39XX轻工职业技术学院毕业设计 管座及其加工模具的设计 40机械工程系模具专业2006届毕业设计说明书：横排地漏封水筒注塑模 机械,机电类毕业设计1毕业设计 可伸缩带式输送机结构设计 2毕业设计 AWC机架现场扩孔机设计3毕业论文复合化肥混合比例装置及PLC控制系统设计 4机械设计课程设计 带式输送机说明书和总装图4毕业设计 冲压废料自动输送装置 5专用机床ＰＬＣ控制系统的设计 6课程设计 带式输送机传动装置 7毕业论文 桥式起重机副起升机构设计 8毕业论文 两齿辊破碎机设计 9 63CY14-1B轴向柱塞泵改进设计（共32页，19000字） 10毕业设计 连杆孔研磨装置设计 11毕业设计 旁承上平面与下心盘上平面垂直距离检测装置的设计 12.. 机械设计课程设计 带式运输机传动装置设计 13皮带式输送机传动装置的一级圆柱齿轮减速器 14毕业设计（论文） 立轴式破碎机设计 15毕业设计（论文） C6136型经济型数控改造(横向) 16高空作业车工作臂结构设计及有限元分析 17 2007届毕业生毕业设计 机用虎钳设计 18毕业设计无轴承电机的结构设计 19毕业设计 平面关节型机械手设计 20毕业设计 三自由度圆柱坐标型工业机器人 21毕业设计XKA5032A/C数控立式升降台铣床自动换刀设计 22毕业设计 四通管接头的设计 23课程设计：带式运输机上的传动及减速装置 24毕业设计(论文) 行星减速器设计三维造型虚拟设计分析 25毕业设计论文 关节型机器人腕部结构设计 26本科生毕业设计全套资料 Z32K型摇臂钻床变速箱的改进设计/ 27毕业设计 EQY-112-90 汽车变速箱后面孔系钻削组合机床设计 28毕业设计 D180柴油机12孔攻丝机床及夹具设计 29毕业设计 C616型普通车床改造为经济型数控车床 30毕业设计（论文）说明书 中单链型刮板输送机设计 液压类毕业设计1毕业设计 ZFS1600/12/26型液压支架掩护梁设计2毕业设计 液压拉力器 3毕业设计 液压台虎钳设计 4毕业设计论文 双活塞液压浆体泵液力缸设计 5毕业设计 GKZ高空作业车液压和电气控制系统设计 数控加工类毕业设计1课程设计 设计低速级斜齿轮零件的机械加工工艺规程 2毕业设计 普通车床经济型数控改造 3毕业论文 钩尾框夹具设计（镗φ92孔的两道工序的专用夹具） ...4 机械制造工艺学课程设计 设计“拨叉”零件的机械加工工艺规程及工艺装备（年产量5000件）5课程设计 四工位专用机床传动机构设计 6课程设计说明书 设计“推动架”零件的机械加工工艺及工艺设备 7机械制造技术基础课程设计 制定CA6140车床法兰盘的加工工艺，设计钻4×φ9mm孔的钻床夹具 8械制造技术基础课程设计 设计“CA6140车床拨叉”零件的机械加工工艺及工艺设备 9毕业设计 轴类零件设计 10毕业设计 壳体零件机械加工工艺规程制订及第工序工艺装备设计 11毕业设计 单拐曲轴零件机械加工规程设计说明书 12机械制造课程设计 机床传动齿轮的工艺规程设计（大批量） 13课程设计 轴零件的机械加工工艺规程制定 14毕业论文 开放式CNC（Computer Numerical Control）系统设计15毕业设计 单拐曲轴工艺流程 16毕业设计 壳体机械加工工艺规程 17毕业设计 连杆机械加工工艺规程 18毕业设计(论文) 子程序在冲孔模生产中的运用——编制数控加工（1#-6#）标模点孔的程序 19毕业设计 XKA5032A/C数控立式升降台铣床自动换刀装置的设计 20机械制造技术基础课程设计 设计“减速器传动轴”零件的机械加工工艺规程（年产量为5000件） 21课程设计 杠杆的加工 22毕业设计 2SA3.1多回转电动执行机构箱体加工工艺规程及工艺装备设计 23毕业论文 数控铣高级工零件工艺设计及程序编制 24毕业论文 数控铣高级工心型零件工艺设计及程序编制25毕业设计 连杆的加工工艺及其断面铣夹具设计 26机械制造工艺学课程设计说明书：设计“CA6140车床拨叉”零件的机械加工工艺及工艺设备 杂合XKA5032AC数控立式升降台铣床自动换刀装置设计机用虎钳课程设计.rar行星齿轮减速器减速器的虚拟设计（王少华）.rar物流液压升降台的设计自动加料机控制系统.rar全向轮机构及其控制设计.rar齿轮齿条转向器.rar出租车计价系统.rar（毕业设计）油封骨架冲压模具连杆孔研磨装置设计 .rar蜗轮蜗杆传动.rar用单片机实现温度远程显示.doc基于Alter的EP1C6Q240C8的红外遥器（毕业论文）.doc变频器 调试设计及应用镍氢电池充电器的设计.doc铣断夹具设计J45-6.3型双动拉伸压力机的设计WY型滚动轴承压装机设计Z32K型摇臂钻床变速箱的改进设计基于PLC高速全自动包装机的控制系统应用基于单片机控制的步进电机调速系统的设计普通-式双柱汽车举升机设计无模压力成形机设计(word+CAD)手机恒流充电器的设计3 摘要.doc智能型充电器的电源和显示的设计气动通用上下料机械手的设计同轴2级减速器设计行星齿轮减速器减速器的虚拟设计（王少华）运送铝活塞铸造毛坯机械手设计_王强CA6140车床后托架加工工艺及夹具设计SSCK20A数控车床主轴和箱体加工编程织机导板零件数控加工工艺与工装设计密封垫片冲裁模设计瓶盖拉深模的设计手机塑料外壳注塑模毕业设计五金模具毕业设计织机导板零件数控加工工艺与工装设计.rar_CA6140车床开环纵向系统设计C616型普通车床改造CA6150数控车床主轴箱及传动系统系统的设计XK100数控主轴箱设计XK5040铣床垂直进给机构XY数控工作台1毕业论文 经济型数控车床纵向进给系统设计及进给系统的润滑设计.doc毕业设计 环境专业 某盐化公司生产废水治理工程技术方案板料毕业设计成形CAE可行性分析==模具.doc毕业设计数控类 汽车车灯同步转向装置.doc毕业设计 设计加工客车上 “车门垫板”零件的冲裁模 hao毛EX1000高效二次风选粉机（传动及壳体部件）设计.rar OO:348414338
立式钻削中心主轴系统结构设计 论文编号:JX472 有设计图，论文字数:19933,页数:64 有开题报告，任务书 摘要 随着数控技术的发展，传统的立式钻床、铣床等设备并不能满足高加工精度，高加工效率，高速加工的加工要求。为此，在传统的立式钻床、铣床与新型数控机床技术的基础上，开发了以钻削为主，并兼有攻丝、铣削等功能，且备有刀库并能够自动更换刀具来对工件进行多工序加工的数控机床—钻削中心。 本文主要针对钻削中心的主轴系统进行设计。在本设计中，主轴调速取消了齿轮变速机构，而是由交流电动机来调速；主轴与电机轴之间采用多楔带传动；主轴内部刀具的自动夹紧，则采用了碟形弹簧与气压传动技术；主轴的垂直进给采用了半闭环伺服进给系统；主轴的支承采用了适应高刚度要求的轴承配置。 总之，通过对主轴系统的设计，使系统满足了钻削中心高效、高加工精度的要求。 关键词 数控技术 钻削中心 主轴系统 Abstract With the development of NC technology, the traditional vertical drilling, milling machine and other equipment and can not meet the high precision machining, Processing high-efficiency, high-speed machining requirements. Therefore, in the traditional vertical drilling machine, CNC milling machine and new technology on the basis of developing a drilling mainly, and both tapping, milling, and other functions, With cutting tool can automatically replace the multi-process workpiece machining CNC machine tools – Drilling Center. This paper is concerned with the drilling spindle system design. In this design, the spindle speed of the complete elimination of the variable speed gear, and a fully by the AC motor is to be achieved. Wedge Belt Drive is used between spindle and motor shaft. Internal spindle automatic tool clamping, the use of a disc spring with pressure transmission technology;The vertical axis feed using a semi-closed-loop servo control system; The supporting of spindle uses high stiffness requirements of the bearing arrangement. In short, through the spindle system design, allowing the system