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1 編號 畢業(yè)設計 論文 題 目 多工位機械轉位裝置設計 學 院 機電工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學生姓名 學 號 指導教師單位 機電工程學院 姓 名 職 稱 題 目 類 型 理 論 研 究 實 驗 研 究 工 程 設 計 工 程 技 術 研 究 軟 件 開 發(fā) 2015 年 5 月 2 日 II 摘 要 本次設計是對多工位機械轉位裝置的設計 在這里主要包括 轉位運動傳動系統(tǒng) 的設計 進給運動部位系統(tǒng)的設計這次畢業(yè)設計對設計工作的基本技能的訓練 提高 了分析和解決工程技術問題的能力 并為進行一般機械的設計創(chuàng)造了一定條件 整機電機通過帶傳動 帶傳動分配給兩個方向的運動 一個是轉位運動 一個是進 給運動 從而帶動整機運動 提高勞動生產率和生產自動化水平 更顯示其優(yōu)越性 有著廣闊的發(fā)展前途 本論文研究內容 1 多工位機械轉位裝置總體結構設計 2 多工位機械轉位裝置工作性能分析 3 電動機的選擇 4 多工位機械轉位裝置的傳動系統(tǒng) 執(zhí)行部件及機架設計 5 對設計零件進行設計計算分析和校核 6 繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖 關鍵詞 多工位機械轉位裝置 帶傳動 凸輪機構 間歇機構 III Abstract This design is the design of multi station mechanical transposition device Here mainly includes the design of this design the transmission system of the transposition feed movement part of the system of graduation design on the design of the basic skills training improve the analysis and the ability to solve engineering problems and created a condition for general mechanical design The motor through the belt drive the belt drive is assigned to the movement in two directions one is the transposition of movement a feed motion so as to drive the movement improve labor productivity and automation level But also show its superiority there are broad prospects for the development The content of this paper 1 multi station mechanical transfer device structure design 2 analysis of multi station mechanical transfer device performance 3 the choice of motor 4 transmission system execution unit and frame design of multi station mechanical transposition device 5 the design of parts design calculation and check 6 drawing machine assembly and important parts assembly drawings and parts drawings design Key Words multi station mechanical transfer device belt drive cam intermittent mechanism IV 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 IV 第 1 章 緒論 1 1 1 專用機床的簡介 1 1 2 本課題國內外研究概況 2 1 3 機床設計的目的 要求 6 1 3 1 設計的目的 6 1 3 2 設計要求 6 第 2 章 總體方案確定 7 2 1 擬定機構運動循環(huán)圖 8 2 2 方案設計 8 2 3 進給運動采用凸輪機構 13 第 3 章 動力的選擇 15 第 4 章 傳動裝置設計 17 4 1 確定傳動裝置的傳動比 17 4 2 傳動裝置動力參數的計算 17 4 3 皮帶輪的設計與計算 18 4 3 1 帶型的選定 18 4 3 2 帶輪直徑與帶速的確定 18 4 3 3 帶的基準長度和軸間距的確定 19 4 3 4 驗算小帶輪的包角 19 4 3 5 確定 V 帶根數 20 4 3 6 單根 V 帶預緊力的計算 20 4 3 7 計算壓軸力 20 第 5 章 齒輪的設計與計算 21 V 5 1 材料的選擇及許用應力的確定 21 5 2 按輪齒接觸強度的計算 21 5 3 按齒根彎曲強度設計 23 第 6 章 槽輪機構凸輪機構的設計 25 6 1 槽輪機構設計 25 6 2 凸輪機構的設計 27 6 2 1 滾子半徑的選擇 28 6 2 2 壓力角及其許用值 29 6 2 3 基圓半徑的確定 30 6 2 4 凸輪機構的材料 31 第 7 章 軸的設計與計算 32 7 1 軸的材料選擇 32 7 2 軸的最小直徑確定 32 7 3 軸的結構設計 32 7 4 軸的校核 33 第 8 章 鍵連接選擇 37 第 9 章 滾動軸承選用 38 結 論 40 致 謝 41 參考文獻 42 1 第 1 章 緒論 1 1 專用機床的簡介 專用機床是以通用部件為基礎 根據特定的形狀和工件的加工工藝及夾具設計 獨特 組成的半自動或自動機床 