溫得英

（青海大學 機械工程學院，青海 西寧810016）

隨著數(shù)控機床向高速度和高精度的發(fā)展，對其起著關(guān)鍵作用的主軸部件在各項技術(shù)上也得到迅速發(fā)展并日趨完善，加工中心主傳動的機械結(jié)構(gòu)已在很大程度上得到了簡化，基本取消了傳統(tǒng)的帶傳動和齒輪傳動。主軸由內(nèi)裝式電機直接驅(qū)動，從而把機床主傳動鏈的長度縮短為零，實現(xiàn)了機床的“零傳動”。這種主軸電動機與機床主軸“合二為一”的傳動結(jié)構(gòu)形式，使主軸部件從機床傳動系統(tǒng)和整體結(jié)構(gòu)中相對獨立出來，因此可做成“主軸單元”，俗稱“電主軸”。電主軸是一種智能型功能部件，不但轉(zhuǎn)速高、功率大、具有調(diào)速范圍廣、振動噪聲小，而且便于控制，能實現(xiàn)準停、準速、準位等功能[1]。

本文主要設(shè)計臥式加工中心主軸系統(tǒng)，分析陶瓷球軸承在臥式加工中心主軸的上的應(yīng)用技術(shù)，通過陶瓷球軸承在主軸上的應(yīng)用使得主軸轉(zhuǎn)速能夠提高到15 000 r/min。

1 加工中心電主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計

根據(jù)主電動機與主軸軸承相對位置的不同，高速電主軸單元主要有兩種結(jié)構(gòu)布局設(shè)計方式[2]：一種是主電機置于主軸前、后軸承之間；另一種是主電動機置于主軸后軸承之后。

本文設(shè)計的高速電主軸機構(gòu)布局是主電機置于前后軸承之間，結(jié)構(gòu)如圖1所示。該電主軸的主軸部件由前后兩套角接觸陶瓷球軸承支承。前軸承固定，承受徑向載荷和雙向軸向載荷；后軸承在軸向浮動，可以有微量位移，以補償主軸工作時的熱伸長。前后軸承均采用定位式預(yù)緊，并用過盈套固定在主軸上。使用的無外殼主軸電機直接安裝在主軸箱內(nèi)，位于主軸前后軸承之間。電機轉(zhuǎn)子用壓裝配合的方法，直接裝在機床的主軸上，帶冷卻套的電機定子則安裝在主軸單元的殼體中。這樣，電機的轉(zhuǎn)子就成為了機床的主軸，機床主軸單元的殼體就是電機座，實現(xiàn)了變頻電機與機床主軸的一體化。

圖1 高速電主軸結(jié)構(gòu)簡圖

2 電主軸軸承的潤滑及冷卻

主軸軸承采用油—氣潤滑系統(tǒng)進行潤滑和冷卻，盡管高速電主軸的潤滑系統(tǒng)對主軸軸承的摩擦發(fā)熱有一定的冷卻作用，但高速電主軸內(nèi)置高頻電機定子和轉(zhuǎn)子的內(nèi)阻，在電流的作用下會產(chǎn)生大量的熱，這些熱在主軸殼體內(nèi)以傳導(dǎo)、對流、輻射的形式相互傳遞，互相影響。所以，在高速電主軸設(shè)計時，專門針對高速電主軸軸承和定子繞組的散熱問題，在軸承襯套上加工環(huán)槽，以實現(xiàn)水冷卻[3]；在定子繞組外殼上設(shè)計循環(huán)螺旋冷卻水套，并將該冷卻水套延伸至前軸承外圈，保證軸承在高速旋轉(zhuǎn)時，不會因軸承發(fā)熱而失效。同時，為了增強散熱效果，根據(jù)主軸的功率和轉(zhuǎn)速情況，對冷卻水套中的冷卻介質(zhì)分別選用水冷、油冷或油水熱交換的方式，并通過改變冷卻水套中冷卻介質(zhì)的流速和流量，起到增強主軸散熱冷卻效果的目的[4]，使電主軸在相對穩(wěn)定的溫度下工作，其結(jié)構(gòu)原理如圖2所示。

