雙柱式機械式舉升機設計(論文 cad圖紙全套).

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1、 畢業(yè)設計（論文） 院 系： XX學院 姓 名： 專 業(yè)： 機械設計 學 號： 4200209320XXX 指導教師： XX老師 XX大學X學院 2016年9月 畢業(yè)設計（論文）任務書 （應由學生本人按指導教師下達的任務認真謄寫） 姓名 專業(yè) 機械設計 指導教師 XXX 學號 4200209320194 入學時間 2014.09 網站（院系） 機械學院 一、課題

2、名稱 二、課題內容 三、課題任務要求 四、同組設計者 五、主要參考文獻 1 陳紹龍，劉懷平.從選粉濃度解讀高效轉子選粉機技術：[文獻]，鹽城：科行建材環(huán)保公司，2004 2 許林發(fā).建筑材料機械設計（一）.武漢：武漢工業(yè)大學出版社，1990 3 潘孝良.硅酸鹽工業(yè)機械過程及設備.武漢：武漢工業(yè)大學出版社，1993 4 葉達森.粉碎與制成.北京：中國建筑工業(yè)出版社，1992 5 汪讕.水泥工程師手冊.北京：中國建筑工業(yè)出版社，1997.12 6 朱昆泉，許林發(fā).建材機械工程手冊.武漢：武漢工業(yè)大學出版社，2000.7 7

3、 楮瑞卿.建材通用機械與設備.武漢：武漢工業(yè)大學出版社，1996.9 8 方景光.粉磨工藝及設備.武漢：武漢理工大學出版社，2002.8 9 劉景洲.水泥機械設備安裝、修理及典型實例分析.武漢：武漢工業(yè)大學出版社，2002.10 10 劉鐵忠.TLS系列組合式選粉機的開發(fā).水泥技術，1999（1）：19 11 徐灝.機械設計手冊.3.第2版.北京：機械工業(yè)出版社，2002.6 12 胡宗午，徐履冰，石來德.非標準機械設備設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2002.9 13 成大先.機械設計手冊.2.第4版.北京：化學工業(yè)出版社，2002.1 14

4、成大先.機械設計手冊.3.第4版.北京：化學工業(yè)出版社，2002.1 15 成大先.機械設計手冊.4.第4版.北京：化學工業(yè)出版社，2002.1 16 數字化手冊編委會.機械設計手冊(軟件版)R2.0.機械工業(yè)出版社，2003.1 17 陳秀寧、施高義.機械設計課程設計.浙江：浙江大學出版社，2002 18 武漢建筑材料工業(yè)學院等學校.建筑材料機械及設備.北京：中國建筑工業(yè)出版社，1980 19 徐錦康.機械設計.第2版.北京：機械工業(yè)出版社，2002 20 吳一善主編.粉碎學概論.武漢：武漢工業(yè)大學出版社，1993 21 沈世德.機械原理.北京：機械工業(yè)出版社，2

5、002 指導教師簽字 教研室主任簽字 年 月 日 （此任務書裝訂時放在畢業(yè)設計報告第一頁） 摘要 雙柱機械式汽車舉升機，它包括兩個框形舉升柱，兩個垂直滑動在該框形舉升柱上的升降滑架，兩個托臂和兩個軌道式托板，其特征在于所述框形舉升柱是由結構在下部的底板升底梁升矩形齒輪箱及矩齒輪箱兩側短邊向上延伸的方形導柱連接上部的橫梁構成的整體；所述框形舉升柱下面的矩形齒輪箱其中一個是安裝電動機的驅動箱；而所述升降滑架是由兩個平行固定在其上的托臂穿過所述軌道式托板上滑

6、套的孔位相互連接。 關鍵詞 滑動螺旋副 導軌 絲杠 制動器 組合開關 Abstract Shuangzhu mechanical vehicle lift, which includes two box-shaped Jusheng pillar, two vertical sliding in the box-shaped piece of Jusheng-piece aircraft, two up and two track-holding arm, their identity is in Jusheng pillar box

7、-shaped structure in part by the end of Liang-bed or carpenter's square or rectangle gear boxes and gear boxes on both sides of a square-short margin upward extension of the upper beam connecting a pillar overall; Jusheng pillar box is described below rectangle gear boxes installed electric motors i

8、s one of the driving boxes; and the piece-by-two parallel fixed in its orbit above the occasional arm-supporting, through the Hua Tao Kong spaces interlinked. Key words Glide the spiral pair and lead the track, silk to carry on the shoulder, make to move the machine and combine the switch

9、 目 錄 摘要 1 Abstract 2 第一章 緒論 5 1.前言 5 2.舉升機概述 6 第二章 升舉裝置的總體設計 7 1.設計題目 7 2.設計方案 7 3.方案選擇 7 4.實習考察 7 5.確定總設計計劃 7 6.方案的實施 8 第三章 機械傳動系統 9 1.方案的擬定 9 2.在擬定機械傳動系統方案時，應考慮以下原則 10 3.傳動類型選擇的依據 10 4.滑動螺旋傳動的特點及計算 14 第四章 滾動直線導軌套副 19 1.導軌的類型及其特點 20 2.導軌的設計要求 20 3.導軌的設計程

10、序及內容 20 4.精密導軌的設計原則 20 5.導軌類型的選擇原則 21 第五章 絲杠同步轉動的鏈傳動 24 1.滾子傳動的設計 25 2.滾子鏈傳動的設計計算 25 3.滾子鏈的靜強度計算 29 4.滾子鏈的使用壽命計算 30 5.滾子鏈鏈輪 33 6.滾子鏈鏈輪的基本參數和主要尺寸 34 第六章 帶傳動及其有關計算 35 1.帶傳動 35 2.帶和帶傳動的形式 35 3. V帶傳動 35 5.基準寬度制帶傳動的設計計算 36 6. 帶傳動的效率 40 7. V帶帶輪 41 8.帶輪的結構 41 9.帶輪的技術要求 41 10.帶輪的技術要求 4

