本科畢業(yè)論文（設計）一種采用四桿機構的電動欄桿的設計 學 院 小三號黑體居中（下同）專 業(yè)學 號學生姓名指導教師提交日期 年 月 日2015-JXLW商 丘 工學院 專業(yè)代碼-編號I誠 信 承 諾 書本人鄭重承諾和聲明:我承諾在畢業(yè)論文撰寫過程中遵守學校有關規(guī)定,恪守學術規(guī)范, 此畢業(yè)論文( 設計)中均系本人在指導教師指導下獨立完成, 沒有剽竊、抄襲他人的學術觀點、思想和成果, 沒有篡改研究數(shù)據(jù), 凡涉及其他作者的觀點和材料 ,均作了注釋,如有違規(guī)行為發(fā)生, 我愿承擔一切責任, 接受學校的處理 ,并承擔相應的法律責任。畢業(yè)論文（設計）作者簽名： 年 月 日I摘 要本文對電動欄桿的設計研究進行了深入的介紹和分析，設計了一種采用四桿機構的。對該機的主要參數(shù)進行了詳盡的說明，主要零部件的設計進行了機構、結構優(yōu)化和理論設計計算。電動欄桿機在小區(qū)，道路，碼頭，隧道，港口，商場的禁行管理大規(guī)模使用的設備小型機電一體化的有機結合，機械，電氣，控制。其被設計為產品倍的壽命的功率消耗的技術水平電動欄桿系統(tǒng)，可靠性很大的影響，這樣的設計和時代的發(fā)展，所討論的測試，必須具有足夠的技術設計的理論依據(jù)。采用曲柄連桿機構作為欄桿機的末級傳動，利用了曲柄連桿機構系統(tǒng)在欄桿啟閉時速度為零的速度特性，并將欄桿啟閉運動慣性力沖擊作用在機座內部， 有效改 善欄桿在末位的沖擊震顫。 但是整體指標不穩(wěn)定將會 導致工作效率低、 終點抖動、調整困難以及壽命短、電機過熱等一系列問題。 關鍵詞：優(yōu)化設計;減速器; 四桿機構;電動欄桿IIABSTRACTIn this paper, electric fence design study conducted in-depth description and analysis, designed a four-bar mechanism. The main parameters of the machine for a detailed description of the main components were designed institutional, structural optimization and theoretical design calculations. Combine compact mechatronic device electric barrier in the district, roads, docks, tunnels, ports, shopping malls and large-scale use of forbidden line management, mechanical, electrical, control. Technical level electric fence system which is designed for the product life times of power consumption, reliability, greatly affected the development of this design and the times, the test in question must have sufficient theoretical basis for the technical design.Uses crank linkage as a barrier final drive, use the speed characteristics when the crank rod system railing opening and closing speed is zero, and the opening and closing movement railing impact inertial force base in the interior, effectively improve the railing impact in the bottom of the tremor. However, the overall index of instability will lead to low efficiency, the end jitter, adjustment difficulties and short-lived, motor overheating and other issues.Keywords: Optimal design; reducer; four bodies; electric fenceIII目 錄第 1 章 緒論11.1 選題背景與意義11.2 電動欄桿的使用現(xiàn)狀及發(fā)展前景11.3 主要內容21.4 擬解決的主要問題3第 2 章 一種采用四桿機構的電動欄桿總體設計42.1 系統(tǒng)方案分析42.2 結構方案.42.3 估算功率.42.4 四連桿機構設計62.4.1 確定設計變量.112.4.2 建立目標函數(shù).112.4.3 確定約束條件.122.4.4 寫出優(yōu)化數(shù)學模型.132.5 機構受力分析14第 3 章 傳動部分的計算163.1 帶傳動設計163.2 選擇帶型.173.