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1 第 1 章 緒 論 1 1 項(xiàng)目的研究意義 在當(dāng)今時(shí)代 任何一個(gè)具備完整工業(yè)體系的國家 都會(huì)有相當(dāng)數(shù)量的制造 業(yè) 如汽車 機(jī)車 電力 船舶 航空航天 冶金礦山 石油化工 機(jī)床工具 通信 輕工 建材 家電 食品 儀器 儀表等 上述這些部門大多與機(jī)械工 業(yè)有關(guān) 有的是實(shí)質(zhì)上就是機(jī)械工業(yè) 它們都是用機(jī)械設(shè)備制造各種各樣的產(chǎn) 品 所以說機(jī)械工業(yè)是國民經(jīng)濟(jì)的裝備部 是國民經(jīng)濟(jì)的先導(dǎo) 是國家重要的 基礎(chǔ)工業(yè) 如果一個(gè)國家的機(jī)械工業(yè)水平不高 它生產(chǎn)的產(chǎn)品在國際市場上是 很難有競爭力的 也是很難立于世界民族之林的 美國是世界工業(yè)強(qiáng)國 70 年代美國曾認(rèn)為制造業(yè)是 夕陽工業(yè) 經(jīng)濟(jì)重心應(yīng)由制造業(yè)轉(zhuǎn)向高科技產(chǎn)業(yè) 及服務(wù)業(yè)等第三產(chǎn)業(yè) 科研重理論成果 不重視實(shí)際應(yīng)用 政府不支持產(chǎn)業(yè)技 術(shù) 使美國制造業(yè)產(chǎn)生衰退 而同期日本重視制造技術(shù) 重視高素質(zhì)人才的培 養(yǎng) 注重將高科技成果應(yīng)用于制造業(yè) 加之嚴(yán)密的社會(huì)組織 很快把原來美國 占絕對(duì)優(yōu)勢的產(chǎn)業(yè)如汽車 照相機(jī) 家電 機(jī)床 復(fù)印機(jī) 半導(dǎo)體等變成自己 的主導(dǎo)產(chǎn)業(yè) 占領(lǐng)了世界市場 這很快引起了美國政界 科技界 企業(yè)界有識(shí) 之士的關(guān)注 為此 80 年代后期 美國政府和企業(yè)迅速組織調(diào)查 MIT 在調(diào) 查報(bào)告中指出 一個(gè)國家要想生活的好 必須生產(chǎn)的好 振興經(jīng)濟(jì)的出路在 于振興制造業(yè) 當(dāng)前國際間 經(jīng)濟(jì)的競爭歸根到底是制造技術(shù)和制造能力的 競爭 鏜床是一種主要用鏜刀在工件上加工孔的機(jī)床 通常用于加工尺寸較大 精度要求較高的孔 特別是分布在不同表面上 孔距和位置精度要求較高的孔 如各種箱體 汽車發(fā)動(dòng)機(jī)缸體等零件上的孔 所以對(duì)其進(jìn)行合理設(shè)計(jì) 其意義 十分重大 1 2 國內(nèi)外的科技現(xiàn)狀 國外現(xiàn)狀 德國政府一貫重視機(jī)床工業(yè)的重要戰(zhàn)略地位 在多方面大力扶植 特別 講究 實(shí)際 與 實(shí)效 堅(jiān)持 以人為本 師徒相傳 不斷提高人員素質(zhì) 在發(fā) 展大量大批生產(chǎn)自動(dòng)化的基礎(chǔ)上 于 1956 年研制出第一臺(tái)數(shù)控機(jī)床后 一直 堅(jiān)持實(shí)事求是 講求科學(xué)精神 不斷穩(wěn)步前進(jìn) 德國特別注重科學(xué)試驗(yàn) 理論 與實(shí)際相結(jié)合 基礎(chǔ)科研與應(yīng)用技術(shù)科研并重 企業(yè)與大學(xué)科研部門緊密合作 2 對(duì)用戶產(chǎn)品 加工工藝 機(jī)床布局結(jié)構(gòu) 數(shù)控機(jī)床的共性和特性問題進(jìn)行深入 的研究 在質(zhì)量上精益求精 德國的數(shù)控機(jī)床質(zhì)量及性能良好 先進(jìn)實(shí)用 貨 真價(jià)實(shí) 出口遍及世界 尤其是大型 重型 精密數(shù)控機(jī)床 德國特別重視數(shù) 控機(jī)床主機(jī)及配套件之先進(jìn)實(shí)用 其機(jī) 電 液 氣 光 刀具 測量 數(shù)控 系統(tǒng) 各種功能部件 在質(zhì)量 性能上居世界前列 如西門子公司之?dāng)?shù)控系統(tǒng) 和 Heidenhain 公司之精密光柵 均為世界聞名 競相采用 國內(nèi)現(xiàn)狀 在產(chǎn)品開發(fā)上 國內(nèi)支柱企業(yè)重點(diǎn)放在數(shù)控機(jī)床上 年生產(chǎn)機(jī)床臺(tái)數(shù)和 數(shù)控機(jī)床所占比例逐年上升 據(jù)不完全統(tǒng)計(jì) 2004 年鉆鏜床行業(yè)共開發(fā)新產(chǎn) 品 81 種 其中數(shù)控機(jī)床新產(chǎn)品 61 種 占開發(fā)新產(chǎn)品的近 80 數(shù)控產(chǎn)品中在 國內(nèi)具有領(lǐng)先水平的有 36 種 包括車銑鏜等復(fù)合加工中心 高速 最高轉(zhuǎn)速 在 15000r min 至 36000r min 立 臥式加工中心 高速銑削中心 大型臥式 加工中心 工作臺(tái)尺寸 2000mm 4000mm 及以上 龍門式加工中心 龍門五面 龍門五軸 五軸聯(lián)動(dòng)加工中心 高精度數(shù)控機(jī)床等 1 3 設(shè)計(jì)產(chǎn)品的用途和應(yīng)用領(lǐng)域 該產(chǎn)品主要用于加工尺寸較大 精度要求較高的孔 特別是分布在不同表 面上 孔距和位置精度要求較高的孔 如各種箱體 汽車發(fā)動(dòng)機(jī)缸體等零件上 的孔 臥式鏜床的主軸水平布置并可軸向進(jìn)給 主軸箱沿前立柱導(dǎo)軌垂向運(yùn)動(dòng) 工作臺(tái)可縱向或橫向運(yùn)動(dòng) 可鉆 擴(kuò) 鉸 和鏜孔及車削內(nèi) 外螺紋 攻螺紋 車外圓柱面 端面及用端銑刀 圓柱銑刀銑平面等 1 4 設(shè)計(jì)方案 1 4 1 設(shè)計(jì)目標(biāo) 研究內(nèi)容和擬解決的關(guān)鍵問題 設(shè)計(jì)目標(biāo) 完成對(duì) T611 型鏜床主軸箱體傳動(dòng)設(shè)計(jì)以及尾柱設(shè)計(jì) 研究內(nèi)容 1 T611 鏜床主軸箱設(shè)計(jì) 2 T611 鏜床尾柱設(shè)計(jì) 解決的關(guān)鍵問題 T611 型鏜床主軸箱體傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1 4 2 設(shè)計(jì)方案 3 對(duì) T611 型鏜床主軸箱體傳動(dòng)設(shè)計(jì)以及尾柱設(shè)計(jì) 1 4 3 題目的可行性分析 當(dāng)今世界 工業(yè)發(fā)達(dá)國家對(duì)機(jī)床工業(yè)高度重視 競相發(fā)展機(jī)電一體化 高 精 高效 高自動(dòng)化先進(jìn)機(jī)床 以加速工業(yè)和國民經(jīng)濟(jì)的發(fā)展 中國加入 WTO 后 正式參與世界市場激烈競爭 今後如何加強(qiáng)機(jī)床工業(yè)實(shí)力 加速數(shù) 控機(jī)床產(chǎn)業(yè)發(fā)展 實(shí)是緊迫而又艱巨的任務(wù) 1 4 4 本項(xiàng)目的創(chuàng)新之處 對(duì)主軸箱傳動(dòng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì) 提高生產(chǎn)效率和降低生產(chǎn)成本 第 2 章 機(jī)床總體設(shè)計(jì) 