圖2 高速電主軸循環(huán)冷卻水套結(jié)構(gòu)示意圖

3 影響軸承運行剛度的因素

軸承的運行剛度是滾動體與內(nèi)外圈滾道間的接觸、轉(zhuǎn)速、初始預(yù)緊載荷、熱預(yù)緊力、彈流潤滑油膜厚度等因素綜合作用的結(jié)果（如圖3）。如式（1），可以認為軸承運行剛度由赫茲接觸剛度、熱預(yù)緊剛度和油膜剛度串聯(lián)而成,下面對其影響因素進行分析。

圖3 軸承剛度計算流程圖

式中，

KO為軸承運行剛度；

KC為赫茲接觸剛度；

Kt為熱預(yù)緊剛度；

Kf為油膜剛度[5]。

4 電主軸軸承的發(fā)熱分析與計算

軸承的摩擦是內(nèi)外套圈相對運動時，軸承內(nèi)部各元件對該運動阻抗的總和。按阻抗的機理和產(chǎn)生部位的不同，可分為以下五類[6]：材料彈性滯后所引起的純滾動摩擦，發(fā)生在套圈和滾動體接觸區(qū)的微觀差動滑動摩擦，宏觀滑動摩擦，自旋滑動摩擦，潤滑劑的摩擦損耗。

Palmgren通過試驗研究給出了計算摩擦力矩的經(jīng)驗公式，根據(jù)Palmgren的理論，摩擦力矩M主要由空載時潤滑油粘性所產(chǎn)生的摩擦力矩M0和與速度無關(guān)的載荷作用產(chǎn)生的摩擦力矩M1兩部分組成。

Palmgren通過試驗結(jié)果給出了空載時潤滑油粘性產(chǎn)生的摩擦力矩M0的計算公式[7]：

式中，

dm為軸承平均直徑，m；

f0為取決于軸承設(shè)計和潤滑方式的系數(shù)，對于角接觸球軸承油氣潤滑方式，f0=1；

n為軸承內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)速度，rpm；

γ為運轉(zhuǎn)溫度下潤滑劑的運動粘度，cSt（m2/s）。

Palmgren認為載荷引起的摩擦力矩M1，反映了彈性滯后和局部差動滑動的摩擦功耗，可按下式進行計算[4]：

式中，

f1為與軸承類型和所受負荷有關(guān)的系數(shù)，角接觸球軸承f1=0.001；

dm為滾動軸承的平均直徑。m；

P0為軸承的等效靜載荷，N；

C0為軸承額定靜載荷，N；

P1為決定摩擦力矩的當量載荷，N。

所以，滾動軸承的摩擦力矩為：

軸承的摩擦功率按下式計算：

式中，

n為軸承轉(zhuǎn)速，rpm；

M為軸承摩擦力矩，N·m。

5 結(jié)束語

本文設(shè)計了電主軸單元的總體結(jié)構(gòu)，分析了影響主軸軸承性能的各項因素，從而確定了軸承采用背靠背的配置方式來提高主軸的剛度，以及軸承座處設(shè)計了冷卻槽，利用油—水熱交換系統(tǒng)來對前軸承組進行強制冷卻，為主軸性能的進一步提高打下了基礎(chǔ)。

[1]吳玉厚.數(shù)控機床電主軸單元技術(shù)[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006.

[2]張伯霖，夏紅梅，黃曉明.高速電主軸設(shè)計制造中若干問題的探討[J].制造技術(shù)與機床，2001(7)：12-14.

[3]左濤濤，李松生，毛華偉，等.基于油霧潤滑的高速電主軸斷油性能試驗研究[J].潤滑和密封，2008，33(10)：20-23.

[4]康輝民.高速電主軸靜動態(tài)性能分析與實驗檢測技術(shù)[D].重慶:重慶大學機械工程學院，2010.

[5]楊佐衛(wèi)，殷國富，尚 欣，等.基于軸承運行剛度分析的超高速磨削電主軸動態(tài)特性[J].四川大學學報，2009（6）：207.

[6]譚繼錦，張代勝.汽車結(jié)構(gòu)有限元分析[M].北京：清華大學出版社，2009.

[7]Sang Won Lee,Rhett Mayor,Jun Ni.Dynamic Analysis of a Mesoscale Machine Tool[J].Journal of Manufacturing Science and Engineering,Transactionsof the ASME，2006，128:194-203.