多功能薄壁圆筒磨边机的结构设计

薄壁圆筒磨边机的结构设计摘要据经济合作与发展组织日前发布报告称，世界石油需求快速增长，原因是新兴经济体石油消耗不断增长，纽约美国能源情报署预测，今年全球石油需求将增加12至万9021桶/日。在这种情况下，对油桶的需求也必然会增加很多，这就给油桶生产商提供了一个绝佳的增长机会。在油桶的生产中，需要把油桶边缘磨平，安装油桶盖。油桶属于薄壁圆筒，磨削时，加工效率低、噪声大。本设计为一种自动薄壁圆筒磨边机，它包括砂轮主轴升降机构、磨边砂轮主轴机构、圆筒夹紧机构组成。本机主轴升降机构采用伺服电机配套滚珠丝杠完成驱动，考虑到丝杠和伺服电机的选型过大增加生产成本，本文中增加配重机构已达到减小伺服电机和丝杠的目的。磨边砂轮主轴机构采用变速主轴箱结构，可以实现不同转速下的磨削工作，同时考虑到磨边砂轮的拆装方便，主轴和砂轮的连接采用锥孔拉紧。圆筒夹紧机构同样采用自动结构，代加工油桶放置在工作台上，通过伺服电机驱动带有夹持块的工作台和安装在底座上的定夹紧完成夹紧工作。为了达到降噪的目的，本机安装在隔音房中。此次设计的主要任务是完成整个圆筒磨边机的设计，本文完成整机的设计计算，包括电机功率的确认，主传动轴的校核等，然后利用AUTOCAD软件完成整个圆筒磨边机二维工程图的绘制。关键词薄壁圆筒磨边机；升降机构；主轴机构；二维工程图IABSTRACTACCORDINGTOTHEORGANIZATIONFORECONOMICCOOPERATIONANDDEVELOPMENTRECENTLYRELEASEDAREPORT,WORLDOILDEMANDGROWTH,THEREASONISTHATOILCONSUMPTIONGROWTHINEMERGINGECONOMIES,NEWYORKAMERICAEIAFORECAST,THISYEARSGLOBALOILDEMANDWILLINCREASETO12BARRELS/DAYINTHISCASE,THEDEMANDFOROILWILLALSOINCREASEALOT,WHICHGIVEOILPRODUCERSTOPROVIDEANEXCELLENTOPPORTUNITYFORGROWTHINOILPRODUCTION,THEOILTANKCOVEREDGES,INSTALLATIONOILBELONGSTOTHECYLINDER,GRINDING,LOWPROCESSINGEFFICIENCY,HIGHNOISETHEDESIGNOFANAUTOMATICTHINCYLINDRICALGRINDINGMACHINE,WHICHCOMPRISESAGRINDINGWHEELSPINDLEELEVATINGMECHANISM,GRINDINGWHEELSPINDLEBODY,CYLINDERCLAMPINGMECHANISMLIFTINGMECHANISMOFTHESPINDLESERVOMOTORBALLSCREWDRIVEMATCHINGCOMPLETE,CONSIDERINGTHESELECTIONOFSCREWANDSERVOMOTORISTOOLARGETOINCREASETHECOSTOFPRODUCTION,INCREASETHEWEIGHTMECHANISMHASTOREDUCETHESERVOMOTORANDSCREWTHEPURPOSEOFTHISPAPERGRINDINGWHEELSPINDLEMECHANISMWITHVARIABLESPEEDSPINDLEBOXSTRUCTURE,CANREALIZETHEGRINDINGWORKUNDERDIFFERENTSPEED,ATTHESAMETIME,TAKINGINTOACCOUNTTHEGRINDINGWHEELGRINDINGWHEELSPINDLEANDCONVENIENTASSEMBLYANDDISASSEMBLY,CONNECTEDBYATAPERTENSIONCYLINDERCLAMPINGMECHANISMUSINGTHESAMEAUTOMATICSTRUCTURE,PROCESSINGOILDRUMSPLACEDONTHEWORKTABLE,DRIVEACLAMPINGBLOCKBYTHESERVOMOTORANDTHEFIXEDCLAMPISARRANGEDONTHEBASEOFTHECOMPLETEWORKOFCLAMPINGINORDERTOACHIEVETHEPURPOSEOFNOISEREDUCTION,THEMACHINEISINSTALLEDINTHESOUNDPROOFROOMTHEMAINTASKOFTHISGRADUATIONDESIGNISTHEDESIGNOFTHECYLINDRICALGRINDINGMACHINE,THISPAPERCOMPLETEDTHECALCULATIONOFTHEDESIGN,INCLUDINGTHECONFIRMATIONOFMOTORPOWER,THEMAINTRANSMISSIONSHAFTWASCHECKED,ANDTHENCOMPLETETHEWHOLEDRAWINGCYLINDRICALGRINDINGMACHINEOF2DENGINEERINGDRAWINGBYUSINGAUTOCADSOFTWAREKEYWORDSTHINWALLEDCYLINDRICALGRINDINGMACHINESPINDLELIFTINGMECHANISMMECHANISM2DENGINEERINGDRAWINGII目录摘要IABSTRACTII第一章绪论511磨削加工的特点概述512砂轮磨削国内外的发展与趋势5121国外的发展5122国内的发展6123发展趋势613砂轮磨削的关键技术714课题研究的目的及意义715课题设计思路716课题设计结构8第二章薄壁圆筒磨边机的总体设计方案921驱动方案的确认9211液压驱动9212气压驱动9213电动机驱动10214驱动方案的确认1022砂轮主轴箱升降机构方案的确认1023主轴机构结构方案确认1124圆筒夹紧机构的确认1125整机方案的确认1226本章小结13第三章薄壁圆筒磨边机磨边砂轮主轴的计算1431驱动电机的选择1432转速图的拟定1433传动轴的估算15III34齿轮模数的估算1735各轴结构的设计1836主轴组件的刚度和刚度损失的计算1937齿轮强度校核2038传动轴挠度的验算2139本章小结2241拟定技术参数2342滚珠丝杠的计算及选择2343滚珠丝杠支承轴承的选择2544滚珠丝杠的校核27441临界压缩负荷27442临界转速28443滚珠丝杠拉压振动与扭转振动的固有频率28444滚珠丝杠扭转刚度29445滚珠丝杠传动精度计算3045滚珠丝杠进给传动系统变形计算31451滚珠丝杠精度计算3146伺服电机的选择与计算34461进给伺服电机的校核3647联轴器的选择3748本章小结37第五章薄壁圆筒磨边机主轴提升机构的设计3851拟定技术参数3852滚珠丝杠的计算及选择3853伺服电机计算及选择3854立柱的设计38541按立柱外形分类38542材料分类38543立柱结构的选择39IV55本章小结39第六章结论4061本论文所取得的结果4062技术展望40参考文献41致谢435第一章绪论11磨削加工的特点概述磨削是一种常用的半精加工和精加工方法，砂轮是磨削的切削工具，磨削是由砂轮表面大量随机分布的磨粒在工件表面进行滑擦、刻划和切削三种作用的综合结果。磨削的基本特点如下1磨削的切削速度高，导致磨削温度高。普通外圆磨削时V35M/S，高速磨削V50M/S。磨削产生的切削热8090传入工件1015传入砂轮，110由磨屑带走，加上砂轮的导热性很差，易造成工件表面烧伤和微裂纹。因此，磨削时应采用大量的切削液以降低磨削温度。2能获得高的加工精度和小的表面粗糙度值加工精度可达IT6IT4，表面粗糙度值可达RA08002M。磨削不但可以精加工，还可以粗磨、荒磨、重载荷磨削。3磨削的背向磨削力大因磨粒负前角很大，且切削刃钝圆半径RN较大，导致背向磨削力大于切向磨削力，造成砂轮与工件的接触宽度较大。会引起工件、夹具及机床产生弹性变形，影响加工精度。因此，在加工刚性较差的工件时如磨削细长轴，应采取相应的措施，防止因工件变形而影响加工精度。4砂轮有自锐作用在磨削过程中，磨粒有破碎产生较锋利的新棱角，及磨粒的脱落而露出一层新的锋利磨粒，能够部分地恢复砂轮的切削能力，这种现象叫做砂轮的自锐作用，有利于磨削加工。5能加工高硬度材料磨削除可以加工铸铁、碳钢、合金钢等一般结构材料外，还能加工一般刀具难以切削的高硬度材料，如淬火钢、硬质合金、陶瓷和玻璃等。但不宜精加工塑性较大的有色金属工件。12砂轮磨削国内外的发展与趋势121国外的发展国外的砂轮磨削发展非常迅速，自20世纪60年代以来，特别是静电植砂及涂附磨具技术的出现及发展，欧、美、日等工业发达国家在砂轮制造技术和砂轮磨床技术上都取得了巨大的成就。在砂轮制造技术方面，随着许多特殊的涂附磨料及涂附形式的出现，产生了如金刚石、立方氯化硼（CBN）、锆刚玉、陶瓷磨料、复合磨料、堆6积磨料等各类砂轮，使得砂轮已经能用于干磨、高速，大吃刀量等的重磨削领域，及高精密零件的磨削加工领域。日本已经开发出用软刚带作为基底的金刚石砂轮，可有效加工一些特殊难加工的高硬度材料，如单晶硅片等。在国际上知名的砂轮品牌有美国3M、美国NYRTYN、德国HERMES、德国VSM、德国KLXNGSPYR、韩国DEER、日本牛头等。在砂轮磨床方面，有大至磨削宽度5米以上的巨型平面磨床，小至牙医用的修齿机等结构形式各异种类，另外，随着自动化技术的发展，像六轴五联动数控砂轮磨床、机器人砂轮磨削中心、砂轮磨削FMS、并联机构的数控砂轮磨床都已经得到应用。砂轮磨削技术现已成为这些发达国家获得高额经济效益的一种重要手段,且砂轮磨削量已占磨削总加工量一半以上。122国内的发展国内的砂轮磨削技术是在20世纪70年代末才得以真正发展，随着国内的改革开放，砂轮磨削技术日益引起了各行业、研究单位和企业的重视，加之砂轮制造技术的提高及品种的增加，使得砂轮磨削设备的研究和生产也得到了较大的发展。砂轮磨削设备开发与生产的厂家有新乡机床厂、上海机床厂、北京二机等十来家企业；有包括郑州三磨所、湖南大学、东北大学、广东工业大学、广西大学、重庆大学等在内的多家科研院所和高校。123发展趋势砂轮磨削总的趋势正向着强力、高速、高效和精密方向发展。在磨床结构方面,从单一磨头向大型、组合（多磨头、多功能、多工位）形式发展。