第六章-电主轴计算

旗开得胜PAGEPAGE1读万卷书行万里路第三章电主轴的设计计算3.1电主轴材料的选择材料是影响电主轴各项性能的重要因素，电主轴工作时，主轴和轴承承受拉伸、压缩、剪切、弯曲、交变等复杂应力，而且应力值较大，这就要求主轴和轴承用材料经相应强化工艺处理后，具有高的硬度、高的耐磨性、高的接触疲劳强度、高的弹性极限、一定的冲击韧度和断裂韧性、良好的尺寸稳定性等使用性能。此外，在一些特殊条件下工作的电主轴，还应具有满足如耐高温、抗辐射、耐腐蚀、无磁性，良好的低温性能等，同时，所用材料还应具有良好的工艺性能和经济性[5]。常用的主轴材料有碳钢与合金钢，一般情况下通常选用价格便宜的45号钢或60号钢。对于一般机床主轴常以45号钢为主，经调质到220~250HBS，某些重要部位淬火至50~55HRC。若主轴加工载荷较大，为提高其抗疲劳性能可选用40Cr或50Mn2。对于受冲击载荷较大的主轴，其轴颈处需要更高的硬度，因而可选用20Cr进行渗碳淬火处理使硬度至56~62HRC。对于精密机床的主轴，在加工时要求其热膨胀变形不能太大，因此最好选择热处理后参与变应力小的材料，比如40Cr和45MnB等。总之合金钢具有良好的机械性能淬透性，但因其价格高以及对应力集中较为敏感的缺点，合金钢也只用于尺寸和性能要求较高的场合[18]。主轴材料具体的选用与热处理方式表3.1所示。表3.1主轴材料的选用与热处理方式钢材热处理方式用途45调质22～28HRC一般机床主轴、传动轴40Cr淬硬48～55HRC载荷较大，或表面要求较硬的主轴40Cr高频淬硬55～62HRC滑动轴承的主轴轴颈20Cr渗碳淬硬56～62HRC轴颈处需要高硬度或冲击性较大的主轴9Mn2v淬硬59～62HRC高精度机床主轴，热处理变形较小38CrMoAIA氮化处理850～1200HV高精度机床主轴，保证热处理变形小50Mn2调质28～35HRC载荷较大的重型机床主轴由于本主轴用于磨削与铣削工序以及经常用于大背吃刀量的工序加工，第一主轴转数高受到的冲击载荷较大，因而轴颈处需要较高的硬度，故选用20Cr进行渗碳淬火处理使硬度至56~62HRC；第二主轴最高转速只有6000r/min，不受任何的径向与轴向载荷，轴颈处也无需较高的硬度，故选用40Cr经淬火使硬度至48～55HRC。3.2主轴直径的计算与校核3.2.1主轴的计算根据电主轴的类型，其主轴可以分为两大类：第一类是普遍用于雕铣类的主轴，该类主轴是实心轴；第二类是普遍用于加工中心的主轴，该类主轴为空心轴，为了在加工时方便更换刀具，在该类主轴内部设计有松拉刀装置。评价主轴的性能主要从它的强度和刚度两个方面，为了让主轴的强度和刚度均满足工作条件，我们分别对主轴的强度和刚度进行校核计算。（1）主轴计算中常用根据扭转强度进行计算：（3-1）式中。对于空心轴，则有：（3-2）式中——扭转切应力，MPa；T——轴所受的扭矩，N·mm；——轴的扭转截面系数，；n——轴的转速，r/min；P——轴传递的功率，kW；d——计算截面处轴的直径。，即空心轴的内径与外径之比，通常取。表3-2常见材料的和的值45、40Cr、20Cr、9Mn2v、38CrMoAIA、50Mn2材料名称4540Cr、38CrMoAIA、15~2520~3525~4535~55149~126135~112126~10397~112（2）根据弯扭合成强度进行计算：该方法要在确定主轴的布置方式以及轴承的安装方式之后使用的，主要分三步：1、简化主轴部件，建立主轴的力学模型。根据理论力学，将主轴当做放置于铰链支座上的横梁，电主轴加工零件时，轴端会受到一定的径向力和轴向力，从而会使主轴受到相应的弯矩与扭矩，为方便计算，我们将主轴受到的力分解成沿主轴轴向的分力和垂直于主轴的分力。2、根据主轴的力学模型做出相应的弯矩图和扭矩图。