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畢業(yè)設(shè)計（論文）
地面打磨機設(shè)計
宋體小三號，居中，1.5倍行距
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2015年 4 月 5 日
39
畢業(yè)設(shè)計說明書（論文）中文摘要
首先針對地面打磨機進(jìn)行總體方案設(shè)計，進(jìn)而確定地面打磨機的總體布局，隨后，對主軸組件進(jìn)行設(shè)計。介紹了主軸的工作原理及關(guān)鍵技術(shù)。然后，確定了合理的主軸總體結(jié)構(gòu)，分別對主軸的各零部件作了設(shè)計，產(chǎn)生了裝配圖、零件圖與設(shè)計說明書等設(shè)計文檔。最后，對主軸的旋轉(zhuǎn)軸和軸承進(jìn)行了詳細(xì)的分析和校核，計算表明，該主軸設(shè)計符合要求。
關(guān)鍵詞： 地面打磨機，主軸組件，主軸，軸承，帶輪
畢業(yè)設(shè)計說明書（論文）外文摘要
First of all in surface grinding machine for the overall program design, which will determine the overall layout of surface grinding machine, then, the design of the main components. The paper introduces the working principle and key technology of the spindle. Then, to determine the overall rational structure of the spindle, spindle components respectively to make the design, produce the assembly drawing, part drawing and the design specification and design documents. Finally, the main axis of the rotary shaft and bearing are analyzed and checked, detailed calculation shows that, the spindle is designed to meet the requirements of.
Keywords: surface grinding machine, spindle assembly, spindle, bearing, pulley
本科畢業(yè)設(shè)計說明書（論文） 第36頁 共47頁
目 錄
1 緒論 1
1.1 概述 1
1.2 課題研究的目的和意義 1
1.3 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 2
1.4 地面打磨機的特點 2
2 地面打磨機的主要計算 4
2.1 同步帶的概述 4
2.1.1 同步帶介紹 4
2.1.2 同步帶的特點 4
2.1.3 同步帶傳動的主要失效形式 5
2.1.4 同步帶傳動的設(shè)計準(zhǔn)則 7
2.1.5 同步帶分類 7
2.2 減速電機介紹 8
2.3 地面打磨機電機的選取 9
2.4 同步帶傳動計算 11
2.4.1 同步帶計算選型 11
2.4.2 同步帶的主要參數(shù)（結(jié)構(gòu)部分） 14
2.4.3 同步帶的設(shè)計 16
2.4.4 同步帶輪的設(shè)計 17
3 主軸組件要求與設(shè)計計算 19
3.1 主軸的基本要求 19
3.1.1 旋轉(zhuǎn)精度 19
3.1.2 剛度 19
3.1.3 抗振性 20
3.1.4 溫升和熱變形 20
3.1.5 耐磨性 21
3.2 主軸組件的布局 21
3.3 主軸結(jié)構(gòu)的初步擬定 24
3.4 主軸的材料與熱處理 24
3.5 主軸的技術(shù)要求 25
3.6 主軸直徑的選擇 26
3.7 主軸前后軸承的選擇 26
3.8 軸承的選型及校核 27
3.9 主軸前端懸伸量 30
3.10 主軸支承跨距 30
3.11 主軸結(jié)構(gòu)圖 31
3.12 主軸組件的驗算 31
3.12.1 支承的簡化 31
3.12.2 主軸的撓度 32
3.12.3 主軸傾角 33
4 磨頭機構(gòu)相關(guān)部件 35
4.1 主軸軸承的潤滑 35
4.2 主軸組件的密封 35
4.2.1 主軸組件密封裝置的類型 35
4.2.2 主軸組件密封裝置的選擇 35
4.3 軸肩擋圈 36
4.4 擋圈 36
4.5 圓螺母 36
4.6 支架校核計算 37
4.7 撓度、轉(zhuǎn)角、鎖緊力的計算及校核 37
4.7.1 撓度的計算 38
4.7.2 轉(zhuǎn)角的計算 38
4.7.3 壓板處螺栓的選擇及校核 38
結(jié)束語 40
致 謝 41
參考文獻(xiàn) 42
1 緒論
1.1 概述
我國的工程建設(shè)機械行業(yè)得到近年急速發(fā)展，另一方面，引進(jìn)國外先進(jìn)技術(shù)提高產(chǎn)品的等級和國內(nèi)勞動力成本低廉是一個原因，另一方面的國家連續(xù)多年實施積極的財政政策行業(yè)的成長促動因的根本。
受國家連續(xù)多年實施積極的財政政策刺激在內(nèi)，西部大開發(fā)、西氣東輸，西電東送，青藏鐵路，房地產(chǎn)開發(fā)和道路（道），城市基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)等很多依靠工程項目的實施對重大項目建設(shè)建筑行業(yè)的裝備的機械行業(yè)來說是難得的機會，業(yè)界全體的內(nèi)需堅挺。同時受中國加入WTO國家鼓勵政策和出口的鼓勵，工程建設(shè)機械產(chǎn)品的出口形勢也明顯好轉(zhuǎn)。我國建設(shè)機械行業(yè)運行的基本環(huán)境，建筑機械行業(yè)的運營的基本情況，建設(shè)機械產(chǎn)業(yè)創(chuàng)新、建設(shè)機械行業(yè)發(fā)展的政策的環(huán)境中，國內(nèi)的建設(shè)機械公司和國外的建設(shè)機械公司競爭力的比較和我國的建設(shè)機械行業(yè)的發(fā)展將來的趨勢深入冷靜的分析。
