精密萬能工具磨床主軸頭及其進給機構設計

精密萬能工具磨床主軸頭及其進給機構設計,精密萬能工具磨床主軸頭及其進給機構設計,精密,萬能,工具,磨床,主軸,及其,進給,機構,設計 學號： 畢業(yè)設計題目 精密萬能工具磨床主軸頭及其進給機構設計 學院專業(yè)班級 學 生 姓 名 楊帥 性別 指 導 教 師 張 麗 秀 職稱 副 教 授 1. 畢業(yè)設計選題論證書 共 頁 2. 畢業(yè)設計任務書 共 頁 3. 畢業(yè)設計開題報告 共 頁 4. 畢業(yè)設計進度檢查表 共 頁 5. 畢業(yè)設計指導教師評定意見 共 頁 6. 畢業(yè)設計評閱人評閱意見 共 頁 7. 畢業(yè)設計答辯記錄及成績 共 頁 8. 畢業(yè)設計答辯委員會評審意見 共 頁 畢業(yè)設計選題論證書 畢業(yè)設計題目 精密萬能工具磨床主軸頭及其進給機構設計 指導教師姓名 張麗秀 職稱 副 教 授 是否新題 是 是否首次指導畢業(yè)設計 否 選題依據(jù)： 此畢業(yè)設計題目來源于生產實際，由于刀具是工裝的重要組成部分，它對于生產的順利進行及生產效率、產品的精度保證起著至關重要的作用。因此，設計一種高精度的萬能工具磨床具有較大的實用價值。另外，設計任務中涉及的知識面廣，使機械制造專業(yè)的學生能夠在設計過程中得到所學專業(yè)課基礎理論知識綜合運用及專業(yè)能力的訓練。 該題目要求學生能夠確定萬能工件頭的傳動機構、工作臺的縱向進給機構及實現(xiàn)大范圍角度調整的旋轉機構的設計等等，這是對機制專業(yè)的學生基本專業(yè)技能的考核與訓練，是學生在畢業(yè)前要掌握的基本專業(yè)技能。 設計內容及成果要求： 1] M-40萬能刀具磨床主軸頭設計。主軸頭即為砂輪頭，砂輪的轉速最高達6200rpm。主軸功率0.75kw。并實現(xiàn)三級變速。砂輪頭在水平面上可360度旋轉，并可在垂直面上作30度（±15度）的上下傾斜。 [2] M-40型萬能工具磨床砂輪頭進給機構設計。其功能要求實現(xiàn)升降及前后的移動。要求砂輪前后移動距離250mm，砂輪升降移動距離250mm。 設計中需要查閱大量的文獻資料，并需要翻譯與畢業(yè)設計題目相關的外文資料，從而達到訓練學生外語應用能力的目的。設計中需要采用CAD繪圖、WORD排版設計說明書，能夠提高學生的計算機應用能力。 系（教研室）意見 學院畢業(yè)設計（論文）領導小組意見 主任簽字： 年 月 日 　 組長簽字： 年 月 日 沈陽建筑大學 畢業(yè)設計任務書 題 目 精密萬能工具磨床主軸頭及其進給機構設計計 學 號： 學生姓名 楊帥 專業(yè)班級 學 院 交通與機械工程學 指導教師 職 稱 副 教 授 指導教師單位 機械制造教研室 設計地點 校 內 起止日期 2014 年 月 日至 2014 年 月 日 1.設計原始條件、主要技術指標與技術參數(shù)（或其它數(shù)據(jù)資料） [1] 提供萬能工具磨床的產品使用說明書。 [2] 到沈陽航天三菱汽車發(fā)動機有限公司觀看實際磨床。 [3] 提供機床設計圖冊。 2. 設計內容（任務） [1] M-40萬能刀具磨床主軸頭設計。主軸頭即為砂輪頭，砂輪的轉速最高達6200rpm。主軸功率0.75kw。并實現(xiàn)三級變速。砂輪頭在水平面上可360度旋轉，并可在垂直面上作30度（±15度）的上下傾斜。 [2] M-40型萬能工具磨床砂輪頭進給機構設計。其功能要求實現(xiàn)升降及前后的移動。要求砂輪前后移動距離250mm，砂輪升降移動距離250mm。 3.設計工作及成果基本要求 [1]按要求上交磨床主軸頭、砂輪頭進給機構總裝圖(已提供參考)及相關零件圖。要求圖紙整潔，制圖及標住符合國家標準；圖紙內容應能充分表達所設計機構（零件）的結構；圖量應能折合0號圖不少于4張；有1-2張2#手繪圖；外文翻譯不少于3000字； 上機機時不少于160機時。 [2]中英文摘要、關鍵詞 用第三人稱,按照摘要四要素：目的、方法、結果、結論來撰寫，不要進行自我評價；字數(shù)在400字左右,關鍵字不少于3個；中英文摘要齊全，并且嚴格對應。 [3]前言 簡要說明設計目的、任務、研究方法等，應當言簡意賅，不要與摘要雷同。 [4]正文 正文中應有設計方案的論證、主要設計思想。要求必須實事求是、客觀準確、合乎邏輯、層次清楚、語言流暢、結構嚴謹、版面工整，符合本專業(yè)的有關要求；術語、規(guī)范、表格、插圖等應符合國家標準；引用他人的資料、數(shù)據(jù)要注明參考文獻的出處。 [5]結論 應當準確、完整、明確，但也可提出建議、設想和有待解決的問題。 [6]參考文獻 對于在正文中引用參考文獻的地方，應有引用標記。格式符合撰寫規(guī)范要求。 [7]必須是打印件。 4.時間進度安排： 時間 計 劃 完 成 內 容 第一周 畢業(yè)實習 第二周 畢業(yè)實習 第三周 主軸頭設計計算 第四周 主軸頭主體傳動設計 第五周 主軸頭主體傳動設計 第六周 主軸頭主要零件設計 第七周 主軸頭升降機構設計計算 第八周 主軸頭升降機構設計 第九周 主軸頭升降機構設計 第十周 主軸頭升降機構設計 第十一周 主軸頭橫向進給機構設計計算 第十二周 主軸頭橫向進給機構設計 第十三周 主軸頭橫向進給機構設計 第十四周 主軸頭橫向進給機構主要零件圖繪制 第十五周 說明書編寫 第十六周 說明書編寫 第十七周 說明書編寫、準備答辯 5.主要參考文獻與資料 [1] 孫志禮.機械設計.沈陽：東北大學出版社.2000.9 [2] 機械工程手冊編輯委員會.機械工程手冊.北京：機械工業(yè)出版社.1995 [3] 哈爾濱工業(yè)大學、天津大學.機床設計圖冊.上?？茖W技術出版社.1979 [4] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊.機械工業(yè)出版社.2004.8 [5] 機械設計師手冊編委會.機械工程師手冊.機械工業(yè)出版社.2002.1 [6] 系（教研室）意見 學院審批意見 經論證，該畢業(yè)設計任務書 人才培養(yǎng)方案要求。 主任（簽字）： 經審核， 下發(fā)該任務書。 主管院長（主任）（簽字）： （任務書下發(fā)）日期： 年 月 日 備注：系（教研室）意見填寫“符合” 或“不符合”；學院審批意見填寫“同意”或“不同意” 沈陽建筑大學 畢業(yè)設計開題報告 題目名稱 精密萬能工具磨床主軸頭及其進給機構設計 學生姓名 學 號 專業(yè)班級 1、 所選題目在其領域的發(fā)展現(xiàn)狀、設計的目的和意義 二、設計主要內容 3、 設計方案及思路 。 