基于PMAC运动控制卡的数控试验台设计

1、基于基于 PMACPMAC 运动控制卡的数控试验台设计运动控制卡的数控试验台设计 ee （ee） 指导老师：ee 摘要本论文课题的主要内容是设计一个利用工控机和运动控制器对 X,Y，Z,A,B 五个坐标进行控制，采用位移检测装置对数控装置执行件的位移进行检测的开放式数 控技术试验台，本文采用“Pc 机+可编程运动控制器”的方式来构造该数控试验工作 台。本设计把 PMAC 运动控制卡及其扩展卡放入控制箱，通过上位机工业控制机 （IPc）标准串口通讯，再配上交流伺服电机和步进电机、伺服驱动器、编码器和直线 光栅尺等，构成一个模块化的数控系统。在对试验平台机械结构进行设计的过程中， 主要对滚珠丝杠螺

2、母副、滚动直线导轨副和蜗轮蜗杆式转台进行了计算、校核和选用， 确保了机械传动部件的精度和刚度，使之满足系统的要求；通过计算，选择了电气驱 动部件，包括交流伺服电机和步进电机及其伺服驱动器、编码器和直线光栅尺。基于 indos 操作系统，利用 Visual Basic 建立了控制软件界面，应用 PMAC 的代码 解释程序、M 代码解释程序和代码解释程序编写了试验台的运动程序，实现了工作 台的加、减速等控制和直线、圆弧等动作。 关键词试验平台 运动控制卡 结构设计 软件设计 DESDINE THE MACHINE STRUCTURE OF THE NC TEST-BED BASED ON PMAC

3、 ee (ee) Tutor: ee Abstract: The important content of this thesis is using Motion Control Card and IPC for the controlling of the five directions X, Y, Z, A and B. It is an ONC test-bed which detects the displacement of numerical control by its displacement detecting device. It adopts the “IPC+PMAC”

4、 mode to establish the test-bed. This design puts PMAC Motion Control Card and its development card into the controlling case and communicates with IPC through serialport. Then, it matches AC servo motors, step motors, servo drivers, encoder and grating rulers to form a modular NC system. In the pro

5、cess of the designing of the mechanical structure of this test-bed, the ball screw assembly, roll linear guide way assembly and worn gear pair turntable are firstly main devices to calculated, checked and attached, as it Can ensure the high precision and rigidity of the mechanical transformation dev

6、ices, as well as fulfill the requirement of the NC system. Secondly, it selects electrical components through calculation, including AC servo motors, step motors, its servo drivers, and encoders and grating rulers. Thirdly, basing Oil Windows Operating System, it establishes the software interface b

7、y Visual Basic. The motion program of the test-bed which is applied to carry out the acceleration and deceleration control, as well as linear and circular movement of the test- bed, has been developed by G code explanation program, M code explanation program and T code explanation program of PMAC. K

8、ey words: Test-bed; Motion control card; Structure design; Software design 1.绪论.5 1.1 课题来源及研究意义.5 1.2 本课题的研究思路和研究内容.6 2机械部分设计.8 2.1 总体设计.8 2.1.1 主要技术参数确定 .8 2.1.2 总体布局 .8 2.1.3 控制形式 .9 2.2 滑台设计.9 2.2.1 导轨设计 .9 2.2.2 丝杠设计 .12 2.2.3 电机确定 .16 2.3 转台设计.18 2.3.1 电机确定 .18 2.3.2 蜗轮蜗杆设计 .19 2.4 检测元件设计.20 2.

