电主轴设计模板.docx

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电主轴设计模板

电主轴部件设计

机自73班

张强

07011077

第三组数据如下

主轴转子（材料：

20CrMnTi）和转子内套（材料：

45#钢）

主轴转子结构

前轴颈直径

（mm）

最高转速

（r/min）

额定功率

（kW）

额定转矩

（Nm）

内置式

145

24000

32

35

阶梯过盈套结构的特点

阶梯过盈套是由两段相邻的过盈联结表面组成的、套内呈阶梯状的联结装置，如图1所示。

阶梯过盈套结构的特点主要有［2］：

图1　阶梯过盈套的主要结构形式

（1）为了便于拆卸，阶梯过盈套的内表面有一个阶梯。

当压力油注入油槽进行拆卸时，这个阶梯会对套产生一个轴向推力，如果两配合过盈面此时已形成了压力油膜，该轴向推力会自动地把阶梯过盈套从轴上推下来，过盈套两过盈面的阶梯差很小，通常在1mm以下。

（2）在确定阶梯过盈套两结合面的过盈量的时候，应注意加工误差对最终过盈量的影响，特别是圆度误差和同轴度误差的影响。

通常过盈套两段的过盈量不一致。

但过盈套大小端过盈量的差值不能太大，其差值应补偿加工圆度和同轴度误差对过盈量的影响。

否则，将大大增加拆卸的难度。

（3）为方便拆卸，大小端配合面的宽度b１、b２应该一致。

　阶梯过盈套过盈量的确定

高速机床上所用的阶梯过盈套是一种可拆的过盈联结，工作时，配合面不允许产生塑性变形。

因此，过盈量应该控制在材料不产生塑性变形所允许的最大过盈量范围之内；另一方面它又必须大于该过盈联结传递负荷所需的最小过盈量。

设D为过盈套（包容件）的外径，d０为主轴内孔的直径，d为配合处（结合面）主轴的外径；l为配合面的有效长度（l＝l１＋l２），如图2所示。

图2　阶梯过盈套传递力和转矩

　　当过盈联结传递转矩为M（单位为Nm）时，结合面上所需最小结合压力Pmin，可按下式计算：

=108..79KPa

式中　μ=0.08——配合面的摩擦系数

由轴颈直径为145mm查轴承取d=160mml=100mmD=200mmd0=80mm

根据弹性力学原理，过盈联结传递负荷所需的最小有效过盈量δemin可按下式计算［3］：

=0.52μm

式中　Eａ、Eｉ——过盈套材料和主轴材料的弹性模量，

20CrMnTi：

　　密度:

7.8×103kg/m3，弹性模量:

207GPa泊松比:

