【導讀】加工中心主軸組件總體設計方案的確定………………………以完成多工序的加工。加工中心一般不需要人為干預，當機床開始執(zhí)行程。序后，它將一直運行到程序結束。加工中心還賦予了專業(yè)化車間一些諸多。量，縮短檢驗時間，降低刀具成本，改善庫存量等。優(yōu)勢，所以它深受全球制造企業(yè)的青睞。刀裝置以及其它機械功能部件組成。分，其運動性能直接影響機床加工精度與表面粗糙度。本文在查閱大量國。比較了其特點，并擬定了一個較為合理的主軸組件結構方案。剛度和強度進行了校核。此外，本設計中所采用的陶瓷軸承能有效地增加。主軸的剛度，從而提高了加工中心的可靠性和穩(wěn)定性。

　　

【正文】 示的配置形式中，前軸承采用角接觸球軸承，由 3~2 個軸承組成一套，背靠背安裝，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用雙列短圓柱滾子軸承，這種配置適用于高速、重載的主軸部件。 在圖 所示的配置形式中，前 后支承均采用成對角接觸球軸承，以承受徑向載荷和軸向載荷，角接觸球軸承具有較好的高速性能，主軸最高轉速可達 min/4000r ，但這種軸承的承載能力小，因而這種配置適用于高速、輕載和精密的數(shù)控機床主軸。 在圖 所示的配置形式中，前支撐采用雙列圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用單列圓錐滾子軸承，這種配置徑向和軸向的剛度高，可承受重載荷，尤其能承受較強的動載荷，安裝與調整性能好，但主軸轉速和精度的提高受到限制，因此適用于中等精度，低速與重載荷的數(shù)控機床主軸 [15]。 主軸軸承的預緊 對主軸滾動軸承進行預緊和合理選擇預緊量，可以提高主軸部件的回轉精度、剛度和抗振性。滾動軸承間隙的調整或預緊，通常是通過軸承內、外圈的相對軸向移動來實現(xiàn)的。 (1) 軸承內圈移動 這種方法適用于錐孔雙列圓柱滾子軸承。用螺母通過套筒推動內圈在錐形軸頸上做軸向移動，使內圈變形脹大，在滾道上產生過盈，從而達到預緊的目的。圖 所示為幾種軸承內圈的預緊形式。 44 (a) (b) (c) (d) 圖 軸承的預緊形式 圖 結構簡單，但預緊量不易控制，常用于輕載機床主軸部件。 圖 用螺母限制內圈的移動量，易于控制預緊量。 圖 ，調整方便，但是用幾個螺釘調整。易使墊圈歪斜。 圖 將緊靠軸承右端的墊圈做成兩個半環(huán)，可以徑向取出，修磨其厚度可控制預緊量的大小，調整精度較高 [15， 16]。 (2) 修磨座圈 通過修磨軸承的內外座圈，可以調整軸承的預緊力。圖 種修磨的形式。 45 (a) 修磨軸承內圈的內側 (b) 修磨軸承外圈的內側 圖 修磨軸承座圈 圖 為軸承外圍寬邊相對 (背對背 )安裝，這時修磨軸承內圈的內側，使間隙 a 增大。 圖 所示為外圍窄邊相對 (面對面 )安裝，這時修磨軸承外圈的窄邊。在安裝時按圖示的相對關系裝配，并用螺母或法蘭蓋將兩個軸承軸向壓攏，使兩個修磨過的端面貼緊，這樣能夠使兩個軸承的滾道之間產生預緊 [10]。 另一種方法是將兩個厚度不同的隔套放在兩軸承內、外圈之間，同樣將兩個軸承軸向相對壓緊，使?jié)L道之間產生預緊，隔套調整法如圖 所示 [10]。 (a) (b) 圖 隔套調整法 46 主軸支承方案 的 確定 主軸軸承的不同配置形式對主軸組件剛度損失有巨大的影響，從而確定當支承跨距較大時，降低支承剛度，或適當增大主軸軸頸直徑和內孔直徑是減小主軸組件剛度損失的有效措施，并可提高其動態(tài)性能。 本課題采用陶瓷球軸承做主軸支撐，即用氮化硅材料 (Si3N4)做成陶瓷球來替代滾珠，軸承內外套圈仍為 GCrl5鋼套圈。雖然只是把鋼球變成了氮化硅球，但是另一方面，溝道的幾何尺寸也作了改進以優(yōu)化軸承性能。這種軸承在減小了離心力的同時，也減小了滾珠與該道間的摩擦力，從而獲得較低的溫升及較好 的高速性能 [20]。 混合陶瓷球軸承最常見的形式是角接觸球軸承，它可以在既有徑向也有軸向負荷時有效地高速運轉。但是軸向負荷只能從一個方向施加。因此，這些軸承通常成對安裝并施加預負荷以保證正確的接觸角。 由于加工中心在加工時不僅需要受到軸向力，還會受到一定的徑向力。因此在本課題的軸承配置中選用如圖 。而本課題的預緊方式采用隔套調整法及雙螺母預緊。 軸承的配合 由于主軸軸承在工作時基本上都是內圈旋轉、外圈相對固定不動 ,且主軸承受載荷多為定向載荷。因此 ,為了提高軸承的剛性 ,防止軸承在工作期間 因摩擦發(fā)熱而引起內圈膨脹 ,導致內圈與主軸之間產生相對轉動現(xiàn)象 , 精密機床主軸軸承內圈與主軸之間一般選擇過盈配合。