棒料自動切割裝置設計

棒料自動切割裝置設計,棒料自動切割裝置設計,自動,切割,裝置,設計 編號： 桂林電子科技大學信息科技學院 畢業(yè)設計(論文)說明書 題 目： 棒料自動切割裝配裝置設計 系 別： 機電工程系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學生姓名： 黃 宇 學 號： 1053100201 指導教師： 唐 良 寶 職 稱： 教 授 √ 題目類型：理論研究 實驗研究 工程設計 工程技術研究 軟件開發(fā) 應用研究 2014年05月25日 摘 要 本次設計是對棒料自動切割裝配裝置的設計。在這里主要包括:傳動系統(tǒng)的設計、裝夾部位系統(tǒng)的設計、切割片主軸部位系統(tǒng)的設計這次畢業(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(chǎn)生動力通過聯(lián)軸器將需要的動力傳遞到絲桿上，絲桿帶動絲桿螺母，從而帶動整機運動，提高勞動生產(chǎn)率和生產(chǎn)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(nèi)容： (1) 棒料自動切割裝配裝置總體結構設計。 (2) 棒料自動切割裝配裝置工作性能分析。 (3)電動機的選擇。 (4) 棒料自動切割裝配裝置的傳動系統(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：棒料自動切割裝配裝置； 聯(lián)軸器；滾珠絲杠 Abstract This design is the design of assembly of rod material automatic cutting device. Here mainly include: design, drive system design of the cutting blade clamping spindle parts of system design, part of the system of graduation design on the design of the basic skills training, enhancing the analysis and to solve engineering problems, and create a certain condition for general mechanical design. The structure is mainly produced by the motor power through the coupling will need to transfer the power to the screw rod, the screw rod drives the screw rod nut, thereby driving the 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) the overall structure design of automatic assembly device for cutting bar. (2) analysis of assembly device performance of rod material automatic cutting. (3) the choice of motor. (4) transmission system, execution unit and frame design of automatic assembly device for cutting bar. (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. Keywords: automatic cutting assembly device；bar coupling；ball screw 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 IV 1引言 1 1.1棒料自動切割機的研究目的及意義 1 1.1.1棒料自動切割機背景 1 1.1.2意義 1 1.2研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1 1.3本課題研究的內(nèi)容及方法 2 1.3.1主要的研究內(nèi)容 2 1.3.2設計要求 2 1.3.3關鍵的技術問題 3 2 棒料自動切割裝配裝置總體結構設計 4 2.1設計的要求與數(shù)據(jù) 4 2.2 同步帶傳動計算 5 2.2.1 同步帶計算選型 5 2.2.2 同步帶的主要參數(shù)（結構部分） 8 2.2.3 同步帶的設計 10 2.2.4 同步帶輪的設計 