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速.173.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角.183.5 確定帶的根數(shù) z193.6 確定帶輪的結構和尺寸.193.7 確定帶的張緊裝置.193.8 計算壓軸力.19第 4 章 主軸組件要求與設計計算214.1 主軸的基本要求214.1.1 旋轉精度214.1.2 剛度214.1.3 抗振性224.1.4 溫升和熱變形224.1.5 耐磨性224.2 主軸組件的布局224.3 主軸結構的初步擬定23IV4.4 主軸的材料與熱處理234.5 主軸的技術要求234.6 主軸直徑的選擇234.7 主軸前后軸承的選擇244.8 軸承的選型及校核254.9 主軸前端懸伸量264.10 主軸支承跨距274.11 主軸結構圖274.12 主軸組件的驗算274.12.1 支承的簡化274.12.2 主軸的撓度284.12.3 主軸傾角29第 5 章 鍵的選擇與校核365.1 帶輪 1 上鍵的選擇與校核365.1.1 鍵的選擇.365.1.2 鍵的校核365.2 帶輪 2 上鍵的選擇與校核375.2.1 鍵的選擇375.2.2 鍵的校核38第 6 章 控制電路的設計396.1 引言396.2 系統(tǒng)整體方案設計396.2.1 電機驅動器 L298 控制直流減速電機部分 .396.2.2 檢測電路的設計406.2.3 顯示單元的設計406.2.4 數(shù)字鐘電路416.3 軟件設計416.3.1 顯示模塊子程序426.3.2 按鍵識別報警子程序43總結與展望44致 謝45參 考 文 獻46第 1 章 緒論1第 1 章 緒論1.1 選題背景與意義這幾年來，經濟的發(fā)展很快，中國的城市化水平也加大步伐發(fā)展，以提高人民生活水平的提高，汽車的數(shù)量正在增加。截至 2003 年底，中國的個人汽車的所有權是 12427672。在這些中，對于比一個個人汽車 4890387,2002 更增加了1462441，增加了 42.7％。汽車數(shù)量是由于整體經濟的發(fā)展，隨著交通基礎設施的組成部分，同時顯著在停車場的設計，合理的解決城市交通量，不僅給城市的充電，安全，必須加強正常運作的重要組成部分，提高了停車場的小區(qū)。技術的發(fā)展，社會的文明和人民的進步，已經不能滿足傳統(tǒng)停車場管理，更安全，更高效的停車場門系統(tǒng)和工作人員，小區(qū)物業(yè)的阻隔居民的它是為了確保安全。通過驅動電動機旋轉控制，然后，在垂直和水平擺動的欄桿系統(tǒng)中，為了減速的電動機旋轉到循環(huán)的欄桿上，是依賴于系統(tǒng)或機構上：電動欄桿作品。電動欄桿，自鎖，反饋，有保護等功能，你需要有一個具有大量外圍設備的接口。1.2 電動欄桿的使用現(xiàn)狀及發(fā)展前景在收費站的入口處并由此可以看出同樣的事情化合物的道路，這是電動欄桿。電動欄桿的發(fā)明，來緩解顯著的收費站工作人員的任務，沒有他們需要人工唯一的障礙，你以同樣的方式和以前一樣自由，吊裝，它是由車輛控制下降后，就可以控制電動柵欄，你需要按時間和稅收開關浪費。城市化速度加快，在中國基礎設施和住房建設，越來越多的需求是通過增加停車欄桿的數(shù)量相匹配。車禍功能電動柵欄：車輛感應線圈面積，如果你能防止汽車爆炸欄桿臂自動抬起欄桿將在比水平臂角度 15°以下的范圍。需要：自動泊車極，因為你經常使用，這樣一來，影響到自己的生活，你會被不同程度的損壞。該碰撞要求，您將需要越來越多地處理。不管怎么樣的停車場的具有電動欄桿的入口，電動欄桿是，不僅是有可能，有門的公寓，不適合停車門的各種細胞。其中，為了提高它，以改善自己的生活，為了實現(xiàn)長期我們，您將需要處理的影響的問題日益嚴重。發(fā)展前景：電動欄桿是為了解決停車問題，大城市的有效途徑。土地資源的限制，在全市亞洲特別顯示，因為在大城市的狀態(tài)下，更廣泛的機械式停車設備在亞洲使用，亞洲大部分地區(qū)顯示當前的統(tǒng)計數(shù)據(jù)，日本，韓國，中國停車市場，和其他地點。