抛光机主轴传动系统及主轴部件设计教材Word文档格式.docx
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米每秒
m/s
角速度（怕）
弧度每秒
rad/s
1rad/s=（30Mr）r/min
旋转速度（n）
转每分
r/min
1r/min=（兀/30）rad/s
平面角
（a0Y6护屮日）
\JJJJJJ/
弧度
度
rad
（0）
1rad=180°
/兀
1=60’=3600”
=（兀/180）rad
表面传热系数
（a）
瓦「特」每
平方米摄
氏度
W/（m2Lc）
1W/（m：
C）
侔0.86kcal/m2LH?
C）
（1）
热导率（导热系数）
（k）
米摄氏度
w/（m：
c）
®
0.86kcal/mh」C）
（1）
注：
⑴暂时用于对废除单位的换算。
⑵压力、压强的单位均为单位面积上的力，本书均使用压力。
⑶"
相对密度”定义为"
在所规定的条件下，某物质的密度（单位为kg/m3）与参考
物质的密度之比”。
它是无量纲的量。
在未指明参考物质时均指4C的蒸馏水而言。
第2页共26页
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
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
轴
250LI3600rpm
<
90mm
-R80mm
10LI100rpm
0L45
M161
18mm
M160.5
0.1LI5kgf
AC380V/3P/4W/50HZ
0.5LI0.7Mpa
26008801830mm
1000Kg
2.56KW
1.4.3总体方案的确定
由于是进行普通机床主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
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Pmax磨
最大磨削功率卩皿玄乂磨=P主n式中：
P主---摆轴电动机的功率n---主传动系统的总功率
（一般口为0.75-0.85）这里取耳=0.8
贝U卩皿玄乂磨二898=6.4KW
Pmax磨=6.4KW
2）主磨削力
的计算F主
磨削功率应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PF主VI0'
即卩甸磨一60
式中：
F主---主磨削力（N）
v--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F主-606.410-3840N
100
=3840N
步距角
:
-=0.75/step
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
图（a）采用大接触角〉=60；
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：
①结构简单；
②轴向刚度小；
③适用于对刚度和位移精度要求不高的滚珠丝杠安装；
④对丝杠的热伸长度敏感；
⑤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Fm
这里假定为400N
k=为考虑颠覆力矩影响的头验系
数，三角导轨k取1.15
f'
=#轨上的摩擦系数，三
计算进给
角形导轨属于普通滑动导轨，f'
取
0.15〜0.18，这里取f'
=0.16
贝UFm=1.15x960+0.16x
（3840+400）
=1782.4N
Fm=17824N
牵引力Fm
2.3.2计算最大动载何
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L。
=6mm、步进电机的步距角［为0.75°
/step
则丝杠转速为
1000Vs10002
ns333.3r.min
L°
6
滚珠丝杠寿命系数为
60nT
L6
10
式中
T=寿命时间（h）
普通机械为5000~10000h
数控机床及其他机械机电一体化设备
及仪器装置为15000h
航空机械为1000h
即
60333.3150006
L630010/r
根据工作负载Fm、寿命L可计算出丝杠轴向最大动载荷C为
C=fHfwFmN
式中fw-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
fH-硬度系数
硬度系数值
硬度HRC
60
57.5
55
52.5
5.
47.5
45
42.5
40
30
25
硬度系数
1.0
1.1
1.2
1.4
2.0
2.5
3.3
4.5
5.0
15
即C=33001.01.21782.4=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dm和导程Lo，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n<
10r/min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dm的万分之一，此时的轴向负载Co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Coa满足以下条件:
Fm乞Coa：
'
fs（一般使Coa：
Fn=2-3）
由滚珠丝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
■=2：
11'
，Ca=9.30/KN，C°
a=19.70/KN强度足够用，精度选用5级
滚道直径
R二0.52Dw二3.9690.52二2.06388mm
偏心距
e=O.O7（R-c0/2）
=5.610”mm
螺杆内径
d=dm+2e-2R
746005025.610^-22.06388
=45.88mm
螺母安装尺寸注：
2506
（D"
i=40D=66
D4=53B=11D5=5.5D6=10h=5.7）
233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
tan■
tan■亠匚i
「—摩擦角，滚珠丝杠副的滚动摩擦系数f二0.003~0.004,其摩
擦角数约等于10'
二tan211'
二0.927
tan211'
11'
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:
1）丝杠的拉压
变形量61
滚珠丝杠应计算满载时拉压变形
勺_士（mm）
1EA
其中：
d—为在工作载何Fm作用下
