間歇式推料機(jī)設(shè)計(jì)

PAGEPAGE3XX學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書課題：間歇式推料機(jī)的設(shè)計(jì)子課題:同課題學(xué)生姓名:專業(yè)學(xué)生姓名班級(jí)學(xué)號(hào)指導(dǎo)教師完成日期摘要隨著機(jī)械行業(yè)的的發(fā)展，熱處理伴隨其中，熱處理是機(jī)械電子工業(yè)生產(chǎn)中極其重要的工藝，推料機(jī)在熱處理的工藝中起著舉足輕重的地位，從而對(duì)推料機(jī)的設(shè)計(jì)有著較深遠(yuǎn)的意義。本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的課題是間歇式推料機(jī)設(shè)計(jì)。間歇式推料機(jī)是以間歇的方式將工件輸送到加熱爐中。其動(dòng)力源是電動(dòng)機(jī)，電動(dòng)機(jī)通過傳動(dòng)裝置、六桿機(jī)構(gòu)，驅(qū)動(dòng)滑架往復(fù)運(yùn)動(dòng)，工作行程時(shí)滑架上的推爪推動(dòng)工件前移一個(gè)步長，當(dāng)滑架返回時(shí)，推爪從工件下滑過，工件不動(dòng)。當(dāng)滑架再次向前移動(dòng)時(shí)，推爪已復(fù)位，并推動(dòng)新工件前移，前方推爪也推動(dòng)前一工件前移。周而復(fù)始，工件不斷前移。本論文論述的是間歇式推料機(jī)的設(shè)計(jì)過程，主要包括傳動(dòng)系統(tǒng)方案的擬定、電動(dòng)機(jī)的選擇、蝸桿減速器的設(shè)計(jì)、開式齒輪傳動(dòng)及其軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、六桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)等內(nèi)容。關(guān)鍵詞：間歇式推料機(jī)；蝸桿減速器；開式齒輪傳動(dòng)；六桿機(jī)構(gòu)

AbstractWiththedevelopmentofmachineryindustry,withoneheattreatment,heattreatmentistheproductionofmachineryandelectronicsindustryisextremelyimportantprocess,pushfeederprocessintheheattreatmentplaysanimportantposition,therebypushingfeederdesignhasamorefar-reachingsignificance.ThegraduationissueisintermittentFeedingMachine.IntermittentFeedingmachineisintermittentmannertransportedtothefurnaceintheworkpiece.Thepowersourceisamotor,electricmotordrives,sixinstitutions,drivenreciprocatingslidingshelf,slidingshelveswhenworkingstrokeclawpushforwardasteptopromotetheworkpiece,whentheslidingframereturns,pushingclawfellofffromtheworkpiece,theworkpieceisnotmoving.Whentheslideframetomoveforwardagain,thepushclawhasbeenreset,andpushforwardthenewparts,frontpawsalsohelpedpushforwardthepreviouspiece.Cycle,theworkpiececontinuouslyforward.Thispaperdiscussestheintermittentfeederpushingthedesignprocess,includingtransmissionprogramming,theselectionofmotorandwormgearreducerdesign,gearandtheshaftingofopenstructuredesign,sixorganizationsinthedesign,etc.Keywords:intermittentpushermachine;wormreducer;open-geardrive;sixinstitutionsPAGE2目錄前言 11總體設(shè)計(jì) 22電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算 42.1選擇電動(dòng)機(jī)的類型 42.2選擇電動(dòng)機(jī)容量 42.3電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的確定 42.4分配減速器的各級(jí)傳動(dòng)比 52.5轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩、功率的確定 53蝸輪蝸桿減速器的設(shè)計(jì) 73.1蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì) 73.2軸的設(shè)計(jì) 103.2.1蝸輪軸的設(shè)計(jì) 103.2.2蝸桿軸的設(shè)計(jì) 143.3軸承的校核 163.3.1蝸輪軸承的校核 163.3.2蝸桿軸軸承的校核 183.4鍵的校核 193.4.1蝸輪鍵的校核 193.4.2蝸桿軸與聯(lián)軸器連接鍵的校核 193.5蝸桿蝸輪減速器箱體的設(shè)計(jì)計(jì)算 203.6蝸輪蝸桿鍵等相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)的選擇 213.7蝸輪蝸桿減速器結(jié)構(gòu)與潤滑、密封方式的概要說明 223.7.1減速器的結(jié)構(gòu) 223.7.2減速器的潤滑 223.7.3減速器的密封 224開式齒輪傳動(dòng)及其軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 244.1開式齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 244.2軸的設(shè)計(jì) 284.2.1高速軸的設(shè)計(jì) 284.2.2低速軸的設(shè)計(jì) 314.3軸承的校核 344.3.1小齒輪軸承的校核 344.3.2大齒輪軸承的校核 364.4鍵的校核 374.4.1與聯(lián)軸器相配合的鍵 374.4.2與小齒輪相配合的鍵 374.4.3與大齒輪相配合的鍵 384.4.4與曲柄相配合的鍵 38第五章六桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 39總結(jié) 41致謝 43參考文獻(xiàn) 44XX學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）PAGE2前言推料機(jī)是一種間歇的輸送工件的機(jī)械，其電動(dòng)機(jī)通過傳動(dòng)裝置，工件機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)輸送架作往復(fù)移動(dòng)，工件行程時(shí)滑架上的推爪推動(dòng)工件前移一個(gè)步長，當(dāng)滑架返回時(shí)，由于推爪下裝有壓縮彈簧，推爪得以從工件底面滑過，工件保持不動(dòng)。當(dāng)滑架再次向前推進(jìn)時(shí)，推爪已復(fù)位并推動(dòng)新工件前移，與此同時(shí)，該推爪前方的推爪前一工位的工件一起再向前移動(dòng)一個(gè)步長。如此周而復(fù)始，工件不斷前移。世界工業(yè)發(fā)展表明，制造技術(shù)的先進(jìn)性是產(chǎn)品競(jìng)爭(zhēng)能力的保證，而熱處理技術(shù)的先進(jìn)程度，則是保證機(jī)械產(chǎn)品質(zhì)量的關(guān)鍵性因素。推料機(jī)對(duì)熱處理技術(shù)的先進(jìn)程度起著舉足輕重的地位。研究此項(xiàng)任務(wù)，一方面可以對(duì)我這幾年來所學(xué)知識(shí)的一個(gè)檢測(cè)，也是對(duì)我工作能力的提高。在此次畢業(yè)設(shè)計(jì)中運(yùn)用到了機(jī)械設(shè)計(jì)，機(jī)械制圖，互換性，材料，機(jī)械原理及工程力學(xué)等多學(xué)科知識(shí)。本文研究內(nèi)容主要包括：（1）怎樣實(shí)現(xiàn)間歇進(jìn)料的問題；（2）分析系統(tǒng)工作時(shí)各部分之間的協(xié)調(diào)問題；（3）對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算；（4）推料機(jī)各機(jī)械部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。