1.2 課題研究的目的和意義
發(fā)達(dá)國家已經(jīng)普遍采用的工廠建筑用地上磨光產(chǎn)品等，意大利OSCAM公司，奧地利EVG公司，德國PEDAX公司和美國KRB公司等，施工企業(yè)生產(chǎn)建筑用建筑加工產(chǎn)品，或者建筑加工企業(yè)的設(shè)備。具體來說，OSCAM公司生產(chǎn)的機械，自動化程度高，加工速度快，操作方便，形狀大小一致性好。
國內(nèi)產(chǎn)業(yè)整體的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢
我國建筑加工機械的技術(shù)水平整體遲到，生產(chǎn)的地面打磨機等產(chǎn)品的主要馬達(dá)作為動力，品種規(guī)格少，結(jié)構(gòu)形式的傳統(tǒng)，自動化程度的差距，制造精度低，創(chuàng)新能力強，參與國際競爭能力弱。
近年來由中國建筑科學(xué)研究院的機械化分院開發(fā)成功的建筑網(wǎng)地面迅雷技術(shù)上占很大的優(yōu)勢，國際質(zhì)量，具備很強的競爭力。提高技術(shù)水平，建筑的建設(shè)機械加工企業(yè)提供的先進(jìn)的生產(chǎn)設(shè)備，必須滿足市場需求，不斷創(chuàng)新，不斷開發(fā)新產(chǎn)品。國外先進(jìn)技術(shù)經(jīng)驗，加快開發(fā)數(shù)字控制，功能集成化建筑加工機械今后發(fā)展的目標(biāo)。實現(xiàn)建筑加工機械的升級，發(fā)展建筑加工產(chǎn)品化創(chuàng)造條件，建筑施工企業(yè)的生產(chǎn)加工品推進(jìn)各種建筑，建筑加工品的商品化，使我國建筑加工機械產(chǎn)品是世界頂級的先進(jìn)行列。
1.3 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
縱觀我國建筑用地上研磨機的總體水平，是國際上先進(jìn)的產(chǎn)品相比還是比較落后。主：企業(yè)的生產(chǎn)規(guī)模小，產(chǎn)品的技術(shù)含量低，生產(chǎn)效率低下。幾乎所有的產(chǎn)品的直速度較低，建筑材料的直線度不高，表面較重的傷。這種局面的主要原因是，我國的建筑用地上研磨機市場還是真正的形成，至今地域及價格因素占主導(dǎo)位置的過渡期開始，還是真正的市場競爭的階段。生產(chǎn)企業(yè)有很多稀巴爛，幾乎一種，小小的小小的全不全的狀態(tài)，在這些生產(chǎn)企業(yè)中很難形成強大的技術(shù)投入在這種條件下，企業(yè)之間的相互抄襲現(xiàn)象嚴(yán)重，很難找到自主知識產(chǎn)權(quán)的產(chǎn)品，還沒出來說率領(lǐng)軍隊式的企業(yè)。
建筑用新Ⅲ級建筑材料的使用促進(jìn)研磨機生產(chǎn)企業(yè)地面廣闊的發(fā)展空間。因此，很多企業(yè)，大量的資金投入，開發(fā)，開發(fā)新！級建筑材料的要求的高速，大直徑地面打磨機。
電氣控制方面，很多企業(yè)紛紛淘汰的傳統(tǒng)的電氣控制技術(shù)采用，竟相先進(jìn)的PLC式計算機控制不僅能使，控制單元簡化，整機的運行更穩(wěn)定，信賴性，也簡單，維護(hù)并且是我國的建筑用地上研磨機的整體水平飛躍，新的水平，大大縮短國際先進(jìn)的產(chǎn)品差。
空前的寬的地面打磨機市場，廣泛的生產(chǎn)企業(yè)也嚴(yán)峻的挑戰(zhàn)。多年來，運輸?shù)拈L度等各種因素的影響，已經(jīng)個別企業(yè)看準(zhǔn)后續(xù)加工中的實際利益的購買單機。一旦這些企業(yè)實現(xiàn)完成現(xiàn)有生產(chǎn)線的改善，現(xiàn)有的地面打磨機市場，特別是地面打磨機生產(chǎn)企業(yè)巨大的沖擊。人無遠(yuǎn)慮，必有近憂，這是一個廣闊的地面引起迅雷生產(chǎn)企業(yè)的大問題十分重視。
1.4 地面打磨機的特點
1，柔軟的調(diào)節(jié)的變速（啟動時保護(hù)變頻器，緩沖作用）
2，柔軟的交換的磨，重量腳（臼壓力充分）、地面、水泥等不同的施工工藝的需求。
3，前置調(diào)節(jié)可操作支撐的柔軟連接在腳下，適用與大面積磨拋，磨在零距離腳底磨拋。
4，功能卓越，適合各種各樣的環(huán)氧地面，水泥地面；環(huán)氧水磨石地面整平，環(huán)氧金剛砂磨拋，清渣、清洗等各種各樣的施工工藝需求。
5，臼適配器柔軟，普通，臼適合各種各樣的粘貼式，卡入式圓形，馬蹄形磨塊、磨片，自動組裝線的整體的臼（4寸上8寸10寸），休假的鉆石砂輪等多樣性的臼磨具。
6，安全性高的：設(shè)備的運轉(zhuǎn)，停止和尖端的升降電梯，系統(tǒng)采用24V低壓電源。工作的電機過載；漏電保護(hù)裝置。
7，穩(wěn)定變速裝置：實體尖端進(jìn)入的齒輪傳動齒輪箱，掛上下兩層，電機功率100%發(fā)揮出來，在低速時強化旋轉(zhuǎn)軸，適用扭矩力磨拋過程中由于地面和不同的磨拋過程的需求，提高磨削磨拋效果。
8，重量，腳磨承受壓力大：機重250公斤，臼相應(yīng)受到壓力是180公斤以上。高硬度（如花崗巖、拋光磚，環(huán)氧石英砂水磨石地面，環(huán)氧樹脂、水泥）和低硬度（大理石、人造大理石）一起適宜土地面。
2 地面打磨機的主要計算
2.1 同步帶的概述
2.1.1 同步帶介紹
同步帶是綜合了帶傳動、鏈條傳動和齒輪傳動的優(yōu)點而發(fā)展起來的新塑傳動帶。它由帶齒形的一工作面與齒形帶輪的齒槽嚙合進(jìn)行傳動，其強力層是由拉伸強度高、伸長小的纖維材料或金屬材料組成，以使同步帶在傳動過程中節(jié)線長度基本保持不變，帶與帶輪之間在傳動過程中投有滑動，從而保證主、從動輪間呈無滑差的間步傳動。
同步帶傳動（見圖3-1）時，傳動比準(zhǔn)確，對軸作用力小，結(jié)構(gòu)緊湊，耐油，耐磨性好，抗老化性能好，一般使用溫度-20℃―80℃，v<50m/s，P<300kw,i<10,對于要求同步的傳動也可用于低速傳動。
