皮帶傳動工作臺

《皮帶傳動工作臺》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《皮帶傳動工作臺（25頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 摘要 本文按照精密機械設計的步驟，選擇2HB42-38型步進電機作為皮帶傳動工作臺的動力系統(tǒng)，并完成對傳動速度5mm/s的控制；選取齒數為48，傳動比為1，齒寬為6.4的XL型同步帶作為工作臺的傳動系統(tǒng)；并通過計算校核設計了軸的徑向和軸向尺寸分布；根據軸的徑向尺寸和軸上力的方向和大小，選擇了6000型深溝球軸承；根據軸的徑向尺寸選擇標準件鍵連接帶輪和軸，它的尺寸為；通過比較聯軸器的性能和軸的尺寸，選擇剛性套筒型聯軸器；根據工作臺的密封和潤滑的特點設計軸上的套筒擋油板和軸短擋圈；根據工作臺的剛度要求，計算校核設計得到箱體的結構尺寸。同時應用SolidWorks軟件畫出各個零件的零

2、件圖，同時完成各個零件的工程圖，應用軟件將裝配體完成，并生成裝配圖。 關鍵詞：帶輪 皮帶 SolidWorks 零件 裝配 工程圖 目錄 摘要 I 目錄 II 1 設計要求 1 1.1設計要求 1 1.2設計內容 1 1.3任務要求 1 2 總體方案 1 2.1電機的類型 1 2.2皮帶的類型 2 2.3工作臺的傳動結構 2 3 電機的選擇 2 4 同步帶和帶輪的設計 3 4.1同步帶齒 3 4.2選擇同步帶型號 4 4.3確定帶輪齒數和節(jié)圓直徑

3、以及同步帶的帶長和齒數 4 4.4選擇帶寬 4 4.5計算作用在軸上的載荷 4 4.4 XL帶的結構尺寸。 4 4.5確定帶輪的材料和尺寸結構 5 4.51 帶輪的材料 5 4.52帶輪的結構設計 5 4.53確定帶輪擋圈的尺寸 6 5軸的結構設計 6 5.1軸的類型和材料 6 5.2 軸的最小直徑設計計算 7 5.3 軸的結構設計 7 5.4 結構調整和工程圖 8 6 軸承的設計 9 6.1當量動載荷計算 9 6.2計算所需的徑向基本額定動載荷 9 6.3選擇軸承號 9 6.4軸承的配合 10 7聯軸器的設計 10 7.1設計條件 10 7.2聯軸器的

4、確定 11 8軸上密封、定位零件設計 12 8.1套筒設計 12 8.2軸承端蓋 12 9 導軌的設計 12 9.1方案對比 13 9.2方案的選取 13 10 箱體的設計 14 10.1機體有足夠的剛度 14 10.2機體內零件的潤滑，密封散熱。 15 10.3機體結構工藝性和附件設計 16 11．相關量的校核 16 11.1鍵的校核 16 11.2箱體剛度的校核 16 11.3軸承壽命校核 17 11.4重復精度 18 12 工作臺的裝配 18 12 心得體會 20 13參考文獻 21 14 附錄 21 III 1 設計要求

5、 1.1設計要求 工作臺水平行程100mm，重復精度0.1mm，承重1.5kg，運行速度5mm/s 1.2設計內容 確定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力參數；皮帶傳動的設計計算；軸承、聯軸器、潤滑、密封和聯接件的選擇及校核計算；箱體結構及其附件的設計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設計計算說明書。 1.3任務要求 ① 皮帶傳動裝配圖1張（A4圖紙）； ② 零件工作圖2張； ③ 設計計算說明書1份。 2 總體方案 總體方案：采用由步進電機帶動小同步帶輪轉動，然后經同步帶上的楔形突起帶動同樣有楔形突起的工作臺在導軌上滑動，通過調節(jié)脈沖的寬度來調節(jié)步

6、進電機的速度，并通過減速箱減速以實現5mm/s的速度，通過控制脈沖的個數以實現較高精度的定位。從題設要求可以基本確定工作臺的組成兩件及基本結構，主要包括電動機、軸、箱體、皮帶、帶輪、聯軸器以及其他小零件。所以在整個設計過程中，包括各個零件結構和尺寸的設計，工作臺總體結構的設計，以及密封潤滑方式的設計。 2.1電機的類型 從題設的要求可以來看，工作臺的速度為5mm/s，這個速度極小，對于一般的電機，即使使用減速器減速來控制帶輪的傳動，也很難實現如此大的傳動比的減速器，即使有也是需要較大的花費，同時不易控制皮帶的傳動精度。那么我們在這里選在具有速度可調的步進電機，具體的電機選擇詳見電機的方案設

7、計。 2.2皮帶的類型 由于工作臺的傳動速度極小，要用一般的皮帶來實現傳動時及其困難的，特別是容易出現打滑的現象，那么，這里只能選用防打滑的傳動精度高的同步帶。同步帶的主要特點有：（1）工作時無打滑，有準確的傳動比；（2）傳動效率高，節(jié)能效果好；（3）傳動比范圍大，結構緊湊；（4）維護保養(yǎng)方便，運轉費用低；（5）惡劣環(huán)境條件下能正常工作。同步帶的特點決定了其使用于低速傳動的精密儀器中。具體設計見同步帶的設計。 2.3工作臺的傳動結構 從電機的類型選擇分析可知，可以通過電機直接控制帶輪的轉速來控制皮帶傳動的速度，然后由主動帶輪帶動從動輪轉動從而帶動皮帶傳動，由皮帶帶動工作臺水平移動。為了

