機械畢業(yè)設計（論文）-動車用減震器筒體切管機設計-組合機床【全套圖紙】

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1、1 編編 號號 無錫太湖學院 畢畢業(yè)業(yè)設設計計（論論文文） 題目：題目： 動車用減震器筒體切管機設計動車用減震器筒體切管機設計 信機系系 機械工程及其自動化專專 業(yè)業(yè) 學 號： 學生姓名： 指導教師： （職稱：高級工程師） （職稱： ） 2013 年 5 月25 日 2 無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文）無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文） 誠誠 信信 承承 諾諾 書書 全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） 動車用減震器筒體切 管機設計 是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果，其內(nèi) 容除了在畢業(yè)設計（論文）中特別加以標注引用，表示致謝的內(nèi)容外，

2、本畢業(yè)設計（論文）不包含任何其他個人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作 品。 班 級： 機械 97 學 號： 0923817 3 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日 I 無錫太湖學院 信信 機機 系系 機械工程及其自動化機械工程及其自動化 專業(yè)專業(yè) 畢 業(yè) 設 計論 文 任 務 書 一、一、題目及專題：題目及專題： 1 1、題目、題目 動車用減震器筒體切管機設計 2 2、專題、專題 總體設計及部件設計 二、課題來源及選題依據(jù)二、課題來源及選題依據(jù) 1. 課題來源：無錫市惠發(fā)特精密機械制造公司 2. 材料：各類無縫鋼管 3. 年產(chǎn)：不少于 20 萬件（可兩班制加工） 4. 材料尺寸：6 米 三、

3、本設計（論文或其他）應達到的要求：三、本設計（論文或其他）應達到的要求： 1. 要求一人操作 6 米的定尺材料 2. 力求簡易，降低制造成本 3. 總體及部件圖紙數(shù)量不少于 3 張零號圖紙（可折算） 4. 編寫設計說明書一份，要求：論述清楚，文字通暢， （不少于 10000 字） II 5專業(yè)英語翻譯（不少于 10000 字符） 四、接受任務學生：四、接受任務學生： 機械 97 班班 姓名姓名 五、開始及完成日期：五、開始及完成日期： 自自 2012 年年 11 月月 12 日日 至至 2013 年年 5 月月 25 日日 六、設計（論文）指導（或顧問）：六、設計（論文）指導（或顧問）： 指導

4、教師指導教師 簽名簽名 簽名簽名 簽名簽名 教教研研室室主主任任 學科組組長研究所所長學科組組長研究所所長 簽名簽名 系主任系主任 簽名簽名 20132013 年年 5 5 月月 2525 日日 III 摘摘 要要 組合機床是一種高效率專用機床，有特定的使用條件，不是在任何情況下都可以收 到良好的經(jīng)濟效益，在確定設計機床前，應該進行具體的經(jīng)濟技術(shù)分析。加工同一個機 械產(chǎn)品的零件，通常會有很多種工藝方案，不同的方案會有不同的經(jīng)濟效果，影響技術(shù) 經(jīng)濟的因素有很多，有時技術(shù)指標先進的方案，經(jīng)濟指標不一定優(yōu)越，因此，需要對技 術(shù)、經(jīng)濟指標作綜合評價，綜合多數(shù)的意見，選出優(yōu)化方案進行經(jīng)濟效果評價，如果滿

5、 意即可決定。 本課題設計的是筒體切割加工組合機床。其來源于惠發(fā)特精密機械有限公司。在設 計中：通過研究被加工零件的特點，對相關數(shù)據(jù)進行計算，對相關部件進行選擇，從而 確定機床的總體布局。并繪制出被加工零件工序圖，加工示意圖，機床聯(lián)系尺寸圖和生 產(chǎn)率計算卡。在此基礎上擬定了主軸箱的傳動路線，設計了軸的結(jié)構(gòu)，進行了皮帶輪及 軸等相關零件的強度，剛度校核，并繪制出主軸箱總裝圖和相關零件圖。工件采用三爪 卡盤定位，一次裝夾完成不僅保證了孔的加工精度，而且還提高了加工效率，降低了工 人的勞動強度。 關鍵詞關鍵詞: : 筒體切割加工；組合機床；主軸箱。 IV IV ABSTRACT Portfolio

6、is a highly efficient machine for machine tools, there are specific conditions of use, is not under any circumstances to receive good economic returns, in determining the design of machine tools, should carry out specific economic and technical analysis. Processing products with a mechanical parts,

7、usually have a variety of programmes, various options have different economic effects, the impact of technological and economic factors are many, sometimes technical indicators advanced programmes, economic indicators do not necessarily superior, therefore, need to On the technical, economic indicat

8、ors for comprehensive evaluation, comprehensive views of the majority, elected Optimization of economic evaluation, if you satisfied with the decision. This topic is designed to face cylinder pipe cutter machine combinations. Its benefits from the special Precision Machinery Co., Ltd In the design:

9、The study was part of the processing characteristics of the relevant data, the relevant components of choice to determine the overall layout of machine tools. And the mapping of processes to be processed parts map, diagram processing, machine size map and the associated productivity calculation card

10、. On this basis the development of the spindle box of transmission lines, the design of the shaft structure, a pulley and shaft, and other relevant parts of the strength and stiffness Verification, and spindle box assembly to map out plans and related spare parts plans. Tool Guide to achieve a ball

11、screw feed. Workpiece positioning using three jaw chuck blocks, a fixture not only guarantee the completion of the hole processing precision, but also improve the processing efficiency and reduce the labor intensity of the workers. Key words: cylinder pipe cutter; combination machine; Headstock。 V 目

