沖壓機(jī)【5張圖紙】【優(yōu)秀】【原創(chuàng)】,5張圖紙,優(yōu)秀,原創(chuàng),沖壓機(jī),圖紙,優(yōu)良
黑龍江科技學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)
學(xué)生姓名： 劉祿琦
任務(wù)下達(dá)日期：2011 年 12 月 19 日
設(shè)計(jì)開(kāi)題日期：2012 年 4 月 13 日
設(shè)計(jì)開(kāi)始日期：2012 年 4 月 16 日
中期檢查日期：2012 年 5 月 18 日
設(shè)計(jì)完成日期：2012 年 6 月 4 日
一、設(shè)計(jì)題目：雙柱式傾斜壓力機(jī)的設(shè)計(jì)
二、設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容：
（1）設(shè)計(jì)圖紙：總裝圖1張；零件圖5張。
（2）說(shuō)明書(shū)主要內(nèi)容及字?jǐn)?shù)要求：
說(shuō)明書(shū)主要內(nèi)容：1）中英文摘要；2）傾斜式壓力機(jī)傳動(dòng)方案的設(shè)計(jì)與計(jì)算；3）傾斜式壓力機(jī)執(zhí)行方案的設(shè)計(jì)。
字?jǐn)?shù)：1.5萬(wàn)千字以上
三、設(shè)計(jì)目標(biāo)： 根據(jù)給出的壓力機(jī)的工作參數(shù)，設(shè)計(jì)可行并且合理的傳動(dòng)方案和執(zhí)行方案，設(shè)計(jì)原理清晰、保證加工質(zhì)量的傾斜式壓力機(jī)。培養(yǎng)綜合運(yùn)用所學(xué)知識(shí)、提高分析和解決實(shí)際問(wèn)題的能力。
指 導(dǎo) 教 師： 趙硯虹
院（系）主管領(lǐng)導(dǎo)：
2011 年 12 月 19 日
摘 要
用于對(duì)坯料進(jìn)行成型加工的鍛壓機(jī)械稱作沖孔機(jī)。機(jī)械沖孔機(jī)動(dòng)作平穩(wěn)，工作可靠，廣泛用于沖壓、擠壓、模鍛和粉末冶金等工藝。
本次設(shè)計(jì)題目是雙柱式傾斜沖孔機(jī)。傾斜式?jīng)_孔機(jī)由支承著床身和壓頭的底座支架，動(dòng)力電源，壓頭，垂直于床身并作直線運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)組成。傾斜式?jīng)_孔機(jī)的優(yōu)點(diǎn)是有利于廢料的排出。在設(shè)計(jì)過(guò)程中，通過(guò)對(duì)沖壓功率的分析，確定了飛輪和電動(dòng)機(jī)功率。并且通過(guò)計(jì)算確定了各級(jí)傳動(dòng)比和基本尺寸。通過(guò)計(jì)算確定了系統(tǒng)的最大功率，對(duì)帶輪和齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行了外形尺寸和參數(shù)的計(jì)算。同時(shí)也對(duì)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，根據(jù)計(jì)算解決了曲軸和后軸的尺寸。
關(guān)鍵詞：沖孔機(jī)；功率；機(jī)構(gòu)
Abstract
The machine used for most cold-working operation is known as a press.It works steady and is widely used in many fields,such as forging and pressing.
This design topic is the inclinable press. It consists of a machine frame supporting a bed and a ram, a source of power, and a mechanism to cause the ram to move in line with and at right angles to the bed. In the design process, by means of analyzing the ramming power, the flywheel power and the electric motor power are determined; every level of transmission ratios and the construction size are also determined by computer program. Having determined the system maximum work rate with computer program, it has carried on the external dimensions and the parameter computation to the band pulley and the gear mechanism. Having carried on the intensity, the rigidity examination to the slide crank mechanism, the mechanism design, the main axle and the hind axle size and the localization has been determined as well.
Key words: Press; Power; Mechanism
I
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1 設(shè)計(jì)的目的 1
1.2 設(shè)計(jì)的內(nèi)容 1
1.3 設(shè)計(jì)要求和注意事項(xiàng) 1
1.3.1 設(shè)計(jì)要求 1
1.3.2 注意事項(xiàng) 2
1.4 傳動(dòng)方案的機(jī)構(gòu)選型原則 2
1.5 傳動(dòng)裝置的方案論證 3
1.6 執(zhí)行機(jī)構(gòu)方案論證 4
第2章 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算及功率的確定 7
2.1 力、加速度及功率分析 7
2.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 9
第3章 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)及計(jì)算 12
3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)及計(jì)算 12
3.1.1 確定設(shè)計(jì)功率Pca 12
3.1.2 選擇帶型 12
3.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1和dd2 12
3.2 帶輪的設(shè)計(jì) 15
3.2.1 小帶輪的設(shè)計(jì) 16
3.2.2 大帶輪的設(shè)計(jì) 17
3.3 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 18
3.3.1 齒輪的類型、精度等級(jí)、材料和齒數(shù) 18
