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11张CAD图纸、说明书 GC系列 一种 机构 电动 栏杆 毕业设计 11 CAD 图纸 说明书 GC 系列

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内容简介：

商 丘 工学院2015-JXLW专业代码-编号本科毕业论文（设计） 一种采用四杆机构的电动栏杆的设计 学 院小三号黑体居中（下同）专 业学 号学生姓名指导教师提交日期年 月 日诚信承 诺 书本人郑重承诺和声明:我承诺在毕业论文撰写过程中遵守学校有关规定,恪守学术规范,此毕业论文(设计)中均系本人在指导教师指导下独立完成,没有剽窃、抄袭他人的学术观点、思想和成果,没有篡改研究数据,凡涉及其他作者的观点和材料,均作了注释,如有违规行为发生,我愿承担一切责任,接受学校的处理,并承担相应的法律责任。毕业论文（设计）作者签名：年月日41摘 要本文对电动栏杆的设计研究进行了深入的介绍和分析，设计了一种采用四杆机构的。对该机的主要参数进行了详尽的说明，主要零部件的设计进行了机构、结构优化和理论设计计算。电动栏杆机在小区，道路，码头，隧道，港口，商场的禁行管理大规模使用的设备小型机电一体化的有机结合，机械，电气，控制。其被设计为产品倍的寿命的功率消耗的技术水平电动栏杆系统，可靠性很大的影响，这样的设计和时代的发展，所讨论的测试，必须具有足够的技术设计的理论依据。采用曲柄连杆机构作为栏杆机的末级传动，利用了曲柄连杆机构系统在栏杆启闭时速度为零的速度特性，并将栏杆启闭运动惯性力冲击作用在机座内部， 有效改 善栏杆在末位的冲击震颤。 但是整体指标不稳定将会 导致工作效率低、 终点抖动、调整困难以及寿命短、电机过热等一系列问题。 关键词：优化设计;减速器;四杆机构;电动栏杆ABSTRACTIn this paper, electric fence design study conducted in-depth description and analysis, designed a four-bar mechanism. The main parameters of the machine for a detailed description of the main components were designed institutional, structural optimization and theoretical design calculations. Combine compact mechatronic device electric barrier in the district, roads, docks, tunnels, ports, shopping malls and large-scale use of forbidden line management, mechanical, electrical, control. Technical level electric fence system which is designed for the product life times of power consumption, reliability, greatly affected the development of this design and the times, the test in question must have sufficient theoretical basis for the technical design.Uses crank linkage as a barrier final drive, use the speed characteristics when the crank rod system railing opening and closing speed is zero, and the opening and closing movement railing impact inertial force base in the interior, effectively improve the railing impact in the bottom of the tremor. However, the overall index of instability will lead to low efficiency, the end jitter, adjustment difficulties and short-lived, motor overheating and other issues.Keywords: Optimal design; reducer; four bodies; electric fence目 录第1章 绪论11.1 选题背景与意义11.2 电动栏杆的使用现状及发展前景11.3 主要内容21.4 拟解决的主要问题3第2章 一种采用四杆机构的电动栏杆总体设计42.1 系统方案分析42.2结构方案42.3估算功率42.4 四连杆机构设计62.4.1确定设计变量112.4.2建立目标函数112.4.3确定约束条件122.4.4写出优化数学模型132.5 机构受力分析14第3章 传动部分的计算163.1 带传动设计163.2选择带型173.3确定带轮的基准直径并验证带速173.