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本 科 畢 業(yè) 論 文 題 目 小型白花菜切碎機改進設(shè)計 姓 名 學(xué) 號 專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 指導(dǎo)教師 職 稱 II 摘要 整機結(jié)構(gòu)主要由電動機 機架 傳動帶 主軸部件構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)的分 析 確定了最佳工作參數(shù) 使機器性能達到最佳工作狀態(tài) 由電動機產(chǎn)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(nèi)容摘要 1 小型白花菜切碎機總體結(jié)構(gòu)設(shè)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(shè)計 5 對設(shè)計零件進行設(shè)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(shè)計零件的零件圖 關(guān)鍵詞 小型白花菜切碎機 結(jié)構(gòu)設(shè)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 1 1 1 白花菜切碎機裝置 機械 的應(yīng)用及適用范圍 1 1 2 切碎機 機械 的國內(nèi)外發(fā)展情況 1 1 3 食品裝置 機械 研究開發(fā)的意義 4 第 2 章 小型白花菜切碎機總體參數(shù)的設(shè)計 5 2 1 基本結(jié)構(gòu) 5 2 2 設(shè)計原則 6 2 3 白花菜產(chǎn)量及性能 6 2 4 切碎機的切碎長度 6 2 5 切碎機的功率消耗 6 2 5 1 刀切功率計算 7 2 5 2 刀盤空轉(zhuǎn)消耗功率 8 第 3 章 帶傳動的計算 10 3 1 帶傳動設(shè)計 10 3 2 選擇帶型 11 3 3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 12 3 4 確定中心距離 帶的基準長度并驗算小輪包角 12 3 5 確定帶的根數(shù) z 13 3 6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 14 3 7 確定帶的張緊裝置 14 第 4 章 主軸組件要求與設(shè)計計算 17 4 1 主軸的基本要求 17 4 1 1 旋轉(zhuǎn)精度 17 4 1 2 剛度 17 4 1 3 抗振性 18 4 1 4 溫升和熱變形 18 4 1 5 耐磨性 19 4 2 主軸組件的布局 19 V 4 3 主軸結(jié)構(gòu)的初步擬定 22 4 4 主軸的材料與熱處理 22 4 5 主軸的技術(shù)要求 23 4 6 主軸直徑的選擇 23 4 7 主軸前后軸承的選擇 24 4 8 軸承的選型及校核 25 4 9 主軸前端懸伸量 27 4 10 主軸支承跨距 28 4 11 主軸結(jié)構(gòu)圖 29 4 12 主軸組件的驗算 29 4 12 1 支承的簡化 29 4 12 2 主軸的撓度 30 4 12 3 主軸傾角 31 第 5 章 鍵的選擇與校核 39 5 1 帶輪 1 上鍵的選擇與校核 39 5 1 1 鍵的選擇 39 5 1 2 鍵的校核 39 5 2 帶輪 2 上鍵的選擇與校核 40 5 2 1 鍵的選擇 40 5 2 2 鍵的校核 41 第 6 章 切碎機其他主要零件的設(shè)計與校核 42 6 1 切碎刀及刀盤的設(shè)計 42 6 2 裝置支撐體設(shè)計 42 6 3 機殼及進料斗設(shè)計 43 結(jié) 論 44 參考文獻 45 致 謝 46 1 第 1 章 緒 論 1 1 白花菜切碎機裝置 機械 的應(yīng)用及適用范圍 長期以來 菜花的大部分地區(qū) 削減也跟著手工勞動的傳統(tǒng)方式 勞動強度大 生產(chǎn)效率低 隨著市場經(jīng)濟的發(fā)展 菜花開始一種新型包裝的綠色標志在市場上 為綠色產(chǎn)品便宜又美味的泡菜菜花的需求 傳統(tǒng)的加工方法已不能滿足市場的需求 所以該菜花 切碎機旨在加快生產(chǎn)率花椰菜 只有一個快速收獲菜花切碎和加工包 裝 是向市場供應(yīng)花椰菜的有效途徑 在這項工作中 這部分的學(xué)習(xí) 菜花切碎 旨在開發(fā)一種新型碎紙機菜花 菜 花切割速度的過程中 縮短菜花形成產(chǎn)品的周期 提高效率 降低成本 1 2 切碎機 機械 的國內(nèi)外發(fā)展情況 切碎機 最初是由美國在 1950 年通過了產(chǎn)品開發(fā) 后來日本發(fā)展 并在 20 世紀 60 年代和 70 年代日本經(jīng)濟的快速發(fā)展 技術(shù)性能有了很大的進步 八十年代初期 引進了大批碎紙機和制造自己的產(chǎn)品 在日清品牌它代表 特別 是支持使用該生產(chǎn)線方便面 在 1990 年 該模型被用于大量晶粒的移動 并從中獲得 了各種類似的包裝機的 作為機電一體化的應(yīng)用 粉劑自動包裝模塊化全自動高速和 創(chuàng)新的方向 今天 國外開發(fā)的碎紙機有一個非常容易使用 節(jié)能高速 全自動 模塊化 碎紙機在國內(nèi)外但從發(fā)展 特別是以下幾點的觀點 L 繼續(xù)擴大它的多功能性 以滿足各種包裝的粉末特性的能力 2 高速自動的 計算機化的控制系統(tǒng) 與節(jié)目控制伺服馬達的多個預(yù)先存儲的 分別參照的伺服電機 3 的參數(shù)和調(diào)整設(shè)置 主要操作部件 進料 袋成形 牽引 處理等 以使 相關(guān)的操作參數(shù)適當(dāng)調(diào)整可以在一個寬范圍的尺寸 以適應(yīng)不同類型和包大小 