仪表刻线机工作台的结构设计.pdf

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1、毕业设计（论文）-I-目 录 摘要.I ABSTRACT.II 1 前言.1 1.1 选题背景及意义.1 1.2 设计内容.1 2 设计方案.3 2.1 刻线机工作台总体结构设计.3 2.2 刻线机工作台结构设计.3 3 工作台主要参数的计算.6 3.1 减速器参数计算.6 3.1.1 分配传动比.6 3.1.2 各轴功率、转速和转矩的计算.6 3.1.3 减速器齿轮传动参数计算.7 3.1.4减速器蜗轮蜗杆传动参数计算.11 3.1.5轴的设计计算.14 3.1.5润滑方式的选择.20 3.2 棘轮参数计算.21 4 轴承及键的校核.22 4.1 轴承的校核.22 4.2 键的校核.24 结

2、论.25 参考文献.26 致谢.27 附录.毕业设计（论文）-1-1 前言 1.1 选题背景及意义 1.刻线机是一种用刀刻或光刻方法在工件表面上加工精确等分的线纹的机床，刻线机分为长刻线机和圆刻线机两类，每类都有普通和高精度两种。其中高精度刻线机对使用环境有特殊要求，必须安装在恒温（20 0.050.5)室内，并采取防尘、防振等措施。长刻线机。用来刻划有一定距离精度要求的平行线纹，装有用来预调所需刻划线纹数的计数器，以及校正由丝杆、导轨和其他原因引起的误差的校正装置等，由高精度丝杠控制分度，常用于刻制各种线纹尺、光栅尺、感应同步器及游标卡尺等。圆刻线机。用于在圆柱面、圆锥面或圆形平面上刻划有一

3、定圆分度精度要求的线纹。普通圆刻线机用于刻制一般度盘，精度为1。高精度圆刻线机用于刻制各种光学分度头、光学回转工作台和经纬仪等的度盘，还可刻制圆光栅盘、圆感应同步器和码盘等，分度精度为 0.2 2。普通圆刻线机大多用阿基米德蜗杆蜗轮副控制分度，蜗轮连同工作台安装在高精度主轴上；高精度圆刻线机一般采用特高精度的球面蜗杆蜗轮副，主轴采用带锥度的滑动轴承，精度要求极高。随着科学技术的发展，有的刻线机上采用了光栅或激光作为位置反馈元件，并采用光刻代替机械刻划，可在工作台移动的情况下完成动态刻线，刻线精度大为提高。2.本次设计是对某一种设备上使用的刻度盘，设计一种专用刻度机，完成对刻度盘的刻度加工。现在

4、的普通机床目前来说在中国应用还是比较广泛的，普通机床如果想要调节技术参数的话，都是人工按照圆刻度盘进行调节的。本次设计的刻线机就是来完成对圆刻度盘的刻线加工。这种专用刻线机不但能大幅提高生产率，降低成本，减轻工人的劳动强度，而且结构简单，易操作，还能很好的保证刻线的精度要求。刻线机工作台的设计尤其重要，刻线深度、长度与精度的要求，都要靠工作台来完成。1.2设计内容 针对某一种设备上使用的刻度盘，设计一种专用刻度机，完成对刻度盘的刻度加工。所需加工的刻度盘零件为圆盘形，圆盘直径为 120mm，每转过 1 度实现一条刻线的刻度，刻线速度控制在 6.8 m/min，刻线深度为 1mm，刻线长度不一，

5、前四条线为短刻线，随后为一中长刻线，再四条短刻线，第十条为一长刻线，长度分别为 6mm，10mm，14mm，每十条线为一循环。动力箱的设计应能满足这一循环动作的要求。刻线精度由工作台保证。一圈 360 度的累计精度不超过 0.4 度。本设计要求完成刻线机工作台的结构设计。刻线机工作台的作用主要是把动力源的转动通过一系列的机构转化为有一定速率的间歇转动，此机构包括偏心轮及曲柄、棘轮机构、变速箱等，此外工作台还有固毕业设计（论文）-2-定被加工工件，调整刻线深度与长度的作用。刻线机工作台设计可大体分为三部分：（1）床身部分 床身部分主要作用是安装固定各种机械零件。（2）传动部分 传动机构是工作台设

