机械毕业设计（论文）-动车用减震器筒体切管机设计-组合机床【全套图纸】

1 编编 号号 无锡太湖学院 毕毕业业设设计计（论论文文） 题目：题目： 动车用减震器筒体切管机设计动车用减震器筒体切管机设计 信机系系 机械工程及其自动化专专 业业 学 号： 学生姓名： 指导教师： （职称：高级工程师） （职称： ） 2013 年 5 月25 日 2 无锡太湖学院本科毕业设计（论文）无锡太湖学院本科毕业设计（论文） 诚诚 信信 承承 诺诺 书书 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文） 动车用减震器筒体切 管机设计 是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，其内 容除了在毕业设计（论文）中特别加以标注引用，表示致谢的内容外， 本毕业设计（论文）不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作 品。 班 级： 机械 97 学 号： 0923817 3 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日 I 无锡太湖学院 信信 机机 系系 机械工程及其自动化机械工程及其自动化 专业专业 毕 业 设 计论 文 任 务 书 一、一、题目及专题：题目及专题： 1 1、题目、题目 动车用减震器筒体切管机设计 2 2、专题、专题 总体设计及部件设计 二、课题来源及选题依据二、课题来源及选题依据 1. 课题来源：无锡市惠发特精密机械制造公司 2. 材料：各类无缝钢管 3. 年产：不少于 20 万件（可两班制加工） 4. 材料尺寸：6 米 三、本设计（论文或其他）应达到的要求：三、本设计（论文或其他）应达到的要求： 1. 要求一人操作 6 米的定尺材料 2. 力求简易，降低制造成本 3. 总体及部件图纸数量不少于 3 张零号图纸（可折算） 4. 编写设计说明书一份，要求：论述清楚，文字通畅， （不少于 10000 字） II 5专业英语翻译（不少于 10000 字符） 四、接受任务学生：四、接受任务学生： 机械 97 班班 姓名姓名 五、开始及完成日期：五、开始及完成日期： 自自 2012 年年 11 月月 12 日日 至至 2013 年年 5 月月 25 日日 六、设计（论文）指导（或顾问）：六、设计（论文）指导（或顾问）： 指导教师指导教师 签名签名 签名签名 签名签名 教教研研室室主主任任 学科组组长研究所所长学科组组长研究所所长 签名签名 系主任系主任 签名签名 20132013 年年 5 5 月月 2525 日日 III 摘摘 要要 组合机床是一种高效率专用机床，有特定的使用条件，不是在任何情况下都可以收 到良好的经济效益，在确定设计机床前，应该进行具体的经济技术分析。加工同一个机 械产品的零件，通常会有很多种工艺方案，不同的方案会有不同的经济效果，影响技术 经济的因素有很多，有时技术指标先进的方案，经济指标不一定优越，因此，需要对技 术、经济指标作综合评价，综合多数的意见，选出优化方案进行经济效果评价，如果满 意即可决定。 本课题设计的是筒体切割加工组合机床。其来源于惠发特精密机械有限公司。在设 计中：通过研究被加工零件的特点，对相关数据进行计算，对相关部件进行选择，从而 确定机床的总体布局。并绘制出被加工零件工序图，加工示意图，机床联系尺寸图和生 产率计算卡。在此基础上拟定了主轴箱的传动路线，设计了轴的结构，进行了皮带轮及 轴等相关零件的强度，刚度校核，并绘制出主轴箱总装图和相关零件图。工件采用三爪 卡盘定位，一次装夹完成不仅保证了孔的加工精度，而且还提高了加工效率，降低了工 人的劳动强度。 关键词关键词: : 筒体切割加工；组合机床；主轴箱。 IV IV ABSTRACT Portfolio 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, 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 indicators 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: 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. 