机械毕业设计（论文）-玻璃成型机传动系统设计【全套图纸】

图书分类号： 密 级： 毕业设计(论文) 玻璃成型机传动系统设计 THE DESIGN OF GLASS MOLDING MACHINE TRANSIMISSION SYSTEM 学生姓名 学院名称机电工程学院 专业名称机械设计制造及其自动化 指导教师 2011 年5 月27 日 徐州工程学院毕业设计(论文 ) I 徐州工程学院学位论文原创性声明 本人郑重声明： 所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独立进行研 究工作所取得的成果。除文中已经注明引用或参考的内容外，本论文不含任何 其他个人或集体已经发表或撰写过的作品或成果。对本文的研究做出重要贡 献的个人和集体，均已在文中以明确方式标注。 本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 论文作者签名： 日期： 年 月 日 徐州工程学院学位论文版权协议书 本人完全了解徐州工程学院关于收集、保存、使用学位论文的规定，即： 本校学生在学习期间所完成的学位论文的知识产权归徐州工程学院所拥有。 徐州工程学院有权保留并向国家有关部门或机构送交学位论文的纸本复印件 和电子文档拷贝，允许论文被查阅和借阅。徐州工程学院可以公布学位论文的 全部或部分内容，可以将本学位论文的全部或部分内容提交至各类数据库进 行发布和检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 论文作者签名： 导师签名： 日期： 年 月 日 日期： 年 月 日 徐州工程学院毕业设计(论文 ) II 摘要 根据国内自动吹制设备开发不广泛和对灯具需求量日益增长的的现状，本课题拟通 过设计一系列的四轴联动机构，能够同时实现顶住玻璃棒的双轴相对移动和加热燃气头 的横纵向移动，达到自动吹制灯具的目的。整个课题大致分玻璃成型机的四轴联动机构 机械设计和轴移动位置检测设计。 本课题分别对主轴，横向移动系统，纵向移动系统进行了设计。横向移动系统采用 步进电机直接带动齿轮，再通过齿轮传动带动轴转动，最后通过滚珠丝杠将轴的旋转运 动变为喷火头的直线运动。 关键词关键词 传动；横向移动系统；纵向移动系统；检测 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 徐州工程学院毕业设计(论文 ) III Abstract According to the development of domestic auto-blowing equipment is not widely and the growing demand for the status of lighting, the subject of a series of four-axis to be linked through the design of institutions that can withstand the simultaneous biaxial glass rods relative movement of the head and the heating gas horizontal and vertical movement, to achieve the purpose of automatic blowing lamps. The whole issue broadly divided into the glass forming machine axis linkage axis mechanical design and position sensing design. This paper on the spindle, horizontal feed system, vertical feeding system and turret parts were studied. Horizontal feed system: direct drive stepper motor using gears, drive shaft and then rotate through the gears, and finally through the ball screw shaft of the rotary motion into linear motion of tool holder. Vertical feed systems: Theory and horizontal feed system similar. Keywords Transmission; horizontal feed system; vertical feed system; detection 徐州工程学院毕业设计(论文 ) I 目目 录录 摘要.II Abstract III 1 绪论.1 1.11.1 玻璃吹制的发展背景及趋势1 1.1.11.1.1 国内外玻璃吹制系统的发展概况.1 1.1.21.1.2 玻璃吹制技术的发展趋势.1 1.21.2 自动吹制比手工吹制的优势2 1.2.11.2.1 手工吹制技术.2 2 2 玻璃成型机的总体方案设计.5 2.12.1 