6、计最重要的一项，主要由偏心轮，棘轮机构以及变速箱组成。两线之间的角度及刻线精度组要由此部分保证。（3）夹具部分 夹具主要用于被加工工件的固定。毕业设计（论文）-3-2 设计方案 2.1 刻线机工作台总体结构设计 如图（1）所示：刻线机总体结构由电动机、主传动箱、滑枕、工作台支架、偏心轮、连杆、棘轮及减速箱构成。电动机 1 带动主传动箱 2 转动，主传动箱通过一系列的机构控制偏心轮 3 及滑枕 4 的运动，主传动箱 2 内的机构使滑枕 4 作往复运动，滑枕 4 上的刀具 5 完成刻线工作。偏心轮 3 连接连杆 6，连杆 6 控制棘轮 8 来完成从匀速转动到间歇转动的运动转换，棘轮 8 带动减速箱

7、 9 做间歇转动，减速箱 9 连接夹具 10，通过减速箱 9 的减速，夹具 10 做角速度为 1 的间歇转动，从而完成整个刻线工作。1.电动机 2 主传动箱 3 偏心轮 4 滑枕 5 刀具 6 连杆 7 工作台支架 8 棘轮 9 减速箱 10 夹具 （1）2.2 刻线机工作台结构设计 根据设计的要求，工作台设计最重要的是动力传动部分。如图（2）所示：电动机的转动经过主传动箱传递到偏心轮 1，偏心轮 1 通过连杆 2 带动棘轮 4 将匀速转动转化为间歇转动，间歇转动再通过减速箱 5 传递到夹具 6。通过这一系列的机构，就可以将转动变换为有一定速率的间歇转动了。毕业设计（论文）-4-1 偏心轮 2

8、 连杆 3 棘爪 4 棘轮 5 减速箱 6 夹具 （2）如图（3）所示：在这一传动过程中，偏心轮 1 带动连杆 2 做左右往复运动，当连杆 1向右运动时，棘爪 3带动棘轮 4转动，此时减速箱带动夹具转动，当连杆 2向左运动时，棘轮 4 上棘爪 3 向右运动，弹簧挡块 5 阻止棘轮 4 转动，夹具不转动，此时是滑枕完成刻线工作。减速箱内的齿轮设置以适当的传动比，当棘轮每转动一次，通过减速箱减速后，使工作台只转动一度。毕业设计（论文）-5-1 偏心轮 2 连杆 3 棘爪 4 棘轮 5 弹簧挡块 （3）毕业设计（论文）-6-3 工作台主要参数的计算 3.1 减速器参数计算 本工作台减速器采用二级减速

9、器设计，第一级采用齿轮传动减速，齿轮传动具有效率高、结构紧凑、工作可靠、传动比稳定等优点。第二级采用蜗轮蜗杆传动减速，蜗轮蜗杆传动可获得较大传动比，传动平稳，啮合冲击小等优点。3.1.1分配传动比 减速器的总传动比 i=（3603）/32=33.75 分配两级传动，第一级齿轮传动i=2.8125。第二级蜗轮蜗杆传动 i=12。3.1.2各轴功率、转速和转矩的计算 1 轴：1p0.029/0.75=0.038kw min/375.91rn mNnpT7.38375.93855.955.9111 （3.1）2.轴：kwp034.02 min/33.32rn mNnPT5.9733.310034.0