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角183.5确定带的根数z193.6确定带轮的结构和尺寸193.7确定带的张紧装置193.8计算压轴力19第4章 主轴组件要求与设计计算214.1 主轴的基本要求214.1.1 旋转精度214.1.2 刚度214.1.3 抗振性224.1.4 温升和热变形224.1.5 耐磨性224.2 主轴组件的布局224.3 主轴结构的初步拟定234.4 主轴的材料与热处理234.5 主轴的技术要求234.6 主轴直径的选择234.7 主轴前后轴承的选择244.8 轴承的选型及校核254.9 主轴前端悬伸量264.10 主轴支承跨距274.11 主轴结构图274.12 主轴组件的验算274.12.1 支承的简化274.12.2 主轴的挠度284.12.3 主轴倾角29第5章 键的选择与校核365.1 带轮1上键的选择与校核365.1.1键的选择365.1.2 键的校核365.2 带轮2上键的选择与校核375.2.1 键的选择375.2.2 键的校核38第6章 控制电路的设计396.1 引言396.2 系统整体方案设计396.2.1 电机驱动器L298控制直流减速电机部分396.2.2 检测电路的设计406.2.3 显示单元的设计406.2.4 数字钟电路416.3 软件设计416.3.1 显示模块子程序426.3.2 按键识别报警子程序43总结与展望44致 谢45参 考 文 献46第1章 绪论第1章 绪论1.1 选题背景与意义 这几年来，经济的发展很快，中国的城市化水平也加大步伐发展，以提高人民生活水平的提高，汽车的数量正在增加。截至2003年底，中国的个人汽车的所有权是12427672。在这些中，对于比一个个人汽车4890387,2002更增加了1462441，增加了42.7。汽车数量是由于整体经济的发展，随着交通基础设施的组成部分，同时显着在停车场的设计，合理的解决城市交通量，不仅给城市的充电，安全，必须加强正常运作的重要组成部分，提高了停车场的小区。技术的发展，社会的文明和人民的进步，已经不能满足传统停车场管理，更安全，更高效的停车场门系统和工作人员，小区物业的阻隔居民的它是为了确保安全。通过驱动电动机旋转控制，然后，在垂直和水平摆动的栏杆系统中，为了减速的电动机旋转到循环的栏杆上，是依赖于系统或机构上：电动栏杆作品。电动栏杆，自锁，反馈，有保护等功能，你需要有一个具有大量外围设备的接口。1.2 电动栏杆的使用现状及发展前景 在收费站的入口处并由此可以看出同样的事情化合物的道路，这是电动栏杆。电动栏杆的发明，来缓解显著的收费站工作人员的任务，没有他们需要人工唯一的障碍，你以同样的方式和以前一样自由，吊装，它是由车辆控制下降后，就可以控制电动栅栏，你需要按时间和税收开关浪费。城市化速度加快，在中国基础设施和住房建设，越来越多的需求是通过增加停车栏杆的数量相匹配。车祸功能电动栅栏：车辆感应线圈面积，如果你能防止汽车爆炸栏杆臂自动抬起栏杆将在比水平臂角度15以下的范围。需要：自动泊车极，因为你经常使用，这样一来，影响到自己的生活，你会被不同程度的损坏。该碰撞要求，您将需要越来越多地处理。不管怎么样的停车场的具有电动栏杆的入口，电动栏杆是，不仅是有可能，有门的公寓，不适合停车门的各种细胞。其中，为了提高它，以改善自己的生活，为了实现长期我们，您将需要处理的影响的问题日益严重。发展前景：电动栏杆是为了解决停车问题，大城市的有效途径。土地资源的限制，在全市亚洲特别显示，因为在大城市的状态下，更广泛的机械式停车设备在亚洲使用，亚洲大部分地区显示当前的统计数据，日本，韩国，中国停车市场，和其他地点。该技术在亚洲的电动栏杆，从20世纪60年代机电动栏杆的研发，生产，销售，开始从事服务，已通过40多年的历史日本发源地。日本目前，该公司生产的200家企业，约生产，一直从事机械车库和设备的开发约100或更多的机器电动栏杆，和大型企业的新，你有IHI，日精，三菱重工。今年以来日本的作业机停车场，90年超过10万辆。目前日本3000000，传送主提升和电动栏杆已放置待上面使用一个机械式停车。日本，多级提升和垂直升降型，循环型，垂直循环类，其它产品级便于升降的优点。机械电动栏杆技术的韩国协会是日本技术的衍生物。自从开始在20世纪80年代到70年代中期，在行业内，消化和本地化生产后，在上世纪90年代，它开始推出开始进入使用阶段，日本技术。这些阶段为了得到政府近年来非常重要的，各种机械和电子围栏普遍发展和使用，因为它加入到韩国，增速在30左右。目前，韩国是电动栏杆行业已进入稳步发展阶段。此前欧洲，德国，从事意大利电网和其他欧洲国家的开发和生产。好公司：我喜欢意大利Sotefin，国际米兰，巴黎德国。对于欧洲的土地资源相对丰富，但表现并不在停车场的问题十分突出，电动栅栏的应用量不是很大。此外，通路，是非常好的大多数应用程序的多个产品被转移到解除堆叠产物。德国，欧洲国家如意大利，胡同的主要产品优势。中国在80年代初的发展，它开始使用机器电动栏杆。在80年代初的阶段，尤其是汽车的家庭后，逐步扩大电动栏杆的应用，在汽车产业的发展和建筑行业，90年代以来，有，形成了引进，开发，一个新的电动栏杆行业在制造业利用有电动栏杆相结合，开发的初始阶段，已涉及约100号，生产承载目前超过50家制造商的公司。目前，逐渐重视国内研究电动栏杆，技术研究机构和众多domesticve高校进行投资的工作，它已成为电动栏杆的各个方面。这样的结构设计，控制系统，访问策略，可靠性分析，研究和生产技术，我们已经设出得了一系列的成果。与此同时，国家也提高了，这是关系到进一步发展和停车法规和行业标准，规划指导，加强技术开发和标准化，我们已经制定了一些行业标准和行业标准的电动栏杆。在另一方面，中央政府和地方政府，法律的规定，出台了一系列停车场经营计划管理的发展。自2004年以来，国家工商总局检疫质量监督检验和许可审核工作的电动栏杆的公司，而不是在2005年3月31日，规定，不得从事生产的企业的电动栏杆工作生产许可证被收购。从1980年代末，中国的停车产业在城市地区后，经过10多年的发展，已形成了现在了一定的规模，在发展的初期阶段，车库建设刚刚开始，在一些在车库中的机器的城市它仍是空白。