圖3-1 同步帶傳動
同步皮帶傳動一瓶內(nèi)周表面等距離齒形的環(huán)形帶和對應(yīng)相合的輪。它綜合鏈傳動齒輪驅(qū)動，各自的長處。轉(zhuǎn)動時，牙齒和環(huán)的齒槽相嚙合傳遞動力。同步皮帶傳動正確的傳動比，無防滑一定的速度，驅(qū)動平穩(wěn)，吸的振動、噪音小、傳動比范圍大，一般是1 : 10。許可線速度50米/ S，繼電器輸出從幾百，千瓦瓦。傳動效率高，一般是98，緊湊，適當(dāng)多軸驅(qū)動，潤滑，無公害，這是不允許污染和工作環(huán)境不好的地方正常工作。本產(chǎn)品廣泛、紡織、機床、香煙、通信電纜，輕工、化學(xué)工業(yè)、冶金、儀器儀表、食品、礦山、石油、汽車等各行業(yè)的各種類型的機械傳動。同步帶的使用只是改變了摩擦驅(qū)動驅(qū)動概念擴大，從而驅(qū)動驅(qū)動的范圍是相對獨立性的研究對象驅(qū)動的發(fā)展的新方法，開發(fā)了新的途徑。
2.1.2 同步帶的特點
?。?）、傳動準(zhǔn)確，工作時滑動，一定的傳動比，
（2）、傳動平穩(wěn)，緩沖區(qū)、制動能力，低噪音，
（3）、傳動效率高，0.98節(jié)能效果，
（4），維修方便，不需要潤滑，維護(hù)成本低，
（5），比范圍大，一般為10，線速度50米/秒，大范圍的繼電器數(shù)瓦特幾極多瓦，
（6），能使用的長距離傳動，從中心10米以上。
2.1.3 同步帶傳動的主要失效形式
在同步帶傳動中常見的失效形式有如下幾種：
(1)、同步帶的承載繩斷裂破壞
同步帶在運轉(zhuǎn)過程中承載繩斷裂損壞是常見的失效形式。失效原因是帶在傳遞動力過程中，在承載繩作用有過大的拉力，而使承載繩被拉斷。此外當(dāng)選用的主動撈輪直徑過小，使承載繩在進(jìn)入和退出帶掄中承受較大的周期性的彎曲疲勞應(yīng)力作用，也會產(chǎn)生彎曲疲勞折斷(見圖3-2)。
圖3-2 同步帶承載繩斷裂損壞
(2)、同步帶的爬齒和跳齒
對牙齒和牙齒登上跳舞的現(xiàn)象的分析，帶的牙齒和牙齒登上眺望幾何學(xué)和力學(xué)的兩個因素所引起。這是為了防止牙齒和牙齒，爬上跳舞，以下幾個采用的措施：
1，控制定時帶傳達(dá)的圓周力，把它小于等于是帶模式?jīng)Q定的許在圓周力。
2，控制帶輪之間的差距讓間距，它允許螺距誤差范圍內(nèi)。
3，適當(dāng)?shù)脑龃蟀惭b時的首次拉力賽開。帶齒輪的牙齒不易滑倒槽中出。
4，提高同步帶基礎(chǔ)材料的硬度減少，帶的彈性變形，登上牙齒的現(xiàn)象的發(fā)生可以減少。
（3），牙齒的剪切破壞
把帶子嚙合齒輪齒牙傳力的過程中，剪切和擠壓應(yīng)力的作用下牙齒表面裂開這裂的牙齒根部的擴張，沿承線繩表面延件帶到牙齒脫離整體基體，這是擁有牙齒的剪切脫落（圖3 - 3）。牙齒脫落的原因大致剪切有如下幾個：
1，時機皮帶輪聽說大間距差拿牙進(jìn)不了齒輪齒間產(chǎn)生不完全嚙合狀態(tài)，帶著牙齒的小的接觸面積大負(fù)荷承受生就是應(yīng)力集中招致，牙齒的剪切傷害。
2，帶輪牙，區(qū)內(nèi)的咬合齒數(shù)很少，有接受了的牙齒咬合產(chǎn)生剪切破壞載荷。
3，定時帶基材強度差。
減少牙齒被剪切，首先是嚴(yán)格控制帶輪間的螺距誤差，保證正確嚙合齒輪的牙齒，帶著下次和輪牙，區(qū)內(nèi)的咬合齒數(shù)等于或更6，另外選擇應(yīng)采用的高切韌擠壓強度作為材料基礎(chǔ)材料。
圖3-3 帶齒的剪切破壞
(4)、帶齒的磨損
帶齒的磨損（見圖3-4）包括帶齒工作面及帶齒齒頂因角處和齒谷底部的廓損。造成磨損的原因是過大的張緊力和忻齒和輪齒間的嚙合干涉。因此減少帶齒的磨損，應(yīng)在安裝時合理的調(diào)整帶的張緊力；在帶齒齒形設(shè)計時，選用較大的帶齒齒頂圓角半徑，以減少嚙合時輪齒的擠壓和刮削；此外應(yīng)提高同步帶帶齒材料的耐磨性。
圖3-4 帶齒磨損
(5)、同步帶帶背的龜裂(圖3-5)
同步帶在運轉(zhuǎn)一段時期后，有時在帶背會產(chǎn)生龜裂現(xiàn)象，而使帶失效。同步帶帶背產(chǎn)
生龜裂的原因如下，
1、帶基體材料的老化所引起；
2、帶長期工作在道低的溫度下，使帶背基體材料產(chǎn)生龜裂。
圖3-5 同步帶帶背龜裂
防止帶背龜裂的方法是改進(jìn)帶基體材料的材質(zhì)，提向材料的耐寒、耐熱性和抗老化性能，此外盡量避免同步帶在低溫和高溫條件下工作。
2.1.4 同步帶傳動的設(shè)計準(zhǔn)則
據(jù)時機皮帶傳動失效形式的分析，可以看出時機皮帶輪材料和高的機械性能、制造工藝合理，皮帶輪的尺寸，嚴(yán)厲，安裝調(diào)試也正確，那么多的形式也避免失效。因此，正常的勞動條件，同步皮帶驅(qū)動的主要失效形式以下3種，
（1）同步皮帶的裝載繩累拉斷，
（2同步皮帶打滑和跳舞的牙齒，
（3）同步帶牙齒磨損。
所以，同步皮帶驅(qū)動的設(shè)計是淮時機皮帶打滑，如果不高的抗拉強度，保證承線繩不被拉斷。另外，灰塵、雜質(zhì)多的工作的條件下對應(yīng)著牙齒的耐磨性計算。
2.1.5 同步帶分類
同步帶齒牙齒和牙齒梯形弧兩類，電弧牙齒三種系列：弧線齒（H系列和HTD帶），密封弧線齒（S系列也被稱為STPD帶）和凹頂拋物線牙齒（R系列）。
梯形齒同步帶梯形齒同步帶分單面雙面齒有2個，簡稱單面帶和雙面膠帶。兩面按牙齒的排列是對稱的齒形（代碼DA）交錯齒形（代碼DB〕。
梯形牙齒對時機的2個尺寸：間距制模塊制制。我國的采用間距制稱ISO和時機皮帶傳動相應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)GB / T 11361～11362 - 1989和GB / T 11616 - 1989。
電弧齒同步帶弧線齒同步帶齒形曲線形狀外，其結(jié)構(gòu)和梯形齒同步帶基本相同，帶的間距相當(dāng)，那個牙高，牙根厚和牙根菲萊托半徑等梯形牙齒更大。帶齒收貨后，應(yīng)力分布狀態(tài)的好，流暢的牙根的應(yīng)力集中，提高了牙齒的承載能力。所以弧線齒同步皮帶梯形齒同步帶繼電器輸出大，能防止嚙合過程中牙齒的干涉。