to meet the drilling center efficient, high-precision processing of the request. Keywords NC technology Drilling Center spindle system 目录 摘要I Abstract II 第1章 绪论 1 1.1数控技术发展状况及发展趋势 1 1.1.1概述 1 1.1.2数控技术国内外发展现状 2 1.1.3数控系统的发展趋势 2 1.2 课题研究的目的与意义 5 1.3设计方案的确定 6 第2章 钻削中心主轴部件结构设计 7 2.1 主轴的结构设计 7 2.1.1主轴的基本尺寸参数的确定 7 2.1.2主轴端部结构 8 2.1.3主轴刀具自动夹紧机构 9 2.1.4主轴的验算 11 2.1.5主轴材料和热处理的选择 15 2.2主轴传动的设计 16 2.2.1传动方式的选择 16 2.2.2多楔带带轮的设计计算 17 2.2.3多楔带的选择及带轮尺寸参数的确定 19 2.2.4传动件在主轴上的位置 20 2.2.5主轴电动机的选择 21 2.3主轴轴承 22 2.3.1主轴轴承的选用 22 2.3.2主轴轴承的配置 24 2.3.3滚动轴承调整和预紧方法 24 2.3.4主轴轴承的润滑 25 2.4碟形弹簧的计算 27 2.4.1钻削力分析 27 2.4.2碟形弹簧设计计算 29 2.4.3碟形弹簧的校核 31 2.5气缸的设计计算 33 2.5.1气缸的结构设计 33 2.5.2气动回路的选择 37 第3章 主轴进给系统的设计 39 3.1 概述 39 3.1.1伺服进给系统的组成 39 3.1.2伺服进给系统的类型 39 3.2 进给系统设计计算 41 3.2.1主要参数的设定 41 3.2.2切削力的估算 41 3.2.3滚珠丝杠副设计计算 42 3.2.4丝杠的校核 45 3.2.5选伺服系统和检测装置 47 3.2.6伺服电机计算 47 结论49 致谢50 参考文献 51 附录1 52 附录2 57 以上回答来自:
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仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700×1.4/1000×0.86=2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×1.4/π×220=121.5r/min根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KWPII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?mTI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?mTII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.2×2.76=3.3KW据PC=3.3KW和n1=473.33r/min由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=7.06m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450=1605.8mm根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a=1800-57.30×(280-95)/497=158.670>1200（适用）（5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]=2.26 (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=3.89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78由课本表6-12取φd=1.1(3)转矩T1T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=49.04mm模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s因为V＜6m/s，故取8级精度合适．六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=198.58N?m③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=53.26N?m③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h(1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,查[2]表10.1可知极限转速9000r/min（1）已知nII=121.67(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1
仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700×1.4/1000×0.86=2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×1.4/π×220=121.5r/min根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KWPII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?mTI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?mTII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.2×2.76=3.3KW据PC=3.3KW和n1=473.33r/min由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=7.06m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450=1605.8mm根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a=1800-57.30×(280-95)/497=158.670>1200（适用）（5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]=2.26 (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=3.89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78由课本表6-12取φd=1.1(3)转矩T1T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=49.04mm模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s因为V＜6m/s，故取8级精度合适．六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=198.58N?m③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=53.26N?m③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h(1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,查[2]表10.1可知极限转速9000r/min（1）已知nII=121.67(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1
哥们，我现在也要做这个，如果有的话发一份给我，谢谢哈！！！我的邮箱,急！
机电毕业设计目录_机电毕业论文 双击自动滚屏 文章来源：一流设计吧 发布者：16sheji8 发布时间：2008-9-10 8:55:58 阅读：5442次 机电毕业设计目录001CA6140车床主轴箱的设计002DTⅡ型固定式带式输送机的设计003FXS80双出风口笼形转子选粉机004MR141剥绒机锯筒部、工作箱部和总体设计005PLC在高楼供水系统中的应用006Φ3×11M水泥磨总体设计及传动部件设计007车床变速箱中拔叉及专用夹具设计008乘客电梯的PLC控制009出租车计价器系统设计010电动自行车调速系统的设计011多用途气动机器人结构设计012机油冷却器自动装备线压紧工位装备设计013基于AT89C51的锁相频率合成器的设计014基于普通机床的后托架及夹具的设计开发015减速器的整体设计016金属粉末成型液压机的PLC设计017可调速钢筋弯曲机的设计'018螺杆空气压缩机019膜片式离合器的设计020全自动洗衣机控制系统的设计021生产线上运输升降机的自动化设计022双铰接剪叉式液压升降台的设计023四层楼电梯自动控制系统的设计024万能外圆磨床液压传动系统设计025卧式钢筋切断机的设计026锡林右轴承座组件工艺及夹具设计027新KS型单级单吸离心泵的设计028压燃式发动机油管残留测量装置设计029用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器030知识竞赛抢答器设计031自动洗衣机行星齿轮减速器的设计 本文来自: 一流设计吧(www.16sheji8.cn) 详细出处参考：