在加工工艺方面，与特种加工相结合的复合加工方法是砂轮磨削很有前途的发展方向之一，如与超声振动结合可形成超声砂轮精密磨削；与电化学加工结合可形成电解砂轮磨削。另一方面自动化在砂轮磨削中的应用，尤其是数控砂轮磨床及自适应控制技术的应用，使得砂轮磨削的加工效率和精度有了很大的提高，已经使得砂轮磨削精度已经进入精密和超精密加工行列1。砂轮本身在不断的发展和完善中。在砂轮结构方面，近年出现了堆积磨料砂轮、金字塔型砂轮、空心球型砂轮、复层砂轮、高弹性砂轮、防跑偏砂轮、不等厚砂轮、粒度复合砂轮等等。砂轮在我国的制造从国产到从磨料、半成品、成品的进口，再到与国外砂轮企业的合资等多种形式，这些都极大地丰富了我国的砂轮品种，为国内用户提供了更大的选择空间。713砂轮磨削的关键技术根据国内外砂轮磨削技术的现状和发展趋势的分析，结合我国在砂轮磨削技术上与国外的差距，砂轮磨削的关键技术主要体现在砂轮上。砂轮是砂轮磨削技术发展的关键和重要标志，能否制造高品质的砂轮已经作为衡量一个国家砂轮磨削技术高低的标准。作为构成砂轮三要素的基体、磨料、粘结剂以及由此导致影响磨削性能的十种要素，结合近年来像高分子新材料、新技术、新工艺在涂附磨具中的广泛应用，我国的广大砂轮生产企业及相关研究机构应该在如下五个方面加大研究和开发力度，争取获得有自主知识产权的高品质砂轮新型基体的应用和开发；合成浆料的应用和开发；粘结剂的应用与开发；磨料的应用与开发；砂轮表面涂层的应用与开发1。14课题研究的目的及意义据经济合作与发展组织日前发布报告称，世界石油需求快速增长，原因是新兴经济体石油消耗不断增长，纽约美国能源情报署预测，今年全球石油需求将增加12至9021万桶/日。在这种情况下，对油桶的需求也必然会增加很多，这就给油桶生产商提供了一个绝佳的增长机会。在油桶的生产中，需要把油桶边缘磨平，安装油桶盖。油桶属于薄壁圆筒，磨削时，加工效率低、噪声大。噪声污染不仅破坏了我们的工作环境，还可能威胁我们工人的身体健康。因此，为了解决工业中加工油筒时加工效率低、噪声大等问题，需要设计出一种能够专门用于油桶边缘磨削的薄壁圆筒磨边机。要求通过各个部分的设计，能实现工件的上下及夹紧自动化，同时达到降低磨削噪音的目的。通过本课题，让学生在此次设计过程中综合大学所学基础课程及专业课程，培养学生综合应用所学知识和技能去分析和解决一般工程技术问题的能力；进一步培养学生分析问题、创造性地解决实际问题的能力。15课题设计思路1）参考所有与薄壁圆筒磨边机产品相关数据，了解整个薄壁圆筒磨边机的整机系统的组成。2）薄壁圆筒磨边机整机方案的确认。3）薄壁圆筒磨边机整机的设计计算，并对主要零部件进行设计校核。84）薄壁圆筒磨边机整机工程图的绘制。16课题设计结构本文以薄壁圆筒磨边机项目作为应用背景，对其机械结构进行了研究。全文共分为六章，各章的主要内容如下第一章前言部分，主要介绍研究现状和课题研究的目的及意义；第二章对整个薄壁圆筒磨边机的整机方案进行确认，包括传动系统，驱动系统等确认。第三章完成薄壁圆筒磨边机主轴升降机构的设计计算；第四章完成薄壁圆筒磨边机砂轮主轴机构的设计计算；第五章完成薄壁圆筒磨边机自动夹紧机构的设计计算；第六章总结了全文的研究工作，给出了存在的问题和进一步研究的方向。9第二章薄壁圆筒磨边机的总体设计方案21驱动方案的确认设备的驱动方式有液压式、气动式、和电动式。下面将三种驱动方式进行分析比较。211液压驱动设备的驱动系统采用液压驱动，有以下几个优点1液压容易达到较高的压力（常用液压为2563MPA），体积较小，可以获得较大的推力或转矩；2液压系统介质的可压缩性小，工作平稳可靠，并可得到较高的位置精度；3液压传动中，力、速度和方向比较容易实现自动控制；4液压系统采用油液作介质，具有防锈性和自润滑性能，可以提高机械效率，使用寿命长。液压传动系统的不足之处是1油液的粘度随温度变化而变化，影响工作性能，高温容易引起燃爆炸等危险；2液体的泄漏难于克服，要求液压元件有较高的精度和质量，故造价较高；3需要相应的供油系统，尤其是电液伺服系统要求严格的滤油装置，否则引起故障。液压驱动方式的输出力和功率更大，能构成伺服机构，常用于大型设备的驱动。212气压驱动与液压驱动相比，气压驱动的特点是1压缩空气粘度小，容易达到高速；2利用工厂集中的空气压缩站供气，不必添加动力设备；3空气介质对环境无污染，使用安全，可直接应用于高温作业；4气动元件工作压力低，故制造要求也比液压元件低。它的不足之处是1压缩空气常用压力为0406MPA，若要获得较大的力，其结构就要相对增大；102空气压缩性大，工作平稳性差，速度控制困难，要达到准确的位置控制很困难；3压缩空气的除水问题是一个很重要的问题，处理不当会使钢类零件生锈，导致设备失灵。此外，排气还会造成噪声污染。气动式驱动多用于点位控制、抓取、开关控制和顺序控制的设备。213电动机驱动电动机驱动可分为普通交、直流电动机驱动，交、直流伺服电动机驱动和步进电动机驱动。普通交、直流电动机驱动需加减速装置，输出力矩大，但控制性能差，惯性大，适用于中型或重型设备。伺服电动机和步进输出力矩相对小，控制性能好，可实现速度和位置的精确控制，适用于中小型设备。交、直伺服电动机一般用于闭环控制系统，而步进电动机则主要用于开环控制系统，一般用于速度和位置精度要求不高的场合。214驱动方案的确认通过比较上述三种驱动方案，本文采用电机驱动，考虑到整机控制的方便性，本文所有机构均采用电机驱动结构。