動力 牽引 處理和其他主要組件 4 的模塊化結(jié)構(gòu)是相對獨立的 可以更自由 地組合結(jié)構(gòu)設(shè)計 以滿足的水平和垂直包裝機的組合的組合 德國和美國 日本 意大利是世界上重要的碎紙機權(quán)力 在破碎機機械設(shè)計 制 造 技術(shù)地位和主要服務(wù)的其他方面 德國碎紙機機械設(shè)計是根據(jù)市場調(diào)研和市場分 析的結(jié)果 其目的是為爭取客戶 尤其是大型企業(yè) 為了滿足客戶的要求 機器制造 商德國破碎機和設(shè)計部門已經(jīng)采取了許多措施 2 1 增加進程 以提高生產(chǎn)力和靈活性 敏捷性設(shè)備的自動化程度 使用 機器人執(zhí)行復(fù)雜的動作 在操作中 在接納照相機的信息和由一個計算機控制的機器 人的計算機的說明監(jiān)視完成 以保證包裝件的質(zhì)量所必需的動作 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)的需要 德國切碎機 與汽水 啤酒灌裝機和粉碎機塑料眾所周知 高速 自動化和可靠性好完整程度高 速度飲料灌裝高達 120 000 瓶 小時 包切碎機的包裝速度可達 900 袋 分 3 的 機械設(shè)備和一體化的粉碎的產(chǎn)品 許多產(chǎn)品后直接制造要求 以提高生產(chǎn)效率 自從 德國生產(chǎn)的巧克力生產(chǎn)和包裝設(shè)備 它由控制系統(tǒng)來完成 無論是整合 關(guān)鍵是要解 決好在結(jié)合的能力 4 以適應(yīng)變化的產(chǎn)品產(chǎn)量 它具有良好的柔韌性和靈活性 由于激烈的 市場競爭中 產(chǎn)品更新?lián)Q代的周期越來越短 如化妝品三年一變 甚至有四分之一的 變化 生產(chǎn)能力和都很大 因此要求切碎機具有良好的靈活性和敏捷性 所以比產(chǎn)品 生命撕碎機生命周期大得多 所以為了滿足經(jīng)濟要求 5 廣泛使用的技術(shù)來設(shè)計的計算機模擬 隨著新產(chǎn)品的開發(fā)步伐的加快 德國碎紙機機械設(shè)計普遍使用計算機仿真設(shè)計技術(shù) 大大縮短了開發(fā)的破碎機機械的 設(shè)計周期 粉碎機設(shè)計不僅要重視其能力和效率 更要注重其經(jīng)濟性 所謂經(jīng)濟本身是不 完全的機械和設(shè)備的成本 尤其是 經(jīng)營成本 設(shè)備折舊成本 因為只有 6 至 8 的 費用 另一種是運行成本 我們的碎紙機行業(yè)始于 1970 年 在 20 世紀 80 年代后期的快速發(fā)展和 1990 年已 成為機械工業(yè)中十大行業(yè)之一 無論是生產(chǎn) 還是品種 他們已經(jīng)取得了令人矚目的 成就 迅速中國包裝工業(yè)的發(fā)展提供了有力的保障 目前 中國已成為碎紙機工業(yè)生 產(chǎn)在世界上和消費國之一 碎紙機作為一種產(chǎn)品 它不僅意味著產(chǎn)品本身 在物質(zhì)上 但在產(chǎn)品的形式 包括無形的產(chǎn)品和延伸產(chǎn)品 3 層含義 在產(chǎn)品的形式 是食品本身的機器的一種具體 形式 并且基本功能 隱形產(chǎn)品是指實際使用提供給用戶機器的食品 延伸產(chǎn)品是食品機 械的質(zhì)量保證 具有指導(dǎo)和售后服務(wù) 所以該機的食品必須被設(shè)計成包括 市場調(diào)研 方案設(shè)計 結(jié)構(gòu)設(shè)計 設(shè)計 施工 計劃準備手冊和服務(wù)等 粉碎機設(shè)計類別是 測繪仿制設(shè)計 設(shè)計開發(fā) 提高設(shè)計 該系列的設(shè)計 如 1 6 至 40 000 瓶 小時 站的灌裝閥數(shù) 其中灌裝機啤酒 48 生產(chǎn)能力裝瓶生產(chǎn)線 3 60 90 120 屬于該系列的設(shè)計 帶線澆啤酒普通啤酒灌裝草案生產(chǎn)線的設(shè)計 它屬于提高項目的開發(fā) 為的 機器食品的低速操作 現(xiàn)在他們基本上可以獨立地設(shè)計 和機器的食物高速運轉(zhuǎn) 特 別是一些先進典型 最映射 國外同類機型的仿制品 位置系列和設(shè)計的設(shè)計 其主 要原因是 先進的工程方法 1 大多數(shù)設(shè)計師并不真正了解 為動態(tài)設(shè)計和方法碎紙 機等高速 精密測試高速動態(tài)條件下的體制問題 不是理論有模擬解決方案 2 產(chǎn) 學(xué) 研結(jié)合不夠緊密 在理論上 搜索結(jié)果不能在實際設(shè)計中 缺乏及時的技術(shù)人員 的培訓(xùn)設(shè)計 3 缺乏整個行業(yè)的宏觀調(diào)控力度 資源的優(yōu)勢不能得到合理的設(shè)置和 調(diào)整 在設(shè)計碎紙機 大多數(shù)設(shè)計師仍采用以往的設(shè)計方法 1 根據(jù)規(guī)劃設(shè)計為原型 以找到類似的車型 2 參考原型開發(fā)的技術(shù)性能和范圍 3 設(shè)計模式 地圖單位 關(guān)鍵零件 組件 4 的設(shè)計 5 裝配圖計劃周期設(shè)計和管理 6 示意圖零件圖 裝配圖和零件 7 的關(guān)鍵力量 剛度控制的主要組成部分的 8 檢查示意圖 施 工等等 現(xiàn)在 一些大學(xué)設(shè)計軟件內(nèi)部 共同的機制 食品機械有限元分析和優(yōu)化設(shè)計 連接該開發(fā)軟件公司 CAD 凸輪機制 CAM 能夠滿足連桿機構(gòu)的能力凸輪自行設(shè)計 但 實際設(shè)計應(yīng)用碎紙機并不廣泛 新的碎紙機往往是汽車 電能 燃氣設(shè)備的集成 充分利用在信息產(chǎn)品的最新 成果 采用氣動致動器 伺服電機驅(qū)動和其它分離技術(shù)可以顯著減少整個傳輸鏈 大 大簡化了結(jié)構(gòu) 大大提高了精度和工作速度 