專用機床一般采用多軸 多刀 多進程 多或多級處理 生產效率幾倍比普通 機床高幾倍 由于通用部件已經標準化和系列化 可根據需要靈活配置 能縮短設計 和制造周期 因此 專用機床兼有低成本和高效率的優(yōu)點 已廣泛應用于大批量 大 批量生產 并可用于組成自動生產線 專用機床一般用于加工箱體零件或特殊形狀的 工件的加工 一般不旋轉 相 對進給運動的刀具的旋轉運動和刀具和工件 來實現(xiàn)鉆孔 擴孔 鉆孔 擴孔 鉆孔 銑削平面 內 外螺紋切削加工圓等 夾緊工件的加工頭旋轉專用機床 由刀具作進 給運動 也可達到一定的旋轉部件 如飛輪 汽車后橋等 的循環(huán)和過程 在第二十世紀 70 年代 隨著可轉位刀具 刀具的發(fā)展密度 孔尺寸自動檢測和自 動刀具補償技術 提高專用機床的加工精度 高達 0 019 毫米和 1000 毫米的銑削平面 表面粗糙度可達 2 19 0 63 微米低 鏜孔精度可以達到 IT7 6 孔距精度可達 o 03 o 02 微型計 專用機床是隨著汽車產業(yè)的興起發(fā)展 在專用機床的某些部分重 復使用 并逐漸發(fā)展成一個通用部件 導致在一個專用機床 專用機床是最早的 1911 在美國 為汽車零部件加工 在每臺機器的開始 本廠有他們的標準通用部件 為了 提高互換性通用不同配件廠 方便了用戶的使用和維修 19193 美國福特汽車公司和通 用汽車公司和美國機械廠協(xié)商 確定專用機床通用部件標準化的原則 嚴格的規(guī)定尺 寸的組件之間的接觸 但部分結構未指定 專用機床的設計 基本上有兩種方式 一 目前是根據處理對象的特點專門設計的 這是最常見的做法 其次 在專用機床廣泛 用于機械行業(yè)在我國 大多數的工人和技術人員總結生產和使用專用機床的經驗 發(fā) 現(xiàn)不在其組件共同組合機 可設計成通用的部件 和一些行業(yè)是一個專用機床的加工 范圍完成極為相似 它是可能的設計的 通用機床 機床被稱為 專業(yè)的專用機床 本機不根據具體的處理對象都需要特殊的設計和生產 可設計為多功能 組織大批量 生產 然后根據加工零件的具體需要 夾具和簡單的切割工具 可以由一個特定的對 象的高效加工設備 2 通用部件按功能可分為動力元件 支撐部分 傳輸部分 控制部分和附件五 動 力裝置是用于專用機床主運動和進給運動的部件 主電源箱 切削頭和動力滑臺 支撐組件用于安裝動力滑臺進給機構 一頭或夾具切割 側基 中間底座 支架 可調支架 立柱和立柱底座等 傳動部分可用于運輸或主軸箱的加工站組成 主要分度回轉臺 環(huán)形分度回轉臺 鼓和往復工作臺等 控制單元用以控制機床的自動循環(huán)組成 液壓站 電氣柜和控制表 附件有潤滑 裝置 冷卻裝置和排屑裝置等 為了使專用機床能被用在小批量生產中 常常需要應用成組技術 集中在一臺專 用機床類似零件的結構和工藝 以提高機床的利用率 本機有兩種常見的 但主軸箱 專用機床和機床刀架 專用機床未來的發(fā)展將更加調速電動機和滾珠絲杠驅動 簡化了結構 縮短生產 周期時間 采用數字控制系統(tǒng)和主軸箱 夾具自動更換系統(tǒng) 以提高工藝可調性 柔 性制造系統(tǒng)和成 1 2 本課題國內外研究概況 在過去的 20 年中 專用機床自動線的技術已經取得了很大的進步 在精密加工 自動線的生產效率 巨大的進步速度 靈活和綜合自動化 是專用機床自動線技術的 發(fā)展達到了很高的水平 自動控制技術的發(fā)展 線切割機 及其他相關技術 尤其是 數控技術的發(fā)展對自動線的結構變化和靈活性起著決定性的作用 隨著市場需求的變 化 靈活的將越來越成為在設備選擇的重要因素 因此 專用機床自動線將面臨激烈 的競爭 包括高速加工中心的柔性制造系統(tǒng) 專用機床是一種專用的高自動化的技術和設備 目前 它仍然是一個大量的關鍵 設備和機械產品實現(xiàn)高效 高質量和經濟生產 因此被廣泛用于汽車 拖拉機 柴油 發(fā)動機和壓縮機等許多工業(yè)生產領域 其中 特別是汽車工業(yè) 是專用機床的最大用 戶 如德國的大眾汽車廠在該發(fā)動機廠在機械行業(yè)中 大量生產 大量使用的設備是 專用機床 因此 專用機床與自動化水平的技術性能 工業(yè)部門的生產效率的結構 產品的質量和企業(yè)生產組織的決定在很大程度上 決定了其產品的競爭力在很大程度 上 現(xiàn)代專用機床和自動線作為機電一體化產品 它是綜合反映驅動 控制 測量 3 監(jiān)測 工具和機械組件技術 在過去的 20 年中 這些技術已經取得了長足的進步 在 專用機床的汽車和內燃機行業(yè)的主要用戶同樣也有很大的變化 產品生命周期縮短 增加品種和質量改進 這些因素的發(fā)展 促進和刺激專用機床 專用機床是高效專用機床由大量的通用部件和少量的專用部件組成和工藝 通用 機床和專用機床的發(fā)展 由于機械加工的組合是高度集中的 也可完成一個或幾個一 機不同的過程 所以為了適應生產產量 要求精度高 克服了通用機結構復雜 勞動 強度大 生產效率低 難以保證精度的缺點 專用設備通用性差 不適應現(xiàn)代科技的 迅速發(fā)展 往往更新的要求 因此 專用機床和自動線已被廣泛應用于汽車 柴油機 電機 儀表 軍工產品的生產 并顯示出巨大的優(yōu)越性 我國加入 WTO 以后 制造業(yè)所面臨的機遇與挑戰(zhàn)并存 專用機床行業(yè)企業(yè)適時調 整戰(zhàn)略 采取了積極的應對策略 出現(xiàn)了產 銷兩旺的良好勢頭 截至 2005 年 4 月份 專用機床行業(yè)企業(yè)僅專用機床一項 據不完全統(tǒng)計產量已達 1000 余臺 產值達 3 9 個 億以上 較 2004 年同比增長了 10 以上 另外專用機床行業(yè)增加值 產品銷售率 全 員工資總額 出口交費值等經濟指標均有不同程度的增長 新產品 新技術較去年年 均有大幅度提高 可見行業(yè)企業(yè)運營狀況良好 行業(yè)企業(yè)產品結構的變化 專用機床行業(yè)企業(yè)主要針對汽車 摩托車 內燃機 農機 工程機械 化工機械 軍工 能源 輕工及家電行業(yè)提供專用設備 隨著我國加入 WTO 后與世界機床進一步 接軌 專用機床行業(yè)企業(yè)產品開始向數控化 柔性化轉變 從近兩年是企業(yè)生產情況 