停车产业的发展，也有一些问题还是：第一，大部分电动栏杆公司其他都是中小型企业，具有一定规模，发展不平衡，以及有关大型20大中型骨干企业弱形成的，技术，缺乏自主开发能力，依靠引进国外技术图纸，。第二，产品的范围内增加，是质量，可靠性，安全性，耐久性是一个很大的问题，有一种技术水平，很难保证产品的质量。三，停车产业的市场开始发展，竞争是残酷的，目前整体产能过剩，价格低，且部分产品，已经跌破行业平均成本你。1.3 主要内容当提起栏杆，使总的时刻是哪里接近零系统，以利用运动和势能的全额，通过电阻的动态平衡时刻的内部平衡机构，输出轴弹簧能量储存机构的房子被设计转换，以延长和填充系统的抗干扰加负荷寿命的主体的驱动力最小化。由于角度的旋转成比例的垂直栏杆阻力矩和正弦变化，弹簧平衡系统，所以将需要产生一个近正弦波跟踪扭矩的百分比。栏杆的角度被改变，因为该张力和变化的臂的方向的大小，因为简单的规则和张力弹簧必须遵循转矩的动态变化。因此，设计一种理论认为存在着必须采设出有效的优化设计的想法连续变量的计算一个以上的。在本设计中，包括可以成为第一个机械原理机械设计类，机械拉丝级，机械工程控制，机械工程材料和机械，以及弹簧配重电动栏杆在这些材料的设计过程中的信息它会在我们了解了整个春天重电动栏杆相关技术，发展趋势，现在的文学被应用，一些国内外;第二，利用这一信息是合理的，你设计过程初步结构分析，并能够开发一种设计方案;在最后，电机选择设计，计算和动作控制，根据需要在臂设计处理材料以检查栏杆的其它注释，我们，你可以得到一些相关文献的指导和帮助。1.4 拟解决的主要问题在早期的日子里做准备跟很多文献，以了解重电动栏杆的弹簧结构，在CAD，将需要一些工具，比如自己喜欢的书，精心绘制上部分机器手册理解它的结构，以及相关的材料和引用，而且，当有必要能够选择的植物的研究，最后，在上述条件下，该项目它已经以完成必要的操作条件得到满足。第2章 一种采用四杆机构的电动栏杆总体设计第2章 一种采用四杆机构的电动栏杆总体设计2.1 系统方案分析通常情况下，电动栏杆是具有机械传动，电机，皮带驱动机构，减速曲柄摇杆机构的传动机构。电机驱动小皮带通过皮带传动的工作，通过一个曲柄机构，用于驱动该电动栏杆减速齿轮的输出轴。因为在一个水平或垂直位置的连杆。一些电动栏杆低速电机，直驱电机曲柄摇杆机构。2.2结构方案示意图如图2.1曲柄摇杆机构表示，整个主体结构和工作原理如下。曲轴由一整周的一个点减速齿轮在转动A的中心，以摇摆驱动,;，绕点D，齿条4 3栏杆90度角;连杆2连接到硬盘摇杆5栏杆臂; 6通常栏杆的平衡的平衡驱动臂后，已经由生产商，张力弹簧，以便采设出平衡指定的栏杆臂的重量是不大于几个5N米的时刻。曲柄下限位置的AC，升高至竖直位置逆时针帐户栏杆臂，逆时针旋转以定位光盘摇杆摆动，曲柄移动水平位置，顺时针打开上的按钮，将继续在栏杆位置旋转到“逆时针旋转。 图2.1 曲柄摇杆机构的示意图2.3估算功率因运行中带传动的损耗，找出相关引用书目可以设出，=V带的效率,=第一、二对轴承的效率， =联轴器的效率。电机所需预估需要是2.2KW：找出相关引用书目得：参数表2-1：表2-1 Y系列三相异步电动机电动机型号额定功率 KW满载转速 r/min堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量 KgY132M-42.2同步转速1500 r/min,4级14402.22281（a）（b） 图2-3 电动机的安装及外形尺寸示意图表2-2 电动机的安装技术参数中心高/mm 外型尺寸/mm L（AC/2+AD）HD 底脚安装 尺寸AB地脚螺栓 孔直径K 轴伸尺 寸DE 装键部位尺寸FGD132515 345 315216 1781238 8010 432.4 四连杆机构设计图2-4 四连杆机构结合，这样的连接机构的设计是在机械设计非常重要的，最优化，最常见的机制，实施研究活动也被最广泛使用的。许多文献，如何为一个四杆连接，平五具尸体，灵活的连杆机构，曲柄连杆机构，滑轮连杆机构优化，有凸轮连杆组合机构和齿轮联动等机构的描述。典型的四杆连接，融合提供再现优化设计和部分四连杆机构的职能，连杆机构通常是手册中包含的优化方法和过程。的二次链接参数设计优化是优化四连杆调整机构，以使所述运动并以达到最小的运动提供的发动机之间的误差。因此，四杆连杆机构的设计优化过程中，就是以这种方式找到的最小集合的四杆连杆运动误差的机械设计参数。确定所述四连杆机构的设计参数后，可能的是，以实现发动机的最佳设计。四连杆机构优化设计包括四连杆机构的优化模型和优化模型来解决两个主要过程。以确定优化程序来确定给定的设计变量，目标函数，和在相应的约束写入诸如棒长度的条件下，传输角度的条件下，在设计上的机构的限制，诸如由四杆连杆机构的分析，进行优化设计模型将创建一个机制。以下描述了四连杆功能以再现设计模型的优化。联动主要是确定使用图形方法或机制分析的运动参数，选择对应于输入构件的输出构件和多个位置和设计，以播放。图2-4是平面铰链四杆机构，、和表示四个构件的长度，杆AB是输入构件。假设图1所示的平面铰链四杆机构再现给定函数为，即，则机构位置设出决于、铰链A的位置、AD与机架x轴夹角以及输人构件转角等七个变量。为简化问题，可令A的位置为，构件的长度为1(参考构件)，由此可将问题维数降为四维，并不影响构件输入、输出的函数关系。由此可以得到输出构件转角外与输入构件转角之间的函数关系式：1.机构优化设计目标就是使得输出构件转角与给定值在，所有位置上的误差最小。因此机构优化设计的目标函数可用下式表示2.当输入构件转角为时，输出构件转角外可由下式求得，3.式子里，所以4.将上式代入式3.，并令代表设计变量、及，机构优化设计目标函数可写是，5.机构优化设计的约束条件应根据机构设计的实际情况确定。例如曲柄摇杆式四连杆机构必须满足如下关系式：或6.如果机构要求传动灵活可靠，则传动角应满足：或其中从上式可知，传动角随的变化而变化，当为最大值时，为最小，为最小值时，为最大。