8、實現對帶輪的水平方向的控制，兩個帶輪的外徑應該與工作臺平行，這里選擇簡單結構，使其傳動比為1。那么傳動機構簡圖如圖1 電機 圖1 工作臺傳動機構簡圖 3 電機的選擇 步進電機是一種將電脈沖轉化為角位移的執(zhí)行機構。通俗一點講：當步進驅動器接收到一個脈沖信號，它就驅動步進電機按設定的方向轉動一個固定的角度（及步進角）?？梢酝ㄟ^控制脈沖個數來控制角位移量，從而達到準確定位的目的；同時可以通過控制脈沖頻率來控制電機轉動的速度和加速度，從而達到調速的目的 一般步進電機的精度為步進角的3-5%，且不累積。 步進電機具有瞬間啟動和急速停止的優(yōu)越特性。 針對以上優(yōu)點，結合皮帶傳動工作臺的需

9、要，我們采用了2HB42-38型步進電機。通過控制步進電機就可以輸出所需要的轉速，從而達到控制皮帶傳動的功能。其各項參數如圖2所示： 圖2 2HB42-38型步進電機參數 4 同步帶和帶輪的設計 同步帶的設計主要包括帶輪和帶的設計，由于同步帶具有一定的傳動比，帶和帶輪的嚙合類似齒輪傳動，所以精度較高，同時結構較為復雜，計算比較復雜。 4.1同步帶齒 同步帶齒形選用梯形齒；梯形同步帶為一般用工業(yè)用帶，由于要設計的工作臺承載能力及傳遞功率很小，選用梯形同步帶比較經濟合理。 選用單面帶；梯形齒同步帶分單面有齒和雙面有齒兩種，簡稱為單面帶和雙面帶。雙面帶又按齒的排列方式分為對稱

10、齒型（代號DA)和交錯齒型(代號DB〕。由于同步帶要傳動工作臺，故采用單面帶。 梯形齒同步帶有兩種尺寸制：節(jié)距制和模數制。采用國家標準節(jié)距制。 4.2選擇同步帶型號 電動機的扭矩為0.158-0.317Nm,電機轉速為400r/min,根據公式,求得最大傳遞功率為13w。由工作情況取KA=1.2，故計算功率。根據同步帶選型圖選取XL型帶，節(jié)距為5.085。帶輪的傳動比應取1~10,傳動比越大，越容易發(fā)生滑齒，跳齒現象，越不平穩(wěn)，所以傳動比取1。 4.3確定帶輪齒數和節(jié)圓直徑以及同步帶的帶長和齒數 由于行程為100mm，所以皮帶兩帶輪之間的中心距>100mm。0,由于傳動比為1，D，

11、帶長，結合帶長標準值表，可取帶輪齒數為48，節(jié)圓直徑為77.74mm。 首先取中心距=110mm，計算帶長為463.26mm；取最接近的帶長標準值為482.6mm，查表得帶長齒數為95；確定實際中心距=116.37mm；計算小帶輪嚙合齒數,得236。 4.4選擇帶寬 為同步帶基準寬度所能傳遞的功率，公式，為基準寬度同步帶的許用工作拉力，q為基準寬度同步帶的質量，查表得=50N，q=0.022kg/m；v==0.68m/s，=34w。 公式，為基準寬度，查表[9]得9.5mm；為計算功率即15.6w；為嚙合齒數系數，當6，取=1；代入得，4.8mm，取最接近且略大的標準值為6.4mm。

12、 4.5計算作用在軸上的載荷 由得，=22.95N 4.4 XL帶的結構尺寸。 同步帶的結構如圖3所示。 圖3 同步帶的結構示意圖 通過查表得到工程所需的同步帶的結構尺寸如表1所示。 表1 帶的結構尺寸 齒頂圓角半徑 齒根圓角半徑 齒形角 齒根厚 齒高 帶高 0.38mm 0.38mm 2.57mm 1.27mm 2.3mm 4.5確定帶輪的材料和尺寸結構 帶輪的設計主要包括其材料的選用和尺寸的的確定。 4.51 帶輪的材料 帶輪的材料一般采用鑄鐵、鋼或輕合金、塑料等制造。輕載荷的場合，可用鋁合金或塑料如聚碳酸脂、尼龍等擠壓成型制

13、造帶輪。選用鋁合金。 4.52帶輪的結構設計 一個設計完善的帶輪齒形應滿足以下要求：1.保證帶齒能順利地嚙入與嚙出；2.輪齒的齒廊曲線應能減少嚙合變形，能獲得大的接觸面積，提高帶齒的承載能力；3．有良好的加工工藝性；4．具有合理的齒形角 齒形角是決定帶輪齒形的重要的力學和幾何參數，大的齒形角有利于帶齒的順利嚙入和嚙出，但易使帶齒產生爬齒和跳齒現象；而齒形角過小，則會造成帶齒與輪齒的嚙合于涉，因此輪齒必須選用合理的齒形角。 為與梯形齒同步帶相匹配，目前國際上采用的帶輪齒形均為梯形或近似梯形。而以輪齒齒廓形狀分，可分為直邊齒形和漸開線齒形兩種，如圖4所示。 其中（a）直

