機(jī)械式高速主軸單元的改進(jìn)設(shè)計(jì)

關(guān)曉勇 劉春時(shí) 李 焱 徐吉存 柳耀陽 謝志坤

(沈陽機(jī)床(集團(tuán))設(shè)計(jì)研究院，遼寧 沈陽110142)

主軸單元是機(jī)床主軸部件以獨(dú)立的功能模塊存在的形式，是機(jī)床模塊化設(shè)計(jì)的必然要求［1］。主軸單元的功能主要有兩個(gè):一是提供刀具或工件的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng);二是提供去除材料的切削動(dòng)力［2］。主軸單元的性能將會(huì)對(duì)機(jī)床的整機(jī)性能產(chǎn)生重要影響。得益于主軸電動(dòng)機(jī)技術(shù)的發(fā)展［9］，機(jī)械式主軸單元的轉(zhuǎn)速亦可達(dá)20 000 r/min;與相近性能的電主軸相比，其成本降低一半以上。

主軸單元的誤差包含幾何誤差、熱誤差、切削力引起的誤差;主軸單元在轉(zhuǎn)速相同的前提下，剛度的提高將有利于獲得更高的切削精度和切削效率［2，4，6］。對(duì)于高速主軸來說，角接觸球軸承、深溝球軸承具有更大的適用性［8］。高速主軸單元的密封技術(shù)也是一個(gè)難題，當(dāng)前的解決方案依然是非接觸式密封［7］。

有效的非接觸式密封設(shè)計(jì)不僅使主軸單元工作更加可靠，還可降低主軸單元因摩擦造成的功率損失。由于在高速范圍內(nèi)電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)是以恒功率方式工作，當(dāng)摩擦、旋轉(zhuǎn)質(zhì)量等影響增加時(shí)，將造成主軸單元的無功功率急劇增加。為此，一些新材料也逐步被引入高速主軸單元的研發(fā)［5］。

鑒于適用性，本文所開發(fā)的主軸單元是采用結(jié)構(gòu)優(yōu)化的形式來降低旋轉(zhuǎn)部件的重量，進(jìn)而提高其工作效率;同時(shí)，對(duì)3組高速角接觸球軸承的支撐結(jié)構(gòu)進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計(jì)，通過不同的布置形式，使剛度得到提高和使用壽命得到延長;通過對(duì)氣密封結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)，使主軸單元的可靠性得到大幅提高。

1 主軸軸承支撐結(jié)構(gòu)的改進(jìn)

1.1 問題的提出

對(duì)于采用BT40、CAT40等刀柄尺寸規(guī)格較小的主軸單元，因其主軸軸承內(nèi)徑一般為60～80 mm，為兼顧其高速性與剛度，初始的設(shè)計(jì)采用3組高速角接觸球軸承支撐，類比設(shè)計(jì)的結(jié)果如圖1所示。其中，前兩組軸承之間的隔套長度L較大，目的是縮短主軸端部懸伸，達(dá)到提高支撐剛度的目的［10］;后端的一組軸承在外套筒內(nèi)軸向自由，以減小主軸熱伸長的影響。但是，在試制檢測時(shí)發(fā)現(xiàn)，此設(shè)計(jì)的剛度較預(yù)想的要小，為此，有必要對(duì)該設(shè)計(jì)做出分析和改進(jìn)。

1．2軸承布置的分析及改進(jìn)

通過有限元模型［6］的分析，當(dāng)在主軸鼻端施加F=1 000 N的徑向切削力時(shí)(此時(shí)不必考慮刀具及刀具接口剛度的影響)，可得到初始設(shè)計(jì)3組軸承的受力情況及主軸單元在施力點(diǎn)的剛度與隔套長度L的關(guān)系，如圖2及3所示。從中可以發(fā)現(xiàn)，主軸單元的剛度隨著隔套長度的減小而增加;同時(shí)，可以發(fā)現(xiàn)當(dāng)隔套長度減小時(shí)，第一組軸承與第二組軸承的受力大小趨向于一致，這對(duì)延長主軸單元壽命是有利的。這說明為提高主軸單元的性能應(yīng)該使隔套長度L取較小值，而不是較大值。這主要是由于高速主軸軸承剛度相對(duì)于軸的剛度過小的緣故。如NSK的70BER19S角接觸球軸承，許用轉(zhuǎn)速可達(dá)20 000 r/min，但依預(yù)緊程度不同，單個(gè)軸承徑向剛度一般不超過200 N/μm，即軸承的彈性變形是引起主軸單元?jiǎng)偠茸兓闹饕蛩?，而軸的變形在高速主軸單元?jiǎng)偠确治鲋锌梢院雎?，即可簡化為剛性軸。

