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主轴组件Spindle assembly概述第一节 主轴组件的基本要求第二节 主轴组件的典型结构第三节 主轴滚动轴承及其配置型式第四节 主轴滑动轴承第五节 轴承的润滑与密封第六节 主 轴第七节 主轴组件的设计计算第八节 提高主轴组件性能的一些措施v 大多数机床都具有主轴组件v除刨床、拉床v有的机床只有一个主轴组件v有的有多个，如磨床(砂轮主轴组件和工件头架主轴组件)、组合机床v组成主轴、轴承、传动件、紧固件、密封件等。主轴组件机床的执行件 功用：支承并带动工件或刀具，完成表面成型运动 传递运动和转矩 承受切削力和驱动力等载荷 机床主轴是机床在加工时直接带动刀具或工件进行切削和表面成形运动的旋转轴。静态、动态和热态特性直接影响加工质量 转速影响机床的切削生产率 机床的一个重要部件 主轴和传动轴的共同点 两者都传递运动、转矩并承受传动力，都要保证传动件和支承的正常工作条件。不同点 主轴直接承受切削力，还要带动工件或刀具，实现表面成形运动。主轴组件有较高的要求主轴组件共同点 在结构上：解决工件或刀具在主轴上的定位和装夹 主轴与轴承以及轴承与支承座孔的定位和装夹；主轴轴承的润滑与密封以及轴承间隙的调整等问题。工艺上：便于制造、装配、调整和维修。在使用上：有与机床相匹配的旋转精度、刚度、动态和热态特性、耐磨性等要求第一节 主轴组件的基本要求总 要 求各类机床的主轴组件都要保证主轴在一定的载荷与转速下能带动工件或刀具精确而可靠地绕其旋转中心线旋转并能在其额定寿命期内稳定地保持这种性能。旋转精度 指机床在装配后，在无载荷、手动或低速转动的条件下，主轴前端安装刀具或工件的基准面上所测得的径向跳动、端面跳动和轴向窜动值。纯径向移动纯轴向窜动纯角度摆动纯径向移动纯角度摆动径向误差纯角度摆动纯角度摆动端面误差 我国已有通用机床统一的精度检验标准 主轴组件工作质量的最基本的指标 是机床的一项主要精度指标旋转精度 影响被加工零件的几何精度和表面粗糙度 取决于部件中各主要件如主轴、轴承等的制造精度和装配、调整精度。运动精度：当主轴以工作速度旋转时，主轴回转轴线的漂移 运动精度还取决于主轴的转速、轴承的设计和性能以及主轴组件的动态特性。二、静刚度 主轴组件静刚度主轴刚度。指主轴抵抗外力引起变形的能力。在主轴工作前端施加一个作用力下时，F与主轴在F作用方向上所产生的变形Y之比，即（单位为 N/m）K=FY 扭转刚度 在主轴工作端的静扭矩T的作用下，主轴工作端产生扭转角 L为扭矩T的作用距离，扭转刚度 Kt=TL/Nm2rad 一般保证了主轴刚度的主轴，则扭转刚度基本上也能保证。对承受扭矩为主的主轴（如立钻），则对扭转刚度应给予足够的重视。刚度不足，影响机床的加工精度、传动质量及工作的平稳性。如外圆磨床主轴刚度不足时，在磨削力作用下主轴变形到位置2，砂轮母线偏移，使被加工表面上出现螺旋形花纹，降低了加工表面的质量。主轴的弯曲变形会使齿轮等传动件和轴承因受力不均而恶化工作条件，磨损加剧，寿命缩短。刚度不足易引起振动，影响表面粗糙度和生产率影响刚度的主要因素 主轴的结构尺寸 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等三、主轴组件的振动 抗振性：指其抵抗受迫振动和自激振动而保持平稳地运转的能力。抗振性差：工作时容易发生振动 影响工件的表面质量，限制机床生产率 降低刀具的耐用度和主轴轴承的寿命 发出噪声影响工作环境等 影响主轴组件抗振性的主要因素：主轴组件的静刚度 阻尼特性 固有频率 刚度和阻尼比越大越不易产生振动。四、温升和热变形 主轴组件工作时，由于摩擦和搅油等而发热，产生了温升。温升使主轴组件因热膨胀而变形，称为热变形。热变形会使主轴旋转轴线与机床其它部件间的相对位置发生变化，影响加工精度；热变形造成主轴弯曲，使传动齿轮和轴承的工作状态恶化；热变形还会改变已调好的轴承间隙和使主轴与轴承，轴承与支承孔之间的配合发生变化，影响轴承的正常工作，加速磨损，严重时甚至发生轴承抱轴现象。轴承的温升与转速有关 主轴轴承在最高转速空转、连续运转至热稳态时允许温升为：高精度机床 810 C 精密机床和数控机床 1520 C 普通机床 3040 C 滚动轴承温度不得超过70 C 滑动轴承温度不得超过60 C 对特别精密的机床则不得超过室温10 C 影响主轴组件温升、热变形的主要因素：轴承的类型和布置方式；轴承间隙和预紧力的大小；润滑方式和散热条件等。五、耐磨性 耐磨性耐磨性是指其长期保持原始精度的能力，即精度的保持性 磨损后对精度有影响的部位首先是轴承。其次是安装夹具、刀具或工件的定位面和锥孔,还有如钻、镗床的移动式主轴的内、外导向表面等。为了提高耐磨性，要正确地选择主轴和滑动轴承的材料及其热处理方法。一般机床上的上述部位都必须经过热处理，使之具有一定的硬度。要合理调整轴承间隙，保证良好的润滑和可靠的密封。第二节 主轴组件的典型结构轴承类型 滚动轴承主轴组件 滑动轴承主轴组件主轴组件有以下四种类型 1)主轴仅作旋转运动，如车、铣、磨床等 2)主轴旋转运动+轴向进给运动,如钻床、镗床、珩磨机床。3）主轴作旋转运动+轴向调整移动，如龙门铣床、一部分立式铣床、滚齿机。4）主轴绕其自身轴线旋转+绕另一个与自转轴线平行的轴线作行星运动，如行星铣削头、行星内圆磨床的主轴等。一、车、镗、铣、加工中心类机床主轴组件1角接触球轴承主轴组件主轴最高转速为5000rmin主轴前支承内三个角接触球轴承(P4级精度)为背靠背组配 前面两个同向大口朝外（=25）,第三个大口朝里(=15)，同时能承受径向载荷和两个方向的轴向载荷。转动调整螺母4，推动内隔套3和内圈(修磨量出厂时已配好)，可以预紧前轴承，用锁紧螺母5及柱销防止调整螺母4回松，不影响主轴的精度。V形带轮在主轴尾部悬伸端，后支承的径向载荷较大，故采用双列圆柱滚子轴承(SP级精度)。