9、4.1 光栅确定 .21 2.4.2 编码器确定 .21 2.5 本章小结.22 3.控制系统硬件设计.24 3.1 概述.24 3.2 控制系统总体方案.25 3.2.1 典型的控制系统方案及特点 .25 3.2.2 方案比较及拟采用的控制系统方案 .27 3.3 系统硬件选择.28 3.4 本章小结.32 4.控制系统软件设计.33 4.1 概述.33 4.2 数控系统的功能需求分析.33 4.3 数控系统控制软件的体系结构.34 4.4 数控系统的软件结构设计.35 4.4.1 操作系统的选择 .35 4.4.2 软件总体结构 .36 4.5 人机界面及程序流程.39 4.5.1 总体设

10、计 .39 4.5.2 程序设计 .40 4.6 本章小结.46 5.结论及展望.47 5.1 结论.47 参考文献 .48 1.绪论 1.1 课题来源及研究意义课题来源及研究意义 数控技术是机械、电子、计算机及自动控制等技术有机结合的一门商新技术，已广 泛应用于机械制造领域，使制造技术向高速化、自动化、高精化、集成化、智能化、 网络化方向发展，使机械产品在性能上向高精度、高效率、高性能、智能化方向发展， 在功能上向小型化、轻型化、多功能方向发展，在层次上向系统化、复合集成化方向 发展。专家预言，未来制造业的竞争在很大程度上是数控技术的竞争。为此，世界各 国都在抓紧研究制订开放式商性能数控系统

11、平台的标准及其规范并进行相关产品的开 发，如美国的 NGC、OMAC 项目、欧洲的 OSACA 计划及开本的 OSEC 计划等。 关于开放式数控系统的特征通常认为包括硬件系统的开放性和软件系统的开放性， 开放的硬件系统由微型模块化的速度控制单元、位置控制单元和内置的 PLC 构成；开 放的软件系统是指数控软件系统的设计模块化及模块间的接口标准化。 开放式数控系统是数控技术发展的大趋势，建立开放式数控系统有着重要的意义， 这主要表现在如下两个方面： (1)市场的需求 现代制造业逐渐面向多品种、小批量生产方式，同时通过计算机网络连接的中、小 企业的远程制造，这一趋势促使数控系统具有较强的网络功能。

12、为了实现低成本、更 新、使用的方便，CNC 系统应能运行于各种计算机软、硬件平台上，并提供统一风格的 人机交互环境。 不同行业对高精度位嚣控制的需求，需要根据不同用户的需求，迅速、高效、低成 本的构筑面向用户的控制系统，并能添加用户的私有功能要求系统具有模块化、可 重新配置的特点。用户的软件功能的开发不依赖于控制器制造商，不同的开发商的软 件可以互相移植。用户的软件可运行于不同的控制器上。 (2)技术的先进 开放结构数控系统是数控的发展方向，是计算机软、硬件技术、信息技术、控制技 术融入数控技术的产物。利用 PC 机的资源优势，应用软件来实现现代控制技术；开放 结构平台可以集成不同开发商提供的

13、软件并适合联网的需要，且具有与硬件无关的特 性；设备层的高速度、标准化的数字化通讯可满足用户私有需求且保证高性能、低成 本。 采用开放式体系结构的 CNC 系统不但可以满足上述的市场需求，且使系统开发者、 设备制造商和最终用户均能适应当前环境改变或新技术出现而要求的修改、扩充或设 计新系统的需求，它使控制器供应商、机床制造商和用户三方都最大限度的同时受益。 在开放性可编程控制器的基础上，进行开放性数控系统设计及应用和高精度、不规则 零件加工是数控技术发展的热点，而我国目前在这方面的研究水平还很低，加快其研 究和应用有着重要的现实意义和紧迫性。该试验台利用工控机和运动控制器对 X,Y,Z,A 和

14、 B 五个坐标进行控制，采用位移检测装置对数控装置执行件的位移进行检测。 1.2 本课题的研究思路和研究内容本课题的研究思路和研究内容 研究思路是采用“1PC+PMAC”结构的开放式数控结构，将 PMAC 控制卡及其扩展卡 装入电气控制箱，通过标准串口 RS232 与上位机实现通讯，这样构成主从式双微处理 器结构，由 PMAC 运动控制器对机械本体的 X,Y,Z,A 和 B 五个轴进行实时控制，建立了 五个坐标数控技术试验台。开放式数控的助能要求都是配置灵活、功能扩展简便、基 于统一的规范和易于实现统一的管理，从结构形式来看，NC 嵌入 PC 型的开放式数控系 统，由于既可以充分利用飞速发展的