電弧齒同步帶耐磨性能好，工作時噪音小，不需要潤滑，粉塵的嚴(yán)厲的環(huán)境中使用。已經(jīng)食品、汽車、紡織、制藥、印刷、造紙行業(yè)等廣泛的應(yīng)用。
2.2 減速電機介紹
減速馬達(dá)，減速機和電機的集成體。這一合并身體通常也可以說是齒輪馬達(dá)或齒輪馬達(dá)。通常由專業(yè)的減速機生產(chǎn)工廠集成組裝發(fā)貨后的套餐。減速馬達(dá)寬廣，鋼鐵業(yè)、機械行業(yè)等。減速馬達(dá)簡化的優(yōu)點是，省空間設(shè)計。減速機一般是電動機.內(nèi)燃機和其他高速駕駛的動力減速機的輸入軸上的齒數(shù)少的齒輪嚙合輸出軸上的大齒輪減速的目的達(dá)到。
圖3-6 減速馬達(dá)
減速電機的特征
1，減速電機制造，結(jié)合國際技術(shù)要求非常高的技術(shù)。
2，省空間的可靠性和耐久性，忍耐過負(fù)荷能力高，輸出95 KW以上。
3，能源消耗低，性能優(yōu)越，減速機效率95%以上。
4，振動小噪音節(jié)能高，優(yōu)質(zhì)段鋼材費選用，鋼性鑄鐵的情況，齒輪表面高頻熱處理。
5，精密加工，確保定位精度，這一切的一切都構(gòu)成了齒輪傳動，組裝的齒輪減速馬達(dá)構(gòu)成的各種各樣的電機，形成了機電一體化產(chǎn)品使用，完全質(zhì)量的特征。
6，產(chǎn)品系列化，模塊的設(shè)計思想，廣泛的適應(yīng)性，這個系列產(chǎn)品極其多的電機集團，安裝位置和結(jié)構(gòu)的方案，實際上選擇任意速度和各種結(jié)構(gòu)形式。
減速電機類型和參數(shù)
減速電機的類型
1，大功率的齒輪減速馬達(dá)
2，同軸式斜齒輪減速馬達(dá)
3，平行軸斜齒輪減速馬達(dá)
4，螺旋錐齒輪減速馬達(dá)
5，YCJ系列齒輪減速馬達(dá)
6，蝸輪蝸桿減速馬達(dá)
減速電機的選定
確定的減速電機的類型，有以下幾個參數(shù)確定：
1，確定機器運轉(zhuǎn)速度，根據(jù)這個速度計算齒輪減速電機的減速比（減速比=輸入/輸出軸軸速度速度=電機速度/機械要求速度），
2，計算負(fù)載轉(zhuǎn)矩力矩選擇，根據(jù)這個齒輪減速馬達(dá)輸出（參考齒輪減速電機制造商提供的“輸出扭矩表），確定齒輪減速電機的型號，
3，確定減速電機的附加功能，如停電剎車，通電的剎車，頻率，縮盒，包裝材料等一部分的附加功能是特定的工廠可以提供，比如城市齒輪減速機，它提供所有的附加功能，所以選擇的時候，與供應(yīng)商的溝通很重要的是。
減速電機的應(yīng)用
減速電機的應(yīng)用非常廣泛，機械設(shè)備的不可或缺的動力設(shè)備，特別是包裝機械，印刷機械，紙箱機械，彩盒機械，運輸機械、食品機械，立體停車場的設(shè)備、自動倉庫，立體倉庫、化工、紡織、染色設(shè)備。
2.3 地面打磨機電機的選取
（1）粗略計算驅(qū)動電機的功率
已知假設(shè)重量為m=250kg
g=10N/kg
總重力G1=mg=25010=250N
查表3-1得摩擦系數(shù)為0.035
表3.1 摩擦系數(shù)表
作用在一個滾子上的載荷（包括滾子自重） N
物品與接觸的底面材料
金屬
木材
硬底板
0～110
0.04
0.045
0.05
110～450
0.035
0.035
0.05
450～900
0.025
0.03
0.045
≥900
0.02
0.025
0.05
1）驅(qū)動功率計算
則工件受到的摩擦力為：
則移行電機所需牽引力為：
假設(shè)地面打磨機直徑R=125mm
假設(shè)地面打磨機轉(zhuǎn)速na=61rpm
地面打磨機速度vω=πRna=π×0.125×61=24m/min
設(shè)功率安全系數(shù)為1.2，驅(qū)動裝置的效率為0.8，則需要的驅(qū)動功率為：
2）電動機至地面打磨機的總效率η
ηc—聯(lián)軸器效率，ηc=0.99
ηb—對滾動軸承效率，ηb=0.99
ηv—v帶效率，ηv=0.94
ηcy—地面打磨機滾子效率，ηcy=0。96
估算傳動系統(tǒng)總效率
η=ηvηbηcηcy=0.94×0.99×0.99×0.96=0.88
3） 所需電動機的功率Pd（kw）
Pd=Pw/η=0.05/0.88=0.06kw
為保證驅(qū)動電機有足夠的功率余量，結(jié)合減速電機樣本應(yīng)選擇功率為0.37kW的電機。
根據(jù)要求選用sew減速電機型號為
S37DT71D4/BMG/HR/TH/IS/M1/A/180°/fb=1.55
電動機額定功率為Pm=0.37kw
電動機滿載轉(zhuǎn)速為nm=61r/min
（3）基于電動機的以上特點，本文選用減速電機作為輸送機床的驅(qū)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(xì)參數(shù)
電機額定功率Pm/kW
輸出轉(zhuǎn)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(qū)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)。
2.4 同步帶傳動計算
2.4.1 同步帶計算選型
設(shè)計功率是根據(jù)需要傳遞的名義功率、載荷性質(zhì)、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(dá)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)
2） 確定帶的型號和節(jié)距
可根據(jù)同步帶傳動的設(shè)計功率Pd'和小帶輪轉(zhuǎn)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=61rpm。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
3) 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(yīng)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。