12、目 錄錄 摘 要.III Abstract .IV 目 錄 V 1 緒論.1 1.1 惠發(fā)特精密機械有限公司簡介.1 1.2 本次設計任務簡介.1 1.3 本次設計任務相關要求.1 2 總體設計.2 2.1 幾種切管方式的比較.2 2.2 總體的布局.3 2.3 切削力的確定和電機的選擇.3 2.4 調(diào)節(jié)機構(gòu)的確定.4 2.5 冷卻系統(tǒng)的選用.4 3 主軸箱設計.6 3.1 主軸箱的原理依據(jù)和要求.6 3.1.1 使用要求.6 3.1.2 工藝要求與潤滑.6 3.2 主軸的結(jié)構(gòu).7 3.2.1 主軸的構(gòu)造.7 3.2.2 主軸的材料和熱處理.7 3.2.3 主軸的技術(shù)要求.8 3.2.4 主動

13、軸的設計.8 3.2.5 按彎矩合成力校核軸的強度.9 3.2.6 軸承的選用.12 3.2.7 軸承壽命計算與潤滑.13 3.3 傳動系統(tǒng)設計.14 3.3.1 計算并選擇電機.14 3.3.2 V 帶傳動的設計計算 15 3.3.3 齒輪傳動的設計計算與潤滑.18 3.3.4 從動軸幾何尺寸計算.22 3.3.5 進給系統(tǒng)的設計.28 3.3.6 導軌形式的確定.28 3.3.7 其它零部件.29 4 床身的設計.31 4.1 材料和路線選擇.31 4.2 主軸箱箱體的結(jié)構(gòu)和材料.31 4.2.1 各部位及附屬零件的名稱和作用.31 VI 4.2.2 機體結(jié)構(gòu).32 5 調(diào)節(jié)系統(tǒng)的設計.3

14、6 5.1 長度的調(diào)節(jié)36 5.2 徑向的調(diào)節(jié).37 6 改進方案的設計.38 6.1 控制電器與執(zhí)行電器的選擇.38 6.2 線路的設計.38 7 結(jié)論與展望.40 致謝.41 參考文獻.42 動車用減震器筒體切換機設計 1 1 緒論緒論 1.1 惠發(fā)特精密機械有限公司簡介惠發(fā)特精密機械有限公司簡介 無錫惠發(fā)特精密機械有限公司,位于風景秀麗的太湖之濱,無錫市郊著名的吳文化公園 西側(cè),距無錫市十三公里,水陸交通十分便利. 該公司生產(chǎn)工藝先進,設備齊全,技術(shù)力量雄厚,專門從事各種系列和型號液壓機的生產(chǎn). 其各項性能指標均已達到國外同類產(chǎn)品的水平,產(chǎn)品已通過 ISO9001:2000 質(zhì)量體系認證

15、,為 各種內(nèi)燃機、電機電器、汽車、摩托車、粉末冶金、軸承等的良好組配創(chuàng)造了條件.同時 還生產(chǎn)專用組合機床、數(shù)控專用組合機床及三棍輪、二棍輪精密校直機。該公司設計和 生產(chǎn)的產(chǎn)品已為國內(nèi)外幾十家生產(chǎn)廠家配套.該公司除對現(xiàn)有產(chǎn)品精益求精外,還可根據(jù)用 戶需要專業(yè)設計,制造特殊的產(chǎn)品. 1.2 本次設計任務簡介本次設計任務簡介 本次畢業(yè)設計題目為“動車用減震器筒體切管機設計” ，本設計的專題為切管機設計。 課題來源于無錫市惠發(fā)特精密機械有限公司。本課題系機動車減震器筒體加工的專用機 床設計，對于摩托車及其他一些機動車的減震器加工均有一定的參考價值，在減震器行 業(yè)的技術(shù)更新中起到了相當?shù)淖饔谩?1.3

16、本次設計任務相關要求本次設計任務相關要求 此次畢業(yè)設計任務要求機床功能得到進一步的完善，能夠提高零件的加工精度和加 工效率，能夠降低加工成本。該零件屬動車減震器用，其材料為鑄鋁，要求單班制大批 量生產(chǎn)，班產(chǎn) 2000 件。此次畢業(yè)設計從 2012 年 11 月開始，至 2013 年 5 月結(jié)束。 無錫太湖學院學士學位論文 2 2 總體設計總體設計 2.1 幾種切管方式的比較幾種切管方式的比較 （1） 滾切法 將管子置于滾切刀與兩個支承輪之間，使刀片、支承輪與管子做相對的圓周運動與 徑向走刀運動，管子受剪切擠壓直至被切斷。 圖 2.1 滾切法裝置示意圖 （2） 特行刀剪切切斷法 采用特行刀剪切切

17、斷法，刀具在氣缸帶動下做徑向進給運動，刀尖先插入管壁成一 小孔，然后順著刀具的兩圓弧切削刃將管子切斷。此方法為有屑切斷法，管子的斷口微 有變形，是一種較新的切斷方法。切斷過程中管子不旋轉(zhuǎn)，可使用盤料。 （3） 圓環(huán)刀漸近切斷法 是使用圓環(huán)刀切管時在切斷過程中的各個瞬間位置。 圖 2.2 圓環(huán)刀漸近切斷法示意圖 動車用減震器筒體切換機設計 3 根據(jù)加工零件的特點選用滾切法。 2.2 總體的布局總體的布局 由于無縫管的定尺有 6 米，且在一定長度和外徑范圍內(nèi)調(diào)節(jié)。故總體的布局如圖所 示 圖 2.3 總體布局圖 2.3 切削力的確定和電機的選擇切削力的確定和電機的選擇 （1）切管機輸出轉(zhuǎn)速110r/