15、计算机技术，又可以利用运动控制器的稳定性能， 具有很强的灵活性，而且由于可以充分利用计算机的软硬件资源，因而可以实现更加 友好的人机界面，所以是一种比较合适的结构形式。我们设计的系统也是采用这种结 构形式，以 IPC 为硬件平台， 把 PMAC 及其接口、驱动放置于电气控制柜，通过 IO 接口和伺服单元，从而达到 控制试验台的目的。而 IPC 与 PMAC 之问的通讯通过串口 RS232 实现。数控系统管理软 件的编写则采用了 Microsoft 公司提出的组件对象模型(Component Object Model，简 称 COM)规范标准来实现系统管理软件的开放性。 本课题研究的主要目的是利

16、用 PMAC 运动控制器，研制五轴数控试验平台，开发其 开放式数控系统，并对基于 PMAC 的数控试验台机械部分的系统特性、误差特性等进行 研究。主要完成以下工作： (1)五轴数控实验平台机械系统(本体)的设计与制造。X,Y 向脉冲当量为 001mm， 最大移动速度 2mmin：Y 向行程 400mm，X 向行程 200，A，B 轴每脉冲转角不大于 5 分。 (2)基于 PMAC 的控制部分设计与调试。五轴轴都采用步进电机和编码器反馈，PMAC 运动控制器及其扩展部分，步进电机驱动等全部安装于电气控制柜，与上位机 IPC 之 问的通信通过 RS232 串口实现。 (3)控制软件的外发。基于 w

17、in2000、VB 和 PMAC 软件 Pcomm32pro 开发系统控制软 件，并实现三轴联动。 (4)数控试验台机械部分的系统特性、误差特性的研究和分析。 2.电机选择电机选择 2.1 电动机选择电动机选择（倒数第三页里有东东）（倒数第三页里有东东） 2.1.1 选择电动机类型选择电动机类型 2.1.2 选择电动机容量选择电动机容量 电动机所需工作功率为： ； w d P P 工作机所需功率为： w P ； 1000 Fv Pw 传动装置的总效率为： ； 4321 传动滚筒 96 . 0 1 滚动轴承效率 96 . 0 2 闭式齿轮传动效率 97 . 0 3 联轴器效率 99 . 0 4

18、代入数值得： 8 . 099 . 0 97. 099. 096 . 0 224 4321 所需电动机功率为： kWkW Fv Pd52.10 6010008 . 0 4010000 1000 略大于 即可。 d P d P 选用同步转速 1460r/min ；4 级 ；型号 Y160M-4.功率为 11kW 2.1.3 确定电动机转速确定电动机转速 取滚筒直径mmD500 min/ 6 . 125 500 100060 r v nw 1.分配传动比 （1）总传动比 62.11 6 . 125 1460 w m n n i (2)分配动装置各级传动比 取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比 03 .

19、4 4 . 1 01 ii 则低速级的传动比 88 . 2 03 . 4 62.11 01 12 i i i 2.1.4 电机端盖组装电机端盖组装 CAD 截图截图 图 2.1.4 电机端盖 2.2 运动和动力参数计算运动和动力参数计算 2.2.1 电动机轴电动机轴 mN r kW n P T nn pp m d 81.689550 min/1460 52.10 0 0 0 0 0 2.2.2 高速轴高速轴 mN r kW n p T nn pp m d 09.68 1460 41.10 95509550 min/1460 41.10 1 1 1 1 41 2.2.3 中间轴中间轴 mN rr

20、 kW n p T i n n ppp 6 .263 2 .362 10.10 95509550 min/ 2 . 362min/ 03 . 4 1460 10.1097 . 0 99 . 0 52.10 2 2 2 01 1 2 3200112 2.2.4 低速轴低速轴 mN r kW n p T i n n ppp 8 . 7359550 76.125 69. 9 9550 min/76.125 88 . 2 2 . 362 69 . 9 97 . 0 99 . 0 10.10 3 3 3 12 2 3 3210223 2.2.5 滚筒轴滚筒轴 mN r kW n p T i n n pp