1總體設(shè)計(jì)1、傳動(dòng)方案的擬定根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)書，該傳動(dòng)方案的設(shè)計(jì)包括原動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置兩部分：（1）原動(dòng)機(jī)的選擇設(shè)計(jì)要求：動(dòng)力源為三相交流電380/220v。故，原動(dòng)機(jī)選用電動(dòng)機(jī)。（2）傳動(dòng)裝置的選擇<1>減速器電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)速較高，并且輸出不穩(wěn)定，同時(shí)在運(yùn)轉(zhuǎn)故障或嚴(yán)重過載時(shí)，可能燒壞電動(dòng)機(jī)，所以要有一個(gè)過載保護(hù)裝置?？蛇x用的有：帶傳動(dòng)，鏈傳動(dòng)，齒輪傳動(dòng)，蝸桿傳動(dòng)。鏈傳動(dòng)與齒輪傳動(dòng)雖然傳動(dòng)效率高，但會(huì)引起一定的振動(dòng)，且緩沖吸振能力差，也沒有過載保護(hù)；帶傳動(dòng)平穩(wěn)性好，噪音小，有緩沖吸震及過載保護(hù)的能力，精度要求不高，制造、安裝、維護(hù)都比較方便，成本也較低，但是傳動(dòng)效率較低，傳動(dòng)比不恒定，壽命短而蝸桿傳動(dòng)雖然效率低，沒有緩沖吸震和過載保護(hù)的能力，制造要求精度高，但還是比較符合本設(shè)計(jì)的要求，所以采用蝸桿傳動(dòng)?？倐鲃?dòng)比為23.81，軸所受到的彎扭矩較大，所以初步?jīng)Q定采用蝸輪蝸桿加開式齒輪傳動(dòng)，以實(shí)現(xiàn)在滿足傳動(dòng)比要求的同時(shí)擁有較高的效率，和比較緊湊的結(jié)構(gòu)。<2>傳動(dòng)機(jī)構(gòu)工作機(jī)應(yīng)該采用往復(fù)移動(dòng)機(jī)構(gòu)?？蛇x擇的有：連桿機(jī)構(gòu)，凸輪機(jī)構(gòu)，齒輪齒條機(jī)構(gòu)，螺旋機(jī)構(gòu)。本設(shè)計(jì)是要將旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為往復(fù)運(yùn)動(dòng)，且無須考慮是否等速，是否有急回特性。所以連桿機(jī)構(gòu)，凸輪機(jī)構(gòu)，齒輪齒條機(jī)構(gòu)均可，凸輪機(jī)構(gòu)雖然能較容易獲得理想的運(yùn)動(dòng)規(guī)律,但要使執(zhí)行滑塊達(dá)到200mm的行程,并保證工作時(shí)處于較小的壓力角范圍,凸輪的徑向尺寸較大,此外凸輪與從動(dòng)件為高副接觸,不宜用于低速重載。且凸輪機(jī)構(gòu)和齒輪齒條機(jī)構(gòu)加工復(fù)雜，成本都較高，所以還是連桿機(jī)構(gòu)更合適一些。在連桿機(jī)構(gòu)中，可以選擇的又有對(duì)心曲柄滑快機(jī)構(gòu)，正切機(jī)構(gòu)和多桿機(jī)構(gòu)。根據(jù)本設(shè)計(jì)的要求，工作機(jī)應(yīng)該帶動(dòng)推料推板，且結(jié)構(gòu)應(yīng)該盡量簡(jiǎn)單，所以選擇六桿機(jī)構(gòu)。傳動(dòng)方案如圖1-1所示。圖1-1間歇式推料機(jī)傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)參數(shù)見表1-1表1-1設(shè)計(jì)參數(shù)滑塊運(yùn)動(dòng)行程H/mm250滑塊運(yùn)動(dòng)頻率n/(次/min)60滑塊工作行程最大壓力角30機(jī)構(gòu)行程速比系數(shù)K1.5構(gòu)件DC長度lDC/mm380構(gòu)件CE長度LCE/mm150滑塊工作行程所受阻力（含摩擦阻力）Fr1/N3000滑塊空回行程所受阻力（含摩擦阻力）Fr2/N900

