毕业设计（论文） 地面打磨机设计
宋体小三号，加粗，1.5倍行距 宋体小三号，居中，1.5倍行距 院 系： 年级专业： 姓 名： 学 号： 附 件：
即所翻译文献名称，小三号宋体字，1.5倍行距，若标题较长，写分两行写，较短，则将后一空行删除。 2015年 4 月 5 日
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毕业设计说明书（论文）中文摘要
首先针对地面打磨机进行总体方案设计，进而确定地面打磨机的总体布局，随后，对主轴组件进行设计。介绍了主轴的工作原理及关键技术。然后，确定了合理的主轴总体结构，分别对主轴的各零部件作了设计，产生了装配图、零件图与设计说明书等设计文档。最后，对主轴的旋转轴和轴承进行了详细的分析和校核，计算表明，该主轴设计符合要求。 关键词： 地面打磨机，主轴组件，主轴，轴承，带轮 I
毕业设计说明书（论文）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 II
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目 录
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1 绪论 ...................................................................................................................................... 1
1.1 概述 ........................................................................................................................... 1 1.2 课题研究的目的和意义 ........................................................................................... 1 1.3 国内外研究现状 ....................................................................................................... 2 1.4 地面打磨机的特点 ................................................................................................... 2 2 地面打磨机的主要计算 ...................................................................................................... 4
2.1 同步带的概述 ........................................................................................................... 4
2.1.1 同步带介绍 .................................................................................................... 4 2.1.2 同步带的特点 ................................................................................................ 4 2.1.3 同步带传动的主要失效形式 ........................................................................ 5 2.1.4 同步带传动的设计准则 ................................................................................ 7 2.1.5 同步带分类 .................................................................................................... 7 2.2 减速电机介绍 ........................................................................................................... 8 2.3 地面打磨机电机的选取 ........................................................................................... 9 2.4 同步带传动计算 ..................................................................................................... 11
2.4.1 同步带计算选型 .......................................................................................... 11 2.4.2 同步带的主要参数（结构部分） .............................................................. 14 2.4.3 同步带的设计 .............................................................................................. 16 2.4.4 同步带轮的设计 .......................................................................................... 17
3 主轴组件要求与设计计算 ................................................................................................ 19
3.1 主轴的基本要求 ..................................................................................................... 19
3.1.1 旋转精度 ...................................................................................................... 19 3.1.2 刚度 .............................................................................................................. 19 3.1.3 抗振性 .......................................................................................................... 20 3.1.4 温升和热变形 .............................................................................................. 20 3.1.5 耐磨性 .......................................................................................................... 21 3.2 主轴组件的布局 ....................................................................................................... 21 3.3 主轴结构的初步拟定 ............................................................................................... 24 3.4 主轴的材料与热处理 ............................................................................................... 24 3.5 主轴的技术要求 ....................................................................................................... 