3.3.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 19
3.3.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì) 21
3.3.4 幾何尺寸計(jì)算 23
3.3.5 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 23
3.4 軸的設(shè)計(jì) 25
3.4.1 后軸的設(shè)計(jì) 25
3.4.2 曲軸的設(shè)計(jì) 28
第4章 軸承、機(jī)座及導(dǎo)軌的設(shè)計(jì) 30
4.1 軸承的設(shè)計(jì) 30
4.1.1 滾動(dòng)軸承的選擇及校核 30
4.1.2 曲軸兩端滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 31
4.2 機(jī)座的設(shè)計(jì) 33
4.2.1 機(jī)座材料的選擇 33
4.2.2 機(jī)座設(shè)計(jì)的基本要求 33
4.2.3 肋的布置 33
4.2.4 連接結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 33
4.2.5 導(dǎo)軌的功用、分類和應(yīng)滿足的要求 34
4.2.6 直線滑動(dòng)導(dǎo)軌的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 34
結(jié)論............................................................................... 36
致謝....................... 37
參考文獻(xiàn) 38
Content
Abstract I
Chapter 1 Introduction 1
1.1 Design purpose 1
1.2 Design of the content 1
1.3 Design Requirements and Considerations 1
1.3.1 Design Requirements 1
1.3.2 Design Considerations 2
1.4 Transmission Scheme institutional principle of selection 2
1.5 Gear demonstration program 3
1.6 Implementing agencies demonstration program 4
Chapter 2 The implementation of the design calculations 7
2.1 The analysis of strength, acceleration and power 7
2.2 The choice of the motor 9
Chapter 3 Design and calculation of transmission 12
3.1 Belt drive design and calculation 12
3.1.1 Determine the design power Pca 12
3.1.2 Select the zone type 12
3.1.3 Determine the reference diameter of pulley dd1 and dd2 12
3.2 Pulley design 15
3.2.1 The design of small pulley 16
3.2.2 Pulley structure design and select the zone type 17
3.3 Design and calculations of the gear 18
3.3.1 The type, accuracy class, material and quantity of gear 18
3.3.2 Tooth contact fatigue design 19
3.3.3 Trace of design according tooth root bending strength 21
3.3.4 Geometric size dimensions 23
3.3.5 Gear structural design 23
3.4 Design of the shaft 25
3.4.1 Design of the behind axle 25
3.4.2 Design of the bent axle 28
Chapter 4 Bearings, frame and rail design 30
4.1 Bearing design 30
4.1.1 Select and check of rolling bearings 30
4.1.2 Crankshaft both ends of the sliding bearing design 31
4.2 Docking station design 33
4.2.1 Choice of base materials 33
4.2.2 Basic requirements of the engine base design 33
4.2.3 Rib layout 33
4.2.4 Connect of the structural design 33
4.2.5 Function, classification of rail shall meet requirements 34
4.2.6 The linear slide rail structure design 34
Conclusions 36
Acknowledgement 37
Reference 38
IV
第1章 緒論
1.1 設(shè)計(jì)的目的
在當(dāng)今世界，生產(chǎn)力水平的高低是評(píng)價(jià)一個(gè)國(guó)家發(fā)達(dá)程度的一個(gè)重要標(biāo)準(zhǔn)。而現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展情況將直接影響生產(chǎn)力水平。隨著現(xiàn)代社會(huì)的不斷發(fā)展，對(duì)生產(chǎn)力要求也在日新月異。如何適應(yīng)社會(huì)發(fā)展，如何提高生產(chǎn)效率，生產(chǎn)出高性能，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，價(jià)格低廉的工業(yè)產(chǎn)品，已是擺在我們面前的嚴(yán)峻問(wèn)題。怎么提高我國(guó)生產(chǎn)力水平和工業(yè)發(fā)展水平，是我們急待解決的問(wèn)題。因此，我們進(jìn)行畢業(yè)設(shè)計(jì)是十分有必要的，目的就是提高自身技術(shù)水平，為今后工作打下良好的基礎(chǔ)。
1.2 設(shè)計(jì)的內(nèi)容
鍛壓在機(jī)械發(fā)展中占有十分重要的地位，是通過(guò)沖頭或模具對(duì)坯料施加壓力，使其產(chǎn)生塑性變形，從而獲得所需形狀和尺寸的制品的成形加工的方法。本次設(shè)計(jì)的題目是雙柱式傾斜沖孔機(jī)，要求從各方向獨(dú)立思考，一般包括以下內(nèi)容：
(1) 方案分析與論證
(2) 執(zhí)行機(jī)構(gòu)計(jì)算及功率的確定