14、邊齒形，（b）漸開線齒形，直邊齒形為齒廓成直線，齒槽齒形角為20度的梯形，與同步帶齒形狀相似。此種齒形的優(yōu)點是帶齒進入嚙合后，與帶齒工作側面有較大的接觸面積，使齒側面上載荷分布較均勻，從而可提高帶的承載能力和使用壽命。其缺點是加工較困難，需采用特制的加工直線齒廓的滾刀或成形銑刀進 圖4 帶輪輪齒形狀 行加工；制造成本較高。此外，當直邊齒形采用大的齒頂圓角半徑時，會使輪齒側面工作段減小，而使齒頂圓角半徑尺寸受到限制，不利于帶齒的嚙入和嚙出。 漸開線齒形其齒廊呈漸開線，齒槽形狀隨帶輪齒數而變化。當多齒數時，齒廓近似于直線，齒槽近似于梯形。此種齒形的最大優(yōu)點是加工方便，可采用現有的漸開線齒條

15、滾刀加工，制造成本較低。此外，齒廓的漸開線形狀也有利于帶齒的嚙入，可減少爬齒現象的產生。其缺點是齒廓形狀隨帶輪齒數面變化，無固定的齒槽形狀，齒形角變化大，在少齒數時，易影響帶齒的正常嚙合。 帶輪齒形應與帶齒形狀近似吻合，即兩者的齒形角不宜相差過多。由于帶的齒形角已定為20度，如帶輪齒的齒形角過小，將使帶齒進入輪齒槽時，嵌入、脫出困難，磨擦損失加大，功耗增加，辦易使帶齒工作側面過早磨損而失效。反之，如輪齒之齒形角過大，則使輪齒與帶齒接觸面積減小，工作齒面載荷集中，易使帶齒產生擠壓、剪切破壞。 根據已有結論，當帶輪齒數為30一50齒以下時宜采用直邊齒廓齒形，而在多齒數時可采用漸開線齒形[9]

16、，設計齒數為48，所以選用直邊齒形。 在同步帶的型號尺寸確定的情況下，帶輪的尺寸可以通過查表[9]得到，查表得到帶輪的結構尺寸如表2所示，表中代為未標的為mm。 表2 帶輪結構尺寸 齒頂圓角半徑 齒根圓角半徑 齒形角 節(jié)頂距 齒槽深 齒槽底寬 帶輪寬 根圓直徑 外徑 0.41 0.254 1.320.05 7.1 73.93 77.23 4.53確定帶輪擋圈的尺寸 帶輪擋圈的尺寸是根據皮帶和帶輪的尺寸查表得到的，表3中的內容是通過查表確定的帶輪擋圈的尺寸。 表3 帶輪擋圈尺寸 高度 厚度 1.0 1.0-1.5 77.6

17、10.25mm 79.610.25mm 因為皮的結構的特殊性和材料的的彈性，使得它在不同的位置齒形不同，所以不能通過軟件來畫出皮帶的具體結構，在裝配體中所用的皮帶是一條可以表示皮帶的結構。因為帶輪的結構比較復雜，且不是標準件，在繪制帶輪的過程中花費很長時間，其工程圖見附錄圖1--1。 5軸的結構設計 軸的設計部分主要包括軸的類型、軸所選用的材料、軸最小的直徑和結構等幾個部分組成。 5.1軸的類型和材料 從工作臺的結構分析可知，軸既受到彎矩的作用，也受到扭矩的作用，所以應該選用轉軸。 從軸的價格考慮，因為一般碳素鋼既能滿足應力的要求，所以不必選擇價格較貴的合金鋼，其次，球墨

18、鑄鐵主要用于制造比較復雜的軸，本工作臺的軸的結構比較簡單，所以選擇碳素鋼作為材料比較合適。那么這里選擇常用的45號鋼。 5.2 軸的最小直徑設計計算 軸的最小直徑用于連接用于連接電機的輸出和帶輪的傳動的最主要的部分，它也是整個軸最容易失效的部分，所以需要對其進行計算和校核。 根據軸的最小直徑計算公式（3）有[5] (1) 查表[5]得c=117,因為電機的額定扭矩遠小于聯軸器的許用扭矩，所以軸所傳遞的功率設為電動機的額定功率比較合適，電動機的額定功率為13W，額定轉速為400r/min,帶入到公式計算得到mm。因為軸的最小端和電機

19、相接，所以軸的最小端選擇5mm最為合適，這樣避免了軸和電機的連接需要結構復雜的聯軸器。 應用彎曲應力校核公式（2）對軸的最小段進行校核 （2） 因為軸主要受到軸向力，所以修正系數=0.3，因為軸的截面是圓，所以抗彎截面模量，由上文分析可知=5mm，，當電機以傳動速度為5mm/s時，電機的轉速為2.63r/min，將各參數帶入到公式（2）計算可得 =21.5MPa<,所以軸的強度足夠。 5.3 軸的結構設計 軸的結構尺寸包括徑向圓柱的直徑和軸向的各級軸的長度。首先根據軸的最小直徑和軸的固定密封的需要設計軸的軸向直徑。由于軸的最小直徑選取較小