10 2.3 夾緊裝置設計 11 3 X結構及傳動設計 13 3.1 X向滾珠絲桿副的選擇 14 3.1.1導程確定 14 3.1.2確定絲桿的等效轉速 14 3.1.3估計工作臺質量及負重 14 3.1.4確定絲桿的等效負載 14 3.1.5確定絲桿所受的最大動載荷 15 3.1.6精度的選擇 16 3.1.7選擇滾珠絲桿型號 16 3.2校核 17 3.2.1 臨界壓縮負荷驗證 17 3.2.2臨界轉速驗證 18 3.2.3絲桿拉壓振動與扭轉振動的固有頻率 19 3.3電機的選擇 19 3.3.1電機軸的轉動慣量 20 3.3.2電機扭矩計算 21 4 Y向結構設計 23 4.1 Y軸滾動導軌副的計算、選擇 23 4.2 滾珠絲杠計算、選擇 24 4.3 步進電機慣性負載的計算 27 5 主軸組件要求與設計計算 30 5.1 主軸的基本要求 30 5.1.1 旋轉精度 30 5.1.2 剛度 30 5.1.3 抗振性 31 5.1.4 溫升和熱變形 31 5.1.5 耐磨性 32 5.2 主軸組件的布局 32 5.3 主軸結構的初步擬定 35 5.4 主軸的材料與熱處理 35 5.5 主軸的技術要求 36 5.6 主軸直徑的選擇 37 5.7 主軸前后軸承的選擇 37 5.8 軸承的選型及校核 38 5.9 主軸前端懸伸量 41 5.10 主軸支承跨距 41 5.11 主軸結構圖 42 5.12 主軸的校核 42 5.13 軸承壽命校核 45 5.14 主軸組件的潤滑和密封 46 5.15主軸組件中相關部件 47 6 硬件電路設計 50 6.1 計算機系統(tǒng) 50 6.2 單片微機數(shù)控系統(tǒng)硬件電路設計內(nèi)容 50 6.3 各類芯片簡介 51 6.3.1 8031芯片簡介 51 6.3.2 373芯片簡介 52 6.3.3 6264芯片簡介 52 6.3.4 2764芯片簡介 52 6.3.5 8155芯片簡介 52 6.3.6 8255芯片簡介 53 6.4 存儲器擴展電路設計 53 6.4.1 程序存儲器ROM的擴展 53 6.4.2 數(shù)據(jù)存儲器RAM的擴展 53 6.4.3 譯碼電路的設計 54 6.5 I/O接口電路的設計 54 6.5.1 8155通用可編程接口芯片 54 6.5.2 8255可編程接口芯片 55 6.5.3 鍵盤顯示接口電路 55 6.6 8031的時鐘電路 56 6.7 復位電路 56 6.8 越界報警電路 57 6.9 掉電保護電路 57 6.10 控制系統(tǒng)的功能 57 6.11 控制工作原理 57 結論 59 參考文獻 60 致 謝 61 1引言 1.1棒料自動切割機的研究目的及意義 1.1.1棒料自動切割機背景 在現(xiàn)代工業(yè)中，生產(chǎn)過程中的自動化已成為突出的主題。各行各業(yè)的自動化水平越來越高，現(xiàn)代化加工車間，常配有自動化生產(chǎn)設備，用來提高生產(chǎn)效率，完成工人難以完成的或者危險的工作。當然，也不排除PCB板的切割加工過程。我們發(fā)現(xiàn)切割技術已經(jīng)滲透到各個領域并且被廣泛使用。根據(jù)資料顯示，我國每年鋼鐵的產(chǎn)量一般在3億噸左右，其中有一半以上的鋼有用到切割技術加工。我國每年的切割設備需求量金額超過50億元。既然切割機能夠這么普遍地應用在各個領域，它肯定具備了很大的市場競爭力。 1.1.2意義 1.橫梁：采用方管對焊的結構，具有剛性好，精度高，自重輕，慣量小的特點。所有的切割件均采用振動時效去應力處理，有效的防止了結構變形； 2.縱、橫向驅動：橫向導軌則采用了臺灣進口的直線式導軌，縱向導軌是由精密加工的特質鋼軌制成的，保證了切割機的運行平穩(wěn)，精度高，且經(jīng)久耐用，清潔美觀； 1.2研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 激光切割機的切割速度快，精度和切割質量好等特點。在國家指定的長期發(fā)展規(guī)劃時，又是將激光切割列入了關鍵支撐技術。因其涉及國家安全、國防建設及高新技術的產(chǎn)業(yè)化和科技前沿的發(fā)展，所以要對激光切割有很高的重視程度，這就將激光切割機的制造和升級帶來很大的商機。隨著用戶對激光切割技術特點的逐步了解和采用的示范性地深入，這就帶動了國內(nèi)企業(yè)開發(fā)、生產(chǎn)激光切割機。 我國從20世紀80年代開始進行大型機床等機械產(chǎn)品切割結構的研究，20 多年來已取得長足的進步。切割結構已經(jīng)在現(xiàn)代化的數(shù)控機床等大型機床上應用以焊代鑄以焊代鍛的結構設計和制造技術迅速發(fā)展。 在汽車制造工業(yè)方面，隨著我國汽車產(chǎn)量的不斷增加20世紀90年代開始從國外陸續(xù)引進先進的切割設備。