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 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 目目 录录 摘 要.III Abstract .IV 目 录 V 1 绪论.1 1.1 惠发特精密机械有限公司简介.1 1.2 本次设计任务简介.1 1.3 本次设计任务相关要求.1 2 总体设计.2 2.1 几种切管方式的比较.2 2.2 总体的布局.3 2.3 切削力的确定和电机的选择.3 2.4 调节机构的确定.4 2.5 冷却系统的选用.4 3 主轴箱设计.6 3.1 主轴箱的原理依据和要求.6 3.1.1 使用要求.6 3.1.2 工艺要求与润滑.6 3.2 主轴的结构.7 3.2.1 主轴的构造.7 3.2.2 主轴的材料和热处理.7 3.2.3 主轴的技术要求.8 3.2.4 主动轴的设计.8 3.2.5 按弯矩合成力校核轴的强度.9 3.2.6 轴承的选用.12 3.2.7 轴承寿命计算与润滑.13 3.3 传动系统设计.14 3.3.1 计算并选择电机.14 3.3.2 V 带传动的设计计算 15 3.3.3 齿轮传动的设计计算与润滑.18 3.3.4 从动轴几何尺寸计算.22 3.3.5 进给系统的设计.28 3.3.6 导轨形式的确定.28 3.3.7 其它零部件.29 4 床身的设计.31 4.1 材料和路线选择.31 4.2 主轴箱箱体的结构和材料.31 4.2.1 各部位及附属零件的名称和作用.31 VI 4.2.2 机体结构.32 5 调节系统的设计.36 5.1 长度的调节36 5.2 径向的调节.37 6 改进方案的设计.38 6.1 控制电器与执行电器的选择.38 6.2 线路的设计.38 7 结论与展望.40 致谢.41 参考文献.42 动车用减震器筒体切换机设计 1 1 绪论绪论 1.1 惠发特精密机械有限公司简介惠发特精密机械有限公司简介 无锡惠发特精密机械有限公司,位于风景秀丽的太湖之滨,无锡市郊著名的吴文化公园 西侧,距无锡市十三公里,水陆交通十分便利. 该公司生产工艺先进,设备齐全,技术力量雄厚,专门从事各种系列和型号液压机的生产. 其各项性能指标均已达到国外同类产品的水平,产品已通过 ISO9001:2000 质量体系认证,为 各种内燃机、电机电器、汽车、摩托车、粉末冶金、轴承等的良好组配创造了条件.同时 还生产专用组合机床、数控专用组合机床及三棍轮、二棍轮精密校直机。该公司设计和 生产的产品已为国内外几十家生产厂家配套.该公司除对现有产品精益求精外,还可根据用 户需要专业设计,制造特殊的产品. 1.2 本次设计任务简介本次设计任务简介 本次毕业设计题目为“动车用减震器筒体切管机设计” ，本设计的专题为切管机设计。 课题来源于无锡市惠发特精密机械有限公司。本课题系机动车减震器筒体加工的专用机 床设计，对于摩托车及其他一些机动车的减震器加工均有一定的参考价值，在减震器行 业的技术更新中起到了相当的作用。 1.3 本次设计任务相关要求本次设计任务相关要求 此次毕业设计任务要求机床功能得到进一步的完善，能够提高零件的加工精度和加 工效率，能够降低加工成本。该零件属动车减震器用，其材料为铸铝，要求单班制大批 量生产，班产 2000 件。此次毕业设计从 2012 年 11 月开始，至 2013 年 5 月结束。 无锡太湖学院学士学位论文 2 2 总体设计总体设计 2.1 几种切管方式的比较几种切管方式的比较 （1） 滚切法 将管子置于滚切刀与两个支承轮之间，使刀片、支承轮与管子做相对的圆周运动与 径向走刀运动，管子受剪切挤压直至被切断。 图 2.1 滚切法装置示意图 （2） 特行刀剪切切断法 采用特行刀剪切切断法，刀具在气缸带动下做径向进给运动，刀尖先插入管壁成一 小孔，然后顺着刀具的两圆弧切削刃将管子切断。此方法为有屑切断法，管子的断口微 有变形，是一种较新的切断方法。切断过程中管子不旋转，可使用盘料。 （3） 圆环刀渐近切断法 是使用圆环刀切管时在切断过程中的各个瞬间位置。 图 2.2 圆环刀渐近切断法示意图 动车用减震器筒体切换机设计 3 根据加工零件的特点选用滚切法。 2.2 总体的布局总体的布局 由于无缝管的定尺有 6 米，且在一定长度和外径范围内调节。故总体的布局如图所 示 图 2.3 总体布局图 2.3 切削力的确定和电机的选择切削力的确定和电机的选择 （1）切管机输出转速110r/min，切削力； 出 n 1 F (2.1) Fc Z c YX pF KvfaCF FcFcFc c 81 . 