小型盤式灌木削片粉碎機設計

小型盤式灌木削片粉碎機設計,小型盤式灌木削片粉碎機設計,小型,灌木,粉碎機,設計 本科畢業(yè)論文 題 目 小型盤式灌木削片粉碎機設計 姓 名 學 號 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 指導教師 職 稱 VI 摘要 整機結構主要由電動機、機架、傳動帶、主軸部件、圓盤刀片部件構成。文介紹了一種適用于灌木削片加工的小型粉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, 闡明了盤刀式小型灌木削片粉碎機的工作機理。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) 小型灌木削片粉碎機總體結構設計。 (2) 小型灌木削片粉碎機工作性能分析。 (3)電動機的選擇。 (4)對小型灌木削片粉碎機的傳動系統、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：小型灌木削片粉碎機，結構設計 Abstract The structure of the machine is mainly composed of motor, frame, drive belt, spindle parts and disc blade.. Paper introduces a application in shrub cutting structure and properties of film processing, small mill, the cutting principle and the working process of the are analyzed, clarify the cutterhead type small shrubs cut sheet crusher working mechanism. Through the analysis of the structure of the main parts, the best working parameters are determined, and the performance of the machine is best.. Driven by the electric motor through the belt pulley will need to drive the power to the belt pulley, belt wheel drive V belt, thus drives the whole device movement Abstract of this thesis: (1) the overall structure design of the mini shrub cutting machine. (2) analysis of the working performance of the small shrub peeling machine. (3) motor selection. (4) the drive system, the execution parts and the frame design of the mini shrub grinder. (5) design and calculation of the design parts for calculation and verification. (6) drawing the assembly drawings and important parts of the assembly drawings and parts drawings of the design parts. Key words: small shrub cutting blade mill, structure design 目 錄 摘要 II Abstract III 第1章 緒 論 7 1.1選題的意義 7 1.2粉碎機(機械)的國內外發(fā)展情況 7 1.3重點研究的關鍵問題及解決思路 9 1.4任務要求及實現目標的可行性分析 9 第2章 小型灌木削片粉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 灌木削片產量及性能 12 2.4 粉碎機的切碎長度 12 2.5 粉碎機的功率消耗 13 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 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 粉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 52 6.3 機殼及進料斗設計 53 結 論 54 參考文獻 55 致 謝 56 第1章 緒 論 1.1選題的意義 長期以來，大部分地區(qū)，削減也跟著手工勞動的傳統方式，勞動強度大，生產效率低。建設節(jié)約型社會，首先要滿足人民生活水平不斷提高的需要，當然應該奉行節(jié)約和可持續(xù)利用原則，要在發(fā)展的基礎上用好?！笆晃濉逼陂g，林業(yè)將在科學發(fā)展觀的指導下，緊緊圍繞建設社會主義新農村，全面實施以生態(tài)建設為主的林業(yè)發(fā)展戰(zhàn)略，形成以生態(tài)建設為主線，重點工程為載體，發(fā)展與保護相協調的林業(yè)發(fā)展態(tài)勢,全面推動資源節(jié)約型、環(huán)境友好型的和諧社會的建設。