指導教師意見 系（教研室）意見 簽字： 年 月 日 主任(簽字)： 年 月 日 沈陽建筑大學 時間階段 學生完成的內容 指導教師檢查意見 指導教師簽名 檢查日期 第一周 畢業(yè)實習 第二周 畢業(yè)實習 第三周 主軸頭設計計算 第四周 主軸頭主體傳動設計 第五周 主軸頭主體傳動設計 第六周 主軸頭主要零件設計 第七周 主軸頭升降機構設計計算 第八周 主軸頭升降機構設計 第九周 主軸頭升降機構設計 第十周 主軸頭升降機構設計 第十一周 主軸頭橫向進給機構設計計算 第十二周 主軸頭橫向進給機構設計 第十三周 主軸頭橫向進給機構設計 第十四周 主軸頭橫向進給機構主要零件圖繪制 第十五周 說明書編寫 第十六周 說明書編寫 第十七周 說明書編寫、準備答辯 畢業(yè)設計學生進度檢查表 沈陽建筑大學 畢業(yè)設計指導教師評定意見書 評定成績（百分制）： 指導教師簽字： 指導教師職稱： 指導教師單位： 年 月 日 沈陽建筑大學 畢業(yè)設計評閱人評閱意見書 評閱成績： 評閱教師簽字： 評閱教師職稱： 評閱教師單位： 年 月 日 沈陽建筑大學 畢業(yè)設計答辯記錄及成績 機械制造 專業(yè) 級 學生 指導教師 張麗秀 畢業(yè)設計題目 精密萬能工具磨床主軸頭及其進給機構設計 答辯時間： 年 月 日 時 分 至 時 分 出 席 人 主任委員（組長） 委 員（組員） 、 、 答辯委員會（答辯小組）提出的問題及答辯情況： 記錄人： 答辯成績： 主任委員（組長）簽字： 沈陽建筑大學 畢業(yè)設計（論文）答辯委員會評審意見 學生姓名： 學院：交通與機械工程學院 專業(yè)班級： 題目名稱：精密萬能工具磨床主軸頭及其進給機構設計 評審意見： 畢業(yè)設計成績評定量化表： 項目 評定成績 評閱成績 答辯成績 其他成績（可選） 總分 比例 分數(shù) 經評定，該生畢業(yè)設計成績?yōu)椋? 沈陽建筑大學 交通與機械工程學院 學院答辯委員會 主 任（簽字）： 年 月 日 15 沈陽建筑大學 畢業(yè)論文 畢 業(yè) 論 文 題 目 精密萬能工具磨床主軸頭及其進給機構設計 學院專業(yè)班級 學 生 姓 名 楊帥 性別 指 導 教 師 張麗秀 職稱 副 教 授 年 月 日 58 摘 要 本次設計是對萬能工具磨床裝置的設計。在這里主要包括: 皮帶傳動系統(tǒng)的設計、水平進給機構和升降機構這次畢業(yè)設計對設計工作的基本技能的訓練，提高了分析和解決工程技術問題的能力，并為進行一般機械的設計創(chuàng)造了一定條件。 整機結構主要由電動機產生動力通過聯(lián)軸器將需要的動力傳遞到帶輪上，帶輪帶動主軸頭，從而帶動整機運動，提高勞動生產率和生產自動化水平。更顯示其優(yōu)越性，有著廣闊的發(fā)展前途。 本論文研究內容： (1) 萬能工具磨床裝置總體結構設計。 (2) 萬能工具磨床裝置工作性能分析。 (3)電動機的選擇。 (4) 萬能工具磨床裝置的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件設計。 (5)對設計零件進行設計計算分析和校核。 (6)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。 關鍵詞：萬能工具磨床裝置； 聯(lián)軸器；滾珠絲杠 Abstract This design is the design of universal tool grinder device. Here mainly includes: system design, belt drive system of the horizontal feed mechanism and a lifting mechanism on the design of the basic skills training, enhancing the analysis and to solve engineering problems, and for general mechanical design to create certain conditions. The structure is mainly produced by the motor power through the coupling will need to transfer the power to the belt wheel, belt wheel drives the main shaft, which drives the machine movement, improve labor productivity and automation level of production. But also show its superiority, there are broad prospects for the development. The research of this thesis: (1) universal tool grinder device structure design. (2) analysis of universal tool grinder device performance. (3) the choice of motor. (4) the design of transmission system, executive components of universal tool grinder device. (5) the design of components for the design calculation and check. (6) to draw the assembly drawing and parts assembly diagram and parts diagram design. Key words： universal tool grinder, coupling, ball screw 目 錄 第1章 緒 論 1 1.1 國內外研究現(xiàn)狀 1 1.2 磨床的現(xiàn)狀及其發(fā)展趨勢 2 1.3 設計意義 2 第2章 總體設計方案 3 2.1 設計的要求與數(shù)據(jù) 3 2.1.1 M-40萬能刀具磨床主軸頭設計 3 2.1.2 M-40型萬能工具磨床砂輪頭進給機構設計 3 2.2 總體結構設計 3 第3章 工具磨床主軸系統(tǒng)及其帶傳動設計 6 3.1 主軸的基本要求 6 3.2 主軸組件的布局 8 3.3 主軸結構的初步擬定 11 3.4 主軸的材料與熱處理 11 3.5 主軸的技術要求 12 3.6 主軸直徑的選擇 13 3.7 主軸前后軸承的選擇 13 3.8 軸承的選型及校核 14 3.9 主軸前端懸伸量 16 3.10 主軸支承跨距 17 3.11 主軸結構圖 18 3.12 主軸組件的驗算 18 3.13 帶傳動計算 21 3.13.1 帶傳動設計 21 3.13.2 選擇帶型 22 3.13.