發(fā)動機配件生產(chǎn)線多工位工作臺設計【含20張cad圖紙】

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　本畢業(yè)設計是根據(jù)企業(yè)指定產(chǎn)品的加工需求，來設計一種與生產(chǎn)線匹配，符合加工技術要求的六工位工作臺。本設計主要內(nèi)容是選擇并設計相應的機構，對多工位工作臺作總體布局設計，編制工作循環(huán)圖。該工作臺主要任務是要完成工件的上料、注液涂敷、吹干、下料等六道工序，吹干過程占用了三道工序。本設計要求單件工件生產(chǎn)周期為12s，工藝加工的時間不低

2、于2s。該六工位回轉工作臺采用通過控制步進電機停動的方法來實現(xiàn)工作臺的轉位和定位，通過控制輸入電脈沖的數(shù)量和頻率來實現(xiàn)工作臺的角位移與轉速，由步進電機帶動轉盤來移動工件，將工件夾持轉動到相應的工位進行加工。而步進電機本身就帶有很好的自鎖的功能，對工件進行加工的期間轉盤就不會發(fā)生轉動，保證整個加工過程中定位準確，從而使整個工件加工的質(zhì)量更好。</p><p>　　關鍵詞：六工位回轉工作臺；步進電機；定位；自鎖；&l

3、t;/p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　The graduation project base on the demand for the product processing enterprises designs a six processing stations workbench which designated to matc

4、h the design of a production line and fit the technical requirement. The design of the main content is to select and design the appropriate agency, design a multi-position bench for the overall layout and draw the cycle

5、diagram. The main task is to complete draw up the material on table of the work-piece, injection fluid coating, drying, cutting and</p><p>　　Keyword: Six-station rotary table; Stepper motors; positioning; se

6、lf-locking;</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　1 緒論1</b></p><p>　　1.1 回轉工作臺的研究背景及意義1</p><p>　　1.2 回轉工作臺的歷史、現(xiàn)狀及應用1</p><p>　　1.3

7、課題的主要任務3</p><p>　　2 總體方案設計3</p><p>　　2.1 原理方案的設計3</p><p>　　2.2 動力的選擇5</p><p>　　2.3動力傳動方式的選擇5</p><p>　　2.4軸承的選用7</p><p><b>　　3 計算

8、分析8</b></p><p>　　3.1工作臺回轉運動規(guī)律分析8</p><p>　　3.2步進電機啟動力矩的計算9</p><p>　　3.3直齒圓柱齒輪的傳動設計10</p><p>　　3.3.1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)10</p><p>　　3.3.2、按齒面接觸強度設計

9、10</p><p>　　3.3.3、根據(jù)齒根彎曲強度計算11</p><p>　　3.3.4、齒輪幾何尺寸13</p><p>　　3.3.5、齒輪驗算13</p><p>　　3.3.6、齒輪結構設計尺寸13</p><p>　　3.3.7、第二對齒輪的設計15</p><p>　

10、　3.4支撐軸的設計計算17</p><p>　　3.4.1、選擇軸的材料和熱處理17</p><p>　　3.4.2、初步估算軸的直徑17</p><p>　　3.4.3、軸的結構設計17</p><p>　　3.5滾動軸承的計算分析23</p><p>　　4 其他結構的設計24</p>

11、<p>　　4.1 精密轉盤的設計24</p><p>　　4.2底座的設計25</p><p>　　4.3機架的設計25</p><p>　　4.3.1 機架設計的準則25</p><p>　　4.3.2 機架設計的要求26</p><p>　　4.3.3機架材料的選擇26</p>

12、;<p>　　4.3.4 機架結構的設計27</p><p><b>　　5 結論28</b></p><p><b>　　謝 辭29</b></p><p><b>　　參考文獻30</b></p><p><b>　　1 緒論</

13、b></p><p>　　1.1 回轉工作臺的研究背景及意義</p><p>　　隨著我國現(xiàn)代化工業(yè)技術的迅速發(fā)展，特別是隨著回轉工作臺在自動化領域內(nèi)的迅速發(fā)展，回轉工作臺組合機床的研究已經(jīng)成為當今機械制造行業(yè)的一個重要方向，在現(xiàn)代工業(yè)運用中，大多數(shù)機械的設計和制造都是用機床大批量完成的?，F(xiàn)代大型工業(yè)技術的飛快發(fā)展，降低了回轉工作臺組合機床的實現(xiàn)成本，軟件支持機械也使得實現(xiàn)變得更為簡

14、單，因此，研究回轉工作臺組合機床的設計具有非常重要的理論意義及現(xiàn)實意義。 </p><p>　　在工業(yè)快速發(fā)展的現(xiàn)代化浪潮中，各種機械設計和制造業(yè)中，回轉工作臺組合機床的應用越來越廣泛，越來越轉化為生產(chǎn)力，從這個意義上講，對回轉工作臺組合機床的研究具有重要的現(xiàn)實意義?；剞D工作臺組合機床是根據(jù)工件加工需要，以通用部件為基礎，配以少量專用部件組成的一種高效專用機床?；剞D工作臺組合機床是按系列化標準化設計的通用部件和

15、按被加工零件的形狀及加工工藝要求設計的專用部件組成的專用機床。由于通用部件已經(jīng)標準化和系列化，可根據(jù)需要靈活配置，從而縮短了設計和制造的周期，因此，回轉工作臺組合機床兼有低成本和高效率的優(yōu)點，在大批、大量生產(chǎn)中得到了廣泛的應用，并可用以組成自動生產(chǎn)線[6]。</p><p>　　回轉工作臺是組合機床的一種輸送部件，它將被加工工件從一個工位轉換到另一個工位。常常一個工位用作裝夾工件，而其他幾個工位同時對工件進行加工

16、，因此，機床的生產(chǎn)率較高，一臺組合機床相當于一條圓形自動線，而且占地面積較小，其結構比自動線簡單。多工位回轉工作臺適合復雜機械零件流水作業(yè)的加工需求，具有運行平穩(wěn)、高效率高等特點。與自動線相比多工位回轉工作臺具有諸多的優(yōu)點。其應用范圍不斷擴展。多工位回轉工作臺式機床同時具備柔性、生產(chǎn)率和精密的特點并能提供高度的技術效能技術與精巧的機械設備想結合使其能高效加工某零件族。零件的整個加工過程越來越多地是用單一零件夾具進行的。與在若干臺機床上加

