鉆桿螺旋邊成型機總體設計

1、<p><b>　　摘要</b></p><p>　　本設計主要對鉆桿螺旋邊卷繞機進行了較全面論述，了解了纏繞機的類型、發(fā)展現(xiàn)狀。闡明了卷繞機的工作原理、組成及其特性。并根據(jù)螺卷繞機的工作原理、工作條件、工作要求等設計一卷繞機。在此過程中，經過對比結合，初步確定了合適的卷繞機結構形式。 在計算中，首先確芯軸的尺寸，然后通過對該尺寸計算校核，選擇出其他部件的外形尺寸，再對其進行校核，

2、確定是否能達到設計要求。由于某些原因，沒有上傳完整的畢業(yè)設計（完整的應包括畢業(yè)設計說明書、相關圖紙CAD/PROE、中英文文獻及翻譯等），此文檔也稍微刪除了一部分內容（目錄及某些關鍵內容）如需要的朋友，請聯(lián)系我的叩扣:2215891151，數(shù)萬篇現(xiàn)成設計及另有的高端團隊絕對可滿足您的需要. 由于芯軸在卷繞過程中受力較復雜。本設計從這個問題出發(fā)，通過芯軸的動力學模型對其受力過程進行分析.同時，利用分析問題的結果再綜合其他因素，最終選取合適

3、的電動機、減速器和聯(lián)軸器。接下來的設計包括對主軸組件的設計校核，對送料壓輪的設計校核，對連接接鍵及轉盤的強度校核，對支承軸的命、前后支架軸承端蓋及套杯的設計和優(yōu)化。</p><p>　　最后對鉆桿螺旋邊卷繞機的安裝和平時保養(yǎng)做了總結，整個設計對今后的設計工作將有實際指導意義和價值。</p><p>　　關鍵詞：螺旋邊卷繞機 芯軸 校核 原理</p><p>

4、;<b>　　Abstract</b></p><p>　　This design on the drill pipe spiral side winding machine, discussed in a more comprehensive understanding of a winding machine type, development status. Clarifies the

5、 working principle of the winding machine, the composition and characteristics. And in accordance with the working principle of the spiral winding machine, working conditions, job requirements and the design of a winding

6、 machine. In this process, after the contrast combination, initially identified a suitable winding machine struct</p><p>　　Finally, the installation and normal maintenance of the drill pipe spiral edge of th

7、e winding machine to do the entire design for the future design work will have practical guidance on the meaning and value.</p><p>　　Key words: Spiral side winding machine Mandrel Check principle<

8、/p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　前 言………………………………………………………………錯誤!未定義書簽。</p><p>　　1 芯軸參數(shù)設計……………………………………………………2</p><p>　　1.1芯軸直徑及螺旋邊弧長計算......................2<

9、/p><p>　　1.2 芯軸的其他尺寸參數(shù)設計........................3</p><p>　　2 芯軸力學模型及電機選用..............................4</p><p>　　2.1 芯軸裝置力學模型..............................4</p><p>　　2.2 扁

10、鋼塑性變形分析..............................5</p><p>　　2.3 芯軸和卷制的扁鋼轉動慣量分析..................5</p><p>　　2.4 電動機功率計算及選用..........................8</p><p>　　3 芯軸尺寸校核和確定........................

11、.........10</p><p>　　3.1按扭轉強度條件強度校核并確定軸的直徑..........11</p><p>　　3.2 按彎扭合成強度校核軸.........................12</p><p>　　4 主軸組件設計.......................................29</p><p

12、>　　4.1主軸組件的基本要求............................29</p><p>　　4.2滾動軸承的剛度確定............................31</p><p>　　4.3主軸組件設計計算..............................31</p><p>　　4.4 主軸組件的剛度校核.....

13、......................39</p><p>　　5 連接接鍵的強度校核計算及轉盤的設計.................40</p><p>　　5.1鍵的連接強度計算..............................40</p><p>　　6 支承軸承的壽命校核.................................43

14、</p><p>　　6.1 力作用于I處時對軸承的壽命校核...............44</p><p>　　6.2 力作用于II處時對軸承的壽命校核..............50</p><p>　　7 送料壓輪設計.......................................55</p><p>　　8 前、后支承

15、設計......................................57</p><p>　　8.1 前后支承的作用和設計基本要求.................57</p><p>　　8.2 前支承的具體設計參數(shù).........................57</p><p>　　8.3 后支承的具體設計參數(shù).................

16、........60</p><p>　　9 前后支架軸承端蓋及套杯設計..........................60</p><p>　　9.1 前支架軸承端蓋設計...........................60</p><p>　　9.2 后支架軸承端蓋及套杯設計.....................62</p><p

17、>　　10 導軌和機架設計.....................................64</p><p>　　10.1 導軌設計....................................63</p><p>　　10.2 機架設計....................................63</p><p>　　致

18、謝.................................................66</p><p>　　參考文獻..............................................69</p><p><b>　　前 言</b></p><p>　　傳統(tǒng)加工工藝是采用熱卷工藝，由4人一組進行操作，第

19、一個人上料，并用鐵鉗子扶正原料，同時用腳壓住原料；第二個人用手虎鉗將原料端部夾緊于模具左端螺旋槽開始位；第三個人用氧一乙炔中性火焰逐段加熱進入螺旋槽內的原料；第四個人待原料加熱到奧氏體狀態(tài)，轉動手把卷制螺旋邊，共分3段進行卷制，直至結束，取出整個成品。傳統(tǒng)工藝存在著許多問題，工人勞動強度大；產量低、成本高、人工效率低；模具消耗大，退模困難，勞動條件差；產品質量存在無法消除的缺陷；因離火焰近，工人長時間受高熱影響，尤其在夏天情況更為惡劣。