11、2 11.V帶傳動的主要失效形式 43 第二部分 機電控制系統 44 第一章 制動器的選擇及其計算 44 1制動器 44 2 制動器的分類、特點及應用 44 3.制動器的選擇 44 4．制動器的性能參數及主要尺寸 45 第二章 開關的選擇 46 1.HZ5B-1型組合開關 47 2.LXJ6系列接近開關 47 第三部分 使用及其效益 47 1.使用時注意事項 48 2.升舉機安全操作規(guī)程 48 第二章 經濟效益分析 48 結論 49 謝 辭 51 附錄1——（專題） 54 附錄1——外語翻譯（原文） 63 附錄2——外語翻譯(譯文) 86 　

12、 第一章 緒論 1.前言 現代汽車工業(yè)隨著科學技術的飛速發(fā)展而日新月異, 新工藝、新材料、新技術廣泛運用, 特別是電子技術、液壓技術在汽車上應用, 使當今的汽車是集各種先進技術的大成, 新穎別致的汽車時時翻新。而現代汽車的故障診斷不再是眼看、耳聽、手摸, 汽車維修也不再是師傅帶徒弟的一門手藝, 而是利用各種新技術的過程。隨著汽車技術的快速發(fā)展, 日益呈現出汽車維修的高科技特征, 與其同時汽車維修理念也不斷更新。 隨著汽車技術的發(fā)展, 維修設備也隨之產生了質的變化。汽車保修設備的生產, 也不再是多以機具類為主。20世紀90年代以來, 一批批先進的進口汽車檢測設備

13、和儀器涌入國門。四輪定位儀、解碼器、汽車專用示波器、汽車專用電表、發(fā)動機分析儀、尾氣測試儀及電腦動平衡機等,這些昔日人們十分陌生的檢測設備, 已經成為現代維修企業(yè)的必備工具。而這些檢測設備, 本身就是高科技化的產品, 是電子檢測技術、電腦技術的高級集成物。要熟練地操作使用這些檢測設備, 技術人員需要經過嚴格的培訓, 并要掌握外語和電腦技術, 才能掌握正確的使用方法, 充分發(fā)揮檢測設備的各項功能。這種高科技化的現代汽車檢測設備, 使現代汽車維修的科技含量大為提高。 加入WTO對中國汽車維修業(yè)的影響是巨大的。為了適應售后服務的要求, 國外汽車維修業(yè)將相繼進入中國市場, 國外汽車維修業(yè)的介入給中國

14、汽車維修市場提供了一個較為先進的高效的國際技術環(huán)境, 對促進國內汽車維修業(yè)的更新改造、加速汽車維修業(yè)技術進步的進程, 將起到良好的推動作用。 傳統的汽車維修方式、維修制度以及經營模式必然被現代汽車維修方式所代替。以往的汽車維修往往就維修談維修, 現代汽車維修是汽車銷售、零件銷售、資訊及售后服務四位一體緊密結合。汽車維修的新趨勢是維修對象的高科技化、維修設備現代化、維修咨詢網絡化、維修診斷專家化、維修管理電腦化及服務對象的社會化。國外汽車維修企業(yè)以汽車服務貿易的形式進入國內市場, 使我國汽車維修行業(yè)將面臨嚴峻形勢, 而在汽車維修企業(yè)發(fā)展要素中, 起主導作用的因素將是: 管理、技術、裝配和信息。

15、倡導汽車維修行業(yè)的服務優(yōu)質化、品牌化、現代化, 勢在必行。 2.舉升機概述 絲桿采用一次滾壓成形，螺母使用高強度進口尼龍，既保證使用安全性和堅固度，又使得更換方便;精心選材，并由專門設計工作室進行外觀和技術設計；通過鏈條傳動，實現主副滑架同步運行。 本產品適用于將自重小于3200kg的轎車、輕型旅行車、客貨兩用車、輕型貨車整車舉升并固定到所需工作高度，進行多種維修、保養(yǎng)或清洗作業(yè)。 　技術參數 .額定舉升質量：3000kg .最大舉升高度：2000mm .托盤距地面最低高度：160mm .全行程上升時間：≤4min .全行程下降時間：≤60S .驅動方式：電機驅動、絲桿傳

16、遞懸臂托舉 .電機功率：3KW .工作電壓：380V .控制電壓：220V .噪音：≤80dB（A） .外形尺寸：1400mm×3160mm×2556mm 第二章 升舉裝置的總體設計 1.設計題目：小轎車維修用升舉裝置的設計 題目設計要求： 1 .升舉重量3000㎏。 2 .升舉高度距地面2m。 3 .升舉速度3-4m/min。 4 .轎車尺寸:1800×2600×1600 （mm） 2.設計方案：（機械傳動范圍之內） 1.擬定方案為齒條傳動，采用以齒條為承載軌道進行同步升舉。機械能轉化率高，但承載較次。 2.擬定方案為滾珠

17、絲杠傳動，采用以旋轉運動轉化為直線運動，平穩(wěn)輕便快捷，機械能轉化率低。 3.擬定方案為滑動螺旋傳動，采用以旋轉運動轉化為直線運動，平穩(wěn)承載能力強，機械能轉化率低。 3.方案選擇： 根據題目要求和現實狀況選用滑動螺旋傳動為最佳，能夠實現重載升舉，轉化率低，易于控制，速度要求不是很高，平穩(wěn)安全。 4.實習考察： 實習考察過程中并未見到此種類型的維修用升舉裝置，見到的是以液壓升舉為主的升舉裝置，從液壓升舉到絲杠升舉的傳動方式改變的實現非常困難，同時發(fā)現兩種不同升舉的差異體現在立柱承受重載的大小不同，于是決心從液壓到絲杠轉換。 5.確定總設計計劃： 1.首先確定絲杠能否承載近3噸重的升舉

18、載荷，結果不能。 2.選用導軌類型，實現絲杠和導軌的同載升舉。 3.設想絲杠和導軌同時升舉承載的布局設置，實現升舉的可行性。 4.對于平穩(wěn)升舉安全升舉的控制方式進行設定和選擇，決定用制動閥限制絲杠的旋轉，來實現升舉的定位。 5.同步升舉的實現選擇，初步設想兩種方案，一是通過蝸桿與絲杠來實現同步旋轉，二是通過鏈傳動來實現絲杠的同步旋轉，最后選用鏈傳動。 6.電動機與絲杠實現動力傳動的方案選擇，一是通過鏈傳動來實現，二是通過帶傳動來實現，三是通過齒輪嚙合來實現，最后選用帶傳動，噪聲小，靠摩擦傳動傳動效率較高。 7.箱體選擇。 8.限位安全的設定。 9.開關控制的選擇. 6.方案的

