第三章--主轴组件设计2010.ppt

第3章主轴组件设计,3.1主轴组件的基本要求3.2主轴轴承的选择与配置3.3主轴3.4主轴组件的计算3.5提高主轴组件性能的措施,3.1主轴组件的基本要求,旋转精度静刚度抗振性热变形耐磨性,1旋转精度,主轴作旋转运动时线速度为零的点的连线称为主轴的旋转中心线。在理想状态下，该线即为主轴的几何中心线，其位置是不随时间而变化的。由于制造和装配等误差的影响，主轴旋转时，该线的空间位置每时每刻都在发生着变化。瞬时旋转中心线相对于理想旋转中心线在空间位置上的偏差，即主轴旋转时的瞬时误差（旋转误差），其范围就为主轴的旋转精度，,1旋转精度,主轴组件的旋转精度是指专机在空载低速转动时，在主轴前端定位面上测得的径向圆跳动、端面圆跳动和轴向窜动值的大小。主轴组件的旋转精度是在静态无载条件下测出的。如果在工作条件下，则旋转精度就会有所不同，这种精度称为运动精度，是动态的旋转精度。,影响主轴组件旋转精度的因素,轴承精度和间隙与轴承相配合零件（箱体、主轴本身）的精度轴承安装、调整主轴转速轴承组合设计轴承的性能,2.静刚度,静刚度简称为刚度。主轴组件的刚度是指在外加载荷作用下抵抗变形的能力。指在主轴工作端部作用一个静态力F（或扭矩M）时，F与主轴在F作用方向上所产生的变形y之比径向刚度、轴向刚度、扭转刚度对于大多数专机来说，主轴的径向刚度是主要的。,影响主轴组件刚度的主要因素,主轴的结构型式及尺寸轴承的类型、配置及预紧传动件的布置方式主轴组件的制造与装配质量,3抗振性,主轴组件的抗振性是指机器工作时主轴组件抵抗振动、保持主轴平稳运转的能力。主轴组件的振动会影响工件的表面质量、刀具的耐用度和主轴轴承的寿命，还会产生噪声而影响工作环境。,4热变形,主轴组件的热变形是指机器工作时，因各相对运动处的摩擦和搅油等耗损而发热造成的温差，使主轴组件在形状和位置上产生的畸变。热变形可在主轴组件运转一段时间后因发热而造成的各部分位置变化来度量，也可以用温升近似地表示。主轴组件的热变形会使主轴伸长，使轴承的间隙发生变化，轴心位置偏移等；润滑油温度升高后，使黏度下降，从而降低轴承的承载能力。,影响主轴组件温升和热变形的主要因素,轴承的类型、配置方式和预紧力的大小润滑方式散热条件,一般规定，使用滑动轴承时，主轴轴承温度不得超过60，对于高精度机床不得超过室温10。滚动轴承的允许温度可参阅表31(在室温为20的条件下）。,5耐磨性,主轴组件的耐磨性是指长期地保持其原始制造精度的能力，即精度的保持性。主轴组件的各滑动表面（包括主轴端部定位面、锥孔与滑动轴承配合的轴颈表面，轴向移动的主轴组件的导向表面等）都必须具有很高的硬度，以保持其耐磨性。滑动和滚动轴承的磨损不仅使主轴组件丧失了原有的运转精度，而且将降低刚度和抗振性，因此必须保证这些部分的耐磨性和具有调整的可能性。,影响耐磨性的主要因素,主轴、轴承的材料与热处理轴承（或衬套）类型润滑方式,3.2主轴轴承的选择与配置,3.2.1主轴滚动轴承的类型3.2.2主轴滚动轴承的配置型式3.2.3滚动轴承的刚度确定3.2.4滚动轴承间隙的调整和预紧,3.2.1主轴滚动轴承的类型,双列圆柱滚子轴承双向推力角接触球轴承双列圆锥滚子轴承加梅（Gamet）轴承,1双列圆柱滚子轴承,滚子多，两列滚子交叉排列，旋转时刚度的变化较小。内圈为1：12的锥孔，与主轴的锥形轴颈相配合。轴向移动内圈，可把内圈胀大，以消除间隙或预紧，故该轴承的径向刚度较大。