其中其中的關(guān)鍵技術(shù)是采用了技術(shù)同步 控制單元的多引擎 其實 這種技術(shù)不難掌握 但也有少數(shù)設(shè)計師并不了解這一趨勢 的碎紙機 如果第一個是碎紙機 學(xué)習(xí)階段的通用設(shè)計 所以現(xiàn)在我們應(yīng)該有設(shè)計感 技術(shù) 食品加工和機械近期中國的成績是顯著 這在上世紀 70 年代末開始 年產(chǎn) 值僅僅是個開始 7 8000 元 僅 100 余種產(chǎn)品品種 技術(shù)水平較低 在 20 世紀中期到 80 年代中期 20 世紀 十余年的時間 才得到迅猛發(fā)展 20 30 在 1999 年塑料 粉碎機年底達 40 年增長率大類 1700 多種品種 增加至 30 十億產(chǎn)值于 2000 年 上了 一個新的水平技術(shù)層面 開始了規(guī)模化 自動化的趨勢 傳動復(fù)雜 高科技設(shè)備也開 始出現(xiàn) 灌膠碎紙機許多流體機械等設(shè)備已開始出口 4 1 3 食品裝置 機械 研究開發(fā)的意義 對于許多人來說 行業(yè)的白花菜切碎機的國內(nèi)需求 設(shè)計的重點在于該機整體結(jié) 構(gòu)設(shè)計和模塊化建造菜花切碎 與包裝速度開發(fā)上 通用性好 操作簡單 可靠 易 于使用 高層次新型切白花菜切碎機自動化 中國食品的發(fā)展具有積極的意義 5 第 2 章 小型白花菜切碎機總體參數(shù)的設(shè)計 2 1 基本結(jié)構(gòu) 破碎機其特性見下圖序號 1 包括支撐件 見下圖序號 9 安裝在一個支撐 件 見下圖序號 9 的轉(zhuǎn)子組件粉碎機和包圍該轉(zhuǎn)子組件殼體或桶 見下圖序號 13 和其它部件 同的特征 見下圖序號 1 電機 見下圖序號 8 和所述框架 見下圖序號 6 的碎紙機或類似物 其特征在于 所述閘刀刀片切割裝備使一個 平面垂直于刀片板邊緣的主軸 見下圖序號 10 在轉(zhuǎn)子法 見下圖序號 15 特征 見下圖序號 1 以使自動下載該材料匝道 a 中 桶或殼體 見下圖序號 13 設(shè)有所述葉片 15 的對應(yīng)于葉片的運動可以防止材料沒有證據(jù)底部阻礙葉片快門 旋轉(zhuǎn)的擋板 見下圖序號 16 圖 2 1 1 立式切碎機示意圖 Fig 2 1 1 schematic diagram of vertical shredding machine 6 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(shè)計原則 切碎機的功能部件由支承體 支撐元件安裝在所述破碎機部分 包括樹斬波和 葉片 的轉(zhuǎn)子及圍繞該轉(zhuǎn)子部件包括一個缸 或殼 等的 用于功能零件 發(fā)動機 和所述框架 或機器英尺 如切碎機內(nèi) 在鍘刀轉(zhuǎn)子碎紙機裝有切割刀片的功能 使得在垂直于平面葉片直邊的軸線的平面上 所述上部部件的加工使供給到所述筒 的料斗的材料 使下內(nèi)元件具有如下功能 使材料坡道卸載系統(tǒng)中 桶 或幀 設(shè) 有相應(yīng)的葉片 可以防止材料與刀刃的旋轉(zhuǎn)不妨礙運動 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 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(gòu) 該機切碎長度為 3 4mm 結(jié)合實際計算 本機定切碎長度為 3 5mm 7 2 5 切碎機的功率消耗 由 V m 3 1 式中 V 在本論文代表的意思是 切碎總體積 單位 3m M 在本論文代表的意思是 切割總質(zhì)量 單位 kg 在本論文代表的意思是 小白花菜密度 kg 3 由已知條件 M 6000kg kg 帶入 3 1 中 30 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 我們從公式看 P F v 3 2 其中 F 在本論文代表的意思是 刀切割力 取 800N V 在本論文代表的意思是 刀轉(zhuǎn)速 單位 m s 而 v 3 r 3 其中 在本論文代表的意思是刀轉(zhuǎn)角速度 單位 rad s r 在本論文代表的意思是 刀的半徑 單位 m 又由 2 f 3 4 其中 f 在本論文代表的意思是刀切割頻率 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 8 3 800 10 10 10 12 4 0 38kw 2 5 2 刀盤空轉(zhuǎn)消耗功率 我們從公式看 N 21j 3 6 其中 J 在本論文代表的意思是刀的轉(zhuǎn)動慣量 單位 kg m 2 在本論文代表的意思是刀轉(zhuǎn)速 單位 rad s 10 而 J 3 2rM1 7 其中 M 在本論文代表的意思是刀片質(zhì)量 單位 kg r 在本論文代表的意思是刀片半徑 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(diào)質(zhì)處理 刃口淬火 硬度為 HRC62 65 由此可求刀片質(zhì)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 我們通過查找相關(guān)機械設(shè)計書藉 可 1 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 1 2 3 則電機所需功率為 P JW 7 436KWo 我們通過查找相關(guān)機械設(shè)計書藉得 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(zhuǎn)速 r min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量 Kg Y132M 4 7 5 同步轉(zhuǎn)速 