18、min，切削力； 出 n 1 F (2.1) Fc Z c YX pF KvfaCF FcFcFc c 81 . 9 1 查金屬加工工藝及工裝設計得 NF4442 1 （2）步進電機的運動是由輸入的電脈沖信號控制的，每當電機繞組接收一個脈沖，轉(zhuǎn) 子就轉(zhuǎn)過一個相應的角度。其角位移量與輸入脈沖的個數(shù)嚴格成正比，在時間上與輸入 脈沖同步。因而，只要控制輸入脈沖的數(shù)量、頻率和電機繞組的相序，即可得到所需轉(zhuǎn) 動的速度和方向。 步進電機有反應式、永磁式和混合式三種類型。 步進電機有其獨特的優(yōu)點，歸納起來主要有：步矩值不受各種干擾因素的影響；誤 差不長期積累；控制性能好用作自動控制裝置中執(zhí)行元件的微特電機。

19、又稱執(zhí)行電動機。 其功能是將電信號換成轉(zhuǎn)軸的角位移或角速度。 表 2-1 步進電機和伺服電機的區(qū)別 步進電機系統(tǒng)伺服電機系統(tǒng) 力矩范圍中小力矩（一般在 20Nm 以下） 小、中、大， 全范圍 速度范圍 低（一般在 2000RPM 以下，大力矩電機 小于 1000RPM） 高（可達 5000RPM）,直流 伺服電機更可達 12 萬轉(zhuǎn)/分 無錫太湖學院學士學位論文 4 續(xù)表 2-1 控制方式主要是位置控制 多樣化智能化的控制方式， 位置/轉(zhuǎn)速/轉(zhuǎn)矩方式 步進電機系統(tǒng)伺服電機系統(tǒng) 平滑性低速時有振動（但用細分型 驅(qū)動器則可明顯改善） 好，運行平滑 精度一般較低，細分型驅(qū)動時較 高 高 矩頻特性高速時

20、，力矩下降快力矩特性好，特性較硬 過載特性過載時會失步可 310 倍過載（短時） 反饋方式大多數(shù)為開環(huán)控制，也可接 編碼器，防止失步 閉環(huán)方式，編碼器反饋 編碼器類型光電型旋轉(zhuǎn)編碼器（增量型/ 絕對值型） 旋轉(zhuǎn)變壓器型 旋轉(zhuǎn)變壓器型一般快 溫升運行溫度高一般 維護性基本可以免維護較好 價格低較高 所以考慮到這次設計的要求，為了在不影響工作精度條件下，我選擇了步進電機。 2.4 調(diào)節(jié)機構(gòu)的確定調(diào)節(jié)機構(gòu)的確定 無縫鋼管直徑有從，長度從 150400之間變動。直徑的變mmmm10050mmmm 化可以用三爪卡盤來控制；長度的大小可以用擋板控制。 圖 2.4 活動擋板簡圖 2.5 冷卻系統(tǒng)的選用冷卻系

21、統(tǒng)的選用 切削液的使用方法： (1) 澆注法 動車用減震器筒體切換機設計 5 切削加工時，切削液以澆注法使用最多。這種方法使用方便，設備簡單，但流速慢、 壓力低。難于直接滲透入最高溫度區(qū)。 （2） 高壓冷卻法 高壓冷卻法是利用最高切削液直接作用于切削區(qū)周圍進行冷卻潤滑并沖走切削，效 果比澆注法好的多。深孔加工的切削液常用高壓冷卻法。 （3） 噴霧冷卻法 噴霧冷卻法是以的壓縮空氣，通過噴霧裝置是切削液霧化，高速噴射MPa6 . 03 . 0 到切削區(qū)。高速氣流帶著霧化成小液滴的切削液，滲透到切削區(qū)，在高溫下迅速汽化， 吸收大量熱，從而獲得良好的冷卻效果。 根據(jù)零件的加工特點選擇澆注法。 無錫太湖

22、學院學士學位論文 6 3 主軸箱設計主軸箱設計 3.1 主軸箱的原理依據(jù)和要求主軸箱的原理依據(jù)和要求 主軸箱是機床的主要部件之一，按專用要求進行設計由通用零件組成其主要作用是 根據(jù)被加工零件的加工要求，安排主軸位置，并將動力和運動由電機或動力部件傳給工 作主軸，使之得到要求的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向。 機床主軸箱不僅要能保證較高的生產(chǎn)率和一定的加工質(zhì)量，操作方便省力，同時主 軸箱的制造和裝配工作也都要容易，檢修方便，成本低等。也就是說，主軸箱必須滿足 使用和工藝兩個方面要求。 3.1.1 使用要求使用要求 （1）運動特性 機床主軸箱必須滿足在擬定機床轉(zhuǎn)動系統(tǒng)時所決定的運動特性，并且轉(zhuǎn)速誤差不超 過允許值 （

23、2）剛度和強度 耐磨和抗震；為保證主軸箱的零件能夠正常的運轉(zhuǎn)和達到加工質(zhì)量方面的要求。各 類零件應具有足夠的強度，必要的剛度和抗震性能。同時為延長機床的使用期限。也要 具有良好的耐磨性能或在磨損后能夠調(diào)整補償，這時除了選擇適當?shù)膫鲃訖C件和材料外， 也應該注意變速箱的整體構(gòu)造，以便可使受力合理分布，減少受力變形以提高剛度，以 及注意選擇便于補償磨損的構(gòu)造。 （3）高效率 隨著現(xiàn)代機床的功率日益加大，提高主軸箱的傳動效率，以減少損失的意義將格外 重大，這除了可以在設計變速箱時注意采用高效率的傳動機件，提高零件加工和裝配質(zhì) 量外，縮短傳動路線尤其是高速的傳動路線和減少空轉(zhuǎn)零件也是提高效率的有效方法。

