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专 业 课 程 设 计 指 导 书 专 业： 机械工程专业方向： 机械制造及其自动化机电学院机械工程系 年12月目 录第一部分 机床主传动系统设计1第一章 概述1第二章 机械制造装备课程设计的方法步骤和要求321 分析研究题目、进行运动设计322 主要零件的计算与初算423 结构设计绘制部件装配草图724 验算主要零件825 绘制正式部件装配图1326 装配图的尺寸标注1427 整理设计内容，编写设计计算说明书16附 录18第二部分 数控工作台机械部分设计22第一章 概述22第二章 工作台结构及参数设计24第三章 步进电机的选择28参考资料30设计说明书书写要求3132第一部分 机床主传动系统设计第一章 概述一. 机械制造装备课程设计的目的机械制造装备课程设计是在学生学完机械制造装备设计课及其它先行课程之后进行的实践性教学环节，是学生进行设计工作的基本训练。目的在于：1、 通过机床主传动系统的机械变速机构设计，使学生树立正确的设计思想和掌握机床设计的基本方法；2、 巩固和加深所学理论知识，扩大知识面，并运用所学理论分析和解决设计工作中的具体问题；3、 通过机械制造装备课程设计，使学生在拟订机床主传动机构、机床的构造设计、各种方案的设计、零件的计算、编写技术文件和设计思想的表达等方面，得到综合性的基本训练；4、 熟悉有关标准、手册和参考资料的运用，以培养具有初步的结构分析和结构设计计算的能力。二、机械制造装备课程设计的内容和工作量为满足教学要求，达到上述目的，机械制造装备课程设计的题目一般拟订为通用机床主传动系统的变速箱部件设计。学生应在规定时间内，独立完成下列计算工作量：1、运动设计 学生根据设计任务书所给定的参数和设计要求，在明确所设计机床用途及主要技术性能的基础上，拟订结构网、转速图，确定齿轮齿数，并核算主轴转速误差，画出传动系统图。2、动力设计 根据给定电动机功率，计算主要零件的尺寸，选择材料，验算主要传动件的应力、变形以及寿命等，是否在允许的范围内。3、机构设计 将运动设计所确定的机床主传动系统（其中包括传动轴系、变速机构、主轴组件、换向、制动、操纵机构、润滑密封等）布置在展开图和截面图内，一般要完成零号图纸1张。4、 编写设计计算说明书一份。详细的设计内容和工作量可见和指导教师的具体布置。 三、机械制造装备课程设计的方法步骤和要求（略，详见本指导书第二章。）四、学时分配、计划进度安排 本次课程设计集中安排三周。根据设计工作程度及对学生的要求，计划进度大致安排如下： 1、理解题目，阅读 指导书 ，拟订总体方案，进行运动设计 2天 2、动力设计主要零件的计算和初算 5天 3、结构设计绘制装配草图 2天 4、验算主要零件 1天 5、绘制正式装配图 2天 6、整理、编写设计计算说明书 2天 7、答辩 五、机械制造装备课程设计成绩考核机械制造装备课程设计结束后，由教研室指派有关教师对学生课程设计进行全面考核，重点考核以下几个方面：1、 工作态度、设计中的表现；2、 刻苦钻研精神，独立工作能力，综合运用所学知识能力；3、 设计图纸和说明书质量；4、 答辩时回答问题情况。综合以上情况，评定学生课程设计成绩。成绩分优、良、中、及格、不及格五级。 第二章 机械制造装备课程设计的方法步骤和要求21 分析研究题目、进行运动设计一理解题目学生在接受机械制造装备课程设计题目之后，应仔细阅读机械制造装备课程设计任务书，了解机课程设计的目的、内容、设计步骤和要求。然后在教师指导下开展设计工作。要理解给定的题目，对设计参数进行分析、研究；明确所设计机床的用途和主要技术性能。二拟订主传动系统总体结构方案根据设计题目中所提出的要求及所设计机床的用途，主要技术性能，并参考同类型机床，拟定主传动系统总体结构方案（及其理由），大致包括：传动形式、变速方式、换向及开停机构、制动机构、润滑装置,操纵机构的选择;变速箱的安装定位方式的选择;电机轴与第轴的联接方式等等.三运动设计关于运动参数,已经统一给定,学生不必花费太多时间去研究,但应该明确参数中 的极限转速值nmin和nmax的确定方法,变速级数Z、 值的大小对机床性能的影响,根据给定的运动参数,完成下列工作:1、依据给定参数(nmin、 nmax、Z、),查表确定主轴的各级标准转速,有时要考虑混合公比。2、列出各种结构和结构网,根据有关原则,通过分析,比较,确定其中最佳方案。3、设计转速图,根据拟订转速图的原则,确定速比的绝对值,画出转速图。4、确定齿轮齿数,用计算或查表法确定齿轮齿数.在确定齿数和Sz时应注意:1）控制齿数和Sz =70100,Szmax 120,最小齿轮齿数Zmin 18 20;2）小齿轮齿根和孔壁或键槽处的壁厚a(1.52) m,或Zmin6.5+2T/m,m为齿轮模数,T轴线到键槽的高度.3）保证两轴承孔之间有一定的壁厚a23 m,或Sz2 (D1+D2)/2+a /m,D1,D2分别为相邻两轴承外径. 4) 应保证轴间有足够的中心距,使车床:轴上齿轮不碰轴上摩檫离合器,铣床:不碰电磁制动器.5) 在三联滑移齿轮块中,最大齿轮齿数与其相邻大齿轮齿数之差应4,以保证滑动时顺利通过,不碰撞。6） 选齿数较大的一个作公用齿轮.齿轮齿数确定后,标注在转速图中相应的传动副连线上。5、核算主轴转速误差,齿轮齿数确定后,主轴的各级实际转速即确定,它与主轴的标准转速总会产生一定的误差,应进行核算。误差一般不应该超过10(-1)%,即应满足:n实n标/ n标10(1)%一般将转速误差的核算列成如下的表格形式:计算式n实n标误差允许值10(1)%结论6、绘制传动系统图1）轴,齿轮,离合器,制动器的排列位置,编号应与将要绘制的展开图相一致。2）标写出电动机的型号、功率、转速、皮带轮直径D1、D2;皮带根数要画上;标写轴号、齿轮的齿数模数。3） 展开图的轮廓线、传动件和执行件的画法要符合制图标准规定。22 主要零件的计算与初算 初步计算主要零件的目的,是为了大致确定传动件零件的主要尺寸,如皮带轮直径,齿轮模数,传动轴直径和主轴轴径等,以便绘制主轴箱的轴系展开图。一. 皮带设计皮带设计的已知条件是:电机功率Nd,转速比i,电机转速nd,计算带轮直径D1、D2,皮带的型号,根数Z，压轴力Q等。设计原则是不打滑,有足够的寿命,传递最大功率,具体设计方法步骤可参阅1p68表5.24, p71表5.210。二齿轮模数的初算在计算齿轮模数和传动轴直径时需要用到其计算转速nj和传递功率Ni,因此应先将各种传动轴和有关齿轮的计算转速nj和各传动轴所传递的功率Ni确定下来,以备计算中使用。1) 只算定比、各变速组中小齿轮的模数。2) 选定标准模数,考虑种类少一些,取一种或两种。首先确定主轴的计算转速,再根据主轴的计算转速图上查取各传动轴和各齿轮的计算转速。各轴和齿轮传递的功率Ni=N总 , 总由电机到该传动件各传动副的效率相乘,但不乘入该轴承的效率。效率值见1p4表5.15。一般同一变速组中的齿轮取同一模数,选择负荷最重的小齿轮按简化的接触疲劳强度公式进行初算:式中:mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数, mm Nd驱动电机功率, Kw nj计算齿轮的计算转速, rpm i大齿轮齿数与小齿轮齿数之比,i1;Z1小齿轮齿数;m齿宽系数; m=/ (B为齿宽,m为模数)一般m = 610;j许用接触应力,当 45#调质(T235) j =600Mpa (N/mm2) 45#整体淬火(C42) 1100 (N/mm2) 45#高频淬火(G54) 1370 (N/mm2) 40Cr调质(T265) 650 (N/mm2) 40Cr整体淬火(C48) 1250 (N/mm2) 40Cr高频淬火(G52) 1370 (N/mm2)齿轮模数初算后,根据齿轮精度等级所允许的线速度(见1p225表5.452),要核算高速传动齿轮的线速度( )是否超过允许值。