22砂轮主轴箱升降机构方案的确认砂轮主轴箱升降机构主要用于确认磨边工作时的进给量以及磨边完成后的油桶的上下料量方便，本次设计的砂轮主轴箱升降机构如图21所示11图21砂轮主轴提升机构传动图如图21所示，机主轴升降机构采用伺服电机配套滚珠丝杠完成驱动，考虑到丝杠和伺服电机的选型过大增加生产成本，本文中增加配重机构已达到减小伺服电机和丝杠的目的。本机提升机构立柱采用铸造立柱。23主轴机构结构方案确认本设计薄壁圆筒磨边机的最终目的是实现圆筒的上边缘的磨削工作。本次设计就是在这一思维下展开的。根据设计内容和需求，本次设计的主轴机构如图22所示12图22薄壁圆筒磨边机砂轮主轴结构图本设计为一种自动薄壁圆筒磨边机砂轮主轴机构主要包括上图22所示的几个结构，磨边砂轮通过拉杆和空心轴套的锥孔安装，方便拆卸，主轴电机带动主传动轴转动，通过齿轮传动传动给变速轴，再通过变速轴的齿轮传动给空心主轴，本主轴箱可以实现两档转速调节，方便实现不同的磨削任务。24圆筒夹紧机构的确认圆筒夹紧机构是为了包装在开始磨削加工时，圆筒要牢靠的安装在工作台上。本次设计就是在这一思维下展开的。根据设计内容和需求，本次设计的圆筒夹紧机构如图23所示13图23薄壁圆筒磨边机圆筒夹紧结构图如图23所示，本次设计的夹紧机构是通过夹紧工作台伺服电机控制夹紧，通过安装在工作台上的动夹紧块和安装在底座上的定夹紧块完成夹紧工作。夹紧开始时。伺服电机带动工作台和动夹紧块向定夹紧块移动，通过伺服电机的横扭矩控制，当夹紧达到扭矩时伺服电机停止，此时圆筒夹紧完成。这样夹紧的好处就是通过伺服电机的横扭矩控制可以使得每次夹紧的力保持恒定，防止油桶被夹坏或者没有夹紧。25整机方案的确认通过上诉三个主要结构方案的设计确认，本次设计的圆筒磨边机的整机方案图如图24所示14图24薄壁圆筒磨边机整机结构图如图24所示，工作时，人工讲圆筒安装在油桶夹紧机构工作台上，夹紧机构开始夹紧工作，夹紧完成后，磨边砂轮主轴开始转动，同时砂轮主轴升降机构开始下降，开始磨削工作，在磨削过程中每次的磨削进给量同样又砂轮主轴升降机构保证，加工完成后，升降机构带动砂轮主轴上升，砂轮主轴停止转动，同时夹紧机构松开，人工取下加工完成后的油桶，一次加工完成。本机全自动机床，由数控系统完成整机的控制，为了防止噪音污染，本机许安装在隔音房中。26本章小结本章主要完成薄壁圆筒磨边机结构方案的确认，包括驱动方案，各个传动方案，整机结构方案的设计，通过本章设计可以了解整个封口机各个部分的结构以及各个结构的作用。15第三章薄壁圆筒磨边机磨边砂轮主轴的计算31驱动电机的选择机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机，直流电动机从额定转速ND向上至最高转速NMAX是调节磁场电流的方法来调速的，属于恒功率，从额定转速ND向下至最低转速NMIN是调节电枢电压的方法来调速的，属于恒转矩；交流调速电动机是靠调节供电频率的方法调速。由于交流调速电动机的体积小，转动惯量小，动态响应快，没有电刷，能达到的最高转速比同功率的直流调速电动机高，磨损和故障也少，所以在中小功率领域，交流调速电动机占有较大的优势，鉴于此，本设计选用交流调速电动机。选择YL100L14型交流主轴电动机，最高转速是3000R/MIN同步转速1500R/MIN。32转速图的拟定根据交流主轴电动机的最高转速和基本转速可以求得交流主轴电动机的恒功率转速范围RDPNMAX/ND3000/15002（31）而主轴要求的恒功率转速范围RNPNMAX/ND3000/30010,远大于交流主轴电动机所能提供的恒功率转速范围，所以必须串联变速机构的方法来扩大其恒功率转速范围。设计变速箱时，考虑到机床结构的复杂程度，运转的平稳性等因素，取变速箱的公比F等于交流主轴电动机的恒功率调速范围RDP，即FRDP2，功率特性图是连续的，无缺口和无重合的。变速箱的变速级数ZLGRNP/LGRDPLG10/LG23332取Z3确定各齿轮副的齿数取S90由U06得Z130Z150由U207得Z254Z226由U05得Z330Z36016选用YL100L14型交流主轴电动机，连续额定输出功率为22KW。由此拟定主传动系统图、转速图分别如图31、图32所示31主传动系统图32转速图33传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷比较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下（弯曲，轴向，扭转）不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。如果刚度不够，轴上的零件如齿轮，轴承等由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度算出轴的直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置17和有关尺寸，验算弯曲刚度。计算转速NJ是传动件传递全部功率时的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图上直接得出如表31所示。