2電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算2.1選擇電動(dòng)機(jī)的類型按工作要求和條件選取Y系列一般用途全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。2.2選擇電動(dòng)機(jī)容量1）工作機(jī)所需的功率：2）電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算：傳動(dòng)效率：一對(duì)軸承：齒式聯(lián)軸器：蝸輪蝸桿：油潤滑２頭蝸桿一對(duì)圓柱齒輪：８級(jí)精度滑塊摩擦：槽形摩擦輪總傳動(dòng)效率：所以總傳動(dòng)功率為對(duì)照[10]表12-1，電動(dòng)機(jī)的額定功率為3KW2.3電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的確定根據(jù)已知條件計(jì)算出工作機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速為:nw=60r/min查[10]表12-1根據(jù)電動(dòng)機(jī)的功率為3KW，同步轉(zhuǎn)速為1500r/min現(xiàn)將電動(dòng)機(jī)的數(shù)據(jù)和總傳動(dòng)比列于表2-1表2-1電動(dòng)機(jī)的數(shù)據(jù)及總傳動(dòng)比電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動(dòng)比極數(shù)Y100L2-431500r/min1430r/min23.842.4分配減速器的各級(jí)傳動(dòng)比若齒輪的傳動(dòng)比取，則蝸輪蝸桿的傳動(dòng)比為2.5轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩、功率的確定1）計(jì)算各軸輸入轉(zhuǎn)速電機(jī)軸：Ⅰ軸：Ⅱ軸：Ⅲ軸：Ⅳ軸：2）計(jì)算各軸輸入功率電機(jī)軸：1軸：2軸：3軸：4軸：推桿：2）計(jì)算各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩：1軸：2軸：3軸：4軸：將上述計(jì)算結(jié)果列于表2-2，以供查閱。表2-2各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸名功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/N·m轉(zhuǎn)速nr/min傳動(dòng)比i效率輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸320.03143010.9801Ⅰ軸2.9419.83143011.90.8316Ⅱ軸2.44196.24120.1710.9801Ⅲ軸2.41194.28120.1720.9603Ⅳ軸2.31373.1360.083蝸輪蝸桿減速器的設(shè)計(jì)3.1蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)1．選擇蝸輪蝸桿的傳動(dòng)類型根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿ZI。2．選擇材料考慮到蝸桿的傳動(dòng)功率不大，速度只是中等，故選擇45鋼，蝸桿螺旋部分要求淬火，硬度為45~55HRC，蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，為了節(jié)約貴重金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。3．按齒面接觸強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，在校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。由傳動(dòng)中心距公式1)確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩2)確定載荷系數(shù)K因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布系數(shù),KA=1.11,由于轉(zhuǎn)速不高沖擊不太大，可選取動(dòng)荷系數(shù),則K=KA··=1.11×1×1.05=1.173)確定彈性影響系數(shù)因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=1604)確定接觸系數(shù)先假設(shè)蝸桿分度圓d1和傳動(dòng)中心矩a的比值，從[9]圖11-18可查得=3.15)確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)蝸輪材料為ZCuSn10P1，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從[9]表11-7中查得無蝸輪的基本許用應(yīng)力。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60×=60×1××（16）=3.46108根據(jù)有關(guān)規(guī)定：錫青銅的基本接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=107時(shí)之值，當(dāng)N107時(shí)，需將表中數(shù)值乘以壽命系數(shù),當(dāng)N,取N=25故N=。=0.669壽命系數(shù)==0.669268=179.296)計(jì)算中心矩==120.65取中心矩a=180mm因i=11.9取m=6.3mm蝸桿分度圓直徑d1=63mm這時(shí)，=2.9由[9]圖11-18查得，因?yàn)?lt;，因此以上計(jì)算結(jié)果可用。4．蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)和幾何尺寸1)蝸桿：分度圓直徑d1=63mm模數(shù)m=6.3直徑系數(shù)q=10，齒頂圓齒根圓df1=m(q-2.4)=6.3（10-2.4）mm=47.88mm分度圓導(dǎo)程角，蝸桿軸向齒厚Sa==9.92mm2)蝸輪：蝸輪齒數(shù)=48變位系數(shù)為驗(yàn)算傳動(dòng)比i=傳動(dòng)比誤差，是允許的。蝸輪分度圓直徑=mz2=6.348=302.4mm蝸輪喉圓直徑=（302.4+7.2）=309.6mm蝸輪齒根直徑=（302.4-2×10.26）=281.9mm蝸輪咽喉母圓直徑=（180-×302.4）=28.8mm5.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度當(dāng)量齒數(shù)根據(jù)=-0.4286=58.75從[9]圖11-19中可查得齒形系數(shù)=2.56螺旋角系數(shù)=許用彎曲應(yīng)力從[9]表11-8中查得：由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用應(yīng)力=56MPa壽命系數(shù)==56×0.541=30.32MPa===6.5MPa<=30.32MPa所以彎曲強(qiáng)度是滿足要求的。6．驗(yàn)算效率η已知r=≈21.8°=,與相對(duì)滑動(dòng)速度有關(guān)====5.077m/s從表11-18中用插值法查得：=0.022=1.6667代入式中=0.4341=0.39997則=0.86大于原估計(jì)值，因此不用重算。7．精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng)，屬于用機(jī)械減速器。GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇38級(jí)精度，側(cè)隙種類為f,標(biāo)注為8fGB/T10089-1988。蝸桿與軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，與鑄造鐵心采用H7/S6配合，并加臺(tái)肩和螺釘固定（螺釘選用6個(gè)）。3.2軸的設(shè)計(jì)3.2.1蝸輪軸的設(shè)計(jì)1．材料選擇及最小直徑的確定考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動(dòng)裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉(zhuǎn)矩選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)[9]表15-3，取A0=110，于是得：d≥軸的最小直徑為d1，與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)計(jì)算轉(zhuǎn)矩=查表14-1，選取=1.5，則有：=KT=1.5196.24=294.362．選聯(lián)軸器查表GB4323-84選TL7彈性聯(lián)軸器，標(biāo)準(zhǔn)孔徑d=42mm，半聯(lián)軸器長度為L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長為L聯(lián)孔=84mm。