10、55.955.93222 （3.2）3.轴：kwp029.03 min/278.03rn mNnPT1000278.010029.055.955.93333 （3.3）毕业设计（论文）-7-各轴运动及动力参数 轴序号 功率P(kw)转速 n(r/min)转矩(N.m)传动形式 传动比 0.038 9.375 38.7 齿轮 2.8125 0.034 3.33 97.5 涡轮蜗杆 12 0.029 0.278 1000 3.1.3减速器齿轮传动参数计算 根据机械设计中所学的关于齿轮的计算进行设计 5：1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动；2）此轴没有太高的要求，速度不

11、高，故选用7 级精度（GB10095-88）；3）材料选择，小齿轮选用 40Cr，大齿轮选用 45 钢；4）齿数分别为 321Z，902Z。2、按齿面接触强度进行设计 根据直齿圆柱齿轮的计算公式：2311)(12HEudZZuuKTd （3.4）uZ为区域系数，标准直齿轮20时，5.2uZ，代入上式得：毕业设计（论文）-8-2311)(132.2HEdZuuKTd 式中：K载荷系数 小齿轮传递的转矩 EZ弹性影响系数，单位为2/1aMP d齿宽系数 H许用接触应力 12ZZu （3.5）由上式进行试算，即：2311)(132.2HEdttZuuTKd 1）确定公式内的各计算数值 (1)试选载荷

12、系数3.1tK(2)计算小齿轮传递的转矩 mmNnPT975033.310034.055.955.93222 （3.6）(3)选取齿宽系数2.0d (4)由表查得材料的弹性影响系数2/18.189aEMPZ(5)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 aHHMP5502lim1lim(6)计算应力循环次数 N hn j LN60 （3.7）毕业设计（论文）-9-式中：N应力循环次数 n 齿轮转速min/r j 齿轮每转一圈时，同一齿面啮合次数 hL齿轮工作寿命（单位为h）将主轴箱的工作寿命定为15 年，每年工作300 天，两班制，则：hLh4102.71530082 74111044.1102.

13、7133.36060hjlnN 7721095.05.1/1044.1N (7)查表得接触疲劳寿命系数：88.01HNK 90.02HNK (8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数1S，则由式 SKNl i m （3.8）式中：NK寿命系数 lim齿轮的疲劳极限 S疲劳强度安全系数 aHHNHMPSK484155088.01lim11 )(495155090.02lim22aHHNHMPSK 2)计算 毕业设计（论文）-10-(1)试算小齿轮分度圆直径td1，代入H中较小的值 2311)(132.2HEdttZuuTKd mm3.544848125.22.08.189)1812

14、5.2(97503.132.2223(2)计算圆周速度v 1 0 0 0601ndvltsm/0095.010006033.33.54 （3.9）(3)计算齿轮的宽度b mmdbtd9.103.542.01 （3.10）(4)计算齿宽与齿高之比hb/模数 mmZdmtt7.132/3.54/11 齿高 mmmht82.37.125.225.2 85.282.3/9.10/hb(5)计算载荷系数 根据smv/0095.0，7 级精度，查得动载荷系15.1vK 直齿轮，1FHKK HK 按齿面接触疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数 FK 按齿根弯曲疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数 查表知：使用系

15、数1AK。查表得7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时齿向载荷分布系数：HK=1.423 故载荷系数：HHVAKKKKK 11.1511.4231.636 （3.11）毕业设计（论文）-11-(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,得：mmKKddtt62.583.1/636.13.54/3311 （3.12）(7)计算模数m mmZdm81.132/62.58/11 (3.13)就近圆整为标准值)(2 mmm 3)几何尺寸计算(1)分度圆直径 mmmZd6432211 mmmZd18090222(2)中心距 mmdda1222180642)(21(3)计算齿轮宽度 mmdbd8.126

