某型镗铣床主轴系统结构设计
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』
（ 寺ｆ宜 寺～ ） ； 为
（ ）合理选择 ｚ ，选定 。的值 后 ，通常 取 ｚ ２ 值 ＝ （ ２５ 口 ２～ ． ） 合适 ； （ ）适 当增加轴承数 量 ，增大支 承面积 和宽度 ， ３ 减小 比压 面积 ，增大 值 的补偿作用 ；
ｄ＝ ０ｍｎ ４ ｌ，ｎ＝ ０ １０咖 ，当 ＜ ． ，孔对 刚度 的影 响 ０５
ＷＡ Ｇ Ｙ ｄ ｎ ，ＷＡ Ｇ Ｑ ａ ｂ ｏ Ｎ ａｏ ｇ Ｎ ｕ ｎ ａ ，ＷＡ Ｇ Ｙ ｎ ，Ｋ Ｎ ａ ｇ Ｎ ｏｇ Ｏ Ｇ Ｇ ｎ （ ｈｎｉ ｒｕ ｕ ｍ ｎ ｃｉｅＴ ｏ Ｃ ． ｔ． ｕ ｍ ｎ ｕ ｎ ｎ６ ０ ０ ，Ｃ ｉ ） Ｓ ｅｊ Ｇ ｏ ｐＫ ｎ ｉｇＭａｈｎ ｏｌ ｏ ，Ｌｄ ，Ｋ ｎ ｉｇＹ ｎ ａ ５ ２ ３ ｈｎ ａ
上，
可不计 。查询相关轴承刚度 Ｋ ＝ ５ １ ／ ｍ， １０× ０ Ｎ ｃ
．
＝
１０× ０ Ｎ ｃ ４ １’ ／ ｍ，则 ＝１０ １ ．７ 。
Ａ ２
主轴 当 量 直 径 为 前 、后 轴 承 内径 平 均 值 Ｄ ＝
・
６・
机床与液压
第４ ０卷
＿１５ ｍ ＿１． ０ ｍ ０５ｃ
２１ ０ ２年 ８月
机床与液压
Ｍ ＡＣＨＩ ＮＥ ＯＯＬ ＆ ＨＹＤＲＡＵＬ Ｃ Ｔ ＩＳ
Ａｕ ． ０ ２ ｇ２ １ Ｖｏ ． ０ Ｎｏ １ １４ ． ６
第４ Ｏ卷 第 １ ６期
ＤＯＩ １ ． ９ ９ ｊ ｉ ｎ １ ０ ： ０ ３ ６ ／ ．ｓ ． ０ １—３ ８ ． ０ ２ １ ． ０ ｓ ８ １２ １． ６０ ２
第ｌ ６期
王亚 东 等 ：某 型镗铣床 主轴 系统结 构设计
・ ５・
加大 ，柔度 反而降低 。
在实际 中，当受 力 Ｐ后 ，主轴 、轴 承都有 变形 ，
Ｙ＝Ｙ ＋ ，图 １ ｃ 所 示 。 １ （）
（ ）合理控制 轴承 间隙 ，进行 预 紧 ，以提高 Ｋ ４
值 的补偿作用 。
１ ３ 提 高 支座 刚度 ． （ ）设 计成组 多 轴承支 承结 构 。镗 铣床 主 轴单 １
元采用多个轴承组合设 计 ， 目的是加宽 支承 座宽度 ，
为支承为几个 轴承组合 或支 承面加 宽时由主轴
弹性变形 引起 的主轴端 扰度 。 为 当单 支点 改成几
个轴承组 合或支承面加 宽后使 主轴前端位移减小 的改 善 系 数 （ ２（ ） ，单 支 承 时 取 １ 图 ａ） ，双 支 承 时 取
０ ８～ ． ，三支承时为 ０ ６～ ． 。 ． ０９ ． ０９ 为考虑间隙影响时轴承和支 承座变形 弓起 的主 ｉ
减少 比压 ，提高 对 ｙ 的改善作 用。 。 （ ）提高轴 承安 装精 度 。由于轴 颈 的形 状 误差 ２ 几乎全部会复映到轴承滚道上 ，要求轴承支承孔 和轴 颈有 同样 高的精度 ；采用合理 的工艺手段 ，提高轴系 装配精度 ，如采 用轴 承内外 圈误差 的高低抵消法 、前