所以，最小直徑d1=42mm許用轉(zhuǎn)矩355許用轉(zhuǎn)速3150r/min。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，d1右端需割出一軸肩，定位軸肩高度在（0.07～0.1）d范圍內(nèi)，故d2=d1+2h=42×（1+2×0.07）=47，88，標(biāo)準(zhǔn)直徑d2=48mm。為了保證軸端擋圈在壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，L聯(lián)孔的長度應(yīng)比d1段的長度L1長點(diǎn)：L1=82mm（因?yàn)長聯(lián)孔=84mm）3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)初選滾動(dòng)軸承根據(jù)d2=48mm，d3取50mm。查表GB297-84初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承7310C，其尺寸為：d×D×T=50mm×110mm×29.25mm故選d3=d7=50mm，L7=29，25mm取30mm錐滾子軸承da=60（7310C）即軸肩為h=mm=5mm取d5=55+10=65軸環(huán)寬度b1.4h=7取12mm2）蝸輪的軸段直徑：取蝸輪的直徑為d4=55,與傳動(dòng)零件相配合的軸段，略小于傳動(dòng)零件的輪轂寬。蝸輪輪轂的寬度為：B2=(1.2～1.5)d4=（1.2～1.5）×55=66～82,5，取b=70mm，為了使套筒端面可靠的壓緊渦輪，此軸段要略短于輪轂寬度，取L4=663)軸承端蓋的總寬度為20mm。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端端面的距離為l=30mm。故L2=20+30=50mm4)取蝸輪與箱體內(nèi)壁距離為a=16mm，滾動(dòng)軸承應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s（5～8）。取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承寬度為T=30mm，蝸輪輪轂長為L=70mm，則：L3=30+16+8+4=58取d6=60l=12至此已初步確定了軸端各段直徑和長度，見圖3-1所示.圖3-1蝸輪軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖軸的總長為：L總=82+50+58+66+12+12+30=310mm4．軸的強(qiáng)度校核1）蝸輪，半聯(lián)軸器與軸的同向定位均采用平鍵鏈接。按d4由[9]表6-1查得平鍵截面b×h=16mm×10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時(shí)為了保證蝸輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇蝸輪輪轂與軸端配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵12mm×8mm×70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動(dòng)軸承與軸的同向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。2）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考[10]15-2，取的倒角1.6×45°，各軸肩處的圓角半徑為（見零件圖）。3）力的計(jì)算a）確定各向應(yīng)力和反力蝸輪分度圓直徑d=302.4mm轉(zhuǎn)矩T=N·m蝸輪的切向力為：Ft=2T/d=2××103/302.4=1297.9N蝸輪的徑向力為：Fr=Ft×=1297.9×tan20°=472.4N蝸輪的軸向力為：Fa=Ft蝸桿=2=2=629.5Nb）垂直平面上：支撐反力：==873N其中136為兩軸承中心的跨度，62為蝸輪中心到右邊軸承中心的距離。N水平平面：NN4）確定彎距=74=74649=48026N·mm垂直彎矩：N·mm=-30578N·mm合成彎矩：=78031N·mm=56934N·mm扭矩T=N·m5）按彎矩合成應(yīng)力校核該軸端強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。軸單向旋轉(zhuǎn)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。取α=0.6軸端計(jì)算應(yīng)力：=29553w=5MPa<[σ-1]=60MPa故是安全的。6）軸的載荷分布圖如圖3-2所示。圖3-2軸受力簡(jiǎn)圖和內(nèi)力圖3.2.2蝸桿軸的設(shè)計(jì)1．軸的材料的選擇考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動(dòng)裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉(zhuǎn)矩。選材45鋼，淬火處理。2．按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度，初步估計(jì)軸的最小直徑d≥A03．聯(lián)軸器的選擇：N·m查表GB4323-84選用LT4彈性聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為L=72mm，半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長為L聯(lián)孔=72mm。所以，最小直徑d1=28mm。許用轉(zhuǎn)矩63，許用轉(zhuǎn)速5700r/min。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，d1右端需割出一軸肩，定位軸肩高度在（0.07～0.1）d范圍內(nèi)，故d2=d1+2h=28×（1+2×0.07）=31.92mm，標(biāo)準(zhǔn)直徑d2=32mm。為了保證軸端擋圈在壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，L聯(lián)孔的長度應(yīng)比d1段的長度L1長點(diǎn)：L1=70mm（因?yàn)長聯(lián)孔=72mm）軸承端蓋的總寬度為20mm。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端端面的距離為l=30mm。故L2=20+35=50mm4．初選滾動(dòng)軸承根據(jù)d2=32mm，d3取35mm,則初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承7307C，其尺寸為：d×D×T=35mm×80mm×22.75mm故選d3=d9=35mmL3=L9=22.75mm取23mm查GB/T294-94得：圓錐滾子軸承da=44（7307C）即軸肩為h=mm=6mm所以d4=d8=35+12=47mm又：軸環(huán)的亮度b=1.4h，即b≥1.4×6=8.4b取12mm，即L5=12mm取退刀槽的深度為2則，d5=d7=43mm取蝸桿軸齒頂圓直徑d6=76mm，Z1=4m=6.3B1≥(9.5+0.09Z2)M=84mmL6=85mm現(xiàn)將蝸桿軸的結(jié)構(gòu)尺寸列于表3-1。蝸桿軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖3-3所示。表3-1蝸桿軸的結(jié)構(gòu)尺寸123456789d283235474376434735L705023127085701223L=70+50+23+12+70+85+70+12+23=415mm圖3-3蝸桿軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖5．軸的強(qiáng)度校核1）該軸所受的外載荷為轉(zhuǎn)矩和蝸輪上的作用力。NN支撐反力：==-383N其中272為兩軸承中心的跨度，136為蝸輪中心到右邊軸承中心的距離。N水平平面：N1）確定彎矩=136(-314.75)=-42806垂直彎矩：=-112042）合成彎矩：=67420=44248扭矩T=19.833）按彎矩合成應(yīng)力校核該軸端強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。軸單向旋轉(zhuǎn)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。