M7130平面磨床主轴系统改造设计

摘要随着磨削技术的发展，磨床在加工机床中也占有相当大的比例。磨削技术及磨床在机械 制造业中占有极其重要的位置。磨削技术发展很快，在机械加工中起着非常重要的作用。由于 原机床 M7130 在生产中使用了三十余年，主轴前、后封由盘等零件均有一定程度的磨损，易产 生振动，严重影响机床性能。产生磨削粗糙度达不到产品技术要求，且磨损平面有较大、明显 的振纹。因而对机床主轴系统进行改造是很有价值的。本次设计主要是对 M7130 平面磨床进行 数据分析，并进行主轴优化改造设计。主要包括平面磨床主轴系统静压轴承改装、静压轴承的 有关参数选择及计算两大内容， 主要研究内容是静压轴承的性能分析以及在平面磨床主轴系统 中的应用。 关键词：平面磨床 静压轴承 主轴系统 abstract With the development of grinding technology, grinding machines in the machine tool also accounts for a sizeable proportion. Grinding technology and grinding machines in the machinery manufacturing industry occupies an extremely important position. Grinding technology has developed rapidly, Plays a very important role in machining. As the original machine M7130 used in production for over 30 years, Spindle before and after the closure disk and other parts have a certain degree of wear and tear, Easy to produce vibration, seriously affect the machine performance. Produce grinding roughness of less than the product technical requirements, and the wear flat greater, the obvious chatter. Thus the machine tool spindle system transformation is of great value. The design, data analysis, and the spindle to optimize the transformation design M7130 surface grinder. Include surface grinding machine spindle system hydrostatic bearing modification, the relevant parameters of the hydrostatic bearing selection and calculation of the two, The main contents of the hydrostatic bearing performance analysis, and surface grinding machine spindle system. Keywords:? surface grinder hydrostatic bearing spindle system 第 1 章 概述 1.1 引言机床运动部件支撑的好坏，在相当大的程度上决定着机床的性能和质量。就其 中的轴承而言，可分为两类：一是滚动轴承；二是滑动轴承[1]。液体滑动轴承便是 滑动轴承中的一种。随着现代科学技术的飞速发展，一般轴承已经不能满足现代工 艺精度和高效益的要求。近几年来，在液体静压轴承和液体动压轴承的基础上发展 起来的动静压轴承在适应上述要求方面正崭露头角。 滑动轴承可以分为流体动压润 滑轴承（简称动压轴承） 、流体静压润滑轴承（简称静压轴承）和动静压轴承[2] 。 这三种轴承的主要特点及特性简述如下： （1）液体纯动压轴承及其特点 动压轴承是依靠被润滑的一对固体摩擦面间相对运动使介于固体间的润滑流体 内产生压力（这种现象称为动压效应）以承受外载荷，从而免除固体间的相互摩擦 而起到润滑作用[3]。动压轴承的承载能力较大，刚度较高，且有吸振能力。但是由 于动压油膜的形成与两摩擦面间的相对运动速度有关，当相对运动速度不足时（如 启动、制动、载荷大转速低时）便不再处于完全液体摩擦状态，造成主轴和轴承较 大的摩擦和磨损。 （2）液体静压轴承及其特点 静压轴承是利用高压油泵在轴和轴承之间注入高压油，依靠油压使轴浮起，想 成完全液体润滑油膜[4] 。静压轴承具有摩擦阻力小,使用寿命长，转速范围广，吸 振性能好，回转精度高等优点。但由于油泵供油压力的限制，静压轴承具有相对承 载力较低，刚度较小等缺点。 （3）液体动静压轴承及其特点 动静压轴承是在静压轴承的基础上发展起来的一种新型轴承。 它是既综合了液 体动压轴承和静压轴承的优点又克服了二者缺点的高技术产品， 是液体动压轴承和 静压轴承的完美结合。 它利用孔式环面节流和浅腔节流串联使压力油进入油腔中产 生足够大的静压承载力，将主轴悬浮在高压油膜中间，从而克服了液体动压轴承启 动时出现的干摩擦，提高了主轴和轴承的使用寿命及精度保持性[5]。主轴启动后， 依靠浅腔阶梯效应形成了巨大的动压承载力， 它和静压承载力迭加大大提高了主轴 刚度。高压油膜的均化作用和良好的抗震性，保证主轴具有极高的旋转精度和运转 平稳性[6]。 1.2 课题背景及目的在我国机械行业中五六十年代生产的机床占有很大的比例，因而，利用技术改 装，修理旧机床可以较好的恢复和提高机床的精度。