4 該型號(hào)鏜床是一種主要用鏜刀在工件上加工孔的機(jī)床 通常用于加工尺寸 較大 精度要求較高的孔 特別是分布在不同表面上 孔距和位置精度要求較 高的孔 如各種箱體 汽車發(fā)動(dòng)機(jī)缸體等零件上的孔 臥式鏜床的主軸水平布 置并可軸向進(jìn)給 主軸箱沿前立柱導(dǎo)軌垂向運(yùn)動(dòng) 工作臺(tái)可縱向或橫向運(yùn)動(dòng) 可鉆 擴(kuò) 鉸 和鏜孔及車削內(nèi) 外螺紋 攻螺紋 車外圓柱面 端面及用端 銑刀 圓柱銑刀銑平面等 根據(jù)機(jī)床的精度等級(jí)和工作性能要求 構(gòu)思主傳動(dòng)系統(tǒng) 初步擬定采用集 中傳動(dòng) 采用三相異步電動(dòng)機(jī) 經(jīng)分級(jí)變速箱實(shí)現(xiàn)主軸所需的各級(jí)轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)速 范圍 1 確定變速組傳動(dòng)副數(shù)目 實(shí)現(xiàn) 18 級(jí)主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動(dòng) 2 1 確定電機(jī) 根據(jù)功率要求查表選取電動(dòng)機(jī)型號(hào) Y160M 4 11kw n 1460r min 2 2 機(jī)床布局 確定結(jié)構(gòu)方案 主軸傳動(dòng)系統(tǒng)采用普通 V 帶 齒輪傳動(dòng) 傳動(dòng)型式采用集中傳動(dòng) 主軸正反轉(zhuǎn)方向 制動(dòng)采用能耗制動(dòng)器 變速齒輪系統(tǒng)采用多聯(lián)滑移齒輪 潤滑系統(tǒng)采用飛濺油潤滑 2 布局 采用臥式鏜床常規(guī)的布局型式 機(jī)床主要組成部件有床身 前立柱 主軸 箱 工作臺(tái)和后立柱等 此次設(shè)計(jì)主傳動(dòng)系統(tǒng)包括 軸及相關(guān)部 件 第 3 章 主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 3 1 擬定結(jié)構(gòu) 5 1 確定變速組傳動(dòng)副數(shù)目 18 3 3 2 2 確定基本組和擴(kuò)大組 18 3 3 2139 3 驗(yàn)算最后擴(kuò)大組變速范圍 826 1 9 1 22 pxr maxR 所以符合設(shè)計(jì)原則 3 2 分配降速比 該鏜床主軸系統(tǒng)共設(shè)有四個(gè)傳動(dòng)組 其中有一個(gè)是帶傳動(dòng) 根據(jù)降速比 分配應(yīng) 前快后慢 的原則 確定各傳動(dòng)組最小傳動(dòng)比 u總 6 1min234 6105 E6536 26 1 3 3 繪制轉(zhuǎn)速圖 由 1 26 1 06 查表 4 2 1 文獻(xiàn) 13 轉(zhuǎn)速有4 31 5 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 630 8 00 1000 1250 1600 6 3 4 確定齒輪齒數(shù) 利用查表法及各對(duì)齒數(shù)比求出個(gè)傳動(dòng)組齒輪齒數(shù) 26 1 1 Z401 Z502 58 43 34 216 365 0560 7 1 26 87 Z537 Z428 58 109 9510 1 326 23172 3143 Z6 Z314 4126 65 2015796 變 速 組 一 二 三 齒 數(shù) 和 90 95 99 齒 輪 1Z2345Z6789Z1012Z3145Z16 齒 數(shù) 40 50 35 55 30 60 53 42 37 58 23 72 66 33 20 79 3 5 確定帶輪直徑 帶傳動(dòng)是機(jī)械傳動(dòng)學(xué)科的一個(gè)重要分支 主要用于傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力 它是 機(jī)械傳動(dòng)中重要的傳動(dòng)形式 也是電機(jī)設(shè)備的核心 聯(lián)接部件 種類異常繁多 用途極為廣泛 其最大的特點(diǎn)是可以自由變速 遠(yuǎn)近傳動(dòng) 結(jié)構(gòu)簡單 更換方 便 設(shè)計(jì)功率 由表 3 2 5 文獻(xiàn) 2 查得載荷修正系數(shù)dP 3 1 AK kw3 14 KA 8 查表 2 4 3 圖 2 4 1 文獻(xiàn) 1 取小帶輪基準(zhǔn)直徑 mm120 d 大帶輪直徑由公式 求得 12 d mm498 06 1 2 d 3 6 驗(yàn)算主軸轉(zhuǎn)速誤差 主軸各級(jí)實(shí)際轉(zhuǎn)速值由公式 cbadEun 1 2 實(shí) 其中 分別為第一 二 三變速齒輪傳動(dòng)比 aubc1n 98 0246326 15 62 15 3 2 8 9 50 13n98 014626 5 162 63 14 23 79 65n98 01626 2 16 100 224 1 26 126 37n 98 016326 62 1 1 26 159 1824 9 1 26 200 59n 98 0214626 6 1 252 610 3 5 32 318 3 n98 024626 1 401 112 5 36 1 505 43n98 046326 12 636 8142 36 1 802 35n 98 0626 12 1 26 1010 91243 36 1 1 26 1273 87n98 0626 1 1 26 1604 918 24 3 轉(zhuǎn)速誤差 4 1 標(biāo) 準(zhǔn) 標(biāo) 準(zhǔn)實(shí) 際 n 10 所以轉(zhuǎn)速誤差表為 主軸轉(zhuǎn) 速 1n23 n45n67n89n 標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn) 速 r min 31 5 40 50 63 80 100 125 160 200 實(shí)際轉(zhuǎn) 速 31 56 39 8 50 1 63 1 79 6 100 2 126 3 159 1 200 5 10 r min 轉(zhuǎn)速誤 差 0 2 0 5 0 2 0 2 0 5 0 2 1 0 0 6 0 3 主軸轉(zhuǎn) 速 10 n12n134n1516n1718n 標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn) 速 r min 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 實(shí)際轉(zhuǎn) 速 r min 252 6 318 3 401 1 505 4 636 8 802 3 1010 9 1273 8 1604 9 轉(zhuǎn)速誤 差 1 0 1 0 0 3 1 1 1 1 0 3 1 1 1 9 0 3 易知轉(zhuǎn)速誤差滿足要求 3 7 繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖 根據(jù)傳動(dòng)情況及齒輪分布情況 繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖如下 11 12 第 4 章 估算傳動(dòng)件參數(shù)并確定其結(jié)構(gòu)尺寸 4 1 確定傳動(dòng)件轉(zhuǎn)速 由轉(zhuǎn)速圖可得各軸轉(zhuǎn)速及各齒輪轉(zhuǎn)速 傳動(dòng)件 