取α=0.6軸端計(jì)算應(yīng)力=3MPa<[σ-1]=60MPa故是安全的3.3軸承的校核3.3.1蝸輪軸承的校核校核7310C查表GB/T297-84額定動(dòng)載荷Cr=122×103N基本靜載荷Cor=92.5103N1）求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2由前面設(shè)計(jì)蝸輪時(shí)求得的：Fr1v==915NFr2v=NFr1H==NFr2H==NFr1=NFr2=N2）求兩軸承計(jì)算軸向力Fa1和Fa2查表GB/T297-84可知e=0.35Fd1=Fr1×0.35=1090×0.35=381.5NFd2=Fr2×0.35=833×0.35=291.55N軸向力Fae=629.5N因?yàn)镕ae+Fd2=629.5+291.55=921.05N=Fa1Fa2=Fd2=291.55N3)求當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2>e由[9]表13-5分別計(jì)算P1、P2，取fp=1.5,則P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.5×（0.4×1090+1.7×921.05）=3002.678NP2=fp×（1×Fr2）=1.5833=1249.5N4）驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻1>P2，所以按軸承的受力大小計(jì)算：=31588335h>48000h所以軸承滿足壽命要求。3.3.2蝸桿軸軸承的校核校核7307C查表GB/T297-1994額定動(dòng)載荷Cr=71.2×103N基本靜載荷Cor=50.2103N1)求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2由前面設(shè)計(jì)蝸輪時(shí)求得的：Fr1v==383NFr2v=NFr1H==314.75NFr2H==314.75NFr1=NFr2=N2)求兩軸承計(jì)算軸向力Fa1和Fa2查表GB/T297-84可知e=0.31Fd1=Fr1×0.31=495.7×0.31=153.7NFd2=Fr2×0.31=327×0.31=101.37N軸向力Fae=1297.9N因?yàn)镕ae+Fd2=1297.9+101.37=1399.27N=Fa1Fa2=Fd2=101.37N3)求當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2>e由[10]表13-5分別計(jì)算P1、P2，取fp=1.5,則P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.5（0.4495.7+1.71297.9）=3607.065NP2=fp（1Fr2）=1.5327=490.5N4)驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻1>P2，所以按軸承的受力大小計(jì)算：=246757h>48000h所以軸承滿足壽命要求。3.4鍵的校核3.4.1蝸輪鍵的校核1.蝸輪與軸連接鍵鍵選擇的是：根據(jù)軸的直徑d=55mm。查[9]表6-1B×h=16mm×10mmL=63mml=L-b=63-16=47mmk=0.5×h=0.5×10=5mmMPa<[]=110MPa故合格2.蝸輪軸聯(lián)軸器與軸連接鍵鍵選擇的是：根據(jù)軸的直徑d=42mm。查[9]表6-1B×h=12mm×8mmL=70mml=L-b=70-12=58mmk=0.5×h=0.5×8=4mmMPa<[]=110MPa故合格3.4.2蝸桿軸與聯(lián)軸器連接鍵的校核鍵選擇的是：根據(jù)軸的直徑d=28mm。查[9]表6-1B×h=8mm×7mmL=63mml=L-b=63-8=55mmk=0.5×h=0.5×7=3.5mmMPa<[]=110MPa故合格3.5蝸桿蝸輪減速器箱體的設(shè)計(jì)計(jì)算1箱體的結(jié)構(gòu)形式和材料:箱體采用鑄造工藝，材料選用HT200，因其屬于中型鑄件，鑄件最小壁厚8～10mm，取δ=10mm。2鑄鐵箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸和關(guān)系見表3-2。表3-2箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱減速器型式及尺寸關(guān)系箱座壁厚δδ=10mm箱蓋壁厚δ1δ1=0.8δ=9.6mm取δ1=10mm箱座凸緣厚度b1，箱蓋凸緣厚度b，箱座底凸緣厚度b2b1=1.5×δ1=15mmb=1.5×δ=16mmb2=2.5×δ=2.5×12=10mm地腳螺釘直徑及數(shù)目df=0.036a+12=21mm取df=25mmn=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.075df=18.75mm取d1=20mm蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d2=（0.5～0.6）df取d2=16mm聯(lián)接螺栓d2間的間距l(xiāng)=150～200mm軸承端蓋螺栓直徑d3=（0.4～0.5）df取d3=12mm檢查孔蓋螺栓直徑d4=（0.3～0.4）df取d4=8mmDf，d1，d2至外壁距離df，d2至凸緣邊緣距離C1=26,20,16C2=24,14軸承端蓋外徑D2=140mm軸承旁聯(lián)接螺栓距離S=140mm軸承旁凸臺(tái)半徑R1=16mm軸承旁凸臺(tái)高度根據(jù)軸承座外徑和扳手空間的要求由結(jié)構(gòu)確定箱蓋，箱座筋厚m1=9mmm2=9mm蝸輪外圓與箱內(nèi)壁間距離Δ1=16mm蝸輪輪轂端面與箱內(nèi)壁距離Δ2=44mm3.6蝸輪蝸桿鍵等相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)的選擇本部分含鍵的選擇，聯(lián)軸器的選擇，螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇，墊圈、墊片的選擇，具體內(nèi)容如下：1鍵的選擇蝸輪，半聯(lián)軸器與軸相配合的鍵：A型普通圓頭平鍵，b*h=12mm×8mm蝸輪與軸的相配合的鍵：A型普通圓頭平鍵b*h=16mm×10mm蝸桿：半聯(lián)軸器與軸的連接b*h=8mm×7mm2聯(lián)軸器的選擇蝸桿：查表GB4323-84選用LT4彈性聯(lián)軸器蝸輪：查表GB4323-84選TL7彈性聯(lián)軸器3螺栓，螺母，螺釘?shù)倪x擇考慮到減速器的工作條件，后續(xù)箱體附件的結(jié)構(gòu)，以及其他因素的影響選用螺栓GB5782-86：M1035，數(shù)量為3個(gè)M12100，數(shù)量為6個(gè)螺母GB6170-86：M10，數(shù)量為2個(gè)M12，數(shù)量為6個(gè)螺釘GB5782-86:M620，數(shù)量為2個(gè)M825，數(shù)量為24個(gè)M616，數(shù)量為12個(gè)4銷，墊圈墊片的選擇選用銷GB117-86，B830，數(shù)量為2個(gè)選用墊圈GB93-87數(shù)量為8個(gè)選用止動(dòng)墊片1個(gè)選用石棉橡膠墊片2個(gè)選用08F調(diào)整墊片4個(gè)3.7蝸輪蝸桿減速器結(jié)構(gòu)與潤滑、密封方式的概要說明3.7.1減速器的結(jié)構(gòu)本課題所設(shè)計(jì)的減速器，其基本結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是在參照后附裝配圖的基礎(chǔ)上完成的，該項(xiàng)減速器主要由傳動(dòng)零件（蝸輪蝸桿），軸和軸承，聯(lián)結(jié)零件（鍵，銷，螺栓，螺母等）。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。箱體為剖分式結(jié)構(gòu)，由I箱體和箱蓋組成，其剖分面通過蝸輪傳動(dòng)的軸線；箱蓋和箱座用螺栓聯(lián)成一體；采用圓錐銷用于精確定位以確保和箱座在加工軸承孔和裝配時(shí)的相互位置；起蓋螺釘便于揭開箱蓋；箱蓋頂部開有窺視孔用于檢查齒輪嚙合情況及潤滑情況用于加住潤滑油，窺視孔平時(shí)被封住；通氣器用來及時(shí)排放因發(fā)熱膨脹的空氣，以放高氣壓沖破隙縫的密封而致使漏油；副標(biāo)尺用于檢查箱內(nèi)油面的高低；為了排除油液和清洗減速器內(nèi)腔，在箱體底部設(shè)有放汕螺塞；吊環(huán)螺栓用來提升箱體，而整臺(tái)減速氣的提升得使用與箱座鑄成一體的吊鉤；減速器用地腳螺栓固定在機(jī)架或地基上。3.7.2減速器的潤滑由于V=6.12m/s<<12m/s，應(yīng)用噴油潤滑，考慮成本及需要，選用潤滑油潤滑。軸承部分采用潤滑脂潤滑。蝸輪潤滑采用N32號(hào)渦輪蝸桿油（SH0094-91）最低——最高油面距10～20mm，油量為1.5L。軸承潤滑選用ZL-3型潤滑脂(GB7324-1987）油量為軸承間隙的1/3～1/2。3.7.3減速器的密封箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂漆或水玻璃。觀察孔和油孔等處接合面的密封用石棉膠橡紙，墊片進(jìn)行密封。軸承孔的密封、悶蓋和透蓋用作密封與之對(duì)應(yīng)的軸承外部，軸段外伸端透著間的間隙采用氈圈油封。軸承靠近機(jī)體內(nèi)壁處用擋圈油環(huán)密封以防止?jié)櫥瓦M(jìn)入軸承的內(nèi)部。減速器附件簡(jiǎn)要說明該減速器的附件含窺視孔，窺視孔蓋，排油孔與油蓋，通氣空，油標(biāo)，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，起蓋螺釘，其結(jié)構(gòu)及裝配詳見裝配圖。