对加速我国的机械行业技术及 设备的现代化有着较为重要的意义。 本次设计的目的主要是利用静压轴承在保证转速和一些重要结构基础上， 改装 M7120 磨床主轴系统。另外，在对静压轴承的有关结构尺寸进行设计的同时，对求 解静压轴承过程中的一些具体问题进行力所能及的研究和探讨。 1.3 国内外研究状况静压轴承的原理早在 19 世纪就被发现，但直至 20 世纪 50 年代才在发达国家 兴盛起来，我国从 50 年代后期开始液体静压轴承的应用研究工作，60 年代初开始 在金属切削机床上推广应用，同时发展静压导轨，静压螺母丝杆副，和静压花键技 术，并在机床上应用这些静压技术。 1.4 研究方法 M7130 型机床是一种液压操作，电器控制，手动操作的平面磨床。工作台的润 滑为小孔节流卸荷形式。砂轮主轴加粗，电机功率加大。砂轮架油池温升小，磨削 率高。本次设计主要是在此机床的基础上对主轴系统进行静压轴承优化设计，以此 来提高磨床的加工精度。 1.5 论文的构成及研究内容本次设计主要是对 M7130 平面磨床进行数据分析， 并进行主轴优化改造设计。 主要包括平面磨床主轴系统静压轴承改装、 静压轴承的有关参数选择及计算两大内 容，主要研究内容是静压轴承的性能分析以及在平面磨床主轴系统中的应用。 第 2 章 主要问题及解决方案 2.1 M7130 平面磨床的主要结构 M7130 是卧轴圆台平面磨床:适用于磨削圆形薄片工件,并可利用工作台倾斜 磨出厚薄不等的环形工件。卧轴矩台平面磨床，国家标为 M71 系列平面磨床，即带 有卧式磨头主轴，矩形工作台的平面磨床。主要功能是用砂轮的周边磨削工件的平 面，也可以用砂轮的端面磨削工件的槽和凸缘的侧面，磨削精度和光洁度都较高。 适宜于磨削各种精密零件和工模具，可供机械加工车间、机修车间和工具车间作精 密加工使用。中国传统的卧轴矩台平面磨床是从原苏联引进并消化改进的 M71 系 列，特点是磨床主轴侧挂，主轴采用轴瓦支承，适合粗加工重切削。近年来欧美国 家更流行是十字鞍座结构的卧轴矩台平面磨床，主轴采用精密精珠轴承支承，更适 合于精密磨削。 M7130 具有以下特点： （1）机床布局采用立柱右置，磨头、拖板与立柱的结构有新的突破，整机刚 性更好。 （2）磨头采用国际通行的滚动轴承结构形式。 （3）机床的垂直、横向进给运动采用滚珠丝杠副，进给灵敏度高。 （4）工作台纵向运动由叶片泵驱动，运动平稳，噪声小。油池配有冷却装置， 温升低，热变形小。 （5）磨头垂直运动有快速升降装置，操作方便，横向运动由变频电机驱动， 可无级调速。 （6）机床的垂直、横向进给部分留有伺服电机安装位置，根据需要可配置数 控系统成为数控机床。 M7130 卧轴矩台平面磨床主要由床身、工作台、电磁吸盘、砂轮箱、立柱、操 作手柄等构成，外形结构如图 2.1 所示 图 2.1 卧轴平面磨床外形结构图 1-立柱；2-滑面；3-砂轮箱；4-电磁吸盘；5-工作台；5-床身 2.2 平面磨床原理工作台上装有电磁吸盘，用以吸持工件。工作台在床身导轨上作往复运动（纵 向运动） 。固定在床身上的立柱上带有导轨，滑座在立柱导轨上作垂直运动；而砂 轮箱在滑座的导轨上作水平运动（横向运动） ，砂轮箱内装有电动机，电动机带动 砂轮作旋转运动。 平面磨床在加工工件过程中，砂轮的旋转运动是主运动，工作台往复运动为纵 向进给运动，滑座带动砂轮箱沿立柱导轨的运动为垂直进给运动，砂轮箱沿滑座导 轨的运动为横向进给运动。 工作时，砂轮旋转，同时工作台带动工件右移（如图 2.2 所示） ，工件被磨削。 然后工作台带动工件快速左移，砂轮向前作进给运动，工作台再次右移，工件上新 的部位被磨削。这样不断重复，直至整个待加工平面都被磨削。 图 2.2 矩形工作台平面磨床工作图 1—砂轮；2—主运动；3—纵向进给运动；4—工作台；5—横向进给运动 6—垂直进给运动 2.3 原机床改造的主要任务由于机床为五、六十年代产品，已在生产中使用了三十余年，主轴前、后封由 盘等零件均有一定程度的磨损，易产生振动，严重影响机床性能。产生磨削粗糙度 达不到产品技术要求，且磨损平面有较大、明显的振纹。因而对机床主轴系统进行 改造是很有价值的。 本次设计主要任务是： 利用静压轴承在保证转速和一些重要结构的基础上改装 M7130 磨床的主轴系统，另外，在对静压轴承的有关尺寸进行设计计算，确定合理 的轴承结构形式和尺寸，节流器，工作参数，润滑油的粘度以及供油系统。同时必 须满足下面要求： 1.要求静压轴承具有良好的油膜刚度以及足够的承载能力。 2.尽量减少系统的功率损失及温升。 2.3 主轴系统改造的结构分析及确定 图 2.3 动压轴承运行时的状态 原机床主轴采用动压轴承支撑。如图 2.3，O1 是圆的中心，O2 是轴承内孔的中 心，当 O1O2 重合时，轴和轴承间有一间隙 h0，称为设计间隙。轴承运行时，轴以角 速度 ω 旋转，在载荷 W 的作用下，轴心 O1 和轴心 O2 相互偏离，我们称ｅ=O1O2 为偏 心距。O1O2 与载荷 W 的夹角 a 称为偏位角。润滑油从供油系统中进入油腔内。由 于润滑油具有粘性， 润滑油将随轴旋转进入间隙内， 顺着旋转方向， 间隙越来越小， 润滑油被挤压，而产生压力，直道间隙最小处，润滑油被挤得越来越厉害，油膜压 力因而越来越大。这些油膜压力的总和就形成轴承的承载力与外载荷 W 平衡。经过 间隙最小 h min 处后，间隙越来越大，润滑油不再被挤压，油膜压力因而消失。这 些油膜压力作用在轴上的总和形成轴承的承载能力以平衡外载荷。 从上面动压轴承 的运行机理中，可以看出动压轴承的一些特点： ① 具有一定的初始间隙 h0； ② 所用的润滑油有一定的黏度； ③ 轴表面和轴承表面有一定的相对速度； ④ 工作时，有一个偏心距。 这四个基本特征中，少了任何一项都不能形成动压效应，因而也就不成为动压 轴承。