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I 本 科 畢 業(yè) 論 文 題 目 小型白花菜切碎機改進設計 姓 名 學 號 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 指導教師 職 稱 II 摘要 整機結構主要由電動機 機架 傳動帶 主軸部件構成 文介紹了一種適用于 白花菜切碎加工的小型切碎機的結構和性能特點 對其切削原理及工作過程進行了 分析 闡明了盤刀式小型白花菜切碎機的工作機理 通過對主要工作部件結構的分 析 確定了最佳工作參數 使機器性能達到最佳工作狀態(tài) 由電動機產生動力通過帶輪減速將需要的動力傳遞到帶輪上 帶輪帶動 V 帶 從 而帶動整機裝置運動 本論文研究內容摘要 1 小型白花菜切碎機總體結構設計 2 小型白花菜切碎機工作性能分析 3 電動機的選擇 4 對小型白花菜切碎機的傳動系統(tǒng) 執(zhí)行部件及機架設計 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 小型白花菜切碎機 結構設計 III Abstract The whole structure is mainly composed of motor chassis belts spindle assembly Paper describes the structure and performance characteristics of a suitable process for small chopped cauliflower shredder it analyzes its cutting principle and working process to clarify the working mechanism of the disc knife small cauliflower shredder 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 IV 目 錄 第 1 章 緒 論 7 1 1 白花菜切碎機裝置 機械 的應用及適用范圍 7 1 2 切碎機 機械 的國內外發(fā)展情況 7 1 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的設計 11 2 1 基本結構 11 2 2 設計原則 12 2 3 白花菜產量及性能 12 2 4 切碎機的切碎長度 12 2 5 切碎機的功率消耗 12 2 5 1 刀切功率計算 13 2 5 2 刀盤空轉消耗功率 14 第 3 章 帶傳動的計算 16 3 1 帶傳動設計 16 3 2 選擇帶型 17 3 3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 18 3 4 確定中心距離 帶的基準長度并驗算小輪包角 18 3 5 確定帶的根數 z 19 3 6 確定帶輪的結構和尺寸 20 3 7 確定帶的張緊裝置 20 第 4 章 主軸組件要求與設計計算 23 4 1 主軸的基本要求 23 4 1 1 旋轉精度 23 4 1 2 剛度 23 4 1 3 抗振性 24 4 1 4 溫升和熱變形 24 4 1 5 耐磨性 25 4 2 主軸組件的布局 25 V 4 3 主軸結構的初步擬定 28 4 4 主軸的材料與熱處理 28 4 5 主軸的技術要求 29 4 6 主軸直徑的選擇 29 4 7 主軸前后軸承的選擇 30 4 8 軸承的選型及校核 31 4 9 主軸前端懸伸量 33 4 10 主軸支承跨距 34 4 11 主軸結構圖 35 4 12 主軸組件的驗算 35 4 12 1 支承的簡化 35 4 12 2 主軸的撓度 36 4 12 3 主軸傾角 37 第 5 章 鍵的選擇與校核 45 5 1 帶輪 1 上鍵的選擇與校核 45 5 1 1 鍵的選擇 45 5 1 2 鍵的校核 45 5 2 帶輪 2 上鍵的選擇與校核 46 5 2 1 鍵的選擇 46 5 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 48 6 1 切碎刀及刀盤的設計 48 6 2 裝置支撐體設計 48 6 3 機殼及進料斗設計 49 結 論 50 參考文獻 51 致 謝 52 第 6 頁 共 53 頁 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 生產效率低 隨著市場經濟的發(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)保產品供不應求 傳統(tǒng)加工方式已經不能滿足市場 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)出來的產品 后來日本得到發(fā)展 并于上世紀六七十年代隨日本經濟高速發(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出自己的產品 以日清品牌為代 表 主要針對方便面生產線配套使用 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 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 第 7 頁 共 53 頁 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 提高生產效率 降低生產成本 最大限度地滿足生產要求 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 使產品機械和切碎機機械一體化 許多產品要求生產之后直接進行包裝 以提高生產效率 如德國生產的巧克力生產及包裝設備 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能力上相互匹配的問題 4 適應產制品變化 具有良好的柔性和靈活性 由于市場的激烈競爭 產品更新?lián)Q 代的周期越來越短 如化妝品生產三年一變 甚至一個季度一變 生產量又都很大 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品的壽 命周期 這樣才能符合經濟性的要求 5 普遍使用計算機仿真設計技術 隨著新產品開發(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 還要注重其經濟性 所謂經濟性不完全是機械 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 6 8 