該技術在亞洲的電動欄桿，從 20 世紀 60 年代機電動欄桿的研發(fā)，生產，銷售，開始從事服務，已通過 40 多年的歷史日本發(fā)源地。日本目前，該公司生產的 200家企業(yè)，約生產，一直從事機械車庫和設備的開發(fā)約 100 或更多的機器電動欄桿，和大型企業(yè)的新，你有 IHI，日精，三菱重工。今年以來日本的作業(yè)機停車場，90年超過 10 萬輛。目前日本 3000000，傳送主提升和電動欄桿已放置待上面使用一個機械式停車。日本，多級提升和垂直升降型，循環(huán)型，垂直循環(huán)類，其它產品級商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）2便于升降的優(yōu)點。機械電動欄桿技術的韓國協(xié)會是日本技術的衍生物。自從開始在20 世紀 80 年代到 70 年代中期，在行業(yè)內，消化和本地化生產后，在上世紀 90 年代，它開始推出開始進入使用階段，日本技術。這些階段為了得到政府近年來非常重要的，各種機械和電子圍欄普遍發(fā)展和使用，因為它加入到韓國，增速在 30％左右。目前，韓國是電動欄桿行業(yè)已進入穩(wěn)步發(fā)展階段。此前歐洲，德國，從事意大利電網(wǎng)和其他歐洲國家的開發(fā)和生產。好公司：我喜歡意大利 Sotefin，國際米蘭，巴黎德國。對于歐洲的土地資源相對豐富，但表現(xiàn)并不在停車場的問題十分突出，電動柵欄的應用量不是很大。此外，通路，是非常好的大多數(shù)應用程序的多個產品被轉移到解除堆疊產物。德國，歐洲國家如意大利，胡同的主要產品優(yōu)勢。中國在 80 年代初的發(fā)展，它開始使用機器電動欄桿。在 80年代初的階段，尤其是汽車的家庭后，逐步擴大電動欄桿的應用，在汽車產業(yè)的發(fā)展和建筑行業(yè)，90 年代以來，有，形成了引進，開發(fā)，一個新的電動欄桿行業(yè)在制造業(yè)利用有電動欄桿相結合，開發(fā)的初始階段，已涉及約 100 號，生產承載目前超過 50 家制造商的公司。目前，逐漸重視國內研究電動欄桿，技術研究機構和眾多 domestic've 高校進行投資的工作，它已成為電動欄桿的各個方面。這樣的結構設計，控制系統(tǒng)，訪問策略，可靠性分析，研究和生產技術，我們已經設出得了一系列的成果。與此同時，國家也提高了，這是關系到進一步發(fā)展和停車法規(guī)和行業(yè)標準，規(guī)劃指導，加強技術開發(fā)和標準化，我們已經制定了一些行業(yè)標準和行業(yè)標準的電動欄桿。在另一方面，中央政府和地方政府，法律的規(guī)定，出臺了一系列停車場經營計劃管理的發(fā)展。自 2004 年以來，國家工商總局檢疫質量監(jiān)督檢驗和許可審核工作的電動欄桿的公司，而不是在 2005 年 3 月 31 日，規(guī)定，不得從事生產的企業(yè)的電動欄桿工作生產許可證被收購。從 1980 年代末，中國的停車產業(yè)在城市地區(qū)后，經過 10 多年的發(fā)展，已形成了現(xiàn)在了一定的規(guī)模，在發(fā)展的初期階段，車庫建設剛剛開始，在一些在車庫中的機器的城市它仍是空白。停車產業(yè)的發(fā)展，也有一些問題還是：第一，大部分電動欄桿公司其他都是中小型企業(yè)，具有一定規(guī)模，發(fā)展不平衡，以及有關大型 20 大中型骨干企業(yè)弱形成的，技術，缺乏自主開發(fā)能力，依靠引進國外技術圖紙， 。第二，產品的范圍內增加，是質量，可靠性，安全性，耐久性是一個很大的問題，有一種技術水平，很難保證產品的質量。三，停車產業(yè)的市場開始發(fā)展，競爭是殘酷的，目前整體產能過剩，價格低，且部分產品，已經跌破行業(yè)平均成本你。1.3 主要內容當提起欄桿，使總的時刻是哪里接近零系統(tǒng)，以利用運動和勢能的全額，通過電阻的動態(tài)平衡時刻的內部平衡機構，輸出軸彈簧能量儲存機構的房子被設計轉換，以延長和填充系統(tǒng)的抗干擾加負荷壽命的主體的驅動力最小化。由于角度的旋轉成比例的垂直欄桿阻力矩和正弦變化，彈簧平衡系統(tǒng)，所以將需要產生一個近正弦波跟蹤扭矩的百分比。欄桿的角度被改變，因為該張力和變化的臂的方向的大小，因第 1 章 緒論3為簡單的規(guī)則和張力彈簧必須遵循轉矩的動態(tài)變化。因此，設計一種理論認為存在著必須采設出有效的優(yōu)化設計的想法連續(xù)變量的計算一個以上的。