3、根据第三强度理论校核主轴的强度，从而得出合适的最小直径。该步主要针对一些危险截面校核主轴直径的，根据第三强度理论有： （3-3）式中为循环特性折合系数，因为主轴由弯矩产生的弯曲应力一般为对称循环变应力，而由扭矩产生的扭转切应力不是对称循环变应力，为了调节校核公式引入了折合系数。为了方便计算，当扭转切应力为静应力时，；当扭转切应力为循环变应力时，；若二者同时为对称循环变应力时，。再由力学知识可知，，所以上式可以进一步写为： （3-4）式中：——为主轴的计算应力，MPa;——轴所受的弯矩，；T——主轴所受到的扭矩，；W——主轴的抗弯截面系数，。——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。3.2.2主轴直径校核经过上一目我们得到了主轴的大体直径，为了确保主轴的安全我们通常还要对主轴进行校核，主轴的校核方式有：1、按静强度条件进行校核；2、按疲劳强度条件进行精确校核；3、按弯曲刚度进行校核；4、按轴的扭转刚度进行校核。（1）按静强度条件进行校核对于车削和铣削类的大功率电主轴，为了防止主轴在瞬时载荷过大的情况下导致其塑性变形过大，无法恢复到以前的形状，我们有必要对主轴进行静强度校核。静强度校核的强度条件为： （3-5）式中：——危险截面静强度的计算安全系数；——按屈服强度的设计安全系数；，用于高塑性材料的钢轴；，用于中等塑性材料的钢轴；，用于低塑性材料的钢轴；，用于铸造轴；——只考虑弯矩和轴向力时的安全系数；——只考虑扭矩时的安全系数。（3-6）式中：——材料的抗弯屈服极限，MPa；——材料的抗扭屈服极限，MPa，；——主轴危险截面上的最大弯矩和最大扭矩，；——主轴危险截面上的最大轴向力，N；

A——主轴危险截面的面积，； ——主轴危险截面的抗弯和抗扭截面系数，。（2）按疲劳强度进行精确校核 使用该方法必须先要知道变应力的情况，主轴的尺寸、外形和载荷。用下式求出计算安全系数，并与安全系数S比较。 （3-7）仅有法向力时： （3-8）仅有扭转切应力时：（3-9）有必要说明：当材料均匀，计算强度精确时，；当材料不均匀，计算精度低时，；当材料不均匀，计算精度低或者主轴直径大于200mm时，。（3）按轴的弯曲刚度进行校核主轴在工作时不仅强度要满足要求，而且刚度也要满足一定的要求，过大的变形量会严重影响加工精度，所以对于精度较高的电主轴也有进行刚度校核的必要，刚度校核其一就是按弯曲刚度校核。主轴一般为阶梯轴，为了简化计算我们将阶梯轴简化成当量直径为的光轴，于是有： （3-10）式中：——第i段的长度，mm；——第i段的直径，mm；L——整根轴的计算长度，mm; Z——所计算的轴段数。 由于主轴所受到的作用力都在轴端，所以主轴的计算长度，其中l为支撑跨距，k为悬臂长度，单位均为mm。由材料力学中的公式可以计算出主轴的挠度和偏转角，所以轴端弯曲刚度条件为： 挠度（mm）（3-11） 偏转角(rad)（3-12）(2)按主轴的扭转刚度校核对于空心轴有：（3-13）式中——轴所受的扭矩，N·m；——材料的剪切弹性模量，对于一般刚为；——主轴大径，m；——许用转角，。，即空心轴的内径与外径之比，通常取。对于一般传动轴，对于精密传动，对于精度不高的传动轴可大于。实例计算：本例采用ADMG高速电主轴为例，设计参数有：主轴采用的材料为，主轴额定功率为8.8KW，额定转数为8000，试确定主轴内外径。解：根据主轴材料查表3-1选择A0=110，取，代入式3-2得： 也就是说主轴的最小直径必须大于11.89mm，考虑到内装拉杆及碟簧的尺寸，将内径定为52mm，外径可根据算得D=87mm。因为该主轴的功率大，转速小，所以加工扭矩大，为了安全，我们需要校核主轴的扭转刚度。对于精度较高的传动轴，我们可取，由式3-13可得： 校核直径小于实际直径，故主轴尺寸满足要求。