动压轴承存在着低速是不能够产生完整的流体膜而处于边界润滑的状态，形 成轴与轴承间的干摩擦，降低机器的加工精度[7]。 针对上面动压轴承的缺点，改进的方法有：使用①静压轴承支承；②动静压轴承支 承。 2.4 静压轴承 图 2.4 液体静压轴承结构图 图 2.4 为液体静压轴承，它是靠外部供油系统，将具有一定压力的润滑油送入 轴承的静压腔内，利用液体静压力支撑载荷的一种液体滑动轴承。它具有的特点： 1）具有多个静压油腔，否则就不能形成静压油腔之间的压力差，因而就没有 承载力。 2) 主轴与轴承之间的间隙大小是一个重要的参数， 它直接影响静压轴承油膜 刚度等基本性能。 3） 速度范围广，主轴在静止和任意转速下，均能获得良好的轴承性能。 4） 主轴被压力油膜包围着，阻尼性能好，具有良好的吸振能力，主轴运动 平稳。 5） 压力油膜具有均化误差作用，能减少由于主轴，轴承表面粗糙度和行为 误差造成的径向，轴向跳动，因此回转精度较高。 6） 静压轴承始终处于纯液体润滑状态下，精磨擦系数极小，因此，主轴启 动功率小，正常使用时不会摩擦，精度保持性好，使用寿命长。 7）有自己一套供油装置，称为静压供油系统。 由于静压轴承具有许多优点，应用广，在机床上常用它作为主轴的支撑，以提 高机床的加工精度与切削效率， 扩大机床的转速范围， 但由于油泵供油压力的限制， 静压轴承具有相对承载力较低，刚度较小等缺点。 2.5 动静压轴承我们知道动压和静压轴承分别依靠轴转动和外供压力油在轴承间形成一层压 力油膜，从而处于液体摩擦下工作的。动压轴承结构简单，但油膜的形成和保持无 一定的条件，故使用范围受一定的限制。静压轴承虽然使用广泛，但油膜的动力效 应没有利用，这一点在使用场合有为明显[8]。 图 2.5 轴承油腔示意图 动静压轴承兼有动压和静压轴承优点。如图 2.5 所示，它既有动压腔，又有静 压腔，当静止或旋转速低于临界值时，静压供油系统向静压腔送入高压油，将轴托 起并承受载 荷，使轴承处于完全液体摩擦状态，这样避免了在启动，停车和低速运行时的干摩 擦或半干摩擦状态，减少了其动力矩和轴承的磨损，当轴在高速下运转时，由动压 油系统向动压腔送入低压油，使轴承在动压效应下工作[9]。若动压效应仍不能形成 足够的承载能力，则可同时向动压和静压腔供油，使轴承同时具备动压效应和静压 效应两种作用，提高轴承承载能力。 有上述动静压轴承的工作原理可看到，动静压轴承结构上具有如下的特点： 1、与动压轴承相比，具有静压腔。 2、与静压轴承相比，具有足够大的动压滑动面，静压腔个数较少，尺寸较小。 3、可同时具有两套供油系统，且静压系统压力较高。 4、静压腔的个数和配置比较灵活，对不同的场合有更大的适应性。 从理论上讲，液体动静压轴承既兼有液体动压的特点也兼有液体静压的特点， 又克服了两者的缺点，它利用毛细血管节流器油腔产生一定的静压承载能力，克服 了动压轴承启动和制动时出现的情况，避免了轴承磨损，从而提高了主轴和轴承的 使用寿命及精度保持性；轴承的油腔采用浅腔结构，主轴启动后通过动压油楔形成 的动压承载能力和静压腔形成的静压承载能力； 通过动力润滑挤压效应和多腔对置 结构有极大地增加了主轴的刚度； 高压油膜的均化作用和良好的抗震性能保证主轴 具有很高的旋转精度和用转平稳性。 动静压轴承虽然具有良好的抗振性能， 但长期的剧烈振动肯定会影响轴承的使 用性能，这种受迫振动干扰力主要来自于上下不平衡旋转零件（砂轮、皮带轮等） 所产生的周期变化的惯性力和不均切削是的交变的切削力， 通过调整主轴动平衡装 置和改进磨削精度和磨削表面质量、又不会影响轴承的使用寿命[10]。 通过以上的动压轴承和静压轴承和动静压轴承的结构、功能等优缺点的比较， 尽管动静压轴承具有许多优点，但是由于平面磨床使用动静压轴承，容易使得主轴 抱死，所以决定对 M7130 主轴系统采用静压轴承进行改进。 2.6 主轴系统结构形式的选择、分析 2.6.1 主要结构设计要求 静压主轴系统是由主轴、轴承、节流器、供油系统、密封元件、驱动装置、轴 上附件及主轴箱体等组成，其结构设计的主要要求有： ① 系统具有足够的静态刚度及承载能力； ② 主轴回转精度高； ③ 制造、装配、调整工艺简便，制造成本低； ④ 稳定性好。包括系统工作可靠，密封可靠，零件变形小等； ⑤ 功率消耗小； ⑥ 噪声小。 在设计主轴系统时，首先根据被磨削零件的工艺要求，提出设计技术指标，进 [11]? 行方案讨论，选择适用的轴承类型，确定合理的机构形式和主要尺寸? 。对旧机床 进行技术改造时，则应参照原机床主轴即壳体的结构状况。在满足使用要求的前提 条件下，以少更换零件为宜。? 1） 静压轴承的支承问题： 综合考虑、分析加工、装配的难易程度，决定采用套筒式安装轴承（在主轴满 足刚度条件下） 。套筒的长度和外径，由套筒的最小厚度和主轴的刚度来决定。一 般在满足主轴刚度条件下取套筒壁厚大于 20mm。 2） 主轴 静压主轴轴承系统的主轴结构设计内容包括确定主轴轴颈， 跨度等各尺寸及尺 [12]? 寸精度，选自材料及热处理等? 。其要求为主轴结构尽量简单的，对称性好，材料 均质，热变性小等。根据轴承形式，即可确定轴的结构尺寸.(见零件图：轴)? 3） 轴承 机床静压主轴轴承通常仅保留主轴绕其轴线的旋转的自由度， 其余 5 个自由度 均受轴承约束。平面磨床? M7130? 主轴主要承受径向载荷，轴向载荷很小，所以静 压轴承可采用小孔节流径向静压轴承，位于主轴的前面部位，两个以径向轴承轴向 油面作为节流器的轴向推力轴承。 2.6.2 供油系统 供油系统是静压轴承系统的关键部件， 油泵的压力或流量是轴承承载能力的来 源，除要求有足够的流量及压力外，还要求供给轴承的润滑油清洁度高、温升抵、 压力稳定、工作可靠等[13]。基本要求有： ①在工作温度范围内， 能保证供给所需的压力及流量的润滑油， 压力脉动不宜过大， 通常为 3%左右； ②能确保润滑油清洁； ③有安全保护措施，以免某些偶然因素造成断油而使轴承损坏； ④有利于系统散热或控制温升； ⑤占地面积不宜过大。 