抛光机主轴传动系统及主轴部件设计

1、抛光机主轴传动系统及主轴部件设计 目录1引 言11.1抛光机-机械概述11.2课题的来源及意义21.3本课题所涉及的问题在国内（外）的研究现状21.4设计方案的确定31.4.1总体方案设计要求31.4.2设计参数31.4.3总体方案的确定41.4.4机床传动方案简图42摆轴调节部件的设计52.1概述52.2磨削力的计算62.3滚珠丝杠螺母副的计算和选型62.3.1计算进给牵引力72.3.2计算最大动载荷C72.3.4刚度验算103主轴的设计与校核133.1选择主轴的材料确定许用应力133.2轴的结构设计133.3按弯矩合成强度校核轴的强度173.4按疲劳强度安全系数校核轴的强度184减速器与步

2、进电机的选择204.1减速器的选择205滚动轴承的选择和计算226键联接的选择和强度校核237润滑与密封及紧固件的选用247.1润滑与密封24致 谢25附 录常用量的名称单位符号及换算关系量的名称（常用符号）单位名称单位符号其他表示换算关系力；重力牛顿力矩，转矩（扭矩）牛顿米功率瓦特（线）速度，圆周速度米每秒角速度弧度每秒旋转速度转每分平面角弧度度表面传热系数瓦特每平方米摄氏度热导率（导热系数）瓦特每米摄氏度注： 暂时用于对废除单位的换算。 压力压强的单位均为单位面积上的力，本书均使用压力。 “相对密度”定义为“在所规定的条件下，某物质的密度（单位为）与参考物质的密度之比”。它是无量纲的量。在

3、未指明参考物质时均指的蒸馏水而言。1 引 言1.1 抛光机-机械概述抛光机操作的关键是要设法得到最大的抛光速率，以便尽快除去磨光时产生的损伤层。同时也要使抛光损伤层不会影响最终观察到的组织，即不会造成假组织。前者要求使用较粗的磨料，以保证有较大的抛光速率来去除磨光的损伤层，但抛光损伤层也较深；后者要求使用最细的材料，使抛光损伤层较浅，但抛光速率低。1.2 课题的来源及意义主轴传动系统及主轴部件作为高速磨削机床中最关键的部件，其性能的好坏在很大程度上决定了整台磨削机床的加工精度和生产效率，因此各工业国家都十分关注主轴传动系统及主轴部件的设计，纷纷投入巨资，装备精良的加工和测试设备，建立恒温、洁净

4、的装配环境，形成了不少专业生产基地。我国目前还尚未形成批量模块化，其主轴的各项性能指标和国外尚有较大的差距。为了加快我国高速加工技术的发展与应用，加速数控磨床产品的更新换代，今天研究和设计磨床的主轴传动系统及主轴部件则有着很强的现实意义。1.3 本课题所涉及的问题在国内（外）的研究现状在现代工业生产中，零件的复杂程度和精度要求迅速提高，传统的普通机床已经越来越难以适应现代化生产的要求，而数控机床具有高精度、高效率、一机多用，可以完成复杂型面加工的特点，特别是计算机技术的迅猛发展广泛应用于数控系统中，数控装置的基本功能几乎全由软件来实现，硬件几乎能通用，从而使其更具加工柔性，功能更加强大。抛光机

5、亦称研磨机，其工作原理是电机带动抛光盘高速旋转，由于抛光盘上的海绵、羊毛和抛光剂共同作用，与待抛表面保持摩擦，进而达到去除漆面污染、氧化层、浅划痕的目的。我国目前仍以手工研磨抛光为主，该方法不需要特殊的设备，适应性比较强，主要依赖于操作者的经验技艺水平，不仅效率 低，且工人劳动强度大，质量不稳定，周期长，工人作业环境差。特别是模具表面的精加工是模具加工中未能很好解决的难题之一。模具表面的质量对模具使 用寿命、制件外观质量等方面均有较大的影响，但手工抛光的以上缺点制约了我国模具加工 向更高层次发展。因此，研究抛光的自动化、智能化是重要的发展趋势。计算机数控研磨和抛光技术是一种由计算机控制的精密机

