石油接箍專用數控車床主軸箱正向設計

霍洪旭

（通用技術集團機床工程研究院有限公司 沈陽分公司，沈陽 110142）

0 引言

斜床身數控車床是集通用性好、加工精度高、效率高和排屑方便等優點的程序控制車床，也是國內市場使用量最大、覆蓋面最廣的一種臥式數控機床，占數控機床總量的17%左右[1]。

對于石油行業，生產接箍、石油管等軸類零件時一般采用臥式數控車床。比如，加工石油管需要超長料線和加工管子的專機組合使用[2]。由于生產接箍需要采用大的進給量車削螺紋才能滿足生產效率，對于目前市場而言，多數依賴進口。

本文從市場實際需求出發，根據石油接箍生產工藝設計一套斜床身臥式數控車床主軸箱及其附件。

1 主軸運動分析

工廠采用三班制（連續工作制）。每年大修一次，每次20 d，每周用一個班進行設備小修，交接班需要20 min，用來檢修設備、生產交接和清理場地。年規定工作時間共計7600 h，非生產時間共計1160 h，工具更換、故障停機及其它停工時間需823h，交接班時間（每班20 min）共計317 h，年有效工作時間為6460 h。

因此，年有效工作率=6460÷7600=85%，每班有效工作時間=8×85%=6.8 h。

此外，工件規格為外徑為160～365 mm，壁厚為10～25 mm，長度為180～280 mm，螺紋產品執行APISPEC5CT、APISPEC5B標準及特殊螺紋標準。

傳統計算所需公式雖然簡單，但過于繁瑣。為此，本文使用WALTER（瓦爾特）軟件計算。WALTER軟件是關于車削等加工工藝的專用APP，例如對轉矩、所需功率等都能快速地計算[3]。

工件材料為低合金鋼HB300，車削直徑Dc分別設置為365和160 mm，切削速度Vc=150 m/min，切削深度ap=4 mm。

圖1 基于WALTER計算切削參數

輸入完成后，WALTER軟件很迅速地得出切削所需輸出的轉矩Mmax=557.9 N·m、功率Pmot=9.55 kW、轉速Nmax=299 r/min和主切削力Fsmax=3.86 kN。

2 主電動機部件設計

通過計算和三維建模，對主電動機相關的部件進行設計。

2.1 主電動機的選擇

臥式數控車床的主要傳動依靠主電動機帶動帶輪，通過皮帶與主軸箱主軸鏈接。如果計算帶輪傳動比滿足設計要求時，一般主軸箱內不做齒輪變速機構，而是采用套筒式主軸。但是，對于切削量大，主軸轉矩高、所需主軸轉速并不高的機床，往往使用主軸箱齒輪組變速來提高轉矩，而不是選用大轉矩的主電動機通過皮帶與主軸直連。這樣也是從整體經濟性考慮[4]。為此，本文選用主軸箱變速和西門子伺服主電動機組合機構。

假設主軸箱齒輪傳動比為i1=1:2，帶輪傳動比為i2=1:2，所以機床的變速比為i=i1·i2=1:4。所以，主電動機的功率如下：

主電動機轉矩如下：

主電動機額定轉速如下：

采用西門子828D，通過查找西門子主電動機樣本篩選合適的主電動機1PH8163-1DD，其功率和轉矩如下：

2.2 窄V帶的選擇

本機床設計帶傳動采用SPZ型窄V帶傳動，根據系統的傳動比i=4，主電動機帶輪節圓d=120 mm，主軸箱帶輪節圓D=250 mm，設備額定功率為22 kW，小帶輪轉速N=1196 r/min。

2.2.1 主電動機帶輪帶速計算

v小于25 m/s，并且大于5 m/s，窄V帶安全耐用。

中心距過大容易導致窄V帶振動，傳動效率低；中心距過則小包角變小，撓曲次數變大，同時降低了窄V帶的使用壽命。本文根據臥式機床的整機布局，合理設計確定中心距為L=521 mm。

2.2.2 帶根數計算

窄V帶的撓曲次數計算：

小帶輪包角計算：

設計功率：

實際工況下一根皮帶的額定功率：

根數：

式中：KA為工況系數（查表可得KA=1.3）；η′為機械傳遞效率；KL′為帶長修正系數（查表可得KL′=1.16）；KA為窄V帶包角修正系數（查表可得KA=0.98）；ΔP0為單根窄V帶的額定功率的增量（查表可得ΔP0=0.16 kW）；P0為理想情況下的一根窄V帶的額定功率（查表可得P0=3.5 kW）[5]。

2.2.3 主電動機的三維建模

本文三維建模使用SolidWorks 2022，對主電動機部分進行數模創建，如圖2所示。

圖2 基于SolidWorks繪制主電動機部分

主電動機部分零件包含主電動機支架1、主電動機水平調整墊2、調整塊3、主電動機帶輪4。外購件包含：西門子主電1PH8163-1DD00-0 hA1、脹緊套Z12A-55X85、皮帶optibelt SPZ 1637。

3 主軸箱部件設計

主軸箱齒輪傳動比設計為i1=1:2?？芍鬏S箱內齒輪齒數比z1:z2=i1=1:2。因此，數控車床主軸箱采用I軸和主軸雙軸傳動，I軸轉速快、轉矩較大，設計上采用一端固定、一端支撐結構，主軸轉速較快、轉矩大，設計時考慮整體剛性強，采用A2-11主軸配適合重載的進口軸承。

3.1 主軸齒輪組的設計

因為此數控車床主軸箱齒輪組傳遞的功率并不大，所以兩齒輪都選用軟齒面，齒輪材料為40Cr并調質，齒面G52。齒輪精度等級JB179-83 5-5C，齒面粗糙度小于Ra0.8 μm[6]。