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 22 3.13.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 23 3.13.5 確定帶輪的結構和尺寸 24 第4章 工具磨床主軸相關部件 26 4.1 主軸軸承的潤滑 26 4.2 主軸組件的密封 26 4.2.1 主軸組件密封裝置的類型 26 4.2.2 主軸組件密封裝置的選擇 26 4.3 軸肩擋圈 27 4.4 擋圈 27 4.5 圓螺母 27 第5章 水平進給結構及傳動設計 29 5.1 水平滾珠絲桿副的選擇 29 5.2 校核 32 5.3 電機的選擇 35 第6章 升降進給機構的計算 38 6.1 電機計算 38 6.2 齒輪齒條的設計計算 40 6.3 升降方向運動機械部件的計算 44 6.4 直線滾動導軌副的計算、選擇 51 總 結 54 參考文獻 55 致 謝 56 第1章 緒 論 1.1 國內外研究現(xiàn)狀 20世紀人類社會最偉大的科技成果是計算機的發(fā)明與應用，計算機及控制技術在機械制造設備中的應用是世紀內制造業(yè)發(fā)展的最重大的技術進步。自從1952年美國第１臺數(shù)控銑床問世至今已經歷了50個年頭。 數(shù)控設備包括：車、銑、加工中心、鏜、磨、沖壓、電加工以及各類專機，形成龐大的數(shù)控制造設備家族，每年全世界的產量有10～20萬臺，產值上百億美元。 世界制造業(yè)在20世紀末的十幾年中經歷了幾次反復，曾一度幾乎快成為夕陽工業(yè)，所以美國人首先提出了要振興現(xiàn)代制造業(yè)。90年代的全世界數(shù)控機床制造業(yè)都經過重大改組。如美國、德國等幾大制造商都經過較大變動，從90年代初開始已出現(xiàn)明顯的回升，在全世界制造業(yè)形成新的技術更新浪潮。如德國機床行業(yè)從2000年至今已接受３個月以后的訂貨合同，生產任務飽滿。 我國數(shù)控機床制造業(yè)在80年代曾有過高速發(fā)展的階段，許多機床廠從傳統(tǒng)產品實現(xiàn)向數(shù)控化產品的轉型。但總的來說，技術水平不高，質量不佳，所以在90年代初期面臨國家經濟由計劃性經濟向市場經濟轉移調整，經歷了幾年最困難的蕭條時期，那時生產能力降到50％，庫存超過４個月。從1995年“九五”以后國家從擴大內需啟動機床市場，加強限制進口數(shù)控設備的審批，投資重點支持關鍵數(shù)控系統(tǒng)、設備、技術攻關，對數(shù)控設備生產起到了很大的促進作用，尤其是在1999年以后，國家向國防工業(yè)及關鍵民用工業(yè)部門投入大量技改資金，使數(shù)控設備制造市場一派繁榮。從2000年８月份的上海數(shù)控機床展覽會和2001年４月北京國際機床展覽會上，也可以看到多品種產品的繁榮景象。 數(shù)控技術經過50年的２個階段和６代的發(fā)展： 第１階段：硬件數(shù)控（NC） 第１代：1952年的電子管 第２代：1959年晶體管分離元件 第３代：1965年的小規(guī)模集成電路。第２階段：軟件數(shù)控（CNC） 第４代：1970年的小型計算機 第５代：1974年的微處理器 第６代：1990年基于個人PC機（PC-BASEO） 第６代的系統(tǒng)優(yōu)點主要有： （１） 元器件集成度高，可靠性好，性能高，可靠性已可達到５萬小時以上； （2） 提供了開放式基礎，可供利用的軟、硬件資源豐富，使數(shù)控功能擴展到很寬的領域（如CAD、CAM、CAPP，連接網卡、聲卡、打印機、攝影機等）； （3） 對數(shù)控系統(tǒng)生產廠來說，提供了優(yōu)良的開發(fā)環(huán)境，簡化了硬件。 目前，國際上最大的數(shù)控系統(tǒng)生產廠是日本FANUC公司，１年生產５萬套以上系統(tǒng)，占世界市場約40％左右，其次是德國的西門子公司約占15％以上，再次是德海德漢爾，西班牙發(fā)格，意大利菲亞，法國的ＮＵＭ，日本的三菱、安川。 1.2 磨床的現(xiàn)狀及其發(fā)展趨勢 隨著機械產品精度、可靠性和壽命的要求不斷提高以及新型材料的應用增多，磨削加工技術正朝著超硬度磨料磨具、開發(fā)精密及超精密磨削（從微米、亞微米磨削向納米磨削發(fā)展）和研制高精度、高剛度、多軸的自動化磨床等方向發(fā)展[4]，如用于超精密磨削的樹脂結合劑砂輪的金剛石磨粒平均半徑可小至4μm、磨削精度高達0.025μm；使用電主軸單元可使砂輪線速度高達400m/s，但這樣的線速度一般僅用于實驗室，實際生產中常用的砂輪線速度為40－60m/s；從精度上看，定位精度＜2μm，重復定位精度≤±1μm的機床已越來越多；從主軸轉速來看，8.2kw主軸達60000r/min，13kw達42000r/min，高速已不是小功率主軸的專有特征；從剛性上看，已出現(xiàn)可加工60HRC硬度材料的加工中心。 北京第二機床廠引進日本豐田工機公司先進技術并與之合作生產的GA（P）62－63數(shù)控外圓/數(shù)控端面外圓磨床，砂輪架采用原裝進口，砂輪線速度可達60m/s，砂輪架主軸采用高剛性動靜壓軸承提高旋轉精度，采用日本豐田工機公司GC32－ECNC磨床專用數(shù)控系統(tǒng)可實現(xiàn)二軸（X和Z）到四軸（X、Z、U和W）控制。 此外，對磨床的環(huán)保要求越來越高，絕大部分的機床產品都采用全封閉的罩殼，絕對沒有切屑或切削液外濺的現(xiàn)象。大量的工業(yè)清洗機和切削液處理機系統(tǒng)反映現(xiàn)代制造業(yè)對環(huán)保越來越高的要求。 1.3 設計意義 此畢業(yè)設計題目來源于生產實際，由于刀具是工裝的重要組成部分，它對于生產的順利進行及生產效率、產品的精度保證起著至關重要的作用。因此，設計一種高精度的萬能工具磨床具有較大的實用價值。 本設計的主要完成對確定萬能工件頭的傳動機構、工作臺的縱向進給機構及實現(xiàn)大范圍角度調整的旋轉機構的設計。 第2章 總體設計方案 2.1 設計的要求與數(shù)據(jù) 2.1.1 M-40萬能刀具磨床主軸頭設計 主軸頭即為砂輪頭，砂輪的轉速最高達6200rpm。主軸功率0.75kw。并實現(xiàn)三級變速。砂輪頭在水平面上可360度旋轉，并可在垂直面上作30度（±15度）的上下傾斜。 2.1.2 M-40型萬能工具磨床砂輪頭進給機構設計 其功能要求實現(xiàn)升降及前后的移動。要求砂輪前后移動距離250mm，砂輪升降移動距離250mm 設計中需要查閱大量的文獻資料，并需要翻譯與畢業(yè)設計題目相關的外文資料，從而達到訓練學生外語應用能力的目的。設計中需要采用CAD繪圖、WORD排版設計說明書，能夠提高學生的計算機應用能力。 