数控机床电主轴与进给系统结构设计

Click to edit Master title style,Click to edit Master text styles,Second level,Third level,Fourth level,Fifth level,*,*,单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,数控机床电主轴与进给系统结构设计,-,高速电主轴结构设计,-,直线伺服电机进给系统结构,高速电主轴的结构设计,1.,高速电主轴概述。,2.,高速电主轴技术的发展及现状。,3.,高速电主轴的结构设计。,高速电主轴概述,高速主轴单元包括动力源、主轴、轴承和机架四个主要部分，是高速机床的核心部件。这四个部分构成一个动力学性能及稳定性良好的系统，在很大程度上决定了机床所能达到的切削速度、加工精度和应用范围。从目前发展现状来看，主轴单元形成独立的单元而成为功能部件以方便地配置到多种加工中心及高速机床上，而且越来越多地采用电主轴类型。,集成内装式电主轴：其主轴由内装式电机直接驱动，这种结构基本上取消了带传动和齿轮传动等中间传动环节从而把机床主传动链的长度缩短为零，实现了机床主轴的“零传动”。这是一种由内装式电机和机床主轴“合二为一”的传动形式，即采用无外壳电机，将其空心转子直接套装在机床的主轴上，带有冷却套的定子则安装在主轴单元的壳体内，形成内装式电机主轴（,Build-in Motor Spindle,），或称高速电主轴（,High-speed Motorized Spindle,）。电主轴典型的结构和系统组成如图所示。,高速电主轴的结构紧凑、重量轻、惯性小、响应特性好，并可改善主轴的动平衡，减少振动和噪声，是高速机床主轴单元的理想结构。,相比普通主轴三大优点,：,1.,如果电机仍采用皮带或齿轮等方式传动，则在高速运转条件下所产生的振动和噪声等问题难以解决，必会影响机床的加工精度、加工表面粗糙度。,2.,为了提高生产率，要求在最短时间内实现高的速度变化，即主轴回转时要具有极大的角加速度。达到这个要求的最经济的办法，是主轴传动系统的转动惯量尽可能地减小。而将电机内置，省掉齿轮、皮带等一系列中间环节，才是达到这一目标的理想途径。,3.,电机内置于主轴两支承之间，可提高主轴系统的刚度，也就是提高了系统的固有频率，从而提高了其临界转速值。,三大性能指标,：,1.,使用寿命,:,指更换一次轴承时主轴的累计工作时间。实际上就是指轴承的使用寿命。,2.,主轴前端径向刚度 是指电主轴工作端在单位径向力作用下产生的位移。这一指标对加工精度、生产效率影响很大。在其它条件相同的情况下，径向刚度越大，工作效率就越高。,3.,临界转速 是指当主轴旋转时，会使主轴出现挠度急剧增大、转动失稳现象的那些旋转速度。主轴工作转速应远离各阶临界转速，否则主轴将有可能处于共振区而产生剧烈振动。,高速电主轴技术的发展及现状,早在,20,世纪,50,年代，就己出现了用于磨削小孔的高频电主轴，当时的变频器采用的是真空电子管，虽然转速高，但,传递的功率小，转矩也小,。随着高速切削发展的需要和功率电子器件、微电子器件和计算机技术的发展，产生了全固态元件的变频器和矢量控制驱动器；加上混合陶瓷球轴承的出现，使得在,20,世纪,80,年代末、,90,年代初出现了用于铣削、钻削、加工中心及车削等加工的,大功率、大转矩、高转速的,电主轴。,1976,年美国的,Vought,公司首次推出一台超高速铣床，采用了,Bryant,内装式电机主轴系统，最高转速达到了,20,000r/min,，功率为,15KW,。到,90,年代末期，电主轴发展的水平是,:,转速,40,000 r/min,，功率,40 KW,。但,2001,年美国,Cincinnati,公司为宇航工业生产了,SuperMach,大型高速加工中心，其电主轴最高转速达,60,000 r/min,，功率为,80 KW,。