并在車轉動軸、剎車蹄片、輪圈以及其他部件的制造過程中普遍采用各種先進的切割工藝，提高了切割效率和產(chǎn)品質量。切割在船舶、汽車、鍋爐、壓力容器制造行業(yè)中也成為主要的生產(chǎn)工藝手段之一 。目 前，已有多種切割工藝方法獲得各國船級社的認可而被應用于生產(chǎn)。自十一五期間開始進行高效切割技術的探索以來，至今已取得令人欣喜的成績。 在當前，棒料自動切割機的機構設計絕大多數(shù)還是依據(jù)具體的情況來設計專用切割棒料自動切割機，稱之為固定結構的傳統(tǒng)棒料自動切割機，其運動特性使特定棒料自動切割機僅能適應一定的范圍，花費成本較大，不利于棒料自動切割機的發(fā)展。 棒料自動切割機還有跟蹤的功能,其不足之處就是在焊前必須通過人為的方式,幫助棒料自動切割機找到合適的位置并且放好，通過人工將棒料自動切割機本體、十字滑塊等調(diào)整到合適的狀態(tài) ,這里所設計的移動棒料自動切割機是有軌移動切割棒料自動切割機，也就是說棒料自動切割機的自主性還跟不上工業(yè)發(fā)展的腳步。 未來的發(fā)展趨勢可分為以下三個方面： 1 選擇視覺傳感器來進行傳感跟蹤：因為與圖象處理方面相關的技術得到發(fā)展； 2 采用多傳感信息融合技術以面對更為復雜的切割任務； 3 控制技術由經(jīng)典控制到向智能控制技術的發(fā)展：這也將是移動切割棒料自動切割機的控制所采用。 1.3本課題研究的內(nèi)容及方法 1.3.1主要的研究內(nèi)容 在查閱了國內(nèi)外大量的有關切割棒料自動切割機設計理論及相關知識的資料和文獻基礎上，綜合考慮切割棒料自動切割機結構特點、具體作業(yè)任務特點以及切割棒料自動切割機的推廣應用，分析確定使用切割棒料自動切割機配合生產(chǎn)工序，實現(xiàn)自動化切割的目的。 為了實現(xiàn)上述目標，本文擬進行的研究內(nèi)容如下: 1 根據(jù)現(xiàn)場作業(yè)的環(huán)境要求和棒料自動切割機本身的結構特點，確定棒料自動切割機整體設計方案。 2 確定棒料自動切割機的性能參數(shù)，對初步模型進行靜力學分析，根據(jù)實際情況選擇電機。 3 從所要功能的實現(xiàn)出發(fā)，完成棒料自動切割機各零部件的結構設計； 4 完成主要零部件強度與剛度校核。 1.3.2設計要求 1 根據(jù)所要實現(xiàn)的功能，提出棒料自動切割機的整體設計方案； 2 完成棒料自動切割機結構的詳細設計； 3 通過相關設計計算，完成電機選型； 4 完成棒料自動切割機結構的設計；繪制棒料自動切割機結構總裝配圖、主要零件圖。 1.3.3關鍵的技術問題 1 方案選擇 2整體的支撐架設計 3機構設計 4 強度校核 2 棒料自動切割裝配裝置總體結構設計 2.1設計的要求與數(shù)據(jù) 要求： 1、該裝置為加工自動線上的一個工位，應考慮裝置與自動線的配合與銜接（如高度、完成自動切割的時間等）。 2、對切割裝置的關鍵零件進行必要強度和剛度校核。 3、要求能撿測棒料是否準確到位，若檢測棒料沒有準確到位，及時發(fā)出反饋信息，調(diào)整棒料位置。 4、要求根據(jù)棒料材質不同切割速度可調(diào)，并要求有自撿測功能。 5、要求該裝置有一定適應性（棒料直徑尺寸等能在一定范圍內(nèi)變動），具體變動范圍通過調(diào)研后，與老師協(xié)商確定。 本文課題參數(shù)假定 切割棒料直徑為?30-?60 電機功率為0.37 KW,本文選用減速電機作為輸送機床的驅動裝置。查SEW減速電機的規(guī)格表，選用如下減速電機。 表3.2 選用的電機的詳細參數(shù) 電機額定功率Pm/kW 輸出轉速 na/[r/min] 輸出扭矩 Ma/N·m 減速機 速比i 輸出軸許用徑向載荷FRa/N 使用系數(shù) SEW-fB 減速機 型號 電機 型號 重量/kg 0.37 56 47 22.5 2870 1.55 DT71D4 SF37 14 此型號的電機在一定程度上保證了驅動功率有一定的盈余，因數(shù)在電機起動時，若輸送機床上有工件，則此時的起動功率會比平時工作時的功率要大，且減速電機本身還有一定的使用系數(shù)。 切割片片選取切斷能力為50 的切割片片，其規(guī)格為mm，選取切割片片的型號為TL-001型，其磨料為棕剛玉，粒度為20#。 2.2 同步帶傳動計算 2.2.1 同步帶計算選型 設計功率是根據(jù)需要傳遞的名義功率、載荷性質、原動機類型和每天連續(xù)工作的時間長短等因素共同確定的，表達式如下： 式中 ——需要傳遞的名義功率 ——工作情況系數(shù)，按表2工作情況系數(shù)選取=1.7； 表2.工作情況系數(shù) 1） 確定帶的型號和節(jié)距 可根據(jù)同步帶傳動的設計功率Pd'和小帶輪轉速n1，由同步帶選型圖中來確定所需采用的帶的型號和節(jié)距。 其中Pd=0.63kw，n1=56rpm。