3.3悬伸量的选择主轴的悬伸量是主轴设计的重要参数之一，也是影响主轴的抗震性、刀具磨损和加工精度因素之一，悬伸量合适与否对降低电主轴加工的综合成本、提高刀具寿命、改善工件的表面质量有着重要的意义。传统上认为,增大刀具的悬伸量必定会造成刀具刚度降低,特别是在加工淬硬钢等硬度比较高的难加工材料时,习惯于选择小的刀具悬伸量。刀具安装时尽量多夹持刀柄部分,可以提高刀具的刚度,减小振动,使切削过程更加稳定[2-4]。主轴悬伸量的选择主要从两个方面进行。首先，要根据主轴的加工环境确定刀具的装卡方式，再根据刀具刀柄的参数确定主轴悬伸量的基本长度。然后，与主轴的支撑跨距（详见3.4）结合在一起计算主轴的径向刚度，来验证主轴的悬伸量是否合理，若不合理则需要重新调整悬伸量或主轴跨距的大小，再重新计算主轴的刚度直到主轴的刚度合适为止。应用实例：我们以根据主轴加工刀具选择最小悬伸量为例向大家展示不同功用电主轴悬伸量图片。3.4主轴跨距的计算 支撑跨距的l是指一根主轴上前后两支撑径向支撑力的中心作用点间的距离。满足主轴前端最小静挠度条件时的l为最佳跨距l0，当0.75≤l/l0≤1.5时，主轴组件的刚度损失不超过5％～7％，就可以在工程上认为这是合理的刚度损失，所以在该范围内的所有跨距值都被称为“合理跨距”l0。在电主轴的支撑机构设计中，主轴的跨距对电主轴的整体刚度有着至关重要的影响，跨距选择不合理，主轴的刚度就会降低，震动就会增大，从而导致机床加工精度大大降低。为此，我们在设计电主轴时，应该找出主轴的最佳跨距。所谓最佳跨距，就是当主轴受到径向力P时，主轴轴端产生的挠度最小。该挠度y主要由两部分组成(如下图所示)：主轴自身弯曲时端部产生的挠度和主轴前后支撑的形变引起的挠度，并且剪切位移忽略不计。abcd图3.3主轴挠度示意图由材料力学知识可知，在轴端作用力P的作用下，主轴自身弯曲后端部的挠度如上图b所示为： 主轴前后支撑变形引起的挠度如上图c所示为： 总挠度如上图d所示为：式中：P——主轴轴端所受径向力，N；a——主轴悬伸量，mm;E——主轴材料弹性模量，；J——跨距之间主轴横截面的惯性矩，mm4；——分别为主轴前后支撑的刚度，；l——主轴跨距，mm；当主轴的悬伸量a确定以后，主轴的支承跨距l对主轴组件的刚度有着主要的影响，为了找影响规律，我们以跨距与悬伸量的比值为横坐标，做出主轴轴端径向位移曲线，该曲线图由三条曲线组成，分别为a、b、c各代表y1、y2、y的值。图3.4轴端位移趋势从上图中c曲线可以看出，在一定载荷P的作用下，轴端位移先随着跨距比l/a的增加而增加，然后再增大的趋势，所以必存在一个最佳的跨距比l0/a是的主轴端部的位移量最小。主轴跨距计算有两种方法：一是计算法，二是查图法。计算法又包含了计算机解法和近似解法，用计算机求解时要将所有的影响参数全都计入算法，包括轴承的径向刚度和角刚度并且轴承刚度为变量、轴承的数量和配置方式、主轴的具体形状。因为计算机解法所用到的力学模型和实物最为接近，所以这种解法最为精确。近似解法比较简单，是利用卡丹公式解三次代数方程，并引入无纲量参数简化计算过程，这种方法计算出的主轴跨距较为接近真实值，但这种方法的使用必须对主轴系统作以下处理：（1）简化主轴形状，用当量直径代替阶梯轴直径；（2）简化支撑系统：忽略辅助支撑，将多个轴承简化为前后两个支撑，支撑位置按表3-3确定。（3）只计入轴承的径向刚度，忽略轴承的角刚度；（4）忽略转速对轴承刚度的影响；（5）将轴承的刚度看作是常量。表3-3主轴支承简化轴承种类深沟球轴承或单列圆柱滚子轴承双列圆柱滚子轴承角接触球轴承或圆锥滚子轴承计算简图支承位置轴承中部轴承中部接触线与主轴轴线交点轴承种类串联式角接触球轴承并联式角接触球轴承滑动轴承计算简图支承位置两接触线与主轴轴线交点的中点前一列滚动体的接触线与主轴轴线的交点距轴承前端面b处（若L>主轴直径D，则，若，则b=0.5L）工程中常用的是查图法，查图法与计算法相比相对简单方便，不需要繁琐的计算，在知道主轴悬伸量的情况下，设计者可以直接从图表中得出最佳跨距。