在本設計中，包括可以成為第一個機械原理機械設計類，機械拉絲級，機械工程控制，機械工程材料和機械，以及彈簧配重電動欄桿在這些材料的設計過程中的信息它會在我們了解了整個春天重電動欄桿相關技術，發(fā)展趨勢，現(xiàn)在的文學被應用，一些國內外;第二，利用這一信息是合理的，你設計過程初步結構分析，并能夠開發(fā)一種設計方案;在最后，電機選擇設計，計算和動作控制，根據(jù)需要在臂設計處理材料以檢查欄桿的其它注釋，我們，你可以得到一些相關文獻的指導和幫助。1.4 擬解決的主要問題在早期的日子里做準備跟很多文獻，以了解重電動欄桿的彈簧結構，在 CAD，將需要一些工具，比如自己喜歡的書，精心繪制上部分機器手冊理解它的結構，以及相關的材料和引用，而且，當有必要能夠選擇的植物的研究，最后，在上述條件下，該項目它已經以完成必要的操作條件得到滿足。商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）4第 2 章 一種采用四桿機構的電動欄桿總體設計2.1 系統(tǒng)方案分析通常情況下，電動欄桿是具有機械傳動，電機，皮帶驅動機構，減速曲柄搖桿機構的傳動機構。電機驅動小皮帶通過皮帶傳動的工作，通過一個曲柄機構，用于驅動該電動欄桿減速齒輪的輸出軸。因為在一個水平或垂直位置的連桿。一些電動欄桿低速電機，直驅電機曲柄搖桿機構。2.2 結構方案示意圖如圖 2.1 曲柄搖桿機構表示，整個主體結構和工作原理如下。曲軸由一整周的一個點減速齒輪在轉動 A 的中心，以搖擺驅動,; ，繞點 D，齒條 4 3 欄桿 90度角; 連桿 2 連接到硬盤搖桿 5 欄桿臂; 6 通常欄桿的平衡的平衡驅動臂后，已經由生產商，張力彈簧，以便采設出平衡指定的欄桿臂的重量是不大于幾個 5N?米的時刻。曲柄下限位置的 AC'，升高至豎直位置逆時針帳戶欄桿臂，逆時針旋轉以定位光盤搖桿擺動，曲柄移動水平位置，順時針打開上的按鈕，將繼續(xù)在欄桿位置旋轉到“逆時針旋轉。圖 2.1 曲柄搖桿機構的示意圖2.3 估算功率因運行中帶傳動的損耗，找出相關引用書目 可以設出，[1]=V 帶的效率, =第一、二對軸承的效率， =聯(lián)軸器的效率。1?2?3?電機所需預估需要是 2.2KW：找出相關引用書目得：第 2 章 一種采用四桿機構的電動欄桿總體設計5參數(shù)表 2-1：表 2-1 Y 系列三相異步電動機電動機型號 額定功率 KW 滿載轉速 r/min 堵轉轉矩/額定轉矩 最大轉矩/額定轉矩 質量 KgY132M-4 2.2同步轉速 1500 r/min,4 級1440 2.2 22 81（a）（b）圖 2-3 電動機的安裝及外形尺寸示意圖商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）6表 2-2 電動機的安裝技術參數(shù)2.4 四連桿機構設計圖 2-4 四連桿機構結合，這樣的連接機構的設計是在機械設計非常重要的，最優(yōu)化，最常見的機制，實施研究活動也被最廣泛使用的。許多文獻，如何為一個四桿連接，平五具尸體，靈活的連桿機構，曲柄連桿機構，滑輪連桿機構優(yōu)化，有凸輪連桿組合機構和齒輪聯(lián)動等機構的描述。典型的四桿連接，融合提供再現(xiàn)優(yōu)化設計和部分四連桿機構的職能，連桿機構通常是手冊中包含的優(yōu)化方法和過程。的二次鏈接參數(shù)設計優(yōu)化是優(yōu)化四連桿調整機構，以使所述運動并以達到最小的運動提供的發(fā)動機之間的誤差。因此，四桿連桿機構的設計優(yōu)化過程中，就是以這種方式找到的最小集合的四桿連桿運動誤差的機械設計參數(shù)。確定所述四連桿機構的設計參數(shù)后，可能的是，以實現(xiàn)發(fā)動機的最佳設計。四連桿機構優(yōu)化設計包括四連桿機構的優(yōu)化模型和優(yōu)化模型來解決兩個主要過程。以確定優(yōu)化程序來確定給定的設計變量，目標函數(shù)，和在相應的約束寫入諸如棒長度的條件下，傳輸角度的條件下，在設計上的機構的限制，諸如由四桿連桿機構的分析，進行優(yōu)化設計模型將創(chuàng)建一個機制。以下描述了四連桿功能以再現(xiàn)設計模型的優(yōu)化。聯(lián)動主要是確定使用圖形方法或機制分析的運動參數(shù)，選擇對應于輸入構件的輸出構件和多個位置和設計，以播放。圖 2-4 是平面鉸鏈四桿機構， 、 、 和 表示四個構件的長度，桿 AB 是輸入構件。假設圖 1 所示的平面鉸鏈四桿機構再現(xiàn)給定函數(shù)為 ，即中心高/mm外型尺寸/mmL×（ AC/2+AD）×HD底腳安裝 尺寸 A×B地腳螺栓 孔直徑 K軸伸尺 寸 D×E 裝鍵部位尺寸 F×GD132 515× 345× 315 216 ×178 12 38× 80 10 ×43第 2 章 一種采用四桿機構的電動欄桿總體設計7，則機構位置設出決于 、 、 、 鉸鏈 A 的位置、AD 與機架 x 軸夾角 以及輸人構件轉角 等七個變量。