加工中心主軸傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設計畢業(yè)設計

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1、 畢業(yè)設計 設計題目名稱:加工中心主軸傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設計 學 生 姓 名:楊朋朋 專業(yè)名稱： 機械設計與制造 班 級： 機設09-2 學 制: 三年制 學 號： 0950323227 學歷層次： 大專 指導老師： 評 閱 人： 論文（設計）提交日期： 2012年 月 日 論文（設計）答辯日期： 2012年 月 日 江

2、蘇 建 筑 職 業(yè) 技 術(shù) 學 院 二〇一二年六月 日 摘要 本設計主要介紹了數(shù)控加工中心主傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式，并以電主軸作為主傳動部件對其進行研究。主要設計了數(shù)控加工中心用電主軸的主軸結(jié)構(gòu)，套筒及支承部件磁懸浮軸承。解決了套筒與主軸的配合及支承部件的布置形式等關(guān)鍵技術(shù)問題。本設計采用了創(chuàng)新型設計方式：將主軸軸端的捕捉軸承置于內(nèi)側(cè)以增加主軸剛度；將蝶形彈簧拉刀機構(gòu)換成彈簧卡爪以增加可靠性；將切削液通道均布于軸端內(nèi)部以增強冷卻效果。 關(guān)鍵詞：數(shù)控加工中心；電主軸；套筒；磁懸浮軸

3、承 Abstract This paper introduces the design of CNC machining centers form the structure of the main drive system and electric drive components as the main axis of their research. The main design of the CNC machining center spindle of the spindle p

4、ower structure, sleeve bearings and bearing components of magnetic levitation. Solved with the spindle sleeve and bearing components with the layout of the form of the key technical problems. The design uses an innovative design approach: The main shaft bearing at the inside of the catch to increase

5、 the stiffness of the spindle; will broach Butterfly institutions spring into spring claw card in order to increase reliability; to cloth cutting fluid channel in the shaft end to enhance the cooling effect inside. Keywords: CNC machining center； electric spindle； sleeve；magnetic bearing

6、 目錄 1.確定主傳動系統(tǒng)設計方案，擬定傳動原理圖……………07 1.1直接馭動主軸傳動方案………………………………………00 1.2一級傳動方案…………………………………………………86 1.3多級傳動方案…………………………………………………65 1.4合理傳動方案的確定…………………………………………46 2.進行動力設計和運動設計 2.1 運動設計……………………………………………………87 2.1.1 傳動方案設計……………………………………………78 2.1.2轉(zhuǎn)速調(diào)速范圍……………………………………………68 2.1

7、.3變化組……………………………………………………57 2.1.4結(jié)構(gòu)式采用………………………………………………13 2.1.5繪制轉(zhuǎn)速圖………………………………………………23 2.1.6確定變速組齒輪齒數(shù)……………………………………45 2.1.7傳動系統(tǒng)圖………………………………………………55 2.1.8帶輪設計…………………………………………………34 2.1.9計算帶的力………………………………………………56 2.2 動力設計……………………………………………………34 2.2.1傳動件的計算轉(zhuǎn)速………………………………………45

8、 2.2.2計算各傳動軸的輸出功率………………………………12 2.2.3計算各傳動軸的扭矩……………………………………34 2.2.4軸徑設計及鍵的選取……………………………………67 2.2.6齒輪校核…………………………………………………56 2.2.5計算齒輪模數(shù)……………………………………………54 3.主軸和軸的結(jié)構(gòu)設計、精度設計和剛度設計……………22 3.1主要參數(shù)的確定………………………………………………99 3.1.1主軸前軸頸直徑的選取…………………………………00 3.1.2主軸內(nèi)孔直徑d的確定……………………………………8

9、9 3.1.3主軸前端懸伸量a的確定…………………………………90 3.1.4主軸主要支承間跨距L的確定……………………………56 3.2 主軸的構(gòu)造……………………………………………………24 3.3 軸上零件的定位………………………………………………99 3.4 主軸的校核……………………………………………………90 3.4.2主軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核………………………………………97 3.4.1主軸按扭轉(zhuǎn)強度校核………………………………………77 3.5 主軸的主軸組件的剛度驗算…………………………………66 3.6 求軸承剛度………………………………………………

10、…34 4.軸承選用與壽命計算…………………………………………23 4.1、滾動軸承的主要類型、性能與特點………………………12 4.1.1向心軸承……………………………………………………83 4.1.2推力軸承……………………………………………………55 4.1.3滾子動軸承…………………………………………………98 4.2 軸承的選取……………………………………………………67 4.3 壽命計算………………………………………………………78 4.3.1基本額定壽命和基本額定動載荷…………………………80 4.3.2滾動軸承疲勞

11、壽命計算的基本公式………………………57 5.主軸箱體結(jié)構(gòu)設計和精度設計………………………………35 5.1箱體基本知識…………………………………………………66 5.1.1箱體的主要功能……………………………………………79 5.1.2箱體的分類…………………………………………………44 5.2設計的主要問題和設計要求…………………………………54 5.2.1滿足強度和剛度要求………………………………………99 5.2.2散熱性能和熱變形問題……………………………………88 5.2.3結(jié)構(gòu)設計合理………………………………………………77 5.2.4工

12、藝性好……………………………………………………66 5.2.5造型好、質(zhì)量小……………………………………………66 5.3主軸箱體結(jié)構(gòu)設計……………………………………………87 6.拉刀裝置設計……………………………………………………99 6.1刀具自動夾緊機構(gòu)……………………………………………77 6.2 拉刀裝置的工作原理………………………………………55 7.繪制主傳動系統(tǒng)裝配圖和零件圖…………………………44 7.1主傳動系統(tǒng)裝配圖……………………………………………88 7.2主軸圖…………………………………………………………78 7.3傳動軸圖………………………

13、………………………………77 7.4帶輪圖…………………………………………………………44 7.5齒輪圖…………………………………………………………44 8、 結(jié)論…………………………………………………………22 指標 轉(zhuǎn)速/(r/min) 計算/額定轉(zhuǎn)速/(r/min) 輸出功率/kW 主 軸 5~4000 150 6.13 交流主電動機 0~4500 1500 7 一、確定主傳動系統(tǒng)設計方案，擬定傳動原理圖 1.1