16、42.01 取)(181mmB )(152mmB 4)验算 NdTFt7.3046497502211 （3.14）)/(100/8.238.127.3041mmNmmNbFKtA （3.15）所以，符合设计要求。3.1.4减速器蜗轮蜗杆传动参数计算 根据机械设计中所学的关于蜗轮蜗杆的计算进行设计 5：1、选择蜗杆传动类型 根据 GB/T 100851988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。2、选择材料 毕业设计（论文）-12-考虑蜗杆传动功率不大，采用 45 钢，要求耐磨性好些，蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度 4555HRC。涡轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10Pl，金属膜制造。仅齿圈用青铜制造。轮芯用

17、灰铸铁 HT100制造。3、按齿面接触疲劳强度进行设计 先按齿面接触疲劳强度进行设计，在校核齿根弯曲疲劳强 度。传动中心距 （3.16）(1)确定作用在涡轮上的转矩 =1000000（N mm）（2）确定载荷系数 K 则 K=1.151 1.05=1.21 （3.17）(3)确定弹性影响系数 因选用铸锡磷青铜 =160 （4）确定接触系数 假设 得（5）确定许用接触应力=268Mpa 计算应力循环次数 N hn j LN60 （3.18）式中：N应力循环次数 n 齿轮转速min/r j 齿轮每转一圈时，同一齿面啮合次数 hL齿轮工作寿命（单位为h）将主轴箱的工作寿命定为15 年，每年工作300

18、 天，两班制，则：毕业设计（论文）-13-hLh4102.71530082 74111044.1102.7133.36060hjlnN 7721095.05.1/1044.1N 寿命系数0.953=255.6Mpa（6）计算中心距 a=158.6mm 取中心距a=180mm 传动比 i=12 模数 m=6.3 蜗杆分度圆直径=63 此时 则=2.52.9 故以上计算结果可用 4、蜗杆蜗轮主要参数 （1）蜗杆 蜗杆头数=4 轴向齿距 mm 齿顶圆直径mm 齿根圆直径 分度圆导程角=21485 蜗杆轴向齿厚mm 蜗杆齿宽b=106mm（2）蜗轮 蜗轮齿数=48 变位系数 蜗轮分度圆直径=486.3

19、=302.4mm 蜗轮喉圆直径315mm 蜗轮齿根圆直径287.3mm 蜗轮咽喉母圆半径mm 蜗轮宽度B=75.60.7=53mm 5、校核齿跟弯曲疲劳强度 经校核，弯曲强度时满足的。6、精度等级公差 毕业设计（论文）-14-选择 8 级精度。3.1.5轴的设计计算 轴是组成机器的主要零件之一，它的主要功用是支承回转零件及传递运动和动力。轴的结构设计包括轴的外形及全部结构尺寸的设计，另外还要对轴上零件进行轴向和周向定位。轴上零件的轴向定位主要通过轴肩、套筒、挡圈、端盖及圆螺母来完成。轴上零件的周向定位主要通过键、销、紧定螺钉来实现，其中紧定螺钉用在传动力不大的地方。本次设计中共有三根轴，现分别

20、对其结构及附件进行设计。根据机械设计中所学的关于轴的计算进行设计 5：（一）轴的设计 轴的材料为选择 45 钢,调质处理。1、轴上的功率1P，转速1n，转矩1T分别为：kWPP038.0011 （3.19）min/375.91rnn mmNnPT387001055.91161 （3.20）式中：P 输入的功率 1P 轴传递的功率 n输入转速 1n 轴的转速 1T 轴所受的扭矩 查得A0=118 mmnpAd82.14375.9038.0118330 （3.21）2、求作用在齿轮上的力 毕业设计（论文）-15-已知：大齿轮齿数90Z，其分度圆直径为mmd1801 NdTFt43018038700

