一種四桿機構電動欄桿畢業(yè)設計【11張CAD圖紙】

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商 丘 工學院 2015-JXLW 專業(yè)代碼-編號 本科畢業(yè)論文（設計） 一種采用四桿機構的電動欄桿的設計 學 院 小三號黑體居中（下同） 專 業(yè) 學 號 學生姓名 指導教師 提交日期 年 月 日 誠　信　承 諾 書 本人鄭重承諾和聲明: 我承諾在畢業(yè)論文撰寫過程中遵守學校有關規(guī)定,恪守學術規(guī)范,此畢業(yè)論文(設計)中均系本人在指導教師指導下獨立完成,沒有剽竊、抄襲他人的學術觀點、思想和成果,沒有篡改研究數(shù)據,凡涉及其他作者的觀點和材料,均作了注釋,如有違規(guī)行為發(fā)生,我愿承擔一切責任,接受學校的處理,并承擔相應的法律責任。 畢業(yè)論文（設計）作者簽名：　　　　　　　 　　　　　年　　　月　　　日 41 摘 要 本文對電動欄桿的設計研究進行了深入的介紹和分析，設計了一種采用四桿機構的。對該機的主要參數(shù)進行了詳盡的說明，主要零部件的設計進行了機構、結構優(yōu)化和理論設計計算。電動欄桿機在小區(qū)，道路，碼頭，隧道，港口，商場的禁行管理大規(guī)模使用的設備小型機電一體化的有機結合，機械，電氣，控制。其被設計為產品倍的壽命的功率消耗的技術水平電動欄桿系統(tǒng)，可靠性很大的影響，這樣的設計和時代的發(fā)展，所討論的測試，必須具有足夠的技術設計的理論依據。 采用曲柄連桿機構作為欄桿機的末級傳動，利用了曲柄連桿機構系統(tǒng)在欄桿啟閉時速度為零的速度特性，并將欄桿啟閉運動慣性力沖擊作用在機座內部， 有效改 善欄桿在末位的沖擊震顫。 但是整體指標不穩(wěn)定將會 導致工作效率低、 終點抖動、調整困難以及壽命短、電機過熱等一系列問題。 關鍵詞：優(yōu)化設計;減速器;四桿機構;電動欄桿 ABSTRACT In this paper, electric fence design study conducted in-depth description and analysis, designed a four-bar mechanism. The main parameters of the machine for a detailed description of the main components were designed institutional, structural optimization and theoretical design calculations. Combine compact mechatronic device electric barrier in the district, roads, docks, tunnels, ports, shopping malls and large-scale use of forbidden line management, mechanical, electrical, control. Technical level electric fence system which is designed for the product life times of power consumption, reliability, greatly affected the development of this design and the times, the test in question must have sufficient theoretical basis for the technical design. Uses crank linkage as a barrier final drive, use the speed characteristics when the crank rod system railing opening and closing speed is zero, and the opening and closing movement railing impact inertial force base in the interior, effectively improve the railing impact in the bottom of the tremor. However, the overall index of instability will lead to low efficiency, the end jitter, adjustment difficulties and short-lived, motor overheating and other issues. Keywords: Optimal design; reducer; four bodies; electric fence 目 錄 第1章 緒論 1 1.1 選題背景與意義 1 1.2 電動欄桿的使用現(xiàn)狀及發(fā)展前景 1 1.3 主要內容 2 1.4 擬解決的主要問題 3 第2章 一種采用四桿機構的電動欄桿總體設計 4 2.1 系統(tǒng)方案分析 4 2.2結構方案 4 2.3估算功率 4 2.4 四連桿機構設計 6 2.4.1確定設計變量 11 2.4.2建立目標函數(shù) 11 2.4.3確定約束條件 12 2.4.4寫出優(yōu)化數(shù)學模型 13 2.5 機構受力分析 14 第3章 傳動部分的計算 16 3.1 帶傳動設計 16 3.2選擇帶型 17 3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 17 3.