6、床将工件表面磨削成所需要的面形，然后用柔性抛光模抛光，使工件在不改变精磨面形精度的条件下达到镜面光洁度的光学零件制造技术。数字式抛光机这种抛光工具采用数字化控制，数字式显示和控制工艺参数，备有整套磨头及磨料，半自动抛光，具有体积小、使用方便的优点。抛光不仅增加工件的 美观，而且能够改善材料表面的耐腐蚀性、耐磨性，还可以使模具拥有其它优点，如使塑料 制品易于脱模，减少生产注塑周期等。因而抛光在零件加工过程中是很重要的一道工序。数控化的抛光机还可以解决用户过去因工件形状复杂难以达到抛光要求这一难题。并且缩短了抛光时间提高了工作效率。采用该工具进行抛光，可快速对粗糙表面整形抛光，不受工件形状、材料硬

7、度限制，对原始表面粗糙度没有要求，功效比较高。1.4 设计方案的确定机床由机械、电气系统组成，PLC控制。主轴、摆座电机分别由4个变频器调速，可实现主轴转动和摆座摆动的无级调速，以确保主轴转速控制在250-3600rpm；摆座摆动频率在10-100rpm。工件主轴工作前通过丝杠、丝母在0-45度内摇动一个角度（前后方向），并且以这一位置为平衡点在0-30度的范围内摆动：这在工件磨削效益和质量上较一般光学设备有很大地提高。机床具有自动和手动两种控制方式。工件的加工时间按透镜曲率半径大小的不同要求而设置。在自动状态下，机床的工作实现了除装取工件外的全部自动化。1.4.1 总体方案设计要求（1）通过

8、摆轴调节部件的电机使得减速器的输出轴与曲柄摇杆机构的曲柄相连接。让四杆机构的曲柄做整周回转运动，通过连杆带动主轴摆座（相当于四杆机构中的摇杆）在某一平衡点0-30度的范围内摆动。主轴装配在主轴摆座里面，通过主轴电机带动主轴高速旋转。（2）简单的接口电路设计，选择驱动控制电路，设计通用接口和专用接口以及CPU与辅助电路的连接。（3）采用微机完成数据处理和运动控制。1.4.2 设计参数轴数 4轴工件主轴转速 磨削直径 磨削曲率半径 摆座摆动频率 摆座摆动角度 主轴连接螺纹 螺纹止口 上轴连接螺纹 上轴加压 电源 气源压力 机床尺寸 机床重量约 总功率 1.4.3 总体方案的确定由于是进行普通机床主

9、轴传动系统及主轴部件的模块化设计，所以在考虑具体方案时，基本原则是在满足机床传动系统使用性能要求的前提下，尽可能结构简单化。降低成本，缩短周期。1.4.4 机床传动方案简图图1-1 机床主轴传动系统及主轴部件机构简图本次设计的关键问题涉及两大部分内容：其一为摆轴调节部件的设计、其二为主轴部件的设计。为了保证主轴的正常工作，轴应满足以下几个关键问题：合理的结构、足够的强度、必要的刚度。尤其是电主轴机械结构虽然比较简单，但制造工艺的要求却非常严格。这种结构还带来一系列新的技术难题，诸如内置电动机的散热、高速主轴的动平衡、主轴支承及其润滑方式的合理设计等问题，必须妥善地得到解决，才能确保主轴稳定可靠

10、的高速运转，实现高效精密加工。解决思路为：应保证轴上零件方便的装拆，正确的定位和固定，且便于加工和制造。轴具有足够的承载能力，在工作寿命内不因强度不足而失效。对要求有较高旋转精度的轴（如机床主轴等），除强度足够外，必须满足刚度要求。2 摆轴调节部件的设计2.1 概述摆轴调节部件设计与计算已知条件 支承板重量 G=400N（根据图纸粗略计算）时间常数 T=25ms滚珠丝杠基本导程 行程 S=820mm步距角 计算项目设计计算与说明计算结果1）最大磨削功率 的计算最大磨削功率式中：-摆轴电动机的功率 -主传动系统的总功率 （一般为0.75-0.85）这里取 =0.8则 2）主磨削力的计算磨削功率应

11、接各种情况下经常遇到的量大磨削力（或转矩）和最大磨削速度（或转速）来计算。即 式中： 最大磨削速度（m/min）按用硬质合金刀具是半精磨钢件时的速度取V=100m/min则 摆轴调节部件的设计计算与选型内容包括：运动参数、动力参数的计算、转动比的分配、转动惯量等计算，计算简图如图2-1所示。图2-1 摆轴调节部件装配简图2.2 磨削力的计算在进给摆轴调节系统的设计计算，选用步进电机时，都要用到磨削力（机床的主要负载）则可用公式计算出机床的磨削力。2.3 滚珠丝杠螺母副的计算和选型摆轴调节部件中滚珠丝杠螺母副的安装方式采用两端铰支安装。如图2-2 a b图2-2 滚珠丝杠螺母副两端铰支的安装方式