4開式齒輪傳動(dòng)及其軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)4.1開式齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)1.選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。1）齒輪材料及熱處理2）材料：高速級(jí)小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數(shù)=24。高速級(jí)大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSZ=i×Z=2×24=48取Z=48。3）齒輪精度按GB/T10095－1998，選擇7級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化。2．初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定各參數(shù)的值:1）試選=1.6查[9]圖10-30初選螺旋角=14選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433由[9]圖10-26：則2）由[9]公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N=60nj=60×120.17×1×（16×300×10）=3.46×108hN=60×60.08×1×（16×300×10）=1.73×108h3）查[9]圖10-19得：K=0.97K=0.984）齒輪的疲勞強(qiáng)度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用[9]公式10-12得:[]==0.97×550=533.5[]==0.98×450=441許用接觸應(yīng)力5）查[9]表10-6得：=189.8MP由[9]表10-7得:=1T=194.28N.m3.設(shè)計(jì)計(jì)算1）小齒輪的分度圓直徑d=2）計(jì)算圓周速度3）計(jì)算齒寬b和模數(shù)計(jì)算齒寬b：b===80.51mm計(jì)算摸數(shù)m初選螺旋角=14=4）計(jì)算齒寬與高之比齒高h(yuǎn)=2.25=2.25×3.25=7.31==11.015）計(jì)算縱向重合度=0.318=1.9036）計(jì)算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù),7級(jí)精度,查[9]10-8得動(dòng)載系數(shù)K=1.04查[9]表10-4得KK=1.426查[9]表10-13得:K=1.36查[9]表10-3得:K==1.2故載荷系數(shù):K＝KKKK=1×1.04×1.2×1.426=1.787）按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=80.51×=83.428）計(jì)算模數(shù)=4.齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式≥1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值①小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=T=194.28N·m計(jì)算載荷系數(shù)K＝KKKK=1×1.04×1.2×1.36=1.697②

