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1、数控机床主轴结构的改进和优化设计 数控机床主轴结构的改进和优化设计 严鹤飞 （天水星火机床有限责任公司技术中心 甘肃 天水 741024） 摘 要：摘 要： 掌握机床主轴的关键部件，安装方式，轴承的调制环节以及材料、操作维护等，并且各种原因中又包含着多种影响因素互相交叉，因此必须对每个影响因素作具体分析。而对于优化设计理论的基本思想及其求解方法，将其应用于机床主轴的结构设计，建立了机床主轴结构优化设计的数学模型，并用内点惩罚函数法求解模型，得到了整体最优的结构设计方案，使机床主轴在满足各种约束要求条件下，刚度最好，材料最省。 关键词关键词：机床主轴；轴承；调整；优化设计；数学模型 在数控机床中
2、，主轴是最关键的部件，对机床起着至关重要的作用，主轴结构的设计首先考虑的是其需实现的功能，当然加工及装配的工艺性也是考虑的因素。 1. 数控机床主轴结构改进： 目前机床主轴设计普遍采用的结构如图 1 所示。图中主轴 1 支承在轴承 4、5、8 上，轴承的轴向定位通过主轴上的三个压块紧锁螺母 3、7、9 来实现。主轴系统的精度取决于主轴及相关零件的加工精度、轴承的精度等级和主轴的装配质量。在图 1 中主轴双列圆锥滚子轴承 4 的内锥孔与主轴 1:12外锥配合的好坏将直接影响株洲的工作精度， 一般要求其配合接触面积大于 75%， 为了达到这一要求，除了在购买轴承时注意品牌和等级外，通常在设计时对主
3、轴的要求较高，两端的同轴度为 0.005mm，对其相关零件，如螺母 3、7、9 和隔套 6 的端面对主轴轴线的跳动要求也较高，其跳动值一般要求在0.008mm 以内。对一般压块螺母的加工是很难保证这么高的精度的，因而经常出现主轴精度在装配时超差，最终不得不反复调整圆螺母的松紧，而勉强达到要求，但这样的结果往往是轴承偏紧，精度稳定性差，安装位置不精确，游隙不均匀，造成工作时温升较高，噪音大，震动厉害，影响工件的加工质量和轴承的寿命。但对于重型数控机床用圆锥滚子轴承其承载负荷大，运转平稳，精度调整好时，其对机床的精度保持性较好，可对与轻型及高速机床就不十分有力了。 图 1 通用机床主轴结构图 1
4、主轴；2法兰盘；3圆螺母；4双列圆柱滚子轴承；5球轴承 6 调整垫；7圆螺母；8双列圆柱滚子轴承；9-螺母 711经过多年的积累，我=我们对主轴结构的设计作了多方面的改进，改进后的主轴结构见图 2.其与原设计主要上网不同是主轴取消了双列圆锥滚子轴承 4，全部改为角球轴承接触，改善了主轴的加工工艺和装配工艺。这种主轴取消了两端的圆锥部分，加工就很容易，保证前后两端的同轴度，同时对压块锁紧螺母的加工要求也可以适当降低。 改进后的主轴装配工艺为： (1). 将前端四盘轴承加热后，依次将轴承和隔套装进主轴，拧紧锁紧螺母； (2). 将主轴装进主轴箱内，端盖配好高度后上紧螺母； (3). 直接装后端的两
5、盘轴承，最后上紧前后两端的螺母 这种主轴结构，在装配零件全部合格的前提下，一次装配后主轴的各项精度都能满足要求，不象以前还需要用千分表反复调整。由于提高了主轴的装配精度，因而主轴温升降低，一般可稳定在 20以内，这种改进大大延长了机床主轴的使用寿命。 图 2 改进后的主轴结构图 1 主轴；2法兰盘；3角接触球轴承；4调整垫；5圆螺母 6角接触球轴承；7调整垫；8螺母； 2. 主轴结构优化设计数学模型的建立 机床主轴是机床中重要的部件之一，通常为多支承空心阶梯轴。为了便于使用材料力学公式进行结构分析，常将阶梯轴简化成当量直径表示的等截面轴。下面以两支承机床主轴为例，对其进行优化设计。 2.1 原
6、始条件 图 3 所示为简化的数控机床主轴。其已知参数为：机床最大直径mmD350max =，主电机功率kwP5 . 7=，最低转速min/30minrn=，等公比26. 1=，分为12=z级转速，工作时切削力为NF15000=，材料为 40Cr。图示孔径为 d，外径为 D，跨距了 L 及外伸长度 a。考虑到最小壁厚以及不削弱主轴刚度的要求，推荐60. 050. 0=Dd，现取55. 0=Dd。 712图 3 数控机床主轴 2.2. 设计要求 以原定机床主轴有关参数和设计规范为基础，在满足各种约束的条件下，保证机床加工精度，要求设计一个刚度最好，又省材，具有最紧凑结构的机床主轴。 2.3. 建立