24、 （4）運動平穩(wěn)和無噪音 主軸箱的零件運轉(zhuǎn)平穩(wěn)可以提高工件的加工質(zhì)量，這可以由采用運轉(zhuǎn)比較平穩(wěn)的零 件，如傳動帶等傳動方式和提高零件的加工和裝配質(zhì)量得到。 （5）便于操作和安全 （6）便于觀察、調(diào)整和檢修 （7）防塵、防漏 3.1.2 工藝要求與潤滑工藝要求與潤滑 （1）構(gòu)造簡單 結(jié)構(gòu)的簡單帶來很多優(yōu)點，可以提高加工的精度和光度，便于使用和維護以及節(jié)省 材料和降低成本，為此少用結(jié)構(gòu)復雜的機件和減少零件的數(shù)量 （2）容易加工 主軸箱的各種零件，尤其是比較復雜的箱體應使其容易加工，例如竟可能使軸孔同 心，以便于從一側(cè)加工，但是在成批生產(chǎn)而利用專用機床時，箱體外表的突出部分最好 位于一個平面上以便于

25、同時加工孔內(nèi)有槽或螺紋都不便于加工，應盡可能的避免 （3）采用標注通用零件 動車用減震器筒體切換機設計 7 應盡量減少專用件而采用標準件或通用件。同時配合直徑，螺紋種類，齒輪模數(shù)也 應限制到最少的種類。 （4）便于裝配 應盡可能的減少裝配的勞動量 （5）主軸箱采用飛濺潤滑：用 35 號或 40 號潤滑油。 圖 3.1 主軸箱總裝圖 3.2 主軸的結(jié)構(gòu)主軸的結(jié)構(gòu) 3.2.1 主軸的構(gòu)造主軸的構(gòu)造 主軸的構(gòu)造和形狀主要決定主軸上所安裝的刀具、所裝零件的尺寸、傳動件、軸承 等零件的種類、位置、數(shù)量和安裝方法等。設計時還需要考慮主軸加工的工藝性及裝配 的工藝性；主軸基本為空心階梯軸，尾部的徑向尺寸要最

26、小，前端的徑向尺寸最大，中 間的徑向尺寸逐漸減小。 3.2.2 主軸的材料和熱處理主軸的材料和熱處理 軸的材料應根據(jù)載荷特點、耐磨性要求、熱處理方法和熱處理后變形情況選擇。普 通機床定心軸頸或定心錐面等部位進行局部高頻淬硬。以提高其耐磨性。只有載荷大和 有沖擊時，或精密機床需要見效熱處理后的變形時，或有其它特殊要求時，才考慮選用 合金鋼。當支承為滑動軸承，則軸頸也許淬硬，以提高耐磨性。 機床主軸的常用材料和熱處理要求見下表 3.6 無錫太湖學院學士學位論文 8 表 3-1 主軸常用的材料和熱處理要求3 鋼 材熱 處 理用 途 45 調(diào)質(zhì) 2228HRC 高頻 淬硬為 5055HRC 一般為機床

27、的主軸和傳 動軸 45Cr淬硬 4050HRC 載荷要求大或表面較硬 的主軸 20Cr滲碳、淬硬 5662HRC 中等載荷、轉(zhuǎn)速很高、 沖擊較大的主軸 38CrMoA1A氮化處理 8501000HV精密和高精密機床主軸 65Mn淬硬 5258HRC高精度機床主軸 對于高速、高效、高精度機床的主要部件，熱變形及振動等一直是國內(nèi)外研究的重 點課題，特別是對高精度、超高精密加工機床的主軸。據(jù)資料介紹，目前出現(xiàn)一種叫玻 璃陶瓷材料，又稱微晶玻璃的新材料，其線膨脹系數(shù)幾乎接近于零，是制作高精度機床 主軸的理想材料。 3.2.3 主軸的技術(shù)要求主軸的技術(shù)要求 主軸的技術(shù)要求，應根據(jù)機床精度標準有關項目制定

28、。首先制定出滿足主軸旋轉(zhuǎn)精 度所必需的技術(shù)要求，如主軸前后軸承軸頸的同軸度，錐孔相對于前后軸頸中心連線的 徑向圓跳動，定心軸頸及其定位軸肩相對于前后軸頸中心連線的徑向圓跳動和端面圓跳 動等。再考慮其它性能所需的要求，如表面粗糙度，表面硬度等。主軸的技術(shù)要求要滿 足設計要求、工藝要求、檢測方法的要求，應盡量做到設計、工藝、檢測的基準相統(tǒng)一。 主軸各部位的尺寸公差、形位公差、表面粗糙度和表面硬度等具體數(shù)值應根據(jù)機床 的類型、規(guī)格、精度等級及主軸軸承的類型來確定。 3.2.4 主動軸的設計主動軸的設計 初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計P370 表 15-3，于是

29、得：115A0 (3.1)mm 2 . 33 n P d3 0 0 0 3 0min 齒帶 齒帶 iin P AA 當軸截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的消弱。對于直徑 的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大 5%7%；有兩個鍵槽時，應增大 10%100mmd 15%。然后將軸徑圓整為標準直徑。 則mm 9 . 3405 . 1 2 . 33dmin 選取直徑mm35d1 輸入軸的最小端是安裝在聯(lián)軸器處的直徑，使所選擇的軸徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應， 所以需要同時選擇聯(lián)軸器型號 聯(lián)軸器：計算轉(zhuǎn)矩查表 14-1，因轉(zhuǎn)矩變化小，故取TKT aca 3 . 1 a K (3.2)mNTKT aca