2.2 總體結構設計 一般來講，普通萬能工具磨床的數(shù)控設計主要有兩部分，一是設計一套簡易微機數(shù)控工作臺，固定在萬能工具磨床的工作臺上。二是將控制上、下運動的手柄拆去，改用微機控制步進電機通上下運動。本設計只對工作臺進行設計。取萬能工具磨床步進電機的脈沖當量可選為0.01mm/脈沖，步進電機的步距角0.9°。 方案 ⑴ 系統(tǒng)運動方式的確定數(shù)控系統(tǒng)按運動方式可分為點位控制系統(tǒng)，點位直線系統(tǒng)，連續(xù)控制系統(tǒng)。如果工件相對于刀具移動過程中不進行切削，可選用點位控制方式。數(shù)控萬能工具磨床在工作臺移動過程中頭并不進行孔加工，因此數(shù)控裝置可采用點位控制方式。對點位系統(tǒng)的要求是快速定位，保證定位精度。? (2) 伺服系統(tǒng)的選擇 伺服系統(tǒng)實現(xiàn)位置伺服控制有開環(huán)、閉環(huán)、半閉環(huán)3種控制方式。開環(huán)控制的伺服系統(tǒng)存在著控制精度不能達到較高水平的基本問題，但是步進電機具有角位移與輸入脈沖的嚴格對應關系，使步距誤差不會積累；轉速和輸入脈沖頻率嚴格的對應關系，而且在負載能力范圍內不受電流、電壓、負載大小、環(huán)境條件的波動而變化的特點。并且步進電機控制的開環(huán)系統(tǒng)由于不存在位置檢測與反饋控制的問題，結構比較簡單，易于控制系統(tǒng)的實現(xiàn)與調試。并且隨著電子技術和計算機控制技術的發(fā)展，在改善步進電機控制性能方面也取得了可喜的發(fā)展。因此，在一定范圍內，這種采用步進電機作為驅動執(zhí)行元件的開環(huán)伺服系統(tǒng)可以滿足加工要求，適宜于在精度要求不很高的一般數(shù)控系統(tǒng)中應用。雖然閉環(huán)、半閉環(huán)控制為實現(xiàn)高精度的位置伺服控制提供了可能，然而由于在具體的系統(tǒng)中，增加了位置檢測、反饋比較及伺服放大等環(huán)節(jié)，除了在安裝調試增加工作量和復雜性外，從控制理論的角度看，要實現(xiàn)閉環(huán)系統(tǒng)的良好穩(wěn)態(tài)和動態(tài)性能，其難度也將大為提高。為此，考慮到在普通立式萬能工具磨床上進行設計，精度要求不是很高，為了簡化結構，降低成本，本設計采用步進電機開環(huán)伺服系統(tǒng)。? (3) 執(zhí)行機構傳動方式的確定? 為確保數(shù)控系統(tǒng)的傳動精度和工作平穩(wěn)性，在設計機構傳動裝配時，通常提出低摩擦、低慣量、高剛度、無間隙、高諧振以及有適宜阻尼比的要求。故在設計中應考慮以下幾點： ①盡量采用低摩擦的傳動和導向元件。如采用滾珠絲杠螺母傳動副、滾動導軌等。 ②盡量消除傳動間隙。如步進電機上的傳動齒輪采用偏心軸套式消隙結構。? ③縮短傳動鏈。縮短傳動鏈可以提高系統(tǒng)的傳動剛度，減小傳動鏈誤差。可采用預緊以提高系統(tǒng)的傳動剛度。如應用預加負載的滾動導軌和滾珠絲杠傳動副，絲杠支承設計成兩端軸向固定，并加預拉伸的結構等提高傳動剛度。萬能工具磨床傳動采用滾珠絲杠螺母傳動副和滾動導軌。 (4) 計算機系統(tǒng)的選擇 計算機數(shù)控系統(tǒng)一般由微機部分、I/O接口電路、光電隔離電路、伺服電機驅動電路、檢測電路等幾部分所組成。在簡易數(shù)控系統(tǒng)中，大多采用8位微處理器的微型計算機。如何采用Z80CPU或MCS-51單片機組成的微機應用系統(tǒng)。 Z80CPU有芯片價廉，通用性強，維修方便等特點。MCS-51單片機具有集成度高、可靠性好、功能強、速度快和很高的性能價格比等特點。通過比較，對于簡易數(shù)控機床推薦采用MCS-51系列單片機作為主控制器。 微機數(shù)控的萬能工具磨床。由于萬能工具磨床的運動部件重量，因此選用有預加載荷的滾珠導軌。采用滾動導軌可減小兩個相對運動面的動、靜摩擦系數(shù)之差，從而提高運動平穩(wěn)性，減小振動?？紤]到電機步距角和絲杠導程只能按標準選取，為達到分辨率0.01mm要求，需采用齒輪降速傳動。 綜上所述，本文總體方案確定為：采用MCS-51單片機對數(shù)據(jù)進行計算處理，由I/O接口輸出步進脈沖步進電機，帶動絲杠轉動，從而實現(xiàn)工件的縱向、橫向運動，同時為了防止意外事故，保護微機及其它設備，還設置報警，急停電路等， 第3章 工具磨床主軸系統(tǒng)及其帶傳動設計 主軸組件是工具磨床的執(zhí)行件，它的功用是支承并帶動砂輪旋轉，完成表面成形運動，同時還起傳遞運動和扭矩、承受切削力和驅動力等載荷的作用。由于主軸組件的工作性能直接影響到工具磨床的加工質量和生產率，因此它是工具磨床中的一個關鍵組件。 主軸和一般傳動軸的相同點是，兩者都傳遞運動、扭矩并承受傳動力，都要保證傳動件和支承的正常工件條件，但主軸直接承受切削力，還要帶動工件或刀具，實現(xiàn)表面成形運動，因此對主軸有較高的要求。 3.1 主軸的基本要求 3.1.1 旋轉精度 主軸的旋轉精度是指主軸在手動或低速、空載時，主軸前端定位面的徑向跳動△r、端面跳動△a和軸向竄動值△o。如圖3-1所示：圖中實線表示理想的旋轉軸線，虛線表示實際的旋轉軸線。當主軸以工作轉速旋轉時，主軸回轉軸線在空間的漂移量即為運動精度。 主軸組件的旋轉精度取決于部件中各主要件（如主軸、軸承及支承座孔等）的制造精度和裝配、調整精度；運動精度還取決于主軸的轉速、軸承的性能和潤滑以及主軸部件的動態(tài)特性。各類通用工具磨床主軸部件的旋轉精度已在工具磨床精度標準中作了規(guī)定，專用工具磨床主軸部件的旋轉精度則根據(jù)工件精度要求確定。 圖3-1主軸的旋轉誤差 3.1.2 剛度 主軸組件的剛度K是指其在承受外載荷時抵抗變形的能力，如圖2-2所示，即K=F/y（單位為N/m），剛度的倒數(shù)y/F稱為柔度。主軸組件的剛度，是主軸、軸承和支承座的剛度的綜合反映，它直接影響主軸組件的旋轉精度。顯然，主軸組件的剛度越高，主軸受力后的變形就越小，如若剛度不足，在加工精度方面，主軸前端彈性變形直接影響著工件的精度；在傳動質量方面，主軸的彎曲變形將惡化傳動齒輪的嚙合狀況，并使軸承產生側邊壓力，從而使這些零件的磨損加劇，壽命縮短；在工件平穩(wěn)性方面，將使主軸在變化的切削力和傳動力等作用下，產生過大的受迫振動，并容易引起切削自激振動，降低了工件的平穩(wěn)性。 圖3-2主軸組件靜剛度 主軸組件的剛度是綜合剛度，影響主軸組件剛度的因素很多，主要有：主軸的結構尺寸、軸承的類型及其配置型式、軸承的間隙大小、傳動件的布置方式、主軸組件的制造與裝配質量等。 3.1.3 抗振性 主軸組件的抗振性是指其抵抗受迫振動和自激振動而保持平穩(wěn)運轉的能力。