計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)z＝z/cos＝24/cos14＝26.27

z＝z/cos＝48/cos14＝52.54eq\o\ac(○,3)

查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y查[9]表10-5得:齒形系數(shù)Y＝2.642Y＝2.31

應(yīng)力校正系數(shù)Y＝1.596

Y＝1.708eq\o\ac(○,4)

螺旋角系數(shù)Y軸向重合度查[9]圖10-28得Y=0.88eq\o\ac(○,5)計(jì)算大小齒輪的查[9]表10-20c得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限

小齒輪大齒輪查[9]表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.88K=0.89取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4[]=[]=大齒輪的數(shù)值大.選用.2）設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì)算模數(shù)對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2.5mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=83.42來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z==32.37取z=32那么z=2×32=64

5幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算中心距a===123.67將中心距圓整為1242）按圓整后的中心距修正螺旋角=因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正.3）計(jì)算大.小齒輪的分度圓直徑d==82.66d==165.324）計(jì)算齒輪寬度B=圓整的4.2軸的設(shè)計(jì)4.2.1高速軸的設(shè)計(jì)1．材料選擇及最小直徑的確定考慮到推料機(jī)為普通中用途中小功率減速傳動(dòng)裝置，軸主要傳遞小齒輪的轉(zhuǎn)矩選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)[9]表15-3，取A0=110，于是得：d≥軸的最小直徑為d1，與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)2．聯(lián)軸器的選擇由于小齒輪與蝸輪用聯(lián)軸器相聯(lián)，故和蝸輪是一個(gè)聯(lián)軸器查表GB4323-84選TL7彈性聯(lián)軸器，標(biāo)準(zhǔn)孔徑d=42mm，半聯(lián)軸器長度為L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長為L聯(lián)孔=84mm。所以，最小直徑d1=42mm許用轉(zhuǎn)矩355,許用轉(zhuǎn)速3150r/min1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，d1右端需割出一軸肩，定位軸肩高度在（0.07～0.1）d范圍內(nèi)，故d2=d1+2h=42×（1+2×0.07）=47.88，標(biāo)準(zhǔn)直徑d2=48mm。為了保證軸端擋圈在壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，L聯(lián)孔的長度應(yīng)比d1段的長度L1長點(diǎn)：L1=82mm（因?yàn)長聯(lián)孔=84mm）3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)初選滾動(dòng)軸承根據(jù)d2=48mm，取d3為50mm查表GB297-84初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承7310C，其尺寸為：d×D×T=50mm×110mm×29.25mm故選d3=d7=50mmL7=29，25mm取30mm錐滾子軸承da=60（7310C）即軸肩為h=mm=5mm取d5=55+10=65軸環(huán)寬度b1.4h=7取12mm2）齒輪的軸段直徑取齒輪的直徑為d4=55,與傳動(dòng)零件相配合的軸段，略小于傳動(dòng)零件的輪轂寬。齒輪輪轂的寬度為：B1=88為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段要略短于輪轂寬度，取L4=843)軸承端蓋的總寬度為20mm。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端端面的距離為l=30mm。故L2=20+30=50mm4)取C齒輪與支撐板內(nèi)壁距離為a=16mm，滾動(dòng)軸承應(yīng)距支撐板內(nèi)壁一段距離s（5～8）。取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承寬度為T=30mm，齒輪輪轂長為L=88mm，則：L3=30+16+8+4=585）為了使輪轂中心距兩支撐板的距離相等，做一個(gè)軸承的軸肩d6=60L6=12至此已初步確定了軸各段直徑和長度，見表4-1。軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖，見圖4-1圖4-1軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖軸的總長為：L總=82+50+58+84+12+12+30=328mm表4-1軸的各段直徑和長度1234567d42485055656050L825058841212304．軸的強(qiáng)度校核1）齒輪半聯(lián)軸器與軸的同向定位均采用平鍵鏈接。按d4由[9]表6-1查得平鍵截面b×h=16mm×10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸端配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵12mm×8mm×70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動(dòng)軸承與軸的同向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。2）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考[9]表15-2，取倒角1.6×45°，各軸肩處的圓角半徑為（見零件圖）。3)力的確定3.1）確定各向應(yīng)力和反力齒輪分度圓直徑d=82.66mm轉(zhuǎn)矩T=N·m齒輪的切向力為：Ft=2T/d=2××103/82.66=4700.7齒輪的徑向力為：Fr=Ft×/=1297.9×tan20°/cos14.59=1767.8N齒輪的軸向力為：Fa=Fttan=4700.70.26=1223.63.2）垂直平面上：支撐反力：==1188.5N其中166為兩軸承中心的跨度，83為齒輪中心到右邊軸承中心的距離。N水平平面：NN4）確定彎距=83=972350.35=195079.05垂直彎矩：=48074.1合成彎矩：=218601.8=200915.3扭矩T=N·m5）按彎矩合成應(yīng)力校核該軸端強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。軸單向旋轉(zhuǎn)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。取α=0.6軸端計(jì)算應(yīng)力：=4.4MPa<[σ-1]=55MPa故是安全的。4.2.2低速軸的設(shè)計(jì)1．材料選擇及最小直徑的確定考慮到推料機(jī)為普通中用途中小功率減速傳動(dòng)裝置，軸主要傳遞小齒輪的轉(zhuǎn)矩選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)[9]表15-3，取A0=110，于是得：d≥取標(biāo)準(zhǔn)直徑38mm軸的最小直徑為d1查[10]表1-29可得其長度在58-80mm取70mm端蓋的總長度為20取鍵的長度為50，bh=108。2.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1)d1右端需割出一軸肩，選擇d2=43mm2)初選滾動(dòng)軸承根據(jù)d2=43mm，查表GB297-84初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承7309C，其尺寸為：d×D×T=45mm×100mm×27.75mm故選d3=d7=45mmL7=27.755mm取28mm錐滾子軸承da=54（7309C）即軸肩為h=mm=4.5mm取d5=49+9=58軸環(huán)寬度b1.4h=6.3取12mm3）齒輪的軸段直徑取齒輪的直徑為d4=49,與傳動(dòng)零件相配合的軸段，略小于傳動(dòng)零件的輪轂寬。齒輪輪轂的寬度為：B1=83為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段要略短于輪轂寬度，取L4=79mm4)軸承端蓋的總寬度為20mm。取端蓋的外端面與最小軸右端端面的距離為l=30mm。故L2=20+30=50mm5)取齒輪與支撐板內(nèi)壁距離為a=20.5mm，滾動(dòng)軸承應(yīng)距支撐板內(nèi)壁一段距離s（5～8）。取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承寬度為T=28mm，齒輪輪轂長為L=83mm，則：L3=28+20.5+8+4=60.5mm6）為了使輪轂中心距兩支撐板的距離相等，做一個(gè)軸承的軸肩d6=52L6=16.5mm至此已初步確定了軸端各段直徑和長度，見表4-2所示。軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖見圖4-2。表4-2低速軸的各段直徑和長度1234567d38434549585245L705060.5791216.528圖4-2低速軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖軸的總長為：L總=70+50+60.5+79+12+16.5+28=316mm3．軸的強(qiáng)度校核1）齒輪，曲柄與軸的同向定位均采用平鍵鏈接。按d4由[9]表6-1查得平鍵截面b×h=14mm×9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸端配合為；同樣，曲柄與軸的連接，選用平頭平鍵10mm×8mm×50mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動(dòng)軸承與軸的同向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。2）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考機(jī)械設(shè)計(jì)課本15-2，取倒角1.6×45°，各軸肩處的圓角半徑為（見零件圖）。3）力的確定3.1）確定各向應(yīng)力和反力齒輪的切向力為：Ft=-Ft小=4700.7齒輪的徑向力為：Fr=-Fr小=1767.8N齒輪的軸向力為：Fa=-Fa小=1223.6N3.2）垂直平面上：支撐反力：==1184.9N其中168為兩軸承中心的跨度，84為齒輪中心到左邊軸承中心的距離。N水平平面：NN4）確定彎距=84=972350.35=197429.4垂直彎矩：N·mm=48960.2合成彎矩：=221099.2=203409.6扭矩T=5）按彎矩合成應(yīng)力校核該軸端強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。軸單向旋轉(zhuǎn)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。取α=0.6軸端計(jì)算應(yīng)力：=1MPa<[σ-1]=55MPa故是安全的。4.3軸承的校核4.3.1小齒輪軸承的校核校核7310C查表GB/T297-1994額定動(dòng)載荷Cr=122×103N基本靜載荷Cor=92.5103N1）求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2由前面設(shè)計(jì)蝸輪時(shí)求得的：Fr1v==1188.5NFr2v==NFr1H==NFr2H==NFr1=NFr2=N2）求兩軸承計(jì)算軸向力Fa1和Fa2查表GB/T297-84可知e=0.35Fd1=Fr1×0.35=2633.8×0.35=921.83NFd2=Fr2×0.35=2420.7×0.35=847.25N軸向力Fae=1223.6N因?yàn)镕ae+Fd2=1223.6+847.25=2070.85N=Fa1Fa2=Fd2=847.25N3)求當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2>e由表13-5分別計(jì)算P1、P2，取fp=1.5,則P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.5×（0.4×2633.8+1.7×2070.85）=6860.9NP2=fp×（1×Fr2）=1.5=3631.05N4）驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻1>P2，所以按軸承的受力大小計(jì)算：=2015959h>48000h所以軸承滿足壽命要求。4.3.2大齒輪軸承的校核校核7309C查表GB/T297-1994額定動(dòng)載荷Cr=102×103N基本靜載荷Cor=76.2103N1）求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2由前面設(shè)計(jì)蝸輪時(shí)求得的：Fr1v==1184.9NFr2v==NFr1H==NFr2H==NFr1=2632NFr2=2422N2）求兩軸承計(jì)算軸向力Fa1和Fa2查表GB/T297-84可知e=0.35Fd1=Fr1×0.35=2632×0.35=921NFd2=Fr2×0.35=2422×0.35=848N軸向力Fae=1223.6N因?yàn)镕ae+Fd2=1223.6+848=2071.6N=Fa1Fa2=Fd2=848N3)求當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2>e由表13-5分別計(jì)算P1、P2，取fp=1.5,則P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.5×（0.4×2632+1.7×2071.6）=6861.7NP2=fp×（1×Fr2）=1.52422=3633N4）驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻1>P2，所以按軸承的受力大小計(jì)算：=2220373h>48000h所以軸承滿足壽命要求。4.4鍵的校核4.4.1與聯(lián)軸器相配合的鍵鍵選擇的是：根據(jù)軸的直徑d=42mm。查[9]表6-1bh L=12mm×8mm×70mml=L-b=70-12=58mmk=0.5×h=0.5×8=4mmMPa<[]=110MPa故合格4.4.2與小齒輪相配合的鍵鍵選擇的是：根據(jù)軸的直徑d=55mm。查[9]表6-1bh L=16mm×10mm×70mml=L-b=70-16=54mmk=0.5×h=0.5×10=5mmMPa<[]=110MPa故合格4.4.3與大齒輪相配合的鍵鍵選擇的是：根據(jù)軸的直徑d=49mm。查[9]表6-1bh L=14mm×9mm×70mml=L-b=70-14=56mmk=0.5×h=0.5×10=5mmMPa<[]=110MPa故合格4.4.4與曲柄相配合的鍵鍵選擇的是：根據(jù)軸的直徑d=38mm。查[9]表6-1bh L=10mm×8mm×50mml=L=50mmk=0.5×h=0.5×8=4mmMPa<[]=110MPa故合格

