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鎮(zhèn) 江 高 專 ZHENJIANG COLLEGE 畢 業(yè) 設 計 論 文 電動移艙傳動裝置設計 Electric cabin shifting transmission device design 系 名 四號宋體 專業(yè)班級 四號宋體 學生姓名 四號宋體 學 號 四號宋體 指導教師姓名 四號宋體 指導教師職稱 四號宋體 年 月 摘 要 I 摘 要 本次畢業(yè)設計是關于在發(fā)射車上安裝的電動移艙傳動裝置 它可將移艙按要求進 行前后移動 本文首先對本次電動移艙傳動裝置的設計要求進行了分析 接著 提出了設計方 案 然后 對方案中個只要零部件進行了詳細的設計與校核 最后 采用 AutoCAD 軟件繪制了本裝置的裝配圖及典型零件的零件圖 通過本次設計 鞏固了大學所學專業(yè)知識 如 機械原理 機械設計 材料力學 公差與互換性理論 機械制圖等 掌握了普通機械產品的設計方法并能夠熟練使用 AutoCAD 軟件 本次電動移艙傳動裝置設計代表了設計的一般過程 對今后的設計 工作有一定的參考價值 關鍵詞 電動移艙 傳動裝置 設計 鎮(zhèn)江市高等?？茖W校畢業(yè)設計 論文 II Abstract This graduation design is about the electric cabin shifting actuating device is installed in the car emission it can according to the requirements of the move will move the cabin Firstly on the electric cabin shifting transmission device design requirements are analyzed And then it put forward the design scheme then the scheme as long as spare parts to carry on the detailed design and verification Finally the software AutoCAD drawing a map of this device assembly drawings and parts of typical parts Through the design the consolidation of the University of the professional knowledge such as mechanical principles mechanical design mechanics of materials tolerance and interchangeability theories mechanical drawing and master the design method of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD software The electric cabin shifting transmission device design represents the general process of design to the future design work has a certain reference value Key words Electric shift module Transmission device Design 目 錄 III 目 錄 摘 要 I Abstract II 第 1 章 緒論 1 第 2 章 方案設計及總體參數計算 3 2 1 設計要求 3 2 2 方案設計 3 2 2 1 設計方案 3 2 2 2 原理分析 3 第 3 章 總體計算與選擇 4 3 1 電動機的選擇 4 3 1 1 選擇電動機類型 4 3 1 2 