要满足上式条件，约束方程应是，曲柄摇杆机构有，因此，约束方程为7. 当所选定的设计变量为构件长度时，则构件长度必须是正数，即约束方程为式中是为了使构件长度不小于而设的。此外，由于具体结构尺寸的限制，往往对某些构件的长度限定在某一范围内选设出，例如连杆BC的长度最短为的倍，最长为的倍，即则约束方程为：8.下面介绍再现函数为的曲柄摇杆机构的优化设计。先变换给定函数为，并设输人构件初始角为，输出构件初始角为，选设出输入构件的转角为,输出构件的转角为。当输入构件从转到时，输出构件从转到，输入构件从转到时，输出构件则从回到。显然有及，即及。代入函数式得：设将输入构件的转角均分成20等分，则，设出权因子，再令代表设计变量、及，则由式5.得曲柄连杆机构优化目标函数为曲柄摇杆机构优化设计约束条件如下：由式6.得：要求传动角满足，由式7.得：根据机构结构尺寸，要求各构件长度相对机架的尺寸在给定的范围内，由式(8)得因此曲柄摇杆机构优化设计模型如下：Min. s.t.采用内点惩罚函数法和POWELL法求解曲柄摇杆机构优化设计模型。选择初始惩罚参数，递减函数e = 0.01，初始点，设出惩罚函数法收敛精度，POWELL法目标函数值收敛精度，一维搜索精度。2.4.1确定设计变量根据设计要求，由机械原理知识可知，设计变量有L1、L2、L3、L4、。将曲柄的长度设出为一个单位长度1，其余三杆长可表示为L1的倍数。由图1所示的几何关系可知为杆长的函数。另外，根据机构在机器中的许可空间，可以适当预选机架L4的长度，设出L4=100，经以上分析，只剩下L2、L3两个独立变量，所以，该优化问题的设计变量为因此。本优化设计为一个二维优化问题。2.4.2建立目标函数按轨迹的优化设计，可以将连杆上M点与预期轨迹点坐标偏差最小为寻优目标，其偏差为和，如图2-5。为此，把摇杆运动区间2到5分成S等分，M点坐标有相应分点与之对应。将各分点标号记作，根据均方根差可建立其目标函数，即 ，S为运动区间的分段数于是由以上表达式便构成了一个目标函数的数学表达式，对应于每一个机构设计方案（即给定），即可计算出均方根差。图 2-5 轨迹的优化设计2.4.3确定约束条件根据设计条件，该机构的约束条件有两个方面：一是传递运动过程中的最小传动角应大于50度；二是保证四杆机构满足曲柄存在的条件。以此为基础建立优化线束条件。保证传动角图 2-6位置图按传动条件，根据图2-6可能发生传动角最小值的位置图，由余弦定理 （见图3.9（a）所以 （a） （见图2-6（b）所以 （b）式（a）、（b）为两个约束条件，将，代入式（a）、（b），得曲柄存在的条件按曲柄存在条件，由机械原理知识可知，把它们写成不等式约束条件（将，代入上式），得经过分析，上述七个约束条件式中，和为紧约束条件，为松约束条件，即满足和的，必满足不等式，所以本优化问题实际起作用的只有和两个不等式约束条件。2.4.4写出优化数学模型综上所述，可得本优化问题的数学模型为 即本优化问题具有两个不等式约束的二维约束优化问题。 图2-7 主要结构图2.5 机构受力分析该步行机构的受力情况如图3.10所示。由于该机构中所有连杆均为二力杆，即只受轴向力作用。设图中所有连杆所受的拉力为正，压力为负。为地面对车轮的支撑力，月川为11个连杆的内力，矽】、汐2分别为连杆9和连杆5与水平线的夹角， y1、r2分别为连杆10和连杆6与水平线的夹角，妒为曲轴11与水平线的夹角。由力的平衡条件可得方程组：上面的等式5.的联立方程式3.1和3-6，相应的力的时间支持水平，能够解决从腿行走机构的曲轴11的角度在内部力的大小的每一个环节。它假定恒定的车轮支撑力，当曲轴11旋转的面貌，也会改变各环节的内部力量。模拟曲柄轴的旋转。可以得到功率曲线的内侧，曲柄轴的一转的腿的一个连杆。每个链路，以便优化机制，其可以是横截面面积的设计合理，根据每个环节的状况的力的大小。第3章 传动部分的计算第3章 传动部分的计算3.1 带传动设计输入功率P=2.2kW,转速n1=1440r/min,n2=500r/min表3-1 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机按以上载荷平稳，找出相关引用书目表格，设KA1.1。即PA=1.1X2.2=2.42KW3.2选择带型往往来说，我们是要按照功率以及小带轮的转速这二个方面来设定整形类型的，看图3-1。图3-1 带型图凭算出的结果Pd值2.42kW再加上知道小带轮的转速1440r每分钟，从图中就可看到：dd=80100，我们选A型V带。3.3确定带轮的基准直径并验证带速从相关引用书目第页表格中137找到，小带轮基准尺寸，设得dd1=280mm ddmin.=75 mm表3-2 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500从相关引用书目表格13-4找出“V带轮的基准直径”，设=250mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 满足条件 带速 满足5m/sv300mm，应该用E型轮辐式带轮。所以，小带轮用H型孔板式，大带轮用E型轮辐式的构造。带轮的材料：灰铸铁，HT200。3.7确定带的张紧装置选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8计算压轴力从相关引用书目从找到，初拉力是，上面已得到=153.36o，z=4，因此计算得表3-5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 62.2 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板轮辐结构的不同分为以下几种型式： 1 实心带轮：用于尺寸较小的带轮，见下图。2 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮，见下图。 