為簡化問題，可令 A 的位置為 ， ， 構件的長度為 1(參考構件)，由此可將問題維數(shù)降為四維，并不影響構件輸入、輸出的函數(shù)關系。由此可以得到輸出構件轉角 外與輸入構件轉角 之間的函數(shù)關系式：1.機構優(yōu)化設計目標就是使得輸出構件轉角與給定值在 ， 所有位置上的誤差最小。因此機構優(yōu)化設計的目標函數(shù)可用下式表示2.當輸入構件轉角為 時，輸出構件轉角 外可由下式求得，3.式子里，所以4.將上式代入式 3.，并令 代表設計變量 、 、 及 ，機構優(yōu)化設計目標函數(shù)可寫是，商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）85.機構優(yōu)化設計的約束條件應根據(jù)機構設計的實際情況確定。例如曲柄搖桿式四連桿機構必須滿足如下關系式：或6.如果機構要求傳動靈活可靠，則傳動角 應滿足：或其中從上式可知，傳動角 隨 的變化而變化，當 為最大值時，為最小， 為最小值時， 為最大。要滿足上式條件，約束方程應是，曲柄搖桿機構有 ，因此，約束方程為7.第 2 章 一種采用四桿機構的電動欄桿總體設計9當所選定的設計變量為構件長度時，則構件長度必須是正數(shù)，即約束方程為式中 是為了使構件長度不小于 而設的。此外，由于具體結構尺寸的限制，往往對某些構件的長度限定在某一范圍內選設出，例如連桿 BC 的長度 最短為 的 倍，最長為 的 倍，即則約束方程為：8.下面介紹再現(xiàn)函數(shù)為 的曲柄搖桿機構的優(yōu)化設計。先變換給定函數(shù)為 ，并設輸人構件初始角為 ，輸出構件初始角為，選設出輸入構件的轉角為 ,輸出構件的轉角為 。當輸入構件從 轉到時，輸出構件從 轉到 ，輸入構件從 轉到 時，輸出構件則從 回到 。顯然有 及 ，即 及。代入函數(shù)式 得：設將輸入構件的轉角 均分成 20 等分，則 ，設出權因子 ，再令 代表設計變量 、 、 及 ，則由式 5.得曲柄連桿機構優(yōu)化目標函數(shù)為曲柄搖桿機構優(yōu)化設計約束條件如下：由式 6.得：商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）10要求傳動角滿足 ，由式 7.得：根據(jù)機構結構尺寸，要求各構件長度相對機架的尺寸在給定的范圍內，由式(8)得因此曲柄搖桿機構優(yōu)化設計模型如下：Min. s.t.第 2 章 一種采用四桿機構的電動欄桿總體設計11采用內點懲罰函數(shù)法和 POWELL 法求解曲柄搖桿機構優(yōu)化設計模型。選擇初始懲罰參數(shù) ，遞減函數(shù) e = 0.01，初始點 ，設出懲罰函數(shù)法收斂精度 ，POWELL 法目標函數(shù)值收斂精度 ，一維搜索精度 。2.4.1 確定設計變量根據(jù)設計要求，由機械原理知識可知，設計變量有 L1、L2 、L3、L4 、 。將曲?柄的長度設出為一個單位長度 1，其余三桿長可表示為 L1 的倍數(shù)。由圖 1 所示的幾何關系可知 ??????????43221)(arcosL?為桿長的函數(shù)。另外，根據(jù)機構在機器中的許可空間，可以適當預選機架 L4?的長度，設出 L4=100，經以上分析，只剩下 L2、 L3 兩個獨立變量，所以，該優(yōu)化問題的設計變量為 ??TTLX321,,?因此。本優(yōu)化設計為一個二維優(yōu)化問題。2.4.2 建立目標函數(shù)按軌跡的優(yōu)化設計，可以將連桿上 M 點 與預期軌跡點坐標偏差最小為??miyx,尋優(yōu)目標，其偏差為 和 ，如圖 2-5。為此，iMix???iiy??nx,21?把搖桿運動區(qū)間 2 到 5 分成 S 等分，M 點坐標有相應分點與之對應。將各分點標號記作 ，根據(jù)均方根差可建立其目標函數(shù)，即i???????i2/12???iMiyxXf ?sn3Lyi?co?iiix2，S 為運動區(qū)間的分段數(shù))1(???si ???????43221arcoL?商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）12于是由以上表達式便構成了一個目標函數(shù)的數(shù)學表達式，對應于每一個機構設計方案（即給定 ） ，即可計算出均方根差 。21,X??Xf圖 2-5 軌跡的優(yōu)化設計2.4.3 確定約束條件根據(jù)設計條件，該機構的約束條件有兩個方面：一是傳遞運動過程中的最小傳動角 應大于 50 度；二是保證四桿機構滿足曲柄存在的條件。