立式加工中心主轴部件设计

1、引言装备工业的技术水平和现代化程度决定着整个国民经济的水平和现代化程度,数控技术及装备是发展高新技术产业和尖端工业（如：信息技术及其产业，生物技术及其产业，航空、航天等国防工业产业）的使能技术和最基本的装备。制造技术和装备是人类生产活动的最基本的生产资料，而数控技术则是当今先进制造技术和装备最核心的技术。当今世界各国制造业广泛采用数控技术，以提高制造能力和水平，提高对动态多变市场的适应能力和竞争能力。此外世界上各工业发达国家还将数控技术及数控装备列为国家的战略物资，不仅采取重大措施来发展自己的数控技术及其产业，而且在“高精尖”数控关键技术和装备方面对我国实行封锁和限制政策。数控机床技术的发展自

2、1953年美国研制出第一台三坐标方式升降台数控铣床算起，至今已有很多年历史了。20世纪 90年开始，计算机技术及相关的微电子基础工业的高速发展，给数控机床的发展提供了一个良好的平台，使数控机床产业得到了高速的发展。我国数控技术研究从1958年起步，国产的第一台数控机床是北京第一机床厂生产的三坐标数控铣床。虽然从时间上看只比国外晚了几年，但由于种种原因，数控机床技术在我国的发展却一直落后于国际水平，到1980年我国的数控机床产量还不到 700台。到 90年代，我国的数控机床技术发展才得到了一个较大的提速。目前，与国外先进水平相比仍存在着较大的差距。总之，大力发展以数控技术为核心的先进制造技术已成

3、为世界各发达国家加速经济发展、提高综合国力和国家地位的重要途径。1/321 绪论1.1加工中心的发展状况加工中心的国内外发展对于高速加工中心，国外机床在进给驱动上，滚珠丝杠驱动的加工中心快速进给大多在 40m/min以上，最高已达到 90m/min。采用直线电机驱动的加工中心已实用化，进给速度可提高到80 100m/min，其应用范围不断扩大。国外高速加工中心主轴转速一般都在 12000 25000r/min ，由于某些机床采用磁浮轴承和空气静压轴承，预计转速上限可提高到100000r/min 。国外先进的加工中心的刀具交换时间，目前普遍已在 1s左右，高的已达 0.5s ，甚至更快。在结构上

4、，国外的加工中心都采用了适应于高速加工要求的独特箱中箱结构或龙门式结构。在加工精度上，国外卧式加工中心都装有机床精度温度补偿系统，加工精度比较稳定。国外加工中心定位精度基本上按德国标准验收，行程 1000mm以下，定位精度可控制在 0.006 0.01mm之内。此外，为适应未来加工精度提高的要求，国外不少公司还都开发了坐标镗精度级的加工中心。相对而言，国内生产的高速加工中心快速进给大多在 30m/min左右，个别达到60m/min。而直线电机驱动的加工中心仅试制出样品，还未进入产量化，应用范围不广。国内高速加工中心主轴转速一般在 6000 18000r/min ，定位精度控制在0.008 0.

5、015mm之内，重复定位精度控制在0.005 0.01mm之内。在换刀速度方面，国内机床多在 4 5s，无法与国际水平相比。虽然国产数控机床在近几年中取得了可喜的进步，但与国外同类产品相比，仍存在着不少差距，造成国产数控机床的市场占有率逐年下降。国产数控机床与国外产品相比，差距主要在机床的高速、高效和精密上。除此之外，在机床可靠性上也存在着明显差距，国外机床的平均无故障时间（ MTBF）都在5000小时以上，而国产机床大大低于这个数字，国产机床故障率较高是用户反映最强烈的问题之一。立式加工中心的研究进展2/32图 1-1立式加工中心结构图1- 切削箱2-X轴伺服电机3-Z轴伺服电机4-主轴电机

