小型白花菜切碎機改進設計【11張CAD圖紙+PDF圖】

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By analyzing the main parts of the structure to determine the optimum operating parameters of the machine performance to the best working condition.Power generated by the electric motor is transmitted to the wheels via the power pulley slowdown will need to drive V-belt pulley, so as to drive the whole device is moved.This thesis Summary:(1) small cauliflower shredder overall structure.(2) small cauliflower shredder performance analysis.(3) Select the motor.(4) Transmission for small cauliflower shredder, execution unit and rack design.(5) Calculation of design parts design and verification.(6) draws an important component of the whole assembly drawings and assembly drawings and design components parts diagram.Keywords: Small cauliflower shredder, structural design目 錄第1章 緒 論71.1白花菜切碎機裝置(機械)的應用及適用范圍71.2切碎機(機械)的國內外發(fā)展情況71.3 食品裝置(機械)研究開發(fā)的意義10第2章 小型白花菜切碎機總體參數(shù)的設計112.1基本結構112.2 設計原則122.3 白花菜產(chǎn)量及性能122.4 切碎機的切碎長度122.5 切碎機的功率消耗122.5.1刀切功率計算132.5.2刀盤空轉消耗功率14第3章 帶傳動的計算163.1 帶傳動設計163.2選擇帶型173.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速183.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角183.5確定帶的根數(shù)z193.6確定帶輪的結構和尺寸203.7確定帶的張緊裝置20第4章 主軸組件要求與設計計算234.1 主軸的基本要求234.1.1 旋轉精度234.1.2 剛度234.1.3 抗振性244.1.4 溫升和熱變形244.1.5 耐磨性254.2 主軸組件的布局254.3 主軸結構的初步擬定284.4 主軸的材料與熱處理284.5 主軸的技術要求294.6 主軸直徑的選擇294.7 主軸前后軸承的選擇304.8 軸承的選型及校核314.9 主軸前端懸伸量334.10 主軸支承跨距344.11 主軸結構圖354.12 主軸組件的驗算354.12.1 支承的簡化354.12.2 主軸的撓度364.12.3 主軸傾角37第5章 鍵的選擇與校核455.1 帶輪1上鍵的選擇與校核455.1.1鍵的選擇455.1.2 鍵的校核455.2 帶輪2上鍵的選擇與校核465.2.1 鍵的選擇465.2.2 鍵的校核47第6章 切碎機其他主要零件的設計與校核486.1切碎刀及刀盤的設計486.2 裝置支撐體設計486.3 機殼及進料斗設計49結 論50參考文獻51致 謝52第1章 緒 論1.1白花菜切碎機裝置(機械)的應用及適用范圍長期以來，大部分地區(qū)白花菜切碎還沿用傳統(tǒng)的手工勞作方式，勞動強度大，生產(chǎn)效率低。隨著市場經(jīng)濟的發(fā)展，白花菜開始以一種新型包裝綠色食品登入市場，白花菜以一種味美價廉的腌菜環(huán)保產(chǎn)品供不應求，傳統(tǒng)加工方式已經(jīng)不能滿足市場的需求，所以白花菜切碎機的設計，以加快白花菜的生產(chǎn)效率，對剛收獲的白花菜進行快速切碎和加工，以便于包裝,是供應白花菜市場的有效方法。 本文就白花菜切碎這一環(huán)節(jié)進行研究，目的在于研制出一種新型的白花菜切碎機，加快白花菜的切碎加工過程，縮短白花菜的產(chǎn)品形成周期，提高效率，降低成本。1.2切碎機(機械)的國內外發(fā)展情況切碎機，最初是由美國于上世紀五十年代開發(fā)出來的產(chǎn)品。后來日本得到發(fā)展，并于上世紀六七十年代隨日本經(jīng)濟高速發(fā)展，技術性能得到長足的進步。上世紀八十年代初，我國大量引進切碎機并生產(chǎn)出自己的產(chǎn)品。以日清品牌為代表，主要針對方便面生產(chǎn)線配套使用。上世紀九十年代，這種機型開始大量用于糧食流通，同時派生出各種各樣的類似包裝機。隨著機電一體化的應用，粉料自動包裝也向著高速全自動模塊化的方向發(fā)展及創(chuàng)新。現(xiàn)今國外開發(fā)的切碎機已極其人性化:高速、節(jié)能、全自動、模塊化。就國內外切碎機的開發(fā)情況來看，主要從以下幾點進行:(l)不斷擴大其通用能力，以滿足多種屬性粉料的包裝。(2)高速全自動，配備微機控制系統(tǒng)，借助預先儲存的程序控制多臺伺服電機，分別驅動有關執(zhí)行機構。(3)參數(shù)化調整和設置，對主要操作部件(供送、袋成型、牽引、封切等)作適當調整有關工作參數(shù)，便可在較寬的尺寸范圍內，滿足不同品種不同尺寸的包裝。(4)模塊化結構設計，對供送、牽引、封切等主要部件進行相對獨立并又能較為自由組合的結構設計，以滿足臥式組合和立式組合的包裝機。德國與美國、日本、意大利均為世界切碎機機械大國。在切碎機機械設計、制造、技術性能等方面居于領先地位。德國切碎機機械的設計是依據(jù)市場調研及市場分析結果進行的，其，目標是努力為客戶，尤其是為大型企業(yè)服務。