该轴承内圈的锥孔锥度为1：12，转动螺母13推动同步齿形带轮12和内套11，使内圈右移(向大锥颈方向)，迫使内圈径向胀大，以消除间隙或预紧，用调整螺母8和锁紧螺母7可以使调整好的精度不受影响；该轴承的外圈可以分离，主轴因热胀伸长时连带轴承内圈和滚子在外圈内滚道上轴向自由移动，有利于保证加工精度。后轴承直径比前轴承小，预紧量也小，其温升不会超过前轴承。如果后支承载荷较小时，可以用二个角接触球轴承(=15)背靠背组配，如TND360型数控车床主轴组件。2双列圆柱滚子轴承主轴组件 CA6140型车床主轴组件改进后的结构 前支承3为NN3000P4型双列圆柱滚子轴承 调整锁紧螺母5来实现预紧，有利于提高主轴前支承的刚度和旋转精度。后支承外端采用7202P5型角接触球轴承8，大口朝外(=25)，以承受径向力和由后向前(自左向右)方向的轴向力；内侧为53202P5型推力球轴承7，能承受由前向后(自右向左)方向较大的轴向力，调整锁紧螺母10，推动内隔套9，可以预紧轴承8和7。XHK5140型自动换刀数控镗铣床主轴组件 前支承2(NN3000KP4型)和双向推力角接触球轴承3(234400型)组配，为提高前支承的旋转精度和刚度，可以修磨前端的调整半环1和轴承3中的隔套4，转动锁紧螺母7可以消除轴承2和3的间隙或预紧。后支承11为二个6000CP4型深沟球轴承(=15)背靠背组配，通过修磨内隔套12，调整螺母13进行预紧。主轴前端内锥孔锥度为7:24，用作锥柄刀具或刀杆的定位，主轴端面有二个对称的端面键23，用于传递刀具的较大的转矩。这类主轴组件的刚度较高、中等转速(dm 500000600000)、精度较高。适用于车、铣、镗床、磨床和加工中心等类机床3圆锥滚子轴承主轴组件 三支承主轴组件 以前中支承为主，采用圆锥滚子轴承背靠背组配，用碟形弹簧5来控制预紧力，并补偿因主轴热伸长而使轴承预紧力的变化。这种结构可视作推力支承在前支承，即前端定位 后支承为辅助轴承7，采用深沟球轴承，不预紧，保留其游隙，当载荷较大时，该支承处挠度超过轴承的游隙时，轴承才参与工作 前支承为GametH型双列圆锥滚子轴承，外围与箱体孔保持微小的间隙配合，在弹簧力的作用下，外圈能够向后移动 靠后支承P系列轴承中的弹簧力自动消除轴承的间隙，当主轴受热伸长时，轴承的间隙可以保持不变。二、钻床类主轴组件 主轴1的旋转主运动由其尾部的花键传入，主轴由轴承3和8支承在套筒5内旋转；转动齿轮6，使套筒(右侧面为齿条)连同主轴作轴向进给运动 该主轴的轴向力较大，径向载荷较小，如轴向切削力(向上)用推力球轴承4承担，主轴的重量由推力球轴承7来支承，用螺母9消除轴承4和7的间隙。径向载荷由深沟球轴承3支承，其游隙不需调整，就可以满足主轴的旋转精度要求；为使主轴套筒径向尺寸较为紧凑，上下支承均采用特轻型的轴承。三、磨床类主轴组件 内圆磨头 这种主轴组件是一个独立的单元，由专门工厂制造 主轴的转动由电动机(P13kW)经平带输入主轴左端平带轮，主轴的右端装砂轮杆 主轴两端载荷都较大，故前后支承都配置两个同向角接触球轴承 若载荷较小时，两端支承各装一个轴承 由于磨削时轴向载荷为左右对称而且又不大，故轴承采用背靠背组配也是对称方式，其接触角=15 该主轴最高转速为16000rmin 属于高精度、高速型主轴组件，故选用P2级精度轴承，采用定压预紧方式，预紧力靠螺旋弹簧保证。如主轴因运转发热而伸长，其伸长量远小于弹簧的预压量，能自动消除间隙并使预紧力基本保持不变。通过修磨内外圈之间的隔套3和4，可以使两个轴承均匀受力。第三节 主轴滚动轴承及其配置型式常用轴承 滚动轴承 滑动轴承滚动轴承动压轴承静压轴承旋转精度一般或较好单：一般多：较高可以很高精度保持性高速时差好好刚 度一般高高承载能力一般高可以很高抗振性不好好很好速度性能低中速时好适应变速范围大中高速时好适应变速范围小适应各种速度滚动轴承动压轴承静压轴承摩擦损耗较小较小很小噪 声较大无无，有泵声结构尺寸轴向小径向大推力轴承相反轴向大径向小推力轴承相反轴向大径向小推力轴承相反寿 命受限制较长无限制造难易专门生产自制自制使用与维修脂润滑 简单调整麻烦调整麻烦成 本低较低高滚动轴承优点 能在转速和载荷变化幅度很大的条件下稳定地工作；能在无间隙，甚至在预紧的条件下工作；摩擦系数小，有利于减少发热；润滑容易，脂或油；由轴承厂专门生产，可以外购。滚动轴承缺点 滚动体数量有限，在旋转中径向刚度变化，同时引起振动 阻尼较低 径向尺寸较大 主轴轴承的选用对主轴组件的工作性能有很大的影响。主轴较粗，轴承直径较大，因此轴承的负荷较轻 一般，承载能力和疲劳寿命不是选择主轴轴承的主要指标 主轴轴承应根据精度、刚度和转速选择 选择轴承的类型、组合以及配置型式 为了提高精度和刚度，主轴轴承的间隙应该是可调的一、主轴常用的滚动轴承1.常用的滚动轴承:圆锥滚子轴承、角接触球轴承、推力球轴承，圆柱滚子轴承、深沟球轴承 滚针轴承等2.其它几种主轴滚动轴承角接触球轴承 Angular contact ball bearing 可承受径向载荷，也可承受轴向载荷 接触角=15，编号为7000C（36100）接触角=25，编号为7000AC（46100）=15,7000C（36100）转速高 轴向刚度低 多用于轴向载荷小，转速较高的地方 如磨床主轴 或不受轴向载荷的车、镗、铣床的主轴后轴承=25，7000AC（46100）轴向刚度高 径向刚度和允许的转速略低 多用于轴向载荷大的地方 如车、镗、铣床和加工中心主轴；把内外圈相对轴向位移，可以调整间隙，实现预紧；多用于高速主轴。