20、</p><p>　　這次畢業(yè)設計的鉆桿螺旋邊卷繞機，采用專用機床冷卷，卷繞機。它是將扁鋼條卷繞成拉簧狀。卷繞之前需先把扁鋼條固定在轉盤上，然后裝夾在滑輪的槽內。這時可起動按鈕，通過驅動電機經過減速器減速后達到50的轉速，轉盤旋轉帶動扁鋼條卷繞到芯軸上。通過滑輪與光杠是滑動配合。隨著卷繞圈數(shù)的增加，滑輪能自行向左軸向移動，直到整根扁鋼條卷繞成螺旋邊為止。停車后軸承座上銷軸，將后軸承座向后推開，取下芯軸。然后再套在

21、鉆桿內用螺旋邊拉伸機拉開至所需螺距。</p><p>　　改進工藝后螺旋邊彎曲均勻，螺距均勻，變形光滑，產品質量大幅提高，質量穩(wěn)定，下步工序無需整形；工作條件良好，工人勞動強度極大改善，退模容易，模具消耗低；效率提高，整體加工能力提高了10倍左右，解決了以前制約生產的瓶頸問題。</p><p><b>　　1 芯軸參數(shù)設計</b></p><p&g

22、t;　　1.1 芯軸直徑及螺旋邊弧長計算</p><p>　　鉆桿參數(shù)：長1米；螺距；鉆桿直徑26；</p><p><b>　　鉆桿螺旋邊參數(shù)。</b></p><p><b>　　圖1-1 鉆桿</b></p><p>　　0～2對應弧長為（即單位螺旋弧長）：</p><p&

23、gt;　　其中為螺旋線X=a cost, Y=a sint, Z=kt;</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　式（ 1-1 ）</b></p><p><b>　　由已知設計參數(shù)得：</

24、b></p><p>　　螺距L=60mm=2k k=30/2</p><p>　　直徑d=26mm a=13</p><p>　　帶入式1-1中，則有：</p><p><b>　　=</b></p><p>　　螺旋線總弧長：S=×</p&g

25、t;<p>　　圖1-2 芯軸卷繞螺旋邊</p><p>　　由等弧長公式求解得:</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　解得： mm</b></p><p><

26、;b>　　說明：</b></p><p>　　由于在卷繞同時芯軸和卷繞的螺旋邊之間存在一定的間隙，為了確保螺旋邊拉伸后緊貼在的空心鉆桿上，因此取，即芯軸直徑為。</p><p>　　1.2 芯軸的其他尺寸參數(shù)設計</p><p><b>　　由設計參數(shù)知：</b></p><p>　　鉆桿螺旋邊螺距為

27、 鉆桿長度為 螺旋邊尺寸為（厚寬）</p><p>　　為了實現(xiàn)緊密纏繞、防止爬背設計卷繞角度為，則螺旋邊在沿軸線方向上的距離為：</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　為芯軸上纏繞螺旋邊的數(shù)目，取;</p><p><b>　　為鉆桿長度，;</b>&l

28、t;/p><p><b>　　為芯軸直徑，。</b></p><p><b>　　解得：</b></p><p>　　尺寸分布如下：（單位mm）</p><p>　　圖1-3 芯軸尺寸參數(shù)</p><p>　　2 芯軸力學模型及電機選用</p><p>　

29、　動力學模型描述了卷繞裝置所受的力和力矩作用產生的影響。芯軸卷繞過程中受力較復雜。本章從這個問題出發(fā)，通過芯軸的動力學模型對上述所提到的受力過程進行分析.同時，利用分析問題的結果再綜合其他條件選取合適的電機。</p><p>　　2.1 芯軸裝置力學模型</p><p>　　如圖2-1所示是卷繞機構芯軸卷繞扁鋼運動受力簡圖。是芯軸的直徑；是芯軸卷繞金屬扁鋼時的線速度；是F是扁鋼塑性變形臨界

30、點的力。F是轉動慣量派生產生的力。根據(jù)力的平衡原理得：</p><p><b>　　F=F+F</b></p><p>　　圖2-1 芯軸卷繞扁鋼運動受力簡圖</p><p>　　2.2 扁鋼塑性變形分析</p><p>　　扁鋼由直板形狀開始發(fā)生彎曲時的初始轉矩為M</p><p><b&

31、gt;　　M=</b></p><p><b>　　M=×</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　W為扁鋼抗彎截面系數(shù)：W=</p><p>　　為Q235-

32、A鋼材的屈服強度：=235 Mpa</p><p>　　為鋼材截面形狀系數(shù)（矩形）：取1.5</p><p>　　2.3 芯軸和卷制的扁鋼轉動慣量分析</p><p>　　芯軸轉動時卷制螺旋邊引起的轉矩值：</p><p><b>　　==</b></p><p><b>　　=<

33、/b></p><p><b>　　= 且=0</b></p><p><b>　　則：</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　= ==</b></p><p><b>　　

34、式中：</b></p><p>　　J為芯軸及其卷繞螺旋扁鋼的轉動慣量（包括芯軸的轉動慣量和芯軸上扁鋼的轉動慣量，即J=+）；</p><p>　　為芯軸轉動平穩(wěn)后勻速轉動角速度。</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p>&

35、lt;p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　式中：</b></p><

36、;p><b>　　為芯軸的質量；</b></p><p>　　為芯軸材料密度約為；</p><p><b>　　為芯軸體積參數(shù)。</b></p><p><b>　　說明：</b></p><p>　　由于扁鋼是緊密纏繞在芯軸上的，為了簡化計算可近似等效為卷筒物理模型，則

37、轉動慣量為：</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　為芯軸上扁鋼的質量；</p><p>　　為扁鋼的密度，約為；</p><p><b>　　為扁鋼的體積參數(shù)。</b></p><p><b>　　kg</b></p&g

38、t;<p><b>　　式中：</b></p><p>　　B、h、L是芯軸上卷繞螺旋邊的厚度、高度、長度，參數(shù)是3×13×10400（單位：mm）。</p><p>　　因此有： </p><p>　　即： </p><p><b>　　說明：&

39、lt;/b></p><p>　　由于轉動慣量派生出的力相對塑性變形力很小，因此可忽略不計，取</p><p>　　2.4 電動機功率計算及選用</p><p>　　根據(jù)前面的計算結果可以求得電動機功率：</p><p><b>　　傳動效率得：</b></p><p><b>　