系统原理分析5 2.22.2 系统的工艺和气路图6 2.2.12.2.1 系统的工艺.6 2.2.22.2.2 玻璃成型机的控制气路图.6 2.32.3 系统的控制方案7 2.42.4 主要传动机构.8 3 3 玻璃成型机的传动及组件设计.10 3.1 滚珠丝杠螺母副10 3.1.1 工作原理与结构10 3.1.2 滚珠丝杠副的主要尺寸、精度等级11 3.1.3 滚珠丝杠副的安装11 3.2 齿轮设计.12 3.3 传动轴设计.17 3.4 纵向移动系统.19 3.4.1 纵向移动系统的总体设计19 3.4.2 纵向移动系统传动齿轮的设计19 3.5 横向移动系统23 3.5.1 横向移动系统的总体设计23 3.5.2 横向移动系统传动齿轮的设计23 4 控制部分设计.28 4.1 主轴电机的选择28 4.2 横向驱动电机的选择28 4.3 FM353 步进电机的选择与分析.28 4.4 控制电路31 4.5 PLC 外部控制接线电路.32 徐州工程学院毕业设计(论文 ) II 4.6 操作面板的设计32 结 论.34 致谢.35 参考文献.36 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 1 1 绪论 1.11.1 玻璃吹制的发展背景及趋势 1.1.11.1.1 国内外玻璃吹制系统的发展概况 随着知识经济时代的到来、科技的发展和进步，人们的物质生活逐渐丰富起来，而 审美观念也发生了巨大的变化，生活方式和审美意识也在发生着奇妙变化，由于审美情 趣的不同、年龄的各异、文化层次和地域的不同，也产生了不同的爱好。随着生活水平 的提高，人们的审美观念也越来越高，再加上对于手工个性化玻璃制品的喜爱，这种手 工玻璃制品越来越受到人们的欢迎。 现今新材料和新工艺不断涌现，人们的需求也不仅仅停留在功能要求和审美的普遍 性上，玻璃作为重要材料之一，其表面和内在质地的多样性与丰富性给视觉带来的审美 与精神 t2,理因素，赋予了设计师新的灵魂，并已逐渐为设计师所关注。吹制玻璃是一 种融传统审美和现代时尚于一体的现代装饰艺术，设计师们通过这种材料表达了对美的 追求和艺术的创造，在晶莹剔透的材质上反映出对时代的气息和崭新的境界。传统的生 产工艺与现代审美相结合，引领着吹制玻璃艺术的发展潮流。结合现代主义的人文观， 追求回归自然、返璞归真的审美观念影响着人们对美的需求，独一无二的设计理念及符 合大众的审美观，让每一件玻璃制品尽显出它独一无二的魅力，而呈现出一种和谐之美、 宁静之美。 传统的手工玻璃吹制技术作为玻璃成型的核心技术大约持续了2000多年，吹制玻璃 是一项不易掌握而且很景的活计。吹制工需经长期培训，培训费用很高，故愿意干此项 工作的工人越来越步，因而，急需发展自动化吹玻璃技术。现已开发的畋玻璃的机器只 能生产又小又轻的茼单的玻璃器件。而且生产的批量还大，因此急需更安全更高效的技 术诞生到19世纪末，出现了用压缩空气进行玻璃吹制的技术，到20世纪引进了机械化革 命，进入了自动化的时代，逐步进入了机械代替手工吹制的全自动时代。 1.1.21.1.2 玻璃吹制技术的发展趋势 1.高速高精高效化 速度、精度和效率是机械制造技术的关键性能指标。吹制灯具的庞大需求量要求吹 制技术一定要能够高速高精高效的批量生产，以满足日趋增长的消费需求。玻璃成型机 是灯具企业的必备设备，用于吹制各种造型的灯泡，通过设计高效高速的传动机构来达 到批量生产的目的，解决吹制灯具越来越无人可用的难题。 2.安全化 吹制玻璃是一项不易掌握而且很景的活计。吹制工需经长期培训，培训费用很高， 故愿意干此项工作的工人越来越步，因而，急需发展自动化吹玻璃技术。现已开发的吹 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 2 玻璃的机器只能生产又小又轻的茼单的玻璃器件，而且生产的批量还要大。传统的吹制 技术安全性很低，现在的批量生产要求对于安全性提出了更大的要求，在满足生产要求 的同时要最大的估计到安全性的保证。 3.实时智能化 早期的实时系统通常针对相对简单的理想环境，其作用是如何调度任务，以确保任 务在规定期限内完成。而人工智能则试图用计算模型实现人类的各种智能行为。科学技 术发展到今天，实时系统和人工智能相互结合，人工智能正向着具有实时响应的、更现 实的领域发展，而实时系统也朝着具有智能行为的、更加复杂的应用发展，由此产生了 实时智能控制这一新的领域。 1.21.2 自动吹制比手工吹制的优势 1.2.11.2.1 手工吹制技术 吹制技术利用玻璃在 定的温度范围内具有可塑性的特点，使用中空的铁棍从炉中挑 出玻璃料，一个人在一端吹气，另一端的玻璃科即被吹成球形，这时可以采用剪刀等工 具来塑形，也可以使用模具吹制技术通常需要几个人合作完成。 1.2.21.2.2 自动吹制技术 利用四轴联动机构，能够同时实现顶住玻璃棒的双轴相对移动和加热燃气头的横纵 向移动，达到自动吹制灯的目的。 1.2.31.2.3 优势 由以上比较可派生的优点： (1)降低了工人的劳动强度； (2)节省了劳动力； (3)减少了工装；缩短了新产品试制周期和生产周期； (4)可对市场需求作出快速反应等等。 (5)更加安全可靠。 