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机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定…………….……………………………….2 二、电动机的选择……………………………………….…….2 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4 四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5 五、传动零件的设计计算………………………………….….6 六、轴的设计计算………………………………………….....12 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19 八、键联接的选择及计算………..……………………………22 设计题目：V带——单级圆柱减速器 第四组 德州科技职业学院青岛校区 设计者：#### 指导教师：%%%% 二○○七年十二月计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 （1） 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差正负5％。 （2） 原始数据：工作拉力F=1250N；带速V=1.70m/s； 滚筒直径D=280mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率： η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96 =0.82 (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =1250×1.70/1000×0.82 =2.6KW3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×960V/πD =60×960×1.70/π×280 =111r/min 按书P7表2－3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~24）×111=666~2664r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。 三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/111=8.6 2、分配各级伟动比 （1） 据指导书，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理） （2） ∵i总=i齿轮×I带 ∴i带=i总/i齿轮=8.6/6=1.4 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=n电机=960r/min nII=nI/i带=960/1.4=686(r/min) nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=P工作=2.6KW PII=PI×η带=2.6×0.96=2.496KW PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.496×0.98×0.96 =2.77KW3、 计算各轴扭矩（N•mm） TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960 =25729N•mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.496/686 =34747.5N•mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.77/114 =232048N•mm 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型 由课本表得：kA=1.2 Pd=KAP=1.2×3=3.9KW 由课本得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由课本得，推荐的小带轮基准直径为 75~100mm 则取dd1=100mm dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm 由课本P74表5-4，取dd2=140mm 实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/140 =685.7r/min 转速误差为：n2-n2’/n2=686－685.7/686 =0.0004<0.05(允许) 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 =5.03m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。 （3） 确定带长和中心矩 根据课本得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140) 所以有：168mm≤a0≤480mm 由课本P84式（5-15）得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×400+1.57(100+140)+(140-100)2/4×400 =1024mm 根据课本表7-3取Ld=1120mm 根据课本P84式（5-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2） =400+48 =448mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-dd2-dd1/a×600 =1800-140-100/448×600 =1800-5.350 =174.650>1200（适用） （5）确定带的根数 根据课本(7-5) P0=0.74KW 根据课本(7-6) △P0=0.11KW 根据课本（7-7）Kα=0.99 根据课本（7-23）KL=0.91 由课本式（7-23）得 Z= Pd/(P0+△P0)KαKL =3.9/(0.74+0.11) ×0.99×0.91 =5 (6)计算轴上压力 由课本查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力： F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N =160N 则作用在轴承的压力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2 =1250N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=6 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=6×20=120 实际传动比I0=120/2=60 传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用 齿数比：u=i0=6 由课本取φd=0.9 (3)转矩T1 T1=9550×P/n1=9550×2.6/960 =25.N•m (4)载荷系数k 由课本取k=1 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由课本查得： σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa 由课本查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625×0.92/1.0Mpa =575 [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa =460 故得： d1≥766(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =766[1×25.9×(6+1)/0.9×6×4602]1/3mm =38.3mm 模数：m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm 根据课本表9-1取标准模数：m=2mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=2×20mm=40mm d2=mZ2=2×120mm=240mm 齿宽：b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm 取b=35mm b1=40mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)许用弯曲应力[σF] 根据课本P136（6-53）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本查得： σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa 由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa =204Mpa 将求得的各参数代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×2586.583/35×22×20) ×2.80×1.55Mpa =8Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×2586.583/35×22×120) ×2.14×1.83Mpa =1.2Mpa< [σF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000 =2.0096m/s 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS 根据课本并查表，取c=115 d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴选d=22mm 2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度 工段：d1=22mm 长度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm ∴d2=28mm 初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm, 宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=45mm 由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d1=40mm ②求转矩：已知T2=34747.5N•mm ③求圆周力：Ft 根据课本式得 Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N ④求径向力Fr 根据课本式得 Fr=Ft•tanα=1737.375×tan200=632N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a） （2）绘制垂直面弯矩图（如图b） 轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=235.3×50=11.765N•m (3)绘制水平面弯矩图（如图c） 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=631.61455×50=31.58N•m (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N•m (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=35N•m (6)绘制当量弯矩图（如图f） 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N•m (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353 =12.9MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢，硬度（217~255HBS） 根据课本取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm 取d=35mm2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d2=300mm ②求转矩：已知T3=271N•m ③求圆周力Ft：根据课本式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求径向力式得 Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1N•m (5)计算当量弯矩：根据课本得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N•m (6)校核危险截面C的强度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命 16×365×10=58400小时 1、计算输入轴承 （1）已知nⅡ=686r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型 根据课本得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系数x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本得e=0.68 FA1/FR1
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无论如何,得有\如下内容啊.1. 无线数据网络中基于斯塔克尔博格博弈的功率控制 2. 动能定理，机械能守恒定律应用3. 宽带网络中业务模型的仿真分析 4. 基于H.264 AVC码率控制算法的研究 5. 基于GRF-3100射频系统的混频器的设计与制作 6. VOIP语音通信系统的设计与应用 7. 基于Labview的实验数据处理的研究 8. 基于NS2的路由算法研究与仿真 9. 图像处理工具箱的VC实现 10. 嵌入式实时系统设计模式的应用 11. 基于VC的UDP的实现 12. 基于TCP/IP协议嵌入式数字语音传输系统终端硬件设计 13. 基于MPLS的VPN技术原理及其实现 14. 基于FPGA的步进电机控制系统的数字硬件设计研究 15. 多路信号复用的基带发信系统模型 16. 数字音频水印研究 17. 数字电视传输系统-城市数字电视平移 18. 虚拟演播室应用研究与设计 19. 电视节目制作系统设计 20. KM3知识管理系统解决方案 21. 移动通信系统的频率分配算法设计 22. 通信系统的抗干扰技术 23. 扩频通信系统抗干扰分析 24. 基于OPNET的网络规划设计 25. 基于NS2的路由算法仿真 26. 基于GPRS的数据采集与传输系统设计 27. 搅拌混合器微分先行控制系统设计 28. 车辆牌照自动识别系统 29. 基于CPLD器件的数字频率计的设计 30. 大容量汉字显示系统的设计 31. 数控直流电压源的设计 32. 基于s6700电子标签阅读器设计 33. 嵌入式网络连接设计 34. Java手机网络游戏的实现和程序设计 35. 简频率特性测试仪设计 36. DDS及其在声学多普勒流速测量系统中的应用 37. AVR 8位嵌入式单片机在车载全球定位系统显示终端中的应用 38. 基于单片机的考勤系统设计 39. 基于单片机的寻呼机编码器 40. 基于MF RC632射频识别读写器芯片的专用读卡器 41. 具有SPI接口的数字式同步发送器设计 42. 小区停车场计费系统设计 43. 村村通无线接入系统中的CDMA技术 44. 语音校检报文的程序设计 45. 基于轧制扰动负荷观测器的轧机传动机电振动控制系统设计 46. 基于MATLAB的数字滤波器的设计 47. 基于VHDL的乒乓游戏机的设计 48. 语音信号的滤波设计 49. 基于DSPTMS320F206的高炉自动进料控制系统 50. 基于VHDL语言的基带线路码产生电路仿真设计 51. 智能天线的研究 52. 混合动力汽车电机驱动单元 53. 混合动力汽车 54. 直流电机双闭环调速系统设计 55. 双馈电机直接转矩DSP控制 56. 双馈电机直接转矩控制 57. 无刷直流电机调速系统 58. 异步电机直接转矩控制 59. 人脸识别系统的研究与实现 60. 锁相频率合成器的设计与仿真 61. 动态链接库进阶 62. 电话业务综合管理系统设计 63. 弹性分组环RPR的公平算法研究 64. 低轨卫星移动通信信道模型研究 65. 大数计算的算法探讨及其在椭圆曲线密码体制中的应用 66. HY防火墙管理软件开发过程及ACL模块功能实现 67. EPON的原理分析 68. DCS通讯与软测量技术的研究 69. 3G的AKA协议中F1至F5的UE端的实现 70. 《信号与系统》课件的设计与实现 71. 《电路与电子学》电子课件的设计与制作 72. RSA公钥算法研究与实现 73. p2p通信模型的java实现 74. 搜索引擎的开发与实现 75. 图书馆管理系统及原代码毕业设计 76. 网络安全专题学习网站设计 77. 网络教育应用网站设计 78. 校园网组建、开发与管理 79. 最优化软件设计实现 80. 租赁网的设计和实现 81. 远程控制终端数据接口设计 82. 遗传算法及其在网络计划中的应用 83. 研华PCI-1753板卡Linux驱动程序的开发 84. 软测量技术在造纸打浆过程的应用研究 85. 嵌入式系统研制AD数模转换器 86. 劳动生产率增长条件的研究 87. 基于XML帮助系统的设计与实现 88. 基于MPT-1327的集群系统智能基站的研究与设计 89. 基于J2ME的手机部分功能实现 90. 购销存财务软件的应用比较 91. 高清视频多媒体播放器 92. 基于CORBA网络管理技术及其安全性的研究和应用 93. 基本asp.net开发的网上商场的设计与实现 94. 桂林大广电子公司网站设计 95. 电信客户关系管理系统的分析与实现 96. 企业办公局域网的建设 97. 第三代移动通信承载业务和QoS处理机制无线资源管 98. 计算机病毒动态防御系统毕业论文 99. 3G标准化进程及其演进策略 100. 鲁棒数字水印算法的研究和比较 101. 基于SPCE061A的语音遥控小车设计——?硬件电路设计