25 3.6 主轴直径的选择 ..................................................................................................... 26 3.7 主轴前后轴承的选择 ............................................................................................... 26 3.8 轴承的选型及校核 ................................................................................................. 27 3.9 主轴前端悬伸量 ..................................................................................................... 30 3.10 主轴支承跨距 ....................................................................................................... 30 3.11 主轴结构图 ........................................................................................................... 31 3.12 主轴组件的验算 ................................................................................................... 31
3.12.1 支承的简化 ................................................................................................ 31 3.12.2 主轴的挠度 ................................................................................................ 32 3.12.3 主轴倾角 .................................................................................................... 33
4 磨头机构相关部件 ............................................................................................................ 35
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4.1 主轴轴承的润滑 ..................................................................................................... 35 4.2 主轴组件的密封 ..................................................................................................... 35
4.2.1 主轴组件密封装置的类型 .......................................................................... 35 4.2.2 主轴组件密封装置的选择 .......................................................................... 35 4.3 轴肩挡圈 ................................................................................................................. 36 4.4 挡圈 ......................................................................................................................... 36 4.5 圆螺母 ..................................................................................................................... 36 4.6 支架校核计算 ......................................................................................................... 37 4.7 挠度、转角、锁紧力的计算及校核 ..................................................................... 37
4.7.1 挠度的计算 .................................................................................................. 38 4.7.2 转角的计算 .................................................................................................. 38 4.7.3 压板处螺栓的选择及校核 .......................................................................... 38
结束语 ...................................................................................................................................... 40 致 谢 ........................................................................................................................................ 41 参考文献 .................................................................................................................................. 42
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1 绪论
1.1 概述
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我国工程建筑机械行业近几年之所以能得到快速发展，一方面通过引进国外先进技术提升自身产品档次和国内劳动力成本低廉是一个原因，另一方面国家连续多年实施的积极的财政政策更是促使行业增长的根本动因。
受国家连续多年实施的积极财政政策的刺激，包括西部大开发、西气东输、西电东送、青藏铁路、房地产开发以及公路（道路）、城市基础设施建设等一大批依托工程项目的实施，这对于重大建设项目装备行业的工程建筑机械行业来说可谓是难得的机遇，因此整个行业的内需势头旺盛。同时受我国加入WTO和国家鼓励出口政策的激励，工程建筑机械产品的出口形势也明显好转。我国建筑机械行业运行的基本环境、建筑机械行业运行的基本状况、建筑机械行业创新、建筑机械行业发展的政策环境、国内建筑机械公司与国外建筑机械公司的竞争力比较以及我国建筑机械行业发展的前景趋势进行了深入透彻的分析。
1.2 课题研究的目的和意义
在发达国家己经普遍采用工厂化生产建筑用地面打磨产品，如意大利OSCAM 公司、奥地利 EVG 公司、德国 PEDAX 公司和美国 KRB公司 等，为施工企业生产建筑用建筑加工产品，或者提供建筑加工企业的成套设备。具体的说，OSCAM 公司生产的机器，自动化程度高、加工速度快、操作方便、形状尺寸一致性好。
国内行业的整体现状及发展趋势
我国建筑加工机械的技术水平总体上比较落后，所生产的地面打磨机等产品，主要是电动机作为动力源、品种规格少、结构形式比较传统、自动化程度差、制造精度较低、创新力不强，参与国际竞争能力弱。
近年来由中国建筑科学研究院机械化分院开发成功的建筑网地面打磨机在技术上占据很大优势，具备国际品质，有很强的竞争力。要提高建筑机械技术水平、为建筑加工企业提供先进生产设备、满足市场需求，需要不断创新、不断研发出新产品。 学习国外先进技术经验，加速研发数字化控制、功能集成化的建筑加工机械是今后发展的目标。要实现建筑加工机械的升级换代，为发展建筑加工产品商品化创造条件，为建筑施工企