Ｄ
。 』
如果主轴 部件 的 刚度不 足 ，会 使 主轴 在切 削 力
和传 动力 的作用下 ，产生较大 的弹性变形甚至引起 振 动 ，不仅 影响加 工精度 和光洁度 ，还会损坏传动齿轮
和轴承 。
１ 主 轴部 件 的刚性 和保 障措施
影响主轴 部件 刚度 的 因素 主要有 主 轴 的结构 尺
Ｙ扣 ＋ ＝Ｓ ＋ Ｉ （口 ｐ（ １ ＝ ｆ）３ ） 叭ｌ ａ
从式中 知，０ 可 ÷越大， 也 柔度ｒ 越大， 度 越低。 刚 则
ｌ （ ＋ ， ［＋ ＋ ２ － Ａ。 】 ＝ Ｋａ Ｖ ２
式中： 、 为前后轴承支承 的刚度 ，从式 中可知 ，
收 稿 日期 ：２ １ — ８— ５ ０ １ ０ ０ 作者简 介 ：王亚东 （ ９０ ） １６ 一 ，男 ，机 电工程师 ，主要从事数控镗铣类机床的研发工作 。Ｅ— ａｌ ｙ ６０ ＠ｓ ａｔｍ。 ｍ ｉ：ｗ ｄ０ ５ ｉ ．ｏ ｎ
Ａｂ ｔ ａ ｔ Ｓ ｉ ｄｅ ｓ ｓ ｍ ｓｔ ｅ ｋ ｙ ｐ ｒ ｏ ｏ ｎ ｓ ｒ ｃ ： ｐ ｎ ｌ ｙ ｔ ｉ ｈ ｅ ａｔ ｆａ ｂ ｒ ｇ＆ ｍｉ ｉ ｇ ｍａ ｈ ｎ ． Ｂ ｈ ｒ ｐ ｒｄ ｓｇ ｆｓ ｕ ｔ ｒ ． ｔ ｅ ｒ ｉ ｉ ｎ — ｅ ｉ ｌ ｎ ｃ ｉｅ ｌ ｙ ｔ ｅ ｐ ｏ ｅ ｅ ｉｎ ｏ ｔ ｃｕ ｅ ｈ ｇｄ ｔ ａ ｄ ｍａ ｒ ｉ ｙ
＋ ＝ （＋ ＋ ÷ １ ）
出 ，预压力远小于 Ｐ 时 ，加工 时会使 主轴轴 线发生 ｎ 位移 ，影 响加工精度 ，还会使载荷集 中于受力方 向的 个 或几个滚 动体上 ，使这几个滚动体及 内外环滚道
一
等［＋Ｖ １ （Ｋ： ＋ １ａ＋ ］ ａ ￣ 一
式 中 ｎ为 已知 ，可求出最佳跨距 ｌ。
良好性 能。
关键词 ：主轴 系统 ；镗铣床 ；刚性 ；切削试验
中图分类号 ：Ｔ ３ Ｈ１２ 文献标识码 ：Ｂ 文章编号 ：１０ —３ ８ ２ １ ）１ ０ ４— ０ １ ８ １（０ ２ ６— ０ ３
Ｔｈｅ Ｓｔ ｕ ｔ ｅ Ｄｅ ｉ ｎ ｏ ｐｉ ｄｌ ｙ ｔ ｍ ｆ ａ Ｂｏ ｉ ｇ ＆ Ｍ ｉｌｎ ａ ｈ ｎｅ ｒ ｃ ｕｒ ｓｇ ｆ Ｓ ｎ ｅ Ｓ ｓｅ ｏ ｒ ｎ ｌ ｇＭ ｃ ｉ ｉ
的接触面产生大的集中应力 ，从而 降低轴承 的寿命和 刚度 ；当预压力小 于 Ｐ 时 ，轴承 的刚度 随着 预压力 ｎ 的加大而 明显 地提 高 ；当 ｆ 预压 力 大 于 Ｐ ｎ时 ，轴 承 ． － ４
的刚度 随着预压力 加大 提
高不明显；当 轴承调整到 幕
＃
合适 的 预 压 力 Ｐ 时 ，轴 暴 ｎ 承滚动体的受力 状况均 匀
寸 、轴承 的类 型与 配 置 方式 、轴承 的间 隙 、传动 方 式 、主轴部件 的制造和装配质量等 。 １ １ 主 轴部 件 的刚性 和结构 尺 寸 ． 主轴部件 刚 度 Ｋ是 以主 轴 前端 产 生 位 移 ｌ时 ， ，
（） 设轴 承 为 刚性支 座 ，主 轴为 弹 性体 ａ假
少 比压 。