为适应数控机床转速的提高，国外已开发了超高速角接触球轴承（=15），如采用陶瓷滚珠和减小滚珠直径，提高球轴承的刚度 多联组配 两个两个代号为代号为 /D/D 三个三个代号为代号为 /T/T 四个四个代号为代号为 /Q/Q 常用 背靠背代号为 /DB 面对面代号为 /DF 同向（串联）代号为 /DT 数控机床主轴用DB 丝杠轴承用DT深沟球轴承 Deep groove ball bearing 一般不能调整间隙 常用于精度和刚度要求不太大的地方，如钻床主轴 轴向载荷由配套的推力轴承承受圆锥滚子轴承 Taperroller bearing 能承受径向和轴向载荷，承载能力和刚度较高 滚子大端与内圈挡边之间是滑动摩擦，发热较多，允许的转速较低双列圆柱滚子轴承 NN3000K（3182100）型，特轻型 常用 滚道环槽开在内圈上 外圈可分离 内圈锥度1：12 NNU4900BK（4382900）型 滚道环槽开在外圈上，滚动体、保持架、内圈为一体 内圈装到主轴轴颈上后再精磨内圈外滚道，以避免主轴轴颈的圆度影响滚道精度，并保证滚道与主轴的同轴度。外滚道槽易存油，润滑较好，但制造复杂 适用于内径100mm以上的大规格轴承特点 滚子数多（5060个），两列滚子交错排列，与其它轴承相比在大小相同时，这类轴承刚度较高、承载能力大、允许转速较高。内圈有1：12的锥孔与主轴的锥形轴颈相配轴向移动，内圈胀大以消除间隙并预紧。轴承内外圈可分离，只能承受径向载荷。适用于载荷和刚度较高、中等转速的场合双向推力角接触球轴承 234400（2268100）系列60双向推力角接触深沟球轴承 特 轻 型 2 3 4 4 0 0 与 N N 3 0 0 0 K（3 1 8 2 1 0 0）系 列、超 轻 型234900与NNU4900BK系列轴承配套使用，以承受双向轴向载荷。组成：外圈3、内圈1和6、隔套4 消除间隙和预紧：修磨隔套4的厚度 外圈3的外圆基本尺寸与同孔径的NN3000K(3182100)型轴承相同，但外径为负公差，与箱体孔之间有间隙，不承受径向载荷，专作推力轴承使用。外圈3开有槽和油孔，润滑油由此进入轴承 轴承特点:接触角大，钢球直径较小而数量较多，轴承承载能力和精度较高。极限转速比一般推力球轴承高出1.5倍，与同孔径的 NN3000K（3182100）型轴承相同。适用于高转速、较大轴向力、中等以上载荷的主轴前支承处双列圆锥滚子轴承 轴承组成：外圈2、两个内圈1和4、隔套3 调整间隙或预紧：修磨隔套3的厚度 外圈轴肩，一端抵住箱体或主轴套筒的端面，另一端用法兰压紧，实现轴向定位。因此，箱体孔可做成通孔，便于加工1423 它既可以承受径向载荷，又可以承受双向轴向载荷。滚锥数量多，承载能力和刚度都较大，轴承制造精度较高。适用于中低速、中等以上载荷的机床主轴的前支承处。注意润滑和冷却条件加梅（Gamet）轴承 H H系列，用于前支承系列，用于前支承 两列滚子数目相差一个，两列滚子数目相差一个，使两列的刚度变化频率不使两列的刚度变化频率不同，以抑制振动。同，以抑制振动。P P系列，用于后支承，与系列，用于后支承，与H H系列配套使用。系列配套使用。P P系列外圈上有弹簧，用作系列外圈上有弹簧，用作预紧。弹簧数为预紧。弹簧数为16162020，视直径而定。视直径而定。加梅轴承采用加梅轴承采用空心滚子空心滚子及及整体式保持架整体式保持架 整体式保持架（铝质）把滚子之间的间隙占满，迫使大部分油通过滚子的中孔，以冷却不易散热的滚子，小部分油通过滚子与滚道之间，起润滑作用（图中外圈上的径向小孔为进油孔），改善了散热条件。必须用油润滑，难以用于立式机床 为便于保证制造精度，与所有精密的圆锥滚子轴承一样，加梅轴承的内圈滚道锥面的小直径端设有挡边。三、滚动轴承间隙的调整和预紧 滚动轴承在较大间隙的情况下工作时，会使载荷集中作用在处于加载方向的一、二个滚动体上，使该滚动体和内、外圈滚道接触处产生很大的集中应力，从而使轴承磨损加快，寿命缩短，还降低刚度。当把轴承调整到不仅完全消除间隙，而且产生一定的过盈量（或称负间隙）时，这就是滚动轴承的预紧。预紧后滚动体和滚道接触处产生一定的弹性变形 接触面积加大 承载区逐渐扩大 各滚动体受力较均匀 抵抗变形的能力增大 刚度增加，寿命延长 由下可知，用1800N预紧力预紧后，再受外载荷作用时变形就小，即轴承刚度提高了 一般在设计主轴组件时，应在结构上确保能对轴承进行预紧和调整。预加载荷过大，致使过盈量超过合理的预紧量，不但刚度增加不明显，而且使轴承磨损和发热量大为增加，寿命显著缩短，如曲线所示。NN3000K（3182100）系列轴承预紧方法 通常用轴向移动轴承内圈来实现调整的 图a结构最简单，但控制预紧量较困难，当预紧量过大时松卸轴承不方便。图b用右边螺母来控制预紧量，调整方便，但主轴前端要加工螺纹，工艺性差。图c是在轴端凸缘上做有螺孔，工艺简单，但用几只螺钉调整易将环1压偏，影响旋转精度。图d将环1做成两半，可取下修磨来控制调整量，故调整比较方便，半环由固定在主轴轴端的套抱住，工作时不致松脱。角接触球轴承的调整方法 方法：使其内、外圈产生相对位移来实现调整的。图a是将内圈或外圈相靠的侧面磨去厚度，然后用螺母将内圈或外圈拧紧。图b是在两个轴承的内、外圈之间都装有隔套，并使内隔套厚度比外隔套短2，装配时用螺母拧紧。缺点重调间隙时必须把轴承从主轴上拆下，很不方便。图示是用弹簧（沿圆周分布）来保持一个基本不变的预加载荷，轴承磨损后能自动补偿，且不受热膨胀影响。缺点只能承受单方向轴向力，另一方向的轴向力作用在弹簧上，因而刚度较差，为了提高精度或结构上的需要，常通过调整预紧量用的螺母、隔垫、套筒、其他轴承或齿轮等传动件来推动轴承内圈。其工作面应与主轴旋转中心线相垂直，否则在预紧时会使轴承歪斜，从而影响主轴的旋转精度。常见的防松方法 图a用拧紧的两个螺母来防松 图b用紧定螺钉来防松 如果调整螺母的端面跳动对轴承内圈的精度影响不大，则可采用图c和图d所示的较为简单的方法。四、主轴滚动轴承的精度和配合 主轴滚动轴承精度主要采用P2、P4、P5（B、C、D）三级。相当于ISO标准的2、4、5级。SP级和UP级作为补充；SP级和UP级的旋转精度，相当于P4级和P2级，内外圈的尺寸精度，则相当于P5级和P4级P0P6P5P4P2GEDCB 轴承的工作精度主要决定于旋转精度 壳体孔和主轴颈是根据一定的间隙和过盈要求配作 轴承内、外径的公差即使略宽也并不影响工作精度，但是却可以降低成本。