19、實施。 第三章 機械傳動系統 1.方案的擬定 機械傳動系統的設計是一項比較復雜的工作，為了較好地完成此項任務，不僅需要對各種傳動機構的性能、運動、工作特點和適應場合等有較深入而全面的了解，而且需要具備比較豐富的實際知識和設計經驗．此外，機械傳動系統的設計并無一成不變的模式可循，而是需要充分發(fā)揮設計者的創(chuàng)造能力．但是，大體上都要經過以下一些步驟： (1) 根據預期完成的生產任務，選定機器的工作原理和傳動方案，兩者緊密相關．機器可以按不同的工作原理來完成同一生產任務，因而其傳動方案也就不同．例如螺栓的螺紋可以用車削、攻螺紋或滾螺紋的方

20、法來完成．即使采用同一種工作原理，也可以擬定出幾種不同的傳動方案；例如用展成法加工齒輪，采用不同的刀具可以分別用滾齒機或插齒機來完成，但這兩種機床的傳動方案完全不同．應從機械的工作性能、適應性、可靠性、先進性、工藝性和經濟性等多方面考慮，來擬定和評比各種傳動方案，然后加以確認． 根據機器的工作原理和傳動方案，便可確定出機器所需要的執(zhí)行構件的數目、運動形式，以及它們之間的運動協調配合關系等要求．對于多執(zhí)行構件的機器，如要求各執(zhí)行構件在運動的時間的先后上和運動位置的安排上必須準確而協調的相互配合時，則應畫出機械的工作循環(huán)圖，它有直線式、圓周式和直角坐標式三種． (2) 確定個執(zhí)行構件的運動參數

21、和生產阻力，并選定原動機的類型、運動參數和功率等． (3) 合理選擇機構的類型，擬定機構的組合方案，繪制機械傳動的示意圖． (4) 根據執(zhí)行構件和原動機的運動參數，以及各執(zhí)行構件運動的協調配合要求，確定各構件的運動參數和各構件的幾何參數，按GB4460-1984機動示意圖中的規(guī)定符號繪制機械傳動系統的機構運動簡圖． (5) 根據機器的生產阻力或原動機的額定轉矩進行機械中力的計算（如確定各級傳動軸傳遞的轉矩和各零件所承受的載荷等），作為零件承載能力計算的依據． (6) 在分析計算的基礎上，按確認的機械傳動系統的機構運動簡圖，繪制機器的總裝配圖、零件圖和部件圖。 (7) 對有些機器在基本

22、完成總圖的基礎上，尚需進行動力學計算，以便確定是否需要加裝飛輪及配置平衡重量等。 2.在擬定機械傳動系統方案時，應考慮以下原則 (1) 采用盡可能短的運動鏈，以利于降低成本、提高傳動效率和傳動精度。 (2) 應使機械有較高的效率，對單流傳動應提高每一傳動環(huán)節(jié)的傳動效率，對分、匯流傳動應提高功率大的功率流路線中各傳動件的傳動效率。 (3) 合理安排傳動機構的順序。轉變運動形式的機構通常安排在運動鏈的末端，靠近執(zhí)行構件處，摩擦傳動（帶、機械無級變速器等）以及圓錐齒輪（大尺寸者難于制造）一般安排在傳動的高速部位。 (4) 合理分配傳動比。各種傳動均有一個合理使用的單級傳動比值，一般不應超過

23、；對于減速的多級傳動，按照“前小后大”的原則分配傳動比為有利，但相鄰兩級傳動比的差值不要太大。增速的多級傳動亦遵循這一原則。 (5) 保證機械的安全運轉。如無自鎖性能的機構應設置制動器；為防止機械過載損壞，應設置安全聯軸器或有過載打滑的摩擦傳動機構，為防止無潤滑而運行，應設置連鎖開關，保證機器工作前潤滑系統先行工作等。 3.傳動類型選擇的依據 機械傳動系統的兩大基本任務是保證工作機實現預期的運動要求和傳遞動力。如工作機是現有的機器，則傳動系統的設計任務僅在于選擇一合理的傳動，使動力機的輸出與工作機的輸入相匹配即可。如設計任務是實現執(zhí)行構件與動力機的匹配，則傳動系統的設計就比較復雜，需要分

24、析執(zhí)行構件的運動要求：行程、速度、加速度、調速范圍、實現位置要求、實現函數要求、實現軌跡要求、實現急回要求、停歇要求、相互間的動作配合要求；以及動力要求：力、轉矩和功率等。在選定動力機后，根據運動和動力的要求來確定傳動系統方案并進行具體設計，這時，傳動系統就可能包含連桿機構、凸輪機構和間歇運動機構等。選擇傳動類型時，應綜合考慮下列條件： 根據滑動螺旋副的螺紋種類、特點和應用選用梯形螺紋（GB5796.1~5796.3-1986）代號Tr，它的牙型角為30 o，螺紋副的小徑和大徑處有相等的徑向間隙，螺紋工藝好，牙根強度高，內外螺紋的對中性好，采用剖分式螺紋可調整、消除軸向間隙。但傳動效率比矩形

25、和鋸齒型螺紋低。它是螺旋傳動中最常用的一種。 梯形螺紋牙型與基本尺寸 牙型見表1.1-1其基本尺寸見GB/T5796.1~5796.3-1986。牙型角，螺紋副的小徑和大徑處有相等的徑向間隙，螺紋工藝性好，牙根強度高，內、外螺紋的對中性好，采用部分式螺母可調整、消除軸向間隙。但傳動效率比矩形和鋸齒型較低。它是螺旋傳動中最常用的一種。 圖1 表1.1-1 梯形螺型 (mm) 牙型圖 名稱 符號 計算公式 圖1所