14、, 直接馭動主軸傳動方案 這種傳動方式是八十年代未期發(fā)展起來的, 它是采用交流變頻寬調(diào)速VAC電機通過剛性連軸節(jié)與機床主軸聯(lián)接, 或采用內(nèi)裝或主軸電機(即將機床主軸裝在電機的定子內(nèi))來驅(qū)動主軸的一種傳動方式。這種傳動方既沒有齒輪變速裝置, 又沒有皮帶變速機構(gòu), 主要是由電機本身來完成變速和傳遞扭矩任務。其優(yōu)點是省去齒輪和皮帶傳動裝置, 明顯地降低了機床的振動, 噪聲和熱量的產(chǎn)生, 提高了機床主軸的工作熱穩(wěn)定性, 可實現(xiàn)高精度加工。直接馭動主軸的傳動方案見圖1 1.2，一級傳動方案 一級傳動時, 無齒輪變速箱, 只可能有齒輪或皮帶降速。這時也主要是由電機本身來

15、完成變速和傳遞扭矩的任務, 這種方案目前采用較少。見圖2 1.3,多級傳動方案 二級以上傳動方案為多級傳動方案。多級傳動時, 方案很多但各有千秋, 選擇時應根據(jù)具體實際情況而定。 但最多為四級, 四級以上沒有使用價值。一般采用齒輪兩檔變速機構(gòu)（二級傳動方案）, 可配合較為經(jīng)濟的額定轉(zhuǎn)速較大的無級調(diào)速電機, 既可獲得較高轉(zhuǎn)速, 又可較大地拓寬恒功率范圍, 提高低速扭矩, 適合于要求達到較高轉(zhuǎn)速且可進行較大切削量加工的場合。采用齒輪三檔變速機構(gòu)（三級傳動方案）, 配合較為經(jīng)濟的額定轉(zhuǎn)速較大的無級調(diào)速電機, 既可獲得較高轉(zhuǎn)速, 又可大大拓寬恒功率范圍,大大提高低速扭矩, 適合于

16、要求達到較高轉(zhuǎn)速且可進行大切削量加工的場合, 其機械性能幾乎與齒輪有級變速方式相同。但結(jié)構(gòu)復雜, 且由于采用齒輪多級傳動方式, 最高轉(zhuǎn)速受限更大。目前這種傳動方式很少采用。 多級傳動方案圖略 1.4， 合理傳動方案的確定 從以上介紹可知, 各種傳動方式各有優(yōu)缺點, 關(guān)鍵是根據(jù)不同的使用要求選擇不同的傳動方式。 “三圖”設計 “三圖”是指轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩曲線圖。相關(guān)數(shù)據(jù)計算如下： 主軸恒功率調(diào)速范圍=主軸最高轉(zhuǎn)速主軸計算轉(zhuǎn)速＝4000150≈27 主電動機恒功率調(diào)速范圍＝主電動機最高轉(zhuǎn)速主電動機計算轉(zhuǎn)速＝45001500＝3 要將主電動機的恒功率調(diào)速范圍由3通過齒輪變速擴大9倍到

17、27，此時主傳動系統(tǒng)的最大降速比＝1500150＝10，即讓主電動機的基本轉(zhuǎn)速1500 r/min. 經(jīng)齒輪降速后落在主軸的計算轉(zhuǎn)速150 r/min上，這樣才能使主電動機恒功率調(diào)速范圍與主軸恒功率調(diào)速范圍最低極限匹配。要讓轉(zhuǎn)速圖上不出現(xiàn)“重疊”、“缺口”，還得令： 齒輪變速公比=變速級數(shù)=電動機恒功率調(diào)速范圍=3 由此可知采用三級傳動方案 4500~1500 高速級降速比=45004000=1.125 1333~4000 4500~1500 中速級降速比=103=3.33 450~1333 4500~1500 低速級降速比=1500150=

18、10 5~450 二、動力設計和運動設計 2.1, 運動設計 2.1.1 傳動方案設計（選擇集中傳動方案） 2.1.2轉(zhuǎn)速調(diào)速范圍 2.1.3根據(jù)計算得出三個檔次速度變化組 4500~1500 高速降速比=45004000=1.125 （0.89） 1333~4000 4500~1500 中速降速比=103=3.33 （0.3） 450~1333 4500~1500 低速降速比=1500150=10 （0.1） 5~450 2.1.4結(jié)構(gòu)式采用：由于在變速級數(shù)Z=3一定時，減少變速組個數(shù)勢必增加各變速組的傳動

19、副數(shù)，并且降速過快而導致齒輪的徑向尺寸增大，為使變速箱中的齒輪個數(shù)最少，每個變速組的傳動副數(shù)最好取2～3個。所以采用如圖傳動 2.1.5繪制轉(zhuǎn)速圖： (1）分配總降速比 (2）確定傳動軸數(shù) 變速軸軸數(shù)=變速組數(shù)+定比變速副數(shù)+1=3+1+1=4。 如下圖所示 3）繪制轉(zhuǎn)速圖 2.1.6確定變速組齒輪齒數(shù) (1）先計算基本組的齒輪的齒數(shù) 基本組的降速比分別為：、， =2 根據(jù)傳動比和查表計算的： Z1=37，Z2=22；Z3=25，Z4=44。 (2）擴大組的齒數(shù)確定： =0

20、.4、 =1.2 根據(jù)傳動比和查表計算的： Z3=25，Z4=44； Z5=20，Z6=36,Z7=50。 2.1.7傳動系統(tǒng)圖如右圖： 2.1.8帶輪設計 (1）確定計算功率: ,K為工作情況系數(shù)，可取工作8小時，取K=1.0 (2）選擇三角帶的型號: 由和查表選擇型帶 (3）取，則，取 (4）核算膠帶速度V --- (5）初定中心矩 根據(jù)《機械設計》經(jīng)驗公式（11.20） 根據(jù)《機械設計》表（11.4）的 取. (6）計算膠帶的長度 由《機

21、械設計》公式（11.2）計算帶輪的基準長度 由《機械設計》圖11.4，圓整到標準的計算長度 (7）計算實際中心距 (8）核算小帶輪的包角 (9）確定膠帶的根數(shù) 由《機械設計》中的表11.8到11.12得 ， ，取三根帶。 (10）大帶輪結(jié)構(gòu)如下圖所示： 2.1.9計算帶的張緊力作用在軸上的壓軸力 -帶的傳動功率,KW；v-帶速,m/s； q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q

