车削主轴单元设计

车削主轴单元设计

佟永忠

沈阳优尼斯智能装备有限公司辽宁沈阳110142

摘要：数控机床的技术发展对作为独立模块的主轴单元提出了更高的技术要求。本文以i5T5.1产品主轴单元为例，详细介绍了车削主轴单元的核心参数的确定原理及计算过程。

关键词：主轴；单元；轴承；设计

中图分类号：TH122文献标识码：B

引言

现代数控机床的发展日益向着高精度、高转速、高刚性和高性能等方向发展，对机床重要组成部分之一的主轴组件的精度、速度、刚度以及应变能力都提出了更高的要求。机床生产的专业化已经发展到主轴单元作为独立模块进行生产。为提高数控机床产品的品质及资源的优化配置和节约，我厂对i5T5.1产品主轴单元进行了开发与研究工作。

1主轴单元设计

主轴单元是数控机床的执行件。它的功用是支承并带动工件，完成表面成形运动，同时还起传递运动和扭矩、承受切削力和驱动力等载荷的作用。由于主轴单元的工作性能直接影响到机床的加工质量和生产率，因此它是机床中的一个关键组件。

1.1主轴单元的基本要求

对主轴单元的要求是：保证在一定的载荷与转速下，带动工件精确而稳定地绕其轴心线旋转，并长期地保持这种性能，为此，对主轴单元提出旋转精度、刚度、抗振性、温升和热变形、精度保持性等几方面基本要求。

主轴单元的这些特性对机床的刚性和热稳定性都有相当程度的影响。因此设计机床主轴单元时．主轴应满足高速度、高刚性、高精度和低温升的要求等。我厂设计制造的数控车床主轴单元正是基于上述要求设计的。主轴单元结构见图1。

1.套筒2.主轴3.后双列圆柱滚子轴承

4.高速推力角接触球轴承5.前双列圆柱滚子轴承

图1主轴单元结构示意图

1.2主轴单元结构布局

主轴采用两支撑主轴轴承配置形式，主轴为空心形式，主轴端部与卡盘连接形式选用GB/T5900.1-2008标准中A2-5尺寸规格，由传动键来传递扭矩。根据装配的需要，主轴直径从前向后逐渐减小，传递主运动的皮带轮在放置在主轴最后端，外部为标准安装结构套筒。

1.3主轴轴承选择

根据主轴单元刚性、精度、结构、经济性、承载能力及最高转速等要求，主轴轴承选用NSK进口轴承，前轴承采用双列圆柱滚子轴承,内孔为锥面，型号为NN3018TBKRCC0P4，主要承受径向载荷；轴向载荷由一对背靠背、接触角为30°、型号为90BAR10STYNDBLP4A的高速推力角接触球轴承承受，并且这对轴承的支撑点的距离较大（约90mm），能产生较大的抗弯力矩。后轴承采用NN3016TBKRCC0P4双列圆柱滚子轴承，用于消化主轴运转发热膨胀带来的在轴向方面的伸长，减小了主轴、主轴轴承及外套筒在轴向方面的额外受力。

2主轴主要参数的确定

主轴的主要参数是指：主轴的平均直径D（初选时常用主轴前轴颈的直径D1来表示）；主轴内孔直径d；主轴前端部的悬伸量a；以及主轴支承跨距L等。这些参数直接影响主轴的工作性能，为简化问题，从静刚度条件出发来确定这些参数，即选择D、d、a、l使得主轴能获得最大的静刚度，同时兼顾其他的要求，如高速性、抗振性等。一般步骤是：首先根据机床主电机功率或机床的主参数来选取D，在满足主轴本身刚度的前提下，按照工艺要求来确定d，根据主轴前端部结构形状和前支承的结构型式来确定a,最后根据D、a和主轴前支承的支承刚度来确定L。

2.1主轴前后轴承直径D1、D2的确定

主轴直径对主轴组件刚度的影响很大，加大直径，可以减少主轴本身的弯曲变形和轴承变形引起的主轴轴端位移，从而提高主轴部件的刚度。但是加大直径受到轴承dn值的限制，同时造成相配零件尺寸加大、制造困难、结构增大和重量增加等。因此在满足刚性要求下应取小值。由于装配的需要，主轴直径通常是从前向后逐渐减少呈阶梯状。因此主轴直径包含三个参数：主轴前轴径D1、后轴径D2、主轴平均直径D。