計(jì)算轉(zhuǎn)速 800 400 125 軸 1001Z 8002 6303 8004Z 5005 8006 4007Z 6308 8009 50010Z 315 齒 輪 400 13 12Z1253 80014 1600 5Z 125 16 31 5 4 2 確定主軸支承軸頸尺寸 參照?qǐng)D 2 3 2 文獻(xiàn) 1 選取前支承軸頸直徑 100mm1D 后支承軸頸直徑 0 7 0 8 70 85mm21D 取 80mm 4 3 估算傳動(dòng)軸直徑 mm 491 cnPd 其中 為軸危險(xiǎn)截面的直徑 mm P 為該傳動(dòng)軸的載入功率 kw P kw E 計(jì)算公式 軸 號(hào) 計(jì)算 轉(zhuǎn)速 cn傳動(dòng)效率 輸入功率 P kw 允許扭 轉(zhuǎn)角 傳動(dòng)軸長 估計(jì)軸直 花鍵軸尺寸N d D B 14 r min deg m 度 mm 徑 mm 800 0 96 10 56 1 5 400 35 0 8 36 42 7 400 0 96 0 995 10 51 1 5 400 41 6 8 42 48 8 491 cnPd 125 0 96 0 995 0 99 10 4 1 5 500 52 5 8 52 60 10 4 4 估算傳動(dòng)齒輪模數(shù) 許用接觸應(yīng)力 0 96 查表 2 4 17 圖 2 4 8 文獻(xiàn) 1 HP Lim 得 1100N 2 由表 2 4 17 文獻(xiàn) 1 有 查圖 2 4 13 文獻(xiàn) 1 取FP Lim 518 N FP 2 查表 2 4 17 取齒寬系數(shù) b m 7 m 由圖 2 4 10 文獻(xiàn) 1 取 30 時(shí) 4 1 5ZFSY 23 時(shí) 4 24 1 20 時(shí) 4 345FS 按齒面疲勞強(qiáng)度 321 267HmcHPKuAnZ 按輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度 15 31267FSFmcPKYAnZ 可得下表 傳 動(dòng) 組 小 齒 輪 齒 數(shù) 比 1 齒 寬 系 數(shù) m 傳 遞 功 率 P 載 荷 系 數(shù) K 系 數(shù) HA 系 數(shù) F 許 用 接 觸 應(yīng) 力 P 許 用 齒 根 應(yīng) 力F 計(jì) 算 轉(zhuǎn) 速 cn 系 數(shù) FSY 模 數(shù) Hm 模 數(shù) F 選 取 模 數(shù) 第 一 變 速 組 5Z 30 2 7 10 56 1 61 1 1100 518 800 4 1 2 23 2 12 2 5 第 二 變 速 組 1Z 23 3 17 7 10 51 1 61 1 1100 518 400 4 24 3 22 2 94 3 5 第 三 變 速 組 15Z 20 4 9 10 4 1 61 1 1100 518 125 4 34 3 96 4 19 4 5 4 5 制動(dòng)器的選擇與計(jì)算 選擇電機(jī)能耗制動(dòng)方式 特點(diǎn)是制動(dòng)比較平穩(wěn) 制動(dòng)時(shí)間可以調(diào)整 簡化 16 機(jī)床結(jié)構(gòu) 但需要直流電源 功率大 設(shè)備復(fù)雜 由于電機(jī)制動(dòng)采用電氣方法直接制動(dòng)電動(dòng)機(jī)使機(jī)床結(jié)構(gòu)簡化 制動(dòng)器安裝 位置應(yīng)根據(jù)機(jī)床具體結(jié)構(gòu) 使用條件 綜合全面考慮來確定 一般情況下 力 爭將制動(dòng)器安放在靠近主軸 或其他執(zhí)行元件上 且轉(zhuǎn)速較高 變速范圍較 小的軸上 可達(dá)到制動(dòng)時(shí)間短 沖擊小 制動(dòng)靈敏 結(jié)構(gòu)尺寸小 制動(dòng)轉(zhuǎn)矩小 的綜合效果 因此將制動(dòng)器放在 軸上 4 6 普通 V 帶的選擇與計(jì)算 計(jì) 算 內(nèi) 容 符 號(hào) 單 位 計(jì)算公式 計(jì)算過程 結(jié)果 設(shè) 計(jì) 功 率 dPkw 表 2 4 2 文獻(xiàn)dAKP 1 1 3 11dP14 3 帶 型 選 擇 mm 圖 2 4 1 文獻(xiàn) 1 120mm 1d r mm460En A 型 初 選 中 心 距 0amm 根據(jù)機(jī)床的布局及結(jié)構(gòu)方案 120120 7 dda 600 計(jì) 算 帶 的 基 0d L mm 0122 dda 06 1204 dL 1728 3 17 準(zhǔn) 長 度 210 4da 2 140 6 選 擇 的 帶 的 基 準(zhǔn) 長 度 dLmm 表 2 4 4 文獻(xiàn) 1 1800 實(shí) 際 中 心 距 amm 21 8dB 124ddLA 21 8dB 1 dalPZK 318 82 40 4 58B231 1 a 635 9 V 帶 輪 包 角 0a 1211sind 0 14080sin635 9 171 5合格 帶 速 vdL 16dnv 5 25m s 12046v 9 17 合格 帶 的 撓 1s 10 2 18 曲 次 數(shù) u104dmvL 1029 78u 合格 帶 的 根 數(shù) Z 1 aL PK 表 2 4 6 表 2 4 9 表 2 4 10 文 獻(xiàn) 1 4 3 1 9205 91 0Z 8 16 取 8 其中 表示接觸弧的包角修正系數(shù) aK 表示帶長修正系數(shù) L 4 7 幾何計(jì)算 計(jì)算 的尺寸 2Z 端面齒形角 20 ta 分度圓直徑 mm250 12dzm 齒頂高 mm ah 齒根高 mm1 253 fm 全齒高 mm 125 6afh 齒頂圓直徑 19 125 2 2 5 130 mm2aadh 齒根高直徑 125 2 3 125 118 75 mmff 中心矩 112 5 mm12 405 2 zma 同理算出 的幾何尺寸 4Z 20 ta mm452 137 5dzm mm ah mm1 253 f mm 125 6afh 137 5 2 2 5 142 5 mmd 137 5 2 3 125 131 25 mm2ffh 的幾何尺寸 6Z 20 ta mm602 51dzm mm ah mm1 253 f 20 mm2 531 625afh 150 2 2 5 155 mmd 150 2 3 125 143 75 mm2ffh 21 第 5 章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 5 1 帶輪設(shè)計(jì) 根據(jù) V 帶計(jì)算選用 8 根 A 型 V 帶 由于 軸安裝制動(dòng)器及傳動(dòng)齒輪 為 了改善它們的工作條件 保證加工精度 采用卸荷帶輪結(jié)構(gòu) 5 2 齒輪塊設(shè)計(jì) 齒輪采用滑移齒輪變速機(jī)構(gòu) 根據(jù)各傳動(dòng)組的工作特點(diǎn) 第一擴(kuò)大組的滑 移齒輪采用銷釘聯(lián)接裝配式結(jié)構(gòu) 基本組采用了整體滑移式齒輪 第二擴(kuò)大組 由于傳遞轉(zhuǎn)矩較大 采用鏈接裝配式齒輪 所有滑移齒輪與傳動(dòng)軸間均采用花 鍵聯(lián)接 5 3 軸承選擇 為了簡化結(jié)構(gòu) 主軸采用了軸向后端定位的兩支承軸組件 前支承采用雙 列圓柱滾子軸承 后支承采用角接觸球軸承和推力軸承 為了保證主軸的回轉(zhuǎn) 精度 主軸前后軸承均用壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間隙 