9 1 查金属加工工艺及工装设计得 NF4442 1 （2）步进电机的运动是由输入的电脉冲信号控制的，每当电机绕组接收一个脉冲，转 子就转过一个相应的角度。其角位移量与输入脉冲的个数严格成正比，在时间上与输入 脉冲同步。因而，只要控制输入脉冲的数量、频率和电机绕组的相序，即可得到所需转 动的速度和方向。 步进电机有反应式、永磁式和混合式三种类型。 步进电机有其独特的优点，归纳起来主要有：步矩值不受各种干扰因素的影响；误 差不长期积累；控制性能好用作自动控制装置中执行元件的微特电机。又称执行电动机。 其功能是将电信号换成转轴的角位移或角速度。 表 2-1 步进电机和伺服电机的区别 步进电机系统伺服电机系统 力矩范围中小力矩（一般在 20Nm 以下） 小、中、大， 全范围 速度范围 低（一般在 2000RPM 以下，大力矩电机 小于 1000RPM） 高（可达 5000RPM）,直流 伺服电机更可达 12 万转/分 无锡太湖学院学士学位论文 4 续表 2-1 控制方式主要是位置控制 多样化智能化的控制方式， 位置/转速/转矩方式 步进电机系统伺服电机系统 平滑性低速时有振动（但用细分型 驱动器则可明显改善） 好，运行平滑 精度一般较低，细分型驱动时较 高 高 矩频特性高速时，力矩下降快力矩特性好，特性较硬 过载特性过载时会失步可 310 倍过载（短时） 反馈方式大多数为开环控制，也可接 编码器，防止失步 闭环方式，编码器反馈 编码器类型光电型旋转编码器（增量型/ 绝对值型） 旋转变压器型 旋转变压器型一般快 温升运行温度高一般 维护性基本可以免维护较好 价格低较高 所以考虑到这次设计的要求，为了在不影响工作精度条件下，我选择了步进电机。 2.4 调节机构的确定调节机构的确定 无缝钢管直径有从，长度从 150400之间变动。直径的变mmmm10050mmmm 化可以用三爪卡盘来控制；长度的大小可以用挡板控制。 图 2.4 活动挡板简图 2.5 冷却系统的选用冷却系统的选用 切削液的使用方法： (1) 浇注法 动车用减震器筒体切换机设计 5 切削加工时，切削液以浇注法使用最多。这种方法使用方便，设备简单，但流速慢、 压力低。难于直接渗透入最高温度区。 （2） 高压冷却法 高压冷却法是利用最高切削液直接作用于切削区周围进行冷却润滑并冲走切削，效 果比浇注法好的多。深孔加工的切削液常用高压冷却法。 （3） 喷雾冷却法 喷雾冷却法是以的压缩空气，通过喷雾装置是切削液雾化，高速喷射MPa6 . 03 . 0 到切削区。高速气流带着雾化成小液滴的切削液，渗透到切削区，在高温下迅速汽化， 吸收大量热，从而获得良好的冷却效果。 根据零件的加工特点选择浇注法。 无锡太湖学院学士学位论文 6 3 主轴箱设计主轴箱设计 3.1 主轴箱的原理依据和要求主轴箱的原理依据和要求 主轴箱是机床的主要部件之一，按专用要求进行设计由通用零件组成其主要作用是 根据被加工零件的加工要求，安排主轴位置，并将动力和运动由电机或动力部件传给工 作主轴，使之得到要求的转速和转向。 机床主轴箱不仅要能保证较高的生产率和一定的加工质量，操作方便省力，同时主 轴箱的制造和装配工作也都要容易，检修方便，成本低等。也就是说，主轴箱必须满足 使用和工艺两个方面要求。 3.1.1 使用要求使用要求 （1）运动特性 机床主轴箱必须满足在拟定机床转动系统时所决定的运动特性，并且转速误差不超 过允许值 （2）刚度和强度 耐磨和抗震；为保证主轴箱的零件能够正常的运转和达到加工质量方面的要求。各 类零件应具有足够的强度，必要的刚度和抗震性能。同时为延长机床的使用期限。也要 具有良好的耐磨性能或在磨损后能够调整补偿，这时除了选择适当的传动机件和材料外， 也应该注意变速箱的整体构造，以便可使受力合理分布，减少受力变形以提高刚度，以 及注意选择便于补偿磨损的构造。 （3）高效率 随着现代机床的功率日益加大，提高主轴箱的传动效率，以减少损失的意义将格外 重大，这除了可以在设计变速箱时注意采用高效率的传动机件，提高零件加工和装配质 量外，缩短传动路线尤其是高速的传动路线和减少空转零件也是提高效率的有效方法。 （4）运动平稳和无噪音 主轴箱的零件运转平稳可以提高工件的加工质量，这可以由采用运转比较平稳的零 件，如传动带等传动方式和提高零件的加工和装配质量得到。 （5）便于操作和安全 （6）便于观察、调整和检修 （7）防尘、防漏 3.1.2 工艺要求与润滑工艺要求与润滑 （1）构造简单 结构的简单带来很多优点，可以提高加工的精度和光度，便于使用和维护以及节省 材料和降低成本，为此少用结构复杂的机件和减少零件的数量 （2）容易加工 主轴箱的各种零件，尤其是比较复杂的箱体应使其容易加工，例如竟可能使轴孔同 心，以便于从一侧加工，但是在成批生产而利用专用机床时，箱体外表的突出部分最好 位于一个平面上以便于同时加工孔内有槽或螺纹都不便于加工，应尽可能的避免 （3）采用标注通用零件 动车用减震器筒体切换机设计 7 应尽量减少专用件而采用标准件或通用件。同时配合直径，螺纹种类，齿轮模数也 应限制到最少的种类。 （4）便于装配 应尽可能的减少装配的劳动量 （5）主轴箱采用飞溅润滑：用 35 号或 40 号润滑油。 图 3.1 主轴箱总装图 3.2 主轴的结构主轴的结构 3.2.1 主轴的构造主轴的构造 主轴的构造和形状主要决定主轴上所安装的刀具、所装零件的尺寸、传动件、轴承 等零件的种类、位置、数量和安装方法等。设计时还需要考虑主轴加工的工艺性及装配 的工艺性；主轴基本为空心阶梯轴，尾部的径向尺寸要最小，前端的径向尺寸最大，中 间的径向尺寸逐渐减小。 3.2.2 主轴的材料和热处理主轴的材料和热处理 轴的材料应根据载荷特点、耐磨性要求、热处理方法和热处理后变形情况选择。普 通机床定心轴颈或定心锥面等部位进行局部高频淬硬。以提高其耐磨性。只有载荷大和 有冲击时，或精密机床需要见效热处理后的变形时，或有其它特殊要求时，才考虑选用 合金钢。当支承为滑动轴承，则轴颈也许淬硬，以提高耐磨性。 机床主轴的常用材料和热处理要求见下表 3.6 无锡太湖学院学士学位论文 8 表 3-1 主轴常用的材料和热处理要求3 钢 材热 处 理用 途 45 调质 2228HRC 高频 淬硬为 5055HRC 一般为机床的主轴和传 动轴 45Cr淬硬 4050HRC 载荷要求大或表面较硬 的主轴 20Cr渗碳、淬硬 5662HRC 中等载荷、转速很高、 冲击较大的主轴 38CrMoA1A氮化处理 8501000HV精密和高精密机床主轴 65Mn淬硬 5258HRC高精度机床主轴 对于高速、高效、高精度机床的主要部件，热变形及振动等一直是国内外研究的重 点课题，特别是对高精度、超高精密加工机床的主轴。据资料介绍，目前出现一种叫玻 璃陶瓷材料，又称微晶玻璃的新材料，其线膨胀系数几乎接近于零，是制作高精度机床 主轴的理想材料。 3.2.3 主轴的技术要求主轴的技术要求 主轴的技术要求，应根据机床精度标准有关项目制定。首先制定出满足主轴旋转精 度所必需的技术要求，如主轴前后轴承轴颈的同轴度，锥孔相对于前后轴颈中心连线的 径向圆跳动，定心轴颈及其定位轴肩相对于前后轴颈中心连线的径向圆跳动和端面圆跳 动等。再考虑其它性能所需的要求，如表面粗糙度，表面硬度等。主轴的技术要求要满 足设计要求、工艺要求、检测方法的要求，应尽量做到设计、工艺、检测的基准相统一。 主轴各部位的尺寸公差、形位公差、表面粗糙度和表面硬度等具体数值应根据机床 的类型、规格、精度等级及主轴轴承的类型来确定。 3.2.4 主动轴的设计主动轴的设计 初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据机械设计P370 表 15-3，于是得：115A0 (3.1)mm 2 . 33 n P d3 0 0 0 3 0min 齿带 齿带 iin P AA 当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的消弱。对于直径 的轴，有一个键槽时，轴径增大 5%7%；有两个键槽时，应增大 10%100mmd 15%。然后将轴径圆整为标准直径。 则mm 9 . 3405 . 1 2 . 33dmin 选取直径mm35d1 输入轴的最小端是安装在联轴器处的直径，使所选择的轴径与联轴器的孔径相适应， 所以需要同时选择联轴器型号 联轴器：计算转矩查表 14-1，因转矩变化小，故取TKT aca 3 . 1 a K (3.2)mNTKT aca 6 . 318 1 . 2453 . 1 动车用减震器筒体切换机设计 9 按照转矩要小于联轴器的公称转矩。