三.传动轴直径的初算 传动轴的直径可按下列扭转刚度公式进行计算:或 式中: d危险断面处轴的直径,当有一个键槽时,可增大45%,当有两个键槽时,可增大710% ;花键轴内径可减小7%,计算后要圆整到标准直径系列,花键轴系列标准见1P554表5.817; Tn该轴传递的额定扭矩, N.mm ； Ni该轴传递的功率,Kw nj该轴的计算转速,rpm 该轴每米长度上允许的扭转角; 一般传动轴=0.51; 要求较高的轴 0.10.5o 要求较低的轴 1.52o计算传动轴直径时,尺寸相接近的尽量取一致,以便于加工轴和孔,统一刀具和量具。一般将计算结果列成表格形式,如:轴号Ninjd初d取 花键轴尺寸 备注四. 主轴轴径的确定对通用机床的主轴尺寸参数多由结构上的需要而定,故主轴前轴颈的尺寸按下表所列的统计数据确定。通用机床主轴前轴颈尺寸(mm)机床 主轴的驱动功率(KW)2.8445.55.57.5车床70907010595130铣床6090609075100普通车床主轴前轴颈的直径D1,后轴颈的直径D2及内孔直径d可按统计公式酌定:D1=0.2Dmax15 (mm)D2=(0.70.85)D1 (mm)d=0.1Dmax10 (mm)式中: Dmax最大加工直径,(mm) 由于初步计算是在绘制装配图之前进行,零件的尺寸、形状和位置尚未确定,在绘制正式装配图过程中变化也比较大。因此,各零件尺寸的初算,不详细计算,待装配图绘制之后,还需仔细验算。所以,零件尺寸的初算不用花费过多时间,但齿轮模数计算一定要正确,必要时可以结合类比法确定。23 结构设计绘制部件装配草图 绘制部件装配草图的目的,是大致确定变速箱部件中各主要传动件(如齿轮、轴、轴承、离合器和箱体等)的轮廓尺寸、形状和相对尺寸等。部件装配草图是在主要零件尺寸初算的基础上绘制的,又是作为校核验算零件尺寸的依据、草图绘制不必过分细致,但部件中各主要零件要全,尺寸要准确,布局要合理。 装配草图的设计依据是已确定的主传动系统总体结构方案;传动系统图;零件的计算与初算;参考同类型机床的装配图。一般绘制成1:1的展开图一张,M1:2的截面图一张(主要用于表示轴的空间位置和部分操纵机构)。部件装配草图的画法,可以参考同类型机床的装配图,布置齿轮的轴向位置,研究齿轮的排列方式.如果需要限制轴向尺寸,可采用公用齿轮或齿轮交替布置,或增加定比传动机构。要注意滑移齿轮要有足够的轴向空间,保证滑移齿轮完全脱开后,才进入新的啮合。传动轴及轴上零件的轴向定位方式要简单可靠,又要便于装拆和调整等。根据主轴组件设计的理论知识,参考结构图册或同类型机床的结构,选择合理的主轴组件的结构,包括轴承类型、配置与调整、主轴前端结构(可参考附录3) 、主轴的轴向定位方式等。考虑问题要全面,除传动机构、变速机构外,尚须注意离合器、制动器、操纵机构和润滑密封装置等,都要统盘考虑,选择的形式、布局等要结合截面(或剖视)图,注意空间位置是否会干涉或与移动件相碰撞。草图绘制完毕后,要请指导教师审阅。24 验算主要零件 根据部件装配图所确定的零件尺寸和各零件间的相互位置关系,分析其受力状态,作用力的大小、方向和着力点位置等,对主要零件进行比较精确的验算。为了节省时间减少重复的计算工作,可由指导教师指定验算的零件和验算内容。但学生应明确这些零件一般都是工作情况严重、支承载荷较大。验算时要着重掌握对问题的分析和计算的方法。当验算结果不能满足性能要求时,可以改变零件材料、热处理方法或修改部分结构,甚至有时要改变原设计方案。一.齿轮模数验算一般按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度验算,选取某轴上承受载核最大的齿轮,即同材料、同模数齿轮中齿数最少、齿宽最小的齿轮进行验算。验算的已知条件为一对啮合的齿轮齿数Z1、Z2,模数m,齿轮传递的功率N,齿轮的精度等级(如88 7 GB/T10095.12001),齿轮材料为45或40Cr,进行高频淬火G52,转速图。其验算公式为1P258表5.482,表5.483;、 按接触疲劳强度验算、 按弯曲疲劳强度验算 式中 ，、0分别为按接触疲劳强度和按弯曲疲劳强度计算所允许传递的最大功率，Kw；、0分别为在基本条件下，按接触疲劳强度和按弯曲疲劳强度计算的Z1、m所允许传递的功率，Kw；0由1P254表5.480查取；0由1P254表5.481查取。这里基本条件是指：（1）齿轮材料为45钢，调质T235; (2) 非变位直齿圆柱齿轮； （3）齿数之比i=1; (4) 10 （5）小齿轮的计算转数n=1000rpm; (6) 加工装配精确； （7） 寿命系数 。凡不符合上述基本条件者，在实际使用时 ，就要按上述两公式，通过相应的系数进行折算。i大齿轮与小齿轮齿数之比， 尺宽系数 nj该齿轮的计算转数，rpm; K材料的弹性模量，由1P259表5.484；Kcj、Kcw分别为材料的接触和弯曲性能系数，由1P259表5.484。 K1载荷集中系数，由1P259表5.487。 K2动载荷系数，由1P260表5.487。 Ksj、Ksw寿命系数，决定因素较多，计算比较复杂，详见1P259(7)。经计算，在此给定：（车床）（铣床） 啮合角影响系数，非变位齿轮 Ksw0.85啮合角影响系数，非变位齿轮；齿形系数，非变位外啮合直齿圆柱齿轮； N齿轮实际传递的功率，Kw。二传动轴刚度验算选择一根受载最重的传动轴（一般是主轴前一根传动轴，或指导教师制定），核算其装齿轮处产生的挠度y和装轴承处产生的倾角、为什么要进行传动轴刚度的核算？（略，详见1P351：六），验算步骤如下：1.计算轴的平均直径，画出计算简图 机床上等径轴较少，当轴的直径相差不大时，可把轴看作等径轴，采用平均直径（各直径之和除以直径数）来进行计算，即阶梯轴 d平花键轴 d平（d外d内）/2一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁，选择该轴上转速最低，受力最大的大齿轮（被动）传入该轴，选择该轴上最小的齿轮（主动）传出，这两个齿轮处的受力为载荷点进行计算。其受力简图为图一。2.计算该轴传递的扭矩Tn; 式中 Ni该轴传递的功率，Kw; nj该轴的计算转速，rpm;3.求作用在装齿轮处B点的力切向力 径向力 式中，d齿轮的分度圆直径，d=mZ;压力角，标准齿轮200 ；摩擦角，4.求作用在装齿轮处C点的力若传入轴、该轴、传出轴三根轴在空间位置的轴心连线夹角小于150 ，可以认为三轴心在同一直线上（如铣床），按照上面求B点力的方法，求出C点力即可。若三轴心不在同一直线上（夹角大于150时）需进行坐标转换，将后一对齿轮（C点）啮合力（、）投影到前一个坐标（关于X、Y的坐标）之后，在进行挠度计算，车床大都属于这种情况。如下图所示：5.计算装齿轮处的挠度应用1P255表5.816公式，由表5.817中查取轴的惯性矩I，E=2.1100kgf/cm2 2.1103N/mm2,在计算中要注意单位的统一，以防出现差错，力的单位用N，长度单位用mm。另外在应用表5.816中公式进行计算时一定要注意计算简图中a、b、x值的相应改变。