【文章內(nèi)容簡介】 瓦外表面供油。通過理論和試驗均表明：和一般的動靜壓軸承相比，軸承摩擦功耗小，并且隨著軸承數(shù)的升高，偏心率的加大，摩擦功耗降低的幅度也大。(4)上瓦開周向槽橢圓軸承， 上瓦開周向槽橢圓軸承上瓦開周向槽橢圓軸承是一種改型橢圓軸承。由于穩(wěn)定性好, 加工制造方便, 溫升低, 功耗小而被廣泛應(yīng)用于一些高速旋轉(zhuǎn)機(jī)械上。（5）上瓦帶擋板橢圓軸承。隨著轉(zhuǎn)子系統(tǒng)向大型化高速化發(fā)展，轉(zhuǎn)子相對比較細(xì)長，系統(tǒng)的穩(wěn)定性變得突出?？蓛A瓦軸承穩(wěn)定性好，但其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，徑向尺寸大， 成本高，上瓦帶擋板橢圓軸承是在橢圓軸承的上瓦內(nèi)安裝一徑向擋板。經(jīng)研究表明由于擋板的存在使軸承穩(wěn)定性明顯地提高、阻力系數(shù)稍有增大并且流量增大從而使軸承溫升降低, 但是造成軸承的承載能力略有降低。（6）HSDB l 動靜壓推力軸承。隨著機(jī)床向高速、重載、高精度方向發(fā)展，越來越多的磨床采用動靜壓推力軸承。楊軍等研究了一種應(yīng)用于外圓磨床HSDB l動靜壓推力軸承。結(jié)構(gòu)特點是：軸承由8個淺腔組成，以淺腔為節(jié)流器，一般在傾側(cè)下工作。通過對軸承的理論分析可知：軸承有泵功率小、功率比大、流量小、工作可靠和溫升低等特點。 本論文研究的目的和內(nèi)容首先，電主軸在各個行業(yè)都具有相當(dāng)大的用途，它決定了一個國家的制造業(yè)的水平，誰在電主軸上領(lǐng)先，誰在整個制造業(yè)就擁有話語權(quán)。其次，在設(shè)計的過程中可以全面了解數(shù)控機(jī)床電主軸的知識，并把在學(xué)校所學(xué)的知識都有一個很好的回顧?？梢愿尤娴睦斫獯髮W(xué)所學(xué)的知識，對自己的能力也有一個相應(yīng)的提升。設(shè)計內(nèi)容包括：，軸承，冷卻系統(tǒng)，殼體設(shè)計。2 電機(jī)驅(qū)動形式、控制方式 “高速電主軸”的概念是一套組件，包括：定子、轉(zhuǎn)子、軸承、高速變頻裝置、潤滑裝置、冷卻裝置等組成。電主軸的結(jié)構(gòu)圖如圖21所示：1—定子；2—轉(zhuǎn)子；3—彈簧；4—主軸；5—軸承端蓋；6—定位螺母；7—螺栓M8；8—套杯；9—油封；10—混合陶瓷球軸承；11—軸承端蓋；12—螺栓M10圖21電主軸結(jié)構(gòu)示意圖 電主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計要求 設(shè)計要求。 設(shè)計要求如表21所示：表21額定轉(zhuǎn)速P（r/min）額定功率n（kw） 20000 4 引言： 電主軸運(yùn)動控制是電主軸單元控制系統(tǒng)的核心部件，電主軸運(yùn)動控制技術(shù)主要包含轉(zhuǎn)速開環(huán)的恒壓頻比控制技術(shù)、轉(zhuǎn)速閉環(huán)的恒壓頻比控制技術(shù)、矢量控制技術(shù)及直接轉(zhuǎn)矩控制技術(shù)。而電主軸的驅(qū)動電源稱為驅(qū)動器，驅(qū)動器的功能是控制電主軸的運(yùn)行能力,使其獲得較寬的調(diào)速范圍。 電機(jī)的控制形式： 普通變頻驅(qū)動和控制 普通變頻器為標(biāo)量驅(qū)動控制，其驅(qū)動控制特性為恒轉(zhuǎn)矩驅(qū)動，即輸出功率和轉(zhuǎn)速成正比關(guān)系。