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业生产各种建筑加工产品，推动建筑加工产品的商品化进程，使我国建筑加工机械产品跻身于世界先进行列。
1.3 国内外研究现状
纵观我国建筑用地面打磨机的总体水平，与国际上先进产品相比还是比较落后。主要表现在：企业生产规模小，产品的技术含量低，生产效率低下。大部分产品调直速度较低，建筑材料的直线度不高，表面划伤较重。造成这种局面的主要原因在于，我国的建筑用地面打磨机市场还没有真正形成，还处在地域及价格因素占主导位置的过渡阶段，尚未进入真正的市场竞争阶段。生产企业多而零散，且大都处在一种小而全、小而不全的状态，在这些生产企业中很难形成强大的技术投入在这种条件下，企业之间相互抄袭现象严重，很难找到拥有自主知识产权的产品，尚没有出现可以称得上领军式的企业。
建筑用新Ⅲ级建筑材料的推广使用为地面打磨机的生产企业提供了广阔的发展空间。为此，许多企业投入大量资金，争相开发、研制适合新!级建筑材料要求的高速、大直径地面打磨机。
在电气控制方面，众多企业纷纷淘汰传统的电气控制技术，竟相采用先进的PLC 式电脑控制，不仅使控制单元得到了简化，整机的运行更加稳定、可靠，维护更加简单，更使我国建筑用地面打磨机的整体水平跃上一个新的台阶，极大地缩短了与国际上先进产品的差距。
面对空前广阔的地面打磨机市场，广大生产企业也面临严峻的挑战。多年来，受运输长度等多种因素影响，目前已有个别企业看准后续加工中的可观利润，开始购入单机。一旦这些企业实现并完成对现有生产线的改进，将势必对现有的地面打磨机市场，特别是对地面打磨机生产企业形成巨大的冲击。人无远虑，必有近忧，这是一个应该引起广大地面打磨机生产企业十分重视的大问题。
1.4 地面打磨机的特点
1、可灵活调节的变速（启动时可保护变频器，起到缓冲作用）
2、可灵活更换的磨盘，重量足(磨盘压力够)，适合地面、混凝土等不同施工工艺流程之需求。
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3、前置可调节灵活操作扶拉手，适用脚边与大面积磨抛，磨盘可零距离接触脚边磨抛。 4、功能卓越，适合各种环氧地面、水泥地面;环氧水磨石、环氧金刚砂地面的整平、磨抛，清渣，清洗等各种施工工艺需求。
5、磨盘适配灵活、普通，磨盘可适配各种粘贴式、卡入式圆形，马蹄形磨块、磨片，自动流水线整体磨盘(4寸\\8寸10寸)，碗口金刚石磨轮等磨盘磨具多样性。
6、安全性高：设备的启动、停止和前端升降系统的升降都采用24V低压电源。工作电机过载、漏电保护装置。
7、稳定变速装置：机身前端装有齿轮传动变速箱，可挂高低两档，使电机功率100%发挥，低速时极大增强转动轴的扭矩力，适用磨抛过程中不同地面及不同磨抛工艺流程的需要，从而提高磨削、磨抛功效。
8、重量足，磨盘承受压力大：机重达250kg，磨盘相应所受压力达180kg以上。高硬度(如花岗岩、抛光砖、环氧石英砂水磨石、环氧地面、水泥地)和低硬度(云石、人造大理石)地面同时适合。
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2 地面打磨机的主要计算
2.1 同步带的概述
2.1.1 同步带介绍
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同步带是综合了带传动、链条传动和齿轮传动的优点而发展起来的新塑传动带。它由带齿形的一工作面与齿形带轮的齿槽啮合进行传动，其强力层是由拉伸强度高、伸长小的纤维材料或金属材料组成，以使同步带在传动过程中节线长度基本保持不变，带与带轮之间在传动过程中投有滑动，从而保证主、从动轮间呈无滑差的间步传动。
同步带传动（见图3-1）时，传动比准确，对轴作用力小，结构紧凑，耐油，耐磨性好，抗老化性能好，一般使用温度-20℃―80℃，v<50m/s，P<300kw,i<10,对于要求同步的传动也可用于低速传动。
图3-1 同步带传动
同步带传动是由一根内周表面设有等间距齿形的环行带及具有相应吻合的轮所组成。它综合了带传动、链传动和齿轮传动各自的优点。转动时，通过带齿与轮的齿槽相啮合来传递动力。 同步带传动具有准确的传动比，无滑差，可获得恒定的速比，传动平稳，能吸振，噪音小，传动比范围大，一般可达1:10。允许线速度可达50M/S，传递功率从几瓦到百千瓦。传动效率高，一般可达98%，结构紧凑，适宜于多轴传动，不需润滑，无污染，因此可在不允许有污染和工作环境较为恶劣的场所下正常工作。 本产品广泛用于纺织、机床、烟草、通讯电缆、轻工、化工、冶金、仪表仪器、食品、矿山、石油、汽车等各行业各种类型的机械传动中。同步带的使用，改变了带传动单纯为摩擦传动的概念，扩展了带传动的范围，从而成为带传动中具有相对独立性的研究对象，给带传动的发展开辟了新的途径。 2.1.2 同步带的特点
(1)、传动准确，工作时无滑动，具有恒定的传动比； (2)、传动平稳，具有缓冲、减振能力，噪声低；
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(3)、传动效率高，可达0.98，节能效果明显； (4)、维护保养方便，不需润滑，维护费用低；
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(5)、速比范围大，一般可达10，线速度可达50m/s，具有较大的功率传递范围，可达几瓦到几百千瓦；
(6)、可用于长距离传动，中心距可达10m以上。 2.1.3 同步带传动的主要失效形式
在同步带传动中常见的失效形式有如下几种： (1)、同步带的承载绳断裂破坏
同步带在运转过程中承载绳断裂损坏是常见的失效形式。失效原因是带在传递动力过程中，在承载绳作用有过大的拉力，而使承载绳被拉断。此外当选用的主动捞轮直径过小，使承载绳在进入和退出带抡中承受较大的周期性的弯曲疲劳应力作用，也会产生弯曲疲劳折断(见图3-2)。
图3-2 同步带承载绳断裂损坏
(2)、同步带的爬齿和跳齿
根据对带爬齿和跳齿现象的分析，带的爬齿和眺齿是由于几何和力学两种因素所引起。因此为避免产生爬齿和跳齿，可采用以下一些措施：
1、控制同步带所传递的圆周力，使它小于或等于由带型号所决定的许用圆周力。 2、控制带与带轮间的节距差值，使它位于允许的节距误差范围内。 3、适当增大带安装时的初拉力开。，使带齿不易从轮齿槽中滑出。
4、提高同步带基体材料的硬度，减少带的弹性变形，可以减少爬齿现象的产生。 (3)、带齿的剪切破坏
带齿在与带轮齿啮合传力过程中，在剪切和挤压应力作用下带齿表面产生裂纹此裂纹逐渐向齿根部扩展，并沿承线绳表面延件，直至整个带齿与带基体脱离，这就是带齿的剪切脱落（见图3-3）。造成带齿剪切脱落的原因大致有如下几个：
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1、同步带与带轮问有较大的节距差，使带齿无法完全进入轮齿槽，从而产生不完全啮合状态，而使带齿在较小的接触面积上承受过大的载荷，从而产生应力集中，导致带齿剪切损坏。
2、带与带轮在围齿区内的啮合齿数过少，使啮合带齿承受过大的载荷，而产生剪切破坏。
3、同步带的基体材料强度差。
为减少带齿被剪切，首先应严格控制带与带轮间的节距误差，保证带齿与轮齿能正确啮合；其次应使带与带轮在围齿区内的啮合齿数等于或大于6，此外在选材上应采用有较高勿切韧挤压强度的材料作为带的基体材料。
图3-3 带齿的剪切破坏
(4)、带齿的磨损
带齿的磨损（见图3-4）包括带齿工作面及带齿齿顶因角处和齿谷底部的廓损。造成磨损的原因是过大的张紧力和忻齿和轮齿间的啮合干涉。因此减少带齿的磨损，应在安装时合理的调整带的张紧力；在带齿齿形设计时，选用较大的带齿齿顶圆角半径，以减少啮合时轮齿的挤压和刮削；此外应提高同步带带齿材料的耐磨性。
图3-4 带齿磨损
(5)、同步带带背的龟裂(图3-5)
同步带在运转一段时期后，有时在带背会产生龟裂现象，而使带失效。同步带带背
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产
生龟裂的原因如下，
1、带基体材料的老化所引起；
2、带长期工作在道低的温度下，使带背基体材料产生龟裂。
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图3-5 同步带带背龟裂
防止带背龟裂的方法是改进带基体材料的材质，提向材料的耐寒、耐热性和抗老化性能，此外尽量避免同步带在低温和高温条件下工作。 2.1.4 同步带传动的设计准则
据对同步带传动失效形式的分析，可知如同步带与带轮材料有较高的机械性能，制造工艺合理，带、轮的尺寸控制严格，安装调试也正确，那么许多失效形式均可避免。因此，在正常工作条件下，同步带传动的主要失效形式为如下三种；
(1)同步带的承载绳疲劳拉断； (2同步带的打滑和跳齿； (3)同步带带齿的磨损。
因此，同步带传动的设计淮则是同步带在不打滑情况下，具有较高的抗拉强度，保证承线绳不被拉断。此外，在灰尘、杂质较多的工作条件下应对带齿进行耐磨性计算。 2.1.5 同步带分类
同步带齿有梯形齿和弧齿两类，弧齿又有三种系列：圆弧齿(H系列又称HTD带)、平顶圆弧齿(S系列又称为STPD带)和凹顶抛物线齿（R系列)。