22、=0.17kg/m。v = 1500r/min = 9.81m/s、v =4500r/min=29.44m/s。 2.2, 動力設計 2.2.1傳動件的計算轉(zhuǎn)速 主軸的計算轉(zhuǎn)速：n=150r/min。 各軸的計算轉(zhuǎn)速如下： 軸序號 電 １ 2 主 計算轉(zhuǎn)速（r/min） 1500 750 370 150 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 ∵ ∴ 所以合適。

23、 2.2.2計算各傳動軸的輸出功率 2.2.3計算各傳動軸的扭矩 （n.mm） （n.mm） （n.mm） 2.2.4軸徑設計及鍵的選?。ú椤稒C械設計》公式16.9和表16.4得） 軸一：，，取帶入公式： 有，,圓整取 選花鍵： 軸二：，，取帶入公式： 有，,圓整取 選花鍵： 主軸：，，取帶入公式： 有，,圓整取 選花鍵： 其中：P-電動機額定功率（kW）； -從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積； -該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（

24、）； -傳動軸允許的扭轉(zhuǎn)角（）。 2.2.5計算齒輪模數(shù) 齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件進行估算模數(shù)和，并按其中較大者選取相近的標準模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過2～3種模數(shù)。 先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查表的齒輪精度選用7級精度，再由表10-1選擇小齒輪材料為40C(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS： 有公式： ① 齒面接觸疲勞強度： 其中: -公比 ； = 2； -齒輪傳遞的

25、名義功率； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應力； -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; -載荷系數(shù)取1.76。 -齒輪齒數(shù) ② 齒輪彎曲疲勞強度： 其中: -齒輪傳遞的名義功率； -齒寬系數(shù)； -齒輪許允齒根應力 45號鋼整體淬火， 按接觸疲勞計算齒輪模數(shù)m,查表計算可得 低速檔 取，，，， 由公式可得，m=3.5mm 由公式 可得，m=2mm 因為所以m=3.5mm 中速檔 取，，，， 由公式可得，m=2.5mm 由公式 可得，m=1.5mm 因為所以

26、m=2.5mm 高速檔 取，，，， 由公式可得，m=2.5mm 由公式 可得，m=2mm 因為所以m=2.5mm 2.2.6齒輪校核 初選齒輪的材料：一律選用鍛鋼（需進行精加工的齒輪所用鍛鋼） 材料牌號： 硬度60HRC 齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑； 分度圓直徑 ； 齒頂高 ； 齒根高 ； 表6.1齒輪尺寸表 （單位：mm） 齒輪 齒數(shù) z 模數(shù) 分度圓直徑d 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂高 齒根高 Z5 20 3.5 70 77 61.25 3.5 4.375 Z2 22 2.5 5

27、5 60 48.75 2.5 3.125 Z3 25 2.5 62.5 67.5 56.25 2.5 3.125 Z6 36 2.5 90 95 83.75 2.5 3.125 Z1 37 2.5 92.5 97.5 86.25 2.5 3.125 Z4 44 2.5 110 115 103.75 2.5 3.125 Z7 50 3.5 175 182 166.25 3.5 4.375 傳動軸間的中心距 因為齒寬系數(shù)=中心距一個系數(shù) ，硬齒面0.35、軟齒面0.4。 齒寬系數(shù)=0.40.8

28、25=0.33 =0.41=0.4 選齒寬系數(shù)=0.33 因為齒輪Z2有三個傳動檔所以 因為齒輪Z5有兩個傳動檔所以 齒厚 三、主軸和軸的結(jié)構(gòu)設計、精度設計和剛度設計 3.1，主要參數(shù)的確定 3.1.1主軸前軸頸直徑的選取 根據(jù)功率，在之間，查表得主軸軸頸選取，取。主軸后軸頸直徑=0.9=81mm， 取=81mm。根據(jù)設計方案，選前軸承為30218型，后軸承為30216型。 3.1.2主軸內(nèi)孔直徑d的確定 很多機床的主軸是空心的，內(nèi)孔直徑與其用途有關(guān)。銑床主軸內(nèi)孔可通過拉桿來拉緊刀桿。為不過多的削弱主軸

29、的剛度，銑床主軸孔徑d可比刀具拉桿直徑大5—10mm。根據(jù)經(jīng)驗公式可知：d=(50%～60%)=(35～42)mm,此處取 d=35mm, =0.4. 當小于0.3時，空心主軸的剛度幾乎等于實心主軸的剛度，等于0.4時，空心主軸的剛度為實心主軸的90%，小于0.7時，空心主軸的剛度急劇下降，所以d=35mm是合適的。 3.1.3主軸前端懸伸量a的確定 主軸懸伸量a一般越小越好，a值越小，對提高主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度、剛度和抗振性都有顯著效果。根據(jù)《專用機床設計與制造》表5—15可知： =0.6～1.5 a=（0.6～1.5）

30、 a=54～135mm 本設計取a為80毫米。 3.1.4主軸主要支承間跨距L的確定 合理確定主軸主要支承間的跨距L，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。支承跨距過小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前端的位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形引起主軸前端的位移量盡管減小了，但主軸的彎曲變形增大，也會引起主軸前軸端較大的位移。因此存在一個最佳跨距，在該跨距時，因主軸彎曲變形和支承變形引起主軸前軸端的總位移量為最小。一般會不斷降低，主軸主要支承間的實際跨距L往往大于上述最佳跨距，此處選L=3a=300mm. 下面我們就來確定最佳跨距與合理

31、跨距。 （1）的確定 支承剛度可用估算式： 取彈性模量 主軸截面慣性矩 截面面積 無量綱量 ，則根據(jù)判別式 所以有 （2）的確定 根據(jù)以上計算所得的值，由于結(jié)構(gòu)上原因往往不能實現(xiàn)。設實選跨距為L，，則主軸組件的剛度達不到最大值。令L/=1時的剛度為100%，則當0.75≤≤1.5時，主軸組件的剛度損失不超過5%～7%，即： =（0.75～1.5） =170～340.5mm 我們在設計中，取支承跨距為 =250mm 3.2, 主軸的構(gòu)造 主軸的構(gòu)造和形狀主要取決于主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承等零件的類型、數(shù)量、