若能成功研制出殘枝破碎機就可充分利用了我國大量的廢棄樹枝資源，變廢為寶，物盡其用，提高果園的綜合經濟效益;為產業(yè)提供了廉價且優(yōu)質的生產原料，從而促進產業(yè)的發(fā)展，結合，相互促進發(fā)展，有效地增加農民收入，將資源優(yōu)勢轉變?yōu)榻洕⑸鐣蜕鷳B(tài)效益，促進我國生態(tài)型農業(yè)的可持續(xù)發(fā)展。 1.2粉碎機(機械)的國內外發(fā)展情況 隨著社會經濟的發(fā)展，人們的環(huán)保意識和美化環(huán)境的要求不斷加強，園林和街道的綠化面積不斷擴大，維護園林和街道綠化而產生的廢殘樹枝的數量也成倍增加。傳統處理廢殘樹枝的方法是焚燒、填埋，這樣既造成了環(huán)境污染，又浪費了資源，因此，廢棄樹枝的處理及綜合利用成了城市園林及環(huán)衛(wèi)部門待解決的問題。 近十幾年來，隨著食用菌產業(yè)的快速發(fā)展，食用菌培養(yǎng)基原料(木屑)的需求量越來 越大，隨之對樹枝粉碎機的需求也日趨迫切，許多廠家和研究機構開始研制不同類型的木屑粉碎機，用來處理城市園林和街道綠化帶修剪下來的廢棄樹枝，使其回歸自然或用作生產食用菌培養(yǎng)基原料。目前，我國己研制的樹枝粉碎機主要有以下幾種形式 1、牽引式樹枝粉碎機 該類型的樹枝粉碎機主要由機架，水平強制喂料裝置，粉碎裝置和動力驅動系統組成。主要對園林或城市街道修剪下來的樹枝進行粉碎。由于樹枝修剪工作的作業(yè)面廣，樹枝粉碎機需跟隨修剪一起作業(yè)，因此需要拖車牽引行走流動作業(yè)。修剪下來的樹枝直徑相差較大，最粗的可達200mm以上。所以粉碎機的動力一般都在30kw以上。該類型的樹枝粉碎機工作可靠，運行平穩(wěn)，在粉碎直徑較大的樹枝時生產效率較高，但機器的噪音較大，適用于較粗樹枝的削片粉碎。 2、SFJ-一8.0樹枝粉碎機 由北京農業(yè)機械試驗鑒定推廣站研制開發(fā)的SFJ-8.0枝粉碎機為雙通道喂入式樹 枝粉碎機，主要由驅動裝置，粉碎刀盤，雙喂料桶等組成。工作時，直徑20-75mm的樹枝條通過粗枝料筒喂入，經過削片后進入粉碎室，被高速旋轉的錘片連續(xù)打擊成木屑，經過篩片清選，碎木屑從出料口被高速拋出。直徑20mm們。以下的樹枝條可通過細枝料筒喂入粉碎室，樹枝被切成50mm左右的料段，然后進入粉碎室錘擊粉碎成木屑，最后經篩片清選，碎木屑從出料口高速拋出。該粉碎機適用于中小枝條的粉碎。 3、Fs型枝條粉碎機 該機是伊春林科院為粉碎林區(qū)藤條灌木研制的一種小型粉碎機，通過對藤條灌木的粉碎為生產食用菌培養(yǎng)基提供原料。其特點是功率小，結構簡單，移動方便。加工時，將藤條灌木投入到進料口，旋轉刀盤上的葉片轉動形成氣流，使直接推動木片作圓周運動形成氣流，木片就沿著機殼切線方向被拋到下一工序進行粉碎。 4、QS一型系列枝椏粉碎機 該粉碎機適用于直徑10-140mm枝椏木材的粉碎。該機采用刀盤與錘片同軸結構， 采用非強制進料，依靠本身切削力來實現自動進料，該粉碎機主要用于食用菌培養(yǎng)基原料的粉碎。該機除了不適合粉碎直徑小于10mm以下的枝梗以外，對一些具有較強韌性樹皮的樹枝粉碎效果很差經常會出現故障。國外在樹枝粉碎機方面的研究起步較早，技術比較成熟，但主要是針對園林，街道或房前屋后的樹木修剪下來的樹枝的粉碎。 日本松本產業(yè)公司研制的KF-0A型樹枝條粉碎機，適合對剪下的樹枝進行粉碎處 理，以便再生利用。其特點是利用了滾筒式切刀及獨特的高速破碎方式，喂料安全高效， 操作維護方便，處理能力為3mm。 美國bearcat公司生產的一種牽引式樹枝粉碎機與國產的牽引式樹枝粉碎機的工作原理相同，但粉碎樹枝的粗細范圍更大，生產效率更高，該機振動小，工作性能穩(wěn)定，驅動功率45kw。 粉碎機，最初是由美國在1950年通過了產品開發(fā)。后來日本發(fā)展，并在20世紀60年代和70年代日本經濟的快速發(fā)展，技術性能有了很大的進步。 八十年代初期，引進了大批粉碎機和制造自己的產品。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用，粉劑自動包裝模塊化全自動高速和創(chuàng)新的方向。 在設計粉碎機，大多數設計師仍采用以往的設計方法：（1）根據規(guī)劃設計為原型，以找到類似的車型，（2）參考原型開發(fā)的技術性能和范圍; （3）設計模式，地圖單位，關鍵零件，組件（4）的設計; （5）裝配圖計劃周期設計和管理，（6）示意圖零件圖，裝配圖和零件，（7）的關鍵力量，剛度控制的主要組成部分的; （8）檢查示意圖，施工等等。 現在，一些大學設計軟件內部，共同的機制，機械有限元分析和優(yōu)化設計，連接該開發(fā)軟件公司CAD凸輪機制/ CAM能夠滿足連桿機構的能力凸輪自行設計，但實際設計應用粉碎機并不廣泛。 新的粉碎機往往是汽車，電能，燃氣設備的集成。充分利用在信息產品的最新成果，采用氣動致動器，伺服電機驅動和其它分離技術可以顯著減少整個傳輸鏈，大大簡化了結構，大大提高了精度和工作速度。其中其中的關鍵技術是采用了技術同步控制單元的多引擎。其實，這種技術不難掌握，但也有少數設計師并不了解這一趨勢的粉碎機。如果第一個是粉碎機，學習階段的通用設計，所以現在我們應該有設計感。 1.3重點研究的關鍵問題及解決思路 國外在樹枝粉碎機方面的研究起步較早，技術比較成熟，但主要是針對園林，街道或房前屋后的樹木修剪下來的樹枝的粉碎。 