20、，在對各級直徑尺寸選取時，應該考慮適當的增加直徑尺寸，所以根據一般的軸的軸向尺寸分布，使軸的每級直徑相差5mm。即是軸的軸向尺寸根據最小尺寸，每級增加5mm，那么軸的徑向尺寸是根據帶輪的大小和軸承，軸承端蓋，套筒以及聯軸器的相應尺寸確定。因為聯軸器與軸結合部分較短，為了節(jié)省材料，可以使軸承左端蓋和聯軸器定位在同一級，軸承和套筒在一級，帶輪在一級，帶輪右端作為帶輪的軸向定位，再下一級安裝軸承，其直徑應該和左端軸承段相等。由于軸承與軸的配合時過盈配合，所以要求軸的精度較高，所以在這一級需要砂輪越程槽。所以軸的徑向尺寸主要分為5級，分布如表4 表4 軸的徑向結構尺寸 第1級 第2級 第3級

21、 第4級 第5級 5mm 10mm 15mm 20mm 10mm 倒角 倒角 —— 倒角 倒角、越程槽 軸的軸向尺寸主要是由軸上的零件和零件的固定件的尺寸所決定的，由上文分析可知軸主要分為5級，第一級為用于與連軸器相連以及軸承左端蓋，查表可初步確定聯軸器的配合的部分為8mm，軸承左端蓋寬度為8mm，中間空2mm，加上1mm的倒角，所以第一級的軸向尺寸為19mm，第二級用于固定軸承，內徑為10mm的軸承的寬度為8mm，套筒的寬度為8mm，倒角1mm，所以第二級長度為17mm，第三級用于固定帶輪，因為帶輪和軸之間需要用鍵連接，查表[7]可知，軸的直徑為15mm的連接鍵的規(guī)格

22、為：mm，深度為3mm，長度為：10,12,14,16……由于帶輪較小，所以選擇長度為10mm的鍵槽，左右留出2mm，所以第三級的長度為14mm，第四級為軸肩，選擇寬度為5mm，加上1mm的倒角，長度為6mm，第五級長度等于軸承的寬度加上倒角寬度為9mm。所以軸的軸向尺寸分布如表4所示 表4 軸的軸向尺寸分布 第1級 第2級 第3級 第4級 第5級 19mm 17mm 14mm 6mm 9mm 5.4 結構調整和工程圖 由于第4級軸肩除了對帶輪進行軸向定位之外，還用于對右軸承的軸向定位，但是第4級和第5級之間的差值太大，超過了軸承內圈的直徑大，根據軸承定位的需要，對第

23、4級進行調整，將直徑為20mm的部分調整為4mm，加上2mm直徑為14mm，第4級的總寬度不變，具體尺寸見圖5軸的工程圖。 圖5 軸的結構視圖 由于工程圖占較大篇幅，詳見附錄1，圖2僅給出三視圖以顯示軸的主要尺寸。 6 軸承的設計 因為軸承主要承受徑向力，軸向力非常小，所以選用深溝球軸承。 軸承安裝在軸的第二級軸階上，軸承的內徑為10mm，轉速設為電動機的額定轉速（實際工作轉速小于額定轉速）為400r/min。假設工作臺每天工作4h，工作4年，那么，軸承的使用壽命為h。軸承的徑向力主要來源于軸的重量以及固定在軸上的原件和起到固定作用的零件的重量。 6.1當量動載荷計算 因為工

24、作臺比較小，且其他零件的結構比較復雜，而且不易確定，這個只能給出一個估計值。假設軸承支承的重量為2Kg，那么，徑向力為20N，軸承的軸向力幾乎不存在，即使存在根據軸向動載系數的取值，也不需要計算軸向力。所以軸承的當量動載荷為 （3） 6.2計算所需的徑向基本額定動載荷 根據額定動載荷計算公式（4） （4） 查表[5]得,,將數據帶入到（4）式計算的到=114.3N。 6.3選擇軸承號 根據軸的直徑選擇軸承的代號為6000，通過軟件——中華軸承網-軸承查詢系統(tǒng)Ver2006

25、.2.0——查詢得到>114.3，所以所選軸承符合要求。查詢界面如圖6所示 圖6 軸承許用徑向額定動載荷查詢圖 6.4軸承的配合 由于軸承的運動情況為，外圈固定不變，內圈隨軸儀器轉動，所以軸承的內圈和軸通過過度配合來對軸承進行軸向定位，因為軸承是標準間，采用基孔制配合，查表選擇常用公差表[6]配合表選擇配合為 。 7聯軸器的設計 聯軸器的種類繁多，在選擇聯軸器時，需要考慮結構和經濟兩個方面的因素，結構方面主要是在滿足傳動的基礎上盡量保持精度，而經濟方面又是結構的復雜性引起的，所以在設計聯軸器是應該綜合考慮這兩個方面的因素。 7.1設計條件 正確地選擇能滿足使用目的并能安全運轉

26、的聯軸器需要考慮的因素很多，主要有以下幾點： （1）聯軸器的傳動扭矩的計算 在計算聯軸器所傳遞的扭矩時，必須考慮傳動裝置的負荷狀態(tài)，轉速以及兩軸軸線偏移量的諸因素。聯軸器所需傳遞的扭矩了為 （5） 式中 N——傳遞功率kw，n——轉速r／mm。 聯軸器的計算扭矩。應取機械不穩(wěn)定運轉時的動載荷及過載狀態(tài)下的最大扭短，同時要考慮兩軸軸線的偏移量及工作轉速等因素。如果不能精確計算時，計算扭矩可按下列公式求得 （6） 其中K為工況系數，由于工作臺中需要的傳動功率很小，力矩很小，力矩