為滿足客戶要求，德國切碎機機械制造廠商和設計部門采取了諸多措施： (1)工藝流程自動化程度越來越高，以提高生產(chǎn)率和設備的柔性及靈活性。采用機械手完成復雜的動作。操作時，在由電腦控制的攝像機錄取信息和監(jiān)控下，機械手按電腦指令完成規(guī)定動作，確保包裝的質量。 (2)提高生產(chǎn)效率，降低生產(chǎn)成本，最大限度地滿足生產(chǎn)要求。德國切碎機機械以飲料、啤酒灌裝機械和塑料切碎機機械見長，具有高速、成套、自動化程度高和可靠性好等特點。其飲料灌裝速度高達12萬瓶/h，小袋切碎機機的包裝速度高達900袋min。(3)使產(chǎn)品機械和切碎機機械一體化。許多產(chǎn)品要求生產(chǎn)之后直接進行包裝，以提高生產(chǎn)效率。如德國生產(chǎn)的巧克力生產(chǎn)及包裝設備，就是由一個系統(tǒng)控制完成的。兩者一體化，關鍵是要解決好在生產(chǎn)能力上相互匹配的問題。 (4)適應產(chǎn)制品變化，具有良好的柔性和靈活性。由于市場的激烈競爭，產(chǎn)品更新?lián)Q代的周期越來越短。如化妝品生產(chǎn)三年一變，甚至一個季度一變，生產(chǎn)量又都很大，因此要求切碎機機械具有良好的柔性和靈活性，使切碎機機械的壽命遠大于產(chǎn)品的壽命周期，這樣才能符合經(jīng)濟性的要求。 (5)普遍使用計算機仿真設計技術。隨著新產(chǎn)品開發(fā)速度不斷加快，德國切碎機機械設計普遍采用了計算機仿真設計技術，大大縮短了切碎機機械的開發(fā)設計周期.切碎機設計不僅要重視其能力和效率，還要注重其經(jīng)濟性。所謂經(jīng)濟性不完全是機械設備本身的成本，更重要的是運轉成本，因為設備折舊費只占成本的68，其他的就是運轉成本。我國切碎機行業(yè)起步于20世紀70年代，在80年代末和90年代中得到迅速發(fā)展。已成為機械工業(yè)中的10大行業(yè)之一，無論是產(chǎn)量，還是品種上，都取得了令人矚目的成就，為我國包裝工業(yè)的快速發(fā)展提供了有力的保障。目前，我國已成為世界切碎機工業(yè)生產(chǎn)和消費大國之一。 切碎機作為一種產(chǎn)品，它的含義不僅僅是產(chǎn)品本身的物質意義，而是包括形式產(chǎn)品、隱形產(chǎn)品及延伸產(chǎn)品3層含義。形式產(chǎn)品是指食品機本身的具體形態(tài)和基本功能；隱形產(chǎn)品是指食品機給用戶提供的實際效用；延伸產(chǎn)品是指食品機的質量保證、使用指導和售后服務等。所以食品機的設計應該包括：市場調研、原理圖設計、結構設計、施工圖設計、使用說明書編寫及售后服務預案等。 切碎機設計的類別主要有：測繪仿制設計、開發(fā)性設計、改進性設計、系列化設計。如啤酒灌裝生產(chǎn)線生產(chǎn)能力為164萬瓶/h，其中灌裝機的灌裝閥工位數(shù)從48個、60個、90個到120個就屬于系列化設計。 由普通啤酒灌裝生產(chǎn)線到純生啤酒灌裝生產(chǎn)線的設計就屬于改進、開發(fā)性設計。對于中低速運行的食品機，目前我們基本上可以進行自主設計。而高速運行的食品機，特別是一些先進機型，大多是測繪、仿制國外的同類機型，進行國產(chǎn)化設計和系列化設計。其主要的原因是：(1)大多數(shù)設計人員還沒有真正掌握先進的設計方法，如高速切碎機的動力學設計理論和方法等，對高速工況下機構的動態(tài)精度分析等問題還不能模擬解決；(2)產(chǎn)、學、研結合不夠緊密，理論上的科研成果不能及時地在實際設計中運用，設計人員缺乏及時的技術培訓；(3)整個行業(yè)缺乏宏觀調控的力度，優(yōu)勢資源不能得到合理的配置與調整。在切碎機設計領域，絕大多數(shù)設計人員仍沿用以前的設計方法：(1)根據(jù)設計任務書尋找同類機型作為樣機；(2)參考樣機制定各項技術性能指標及使用范圍；(3)設計工作原理圖、傳動系統(tǒng)圖；(4)設計關鍵零件，部件；(5)設計總裝圖方案和動作循環(huán)圖；(6)設計部件圖、總裝圖和零件圖；(7)對主要部件中的關鍵零件進行強度、剛度校核；(8)設計控制原理圖、施工圖等。而今，國內一些大學的設計軟件，可以對食品機中常用機構進行有限元分析和優(yōu)化設計，其開發(fā)的凸輪連桿機構CADCAM軟件已經(jīng)能夠滿足企業(yè)進行凸輪連桿機構自主設計的能力，但在實際切碎機的設計中應用還不普遍。新型切碎機往往是機、電、氣一體化的設備。充分利用信息產(chǎn)品的最新成果，采用氣動執(zhí)行機構、伺服電機驅動等分離傳動技術，可使整機的傳動鏈大大縮短，結構大為簡化，工作精度和速度大大提高。其中的關鍵技術之一是采用了多電機拖動的同步控制技術。其實掌握這種技術并不很難，只是一些設計人員不了解切碎機的這一發(fā)展趨勢。如果說以前我國切碎機設計是仿制、學習階段，那么現(xiàn)在我們應該有創(chuàng)新設計的意識。我國食品行業(yè)技術與機械近些年所取得的成績是顯著的，其起步于20世紀70年代末，剛起步時年產(chǎn)值僅七、八千萬元，產(chǎn)品品種僅100 余種，技術水平也較低。在20紀80年代中期至20世紀年代中期十余年的時間里，才得到快速發(fā)展，年增長率達到20%30% ，到1999年底塑料和切碎機達40 大類，品種達1700種，到2000年產(chǎn)值增加到300億元，且技術水平也上了個臺階，開始出現(xiàn)了規(guī)?；?、自動化趨勢，傳動復雜、技術含量高的設備也開始出現(xiàn)，許多切碎機如液體塑料灌裝機等設備已開始成套出口。1.3 食品裝置(機械)研究開發(fā)的意義針對國內許多部門對白花菜切碎機機械的需求，本設計著重探討白花菜切碎機機械的整體結構設計和模塊化結構，開發(fā)出具有包裝速度快，通用性好以及結構簡單可靠、操作方便、自動化程度高的新穎白花菜切碎機機械，對我國食品行業(yè)發(fā)展有著積極的意義。第 15 頁 共 53 頁第2章 小型白花菜切碎機總體參數(shù)的設計2.1基本結構 切碎機其功能部件(1)由支承體(9)、安裝在支承體(9)上的切碎機轉子部件和包圍著轉子部件的機殼或機筒(13)等組成。由功能部件(1)，電動機(8)和機架（6)等構成的切碎機，其特征是轉子上裝有使刀刃切鍘平面垂直于主軸(10)的平板直刃式刀片（15)，功能部件(1)下部內有能使物料自動卸出的斜面（A），機筒或機殼(13)內設有與刀片(15)相對應，能阻止物料隨刀片運動而又不防礙刀片旋轉的擋板(16)。