基于以上分析，將轉(zhuǎn)速為10 000 r/min以上的主軸單元的隔套長度由原來的95 mm改為10 mm，其徑向剛度提高了30%。對(duì)于轉(zhuǎn)速在10 000 r/min以下并且主要承受單向軸向力的主軸單元，為了更加有效地提高主軸單元的剛度和充分利用軸承的使用壽命，將前端軸承的布置改為如圖4所示的結(jié)構(gòu)，即第一組軸承增加為3個(gè)，而中間支撐改為單個(gè)角接觸球軸承。由于中間的單個(gè)軸承承受了3倍于第一組中單個(gè)軸承的預(yù)緊力，為使其壽命與第一組軸承匹配，在其外環(huán)與外套筒之間留有間隙δ，使其在切削時(shí)不承擔(dān)切削力。經(jīng)此改進(jìn)設(shè)計(jì)后，主軸單元的軸向剛度和徑向剛度均提高了30%以上，軸承的受力更趨合理，壽命也得到了相應(yīng)程度的延長。

2 氣密封結(jié)構(gòu)的改進(jìn)

根據(jù)INA公司的實(shí)驗(yàn)［7］，當(dāng)線速度達(dá)到10 m/s時(shí)，接觸密封單位面積所產(chǎn)生的摩擦能量損失率將達(dá)到300～500 W/cm2，目前還沒有合適的密封材料能克服這樣的發(fā)熱及高速下的磨損;因此，對(duì)于高速主軸的密封解決方案依然是非接觸式密封?？煽康臍饷芊饨Y(jié)構(gòu)將保護(hù)主軸單元前端軸承免于粉塵、切削液等的污染，提高主軸單元工作的可靠性。

2.1 氣密封結(jié)構(gòu)改進(jìn)的必要性

氣密封結(jié)構(gòu)是通過密封氣體的壓力、密封件與主軸的間隙共同實(shí)現(xiàn)密封效果的，如圖5所示;其效果的好壞將取決于氣體壓力的高低及密封間隙δ的大小。隨著密封氣體壓力的升高，密封效果也越好，但是，過大的壓力會(huì)影響軸承潤滑脂的分布進(jìn)而影響軸承的壽命。較小的密封間隙亦將取得更好的密封效果，但是，會(huì)對(duì)加工、裝配提出更為苛刻的要求，導(dǎo)致成本上升、生產(chǎn)效率降低。控制工藝難度的前提下使密封效果得到改善，是改進(jìn)設(shè)計(jì)的目標(biāo)。

由于密封氣體只有一個(gè)氣源，因而，在圓周方向遠(yuǎn)離氣源的位置，會(huì)因密封間隙的泄漏影響而導(dǎo)致密封壓力的逐步降低，如圖6所示。從中可以看出，在原點(diǎn)位置，即氣源入口處，產(chǎn)生的密封壓力最大;而在距離氣源最遠(yuǎn)的位置X1，即氣源入口的相對(duì)側(cè)，氣體壓力損失最大，壓力降低可達(dá)20% ～30%，因而密封效果最差。

2.2 氣密封結(jié)構(gòu)的改進(jìn)方法

為了控制工藝難度，即控制密封間隙δ及氣源壓力的大小而改善密封效果，就必須使圓周上的密封壓力盡可能的均勻。為此，對(duì)密封結(jié)構(gòu)做出如圖7的改進(jìn)。將密封件2熱裝入密封件1中，使其配合產(chǎn)生單側(cè)10～15 μm的過盈，這樣，在密封件1和2之間 、密封件2和主軸之間將形成2個(gè)供氣槽，內(nèi)、外2個(gè)供氣槽之間通過6個(gè)節(jié)流孔相通。通過節(jié)流孔、供氣槽的“均化”效果，將在周向的密封間隙產(chǎn)生均勻的密封壓力。在氣源壓力平穩(wěn)的前提下，改進(jìn)后的間隙密封周向壓力變化在5%以內(nèi)，因而密封可靠性得到很大程度的提高。經(jīng)實(shí)際應(yīng)用驗(yàn)證，氣源壓力P=0.05～0.1 MPa、單邊間隙δ=0.2 mm即可完全滿足使用要求。這樣的間隙是不需要進(jìn)行裝配調(diào)整的，通過加工尺寸控制就可以達(dá)到，因而大大提高了裝配效率。

3 主軸單元旋轉(zhuǎn)部件的減重設(shè)計(jì)

對(duì)于高速主軸單元，其旋轉(zhuǎn)部件的重量將直接影響其無功功率的大小。主軸單元的旋轉(zhuǎn)重量主要包括軸的重量、拉刀系統(tǒng)的重量、刀具的重量和聯(lián)軸器的重量。其中刀具的重量是用戶生產(chǎn)的需求，屬于設(shè)計(jì)中不可以改變的量;拉刀系統(tǒng)的設(shè)計(jì)受拉刀力大小、換刀行程、換刀次數(shù)及碟形彈簧性能等因素的制約，這些限制條件與使用工況也直接相關(guān)，也難有減輕重量的可能。所以，要通過減重的方法提高主軸單元的工作效率，從減輕主軸、聯(lián)軸器的重量方面更易入手。

3.1 軸的減重設(shè)計(jì)——液壓缸工作方式的改變

主軸軸承的支撐跨距將影響主軸的剛度、回轉(zhuǎn)精度等指標(biāo)，是通過分析、計(jì)算得出的結(jié)果;而主軸尾端的作用，只是穿過液壓缸，使主軸通過聯(lián)軸器與電動(dòng)機(jī)相聯(lián)結(jié)。因此，若能使液壓缸的尺寸規(guī)格變小，就會(huì)相應(yīng)地縮短主軸的長度，即減輕其重量。