26、示 外螺紋大徑 d 螺距 P 牙頂間隙 ac P 2~5 6~12 14~44 ac 0.25 0.5 1 `基本牙型高 H1 H1=0.5P 外螺紋牙型高 h3 h3= H1+ ac 內螺紋牙高 H4 H4=h3 牙頂高 Z Z=H1/2 外螺紋中徑 d2 d2=d-2Z 內螺紋中徑 D2 D2=d-2Z 外螺紋小徑 d3 d3=d-2h3 內螺紋小徑 D1 D1=d-2H1

27、 內螺紋大徑 D4 D4=d+2ac 外螺紋牙頂圓角 R1 R1max=0.5ac 內、外螺紋牙底圓角 R2 R2max=ac 圖2 4.滑動螺旋傳動的特點及計算 特點：螺旋傳動主要由螺桿和螺母組成。除自鎖螺旋外，一般用來把螺旋運動變成直線運動

28、，也可把直線運動變成旋轉運動，同時進行能量和力的傳遞，或者調整零件間的相互位置。 計算：如下 表1.1-2滑動螺旋傳動的設計計算 計算項目 單位 計算公式、參數選擇和說明 實例計算結果 耐 磨性 螺桿中徑d2 mm d2= 式中?—螺紋形式系數，梯形、巨型螺紋?=0.8.F—軸向（N） Ψ—螺母長度L與螺桿中徑d2之比，部分式螺母為2.5~3.5。[P] —許用壓強（Mpa）見表6.1-14（現代機械傳動手冊）F=8000N 已知d=44,（查GB/T5796.3-1986) d2=38

29、 計算項目 單位 計算公式、參數選擇和說明 實例計算結果 耐磨性 公稱直徑d和螺距P mm 根據上式算出的d2按螺紋的標準基本尺寸系列選取相應的d和P 得d=44 P=12 螺紋導程Ph mm Ph=ZP Z —螺紋線數 Ph=12 Z=1 螺紋旋合長度L mm L=Ψd2 L=100 Ψ=2.63 旋合圈數m m=L/P一般m≤10~12 m=8.33 螺紋工作高度H1(h) mm 梯形螺紋H1=0.5P H1=6 螺紋表面工作壓強P Mpa P= P=1.68滑動速度v

30、=3~4m/min 由表6.1-14，[p]=5.6~8校核合格 壓強校合 p≤[p] 驗算項目 螺紋升角λ （°） λ=arctan(Ph/πd2) λ=5°44′ 當量摩擦角ΦT （°） Φ=arctanfT fT=f/cosβ 由表6.1-12，ΦT=4°45′~5°53′取φT=5°20′ 反行程自鎖條件 λ≤ΦT λ=5°44′﹥ΦT=5°20′不自鎖 螺桿強度 螺旋傳動的轉矩T N·mm T=0.5Fd2tan(λ+φT) T=24270.27 當量應力σ Mpa σ= σ=11.16 d3=31 強

31、度條件 σ≤[σ]式中[σ]-螺桿材料的許用應力（ Mpa）,查表6.1-15 [σ]=68~120﹥σ螺桿滿足強度條件 計算項目 單位 計算公式、參數選擇和說明 實例計算結果 螺紋牙強度 螺紋牙底寬度b mm 梯形螺紋b=0.65p b=7.8 剪切 應力τ Mpa 螺母：τ=F/(dπbm) τ=0.89﹤[τ]=30 ~40 強度條件 τ≤[τ] 彎曲 應力σb Mpa 螺母：σb=3（FH1）/(dπmb2) σb=2.06<[σb]=40~60 強度條件

32、σb≤[σb] [τ]和[σb]查表6.1-15。因螺母的材料強度通常低于螺桿，因此一般只校驗螺母螺紋牙的強度。僅在螺桿與螺母材料相同時，才驗算螺桿的螺紋牙強度 螺紋牙強度足夠 螺桿的穩(wěn)定性 柔度λr λr=μLw/i式中μ—長度系數，查表6.1-17Lw—螺桿的最大工作長度i—螺桿危險截面的慣性半徑（mm）,i=d3/4 λr=216.8 μ=0.7 Lw=2400 i=7.75 臨界載荷F0 N λr﹥85~90時，F0=π2EA/λr2未淬火鋼，式中E—螺桿材料的彈性模量，鋼材的E=207000(Mpa)A—螺桿危險截面的面積（mm2）,

33、A=πd32/4 F0=32757 A=754.39 穩(wěn)定性的合格條件 F0/F≥2.5~4如不滿足，應增大螺桿直徑d3 F0/F=4.1﹥2.5~4,合格 螺桿的剛度 軸向載荷F使每個螺紋導程產生的變形量δF mm δF= δF=0.000615 轉矩T使每個螺紋導程產生的變形量δT mm δT=式中G—螺桿材料的切變模量，鋼的G=83000Mpa δT=0.000074 每個螺紋導程的總變形量δ mm δ=δF±δT 當軸向載荷F與運動方向相反時取“＋”號 δ=0.000689 單位長度變

34、形量△ △=δ/Ph精度要求不高的場合，[△]=（8~10）×0.00001 △=0.000057﹤[△]= (5~6)×0.00001螺桿剛度合格 計算項目 單位 計算公式、參數選擇和說明 實例計算結果 螺桿的橫向振動 臨界轉速n0 r/min n0= 式種L—螺旋傳動中主動件上的轉矩(N·m) μ1—支撐系數,查表6.1-17 —密度(㎏/mm )對于 鋼=0.0000078(㎏/mm ) n0=653 L=3000 μ1=3.927 工作轉速n的校合 n≤0.8 n0 n=80≤645滿

35、足要求 動力計算 驅動功率 kw P=式中T—螺旋傳動中主動件上的轉矩 n—螺旋傳動中主動件的轉速 F—螺旋傳動中移動件的軸向力 v—螺旋傳動中移動構件的線速度 —螺旋傳動的正行程效率,見表6.1-12 1—從動力源到螺旋傳動主動件間的機械效率 1=0.985 =0.57 P=0.9kw 滑動螺旋副工作時主要承受轉矩、軸向拉（壓）力，設計時應根據工作情況，判定其實效形式，確定相應的計算準則。 滑動螺旋副的主要實效形式是磨損，故螺桿的直徑和螺母的高度通常是按耐磨性計算確定的。傳力較大或受沖擊載荷的傳力螺旋，應校核螺桿危險截面的強度及螺母螺紋牙的剪切和彎曲強度