4） 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
5） 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(shè)計基礎(chǔ)》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(shè)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(zhǔn)同步帶的許用工作壓力和單位長度的質(zhì)量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。
所以同步帶的基準(zhǔn)額定功率為
==0.21KW
表4-3 基準(zhǔn)寬度同步帶的許用工作壓力和單位長度的質(zhì)量
13、計算作用在軸上力
=
=71.6N
2.4.2 同步帶的主要參數(shù)（結(jié)構(gòu)部分）
1、同步帶的節(jié)線長度
同步帶工作時，其承載繩中心線長度應(yīng)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(dāng)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(biāo)準(zhǔn)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(yīng)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(yīng)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(biāo)準(zhǔn)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(cè)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(yīng)就能傳動較大的裁荷。
圖4-2 帶的標(biāo)準(zhǔn)尺寸
表4-5 梯形齒標(biāo)準(zhǔn)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(yīng)力集中程度有關(guān)t齒根圓角半徑大，可減少齒的應(yīng)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(shè)計時應(yīng)選適當(dāng)?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(jìn)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(jìn)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。
2.4.3 同步帶的設(shè)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
2.4.4 同步帶輪的設(shè)計
同步帶輪的設(shè)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(yīng)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(yīng)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(xué)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(shè)計結(jié)果
同步帶輪用梯形齒，其圖形如圖4-4。
圖 4-4 同步帶輪
3 主軸組件要求與設(shè)計計算
主軸部件是地面打磨機的執(zhí)行件，它的功能是支持旋轉(zhuǎn)驅(qū)動砂輪，完成表面成形的運動，同時從運動和扭矩傳達(dá)，忍耐的切削力和驅(qū)動力等荷載作用。主軸部件的工作性能直接影響到地面迅雷加工的質(zhì)量和生產(chǎn)性，因此它是地面打磨機的重要組成部分。
主軸和一般傳動軸的共同點，都傳達(dá)的運動，扭矩接受傳動力量傳達(dá)零件也保證和支持的正常的工作條件，主軸直接承受切削力，并且工作和刀具，實現(xiàn)表面成形運動開始，主軸高的要求。
3.1 主軸的基本要求
3.1.1 旋轉(zhuǎn)精度
主軸的旋轉(zhuǎn)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2-1所示：圖中實線表示理想的旋轉(zhuǎn)軸線，虛線表示實際的旋轉(zhuǎn)軸線。當(dāng)主軸以工作轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)時，主軸回轉(zhuǎn)軸線在空間的漂移量即為運動精度。
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；運動精度還取決于主軸的轉(zhuǎn)速、軸承的性能和潤滑以及主軸部件的動態(tài)特性。各類通用地面打磨機主軸部件的旋轉(zhuǎn)精度已在地面打磨機精度標(biāo)準(zhǔn)中作了規(guī)定，專用地面打磨機主軸部件的旋轉(zhuǎn)精度則根據(jù)工件精度要求確定。
圖2-1 主軸的旋轉(zhuǎn)誤差
3.1.2 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(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(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；在傳動質(zhì)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(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2-2 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(zhì)量等。