通过 以上分 析 ，总结 提 高主轴 系 刚度 Ｋ的 主要
方法是 ：
（ ） 减 少 主 轴 前 端 的悬 伸 量 ｏ １ ，通 常 取 。＝
（ ）最佳跨距计算 。如图 ４所示 ，选定前轴承 内 ２ 径 Ｄ ＝ １ ｍ，后轴承 内径 Ｄ ＝ ０ ｎ，主轴 内孔为 ， １０ ｍ ： １０ｎ ｑ ｌ
ｃ ｉ ｉｇ ｐ ｒｏｍａ ｃ ｆｓ ｉ ｄ ｅ ｓ ｓｅ ｃ ｕ ｄ ｂ ｎ ａ ｃ ｄ，ａ ｄ ｎ ｉｅ ａ ｄ ｖ ｂ ａｉｎ ｃ ｕ ｄ ｂ ｅ ｕ ｅ ． Ｔ ｅ ｐ ｎ ｉ ａｓ ａ ｄ ｍｅｈ ｄ ｆ ｈ ｎ ｎ ｅ ｒ ｎ ｅ ｏ ｐ ｎ ｌ ｙ ｔ ｍ ｏ ｌ ｅ ｅ ｈ ｎ ｅ ｆ ｎ ｏｓ ｎ ｉｒｔ ｏ ｌ ｅｒｄ ｃｄ ｏ ｈ ｒ ｃｐ ｌ ｎ ｔ ｏ ｓ ｏ ｉ
ｄ ｓｇ ｆ ｐ ｎ ｌ ｙ ｔ ｍ ｆＢ ｒ ｇ＆ Ｍｉ ｉ ｇ ｍａ ｈ ｎ ｅ ｅ ｅ ｐ ｕ ｄ ｄ Ｔ ｅ ｉｓ ｅ ｔ ｎ ｏ ｈ ｕ ｔ ｇ ｅ ｐ ｒ ｎ ｒ ｖ ｓ ｔ ａ ｈ ｅ ｅ ｉｎ ｏ ｉ ｄ ｅ ｓ ｓｅ ｏ ｏ ｎ ｓ ｉ ｌ ｎ ｃ ｉ ｅ ｗ ｒ ｘ ｏ ｎ ｅ ． ｈ ｎ ｐ ｃｉ ｆｔ ｅ ｃ ｔ ｎ ｘ ｅ ｍｅ ｔｐ ｏ ｅ ｈ ｔ ｔｅ ｄ — ｌ ｏ ｉ ｉ ｓｇ ｅ ｐｎ ｌ ｙ ｔ ｍ ｓｏ Ｊｈ ｐ ｒ ｒ ｎ ｅ ｉｎ ｄ ｓ ｉ ｄ ｅ ｓ ｓｅ ｉ ｆｈｇ ｅ ｆ ｍａ ｃ ． ｏ Ｋｅ ｗｏ ｄ ：Ｓ ｉ ｄ ｅ ｓ ｓｅ ｙ ｒｓ ｐ ｎ ｌ ｙ ｔ ｍ； Ｂ ｒｎ ｏ ｇ＆ ｍｉ ｉ ｇ ｍａ ｈｎ ； Ｒ ｇｄ ｔ ｉ ｌｎ ｃ ｉｅ ｌ ｉｉｉ ｙ；Ｃｕｔ ｇ ｅ ｐ ｒ ｎ ｔ ｎ ｘ ｅ ｍｅ ｔ ｉ ｉ
主轴部件通常 由主轴 、主轴轴承和安装 在主轴 上 的传 动件组成 ，对其要求是在工作载荷下 ，能长期 保 持稳 定的工 作精度 ，保证工件 的加工精度和表面粗糙 度 ；镗铣 床适 用于对零件 复杂平 面进行铣削和镗孔加 工 ，要求机床具备高转速 、中切 深 、快进给 的切削性
能。
在位移方 向上 所需 施加 的作 用力 Ｐ来 表 示 ，即 Ｋ＝
某 型镗 铣 床主 轴 系统结 构设 计
王亚 东，王全 宝，王勇 ，孔刚
（ 沈机 集 团昆明机床 股份 有 限公 司 ，云 南 昆明 ６０ ０ ） ５ ２３
摘 要 ：主轴 系统是镗铣床 的核 心部件 ，合理地设计结构 ，能够提高 主轴 系统的刚性 和切 削性能 ，降低振 动和噪声 。通
过对某 型镗铣床主轴系统的设 计阐述了镗铣类机 床主轴系统设计 的方法 和原 则 ，并以切削试验证 明所设计 的主轴系统具 有
预 压 力， Ｎ
分 布 ，此 时 轴 承 刚 度 最 佳 ，寿命增 长 ，同时加 载 后阻尼 比加 大 ，抗振性 也
有所改善 。
图 ３ 轴承预压 与刚 度特性 曲线
（ ） 提高轴承 的回转精度 。 ２ （ ） 提高轴 承的径 向圆跳 动。 ３
图 ２ 支 承 刚 度 示 意 图