5 4 操縱機(jī)構(gòu) 為了適應(yīng)不同的加工狀態(tài) 主軸的轉(zhuǎn)速經(jīng)常需要調(diào)整 根據(jù)各滑移變速傳 動(dòng)組的特點(diǎn) 分別采用了集中變速操縱機(jī)構(gòu)和單獨(dú)操縱機(jī)構(gòu) 5 5 潤滑系統(tǒng)設(shè)計(jì) 主軸內(nèi)采用飛濺式潤滑 卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式 5 6 密封裝置 為了保證密封效果 采用接觸密封 主軸直徑大 線速度高 采用非接觸 式密封 卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封以防止雜物進(jìn)入 22 第 6 章 傳動(dòng)件驗(yàn)算 6 1 驗(yàn)算軸彎曲剛度 1 受力分析 軸上的齒輪為滑移齒輪 根據(jù)本鏜床齒輪排列特點(diǎn) 主軸轉(zhuǎn)速為 100r min 時(shí) 軸受力變形最大 故采用此時(shí)的齒輪位置為計(jì)算位置 2 計(jì)算撓度 傾角 齒輪受力計(jì)算 齒輪 2z齒輪 9z 69 510PTn 2tFd cost ar 傳 遞 功 率 轉(zhuǎn) 速 傳 動(dòng) 轉(zhuǎn) 矩 齒 輪 壓 力 角 齒 面 摩 擦 角 切 向 力 合 力 1F 在 X 軸 上 的 投 影 在 Z 軸 上 的 投 影 分 度 圓 直 徑 切 向 力 合 力 1F 在 X 軸 上 的 投 影 在 Z 軸 上 的 投 影 分 度 圓 直 徑 23 P kw n r min T N mm a r 1t F N N 1x N z N d mm 2tF N N 2x N z N d mm dmz 10 51630 15931820 6 2317 42578 3359 82554 3137 52460 52737 6 1515 2280 2129 5 6 2 花鍵鍵側(cè)擠壓應(yīng)力計(jì)算max28 jy jyTDdlNk 其中 為計(jì)算擠壓應(yīng)力jy 為許用擠壓應(yīng)力j 為花鍵軸傳遞的最大轉(zhuǎn)矩maxT 為花鍵軸的大徑D 為花鍵軸的小徑d 為花鍵的赤數(shù)N 為載荷分布不均系數(shù) 0 7 0 8kk 24 計(jì)算公式 最 大 轉(zhuǎn) 矩maxT N mm 花 鍵 軸 小 徑d mm 花 鍵 軸 大 徑D mm 花 鍵 數(shù)N 載 荷 系 數(shù)k 工 作 長 度l mm 許 用 擠 壓 應(yīng) 力 jy MPa 計(jì) 算 擠 壓 應(yīng) 力 jy MPa 結(jié) 論6max9 510cPTn ax28 jy jyDdlNk 250926 3 42 48 8 0 8 70 30 8 30 合格 6 3 驗(yàn)算齒輪模數(shù) 按齒面接觸疲勞強(qiáng) 度 2231cos 1 267 AHPntvHaHn HEmPKumZZ 驗(yàn) 算 公 式 按齒輪彎曲疲勞強(qiáng) 度 31AFntvFaFSFncP KY 計(jì)算內(nèi)容序 號(hào) 名 稱 符號(hào) 單位 計(jì)算用圖表或公式 計(jì)算過程 結(jié)果 1 齒 數(shù) Z 23 2 使 用 系 A K表 3 4 31 文獻(xiàn) 2 1 0 25 數(shù) HPK 表 3 4 32 文獻(xiàn) 2 0 84 3 功 率 系 數(shù) F 表 3 4 32 文獻(xiàn) 2 0 83Hn 表 3 4 33 文獻(xiàn) 2 0 97 4 轉(zhuǎn) 速 變 化 系 數(shù) FnK表 3 4 33 文獻(xiàn) 2 0 97HPntHPntHntK 0 84 0 97 1 27HPnt 1 03 5 變 動(dòng) 工 作 用 量 系 數(shù) FPntKFPntFnt 0 83 0 97 2 02FPnt 取 1Ht HtK6 704105 1 27 6 工 作 期 限 系 數(shù) FtKmin60 pHtFtKN Ft6 2563102 02 7 名 義 切 向 力 tFN 71 90tcPn E t7 9 45 10 分 度 圓 26 6 26 8 圓 周 速 度 vm s max60cosnzv 6302 5v 9 動(dòng) 載 系 數(shù) v K112 vtAKzvFb 21u 512 0 4 236 7 9 1 12 10 齒 向 載 荷 分 布 系 數(shù) K 1SMK 1 0 2 0 17K 1 37Ha 表 3 4 38 文獻(xiàn) 2 1 1 11 齒 間 載 荷 分 配 系 數(shù) FaK表 3 4 38 文獻(xiàn) 2 1 1 12 節(jié) 點(diǎn) 區(qū) 域 系 數(shù) HZ圖 3 4 7 文獻(xiàn) 2 2 5 彈 27 13 性 系 數(shù) EZ Nm表 3 4 39 文獻(xiàn) 2 189 8 14 接 觸 強(qiáng) 度 重 合 度 及 螺 旋 角 系 數(shù) Z 圖 3 4 8 文獻(xiàn) 2 0 9 15 許 用 接 觸 應(yīng) 力 HP N mm 2 HP LimVRZ 1200 0 89HP 1068 16 復(fù) 合 齒 形 系 數(shù) FSY插齒 滾齒查圖 3 4 10 文獻(xiàn) 2 剃齒 磨齒查圖 3 4 11 文獻(xiàn) 2 4 0 彎 曲 強(qiáng) 度 重 28 17 合 度 及 螺 旋 角 系 數(shù) Y 圖 3 4 12 文獻(xiàn) 2 0 8 18 許 用 齒 根 應(yīng) 力 FP N mm 2lim1 3FP 1 3 446FP 579 8 19 接 觸 強(qiáng) 度 模 數(shù) Hnmmm 3 24 20 彎 曲 強(qiáng) 度 模 數(shù) Fnmmm 3 31 6 4 滾動(dòng)軸承驗(yàn)算 根據(jù) 軸的受力狀態(tài) 分別計(jì)算出左 A 端 右 B 端 兩支承端支反 力 29 在 xoy 平面內(nèi) N215639 81530 4xxAFfbRl N74 6 9xBca 在 zoy 平面內(nèi) N2180 2165 315 9zZAFfbRl N 74 48 zBca 左 右端支反力為 N222530 9 60 AAR N64 8 3 BB 兩端支承受力相同 左端受力大 所以只驗(yàn)算左端軸承 軸承驗(yàn)算 30 疲勞壽命驗(yàn)算 h 50 nhAHPl CfLTKF 計(jì) 算 公 式 靜負(fù)荷驗(yàn)算 N 0oj 計(jì)算內(nèi)容序 號(hào) 名 稱 符號(hào) 單位 計(jì)算用表或公式 計(jì)算過程 結(jié)果 1 額 定 動(dòng) 負(fù) 荷 C N 查軸承手冊(cè) 20000 2 速 度 系 數(shù) nf103cn 3 104nf 0 47 3 使 用 系 數(shù) AK表 2 4 19 文獻(xiàn) 1 1 0 4 功 率 利 用 系 數(shù) HP表 2 4 20 文獻(xiàn) 1 0 80 5 轉(zhuǎn) 速 變 化 系 HnK表 2 4 21 文獻(xiàn) 1 0 97 31 數(shù) 6 齒 輪 輪 換 工 作 系 數(shù) lK表 2 4 27 文獻(xiàn) 1 0 75 7 當(dāng) 量 動(dòng) 負(fù) 荷 FN 640 8 8 許 用 壽 命 Th 10000 9 壽 命 指 數(shù) 3 33 10 額 定 壽 命 hLh 將上述參數(shù)代入 公式 計(jì)算得 hL 6810T 合格 11 額 定 靜 