32、位置和安裝定位方法等。設計時還應考慮主軸加工工藝性和裝配工藝性?？蚣苁綌?shù)控銑床主軸一般為空心階梯軸，前端徑向尺寸大，中間徑向尺寸逐漸減小，尾部徑向尺寸最小。 主軸的前端形式取決于機床類型和安裝夾具或刀具的形式。主軸頭部的形狀和尺寸已經(jīng)標準化，應遵照標準進行設計。主軸的直徑和長度的確定主要是根據(jù)軸上零件的裝配，框架式數(shù)控銑床主軸簡圖如圖4-6所示 軸上主要尺寸已在前面介紹，在確定各軸段長度時，應盡可能使結(jié)構(gòu)緊湊，同時還要保證零件所需的裝配或調(diào)整空間。軸的各段長度主要是根據(jù)各零件與軸配合部分的軸向尺寸和相臨零件間必要的空隙來確定的。 圖4-6框架式銑床主軸簡圖 3.3,

33、 軸上零件的定位 3.3.1零件的軸向定位 軸上零件的軸向定位是以軸肩、套筒、軸端擋圈、軸承端蓋和圓螺母等來保證。軸肩分為定位軸肩和非定位軸肩，軸肩處易產(chǎn)生應力集中，而且軸肩過多也不利于裝配，因此，軸肩定位多用于軸向力較大的場合， 套筒定位因為不影響軸的疲勞強度，一般用于軸上兩個零件之間的定位。若兩零件的間距較大或轉(zhuǎn)速較高時，都不宜采用套筒定位。 軸端擋圈適用于固定軸端零件，可以承受較大的軸向力。為了防止軸端擋圈轉(zhuǎn)動造成螺釘松脫，可加圓柱銷鎖定軸端擋圈。 圓螺母定位可承受大的軸向力，但軸上螺紋處有較大的應力集中，故一般用于固定軸端的零件，當軸上零件間距離較大不宜使用套筒定位時，也常

34、采用圓螺母定位。 3.3.2零件的周向定位 周向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉(zhuǎn)動。常用的周向定位零件有鍵、花鍵、銷、緊定螺釘以及過盈配合等，其中緊定螺釘只用在傳力不大之處。 3.4, 主軸的校核 3.4.1主軸按扭轉(zhuǎn)強度校核 這種方法只是按軸所受的扭矩來計算軸的強度；如果軸還受到不大的彎矩時，則用降低需用扭轉(zhuǎn)切應力的辦法予以考慮。軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為： (4.1) (4.2)

35、 (4.3) —需用扭轉(zhuǎn)切應力，單位為。 因為=7 ，，mm，查表得40 的值為：35—55，則 ≈0.31 ≤成立， 所以此主軸滿足扭轉(zhuǎn)強度要求。 3.4.2主軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角表示。階梯軸的扭轉(zhuǎn)角[單位為（）/m]的計算公式為： 對圓軸： = 軸的扭轉(zhuǎn)剛度的條件為： 的取值為 0.51（）/m

36、 計算得階梯軸的扭轉(zhuǎn)角為： 0.04,則軸滿足扭轉(zhuǎn)剛度要求。 3.5, 主軸的主軸組件的剛度驗算 主軸的驗算主要是剛度的驗算，與一般軸著重于強度的情況不同，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度的要求。剛度分為彎曲剛度與扭轉(zhuǎn)剛度兩種。彎曲剛度用軸在受力時產(chǎn)生的撓度（y）及傾角（θ）來度量；扭轉(zhuǎn)剛度用軸在受力時每1米長度產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)角（）來度量。 本設計中，主軸的直徑相差不大且計算精度要求不高，所以我們把軸看作等徑軸，采用平均直徑（各直徑之和除以直徑數(shù)）來進行計算。我們將軸簡化為集中載荷下的簡支梁。 根據(jù)設計時的已知條件可得： 主軸輸出轉(zhuǎn)速n=150r/min,傳動比i=10;傳動

37、效率：由設計圖知，輸出齒輪的功率、轉(zhuǎn)速與它通過的齒輪嚙合對數(shù)相關(guān)，由于功率在傳動過程中有損失，則在輸出齒輪上傳遞的功率大小為：=6.13 KW （此設計中，電機的輸入功率為7 KW） 計算齒輪受力： 大齒輪Z7的受力計算： 轉(zhuǎn)矩： 圓周力： KN 徑向力： KN （其中，直齒圓柱齒輪的壓力角為） 法向力 KN 小齒輪Z6的受力計算： 轉(zhuǎn)矩： 圓周力： KN 徑向力： KN （其中，直齒圓柱齒輪的壓力角為） 法向力 KN 經(jīng)比較可得：小齒輪上受到的力遠遠大于大齒輪上的力，所以在計算過程中，僅對小齒輪上的力對軸的影響進行了受力分析。令主軸末端軸承不受

38、力，而其前端受到的徑向銑削力為銑刀的最大切削力 N（由銑削功率的計算公式為、是銑削功率、是銑削速度），則主軸受力如下所示： 圖5-3 主軸的受力分析 計算支承反力： 水平面反力：=4.73 KN =-4.50KN 垂直面反力：=-1.02KN KN 畫彎矩圖：水平面彎矩圖：如上圖d 所示 垂直面彎矩圖：如上圖e所示 合成彎矩圖： 畫軸轉(zhuǎn)矩： 軸受轉(zhuǎn)矩： 轉(zhuǎn)矩圖：如上圖g所示 許用應力： 許用應力值：取軸材料為45，用插值法由《機械設計》表11.3查得： ； 應力校正系數(shù)： 畫當量彎矩圖：如上圖h所示 當量轉(zhuǎn)矩：

39、 當量彎矩：在小齒輪中間截面處 在右端軸頸處 畫當量彎矩圖：如上圖h所示 3.6，求軸承剛度 主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩（未考慮機械效率） T= 切削力： 背向力： 故總此作用力：F= 此力主軸頸和后軸頸個承受一般，故主軸端受力為F/2=12926N。 在估算時，先假設初值l/a=3,l=3100=300mm。前后支承的支反力和: 根據(jù)公式有： 查得軸承根子有效長度、球數(shù)和列數(shù)： 再帶入剛度公式： 四、軸承選用與壽命計算 4.1、滾動軸承的主要類型、性能與特點 　　