36、。 對精度要求較高的傳動螺旋，應根據剛度確定或校核螺桿的直徑。 對長度比較大的受壓螺桿，因其易產生側向彎曲，需校核其穩(wěn)定性。長徑比較大，轉速又較高的螺桿，可能發(fā)生橫向振動，應校核其臨界轉速。 對有自鎖要求的螺旋傳動,要驗算其能否滿足自鎖條件。 第四章 滾動直線導軌套副 按運動學原理,所謂導軌就將運動構件約束到只有一個自由度的裝置。這個一個自由度可以是直線運動或者是回轉運動。 導軌裝置，在機械中是使用頻率較高的零部件之一。沒有不使用導軌的金屬切削機床；在測量機、繪圖機上，導軌是它們的工作基準；在其他機械中，例如軋機、壓力機、紡織機等也都離不

37、開導軌的導向。由此可見，導軌的精度、承載能力和使用壽命等都將直接影響機械的工作質量。 1.導軌的類型及其特點 導軌按運動軌跡劃分，可分為直線運動導軌和圓周運動導軌。 2.導軌的設計要求 (1) 幾何精度就是通常所說的導向精度，即運動的直線度或回轉精度； (2) 運動精度包括兩方面的內容：一是運動的平穩(wěn)性，二是定位精確； (3) 具有足夠的承載能力和剛度，使用壽命長； (4) 結構簡單、工藝性好、便于調整和維修； (5) 具有良好的潤滑和防護裝置。 3.導軌的設計程序及內容 (1) 根據工作條件、載荷特點，確定導軌的類型、截面形狀和結構尺寸。 (2) 進行導軌的力學計算

38、，選擇導軌材料、表面精加工和熱處理方法以及摩擦面硬度匹配。 (3) 設計導軌的配合間隙和預加載荷調整機構。 (4) 設計導軌的潤滑系統及防護裝置。 (5) 制定導軌的精度和技術條件。 4.精密導軌的設計原則 對幾何精度、運動精度和定位精度要求較高的導軌，在設計時還必須考慮如下一些原則： 使導軌系統能達到誤差相互補償的效果，必須滿足下列三個條件： (1) 導軌間必須設計中間彈性環(huán)節(jié)，如使用滾動體、粘貼塑料、靜壓油膜等。 (2) 導軌間要有足夠的預緊力，使接觸的誤差能進行補償。預緊力不大于使中間彈性體發(fā)生永久變形時的變形力。 (3) 導軌要有較高的制造精度，要求導軌的

39、制造誤差小于中間彈性體的變形量。 5.導軌類型的選擇原則 (1) 精度互不干涉原則： 導軌的各項精度制造和使用時互不影響才易得到較高的精度。如矩形導軌的直線性與測面導軌的直線性在制造時互不影響；又如平——V導軌的組合，上導軌的橫向尺寸的變化不影響導軌的工作精度。 (2) 靜、動摩擦系數相接近的原則；例如選用滾動導軌或塑料導軌，由于摩擦系數小且靜、動摩擦系數相近，所以可獲得很低的運動速度和很高的重復定位精度。 (3) 導軌能自動帖合的原則；要使導軌精度高，必須使相互結合的導軌有自動帖合的性能。對水平位置工作的導軌，可以靠工作臺的自重來貼合的性能。對水平位置工作的導軌，可以靠工作臺

40、的自重來貼合；其他導軌靠附加的彈簧力或者滾輪的壓力使其鐵合。 (4) 移動的導軌在移動過程中，始終全部接觸的原則：也就是固定的導軌長，移動的導軌短。 (5) 對水平安置的導軌，以下導軌為基準，上導軌為彈性體的原則：以長的固定不動的下導軌為剛性較強的剛體為基準，移動部件的上導軌為能具有一定變形的彈性體。 (6) 能補償因受力變形和受熱變形的原則：例如龍門式機床的橫梁導軌，將中間部位制成凸形，以補償主軸箱移動到中間位置時的彎曲變形。 6.導軌材料與熱處理 (1) 導軌材料的要求和匹配： 用于導軌的材料應具有良好的耐磨性、摩擦系數小和動靜摩擦系數差小。加工和使用時產生的內應力小，

41、尺寸穩(wěn)定性好等性能。 導軌副應盡量由不同材料組成，如果選用相同材料，也應采用不同的熱處理或不同的硬度。通常動導軌（短導軌）用較軟耐磨性底的材料，固定導軌（長導軌）用較硬和耐磨材料制造，材料匹配對耐磨性影響見表： 導軌材料匹配及其相對壽命 導軌材料及熱處理 相對壽命 導軌材料及熱處理 相對壽命 鑄鐵/鑄鐵 1 淬火鑄鐵/淬火鑄鐵 45 鑄鐵/淬火鑄鐵 23 鑄鐵/鍍鉻鑄鐵 34 鑄鐵/淬火鋼 >2 塑料/ 鑄鐵 8 (2) 導軌材料與熱處理 導軌材料主要是灰鑄鐵和耐磨鑄鐵 灰鑄鐵通常以HT200或HT300做固定導軌，以HT150或HT200做動導軌。

42、 (3) 導軌的熱處理 一般重要的導軌，鑄件粗加工后進行一次時效處理，高精度導軌鑄件半精加工后還需進行第二次時效處理。 7.常用的淬火方法 （1） 高、中頻淬火，淬硬層深度(12)mm，硬度(4550)HRC. （2） 電接觸加熱自冷表面淬火，淬硬層深度(0.20.25)mm，顯微硬度600HM左右。這種淬火方法主要用于大型鑄件導軌。 8.滾動直線導軌副的結構與特點 結構：滾動直線導軌副是由導軌、滑快、鋼球、反向器、保持架、密封端蓋及擋板等組成。當導軌與滑塊作想對運動時，鋼球沿著導軌上的經過淬硬和精密磨削加工而成的四條滾道滾動，在滑塊端部鋼球又通過反向器進入反向孔后再進入滾道，