查表3-2-2 表3-2-2 選同步帶的型號為H：，節(jié)距為：Pb=8.00mm 1） 選擇小帶輪齒數(shù)z1，z2 可根據(jù)同步帶的最小許用齒數(shù)確定。查表3-3-3得。 查得小帶輪最小齒數(shù)14。 實際齒數(shù)應該大于這個數(shù)據(jù) 初步取值z1=34故大帶輪齒數(shù)為：z2=i×z1=1×z1=34。 故z1=34，z2=34。 ① 確定帶輪的節(jié)圓直徑d1，d2 小帶輪節(jié)圓直徑d1=Pbz1/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 大帶輪節(jié)圓直徑d2=Pbz2/π=8.00×34/3.14≈86.53mm ② 驗證帶速v 由公式v=πd1n1/60000計算得， s﹤vmax=40m/s,其中vmax=40m/s由表3-2-4查得。 a) 確定帶長和中心矩 根據(jù)《機械設計基礎》得 所以有： 現(xiàn)在選取軸間間距為取224mm 10、同步帶帶長及其齒數(shù)確定 =() = =719.7mm 11、帶輪嚙合齒數(shù)計算 有在本次設計中傳動比為1，所以嚙合齒數(shù)為帶輪齒數(shù)的一半，即=17。 12、基本額定功率的計算 查基準同步帶的許用工作壓力和單位長度的質量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。 所以同步帶的基準額定功率為 ==0.21KW 表4-3 基準寬度同步帶的許用工作壓力和單位長度的質量 13、計算作用在軸上力 = =71.6N 2.2.2 同步帶的主要參數(shù)（結構部分） 1、同步帶的節(jié)線長度 同步帶工作時，其承載中心線長度應保持不變，因此稱此中心線為同步帶的節(jié)線，并以節(jié)線周長作為帶的公稱長皮，稱為節(jié)線長度。在同步帶傳動中，帶節(jié)線長度是一個重要 參數(shù)。當傳動的中心距已定時，帶的節(jié)線長度過大過小，都會影響帶齒與輪齒的正常嚙合，因此在同步帶標準中，對梯形齒同步帶的各種哨線長度已規(guī)定公差值，要求所生產(chǎn)的同步帶節(jié)線長度應在規(guī)定的極限偏差范圍之內(nèi)（見表4-4）。 表4-4 帶節(jié)線長度表 2、帶的節(jié)距Pb 如圖4-2所示，同步帶相鄰兩齒對應點沿節(jié)線量度所得約長度稱為同步帶的節(jié)距。帶節(jié)距大小決定著同步帶和帶輪齒各部分尺寸的大小，節(jié)距越大，帶的各部分尺寸越大，承載能力也隨之越高。因此帶節(jié)距是同步帶最主要參數(shù)．在節(jié)距制同步帶系列中以不同節(jié)距來區(qū)分同步帶的型號。在制造時，帶節(jié)距通過鑄造模具來加以控制。梯形齒標準同步帶的齒形尺寸見表4-5。 3、帶的齒根寬度 一個帶齒兩側齒廓線與齒根底部廓線交點之間的距離稱為帶的齒根寬度，以s表示。帶的齒根寬度大，則使帶齒抗剪切、抗彎曲能力增強，相應就能傳動較大的裁荷。 圖4-2 帶的標準尺寸 表4-5 梯形齒標準同步帶的齒形尺寸 4、帶的齒根圓角 帶齒齒根回角半徑rr的大小與帶齒工作時齒根應力集中程度有關t齒根圓角半徑大，可減少齒的應力集中，帶的承載能力得到提高。但是齒根回角半徑也不宜過大，過大則使帶 齒與輪齒嚙合時的有效接觸面積城小，所以設計時應選適當?shù)臄?shù)值。 5、帶齒齒頂圓角半徑八 帶齒齒項圓角半徑八的大小將影響到帶齒與輪齒嚙合時會否產(chǎn)生于沙。由于在同步帶傳動中，帶齒與帶輪齒的嚙合是用于非共扼齒廓的一種嵌合。因此在帶齒進入或退出嚙合時， 帶齒齒頂和輪齒的頂部拐角必然會超于重疊，而產(chǎn)生干涉，從而引起帶齒的磨損。因此為使帶齒能順利地進入和退出嚙合，減少帶齒頂部的磨損，宜采用較大的齒頂圓角半徑。但與齒根圓角半徑一樣，齒頂圓角半徑也不宜過大，否則亦會減少帶齒與輪齒問的有效接觸面積。 6、齒形角 梯形帶齒齒形角日的大小對帶齒與輪齒的嚙合也有較大影響。如齒形角霹過小，帶齒縱向截面形狀近似矩形，則在傳動時帶齒將不能順利地嵌入帶輪齒槽內(nèi)，易產(chǎn)生干涉。但齒形角度過大，又會使帶齒易從輪齒槽中滑出，產(chǎn)生帶齒在輪齒頂部跳躍現(xiàn)象。 2.2.3 同步帶的設計 在這里，我們選用梯形帶。帶的尺寸如表4-6。帶的圖形如圖4-3。 表4-6 同步帶尺寸 型號 節(jié)距 齒形角 齒根厚 齒高 齒根圓角半徑 齒頂圓半徑 H 8 40。 6.12 4.3 1.02 1.02 圖4-3 同步帶 2.2.4 同步帶輪的設計 同步帶輪的設計的基本要求 1、保證帶齒能順利地嚙入與嚙出 由于輪齒與帶齒的嚙合同非共規(guī)齒廓嚙合傳動，因此在少帶齒頂部與輪齒頂部拐角處的干涉，并便于帶齒滑入或滑出輪齒槽。 