17、工的“老式”加工方法相比這不僅簡化了生產(chǎn)的后勤工作而且大大地提高了加工精度。特別是當零件在不同加工平面和不同的加工軸之間具有相互制約的公差時。集成有若干個加工工位的多工位回轉工作臺式機床更具特別優(yōu)勢[11]。</p><p>　　1.2 回轉工作臺的歷史、現(xiàn)狀及應用</p><p>　　60 年代以來，跨國公司推動的產(chǎn)業(yè)全球化發(fā)展使得國際分工和國際貿(mào)易格局發(fā)生了改變，加工貿(mào)易成為全球化產(chǎn)業(yè)

18、發(fā)展的本質(zhì)要求。在全球化背景下，對于發(fā)展中國家而言，產(chǎn)業(yè)升級成為在全球化產(chǎn)業(yè)鏈條中由勞動密集環(huán)節(jié)向資本和技術密集環(huán)節(jié)逐步提升的過程。由跨國公司推動的加工貿(mào)易的發(fā)展，為發(fā)展中國家切入全球高新技術產(chǎn)業(yè)鏈條，實現(xiàn)產(chǎn)業(yè)升級提供了便捷路徑。其中回轉工作臺的運用得到了廣泛推廣，各種新型工作臺不斷被引進，同時我國也自主研制和開發(fā)了一批適用、高效性的回轉工作臺。加工工件在一個工位上裝加后，工件可繞著工作臺軸線作圓周方向輸送，輸送到各工位后，根據(jù)工藝要求

19、，在工作臺分度轉位的過程中，使工件繞夾具軸線回轉，被加工工件的各面可以依次朝外接受各工位上的動力部件加工。這樣的一臺多工位組合機床，除了可以從被加工工件的頂面和朝向動力部件面進行加工外，還可對多達五個面進行加工，擴大了組合機床的應用范圍。</p><p>　　近20年來，回轉工作臺組合機床自動線技術取得長足進步，自動線在加工精度、生產(chǎn)效率、利用率、柔性化和綜合自動化等方面的巨大進步，標志著回轉工作臺組合機床自動線

20、技術發(fā)展達到了高水平。自動線的技術發(fā)展，刀具、控制和其他相關技術的進步，特別是CNC控制技術發(fā)展對自動線結構的變革及其柔性化起著決定性的作用。隨著市場需求的變化，柔性將愈來愈成為抉擇設備的重要因素。因此，回轉工作臺組合機床自動線將面臨由高速加工中心組成的FMS的激烈競爭[10]。 </p><p>　　回轉工作臺是一種專用高效自動化技術裝備，目前，由于它仍是大批量機械產(chǎn)品實現(xiàn)高效、高質(zhì)量和經(jīng)濟性生產(chǎn)的關鍵裝備，

21、因而被廣泛應用于汽車、拖拉機、內(nèi)燃機和壓縮機等許多工業(yè)生產(chǎn)領域。其中，特別是汽車工業(yè)，是回轉工作臺最大的用戶。如德國大眾汽車廠在Salzgitter的發(fā)動機工廠，在大批量生產(chǎn)的機械工業(yè)部門，大量采用的設備是回轉工作臺組合機床。因此，組合機床的技術性能和綜合自動化水平，在很大程度上決定了這些工業(yè)部門產(chǎn)品的生產(chǎn)效率、產(chǎn)品質(zhì)量和企業(yè)生產(chǎn)組織的結構，也在很大程度上決定了企業(yè)產(chǎn)品的競爭力。</p><p>　　現(xiàn)代回轉工作

22、臺組合機床和自動線作為機電一體化產(chǎn)品，它是控制、驅動、測量、監(jiān)控、刀具和機械組件等技術的綜合反映。近20年來，這些技術有長足進步，同時作為組合機床主要用戶的汽車和內(nèi)燃機等行業(yè)也有很大的變化，其產(chǎn)品市場壽命不斷縮短，品種日益增多且質(zhì)量不斷提高。這些因素有力地推動和激勵了回轉工作臺組合機床的不斷發(fā)展。 </p><p>　　由于回轉工作臺工序的高度集中，即在同一個工作臺上可同時完成一種或幾種不同工序加工，因此適應了

23、產(chǎn)量大、精度高的生產(chǎn)要求，并且克服了萬能機床結構復雜、勞動強度大、生產(chǎn)效率低、精度不易保證的缺點，以及專用機床通用性差、不適應現(xiàn)代技術迅速發(fā)展、產(chǎn)品經(jīng)常更新的要求.所以，回轉工作臺已廣泛應用到汽車、柴油機、電動機、儀器儀表以及軍工產(chǎn)品等的生產(chǎn)上，并顯示出巨大的優(yōu)越性。 </p><p>　　回轉式多工位組合機床，特別適合于加工輪廓尺寸在250mm以內(nèi)的中小零件。這類機床的應用主要集中于汽車、閥門、氣動、

24、液壓、制鎖、輕工儀表和電氣等工業(yè)部門。市場銷量大，因此在國內(nèi)外有許多從事其設計和制造的廠家。如歐美的rons-hoffen、Diedeoheim、witzig&Frank、Riello、IMAS、AugustWenzler、wiest、Haaf、RinoBerard和Posalux，日本的三協(xié)精機、巖田工機，前蘇聯(lián)的哈爾科夫小型組合機床廠(X3MAC)和我國的大連組合機床研究所、大連機床廠、常州機床廠和北方精密機械廠等。其中，北

25、方精密機械廠是我國唯一專門從事回轉工作臺組合機床生產(chǎn)的專業(yè)廠，目前的生產(chǎn)能力為年產(chǎn)約30臺。 據(jù)估計目前我國回轉式多工位組合機床約占整個組合機床的4%，與機床工業(yè)發(fā)達的國家相比，無論在數(shù)量上還是在技術上均存在一定差距。因此，加速發(fā)展這類機床，是我國機械加工行業(yè)面臨的一項任務[6]。</p><p>　　1.3 課題的主要任務</p><p>　　本畢業(yè)設計是根據(jù)企業(yè)指定產(chǎn)品的加工需求，該

26、產(chǎn)品是一種尾氣處理裝置。設計一種與生產(chǎn)線匹配，符合加工技術要求的六工位工作臺，選擇并設計相應的機構，對多工位工作臺作總體布局設計，編制工作循環(huán)圖。該工作臺要完成工件的注液涂敷，吹干等四道工序，單件生產(chǎn)周期12s，工藝時間不低于2s。該工作臺的停動時間控制上要求比較高，加工工藝時間較長，工件由一個工位移動到下一個工位的時間較短，故轉臺由靜止到轉動這個瞬間的加速度沖擊很大，需要比較大的一個扭矩來實現(xiàn)停動轉換。對間歇機構的選擇上需要嚴格考慮。