21、p 720 76.125 49 . 9 95509550 min/76.125 49 . 9 99. 099 . 0 69. 9 4 4 4 23 3 4 4220334 3.齿轮计算齿轮计算 3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2绞车为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB 10095-88） 。 3材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280 HBS，大齿 轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240 HBS，二者材料硬度差为 40 HBS。 4选小齿轮齿数，大齿轮齿数。

22、取24 1 z76.9603 . 4 24 2 z 97 2 z 5 初选螺旋角。初选螺旋角 14 3.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 由机械设计设计计算公式（10-21）进行试算，即 3 0 1 12 H EH d t t ZZTK d 3.2.1 确定公式内的各计算数值确定公式内的各计算数值 （1）试选载荷系数1。6 . 1 t k （2）由机械设计第八版图 10-30 选取区域系数。433 . 2 h z （3）由机械设计第八版图 10-26 查得，则 78 . 0 1 87 . 0 2 。 65 . 1 21 （4）计算小齿轮传递的转矩。 mmNmmN n p T.108 .

23、 6. 1460 41.1010 5 . 9510 5 . 95 4 5 1 0 5 1 （5）由机械设计第八版表 10-7 选取齿宽系数1 d （6）由机械设计第八版表 10-6 查得材料的弹性影响系数MPaZe 8 . 189 （7）由机械设计第八版图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。MPa H 600 1lim MPa H 500 2lim 13 计算应力循环次数。 9 11 103 . 61530082114606060 h jLnN 91 2 1056 . 1 03 . 4 N N （9）由机械设计第八版图（10-19）取接触疲劳

24、寿命系数;90 . 0 1 HN K 。95 . 0 2 HN K （10）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由机械设计第八版式（10-12）得 MPaMPa S KHN H 5406009 . 0 1lim1 1 MPaMPa S KHN H 5 . 52255095. 0 2lim2 2 （11）许用接触应力 MPa HH H 25.531 2 21 3.2.2 计算计算 （1）试算小齿轮分度圆直径d t 1 =4 0 3 1 21 tHE t d H K TZ Z d 324 86 . 0 1046.16 34 1046.167396 . 0 10738.12

25、1 3 9.56mm （2）计算圆周速度v0 sm ndt /78 . 3 100060 56.491460 100060 11 （3）计算齿宽及模数 1 1 cos 49.56 t nt mm d m z =2mm z d m t nt 1 1 cos 24 14cos56.49 24 97 . 0 56.49 h=2.252.25 2=4.5mm nt m 49.56/4.5=11.01 h b （4）计算纵向重合度 0.tan=20.73 tan318 . 0 1z d 14 （5）计算载荷系数 K。 已知使用系数根据 v= 7.6 m/s,7 级精度，由机械设计第八版图 10-8 ,

26、1 KA 查得动载系数 ;11 . 1 Kv 由机械设计第八版表 10-4 查得的值与齿轮的相同，故 KH ;42 . 1 KH 由机械设计第八版图 10-13 查得 35 . 1 f K 由机械设计第八版表 10-3 查得.故载荷系数4 . 1 HH KK 1 1.11 1.4 1.42=2.2 HHVA KKKKK （6）按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式（10-10a）得 3 11 K dd t t K mm11.55375 . 1 56.49 6 . 1 2 . 2 56.49 3 3 （7）计算模数 z d mn 1 1cos mm22 . 2 24 11.5597. 0 2

27、4 14cos11.55 3.3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由式（10-17） 3 2 2 1 1 2 cos F SaFa d n YY z YT m K 3.3.1 确定计算参确定计算参数数 （1）计算载荷系数。 =2.09 ffVA KKKKK35 . 1 4 . 111 . 1 （2）根据纵向重合度 ，从机械设计第八版图 10-28 查得螺旋 903. 1 角影响系数 88 . 0 Y （3）计算当量齿数。 37.26 91 . 0 2424 14 24 97 . 0 coscos 333 1 1 z zV 59.106 91 . 0 97 14 97 coscos 33