40、按滾動體的形狀，滾動軸承可分為球軸承和滾子軸承。 　　按接觸角的大小和所能承受載荷的方向，軸承可分為： 4.1.1向心軸承： 　　公稱接觸角：045，向心軸承又可細分為： A、徑向接觸軸承：＝0，只能承受徑向載荷(如圓柱滾子軸承)，或主要用于承受徑向載荷，但也能承受少量的軸向載荷(如深溝球軸承)； B、向心角接觸軸承：0<45，能同時承受徑向載荷和單向的軸向載荷(如角接觸球軸承及圓錐滾子軸承)。 4.1.2推力軸承： 　　公稱接觸角：45<90，推力軸承又可細分為： 　　A、軸向接觸軸承：＝90，只用于承受軸向載荷； 　　B、推力角接觸軸承：45<<90主要承受大的軸向載荷，

41、也能承受不大的徑向載荷。 　　按自動調(diào)心性能，軸承可分為自動調(diào)心軸承和非自動調(diào)心軸承。 滾子軸承的類型很多，現(xiàn)將最常用的幾種滾動軸承的性能和特點作一簡要介紹，其他的見表9-1中。 4.1.3滾子動軸承 　　能承受較大的徑向載荷和單向的軸向載荷，極限轉(zhuǎn)速較低。 內(nèi)外圈可分離，故軸承游隙可在安裝時調(diào)整，通常成對使用，對稱安裝。適用于轉(zhuǎn)速不太高、軸的剛性較好的場合。 軸承類型 結(jié)構(gòu)簡圖、 承載方向 類型代號 尺寸系列代號 組合代號 特性 雙列角接觸球軸承 (0) (0) 32 33 32 33 　同時能承受徑向載荷和雙向的軸向載荷、它比角接觸球軸承具有較大的

42、承載能力， 調(diào)心球軸承 1 (1) 1 (1) (0)2 22 (0)3 23 12 22 13 23 　主要承受徑向載荷，也可同時承受少量的雙向軸向載荷。外圈滾道為球面，具有自動調(diào)心性能。 內(nèi)外圈軸線相對偏斜允許 2～3，適用于多支軸，彎曲剛度小的軸以及難于精確對中的支承。 調(diào)心滾子軸承 2 2 2 2 2 2 2 2 13 22 23 30 31 32 40 41 213 222 223 230 231 232 240 241 　用于承受徑向載荷，其承載能力比調(diào)心球軸承約大一倍，也能承受少量的雙向軸向

43、載荷。外圈滾道為球面，具有調(diào)心性能，內(nèi)外圈軸線相對偏斜允許0.5~2，適用于多支點軸、彎曲剛度小的軸以及難于精確對中的支承 推力調(diào)心滾子軸承 2 2 2 92 93 94 292 293 294 　可以承受很大的軸向載荷和一定的徑向載荷。滾子為鼓形，外圈滾道為球面，能自動調(diào)心，允許軸線偏斜 2～3，轉(zhuǎn)速可比推力球軸承高，常用于水輪機軸和起重機轉(zhuǎn)盤等 圓錐滾子軸承 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 02 03 13 20 22 23 29 30 31 32 302 303 313 320 322 323

44、329 330 331 332 　能承受較大的徑向載荷和單向的軸向載荷，極限轉(zhuǎn)速較低。 　內(nèi)外圈可分離，故軸承游隙可在安裝時調(diào)整，通常成對使用，對稱安裝。 　適用于轉(zhuǎn)速不太高、軸的剛性較好場合。 雙列深溝球軸承 4 4 (2)2 (2)3 42 43 　主要承受徑向載荷，也能承受一定的雙向軸向載荷 　它比深溝球軸承具有較大承載能力 推力球軸承 單向 5 5 5 5 11 12 13 14 511 512 513 514 　推力球軸承的套圈與滾動體多半是可分離的。單向推力球軸承只能承受單向軸向載荷，兩個圈的內(nèi)孔不一樣大，內(nèi)徑較

45、小的是緊圈與軸配合，內(nèi)孔較大的是松圈，與機座固定在一起。極限轉(zhuǎn)速較低，適用于軸向力大而 轉(zhuǎn)速較低的埸合。 雙向 5 5 5 22 23 24 522 523 524 　雙向推力軸承可承受雙向軸向載荷，中間圈為緊圈，與軸配合，另兩圈為松圈。 　高速時，由于離心力大，球與保持架因摩擦而發(fā)熱嚴重，壽命較低。 　常用于軸向載荷大、轉(zhuǎn)速不高處。 深溝球軸承 6 6 6 6 16 6 6 6 6 17 37 18 19 (0)0 (1)0 (0)2 (0)3 (0)4 617 637 618 619 160 60 62

46、 63 64 　主要承受徑向載荷，也可同時承受少量雙向軸向載荷，工作時內(nèi)外圈軸線允許偏斜8′～16′。 摩擦阻力小，極限轉(zhuǎn)速高，結(jié)構(gòu)簡單，價格便宜，應用最廣泛。但承受沖擊負荷能力較差。適用于高速場合，在高速時，可能來代替推力球軸承。 角接觸球軸承 7 7 7 7 19 (1)0 (0)2 (0)3 (0)4 719 70 72 73 74 　能同時承受徑向載荷與單向的軸向載荷，公稱接觸角α有15、25、40三種。α越大，軸向承載能力也越大。通常成對使用，對稱安裝。極限轉(zhuǎn)速較高。 　適用于轉(zhuǎn)速較高、 同時承受徑向和軸向載荷的場合。 推力圓柱滾子軸承

47、 8 8 11 12 811 812 　能承受很大的單向軸向載荷，但不能承受徑向載荷，它比推力球軸承承載能力要大；套圈也分緊圈和松圈。其極限轉(zhuǎn)速很低，故適用于低速重載的場合。 圓柱滾子軸承 外圈無擋力圓柱滾子軸承 N N N N N N 10 (0)2 22 (0)3 23 (0)4 N10 N2 N22 N3 N23 N4 　只能承受徑向載荷，不能承受軸向載荷。承受載荷能力比同尺寸的球軸承大，尤其是承受沖擊載荷能力大，極限轉(zhuǎn)速較高。 雙列圓柱滾子軸承 NN 30 NN30 　對軸的偏斜敏感，允許外圈與內(nèi)圈的偏斜度較

