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I 本 科 畢 業(yè) 論 文 題 目 小型白花菜切碎機(jī)改進(jìn)設(shè)計(jì) 姓 名 學(xué) 號(hào) 專(zhuān) 業(yè) 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 指導(dǎo)教師 職 稱(chēng) II 摘要 整機(jī)結(jié)構(gòu)主要由電動(dòng)機(jī) 機(jī)架 傳動(dòng)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(jī)的結(jié)構(gòu)和性能特點(diǎn) 對(duì)其切削原理及工作過(guò)程進(jìn)行了 分析 闡明了盤(pán)刀式小型白花菜切碎機(jī)的工作機(jī)理 通過(guò)對(duì)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(jī)器性能達(dá)到最佳工作狀態(tài) 由電動(dòng)機(jī)產(chǎn)生動(dòng)力通過(guò)帶輪減速將需要的動(dòng)力傳遞到帶輪上 帶輪帶動(dòng) V 帶 從 而帶動(dòng)整機(jī)裝置運(yùn)動(dòng) 本論文研究?jī)?nèi)容摘要 1 小型白花菜切碎機(jī)總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 2 小型白花菜切碎機(jī)工作性能分析 3 電動(dòng)機(jī)的選擇 4 對(duì)小型白花菜切碎機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng) 執(zhí)行部件及機(jī)架設(shè)計(jì) 5 對(duì)設(shè)計(jì)零件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算分析和校核 6 繪制整機(jī)裝配圖及重要部件裝配圖和設(shè)計(jì)零件的零件圖 關(guān)鍵詞 小型白花菜切碎機(jī) 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(jī)裝置 機(jī)械 的應(yīng)用及適用范圍 7 1 2 切碎機(jī) 機(jī)械 的國(guó)內(nèi)外發(fā)展情況 7 1 3 食品裝置 機(jī)械 研究開(kāi)發(fā)的意義 10 第 2 章 小型白花菜切碎機(jī)總體參數(shù)的設(shè)計(jì) 11 2 1 基本結(jié)構(gòu) 11 2 2 設(shè)計(jì)原則 12 2 3 白花菜產(chǎn)量及性能 12 2 4 切碎機(jī)的切碎長(zhǎng)度 12 2 5 切碎機(jī)的功率消耗 12 2 5 1 刀切功率計(jì)算 13 2 5 2 刀盤(pán)空轉(zhuǎn)消耗功率 14 第 3 章 帶傳動(dòng)的計(jì)算 16 3 1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 16 3 2 選擇帶型 17 3 3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 18 3 4 確定中心距離 帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角 18 3 5 確定帶的根數(shù) z 19 3 6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)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(shè)計(jì)計(jì)算 23 4 1 主軸的基本要求 23 4 1 1 旋轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(shù)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(jié)構(gòu)圖 35 4 12 主軸組件的驗(yàn)算 35 4 12 1 支承的簡(jiǎn)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(jī)其他主要零件的設(shè)計(jì)與校核 48 6 1 切碎刀及刀盤(pán)的設(shè)計(jì) 48 6 2 裝置支撐體設(shè)計(jì) 48 6 3 機(jī)殼及進(jìn)料斗設(shè)計(jì) 49 結(jié) 論 50 參考文獻(xiàn) 51 致 謝 52 第 6 頁(yè) 共 53 頁(yè) 第 1 章 緒 論 1 1 白花菜切碎機(jī)裝置 機(jī)械 的應(yīng)用及適用范圍 長(zhǎng)期以來(lái) 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(dòng)強(qiáng)度大 生產(chǎn)效率低 隨著市場(chǎng)經(jīng)濟(jì)的發(fā)展 白花菜開(kāi)始以一種新型包裝綠色食品登入市場(chǎng) 白花菜以一種味美價(jià)廉的腌菜環(huán)保產(chǎn)品供不應(yīng)求 傳統(tǒng)加工方式已經(jīng)不能滿(mǎn)足市場(chǎng) 的需求 所以白花菜切碎機(jī)的設(shè)計(jì) 以加快白花菜的生產(chǎn)效率 對(duì)剛收獲的白花菜 進(jìn)行快速切碎和加工 以便于包裝 是供應(yīng)白花菜市場(chǎng)的有效方法 本文就白花菜切碎這一環(huán)節(jié)進(jìn)行研究 目的在于研制出一種新型的白花菜 切碎機(jī) 加快白花菜的切碎加工過(guò)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(jī) 機(jī)械 的國(guó)內(nèi)外發(fā)展情況 切碎機(jī) 最初是由美國(guó)于上世紀(jì)五十年代開(kāi)發(fā)出來(lái)的產(chǎn)品 后來(lái)日本得到發(fā)展 并于上世紀(jì)六七十年代隨日本經(jīng)濟(jì)高速發(fā)展 技術(shù)性能得到長(zhǎng)足的進(jìn)步 上世紀(jì)八十年代初 我國(guó)大量引進(jìn)切碎機(jī)并生產(chǎn)出自己的產(chǎn)品 以日清品牌為代 表 主要針對(duì)方便面生產(chǎn)線(xiàn)配套使用 上世紀(jì)九十年代 這種機(jī)型開(kāi)始大量用于糧食 流通 同時(shí)派生出各種各樣的類(lèi)似包裝機(jī) 隨著機(jī)電一體化的應(yīng)用 粉料自動(dòng)包裝也 向著高速全自動(dòng)模塊化的方向發(fā)展及創(chuàng)新 現(xiàn)今國(guó)外開(kāi)發(fā)的切碎機(jī)已極其人性化 高速 節(jié)能 全自動(dòng) 模塊化 就國(guó)內(nèi)外切碎機(jī)的開(kāi)發(fā)情況來(lái)看 主要從以下幾點(diǎn)進(jìn)行 l 不斷擴(kuò)大其通用能力 以滿(mǎn)足多種屬性粉料的包裝 2 高速全自動(dòng) 配備微機(jī)控制系統(tǒng) 借助預(yù)先儲(chǔ)存的程序控制多臺(tái)伺服電機(jī) 分 別驅(qū)動(dòng)有關(guān)執(zhí)行機(jī)構(gòu) 3 參數(shù)化調(diào)整和設(shè)置 對(duì)主要操作部件 供送 袋成型 牽引 封切等 作適當(dāng)調(diào) 整有關(guān)工作參數(shù) 便可在較寬的尺寸范圍內(nèi) 滿(mǎn)足不同品種不同尺寸的包裝 4 模塊化結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 