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…     

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…     

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。     

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。     

MMY7132平面磨床主轴系统动静柔度的模糊优化

本文介绍了利用模糊数学对ＭＭＹ７１３２平面磨床主轴部件的轴端（砂轮处）动静柔度进行双目标优化的方法,并对主轴结构参数中,特征向量灵敏度最大的前支承径向刚度进行模糊优化。     

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。     

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。     

机床主轴前支承轴承间距对机床主轴动态性能的影响

通过实验得到主轴前支承轴承间距与支承刚度的关系式。按集中参数法建立了主轴部件的力学模型，并对主轴部件的动态响应进行了计算，讨论了支承轴承间距对几种不同类型机床主轴动态性能的影响。     

工件主轴系统动态优化设计

以某滚齿机的工件主轴系统为研究对象,利用三维建模和有限元分析等相关软件,通过对前端轴承刚度、假轴轴向位置和工件主轴内径三个单因素参数的仿真,总结出工件主轴系统的端部静刚度、系统动刚度及系统一阶固有频率的变化规律。仿真结果表明存在单因素最佳值,并且假轴轴向位置对系统动刚度影响比较大,可以认为是较敏感因素,其余两个因素的影响较小,在以后的设计中可以不必过多考虑。     

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…     

CK6136车床主轴刚度研究

本论文利用有限元分析软件,建立了主轴部件三维实体单元有限元分析模型,建模中,正确分析了主轴的载荷、轴承的支承刚度以及主轴的约束条件,合理确定了单元类型及形态。对某厂CK6136型数控车床主轴部件进行了静、动态分析,为改进机床设计提供了可靠的量化依据。     

机床主轴传动齿轮最佳位置的确定(一)

主轴传动齿轮的位置是决定主轴部件静刚度的一个重要因素,其对于主轴部件的性能有较大的影响。本文讨论双支承主轴的前端变形与传动齿轮位置间的解析关系,并得出各种情况下确定传动齿轮最佳位置的解析计算公式,可作为合理选择传动齿轮位置的依据。本文公式中主要符号含义如下:E     

轴承配对形式对高速内圆磨削主轴性能的影响

通过对包含滚动轴承特性在内的主轴系统横向微分运动进行分析,确定出支承轴承配对形式对高速内圆磨削主轴临界转速和轴端刚度产生的影响关系,并给出了在电主轴实际应用中支承轴承配对形式的选择原则.     

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     

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…     

机床主轴的刚度计算

本文推荐利用能量法(莫尔积分)及叠加原理导出的公式计算机床主轴前支承处转角及悬伸端挠度的计算方法。本方法简单明了,便于实际应用。 一、主轴悬伸端载荷P所产生的主轴前支承处转角θp及轴端挠度yp。 如图1所示,按直径的变化,在两支承间将轴分为几段,即i=1,2,…,n。将轴的悬     

气浮主轴轴向闭式支承系统静特性数值分析

求解气体润滑问题的最大难点在于如何获得雷诺方程的精确解。为了提高气浮主轴轴向支承系统的设计精度,在建立小孔节流气体静压止推轴承润滑数学模型的基础上,运用有限元方法对雷诺方程进行离散化。基于MATLAB7.0工具平台,采用超松弛迭代法,开发求解气体静压止推轴承压力方程与静特性的数值仿真软件。以某气浮主轴轴向闭式支承系统静特性参数设计为例,通过数值仿真,获得单侧止推轴承润滑气膜的压力分布,及不同节流孔直径与不同供气压力下的静特性性能;以刚度最大为优化目标,确定该气浮主轴止推轴承的结构参数与操作参数,并由此获得闭式支承系统的静特性。     

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