30、 6 . 318 1 . 2453 . 1 動車用減震器筒體切換機設計 9 按照轉(zhuǎn)矩要小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩。查表 17-4 選用 LT7 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，軸 ca T 孔 L=112mm，L1=84mm，軸徑35mmdmin 圖 3.2 主軸簡圖 擬定軸上零件裝配方案 A 段取其長度為 48mm B 段臺階取該段長度為 48mm C 段臺階：安裝深溝球軸承,B=19 取 L=48mm D 段為齒輪寬度，L=52mm E 段軸承與箱體內(nèi)壁之間 5mm，齒輪端面與箱體內(nèi)壁之間間隔 15mm，取 L=26mm F 段臺階：由于軸承配合，因此取軸承寬度為 L=19mm 軸承支承跨度距：L=19+2

31、6+52+48-19=107mm2 3.2.5 按彎矩合成力校核軸的強度按彎矩合成力校核軸的強度 （1）繪出軸的受力簡圖 計算直齒輪的圓周力徑向力和軸向力 圖 3.3 軸受力簡圖 mm107LAB 無錫太湖學院學士學位論文 10 mm522/5226LBC mm5552107LAC 圓周力 (3.3)mN d T 15.2086 52 5424022 Ft 徑向力 (3.4)mNFt 3 . 75920tanFr 由于為直齒輪，軸向力mN 0Fa 圖 3.4 水平面受力圖 （2）水平面支承 (3.5)05215.2086107MB AHCBtAH RLFLR =1014N AH R (3.6)

32、NRFRFRR AHtBHtBHAH 15.1072101415.20860F 水平面彎矩 (3.7)mNLRM ACAHCH 55770551014 （3）垂直面 圖 3.5 力矩平衡式 (3.8)052 3 . 759107M VB AvCBrA RLFLR NRAv369 動車用減震器筒體切換機設計 11 (3.9)NRFR AVBV 3 . 390369 3 . 7590Y r 垂直面彎矩 (3.10) NLRM NLRM BCBVCV ACAVCV 2029652 3 . 390 2029555369 “ （4）計算 C 處左右兩側(cè)的合成彎矩 (3.11)mNMMMVCHC c 96

33、.593472029555770 22 2 2 (3.12)mNMMMVCHC c 29.593482029655770 22 2 “ 2 “ 可見 C 處右側(cè)的合成彎矩較大，合成彎矩見圖 （5）計算危險截面的當量彎矩 由彎矩圖可見 C 處是危險截面（其上的內(nèi)力最大）按照式計算該處的當量彎矩（取 扭矩校正系數(shù) a=0.6） (3.13) mN TMM ce 67686 )542406.0(29.59348)( 2222 （6）計算 C 處的需要軸徑 d 參照表 15-1 取許用彎曲應力MPa55 1 (3.14)mm M d e 09.23 551 . 0 67686 1 . 0 3 3 1

34、它小于該處實際直徑 50mm 故軸的彎矩組合強度足夠。 圖 3.6 水平彎矩圖 圖 3.7 垂直彎矩圖 無錫太湖學院學士學位論文 12 圖 3.8 合成彎矩圖 圖 3.9 當量彎矩圖 3.2.6 軸承的選用軸承的選用 （1） 調(diào)心球軸承 主要承受徑向載荷，也可同時承受小量的雙向的軸向載荷，外圈滾道為球面，具有 自動調(diào)心性能，內(nèi)外圈軸線相對偏斜允許 23，適用于多支點軸、彎曲剛度小的軸及 難于精確對中的支承。 （1） 圓錐滾子軸承 能承受較大的徑向載荷和單向的軸向載荷，極限轉(zhuǎn)速較低。 內(nèi)外圈可分離，故軸承游隙可在安裝時調(diào)整，通常成對使用，對稱安裝使用于轉(zhuǎn)速不太 高、軸的剛性較好的場合 （2） 單

35、向推力球軸承 單向推力球軸承只能承受單向的軸向載荷。兩個圈的孔不一樣大：內(nèi)孔較小的是緊 圈，與軸的配合；內(nèi)孔較大的是松圈，與機座固定在一起。極限轉(zhuǎn) 速較低，適用于軸向力大而轉(zhuǎn)速較低的場合。沒有徑向限位能力，不能單獨組成支承， 一般要與向心軸承組成組合支承使用。 （3） 雙向推力球軸承 雙向推力軸承可承受雙向軸向載荷，中間圈為緊圈，與軸配合，另兩圈為松圈。 高速時，離心力大，球與保持架磨損，發(fā)熱嚴重，壽命較低。沒有徑向限位能力， 不能單獨組成支承，一般要與向心軸承組成組合支承使用。常用于軸向載荷大、轉(zhuǎn)速不 高處。 動車用減震器筒體切換機設計 13 （4） 深溝球軸承 主要承受徑向載荷，也可同時承

36、受少量的雙響的軸向載荷，工作是內(nèi)外圈軸線允許 偏斜 816 摩擦阻力小，極限轉(zhuǎn)速高，結(jié)構(gòu)簡單，價格便宜，應用最廣泛，但是承受沖擊載荷 能里較差。適用于高速場合，在高速時，可用來代替推力球軸承。 （5）角接觸球軸承 能同時承受徑向載荷與單向的軸向載荷，公稱接觸角 有 15、25、40三種。 越 大，軸向承載能力也越大。通常成對使用，對稱安裝。極限轉(zhuǎn)速較高。適用于轉(zhuǎn)速較高、 同時承受徑向和軸向載荷的場合。 由于本次為進給切削加工，受徑向力，所以選用深溝球軸承。 3.2.7 軸承壽命計算與潤滑軸承壽命計算與潤滑 6209 軸承的主要性能參數(shù)（GB/T276-1994）為 Cr=31.5KW Cor=