日本松本產業(yè)公司研制的KF-0A型樹枝條粉碎機，適合對剪下的樹枝進行粉碎處 理，以便再生利用。其特點是利用了滾筒式切刀及獨特的高速破碎方式，喂料安全高效， 操作維護方便，處理能力為3mm。 美國bearcat公司生產的一種牽引式樹枝粉碎機與國產的牽引式樹枝粉碎機的工作原理相同，但粉碎樹枝的粗細范圍更大，生產效率更高，該機振動小，工作性能穩(wěn)定，驅動功率45kw。 1.4任務要求及實現目標的可行性分析 成功設計出殘枝破碎機應有以下幾個任務要求： 1、樹枝的最大直徑為150mm,因此刀盤需要有足夠的轉動慣量和轉速。 2、實現殘枝的輸入和輸出，通過設計撥料板的形狀, 及其合理的結構布置, 保證撥料輪能順利地進料、退料而不產生打滑現象, 提高喂料的準確性和效率。 3、剪切機構質量不能太大，要有自走式機構,便于移動作業(yè)。動力配置靈活, 既可是電動機,可是柴油機。 4、并配有車輛懸掛機構, 可由車輛拖動進行路面作業(yè)。 根據現有木材削片機與樹枝粉碎機的工作原理，結合果園殘枝的特點，確定了果園殘枝破碎機的結構與傳動方案，根據材質的特性，對木材樹枝粉碎機工作時的切削力進行了分析推導，得出了削片時切削力的計算公式，為計算削片時所需的功率提供了理論依據，也為結構有限元分析提供了力學模型。 建立園林殘枝破碎機的結構草圖，運用以參數化特征思想為基礎的CAD軟件對園林殘枝破碎機進行設計，運用相似原理完成了扇葉片的設計，并求解出扇葉片（樹枝導入）消耗的功率，從而求出整個削片粉碎機消耗的功率，根據計算功率選擇電機。 第2章 小型灌木削片粉碎機總體參數的設計 2.1基本結構 粉碎機其特性包括支撐件安裝在一個支撐的轉子組件粉碎機和包圍該轉子組件殼體或桶和其它部件。電機所述框架的粉碎機或類似物，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在轉子，以使自動下載該材料匝道，桶或殼設有所述葉片的對應于葉片的運動可以防止材料沒有證據底部阻礙葉片快門旋轉的擋板 1— 圖2.1.1 立式粉碎機示意圖 Fig.2.1.1 schematic diagram of vertical shredding machine 圖2.1.2 立式粉碎機剖面圖 Fig.2.1.2 cross-section drawn of vertical shredding machine 2.2 設計原則 粉碎機的功能部件由支承體，支撐元件安裝在所述粉碎機部分（包括樹斬波和葉片）的轉子及圍繞該轉子部件包括一個缸（或殼）等的。用于功能零件，發(fā)動機和所述框架（或機器英尺），如粉碎機內。在鍘刀轉子粉碎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，使下內元件具有如下功能：使材料坡道卸載系統中，桶（或幀）設有相應的葉片?？梢苑乐共牧吓c刀刃的旋轉不妨礙運動，即刀片可從相鄰兩擋板的間隙間切過。 2.3 灌木削片產量及性能 園林殘枝是專門修剪下來的是為了促使古樹生長的，每年夏冬各砍伐一次，其中以夏季砍伐量最大，約為冬季的四五倍，而且枝條相對比較粗大。通過測量統計枝條的直徑分布一般在3mm-30mm之間，根部直徑主要分布在10mm-20mm之間，樹枝條長度一般在1.5m-2m之間，部分枝條的中部會有分叉枝梗其直徑約為3-5mm。剛修剪下的樹枝條含水率在40%左右，粉碎的時間在收獲枝條一個月以后，經過晾曬風干，此時含水率在20%左右，密度約為35kg/ 2.4 粉碎機的切碎長度 切碎長度是粉碎機的主要性能指標之一，機器工作時，灌木削片被喂入輥卷入粉碎機構，該機切碎長度為3-4mm，結合實際計算，本機定切碎長度為3.5mm。 2.5 粉碎機的功率消耗 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 M在本論文代表的意思是 切割總質量，單位kg 在本論文代表的意思是 小灌木削片密度，kg/ 由已知條件 M=6000kg, =35kg/，帶入3-1中， 則切碎總體積V =7.5。 取喂入切割截面半徑 r = 7cm ，截面面積為s = = 0.015m。 則切碎總長度L=V/S=500m。 由每天工作8小時，則切割速度v=500/(83600)=0.017m/s。 由已知條件，切碎長度為3.5mm，則圓盤刀切割頻率為v/l=4.8 r/s。 刀盤空轉消耗功率 我們從公式看 N= （3-6） 其中： J在本論文代表的意思是刀的轉動慣量，單位kg.m 在本論文代表的意思是刀轉速，單位rad/s; =10 而 J= （3-7） 其中:M在本論文代表的意思是刀片質量，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,調質處理，刃口淬火，硬度為HRC62-65。 由此可求刀片質量 M=3.9kg 所以J=3.9 (0.2)=2.36kg.m 由于帶在傳動過程中，存在著功率的損失，我們通過查找相關機械設計書藉可得， 為V帶的效率,為第一、二對軸承的效率， 為聯軸器的效率。 