對(duì)供送 牽引 封切等主要部件進(jìn)行相對(duì)獨(dú)立并又能較為自 由組合的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 以滿(mǎn)足臥式組合和立式組合的包裝機(jī) 德國(guó)與美國(guó) 日本 意大利均為世界切碎機(jī)機(jī)械大國(guó) 在切碎機(jī)機(jī)械設(shè)計(jì) 制造 技術(shù)性能等方面居于領(lǐng)先地位 德國(guó)切碎機(jī)機(jī)械的設(shè)計(jì)是依據(jù)市場(chǎng)調(diào)研及市場(chǎng)分析結(jié) 果進(jìn)行的 其 目標(biāo)是努力為客戶(hù) 尤其是為大型企業(yè)服務(wù) 為滿(mǎn)足客戶(hù)要求 德國(guó) 第 7 頁(yè) 共 53 頁(yè) 切碎機(jī)機(jī)械制造廠商和設(shè)計(jì)部門(mén)采取了諸多措施 1 工藝流程自動(dòng)化程度越來(lái)越高 以提高生產(chǎn)率和設(shè)備的柔性及靈活性 采用機(jī)械 手完成復(fù)雜的動(dòng)作 操作時(shí) 在由電腦控制的攝像機(jī)錄取信息和監(jiān)控下 機(jī)械手按電 腦指令完成規(guī)定動(dòng)作 確保包裝的質(zhì)量 2 提高生產(chǎn)效率 降低生產(chǎn)成本 最大限度地滿(mǎn)足生產(chǎn)要求 德國(guó)切碎機(jī)機(jī)械以飲 料 啤酒灌裝機(jī)械和塑料切碎機(jī)機(jī)械見(jiàn)長(zhǎng) 具有高速 成套 自動(dòng)化程度高和可靠性 好等特點(diǎn) 其飲料灌裝速度高達(dá) 12 萬(wàn)瓶 h 小袋切碎機(jī)機(jī)的包裝速度高達(dá) 900 袋 min 3 使產(chǎn)品機(jī)械和切碎機(jī)機(jī)械一體化 許多產(chǎn)品要求生產(chǎn)之后直接進(jìn)行包裝 以提高生產(chǎn)效率 如德國(guó)生產(chǎn)的巧克力生產(chǎn)及包裝設(shè)備 就是由一個(gè)系統(tǒng)控制完成的 兩者一體化 關(guān)鍵是要解決好在生產(chǎn)能力上相互匹配的問(wèn)題 4 適應(yīng)產(chǎn)制品變化 具有良好的柔性和靈活性 由于市場(chǎng)的激烈競(jìng)爭(zhēng) 產(chǎn)品更新?lián)Q 代的周期越來(lái)越短 如化妝品生產(chǎn)三年一變 甚至一個(gè)季度一變 生產(chǎn)量又都很大 因此要求切碎機(jī)機(jī)械具有良好的柔性和靈活性 使切碎機(jī)機(jī)械的壽命遠(yuǎn)大于產(chǎn)品的壽 命周期 這樣才能符合經(jīng)濟(jì)性的要求 5 普遍使用計(jì)算機(jī)仿真設(shè)計(jì)技術(shù) 隨著新產(chǎn)品開(kāi)發(fā)速度不斷加快 德國(guó)切碎機(jī)機(jī)械 設(shè)計(jì)普遍采用了計(jì)算機(jī)仿真設(shè)計(jì)技術(shù) 大大縮短了切碎機(jī)機(jī)械的開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)周期 切碎機(jī)設(shè)計(jì)不僅要重視其能力和效率 還要注重其經(jīng)濟(jì)性 所謂經(jīng)濟(jì)性不完全是機(jī)械 設(shè)備本身的成本 更重要的是運(yùn)轉(zhuǎn)成本 因?yàn)樵O(shè)備折舊費(fèi)只占成本的 6 8 其他 的就是運(yùn)轉(zhuǎn)成本 我國(guó)切碎機(jī)行業(yè)起步于 20 世紀(jì) 70 年代 在 80 年代末和 90 年代中得到迅速發(fā)展 已成為機(jī)械工業(yè)中的 10 大行業(yè)之一 無(wú)論是產(chǎn)量 還是品種上 都取得了令人矚目的 成就 為我國(guó)包裝工業(yè)的快速發(fā)展提供了有力的保障 目前 我國(guó)已成為世界切碎機(jī) 工業(yè)生產(chǎn)和消費(fèi)大國(guó)之一 切碎機(jī)作為一種產(chǎn)品 它的含義不僅僅是產(chǎn)品本身的物質(zhì)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(jī)本身的具體形態(tài)和基本功能 隱 形產(chǎn)品是指食品機(jī)給用戶(hù)提供的實(shí)際效用 延伸產(chǎn)品是指食品機(jī)的質(zhì)量保證 使用指 導(dǎo)和售后服務(wù)等 所以食品機(jī)的設(shè)計(jì)應(yīng)該包括 市場(chǎng)調(diào)研 原理圖設(shè)計(jì) 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 施工圖設(shè)計(jì) 使用說(shuō)明書(shū)編寫(xiě)及售后服務(wù)預(yù)案等 切碎機(jī)設(shè)計(jì)的類(lèi)別主要有 測(cè)繪仿制設(shè)計(jì) 開(kāi)發(fā)性設(shè)計(jì) 改進(jìn)性設(shè)計(jì) 系列化設(shè)計(jì) 如啤酒灌裝生產(chǎn)線(xiàn)生產(chǎn)能力為 1 6 4 萬(wàn)瓶 h 其中灌裝機(jī)的灌裝閥工位數(shù)從 48 個(gè) 第 8 頁(yè) 共 53 頁(yè) 60 個(gè) 90 個(gè)到 120 個(gè)就屬于系列化設(shè)計(jì) 由普通啤酒灌裝生產(chǎn)線(xiàn)到純生啤酒灌裝生產(chǎn)線(xiàn)的設(shè)計(jì)就屬于改進(jìn) 開(kāi)發(fā)性設(shè)計(jì) 對(duì) 于中低速運(yùn)行的食品機(jī) 目前我們基本上可以進(jìn)行自主設(shè)計(jì) 而高速運(yùn)行的食品機(jī) 特別是一些先進(jìn)機(jī)型 大多是測(cè)繪 仿制國(guó)外的同類(lèi)機(jī)型 進(jìn)行國(guó)產(chǎn)化設(shè)計(jì)和系列化 設(shè)計(jì) 其主要的原因是 1 大多數(shù)設(shè)計(jì)人員還沒(méi)有真正掌握先進(jìn)的設(shè)計(jì)方法 如高速 切碎機(jī)的動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)理論和方法等 對(duì)高速工況下機(jī)構(gòu)的動(dòng)態(tài)精度分析等問(wèn)題還不能 模擬解決 2 產(chǎn) 學(xué) 研結(jié)合不夠緊密 理論上的科研成果不能及時(shí)地在實(shí)際設(shè)計(jì)中 運(yùn)用 設(shè)計(jì)人員缺乏及時(shí)的技術(shù)培訓(xùn) 3 整個(gè)行業(yè)缺乏宏觀調(diào)控的力度 優(yōu)勢(shì)資源不 能得到合理的配置與調(diào)整 在切碎機(jī)設(shè)計(jì)領(lǐng)域 絕大多數(shù)設(shè)計(jì)人員仍沿用以前的設(shè)計(jì)方法 1 根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù) 書(shū)尋找同類(lèi)機(jī)型作為樣機(jī) 2 參考樣機(jī)制定各項(xiàng)技術(shù)性能指標(biāo)及使用范圍 3 設(shè)計(jì)工 作原理圖 傳動(dòng)系統(tǒng)圖 4 設(shè)計(jì)關(guān)鍵零件 部件 5 設(shè)計(jì)總裝圖方案和動(dòng)作循環(huán)圖 6 設(shè)計(jì)部件圖 總裝圖和零件圖 7 對(duì)主要部件中的關(guān)鍵零件進(jìn)行強(qiáng)度 剛度校核 8 設(shè)計(jì)控制原理圖 施工圖等 而今 國(guó)內(nèi)一些大學(xué)的設(shè)計(jì)軟件 