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 18 3.5確定帶的根數(shù)z 19 3.6確定帶輪的結構和尺寸 19 3.7確定帶的張緊裝置 19 3.8計算壓軸力 19 第4章 主軸組件要求與設計計算 21 4.1 主軸的基本要求 21 4.1.1 旋轉精度 21 4.1.2 剛度 21 4.1.3 抗振性 22 4.1.4 溫升和熱變形 22 4.1.5 耐磨性 22 4.2 主軸組件的布局 22 4.3 主軸結構的初步擬定 23 4.4 主軸的材料與熱處理 23 4.5 主軸的技術要求 23 4.6 主軸直徑的選擇 23 4.7 主軸前后軸承的選擇 24 4.8 軸承的選型及校核 25 4.9 主軸前端懸伸量 26 4.10 主軸支承跨距 27 4.11 主軸結構圖 27 4.12 主軸組件的驗算 27 4.12.1 支承的簡化 27 4.12.2 主軸的撓度 28 4.12.3 主軸傾角 29 第5章 鍵的選擇與校核 36 5.1 帶輪1上鍵的選擇與校核 36 5.1.1鍵的選擇 36 5.1.2 鍵的校核 36 5.2 帶輪2上鍵的選擇與校核 37 5.2.1 鍵的選擇 37 5.2.2 鍵的校核 38 第6章 控制電路的設計 39 6.1 引言 39 6.2 系統(tǒng)整體方案設計 39 6.2.1 電機驅動器L298控制直流減速電機部分 39 6.2.2 檢測電路的設計 40 6.2.3 顯示單元的設計 40 6.2.4 數(shù)字鐘電路 41 6.3 軟件設計 41 6.3.1 顯示模塊子程序 42 6.3.2 按鍵識別報警子程序 43 總結與展望 44 致 謝 45 參 考 文 獻 46 第1章 緒論 第1章 緒論 1.1 選題背景與意義 這幾年來，經濟的發(fā)展很快，中國的城市化水平也加大步伐發(fā)展，以提高人民生活水平的提高，汽車的數(shù)量正在增加。截至2003年底，中國的個人汽車的所有權是12427672。在這些中，對于比一個個人汽車4890387,2002更增加了1462441，增加了42.7％。汽車數(shù)量是由于整體經濟的發(fā)展，隨著交通基礎設施的組成部分，同時顯著在停車場的設計，合理的解決城市交通量，不僅給城市的充電，安全，必須加強正常運作的重要組成部分，提高了停車場的小區(qū)。技術的發(fā)展，社會的文明和人民的進步，已經不能滿足傳統(tǒng)停車場管理，更安全，更高效的停車場門系統(tǒng)和工作人員，小區(qū)物業(yè)的阻隔居民的它是為了確保安全。通過驅動電動機旋轉控制，然后，在垂直和水平擺動的欄桿系統(tǒng)中，為了減速的電動機旋轉到循環(huán)的欄桿上，是依賴于系統(tǒng)或機構上：電動欄桿作品。電動欄桿，自鎖，反饋，有保護等功能，你需要有一個具有大量外圍設備的接口。 1.2 電動欄桿的使用現(xiàn)狀及發(fā)展前景 在收費站的入口處并由此可以看出同樣的事情化合物的道路，這是電動欄桿。電動欄桿的發(fā)明，來緩解顯著的收費站工作人員的任務，沒有他們需要人工唯一的障礙，你以同樣的方式和以前一樣自由，吊裝，它是由車輛控制下降后，就可以控制電動柵欄，你需要按時間和稅收開關浪費。城市化速度加快，在中國基礎設施和住房建設，越來越多的需求是通過增加停車欄桿的數(shù)量相匹配。 車禍功能電動柵欄：車輛感應線圈面積，如果你能防止汽車爆炸欄桿臂自動抬起欄桿將在比水平臂角度15°以下的范圍。 需要：自動泊車極，因為你經常使用，這樣一來，影響到自己的生活，你會被不同程度的損壞。該碰撞要求，您將需要越來越多地處理。不管怎么樣的停車場的具有電動欄桿的入口，電動欄桿是，不僅是有可能，有門的公寓，不適合停車門的各種細胞。其中，為了提高它，以改善自己的生活，為了實現(xiàn)長期我們，您將需要處理的影響的問題日益嚴重。 發(fā)展前景： 電動欄桿是為了解決停車問題，大城市的有效途徑。土地資源的限制，在全市亞洲特別顯示，因為在大城市的狀態(tài)下，更廣泛的機械式停車設備在亞洲使用，亞洲大部分地區(qū)顯示當前的統(tǒng)計數(shù)據，日本，韓國，中國停車市場，和其他地點。 該技術在亞洲的電動欄桿，從20世紀60年代機電動欄桿的研發(fā)，生產，銷售，開始從事服務，已通過40多年的歷史日本發(fā)源地。日本目前，該公司生產的200家企業(yè)，約生產，一直從事機械車庫和設備的開發(fā)約100或更多的機器電動欄桿，和大型企業(yè)的新，你有IHI，日精，三菱重工。今年以來日本的作業(yè)機停車場，90年超過10萬輛。目前日本3000000，傳送主提升和電動欄桿已放置待上面使用一個機械式停車。日本，多級提升和垂直升降型，循環(huán)型，垂直循環(huán)類，其它產品級便于升降的優(yōu)點。機械電動欄桿技術的韓國協(xié)會是日本技術的衍生物。自從開始在20世紀80年代到70年代中期，在行業(yè)內，消化和本地化生產后，在上世紀90年代，它開始推出開始進入使用階段，日本技術。這些階段為了得到政府近年來非常重要的，各種機械和電子圍欄普遍發(fā)展和使用，因為它加入到韓國，增速在30％左右。