梯形齿同步带 梯形齿同步带分单面有齿和双面有齿两种，简称为单面带和双面带。双面带又按齿的排列方式分为对称齿型（代号DA)和交错齿型(代号DB〕。 梯形齿同步带有两种尺寸制：节距制和模数制。我国采用节距制，并根据ISO 5296制订了同步带传动相应标准GB/T 11361～11362-1989和GB/T 11616-1989。
弧齿同步带 弧齿同步带除了齿形为曲线形外，其结构与梯形齿同步带基本相
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同，带的节距相当，其齿高、齿根厚和齿根圆角半径等均比梯形齿大。带齿受载后，应力分布状态较好，平缓了齿根的应力集中，提高了齿的承载能力。故弧齿同步带比梯形齿同步带传递功率大，且能防止啮合过程中齿的干涉。
弧齿同步带耐磨性能好，工作时噪声小，不需润滑，可用于有粉尘的恶劣环境。已在食品、汽车、纺织、制药、印刷、造纸等行业得到广泛应用。
2.2 减速电机介绍
减速电机是指减速机和电机的集成体。这种集成体通常也可称为齿轮电机或齿轮电机。通常由专业的减速机生产厂进行集成组装好后成套供货。减速电机广泛应用于钢铁行业、机械行业等。使减速电机的优点是简化设计、节省空间。减速机一般是通过把电动机.内燃机或其它高速运转的动力通过减速机的输入轴上的齿数少的齿轮啮合输出轴上的大齿轮来达到减速的目的。
图3-6 减速电机
减速电机的特点
1、减速电机结合国际技术要求制造,具有很高的科技含量。 2、节省空间,可靠耐用,承受过载能力高,功率可达95KW以上。 3、能耗低,性能优越,减速机效率高达95%以上。
4、振动小,噪音低,节能高,选用优质段钢材料,钢性铸铁箱体,齿轮表面经过高频热处理。
5、经过精密加工,确保定位精度,这一切构成了齿轮传动总成的齿轮减速电机配置了各类电机,形成了机电一体化,完全保证了产品使用质量特征。
6、产品才用了系列化、模块化的设计思想,有广泛的适应性,本系列产品有极其多的电机组合、安装位置和结构方案,可按实际需要选择任意转速和各种结构形式。
减速电机类型及参数
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减速电机的类型 1、大功率齿轮减速电机 2、同轴式斜齿轮减速电机 3、平行轴斜齿轮减速电机 4、螺旋锥齿轮减速电机 5、YCJ系列齿轮减速电机 6、蜗轮蜗杆减速电机
减速电机的选型
要确定一个减速电机的型号，需要确定下列几个参数：
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1、确定机械的运转速度，根据这个速度计算齿轮减速电机的减速比（减速比=入力轴速度/出力轴速度=电机速度/机械要求速度）；
2、计算负载的力矩，根据这个力矩选择齿轮减速电机的出力（参考齿轮减速电机厂家提供的“输出扭矩表”），确定齿轮减速电机的型号；
3、确定减速电机的附加功能，比如说断电刹车、通电刹车、变频、缩框、外壳材质等，有些附加功能只有特定的工厂可以提供，比如城邦齿轮减速机，它提供了所有的附加功能，所以在选择的时候，与供应商的沟通是很重要的。
减速电机的应用
减速电机的应用非常广泛，属于机械设备不可或缺的动力设备，特别是在包装机械、印刷机械、瓦楞机械、彩盒机械、输送机械、食品机械、立体停车场设备、自动仓储、立体仓库、化工、纺织、染整设备上。
2.3 地面打磨机电机的选取
（1）粗略计算驱动电机的功率
已知假设重量为m=250kg g=10N/kg
总重力G1=mg=25010=250N 查表3-1得摩擦系数为0.035
表3.1 摩擦系数表
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1）驱动功率计算
则工件受到的摩擦力为：
fmg250100.03587.5N
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作用在一个滚子上的载荷（包括滚子自重） N 0～110 110～450 450～900 ≥900 物品与接触的底面材料 金属 0.04 0.035 0.025 0.02 木材 0.045 0.035 0.03 0.025 硬底板 0.05 0.05 0.045 0.05 则移行电机所需牵引力为：
Ff87.5N
假设地面打磨机直径R=125mm 假设地面打磨机转速na=61rpm
地面打磨机速度vω=πRna=π×0.125×61=24m/min
设功率安全系数为1.2，驱动装置的效率为0.8，则需要的驱动功率为：
PFV1.2/(6010000.8)87.5241.2/(6010000.8)0.05kW
2）电动机至地面打磨机的总效率η ηc—联轴器效率，ηc=0.99 ηb—对滚动轴承效率，ηb=0.99 ηv—v带效率，ηv=0.94 η
cy—地面打磨机滚子效率，ηcy=0。96
估算传动系统总效率 η=ηvηbηcη
cy=0.94×0.99×0.99×0.96=0.88
3）所需电动机的功率Pd（kw） Pd=Pw/η=0.05/0.88=0.06kw
为保证驱动电机有足够的功率余量，结合减速电机样本应选择功率为0.37kW的电机。
根据要求选用sew减速电机型号为
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S37DT71D4/BMG/HR/TH/IS/M1/A/180°/fb=1.55 电动机额定功率为Pm=0.37kw 电动机满载转速为nm=61r/min
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（3）基于电动机的以上特点，本文选用减速电机作为输送机床的驱动装置。查SEW减速电机的规格表，选用如下减速电机。
表3.2 选用的电机的详细参数
电机额定功率Pm/kW 0.37 输出转速 na/[r/min] 56 输出扭矩 Ma/N·m 47 减速机 速比i 22.5 输出轴许用径向载荷FRa/N 2870 使用系数 SEW-fB 1.55 减速机 型号 DT71D4 电机 型号 SF37 重量/kg 14 此型号的电机在一定程度上保证了驱动功率有一定的盈余，因数在电机起动时，若输送机床上有工件，则此时的起动功率会比平时工作时的功率要大，且减速电机本身还有一定的使用系数。
2.4 同步带传动计算
2.4.1 同步带计算选型
设计功率是根据需要传递的名义功率、载荷性质、原动机类型和每天连续工作的时间长短等因素共同确定的，表达式如下：
PdKAPm
式中
Pm——需要传递的名义功率
KA——工作情况系数，按表2工作情况系数KA选取KA=1.7；
表2.工作情况系数KA
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PdKAP1.70.370.63W 2）确定带的型号和节距
可根据同步带传动的设计功率Pd'和小带轮转速n1，由同步带选型图中来确定所需采用的带的型号和节距。
其中Pd=0.63kw，n1=61rpm。查表3-2-2
表3-2-2
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选同步带的型号为H：，节距为：Pb=8.00mm 3)选择小带轮齿数z1，z2
可根据同步带的最小许用齿数确定。查表3-3-3得。 查得小带轮最小齿数14。 实际齿数应该大于这个数据
初步取值z1=34故大带轮齿数为：z2=i×z1=1×z1=34。 故z1=34，z2=34。
4）确定带轮的节圆直径d1，d2
小带轮节圆直径d1=Pbz1/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 大带轮节圆直径d2=Pbz2/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 5）验证带速v
由公式v=πd1n1/60000计算得， vdn6010003.1486.53610.276m/ss﹤vmax=40m/s,其中vmax=40m/s由表3-2-4查
601000得。
a) 确定带长和中心矩
根据《机械设计基础》得0.7(d1d2)a02(d1d2) 所以有：
121.14mma0346.12mm
现在选取轴间间距为取a0224mm 10、同步带带长及其齿数确定
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L0=2a0第14页 共47页
2(d1d2)
=22243.14(86.5386.53)/2 =719.7mm
11、带轮啮合齿数计算
有在本次设计中传动比为1，所以啮合齿数为带轮齿数的一半，即zm=17。 12、基本额定功率P0的计算
(Tamv2)vP0查基准同步带的许用工作压力和单位长度的质量表4-3可以知道
1000Ta=2100.85N，m=0.448kg/m。 所以同步带的基准额定功率为
(2100.850.4480.12)0.1=0.21KW P0=
1000表4-3 基准宽度同步带的许用工作压力和单位长度的质量
13、计算作用在轴上力Fr
Fr=
1000Pd v=71.6N
2.4.2 同步带的主要参数（结构部分） 1、同步带的节线长度
同步带工作时，其承载绳中心线长度应保持不变，因此称此中心线为同步带的节线，并以节线周长作为带的公称长皮，称为节线长度。在同步带传动中，带节线长度是一个重要