一般将计算结果列成表格形式（表中给出所有公式）：第（ ）轴装齿轮B、C处挠度计算位置坐标方向由作用在B点的力产生的挠度由作用在C点的力产生的挠度各坐标迭加合成挠度y允许值y结论BX载荷点公式XBB任意点a段内公式XBCXB= XBB XBCyB=(XB2YB2)0.5表5.814合格YYBBYBCYB= YBB YBCCX任意点b段内公式XCB载荷点公式XCCXC= XCB XCCyC=(XC2YC2)0.5表5.814否YYCBYCCYC= YCB YCC第（ ）轴装轴承处(A、D)的倾角计算位置坐标方向由作用在B点的力产生的倾角由作用在C点的力产生的倾角各坐标迭加合成倾角允许值结论AX左支承公式XB左支承公式XCXA =XB XCA=(XA2YA2)0.5表5.814合格YYBYCYA =YB YCDX右支承公式XB右支承公式XCXD =XB YCD=(XD2YD2)0.5表5.814否YYBYCYD =YB YC6.计算轴承处的倾角应用表5.8-16公式进行计算，在计算中同样应注意计算简图中a、b值相应改变。一般将计算结果列成表格形式（表中给出所用公式见P18表格）。三、轴承寿命验算轴承受循环接触应力后产生疲劳剥落（龟裂），多长时间才能剥落，即寿命。寿命是指轴承的内圈、外圈、滚动体三者中。其一出现疲劳剥落即为到寿命，寿命以小时（h）数表示之。应满足 LhT式中，Lh额定寿命。hT工作期限，hT的确定机床大修期为8年，每年工作300天，按每天2班制，每班8小时，则总时数为 83102838000h实际机动时间为1050，则 T30000（0.40.5）1500020000h通常为设计方便，更换不难，取T=10000h即可额定寿命的计算 式中，n轴承（即轴）的计算转速，rpm; 寿命指数，球轴承3，滚子轴承10/3； C额定动负荷，N，查1P670,十四； P当量动负荷，N, P=XFr+YFa式中，Fr径向负荷，N,由求支反力解出； Fa轴向负荷，N； X径向系数，由1P584表5.918； Y轴向系数，由1P584表5.918；轴承寿命是个统计数，大多数（90以上）轴承的实际寿命比它的统计寿命长，如验算结果额定寿命达不到工作期限（相差不太大时），仍可使用，采用提前一、二年更换的办法亦可。25 绘制正式部件装配图根据草图验算的结果进行必要的修改，把该表示出来的零件清晰正确地绘制在正式装配图上。绘制正式装配图时机械制造装备课程设计的重要阶段，是前阶段的工作总结，是设计思想的表达。部件装配图包括展开图和剖面图：一、设计部件装配图时，学生应对下列问题进行全面分析和比较1、选用零件类型、结构、主要尺寸、材料、热处理和该零件在部件中的固定方法等。这些零件包括：齿轮、轴承、离合器、制动器、换向机构、润滑密封装置、各类轴、轴套和箱体等。2、确定部件中各零件的位置、相对位置关系及主要尺寸（定位尺寸、移动件的行程极限位置尺寸、主要配合尺寸等）、联接方法、配合性质以及滚动轴承预紧及其精度选择等。3、零件设计应尽可能遵守标准化、通用化的原则，凡是能用标准件的一定采用标准件，如螺钉、螺帽、轴承、键、垫圈、弹簧、挡圈、销钉、法兰盘等。4、要注意变速箱部件在机床上的定位，安装方法及其加工基面；各传动轴的轴向定位及其间隙调整方法；运动件的润滑及其润滑系统设计；主轴组件的轴向定位、间隙调整、润滑方式；皮带轮的卸载装置；摩擦离合器的调整、受力分析和设计原则等。二、绘制装配图的方法步骤1、在画装配图之前，按部件装配草图的轮廓和结构布置，要统盘考虑全面安排，土面布局要匀称。一般采用1：1的比例，必要时可放大或缩小。然后按传动轴的先后顺序，画出各轴心线的距离，以及各传动轴上的齿轮位置。2、绘制展开图时要结合剖面图，要结合考虑操纵机构、各轴的空间位置、制动器、换向机构等。当然操纵机构等在总布置前应确定方案，由于时间关系，在课程设计中，操纵机构根据情况由指导教师研究确定其形式，学生不必花过多的时间。零件的位置及其相互关系，一般由装配图的“内部向外”画，同时又要考虑装配图的外观轮廓由“外向里”排列。车床主轴箱长、宽、高尺寸比例以6：5：4为宜。3、适当考虑加工工艺性，要注意部件装配工艺的可能性，特别是主轴和其它较长的传动轴。有时就是由于零件的结构工艺性不好或零件组装时无法安装，不得不改变原设计方案。还要注意有调整间隙的组件（如滚动轴承、摩擦离合器和制动器等）要调整方便，易损件容易更换等。4、部件装配图的底图（或微机草图）绘制完成后，应请指导教师审核，方可加深（或出图）。26 装配图的尺寸标注由于设计时间所限，并减少重复工作，在对装配图进行尺寸标注时，可根据指导教师的要求，选择一些尺寸进行标注。这些尺寸大体包括：部件的外形尺寸；性能尺寸；主要联系尺寸；移动件的极限位置尺寸；主要零件间的配合尺寸等，现分别叙述如下：一主要尺寸标注1、外形尺寸：主轴箱部件长、宽、高尺寸；2、性能尺寸：车床主轴中心高HD/2（25）；3、主要联系尺寸：1） 车床主轴中心线和床身对称线距离一般为912;2） 车床中心至主轴箱前面的距离；3） 车床主轴前端锥孔按标准莫氏锥度；4） 铣床主轴中心线至横梁底面距离150；5） 铣床主轴前锥孔锥度7：24，主轴前端外径和孔径为：外径 101.6h5，孔径 57.15外径 88.882h5,孔径 44.456)主轴或一根传动轴的轴向尺寸(成链)4、移动件的轴向位置尺寸：1） 滑移齿轮的极限位置尺寸；2） 拨叉极限摆角（铣床）。5、中心距尺寸：公差按标准侧隙，由1P236表5.460。二主要配合尺寸的标注1、 主轴（滚动）轴承配合：1）三支承的主轴主件车床：前支承（D3182100型）外环与孔配合K6， 中间支承 外环与孔J6，内环与轴径K5， 后支承 外环与孔J7，内环与轴径K6铣床：前支承 外环与孔K6，内环与轴径n6, 中间支承 外环与孔K6，内环与轴径js6, 后支承 外环与孔J7，内环与轴径js6.2)双支承的主轴组件 车床：前支承（D3182100型）外环与孔K7， 后支承 外环与孔J6，内环与轴径k5。2、 传动轴承配合：外环与箱体孔J7，内环与轴径k6。3、 花键轴的配合（例如）：1)、滑动：638H7/f732H12b1212D9f92）、固定：638H12b1212D9f94、 用键传递扭矩时，轴与孔的配合，如80H7/k65、 滑块与拨叉的配合，如12H9/f9三装配图中零件的标注方法对上述尺寸进行标注之后，应对全部基本件进行编号。标准件、通用件和借用件，可只标注其标准代号、规格和数量，而不编排其序号和代号。在编号、标注时应注意以下几点：对上述尺寸进行标注之后，应对全部基本件进行编号。标准件、通用件和借用件，可只标注其标准代号、规格和数量，而不编排其序号或代号。在编号、标注时应注意以下几点：1、 专用件、标准件要分开标注；2、 件号按顺序（逆）时针方向依次标注；3、 件号引线不能交叉。最后画出标题栏和零件明细表（明细表可附在说明书中）。 27 整理设计内容，编写设计计算说明书部件装配图加深之后，仍须对全部设计图纸进行全面仔细检查，如果发现有错误或遗漏，要及时修改或补充。机床课程设计计算说明书，是在整个设计过程中逐步积累而成，平时要注意对计算草稿、方案选取理由、公式系数查找资料的出处、要及时整理记录下来，以免在整理说明书时，重新查找，设计完成后，只是最后稍加整理、修改和编写未完成部分，最后装订成册，附上机床传动系统图和零件明细表。说明书的编写要仔细认真，叙述清楚，说明简练、文理通顺、书写工整，字数在8千1万字左右，一般不应少于20页。