48、小（2′～4′)，故只能用于剛性較大的軸上，并要求支承座孔很好地對中。雙列圓柱滾子軸承比單列軸承承受載荷的能力更高。 滾針軸承 NA NA NA 48 49 69 NA48 NA49 NA69 　這類軸承采用數(shù)量較多的滾針作滾動體，一般沒有保持架。徑向結(jié)構(gòu)緊湊，且徑向承受載荷能力很大，價格低廉。缺點是不能承受軸向負荷，滾針間有摩擦，旋轉(zhuǎn)精度及極限轉(zhuǎn)速低，工作時不允許內(nèi)、外圈軸線有偏斜。常用于轉(zhuǎn)速較低而徑向尺寸受限制的場合。 四點接觸球軸承 QJ QJ (0)2 (0)3 QJ2 QJ3 　它是雙半內(nèi)圈單列向心推力球軸承，能承受徑向載荷及任一方向的軸

49、向載荷。球和滾道四點接觸，與其他球軸承比較，當徑向游隙相同時軸向游隙較小。 4.2,軸承的選取 (1) 帶輪：由于帶輪不承受軸向力，故選用深溝球軸承，型號：210。 (2) 一軸：一軸的前后端與箱體外壁配合，配合處傳動軸的軸徑是30mm，同時一軸也不會承受軸向力故也選用深溝球軸承，型號：205。 (3) 二軸：二軸與一軸相似，但是由于工作過程之中傳動可能右誤差，二軸會承受軸向 力，因此二軸與外壁配合處采用圓錐滾子軸承，型號：7206E。 (4) 主軸：主軸是傳動系統(tǒng)之中最為關(guān)鍵的部分，因此應該合理的選擇軸承。 從主軸末端到前端依次選擇軸承為圓錐滾子軸承，型號

50、：7214E;推力球軸承，型號::38215；圓柱滾子軸承，型號：3182113 4.3,壽命計算 4.3.1基本額定壽命和基本額定動載荷 　　所謂軸承壽命，對于單個滾動軸承來說，是指其中一個套圈或滾動體材料首次出現(xiàn)疲勞點蝕之前，一套圈相對于另一套圈所能運轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)數(shù)。 　　由于對同一批軸承(結(jié)構(gòu)、尺寸、材料、熱處理以及加工等完全相同)，在完全相同的工作條件下進行壽命實驗，滾動軸承的疲勞壽命是相當離散的，所以只能用基本額定壽命作為選擇軸承的標準。 　　基本額定壽命：是指一批相同的軸承，在相同條件下運轉(zhuǎn)，其中90%的軸承在發(fā)生疲勞點蝕以前能運轉(zhuǎn)的總轉(zhuǎn)數(shù)(以轉(zhuǎn)為單位)或在一定轉(zhuǎn)速下所能運轉(zhuǎn)的

51、總工作小時數(shù)。 　　基本額定動載荷C：當軸承的基本額定壽命為轉(zhuǎn)時，軸承所能承受的載荷值。 　　基本額定動載荷，對向心軸承，指的是純徑向載荷，并稱為徑向基本額定動載荷，用表示；對推力軸承，指的是純軸向載荷，并稱為軸向基本額定動載荷，用表示；對角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，指的是使套圈間只產(chǎn)生純徑向位移的載荷的徑向分量。 　　不同型號的軸承有不同的基本額定動載荷值，它表征了不同型號軸承承載能力的大小。 　4.3.2滾動軸承疲勞壽命計算的基本公式 圖4-1　軸承的載荷-壽命曲線 圖4-1是軸承的載荷-壽命曲線，它表示了載荷P與基本額定壽命之間的關(guān)系。此曲線用公式表示為： 　　　　　　

52、　　　　　　　　　　(轉(zhuǎn))　　　　　　　　　　　　 　　式中：P 為當量動載荷(N)； 　　　　　 ε 為壽命指數(shù)，對于球軸承 ε ＝3；對于滾子軸承 ε ＝10/3。 L額定壽命，單位是轉(zhuǎn) 實際計算時，常用小時數(shù)表示軸承壽命為： 　　　　　　　　　　　　(h)　　　　　　　　　　　　　　　　　 　　式中：n為代表軸承的轉(zhuǎn)速(r/min)。 　　溫度的變化通常會對軸承元件材料產(chǎn)生影響，軸承硬度將要降低，承載能力下降。所以需引入溫度系數(shù) ft (見表4-2)，對壽命計算公式進行修正： 　　　　　　　　　　　　　　(轉(zhuǎn))　　　　　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　

53、　　　　(h)　　　　　　　　　　　　　　　　 表4-2　溫度系數(shù) ft 軸承工作溫度(℃) ≤120 125 150 175 200 225 250 300 350 溫度系數(shù)ft 1.00 0.95 0.90 0.85 0.80 0.75 0.70 0.6 0.5 　　 疲勞壽命校核計算應滿足的約束條件為 　　　　　　　　　　 　　式中： 為軸承預期計算壽命，列于表4-2，可供參考。 　　如果當量動載荷P和轉(zhuǎn)速n已知，預期計算壽命 也已被選定，則可從公式中計算出軸承應具有的基本額定動載荷 值，從而可根據(jù) 值選用所需軸承的型號： 　　　　　　

54、 N　　 表4-3　推薦的軸承預期計算壽命 機器類型 預期計算壽命 （h） 不經(jīng)常使用的儀器或設備，如閘門開閉裝置等 300～3000 短期或間斷使用的機械，中斷使用不致引起嚴重后果，如手動機械等 3000～8000 間斷使用的機械，中斷使用后果嚴重，如發(fā)動機輔助設計、流水作業(yè)線自動傳送裝置、長降機、車間吊車、不常使用的機床等 8000～12000 每日8小時工作的機械（利用率較高），如一般的齒輪傳動、某些固定電動機等 12000～20000 每日8小時工作的機械（利用率不高），如金屬切削機床、連續(xù)使用的起重機、木材加工機械、印刷機械等 20000～30000