表31各轴的计算转速轴III计算转速（R/MIN）1500900450各轴功率和扭矩计算已知一级齿轮传动效率为097（包括轴承），则轴P1PD099220992178KW轴P2P109721780972113KWIII轴P3P20972113097205KW轴扭矩T19550P1/N195502178/150013876NM轴扭矩T29550P2/N295502113/90022421NMIII轴扭矩T39550P3/N39550205/45043506NM表32许用切应力的确定轴III（MPAT）303030把以上确定的各轴的输入功率N、计算转速NJ（如表31）、允许扭转角（如表32）代入扭转刚度的估算公式33302TD34021TD可得各个传动轴的估算直径，由于轴为花键轴或存在键槽扩大轴径515轴D11322MM取D130MM轴D21592MM取D230MM18III轴D21955MM取D365MM主轴轴径尺寸的确定已知磨边机最大加工直径为DMAX150MM,则主轴前轴颈直径D1025DMAX15225525MM取D150MM主轴后轴颈直径D207085D3455555MM取D255MM主轴内孔直径D01DMAX10225MM取D225MM34齿轮模数的估算按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮的各参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。在画草图时用经验公式估算，根据估算的结果然后选用标准齿轮的模数。齿轮模数的估算有两种方法，第一种是按齿轮的弯曲疲劳进行估算，第二种是按齿轮的齿面点蚀进行估算，而这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知，所以必须先给出各个齿轮的齿数。根据齿轮不产生根切的基本条件齿轮的齿数不小于17，在该设计中，即最小齿轮的齿数不小于17。而由于Z3,Z3这对齿轮有最大的传动比，各个传动齿轮中最小齿数的齿轮必然是Z3。取Z330,S114，则Z360。从转速图上直接看出直接可以看出Z3的计算转速是450R/MIN。根据齿轮弯曲疲劳估算公式M263432NZNJ根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得M284由于受传动轴轴径尺寸大小限制，选取齿轮模数为M3MM，对比上述结果，可知这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，而且考虑到两传动轴的间距，故取同一变速组中的所有齿轮的模数都为M3MM。现将各齿轮齿数和模数列表如下表33齿轮的估算齿数和模数列表齿轮Z0Z0Z1Z1Z2Z2Z3Z319齿数357025450306030模数（MM）3333333335各轴结构的设计I轴的一端与电动机相连，将其结构草图绘制如下图33所示图33I轴（主传动轴）II轴安装滑移齿轮，其结构如草图34所示图34II轴（变速轴）20III轴其结构完全按标准确定，根据轴向的尺寸将结构简图绘制如下图35所示图35III轴（空心主轴）36主轴组件的刚度和刚度损失的计算最佳跨距的确定取弹性模量E21X，D65；10PA主轴截面惯距6442810DDIM截面面积A441563M主轴最大输出转矩95014NPMN床身上最大回转直径约为最大加工直径的60，即240MM。故半径为012M672NZFFY05FZ5833N故总切削力为F13043N2ZFY估算时，暂取L0/A3,即取3X120360MM前支承支反力03601214739ALARN后支承支反力08BFL取213976/AKNM2126710/BKNM53AB3021AEIK则0/96L则281M因在上式计算中，忽略了YS的影响，故L0应稍大一点，取L0300MM计算刚度损失取L385MM,461因在上式计算中，忽略了YS的影响，故L0应稍大一点，取L0300MM计算刚度损失取L385MM,461由LL0引起的刚度损失约为368,可知，主轴刚度损失较小，选用的轴承型号及支承形式都能满足刚度要求。37齿轮强度校核校核II轴齿轮P22KW,N900R/MIN轴扭矩T29550P2/N2955022/900233NM确定动载系数588M/S159VFK齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数15VK非对称180H查机械设计得19FK确定齿间载荷分配系数223728N2TTFD298100N/M由机械设计查得12ATKB13785FHK确定动载系数111512118162AVFH查表105232170YSF计算弯曲疲劳许用应力，由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限540MPA图1018查得寿命系数09,S13FENK09543781MPA92FSYTKBM193893故满足要求。