1.31.3 玻璃成型机器的组成 金属石英玻璃成型机的设备主要由机床电机控制器、头仓、尾仓，骆动马达、定模 夹、控制柜、火支架、控制面板(一些相应的控制参数可通过控制面板愉入)等部件组成。 玻璃成型机的整体结构如图 1-1,1-2 所示，局部图如图 1-3 所示。 (1)控制面板 板上包括开机、急停，状态指示灯等所有控制需要的健。拉制面板的左上角还有一 个计数器(自带电池)，用来计算产品的个数（可以复位） 。 (2)头仓 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 3 头仓前端有一段圆柱型，中间带有一个 5mm 的夹头，用来夹料用。 (3)尾仓 尾仓和头仓类似，料可以先夹在头仓然后尾仓前进，夹紧。也可以将料夹在尾仓然 后往头仓送。效果是一样的，只要根据现场工艺及设备的要求选择其中的一种。 (4)驱动马达 主要是对尾仓和火支架的步进电机进行控制。以期保持一定的速度到达要求的位置， 实现准确的定位。 (5)定模夹 主要是对加热以后的料管进行夹紧、定性，由电磁阀控制实现开、闭，由于存在器 械上的延时，因此夹模延时时间的参数设置有严格要求。此工序对整个产品的质量影响 甚大，因此参数的设定需根据经验，并且多次实验，只有达到要求时才可以固定下来。 对于不同规格的产品，其参数也完全不同，要重新调整过后才可使用。 (6)控制柜 控制柜的大小尺寸设计要完全根据所选择和设计的硬件大小，尽量做到体积小、易 固定，同时还需美观。 (7)火支架 火支架上包含两个火头大火苗和小火苗，两者协调工作，以达到倾热、加热的效 果，火支架的移动速度、距离由 PLC 的 FM353 幻实现精确的定位控制。 (8)机床电机控制器 主要完成对机床的运动控制（包括速度等） ，此控制器由人工手动完成，在自动控制 模式下无需控制，只有在安装调试、检测或出现故降的情祝才才使用。 图 1-1 玻璃成型机的整体机构图 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 4 图 1-2 玻璃成型机的整体机构图 图 1-3 玻璃成型机的局部示意图 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 5 2 玻璃成型机的总体方案设计 2.12.1 系统原理分析 该系统工艺流程包括送料、加热、吹泡成型、下料等过程，加工精度是0.01mm。 运动控制包括推料轴和加热轴的自动归零和工作空间中以指定方向、速度和距离的定位。 输入量含多个零位开关、限位开关和手动输入信号，输出量包括送料、夹模、退料汽缸 和氢、氧、氮气等的执行机构。加工流程由上位机实现，运动控制由下位机实现，这样 可以保证对速度、加速度等指标的实时监控。 在 PLC 控制系统中，对产品的最终质量具有决定性影响的参数主要有以下几个。 （1）打开氢气和氧气之间的时间延时参数 先开氢气后，再开氧气，这之间的延时时间非常重要，如果打开氢气后到开氧气之 间的延时过短，就会出现轻微的爆炸声，比较危险，如果之间的时间过长，则会造成氢 气的浪费，这个时间参数的设定需要平时经验的积累和实验。 （2）关闭氢气和氧气之间的延时参数 如果关闭氧气后到关闭氢气之间的延时时间过长，则会出现火苗进入管内的现象， 容易出现不合格的产品，且易出事故。 （3）加热时间参数 此项参数对整个工艺流程和产品最终的质量至关重要，如果控制不好将导致产品壁 无法符合要求，如果加热时间过短则会使壁过厚，反之，则过薄现象。 （4）夹模的延时时间参数 这项参数将直接影响到产品的最终定型是否符合要求。如果延时过长，管子已经冷 却下来了，可还没完全定型，最终无法完全定型。 （5）其他参数的设定 除以上几个关键参数之外，其余大多数参数对产品的最终质量没有太大影响，主要 影响加工效率，因此也需要加工测试，使其达到最高效率。 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 6 2.2 系统的工艺和气路图 2.2.1 系统的工艺 小功率金卤灯吹泡机主要有进料架、退料架、尾仓电机、火苗电机和主轴电机 5 个 运动部件。其中，尾仓电机、火苗电机是由两个专业的步进电机定位模块进行控制，其 他部件由阀门可控制。各种输入信号是各个运动部件的各个位置的霍尔开关量信号，输 出的主要是各个运动部件的控制信号和三种气体的控制信号。具体的流程如下： （1）尾仓、火架归零，送火架参数。 （2）火架进到 1 位置，同时送尾仓参数，等延时时间参数到后，尾仓进到 1 位置。 （3）当尾仓到达左极限位置时，停止尾仓前进，并送火架进 2 参数，然后延时。 （4）延时到后，开动主轴，先后开氢气、氧气，之后火架进到 2 进行预热。 （5）关闭氧气、氢气，开氢气，送尾仓进 2、火架进 3 参数，再开氧气，送尾仓进 2，火架进 3 参数，进行加热。 （6）关氧气，送火架进 4，关氢气，再先后打开和关闭氢气、氧气，进行加热。 （7）等加热完之后，关闭主轴电机。 （8）夹模前进，进行夹模定型，等夹紧后延时一段时间，然后吹氮气，同时送尾仓 归零和火架归零参数。 （9）关氮气，夹模后退。 （10）尾仓和火架归零。 