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摘 要：高速机床已经是机床发展的必然趋势，因此轴承理论在高速机床方面的应用研究必须逐渐完善。本文通过对当前高速机床主轴支承方式的研究，总结出当前高速机床主轴最常用的主轴轴承支承结构。依据滚动轴承理论和机床主轴性能要求，分析主轴轴承预紧力确定方法。
关键词：高速机床；主轴轴承；预紧力
1 主轴轴承组合结构的确定
轴承技术向高速高精度发展已经是一种必然的趋势，与低速运行的轴承相比，轴承高速转动时，滚动体的离心力和陀螺力矩大，从而会导致发热量增加，温度升高，因此高速轴承特别要关注转速对温升的影响。通过陶瓷与轴承钢的对比，陶瓷密度值约小1/2以上，可减小作用于滚动体的离心力，且陶瓷膨胀系数小，高速时用陶瓷球轴承与轴承钢球相比可以得到较低的温升。目前在高速机床主轴多采用高速精密角接触球轴承组合支承。
1.1主轴轴承组合特点的分析
由于高速机床主轴通常不是用单个的轴承支承，而是根据不同的要求，用多个同一类型或不同类型的轴承组合支承，轴承组合性能特点的方法如下。
1.1.1动静态特性分析
机床主轴的静态特性对主轴及其零部件的强度刚度进行校核，避免故障；动态性能分析主要是避免振动对主轴的工作性能的影响。
1.1.2转速范围判断分析
机床主轴适用的转速范围受其所用的轴承和其支承结构的影响。一般普通机床转速一般都在5000r/min以下，而现在的高速机床及加工中心一般都用高速精密角接触球轴承，电主轴结构转速可达几万甚至十几万。要判断某一种轴承组合方式具体适用的转速范围，可以参考所选轴承类型给出的极限转速值，不同情况再乘以相应的系数。
1）在不同配置中，由于每个轴承的误差不一致，使整个轴承组合的转速有所下降，轴承组配数越多，主轴的速度越低，速度系数越小，用查表得到的极限转速乘以这个系数值。
2）载荷大小。当轴承在P>0.1C载荷条件下运行时，滚动体与滚道接触面的接触应力增大，温升增高，将影响润滑剂的性能，因此需要将样本所给的极限转速乘以载荷系数。
3）载荷种类和方向。如果向心轴承同时承受径向载荷和轴向载荷的联合作用时，由于承受载荷的滚动体数量增加，摩擦发热大，这时需要将样本查出的极限转速乘以载荷分布系数。
4）润滑剂和润滑方式。样本所列极限转速适用于一般润滑状态，即油浴润滑或滴油润滑，如果用循环油润滑、油雾润滑、喷射润滑、油气润滑等则可提高轴承的极限转速1.5-2倍。
1.1.3结构特点分析
对某一种机床主轴结构的分析，要明确它所能承受的载荷、预紧方式及热补偿方法等。一般两支承结构都是固定一端，向另一端热伸长，而预紧方式以定位预紧居多，多采用螺母、垫片和端盖进行定位预紧。
1.2确定分析对象
随着高速机床的发展，电主轴的应用越来越多。现代高速主轴多采用两支承轴承组合结构。
角接触球轴承是采用最多的高速轴承，通过总结得到目前采用最多的主轴支承结构如图1-1所示。角接触球轴承必须成对使用，并且为了满足刚度载荷等要求，通常每端用两个角接触轴承串联。当承受的载荷在两组轴承之间时采用面对面安裝，反之，则采用背对背安装。
高速轴承由于离心力较大，通常选用直径和接触角较小的轴承，以7008C轴承为例分析计算，接触角15°，采用定压预紧，高速轴承承受的轴向载荷通常较小，在计算中，静态时控制在700N以内，考虑转速时控制在300N以内。在高速主轴中普遍采用的轴承精度等级为P2级，隔套的加工尺寸的精度等级通常为IT2级。
2 主轴轴承预紧力确定
高速机床因为加工精度高，所以要求主轴有较高的刚度。增大预紧力可以提高主轴的刚度，但同时会使得主轴轴承的发热量增大，温升过高，因此又需要控制预紧力的大小，从刚度和温升两个方面给出主轴轴承预紧力的设计方法。
2.1拟静力学分析和刚度计算
静力学模型因为没有考虑转速的影响，所以对高速轴承的计算误差较大，只能作为拟静力学分析的基础；拟静力学分析是当前最为常用的方法。
由拟静力学分析得到静态时轴承的轴向刚度Ka：
其中Fa为预紧力，δa为内圈轴向位移a为变化后的内外接触角，Z为滚动体数量，Ki、K0为接触系数。