3.4.1近似求解法求主轴跨距由材料力学可以写出主轴端部的挠度计算公式，再令可以得到下式： （3-14）式中：l——主轴跨距，mm； a——主轴悬伸量，mm； ——分别为主轴前后支撑的径向刚度，N/m； E——主轴材料弹性模量，一般为； I——主轴两支撑内截面平均抗弯惯性矩，。 该方程为缺项三次代数方程，常用卡丹公式求解，解上式方程便可以得到最佳跨距l0。由于三次方程的解比较复杂，得出结果后仍要验证哪一个才是正确的解，过程比较繁琐。在这里我们利用文献[1]中的方法，引入无纲量参数，其中，（3-15）（3-16）把以上参数带入到式3-14中，得到： （3-17） 为了得到主轴的最佳跨距l0，我们令无量纲综合变量：（3-18）（3-19）在式3-14中，令，，并带入卡丹公式经过适当变换便可得出主轴最佳跨距l0。在整理的过程中我们可令判别式（3-21）当或时，（3-22）当或时，（3-23）实例计算： 已知主轴的前支撑刚度为，，悬伸量，跨距内截面平均抗弯惯性矩，弹性模量，求最佳跨距。 解：首先由式3-16得出，；比较二者可得，古可由式3-23得出最佳跨距。3.4.2查图法求主轴最佳跨距根据主轴支撑系统的几种典型结构，制作了下面两个图表：两支撑主轴三支撑主轴两支撑主轴三支撑主轴图3.6中间轴端加粗的支承主轴（纵横坐标）上图中，横坐标代表主轴悬伸量与前轴承内径比值，纵坐标代表主轴最佳跨距与悬伸量的比值。图中所示的主轴中间段较粗，其直径略小于轴承外圈滚刀直径，轴承从主轴两端穿入。图表中用阴影标出三个区域，分别适用于不同轴承，区域1适用于前后支撑均为单个深沟球轴承或者压力角小于25°的角接触球轴承；区域2适用于前后支撑均为成对的深沟球轴承或成对的角接触球轴承；区域3适用于前后轴承均为双列圆柱滚子轴承或圆锥滚子轴承。每个区域的上限代表适用轴承的最小直径，下限代表适用轴承的最大直径，对于深沟球轴承来说，直径上下限为10~50mm，对于圆锥滚子轴承来说，上下限为25~200mm.根据主轴支撑系统的几种典型结构，制作了下面两个图表：三支撑主轴两支撑主轴三支撑主轴两支撑主轴图3.7轴径递减的支撑主轴（纵横坐标）图3.7适用于主轴前轴承内经大于后轴承内径的支撑系统，如车床、铣床、加工中心用电主轴等。图中区域1适用于深沟球轴承或角接触球轴承作前后支承的实心轴，区域2适用于双列圆柱滚子轴承作支承的实心轴。其上下限分别应用于实心主轴和空心主轴，主轴孔径d约为前轴承内径D的0.7倍，后轴承的内径约为前轴承的0.9倍。对于以上两图中的三支承情况，这种支承系统对刚度的影响因素较多，若设计时以前轴承和中间轴承支撑为主，以后轴承支承为辅，那么这类支承方式的最佳跨距仍可以按照上两种方式计算。3.4主轴过盈量计算 电主轴电机功率的传递是靠电机转子与主轴之间的过盈配合传递的，与键和螺纹等连接方式相比，过盈配合结构简单、定位可靠、传递载荷能力大、承受交变载荷能力强、定心精度高，可以使主轴在高速旋转下有着很好的平衡性，并且不会再轴上产生弯曲应力和扭转应力，对主轴的旋转精度影响很小。 设电机转子与主轴的结合面直径为d，主轴内径为，有效配合面的长度为l，主轴传递的扭矩为M（），所受到的轴向力为（N），最小过盈量（m）的计算主要由以下过盈量组成： （1）根据主轴传递的最大扭矩M，由下列公-式可得过盈面所需最小压力（Pa）为：（3-24） 根据主轴所受轴向力，由下列公式可得过盈面所需最小压力为：（3-25）式中：——为配合面的摩擦系数。 