1500 r min 4 級 1440 2 2 2 2 81 9 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(shù)參數(shù) 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 10 第 3 章 帶傳動的計算 3 1 帶傳動設(shè)計 輸出功率 P 7 5kW 轉(zhuǎn)速 n1 1440r min n2 500r minedAdPK 表 3 1 工作情況系數(shù) A 原動機 類 類 一天工作時間 h 工作機 10 10 16 16 0 10 16 16 載 荷 平 穩(wěn) 液體攪拌 機 離心式水 泵 通風(fēng)機和 鼓風(fēng)機 離7 5kW 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(fēng)機 7 5kW 發(fā)電機 旋轉(zhuǎn) 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 螺旋式運 輸機 斗式上 1 2 1 3 1 4 1 4 1 5 1 6 11 變 動 較 大 料機 往復(fù)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(zhuǎn)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(shè)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(jù)傳動的設(shè)計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按 機械設(shè)計 P297 圖 13 11 選取 12 圖 3 1 帶型圖 根據(jù)算出的 Pd 8 25kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n1 1440r min 我們從圖中可以看出 dd 80 100 可知應(yīng)選取 A 型 V 帶 3 3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 我們從相關(guān)機械書藉可以查到 P298 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(jù) 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 我們從相關(guān)機械書藉可以查到 P295 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 2 83 9 1 di 誤 誤差 符合要求1 830 i 誤 帶速 19140v 6 79 66dnms 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(jié)構(gòu) 大帶輪選擇 E 型輪輻式結(jié)構(gòu) 帶輪的材料 選用灰鑄鐵 HT200 3 7 確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡單 調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置 3 8 計算壓軸力 我們從相關(guān)機械書藉可以查到 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1a1a53 72sin 4 6sinN 108 42ooFz 對帶輪的主要要求是質(zhì)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(zhuǎn)速高時要進行動平衡 對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)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(cè)面間的夾 角是 40 為了適應(yīng) 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 15 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(shù) 外徑 d a 32 60 34 80 118 190 315 36 60 475 600 38 對 應(yīng)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(jié)構(gòu)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 16 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(jié)構(gòu)類型 根據(jù)設(shè)計結(jié)果 可以得出結(jié)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 17 第 4 章 主軸組件要求與設(shè)計計算 主軸組件是是執(zhí)行具體工作 它的功能是支撐和引導(dǎo)輪的旋轉(zhuǎn) 運動形成表面 而且還由運動和扭矩 熊切割力的傳遞和負載的驅(qū)動力 由于該組主軸性能直接影響 到特定的磨削加工的質(zhì)量和效率 所以這是一個特殊的研磨的重要組成部分 大致相 同的點 這兩個傳遞運動 扭矩和承受的驅(qū)動力 我們必須確保電機的正常狀態(tài) 并 支撐工件 但主軸直接承受切削力 但還引導(dǎo)工件或工具來創(chuàng)建表面上形成的運動 并因此具有在主軸上更高的要求 4 1 主軸的基本要求 4 1 1 旋轉(zhuǎn)精度 旋轉(zhuǎn)主軸精度意味著手動主軸或低速 無負載時 心軸相對偏心 r 