毕业论文定稿-长距离匀速往复运动机构设计

- 0 -自动机械装备设计（说明书）2009 届题 目 长距离匀速往复运动机构的设计 专 业 机械设计制造及其自动化 学生姓名 学 号 09082508 指导教师 论文字数 15000 完成日期 2013 年 5 月 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763摘 要本文介绍一种新型的长距离输送装置。与以前常见的输送方式相比较，往复距离很长（比如1M，2M）那么曲柄机构就不能实现。在两轴之间安装皮带或链条作为传动机构，那么往复距离就可以设计的相当的大。在皮带或链条上安装一传动销，与工作台上的滑动长孔相配合，那么就可以带动工作台长距离往复运动。此系统的特点是不但往复距离可以相当的长，并且往复两端的加速和减速是相当平稳的，至于驱动电机则可以使用无级变速电机。本文对这种机构进行了详细的设计与计算，经过分析该机构是可行和合理的，对以后选择长距离输送机构有了新的一种选择方案。关键词：长距离，输送装置，往复运动，机构设计- 2 -AbstractThis paper introduces a new type long distance conveying device. With the previously common conveying means photograph is compared, reciprocating long distance ( such as 1M, 2M ) then the crank mechanism cannot be achieved. In between the two shafts mounted belt or chain as the transmission mechanism, so the reciprocating distance can design is quite large. In a belt or chain is mounted on a drive pin, and the working table with sliding long Kong Xiang, then it can drive the reciprocating movement of long distance. The characteristic of this system is not only the reciprocating distance can be quite long, and back ends of the acceleration and deceleration is quite smooth, can be used as driving motor stepless speed variable motor.The organization has carried on the detailed design and calculation, through the analysis of the mechanism is feasible and reasonable to select, after long distance conveying mechanism is a new kind of options.Key Words: Long distance, conveying device, the reciprocating motion, mechanism design目 录摘 要 IIAbstract .III详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763目 录 IV第 1 章 绪论 61.1 课题研究的背景及意义 .61.2 本课题的研究内容 7第 2 章 长距离匀速往复运动机构总体方案 82.1 设计方案分析与比较 .82.2 设计方案确定 .92.2.1 往复运动工作机构传动方式的确定 92.2.2 传动方式的选择 .102.2.3 电动机起动方式的确定 10第 3 章 主要传动机构的设计计算 .113.1 电机的选型 .113.2 蜗轮蜗杆减速器的选型 .113.3 带传动计算 13第 4 章 传动轴组件要求与设计计算 .154.1 传动轴的基本要求 .154.1.1 旋转精度 .154.1.2 刚度 164.1.3 抗振性 164.1.4 温升和热变形 164.1.5 耐磨性 174.2 传动轴组件的布局 .174.3 传动轴结构的初步拟定 .194.4 传动轴的材料与热处理 .194.5 传动轴的技术要求 .204.6 传动轴直径的选择 .204.7 传动轴前后支承轴承的选择 .214.7.1 传动轴前支承轴承的选择 214.7.2 传动轴后支承轴承的选择 224.8 传动轴前端悬伸量 .224.9 传动轴支承跨距 .234.10 传动轴结构图 234.12 传动轴组件的验算 244.12.1 支承的简化 .244.12.2 传动轴的挠度 244.12.3 传动轴倾角 .25第 5 章 机架的设计 .285.1 机架的基本尺寸的确定 .285.2 架子材料的选择确定 285.3 主要梁的强度校核 28总结 30参考文献 31致 谢 .32- 4 -第 1 章 绪论1.1 课题研究的背景及意义长距离带式输送机的驱动系统作为整机的枢纽,这就使得长距离带式输送机的胶带张力控制和带动力都是极为重要的。因此 ,在提高输送机所用胶带性能的同时 ,长距离带式输送机的驱动系统必须能够满足各种综合动力的技术要求 ,以适应输送各种物料的需要。 1、驱动系统的技术要求 长距离带式输送机的驱动系统必须从加 (减)速度、过载、负荷分配、输送带张力控制等方面有效地对输送机进行全程控制。 (1)加 (减)速度控制在小于最大设计载荷的任何载荷情况下 ,驱动系统都必须前后均匀地给输送带加 (减)速 ,且加速段要长 ,以防止物料滑落、胶带在滚筒上打滑和过度张紧运动。 (2)过载控制 驱动系统应能防止输入功率和扭矩越过安全设施进入输送机 ,以免产生故障。同时 ,还应具备随时排除输送机阻卡现象的功能。 (3)负荷分配 多机驱动情况下 ,载荷应根据设计规范合理地分配给各驱动装置 ,避免因导致个别或多个驱动装置过载而影响输送机各部件运行质量 ,造成不必要的运行故障。 (4)输送带张力控制 输送带的正确张力是保证输送机安全、可靠运行的首要条件之一。但带式输送机起止瞬间形成的带张力会给输送机的运行和控制带来很大的不利影响 ,严重的破坏性张力波可能会使长距离带式输送机迅速减速乃至停机。因此 ,驱动装置必须按要求控制住进入输送机的输送功率 ,使输送带随时保持良好的张力。 2、输送机驱动性能驱动系统是输送机的关键设备 ,它的各部件都应具备最佳的可靠性 ,都必须严格按照标准和规范精心设计和制造。在使用期间 ,要配备良好的监控设备 ,随时了解掌握输送机运行情况 ,避免突然事故和阻卡现象给输送机造成的损失 ,减少维修和停机次数 ,提高长距离带式输送机的使用效率。 3、最小电应力对长距离带式输送机来说 ,如果所有电机同时启动 ,电源系统中的电压负荷急剧增大 ,导致电压下降 ,使电机启动时间延长乃至困难 ,对电机产生应力 ,因此 ,当在最小电压时 ,驱动系统也必须能使主要电机及时启动。同时 ,电机每次启动时产生的极大电流会使电机温度增高 ,而电机启动所需时间越长 ,电流持续时间越长 ,温度也越高 ,电机的热化损坏也越快 ,从而使绝缘体的耐热性能下降 ,并最终在绝缘体内进行化学物质的变化 ,使绝缘体完全失去功能 ,最后毁坏电机。因此 ,要尽量以最小电应力进入电机 ,且启动次数尽可能减少 ,启动时间尽可能缩短 ,使电机有良好的使用环境。 4、最小机械应力详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763由于驱动系统的载荷分配不均,特别是急速启动情况下 ,包括不可控制的启动情况 ,以及不能逆止输送机的情况 ,直接影响输送机的主要驱动装置及其他部件上的应力。针对产生的原因 ,必须对长运距带式输送机的驱动系统进行恰当的设计 ,在恰当分配各驱动装置载荷的情况下 ,设立适长的启动斜面并采用 S 型启动斜面以减少输送带应力。同时 ,实行软启动以对输入功率和扭矩进行最大程度的限制 ,提高输送机的安全性 ,而减少对输送带的要求因素 ,这样就有效地降低输送机的成本。 5、胶带强度要求胶带要正常运行必须是封闭环路 ,将一个以上的胶带端部连接起来才能形成无极胶带同路 ,而接头强度只能达到该胶带强度的 70 %90 %。因此 ,胶带的最薄弱处就是它的接头 ,所以如何确定接头的最佳连接方法就成为提高胶带实际强度的关建。对胶带的安全性 ,现主要基于四项不同的设计规范 ,即运行张力、起动张力、胶带延伸性和寿命的递减、接头动态效能的损失。对运行张力虽通常按最高张力条件确定 ,但由于造成接头疲劳的额定运行张力约占最高设计张力的 80 %,故很难达到 ;对起动张力是一种不常出现的周期性条件 ,可根据停机和启动的频率来确定是否应视为持续起作用的疲劳因素 ;对胶带延伸应力和性能退化应该视为一种持续负荷加到运行数值中 ,由于利用新技术 ,胶带接头间的动态强度达到了一个新水平 ,现在钢绳的耐用性倒成了限制接头高效能的因素 ,橡胶性能的改进使无沦何种强度的胶带均能获得效果良好的高效能接头。 基于上述问题，急需探索一种新的结构形式来代替当前的长距离匀速往复运动。1.2 本课题的研究内容自动化控制技术被引入工业领域已经有一百多年的历史了，随着工业的迅猛发展自动化控制技术更加日新月异。伴随着数学、控制理论计算机、电子器件的发展，出现了自动化控制技术系统，并作为一门应用科学已发展成熟，形成了自己的体系和一套行之有效的分析和设计方法。随着我国国民经济的飞速发展，机械在品种规模设计与制造技术等方面也得到了迅速的发展和提高。目前全国各地均建有机械制造厂，并逐步走向专业化生产，以能独立自主地进行从单机到成套设备乃至自动生产线的设计与制造。皮带式输送机具有输送量大、结构简单、维修方便、部件标准化等优点，广泛应用于矿山、冶金、煤炭等行业，用来输送松散物料或成件物品，可由于长距离带式输送机总会产生各种问题。谈到往复运动机构，人们首先想到的是曲柄机构，但是如果往复距离很长，比如 1M，2M，那么曲柄机构就不能实现啦。在两轴之间安装皮带或链条作为传动机构，那么往复距离就可以设计的相当的大。在皮带或链条上安装一传动销，与工作台上的滑动长孔相配合，那么就可以带动工作台长距离往复运动。此系统的特点是不但往复距离可以相当的长，并且往复两端的加速和减速是相当平稳的，至于驱动电机则可以使用无级变速电机。- 6 -第 2 章 长距离匀速往复运动机构总体方案2.1 设计方案分析与比较输送机的设计方案比较，主要是输送机中动力部分的设计比较。方案一：传动滚筒采用驱动装置，驱动装置主要是由安装在驱动装置架上的电动机、高速轴连器、减速器、低速轴连器组成，如下图：从上图中我们可以看出这种结构比较复杂，结构也不够紧凑，而且在巷道中占有空间比较大。方案二：传动滚筒采用电动滚筒，电动滚筒是把电动机减速器装入滚筒内的传动滚筒，本身结构紧凑，外形尺寸小，易于安装布置。如图：方案三：通过电机带动减速器，通过联轴器连接带轮，带轮带动带传动，皮带上安装有销钉带动上面的工作台移动。详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763经过比较，本课题采用第三种方案。2.2 设计方案确定2.2.1 往复运动工作机构传动方式的确定对于仅有一两个简单往复动作的普通机械，可采用三相鼠笼式异步电动机拖动，经齿轮减速后用螺旋传动机构来传动。