以此為基礎建立優(yōu)?化線束條件。①保證傳動角 ?50??圖 2-6 位置圖按傳動條件，根據(jù)圖 2-6 可能發(fā)生傳動角最小值的位置圖，由余弦定理6428.05cos??（見圖 3.9（a ） ）6428.0arcos)(ar3221????L?所以（a）3232419.1)( L?（見圖 2-6（b） ）648.0arcos)(arcos32?????L?所以第 2 章 一種采用四桿機構的電動欄桿總體設計13（b）3221432 96.)(LL????式（a ） 、 （b）為兩個約束條件，將 ， ， ， 代入式?5412x?23L（a ） 、 （ b） ，得 ??06.21211 ???xg92 ??x②曲柄存在的條件按曲柄存在條件，由機械原理知識可知， ，12L?13 324L??，4??43把它們寫成不等式約束條件（將 ， ， ， 代入上式） ，1?512x?23得 ??013?xg24?615???42x017?g經過分析，上述七個約束條件式中， 和 為緊約束條件，??Xg2為松約束條件，即滿足 和 的 ，必滿足不等式??Xg73~1?0X，所以本優(yōu)化問題實際起作用的只有 和 兩個不等??0? ??g12式約束條件。2.4.4 寫出優(yōu)化數(shù)學模型綜上所述，可得本優(yōu)化問題的數(shù)學模型為 ???????????si iMiyxXf0 2/12min?TTL321,,ts. 03649.1211 ???xg??016249.1221 ?????xxg即 本優(yōu)化問題具有兩個不等 式約束的二維約束優(yōu)化問 題。商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）14圖 2-7 主要結構圖2.5 機構受力分析該步行機構的受力情況如圖 3.10 所示。由于該機構中所有連桿均為二力桿，即只受軸向力作用。設圖中所有連桿所受的拉力為正，壓力為負。Ⅳ為地面對車輪的支撐力，月川為 11 個連桿的內力，矽】 、汐 2 分別為連桿 9 和連桿 5 與水平線的夾角， y1、r2 分別為連桿 10 和連桿 6 與水平線的夾角，妒為曲軸 11 與水平線的夾角。由力的平衡條件可得方程組：上面的等式 5.的聯(lián)立方程式 3.1 和 3-6，相應的力Ⅳ的時間支持水平，能夠解決從腿行走機構的曲軸 11 的角度在內部力的大小的每一個環(huán)節(jié)。它假定恒定的車輪支撐力，當曲軸 11 旋轉的面貌，也會改變各環(huán)節(jié)的內部力量。模擬曲柄軸的旋轉。可以得到功率曲線的內側，曲柄軸的一轉的腿的一個連桿。每個鏈路，以便優(yōu)化機制，其可以是橫截面面積的設計合理，根據(jù)每個環(huán)節(jié)的狀況的力的大小。第 3 章 傳動部分的計算15第 3 章 傳動部分的計算3.1 帶傳動設計輸入功率 P=2.2kW,轉速 n1=1440r/min,n2=500r/minedAdPK?表 3-1 工作情況系數(shù) AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間/h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（ ） ；7.5kW?離心式壓縮機；輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物） ，通風機（ ） ；7.5k?發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等） ；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8按以上載荷平穩(wěn)，找出相關引用書目表格，商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）16設 KA＝1.1 。即 PA=1.1X2.2=2.42KW3.2 選擇帶型往往來說，我們是要按照功率以及小帶輪的轉速這二個方面來設定整形類型的，看圖 3-1。圖 3-1 帶型圖憑算出的結果 Pd 值 2.42kW 再加上知道小帶輪的轉速 1440r 每分鐘，從圖中就可看到：dd=80～100，我們選 A 型 V 帶。3.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速從相關引用書目第 頁表格中 13－7 找到，小帶輪基準尺寸，298設得 dd1=280mm ddmin.