的徑向定位表 面 運行和軸向移動 a 或值軸向竄動值 o 圖 5 1 連續(xù)線表示的旋轉(zhuǎn)的理想軸線 一個虛線表示的旋轉(zhuǎn)有效的軸線 當(dāng)在工作主軸的旋轉(zhuǎn)速度 主軸漂流在空間的旋轉(zhuǎn) 軸是運動的精度 精密裝配旋轉(zhuǎn)主軸取決于主要零件 如主軸 軸承和軸承座孔等 精密制造和裝 配 控制精度的部件 精度運動也取決于速度 性能和潤滑軸承和主軸的動態(tài)特性的主 軸 主軸各種類型的共同部分的旋轉(zhuǎn)特殊夾頭特殊精度精度的特定規(guī)則設(shè)置 旋轉(zhuǎn)的 專用的精度取決于工件的精度被確定 a o r 圖 4 1 主軸的旋轉(zhuǎn)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 主軸單元的剛性 是主軸軸承和 軸承殼體的整體剛度 這直接影響了主軸的旋轉(zhuǎn)精度的反映 顯然 更大的主軸組件 18 的剛性 變形小的后主軸的力 如果缺乏剛性的加工精度 彈性變形主軸前端直接影 響工件的精度 在傳輸質(zhì)量 變形的劣化主軸彎曲齒輪嚙合的情況 以及軸承壓力的 副產(chǎn)物 從而提高了這些部件的磨損 降低壽命 在工件的穩(wěn)定性方面 主軸將改變 的力和功率的傳輸 等等 已經(jīng)過分振動和自激振動容易發(fā)生切削被迫 減少了工件 的穩(wěn)定性 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(jié) 構(gòu)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(zhì)量等 4 1 3 抗振性 主軸組件的抗振性是也是由沖擊載荷和交替動作的負荷 使得主軸的振動 如果 主軸總成的振動性較差 受振動的工作和影響表面質(zhì)量 耐用性和更少的機床主軸軸 承的使用壽命 而且還產(chǎn)生噪音的工作環(huán)境 隨著高精度 高效率的特殊的發(fā)展方向 對振動的呼聲越來越高 評價主軸組件抗振性 主要考慮其強迫振動和特征自激振動阻力的大小 4 1 4 溫升和熱變形 裝配工作主軸摩擦和混合油在各種相對運動和熱 隨著溫度的隨之增加 形狀和 主軸的失真的位置的溫度 所述熱變形 熱變形主軸組件操作必須在一定時間后改變 為測量每個部分的位置 主軸組件和熱變形的溫度 使特定的破壞精度的部件之間的相對位置 將影響工 件的加工精度 高精度的特殊是特別嚴重 軸彎曲變形引起的熱 從而使傳輸和工作條 件的軸承磨損的齒輪 熱變形還主軸和軸承的軸承和軸承之間的間隙和影響軸承的工作 很好的改變而調(diào)整 差距的齒輪和軸承等零部件過青春期快速磨損 即使遇到嚴重的 19 現(xiàn)象軸承軸線 熔融溫度的效果 主要因素?zé)嶙冃问?軸承的類型和布置 軸承間隙和預(yù)壓 潤 滑和冷卻的大小 4 1 5 耐磨性 主軸組件的耐磨性是保持其在長期原始精度的能力 保留的準確性 因此 該組 主軸滑動表面包括主軸頭定位面 錐孔 所述滑動軸承與盒的表面上 通過移動套筒 主軸的外表面 它必須具有高的硬度 以確保其耐磨性 為了提高主軸組件的耐磨性應(yīng)作適當(dāng)?shù)剡x擇主軸和抗磨材料及熱處理 潤滑 合 理調(diào)整軸承的發(fā)揮 良好的潤滑和密封可靠 4 2 主軸組件的布局 主軸的設(shè)計 必須滿足的基本要求 以確保上述情況 所以一個全球性的 考慮 主軸單元的排列 特別芯棒具有前 兩個后置支持和前 中 后三支持兩種類型 第一種是比較常 見的 兩個滾珠軸承主軸配置 包括一個主軸軸承的選擇 組合和布置 尤其是在速 度 負載能力 剛性和精度要求的主軸組件的設(shè)計的基礎(chǔ) 并考慮提供軸承 經(jīng)濟等 規(guī)格的情況下 待確定 當(dāng)你選擇 特別是下列要求 1 適應(yīng)的剛度和承載能力的要求 選擇主軸軸承必須符合規(guī)定的承載能力和剛性 徑向負荷較大時 滾子軸承的選 擇 是小 球軸承的選擇 雙列徑向剛度和承載滾動軸承能力 比單一的骨干更大 他所使用的軸承支撐和承載能力比使用單個大型軸承較高的同樣剛性 在一般情況下 前部支承的剛度 應(yīng)比后軸承大 由于主軸比大后支撐的剛性前額支撐剛性組的影響 表 2 1 滾動軸承和滑動軸承比較 20 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(zhuǎn)精度 精度一般或較 差 可在無隙或預(yù) 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(guān) 與轉(zhuǎn)速 載 荷無關(guān) 預(yù)緊后可 提高一些 隨轉(zhuǎn)速和載荷 升高而增大 與節(jié)流形式有 關(guān) 與載荷轉(zhuǎn)速無 關(guān) 承載能力 一般為恒定值 高速時受材料疲勞 強度限制 隨轉(zhuǎn)速增加而 增加 高速時受溫 升限制 與油腔相對壓 差有關(guān) 不計動壓 效應(yīng)時與速度無關(guān) 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(yīng)于各種轉(zhuǎn) 速 摩擦功耗 一般較小 潤 滑調(diào)整不當(dāng)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(dāng)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(yīng)轉(zhuǎn)速要求 21 由于結(jié)構(gòu)和制造各種型號和允許的最大速度的軸承的規(guī)格是不同的 采取具體 精度水平下 較低的最大允許速度 在承受徑向負荷 極限轉(zhuǎn)速圓柱滾子軸承 比圓 錐滾子軸承高 在把軸向載荷 對心臟推力最大限速 其次推力軸承 圓錐滾子軸承的 低 但傳輸容量過相反的順序 因此 我們必須考慮特定的速度和負荷能力兩方面來 選擇軸承的類型 3 