(3) 裝置的設(shè)計(jì)計(jì)算
(4) 軸承及其組合部件設(shè)計(jì)
(5) 箱體、潤(rùn)滑及附件設(shè)計(jì)
(6) 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)編寫(xiě)
1.3 設(shè)計(jì)要求和注意事項(xiàng)
1.3.1 設(shè)計(jì)要求
畢業(yè)設(shè)計(jì)是整個(gè)大學(xué)學(xué)習(xí)的一個(gè)總結(jié)和練兵，理論聯(lián)系實(shí)際，為走上工作崗位打基礎(chǔ)的重要環(huán)節(jié)。因此，在設(shè)計(jì)過(guò)程必須做到：
(1) 綜合地考慮使用經(jīng)濟(jì)、工藝、安全性等方面的設(shè)計(jì)要求，確定合理的設(shè)計(jì)方案。
(2) 查閱相關(guān)資料，在認(rèn)真思考的基礎(chǔ)上提出自己的見(jiàn)解并要與指導(dǎo)教師討論。
(3) 通過(guò)分析比較吸取現(xiàn)有結(jié)構(gòu)中的優(yōu)點(diǎn)，并在此基礎(chǔ)上發(fā)揮自己的創(chuàng)造性。
(4) 認(rèn)真計(jì)算和制圖，有錯(cuò)誤要認(rèn)真修改，力求設(shè)計(jì)圖紙和計(jì)算說(shuō)明書(shū)的質(zhì)量達(dá)到或接近實(shí)際生產(chǎn)水平。
(5) 遵循學(xué)校的作息時(shí)間，按預(yù)定計(jì)劃按時(shí)完成任務(wù)。
1.3.2 注意事項(xiàng)
(1) 在設(shè)計(jì)開(kāi)始前，應(yīng)認(rèn)真研究題目，明確設(shè)計(jì)要求，閱讀參考資料，了解它們大體內(nèi)容，以便需要時(shí)查閱。
(2) 對(duì)設(shè)計(jì)方案及結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)小組應(yīng)進(jìn)行討論對(duì)比，以明確優(yōu)劣正誤，取長(zhǎng)補(bǔ)短，改進(jìn)設(shè)計(jì)。
(3) 設(shè)計(jì)草圖完成后，應(yīng)交指導(dǎo)教師審查后再修改加深。
(4) 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)應(yīng)按規(guī)定格式編寫(xiě)，連同所繪圖紙交指導(dǎo)教師審查認(rèn)后方可呈交。
(5) 認(rèn)真做好準(zhǔn)備，進(jìn)行設(shè)計(jì)答辯。
1.4 傳動(dòng)方案的機(jī)構(gòu)選型原則
傳動(dòng)方案的機(jī)構(gòu)選型需要滿足以下原則：
(1) 滿足需要原則——所設(shè)計(jì)的產(chǎn)品應(yīng)最大限度地滿足用戶要求。應(yīng)在調(diào)查分析和預(yù)測(cè)市場(chǎng)需要情況下的基礎(chǔ)上，確定是否應(yīng)該進(jìn)行該種機(jī)械產(chǎn)品的設(shè)計(jì)。
(2) 經(jīng)濟(jì)合理原則——所設(shè)計(jì)的機(jī)械產(chǎn)品應(yīng)該機(jī)構(gòu)先進(jìn)，功能好，成本低、使用維修方便，在產(chǎn)品的壽命周期內(nèi)用最低的成本實(shí)現(xiàn)產(chǎn)品規(guī)定功能，做到物美價(jià)廉。
(3) 可靠性原則——在規(guī)定使用條件和規(guī)定時(shí)間內(nèi)，產(chǎn)品能完成規(guī)定功能的可靠程度高，即運(yùn)行中不出現(xiàn)故障。
(4) 最優(yōu)化設(shè)計(jì)——在給定的設(shè)計(jì)目標(biāo)下，用優(yōu)化設(shè)計(jì)方法，從若干可行方案中找到優(yōu)選方案。
(5) 標(biāo)準(zhǔn)化原則——所設(shè)計(jì)的機(jī)械產(chǎn)品規(guī)格參數(shù)應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)，零部件應(yīng)能最大限度地與同類產(chǎn)品的零部件通用。
1.5 傳動(dòng)裝置的方案論證
傳動(dòng)裝置選擇要滿足以下原則：
(1) 小功率傳動(dòng)應(yīng)在滿足工作性能的前提下選用較結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的傳動(dòng)裝置，盡可能降低制造成本。
(2) 大功率傳動(dòng)應(yīng)優(yōu)先考慮傳動(dòng)的效率，節(jié)約能源，降低運(yùn)轉(zhuǎn)和維修費(fèi)用。
(3) 當(dāng)機(jī)構(gòu)要求變速時(shí)，若能與電動(dòng)機(jī)調(diào)速比相適應(yīng)，可采用定傳動(dòng)比裝置；當(dāng)要求變速范圍大，用電動(dòng)機(jī)調(diào)速不能滿足要求時(shí)，應(yīng)采用變速比傳動(dòng)。
(4) 當(dāng)載荷變化頻繁，且可出現(xiàn)過(guò)載時(shí)，應(yīng)考慮增加過(guò)載保護(hù)裝置。
(5) 傳動(dòng)裝置的選用必須與制造技術(shù)水平相適應(yīng)，應(yīng)盡可能選用專業(yè)廠生產(chǎn)的傳動(dòng)部件或元件。
當(dāng)采用由幾種傳動(dòng)形式組成的多級(jí)傳動(dòng)時(shí)，要充分考慮各種傳動(dòng)形式的特點(diǎn)，合理的分配其傳動(dòng)順序，選擇時(shí)，應(yīng)注意以下幾點(diǎn)：
(1) 帶傳動(dòng)的承載能力小，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)，機(jī)構(gòu)尺寸較其它傳動(dòng)形式大，但傳動(dòng)平穩(wěn)，能吸振緩沖，因此益布置在低速級(jí)。
(2) 鏈傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)不均勻，有沖擊，不適應(yīng)與高速級(jí)，應(yīng)布置在低速級(jí)。
(3) 斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的平穩(wěn)較直齒輪較好，常用在高速級(jí)或要求傳動(dòng)平穩(wěn)的場(chǎng)合。
(4) 開(kāi)式直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的工作環(huán)境一般較差，潤(rùn)滑條件不好因磨損嚴(yán)重，壽命較短，應(yīng)布置在低速級(jí)。
(5) 圓錐齒輪傳動(dòng)只用與需要改變軸的布置方向的場(chǎng)合，由于圓錐齒輪加工比較困難，所以應(yīng)將取布置在傳動(dòng)的高速級(jí)，并限制傳動(dòng)比，以減小其直徑和模數(shù)。
(6） 蝸桿傳動(dòng)可以實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比，機(jī)構(gòu)緊湊傳動(dòng)平穩(wěn)，但傳動(dòng)效率較低，故適用于中小功率的高速傳動(dòng)中。