來看 數控機床與加工中心的市場需求量在上升 而傳統(tǒng)的鉆 鏜 銑專用機床則有 下降趨勢 中國機床工具工業(yè)學會的 機床工具行業(yè)企業(yè)主要經濟指標報表 是統(tǒng)計 數據顯示 僅從幾個全國大型重點企業(yè)生產情況看 2003 年生產數控機床 890 臺 產 值 16187 萬元 生產加工中心 148 臺 產值 5770 萬元 2004 年生產數控機床 985 臺 產值 25838 萬元 生產加工中心 159 臺 產值 7099 萬元 而 2005 年 截至 4 月份 數控機床 加工中心 產值已接近 2003 年全年水平 故市場在向數控 高精制造技術 和成套工藝裝備方面發(fā)展 行業(yè)企業(yè)的快速轉變 九五 后期 在專用機床行業(yè)企業(yè)的 50 多家專用機床分會會員中 僅有兩家企 業(yè)實行了股份改造 一家企業(yè)退出國有轉為民營 其余的都是國有企業(yè) 而從 2001 至 4 2002 年 不到兩年的時間 就先后有十幾家企業(yè)實行股份制改造 一些小廠幾乎全部 退出國有轉為民營 現(xiàn)在一些國家重點國有企業(yè)也在醞釀股份制改造 轉制已勢不可 檔 民營經濟在經歷了從被歧視 被藐視到不可小視和現(xiàn)在高度重視 4 個階段后 煥 發(fā)勃勃生機 專用機床行業(yè)企業(yè)正在以股份制 民營化等多種形式快速發(fā)展 專用機床技術裝備現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 專用機床及其自動線是集機電于一體是綜合自動化度較高的制造技術和成套工藝 裝備 它的特征是高效 高質 經濟實用 因而被廣泛應用與工程機械 交通 能源 軍工 輕工 家電行業(yè) 我國的傳統(tǒng)的專用機床及專用機床自動線主要采用機 電 氣 液壓控制 它的加工對象主要是生產批量比較大的大中型的箱體類和軸類零件 近年研制的專用機床加工連桿 板件等也占一定份額 完成鉆孔 擴孔 鉸孔 加 工各種螺紋 鏜孔 車端面和凸臺 在孔內鏜各種形狀槽 以及銑削平面和成型面等 專用機床的分類繁多 有大型專用機床和小型專用機床 有單面 雙面 三面 臥式 立式 傾斜式 復合式 還有多工位回轉臺專用機床等 隨著技術的不斷是進步 一 種新型的專用機床 柔性專用機床越來越受人們是親昧 它應用多位主軸箱 可換 主軸箱 編碼隨行夾具和刀具的自動更換 配以可編程序控制器 PLC 數字控制 NC 等 能任意改變工作循環(huán)控制和驅動系統(tǒng) 并能靈活適應多種加工的可調可變 的專用機床 另外 近年來專用機床加工中心 數控專用機床 機床輔機等在專用機 床行業(yè)中所占份額也越來越大 由于專用機床及其自動線是一種技術綜合性很高的高技術專用產品 是根據用戶 特殊要求而設計的 它涉及到加工工藝 刀具 測量 控制 診斷監(jiān)控 清洗 裝配 和試漏等技術 我國專用機床及其專用機床自動線總體技術水平比發(fā)達國家相對落后 國內所需的一些高水平專用機床及自動線幾乎都從國外進口 工藝裝備的大量進口勢 必導致投資規(guī)模的擴大 并使產品生產成本提高 因此 市場要求我們不斷開發(fā)新技 術 新工藝 研制新產品 由過去的 剛性 機床結構 向 柔性 化方向發(fā)展 滿 足用戶需要 真正成為剛柔兼?zhèn)涞淖詣踊b備 80 年代以來 國外專用機床技術在滿足精度和效率要求的基礎上 正朝著綜合成 套和具備柔性的方向發(fā)展 專用機床的加工精度 多品種加工的柔性以及機床配置的 靈活多樣方面均有新的突破性進展 實現(xiàn)了機床工作程序軟件化 工序高度集中 高 效短節(jié)拍和多功能知道監(jiān)控 專用機床技術的發(fā)展趨勢是 5 廣泛應用數控技術 國外主要的專用機床生產廠家都有自己的系列化完整的數控專用機床通用部件 在 專用機床上不僅一般動力部件應用數控技術 而且夾具的轉位或轉角 換箱裝置的自動 分度與定位也都應用數控技術 從而進一步提高了專用機床的工作可靠性和加工精度 廣州標致汽車公司由法國雷諾公司購置的缸蓋加工生產線 就是由三臺自動換箱專用機 床組成的 其全部動作均為數控 包括自動上下料的交換工作臺 環(huán)形主軸箱庫 動力部 件和夾具的運動 其節(jié)拍時間為 58 秒 發(fā)展柔性技術 80 年代以來 國外對中大批量生產 多品種加工裝備采取了一系列的可調 可變 可 換措施 使加工裝備具有了一定的柔性 如先后發(fā)展了轉塔動力頭 可換主軸箱等組成 的專用機床 同時根據加工中心的發(fā)展 開發(fā)了二坐標 三坐標模塊化的加工單元 并以此 為基礎組成了柔性加工自動線 FTL 這種結構的變化 既可以實現(xiàn)多品種加工要求的調 整變化快速靈敏 又可以使機床配置更加靈活多樣 發(fā)展綜合自動化技術 汽車工業(yè)的大發(fā)展 對自動化制造技術提出了許多新的需求 大批量生產的高效率 要 求制造系統(tǒng)不僅能完成一般的機械加工工序 而且能完成零件從毛坯進線到成品下線的 全部工序 以及下線后的自動碼垛 裝箱等 德國大眾汽車公司 KASSEL 變速箱廠 1987 年投入使用的造價 9000 萬馬克的齒輪箱和離合器殼生產線 就是這種綜合自動化制造系 統(tǒng)的典范 該系統(tǒng)由兩條相似對稱布置的自動線組成 三班制工作 每條線日產 2000 件 節(jié)拍時間為 40 秒 全線由 12 臺雙面專用機床 18 臺三坐標加工單元 空架機器人 線兩端的毛坯庫和三坐標測量機組成 可實現(xiàn) 3 種零件的加工 空架機器人完成工件下 線的碼垛裝箱工作 隨著綜合自動化技術的發(fā)展 出現(xiàn)了一批專門從事裝配 試驗 檢 測 清洗等裝備的專業(yè)生產廠家 進一步提高了制造系統(tǒng)的配套水平 進一步提高工序集中程度 國外為了減少機床數量 節(jié)省占地面積 對專用機床這種工序集中程度高的產品 繼續(xù) 采取各種措施 進一步提高工序集中程度 如采用十字滑臺 多坐標通用部件 移動主 軸箱 雙頭鏜孔車端面頭等組成機床或在夾具部位設置刀庫 通過工作加工實現(xiàn)工序集 中 從而可最大限度地發(fā)揮設備的效能 獲取更好的經濟效益 6 1 3 機床設計的目的 要求 1 