2.2.2 玻璃成型机的控制气路图 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 7 图 2-1 玻璃成型机的气路控制图 2.3 系统的控制方案 根据以上分析,设计系统控制总体方案如图 2-2 所示： 尾架电机尾架电机 火架电机火架电机 控制对象控制对象 图 2-2 玻璃成型机系统结构框图 驱驱 动动 器器 电磁阀、继电器电磁阀、继电器 限位开关限位开关 PC操作员面板操作员面板 电电 源源 C P U 输输 入入 模模 板板 尾尾 架架 控控 制制 火火 架架 控控 制制 输输 出出 模模 板板 驱驱 动动 器器 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 8 上位机为标准的 CPU 模板，下位机采用单轴步进电机定位模板，实现步进电机的运 动控制。系统结构非常简单，具有良好的硬件通用性和高的性能价格比。CPU 模板完成加 工程序流程控制功能和人机界面交互功能，具有手动模式和自动模式。手动模式下可借 助操作员面板完成机械调试，更换规格等操作任务，此时若电机处于通电状态下，则一 些基本任务不宜实现，所以利用两个输出点对电机的使能进行控制，从而可以自由的移 动轴。自动模式下，CPU 模板完成顺序控制的加工任务。定位模板作为下位机完成尾架和 火架的位置控制。CPU 模板通过内部总线与定位模板实现通讯。由 CPU 将需要的运动信息 通过总线传递给定位模板，并根据接收到的反馈信息判断其执行情况。定位模板根据接 收到的代码执行相应的程序，从而完成按规定速度、距离的定位，尤其在均匀加热石英 管的过程中，对尾架和火架协调运动的速度、加速度和距离参数要求很高，这也正是使 用分级控制策略的目的：将运动控制作为普通的开关量处理，既简化了上位机的控制任 务，又很好的实现了定位功能。 2.42.4 主要传动机构 2.4.12.4.1 主传动系统 1.带有二级齿轮变速的主传动 主轴电动机经过二级齿轮变速，使主轴获得低速和高 速两种转速系列。 2.通过带传动的主传动 3.用两个电动机分别驱动主轴 这是上两种方式的混合传动，具有上述两种性能。 4.由主轴电动机直接驱动的主传动 电动机与主轴用联轴器同轴连接。用伺服电机的 无极调速直接驱动主轴旋转，这种方式大大简化了主轴箱体和主轴结构，有效的提高了 主轴件的刚性。 5.电主轴 其转子和主轴合二为一，其有点是主轴部件结构更紧凑，质量小，惯性小， 可提高启动、停止的响应特性。 以上五种是常用的传动系统机构，本课题玻璃成型机采用步进电机直接带动齿轮， 再通过齿轮传动带动轴转动，最后通过滚珠丝杠将轴的旋转运动变为刀架的直线运动， 结构图如图 2-3 所示； 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 9 图 2-3 玻璃成型机器整体结构 2.4.22.4.2 移动系统 移动系统的机械结构特点： 1.高传动刚度 移动传动系统的高传动刚度主要取决于丝杆螺母副（直线运动）或蜗 轮蜗杆（回转运动）及其支承部件的刚度。刚度不足与摩擦阻力一起会导致工作台产生 爬行现象以及造成反向死区，影响传动准确性。缩短传动链，合理选择丝杆的尺寸以及 对丝杆螺母副及支承部件等预紧是提高传动刚度的有效途径。 2.高谐振 为提高移动系统的抗振性，应使机械机构具有高的固有频率和合适的阻尼， 一般要求机械传动的固有频率应高于伺服驱动系统固有频率的 23 倍。 3.低摩擦 移动传动系统要求运动平稳，定位准确，快速响应特性好，必须减少运动 件的摩擦阻力和动、静摩擦系数之差，在移动传动系统中，在移动传动中现普遍采用滚 珠丝杆螺母副。 4.低惯量 移动系统由于经常需进行起动、停止、变速或反向，若机械传动装置惯量 大，会增大负载并使系统动态性能变差。因此在满足强调与刚度的前提下，应尽可能减 少运动部件的重量以及各传动部件对指令的快速响应能力。 5.无间隙 机械间隙是造成移动系统反向死区的另一主要原因，因此对传动的各个环节， 包括：齿轮副、丝杆螺母副、联轴器及其支承部件等等均应采用消除间隙的结构措施。 3 玻璃成型机的传动及组件设计 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 10 为确保移动系统的传动精度和工作稳定性，在设计机械传动装置时，通常提出了无 间隙、低磨擦、低惯量、高刚度、高谐振频率能及有适宜的阻尼比的要求。为了达到这 些要求，采取主要措施如下： 1.尽量采用低摩擦的传动，如采用静压导轨、滚动导轨和滚动丝杠等，以减少摩擦 力。 2.选用最佳的降速比，以达到提高机床分辨率，使工作台尽可能大地加速，以达到 跟踪指令，系统折算到驱动轴上的转动惯量尽量小的要求。 3.缩短传动链以及预紧的办法提高传动系统的刚度。如采用大扭矩宽调速的直流电 机与丝杠直接联接，应用预加负载的滚动导轨和滚动丝杠副，丝杠支承设计成两端轴向 固定的，并可用预拉伸的结构等办法来提高传动系统的刚度。 4.尽量消除传动间隙，减少反向死区误差。如采用消除间隙的联轴器（如用加锥销 固定的联轴套，用键加顶丝紧固的联轴套以及用无扭转间隙的挠性联轴器等） ，采用有消 除间隙措施的传动副等。 3.1 滚珠丝杠螺母副 3.1.1 工作原理与结构 如图 3-1 所示，丝杠和螺母的螺纹滚道间装有承载滚珠，当丝杠或螺母转动时，滚珠 沿螺纹滚道滚动，则丝杠与螺母之间相对运动时产生滚动摩擦，为防止滚珠从滚道中滚 出，在螺母的螺旋槽两端设有回程引导装置，它们与螺纹滚道形成循环回路，使滚珠在 螺母滚道内循环。 