6、5- 主轴箱6-刀库7-数控柜8-操纵面板9- 驱动电柜10-工作台11-滑座12-立柱13- 床身14-冷却水箱15-间歇润滑油箱16-机械手典型加工中心的机械结构主要有基础支承件、加工中心主轴系统、进给传动系统、工作台交换系统、回转工作台、刀库及自动换刀装置以及其他机械功能部件组成。图 1-1 所示为立式加工中心结构图。1.2课题的目的及内容加工中心是典型的集高新技术于一体的机械加工设备，它的发展代表了一个国家设计、制造的水平，因此在国内外企业界都受到高度重视。毕业设计的基本数据：1、工作台尺寸： 600mm×400mm；最大承载： 600kg2、主轴功率：3.5 5KW；主轴转

7、速：20 - 3000rpm3、进给速度： X、Y向1 - 10000mm/min；Z向1 - 5000mm/min4、行程： X、 Y向、 Z向： 600mm× 400mm× 400mm5、定位精度：± 0.025mm；重复精度：± 0.01mm6、圆盘式刀库： 10个刀位，换刀时间为6秒3/321.3课题拟解决的关键问题各类机床对其主轴组件和进给组件的要求，主要是精度问题，就是要保证机床在一定的载荷与转速下，组件能带动工件或刀具精确地、稳定地绕其轴心旋转，并长期地保持这一性能。主轴组件和进给组件的设计和制造，都是围绕着解决这个基本问题出发的。为了达到

8、相应的精度要求，通常，主轴组件和进给组件应符合以下几点设计要求：1、旋转精度高，保证加工零件的几何精度和表面粗糙度。2、在允许的条件下，尽量提高刚度值。使主轴组件和进给组件在外力的作用下，仍能保持一定工作精度的能力。3、提高抗振性，保证切削过程中的平稳运转。4、控制温升，避免热变形，防止温度过高会改变轴承等元件的间隙、破坏润滑条件，加速磨损，影响加工精度。5、保证耐磨性，以保持其原始精度的能力。4/322 加工中心机械系统方案拟定2.1加工中心主轴组件的组成主轴组件是由主轴、主轴支承、装在主轴上的传动件和密封件等组成的。主轴的启动、停止和变速等均由数控系统控制，并通过装在主轴上的刀具参与切削运

9、动，是切削加工的功率输出部件。主轴是加工中心的关键部件，其结构的好坏对加工中心的性能有很大的影响，它决定着加工中心的切削性能、动态刚度、加工精度等。主轴内部刀具自动夹紧机构是自动刀具交换装置的组成部分。2.2机械系统方案的确定主轴传动机构对于现在的机床主轴传动机构来说，主要分为齿轮传动和同步带传动。齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，应用普遍，类型较多，适应性广。其传递的功率可达近十万千瓦，圆周速度可达200m/s，效率可达 0.99 。齿轮传动大多数为传动比固定的传动，少数为有级变速传动。但是齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格较贵，且不宜用于传动距离过大的场合。同步带是啮合传动中唯一一种

10、不需要润滑的传动方式。在啮合传动中，它的结构最简单，制造最容易，最经济，弹性缓冲的能力最强，重量轻，两轴可以任意布置，噪声低。它的带由专业厂商生产，带轮自行设计制造，它在远距离、多轴传动时比较经济。同步带传动时的线速度可达50m/s（有时允许达 100m/s），传动功率可达300kw，传动比可达 10（有时允许达 20），传动效率可达 0.98 。同步带传动的优点是：无滑动，能保证固定的传动比；预紧力较小，轴和轴承上所受的载荷小；带的厚度小，单位长度的质量小，故允许的线速度较高；带的柔性好，故所用带轮的直径可以较小。其主要缺点是安装时中心距的要求严格。由于齿轮传动需要具备较多的润滑条件，而且为