在编写时，具体格式顺序要求大致如下： 第1页 目录 第2页 机床课程设计任务书 第3页 设计计算内容说明包括：一、 机床用途及主要技术性能二、 变速箱总体结构方案的拟定三、 运动设计四、 主要零件的设计与计算五、 结构设计因结构设计的主要内容是反映在装配图中，在此可主要说明以下方面的内容：1、箱体长、宽、高轮廓尺寸及有关零件间相互位置尺寸的确定与计算。2、对操纵机构的设计说明：1) 车床应验算在单边拨动时，是否满足不自锁的条件；2) 铣床操纵机构草图的有关计算和说明，包括：a） 转速排列表及对应的转速图；b） 操纵原理图（杠杆比）；c） 凸轮草图。3) 轴转速标牌（列表说明）4) 在结构设计方面其它需要说明的问题等。六、 主要零件验算七、 本设计优缺点分析及改进意见八、 零件明细表1、专用件明细表件 号名 称件 数材 料备 注2、标准件明细表规格代号名称件数标准号备注 九. 主要参考资料1 机床设计手册（2上）2 金属切削机床设计3 金属切削机床概论4 机械零件设计手册5 机床设计图册6 CA6140主轴箱装配图X62W主传动系统装配图附 录1、 标准锥度 锥度K为锥体上两横剖面与两剖面之间长度之比直径之比: K（Dd）/l2tg锥角2的一半称为圆锥斜角常用的专用标准锥度锥角K圆锥角2圆锥斜角标 记1：41：41:121:121:151 ;151:201:207:247: 24 2、 莫氏锥度莫氏锥度号大端名义直径锥度圆锥角2431.2671：19.2540.05194544.3991：190020.05263663.348 1：19.1800.052143、主轴端部件标准尺寸卡口型主轴端部的互换性尺寸国际标准 I S 7021975机床主轴端部与花盘互换性尺寸第三部分;卡口型1) 应用范围本国际标准规定了卡口型车床主轴部和相应花盘的互换性尺寸。ISO 702/III1975号数尺寸34568111520D53.97563.51382.563106.375139.719196.869285.775412.775公差0.008 00.008 0 0.010 00.010 00.012 00.014 00.016 00.620 0D7585104.8133.4171.4235330.2463.6D102112135170220290400540d2121212329364343DH8/h814.2515.919.0523.828.634.941.3d6.46.46.48.410.510.51313d10.410.410.413.516.516.51919E1111131416181921F1620222528354248G5556888H1010101112131515W0.20.20.20.20.20.20.30.3注：未注公差的尺寸的一般公差：0.4mm注：“A”型和“凸轮锁紧”型分别见第一部分和第二部分。2）互换性尺寸2.1 主轴端部铣床主轴端部（内孔锥度7：24）尺寸ISO 推荐标准 R 297 7：24 刀柄锥度1) 序言 下列表格涉及了一些7：24锥度，一方面涉及主轴端部。另一方面涉及刀柄。这种锥度主要是为了铣床主轴端部和相应的刀柄设计，因此，希望制定一个更全面的关于“带7：24锥度的铣床主轴端部”的ISO推荐标准。2）互换性 在螺纹方面，根据螺纹的型式（具有标准螺纹的公制螺纹M或统一标准粗牙螺纹UNC），本ISO推荐标准规定了两种完全不同型式的产品。 为了区别这两种型式，在零件上应打上相应的螺纹标记。每个国家的标准组织可在其国家标准中任意采用其中一种螺纹型式。 以公制尺寸或英制尺寸制造的产品，其他尺寸虽然不完全相同，但完全是可互换的。如果在国家标准中规定验收条件，则应明确规定是按英制尺寸还是按公制尺寸验收产品。3） 主轴端部7：24锥度附录43 铣床主轴端部尺寸（内孔锥度7：24）主轴端部（内孔锥度7：24）尺寸 mm名称N0.30N0.40N0.45N0.50N0.55N0.60D 31.75044045057.15069.85088.900107D h69.93288.882101.6128.570152.4221d H1217.425.332.439.650.460d min171721272735L min 73100120140178220g M12M12M12M16M20M20a min12.51618192538f 5466.780101.6120.6177m min 12.51618192538n max889.512.512.5120/2 min16.52330364861B 15.915.91925.425.425c min889.512.512.512k max16.519.519.526.526.545Z 0.40.40.40.40.40V 0.030.030.030.040.040注： D1基本尺寸。 g1螺纹直径，或者是具有标准螺距的公制螺纹M，或者是明确标明的统一标准粗牙螺纹U（以时为单位的尺寸）。在每种情况下，零件上都应打上适当的M或UNC标记。 紧固刀具用螺孔的位置公差（从理论位置上最大径向偏移）。N0.30、N0.40和N0. 0.75mm；N0.50、N0.55和N0.60为0.100。 拨块在其槽内的装配用M6/h5配合。V表示拨块b1的允许偏心距：即拨块中心平面与主部轴心线的距离。 e)z1=从与定位面相重合的公称位置至量规夹面D1位置的最大允许，允许在定位面两频。第二部分 数控工作台机械部分设计第一章 概述一、课程设计的目的 本课程设计的目的在于培养学生对典型机电一体化产品机械结构的设计能力和对机电伺服系统的设计能力,在学习有关专业课程设计的基础上,进行机电系统设计的初等训练,掌握手册、标准、规范等资料的使用方法,培养分析问题和解决问题的能力,为以后的毕业设计打下良好的基础.二、任务书1. 设计题目:XY双坐标联动数控工作台设计2. 技术数据按有关技术数据分组如下:组号工作台长 宽 (mm)工作台工作重量 ( N )139029018002400300200034103102300442032025005430330280064403003000745031033008420330350094303504000104004005000工作台行程: X=60100mmY=5080mm脉冲当量:0.050.08mm/P3. 设计要求1) 工作台进给运动采用滚珠丝杠螺旋传动.2) 滚珠丝杠支承方式:双推简支型.3) 驱动电机为反应式步进电机.4) 步进电机与滚珠丝杠间采用齿轮降速,要求消除齿轮传动间隙.4. 工作量1) 零号装配图一张.2) 设计说明书20页以上.三、设计进度安排 本课程设计进行一周,学时分配及进度安排如下:1. 理解题目:拟定总体方案,进行运动设计、动力设计、零件的计算及初算.（2天)2. 结构设计草图、编写设计计算书.(1天)3. 画正式图、标注尺寸、配合、件号.(1天)4. 答辩.(1天)四、成绩考核方法对参加课程设计的学生进行全面考核,重点考核以下四个方面:1. 设计图纸、说明书的质量.2. 独立工作能力、综合运用知识的能力.3. 平时的工作态度、设计中的表现.4. 答辩时回答问题情况.最后成绩由答辩小组综合以上情况给出,分优、良、中、及格、不及格五个等级.第二章 工作台结构及参数设计一、总体结构数控工作台采用由步进电机驱动的开环控制结构,其单向驱动系统结构简图如图所示:实际设计的工作台为X、Y双坐标联动工作台,工作台是由上拖板、中拖板、下拖板及导轨、滚珠丝杠等组成.