可以對(duì)食品機(jī)中常用機(jī)構(gòu)進(jìn)行有限元分析和優(yōu) 化設(shè)計(jì) 其開(kāi)發(fā)的凸輪連桿機(jī)構(gòu) CAD CAM 軟件已經(jīng)能夠滿(mǎn)足企業(yè)進(jìn)行凸輪連桿機(jī) 構(gòu)自主設(shè)計(jì)的能力 但在實(shí)際切碎機(jī)的設(shè)計(jì)中應(yīng)用還不普遍 新型切碎機(jī)往往是機(jī) 電 氣一體化的設(shè)備 充分利用信息產(chǎn)品的最新成果 采用氣 動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu) 伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)等分離傳動(dòng)技術(shù) 可使整機(jī)的傳動(dòng)鏈大大縮短 結(jié)構(gòu)大為 簡(jiǎn)化 工作精度和速度大大提高 其中的關(guān)鍵技術(shù)之一是采用了多電機(jī)拖動(dòng)的同步控 制技術(shù) 其實(shí)掌握這種技術(shù)并不很難 只是一些設(shè)計(jì)人員不了解切碎機(jī)的這一發(fā)展趨 勢(shì) 如果說(shuō)以前我國(guó)切碎機(jī)設(shè)計(jì)是仿制 學(xué)習(xí)階段 那么現(xiàn)在我們應(yīng)該有創(chuàng)新設(shè)計(jì)的 意識(shí) 我國(guó)食品行業(yè)技術(shù)與機(jī)械近些年所取得的成績(jī)是顯著的 其起步于 20 世紀(jì) 70 年 代末 剛起步時(shí)年產(chǎn)值僅七 八千萬(wàn)元 產(chǎn)品品種僅 100 余種 技術(shù)水平也較低 在 20 紀(jì) 80 年代中期至 20 世紀(jì)年代中期十余年的時(shí)間里 才得到快速發(fā)展 年增長(zhǎng)率達(dá) 到 20 30 到 1999 年底塑料和切碎機(jī)達(dá) 40 大類(lèi) 品種達(dá) 1700 種 到 2000 年產(chǎn) 值增加到 300 億元 且技術(shù)水平也上了個(gè)臺(tái)階 開(kāi)始出現(xiàn)了規(guī)?；?自動(dòng)化趨勢(shì) 傳 動(dòng)復(fù)雜 技術(shù)含量高的設(shè)備也開(kāi)始出現(xiàn) 許多切碎機(jī)如液體塑料灌裝機(jī)等設(shè)備已開(kāi)始 成套出口 第 9 頁(yè) 共 53 頁(yè) 1 3 食品裝置 機(jī)械 研究開(kāi)發(fā)的意義 針對(duì)國(guó)內(nèi)許多部門(mén)對(duì)白花菜切碎機(jī)機(jī)械的需求 本設(shè)計(jì)著重探討白花菜切碎機(jī)機(jī) 械的整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和模塊化結(jié)構(gòu) 開(kāi)發(fā)出具有包裝速度快 通用性好以及結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單可 靠 操作方便 自動(dòng)化程度高的新穎白花菜切碎機(jī)機(jī)械 對(duì)我國(guó)食品行業(yè)發(fā)展有著積 極的意義 第 10 頁(yè) 共 53 頁(yè) 第 2 章 小型白花菜切碎機(jī)總體參數(shù)的設(shè)計(jì) 2 1 基本結(jié)構(gòu) 切碎機(jī)其功能部件 1 由支承體 9 安裝在支承體 9 上的切碎機(jī)轉(zhuǎn)子部件 和包圍著轉(zhuǎn)子部件的機(jī)殼或機(jī)筒 13 等組成 由功能部件 1 電動(dòng)機(jī) 8 和機(jī)架 6 等構(gòu)成的切碎機(jī) 其特征是轉(zhuǎn)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?jī)?nèi)有能使物料自動(dòng)卸出的斜面 A 機(jī)筒或機(jī)殼 13 內(nèi)設(shè)有與刀片 15 相對(duì)應(yīng) 能阻止物料隨刀片運(yùn)動(dòng)而又不防礙刀片旋轉(zhuǎn)的擋板 16 圖 2 1 1 立式切碎機(jī)示意圖 Fig 2 1 1 schematic diagram of vertical shredding machine 第 11 頁(yè) 共 53 頁(yè) 圖 2 1 2 立式切碎機(jī)剖面圖 Fig 2 1 2 cross section drawn of vertical shredding machine 2 2 設(shè)計(jì)原則 切碎機(jī)的功能部件由支承體 安裝在支承體上的切碎機(jī)轉(zhuǎn)子部件 包括 切碎軸與刀片 和包圍著轉(zhuǎn)子部件的機(jī)筒 或機(jī)殼 等組成 由功能部件 電動(dòng)機(jī)和 機(jī)架 或機(jī)腳 等構(gòu)成切碎機(jī) 在功能部件中的切碎機(jī)轉(zhuǎn)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(jī)筒的進(jìn)料斗 功能部 件下部?jī)?nèi)有能使物料自動(dòng)卸出的斜面 機(jī)筒 或機(jī)殼 內(nèi)設(shè)有與刀片相對(duì)應(yīng) 能阻止 物料隨刀片運(yùn)動(dòng)而又不妨礙刀片旋轉(zhuǎn)的擋板 即刀片可從相鄰兩擋板的間隙間切過(guò) 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(gè)小時(shí) 3108 m 2 4 切碎機(jī)的切碎長(zhǎng)度 切碎長(zhǎng)度是切碎機(jī)的主要性能指標(biāo)之一 機(jī)器工作時(shí) 白花菜被喂入輥卷 入切碎機(jī)構(gòu) 該機(jī)切碎長(zhǎng)度為 3 4mm 結(jié)合實(shí)際計(jì)算 本機(jī)定切碎長(zhǎng)度為 3 5mm 第 12 頁(yè) 共 53 頁(yè) 2 5 切碎機(jī)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(zhì)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(zhǎng)度 L V S 500m 由每天工作 8 小時(shí) 則切割速度 v 500 8 3600 0 017m s 由已知條件 切碎長(zhǎng)度為 3 5mm 則圓盤(pán)刀切割頻率為 v l 4 8 r s 2 5 1 刀切功率計(jì)算 由公式 P F v 3 2 其中 F 刀切割力 取 800N V 刀轉(zhuǎn)速 單位 m s 而 v 3 r 3 其中 刀轉(zhuǎn)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(diǎn)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(yè) 共 53 頁(yè) 3 800 10 10 10 12 4 0 38kw 2 5 2 刀盤(pán)空轉(zhuǎn)消耗功率 由公式 N 3 21j 6 其中 J 刀的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 單位 kg m 2 刀轉(zhuǎn)速 單位 rad s 10 而 J 3 2rM1 7 其中 M 刀片質(zhì)量 單位 kg r 刀片半徑 單位 m 動(dòng)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(dòng)過(guò)程中 存在著功率的損失 查 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè) 