28、2 2 z zv （4）查齿形系数。 由表 10-5 查得 18 . 2 ;57 . 2 21 YYFaFa （5）查取应力校正系数。 由机械设计第八版表 10-5 查得 79. 1; 6 . 1 21 YYSaSa （6）由机械设计第八版图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲强度极限 ； MPa FE 500 1 MPa FE 380 2 （7）由机械设计第八版图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ， 85 . 0 1 KFN ； 88 . 0 2 KFN （8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S1.4,由机械设计第八版式（10-12）得 MPaMPa S

29、F MPaMPa S F FEFN FEFN K K 86.238 4 . 1 38088. 0 57.303 4 . 1 85500. 0 22 2 11 1 （9）计算大、小齿轮的 并加以比较。 F YYSaFa 1363.0 57.303 596 . 1 592. 2 1 11 F YYSaFa = F YYSaFa 2 22 01642 . 0 86.238 774 . 1 211 . 2 由此可知大齿轮的数值大。 3.3.2 设计计算设计计算 mmmmmm mn 59 . 1 085 . 4 342 . 4 01642 . 0 65 . 1 * 88 . 0 8 . 610 . 2

30、2 3 3 2 3 2 2 4 97 . 0 24 )14(cos 10 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿面齿根弯曲疲 mn 劳强度计算 的法面模数，取2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强 mn 度，需按接触疲劳强度得的分度圆直径 100.677mm 来计算应有的齿数。于是由 73.26 2 14cos11.55 cos 1 1 m d z n 取 ，则 取 27 1 z 81.10803 . 4 27 2 z ;109 2 z 3.4 几何尺寸计算几何尺寸计算 3.4.1 计算中心距计算中心距 a= mm mzz n 2 . 140 97 . 0 136 1

31、4cos2 2)10927( cos2 21 将中以距圆整为 141mm. 3.4.2 按圆整后的中心距修正螺旋角按圆整后的中心距修正螺旋角 06.1497 . 0 arccos 2 .1402 2)10927( arccos 2 )( arccos 21 a mzz n 因值改变不多，故参数、等不必修正。 k ZH 3.4.3 计算大、小齿轮的分度圆直径计算大、小齿轮的分度圆直径 mm mm mz d mz d n n 224 97. 0 218 14cos 2109 cos 55 97 . 0 54 14cos 227 cos 2 2 1 1 mma dd 5 . 139 2 22455

32、2 21 3.4.4 计算齿轮宽度计算齿轮宽度 mmb d d 5567.551 1 圆整后取.mmmm BB 61;56 12 低速级 取 m=3;30 3 z 由88 . 2 3 4 12 z z i 取 4 2.88 3086.4 z 87 4 z mmm mm zd zd 261873 90303 44 33 mmmma dd 5 . 175 2 26190 2 43 mmmmb d d 90901 3 圆整后取mmmm BB 95,90 34 表表 1高速级齿轮： 计 算 公 式名 称 代号 小齿轮大齿轮 模数m22 压力角 2020 分度圆 直径 d =2 27=54 zd m 1

33、1 =2 109=218 zd m 22 齿顶高 ha 221 21 m hhh aaa 齿根高 hf 2)1 ()( 21 cm chhh aff 齿全高h m chhh a )2( * 21 齿顶圆 直径 da * 11 (2) aa m dhz m hzd aa )2( * 22 表表 2低速级齿轮： 计 算 公 式名 称 代号 小齿轮大齿轮 模数m33 压力角 2020 分度圆 直径 d =3 27=54 zd m 11 =2 109=218 zd m 22 齿顶高 ha 12 1 22 aaamhhh 齿根高 hf 2)1 ()( 21 cm chhh aff 齿全高h m chhh

34、 a )2( * 21 齿顶圆 直径 da * 11 (2) aa m dhz m hzd aa )2( * 22 4. 轴的设计轴的设计 4.1 低速轴低速轴 4.1.1 求输出轴上的功率求输出轴上的功率转速转速和转矩和转矩 p3 n3T3 若取每级齿轮的传动的效率,则 mN r kW n p T i n n ppp 842.7359550 76.125 69 . 9 9550 min/76.125 88 . 2 2 . 362 69 . 9 97.990 . 0 10.10 3 3 3 12 2 3 3210223 4.1.2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度