双列圆柱滚子轴承只能承受径向载荷。一般常和推力轴承配套使用，能承受较大的径向载荷和轴向载荷，适用于载荷和刚度较高、中等转速的主轴组件前支承上。,2.双向推力角接触球轴承,这种轴承的接触角=60，由外圈3、左右内圈1和6、左右两列滚珠2和5及保持架、隔套4组成，如图3.4所示。修磨隔套4的厚度，可以精确调整间隙或预紧。外圈和箱体孔为间隙配合，安装方便，且不承受径向载荷；常与双列圆柱滚子轴承配套使用，用于主轴组件的前支承。,3.双列圆锥滚子轴承,有一个公用外圈和两个内圈，外圈的凸肩靠住箱体或主轴套筒的端面，实现轴向定位，用法兰压紧另一端面。凸肩上还有缺口，插入螺钉防止外圈转动。修磨中间隔套可以调整间隙或预紧。既可承受径向载荷，又可承受双向轴向载荷，承载能力和刚度都较大，并且结构简单，适用于中低速、中等以上载荷的主轴组件前支承,4.加梅（Gamet）轴承,图3.5b为H系列，用于前支承；图3.5c为P系列，用于后支承，配套使用。这种轴承与一般圆锥滚子轴承的不同点是它的滚子制成中空的，转动时在离心力的作用下形成良好的循环润滑；H系列的两列滚子数目差一个，改善了动态特性;P系列的外环上有弹簧（16-20个）用作预紧。,3.2.2主轴滚动轴承的配置型式,主轴轴承的选择和配置取决于承受载荷的大小、方向及其性质，转速大小，精度高低等因素。承载能力和疲劳寿命不是选择主轴轴承的主要依据。,3.2.2主轴滚动轴承的配置型式,载荷较大,转速较高时，采用双列圆柱滚子轴承和接触角为60的双向推力角接触球轴承组合转速为中、低速时，采用双列圆柱滚子轴承和深沟球轴承或圆锥滚子轴承的组合,3.2.2主轴滚动轴承的配置型式,载荷中等,转速较高时，采用双列圆柱滚子轴承和角接触球轴承的组合或采用前后支承都是角接触球轴承的组合转速为中、低速时，可采用两个圆锥滚子轴承做前后支承轴承,3.2.2主轴滚动轴承的配置型式,载荷较小,转速较高时，可采用前后支承都是单列角接触球轴承的组合，如果要提高轴向刚度可每个支承并列两个轴承转速为中、低速时，可采用深沟球轴承和推力球轴承的组合,3.2.3滚动轴承的刚度确定,滚动轴承的刚度一般是指径向刚度。径向刚度是轴承的径向载荷与径向位移之比值。径向位移包括轴承本身的弹性位移和轴承环与主轴轴颈及箱体孔的配合表面间的接触变形。,3.2.4滚动轴承间隙的调整和预紧,滚动轴承具有合适的间隙或过盈量，不仅能提高主轴组件的工作性能，而且还可以保证轴承有较长的寿命。因此，主轴组件中应设有间隙调整机构，以保证主轴轴承保持合理的间隙或过盈量。主轴轴承在装配时要进行预紧、调整间隙，在使用时会出现间隙或过盈量的变化，还应该进行重新调整。因此，采用间隙调整的方法来保持各类轴承合理的间隙或过盈是十分必要的，并必须力求调整方便、可靠。,常见的滚动轴承间隙调整的结构：,1.对于带锥孔的双列圆柱滚子轴承（NN3000K)它是移动轴承内圈使其锥孔与轴颈外锥面作相对移动，从而使内圈产生径向弹性变形来调整轴承的间隙或过盈量。2.对于角接触轴承它是通过使其内、外圈产生相对位移来实现间隙调整的。,3.3主轴,3.3.1主轴的结构3.3.2主轴的材料和热处理3.3.3主轴的技术要求,3.3.1主轴的结构,在一般情况下，轴的设计取决于刚度，而不是其机械强度。因此，主轴的构造和形状主要取决于轴上所安装的传动件和轴承等零件的类型、数量、位置和安装方法等。同时，还应考虑主轴的加工和装配的工艺性。