37、20.5KW，預期壽 命 10 年 （1）求兩個軸承受到的徑向載荷 21rr FF 和 (3.15)NRF AVr 10793691014R 2222 AH1 (3.16)NRF BVr 1141 3 . 39015.1072R 2222 BH2 （2）計算軸承所受當量動載荷 P1 和 P2 (3.17)(1 1111arp FYFXfp )(2 2222arp FYFXfp 因為采用直齒輪傳動，所以Y=0. 因軸承工作時有中等沖擊，由上表 載荷系數(shù) fp=1.5 故 =)(1 1111arp FYFXfpN 5 . 161810795 . 1 NFYFXfp arp 5 . 17111141

38、5 . 1)(2 2222 （3）計算軸承壽命 在參考文獻中 表 3-2 軸承工作溫度 軸 承工作 溫度 120125150175200225250300 溫 度系數(shù) ft 1.000.950.900.850.800.750.700.6 有上表查得 ft=1，對于球軸承=3， hLh29200365810 無錫太湖學院學士學位論文 14 故 Lh=(106/60n)(ftC/p) (3.18) =（106/60110） （131500/1711.5）3 =944620 h h L 所以軸承符合要求 （4）軸承潤滑選擇二硫化鉬鋰基脂：有良好的耐水性和耐熱性。 3.3 傳動系統(tǒng)設計傳動系統(tǒng)設計 通

39、常用的機械傳動有螺旋傳動、齒輪傳動、帶傳動及各種其它非線性傳動等。其中 主要的功能是提供和傳遞足夠的功率和轉(zhuǎn)矩，實質(zhì)上是一種轉(zhuǎn)矩和功率的轉(zhuǎn)換器。使得 執(zhí)行元件和負載之間在轉(zhuǎn)矩與功率方面得到最佳配合。機械傳動部件的傳動類型、傳動 方式、傳動剛性和傳動的可靠性對機電一體化系統(tǒng)的精度、穩(wěn)定性和快速響應性有重大 的影響，所以應設計及選擇傳動間隙較小、精度高、重量輕、運行平穩(wěn)、傳遞轉(zhuǎn)矩較大 的傳動部件。 3.3.1 計算并選擇電機計算并選擇電機 已知：切管機輸出轉(zhuǎn)速110r/min 對應的切削力，直徑 出 nNF4442 1 mmd100 （1）選擇電動機功率 (3.19)FVP (3.20) sm d

40、nV /576 . 0 100060/11010014 . 3 100060/ 出 NF4442 1 kwP6 . 2 傳動裝置總效率 (3.21) 2 軸齒帶 由 機械設計課程設計P13 表 3-1 知： 皮帶傳動效率96 . 0 帶 齒輪嚙合效率級）（齒輪精度為 齒 798 . 0 滾動軸承效率99 . 0 軸 則傳動總效率922 . 0 99 . 0 98 . 0 96 . 0 2 (3.22)kwpw82 . 2 922 . 0 /6 . 2/pr （2） 確定電動機轉(zhuǎn)速 根據(jù)以上所求得功率，參照電動機功率對照表如下： 表 3-3 電動機機座號與功率及轉(zhuǎn)速對照表 電動機同步轉(zhuǎn)速(r/m

41、in) 300015001000750 機座號 功率/W功率/W功率/W功率/W 80M 10.750.55 80M 21.10.75 動車用減震器筒體切換機設計 15 90S2.21.10.75 90Ll2.21.51.1 續(xù)表 3-3 100L132.21.5 100L2331.5 112M442.2 132S15.55.532.2 132S27.55.532.2 132M17.543 132M27.55.53 160M111117.55.5 160M215117.55.5 160L18.515117.5 180M2218.5 180L221511 注：機座號欄中 S、M、L 后面的數(shù)字

42、1、2 分別代表同一機座號和極數(shù)下不同的功率 選擇電機型號及其相應技術(shù)參數(shù)如下： 電機型號 Y100L2-4 電機極數(shù)為 4 額定功率 3KW 同步轉(zhuǎn)速 1500r/min 3.3.2 V 帶傳動的設計計算帶傳動的設計計算 (1) 分配傳動比 根據(jù)機械設計課程設計P14 表 3-2：取，則0 . 3i 帶 13110/1430i 總 33 . 4 3/13i 齒 (2) V 帶設計已知數(shù)據(jù)：傳動功率 P 帶輪轉(zhuǎn)速 工作條件 外輪廓尺寸要求 V 帶設計內(nèi)容包括：確定 V 帶型號 標準長度 根數(shù) 中心距 帶輪直徑 材料結(jié) 構(gòu) 張緊力以及其對帶輪軸的壓力 1） 確定 V 帶型號 表 3-4 V 帶工

43、作系數(shù) KA 原動機（一天工作時數(shù)，h） I 類II 類工 作 機 1010161610101616 載荷平 穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵； 通風和鼓風機（7.5KW） ； 離心式壓縮機；輕型運輸 機 1.01.11.21.11.21.3 無錫太湖學院學士學位論文 16 載荷變 動小 帶式運輸機（運送砂石、 谷物） ；通風機（7.5KW） ； 發(fā)電機；旋轉(zhuǎn)式水泵 1.11.21.31.21.31.4 續(xù)表 3-4 變動較 大 螺旋式運輸機；斗式提升 機；往復式水泵和壓縮機； 鍛錘；磨粉機；鋸木機； 1.21.31.41.41.51.6 變動很 大 破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等） ； 球磨機；棒磨機；起

44、重機； 挖掘機；橡膠輥壓機 1.31.41.51.51.61.8 注：I 類直流電動機、Y 系列三相異步電動機、汽輪機、水輪機； II 類交流同步電動機、交流異步滑環(huán)電動機、內(nèi)燃機、蒸汽機。 單班 KA取 1.1 計算功率 Pc=KAP=1.13=3.3KW (3.23) V 帶型號 由機械設計P155 圖 811 知：普通 V 帶選型圖 2） 確定帶輪基準直徑 D1、D 表 3-5 帶輪基準直徑 D1、D 型 號YZABCDE 最小基準直徑205075125 200335500 表 3-6 帶輪的基準直徑系列 型號YZABCDE 基準直徑系列 D 20，22.4，25，28，31.5，35.