27、</p><p><b>　　2 總體方案設計</b></p><p>　　2.1 原理方案的設計</p><p>　　轉位及定位機構的類型較多，常見的有：棘輪機構、槽輪機構、蝸形凸輪機構、不完全齒輪機構、桿機構以及與液壓電組合的機構，他們有各自的特點及適用范圍。</p><p>　　方案1：槽輪撥銷轉位機構（簡稱槽輪

28、機構）：結構簡單緊湊且容易制造，但從動件的運動柔性沖擊，當機構運轉速度較高或槽輪軸系慣性力較大的情況下就顯得更為突出，可用于提速輕載場合。槽輪每轉動一次和停歇一次構成一個運動循環(huán)，為了避免或減輕槽輪在啟動和停止時的碰撞或沖擊，圓銷在進入槽和退出槽的瞬時，圓銷中心的線速度方向必須沿著槽輪徑向槽的中心線方向，以使槽輪在啟動和停止時的瞬時速度為零，如圖所示。在一個運動循環(huán)中，槽輪的運動時間與撥盤的運動時間之比可用來衡量槽輪的運動時間在一個間歇

29、周期中所占的比例，稱為運動系數(shù)，用來表示。</p><p>　　為了避免或減輕槽輪在啟動和停止時的碰撞或沖擊，圓銷在進入槽和退出槽的瞬時，圓銷中心的線速度方向必須沿著槽輪徑向槽的中心線方向，以使槽輪在啟動和停止時的瞬時速度為零，如圖2-1所示。</p><p>　　圖2-1槽輪撥盤工作圖</p><p>　　圖中撥盤有K=1個圓銷，槽輪槽數(shù)為z=6，因此有</

30、p><p>　　=t2/t1=K(z-2)/2z=4/12=1/3</p><p>　　而槽輪一個運動循環(huán)中運動時間與停歇時間之比為</p><p>　　t2：（t1-t2）=t2:(3t2-t2)=1:2。</p><p>　　意味著槽輪一個運動循環(huán)中運動時間與停歇時間之比為1：2，即分配軸轉一周工序盤有120°處于運動中，有240&

31、#176;處于停歇中。</p><p>　　方案2：采用步進電機，通過PLC控制步進電機帶動工作臺回轉，通過鍵盤和顯示屏幕發(fā)出指令給單片機，控制脈沖分配器向步進電機發(fā)送脈沖。而輸入電脈沖的數(shù)量和頻率便可實現(xiàn)控制工作臺的角位移與轉速以及停動。</p><p>　　步進電動機又稱為脈沖電動機。它是將電脈沖信號轉換成機械角位移的執(zhí)行元件。其輸入一個電脈沖就轉動一步，既每當電動機的繞組接受一個電脈

32、沖，轉子就轉過一個相應的步距角。轉子角位移的大小及轉速分別與輸入的電脈沖數(shù)與頻率成正比，并在時間上與輸入脈沖同步，只要控制輸入電脈沖的數(shù)量，頻率以及電動機繞組的通電順序，電動機即可獲得所需的轉角，轉速及轉向，很容易用微機實現(xiàn)數(shù)字控制。</p><p>　　步進電動機具有以下主要特點：</p><p>　　1）步進電動機的工作狀態(tài)不易受各種干擾因素（如電源電壓的波動，電流的大小與波形的變化，

33、溫度等的影響，只要在他們的大小未引起步進電動機產(chǎn)生“丟失”現(xiàn)象 之前，就不會影響其正常工作； </p><p>　　2）步進電動機的步距角有誤差，轉子轉過一定的步數(shù)以后也會出現(xiàn)累計誤差，但轉子轉過一轉之后，其累計誤差就會變?yōu)椤傲恪?，因此不會長期積累； </p><p>　　3）控制性能好，在啟動，停止，反轉時不易“丟失” 。因此，步進電動機被廣泛應用于開環(huán)控制的機電一體化系統(tǒng)，使系統(tǒng)簡化

34、，并可靠的獲得較高的位置精度；</p><p>　　方案1繁瑣復雜且定位精度不高，容易產(chǎn)生累積誤差，而且槽輪機構的動停不能滿足該工件的生產(chǎn)周期和加工工藝時間比。方案2結構簡單便于簡化整個多工位工作臺的體系，調(diào)正起來比較方便，且該工作臺工作時負載并不是很大。綜合考慮本設計應選用了方案2。</p><p><b>　　2.2 動力的選擇</b></p>&l

35、t;p>　　方案1：采用液壓，其優(yōu)點是：</p><p>　　同其他傳動方式相比，窗洞功率相同，液壓傳動裝置的重量輕，結構緊湊。</p><p>　　可實現(xiàn)無級變速，調(diào)整范圍大。</p><p>　　運動間的慣性小，能夠頻繁迅速換向，船東工作平穩(wěn)；系統(tǒng)容易實現(xiàn)緩沖吸 震，并能自動防止過載。</p><p>　　與電氣石配合，容易實現(xiàn)動作

36、和操作和自動化；與微電子技術和計算機能實 現(xiàn)各種自動控制工作。</p><p>　　原件已基本上系列化，通用化和標準化，適于CAD 技術的應用，提高工效，降低成本。 </p><p><b>　　其缺點： </b></p><p>　　容易產(chǎn)生泄露，污染環(huán)境。反映速度慢。 </p><p>　　引有泄露和彈性變形大，不易

37、做精確的定比傳動。 </p><p>　　系統(tǒng)內(nèi)混入空氣，會引起爬行，噪音和振動。</p><p>　　使用的環(huán)境溫度比機械傳動小。</p><p>　　故障診斷與排除要求較高技術。 </p><p>　　方案2： 采用步進電機，其優(yōu)點是：步進電動機的工作狀態(tài)不易受各種干擾因素的影響，只要在他們的大小未引起步進電動機產(chǎn)生“丟失”現(xiàn)象 之前，就

38、不會影響其正常工作，步進電動機的步距角有誤差，但轉子轉過一轉之后，其累計誤差就會變?yōu)椤傲恪?，因此不會長期積累；控制性能好，在啟動，停止，反轉時不易“丟失”。通過控制電機的啟停來實現(xiàn)轉臺的間歇。一個步進電機既能解決電機問題又能解決間歇機構的問題，故本工作臺的動力機構采用步進電機。</p><p>　　2.3動力傳動方式的選擇</p><p>　　該工作臺工作的過程中的控制系統(tǒng)是開環(huán)控制的，