圖2.1.1 立式切碎機示意圖Fig.2.1.1 schematic diagram of vertical shredding machine圖2.1.2 立式切碎機剖面圖Fig.2.1.2 cross-section drawn of vertical shredding machine2.2 設計原則 切碎機的功能部件由支承體、安裝在支承體上的切碎機轉子部件（包括切碎軸與刀片）和包圍著轉子部件的機筒(或機殼)等組成。由功能部件，電動機和機架(或機腳)等構成切碎機。在功能部件中的切碎機轉子上裝有使刀刃切鍘平面垂直于主軸的平板直刃式刀片，功能部件上部有能使物料喂入機筒的進料斗，功能部件下部內有能使物料自動卸出的斜面，機筒(或機殼)內設有與刀片相對應能阻止物料隨刀片運動而又不妨礙刀片旋轉的擋板，即刀片可從相鄰兩擋板的間隙間切過。2.3 白花菜產(chǎn)量及性能 白花菜密度為kg/;生產(chǎn)率為6000公斤/天;每天工作8個小時。2.4 切碎機的切碎長度 切碎長度是切碎機的主要性能指標之一，機器工作時，白花菜被喂入輥卷入切碎機構，該機切碎長度為3-4mm，結合實際計算，本機定切碎長度為3.5mm。2.5 切碎機的功率消耗 由 V=m/ （ 3-1）式中： V 切碎總體積， 單位 M 切割總質量，單位kg 小白花菜密度，kg/由已知條件 M=6000kg, =kg/，帶入3-1中，則切碎總體積V =7.5。取喂入切割截面半徑 r = 7cm ，截面面積為s = = 0.015m。則切碎總長度L=V/S=500m。由每天工作8小時，則切割速度v=500/(83600)=0.017m/s。由已知條件，切碎長度為3.5mm，則圓盤刀切割頻率為v/l=4.8 r/s。2.5.1刀切功率計算由公式 P=Fv （3-2）其中： F 刀切割力，取800N V 刀轉速，單位m/s而 v=, （3-3）其中：刀轉角速度，單位rad/s r 刀的半徑, 單位m又由 =2f （3-4）其中： f刀切割頻率r/s由于刀的半徑每一點速度不一樣，所以用積分公式 P=3Fr dr=3 F1/2r （3-5） =380010 1010 =0.38kw2.5.2刀盤空轉消耗功率由公式 N= （3-6） 其中： J刀的轉動慣量，單位kg.m 刀轉速，單位rad/s; =10 而 J= （3-7） 其中:M刀片質量，單位kg r刀片半徑，單位m 動刀采用直刃型，半徑100mm,刀厚2.5mm，刀寬20mm,材料為65Mn,調質處理，刃口淬火，硬度為HRC62-65。由此可求刀片質量 M=0.39kg所以J=0.39 (0.2)=0.0013 kg.m由于帶在傳動過程中，存在著功率的損失，查機械設計課程設計手冊可得，為V帶的效率,為第一、二對軸承的效率， 為聯(lián)軸器的效率。則電機所需功率為P=JW=7.436KW查機械設計課程設計手冊得：選擇，其銘牌如下表2-1：表2-1 Y系列三相異步電動機 電動機型號額定功率 KW滿載轉速 r/min堵轉轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩質量 KgY132M-4 7.5同步轉速1500 r/min,4級 14402.22.281（a）（b） 圖2-14 電動機的安裝及外形尺寸示意圖表2-2 電動機的安裝技術參數(shù)中心高/mm外型尺寸/mm L（AC/2+AD）HD底腳安裝 尺寸AB地腳螺栓 孔直徑K軸伸尺寸DE 裝鍵部位尺寸FGD132515 345 315216 1781238 8010 43第3章 帶傳動的計算3.1 帶傳動設計輸出功率P=7.5kW,轉速n1=1440r/min,n2=500r/min表3-1 工作情況系數(shù)工作機原動機類類一天工作時間/h10161016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1.01.11.21.11.21.3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1.11.21.31.21.31.4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1.21.31.41.41.51.6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1.31.41.51.51.61.8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4，取KA1.1。即3.2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1311選取。圖3-1 帶型圖根據(jù)算出的Pd8.25kW及小帶輪轉速n11440r/min ，查圖得：dd=80100可知應選取A型V帶。3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由機械設計P298表137查得，小帶輪基準直徑為80100mm則取dd1=90mm ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）表3-2 V帶帶輪最小基準直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機械設計P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=250mm 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）誤差 符合要求 帶速 滿足5m/sv300mm，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。3.7確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。3.8計算壓軸力由機械設計P303表1312查得，A型帶的初拉力F0133.46N，上面已得到=153.36o，z=4，則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。