如果机械设备具有多个往复运动工作机构，而且往复动作的调速性能和自动化程度有一定要求时，应采用电磁换向阀控制的液压传动或气压传动系统。若往复运动的调速性能要求比较高，应采用电液比例控制系统来传动。对于往复运动位移控制和速度控制要求比较高时，应采用步进电机、直流伺服电机或交流伺服电机家滚珠丝杠副来驱动和控制。选择三相鼠笼式异步电动机拖动，Y 系列电动机是笼型转子电动机，符合 IEC 标准和DIN42673 标准。本系列采用 B 级绝缘，外壳防护等级为封闭式（IP44）或防护式（IP23） 。Y 系列电动机额定电压 380V，额定频率 50HZ，主要参数如表 2.1，实物图如图 2.2。表 2.1 选定电机的型号参数满载时 堵转电流堵转转矩最大转矩型号 额定功率KW转速r/min电流 A效率功率因数cos j额定电流额定转矩额定转矩转动惯量Kg.m2躁声净重kg同步转速 1500r/min90S-4 1.1 1440 6.39 82 0.87 7.0 2.2 2.2 0.0029 79 33图 2.2 电机- 8 -2.2.2 传动方式的选择调速性质是指电动机的转矩、功率与其转速的关系。负载特性是指机械设备的负载属于恒功率负载（即功率不随转速变化而变化）还是恒转矩负载， （即转矩不随转速变化而变化） 。设计任何一个电力拖动系统，必须使调速性质与负载特性相适应。也就是说，恒功率负载必须采用恒功率调速性质的传动方式，而转矩负载则必须采用恒转矩调速性质的传动方式。2.2.3 电动机起动方式的确定对于起动性能要求不高的机械设备，电动机的起动可根据其容量决定，当电动机总容量不超过供电变压器容量的 20%时，一般采用直接起动。当容量大于该值时，可采用星三角形降压起动或在定子中串电阻降压起动、也可采用自耦变压器降压起动。如果机械设备要求电动机软起动，应采用软起动器起动或变频器控制的加速起动。详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第 3 章 主要传动机构的设计计算根据实际，工作台移动距离在 1m 到 1.5m.3.1 电机的选型参考市场上同类产品，考虑到本机器体积小，功率消耗不大。只是旋转运动。初步选择电动机为普通三相异步电动机 Y90S-4 型。用于一般场合和无特殊要求90S-4 型三相异步电机功率：1.1KW 电压：380V 电流：2.7A 绝缘：B 噪音：67 dB(A)转速 1440 r/min广泛适用于不含易燃、易爆或腐蚀性气体的一般场合和无特殊要求的机械设备上，如金属切削机床、泵、风机、运输机械、搅拌机、农业机械和食品机械等。Y90S-4 型三相异步电动机广泛适用于不含易燃、易爆或腐蚀性气体的一般场合和无特殊要求的机械设备上，如金属切削机床、泵、风机、运输机械、搅拌机、 农业机械和食品机械等。 Y90S-4 型三相异步电动机是全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，电动机基本系列，符合IEC 标准的有关规定。 Y90S-4 型三相异步电动机具有高效、节能、起动转矩大、噪声低、震动小、可靠性高、使用维护方便等特点。3.2 蜗轮蜗杆减速器的选型根据结构布置形式，需要选择输入轴与输出轴垂直的减速器，常见的有蜗轮蜗杆减速器和圆锥齿轮减速器，由于前节选择的电动机的转速 1440 r/min，转速比较高，而本设计的包边机要求的转速非常的低。比较二种减速器可知，圆锥齿轮减速器的传动比一般小于或等于 5（来自机械设计课程设计手册吴宗泽编写） ，而蜗轮蜗杆减速器的传动比在 15-60 之间。显然在这选择蜗轮蜗杆减速器。由于该课题对工作机的转速要求并没有特别严格的要求，我们取一般情况。从市场类型选择一种减速器。对于蜗轮蜗杆减速机的选型首先要考虑减速机本身的作用，其次是相对应使用设备上的尺寸大小，然后是蜗轮蜗杆减速机的速比，安装方式，装配形式。最后还要注意相对应的电机功率，以及电机的使用环境。1.蜗轮蜗杆减速机的简要介绍 蜗轮蜗杆减速机是减速机行业一个涵盖很广泛的术语名词；在减速机行业的发展中可以说，蜗轮蜗杆系列减速机的发展历程中是一主要的推动力。蜗轮蜗杆减速机是一种为稳定、改变传动速度的传动设备，利用齿轮的不同速比，从而实现稳定传输、改变速度，调节电机和机床等设备的速度适合。在目前的传动设备中，减速机的使用很广泛。人们也许并不了解减速机，但是减速机早已经被使用在人们生活中的方方面面，交通工具上的汽车、轮渡、飞机；机械生产上的传动设备更少不了减速机的身影，人们日常生活中的家电、钟表、洗衣机等，这些机械设备的使用都少不了减速机的帮助。2.蜗轮蜗杆减速机的作用：（1） 、减速机减速的同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比。（2） 、减速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。蜗轮蜗杆减速机主要型号有 WP 系列蜗轮蜗杆减速机、WH 系列蜗轮蜗杆减速机、CW 系列蜗轮蜗杆减速机、RV 系列蜗轮蜗杆减速机同时还包括 C 系列包络蜗轮蜗杆减速机、TP 系列平面包络环面蜗杆减速机、ZC1 型双级蜗杆及齿轮-蜗杆减速机等小系列减速机。- 10 -根据情况在这选择 CWS63 型号的减速器，如图：详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397633.3 带传动计算1）确定设计功率公式 ：（1）确定设计 V 带的功率 c根据 V 带传动工作条件，查表 8-7，可得工作情况系数 ，故2.1AkkwAc 3.12.（2）选取 V 带型号根据 , 查图 8-10 可知，选用 A 型 V 带。n（3）确定带轮基准直径 、1d2由表 8-6 和表 8-8，根据 ，取小带轮基准直径 =150mm。