为了便于装配，常把主轴做成阶梯形。主轴端部的形状与尺寸，必须相配于工作机构。对于通用机床主轴端部的形状和尺寸已标准化，可参见“金属切削机床设计手册”得出。,3.3.2主轴的材料和热处理,没有特殊要求时应优先选用价格便宜的优质结构钢，如45钢或60钢，调质到220250HB。在端部锥孔、定心轴颈或定心锥面等部位，采用高频淬火至5055HRC。装滚动轴承处的轴颈可不淬硬。装滑动轴承的轴颈处需高频淬硬，以保证其耐磨性。,中等精度、转速,40Cr等合金结构钢，调质、淬火,高精度轴,轴承钢GCr15、弹簧钢65Mn，调质、淬火,高转速、重载,20CrMnTi、20Cr，38CrMoAlA渗碳淬火或氮化,3.3.3主轴的技术要求,主轴的精度直接影响到主轴组件的旋转精度。主轴和轴承、齿轮等零件相连接处的表面几何形状误差和表面粗糙度关系到接触精度。因此，主轴的技术要求，应根据专机精度标准有关的项目制定。具体的技术要求可参阅有关的主轴组件而确定。,3.4主轴组件的计算,3.4.1主轴组件计算时支承的简化3.4.2主轴结构参数的确定3.4.3传动件的布置3.4.4主轴组件的两支承的最佳跨距的计算3.4.5主轴组件采用三支承的跨距的确定3.4.6主轴组件的刚度校核,3.4.1主轴组件计算时支承的简化,深沟球轴承、单列或双列圆柱滚子轴承，简化后的支承点在轴承中部。圆锥滚子轴承或角接触球轴承，则支承点在接触线与轴线交点处，如图3.9b,c。因此，这类轴承应使大口朝外，以使主轴前端的悬伸量减少。,3.4.1主轴组件计算时支承的简化,如一支承上安装两个轴承时，对于角接触轴承采用反装法可以提高其支承刚度，而支承点应在前端轴承的接触线与轴线交点处，如图3.9d所示。对于接触角为0的向心轴承，则支承点在前端一个轴承中部，如图3.9e所示。其理由为预紧发生在前面一列滚子（或滚珠）与后轴承之间。,3.4.1主轴组件计算时支承的简化,如三联角接触球轴承，前两轴承为同向组合，接触线朝前（大口朝外），后轴承与之背靠背（反装），则支承点应在前面第一个轴承的接触线与轴线交点处，如图3.9f所示。数控车床主轴的前支承常采用三联轴承组合安装。,3.4.2主轴结构参数的确定,主轴结构参数主要包括主轴前后支承轴颈D1,D2、主轴内孔直径d(指空心主轴）、前端的悬伸量a主轴的支承跨距L,1主轴直径的确定,根据材料力学可知，主轴的刚度与其惯性矩成正比，而惯性矩与轴的直径的4次方成正比。主轴直径越大，刚度值越大，但直径越大后，会使材料增加，重量增大，使主轴上的传动件和轴承以及主轴箱尺寸增大；而且由于轴承线速度提高，增加了轴承的发热量。因此，主轴直径D1或D2应在合理范围内尽量选大些，以满足刚度的要求，并兼顾结构紧凑。为便于安装传动件及支承件，主轴通常为阶梯形，各段直径向尾端逐渐减小。各段直径中最重要的，并对主轴结构尺寸有决定性影响的是同主轴前轴承相配合的轴颈直径D1。,2.主轴内孔直径d的确定,对于空心主轴，内孔直径d的大小，应在满足主轴的刚度前提下尽量取大值。,3.主轴前端部悬伸量的确定,主轴前端悬伸量a是指主轴前支承径向支反力作用点到前端受力作用点之间的距离。悬伸量a一般取决于主轴端部的结构型式和尺寸、主轴轴承的布置形式及密封形式。经分析可得，缩短悬伸量a可以明显地提高主轴组件的刚度和抗振性。设计时，在满足结构要求的前提下应尽可能取小值，以提高主轴的刚度。,3.4.3传动件的布置,主轴组件一般都由带或齿轮来传动。