主轴参数优化计算公式及其在PC-1500计算机上的应用

机床主轴支承距的合理选择,是获得最大静刚度的重要条件之一。文献[4]、[5]介绍用实验方法证明,动态测示的最佳值与静态研究的数值十分接近。因此首先认真研究主轴部件的静刚度,就显得格外必要了。两支承主轴部件的受力情况大致归为四类:(1)悬伸部分承受传动力Q,见图1;(2)两支承间承受Q,见图2;(3)外伸尾部承受Q,见图3;(4)不承受Q(即卸荷主轴),见图4。本文将介绍上述四种情况的支承距最佳值的计算公式,和前三种情况的传动齿轮最佳位置的计算公     

机床主轴支承距最佳值的简便计算法

机床主轴支承距的合理选择,是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。 为要获得主轴部件最大静刚度,要从力学的受力和变形的角度出发,确定主轴受力后的轴端位移。使主轴轴端位移在受力时达到最小值的主轴主承距就是最佳值。目前,求此最佳位大致有两种方法:一是根据经验值推荐取l=(1～5)a1(式中,l-两支承间的距离; a-主轴悬伸量,参见文献[4]); 二是根据受力时轴端位移与支承距的关系式y=f(l)(各受力情况下具体关系式见文献[1])来确定支承距最佳值l0。第一种方法是近似的,第二种方法目前的主要问题是,如何快速而准确地确定一个一元三次方程的…     

机床两支承主轴部件静刚度的分析与计算

机床主轴部件的重要性,在于它是执行件,它直接带动工件或刀具(砂轮)参加工件表面的形成运动,其工作性能的好坏直接影响加工质量与机床生产率。 机床主轴部件的工作性能主要表现在四个方面;旋转精度、静刚度、抗振性与热稳定性。静刚度不仅是主轴部件承受负荷能力的重要标志,而且同抗振性也密切相关。所以,正确地评定主轴部件的静刚度,从而合理地决定其结构与有关参数,是不容忽视的。 本文将研究如何全面地正确评定主轴部件的静刚度(指径向的,下同),研究在按静刚度对两支承主轴部件进行设计时,如何选择有关结构与参数,使它在工作时的轴端位移…     

应用优化方法解决主轴设计问题的一种探讨

本刊1983年第5期的“卸荷主轴的刚度计算”一文,介绍了采用计算法解决机床主轴的设计问题,能比图解法更准确地算出主轴最佳跨距和最大径向刚度,可适用于各参数间在复杂搭配的情况下寻求优化设计时的需要。本文介绍的卸荷主轴刚度的计算,在数学处理方法上,有较优越之处,故提出来供大家一起探讨。 一、只承受P力的主轴部件 只承受P力的主轴部件,主轴端的总挠度[8]为: 主轴端的柔度为: 由只承受P力的主轴部件的计算简图[8]可知:作出柔度 Yp/P与支乐跨距同主轴悬伸长之比 L/a的关系曲线,便可明显看出,存在最佳值L/a,使得柔度yp/P最小,也就是…     

制造装备主轴优化设计及其软件研制

给出制造装备主轴优化设计及其软件的设计思想。该软件供车床、铣床等制造装备主轴部件的一组结构参数作优化设计，软件的功能广，可为两支承或三支承的主轴部件设计，又可把主轴支承变形量计入或不计入主轴刚度计算中，主轴的工作状况、支承类型及结构条件都可由制造装备性能的需要作实时选择。用软件包设计，使主轴部件具有最佳刚度，它与人工设计方法相比，不仅设计质量高，而且可提高设计效率达百倍以上，经实例验证并取得了很好的效果。     

机车柴油机汽缸套加工工艺

针对组合四轴镗床加工柴油机汽缸套时主轴刚度不足的问题,提出了采用了三支承型式刚性主轴以提高主轴刚度的设计方案。根据挠度计算公式讨论了刚度与被加工孔精度之间的关系,确定了三支承型式刚性主轴中间支点的最佳位置,并选定了"浮动"支承点。该设计方案在现场实际应用后获得了显著效果。     

应用有限元法推导三支承机床主轴的静变形和支反力的计算公式

为了提高机床主轴部件的刚度和抗振性,主轴常采用如图所示的三支承形式,前后支承是主要的,中间支承起辅助作用,有一些游隙。但在目前设计简化计算过程中,仍常将三个支承简化为刚性的。先将主轴采用当量直径法简化为等截面的形式,利用三弯矩方程,或梁的变形条件(即中间支承处的烧度为零,或为某一给定值)列出方程式求出中间支承的支反力,再去掉中间支承,代之以该处的支反力,然后用两支承轴的变形计算公式计算其变形值。这种方法计算繁琐,工作量大。我们用有限元法推出了如下一套简单的计算方法。 一、计算公式的推导 首先,利用当量直径法将主…     

数控机床主轴最佳跨距求解与有限元分析

主轴部件是机床最重要部件之一,主轴跨距是影响机床动、静刚度的重要因素。对拟开发的某型数控车床主轴进行研究,通过对二支承非卸荷式皮带轮传动主轴进行静力分析的基础上,建立了数学模型,利用卡丹公式对主轴最佳跨距和静刚度进行求解;通过ANSYS Workbench软件对主轴部件进行了有限元分析,证明主轴最佳跨距的可行性。     

