裝置的要求 22 2 9 2 3 主軸組件密封裝置的類型 22 2 9 2 4 主軸組件密封裝置的選擇 22 2 10 主軸組件中相關部件 23 2 10 1 軸肩擋圈 23 2 10 2 擋圈 23 2 10 3 圓螺母 23 2 10 4 套筒 24 2 10 5 前 后支承的軸承蓋 25 2 10 6 主軸用套筒及其鎖緊部分 26 2 10 7 主軸尾部的內花鍵 27 2 11 主軸組件軸向調節(jié)機構 28 2 11 1 絲杠螺紋 28 2 11 2 絲杠軸承的選擇 28 2 11 3 絲杠螺母 29 2 11 4 絲杠中段螺紋 29 2 11 5 絲杠上的內隔套 29 2 11 6 絲杠上調節(jié)用錐齒輪 30 2 12 箱體設計 30 第 3 章 結論 31 參考文獻 32 致謝 33 前 言 機械制造業(yè)在國民經(jīng)濟中占有重要的地位 是國民經(jīng)濟各部門賴以發(fā)展的基礎 是國民經(jīng)濟的重要支柱 是生產(chǎn)力的重要組成部分 機械制造業(yè)不僅為工業(yè) 農(nóng)業(yè) 交通運輸業(yè) 科研和國防等部門提供各種生產(chǎn)設備 儀器儀表和工具 而且為制造業(yè) 包括機械制造業(yè)本身提供機械制造裝備 機械制造業(yè)的生產(chǎn)能力和制造水平標志著一 個國家或地區(qū)的科學技術水平 經(jīng)濟實力 機械制造業(yè)的生產(chǎn)能力和制造水平 主要取決于機械制造裝備的先進程度 機械 制造裝備的核心是金屬切削機床 精密零件的加工 主要依賴切削加工來達到所需要 的精度 金屬切削機床所擔負的工作量約占機器制造總工作量的 40 60 金屬切削 機床的技術水平直接影響到機械制造業(yè)的產(chǎn)品質量和勞動生產(chǎn)率 換言之 一個國家 的機床工業(yè)水平在很大程度上代表著這個國家的工業(yè)生產(chǎn)能力和科學技術水平 顯然 金屬切削機床在國民經(jīng)濟現(xiàn)代化建設中起著不可替代的作用 縱觀幾十年來的歷史 機械制造業(yè)從早期降低成本的競爭 經(jīng)過 20 世紀 70 年代 80 年代發(fā)展到 20 世紀 90 年代乃至 21 世紀初的新的產(chǎn)品的競爭 目前 我國已加入世 界貿(mào)易組織 經(jīng)濟全球化時代已經(jīng)到來 我國機械制造業(yè)面臨嚴峻的挑戰(zhàn) 也面臨著 新的形勢 知識 技術 產(chǎn)品的更新周期越來越短 產(chǎn)品的批量越來越小 產(chǎn)品 的性能和質量的要求越來越高 環(huán)境保護意識和綠色制造的呼聲越來越強 因而以敏 捷制造為代表的先進制造技術將是制造業(yè)快速響應市場需要 不斷推出新產(chǎn)品 贏得 競爭 求得生存和發(fā)展的主要手段 金屬切削機床中的組合機床 是根據(jù)工件加工需要 以大量通用部件為基礎 配 以少量專用部件組成的一種高效專用機床 它具有 生產(chǎn)率高 加工精度穩(wěn)定 研制 周期短 便于設計 制造和使用維護 成本低 配置靈活等 正是由于這些特點的存 在 決定了組合機床在當今新形勢下仍能被廣泛應用于汽車 拖拉機 柴油機 電機 儀器儀表 軍工及自行車等輕工行業(yè)和機床 機車 工程機械等制造業(yè)中 此次設計的是銑削組合機床及主軸組件 首先 對機床進行總體設計 確定總體 方案后得到機床總體布局圖 再著重進行主軸組件的設計 其中包括主軸的設計 支 承的選取 主軸軸向移動機構和主軸鎖緊機構等的設計 由于能力所限 設計尚有許多不足之處 懇請各位老師給予指導 1 2 工藝分析 0 第一章 機床總體設計 設計機床的第一步 是確定總體方案 總體方案是機床部件和零件的設計依據(jù) 對整個設計的影響較大 因此 在擬定總體方案的過程中 必須全面地 周密地考慮 使所定方案技術先進 經(jīng)濟合理 1 1 機床總體方案設計的依據(jù) 1 1 1 工件 工件是機床總體方案設計的重要依據(jù)之一 設計者必須明確工件的特點和加工要 求 本次畢業(yè)設計要求設計一臺組合機床 用于加工 VF 6 7 型空壓機減荷閥體的兩側 面 工件材料為 HT200 硬度為 190 210HB 生產(chǎn)批量為大批量 鑄造毛坯 加工部位 的加工要求如下 1 被加工表面的粗糙度均為 R 10 a 2 被加工表面的相互位置精度為 平面 1 2 之間的距離為 225mm 平面 1 2 與 95 中心線的垂直度要求為 0 03mm 1 1 2 刀具 圖 1 1 減荷閥體簡圖 硬質合金端銑刀 刀齒材料為 YG6 銑刀盤直徑為 75 110 刀具齒數(shù) Z 4 1 2 工藝分析 1 2 1 工藝方法的確定 機床的工藝方法是多種多樣的 按工種可分為車 銑 刨 鉆 鏜 磨 研磨 電加工 振動加工 激光加工等 每一種還可再分 如車削加工有車外圓 車端面 車槽 車球面等之分 按加工精度各表面粗糙度可分為粗加工 半精加工 光整加工 等 按工序集中程度可分為單刀 多刀 單工件 多工件 單工位 多工位等 按作 業(yè)形式可分平行作業(yè) 順序作業(yè) 平行 順序作業(yè)等 工藝方法對機床的結構和性能的影響很大 工藝方法的改變常導致機床的運動 傳動 布局 結構 性能以及經(jīng)濟效果等方面的一系列變化 加工平面的方法有很多 比如說車削 銑削 刨削 對于 VF 6 7 型空壓機減荷閥 體 用車床進行車削加工時 由于減荷閥體外形復雜 且為殼類零件 不宜裝夾在車 床主軸上進行加工 裝夾穩(wěn)定性也不高 用刨床進行刨削加工時 