向心轴承(接触角45的轴承)用于切削力方向固定的主轴，如车、铣、磨床等的主轴，对轴承的径向精度影响最大的，是“成套轴承的内圈径向跳动Kia”用于切削力方向随主轴旋转而旋转的主轴，如镗床和镗铣加工中心主轴，对轴承的径向精度影响最大的，是“成套轴承的内圈外向跳动Kea”推力轴承影响旋转精度(轴向跳动)的,是“轴圈滚道对底面的变动量”Si 角接触球轴承和圆锥滚子轴承既能承受径向载荷,又能承受轴向载荷,Kia和 Kea外,还有影响轴向精度的“成套轴承内圈端面对滚道的跳动Sia”前后轴承的精度对主轴旋转精度的影响 前轴承内圈有偏心量a(即径向跳动量的一半)后轴承偏心量为零 主轴端部的偏心量为：后轴承有相同的偏心量b 前轴承偏心量 主轴端部的偏心量为：结论 前轴承的精度对主轴组件的旋转精度影响较大 前轴承的精度应选得高一些，通常比后轴承精度高一级。各种精度等级的机床，主轴滚动轴承的精度等级可参考表3-5选用。数控机床可按精密级或高精度级选用。主轴轴承精度机床精度等级前 轴 承后 轴 承普通精度级P5 或 P4（SP）P5 或 P4（SP）精密级P4（SP）或 P2（UP）P4（SP）高精度级P2（UP）P2（UP）轴承的精度不但影响主轴组件的旋转精度，而且精度越高，各滚动体受力越均匀，有利于提高刚度和抗振性，减少磨损，提高寿命。目前，普通机床主轴轴承都有取P4（SP）的趋势。滚动轴承的配合对主轴组件的工作性能也有很大影响。轴承内圈与轴颈、外圈与支承座孔的配合过松，受载后出现松动，影响主轴组件旋转精度和刚度，缩短寿命。过紧，使内、外圈变形，影响旋转精度，加速轴承的磨损。增加温升和热变形，装配困难。滚动轴承的配合:表4-7轴颈与轴承内圈的配合 m5紧固性较好，但不易装拆。k5平均过盈接近于零，易装拆，受冲击不大时同轴度较好。轴承外圈与支承座孔的配合：应稍松一点 常用j6、js6或k6 重载时才用m6 对于轻载的精密机床，为避免轴颈或支承座孔的形状误差影响轴承精度，常采用有间隙的配合。对需要调整间隙的轴承，为使调整时能轴向移动，配合应稍松些。第四节 主轴滑动轴承分 类 按油膜压力形成的方法不同，可分为：动压轴承 静压轴承 动压轴承是靠轴的转动形成油膜而具有承载能力 承载能力与滑动速度成正比 低速时，承载能力太低。因此动压轴承用于高速和转速变化不大的地方，如磨床主轴。静压轴承的油膜压强是靠液压泵建立的，与主轴的转速关系不大 常用于低速或转速变化较大的地方 静压轴承的油膜较厚，对轴颈和轴瓦孔的圆度误差能起均化作用 静压轴承还用于精度要求较高的主轴 静压轴承需要一套供油设备(液压泵，电动机、油箱)，对油的洁净度要求也较高 能用动压轴承应尽量用动压轴承，只有动压轴承不能满足要求(如低速，转速变化大，高精度)时才用静压轴承。一、液体动压轴承 工作原理 主轴静止不转时，轴颈与轴承之间间隙，在载荷F（包括主轴重在量）的作用下，轴颈偏向下方与轴承表面之间形成楔形缝隙如图a所示。主轴开始转动时，速度较低，轴颈与轴承仍是金属表面接触（边界润滑），摩擦力使轴颈向前滚动，接触点偏向前方（图b）随着转速的增加，带入楔形缝隙的油量逐渐增多，楔形缝隙中油膜压力逐渐升高，当油膜压力能支持外力下时，轴颈被抬起，滑动表面完全分开（图3-18c）主轴转速进一步加快，油膜压力继续增加，轴颈中心接近于轴承孔中心（图3-18d）按工作时形成油楔数量的不同可分为 单油楔动压轴承 多油楔动压轴承 主轴动压轴承广泛采用多油楔动压轴承 多油楔轴承工作时，轴颈周围能产生多个油楔，当转速变化时，各个油楔压力的变化值大体相同，可以互相抵消，不致引起主轴轴心的漂移。当主轴外载荷变化时，轴心稍有偏移，这时如前方的油楔变薄而压力升高，则后方的油楔变厚而压力降低，形成新的平衡。多油楔动压轴承比单油楔动压轴承的刚度大，旋转轴心比较稳定，旋转精度较高。二、液体静压轴承 动压轴承缺点：转速低于一定值时，压力油膜无法建立 当主轴处于低转速或启动、停止过程中，产生干摩擦。主轴转速变化，压力油膜的厚度变化，轴心位置发生改变。静压轴承优、缺点 优点：静压轴承在轴颈与轴承间有一层高压油膜，它具有良好的吸振性能；旋转精度高，抗振性好。缺点：是需要配备一套专用的供油系统，而且制造工艺复杂。1工作原理 静压轴承组成：供油系统 节流器 轴承工作原理 轴承内圆柱面上，等间隙 地开有几个油腔（通常为 4个）。各油腔之间开有回油槽。用过的油一部分从这些回油槽流回油箱（径向回油），另一部分则由两端流回油箱（轴向回油）。油腔四周形成适当宽度的轴向封 油面和周向封油面，它们和轴颈 之间的间隙一般为 0.020.04mm。油泵供油压力为ps，油液经节流器T进入各油腔，将轴颈推向中央，油液最后经封油面流回油箱，压力降低为零。当主轴不受载荷且忽略自重时，则各油腔的油压相同，保持平衡，轴在轴承正中心，这时轴颈表面与各腔封油面之间的间隙相等，均为h0。当主轴受径向载荷（包括自重）F作用后，轴颈向下移动产生偏心量e。油腔3处的间隙减小为h0-e，由于油液流过间隙小的地方阻力大，流量减小，因而流过节流器T3的流量减少，压力损失随之减小 供油压力ps 一定，油腔3内的油压p3升高 油腔1处的间隙增大为h0e，由于油液流过间隙大的地方阻力小，流量增加，因而流过节流器T1的流量增加，压力损失亦随着增加，所以油腔1内的油压p就降低，这样油腔3与油腔1之间形成了压力p=p3-p1，产生与载荷方向相反的托起力，以平衡外载荷F。如油腔的有效承载面积为A，则轴承的承载能力为：F=A（p3-p1）各油腔由同一个液压泵供油，则每个油腔必须串联一个节流器。没有节流器，各油腔油压相同，互相抵消，就不能平衡外载荷了，这时主轴产生位移，甚至使轴颈与轴承表面接触 油腔压力是液压泵供给的，与轴的转速无关。因此，静压轴承可以在很低的转速下工作。