查表 17-4 选用 LT7 型弹性套柱销联轴器，轴 ca T 孔 L=112mm，L1=84mm，轴径35mmdmin 图 3.2 主轴简图 拟定轴上零件装配方案 A 段取其长度为 48mm B 段台阶取该段长度为 48mm C 段台阶：安装深沟球轴承,B=19 取 L=48mm D 段为齿轮宽度，L=52mm E 段轴承与箱体内壁之间 5mm，齿轮端面与箱体内壁之间间隔 15mm，取 L=26mm F 段台阶：由于轴承配合，因此取轴承宽度为 L=19mm 轴承支承跨度距：L=19+26+52+48-19=107mm2 3.2.5 按弯矩合成力校核轴的强度按弯矩合成力校核轴的强度 （1）绘出轴的受力简图 计算直齿轮的圆周力径向力和轴向力 图 3.3 轴受力简图 mm107LAB 无锡太湖学院学士学位论文 10 mm522/5226LBC mm5552107LAC 圆周力 (3.3)mN d T 15.2086 52 5424022 Ft 径向力 (3.4)mNFt 3 . 75920tanFr 由于为直齿轮，轴向力mN 0Fa 图 3.4 水平面受力图 （2）水平面支承 (3.5)05215.2086107MB AHCBtAH RLFLR =1014N AH R (3.6)NRFRFRR AHtBHtBHAH 15.1072101415.20860F 水平面弯矩 (3.7)mNLRM ACAHCH 55770551014 （3）垂直面 图 3.5 力矩平衡式 (3.8)052 3 . 759107M VB AvCBrA RLFLR NRAv369 动车用减震器筒体切换机设计 11 (3.9)NRFR AVBV 3 . 390369 3 . 7590Y r 垂直面弯矩 (3.10) NLRM NLRM BCBVCV ACAVCV 2029652 3 . 390 2029555369 “ （4）计算 C 处左右两侧的合成弯矩 (3.11)mNMMMVCHC c 96.593472029555770 22 2 2 (3.12)mNMMMVCHC c 29.593482029655770 22 2 “ 2 “ 可见 C 处右侧的合成弯矩较大，合成弯矩见图 （5）计算危险截面的当量弯矩 由弯矩图可见 C 处是危险截面（其上的内力最大）按照式计算该处的当量弯矩（取 扭矩校正系数 a=0.6） (3.13) mN TMM ce 67686 )542406.0(29.59348)( 2222 （6）计算 C 处的需要轴径 d 参照表 15-1 取许用弯曲应力MPa55 1 (3.14)mm M d e 09.23 551 . 0 67686 1 . 0 3 3 1 它小于该处实际直径 50mm 故轴的弯矩组合强度足够。 图 3.6 水平弯矩图 图 3.7 垂直弯矩图 无锡太湖学院学士学位论文 12 图 3.8 合成弯矩图 图 3.9 当量弯矩图 3.2.6 轴承的选用轴承的选用 （1） 调心球轴承 主要承受径向载荷，也可同时承受小量的双向的轴向载荷，外圈滚道为球面，具有 自动调心性能，内外圈轴线相对偏斜允许 23，适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴及 难于精确对中的支承。 （1） 圆锥滚子轴承 能承受较大的径向载荷和单向的轴向载荷，极限转速较低。 内外圈可分离，故轴承游隙可在安装时调整，通常成对使用，对称安装使用于转速不太 高、轴的刚性较好的场合 （2） 单向推力球轴承 单向推力球轴承只能承受单向的轴向载荷。两个圈的孔不一样大：内孔较小的是紧 圈，与轴的配合；内孔较大的是松圈，与机座固定在一起。极限转 速较低，适用于轴向力大而转速较低的场合。没有径向限位能力，不能单独组成支承， 一般要与向心轴承组成组合支承使用。 （3） 双向推力球轴承 双向推力轴承可承受双向轴向载荷，中间圈为紧圈，与轴配合，另两圈为松圈。 高速时，离心力大，球与保持架磨损，发热严重，寿命较低。没有径向限位能力， 不能单独组成支承，一般要与向心轴承组成组合支承使用。常用于轴向载荷大、转速不 高处。 动车用减震器筒体切换机设计 13 （4） 深沟球轴承 主要承受径向载荷，也可同时承受少量的双响的轴向载荷，工作是内外圈轴线允许 偏斜 816 摩擦阻力小，极限转速高，结构简单，价格便宜，应用最广泛，但是承受冲击载荷 能里较差。适用于高速场合，在高速时，可用来代替推力球轴承。 （5）角接触球轴承 能同时承受径向载荷与单向的轴向载荷，公称接触角 有 15、25、40三种。 越 大，轴向承载能力也越大。通常成对使用，对称安装。极限转速较高。