機床需要兩個運動 機床和刀具結構簡單 裝夾在工件臺上快速 穩(wěn)固 但生產(chǎn)率低 加工精度也達不到 12 四川理工學院畢業(yè)設計 1 工件要求 用端銑刀進行銑削加工時 生產(chǎn)率不僅提高了 也能滿足工件所要求的加 工精度 且裝夾快速 方便 與普通機床相比 組合機床具有生產(chǎn)率高 加工精度穩(wěn)定 研制周期短 便于設 計 制造和使用維護 成本低 自動化程度高 勞動強度低 配置靈活等特點 因此 當生產(chǎn)量很大時 用組合機床進行加工更合理 1 2 2 機床總體布局 機床的總體布局指確定機床的組成部件之間的相對位置及相對運動關系 合理的總體布局的基本要求有 1 保證工藝方法所要求的工件與刀具的相對運動 關系 2 保證機床具有足夠的加工精度和相適應的剛度和抗振性 3 便于操縱 調 整 維修 便于輸送 裝卸工件和排屑等 4 節(jié)省材料 占地面積小 即經(jīng)濟效果好 5 造型美觀 根據(jù)減荷閥體的加工要求 機床總體布局圖如圖 1 1 所示 圖 1 2 機床總體布局圖 1 機座 2 動力滑臺 3 工件 4 端銑刀 5 電動機 6 變速箱 7 主軸箱 減荷閥體安裝在工作臺上 銑削動力頭帶動銑刀作旋轉主運動 工作臺作縱向進 給運動 完成對工件的切削加工 此方案的優(yōu)點是各部件均是針對減荷閥體設計的 因此 結構緊湊 剛性好 生產(chǎn)率高 加工質量穩(wěn)定 1 2 3 機床運動的確定 確定機床運動 指確定機床運動的數(shù)目 運動類型以及運動的執(zhí)行件 1 2 工藝分析 2 本次畢業(yè)設計的組合機床的工藝方法是 用一把端銑刀直接進行加工 相應的表 面成形運動為 單主軸的回轉運動 工作臺縱向進給運動 輔助運動為 主軸軸向調 整運動 1 3 機床主要技術參數(shù)的確定 機床主要技術參數(shù)包括主參數(shù)和基本參數(shù) 基本參數(shù)又包括尺寸參數(shù) 運動參數(shù) 動力參數(shù) 1 3 1 確定工件余量 VF 6 7 型空壓機減荷閥體 零件材料為 HT200 硬度 190 210HB 生產(chǎn)類型為大 批量 鑄造毛坯 查 機械制造工藝設計簡明手冊 表 2 2 2 5 取加工余量為 2 5mm 此為雙邊加 工 1 3 2 選擇切削用量 由于被加工零件的銑削寬度為 175mm 需進行二次走刀 故一次走刀為 90mm 寬度 二次走刀為 175 90 85mm 即 a 90mm e 根據(jù) 組合機床設計簡明手冊 第 132 133 頁 選擇銑削切削用量 銑削用量的選擇與要求的加工表面粗糙度值及其生產(chǎn)率有關系 當銑削表面粗糙 度數(shù)值要求較低時 銑削速度應選高一些 每齒走刀量應小些 若生產(chǎn)率要求不高 可以取很小的每齒走刀量 一次銑削 4 5mm 的余量達到 R 1 6 m 的表面粗糙度 這a 時每齒的進給量一般為 0 02 0 03mm 根據(jù)本次設計所加工的零件要求 其表面粗糙度數(shù)值較高 加工材料為鑄鐵 查 表 6 16 得 a 0 2 0 4mm z V 50 80m min 取 a 0 2mm z f f 1 3 3 運動參數(shù) 機床的運動參數(shù)包括主運動轉速和轉速范圍 進給量范圍 進給量數(shù)列以及空行 程速度等 此次設計主要確定主運動的運動參數(shù) 1 3 3 1 主軸最高 最低轉速 按照典型工序的切削速度和刀具 或工件 直徑 計算主軸最高轉速 n 最低轉max 速 n 計算公式如下 mi n n maxinmax10dV imaxin10dV 1 3 機床主要技術參數(shù)的確定 0 式中 n n 主軸最高 最低轉速 r min maxi V V 最高 最低切削速度 m min i d d 最大 最小計算直徑 mm axin 根據(jù) 機械制造工藝金屬切削機床設計指導 第 69 70 頁 可查出以下數(shù)據(jù) 查表 2 2 3 取最大 最小切削速度 V 200 300m min 取 V 250m minmax max V 15 20m min 取 V 20m minin in 銑床的 d d 可取使用的刀具最大 最小直徑 即 axi d 110mm d 75mmmmin 則主軸最高轉速為 n 1061 6r min axinax10V 10257 取標準數(shù)列值 n 1000r minmax 最低轉速為 n 57 9r minimaxin10dV 102 取標準數(shù)列值 n 56r mini 1 3 3 2 主軸轉速的合理排列 最高 最低轉速確定后 還需確定中間轉速 選擇公比 轉速級數(shù) Z 則轉速 數(shù)列為 n n 56r min n n n n n n 1mi 2mi3mi2zmi1 z 查標準數(shù)列 取公比 1 78 1 2 轉速范圍 R 17 8nmiax5610 轉速級數(shù) Z 1 5 99 取 Z 6 log Rn 由于本次設計的要求 主軸轉速級數(shù)只需設計四級就能滿足要求 故取 Z 4 即 n 56 n 100 n 180 n 315 r min 1234 1 3 機械主要技術參數(shù)的確定 1 1 3 4 動力參數(shù) 主運動驅動電動機功率的確定 1 3 機床主要技術參數(shù)的確定 0 1 3 4 1 切削力的計算 由前面已知 本次設計的組合機床的最高轉速為 n 315r min 則此時的切削速4 度為 V 108 8m min 200m min10n4d 014 35 