高速机床主轴预紧力方法的研究.docx

高速机床主轴预紧力方法的研究摘要：高速机床已经是机床发展的必然趋势因此轴承理论在高速机床方面的应用研究必须逐渐完善。本文通过对当前高速机床主轴支承方式的研究总结出当前高速机床主轴最常用的主轴轴承支承结构。依据滚动轴承理论和机床主轴性能要求分析主轴轴承预紧力确定方法。关键词：高速机床；主轴轴承；预紧力1主轴轴承组合结构的确定轴承技术向高速高精度发展已经是一种必然的趋势与低速运行的轴承相比轴承高速转动时滚动体的离心力和陀螺力矩大从而会导致发热量增加温度升高因此高速轴承特别要关注转速对温升的影响。通过陶瓷与轴承钢的对比陶瓷密度值约小1/2以上可减小作用于滚动体的离心力且陶瓷膨胀系数小高速时用陶瓷球轴承与轴承钢球相比可以得到较低的温升。目前在高速机床主轴多采用高速精密角接触球轴承组合支承。1.1主轴轴承组合特点的分析由于高速机床主轴通常不是用单个的轴承支承而是根据不同的要求用多个同一类型或不同类型的轴承组合支承轴承组合性能特点的方法如下。1.1.1动静态特性分析机床主轴的静态特性对主轴及其零部件的强度刚度进行校核避免故障；动态性能分析主要是避免振动对主轴的工作性能的影响。1.1.2转速范围判断分析机床主轴适用的转速范围受其所用的轴承和其支承结构的影响。一般普通机床转速一般都在5000r/min以下而现在的高速机床及加工中心一般都用高速精密角接触球轴承电主轴结构转速可达几万甚至十几万。要判断某一种轴承组合方式具体适用的转速范围可以参考所选轴承类型给出的极限转速值不同情况再乘以相应的系数。1）在不同配置中由于每个轴承的误差不一致使整个轴承组合的转速有所下降轴承组配数越多主轴的速度越低速度系数越小用查表得到的极限转速乘以这个系数值。2）载荷大小。当轴承在P>0.1C载荷条件下运行时滚动体与滚道接触面的接触应力增大温升增高将影响润滑剂的性能因此需要将样本所给的极限转速乘以载荷系数。3）载荷种类和方向。如果向心轴承同时承受径向载荷和轴向载荷的联合作用时由于承受载荷的滚动体数量增加摩擦发热大这时需要将样本查出的极限转速乘以载荷分布系数。4）润滑剂和润滑方式。样本所列极限转速适用于一般润滑状态即油浴润滑或滴油润滑如果用循环油润滑、油雾润滑、喷射润滑、油气润滑等则可提高轴承的极限转速1.5-2倍。1.1.3结构特点分析对某一种机床主轴结构的分析要明确它所能承受的载荷、预紧方式及热补偿方法等。一般两支承结构都是固定一端向另一端热伸长而预紧方式以定位预紧居多多采用螺母、垫片和端盖进行定位预紧。1.2确定分析对象随着高速机床的发展电主轴的应用越来越多。现代高速主轴多采用两支承轴承组合结构。角接触球轴承是采用最多的高速轴承通过总结得到目前采用最多的主轴支承结构如图1-1所示。角接触球轴承必须成对使用并且为了满足刚度载荷等要求通常每端用两个角接触轴承串联。当承受的载荷在两组轴承之间时采用面对面安装反之则采用背对背安装。高速轴承由于离心力较大通常选用直径和接触角较小的轴承以7008C轴承为例分析计算接触角15°采用定压预紧高速轴承承受的轴向载荷通常较小在计算中静态时控制在700N以内考虑转速时控制在300N以内。在高速主轴中普遍采用的轴承精度等级为P2级隔套的加工尺寸的精度等级通常为IT2级。2主轴轴承预紧力确定高速机床因为加工精度高所以要求主轴有较高的刚度。增大预紧力可以提高主轴的刚度但同时会使得主轴轴承的发热量增大温升过高因此又需要控制预紧力的大小从刚度和温升两个方面给出主轴轴承预紧力的设计方法。2.1拟静力学分析和刚度计算静力学模型因为没有考虑转速的影响所以对高速轴承的计算误差较大只能作为拟静力学分析的基础；拟静力学分析是当前最为常用的方法。由拟静力学分析得到静态时轴承的轴向刚度Ka：其中Fa为预紧力δa为内圈轴向位移a为变化后的内外接触角Z为滚动体数量Ki、K0为接触系数。2.2拟动力学分析拟动力学分析是精确计算摩擦力矩的基础拟动力学方法与拟静力学方法在本质上是一样的结合滚动接触理论的拟静力学分析在某种意义上说就是拟动力学分析它摆脱了滚道控制理论的限制。轴向载荷越大产生的打滑现象越少轴向载荷越小越容易打滑。通过拟静力学分析可以已知椭圆接触面的长轴、短轴、弹性趋近量、压力及压强在此基础上可以计算油膜厚度、滑动速度、切向摩擦力、摩擦力矩及滚滑状态。假设球轴承外圈固定内圈自由转动整体和第j个滚动体的受力情况如图2-2所示。第j个滚动体将在切接触砸切向