3 1 設計的目的 機床設計畢業(yè)設計 其目的在于通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計 使我們在擬定傳動和變速的結構方案過程中 得到設計構思 方案的分析 結構工藝 性 機械制圖 零件計算 編寫技術文件和查閱資料等方面的綜合訓練 樹立正確的 設計思想 掌握基本的設計方法 培養(yǎng)基本的設計方法 并培養(yǎng)了自己具有初步的結 構分析 結構設計和計算能力 1 3 2 設計要求 評價機床性能的優(yōu)劣 主要是根據技術 經濟指標來判定的 技術先進合理 亦 即 質優(yōu)價廉 才會受到用戶的歡迎 在國內和國際市場上才有競爭力 機床設計的 技術 經濟指標可以從滿足性能要求 經濟效益和人機關系等方面進行分析 7 第 2 章 總體方案確定 1 工作原理及工藝動作過程 四工位專用機床是在四個工位上分別完成相應得裝卸工件 鉆孔 擴孔和鉸孔工 作 它的工藝動作主要有 1 裝有四個工位工件的回轉臺轉動 2 裝有專用電動機帶動的三把專用刀具的主軸箱的刀具轉動和移動 2 原始數據及設計要求 1 從刀具頂端離開工件表面 65mm 位置 快速移動送進了 60mm 后 再勻速送進 60mm 5mm 刀具切入量 45mm 工件孔深 10mm 刀具切出量 然后快速返回 回 程和工作行程的速比系數 K 2 2 生產率約每小時 60 件 3 刀具勻速進給速度 2mm s 工件裝 卸時間不超過 10s 4 執(zhí)行機構能裝入機體內 3 設計方案提示 1 回轉臺的間歇運動 可采用不完全齒輪機構 凸輪式間歇機構 槽輪機構等 2 主軸箱的刀具移動 可以采用圓柱凸輪機構 移動從動件盤形凸輪機構 凸輪 連桿機構 平面連桿機構等 8 3 由生產率可以求出一個運動循環(huán)所需時間 T 3600 60 60s 刀具勻速送進 60mm 所需時間 t 勻 60 2 30s 刀具其余移動 包括快速送進 60mm 快速返回 120mm 共需 30 4 設計任務 1 按工藝動作過程擬定機構運動循環(huán)圖 2 進行回轉臺間歇轉動機構 主軸箱刀具移動機構的選型 并進行機械運動方案 評價和選擇 3 按選定的電動機和執(zhí)行機構的運動參數進行機械傳動方案的擬定 2 1 擬定機構運動循環(huán)圖 根據專用機床的工作過程和規(guī)律可得其運動循環(huán)圖如下 鉆頭 頭進勻 速 60 快鉆 0240 進鉆 頭 快 退工 作臺轉動307 4位銷插 入 定 定 位 銷拔出工作臺靜止 凸 輪 鉆 397 4 四工位專用機床是在四個工位上分別完成相應得裝卸工件 鉆孔 擴孔和鉸孔工 作 2 2 方案設計 根據該機床包含兩個執(zhí)行機構 即主軸箱移動機構和回轉臺的回轉機構 主軸箱 機構運動循環(huán)圖 9 移動機構的主動件是圓柱凸輪 從動件是刀架 行程中有勻速運動段 稱工作段 并 具有急回特性 要滿足這些要求 需要將幾個基本機構恰當地組合在一起來滿足上述 要求 實現(xiàn)上述要求的機構組合方案可以有許多種 2 2 1 三個方案 1 減速機構的方案有 渦輪蝸桿減速機構 外嚙合行星輪系減速機構 定軸輪系減速機構 2 刀架規(guī)律性運動的方案有 圓柱凸輪實現(xiàn)刀架規(guī)律性移動 盤型凸輪 尺條實現(xiàn)刀架規(guī)律性移動 3 回轉工作臺回轉機構方案 單銷四槽槽輪機構 棘輪機構 不完全齒輪機構 4 定位銷方案 采用圓柱凸輪機構實現(xiàn) 2 2 2 方案比較 減速機構 1 渦輪蝸桿減速器方案分析 此方案采用最普通的右旋阿基米德蝸桿 采用蝸桿傳動的主要原因有 傳動平穩(wěn) 振動 沖擊和噪聲均較小 能以單級傳動獲得較大的傳動比 故結構比較緊湊 機構返行程具有自鎖性 本方案通過較為簡單的渦輪蝸桿機構實現(xiàn)了 min 1r40n 主 軸電 機 的大傳動比 滿足了機構要求的性能指標 而且結構緊湊 節(jié)約空間 本方案存在的 不足 由于渦輪蝸桿嚙合齒間的相對滑動速度較大 使得摩擦損耗較大 因此傳動效 10 率較低 易出現(xiàn)發(fā)熱和溫升過高的現(xiàn)象 磨損也較嚴重 解決的辦法是可以采用耐磨 的材料 如錫青銅 來制造渦輪 但成本較高 2 外嚙合行星齒輪減速器方案分析 該方案采用漸開線直齒圓柱齒輪嚙合傳動 所選輪系為外嚙合行星齒輪系 采用 齒輪機構的原因是其在各種機構中的運用比較廣泛 且制造過程簡單 成本較低 并 且具有功率范圍大 傳動效率高 傳動比精確 使用壽命長 工作安全可靠等特點 方案中齒輪系為復合輪系 實現(xiàn)了 min 1r40n 主 軸電 機 的大傳動比 且具有較高的傳動效率 本方案中存在的不足是 齒輪機構結構不夠緊 湊 占用空間較大 3 定軸輪系減速器方案分析 該方案采用漸開線直齒圓柱齒輪嚙合傳動 所選輪系為定軸輪系 采用該機構的 原因是運用廣泛 制造過程簡單 成本較低 并且具有功率范圍大 傳動效率高 傳 動比精確 使用壽命長 工作安全可靠等特點 方案中輪系為定軸輪系 實現(xiàn)了 min 1r40n 主 軸電 機 的大傳動比 本方案中存在的不足是 齒輪機構結構不夠緊湊 占用空間較大 刀架規(guī)律性運動機構 1 圓柱凸輪實現(xiàn)刀架規(guī)律性移動 該方案采用圓柱凸輪機構和連桿機構串聯(lián)組成 采用凸輪機構 是因為該機構只 要適當地設計出凸輪的輪廓曲線 就可以使推桿得到各種預期的運動規(guī)律 而且機構 簡單緊湊 但其不足在于凸輪廓線與推桿之間為點 線接觸 易磨損 2 盤型凸輪 尺條實現(xiàn)刀架規(guī)律性移動 使用盤行凸輪機構首先需要加圓錐齒輪等機構將軸的傳動方向轉變 然后設計凸輪 的廓線 此方案中凸輪的廓線設計中 其導程是旋轉角度的函數 在計算中難求得精 確導程 因此凸輪廓線設計較復雜 故不考慮此方案 回轉工作臺回轉機構 11 1 單銷四槽槽輪機構 該方案采用槽輪機構 是因為該機構構造簡單 外形尺寸小 其機械效率高 并能 較平穩(wěn)地 間歇地進行轉位 本方案中的不足在于在槽輪機構的傳動過程中往往存在 著柔性沖擊 故常用于速度不太高的場合 此機床中屬于低速旋轉 因此槽輪機構能 夠滿足要求 2 棘輪機構 該方案采用棘輪機構 是因為該機構的結構簡單 制造方便 運動可靠 而且棘輪 