電動機容量的選擇 4 3 1 3 電動機轉速的選擇 4 3 2 分配傳動比 5 3 2 1 總傳動比 5 3 2 2 分配傳動比 5 3 3 傳動裝置的運動和動力參數計算 5 3 3 1 各軸的轉速 5 3 3 2 各軸的輸入功率 6 3 3 3 各軸的輸入轉矩 6 3 3 4 整理列表 6 第 4 章 減速裝置設計 7 4 1 低速級齒輪的設計 7 4 1 1 選精度等級 材料和齒數 7 4 1 2 按齒面接觸疲勞強度設計 7 4 1 3 按齒根彎曲強度設計 9 4 1 4 幾何尺寸計算 10 4 2 高速級齒輪的設計 10 4 3 減速器軸及軸承裝置 鍵的設計 11 4 3 1 軸 1 11 鎮(zhèn)江市高等?？茖W校畢業(yè)設計 論文 IV 4 3 2 軸 2 14 4 3 3 軸 3 14 4 4 滾動軸承及鍵的校核 14 4 4 1 軸 1 14 4 4 2 軸 2 軸 3 15 第 5 章 移動及支承裝置設計 16 5 1 絲桿螺母副的選擇 16 5 1 1 選擇計算 16 5 1 2 校核計算 17 5 2 導軌副的選擇 18 5 2 1 靜安全系數計算 18 5 2 2 根據額定靜載荷初選導軌 19 5 2 3 導軌校核計算 20 總 結 21 參考文獻 22 致 謝 23 第 1 章 緒論 1 第 1 章 緒論 發(fā)射車在機動過程中可隨時停車發(fā)射 這需要解決系統(tǒng)的定位 定向和方位瞄準 以及發(fā)射場坪承載問題 這里的所謂瞄準是在發(fā)射前通過專門設備的 操作 使導彈 的制導系統(tǒng)慣性坐標系 彈體坐標系相對于發(fā)射坐標系各軸進行精 確定向 保證導 彈具有正確的初始射向 和初始姿態(tài) 在發(fā)射車上安裝有一種發(fā)射裝置 發(fā)射裝置工作時要求其上方及左 右 后方的 廂體前移 廂體后部開有可讓發(fā)射裝置通過的后門 電動移艙傳動裝置應可將移艙 按要求進行前后移動 同時傳動裝置上應留有手動接口 傳動裝置分類 1 齒輪傳動 1 分類 平面齒輪傳動 空間齒輪傳動 2 特點 優(yōu)點 適用的圓周速度和功率范圍廣 傳動比準確 穩(wěn)定 效率高 工作可靠性高 壽命長 可實現平行軸 任意角相交軸和任意角交錯軸之間的傳動 缺點 要求較高的制造和安裝精度 成本較高 不適宜遠距離兩軸之間的傳動 3 漸開線標準齒輪基本尺寸的名稱有 齒頂圓 齒根圓 分度圓 摸數 壓力角 等 2 渦輪渦桿傳動 適用于空間垂直而不相交的兩軸間的運動和動力 1 特點 優(yōu)點傳動比大 結構尺寸緊湊 缺點軸向力大 易發(fā)熱 效率低 只能單向傳動 渦輪渦桿傳動的主要參數有 模數 壓力角 蝸輪分度圓 蝸桿分度圓 導程 蝸輪齒數 蝸桿頭數 傳動比等 3 帶傳動 包括 主動輪 從動輪 環(huán)形帶 1 用于兩軸平行回轉方向相同的場合 稱為開口運動 中心距和包角的概念 2 帶的型式按橫截面形狀可分為平帶 V 帶和特殊帶三大類 3 應用時重點是 傳動比的計算 帶的應力分析計算 單根 V 帶的許用功率 4 帶傳動的特點 優(yōu)點 適用于兩軸中心距較大的傳動 帶具有良好的撓性 可緩和沖擊 吸 收振動 過載時打滑防止損壞其他零部件 結構簡單 成本低廉 缺點 傳動的外廓尺寸較大 需張緊裝置 由于打滑 不能保證固定不變的 傳動比 帶的壽命較短 傳動效率較低 鎮(zhèn)江市高等?？茖W校畢業(yè)設計 論文 2 4 鏈傳動包括 主動鏈 從動鏈 環(huán)形鏈條 鏈傳動與齒輪傳動相比 其主要特點 制造和安裝精度要求較低 中心距較大時 其傳動結構簡單 瞬時鏈速和瞬時傳動比不是常數 傳動平穩(wěn)性較差 5 輪系 1 輪系分為定軸輪系和周轉輪系兩種類型 2 輪系中的輸入軸與輸出軸的角速度 或轉速 之比稱為輪系的傳動比 等于各 對嚙合齒輪中所有從動齒輪齒數的乘積與所有主動齒輪齒數乘積之比 3 在周轉輪系中 軸線位置變動的齒輪 即既作自轉 又作公轉的齒輪 稱為 行星輪 軸線位置固定的齒輪則稱為中心輪或太陽輪 4 周轉輪系的傳動比不能直接用求解定軸輪系傳動比的方法來計算 必須利用 相對 運動的原理 用相對速度法 