63781538传动轴挠度的验算II轴的校核通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对II轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核3950/9502/26194TTPNNMFD28TT已知D36MM，E21X，B25MM，X183MM10PA22422344134683050181021BFBXLBYEIM。Y2043所以合格,YYB2339本章小结本章主要完成薄壁圆筒磨边机砂轮主轴结构的设计计算，包括各个齿轮的设计校核，传动比的分配等。24第四章薄壁圆筒磨边机夹紧机构的设计计算41拟定技术参数最大行程500MM；快速进给速度10M/MIN；最大夹紧力假定500N工作台和油桶估计质量100KG；42滚珠丝杠的计算及选择1、滚珠丝杠导程的确定在本设计中，电机和丝杠直接相连，传动比为，设电机的最高工作转速为1I，则丝杠导程为MIN50MAXRN41MAXNVPH，取3510HP6HP2、确定丝杠的等效转速42/MINHVRP由公式42,最大进给速度时丝杠的转速MIN67103MAXRPVH最小进给速度时丝杠的转速IN1670MINIRVH丝杠等效转速（取）12T43IN21MINAXRTNM，转速，作用下的时间S。1T2AXINMIN1721MINAXRTM253、估计工作台质量及工作台承重由已知参数可知总质量NG104、确定丝杠的等效负载工作负载是指机器工作时，实际作用在滚珠丝杠上的轴向压力。选定导轨为滑动导轨，取摩擦系数为003。44MAX50310NFG拉5、确定丝杠所受的最大动载荷451/360FFTNMWHCATKFW负荷性质系数；（查表当一般运转时，FW为1215，取FW15。）FT温度系数；FH硬度系数；（查表滚道实际硬度HRC58时，FH1。）FA精度系数；（查表当精度等级为3时，FA10。）FK可靠性系数；查表可靠性为90时，FK100。FM等效负荷N；NM等效转速R/MIN；TN工作寿命H。（查表得夹紧机构TH15000。）由公式4566015089401HMTNN327N6FFCMHWARCR6、由丝杠轴向压力选取丝杠底径44310LDAXSP（46）式中，26X轴滚珠丝杠底径，MM；XSPD丝杠支承距离，MM；L压弯临界载荷，N；AF与丝杆支承方式有关的临界载荷系数，见表41M表41系数和MF支承方式F双推双推219203双推支承151102单推单推9751双推自由4413计算为保证强度和精度，估取进行计算。将各项数值代入式（46），LML50得。MDXSP477、最大转速限制滚珠丝杠的最大转速应满足下式的要求ANDXSPMA（47）式中，丝杠底径，MM；XSPD丝杠最大转速，R/MIN；MAN常取5000070000A已知丝杠最大转速为，取70000计算，得。MIN150MAXRNAM19DXSP8、选择丝杠直径由上述计算结果，可以得知选取的滚珠丝杠须满足如下的式子的限制OAACMXMINSPXSPDD9、选择滚珠丝杠型号由文献7,8可知，查表选定为山东济宁博特精密丝杠制造有限公司生产的外循环插管式垫片预紧导珠管埋入型丝杠，型号BSBR3206。丝杠公称直径为32MM，基本导程。MPH62743滚珠丝杠支承轴承的选择计算动态等效载荷表42径向载荷系数（）和轴向载荷系数（）XY组合列数2列3列4列组合形式代号DFDTDFDDTDDFTDFFDFTDTT217E承受轴向载荷的列数1列2列1列2列3列1列2列3列4列X19143233117233253/ARFEY054077035089035026092092092092092092092092092/R动态等效载荷APARAXFY（48）式中，径向载荷,N；RF轴向载荷,N；A径向载荷系数；X轴向载荷系数。Y计算动载荷AC3AHPL（49）代入数值，查阅机械设计手册，可得底径为289MM的滚珠丝杠的右端轴承内径应略小于丝杠外径，取，型号规格为25TAC47A。满足设计要求。25在本设计中采用固定固定安装的双螺母垫片预紧的成对滚珠丝杠专用轴承组合。滚珠丝杠支承用专用轴承的特点281、刚性大。采用特殊设计的尼龙成形保持架，增加了钢球数，且接触角为60轴向刚性大。2、不需要预调整。对每种组合形式，生产厂家已作好了能得到最佳预紧力的间隙，故用户在装配时不需要再调整，只要按厂家作出的装置序列符号排列后，装紧即可。3、起动力矩小。与圆锥滚子轴承、圆柱滚子轴承相比，起动力矩小。为了易于吸收滚珠螺母与轴承之间的不同轴度，推荐采用正面组合形式。44滚珠丝杠的校核滚珠丝杠副的拉压系统刚度影响系统的定位精度和轴向拉压振动固有频率，其扭转刚度影响扭转固有频率。承受轴向负荷的滚珠丝杠副的拉压系统刚度KE由丝杠本身的拉压刚度KS，丝杠副内滚道的接触刚度KC，轴承的接触刚度KB，螺母座的刚度KH，按不同支承组合方式的计算而定。扭转刚度按丝杠的参数计算。441临界压缩负荷丝杠的支承方式对丝杠的刚度影响很大，采用两端固定的支承方式并对丝杠进行预拉伸，可以最大限度地发挥丝杠的潜能。临界压缩负荷按下式计算410211MAX0CRFEIFKFNL式中E材料的弹性模量E钢211011N/M2；L0最大受压长度M；K1安全系数，取K11/3；FMAX最大轴向工作负荷N；F1丝杠支承方式系数；支承方式为双固双固时，F14，F24730I丝杠最小截面惯性矩M44114420126WIDD式中D0丝杠公称直径MM；DW滚珠直径MM。