其中下拖板与床身固联,它上面固定X向导轨,中拖板在下拖板的导轨上横向运动,其上固定Y向导轨,上拖板与工作台固联,在Y向导轨上移动.X、Y导轨方向互相垂直。.二、滚珠丝杠设计滚珠螺旋传动按滚动体循环方式分为外循环和内循环两类,其中应用较广的是插管式和螺旋槽式,它们各有特点,其轴向间隙的调整方法主要有垫片调隙式和螺纹调隙式,具体的实现方法可参考教材有关章节。滚珠丝杠传动副多为专业厂家生产,一般用户设计时只负责选用,在选用时主要验算其额定动载荷和临界转速,丝杠较长时还应进行压杆稳定性验算。1. 计算动载荷 （N）式中: 载荷系数 见表1硬度系数 见表2 轴向工作载荷 (N) L额定寿命 L=60nT/ n丝杠转速 (r/min)T使用寿命 (h) 见表3 表1 表2 载荷性质平稳或轻度冲击11.2轻度冲击1.21.5 较大冲击、振动1.52.5实际硬度HRC551.1501.56452 .4403.85表3类别普通机械普通机床数控、精密机械T(h)50001000010000150002. 计算临界转速 （r/min）式中 临界转速系数 见表4 长度系数 见表4 丝杠内径 (m)丝杠工作长度 (m) 表 4支承方式系数双推自由双推简支两端固定 1.883.934.73 20.67 3. 压杆稳定性计算 （N）式中 临界载荷E材料弹性模量 对于钢,E=2.06 丝杠危险截面惯性矩() 三、滚动导轨导轨是工作台系统的重要组成部分,由于滚动导轨具有定位精度高、低速无爬行、移动轻便等显著优点,故本工作台系统设计选用滚动导轨.滚动导轨应用最广的是滚珠导轨,按滚珠的循环方式分类,滚珠导轨又可分为滚珠不循环式和可循环式.在专业厂家生产的标准化滚动导轨中,都为滚动体可循环式,本次导轨设计的主要任务是根据负载情况选用标准化滚动导轨,在选用过程中,主要进行额定载荷验算.1. 计算行程长度寿命 TsTs=2Lsn60 /100 (km)式中 Ls工作单行程长度(m) n往复次数 (次/min) 工作时间寿命 (h) 2. 计算动载荷 =式中 F作用在滑座上的载荷 (N)滑座个数寿命系数 一般取K=50km温度系数 见表5接触系数 见表6硬度系数 见表7负载系数 见表8 表5 工作温度（0C）10011001500.91502000.72002500.6表6每根导轨上滑块数1120.8130.7240.66表7滚道表面硬度HRC605855535045Fh 10.980.90.710.540.38 表8工作条件fw无冲击、振动 V15m/min11.5较小冲击、振动V60m/min23.5第三章 步进电机的选择在选择步进电机时应主要考虑以下几个方面:a) 步距角是否适合系统脉冲当量的要求.b) 步进电机转矩是否满足要求.c) 步进电机起动频率及运行频率是否满足要求.一、步距角的确定 （度）式中 工作台脉冲当量 (mm/P)i传动系统传动比t滚珠丝杠导程 (mm)的确定应与i和t综合考虑,以满足工作台脉冲当量的要求.二、步进电机转矩校核1. 空载起动时电机轴总的负载转矩Tq Tq=Tj+Tu+To式中 1) Tj惯性转矩 Tj=J J电机轴总惯量(包括当量)起动时角加速度2)Tu工作台当量摩擦转矩 摩擦系数 传动链总效率 m工作台质量 3)To附加摩擦转矩 Fo预紧力 取为1/3轴向负载未预紧时丝杠效率,取0.92. 正常工作时电机轴总负载转矩Tg Tg=Tu+To+Tw式中 Tw负载转矩 Fw轴向负载最大值3. 电机最大静转矩Ts1) 按空载起动计算:Ts1=Tq/C其中常数C按下表选取2) 按正常工作计算:Ts2=Tg/0.30.5取 TsmaxTs1,Ts2电机相数3456运行拍数3648510612C0.50.8660.7070.7070.8090.9510.8660.866步进电机的最大静转矩应满足要求.三、频率校核 步进电机的起动频率和运行频率应根据实际情况,参考电机的矩频特性曲线进行选取.参考资料1.机电一体化设计基础 机械工业出版社 郑堤、唐可洪主编2.机床设计手册 机械工业出版社3.机械零件设计手册 机械工业出版社4.金属切削机床设计 机械工业出版社5.经济型数控机床系统设计 上海科学技术出版社6.机电一体化实用技术 上海科学技术文献出版社 设计说明书书写要求（一）正文：正文内容层次序号为：1、1.1、1.1.1。正文内容一般为：1、 选题背景：说明本课题应解决的主要问题及应达到的技术要求；简述本设计的指导思想。2、 方案论证：说明设计原理并进行方案选择，阐明为什么要选择这个设计方案以及所采用方案的特点。3、 过程（设计或实验）论述：对设计工作的详细表述。要求层次分明，表达确切。4、 结果分析：对研究过程中所获得的主要的数据、现象进行定性或定量分析，得出结论和推论。5、 结论和总结：对整个研究工作进行归纳和综合。（二）图纸要求：图面整洁，布局合理，线条粗细均匀，圆弧连接光滑，尺寸标注规范，文字注释必须使用工程字书写。提倡学生使用计算机绘图。（三）曲线图表要求：所有曲线、图表、线路图、流程图、程序框图、示意图等不准徒手画，必须按照国家规定标准和工程要求绘制（应尽可能采用计算机辅助绘图）。课程设计说明书（报告）要求文字通顺、语言流畅，无错别字，不得使用铅笔书写。按教务处印制的统一格式封皮装订。有条件的可用B5纸打印。课程设计说明书（报告）中图表、公式一律采用阿拉伯数字连续编号。图序及图名置与图的下方；表序及表名置与表的上方；说明书（报告）中的公式编号，用括号括起来写在右边行末，其间不加虚线。湖南工业大学本科生毕业设计（论文） 第1章 前言车架和悬架系统是汽车设计的重要部分，因为它们的好坏直接关系到汽车各个方面（操控、性能、安全、舒适）性能。 现代汽车绝大多数都具有作为整车骨架的车架。汽车绝大多数部件和总成都是通过车架来固定其位置的，如发动机、传动系统、悬架、转向系统、驾驶室、货箱和有关操纵机构。车架是支撑连接汽车的各零部件，并承受来自车内、外的各种载荷，所以在车辆总体设计中车架要有足够的强度和刚度，以使装在其上面的有关机构之间的相对位置在汽车行驶过程中保持不变并使车身的变形最小，车架的刚度不足会引起振动和噪声，也使汽车的乘坐舒适性、操纵稳定性及某些机件的可靠性下降。过去对车辆车架的设计与计算主要考虑静强度。当今，对车辆轻量化和降低成本的要求越来越高，于是对车架的结构形式设计有高的要求。首先要满足汽车总布置的要求。汽车在复杂多边的行驶过程中，固定在车架上的各总成和部件之间不应发生干涉。汽车在崎岖不平的道路上行驶时，车架在载荷作用下可能产生扭转变形以及在纵向平面内的弯曲变形；车架布置的离地面近一些，以使汽车重心位置降低，有利于提高汽车的行驶稳定性。悬架是车架（或承载式车身）与车桥（或车轮）之间的一切传力连接装置的总称。它的功用是把路面作用于车轮上的垂直反力（支撑力）、纵向反力（驱动力和制动力）和侧向反力以及这些反力所造成的力矩传递到车架（或承载式车身）上，以保证汽车的正常行驶。在进行设计时，要满足以下几点要求：a规范合理的型式和尺寸选择，结构和布置合理。b保证整车良好的平顺性能。c工作可靠，结构简单，装卸方便，便于维修、调整。d尽量使用通用件，以便降低制造成本。e在保证功能和强度的要求下，尽量减小整备质量。f其它有关产品技术规范和标准。目前，农用运输车不能满足“三农”市场需求，突出表现为一般产品生产能力过剩，技术水平低，质量和维修服务水平差，价格较高，而市场急需的高质量经济型产品不能满足需求。结合生产实际，在农用运输车基础上对低速载货汽车车架及悬架系统进行了设计。