43、鋼球就這樣周而復始地進行滾動運動，反向器兩端裝有防塵密封端蓋，可有效地防止灰塵、屑末進入滑塊內部。 特點： (1) 動靜摩擦力之差很小、摩擦阻力小，隨動性極好。驅動功率小，只相當于普通機械的十分之一。 (2) 承載能力大，剛度高。導軌副滾道截面采用合理比值(溝槽曲率半徑，為鋼球直徑)的圓弧溝槽，因而承載能力及剛度比平面與鋼球接觸大大提高。 (3) 能實現高速直線運動，其瞬時速度比滑動導軌提高10倍。 (4) 采用滾動直線導軌副可簡化設計、制造和裝配工作、保證質量、縮短時間、降低成本。導軌副具有“誤差均化效應”從而降低基礎件(導軌安裝面)的加工精度，精銑或精刨即可滿足要求。 9

44、.定壽命計算 滾動直線導軌副額定壽命的計算與滾動軸承基本相同。 式中 L—額定壽命(Km); —額定動載荷(kN); P—當量動載荷(kN); z—導軌上滑塊數； —指數，當滾動體為滾珠時，=3，當滾柱時，； —額定壽命單位(km)，滾珠時，，滾柱時，； —硬度指數 = —溫度系數，查取=1； —接觸系數，查取=1.00； —精度系數，查取=1.0； —載荷系數，查取=1.8； —受力最大的滑塊所受的載荷(kN),計算方法見下

45、表： 工作條件 無外部沖擊或振動的低速運動的場合，速度小于 11.5 無明顯沖擊或振動的中速運動場合，速度為1560m/min 1.52 有外部沖擊或振動的高速運動場合，速度大于60m/min 23.5 第五章 絲杠同步轉動的鏈傳動 1.滾子傳動的設計 滾子鏈傳動選擇指導 國家標準GB/T 18150-2000《滾子鏈傳動選擇指導》，是鏈傳動設計選擇標準，也是確保鏈條質量的標準，而且是對鏈條質量最低要求的標準。此標準等同采用ISO10823。鏈傳動屬于具有中間撓性件的嚙合傳動，它兼有齒輪傳動和帶傳動的一些特點。與齒輪傳動相比，鏈傳動的制造與安裝精度要

46、求較低，鏈齒輪受力情況較好，承載能力較大；有一定的緩沖和減振性能；中心距可大而結構輕便。與摩擦型帶傳動相比，鏈傳動的平均傳動比準確；傳動效率較高；鏈條對軸的拉力較?。煌瑯邮褂脳l件下，結構尺寸更為緊湊；此外，鏈條的磨損伸長比較緩慢，張緊調節(jié)工作量較小，并且能在惡劣環(huán)境條件下工作。鏈傳動的主要缺點是：不能保持瞬時傳動比恒定；工作時有噪聲；磨損后易發(fā)生跳齒，不適用于受空間限制要求中心距小以及急速反向傳動的場合。鏈傳動的應用范圍極廣。通常，中心距較大、多軸、平均傳動比要求準確的傳動，環(huán)境惡劣的開式傳動，低速重載傳動，潤滑良好的高低速傳動等都可成功的采用鏈傳動。按用途不同，鏈條可分為：傳動鏈、輸送鏈和起

47、重鏈。在鏈條的生產與應用中，傳動用短節(jié)距精密滾子鏈（簡稱滾子鏈）占有最主要的地位。通常，鏈傳動的傳動功率在100Kw以下，鏈速在15m/s以下。鏈傳動的效率，對于一般傳動，其值約為0.94~0.96；對于用循環(huán)壓力供油潤滑的高精度傳動，其值約為0.98。 2.滾子鏈傳動的設計計算 設計鏈傳動的已知條件： 所傳遞功率P(kw)； 1， 主動和從動機械的類型； 2， 主、從動軸的轉速n1、n2（r/min）和直徑； 3， 中心距要求和布置； 4， 環(huán)境條件。 滾子鏈傳動的一般設計計算方法見下表 項目 符號 單位 公式和參數選擇 說明

48、鏈輪 齒數 z1 z2 傳動比i= =25 為傳動平穩(wěn)，鏈速增高時，應選較大的,高速或受沖擊載荷的鏈傳動，至少25齒，且鏈輪齒應淬硬 項目 符號 單位 公式和參數選定 說明 修正 功率 =1.98 p-輸入功率 -工況系數 -主動鏈輪 齒數系數 鏈條節(jié)距 根據修正功率和鏈輪轉 速由圖14.2-2或圖14.2-3選 用合理的節(jié)距 =38.1 ， 初定中心距 推薦=脈動載 荷無張緊時，

49、 ， =3048 首先考慮結構要求定 中心距，有張緊 裝置或托板時，可大于；對于中心距不能調整的傳動， ＜4 ≥4 鏈長節(jié)數 =185， 圓整為整 數，宜取偶 數，以避免 過度鏈節(jié)。 =186 實際鏈條節(jié)數 圓整為，鏈條長度為 =7.0866m 最大中心距 ，式中 =161，=3067.05 實際中心距 =， 應保證 鏈條松邊有合適的垂度 鏈速 低速傳動 有效圓周力 項目 符號 單

50、位 公式和參數選定 說明 作用 于軸 上的 拉力 對接近于垂直布置的傳動 潤滑 用油壺或油刷定期人工潤滑； 參見圖14.2-5、 表14.2-8 小鏈 輪包 角 要求 合格 3.滾子鏈的靜強度計算 在低速重載鏈傳動中，鏈條的靜強度占有主要地位，通常視為低速傳動。如果低速鏈也按疲勞考慮，用額定功率曲線選擇和計算，結果常經不經濟。因為額定功率曲線上各點其相應的條件性安全系數n大于8~20，比靜強度安全系數為大。另外，當進行有限壽命計算時，若要求的使用壽命過短，使用功率過高，則鏈條的靜強度驗算也是比不可少的。 鏈條