min1d（4）验算带速 snd30.10645.3106在 5-25 范围内，故带速合适。sm（5）确定 V 带基准长度和传动中心距，初选中心距 ma10根据式（712）计算所需基准长度。 addaL 6.294201210由表 7-2，选取带的基准长度为 Ld5按式（713）计算实际中心距 mad 2.92.200（6）验算主动轮上的包角 a由式（714）得： 10.37.51812 d故主动轮包角合适（7）计算 V 带的根数 z由式（715）得： Lack0由 ， =150mm，查表 7-3，并根据内插法求得min960r1d kw63.10- 12 -查表 7-4， ，查表 7-5， ，查表 7-6， 。kw1.08.0ak03.1Lk故： 9.3.8.631z故取 z=1 根。（8）设计 V 带合适的初拉力 oF由 215.0qvkzvFaco查表 7-1 得 mgq. No 7.103.8.03.7562（9）计算作用在带轴上的压力 QF由式（716）得： azFoQ 3.16529.sin7.152sin第 4 章 传动轴要求与设计计算传动轴组件是机床的执行件，它的功用是支承并带动工件或刀具旋转，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。由于传动轴组件的工作性能直接影响到机床的加工质量和生产率，因此它是机床中的一个关键组件。传动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，但传动轴直接承受切削力，还要带动工件或刀具，实现表面成形运动，因此对传动轴有较高的要求。4.1 传动轴的基本要求4.1.1 旋转精度传动轴的旋转精度是指传动轴在手动或低速、空载时，传动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。当传动轴以工作转速旋转时，传动轴回转轴线在空间的漂移量即为运动精度。传动轴组件的旋转精度取决于部件中各主要件（如传动轴、轴承及支承座孔等）的制造精度和装配、调整精度；运动精度还取决于传动轴的转速、轴承的性能和润滑以及传动轴部件的动态特性。各类通用机床传动轴部件的旋转精度已在机床精度标准中作了规定，专用机床传动轴部件的旋转精度则根据工件精度要求确定。 a o r图 4-1 传动轴的旋转误差详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397634.1.2 刚度传动轴组件的刚度 K 是指其在承受外载荷时抵抗变形的能力，如图 4-2 所示，即 K=F/y（单位为 N/ m） ，刚度的倒数 y/F 称为柔度。传动轴组件的刚度，是传动轴、轴承和支承座的刚度的综合反映，它直接影响传动轴组件的旋转精度。显然，传动轴组件的刚度越高，传动轴受力后的变形就越小，如若刚度不足，在加工精度方面，传动轴前端弹性变形直接影响着工件的精度；在传动质量方面，传动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，将使传动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 4-2 传动轴组件静刚度传动轴组件的刚度是综合刚度，影响传动轴组件刚度的因素很多，主要有：传动轴的结构尺寸、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、传动轴组件的制造与装配质量等。4.1.3 抗振性传动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，传动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，使传动轴产生振动。如果传动轴组件的抗振性差，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传动轴轴承的寿命，还会产生噪声影响工作环境。随着机床向高精度、高效率方向发展，对抗振性要求越来越高。评价传动轴组件的抗振性，主要考虑其抵抗受迫振动和自激振动能力的大小。4.1.4 温升和热变形传动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，温升使传动轴组件的形状和位置发生畸变，称为热变形。热变形应以传动轴组件运转一定时间后各部分位置的变化来度量。传动轴组件温升和热变形，使机床各部件间相对位置精度遭到破坏，影响工件加工精度，高精度机床尤为严重；热变形造成传动轴弯曲，使传动齿轮和轴承的工作状态变坏；热变形还使传动轴和轴承，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。影响传动轴组件温升、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。4.1.5 耐磨性传动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，传动轴组件各个滑动表面，包括传动轴端部定位面、锥孔，与滑动轴承配合的轴颈表面，移动式传动轴套筒外圆表面等，都必须具有很高的硬度，以保证其耐磨性。为了提高传动轴组件的耐磨性，应该正确地选用传动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。4.2 传动轴组件的布局传动轴组件的设计，必须保证满足上述的基本要求，从而从全局出发，考虑传动轴组件的布局。- 14 -传动轴有两个支承，以前者较多见。两支承传动轴轴承的配置型式，包括传动轴轴承的选型、组合以及布置，主要根据对所设计传动轴组件在转速、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传动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。