3 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮，见下图 。4 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮，见下图。（a） （b） （c） （d）图3-2 带轮结构类型现在我们可以得出结果：小带轮用实心带轮A,大带轮选孔板带轮C。第4章 主轴组件要求与设计计算第4章 主轴组件要求与设计计算主轴部件是机器的一个特殊的成员，它的功能是支撑表面形成的运动，而且运动和传递扭矩的旋转截断抵抗驱动力负载。通过主轴单元上的一个特殊的加工质量和生产力有直接影响的执行，所以它是特别重要的组成部分。主轴和相同的一般的一点是，施加力都传递运动和扭矩传递，应确保致动器的正常运行和被支撑工件，但携带灰烬直接切削力，还能获得工件或工具表面浮子运动的形式，使主轴更高的要求。4.1 主轴的基本要求4.1.1 旋转精度精度是指主轴手动或低速的旋转轴无负载，主轴间隙和轴向间隙面的径向定位表面和摇摆值。图4-1：用实线的曲线表示旋转的理想轴线，虚线，有效枢轴轴线。当工作轴旋转速度，主轴旋转轴在空间中的漂移是运动精度。回转精度主轴单元取决于主要部件（轴，轴承和轴承座等），制造精度和组装精度的调整，设计精度还依赖于速度，性能和轴承的润滑和主轴动力学的轴组件。各类常见的特殊主轴的旋转精度是准确的特殊标准，特别是主轴精度的特定成员的工件精度决定。图4-1 主轴的旋转误差4.1.2 刚度主轴刚度大会指的是能力，当受到外部负载，如图4-2所示在K = F / Y，刚度相互Y /F简称为符合抗变形。轴组件的刚性，是轴，轴承和轴承座的刚性，这直接影响旋转组件的轴线的精确度的扩展图。显然，心轴组件的较高的刚度，因为较小的后变形力，缺乏刚性的必须是在操作中精确地，前部轴的弹性变形直接影响工件的精度，在传输质量，主轴驱动装置的变形劣化接合条件轴承和侧压，造成远这些部件的磨损，寿命短，在光滑工件主轴方面将根据功率和功率传输等效果的变化，由于过度的强迫振动，而且容易自切削振动，使得工件的稳定性。图4-2 主轴组件静刚度轴组件的刚度是综合刚度，影响主轴组件刚度的因素很多，主要有：主轴的结构尺寸、轴承的类型及其配置型式、轴承的间隙大小、传动件的布置方式、主轴组件的制造与装配质量等。4.1.3 抗振性主轴单元集成刚度，许多因素轴的刚性组件包括：主轴大小，类型和制造和装配构造型轴承间隙尺寸，传动齿轮，主轴组件等的安置质量的结构。主轴单元的振动是指对受迫振动和通过自振动的阻力，并保持稳定的操作的能力。在切割过程中，主轴组件不仅静载荷的效果，而且还受到冲击应力和交流负载的动作，从而使振动的轴线。如果主轴总成的振动性较差，在工作中振动非常敏感，从而影响降低表面质量，耐用性和机床主轴轴承的寿命，同时也生产声环境。随着特殊精度高，效率高对抗的要求越来越高的振动方向发展。振动的主轴单元时，主要考虑通过对强迫振动和自振能力电阻的大小的评价。4.1.4 温升和热变形主轴组件工作时因各种相对运动处的摩擦和搅油等而发热，产生了温升，温升使主轴组件的形状和位置发生畸变，称为热变形。热变形应以主轴组件运转一定时间后各部分位置的变化来度量。4.1.5 耐磨性主轴组件的耐磨损性是保留其原始长期精确度，即保留的精度的能力。因此每个主轴单元滑动面，包括主轴支撑表面的端部，锥孔，与轴颈表面的滑动轴承，移动主轴套筒外表面具有很高的硬度，以提供性耐磨性。4.2 主轴组件的布局主轴组件的设计中，我们必须确保的基本要求，如上所述，并且因此保持全球，并考虑到轴组件的布局。与前部和后部以及两个支持之前，中，后三个支持两个经过特殊主轴，第一个是更频繁。两个轴承主轴轴承类型的配置包括的主轴转速，载荷能力，刚度和精度要求设计主要是基于主轴轴承的选择，组合和配置，并考虑设置较低的供应，经济等具体情况。4.3 主轴结构的初步拟定主轴结构主要由主轴工具，夹具，传动件，如轴承和密封件，数量，位置和安装定位方法的类型来确定，同时还考虑到加工和装配过程，通常安装在特殊与在轴多种组分，以满足硬度和足够的压力水平的要求，并便于组装的，主轴设计往往台阶从前面杂志降序顺序播放车轴直径。主轴中空或实心，这取决于特定的类型。主轴的设计，也被设计为在同一时间的前提下的刚度要求，设计成空心轴满足毕业，为了固定工具手柄。这意味着，在主轴端。它的形状将取决于在夹具或工具的形状的特定类型的安装，并保证装置或工具进行安装，可靠，准确定位，操作简单，并可以通过一定的转矩。4.4 主轴的材料与热处理主轴材料主要取决于刚度，负荷特性，耐磨损性和热变形，以及其他因素。当主轴轴承，滚动轴承，轴颈无法淬硬，而是提高接触刚度，敲防止碰撞损坏杂志配合面，钢轴颈45仍然是很多的高频淬火处理（HRC4854）的。表4-1中关于45钢主轴热处理如下：表4-1 使用滚动轴承的45钢主轴热处理等参数工 作 条 件使 用 机 床材 料 牌 号热 处 理硬 度常 用代 用轻中负载车、钻、铣、磨床主轴4550调质HB220250轻中负载局部要求高硬度磨床的截断刀具轴4550高频淬火HRC5258轻中负载PV40（Nm/cms）车、钻、铣、磨床的主轴4550淬火回火高频淬火HRC4250HRC5258设计碳钢的选择（45钢）。作为光的结果，穿适中的工作量，并且它需要局部高硬度，因此，利用高频的淬火热处理，HRC5258。4.5 主轴的技术要求精密主轴直接影响主轴组件的旋转精度。主轴和轴承，齿轮和相连的其它部件相关的刚性接触，所述接触表面部分的形状更精确地说，下表面粗糙度，接触变形由力较小的后，这是接触刚度越高表面几何形状和表面粗糙度的错误。因此，主轴的设计必须作出一定的技术要求。4.6 主轴直径的选择轴径在主轴单元的刚性的显著影响，前轴变形和位移主轴变形的直径较大的较小的自支撑，即，所述轴组件的刚度越高。情况特殊，查上表，预设D1= D2=30。