适用于转速较高、 同时承受径向和轴向载荷的场合。 由于本次为进给切削加工，受径向力，所以选用深沟球轴承。 3.2.7 轴承寿命计算与润滑轴承寿命计算与润滑 6209 轴承的主要性能参数（GB/T276-1994）为 Cr=31.5KW Cor=20.5KW，预期寿 命 10 年 （1）求两个轴承受到的径向载荷 21rr FF 和 (3.15)NRF AVr 10793691014R 2222 AH1 (3.16)NRF BVr 1141 3 . 39015.1072R 2222 BH2 （2）计算轴承所受当量动载荷 P1 和 P2 (3.17)(1 1111arp FYFXfp )(2 2222arp FYFXfp 因为采用直齿轮传动，所以Y=0. 因轴承工作时有中等冲击，由上表 载荷系数 fp=1.5 故 =)(1 1111arp FYFXfpN 5 . 161810795 . 1 NFYFXfp arp 5 . 171111415 . 1)(2 2222 （3）计算轴承寿命 在参考文献中 表 3-2 轴承工作温度 轴 承工作 温度 120125150175200225250300 温 度系数 ft 1.000.950.900.850.800.750.700.6 有上表查得 ft=1，对于球轴承=3， hLh29200365810 无锡太湖学院学士学位论文 14 故 Lh=(106/60n)(ftC/p) (3.18) =（106/60110） （131500/1711.5）3 =944620 h h L 所以轴承符合要求 （4）轴承润滑选择二硫化钼锂基脂：有良好的耐水性和耐热性。 3.3 传动系统设计传动系统设计 通常用的机械传动有螺旋传动、齿轮传动、带传动及各种其它非线性传动等。其中 主要的功能是提供和传递足够的功率和转矩，实质上是一种转矩和功率的转换器。使得 执行元件和负载之间在转矩与功率方面得到最佳配合。机械传动部件的传动类型、传动 方式、传动刚性和传动的可靠性对机电一体化系统的精度、稳定性和快速响应性有重大 的影响，所以应设计及选择传动间隙较小、精度高、重量轻、运行平稳、传递转矩较大 的传动部件。 3.3.1 计算并选择电机计算并选择电机 已知：切管机输出转速110r/min 对应的切削力，直径 出 nNF4442 1 mmd100 （1）选择电动机功率 (3.19)FVP (3.20) sm dnV /576 . 0 100060/11010014 . 3 100060/ 出 NF4442 1 kwP6 . 2 传动装置总效率 (3.21) 2 轴齿带 由 机械设计课程设计P13 表 3-1 知： 皮带传动效率96 . 0 带 齿轮啮合效率级）（齿轮精度为 齿 798 . 0 滚动轴承效率99 . 0 轴 则传动总效率922 . 0 99 . 0 98 . 0 96 . 0 2 (3.22)kwpw82 . 2 922 . 0 /6 . 2/pr （2） 确定电动机转速 根据以上所求得功率，参照电动机功率对照表如下： 表 3-3 电动机机座号与功率及转速对照表 电动机同步转速(r/min) 300015001000750 机座号 功率/W功率/W功率/W功率/W 80M 10.750.55 80M 21.10.75 动车用减震器筒体切换机设计 15 90S2.21.10.75 90Ll2.21.51.1 续表 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：机座号栏中 S、M、L 后面的数字 1、2 分别代表同一机座号和极数下不同的功率 选择电机型号及其相应技术参数如下： 电机型号 Y100L2-4 电机极数为 4 额定功率 3KW 同步转速 1500r/min 3.3.2 V 带传动的设计计算带传动的设计计算 (1) 分配传动比 根据机械设计课程设计P14 表 3-2：取，则0 . 3i 带 13110/1430i 总 33 . 