第2章 总体方案论证2.1 设计选型原则2.1.1车架的设计方案根据纵梁的结构特点，车架可分为以下几种方案：a周边式车架，用于中级以上的轿车；bX形车架，为一些轿车所采用；c梯形车架，梯形车架是由两根相互平行的纵梁和若干根横梁组成。其弯曲刚度较大，而当承受扭矩时，各部分同时产生弯曲和扭转。其优点是便于安装车身、车箱和布置其他总成，易于汽车的改装和变型，因此被广泛地用在载货汽车、越野汽车、特种车辆和用货车底盘改装的大客车上；d计量式车架；e综合式车架；结合生产实际及设计要求，选用方案c。2.1.2 悬架的设计方案a前轮和后轮均采用非独立悬架；b前轮采用独立悬架，后轮采用非独立悬架；c前后轮均采用独立悬架；非独立悬架的结构特点是，左右车轮用一根整体轴连接再经过悬架与车架（或车身）连接；独立悬架的结构特点是左右车轮通过各自的悬架与车架（车身）连接。结合生产实际及设计要求，选用方案a。由于是载货汽车，前后悬架均采用纵置半椭圆形钢板弹簧，当采用纵置钢板弹簧作弹性元件时，它兼起导向装置作用。缓冲块用来减轻车轴对车架（或车身）的直接冲撞，防止弹性元件产生过大的变形。装有横向稳定器的汽车，能减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角振动。2.1.3整体设计方案综合上述两方案确定了整体设计方案：梯形车架和前后悬架均采用纵置半椭圆形钢板弹簧非独立悬架。22 设计内容a参与总体设计；b车架、悬架结构型式分析和主要参数的确定；c车架、悬架结构设计。第3章 主要尺寸参数的选定3.1 外廓尺寸我国对低速载货汽车的限制尺寸是：总高不大于2.05米；总宽不大于2米；总长不大于6米。3.2 质量参数3.2.1 装载质量按要求取=1500kg3.2.2 整备质量汽车的装载量与整备质量之比/称为汽车的整备质量利用系数。它表明单位汽车整备质量所承受的汽车装载质量。参考国内外同类型同级别的汽车整备质量利用系数和查汽车设计表2-10，所以：在轻型载货汽车之列,所以满足设计要求取。3.2.3满载质量3.2.4车架宽度车架宽度是指左右纵梁腹板外侧面之间的宽度。在总体设计中，整车宽度确定后，车架前后部分宽度就可以根据前轮最大转向角、轮距、钢板弹簧片宽、装在车架内侧的发动机外廓宽度及悬置等尺寸确定。从提高整车的横向稳定性以及减小车架纵梁外侧装置件的悬伸长度来看，车架尽量宽些，同时前后部分宽度应相等。以便简化制造工艺和避免纵梁宽度变化处产生应力集中。由（汽车设计）表225取的车架宽860mm。3.2.5轴距L由总体设计取轴距2800mm。第4章 车架总成设计41 车架的结构设计车架是支撑、连接汽车备总成的零部件，并承受来自车内外的各种载荷的基础构件。传统的梯形车架由于其所起到的缓冲、隔振、降低噪声、延长车身使用寿命等特点及生产上的继承性、工艺性等原因仍广泛应用在大型挂车上。货车车架应具有足够的强度和适当的刚度。同时要求其质量尽可能小。此外，车架应布置得离地面近一些，以降低整车重心位置，有利于提高汽车行驶的稳定性。 图4-1 车架结构示意图4.1.1 纵梁形式的确定纵梁是车架的主要承载部件，在汽车行驶中受较大的弯曲应力。车架纵梁根据截面形状分有工字梁和槽形梁。由于槽形梁具有强度高、工艺简单等特点，因此在载货汽车设计中选用槽形梁结构。另外为了满足低速载货汽车使用性能的要求，纵梁采用直线形结构。这样既可降低纵梁的高度，减轻整车自身重量，降低成本，亦可保证强度。材料选用16Mn低合金钢，16Mn低合金钢在强度,塑性,可焊性方面能较好地满足刚结构，是应用最广泛的低合金钢，综合机械性能良好,正火可提高塑性，韧性及冷压成型性能。4.1.2 横梁形式的确定横梁是车架中用来连接左、右纵梁，构成车架的主要构件。横梁本身的抗扭性能的好坏及其分布，直接影响着纵梁的内应力大小及其分布 合理设计横梁，可以保证车架具有足够的扭转刚度。从早期通过试验所得出的一些结论可以看出，若加大横梁的扭转刚度，可以提高整个车架的扭转刚度，但与该横梁连接处的纵梁的扭转应力会加大；如果不加大横梁，而是在两根横梁间再增加横梁，其结果是增加了车架的扭转刚度，同时还降低了与横梁连接处的纵梁扭转应力在横梁上往往要安装汽车上的一些主要部件和总成，所以横梁形状以及在纵梁上的位置应满足安装上的需要。横、纵梁的断面形状、横梁的数量以及两者之间的连接方式，对车机架的扭转刚度有大的影响。纵、横梁材料的选用有以下三种：车架A：箱型纵梁、管型横梁，横、纵梁间采用焊接连接，扭转刚度最大。车架B：槽型纵梁、槽型横梁，横、纵梁间采用铆接连接，扭转刚度适中。车架C：槽型纵梁、工字型横梁，横、纵梁间采用铆接连接，扭转刚度最小。从以上三种车架的对比可以看出：低速载货汽车应该选用车架B。 本设计共有六根横梁，有前横梁，第二横梁，第三横梁，第四横梁，第五横梁，第六横梁。4.1.3 纵梁与横梁的连接轿车车架的纵、横梁采用焊接方式连接，而货车则多以铆钉连接（见下图）。铆钉连接具有一定弹性，有利于消除峰值应力，改善应力状况，这对于要求有一定扭转弹性的货车车架有重要意义。图4-2 车架铆接示意图铆接设计注意事项：a.尽量使铆钉的中心线与构件的端面重心线重合；b.铆接厚度一般不大于5d；c.在同一结构上铆钉种类不益太多；d.尽量减少在同一截面上的铆钉孔数，将铆钉交错排列；42 车架的技术要求a.车架左右纵梁间的距离为860，而在车架前横梁及转向器范围内应为860。b.车架总成左右纵梁上表面应在同一平面内，其不平度在全长上不大于3.0，且在转向器固定处，该表面与纵梁侧面的垂直度应不大于0.5。c.车架总成驾驶室前后固定点的相对位置尺寸应符总装图要求，驾驶室后支点与前支点高度差为10。d.在车架总成上，左右对称的前后钢板弹簧支架及吊耳支架其销孔中心线应在同一直线上，且与车架中心线垂直，偏差不大于1000：1.5，左右对称支架的相对位置尺寸应符合要求。e.车架总成铆接零件的接合面必须紧固无缝隙，紧接面的直径应不小于铆钉直径的1.5倍，且具有正确形状不允许有倾斜，呲牙等缺陷，铆接后的铆钉头和铆钉中心线的不同轴度应不大于1.0。f.车架的全部铆接部分应仔细检查，铆后零件上不得有裂缝，若有裂缝须更换重铆。g. 车架总成车架第二横梁连接的螺母应装置于车架的内部。第5章 车架的设计计算5.1 车架的计算：5.1.1 纵梁弯曲应力弯矩M可用弯矩差法或多边形法求得。对于载重汽车，可假定空车簧上重量Gs均布在纵梁全长上，载重Ge均布在车箱中，空车时簧上负荷 (对4X2货车可取=2)整备质量。图5-1纵梁弯曲应力由上图得： （5-1） （5-2） （5-3）a=625mm，b=800mm，=2800mm，L=4225mm，。将已知量代入上式得：=6744.4N =1.24m=7352.03N.m5.1.2局部扭转应力相邻两横梁如果都同纵梁翼缘连接,扭矩T作用于该段纵梁的中点,则在开口断面梁中扇性应力可按下式计算： (5-4)式中 Iw扇性惯性矩；W扇性坐标；对于槽形断面 (5-5) 由材料力学表B-4热轧槽钢（GB/T-707-1988）查得h=80mm,b=43mm,d=5.0mm,t=8.0mm则mm对于工字形断面 5.1.3 车架扭转时纵梁应力如横梁同纵梁翼缘相连，则在节点附近，纵梁的扇性应力： (5-6)式中 E弹性模量，对低碳钢和16Mn钢：E=2.06；车架轴间扭角；L轴距；节点间距；a系数，当kL=0时，a=6；kL=12时，a=5.25。车架扭转时，纵梁还将出现弯曲应力，须和相加。5.2 车架载荷分析汽车静止时，车架上只承受弹簧以上部分的载荷称为静载荷。