40、　實際所需功率：</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　為帶傳動效率，取0.96；</p><p>　　為軸承傳動效率，取0.98；</p><p>　　為齒輪傳動效率，取0.97；</p><p>　　為聯(lián)軸器傳動效率，取0.99；</p>

41、;<p>　　為轉盤傳動效率，取0.99。</p><p><b>　　說明：</b></p><p>　　由于在進行電動機選取考慮因素中，沒有考慮到摩擦損耗。同時摩擦損耗也是機械能流失最嚴重的原因，大多以熱能形式損失掉。再則，為了減少電動機的負載率，提高電動機的使用壽命。因此，查閱機械手冊，根據(jù)Y系列（IP44）三相異步電機參考數(shù)據(jù)，選用型號為Y90L

42、-4 電動機。電動機額定功率是1.5kw,滿載轉速為1400r/min。</p><p>　　3 芯軸尺寸校核和確定</p><p>　　芯軸是卷繞機與螺旋邊直接接觸工作的部位，由于芯軸要求的直徑只有32mm，所以芯軸不能太長。如果太長軸上受到的彎矩會增大，這樣會造成芯軸的制造選材困難，增加成本。同時，為了使芯軸能正常工作，需在芯軸右設置支承機構。結構采用類似車床頂尖結構（圖3-1）。由

43、于后支承軸的直徑尺寸遠遠大于芯軸的工作直徑，同時為了簡化計算故假設后支承和芯軸是通軸聯(lián)接。</p><p>　　圖3-1 后支承頂尖</p><p>　　3.1按扭轉強度條件強度校核并確定軸的直徑</p><p>　　芯軸設計尺寸如圖3-2所示：</p><p>　　圖 3-2 芯軸設計尺寸</p><p><b

44、>　　式中：</b></p><p><b>　　為扭轉切應力，；</b></p><p><b>　　為扭矩，；</b></p><p>　　為軸的抗扭截面系數(shù)，；</p><p><b>　　為轉軸轉速，；</b></p><p>

45、　　為芯軸處最小直徑，；</p><p>　　為許用扭轉切應力，?。?0Cr鋼）。</p><p>　　3.2 按彎扭合成強度校核軸</p><p>　　3.2.1卷繞螺旋邊芯軸受力分析</p><p>　　由設計條件可知： 卷繞角度為5</p><p>　　滑輪和芯軸位置尺寸結構參數(shù)如下：</p>

46、<p><b>　　受力分析可簡化為：</b></p><p>　　根據(jù)平面力的分析可知：</p><p><b>　　圖 3-4</b></p><p>　　3.2.2 在芯軸上滑輪的運動范圍</p><p>　　由第一章中芯軸參數(shù)設計可知卷繞一個螺旋邊需要扁鋼長度為1869mm.由于在

47、卷繞過程中為了方便螺旋邊的制作，提高加工效率，因此選用長為10.5米的扁鋼（非標準扁鋼，需要專門定做）。待卷繞完成后，根據(jù)所需要的長度截取即可。這樣一來省時省力，一次裝夾七次剪切便可獲取6段螺旋邊。</p><p>　　螺旋邊在芯軸軸向上長度為：</p><p>　　因此，滑輪在芯軸上的移動范圍是45mm345mm，即也是在芯軸上的作用范圍。</p><p>　　3

48、.2.3 對芯軸上所受的力和力矩進行分析</p><p><b>　?。╝）</b></p><p><b>　　(b)</b></p><p><b>　　(c)</b></p><p>　　圖3-4 軸的剪力和彎矩圖</p><p>　　以梁的左端為

49、坐標原點，選取坐標系如圖3-4所示。在AC段取距離原點為x的任意截面，截面以左只有外力，根據(jù)剪力和彎矩的計算方法和符號規(guī)則，求出這一截面的和M分別為：</p><p>　　由于a+b=L 且 (a為螺旋邊在芯軸上的移動范圍)</p><p>　　則當時，M取最大值，即：</p><p>　　3.2.4 對芯軸最大彎矩處力和力矩進行分析并校核軸的強度</p

50、><p><b>　　力、彎矩、扭矩分析</b></p><p><b>　　受力分析圖：</b></p><p><b>　　剪力圖：</b></p><p><b>　　彎矩圖：</b></p><p><b>　　扭矩圖

51、：</b></p><p>　　圖3-5 軸的受力分析圖</p><p><b>　　2）芯軸強度校核</b></p><p>　　已知軸的彎矩和扭矩后，可以針對某些危險的截面（即彎矩和扭矩大而軸頸可能不足的截面）做彎矩合成強度校核計算。按第三強度理論，計算應力：</p><p>　　通常由彎矩所產生的彎矩應

52、力是對稱循環(huán)變應力，而扭矩產生的扭矩切應力則常常不是對稱循環(huán)應力。為了考慮兩者循環(huán)特征不同的影響，引入折合系數(shù)，則計算應力為：</p><p>　　式中的彎曲應力為對稱循環(huán)變應力。當扭矩應力為靜止時，取。</p><p>　　對于直徑為的圓軸，彎曲應力為，扭矩切應力，將帶入式，則軸的彎扭合成強度條件為：</p><p><b>　　式中：</b&g

53、t;</p><p><b>　　為軸的計算應力，；</b></p><p><b>　　為軸所受的彎矩，；</b></p><p><b>　　為軸所受的扭矩，；</b></p><p><b>　　為抗彎截面系數(shù)，</b></p><

54、;p>　　為受到對稱循環(huán)變應力時，軸的許用彎曲應力，。</p><p>　　3.2.5 精確校核芯軸的疲勞強度</p><p>　　精確校核芯軸的疲勞強度計算實質是在于確定變應力情況下軸的安全程度。在已知的外形尺寸及載荷的基礎上，確定II截面為危險截面。（此外是對彎曲應力和扭轉應力，還有應力集中和絕對尺寸影響）同時對彎矩最大處截面III進行安全校核。</p><p