2、輪齒的齒廊曲線應能減少嚙合變形，能獲得大的接觸面積，提高帶齒的承載能力即在選探輪齒齒廓曲線時，應使帶齒嚙入或嚙出時變形小，磨擦損耗小，并保證與帶齒均勻接觸，有較大的接觸面積，使帶齒能承受更大的載荷。 3、有良好的加了工藝性 加工工藝性好的帶輪齒形可以減少刀具數(shù)量與切齒了作員，從而可提高生產(chǎn)率，降低制造成本。 4、具有合理的齒形角 齒形角是決定帶輪齒形的重要的力學和幾何參數(shù)，大的齒形角有利于帶齒的順利嚙入和嚙出，但易使帶齒產(chǎn)生爬齒和跳齒現(xiàn)象；而齒形角過小，則會造成帶齒與輪齒的嚙合干涉，因此輪齒必須選用合理的齒形角。 同步帶輪的設計結果 同步帶輪用梯形齒，其圖形如圖4-4。 圖 4-4 同步帶輪 2.3 夾緊裝置設計 夾緊機構不但在切割之前機械手抓能夠根據(jù)事先收到的信號準確地運動到每個工位，而且在切割過程中要夾緊運動著的鑄鐵棒，使切割片與鑄棒同步。 夾緊部分是由氣缸推動機械手實現(xiàn)夾緊和放松的。這部分的兩種可行性方案是：一是用一個機械手同時負責夾緊兩根鑄棒，根據(jù)需要對被切割的那條進行夾緊。二是用兩個機械手，每個機械手負責夾緊一根鑄棒。第一種方案中，機械手可通過一個二位氣缸和一個三位氣缸實現(xiàn)對鑄棒的夾緊。第二種方案中，每個機械手都需要兩個二位氣缸來實現(xiàn)對鑄棒的夾緊?？紤]到第一種方案設計工作量小，安裝方便，而且控制簡單，所以優(yōu)先使用第一種方案。 圖2-1 夾緊部分原理圖 夾緊部分原理如圖2-1所示，夾緊氣缸能使夾緊機械手夾緊或放松工件，當活塞向右移動時，機械手夾緊工件；當活塞向左移動時，機械手放松工件。橫向行走氣缸推動工作臺左右移動，能控制機械手使之夾緊左邊或右邊的工件，從而對夾緊的工件進行切割?？v向行走的作用是當完成一次切割過程完成時，推動工作臺使之恢復到初始位置。整個工作過程都PLC由控制實現(xiàn)。 3 X結構及傳動設計 表 3-1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(jīng)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。可以預拉伸，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。 3.1 X向滾珠絲桿副的選擇 滾珠絲桿副就是由絲桿、螺母和滾珠組成的一個機構。他的作用就是把旋轉運動轉和直線運動進行相互轉換。絲桿和螺母之間用滾珠做滾動體，絲杠轉動時帶動滾珠滾動。 設X向最大行程為300mm,最快進給速度為18m/min,主軸箱大概質量為50kg,工作臺大概質量為80kg,移動部件大概質量為30kg，工作臺最大行程為300mm。 3.1.1導程確定 電機與絲桿通過聯(lián)軸器連接，故其傳動比i=1, 選擇電機Y系列異步電動機的最高轉速，則絲杠的導程為 取Ph=12mm 3.1.2確定絲桿的等效轉速 基本公式 最大進給速度是絲桿的轉速 最小進給速度是絲桿的轉速 絲桿的等效轉速 式中取故 3.1.3估計工作臺質量及負重 工作臺重量 移動部件重量 3.1.4確定絲桿的等效負載 工作負載是指機床工作時，實際作用在滾珠絲桿上的軸向壓力，他的數(shù)值用進給牽引力的實驗公式計算。選定導軌為滑動導軌，取摩擦系數(shù)為0.03，K為顛覆力矩影響系數(shù)，一般取1.1~1.5，本課題中取1.3，則絲桿所受的力為 其等效載荷按下式計算（式中取，） 3.1.5確定絲桿所受的最大動載荷 fw-------負載性質系數(shù)，（查表：取fw=1.2） ft--------溫度系數(shù)（查表：取ft=1） fh-------硬度系數(shù)（查表：取fh =1） fa-------精度系數(shù)（查表：取fa =1） fk-------可靠性系數(shù)（（查表：取fk =1） Fm------等效負載 nz-------等效轉速 Th ----------工作壽命，取絲桿的工作壽命為15000h 由上式計算得Car=17300N 表3-1-1各類機械預期工作時間Lh 表3-1-2精度系數(shù)fa 表3-1-3可靠性系數(shù)fk 表3-1-4負載性質系數(shù)fw 3.1.6精度的選擇 滾珠絲杠副的精度對電氣機床的定位精度會有影響，在滾珠絲杠精度參數(shù)中，導程誤差對機床定位精度是最明顯的。一般在初步設計時設定絲杠的任意300行程變動量應小于目標設定定位精度值的1/3～1/2,在最后精度驗算中確定。，選用滾珠絲杠的精度等級X軸為1～3級（1級精度最高），Z軸為2～5級，考慮到本設計的定位精度要求及其經(jīng)濟性，選擇X軸Y軸精度等級為3級，Z軸為4級。 3.1.7選擇滾珠絲桿型號 計算得出Ca=Car=17.3KN, 則Coa=(2~3)Fm=（34.6~51.9）KN 公稱直徑Ph=12mm 則選擇FFZD型內(nèi)循環(huán)浮動返向器，雙螺母墊片預緊滾珠絲桿副，絲桿的型號為FFZD4010—3。 