因为前支承刚度对传动轴组件刚度的影响要比后支承的大。表 4-1 所示为滚动轴承和滑动轴承的比较。表 4-1 滚动轴承和滑动轴承的比较滑动轴承基本要求 滚动轴承动压轴承 静压轴承旋转精度精度一般或较差。可在无隙或预加载荷下工作。精度也可以很高，但制造困难单油楔轴承一般，多油楔轴承较高 可以很高刚度仅与轴承型号有关，与转速、载荷无关，预紧后可提高一些随转速和载荷升高而增大与节流形式有关，与载荷转速无关承载能力一般为恒定值，高速时受材料疲劳强度限制随转速增加而增加，高速时受温升限制与油腔相对压差有关，不计动压效应时与速度无关抗振性能 不好，阻尼系数D=0.029 较好，阻尼系数D=0.055 很好，阻尼系数D=0.4速度性能高速受疲劳强度和离心力限制，低中速性能较好中高速性能较好。低速时形不成油漠，无承载能力适应于各种转速摩擦功耗一般较小，润滑调整不当时则较大f=0.0020.008较小 f=0.0010.08本身功耗小，但有相当大的泵功耗f=0.00050.001噪声 较大 无噪声 本身无噪声，泵有噪声详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763寿命 受疲劳强度限制 在不频繁启动时，寿命较长本身寿命无限，但供油系统的寿命有限（2）适应转速要求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，传动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，传动轴受热伸长后，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，传动轴可能因热膨胀而弯曲。（4）适应结构的要求当要求传动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传动轴机床，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传动轴轴承配置型式，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，本设计的传动轴采用前、后支承的两支承传动轴，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（5060 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：传动轴静刚度好，回转精度高，温升小，径向间隙可以调整，易保持传动轴精度，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，此外，装配、调整比较麻烦。4.3 传动轴结构的初步拟定传动轴的结构主要轴承和密封装置等的类型、数目、位置和安装定位的方法，同时还要考虑传动轴加工和装配的工艺性，一般在机床传动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，常把传动轴设计成阶梯轴，即轴径从前轴颈起向后依次递减。传动轴是空心的或者是实心的，主要取决于机床的类型。此次设计的传动轴，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。传动轴端部系指传动轴前端。它的形状决定于机床的类型、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。4.4 传动轴的材料与热处理传动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。传动轴的刚度与材料的弹性模量 E 值有关，钢的 E 值较大（2.110 N/cm 左右） ，所以，72传动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- 16 -（如 45 钢） ，只有在载荷特别重和有较大的冲击时，或者精密机床传动轴需要减少热处理后的变形时，或者轴向移动的传动轴需要保证其耐磨性时，才考虑选用合金钢。当传动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 钢传动轴轴颈仍进行高频淬火（HRC4854）.有关 45 钢传动轴热处理情况如下表 4.2 所列：表 4-2 使用滚动轴承的 45 钢传动轴热处理等参数材 料 牌 号工 作 条 件 使 用 机 床常 用 代 用热 处 理 硬 度轻中负载 车、钻、铣、磨 床传动轴 45 50 调质 HB220250轻中负载局部要求高硬度 磨床的砂轮轴 45 50 高频淬火 HRC5258轻中负载PV40（Nm/cm 2s）车、钻、铣、磨床的传动轴 45 50淬火回火高频淬火HRC4250HRC5258考虑到传动轴材料的选择原则，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，HRC5258。4.5 传动轴的技术要求传动轴的精度直接影响到传动轴组件的旋转精度。传动轴和轴承、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，对传动轴设计必须提出一定的技术要求。（1）轴颈 此次设计的传动轴，应首先考虑轴颈。支承轴颈是传动轴的工作基面、工艺基面和测量基面。传动轴工作时，以轴颈作为工作基面进行旋转运动；加工传动轴时，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；在检查传动轴精度时，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。