目前世界各主要工业国家均有装备优良的专业电主轴生产厂，批量生产一系列用于加工中心和高速数控机床的电主轴。其中最著名的生产厂家有,:,瑞士的,FISCHER,公司、,IBAG,公司和,STEP-TEC,公司，德国的,GMN,公司和,FAG,公司，美国的,PRECISE,公司，意大利的,GAMFIOR,公司和,FOEMAT,公司，日本的,NSK,公司和,KOYO,公司，以及瑞典的,SKF,公司等公司。,高速电主轴结构设计,两种主要布局设计：,1,.,主电机置于主轴前、后轴承之间。它采用两支承结构，前轴承比后轴承尺寸大，均分别用串联安装方式，前后支承受力方式为外撑式。后支承选用小尺寸轴承，虽然会降低速度回数值，这对主轴整体刚性影响不大，但它改变了工作条件，对保持整个轴系的使用寿命十分有利。这种结构的优点是主轴单元的轴向尺寸较短，主轴刚度大，输出功率大，较适合大中型高速机床。,2.,主电动机置于主轴后轴承之后，即主轴箱和主电机作轴向的同轴布置，这种方式减少了电主轴前端的悬伸量，电机的散热条件较好，但整个电主轴单元的出力较小，轴向尺寸大，常用于小型高速机床。,高速电主轴结构设计工作路线,高速电主轴动平衡设计,主轴单元动平衡特点：离心力和转速平方成正比，低速时测不到的不平衡在高速工作时变的非常明显。,动平衡设计：结构设计上杜绝动不平衡因素如采用对称设计、轴上零件采用无键（包括螺纹）联结设计；装配前单个零件分别动平衡；装配后整体低速到高速逐渐动平衡（动平衡精度,G1,G0.4,）；芯轴在转子热装后低速到高速逐渐动平衡（动平衡精度,G0.4,）。,高速电主轴轴上零件无键连接,为什么要采取无键联结,？,主轴单元动平衡要求高（,G1,G0.4,级），结构设计要求不采用键、螺纹等动不平衡因素，但这带来的是大扭矩传递（电机与转子的联结）、轴承轴向限位防松等结构和无键联结的矛盾。,采用过盈套联结精度高；对轴承预紧时不会引起轴承受力不均，不影响轴承寿命；过盈套质量均匀，主轴动平衡易得到保证。,无键联结的过盈量计算,计算原则：过盈配合应保证过盈联结的结合强度和联结件的零件强度。结合强度是指外负荷的作用下，结合零件之间没有相对移动，能可靠地传递给定的负荷；联结件的零件强度是指联结件在结合压力的作用下，产生的复合应力不超过设计给定的极限值，能够安全可靠地工作,。,计算方法,：过盈配合的计算即在保证结合强度的条件下，计算出承受外载荷所需的最小过盈量,min,和保证联结件的强度条件下所容许的最大有效过盈量,max,，并依此来选定恰当的配合。在这种情况下，应认为在所选定的过盈配合条件下，零件不发生塑性变形，甚至在最大应力区存在一定塑性变形的条件下，所设计的过盈配合仍能安全可靠工作。其主要计算如下：,最小过盈量的计算：,1.,假设在静态下即当转速为,0,时，过盈联结面传递扭矩为,M,或当过盈联结承受轴向力为,F x,时，由弹性力学原理，过盈联结传递负载所需的最有效过盈量,b,可按下式计算：,Ea,、,Ei,过盈套材料和主轴材料弹性模量；,Ca,、,Ci,包容件（过盈套与被包容件（主轴）的直径比有关的系数。结合加工工艺、装配要求、工作温度等因素并引入安全系数等对,b,修正，则在静态条件求得传递力矩或者承受轴向力所须的最小过盈量,emin,按下式计算：,emin,=,b,+,s,+,t,+,p,s,考虑表面粗糙度影响的修正量；,t,考虑联结件表面温度与装配温度之差以及主轴与过盈套材料线膨胀系数之差的其修正量；,p,重复拆卸引起过盈量的减少；,以上修正量的计算或确定可从机械设计手册中查得。,2.,主轴高速旋转时过盈套所受离心力，该离心力可引起过盈套内孔的扩张，导致过盈量减少。当主轴材料和过盈套材料的泊松比、弹性模量和密度相差不大时，离心力引起过盈量减少量,w,可由下式计算,式中，,为主轴的转速；,为主轴材料和过盈套材料的密度；,v,为主轴材料和过盈套材料的泊松比；,E,为主轴材料和过盈套材料的弹性模量；,3.,由以上可知，当考虑转速影响时传递力矩或者承受轴向力所须的最小过盈量,min,按下式计算,:,式中，,K,为考虑过盈套结构引起的应力集中、载荷波动和影响和可靠性、安全性而引入的安全系数。