在主轴结构的设计 上最直 接的方法是加大直径 和 采用高抗弯模量材料 ，但 加大主轴 直径必将影 响到 主 轴转速 的提高 ，而且 主轴 外径无 限加 大是不 现实 的 ， 通过材料 的性能和热处理来提高刚度效果也有限 。 将 主轴 系统简化为如 图１ 所示 的计算简 图 ，在 离 前轴承 ａ 处作用一个外载荷 Ｐ 。
１２ 提 高主 轴轴 承 的刚性 ．
（ ）消除轴承间隙。 １ 从 图 ３所示 的轴 承 预压 力与 刚 度特性 曲线 可看
当单支点改成几个轴承组合或 支承面加 宽并考虑 消 除轴承 间 隙的后 主 轴前端 的位移 减小 ，刚度 改善
（ 图 ２所示 ） 如 。此 时
ｌ ＋ ， ＝
矩 为
．５× ０
得 ＝ ． ，从而 可得 ：ｚ ＝１０×３８：３０ｍ ３８ 。 ０ ． ８ ｍ，考
（０ ５ １． 一４ ） ＝５４ ９ ｍ （ 轴 孔 径 平 均 取 ４ ９ ．５ ｃ 主 ０ ｍ ，弹性模量 取 Ｅ＝２×１ Ｎ ｍ ，综合 变 量 叼＝ ｍ） ０ ／
后轴承误差 的精度匹配法等 。
轴端 的挠度 ， 为 由于预期 消除 间隙 后对 刚度 的改 善系数 （ ２ ｂ ） 图 （ ） ，一般轴承支 承时取 １ ，间隙轴承 支承取 ０ ７— ． ，预紧过盈轴承支承取 ０５— ． 。 ． ０９ ． ０ ７ 其
中 ＝ Ｒ ａ
，
２ 某型镗 铣床 主轴 系统 结构 设计
（ ） 设主 轴 为刚 性体 ，轴 承 为弹 性体 ｂ假
（ 主轴 和 轴承 均为 弹 性体 ｃ ）
图 １ 主轴最佳跨距计算简 图
假设轴 承为 刚性支座 ，主轴为 弹性体 ，图 Ｉ ａ （）
所 示 ，则 主轴前端受力 后的挠 度为 ：
假设 主轴 为 刚性体 ，轴承 为 弹性 体 ，图 １ ｂ 所 示 ， （） 主轴前端受力后 的挠度为 ：
通过上述分析 ，在该机床主轴设计时 ，通过对以
ＲＢ ＫＢ＝
，
表示前 后轴承在反力 、
作
用下产生 弹性 变 形 、６ 时前 后轴 承 的径 向刚 性 ， 其 与轴承的弹性 变形 、间隙成 正 比，与 ｚ 的平方 成反
比。
下 几方 面逐步完 善 ，使设计得到改进 ： （ ）主轴 轴承 的选 用。该机 床 主轴选 择 了进 口 １ 高精度成套 角接触滚珠轴 承 ，在前轴承 间加入高精度 的等厚内外隔圈 ，目的就是加 宽轴承 的支承尺寸 ，减
（ 寺ｆ宜 寺～ ） ； 为
（ ）合理选择 ｚ ，选定 。的值 后 ，通常 取 ｚ ２ 值 ＝ （ ２５ 口 ２～ ． ） 合适 ； （ ）适 当增加轴承数 量 ，增大支 承面积 和宽度 ， ３ 减小 比压 面积 ，增大 值 的补偿作用 ；
ｄ＝ ０ｍｎ ４ ｌ，ｎ＝ ０ １０咖 ，当 ＜ ． ，孔对 刚度 的影 响 ０５
ＷＡ Ｇ Ｙ ｄ ｎ ，ＷＡ Ｇ Ｑ ａ ｂ ｏ Ｎ ａｏ ｇ Ｎ ｕ ｎ ａ ，ＷＡ Ｇ Ｙ ｎ ，Ｋ Ｎ ａ ｇ Ｎ ｏｇ Ｏ Ｇ Ｇ ｎ （ ｈｎｉ ｒｕ ｕ ｍ ｎ ｃｉｅＴ ｏ Ｃ ． ｔ． ｕ ｍ ｎ ｕ ｎ ｎ６ ０ ０ ，Ｃ ｉ ） Ｓ ｅｊ Ｇ ｏ ｐＫ ｎ ｉｇＭａｈｎ ｏｌ ｏ ，Ｌｄ ，Ｋ ｎ ｉｇＹ ｎ ａ ５ ２ ３ ｈｎ ａ