軸每次轉過的角度可以在較大的范圍內調節(jié) 與曲柄搖桿機構配合使用使其具有急回 特性 本方案中的不足在于棘輪機構在工作時有較大的沖擊和噪音 而且運動精度較 差 常用于速度較低和載荷不大的場合 此機床中屬于低速旋轉 沖擊可以忽略 對 于精度要求不是太高 因此該機構能夠滿足要求 3 不完全齒輪機構 該方案采用不完全齒輪嚙合實現(xiàn)間歇運動 此機構結構簡單 加工安裝容易實現(xiàn) 由于其中含標準件 有很好的互換性 有精確的傳動比 所以在工作過程中精度較高 此機構的不足是由于在進入嚙合時有沖擊 會產生噪聲 齒輪在磨損過程中會對精度 有一定影響 但是對于低速旋轉機構 此機構能夠滿足使用要求 圓柱凸輪定位銷機構 該方案采用圓柱凸輪機構和連桿機構串聯(lián)組成 采用凸輪機構 是因為該機構只 要適當地設計出凸輪的輪廓曲線 就可以使推桿得到各種預期的運動規(guī)律 而且機構 簡單緊湊 本方案中主要存在的不足在于凸輪廓線與推桿之間為點 線接觸 易磨損 2 2 3 方案確定 回轉工作臺的運動規(guī)律 四個工作位置 每個工作位置之間相差 90 在工作過程 中 旋轉 90 停止定位 進刀加工 快速退刀后 旋轉 90 進行下一個循環(huán) 在加工和退刀的前半段 即刀具與工件有接觸 時 必須將工作臺固定 由于卡 盤的工作位置為四個 還要滿足間歇和固定兩個工作 1 采用單銷四槽槽輪機構 其結構圖如下圖所示 12 1010 槽輪機構中 當圓銷沒有進入槽輪的徑向槽時 由于槽輪的內凹鎖止弧被撥盤 的外凸鎖止弧卡住 故槽輪固定不動 當圓銷進入徑向槽時 鎖止弧的自鎖段被 松開 槽輪在圓銷作用下旋轉 實現(xiàn)了間歇運動 因為卡盤每次旋轉 90 所以選 擇四槽均布槽輪 剛好實現(xiàn)旋轉 90 的要求 2 采用棘輪機構 其結構圖如下圖所示 機構采用曲柄搖桿機構來作為主動件 有運動循壞圖中可知 360 4 71 k 于是得 K 2 2 所以極位夾角大于等于 67 5 因此滿足停留時間的于轉動時間之間的比例關系 要求棘輪每次旋轉 90 因此搖桿的擺角也為 90 單銷四槽槽輪機構 13 2 3 進給運動采用凸輪機構 平面凸輪 4 通過錐齒輪 3 和減速器 2 連接 在驅動電動機轉動時 通過連桿機構 6 帶動工作臺 7 在垂直方向作上 下運動 以實現(xiàn)工作臺在主軸上的 前進 工進 動 作 弧面凸輪 5 和平面凸輪 4 相連 在驅動電動機回轉時 通過滾動盤 8 共 6 個滾珠 完成 快進 和 工進 動作 弧面凸輪轉角 平面凸輪轉角 圖 3 4 平面凸輪和弧面凸輪的運動過程 平面凸輪與弧面凸輪的動作配合曲線如圖 3 4 所示 在驅動電動機的帶動下 弧面凸輪在 7 5 57 5 的范圍內 完成工作臺 80 的轉位 動作 在 57 5 72 5 的范圍內弧面凸輪 平面凸輪均不產生工作臺運動 用于松開刀 具 當凸輪繼續(xù)轉動到 72 5 137 5 的范圍內 平面凸輪通過連桿機構帶動工作臺進 行向下運動 其中 在 72 5 117 5 范圍內 只有平面凸輪帶動工作臺作向下的運動 工作臺同時拔出主軸 刀庫中的刀具 在 117 5 137 5 的范圍內 因刀具已經脫離主 軸的刀座 兩凸輪同時動作 即 在工作臺繼續(xù)向下的過程中 已經開始進行 180 轉 位 以提高工作速度 在凸輪轉動到 117 5 242 5 的范圍內 弧面凸輪帶動工作臺進行 180 轉位 完成 主軸與刀庫的刀具交換 當進入 222 5 242 5 的范圍時 兩凸輪同時動作 平面凸輪 已經開始通過連桿機構帶動工作臺進行向上運動 以提高工作速度 14 從 222 5 起 平面凸輪帶動工作臺向上運動 這一動作在 222 5 287 55 范圍 完成 快進 動作 接著的 287 55 302 5 范圍內 弧面凸輪 平面凸輪均不產生工作 臺運動在 302 5 360 的范圍內 弧面凸輪完成工作臺 80 反向轉位動作 在工作臺回 到原位 工作結束 15 第 3 章 動力的選擇 合理選擇電動機類型 對工作機械有效的工作 以及機組運行的可靠性 安全 節(jié) 能及降低設備造價都有重要意義 電動機類型的選擇要從負載的要求出發(fā) 考慮工作條件 負載性質 生產工藝 供 電情況等 盡量滿足下述各方面的要求 1 機械特性 由電動機類型決定的電動機的機械特性與工作機械機械特性配合要適當 機組穩(wěn)定 工作 電動機的起動轉矩 最大轉矩 牽入轉矩等性能均能滿足工作機械的要求 2 轉速 電動機的轉速滿足工作機械要求 其最高轉速 轉速變化率 穩(wěn)速 調速 變速等 性能均能適應工作機械運行要求 3 運行經濟性 從降低整個電動機驅動系統(tǒng)的能耗及電動機的綜合成本來考慮選擇電動機類型 針對使用情況選擇不同效率水平的電動機類型 對一些使用時間很短 年使用時數也 不高的機械 電動機效率低些也不會使總能耗產生較大的變化 所以并不注重電動機 的效率 但另一類年利用小時較高的機械 如空調設備 循環(huán)泵 冰箱壓縮機等 就 需要選用效率高的電動機以降低總能耗 本機器的動力選用交流 380V 機械中常用的點機轉速多為 1400 分轉 分 由 于整個載荷比較小 所以綜合考慮最終選用 Y112M 4 型三相異步電動機 電壓為 380V 功率為 5 5KW 額定轉速為 1400r min 根據電機轉速及效率要求確定各級 傳動比 其中帶傳動為主要工作部件 其效率直接影響整機工作效率 電動機的外 形圖及尺寸見表 2 1 和圖 2 1 16 圖 2 1 Y112M 4 型電動機外形尺寸 表 2 1Y112M 4 型電動機外形尺寸 17 第 4 章 傳動裝置設計 4 1 確定傳動裝置的傳動比 總傳動比 7 ni 額 式中 電動機滿載轉速 1500r min 則 額n 4 2 i額 那么 V 帶的傳動比 處于 2 4 之間 符合要求 i 分配各級傳動比 1 取 V 帶傳動傳動比為 1 i 2 取第 1 傳動軸傳動比 為 0 6 2 3 第 2 傳動軸傳動比 6 04 3 i 4 2 傳動裝置動力參數的計算 電動機輸出軸額定轉速為 轉位裝置滿負荷作業(yè)時 輸出軸轉速穩(wěn) 額pmin 75r 定在 0 8 0 9 倍額定轉速狀態(tài)下運行 1 各軸轉速 主傳動軸轉速 主軸與動力輸出軸直聯(lián) 主n min 70r 動主 第 1 傳動軸轉 傳動比為 