可得 1 為 V 帶的效率 為第一 二對(duì)軸承的效率 為聯(lián)軸器的效率 1 2 3 則電機(jī)所需功率為 P JW 7 436KWo 查 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè) 得 選擇 其銘牌如下表 2 1 表 2 1 Y 系列三相異步電動(dòng)機(jī) 電動(dòng)機(jī) 型號(hào) 額定功率 KW 滿(mǎn)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 第 14 頁(yè) 共 53 頁(yè) Y132M 4 7 5 同步轉(zhuǎn)速 1500 r min 4 級(jí) 1440 2 2 2 2 81 a b 圖 2 14 電動(dòng)機(jī)的安裝及外形尺寸示意圖 表 2 2 電動(dòng)機(jī)的安裝技術(shù)參數(shù) 第 15 頁(yè) 共 53 頁(yè) 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(yè) 共 53 頁(yè) 第 3 章 帶傳動(dòng)的計(jì)算 3 1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 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(dòng)機(jī) 類(lèi) 類(lèi) 一天工作時(shí)間 h工作機(jī) 10 10 1 6 16 0 10 1 6 16 載 荷 平 穩(wěn) 液體攪拌 機(jī) 離心式水 泵 通風(fēng)機(jī)和 鼓風(fēng)機(jī) 7 5kW 離心式壓縮機(jī) 輕型運(yùn)輸機(jī) 1 0 1 1 1 2 1 1 1 2 1 3 載 荷 變 動(dòng)小 帶式運(yùn)輸 機(jī) 運(yùn)送砂石 谷物 通風(fēng)機(jī) 7 5kW 發(fā)電機(jī) 旋轉(zhuǎn) 式水泵 金屬 切削機(jī)床 剪 床 壓力機(jī) 印刷機(jī) 振動(dòng) 篩 1 1 1 2 1 3 1 2 1 3 1 4 載 螺旋式運(yùn) 1 2 1 3 1 4 1 4 1 5 1 6 第 17 頁(yè) 共 53 頁(yè) 荷 變 動(dòng)較 大 輸機(jī) 斗式上 料機(jī) 往復(fù)式 水泵和壓縮機(jī) 鍛錘 磨粉機(jī) 鋸木機(jī)和木工 機(jī)械 紡織機(jī) 械 載 荷 變 動(dòng)很 大 破碎機(jī) 旋轉(zhuǎn)式 顎 式等 球磨機(jī) 棒磨機(jī) 起重 機(jī) 挖掘機(jī) 橡膠輥壓機(jī) 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(shí) 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 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(dòng)的設(shè)計(jì)功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按 機(jī)械設(shè)計(jì) P297 圖 13 11 選取 第 18 頁(yè) 共 53 頁(yè) 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 查圖得 d d 80 100 可知 應(yīng)選取 A 型 V 帶 3 3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 由 機(jī)械設(shè)計(jì) P 298 表 13 7 查得 小帶輪基準(zhǔn)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(zhǔn)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(jī)械設(shè)計(jì) P 295 表 13 4 查 V 帶輪的基準(zhǔn)直徑 得 250mm2d 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比 為彈性滑動(dòng)率 2150 83 9 12 di 誤 誤差 符合要求1 830 i 誤 第 19 頁(yè) 共 53 頁(yè) 帶速 19014v 6 79 606dnms 滿(mǎn)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(jiǎn)單 調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置 3 8 計(jì)算壓軸力 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 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(duì)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(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡 對(duì)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(chēng)為輪緣 輪 第 21 頁(yè) 共 53 頁(yè) 緣是帶輪的工作部分 用以安裝傳動(dòng)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(shí)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(hào)及帶輪直徑確定 輪槽尺寸見(jiàn)表 7 3 裝在 軸上的筒形部分稱(chēng)為輪轂 是帶輪與軸的聯(lián)接部分 中間部分稱(chēng)為輪幅 腹板 用來(lái) 聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體 第 22 頁(yè) 共 53 頁(yè) 表 3 5 普通 V 帶輪的輪槽尺寸 摘自 GB T13575 1 92 槽型 項(xiàng)目 符號(hào) Y Z A B C D E 基準(zhǔn)寬度 b p 5 3 8 5 11 0 14 0 19 0 27 0 32 0 基準(zhǔn)線(xiàn)上槽 深 h amin 1 6 2 0 2 75 3 5 4 8 8 1 9 6 基準(zhǔn)線(xiàn)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(duì)稱(chēng) 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(duì) 應(yīng)的基 準(zhǔn)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(shí)心帶輪 用于尺寸較小的帶輪 dd 2 5 3 d 時(shí) 如圖 3 2a 2 腹板帶輪 用于中小尺寸的帶輪 dd 300mm 時(shí) 如圖 3 2b 第 23 頁(yè) 共 53 頁(yè) 3 孔板帶輪 用于尺寸較大的帶輪 dd d 100 mm 時(shí) 如圖 3 2c 4 橢圓輪輻帶輪 用于尺寸大的帶輪 dd 500mm 時(shí) 如圖 3 2d a b c d 圖 3 2 帶輪結(jié)構(gòu)類(lèi)型 根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果 可以得出結(jié)論 小帶輪選擇實(shí)心帶輪 如圖 a 大帶輪選擇孔板 帶輪如圖 c 第 24 頁(yè) 共 53 頁(yè) 第 4 章 