4 3/13i 齿 (2) V 带设计已知数据：传动功率 P 带轮转速 工作条件 外轮廓尺寸要求 V 带设计内容包括：确定 V 带型号 标准长度 根数 中心距 带轮直径 材料结 构 张紧力以及其对带轮轴的压力 1） 确定 V 带型号 表 3-4 V 带工作系数 KA 原动机（一天工作时数，h） I 类II 类工 作 机 1010161610101616 载荷平 稳 液体搅拌机；离心式水泵； 通风和鼓风机（7.5KW） ； 离心式压缩机；轻型运输 机 1.01.11.21.11.21.3 无锡太湖学院学士学位论文 16 载荷变 动小 带式运输机（运送砂石、 谷物） ；通风机（7.5KW） ； 发电机；旋转式水泵 1.11.21.31.21.31.4 续表 3-4 变动较 大 螺旋式运输机；斗式提升 机；往复式水泵和压缩机； 锻锤；磨粉机；锯木机； 1.21.31.41.41.51.6 变动很 大 破碎机（旋转式、颚式等） ； 球磨机；棒磨机；起重机； 挖掘机；橡胶辊压机 1.31.41.51.51.61.8 注：I 类直流电动机、Y 系列三相异步电动机、汽轮机、水轮机； II 类交流同步电动机、交流异步滑环电动机、内燃机、蒸汽机。 单班 KA取 1.1 计算功率 Pc=KAP=1.13=3.3KW (3.23) V 带型号 由机械设计P155 图 811 知：普通 V 带选型图 2） 确定带轮基准直径 D1、D 表 3-5 带轮基准直径 D1、D 型 号YZABCDE 最小基准直径205075125 200335500 表 3-6 带轮的基准直径系列 型号YZABCDE 基准直径系列 D 20，22.4，25，28，31.5，35.5，40，45，50，56，63，71 ，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 小带轮直径 D2=（n1/n2）D1 (3.24) =3 90 =270mm 按上表 D2=280mm (3.25) 3）验算带速 v v=D1n1/6000 (3.26) =3.14901430/601000=6.74 m/s 要求带速在 525 之间，v =6.74 m/s 带速符合要求 动车用减震器筒体切换机设计 17 4）确定 V 带长度 Ld和中心距 a 若没有给定中心距，可按 0.7（D1+D2）a02(D1+D2) (3.27) 初取中心距 a0=500 mm，由下式初算带的基准长度 L L=2a0+（D1+D2）/2+（D2-D1）2/4a0 (3.28) =2500+（90+280）/2+（280-90）2/4500 =1203.05 mm 由机械设计P146 表 8-2 圆整 基准长度 Ld=1250 mm 中心距： aa0+（Ld-L）/2 (3.29) =500+（1250-1203.05）/2 =523.475 mm 5）验算小带轮包角 1=180-（D2-D1）57.3/a (3.30) =180-（280-90）57.3/523.475 159120 6）确定 V 带跟数 z 单根 V 带试验条件下许用功率 P0查表 8-4a P0=1.07 KW 传递功率增量P0 查表 8-4b P=0.17KW 包角系数 K 查表 8-5 K=0.95 长度系数 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）计算初拉力 F0=500Pc（2.5-K）/ Kzv+qv2 (3.32) 表 3-7 尺寸 v 与 q 质量联系表 型 号尺寸 YZABCDE 带宽 bp(mm)5.38.51114192732 顶宽 b（mm） 6101317223238 高度 h（mm） 46810.513.51923.5 锲角 40 每米长质量 q(kg/m) 0.020.060.100.170.30.620.90 q =0.1 Kg 无锡太湖学院学士学位论文 18 F0=500Pc（2.5-K）/ Kzv+qv2 =5003.3（2.5-0.95）/0.9546.74+0.16.742 108.5 N 8）计算压轴力 Q=2zF0sin(1/2) (3.33) =24108.5sin(159/2) 853.5N 9）带轮结构设计 图 3.10 V 带轮结构图 3.3.3 齿轮传动的设计计算与润滑齿轮传动的设计计算与润滑 1）按图的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 2）切管机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88） 3）由机械设计表 10-1 选择小齿轮选用 40cr（调质） ，硬度为 280HBS； 大齿轮选用 45 号钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS； 4）选小齿轮齿数,26Z1 大齿轮齿数，取58.1122633 . 