帶傳動按 92 效率計算 則16 i i 38 92rn 主 滾筒轉速 帶傳動按 92 效率計算 則脫n min 650r 主脫 第 2 傳動軸轉速為 傳動比為 1 帶傳動按 92 效率計算 則2 18 min 598 216502rn 風機的轉速 風機直接安裝在第 2 傳動軸上 則風 i 2r風 2 各軸功率 主傳動軸 kwp5 主額 第 1 傳動軸 06 92 1 主 式中 帶傳動效率 查表 19 取值 0 92 v 3 各軸轉矩 第 1 傳動軸 81065 90 9501 mNnPT 筒額 第 2 傳動軸 437 2 5 212 4 3 皮帶輪的設計與計算 4 3 1 帶型的選定 根據總體方案的選擇 查機械設計手冊 19 的工況系數 可得計算功率為 0 1 K 8 kwpKc5 根據計算功率和電動機的轉速 查手冊 19 選擇采用 SPZ 型皮帶 4 3 2 帶輪直徑與帶速的確定 小帶輪的直徑通過查機械設計手冊 19 有 其中 是 V 帶的最小基min1d mind 準直徑 過小 會降低皮帶的使用壽命 反過來 雖然可以延長皮帶的使用壽命 1d 但是帶傳動的外形尺寸隨之增大 V 帶的最小基準直徑參考值如下表所示 表 3 V 帶輪的最小基準直徑 19 類型 Y Z SPZ A SPA B SPB C SPC D E 20 50 63 75 90 125 140 200 224 355 500md in 選取小帶輪的直徑 md751 大帶輪的基準直徑 取 mid 25 8671 2 md902 上式中 是 V 帶傳動的滑動率 值很小 在計算中可以忽略不計 帶速的計算 max106 vnvd 代入數據的 s4 8 對于普通的 V 帶 太小傳遞的功率小 太大則離心力過大 計 25max 算的結果在合理范圍內 符合設計要求 4 3 3 帶的基準長度和軸間距的確定 由公式 9 2 7 021021dda 代入數據得 ma 所需帶的基準長度為 021210 4 2addLd 代入數據得 3 659 則實際的軸間距為 00dLa 代入數據的實際的軸間距為 m4 185 4 3 4 驗算小帶輪的包角 由下式可求帶輪包角 3 57 18012ad 48 6 57 20 一般 最小不低于 小帶輪包角合適 不需要使用張緊輪 120 90 4 3 5 確定 V 帶根數 V 帶根數可由以下公式計算 10 lAcc kppz 00 其中 功率增量 考慮傳動比 時 在大帶輪上的彎曲應力較小 在壽命相0p 1 i 同的條件下 可以增大傳遞的功率 包角修正系數 考慮包角不等于 時對傳動能力的影響 Ak 80 帶長修正系數 考慮包角不為特定長度時對傳動能力的影響 l 單根 V 帶的基本額定功率 0p 查機械設計手冊 20 可得 0 99 0 97 30 pAkl0pkw54 1 1297 03 541 z 圓整后取 V 帶根數 z 4 3 6 單根 V 帶預緊力的計算 根據公式 11 20 5 2qvzkpFAc 264 810 39 05 N8 169 4 3 7 計算壓軸力 根據公式 12 2 sin10 zFQ 13 其中 為2 sin310max zFQ maxQF 正常預緊力的 1 5 倍 代入數據 NFQ 21 05 176sin328 169 852 05max 21 第 5 章 齒輪的設計與計算 5 1 材料的選擇及許用應力的確定 根據設計方案 本設計采用的是直齒圓柱齒輪傳動 考慮到轉位裝置功率較大 故大 小齒輪都選用硬齒面 選取大 小齒輪的材料均為 40Cr 并經調質及表面淬火 齒面硬度為 48 55HRC 因采用表面淬火 輪齒的變形不大 不需要磨削 故初選 7 級精度 5 2 按輪齒接觸強度的計算 根據公式 14 3 2211 2 uZuTkddEtt 確定公式內的各計算數值 1 試選載荷系數 t 2 計算小齒輪傳遞的轉矩 mNT 451 105 76 8 40 9 3 由機械設計手冊 20 選取齒寬系數 9d 4 由手冊 20 查得材料的彈性影響系數 MpaZE8 5 按齒面硬度中間值 查手冊 20 得大 小齒輪得接觸疲勞強度極限 HRC52 15 6 計算應力循MpaH1702lim1li 環(huán)次數 153082 165061 hjLnN 9 89273 8 7 查設計手冊 19 得接觸疲勞壽命系數 01 HNK90 2 HN 8 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數 S 1 得 22 SKHNH 1lim1 2li2 計算 1 試算小齒輪分度圓直徑 代入 中較小的值td1H 3 221 2 uZuTkddEtt m4 380 9 8 405 7312 2 計算圓周速度 v sndvt 31 60 52 14 306 1 3 計算齒寬 bdbt 58 49 8 4 計算齒寬與齒高之比 h 模數 6 124 381 zdmtt 齒高 mht025 96 34 b 5 計算載荷系數 根據 7 級精度 由手冊 21 查得動載系數 smv 1 10 vK 假設 由手冊 21 查得齒間載荷分配系數 NbFKtA0 FH 由手冊 21 查得使用系數 A 由 表 4 查得接觸強度計算用齒向載荷分布系數 43 1 HK 由手冊 21 查得彎曲疲勞強度計算用齒向載荷分布系數 7F 故載荷系數 73 1 HvAKK 6 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 得 mkdtt 26 4 42 8 331 7 計算模數 m 23 76 124 1 zdm 5 3 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 16 mzSYKTFdaF321 2 確定公式內的各計算數值 1 由手冊 21 得大 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MpaFE68021 2 由手冊 21 查得彎曲疲勞壽命系數 8 01 FN9 NK 3 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 S 1 4 得 MpaFKENF4 27 11 322 4 計算載荷系數 K 6 17 1 HvA 5 查取齒形系數 由手冊 21 查得齒形系數 