3.1.1 齒面接觸疲勞強度設計

由于兩齒輪均為鋼材質齒輪，所以小齒輪分度圓直徑：

式中相關參數計算如下。

1）齒數z和齒寬系數φd。

取小齒輪齒數z1=38，則主軸上大齒輪齒數z2=i·z1=1.9×38=72.2，取整z2=73。則實際傳動比：

傳動比誤差：

所以，結構數據可用。

齒數比：u=i0=1.92。

齒寬系數φd，查表可得φd=0.82。

2）轉矩T1計算。

小齒輪轉速為：

3）載荷系數K，查表可得K=1.44。

4）許用接觸應力：

查表可得σHlim1=775 MPa，σHlim2=412 MPa。

計算應力循環次數NL：

查表可得接觸疲勞壽命系數ZNT1=0.89，ZNT2=0.93。

根據臥式數控車床一般齒輪的安全系數SN=1.0。因此，兩個齒輪的許用接觸應力：

因此，小齒輪節圓直徑：

3.1.2 齒輪模數計算

查表取標準齒輪模數m=4 mm。

3.1.3 齒輪參數確定通過查閱可得出兩齒輪相關參數，如表1所示。

表1 兩齒輪參數

3.2 主軸傳動部的設計和建模

I軸兩端軸承采用角接觸背靠背安裝，傳動平穩，剛度高。采用一端固定、一端支撐的安裝方式，減少溫度對傳動的影響。中間的斜齒輪通過平鍵與I軸相連。I軸帶輪端采用法蘭和唇型密封圈密封，防止潤滑油溢出主軸箱外側。帶輪和I軸通過端蓋和平鍵連接，安裝方便、傳動平穩，如圖3所示。

圖3 基于AutoCAD繪制主軸箱I軸

主軸采用常規主軸軸承?？ūP端由于受軸向頂緊力、進給力和徑向載荷、背吃刀力影響，本文配置一個雙列圓柱滾子軸承和背靠背安裝的推力角接觸球軸承，置于卡盤端。油缸端配置單個雙列圓柱滾子軸承。主軸中間通過鎖緊螺母和主軸軸肩固定斜齒輪?？ūP端配置多道防水和排水結構，最大限度地保護主軸前端軸承，防止切削液流進主軸軸承。主軸箱內壁安裝擋油板，防止由于主軸齒輪潤滑油飛濺而導致軸承潤滑脂稀釋。油缸端配置了防塵密封隔套，用來保護軸承，如圖4所示。本文三維建模使用SolidWorks 2022，對主軸傳動部分進行三維數模的建立，并按照二維圖樣進行加工后組裝，如圖5所示，其中圖5（a）為三維建模，圖5（b）為主軸箱部件組裝完成。

圖4 基于AutoCAD繪制主軸箱主軸

圖5 主軸箱部建模與裝配

4 主軸夾具設計

4.1 主軸卡盤的選型

首先要確定液壓卡盤外圓直徑。斜床身臥式數控車床床身最大回轉直徑是700 mm，由于石油管道接箍尺寸的多樣性，一般設計時可以將卡盤的外圓直徑暫定為床身回轉直徑的1/2[7]。查閱卡盤樣本，選用V215A11三爪液壓中實卡盤，其外圓為381 mm，最大夾緊力Fc=253 kN。

卡爪是夾緊石油接箍的關鍵零件，由于工件的多樣性，采用非標卡爪，且夾持部位采用橫溝和豎溝形式，形狀尺寸如圖6所示。

圖6 基于AutoCAD對非標卡爪設計

4.2 主軸卡盤的校核

卡爪質心到卡盤中心的距離r=197 mm，卡爪質量m=25 kg。

1）查表可知：Sz=2、usp=0.3。接箍外圓的直徑dz=160 mm，內撐內圈的直徑dsp=125 mm，則卡盤所受的靜態夾緊力Fspz為

2）離心力Fc的計算：

3）離心力損失系數K=0.65，則離心力損失ΔFc為

4）液壓卡盤的動態夾緊力Fdy的計算：

5）液壓卡盤初始夾緊力Fsp的計算：

考慮加工的安全性，夾緊力安全系數Ssp=1.4，Fsp=Ssp×Fdy=1.4×39.21=54.89 kN。

根據以上計算得出結論：Fdy＜Fc，Fsp＜Fc，滿足設計使用要求。

4.3 主軸夾具有限元分析

本文基于Simulation對卡爪進行有限元靜態分析。不僅能夠對應力進行校核，同時還能發現夾具薄弱環節，并進行加強[8-9]。

通過分析發現最大應力分布在卡爪與工件接觸的表面，且最大應力4.814×108Pa＜材料的屈服力6.204×108Pa。因此，有限元結果滿足設計要求，如圖7所示。

圖7 基于Simulation對卡爪應力分析

Simulation提供了安全系數向導，可以根據失效準則計算模型每個網格的安全系數，映射在整個模型中分布安全系數圖解，以便發現設計中的薄弱區域，如圖8所示。

圖8 基于Simulation對卡爪安全系數圖解

發現設計薄弱環節安全系數為1.28（小于1.5）。為此，在設計卡爪時要求卡爪表面局部淬火G52，從而提高硬度，如圖9所示。

圖9 非標卡爪局部淬火

5 結語

本文根據實際切削工藝，利用WALTER 計算切削參數，運用正向設計理論進行主軸箱相關設計，并基于SolidWorks進行三維建模和運用CAD繪制主軸箱傳動結構。并對主軸箱夾具部分進行計算、校核、受力分析和結構優化。通過正向設計不僅能夠減少設計研發周期，同時增加零件的可靠性，也能在零件制造之前預先發現潛在的問題，從而降低成本，可為正向設計主軸箱部件提供理論依據和參考。