图 3-1 滚珠丝杆副结构 滚珠丝杠副中滚珠的循环方式有内循环和外循环二种。 内循环 内循环方式的滚珠在循环过程中始终与丝杆表面保持接触，在螺母的侧面 孔内装有接通相邻滚道的反向器，利用反向器引导滚珠越过丝杆的螺纹顶部进入相邻滚 道，形成一个循环回路。一般在同一螺母上装有 24 个滚珠用反向器，并沿螺母圆周均 匀分布。内循环方式的优点是滚珠循环的回路短、流畅性好、效率高、螺母的径向尺寸 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 11 也较小。其不足之处是反向器加工困难、装配调整也不方便。 外循环 外循环方式中的滚珠在循环返向时，离开丝杠螺纹滚道，在螺母体内或体 外作循环运动。从结构上看，外循环有以下三种形式，即螺旋槽式、插管式和端盖式。 图 6-23 为端盖式循环和插管循环原理图。 3.1.2 滚珠丝杠副的主要尺寸、精度等级 1.主要尺寸 滚珠丝杠副的主要尺寸及其计算公式见表。 2.精度等级 JB316.282滚珠丝杠副精度标准规定分为六个等级： C、D、E、F、G、H。C 级最高，H 级最低。滚珠丝杠副精度包括各元件的制造精度和装 配后的综合精度，如：丝杠公称直径尺寸变动量、丝杠和螺母的表面粗糙度、丝杠大径 对螺纹轴线的径向圆跳动、导程误差等。各等级对各项均有公差要求。 为了提高经济性，按实际使用的导程精度要求，在每一精度等级内再分项，用以规 定各精度等级的检查项目。项目 15 表示导程精度检验项目的规定内容，未指定的检验 项目，其误差值（偏差值）不超过下一等级的规定值，H 级不作规定。例如 D3 表示只检 验 3 个项目，其余 2 个项目不得超过 E 级的规定。 数控机床、精密机床和精密仪器用于移动系统时，根据定位精度和重复定位精度的 要求，可选用 C、D、E 级等；一般动力传动，其精度等级偏低，可选用 F、G 级等。各 类型机械精度等级要求。 3.1.3 滚珠丝杠副的安装 丝杠的轴承组合及轴承座、螺母座以及其它零件的连接刚性，对滚珠丝杠副传动系 统的刚度和精度都有很大影响，需在设计、安装时认真考虑。为了提高轴向刚度，丝杠 支承 表 3-1 滚珠丝杠副的主要尺寸及其计算公式 主要尺寸 符号计 算 公 式 标称直径 (滚珠中心 圆直径) 0 D mm 3040506070 根据承载 能力选用 导程 p mm 56686810810121012 根据承载 能力选用 螺旋升角 )( 2393344293311255293362223933712442 0 arctan D p 一般52 滚珠直径 0 d (mm) 3.175 3.969 3.9694.7633.9694.7635.9534.763 5.953 7.1445.9537.144 螺纹滚道 半 径 R 一般 0 )58 . 0 52. 0(dR 目前，内循环常数取 0 52 . 0 dR 外循环常数取或 0 52 . 0 dR 0 56 . 0 dR 接触角 45 偏心距 e 2 707. 0sin 2 00 d R d Re 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 12 丝杠外径d 00 )25 . 0 2 . 0(dDd （续表3-1） 丝杠内径 1 dReDd22 01 螺纹牙顶 圆角半径 3 r（用于内循环） 03 1 . 0 dr 螺母外径D ReDD22 0 螺母内径 1 D （外循环） 001 )25 . 0 2 . 0(dDD （内循环） 3 0 01 dD DD 表 3-2 滚珠丝杠副精度等级导程公差 精 度 等 级 项 目符号 CDEFGH 基本导程极限偏差/m 0 L 456 2弧度内导程公差/m 2 L 456 任意300mm内导程公差/m 300 L 510152550100 1 L 1 0 3001 300 2 K LL LL 螺纹全长内导程公差/m 1 K 0.80.80.80.80.81.0 b L 2 0 300 300 2 K b LL LL 导程误差曲线的带宽公差/m 2 K 0.60.60.60.60.6 表3-3导程精度检验项目 检验项目选择标号 序 号 项目符号 12345 1任意300mm螺纹长度内导程误差 300 L 2螺纹全长内导程误差 1 L 3导程误差曲线的带宽 b L 4基本导程偏差 0 L 5 2弧度内导程误差 2 L 常用推力轴承为主的轴承组合，仅当轴向载荷很小时，才用向心推力轴承。表 3-5 中列出了四种典型支承方式及其特点。 除表中所列特点外，当滚珠丝杠副工作时，因受热（摩擦及其它热源）而伸长，它对第 一种支承方式的预紧轴承将会引起卸载，甚至产生轴向间隙，此时与第三、四种支承方 式类似，但对第二种支承方式，其卸载结果可能在两端支承中造成预紧力的不对称，且 只能允许在某个范围内，即要严格限制其温升，故这种高刚度、高精度的支承方式更适 宜于精密丝杠传动系统。普通机械常用第三、四种方案，其费用比较低廉，前者用于长 丝杠，后者用于短丝杠。 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 13 3.2 齿轮设计 3.2.1 优缺点及分类 齿轮机构是现代机械中应用最广泛的传动机构，用于传递空间任意两轴或多轴之间 的运动和动力。 