参数。当传动的中心距已定时，带的节线长度过大过小，都会影响带齿与轮齿的正常啮
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合，因此在同步带标准中，对梯形齿同步带的各种哨线长度已规定公差值，要求所生产的同步带节线长度应在规定的极限偏差范围之内（见表4-4）。
表4-4 带节线长度表
2、带的节距Pb
如图4-2所示，同步带相邻两齿对应点沿节线量度所得约长度称为同步带的节距。带节距大小决定着同步带和带轮齿各部分尺寸的大小，节距越大，带的各部分尺寸越大，承载能力也随之越高。因此带节距是同步带最主要参数．在节距制同步带系列中以不同节距来区分同步带的型号。在制造时，带节距通过铸造模具来加以控制。梯形齿标准同步带的齿形尺寸见表4-5。 3、带的齿根宽度
一个带齿两侧齿廓线与齿根底部廓线交点之间的距离称为带的齿根宽度，以s表示。带的齿根宽度大，则使带齿抗剪切、抗弯曲能力增强，相应就能传动较大的裁荷。
图4-2 带的标准尺寸
表4-5 梯形齿标准同步带的齿形尺寸
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4、带的齿根圆角
带齿齿根回角半径rr的大小与带齿工作时齿根应力集中程度有关t齿根圆角半径大，可减少齿的应力集中，带的承载能力得到提高。但是齿根回角半径也不宜过大，过大则使带
齿与轮齿啮合时的有效接触面积城小，所以设计时应选适当的数值。 5、带齿齿顶圆角半径八
带齿齿项圆角半径八的大小将影响到带齿与轮齿啮合时会否产生于沙。由于在同步带传动中，带齿与带轮齿的啮合是用于非共扼齿廓的一种嵌合。因此在带齿进入或退出啮合时，
带齿齿顶和轮齿的顶部拐角必然会超于重叠，而产生干涉，从而引起带齿的磨损。因此为使带齿能顺利地进入和退出啮合，减少带齿顶部的磨损，宜采用较大的齿顶圆角半径。但与齿根圆角半径一样，齿顶圆角半径也不宜过大，否则亦会减少带齿与轮齿问的有效接触面积。
6、齿形角
梯形带齿齿形角日的大小对带齿与轮齿的啮合也有较大影响。如齿形角霹过小，带齿纵向截面形状近似矩形，则在传动时带齿将不能顺利地嵌入带轮齿槽内，易产生干涉。但齿形角度过大，又会使带齿易从轮齿槽中滑出，产生带齿在轮齿顶部跳跃现象。 2.4.3 同步带的设计
在这里，我们选用梯形带。带的尺寸如表4-6。带的图形如图4-3。
表4-6 同步带尺寸
型号 H 节距 8 齿形角 40。 齿根厚 6.12 齿高 4.3 齿根圆角半径 1.02 齿顶圆半径 1.02 16
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图4-3 同步带
2.4.4 同步带轮的设计 同步带轮的设计的基本要求 1、保证带齿能顺利地啮入与啮出
由于轮齿与带齿的啮合同非共规齿廓啮合传动，因此在少带齿顶部与轮齿顶部拐角处的干涉，并便于带齿滑入或滑出轮齿槽。
2、轮齿的齿廊曲线应能减少啮合变形，能获得大的接触面积，提高带齿的承载能力即在选探轮齿齿廓曲线时，应使带齿啮入或啮出时变形小，磨擦损耗小，并保证与带齿均匀接触，有较大的接触面积，使带齿能承受更大的载荷。 3、有良好的加了工艺性
加工工艺性好的带轮齿形可以减少刀具数量与切齿了作员，从而可提高生产率，降低制造成本。 4、具有合理的齿形角
齿形角是决定带轮齿形的重要的力学和几何参数，大的齿形角有利于带齿的顺利啮入和啮出，但易使带齿产生爬齿和跳齿现象；而齿形角过小，则会造成带齿与轮齿的啮合干涉，因此轮齿必须选用合理的齿形角。
同步带轮的设计结果
同步带轮用梯形齿，其图形如图4-4。
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图 4-4 同步带轮
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3 主轴组件要求与设计计算
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主轴组件是地面打磨机的执行件，它的功用是支承并带动砂轮旋转，完成表面成形运动，同时还起传递运动和扭矩、承受切削力和驱动力等载荷的作用。由于主轴组件的工作性能直接影响到地面打磨机的加工质量和生产率，因此它是地面打磨机中的一个关键组件。
主轴和一般传动轴的相同点是，两者都传递运动、扭矩并承受传动力，都要保证传动件和支承的正常工件条件，但主轴直接承受切削力，还要带动工件或刀具，实现表面成形运动，因此对主轴有较高的要求。
3.1 主轴的基本要求
3.1.1 旋转精度
主轴的旋转精度是指主轴在手动或低速、空载时，主轴前端定位面的径向跳动△r、端面跳动△a和轴向窜动值△o。如图2-1所示：图中实线表示理想的旋转轴线，虚线表示实际的旋转轴线。当主轴以工作转速旋转时，主轴回转轴线在空间的漂移量即为运动精度。
主轴组件的旋转精度取决于部件中各主要件（如主轴、轴承及支承座孔等）的制造精度和装配、调整精度；运动精度还取决于主轴的转速、轴承的性能和润滑以及主轴部件的动态特性。各类通用地面打磨机主轴部件的旋转精度已在地面打磨机精度标准中作了规定，专用地面打磨机主轴部件的旋转精度则根据工件精度要求确定。
△r△o△a
图2-1 主轴的旋转误差
3.1.2 刚度
主轴组件的刚度K是指其在承受外载荷时抵抗变形的能力，如图2-2所示，即K=F/y（单位为N/m），刚度的倒数y/F称为柔度。主轴组件的刚度，是主轴、轴承和支承座
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的刚度的综合反映，它直接影响主轴组件的旋转精度。显然，主轴组件的刚度越高，主轴受力后的变形就越小，如若刚度不足，在加工精度方面，主轴前端弹性变形直接影响着工件的精度；在传动质量方面，主轴的弯曲变形将恶化传动齿轮的啮合状况，并使轴承产生侧边压力，从而使这些零件的磨损加剧，寿命缩短；在工件平稳性方面，将使主轴在变化的切削力和传动力等作用下，产生过大的受迫振动，并容易引起切削自激振动，降低了工件的平稳性。
图2-2 主轴组件静刚度
主轴组件的刚度是综合刚度，影响主轴组件刚度的因素很多，主要有：主轴的结构尺寸、轴承的类型及其配置型式、轴承的间隙大小、传动件的布置方式、主轴组件的制造与装配质量等。 3.1.3 抗振性
主轴组件的抗振性是指其抵抗受迫振动和自激振动而保持平稳运转的能力。在切削过程中，主轴组件不仅受静载荷的作用，同时也受冲击载荷和交变载荷的作用，使主轴产生振动。如果主轴组件的抗振性差，工作时容易产生振动，从而影响工件的表面质量，降低刀具的耐用度和主轴轴承的寿命，还会产生噪声影响工作环境。随着地面打磨机向高精度、高效率方向发展，对抗振性要求越来越高。
评价主轴组件的抗振性，主要考虑其抵抗受迫振动和自激振动能力的大小。 3.1.4 温升和热变形
主轴组件工作时因各种相对运动处的摩擦和搅油等而发热，产生了温升，温升使主轴组件的形状和位置发生畸变，称为热变形。热变形应以主轴组件运转一定时间后各部分位置的变化来度量。
主轴组件温升和热变形，使地面打磨机各部件间相对位置精度遭到破坏，影响工件加工精度，高精度地面打磨机尤为严重；热变形造成主轴弯曲，使传动齿轮和轴承的工作状
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态变坏；热变形还使主轴和轴承，轴承与支承座之间已调整好的间隙和配合发生变化，影响轴承正常工作，间隙过小将加速齿轮和轴承等零件的磨损，严重时甚至会发生轴承抱轴现象。
影响主轴组件温升、热变形的主要因素有：轴承的类型和布置方式，轴承间隙及预紧力的大小，润滑方式和散热条件等。 3.1.5 耐磨性
主轴组件的耐磨性是指长期保持其原始精度的能力，即精度的保持性。因此，主轴组件各个滑动表面，包括主轴端部定位面、锥孔，与滑动轴承配合的轴颈表面，移动式主轴套筒外圆表面等，都必须具有很高的硬度，以保证其耐磨性。
为了提高主轴组件的耐磨性，应该正确地选用主轴和滑动轴承的材料及热处理方法、润滑方式，合理调整轴承间隙，良好的润滑和可靠的密封。
3.2 主轴组件的布局
主轴组件的设计，必须保证满足上述的基本要求，从而从全局出发，考虑主轴组件的布局。
地面打磨机主轴有前、后两个支承和前、中、后三个支承两种，以前者较多见。两支承主轴轴承的配置型式，包括主轴轴承的选型、组合以及布置，主要根据对所设计主轴组件在转速、承载能力、刚度以及精度等方面的要求，并考虑轴承的供应、经济性等具体情况，加以确定。在选择时，具体有以下要求：
（1）适应刚度和承载能力的要求
主轴轴承选型应满足所要求的刚度和承载能力。径向载荷较大时，可选用滚子轴承；较小时，可选用球轴承。双列滚动轴承的径向刚度和承载能力，比单列的大。同一支承中采用多个轴承的支承刚度和承载能力，比采用单个轴承大。一般来说，前支承的刚度，应比后支承的大。因为前支承刚度对主轴组件刚度的影响要比后支承的大。表2-1所示为滚动轴承和滑动轴承的比较。
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表2-1 滚动轴承和滑动轴承的比较