2 5 21FaFaY 6 查取應力校正系數 由手冊 21 得應力校正系數 764 1 8 21 SaSa 7 計算大小齒輪的 并加以比較 FSaY 09 5 6211 Fa 81437 2 FS 小齒輪的數值大 設計計算 mm64 129 0 8 105 76234 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 略大于由齒根疲勞強度計算的 24 模數 由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力 而齒面接觸疲 勞強度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑 即模數與齒數的乘積 有關 可取由彎曲 強度算得得模數 1 64 就近圓整為標準值 m 2mm 按接觸強度算得的分度圓直徑 d26 41 13 2 6 4 1 dz 取 取 24 7 2 uz 702 z 幾何尺寸計算 1 計算分度圓直徑 mzd421 mzd140272 2 計算中心距 a9 0 21 3 計算齒輪寬度 mdb6 349 1 驗算 NTFt 5 04 05 72 41 bKtA 1 1 符合要求 25 第 6 章 槽輪機構凸輪機構的設計 6 1 槽輪機構設計 1 撥輪 A 圓柱銷 2 槽輪 圖 6 1 槽輪機構的設計 1 幾何要求 圓銷線速度方向與輪槽方向一致 2 設計要點 圓柱銷與鎖住弧配合 3 基本參數選擇 1 槽數 z 幾何關系 運動關系 運動特性系數 212z 1 26 討論 0 z 3 一般取 z 4 8 2 銷數 K 討論 1 常用 K 1 4 幾何尺寸計算 表 4 1 幾何尺寸計算 在一個運動循環(huán)中 槽輪的運動時間 t2 與銷輪的運動時間 t1 之比 稱為運動系數 用 表示 對于外槽輪機構 為了避免或減輕槽輪在開始轉動和停止轉動時的碰撞或沖擊 圓 z21 z2 2 z 27 銷在開始進入徑向槽或從徑向槽脫出的瞬時 圓銷中心的線速度方向均沿著徑向槽的 中心線方向 以便槽輪在啟動和停止時的瞬時角速度為零 2 10 2 20 2 10 2 20 2 z 式中 z 為槽輪的槽數 主動件以等角速度 1 轉動時 槽輪轉動一次所需的時間為 t2 2 10 1 當主動撥盤對稱均布有 k 個圓銷時 則主動撥盤轉過 2 k 角度便完成槽輪的一個運 動循環(huán) 其所需的時間為 t1 2 k 1 此外 由于槽輪機構是作間歇運動的 故必須有間歇時間 所以運動系數 總是小于 1 因此 k 與 Z 的關系應為 krT 時 min 0 實際輪廓為一光滑曲線 圖 5 4 1a 2 min rT 則 min 0 實際輪廓出現(xiàn)尖點 圖 5 4 1c 接觸應力無限大 3 min rT 則 min 0 實際輪廓曲線發(fā)生相交 圖 5 4 1b 中涂黑部分 在輪廓 曲線加工時 交叉部分被切去 使運動失真 結論 1 對于外凸的凸輪輪廓 應使?jié)L子半徑 rT 小于理論輪廓的最小曲率半徑 min 通 常取 rT 0 8 min 2 對于內凹的凸輪輪廓 圖 5 4 1d 實際輪廓的曲率半徑 等于理論輪廓線曲率 半徑 與滾子半徑 rT 之和 即 rT 此時不論滾子半徑多小 其實際輪廓總可以 29 做出 6 2 2 壓力角及其許用值 1 壓力角 凸輪機構中 從動件的速度 v 與所受正壓力 F 之間所夾的銳角 壓力 角越小 傳力越好 2 自鎖 壓力角 越大 則推動從動件的有效分力 Fr Fr Fcos 越小 甚至可能小 于橫向分力 Ft Ft Fsin 在導路中產生的摩擦力 此時無論 F 多大也不能使從動件運 動 使機構發(fā)生了自鎖 機構開始出現(xiàn)自鎖時的壓力角稱為臨界壓力角 3 許用壓力角 凸輪機構在運轉中的壓力角是變化的 為避免機構發(fā)生自鎖并具有較 高的傳動效率 必須對最大壓力角加以限制 其許用值應遠低于臨界壓力角 即 c max 1 規(guī)定壓力角的最大值 移動從動件在推程時 max 30 擺動從動件在推程時 max 45 回程時 從動件不會出現(xiàn)自鎖現(xiàn)象 且希望從動件有較快的回程速度 故壓力角可取 大些 一般推薦回程時 max 80 5 壓力角的位置 圖 凸輪機構的壓力角 30 6 2 3 基圓半徑的確定 基圓半徑愈小 壓力角愈大 反之 壓力角則愈小 因此 在選取基圓半徑時應 注意 A 滾子從動件凸輪機構 在保證和從動件運動不失真的前提下 可將基圓半徑 取小些 滿足對機構結構緊湊的要求 B 在結構空間允許條件下 可適當將基圓半徑取大些 以利于改善機構的傳力性能 減少磨損和減少凸輪廓線的制造誤差 1 基圓半徑的選擇 由于從動件不能沿接觸點的法線 nn 壓入或離開輪廓 故凸輪輪 廓上接觸點 K1 的速度 v1 和從動件尖頂 K2 的速度 v2 在法線方向的分速度必定相等 即 v1sin v2cos 又因 v1 OK rb s 為凸輪的角速度 故 rb s sin v2cos tan v2 rb s 結論 當從動件的運動規(guī)律確定后 為了使機構既有較好的傳力性能 又有較緊湊 的結構尺寸 在設計時 通常要求在壓力角最大值不超過允許值的前提下盡可能選用 較小的基圓半徑 31 6 2 4 凸輪機構的材料 凸輪機構工作時 往往承受動載荷的作用 同時凸輪表面承受強烈磨損 因此 要求凸輪和滾子的工作表面硬度高 具有良好的耐磨性 心部有良好的韌性 當低速 輕載時 可以選用鑄鐵作為凸輪的材料 中速 中載時可以選用優(yōu)質碳素結構鋼 合 金鋼作為凸輪的材料 并經表面淬火或滲碳淬火 使硬度達到 高速 重載凸輪可以用 優(yōu)質合金鋼材料 并經表面淬火或滲氮處理 滾子材料用合金鋼材料 經滲碳淬火 達到較大表面硬度 32 第 7 章 軸的設計與計算 7 1 軸的材料選擇 轉位裝置在工作時 軸的轉速很高 而且傳遞的扭矩很大 綜合考慮 軸的材料 選擇45鋼調質處理 硬度為195 290 其接觸疲勞強度極限 HBS MpaH620 5lim 彎曲疲勞極限取 MpaFE480 1lim 7 2 軸的最小直徑確定 由公式 17 mnPCd3 其中 該軸傳遞的功率 Pkw 該軸的轉速 ni r 指軸的材料和承載情況確定常數 C 已知 2 02 查機械設計手冊 21 可得 C 128 代入上式可kwin 