上，
可不计 。查询相关轴承刚度 Ｋ ＝ ５ １ ／ ｍ， １０× ０ Ｎ ｃ
．
＝
１０× ０ Ｎ ｃ ４ １’ ／ ｍ，则 ＝１０ １ ．７ 。
Ａ ２
主轴 当 量 直 径 为 前 、后 轴 承 内径 平 均 值 Ｄ ＝
・
６・
机床与液压
第４ ０卷
＿１５ ｍ ＿１． ０ ｍ ０５ｃ
２１ ０ ２年 ８月
机床与液压
Ｍ ＡＣＨＩ ＮＥ ＯＯＬ ＆ ＨＹＤＲＡＵＬ Ｃ Ｔ ＩＳ
Ａｕ ． ０ ２ ｇ２ １ Ｖｏ ． ０ Ｎｏ １ １４ ． ６
第４ Ｏ卷 第 １ ６期
ＤＯＩ １ ． ９ ９ ｊ ｉ ｎ １ ０ ： ０ ３ ６ ／ ．ｓ ． ０ １—３ ８ ． ０ ２ １ ． ０ ｓ ８ １２ １． ６０ ２
第ｌ ６期
王亚 东 等 ：某 型镗铣床 主轴 系统结 构设计
・ ５・
加大 ，柔度 反而降低 。
在实际 中，当受 力 Ｐ后 ，主轴 、轴 承都有 变形 ，
Ｙ＝Ｙ ＋ ，图 １ ｃ 所 示 。 １ （）
（ ）合理控制 轴承 间隙 ，进行 预 紧 ，以提高 Ｋ ４
值 的补偿作用 。
１ ３ 提 高 支座 刚度 ． （ ）设 计成组 多 轴承支 承结 构 。镗 铣床 主 轴单 １
元采用多个轴承组合设 计 ， 目的是加宽 支承 座宽度 ，
为支承为几个 轴承组合 或支 承面加 宽时由主轴
弹性变形 引起 的主轴端 扰度 。 为 当单 支点 改成几
个轴承组 合或支承面加 宽后使 主轴前端位移减小 的改 善 系 数 （ ２（ ） ，单 支 承 时 取 １ 图 ａ） ，双 支 承 时 取
０ ８～ ． ，三支承时为 ０ ６～ ． 。 ． ０９ ． ０９ 为考虑间隙影响时轴承和支 承座变形 弓起 的主 ｉ
减少 比压 ，提高 对 ｙ 的改善作 用。 。 （ ）提高轴 承安 装精 度 。由于轴 颈 的形 状 误差 ２ 几乎全部会复映到轴承滚道上 ，要求轴承支承孔 和轴 颈有 同样 高的精度 ；采用合理 的工艺手段 ，提高轴系 装配精度 ，如采 用轴 承内外 圈误差 的高低抵消法 、前
Ｄ
。 』
如果主轴 部件 的 刚度不 足 ，会 使 主轴 在切 削 力
和传 动力 的作用下 ，产生较大 的弹性变形甚至引起 振 动 ，不仅 影响加 工精度 和光洁度 ，还会损坏传动齿轮
和轴承 。
１ 主 轴部 件 的刚性 和保 障措施
影响主轴 部件 刚度 的 因素 主要有 主 轴 的结构 尺
Ｙ扣 ＋ ＝Ｓ ＋ Ｉ （口 ｐ（ １ ＝ ｆ）３ ） 叭ｌ ａ
从式中 知，０ 可 ÷越大， 也 柔度ｒ 越大， 度 越低。 刚 则
ｌ （ ＋ ， ［＋ ＋ ２ － Ａ。 】 ＝ Ｋａ Ｖ ２
式中： 、 为前后轴承支承 的刚度 ，从式 中可知 ，