依据车床的主参数最大加工直径Dmax与主轴前轴径D1的关系公式：

Dmax=i5T5.1机床最大车削直径φ280

则：D1=60.6～90.6

再结合同类规格主轴轴承规格大小，本主轴前轴承轴颈直径D1确定为φ90。

主轴后端直径D2和前端直径D1的关系公式：

则：D2=63～81

结合同类规格主轴轴承规格大小，本主轴后轴承轴径直径D2确定为φ80。

2.2主轴内孔直径d的确定

主轴内孔主要用来通过棒料、拉杆或是顶尖等。确定孔径d的原则是为减轻主轴重量，在满足空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求下，应尽量取较大值。一般主轴内孔直径为主轴后轴径的直径所限制。

孔径对主轴刚度的影响是通过抗弯截面惯性矩I体现的，即主轴本身的刚度K正比于抗弯截面惯性矩I，它与直径之间有下列关系：

D-主轴平均直径d-主轴平均孔径K实-直径为D的实心主轴刚度

K空-直径为D、孔径为d的空心主轴刚度

图2孔径d对主轴刚度的影响曲线

由图可知，孔径d≤0.7D时，I空≥0.75I实，若孔径增大，主轴刚度急剧下降。本主轴后轴承轴径直径D2确定为φ80，则:主轴内孔直径应该d≤0.7D=0.7*80=56，结合同规则机床主轴内孔情况，确定本主轴单元主轴内孔直径d为φ56。

2.3主轴前悬伸量的确定

主轴悬伸量a指的是主轴前支承反力的作用点到主轴前端受力作用点之间的距离。主轴悬伸量a取决于主轴端部的结构形状及尺寸，还与与前支承中轴承的类型及组合形式、工件夹具的夹紧方式以及前支承的润滑与密封装置的结构尺寸等有关，一般车床主轴悬伸量与直径之比a/D1=0.6～1.5。在满足结构要求的前提下，应尽可能减少悬伸量a，以利于提高主轴组件的刚度，这款T5.1主轴单元悬伸量a参考同类产品主轴结构，悬伸量选定为80mm，主轴悬伸量与直径之比a/D1≈0.89，符合要求。

2.4主轴支撑跨距L的确定

对于主轴直径D、悬伸量a和主轴支撑的配置方式已经基本确定后，主轴前后支撑刚度也可以初步估算，此时主轴端部位移y与支撑跨距L存在一个函数关系，可以计算出一个最佳支撑跨距L0。

本计算采用文献[3]中无量纲参数法求解最佳跨距。

1)计算无量纲综合变量η

……………………………………………………………………………………………….（1）

因：E≈206000N/mm2

π/60=π/60（874-564）=2484751.82mm4

a=80mm

=1804.91N/μm

则：η=0.55

2)计算无量纲综合变量N

………………………………………………………………………………………………（2）

因：=1152.72N/μm

则：N=2.57

3)计算无量纲综合变量ζ

……………………………………………………………………………………….（3）

=0.96

4)计算判别式

△=16.82

5)计算最佳跨距L0

因△＞0

则……………………………………………….（4）

L0=206.05mm

此时主轴端部的位移最小，即y=ymin。如果实际跨距小于L0，则综合刚度将急剧降低；如果大于L0，则刚度降低很缓慢，实际跨距如不能等于L0，则宁大勿小，结合机床主轴箱体尺寸结构，确定主轴单元支撑跨距L=280mm。

产成后的主轴单元在机床的使用过程中，加工零件达到IT6级精度，表面粗糙度达到Ra0.8μm，圆度达0.003mm以内，说明i5T5.1产品主轴单元的设计刚度完全能够满足设计要求，且加工过程中运转平稳，无振刀现象，完全能够满足汽车、摩托车、电子、航天、军工等行业对旋转体零件进行高效、大批量、高精度的加工要求。

3结束语

主轴单元是机床主轴部件以独立的功能模块存在的形式，是机床的核心零部件。目前，国内各大主机厂商采用的高端机床主轴单元大部分依靠进口，国内的机械主轴单元无论是在精度、性能还是使用寿命方面都与国外存在较大差距。因此对于机床制造厂来说，如果依赖进口不仅增加采购成本，生产周期也不能保证。因此积极开展主轴单元技术研究，对我公司乃至我国的制造水平和产品的市场竞争力的提高，都具有十分重要的意义。

参考文献：

【1】杨美英.数控机床主轴组件设计及刚度计算.机械I程与自动化.2004年第2期.

【2】张曙，张炳生，卫汉华.机床的主轴单元（上）（下）.机械设计与制造工程.2016年5月.

【3】张济生,主轴部件最佳支承跨距的精确计算.制造技术与机床.1996年.

【4】闻邦椿主编,等.机械设计手册.第六卷.北京：机械工业出版社.2017.12.

【5】陈心昭主编,等.现代实用机床设计手册.北京：机械工业出版社.2006.6.

作者：佟永忠，男，1968年生，本科，工程师，技术经理，研究方向为数控装备稳定性技术，已发表论文多篇。