另外 ,為了使軸承外圈溝道不只在某一局部受力 ,允許軸承外圈在軸承座內出現(xiàn)蠕動現(xiàn)象 , 以盡可能地延長軸承的使用壽命。同時 ,為防止軸承外圈因熱膨脹引起與 47 軸承座之間的過緊現(xiàn)象 , 引起軸承預緊增加 ,導致摩擦發(fā)熱加劇 ,故軸承外圈與軸承座之間一般選擇間隙配合。 在本課題中，固定端前支承的 7017C角接觸球軸承與軸承座的配合采用間隙配合 ,配合目標間隙值取 3～ 8μ m。為了提高機床的切削剛性，該軸承與主軸的配合采用過 盈配合 , 配合目標過盈量取 0～ 4μ m。而后支承的7015C角接觸球軸承與主軸選用過盈配合 , 配合目標過盈量取 0～ 3μ m。與軸承座之間為間隙配合 ,配合目標間隙值取 9～ 15μ m[21]。 主軸軸承設計計算 軸承受力分析 軸承的受力簡圖參見圖 。從圖上可知，在 A、 B 兩處所用的是同種型號的角接觸球軸承，且 D 處的軸承是成對使用，共同承擔支承作用。所以，校驗 C、 D 處 7017AC 軸承只需取受力最大處即可。 已知： NF Vr ? ， NF Vr ?? ， NF Hr ? ， NF Hr ?? 則軸承 7017AC 所受徑向合力為 )( 222222 NFFF Hrvrr ????? 軸承 7015AC所受徑向合力為 )( 222323 NFFF Hrvrr ????? 軸承 7017AC 壽命計算 軸承的工作年限為 7年（一年按 300 天計算），每天兩班工作制（按16h 計算），則軸承預期計算壽命為 )(3 3 6 0 0163 0 0739。 hL h ???? 已知軸承 7017AC 所受的軸向負荷 NFa ? ，徑向負荷 48 NFr ? 。由表 135[23]查得分界判斷系數(shù) ?e 。 ???? eFF ra 由表 135[23]查得徑向動載荷系數(shù) X=1，軸向動載荷系數(shù) Y=0。根據(jù)載荷性質為中等沖擊，由表 136[23]查得載荷系數(shù)一般為 ~ ，取 ?Pf 。則軸承的當量動載荷為 [23] ? ? )( 9 3 8 3 NFYFXfP arP ??????? 以小時數(shù)表示的軸承壽命 hL10 （單位為 h）為 ???????? PCnL h 6010610 …………………………………………………… （ ） 式中： hL10 —— 失效率 %10 （可靠度 %90 ）的基本額定壽命（ r610 ） n —— 軸承的轉速，單 位為 min/r ； C —— 基本額定動載荷，單位為 N ； P —— 當量動載荷，單位為 N ； ? —— 壽命指數(shù)，對球軸承 3?? ，滾子軸承 310?? 。 查表 2242[5]得基本額定動 載荷 KNC ? 。將上述參數(shù)代入公式（ ），則以小時數(shù)表示的軸承壽命為 )( 10 3610 hL h ?????????? 由于 hLL hh 3360039。10 ?? ，所以能夠滿足要求。 軸承 7015AC 壽命計算 軸承的工作年限為 7年（一年按 300 天計算），每天兩班工作制（按16h 計算），則軸承預期計算壽命為 )(3 3 6 0 0163 0 0739。 hL h ???? 49 已知軸承 7015AC 所受的軸向負荷 NFa ? ，徑向負荷NFr ? 。由表 135[23]查得分界判斷系數(shù) ?e 。 ???? eFF ra 由表 135[23]查得徑向動載荷系數(shù) X=，軸向動載荷系數(shù) Y=。根據(jù)載荷性質為中等沖擊，由表 136[23]查得載荷系數(shù)一般為 ~ ，取?Pf 。則軸承的當量動載荷為[23] ? ? ? ? )( 0 2 0 7 5 NFYFXfP arP ?????????? 查表 2242[5]得基本額定動載荷 KNC ? 。將上述參數(shù)代入公式（ ），則以小時數(shù)表示的軸承壽命為 )( 10 3610 hL h ?????????? 由于 hLL hh 3360039。10 ?? ，所以能夠滿足要求。 同步帶 的 設計計算 (1) 設計功率 dP 根據(jù)工作機為加工中心，原動機為交流電動機，每天兩班制工作（按h16 計），由表 5012? [5]查得 ?AK 。故設計功率為 [5]： KWKWPKP Ad ????? 