12、注：图a采用大接触角角接触轴承的安装方式；图b采用推力球轴承或和角接触球轴承组合的安装方式或采用滚针和推力组合轴承。所示。它有如下特点： 结构简单； 轴向刚度小； 适用于对刚度和位移精度要求不高的滚珠丝杠安装； 对丝杠的热伸长度敏感； 适用于中等回转速度。滚珠丝杠螺母副初等造型的主要依据是最大动载荷和最大静载荷，初选型号后，还要进行轴向刚度验算和压杆稳定性验算。2.3.1 计算进给牵引力计算项目设计计算与说明计算结果计算进给牵引力这里假定为400N=为考虑颠覆力矩影响的实验系数，三角导轨取1.15 =导轨上的摩擦系数，三角形导轨属于普通滑动导轨，取0.150.18，这里取0.16则 1.159

13、600.16（3840400）1782.4N2.3.2 计算最大动载荷C由已知参数可知：工进速度为V =1m/min 、快进速度为V=3m/min、基本导程、步进电机的步距角为0.75°/step则丝杠转速为 滚珠丝杠寿命系数为 式中 =寿命时间（h）普通机械为500010000h 数控机床及其他机械机电一体化设备及仪器装置为15000 h航空机械为1000h即 根据工作负载、寿命L可计算出丝杠轴向最大动载荷C为式中 载荷系数运 转 系 数 值运转状态运转系数无冲击的圆润运转1.0-1.2一般运转1.2-1.5有冲击的运转1.5-2.5硬度系数硬 度 系 数 值硬度HRC6057.5

14、5552.55.47.54542.5403025硬度系数1.01.11.21.42.02.53.34.55.01015即 =14318.7N根据最大动载荷C，从机电综合设计指导书P18表2-5中，初选滚珠丝杠的型号和有关系数，选用时要注意公称直径和导程，应用优先组合，同时还受最大静载荷的影响和限制，因当滚珠丝杠在静态或低速情况下工作时，滚珠丝杠副的破坏形式主要是滚珠与滚道面在接触点上产生塑性变形，当塑性变形超过一定限度就会使滚珠丝杠无法正常工作。一般允许其塑性变形量不超过滚珠的万分之一，此时的轴向负载称为额定静载荷，选用时应使相应的滚珠丝杠的额定静载荷满足以下条件： （一般使 2-3）由滚珠丝

15、杠副承受的最大动载荷C，参照机电综合设计指导P22表2-8选滚珠丝杠副规格为2506，内循环滚珠丝杠副螺母安装，1列2.5圈，螺纹升角 ， 强度足够用，精度选用5级。其几何参数如下：公称直径 导程 滚珠直径 滚道直径 偏心距 = 螺杆内径 = = 45.88mm螺母安装尺寸注：2506 （ ）2.3.3 传动效率的计算滚珠丝杠螺母副的传动效率可用下式计算式中： 为丝杠螺旋升角 摩擦角，滚珠丝杠副的滚动摩擦系数 ,其摩擦角数约等于即 2.3.4 刚度验算摆轴调节部件中，滚珠丝杠支承方式如图2-2所示。丝杠螺母及轴承均进行了预紧，预紧力为最大轴向负载荷的1/3，丝杆的变形量计算如下：计算项目设计计

16、算与说明计算结果1）丝杠的拉压变形量滚珠丝杠应计算满载时拉压变形其中:为在工作载荷Fm作用下丝杠总长度上拉伸或压缩变形量(mm)1）丝杠的拉压变形量Fm丝杠的工作载荷(N)L 滚珠丝杠在支承间的受力长度E为材料弹性模量（刚）A滚珠丝杠按内径确定的载面积 "+"号用于拉伸 "-"号用于压缩即 2）滚珠与螺纹滚道间的接触变形量该变形量与滚珠列，圈数有关。即与滚珠总数量有关，与滚珠丝杠的长度无关。由图2-1可知：两端装深沟球轴承对丝杠进行支承的， 把深沟球轴承装在滚珠丝杠的两端，并施加预紧拉力，这样有助于提高刚度。因此有预紧时 式中：Dw滚珠直径（）=为滚珠总