負(fù) 荷 0CN 查軸承手冊(cè) 15200 12 安 全 表 2 4 32 1 2 32 系 數(shù) 0 K 文獻(xiàn) 1 13 當(dāng) 量 靜 負(fù) 荷 0FN 0Fr 已計(jì)算求得 640 8 14 靜 負(fù) 荷 ojCN 0ojCKF ojC01 2640 879 合格 6 5 尾柱設(shè)計(jì) 尾柱安裝在床身的左端 它由后立柱和支架組成 支架用來支承懸伸較 長的刀桿 以增加刀桿的剛度 后立柱還可沿床身導(dǎo)軌作縱向移動(dòng) 以調(diào)整位 置 尾柱的動(dòng)力來源于主軸箱 通過安裝在床身導(dǎo)軌上的光杠 再經(jīng)由一對(duì)錐 齒輪傳遞過來 支架的上下移動(dòng)是通過立柱上的絲杠來實(shí)現(xiàn)的 尾柱對(duì)于提高加工精度有很大作用 加工大型缸體 特別是對(duì)于加工深 孔 其高度為 1280mm 具體參數(shù)見圖 33 34 第 7 章 技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析 技術(shù)與經(jīng)濟(jì)之間存在著極為密切的關(guān)系 它們既相互聯(lián)系 相互制約 又 相互促進(jìn) 技術(shù)進(jìn)步是推動(dòng)社會(huì)發(fā)展的強(qiáng)大動(dòng)力 經(jīng)濟(jì)條件是技術(shù)進(jìn)步的必要 前提 技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析就是研究怎么把一項(xiàng)技術(shù)政策 技術(shù)設(shè)施或技術(shù)方案在技 術(shù)上的先進(jìn)性和經(jīng)濟(jì)上的合理性 有機(jī)結(jié)合起來 科學(xué)的加以評(píng)定 使之達(dá)到 完善統(tǒng)一的一門科學(xué) 制定機(jī)械加工工藝規(guī)程時(shí) 通常應(yīng)提幾種方案 這些方案都應(yīng)滿足工件的 設(shè)計(jì)要求 精度 表面質(zhì)量和其他技術(shù)要求 而其生產(chǎn)率和成本則有所不同 為了選取最佳方案 就必須要進(jìn)行技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析 工藝過程的技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析有兩種方法 一是對(duì)不同的工藝過程進(jìn)行成本的 分析和評(píng)比 二是按相對(duì)技術(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)進(jìn)行宏觀比較 經(jīng)濟(jì)性是機(jī)械產(chǎn)品的重要指標(biāo)之一 從產(chǎn)品設(shè)計(jì)到產(chǎn)品的加工制造 應(yīng)始 終貫徹經(jīng)濟(jì)性原則 投資回收期計(jì)算 按動(dòng)態(tài)投資回收計(jì)算 公式 0 1 TtKRAPititAPit 1 1tti 該鏜床初步定價(jià)為 20 萬元 預(yù)期年凈收益為 5 萬元 貼現(xiàn)率 12 0KRi 由表 7 1 3 文獻(xiàn) 2 12 且 20 5 4i0 有 A P 12 5 3 805 A P 12 6 4 1117 R0 KR 可見 5t 所以 43 8051T 35 5 0 64 5 64 年 經(jīng)過 5 64 年 能收回投資 圖紙聯(lián)系 QQ 81656512 36 第 8 章 綠色制造技術(shù) 機(jī)械制造業(yè)為社會(huì)生產(chǎn)機(jī)器的同時(shí) 也產(chǎn)生了大量的工業(yè)廢液 廢氣 固 體廢氣物等污染 隨著全社會(huì)保健意識(shí)的增長 企業(yè)家和技術(shù)人員也都意識(shí)到 若在延伸用這種粗放式的機(jī)械制造模式 將不利于整個(gè)行業(yè)和社會(huì)的可持續(xù)法 展 因此急需探索符合環(huán)保要求的節(jié)能 降耗 少污染的綠色機(jī)械制造模式 采取相應(yīng)的綠色模式 適應(yīng)社會(huì)發(fā)展的要求 綠色制造是龐大的系統(tǒng)工程是一 個(gè)綜合考慮環(huán)境影響和資源消耗的制造技術(shù) 它著眼在產(chǎn)品的制造過程中 對(duì) 環(huán)境的負(fù)面影響最小 與環(huán)境協(xié)調(diào)發(fā)展 促進(jìn)企業(yè)經(jīng)濟(jì)效益和社會(huì)效益共同提 高的制造模式 目前機(jī)械制造工業(yè)存在的主要問題有 1 廢舊或閑置設(shè)備回收和再利用率較低 2 能源和原材料的浪費(fèi)現(xiàn)象十分嚴(yán)重 3 環(huán)境保護(hù)意識(shí)在機(jī)制工業(yè)廠家頭腦中還比較淡薄尤其是一些中小企 業(yè)對(duì)環(huán)境的污染還比較嚴(yán)重 4 產(chǎn)品的回收利用率很低 近幾年開始開發(fā)的綠色制造 正是針對(duì)以上這些現(xiàn)象 提出綜合考慮環(huán)境 因素和資源利用效率的現(xiàn)代制造模式 傳統(tǒng)制造和綠色制造的最大區(qū)別就是傳 統(tǒng)制造只是根據(jù)市場信息設(shè)計(jì)生產(chǎn)和銷售產(chǎn)品 而其余就考慮得較少 綠色制 造則通過綠色生產(chǎn)過程 綠色設(shè)計(jì) 綠色材料 綠色設(shè)備 綠色工藝 綠色包 裝 綠色管理 生產(chǎn)出綠色產(chǎn)品 產(chǎn)品使用完以后再通過綠色處理后加以回收 利用 采用綠色制造能最大限度地減少對(duì)環(huán)境的負(fù)面影響 同時(shí)原材料和能源 的利用效率能達(dá)到最高 目前已經(jīng)頒布的 ISO9000 系列國際質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)和 ISO14000 國際環(huán)保標(biāo)準(zhǔn)更為綠色制造提供了廣闊的應(yīng)用空間 一 低物耗的綠色制造技術(shù) 原材料 尤其是一些不可再生的金屬材料 大量消耗 將不利于全社會(huì)的 可持續(xù)發(fā)展 因此 機(jī)械工業(yè)應(yīng)積極推廣資源消耗少的綠色技術(shù) 也就是在機(jī) 械制造中 優(yōu)化工藝方案 采用先進(jìn)的加工技術(shù) 可采取以下綠色工藝技術(shù) 1 綠色材料 綠色設(shè)計(jì)與制造所選擇的材料既要有良好的適用性能 又 要與環(huán)境有較好的協(xié)調(diào)性 為此 可改善機(jī)械產(chǎn)品的功能 簡化結(jié)構(gòu) 減少所 用材料的種類 選用易加工的材料 低耗能 少污染的材料 可回收再利用的 材料 2 少無切削 隨著新技術(shù) 新工藝的發(fā)展 精鑄 冷擠壓等成型技術(shù)和 37 工程塑料在機(jī)械制造中的應(yīng)用日趨成熟 從近似成形向凈成形仿形發(fā)展 有些 成形件不需要機(jī)械加工 就可直接使用 不僅可以節(jié)約毛坯制造時(shí)的能耗 物 耗 也大大減少了產(chǎn)品的制造周期和生產(chǎn)費(fèi)用 3 節(jié)水制造技術(shù) 水是寶貴的資源在機(jī)械制造中起著重要作用 但由于 我國北方缺水 從綠色可持續(xù)發(fā)展的角度 應(yīng)積極探討節(jié)水制造的新工藝 干 式切削就是一例 它可消除在機(jī)加工時(shí)使用切削液所帶來的負(fù)面效應(yīng) 是理性 的機(jī)械加工綠色工藝 它的應(yīng)用不局限于鑄鐵的干銑削 也可擴(kuò)展到機(jī)加工的 其它方面 但要有其特定的邊界條件 如要求刀具具有較高的耐熱性 耐磨性 和良好的化學(xué)穩(wěn)定性 機(jī)床則要求高速切削 有冷風(fēng) 吸塵等裝置 4 減少加工余量 若機(jī)件的毛坯粗糙 機(jī)加工余量較大 不僅消耗較多 的原材料 而且生產(chǎn)效率低下 因此 有條件的地區(qū)可組織專業(yè)化毛坯制造 提高毛坯精度 另一方面 采用先進(jìn)的制造技術(shù) 如高速切削 隨著切削速度 的提高 則切削力下降 且加工時(shí)間短 工件變形小 以保證加工質(zhì)量 5 新型刀具材料 減少刀具 尤其是復(fù)雜 貴重刀具材料的磨耗是降低 材料消耗的另一重要途徑 對(duì)此可采用新型刀具材料 發(fā)展涂層刀具 6 回收利用 綠色設(shè)計(jì)與制造 非?？