由此可見 切削速度滿足要求 計算銑削工件時的切削力 F 9 18 54 5a a a Z dz0 1e74 f9 0p0 1 式中 a 銑削寬度 a 90mme a 銑削深度 由于是一次銑削就能達到設計尺寸 則銑削深度為工件加p 工余量 即 a 2 5mm p a 每齒進給量 a 0 2mm rf f Z 轉數(shù)級數(shù) 取 Z 4 則銑削力的大小為 F 9 18 54 5 90 0 2 2 5 4 110 1213 1Nz 0 174 09 00 1 1 3 4 2 切削功率的計算 根據(jù) 機械制造工藝金屬機床設計指導 第 72 頁 可得切削功率公式為 P 2 2KWm60Vz08 1 23 1 3 4 3 估算電動機功率 根據(jù) 機械制造工藝金屬機床設計指導 第 72 頁 有 P 3 14KW e m7 02 式中 主傳動系統(tǒng)的機械效率 回轉運動的機床 0 7 0 85 1 3 4 4 選擇主電機 查 機械設計課程設計手冊 第 155 頁表 12 1 選 Y112 4 電機 主要參數(shù)有 額定功率 P 4KW 滿載轉速 n 1440r min 同步轉速 n 1500r min 級數(shù)e e P 4 質量 m 43kg 1 4 進給驅動電動機功率的確定 查 金屬切削機床設計 第 41 頁 可知 進給驅動電動機功率取決于進給的有效 功率和傳動件的機械效率 即 四川理工學院畢業(yè)設計 1 N ssQV 60 式中 N 進給驅動電動機功率 KW s Q 進給抗力 N V 進給速度 m min s 進給傳動系統(tǒng)的總機械效率 一般取 0 15 0 2 粗略計算時 可根據(jù)進給傳動與主傳動所需功率之比值來估算進給驅動電機功率 對于銑床 N 0 2 N 0 2 4 0 8KWs 查 機械設計課程設計手冊 第 155 頁表 12 1 選 Y90S 4 電機 主要參數(shù)有 額定功率 P 1 1KW 滿載轉速 n 1440r min 同步轉速 n 1500r min 級數(shù)e e P 4 質量 m 22kg 第二章 主軸組件設計 主軸組件是機床的執(zhí)行件 它的功用是支承并帶動工件或刀具旋轉 完成表面成 形運動 同時還起傳遞運動和扭矩 承受切削力和驅動力等載荷的作用 由于主軸組 件的工作性能直接影響到機床的加工質量和生產(chǎn)率 因此它是機床中的一個關鍵組件 主軸和一般傳動軸的相同點是 兩者都傳遞運動 扭矩并承受傳動力 都要保證 傳動件和支承的正常工件條件 但主軸直接承受切削力 還要帶動工件或刀具 實現(xiàn) 表面成形運動 因此對主軸有較高的要求 2 1 主軸的基本要求 2 1 1 旋轉精度 主軸的旋轉精度是指主軸在手動或低速 空載時 主軸前端定位面的徑向跳動 r 端面跳動 a 和軸向竄動值 o 如圖 2 1 所示 圖中實線表示理想的旋轉軸線 虛 線表示實際的旋轉軸線 當主軸以工作轉速旋轉時 主軸回轉軸線在空間的漂移量即 為運動精度 主軸組件的旋轉精度取決于部件中各主要件 如主軸 軸承及支承座孔等 的制 造精度和裝配 調整精度 運動精度還取決于主軸的轉速 軸承的性能和潤滑以及主 軸部件的動態(tài)特性 各類通用機床主軸部件的旋轉精度已在機床精度標準中作了規(guī)定 專用機床主軸部件的旋轉精度則根據(jù)工件精度要求確定 2 1 2 剛度 第二章 主軸組件設計 2 主軸組件的剛度 K 是指其在承受外載荷時抵抗變形的能力 如圖 2 2 所示 即 K F y 單位為 N m 剛度的倒數(shù) y F 稱為柔度 主軸組件的剛度 是主軸 軸承和 支承座的剛度的綜合反映 它直接影響主軸組件的旋轉精度 顯然 主軸組件的剛度 越高 主 a o r 圖 2 1 主軸的旋轉誤差 軸受力后的變形就越小 如若剛度不足 在加工精度方面 主軸前端彈性變形直接影 響著工件的精度 在傳動質量方面 主軸的彎曲變形將惡化傳動齒輪的嚙合狀況 并 使軸承產(chǎn)生側邊壓力 從而使這些零件的磨損加劇 壽命縮短 在工件平穩(wěn)性方面 將使主軸在變化的切削力和傳動力等作用下 產(chǎn)生過大的受迫振動 并容易引起切削 自激振動 降低了工件的平穩(wěn)性 圖 2 2 主軸組件靜剛度 主軸組件的剛度是綜合剛度 影響主軸組件剛度的因素很多 主要有 主軸的結 構尺寸 軸承的類型及其配置型式 軸承的間隙大小 傳動件的布置方式 主軸組件 的制造與裝配質量等 2 1 3 抗振性 主軸組件的抗振性是指其抵抗受迫振動和自激振動而保持平穩(wěn)運轉的能力 在切 削過程中 主軸組件不僅受靜載荷的作用 同時也受沖擊載荷和交變載荷的作用 使 主軸產(chǎn)生振動 如果主軸組件的抗振性差 工作時容易產(chǎn)生振動 從而影響工件的表 四川理工學院畢業(yè)設計 3 面質量 降低刀具的耐用度和主軸軸承的壽命 還會產(chǎn)生噪聲影響工作環(huán)境 隨著機 床向高精度 高效率方向發(fā)展 對抗振性要求越來越高 2 1 主軸的基本要求 4 評價主軸組件的抗振性 主要考慮其抵抗受迫振動和自激振動能力的大小 2 1 3 1 抵抗受迫振動的能力 主軸組件受迫振動的干擾力 主要包括由于主軸上旋轉零件 主軸 傳動件和所 裝的工件或刀具等 的偏心質量而產(chǎn)生的離心力 傳動件運動速度不均勻而產(chǎn)生的慣 性力 以及斷續(xù)切削產(chǎn)生的周期性變化的切削力 由于這些干擾力 引起主軸并帶著 刀具或工件一起振動 而在加工表面上留下振紋 使工件表面粗糙度提高 根據(jù)所設計的機床加工表面粗糙度的要求 確定主軸前端的允許振幅 