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)生產和消費大國之一 切碎機作為一種產品 它的含義不僅僅是產品本身的物質意義 而是包括形式產品 隱形產品及延伸產品 3 層含義 形式產品是指食品機本身的具體形態(tài)和基本功能 隱 形產品是指食品機給用戶提供的實際效用 延伸產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 如啤酒灌裝生產線生產能力為 1 6 4 萬瓶 h 其中灌裝機的灌裝閥工位數從 48 個 第 8 頁 共 53 頁 60 個 90 個到 120 個就屬于系列化設計 由普通啤酒灌裝生產線到純生啤酒灌裝生產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 進行國產化設計和系列化 設計 其主要的原因是 1 大多數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 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 絕大多數設計人員仍沿用以前的設計方法 1 根據設計任務 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 CAD CAM 軟件已經能夠滿足企業(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 剛起步時年產值僅七 八千萬元 產品品種僅 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 值增加到 300 億元 且技術水平也上了個臺階 開始出現了規(guī)?；?自動化趨勢 傳 動復雜 技術含量高的設備也開始出現 許多切碎機如液體塑料灌裝機等設備已開始 成套出口 第 9 頁 共 53 頁 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 10 頁 共 53 頁 第 2 章 小型白花菜切碎機總體參數的設計 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 第 11 頁 共 53 頁 圖 2 1 2 立式切碎機剖面圖 Fig 2 1 2 cross section drawn of vertical shredding machine 2 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 白花菜產量及性能 白花菜密度為 kg 生產率為 6000 公斤 天 每天工作 8 個小時 3108 m 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 第 12 頁 共 53 頁 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 3m M 切割總質量 單位 kg 小白花菜密度 kg 3 由已知條件 M 6000kg kg 帶入 3 1 中 0 81 則切碎總體積 V 7 5 3m 取喂入切割截面半徑 r 7cm 截面面積為 s 2r 0 015m 2 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 8 3600 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 F v 3 2 其中 F 刀切割力 取 800N V 刀轉速 單位 m s 而 v 3 r 3 其中 刀轉角速度 單位 rad s r 刀的半徑 單位 m 又由 2 f 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 3 F r dr 3 F 1 2r 3 r0 r0 2 5 第 13 頁 共 53 頁 3 800 10 10 10 12 4 0 38kw 2 5 2 刀盤空轉消耗功率 由公式 N 3 21j 6 其中 J 刀的轉動慣量 單位 kg m 2 刀轉速 單位 rad s 10 而 J 3 2rM1 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 m12 22 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 1 為 V 帶的效率 為第一 二對軸承的效率 為聯(lián)軸器的效率 1 2 3 則電機所需功率為 P JW 7 436KWo 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 Kg 第 14 頁 共 53 頁 Y132M 4 7 5 同步轉速 1500 r min 4 級 1440 2 2 2 2 81 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 第 15 頁 共 53 頁 中心高 mm 外型尺寸 mm L AC 2 AD HD 底腳安裝 尺寸 A B 地腳螺栓 孔直徑 K 軸伸尺寸 D E 裝鍵部位 尺寸 F GD 132 515 345 315 216 178 12 38 80 10 43 第 16 頁 共 53 頁 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 minedAdPK 表 3 1 工作情況系數 A 原動機 類 類 一天工作時間 h工作機 10 10 1 6 16 0 10 1 6 16 載 荷 平 穩(wěn) 液體攪拌 機 離心式水 泵 通風機和 鼓風機 7 5kW 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 7 5kW 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 螺旋式運 1 2 1 3 1 4 1 4 1 5 1 6 第 17 頁 共 53 頁 荷 變 動較 大 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 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 V 帶的載荷平穩(wěn) 兩班工作制 16 小時 查 機械設計 P 296 表 4 取 KA 1 1 即 1 758 2kWdAedPK 3 2 選擇帶型 普通 V 帶的帶型根據傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉速 n1 按 機械設計 P297 圖 13 11 選取 第 18 頁 共 53 頁 圖 3 1 帶型圖 根據算出的 