11、了使主轴能够达到一定的旋转精度，必须选择较好的工作环境，以防止外界杂物侵入。而同步带传动则避免了这些状况，并且传动效率和传动比等都能符合课题的要求，故在本课题的主轴传动方5/32式中选择同步带传动。2.3 加工中心主轴组件总体设计方案的确定综合 2.1 ，2.2 节中的方案，本课题的总体设计方案现确定如下：由于同步带无滑动， 能保证固定的传动比， 且传动效率高， 允许的线速度较高，无需安置在很良好的工作环境中，所以在主轴传动方式中选择同步带传动。但是需要注意的是同步带的安装具有严格的要求。在主轴的进给运动中，采用滚珠丝杠。其耐磨性好、磨损小，低速运行时无爬行、无振动，能够很好地确保 Z轴的进给

12、精度。由于加工中心具备自动换刀功能，所以在主轴组件中还应有主轴准停装置、刀具自动夹紧机构以及切屑清除机构。在本课题中，主轴准停机构采用磁力传感器检测定向，其不仅能够使主轴停止在调整好的位置上，而且能够检测到主轴的转速，并在加工中心的操控面板上显示出来，方便机床操作者调整转速。在换刀过程中，刀具自动夹紧机构也是不可获缺的一部分。它控制着刀杆的松紧，使刀具在加工时能紧紧地固定在主轴上，在换刀时能轻松地卸载。本课题采用了液压缸运行的方式，通过活塞、拉杆、拉钉等一系列元件的运动来达到刀杆的松紧目的。同时，为了减少液压推力对主轴支承的磨损，在主轴的内部设置了一段碟形弹簧，使活塞对拉杆的作用起到一个缓冲的

13、作用。同时，在换刀过程中，活塞及拉杆的内部将被加工成中空状。其间将通入一定的压缩空气来清除切屑。使刀杆和主轴始终具有很好的配合精度。在伺服系统中，本课题在进给系统中选用直流伺服电动机，而在主运动系统中则选用交流伺服电动机。由于直流伺服电动机具有电刷和换向器，需要常常维修，故不适合于主运动系统中。6/323 主轴主运动部件的设计3.1主轴电动机的选用主电机功率估算由毕业设计任务书知主轴功率5kw主电机功率Pm5. 0kw 5 .36 kwPE0.99 5m0 .98式中： m机床主传动系统传动效率。滚珠轴承传动效率0.99 ，同步带传动效率 0.98主电机选型利用交流伺服系统可进行精密定位控制，

14、可作为CNC机床、工业机器人等的执行元件。FANUC交流主轴电机 S系列从 0.65kW 37kW共分 13种。它的特点是转速高、输出功率大、性能可靠、精度好、振动小、噪音低，既适合于高速切削又适合于低速重5切削 。该系列可应用在各种类型的数控机床上。根据主电机功率 PE=5.36kW，故本课题选用 FANUC交流主轴电机 6S型号。其主要技术参数如下：额定输出功率： 5.5km/h ；最高速度： 3000r/min ；额定输出转矩： 35.0N·M；转子惯量： 0.022Nm s2 。3.2主轴主轴的结构设计主轴的主要参数是指：主轴前轴颈直径D1；主轴内孔径 d；主轴悬伸量 a和主

15、轴支承跨距 L，见图 3-1 。7/321dDaL图 3-1主轴主要参数示意图（1）主轴轴径的确定主轴轴径通常指主轴前轴颈的直径，其对于主轴部件刚度影响较大。加大直径D ，可减少主轴本身弯曲变形引起的主轴轴端位移和轴承弹性变形引起的轴端位移，从而提高主轴部件刚度。但加大直径受到轴承 dn值的限制，同时造成相配零件尺寸加大、制造困难、 结构庞大和重量增加等， 因此在满足刚度要求下应取较小值。设计时主要用类比分析的方法来确定主轴前轴颈直径D1。加工中心主轴前轴颈直径 D1按主电动机功率来确定，由现代数控机床结构设计查得D1=85mm。由于装配需要，主轴的直径总是由前轴颈向后缓慢地逐段减小的。在确定