目前，韓國是電動欄桿行業(yè)已進入穩(wěn)步發(fā)展階段。 此前歐洲，德國，從事意大利電網和其他歐洲國家的開發(fā)和生產。好公司：我喜歡意大利Sotefin，國際米蘭，巴黎德國。對于歐洲的土地資源相對豐富，但表現(xiàn)并不在停車場的問題十分突出，電動柵欄的應用量不是很大。此外，通路，是非常好的大多數(shù)應用程序的多個產品被轉移到解除堆疊產物。德國，歐洲國家如意大利，胡同的主要產品優(yōu)勢。中國在80年代初的發(fā)展，它開始使用機器電動欄桿。在80年代初的階段，尤其是汽車的家庭后，逐步擴大電動欄桿的應用，在汽車產業(yè)的發(fā)展和建筑行業(yè)，90年代以來，有，??形成了引進，開發(fā)，一個新的電動欄桿行業(yè)在制造業(yè)利用有電動欄桿相結合，開發(fā)的初始階段，已涉及約100號，生產承載目前超過50家制造商的公司。 目前，逐漸重視國內研究電動欄桿，技術研究機構和眾多domestic've高校進行投資的工作，它已成為電動欄桿的各個方面。這樣的結構設計，控制系統(tǒng)，訪問策略，可靠性分析，研究和生產技術，我們已經設出得了一系列的成果。與此同時，國家也提高了，這是關系到進一步發(fā)展和停車法規(guī)和行業(yè)標準，規(guī)劃指導，加強技術開發(fā)和標準化，我們已經制定了一些行業(yè)標準和行業(yè)標準的電動欄桿。在另一方面，中央政府和地方政府，法律的規(guī)定，出臺了一系列停車場經營計劃管理的發(fā)展。自2004年以來，國家工商總局檢疫質量監(jiān)督檢驗和許可審核工作的電動欄桿的公司，而不是在2005年3月31日，規(guī)定，不得從事生產的企業(yè)的電動欄桿工作生產許可證被收購。 從1980年代末，中國的停車產業(yè)在城市地區(qū)后，經過10多年的發(fā)展，已形成了現(xiàn)在了一定的規(guī)模，在發(fā)展的初期階段，車庫建設剛剛開始，在一些在車庫中的機器的城市它仍是空白。停車產業(yè)的發(fā)展，也有一些問題還是：第一，大部分電動欄桿公司其他都是中小型企業(yè)，具有一定規(guī)模，發(fā)展不平衡，以及有關大型20大中型骨干企業(yè)弱形成的，技術，缺乏自主開發(fā)能力，依靠引進國外技術圖紙，。第二，產品的范圍內增加，是質量，可靠性，安全性，耐久性是一個很大的問題，有一種技術水平，很難保證產品的質量。三，停車產業(yè)的市場開始發(fā)展，競爭是殘酷的，目前整體產能過剩，價格低，且部分產品，已經跌破行業(yè)平均成本你。 1.3 主要內容 當提起欄桿，使總的時刻是哪里接近零系統(tǒng)，以利用運動和勢能的全額，通過電阻的動態(tài)平衡時刻的內部平衡機構，輸出軸彈簧能量儲存機構的房子被設計轉換，以延長和填充系統(tǒng)的抗干擾加負荷壽命的主體的驅動力最小化。由于角度的旋轉成比例的垂直欄桿阻力矩和正弦變化，彈簧平衡系統(tǒng)，所以將需要產生一個近正弦波跟蹤扭矩的百分比。欄桿的角度被改變，因為該張力和變化的臂的方向的大小，因為簡單的規(guī)則和張力彈簧必須遵循轉矩的動態(tài)變化。因此，設計一種理論認為存在著必須采設出有效的優(yōu)化設計的想法連續(xù)變量的計算一個以上的。 在本設計中，包括可以成為第一個機械原理機械設計類，機械拉絲級，機械工程控制，機械工程材料和機械，以及彈簧配重電動欄桿在這些材料的設計過程中的信息它會在我們了解了整個春天重電動欄桿相關技術，發(fā)展趨勢，現(xiàn)在的文學被應用，一些國內外;第二，利用這一信息是合理的，你設計過程初步結構分析，并能夠開發(fā)一種設計方案;在最后，電機選擇設計，計算和動作控制，根據需要在臂設計處理材料以檢查欄桿的其它注釋，我們，你可以得到一些相關文獻的指導和幫助。 1.4 擬解決的主要問題 在早期的日子里做準備跟很多文獻，以了解重電動欄桿的彈簧結構，在CAD，將需要一些工具，比如自己喜歡的書，精心繪制上部分機器手冊理解它的結構，以及相關的材料和引用，而且，當有必要能夠選擇的植物的研究，最后，在上述條件下，該項目它已經以完成必要的操作條件得到滿足。 第2章 一種采用四桿機構的電動欄桿總體設計 第2章 一種采用四桿機構的電動欄桿總體設計 2.1 系統(tǒng)方案分析 通常情況下，電動欄桿是具有機械傳動，電機，皮帶驅動機構，減速曲柄搖桿機構的傳動機構。電機驅動小皮帶通過皮帶傳動的工作，通過一個曲柄機構，用于驅動該電動欄桿減速齒輪的輸出軸。因為在一個水平或垂直位置的連桿。一些電動欄桿低速電機，直驅電機曲柄搖桿機構。 2.2結構方案 示意圖如圖2.1曲柄搖桿機構表示，整個主體結構和工作原理如下。曲軸由一整周的一個點減速齒輪在轉動A的中心，以搖擺驅動,;，繞點D，齒條4 3欄桿90度角;連桿2連接到硬盤搖桿5欄桿臂; 6通常欄桿的平衡的平衡驅動臂后，已經由生產商，張力彈簧，以便采設出平衡指定的欄桿臂的重量是不大于幾個5N?米的時刻。曲柄下限位置的AC'，升高至豎直位置逆時針帳戶欄桿臂，逆時針旋轉以定位光盤搖桿擺動， 曲柄移動水平位置，順時針打開上的按鈕，將繼續(xù)在欄桿位置旋轉到“逆時針旋轉。 圖2.1 曲柄搖桿機構的示意圖 2.3估算功率 因運行中帶傳動的損耗，找出相關引用書目可以設出， =V帶的效率,=第一、二對軸承的效率， =聯(lián)軸器的效率。 