主軸組件要求與設(shè)計(jì)計(jì)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(dòng)砂輪旋轉(zhuǎn) 完成表面成形 運(yùn)動(dòng) 同時(shí)還起傳遞運(yùn)動(dòng)和扭矩 承受切削力和驅(qū)動(dòng)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(zhì)量和生產(chǎn)率 因此它是特殊磨頭中的一個(gè)關(guān) 鍵組件 主軸和一般傳動(dòng)軸的相同點(diǎn)是 兩者都傳遞運(yùn)動(dòng) 扭矩并承受傳動(dòng)力 都要保證 傳動(dòng)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(dòng)工件或刀具 實(shí)現(xiàn) 表面成形運(yùn)動(dòng) 因此對(duì)主軸有較高的要求 4 1 主軸的基本要求 4 1 1 旋轉(zhuǎn)精度 主軸的旋轉(zhuǎn)精度是指主軸在手動(dòng)或低速 空載時(shí) 主軸前端定位面的徑向跳動(dòng) r 端面跳動(dòng) a 和軸向竄動(dòng)值 o 如圖 2 1 所示 圖中實(shí)線(xiàn)表示理想的旋轉(zhuǎn)軸線(xiàn) 虛 線(xiàn)表示實(shí)際的旋轉(zhuǎn)軸線(xiàn) 當(dāng)主軸以工作轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)時(shí) 主軸回轉(zhuǎn)軸線(xiàn)在空間的漂移量即 為運(yùn)動(dòng)精度 主軸組件的旋轉(zhuǎn)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(diào)整精度 運(yùn)動(dòng)精度還取決于主軸的轉(zhuǎn)速 軸承的性能和潤(rùn)滑以及主 軸部件的動(dòng)態(tài)特性 各類(lèi)通用特殊磨頭主軸部件的旋轉(zhuǎn)精度已在特殊磨頭精度標(biāo)準(zhǔn)中 作了規(guī)定 專(zhuān)用特殊磨頭主軸部件的旋轉(zhuǎn)精度則根據(jù)工件精度要求確定 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(shí)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(chēng)為柔度 主軸組件的剛度 是主軸 軸承 第 25 頁(yè) 共 53 頁(yè) 和支承座的剛度的綜合反映 它直接影響主軸組件的旋轉(zhuǎn)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(dòng)質(zhì)量方面 主軸的彎曲變形將惡化傳動(dòng)齒輪的嚙 合狀況 并使軸承產(chǎn)生側(cè)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(dòng)力等作用下 產(chǎn)生過(guò)大的受迫振動(dòng) 并容 易引起切削自激振動(dòng) 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(jié) 構(gòu)尺寸 軸承的類(lèi)型及其配置型式 軸承的間隙大小 傳動(dòng)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指其抵抗受迫振動(dòng)和自激振動(dòng)而保持平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)的能力 在切 削過(guò)程中 主軸組件不僅受靜載荷的作用 同時(shí)也受沖擊載荷和交變載荷的作用 使 主軸產(chǎn)生振動(dòng) 如果主軸組件的抗振性差 工作時(shí)容易產(chǎn)生振動(dòng) 從而影響工件的表 面質(zhì)量 降低刀具的耐用度和主軸軸承的壽命 還會(huì)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(duì)抗振性要求越來(lái)越高 評(píng)價(jià)主軸組件的抗振性 主要考慮其抵抗受迫振動(dòng)和自激振動(dòng)能力的大小 4 1 4 溫升和熱變形 主軸組件工作時(shí)因各種相對(duì)運(yùn)動(dòng)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(chēng)為熱變形 熱變形應(yīng)以主軸組件運(yùn)轉(zhuǎn)一定時(shí)間后 各部分位置的變化來(lái)度量 主軸組件溫升和熱變形 使特殊磨頭各部件間相對(duì)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(yán)重 熱變形造成主軸彎曲 使傳動(dòng)齒輪和軸承的工 第 26 頁(yè) 共 53 頁(yè) 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(diào)整好的間隙和配合發(fā)生 變化 影響軸承正常工作 間隙過(guò)小將加速齒輪和軸承等零件的磨損 嚴(yán)重時(shí)甚至?xí)?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(lèi)型和布置方式 軸承間隙及 預(yù)緊力的大小 潤(rùn)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(zhǎng)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(gè)滑動(dòng)表面 包括主軸端部定位面 錐孔 與滑動(dòng)軸承配合的軸頸表面 移 動(dòng)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(yīng)該正確地選用主軸和滑動(dòng)軸承的材料及熱處理方 法 潤(rùn)滑方式 合理調(diào)整軸承間隙 良好的潤(rùn)滑和可靠的密封 4 2 主軸組件的布局 主軸組件的設(shè)計(jì) 必須保證滿(mǎn)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(gè)支承和前 中 后三個(gè)支承兩種 以前者較多見(jiàn) 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(duì)所設(shè)計(jì) 主軸組件在轉(zhuǎn)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(yīng) 經(jīng)濟(jì) 性等具體情況 加以確定 在選擇時(shí) 具體有以下要求 1 適應(yīng)剛度和承載能力的要求 主軸軸承選型應(yīng)滿(mǎn)足所要求的剛度和承載能力 徑向載荷較大時(shí) 可選用滾子軸 承 較小時(shí) 可選用球軸承 雙列滾動(dòng)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(gè)軸承的支承剛度和承載能力 比采用單個(gè)軸承大 一般來(lái)說(shuō) 前支 承的剛度 應(yīng)比后支承的大 因?yàn)榍爸С袆偠葘?duì)主軸組件剛度的影響要比后支承的大 表 2 1 所示為滾動(dòng)軸承和滑動(dòng)軸承的比較 第 27 頁(yè) 共 53 頁(yè) 表 4 1 滾動(dòng)軸承和滑動(dòng)軸承的比較 滑動(dòng)軸承 基本要求 滾動(dòng)軸承 動(dòng)壓軸承 靜壓軸承 旋轉(zhuǎn)精度 精度一般或較 差 可在無(wú)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(hào) 