2.6.3 供油系统类型的选择与分析? a、动静压轴承的供油方式种类? 1）恒压供油? 2）恒流量供油 考虑实际情况和经济情况，采用恒压供油系统供油。供油系统简图如图 2.6： 图 2.6 1.? 油箱及管道：? 供油系统? b、供油系统主要组件的选择：? 1）油箱及整个液压回路必须密封良好；? 2）液压回路须防止空气进入，并须消除储藏空气的地方；? 3）节流器后面的管通应有足够的刚度，不宜采用塑料、橡胶等刚度较差的油管；? 4）油管必须十分清洁，最好经酸流清除氧化皮等杂物；? 5）油箱内壁应涂以具有良好耐油性的涂料，并应便于换油和清洗； 油箱要有足够的容量。 2 油泵 静压轴承供油系统的油泵要求转速平稳， 噪声和压力波动小， 效率高， 寿命长。 各种齿轮泵、叶片泵及螺杆泵均能满足使用要求[14]。在供油系统具有良好的过滤措 施时，以叶片泵最为理想。一般油泵的额定输出压力：Pa=(1.2～1.5)Ps，一般油 泵的额定输出流量 Qp=（1.5～2)L/min。油泵额定输出压力与流量系数不宜取得太 大。以减少不必要的功率消耗及温升。 3 滤油器 滤油器是供油系统中的重要元件，它直接影响轴承的正常工作，引起节流器阻 塞，主轴及轴承的磨损甚至损坏等，因此对静压轴承供油系统中的滤油器有更高的 要求， 一般经过过滤器后， 润滑油中杂质的颗粒尺寸小于轴承最小油膜厚度的一半。 c、供油系统的过滤器的选择： 1）进油滤油器 一般采用精度 0.1～0.2 ㎜的网式滤油器。以防止油泵的堵塞。 2) 粗滤油器： 通常采用线隙式滤油器。以防止精滤油器堵塞但又不引起过大的压力损失，其 过滤精度为 0.02 ㎜左右 3）精滤油器 用来保证轴承及节流器的正常工作，一般采用纸质滤油器，其过滤精度为 0.005～0.01mm，也可采用线隙式滤油器，但在其外层包 1～2 层绸布，也有良好的 过滤作用。 d、压力继电器及压力表 压力继电器应使油泵建立一定压力后才允许启动主轴， 在运转过程中油泵压力 下降到一定程度时自行停车，以保护轴承不致损坏。压力继电器通常设置在节流器 前的管道上，如有特殊需要亦可在每个油腔装置一个压力继电器，但必须严格防止 漏油，消除贮藏空气的地方容积应尽量小。 压力表用以指示供油压力或油腔压力，与压力继电器相同，压力表装置在节流 器前的管道上，应尽量少装指示油腔压力的压力表的。 e、润滑油 静压轴承系统使用的润滑油，除应具有良好的抗氧化性、抗气泡性外，特别要 求润滑油清洁、无杂质[15]。基本上现有各类牌号的高速机油、主轴油和防锈机械油 均能满足使用要求。 f、密封 静压主轴轴承系统要求有良好的密封措施， 以防外界异物入侵及内部润滑油泄 出，密封元件的选择原则与强迫润滑动压轴承类同，一般情况下使用接触式密封元 件[16]。常用骨架式密封圈。对于卧轴结构，当油面低于主轴的情况，可用各种非接 触密封形式，常用味螺旋槽密封，其中以两段旋向相反的螺旋槽分别起到防尘及防 渗的形式最广。 根据以上原则，采用螺旋槽密封的端盖。端盖与套筒接触外无移动要求，可使用密 封圈进行密封。 g、驱动装置 驱动装置采用原平面磨床 M7130 的原有装置， 为了使主轴系统能与驱动装置相 配合，主轴上部分均采用原有结构，这样便于保证装配要求。 主轴箱体及主轴附件的设计 主轴采用套筒式是为了便于装配和互换。 采用套筒式比直接把主轴及轴承安装 在机床上时经济得多[17]。 h、主轴附件设计包括 调节垫圈、前后端盖等元件的设计。对于这些元件的设计，应尽量使其对成、 均质、并经严格的动平衡实验。 第3章 静压轴承的有关参数选择及计算 已知条件： 主轴转速：n＝1440r/min? 泵供油压力：Ps=1.5MPa? 图 3.1 主轴系统装配图 说明：本次设计采用板式小孔节流的形式，节流小孔直径为 Φ0.5mm，这种节 流具制造简单，反应灵敏，不易堵塞等优点。另外，即使同一种节流形式，轴承结 构不一样时，其性能差别较大。平面磨床 M7130 主轴主要承受径向载荷，轴向载荷 很小，所以静压轴承可采用小节流径向静压轴承 5 和 7，位于主轴的前面部位，两 个以径向轴承轴向油面作为节流器的轴向推力轴承 3 和 8，分别布置在前轴承的前 端面和后端面的后端面。考虑到转子悬伸所造成的挠度并不大，可以去掉电动机转 子后端的支承，这样有利于减小主轴支承的同轴度误差。在改装中，主轴直径从原 来 Φ70mm 增加到 Φ75mm,前后轴承跨距从原来的 680mm 缩短至 280mm， 砂轮悬伸长 度从原来的 160mm 缩短至 130mm。 从而有利于减少主轴挠度，提高主轴刚度。显然， 主轴支撑经改装后，有利于克服机床原结构上的缺点。 3.1 静压轴承结构 图 3.2 前轴承结构示意图 3.2 选择静压轴承参数? 1）轴承内径 D? 根据主轴尺寸，即可确定轴承内径：? D=75mm? R=37.5mm? 2）轴承的宽度： 根据经验，轴承宽度应满足条件：? B/D=0.8～1.5? 取 ：? 长径比：? B：D=80：75=1.07? 在 B/D=0.8～1.5 内，满足要求。 B?前=80mm? 3）节流比： ∵对于小孔节流静压轴承来说，轴承节流比最佳值为截流比 β=1.71， 但在实际调整过程中，由于节流比随温度的变化而变化，无法保证最佳状态，因此 只要油温在 20°C—50°C。 范围时， 能保证节流比相应地在 β=1.5-3 范围内变化， 就可以认为节流比达到最佳状态。 ∴ 4）轴承的间隙 h0： ∵50≤D≤100，且轴转速较高?n=1440r/m? 根据经验取：? 取：? h0=（0.00025～0.0004）D? h0=0.025mm? 取 β=1.71? 5）轴承轴向封油面的宽度 C1?周向封油边宽度?b1? C1=?b1≈0.1D? =0.1×75? =7.5mm? 