16、前轴径D1后，可知前轴颈直径 D1和后轴颈直径 D2有如下关系：D 20.85D 10.8585mm72mm（2）主轴内孔直径 d的确定主轴内孔直径与机床类型有关，主要用来通过棒料，通过拉杆、镗杆或顶出顶尖等。确定孔径 d的原则是，为减轻主轴重量，在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求下，应尽量取大值。由经验得知，当d0 .7 时（ D 是主轴平均直径），主轴刚度会急剧下降；而当Dd0.5 时，内孔 d对主轴刚度几乎无影响，可忽略不计， 所以常取孔径 d的极限值 dmaxD8/32为：dmax0.7 D0.7 85mm59.5mm此时，刚度削弱小于25。按照任务书的要求

17、及综合各轴段直径的实际大小，确定内孔直径 d=52mm。（3） 主轴端部形状的选择机床主轴的轴端一般用于安装刀具、夹持工件或夹具。在结构上，应能保证定位准确、安装可靠、连接牢固、装卸方便，并能传递足够的扭矩。目前，主轴端部的结构形状都已标准化。图 3-2 所示为铣床主轴的轴端形式，其尺寸大小按照 JB2324-78进行加工，选择主轴序号为 50的主轴端部尺寸。图 3-2铣床主轴的轴端形式（4） 主轴悬伸量 a的确定主轴悬伸量 a是指主轴前端面到前支承径向反力作用中点（一般即为前径向支承中点）的距离。它主要取决于主轴端部结构型式和尺寸、前支承的轴承配置和密封装置等，有的还与机床其他结构参数有关，

18、如工作台的行程等，因此主要由结构设计确定。悬伸量 a值对主轴部件的刚度和抗振性具有较大的影响。因此，确定悬伸量a的原则，是在满足结构要求的前提下尽可能取小值，同时应在设计时采取措施缩减a值。（5） 主轴支承跨距 l 的确定支承跨距 L是指主轴相邻两支承反力作用点之间的距离。跨距L是决定主轴系统动、静刚度的重要影响因素。合理确定支承跨距，是获得主轴部件最大静刚度的重9/32l 0L0l 01.381.665K 5.653.2k16EI 13k23.3ak1Kk1a 1k 23.4a cm24Icmk1 N/cmkL0I Dl4 dl4643.5D1mmD1mmDlD82mmdldi li5696

19、 42 4431 32 26 18052248L600mm 43mm3.5I205cm4 k 1900 N mk2730 N m40CrE 206GPa 2.1106 N cm2a79mm(3.3)(3.4)a 862cm K49K3.2l 68615mm10/32按照结构设计的要求，取l336mm。由于 l336mml068615mm ，故满足设计要求。主轴受力分析轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。而作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。(a)(b)(c)图 3-3轴承受力图主轴上的轴承采用一端固定，另一端游动

20、的支承形式。图示3-3a 为轴承在空间力系的总受力图，它可分解为铅垂面（图3-3b ）和水平面（图 3-3c ）两个平面力系。由公式（ 3.1 ）得出切向铣削力 F切4900N径向负荷 Fr0.35F切0.354900N1715 N切向负荷Ft0.9F切0.94900 N4410 N轴向负荷Fa0.525 F切0.525 4900 N 2573 N11/32图 3-4静不定梁铅垂面分解图由于此主轴的受力属于简单静不定梁类型，所以要以静不定梁的受力方法来解决问题。图示 3-4 为静不定梁的铅垂面受力图。为了使其变形与原静不定梁相同，必须满足变形协调条件，即要求B0。利用叠加法，得挠度为：Fr 2

21、l 3Fa 2B3EI3l a（3.6 ）6EI式中： Fr 2v 径向（切向）负荷分力，单位为N ；F 径向（切向）负荷，单位为N ；E 材料的弹性模量， E 2.1106 N cm2 ；I 轴惯性矩， cm4 。由公式（ 3.5 ）得 I 205cm4 。将 FFr ， Fr 2Fr 2v 代入公式（ 3.6 ），则铅垂面的挠度为：Fr 2V 8331715792383790B2.110620562.11062205得 Fr 2V1060 NFr 2V253Fr1V25383Fr25383 790得 Fr1V1320 NFr1VFr 2VFr 3VFr0得 Fr 3V665N将 FFt ，

