仪表刻线机工作台的结构设计本科学位论文.doc

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1、济南大学泉城学院毕业设计（论文）目 录摘要. .IABSTRACT.II1 前言.11.1选题背景及意义.11.2设计内容.12设计方案.32.1刻线机工作台总体结构设计.32.2刻线机工作台结构设计.33工作台主要参数的计算.63.1减速器参数计算.6 3.1.1分配传动比.63.1.2各轴功率、转速和转矩的计算.63.1.3减速器齿轮传动参数计算.73.1.4减速器蜗轮蜗杆传动参数计算.113.1.5轴的设计计算.143.1.5润滑方式的选择.203.2 棘轮参数计算.214轴承及键的校核.224.1轴承的校核.224.2键的校核.24结论.25参考文献.26致谢.27附录. . . .

2、.- 25 -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（200.050.5)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

3、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0.22。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

4、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，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

5、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）

6、 夹具部分 夹具主要用于被加工工件的固定。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

7、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。1偏心轮 2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

8、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。1偏心轮 2连杆 3棘爪 4棘轮 5弹簧挡块 （3）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

9、： 0.029/0.75=0.038kw （3.1） 2. 轴： （3.2） 3. 轴： （3.3）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0.0389.37538.7齿轮2.81250.0343.3397.5涡轮蜗杆120.0290.27810003.1.3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：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 ，。 2、按齿面接触强

10、度进行设计根据直齿圆柱齿轮的计算公式： （3.4）为区域系数，标准直齿轮时，代入上式得： 式中： K载荷系数T1小齿轮传递的转矩弹性影响系数，单位为齿宽系数许用接触应力 （3.5）由上式进行试算，即：1）确定公式内的各计算数值(1) 试选载荷系数(2) 计算小齿轮传递的转矩 （3.6） (3) 选取齿宽系数 (4) 由表查得材料的弹性影响系数(5) 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限(6) 计算应力循环次数N （3.7）式中： 应力循环次数 齿轮转速 齿轮每转一圈时，同一齿面啮合次数齿轮工作寿命（单位为）将主轴箱的工作寿命定为15年，每年工作300天，两班制，则：(7) 查表得接触疲劳寿命系

11、数： (8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，则由式 （3.8）式中： 寿命系数齿轮的疲劳极限疲劳强度安全系数2) 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 (2) 计算圆周速度 （3.9）(3) 计算齿轮的宽度 （3.10）(4) 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 (5) 计算载荷系数根据，7级精度，查得动载荷系 直齿轮， 按齿面接触疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数 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：使用系数。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：=1.423 故载荷系数： 11.1511.4231.636 （3.11）(6) 按

12、实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,得： （3.12）(7) 计算模数 (3.13)就近圆整为标准值3) 几何尺寸计算(1) 分度圆直径 (2)中心距(3) 计算齿轮宽度取 4) 验算 （3.14） （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： 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 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。轮芯用灰铸铁HT10

13、0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 a3KZEZpH2T2 （3.16）(1)确定作用在涡轮上的转矩T2T2 =1000000（Nmm）（2）确定载荷系数KK=1 KA=1.15 KV=1.05则K=KKAKV=1.1511.05=1.21 （3.17）(3)确定弹性影响系数ZE 因选用铸锡磷青铜 ZE = 160Mpa12 （4）确定接触系数Zp假设d1a=0.35 得Zp=2.9（5）确定许用接触应力HH=268Mpa计算应力循环次数N （3.18）式中： 应力循环次数 齿轮转速 齿轮每转一圈时，同一齿面啮合次数齿轮工作寿

14、命（单位为）将主轴箱的工作寿命定为15年，每年工作300天，两班制，则： 寿命系数KHV=811.44=0.953H= KHVH=255.6Mpa（6）计算中心距a31.2110000001602.9255.62=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 d1=63 此时d1a=0.35 则Zp=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Z1=4轴向齿距pa=19.782 mm 齿顶圆直径da1=75.6mm齿根圆直径df1=49.9mm分度圆导程角=21485蜗杆轴向齿厚Sa=9.891mm蜗杆齿宽b=106mm（2

15、）蜗轮蜗轮齿数Z2=48变位系数x2=-0.4268蜗轮分度圆直径d2=486.3=302.4mm蜗轮喉圆直径da2=315mm蜗轮齿根圆直径df2=287.3mm蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-0.5da2=22.5mm蜗轮宽度B=75.60.7=53mm5、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

16、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：（一） 轴的设计轴的材料为选择45钢, 调质处理。1、轴上的功率，转速，转矩分别为： （3.19） （3.20）式中： 输入的功率 轴传递的功率 输入转速 轴的转速 轴所受的扭矩查得=118 （3.21）2、求作用在齿轮上的力已知：大齿轮齿数，其分度圆直径为 （3.22） （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

17、计具体结构如下图：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图和垂直面内的弯矩图，然后计算总弯矩并做出图，如下图所示。做图过程如下：已知 1）根据图（b)得： （3.24）

18、（3.25）代入数据得： 计算得： 图2.5 轴的载荷分析图2)同理根据图(c) 计算如下 （3.26） （3.27）代入数据： 计算得： 总弯矩 （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： （3.29）式中： 轴的计算应力，单位为 轴所受的弯矩，单位为 轴的抗弯截面系数，单位为 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力下面计算心轴的抗弯截面系数： （3.30）所以 （3.31）轴的扭转强度条件为： （3.32）式中： 扭转切应力，单位为 轴所承受的扭矩，单位 轴的抗扭截面系数，单位为 轴的速度，单位为 轴传递的功率，单位为 计算截面处轴的直径，单位为 许用扭

19、转切应力，单位为代入数据，得进行弯扭强度应力计算： （3.33）已选定的材料为45钢，调质处理，由设计手册查得：因此 ，故安全。（二）轴的设计与轴设计思路一样，最小直径： （3.34）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： （3

20、.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： 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50mm，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 ，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-

21、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：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：左轴承所受径向力： （4.1）右轴承的径向力： （4.2）已知：轴承转速，运转时有

22、中等冲击，预期寿命1、求比值由于该轴承承受很小的轴向力，较小，则： 则， （深沟球轴承的最小值为0.19）2、初步计算当量动载荷 （4.3）式中： 载荷系数 径向载荷 轴向力 径向动载荷系数 轴向动载荷系数由查表得：=1.21.8 取所以对左轴承 对右轴承 3、求轴承应有的基本额定动载荷值： （4.4）对于球轴承，对于左端轴承对于右端轴承 4、查设计手册： 对左端轴承 选 ，验算如下：以小时为单位表示轴承的寿命（单位） （4.5） 故所选轴承满足寿命要求。对右端轴承 选 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

23、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 （4.6）式中： 键与轮毂键槽的接触高度， 键的工作长度，圆头平键 轴的直径最终带入数值得因键、轴和轮毂的材料都是钢，查表的许用挤压应力=100120 Mpa,取其平均值110 Mpa，由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，如45钢等，在性能上能够满足要求，且价格合适。