則電機所需功率為P=JW=7.436KW 我們通過查找相關機械設計書藉得： 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 滿載轉速 r/min 堵轉轉矩/額定轉矩 最大轉矩/額定轉矩 質量 Kg 　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 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 15 第3章 帶傳動的計算 3.1 帶傳動設計 輸出功率P=7.5kW,轉速n1=1440r/min,n2=500r/min 表3-1 工作情況系數 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 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（）；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 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 粉碎機（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》P296表4， 取KA＝1.1。即 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。 圖3-1 帶型圖 根據算出的Pd＝8.25kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，我們從圖中可以看出：dd=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 我們從相關機械書藉可以查到P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm 則取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根據P295表13-4查得） 表3-2 V帶帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 我們從相關機械書藉可以查到P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=250mm ① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，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 我們從相關機械書藉可以查到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 對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯接輪緣與輪轂成一整體。 56 表3-5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應的基準直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)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。 （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4章 主軸組件要求與設計計算 主軸組件是是執(zhí)行具體工作，它的功能是支撐和引導輪的旋轉，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動力。由于該組主軸性能直接影響到特定的磨削加工的質量和效率，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 旋轉精度 旋轉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)線表示的旋轉的理想軸線，一個虛線表示的旋轉有效的軸線。當在工作主軸的旋轉速度，主軸漂流在空間的旋轉軸是運動的精度。 精密裝配旋轉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特殊夾頭特殊精度精度的特定規(guī)則設置，旋轉的專用的精度取決于工件的精度被確定。 圖4-1 主軸的旋轉誤差 4.1.2 剛度 主軸組件的剛度K是指其在承受外載荷時抵抗變形的能力，如圖2-2所示，即K=F/y（單位為N/m），剛度的倒數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精度的反映。顯然，更大的主軸組件的剛性，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量，耐用性和更少的機床主軸軸承的使用壽命，而且還產生噪音的工作環(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?yōu)闇y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，即使遇到嚴重的現象軸承軸線。 熔融溫度的效果，主要因素熱變形是：軸承的類型和布置，軸承間隙和預壓，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作適當地選擇主軸和抗磨材料及熱處理，潤滑，合理調整軸承的發(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計的基礎，并考慮提供軸承，經濟等規(guī)格的情況下，待確定。當你選擇，特別是下列要求： （1）適應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。 