现代机床主轴的许用挠度分析（下）

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表1计算值与许用值比......




表1计算值与许用值比较单位：mm
序主轴结构形式 　主轴跨距L 　0.0002L值 　挠度计算值 　比较% 　
1 　CA6140三支承、前后为主 　620 　0.1240 　0.02384 　19.23 　
2　CY6140三支承、前中为主3160.06320.0237637.59
3 　CT6140Z三支承、前中为主 　272 　0.0544 　0.02340 　43.01 　
4 　C 6150三支承、前中为主 　330 　0.0660 　0.02556 　38.73 　
5 　CM6150两支承结构 　407 　0.0814 　0.04386 　53.88 　
6 　CL 6150两支承结构 　480 　0.0960 　0.04279 　44.57 　
7 　CK6132S两支承结构 　458 　0.0916 　0.02464 　26.90 　
8 　CNC 30 两支承结构 　264 　0.0528 　0.01088 　20.60 　
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为了便干比较、分析，计算时每种类型主轴组件都作如下简化：
(1)主轴为等截面，其直径取平均直径。
(2)主轴支承只考虑径向轴承刚度，略去推力轴承的抗弯能力。
(3)机床主轴前端承受的额定载荷取4900牛顿。
(4)静刚度计算，略去传动力。
三、实测统计值与[y]=0.0002L值比较
表2单位：mm
序 机床型号 　主轴跨距L 　0.0002L值 　实测挠度值 　比较% 　
1 　CA6140 　620 　0.1240 　0.01006 　8.11 　
2 　CY6140 　316 　0.0632 　0.01382 　21.87 　
3 　CT6140Z 　272 　0.0544 　0.02200 　40.44 　
4 　C 6150 　330 　0.0660 　0.01670 　25.30 　
5CM61504070.08140.0335041.15
6CL 61504800.09600.0176518.39
7CK6132S4580.09160.003403.71
8CNC302640.05280.0088716.81

为了便于分析，特选己进行挠度计算的八台车床为例，进行实测挠度值与许用值[y]=0.0002L值作一比较，得到表2结果。
四、分析
由上述统计、计算表1和表2表明，用许用挠度[y]=0.0002L式许用值过大，缺乏实际意义。因而，用它来控制主轴端部位移是不适当的。
1. 从历史背景来看，根据文献[5]、[6]，它是40-50年代的研究成果，当时的生产水平决定了机床的刚度要求相对还较低。烈歇托夫和阿切尔康都是从齿轮传动轴的刚度要求出发的，又主要是指轴承之间的最大挠度，且没有对精加工和半精加工机床的最大挠度作分析。近年来俄罗斯出版的设计教材，见文献[4]，己经删去了[y]=0.0002L这一论述。说明随着生产水平的提高和设计实践，己反映该式存在着很大的局限性，不宜再作为许用挠度的计算标准了。
2. 从生产实际表明，评价主轴刚度应以使用性能为基础，对于不同用途(主要指加工精度)的主轴对其变形要求也不同。对精加工和半精加工机床的主轴，主轴刚度应以保证工件加工精度为基础。由于主轴端切削点的挠度直接影响加工精度，因此变形应指主轴端挠度，即主轴刚度应以其轴端刚度作为衡量标准。通常应该取主轴允许径向跳动δ的1/3，在设计主轴时，主轴允许径向跳动δ通常规定为尺寸公差的1/3。因此，精加工和半精加工的机床，主轴端许用挠度[y] ≤/9。对粗加工机床的主轴，主轴刚度应以保证主轴传动件正常工作为基础。由于主轴支承中间的挠度影响传动齿轮工作，一定程度上反映主轴前后轴承的转角，因此变形应指轴间挠度，即主轴刚度应以其轴间刚度作为衡量标准。(按齿轮传动轴的刚度要求，取[y]=0.0002L，两者不能混用)
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五、结论
[y]=0.0002L式，是以齿轮传动轴的刚度要求出发的，是满足齿轮正常工作条件的轴间许用挠度，它不能作为主轴端部挠度的许用值，更不能作为精加工和半精加工机床主轴的挠度控制条件，只能作为粗加工机床主轴的轴间挠度控制条件。主轴刚度许用值要以使用性能为基础，并由此确定有关主轴参数。