粗貦C(jī)械產(chǎn)品廢棄后回收利用 它 使傳統(tǒng)的物料運(yùn)行模式從開放式變?yōu)椴糠珠]環(huán)式 二 低能耗的綠色制造技術(shù) 機(jī)械制造企業(yè)在生產(chǎn)機(jī)械設(shè)備時(shí) 需要大量鋼鐵 電力 煤炭和有色金屬 等資源 隨著地球上礦物資源的減少和近期國際市場石油的不斷波動(dòng) 節(jié)能降 耗已經(jīng)是不爭的事實(shí) 對(duì)此可采取以下綠色技術(shù) 1 技術(shù)節(jié)能 加強(qiáng)技術(shù)改造 提高能源利用率 如采用節(jié)能型電機(jī) 風(fēng) 扇 淘汰能耗大的老式設(shè)備 2 工藝節(jié)能 改變?cè)瓉砟芎拇蟮臋C(jī)械加工工藝 采用先進(jìn)的節(jié)能新工藝 和綠色新工裝 3 管理節(jié)能 加強(qiáng)能源管理及時(shí)調(diào)整設(shè)備負(fù)荷 消除滴 漏 跑 冒等 浪費(fèi)現(xiàn)象 避免設(shè)備空車運(yùn)轉(zhuǎn)和機(jī)電設(shè)備長期處于待電狀態(tài) 4 適度利用新能源 可再生利用 無污染的新能源是能源發(fā)展的一個(gè)重 要方向 如把太陽能聚焦 可以得到利用輻射加工的高能量光速 太陽能 天 然氣 風(fēng)扇 地?zé)崮艿刃滦蜐崈舻哪茉催€有待于進(jìn)一步開發(fā) 5 綠色設(shè)備 機(jī)械制造裝備將向著低能耗 與環(huán)境相協(xié)調(diào)的綠色設(shè)備方 向發(fā)展 現(xiàn)在已出現(xiàn)了干式切削加工機(jī)床 強(qiáng)冷風(fēng)磨削機(jī)床等 綠色化設(shè)備減 少了機(jī)床材料的用量 優(yōu)化了機(jī)床結(jié)構(gòu) 提高了機(jī)床性能 不使用對(duì)人和生產(chǎn) 38 環(huán)境有害的工作介質(zhì) 三 廢棄物少的綠色制造技術(shù) 機(jī)械制造目前多是采用材料去除的加工方式 產(chǎn)生大量的切屑 廢品等廢 棄物 既浪費(fèi)了資源 有污染了環(huán)境 對(duì)此可采取以下綠色技術(shù) 1 切削液的回收再利用 已使用過的廢乳化液中 一般含油 此外還含 有 S P 等化學(xué)添加劑 如直接排放或燃燒 則將造成嚴(yán)重的環(huán)境污染 綠色制 造對(duì)切削液的使用 回收利用或再生非常重視 2 磨屑二次資源利用 在磨削中 磨屑的處理有些困難 若采用干式磨 削 磨削處理則較為方便 由于 CBN 砂輪的磨削比較高 磨屑中很少有砂輪的 微粒 磨屑純度很高 可通過一定的裝置 搜集被加工材料的磨粒 作二次資 源利用 一臺(tái)機(jī)器的全生命周期要經(jīng)歷設(shè)計(jì) 毛坯制造 機(jī)械加工 熱處理 裝配 包裝 使用和維修 報(bào)廢回收等階段 每一個(gè)階段都與環(huán)境保護(hù)緊密相連 都 有可能造成環(huán)境污染 結(jié) 論 39 時(shí)光如水 畢業(yè)設(shè)計(jì)的完成代表大學(xué)生活的即將結(jié)束 同時(shí)也是對(duì)我四年 學(xué)業(yè)的綜合檢驗(yàn) 本次我設(shè)計(jì)的是 T611 鏜床主軸箱傳動(dòng)及后立柱 鏜床通常 用于加工尺寸較大 要求精度較高的孔 如各種箱體 汽車發(fā)動(dòng)機(jī)等 對(duì)于一臺(tái)機(jī)床來講 主軸箱是其最重要的部件 它關(guān)系到傳遞各種轉(zhuǎn)速 扭矩 而再設(shè)計(jì)它的傳動(dòng)系統(tǒng) 目的主要有 提高其工作效率 減少各種損耗 降低成本 減小噪音 盡管目前數(shù)控機(jī)床大量的使用 效率也大大高于普通機(jī) 床 但價(jià)格相對(duì)便宜的普通機(jī)床還是有其廣闊的市場 如何提高競爭就只能在 提高工作效率和降低成本上做文章 因此就有必要不斷地對(duì)設(shè)計(jì)進(jìn)行改進(jìn) 在近三個(gè)月的設(shè)計(jì)過程中 設(shè)計(jì)的每個(gè)過程 我都嚴(yán)格按照國家的標(biāo)準(zhǔn)進(jìn) 行制圖和設(shè)計(jì) 同時(shí)也發(fā)現(xiàn)自己很多方面的不足 只有通過長期的實(shí)踐 通過 設(shè)計(jì) 生產(chǎn) 再設(shè)計(jì) 才能最終設(shè)計(jì)出滿意的產(chǎn)品 幾個(gè)月的設(shè)計(jì) 最大的收獲是對(duì)機(jī)械產(chǎn)品的研發(fā)有了很高的認(rèn)識(shí)以及極大 的鍛煉了自己的自主設(shè)計(jì)能力 為以后步入工作崗位打下了很好的基礎(chǔ) 由于缺乏經(jīng)驗(yàn) 在設(shè)計(jì)過程中難免會(huì)存在不合理之處 還請(qǐng)各位老師指出 深表謝意 40 參考文獻(xiàn) 1 李洪 機(jī)械制造工藝金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo) 東北工學(xué)院出版社 1989 2 李洪 實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè) 遼寧科學(xué)技術(shù)出版社 1999 3 成大先 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 化學(xué)工業(yè)出版社 2002 4 陳宏鈞 鏜工操作技能手冊(cè) 機(jī)械工業(yè)出版社 2004 5 劉維民 夏延秋 付興國 齒輪傳動(dòng)潤滑材料 化學(xué)工業(yè)出版社 2005 6 齒輪手冊(cè)編委會(huì) 齒輪手冊(cè) 機(jī)械工業(yè)出版社 2001 7 張展 減速器設(shè)計(jì)選用手冊(cè) 上?？