润 滑 作用:减少摩擦、降低温升和防止腐蚀 润滑不良轴承温升剧增，加速轴承的磨损，影响主轴组件的正常工作 润滑剂的选用和润滑方式决定于轴承的类型、速度和工作负荷 滚动轴承润滑脂或润滑油润滑 速度较低时，温升较低脂润滑 速度较高时油润滑 按轴承的速度因数ndm选择 ndm较低时脂润滑 ndm较高时油润滑1脂润滑 优点：润滑脂的粘度大，不易流失，不需要经常更换，密封简单 缺点：摩擦阻力大，机械效率低，流动性差，导热系数小 适用于ndm值较低的场合，特别适用于立式或套筒式主轴组件，可防止漏油 常用的油脂有：理基润滑脂 精密主轴润滑脂2润滑油 主轴轴承速度较高时，宜采用润滑油 优点：摩擦阻力小，冷却效果好，具有冲洗作用 为了保证滚动体与滚道接触面上有足够压强的油膜，应使润滑油在轴承工作温度下的粘度为（1223）10-6m2/s 润滑方式：飞溅、滴油、循环、油雾和喷射等 主要根据轴承的速度因素ndm值选择，可参考表4-8。润滑方式飞溅滴油循环油雾喷射ndm值225000320000230000400000420000 6000005500D0 8000007500001000000（1）飞溅润滑 利用齿轮或专门叶片等的旋转，使润滑油飞溅 一般溅油齿轮浸入油中高度为1/2齿高至齿高的23倍，圆周速度为36ms，以免引起润滑不充分或过大的空载损失 油的粘度一般在50C时为（2030）10-6m2/s。常用N46或N68机械油 适用于要求不高的机床上（2）滴油润滑 采用滴油器或绒线间断地供给少量润滑油 应通过试验找出温度最低的滴油量，一般每小时供油1100g 适用于需油量不大的场合 常用N46或N68机械油（3）循环润滑 用专门油泵经油管供油进行强制循环润滑 同时具有润滑和冷却作用；油容易过滤，清洁度较好，能保证充分而均匀地输出润滑油，是一种比较完善的润滑方法 适用于高速重载主轴组件 角接触轴承有泵油效应，油从小口进入 常用N46或N68机械油（4）油雾润滑 利用压缩空气，通过专门的雾化系统形成含少量油的油雾喷入轴承，起到润滑和冷却作用 没有油的搅拌损失，油的温升小 以空气气流作为冷却剂，冷却效果好 需要专门设备，价格较高，用于高速主轴 油的粘度一般在40C时为（1837）10-6m2/s（5）喷射润滑 轴承周围安装34个喷嘴，将压力为 0.4MPa的油注射到保持架与轴承圈空隙中 周期性供油 特别适用于转速极高的主轴 设备复杂，价格更高 油的粘度一般在40C时为(815)10-6m2/s二、主轴滑动轴承的润滑 应用润滑油润滑，由于发热较大，应尽量采用循环润滑方式 动压轴承间隙较小，为减少发热，油的粘度应较低一些 车床的主轴滑动轴承:常用N15主轴油 磨床转速较高，间隙较小:常用N3主轴油 静压轴承因间隙较大，可用Nl5或N32机械油。油在进入动压轴承或静压轴承的节流器之前，应再经一次细过滤三、主轴组件的密封 作用:1.防止灰尘、屑未和切削液等进入轴承，以减少腐蚀和磨损；2.防止润滑油外漏，保护环境，避免污染分类 分接触式密封和非接触式密封两类。接触式:有摩擦和磨损，发热严重，用于低速主轴。非接触式:迷宫式和隙缝式，发热很小，应用广泛。为保证密封作用，旋转部分与固定部分之间的径向间隙应小于0.20.3mm，还要有回孔油，以防漏油。脂润滑 脂润滑，密封主要是防止外界异物进入 采用间隙式或迷宫式密封装置 油沟式在盖的内腔中车出梯形或半圆形截面的环形油槽，并填 满润滑脂。迷宫式密封，是在组件的转动和固定部分之间做成复杂而曲折的通道，间隙不超过0.20.3mm，并填满润滑脂。径向迷宫式轴向迷宫式油润滑 对于用油润滑的主轴，润滑油的防漏，主要靠疏导，可采用图4-20所示的油沟式和挡油圈式密封装置。图4-20a用轴上的油沟 用衬套上的油沟防止油液外漏 在旋转时流入油沟的油液被离心力甩到端盖的空腔1中，再通过端盖下面的小孔2流回到轴承中 锯齿的方向逆着油流方向 X61型卧式铣床主轴的前端，采用挡油圈式密封 挡油圈1用来挡油和甩油，毛毡圈2用来防止灰尘、屑末等进入MAZAK车床主轴组件 润滑油经前轴承后，向右经主轴的凸肩外流，凸肩右边的外圆上有锯齿形的环槽。主轴旋转时将油甩向端盖内的空腔，再由回油孔流回主轴箱，回油孔直径尽可能大一些，以保证回油通畅，一般锯齿形的环槽应有23条，以保证被溅回的油再次被锯齿形环槽甩回空腔，锯齿的方向应逆着油流的方向。后支承左侧的隔套兼作挡油圈，其外圆上的锯齿形环槽的锯齿方向向前。图3-19所示M1432A型万能外圆磨床砂轮架主轴组件，轴承由注入砂轮架箱体中的润滑油进行油浸式润滑。主轴的一部分浸在油中，旋转时把油带入轴承。这时显然不能采用甩油密封，应该由耐油橡胶制造的回转轴密封圈（皮碗）密封。皮碗式油封不可在于摩擦的条件下工作，与密封的接触面应保持有适当厚度的油膜。主要内容 主轴的结构 主轴材料与热处理方法 主轴技术要求一、主轴的结构主轴结构取决于 机床类型 主轴上所安装的传动件 轴承和密封件等零件的类型、数目、位置和安装定位方法等 主轴加工和装配的工艺性 为了便于装配和满足轴承、传动件等轴向定位的需要，主轴一般是阶梯形的轴 直径从前端向后或者是从中间向两端部逐段缩小 各阶梯之间应有退刀槽 为了与齿轮等传动件周向连接以传递转矩，主轴上经常带有键槽或花键主轴的轴端结构 应保证夹具或刀具安装可靠、定位准确、连接刚度高、装卸方便和能传递足够的转矩。由于夹具和刀具已标准化，因此通用机床主轴端部的形状和尺寸也已标准化 机床设计手册第三册图3-29a 为普通车床主轴轴端的结构，圆柱面x和端面y为卡盘的定位面，用螺纹锁紧卡盘，莫氏锥孔用来安装顶尖或芯轴等。优点:制造简单，装卸卡盘方便；缺点:圆柱面定位的精度和连接刚度均较低，主轴悬伸量大。当主轴在高速运转下迅速制动时，卡盘有自动松脱的危险。图3-29b 是上面的另一结构变型，定心轴颈面x移到紧固螺纹的前面，增加了径向定位精度。卡盘径向定位精度高图3-29c 改进的短锥法兰式结构,卡盘用短锥面x(7730)和法兰端面y定位,拨销传递扭矩 优点：卡盘定位精度和连接刚度高，主轴悬伸量小，主轴制动时卡盘不会松脱。应用：普通车床，六角车 床，多刀车床、内圆磨床 缺点：制造精度要求高。