35、圆直径为 mmmz d 4041014 44 N N N FF FF d T F ta n tr t 90814tan3642tan 1366 97 . 0 3639 . 0 3642 14cos 20tan 3642 cos tan 3642 404 1000 8 . 7352 2 4 3 圆周力 ,径向力 及轴向力 的 FtFrFa 4.1.3 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为 45 钢,调质处理.根据机械设计 第八版表 15-3,取 ,于是得 112 0 A mm n p Ad 64.47077 . 0 112 76.125 69 .

36、9 112 3 33 3 3 0min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径与联轴 d12 器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号. 联轴器的计算转矩, 查表考虑到转矩变化很小,故取 ,则: TKTAca3 3 . 1 KA mmNmmN TKTAca 6 . 9565947358423 . 1 3 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查标准 GB/T 5014-2003 或手册, Tca 选用 LX4 型弹性柱销联轴器,其公称转矩为 .半联轴器的孔径 ,故取 mmN mm d 55 1 ,半联轴器长度 L=112mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度. mm d 5

37、0 21 mm L 84 1 4.1.4 轴的结构设计轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 图 4-1 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)根据联轴器为了满足半联轴器的轴向定位要示求,1-2 轴 ;84,50 1212 mmmml d 段右端需制出一轴肩,故取 2-3 段的直径 ;左端用轴端挡圈,按轴端直径取 mm d 62 32 挡圈直径 D=65mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度,为了保证轴端挡圈只压在 mm L 84 1 半联轴器上而不压在轴的端面上,故 1-2 段的长度应比 略短一些,现取. L1 mm l 82 21 2)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴

38、向力的作用,故选用单列圆锥滚 子轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游子隙 mm d 62 32 组 、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30313。其尺寸为 d D T=65mm 140mm 36mm， 故 ；而。 mm dd 65 7643 mmmm dl 82, 5 . 54 6565 3）取安装齿轮处的轴段 4-5 段的直径 ；齿轮的右端与左轴承之间 mm d 70 54 采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴 段应略短于轮毂宽度，故取 。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 mm l 85 54 ，故取 h=6mm ，则轴环处

39、的直径 。轴环宽度 ， dh07 . 0 mm d 82 65 hb4 . 1 取。 mm l 5 . 60 65 4）轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承 端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距 离 l=30mm，故取 mm l 57.40 32 低速轴的相关参数： 表 4-1 功率 p3 kW69 . 9 转速 n3 min/76.125r 转矩 T3 mN 842.735 1-2 段轴长 l 21 84mm 1-2 段直径 d 21 50mm 2-3 段轴长 l 32 40.57mm 2-3 段直径 d 32 6

40、2mm 3-4 段轴长 l 43 49.5mm 3-4 段直径 d 43 65mm 4-5 段轴长 l 54 85mm 4-5 段直径 d 54 70mm 5-6 段轴长 l 65 60.5mm 5-6 段直径 d 65 82mm 6-7 段轴长 l 76 54.5mm 6-7 段直径 d 76 65mm （3）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按查表查得平键截面 d 54 b*h=20mm 12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 L=63mm,同时为了保证齿轮与轴配合 有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接， 6 7 n H 选用平键

41、为 14mm 9mm 70mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向 6 7 k H 定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为 m6。 4.2 中间轴中间轴 4.2.1 求输出轴上的功率求输出轴上的功率转速转速和转矩和转矩 p2 n2T2 mN rr kW n p T i n n ppp 6 . 263 2 . 362 10.10 95509550 min/ 2 . 362min/ 03 . 4 1460 10.1097. 099 . 0 52.10 2 2 2 01 1 2 3200112 4.2.2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力 （1）因已知低速级小齿轮的分度圆直径为：