綜上所述考慮各方面，選擇帶傳動(dòng)和直齒圓柱齒輪進(jìn)行兩個(gè)減速級(jí)傳動(dòng)，并確定其傳動(dòng)比分別為5.1和4.7。
1.6 執(zhí)行機(jī)構(gòu)方案論證
(1) 采用偏心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)
采用偏心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的為常用形式，機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，運(yùn)用與低速重載場(chǎng)合，但其為偏心機(jī)構(gòu)，安裝和調(diào)試較難，且有急回作用，極位夾角不為0，設(shè)計(jì)較為復(fù)雜，功率變化大，故不益采用，其結(jié)構(gòu)圖如圖1-1所示：
圖1-1 偏心曲柄滑塊
(2) 采用曲柄搖桿機(jī)構(gòu)
此機(jī)構(gòu)具有傳動(dòng)準(zhǔn)確，效率高的優(yōu)點(diǎn)，當(dāng)以曲柄為原動(dòng)件時(shí)，可將曲柄的連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)變成搖桿的往復(fù)擺動(dòng)，其應(yīng)用范圍較廣，但其機(jī)構(gòu)比較復(fù)雜，剪切力較小，不使用在噸位較大的場(chǎng)合，機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1-2所示：
(3) 采用對(duì)心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)
曲柄滑塊機(jī)構(gòu)是執(zhí)行機(jī)構(gòu)的常用形式，其優(yōu)點(diǎn)是機(jī)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)簡(jiǎn)單，該機(jī)構(gòu)是全低副機(jī)構(gòu)，適用于低速重載的場(chǎng)合。
由于 ，
式中 ——極位夾角
K——反正行程速比系數(shù)
圖1-2 曲柄搖桿機(jī)構(gòu)
曲柄為主動(dòng)件，當(dāng)曲柄與連桿兩次共線時(shí)，滑塊相應(yīng)處于左右兩極限位
置，其最大行程H＝za，故改變曲柄長(zhǎng)度可使滑塊獲得不同行程，曲柄等速轉(zhuǎn)動(dòng)一周，滑塊往返一次，其往返的平均速度相等，其機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1-3所示：
圖1-3 對(duì)心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖
曲柄滑塊機(jī)構(gòu)應(yīng)用很廣，以滑塊為主動(dòng)件用于動(dòng)力機(jī)械，如內(nèi)燃機(jī)，蒸汽機(jī)等，以曲柄為主動(dòng)件多用于工作機(jī)械，如沖床，柱塞泵，壓縮機(jī)等。傾斜式?jīng)_孔機(jī)通過(guò)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)將電動(dòng)機(jī)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為滑塊的直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)，使得機(jī)械沖孔機(jī)動(dòng)作平穩(wěn)，工作可靠。
綜上所述，在本設(shè)計(jì)中選用對(duì)心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)作為執(zhí)行機(jī)構(gòu)，這樣能夠基本的達(dá)到設(shè)計(jì)的要求。
第2章 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算及功率的確定
2.1 力、加速度及功率分析
參數(shù)：公稱壓力40t，生產(chǎn)率為60次/min，沖材厚度6mm。因沖程為80mm，故初選曲柄長(zhǎng)度為40mm，連桿長(zhǎng)度為400mm，執(zhí)行機(jī)構(gòu)的機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖2-1所示：
圖2-1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的速度分析
如圖所顯示： AB為曲柄，BC為連桿
列方程得 ABsin＝BE＝BCsin
ABcos+BCcos=AC
AC-AB+BC-6=400+40-6=434mm
40sin=400sin
40cos+400cos=434mm
AB2=BE2+ AE2
402=(400sin)2+(434-400×cos)2
1600=160000sin2+188356-347200cos+160000cos2
40 sin=400sin
=
由于生產(chǎn)率為60次/min，即曲柄的角速度60轉(zhuǎn)/min，所以，
速度分析： VB==6.28×40×10-3=0.25m/s
根據(jù)圖2-1所示的速度分析有：
VC= VB+ VCB
方向 √ √ √
大小 ? 0.25
圖2-2 速度矢量三角形
VBsin42.62＝VCsin67.38
考慮到?jīng)_頭所受力及沖壓過(guò)程的瞬時(shí)性，將沖頭過(guò)程定為幾個(gè)階段：彈性變形階段，屈服階段，強(qiáng)化階段，及局部變形階段。
通過(guò)以上的計(jì)算可知，沖頭在運(yùn)動(dòng)到剛剛與工件接觸時(shí)候，沖頭的過(guò)度為Vc＝0.1m/s。
由參考文獻(xiàn)[3]查得：
帶傳動(dòng)效率為：=0.95
滑動(dòng)軸承的效率為：=0.97，=0.99
開(kāi)式齒輪傳動(dòng)效率為：=0.92
圖2-3 沖頭沖壓過(guò)程簡(jiǎn)圖
則經(jīng)過(guò)齒輪傳動(dòng)及滑動(dòng)軸承及滾動(dòng)軸承其功率為：
2.2 電動(dòng)機(jī)的選擇
由參考文獻(xiàn)[2]查得：
（2-1）式中： GA—— 輪緣的重量，kg
D —— 飛輪輪緣的平均自徑，m
D —— 輪緣高度，m
B —— 輪緣寬度，m
—— 材料單位體積重量，N/m3
初選R=0.4m,b=0.1m,D=0.48m,H=0.1m，
（2-2）
＝＝6.6kg·m2
由參考文獻(xiàn)[2]查得：
（2-3）
式中： △Wmax——最大盈虧功，J
Wn ——平均角速度，m/s
——速度不均勻系數(shù)
由參考文獻(xiàn)[2]表7-2查得：沖床、剪床的速度不均勻系數(shù)=～
由參考文獻(xiàn)[2]查得：
（2-4）
則取=0.13，設(shè)電機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)為1440r/min
則 ×0.13=813J
計(jì)算沖壓過(guò)程所用時(shí)間
因?yàn)榭紤]到其他機(jī)構(gòu)的能量損失，故選電動(dòng)機(jī)功率為5.5kW。
