前后支承均为推力球轴承和无内环滚针轴承的主轴。主轴型式的确定本设计中根据加工工艺要求，采用了第二种前支承为推力球轴承和向心球轴承后支承为向心球轴承的主轴。其装配结构配套零件及联系尺寸详见组合机床设计简明手册中第七章第二节。主轴材料采用了钢，热处理。数量根。目录主轴位置的确定由于是根主轴同时对个的大头孔进行加工，所以根主轴的相对位置应与个大头孔的相对位置保持致。齿轮模数齿轮模数般用类比法确定。多轴箱中的齿数模数常用几种。为便于生产，同多轴箱中的模数规格最好不要大于两种。本设计齿轮模数选。多轴箱所需动力的计算多轴箱的动力计算包括多轴箱所需要的功率和进给力两项。传动系统确定之后，多轴箱所需要的功率按下列公式计算空空多箱切削失切削失式中切削切削功率，单位为空空转功率，单位为失与负荷成正比的功率损失，单位为每根主轴的切削功率，由选定的切削用量按公式计算或查图表获得每根主轴的空转功率按组合机床设计简明手册表确定每根主轴上的功率损失，般取所传递功率的。主轴切削功率切削多轴箱所需进给力多箱计算多箱式中各主轴所需的轴向切削力，单位为目录多轴箱传动系统设计多轴箱传动系统设计，是根据动力箱驱动轴位置和转速各主轴位置及其转速要求，设计传动链，把驱动轴与各主轴连接起来，使各主轴获得预定的转速和转向。对多轴箱传动系统的般要求在保证主轴的强度刚度转速和转向的条件下，力求使传动轴和齿轮的规格数量为最少。因此，应尽量用用根中间传动轴带动多根主轴，并将齿轮布置在同排上。当中心距不符合标准时，可采用变位齿轮或略微改动传动比的方法解决。尽量不用主轴带动主轴的方案，以免增加主轴负荷，影响加工质量。遇到主轴分布较密，布置齿轮的空间受到限制或主轴负荷较小加工精度要求不高时，可用根强度较高的主轴带动根主轴的传动方案。为使结构紧凑，主轴箱内齿轮副的传动比般要大于最佳传动比为，后盖内齿轮传动比允许取至尽量避免用升速传动。当驱动轴转速较低时，允许先升速后再降些，使传动链前面的轴齿轮转速较小，结构紧凑，但空转功率损失随之增加，故要求升速传动比小于等于为使主轴上的齿轮不过大，最后级经常采用轮毂宽度的中点上略去轴和轴上的自重略去轴上产生的拉压应力把轴看成铰链支承，支反力作用在轴承上，其作用点的位置可用如下图所示确定。则将双支点轴当作受集中力的简支梁进行计算，然后绘制弯矩图和扭矩图，并进行轴的强度校核。求出输出轴的功率，转速和转矩。前面已经得出求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径而主轴上大齿轮传递的转矩，单位为主轴上大齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径。单位为啮合角。对标准齿轮求轴上的载荷首先根据轴的结构图见主轴箱图作出计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查得值。对于型圆锥滚子轴承，由手册中查得。对于型圆目录锥滚子轴承，由手册中查得。因此，作为简支梁的轴的轴承跨距。计算简图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算截面处的及升速传动。用于粗加工主轴上的齿轮，应尽可能设置在第Ⅰ排，以减少主轴的扭曲变形精加工主轴上的齿轮，应设置在第Ⅲ排，以减少主轴的弯曲变形。多轴箱内具有粗精加工主轴时，最好从动力箱驱动轴齿轮传动开始，就分两条加工路线，以免影响加工路线。驱动轴直接带动的传动轴数不能超过两根，以免给装配带来困难。拟订多轴箱传动系统的基本方法拟订多轴箱传动系统的基本方法是先把全部主轴中心尽可能的分布在几个同心圆上，在各个同心圆的圆心上分贝设置中心传动轴非同心圆分布的些主轴，也宜设置中间传动轴如根传动轴带两根或三根主轴然后根据已选定的各中心传动轴再取同心圆，并用最少目录多轴箱传动系统图主轴分布类型多组同心圆分布。对这类主轴，可在同心圆处分别设置中心传动轴，由其上的个或几个不同排数齿轮来带动各主轴。采用根传动轴带动根主轴的方案。此方案传动轴齿轮数最少，用根传动轴带动多根主轴。