55、>　　圖 3-6 芯軸工作部分圖</p><p><b>　　<1>截面II右側</b></p><p>　　由3.2.3對芯軸上力、彎矩分析可知：當II截面上有最大彎矩時，扁鋼繞到最后一圈，即距離軸支承最左側345mm處，則：</p><p><b>　　圖3-7</b></p><

56、p>　　截面II處最大彎矩為：</p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　截面II處扭矩：</b></p><p><b>　　截面上彎曲應力：</b><

57、/p><p><b>　　截面上扭轉應力：</b></p><p>　　芯軸材料為40Cr鋼，調質處理。根據(jù)機械手冊中數(shù)據(jù)可查得：</p><p>　　截面上由于軸肩而產生的理論應力集中系數(shù)按照機械手冊表21-27查找（圖3-8）。</p><p>　　圖3-8 理論應力集中系數(shù)</p><p>&l

58、t;b>　　因</b></p><p><b>　　經插值后可查得：</b></p><p>　　又有機械設計教材中附圖3-1可得到軸的材料敏感系數(shù)為：</p><p>　　圖3-9 鋼材的敏感系數(shù)</p><p><b>　　由圖3-9知：</b></p><

59、p>　　故有效應力集中系數(shù)可知:</p><p>　　由圖3-10可知鋼材的尺寸和截面系數(shù)為：</p><p>　　圖3-10鋼材的尺寸和截面系數(shù)</p><p>　　由圖3-11可知扭轉剪切尺寸系數(shù)為：</p><p>　　圖3-11 扭轉剪切尺寸系數(shù)</p><p>　　軸按照磨削加工，由圖3-12可知表面質

60、量系數(shù)：</p><p>　　圖4-12 表面質量系數(shù)</p><p>　　軸未經過強化處理，即： ；</p><p>　　計算彎曲疲勞極限綜合影響系數(shù)和剪切疲勞極限綜合影響系數(shù)得：</p><p>　　根據(jù)合金鋼特性系數(shù)： 取</p><p><b>　　取</b></p&g

61、t;<p><b>　　則計算安全系數(shù)</b></p><p>　　<2>對芯軸上最大彎矩處進行安全系數(shù)校核（截面III處）</p><p>　　由于截面III處的兩側直徑相同，則選取左側和右側均可且結果相同。</p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)：</b></p><p&

62、gt;<b>　　抗扭截面系數(shù)：</b></p><p>　　由3.2.4所計算的最大彎矩為：</p><p><b>　　截面扭矩為：</b></p><p><b>　　截面上彎曲應力為：</b></p><p><b>　　截面上扭轉應力為：</b>

63、</p><p>　　根據(jù)附表查取集中應力系數(shù)：</p><p>　　截面III處材料是非階梯軸，則：</p><p>　　故效應力集中系數(shù)為：</p><p>　　由圖3-10可知鋼材的尺寸和截面系數(shù)為：</p><p>　　由圖3-11可知扭轉剪切尺寸系數(shù)為：</p><p>　　軸按照磨削

64、加工，由圖3-13可知表面質量系數(shù)：</p><p>　　軸未經過強化處理，即： ；</p><p>　　計算彎曲疲勞極限綜合影響系數(shù)和剪切疲勞極限綜合影響系數(shù)得：</p><p>　　根據(jù)合金鋼特性系數(shù)： 取</p><p><b>　　取</b></p><p><b>

65、;　　則計算安全系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)對芯軸截面II和截面III進行安全系數(shù)計算，證明軸的安全系數(shù)符合要求。</p><p>　　3.2.6 芯軸的剛度校核計算</p><p>　　按芯軸的扭轉剛度校核計算</p><p>　　軸的扭轉變形用每米長的扭轉角來表示。圓軸扭轉角的計算公式為：</p>&l

66、t;p><b>　　階梯軸：</b></p><p>　　因此，軸的設計剛度符合要求。</p><p><b>　　4 主軸組件設計</b></p><p>　　大多數(shù)機床都具有主軸組件，而我們這次設計的專用機床只有一個主軸組件，。它是主運動的執(zhí)行件，是螺旋邊卷繞機的重要組成部分。主軸組件是由主軸、支承軸承和安裝在軸

67、上的傳動件、密封件等組成的。</p><p>　　主軸組件功用是用來支承并帶動工作機構（包括工件等）完成運動并傳遞扭矩、承受工作載荷。因此，主軸組件的工作性能直接影響到加工質量和生產率等。主軸實際上是這臺專用機床的工作機構的輸入軸。</p><p>　　4.1主軸組件的基本要求</p><p>　　為了使主軸組件在一定的載荷與轉速下，能使工件獲得精確、穩(wěn)定的旋轉運動

68、，并長期保持這一性能，對主軸組件的基本要求有以下幾方面：</p><p>　　4.1.1 旋轉精度</p><p>　　主軸做旋轉運動時線速度為零的點的連線為主軸的旋轉中心線。在理想狀態(tài)下，該線即為主軸的幾何中心線，其位置是不隨時間而變化的。但實際上，由于制造和裝配等誤差的影響，主軸旋轉時，該線的空間位置每時每刻都在發(fā)生變化。瞬時旋轉中心線相對于理想旋轉中心線的空間位置上的偏差，即主軸旋轉

69、時的瞬時誤差（旋轉誤差），其范圍就為主軸的旋轉精度為了便于分析，常把主軸的旋轉誤差分解成徑向圓跳動和軸向竄動和角度擺角。</p><p>　　圖4-1 主軸旋轉誤差分析圖</p><p>　　主軸組件的旋轉精度是指卷繞機在空載低速轉動時，在主軸前端定位面上測得的徑向圓跳動、端面圓跳動和軸向竄動值的大小。主軸組件的旋轉精度直接受到軸承精度和間隙的影響，同時也和與軸承相配合零件（箱體、主軸本身

70、—）的精度及軸承安裝、調整等因素有關。運動精度還取決于主軸轉速、軸承組合設計和軸承的性能以及主軸組件的平衡等。</p><p><b>　　4.1.2 靜剛度</b></p><p>　　靜剛度簡稱為剛度。主軸組件的剛度是指在外加載荷的作用下抵抗變形的能力。通常是指在主軸工作端部作用一個靜態(tài)力（或扭矩M）時，F(xiàn)與主軸在F作用方向上所產生的變形y之比。對大多數(shù)機床來說，