29412843142396076IM丝杠螺纹部分长度，取MLU8056UL经过设计论证丝杠全长为由公式46218MAX643027125432095NFCRF可见远大于，临界压缩负荷满足要求。CRMAX442临界转速412222MAX30910CRCCFFDEINKNLAL式中A丝杠最小横截面2642878104D临界转速计算长度CL取，10M安全系数，一般取；2K208K材料的密度；3751/GM丝杠支承方式系数，查表得，2F2470FMINR150NIR3610934910NMAX2CR满足要求。443滚珠丝杠拉压振动与扭转振动的固有频率滚珠丝杠系统的轴向拉压系统刚度KE的计算公式两端固定111/4EBCHSNM（413）式中KE滚珠丝杠副的拉压系统刚度N/M；30KH螺母座的刚度N/M；KC丝杠副内滚道的接触刚度N/M；KS丝杠本身的拉压刚度N/M；KB轴承的接触刚度N/M。（1）丝杠副内滚道的接触刚度可查滚珠丝杠副型号样本；（2）轴承的接触刚度可查轴承型号样本；（3）螺母座的刚度可近似估算为1000；（4）丝杠本身的拉压刚度。对丝杠支承组合方式为两端固定的方式414610/SAELKNMA式中A丝杠最小横截面，；24ADE材料的弹性模量，E211011N/M2；L两支承间距M；A螺母至轴向固定处的距离M。已知轴承的接触刚度，丝杠螺母的接触刚度，MNKB108MNKC716丝杠的最小拉压刚度，螺母座刚度。S254MINH1011408760EK32/N丝杠系统轴向拉压振动的固有频率415/EBKRADSM式中M丝杠末端的运动部件与工件的质量和N/M；KE丝杠系统的轴向拉压系统刚度N/M。MINR150INR12038SRAD63012489WB31显然，丝杠的扭转振动的固有频率远大于1500R/MIN，能满足要求。444滚珠丝杠扭转刚度滚珠丝杠的扭转刚度按下式计算416478MTDKL式中丝杠平均直径MDL丝杠长度RMNKT97361450287扭转振动的固有频率4173TTSWZJ式中JW运动部件质量换算到丝杠轴上的转动惯量KGM2；JZ丝杠上传动件的转动惯量KGM2；JS丝杠的转动惯量KGM2。由文献7，8得平移物体的转动惯量为242015098JKGM丝杠转动惯量42160ZJKGM24432S2S2SS051085713LDDMJ32MIN/R4297S/RAD1427103642597T显然，丝杠的扭转振动的固有频率远大于1500R/MIN，可以满足设计要求。445滚珠丝杠传动精度计算滚珠丝杠的拉压刚度41824SDEKL导轨运动到两极位置时，有最大和最小拉压刚度，其中，L值分别为9MM和100MM。最大与最小传动刚度25MAX03101637/4SAEKNML25IN92/S最大和最小机械传动刚度M/N6524018/76/2195/K/1/KBCMINSINOAXAX3/3/OSB由于机械传动装置引起的定位误差为4190MIN0AX1KFK145678234KM对于3级滚珠丝杠，其任意300MM导程公差为，机器定位精度12，所以，可以满足由于传动刚度变化所引起M0/24VP85130的定位误差小于（1/31/5）机器定位精度的要求。再加上闭环反馈系统的补偿，定位精度能进一步提高10。3345滚珠丝杠进给传动系统变形计算本精密夹紧机构的进给传动系统采用闭环控制，系统的精度取决于组成进给系统各环节的精度，由下列几部分误差组成滚珠丝杠副制造的误差和由于载荷与温度变化的作用产生的丝杠、螺母、轴承、联轴器及伺服系统的误差。滚珠丝杠副制造误差由所选丝杠副的精度决定，可按任意300MM行程内行程变动量而定。451滚珠丝杠精度计算1、滚珠丝杠的轴向变形量计算丝杠的拉伸或压缩变形量在轴向载荷作用下，丝杠在轴线方向上被拉伸或压缩，变形量的大小与支承方式和螺母工作位置有关。由于丝杠采用两端固定的形式，根据材料力学求解超静定计算式，求得变形量EALBAF/1（420）式中，F轴向工作载荷，N；E弹性模量，对于钢，E206N/；A丝杠截面积（按底径定），；L丝杠在支承间的受力长度，；A,B螺母至两支承端的距离，当螺母运动到两支承端中点时，变形最大，其最大变形量EAFL4/MAX1（421）丝杠底径为219，F209N，根据前面计算结果，取L1000，代入数值，得，41950丝杠扭转变形所产生的轴向变形量丝杠工作过程中受到扭矩作用，扭转变形将引起丝杠导程发生变化。一个导程的变化量002L34（422）式中，丝杠导程，MM；0L扭矩作用下丝杠每一导程长度两截面上的相对扭转角，RAD。则丝杠受扭矩作用在支承长度L上产生的轴向变形量0122L（423）根据材料力学公式，计算扭转角0MLGJ（424）式中，丝杠的驱动扭矩，；MNGM剪切弹性模量，对钢，G824N/；G丝杠截面惯性矩，。L根据进给系统设计过程中驱动电机的选择计算，已算出M2700NMM，因此，得RADGJM644010592831280M5L4612由于丝杠较短，丝杠自重弯曲所引起的轴向变形量可以忽略不计。故可以求得在载荷作用下，丝杠的轴向变形量9851085941212、滚珠与滚道面弹性接触变形引起的轴向变形量2螺母体变形量包括螺母和螺母座的变形量、螺母的固定螺栓所产生的轴向变形量与滚道面弹性接触变形引起的轴向变形量，由于螺母和螺母座的刚性好，可以不考虑其变形。