0.25屈服强度835MPa

45钢弹模210Gpa，泊松比0.3，密度7800千克/立方米屈服强度取355Mpa

Cａ、Cｉ——和包容件（过盈套）与被包容件（主轴）的直径比有关的系数

=4.81

=1.37

式中　vａ、vｉ——过盈套材料和主轴材料的泊松比

必须指出，按式（3）所求的并不是最终所需的最小过盈量，还应考虑以下因素的影响：

（1）配合表面的粗糙度。

考虑表面粗糙度影响的修正量δｓ，等于过盈套结合面的压平深度sａ和主轴结合面的压平深度sｉ之和的两倍，即：

=4.16μm

式中　RaH、RaS——过盈套与主轴结合处的表面轮廓算术平均偏差，μm

RzH、RzS——过盈套与主轴结合处的表面微观不平度十点高度，μm

（2）联结件的工作温度与装配温度之差，以及主轴与过盈套材料线胀系数之差。

此项的修正量为：

δｔ＝d（αｉΔtｉ－αａΔtａ）=31.2μm　

式中　αｉ、αａ——主轴与过盈套材料的线胀系数，1/℃

Δtｉ、Δtａ——主轴、过盈套工作温度和装配温度之差，℃

（3）主轴高速旋转时过盈套所受到的离心力。

该离心力会引起过盈套内孔的扩张，导致过盈量减少。

当主轴材料和过盈套的材料泊松比、弹性模量和密度相差不大时，离心力引起过盈量的减少量δω可由下式求得［4］：

=120μm

式中　ω——主轴的转速，800πrad／s

　ρ——主轴材料和过盈套材料的密度，7.8×103kg／m３

　v——主轴材料和过盈套材料的泊松比0.3

　E——主轴材料和过盈套材料的弹性模量，210GPa

（4）重复装卸引起过盈量的减小δｐ。

补偿值δｐ可依据装拆方法的不同，按经验方法确定。

δｐ＝8μm

（5）结合面形位公差对过盈量的影响。

结合面的形位公差，特别是圆度和同轴度公差对过盈联结强度影响非常复杂，目前尚无定量的补偿措施。

经有限元分析表明，当圆柱度误差很小时，尽管轴和套的结合压力在某种程度上随着过盈的形状、位移的大小、状态而变化，但是它的平均过盈不变，平均结合压力也大致不变，对联结强度影响不大。

在高速主轴阶梯过盈套的设计中，由于主轴的制造精度很高（IT6级以上），因此设计时，如适当提高过盈套配合面的制造精度，则此项影响可以忽略不计。

δｔ＝0

考虑以上因素后，可求得传递力矩或者承受轴向力所需的最小过盈量δmin：

δmin＝δemin＋δｓ＋δｔ＋δω＋δｐ=163.36μm

　　在确定过盈套的基本过盈量时，还需要考虑由阶梯过盈套结构引起的应力集中、载荷波动的影响和可靠性、安全因素等［4］。

取阶梯过盈套的基本过盈量：

δｂ＝Kδmin=196.03μm

式中　K——安全系数，K取1.2～2.0

在弹性范围内，过盈联结结合面不发生塑性变形时所容许的最大有效过盈量δemax可按下述步骤计算：

根据第四强度理论，过盈套不产生塑性变形所容许的最大结合压力［3］为：

=69.2MPa

式中　σsa——过盈套材料的屈服强度，Pa

同理，主轴结合面不产生塑性变形所容许的最大结合压力为：

=313.125MPa

式中　σsi——主轴材料的屈服强度，Pa

比较上述两式数值，可取较小者作为计算最大有效过盈量结合面容许的最大结合压力Pmax，最大有效过盈量按下式求得［3］：

=329.5μm

过盈套过盈量的实现方法

（1）利用公差配合来实现。

根据基本过盈量δｂ的计算值和配合面的公称尺寸d，查有关手册图表［3］，即可得出相应的配合。

选出的配合应满足：

最大过盈量［δmax］＜δemax，最小过盈量［δmin］＞δmin。

313.125μm<［δmax］［δmin］>196.03μm

（2）利用配合面的公称尺寸的差值来实现，查表选用公差大端为H6/v6，直径为160mm。

实际最大过盈量为253μm，最小过盈量为203μm;

小端过盈量大一些，H6/x6，直径为159.8mm。

实际最大过盈量为305μm，最小过盈量为255μm

计算拆卸所需要的油压

有原理分析：

当需要拆卸的时候，通入高压油，只要高压油的压力能够克服轴套过盈量所产生的压力，从而取消轴与轴套间的作用力，由于阶梯轴的两端面积不一样大，设为S1.，S2；则可以在主轴两端产生压力差，就能拆卸

有以上分析知实际装配中最大过盈量为305μm，反推过盈量为305μm的压强为：

由

解得当

=305时P=63.8MPa

电主轴的二维零件图

电主轴三维建模装配图：

电主轴

过盈套

轴承

装配1

装配完成

结论

阶梯过盈套是一种用于传递扭矩与轴向定位的新型可拆式过盈联结装置，具有结构简单、动平衡特性好、安全可靠等优点，特别适合于高速、高精度主轴单元主轴上零件的轴向定位和传递转矩。

本文所介绍的设计方法简单易行，已在实际电主轴的设计和开发中得到应用。

实践证明，阶梯过盈套为改善电主轴的动态性能起到了良好的作用。