主轴齿轮规格相同。传动系统的设计计算各齿轮参数的设计计算齿轮齿数和传动轴转速的计算公式如下从主主从从主主从从主从目录从主主主从从主从从主从主从式中啮合齿轮副传动比啮合齿轮副齿数和主从分别为主动和从动齿轮齿数主从分别为主动和从动齿轮转速，单位为齿轮啮合中心距，单位为齿轮模数，单位为。传动轴的齿轮参数计算设计从数量个，设在第排转速主轴的齿轮参数计算设计取传动轴齿轮的模数，齿数数量个，设在第Ⅱ排。主轴数量个，设在第排转速主目录润滑油泵的安置油泵轴的位置要尽可能靠近油池，离油面高度不大于毫米油泵轴的转速，须根据工作条件而定，主轴数目多，油泵转速应选的高些。当用型叶片泵时，油泵转速可在转分范围内选择。当箱体宽度大于毫米，主轴数多于根时，最好采用两个油泵，以保证充分润滑。本主轴箱内采用了个型叶片泵，为了便于维修，油泵齿轮布置在了第排。油泵的安置要使其回转方向保证进油口到排油口转过。本设计油泵齿轮由驱动轴等速传动，转速为。验算和校核验算主轴转速转速二强度校核传动轴的估算估算轴的最小直径，按扭转强度条件计算，先按照下列初步估算的最小直径，选取轴的材料号钢，调质处理。式中扭转应力，单位轴所受扭矩轴的抗扭截面系数许用扭转切应力计算截面处轴的直径轴的转速由以上公式可得轴的直径取目录取取轴的强度校核以主轴为例对传递动力轴满足强度条件是最基本的要求。通过结构设计初步确定出轴的尺寸后，根据受载情况进行轴的强度校核计算。首先作出轴的计算图。如果轴上零件的位置已知，即已知外载荷及支反力的作用位置。将齿轮带轮等级装配宽度的分布简化为集中力，并视为作用在向主轴逆时针转向。列表标明各主轴的工序内容切削用量及主轴外伸尺寸。标明动力件型号及其性能参数。目录多轴箱设计原始依据图主轴齿轮的确定及动力计算主轴的型式和直径，主要取决于加工工艺方法刀具主轴联接结构刀具的进给抗力和切削转矩。钻削类主轴按支承型式分为两种前后支承均为圆锥滚子轴承主轴。前支承为推力球轴承和向心球轴承后支承为向心球轴承或圆锥滚子轴承的主轴。的值次设计所使用的控制系统为增量式控制，其算法为计算的增量值比力度积分系数积分时间微分系数微分时间本次偏差控制周期上次偏差本次输出值上两次偏差上次输出值∆只是控制器的增量值，并不是实际的控制值，实际的控制值还需进步的计算，其计算公式为行量程后即得到实际的阀位增量值，阀位增量值与前次的阀位值相加即得到本次的阀位值。在本次设计中，的输入范围为，而实际输出阀位值的范围也在之间，所以只需将增量乘上，然后再除以比例度即可。无需再计算上边的繁琐公式，简化计算。的增量式中各个参数均使用三字节浮点数进行计算，而在进行控制的时候要将计算得到的三字节浮点数转换成二进制整数进行控制。控制的具体流程沈阳化工大学学士学位论文题目医用恒温箱温度控制系统监控软件设计如图所示。温度预处理是在系统的第个时间片进行的，任务是将储存在中的温度设定值报警上下限量程上下限比例度积分时间微分时间读出并和采样温度值起转换为三字节浮点数以备第个时间片进行运算所用，在第个时间片中还需要对系统偏差进行处理即给定值测量值。系统在第个时间片根据增量式公式计算出相应的阀位，启动定时器，进行定时，并将阀位赋给定时次数标志位，每次响应定时器时先判断是否为，不为就将自减后重新装定时，继续定时直到为为止。为就判断是否为，为就中断返回，不为就将自减后重新装定时，继续定时直到为为止。为了方便参数的显示，本次设计将计算后得到的阀位值转换位位储存在阀位缓冲区里，显示的时候直接从阀位缓冲区内调取即可。图增量式温度控制算法流程图沈阳化工大学学士学位论文题目医用恒温箱温度控制系统监控软件设计第五章设计总结大学四年就会在这最后的毕业设计总结划上个圆满的句号。时间过的是多么的飞快，四年了，感觉就在眨眼之间结束了我的大学生涯毕业,最重要的个过程，最能把理论知识运用到实践当中的过程就数毕业设计了。这也是我们从个学生走向社会的个转折，另个生命历程的开始。毕业设计的这段时间里我学到了很多，也成熟了很多，我选择的毕业设计题目是医用恒温箱温度控制系统监控软件设计。