=75 mm表 3-2 V 帶帶輪最小基準直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 50021 24=.8,=9.8.25dd??所 以 從相關引用書目表格 13-4 找出“V 帶輪的基準直徑”，設 =250mm2d① 誤差驗算傳動比：（ 為彈性滑動2150=.83()9(1%)di?????誤 ?率）第 3 章 傳動部分的計算17誤差 滿足條件12.80%10.58%i???????誤 ＜② 帶速 194v=6.79/66dnms?滿足 5m/s300mm，應該用 E 型輪輻式帶輪。所以，小帶輪用 H 型孔板式，大帶輪用 E 型輪輻式的構造。帶輪的材料：灰鑄鐵，HT200。3.7 確定帶的張緊裝置選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。3.8 計算壓軸力從相關引用書目從 找到，初拉力是 ，上面已得到P3012表 － F013.46N＝=153.36o， z=4，因此計算得1a1a5.72sin=4.6sinN=138.ooFz???表 3-5 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92）項目 符號 槽型 第 3 章 傳動部分的計算19Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 2.2 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z —輪槽數(shù) 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 對應的基準直徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 輪 槽 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V 帶輪按腹板[輪輻]結構的不同分為以下幾種型式： [1] 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪 ，見下圖 。 (d2.53)d?～ 時 32a?[2] 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪 ，見下圖 。 0m時 b[3] 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪 ，見下圖 。 ()1 )－ ＞ 時 c[4] 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪 ，見下圖 。d5＞ 時 32d（a ） （b） （c） （d）圖 3-2 帶輪結構類型現(xiàn)在我們可以得出結果：小帶輪用實心帶輪 A,大帶輪選孔板帶輪 C。商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）20第 4 章 主軸組件要求與設計計算主軸部件是機器的一個特殊的成員，它的功能是支撐表面形成的運動，而且運動和傳遞扭矩的旋轉截斷抵抗驅動力負載。通過主軸單元上的一個特殊的加工質量和生產力有直接影響的執(zhí)行，所以它是特別重要的組成部分。主軸和相同的一般的一點是，施加力都傳遞運動和扭矩傳遞，應確保致動器的正常運行和被支撐工件，但攜帶灰燼直接切削力，還能獲得工件或工具表面浮子運動的形式，使主軸更高的要求。4.1 主軸的基本要求4.1.1 旋轉精度精度是指主軸手動或低速的旋轉軸無負載，主軸間隙和軸向間隙面的徑向定位表面和搖擺值。圖 4-1：用實線的曲線表示旋轉的理想軸線，虛線，有效樞軸軸線。當工作軸旋轉速度，主軸旋轉軸在空間中的漂移是運動精度。回轉精度主軸單元取決于主要部件（軸，軸承和軸承座等） ，制造精度和組裝精度的調整，設計精度還依賴于速度，性能和軸承的潤滑和主軸動力學的軸組件。各類常見的特殊主軸的旋轉精度是準確的特殊標準，特別是主軸精度的特定成員的工件精度決定。 △ a△ o△ r圖 4-1 主軸的旋轉誤差4.1.2 剛度主軸剛度大會 ? 指的是能力，當受到外部負載，如圖 4-2 所示在 K = F / Y，剛度相互 Y /?F 簡稱為符合抗變形。軸組件的剛性，是軸，軸承和軸承座的剛性，這直接影響旋轉組件的軸線的精確度的擴展圖。顯然，心軸組件的較高的剛度，因為較小的后變形力，缺乏剛性的必須是在操作中精確地，前部軸的彈性變形直接影響工件的精度，在傳輸質量，主軸驅動裝置的變形劣化接合條件軸承和側壓，造成遠這些部件的磨損，壽命短，在光滑工件主軸方面將根據(jù)功率和功率傳輸?shù)刃Ч淖兓捎谶^度的強迫振動，而且容易自切削振動，使得工件的穩(wěn)定性。