或稱為反轉法 將周轉輪系轉化成假想的定軸輪系 進行計算 5 輪系的主要特點 適用于相距較遠的兩軸之間的傳動 可作為變速器實現變速傳動 可獲得較大的 傳動比 實現運動的合成與分解 第 2 章 方案設計及總體參數計算 3 第 2 章 方案設計及總體參數計算 2 1 設計要求 在發(fā)射車上安裝有一種發(fā)射裝置 發(fā)射裝置工作時要求其上方及左 右 后方的 廂體前移 廂體后部開有可讓發(fā)射裝置通過的后門 為方便操作 需設計一套電動 移艙 電動移艙傳動裝置是本次設計的重點 移艙總重為 720kg 移動的速度為要求 為 0 4m min 所設計的電動移艙傳動裝置應可將移艙按要求進行前后移動 同時傳 動裝置上應留有手動接口 2 2 方案設計 2 2 1 設計方案 根據設計要求 電動移艙傳動裝置應可將移艙按要求進行前后移動 同時傳動裝 置上應留有手動接口 因此本次設計采用如下圖 2 1 所示方案 1 底座 2 電機 3 5 聯軸器 4 減速器 6 11 軸承座 7 絲杠螺母副 8 直線導軌副 9 移動平臺 圖 2 1 電動移艙傳動裝置方案簡圖 2 2 2 原理分析 本次設計的電動移艙傳動裝置由電機驅動 經減速器減速后帶動絲杠螺母副旋轉 絲杠螺母副把轉動轉化成移動 移艙固定在移動平臺上隨著移動平臺前后移動 底座 固定在發(fā)射車體上 鎮(zhèn)江市高等?？茖W校畢業(yè)設計 論文 4 第 3 章 總體計算與選擇 3 1 電動機的選擇 3 1 1 選擇電動機類型 電動機是標準部件 因為室內工作 運動載荷平穩(wěn) 所以選擇 Y 系列一般用途 的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機 3 1 2 電動機容量的選擇 1 導軌摩擦阻力負載 Ff 摩擦系數 靜摩擦系數 fs 0 2 動摩擦系數 fa 0 1 啟動時為靜摩擦力 啟動后為動摩擦力 對于平行導軌 Ff 可以由下式求的 Ff f G FRn G 運動部件重力 720Kg FRn 垂直于導軌的工作負載 此設計中為零 f 導軌摩擦系數 取靜摩擦系數為 0 2 動摩擦系數為 0 1 求得 Ffs 0 2 720 9 8 1411 2N Ffs 0 1 720 9 8 705 6N Ff Ffs Ffs 2116 8N 上式中 Ffs 為靜摩擦力 Ffa 為動摩擦力 1 運輸機所需要的功率 為 P kWFv 其中 F 2116 8N V 0 4m min 得 14 0160 82 2 電動機的輸出功率 為 0P 0kp 電動機至鼓輪軸的傳動裝置總效率 取聯軸器的傳動效率 圓柱齒輪傳動效率 軸承效率96 1 98 02 絲杠的傳動效率 電動機至鼓輪軸的傳動裝置總效率為 98 03 754 64 08 0 3224321 3 電動機所需功率為 第 3 章 總體計算與選擇 5 kWPw21 064 0 因有輕微震動 電動機額定功率 只需略大于 即可 查 機械設計手冊 mP 表 19 1 選取電動機額定功率為 0 75kw 3 1 3 電動機轉速的選擇 由于移艙總重為 720kg 移動的速度為 0 4m min 取絲杠導程為 S 4mm 則 絲杠轉速為 min 10 4in 0rnw 展開式二級減速器推薦的傳動比為 2 6i 所以電動機實際轉速的推薦值為 min 20 6rinw 符合這一范圍的同步轉速為 750 1000 1500r min 綜合考慮傳動裝置機構緊湊性和經濟性 選用同步轉速 1000r min 的電機 型號為 Y90S 6 滿載轉速 功率 0 75 in 910rm kw 3 2 分配傳動比 3 2 1 總傳動比 滿載轉速 故總傳動比為 min 910rn 1 90 nwmi 3 2 2 分配傳動比 考慮兩級齒輪潤滑問題 兩級大齒輪應該有相近的浸油深度 則兩級齒輪的高速 級與低速級傳動比的值取為 1 3 取 213 ii 則 5 931 1 ii 6 3912i 3 3 傳動裝置的運動和動力參數計算 3 3 1 各軸的轉速 鎮(zhèn)江市高等?？