第 53 頁 共 53 頁表3-5 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 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 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 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 67.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z 輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32 對應的基準直徑 d d 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(2.53)d時)，如圖3-2a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時)，如圖3-2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時)，如圖3-2c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時)，如圖3-2d。（a） （b） （c） （d）圖3-2 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）,大帶輪選擇孔板帶輪如圖（c）第4章 主軸組件要求與設計計算主軸組件是特殊磨頭的執(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特殊磨頭的加工質量和生產(chǎn)率，因此它是特殊磨頭中的一個關鍵組件。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。4.1 主軸的基本要求4.1.1 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2-1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。各類通用特殊磨頭主軸部件的旋轉精度已在特殊磨頭精度標準中作了規(guī)定，專用特殊磨頭主軸部件的旋轉精度則根據(jù)工件精度要求確定。圖4-1 主軸的旋轉誤差4.1.2 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(chǎn)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(chǎn)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4-2 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。4.1.3 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(chǎn)生振動。如果主軸組件的抗振性差，工作時容易產(chǎn)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(chǎn)生噪聲影響工作環(huán)境。隨著特殊磨頭向高精度、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。4.1.4 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(chǎn)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，使特殊磨頭各部件間相對位置精度遭到破壞，影響工件加工精度，高精度特殊磨頭尤為嚴重；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。4.1.5 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。4.2 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。特殊磨頭主軸有前、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(jīng)濟性等具體情況，加以確定。在選擇時，具體有以下要求：（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2-1所示為滾動軸承和滑動軸承的比較。表4-1 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?？稍跓o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=0.0020.008較小f=0.0010.08本身功耗小，但有相當大的泵功耗f=0.00050.001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（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）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。（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特殊磨頭，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。（5）適應經(jīng)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(jīng)濟性分析，使經(jīng)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（5060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。4.3 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，一般在特殊磨頭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，主要取決于特殊磨頭的類型。