图3-29d 是铣床主轴轴端的结构 铣刀或铣刀杆由前端锥度为7:24的锥孔定位，然后用拉杆从 主轴孔的后端拉紧 传递扭矩:横键1 图3-29e 外圆磨床砂轮主轴的轴端结构 砂轮通过法兰盘安装在轴端锥度为1:5的外锥体上，并用螺母拼紧 位于圆锥面上的半圆键 用以传递转矩。锥度：保证对中精度图3-29f 内圆磨床砂轮主轴轴端结构 砂轮通过接长轴安装到主轴上 莫氏锥孔定位并传递扭矩 锥孔底部的螺纹紧固长轴图3-29g 钻镗类等轴向力为主的机床主轴轴端结构 刀杆或刀具用莫氏锥孔定位 锥孔或右端第一个扁孔传递扭矩 第二个扁孔用以拆卸刀具图3-29h 组合机床主轴轴端的结构 主轴内孔为圆柱孔 前端带有莫氏锥孔的刀具接杆可安装在主轴孔中 平键传递扭矩 右端的圆螺母用来 调整刀具的轴向位置二、主轴材料与热处理 根据强度、耐磨性、载荷特点和热处理后变形大小选择 尺寸一定，主轴的刚度取决于材料的弹性模量E 各种钢材的E值基本相同，且与热处理无关 E=2.1107N/cm2 常用的如4545钢或钢或6060号钢号钢:价格便宜 一般机床主轴：常用45钢，调质到220250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC5055。支承用滚动轴承，轴颈可不淬硬，但是不少主轴为了防止敲碰损伤轴颈的配合表面，轴颈处仍然进行淬硬。若支承用滑动轴承，则轴颈处需高频淬硬，保证耐磨性。若为重负荷，为提高抗疲劳性能，可选用40Cr或50Mn2钢。对受冲击载荷较大的主轴或轴颈处需要更高的硬度时，可选用20Cr进行渗碳淬火处理至HRC5662。精密机床的主轴，要求在长期使用中因内应力引起的变形要小，故应选用在热处理后残余应力小的材料,如40Cr或45MnB钢。支承在滑动轴承上的高精度磨床的砂轮主轴，镗床和坐标镗床主轴，要求有很高的耐磨性，可选用38CrMoAlA钢，进行氮化处理，使表面硬度达到HV11001200（相当于HRC6972）。表3-10主轴的材料和热处理钢 材热处理用 途45调质 HRC2228一般机床主轴、传动轴40Cr淬 硬 HRC4855载荷较大，或表面要求较硬的主轴40Cr高频淬硬 HRC5562 滑动轴承的主轴轴颈20Cr渗碳淬硬 HRC5662轴颈处需要高硬度或冲击性较大的主轴9Mn2V淬 硬 HRC5962高精度机床主轴，热处理变形较小38CrMOAIA氮化处理 HV8501200高精度机床主轴，保证热处理变形小50Mn2调 质 HRC2835载荷较大的重型机床主轴三、主轴的技术要求 主轴的精度直接影响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，关系到接触刚度 设计主轴时，必须根据机床精度标准有关的项目制定合理的技术要求。支承轴颈 基准统一工作基准、工艺基准、测量基准 工作时，轴颈作为工作基准进行旋转运动 加工时，为保证锥孔中心和轴颈中心同轴度，一般以轴颈作为工艺基准来精磨锥孔 检查主轴精度时，以轴颈作为测量基准来检查各部分的同轴度和垂直度 轴颈及其定位轴肩的技术要求，应满足主轴旋转精度的要求。普通精度级机床主轴，其支承轴颈的尺寸精度为IT5，轴颈的几何形状允差通常应小于其尺寸公差的1/41/2。滑动轴承轴颈的表面粗糙度为Ra0.2m，安装滚动轴承处为Ra0.4m。安装卡盘、刀盘和传动件的定位基准 必须要有与卡盘、刀盘和传动件相适应的技术要求，包括：尺寸公差、表面粗糙度以及和前、后支承轴颈的同轴度允差等。定位轴肩 定位轴肩是轴承和其他零件的轴向定位面 与支承轴颈之间有垂直度要求。键槽与花键 制造精度影响传动件的定心和移动是否轻便 规定键槽与主轴中心线的平行度和对称度螺纹部分 用于压紧轴承和传动件的螺纹部分，为防止将轴承和传动件压偏斜 螺纹精度 螺母端面对轴线的垂直度内锥孔 安装刀具或顶尖的定位基准。检查主轴与其它部件的相互位置精度时，内锥孔是代表主轴中心线的基准。要求:一定的几何形状允差 表面粗糙度 硬度 与支承轴颈的同轴度要求第七节第七节 主轴组件的设计计算主轴组件的设计计算设计内容结构设计主要尺寸的计算设计步骤 l）搜集和分析资料：国内外同类机床主轴组件的图纸，有关轴承资料等。2）初选结构参数：主轴直径D、内径d 悬伸量a和支承跨距L等。3）初步确定主轴组件的布局：轴承配置型式、传动件的布置等。4）绘制结构草图，并根据结构上的要求对布局和参数进行修改。5）必要的验算：刚度和抗振性验算。6）根据验算结果修改草图并绘制装配图和零件图等。一、主轴结构参数的选择主轴的结构参数主要包括：主轴的平均直径D(或前轴颈直径D1)内孔直径d（对空心主轴）前端的悬伸量a 主轴的支承跨距L步 骤 确定前轴颈直径D1 确定内径d和主轴前端的悬伸量a 根据D、a 和主轴前支承的刚度确定支承跨距L1主轴直径D（或D1）的选择 D（或D1）主轴的刚度 孔径 主轴上的传动件和轴承的径向尺寸 传动件：使整个变速箱结构庞大 轴承：增加轴承的发热量 结论:D（或D1)应在合理的范围内选大些区域I:中等转速、中等以上载荷区域II:中等以上转速、中等以下载荷及三支承主轴升降台铣床升降台铣床P-D1统计曲线统计曲线区域I:中等转速、中等以上载荷区域II:中等以上转速、中等以下载荷及三支承主轴D1根据机床主电动机功率确定区域I:中等转速、中等以上载荷区域II:中等以上转速、中等以下载荷及三支承主轴D1根据机床主参数确定 表3-11所示为普通车床主轴前轴颈直径D1和主参数最大加工直径Dmax的关系。Dmax200 250315 400500630 1000D10.27Dmax 10 0.25Dmax 15 0.22Dmax 150.2Dmax 15外圆磨床砂轮架主轴前轴颈直径D1和主参数最大磨削直径Dmax的关系320Dmax200万能普通500大型专用外圆磨床大型曲轴磨床D150656580100120150后轴颈的直径 D2 车床和铣床主轴后轴颈的直径D2可根据前轴颈直径D，按下列经验公式来定：D2（0.70.8）D1 也可按下式计算 D1（1.11.15）D D2（0.85+0.9）D D为平均直径2主轴内孔直径的选择 主轴内孔作用：1.