在由力学知识可得过盈面所需传递负荷所需的最小过盈量为： （3-26）式中：——分别为电机转子材料和主轴材料的弹性模量，Pa； ——分别为电机转子与主轴的直径比有关的系数，二者可由下式得出： （3-27） （3-28）式中：——分别为电机转子和主轴材料的泊松比； ，。 （2）由于加工误差的存在，配合表面会有一定的粗糙度，粗糙度对过盈量也有一定的影响，考虑到表面粗糙度，我们引入了一个修正量，的计算如下： （3-29）式中：——分别为转子与主轴配合表面的表面轮廓算术平均方差，； ——分别为转子与主轴配合表面的表面微观不平度十点高度，； （3）由于工作温度和安装温度不同，转子与主轴材料的线膨胀系数不同，此过盈量的修正量为： （3-30）式中：——分别为主轴的线膨胀系数。； ——分别为转子主轴工作温度和装配温度之差，。 （4）由于工作时电主轴转数较高，并且转子直径比主轴直径要大，所以电主轴工作时所产生的离心力会使转子的内孔扩大，导致主轴与转子之间的过盈量变小。 一般情况下，主轴和转子材料的弹性模量、泊松比和密度相差不大，所以该减小的过盈量可由下式求得：（3-31）式中：——主轴转数，； ——转子和主轴的密度，； ——转子和主轴材料的泊松比； ——转子和主轴材料的弹性模量，。 （5）考虑到重复拆卸会使配合表面的磨损，从而导致过盈量减小，我们增加一项补偿值，需要根据不同的拆装方式按经验来确定。对于形位公差对过盈量的影响来说，由于主轴的精度一般都在IT6级以上，所以此项影响可以忽略不计。 综上所述，电机转子与主轴的最小过盈量为：（3-32） 为保证过盈连接的安全性，还需考虑应力集中、载荷波动等因素的影响，我们仍要引入一个安全系数K，因此基本过盈量为： （3-33）式中：K——为安全系数；根据第四强度理论，配合面的过盈量不能过大，以防止转子内表面或主轴外表面被压溃，由第四强度理论可得转子不被压溃的最大配合力为： （3-34）式中：——转子材料的屈服强度，Pa； 同理可得，主轴外表面不被压溃的最大配合力为：（3-35）式中：——主轴材料的屈服强度，Pa；比较上述配合力，可选择二者中最小者作为许用最大配合力来求得电机转子和主轴材料所能接受的最大过过盈量： （3-36） 以上计算出的转子和主轴可以承受的最小过盈量必须小于最大过盈量。实例计算： 为了详细说明计算过程，我们以阶梯过盈套连接方式例，连接方式如下图所示：图3.4过盈套配合示意图电机转子由硅钢片叠加而成并且直接装压在过盈套上，可以将二者看成一体，已知基本参数有：电机最高转数为20000，最大转矩为85，最大阶梯直径为66mm，最小直径为65.6mm，两个阶梯配合长度均为50mm，转子外径为130mm，过盈套与主轴材料的泊松比均为0.3，弹性模量均为，主轴内孔直径为25mm，过盈处过盈套的，主轴的，过盈面的摩察系数，过盈套材料的屈服极限为800Mpa，主轴材料的屈服极限为850Mpa，二者密度均为。解：第一步：根据主轴传递的扭矩，确定过盈量。先由式3-14~3-15算出配合处所需的压力为1.55Mpa，再根据式3-16~3-18算出。第二步：考虑表面粗糙度的影响，由式3-19得出修正量。第三步：因为主轴材料和过盈套材料的线膨胀系数几乎相同，所以该项修正量=0。第四步：计算由于离心力产生的过盈量减少值。将相关数据带入到式3-21中，得到过盈量减少值为。第五步：再考虑到重复拆装引起的过盈量减小，按经验此项修正量为。第六步：综上计算得最小过盈量为：。安全起见，取安全系数为1.5，得基本过盈量。第七步：计算主轴和过盈套弹性范围内的最大过盈量。结合式3-24可求出过盈套不被压溃的最大配合力为： 结合式3-25可求出主轴不被压溃的最大配合力为： 取其中最小者计算配合表面不被压溃的最大过盈量，利用式3-26得： 因为最小过盈量小于可以承受的最大过盈量，故该过盈量可以使用。