油腔的轴向宽度 L=B?2?C1=65mm? 6）动力黏度 n? 2? ∵轴承用油选为 N3 粘度等级的主轴油，又运动粘度为 v=2.9?3.5?mm? /s? ∴动力黏度 η 50℃ 3? =2.8x10 =Pa·s，ρ50℃=836kg/?m? -2 7)周向回油槽尺寸 ∵? D=75mm? ∴回油槽宽 b2? =4mm 8）轴承油腔的周向包角 2θ1? 0? 0? ∵? 2θ1? =60? -70? 0? ∴选 2θ1=65? 回油深槽深 z2=0.8mm? 9）油腔深度?t? t=(30?60)?h0? ∴油腔深度 t=2mm 10)轴承材料选用锡青铜 3.3 计算节流小孔直径 d0 和轴承间隙 h0 1. 油腔压力 PR? P? = R? P? = 15 /?1?.?71?= 8?.?77?kg?/? cm? b s? 2? 2. 油腔的封油边流出的流量 QR? R?h? P? ( R? 0? 3? l?c? 1? R?b? 1? + 2? 1?)? q Q? = R? 6? c? h 1? 3. 流过节流小孔的流量 Qf 流过节流小孔的流量 Qf 可由下式给出： 2? p?d?0?a 2? P? - P? )? (? S? R? Q?f? = 4? r 4. 静压腔的封油边流出的流量 QR 与流过节流小孔的流量 Qf 相等 Qf=QR，则? p d? a? 2? P? - P? )? (? S? 0? R? = 4 r 2? l? 1? 3? R?h? P? (? c? + 2? 1?)? R? 0? R?b? q 1? 6? c? h 1? 把己知参数值代入，可得? 0?7? ? d? .? p 0 4? 2? .? ? .? 32?5? .? p 3? 6?5? 0?75? 3?75?? 8?77?? h? (? .? .? + 2?? )? 0? 2?15?- 8?77? (? .? )? 3?75?? 0?75? .? .? 180? = - 7? -8? 8?36??10? .? 6?? 28??10? ? 0?75? .? 2? 3? 2121.? 40492?d? =?74832113?2?h? .? 0? 0? d? = 35274.?8?h? 0? 2? 3? 0? 计算一组?d?0 - h? 值，如表 3-1 所示。 0? 2? 3? 表 3-1? d? - h? 值 0 0? 2? 3? h0 0.0025 d0 0.023 0.0028 0.028 0.0030 0.031 0.0032 0.034 0.004 0.048 0.0045 0.057 取 d0=0.05cm=0.5mm，h0=0.004cm=0.04mm; 当 d0=0.05cm，h0=0.004cm=0.04 mm 时，静压油腔压力的计算过程如下:? l? 1? 3? R?h? P? (? c? + 2? 1?)? R? 0? R?b? q 1? 6? c? h 1? p d? a? 2? P? -?P? )? (? S? 0? R? = 4 r 2 2? (? p?? 0?7?? 0?05? 2?15?- P? )? .? .? R? 4? 6?5?? 0?75? 2?? p ? 32?5? .? .? .? 3? 3?75?? 0?004?? P? ? (? .? + )? .? R? 3?75?? 0?75? .? .? 180? = - 7? -8? 8?36??10? .? 6?? 28??10? ? 0?75? .? 2.? 125? (? -?P? )? = 0?60064?P? 15? .? R? R? (15?-?P? )? = 0?28265?P? .? R? R? 0?07989?P? +?P? - 15?= 0? .? R? R? 解此二次方程得:? 2 P? =?8.?8?M? P? R? a? S b =? P? = 15 /?8?8?= 1?70? .? .? P? R? 满足节流比最佳状态 3.4.验算油膜刚度 J? （1）油腔的有效承载面积?Ae? A? =?2?R?(?l?+ C?)?sin? e? 1 (? 1?+ q 2?)? q 2? 式中q? ——油腔包角的一半； 1? q?2?——油腔中线到周向回油槽的边的夹角，见图 3-2。本计算中 q? =?32?.?5?+ 180?? 7?.?5?/?37?.?5?/?p = 32?.?5?+ 9?.?42?= 43?.?96?° A = 2 ? 3?.?75?(?6?.?5?+ 0?.?75?)?? sin(?32?.?5?+ 43?.?96?)? 2 e? = 52?86?cm? .? 2? （2）小孔节流的油膜刚度 J? 小孔节流的油膜刚度 J? 可由下式给出：? J? = 12?A? P? (? - 1? cos? ? b )? q 1 e? s? )? h? b (?2?b - 1? 0? = 12 ? 52?86?? 15?? (? .? - 1? ? cos?32?5? .? 1?70? )? .? 0?004?? 1?70?? (? ? 1?70?- 1? .? .? 2? .? )? =344197N/cm ≈344N/μm 满足设计要求。 3.5 径向轴承流量 f （1）通过一个小孔节流器的流量 Q? Q?f? =? = 2? p?d?0?a 2? P? - P? )? (? S? R? 4? r 2 p? ? 0?05? ? 0?7?? 2?? (? - 8?5? /?8?36?*? -7? .? 15? .? )? .? 10? .? 4? 3 =?5?417?cm? /?s? .? Q? =? f? 5.? ? 60? 417? 1000? =0.325L/min （2）4 个径向油腔的流量 Q? 径? 1? Q? 径1? = 4?Q? = 4?? 0?325?= 1?30? /?min? .? .? L? f （3）2 个径向轴承的流量 Q? 径? Q 径 = 2?? 