对于普通精度级机床的传动轴，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 1/41/2。（2）内锥孔 内锥孔是安装刀具或顶尖的定位基面。在检验机床精度时，它是代表传动轴中心线的基准，用来检查传动轴与其他部件的相互位置精度，如传动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。锥孔与轴承轴颈的同轴度，一般以锥孔端部及其相距 100300 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。4.6 传动轴直径的选择因此，有 D2=（0.70.85）D 1=（0.70.85）80=5668，取 D2=65。表 4-3 传动轴前轴颈直径 D1的选择机床功率 （千瓦）机床1.472.5 2.63.6 3.75.5 5.67.3 7.411 1114.7车床 6080 7090 70105 95130 110145 140165Comment A1: 选错了就算了，可是你主轴前支承轴承选的推力球轴承，后支撑你选的圆柱滚子轴承，可是你 cad图中画得全是圆锥滚子轴承，何等的坑啊 这是小问题吗Comment A2: 我这个何来悬伸量详细图纸可扣扣咨询 414951605或 1304139763铣床 5090 6090 6095 75100 90105 100115外圆磨床 5090 5570 7080 7590 751004.7传动轴前后支承轴承的选择4.7.1 传动轴前支承轴承的选择根据前述关于轴承的选择原则，查金属切削机床设计简明手册第 375页，选取传动轴前支承的双列向心短圆柱滚子轴承型号为 3182116。其中，d=80，D=125，B=34，D 1=91，D 2=117，D 3=117，r=1。具体结构参数如图 2-4所示：图 2-4 双列向心短圆柱滚子轴承（GB285-87）结构参数及安装尺寸再查金属切削机床设计简明手册第 365页，选取传动轴前支承的推力球轴承型号为8215。其中，d=75，d 1=5.2，D=110，H=27, D 1=86 D2=99，r=1。具体结构参数如图 4.5所示：图 4-5 推力球轴承（GB301-84）结构参数及安装尺寸4.7.2 传动轴后支承轴承的选择查金属切削机床设计简明手册第 368页，选取传动轴后支承的圆柱滚子轴承型号为2213。其中：d=65，D=120，B=23，D 1=77，D 2=110，rg=1.5。具体结构参数如图 2-6所示：图 4-6 圆柱滚子轴承（GB283-87）结构参数及安装尺寸4.8传动轴前端悬伸量传动轴前端悬伸量 a指的是传动轴前支承支反力的作用点到传动轴前端受力作用点之间的- 18 -距离，它对传动轴组件刚度的影响较大。悬伸量越小，传动轴组件刚度越好。传动轴前端悬伸量 a 取决于传动轴端部的结构形状及尺寸，一般应按标准选取，有时为了提高传动轴刚度或定心精度，也可不按标准取。另外，传动轴前端悬伸量 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，以利于提高传动轴组件的刚度。初算时，可查金属切削机床设计第 158 页，如下表 2-4 所示：表 4-4 传动轴的悬伸量与直径之比类型 机 床 和 主 轴 的 类 型 a/ D1 通用和精密车床，自动车床和短传动轴端铣床，用滚动轴承支承，适 用于高精度和普通精度要求 0.61.5中等长度和较长传动轴端的车床和铣床，悬伸量不太长（不是细长）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1.252.5 孔加工机床，专用加工细长深孔的机床，由加工技术决定需要有长的悬伸刀杆或传动轴可移动，由于切削较重而不适用于有高精度要求的机床 2.54.9 传动轴支承跨距传动轴支承跨距 L 是指传动轴前、后支承支承反力作用点之间的距离。合理确定传动轴支承跨距，可提高传动轴部件的静刚度。可以证明，支承跨距越小，传动轴自身的刚度越大，弯曲变形越小，但支承的变形引起的传动轴前端的位移量将增大；支承跨距大，支承的变形引起的传动轴前端的位移量较小，但传动轴本身的弯曲变形将增大。可见，支承跨距过大或过小都会降低传动轴部件的刚度。有关资料对合理跨距选择的推荐值可作参考：（1） L =（ 45）D 1合 理（2） L =（ 35）a，用于悬伸长度较小时；合 理（3） L =（12）a，用于悬伸长度较大时。合 理根据此次设计的机床刚性传动轴的悬伸量较大，取 L 2a 为宜。即此次设计的传动轴两合 理支承的合理跨距L 2a=2110=220合 理初取 L=220。4.10 传动轴结构图根据以上的分析计算，可初步得出传动轴的结构如图 4-7 所示：主动轴详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763从动轴4.12 传动轴组件的验算传动轴在工作中的受力情况严重，而允许的变形则很微小，决定传动轴尺寸的基本因素是所允许的变形的大小，因此传动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传动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。传动轴组件的弹性变形计算包括：传动轴端部挠度和传动轴倾角的计算。4.12.1 支承的简化对于两支承传动轴，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承，则可将传动轴组件简化为简支梁，如下图 4-8 所示；若前支承有两个以上滚动轴承，可认为传动轴在前支承处无弯曲变形，可简化为固定端梁，如图 4-9 所示：图 4-8 传动轴组件简化为简支梁- 20 -图 4-9 传动轴组件简化为固定端梁此次设计的传动轴，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，即可认为传动轴在前支承处无弯曲变形，可简化为上图 4-9 所示。