数控机床伺服系统的组成结构和基本要求：一、数控机床伺服系统的组成结构：1、数控机床伺服系统包括进给伺服系统和主轴伺服系统。数控机床伺服系统是数控系统和机床机械传动部件间的连接环节，是数控机床的重要组成部分。伺服系统是以机床运动部件位置为控制量的自动控制系统，它根据数控系统插补运算生成的位置指令，精确地变换为机床移动部件的位移（包括直线位移和角位移），直接反映了机床坐标轴跟踪运动指令和定位的性能。一般所说的伺服系统是指进给伺服系统。2、进给伺服系统用于控制机床各坐标轴的切削进给运动，是一种精密的位置跟踪、定位系统，它包括速度控制和位置控制，是一般概念的伺服驱动系统；进给伺服系统主要由以下几个部分组成：伺服驱动电路、伺服驱动装置（电机）、位置检测装置、机械传动机构以及执行部件。进给伺服系统接受数控系统发出的进给位移和速度指令信号，由伺服驱动电路作一定的转换和放大后经伺服驱动装置和机械传动机构，驱动机床的执行部件进行工作进给和快速进给。3、 主轴伺服系统用于控制机床主轴的旋转运动和切削过程中的转矩和功率，一般只以速度控制为主。二、数控机床伺服系统的基本要求：1、数控机床的高效率、高精度主要取决于进给伺服系统的性能。因此数控机床对进给伺服系统的位置控制、速度控制、伺服电动机、机械传动等方面都有很高的要求。2、要求具有可逆行的能力：在加工过程中，机床工作台根据加工轨迹的要求，随时都可以实现正向或反向运动，同时要求在方向变化时，不应有反向间隙和运动的损失。数控机床一般采用具有削除反向间隙能力的传动机构，如滚珠丝杠。3、要求具有较宽的调整范围：为适应不同的加工条件，数控机床要求进给在很宽的范围内无级变化。这就要求伺服电动机有很宽的调整范围和优异的调整特性。经过机械传动后电动机转速的变化范围即可转换为进给速度的变化范围。对一般数控机床而言，进给速度范围在0-24时都可以满足加工要求。通常在这样的速度范围还可以提出以下更细的技术要求。1）在1-2400mm/min即1：2400调速范围内，要求均匀、稳定、无爬行、且速降小。2）在1mm/min以下时具有一定的瞬时速度，但平均速度很低。3）在零速度时，即工作台停止运动时，要求电动机有电磁转矩以维持定位精度，使定位误差不超过系统的允许范围，即电动机处于伺服锁定转态。4、要求具有足够的传动刚性和较高的速度稳定性：伺服系统在不同的负载情况下或切削条件发生变化时应使进给系统速度稳定，即具有良好的静态与动太负载特性。刚性良好的系统，速度负载力矩变化的影响很小。通常要求承受的额定矩变化时静态速降应小于5%，动态速降应小于10%。5、要求具有快速响应的能力：为保证轮廓切削开关的高精度和低的表面粗糙度，对位置伺服系统除了要求国交高的定位精度外，还要求有良好的快速响应特性，即要求跟踪指令信号的响应快速。这主要有两方面的要求；一是伺服系统处于频繁的启动、制动、加速、减速等动态过程时，为了提高生产效率和保证加工质量，要求加、减速度足够大，以缩短过渡过程时间，一般电动机速度由零到最大，或从最大减少到零，时间应控制在200MS以下，甚至少于几十毫秒，且速度变化时不应有超调；二是当负载突变时过渡过程恢复时间要短且无振荡，这样才能得到光滑的加工表面。6、要求具有高精度：为了满足数控加工精度的要求，关键是保证数控机床的定位精度和进给精度。这是伺服系统性能的重要指标。位置伺服系统的定位精度一般要求能达到1pm甚至0.1pm，相应地，对伺服系统的分辨力也提出了要求。分辨力是指当伺服系统接受CNC送来的一个脉冲时工作台相应移动的距离，也称脉冲当量。系统力取决于系统稳定工作性能和所使用的位置检测元件。目前的闭环伺服系统都能达到1pm的分辨力（脉冲当量）。高精度数控机床可达到0.1pm的分辨力甚至更小。7、要求低速时仍有较大的输入转矩。8、低速时进给鸡翅要有大的转矩输出，以满足低速进给切削的要求。
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数控机床旋转进给系统的状态空间模型及性能分析摘要：高性能多坐标数控机床的摆头、转台等旋转进给系统多采用永磁同步伺服电机进行直接驱动，其控制问题较常规进给系统更为复杂。因此建立更为科学的适用于直接驱动的永磁同步电机的数学模型对提高旋转进给系统的控制水平具有重要意义。本文提出在矢量控制的基础上建立直接驱动用永磁同步电机的状态空间模型的方法，并运用现代控制理论对系统的能控性、可观测性及稳定性等进行分析和计算以及对系统进行极点配置，并用Simulink进行了系统仿真，为数控机床旋转进给伺服系统的设计和分析提供了理论基础和分析方法。关键词：旋转进给；直接驱动；永磁同步电机；中图分类号：TP391 文献标识码：A 文章编号：1009-0134(2007)08-0040-05State space model and performance analysis of numerical controlmachine rotary feed systemZHANG Ao, ZHOU Kai(Department of Precision Instrument and Mechanics,Tsinghua University,Beijing 100084,China)Abstract: Rotary feed system such as pendulum head and revolving table of high-powered multicoordinatesnumerical control machine adopts PMSM to drive directly. It's more complex tocontrol than the conventional feed system. So it's significative to set up mathematic modelof PMSM which is applicable for the direct drive more scientifically in order to improve thecontrol level of rotary feed system. Thus a modeling of PMSM method for state spaceequation modeling of PMSM based on vector control is proposed. The controllability,observability, stability and Pole assignment are analysed by modern control theory. And thesystem emulation is finished by Simulink. This method offers theoretical basic and analyticalmethod for rotary feed servo system designing of numerical control machine.Key words: rotary feed; direct drive; PMSM; state space equation0 前言高性能数控机床的旋转进给伺服系统，特别是直接驱动伺服系统（即取消了从电动机到执行机构或负载之间的一切机械中间传动环节，把传动链的长度缩短为零。）广泛使用永磁同步电机(permanentmagnet synchronous motor, PMSM)作为控制对象。其优点是结构简单，运行可靠，通过在结构上采取措施，如采用高剩磁感应、高矫顽力和稀土类磁铁等，可比直流电动机的外形尺寸约减少1/2，重量轻60%，转子惯量可减小到直流电动机的1/5 。[2]还应该看到，传统驱动系统由于传动环节的存在，控制环节的受力较小，系统对扰动的敏感度相对较低，而直接驱动伺服系统，负载与控制环节之间几乎是直接相联，没有传动链的缓冲，因此控制环节受力较大，对扰动比较敏感，这可能会对系统的动态性能造成影响；同时，摆头与转台的特点是要承受低速大负载，因此其大负载条件下的低速平稳性也是系统设计中的一个重要问题。因此，对于此类数控机床转台、摆头等旋转进给直接驱动系统而言，其控制问题较常规进给系统更为复杂。在工程实际中多采用基于矢量变换控制的经典3 环控制方法进行系统控制，其建立控制模型的基础是经典控制理论，即对系统使用传递函数加以描述，将某个单变量（如转速等）作为输出，直接和输入（如电压等）联系起来。但实际上系统除了输出量外还包含其它相互独立的变量，而微分方程或传递函数对这些内部的中间变量是不便描述的，因而不能包含系统的所有信息，不能完全揭示系统的全部运动状态。