17、数量z为一圈的滚珠数(外循环 )计算项目设计计算与说明计算结果2）滚珠与螺纹滚道间的接触变形量(内循环 ) -预紧力 Fm -滚珠丝杠工作载荷 即 当滚珠丝杠有预紧力，且预紧力为轴向工作载荷的1/3时，值可减少一半左右 所以 3）螺母支承变形量支承滚珠丝杠的轴承为6002型深沟球轴承。几何参数 =45mm滚动体直径=7.06mm,滚动体数量=20轴承的轴向接触变形为式中 Fm-轴承所受轴的载荷（N)-轴承的滚动体数目；-轴承的滚动体直径。即4）滚珠丝杆副刚度的验算根据以上计算，丝杠的总变形量计算项目设计计算与说明计算结果4）滚珠丝杆副刚度的验算由丝杠精度等级（五级），查出规定长度允许的螺距误差

18、为27um/m.故刚度足够。5）压杆稳定性验算滚珠丝杆通常属于受轴向力的细长杆，若轴向工作负载过大，将使丝杠失去稳定而产生纵向屈曲，即失稳。但两端装止推轴承与向心轴承时，丝杠一般不会发生失稳现象，由图2-1可知丝杠两端装有止推轴承进行支承，故无需进行压杆稳定性验算。3 主轴的设计与校核3.1 选择主轴的材料确定许用应力计算项目设计计算与说明计算结果选择轴的材料并确定许用应力由于传递的功率不大，而且对其重量及尺寸也无特殊，故选择常用的材料45号钢，调质处理。由表查得 HBS=23 强度极限=635Mpa 屈服极限=353Mpa 弯曲疲劳极限=268Mpa 剪切疲劳极限=155Mpa 对称循环弯应

19、力的许用应力=59Mpa=635=353=268=155 =593.2 轴的结构设计计算项目设计计算与说明计算结果1）拟定轴上零件的装拆方案由主轴部件装配部件图可以看出，轴上轴承螺母由小端装配板装卸，带轮通过普通平键联接。大端防水端盖通过螺纹连接，装拆更方便。2）确定轴的各段直径与长度段为轴上的最小直径，与主轴电机的机架固定，只需强度满足要求即可。；段长度为段直径的确定：为防止带轮轴向位移，用螺母轴向固定。其直径，轴肩高度，取 h=0.15d=0.15×20=3mm则圆整取25mm段长度的确定：根据带轮的型号，因带轮传递的功率不大，故取段直径的确定：因为带轮是靠右端的螺母来轴向定位的

20、，所以它的直径根据段直径一致也合理。加工也更方便。段长度的确定:此轴段长度应较长一些。因该轴传送的功率不大，结构较简单，轴的右端应选用。计算项目设计计算与说明计算结果2）确定轴的各段直径与长度价格便宜的深沟球轴承6005一对。查手册可得轴承内径为25mm,宽度为12mm；左端应选用角接触球轴承为7005一对，查手册可得轴承内径为25mm，宽度为12mm。同时还应选择轴承端盖的类型和尺寸，轴承端盖根据轴径来选择，其宽度尺寸为轴段最左端有一个二次防水密封端盖，它一方面起轴承端盖的作用，另一方面起密封作用，其宽度尺寸为考虑以上几个因素尺寸，段的长度为段直径的确定：为保证第一次密封端盖的底面定位和二次

21、密封端盖的顶面定位。根据具体情况这里取 3）结论根据以上各轴段的直径和长度，绘制出轴的结构草图，如图3-1所示，由图可知，轴的总长为 ：经分析，可算得轴的支承跨距为图3-1 机床主轴部件的设计3.3 按弯矩合成强度校核轴的强度 绘制轴的计算简图（图3-1b） 齿轮受力分析圆周力 径向力 绘制铅垂面弯矩图 画铅垂面受力图，计算铅垂面支反力 画铅垂面弯矩图（图3-1c）计算弯矩值：截面C右侧弯矩 截面C左侧弯矩 绘制水平弯矩图画水平受力图，计算水平支反力=0 解得 画水平弯矩（图3-1d）计算截面C处弯矩值 绘制合成弯矩图(图3-1e)计算合成弯矩值 绘制转矩图转矩 绘制当量弯矩图为此应先计算当量