22、 Fr 2Fr 2 H 代入公式（ 3.6 ），则水平面的挠度为：Fr 2H8334410792B2.110620562.110638379 02205得 Fr 2 H 2727.63NFr 2H253Fr 1H25383Ft2538379012/32得 Fr1H 3393NFr1 HFr 2 H Fr 3H Ft得 Fr 3 H1710.63 N(a) 机构草图(b) 受力简图(c) 水平面受力(d) 水平面弯矩图(e) 垂直面受力(f) 垂直面弯矩图(g) 合成弯矩图(h) 扭矩图0·图 3-5轴的结构和载荷图13/32A-B段支承反力：水平面： FABX0垂直面： FABY0B

23、-C段支承反力：水平面： FBCXFr 3H1710.63( N )垂直面： FBCYFr 3V665(N )C-D段支承反力：水平面： FCDXFr 2 HFr 3H2727.63 1710.63 1017( N )垂直面： FCDYFr 2VFr 3V1060665395( N )D-E段支承反力：水平面： FDEXFr1HFr 2 HFr 3H33932727.631710.63 4410( N )垂直面： FDEYFr1VFr 2VFr 3V13201060 6651715( N )轴的受力简图、水平面及垂直面受力简图见图3-5b 、c 、e。A-B段弯矩：水平面： M ABX0垂直面

24、： M ABY0合成： M ABM ABX2M ABY20B-C段弯矩：水平面： M BCXFBCX353Fr 3 H100432.63( Nm)垂直面： M BCYFBCY353Fr 3V100168.245( Nm)合成：M BC22432.632168.2452464.192()M BCXM BCYN mC-D段弯矩：水平面： M CDXFCDX436Fr 2 H353Fr 3 H100348.219(N m)垂直面： M CDYFCDY436Fr 2 V353Fr 3H100135.46(N m)合成：M CD22348.2192135.462373.638()M CDXM CDYN

25、mD-E段弯矩：水平面： M DEXFDEX515Fr 2 H353Fr 1H436Fr 3 H 1000.00041(N m)垂直面： M DEYFDEY515Fr 2V353Fr 1V436 Fr 3V 1000.00133( N m)合成：2222M DEM DEXM DEY0.000410.001330.0014()N m轴的水平面、垂直面及合成弯矩图见图3-5d 、f 、g。14/32已知：小带轮的输出功率为5.5kW ，同步带的传动效率为0.98。所以，大带轮的输出功率为：P大P小5.50.985.39( kW )则大带轮的输出转矩为：T9550 P大95505.3917.16(N

26、 m)n23000轴的转矩图见图 3-5h 。主轴的强度校核从合成弯矩图和转矩图上得知，主轴在截面C、 D处承受了较大的弯矩，并且还受到带轮传动所带来的扭矩。因此，这两个截面是危险截面。在校核主轴的强度时应按弯扭合成强度条件进行计算。轴的弯扭合成强度条件为M2T2M 22Tca4W1W2W （ 3.7）式中：ca 轴的计算应力，MPa ；W 轴的抗弯截面系数， mm3 ； 折合系数；1 轴的许用弯曲应力， MPa ； T 轴所受的扭矩，单位为 N mm；M 轴所受的弯矩，单位为 N mm 。轴的抗弯截面系数为Wd34321式中： d 轴颈处直径，单位为 mm ；d1，此处， d1 为轴孔直径。

27、d3.1416853 1424得 W56698 (mm3 )3285根据主轴材料为40Cr ，由工程力学查得许用弯曲应力170MPa 。按扭15/32转切应力为脉动循环变应力，取折合系数0.6。将上述参数代入公式（3.7 ），则轴的计算应力为46419220.6217160ca566988.2(MPa)因为ca170MPa ，所以主轴的强度符合要求。主轴的刚度校核轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。对于本课题的主轴，应该按轴的弯曲刚度校核。轴计算刚度经验公式为y1Ft2Fr2y p48E IL3（3.8 ）式中