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。它的形狀決定于特殊磨頭的類型、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。4.4 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（2.110N/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，或者精密特殊磨頭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（HRC4854）.有關45鋼主軸熱處理情況如下表2.2所列：表4-2 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4550調質HB220250輕中負載局部要求高硬度磨床的砂輪軸4550高頻淬火HRC5258輕中負載PV40（Nm/cms）車、鉆、銑、磨床的主軸4550淬火回火高頻淬火HRC4250HRC5258此次設計的特殊磨頭主軸，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，HRC5258。4.5 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。（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。對于普通精度級特殊磨頭的主軸，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1/41/2。（2）內錐孔 內錐孔是安裝刀具或頂尖的定位基面。在檢驗特殊磨頭精度時，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(jīng)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100300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。4.6 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，甚至為特殊磨頭結構所不允許。通常，主軸前軸頸直徑D1可根據(jù)傳遞功率，并參考現(xiàn)有同類特殊磨頭的主軸軸頸尺寸確定。查金屬切削特殊磨頭設計第506頁表5-12中，幾種常見的通用特殊磨頭鋼質主軸前軸頸的直徑D1，可供參考，如下表2-3所示：特殊磨頭，查上表中對應項，初取D1= D2=30。表4-3 主軸前軸頸直徑D1的選擇機床機床功率 （千瓦）1.472.52.63.63.75.55.67.37.4111114.7車床608070907010595130110145140165銑床5090609060957510090105100115外圓磨床5090557070807590751004.7 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36206是舊型號，新型號是7206C，即接觸角為15的角接觸球軸承。圖4-6 軸承結構參數(shù)及安裝尺寸4.8 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(jīng)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(n10rmin),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)；1fn速度因數(shù)；0.822fm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)；1.5fT溫度因數(shù)；1CT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：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。4.9 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，可查金屬切削特殊磨頭設計第158頁，如下表2-4所示：表4-4 主軸的懸伸量與直徑之比類型機 床 和 主 軸 的 類 型a/ D1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0.61.5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(chǎn)的要求1.252.5孔加工特殊磨頭，專用加工細長深孔的特殊磨頭，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特殊磨頭2.5根據(jù)上表所列，所設計的特殊磨頭屬于型，所以取a/ D1為1.252.5，即：a=（1.252.5）D1=（1.252.5）30=37.575初取a=45。4.10 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。可見，支承跨距過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=（45）D1（2） L=（35）a，用于懸伸長度較小時；（3） L=（12）a，用于懸伸長度較大時。根據(jù)此次設計的特殊磨頭剛性主軸的懸伸量較大，取L2.5a為宜。即此次設計的主軸兩支承的合理跨距L2.5a=2.5120=300初取L=280。4.11 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4-7所示：圖4-7 主軸結構圖4.12 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。4.12.1 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4-8 主軸組件簡化為簡支梁圖4-9 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。4.12.2 主軸的撓度查材料力學I第188