然后計算 或測定主軸組件在各種動態(tài)干擾力的作用下 其前端的振幅 并同允許值比較 評價 是否滿足要求 在單獨分析主軸組件時 只能求得主軸前端在切削部位的絕對振幅 它只能部分地反映刀具和工件之間的相對振幅 兩者關系與激振頻率有關 目前主要 由試驗來確定 此外 主軸組件的低階固有頻率與振型也是其抗振性的評價指標 一 般來說 低階固有頻率應高些 并遠離激振頻率 主軸振型的節(jié)點應靠近切削部位 2 1 3 2 抵抗切削自激振動的能力 金屬切削加工時 雖然沒有外界動態(tài)干擾力的作用 但由于機床 工件 刀具彈 性系統(tǒng)振動對切削過程的反饋作用 刀具與工件之間發(fā)生了周期性的強烈的相對振動 稱為切削自激振動 簡稱為顫振 顫振將使加工表面質量惡化 甚至使切削過程無法繼續(xù)下去 從而不得不降低切 削用量來避免之 所以機床的切削用量極限往往不是由機床的功率來決定 而是由加 工時發(fā)生顫振的條件來決定 機床切削時 從沒有顫振到顫振的產(chǎn)生之間存在著明顯的界限 這個界限即是穩(wěn) 定性的極限 或稱為機床穩(wěn)定性的條件 對現(xiàn)有機床的試驗表明 切削自振頻率往往 接近于主軸組件彎曲振動的低階固有頻率 即主軸組件是顫振的主振部分 它的低階 彎曲振動模態(tài)是決定機床抵抗切削自振能力的主要模態(tài) 因此 在單獨分析主軸組件 時 可以認為主軸前端在切削部位激振點動柔度 在主振方向 的最大負實部 反映 了主軸組件抵抗切削自振的能力 對于粗加工機床 切削寬度大 切削自振的可能性大 但加工表面質量要求不高 可主要考慮不產(chǎn)生顫振的條件 對于精密機床 切削用量小 切削自振的可能性小 但允許的振幅小 可主要考慮抵抗受迫振動的能力 對于高速機床 因為激振力的頻 率和幅值均隨著轉速提高而劇增 受迫振動和自激振動都比較突出 因此 在設計和 評價高速機床時 自激和受迫振動均應考慮 2 1 4 溫升和熱變形 四川理工學院畢業(yè)設計 5 主軸組件工作時因各種相對運動處的摩擦和攪油等而發(fā)熱 產(chǎn)生了溫升 溫升使 主軸組件的形狀和位置發(fā)生畸變 稱為熱變形 熱變形應以主軸組件運轉一定時間后 各部分位置的變化來度量 主軸組件溫升和熱變形 使機床各部件間相對位置精度遭到破壞 影響工件加工 精度 高精度機床尤為嚴重 熱變形造成主軸彎曲 使傳動齒輪和軸承的工作狀態(tài)變 壞 熱變形還使主軸和軸承 軸承與支承座之間已調整好的間隙和配合發(fā)生變化 影 響軸承正常工作 間隙過小將加速齒輪和軸承等零件的磨損 嚴重時甚至會發(fā)生軸承 抱軸現(xiàn)象 影響主軸組件溫升 熱變形的主要因素有 軸承的類型和布置方式 軸承間隙及 預緊力的大小 潤滑方式和散熱條件等 目前 對各種類型機床連續(xù)運轉下的允許溫升都有一定的規(guī)定 2 1 5 耐磨性 主軸組件的耐磨性是指長期保持其原始精度的能力 即精度的保持性 因此 主 軸組件各個滑動表面 包括主軸端部定位面 錐孔 與滑動軸承配合的軸頸表面 移 動式主軸套筒外圓表面等 都必須具有很高的硬度 以保證其耐磨性 為了提高主軸組件的耐磨性 應該正確地選用主軸和滑動軸承的材料及熱處理方 法 潤滑方式 合理調整軸承間隙 良好的潤滑和可靠的密封 2 1 6 其他 主軸組件除應保證上述基本要求外 還應滿足下列要求 1 主軸的定位可靠 主軸在切削力和傳動力的作用下 應有可靠的徑向和軸向 定位 使主軸在工作時受到的切削力和傳動力通過軸承可靠地傳至箱體等基礎零件上 2 主軸前端結構應保證工件或刀具裝卡可靠 并有足夠的定位精度 3 結構工藝好 在保證好用的基礎上 盡可能地做到好造 好裝 好拆及好修 并盡可能降低主軸組件的成本 2 2 主軸組件的布局 主軸組件的設計 必須保證滿足上述的基本要求 從而從全局出發(fā) 考慮主軸組 件的布局 機床主軸有前 后兩個支承和前 中 后三個支承兩種 以前者較多見 兩支承 主軸軸承的配置型式 包括主軸軸承的選型 組合以及布置 主要根據(jù)對所設計主軸 2 1 主軸的基本要求 6 組件在轉速 承載能力 剛度以及精度等方面的要求 并考慮軸承的供應 經(jīng)濟性等 具體情 四川理工學院畢業(yè)設計 7 況 加以確定 在選擇時 具體有以下要求 2 2 1 適應剛度和承載能力的要求 主軸軸承選型應滿足所要求的剛度和承載能力 徑向載荷較大時 可選用滾子軸 承 較小時 可選用球軸承 雙列滾動軸承的徑向剛度和承載能力 比單列的大 同 一支承中采用多個軸承的支承剛度和承載能力 比采用單個軸承的大 一般來說 前 支承的剛度 應比后支承的大 因為前支承剛度對主軸組件剛度的影響要比后支承的 大 表 2 1 所示為滾動軸承和滑動軸承的比較 表 2 1 滾動軸承和滑動軸承的比較 滑 動 軸 承基本要求 滾動軸承 動壓軸承 靜壓軸承 旋轉精度 精度一般或較差 可 在無隙或預加載荷下 工作 精度也可以很 高 但制造困難 單油楔軸承一般 多 油楔軸承較高 可以很高 剛 度 僅與軸承型號有關 與轉速 載荷無關 預緊后可提高一些 隨轉速和載荷升高而 增大 與節(jié)流形式有關 與 載荷轉速無關 承載能力 一般為恒定值 高速 時受材料疲勞強度限 制 隨轉速增加而增加 高速時受溫升限制 與油腔相對壓差有關 不計動壓效應時與速 度無關 抗振性能 不好 阻尼系數(shù) D 0 029 較好 阻尼系數(shù) D 0 055 很好 阻尼系數(shù) D 0 4 速度性能 高速受疲勞強度和離 心力限制 低中速性 能較好 中高速性能較好 低 速時形不成油漠 無 承載能力 適應于各種轉速 摩擦功耗 