71、主軸的徑向剛度是主要的。如果滿足了徑向剛度，則軸向剛度和扭轉剛度基本上都能滿足。</p><p><b>　　4.1.3耐磨性</b></p><p>　　主軸組件的耐磨性是指長期地保持其原始制造精度的能力，即精度的保持性。因此，主軸組件的滑動表面都必須有很高的硬度，以保持其耐磨性。影響耐磨性的主要因素為主軸、軸承材料與熱處理，軸承（或襯套）類型及潤滑方式等。<

72、/p><p>　　除以上三點外還有抗振性和熱變性，它們都不同程度上影響著機床的特性。</p><p>　　4.2滾動軸承的剛度確定</p><p>　　滾動軸承的剛度主要是徑向剛度和軸向剛度，這兩種剛度也同時存在著內在的聯(lián)系。滾動軸承的剛度一般是指徑向剛度。徑向剛度是軸承的徑向載荷與徑向位移之比值。徑向位移包括軸承本身的彈性位移和軸承環(huán)與主軸軸頸及箱體孔的配合表面間的接

73、觸變形?？梢灶A緊的滾動軸承能減小其自身的彈性位移，計算時可不考慮其軸承環(huán)與軸頸及箱體孔的配合表面間的接觸變形，僅以滾動軸承的游隙為零時，承受徑向載荷所產生的徑向彈性位移來計算軸承的剛度。</p><p>　　對于零間隙時球軸承剛度為：</p><p><b>　　式4-0</b></p><p><b>　　式中：</b>

74、</p><p>　　為軸承所受的徑向力，單位為;</p><p><b>　　為接觸角，單位為；</b></p><p><b>　　為滾動體列數(shù)；</b></p><p><b>　　為單列滾子體個數(shù)；</b></p><p>　　4.3主軸組件設計

75、計算</p><p>　　根據(jù)“機械設計”課程中關于軸的設計基本內容，卷繞機主軸的具體工作條件，應用類比法確定主軸的基本結構。</p><p>　　在一般情況下，軸的設計取決于剛度，而不是其機械強度。因此，主軸的構造和形狀主要取決于軸上所安裝的傳動件和軸承等零件類型、數(shù)量、位置和安裝方法等。同時還要考慮主軸的加工和裝配的工藝性。因此，常常把軸做成階梯形式。</p><p

76、>　　4.3.1主軸組件計算時支承簡化</p><p>　　在計算主軸組件的時候，應首先建立力學模型，將兩個簡支承主軸作為簡支梁，支承（軸承）的實際支承點按照簡化方法簡化。在卷繞機主軸支承中，由于受到的徑向力不是很大，所以選用深溝球軸承。故簡化后的支承點在軸承中部。如圖4-2所示。經過這樣的簡化后，主軸就可以當作支承在剛性刃形支座上的簡支梁計算。</p><p>　　圖4-2 支承簡

77、化分析圖</p><p>　　4.3.2主軸直徑確定</p><p>　　根據(jù)材料力學可知，主軸的剛度與其慣性矩成正比，而慣性矩與軸的直徑的四次方成正比。主軸直徑越大，剛度值越大，但是直徑越大后耗材會增加，重量會增大，使主軸上的傳動件和軸承以及主軸支架（主軸箱）尺寸增大；而且由于軸承的線速度提高增大了軸承的發(fā)熱量。因此，主軸直徑應在合理內盡量選大些，以滿足剛度的要求，并兼顧結構緊湊。<

78、;/p><p>　　為便于安裝傳動件及支承件，主軸通常為階梯軸，各段直徑向尾端逐漸減小。各段直徑中最重要的，并對主軸結構尺寸有決定性影響的是同主軸前端軸承相配合的軸頸直徑。</p><p>　　主軸前軸頸直徑一般根據(jù)電機的功率來確定，由于在地三章已經計算過最小直徑，同時為了簡化轉盤的加工，所以采用和芯軸前端相同的直徑即。后端由于還要連接聯(lián)軸器對軸端有削弱作用因此也設計成和前端相同的直徑。<

79、;/p><p>　　4.3.3．主軸前端部懸伸量的確定</p><p>　　主軸前端懸伸量是指主軸前支承徑向支反力作用點到前端受力作用點之間的距離。懸伸量一般取決于主軸端部的尺寸、主軸軸承的布置形式及密封形式。經分析可得，伸縮量可以明顯地提高主軸組件的剛度和抗振性。</p><p>　　為了加強主軸前端與轉盤的接觸，方便設計與裝配，采用主軸與轉盤之間用鍵連接，接觸長度為

80、50mm。利用經驗公式初步確定前軸承座端面距離為50mm，再則軸承端蓋和裝配空間大約為50mm。則主軸前端懸伸量為：</p><p>　　4.3.4 主軸組件的兩支承的最佳跨距的計算</p><p>　　主軸組件所承受的外力通常是作用在主軸前端的徑向力和徑向力矩以及作用在主軸某處的傳動力。這些作用力將使主軸端部發(fā)生撓度，它直接影響主軸組件的工作性能。它是由主軸本身的剛度及其主軸支承的剛度所

81、決定。根據(jù)力的獨立性原理，分別考慮在的單獨作用下求出主軸前端的撓度，然后進行向量合成，得出前端的撓度。當（主軸組件的最佳跨距）時，主軸端部的總撓度為最?。ǎ粗鬏S主件具有的最大剛度。</p><p>　　在卷繞機機構設計中為了簡化計算，同時由于影響較小。由于卷繞機在工作過程中只受到彎矩和圓周力，其中圓周力在水平面上可以使支承產生支反力，這時的圓軸力可以理解成水平面上的徑向力。</p><p&