3.1.3 抗振性
主軸部件的抗振動性，其電阻強制振動和自激振動穩(wěn)定駕駛能力。切削過程中，主軸部件受到靜負(fù)荷的作用，沖擊載荷和交變負(fù)載的作用為主軸振動。如果主軸單元的抗振動性差，工作時容易影響振動工件表面質(zhì)量下降，刀具的耐久度和主軸軸承的壽命，同時發(fā)生噪音的影響的工作環(huán)境。伴隨著地面高精度拋光機、高效的方向發(fā)展，對抗振動性要求越來越高。
主軸部件的評價抗振動性來考慮，主要是其電阻強制振動和自激振動能力的大小。
3.1.4 溫升和熱變形
主軸部件的工作各種各樣的相對運動所的摩擦和攪油等發(fā)熱，使溫度上升，溫度上升為主軸單元的形狀和位置變形，稱為熱變形。熱變形，主軸部件必須駕駛一定時間后各部分的位置的變化來度量。
主軸部件和熱變形溫度上升，使地面迅雷各部件之間的相對位置精度被破壞，影響工作加工精度高精度拋光機，地面嚴(yán)重?zé)嶙冃螢橹鬏S彎曲，驅(qū)動齒輪和軸承的工作狀態(tài)惡化；熱變形使主軸軸承和支持座之間調(diào)整好的間隙和合作的變化，影響軸承正常工作，間隙小將加速齒輪和軸承等部件的磨損，嚴(yán)重時發(fā)生的現(xiàn)象也軸軸承。
主軸部件的影響，熱變形溫度上升的主要原因是：軸承的類型和配置方式，軸承間隙和予荷重力的大小，潤滑方式散熱條件等。
3.1.5 耐磨性
主軸部件的耐磨性，長期維持原始精度的能力，即精度保持性。所以，主軸單元的各滑動表面在內(nèi)，主軸端面，鈴和地位，滑動軸承配合的軸頸表面，移動式的主軸套筒外周面等，必要性高硬度，以確保其耐磨性。
主軸部件的耐磨性，為了提高正確的主軸和滑動軸承的材料和熱處理法，潤滑方式，合理調(diào)整軸承間隙，良好的潤滑可靠的密封。
3.2 主軸組件的布局
主軸部件設(shè)計，保證這些基本要求，以滿足不同，從全局出發(fā)，想主軸組件的配置。
地面迅雷主軸前，后兩人的支持和前，中，后三個支持兩種，以前有很多人看。兩本書的主軸軸承的配置型式在內(nèi)，主軸軸承的選定，組合和布局，主要設(shè)計主軸單元的速度，承載能力、剛度和精度等要求，考慮軸承的供給，經(jīng)濟性等的具體情況確實定。在選擇時，具體是以下的要求：
（1）適應(yīng)剛性和承載能力的要求
主軸軸承的選擇應(yīng)滿足所要求的剛性和承載能力。徑向負(fù)載較大時，滾子軸承可以選擇；相對時間，用選擇球軸承。浸漬軸承的半徑方向的剛性和承載能力，單排的大。同樣的支持的采用很多軸承的支持剛性和承載能力、采用單元軸承更大。一般來說，前支持的剛度，比后支持的大。之前的支持剛性主軸部件剛度的影響后的支持的大。表1 - 1所示的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(zhuǎn)精度
精度一般或較差?？稍跓o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
僅與軸承型號有關(guān)，與轉(zhuǎn)速、載荷無關(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)速無關(guān)
承載能力
一般為恒定值，高速時受材料疲勞強度限制
隨轉(zhuǎn)速增加而增加，高速時受溫升限制
與油腔相對壓差有關(guān)，不計動壓效應(yīng)時與速度無關(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(yīng)于各種轉(zhuǎn)速
摩擦功耗
一般較小，潤滑調(diào)整不當(dāng)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(dāng)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(yīng)轉(zhuǎn)速要求
這個結(jié)構(gòu)和制造方面的原因，不同車型和規(guī)格的軸承的容許最高轉(zhuǎn)速是不同的。軸承的規(guī)格越大，精度水平越低，允許的最高速度越低。徑向負(fù)載軸承接受中，圓柱滾子軸承的極限速度，圓錐滾柱軸承的高。受軸負(fù)載的軸承中，向心推力軸承的極限速度最高；推力球軸承的下面的；圓錐滾子軸承的最低，但裝載能力是上述的順序相反。所以，考慮的必要的速度和承載能力都要求軸承型號。
（3）精度要求適應(yīng)
調(diào)步推作用的軸承的配置3種方式：先端定位—推力軸承集中前支承；后端定位—集中后的支持；兩端定位—分手前、后支承。
尖端的位置，主軸采用熱變形向后延伸，不影響軸方向定位精度，前的支持是很復(fù)雜的，調(diào)整軸承間隙不便，前開始發(fā)熱量較大的連；后端定位的特征和前述的相反的位置；兩端主軸，增長熱后，軸承軸向間隙的變化很大，如果止推徑向軸承裝飾內(nèi)側(cè)，主軸熱膨脹彎曲。
（4）結(jié)構(gòu)的要求，適應(yīng)
主軸部件處于性能要求的高剛性和一定的承載能力，結(jié)構(gòu)緊湊徑向尺寸，比一個支持（特別是前支持）配置兩個以上的軸承。
軸間距小主軸地面迅雷，這個構(gòu)造限制，宜采用滾針軸承忍耐的徑向負(fù)載，推力球軸承忍耐，軸軸負(fù)載錯開排列承。
（5）經(jīng)濟性要求，適應(yīng)
確定主軸軸承配置型式，除應(yīng)考慮滿足性能和結(jié)構(gòu)方面要求以外，經(jīng)濟性分析應(yīng)作，經(jīng)濟效果好。
中、大負(fù)荷的情況下，采用圓錐滾柱軸承的采用徑向軸承和推力軸承組合配置型式成本低，因此前者節(jié)約的2個軸承，然后柜工藝性好。
綜合以上要素考慮，這種設(shè)計的主軸采用前、后的支持2支承軸的支持采用前浸漬向心短圓柱滾子軸承和推力球軸承的組合，D級精度；后支持采用圓柱滾子軸承，E級精度。在那之前的支持的浸漬圓柱滾子軸承，滾輪直徑小，數(shù)（50 ~ 60個），高剛性；2排滾柱交錯的布局，減少了剛度是量的變化；外道無速，一邊加工方便；軸承穴貝爾，坡度是1 : 12，軸移動內(nèi)圈徑向變形，使調(diào)整徑向間隙和預(yù)載荷，黃銅夾具上軸承體，散熱。前的支持的整體的特征是：主軸靜剛性，旋轉(zhuǎn)精度高，溫度上升小，徑向間隙能調(diào)整，易為主軸精度，前支持結(jié)構(gòu)復(fù)雜，前，后的支持的溫度上升，根據(jù)熱變形較大，另外，組裝，調(diào)整麻煩。
