西安交通大学城市学院本科生毕业设计（论文）
表3-1 SC61902C TA参数
型号 精度 组配方式 内径 d (mm) 外径 D (mm) 宽度 B（mm） 滚动体直径D?(mm) 滚动体数目 Z 接触角α(度) 轴承重量 m (kg) 最高转速nmax(r/min) 基本额定动载荷（KN） 基本额定静载荷（KN） SC61902C TA P4 正排列 15 28 7 3.969 13 15o 0.015 79000 3.57 2.16 3.1.5 轴承的润滑方式：
根据Dmn?1.0?106,电主轴可采用油脂润滑，Dmn?1.0?106，电主轴必须采用油气或者油雾润,SC61902C TA的Dmn=21.5?20000=4.3?105，Dmn?1.0?106；所以采用脂润滑。
3.1.6 轴承的排列方式：
电主轴常用的轴承的配置型式如图3-2所示：
图3-2电主轴的轴承配置型式
如图3-2所示，高速电主轴轴承的主要配置形势有四种。为了提高轴承的支撑刚度，同时为了满足外伸端的轴端振动量要求，因此选用c）所示的配置形式。
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3 主要零部件的设计
3.1.7 轴承预载荷的确定：
角接触球轴承一般必须在轴向有预加载荷条件下才能正常工作。预加载荷不仅可消除轴承的轴向游隙，还可以提高轴承刚度、主轴的旋转精度，抑制振动和钢球自转时的打滑现象等。一般说来，预加载荷越大，提高刚度和旋转精度的效果就越好；但是另一方面，预加载荷越大，温升就越高，可能造成烧伤，从而降低使用寿命，甚至不能正常工作。因此每个轴承的生产厂家，针对不同转速和负载的电主轴选用不同的预紧力。
根据资料可知,SC61902C TA的预紧力为：
F预?1.67?1?1.06?48?84.97N (3-1)
在已知轴向预紧力F预的前提下，可知角接触球轴承径向刚度Kr可近似地按：
Kr=23.04068?(zD?)213cos2?sin?13(Fa0)(N/mm) (3-2)
13可知Fao=F预，因此：SC61902C TA的径向刚度：
Kr=23.04068?(13?3.696)213cos215?sin1513?(84.97)13?94.31（N/mm） (3-3)
3.2 电主轴主轴的设计
3.2.1 引言
转轴是高速电主轴的主要回转体，其设计直接影响电主轴的工作寿命，精度及各项参数。
3.2.2 主轴的外伸端及跨距的计算：
主轴选用45钢，材料的弹性模量2.1×1011N/m2，主轴材料的许用应力???为600MPa。
主轴最佳跨L0的计算：满足主轴前端最小静挠度条件时的L是最佳跨距
L0，当0.75?LL0?1.5时；主轴组件的刚度损失不超过5%～7%，在工程学上认
为是合理的刚度损失。因此在此范围内的跨距被称为合理跨距，在结构设计时，应首先满足合理跨距。
如图3-3所示，主轴前端在一定的外载荷P的作用下，主轴本身及其支轴承发生变形。其造成的结果就是，主轴外伸端的截面在径向方向发生位移，且其 总位移由两部分组成：
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Y=YZ?YS (3-4)
Yz——假设轴承为刚性支承，主轴为弹性体时，主轴在前端受到外载
荷P作用后的位移。
Ys——假设主轴是刚体，支承为弹性体时，主轴在前端受到外载荷P
作用后的位移。
图3-3主轴受力示意图
根据材料力学外伸梁的挠度公式可知：
Pa3lYZ=(?1) （3-5）
3EIa 14
3 主要零部件的设计
设：外伸端处的轴承为B；右边的轴承为A；轴承B到交点处距离为X，YA为A端轴承受力时径向发生的位移。
根据公式：
Pa （3-6） lP(l?a) ?M(B)?0 FB? （3-7）
l根据几何公式：
?M(A)=0 FA?alFAX X= （3-8） ?l?2aFBl?Xl2?2a2?2alPaYSl?X?a)? YS?( （3-9） ?alKlYAX所以：
Pa3ll2?2a2?2alPa Y?YZ?YS= （3-10） (?1)+()?3EIaalKl根据：最小挠度的要求，对
dY?0对上式进行求导： dllEIlEI (03)3?63(0)?123?0 （3-11）
aKaaKa根据主轴的材料可知：将E=210GPa，I=代入上式可得：
?D432，K=KrY?0.006mm,P=100N
l0?3.43 （3-12） a l0?105mm
根据：0.75?LL?1.5可知：78.75mm?L?157.5mm。所以L取150mm,因
0此：
a=40mm。
3.2.3 主轴的径向尺寸：
主轴的径向尺寸如图3-4所示：
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图3-4主轴示意图
根据设计要求可知：
AB段为25mm；BC为15mm；CD段为5.5mm；DE段为13mm；EF段为16mm；FG段为5mm；GH段为77mm；HI段为15mm；IJ段为13mm；JK段为5.5mm。
3.2.4 主轴的校核：
主轴的受力图如下图3-5所示：
图3-5主轴的受力图
由静力平衡条件求得两端轴承的支反力，A、B端受力如下：
PaF?=0 （3-13） M(A)?AlP(l?a) ?M(B)?0 FB? （3-14）
lA、B端受力大小如下：
FA=-26.7N；FB=126.7N；
作出内力图，确定危险截面：
轴的扭矩图和弯矩图如图3-6和3-7所示：
图3-6主轴的扭矩图
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