Y132S-4型電動(dòng)機(jī)技術(shù)參數(shù)如表2-1所示：
表2-1 Y132S-4型電動(dòng)機(jī)技術(shù)參數(shù)
項(xiàng)目
大小
單位
功率
5.5
kW
電流
85.5
A
轉(zhuǎn)速
1440
r/min
效率
85.5
％
功率因數(shù)
0.84
額定電流
7.0
A
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩
2.2×105
N.mm
最大轉(zhuǎn)矩
2.2×105
N.mm
功率
5.5
kW
電流
85.5
A
轉(zhuǎn)速
1440
r/min
效率
85.5
％
功率因數(shù)
0.84
額定電流
7.0
A
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩
2.2×105
N.mm
最大轉(zhuǎn)矩
2.2×105
N.mm
第3章 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)及計(jì)算
3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)及計(jì)算
3.1.1 確定設(shè)計(jì)功率Pca
計(jì)算功率Pca是根據(jù)傳遞功率P，并考慮到載荷性質(zhì)和每次運(yùn)行時(shí)間長(zhǎng)短等因素的影響而確定的。
Pca=KAP （3-1）
式中: Pca——計(jì)算功率，kW
P——傳遞的額定功率（例如電動(dòng)機(jī)的額定功率），kW
KA——工作情況系數(shù)
由參考文獻(xiàn)[3]表8-7查得: KA＝1.2
又由于P=5.5kW
Pca＝KAP＝1.2×5.5＝6.6kW
3.1.2 選擇帶型
根據(jù)計(jì)算功率Pca及小帶輪轉(zhuǎn)速n，由參考文獻(xiàn)[3]選定帶型，根據(jù)要求選普通V帶B型帶。
3.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1和dd2
1. 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1
根據(jù)v帶的帶型和參考文獻(xiàn)[3]表8-6和表8-8確定小帶輪的直徑，應(yīng)使
d≥(dd)min。由此得出dd1=140mm
2. 計(jì)算從動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑dd2
dd2=idd2=5.1×140=714mm
參考文獻(xiàn)[3]表8-8，調(diào)整為dd1=140mm，dd2=710mm，
3. 按公式算帶速
由參考文獻(xiàn)[3]查得：
（3-2）
應(yīng)使，對(duì)于普通v帶=25~30m/s，若，則離心力過(guò)大，即應(yīng)減小dd1，如v過(guò)小，則表示所選dd1過(guò)小，這將使需的有效拉力Fe過(guò)大，即所需要的根數(shù)z過(guò)多，于是帶的寬度，軸徑及軸的尺寸及軸承的尺寸都要隨之增大。
因?yàn)閘0.55<25~30m/s，所以帶速合適。
4. 確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld
(1) 確定中心距a0
0.7(dd2+dd1)
1.5D=57mm
L=(1.5~2)D=57~76mm
取L=66mm
5.其它尺寸
da1=dd1+2ha =140+2×3.5=147mm
df1=dd1-2hf=140-2×10.8=118.4mm
D1=df1－2δ=118.4-2×7.5=95.4mm
C′=B=×100=(14.29~25)mm
取C′=20mm
3.2.2 大帶輪的設(shè)計(jì)
1. 材料的選擇
材料選擇HT200
2. 基準(zhǔn)直徑
初選軸的直徑D后＝70mm，且已知大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2＝710mm，
2.5 D后＝2.5×70＝175<710mm
且dd2>300mm，所以選用輪輻式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)如圖3-2所示。
3. 帶輪槽尺寸同小帶輪
4. 確定輪緣及輪轂的尺寸
（1）帶輪寬： B=(z－1)e+2f=66mm
因?yàn)榇髱л喚哂袃?chǔ)能作用，
取B=110mm
（2）輪轂外徑： d2=(1.8～2)×70=126~140mm
取d2=130mm
（3）輪轂寬度： L=(1.5~2) D后=(105~140)mm
取l=110mm
圖3-3大帶輪
5.其它尺寸
da2＝dd2+2ha=710+2×3.5=717mm
df＝dd2-2h1=710-2×10.8=688.4mm （3-9）
D1＝Df－=688.4-2×7.5=673.4mm
C′=B=×100=(14.29~25)mm
取C′′=20mm
3.3 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.3.1 齒輪的類型、精度等級(jí)、材料和齒數(shù)
1. 齒輪類型
直齒圓柱齒輪
2. 精度等級(jí)
由于本機(jī)械為一般工作機(jī)，速度不高，故選用7級(jí)精度。
3. 材料選擇
由于齒輪的失效形式可知，設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)時(shí)，應(yīng)使齒輪面具有較高的抗磨損，抗點(diǎn)蝕，抗膠合性變形的能力，而齒根要有較高的抗折斷的能力，所以對(duì)齒輪材料性能的基本要求為：齒面要硬，齒芯要韌。則由參考文獻(xiàn)[3]表10-1選小齒輪材料為40Cr，硬度為260HBs；大齒輪45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBs。
4. 齒數(shù)的確定
由于開(kāi)式齒輪的主要失效形式為輪齒的磨損失效，為了使輪齒不致過(guò)小，小齒輪不可選用過(guò)多齒數(shù)，且對(duì)于=的標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪為使輪齒避免發(fā)生根切，應(yīng)取z118～40，故z1＝22。
則大齒輪的齒數(shù)為z2＝i×z1＝22×4.7=104。
3.3.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由參考文獻(xiàn)[3]查得：
（3-10）
式中： ——載荷系數(shù)
——齒寬系數(shù)
——材料的彈性影響系數(shù)，MPa1/2
——齒數(shù)比
——接觸疲勞許用應(yīng)力，N
1. 確定公式中各計(jì)算數(shù)值
(1) 試選載荷系數(shù)Kt=1.3
(2) 計(jì)算小齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩
=5.1×1440=282.4r/min
T1＝95.5×105×=95.5×105×=1.86×105N.mm
(3) 由參考文獻(xiàn)[3]表10-7查得，齒寬系數(shù)＝0.8
(4) 由參考文獻(xiàn)[3]表10-6查得，材料的彈性影響系數(shù)＝189.8MPa1/2