650 得 md4 18 選 md20 7 3 軸的結構設計 為了便于軸上零件的拆卸 經常把軸做成階梯形 軸的直徑從軸端逐漸向中間增 大 可依次將齒輪和帶輪等從軸的上端裝拆 為了使軸上的零件便于安裝 軸端及各 軸的端部應有倒角 軸上磨削的軸段應有砂輪越程槽 車制螺紋軸段應有退刀槽 各段軸的直徑 如有配合要求的軸段 應盡量采用標準直徑 安裝軸承 齒輪等 標準件的軸徑 應符合各標準件的內徑系列規(guī)定 采用的套筒 螺母 軸端擋圈作軸 向固定時 應把裝零件的軸段長度做的比零件輪轂短 以確保螺母等緊靠零件m3 2 端面 軸結構初定如圖7所示 33 圖 7 軸的結構圖 7 4 軸的校核 7 4 1 軸上載荷的計算 求軸承上的支反力 垂直面內 NFV917 NFV3142 水平面內 H258NH86 畫受力簡圖與彎矩圖 如圖 8 所示 據第四強度理論且忽略鍵槽影響 MPaW70 1 32 5 22dT 69 0 表 4 受力分析 載荷 水平面 H 垂直面 V NFN2518 NFV917 支反力 F NFH8632 NV342 彎矩 M mNFMNVax 185071mNFNVax 185071 MVH 51max221ax1 0 總彎矩 mN222 1 34 載荷 水平面 H 垂直面 V 扭矩 T mNT 1386 MPaPaWMca 7069 250 9 09 1 51 442 332 軸安全 圖 8 受力簡圖和彎矩圖 7 4 2 按彎扭合成應力校核軸強度 進行校核時 只校核軸承上承受彎矩和扭矩最大的截面強度 取 0 6 軸的計算應力為 NWTMca 8 4301 9 261 0 15 9 1 232322 前已選定軸材料為 45 號鋼 調質處理 由機械設計 23 表 15 1 查得 60Mpa 因此 S 1 56 8 7 08 2 SSca 故安全 37 第 8 章 鍵連接選擇 鍵連接可分為平鍵連接 半圓鍵連接 楔鍵連接和切向鍵連接 平鍵按用途分有 三種 普通平鍵 導向平鍵和滑鍵 平鍵的兩側面為工作面 平鍵連接是靠鍵和鍵槽 側面擠壓傳遞轉矩 鍵的上表面和輪轂槽底之間留有間隙 平鍵連接具有結構簡單 裝拆方便 對中性好等優(yōu)點 因而應用廣泛 本設計采用的是平鍵連接 查表機械設計手冊 21 表 4 1 分別選擇軸 1 2 段平鍵 b h L 6mm 6mm 20mm b h L 10mm 8mm 22mm 材料為 45 鋼 其許用擠壓應 力 取其平均值 Mpa120 在本設計中軸傳遞的扭矩最大 根據要求 需對軸的鍵連接進行強度校核 因載 荷均勻分布 根據平鍵連接的擠壓強度公式 19 ppdhlT 4 式中 T 為轉矩 N mm 為軸徑 mm d 為鍵的高度 mm h 為鍵的工作長度 mm l 為許用擠壓應力 MPa p 代入數據得 MpadhlT5 62402 15 74 4 pa10 可以實現(xiàn)設計要求 38 第 9 章 滾動軸承選用 已知裝軸承處軸徑 轉速 查機械設計手冊 22 選用圓md40 min 650r 錐滾子軸 GB T 276 1994 摘錄 選型號為 30208 其基本參數為 基本額定動載荷 BDmd18 0 5 KNCr3 根據上述數據 可計算 圓周力 dTFt 65 172 4 05 72 1 徑向力 Ntr 4 12390 cos tan3cosan 軸向力 t 6 9 1 當量動載荷計算 該圓錐滾子軸承受 和 的作用 必須求出當量動載荷 P 由下式可求 rF 20 YFXPr 其中 分別為徑向系數和軸向系數 XY 因為 0 3723 065 317 rF 所以 NPr429 9 2 計算所需的徑向基本額定動載荷 對于圓錐滾子軸承 30208 其徑向基本額定載荷 21 16 0 htprnLfC 式中 載荷系數 查表 23 8 15 取 1 pf p 當量動載荷 1239 44N rP 溫度系數 查表 23 6 4 得 1 tf tf 基本額定壽命 24 本機預設壽命 8000h hLhL 軸承轉速 650 nmin r 壽命指數 25 對滾子軸承 10 3 39 8000hhnPCLrh 43 106 105 2 由壽命校核結果可以看出兩軸承的壽命均大于設計壽命 故所選軸承合格 40 結 論 一 總結 第一部分 文獻資料的搜集與整理 通過專利網 文獻庫和老師給的資料 了解 了當前主流的幾種機車轉向架助推器類型 然后根據文獻資料 綜合分析每種助推器 的優(yōu)劣 綜合比較借鑒 初步確定采用撬棍杠桿式助推方式 第二部分 確定局部和整體方案 進一步分析撬棍式助推器的助推方式 及需要 哪些相配合的機構 將助推器分為執(zhí)行系統(tǒng) 傳動系統(tǒng)和驅動系統(tǒng)三部分 然后先對 執(zhí)行機構進行理論受力分析 分析其位移量 借此計算出傳動部分齒輪減速的傳動比 和需要的電機的轉矩 從而確定電機選型 至此傳動部分和驅動部分也同時確定下來 第四部分 各部件具體機構設計和校核 根據前面三章的內容 確定執(zhí)行系統(tǒng) 傳動系統(tǒng)各部件的具體結構尺寸 確定軸上零件的定位和裝配方式 最后選擇合適的 軸承并對各部件進行校核 二 設計的不足之處 這次的設計還只是階段性的 助推器的結構還可以進行局部優(yōu)化 中間的傳動系 統(tǒng)也有很多不同的方案可以選擇 比如選擇齒輪傳動代替鏈傳 三 個人體會 畢業(yè)設計是大學四年期間最后一次正式的機構設計了 可以說是跨出大學校園的 最后一步 需要考察自己大學期間學習的各項專業(yè)技能和課程知識 并且要綜合運用 對自己也是一次全面的提高 因為考研的關系 很多時間被占用了 所以畢業(yè)設計的時間比較緊 中間過程略 顯倉促 剛開始做課題使并沒有什么頭緒 不知道從哪里下手 就像無頭的蒼蠅 這 里做一些 那里做一些 其中受力分析就做了很多遍 事實證明這些都是無用功 后 來跟指導老師溝通了很多次 確定下來步驟 先綜合分析助推器的總體結構 分成幾 部分 比如驅動 傳動 執(zhí)行部分 這樣就有了一個大的方向 因此 我體會到初步設計必須確定每一部分的工作 由大到小 先分析結構 再 對結構的運動和動力性能綜合分析 不斷的修正 不斷的改進 這樣才能做出完整的 設計 41 致 謝 本次畢業(yè)設計涉及的全部內容是在指導老師 XX 老師的悉心指導下完成的 謝謝 老師 XX 提供了良好