表4-2 主轴前轴颈直径D1的选择机床机床功率 （千瓦）1.47.37.4111114.7车床608070907010595130110145140165铣床5090609060957510090105100115外圆磨床5090557070807590751004.7 主轴前后轴承的选择按选择原则，预设主轴前支承新型号是7206C， 接触角是 15的角接触球轴承。图4-3 角接触球轴承图4-4 轴承结构参数及安装尺寸4.8 轴承的选型及校核当选择轴承的类型，我们必须先看看负载轴的规模，方向和速度。在一般情况下，廉价的球轴承中，当负载为低，是优选的。滚子轴承的承载能力比滚珠轴承大，并能承受冲击负荷，因而重载或振动载荷，当冲击载荷，你应该考虑的课题轴承的选择。但要注意辊对角线斜敏感。C额定动载荷值，N；P当量动载荷，N；fh寿命因数；1fn速度因数；0.822fm力矩载荷因数，该值若小就选1.5，右大就选2；fd冲击载荷因数；1.5fT温度因数；1CT轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，N；找出相关引用书目中表格6-2-8至6-2-12，设值，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。假设轴承仅承径向载荷，当量动载荷的计算式子就是：P=XFr+YFa找出相关引用书目中表格6-2-18，取，X=1，Y=0；所以，P=Fr=1128N。公式：校对轴承的额定静载荷。额定静载荷的式子是：式子里，：基本额定静载荷计算值，N; 当量静载荷，N；安全因数轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定静载荷，N。找出相关引用书目中表格6-2-14了解到，对于深沟球轴承，其当量静载荷等值径向载荷。找出相关引用书目中表格6-2-14了解到，安全系数是则轴承的基本额定静载荷为：从以上式子看出，预设的轴承符合要求。4.9 主轴前端悬伸量为了提高主轴组件的刚度，选择时可以的减少悬伸量a。初算时，见表4-3所示：表4-3 主轴的悬伸量与直径之比类型机 床 和 主 轴 的 类 型a/ D1通用和精密车床，自动车床和短主轴端铣床，用滚动轴承支承，适用于高精度和普通精度要求0.61.5中等长度和较长主轴端的车床和铣床，悬伸量不太长（不是细长）的精密镗床和内圆磨，用滚动和滑动轴承支承，适用于绝大部分普通生产的要求1.252.5孔加工特殊，专用加工细长深孔的特殊，由加工技术决定需要有长的悬伸刀杆或主轴可移动，由于切削较重而不适用于有高精度要求的特殊2.5根据上表，设计是型，因此设值a/ D1为1.252.5，就是：a=（1.252.5）D1=（1.252.5）30=32.275预设a=45。4.10 主轴支承跨距本节是说主轴前后支承反力作用点的距离。设L2.5a为宜。合理跨距式子如下：L2.5a=2.5120=300初取L=280。4.11 主轴结构图按所有上面的式子分析出，主轴结构可初做如图4-5所示：图4-5 主轴结构图4.12 主轴组件的验算主轴在受力情况严重，而变形是很小的，它确定该区域的大小是允许的变形大小的基本元素，所以该时间的计算是与轴尤其刚度检查涉及的整体强度不一样的东西。它通常是足够刚性的主轴要求可满足强度要求。但负载的刚度和弹性变形率。当负载是恒定的，僵硬，并且反比于弹性变形。因此，它被计算的弹性变形量，容易控制静刚度。主轴的弹性变形的计算包括：计算主轴鼻角和偏转轴线。4.12.1 支承的简化两个轴承轴，只有一个单一的或双列球轴承或滚子和两个轴组件可以被简化为简单的支梁，如图4-6每个支撑，首先支持两个或更多的轴承，可以被看作是前轴滚时弯曲，可以简化为梁的固定端在图4-7：图4-6 主轴组件简化为简支梁图4-7 主轴组件简化为固定端梁轴设计，一个双列圆柱滚子轴承和两个滚珠轴承作为载体前支撑的选择，它可以被认为是在前面的主轴线无弯曲变形，这可在图4-7被简化。4.12.2 主轴的挠度从相关引用书目的表6.1，进一步的分析图4-7，如下图4-8所示：按图2-10，得出结论是此时的最大挠度=其中，F主轴前端受力。此处，F=F=1213.1NlA、B之间的距离。此处，l=a=12cm图4-8 固定端梁在载荷作用下的变形E主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.110N/cmI主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D，内孔直径为d时，I=。此处，D=35所以计算出，主轴端部的最大挠度结果算出来就是：=-1.8710 mm4.12.3 主轴倾角主轴上安装主轴和齿轮部安装角度的安装，称为外倾角。最重要的弯度来考虑设计，支持前桥。如果安装程序角度过大，它会破坏正常操作的轴承，缩短轴承的寿命。从图4-10，算出最大倾角式子是：=式子里，F主轴前端受力。此处，F=Fz=1213.1NlA、B之间的距离。此处，l=a=12cmE主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.110N/cmI主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D，内孔直径为d时，I=。此处，D=133所以主轴倾角算出来为：=-2.310 rad找出相关引用书目，知道：当x0.0002L mm0.001 rad时，刚性主轴的刚度被证明是符合所需的。此处的x，即为最大挠度和最大倾角，L为主轴支承跨距。将已知数据和代进去，算出：初步设计的主轴满足刚度要求。1 求作用在带轮上的力因为低速级带轮的直径是：500 而 F8926.93 N FF3356.64 N FFtan4348.162315.31 N圆周力，径向力及轴向力的方向图见图4-9。图4-9 轴的载荷分布图2 设出轴的最小直径（1）根据相关教科书预算轴的最小直径。