一般較小 潤滑調整 不當時則較大 f 0 002 0 008 較小 f 0 001 0 008 本身功耗小 但有相 當大的泵功耗 f 0 0005 0 001 噪 聲 較大 無噪聲 本身無噪聲 泵有噪 聲 壽 命 受疲勞強度限制 在不頻繁啟動時 壽 命較長 本身壽命無限 但供 油系統(tǒng)的壽命有限 2 2 主軸組件的布局 8 2 2 2 適應轉速要求 由于結構和制造方面的原因 不同型號和規(guī)格的軸承所允許的最高轉速是不同的 軸承的規(guī)格越大 精度等級越低 允許的最高轉速越低 在承受徑向載荷的軸承當中 圓柱滾子軸承的極限轉速 比圓錐滾子軸承的高 在承受軸向載荷的軸承當中 向心 推力軸承的極限轉速最高 推力球軸承的次之 圓錐滾子軸承的最低 但承載能力與 上述次序相反 因此 應綜合考慮轉速和承載能力兩方面要求來選擇軸承型式 例如 當軸向載荷較大 而轉速不高時 可采用推力球軸承 反之 當轉速較高 而軸向載荷不大時 可采用角接觸球軸承 如果轉速較高 軸向載荷又較大 則可采 用雙列推力向心球軸承 如果徑向和軸向載荷都較小 而轉速較高 則可采用向心推 力球軸承 2 2 3 適應精度的要求 起止推作用的軸承的布置有三種方式 前端定位 止推軸承集中布置在前支承 后端定位 集中布置在后支承 兩端定位 分別布置在前 后支承 采用前端定位時 主軸受熱變形向后延伸 不影響軸向定位精度 但前支承結構 復雜 調整軸承間隙較不便 前支承處發(fā)熱量較大 后端定位的特點與前述的相反 兩端定位時 主軸受熱伸長后 軸承軸向間隙的改變較大 若止推軸承布置在徑向軸 承內側 主軸可能因熱膨脹而彎曲 2 2 4 適應結構的要求 當要求主軸組件在性能上有較高的剛度和一定的承載能力 而在結構上徑向尺寸 要緊湊時 則可在一個支承 尤其是前支承 中配置兩個或兩個以上的軸承 對于軸間距很小的多主軸機床 由于結構限制 宜采用滾針軸承來承受徑向載荷 用推力球軸承來承受軸向載荷 并使兩軸承錯開排列 2 2 5 適應經(jīng)濟性要求 確定主軸軸承配置型式 除應考慮滿足性能和結構方面要求外 還應作經(jīng)濟性分 析 使經(jīng)濟效果好 例如 在能夠滿足要求的情況下 一般采用已經(jīng)標準化 系列化 且大批量生產(chǎn)的滾動軸承較為經(jīng)濟 但對于一些大型 重型機床的主軸組件 當沒有 標準的大型號滾動軸承時 可采用動壓軸承或靜壓軸承 在中速和大載荷情況下 采用圓錐滾子軸承要比采用向心軸承和推力軸承組合的 配 四川理工學院畢業(yè)設計 9 置型式成本低 因為前者節(jié)省了兩個軸承 而且箱體工藝性較好 綜合考慮以上因素 本設計的主軸采用前 后支承的兩支承主軸 前支承采用雙 列向心短圓柱滾子軸承和推力球軸承的組合 D 級精度 后支承采用圓柱滾子軸承 E 級精度 其中前支承的雙列圓柱滾子軸承 滾子直徑小 數(shù)量多 50 60 個 具有較 高的剛度 兩列滾子交錯布置 減少了剛度的變化量 外圈無擋邊 加工方便 軸承 內孔為錐孔 錐度為 1 12 軸向移動內圈使之徑向變形 調整徑向間隙和預緊 黃銅 實體保持架 利于軸承散熱 前支承的總體特點是 主軸靜剛度好 回轉精度高 溫 升小 徑向間隙可以調整 易保持主軸精度 但由于前支承結構比較復雜 前 后支 承的溫升不同 熱變形較大 此外 裝配 調整比較麻煩 2 3 主軸結構的初步擬定 主軸的結構主要決定于主軸上所安裝的刀具 夾具 傳動件 軸承和密封裝置等 的類型 數(shù)目 位置和安裝定位的方法 同時還要考慮主軸加工和裝配的工藝性 一 般在機床主軸上裝有較多的零件 為了滿足剛度要求和能得到足夠的止推面以及便于 裝配 常把主軸設計成階梯軸 即軸徑從前軸頸起向后依次遞減 主軸是空心的或者 是實心的 主要取決于機床的類型 此次設計的主軸 也設計成階梯形 同時 在滿 足剛度要求的前提下 設計成空心軸 以便通過刀具拉桿 主軸端部系指主軸前端 它的形狀決定于機床的類型 安裝夾具或刀具的形式 并應保證夾具或刀具安裝可靠 定位準確 裝卸方便和能傳遞一定的扭矩 查 金屬切削機床設計 第 135 頁中通用機床主軸端部的形狀圖 選短圓錐法蘭 盤式主軸端部結構形式 其特點是 主軸端面上有四個螺孔 用來固定和傳遞扭矩給 刀具 主軸是空心的 前端有錐度為 7 24 的錐孔 結構如下所示 圖 2 3 短圓錐法蘭盤式主軸端部結構 2 3 主軸結構的初步擬定 10 2 4 主軸的材料與熱處理 主軸材料主要根據(jù)剛度 載荷特點 耐磨性和熱處理變形大小等因素選擇 主軸的剛度與材料的彈性模量 E 值有關 鋼的 E 值較大 2 1 10 N cm 左右 72 所以 主軸材料首先考慮用鋼料 鋼的彈性模量 E 的數(shù)值和鋼的種類和熱處理方式無 關 即不論是普通鋼或合金鋼 其彈性模量 E 基本相同 因此在選擇鋼料時應首先選 用價格便宜的中碳鋼 如 45 鋼 只有在載荷特別重和有較大的沖擊時 或者精密機 床主軸需要減少熱處理后的變形時 或者軸向移動的主軸需要保證其耐磨性時 才考 慮選用合金鋼 當主軸軸承采用滾動軸承時 軸頸可不淬硬 但為了提高接觸剛度 防止敲碰損 傷軸頸的配合表面 不少 45 鋼主軸軸頸仍進行高頻淬火 HRC48 54 有關 45 鋼主 軸熱處理情況如下表 2 2 所列 表 2 2 使用滾動軸承的 45 鋼主軸熱處理等參數(shù) 材 料 牌 號 工 作 條 件 使 用 機 床 常 用 代 用 熱 處 理 硬 度 輕中負載 車 鉆 銑 磨床主軸 45 50 調質 HB220 250 輕中負載局部要 求高硬度 磨床的砂輪軸 45 50 高頻淬火 HRC52 58 輕中負載 PV 400 