39、無反饋系統(tǒng)，所以該動力系統(tǒng)必須具備有傳動精準，效率較高，不能在傳動的過程中有打滑或者卡滯等情況出現(xiàn)。并且該工作臺動力部分與執(zhí)行部分之間的距離并不遠。根據(jù)上面所述的情況進行選擇傳動方式。</p><p><b>　　方案1帶傳動</b></p><p><b>　　帶傳動的優(yōu)點：</b></p><p>　　1）用于中心距較

40、大的；</p><p>　　2）傳動帶具有良好的彈性，能緩沖吸振，尤其是V帶沒有接頭，傳動較平穩(wěn)，噪聲?。?lt;/p><p>　　3）過載時帶在帶輪上打滑，可以防止其它器件損壞；</p><p>　　4）結構簡單，制造和維護方便，成本低 。 ? </p><p><b>　　帶傳動的缺點 ：</b></p>

41、<p>　　1）動的外廓尺寸較大；</p><p>　　2）由于需要張緊，使軸上受力較大；</p><p>　　3）工作中有彈性滑動，不能準確地保持主動軸和從動軸的轉速比關系；</p><p><b>　　4）帶的壽命短；</b></p><p><b>　　5）傳動效率降低；</b&g

42、t;</p><p>　　6）帶傳動可能因摩擦起電，產(chǎn)生火花，故不能用于易燃易爆的場合。</p><p><b>　　方案2 齒輪傳動</b></p><p>　　齒輪傳動是近代機器中最常見的一種機械傳動，是傳遞機器動力和運動 的一種主要形式，是機械產(chǎn)品的重要基礎零部件。它與帶、鏈、摩擦、液壓等機械傳動相比，具有功率范圍大、傳動效率高、圓周速度

43、高、傳動比準確、使用壽命長、結構尺寸長、結構尺寸小等一系列特點。因此，它已成為許多機械產(chǎn)品不可缺少的傳動部件，也是機器中所占比重最大的傳動形式。近幾年來，雖然其他機械部件的制造技術與電傳動技術有了較大的發(fā)展，但在生產(chǎn)中占主導地位的傳動形式仍為各種齒輪傳動。齒輪傳動有以下優(yōu)缺點： </p><p><b>　　優(yōu)點包括：</b></p><p>　　1）

44、 瞬時傳動比恒定，工作平穩(wěn)性較高； </p><p>　　2） 采用非圓齒輪，瞬時傳動比可按所需變化規(guī)律設計； </p><p>　　3） 傳動比變化范圍大，適用于減速或增速傳動； </p><p>　　4）齒輪的圓周速度范圍大。 </p><p>　　5） 傳遞功率范圍大，承載能力高。

45、 </p><p>　　6） 傳動效率高，特別是精度較高的圓柱齒輪副。 </p><p>　　7） 結構緊湊，如使用行星傳動、諧波齒輪傳動，可使部件更為縮小，成為同軸線傳動； </p><p>　　8） 維護簡便。 </p><p><b>　　缺點包括：<

46、/b></p><p>　　1） 運轉中振動、沖擊和噪聲，并產(chǎn)生動載荷； </p><p>　　2） 無過載保護作用； </p><p>　　3） 要求齒輪的切齒精度較高或具有特殊齒形時，需要高精度機床、特殊刀具和測量儀器來保證，制造工藝復雜，成本較高</p><p>　　綜合上述以及考慮到該工作臺需要

47、傳動平穩(wěn)，定位精確。工作臺工作過程中需要反復的停動，沖擊較大，且?guī)鲃尤菀状蚧绊懝ぷ髋_的定位精準，而齒輪瞬時傳動比恒定，工作穩(wěn)定性較高，傳遞功率范圍大，能承載本大的沖擊，故本設計的傳動采用齒輪傳動。</p><p><b>　　2.4軸承的選用</b></p><p>　　選擇滾動軸承類型時，必須了解軸承的工作載荷大小、性質(zhì)、方向、轉速及其他使用要求，以下是選用滾動

48、軸承的基本原理：</p><p>　?。?）轉速較高、載荷較小、要求旋轉精度高時宜選用球軸承：轉速較低、載荷較大有沖擊載荷時則選用滾子軸承。 </p><p>　?。?）軸承上同時受徑向和軸向載荷，一般選用角接觸球軸承或圓錐滾子軸承；若精細那個載荷大，軸向載荷小，可選用深溝球軸承的組合結構。 </p><p>　　方案1：選用圓錐滾子軸承</p>&l

49、t;p>　　圓錐滾子軸承的特點：圓錐滾子軸承可以分離，由內(nèi)圈與滾子、保持架一起組成的組件和外圈可以分別 圓錐滾子軸承安裝。滾子和滾道接觸處修正的接觸線可以減少應力集中。圓錐滾子軸承可以承受大的徑向載荷和軸向載荷。由于圓錐滾子軸承只能傳遞單向軸向載荷，因此，為傳遞相反方向的軸向載荷就需要另一個與之對稱安裝的圓錐滾子軸承。帶傾斜角的滾道能使圓錐滾子軸承承受徑向和軸向的聯(lián)合負荷。外滾道和軸承中心線之間的角度越大，承受軸向和徑向負荷比的

50、能力就越大。滾子與滾道的線性接觸使圓錐滾子軸承具有很大的承載能力。這一特點和對徑向負荷、軸向負荷以及對這兩種聯(lián)合負荷的承受能力，使圓錐滾子軸承在許多應用場合成為理想的選擇。對給定的內(nèi)徑，可以選用特輕活特重的截面以滿足不同負荷的要求。圓錐滾子軸承中用量最多的是單列圓錐滾子軸承。在轎車的前輪輪轂中，近年來也用上了小尺寸的雙列圓錐滾子軸承。四列圓錐滾子軸承用在大型冷、熱軋機等重型機器中。</p><p>　　圓錐滾子軸

51、承主要承受以徑向為主的徑、軸向聯(lián)合載荷。軸承承載能力取決于外圈的滾道角度，角度越大承載能力越大。該類軸承屬分離型軸承，根據(jù)軸承中滾動體的列數(shù)分為單列、雙列和四列圓錐滾子軸承。單列圓錐滾子軸承游隙需用戶在安裝時調(diào)整；雙列和四列圓錐滾子軸承游隙已在產(chǎn)品出廠時依據(jù)用戶要求給定，不須用戶調(diào)整。圓錐滾子軸承有圓錐形內(nèi)圈和外圈滾道，圓錐滾子排列在兩者之間。所有圓錐表面的投影線都在軸承軸線的同一點相聚。這種設計使圓錐滾子軸承特別適合承受復合（徑向與軸