在切削過程中，主軸組件不僅受靜載荷的作用，同時也受沖擊載荷和交變載荷的作用，使主軸產生振動。如果主軸組件的抗振性差，工作時容易產生振動，從而影響工件的表面質量，降低刀具的耐用度和主軸軸承的壽命，還會產生噪聲影響工作環(huán)境。隨著工具磨床向高精度、高效率方向發(fā)展，對抗振性要求越來越高。 評價主軸組件的抗振性，主要考慮其抵抗受迫振動和自激振動能力的大小。 3.1.4 溫升和熱變形 主軸組件工作時因各種相對運動處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產生了溫升，溫升使主軸組件的形狀和位置發(fā)生畸變，稱為熱變形。熱變形應以主軸組件運轉一定時間后各部分位置的變化來度量。 主軸組件溫升和熱變形，使工具磨床各部件間相對位置精度遭到破壞，影響工件加工精度，高精度工具磨床尤為嚴重；熱變形造成主軸彎曲，使傳動齒輪和軸承的工作狀態(tài)變壞；熱變形還使主軸和軸承，軸承與支承座之間已調整好的間隙和配合發(fā)生變化，影響軸承正常工作，間隙過小將加速齒輪和軸承等零件的磨損，嚴重時甚至會發(fā)生軸承抱軸現(xiàn)象。 影響主軸組件溫升、熱變形的主要因素有：軸承的類型和布置方式，軸承間隙及預緊力的大小，潤滑方式和散熱條件等。 3.1.5 耐磨性 主軸組件的耐磨性是指長期保持其原始精度的能力，即精度的保持性。因此，主軸組件各個滑動表面，包括主軸端部定位面、錐孔，與滑動軸承配合的軸頸表面，移動式主軸套筒外圓表面等，都必須具有很高的硬度，以保證其耐磨性。 為了提高主軸組件的耐磨性，應該正確地選用主軸和滑動軸承的材料及熱處理方法、潤滑方式，合理調整軸承間隙，良好的潤滑和可靠的密封。 3.2 主軸組件的布局 主軸組件的設計，必須保證滿足上述的基本要求，從而從全局出發(fā)，考慮主軸組件的布局。 工具磨床主軸有前、后兩個支承和前、中、后三個支承兩種，以前者較多見。兩支承主軸軸承的配置型式，包括主軸軸承的選型、組合以及布置，主要根據(jù)對所設計主軸組件在轉速、承載能力、剛度以及精度等方面的要求，并考慮軸承的供應、經濟性等具體情況，加以確定。在選擇時，具體有以下要求： 3.2.1 適應剛度和承載能力的要求 主軸軸承選型應滿足所要求的剛度和承載能力。徑向載荷較大時，可選用滾子軸承；較小時，可選用球軸承。雙列滾動軸承的徑向剛度和承載能力，比單列的大。同一支承中采用多個軸承的支承剛度和承載能力，比采用單個軸承大。一般來說，前支承的剛度，應比后支承的大。因為前支承剛度對主軸組件剛度的影響要比后支承的大。表3-1所示為滾動軸承和滑動軸承的比較。 表3-1滾動軸承和滑動軸承的比較 基本要求 滾動軸承 滑動軸承 動壓軸承 靜壓軸承 旋轉精度 精度一般或較差。可在無隙或預加載荷下工作。精度也可以很高，但制造困難 單油楔軸承一般，多油楔軸承較高 可以很高 剛度 僅與軸承型號有關，與轉速、載荷無關，預緊后可提高一些 隨轉速和載荷升高而增大 與節(jié)流形式有關，與載荷轉速無關 承載能力 一般為恒定值，高速時受材料疲勞強度限制 隨轉速增加而增加，高速時受溫升限制 與油腔相對壓差有關，不計動壓效應時與速度無關 抗振性能 不好，阻尼系數(shù)D=0.029 較好，阻尼系數(shù)D=0.055 很好，阻尼系數(shù)D=0.4 速度性能 高速受疲勞強度和離心力限制，低中速性能較好 中高速性能較好。低速時形不成油漠，無承載能力 適應于各種轉速 摩擦功耗 一般較小，潤滑調整不當時則較大f=0.002～0.008 較小f=0.001~0.08 本身功耗小，但有相當大的泵功耗f=0.0005～0.001 噪聲 較大 無噪聲 本身無噪聲，泵有噪聲 壽命 受疲勞強度限制 在不頻繁啟動時，壽命較長 本身壽命無限，但供油系統(tǒng)的壽命有限 3.2.2適應轉速要求 由于結構和制造方面的原因，不同型號和規(guī)格的軸承所允許的最高轉速是不同的。軸承的規(guī)格越大，精度等級越低，允許的最高轉速越低。在承受徑向載荷的軸承當中，圓柱滾子軸承的極限轉速，比圓錐滾子軸承的高。在承受軸向載荷的軸承當中，向心推力軸承的極限轉速最高；推力球軸承的次之；圓錐滾子軸承的最低，但承載能力與上述次序相反。因此，應綜合考慮轉速和承載能力兩方面要求來選擇軸承型式。 3.2.3適應精度的要求 起止推作用的軸承的布置有三種方式：前端定位—止推軸承集中布置在前支承；后端定位—集中布置在后支承；兩端定位—分別布置在前、后支承。 采用前端定位時，主軸受熱變形向后延伸，不影響軸向定位精度，但前支承結構復雜，調整軸承間隙較不便，前支承處發(fā)熱量較大；后端定位的特點與前述的相反；兩端定位時，主軸受熱伸長后，軸承軸向間隙的改變較大，若止推軸承布置在徑向軸承內側，主軸可能因熱膨脹而彎曲。 3.2.4適應結構的要求 當要求主軸組件在性能上有較高的剛度和一定的承載能力，而在結構上徑向尺寸要緊湊時，則可在一個支承（尤其是前支承）中配置兩個或兩個以上的軸承。 對于軸間距很小的多主軸工具磨床，由于結構限制，宜采用滾針軸承來承受徑向載荷，用推力球軸承來承受軸向載荷，并使兩軸承錯開排列。 3.2.5適應經濟性要求 確定主軸軸承配置型式，除應考慮滿足性能和結構方面要求外，還應作經濟性分析，使經濟效果好。 在中速和大載荷情況下，采用圓錐滾子軸承要比采用向心軸承和推力軸承組合配置型式成本低，因為前者節(jié)省了兩個軸承，而且箱體工藝性較好。 綜合考慮以上因素，本設計的主軸采用前、后支承的兩支承主軸，前支承采用雙列向心短圓柱滾子軸承和推力球軸承的組合，D級精度；后支承采用圓柱滾子軸承，E級精度。其中前支承的雙列圓柱滾子軸承，滾子直徑小，數(shù)量多（50—60個），具有較高的剛度；兩列滾子交錯布置，減少了剛度的變化量；外圈無擋邊，加工方便；軸承內孔為錐孔，錐度為1：12，軸向移動內圈使之徑向變形，調整徑向間隙和預緊；黃銅實體保持架，利于軸承散熱。前支承的總體特點是：主軸靜剛度好，回轉精度高，溫升小，徑向間隙可以調整，易保持主軸精度，但由于前支承結構比較復雜，前、后支承的溫升不同，熱變形較大，此外，裝配、調整比較麻煩。 3.3 主軸結構的初步擬定 主軸的結構主要決定于主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承和密封裝置等的類型、數(shù)目、位置和安裝定位的方法，同時還要考慮主軸加工和裝配的工藝性，一般在工具磨床主軸上裝有較多的零件，為了滿足剛度要求和能得到足夠的止推面以及便于裝配，常把主軸設計成階梯軸，即軸徑從前軸頸起向后依次遞減。主軸是空心的或者是實心的，主要取決于工具磨床的類型。此次設計的主軸，也設計成階梯形，同時，在滿足剛度要求的前提下，設計成空心軸，以便通過刀具拉桿。 主軸端部系指主軸前端。它的形狀決定于工具磨床的類型、安裝夾具或刀具的形式，并應保證夾具或刀具安裝可靠、定位準確，裝卸方便和能傳遞一定的扭矩。 