N m cm s 2 車 鉆 銑 磨床的主軸 45 50 淬火回火高頻 淬火 HRC42 50 HRC52 58 此次設計的機床主軸 考慮到主軸材料的選擇原則 選用價格便宜的中碳鋼 45 鋼 查表 2 2 中 因工作中承受輕 中負荷 且要求局部高硬度 故熱處理采用高頻 淬火 HRC52 58 2 5 主軸的技術要求 主軸的精度直接影響到主軸組件的旋轉精度 主軸和軸承 齒輪等零件相連接處 的表面幾何形狀誤差和表面粗糙度 關系到接觸剛度 零件接觸表面形狀愈準確 表 面粗糙度愈低 則受力后的接觸變形愈小 亦即接觸剛度愈高 因此 對主軸設計必 須提出一定的技術要求 四川理工學院畢業(yè)設計 11 2 5 1 軸頸 2 6 主軸組件的計算 12 此次設計的主軸 應首先考慮軸頸 支承軸頸是主軸的工作基面 工藝基面和測 量基面 主軸工作時 以軸頸作為工作基面進行旋轉運動 加工主軸時 為了保證錐 孔中心和軸頸中心同軸 一般都以軸頸作為工藝基面來最后精磨錐孔 在檢查主軸精 度時 以軸頸作為測量基面來檢查各部分的同軸度和垂直度 采用滾動軸承時 軸頸 的精度必須與軸承的精度相適應 軸頸的表面粗糙度和硬度 將影響其與滾動軸承的 配合質量 對于普通精度級機床的主軸 其支承軸頸的尺寸精度為 IT5 軸頸的幾何形狀允差 圓度 圓柱度等 通常應小于直徑公差的 1 4 1 2 2 5 2 內錐孔 內錐孔是安裝刀具或頂尖的定位基面 在檢驗機床精度時 它是代表主軸中心線 的基準 用來檢查主軸與其他部件的相互位置精度 如主軸與導軌的平行度等 由于 刀具和頂尖要經(jīng)常裝拆 故內錐孔必須耐磨 錐孔與軸承軸頸的同軸度 一般以錐孔端部及其相距 100 300 毫米處對軸頸的徑 向跳動表示 其形狀誤差用標準檢驗錐著色檢查的接觸面積大小來檢驗 此乃綜合指 標 還要求一定的表面粗糙度和硬度等 2 6 主軸組件的計算 主軸組件的結構參數(shù)主要包括 主軸的平均直徑 D 初選時常用主軸前軸頸的直徑 D 來表示 主軸內孔直徑 d 主軸前端部的懸伸量 a 以及主軸支承跨距 L 等 一般1 步驟是 首先根據(jù)機床主電機功率或機床的主參數(shù)來選取 D 在滿足主軸本身剛度的1 前提下 按照工藝要求來確定 d 根據(jù)主軸前端部結構形狀和前支承的結構型式來確定 a 最后根據(jù) D a 和主軸前支承的支承剛度來確定 L 主軸軸承的配置型式 對主要結構參數(shù)的確定很有關系 故在設計過程中常需交 叉進行 最終以主軸組件剛度等性能來衡量其設計的合理性 2 6 1 主軸直徑的選擇 主軸直徑對主軸組件剛度的影響很大 直徑越大 主軸本身的變形和軸承變形引 起的主軸前端位移越小 即主軸組件的剛度越高 但主軸前端軸頸直徑 D 越大 與之相配的軸承等零件的尺寸越大 要達到相同的1 公差則制造越困難 重量也增加 同時 加大直徑還受到軸承所允許的極限轉速的限 制 甚至為機床結構所不允許 四川理工學院畢業(yè)設計 13 通常 主軸前軸頸直徑 D 可根據(jù)傳遞功率 并參考現(xiàn)有同類機床的主軸軸頸尺寸1 確定 查 金屬切削機床設計 第 157 頁表 5 12 中 幾種常見的通用機床鋼質主軸前 軸頸的直徑 D 可供參考 如下表 2 3 所示 1 已知主電機功率 P 4KW 機床類型是銑床 查上表中對應項 初取 D 80 E 1 主軸后軸頸直徑 D 和前軸頸直徑 D 的關系 可根據(jù)下列經(jīng)驗公式來定 21 D 0 7 0 85 D21 因此 有 D 0 7 0 85 D 0 7 0 85 80 56 68 取 D 65 21 2 表 2 3 主軸前軸頸直徑 D 的選擇1 機 床 功 率 千瓦 機床 1 47 2 5 2 6 3 6 3 7 5 5 5 6 7 3 7 4 11 11 14 7 車床 60 80 70 90 70 105 95 130 110 145 140 165 銑床 50 90 60 90 60 95 75 100 90 105 100 115 外圓磨床 50 90 55 70 70 80 75 90 75 100 2 6 2 主軸前后支承軸承的選擇 2 6 2 1 主軸前支承軸承的選擇 根據(jù)前述關于軸承的選擇原則 查 金屬切削機床設計簡明手冊 第 375 頁 選 取主軸前支承的雙列向心短圓柱滾子軸承型號為 3182116 其中 d 80 D 125 B 34 D 91 D 117 D 117 r 1 具體結構參數(shù)如圖 2 4 所示 123 圖 2 4 雙列向心短圓柱滾子軸承 GB285 87 結構參數(shù)及安裝尺寸 再查 金屬切削機床設計簡明手冊 第 365 頁 選取主軸前支承的推力球軸軸承 2 6 主軸組件的計算 14 型號為 8215 其中 d 75 d 75 2 D 110 H 27 D 86 D 99 r 1 具體結構1 12g 參數(shù)如圖 2 5 所示 2 6 2 2 主軸后支承軸承的選擇 查 金屬切削機床設計簡明手冊 第 368 頁 選取主軸后支承的圓柱滾子軸承型 號為 2213 其中 d 65 D 120 B 23 D 77 D 110 r 1 5 具體結構參數(shù)如圖12g 2 6 所示 2 6 3 主軸內孔直徑 該組合機床用于銑削加工 其主軸需有一通過銑刀拉桿的孔 該主軸內孔直徑應 取在一定范圍內 才不致影響主軸剛度 一般 主軸內孔直徑受到主軸后軸頸的直徑 所限制 圖 2 5 推力球軸承 GB301 84 結構參數(shù)及安裝尺寸 圖 2 6 圓柱滾子軸承 GB283 87 結構參數(shù)及安裝尺寸 由材料力學可知 剛度 K 正比于截面慣性矩 