(5) 由參考文獻(xiàn)[3]圖10-21d查得，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限＝580MPa；大齒輪的接觸疲勞硬度極限＝550MPa。
(6) 由公式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
（3-11）式中: ——應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
小齒輪——齒輪轉(zhuǎn)速，r/min
j——齒輪每轉(zhuǎn)一圈時(shí)同一齒面嚙合的次數(shù)
——齒輪的工作壽命，h
假設(shè)j＝1工作壽命為15年（設(shè)每年工作300天）兩班制，每班8小時(shí)則：
Nl＝＝60×282.4×l×(2×8×300×15)=1.22×109
N2＝=1.22×109÷4.7=0.26×109
(7) 由參考文獻(xiàn)[3]圖10-19查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)
KHN1=0.90，KHN2=0.95
(8) 計(jì)算疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，
（3-12）
2. 計(jì)算
(1) 試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值，
=
44.32mm
(2) 計(jì)算圓周速度v0
(3) 計(jì)算齒寬b
(4) 計(jì)算齒寬與齒高之比
模數(shù)
齒高
(5) 計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)v=0.655m/s,7級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)[3]圖7-8查得，動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05
由參考文獻(xiàn)[3]表10-3查得，
由參考文獻(xiàn)[3]表10-2查得，使用系數(shù)KA
由參考文獻(xiàn)[3]表10-4查得,齒向載荷分布系數(shù)=1.26
由=7.8，=1.26查參考文獻(xiàn)[3]圖10-13得，=1.18，
故載荷系數(shù)
K= （3-13）
=1.5×1.05×1×1.26
=2.38
(6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)的校正所算得的分度圓直徑
（3-14）
(7) 計(jì)算模數(shù)m
m= ==5.5mm
3.3.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)
由參考文獻(xiàn)[3]查得，彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為，
（3-15）
式中: ——彎曲疲勞許用應(yīng)力，N
——齒形系數(shù)
——應(yīng)力校正系數(shù)
1. 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
(1) 由參考文獻(xiàn)[3]圖10—20c查得，小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=450MPa，大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度=380MPa
(2) 由圖10-8[3]查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85，＝0.86
(3) 計(jì)算彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.2得
MPa
MPa
(4) 計(jì)算載荷系數(shù)
K=＝1.5×1.05×1×1.18＝2.04
(5) 查取齒形系數(shù)
由參考文獻(xiàn)[3]表10-5查得，
＝2.72, ＝2.18
(6) 查取應(yīng)力校正系數(shù)
由參考文獻(xiàn)[3]表10-5查得，
＝1.75, ＝1.79
(7) 計(jì)算大小齒輪的并加以比較
＝＝0.0134
＝＝0.0143
0.0134<0.0143
取大齒輪的極值大。
2. 設(shè)計(jì)計(jì)算
＝3.20mm
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒輪接觸面疲勞強(qiáng)度計(jì)算的m=5.5，大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m=3.20mm，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得模數(shù)3.20并圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4mm。
因?yàn)榘唇佑|強(qiáng)度算得分度圓直徑d1＝122mm，
算出小齒輪齒數(shù)z1＝＝＝31
則大齒輪齒數(shù)z2＝iz1＝4.7×31＝146
這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊避免浪費(fèi)。
3.3.4 幾何尺寸計(jì)算
(1) 分度圓直徑：
d1＝mz1＝4×31=124mm
d2＝mz2＝4×146＝584mm
(2) 中心距：
a=(dl+d2)/2=(124+584)/2=352mm
(3) 齒輪寬度：
b==0.8×124=100mm
取B2=100mm
3.3.5 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
通過(guò)齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數(shù)，模數(shù)，齒寬，螺旋角，分度圓直徑等，而齒圈輪轂等結(jié)構(gòu)形式及尺寸大小，通常都由結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定。
1. 機(jī)構(gòu)形式確定
齒輪的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與齒輪的集合尺寸，毛坯，材料，加工方法，使用要求及經(jīng)濟(jì)性等因素，通常是先按齒輪的直徑大小選定合適的結(jié)構(gòu)形式。
2. 高速齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（小齒輪）
(1) 選擇結(jié)構(gòu)類型：
分度圓直徑： d1=mz1=4×31=124mm
齒頂高： ha=m=4mm
齒頂圓直徑： da1= d1+2ha=124+2×4=132mm
齒根高： hf =m(+)=4×1.25=5mm
由于 dal=132<160mm
所以選用實(shí)心機(jī)構(gòu)，結(jié)構(gòu)參照參考文獻(xiàn)[3]圖10-39
(2) 確定其它參數(shù)
壓力角：
齒距： p==3.14×4=12.56mm
基圓直徑：
基圓齒距：
齒厚： =6.28mm