1?30?= 2?6?L?/?min? .? .? 3.6 径向静压轴承各设计参数取值如下 D=75mm=7.5cm，半径 R=37.5mm=3.75cm； B?前=80mm=8cm； 轴承直径 轴承宽度? B/D=0.8～1.5? 周向封油边 油腔包角 油腔深度 回油槽 轴向封油边? C1=?b1≈0.1D=0.1×75=7.5mm=0.75cm； b1=7.5mm=0.75cm； l=6.5cm 2θ1=65?； t=2mm=0.2cm； 宽 x 深=4mmx0.8mm=0.4cmx0.08cm； h0=0.004cm=0.04 mm； β=1.70； d0=0.05cm; a=0.7 η50℃=2.8x10-2=Pa·s， ρ50℃=0.836kg/L 供油压力 油腔压力 Ps=1.5MPa。 Pr=0.88 MPa 静压腔的轴向宽度 轴承半径间隙 节流小孔直径 小孔流量系数 小孔节流的最佳节流比 采用 N3 粘度等级号主轴油参数 第四章 静压轴承的有关参数选择及计算 4.1. 止推轴承结构 图 4.1 止推轴承结构示意图 4.2 止推轴承的基本参数止推轴承的基本参数，如图 4.1 所示。R1 到 R2 和 R3 到 R4 是静压止推轴承的 内外封油边，R2 到 R3 是静压止推轴承的油腔 图中各参数的取值如下： r1=3.25cm r2=3.9cm r3=4.6cm r4=5.25cm 间隙 h0z=0.003cm 小孔节流器直径 d0z=0.05cm 4.3 止推轴承节流比的确定止出 从止推轴承油腔流出的流量 Q? 2? 4? p h?z? P? ln r? r? RZ? 0? 3? 可由下式给出：? Q? 止出 = r?r? 6? ln? r? ln? r? h r? r? 2? 1? 4? 3? 1? 3? 式中?h? z? ——止推轴承间隙，?h? z? = 0?003? ；? .? cm? 0? 0 P RZ?——止推轴承油腔压力。流经节流小孔的流量 Q? 可由下式给出：? 节 Q?节 = ap? d?z? 2 2? P? - P? )? (? S? R? r 4? 式中 a——小孔流量系数 a=0.7? d?0?z?——小孔直径?d?0?z?=0.05cm r ——润滑油密度 r =0.836 ㎏/L。? Q? = Q?节 止出即? 2? 4? p?h?z? P? ln?r? r? RZ? 0 3? Q? 止出 = r?r? 6? ln? r? ln? r? h r? r? 2? 4? 3? 1? ap d? z? = 2? 2? p? - P? )? (? R? s? 1? 3? r 4? 3 p? ??0?003? ? P?RZ ? ln?? .? 2?? (15?- P?RZ?)? .? .? ? 3?9?? 5?25?? 2? .? p ÷ 0?7? ? 0?05? ? .? 8?36?? 10? 7? .? .? .? è 3?25?? 4?6?? = 3?9? .? 5?25? .? 4? 6?? 28?? 10? 8?? ln? ? ln? 3? 25? ..? 4?6? .? 0?659?P?Rz =? 2?125? 15?- P?Rz? .? .? 2 0?096?P? = 15?- P? .? Rz Rz? 2 0?096?P? +?P? - 15?= 0? .? Rz? Rz? 解此二次方程，得? 85? P Rz? = 0.? MPa? S 此压力合适。节流比?b =? P? P? R? = 15 8?5?= 1?76? .? .? 4.4 止推轴承流量节 一个止推轴承流量 Q? 可由下式给出:? ap? d?z? 2 2? P? - P? )? (? S? R? Q?节 = = r 4? 2 0?7?? p? ? 0?05? ? .? .? 2?? (15?- 8?5? .? )? - 7? 8?36?? 10? .? 4? 3 =?5?42?cm? /?s? .? = 0?33? /?min? .? L 4 个轴向油腔的流量 Q? =4 Q? =1.32L/min 轴节 两个止推轴承的流量 Q? 可由下式给出:? z? Q? = 2?Q? z 节 = 2?? 1?32?= 2?64? /?min? .? .? L? 4.5 止推轴承的刚度 J?Z? = 式中?P S? = 1.?5? MPa?；?b =? s ) 12?P? A? (b? - 1? S? ez? h? z?b (2?b - 1?)? 0 0 z? p? = 1.? ；?h? 76? P? R? = 0?003? 。 .? cm? ? ? ? 2? 2? ÷ 2? 2? p? ? r? - r? r? -? 1? ÷ r? Aez? = 2 ? 4? r? 3? - 2? r? ÷ ? ÷ 4? ln? 2? ÷ ? ln? r?3? r? ? 1? è ? ? ? 2 2? 2? 2? ÷ 5?25? - 4?6? 3?9? - 3?25? ÷ .? .? .? .? p? ? ? 5?25? .? 3?9? ÷ .? ? ln? ? ln? ÷ 4?6? .? 3?25? ? .? è = 2? = 36.? cm? 03? 2? J?Z? = ) 12?P? A? (b? - 1? S? ez? h? b (2?b - 1?) 0 z? = 12?? 15?? 36?03?? (1?76?- 1? .? .? ) 0?003?? 1?76?? (2?? 1?76?- 1? .? .? .? )? 370439N/cm≈370N/μm 刚度足够。 4.6 止推轴承的设计参数 r1=3.25cm r2=3.9cm r3=4.6cm r4=5.25cm 间隙 h0z=0.003cm 小孔节流器直径 d0z=0.05cm。 第五章 供油泵及供油泵电机的选择 5.1. 