,最大过盈量的计算：,由第四强度理论，过盈套和轴不产生塑性变形所容许的最大结合压力,Pmax,和主轴结合面不产生塑性变形所容许的最大结合压力,Pmin,分别为：,式中，,sa,、,si,分别为过盈套材料的屈服强度,则在弹性范围内，过盈联结合面不发生塑性变形时所容许的最大有效过盈量,max,按下式求得：,由以上各式，当转速为,，过盈联结面传递扭矩为,M,或当过盈联结承受轴向力为,Fx,，过盈套与轴之间过盈量,b,应满足以下要求：,min,b,max,电主轴结构单元参数静态估算,1,主轴轴承静刚度,2,主轴单元准要结构参数确定,3,高速电主轴单元临界转速的核算,前后支承均选用,SKF,高精度混合式陶瓷角接触球轴承，其主要技术参数,如表,2.1,：,主轴轴承静刚度,:,轴承装配后的预紧力,Gm,可用下式计算,:,G,m=,f,1,f,2,f,f,Hc,G,A,f ,轴承系数,f1 ,接触角系数,f2 ,预紧级别系数,f,Hc,混合陶瓷球轴承修正系数,G,A,装配前的预紧力,前支承,71913CE/HC,：,查机床滚动轴承应用手册,f=1.85,，,f,1=1,，,f 2=,1,，,fHc=1.06,，,GA=80,Gm=1.85111.0680=156.88,主轴单元主要结构参数确定：,主要假设,：,（,1,）用单一的当量截面代替多个不同尺寸的截面；,（,2,）用合并或忽略辅助支承的方法，将多个轴承简化为前后两个支承；,（,3,）将轴承简化为径向的压缩弹簧，即只认为轴承具有径向刚度，而不,具有角刚度；,（,4,）忽略转速对轴承刚度的影响；,（,5,）、忽略轴承负荷对轴承刚度的影响，即把轴承刚度当作不变的常数,对待。,设计计算,：,(,1,）主轴直径的初选：参考国内外电主轴生产厂家技术资料，根据电机、拉刀机构等外购件的尺寸参数，初步确定主轴的当量直径,D=,63.5,mm,，主轴的内孔直径,d=,30,mm,。,（,2,）前悬伸量,a,的初步确定：前悬伸,a,对主轴组件的综合刚度影响很大，在选择主轴端部结构以及考虑刀具的安装、轴承的类型及密封结构时，应尽可能减小主轴的悬伸量。初步确定前悬伸量,a=55mm,。,（,3,）主轴最佳跨距,l0,的计算：满足主轴前端最小静挠度条件时的,l,是最佳跨距,l0,，当,0.75 l/l01.5,时，主轴组件的刚度损失不超过,5%,7%,，在工程上认为是合理的刚度损失，故在该范围内的跨距称为“合理跨距”,l,合，结构设计时首先应争取符合最佳跨距，如果结构上不允许，则需修改其他参数使其处在,l,合范围内。,ys,是假设轴承为刚性支承，主轴为弹性体时，主轴在前端受到外载荷,P,作用后的位移,yz,是假设主轴是刚体，支承为弹性体时，主轴在前端受到外载荷,P,作用后的位移,根据材料力学的特性，主轴前端在一定的外载荷,P,的作用下，主轴端部的总挠度,y,为,根据最小挠度条件,dl/dy=0,：,解得：,l/a=,3.8,最佳跨距,la=3.8a=3.8x55=209mm,根据构造上的要求对最佳跨距,l0,进行修正。根据电机的尺寸参数取,l=300mm,刚度验算：,K=p/y,高速电主轴单元临界转速的核算,：,当轴的转速达到某一定值时，轴将产生强烈的横向振动，如果继续提高其转速，振动就会衰减，但当转速达到另一较高的定值时，强烈振动又会重新出现。这种发生强烈振动时的转速称为轴的临界转速（,n,0,）。同一根轴有很多个临界转速，按其数值由小到大排列，称为第一阶临界转速（,n,01,）、第二阶临界转速（,n,02,）,等。,轴的工作转速应避免等于或接近其临界转速，以免产生共振，影响机床的加工质量。工作转速,n,低于第一阶临界转速的轴称为刚性轴，通常使,n 0.75n,01,，,n,高 于 第 一 阶 临 界 转 速 的 轴 称 为 挠 性 轴，通