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基本要求 滚动轴承 精度一般或较差。可在无隙或预加滑动轴承 动压轴承 静压轴承 旋转精度 载荷下工作。精度也可以很高，但制造困难 仅与轴承型号有单油楔轴承一般，多油楔轴承较高 可以很高 刚度 关，与转速、载荷随转速和载荷升与节流形式有关，无关，预紧后可提高而增大 高一些 一般为恒定值，高随转速增加而增与油腔相对压差与载荷转速无关 承载能力 速时受材料疲劳加，高速时受温升有关，不计动压效强度限制 限制 应时与速度无关 抗振性能 不好，阻尼系数较好，阻尼系数很好，阻尼系数D=0.029 D=0.055 D=0.4 高速受疲劳强度中高速性能较好。速度性能 和离心力限制，低低速时形不成油中速性能较好 漠，无承载能力 本身功耗小，但有适应于各种转速 一般较小，润滑调 摩擦功耗 整不当时则较大较小f=0.001~0.08 相当大的泵功耗f=0.002～0.008 无噪声 f=0.0005～0.001 本身无噪声，泵有噪声 本身寿命无限，但供油系统的寿命有限 噪声 较大 寿命 受疲劳强度限制 在不频繁启动时，寿命较长 （2）适应转速要求
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由于结构和制造方面的原因，不同型号和规格的轴承所允许的最高转速是不同的。轴承的规格越大，精度等级越低，允许的最高转速越低。在承受径向载荷的轴承当中，圆柱滚子轴承的极限转速，比圆锥滚子轴承的高。在承受轴向载荷的轴承当中，向心推力轴承的极限转速最高；推力球轴承的次之；圆锥滚子轴承的最低，但承载能力与上述次序相反。因此，应综合考虑转速和承载能力两方面要求来选择轴承型式。
（3）适应精度的要求
起止推作用的轴承的布置有三种方式：前端定位—止推轴承集中布置在前支承；后端定位—集中布置在后支承；两端定位—分别布置在前、后支承。
采用前端定位时，主轴受热变形向后延伸，不影响轴向定位精度，但前支承结构复杂，调整轴承间隙较不便，前支承处发热量较大；后端定位的特点与前述的相反；两端定位时，主轴受热伸长后，轴承轴向间隙的改变较大，若止推轴承布置在径向轴承内侧，主轴可能因热膨胀而弯曲。
（4）适应结构的要求
当要求主轴组件在性能上有较高的刚度和一定的承载能力，而在结构上径向尺寸要紧凑时，则可在一个支承（尤其是前支承）中配置两个或两个以上的轴承。
对于轴间距很小的多主轴地面打磨机，由于结构限制，宜采用滚针轴承来承受径向载荷，用推力球轴承来承受轴向载荷，并使两轴承错开排列。
（5）适应经济性要求
确定主轴轴承配置型式，除应考虑满足性能和结构方面要求外，还应作经济性分析，使经济效果好。
在中速和大载荷情况下，采用圆锥滚子轴承要比采用向心轴承和推力轴承组合配置型式成本低，因为前者节省了两个轴承，而且箱体工艺性较好。
综合考虑以上因素，本设计的主轴采用前、后支承的两支承主轴，前支承采用双列向心短圆柱滚子轴承和推力球轴承的组合，D级精度；后支承采用圆柱滚子轴承，E级精度。其中前支承的双列圆柱滚子轴承，滚子直径小，数量多（50—60个），具有较高的刚度；两列滚子交错布置，减少了刚度的变化量；外圈无挡边，加工方便；轴承内孔为锥孔，锥度为1：12，轴向移动内圈使之径向变形，调整径向间隙和预紧；黄铜实体保持架，利于轴承散热。前支承的总体特点是：主轴静刚度好，回转精度高，温升小，径向间隙可以调整，易保持主轴精度，但由于前支承结构比较复杂，前、后支承的温升不同，热变形较大，
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此外，装配、调整比较麻烦。
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3.3 主轴结构的初步拟定
主轴的结构主要决定于主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承和密封装置等的类型、数目、位置和安装定位的方法，同时还要考虑主轴加工和装配的工艺性，一般在地面打磨机主轴上装有较多的零件，为了满足刚度要求和能得到足够的止推面以及便于装配，常把主轴设计成阶梯轴，即轴径从前轴颈起向后依次递减。主轴是空心的或者是实心的，主要取决于地面打磨机的类型。此次设计的主轴，也设计成阶梯形，同时，在满足刚度要求的前提下，设计成空心轴，以便通过刀具拉杆。
主轴端部系指主轴前端。它的形状决定于地面打磨机的类型、安装夹具或刀具的形式，并应保证夹具或刀具安装可靠、定位准确，装卸方便和能传递一定的扭矩。
3.4 主轴的材料与热处理
主轴材料主要根据刚度、载荷特点、耐磨性和热处理变形大小等因素选择。 主轴的刚度与材料的弹性模量E值有关，钢的E值较大（2.1×10N/cm左右），所以，主轴材料首先考虑用钢料。钢的弹性模量E的数值和钢的种类和热处理方式无关，即不论是普通钢或合金钢，其弹性模量E基本相同。因此在选择钢料时应首先选用价格便宜的中碳钢（如45钢），只有在载荷特别重和有较大的冲击时，或者精密地面打磨机主轴需要减少热处理后的变形时，或者轴向移动的主轴需要保证其耐磨性时，才考虑选用合金钢。
当主轴轴承采用滚动轴承时，轴颈可不淬硬，但为了提高接触刚度，防止敲碰损伤轴颈的配合表面，不少45钢主轴轴颈仍进行高频淬火（HRC48～54）.有关45钢主轴热处理情况如下表2.2所列：
表2-2 使用滚动轴承的45钢主轴热处理等参数
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材 料 牌 号 工 作 条 件 使 用 机 床 常 用 轻中负载 轻中负载局部要求高硬度 轻中负载PV≤2第25页 共47页
热 处 理 代 用 50 调质 硬 度 车、钻、铣、磨床主轴 磨床的砂轮轴 车、钻、铣、45 HB220～250 45 50 高频淬火 淬火回火高频淬火 HRC52～58 HRC42～50 HRC52～58 40（N·m/cm·s） 磨床的主轴 45 50 此次设计的地面打磨机主轴，考虑到主轴材料的选择原则，选用价格便宜的中碳钢（45钢）。查表2-2中，因工作中承受轻、中负荷，且要求局部高硬度，故热处理采用高频淬火，HRC52～58。
3.5 主轴的技术要求
主轴的精度直接影响到主轴组件的旋转精度。主轴和轴承、齿轮等零件相连接处的表面几何形状误差和表面粗糙度，关系到接触刚度，零件接触表面形状愈准确、表面粗糙度愈低，则受力后的接触变形愈小，亦即接触刚度愈高。因此，对主轴设计必须提出一定的技术要求。
（1）轴颈
此次设计的主轴，应首先考虑轴颈。支承轴颈是主轴的工作基面、工艺基面和测量基面。主轴工作时，以轴颈作为工作基面进行旋转运动；加工主轴时，为了保证锥孔中心和轴颈中心同轴，一般都以轴颈作为工艺基面来最后精磨锥孔；在检查主轴精度时，以轴颈作为测量基面来检查各部分的同轴度和垂直度。采用滚动轴承时，轴颈的精度必须与轴承的精度相适应。轴颈的表面粗糙度和硬度，将影响其与滚动轴承的配合质量。
对于普通精度级地面打磨机的主轴，其支承轴颈的尺寸精度为IT5，轴颈的几何形状允差（圆度、圆柱度等）通常应小于直径公差的1/4～1/2。
（2）内锥孔
内锥孔是安装刀具或顶尖的定位基面。在检验地面打磨机精度时，它是代表主轴中心线的基准，用来检查主轴与其他部件的相互位置精度，如主轴与导轨的平行度等。由于刀具和顶尖要经常装拆，故内锥孔必须耐磨。
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锥孔与轴承轴颈的同轴度，一般以锥孔端部及其相距100～300毫米处对轴颈的径向跳动表示；其形状误差用标准检验锥着色检查的接触面积大小来检验，此乃综合指标；还要求一定的表面粗糙度和硬度等。
3.6 主轴直径的选择
主轴直径对主轴组件刚度的影响很大，直径越大，主轴本身的变形和轴承变形引起的主轴前端位移越小，即主轴组件的刚度越高。
但主轴前端轴颈直径D1越大，与之相配的轴承等零件的尺寸越大，要达到相同的公差则制造越困难，重量也增加。同时，加大直径还受到轴承所允许的极限转速的限制，甚至为地面打磨机结构所不允许。
通常，主轴前轴颈直径D1可根据传递功率，并参考现有同类地面打磨机的主轴轴颈尺寸确定。查《金属切削地面打磨机设计》第506页表5-12中，几种常见的通用地面打磨机钢质主轴前轴颈的直径D1，可供参考，如下表2-3所示：
地面打磨机，查上表中对应项，初取D1= D2=30。
表2-3 主轴前轴颈直径D1的选择
机床功率 （千瓦） 机床 1.47～2.5 车床 铣床 外圆磨床 60～80 50～90 — 2.6～3.6 70～90 60～90 50～90 3.7～5.5 70～105 60～95 55～70 5.6～7.3 95～130 75～100 70～80 7.4～11 110～145 90～105 75～90 11～14.7 140～165 100～115 75～100 3.7 主轴前后轴承的选择
根据前述关于轴承的选择原则，查《金属切削设计简明手册》第375页，选取主轴前支承的36206是旧型号，新型号是7206C，即接触角为15°的角接触球轴承。
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图2-6 轴承结构参数及安装尺寸
3.8 轴承的选型及校核
滚动轴承的选择包括轴承类型选择、轴承精度等级选择和轴承尺寸选择。
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轴承类型选择适当与否，直接影响轴承寿命以至机器的工作性能。选择轴承类型时应当分析比较各类轴承的特性，并参照同类机器中的轴承使用经验。