3.4 主軸的材料與熱處理 主軸材料主要根據(jù)剛度、載荷特點、耐磨性和熱處理變形大小等因素選擇。 主軸的剛度與材料的彈性模量E值有關，鋼的E值較大（2.1×10N/cm左右），所以，主軸材料首先考慮用鋼料。鋼的彈性模量E的數(shù)值和鋼的種類和熱處理方式無關，即不論是普通鋼或合金鋼，其彈性模量E基本相同。因此在選擇鋼料時應首先選用價格便宜的中碳鋼（如45鋼），只有在載荷特別重和有較大的沖擊時，或者精密工具磨床主軸需要減少熱處理后的變形時，或者軸向移動的主軸需要保證其耐磨性時，才考慮選用合金鋼。 當主軸軸承采用滾動軸承時，軸頸可不淬硬，但為了提高接觸剛度，防止敲碰損傷軸頸的配合表面，不少45鋼主軸軸頸仍進行高頻淬火（HRC48～54）.有關45鋼主軸熱處理情況如下表3-2所列： 表3-2使用滾動軸承的45鋼主軸熱處理等參數(shù) 工作條件 使用機床 材料牌號 熱處理 硬度 常用 代用 輕中負載 車、鉆、銑、磨床主軸 45 50 調質 HB220～250 輕中負載局部要求高硬度 磨床的砂輪軸 45 50 高頻淬火 HRC52～58 輕中負載PV≤40（N·m/cm·s） 車、鉆、銑、磨床的主軸 45 50 淬火回火高頻淬火 HRC42～50 HRC52～58 此次設計的工具磨床主軸，考慮到主軸材料的選擇原則，選用價格便宜的中碳鋼（45鋼）。查表2-2中，因工作中承受輕、中負荷，且要求局部高硬度，故熱處理采用高頻淬火，HRC52～58。 3.5 主軸的技術要求 主軸的精度直接影響到主軸組件的旋轉精度。主軸和軸承、齒輪等零件相連接處的表面幾何形狀誤差和表面粗糙度，關系到接觸剛度，零件接觸表面形狀愈準確、表面粗糙度愈低，則受力后的接觸變形愈小，亦即接觸剛度愈高。因此，對主軸設計必須提出一定的技術要求。 3.5.1 軸頸 此次設計的主軸，應首先考慮軸頸。支承軸頸是主軸的工作基面、工藝基面和測量基面。主軸工作時，以軸頸作為工作基面進行旋轉運動；加工主軸時，為了保證錐孔中心和軸頸中心同軸，一般都以軸頸作為工藝基面來最后精磨錐孔；在檢查主軸精度時，以軸頸作為測量基面來檢查各部分的同軸度和垂直度。采用滾動軸承時，軸頸的精度必須與軸承的精度相適應。軸頸的表面粗糙度和硬度，將影響其與滾動軸承的配合質量。 對于普通精度級工具磨床的主軸，其支承軸頸的尺寸精度為IT5，軸頸的幾何形狀允差（圓度、圓柱度等）通常應小于直徑公差的1/4～1/2。 3.5.2內錐孔 內錐孔是安裝刀具或頂尖的定位基面。在檢驗工具磨床精度時，它是代表主軸中心線的基準，用來檢查主軸與其他部件的相互位置精度，如主軸與導軌的平行度等。由于刀具和頂尖要經常裝拆，故內錐孔必須耐磨。 錐孔與軸承軸頸的同軸度，一般以錐孔端部及其相距100～300毫米處對軸頸的徑向跳動表示；其形狀誤差用標準檢驗錐著色檢查的接觸面積大小來檢驗，此乃綜合指標；還要求一定的表面粗糙度和硬度等。 3.6 主軸直徑的選擇 主軸直徑對主軸組件剛度的影響很大，直徑越大，主軸本身的變形和軸承變形引起的主軸前端位移越小，即主軸組件的剛度越高。 但主軸前端軸頸直徑D1越大，與之相配的軸承等零件的尺寸越大，要達到相同的公差則制造越困難，重量也增加。同時，加大直徑還受到軸承所允許的極限轉速的限制，甚至為工具磨床結構所不允許。 通常，主軸前軸頸直徑D1可根據(jù)傳遞功率，并參考現(xiàn)有同類工具磨床的主軸軸頸尺寸確定。查《金屬切削工具磨床設計》第506頁表5-12中，幾種常見的通用工具磨床鋼質主軸前軸頸的直徑D1，可供參考，如下表3-3所示： 工具磨床，查上表中對應項，初取D1=D2=30。 表3-3主軸前軸頸直徑D1的選擇 機床 機床功率（千瓦） 1.47～2.5 2.6～3.6 3.7～5.5 5.6～7.3 7.4～11 11～14.7 車床 60～80 70～90 70～105 95～130 110～145 140～165 銑床 50～90 60～90 60～95 75～100 90～105 100～115 外圓磨床 — 50～90 55～70 70～80 75～90 75～100 3.7 主軸前后軸承的選擇 根據(jù)前述關于軸承的選擇原則，查《金屬切削設計簡明手冊》第375頁，選取主軸前支承的雙列角接觸球軸承. 圖3-6軸承結構參數(shù)及安裝尺寸 選擇3211型號的軸承 3.8 軸承的選型及校核 滾動軸承的選擇包括軸承類型選擇、軸承精度等級選擇和軸承尺寸選擇。 軸承類型選擇適當與否，直接影響軸承壽命以至機器的工作性能。選擇軸承類型時應當分析比較各類軸承的特性，并參照同類機器中的軸承使用經驗。 在選擇軸承類型時，首先要考慮載荷的大小、方向以及軸的轉速。一般說來，球軸承便宜，在載荷較小時，宜優(yōu)先選用。滾子軸承的承載能力比球軸承大，而且能承受沖擊載荷，因此在重載荷或受有振動、沖擊載荷時，應考慮選用滾子軸承。但要注意滾子軸承對角偏斜比較敏感。 當主要承受徑向載荷時，應選用向心軸承。當承受軸向載荷而轉速不高時，可選用推力軸承；如轉速較高，可選用角接觸球軸承。當同時承受徑向裁荷和軸向載荷時，若軸向載荷較小，可選用向心球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承；若軸向載荷較大，而轉速不高，可選用推力軸承和向心軸承的組合方式，分別承受軸向載荷和徑向載荷；’當軸向載荷較大，且轉速較高時，則應選用接觸角較大的角接觸軸承。 各類軸承適用的轉速范圍是不相同的，在機械設計手冊中列出了各類軸承的極限轉速。一般應使軸承在低于極限轉速下運轉。向心球軸承、角接觸球軸承和短圓柱痞子軸承的極限轉速較高。適用于較高轉速場合。推力軸承的極限轉速較低．只能用于較低轉速場合。 其次，在選擇軸承類型時還需考慮安裝尺寸限制、裝拆要求，以及軸承的調心件能和風度，一般球軸承外形尺寸較大，滾子軸承較小，滾針軸承的徑向尺寸最小而軸向尺寸較大，此外，不同系列的軸承，其外形尺寸也不相同。 選擇軸承一般應根據(jù)機械的類型、工作條件、可靠性要求及軸承的工作轉速n，預先確定一個適當?shù)氖褂脡勖麹b(用工作小時表示)，再進行額定動裁荷和額定靜載荷的計算。 對于轉速較高的軸承(n>10r／min),可按基本額定動載荷計算值選擇軸承，然后校核其額定靜載荷是否滿足要求。當軸承可靠性為90％、軸承材料為常規(guī)材料并在常規(guī)條件下運轉時，取500h作為額定壽命的基準，同時考慮溫度、振動、沖擊等變化，則軸承基本額定動載荷可按下式進行簡化計算。 C——基本額定動載荷計算值，N； P——當量動載荷，N； fh——壽命因數(shù)；1 fn——速度因數(shù)；0.822 fm——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時取1.5，較大時取2； fd——沖擊載荷因數(shù)；1.5 fT——溫度因數(shù)；1 CT——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定動載荷，N； 查文獻[3]中的表6-2-8至6-2-12，得，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。 