4.12.2 传动轴的挠度查材料力学 I第 188 页的表 6.1，对图 4-9 作更进一步的分析，如下图 2-10 所示：根据图 4-10，可得此时的最大挠度=maxBEIF3-l其中，F传动轴前端受力。此处，F=F =1213.1NZlA、B 之间的距离。此处，l=a=12cm 图 4-10 固定端梁在载荷作用下的变形E传动轴材料的弹性模量。45 钢的 E=2.110 N/cm72I传动轴截面的平均惯性矩。当传动轴平均直径为 D，内孔直径为 d 时，I= 。此处，D= =13364d-） （ D2138故可计算出，传动轴端部的最大挠度：=-1.8710 mmmaxB44.12.3 传动轴倾角传动轴上安装传动轴和安装传动齿轮处的倾角，称为传动轴的倾角。此次设计的传动轴主要考虑传动轴前支承处的倾角。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 4-10，可得此时的最大倾角=B2EI-lF其中，F传动轴前端受力。此处，F=Fz=1213.1N详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763lA、B 之间的距离。此处，l=a=12cmE传动轴材料的弹性模量。45 钢的 E=2.110 N/cm72I传动轴截面的平均惯性矩。当传动轴平均直径为 D，内孔直径为 d 时，I= 。此处，D= =13364d） （ D2138故可计算出，传动轴倾角为：=-2.310 radB查机床设计第一册中机械部分的第 670 页，可知：当x 0.0002L mm最 大0.001 rad最 大时，刚性传动轴的刚度满足要求。此处的 x ， 即为最大挠度和最大倾角， L 为传动轴支承跨距。最 大 最 大将已知数据 和 代入，即可得：maxB初步设计的传动轴满足刚度要求。(3)按弯矩复合强度计算求转矩：已知 T2=34747.5Nmm求圆周力：Ft根据机械设计基础式得Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N求径向力 Fr根据机械设计基础式得Fr=Fttan=1737.375tan200=632N因为该轴两轴承对称，所以：L A=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图 a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图 b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=316NFAZ=FBZ=Ft/2=868N由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=235.350=11.765Nm(3)绘制水平面弯矩图（如图 c）- 22 -截面 C 在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=631.6145550=31.58Nm(4)绘制合弯矩图（如图 d）MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345Nm(5)绘制扭矩图（如图 e）转矩：T=9.55（P 2/n2）10 6=35Nm(6)绘制当量弯矩图（如图 f）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取 =1，截面 C 处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=43.3452+(135)21/2=55.5Nm(7)校核危险截面 C 的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=55.5/0.1353=12.9MPa -1b=60MPa该轴强度足够。第 5 章 机架的设计5.1 机架的基本尺寸的确定机架是支撑及其机构所有附件的可移动机构。要保证拆装机构方便、安全；重量要轻，便于移动；架子要有足够的空间安装。而且机构每个总成之间要考虑它们之间的协调关系。考虑到这些方面的因素后要确定的一些机构尺寸根据这些数据，大概确定架子的长高。这样架子的地面的结构就确定了。支撑机构的部件是支撑板，支撑板固定在支承轴上，支承轴安装在机架上。详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397635.2 架子材料的选择确定架子的结构确定后，就需要准备材料，买材料时要考虑钢材的性能，同时也要考虑成本，再者还要考虑到其美观，通过到市场调查分析后，台架选用 6060的方钢和 5050 的角钢组合制作。其规格如表一所示。5.3 主要梁的强度校核机构的质量为 25（250N） ，考虑到一些外在压力，按照重量为 600N 进行校核。支承轴160，查机械工程材料 P105 页表 5-2 得，Q235 钢材的屈服强度 b =375460MPa，取 b=375 MP a解：和轴一样建立如图所示的坐标系。以轴心为 x 轴，垂直上平面的直线为 y 轴，一端点为圆点建立如图 6.1 所示的平面直角坐标系。因为：FRD =600N ，把 RDE 从 D 点移到 E 后的受力情况如图 6.1 所示。