42、mmmz d 140354 33 N N N FF FF d T F ta n tr t 35214tan1412tan 1412 97 . 0 3639. 0 3765 14cos 20tan 3765 cos tan 3765 140 1000 6 . 2632 2 3 2 （2）因已知高速级大齿轮的分度圆直径为： mmmz d 3991333 22 N N N FF FF d T F ta n tr t 12314tan495tan 495 97 . 0 3639. 0 1321 14cos 20tan 1321 cos tan 1321 399 1000 6 . 2632 2 2 2

43、4.2.3 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为 45 钢,调质处理.根据表 15-3,取 ,于是得：112 0 A mm n p Ad 6 . 33027. 0112 2 . 362 10.10 112 3 33 2 2 0min 轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径。 d12 图 4-2 4.2.4 初步选择滚动轴承初步选择滚动轴承. （1）因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作 要求并根据,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游子隙组 、标准精度级mm d 35 21 的单列圆锥滚子轴承。其尺寸为 d D*T=3

44、5mm 72mm 18.25mm，故 ，；mm dd 35 6521 mm l 8 . 31 65 （2）取安装低速级小齿轮处的轴段 2-3 段的直径 ；齿mm d 45 32 mm l 8 . 29 21 轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 95mm，为了使套筒端 面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 。齿轮的右端采用mm l 90 32 轴肩定位，轴肩高度，故取 h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度，dh07 . 0 hb4 . 1 取。mm l 12 43 （3）取安装高速级大齿轮的轴段 4-5 段的直径齿轮的右端与右端轴;45 54 mm d 承之间采用套

45、筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 56mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿 轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。mm l 51 54 4.2.5 轴上零件的周向定位轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按查表查得平键截面 d 54 b*h=22mm 14mm。键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有 良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用 平键为 14mm 9mm 70mm，半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是 由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为 m6。 中间轴的参数： 表 4-2 功率 p2 10.1

46、0kw 转速 n2 362.2r/min 转矩 T2 263.6mN 1-2 段轴长 l 21 29.3mm 1-2 段直径 d 21 25mm 2-3 段轴长 l 32 90mm 2-3 段直径 d 32 45mm 3-4 段轴长 l 43 12mm 3-4 段直径 d 43 57mm 4-5 段轴长 l 54 51mm 4-5 段直径 d 54 45mm 4.3 高速轴高速轴 4.3.1 求输出轴上的功率求输出轴上的功率转速转速和转矩和转矩 p1 n1T1 若取每级齿轮的传动的效率,则 mN r kW n p T nn pp m d 09.68 1460 41.10 95509550 mi

47、n/1460 41.10 1 1 1 1 41 4.3.2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 mmmz d 72243 11 N N N FF FF d T F ta n tr t 95.470249 . 0 38.189114tan38.1891tan 55.709 97 . 0 3639 . 0 38.1891 14cos 20tan 38.1891 cos tan 38.1891 72 100009.682 2 1 1 4.3.3 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为 45 钢,调质处理.根据表 15-

48、3,取 ,于是得：112 0 A mm n p Ad 54.211 . 0924 . 1 112*13. 7112 1460 41.10 112 3 3 33 1 1 0min10 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径与联轴 d12 器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号. 联轴器的计算转矩 , 查表 ,考虑到转矩变化很小,故取 ,则: TKTAca1 3 . 1 KA mmNmmN TKTAca 88517680903 . 1 1 按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件,查标准 GB/T 5014-2003 或 Tca 手册,选用 LX2 型弹性柱销联轴器,其公称转矩为 .半联轴器的孔径 ,mmN mm d 30 1 故取 ,半联轴器长度 L=82mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度.mm d 30 21 mm L 82 1 4.4 轴的结构设计轴的结构设计 4.4.1 拟定轴上零件的装配方案拟定轴上零件的装配方案 图 4-3 4.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足半联 轴器的轴向定位要示求,1-2 轴段右端需制出一轴肩,故取 2-3 段 的直径 ;左端用轴端挡圈,按轴端直径取挡圈直径 D=45mm .半联轴器与mm d 42 32 轴配合的毂孔长度 ,为了保证轴