茖W校畢業(yè)設計 論文 6 1 軸 min 9101rn 2 軸 i 265 312i 3 軸 in 0 2rin 絲杠 m13w 3 3 2 各軸的輸入功率 1 軸 kwP743 09 75 0101 2 軸 1 8322 3 軸 k65 3 3 3 3 各軸的輸入轉矩 電機軸 mNnPT 87 910 5900 1 軸 743 511 2 軸 mNnPT 19 260 9022 3 軸 4 58 533 3 3 4 整理列表 軸名 功率 kwP 轉矩 mNT 轉速 in r傳動比 電機軸 0 75 7 87 910 1 軸 0 743 7 80 910 2 軸 0 713 26 19 260 3 5 3 軸 0 685 65 42 100 2 6 第 4 章 減速裝置設計 7 第 4 章 減速裝置設計 4 1 低速級齒輪的設計 4 1 1 選精度等級 材料和齒數 采用 7 級精度由表 6 1 選擇小齒輪材料為 40Cr 調質 硬度為 280HBS 大齒 輪材料為 45 鋼 調質 硬度為 240HBS 選小齒輪齒數 201 Z 大齒輪齒數 取705 3 i 2 Z 4 1 2 按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式進行試算 即 3211 2 HEdtt ZuTkd 1 確定公式各計算數值 1 試選載荷系數 6 tK 2 計算小齒輪傳遞的轉矩 mNT 35 4782 3 小齒輪相對兩支承非對稱分布 選取齒寬系數 8 0 d 4 由表 6 3 查得材料的彈性影響系數 2 1 89MPaZE 5 由圖 6 14 按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 H601lim 大齒輪的接觸疲勞強度極限 52 6 由式 6 11 計算應力循環(huán)次數 81 109 83 9060 hjLnN78214 3 7 由圖 6 16 查得接觸疲勞強度壽命系數 95 01 NZ9 02 NZ 8 計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為 1 安全系數為 S 1 由式 10 12 得 鎮(zhèn)江市高等?？茖W校畢業(yè)設計 論文 8 MPaSZHN570695 01lim1 H 398 2li2 9 計算 試算小齒輪分度圓直徑 代入 中的較小值td1 H mdt 6 27 5398 48 07312 31 計算圓周速度 v snvt 84 0601 274 3160 計算齒寬 b mdt 81 計算齒寬與齒高之比 b h 模數 Z mtnt 3 120671 齒高 7 85 hbmnt 計算載荷系數 K 根據 7 級精度 查得動載荷系數smv 84 0 05 1 VK 假設 由表查得NFtA1 H 由于載荷中等振動 由表 5 2 查得使用系數 2 A 由表查得 3 K 查得 281F 故載荷系數 638 10 512 HVAK 10 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 由式可得 mKdtt 8 93 6 27 331 11 計算模數 Zm4 10 8 9 1 4 1 3 按齒根彎曲強度設計 第 4 章 減速裝置設計 9 彎曲強度的設計公式為 321 FSdnYZKTm 1 確定公式內的計算數值 由圖 6 15 查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaE501 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 F382 由圖 6 16 查得彎曲疲勞壽命系數 9 01 NZ 2N 計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數為 S 1 3 由式 得 MPaSFENF 2 346 5091 ZFEF 9 8 122 計算載荷系數 613 20 5 FVAK 2 查取齒形系數 由表 6 4 查得 8 21aY7 2Fa 3 查取應力校正系數 由表 6 4 查得 5 1 Sa74 2Sa 4 計算大小齒輪的 并比較 F Sa 014689 9 2687 53 3421 FSaFY 大齒輪的數據大 5 設計計算 mm28 10469 28 017333 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計 算的模數 可取有彎曲強度算得的模數 1 28mm 圓整取標準值 m 1 5mm 鎮(zhèn)江市高等?？