通常，主轴前端受到工作载荷（力或扭矩）的作用，而主轴中间或后端受到齿轮或带传动的力的作用。在这些力（或扭矩）作用下，主轴产生弯曲和扭转变形，各支承受到压力。在结构允许的条件下，合理地布置这些传动件的位置和传动力的方向，可以减少主轴的受力和变形，提高主轴组件的刚度和抗振性。同时，主轴组件的刚度还与支承跨距L有关。,1传动件的位置,带传动装置多半装在后轴承的外侧，以防止胶带沾油和便于胶带更换。为了改善主轴的受力变形情况，有时可采用卸荷式带轮结构，这样，传动力对主轴只产生扭矩而不产生弯矩，消除了传动力所引起的主轴弯曲变形。主轴上的传动齿轮一般安装在各主轴支承之间。为了减少主轴的弯曲变形和扭转变形，应尽可能缩短主轴受扭部分的长度，即将齿轮安置在靠近主轴前支承处。当主轴上的传动齿轮有两个时，应使传递扭矩大的那个齿轮更靠近前支承。,2.传动力的位置和方向,先假定工作载荷F与传动力FQ作用在同一平面内，这样主轴端部上引起的挠度为最大，是一种最差的状态。主轴受力变形时，其端部的挠度和支承上受力的大小与作用在主轴上的传动力的位置和方向有关,1）如图3.10a所示，带轮安装在主轴后轴承外侧，FQ与F同向，不能使作用力F和传动力FQ所引起的主轴前端变形部分地相互抵消。所以，这种布局可用于胶带拉力较小的场合。若胶带拉力很大，则可考虑采用卸荷式带轮结构。,2）如图3.10b所示，当作用力F和传动力FQ均作用在主轴前端，二者方向相反时，能使引起的主轴前端变形部分地抵消。此外，前支承支反力也较小，主轴受扭长度也较短，但是传动件需要安装在前支承外侧，增加了主轴的悬伸长度，结构上也较复杂。,3）如图3.10c,d所示，大多数机床或专用机床均采用这种布局。图3.10c所示的F与FQ的方向相同，能使引起的主轴前端变形抵消一部分，但前轴承的受力较大，要求前轴承有较高的承载能力和刚度。在一般设计中，前轴承直径通常大于后轴承，因而前、后轴承的寿命反而比较接近。图310d所示的F与FQ的方向相反，则主轴前端的变形较大，而前轴承受力却较小。,3.4.4主轴组件的两支承的最佳跨距的计算,主轴组件所承受的外力通常是作用在主轴前端的径向力F和力偶矩M以及作用在主轴某处的传动力FQ。这些作用力将使主轴端部发生挠度，它直接影响主轴组件的工作性能。它是由主轴本身的刚度及其主轴支承的刚度所决定。根据力的独立性原理，分别考虑在F,M、FQ的单独作用下求出主轴前端的挠度，然后进行向量合成，得出前端的挠度。当L=L0（主轴组件的最佳跨距）时，主轴端部的总挠度为最小（Y=Ymin），即主轴组件具有最大的刚度。,3.4.5主轴组件采用三支承的跨距的确定,大多数的主轴组件采用前后两支承。如果前后轴承间距太大（L远大于L0），可以加第三支承以提高刚度而成为三支承主轴组件。三支承主轴有两种情况：,前、后支承为主，中间支承为辅；前、中支承为主，后支承为辅。,3.4.5主轴组件采用三支承的跨距的确定,在三支承中，“主”支承应消除间隙或预紧，“辅”支承则应保留游隙以至选用较大的游隙，且不能预紧，决不能三个轴承都预紧，否则会发生干涉。在一般情况下，前支承必须为主支承，否则会影响到主轴前端的旋转精度。“主”支承既可用圆柱滚子轴承，也可用圆锥滚子轴承。“辅”支承通常用深沟球轴承或圆柱滚子轴承。,3.4.5主轴组件采用三支承的跨距的确定,当传动力对主轴的作用点较靠近中支承时，以前、中支承为主要支承可以提高主轴组件的刚度的抗振性；当传动力对主轴的作用点靠近