表4-1 滾動軸承和滑動軸承的比較 基本要求 滾動軸承 滑動軸承 動壓軸承 靜壓軸承 旋轉精度 精度一般或較差。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，但供油系統的壽命有限 （2）適應轉速要求 由于結構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）適應精度的要求 啟動和推力軸承的行動在三個方面系統的結尾：前端定位 - 集中愿意驅動的前軸承支撐;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，但是第一個復雜的支持結構，調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，如果止推軸承被設置在帽徑向內軸承主軸可能彎曲，由于熱膨脹。 （4）適應結構的要求 當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構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，因為結構的限制的，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，而兩個軸承交錯。 （5）適應經濟性要求 確定主軸類型軸承結構，其應包括除被視為滿足性能和結構的要求，而且對經濟分析，經濟效果。 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，殼體和技術更好。 考慮到上述因素，在設計主軸前，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，內圈的軸向運動，使得一個徑向變形，調節(jié)徑向間隙和預加載;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整，以保持主軸的準確性，但第一支撐結構是更復雜的，支持不同的前部和后部溫度，熱變形大，而且，安裝，調整是太麻煩了。 4.3 主軸結構的初步擬定 主軸的結構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，通常是設計主軸階梯軸，軸的直徑前報紙從后降。主軸是空心的或實心的，這取決于特殊的研磨的類型。主軸的設計，也被設計成步驟，而，在滿足的前提下，設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），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，當選擇第一選擇碳鋼成本低（例如，鋼45），僅當負荷特別重，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，以確保在選擇僅當鋼耐磨性。 當軸承主軸軸承，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 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 調質 HB220～250 輕中負載局部要求高硬度 磨床的砂輪軸 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。 4.5 主軸的技術要求 對主軸組件產生直接影響精密主軸回轉精度。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，主軸的設計必須作出一定的技術要求。 （1）軸頸 主軸的設計，論文應首先考慮。主軸軸承軸頸工作基面，所述基面和測量的技術基礎。工作主軸的雜志作為運動的旋轉的工作基礎;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基礎;當主軸控制精度到報社作為衡量檢查每個黨和垂直的根據地的同心度。當使用滾動軸承，精度和軸頸軸承的精度必須適應。軸頸表面粗糙度和硬度，影響與滾動軸承合作的質量。 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）內錐孔 該工具安裝在圓錐或頂部低的定位的內部。期間的特殊精度的測試，這是代表參數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。由于該儀器并導致頻繁的拆裝，必須是錐孔的磨損之內。 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，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，甚至特殊結構不可接受的限制。 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的主軸軸頸尺寸確定。查《金屬切削特殊設計》第506頁表5-12中，幾種常見的通用特殊鋼質主軸前軸頸的直徑D1，可供參考，如下表4-3所示： 特殊，查上表中對應項，初取D1= D2=30： 表4-3 主軸前軸頸直徑D1的選擇 機床 機床功率 （千瓦） 1.47～2.5 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。 圖4-6 軸承結構參數及安裝尺寸 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。 