而若应用现代控制理论的状态空间法分析系统，其动态特性是由状态变量构成的一阶微分方程组来描述的，它能反映系统全部独立变量的变化，确定系统全部内部运动状态，方便地处理初始条件。因此可以更为全面的表征系统以及系统内部变量的关系，尤其适合应用于非线性、多输入－多输出系统。[5]综上所述，旋转进给直接驱动伺服系统是一个强耦合、非线性的复杂系统，因此用状态空间法来进行建模是更为科学和有效的。本文在矢量控制的基础上通过状态空间法建立永磁同步电机状态空间模型，并应用现代控制理论的各种方法对模型进行全面的分析，为进一步应用先进的控制方法对系统进行控制打下坚实的基础。1 PMSM 的数学模型我们考虑的是正弦型永磁同步电动机系统。该电动机具有正弦形的反电动势波形，其定子电压、电流也为正弦波形。假设电动机是线性的，参数不随温度等变化，忽略磁滞、涡流损耗，转子无阻尼绕组。基于电动机统一理论的结论可以得到，转子坐标系（d－q轴系）中永磁同步电动机定子磁链方程为：（1）其中：——转子磁钢在定子上的耦合磁链；Ld、Lq——永磁同步电动机的直、交轴主电感；、 ——定子电流矢量的直、交轴分量。PMSM 定子电压方程为： （2）其中， 、——定子电压矢量us的d、q轴分量；w——转子电角频率。PMSM 的转矩方程为： （3）电动机转矩系数Kt 为：Kt ＝ pmyr此外，电动机系统还要满足基本运动方程：（ 4）其中，n ——电动机转速；wr ——转子机械角速度，w=pmwr ；Td、TL ——电动机的电磁转矩和负载转矩。采用现代控制理论的状态方程对永磁同步电机进行数学建模。若采取矢量控制，一般要求id=0，但是状态方程中不出现md和id是不合理的。因为在id=0的控制模式中，只是要求id的取值等于0，但id的实际值并不一定总是等于0（特别是在动态过程中）。同时，ud的实际数值也不会等于0。因此，必须将ia也作为状态变量，将md 也作为控制变量，由控制器根据所有状态变量（包括id）的取值进行控制。因此取状态变量 ，q 为转子位置角。将（1）式带入（2）式的第2 式，由（3）式和（4）式可得，则永磁同步电机的状态方程为( ) ：(5)由此可见，该系统是一个非线性时变系统，且在系数矩阵中含有wr，id，iq状态变量的交叉相乘项，因此需要进行系统解耦，令因此采取id=0的矢量控制方法，uq'=uq，TL'=TL，系统可化为线性系统。取ud，uq 为控制量，负载转矩TL 作为扰动处理，因此单独提出，则系统化为=AX+BU+B0TL 的形式，则原系统化为：(6)2 PMSM 系统的分析PMSM 的参数如下：则系统状态空间方程为：2.1 多项式模型将状态空间模型转换为多项式模型，系统的传递矩阵为：2.2 能控性与可观测性分析状态完全能控的充分必要条件是系统的能控矩阵的秩为n。状态完全能观测的充分必要条件是能观测矩阵的秩为n。计算可得，系统的能控矩阵秩为4，满秩，则系统状态是完全能控的。系统的能观测矩阵的秩为4，满秩，则系统状态是完全可观测的。2.3 控制系统的稳定性分析对于由状态空间模型表示的系统，其系统稳定的充分必要条件是：系统矩阵A 的特征值全部具有负实部。eig(a)'=1.0e+002 *[0 -1.2069 - 0.8066i -1.2069 +0.8066i -2.1212]由于系统矩阵a 的特征值中有一个是零，因此该系统是临界稳定的。由于能控矩阵的秩为4，满秩，因此可以通过状态反馈配置极点使得系统稳定。2.4 多输入控制系统的极点配置对于多输入系统的极点配置的基本思路是：首先求一状态反馈，使得其闭环系统对某一输入（例如第一个输入）是能控的，再按单输入系统配置极点的方法进行极点配置[5]。图1 极点配置的闭环系统框图期望极点为：1.0e+002 *[-0.1 -1.2069 -0.8066i -1.2069 + 0.8066i -2.1212]（1）构造Q、S 矩阵。，由系统可得，n=4,m=2，u1+u2=4，a 为Q-1 的最后一行向量。（2）先按能控标准型进行极点配置。对 单输入系统进行极点配置。的特征多项式为，所期望的特征多项式为，则增益阵为:（3）求化为能控标准型的变换矩阵T，即则增益阵返回原坐标系为（4）使原系统（A，B）实现极点配置的状态反馈为:2.5 系统仿真系统位置状态向量对阶跃信号的响应：图2 极点配置前位置状态向量的阶跃响应图3 极点配置后位置状态向量的阶跃响应系统位置状态向量对速度信号的响应（虚线为输入位置信号，实线为输出位置信号）：图4 极点配置前的速度信号跟踪曲线系统位置状态向量对正弦信号的响应（虚线为输入位置信号，实线为输出位置信号）图5 极点配置后的速度信号跟踪曲线图6 极点配置前的正弦信号跟踪曲线图7 极点配置后的正弦信号跟踪曲线由此可见，通过极点配置使系统稳定，且对各种输入信号的响应有很大改善，具有很好的跟踪性能，这对于随动系统来说是十分重要的。3 总结使用状态空间方程表征系统，可以把系统的状态与系统的输入和输出联系起来，并在系统的内部变量与外部输入和测量输出之间建立联系，保存系统内部特性的信息，因此模型更为精确和科学。本文即在矢量控制的基础上提出了一种建立完整的永磁同步电机状态空间模型的方法。根据此模型，运用现代控制理论的各种方法对系统性能进行了分析和计算，分析表明该系统具有完全能控性、完全可观测性以及临界稳定性，通过状态反馈配置极点的方法使得系统稳定，使状态变量对输入信号有很好的跟踪性能。为进一步分析和设计控制系统提供了有效的方法和思路。参考文献：[1] 欧阳黎明.MATLAB控制系统设计[M].北京:国防工业出版社,2001.[2] 张崇巍,李汉强.运动控制系统[M].武汉:武汉理工大学出版社,2002.[3] 李三东,薛花.基于Matlab永磁同步电机控制系统的仿真建模[J].江南大学学报,2004,(2):115-120.[4] 杨平,马瑞卿,张云安.基于Matlab永磁同步电机控制系统的建模仿真方法 [J].沈阳工业大学学报,2005,(4):195-199.[5] 侯媛彬,嵇启春,张建军,杜京义.现代控制理论基础[M].北京大学出版社,2006.[6] 孙亮. MATLAB语言与控制系统仿真[M].北京:北京工业大学出版社,2006国物流管理逐渐走向社会化和供应链化的形势下，必须接合具体企业的物流运作管理实际，根据精益物流的基本原则和企业信息化状况，通过理论与应用的研究，在精益供应链物流管理原型系统的基础上不断修改和完善，不断地进行研究和实践，以此来推动我国制造企业精益供应链物流管理信息系统的发展。参考文献：[1] 乌跃.论精益物流系统[J].中国流通经济,2001(5):11-13.[2] (美)詹姆斯·P. 沃麦克, (英)丹尼尔·T. 琼斯, 沈希瑾,张文杰,李京生.精益思想:消灭浪费,创造财富[M].北京:商务印书馆,1999．[3] RICHARD Wilding. Lean, Leaner, Leanest[J]. InternationalJournal of Physical Distribution & Logistics Management1996,25(3/4)20.[4] 王之泰. 物流工程研究[M].北京:首都经济贸易大学出版社,2004．[5] 田宇,朱道立.精益物流[J].物流技术,1999(6):19-21.[6] LIU X Q, MA S H. Supply chain logistics circulation quantityand response time calculation model[J].WSEAS Transactionson Systems, 2006,5(4):643-650.__PLC 在机床数控改造中的典型应用邵晓嵬, 任有志, 王燕丽(河北科技大学机械电子工程学院, 石家庄050054)摘要: 讨论了利用可编程控制器对机床进行数控改造的具体方案和一般步骤,并以锯片切割机的改造为例介绍了利用西门子公司S7 - 200 系列可编程控制器进行改造的具体过程,阐述了机床数控改造后的应用效果及其未来的社会和经济效益。关键词: 可编程控制器; 机床; 数控改造中图分类号: TG51 文献标志码: A 文章编号:100320794 (2007) 1120147202Typical Application of PLC in NC Transformation for Machine ToolSHAO Xiao - wei , REN You - zhi , WANGYan - li(College of Mechanical and Electronic Engineering ,Hebei University of Science & Technology , Shijiazhuang 050054 ,China)Abstract :Discussed how to use the programmable logical controller (PLC) to deal with the transformation inmachine tool , particularly introduced the whole process of transformation on incise machine based on SIEMENSS7 - 200 PLC. Finally expatiate the effect of NC transformation and its coming benefit .Key words :programmable logical controller (PLC) ; machine tool ; NC transformation0 前言在我国现有的机床中有一部分仍采用传统的继电器- 接触器控制方式,这些机床触点多、线路复杂,使用多年后,故障多、维修量大、维护不便、可靠性差,严重影响了正常的生产。