3.3 主軸結(jié)構(gòu)的初步擬定
主軸結(jié)構(gòu)的主要決定主軸安裝的打工、治具、傳動件，軸承和密封裝置等的類型、數(shù)目、位置和安裝位置的方法，同時還要考慮主軸加工和裝配工藝性，一般在地面比較多的迅雷主軸部件要求滿足剛度和充分止推容易和裝配，經(jīng)常主軸的設(shè)計，即從樓梯軸軸脖子前軸依次徑遞減。主軸是中空的或硬，總之是地面研磨機的類型。這次的設(shè)計的主軸，設(shè)計階段形狀，同時，滿足剛度要求的前提下，設(shè)計空為軸，通過刀桿。
軸端部系，主軸的尖端。其形狀與地面迅雷的類型，裝配夾具和刀形應(yīng)該保證夾具或工具安裝的可靠性高，定位準(zhǔn)確、裝卸方便和接力一定的扭矩。
3.4 主軸的材料與熱處理
主軸材料主要是剛度，負(fù)荷的特征，耐磨性和熱處理變形的大小等要素的。
主軸剛性和材料的彈性模量E值問題，鋼的E大值（2.1×10 N /厘米左右），所以，主軸材料首先考慮用鋼材料。鋼的彈性模量E的數(shù)值和鋼的種類和熱處理方法沒有關(guān)系，即無論普通鋼和合金鋼，其彈性模量E基本相同。因此在選擇鋼材費價格便宜的時候首先選擇中碳鋼（例如45鋼），特別重負(fù)荷和巨大的沖擊，或精密地面迅雷主軸的需求減少熱處理變形后的時候，或軸移動的主軸確保的耐磨性考慮的時候，合金鋼。
主軸軸承軸承采用的時候，軸頸是燒的硬件接觸剛度提高，為了防止損傷觸摸軸頸配合的表面，很多45鋼軸軸頸也高頻淬火（HRC 48 ~ 54點45鋼主軸熱處理的情況如下表2.2列：
表2-2 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(fù)載
車、鉆、銑、磨床主軸
45
50
調(diào)質(zhì)
HB220～250
輕中負(fù)載局部要求高硬度
磨床的砂輪軸
45
50
高頻淬火
HRC52～58
輕中負(fù)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(shè)計的地面打磨機主軸，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(fù)荷，且要求局部高硬度，故熱處理采用高頻淬火，HRC52～58。
3.5 主軸的技術(shù)要求
主軸的精度直接影響到主軸單元的旋轉(zhuǎn)精度。主軸軸承、齒輪等零部件迎來所的表面形狀誤差和表面的粗糙度，接觸剛性件接觸表面形狀那么正確，表面粗糙度很低，是受力后的接觸變形小得，也就是接觸剛度很高。所以，主軸設(shè)計一定的技術(shù)要求，必須提出。
（1）軸頸
這次的設(shè)計的主軸，首先考慮軸頸。支承軸頸主軸的工作的基底、工藝基底和測量基底。主軸工作時，軸頸工作和底面進(jìn)行旋轉(zhuǎn)運動；加工主軸，保證貝爾中心和軸頸中心同軸，一般是軸頸了工藝基底最后精磨貝爾；檢查精度主軸檢驗測定軸頸底部的各部分的同軸度精度不足。軸承采用的時候，軸頸的精度和軸承的精度必須適應(yīng)。軸頸的表面粗糙度和硬度的影響，其軸承的成分的品質(zhì)。
普通精度級地面研磨機的主軸，那個支承軸頸的尺寸精度IT 5，形狀軸頸的公差（圓度，圓柱度等）通常小直徑公差的1 / 4～1 / 2。
（2）內(nèi)錐孔
內(nèi)鈴安裝刀和首位的定位基底。檢查地面迅雷精度主軸的時候，它代表的中心線的基準(zhǔn)，用來檢查主軸與其他零件的相互位置精度主軸，比如和軌道的平行度等。刀和從高層經(jīng)常裝解體，已故內(nèi)貝爾必須磨損。
錐形孔和軸承軸頸的同軸度，一般是鈴端部那個距離100～300毫米軸頸的徑向跳動表示形狀誤差用標(biāo)準(zhǔn)檢測錐著色檢驗的接觸面積大小檢查，這是綜合的指標(biāo)要求；也有一定的表面粗糙度和硬等。
3.6 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，加大直徑還受到軸承所允許的極限轉(zhuǎn)速的限制，甚至為地面打磨機結(jié)構(gòu)所不允許。
通常，主軸前軸頸直徑D1可根據(jù)傳遞功率，并參考現(xiàn)有同類地面打磨機的主軸軸頸尺寸確定。查《金屬切削地面打磨機設(shè)計》第506頁表5-12中，幾種常見的通用地面打磨機鋼質(zhì)主軸前軸頸的直徑D1，可供參考，如下表2-3所示：
地面打磨機，查上表中對應(yīng)項，初取D1= D2=30。
表2-3 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
3.7 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2-6 軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)及安裝尺寸
3.8 軸承的選型及校核
滾動軸承的選擇包括軸承類型選擇、軸承精度等級選擇和軸承尺寸選擇。
軸承類型選擇是否適當(dāng)，直接影響軸承壽命甚至機器的工作的性能。軸承類型分析比較的時候各軸承的特性參照同類產(chǎn)品用經(jīng)驗的軸承。
軸承類型選擇時，首先要考慮負(fù)荷的大小和方向及軸旋轉(zhuǎn)的速度。一般說來，球軸承便宜載荷時間，宜優(yōu)先。滾柱軸承的承載能力是球軸承大，而且能承受沖擊負(fù)荷，所以重負(fù)荷和震動和沖擊負(fù)荷的時候，考慮選用滾子軸承。但要注意滾柱軸承對角歪斜敏感。
徑向負(fù)載的臭味，主要是選拔徑向軸承。軸負(fù)載不能忍受的時候旋轉(zhuǎn)高時，可以選擇推力軸承；如果速度較高，可以選擇角接觸球軸承。同時受徑向法院荷軸負(fù)載時，如果軸負(fù)載小，可以選擇徑向滾珠軸承和接觸角不大角接觸球軸承；如果軸負(fù)載很大，轉(zhuǎn)速不高，可以選擇推力軸承和徑向軸承的組合，分別乘荷徑向負(fù)載的臭味軸;」本軸負(fù)荷較大，而且速度高的時候選拔接觸角的大角接觸軸承。
各軸承適用范圍的速度是不同的，機械設(shè)計手冊中列出了各類軸承的極限速度。一般軸承以下極限速度駕駛。徑向滾珠軸承，角接觸球軸承和短柱痞子軸承的極限速度高。高的情況適用的速度。推力軸承的極限速度較低的低旋轉(zhuǎn)時只能用于。