有關(guān) 與轉(zhuǎn)速 載 荷無(wú)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(wú) 關(guān) 承載能力 一般為恒定值 高速時(shí)受材料疲勞 強(qiáng)度限制 隨轉(zhuǎn)速增加而 增加 高速時(shí)受溫 升限制 與油腔相對(duì)壓 差有關(guān) 不計(jì)動(dòng)壓 效應(yīng)時(shí)與速度無(wú)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(qiáng) 度和離心力限制 低中速性能較好 中高速性能較 好 低速時(shí)形不成 油漠 無(wú)承載能力 適應(yīng)于各種轉(zhuǎn) 速 摩擦功耗 一般較小 潤(rùn) 滑調(diào)整不當(dāng)時(shí)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(wú)噪聲 本身無(wú)噪聲 泵有噪聲 壽命 受疲勞強(qiáng)度限 制 在不頻繁啟動(dòng) 時(shí) 壽命較長(zhǎng) 本身壽命無(wú)限 但供油系統(tǒng)的壽命 有限 2 適應(yīng)轉(zhuǎn)速要求 由于結(jié)構(gòu)和制造方面的原因 不同型號(hào)和規(guī)格的軸承所允許的最高轉(zhuǎn)速是不同的 第 28 頁(yè) 共 53 頁(yè) 軸承的規(guī)格越大 精度等級(jí)越低 允許的最高轉(zhuǎn)速越低 在承受徑向載荷的軸承當(dāng)中 圓柱滾子軸承的極限轉(zhuǎn)速 比圓錐滾子軸承的高 在承受軸向載荷的軸承當(dāng)中 向心 推力軸承的極限轉(zhuǎn)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(yīng)綜合考慮轉(zhuǎn)速和承載能力兩方面要求來(lái)選擇軸承型式 3 適應(yīng)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(shí) 主軸受熱變形向后延伸 不影響軸向定位精度 但前支承結(jié)構(gòu) 復(fù)雜 調(diào)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(diǎn)與前述的相反 兩端定位時(shí) 主軸受熱伸長(zhǎng)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(nèi)側(cè) 主軸可能因熱膨脹而彎曲 4 適應(yīng)結(jié)構(gòu)的要求 當(dāng)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(jié)構(gòu)上徑向尺寸 要緊湊時(shí) 則可在一個(gè)支承 尤其是前支承 中配置兩個(gè)或兩個(gè)以上的軸承 對(duì)于軸間距很小的多主軸特殊磨頭 由于結(jié)構(gòu)限制 宜采用滾針軸承來(lái)承受徑向 載荷 用推力球軸承來(lái)承受軸向載荷 并使兩軸承錯(cuò)開(kāi)排列 5 適應(yīng)經(jīng)濟(jì)性要求 確定主軸軸承配置型式 除應(yīng)考慮滿(mǎn)足性能和結(jié)構(gòu)方面要求外 還應(yīng)作經(jīng)濟(jì)性分 析 使經(jīng)濟(jì)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?yàn)榍罢吖?jié)省了兩個(gè)軸承 而且箱體工藝性較好 綜合考慮以上因素 本設(shè)計(jì)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(jí)精度 后支承采用圓柱滾子軸承 E 級(jí)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(gè) 具有 較高的剛度 兩列滾子交錯(cuò)布置 減少了剛度的變化量 外圈無(wú)擋邊 加工方便 軸 承內(nèi)孔為錐孔 錐度為 1 12 軸向移動(dòng)內(nèi)圈使之徑向變形 調(diào)整徑向間隙和預(yù)緊 黃 銅實(shí)體保持架 利于軸承散熱 前支承的總體特點(diǎn)是 主軸靜剛度好 回轉(zhuǎn)精度高 溫升小 徑向間隙可以調(diào)整 易保持主軸精度 但由于前支承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜 前 后 支承的溫升不同 熱變形較大 此外 裝配 調(diào)整比較麻煩 第 29 頁(yè) 共 53 頁(yè) 4 3 主軸結(jié)構(gòu)的初步擬定 主軸的結(jié)構(gòu)主要決定于主軸上所安裝的刀具 夾具 傳動(dòng)件 軸承和密封裝置等 的類(lèi)型 數(shù)目 位置和安裝定位的方法 同時(shí)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(mǎn)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(shè)計(jì)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(shí)心的 主要取決于特殊磨頭的類(lèi)型 此次設(shè)計(jì)的主軸 也設(shè)計(jì)成階梯形 同 時(shí) 在滿(mǎn)足剛度要求的前提下 設(shè)計(jì)成空心軸 以便通過(guò)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(lèi)型 安裝夾具或刀具的形 式 并應(yīng)保證夾具或刀具安裝可靠 定位準(zhǔn)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(diǎn) 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 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(lèi)和熱處理方式無(wú) 關(guān) 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(shí)應(yīng)首先選 用價(jià)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(shí) 或者精密特 殊磨頭主軸需要減少熱處理后的變形時(shí) 或者軸向移動(dòng)的主軸需要保證其耐磨性時(shí) 才考慮選用合金鋼 當(dāng)主軸軸承采用滾動(dòng)軸承時(shí) 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(jìn)行高頻淬火 HRC48 54 有關(guān) 45 鋼主軸熱處理情況如下表 2 2 所列 表 4 2 使用滾動(dòng)軸承的 45 鋼主軸熱處理等參數(shù) 材 料 牌 號(hào) 工 作 條 件 使 用 機(jī) 床 常 用 代 用 熱 處 理 硬 度 輕中負(fù)載 車(chē) 鉆 銑 磨床主軸 45 50 調(diào)質(zhì) HB220 25 0 輕中負(fù)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(fù)載 PV 40 N m cm 2 s 車(chē) 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(yè) 共 53 頁(yè) 此次設(shè)計(jì)的特殊磨頭主軸 考慮到主軸材料的選擇原則 選用價(jià)格便宜的中碳鋼 45 鋼 查表 2 2 中 因工作中承受輕 中負(fù)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 