電機所需預估需要是2.2KW： 找出相關引用書目得： 參數(shù)表2-1： 表2-1 Y系列三相異步電動機 電動機型號 額定功率 KW 滿載轉速 r/min 堵轉轉矩/額定轉矩 最大轉矩/額定轉矩 質量 Kg Y132M-4 2.2 同步轉速1500 r/min,4級 1440 2.2 22 81 （a） （b） 圖2-3 電動機的安裝及外形尺寸示意圖 表2-2 電動機的安裝技術參數(shù) 中心高/mm 外型尺寸/mm L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝 尺寸A×B 地腳螺栓 孔直徑K 軸伸尺 寸D×E 裝鍵部位 尺寸F×GD 132 515× 345× 315 216 ×178 12 38× 80 10 ×43 2.4 四連桿機構設計 圖2-4 四連桿機構 結合，這樣的連接機構的設計是在機械設計非常重要的，最優(yōu)化，最常見的機制，實施研究活動也被最廣泛使用的。許多文獻，如何為一個四桿連接，平五具尸體，靈活的連桿機構，曲柄連桿機構，滑輪連桿機構優(yōu)化，有凸輪連桿組合機構和齒輪聯(lián)動等機構的描述。典型的四桿連接，融合提供再現(xiàn)優(yōu)化設計和部分四連桿機構的職能，連桿機構通常是手冊中包含的優(yōu)化方法和過程。 的二次鏈接參數(shù)設計優(yōu)化是優(yōu)化四連桿調整機構，以使所述運動并以達到最小的運動提供的發(fā)動機之間的誤差。因此，四桿連桿機構的設計優(yōu)化過程中，就是以這種方式找到的最小集合的四桿連桿運動誤差的機械設計參數(shù)。確定所述四連桿機構的設計參數(shù)后，可能的是，以實現(xiàn)發(fā)動機的最佳設計。 四連桿機構優(yōu)化設計包括四連桿機構的優(yōu)化模型和優(yōu)化模型來解決兩個主要過程。以確定優(yōu)化程序來確定給定的設計變量，目標函數(shù)，和在相應的約束寫入諸如棒長度的條件下，傳輸角度的條件下，在設計上的機構的限制，諸如由四桿連桿機構的分析，進行優(yōu)化設計模型將創(chuàng)建一個機制。 以下描述了四連桿功能以再現(xiàn)設計模型的優(yōu)化。聯(lián)動主要是確定使用圖形方法或機制分析的運動參數(shù)，選擇對應于輸入構件的輸出構件和多個位置和設計，以播放。圖2-4是平面鉸鏈四桿機構，、、和表示四個構件的長度，桿AB是輸入構件。假設圖1所示的平面鉸鏈四桿機構再現(xiàn)給定函數(shù)為，即，則機構位置設出決于、、、鉸鏈A的位置、AD與機架x軸夾角以及輸人構件轉角等七個變量。 為簡化問題，可令A的位置為，，構件的長度為1(參考構件)，由此可將問題維數(shù)降為四維，并不影響構件輸入、輸出的函數(shù)關系。由此可以得到輸出構件轉角外與輸入構件轉角之間的函數(shù)關系式： 1. 機構優(yōu)化設計目標就是使得輸出構件轉角與給定值在，所有位置上的誤差最小。因此機構優(yōu)化設計的目標函數(shù)可用下式表示 2. 當輸入構件轉角為時，輸出構件轉角外可由下式求得， 3. 式子里， 所以 4. 將上式代入式3.，并令代表設計變量、、及，機構優(yōu)化設計目標函數(shù)可寫是， 5. ??機構優(yōu)化設計的約束條件應根據機構設計的實際情況確定。例如曲柄搖桿式四連桿機構必須滿足如下關系式： 或 6. ????如果機構要求傳動靈活可靠，則傳動角應滿足： 或 其中 從上式可知，傳動角隨的變化而變化，當為最大值時，為最小，為最小值時，為最大。要滿足上式條件，約束方程應是， 曲柄搖桿機構有，因此，約束方程為 7. ? 當所選定的設計變量為構件長度時，則構件長度必須是正數(shù)，即約束方程為 式中是為了使構件長度不小于而設的。 ??此外，由于具體結構尺寸的限制，往往對某些構件的長度限定在某一范圍內選設出，例如連桿BC的長度最短為的倍，最長為的倍，即 則約束方程為： 8. 下面介紹再現(xiàn)函數(shù)為的曲柄搖桿機構的優(yōu)化設計。 先變換給定函數(shù)為，并設輸人構件初始角為，輸出構件初始角為，選設出輸入構件的轉角為,輸出構件的轉角為。當輸入構件從轉到時，輸出構件從轉到，輸入構件從轉到時，輸出構件則從回到。顯然有及，即及。代入函數(shù)式得： 設將輸入構件的轉角均分成20等分，則，設出權因子，再令代表設計變量、、及，則由式5.得曲柄連桿機構優(yōu)化目標函數(shù)為 ????曲柄搖桿機構優(yōu)化設計約束條件如下： ????由式6.得： 要求傳動角滿足，由式7.得： 根據機構結構尺寸，要求各構件長度相對機架的尺寸在給定的范圍內，由式(8)得 因此曲柄搖桿機構優(yōu)化設計模型如下： Min. s.t. 采用內點懲罰函數(shù)法和POWELL法求解曲柄搖桿機構優(yōu)化設計模型。選擇初始懲罰參數(shù)，遞減函數(shù)e = 0.01，初始點，設出懲罰函數(shù)法收斂精度，POWELL法目標函數(shù)值收斂精度，一維搜索精度。 2.4.1確定設計變量 根據設計要求，由機械原理知識可知，設計變量有L1、L2、L3、L4、。將曲柄的長度設出為一個單位長度1，其余三桿長可表示為L1的倍數(shù)。由圖1所示的幾何關系可知 為桿長的函數(shù)。另外，根據機構在機器中的許可空間，可以適當預選機架L4的長度，設出L4=100，經以上分析，只剩下L2、L3兩個獨立變量，所以，該優(yōu)化問題的設計變量為 因此。本優(yōu)化設計為一個二維優(yōu)化問題。 