21、22111 （3.22）NFFtr15620tan430tan11 （3.23）3、初步确定轴的直径 现在轴的最小径已确定，为了使所选轴直径与轴承孔径相适应，同时选轴承的型号。初选：滚动轴承 6005 GB/T 276-1994。4、轴结构设计 6 具体结构如下图：确定其它各段的直径、长度要求：左面与轴承配合部分长度 30mm，直径 25mm 与大齿轮配合部分长度 17mm，直径30mm，轴肩长度 4mm，直径 40mm，轴肩右面部分长度 15mm，直径 40mm，右面与轴承配合部分直径 25mm，长度 30mm，与棘轮配合部分长度 70mm，直径 20mm。5、计算轴上载荷 按弯曲强度条件计

22、算轴上载荷，根据轴的结构图，确定各轴承的支点位置，深沟球轴承的支点位置在轴承的中点上，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面上的弯矩HM错误！未指定书签。图和垂直面内的弯矩VM图，然后计算总弯矩并做出M图 8，如下图所示。做图过程如下：已知mmlBA30 mmlCB5.125 NFt4301 NFr1 5 61 1）根据图（b)得：毕业设计（论文）-16-121tHHFFF （3.24）2211lFlFHH （3.25）代入数据得：)(43021NFFHH 5.1253021HHFF 计算得：NFH3.2451 NFH7.582 毕业设计（论文）-17-图 2.5

23、轴的载荷分析图 mmNlFMHH7359303.24511 2)同理根据图(c)计算如下 121rvFFF （3.26）BCABvlFlF21 （3.27）代入数据：1 5 621FF 5.1253021FFv 计算得：NF6.891 NF4.212 mmNlFMABv2687306.891 总弯矩 mmNMMMVH7834268773592222 （23.28）3)校核轴的强度 由上图可知，B 为危险截面。按第三强度理论，计算应力：1WM （3.29）式中：轴的计算应力，单位为aMP M 轴所受的弯矩，单位为mmN W 轴的抗弯截面系数，单位为3mm 1 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力 下

24、面计算心轴的抗弯截面系数：343434356.55706.01401.011.0321mmddW （3.30）所以 毕业设计（论文）-18-aMPWM41.156.55707834 （3.31）轴的扭转强度条件为：2.095500003TTTdnPWT （3.32）式中：T 扭转切应力，单位为aMP 轴所承受的扭矩，单位mmN 轴的抗扭截面系数，单位为3mm n 轴的速度，单位为min/r P 轴传递的功率，单位为kW d 计算截面处轴的直径，单位为mm T 许用扭转切应力，单位为aMP 代入数据，得)(12.1402.010005.195500002.0955000033aTTMPdnPWT

25、 进行弯扭强度应力计算：)(64.212.1441.142222acaMP （3.33）已选定的材料为 45 钢，调质处理，由设计手册 9查得：aMP601 因此 1，故安全。（二）轴的设计 与轴设计思路一样，最小直径：mmnPAd6.1733.3034.0118330 （3.34）毕业设计（论文）-19-轴承选择：滚动轴承 6005 GB/T 276-1994 轴如下图所示：左面与轴承配合部分长度 15mm，直径 25mm 蜗杆部分长度 320mm，直径 30mm，右面与轴承配合部分直径 25mm，长度 45mm，与大齿轮配合部分长度 45mm，直径 20mm右面攻丝长度 30mm。此轴结构

26、尺寸设计完之后，需要对其强度进行校核，校核思路与轴类似，经实际校核得出此轴的强度符合要求。（三）轴的设计计算 与轴设计思路一样，最小直径：mmnPAd55.55278.0029.0118330 （3.35）轴承选择：滚动轴承 6014 GB/T 276-1994 推力球轴承 51214GB/T 276-1994 轴如下图所示：毕业设计（论文）-20-下面与轴承配合部分长度 50mm，直径 70mm，,轴肩部分长度 10mm，直径 85mm，轴肩下半部分直径 80mm，长度 35mm，与蜗轮配合部分长度 52mm，直径 80mm，,蜗轮上面部分长度 100mm，直径 70mm，最上面部分长度 5