在选择轴承类型时，首先要考虑载荷的大小、方向以及轴的转速。一般说来，球轴承便宜，在载荷较小时，宜优先选用。滚子轴承的承载能力比球轴承大，而且能承受冲击载荷，因此在重载荷或受有振动、冲击载荷时，应考虑选用滚子轴承。但要注意滚子轴承对角偏斜比较敏感。
当主要承受径向载荷时，应选用向心轴承。当承受轴向载荷而转速不高时，可选用推力轴承；如转速较高，可选用角接触球轴承。当同时承受径向裁荷和轴向载荷时，若轴向载荷较小，可选用向心球轴承或接触角不大的角接触球轴承；若轴向载荷较大，而转速不高，可选用推力轴承和向心轴承的组合方式，分别承受轴向载荷和径向载荷；’当轴向载荷较大，且转速较高时，则应选用接触角较大的角接触轴承。
各类轴承适用的转速范围是不相同的，在机械设计手册中列出了各类轴承的极限转速。一般应使轴承在低于极限转速下运转。向心球轴承、角接触球轴承和短圆柱痞子轴承的极限转速较高。适用于较高转速场合。推力轴承的极限转速较低．只能用于较低转速场合。
其次，在选择轴承类型时还需考虑安装尺寸限制、装拆要求，以及轴承的调心件能和风度，一般球轴承外形尺寸较大，滚子轴承较小，滚针轴承的径向尺寸最小而轴向尺寸较大，此外，不同系列的轴承，其外形尺寸也不相同。
选择轴承一般应根据机械的类型、工作条件、可靠性要求及轴承的工作转速n，预先确定一个适当的使用寿命Lb (用工作小时表示)，再进行额定动裁荷和额定静载荷的计算。
对于转速较高的轴承(n>10r／min),可按基本额定动载荷计算值选择轴承，然后校核其额定静载荷是否满足要求。当轴承可靠性为90％、轴承材料为常规材料并在常规条件下运转时，取500h作为额定寿命的基准，同时考虑温度、振动、冲击等变化，则轴承基本额定动载荷可按下式进行简化计算。
CfhfmfdPCr fnfTC——基本额定动载荷计算值，N； P——当量动载荷，N； fh——寿命因数；1
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fn——速度因数；0.822
fm——力矩载荷因数，力矩载荷较小时取1.5，较大时取2； fd——冲击载荷因数；1.5 fT——温度因数；1
CT——轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，N；
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查文献[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。 在本输送装置中，可以假设轴承只承受径向载荷，则当量动载荷为： P=XFr+YFa
查文献[3]的表6-2-18，得，X=1，Y=0； 所以，P=Fr=1128N。由以上可得：
Cfhfmfd11.51.5P11283087.6N fnfT0.8221本输送机中的轴承承受的载荷多为径向载荷，所以选取深沟球轴承，查文献[6]的附表6-1，并考虑轴的外径，选取轴承6305-RZ，其具体参数为：内径d=25mm，外径D=62mm，基本额定载荷Cr22.2kN，基本额定静载荷C0r11.5kN，极限速度为10000r/min，质量为0.219kg。
然后校核该轴承的额定静载荷。额定静载荷的计算公式为：
C0S0P0C0r 式中：
C0——基本额定静载荷计算值，N; P0——当量静载荷，N； S0——安全因数
C0r——轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定静载荷，N。
查文献[3]的表6-2-14知，对于深沟球轴承，其当量静载荷等于径向载荷。 查文献[3]的表6-2-14知，安全系数S01.2 则轴承的基本额定静载荷为：
C0S0P01.211281353.6NC0r11.2kN 由上式可知，选取的轴承符合要求。
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3.9 主轴前端悬伸量
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主轴前端悬伸量a指的是主轴前支承支反力的作用点到主轴前端受力作用点之间的距离，它对主轴组件刚度的影响较大。悬伸量越小，主轴组件刚度越好。
主轴前端悬伸量a取决于主轴端部的结构形状及尺寸，一般应按标准选取，有时为了提高主轴刚度或定心精度，也可不按标准取。
另外，主轴前端悬伸量a还与前支承中轴承的类型及组合型式、工件或夹具的夹紧方式以及前支承的润滑与密封装置的结构尺寸等有关。
因此，在满足结构要求的前提下，应尽可能减小悬伸量a，以利于提高主轴组件的刚度。
初算时，可查《金属切削地面打磨机设计》第158页，如下表2-4所示：
表2-4 主轴的悬伸量与直径之比
类型 Ⅰ 机 床 和 主 轴 的 类 型 通用和精密车床，自动车床和短主轴端铣床，用滚动轴承支承，适用于高精度和普通精度要求 中等长度和较长主轴端的车床和铣床，悬伸量不太长（不是细a/ D1 0.6～1.5 Ⅱ 长）的精密镗床和内圆磨，用滚动和滑动轴承支承，适用于绝大部分普通生产的要求 孔加工地面打磨机，专用加工细长深孔的地面打磨机，由加工1.25～2.5 Ⅲ 技术决定需要有长的悬伸刀杆或主轴可移动，由于切削较重而不适用于有高精度要求的地面打磨机 >2.5 根据上表所列，所设计的地面打磨机属于Ⅱ型，所以取a/ D1为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 主轴支承跨距
主轴支承跨距L是指主轴前、后支承支承反力作用点之间的距离。
合理确定主轴支承跨距，可提高主轴部件的静刚度。可以证明，支承跨距越小，主轴自身的刚度越大，弯曲变形越小，但支承的变形引起的主轴前端的位移量将增大；支承跨距大，支承的变形引起的主轴前端的位移量较小，但主轴本身的弯曲变形将增大。可见，
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支承跨距过大或过小都会降低主轴部件的刚度。
有关资料对合理跨距选择的推荐值可作参考： （1） L合理=（4～5）D1
（2） L合理=（3～5）a，用于悬伸长度较小时； （3） L合理=（1～2）a，用于悬伸长度较大时。
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根据此次设计的地面打磨机刚性主轴的悬伸量较大，取L合理≤2.5a为宜。即此次设计的主轴两支承的合理跨距
L合理≤2.5a=2.5×120=300 初取L=280。
3.11 主轴结构图
根据以上的分析计算，可初步得出主轴的结构如图2-7所示：
图2-7 主轴结构图
3.12 主轴组件的验算
主轴在工作中的受力情况严重，而允许的变形则很微小，决定主轴尺寸的基本因素是所允许的变形的大小，因此主轴的计算主要是刚度的验算，与一般轴着重于强度的情况不一样。通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度的要求。
刚度乃是载荷与弹性变形的比值。当载荷一定时，刚度与弹性变形成反比。因此，算出弹性变形量后，很容易得到静刚度。主轴组件的弹性变形计算包括：主轴端部挠度和主轴倾角的计算。 3.12.1 支承的简化
对于两支承主轴，若每个支承中仅有一个单列或双列滚动轴承，或者有两个单列球轴
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承，则可将主轴组件简化为简支梁，如下图2-8所示；若前支承有两个以上滚动轴承，可认为主轴在前支承处无弯曲变形，可简化为固定端梁，如图2-9所示：
图
2-8 主轴组件简化为简支梁
图2-9 主轴组件简化为固定端梁
此次设计的主轴，前支承选用了一个双列向心短圆柱滚子轴承和两个推力球轴承作为支承，即可认为主轴在前支承处无弯曲变形，可简化为上图2-9所示。 3.12.2 主轴的挠度
查《材料力学I》第188页的表6.1，对图2-9作更进一步的分析，如下图2-10所示： 根据图2-10，可得此时的最大挠度
3Bmax=Fl
-3EI其中，
F—主轴前端受力。此处，F=FZ=1213.1N l—A、B之间的距离。此处，l=a=12cm
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BθF
图2-10 固定端梁在载荷作用下的变形
E—主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.1×10N/cm
I—主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D，内孔直径为d时，
π（D4-d4）I=。此处，D=35
6472故可计算出，主轴端部的最大挠度：
Bmax=-1.87×104 mm
3.12.3 主轴倾角
主轴上安装主轴和安装传动齿轮处的倾角，称为主轴的倾角。此次设计的主轴主要考虑主轴前支承处的倾角。若安装轴承处的倾角太大，会破坏轴承的正常工作，缩短轴承的使用寿命。
根据图2-10，可得此时的最大倾角
Fl2B=
-2EI其中，
F—主轴前端受力。此处，F=F·z=1213.1N l—A、B之间的距离。此处，l=a=12cm
E—主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.1×10N/cm
I—主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D，内孔直径为d时，