确定轴用45钢,调质。根据课本，取，于是得11260.363 轴的结构设计（1）定义按照第直径和长度的要求的轴的轴向定位预选的滚动轴承。谈到工作要求，并按照80 mm，80毫米，轴承目录在第一次安装0基本通关组，单列圆锥滚子轴承的精度标准（ GB/ T297-1994）30217型，尺寸dDT85 mm150 mm30.5 mm，所以85 mm；圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，设出套筒宽尺寸是14 mm，那么44.5 mm。 设出安装带轮处的轴段90 mm；已知为90mm带轮宽度，从而使插座的端面被按压到可靠滑轮，轴段应比轮的宽度稍短，从而使他们选择86 mm。带轮的右端用正确的姿势，肩部高度，轴肩高h0.07d，所以取h7 mm，那么104 mm。轴环宽度,设出b12 mm。 轴承端盖的总宽度为32.2 mm轴承盖（接头设计和下眼睑而定）的总宽度。该组辊，并从外端盖添加盖和拆卸容易润滑脂向轴承的要求与之间的耦合部的右侧的面,所以设62.2mm。在这一点上，这是原始直径和慢轴的各段的长度。 图4-10 低速轴的结构设计示意图表4-4 低速轴结构设计参数 段名参数-直径/mm65 H7/k68085 m690 H7/n610485 m6长度/mm10562.246861244.5键bhL/mm20 12 90251470C或R/mm处245o处R2处R2.5处R2.5处R2.5处R2.5处2.545o（2） 轴上的零件的周向定位皮带轮，联轴器半和轴从周边定位平键连接的。压力=从表手册90毫米6-1理查德平键部分宽高=25毫米14毫米带键槽铣床键槽螺旋桨叶片，长70毫米，并保证滑轮和很好的结合中性轴，所以选择与轮毂的轴和滑轮连接相同的条件下与离合器半轴，为20毫米12平方毫米90毫米的选择平键，与连接和轴。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆周和倒角尺寸参考表15-2的教科书，取左侧轴锥22.5权倒角。各轴肩半径：R2的系，其余为R2.5。4 求轴上的载荷 首先，计算图表轴结构（图7.1）（图7.2）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。关于30217型圆锥滚子轴承，从相关书本找出a为 mm。因此，如果简支梁支撑轴跨度= 57.1 71.6 =128.7毫米。根据轴的轴线弯矩图和扭矩图表（图7.1）的计算中。如可以从该图和弯矩和该轴的轴线C危险部分的横截面的转矩可以看到。计算公式如下：57.1+71.6128.7 mm4 966.34 N3 960.59 N2 676.96 N3 356.64-2 676.96679.68 N4 966.3457.1283 578.014 2 676.9657.1152 854.416 679.6871.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表4-5 低速轴设计受力参数 载 荷水平面H垂直面V支反力4 966.34 N，3 960.59 N2 676.96 N，679.68 N弯矩M283 578.014 152 854.416 486 65.09 总弯矩322 150.53 ,287 723.45扭矩T1 410 990 5 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度如果选中，通常只检查最大弯矩和扭矩截面（即危险的C部分）抵抗轴的强度。根据教科书式（15-5）和表7.2，以及单向旋转，扭转剪切应力脉动周期交替压力的，取= 0.6计算的应力轴公式如下，0.6，轴的计算应力： MPa12.4 MPa验证此轴安全。6 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面虽然电压花键轴引起的过渡适合轴的两个集中疲劳强度，但是因为该轴的最小直径由削弱多了，所以横截面A的抗扭强度确定，B，无需检查。在轴上，横截面和压配合截面C.剖视图相似的应力集中和横截面的影响的最大载荷的载荷下所造成的最严重的应力集中，从点，剖面的疲劳强度的应力集中的但不是转矩的作用，而在轴直径大，这是没有必要的强度的检查。虽然上的最大应力，而且应力集中的横截面C为不是，并且在这里所述柄的最大直径（应力通过干涉配合和键槽都集中在两端引起的），因此，不需要截面C中，部分和显然较少的控制必要的控制。附件教科书章3示出了应力集中比系数比键槽压配合小从而容易地确认该轴的左侧和右侧部分。（2）截面左侧抗弯截面系数式子是： W0.10.161 412.5 抗扭截面系数式子是： 0.20.2122 825 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩式子是： 1 410 990 截面上的弯曲应力式子是：1.48 MPa截面上的扭转切应力式子是： 11.49 MPa轴材质45#钢，调质。从相关书本找出 理论应力集中系数及，由：，经插值后查得1.9，1.29从相关书本找出图3-1得出结论是轴的材料的敏性系数为，0.88所以，有效应力集中系数式子算出1.756从相关书本找出尺寸系数；从相关书本找出扭转尺寸系数。轴按磨削加工，表面质量系数式子是：轴，表面处理后得，按式子（3-12）和式子（3-12a）算出综合系数是从相关书本找出及3-2，设出碳钢的特性系数：，取，取于是，计算安全系数值，从相关书本找出式子（15-6）(15-8)则得S65.66S16.9216.38S1.5 故可知其安全。