28、： y1 轴的计算挠度，单位为mm；4I 轴惯性量，单位为mm；2E 轴所用材料的弹性模量，单位为N/mm；L 支承跨度，单位为 mm；Ft1 轴所受圆周力，单位为N；Fr 1 轴所受径向力，单位为N。yp轴的允许挠度，单位为已知： Ft4410 N ，Fr1715 N ， I205cm4 ，E2.1 106 N cm 2 ，L336mm。由工程力学查得轴的允许挠度为y p0.0002 L0.00023360.0672 (mm)将上述参数代入公式（3.8 ），则轴的计算刚度为y1441021715210433630.086(mm)482.1104205由于 y1y p ，所以轴能够满足刚度要求

29、。综上所述，轴的强度，刚度均符合校核要求。3.3主轴组件的支承主轴轴承的类型16/32机床主轴带着刀具或夹具在支承件中作回转运动，需要传递切削扭矩，承受切削抗力，并保证必要的旋转精度。数控机床主轴支承根据主轴部件的转速、承载能力及回转精度等要求的不同而采用不同种类的轴承。主轴轴承是主轴组件的重要组成部分，它的类型、结构、配置、精度、安装、调整、润滑和冷却都直接影响了主轴组件的工作性能。在数控机床上主轴轴承常用的有滚动轴承和滑动轴承。滚动轴承摩擦阻力小，可以预紧，润滑维护简单，能在一定的转速范围和载荷变动范围下稳定地工作。滚动轴承由专业化工厂生产，选购维修方便，在数控机床上被广泛采用。但与滑动轴

30、承相比，滚动轴承的噪声大，滚动体数目有限，刚度是变化的，抗振性略差并且对转速有很大的限制。数控机床主轴组件在可能条件下，尽量使用了滚动轴承，特别是大多数立式主轴和主轴装在套筒内能够作轴向移动的主轴。这时滚动轴承可以用润滑脂润滑以避免漏油。图 3.6 所示为主轴常用的几种滚动轴承的类型。(a) 双列圆柱(b)双列推力向(c)双列圆锥滚(d)带凸缘双列圆柱(e)带弹簧的单滚子轴承心球轴承子轴承滚子轴承列圆锥滚子轴承为了适应主轴高速发展的要求，滚珠轴承的滚珠可采用陶瓷滚珠。陶瓷滚珠轴承由于陶瓷材料的质量轻，热膨胀系散小，耐高温，所以具有离心小、动摩擦力小、预紧力稳定、弹性变形小、刚度高的特点。但由于

31、成本较高，在数控机床上还未普及使用。数控机床主轴支承根据主轴部件的转速、承载能力及回转精度等要求的不同而采用不同种类的轴承。不同类型主轴轴承的优缺点见表3-117/32表 3-1数控机床的主轴轴承及其性能磁力轴性能滚动轴承液体静压轴承气体静压轴承陶瓷轴承承一般或较高， 在精度预紧无间隙时较高一般或较高， 预刚度紧后较高，取决于所用轴较差，阻尼比抗振性高，精度保持性好一般同滚动轴承高，与节流阀形式较差，因空气可不及一比一般滚动有关，薄膜反馈或滑阀压缩，与承载力大小般滚动轴承轴承差反馈很高有关好，阻尼比好较好同滚动轴承0.02 0.040.045 0.065用于中、低速，用于中、高用于高速度性能特

32、殊轴承可用于较用于各级速度用于超高速速，热传导率低，速高速不易发热较小，小，摩擦损耗小很小同滚动轴承0.002 0.0080.0005 0.001寿命疲劳强度限制长长长较长结构尺寸轴向小，径向大轴向大，径向小轴向大，径向小径向大轴向小，径向大轴承生产专业自制，工艺要求自制，工艺较液压系制造难易较复杂比滚动轴承难化、标准化高，需要供油设备统低，需要供气系统要求供油系统清要求供气系统使用维护简单，用油脂润滑较难较难洁，较难清洁，较易成本低较高较高高较高机床主轴轴承发展，经历了滚、陶、气浮、磁浮等阶段。滚动轴承发展到陶瓷轴承，即钢球改为陶瓷球，滚道加TiN 或CrNi 金属。由于陶瓷球具有高刚度、高