总流量 Q Q=2.6L/min+2.64L/min=5.24L/min 轴承总流量?Q? = Q? + Q? = 5?24?L?/?min?,考虑有一定的溢流量， .? 油泵 总 径 Z 供油流量不少于 6L/min。 5.2.供油泵的选择选用 6.3mL/r 叶片泵，其主要性能指标: 额定流量 10 L/min，8.7 L/min 压力 1.5MPa 时； 额定供油压力 6.3MPa； 允许最高转速 1450r/min。 5.3. 油泵电机的选择 （1）油泵供油压力本设计选用供油压力为 1.5MPa， 为保证有一定可调量， 油泵供油压力选为 2.5 MPa。 （2）油泵供油流量 本设计所须流量为 6 L/min，考虑到本设计采用 N3 等级主轴油，油的黏度为 3 mm2/s、选用叶片泵，型号为 YB1 一 6.3 单级叶片式液压泵。 （3）油泵电机功率? P须? = PQ? = 35 ? 6?3?? 1450? .? = 0?53? .? KW? 60?? 10000? 油泵电机主要参数如下 功率 1.1 kW； 转速 1450r/min； 安装形式 V1 (采用 B5 形式) 型号 Y908—4。 第六章.液压元件选型说明 6.1 储能器在突然断电的情况下，静压浮升需要的最低供油压力不能低于 0.8 MPa。希望 保持在 5 s 内供油压力不低于 0.8 MPa。 轴承总需求流量为：? 6240? 3 = 104?cm? /?s? 60? Q? 总 = 5?24?+ 1?= 6?24? /?min? = .? .? L? 5s 内需求润滑油体积为? X?须 = 104 ? 5?= 0?520? .? L? V? 设储能器的容积为 V，充气压力为 0.6 MPa，再充入压力为 1.5 MPa、体积为 V1.5 的压力油，再放到 0.8 MPa 时能流出的压力油体积为 V0.8，则有：? V? 0.? 8? = 0?520?L? .? V? ? 0?6?? (1?5?- 0?6? .? .? .? )? = 0?6? .? V? 0?6?? 1?5? .? .? V?1.?5?= V? ? 1?5?? (1?5?- 0?8? 0?6? ? 1?5?? (1?5?- 0?8? .? .? .? ) .? V? .? .? .? )? 1? =?V? .?5? = = 0?3567?L? .? 0.? 8? 1?5?? 0?8? .? .? 1?5?? 0?8? .? .? V? = 0.? L? 735? 选 1 L 容积的储能器。 实际上储能器在放油过程中，压力从 1.5 MPa 连续下降到 0.8 MPa 的同时，轴 承的流量也从 4.28L/min 不断下降，这是连续变化的过程。因此，实际的储能器的 供油时间要大于 5s。 6.2 滤油器的过滤精度一般认为过滤精度为最小轴承工作间隙的 1/3。本设计中最小轴承工作间隙为 0.018mm（不允许再小）取过滤精度 5μm。其他元件选型说明略。 第七章 轴承功率消耗计算 7.1 径向轴承发热（功率消耗) 主轴单元设计最高转速 1440r/min； 轴承线速度? m = pDn?/ 60?= p ? 9?? 1440?/?60?= 678? /?s? cm? 径向轴承功率消耗，由油的内摩擦引起。可分为 3 部分: S1——油腔部分； S2——轴向封油边部分； S3——周向封油边部分。? F?f 油腔部分?h? = 0?15? ； .? cm? 1 封油边部分?h? = h? = 0?003? ； .? cm? 2 3? = TS? = S? hm h? 2? 油腔部分?S? = r?q 1?? 7.? = p ? 7?5?? 65?? 7?2?/?2?/?180?= 30?62?cm? ； 2? .? .? .? 1? 2? 轴向封油边部分?S? = 2 ? 0?75?? 7?5?? 3?1415?? 66?/?2?/?180?= 6?38?cm? ； .? .? .? .? 2? 2? 周向封油边部分?S? = r?q 2?? 9 = p ? 7?5?? 24?? 9?/?2?/?180?= 14?13?cm? 。 .? .? 3? 则：? F?f?1 = F?f?2 = S?hm? = 30?.?62?? 28?? 10? 0?15? .? h? 1? 1? -8? ? 678? ? 0?04?N? .? S? hm? = 6?.?38?? 28?? 10? 0?003? .? h? 2? 2? 3? 3? -8? ? 678? ? 0?4?N? .? F?f?1 = S?hm = 14?.?13?? 28?? 10? 0?003? .? h? -8? ? 678? ? 0?8? .? N? 单个径向轴承的内摩擦阻力?F? 1?可由下式给出 径 F?径1?= 4(F?f?1?+ F?f?2?+ F?f?3?)? = 4 ? (0?04?+ 0?4?+ 0?8? .? .? .? )? = 4.? N? 96? 前后两个径向轴承完全相同，径向轴承的内摩擦阻力?F?径 可由下式给出? F? 径 = 2?F? 1 = 2?? 4?96?= 9?92?N? .? .? 径 径向轴承的摩擦功率?P 径 可由下式给出? P? = F? 径 径 m = 9.? ? 6?78?= 67?3? 92? .? .? W? 7.2 止推轴承的内摩擦止推轴承的内摩擦阻力?F?z? 可分为外止推面?F?z1?、油腔部分?F?z2?、内止推面? F?z3?共 3 部分组成。因为止推轴承的线速度是随着直径的增加而增大的。? d?F?z1 = d?s?hm? 1? h? （9-1） 式中，?d?S?1?= 2prdr?；m = r? ；h?= h?z1?。? w d?F?z? =? 1? 2prdr? r? hw h?z? 1? r?2? 2? r? dr? F?z?1?= 2phw?ò h h?z?1? 