82、gt;　　<1>假設當軸承為剛性支承，主軸為彈性體，則主軸前端受力后的彈性彎曲引起的撓度，圖4-3是計算簡圖：</p><p>　　圖4-3 剛性支承撓度分析圖</p><p><b>　　式4-1</b></p><p>　　柔度對跨距與懸伸量之比的關系可見圖4-4中直線a。</p><p>　　圖4-4

83、 與的關系圖</p><p>　　<2>假設當主軸為剛體，支承件為彈性體，又設前后支承的支反力分別是，其支承剛度相應為，則前后支承的變形分別是。即：</p><p><b>　　式4-2</b></p><p>　　在主軸前端產生的撓度為，如圖4-5所示.即：</p><p>　　圖4-5支承件為彈性體撓度分

84、析</p><p><b>　　式4-3</b></p><p><b>　　根據(jù)力學關系求出：</b></p><p><b>　　式4-4</b></p><p><b>　　代入式4-3可得：</b></p><p><

85、b>　　則：</b></p><p>　　的關系可見圖4-4中的曲線b。</p><p>　　根據(jù)疊加原理。主軸端部最大變形量是剛性支承上的彈性主軸引起的主軸端部變形（撓度）和剛性主軸彈性支承端部變形（撓度）的代數(shù)和，即：</p><p><b>　　式4-5</b></p><p><b>

86、　　則：</b></p><p><b>　　+</b></p><p>　　與的關系可見圖4-4中的曲線，顯然存在最佳的值，這時的柔度最小，這就是主軸組件的綜合剛度最大。如果a已經確定，則曲線c中的最低點時的為最佳跨距，此時的，設計時首先應爭取獲得最佳跨距。</p><p>　　根據(jù)式4-5，主軸前端最小撓度的條件是=0，這時L即

87、是，整理后得出</p><p>　　上式只存在唯一的正根。借助主軸最佳跨距計算線圖求解。令綜合變量代入上式，可解得：</p><p>　　是個無量綱量，是和的函數(shù)，故可用為參變量，為變量，作出的計算線圖，圖4-6所示。</p><p>　　圖4-6 主軸最佳跨距計算線圖</p><p><b>　　計算單位：</b>&l

88、t;/p><p>　　長度為；力為；剛度為；彈性模量為；</p><p><b>　　由公式4-0可得：</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　根據(jù)圖4-5，可知：</p><p>　　根據(jù)理論分析結合經驗公式，可得出實際跨距計算公式：</p&

89、gt;<p>　　由于卷繞機的受力較小同時在主軸上沒有齒輪的聯(lián)接軸的強度較高，軸上沒有受到齒輪嚙合的徑向力，在符合設計要求的前提下為了結構緊湊。根據(jù)經驗公式所以取</p><p><b>　　則：</b></p><p>　　4.4 主軸組件的剛度校核</p><p>　　對于一般的設備中的主軸，主要進行剛度校核算。通常，如果能滿

90、足剛度要求，也能滿足強度要求。主軸工作時，承受載荷為工作載荷、傳動力和支反力，也就受到彎矩和扭矩的聯(lián)合作用及軸向的作用，但軸向力很小的，可以忽略不計。</p><p>　　主軸的校核方法和過程和第三章芯軸的校核方法相同，并且由于主軸的材料尺寸高出芯軸的尺寸很多。此外，在芯軸的校核計算中強度和剛度完全符合設計要求。在此就不再贅述校核了。</p><p>　　5 連接接鍵的強度校核計算及轉盤的

91、設計</p><p>　　鍵是一種標準件，通常用來實現(xiàn)軸與輪轂之間的周向固定以傳遞運動。鍵主要分類有：平鍵、半圓鍵、楔形鍵和切向鍵。普通平鍵按構造分為圓頭平鍵、平頭平鍵和單圓頭平鍵等三種。</p><p>　　5.1鍵的連接強度計算</p><p>　　平鍵連接傳遞轉矩時，連接中各個零件的受力情況如圖5-1所示。對于采用常見的材料組合和按標準選取尺寸的普通平鍵連接（

92、靜連接），其主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴重的過載，一般不會出現(xiàn)鍵的斷裂（延a-a面剪斷）。因此，通常按工作面的擠壓應力進行強度校核計算。</p><p><b>　　圖5-1</b></p><p>　　5.1.1 轉盤的設計</p><p>　　轉盤結構的基本參數(shù)如圖3-2所示，直徑為150mm,厚度為90mm。加工轉盤直徑孔時，先用

93、臺鉆鉆直徑為42mm的孔，然后精磨內孔形成的孔。在孔上銑一條寬為14mm高4.5mm的鍵槽。采用圓頭平鍵作為連接鍵，為了防止轉盤在軸向竄動，使機床能正常工作，芯軸上的鍵槽距離軸肩要有一定的距離。鍵在連接芯軸和轉盤時只起到使芯軸繞回轉中心旋轉的作用。因此，在芯軸上開的鍵槽要略深一些，一保證裝夾方便。同時鍵寬與鍵槽要嚴加配合，防止旋轉時松動使芯軸不能同步旋轉，從而影響卷繞的進行。</p><p>　　5.1.2 對芯

94、軸上的鍵強度校核</p><p>　　為了簡化校核工作，假設載荷在鍵的工作面上是均勻分布的，芯軸上連接的普通平鍵連接的強度條件為：</p><p><b>　　式中：</b></p><p><b>　　為傳遞的轉矩，；</b></p><p>　　為鍵的工作長度，；半圓頭平鍵，L為鍵的公稱長度，；

95、為鍵的寬度，；</p><p><b>　　為軸的直徑，30；</b></p><p>　　為軸、鍵、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓壓力，（見圖5-2）。</p><p>　　圖5-2 鍵連接許用拉、壓應力</p><p>　　5.1.3 對主軸上的鍵強度校核</p><p>　　為了簡化校核工作，

96、假設載荷在鍵的工作面上是均勻分布的，主軸上連接的普通平鍵連接的強度條件為：</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　為主軸的直徑，40；</p><p>　　其它參數(shù)的解釋同芯軸</p><p>　　6 支承軸承的壽命校核</p><p>　　軸承是一個支撐軸的零件，它可以