27、的變化也很小，所以選擇I類電動機工況系數[2],K=1.3。 由于選擇的步進電機的傳動扭矩為0.158N.M-0.317N.M[3]，所以在設計過程中直接用這個數據，不需額外計算。 （2）聯軸器所聯接兩軸的相對偏移量 在實際運轉中能引起兩袖軸線偏移的因素較少且在安裝時又能得到較好調整的情況下可選用剛性聯軸器。如果可能出現較大的位移量，就應選擇具有補償偏移能力的聯軸器。根據常用聯袖器的兩袖許用相對偏移值查表[2]可知，選擇剛性聯軸器比較合適。 （3）熱變形及傳動精度 由于零件工作時溫度升高，那么在對聯軸器的設計配合時應該考慮一下溫度對聯軸器的影響，綜合溫度和聯軸器的精度，根據剛性聯軸器

28、的特點，結合參考書選擇配合為：[4]。 除此之外還應該考慮聯軸器的工作環(huán)境和使用條件，因為本工作臺式精密工作臺，對外部環(huán)境和使用條件沒有特殊的要求，所以這里不以分析。 7.2聯軸器的確定 通過以上分析可知選擇剛性的聯軸器，但是剛性的聯軸器的種類也是比較繁多，根據聯軸器和電機相連，而電機的輸出端的直徑為5mm，所以選擇聯軸器的套筒內徑為5mm，那么，在選擇聯軸器的類型時就應該考慮選擇結構比較簡單，而且能夠滿足精度的聯軸器。因為在套筒內徑在4-16mm時，選擇錐銷套筒型剛性聯軸器[2]較好，但是推銷型套筒聯軸器有一個缺點使得聯軸器的安裝拆卸不易，所以在設計聯軸器時我們可以選擇套筒型聯軸器，將

29、套筒和軸的連接零件改為帶有螺母的螺釘連接，那樣給聯軸器的安裝和拆卸帶來方便。參照錐銷型剛性聯軸器的主要參數，查表[2]得到聯軸器的主要尺寸如表3所示 表3 聯軸器主要尺寸 許用扭矩 （N.M） d D L 六角頭螺柱 GB5782-2000 2.3 5 10 20 1.6 5 1.612 因為將錐銷換為螺柱，那么需要螺母與之配合來固定電機輸出軸和軸的輸入端，為了實現螺柱、螺母對軸的連接作用，需要將圓柱形的聯軸器進行一定的改進，即是在固定螺柱的圓柱面切割一部分，使之成為平面，再鉆孔。螺柱的長度為12mm滿足需求，螺柱的螺帽寬度為3.02mm，所以需要的平面

30、需稍大于3.02mm，這里取為3.1mm.。所以聯軸器的三視圖如圖7所示 圖6 聯軸器工程圖 聯軸器的工程圖詳見附錄圖1--3。 8軸上密封、定位零件設計 軸上零件除了帶輪需要潤滑，軸承也需要潤滑，但是兩者的潤滑方式不一樣，那么在兩者之間需要用擋油板隔開，同時，軸承和帶輪之間的部分需要用套筒來實現軸承和帶輪的軸向定位，為了簡化零件的結構，我們考慮將套筒的一部分厚度加大來實現擋油板的作用。因為工作臺的精度要求較高，所以需要密封零件來實現密封作用。這里選擇常用的密封零件粘圈，安裝時它放在軸承左端蓋的內部。 8.1套筒設計 套筒位于軸承和帶輪之間，即起到對帶輪的軸向定位，也起到帶輪和

31、軸承之間的擋油板作用，所以在設計其結構時應該使其左端低于軸承內圈的高度，其右端能達到對帶輪的固定作用，其右端高度大于軸肩高度并且高出一定尺寸。 因為二級軸的長度為17mm，套筒的寬度為8mm，那么在綜合強度和節(jié)省材料的前提下，厚度低的左端寬度為5mm，厚度較高的右端寬度為3mm。因為內徑為10mm，外徑為26mm的深溝球軸承內圈的高度為2.5mm左右，所以左端厚度為2mm，右端厚度為8mm。其工程圖見附錄圖1--4 8.2軸承端蓋 軸承的端蓋分為左端蓋和右端蓋，因為左端蓋在軸上，所以需要密封件，右端蓋在軸外，不需密封件。所以左右端蓋的結構尺寸是不相同的。在設計端蓋的尺寸時主要需要

32、對軸承軸向定位，同時由于箱體上安裝軸承的地方外凸，那么需要在端蓋上有伸到結構內部對軸承的軸向進行定位。同時端蓋應該和箱體固定，需要在端蓋上打孔。由于端蓋較小，端蓋上的孔選擇M1.6。孔的內徑為1.8mm。對于密封，在端蓋與軸相接的內部留出mm的結構用于安裝蘸圈用于密封。軸承左端蓋工程圖見附錄 右端蓋在軸外，完全密封，不需要密封件，所以其結構比較簡單，只需實現對軸承的軸向定位和箱體的連接。其主體結構和左端蓋差不多，其具體的結構詳見附錄圖1--10，軸承右端蓋工程圖。 9 導軌的設計 導軌在工作臺中主要起到導向作用，以保證工作臺的直線運動。因此導向精度非常重要，運動的平穩(wěn)性和靈活性以及導軌的