由圖8中可以看出，原有設(shè)計(jì)的液壓缸在卸刀時(shí)，液壓缸上油腔供壓力油，活塞11受壓力向下移動(dòng)，進(jìn)而推動(dòng)打刀環(huán)10，通過銷軸9帶動(dòng)拉刀桿向下移動(dòng)，實(shí)現(xiàn)卸刀動(dòng)作。這種工作方式中，液壓缸的油腔一直處于打刀環(huán)的上方，因而，液壓缸的整體高度較大，導(dǎo)致主軸尾部懸伸較長。

改進(jìn)后的液壓缸工作如圖9所示，當(dāng)在卸刀時(shí)，上腔通入壓力油，使活塞10、中間套12向下移動(dòng)，進(jìn)而推動(dòng)打刀環(huán)11、銷軸9、拉刀桿8向下移動(dòng)，實(shí)現(xiàn)卸刀動(dòng)作。其中，活塞10與中間套12通過螺栓連接在一起，便于調(diào)整主軸旋轉(zhuǎn)工作時(shí)，中間套12與打刀環(huán)11之間的安全間隙。由于液壓缸的油腔處于打刀環(huán)的外側(cè)，因而相對(duì)于改進(jìn)前，很大程度上降低了液壓缸的高度;同時(shí)，對(duì)液壓缸的零件尺寸也經(jīng)過相應(yīng)的計(jì)算優(yōu)化，優(yōu)化后的液壓缸的總體高度僅為96 mm。為了解決液壓缸尺寸縮小后的安裝問題，采用了雙頭螺柱和螺母固定:先將雙頭螺柱擰入主軸單元外套7中，然后將液壓缸作為一個(gè)組件裝入，調(diào)整好位置后用螺母鎖緊。最終，主軸末端的懸伸長度較改進(jìn)前縮短了110 mm，重量減輕了1.4 kg。

3.2 與聯(lián)軸器選擇相關(guān)的減重設(shè)計(jì)

聯(lián)軸器是實(shí)現(xiàn)電動(dòng)機(jī)與主軸聯(lián)結(jié)的環(huán)節(jié)，優(yōu)質(zhì)的聯(lián)軸器具有尺寸小、重量輕、傳遞扭矩大等特點(diǎn)，能有效改善主軸單元的運(yùn)行質(zhì)量和穩(wěn)定性。由于高速主軸的扭矩相對(duì)較小，因而聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)速、自身重量是重要的選擇指標(biāo)。

從圖8可看出，主軸內(nèi)部中空，為拉刀系統(tǒng)留有工作的空間;為避免熱處理后開裂，主軸尾端與聯(lián)軸器相聯(lián)的部分單邊壁厚不能小于6～8 mm。因此，本公司引進(jìn)的主軸單元中，臺(tái)灣數(shù)格公司的主軸尾端直徑最小，也達(dá)到φ50 mm，這就意味著要使用內(nèi)徑與此相匹配的聯(lián)軸器。

為在滿足扭矩、許用轉(zhuǎn)速要求的前提下，減小聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格，即減輕旋轉(zhuǎn)重量，提高主軸效率，對(duì)主軸尾端做出如圖10所示的改進(jìn)，其中件3為主軸尾端，其上銑一端鍵槽;件1用于與聯(lián)軸器內(nèi)孔的配合，其端鍵部分與主軸尾端的鍵槽配合傳遞扭矩;件2為一削邊銷，削邊部分與主軸內(nèi)孔配合，輔助件1的端鍵部分實(shí)現(xiàn)對(duì)件1的定位功能。在聯(lián)軸器裝入前，通過磨削加修件1上與聯(lián)軸器配合的圓柱表面，保證其與主軸的同軸度，并控制圓柱直徑尺寸φ35j5。經(jīng)改進(jìn)后，件1、件2與相應(yīng)替換掉的主軸尾端部分的質(zhì)量相當(dāng)，而所選用的聯(lián)軸器ROTEX-GS28P依然可傳遞200 N·m以上的扭矩，完全滿足使用要求，而其重量比改進(jìn)前所選用的聯(lián)軸器減小4 kg以上［11］。

4 結(jié)語

機(jī)械式主軸單元因其高性價(jià)比，具有廣闊的市場前景。目前在本公司的高速立式加工中心上，年裝機(jī)量達(dá)到數(shù)千套，依賴進(jìn)口不僅增加采購成本，而且不能保證生產(chǎn)周期。本文所設(shè)計(jì)的主軸單元，如圖11所示，經(jīng)有限元分析對(duì)軸承布置進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，并改進(jìn)了氣密封的結(jié)構(gòu)，減小了主軸后端懸伸及旋轉(zhuǎn)重量，因而，在性能上得到很大的提高。經(jīng)批量裝機(jī)試驗(yàn)，各項(xiàng)技術(shù)指標(biāo)均達(dá)到或超過相應(yīng)進(jìn)口產(chǎn)品，因而其未來必將贏得更多的市場空間。

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