通过棒料、夹紧刀具或工件用的拉杆、冷却管等 2.大型、重型机床的空心主轴，减轻重量 确定d的原则：在满足对空心主轴孔径的要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求下尽量取大些。轴的刚度K与抗弯截面惯性矩I成正比，与直径之间有下列关系：41）（实空实空DdIIKK 当d/D0.50.6时，K空与K实相差小，即内孔d对主轴的刚度降低的影响很小 当d/D=0.7时，刚度降低约25 因此，为了不致于过分地削弱主轴刚度，一般应使d/D0.7 还应考虑主轴后轴颈处壁厚是否足够41）（实空实空DdIIKK推荐值 普通车床d/D（或d/D1)0.550.6 d1为前轴颈处内孔直径；转塔车床和自动半自动车床，d/D=0.60.65；铣床:d拉杆直径+（510）mm3主轴前端悬伸量的选择 主轴悬伸量:指主轴前支承径向反力作用点到主轴前端受力作用点之间的距离。主轴悬伸量a值愈小愈能提高主轴组件刚度 确定a的原则：在满足结 构要求的前提下，尽可能 取小值。主轴悬伸量a取决于 主轴端部的结构形状和尺寸 工件或刀具的安装方式 前轴承的类型及组合方式 润滑与密封装置的结构等减小a值的措施：l）采用短锥法兰式的主轴端部结构 2）推力轴承在径向轴承内侧 3）尽量利用主轴端部的法兰盘和轴肩等构成密封装置 4)成对安装的圆锥滚子轴承，应采取滚锥小端相对形式 成对安装的角接触球轴承，应采取类似的背对背型安装表3-13主轴悬伸量与前轴颈直径之比机 床 和 主 轴 的 类 型a/D1通用和精密车床，自动车床和短主轴端铣床，用滚动轴承支承，适用于高精度和普通精度要求0.6-1.5中等长度和较长主轴端的车床和铣床，悬伸不太长（不是细长）的精密镗床和内圆磨床，用滚动轴承和滑动轴承支承，适用于绝大部分普通生产的要求1.25-2.5孔加工机床，专用加工细长深孔的机床，由加工技术决定，需要有长的悬伸刀杆或主轴可移动，因切削较重而不适用于有高精度要求的机床2.54主轴合理跨距的选择 图4-30所示 主轴轴端受力下作用后，其轴端的弹性变形y由y1、y2 两部分组成。（1）刚性支承上弹性主轴端部的位移y1 假设支承为刚体，主轴弹性变形引起的主轴轴端位移y1,按两支点梁的挠度公式计算：当主轴平均直径为D，内孔直径d时，主轴截面的平均惯性矩 I=（D4-d4)64；E为弹性模量,E=2.1105Nmm2左右1331aLEIFay（2）弹性支承上刚性主轴端部的位移y2 假设主轴为刚体时，设前后支承的刚度分别为KA、KB，前后支承的弹性变形分别为A、B，引起的主轴轴端位移y2可根据图示几何关系求出：LaLayBA12 设前、后支承的刚度为KA、KB，支承反力为RA、RB，则A=RAKA，B=RBKB 12114353112222LaLaKKKFLaKFLaKFyLKFaLaKFLaFRLaFRBAABABBAABA）得）代入式（将式（，因此，式中（3）主轴组件的刚度K121132321LaLaKKKFaLEIFayyyBAA1331aLEIFay12114353112222LaLaKKKFLaKFLaKFyLKFaLaKFLaFRLaFRBAABABBAABA）得）代入式（将式（，因此，式中12114353112222LaLaKKKFLaKFLaKFyLKFaLaKFLaFRLaFRBAABABBAABA）得）代入式（将式（，因此，式中 前已述及主轴组件的刚度K=F/y，其倒数y/F称为柔度。121113123LaLaKKKaLEIaFyKBAA0166022113030303023BAAABAAKKKEILaKEILLaLaKKKFaEIFadLdy整理后得：线图法 先计算出综合变量 在横坐标轴上找到值的位置 向上作垂线与相应的KA/KB 的斜线相交 从交点作水平线与纵坐标轴相交得L0/a 因为a已知，便得最佳跨距L03aKEIA（4）最佳跨距和合理跨距 y1F随La的加大而成线性增加 y2F随L/a的增加而减小 当La较小时，y2F随La的增加而急剧减小，而当La较大时则减小较慢 因此y/F与L/a的关系，随着L/a的增加，yF先是减小而后加大，如图中曲线c 当主轴组件的D、a、KA 和KB为定值时 必存在一个能使主轴轴端挠度y=ymin的跨距L0（对应于曲线c 的最低点）当所设计的主轴支承跨距L=L0时 可使主轴组件的刚度KKmax L0称为“最佳跨距最佳跨距”在具体设计时，常由于结构上的限制，实际跨距LL0，这样就造成主轴组件的刚度损失 由图可知当L/L0=0.751.5时，刚度损失不大（5左右），应认为在合理范围之内，称为合理跨距 合理跨距L合理=（0.751.5）L0是一个区间 最佳跨距L0只是一个点迭代法 上式为最佳支承距LOPT的计算公式,选取L=(45)a为初始值,可以进行反复迭代求解,当 LOPT 与 L的差值小于某一规定误差时,则可求得最佳支承距LOPT3103061160166LaKEJKKEJLKKKEILaKEILABAOPTBAAA例 题 某卧式车床 最大加工直径为400mm 主电机功率为7.5kW 主轴孔径为65mm，主轴前、后支承均选用 NN3000K（3182100）系列轴承 采用前端定位式 限于结构原因，前、后支承跨距约为640mm 试初选主轴直径，并分析主轴是否需要采用三支承结构 1)根据图4-27和表4-10，考虑到 NN3000K(3182100)轴承的孔径系列，初选前轴颈直径D1为120mm，后轴颈直径D2为95mm，主轴平均直径D=(D1+D2)=107.5mm 校核壁厚d/D=65/107.5=0.60，合格 2)参考同类型机床和表4-12，选a/D1=1.1，则悬伸量a=132mm 3）计算前支承刚度 KA=1700D1.41=13.85105Nmm 后轴承直径小于前轴承，取KA/KB=1.4,则KB=9.9105Nmm。