还有一些旧机床虽然还能正常工作,但其精度、效率、自动化程度已不能满足当前生产工艺要求。对这些机床进行改造势在必行,改造既是企业资源的再利用,走持续化发展的需要,也是满足企业新生产工艺,提高经济效益的需要。1 解决方案利用PLC 对旧机床控制系统进行改造是一种行之有效的手段。采用PLC 进行控制后,机床控制电路的接线量大大减少,故障率大大降低,提高了设备运行的稳定性和使用率,增强了可靠性,减小了维修,维护工作强度。当机床加工程序发生变化时,只需要修改PLC的程序就可以进行新的加工,更改较方便,有助于提升机床的应用。由于具有通信功能,采用可编程控制器进行机床改造后,可以与其他智能设备联网通信,在今后的进一步技术改造升级中,可根据需要联入工厂自动化网络中。2 改造过程、步骤及应用实例(1) 深入了解原有机床的工作过程,分析整理其控制的基本方式、完成的动作时序和条件关系,以及相关的保护和联锁控制,尽可能地与实际操作人员充分交流,了解是否需要对现有机床的控制操作加以改进,提高精度、可操作性和安全性等;如有需要,在后续的设计中予以实现。(2) 根据分析整理的结果,确定所需要的用户输入P输出设备。由于是对旧机床的改造,在保证完成工艺要求的前提下,最大限度地使用原有机床的输入P输出设备,如: 按钮、行程开关、接触器、电磁阀等,以降低改造成本。(3) PLC 机型选择。根据输入P输出设备的数量与类型,确定所需的IPO 点数。确定IPO 点数时,应留有20 %左右的裕量,以适应今后的生产工艺变化,为系统改造留有余地。由IPO 点数,利用一条经验公式:总内存字数= (开关量输入点数+ 开关量输出点数) ×10 + 模拟量点数×150来估算内存容量。在估算出内存字数后,再留25 %的裕量。据此,选择合适的机型。(4) 设计并编制IPO 分配表,绘制IPO 接线图。应注意到:同类型的输入点或输出点应尽量集中在一起,连续分配。(5) 进行程序设计。可借鉴机床原有继电器控制电路图,加以修改和完善。完成程序设计后,应进行模拟调试。(6) 模拟调试后,进行现场系统调试。调试中出现的问题逐一排除,直至调试成功。最后还应进行技术资料整理、归档。图1 IPO 接线图下面是对某锯片切割机的数控改造过程,机床的各控制过程如下:(1) 主轴电机的控制。起动,停止;(2) 进给电机控制。工作台纵向进给到与锯片相切的位置,之后工作台横向快速进给锯片,完成后工作台慢速移动后退,其间锯片主工作台变速旋转一个锯齿的角度,两运动同时进行插补出一个锯齿圆弧;(3) 冷却泵电机的起动控制以及相关的保护、联锁控制,工作台的各运动方向的超程保护,各运动方向的联锁控制等。确定所需的用户输入P输出设备。根据设备的硬件条件分析出,面板上有6 个按钮需占6 个数字输入口,一个BCD 拨码开关占用4 个输入口,一条直线光栅尺占用3 个输入口,一个三位状态旋钮占2 个输入口,执行元件为3 个步进电机和2 个异步电机,其中3 个步进电机共需8 个数字输出口,砂轮主电机和冷却泵各需1 个输出口,报警指示灯和上电指示灯各需1 个输出口。为保证安全起见,热继电器不接入输入端,而直接接在PLC 的输出端;合计输入点数15 点,输出点数12 点。考虑到要留有20 %左右的裕量,所以IPO 点数要在30 个点以上。因此,选用西门子公司S7 - 200 系列226 型号的PLC ,其输入点数24 点,输出点数16 点, IPO 总点数40 点;编制IPO 分配表(见表1) ,绘制IPO 接线图(见图1) ;借助机床原有的继电器控制电路图,进行程序设计,编写STL 结构化程序语言;模拟调试及现场系统调试,完成技术资料的归档。表1 IPO 分配表输入输出I0. 0 BCD 拨码开关1 位Q0. 0 W轴CP 端I0. 1 BCD 拨码开关2 位Q0. 1 X轴PY轴CP 端I0. 2 BCD 拨码开关3 位Q0. 2 W轴DIR 端I0. 3 BCD 拨码开关4 位Q0. 3 W轴FREE 端I0. 4 启动Q0. 4 X轴DIR 端I0. 5 暂停Q0. 5 X轴FREE 端I0. 6 光栅尺A 相输入Q0. 6 Y轴DIR 端I0. 7 光栅尺B 相输入Q0. 7 Y轴FREE 端I1. 0 光栅尺Z相复位Q1. 0 主电机继电器I1. 1 锯片直径输入确定Q1. 1 冷却泵继电器I1. 2 砂轮直径输入确定Q1. 2 报警指示灯I1. 3 三位状态旋钮输入1 Q1. 3 上电指示灯I1. 4 三位状态旋钮输入2I1. 5 冷却泵启动I1. 6 急停3 改造后效果可实现加工的柔性自动化,效率比传统锯片机提高5～6 倍。加工的锯齿精度高,尺寸分散度小,提高了锯齿的强度。拥有自动报警、自动监控、补偿等多种自我调节功能,可实现长时间无人看管加工。由于锯片采用的是某新型合金钢,齿磨损后修补的成本很高,采用该锯片机以后,为工厂节省了可观的维修成本,真正提高了工厂的效益。4 结语利用PLC 对传统机床进行数控化改造,能够有效地解决复杂、精密和小批多变的零件加工问题,满足高质量、高效益和多品种、小批量的柔性生产方式的要求,适应各种机械产品迅速更新换代的需要,同时为企业节省了大量的设备改造成本,提高了企业的经济效益和社会效益,提升了企业的产品竞争力,使企业更容易在竞争激烈的市场环境里生存与发展。参考文献:[1 ]陈立定. 电气控制与可编程控制器[M]
转向架的主要作用
转向架的主要作用，车辆机械检修课程作为铁道车辆专业的专业必修课之一，转向架是一个铁路车辆专用名词，转向架也是指能相对车体回转的一种走行装置，以下分析转向架的主要作用
转向架是轨道车辆结构中最为重要的部件之一，其主要作用如下：
1、车辆上采用转向架是为增加车辆的载重、长度与容积、提高列车运行速度，以满足铁路运输发展的需要；
2、保证在正常运行条件下，车体都能可靠地坐落在转向架上，通过轴承装置使车轮沿钢轨的滚动转化为车体沿线路运行的平动；
3、支撑车体，承受并传递从车体至车轮之间或从轮轨至车体之间的各种载荷及作用力，并使轴重均匀分配。
4、保证车辆安全运行，能灵活地沿直线线路运行及顺利地通过曲线。
5、转向架的结构要便于弹簧减振装置的安装，使之具有良好的减振特性，以缓和车辆和线路之间的相互作用，减小振动和冲击，减小动应力，提高车辆运行平稳性和安全性。
6、充分利用轮轨之间的粘着，传递牵引力和制动力，放大制动缸所产生的制动力，使车辆具有良好的制动效果，以保证在规定的距离之内停车。
7、转向架是车辆的一个独立部件，在转向架于车体之间尽可能减少联接件。
常见转向架类型介绍
1、结构性能
1、何谓转向架？
答：转向架是指能相对车体回转的一种走行装置。通常包括摇枕、侧架或构架、轮对轴箱装置、弹簧减振装置、转向架基础制动装置等。
GB/T4549、2
2、 目前我国铁路货车转向架主要有哪些型号？
答：目前我国铁路货车（大型车、机保车除外）转向架型号主要有12种：转9、转8A、转8AG、转8G、转K1、转K2、转K3、转K4、转K5、转K6、2TN、控制型等。
近年生产的新型转向架型号主要有7种：转8G、转K1、转K2、转K3、转K4型、转K5、转
K6等。
自编。
3、 简述转向架的功能和作用。
答：转向架主要有以下5种功能和作用：
（1）承担车辆的自重和载重，并将载荷传递到钢轨上。
（2）通过安装圆形或球形心盘，车体与转向架可相对自由转动，使车辆顺利通过曲线，降低运行阻力。
（3）通过安装弹簧及减振装置以缓和车辆承受的冲击和振动。
（4）通过增加轴数以提高车辆的载重。
（5）转向架是一个独立的结构，易从车下推出，便于检修。
4、 简述转向架主要承受载荷。
答：转向架主要承受下列5种载荷：
（1）垂直静载荷。
（2）垂直动载荷。
（3）车体侧向力引起的附加垂直载荷。
（4）侧向力所引起的水平载荷。
（5）制动时引起的载荷。
1、承载
当我们乘坐高铁时，在高速飞奔的动车组上，转向架是与轨道直接接触的部位，在轨道和车体之间。 车体坐落在转向架上，转向架支撑车体。 转向架承载了车体的全部重量，并传递从车体至轮轨之间，或从轮轨至车体之间的各种载荷及作用力。
2、导向
为什么要用转向架呢？转向架的重要功能之一是用于车辆转向，也就是拐弯。
我们知道铁路列车没有方向盘，那么它是怎样通过曲线的呢?
当车辆以一定速度开始进入曲线时，前轮对的外轮轮缘与外轨的内侧面接触，互相挤压产生导向力，并由导向力引起导向力矩，使转向架相对线路产生转动。
另外，铁路轨距是固定的（标准轨距为1435毫米），在曲线上外轨长、内轨短。车轮与钢轨接触的部分称为踏面，踏面被设计成锥形，目的是解决轮对通过曲线的问题。当轮对通过曲线时，由于踏面有锥度，轮对向外移动后，外轨与车轮接触点的直径大，走行距离长，内轨与车轮接触点的直径小，走行距离短，这样便可以顺利通过曲线。
转向架通过曲线原理示意图
车轮采用有锥度的踏面还有一个好处，就是在直线运行时自动对中。
车辆运行轨迹实际上是“蛇行运动”，由于车轮左右摆动，接触直径不断变化，采用有锥度踏面起到了自动对中的作用。
转向架如何适应高速运行？随着速度的提高问题来了，车辆的蛇行运动会出现失稳现象，一旦失稳，车轮将猛烈冲击钢轨，甚至造成脱轨翻车，这是铁路安全绝对不能允许的。必须避免出现蛇行运动的失稳现象。