其次，選擇軸承類型考慮安裝尺寸限制拆，要求，及軸承的調(diào)心件和風(fēng)格，一般球軸承外形尺寸較大，小時候軸承，滾針軸承的半徑方向的尺寸最小軸尺寸很大，同時，不同系列的軸承，它的外形尺寸即使。
選擇軸承一般應(yīng)根據(jù)機械的類型、工作條件、可靠性要求及軸承的工作轉(zhuǎn)速n，預(yù)先確定一個適當(dāng)?shù)氖褂脡勖麹b (用工作小時表示)，再進(jìn)行額定動裁荷和額定靜載荷的計算。
對于轉(zhuǎn)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(dāng)軸承可靠性為90％、軸承材料為常規(guī)材料并在常規(guī)條件下運轉(zhuǎn)時，取500h作為額定壽命的基準(zhǔn)，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(jìn)行簡化計算。
C——基本額定動載荷計算值，N；
P——當(dāng)量動載荷，N；
fh——壽命因數(shù)；1
fn——速度因數(shù)；0.822
fm——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時取1.5，較大時取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載荷，N；
查文獻(xiàn)[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(shè)軸承只承受徑向載荷，則當(dāng)量動載荷為：
P=XFr+YFa
查文獻(xiàn)[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(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。額定靜載荷的計算公式為：
式中：
——基本額定靜載荷計算值，N;
——當(dāng)量靜載荷，N；
——安全因數(shù)
——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定靜載荷，N。
查文獻(xiàn)[3]的表6-2-14知，對于深溝球軸承，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)
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。
3.9 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到主軸前端受力作用點之間的距離，它對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型及組合型式、工件或夾具的夾緊方式以及前支承的潤滑與密封裝置的結(jié)構(gòu)尺寸等有關(guān)。
因此，在滿足結(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。
初算時，可查《金屬切削地面打磨機設(shè)計》第158頁，如下表2-4所示：
表2-4 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(xì)長）的精密鏜床和內(nèi)圓磨，用滾動和滑動軸承支承，適用于絕大部分普通生產(chǎn)的要求
1.25～2.5
Ⅲ
孔加工地面打磨機，專用加工細(xì)長深孔的地面打磨機，由加工技術(shù)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地面打磨機
>2.5
根據(jù)上表所列，所設(shè)計的地面打磨機屬于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。
3.10 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。
合理確定主軸支承跨距，可提高主軸部件的靜剛度?？梢宰C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，支承跨距過大或過小都會降低主軸部件的剛度。
有關(guān)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(jù)此次設(shè)計的地面打磨機剛性主軸的懸伸量較大，取L≤2.5a為宜。即此次設(shè)計的主軸兩支承的合理跨距
L≤2.5a=2.5×120=300
初取L=280。
3.11 主軸結(jié)構(gòu)圖
根據(jù)以上的分析計算，可初步得出主軸的結(jié)構(gòu)如圖2-7所示：
圖2-7 主軸結(jié)構(gòu)圖
3.12 主軸組件的驗算
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(dāng)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。
3.12.1 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(rèn)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2-8 主軸組件簡化為簡支梁
圖2-9 主軸組件簡化為固定端梁
此次設(shè)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(rèn)為主軸在前支承處無彎曲變形，可簡化為上圖2-9所示。
3.12.2 主軸的撓度
查《材料力學(xué)I》第188頁的表6.1，對圖2-9作更進(jìn)一步的分析，如下圖2-10所示：
根據(jù)圖2-10，可得此時的最大撓度
=
其中，
F—主軸前端受力。此處，F(xiàn)=F=1213.1N
l—A、B之間的距離。此處，l=a=12cm
圖2-10 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=2.1×10N/cm
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