適應(yīng)精度的要求 啟動和推力軸承的行動在三個方面系統(tǒng)的結(jié)尾 前端定位 集中愿意驅(qū)動的前軸 承支撐 后端定位 濃放置在背部支撐 定位端部 被布置在前面 后支撐 當(dāng)使用前端定位 主軸熱變形向后延伸 基本不影響軸向的定位精度 但是第一 個復(fù)雜的支持結(jié)構(gòu) 調(diào)整比缺點的軸承間隙 熱頭發(fā)的前支撐更高 與上述特點相反后 端定位 二當(dāng)最終位置 所述主軸的后部熱膨脹 軸承軸向間隙變化大 如果止推軸 承被設(shè)置在帽徑向內(nèi)軸承主軸可能彎曲 由于熱膨脹 4 適應(yīng)結(jié)構(gòu)的要求 當(dāng)問及主軸組件的性能具有高剛性和一定的負載能力 并且在徑向維度的結(jié)構(gòu)是 緊湊的時候可以在一個支撐件 特別是前支撐 來配置兩個或更多的軸承 軸多主軸間距有點特別 因為結(jié)構(gòu)的限制的 滾子軸承必須用于承受徑向載荷 推力球軸承的軸向載荷來承擔(dān) 而兩個軸承交錯 5 適應(yīng)經(jīng)濟性要求 確定主軸類型軸承結(jié)構(gòu) 其應(yīng)包括除被視為滿足性能和結(jié)構(gòu)的要求 而且對經(jīng)濟 分析 經(jīng)濟效果 在高速和高負載的平均條件下 使用的圓錐滾子軸承它與徑向軸承和配置的以低 成本推力軸承型 由于第一保存兩個軸承 殼體和技術(shù)更好 考慮到上述因素 在設(shè)計主軸前 后主軸軸承兩個軸承 軸承采用圓柱滾子軸承 雙和組合推力球 D 精度等級支援前線 配套軸承的使用后 圓柱滾子 并在準確度 等級 在該圓柱滾子軸承 雙列的前支撐 滾軸直徑小 多個 50 60 具有更大剛性 的數(shù)目 二列滾交錯排列 剛度的變化量 外壁容易的工作 考慮到錐形鉆孔 錐 1 12 內(nèi)圈的軸向運動 使得一個徑向變形 調(diào)節(jié)徑向間隙和預(yù)加載 黃銅實體保持架 這將有利于軸承的散熱 前支撐的一般特性是 主軸的靜態(tài)剛性 高車削 溫升小 徑向通道可以容易地調(diào)整 以保持主軸的準確性 但第一支撐結(jié)構(gòu)是更復(fù)雜的 支持 不同的前部和后部溫度 熱變形大 而且 安裝 調(diào)整是太麻煩了 22 4 3 主軸結(jié)構(gòu)的初步擬定 主軸的結(jié)構(gòu)主要取決于裝在主軸工具 夾具 傳動部件 軸承和密封件等 數(shù)量 位置和安裝位置的方法的類型 但也考慮到芯棒的加工和組裝的處理 一般在特別配 備了磨削的主軸上更多的部分 為了滿足剛性的要求 并不能得到足夠的推力表面 并易于組裝 通常是設(shè)計主軸階梯軸 軸的直徑前報紙從后降 主軸是空心的或?qū)嵭?的 這取決于特殊的研磨的類型 主軸的設(shè)計 也被設(shè)計成步驟 而 在滿足的前提 下 設(shè)計成空心軸取工具的桿的剛度要求 這意味著主軸頭主軸頭 其形狀取決于研磨 夾具或特殊的安裝工具形式的類型 并應(yīng)確保所述裝置或工具來安裝可靠 準確 容易操作 并且可以通過一定扭矩 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(guān) 鋼的 E 值較大 2 1 10 N cm 左右 72 因此 熔融材料先考慮鋼 如果鋼和鋼和在該熱處理的彈性模量 如果該值是普通鋼 或合金的類型 這是基本上彈性的相同模量因此 當(dāng)選擇第一選擇碳鋼成本低 例如 鋼 45 僅當(dāng)負荷特別重 并有較大的影響 或特殊精密主軸必須降低熱處理 或主軸 軸向移動變形以采取必要的帳戶 以確保在選擇僅當(dāng)鋼耐磨性 當(dāng)軸承主軸軸承 報紙沒有硬化 但為了提高接觸的剛性 以防止損壞雜志節(jié)拍 的旋轉(zhuǎn)軸 45 相接觸的表面仍然是非常高的高頻淬火鋼 HRC48 54 對于接下來的 45 列在鋼心軸上的表 5 2 熱處理 表 4 2 使用滾動軸承的 45 鋼主軸熱處理等參數(shù) 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(diào)質(zhì) 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 23 此次設(shè)計的特殊主軸 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(shù)要求 對主軸組件產(chǎn)生直接影響精密主軸回轉(zhuǎn)精度 和主軸軸承 齒輪和其它部件被連 接在誤差表面的幾何形狀和表面粗糙度 與接觸的剛度 該部分的接觸表面的更精確 的形狀 較低的表面粗糙度 與力接觸的變形后最小的 即接觸是更大的剛性 因此 主軸的設(shè)計必須作出一定的技術(shù)要求 1 軸頸 主軸的設(shè)計 論文應(yīng)首先考慮 主軸軸承軸頸工作基面 所述基面和測量的技術(shù) 基礎(chǔ) 工作主軸的雜志作為運動的旋轉(zhuǎn)的工作基礎(chǔ) 工作主軸錐孔中心 以確保同軸度 和中心的雜志 一般以該雜志作為最后的磨錐孔的技術(shù)基礎(chǔ) 當(dāng)主軸控制精度到報社作 為衡量檢查每個黨和垂直的根據(jù)地的同心度 當(dāng)使用滾動軸承 精度和軸頸軸承的精 度必須適應(yīng) 軸頸表面粗糙度和硬度 影響與滾動軸承合作的質(zhì)量 對于總體精度特殊心軸的水平 它的軸頸軸承 IT5 的尺寸精度 公差幾何雜志 圓度 圓柱狀等 的通常比 1 4 直徑的 1 2 的公差更小 2 內(nèi)錐孔 該工具安裝在圓錐或頂部低的定位的內(nèi)部 期間的特殊精度的測試 這是代表參 數(shù)的中心線主軸驗證的主軸和其它部件 如主軸和平行軌道度的相互位置的精度 由 于該儀器并導(dǎo)致頻繁的拆裝 必須是錐孔的磨損之內(nèi) 錐孔的同軸和滑動軸承 一般錐端 并在 100 至 300mm 的徑向跳動正式代表的距 離 其圓錐形狀誤差控制標準測試的大小的接觸面積 以檢查的顏色 這是一個綜合 性指標 