97、引導軸的旋轉，也可以承受軸上空轉的零件。將運轉的軸與軸座之間的滑動摩擦變?yōu)闈L動摩擦，從而減少摩擦損失的一種精密的機械元件，叫滾動軸承。滾動軸承一般由內圈、外圈、滾動體和保持架組成，其中內圈的作用是與軸相配合，并與軸一起旋轉，外圈作用是與軸承座相配合，起支撐作用，滾動體是借助于保持架均勻的將滾動體分布在內圈和外圈之間，其形狀大小和數(shù)量直接影響著滾動軸承的使用性能和壽命，保持架能使?jié)L動體均勻分布，防止?jié)L動體脫落，引導滾動體旋轉起潤滑作用。&

98、lt;/p><p>　　在卷繞機的設計中，由于卷繞時軸受到徑向力較小，因此可以選用深溝球軸承。由于尾 支架的軸頸較小，并且尺寸較為緊湊起輔助支承作用，故采用一對角接軸承。選用滾動軸承的原因在于：　1、摩擦阻力小，功率消耗小，機械效率高，易起動；2、尺寸標準化，具有互換性，便于安裝拆卸，維修方便；　3、結構緊湊，重量輕，軸向尺寸更為縮小；4、精度高，轉速高，磨損小，使用壽命長；5、部分軸承具有自動調新的性能；

99、6、適用于大批量生產，質量穩(wěn)定可靠，生產效率高。</p><p>　　下圖6-1是軸承在軸之間的分布示意圖（僅僅代表位置的分布，不代表具體尺寸位置）：</p><p>　　圖6-1 軸承受力分布圖</p><p>　　由于鋼材在卷繞時的位置在不斷變化的，因此分別從不同的受力點對軸承的壽命進行校核計算，計算出軸承的最小壽命。在此，通過第三章的芯軸受力分布的分析，確定從

100、卷繞的起點即截面I和卷繞到兩軸承的中間點即截面II進行軸承的壽命校核。由于在卷繞時芯軸只受到軸向力和切向力（圓周力），且主要支承的是主軸箱的右側軸承和尾架的左側軸承，為了使校核的安全系數(shù)更高，使軸承的壽命校核更為可靠，因此取主軸箱右側軸承和尾架的左側軸承進行校核。</p><p>　　6.1 力作用于I處時對軸承的壽命校核</p><p>　　6.1.1 求兩軸承受到的徑向載荷</p

101、><p>　　圖6-2 軸承受力分析圖</p><p>　　將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面（圖6-3）和水平面（6-4）兩個平面力系。其中（圖6-3）中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線上。由力分析可知：</p><p>　　圖6-3 軸鉛垂面受力分析圖</p><p><b>　?。ǚ较蚺c圖示相反）</b></p

102、><p>　　由第三章中以求得的結果知：</p><p>　　圖6-4 軸水平面受力分析圖</p><p>　　由第三章中以求得的結果知：</p><p>　　6.1.2 求兩軸承的計算軸向力</p><p>　　圖6-5 派生軸向力計算公式</p><p>　　對于70000C型軸承，按圖6-5,

103、，軸承派生軸向力。其中為圖6-6中判斷系數(shù)，其值由的大小確定，但現(xiàn)在軸承向心力未知，故先初取，因此可估算:</p><p>　　軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”，但由于軸上力必須處于平衡位置（即軸承座必然要通過軸承元件施加一個附加的軸向力來阻止軸的竄動），所以被“放松”軸承的軸向力僅僅為其本身派生的軸向力，被“壓緊”的軸承軸向力則為除本身派生的軸向力外其余軸向力的代數(shù)和.即：</p><p&

104、gt;　　則： </p><p>　　圖6-6 徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)</p><p>　　由圖6-6進行插值計算得：</p><p>　　兩次計算的結果相差不大，因此確定：</p><p><b>　?。?</b></p><p>　　6.1.3 求軸承的當量動載荷<

105、;/p><p>　　圖6-6分別進行查表或插值計算得到徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)：</p><p>　　軸承1 </p><p>　　軸承2 </p><p>　　軸承在運行的過程中受到輕微沖擊載荷圖6-7查取數(shù)據(jù)：</p><p>　　， 取<

106、;/p><p><b>　　則：</b></p><p>　　6.1.4 計算軸承壽命</p><p>　　因為，所以按軸承的受力大小驗算</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　基本額定動載荷 </p><p>　　基本額定

107、靜載荷 </p><p>　　6.2 力作用于II處時對軸承的壽命校核</p><p>　　6.2.1 求兩軸承收到的徑向載荷</p><p>　　將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面（圖6-7）和水平面（6-8）兩個平面力系。其中（圖6-7）中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線上。由力分析可知：</p><p>　　圖6-7 軸鉛垂面受力

108、分析圖</p><p><b>　　（方向與圖示相反）</b></p><p>　　由第三章中以求得的結果知：</p><p>　　圖6-8 軸鉛垂面受力分析圖</p><p>　　由第三章中以求得的結果知：</p><p>　　6.2.2 求兩軸承的計算軸向力</p><p&

109、gt;　　對于70000C型軸承，按圖6-5,，軸承派生軸向力。其中為圖6-6中判斷系數(shù)，其值由的大小確定，但現(xiàn)在軸承向心力未知，故先初取，因此可估算:</p><p>　　軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”，但由于軸上力必須處于平衡位置（即軸承座必然要通過軸承元件施加一個附加的軸向力來阻止軸的竄動），所以被“放松”軸承的軸向力僅僅為其本身派生的軸向力，被“壓緊”的軸承軸向力則為除本身派生的軸向力外其余軸向力的代

110、數(shù)和.即：</p><p><b>　　則：</b></p><p>　　由圖6-6進行插值計算得：</p><p>　　兩次計算的結果相差不大，因此確定：</p><p><b>　??； </b></p><p>　　6.2.3 求軸承的當量動載荷</p>

111、<p>　　圖6-6分別進行查表或插值計算得到徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)：</p><p>　　軸承1 </p><p>　　軸承2 </p><p>　　軸承在運行的過程中受到輕微沖擊載荷圖6-7查取數(shù)據(jù)：</p><p>　　， 取</p>