公稱直徑 d0=40mm 絲桿外徑d1=39.5mm 鋼球直徑dw=7.144mm 絲桿底徑d2=34.3mm 圈數(shù)=3圈 Ca=30KN Coa=66.3KN 剛度kc=973N/μm 3.2校核 滾珠絲桿副的拉壓系統(tǒng)剛度影響系統(tǒng)的定位精度和軸向拉壓震動固有頻率，其扭轉剛度影響扭轉固有頻率。承受軸向負荷的滾珠絲桿副的拉壓系統(tǒng)剛度KO有絲桿本身的拉壓剛度KS，絲桿副內(nèi)滾道的接觸剛度KC，軸承的接觸剛度Ka，螺母座的剛度Kn，按不同支撐組合方式計算而定。 3.2.1 臨界壓縮負荷驗證 絲桿的支撐方式對絲桿的剛度影響很大，采用一端固定一端支撐的方式。臨界壓縮負荷按下列計算： 式中E------材料的彈性模量E鋼=2.1X1011（N/m2） LO-------最大受壓長度（m） K1-------安全系數(shù)，取K1=1.3 Fmax-------最大軸向工作負荷（N） f1-------絲桿支撐方式系數(shù)：f1=15.1 I------絲桿最小截面慣性距（m4） 式中do--------是絲桿公稱直徑（mm） dw------------滾珠直徑（mm）， 絲桿螺紋不封閉長度Lu=工作臺最大行程+螺母長度+兩端余量 Lu=300+148+20X2=488mm 支撐距離LO應該大于絲桿螺紋部分長度Lu，選取LO=620mm 代入上式計算得出Fca=5.8X108N 可見Fca＞Fmax，臨界壓縮負荷滿足要求。 3.2.2臨界轉速驗證 滾珠絲杠副高速運轉時，需驗算其是否會發(fā)生共振的最高轉速，要求絲杠的最高轉速： 式中：A------絲桿最小截面：A= -------絲杠內(nèi)徑，單位； P--------材料密度p=7.85*103(Kg/m) --------臨界轉速計算長度，單位為，本設計中該值為=148/2+300+(620-488)/2=440mm ----------安全系數(shù)，可取=0.8 fZ----------絲杠支承系數(shù)，雙推-簡支方式時取18.9 經(jīng)過計算，得出= 6.3*104，該值大于絲杠臨界轉速，所以滿足要求。 3.2.3絲桿拉壓振動與扭轉振動的固有頻率 絲杠系統(tǒng)的軸向拉壓系統(tǒng)剛度Ke的計算公式 式中 A——絲杠最小橫截面，； 螺母座剛度KH=1000N/μm。 當導軌運動到兩極位置時，有最大和最小拉壓剛度，其中，L植分別為750mm和100mm。 經(jīng)計算得： 式中 Ke ——滾珠絲杠副的拉壓系統(tǒng)剛度(N/μm)； KH——螺母座的剛度(N/μm)；KH=1000 N/μm Kc——絲杠副內(nèi)滾道的接觸剛度(N/μm)； KS——絲杠本身的拉壓剛度(N/μm)； KB——軸承的接觸剛度(N/μm)。 經(jīng)計算得絲杠的扭轉振動的固有頻率遠大于1500r/min，能滿足要求。 3.3電機的選擇 步進電機是一種能將數(shù)字輸入脈沖轉換成旋轉或直線增量運動的電磁執(zhí)行元件。每輸入一個脈沖電機轉軸步進一個距角增量。電機總的回轉角與輸入脈沖數(shù)成正比例，相應的轉速取決于輸入脈沖的頻率。步進電機具有慣量低、定位精度高、無累計誤差、控制簡單等優(yōu)點，所以廣泛用于機電一體化產(chǎn)品中。選擇步進電動機時首先要保證步進電機的輸出功率大于負載所需的功率，再者還要考慮轉動慣量、負載轉矩和工作環(huán)境等因素。 3.3.1電機軸的轉動慣量 a、回轉運動件的轉動慣量 上式中：d—直徑,絲桿外徑d=39.5mm L—長度=1m P—鋼的密度=7800 經(jīng)計算得 b、X向直線運動件向絲桿折算的慣量 上式中：M—質量 X向直線運動件M=160kg P—絲桿螺距（m）P=0.001m 經(jīng)計算得 c、聯(lián)軸器的轉動慣量 查表得 因此 3.3.2電機扭矩計算 a、折算至電機軸上的最大加速力矩 上式中： J=0.0028kg/m2 ta—加速時間 KS—系統(tǒng)增量，取15s-1,則ta=0.2s 經(jīng)計算得 b、折算至電機軸上的摩擦力矩 上式中：F0—導軌摩擦力，F(xiàn)0=Mf，而f=摩擦系數(shù)為0.02，F(xiàn)0=Mgf=32N P—絲桿螺距（m）P=0.001m η—傳動效率，η=0.90 I—傳動比，I=1 經(jīng)計算得 c、折算至電機軸上的由絲桿預緊引起的附加摩擦力矩 上式中P0—滾珠絲桿預加載荷≈1500N η0—滾珠絲桿未預緊時的傳動效率為0.9 經(jīng)計算的T0=0.05N·M 則快速空載啟動時所需的最大扭矩 根據(jù)以上計算的扭矩及轉動慣量，選擇電機型號為SIEMENS的IFT5066，其額定轉矩為6.7。 