22、弯矩,根据合成弯矩图可知,截面C为危险截面,截面C的当量弯矩为考虑到减速器的刹车和起动,转矩产生的切应力应按脉动循环变化,故取则 校核轴的强度由公式 （强度足够）3.4 按疲劳强度安全系数校核轴的强度由轴的当量弯矩图可见,截面出所C-C处当量弯矩最大,且过盈配合和键槽引起的应力集中,故确定截面C-C为危险截面，需要校核其疲劳强度. 计算弯曲应力幅和平均应力由前分析可知, 弯矩产生的弯曲正应力在轴的转动过程中呈对称循环变化,根据对称循环变应力特点可得0式中为C截面直径 b为轴上键槽宽度 查实用机械设计书附表10-5,取b=17mmt为轴上键槽宽度 查实用机械设计书附表10-5,取t=6mm需要指

23、出和只能按合成弯矩进行设计计算,而不能按当量弯矩计算 计算扭矩转应力幅平均应力由前分析可知, 扭矩产生的扭转切应力呈对称循环变化.根据脉动循环变应力的特点可得式中（ b及t如上所述） 确定计算参数 查附表10-1 按过盈配合查得应力集中系数=2.60 =1.87 ;按键槽查得=1.76K =1.54 故取=2.52 1.82 查附表10-6 尺寸系数=0.81; =0.76 查附表10-4 得表面质量系数 查附表10-7 得铜的 查附表10-8 得许用安全系数S=1.3-1.5 计算只考虑弯距作用时的安全系数 计算只考虑弯距作用时的安全系数 疲劳安全系数校核由前分析可知,转轴危险系数截面为二向

24、应力状态由公式所以 该轴的疲劳强度足够。 绘制轴的零件工作图4 减速器与步进电机的选择4.1 减速器的选择本次设计中减速器我们采用外购的方式。考虑机床的承载能力和传动效率等因素，初选DB型圆锥圆柱齿轮减速器。（JB/9002-1999）。这种减速器具有承载能力大传动效率高噪声低体积小寿命长的特点。用于输入轴与输出轴呈垂直方向布置的传动装置。其型号为DBY K 280-31.5-S 。通过验算启动转矩，按机械设计手册（16-2-6）计算最后通过验算减速器的热功率，符合要求。采购厂家为银川减速器机厂家。4.2 步进电机的选择合理选择步进电机是比较复杂的问题，需要根据电机在整个系统中的实际工作情况，

25、经分析后才能正确选择。 式中 电动机启动力矩 =电动机静负荷力矩为了满足最小步距要求，选择三相六拍工作方式，有下表可知运行方式相数3456拍数36485106120.50.8660.7070.7070.8090.9510.8660.866表4-1步进电机相数、拍数、启动力矩所以步进电机最大静转矩为步进电机最高工作频率综合考虑，查表选用YS系列三相异步电动机。摆轴调节部件电机型号为YS7112主轴电机型号为YS7122。其技术参数如下表（220/380V 50HZ）表4-2摆轴调节部件电机型号参数代号功率电流转速效率功率因数堵转转距堵转电流最大转矩声功率级机座铁心极数3700.96280073.

26、50.8额定转矩额定电流额定转矩7571122.36.02.4表4-3主轴电机型号参数代号功率电流转速效率功率因数堵转转距堵转电流最大转矩声功率级机座铁心极数5501.35280075.50.82额定转矩额定电流额定转矩7571222.36.02.45 滚动轴承的选择和计算轴承是用以支承轴或轴上回转零件的部件。而滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支承转动零件的。它具有启动灵敏、摩擦阻力小、效率高、润滑简便、易于互换等优点。滚动轴承的选择和计算，按轴的结构设计，初步选用型号为6005的深沟球轴承。 计算轴承载荷 轴承的径向载荷轴承A轴承B 按寿命计算选择轴承型号 派生轴向力计算，查表可得 确定轴承的轴向载荷 故轴承1“放松”，轴承2“压紧”。 根据当量动载荷公式计算P值 计算工作所需要的径向基本额定动载荷：由于常温ft=1 中等冲击取fp=1.2深沟球轴承寿命指数，两支承用同一型号另外，主轴左端初选的7005角接触球轴承及滚珠丝杠上所选的深沟球轴承6002，按上述方法计算。若按大修期五年更换轴