45、5，40，45，50，56，63，71 ，75，80，85，90，95，100，106，112，118，125，132 ，140，150，160，170，180，200，212，224，236，250 ，265，280，300，315，355，375，400，425，450，500 ， D1=90 mm 小帶輪直徑 D2=（n1/n2）D1 (3.24) =3 90 =270mm 按上表 D2=280mm (3.25) 3）驗算帶速 v v=D1n1/6000 (3.26) =3.14901430/601000=6.74 m/s 要求帶速在 525 之間，v =6.74 m/s 帶速符合要求

46、動車用減震器筒體切換機設計 17 4）確定 V 帶長度 Ld和中心距 a 若沒有給定中心距，可按 0.7（D1+D2）a02(D1+D2) (3.27) 初取中心距 a0=500 mm，由下式初算帶的基準長度 L L=2a0+（D1+D2）/2+（D2-D1）2/4a0 (3.28) =2500+（90+280）/2+（280-90）2/4500 =1203.05 mm 由機械設計P146 表 8-2 圓整 基準長度 Ld=1250 mm 中心距： aa0+（Ld-L）/2 (3.29) =500+（1250-1203.05）/2 =523.475 mm 5）驗算小帶輪包角 1=180-（D2

47、-D1）57.3/a (3.30) =180-（280-90）57.3/523.475 159120 6）確定 V 帶跟數(shù) z 單根 V 帶試驗條件下許用功率 P0查表 8-4a P0=1.07 KW 傳遞功率增量P0 查表 8-4b P=0.17KW 包角系數(shù) K 查表 8-5 K=0.95 長度系數(shù) KL 查表 8-2 KL=0.91 z =PC/（P0+P0）KKL (3.31) =3.3/(1.07+0.17)0.950.91 =3.54 取整 z =4 7）計算初拉力 F0=500Pc（2.5-K）/ Kzv+qv2 (3.32) 表 3-7 尺寸 v 與 q 質(zhì)量聯(lián)系表 型 號尺寸

48、 YZABCDE 帶寬 bp(mm)5.38.51114192732 頂寬 b（mm） 6101317223238 高度 h（mm） 46810.513.51923.5 鍥角 40 每米長質(zhì)量 q(kg/m) 0.020.060.100.170.30.620.90 q =0.1 Kg 無錫太湖學院學士學位論文 18 F0=500Pc（2.5-K）/ Kzv+qv2 =5003.3（2.5-0.95）/0.9546.74+0.16.742 108.5 N 8）計算壓軸力 Q=2zF0sin(1/2) (3.33) =24108.5sin(159/2) 853.5N 9）帶輪結(jié)構(gòu)設計 圖 3.10

49、 V 帶輪結(jié)構(gòu)圖 3.3.3 齒輪傳動的設計計算與潤滑齒輪傳動的設計計算與潤滑 1）按圖的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 2）切管機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（GB10095-88） 3）由機械設計表 10-1 選擇小齒輪選用 40cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS； 大齒輪選用 45 號鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS； 4）選小齒輪齒數(shù),26Z1 大齒輪齒數(shù)，取58.1122633 . 4 Z2113Z2 （一）按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（10-9a）進行試算，即 (3.34) 2 3 1 1t ) ( 1 32 . 2 d H

50、E d Z u uKT （1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù)3 . 1Kt 動車用減震器筒體切換機設計 19 2）計算小齒輪的傳遞的轉(zhuǎn)矩 (3.35)mN n P 2 . 54 9550 T 1 1 1 3）由表 10-7 選取齒寬系數(shù)1 d 4）由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) 2 1 8 . 189ZMpa E (3.36) 5）由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限;600 1limH Mpa 大齒輪的接觸疲勞強度極限;600 1limH Mpa 6）由式 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù)；95 . 0 ;90 . 0 21 HNHN KK 7) 計

51、算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由式 10-12 得 (3.37)Mpa S KHN 5406009 . 0 1lim1 1H (3.38)Mpa S KHN 5 . 52255095 . 0 2lim2 2H (2) 計算 1）試計算小齒輪的分度圓直徑，代入中的較小的值 t d1 H = (3.39) 2 3 1 1t ) ( 1 32 . 2 d H E d Z u uKT mm282.52) 5 . 522 8 . 189 ( 33 . 4 133 . 4 1 2 . 543 . 1 32 . 2 2 3 2）圓周速度 計算v (3.40)sm nd v t

52、 /3 . 1 100060 667.476282.5214 . 3 100060 11 3）齒寬 b 計算 b=52.282mm (3.41)d t d1 4）齒寬與齒高之比的計算 h b 模數(shù) (3.42)011 . 2 26/282.52 1 1 1 z d m t 齒高 (3.43)52 . 4 011 . 2 25 . 2 25 . 2 1 mh =11.57 h b 5）載荷系數(shù)的計算 根據(jù)，7 級精度，由圖 10-8 查得動載荷系數(shù)；smv/3 . 10 . 1Kv 直齒輪，；1KH F K 由表 10-2 查得使用系數(shù)；1KA 無錫太湖學院學士學位論文 20 由表 10-4 用