齒槽寬：
頂隙：
節(jié)圓直徑：
由于初選后軸直徑d后=70mm，所以D4=70mm取L=80mm，
3. 對(duì)低速齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（大齒輪）
(1) 選擇機(jī)構(gòu)類型
分度圓直徑： d2＝mz21=4×146＝584mm
齒頂圓直徑： da2= d2+2hf=584+2×4=592mm
齒根圓直徑： df2= d2-2hf =584-2×4=574mm
由da2=592mm>500mm，且da2<1000mm
所以采用輪輻式結(jié)構(gòu)的齒輪，結(jié)構(gòu)參照參考文獻(xiàn)[3]圖10-40
(2) 確定其它參數(shù)
基圓直徑 db2==584×=548.8mm
節(jié)圓直徑 =584mm
大齒輪的其它參數(shù)同小齒輪。
(3) 輪輻的設(shè)計(jì)
輪輻數(shù)取6，初選D4=90mm（注：此為設(shè)計(jì)直徑，實(shí)際安裝尺寸根據(jù)離合器的具體情況而定）。
D5=1.7D4=1.7×90=153mm
=(3~4)m=（18~24）mm 取=20mm
=(1~1.2)=（20~24）mm 取=22mm
H=0.8D4=0.8×90=72mm,H1 =0.8H=0.8×72=57.6mm
c=H/5=72/5=14.4mm，cl=H/6=72/6=12mm
R=0.5H=0.5×72=36mm
1.5D4=1.5×90=135mm
因?yàn)锽=100mm，B63.1mm，符合要求，所以軸的直徑d后＝70mm。
(4) 由于給后軸所承受軸向載荷幾乎為零，且有一定的動(dòng)載荷，為此采用深溝球軸承并在床身處鑄出L=160mm放球軸承的支座。
(5) 軸上零件的周向定位和軸向定位
軸的兩端分別安裝大帶輪和小齒輪，小齒輪采用鉤頭鍵聯(lián)結(jié)，既能保證軸向定位，同時(shí)對(duì)小齒輪的一個(gè)方向進(jìn)行了軸向定位，大齒輪采用平鍵聯(lián)結(jié)，在大帶輪與左端軸承之間安裝套筒，在小齒輪與右端軸承之間安裝卡圈，這樣，大帶輪與小齒輪就被定位在軸上。
(6) 軸端倒角
根據(jù)參考文獻(xiàn)[3]表15-2，取軸端倒角為2×45°。
(7) 配合公差
齒輪和帶輪與軸配合優(yōu)選用基孔制過(guò)盈配合，其配合為，滾動(dòng)軸承與軸配合優(yōu)先選用基孔制過(guò)渡配合，選取。
(8) 軸的結(jié)構(gòu)
通過(guò)以上分析，并通過(guò)機(jī)身寬度，軸上各零件的位置，并保證齒輪嚙合等綜合因素考慮，取L后＝1240mm，兩端開(kāi)鍵槽，尺寸根據(jù)鍵的標(biāo)準(zhǔn)值來(lái)確定，之前已經(jīng)確定了后軸的直徑L后＝70mm。
軸的結(jié)構(gòu)如圖3-4所示：
圖3-4 后軸的基本結(jié)構(gòu)
3.4.2 曲軸的設(shè)計(jì)
1. 曲軸材料的選擇
曲軸的材料為45號(hào)鋼。
2. 曲軸的設(shè)計(jì)
(1) 初步確定軸的最小直徑
根據(jù)參考文獻(xiàn)[3]表15-3查得，
A0＝120mm
（3-16）
=102mm
由參考文獻(xiàn)[11]初步確定d曲柄=130mm
(2) 曲軸的結(jié)構(gòu)
曲軸按生產(chǎn)形式可分為整體鍛造曲軸、移體鑄造曲軸和組合曲軸等形式。整體鑄造曲軸的加工性能好，金屬切削量少，成本低，并可以獲得較合理的結(jié)構(gòu)形狀，從而使應(yīng)力分布均勻，對(duì)提高曲軸的疲勞有顯著的效果。所以，本設(shè)計(jì)選用整體鑄造曲軸。
曲軸和后軸一樣，都只是承受徑向載荷，而軸向載荷幾乎為零，且由于載荷多，存在動(dòng)載荷，因此采用滑動(dòng)軸承形式，即對(duì)開(kāi)式徑向滑動(dòng)軸承，取其寬徑比為，則=1.08×110=118.8mm，取120mm，套筒的結(jié)構(gòu)形式也選擇滑動(dòng)軸承的形式，取其寬徑比為=1.18，則=1.18×110=130mm，曲柄臂寬度為L(zhǎng)=98mm，安裝在曲軸的離合器長(zhǎng)度為L(zhǎng)1=165mm，半徑R=100mm；鍵槽長(zhǎng)度為L(zhǎng)3=100mm
3. 曲軸的疲勞強(qiáng)度校核
(1) 計(jì)算彎曲應(yīng)力作用下的安全系數(shù)
（3-17）
式中: ——彎曲疲勞極限，MPa
——彎曲時(shí)曲軸的有效應(yīng)力集中系數(shù)
——彎曲應(yīng)力幅度，MPa
——曲軸的尺寸系數(shù)
(2) 計(jì)算扭轉(zhuǎn)應(yīng)力作用下的安全系數(shù)
（3-18）
式中: ——剪切疲勞極限，MPa
——扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅度，MPa
——扭轉(zhuǎn)時(shí)曲軸的有效應(yīng)力集中系數(shù)
(3) 計(jì)算總的安全系數(shù)
式中: ——許用工作安全系數(shù)
，所以符合其疲勞強(qiáng)度。
第4章 軸承、機(jī)座及導(dǎo)軌的設(shè)計(jì)
4.1 軸承的設(shè)計(jì)
4.1.1 滾動(dòng)軸承的選擇及校核
1. 求比值
確定采用深鉤球軸承，且
軸承徑向載荷：
軸承軸向載荷：
由參考文獻(xiàn)[3]表13-5，深鉤球軸承的e值為0.19，則
2. 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷p
由參考文獻(xiàn)[3]查公式得：
（4-1）
式中: ——當(dāng)量動(dòng)載荷，N
——載荷系數(shù)
X——徑向動(dòng)載荷系數(shù)
Y——軸向動(dòng)載荷系數(shù)
由參考文獻(xiàn)[3]表13-6查得，，取，
由參考文獻(xiàn)[3]表13-5查得，
X＝0.45，Y＝0
所以
3. 軸承的基本額定動(dòng)載荷
計(jì)算軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值，
（4-2）
式中： ——軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值，N
H——轉(zhuǎn)速，r/min
——預(yù)期計(jì)算壽命，h
預(yù)使用壽命為2年，1年以300天計(jì)，2班制，1班8小時(shí)，
＝300×2×8×2＝9600h
4. 軸承的型號(hào)的選擇
取軸徑為75mm，查參考文獻(xiàn)[11]選擇滾動(dòng)軸承型號(hào)為6315，
因?yàn)闆](méi)有軸向載荷，因此不必計(jì)算Y值及驗(yàn)算動(dòng)量動(dòng)載荷
5. 驗(yàn)算6315軸承的壽命
根據(jù)參考文獻(xiàn)[3]查得，
（4-3）
滿足預(yù)定要求。
4.1.2 曲軸兩端滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)
由于曲軸轉(zhuǎn)速低且有變載荷和沖擊，所以初步選定ZCuPb30，其部分?jǐn)?shù)據(jù)如下：
軸瓦材料的許用應(yīng)力: [p]＝25MPa
許用滑動(dòng)速度: [v]＝12m/s
軸承材料的pv許用值: [pv]＝30MPa
因?yàn)?