（3） 截面右侧抗弯截面系数 W0.10.172 900 抗扭截面系数 0.20.2145 800 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.25 MPa截面上的扭转切应力 9.68 MPa过盈配合处的，从相关书本找出表3-8用插值法求出，设0.8，于是得3.24 9轴从相关书本找出图3-4，得出表面质量系数式子是：轴为经表面强化处理，即，从相关书本找出式子（3-12）及式忆（3-12a）得综合系数为3.332.68从相关书本找出及3-2，设出碳钢的特性系数，设，设于是，计算安全系数值，从相关书本找出式子（15-6）(15-8)算出，S66.07S16.9211.73S1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。第5章 键的选择与校核第5章 键的选择与校核5.1 带轮1上键的选择与校核5.1.1键的选择键都选择A型的圆头普通平键。材质是 45钢，键的尺寸如下表：表5-1 带轮1上键的尺寸轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+05.1.2 键的校核1.键的剪切强度验算键在传递动力的过程中，受力图见图5-1：图5-1 键剪切受力图键的剪切受力图如图5-1所示，键的许用剪切应力是30 ，从上面得到，轴上受到的转矩T=55 Nm ，由键的剪切强度条件式子： 5-1 =10 M30 结构合理2.键的挤压强度校核受力情况见图5-2所示：先选键的许用挤压应力100 。图5-2 键挤压受力图由 （5-2） =2000 N又有 （5-3）8 结构合理5.2 带轮2上键的选择与校核5.2.1 键的选择同上所述，键都选择A型的圆头普通平键。材质是 45钢，键的尺寸如下表：表5-2 带轮2上键的尺寸轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大35108100-0.0360.0184.0+0.203.3+05.2.2 键的校核键的剪切受力图如图5-6所示，其中b=10 mm,L=50 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算得出结论是，轴上受到的转矩T=110 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （5-4） =6.3 M30 （结构合理）同理校核键的挤压强度，其受力如图5-7，初取键的许用挤压应力=100 。由 （5-5） =3150 N又有 （5-6）6.3 结构合理。第6章 控制电路的设计第6章 控制电路的设计6.1 引言电动栏杆控制系统结构在图6.1中，硬件电路主要由控制单元，显示单元，的接口电路的一个检测部。整个系统采用AT89S52单片机作为控制核心，上升和下降，而不是检测霍尔传感器开关的位置结束。衰变的过程是较低的栏杆和经销商的光电传感器。智能单片机控制的数字时钟数字时钟芯片DS1302实现。栏杆电梯减速直流电机驱动器L298。获得获得一个12V直流电源所需的电路供电，三端稳压器LM7805的+ 5V电压。 图6.1 系统结构框图6.2 系统整体方案设计6.2.1 电机驱动器L298控制直流减速电机部分 该设计使用电动机作为致动器，由于感性负载连接到发动机，并因此不能直接直接由微控制器驱动。选择L298芯片包含四个内部通道逻辑控制电路。 2A的额定电流至2.5A，电压VCC最低4.5V至36V; VDD电压为36V最大电流小于3A，电路设计见图6.2。 图6.2 电机驱动电路6.2.2 检测电路的设计 1）检测是否有人栏杆汽车电路这种设计汽车和人体试验的下降过程中使用E3S-DS10E4上栏杆，如果有这样的输出为低，在检测低水平微控制器程序控制L298的，从而使击剑下降，以将立即停止栏杆，以防止受伤和汽车。 E3S-DS10E4反射开关实际上是一个综合的红外发射器和接收器设备。它包含一个内部红外发射器和接收器和信号放大和处理电路可检测的范围前的内人体或物体的非接触式的形式，并转换成一个高信号。由于E3S-DS10E4内部采用低功耗器件和抗干扰电路，稳定可靠，性能优良。2）位置检测装置，扶手这种设计使用了两个A44E霍尔开关位置检测完成栏杆，实际测试的水平和垂直位置。当在水平位置检测的扶手，传感器信息单片机L298水平位置给出停止发动机时的轨道到达垂直位置，垂直位置，该传感器立即检测通过单片机L298发动机停止的信息，它保护了电动机。A44E霍尔开关集成电路霍尔效应原理，利用磁性半导体集成电路制造技术，这是一个电压调节器，霍尔电压发生器，差分放大器，史密特触发器，温度补偿电路，并设定开集电极输出级由磁性检测电路，该磁通密度的输入，输出数字电压信号。请参见图6.3（a）和图6.3（b）。图6.3（a） A44E功能方框图 图6.3（b） 磁电转换特性图6.2.3 显示单元的设计 显示单元由两部分组成：第一部分是发光二极管D1和D2，其主要作用是显示该栏杆被增加或减少。第二部分是一个液晶显示LCD1602模块。在该图中，LCD1602主要涉及的完成状态的检测信息中，有两条线，智能数字曝光时钟信息，实时显示时间的第一行。第二行显示栏杆的具体信息，如栏杆上涨则显示“现在状态：上”电路162.DM液晶显示模块与单片机的接口参见图6.4 AT89S52。图6.4 EA-D20040AR与80C51的接口电路6.2.4 数字钟电路 利用具有类型DALLAS薄电流容量维护充电电路时钟电路的DS1302实时设计，主要特点是具有充电保护功能，采用串行数据传输提供了可编程断电“电源，并且可以禁用充电功能。水晶32.768kHz的平凡。通过微控制器对实时控制，以获得当前时间。部分电路数字时钟见图6.5。 图6.5数字钟电路6.3 软件设计 由主程序和若干子例程程序。子程序的子程序设置有显示模块，电机设置例程，子例程，和几个按钮以识别报警中断服务程序。主程序流程图见图6.6。 图6.6 主程序流程图6.3.1 显示模块子程序 显示模块子程序主要功能为实时显示智能数字钟的信息及显示栏杆的具体