33、剛度，導軌的壽命和良好的工藝性也是導軌設計的必須考慮的重要內容。按照導軌的軌面摩擦性質可以將導軌分為：滑動摩擦導軌，滾動摩擦導軌，靜壓導軌和彈性摩擦導軌。根據不同的導軌的傳動特點和精度進行選擇。 9.1方案對比 滑動摩擦導軌是支承和運動構件直接接觸的導軌，。優(yōu)點是導軌結構簡單、制造容易、接觸剛度大。但是摩擦阻力大、磨損快，動靜摩擦系數差別大，低速時，易產生爬行[1]。由于需要設計的工作臺結構較小，精度要求較高，運行速度很小，所以不宜使用滑動摩擦導軌。 靜壓導軌是在動導軌與靜導軌之間，因液壓力油或氣體壓力而使動導軌及工作臺浮起，兩導軌之間工作面不接觸，而形成完全的液體或氣

34、體摩擦。其特點是：摩擦系數小，沒有爬行，不磨損，壽命長，驅動功率小，精度高，導軌的承載能力大，剛度好，有吸振作用。但是，其結構復雜，調整費用高，需要一套嚴格的過濾的供油或供氣設備。從工作臺的精度方面考慮，靜壓導軌的精度和傳動特點比較適合，但是其需要一套完整的過濾供油設備對于小型精密儀器工作臺不合適，同時還要考慮工作臺的體積等因素，所以靜壓導軌也不宜使用。 滾動摩擦導軌是在兩導軌面之間放入滾動體，使導軌運動處于滾動狀態(tài)。由于滾動摩擦的阻力小，使工作臺移動靈敏，低速移動時也不易產生爬行。工作臺起動和運行消耗的功率小，滾動磨損小，保持精度持久性好。其缺點是對臟物比較敏感，需要很好的防護，結構比較復

35、雜，制造困難成本高。 9.2方案的選取 綜合以上分析可知，由于滑動摩擦導軌的精度較低，易產生爬行現象；而靜壓導軌需要提供壓力的設備，所以不能符合本工作臺的設計要求。雖然滾動摩擦導軌的結構比較復雜，但是在經濟社會比較發(fā)達的今天，生產已經不是主要問題。對于成本高的問題，現在社會通過標準化，規(guī)模的生產來降低導軌的成本。那么如何解決成本高的問題就可以通過選擇標準化的產品。 通過對比，選擇THK公司的LM導軌的RSR（超小型）系列導軌。為雙圓弧滾珠導軌[1]。滾珠在導軌和滑塊上被精密研磨加工過的兩列滾動溝槽上進行滾動，再通過裝在滑塊上的端蓋使得各列球進行循環(huán)運動。該系列導軌在長度小于600mm時的

36、精度分為普通級（）、高級（）、精密型（）。模型如圖8所示 圖8 TM導軌 RSR系列實體圖 由于導軌的結構復雜，用SolidWorks作圖需要很長時間，所以導軌的結構圖簡化。主要體現導軌的輪廓即可。 確定了導軌的類型，那么具體的型號應該根據工作臺的要求尺寸計算，導軌由兩個部分組成，即導軌和滑塊，滑塊和工作臺相連，實現導軌的導向和限位作用。因為初步設定工作臺臺面的長度為80mm，且工作臺整體的尺寸較小，所以選擇型號為RSR 9M型導軌，其長度序列為55,75,95,115,135,155，175,195，275,375。因為工作臺臺面的長度較大，只用一個滑塊支撐臺面其平衡性不

37、好，且容易影響工作臺的傳動精度，所以，在每根導軌上需要兩個滑塊，兩個滑塊的長度加上他們之間的距離略小于工作臺臺面的長度即可，兩個滑塊的長度之和為mm，加上傳動距離為80mm，所以選擇導軌的長度為195mm，可使兩個滑塊之間的距離較大。 10 箱體的設計 根據GB/T 9439-1988,該箱體采用鑄鐵（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，鑄造方法砂型。 大端蓋分機體采用配合，采用灰鑄鐵做箱體材料時，其壁厚不得小于6-10mm[11]。壁厚直接影響機座和箱體的強度與剛度。在滿足強度和剛度的條件，應選取較小的壁厚，以減少材料用量。先選取壁厚t=8mm。 10.1機體有足夠

38、的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。根據軸和帶輪的尺寸設計，（不加壁厚）設計箱體的長為220mm，寬為27mm，高為90mm。 箱體剛度的計算驗證： 1）確定無孔箱壁的變形量。 箱體尺寸：2a：2b：2c=7:3:1；箱體受力面的邊長比2a：2b=1：0.4；著力點坐標為：x=0.6a，y=1.2b；查表確定系數k0，用內插法得，k0=0.26。 根據箱體剛度計算公式[12]，將已知值代入 ，查得鑄鐵彈性模量E=kgf/,泊松比u=0.25，其中為壁厚為t的箱板變形量，F為垂直于箱體的作用力，這個力主要通過軸承所能承受的最大軸向力求得，我們采用的是深溝球軸承，它所

39、能承受的軸向力大約為徑向作用力的15%，查得選用型號的最大徑向載荷，求得F=140kgf。a為受力箱壁長邊的一半，即110mm。得到無孔箱壁在垂直力作用下的變形量=0.165mm。 2)確定修正系數k1,k2。 孔1已知H/t=52/8=6，R/a2=0,差得Ha/t=2.2；由表查得k1=0.45；同理，查得k2=0.71。 3)計算有孔箱壁的變形量 =0.053mm 4)箱體剛度=26.4kgf/um； 5）箱體剛度驗算 由于環(huán)境影響，車床的剛度要求要比工作臺大。根據車床的剛度要求，查表得車床剛度K2 kgf/um，主軸箱在綜合位移中所占比例約為 =0.1-0.15,取為0