33、硬度、低密度以及低热胀和低导热系数等特点，同时所用油脂为一次性，终身润滑，大大地提高了滚动轴承的性能，所以被广泛采用。目前，一般中小规格的数控机床（如车床、铣床、钻镗床、加工中心、磨床等）18/32的主轴部件多采用成组高精度滚动轴承重型数控机床采用液体静压轴承，高精度数控机床（如坐标磨床）采用气体静压轴承，转速达2 10104 r / min 的主轴则可采用磁力轴承或氮化硅材料的陶瓷滚珠轴承。数控机床的转速高，为减少主轴的发热，必须改善轴承的润滑方式。在数控机床上的润滑一般采用高级油脂封入方式润滑，每加一次油脂可使用7 10年。主轴轴承的配置根据主轴部件的工作精度、刚度、温升和结构的复杂程度，

34、合理配置轴承，可以提高主传动系统的精度。采用滚动轴承支承，有许多不同的配置形式，目前数控机床主轴轴承的配置主要有如图3-7 所示的几种形式。(a)(b)(c)(d)图 3-7数控机床主轴轴承的配置形式在图 3-7a 所示的配置中，前支承采用双列短圆柱滚子轴承和60o角接触球轴承组合，承受径向载荷和轴向载荷，后支承采用成对角接触球轴承，该配置可满足强力切削的要求，普遍应用于各类数控机机床。在图 3-7b 所示的配置形式中， 前轴承采用角接触球轴承，由2 3 个轴承组成一套，背靠背安装，承受径向载荷和轴向载荷，后支承采用双列短圆柱滚子轴承，这种配置适用于高速、重载的主轴部件。19/32在图 3-7

35、c 所示的配置形式中，前后支承均采用成对角接触球轴承，以承受径向载荷和轴向载荷，角接触球轴承具有较好的高速性能，主轴最高转速可达4000r / min ，但这种轴承的承载能力小，因而这种配置适用于高速、轻载和精密的数控机床主轴。在图 3-7d 所示的配置形式中，前支撑采用双列圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷，后支承采用单列圆锥滚子轴承，这种配置径向和轴向的刚度高，可承受重载荷，尤其能承受较强的动载荷，安装与调整性能好，但主轴转速和精度的提高受到限制，因此适用于中等精度，低速与重载荷的数控机床主轴。(a)(b)主轴支承方案的确定主轴轴承的不同配置形式对主轴组件刚度损失有巨大的影响，从而确定当

36、支承跨距较大时，降低支承刚度，或适当增大主轴轴颈直径和内孔直径是减小主轴组件刚度损失的有效措施，并可提高其动态性能。本课题采用陶瓷球轴承做主轴支撑，即用氮化硅材料 (Si3N4) 做成陶瓷球来替代滚珠，轴承内外套圈仍为 GCrl5 钢套圈。虽然只是把钢球变成了氮化硅球，但是另一方面，沟道的几何尺寸也作了改进以优化轴承性能。这种轴承在减小了离心力的同时，也减小了滚珠与该道间的摩擦力，从而获得较低的温升及较好的高速性能。混合陶瓷球轴承最常见的形式是角接触球轴承，它可以在既有径向也有轴向负荷时有效地高速运转。但是轴向负荷只能从一个方向施加。因此，这些轴承通常成对安装并施加预负荷以保证正确的接触角。由