茖W(xué)技術(shù)出版社 2002 41 8 羅善明 余以直 郭迎福 諸世敏 帶傳動(dòng)理論與新型帶傳動(dòng) 國防工業(yè)出 版社 2006 6 9 張松林 軸承手冊(cè) 江西科學(xué)技術(shù)出版社 2005 10 朱孝錄 機(jī)械傳動(dòng)裝置選用手冊(cè) 機(jī)械工業(yè)出版社 1999 11 卜炎 機(jī)械傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)手冊(cè) 機(jī)械工業(yè)出版社 1999 12 王旭 王積森 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械工業(yè)出版社 2003 13 杜君文 機(jī)械制造技術(shù)裝備及設(shè)計(jì) 天津大學(xué)出版社 1998 14 濮良貴 紀(jì)名剛 機(jī)械設(shè)計(jì) 高等教育出版社 2001 15 汪星橋 機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè) 機(jī)械工業(yè)出版社 1986 16 陳于萍 互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ) 機(jī)械工業(yè)出版社 2000 17 王憲軍 趙存友 機(jī)械設(shè)計(jì) 哈爾濱工程大學(xué)出版社 2002 18 王知行 劉廷榮 機(jī)械原理 高等教育出版社 2004 19 張躍峰 陳通編著 AutoCAD2006 入門與提高 第 1 版 北京 清華大學(xué) 出版社 2006 20 陳于萍 互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ) 機(jī)械工業(yè)出版社 2000 21 李澄 吳天生 聞百橋 機(jī)械制圖 高等教育出版社 1998 22 Richard P Paul Robot Manipulators Mathematics Programming and Control MIT Press 1981 23 Sors L Fatigue Design of Machine Components Oxford Pergamon Press 1971 24 Richard P Groover Mitchell Weiss Roger N Nagel and Nicholas G Odrey Industrial Robotics Technology Programming and Applications Mcgraw Hill Book company 1989 42 附錄 1 NOVEL METHOD OF REALIZING THE OPTIMAL TRANSMISSION OF THE CRANK AND ROCKER MECHANISM DESIGN Abstract A novel method of realizing the optimal transmission of the crank and rocker mechanism is presented The optimal combination design is made by finding the related optimal transmission parameters The diagram of the optimal transmission is drawn In the diagram the relation among minimum transmission angle the coefficient of travel speed variation the oscillating angle of the rocker and the length of the bars is shown concisely conveniently and directly The method possesses the main characteristic That it is to achieve the optimal transmission parameters under the transmission angle by directly choosing in the diagram according to the given requirements The characteristics of the mechanical transmission can be improved to gain the optimal transmission effect by the method Especially the method is simple and convenient in practical use Keywords Crank and rocker mechanism Optimal transmission angle Coefficient of travel speed variation INTRODUCTION By conventional method of the crank and rocker design it is very difficult to realize the optimal combination between the various parameters for optimal transmission The figure table design method introduced in this paper can help achieve this goal With given conditions we can by only consulting the designing figures and tables get the relations between every parameter and another of the designed crank and rocker mechanism Thus the optimal transmission can be realized The concerned designing theory and method as well as the real cases of its application will be introduced later respectively 43 1 ESTABLISHMENT OF DIAGRAM FOR OPTIMAL TRANSMISSION DESIGN It is always one of the most important indexes that designers pursue to improve the efficiency and property of the transmission The crank and rocker mechanism is widely used in the mechanical transmission How to improve work ability and reduce unnecessary power losses is directly related to the coefficient of travel speed variation the oscillating angle of the rocker and the ratio of the crank and rocker The reasonable combination of these parameters takes an important effect on the efficiency and property of the mechanism which mainly indicates in the evaluation of the minimum transmission angle The aim realizing the optimal transmission of the mechanism is how to find the maximum of the minimum transmission angle The design parameters are reasonably combined by the method of lessening constraints gradually and optimizing separately Consequently the complete