汽车在行驶过程中，随行驶条件(车速和路面情况)的变化，车架将主要承受对称的垂直动载荷和斜对称的动载荷。5.2.1 对称的垂直动载荷这种载荷是当汽车在平坦道路上以较高车速行驶时产生的，其值取决于作用在车架上的静载荷及其在车架上的分布，还取决于静载荷作用处的垂直加速度之值。这种动载荷会使车架产生弯曲变形。5.2.2 斜对称的动载荷当汽车在不平道路上行驶时，汽车的前后几个车轮可能不在同一平面上，从而使车架连同车身一起歪斜，其值取决于道路不平坦的程度以及车身、车架和悬架的刚度。这种动载荷将会使车架产生扭转变形。由于汽车的结构复杂，使用工况多变，除了上述两种主要载荷的作用外，汽车车架上还承受其他的一些载荷。如汽车加速或制动时会导致车架前后载荷的重新分配；汽车转向时，惯性力将使车架受到侧向力的作用。一般来说，车架主要损坏的疲劳裂纹起源于纵梁和横梁边缘处，然后向垂直于边缘的方向扩展。在纵梁上的裂纹将迅速发展乃至全部断裂，而横梁上出现的裂纹则往往不再继续发展或扩展得很缓慢。根据统计资料可知，车架的使用寿命主要取决于纵梁抗疲劳损伤的强度。因此，在评价车架的载荷性能时，主要应着眼于纵梁。53 车架弯曲强度的计算由于结构的限制，车架必须满足强度要求和结构设计要求。5.3.1 受力分析为简化计算，设计时做以下几点假设：a纵梁为支撑在前后轴上的简支梁b空车时簧载质量均布在左、右纵梁的全长上c所有作用力均通过截面的弯心(局部扭转的影响忽略不计)其中=413mm,=910mm,=906mm,=885mm,=835mm,所以5.3.2 弯矩的计算总体设计中又知：车载质量为=1500kg ，簧上整备质量2000kg。A所以均布载荷集度q为： 图5-2 车架载荷示图B求支反力由平衡方程得：得：把车架纵梁分为六段。如图5-3所示：图5-3 纵梁分段受力示图当时：剪力弯矩当时：剪力弯矩当时：剪力弯矩a. 变载面处的剪力和弯矩：当时：当时：当时：当时：当时：b. 求最大弯矩：因为，所以当Q=0时，弯矩最大即，时，弯矩最大 5.3.3 强度验算实验表明，当车速约40 kmh时，汽车在对称的垂直动载工况下，其最大弯矩约为静载荷下的3(卵石路)4.7(农村土路)倍，同时，考虑到动载荷作用下，车架处于受疲劳应力状态，如取疲劳安全系数为1.151.4，可求得动载荷下的最大弯矩：可用下式来校核纵梁的弯曲强度： (5-7)式中： 纵梁的弯曲强度 抗弯模量如图可知区域载面形状和载面特性，即抗弯截面系数为： (5-8) ， (5-9)比较车架全长上受力分析可知：最大受力可能发生在最大弯矩处或变载面处，求两点的受力值加以比较求出安全系数： (5-10)其中为材料的屈服应力，取其值为345MPa综上所述：车架发生最大受力时，静载安全系数不小于1.43， 按上式求得的弯曲应力不超过纵梁材料的疲劳极限。54 车架扭转应力的计算5.4.1 受力分析简化设计计算，假设牵引横梁为一根前悬架梁，共有七根主横梁，分别为前端横梁，工具箱横梁，三根方形横梁，一根矩形横梁和后端横梁，间距分别为=413mm, =910mm, =906mm, =885mm, = 835mm, =280mm。反载荷均匀分布在纵图5-4 车架在反对称载荷作用下的受扭情况简图16为横梁；ae为纵梁的区段图5-4为车架在反对称载荷作用下的受扭情况简图。作用在车架上的四个力R位于前后车轮轴线所在的横向铅垂平面内。 5.4.2 求最大扭矩这时各横梁的扭转角相等。此外，纵横梁单位长度的扭转角亦相等。由于扭转角与扭矩T，扭转刚度存在以下关系： (5-11)式中：T车架元件所受的扭矩，Nmm L车架元件的长度，mmG材料的剪切弹性模量，MPa车架元件横断面的极惯性矩，因此，作用在车架元件上的扭矩与该元件的扭转刚度成正比，故有式中： 横梁1，2，所受的扭矩；横梁1，2，横断面的极惯性矩；纵梁在1，2和1，2，横梁间所受的扭矩；纵梁在1，2和1，2，横梁间横断面的极惯性矩；如果将车架由对称平面处切开见图5.8，则切掉的一半对尚存的一半的作用相当于在切口横断面上作用着扭矩和横向力。对最右边的横梁1取力矩的平衡方程式，则有图5-5 车架在反对称载荷作用下的受力简图 (5-12)由(5-11)式得：； ；将上式代入(5-12)，经整理后得: (5-13)式中：n横梁数为6；M两横梁之间的纵梁区段数为5；C车架宽为860mm；L前后桥的距离为2800mm；a求极惯性矩和抗扭截面系数；第6章 悬架的总成设计6.1悬架的设计要求：a保证汽车有良好的行驶平顺性和良好的操纵稳定性。b具有合适的衰减振动的能力。c汽车制动或加速时，保证车身稳定，减少车身侧倾，转弯时车身侧倾角要合适。d有良好的隔声能力。e结构紧凑、占用空间小。f可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足另部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。6.2悬架的两种形式：非独立悬架和独立悬架A非独立悬架如图(a)所示。其两侧车轮安装于一整体式车桥上，当一侧车轮受冲击力时会直接影响到另一侧车轮上。B独立悬架如图(b)所示，其两侧车轮安装于断开式车桥上，两侧车轮分别独立地与车架（或车身）弹性地连接，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮。图61非独立悬架和独立悬架C. 钢板弹簧又叫叶片弹簧，它是由若干不等长的合金弹簧片叠加在一起组合成一根近似等强度的梁。如下图所示。钢板弹簧3的第一片（最长的一片）称为主片，其两端弯成卷耳1，内装青铜或塑料或橡胶。粉沫冶金、制成的衬套，用弹簧销与固定在车架上的支架、或吊耳作铰链连接。钢板弹簧的中间用U形螺栓与车桥固定。中心螺栓4用来连接各弹簧片，并保证各片的装配时的相对位置。中心螺栓到两端卷耳中心的距离可以相等，也可以不相等。为了增加主片卷耳的强度，将第二片末端也弯成半卷耳，包在主片卷耳和外面，且留有较大的间隙，使得弹簧在变形时，各片间有相对滑动的可能。钢板弹簧在载荷作用下变形，各片之间因相对滑动而产生摩擦，可促使车架的振动衰减。各片间的干摩擦，车轮将所受冲击力传递给车架，且增大了各片的摩损。所以在装合时，各片间涂上较稠的润滑剂（石墨润滑脂），并应定期保养。图62钢板弹簧示意图1. 卷耳；2. 弹簧夹；3. 钢板弹簧；4. 中心螺栓；钢板弹簧可分为对称式钢板弹簧和非对称式钢板弹簧，对称式钢板弹簧其中心螺栓到两端卷耳中心的距离相等，不等的则为非对称式钢板弹簧。我们设计的是对称式钢板弹簧，钢板弹簧在载荷作用下变形，各片之间因相对滑动而产生摩擦，可促使车架的振动衰减，起到减振器的作用钢板弹簧本身还兼起导向机构的作用，可不必单设导向装置，使结构简化，并且由于弹簧各片之间摩擦引起一定减振作用。D悬架系统中由于弹性元件受冲击产生振动，为改善汽车行驶平顺性，悬架中与弹性元件并联安装减振器，为衰减振动，汽车悬架系统中采用减振器多是液力减振器，其工作原理是当车架（或车身）和车桥间受振动出现相对运动时，减振器内的活塞上下移动，减振器腔内的油液便反复地从一个腔经过不同的孔隙流入另一个腔内。此时孔壁与油液间的摩擦和油液分子间的内摩擦对振动形成阻尼力，使汽车振动能量转化为油液热能，再由减振器吸收散发到大气中。在油液通道截面和等因素不变时，阻尼力随车架与车桥（或车轮）之间的相对运动速度增减，并与油液粘度有关。减振器与弹性元件承担着缓冲击和减振的任务，阻尼力过大，将使悬架弹性变坏，甚至使减振器连接件损坏。因面要调节弹性元件和减振器这一矛盾。a .