52、向）負荷。軸承的軸向負荷能力大部分是由接觸角α決定的；α角度越大，軸向負荷能力就越高。角度大小用計算系數(shù)e來表示；e值越大，接觸角度越大，軸承承受軸向負荷的適用性就越大。</p><p>　　方案2，選用推力球軸承</p><p>　　推力球軸承是一種分離型軸承，軸圈、座圈可以和保持架、鋼球的組件分離。軸圈是與軸相配合的套圈，座圈是與軸承座孔相配合的套圈，和軸之間有間隙；推力球軸承只能夠承

53、受軸向負荷，單向推力球軸承是只能承受一個方向的軸向負荷，雙向推力球軸承可以承受兩個方向的軸向負荷；推力球軸承不能限制軸的徑向位移，極限轉速很低，單向推力球軸承可以限制軸和殼體的一個方向的軸向位移，雙向軸承可以限制兩個方向的軸向位移。 </p><p>　　推力軸承是用來專門承受軸向力的專用軸承,就是軸垂直的方向的力的軸承. 推力軸承也稱作止推軸承. 止推軸承一般是由兩個止推墊片或更多止推墊片和若干滾動體組成,一

54、般止推墊片分為軸片和座片,滾動體一般最常見型式是由鐵質(zhì)或銅質(zhì)保持架組合成整體.該類型軸承最常見是鋼球式推力軸承. 用于支撐旋轉設備沿軸向的推力。旋轉設備是水平安裝的，則推力軸承只承擔設備沿軸向產(chǎn)生的推力；設備是垂直安裝的，則除推力外還需要支撐設備旋轉部分的重量。</p><p>　　將方案1和方案2進行對比，由中軸，中軸上零件及工作臺上負載的重力作用，使中軸產(chǎn)生較大的軸向力，軸向力的全部由軸承支承，在眾多的軸承中

55、，推力球軸承能支承較大的軸向力，而此工作臺并無太大的徑向力，故選用推力球軸承。</p><p><b>　　3 計算分析</b></p><p>　　3.1工作臺回轉運動規(guī)律分析</p><p>　　工作臺回轉運動規(guī)律分析 按照工作臺的運動要求，工作臺每回轉π/3 時，工作停下來工作一次，在這π/3時間內(nèi)的運動規(guī)律如下：0~0.2s圓盤以恒定

56、加速度旋，0.2~0.6s 恒角速度旋轉，0.6~0.8s圓盤以恒角加速度減速，直到停止。所以運動轉盤的角速度在π/3 內(nèi)隨時間變化規(guī)律如圖3-1：</p><p>　　0 0.2 0.6 0.8 （t/s） </p><p>　　圖3-1 轉盤速度變化規(guī)律</p><p>　　因為在2s 內(nèi)轉過的角度為π/3。所以：</p&

57、gt;<p>　?。?.4+0.8）Wmax /2=π/3</p><p>　　得出：Wmax=5π/9</p><p>　　顯然 0~0.2s和0.6~0.8s間的角加速度β大小都等于 25π/9 rad/</p><p>　　3.2步進電機啟動力矩的計算</p><p>　　步進電機選用三相步進電機：</p>

58、<p>　　設三相步進電機的等效負載扭矩為T，J為工作圓盤及工件機械手的轉動慣量，為轉盤質(zhì)量，為機械手和工件的質(zhì)量，運動轉盤的半徑為140mm：</p><p><b>　　J=+</b></p><p>　　+63=0.98kg·</p><p><b>　　N·m</b></p>

59、;<p>　　由于在計算這些扭矩過程中沒有將外部阻力矩考慮進去，所以需要設定一個安全系數(shù)，便于選擇電機的扭矩能足夠大：</p><p><b>　　N·m</b></p><p>　　通過查找資料獲得如下三相步進電機型號表：</p><p>　　表3-1 三相混合式步進電機型號</p><p>　

60、　根據(jù)=，選與此數(shù)值接近的步進電機，所以選擇三相步進電機的型號為110BYG350DH-0501，此步進電機的扭矩為16。</p><p>　　3.3直齒圓柱齒輪的傳動設計</p><p>　　3.3.1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　1）選用直齒圓柱齒輪傳動</p><p>　　2）選用7級精度（GB10095-8

61、8）</p><p>　　3)材料選擇。由《機械設計》第八版表10-1選擇大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　4）初選小齒輪齒數(shù)為=21，大齒輪齒數(shù)=3×21=63。</p><p>　　3.3.2、按齒面接觸強度設計</p><

62、;p>　　由《機械設計》第八版公式（10-9a）進行計算，即</p><p><b>　　(3-1)</b></p><p>　　確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　1）試選載荷系數(shù)為Kt =1.3</p><p>　　2）根據(jù)預選電機可得小齒輪傳遞的扭矩</p><p><b

63、>　　T1=16N·m</b></p><p>　　3）由《機械設計》第八版表10-7選取齒寬系數(shù)為</p><p>　　4）由《機械設計》第八版表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)</p><p>　　5)由《機械設計》第八版圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的按接觸疲勞強度極限。</p><p

64、>　　6）計算應力循環(huán)次數(shù)，由于工作臺轉速不高，故循環(huán)次數(shù)也較低。</p><p>　　7）由《機械設計》第八版圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù),。</p><p>　　8）計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由《機械設計》第八版式（10-12）得</p><p><b>　?。?）計算&

65、lt;/b></p><p>　　試算小齒輪輪分度圓直徑，代入中較小值</p><p><b>　　=33.27mm</b></p><p><b>　　計算齒寬</b></p><p><b>　　b=mm</b></p><p><b&g

66、t;　　計算齒寬與齒高之比</b></p><p><b>　　模數(shù) mm</b></p><p>　　齒高 h=2.25mt=2.25×1.58mm=3.565mm</p><p><b>　　==4.668</b></p><p><b>　　計算載荷系數(shù)

67、</b></p><p>　　根據(jù)v和7級精度，由《機械設計》第八版圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.1；</p><p>　　直齒輪，假設<，由《機械設計》第八版表10-3查得</p><p><b>　　=1.2；</b></p><p>　　由《機械設計》第八版表10-2查得使用系數(shù)=1；<