constraint field realizing the optimal transmission is established The following steps are taken in the usual design method Firstly the initial values of the length of rocker and the oscillating angle of rocker are given 3l Then the value of the coefficient of travel speed variation is chosen in the K permitted range Meanwhile the coordinate of the fixed hinge of crank possibly A realized is calculated corresponding to value K 1 1 Length of bars of crank and rocker mechanism As shown in Fig 1 left arc is the permitted field of point The GC2 coordinates of point are chosen by small step from point to point A2CG 44 The coordinates of point areA 1 02hyc 2 ARx where the step is increased by small increment within range 0 If the 0h H smaller the chosen step is the higher the computational precision will be is the R radius of the design circle is the distance from to d2CG 3 cos 2cos cs33 lRl Calculating the length of arc and the length of the bars of the 1A2 mechanism corresponding to point is obtained 1 2 1 2 Minimum transmission angle min Minimum transmission angle see Fig 2 is determined by the equations 3 i 45 4 32 214min cosll 5 32 214ax ll 6 maxmin180 where Length of crank mm 1l Length of connecting bar mm 2 Length of rocker mm 3l Length of machine frame mm 4 Firstly we choose minimum comparing with And then we record all min in values of greater than or equal to and choose the maximum of them min 40 46 Secondly we find the maximum of corresponding to any oscillating angle min which is chosen by small step in the permitted range maximum of is min different oscillating angle and the coefficient of travel speed variation K Finally we change the length of rocker by small step similarly Thus we 3l may obtain the maximum of corresponding to the different length of bars min different oscillating angle and the coefficient of travel speed variation Fig 3 is accomplished from Table for the purpose of diagram design 47 It is worth pointing out that whatever the length of rocker is evaluated the 3l location that the maximum of arises is only related to the ratio of the length of min rocker and the length of machine frame while independent of 3l4 3l 2 DESIGN METHOD 2 1 Realizing the optimal transmission design given the coefficient of travel speed variation and the maximum oscillating angle of the rocker The design procedure is as follows 1 According to given and taken account to the formula the extreme K included angle is found The corresponding ratio of the length of bars is 3l4 obtained consulting Fig 3 48 7 180K 2 Choose the length of rocker according to the work requirement the length 3l of the machine frame is obtained from the ratio 3l4 3 Choose the centre of fixed hinge as the vertex arbitrarily and plot an D isosceles triangle the side of which is equal to the length of rocker see Fig 4 3l and Then plot draw and make angle 21DC212CM N1 Thus the point of intersection of and is gained 902NM2C1 Finally draw the circumcircle of triangle 1P 4 Plot an arc with point as the centre of the circle as the radius The arc D4l intersections arc at point Point is just the centre of the fixed hinge of the GC2A 49 crank Therefore from the length of the crank 8 2 11ACl and the length of the connecting bar 9 12ll we will obtain the crank and rocker mechanism consisted of and Thus 1l234l the optimal transmission property is realized under given conditions 2 2 Realizing the optimal transmission desig