式中： P —— 傳遞的功率， KW AK —— 載荷修正系數(shù) (2) 選定帶型和節(jié)距 根據(jù)設計功率 KWPd 11? ，小帶輪轉速 min60001 rn ? ，由圖 1312? [5]確定帶輪的帶 型為 H 型。 50 按照同步帶的帶型為 H型，由表 4612? [5]查得節(jié)距 mmpb ? (3) 小帶輪齒數(shù) 1Z 根據(jù)小帶輪轉速 min60001 rn ? ，同步帶的帶型為 H 型，由表 5112? [5]查得小帶輪的最小齒數(shù) 22min ?Z ，故取 301?Z (4) 小帶輪節(jié)圓直徑 1d mmmmpZd b ????? ? 式中： 1Z —— 小帶輪齒數(shù)； bp —— 節(jié)距。 按照小帶輪齒數(shù) 301?Z ，同步帶的帶型為 H 型，由表 5612? [5]查得其外徑 mmda 1 ? (5) 大帶輪齒數(shù) 2Z 23000600021 ??? nni 式中： 1n —— 小帶輪轉速； 2n —— 大帶輪轉速。 大帶輪齒數(shù) 6030212 ????? ZiZ (6) 大帶輪節(jié)圓直徑 2d mmmmpZd b ????? ? 式中： bp —— 節(jié)距。 按大帶輪齒數(shù) 602 ?Z ，同步帶帶型為 H 型，由表 5612? [5]查得其外徑mmda ? (7) 帶速 v 51 smvsmsmndv m a x11 ???? ???? ??? ? 式中： 1d —— 小帶輪節(jié)圓直徑； 1n —— 小帶輪轉速。 (8) 初定軸間距 0a 經驗公式 [5]： ? ? ? ?21021 ddadd ?????? ………………………… （ ） 式中： 1d —— 小帶輪節(jié)圓直徑； 2d —— 大帶輪節(jié)圓直徑。 將 1d ， 2d 值代入公式（ ），得 mmamm 2 5 4 0 ?? 。 故取 mma 2550 ? 。 (9) 帶長及其齒數(shù) ? ? ? ?02122100 422 addddaL ???????? ? ? ? ? ? mm2554 2???????? ? 式中： 0L —— 帶長； 0a —— 初定軸間距； 1d —— 小帶輪節(jié)圓直徑； 2d —— 大帶輪節(jié)圓直徑。 按帶長 mmL ? ，同步帶的帶型為 H 型，由表 4712? [5]查得應選用帶長代號為 450 的 H型同步帶，節(jié)線 長 mmLP ? ，節(jié)線長上的齒數(shù)90?Z 。 (10) 實際軸間距 52 實際軸間距 mmmmLLaa P 2 00 ??????? 式中： 0a —— 初定軸間距； pL —— 節(jié)線長； 0L —— 帶長。 (11) 小帶輪嚙合齒數(shù) ? ??????? ??? ??? 122 11 22i nt ZZaZpZZ bm ? ? ??????? ??? ??? nt 212? 式中： mZ —— 小帶輪嚙合齒數(shù)； bp —— 節(jié)距。 (12) 基本額定功率 0P 按照同步帶的帶型為 H 型，由表 5312? [5]查得帶的許用工作拉力NTa ? ，帶的單位長度的質量 mkgm ? 。基本額定功率為： ? ? ? ? KWKWvvmTP a 220 ????????? 式中： aT —— 寬度為0sb的帶的許用工作拉力 m —— 寬度為 0sb 的帶單位長度的質量 (13) 帶寬 sb 按同步帶的帶型為 H 型，由表 5212? [5]查得 mmbs 0 ?；按小帶輪嚙合齒數(shù) 12?mZ ，由表 4912? [5]查得嚙合齒數(shù)系數(shù) 1?ZK 。帶寬為： mmmmPK PbbZdss 00??????? 式中： ZK —— 嚙合齒數(shù)系數(shù) 0sb —— 同步帶的基準寬度， mm 53 按照帶寬 ?sb ，同步帶帶型為 H 型，由表 4812? [5]確定選帶寬代號為 075 的 H 型帶，其帶寬 mmbs ? (14) 作用在軸上的力 NNv PF dr 1110001000 ????? 式中： rF —— 作用在軸上的力； dP —— 設計功率； v —— 帶速。 (15) 帶輪的結構和尺寸 傳動選用的同步帶為 075450H 小帶輪： 301?Z ， mmd ? ， mmda 1 ? 大帶輪： 602 ?Z ， mmd ? ， mmda 2 ? 主軸組件的潤滑與密封 主軸組件的潤滑與密封是機床使用和維護過程中值得重視的兩個問題。良好的潤滑效果可以降低軸承的工作溫度和延