在压缩行程（车桥和车架相互靠近），减振器阻尼力较小，以便充分发挥弹性元件的弹性作用，缓和冲击。这时，弹性元件起主要作用。b .在悬架伸张行程中（车桥和车架相互远离），减振器阻尼力应大，迅速减振。c .当车桥（或车轮）与车桥间的相对速度过大时，要求减振器能自动加大液流量，使阻尼力始终保持在一定限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。在汽车悬架系统中广泛采用的是筒式减振器，且在压缩和伸张行程中均能起减振作用叫双向作用式减振器，还有采用新式减振器，它包括充气式减振器和阻力可调式减振器。图63双向作用筒式减振器工作原理图双向作用筒式减振器工作原理说明。在压缩行程时，指汽车车轮移近车身，减振器受压缩，此时减振器内活塞3向下移动。活塞下腔室的容积减少，油压升高，油液流经流通阀8流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞杆1占去了一部分空间，因而上腔增加的容积小于下腔减小的容积，一部分油液于是就推开压缩阀6，流回贮油缸5。这些阀对油的节约形成悬架受压缩运动的阻尼力。减振器在伸张行程时，车轮相当于远离车身，减振器受拉伸。这时减振器的活塞向上移动。活塞上腔油压升高，流通阀8关闭，上腔内的油液推开伸张阀4流入下腔。由于活塞杆的存在，自上腔流来的油液不足以充满下腔增加的容积，主使下腔产生一真空度，这时储油缸中的油液推开补偿阀7流进下腔进行补充。由于这些阀的节流作用对悬架在伸张运动时起到阻尼作用。由于伸张阀弹簧的刚度和预紧力设计的大于压缩阀，在同样压力作用下，伸张阀及相应的常通缝隙的通道载面积总和小于压缩阀及相应常通缝隙通道截面积总和。这使得减振器的伸张行程产生的阻尼力大于压缩行程的阻尼力，达到迅速减振的要求。6.3悬架主要参数的确定：6.3.1悬架静挠度悬架静挠度是指汽车的满载静止时悬架上的载荷与此时悬架刚度c之比即 （6-1） 汽车前后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。因现代汽车的质量分配系数近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前后部分车身的固有频率n1和n2（亦称偏频）可以用下式表示 n1=； n2= （6-2）式中，c1、c2为前后悬架的刚度（N/cm）；m1、m2为前后悬架的簧上质量（kg）。 当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式表示 =m1g/c1; =m2g/c2 （6-3）式中，g为重力加速度，g=981cm/s2。 将、代入式（6-1）得到： n1=5 n2=5 （6-4）由（2）可知：悬架的静扰度直接影响车身振动的偏频n。因此，要保证汽车有良好的行驶平顺性，必须正确的选取悬架的静扰度。在选取前、后悬架的静扰度和时，应当使之接近，并希望后悬架的静扰度比前悬架的静扰度小些，这有利于防止出身产生较大的纵向角振动。理论分析证明：若汽车以较高车速驶过单个路障，n1/n21时小，故推荐取：=（0.8.9）。考虑到货车前后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静扰度值大于后悬架的静扰度值，推荐=（0.6.8）。货车满载时，前悬架偏频要求在1.502.10Hz，而后悬架则要求在1.702.17Hz。根据需要我选定：n1=1.3，n=1.5将n1=1.3, n=1.5代入（6-4）得=14.8cm，=11.1cm6.3.2 悬架的动扰度悬架的动扰度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或2/3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。要求悬架应有足够大的动扰度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对货车，取69cm。货车车架的最大弯曲扰度通常应小于10mm。货车车架质量约为整车整备质量的1/10。6.3.3 悬架弹性特性悬架受到的垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于车身位移f（即悬架的变形）的关系曲线，称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。图64悬架弹性特性曲线悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小。对于空载与满载时簧上质量变化大的货车和客车，为了减少振动频率和车身高度的变化，应当选用刚度可变的非线性悬架。钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的，而带有副簧的钢板弹簧均为刚度可变的非线性弹性特性悬架。6.3.4 后悬架主、副簧刚度的分配货车后悬架多采用有主、副簧结构的钢板弹簧。图65货车主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性具体确定方法有两种：第一种方法是使副簧开始起作用时的悬架扰度等于汽车空载时悬架的扰度,而使副簧开始起作用前一瞬间的扰度等于满载时悬架的扰度。于是，可求得=。式中，F0和分别为空载与满载时的悬架载荷。副簧、主簧的刚度比为 （6-5）式中：为副簧刚度；cm为主簧刚度。用此方法确定的主、副簧刚度的比值，能保证在空、满载使用范围内悬架振动频率变化不大，但副簧接触托架前、后的振动频率变化比较大。第二种方法是使副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时时悬架载荷的平均值，即=0.5（F0+Fw）,并使F0和间的平均载荷对应的频率与和间平均载荷对应的频率相等，此时，副簧与主簧的刚度比为 （6-6）用此方法确定的主、副簧刚度的比值，能保证副簧起作用前、后悬架振动频率变化不大。对于经常处于半载运输状态的车辆，采用此法较为合适。5）悬架侧倾角刚度及及其在前、后轴的分配悬架侧倾角刚度系指簧上质量产生单位侧倾角时，悬架给车身的弹性恢复力矩。它对簧上质量的侧倾角有影响。侧倾角过大或过小都不好。货车车身侧倾角不超过。6.4钢板弹簧的设计6.4.1钢板弹簧的布置方案纵置钢板弹簧能传递各种力和力矩，并且结构简单，故在汽车上得到广泛应用。纵置钢板弹簧有对称和不对称之分，因大多数汽车采用对称式钢板弹簧所以我选用了对称式钢板弹簧。6.4.2 钢板弹簧主要参数的确定A钢板弹簧材料及许用应力选用：机械设计手册单行本 弹簧起重运输件五金件，7112表7-11-6材料：60Si2MnA， ， 。表7-11-7钢板弹簧许用应力载重汽车的前板簧许用弯曲应力；载重汽车的后板簧许用弯曲应力。B板弹簧设计与计算：表7-11-8半椭圆式板弹簧： （6-7）由已知满载静止时汽车前、后轴负荷G1、G2和簧下部分荷重Gu1、Gu2。单个钢板弹簧的载荷：Fw1=和，悬架的静扰度和动扰度纵置钢板弹簧,汽车的轴距。常取=1020mm。C钢板弹簧长度L的确定钢板弹簧长度L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。货车前悬架 =(0.260.35)，后悬架=(0.350.45)。前悬架主叶取=0.3；后悬架主叶取。D钢板弹簧断面