4）计算综合变量 此处弹性模量E=2105Nmm2,I=/64(D4-d4)5.377106mm43376.03aKEIA 5）确定最佳跨距L0 可由图4-31，在横坐标上找出=0.3376之点，向上作垂直线与KA/KB=1.4的斜直线相交，由点向左作水平线与纵坐标轴相交，得L0/a=2.2 所以L0=290.4mm 合理跨距的范围为L合理=（0.751.5）L0=218436mm之间。主轴实际跨距已超过合理跨距范围 6）分析是否要增设中间支承。现主轴实际跨距为L=640mm。L/L0=640/290.4=2.2。由图3-35，主轴组件刚度损失约超过20（即KKmax80），拟增设中间支承。7）结论：本例由于实际跨距远大于最佳跨距，至使主轴组件刚度损失超过20，为提高刚度可考虑增设中间支承，如用前、中支承为主支承的三支承主轴结构，前、中支承跨距在合理跨距范围内，则主轴组件的刚度可提高20左右。二、主轴组件的验算 对一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求。只有对粗加工、重载荷的主轴才需要进行强度验算 对高速主轴，例如内圆磨床主轴，必要时要进行临界转速验算。主轴工作时，在切削力、传动力和支承反力的作用下,承受弯矩和转矩的联合作用 除重型机床外，一般不考虑主轴组件和工件的重量 另外还承受压力（或拉力）作用，但比起弯矩和转矩来说则小得多，一般忽略不计 但对钻床等轴向力很大的机床，则不能忽略。1主轴组件的弯曲刚度验算 验算内容:主轴轴端的位移Y 前轴承处的转角A。如果切削力F和传动力Q不在同一平面内，应将其分解在相互垂直的两个平面内分别求出数值，再接向量进行合成，即2222VHVHyyy 主轴轴端位移的允许值y根据机床所能达到的加工精度来确定 对精加工机床，取主轴轴端径向跳动允许值的三分之一 对一般机床，取0.0002L，L为支承跨距 前支承处转角的允许值A与轴承类型有关，可按表3-15选取 或者A=0.001rad 对粗加工机床，要验算传动件处的转角，对齿轮传动，该齿轮处的主轴转角应满足 系数c=515，齿轮宽度b较大或对主轴工作性能要求较高时取小值，Fx为齿轮圆周力，单位为N。radbcFx2410 2主轴组件的扭转刚度验算 对钻床等以扭转变形为主的主轴，还要验算其扭转刚度。扭角在（2025）D的长度内不超过1 Mn主轴传递的最大扭矩，单位为Ncm；L计算长度，取(2025）D，单位为cm；G剪切弹性模量，钢料为8.1106Ncm2 IR轴截面极惯性矩，圆截面IR=0.1D4cm4 D主轴直径，单位为cm。1180RGIMnL三、三支承主轴组件 某些机床的主轴组件，由于结构上的需要，致使主轴支承跨距远大于最佳跨距。此时，为提高主轴组件的刚度和抗振性，增设中间支承是大为有益的，如MAZAK车床和CY6140车床主轴组件。对于粗加工或强力高速切削的机床主轴更有必要。由于制造工艺上的限制（无法保证三个主轴支承座孔的绝对同轴），要使三个支承起同样重要的作用是不可能的。为保证主轴组件的刚度和旋转精度，通常只有两个支承起主要作用，称为主支承。第三个支承只起辅助作用，处于浮动状态，称为辅助支承。前支承必需是主支承，另一个主支承可选择中间支承或后支承。据统计，在三支承主轴组件中，约有80采用前、中支承为主支承。其原因是：前、中支承跨距较短，易处于合理跨距内 主轴上的传动齿轮安排在靠近前支承附近可减小因传动力和切削力产生的弯曲变形和振动。工艺上易于保证前、中两支承座孔的同轴度及尺寸精度。辅助支承 辅助支承常用深沟球轴承或单列圆柱滚子轴承，具有较大的游隙且不可调（即不能施加预紧）。其轴承外圈与支承座孔配合较松，允许其相对于座孔有滑移。轴承的精度等级可比主支承低12级。在箱体和主轴的技术要求中，应规定箱体上三个支承座孔间和主轴上三个轴颈间的同轴度，以及主轴装辅助支承的轴颈对装主支承轴颈的径向跳动之和，小于辅助支承的最小径向游隙。这样，当主轴受力较大时，在辅助支承处产生的挠度大干该处的径向游隙时，辅助支承就参加工作，而受力较小时，辅助支承不起作用。采用三支承主轴结构，要求三个支承座孔同轴度高，对制造和装配工艺要求都高，否则反而影响主轴的旋转精度，效果还不如两支承。在设计和选用时，如能用加大主轴直径，合理选用支承跨距等方法来提高主轴刚度时，应尽量不用三支承结构。四、合理布置传动作在主轴上的位置 主轴采用带传动时，带轮通常装在主轴尾端的后支承的外侧。采用卸荷式结构，可改善主轴的受力情况，使主轴免受皮带拉力的作用。主轴采用齿轮传动时，齿轮大多数位于两支承之间。合理布置传动力的位置和方向，可减小主轴轴端的位移，从而提高了主轴组件的刚度。在力F作用下，主轴上必然存在一个挠度为零的点A，称为节点。根据位移互等定理，若将传动件布置在节点处，则传动力引起的轴端受F力处的挠度也为零。节点是传动件在主轴上布置的最佳位置。主轴节点通常很靠近前支承 前后支承之间的齿轮尽量靠近前支承 若主轴上装有大小两个传动齿轮时，则应使用于低速传动的大齿轮尽量靠近前支承 传动力的方向与驱动主轴的传动轴的空间位置有关 在布置传动轴的位置时，应尽量使传动力FQ与切削力F两者引起的主轴轴端位移和轴承受力的影响能互相抵消一部分。第八节 提高主轴组件性能的一些提高主轴组件性能的一些措施措施一、提高主轴组件的旋转精度提高主轴组件的旋转精度:选用高精度轴承 合理调整轴承间隙 提高主轴轴颈和支承座孔的制造精度 采取一些工艺上的措施1选配法 O为主轴端部定心表面（如锥孔）的中心，它相对于主轴轴颈的中心O1 的偏心距为1 安装在轴颈上的轴承内圈孔的中心亦为O1 它相对于内圈滚道的中心O2 的偏心距为2 装配后的主轴组件的实际旋转中心是O 2。如按图4-35a方式，使两个偏心朝同一个方向，则主轴前端定心表面中心0的总跳动量为=12 按b方式，使两个偏心朝相反的
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