I 它與直徑之間有下列關系 1 1 實空 實空I64 Dd d4 四川理工學院畢業(yè)設計 15 根據(jù)此式可得 當 0 3 時 空心與實心截面主軸的剛度很接近 當 0 5 時 空心主軸的剛度為實心主軸剛度的 90 對剛度影響不大 0 7 時 則主軸剛度急 劇下降 故一般應使 0 7 即 d 0 7D 由以上分析可得 d 0 7 D 0 7 65 45 52 考慮到此組合機床主軸為銑削主軸 銑刀拉桿的直徑比較小 故可將 取小些 即取 0 5 即 d2 5 根據(jù)上表所列 所設計的組合機床屬于 型 所以取 a D 為 1 25 2 5 即 1 a 1 25 2 5 D 1 25 2 5 80 100 2001 2 6 主軸組件的計算 16 初取 a 120 四川理工學院畢業(yè)設計 17 2 6 5 主軸支承跨距 主軸支承跨距 L 是指主軸前 后支承支承反力作用點之間的距離 合理確定主軸支承跨距 可提高主軸部件的靜剛度 可以證明 支承跨距越小 主軸自身的剛度越大 彎曲變形越小 但支承的變形引起的主軸前端的位移量將增大 支承跨距大 支承的變形引起的主軸前端的位移量較小 但主軸本身的彎曲變形將增 大 可見 支承跨距過大或過小都會降低主軸部件的剛度 有關資料對合理跨距選擇的推薦值可作參考 1 L 4 5 D 合 理 1 2 L 3 5 a 用于懸伸長度較小時 合 理 3 L 1 2 a 用于懸伸長度較大時 合 理 根據(jù)此次設計的組合機床剛性主軸的懸伸量較大 取 L 2 5a 為宜 即此次設合 理 計的主軸兩支承的合理跨距 L 2 5a 2 5 120 300合 理 初取 L 280 2 7 主軸結構圖 根據(jù)以上的分析計算 可初步得出主軸的結構如圖 2 7 所示 錐 度 7 24圖 2 7主 軸 結 構 圖 2 8 主軸組件的驗算 2 7 主軸結構圖 18 主軸在工作中的受力情況嚴重 而允許的變形則很微小 決定主軸尺寸的基本因 素是所允許的變形的大小 因此主軸的計算主要是剛度的驗算 與一般軸著重于強度 的情況不一樣 通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度的要求 剛度乃是載荷與彈性變形的比值 當載荷一定時 剛度與彈性變形成反比 因此 算出彈性變形量后 很容易得到靜剛度 主軸組件的彈性變形計算包括 主軸端部撓 度和主軸傾角的計算 2 8 1 主軸端部撓度 主軸端部撓度直接影響加工精度和表面粗糙度 因此必須加以限制 一般計算主 軸端部最大撓度 max 2 8 1 1 支承的簡化 對于兩支承主軸 若每個支承中僅有一個單列或雙列滾動軸承 或者有兩個單列 球軸承 則可將主軸組件簡化為簡支梁 如下圖 2 8 所示 若前支承有兩個以上滾動 軸承 圖 2 8 主軸組件簡化為簡支梁 可認為主軸在前支承處無彎曲變形 可簡化為固定端梁 如下圖 2 9 所示 圖 2 9 主軸組件簡化為固定端梁 此次設計的主軸 前支承選用了一個雙列向心短圓柱滾子軸承和兩個推力球軸承 作為支承 即可認為主軸在前支承處無彎曲變形 可簡化為上圖 2 9 所示 四川理工學院畢業(yè)設計 19 2 8 1 2 主軸的撓度 查 材料力學 I 第 188 頁的表 6 1 對圖 2 9 作更進一步的分析 如下圖 2 10 所示 根據(jù)圖 2 10 可得此時的最大撓度 maxB EIFl3 其中 F 主軸前端受力 此處 F F 1213 1NZ l A B 之間的距離 此處 l a 12cm 圖 2 10 固定端梁在載荷作用下的變形 E 主軸材料的彈性模量 45 鋼的 E 2 1 10 N cm72 I 主軸截面的平均慣性矩 當主軸平均直徑為 D 內孔直徑為 d 時 I 此處 D 13364 dD 218 故可計算出 主軸端部的最大撓度 1 87 10 mmmaxB 4 2 8 1 3 主軸傾角 主軸上安裝主軸和安裝傳動齒輪處的傾角 稱為主軸的傾角 此次設計的主軸主 要考慮主軸前支承處的傾角 若安裝軸承處的傾角太大 會破壞軸承的正常工作 縮 短軸承的使用壽命 根據(jù)圖 2 10 可得此時的最大傾角 B EIFl2 其中 2 8 主軸組件的驗算 20 F 主軸前端受力 此處 F F 1213 1NZ l A B 之間的距離 此處 l a 12cm E 主軸材料的彈性模量 45 鋼的 E 2 1 10 N cm72 I 主軸截面的平均慣性矩 當主軸平均直徑為 D 內孔直徑為 d 時 I 此處 D 13364 dD 218 故可計算出 主軸傾角為 2 3 10 radB 6 查 組合機床設計 第一冊中機械部分的第 670 頁 可知 當 x 0 0002L mm最 大 0 001 rad最 大 時 剛性主軸的剛度滿足要求 此處的 x 即為最大撓度和最大傾角 L 為主軸支承跨距 最 大 最 大 將已知數(shù)據(jù) 和 代入 即可得 maxB 初步設計的主軸滿足剛度要求 2 9 主軸組件的潤滑和密封 2 9 1 主軸軸承的潤滑 潤滑的作用是降低摩擦 減小溫升 并與密封裝置在一起 保護軸承不受外物的 磨損和防止腐蝕 潤滑劑和潤滑方式?jīng)Q定于軸承的類型 速度和工作負荷 如果選擇 得合適 可以降低軸承的工作溫度和延長使用期限 滾動軸承可以用潤滑油或潤滑脂來潤滑 試驗證明 在速度較低時 用潤滑脂比 用潤滑油溫升低 所以 此次設計的主軸支承均采用潤滑脂 同時 主軸是裝在主軸 套筒內的 為防止使用潤滑油時泄漏 也應采用潤滑脂潤滑 加潤滑脂時 應該注意潤滑脂的充填量不能過多 不能把軸承的空間填滿 否則 會引起過高的發(fā)熱 并使?jié)櫥刍鞒龆鴲夯瘽櫥Ч?2 9 2 主軸組件的密封 密封對主軸組件的工作性能與潤滑影響也較大 機床主軸密封不好 將使?jié)櫥瑒?