62 4 Y向結構設計 4.1 Y軸滾動導軌副的計算、選擇 根據(jù)給定的工作載荷Fz和估算的Wx和Wy計算導軌的靜安全系數(shù)fSL=C0/P，式中：C0為導軌的基本靜額定載荷，kN；工作載荷P=0.5(Fz+W)； fSL=1.0~3.0(一般運行狀況)，3.0~5.0（運動時受沖擊、振動）。根據(jù)計算結果查有關資料初選導軌： 因系統(tǒng)受中等沖擊,因此取 根據(jù)計算額定靜載荷初選導軌: 選擇漢機江機床廠HJG-D系列滾動直線導軌,其型號為:HJG-D25 基本參數(shù)如下: 額定載荷/N 靜態(tài)力矩/N*M 滑座重量 導軌重量 導軌長度 動載荷 靜載荷 L (mm) 17500 26000 198 198 288 0.60 3.1 760 滑座個數(shù) 單向行程長度 每分鐘往復次數(shù) M 4 0.6 4 導軌的額定動載荷N 依據(jù)使用速度v（m/min）和初選導軌的基本動額定載荷 (kN)驗算導軌的工作壽命Ln： 額定行程長度壽命: 導軌的額定工作時間壽命: 導軌的工作壽命足夠. 4.2 滾珠絲杠計算、選擇 初選絲杠材質：CrWMn鋼，HRC58~60，導程：l0=5mm 強度計算 絲杠軸向力：(N) 其中：K=1.15，滾動導軌摩擦系數(shù)f=0.003~0005；在車床車削外圓時：Fx=(0.1~0.6)Fz，F(xiàn)y=(0.15~0.7)Fz，可取Fx=0.5Fz，F(xiàn)y=0.6Fz計算。 取f=0.004,則: 壽命值：，其中絲杠轉速(r/min) 最大動載荷： 式中：fW為載荷系數(shù)，中等沖擊時為1.2~1.5；fH為硬度系數(shù)，HRC≥58時為1.0。 查表得中等沖擊時則: 根據(jù)使用情況選擇滾珠絲杠螺母的結構形式，并根據(jù)最大動載荷的數(shù)值可選擇滾珠絲杠的型號為: CM系列滾珠絲桿副，其型號為：CM2005-5。 其基本參數(shù)如下: 其額定動載荷為14205N> 足夠用.滾珠循環(huán)方式為外循環(huán)螺旋槽式,預緊方式采用雙螺母螺紋預緊形式. 滾珠絲杠螺母副的幾何參數(shù)的計算如下表 名稱 計算公式 結果 公稱直徑 ―― 20mm 螺距 ―― ５mm 接觸角 ―― 鋼球直徑 ―― 3.175mm 螺紋滾道法向半徑 1.651mm 偏心距 0.04489mm 螺紋升角 螺桿外徑 19.365mm 螺桿內(nèi)徑 16.788mm 螺桿接觸直徑 17.755mm 螺母螺紋外徑 23.212mm 螺母內(nèi)徑（外循環(huán)） 20.7mm （1） 傳動效率計算 絲杠螺母副的傳動效率為： 式中：φ=10’，為摩擦角；γ為絲杠螺旋升角。 （2） 穩(wěn)定性驗算 絲杠兩端采用止推軸承時不需要穩(wěn)定性驗算。 （3） 剛度驗算 滾珠絲杠受工作負載引起的導程變化量為：(cm) Y向所受牽引力大,故用Y向參數(shù)計算 絲杠受扭矩引起的導程變化量很小，可忽略不計。導程變形總誤差Δ為 E級精度絲杠允許的螺距誤差[ Δ]=15μm/m。 4.3 步進電機慣性負載的計算 根據(jù)等效轉動慣量的計算公式，有： （1）等效轉動慣量的計算 折算到步進電機軸上的等效負載轉動慣量為： 式中：為折算到電機軸上的慣性負載；為步進電機軸的轉動慣量；為齒輪１的轉動慣量； 為齒輪２的轉動慣量；為滾珠絲杠的轉動慣量；Ｍ為移動部件的質量。 對鋼材料的圓柱零件可以按照下式進行估算： 式中為圓柱零件直徑，為圓柱零件的長度。 所以有： 電機軸的轉動慣量很小，可以忽略，所以有： 步進電機的選用 (１）步進電機啟動力矩的計算 設步進電機的等效負載力矩為Ｔ，負載力為Ｐ，根據(jù)能量守恒原理，電機所做的功與負載力所做的功有如下的關系： 式中為電機轉角，Ｓ為移動部件的相應位移，為機械傳動的效率。若取，則Ｓ＝，且。所以： 式中：為移動部件負載（N），G為移動部件質量（N），為與重力方向一致的作用在移動部件上的負載力（N），為導軌摩擦系數(shù)，為步進電機的步距角（rad）,T為電機軸負載力矩（N.cm）。 取=0.3（淬火鋼滾珠導軌的摩擦系數(shù)），＝０.8，==279.23Ｎ?？紤]到重力影響，Ｙ向電機負載較大，因此Ｇ＝1200Ｎ，所以有： 考慮到啟動時運動部件慣性的影響，則啟動轉矩： 取系數(shù)為０.３，則： 對于工作方式為三相６拍的步進電機： (２） 步進電機的最高工作頻率 為使電機不產(chǎn)生失步空載啟動頻率要大于最高運行頻率,同時電機最大靜轉矩要足夠大,查表選擇兩個90BF001型三相反應式步進電機. 電機有關參數(shù)如下: 型號 主要技術參數(shù) 相數(shù) 步距角 電壓 (V) 相電流 (A) 最大靜轉矩 (n.m) 空載啟動頻率 空載運行頻率 分配方式 90BF001 4 0.9 80 7 3.92 2000 8000 4相8拍 外形尺寸(mm) 重量 kg 轉子轉動慣量 Kg.m 外直徑 長度 軸直徑 90 145 9 4.5 1764 5 主軸組件要求與設計計算 主軸組件是特殊的執(zhí)行件，它的功用是支承并帶動切割片旋轉，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的加工質量和生產(chǎn)率，因此它是特殊中的一個關鍵組件。 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。 5.1 主軸的基本要求 5.1.1 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5-1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(diào)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。各類通用特殊主軸部件的旋轉精度已在特殊精度標準中作了規(guī)定，專用特殊主軸部件的旋轉精度則根據(jù)工件精度要求確定。 圖5-1 主軸的旋轉誤差 5.1.2 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5-2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5-2 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。 5.1.3 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。 5.1.4 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(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。 5.1.5 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(diào)整軸承間隙，良好的潤滑和可靠的密封。 5.2 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2-1 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(diào)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。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(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(nèi)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，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（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(nèi)孔為錐孔，錐度為1：12，軸向移動內(nèi)圈使之徑向變形，調(diào)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(diào)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(diào)整比較麻煩。 5.3 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。 5.4 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，或者精密特殊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5.2所列： 表5.2 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(diào)質 HB220～250 輕中負載局部要求高硬度 磨床的切割片軸 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。 5.5 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(nèi)錐孔 內(nèi)錐孔是安裝刀具或頂尖的定位基面。在檢驗特殊精度時，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(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。 5.6 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