收 稿 日期 ：２ １ — ８— ５ ０ １ ０ ０ 作者简 介 ：王亚东 （ ９０ ） １６ 一 ，男 ，机 电工程师 ，主要从事数控镗铣类机床的研发工作 。Ｅ— ａｌ ｙ ６０ ＠ｓ ａｔｍ。 ｍ ｉ：ｗ ｄ０ ５ ｉ ．ｏ ｎ
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＋ ＝ （＋ ＋ ÷ １ ）
出 ，预压力远小于 Ｐ 时 ，加工 时会使 主轴轴 线发生 ｎ 位移 ，影 响加工精度 ，还会使载荷集 中于受力方 向的 个 或几个滚 动体上 ，使这几个滚动体及 内外环滚道
一
等［＋Ｖ １ （Ｋ： ＋ １ａ＋ ］ ａ ￣ 一
式 中 ｎ为 已知 ，可求出最佳跨距 ｌ。
良好性 能。
关键词 ：主轴 系统 ；镗铣床 ；刚性 ；切削试验
中图分类号 ：Ｔ ３ Ｈ１２ 文献标识码 ：Ｂ 文章编号 ：１０ —３ ８ ２ １ ）１ ０ ４— ０ １ ８ １（０ ２ ６— ０ ３
Ｔｈｅ Ｓｔ ｕ ｔ ｅ Ｄｅ ｉ ｎ ｏ ｐｉ ｄｌ ｙ ｔ ｍ ｆ ａ Ｂｏ ｉ ｇ ＆ Ｍ ｉｌｎ ａ ｈ ｎｅ ｒ ｃ ｕｒ ｓｇ ｆ Ｓ ｎ ｅ Ｓ ｓｅ ｏ ｒ ｎ ｌ ｇＭ ｃ ｉ ｉ
的接触面产生大的集中应力 ，从而 降低轴承 的寿命和 刚度 ；当预压力小 于 Ｐ 时 ，轴承 的刚度 随着 预压力 ｎ 的加大而 明显 地提 高 ；当 ｆ 预压 力 大 于 Ｐ ｎ时 ，轴 承 ． － ４
的刚度 随着预压力 加大 提
高不明显；当 轴承调整到 幕
＃
合适 的 预 压 力 Ｐ 时 ，轴 暴 ｎ 承滚动体的受力 状况均 匀
寸 、轴承 的类 型与 配 置 方式 、轴承 的间 隙 、传动 方 式 、主轴部件 的制造和装配质量等 。 １ １ 主 轴部 件 的刚性 和结构 尺 寸 ． 主轴部件 刚 度 Ｋ是 以主 轴 前端 产 生 位 移 ｌ时 ， ，
（） 设轴 承 为 刚性支 座 ，主 轴为 弹 性体 ａ假
少 比压 。
通过 以上分 析 ，总结 提 高主轴 系 刚度 Ｋ的 主要
方法是 ：
（ ） 减 少 主 轴 前 端 的悬 伸 量 ｏ １ ，通 常 取 。＝
（ ）最佳跨距计算 。如图 ４所示 ，选定前轴承 内 ２ 径 Ｄ ＝ １ ｍ，后轴承 内径 Ｄ ＝ ０ ｎ，主轴 内孔为 ， １０ ｍ ： １０ｎ ｑ ｌ
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主轴部件通常 由主轴 、主轴轴承和安装 在主轴 上 的传 动件组成 ，对其要求是在工作载荷下 ，能长期 保 持稳 定的工 作精度 ，保证工件 的加工精度和表面粗糙 度 ；镗铣 床适 用于对零件 复杂平 面进行铣削和镗孔加 工 ，要求机床具备高转速 、中切 深 、快进给 的切削性
能。
在位移方 向上 所需 施加 的作 用力 Ｐ来 表 示 ，即 Ｋ＝
某 型镗 铣 床主 轴 系统结 构设 计
王亚 东，王全 宝，王勇 ，孔刚
（ 沈机 集 团昆明机床 股份 有 限公 司 ，云 南 昆明 ６０ ０ ） ５ ２３
