数控车床电主轴设计.pdf

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1、毕 业 设 计 说 明 书 I 摘 要 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 毕 业 设 计 说 明 书 II Abstract This paper describes the history,status and trends of lathe electrical spindle de

2、velopment,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 an

3、d 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 毕 业 设 计 说 明 书 I

4、II 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

5、.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 毕 业 设 计 说 明 书 IV 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 毕 业 设 计 说 明 书 1 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

6、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

7、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 1.2.1 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

8、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毕 业 设 计 说 明 书 2 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

9、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；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

10、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 0.02300N 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

11、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 数控车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

12、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，在保证电主轴毕 业 设 计 说 明 书 3 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

13、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

14、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

15、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，过去主要使用刚毕 业 设 计 说 明 书 4 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

16、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。毕 业 设 计 说 明 书 5 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

17、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

18、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；毕 业 设 计 说 明 书 6（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

19、能和加工精度，因此要求电主轴的热态性能稳定2。毕 业 设 计 说 明 书 7 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

20、夹爪；中间有刀具拉杆、刀具夹紧弹簧。3.2 同步带的选择 3.2.1 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：(1)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%；毕 业 设 计 说 明 书 8(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。3.2.2 同步带计算 一台额定功率为 1

21、2.5kw，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。(1)求设计功率 Pd Pd=K0Pm=1.612.5=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）35 810 1624 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(2)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

22、转速 n1=n2i0=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)毕 业 设 计 说 明 书 9 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=n1n2=3.1 Z2=62,取标准带轮齿数 Z2=60(4)确定带轮节圆直径：d1=PbZ1=80.892mm d2=PbZ2=242.675mm(5)确定同步带的节线长度 Lp Lp=2acos+(d2+d1)2+(d2-d1)180 （3-2）式中：=a

23、dd212sin1=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=LpPb=1524.00/12.70=120(7)传动中心距 a 的计算 a=Pb(Z2-Z1)2cos （3-3）式中：inV=Z1-ZzzZZb=3.1416 inV=tg-用逐步逼近法计算，=13518(弧度)代入上式:a=Pb(Z2-Z1)2cos=373.53mm 毕 业 设 计 说 明 书 10 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b(mm)拉力 T （N）质量（K

24、g/m）带宽 b（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

25、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 9001200 以下 12 10 12 16 24 24 12001800 以下 14 12 14 18 26 26 18003600 以下 16 12 16 20 30 36004800 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)v1000 (kw)（3-4）式中：Ta许用工作拉力，查表 3.2 得 Ta=2100.8

26、5 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=21013PbZ=6.35(m/s)（3-5）毕 业 设 计 说 明 书 11 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=21ZaPbZ221（Z2

27、-Z1）=8.626 (c).确定实际所需带宽 b PPoKzKw （3-6）式中：P带所能传递功率 kw Kz啮合系数，因 Zm6 故 Kz=1 Kw14.1)(bb查表 3.2，H 型带 b02.67=mm 将 P 式代入 PPd 则 bb=26.65mm 14.1/1)(OZdPKP 取标准带宽 38.1mm 见表 3.2(9)验算 1000)(2vbmvbTKKPaWZ=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。其中以旋毕 业 设 计 说 明 书 12 转编

28、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 2b126.5mm，转子内孔直径 2a85.5mm，转子的轴向长

29、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=ba=06325.004275.0=0.6759 （3-7）Ci=ac=04275.0023.0=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

30、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=232222)1)(23)(1(ECeaCiCevvw=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=EBaMtvKc)1(2(2211CeCe+2211CiCi)=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 毕 业 设 计 说 明 书

31、13 量 min 为：图 3.3 电主轴的结构 mindminsmin0.02295（mm）（3-11）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(0.02295 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：pmax=aCeCiCiCeE)1)(v-2(1)1)(1(222max22=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 (

32、N/mm2)（3-13）remax(r=a)=22max1)1(CiCeP=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)=2max12CiP=-263.4 (N/mm2)（3-16）毕 业 设 计 说 明 书 14 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

33、)电机转子衬套材料的许用应力为 287 Nmm，r3，使用安全。图 3.4 主轴与转子过盈配合的应力分布 3.5 轴承的选择 3.5.1 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

34、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毕 业 设 计 说 明 书 15 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

35、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 3.5.2 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 毕 业 设 计 说 明 书 16（2）弹性模量大、硬度高。与钢质球轴承相比，相同负荷下陶瓷

36、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

37、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。3.6.1 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。3.6.2 冷却系统的冷却路线 车床电主轴主要是通过在主轴壳

38、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，毕 业 设 计 说 明 书 17 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 3.7 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。3.6.3 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

39、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)1(PPf，则产生的热流量为：）（110001P 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，）（12Sd 式中：d箱体的表面传热系数，可取d=（8.1517.45）W/(m2 C)，当毕 业 设 计 说 明 书 18 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

40、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：SPttdao)1(1000 （3-16）为了保持正常工作温度所需要的散热面积 S，当80otC，而总效率，估取=0.7，P=12.5KW，所以 262106.256.25m)()1(1000mmttPSaod 因此只要散热面积 S 大于26106.25mm，主轴的在工作条件下的油温to就能保证在80C 一下，再看本人设计的冷却系统的散热面积S:RLrLS22 式中：r冷却管

41、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6108.75.47413514.325.47412714.3222RLrLS 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。3.7.1 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。3.7.2 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，主轴毕 业 设 计 说 明 书

42、 19 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。3.7.3 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 3.8。3.7.4 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。3.7.5 主轴的材料和

43、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。3.7.6 主轴所受外力的计算（1）车削力的计算 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

44、直的分力 Fc，Fp，Ff，如图 3.10 所示。3.8 主轴结构 毕 业 设 计 说 明 书 20 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，s=-10，r=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=FCnCyXpFCKVfaCFCFCFC81.9 背向力 Fp Fp=FPnCyXpFPKVfaCFOFOFO81.9 进给力 Ff Ff=Ff

45、nCyXpFfKVfaCFfFfFf81.9 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 CFc xFc yFc nFc CFp xFp yFp nFp CFf xFf yFf nFf 结构钢和硬外圆纵车、270 1.0 0.75-0.15 199 0.9 0.6-0.3 294 1.0 0.5-0.1 毕 业 设 计 说 明 书 21 铸钢b=0.637GPa 质合金 横车及镗孔 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

46、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=FCnCyXpFCKVfaCFCFCFC （3-17）

47、=9.81FCnCyXpKVfaFCFCFC Fp=FPnCyXpFPKVfaCFOFOFO （3-18）=9.81FPnCyXpKVfaFOFOFO Ff=FfnCyXpFfKVfaCFfFfFf （3-19）=9.81FfnCyXpKVfaFfFfFf 所以得：FCCKF16.076.01003.0427081.9 FPPKF5.06.09.01003.0419981.9 FffKF4.06.01003.0429481.9 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毕 业 设 计 说 明 书 22 得：KFc=07537 KFp=0.5509 K

48、Ff=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 nFbmFK673.0 nFmFHRSK190 nFmFHBSK150 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 b0.588Gpa b0.588Gpa 0.75 0.35 0.75 1.35 2.0 1.0 1.5 0.75 灰铸铁

49、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=）21(FFKF （N）（3-20）图 3-11 同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力 式中 KF-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)毕 业 设 计 说 明 书 23 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，

50、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=VPKKAF1500=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=BrR)(22(B是转子和主轴的有效接触长度)，V=BrR)(22=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；2.09550