51、的靜強度計算公式為： ≥ 式中n —靜強度安全系數 Q —鏈條極限拉伸載荷 —工況系數查表14.2-4 F —有效拉力，查表14.2-3 —離心力引起的拉力，其計算公式；為鏈條每米的質量，見表14.2-9；為鏈速；當時，可忽略不計； —懸垂拉力，見圖14.2-6，在和中選大者； —許用安全系數，一般為4~8；如果按最大尖峰載荷來代替進行計算，則可為3~6；對于速度較低、從動系統慣性較小、不太重要的傳動或作用力較低的確定比較準確， 可取較小的值。 得n=10≥。 4.滾子鏈的使用壽命計算 當鏈傳動的傳動功率要求超過額定功率、鏈條的使用壽命要求小于15000h或者磨

52、損伸長率要求明顯小于3%時，有必要進行鏈條的使用壽命計算。 設為由式≥ 得到的功率值， 為由式得到的功率值，P為要求傳遞的功率。在不發(fā)生膠合的前提下對已知鏈傳動進行疲勞壽命計算為 若 則 若 則 式中—使用壽命 —小鏈輪齒數 —小鏈輪轉數 —多排鏈排系數，單排=1、雙排=1.7、三排=2.5、四排=3.3； —工況系數，查表14.2-4 —鏈長，以節(jié)數表示。 滾子鏈的耐磨損工作能力計算 當工作條件要求鏈條的磨損伸長率明顯小于3%或者潤滑條件不能符合規(guī)定要求方式而有所惡化時，可按下式進行滾子鏈的磨損計算。鏈條的磨損使用壽命與潤滑條件、許用的磨損伸長律以及鉸鏈承壓面

53、上產生的滑摩功等因素有關。式中 —使用壽命 —鏈長，以節(jié)數表示 —鏈數 —小鏈輪齒數 —傳動比 —許用磨損伸長率，按具體工作條件確定； —磨損系數 —節(jié)距系數 —齒數-速度系數 —鉸鏈比壓 鉸鏈比壓按下式計算式中 —工況系數 —有效拉力 —離心力引起的拉力 —懸垂拉力 —鉸鏈承壓面積，A值等于滾子鏈銷軸直徑與套筒長度的乘積。當使用壽命T以確定時，確定許用壓力，用式進行鉸鏈的比壓計算： 5.滾子鏈鏈輪 名稱 符號 計算公式 說明 基本參數 鏈輪齒數 z 查表14.2-3 配用鏈條 節(jié)距滾子外徑排距 P P=38

54、.1 =22.23 =0 查表14.2-2 主要尺寸 分度圓直徑 =304 齒頂圓直徑 =329.4 齒根圓直徑 分度圓弦齒高 =14 最大齒根距離 =281.17(奇數齒) 齒側凸緣直徑 h—內鏈 板高度, 查表14.2-2 6.滾子鏈鏈輪的基本參數和主要尺寸 第六章 帶傳動及其有關計算 1.帶傳動 帶傳動是利用張緊在帶輪上的傳動帶，借助帶和帶輪間的摩擦或嚙合來傳遞運和力 的。帶傳動具有傳動平穩(wěn)、結構簡

55、單、造價低廉、不需潤滑和能緩傳動吸振等優(yōu)點，在機械傳動中被 廣泛的應用。 2.帶和帶傳動的形式 根據帶傳動原理不同,帶傳動可分為摩擦型和嚙合型兩大類,前者過載可以打滑,但傳動比不準確(滑動率在2%以下);后者可保證同步傳動。根據帶的形狀可分為平帶傳動，v帶傳動和同步帶傳動。根據用途，有一般工業(yè)用途、汽車用和農機用之分。 3. V帶傳動 V帶的規(guī)格 V帶和V帶輪有兩種尺寸限制，即基準寬度制和有效寬度制。V帶在作垂直其底邊的縱向彎曲時，在帶中保持不變的周線稱為V帶的節(jié)線，由節(jié)線組成的面稱為節(jié)面，V帶節(jié)面的寬度為節(jié)寬，當帶做如上彎曲時，節(jié)寬不變。基準寬度制是以基準線的位置和基準寬度來

56、實現定義帶輪的輪槽、基準直徑和V帶在輪槽中的位置。帶輪輪槽的基準寬度位置通常與所配用V帶節(jié)面處于同一位置，其值在規(guī)定公差范圍內與V帶的節(jié)寬一致，用以表示輪槽輪廓寬度的一個無公差特征值，是帶和帶輪標準化的基本尺寸。帶輪在輪槽基準寬度的直徑是帶輪的基準直徑。相應帶的長度以基準長度來表示，它是在規(guī)定張緊力下，V帶位于測量帶輪基準直徑上的周線長度。 有效寬度制是以輪槽有效寬度作為帶輪輪槽截面的特征值，是帶和帶輪的有效直徑。相應V帶的長度為有效長度，是在規(guī)定的張緊力下，V帶位于測量帶輪有效直徑處的周長。 普通V和SP系列窄帶（ISO ，DIN，BS等標準采用）采用基準寬度制，N系列的窄V帶和J系列的

57、聯組V帶（ISO,RMA,JIS等標準采用）采用有效寬度制。兩種系列窄V帶在我國都生產、使用，國家標準則以基準寬度制為主。兩者的設計計算方法相同，但尺寸計算有差別。 4. V帶傳動的設計計算 帶傳動的一般程序： (1) 工作種類、傳動的目的 (2) 原動機額定功率p (3) 運轉條件 (4) 原動機類型 (5) 工作機特性 (6) 工作制度 (7) 減速、增速 (8) 高速軸（小帶輪）轉速 (9) 傳動比，中心距要求 (10) 許用帶輪直徑（結構要求） (11) 設計確定 (12) 帶的種類 (13) 帶型、帶長 (14) 所需帶的根數或帶寬 (15) 帶輪

58、直徑， (16) 中心距 (17)帶輪結構和帶輪尺寸 (18) 預緊力 (19) 壓軸力 5.基準寬度制帶傳動的設計計算 基準寬度制帶（普通和系列窄帶）傳動設計計算見下表 序號 計算項目 符號 單位 計算公式和參數選擇 備注 1 選定帶種類 根據工作要求、功率、轉速范圍及供貨條件選擇 2 設計功率 =2.574 傳遞功率 工況系數 3 選定帶型 根據和由圖5.5-1或圖5.1-6選取 小帶輪轉速 4 小帶輪基準直徑 =