我是在拿到毕业设计题目后不久，我就开始到康师傅饮品有限公司工作了，我只能带着毕业设计离开学校，边工作，边做毕业设计。时间非常的紧。本论文的目的是通过对本课题的设计，使自己学会对以单片机为控制单元的控制系统的设计，学会调研和查阅文献资料。能确定整体设计方案，并根据系统要求选择温度传感器转换电路报警电路显示和键盘电路，并配备合适的单片机控制电路来实现对温度控制的设计以及设计相应的软件程序，包括主程序运算参数子程序显示和键盘子程序报警子程序等等。达到对所学知识的综合运用，提高分析问题解决问题和独立工作的能力，为将来从事工程技术工作打下良好基础。我认真撰写了开题报告,针对老师提出的要求做了深入的学习。完成了硬件部分电路的设计和软件程序流程图的设计及相应软件程序的编写，并画出了各部分相应的硬件电路图以及整体电路图。硬件部分的设计大部分则是在课程设计的基础上完成的。我觉前后支承均为推力球轴承和无内环滚针轴承的主轴。主轴型式的确定本设计中根据加工工艺要求，采用了第二种前支承为推力球轴承和向心球轴承后支承为向心球轴承的主轴。其装配结构配套零件及联系尺寸详见组合机床设计简明手册中第七章第二节。主轴材料采用了钢，热处理。数量根。目录主轴位置的确定由于是根主轴同时对个的大头孔进行加工，所以根主轴的相对位置应与个大头孔的相对位置保持致。齿轮模数齿轮模数般用类比法确定。多轴箱中的齿数模数常用几种。为便于生产，同多轴箱中的模数规格最好不要大于两种。本设计齿轮模数选。多轴箱所需动力的计算多轴箱的动力计算包括多轴箱所需要的功率和进给力两项。传动系统确定之后，多轴箱所需要的功率按下列公式计算空空多箱切削失切削失式中切削切削功率，单位为空空转功率，单位为失与负荷成正比的功率损失，单位为每根主轴的切削功率，由选定的切削用量按公式计算或查图表获得每根主轴的空转功率按组合机床设计简明手册表确定每根主轴上的功率损失，般取所传递功率的。主轴切削功率切削多轴箱所需进给力多箱计算多箱式中各主轴所需的轴向切削力，单位为目录多轴箱传动系统设计多轴箱传动系统设计，是根据动力箱驱动轴位置和转速各主轴位置及其转速要求，设计传动链，把驱动轴与各主轴连接起来，使各主轴获得预定的转速和转向。对多轴箱传动系统的般要求在保证主轴的强度刚度转速和转向的条件下，力求使传动轴和齿轮的规格数量为最少。因此，应尽量用用根中间传动轴带动多根主轴，并将齿轮布置在同排上。当中心距不符合标准时，可采用变位齿轮或略微改动传动比的方法解决。尽量不用主轴带动主轴的方案，以免增加主轴负荷，影响加工质量。遇到主轴分布较密，布置齿轮的空间受到限制或主轴负荷较小加工精度要求不高时，可用根强度较高的主轴带动根主轴的传动方案。为使结构紧凑，主轴箱内齿轮副的传动比般要大于最佳传动比为，后盖内齿轮传动比允许取至尽量避免用升速传动。当驱动轴转速较低时，允许先升速后再降些，使传动链前面的轴齿轮转速较小，结构紧凑，但空转功率损失随之增加，故要求升速传动比小于等于为使主轴上的齿轮不过大，最后级经常采用轮毂宽度的中点上略去轴和轴上的自重略去轴上产生的拉压应力把轴看成铰链支承，支反力作用在轴承上，其作用点的位置可用如下图所示确定。则将双支点轴当作受集中力的简支梁进行计算，然后绘制弯矩图和扭矩图，并进行轴的强度校核。求出输出轴的功率，转速和转矩。前面已经得出求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径而主轴上大齿轮传递的转矩，单位为主轴上大齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径。单位为啮合角。对标准齿轮求轴上的载荷首先根据轴的结构图见主轴箱图作出计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查得值。对于型圆锥滚子轴承，由手册中查得。对于型圆目录锥滚子轴承，由手册中查得。因此，作为简支梁的轴的轴承跨距。计算简图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算截面处的及