7、目标函数 根据设计要求，以刚度最好和最小体积为追求的目标，既可满足主轴传动要求，又可减轻重量，节约材料，降低成本。即： min)()()(2211+=XfXfXF 式中：)(1xf反映刚度的函数； )(2xf主轴的体积；; 21,加权因子，反映各分目标函数的重要程度，由统一权法可得。 I截面 C 的惯性距 本例中取8 . 01=，2 . 02=。则目标函数为： 2.4.确定设计变量 由式可知，影响目标函数的独立参数共有 D、d、l、a,但由于机床主轴内孔大小通常根据机床型号或 d/D 值确定，不能作为设计变量，因此主轴结构设计变量为： TTDlaxxxX)(),(321= 2.5.优化设计的约
8、束条件 2)1)(2 . 0 )(3)(648 . 0)(22442adD dDEalaaXF+= )(64144dDI=)1)(41)(22 2adDxf+=EIalaaxf3)()(21+=7132.5.1. 刚度约束 机床主轴的刚度是一个重要的性能指标， 其外伸端的挠度 y 不得超过规定值 y0据此可建立刚度约束：0)(01=yyxg，由材料力学可知，给定外力时，y 值计算公式为： （I 值同上） 则 2.5.2 强度约束 许用切削应力强度限制，令 ，T是一个与材料有关的系数，如 40Cr，T=45MPa 则 0/)(3 12=TDCxg 2.5.3 .转角的限制 轴的允许偏转角应小于允
9、许值 ， 则 0)(3=xg 2.5.4. 扭转变形的限制 轴的扭转变形条件为 ， 则 式中： T 轴所受的扭矩，nPT61055. 9=； G 轴的材料的剪切弹性模量，MPaG4101 . 8 =; PI 轴截面的惯性距，32)(44dDIP= 则 0)(4=xg 2.5.5 切削力的限制 机床要有足够的切削力来切削金属层。切削力DnVVPFZ=,，取 8 . 0= 则 08 . 0)(5=VPFxg 3. 优化方法及结果分析 3.1 优化方法 综合上述分析可得优化数学模型为求：0)(. .);(min;),(321=xgtsxFxxxXiT。考察该模型，这是一个 3 变量 5 个约束的多目
10、标混合最优化问题，属于小型优化设计。根据该模型的特点，选优化EIaFay3)1 (2+=0)(3)1 (64)(04421+=ydDEaFaxgEIFal 3=pGIT41073. 5=361)/(12 . 0/1055. 9DdnPCj =714方法外点惩罚函数法，最终得到优化参数357.11)(,03.289,46.128,675.63*=xFxT. 3.2 结果分析 圆整后得 Tx290,130,65*= 896.11)(*=xF 刚度提高 体积减少 由此可见，经过优化设计后，使机床主轴比普通设计刚度提高了 10.9%，体积减少了 15.56%。优化结果充分显示了机械优化设计的效益和应用
11、价值。 4. 结论 经过改进设计的这种主轴结构，具有较好的动刚性和精度，加工时不会因超负荷的运转而影响轴承的配合，因而精度稳定性较好。这种结构在理论和实践上都证明是可行的，在我们数控机床的主轴设计中得到了很好的推广。 机械优化设计是传统机械设计的深化。通过实例设计，用优化设计方法所得到的机床主轴结构参数比常规设计更符合实际，从而使机床主轴结构更为合理。尽管优化设计理论及其在机械领域的应用还有待进一步深入和探讨，但它较常规设计的优势必将使优化设计理论得到更为广泛的应用。 参考文献 参考文献 1.本公司卧式车床产品图纸 2.濮良贵，纪名刚.机械设计学习指导（第四版） 。北京：高等教育出版社.200
12、1.159-163. 3.孙靖民. 机械优化设计. 北京：机械工业出版社，1993.147-149. 4.田福祥. 机械优化设计理论与应用. 北京：冶金工业出版社.1998.52-56 作者简介：作者简介：严鹤飞，1978 年 12 月 24 日生, 2005 年 7 月毕业于甘肃广播电视大学，助理工程师，在天水星火机床有限责任公司技术中心从事数控(重型)卧式机床设计工作。 工作单位 ：天水星火机床有限责任公司技术中心 通讯地址： 甘肃省天水市麦积区社棠东路 41 号 邮编： 741024 E-mail： %56.15%100577.44640.38577.44=%9 .10%100853. 5216. 5853. 5=%43.22%100328.15896. 1328.15%100)()()(0*0 = XFXFXF715
