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…     

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。     

三支承主轴部件静刚度的分析与讨论

在机床设计中,有时由于结构上的限制的需要,主轴部件采用三支承结构。从力学观点来看主轴部件静刚度,三支承主轴部件有什么特点?有关参数如何选择才能使主轴部件静刚度为最大?这是本文所要研究的主要问题。文中所述的一些看法有待深入研究和值得进一步商榷。 本文是文献[1]的继续,文献[2]后部分的改写与补充,并对其中某些公式由校对上疏忽而造成的错误,作了更正。 一、一般原理与计算公式 本文采用《结构力学》中“影响系数”的概念,来研究主轴部件的静刚度问题。所谓“影响系数”系指在弹性杆系K处作用一单位载荷时在i处引起的位移值。此…     

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…     

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。     

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。     

两滑动支承主轴轴端柔度的计算

目前,对以滑动轴承为支承的主轴部件静刚度的设计计算,都将滑动轴承简化为受单一支反力的支承。这和滑动轴承反力的实际情况不相符,尽管有时用支承反力矩来补偿,但仍有较大的误差。本文将滑动轴承看     

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…     

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。     

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。     

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。     

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…     

基于有限元流固耦合方法的高速空气主轴特性分析

采用有限元流固耦合法对高速大功率空气静压电主轴特性进行有限元分析研究,得到电主轴特性的理论数据.对全支承型式的空气静压主轴刚度与传统的两支承型式的主轴刚度进行对比分析,为后续对轴承的支承结构和主轴的动静态特性进行优化提供必要的理论依据.     

双支承阶梯主轴优化设计

本文介绍应用有限元法计算双支承阶梯主轴的静刚度及最佳支承距。文中选用两节点C{sup}1连续的插值函数,将轴的变形看成是支承处为零位移时产生的弯曲变形和支承处为指定位移时轴母线的整体变形的叠加,并给出了阶梯主轴在各种载荷下计算最佳支承距的一般电算解法。     

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…     

提高滚齿机支承系统静刚度的方法

欲提高机床的静刚度,应把注意力放在主要的支承件上,如床身、玉柱、工作台小立柱系统。只有正确的分析了这些部件的受力情况,才有可能提高这些部件刚度。图1为滚齿机用逆铣法(常用)滚切斜齿轮时三向力的示意图。 在Py、Pz的联合作用下床身将承受较大的弯矩作用,产生弯曲变形。 在Py、Pz的联合作用下,工作台一小立柱系统也产生弯曲变形。 在Px、Py的联合作用下大立柱、工作台一小立柱将产生扭转和弯曲变形。 因此,提高刚度的方向如下。 一、正确选择各支承件的断面形状 图2较图3合理。因为纵隔板A、B对提高抗弯刚度是有利的,而图3的环形…     

主轴部件轴向支承的角刚度及其对径向刚度的影响

许多现代机床的主轴部件都有径向和轴向支承(图1),轴向支承是由两个予紧的推力球轴承组成。这类部件的径向弹性变形(或刚性)的最常用的计算方法,是按点弹性支承梁的简图进行。正如分析指出那样,计算和试验数据有明显的出入,是因为计算时没有考虑轴向支承对主轴前端弯曲变形的实际影响。 事实上,当主轴在外力P(图2a)的作用下,每个推力球轴承的一个环相对于另一个环要发生弹性转角φ,由此产生支承的反(挤紧的)力知Ma。其方向与外载力矩相反。研究指出,M3和角φ之间可用线性关系M3=Coφ表示。式中:Co──轴向支承的角刚度。 对于由两个相同…     

工艺系统刚度主轴方位对切削稳定性的影响

机床工件一刀具工艺系统存在显著的薄弱环节,如细长镗杆或支承部件悬伸过长,造成切削时产生颤振。由镗床结构可知镗杆主轴有两个对称键槽,其截面有两个惯性矩的主轴线,如图1所示。镗杆在X1方向的弯曲刚度比在X2方向的低,因此,镗床的振动可简化成镗杆在X1和X2方向上两个自由度的影响。对于这样的工艺系统,保持其它条件不变,只改变镗刀相对于镗杆主轴键槽孔的角位置,即工艺系统刚度主轴X1(或X2)的方位,将提高切削过程的稳定性[1]、[2]。 一、试验装置与测试方法 试验在CA6140普通车床上进行。车刀装在细长型削扁刀杆上,如图2所示。图中,Y…