3.5主轴极限转速近似计算电主轴结构相对简单，但在高速运转下却十分复杂，分析计算工作量巨大；长期以来主要应用的经验类比盲目性大，设计、制造周期长，成本高。动态仿真研究是一种先进的新方法，具有其他方法无法比拟的优点，如节省投资、缩短产品开发周期等。动态仿真主要借助于大型有限元分析软件，通过对电主轴模型进行二次建模得到其力学和数学模型，从而求得电主轴的某些动力学特性和参数。对于主轴的极限转速，我们通常用邓柯莱法临界转速估算。阶梯轴临界转速的精确计算比较复杂，作为近似计算，可将阶梯轴视为当量直径为光轴，按照下式计算：（3-37）式中-第i段轴的直径（mm）；-第i段轴的长度（mm）；-经验修正系数。 邓克莱在通过试验方法确定多圆盘轴的横向振动固有频率时，发现这样一个关系：（3-38）式中：——为只考虑轴自重时轴的一阶临界转速，——为当轴上只有圆盘1，其余各圆盘都不存在，且不计轴自重时的一阶临界转速；…依次类推。对于上式的推导要考虑以下两种计算：（1）均匀质量轴的临界转速计算图3.5均匀质量轴示意图，（3-39）式中：——为轴所受的重力（N）；L——为轴的长度（mm）；E——为轴材料的弹性模量；I——为轴截面的惯性矩。（2）带圆盘不计轴自重的一阶临界转速计算图3.6带圆盘不计轴自重轴示意图，（3-40）式中：——为圆盘所受的重力；a——为支承间距离与圆盘处轴段长度；b——为圆盘处与另一支承间轴段长度；——为轴的刚度系数。实例计算：具体参数如下图所示：图3.7转子示意图解：由上图根据市3-36可算出等效光轴直径图3.7等效图分为15个盘1、不装圆盘时的第一临界转速取，2、只装圆盘1而不计轴重的第一临界转速，为钢的密度且3、只装圆盘2而不计轴重的第一临界转速因为是端部铸铝转子，取可求出4、只装圆盘3而不计轴重的第一临界转速5、只装圆盘4而不计轴重的第一临界转速6、只装圆盘5而不计轴重的第一临界转速7、只装圆盘6而不计轴重的第一临界转速，8、只装圆盘7而不计轴重的第一临界转速9、只装圆盘8而不计轴重的第一临界转速10、只装圆盘9而不计轴重的第一临界转速11、只装圆盘10而不计轴重的第一临界转速12、只装圆盘11而不计轴重的第一临界转速13、只装圆盘12而不计轴重的第一临界转速14、只装圆盘13而不计轴重的第一临界转速15、只装圆盘14而不计轴重的第一临界转速16、只装圆盘15而不计轴重的第一临界转速根据邓克莱公式带入以上所求结果可得出

由于该电主轴工作转速为＜且，所以符合要求，不会发生共振。3.6碟簧数量计算（附表碟簧系列第三篇11-80）现代加工中心功能繁多，能完成钻、镗、铣、铰、攻等多道工序。不同工序需要不同刀具来实现加工，所以加工中心用电主轴可以在加工的过程中快速更换刀，为了实现快速换刀加工中心普遍采用松拉刀式电主轴，该种类电主轴内孔设有拉杆碟簧、拉抓刀柄用的拉刀爪等零件，有的电主轴尾部直接设有气缸，或者在外部外加一个打刀气缸，可用于推动拉杆进行换刀。快速换刀的过程是：在夹头夹紧刀具的状态下，碟形弹簧压缩，弹簧向后施加力给拉杆，拉杆拉紧夹头，夹紧刀具；松刀时，主轴后部配置的松刀气缸充气，顶杆顶推拉杆后部，压缩碟形弹簧，拉杆推动夹头下移，弹簧夹头张开，松开刀具。刀具夹持依靠的是主轴端部的锥度实现的，这种锥度不仅可以提供很高的定心精度，而且能够提供一定的扭矩。为了能够让刀柄的锥面和主轴内孔的锥面紧密结合，需要给刀柄提供一个合适的拉力，该力就被称为拉刀力。拉刀力是由装在拉杆上的碟簧提供的，碟簧已经标准化，根据标准我们可以由拉刀力选择合适的组合方式并计算出碟簧的数量。F1碟簧F2FF1碟簧F2F图3.8碟簧拉刀示意图碟簧是用钢板、带钢或钢材锻造坯料加工成呈碟状的弹簧[6]如图3.8a所示，其刚度大，缓冲吸振能力强，能以小变形承受大载荷，适合于轴向空间要求小的场合，碟簧成薄片形，易于形成组合件，可实行积木式装配与更换，因而给维修带来方便，在使用时