摘 要 ：主轴 系统是镗铣床 的核 心部件 ，合理地设计结构 ，能够提高 主轴 系统的刚性 和切 削性能 ，降低振 动和噪声 。通
过对某 型镗铣床主轴系统的设 计阐述了镗铣类机 床主轴系统设计 的方法 和原 则 ，并以切削试验证 明所设计 的主轴系统具 有
预 压 力， Ｎ
分 布 ，此 时 轴 承 刚 度 最 佳 ，寿命增 长 ，同时加 载 后阻尼 比加 大 ，抗振性 也
有所改善 。
图 ３ 轴承预压 与刚 度特性 曲线
（ ） 提高轴承 的回转精度 。 ２ （ ） 提高轴 承的径 向圆跳 动。 ３
图 ２ 支 承 刚 度 示 意 图
在主轴结构的设计 上最直 接的方法是加大直径 和 采用高抗弯模量材料 ，但 加大主轴 直径必将影 响到 主 轴转速 的提高 ，而且 主轴 外径无 限加 大是不 现实 的 ， 通过材料 的性能和热处理来提高刚度效果也有限 。 将 主轴 系统简化为如 图１ 所示 的计算简 图 ，在 离 前轴承 ａ 处作用一个外载荷 Ｐ 。
１２ 提 高主 轴轴 承 的刚性 ．
（ ）消除轴承间隙。 １ 从 图 ３所示 的轴 承 预压 力与 刚 度特性 曲线 可看
当单支点改成几个轴承组合或 支承面加 宽并考虑 消 除轴承 间 隙的后 主 轴前端 的位移 减小 ，刚度 改善
（ 图 ２所示 ） 如 。此 时
ｌ ＋ ， ＝
矩 为
．５× ０
得 ＝ ． ，从而 可得 ：ｚ ＝１０×３８：３０ｍ ３８ 。 ０ ． ８ ｍ，考
（０ ５ １． 一４ ） ＝５４ ９ ｍ （ 轴 孔 径 平 均 取 ４ ９ ．５ ｃ 主 ０ ｍ ，弹性模量 取 Ｅ＝２×１ Ｎ ｍ ，综合 变 量 叼＝ ｍ） ０ ／
后轴承误差 的精度匹配法等 。
轴端 的挠度 ， 为 由于预期 消除 间隙 后对 刚度 的改 善系数 （ ２ ｂ ） 图 （ ） ，一般轴承支 承时取 １ ，间隙轴承 支承取 ０ ７— ． ，预紧过盈轴承支承取 ０５— ． 。 ． ０９ ． ０ ７ 其
中 ＝ Ｒ ａ
，
２ 某型镗 铣床 主轴 系统 结构 设计
（ ） 设主 轴 为刚 性体 ，轴 承 为弹 性体 ｂ假
（ 主轴 和 轴承 均为 弹 性体 ｃ ）
图 １ 主轴最佳跨距计算简 图
假设轴 承为 刚性支座 ，主轴为 弹性体 ，图 Ｉ ａ （）
所 示 ，则 主轴前端受力 后的挠 度为 ：
假设 主轴 为 刚性体 ，轴承 为 弹性 体 ，图 １ ｂ 所 示 ， （） 主轴前端受力后 的挠度为 ：
通过上述分析 ，在该机床主轴设计时 ，通过对以
ＲＢ ＫＢ＝
，
表示前 后轴承在反力 、
作
用下产生 弹性 变 形 、６ 时前 后轴 承 的径 向刚 性 ， 其 与轴承的弹性 变形 、间隙成 正 比，与 ｚ 的平方 成反
比。
下 几方 面逐步完 善 ，使设计得到改进 ： （ ）主轴 轴承 的选 用。该机 床 主轴选 择 了进 口 １ 高精度成套 角接触滚珠轴 承 ，在前轴承 间加入高精度 的等厚内外隔圈 ，目的就是加 宽轴承 的支承尺寸 ，减