27、0mm，最小直径 40mm。此轴结构尺寸设计完之后，需要对其强度进行校核，校核思路与轴类似，经实际校核得出此轴的强度符合要求。3.1.6润滑方式的选择 因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 5(1.5 2)10./minmm r，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92中的 50 号润滑，装至一定高度。3.2 棘轮参数计算 棘轮机构的结构简单，制造方便，运动可靠；而且棘轮每次转过角度的大小可以在较大的范围内调节，这些都是它的优点。本次设计的棘轮如下图所示：毕业设计（论文）-21-本次设计的棘轮直径 258mm，宽度 27mm。共 32 齿，每次转动棘爪拨动 3 齿，偏心

28、轮转动一圈，棘轮转动 3/32。4 轴承及键的校核 4.1 轴承的校核 轴承是支承轴及轴上零件的重要部件，又分为滑动轴承和滚动轴承两大类。在本设计中根据需要都选用滚动轴承。轴承的选择在上面的设计中都已完成，现在对轴所选轴承进行校核，先求轴承承受的径向载荷 13：左轴承所受径向力：毕业设计（论文）-22-NFFFVHr2.2616.893.2452221211 （4.1）右轴承的径向力：NFFFVHr5.624.217.582222222 （4.2）已知：轴承转速min/375.9rn，运转时有中等冲击，预期寿命hLh72000 1、求比值 由于该轴承承受很小的轴向力，aF较小，则：19.00e

29、FrFa 则1X，0Y （深沟球轴承的最小e值为0.19）2、初步计算当量动载荷P arpFYFXfP （4.3）式中：pf 载荷系数 rF 径向载荷 Fa 轴向力 X 径向动载荷系数 Y 轴向动载荷系数 由查表得：pf=1.21.8 取5.1pf 所以对左轴承 NFYFXfParp8.3 9 12.2 6 15.111 对右轴承 NFYFXfParp75.935.625.122 毕业设计（论文）-23-3、求轴承应有的基本额定动载荷值：61060hnLPC （4.4）对于球轴承，3 对于左端轴承 NnLPCh13451072000375.9608.391106036611 对于右端轴承 Nn

30、LPCh75.3181072000375.96075.93106036622 4、查设计手册：对左端轴承 选kNCr141 kNCr88.70，验算如下：以小时为单位表示轴承的寿命hL（单位h）)(720001006.88.39114000375.960106010736116hLhPCnLhh （4.5）故所选轴承满足寿命要求。对右端轴承 选kNCr5.2921 kNCr8.10 计算同上，通过经验算知，所选轴承满足寿命要求。其余轴承计算同上，经验算，所选轴承满足寿命要求。4.2 键的校核 现以轴蜗轮键连接为力校核所选键是否符合强度要求,其它键的校核方法与此类似。由键的校核公式 kldTp3

31、102 （4.6）式中：毕业设计（论文）-24-k 键与轮毂键槽的接触高度，hk5.0 错误！未指定书签。键的工作长度，圆头平键bLl d 轴的直径 最终带入数值得 Mpap57.1048545105.010100023 因键、轴和轮毂的材料都是钢，查表的许用挤压应力 错误！未指定书签。=100120 Mpa,取其平均值 110 Mpa，由错误！未指定书签。错误！未指定书签。得键的连接强度符合要求。结 论 经过这次刻线机工作台的毕业设计和 CAD图的绘制，能够达到预期的设计目的，即：偏心轮带动棘轮通过减速器，实现工作台缓慢间歇转动，完成对刻度盘的刻度加工的功能，这种专用刻线机工作台不但能大幅提高生产率，降低成本，减轻工人的劳动强度，而且结构简单，易操作，还能很好的保证刻线的精度要求。在大量分析计算及查阅大量参考文献的基础上保证了轴、齿轮及所选轴承、键的强度，另外在选材方面，所选材料都是常用的材料 14，如 45 钢等，在性能上能够满足要求，且价格合适。毕业设计（论文）-25-