齿轮传动主要优点：传动效率高，结构紧凑，工作可靠、寿命长，传动比准确。 齿轮机构主要缺点：制造及安装精度要求高，价格较贵，不宜用于两轴间距离较大 的场合。 表3-4 齿轮传动机构的分类 序号平行轴齿轮传动机构 1按轴的相对位置相交轴齿轮传动机构、交错轴齿轮传动机构 2按齿轮相对齿轮体母线相对位置直齿斜齿人字齿曲线齿 3按齿廓曲线渐开线齿摆线齿圆弧齿 4按齿轮传动机构的工作条件闭式传动开式传动半开式传动 5按齿面硬度软齿面（350HB）、硬齿面（350HB） 图 3-2 平行轴齿轮传动机构（圆柱齿轮传动机构） 3.2.2 齿轮传动设计 在齿轮传动机构的研究、设计和生产中，一般要满足以下两个基本要求： 1. 传动平稳-在传动中保持瞬时传动比不变，冲击、振动及噪音尽量小。 2.承载能力大-在尺寸小、重量轻的前提下，要求轮齿的强度高、耐磨性好及寿命 长。 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 14 齿轮材料对齿轮的承载能力和结构尺寸影响很大，合理选择齿轮材料是设计重要内 容之一。选择齿轮材料应考虑如下要求：齿面应有足够的硬度，保证齿面抗点蚀、抗磨 损、抗胶合和抗塑性变形的能力；轮齿芯部应有足够的强度和韧性，保证齿根抗弯曲能 力；此外，还应具有良好的机械加工和热处理工艺性；以及经济性等要求 标准齿轮: 基本参数取标准值，具有标准的齿顶高和齿根高，分度圆齿厚等于齿槽 宽的直齿圆柱齿轮称为标准齿轮，不能同时具备上述特征的直齿轮都是非标准齿轮。标 准齿轮的几何尺寸公式见图 3-3. 图 3-3 标准齿轮计算公式 几何参数的选择对齿轮的结构尺寸和传动质量有很大影响，。在满足强度条件下， 应合理选择。 (1) 齿数比 u 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 15 为了避免齿轮传动的尺寸过大，齿数比 u 不宜过大，一般取 u7。当要求传动比大 时，可以采用两级或多级齿轮传动。 (2) 模数 m 和小齿轮齿数 z1 模数 m 直接影响齿根弯曲强度，而对齿面接触强度没有直接影响。用于传递动力的 齿轮，一般应使 m1.52mm,以防止过载时轮齿突然折断。 标准齿轮 zmin17，若允许轻微根切或采用变位齿轮，zmin可以少到 14 或更少。 对于闭式软齿面齿轮传动，按齿面接触强度确定小齿轮直径 d1后，在满足抗弯疲劳 强度的前提下，宜选取较小的模数和较多的齿数，以增加重合度，提高传动的平稳性， 降低齿高，减轻齿轮重量，并减少金属切削量。通常取 z1=2040。对于高速齿轮传动还 可以减小齿面相对滑动，提高抗胶合能力。 对于闭式硬齿面和开式齿轮传动，承载能力主要取决于齿根弯曲疲劳强度，模数不 宜太小，在满足接触疲劳强度的前提下，为避免传动尺寸过大，z1应取较小值，一般取 z11720。 配对齿轮的齿数以互质数为好，至少不要成整数比，以使所有齿轮磨损均匀并有利 于减小振动。 (3) 齿宽系数 Fd 当载荷一定时，Fd选大值，可减小齿轮直径和中心距，使传动更紧凑。但齿宽将增 大，载荷沿齿向分布不均匀现象会更严重。因此应合理选择 Fd。对于闭式固定传动比的 齿轮传动，当齿轮精度高并轴的刚度大时，可选较大的值 Fd。一般可参考齿宽系数 Fd的 推荐值选取 对于基于中心距的齿宽系数 Fa（b/a）, 与 的关系为 Fd=Fa(u+1)/2（外啮合）， 设计时可换算。 为保证装配后的接触宽度，通常取小齿轮齿宽 b1比大齿轮齿宽 b2大mm，强 度计算时取 b=b2大。 图 3-4 相对轴承位置的齿面硬度 (4) 变位系数 x 采用变位齿轮传动的主要目的：提高齿轮强度，改善传动质量，避免根切，凑中心 距等。为了实现这些目的，必须合理选择变位系数。以下介绍一种线图法，首先根据使 用要求，以齿数和 zS(=z1+z2)在图外啮合齿轮变位系数选择范围 a 上选择适当的总变位系 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 16 数 xS(=x1+x2)。然后用图外啮合齿轮变位系数选择范围 b 分配变位系数 x1和 x2。即以 zS/2 和 zS/2 的坐标值求得交点，过交点按相邻的两条射线 L 作射线，再分别过横坐标 z1 和 z2作垂线与该射线相交，交点的纵坐标即为变位系数 x1和 x2的值。 图示为一对作平面啮合的齿轮，两轮的齿廓曲线分别为 G1和 G2。设轮 1 绕轴 O1以角 速度 1转动，轮 2 绕轴 O2以角速度 2转动，图中点 K 为两齿廓的接触点，过点 K 作两 齿廓的公法线 nn，公法线 nn 与连心线 O1O2交于点 C。由三心定理可知，点 C 是两轮的相 对速度瞬心，故有： 由此可得： 在齿轮啮合原理中，将点 C 称为啮合节点，简称节点。i12称为传动比。 由以上分析可知：一对齿廓在任一位置啮合时，过接触点作齿廓公法线，必通过节 点 P，它们的传动比与连心线 O1O2被节点 C 所分成两个线段成反比。这一规律称为齿廓啮 合基本定律。 作固定传动比传动齿廓必须满足的条件 通常齿轮传动要求两轮作定传动比传动，则由式 可得节点 C 为固定点。