59、80 為提高帶壽命，在結構允許條件下，可選較大直徑 5 大帶輪基準直徑 =3.04 =240.768 傳動比 帶輪節(jié)徑 大帶輪轉速 彈性滑動率 6 帶速 普通帶窄帶 一般不要低于5 7 初定中心距 231≤≤660 =400 8 所需基準長度 9 實際中心距 =532 安裝時所需最小中心距 張緊或補償伸長所需要最大中心距 基準寬度 10 小帶輪包角 =161.7 11 單根傳遞的基本額定功率

60、 =0.26 是載荷平穩(wěn)時，特定帶長的單根帶基本額定功率 12 傳動的額定功率 =0.11 彎曲影響系數 傳動比系數 13 帶根數 =3 小輪包角修正系數， 帶長修正系數 14 單根帶的預緊力 =1570.14 15 作用在軸上的力 =1570.14

61、 16 帶輪的結構和尺寸 6. 帶傳動的效率 帶傳動的效率可用下式表示 式中 —轉矩; —轉速； —輸出； —輸入； 帶傳動有下列幾種功率損失： (1) 滑動損失 帶在工作時，由于帶與輪之間的彈性滑動和可能存在的幾何滑動，而產生滑動損失。 (

62、2) 滯后損失 帶在運動中會產生反復伸縮，特別是在帶輪上的撓曲會使帶體內部產生摩擦，引起功率損失。 (3) 空氣阻力 高速傳動時，運行中的風阻將引起轉矩的損耗，其損耗與速度的平方成正比。因此設計高速帶傳動時，帶的表面積宜小，盡量用厚而窄的帶，帶輪的輪輻表面要平滑(如用橢圓形)或用輻板以減小風阻。 (4) 軸承的摩擦損失 滑動軸承的損失為2%5%，滾動軸承為1%2%。考慮上述損失，帶傳動的效率約在80%98范圍內，根據帶的種類而定。進行 傳動設計時，可按下表選取。 帶的種類 效率（%） 平帶 有張緊力的平帶 窄v帶 多楔帶 同步帶 8398 8095 9095 929

63、7 9398 8792 9296 普通v帶 簾布結構 繩芯結構 7. V帶帶輪 帶輪應有足夠的強度，便于制造，質量輕而分布均勻，并避免由于鑄造而產生過大的內應力。時要進行靜平衡，時則應進行動平衡。帶輪工作表面應光滑，以減少帶的磨損。帶輪材料常采用灰鑄鐵、鋼、鋁合金或工程塑料等?；诣T鐵應用廣泛，當時用，則宜采用球墨鑄鐵或鑄鋼，也可用鍛鋼、鋼板沖壓—焊接帶輪或旋壓帶輪。小功率傳動可用鑄鋁或塑料。 8.帶輪的結構 帶輪由輪緣、輪輻和輪轂三部分組成。 9.帶輪的技術要求 (1) 帶輪各部位不允許有沙眼、裂縫、縮孔及氣泡。

64、 (2) 帶輪輪槽工作面的表面粗糙度不得超過3.2，輪緣和軸孔端面的不得超過6.3，輪槽底的不得超過12.5，輪槽的棱邊要倒圓或倒鈍。 (3)輪轂孔公差為或，轂長上偏差為，下偏差為0。 (4)帶輪輪槽間距的累積偏差應小于以下值： 型 型 型 型 型 (5)同一帶輪任意兩輪槽的基準直徑差小于0.4~0.6之間，大帶型取大值。 (6)帶輪的圓跳動公差應小于表5.1-48的規(guī)定值。 (7)輪槽槽型的檢驗按 《帶輪的才質、表面粗糙度及平衡》的規(guī)定。 (8)輪槽中心平面與帶輪軸線的垂直度為±。 (9)帶輪的平衡要求按GB/T11357—1997（EQVISO254：1994

65、）《帶輪的材質、表面粗糙度及平衡》的規(guī)定。 10.帶輪的技術要求 (1)帶輪輪槽工作表面粗糙度為1.6或3.2，軸孔表面 為3.2，軸孔端面為6.3，其余表面12.5。輪槽的棱邊 要倒圓或倒鈍。 (2)帶輪外圓的徑向圓跳動和基準圓的斜向圓跳動公差 t不 得大于表14.1-18、表14.1-23的規(guī)定。 (3)輪槽對稱平面與帶輪軸線垂直度允差±。 (4)帶輪的平衡 11.V帶傳動的主要失效形式 (1)帶在帶輪上打滑 (2)帶由于疲勞產生脫層、撕裂和拉斷。 第二部分 機電控制系統 第一章 制動器的選擇及

66、其計算 1制動器 制動器具有使運動部件減速、停止或保持停止狀態(tài)等功能的裝置。是保證機器或機構正常安全的重要部件。為了減小制動力矩，通常將制動器則裝在機構的高速軸某些安全制動器則裝在低速軸上，以防止傳動機構斷軸時物品墜落，特殊情況下有將制動器裝在其他軸上。 2 制動器的分類、特點及應用 制動器主要由制動架、摩擦元件和松閘器等三部分組成。有些制動器還裝有自動調整間隙裝置。按工作狀態(tài)分為常閉式和常開式。常閉式即靠彈簧或重力使其經常處于抱閘狀態(tài)，機械設備工作時松閘，常開式與其相反，制動器經常處于松閘狀態(tài)，抱閘時需要施加外力。 3.制動器的選擇 制動器的類型選擇應根據使用要求和工作條件選定。選擇時一般需要考慮以下幾點： (1)所需要制動器機構的工作性質和條件。如對于起重機械的起升和變幅機構都必須采用常閉式制動器。 (2)要考慮合理的制動力矩。用于起重機起升機構支持的制動器，或礦井提升機的安全制動器的制動力矩應有足夠的儲備，即應有一定的安全系數。 (3)應考慮安裝場所。如安裝地點有足夠空間，則可選用外抱塊式制動器；空間受限制處，可采用內蹄式或帶式制動器。 制動器的設計 在