2.4.2建立目標函數(shù) 按軌跡的優(yōu)化設計，可以將連桿上M點與預期軌跡點坐標偏差最小為尋優(yōu)目標，其偏差為和，如圖2-5。為此，把搖桿運動區(qū)間2到5分成S等分，M點坐標有相應分點與之對應。將各分點標號記作，根據均方根差可建立其目標函數(shù)，即 ，S為運動區(qū)間的分段數(shù) 于是由以上表達式便構成了一個目標函數(shù)的數(shù)學表達式，對應于每一個機構設計方案（即給定），即可計算出均方根差。 圖 2-5 軌跡的優(yōu)化設計 2.4.3確定約束條件 根據設計條件，該機構的約束條件有兩個方面：一是傳遞運動過程中的最小傳動角應大于50度；二是保證四桿機構滿足曲柄存在的條件。以此為基礎建立優(yōu)化線束條件。 ①保證傳動角 圖 2-6　位置圖 按傳動條件，根據圖2-6可能發(fā)生傳動角最小值的位置圖，由余弦定理 （見圖3.9（a）） 所以 （a） （見圖2-6（b）） 所以 （b） 式（a）、（b）為兩個約束條件，將，，，代入式（a）、（b），得 ②曲柄存在的條件 按曲柄存在條件，由機械原理知識可知 ，， ， 把它們寫成不等式約束條件（將，，，代入上式），得 經過分析，上述七個約束條件式中，和為緊約束條件，為松約束條件，即滿足和的，必滿足不等式，所以本優(yōu)化問題實際起作用的只有和兩個不等式約束條件。 2.4.4寫出優(yōu)化數(shù)學模型 綜上所述，可得本優(yōu)化問題的數(shù)學模型為 即本優(yōu)化問題具有兩個不等式約束的二維約束優(yōu)化問題。 圖2-7 主要結構圖 2.5 機構受力分析 該步行機構的受力情況如圖3.10所示。由于該機構中所有連桿均為二力桿，即只受軸向力作用。設圖中所有連桿所受的拉力為正，壓力為負。Ⅳ為地面對車輪的支撐力，月川為11個連桿的內力，矽】、汐2分別為連桿9和連桿5與水平線的夾角， y1、r2分別為連桿10和連桿6與水平線的夾角，妒為曲軸11與水平線的夾角。由力的平衡條件可得方程組： 上面的等式5.的聯(lián)立方程式3.1和3-6，相應的力Ⅳ的時間支持水平，能夠解決從腿行走機構的曲軸11的角度在內部力的大小的每一個環(huán)節(jié)。它假定恒定的車輪支撐力，當曲軸11旋轉的面貌，也會改變各環(huán)節(jié)的內部力量。模擬曲柄軸的旋轉?？梢缘玫焦β是€的內側，曲柄軸的一轉的腿的一個連桿。每個鏈路，以便優(yōu)化機制，其可以是橫截面面積的設計合理，根據每個環(huán)節(jié)的狀況的力的大小。 第3章 傳動部分的計算 第3章 傳動部分的計算 3.1 帶傳動設計 輸入功率P=2.2kW,轉速n1=1440r/min,n2=500r/min 表3-1 工作情況系數(shù) 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 按以上載荷平穩(wěn)，找出相關引用書目表格， 設KA＝1.1。即PA=1.1X2.2=2.42KW 3.2選擇帶型 往往來說，我們是要按照功率以及小帶輪的轉速這二個方面來設定整形類型的，看圖3-1。 圖3-1 帶型圖 憑算出的結果Pd值2.42kW再加上知道小帶輪的轉速1440r每分鐘，從圖中就可看到：dd=80～100，我們選A型V帶。 3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 從相關引用書目第頁表格中13－7找到，小帶輪基準尺寸， 設得dd1=280mm> ddmin.=75 mm 表3-2 V帶帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 從相關引用書目表格13-4找出“V帶輪的基準直徑”，設=250mm ① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 滿足條件 ② 帶速 滿足5m/s300mm，應該用E型輪輻式帶輪。 所以，小帶輪用H型孔板式，大帶輪用E型輪輻式的構造。 帶輪的材料：灰鑄鐵，HT200。 3.7確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。 3.8計算壓軸力 從相關引用書目從找到，初拉力是，上面已得到=153.36o，z=4，因此計算得 表3-5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 2.2 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應的基準直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板[輪輻]結構的不同分為以下幾種型式： [1] 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪，見下圖。 [2] 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪，見下圖。 [3] 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪，見下圖 。 [4] 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪，見下圖。 （a） （b） （c） （d） 圖3-2 帶輪結構類型 現(xiàn)在我們可以得出結果：小帶輪用實心帶輪A,大帶輪選孔板帶輪C。 