Pd 8 25kW 及小帶輪轉速 n1 1440r min 查圖得 d d 80 100 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 P 298 表 13 7 查得 小帶輪基準直徑為 80 100mm 則取 dd1 90mm ddmin 75 mm d d1 根據 P295 表 13 4 查得 表 3 2 V 帶帶輪最小基準直徑 mind 槽型 Y Z A B C D Emind 20 50 75 125 200 355 50021 240 8 90 85 25dd 所 以 由 機械設計 P 295 表 13 4 查 V 帶輪的基準直徑 得 250mm2d 誤差驗算傳動比 為彈性滑動率 2150 83 9 12 di 誤 誤差 符合要求1 830 i 誤 第 19 頁 共 53 頁 帶速 19014v 6 79 606dnms 滿足 5m s v300mm 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 13 12 查得 A 型帶的初拉力 F0 133 46N 上面已得到 153 36o z 4 則1a 1a153 72sin 4 6sinN 08 142ooFz 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 第 21 頁 共 53 頁 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 22 頁 共 53 頁 表 3 5 普通 V 帶輪的輪槽尺寸 摘自 GB T13575 1 92 槽型 項目 符號 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 6 7 5 10 12 15 帶輪寬 B B z 1 e 2 f z 輪槽數 外徑 d a 32 60 34 80 118 190 315 36 60 475 600 38 對 應的基 準直徑 d d 80 118 190 315 475 600 輪 槽 角 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 2a 2 腹板帶輪 用于中小尺寸的帶輪 dd 300mm 時 如圖 3 2b 第 23 頁 共 53 頁 3 孔板帶輪 用于尺寸較大的帶輪 dd d 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 24 頁 共 53 頁 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 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工件精度要求確定 a o r 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 y F 稱為柔度 主軸組件的剛度 是主軸 軸承 第 25 頁 共 53 頁 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 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 第 26 頁 共 53 頁 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 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 第 27 頁 共 53 頁 表 4 1 滾動軸承和滑動軸承的比較 滑動軸承 基本要求 滾動軸承 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 D 0 029 較好 阻尼系 數 D 0 055 很好 阻尼系 數 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 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 第 28 頁 共 53 頁 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 第 29 頁 共 53 頁 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 10 N cm 左右 72 所以 主軸材料首先考慮用鋼料 鋼的彈性模量 E 的數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 HRC48 54 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 材 料 牌 號 工 作 條 件 使 用 機 床 常 用 代 用 熱 處 理 硬 度 輕中負載 車 鉆 銑 磨床主軸 45 50 調質 HB220 25 0 輕中負載局部 要求高硬度 磨床的砂輪 軸 45 50 高頻淬火 HRC52 5 8 輕中負載 PV 40 N m cm 2 s 車 鉆 銑 磨床的主軸 45 50 淬火回火高 頻淬火 HRC42 5 0 HRC52 58 第 30 頁 共 53 頁 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 HRC52 58 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 4 1 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 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 第 31 頁 共 53 頁 通常 主軸前軸頸直徑 D1 可根據傳遞功率 并參考現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 機床功率 千瓦 機床 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 4 7 主軸前后軸承的選擇 根據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 第 32 頁 共 53 頁 圖 4 6 軸承結構參數及安裝尺寸 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 第 33 頁 共 53 頁 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 先確定一個適當的使用壽命 Lb 