軸承類型選擇適當與否，將直接影響到軸承和機器壽命的性能。當您選擇軸承分析功能應該比較各類軸承，并參照同類機器的軸承經驗的類型。 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，當負荷較小時，應優(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，你應該考慮使用滾子軸承。但滾子軸承看起來傾斜角更敏感。 當主徑向載荷，軸承應使用。當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。 各類軸承的速度范圍是不一樣的，在手動機械設計列出了各種類型的速度限制軸承。一般應使軸承運行在低于??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。適用于高速應用。速度限制軸向軸承。它只能用于在較低速度下的應用中。 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。 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量動載荷，N； fh在本論文代表的意思是壽命因數；1 fn在本論文代表的意思是速度因數；0.822 fm在本論文代表的意思是力矩載荷因數，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；1.5 fT在本論文代表的意思是溫度因數；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，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。 在本輸送裝置中，可以假設軸承只承受徑向載荷，則當量動載荷為： P=XFr+YFa 查文獻[3]的表6-2-18，得，X=1，Y=0； 所以，P=Fr=1128N。由以上可得： 本輸送機中的軸承承受的載荷多為徑向載荷，所以選取深溝球軸承，查文獻[6]的附表6-1，并考慮軸的外徑，選取軸承6305-RZ，其具體參數為：內徑d=25mm，外徑D=62mm，基本額定載荷，基本額定靜載荷，極限速度為10000r/min，質量為0.219kg。 然后校核該軸承的額定靜載荷。額定靜載荷的計算公式為： 式中： 在本論文代表的意思是基本額定靜載荷計算值，N; 在本論文代表的意思是當量靜載荷，N； 在本論文代表的意思是安全因數 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。 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 則軸承的基本額定靜載荷為： 由上式可知，選取的軸承符合要求。 4.9 主軸前端懸伸量 主軸前端懸伸量a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構，一般應是標準選擇，有時為了根據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，片或設備與前面軸承支承組合和前支承件的結構等相關的潤滑和密封裝置的尺寸。 因此，在滿足結構要求的前提下，應盡可能減小懸伸量a，以利于提高主軸組件的剛度。 。 初算時，可查《金屬切削特殊磨頭設計》第158頁，如下表2-4所示： 表4-4 主軸的懸伸量與直徑之比 類型 機 床 和 主 軸 的 類 型 a/ D1 Ⅰ 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 Ⅱ 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 Ⅲ 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Ⅱ型，所以取a/ D1為1.25～2.5，即： a=（1.25～2.5）D1=（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。 有關資料對合理跨距選擇的推薦值可作參考： （1） L=（4～5）D1 （2） L=（3～5）a，用于懸伸長度較小時； （3） L=（1～2）a，用于懸伸長度較大時。 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。即此次設計的主軸兩支承的合理跨距 L≤2.5a=2.5×120=300 初取L=280。 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 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 = 其中， F在本文中代表的意思是主軸前端受力。此處，F=F=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 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=2.1×10N/cm I在本文中代表的意思是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=35 故可計算出，主軸端部的最大撓度： =-1.87×10 mm 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