68、/p><p>　　由《機械設計》第八版表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪懸臂布置時=1.182。</p><p>　　由=4.668，=1.182查《機械設計》第八版圖10-13得=1.145，故動載荷系數(shù)</p><p>　　K==1×1.1×1.2×1.182=1.56</p><p>　　按實際的載荷系數(shù)校

69、正所算得的分度圓直徑，由《機械設計》第八版式（10-10a）得 </p><p>　　=33.27×=36.445mm</p><p><b>　　計算模數(shù)</b></p><p>　　m==36.445÷21=1.73</p><p>　　3.3.3、根據(jù)齒根彎曲強度計算</p>

70、;<p>　　彎曲強度的設計公式由《機械設計》第八版式（10-5）為</p><p>　　m (3-2)</p><p>　　公式內(nèi)的各計算數(shù)值確定如下：</p><p>　　由《機械設計》第八版圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa;</p><p>　　大齒輪的彎曲疲勞強度極限

71、=380MPa；</p><p>　　由《機械設計》第八版圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為=2.5，=2.5；</p><p>　　計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設計》第八版式（10-12）得</p><p>　　==MPa=893MPa</p><p>　　==MP

72、a=679MPa</p><p><b>　　計算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　K==1×1.1×1.2×1.145=1.5114</p><p><b>　　齒形系數(shù)查取如下：</b></p><p>　　由《機械設計》第八版表10-5查得=2.76，=2.

73、3；</p><p>　　應力校正系數(shù)查得如下：</p><p>　　由《機械設計》第八版表10-5查得=1.56，=1.71；</p><p>　　計算大、小齒輪的并比較其大小</p><p><b>　　==0.0048</b></p><p><b>　　==0.0056</

74、b></p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大</b></p><p><b>　　（2）設計計算</b></p><p><b>　　m=1.15</b></p><p>　　根據(jù)計算結果，由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)小于由齒面接觸疲勞強度計算模數(shù)m，因為彎曲強度所決

75、定的承載能力是由齒輪模數(shù)m的大小所決定，而僅齒輪直徑（即齒數(shù)與模數(shù)的乘積）影響齒面接觸疲勞強度的承載能力，故由彎曲強度算得的模數(shù)1.15并就近圓整為標準值m=1.5mm,按接觸強度計算算分度圓直徑為d1 =36.445mm,計算小齒輪齒數(shù)為</p><p><b>　　=24</b></p><p>　　故大齒輪齒數(shù)為 =3×24=72 .&l

76、t;/p><p>　　這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒根彎曲疲勞強度，又滿足了齒面接觸疲勞強度，并避免浪費，結構緊湊。</p><p>　　3.3.4、齒輪幾何尺寸</p><p><b>　　1）分度圓直徑計算</b></p><p>　　m=24×1.5mm=36mm</p><p>　

77、　m=72×1.5mm=108mm</p><p><b>　　2)中心距離計算</b></p><p>　　a==mm=72mm</p><p><b>　　3)齒輪寬度計算</b></p><p>　　b==0.4×36mm=14.4mm</p><p&g

78、t;　　取=14mm, 取12mm.</p><p>　　3.3.5、齒輪驗算</p><p>　　==3×N=444.45N</p><p>　　==37.2<100 </p><p><b>　　由此可知合適</b></p><p>　　3.3.6、齒輪結構設計尺寸&

79、lt;/p><p>　　由于齒輪的齒數(shù)和模數(shù)已經(jīng)確定，則齒輪的結構尺寸如表3-2所示：</p><p>　　表3—2 齒輪結構尺寸</p><p>　　那么這對齒輪結構如下圖3-2所示：</p><p><b>　　圖3-2 齒輪結構</b></p><p>　　3.3.7、第二對齒輪的設計<

80、/p><p>　　初選小齒輪齒數(shù)為=18，大齒輪齒數(shù)=4×18=72。</p><p>　　按齒面接觸強度設計：</p><p><b>　　(3-1)</b></p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)算的</b></p><p><b>　　=24.90mm&l

81、t;/b></p><p><b>　　m==1.38</b></p><p>　　按齒根彎曲強度設計：</p><p>　　m (3-2)</p><p><b>　　查表代入數(shù)據(jù)得：</b></p><p>　　綜上所述m取最近的標準值

82、，所以</p><p><b>　　則大齒輪的齒數(shù)</b></p><p>　　由于齒輪的齒數(shù)和模數(shù)已經(jīng)確定，則齒輪的結構尺寸如表3-2所示：</p><p>　　3.4支撐軸的設計計算</p><p>　　3.4.1、選擇軸的材料和熱處理</p><p>　　對此回轉工作臺未提出特殊要求，對其重

83、量計尺寸也無特殊要求，故選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由機械設計（第八版）表15-1查得=640MP，=275MP，=155MP。</p><p>　　3.4.2、初步估算軸的直徑</p><p>　　由機械設計（第八版）表15-4查得=1602，安裝大齒輪處的軸頭直徑</p><p><b>　　=[]</b></p><

84、;p>　　由機械設計（第八版）表15-3查得[]=30MPa,故</p><p><b>　　(3-3)</b></p><p><b>　　式中</b></p><p>　　——軸的抗扭界面系數(shù)，；</p><p>　　——扭轉切應力，MPa；</p><p>　　T

85、 ——軸所受的扭矩，Nmm；</p><p>　　在這里取d=22mm</p><p>　　3.4.3、軸的結構設計</p><p>　　為了裝拆齒輪軸承方便，將軸設計成階梯狀。對于同一軸上的軸承，一般選用同一型號，現(xiàn)暫取深溝球軸承6006內(nèi)徑為30.000 mm ，外徑為55.000 mm ，厚度為13.000 mm，推力球軸承51306內(nèi)徑為

86、30.00mm，外徑為60.00mm，厚度為21.00mm，與軸承相配合的軸段直徑取30.00mm，由機械設計手冊查的推力球軸承的軸肩直徑可取為38.00mm，在這里軸承與軸之間采用過盈配合，同時采用軸承套筒或孔用彈性擋圈對軸承進行軸向固定，而齒輪輪轂與軸和轉盤與軸均在軸兩端采用間隙配合，其周向定位都采用單平鍵，由《機械設計》第八版表6-1查得選平鍵截面b×h×L=8mm×5mm×20mm，同時在

87、軸端處加擋板及螺釘進行軸向定位固定。</p><p>　　根據(jù)以上所述，現(xiàn)畫出軸的結構圖3-3如下：</p><p>　　圖3-3軸圓截面受力分析圖</p><p>　　1、疲勞強度的安全系數(shù)校核</p><p>　　(1)作軸的受力簡圖如下：</p><p>　?。?）求作用在軸上的力</p><