2? phw r? ò 3?h? 1? z? 3? r? 2 = h = 3? 3? 2?? p? ? 28?? 10? 8 ? 2?? p ? 3000?? (3?9? - 3?25? )? .? .? 3?? 60?? 0?0025? .? =2N? 第一部分的摩擦功率?P?fz1?可由下式求出： P?fz1 =? M?w? = 2 ? (3?9?+ 3?25? ? 3000?? 2?? p .? .? )? 60?? 2? = 224.? N?× m?/?s? = 224?5? 5? .? W? 同理 P?fz 2 = = ( .? 3? .? 3? ? 2?? p? ? 28?? 10? 8?? 2?? p ? 3000? 4?6? - 3?9? )? w 3?? 60?? 0?3? .? 0.? ? (4?6?+ 3?9? ? 3000?? 2?? p? 03? .? .? )? 2?? 60? = 4 N?× m?/?s? = 4? W? ( .? 3? .? 3? ? 2?? p? ? 28?? 10? 8?? 2?? p ? 3000?5?25? - 4?6? )? w 3?? 60?? 0?0025? .? P?fz 3 = = 2.? ? (5?25?+ 4?6? ? 3000?? 2?? p? 24? .? .? )? 2?? 60? + P? 3? = 224?5?+ 4?+ 346?4?= 0?58? .? .? .? kW? fz? =?346.? N?× m?/?s? = 346?4? 4? .? W? P? = P? + P? z? fz? 1 fz?2? 7.3 轴承的总摩擦功率? P? = P + P? z? 径 = 0.? + 0?067?= 0?655? 58? .? .? kW? 泵功率 0.25kW； N=0.655+0.25=0.9kW=1.2hp。 总发热功率 选用 2hp 制冷压缩机，从计算过程可发现，发热功率与轴承半径的立方成正比，与 轴承线速度成正比。 第八章 静压轴承的装配特点与轴承节流比的调整 8.1 静压轴承的装配特点轴承外径和壳体之间必须采用过盈配合，过盈量一 般 要 达 到 0 . 0 0 5 - 0 . 0 1 左 右 ， 避 免 配 合 面 上 因 有 间 隙 而 引起油路互通， 影响轴承的承载能力。主轴与径向轴承之 间的径向间隙以及轴向推力轴承的轴向 间隙，通过磨配 来达到要求值。另外，装配中要保证各油孔位置正确，以 免影响 润滑油的流动。 装配前要对全部装配件用汽油清洗干净。装配后. 应先将干净的经过绸布过 滤的煤油注人油箱，然后开动液压泵，便煤 油在系统中循环流动仙，对系统 进行全面清洗。在冲洗过程中，要使液压泵开停数次，并及 时对粗、精滤油网进 行拆洗，直到系统中的全部杂质排净为止。 必须按设计要求选用润滑油。必须认真检查供油装 置中的压力继电器和蓄能 器能否正常工作。 8.2 轴承节能比的调整方法对于小孔节流静压轴承来说，由实验和理论计算都 可证实轴承节流比的最佳 值为β=1.71。但是在实际调整 过程中，由于节流比会随油温的变化而变化，无法 保持最 佳值状态。因此，只要油温在 20 ?-50 ?变 时 保证节流比相应地在序β 化 ， =1.5-3，即可以为节流比巳经调整到最佳状态。当调整节流比时，主要是通过改变 节流小孔直径的大小来实现调整。 一般对节流板半成品可以多加工几块以便调整中 使用。 在调整节流比时， 若不改变轴承的间隙， 那么当轴承油腔压力低于要求值 时, 应增大节流小孔的直径。 当轴承油虚压力高于要求值 时， 应减小节流小孔的直径。 为了确定节流小孔直径的合 适值，应首先测量出轴承的实际间隙，然后结合供油 压力 情况，按有关图表进行选取。 参 考 文 献 [1] 孙桓，陈作模 主编. 机械原理（第七版）[M] .北京：高等教育出版社，2001 [2] 张直明等.滑动轴承的动力润滑理论[M] .北京: 高等教育出版社，1986 [3] 孙恭寿，冯明.液体动静压混合轴承设计[M] .北京：世界图书出版公司，1993 [4] 庞志成、陈世家.液体静压动静压轴承[M] .哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，1991. 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[14] 濮良贵，纪名刚.机械设计. 北京：高等教育出版社，1996. 致 谢 大学最后阶段的毕业设计结束了， 这次毕业设计的主要任务是对外圆平面磨床 M7130 进行静压轴承的改装和优化设计。通过这次完整的系统设计掌握了改造设计 一般方法和步骤，综合复习了大学四年所学的部分知识，特别是有关专业知识，学 会了用专业知识技术对机床设计分析方法， 巩固了以前所学的课本知识并较熟练地 掌握 AutoCAD 制图软件， 如何在相关网站查找一些相关的资料还有就是在学校图书 馆也看了不少有关设计的书籍开阔了自己的视野，学会了综合运用分析问题的能 力。 本次设计，得到了张老师的直接指导和帮助，使我增进知识面的同时，也使自 己在对待同事和态度又有了全新的认识，使自己受益非浅，在此我郑重的向我的毕 业设计老师和帮我的老师及同学说声谢谢。 由于这次设计任务繁重，同时时间有限，再加上本人的水平有限，在设计过程 中难免有遗漏和过错， 希望能得到老师及同学的批评指正， 以使自己在今后的工作、 生活中的能加以改正。 大学四年的生活马上就要结束了，毕业设计是大学四年的一个总结，在这大学 四年当中你到底学到了些什么东西， 在作毕业设计时你会发现你会发现你在大学里 学的专业知识实在实在是少之又少，但也学了不少东西，以前我很少独立完成一件 事情， 但经过这次的毕业设计完全是我一个人独立完成得， 对于这点我感到很自豪， 觉得自己正的得长大了，对自己的将来更加有信心了，这将会使我在以后的工作中 得到很大的帮助和鼓励。