铣削组合机床及主轴组件设计 第二章 主轴组件设计
初算时，可查《金属切削机床设计》第158页表5-14，如下表2-4所示：
表2-4 主轴的悬伸量与直径之比
类 型 Ⅰ 机 床 和 主 轴 的 类 型 通用和精密车床，自动车床和短主轴端铣床，用滚动轴承支承，适用于高精度和普通精度要求 中等长度和较长主轴端的车床和铣床，悬伸量不太长（不是a/ D1 0.6～1.5 Ⅱ 细长）的精密镗床和内圆磨，用滚动和滑动轴承支承，适用于绝大部分普通生产的要求 孔加工机床，专用加工细长深孔的机床，由加工技术决定需1.25～2.5 Ⅲ 要有长的悬伸刀杆或主轴可移动，由于切削较重而不适用于有高精度要求的机床 >2.5 根据上表所列，所设计的组合机床属于Ⅱ型，所以取a/ D1为1.25～2.5，即：
a=（1.25～2.5）D1=（1.25～2.5）×80=100～200
初取a=120。 2.6.5 主轴支承跨距
主轴支承跨距L是指主轴前、后支承支承反力作用点之间的距离。
合理确定主轴支承跨距，可提高主轴部件的静刚度。可以证明，支承跨距越小，主轴自身的刚度越大，弯曲变形越小，但支承的变形引起的主轴前端的位移量将增大；支承跨距大，支承的变形引起的主轴前端的位移量较小，但主轴本身的弯曲变形将增大。可见，支承跨距过大或过小都会降低主轴部件的刚度。
有关资料对合理跨距选择的推荐值可作参考： （1） L合理=（4～5）D1；
（2） L合理=（3～5）a，用于悬伸长度较小时； （3） L合理=（1～2）a，用于悬伸长度较大时。
根据此次设计的组合机床刚性主轴的悬伸量较大，取L合理≤2.5a为宜。即此次设计的主轴两支承的合理跨距
L合理≤2.5a=2.5×120=300
初取L=280。
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铣削组合机床及主轴组件设计 第二章 主轴组件设计 2.7 主轴结构图
根据以上的分析计算，可初步得出主轴的结构如图2-7所示：
锥度7:24图 2-7 主 轴 结 构 图
2.8 主轴组件的验算
主轴在工作中的受力情况严重，而允许的变形则很微小，决定主轴尺寸的基本因素是所允许的变形的大小，因此主轴的计算主要是刚度的验算，与一般轴着重于强度的情况不一样。通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度的要求。
刚度乃是载荷与弹性变形的比值。当载荷一定时，刚度与弹性变形成反比。因此，算出弹性变形量后，很容易得到静刚度。主轴组件的弹性变形计算包括：主轴端部挠度和主轴倾角的计算。 2.8.1 主轴端部挠度
主轴端部挠度直接影响加工精度和表面粗糙度，因此必须加以限制，一般计算主轴端部最大挠度?max。 (1) 支承的简化
对于两支承主轴，若每个支承中仅有一个单列或双列滚动轴承，或者有两个单列球轴承，则可将主轴组件简化为简支梁，如下图2-8所示；若前支承有两个以上滚动轴承，
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铣削组合机床及主轴组件设计 第二章 主轴组件设计
图2-8 主轴组件简化为简支梁
可认为主轴在前支承处无弯曲变形，可简化为固定端梁，如下图2-9所示：
图2-9 主轴组件简化为固定端梁
此次设计的主轴，前支承选用了一个双列向心短圆柱滚子轴承和两个推力球轴承作为支承，即可认为主轴在前支承处无弯曲变形，可简化为上图2-9所示。
(2) 主轴的挠度
查《材料力学I》第188页的表6.1，对图2-9作更进一步的分析，如下图2-10所示：
根据图2-10，可得此时的最大挠度
Fl3 ?Bmax=-3EI其中，
F—主轴前端受力。此处，F=FZ=1213.1N l—A、B之间的距离。此处，l=a=12cm
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铣削组合机床及主轴组件设计 第二章 主轴组件设计
BθF
图2-10 固定端梁在载荷作用下的变形
E—主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.1×10N/cm
72I—主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D，内孔直径为d时，
I=
?(D4?d4)64。此处，D=
128?128=133 2故可计算出，主轴端部的最大挠度：
?Bmax=-1.87×10?4 mm
(3) 主轴倾角
主轴上安装主轴和安装传动齿轮处的倾角，称为主轴的倾角。此次设计的主轴主要考虑主轴前支承处的倾角。若安装轴承处的倾角太大，会破坏轴承的正常工作，缩短轴承的使用寿命。
根据图2-10，可得此时的最大倾角
Fl2 ?B=-2EI其中，
F—主轴前端受力。此处，F=FZ=1213.1N l—A、B之间的距离。此处，l=a=12cm
E—主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.1×107N/cm2
I—主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D，内孔直径为d时，
I=
?(D4?d4)64。此处，D=
128?128=133 2故可计算出，主轴倾角为：
?B=-2.3×106 rad
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铣削组合机床及主轴组件设计 第二章 主轴组件设计 查《组合机床设计》第一册中机械部分的第670页，可知： 当
x最大≤0.0002L mm
?最大≤0.001 rad
时，刚性主轴的刚度满足要求。
此处的x最大，?最大即为最大挠度和最大倾角，L为主轴支承跨距。 将已知数据?Bmax和?B代入，即可得：
初步设计的主轴满足刚度要求。
2.9 主轴组件的润滑和密封 2.9.1 主轴轴承的润滑
润滑的作用是降低摩擦，减小温升，并与密封装置在一起，保护轴承不受外物的磨损和防止腐蚀。润滑剂和润滑方式决定于轴承的类型、速度和工作负荷。如果选择得合适，可以降低轴承的工作温度和延长使用期限。
滚动轴承可以用润滑油或润滑脂来润滑。试验证明，在速度较低时，用润滑脂比用润滑油温升低。所以，此次设计的主轴支承均采用润滑脂。同时，主轴是装在主轴套筒内的，为防止使用润滑油时泄漏，也应采用润滑脂润滑。
加润滑脂时，应该注意润滑脂的充填量不能过多，不能把轴承的空间填满，否则会引起过高的发热，并使润滑脂熔化流出而恶化润滑效果。 2.9.2 主轴组件的密封
密封对主轴组件的工作性能与润滑影响也较大。机床主轴密封不好，将使润滑剂外流，造成浪费，加速零件的磨损，还会严重地影响到工作环境及机床的外观。
(1) 主轴组件密封装置的功用
密封装置的功用是：防止润滑剂从主轴组件及传动部件中泄漏，从而避免浪费，保护工作环境，防止冷却液及杂物（如灰尘、脏物、水气和切屑等）从外面进入部件内，以减少机床零件的腐蚀及磨损，延长其使用寿命。
(2) 对主轴组件密封装置的要求
对主轴组件密封装置的要求是：在一定的压力、温度范围内具有良好的密封性能；
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