128138π（D4d4）I=。此处，D==133
26472故可计算出，主轴倾角为：
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B=-2.3×106 rad
查《地面打磨机设计》第一册中机械部分的第670页，可知： 当
x最大≤0.0002L mm
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最大≤0.001 rad
时，刚性主轴的刚度满足要求。 此处的x最大，
最大即为最大挠度和最大倾角，L为主轴支承跨距。
将已知数据Bmax和B代入，即可得： 初步设计的主轴满足刚度要求。
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4 磨头机构相关部件
4.1 主轴轴承的润滑
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润滑的作用是降低摩擦，减小温升，并与密封装置在一起，保护轴承不受外物的磨损和防止腐蚀。润滑剂和润滑方式决定于轴承的类型、速度和工作负荷。如果选择得合适，可以降低轴承的工作温度和延长使用期限。
滚动轴承可以用润滑油或润滑脂来润滑。试验证明，在速度较低时，用润滑脂比用润滑油温升低。所以，此次设计的主轴支承均采用润滑脂。同时，主轴是装在主轴套筒内的，为防止使用润滑油时泄漏，也应采用润滑脂润滑。
4.2 主轴组件的密封
密封对主轴组件的工作性能与润滑影响也较大。地面打磨机主轴密封不好，将使润滑剂外流，造成浪费，加速零件的磨损，还会严重地影响到工作环境及地面打磨机的外观。 4.2.1 主轴组件密封装置的类型
主轴组件密封装置的类型，主要有以下几种：具有弹性元件的接触式密封装置；皮碗（油封）式密封装置；具有金属和石墨元件的接触式密封装置；挡油圈式和螺旋沟式密封装置；圈形间隙式、油沟式和迷宫式密封装置；立式主轴的密封装置等。 4.2.2 主轴组件密封装置的选择
选用密封装置时，应考虑到主轴组件的下列具体工作条件：密封处主轴颈的线速度；所用润滑剂的种类及其物理化学性质；主轴组件的工作温度；周围介质的情况；主轴组件的结构特点；密封装置的主要用途等。
综合考虑上述因素，主轴前支承处选用迷宫式密封，径向尺寸不超过0.3mm，中填润滑脂，轴向尺寸不超过1.5mm。
查《机械设计课程设计手册》第87页表7-17，可得此次选用的迷宫式密封装置的结构参数如下图3-1所示：
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图3-1 迷宫式密封装置的结构参数
4.3 轴肩挡圈
前支承双列向心短圆柱滚子轴承和推力球轴承之间所用的挡圈，可查《机械设计课程设计手册》第56页表5-1，可得此次选用的挡圈的结构参数如下图3-2所示：
图3-2 轴肩挡圈的结构参数
4.4 挡圈
两推力球之间用的挡圈为非标准件，径向尺寸依主轴套筒尺寸而定，轴向尺寸可初取为6mm。
4.5 圆螺母
锁紧靠主轴后支承一边的推力球轴承以及锁紧两推力球轴承内的套筒，分别采用两个圆螺母，为了增加可靠性，再加一止动螺钉。圆螺母具体的参数可查《机械设计课程设计手册》第60页表5-6，结构如下图3-3所示：
htC×45030°120°C1m36
d1dkD 本科毕业设计说明书（论文）
图3-3 圆螺母（GB812-88）
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4.6 支架校核计算
支架优点在于：
1、刚度高、抗震性能好，精度高，精度保持性好，整体式支架，将分体式支架上、下体合为一个支架整体，采用整体式箱形结构设计，经有限元分析、计算，通过对支架内部筋板的合理布置，提高了支架的刚度和固有频率，支架采用高强度低应力铸铁铸造，经良好的时效处理，热变形小，在承受最大工件重量和最大额定切削力的情况下。支架整体变形小，抗振性能好，满足车床精度检验标准的要求。
2、结构更加简单、优化、合理，整体式支架将分体式支架上、下体合为一个支架整体，取消了分体式支架联结的定位键和把合螺钉，总零件数和标准件数更少，取消了分体式支架上、下体的配合加工面，取消了分体式支架上、下体的装配环节，加工、装配工艺性更好，节约了加工、装配总费用，降低了支架的总重量和总成本。
4.7 挠度、转角、锁紧力的计算及校核
根据工件最大长度和最大旋转外径假设工件最大重量 Q=2760N
顶尖支撑工件可简化为简支梁，因此支架负重Q/2=1380N 支架套筒直径55mm 钢的弹性模量
E 2.1106kgfcm2
断面惯性矩
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D464=256×104mm4
顶尖伸出套筒长70mm 根据公式
FcKc(fap)N
查表可知单位切削力Kc2305Nmm2 f0.3mmr ap=3.6mm 故切削力 Fc=2489N
机床加工如此重的工件时，支架主轴一般紧缩在支架体内，现在假设主轴伸出为支架主轴伸出支架体最大长度的1/2. 4.7.1 挠度的计算
Pl33EI (4-2)
l=0.000002
y许用挠度［yl］0.0001～0.0005,yl[yl],l 在范围之内。
4.7.2 转角的计算
Pl22EI (3-3)
=0.0018
许用转角[]0.001～0.005rad，在[]范围内。
4.7.3 压板处螺栓的选择及校核
在机床支架上通过一组两个相同的螺栓连接支架和导轨的，并用压板固定。压板的作用是连接支架和导轨，并通过连接螺栓的紧固或松开来确定支架在导轨上的位置。由于螺栓需支撑的强度比较大并且其长度大于160，而M16的螺栓的长度最高为160，因此我们选M20的螺栓，下面我们来确定连接螺栓的直径。
选用螺栓的材料为35号钢，则许用抗拉强度〔σ〕=540Mpa，由作用力与反作用力定理可知支架的上部和下部之间的摩擦力f等于通过顶尖作用在支架上的轴向力F，即
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Ff，根据《金属切削原理与刀具》切削时产生的轴向分力F(0.1~0.6)Fc，
F=0.6×2489=1493。为了满足加工后的工件的精度要求，在工件重量较大和切削力较大的情况下机床不发生共振，取轴向力F1800N。F1.8KN,取摩擦系数为0.12。
由fN可知作用在下箱体上的压力
Nf1.80.1215.7KN
从而可得转动凸轮轴端的方形部分所需要的力至少为15.7KN，那么作用在每个螺栓上的力为
F'N215.727.85KN
因为压板与导轨之间的连接形式为松连接，由公式
4F' d (3-4)
[]于是可得
4F' d[]
=13.6mm
现螺栓直径为20mm，故螺栓选择合理。
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结束语
我觉得这次设计是对过去所学专业知识的一个全面的综合的运用。在设计的过程中我全面地温习了以前所学过的知识，包括机械设计基础和机械制图方面的基础知识，还有刚学过的数控机床这门课，经过复习整理所学得专业知识使得设计思路清晰系统。通过设计使我更加接近生产实际，锻炼了将理论运用于实际的分析和解决实际问题的能力，巩固、加深了有关机械设计方面的知识。
还有很重要的一点是让我体会到了一个设计者的精神。在设计过程中既要自己不断思考、创造，又要注意借用现有的资料，掌握了查阅和使用标准、规范、手册、图册、及相关技术资料的基本技能以及计算、绘图、数据处理等方面的能力。
通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，掌握了一般机械设计的程序和方法，有助于树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的机械设计能力。
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致 谢
毕业设计即将结束，在老师的指导和同学的帮助之下，学生对于道路设计有了更多新的认知，对设计有了更深一步的认识，整体脉络了解得更加的清晰透彻。通过毕业设计，学生对自己大学四年以来所学的知识有更多的认识。
毕业设计，帮助我们总结大学四年收获、认清自我。同时，还帮助我们改变一些处理事情时懒散的习惯。从最开始时的搜集资料，整理资料，到方案比选，确定方案，每一步都是环环相扣，衔接紧密，其中任何一个步骤产生遗漏或者疏忽，就会对以后的设计带来很多的不便。
学生的动手能力和资料搜集能力在设计中也得到提升。毕业设计中很多数值、公式、计算方法都需要我们去耐心地查阅书籍，浏览资料，设计中需要用到辅助设计软件的地方，也需要我们耐心的学习。掌握其使用的要领，运用到设计当中去。最后汇总的时候，需要将前期各个阶段的工作认真整理。
毕业设计结束了，通过设计，学生深刻领会到基础的重要性，毕业设计不仅仅能帮助学生检验大学四年的学习成果，更多的是毕业设计可以帮助我们更加清楚的认识自我，磨练学生的意志与耐性，这会为学生日后的工作和生活带来很大的帮助。
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参考文献
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