112、<p><b>　　則：</b></p><p>　　6.2.4 計算軸承壽命</p><p>　　因為，所以按軸承的受力大小驗算</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　基本額定動載荷 </p><p>　　基本額定靜載荷 &

113、lt;/p><p>　　如果按每天工作8小時計算，每年300個工作日，根據(jù)通用機床的軸承壽命計算為依據(jù)（5年）。以在上述計算中的最小的壽命(554256小時）為校核參數(shù)。則軸承的壽命遠遠大于5年.所以軸承的選用完全符合設計標準要求。</p><p><b>　　7 送料壓輪設計</b></p><p>　　壓輪的結構參數(shù)如圖7-1所示：</p

114、><p><b>　　圖7-1</b></p><p>　　壓輪的作用是卡住扁鋼并運送扁鋼到芯軸，保證卷繞過程的正常進行，使螺旋邊密繞到芯軸上。每天使用前后要用潤滑油潤滑。</p><p>　　為了減少壓輪在光杠上的摩擦在滑輪的內孔鑲入滑動軸承。軸承材料采用耐磨鑄鐵HT300，該軸承結構簡單，既達到減少摩擦有降低了加工成本。非常適合卷繞機低速、輕載

115、的特點。</p><p><b>　　8 前、后支承設計</b></p><p>　　8.1 前后支承的作用和設計基本要求</p><p>　　前后支承件是設備的基礎構建。前后支承的功用主要有：支承和安裝機器各部分零部件，并承受各種靜態(tài)力（重力）及動態(tài)力（切削力）；保證各零部件之間的相對位置精度和運動部件的運動精度。；用作電氣箱或液壓油、潤滑油

116、、切削液的儲存器。 獨立完成某些功能，如貨架、托架、工作臺等。 支承件應該具有的特性足夠的靜態(tài)剛度和較高的動態(tài)剛度，后者在很大程度上反映了設計的合理性； 應具有較好的動態(tài)特性， 支承件應設計得使整個設備的熱變形較小；應該排屑暢通，吊運安全，并具有良好的工藝性以便于制造和裝配。</p><p>　　支承件結構設計中支承件的性能對整個設備的性能影響較大，支承件的重量占設備總重的80%以上。因此，應該正確進行支承件的結

117、構設計，并對主要支承件進行必要的驗算和試驗，使支承件能滿足它的基本要求，并在這個前提下盡量節(jié)約材料。前后支承件所受的主要是彎矩，則截面形狀為方形和矩形為佳。由于是承受單方向的彎矩為主的支承件，其截面形狀常取為矩形。</p><p>　　為了提高接觸剛度，重要的固定結合面也必須配磨或配刮。固定結合面配磨時，表面粗糙度值Ra≦16μm。</p><p>　　8.2 前支承的具體設計參數(shù)<

118、/p><p>　　由于前支架起傳動和支承的作用，在設計的時候相當于傳動比不變的減速機，因此按照減速機的設計經驗參數(shù)對前支承進行設計。具體設計依據(jù)如圖8-1所示：</p><p>　　以下的各個參數(shù)的單位：mm</p><p>　　機座和機蓋壁厚：8 機座和機蓋凸緣厚度：12</p><p>　　機座底凸緣厚度：20 地腳螺釘

119、直徑：12</p><p>　　地腳螺釘數(shù)目：6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑:10</p><p>　　機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑：8 軸承端蓋螺釘直徑：8</p><p>　　螺釘離機壁距離：M12(18),M10(16),M8(14) 定位銷直徑：6 </p><p>　　距凸緣邊緣距離：M12(16)，M8(12)

120、 軸承旁凸臺半徑：16</p><p>　　外機壁至軸承端面距離：40 機蓋和機座肋板厚度：7</p><p>　　軸承端蓋外徑：120 軸承端蓋凸緣厚度：8</p><p>　　軸承端蓋凸緣上連接螺栓數(shù)目：4</p><p><b>　　具體結構圖見圖紙</b></p>

121、<p>　　8.3 后支承的具體設計參數(shù)</p><p>　　由于后支承僅僅起到輔助支承的作用其結構設計相對簡單，這樣既可滿足要求，又能節(jié)約成本。同時后支承的主要部件是軸承套、端蓋和軸承支座。這里把具體設計和端蓋、套杯放到第九章。機壁的參數(shù)參照前支承的設計，具體結構見零件圖。</p><p>　　9 前后支架軸承端蓋及套杯設計</p><p>　　9.1

122、 前支架軸承端蓋設計</p><p>　　軸承蓋是非常重要的機械零件之一。軸承蓋的一般作用是：（a）軸承外圈的軸向定位；（b）防塵和密封，除本身可以防塵和密封外，也常和密封件配合以達到密封的作用；（c）位于車窗電動機和主軸箱之間的端蓋，主要起傳遞扭矩和緩沖吸振的作用，是主軸箱的傳動平穩(wěn)；（d）保證潤滑劑（潤滑脂）僅對滾動體和滾道其作用而不溢出。因此軸承端蓋應具有足夠的剛度，強度耐磨性和韌性，以適應端蓋的條件工作。

123、該零件的主要作用表面以及左端面的外圈表面，在設計工藝規(guī)程是必須重點考慮。端蓋加工工藝的可行性與合理性直接影響零件的質量，生產成本，使用性能和壽命等。 本零件為軸承油端蓋，是用來調整軸承相關裝配位置的一種零件。用來定位，固定軸類件，防止軸向運動。</p><p>　　根據(jù)圖9-1設計機構和設計經驗得出以下數(shù)據(jù)：</p><p>　　圖9-1 軸承端蓋設計參數(shù)</p>&

124、lt;p><b>　　材料:HT150</b></p><p>　　螺釘直徑 </p><p>　　氈圈油封 61mm</p><p>　　左邊直徑45mm軸長150mm，右邊直徑45軸長130mm</p><p>　　9.2 后支架軸承端蓋及套杯設計</p>