主轴结构参数优化设计

主轴的结构参数主要包括：主轴的平均直径D（初选时先确定前轴颈直径D 1）；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。确定主轴结构参数的一般步骤如下：

①根据机床主电机功率或机床的主要参数，选取主轴前轴颈直径D 1；

②在满足主轴自身刚度的前提下，按照工艺要求确定主轴内孔的直径d；

③根据主轴前端结构和前支承的结构形式，确定端部悬伸量a；

④根据D、a和主轴的支承刚度K A、K B，确定主轴支承跨距L。

应当指出，主轴轴承的配置型式对主要结构参数的确定影响很大，故在设计过程中常需交叉进行，最终以主轴组件刚度等性能来衡量其设计的合理性。

1）主轴直径D 1的选择

选用大的主轴直径，能有效地提高主轴刚度，并为增大孔径创造了条件。但加大直径除受到滚动轴承所允许的工作参数d·n max的限制外（其中，d为轴承内圈孔径，对于前支承d=D 1，n max为轴承允许的最高转速），还会使与主轴相配的零件尺寸变大，导致整个主轴箱结构庞大。因此，为了提高主轴组件性能，宜在结构紧凑的原则下，选用较大的主轴直径。常用的方法有以下2种。

（1）根据机床主电机功率确定。针对不同机床，可查阅主电机功率P（kW）与主轴直径D1（mm）的统计曲线图，如图5-36所示，由此即可确定前轴颈直径D1。图中，区域Ⅰ适用于中等转速、中等以上载荷的机床主轴；区域Ⅱ适用于中等以上转速、中等以下载荷的机床主轴和三支承主轴。

（2）根据机床主参数确定。根据手册可查出不同机床对应的主参数和主轴直径的经验关系表。表5-5为磨床主轴直径D1（mm）和主参数——最大加工直径D max的关系表，据此，即可确定机床的主轴直径。

表5-5 磨床D1和D max的关系

主轴前轴颈直径D 1和后轴颈直径D 2的关系，可由下面的经验公式给出，由此即可确定主轴后轴颈直径D 2：

D 2=（0.7-0.8）D 1(www.xing528.com)

2）主轴内孔直径d

主轴内孔直径在一定范围内，对主轴刚度的影响很小，可以不计，若超过此范围则能使主轴刚度急剧下降。主轴内孔直径与机床类型有关，一般主轴内孔直径受主轴后轴颈直径限制，不能太大。

由材料力学可知，刚度正比于截面惯性矩I，它与直径之间有下列关系：

图5-37 主轴内孔直径对刚度的影响曲线

式中，K 0，I 0——空心主轴的刚度和截面惯性矩；

K，I——实心主轴的刚度和截面惯性矩。

根据此式，可绘出主轴孔径d对刚度的影响曲线。如图5-37所示，当ε＜0.3时，空心与实心截面主轴的刚度很接近；当ε=0.5时，空心主轴的刚度为实心主轴刚度的90%，对刚度影响不大；ε≥0.7，则主轴刚度急剧下降，故一般应使ε＜0.7。据统计，对于卧式车床，ε通常取0.55～0.6；对于六角、自动、半自动车床及卧式镗床镗杆主轴，ε一般取0.6～0.65。

3）主轴前悬伸量a和支承跨距L

主轴前支承点至主轴前端的距离被称为前悬伸量，常用a表示。前、后支承轴承之间的距离被称为支承跨距，用L表示。

主轴前悬伸量对主轴组件的综合刚度影响很大。因此，在进行结构设计时，应尽量缩短悬伸量a。支承跨距L对综合刚度的影响不是单向的。如L较大，则主轴变形较大；如L较小，则轴承的变形对主轴前端的径向位移影响较大，即支承跨距L太大或太小，都会降低主轴的综合刚度。所以，支承跨距有一个最佳值L 0。通常最佳跨距和前悬伸量之比L 0／a可根据主轴的结构和力学参数求出，在前悬伸量由主轴结构确定后，即可算出最佳跨距。

如实际跨距小于L 0，则综合刚度将急剧降低；如大于L 0，则刚度降低是很缓慢的。所以实际跨距如不能等于L 0，则宁大勿小，通常取L=（2-3）a。