机床主轴Ja/J的统计分析

在文献[1][2][3]等用解析法分析机床主轴部件时,常把主轴简化为两段(一段是前端悬伸部分,截面惯性矩设为Ja;另一段是两支承间部分,截面惯性短设为J)的阶梯轴。然后建立数学解析式,再依解析式进行分析,分析过程中常涉及Ja/J这一比值问题。过去常按文献[4]的推荐,取Ja/J=1.20但我们对 16台典型机床进行统计分析后,认为应取Ja/J=2.25。统计分析如下: 主轴前端悬伸部分用莫尔积分法计算其当量惯性矩[5](图1):式中di为与Di相应部分的主轴内孔直径。两支承间部分采用分段平均直径法计算其当量惯性矩J=π统计计算结果列表如下。并以Jai、Ji为…     

三支承车床主轴的刚度及参数优化

对三支承车床主轴从辅助支承发生作用的条件出发,假设3个支承在载荷作用下的变形呈线性关系,由此对辅助支承约束力求解,从而将超静定问题转化为静定问题,得到了主轴端部柔度(刚度的倒数)计算公式,然后根据主轴部件设计的需要,采用遗传算法对主支承跨距、辅助支承跨距和传动力作用位置等参数进行综合优化,对三支承结构的机床主轴设计有一定的参考意义。     

机床主轴部件的实用计算与分析

本文讨论了有关参数对主轴部件静刚度的影响，设计了计算线图。它可用来迅速确定主轴部件的实际刚度、可能达到的最佳刚度和最佳支承距。本文建议：主轴部件支承距的合理范围为最佳支承距的１．４～１．６倍，以兼顾静刚度和主轴结构布局的要求。     

关于机床主轴部件静刚度的再研究

本文以三支承非卸荷阶梯型机床主轴为例，根据最小柔度法，考虑前支承反力矩和辅助轴承间隙后，进一步讨论了机床主轴部件最大静刚度的简易确定方法。     

高速、精密机床主轴部件动态多目标优化建模初探

本文提出了适合高速、精密机床主轴部件的三目标优化数学模型,该模型的优化目标为:主轴部件总重量、静刚度和固有频率,可全面反映主轴部件的静、动态性能指标和经济指标。     

滚动轴承间隙热变化对主轴部件刚度的影响

金属切削机床产生的温升,对机床精度有不良影响。大多数的机床研究课题,都是通过限制热量的办法以减少热变形[1],研究机床与周围环境的自然热交换强度,以及研究人工排热的方法[2]。其目的也都是创造具有热稳定性高的条件[3][4]。 但一般却很少注意热现象对于机床──夹具──工具──工件系统特别是主轴部件的刚度影响,主轴刚度不但要高而且应该稳定。实际上,主轴部件刚度的显著变化是受热量影响的[5],发热对保持工件尺寸和形状的必要精度来说是一障碍。 一、决定主轴部件中轴承状态的影响因素 主轴部件的滚动轴承是一个热源,它与主轴其它元…     

三支承机床主轴组件静刚度的简化计算与分析

针对三支承机床主轴刚度的实用计算问题,通过计算机的数值分析,推导出三支承主轴在任意负荷下的最佳跨距方程及其实用近似解法。并编制了求解最佳跨距的计算机程序。     

高速,精密机床主轴部件动态多目标优化建模初探

本文提出了适合高速，精密机床主轴部件的三目标优化数学模型，该模型的优化目标：主轴部件总重量，静刚度和固有频率，可全面反映主轴部件的静，动态性能指标和经济指标。     

两支承非卸荷主轴部件轴向刚度的计算及最佳参数选择

本文以端面磨床为例讨论了两支承非卸荷主轴部件轴向刚度的计算及最佳参数的选择方法,特点是考虑了传动力的作用和前支承反力矩的影响,给出了相应的公式。     

数控车床主轴静刚度的计算对比

关于机床主轴静刚度的计算已有许多研究,但要把轴承径向刚度与角刚度包括在内,较全面地计算主轴部件的刚度并作为定量对比的依据,尚必须考虑许多因素。作者参加《机械工业2000年产品振兴目标》子课题《数控车床产品水平评价分析》工作中,曾对比过一些数控车床主轴部件静刚度及其计算方法,现简介于下。 一、定量对比目标 经研究,选用图1所示FAG标准主轴部件的刚度作为对比目标,其理由是:(l)当今数控车床的主轴部件基本上采用这两种结构。FAG公司样本又提供了比较系统的刚度数值;(2)这种标准部件不受传动齿轮或其它结构的限止,可以采用最佳…     

不等封油边腔内孔式回油静压轴承

腔内孔式回油静压轴承[1]和不等封油边静压轴承[2],都是采用固定节流形式,利用主轴受载后的挠度来提高轴承油膜刚度的静压轴承。这两种轴承,当主轴直径为一定,在两支承跨距及外伸长度大的情况下使用,可获得很高的刚度,甚至到无穷大。然而在一般中小型机床中,支承跨距和外伸长度     

机床主轴结构优化设计

本文采用力学中的影响系数法计算主轴部件的静刚度。程序软件采用“复合形法”,用中西文结合的BASIC语言编写,在微机APPLE—Ⅱ和IBM—PC上运行。该程序人机对话功能较强,各参数输入均采用中文提示,操作简单易懂,为机床设计人员提供了方便。