40、.15，主軸箱的最小剛度值為 =K/=13 kgf/um，顯然箱體剛度合格。如果箱體厚度取6,箱體剛度為14.85，也能滿足，取7，當然也可以滿足，但是考慮到增加壁厚能降低噪聲，提高工作臺的精度，綜合起來壁厚取8mm。 6）箱體上凸臺、筋的結構設計 箱體上凸臺的結構設計 在箱體上設計凸臺其主要目的是為了加強孔周圍的強度、減少切削加工量。 根據經驗公式[12]，結合已經設計的箱體和軸承尺寸大小，凸臺厚8mm，環(huán)徑為12mm。 10.2機體內零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm 為保證

41、機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為 10.3機體結構工藝性和附件設計 鑄件圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便. 為了使箱體更加實用合理，下面給出箱體結構的附件設計。 A 視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。 B 油螺塞 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺

42、塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油標 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出. D 通氣孔 由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡. E 蓋螺釘 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋. F 位銷 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。 由于時間關系，在工作臺的裝配圖中沒能將附件設計在工作臺中。箱體的具體結構尺寸見附錄圖1—6，

43、圖1—7，工作臺的工程圖。 11．相關量的校核 11.1鍵的校核 鍵 h=6mm，L=10mm，GB1096-79；則強度條件為 查表許用擠壓應力。所以鍵的強度足夠。 11.2箱體剛度的校核 （1）確定無孔箱壁的變形量。 箱體尺寸：2a：2b：2c=7:3:1；箱體受力面的邊長比2a：2b=1：0.4；著力點坐標為：x=0.6a，y=1.2b；查表確定系數k0，用內插法得，k0=0.26 根據箱體剛度計算公式[9]，將已知值代入 查得鑄鐵彈性模量E=kgf/[8],泊松比u=0.25，其中為壁厚為t的箱板變形量，F為垂直于箱體的作用力，這個力主要通過軸承所能承受的最

44、大軸向力求得，我們采用的是深溝球軸承，它所能承受的軸向力大約為徑向作用力的15%，查得選用型號的最大徑向載荷，求得F=140kgf。a為受力箱壁長邊的一半，即110mm。得到無孔箱壁在垂直力作用下的變形量=0.165mm。 (2)確定修正系數k1,k2。 孔1已知H/t=52/8=6，R/a2=0,差得Ha/t=2.2 由表查得k1=0.45 同理，查得k2=0.71 (3)計算有孔箱壁的變形量 =0.053mm (4)箱體剛度 =26.4kgf/um （5）箱體剛度驗算 由于環(huán)境影響，車床的剛度要求要比工作臺大。根據車床的剛度要求，查表得車床剛度K2 kgf/um，主軸

45、箱在綜合位移中所占比例約為 =0.1-0.15,取為0.15，主軸箱的最小剛度值為 =K/=13 kgf/um 顯然箱體剛度合格。如果箱體厚度取6,箱體剛度為14.85，也能滿足，取7，當然也可以滿足，但是考慮到增加壁厚能降低噪聲，提高工作臺的精度，綜合起來壁厚取8mm。 軸和軸承的強度校核前文已有敘述，這里不再贅述。 11.3軸承壽命校核 ,查表得，=1，=1，前面已計算得C=Cr=114.3N,P=20N；代入得=46600h，遠大于的預期值8000-12000h。所以合格。 11.4重復精度 同步帶傳動是具有中間撓性件的嚙合傳動。帶齒與輪齒的嚙合是一種在節(jié)距相等下的嵌合，其

46、動力是通過齒之間的法向力和輪齒頂部與帶齒根部的摩擦力以及帶齒的彈性變形來傳送的。同時同步帶傳動又具有類似鏈傳動的多邊形效應。由此使同步帶傳動的嚙合具有較復雜的性質。[2] 我們還沒有找到同步帶重復精度的校核計算方面的資料，只無法進行校核，但以下幾種方法有助于減少多邊性效應，從而減小節(jié)距誤差，較小累計效應。 1.選用閉環(huán)伺服電機系統(tǒng)，控制性能更好，低速時不會出現振動現象，但價格較高；2.齒數適當減小，但是受行程約束，效果不會明顯。 12 工作臺的裝配 由于軟件學習的過程較為急促，有些功能沒能很好掌握，同時在裝配過程中可能存在一定的問題，但是最終也能將工作臺的裝配體裝配完成。 在零件圖完

47、成之后，根據設計的過程和設計要求對工作臺進行裝配，由于工作臺的結構特點，需要選擇一定的裝配順序和裝配的操作方法。因為具體的裝配過程復雜且細節(jié)太多，這里主要敘述裝配零件的順序。 因為每個零件的尺寸和連接軸孔的尺寸均是在零件的設計過程中完成的，所以在對工作臺的裝配過程中主要是用自下而上[8]的設計方法。這種設計方法雖然比較傳統(tǒng)，但是它使得零件之間的相互關系和重建行為更為簡單。 工作臺的裝配順序主要是先選擇與電機相連的軸作為基準件（固定），一次添加鍵、帶輪、套筒、軸承使之配合完成之后，添加另一端的軸，使之滿足兩個帶輪之間的幾何關系之后，在依次添加零件與之配合。通過裝配體特征中的皮帶/鏈工具根據帶