在本輸送裝置中，可以假設軸承只承受徑向載荷，則當量動載荷為： P=XFr+YFa 查文獻[3]的表6-2-18，得，X=1，Y=0； 所以，P=Fr=1128N。由以上可得： 3-1 本輸送機中的軸承承受的載荷多為徑向載荷，所以選取深溝球軸承，查文獻[6]的附表6-1，并考慮軸的外徑，選取軸承6305-RZ，其具體參數(shù)為：內徑d=25mm，外徑D=62mm，基本額定載荷，基本額定靜載荷，極限速度為10000r/min，質量為0.219kg。 然后校核該軸承的額定靜載荷。額定靜載荷的計算公式為： 式中： ——基本額定靜載荷計算值，N; ——當量靜載荷，N； ——安全因數(shù) ——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定靜載荷，N。 查文獻[3]的表6-2-14知，對于深溝球軸承，其當量靜載荷等于徑向載荷。 查文獻[3]的表6-2-14知，安全系數(shù) 則軸承的基本額定靜載荷為： 由上式可知，選取的軸承符合要求。 3.9 主軸前端懸伸量 主軸前端懸伸量a指的是主軸前支承支反力的作用點到主軸前端受力作用點之間的距離，它對主軸組件剛度的影響較大。懸伸量越小，主軸組件剛度越好。 主軸前端懸伸量a取決于主軸端部的結構形狀及尺寸，一般應按標準選取，有時為了提高主軸剛度或定心精度，也可不按標準取。 另外，主軸前端懸伸量a還與前支承中軸承的類型及組合型式、工件或夾具的夾緊方式以及前支承的潤滑與密封裝置的結構尺寸等有關。 因此，在滿足結構要求的前提下，應盡可能減小懸伸量a，以利于提高主軸組件的剛度。 初算時，可查《金屬切削工具磨床設計》第158頁，如下表3-4所示： 表3-4主軸的懸伸量與直徑之比 類型 機床和主軸的類型 a/D1 Ⅰ 通用和精密車床，自動車床和短主軸端銑床，用滾動軸承支承，適用于高精度和普通精度要求 0.6～1.5 Ⅱ 中等長度和較長主軸端的車床和銑床，懸伸量不太長（不是細長）的精密鏜床和內圓磨，用滾動和滑動軸承支承，適用于絕大部分普通生產的要求 1.25～2.5 Ⅲ 孔加工工具磨床，專用加工細長深孔的工具磨床，由加工技術決定需要有長的懸伸刀桿或主軸可移動，由于切削較重而不適用于有高精度要求的工具磨床 >2.5 根據(jù)上表所列，所設計的工具磨床屬于Ⅱ型，所以取a/D1為1.25～2.5，即： a=（1.25～2.5）D1=（1.25～2.5）×30=37.5～75 初取a=45。 3.10 主軸支承跨距 主軸支承跨距L是指主軸前、后支承支承反力作用點之間的距離。 合理確定主軸支承跨距，可提高主軸部件的靜剛度?？梢宰C明，支承跨距越小，主軸自身的剛度越大，彎曲變形越小，但支承的變形引起的主軸前端的位移量將增大；支承跨距大，支承的變形引起的主軸前端的位移量較小，但主軸本身的彎曲變形將增大?？梢姡С锌缇噙^大或過小都會降低主軸部件的剛度。 有關資料對合理跨距選擇的推薦值可作參考： （1）L=（4～5）D1 （2）L=（3～5）a，用于懸伸長度較小時； （3）L=（1～2）a，用于懸伸長度較大時。 根據(jù)此次設計的工具磨床剛性主軸的懸伸量較大，取L≤2.5a為宜。即此次設計的主軸兩支承的合理跨距 L≤2.5a=2.5×120=300 初取L=280。 3.11 主軸結構圖 根據(jù)以上的分析計算，可初步得出主軸的結構如圖3-7所示： 圖3-7主軸結構圖 3.12 主軸組件的驗算 主軸在工作中的受力情況嚴重，而允許的變形則很微小，決定主軸尺寸的基本因素是所允許的變形的大小，因此主軸的計算主要是剛度的驗算，與一般軸著重于強度的情況不一樣。通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度的要求。 剛度乃是載荷與彈性變形的比值。當載荷一定時，剛度與彈性變形成反比。因此，算出彈性變形量后，很容易得到靜剛度。主軸組件的彈性變形計算包括：主軸端部撓度和主軸傾角的計算。 3.12.1支承的簡化 對于兩支承主軸，若每個支承中僅有一個單列或雙列滾動軸承，或者有兩個單列球軸承，則可將主軸組件簡化為簡支梁，如下圖2-8所示；若前支承有兩個以上滾動軸承，可認為主軸在前支承處無彎曲變形，可簡化為固定端梁，如圖2-9所示： 圖3-8主軸組件簡化為簡支梁 圖3-9主軸組件簡化為固定端梁 此次設計的主軸，前支承選用了一個雙列向心短圓柱滾子軸承和兩個推力球軸承作為支承，即可認為主軸在前支承處無彎曲變形，可簡化為上圖2-9所示。 3.12.2主軸的撓度 查《材料力學I》第188頁的表6.1，對圖2-9作更進一步的分析，如下圖3-10所示： 根據(jù)圖3-10，可得此時的最大撓度 = 其中， F—主軸前端受力。此處，F(xiàn)=F=1213.1N l—A、B之間的距離。此處，l=a=12cm 圖3-10固定端梁在載荷作用下的變形 E—主軸材料的彈性模量。45鋼的E=2.1×10N/cm I—主軸截面的平均慣性矩。當主軸平均直徑為D，內孔直徑為d時， I=。此處，D=35 故可計算出，主軸端部的最大撓度： =-1.87×10mm 3-2 3.12.3主軸傾角 主軸上安裝主軸和安裝傳動齒輪處的傾角，稱為主軸的傾角。此次設計的主軸主要考慮主軸前支承處的傾角。若安裝軸承處的傾角太大，會破壞軸承的正常工作，縮短軸承的使用壽命。 根據(jù)圖2-10，可得此時的最大傾角 = 其中， F—主軸前端受力。此處，F(xiàn)=F·z=1213.1N l—A、B之間的距離。此處，l=a=12cm E—主軸材料的彈性模量。45鋼的E=2.1×10N/cm I—主軸截面的平均慣性矩。當主軸平均直徑為D，內孔直徑為d時， I=。此處，D==133 故可計算出，主軸傾角為： =-2.3×10rad 3-3 查《工具磨床設計》第一冊中機械部分的第670頁，可知： 當 x≤0.0002Lmm ≤0.001rad 時，剛性主軸的剛度滿足要求。 此處的x，即為最大撓度和最大傾角，L為主軸支承跨距。 將已知數(shù)據(jù)和代入，即可得： 初步設計的主軸滿足剛度要求。 3.13 帶傳動計算 Y801-2Y系列三相異步電動機 表3-5 Y801-2Y系列三相異步電動機 1]M-40萬能刀具磨床主軸頭設計。主軸頭即為砂輪頭，砂輪的轉速最高達6200rpm。主軸功率0.75kw。并實現(xiàn)三級變速。 計算按照砂輪可以達到的最高砂輪6200rpm來計算 3.13.1 帶傳動設計 表3-6工作情況系數(shù) 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表3-6， 取KA＝1.1。