37、于加工中心在加工时不仅需要受到轴向力，还会受到一定的径向力。因此在本课题的轴承配置中选用如图 3-7 的方式。而本课题的预紧方式采用隔套调整法及双螺母预紧。轴承的配合20/32由于主轴轴承在工作时基本上都是内圈旋转、外圈相对固定不动 , 且主轴承受载荷多为定向载荷。因此 , 为了提高轴承的刚性 , 防止轴承在工作期间因摩擦发热而引起内圈膨胀 , 导致内圈与主轴之间产生相对转动现象 , 精密机床主轴轴承内圈与主轴之间一般选择过盈配合。另外 , 为了使轴承外圈沟道不只在某一局部受力 , 允许轴承外圈在轴承座内出现蠕动现象 , 以尽可能地延长轴承的使用寿命。同时 , 为防止轴承外圈因热膨胀引起与轴承

38、座之间的过紧现象 , 引起轴承预紧增加 , 导致摩擦发热加剧 , 故轴承外圈与轴承座之间一般选择间隙配合。在本课题中，固定端前支承的7217C角接触球轴承与轴承座的配合采用间隙配合, 配合目标间隙值取 3 8m。为了提高机床的切削刚性，该轴承与主轴的配合采用过盈配合 , 配合目标过盈量取 04 m。而后支承的 7215C角接触球轴承与主轴选用过盈配合 , 配合目标过盈量取 03 m。与轴承座之间为间隙配合 , 配合目标间隙值取 915m。主轴轴承设计计算（1）轴承受力分析轴承的受力简图参见图3-3 。从图上可知，在 A、 B两处所用的是同种型号的角接触球轴承，且 D处的轴承是成对使用， 共同承

39、担支承作用。 所以，校验 C、D处 7217AC轴承只需取受力最大处即可。已知：Fr 2V1060N ， Fr 3V665N ， Fr 2 H 2727.63N ， Fr 3H1710.63 N则轴承 7217AC所受径向合力为FrFr22 vFr22H106022727.6322926.36( N )轴承 7215C所受径向合力为Fr23 vFr23H665 21710.632917.67( N )Fr44（2） 轴承 7217AC寿命计算轴承的工作年限为 7年（一年按 300天计算），每天两班工作制（按16h计算），则轴承预期计算寿命为Lh '73001633600(h)已知轴承

40、7217AC所受的轴向负荷 Fa 2573 N ，径向负荷 Fr 2926 N 。分界判断系数 e 0.68。21/32Fa2573Fr17150.87e0.68由机械设计基础查得径向动载荷系数X=0.41，轴向动载荷系数Y=0.87。根据载荷性质为中等冲击，查得载荷系数一般为1.2 1.8 ，取 f P1.6 。则轴承的当量动载荷为Pf P XFrYFa1.60.4117150.8725734706.66(N )以小时数表示的轴承寿命L10h （单位为 h）为L10h106C60nP（3.9）式中： L10 h 失效率 10% （可靠度 90% ）的基本额定寿命（106 r ）n 轴承的转速

41、，单位为 r / min ；C 基本额定动载荷，单位为N；P 当量动载荷，单位为N； 寿命指数，对球轴承3，滚子轴承10 3 。查表得基本额定动载荷 C99.8KN 。将上述参数代入公式（ 3.9 ），则以小时数表示的轴承寿命为1063L10h9980057986(h)3000470660由于 L10hLh '33600 h ，所以能够满足要求。（3） 轴承 7215C寿命计算轴承的工作年限为 7年（一年按 300天计算），每天两班工作制（按16h计算），则轴承预期计算寿命为Lh '73001633600(h)已知轴承 7215C所受的轴向负荷Fa2573 N ，径向负荷 Fr917.67 N 。由机械设计基础查得分界判断系数e0.68 。Fa25732.8e0.68Fr917.67由机械设计基础查得径向动载荷系数X=0.41，轴向动载荷系数Y=0.87。根据载荷性质为中等冲击，由机械设计基础查得载荷系数一般为1.2 1.8 ，取f P1.8。则轴承的当量动载荷为22/32Pf P XFrYFa1.80.41917.670.8725734706( N )查机械设计基础得基本额定动载荷C79200KN 。将