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 rTndmhCPf C 基本額定動載荷計算值 N P 當量動載荷 N fh 壽命因數 1 fn 速度因數 0 822 fm 力矩載荷因數 力矩載荷較小時取 1 5 較大時取 2 fd 沖擊載荷因數 1 5 fT 溫度因數 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 f h 1 f n 0 822 f m 1 5 f d 1 5 f T 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 F r 1128N 由以上可得 第 34 頁 共 53 頁 NPfCTndmh 6 3087128 05 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k2 rCkN5 10 rC 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 rPSC00 式中 基本額定靜載荷計算值 N 0 當量靜載荷 N P 安全因數0S 軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定靜載荷 N rC 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 2 10 S 則軸承的基本額定靜載荷為 kNCPSCr 6 13528 00 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 第 35 頁 共 53 頁 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 6 1 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的 要求 1 25 2 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 根據上表所列 所設計的特殊磨頭屬于 型 所以取 a D1 為 1 25 2 5 即 a 1 25 2 5 D 1 1 25 2 5 30 37 5 75 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 可以證明 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 4 5 D 1合 理 2 L 3 5 a 用于懸伸長度較小時 合 理 3 L 1 2 a 用于懸伸長度較大時 合 理 根據此次設計的特殊磨頭剛性主軸的懸伸量較大 取 L 2 5a為宜 即此次設合 理 計的主軸兩支承的合理跨距 L 2 5a 2 5 120 300合 理 初取 L 280 第 36 頁 共 53 頁 4 11 主軸結構圖 根據以上的分析計算 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 第 37 頁 共 53 頁 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 頁的表 6 1 對圖 2 9 作更進一步的分析 如下圖 2 10 所 示 根據圖 2 10 可得此時的最大撓度 maxB EIF3 l 其中 F 主軸前端受力 此處 F F 1213 1NZ l A B 之間的距離 此處 l a 12cm 圖 4 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 10 N cm72 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 3564d D 第 38 頁 共 53 頁 故可計算出 主軸端部的最大撓度 1 87 10 mmmaxB 4 4 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 根據圖 2 10 可得此時的最大傾角 B 2EI lF 其中 F 主軸前端受力 此處 F 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 10 N cm72 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 13364d D2138 故可計算出 主軸傾角為 2 3 10 radB 6 查 特殊磨頭設計 第一冊中機械部分的第 670 頁 可知 當 x 0 0002L mm最 大 0 001 rad最 大 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 最 大 最 大 將已知數據 和 代入 即可得 maxB 初步設計的主軸滿足剛度要求 1 求作用在帶輪上的力 因已知低速級帶輪的直徑為 500 2dm 第 39 頁 共 53 頁 而 F 8926 93 Nt 23dT 31495 0 F F 3356 64 Nrt on 06 138 cs2tan6 cosa 84 5 F F tan 4348 16 2315 31 Nat t 圓周力 F 徑向力 F 及軸向力 F 的方向如圖 5 1 所示 t ra 圖 4 11 軸的載荷分布圖 2 初步確定軸的最小直徑 1 先按課本 式 15 2 初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼 調370p 質處理 根據課本 取 于是得156 表P12 oA 112 60 36mnPd763 53min 84 3 軸的結構設計 1 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 初步選擇滾動軸承 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 故選用單列圓錐滾 子軸承 參照工作要求并根據 80 mm 由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙md47 第 40 頁 共 53 頁 組 標準精度級的單列圓錐滾子軸承 GB T 297 1994 30217 型 其尺寸為 d D T 85 mm 150 mm 30 5 mm 故 85 mm 右端圓錐滾子軸承采用md50 8 套筒進行軸向定位 取套筒寬為 14 mm 則 44 5 mm l16 取安裝帶輪處的軸段 90 mm 帶輪的左端與左軸承之間采用套筒定位 d 已知帶輪 的寬度為 90 mm 為了使套筒端面可靠地壓緊帶輪 此軸段應略短于輪轂轂 寬度 故取 86 mm 帶輪的右端采用軸肩定位 軸肩高 h 0 07d 故取 h 7 l m