茖W校畢業(yè)設計 論文 10 并按接觸強度算得的分度圓直徑 md81 291 算出小齒輪齒數 取05 1 Z201 Z 大齒輪齒數 取70 32 i 72 4 1 4 幾何尺寸計算 1 計算分度圓直徑 mZd105 73221 2 計算中心距 a 67 1 3 計算齒寬寬度 取bd408 mB28 412 序號 名稱 符號 計算公式及參數選擇 1 齒數 Z 20 70 2 模數 m 1 5mm 3 分度圓直徑 21d105 3 4 齒頂高 ahm 5 齒根高 f 875 1 6 全齒高 h3 7 頂隙 cm0 8 齒頂圓直徑 21 d18 9 齒根圓直徑 43f 25 6 10 中心距 a7 4 2 高速級齒輪的設計 設計過程同 4 1 此處不再復述 經過計算得到結果如下表 1 計算分度圓直徑 mZd1042521 2 計算中心距 a7 1 第 4 章 減速裝置設計 11 3 計算齒寬寬度 取 32mmmdb3208 1 序號 名稱 符號 計算公式及參數選擇 1 齒數 Z 20 52 2 模數 m 2mm 3 分度圓直徑 21dm104 4 齒頂高 ah2 5 齒根高 f 5 6 全齒高 hm 4 7 頂隙 c0 8 齒頂圓直徑 21 d18 9 齒根圓直徑 43f 9 35 10 中心距 am72 4 3 減速器軸及軸承裝置 鍵的設計 4 3 1 軸 1 1 尺寸與結構設計計算 1 高速軸上的功率 P1 轉速 n1 和轉矩 T1 kwP743 01 min 910rn mNT 8 71 2 初步確定軸的最小直徑 先按式 初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料 45 鋼 調質處理 根 3dCn 據機械設計表 11 3 取 于是得 12 mP5 109743 12nd3 3 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 該處開有鍵槽故軸徑加大 5 10 且這是安裝聯軸器的直徑 取 12mm 軸的結構設計 為了滿足帶輪的軸向定位 軸段右端要有一軸肩 故取 段直徑為 d 鎮(zhèn)江市高等?？茖W校畢業(yè)設計 論文 12 14mm 初步選定滾動軸承 因軸承受徑向力和軸向力 根據 d 14mm 取用 6203 型深溝球軸承 其尺寸為 d D T 15mm 35mm 12mm 則有 d d 15mm L 12mm 軸承中間處用軸肩定位 這段取直徑 d 18mm 右端軸承與齒輪之間應有一套同固定 長應為 取套同長 12mm 則 L 32mm 齒輪為齒輪軸此軸段長 L 40mm 取軸承端蓋總寬為 22mm 外端面與大帶輪右端面間距離為 10mm 故取 L 42mm 結合箱體結構 取 L 76mm 4 軸上零件的周向定位 軸上零件的周向定位 聯軸器與軸的周向定位均用平鍵聯接 按 d 12mm 查得平鍵截面 b h 5mm 5mm 鍵槽用銑刀加工 長 28mm 同時為了保證齒輪與 軸配合有良好的對中性 故選擇齒輪輪轂與軸配合為 H6 n5 2 強度校核計算 1 求作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為 根據 機械設計 軸的設計計算dm30 部分未作說明皆查此書 式 10 14 則 NFNtgdTantrt06 1320 16cos 39 823 p 5 2 求軸上的載荷 詳細過程以軸 2 為例 其他軸類似不一一復述 首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖 在確定軸承支點位置時 從手冊中查取 a 值 對于 6203 