53、插入法查得 7 級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，；42 . 1 KH 由=11.57，查圖 10-13 得故載荷系數(shù) h b 42 . 1 KH 4 . 1KF (3.44) A KK v K H K42 . 1 KH 6）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑，由式 10-10a 得 (3.45)mm K K d t t 84.53 3 . 1 42 . 1 282.52d 3 3 11 7）模數(shù) m 的計算 (3.46)mm z 07 . 2 26 84.53d m 1 1 （二）按齒根彎曲強度設計 由式 10-5 得到彎曲強度的設計計算公式為 (3.47) 3 2 1 1 ) ( 2 m F

54、 SaFa d YY z KT （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度;500 FE1 mpa 極限;380 FE2 mpa 2) 由圖 10-18 取彎曲疲勞強度壽命系數(shù)；,85 . 0 KFN188 . 0 K 2F N 3) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式 10-12 得 (3.48)Mpa S K FEFN 57.303 4 . 1 50085 . 0 11 1H (3.49)Mpa S K FEFN 86.238 4 . 1 38088 . 0 22 2H 4）計算載荷系數(shù) K (3.50)

55、 A KK v K H K4 . 1KF 5）查取齒形系數(shù) 由表 10-5 查得 ；6 . 2YFa117 . 2 YFa2 6）查取應力校正系數(shù) 由表 10-5 查得 ；595 . 1 YSa18 . 1YSa2 7）計算大、小齒輪的并加以比較 F SaFaY Y (3.51)01366 . 0 57.303 595 . 1 6 . 2 1 F SaFaY Y (3.52)02035 . 0 86.238 8 . 17 . 2 2 F SaFaY Y 動車用減震器筒體切換機設計 21 大齒輪的數(shù)值大 設計計算 66 . 1 02035 . 0 261 2 . 544 . 12 m 3 2 對

56、比計算得到的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 應該大于由齒根彎曲疲勞 強度計算的模數(shù)，而齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而且齒 面的接觸疲勞強度多決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可 取由彎曲強度算得的模數(shù) 1.66 并就近圓整為標準值 m=2.0mm，按接觸強度算得的分度 圓直徑=52.282mm，算出小齒輪齒數(shù) 1 d (3.53)26 2 282.52 1 1 m d z 大齒輪齒數(shù) ，取 (3.54)58.1122633 . 4 2 z113 2 z 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度， 并做到結(jié)

57、構(gòu)緊湊，避免浪費。 （三）幾何尺寸計算 分度圓直徑： =m=226=52mm 1 d 1 Z =m=2113=226mm (3.55) 2 d 2 Z 中心距： (3.56)mmdda139)22652( 2 1 )( 2 1 21 齒輪寬度： =152=52mm (3.57) 2 B d 1 d =+（510）=5762mm 取=57mm 1 B 2 B 1 B 齒頂圓直徑： =+2=(+2)=(26+21)2=56mm 1a d 1 d 1a h 1 Z a hm =+2=(+2)=(113+21)2=230mm (3.58) 2a d 2 d 2a h 2 Z a hm 齒全高: （=0

58、.25）h c =(2+)=(21+0.25)2=4.5mm (3.59)h a h cm 齒厚: (3.60)mm mP S14 . 3 2 214 . 3 22 齒根高: =(+)=(1+0.25)2=2.5mm (3.61) f h a h cm 齒頂高: 無錫太湖學院學士學位論文 22 =2mm (3.62) a h a hm 齒根圓直徑 f d =-2=52-22.5=47mm 1f d 1 d f h =-2=226-22.5=221mm (3.63) 2f d 2 d f h （四）齒輪的結(jié)構(gòu)設計 小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結(jié)構(gòu) 大齒輪的有關尺寸計算如下：

59、軸孔直徑: =50mmd 輪轂直徑: =1.6=1.650=80mm (3.64) 1 Dd 輪轂長度: =52mmL 2 B 輪緣厚度: =(34)=68mm 取=8mm 0 m 0 輪緣內(nèi)徑: =-2-2=202-24.5-28=215mm (3.65) 2 D 2a dh 0 取=220mm 2 D 腹板厚度: =0.3=0.352=15.6mm 取 =16mm (3.66)c 2 Bc 腹板中心孔直徑： (3.67)mm150802205 . 0DD5 . 0 120 ）（）（D 腹板孔直徑: =0.25(-)=0.25(220-80)=35mm (3.68) 0 d 2 D 1 D

60、取=35mm 0 d 齒輪倒角: =0.5=0.52=1mm (3.69)rm 齒輪工作圖如圖所示 動車用減震器筒體切換機設計 23 圖 3.11 齒輪結(jié)構(gòu)圖 （五）齒輪選擇全損耗系統(tǒng)用油 L-AN68 潤滑油潤滑。 3.3.4 從動軸幾何尺寸計算從動軸幾何尺寸計算 初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計P370 表 15-3，于是得：115A0 (同 3.1)mm92.17 n P d3 0 0 0 3 0min 帶 帶 in P AA 當軸截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的消弱。對于直徑 的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大 5%7%；有兩個鍵槽時，

61、應增大 10%100mmd 15%。然后將軸徑圓整為標準直徑。 則mm82.1805. 192.17dmin 選取直徑mm19d1 輸入軸的最小端是安裝在聯(lián)軸器處的直徑，使所選擇的軸徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應， 故需要同時選擇聯(lián)軸器型號 聯(lián)軸器：計算轉(zhuǎn)矩查表 14-1，因轉(zhuǎn)矩變化小，故取TKT aca 3 . 1 a K (同 3.2)mNTKT aca 48.2483.183 . 1 按照轉(zhuǎn)矩應該小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件。查表 17-4 選用 LT3 型彈性套柱銷聯(lián) ca T 軸器，軸孔 L=52mm，L1=38mm，軸徑22mmdmin 無錫太湖學院學士學位論文 24 圖 3.12 從動軸簡圖 擬定軸上零件裝配方案 A 段聯(lián)軸