主軸的精度直接影響到主軸組件的旋轉(zhuǎn)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(guān)系到接觸剛度 零件接觸表面形狀愈準(zhǔn)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(duì)主軸設(shè)計(jì)必 須提出一定的技術(shù)要求 1 軸頸 此次設(shè)計(jì)的主軸 應(yīng)首先考慮軸頸 支承軸頸是主軸的工作基面 工藝基面和測(cè) 量基面 主軸工作時(shí) 以軸頸作為工作基面進(jìn)行旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng) 加工主軸時(shí) 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(lái)最后精磨錐孔 在檢查主軸精 度時(shí) 以軸頸作為測(cè)量基面來(lái)檢查各部分的同軸度和垂直度 采用滾動(dòng)軸承時(shí) 軸頸 的精度必須與軸承的精度相適應(yīng) 軸頸的表面粗糙度和硬度 將影響其與滾動(dòng)軸承的 配合質(zhì)量 對(duì)于普通精度級(jí)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(yīng)小于直徑公差的 1 4 1 2 2 內(nèi)錐孔 內(nèi)錐孔是安裝刀具或頂尖的定位基面 在檢驗(yàn)特殊磨頭精度時(shí) 它是代表主軸中 心線(xiàn)的基準(zhǔn) 用來(lái)檢查主軸與其他部件的相互位置精度 如主軸與導(dǎo)軌的平行度等 由于刀具和頂尖要經(jīng)常裝拆 故內(nèi)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(duì)軸頸的徑 向跳動(dòng)表示 其形狀誤差用標(biāo)準(zhǔn)檢驗(yàn)錐著色檢查的接觸面積大小來(lái)檢驗(yàn) 此乃綜合指 標(biāo) 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(duì)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(dá)到相同的 公差則制造越困難 重量也增加 同時(shí) 加大直徑還受到軸承所允許的極限轉(zhuǎn)速的限 制 甚至為特殊磨頭結(jié)構(gòu)所不允許 第 31 頁(yè) 共 53 頁(yè) 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(lèi)特殊磨頭的主軸軸頸 尺寸確定 查 金屬切削特殊磨頭設(shè)計(jì) 第 506 頁(yè)表 5 12 中 幾種常見(jiàn)的通用特殊磨 頭鋼質(zhì)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(duì)應(yīng)項(xiàng) 初取 D1 D2 30 表 4 3 主軸前軸頸直徑 D1 的選擇 機(jī)床功率 千瓦 機(jī)床 1 47 2 5 2 6 3 6 3 7 5 5 5 6 7 3 7 4 11 11 14 7 車(chē)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(jì)簡(jiǎn)明手冊(cè) 第 375 頁(yè) 選取主 軸前支承的 36206 是舊型號(hào) 新型號(hào)是 7206C 即接觸角為 15 的角接觸球軸承 第 32 頁(yè) 共 53 頁(yè) 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 滾動(dòng)軸承的選擇包括軸承類(lèi)型選擇 軸承精度等級(jí)選擇和軸承尺寸選擇 軸承類(lèi)型選擇適當(dāng)與否 直接影響軸承壽命以至機(jī)器的工作性能 選擇軸承類(lèi)型 時(shí)應(yīng)當(dāng)分析比較各類(lèi)軸承的特性 并參照同類(lèi)機(jī)器中的軸承使用經(jīng)驗(yàn) 在選擇軸承類(lèi)型時(shí) 首先要考慮載荷的大小 方向以及軸的轉(zhuǎn)速 一般說(shuō)來(lái) 球 軸承便宜 在載荷較小時(shí) 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(dòng) 沖擊載荷時(shí) 應(yīng)考慮選用滾子軸承 但要注 意滾子軸承對(duì)角偏斜比較敏感 當(dāng)主要承受徑向載荷時(shí) 應(yīng)選用向心軸承 當(dāng)承受軸向載荷而轉(zhuǎn)速不高時(shí) 可選 用推力軸承 如轉(zhuǎn)速較高 可選用角接觸球軸承 當(dāng)同時(shí)承受徑向裁荷和軸向載荷時(shí) 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(zhuǎn)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(dāng)軸向載荷較大 且轉(zhuǎn)速較高時(shí) 則應(yīng)選用接觸角較大的角接觸軸承 第 33 頁(yè) 共 53 頁(yè) 各類(lèi)軸承適用的轉(zhuǎn)速范圍是不相同的 在機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)中列出了各類(lèi)軸承的極限 轉(zhuǎn)速 一般應(yīng)使軸承在低于極限轉(zhuǎn)速下運(yùn)轉(zhuǎn) 向心球軸承 角接觸球軸承和短圓柱痞 子軸承的極限轉(zhuǎn)速較高 適用于較高轉(zhuǎn)速場(chǎng)合 推力軸承的極限轉(zhuǎn)速較低 只能用于 較低轉(zhuǎn)速場(chǎng)合 其次 在選擇軸承類(lèi)型時(shí)還需考慮安裝尺寸限制 裝拆要求 以及軸承的調(diào)心件 能和風(fēng)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(yīng)根據(jù)機(jī)械的類(lèi)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(gè)適當(dāng)?shù)氖褂脡勖?Lb 用工作小時(shí)表示 再進(jìn)行額定動(dòng)裁荷和額定靜載荷的 計(jì)算 對(duì)于轉(zhuǎn)速較高的軸承 n 10r min 可按基本額定動(dòng)載荷計(jì)算值選擇軸承 然后校 核其額定靜載荷是否滿(mǎn)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(yùn)轉(zhuǎn)時(shí) 取 500h 作為額定壽命的基準(zhǔn) 同時(shí)考慮溫度 振動(dòng) 沖擊等變化 則 軸承基本額定動(dòng)載荷可按下式進(jìn)行簡(jiǎn)化計(jì)算 rTndmhCPf C 基本額定動(dòng)載荷計(jì)算值 N P 當(dāng)量動(dòng)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(shí)取 1 5 較大時(shí)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(dòng)載荷 N 查文獻(xiàn) 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(dòng)載荷為 P XFr YFa 查文獻(xiàn) 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(yè) 共 53 頁(yè) NPfCTndmh 6 3087128 05 本輸送機(jī)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(xiàn) 