因采用预紧螺母，对固定螺栓的变形也可以略去不计。对螺母体的变形只需考虑滚珠与滚道面弹性接触变形量。35取104，故有BRR4223150SINSINBPFDZ（425）式中R滚道半径，MM；、分别为滚珠半径、直径，MM；BRD接触角，；45O工作的滚珠数，；Z03BDZD圈数列数轴向预紧力，N；F滚珠丝杠副公称直径，MM。0D将各参数带入上式，得MM0462。42150M3、支承滚珠丝杠的轴承的轴向变形量轴承刚度为1080，估算其最大轴向变形/NM0621893滚珠丝杠选用3级精度，可查得其其任意300MM导程公差为,机器定位精度M12，所以，综上所述，可得本机器X轴（横向）M0/24MVP8451230进给系统定位误差为12376069P3021X满足定位精度要求。46伺服电机的选择与计算选择的进给系统的伺服电机，应满足如下要求1、在所有进给速度范围内（包括快速移动），空载进给力矩应小于电动机额定转矩；2、最大切削力矩小于电动机额定转矩；3、加、减速时间应符合所希望的时间常数；4、快速进给频繁度应在希望值之内。36为选取满足上述要求的电动机，需要进行负载扭矩计算，功率计算，加减速扭矩计算，并进行惯量匹配验算。根据文献11，扭矩的计算为1、理论动态预紧转矩查表知3级滚珠丝杠，而09MAX/3209/67PFNM426NGMPFTHP135010/12/679232、最大动态摩擦力矩对于3级滚珠丝杠，40P427NGMTTPP191MAX3、驱动最大负载所耗转矩428G1422/069PF3HAX4、支承轴承所需启动扭矩查轴承表对于的轴承，其，20NGMTB140对于的轴承，其，523则。TBB7215驱动滚珠丝杠副所需扭矩NGMTBAP70237149AX6、电机的额定转矩JGTT53GJ714377、快进至最大速度时所需功率3A10PFV快快（429）式中，快进最大需求功率，KW；P快快进速度，M/S，V快惯性力，N。AF由电动机的功率要满足下式的关系/PK进给过电机快（430）式中，进给传动系统机械效率，综合考虑丝杠预紧、导轨、联轴器效率的影响，进给取085；电机超载时的容许系数，一般取125。K过综上计算，选择的电机应满足转矩和功率两方面要求，满足转矩，功率。NGMTJ7145KW560P通过翻阅资料和传统经验，预选用三菱的电机，具体选择电机型号为三菱的HFKN73BJS100交流伺服电机，电机的具体参数为额定电压电机轴直径V20M19额定转速计算功率IN15RKW750同时此电机购进时，已安装脉冲编码器和制动器。461进给伺服电机的校核电机惯量的验算各部分折算到丝杆轴的转动惯量如下所求1、工作台折算到丝杆上的转动惯量为2SPTHJM2323104106895MKG382、丝杆的转动惯量为218SPSPJMD23232109410943MKG其中求解为SPMKGLDSPSP210857150192433233、螺母的转动惯量估算为32ZPJKGM负载及机械传动装置总的转动惯量为230431029401KGJJWSCL4、而三菱电动机的转动惯量为28MKGM5、全部的转动惯量为24441061038KGJLMR根据惯性匹配原则，7301684RMJ满足25MRJ综上计算，选择的电机符合设计要求。47联轴器的选择滚珠丝杠与电动机的联接的型式为与联轴器直接联接，依据机械设计手册，选取可用于高、低温，高、中速，大转矩和有油和水的场合的联轴器。在此，根据电机轴直径、长度和丝杠链接尺寸来选定型号，选择联轴器为HL1型弹性柱销联轴器39符合条件。85014219GBYJCHL1型弹性柱销联轴器具有结构简单，更换尼龙柱销方便，不需移动两个半联轴器；尼龙柱销有较好的耐磨性和自润滑性，维护简易。48本章小结本章主要介绍夹紧机构伺服电机和丝杠的选择计算。第五章薄壁圆筒磨边机主轴提升机构的设计51拟定技术参数最大行程550MM；快速进给速度10M/MIN；最大磨削力300N主轴箱估计质量200KG；52滚珠丝杠的计算及选择由第二章方案可知，本次砂轮主轴提升机构配有配重块，设计计算和第四章相同，这里就不作介绍，同时考虑到设计方便和更换方便本次提升机构的丝杠和夹紧机构的丝杠选取同样型号选定为山东济宁博特精密丝杠制造有限公司生产的外循环插管式40垫片预紧导珠管埋入型丝杠，型号BSBR3206。丝杠公称直径为32MM，基本导程。MPH653伺服电机计算及选择根据和第四章相同的计算方法，我们选定的伺服电机为三菱的电机，具体选择电机型号为三菱的HFKN73BJS100交流伺服电机，电机的具体参数为额定电压电机轴直径V20M19额定转速计算功率MIN15RKW750同时此电机购进时，已安装脉冲编码器和制动器。54立柱的设计541按立柱外形分类按立柱外形分类网架式、框架式、梁柱式、板块式和箱壳式。542材料分类立柱可分为铸造立柱、焊接立柱和螺栓或铆接立柱。铸造立柱常用材料为铸铁、铸钢和铸铝。小型设备（如仪表等）的立柱则有铜制或塑料制造。543立柱结构的选择进行立柱结构形式的选择是一个较复杂的过程，对结构形式、构件截面和结点构造等均需要结合具体的情况进行仔细的分析。对结构方案要进行技术经济比较。由于各种设备有不同的规范和要求，制定统一的立柱结构选择方法较