图 5.1得到一个 F 和一个力矩 M=FabLbe=6000.300NM=180 Nm计算轴的集惯性矩 Ip和抗弯截面系数 Wz，因为材料和轴的是一样的，所以 b=375 MP a , Ip=y 2dA =10.16cm4; W= Ip/y max=6773.688410-6m3 所以 max= M max / W=180/（6773.6910 -6）P a=0.26MP a也设安全系数：K=5故：K max=50.26MP a=1.5 MP a b=375 MP a因此：也可以做出结论转架在安全系数为 5 的情况下也是安全的。所以可以进行制作。解：以轴心为 x 轴，垂直上平面的直线为 y 轴，一端点为圆点建立如图 2.2.1 所示的平面直角坐标系。轴的受力分析。轴的轴心受力简图如图 2.2.1-b 所示。通过受力图可以明显看出轴的最大弯矩是在 BE 点之间。把 F 从 C 点移到 B 后的受力情况如图 2.2.1- b 所示。得到一个 F 和一个力矩 M=FLbe=6000.3NM=180 Nm因为：F ba+Fde=2F=1200N由于轴的受力完全对称，故 Fba=Fde=F=600NB 点和 F 点的弯矩为：M B=WF=FbaLde+M=6000.01+180 Nm=601.8Nm 受力情况如图 6.1 所示. 计算轴的极惯性矩 Ip 和抗弯截面系数 Wz 因为材料和轴的是一样的，所以 b=375 MP a , Ip=y 2dA =10.16cm4; W= Ip/y max=6773.688410-6m3 - 24 -所以 max= M max / W=305/（6773.6910 -6）P a=0.45MP a也设安全系数：K=5故：K max=50.45 MP a=2.25 MP a b=375 MP a因此：也可以做出结论转架在安全系数为 5 的情况下也是安全的。所以可以进行制作。详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763总结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。- 26 -参考文献1.机械工程手册第二版（传动设计卷） 机械工业出版社 20002.实用机械设计手册 吴相宪 王正为 黄玉堂 主编 中国矿业大学出版社 20013.机械设计 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社 19964.机械制造工艺学赵志修 主编 北京： 机械工业出版社 1984.25.机械制造工艺及专用夹具设计指导孙丽媛 主编 北京：冶金工业出版社 2002 6.机械加工工艺手册李洪 主编 北京： 北京出版社 1990，127.金属工艺学邓文英 主编 北京： 高等教育出版社 20008.机械设计课程设计 华中理工大学 王昆 同济大学 高等教育出版社 19869.齿轮手册 机械工业出版社 200210.机械加工余量与公差手册 马贤智 北京：中国标准出版社，199411.高等学校毕业设计指导M，周永强，北京：中国建材工业出版社，200212. 机械制造工艺学习题集 李益民 主编 黑龙江： 哈儿滨工业大学出版社 1984,详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763致 谢毕业设计是将大学所学的知识融合在一起，综合运用所有的相关专业知识，是课本知识在实际中的应用。通过这次毕业设计，使我的专业知识在原有的基础上得到更加的巩固和提高，这离不开老师和同学们的帮助。本设计分析是在老师的指导下完成的，在分析的过程中，XX 老师给了我很大的鼓励，在设计分析中引导我去思考了更多的设计思路，增强了我的学习能力，与我们一起讨论问题，使我对分析有了更清晰明确的认识，使我受益非浅。毕业设计是我们专业知识综合应用的实践训练，这是我们迈向社会、从事职业工作前一个必不可少的过程。 “千里之行始于足下” ，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古言的真正含义。我今天认真地进行课程设计，学会脚踏实地地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。说实话，毕业设计真是有点累。然而一着手清理自己的设计结果，仔细回味毕业设计的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使我倦意顿消。虽然这是我刚学会走完的第一部，是我人生中的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟了许多。通过毕业设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心、细致。课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱；有时应为不小心计算出错，只能毫不留情地重做。但一想起老师平时多耐心的教导，想到今后自己应当承担的社会责任，想到世界上因为某些细小失误而出现的令世人无比震惊的事故，我不禁时刻提醒自己，一定要养成一种高度负责、一丝不苟的良好习惯。经历了毕业设计，使我我发现了自己所掌握的知识是真正的贫乏，自己综合运用所学专业知识的能力是如此的不足，几年来学习了那么多的课程，今天才知道自己并不会用。想到这里，我真的有点心急了。由于毕业时间的仓促，很多本来应该弄懂弄透的地方都没有时间去细细追究来源，比如网格划分的控制、坐标系的理解、求解器的选择等，这使我明白了大学里学的只是一个大体上的方向，离实际应用还有太远的距离。但我相信方向才是最重要的，因为方向确定了，就会用最少的精力做好事情，这对于我以后的工作至关重要。因为在实际生产生活中，要从事的工种是千差万别的，只有从中找到自己最拿手，最有发展前途的岗位，个人才有更多的热情，也最可能在自己的岗位做出一些贡献。