88、p>　　軸傳遞的轉矩T=40000N/mm</p><p>　　齒輪上圓周力為： F==2×40000/108=740.7N</p><p>　　輪上的徑向力： F= Ftan=740.7×tan20=269.6N</p><p><b>　　齒輪上軸向力：N</b></p><p&g

89、t;　?。?）求軸承上支反力：</p><p>　　有上述的公式代入數(shù)據(jù)可求得：</p><p>　　有上述的公式代入數(shù)據(jù)可求得：</p><p>　　（4）畫彎矩圖M 和 M及合成彎矩圖M=</p><p>　　截面所受最大彎矩M=65.5N·m</p><p><b>　?。?）畫出扭矩圖T&l

90、t;/b></p><p>　?。?）確定其危險截面,并計算其應力</p><p>　　由圖軸受扭矩為常數(shù)的作用，雖然有鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中中均將削弱軸的疲勞強度，但由軸的最小軸徑是按扭轉強度來確定的，所以軸上CD段各截面不用校核。對截面I,C處，在截面I處從彎矩較小，截面II處應力集中最為嚴重，從受載來看截面B所受的彎矩和轉矩較大,但應力不集中且軸徑較大，因此對截面

91、C也不必校核.因而該軸只需校核截面II左右兩則即可。</p><p><b>　　校核截面II左側</b></p><p>　　由截面II左側的彎矩M為 M=(26-5.3)×=21.12MPa</p><p>　　截面上彎曲應力為 =20.2MPa</p><p>　　截面上的扭轉切應力 =1

92、9.13MPa</p><p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由《機械設計》第八版表15-1查得=640MPa,=275MPa,=155MPa。</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按《機械設計》第八版附表3-2查取。因==0.09，==1.36，經(jīng)插值法查得</p><p>　　=1.65 ， = 1.47</p>&l

93、t;p>　　又有《機械設計》第八版附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為</p><p>　　=0.82 ， =0.85</p><p>　　所以有效應力集中系數(shù)按《機械設計》第八版（附表3-4）為</p><p>　　=1+0.82×（1.65-1）=1.533</p><p>　　=1+0.85×（1.47-1

94、）=1.40</p><p>　　由《機械設計》第八版附圖3-2的尺寸系數(shù)=1；由《機械設計》第八版附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)=0.94。</p><p>　　軸按磨削加工，由《機械設計》附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p><b>　　=0.92</b></p><p>　　軸未經(jīng)表面強化處理，取=1，由《機械設計

95、》第八版式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為</p><p><b>　　==1.62</b></p><p><b>　　==1.58</b></p><p>　　又由《機械設計》第八版3-1及3-2的碳鋼系數(shù)的特性系數(shù)</p><p>　　=0.1—0.2，取=0.1</p>

96、<p>　　=0.055—0.1，取=0.05</p><p>　　故計算安全系數(shù)值，按《機械設計》第八版式（15-6）—（15-8）則得</p><p><b>　　==8.4</b></p><p><b>　　===9.94</b></p><p>　　===6.42>&g

97、t;S=1.5</p><p><b>　　顯然安全。</b></p><p><b>　　校核截面II的右側</b></p><p><b>　　彎曲應力</b></p><p>　　===7.96MPa</p><p><b>　　扭轉切應

98、力</b></p><p><b>　　==7.5MPa</b></p><p>　　在過盈配合處，根據(jù)《機械設計》第八版附表3-8用插值法求出，取值=0.8，</p><p>　　故得 =2.82 =0.8×2.82=2.256</p><p>　　按磨削加工軸，表面質(zhì)量系數(shù)根據(jù)《

99、機械設計》第八版附圖3-4查為</p><p><b>　　=0.92</b></p><p><b>　　所以，計算綜合系數(shù)</b></p><p>　　=2.82+-1=2.91</p><p>　　=2.256+-1=2.34</p><p>　　故軸在截面II右側的安

100、全系數(shù)為</p><p><b>　　==11.87</b></p><p><b>　　===17.29</b></p><p>　　===9.78>>S=1.5</p><p>　　所以此軸在截面II處右側的強度也滿足安全設計要求。</p><p>　　根據(jù)以

101、上所述，現(xiàn)畫出軸的結構圖3-4如下</p><p>　　圖3-4軸的結構尺寸圖</p><p>　　3.4.4 軸的剛度校核計算</p><p>　　由于該軸是豎直安置的，精密轉盤及其機械手工件的重量主要是由支座來承受的。該軸只是一個傳動軸，只要是將將輸入的扭矩傳到精密轉盤，故該軸并沒有收到太大的彎曲應力。所以對該軸進行剛度校核時，只需對其進行扭轉剛度校核計算就可以

102、了。</p><p>　　軸的扭轉變形用每米長的扭轉角來表示。圓軸扭轉角[單位為（°）/m]的計算公式為：</p><p><b>　　(3-4)</b></p><p>　　式中： T——軸所受的扭矩，N·mm； </p><p>　　G——軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G=8.1*10

103、4MPa； </p><p>　　Ip——軸截面的極慣性矩，mm4,對于圓軸，Ip=?d4/32</p><p>　　L——階梯軸受扭矩作用的長度，mm； </p><p>　　、、——分別代表階梯軸第i段上所受的扭矩、長度和極慣性矩，單位同前； </p><p>　　z——階梯軸受扭矩作用的軸段數(shù)。 </p><p>

104、;　　由上述公式帶入數(shù)值可算得，</p><p>　　式中，為每米長的允許扭轉角，與軸的使用場合有關。而該軸是作為精密裝盤下的一個傳動軸，對傳動的精密度還是有一點的要求的。對于精密傳動軸，可??；由于處于精密傳動軸取值范圍之間，所以該軸的扭轉剛度合格。</p><p>　　3.5滾動軸承的計算分析</p><p>　　由于一般的傳動軸的滾動軸承失效形式主要是疲勞破壞。

105、故對疲勞壽命進行計算。</p><p>　　由于轉盤重量不大，軸向力約為F=150N，查《實用機械設計手冊》推力球軸承51306最小負荷常數(shù)A=4.51×10，由《實用機械設計手冊》推力球軸承最小軸上負荷的計算公式為F>A，又傳動軸轉速取n=20r/min.，</p><p>　　F>4.51×10×=1.8×N</p>&