第4章 主軸組件要求與設計計算 第4章 主軸組件要求與設計計算 主軸部件是機器的一個特殊的成員，它的功能是支撐表面形成的運動，而且運動和傳遞扭矩的旋轉截斷抵抗驅動力負載。通過主軸單元上的一個特殊的加工質量和生產力有直接影響的執(zhí)行，所以它是特別重要的組成部分。 主軸和相同的一般的一點是，施加力都傳遞運動和扭矩傳遞，應確保致動器的正常運行和被支撐工件，但攜帶灰燼直接切削力，還能獲得工件或工具表面浮子運動的形式，使主軸更高的要求。 4.1 主軸的基本要求 4.1.1 旋轉精度 精度是指主軸手動或低速的旋轉軸無負載，主軸間隙和軸向間隙面的徑向定位表面和搖擺值。圖4-1：用實線的曲線表示旋轉的理想軸線，虛線，有效樞軸軸線。當工作軸旋轉速度，主軸旋轉軸在空間中的漂移是運動精度。 回轉精度主軸單元取決于主要部件（軸，軸承和軸承座等），制造精度和組裝精度的調整，設計精度還依賴于速度，性能和軸承的潤滑和主軸動力學的軸組件。各類常見的特殊主軸的旋轉精度是準確的特殊標準，特別是主軸精度的特定成員的工件精度決定。 圖4-1 主軸的旋轉誤差 4.1.2 剛度 主軸剛度大會?指的是能力，當受到外部負載，如圖4-2所示在K = F / Y，剛度相互Y /?F簡稱為符合抗變形。軸組件的剛性，是軸，軸承和軸承座的剛性，這直接影響旋轉組件的軸線的精確度的擴展圖。顯然，心軸組件的較高的剛度，因為較小的后變形力，缺乏剛性的必須是在操作中精確地，前部軸的彈性變形直接影響工件的精度，在傳輸質量，主軸驅動裝置的變形劣化接合條件軸承和側壓，造成遠這些部件的磨損，壽命短，在光滑工件主軸方面將根據功率和功率傳輸?shù)刃Ч淖兓?，由于過度的強迫振動，而且容易自切削振動，使得工件的穩(wěn)定性。 圖4-2 主軸組件靜剛度 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：主軸的結構尺寸、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量等。 4.1.3 抗振性 主軸單元集成剛度，許多因素軸的剛性組件包括：主軸大小，類型和制造和裝配構造型軸承間隙尺寸，傳動齒輪，主軸組件等的安置質量的結構。 主軸單元的振動是指對受迫振動和通過自振動的阻力，并保持穩(wěn)定的操作的能力。在切割過程中，主軸組件不僅靜載荷的效果，而且還受到沖擊應力和交流負載的動作，從而使振動的軸線。如果主軸總成的振動性較差，在工作中振動非常敏感，從而影響降低表面質量，耐用性和機床主軸軸承的壽命，同時也生產聲環(huán)境。隨著特殊精度高，效率高對抗的要求越來越高的振動方向發(fā)展。 振動的主軸單元時，主要考慮通過對強迫振動和自振能力電阻的大小的評價。 4.1.4 溫升和熱變形 主軸組件工作時因各種相對運動處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產生了溫升，溫升使主軸組件的形狀和位置發(fā)生畸變，稱為熱變形。熱變形應以主軸組件運轉一定時間后各部分位置的變化來度量。 4.1.5 耐磨性 主軸組件的耐磨損性是保留其原始長期精確度，即保留的精度的能力。因此每個主軸單元滑動面，包括主軸支撐表面的端部，錐孔，與軸頸表面的滑動軸承，移動主軸套筒外表面具有很高的硬度，以提供性耐磨性。 4.2 主軸組件的布局 主軸組件的設計中，我們必須確保的基本要求，如上所述，并且因此保持全球，并考慮到軸組件的布局。 與前部和后部以及兩個支持之前，中，后三個支持兩個經過特殊主軸，第一個是更頻繁。兩個軸承主軸軸承類型的配置包括的主軸轉速，載荷能力，剛度和精度要求設計主要是基于主軸軸承的選擇，組合和配置，并考慮設置較低的供應，經濟等具體情況。 4.3 主軸結構的初步擬定 主軸結構主要由主軸工具，夾具，傳動件，如軸承和密封件，數(shù)量，位置和安裝定位方法的類型來確定，同時還考慮到加工和裝配過程，通常安裝在特殊與在軸多種組分，以滿足硬度和足夠的壓力水平的要求，并便于組裝的，主軸設計往往臺階從前面雜志降序順序播放車軸直徑。主軸中空或實心，這取決于特定的類型。主軸的設計，也被設計為在同一時間的前提下的剛度要求，設計成空心軸滿足畢業(yè)，為了固定工具手柄。 這意味著，在主軸端。它的形狀將取決于在夾具或工具的形狀的特定類型的安裝，并保證裝置或工具進行安裝，可靠，準確定位，操作簡單，并可以通過一定的轉矩。 4.4 主軸的材料與熱處理 主軸材料主要取決于剛度，負荷特性，耐磨損性和熱變形，以及其他因素。 當主軸軸承，滾動軸承，軸頸無法淬硬，而是提高接觸剛度，敲防止碰撞損壞雜志配合面，鋼軸頸45仍然是很多的高頻淬火處理（HRC48?54）的。表4-1中關于45鋼主軸熱處理如下： 表4-1 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 輕中負載 車、鉆、銑、磨床主軸 45 50 調質 HB220～250 輕中負載局部要求高硬度 磨床的截斷刀具軸 45 50 高頻淬火 HRC52～58 輕中負載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 設計碳鋼的選擇（45鋼）。作為光的結果，穿適中的工作量，并且它需要局部高硬度，因此，利用高頻的淬火熱處理，HRC52?58。 4.5 主軸的技術要求 精密主軸直接影響主軸組件的旋轉精度。主軸和軸承，齒輪和相連的其它部件相關的剛性接觸，所述接觸表面部分的形狀更精確地說，下表面粗糙度，接觸變形由力較小的后，這是接觸剛度越高表面幾何形狀和表面粗糙度的錯誤。