還需要一定程度的表面粗糙度和硬度的 4 6 主軸直徑的選擇 主軸直徑主軸組件的剛性 一個顯著影響越大引起的較小的芯棒前部變形的心軸 軸承的變形和位移的直徑 即 主軸組件的剛性就越大 但正面主軸直徑軸頸 D1 時 最大尺寸與軸承等部件對應(yīng) 以獲得相同的制造公差 都比較困難 重量增大 同時 增加的速度極限是由承載能力的直徑 甚至特殊結(jié)構(gòu) 不可接受的限制 通常 主軸前軸頸直徑 D1 可根據(jù)傳遞功率 并參考現(xiàn)有同類特殊的主軸軸頸尺寸 24 確定 查 金屬切削特殊設(shè)計 第 506 頁表 5 12 中 幾種常見的通用特殊鋼質(zhì)主軸前 軸頸的直徑 D1 可供參考 如下表 4 3 所示 特殊 查上表中對應(yīng)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(jù)前述關(guān)于軸承的選擇原則 查 金屬切削設(shè)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 25 圖 4 6 軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)及安裝尺寸 4 8 軸承的選型及校核 選擇滾動軸承包括軸承的選擇 選擇精度等級軸承和軸承尺寸的類型 軸承類型選擇適當(dāng)與否 將直接影響到軸承和機器壽命的性能 當(dāng)您選擇軸承分 析功能應(yīng)該比較各類軸承 并參照同類機器的軸承經(jīng)驗的類型 在軸承的類型的選擇時 首先考慮的大小 方向和負載的速度 在一般情況下 球軸承便宜 當(dāng)負荷較小時 應(yīng)優(yōu)先選用 流速大尺寸的球軸承的負荷輥 并能承受 沖擊負荷 也因此受到沉重的負荷或振動 沖擊載荷時 你應(yīng)該考慮使用滾子軸承 但滾子軸承看起來傾斜角更敏感 當(dāng)主徑向載荷 軸承應(yīng)使用 當(dāng)軸向負荷和速度不高 推力的選擇軸承 如高速 斜軸承的選擇 當(dāng)徑向和軸向支撐的切割 如果軸向負荷較小時 徑向軸承或角接觸 球軸承下的接觸角的選擇 如果大的軸向載荷 速度不高 它可以推力軸承的選擇和徑 向軸承 軸向和徑向載荷 分別 當(dāng)軸向負荷較大時 時間和速度高 接觸角必須組 合選擇角接觸軸承大 26 各類軸承的速度范圍是不一樣的 在手動機械設(shè)計列出了各種類型的速度限制軸 承 一般應(yīng)使軸承運行在低于極限速度 深溝球軸承 角接觸球軸承 高速軸承極限 圓柱形烏合之眾 適用于高速應(yīng)用 速度限制軸向軸承 它只能用于在較低速度下的 應(yīng)用中 其次 需要選擇時 軸承的限制要求安裝尺寸類型考慮拆除和對齊軸承部件的軸 承和風(fēng)度一般尺寸較大的球軸承 滾子軸承 滾針較小的最小尺寸的徑向更大的軸向 尺寸 此外 多套軸承 其尺寸是不一樣的 選擇軸承一般應(yīng)根據(jù)機械的類型 工作條件 可靠性要求及軸承的工作轉(zhuǎn)速 n 預(yù) 先確定一個適當(dāng)?shù)氖褂脡勖?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(zhuǎn)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(dāng)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(zhuǎn)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 在本論文代表的意思是基本額定動載荷計算值 N P 在本論文代表的意思是當(dāng)量動載荷 N fh 在本論文代表的意思是壽命因數(shù) 1 fn 在本論文代表的意思是速度因數(shù) 0 822 fm 在本論文代表的意思是力矩載荷因數(shù) 力矩載荷較小時取 1 5 較大時取 2 fd 在本論文代表的意思是沖擊載荷因數(shù) 1 5 fT 在本論文代表的意思是溫度因數(shù) 1 CT 在本論文代表的意思是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(shè)軸承只承受徑向載荷 則當(dāng)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 27 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(shù)為 內(nèi)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(zhì)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 在本論文代表的意思是基本額定靜載荷計算值 N 0 在本論文代表的意思是當(dāng)量靜載荷 N P 在本論文代表的意思是安全因數(shù)0S 在本論文代表的意思是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(dāng)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) 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 是指第一支反力作用點支承芯軸從點之間的主軸前端 在裝配 芯軸的剛度影響最大的力的作用 該突起越小越好主軸的剛性 一種形式 主軸前懸和大小取決于主軸鼻的結(jié)構(gòu) 一般應(yīng)是標準選擇 有時為了 根據(jù)接納標準提高的主軸或定心精度的剛性或沒有 此外 突部前緣主軸的另一類型的鎖定和類型 片或設(shè)備與前面軸承支承組合和 前支承件的結(jié)構(gòu)等相關(guān)的潤滑和密封裝置的尺寸 因此 在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下 