型深溝球軸承 由手冊中查得 a 12mm 因此 軸的支撐跨距為 L1 72mm 根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可 以看出截面 C 是軸的危險截面 先計算出截面 C 處的 MH MV 及 M 的值列于下表 載荷 水平面 H 垂直面 V 第 4 章 減速裝置設計 13 支反力 F NNH13 NFH126 NFNV2371 56 C 截面 彎矩 M mLNH 5832 m MLaNV 78032 總彎矩 MV 6415222max 扭矩 T 3 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據式 15 5 及上表中的數據 以及軸單向旋轉 扭轉切應力 取 軸的6 0 計算應力 MpaWTMca 61 2812 0780684 3222 鎮(zhèn)江市高等專科學校畢業(yè)設計 論文 14 已選定軸的材料為 45Cr 調質處理 由表 15 1 查得 因此70MPa 1 故安全 1 ca 4 3 2 軸 2 軸 2 的轉速和功率轉矩 P2 0 713Kw n2 260n min T2 26 19N m 設計過程同 6 1 軸 1 此處不再復述 經過設計計算得到軸 2 的結構尺寸如下圖 示 4 3 3 軸 3 軸 3 上的功率 P3 轉速 n3 和轉矩 T3 kwP685 0 min 103rn mNT 42 653 設計過程同 6 1 軸 1 此處不再復述 經過設計計算得到軸 3 的結構尺寸如下圖 示 4 4 滾動軸承及鍵的校核 4 4 1 軸 1 1 輸入軸的軸承 1 按承載較大的滾動軸承選擇其型號 因支承跨距不大 故采用兩端固定式軸 第 4 章 減速裝置設計 15 承組合方式 軸承類型選為深溝球軸承 軸承的預期壽命取為 L h 29200h 由上面的計算結果有軸承受的徑向力為 Fr1 340 43N 軸向力為 Fa1 159 90N 2 初步選擇滾動軸承型號為 6203 其基本額定動載荷為 Cr 51 8KN 基本額 定靜載荷為 C0r 63 8KN 3 徑向當量動載荷 NFNVHr 43 06 187 543 2221211 r 8 5 9222 動載荷為 查得 則有arYFP 4 06 r 0139 1563 由 式 13 5 得 a hrh LPCnL 4 52 80601 636 滿足要求 2 輸入軸的鍵 1 選擇鍵聯接的類型和尺寸 聯軸器處選用單圓頭平鍵 尺寸為 mlhb285 2 校核鍵聯接的強度 鍵 軸材料都是鋼 由機械設計查得鍵聯接的許用擠壓力為 MPaP10 鍵的工作長度 mbl5 281 合適 PP MadlkT 1 63 5 072131 4 4 2 軸 2 軸 3 軸 2 軸 3 校核過程同 4 4 1 軸 1 此處不再復述 經過強度及壽命滿足要求 鎮(zhèn)江市高等?？茖W校畢業(yè)設計 論文 16 第 5 章 移動及支承裝置設計 17 第 5 章 移動及支承裝置設計 5 1 絲桿螺母副的選擇 5 1 1 選擇計算 絲杠螺母副就是由絲桿 螺母和滾珠組成的一個機構 他的作用就是把旋轉運動 轉和直線運動進行相互轉換 設最大行程為 800mm 移動部件大概質量為 720Kg 表 5 1 絲杠螺母副支承 支承方式 簡圖 特點 一端固定 一端自由 結構簡單 絲桿的壓桿的穩(wěn)定性和臨界轉速 都較低設計時盡量使絲桿受拉伸 這種安裝 方式的承載能力小 軸向剛度底 僅僅適用 于短絲桿 一端固定 一端游動 需保證螺母與兩端支承同軸 故結構較復雜 工藝較困難 絲桿的軸向剛度與兩端相同 壓桿穩(wěn)定性和臨界轉速比同長度的較高 絲 桿有膨脹余地 這種安裝方式一般用在絲桿 較長 轉速較高的場合 在受力較大時還得 增加角接觸球軸承的數量 轉速不高時多用 更經濟的推力球軸承代替角接觸球軸承 兩端固定 只有軸承無間隙 絲桿的軸向剛度為一端固 定的四倍 一般情況下 絲桿不會受壓 不 存在壓桿穩(wěn)定問題 固有頻率比一端固定要 高 可以預拉伸 預拉伸后可減少絲桿自重 的下垂和熱膨脹的問題 結構和工藝都比較 困難 這種裝置適用于對剛度和位移精度要 求較高的場合 1 導程確定 電機與絲桿通過聯軸器連接 故其傳動比 i 1 選擇電機 Y 系列異步電動機的最 高轉速 cmkgfMrn 2min 50maxmax 最 大 轉 矩 則絲杠的導程為 取 Ph 4mmVPH7 ax 2 確定絲桿的等效轉速 基本公式 i rPh 鎮(zhèn)江市高等?？