55、24小時連續(xù)工作的機械，如礦山升降機、紡織機械、泵、電機等 40000～60000 24小時連續(xù)工作的機械，中斷使用后果嚴重。如纖維生產(chǎn)或造紙設備、發(fā)電站主電機、礦井水泵、船舶漿軸等 100000～200000 由表4-3可知一軸、二軸和主軸上的軸承預期壽命12000~20000小時。 五、主軸箱體結(jié)構(gòu)設計和精度設計 5.1,箱體基本知識 5.1.1箱體的主要功能 (1)支承并包容各種傳動零件，如齒輪、軸、軸承等，使它們能夠保持正常的運動關(guān)系和運動精度。箱體還可以儲存潤滑劑，實現(xiàn)各種運動零件的潤滑。 (2)安全保護和密封作用，使箱體內(nèi)的零件不受外界環(huán)境的影響，又保

56、護機器操作者的人生安全，并有一定的隔振、隔熱和隔音作用。 (3)使機器各部分分別由獨立的箱體組成，各成單元，便于加工、裝配、調(diào)整和修理。 (4)改善機器造型，協(xié)調(diào)機器各部分比例，使整機造型美觀。 5.1.2箱體的分類 按箱體的制造方法分，主要有： 1)鑄造箱體，常用的材料是鑄鐵，有時也用鑄鋼、鑄鋁合金和鑄銅等。鑄鐵箱體的特點是結(jié)構(gòu)形狀可以較復雜，有較好的吸振性和機加工性能，常用于成批生產(chǎn)的中小型箱體。 2)焊接箱體，由鋼板、型鋼或鑄鋼件焊接而成，結(jié)構(gòu)要求較簡單，生產(chǎn)周期較短。焊接箱體適用于單件小批量生產(chǎn)，尤其是大件箱體，采用焊接件可大大降低成本。 3)其

57、它箱體，如沖壓和注塑箱體，適用于大批量生產(chǎn)的小型、輕載和結(jié)構(gòu)形狀簡單的箱體。 5.2，設計的主要問題和設計要求 箱體設計首先要考慮箱體內(nèi)零件的布置及與箱體外部零件的關(guān)系，如車床按兩頂尖要求等高，確定箱體的形狀和尺寸，此外還應考慮以下問題： 5.2.1滿足強度和剛度要求。對受力很大的箱體零件，滿足強度是一個重要問題；但對于大多數(shù)箱體，評定性能的主要指標是剛度，因為箱體的剛度不僅影響傳動零件的正常工作，而且還影響部件的工作精度。 5.2.2散熱性能和熱變形問題。箱體內(nèi)零件摩擦發(fā)熱使?jié)櫥驼扯茸兓?，影響其潤滑性能；溫度升高使箱體產(chǎn)生熱變形，尤其是溫度不均勻分布的熱變形和熱應力，對

58、箱體的精度和強度有很大的影響。 5.2.3結(jié)構(gòu)設計合理。如支點的安排、筋的布置、開孔位置和連接結(jié)構(gòu)的設計等均要有利于提高箱體的強度和剛度。 5.2.4工藝性好。包括毛坯制造、機械加工及熱處理、裝配調(diào)整、安裝固定、吊裝運輸、維護修理等各方面的工藝性。 5.2.5造型好、質(zhì)量小。 設計不同的箱體對以上的要求可能有所側(cè)重。 5.3，主軸箱體結(jié)構(gòu)設計 箱體的形狀和尺寸常由箱體內(nèi)部零件及內(nèi)部零件間的相互關(guān)系來決定，決定箱體結(jié)構(gòu)尺寸和外觀造型的這一設計方法稱為"結(jié)構(gòu)包容法"，當然還應考慮外部有關(guān)零件對箱體形狀和尺寸的要求。 箱體壁厚的設計多采用類比法，對同類產(chǎn)品進行比較

59、，參照設計者的經(jīng)驗或設計手冊等資料提供的經(jīng)驗數(shù)據(jù)，確定壁厚、筋板和凸臺等的布置和結(jié)構(gòu)參數(shù)。對于重要的箱體，可用計算機的有限元法計算箱體的剛度和強度，或用模型和實物進行應力或應變的測定，直接取得數(shù)據(jù)或作為計算結(jié)果的校核手段。 5.3.1箱體的毛坯、材料及熱處理 (1)箱體的毛坯：選用鑄造毛坯或焊接毛坯，應根據(jù)具體條件進行全面分析決定。鑄造容易鑄造出結(jié)構(gòu)復雜的箱體毛坯，焊接箱體允許有薄壁和大平面，而鑄造卻較困難實現(xiàn)薄壁和大平面。 焊接箱體一般比鑄造箱體輕，鑄造箱體的熱影響變形小，吸振能力較強，也容易獲得較好的結(jié)構(gòu)剛度。 (2)箱體的材料和熱處理 箱體的常用材料有：

60、 鑄鐵 多數(shù)箱體的材料為鑄鐵，鑄鐵流動性好，收縮較小，容易獲得形狀和結(jié)構(gòu)復雜的箱體。鑄鐵的阻尼作用強，動態(tài)剛性和機加工性能好，價格適度。加入合金元素還可以提高耐磨性。具體牌號查閱有關(guān)手冊。 鑄造鋁合金 用于要求減小質(zhì)量且載荷不太大的箱體。多數(shù)可通過熱處理進行強化，有足夠的強度和較好的塑性。 鋼材 鑄鋼有一定的強度，良好的塑性和韌性，較好的導熱性和焊接性，機加工性能也較好，但鑄造時容易氧化與熱裂。箱體也可用低碳鋼板和型鋼焊接而成。 箱體的熱處理： 鑄造或箱體毛坯中的剩余應力使箱體產(chǎn)生變形，為了保證箱體加工后精度的穩(wěn)定性，對箱體毛坯或粗加工后要用熱處理方法消除剩余應力