應(yīng)盡可能減小懸伸量 a 以利于提高主軸組件的 剛度 28 初算時 可查 金屬切削特殊磨頭設(shè)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(nèi)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 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(shù)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(shè)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 合理確定主軸軸承的持續(xù)時間可以提高主軸的靜態(tài)部的剛性 可以證明跨度較小 心軸的剛性 較低的彎曲變形 但前推力軸承變形會增加的位移量 由主軸小的前端支 撐的跨度大的位移變形 但主軸倍 可見 足弓支撐過大或過小都會降低主軸的剛度 有關(guān)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(jù)此次設(shè)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(shè)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 29 4 11 主軸結(jié)構(gòu)圖 根據(jù)以上的分析計算 可初步得出主軸的結(jié)構(gòu)如圖 4 7 所示 圖 4 7 主軸結(jié)構(gòu)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(dāng)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 30 圖 4 9 主軸組件簡化為固定端梁 此次設(shè)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(xué) 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(jù)圖 2 10 可得此時的最大撓度 maxB EIF3 l 其中 F 在本文中代表的意思是主軸前端受力 此處 F F 1213 1NZ l 在本文中代表的意思是 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 在本文中代表的意思是主軸材料的彈性模量 45 鋼的 E 2 1 10 N cm72 I 在本文中代表的意思是主軸截面的平均慣性矩 當(dāng)主軸平均直徑為 D 內(nèi)孔直徑 為 d 時 31 I 此處 D 3564d D 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(shè)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 B 2EI lF 其中 F 在本文中代表的意思是主軸前端受力 此處 F F z 1213 1N l 在本文中代表的意思是 A B 之間的距離 此處 l a 12cm E 在本文中代表的意思是主軸材料的彈性模量 45 鋼的 E 2 1 10 N cm72 I 在本文中代表的意思是主軸截面的平均慣性矩 當(dāng)主軸平均直徑為 D 內(nèi)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(shè)計 第一冊中機械部分的第 670 頁 可知 當(dāng) 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(shù)據(jù) 和 代入 即可得 maxB 初步設(shè)計的主軸滿足剛度要求 32 1 求作用在帶輪上的力 因已知低速級帶輪的直徑為 500 2dm 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(diào)370p 質(zhì)處理 根據(jù)課本 取 于是得156 表P12 oA 112 60 36mnPd763 53min 84 3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 33 1 根據(jù)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(jù) 80 mm 由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙md47 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(yīng)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 mm 則 104 mm 軸環(huán)寬度 取 b 12 mm md65 h4 1 軸承端蓋的總寬度為 37 5 mm 由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定 根據(jù)軸 承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的 距離 故取 67 5 mm l30 l50 至此 已初步確定了低速軸的各段直徑和長度 圖 4 12 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計示意圖 表 4 1 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù) 段名 參數(shù) 直徑 mm 65 H7 k6 80 85 m6 90 H7 n6 104 85 m6 長度 mm 105 67 5 46 86 12 44 5 鍵 b h L mm 20 12 90 25 14 70 C