48、輪的外徑直徑生成皮帶。因為在實際中，箱體應該為固定件，那么在導入箱體的下部之后對其固定，同時使常州浮動。 通過選擇配合關系使軸承和箱體固定，添加箱體上部，配合完畢，添加螺柱將兩部分箱體固定，再添加蘸圈和軸承端蓋將箱體密封起來。到這里裝配圖基本上已經完成。 添加導軌并將之與箱體配合固定，將滑塊添加在導軌上，將工作臺面結構與滑塊用螺柱固定。那么工作臺面可以通過滑塊在導軌上直線運動。裝配體完成如圖9所示。 圖9 皮帶傳動工作臺裝配體 得到皮帶傳動工作臺的裝配圖如圖10所示，具體裝配圖見附錄圖1—10。 圖10 裝配圖 12 心得體會 緊張的課程設計終于結束了，雖然沒有

49、按時完成任務，但是我和我們組的另外一個同學在當天把裝配圖給完成。雖然整個工作臺的設計過程中存在不少的問題，同時也有些問題沒有考慮到，但是在整個四個星期的課程設計時間里，學到了不少的東西，也發(fā)現了不少的問題。所以這次課程設計讓我收獲頗多。 下面主要是在在課程設計過程中存在的問題和發(fā)現的沒能解決的問題，還有在整個課程設計過程中的收獲。 第一次因為作業(yè)熬夜，最終還沒有按時完成老師給的任務，這讓我不得不反省自己對整個課程設計的時間安排。同時在和組員之間的工作分配上需要更好的協(xié)調。由于之前的英語考試，幾乎每天都把時間安排在復習英語考試上，所以花在課程上的時間比較少；同時對課程設計的設計復雜程度認識不

50、夠，因為在課程設計之前學過一門《精密機械設計》的課程，感覺大部分內容能夠通過課本上的內容來完成，但是不然，在工作全面開展以來，發(fā)現許多的內容在課本上沒有，需要自己去差許多的資料和書籍。比如聯軸器的設計、電機的選擇、同步帶的設計、導軌的設計等內容在課本上沒有或者沒有具體的設計方法。那么這些內容需要去查找資料，通過學習之后再進行設計，需要很多的時間，其次我們選擇的傳動方式——同步帶傳動的計算量較大，由于題設的要求使得計算較為困難。同時，同步帶輪不是標準件，在畫圖時花費大量的時間。所以在以后的學習和科研過程中需要注意安排好時間和掌握好課題的內容。 在整個課題設計的過程中遇到一些問題，主要是皮帶的畫

51、法，因為皮帶不是標準件，而用軟件的工具畫出來的只是一般的皮帶，不能實現傳動的功能，這幾使得整個工作臺裝配好了之后不能動。在網上很少有關于同步帶的畫法的資料，所以這個問題沒能解決。其次，沒能用機械的方式來達到傳動的回程精度，只能考慮用控制電機的方式來盡量提高皮帶的傳動精度。 雖然在設計的過程中遇到不少問題，但是，通過課程設計讓我學到了不少新的知識。感謝學校圖書的電子全文庫，可以不用直接去借書，通過網絡直接下載我需要的書籍，通過圖書館的電子全文庫，下載了專門關于聯軸器的設計，同步帶的設計，電機的選擇等書籍。雖然沒有把每一本書都看完。但是，通過對這些書籍的學習讓我掌握了許多機械方面的知識，使我的機

52、械方面的知識更加豐富。同時也讓我的搜索能力得到一定的提高。同時，我對SolidWorks軟件的掌握程度得到一定的提升。 雖然課程設計的過程中不足之處，也有可取的地方，但是對于我們而言，我們不僅僅是完成了一次課程設計，也不僅僅是學習到了這一部分的知識，而是我們對課程設計的認識，對學習新知識方法的認識，對自學能力的認識，對合理安排時間的認識以及合作隊友的認識。不管怎樣，我在這次課程設計之后學到了不少東西。同時也要感謝指導老師的講評和指導。 13參考文獻 [1] 浦昭邦、王寶光.測控儀器設計.北京：機械工業(yè)出版社，2007 [2] 編寫組.聯軸器結構圖冊.北京：國防工業(yè)出版社，1994

53、 [3] . 2010年6月21日 [4] 施高義、唐金松等.聯軸器.北京：化學工業(yè)出版社，1988 [5] 許賢澤、戴書華.精密機械設計基礎.北京：電子工業(yè)出版社，2007 [6] 謝鐵邦、李柱等.互換性測量技術.武漢：華中科技大學出版社，1998 [7] 王巍.機械制圖.北京：高等教育出版社，2003 [8] 王軍.SolidWorks2007基本操作與實例進階.北京：北京科海電子出版社，2007 [9] 方文中 同步帶傳動——設計制造使用.上海：上海科學普及出版社，1990 [10] 薛澄岐、裴文開.工業(yè)設計基礎.北京：電子工業(yè)出版社，1998 [11] 金清肅,楊曉蘭等.械設計課程設計: 武漢：華中科技大學出版社，2008 [12] 何少平，李國順等.機械結構工藝性.長沙市：中南大學出版社，2003 14 附錄 22