因此，主軸的設計必須作出一定的技術要求。 4.6 主軸直徑的選擇 軸徑在主軸單元的剛性的顯著影響，前軸變形和位移主軸變形的直徑較大的較小的自支撐，即，所述軸組件的剛度越高。 情況特殊，查上表，預設D1= D2=30。 表4-2 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 4.7 主軸前后軸承的選擇 按選擇原則，預設主軸前支承新型號是7206C， 接觸角是 15°的角接觸球軸承。 圖4-3 角接觸球軸承 圖4-4 軸承結構參數(shù)及安裝尺寸 4.8 軸承的選型及校核 當選擇軸承的類型，我們必須先看看負載軸的規(guī)模，方向和速度。在一般情況下，廉價的球軸承中，當負載為低，是優(yōu)選的。滾子軸承的承載能力比滾珠軸承大，并能承受沖擊負荷，因而重載或振動載荷，當沖擊載荷，你應該考慮的課題軸承的選擇。但要注意輥對角線斜敏感。 C—額定動載荷值，N； P—當量動載荷，N； fh—壽命因數(shù)；1 fn—速度因數(shù)；0.822 fm—力矩載荷因數(shù)，該值若小就選1.5，右大就選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； 找出相關引用書目中表格6-2-8至6-2-12，設值，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。 假設軸承僅承徑向載荷，當量動載荷的計算式子就是： P=XFr+YFa 找出相關引用書目中表格6-2-18，取，X=1，Y=0； 所以，P=Fr=1128N。公式： 校對軸承的額定靜載荷。額定靜載荷的式子是： 式子里，： —基本額定靜載荷計算值，N; —當量靜載荷，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。 找出相關引用書目中表格6-2-14了解到，對于深溝球軸承，其當量靜載荷等值徑向載荷。 找出相關引用書目中表格6-2-14了解到，安全系數(shù)是 則軸承的基本額定靜載荷為： 從以上式子看出，預設的軸承符合要求。 4.9 主軸前端懸伸量 為了提高主軸組件的剛度，選擇時可以的減少懸伸量a。 初算時，見表4-3所示： 表4-3 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（不是細長）的精密鏜床和內圓磨，用滾動和滑動軸承支承，適用于絕大部分普通生產的要求 1.25～2.5 Ⅲ 孔加工特殊，專用加工細長深孔的特殊，由加工技術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特殊 >2.5 根據上表，設計是Ⅱ型，因此設值a/ D1為1.25～2.5，就是： a=（1.25～2.5）D1=（1.25～2.5）×30=32.2～75 預設a=45。 4.10 主軸支承跨距 本節(jié)是說主軸前后支承反力作用點的距離。 設L≤2.5a為宜。合理跨距式子如下： L≤2.5a=2.5×120=300 初取L=280。 4.11 主軸結構圖 按所有上面的式子分析出，主軸結構可初做如圖4-5所示： 圖4-5 主軸結構圖 4.12 主軸組件的驗算 主軸在受力情況嚴重，而變形是很小的，它確定該區(qū)域的大小是允許的變形大小的基本元素，所以該時間的計算是與軸尤其剛度檢查涉及的整體強度不一樣的東西。它通常是足夠剛性的主軸要求可滿足強度要求。 但負載的剛度和彈性變形率。當負載是恒定的，僵硬，并且反比于彈性變形。因此，它被計算的彈性變形量，容易控制靜剛度。主軸的彈性變形的計算包括：計算主軸鼻角和偏轉軸線。 4.12.1 支承的簡化 兩個軸承軸，只有一個單一的或雙列球軸承或滾子和兩個軸組件可以被簡化為簡單的支梁，如圖4-6每個支撐，首先支持兩個或更多的軸承，可以被看作是前軸滾時彎曲，可以簡化為梁的固定端在圖4-7： 圖4-6 主軸組件簡化為簡支梁 圖4-7 主軸組件簡化為固定端梁 軸設計，一個雙列圓柱滾子軸承和兩個滾珠軸承作為載體前支撐的選擇，它可以被認為是在前面的主軸線無彎曲變形，這可在圖4-7被簡化。 4.12.2 主軸的撓度 從相關引用書目的表6.1，進一步的分析圖4-7，如下圖4-8所示： 按圖2-10，得出結論是此時的最大撓度 = 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4-8 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。當主軸平均直徑為D，內孔直徑為d時， I=。此處，D=35 所以計算出，主軸端部的最大撓度結果算出來就是： =-1.87×10 mm 4.12.3 主軸傾角 主軸上安裝主軸和齒輪部安裝角度的安裝，稱為外傾角。最重要的彎度來考慮設計，支持前橋。如果安裝程序角度過大，它會破壞正常操作的軸承，縮短軸承的壽命。 從圖4-10，算出最大傾角式子是： = 式子里， F—主軸前端受力。此處，F(xiàn)=F·z=1213.1N l—A、B之間的距離。此處，l=a=12cm 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。當主軸平均直徑為D，內孔直徑為d時， I=。此處，D==133 所以主軸傾角算出來為： =-2.3×10 rad 找出相關引用書目，知道： 當 x≤0.0002L mm ≤0.001 rad 時，剛性主軸的剛度被證明是符合所需的。 