2.2拟动力学分析
拟动力学分析是精确计算摩擦力矩的基础，拟动力学方法与拟静力学方法在本质上是一样的，结合滚动接触理论的拟静力学分析在某种意义上说就是拟动力学分析，它摆脱了滚道控制理论的限制。轴向载荷越大产生的打滑现象越少，轴向载荷越小越容易打滑。通过拟静力学分析，可以已知椭圆接触面的长轴、短轴、弹性趋近量、压力及压强，在此基础上可以计算油膜厚度、滑动速度、切向摩擦力、摩擦力矩及滚滑状态。
假设球轴承外圈固定，内圈自由转动，整体和第j个滚动体的受力情况如图2-2所示。第j个滚动体将在切接触砸切向拖动力、法向接触力、拖动力矩、离心力和陀螺力矩的联合作用下达到平衡状态；而球轴承内圈则在外载荷、来自Z个滚动体的切向拖动力和法向接触力的联合作用下达到平衡状态，由分析得到：
轴承内圈阻力矩：
自旋和陀螺运动产生的X和Y向的接触摩擦力分别为： 和
2.3热分析
高速机床主轴轴承温升是一个重要的控制目标。
目前对于主轴轴承发热量的计算基本是采用经验公式，计算误差较大，温度场多采用有限元方法分析，由于轴承在联合载荷作用下各个滚动体的受力不对称，所以对轴承建模时必须建立全轴承的模型，并将计算得出的热源加载在给定对流系数及温度环境，根据温度场计算结果进行热分析。
2.4预紧力设计
在普通机床主轴系统中预紧力的计算方法通常采用比较简单或者依靠经验公式，不够精确。高速机床的性能要求较高，所以本文提出了较为精确的预紧力设计方法，主要考虑主轴对于刚度和温升的要求，计算预紧力的流程为：
首先选取一个预紧力，然后进行拟静力学分析在分析中得出刚度并且校核刚度是否满足要求，刚度合格后进行拟动力学分析得出摩擦力和阻力矩并采用ANSYS进行热力学分析得出温升，校核温升是否满足要求若不满足要求，需重新选取预紧力，直至得到合适的预紧力。
结论
本文提出了较为精确的预紧力设计方法，采用拟静力学分析计算处刚度并为拟动力学分析提供初值，当刚度满足要求后再进行拟动力学分析，拟动力学分析作为热分析的基础，通过对温升的校核，得到满足要求的预紧力。
参考文献
[1] 杨立方，叶军.高速加工中的机床主轴轴承技术[J].轴承.2012（1）：54.59
[2] 卢刚.浅谈滚动轴承设计制造技术及发展[J].机械研究与应用，2007，1：1.2
关键词：高速机床；主轴轴承；预紧力
1 主轴轴承组合结构的确定
轴承技术向高速高精度发展已经是一种必然的趋势，与低速运行的轴承相比，轴承高速转动时，滚动体的离心力和陀螺力矩大，从而会导致发热量增加，温度升高，因此高速轴承特别要关注转速对温升的影响。通过陶瓷与轴承钢的对比，陶瓷密度值约小1/2以上，可减小作用于滚动体的离心力，且陶瓷膨胀系数小，高速时用陶瓷球轴承与轴承钢球相比可以得到较低的温升。目前在高速机床主轴多采用高速精密角接触球轴承组合支承。
1.1主轴轴承组合特点的分析
由于高速机床主轴通常不是用单个的轴承支承，而是根据不同的要求，用多个同一类型或不同类型的轴承组合支承，轴承组合性能特点的方法如下。
1.1.1动静态特性分析
机床主轴的静态特性对主轴及其零部件的强度刚度进行校核，避免故障；动态性能分析主要是避免振动对主轴的工作性能的影响。
1.1.2转速范围判断分析
机床主轴适用的转速范围受其所用的轴承和其支承结构的影响。一般普通机床转速一般都在5000r/min以下，而现在的高速机床及加工中心一般都用高速精密角接触球轴承，电主轴结构转速可达几万甚至十几万。要判断某一种轴承组合方式具体适用的转速范围，可以参考所选轴承类型给出的极限转速值，不同情况再乘以相应的系数。
1）在不同配置中，由于每个轴承的误差不一致，使整个轴承组合的转速有所下降，轴承组配数越多，主轴的速度越低，速度系数越小，用查表得到的极限转速乘以这个系数值。
2）载荷大小。当轴承在P>0.1C载荷条件下运行时，滚动体与滚道接触面的接触应力增大，温升增高，将影响润滑剂的性能，因此需要将样本所给的极限转速乘以载荷系数。
3）载荷种类和方向。如果向心轴承同时承受径向载荷和轴向载荷的联合作用时，由于承受载荷的滚动体数量增加，摩擦发热大，这时需要将样本查出的极限转速乘以载荷分布系数。