丝杠总长度上拉伸或压缩变形量
（mm）
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E=20.6“00000MR）
A—滚珠丝杠按内径确定的载
面积（mm）
"
+"
号用于拉伸"
-"
号用于压缩
兀22
A=—x45.88=1653.24mm
4
测,1782.4汉820
即d=4
20.^10^1653.24
=0.00429mm
d=0.00429mm
2）滚珠与螺纹滚道间的接触变形量①
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，这样有助于提咼刚度。
因此有预紧时
6—0.0013m（mm）
^Dw尸卍
Dw-滚珠直径（mm）
Z^=为滚珠总数量
Z^=Z汉圈数汉列数
z为圈的滚珠数
（外循环Z"
dm/Dm）
2）滚珠与螺纹
滚道间的接
触变形量62
（内循环Z=Jldm/Dm_3）
r丄…3.14X50CC
Z=Jldm/Dm==39
3.969
Fyj--预紧力
Fm--滚珠丝杠工作载何
即=0.00131782.4
416.8666827=0.05558mm
当滚珠丝杠有预紧力，且预紧力为轴向工作载何的1/3时，62值可减少半左右
所以色实=0.02778mm
d2=0.05558mm
3）螺母支承
变形量&
3
支承滚珠丝杠的轴承为6002型深沟球轴承。
几何参数a=45mm滚动体直径dQ=7.06mm,滚动体数量Zq=20轴承的轴向接触变形女为
]Fm2
63=0.00243—^—2
0qZq
式中Fm--轴承所受轴的载荷（N）Zq--轴承的滚动体数目；
dQ--轴承的滚动体直径。
178242
3=0.0024（2=0.02496mm
3V7.06汇202
①=0.02496mm
4）滚珠丝杆副
刚度的验算§
根据以上计算，丝杠的总变形量
=0.00429+0.02778+0.02496
刚度的验算6
=0.05704mm
由丝杠精度等级（五级），查出规定长度允许的螺距误差为27um/m故刚度足够。
6=0.05704mm
5）压杆稳定
性验算
滚珠丝杆通常属于受轴向力的细长杆，右轴向工作负载过大，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
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S=353Mpa
弯曲疲劳极限▽斗=268Mpa剪切疲劳
极限j=155Mpa对称循环弯应力的许用应力[；
—]b=59Mpa
3.2轴的结构设计
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
I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。
=16mm；
I段长度为
L|=10mm
U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d2=d^2h，轴肩高度
h=（0.07~0.15）d，
取h=0.15d=0.15x20=3mm
则d2=d<
i+2h=26mm圆整取25mm
U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
L2=17mm
川段直径的确定：
因为带轮是靠右端的螺母来轴向定位的，所以它的直径根据U段直径一致也合理。
加工也更方便。
川段长度的确定：
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。
d1=16mm
d2=25mm
d3=25mm
3）结论
价格便宜的深沟球轴承6005—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33mm
轴段川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18mm
考虑以上几个因素尺寸，川段
的长度为250mm
W段直径的确定：
为保证第一次密圭寸端盖的底面定位和二次密圭寸端盖的顶面定位。
根据具体情况这里取
d4=35mmL4=15mm
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：
L=L1+L2+L3+L4
=10+17+250+15
=282mm
经分析，可算得轴的支承跨距
为L=220mm
L3=250mm
d4=35mm
L4=15mm
L二220mm
3.3按弯矩合成强度校核轴的强度
⑴绘制轴的计算简图（图3-1b）
⑵齿轮受力分析
圆周力
洛=兀=22470.588=1498.O392N
d430
径向力
Fr4=Ft4tan20，545.24N
⑶绘制铅垂面弯矩图
画铅垂面受力图,
计算铅垂面支反力
Fr4
2
L'
Rbv=
Ft4
31—F2
d2
r42
8102
1498545-
22=314.95N
102
10280
5451498一
22-859.95N
画铅垂面弯矩图（图3-1c）计算弯矩值：
截面C右侧弯矩
102
MCV二Rev859.9543857.5N.mm
22
截面C左侧弯矩
Mcv=Rav314.916062.45N.mm
3绘制水平弯矩图
画水平受力图，计算水平支反力
-Mb=0
Rah37-Ft4115=0
解得
Rah二4655N
Rah=Rbh=4655N
画水平弯矩（图3-1d）
计算截面C处弯矩值
Mch=RahL=46555仁237405Nmm
⑷绘制合成弯矩图（图3-1e）
计算合成弯矩值
Mc二，MCVMCH二,43857.R—23740了=241422Nmm
M；
=J（MCV）2+MCH=x/16062.452+2374052=237948Nmm
⑸绘制转矩图
P60.46
转矩T=9.559.5510610982.5Nmm
n400
⑹绘制当量弯矩图
为此应先计算当量弯矩Me,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
Mec=jM「亦$
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
-=0.6
则
Mec=Jmc^（«
T）=J2414222+（0.6+10982.5）2=340553Nmm
⑺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.
⑴计算弯曲应力幅二a
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