即 3.13.2 選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械設計》P297圖13 根據(jù)算出的Pd＝0.825kW及小帶輪轉速n1＝2830r/min，查圖得：dd=112～140可知應選取A型V帶。 3.13.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為112～140mm 則取dd1=118mm>ddmin.=75mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得） 表3-73V 帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 3-4 由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=250mm 誤差符合要求 ②帶速 3-5 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小,帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。 表3-10普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 bp 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 hamin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 hfmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8±0.3 12±0.3 15±0.3 19±0.4 25.5±0.5 37±0.6 44.5±0.7 第一槽對稱面至端面的距離 fmin 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B=(z-1)e+2fz—輪槽數(shù) 外徑 da 輪槽角 32° 對應的基準直徑dd ≤60 - - - - - - 34° - ≤80 ≤118 ≤190 ≤315 - - 36° 60 - - - - ≤475 ≤600 38° - ＞80 ＞118 ＞190 ＞315 ＞475 ＞600 極限偏差 ±1 ±0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1）實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖3-11a。 （2）腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤300mm時)，如圖3-11b。 （3）孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞100mm時)，如圖3-11c。 （4）橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞500mm時)，如圖3-11d。 （a）（b）（c）（d） 圖3-11帶輪結構類型 根據(jù)設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b） 由于是三級傳動，需要將3種變速集中在一起。故在（b）基礎上改成三級傳動的錐形帶輪。 具體見CAD圖紙。 第4章 工具磨床主軸相關部件 4.1 主軸軸承的潤滑 潤滑的作用是降低摩擦，減小溫升，并與密封裝置在一起，保護軸承不受外物的磨損和防止腐蝕。潤滑劑和潤滑方式決定于軸承的類型、速度和工作負荷。如果選擇得合適，可以降低軸承的工作溫度和延長使用期限。 滾動軸承可以用潤滑油或潤滑脂來潤滑。試驗證明，在速度較低時，用潤滑脂比用潤滑油溫升低。所以，此次設計的主軸支承均采用潤滑脂。同時，主軸是裝在主軸套筒內的，為防止使用潤滑油時泄漏，也應采用潤滑脂潤滑。 4.2 主軸組件的密封 密封對主軸組件的工作性能與潤滑影響也較大。工具磨床主軸密封不好，將使?jié)櫥瑒┩饬?，造成浪費，加速零件的磨損，還會嚴重地影響到工作環(huán)境及工具磨床的外觀。 4.2.1 主軸組件密封裝置的類型 主軸組件密封裝置的類型，主要有以下幾種：具有彈性元件的接觸式密封裝置；皮碗（油封）式密封裝置；具有金屬和石墨元件的接觸式密封裝置；擋油圈式和螺旋溝式密封裝置；圈形間隙式、油溝式和迷宮式密封裝置；立式主軸的密封裝置等。 4.2.2 主軸組件密封裝置的選擇 選用密封裝置時，應考慮到主軸組件的下列具體工作條件：密封處主軸頸的線速度；所用潤滑劑的種類及其物理化學性質；主軸組件的工作溫度；周圍介質的情況；主軸組件的結構特點；密封裝置的主要用途等。 綜合考慮上述因素，主軸前支承處選用迷宮式密封，徑向尺寸不超過0.3mm，中填潤滑脂，軸向尺寸不超過1.5mm。 查《機械設計課程設計手冊》第87頁表7-17，可得此次選用的迷宮式密封裝置的結構參數(shù)如下圖4-1所示： 圖4-1迷宮式密封裝置的結構參數(shù) 4.3 軸肩擋圈 前支承雙列向心短圓柱滾子軸承和推力球軸承之間所用的擋圈，可查《機械設計課程設計手冊》第56頁表5-1，可得此次選用的擋圈的結構參數(shù)如下圖4-2所示： 圖4-2軸肩擋圈的結構參數(shù) 4.4 擋圈 兩推力球之間用的擋圈為非標準件，徑向尺寸依主軸套筒尺寸而定，軸向尺寸可初取為6mm。 4.5 圓螺母 鎖緊靠主軸后支承一邊的推力球軸承以及鎖緊兩推力球軸承內的套筒，分別采用兩個圓螺母，為了增加可靠性，再加一止動螺釘。圓螺母具體的參數(shù)可查《機械設計課程設計手冊》第60頁表5-6，結構如下圖4-3所示： 圖4-3圓螺母（GB812-88） 第5章 水平進給結構及傳動設計 表5-1滾珠絲桿副支承 支承方式 簡圖 特點 一端固定一端自由 結構簡單，絲桿的壓桿的穩(wěn)定性和臨界轉速都較低設計時盡量使絲桿受拉伸。這種安裝方式的承載能力小，軸向剛度底，僅僅適用于短絲桿。 一端固定一端游動 需保證螺母與兩端支承同軸，故結構較復雜，工藝較困難，絲桿的軸向剛度與兩端相同，壓桿穩(wěn)定性和臨界轉速比同長度的較高，絲桿有膨脹余地，這種安裝方式一般用在絲桿較長，轉速較高的場合，在受力較大時還得增加角接觸球軸承的數(shù)量，轉速不高時多用更經濟的推力球軸承代替角接觸球軸承。 兩端固定 只有軸承無間隙，絲桿的軸向剛度為一端固定的四倍。一般情況下，絲桿不會受壓，不存在壓桿穩(wěn)定問題，固有頻率比一端固定要高?？梢灶A拉伸，預拉伸后可減少絲桿自重的下垂和熱膨脹的問題，結構和工藝都比較困難，這種裝置適用于對剛度和位移精度要求較高的場合。 5.1 水平滾珠絲桿副的選擇