4 Z2113Z2 （一）按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 (3.34) 2 3 1 1t ) ( 1 32 . 2 d H E d Z u uKT （1） 确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数3 . 1Kt 动车用减震器筒体切换机设计 19 2）计算小齿轮的传递的转矩 (3.35)mN n P 2 . 54 9550 T 1 1 1 3）由表 10-7 选取齿宽系数1 d 4）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 2 1 8 . 189ZMpa E (3.36) 5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;600 1limH Mpa 大齿轮的接触疲劳强度极限;600 1limH Mpa 6）由式 10-19 取接触疲劳寿命系数；95 . 0 ;90 . 0 21 HNHN KK 7) 计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 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) 计算 1）试计算小齿轮的分度圆直径，代入中的较小的值 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）圆周速度 计算v (3.40)sm nd v t /3 . 1 100060 667.476282.5214 . 3 100060 11 3）齿宽 b 计算 b=52.282mm (3.41)d t d1 4）齿宽与齿高之比的计算 h b 模数 (3.42)011 . 2 26/282.52 1 1 1 z d m t 齿高 (3.43)52 . 4 011 . 2 25 . 2 25 . 2 1 mh =11.57 h b 5）载荷系数的计算 根据，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数；smv/3 . 10 . 1Kv 直齿轮，；1KH F K 由表 10-2 查得使用系数；1KA 无锡太湖学院学士学位论文 20 由表 10-4 用插入法查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，；42 . 1 KH 由=11.57，查图 10-13 得故载荷系数 h b 42 . 1 KH 4 . 1KF (3.44) A KK v K H K42 . 1 KH 6）按实际的载荷系数校正分度圆直径，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）模数 m 的计算 (3.46)mm z 07 . 2 26 84.53d m 1 1 （二）按齿根弯曲强度设计 由式 10-5 得到弯曲强度的设计计算公式为 (3.47) 3 2 1 1 ) ( 2 m F SaFa d YY z KT （1）确定公式内的各计算数值 1) 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度;500 FE1 mpa 极限;380 FE2 mpa 2) 由图 10-18 取弯曲疲劳强度寿命系数；,85 . 0 KFN188 . 0 K 2F N 3) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 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）计算载荷系数 K (3.50) A KK v K H K4 . 1KF 5）查取齿形系数 由表 10-5 查得 ；6 . 2YFa117 . 2 YFa2 6）查取应力校正系数 由表 10-5 查得 ；595 . 1 YSa18 . 1YSa2 7）计算大、小齿轮的并加以比较 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 动车用减震器筒体切换机设计 21 大齿轮的数值大 设计计算 66 . 1 02035 . 0 261 2 . 544