由此得到两轮作定传动比传动时，其齿廓必须满足的条件： 无论两齿廓在何处接触，过接触点作两齿廓的公法线必须通过固定节点 C。节点 C 在两轮 运动平面上的轨迹是两个圆，称为齿轮的节圆。因为两轮在节点 C 处的相对速度等于零， 所以一对齿轮的啮合传动可以视为其节圆的纯滚动。 图 3-5 齿轮啮合传动示意图 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 17 设两轮节圆半径分别为 r1和 r2，则 由以上得：小齿轮与大齿轮都选用 40Cr，并经调质及表面淬火。热处理级别均为 MQ。传动比设为 i=1.25。 3.3 传动轴设计 轴组成主要由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉组成。传动轴中一般设有由 滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。为了减小滑动花键的轴向滑 动阻力和磨损，有时对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙层；有的则在花键槽中放入滚针、 滚柱或滚珠等滚动元件，以滚动摩擦代替滑动摩擦，提高传动效率。但这种结构较复杂， 成本较高。有时对于有严重冲击载荷的传动，还采用具有弹性的传动轴。传动轴上的花 键应有润滑及防尘措施，花键齿与键槽间隙不宜过大，且应按对应标记装配，以免装错 破坏传动轴总成的动平衡。 传动轴的长度和夹角及它们的变化范围由汽车总布置设计决定。设计时应保证在传 动轴长度处在最大值时，花键套与轴有足够的配合长度；而在长度处在最小时不顶死。 传动轴夹角的大小直接影响到万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动的效率和十字 轴旋转的不均匀性。 图 3-6 传动主轴实物图 在长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应保证传动轴有足够的强度和足够高的临界 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 18 转速。所谓临界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现 共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速。传动轴的临界转速为 式中，nk 为传动轴的临界转速(rmin)；LC 为传动轴长度(mm)，即两万向节中心之 间的距离；dc 和 Dc 分别为传动轴轴管的内、外径(mm) 在设计传动轴时，取安全系数 K=nknmax=1.22.0，K=12 用于精确动平衡、高 精度的伸缩花键及万向节间隙比较小时，nmax 为传动轴的最高转速(rmin)。 由式(413)可知，在 Dc 和 Lc 相同时，实心轴比空心轴的临界转速低，且费材料。 另外，当传动轴长度超过 15m 时，为了提高 nk 以及总布置上的考虑，常将传动轴断开 成两根或三根，万向节用三个或四个，而在中间传动轴上加设中间支承。 传动轴轴管断面尺寸除满足临界转速的要求外，还应保证有足够的扭转强度。轴管 的扭转切应力 c 应满足 式中，c为许用扭转切应力，为 300MPa；其余符号同前 对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转切应力 Th，许用切应力一般按安全 系数为 23 确定，即式中，dh 为花键轴的花键内径 当传动轴滑动花键采用矩形花键时，齿侧挤压应力为 式中，K为花键转矩分布不均匀系数，K=1314；Dh 和 dh 分别为花键外径和 内径；Lh 为花键的有效工作长度；no 为花键齿数。 对于齿面硬度大于 35HRC 的滑动花键，齿侧许用挤压应力为 2550MPa；对于不滑动 花键，齿侧许用挤压应力为 50100MPa。渐开线花键应力的计算方法与矩形花键相似， 只是计算的作用面是按其工作面的投影进行。 传动轴总成不平衡是传动系弯曲振动的一个激励源，当高速旋转时，将产生明显的 振动和噪声。万向节中十字轴的轴向窜动、传动轴滑动花键中的间隙、传动轴总成两端 连接处的定心精度、高速回转时传动轴的弹性变形、传动轴上点焊平衡片时的热影响等 因素，都能改变传动轴总成的不平衡度。提高滑动花键的耐磨性和万向节花键的配合精 度、缩短传动轴长度增加其弯曲刚度，都能降低传动轴的不平衡度。为了消除点焊平衡 片的热影响，应在冷却后再进行动平衡检验。传动轴的不平衡度，对于轿车，在 30006000rmin 时应不大于 2535gcm；对于货车，在 10004000rmin 时不大于 50100gcm。另外，传动轴总成径向全跳动应不大于 0508mm。 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 19 3.4 纵向移动系统 3.4.1 纵向移动系统的总体设计 纵向移动系统简图如图 3-7 所示： 图 3-7 纵向移动系统简图 3.4.2 纵向移动系统传动齿轮的设计 3.4.2.13.4.2.1 材料的选择及传动参数 小齿轮与大齿轮都选用 40Cr，并经调质及表面淬火。热处理级别均为 MQ。