4）润滑剂和润滑方式。样本所列极限转速适用于一般润滑状态，即油浴润滑或滴油润滑，如果用循环油润滑、油雾润滑、喷射润滑、油气润滑等则可提高轴承的极限转速1.5-2倍。
1.1.3结构特点分析
对某一种机床主轴结构的分析，要明确它所能承受的载荷、预紧方式及热补偿方法等。一般两支承结构都是固定一端，向另一端热伸长，而预紧方式以定位预紧居多，多采用螺母、垫片和端盖进行定位预紧。
1.2确定分析对象
随着高速机床的发展，电主轴的应用越来越多。现代高速主轴多采用两支承轴承组合结构。
角接触球轴承是采用最多的高速轴承，通过总结得到目前采用最多的主轴支承结构如图1-1所示。角接触球轴承必须成对使用，并且为了满足刚度载荷等要求，通常每端用两个角接触轴承串联。当承受的载荷在两组轴承之间时采用面对面安裝，反之，则采用背对背安装。
高速轴承由于离心力较大，通常选用直径和接触角较小的轴承，以7008C轴承为例分析计算，接触角15°，采用定压预紧，高速轴承承受的轴向载荷通常较小，在计算中，静态时控制在700N以内，考虑转速时控制在300N以内。在高速主轴中普遍采用的轴承精度等级为P2级，隔套的加工尺寸的精度等级通常为IT2级。
2 主轴轴承预紧力确定
高速机床因为加工精度高，所以要求主轴有较高的刚度。增大预紧力可以提高主轴的刚度，但同时会使得主轴轴承的发热量增大，温升过高，因此又需要控制预紧力的大小，从刚度和温升两个方面给出主轴轴承预紧力的设计方法。
2.1拟静力学分析和刚度计算
静力学模型因为没有考虑转速的影响，所以对高速轴承的计算误差较大，只能作为拟静力学分析的基础；拟静力学分析是当前最为常用的方法。
由拟静力学分析得到静态时轴承的轴向刚度Ka：
其中Fa为预紧力，δa为内圈轴向位移a为变化后的内外接触角，Z为滚动体数量，Ki、K0为接触系数。
2.2拟动力学分析
拟动力学分析是精确计算摩擦力矩的基础，拟动力学方法与拟静力学方法在本质上是一样的，结合滚动接触理论的拟静力学分析在某种意义上说就是拟动力学分析，它摆脱了滚道控制理论的限制。轴向载荷越大产生的打滑现象越少，轴向载荷越小越容易打滑。通过拟静力学分析，可以已知椭圆接触面的长轴、短轴、弹性趋近量、压力及压强，在此基础上可以计算油膜厚度、滑动速度、切向摩擦力、摩擦力矩及滚滑状态。
假设球轴承外圈固定，内圈自由转动，整体和第j个滚动体的受力情况如图2-2所示。第j个滚动体将在切接触砸切向拖动力、法向接触力、拖动力矩、离心力和陀螺力矩的联合作用下达到平衡状态；而球轴承内圈则在外载荷、来自Z个滚动体的切向拖动力和法向接触力的联合作用下达到平衡状态，由分析得到：
轴承内圈阻力矩：
自旋和陀螺运动产生的X和Y向的接触摩擦力分别为： 和
2.3热分析
高速机床主轴轴承温升是一个重要的控制目标。
目前对于主轴轴承发热量的计算基本是采用经验公式，计算误差较大，温度场多采用有限元方法分析，由于轴承在联合载荷作用下各个滚动体的受力不对称，所以对轴承建模时必须建立全轴承的模型，并将计算得出的热源加载在给定对流系数及温度环境，根据温度场计算结果进行热分析。
2.4预紧力设计
在普通机床主轴系统中预紧力的计算方法通常采用比较简单或者依靠经验公式，不够精确。高速机床的性能要求较高，所以本文提出了较为精确的预紧力设计方法，主要考虑主轴对于刚度和温升的要求，计算预紧力的流程为：
首先选取一个预紧力，然后进行拟静力学分析在分析中得出刚度并且校核刚度是否满足要求，刚度合格后进行拟动力学分析得出摩擦力和阻力矩并采用ANSYS进行热力学分析得出温升，校核温升是否满足要求若不满足要求，需重新选取预紧力，直至得到合适的预紧力。
结论
本文提出了较为精确的预紧力设计方法，采用拟静力学分析计算处刚度并为拟动力学分析提供初值，当刚度满足要求后再进行拟动力学分析，拟动力学分析作为热分析的基础，通过对温升的校核，得到满足要求的预紧力。
参考文献
[1] 杨立方，叶军.高速加工中的机床主轴轴承技术[J].轴承.2012（1）：54.59
[2] 卢刚.浅谈滚动轴承设计制造技术及发展[J].机械研究与应用，2007，1：1.2