106、lt;p><b>　　顯然可安全使用。</b></p><p>　　故只需對對深溝球軸承6006進行壽命計算</p><p>　　軸承尺寸內(nèi)徑d=30.000 mm ，外徑D=55.000 mm ，厚度T=13.000 mm</p><p>　　載荷容量 C=13.3 KN C=8.36KN</p>

107、;<p><b>　　滾動軸承壽命驗算</b></p><p><b>　　C=</b></p><p><b>　　式中:</b></p><p>　　C 基本額定動載荷，單位N</p><p><b>　　壽命系數(shù)</b&

108、gt;</p><p><b>　　載荷系數(shù)</b></p><p><b>　　速度系數(shù)</b></p><p><b>　　溫度系數(shù)</b></p><p>　　P 當量動載荷，單位N</p><p><b>　　得

109、 P=</b></p><p>　　已知 C=13300N，預期壽命取L=20000 h</p><p>　　查《實用機械設計手冊》得</p><p>　　= 3.42 =1.4 =1.166 =1</p><p><b>　　故</b></p>

110、<p>　　P===3238.89N</p><p><b>　　由 </b></p><p><b>　　L′=</b></p><p>　　其中： L′ 軸承的壽命，單位h；</p><p>　　n 軸承轉速，單位r/min ；</p&g

111、t;<p>　　P 軸承所受當量動載荷，單位N；</p><p>　　C 基本額定動載荷，單位N；</p><p>　　已知：預取傳動軸轉速n=20r/min，P=3238.89N，C=13300N</p><p>　　L′===94915h> L=20000h</p><p>　　故這對

112、軸承滿足要求。</p><p>　　4 其他結構的設計</p><p>　　4.1 精密轉盤的設計</p><p>　　回轉工作臺工作半徑R主要是由完成每道工序所需機構的結構尺寸來確定的,通常在200～600mm。待加工的工件為內(nèi)空圓柱外形，尺寸范圍為：φ(50-75)×(60-90)，且該工件并不是被固定于轉盤上，而是被夾持于機械手上，考慮加工的環(huán)境，

113、以及加工機構的選擇，此工作臺的精密轉盤的尺寸便選用直徑為280mm，結構如圖4-1所示：</p><p>　　圖4-1 機密轉盤剖視圖</p><p><b>　　4.2底座的設計</b></p><p>　　底座主要是銜接與旋轉轉盤于面板之間，承受了精密轉盤及機械手的重量，并且對軸承和軸都起到定位的作用。由于該底座并不用承受太大的質(zhì)量，更多的

114、是固定定位的作用，定位要求比較精確，所以對該底座的壁厚就沒有太多的計算與校核，更多的是要求加工工藝高，尺寸誤差不能太大。故本設計的底座結構如圖4-2所示：</p><p>　　圖4-2 底座結構圖</p><p><b>　　4.3機架的設計 </b></p><p>　　4.3.1 機架設計的準則 </p><p>

115、;　　(1)工況要求 任何機架的設計首先必須保證機器的特定工作要求。例如，保證機架上安裝的零部件能順利運轉，機架的外形及內(nèi)部結構不致有阻礙運動件通過的突起；設置執(zhí)行某一工況所必需的平臺；保證上下料的要求、人工操作的方便及安全等。 </p><p>　　(2)剛度要求 在必須保證特定外形條件下，對機架的主要要求是剛度。例如機床的零部 件中，床身的剛度則決定了機床的生產(chǎn)率和加工產(chǎn)品的精度;在齒輪減速器中，箱殼的

116、剛度決定了齒輪的嚙合性及運轉性能。 </p><p>　　(3)強度要求 對于一般設備的機架，剛度達到要求，同時也能滿足強度的要求。但對于重載設備的強度要求必須引起足夠的重視。其準則是在機器運轉中可能發(fā)生的最大載荷情況下，機架上任何點的應力都不得大于允許權力。此外，還要滿足疲勞強度的要求。對于某些機器的機架尚需滿足振動或坑振的要求。例如振動機械的機架；受沖擊的機架；考慮地震影響的高架等。 </p>

117、;<p>　　(4)穩(wěn)定性要求 對于細長的或薄璧的受壓結構及受彎—壓結構存在失穩(wěn)問題，某些板殼結構也存在失穩(wěn)問題或局部失穩(wěn)問題。失穩(wěn)對結構會產(chǎn)生很大的破壞，設計時必須校核。</p><p>　　(5)美觀 目前對機器的要求不僅要能完成特定的工作，還要使外形美觀。 </p><p>　　(6)其他 如散熱的要求;防腐蝕及特定環(huán)境的要求；對于精密機械、儀表等熱變形小的要求等

118、。 </p><p>　　特別提出注意的是，設計和工藝是相輔相成的，設計的基礎是工藝。所以設計要遵循工藝的規(guī)范，要考慮工藝的可能性、先進性和經(jīng)濟性。 </p><p>　　4.3.2 機架設計的要求 </p><p>　　在滿足機架設計準則的前提下，必須根據(jù)機架的不同用途和所處環(huán)境，考慮下列各項要求，并有所偏重：</p><p>　　

119、1．機架的重量輕，材料選擇合適，成本低。 </p><p>　　2．結構合理，便于制造。 </p><p>　　3．結構應使機架上的零部件安裝、調(diào)整、修理和更換都方便。 </p><p>　　4．結構設計合理，工藝性好，還應使機架本身的內(nèi)應力小，由溫度變化引起的變形應力小。 </p><p>　　5.抗振性能好。 </

120、p><p>　　6.耐腐蝕，使機架結構在服務期限內(nèi)盡量少修理。 </p><p>　　7.有導軌的機架要求導軌面受力合理，耐磨性良好。 </p><p>　　4.3.3機架材料的選擇</p><p>　　通過查找資料和估算，且機架不用太過于復雜，負重不是很大。本設計直接采用不銹鋼方鋼焊接來做機架。選擇方鋼管作機架材料的理由有幾個方面:</

121、p><p>　　(1)方鋼管受力性能好,它的截面慣性矩與截面抵抗矩以及回轉半徑等截面特性均比等截面積的角鋼、其他型鋼或角鋼組合T形截面等構件的大。</p><p>　　(2)由于方鋼管桁架構件間采用直接焊接,節(jié)省了節(jié)點板和角鋼組合墊板的材料,從而節(jié)約鋼材20%~30%。同時也可以避免角鋼與墊板電焊不當對桿件造成的損傷。而且省去節(jié)點板,可使桿件直接傳力,提高了桁架受力性能。</p>