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(jì)算公式為 rPSC00 式中 基本額定靜載荷計(jì)算值 N 0 當(dāng)量靜載荷 N P 安全因數(shù)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(xiàn) 3 的表 6 2 14 知 對(duì)于深溝球軸承 其當(dāng)量靜載荷等于徑向載荷 查文獻(xiàn) 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 指的是主軸前支承支反力的作用點(diǎn)到主軸前端受力作用點(diǎn)之間 的距離 它對(duì)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(jié)構(gòu)形狀及尺寸 一般應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)選取 有時(shí) 為了提高主軸剛度或定心精度 也可不按標(biāo)準(zhǔn)取 另外 主軸前端懸伸量 a 還與前支承中軸承的類(lèi)型及組合型式 工件或夾具的夾 緊方式以及前支承的潤(rùn)滑與密封裝置的結(jié)構(gòu)尺寸等有關(guān) 因此 在滿(mǎn)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 第 35 頁(yè) 共 53 頁(yè) 初算時(shí) 可查 金屬切削特殊磨頭設(shè)計(jì) 第 158 頁(yè) 如下表 2 4 所示 表 4 4 主軸的懸伸量與直徑之比 類(lèi)型 機(jī) 床 和 主 軸 的 類(lèi) 型 a D1 通用和精密車(chē)床 自動(dòng)車(chē)床和短主軸端銑床 用滾動(dòng)軸承支承 適用 于高精度和普通精度要求 0 6 1 5 中等長(zhǎng)度和較長(zhǎng)主軸端的車(chē)床和銑床 懸伸量不太長(zhǎng) 不是細(xì)長(zhǎng) 的 精密鏜床和內(nèi)圓磨 用滾動(dòng)和滑動(dòng)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(zhuān)用加工細(xì)長(zhǎng)深孔的特殊磨頭 由加工技術(shù)決定需 要有長(zhǎng)的懸伸刀桿或主軸可移動(dòng) 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(jì)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(diǎn)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(jiàn) 支承跨距過(guò)大或過(guò)小都會(huì)降低主軸部件的剛度 有關(guān)資料對(duì)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(zhǎng)度較小時(shí) 合 理 3 L 1 2 a 用于懸伸長(zhǎng)度較大時(shí) 合 理 根據(jù)此次設(shè)計(jì)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(jì)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(yè) 共 53 頁(yè) 4 11 主軸結(jié)構(gòu)圖 根據(jù)以上的分析計(jì)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(yàn)算 主軸在工作中的受力情況嚴(yán)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(jì)算主要是剛度的驗(yàn)算 與一般軸著重于強(qiáng)度 的情況不一樣 通常能滿(mǎn)足剛度要求的主軸也能滿(mǎn)足強(qiáng)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(shí) 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(jì)算包括 主軸端部撓 度和主軸傾角的計(jì)算 4 12 1 支承的簡(jiǎn)化 對(duì)于兩支承主軸 若每個(gè)支承中僅有一個(gè)單列或雙列滾動(dòng)軸承 或者有兩個(gè)單列 球軸承 則可將主軸組件簡(jiǎn)化為簡(jiǎn)支梁 如下圖 2 8 所示 若前支承有兩個(gè)以上滾動(dòng) 軸承 可認(rèn)為主軸在前支承處無(wú)彎曲變形 可簡(jiǎn)化為固定端梁 如圖 2 9 所示 圖 4 8 主軸組件簡(jiǎn)化為簡(jiǎn)支梁 第 37 頁(yè) 共 53 頁(yè) 圖 4 9 主軸組件簡(jiǎn)化為固定端梁 此次設(shè)計(jì)的主軸 前支承選用了一個(gè)雙列向心短圓柱滾子軸承和兩個(gè)推力球軸承 作為支承 即可認(rèn)為主軸在前支承處無(wú)彎曲變形 可簡(jiǎn)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(yè)的表 6 1 對(duì)圖 2 9 作更進(jìn)一步的分析 如下圖 2 10 所 示 根據(jù)圖 2 10 可得此時(shí)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(dāng)主軸平均直徑為 D 內(nèi)孔直徑為 d 時(shí) I 此處 D 3564d D 第 38 頁(yè) 共 53 頁(yè) 故可計(jì)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(dòng)齒輪處的傾角 稱(chēng)為主軸的傾角 此次設(shè)計(jì)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(huì)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(shí)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(dāng)主軸平均直徑為 D 內(nèi)孔直徑為 d 時(shí) I 此處 D 13364d D2138 故可計(jì)算出 主軸傾角為 2 3 10 radB 6 查 特殊磨頭設(shè)計(jì) 第一冊(cè)中機(jī)械部分的第 670 頁(yè) 可知 當(dāng) x 0 0002L mm最 大 0 001 rad最 大 時(shí) 剛性主軸的剛度滿(mǎn)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(jì)的主軸滿(mǎn)足剛度要求 1 求作用在帶輪上的力 因已知低速級(jí)帶輪的直徑為 500 2dm 第 39 頁(yè) 共 53 頁(yè) 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(jì) 1 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 初步選擇滾動(dòng)軸承 因軸承同時(shí)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 第 40 頁(yè) 共 53 頁(yè) 組 標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)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(jìn)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 m