61、，減少變形。常用的熱處理措施有以下三類： A)熱時效。鑄件在500～600C下退火，可以大幅度地降低或消除鑄造箱體中的剩余應力。 B)熱沖擊時效。將鑄件快速加熱，利用其產(chǎn)生的熱應力與鑄造剩余應力疊加，使原有剩余應力松弛。 C)自然時效。自然時效和振動時效可以提高鑄件的松弛剛性，使鑄件的尺寸精度穩(wěn)定。 5.3.2箱體結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇 (1) 壁厚 鑄鐵、鑄鋼和其它材料箱體的壁厚可以從表5-1中選取，表中N用下式計算： N=（2L+B+H）/3000 （mm） 式中L-鑄件長度（mm），L、B、H中，L為最大值； B-鑄件寬度（mm）； H-鑄件高度（mm）；

62、 表5-1 鑄造箱體的壁厚 儀器儀表鑄造外殼的最小壁厚參考表5-2選取 (2)加強筋 為改善箱體的剛度，尤其是箱體壁厚的剛度，常在箱壁上增設加強筋，若箱體中有中間短軸或中間支承時，常設置橫向筋板。筋板的高度H不應超過壁厚t的（3-4）倍，超過此值對提高剛度無明顯效果。加強筋的尺寸見表5-3。 (3)孔和凸臺 箱體內(nèi)壁和外壁上位于同一軸線上的孔，從機加工角度要求，單件小批量生產(chǎn)時，應盡可能使孔的質(zhì)量相等；成批大量生產(chǎn)時，外壁上的孔應大于內(nèi)壁上的孔徑，這有利于刀具的進入和退出。箱體壁上的開孔會降低箱體的剛度，實驗證明，剛度的降低程度與孔的面積大小成正比。

63、 在箱壁上與孔中心線垂直的端面處附加凸臺，可以增加箱體局部的剛度；同時可以減少加工面。當凸臺直徑D與孔徑d的比值D/d≤2和凸臺高度h與壁厚t的比值t/h≤2時，剛度增加較大；比值大于2以后，效果不明顯。如因設計需要，凸臺高度加大時，為了改善凸臺的局部剛度，可在適當位置增設局部加強筋。見圖5-4。 圖5-4 (4)連接和固定 箱體連接處的剛度主要是結(jié)合面的變形和位移，它包括結(jié)合面的接觸變形，連接螺釘?shù)淖冃魏瓦B接部位的局部變形。為了保證連接剛度，應注意以下幾個方面的問題： 1重要結(jié)合面表面粗糙度值Ra應不大于3.2um，接觸表面粗糙度值越小，則接觸剛度越好。 2

64、合理選擇聯(lián)結(jié)螺釘?shù)闹睆胶蛿?shù)量，保證結(jié)合面的預緊力。為了保證結(jié)合面之間的壓強，又不使螺釘直徑太大，結(jié)合面的實際接觸面積在允許范圍內(nèi)盡可能減小。如圖19-9。 3合理設計聯(lián)結(jié)部位的結(jié)構(gòu)，聯(lián)結(jié)部位的結(jié)構(gòu)及特點及應用見表5-5。 表5-5 六、拉刀裝置設計 6.1，刀具自動夾緊機構(gòu) 在數(shù)控銑床上多采用氣壓或液壓裝夾刀具，常見的刀具自動夾緊機構(gòu)主要由拉桿、 拉桿端部的夾頭、蝶形彈簧、活塞、氣缸等組成 。夾緊狀態(tài)時，蝶形彈簧通過拉桿及夾頭，拉住刀柄的尾部，使刀具錐柄和主軸錐孔緊密配合；松刀時，通過氣缸活塞推動拉桿，壓縮蝶形彈簧，使夾頭松開，夾頭與刀柄上的拉釘脫離，即可拔出刀具，進行新、

65、舊刀具的交換，新刀裝入后，氣缸活塞后移，新刀具又被蝶形彈簧拉緊。 需注意的是，不同的機床，其刀具自動夾緊機構(gòu)結(jié)構(gòu)不同，與之適應的刀柄及拉釘規(guī)格亦不同。 為實現(xiàn)刀具在主軸上的自動裝卸，主軸上必須帶有刀具的自動卡緊機構(gòu)，通常刀桿都是采用7：24的大錐柄和主軸錐孔配合定心，從而保證刀具回轉(zhuǎn)中心每次裝卡后與主軸回轉(zhuǎn)中心都同軸，而且大錐度的錐柄不僅有利于定心，也為松卡帶來方便。另外，主軸端面有一鍵塊，通過它既可傳遞主軸的扭矩，又可用于刀具的周向定位。實現(xiàn)自動拉馬的具體機構(gòu)是由一組碟形彈簧配以一液壓裝置組成的。使用碟簧拉緊刀具，而用氣壓缸放松刀具，從而保證在工作中，即使突然斷電，刀桿也不會自行松脫。

66、6.2 拉刀裝置的工作原理 該拉刀裝置的工作原理如圖6-1所示，當?shù)毒哂扇斯に偷?：24主軸錐孔后，刀柄后部的拉釘便被送入到主軸中心的拉桿的前端，當增壓氣缸接收到刀具已被放入主軸錐孔的信號時，增壓氣缸活塞推桿便向上運動，拉桿在碟形彈簧(在松刀時已被壓縮處于儲能狀態(tài))能量釋放反作用力下，也跟著向上運動，拉桿前端的卡爪(卡爪在圓周方向等分割成6片)由于受到卡爪彈簧的緊箍力作用，而與拉桿緊緊相連，因此彈簧卡爪也跟著向上運動，卡爪末端從~35mm開放的圓柱孔經(jīng)過錐孔進入~27mm的主軸圓柱孔，6片卡爪在~27mm的主軸圓柱孔中縮小了直徑，從而抱住拉釘，同時把拉釘向上拉。由于碟形彈簧力一直作用在拉桿上，所以拉釘一直被緊緊拉住(該拉力大約2萬N左右)。當增壓氣缸接到準備取走主軸錐孔內(nèi)的刀具信號時，增壓氣缸活塞推桿便向下運動，克服碟形彈簧反作用力，把拉桿向下推，卡爪末端從~27mm圓柱孔經(jīng)過內(nèi)錐孔進入開放的~35mm圓柱孔內(nèi)，此時6片卡爪由于彈簧的作用向外擴張，就能把刀具從主軸上取走。因此我們可設計兩個控制按鈕來實現(xiàn)。