要让动车组高速运行时不出现蛇行运动失稳有办法吗?
答案是有的。高速转向架通过采用轴箱弹性定位、空气弹簧、轴箱弹簧、各类减振器、弧形车轮踏面等措施，来保证在车辆运行速度范围内不出现蛇行运动失稳情况。
通过优化设计，高速动车组转向架的失稳临界速度可以达到500公里/小时以上。
3、减震
车辆运行时，由于线路不平顺等原因，必然会引起各种周期性或非周期性的振动或冲击。
这时，转向架上的弹簧减振悬挂装置起到了重要作用，它们用来缓和与消减这些振动和冲击，提高车辆运行的平稳性，保证旅客的舒适性。
这些悬挂装置，主要有空气弹簧、抗蛇行减震器、横向减震器、垂向减震器、抗侧滚扭杆等等。
高速动车组对转向架的平稳性能有着极致的要求。一流的.高速转向架，搭配一流的高铁线路，就有了我们在飞奔的高速列车上看到的“杯水不晃”、“立币不倒”的场景。
4、牵引制动
转向架起到对整个车辆的承载、导向和减振作用，同时还是牵引与制动的最终执行机构，负责将列车牵引和制动力传递到车轮上。发动机对于汽车十足重要，到了高铁这里，动力之源为电机，简单明了，因为这一位以电为动力。
汽车的发动机多数在前盖下面，高速动车组的电机安装在转向架上。从前的火车动力在车头上；现在，坐在高铁上，那个带来高速的动力就在你的脚下。
动车组列车编组中，有动车和拖车之分。有动力的就是动车，没有动力的就是拖车。再进一步讲，转向架有电机的就是动车，没有电机的就是拖车。动车转向架上装有牵引电机、齿轮箱等牵引驱动装置，拖车转向架则没有。
一个动车有两个转向架，一个转向架上常常安装有一台或两台电机。目前，中国高速动车组为动力分散型，列车上不是一台电机，而是许多台电机。
以CRH380AL高速动车组为例。全列16节长编组，14动2拖，一个动车有2个动车转向架，每个动车转向架装有2台电机，整车装有56台牵引电机，牵引功率达到2万千瓦以上。
在如此强的动力之下，列车加速到300公里/小时只需4分钟，加速距离为12公里。加速到350公里/每小时只需要6分钟，加速距离为22公里。
高铁能否跑出高速，基本由转向架决定，同样让列车最终在高速下能停下来的基础制动装置也在这里。
动和静全生于此，转向架的重要性自然显现。
归纳起来，转向架主要具有 承载、导向、减振、牵引、制动 等功能，高速动车组要跑得快离不开转向架这个“飞毛腿”，它还直接决定了车辆的运行稳定性和乘坐舒适性。因此，转向架是高铁最核心的部件之一。
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64、铁道结算中心的资金风险控制策略研究
65、高密度电法和地质雷达在岩溶地区铁道路基探测中的应用
66、铁道车辆转向架重型转盘设计
67、基于ADAMS的铁道车辆脱轨后动态行为研究
68、铁道车辆轮轨滚动接触疲劳裂纹研究综述
69、铁道客车乘客模型仿真与舒适度分析
70、地下铁道外部电源供电方式的分析比较
71、铁道机车车辆人才需求分析
72、铁道信号仿真模拟演练培训系统
73、铁道工程施工建设中存在的问题及对策分析
74、计算机网站技术在铁道网络的应用探讨
75、高速铁道车辆用齿轮装置的'技术动向
76、探讨地下铁道工程防水技术
77、论铁道工程建设的风险与安全管理
78、试析铁道交通改扩建工程档案管理
79、铁道空调客车电气安全的防范对策
80、铁道信号联锁设备的故障诊断研究
81、受横风作用的铁道车辆动态性能分析模型及其验证
82、铁道车辆低速通过曲线时的钢轨打磨与爬轨关系的研究
83、高速铁道车辆用牵引电动机的最新技术动向
84、高职铁道通信专业人才培养流程图设计
85、铁道车辆转向架构架可拓变型设计方法研究
86、铁道动车运行平稳性分析
87、信息化教学在铁道机车车辆专业中的应用
88、浅谈铁道工务线路的维修与养护
89、浅谈铁道信号系统安全发展
90、材料对铁道车辆车轮踏面接触疲劳的影响
91、铁道车辆侧墙板块的焊接技术
92、交流电气化铁道的负序电流对电力系统的影响及整改措施
93、铁道车辆布线检测技术研究
94、铁道车辆制动机自然制动故障及解决思路研究
95、一种铁道接触网故障行波提取及定位方法
96、一种新型电气化铁道电能质量综合补偿
97、校企合作构建铁道工程技术专业高技能人才培养模式
98、探究电气化铁道供电系统新技术的发展
99、电气化铁道供电牵引网故障测距综述
100、中职铁道信号专业学生评价体系建设浅探
101、电气化铁道线路改道中的接触网施工
102、铁道电气化接触网硬点产生的原因及改进措施
103、铁道线路大中修质量成本管理
104、改进基层铁道信号计量工作探讨
转向架的结构组成及其作用
转向架的结构组成及其作用，很多了解机车或者喜欢机车的人都了解，转向架是机车必不可少的组成部分，向架具有功率大、体积小、维护方便等诸多优点，成为目前主流机车首选，以下分享转向架的结构组成及其作用。
1、承载车体重量
转向架作为一个独立的走行装置，它直接支撑车体，承受和传递车架以上各部分（车体，车架，动力传递装置及作业装置等、的重量；
2、传递走行动力
把轮轨接触处产生的轮轴牵引力，以及通过曲线时轮轨之间的横向作用力传至转向架构架，经过减震环节再传向车体，同时，转向架引导车辆在线路上运行；
3、曲线通过
转向架可相对车体回转，其固定轴距也较小，故能使车辆顺利通过半径较小的曲线，并大大减少车辆的运行阻力。
4、提高车辆的运行平稳性
转向架的结构要便于弹簧减振装置的安装，使之具有良好的减振特性，以缓和车辆和线路之间的相互作用，减小振动和冲击，使车体在各振动方向上的位移量减小，提高车辆运行平稳性和安全性。
5、保证必要的粘着力和制动力
充分利用轮轨之间的粘着，传递牵引力和制动力，放大制动缸所产生的制动力，使车辆具有良好的制动效果，以保证在规定的距离之内停车。
6、便于检修
转向架是车辆的一个独立部件，在转向架于车体之间尽可能减少联接件。易于从车辆底架下推进，推出，便于检修，有利于劳动条件的改善和检修质量的提高。
动车组列车之所以能够高速运行，这与动车组的转向架有很大的关系。先说说什么是转向架，通常情况下，把两个或者多个轮组用专门的构架组装在一起，组成一个可以直接支撑车体的小车，把这个小车被称为转向架。
那么动车组的转向架有什么作用呢？
对于动车组或者普通的火车来说，转向架是列车最重要的部分。转向架的结构是否合理，直接会影响到动车组列车的平稳性、稳定性和安全性
对于所有的高速列车而言，高速、稳定、安全的运行都离不开转向架技术。而且我们常见的地铁，城轨都离不开转向架，可见转向架对于轮轨列车有多重要。
转向架的作用
关于转向架的作用有很多，我在此只做简单讨论。其中第一个作用就是传力，也可以叫做承载，起到承受列车重量的作用；
第二个作用就是缓冲，也称之为减震，主要是保证列车有良好的平稳性和稳定性。第三个作用是转向，也可以称为导向，起到引导列车在钢轨上运行的作用；
第三个作用是制动，相信大家都理解这个作用，与之相反的第五个作用就是驱动。
关于转向架的驱动作用，我还要再强调一点。并不是所有的转向架都有驱动作用，只有动力转向架才有驱动作用，非动力转向架并无驱动作用。
转向架的基本组成
为了实现以上的五个作用，转向架必须要有如下的`基本组成。和我之前讲述的一样，所谓基本组成，都是必须要有的，可有可无的不能算基本组成。我这里把转向架的基本组成总结为五个部分，用CRH380A型的动车组转向架为例，如下图所示。
转向架组成
从转向架的最下面往上来看，第一个叫做轮对，第二个叫做轴箱，轮对是装在轴箱里面的。第三个是把轴箱和上面的构架连接起来的
也叫一系悬挂，主要包括轴箱弹簧、轴箱转臂等。第四个部分是构架；第五个是二系弹簧，包括空气弹簧和各种减震装置，主要作用是把车体和下面的转向架连接起来。
转向架中心距指的是什么
转向架中心间距可称为车辆定距，指的是车体支承在前后两走行部之间的距离，若为带转向架的车辆，，除大车外，多为18000之内。
转向架的作用：
1、牵引功能。在给定的粘着重量下，机车转向架应能良好地把轮轨接触处产生的轮周牵引力传递给车架、车钩，牵引其后面的车列前进。
2、支承和传递功能。转向架不单在垂直方向承受机车车架及以上部分的重量
3、直线和曲线导向功能。在轨道上行驶的机车，司机不能控制其运行方向上的变化，而是靠机车走行部本身所具有的自动导向的功能来适
转向柱位置：
1、转向柱是位于汽车方向盘上，是用来供驾驶员掌控方向的一个装置。转向系统连接方向盘和转向器的元件。转向系统连接方向盘和转向器的元件；
2、通过转向柱，驾驶员把扭矩传递给转向器，带动转向器实现转向。就是连着方向盘下面的那根杆及附件，当转动方向盘时，这杆就带动下面的方向机工作；
3、常见的转向柱有液压助力转向柱，电控液压助力转向柱和电动助力转向柱，不同转向柱的系统不同。
转向架的构造：构架式焊接转向架，三大件式转向架，准构架式转向架。
转向架是轨道车辆结构中最为重要的部件之一，其主要作用如下：
1）车辆上采用转向架是为增加车辆的载重、长度与容积、提高列车运行速度，以满足铁路运输发展的需要；
2）保证在正常运行条件下，车体都能可靠地坐落在转向架上，通过轴承装置使车轮沿钢轨的滚动转化为车体沿线路运行的平动；
3）支撑车体，承受并传递从车体至车轮之间或从轮轨至车体之间的各种载荷及作用力，并使轴重均匀分配。
4）保证车辆安全运行，能灵活地沿直线线路运行及顺利地通过曲线。
5）转向架的结构要便于弹簧减振装置的安装，使之具有良好的减振特性，以缓和车辆和线路之间的相互作用，减小振动和冲击，减小动应力，提高车辆运行平稳性和安全性。
动车组转向架及部件的图纸 说明书整套的都有