標(biāo)量驅(qū)動控制轉(zhuǎn)矩、功率與轉(zhuǎn)速的關(guān)系如圖22和23所示。這類驅(qū)動器在低速時輸出功率不夠穩(wěn)定，不能滿足電主軸低速大扭矩的要求，也不具備主軸的定向停止和C軸功能，但價格便宜，一般用在高速端工作的電主軸。 圖22標(biāo)量控制電主軸轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩的關(guān)系 圖中：——電機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時間內(nèi)，負(fù)載是連續(xù)的，即在每2min的周期內(nèi)， 60％的時間承受負(fù)載，另外40％的時間為空載。 ——電動機(jī)在100％運(yùn)轉(zhuǎn)時間內(nèi)，負(fù)載是連續(xù)不變的。圖23標(biāo)量控制電主軸功率與轉(zhuǎn)速的關(guān)系 矢量控制驅(qū)動器的驅(qū)動和控制 矢量控制驅(qū)動特性表現(xiàn)為：在低速端為恒轉(zhuǎn)矩驅(qū)動，在中高速端為恒功率驅(qū)動，其轉(zhuǎn)矩和功率與轉(zhuǎn)速的關(guān)系如圖24和25所示：圖24矢量控制電主軸轉(zhuǎn)矩與轉(zhuǎn)速的關(guān)系圖25矢量控制電主軸功率與轉(zhuǎn)速的關(guān)系 有的矢量控制驅(qū)動器在高速端或最高速端的功率和轉(zhuǎn)矩均略有下降的特性，如圖26和27所示： 圖26矢量控制電主軸轉(zhuǎn)矩與轉(zhuǎn)速的關(guān)系 圖27矢量控制電主軸功率與轉(zhuǎn)速的關(guān)系 電主軸控制形式和驅(qū)動形式的選擇電主軸是用在機(jī)床上的，負(fù)載應(yīng)該是斷續(xù)的，應(yīng)該按來選擇功率和轉(zhuǎn)速比較經(jīng)濟(jì)，電主軸的轉(zhuǎn)矩計算公式為： （21）根據(jù)轉(zhuǎn)速n，轉(zhuǎn)矩T，功率P，可選擇矢量控制驅(qū)動器的驅(qū)動和控制。3 主要零部件的設(shè)計 軸承的選擇 引言主軸軸承技術(shù)是超高速主軸系統(tǒng)的一項關(guān)鍵技術(shù)，目前，國內(nèi)外數(shù)控機(jī)床采用較多的軸承形式有：磁懸浮軸承、動靜壓軸承和陶瓷球軸承，其中使用最多的就是混合陶瓷球軸承。 主軸最小截面的估算： 根據(jù)轉(zhuǎn)速和功率，選擇主軸的材料為：45鋼 調(diào)質(zhì)處理。45鋼的參數(shù)為：A=106～98,[τ]=30～40MPa；所以取:A=100。最小截面直徑：。因此：d=10mm。 軸承選擇：圖31混合陶瓷球軸承的參考圖 軸承參數(shù)的確定： 根據(jù)最小截面直徑d=10mm,且根據(jù)轉(zhuǎn)速n=20000r/min。同時，數(shù)控機(jī)床電主軸一般選用混合陶瓷球軸承，我國自行設(shè)計的陶瓷球軸承與國外存在一定的差距，因此選用GMN公司生產(chǎn)的SC61902C TA陶瓷球軸承。SC61902C TA的參數(shù)如表31所示：表31 SC61902C TA參數(shù)型號SC61902C TA精度P4組配方式正排列內(nèi)徑 d (mm)15外徑 D (mm)28寬度 B（mm）7滾動體直徑(mm)滾動體數(shù)目 Z13接觸角α(度)15186。軸承重量 m (kg)最高轉(zhuǎn)速(r/min)79000基本額定動載荷（KN）基本額定靜載荷（KN） 軸承的潤滑方式：,電主軸可采用油脂潤滑，電主軸必須采用油氣或者油霧潤,SC61902C TA的==，；所以采用脂潤滑。 