所以得出徑向載荷為
因?yàn)椋室詾闃?biāo)準(zhǔn)
1. 驗(yàn)算軸承的平均壓力p
由參考文獻(xiàn)[3]查得：
（4-4）
式中： B——軸承寬度，mm
——軸瓦材料的許用應(yīng)力，MPa，
由參考文獻(xiàn)[3]表12-2查得
因?yàn)?
所以
故軸承的平均壓力符合要求。
2. 驗(yàn)算軸承pv值
軸承的發(fā)熱量與其單位面上的摩擦力的功耗（f為摩擦系數(shù)），限制值就是限制軸承的溫升。
（4-5）
所以滿足要求。
3. 驗(yàn)算滑動(dòng)速度v
由參考文獻(xiàn)[3]查得：
（4-6）
所以滑動(dòng)速度也符合要求。
4.2 機(jī)座的設(shè)計(jì)
機(jī)座和箱體等零件，在一臺(tái)機(jī)器的總質(zhì)量中占有很大的比例（例如在機(jī)床中約占總質(zhì)量的70％~80％），同時(shí)在很大程度上影響著機(jī)器的工作精度及抗振性能,還影響著機(jī)器的耐磨性等。所以正確選擇機(jī)座零件的材料和正確設(shè)計(jì)其機(jī)構(gòu)形式及尺寸是減小機(jī)器質(zhì)量，節(jié)約金屬材料，提高工作精度，增強(qiáng)剛度及耐磨性的重要途徑。
4.2.1 機(jī)座材料的選擇
由于固定式機(jī)器，結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，剛度要求也較高，因而通常都為鑄造。本設(shè)計(jì)中采用球墨鑄鐵QT450，其沖擊韌性和疲勞強(qiáng)度比普通鑄鐵高，用于曲柄沖孔機(jī)機(jī)身。
4.2.2 機(jī)座設(shè)計(jì)的基本要求
設(shè)計(jì)基座時(shí)，應(yīng)滿足以下四個(gè)要求：
(1) 應(yīng)具有足夠的剛度
(2) 應(yīng)具有足夠的抗振性
(3) 應(yīng)具有較小的耐磨性
(4) 機(jī)構(gòu)工藝性等其他要求
4.2.3 肋的布置
一般地說(shuō)，增加壁厚固然可以增大機(jī)座和箱體的強(qiáng)度和剛度，但不如加設(shè)肋板來(lái)得有利。因?yàn)榧釉O(shè)肋板時(shí)，即可增大強(qiáng)度和剛度，又可以減小壁厚和質(zhì)量，對(duì)于鑄件，就可以減小鑄造缺陷。對(duì)于較長(zhǎng)的結(jié)構(gòu)，特別是載荷在其上移動(dòng)場(chǎng)合，應(yīng)防止局部突然變化。
4.2.4 連接結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
機(jī)座和箱體與地面應(yīng)保證起聯(lián)結(jié)剛度。影響聯(lián)接剛度的因素有：凸緣結(jié)構(gòu)、螺栓組形式、結(jié)合面型貌等。
4.2.5 導(dǎo)軌的功用、分類和應(yīng)滿足的要求
1. 導(dǎo)軌的功用
在機(jī)床、儀器、鍛壓設(shè)備等機(jī)械中使用的導(dǎo)軌，其功用是導(dǎo)向和承載，即保證運(yùn)動(dòng)部件按給定的運(yùn)動(dòng)要求和運(yùn)動(dòng)方向。在導(dǎo)軌副中，運(yùn)動(dòng)一方為動(dòng)導(dǎo)軌，不動(dòng)的一方支承導(dǎo)軌。
2. 導(dǎo)軌的分類
(1) 按導(dǎo)軌的運(yùn)動(dòng)形式可分為直線運(yùn)動(dòng)導(dǎo)軌和回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)導(dǎo)軌。
(2) 按導(dǎo)軌的摩擦性質(zhì)可分為滑動(dòng)導(dǎo)軌、滾動(dòng)導(dǎo)軌、流體介質(zhì)摩擦導(dǎo)軌和彈性導(dǎo)軌。
(3) 按導(dǎo)軌的受力機(jī)構(gòu)可分為開(kāi)式導(dǎo)軌、閉式導(dǎo)軌。
4.2.6 直線滑動(dòng)導(dǎo)軌的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1. 選擇導(dǎo)軌的材料
導(dǎo)軌的材料有鑄鐵，鋼，有色金屬和塑料，對(duì)導(dǎo)軌的材料的主要要求是：耐磨性好，工藝性好和成本低。鑄鐵的鑄造性能和加工性能好