此處的x，即為最大撓度和最大傾角，L為主軸支承跨距。 將已知數(shù)據和代進去，算出： 初步設計的主軸滿足剛度要求。 1 求作用在帶輪上的力 因為低速級帶輪的直徑是： ＝500 而 F＝＝＝8926.93 N F＝F＝＝3356.64 N F＝Ftan＝4348.16×＝2315.31 N 圓周力，徑向力及軸向力的方向圖見圖4-9。 圖4-9 軸的載荷分布圖 2 設出軸的最小直徑 （1）根據相關教科書預算軸的最小直徑。確定軸用45鋼,調質。根據課本，取，于是得 ＝112×＝60.36 3 軸的結構設計 （1）定義按照第直徑和長度的要求的軸的軸向定位 ②預選的滾動軸承。談到工作要求，并按照＝80 mm，80毫米，軸承目錄在第一次安裝0基本通關組，單列圓錐滾子軸承的精度標準（ GB/ T297-1994）30217型，尺寸d×D×T＝85 mm×150 mm×30.5 mm，所以＝＝85 mm；圓錐滾子軸承采用套筒進行軸向定位，設出套筒寬尺寸是14 mm，那么＝44.5 mm。 ③ 設出安裝帶輪處的軸段＝90 mm；已知為90mm帶輪寬度，從而使插座的端面被按壓到可靠滑輪，軸段應比輪的寬度稍短，從而使他們選擇＝86 mm。帶輪的右端用正確的姿勢，肩部高度，軸肩高h＞0.07d，所以取h＝7 mm，那么＝104 mm。軸環(huán)寬度,設出b＝12 mm。 ④ 軸承端蓋的總寬度為32.2 mm軸承蓋（接頭設計和下眼瞼而定）的總寬度。該組輥，并從外端蓋添加蓋和拆卸容易潤滑脂向軸承的要求與之間的耦合部的右側的面,所以設62.2mm。 在這一點上，這是原始直徑和慢軸的各段的長度。 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 圖4-10 低速軸的結構設計示意圖 表4-4 低速軸結構設計參數(shù) 段名 參數(shù) Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ 直徑/mm 65 H7/k6 80 85 m6 90 H7/n6 104 85 m6 長度/mm 105 62.2 46 86 12 44.5 鍵b×h×L/mm 20 ×12 ×90 25×14×70 C或R/mm Ⅰ處 2×45o Ⅱ處 R2 Ⅲ處R2.5 Ⅳ處R2.5 Ⅴ處R2.5 Ⅵ處R2.5 Ⅶ處 2.5×45o （2） 軸上的零件的周向定位 皮帶輪，聯(lián)軸器半和軸從周邊定位平鍵連接的。壓力=從表手冊90毫米6-1理查德?平鍵部分寬×高=25毫米×14毫米帶鍵槽銑床鍵槽螺旋槳葉片，長70毫米，并保證滑輪和很好的結合中性軸，所以選擇與輪轂的軸和滑輪連接相同的條件下與離合器半軸，為20毫米×12平方毫米×90毫米的選擇平鍵，與連接和軸。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 確定軸上圓周和倒角尺寸 參考表15-2的教科書，取左側軸錐2×2.5×權倒角。各軸肩半徑：R2的Ⅱ系，其余為R2.5。 4 求軸上的載荷 首先，計算圖表軸結構（圖7.1）（圖7.2）。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。關于30217型圓錐滾子軸承，從相關書本找出a為 mm。因此，如果簡支梁支撐軸跨度= 57.1 71.6 =128.7毫米。根據軸的軸線彎矩圖和扭矩圖表（圖7.1）的計算中。 如可以從該圖和彎矩和該軸的軸線C危險部分的橫截面的轉矩可以看到。計算公式如下：： ＝57.1+71.6＝128.7 mm ＝＝＝4 966.34 N ＝＝＝3 960.59 N ＝＝＝2 676.96 N ＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N ＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014 ＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416 ＝＝679.68×71.6＝486 65.09 ＝＝＝322 150.53 ＝＝＝287 723.45 表4-5 低速軸設計受力參數(shù) 載 荷 水平面H 垂直面V 支反力 ＝4 966.34 N，＝3 960.59 N ＝2 676.96 N，＝679.68 N 彎矩M ＝283 578.014 ＝152 854.416 ＝486 65.09 總彎矩 ＝322 150.53 ,＝287 723.45 扭矩T 1 410 990 5 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 如果選中，通常只檢查最大彎矩和扭矩截面（即危險的C部分）抵抗軸的強度。根據教科書式（15-5）和表7.2，以及單向旋轉，扭轉剪切應力脈動周期交替壓力的，取= 0.6計算的應力軸公式如下，＝0.6，軸的計算應力： ＝＝ MPa＝12.4 MPa 驗證此軸安全。 6 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 雖然電壓花鍵軸引起的過渡適合軸的兩個集中疲勞強度，但是因為該軸的最小直徑由削弱多了，所以橫截面A的抗扭強度確定，ⅱ，ⅲ，B，無需檢查。 在軸上，橫截面Ⅳ和Ⅴ壓配合截面C.剖視圖相似的應力集中和橫截面Ⅳ的Ⅴ影響的最大載荷的載荷下所造成的最嚴重的應