第 4 章 主軸組件要求與設計計算21圖 4-2 主軸組件靜剛度軸組件的剛度是綜合剛度，影響主軸組件剛度的因素很多，主要有：主軸的結構尺寸、軸承的類型及其配置型式、軸承的間隙大小、傳動件的布置方式、主軸組件的制造與裝配質量等。4.1.3 抗振性主軸單元集成剛度，許多因素軸的剛性組件包括：主軸大小，類型和制造和裝配構造型軸承間隙尺寸，傳動齒輪，主軸組件等的安置質量的結構。主軸單元的振動是指對受迫振動和通過自振動的阻力，并保持穩(wěn)定的操作的能力。在切割過程中，主軸組件不僅靜載荷的效果，而且還受到沖擊應力和交流負載的動作，從而使振動的軸線。如果主軸總成的振動性較差，在工作中振動非常敏感，從而影響降低表面質量，耐用性和機床主軸軸承的壽命，同時也生產聲環(huán)境。隨著特殊精度高，效率高對抗的要求越來越高的振動方向發(fā)展。振動的主軸單元時，主要考慮通過對強迫振動和自振能力電阻的大小的評價。4.1.4 溫升和熱變形主軸組件工作時因各種相對運動處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產生了溫升，溫升使主軸組件的形狀和位置發(fā)生畸變，稱為熱變形。熱變形應以主軸組件運轉一定時間后各部分位置的變化來度量。4.1.5 耐磨性主軸組件的耐磨損性是保留其原始長期精確度，即保留的精度的能力。因此每個主軸單元滑動面，包括主軸支撐表面的端部，錐孔，與軸頸表面的滑動軸承，移動主軸套筒外表面具有很高的硬度，以提供性耐磨性。4.2 主軸組件的布局主軸組件的設計中，我們必須確保的基本要求，如上所述，并且因此保持全球，并考慮到軸組件的布局。與前部和后部以及兩個支持之前，中，后三個支持兩個經過特殊主軸，第一個是更頻繁。兩個軸承主軸軸承類型的配置包括的主軸轉速，載荷能力，剛度和精度要求設計主要是基于主軸軸承的選擇，組合和配置，并考慮設置較低的供應，經濟等具體情況。商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）224.3 主軸結構的初步擬定主軸結構主要由主軸工具，夾具，傳動件，如軸承和密封件，數(shù)量，位置和安裝定位方法的類型來確定，同時還考慮到加工和裝配過程，通常安裝在特殊與在軸多種組分，以滿足硬度和足夠的壓力水平的要求，并便于組裝的，主軸設計往往臺階從前面雜志降序順序播放車軸直徑。主軸中空或實心，這取決于特定的類型。主軸的設計，也被設計為在同一時間的前提下的剛度要求，設計成空心軸滿足畢業(yè)，為了固定工具手柄。這意味著，在主軸端。它的形狀將取決于在夾具或工具的形狀的特定類型的安裝，并保證裝置或工具進行安裝，可靠，準確定位，操作簡單，并可以通過一定的轉矩。4.4 主軸的材料與熱處理主軸材料主要取決于剛度，負荷特性，耐磨損性和熱變形，以及其他因素。當主軸軸承，滾動軸承，軸頸無法淬硬，而是提高接觸剛度，敲防止碰撞損壞雜志配合面，鋼軸頸 45 仍然是很多的高頻淬火處理（HRC48?54）的。表 4-1 中關于 45 鋼主軸熱處理如下：表 4-1 使用滾動軸承的 45 鋼主軸熱處理等參數(shù)材 料 牌 號工 作 條 件 使 用 機 床 常 用代 用熱 處 理 硬 度輕中負載 車、鉆、銑、磨床主軸 45 50 調質 HB220～250輕中負載局部要求高硬度磨床的截斷刀具軸 45 50 高頻淬火 HRC52～58輕中負載PV≤40 （N·m/cm 2·s）車、鉆、銑、磨床的主軸 45 50淬火回火高頻淬火HRC42～50HRC52～58設計碳鋼的選擇（45 鋼） 。作為光的結果，穿適中的工作量，并且它需要局部高硬度，因此，利用高頻的淬火熱處理，HRC52?58。4.5 主軸的技術要求精密主軸直接影響主軸組件的旋轉精度。主軸和軸承，齒輪和相連的其它部件相關的剛性接觸，所述接觸表面部分的形狀更精確地說，下表面粗糙度，接觸變形由力較小的后，這是接觸剛度越高表面幾何形狀和表面粗糙度的錯誤。因此，主軸的設計必須作出一定的技術要求。4.6 主軸直徑的選擇軸徑在主軸單元的剛性的顯著影響，前軸變形和位移主軸變形的直徑較大的較小的自支撐，即，所述軸組件的剛度越高。第 4 章 主軸組件要求與設計計算23情況特殊，查上表，預設 D1= D2=30。表 4-2 主軸前軸頸直徑 D1的選擇機床功率 （千瓦）機床 1.47～2.52.6～3.63.7～5.55.6～7.37.4～1111～14.7車床 60～80 70～9070～10595～130110～145140～165銑床 50～90 60～9060～9575～10090～105100～115外圓磨床 —50～9055～7070～8075～9075～1004.7 主軸前后軸承的選擇按選擇原則，預設主軸前支承新型號是 7206C， 接觸角是 15°的角接觸球軸承。圖 4-3 角接觸球軸承