茖W校畢業(yè)設計 論文 18 最大進給速度是絲桿的轉速 max 30 2150 min hnVPr 最小進給速度是絲桿的轉速 iin1 i 絲桿的等效轉速 in 221axrtttm 式中取 21t故 i 03 21inmaxtn 3 確定絲桿的等效負載 工作負載是指機床工作時 實際作用在滾珠絲桿上的軸向壓力 他的數值用進給 牽引力的實驗公式計算 選定導軌為滑動導軌 取摩擦系數為 0 03 K 為顛覆力矩影 響系數 一般取 1 1 1 5 本課題中取 1 3 則絲桿所受的力為 NGFGFGfKFZx 215 2 03 3 12 2 3y12yma 0in 其等效載荷按下式計算 式中取 21t 1n NtnFFm49 321mi3ax 4 選擇滾珠絲桿型號 計算得出 Ca Car 17 3KN 則 Coa 2 3 Fm 34 6 51 9 KN 公稱直徑 Ph 6mm 則選擇 GD 型絲杠螺母副 絲桿的型號為 GD2004 3 公稱直徑 d0 20mm 絲桿外徑 d1 19 3mm 鋼球直徑 dw 2 381mm 絲桿底徑 d2 17 1mm 圈數 3 圈 Ca 11560N Coa 5243N 剛度 kc 347N m 5 1 2 校核計算 1 臨界壓縮負荷驗證 絲桿的支撐方式對絲桿的剛度影響很大 采用一端固定一端支撐的方式 臨界壓 縮負荷按下列計算 NFKLEIfFcr max201e 式中 E 材料的彈性模量 E 鋼 2 1X1011 N m2 LO 最大受壓長度 m K1 安全系數 取 K1 1 3 Fmax 最大軸向工作負荷 N 第 5 章 移動及支承裝置設計 19 f1 絲桿支撐方式系數 f1 15 1 I 絲桿最小截面慣性距 m4 442 2 1 6woddI 式中 do 是絲桿公稱直徑 mm dw 滾珠直徑 mm 絲桿螺紋不封閉長度 Lu 工作臺最大行程 螺母長度 兩端余量 Lu 300 148 20X2 488mm 支撐距離 LO 應該大于絲桿螺紋部分長度 Lu 選取 LO 620mm 代入上式計算得出 Fca 5 8X108N 可見 Fca Fmax 臨界壓縮負荷滿足要求 2 臨界轉速驗證 滾珠絲杠副高速運轉時 需驗算其是否會發(fā)生共振的最高轉速 crn 要求絲杠的 最高轉速 2230KPAEILfnCZcr 式中 A 絲桿最小截面 A 24 6 22 m10 9 3 414 d2d 絲杠內徑 單位 m P 材料密度 p 7 85 103 Kg m cL 臨界轉速計算長度 單位為 本設計中該值為 148 2 300 620 488 2 440mm2K 安全系數 可取 2K 0 8 fZ 絲杠支承系數 雙推 簡支方式時取 18 9 經過計算 得出 crn 6 3 104 min r 該值大于絲杠臨界轉速 所以滿足要求 5 2 導軌副的選擇 5 2 1 靜安全系數計算 根據給定的工作載荷 Fz 和估算的 Wx 和 Wy 計算導軌的靜安全系數 fSL C0 P 式中 C0 為導軌的基本靜額定載荷 kN 工作載荷 P 0 5 Fz W fSL 1 0 3 0 一 般運行狀況 3 0 5 0 運動時受沖擊 振動 根據計算結果查有關資料初選導軌 因系統(tǒng)受中等沖擊 因此取 4 0sLf 鎮(zhèn)江市高等專科學校畢業(yè)設計 論文 20 0 5 OSLXYZCfPFW xYYOXSL 20 671 58 3 79N 26fP413 94 C 5 2 2 根據額定靜載荷初選導軌 選擇漢江機床廠 HJG D 系列滾動直線導軌 其型號為 HJG D25 基本參數如下 額定載荷 N 靜態(tài)力矩 N M 滑座重 量 導軌重 量 導軌長度 動載荷 aC靜載荷 oATBCTgK gmL mm 17500 26000 198 