軸承的排列方式：電主軸常用的軸承的配置型式如圖32所示：圖32電主軸的軸承配置型式 如圖32所示，高速電主軸軸承的主要配置形勢有四種。為了提高軸承的支撐剛度，同時為了滿足外伸端的軸端振動量要求，因此選用c）所示的配置形式。 軸承預(yù)載荷的確定： 角接觸球軸承一般必須在軸向有預(yù)加載荷條件下才能正常工作。預(yù)加載荷不僅可消除軸承的軸向游隙，還可以提高軸承剛度、主軸的旋轉(zhuǎn)精度，抑制振動和鋼球自轉(zhuǎn)時的打滑現(xiàn)象等。一般說來，預(yù)加載荷越大，提高剛度和旋轉(zhuǎn)精度的效果就越好；但是另一方面，預(yù)加載荷越大，溫升就越高，可能造成燒傷，從而降低使用壽命，甚至不能正常工作。因此每個軸承的生產(chǎn)廠家，針對不同轉(zhuǎn)速和負(fù)載的電主軸選用不同的預(yù)緊力。根據(jù)資料可知,SC61902C TA的預(yù)緊力為： (31)在已知軸向預(yù)緊力的前提下，可知角接觸球軸承徑向剛度可近似地按：= (32)可知=，因此：SC61902C TA的徑向剛度：=（N/mm） (33) 電主軸主軸的設(shè)計 引言 轉(zhuǎn)軸是高速電主軸的主要回轉(zhuǎn)體，其設(shè)計直接影響電主軸的工作壽命，精度及各項參數(shù)。 主軸的外伸端及跨距的計算：主軸選用45鋼，主軸材料的許用應(yīng)力為600MPa。 主軸最佳跨的計算：滿足主軸前端最小靜撓度條件時的L是最佳跨距，當(dāng)時；主軸組件的剛度損失不超過5%～7%，在工程學(xué)上認(rèn)為是合理的剛度損失。因此在此范圍內(nèi)的跨距被稱為合理跨距，在結(jié)構(gòu)設(shè)計時，應(yīng)首先滿足合理跨距。如圖33所示，主軸前端在一定的外載荷P的作用下，主軸本身及其支軸承發(fā)生變形。其造成的結(jié)果就是，主軸外伸端的截面在徑向方向發(fā)生位移，且其總位移由兩部分組成：Y= (34)——假設(shè)軸承為剛性支承，主軸為彈性體時，主軸在前端受到外載荷P作用后的位移?！僭O(shè)主軸是剛體，支承為彈性體時，主軸在前端受到外載荷P作用后的位移。圖33主軸受力示意圖根據(jù)材料力學(xué)外伸梁的撓度公式可知：= （35）設(shè)：外伸端處的軸承為B；右邊的軸承為A；軸承B到交點處距離為X，為A端軸承受力時徑向發(fā)生的位移。根據(jù)公式：=0 （36） 0 （37）根據(jù)幾何公式： X= （38） （39）所以： =+ （310）根據(jù)：最小撓度的要求，對對上式進(jìn)行求導(dǎo)： （311）根據(jù)主軸的材料可知：將E=210GPa，I=，K=,P=100N代入上式可得： （312） 105mm根據(jù)：可知：。所以L取150mm,因此：a=40mm。 主軸的徑向尺寸： 主軸的徑向尺寸如圖34所示： 圖34主軸示意圖 根據(jù)設(shè)計要求可知： AB段為25mm；BC為15mm；；DE段為13mm；EF段為16mm；FG段為5mm；GH段為77mm；HI段為15mm；IJ段為13mm；。 主軸的校核： 主軸的受力圖如下圖35所示：圖35主軸的受力圖由靜力平衡條件求得兩端軸承的支反力，A、B端受力如下：=0 （313） 0 （314）A、B端受力大小如下： =；=；作出內(nèi)力圖，確定危險截面：軸的扭矩圖和彎矩圖如圖36和37所示：圖36主軸的扭矩圖圖37主軸的彎矩矩圖 根據(jù)彎矩圖與扭矩圖可知，主軸在截面B處所獲得的彎矩和扭矩最大，因此主軸截面B是主軸的危險截面，根據(jù)第四強(qiáng)度理論及公式對軸進(jìn)行校核： 將、代入下式：===13MPa （315） 由于=6