传动比 设为 i=1.25。 3.4.2.23.4.2.2 齿面接触疲劳强度计算 1.初步计算 传递功率 P1=Pe1=1.2KW 转矩 T1=9.55106 =15917Nm （式 3.1） 齿宽系数 查表得 b=1.1 接触疲劳极限 查表得 Hlim1=700MPa 初步计算的许用接触应力 H1=0.9Hlim1=630MPa Ad值， 查表 12.16 取 Ad=85 初步计算的小齿轮直径 d1Ad （式 3.2） 所以取小齿轮分度圆直径 d1=58 初步齿宽 b= 20mm 2.校核计算 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 20 圆周速度 v=m/s1 . 6 100060 11 nd 精度等级 查表选精度等级 6 级 齿数和模数 初取齿数 z1=30，z2=iz1=38 由表，取 m=2 使用系数查表 12.9， 取 KA=1.5 动载系数由图 12.9， 取 KV=1.2 齿间载荷分配系数 由表 12.10 先求 KH （式 3.3） N d T F3293 58 9550022 1 1 t mmN b FK tA 8 . 74 66 32935 . 1 100mmN cos) 11 (2 . 388. 1 21 zz =78 . 1 ) 72 1 58 1 (2 . 388 . 1 86 . 0 3 78 . 1 4 3 4 Z 由此得 35 . 1 86 . 0 11 22 Z KH 齿轮载荷分布系数 查参考文献10,由表 H K （式 3.4）b10) d b ( 32 1 CBAKH =1.7+0.16+0.1666 2 58 66） （ 3 10 =1.7+0.207+0.04=1.95 载荷系数 （式 3.5）K HHVA KKKKK =1.51.21.351.95 =4.74 弹性系数 查表得 E Z MPZE 8 . 189 节点区域系数 查表得 =2.5 H Z H Z 接触最小安全系数 由表得 =1.05 minH S minH S 总工作时间 =1030080.2=4800h h t h t 假设工作时间为 10 年 应力循环次数 由表，估计, L N 7 10 9 10 L N 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 21 则指数 m=8.78 （式 3.6） mi hiiL T T tnNN)(60 max n 1i 1v h n i i h tT T tn hi 78 . 8 1 max 1 t *)(60 =60110004800（ 78 . 8 78 . 8 5 . 02 . 0*1 0.5+）3 . 02 . 0 78 . 8 =5.79 7 10 所以原估计应力循环次数正确。 77 12 1097 . 5 31079 . 5 iNN LL 接触寿命系数 N Z18 . 1 1 N Z 25 . 1 2 N Z 许用接触应力 H lim11 1 min 710 1018 798 1.05 HN Ha H Z MP S a H NH H MP S Z 690 05 . 1 25 . 1 580 min 22lim 2 验算 （式 3.7） u u bd KT ZZZ HEH 12 2 1 1 =189.82.50.86 3 13 5866 9550028 . 3 2 2 =684 a MP 2H 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调整后还应 再进行验算 3.确定传动主要尺寸 实际分度园直径 d 因模数取标准时，齿数已重新确定，但并未圆整 故分度圆直径不会改变，即 230=60 11 mzd 76382 22 mzd 中心距 a 85 2 )3830(5 . 2 2 )( 21 zzm a 齿宽 b=20mm 徐州工程学院毕业设计(论文 ) 22 3.4.2.33.4.2.3 齿面接触疲劳强度计算 重合度系数 =0.25+YY69 . 0 69 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 a 齿间载荷分配系数 由表得，= Fa K Fa K45 . 1 69 . 0 11 Y 齿向载荷分布系数 F K73.11)5 . 225 . 2 (66hb 由图得 38 . 1 F K 载荷系数 K 38 . 1 45 . 1 2 . 15 . 1 FFaVA KKKKK 齿形系数 由图得 Fa Y46 . 2 1 Fa Y 19 . 2 2 Fa Y 应力修正系数 由图得 Sa Y65 . 1 1 Sa Y 8 . 1 2 Sa Y 弯曲疲劳极限 由图得 limF MPa F 600 1lim MPa F 450 2lim 弯曲最小安全系数 由图得 =1.25 minF minF 应力循环次数 由表，估计，则指数 L N 106 1010*3 L N M=49.91 （式 3.8） h hi n i i hvL t t T T tnNN 91.49 1 max 11 )(60 91.4991.49 5 . 02 . 01 (48001000160 0.5+)3 . 02 . 0 91.49 = 7 1076 .