外流 造成浪費 加速零件的磨損 還會嚴重地影響到工作環(huán)境及機床的外觀 四川理工學院畢業(yè)設計 21 2 9 2 1 主軸組件密封裝置的功用 密封裝置的功用是 防止?jié)櫥瑒闹鬏S組件及傳動部件中泄漏 從而避免浪費 保護工作環(huán)境 防止冷卻液及雜物 如灰塵 臟物 水氣和切屑等 從外面進入部件 內 以減少機床零件的腐蝕及磨損 延長其使用壽命 2 9 2 2 對主軸組件密封裝置的要求 對主軸組件密封裝置的要求是 在一定的壓力 溫度范圍內具有良好的密封性能 由密封裝置所形成的摩擦力應盡量小 摩擦系數(shù)應盡量穩(wěn)定 耐腐蝕 磨損小 工作 壽命長 磨損后 在一定程度上能自動補償 結構簡單 裝卸方便 對具體的主軸組 件及傳動部件 應根據(jù)實際情況選擇有效而又經(jīng)濟密封裝置 2 9 2 3 主軸組件密封裝置的類型 主軸組件密封裝置的類型 主要有以下幾種 具有彈性元件的接觸式密封裝置 皮碗 油封 式密封裝置 具有金屬和石墨元件的接觸式密封裝置 擋油圈式和螺旋 溝式密封裝置 圈形間隙式 油溝式和迷宮式密封裝置 立式主軸的密封裝置等 2 9 2 4 主軸組件密封裝置的選擇 選用密封裝置時 應考慮到主軸組件的下列具體工作條件 密封處主軸頸的線速 度 所用潤滑劑的種類及其物理化學性質 主軸組件的工作溫度 周圍介質的情況 主軸組件的結構特點 密封裝置的主要用途等 綜合考慮上述因素 主軸前支承處 為了更好地防止外界的灰塵屑末等雜物進入 故考慮選用迷宮式密封 形成一條長而曲曲折折的通道 徑向尺寸不超過 0 3mm 中填 潤滑脂 軸向尺寸不超過 1 5mm 查 機械設計課程設計手冊 第 87 頁表 7 17 可得此次選用的迷宮式密封裝置的 結構參數(shù)如下圖 2 11 所示 圖 2 11 迷宮式密封裝置的結構參數(shù) 其中 d 80 D 130 e 1 2 9 主軸組件的潤滑和密封 22 2 10 主軸組件中相關部件 2 10 1 軸肩擋圈 前支承雙列向心短圓柱滾子軸承和推力球軸承之間所用的擋圈 可查 機械設計 課程設計手冊 第 56 頁表 5 1 可得此次選用的擋圈的結構參數(shù)如下圖 2 12 所示 圖 2 12 軸肩擋圈的結構參數(shù) 其中 D 95 d 80 H 6 2 10 2 擋圈 兩推力球之間用的擋圈為非標準件 徑向尺寸依主軸套筒尺寸而定 軸向尺寸可 初取為 6mm 2 10 3 圓螺母 鎖緊靠主軸后支承一邊的推力球軸承以及鎖緊兩推力球軸承內的套筒 分別采用 兩個圓螺母 為了增加可靠性 再加一止動螺釘 圓螺母具體的參數(shù)可查 機械設計 課程設計手冊 第 60 頁表 5 6 結構如下圖 2 13 所示 圖 2 13 圓螺母 GB812 88 htdkD1mC 4503 2 四川理工學院畢業(yè)設計 23 其中 鎖緊靠主軸后支承一邊的推力球軸承用的圓螺母 D p M80 2 d 115 d 103 m 15 h 10 36 h 10 t 4 75 t K1maxminaxmin 4 C 1 5 C 11 鎖緊兩推力球軸承內的套筒用的圓螺母 D p M72 2 d 105 d 93 m 15 h 10 36 h 10 t 4 75 t 4K1maxminaxmin C 1 5 C 11 2 10 4 套筒 兩推力球軸承之間用的套筒 根據(jù)以上計算 可知 軸向尺寸取為 92 徑向厚度 取為 2 5mm 一端加工出長為 26 的外螺紋 M80 1 5 一端用一緊定螺釘鎖緊在主軸上 套筒結構如圖 2 14 所示 緊定螺釘?shù)慕Y構參數(shù)可查 機械設計課程設計手冊 第 43 頁表 3 17 如圖 2 15 所示 主軸上的小孔的結構參數(shù)可查 機械設計課程設計手冊 第 61 頁表 5 8 如圖 2 16 所示 其中 緊定螺釘?shù)膮?shù)有 M8 1 25 l 10 d 5 5 n 1 2 t 2p 圖 2 14 兩推力球軸承內用套筒結構參數(shù) 軸上固定螺釘用的孔的參數(shù)有 d 6 c 5 h 511 2 10 主軸組件中相關部件 24 圖 2 15 開槽平端緊定螺釘 圖 2 16 軸上固定螺釘用的孔 2 10 5 前 后支承的軸承蓋 為了保證軸承的正常運轉 防止外界雜物進入影響軸承的使用壽命 前 后軸承 應安裝上軸承蓋 并將其固定在套筒上 與主軸配合處采用間隙配合 初步設計如下 圖 2 17 2 18 所示 圖 2 17 前支承用軸承蓋 其中 四川理工學院畢業(yè)設計 25 d 124 D 153 圖 2 18 后支承用軸承蓋 其中 d 64 D 153 a 5 b 55 2 10 6 主軸用套筒及其鎖緊部分 根據(jù)前面的計算和設計 可以直接得到主軸用套筒的結構及參數(shù)如圖 2 19 所示 套筒的鎖緊部分采用彈性套 當調節(jié)螺栓時 彈性套就會隨之變形 從而鎖緊或 松開套筒 主軸需要軸向移動 調節(jié) 時 便松開螺栓 彈性套也隨之松開套筒 調 節(jié)完主軸軸向位置后 應擰緊螺栓以鎖緊主軸 同時 彈性套和螺栓固定在主軸組件的箱體上 彈性套的結構及其參數(shù)如下圖 2 20 所示 鎖緊螺栓的結構及其參數(shù)可查 簡明機械設計手冊 第 102 頁表 6 9 取 M24 螺栓 圖 2 19 主軸用套筒的結構及參數(shù) 2 10 主軸組件中相關部件 26 結構如下圖 2 21 所示 參數(shù)有 l 100 b 54 c 0 2 d 26 4