198 288 0 60 3 1 1000 滑座個數 單向行程長度 每分鐘往復次數 M Sl n 4 0 6 4 導軌的額定動載荷 1750aC N 依據使用速度 v m min 和初選導軌的基本動額定載荷 aC kN 驗算導軌的工作 壽命 Ln 額定行程長度壽命 HTCaWfSFK 2045MF 第 5 章 移動及支承裝置設計 21 1 2 0 81 5oTWCHRdfffK 3310 8752 14209 58HTCaWfSF km 5 2 3 導軌校核計算 導軌的額定工作時間壽命 3102SoTHln 3 310249 58104971506SoTln hTh 導軌的工作壽命足夠 導軌的靜安全系數 04 2163SLCfP 靜安全系數 0 基本靜額定負載 P 工作載荷 導軌壽命計算 3 5748htwcfLKm 總 結 22 總 結 這次畢業(yè)設計幾乎用到了我們大學所學的所有專業(yè)課程 可以說是我們大學所學 專業(yè)知識的一次綜合考察和評定 通過這次畢業(yè)設計 使我們對以前所學的專業(yè)知識 有了一個總體的認識與融會貫通 例如我們在設計過程當中需要用到所學的工程制圖 材料力學 機械工程材料 機械設計 極限配合與公差以及 CAD 計算機輔助制圖等 基礎的專業(yè)知識 在做畢業(yè)設計的過程中 不僅使我們熟悉了舊的的知識點 還使我 們發(fā)現了許多以前沒有注意的細節(jié)問題 而這些細節(jié)問題恰恰是決定我們是否能夠成 為一名合格的機械技術人才的關鍵所在 此外 我感覺兩個月的畢業(yè)設計極大的豐富了我們的知識面 使我學到了許多知 識 不僅僅局限于多學的專業(yè)知識 在做設計的過程中 由于需要用到課本外的知識 這要求我們上網或者到圖書館等查閱資料 例如在設計方案時就需要我們對螺旋離心 泵的工作環(huán)境和工作能力等由一定的了解才能選擇合適的方案 由于以前沒有注意此 方面的問題 所以必須通過實踐認識和查閱資料才能做到更好 致 謝 23 參考文獻 1 徐灝 機械設計手冊 M 機械工業(yè)出版社 1991 2 許福玲 陳堯明主編 液壓與氣壓傳動 M 機械工業(yè)出版社 2006 5 3 石光源 周積義 彭福音 機械制圖 第三版 M 北京 高等教育出版社 1990 5 4 鄭修本主編 機械制造工藝學 M 機械工業(yè)出版社 1991 4 5 廖漢元主編 機械原理 M 機械工業(yè)出版社 2007 3 6 斯波茨 Spotts M F 舒晉 Shoup T E 主編 機械零件設計 M 機械工業(yè)出版社 2003 1 7 王英杰 工程材料及熱處理 M 高等教育出版社 2008 5 8 張尊敬 汪蘇 DT 型帶式傳動機設計手冊 M 冶金工業(yè)出版社 2003 1 9 席偉光 楊光 李波 機械設計課程設計 北京 高等教育出版社 2003 10 甘永立主編 幾何量公差與檢測 上?？茖W技術出版社 2003 11 成大先主編 機械設計手冊單行本機械傳動 北京 化學工業(yè)出版社 2004 1 參考文獻 24 致 謝 大學生活即將結束 在這短短的幾年里 讓我結識了許許多多熱心的朋友 工作 嚴謹教學相幫的教師 畢業(yè)設計的順利完成也脫離不了他們的熱心幫助及指導老師的 精心指導 在此向所有給予我此次畢業(yè)設計指導和幫助的老師和同學表示最誠摯的感 謝 首先 向本設計的指導老師表示最誠摯的謝意 在自己緊張的工作中 仍然盡量 抽出時間對我們進行指導 時刻關心我們的進展狀況 督促我們抓緊學習 老師給予 的幫助貫穿于設計的全過程 從借閱參考資料到現場的實際操作 他都給予了指導 其次 要向給予此次畢業(yè)設計幫助的老師們 以及同學們以誠摯的謝意 在整個 設計過程中 他們也給我很多幫助和無私的關懷 更重要的是為我們提供不少技術方 面的資料 在此感謝他們 沒有這些資料就不是一個完整的論文 另外 也向給予我?guī)椭乃型瑢W表示感謝 總之 本次的設計是老師和同學共同完成的結果 在設計的一個月里 我們合作 的非常愉快 教會了大我許多道理 是我人生的一筆財富 我再次向給予我?guī)椭睦?師和同學表示感謝