5六桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)已知條件：設(shè)計(jì)一六桿機(jī)構(gòu)，讓滑塊的運(yùn)動(dòng)的極限范圍為250mm，其示意圖如圖5-1（a），現(xiàn)將其分解為曲柄搖桿機(jī)構(gòu)和滑塊機(jī)構(gòu)來計(jì)算，示意圖如：圖5-1(b)、圖5-1(c)。已知AB=130mm，BC=220mm,CD=380mm,AD=320mm,DE530mm，E右邊的極限位置到D的距離為60mm，D到F的距離為610mm。求EF的長度？圖5-1六桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)

對(duì)于圖5-1（b）cos∠C2AD=則則對(duì)于圖5-1（c）E2F2=120mm即EF為120mm注：其中的AB為曲柄演化而成?？偨Y(jié)通過此次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我不僅把知識(shí)融會(huì)貫通，而且豐富了大腦，同時(shí)在查找資料的過程中也了解了許多課外知識(shí)，開拓了視野，也認(rèn)識(shí)到了機(jī)械的發(fā)展方向，使自己在專業(yè)知識(shí)方面和動(dòng)手能力方面有了質(zhì)的飛躍。畢業(yè)設(shè)計(jì)是我作為一名學(xué)生即將完成學(xué)業(yè)的最后一次作業(yè)，它既是對(duì)學(xué)校所學(xué)知識(shí)的全面總結(jié)和綜合應(yīng)用，又為今后走向社會(huì)的實(shí)際操作應(yīng)用鑄就了一個(gè)良好開端，畢業(yè)設(shè)計(jì)是對(duì)我所學(xué)知識(shí)理論的檢驗(yàn)和總結(jié)，能夠培養(yǎng)和提高設(shè)計(jì)者獨(dú)立分析和解決問題的能力，是我在校期間向?qū)W校所交的最后一份綜合性作業(yè)，從老師的角度來說，指導(dǎo)做畢業(yè)設(shè)計(jì)是老師對(duì)學(xué)生所做的最后一次執(zhí)手訓(xùn)練。畢業(yè)的時(shí)間一天一天的臨近，畢業(yè)設(shè)計(jì)也接近了尾聲。在不斷的努力下我的畢業(yè)設(shè)計(jì)終于完成了。在沒有做畢業(yè)設(shè)計(jì)以前覺得畢業(yè)設(shè)計(jì)只是對(duì)這幾年來所學(xué)知識(shí)的大概總結(jié)，但是真的面對(duì)畢業(yè)設(shè)計(jì)時(shí)發(fā)現(xiàn)自己的想法基本是錯(cuò)誤的。畢業(yè)設(shè)計(jì)不僅對(duì)前面所學(xué)知識(shí)的一種檢驗(yàn)，而且也是對(duì)自己能力的一種提高。通過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)使我明白了自己原來知識(shí)太理論化了，面對(duì)單獨(dú)的課題的感覺很茫然。自己要學(xué)習(xí)的東西還很多，以前老是覺得自己什么東西都會(huì)，什么東西都懂，有點(diǎn)眼高手低。通過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我才明白學(xué)習(xí)是一個(gè)長期積累的過程，在以后的工作、生活中都應(yīng)該不斷的學(xué)習(xí)，努力提高自己知識(shí)和綜合素質(zhì)?？傊?，不管學(xué)會(huì)的還是學(xué)不會(huì)的的確覺得困難比較多，真是萬事開頭難，不知道如何入手。最后終于做完了有種如釋重負(fù)的感覺。此外，還得出一個(gè)結(jié)論：知識(shí)必須通過應(yīng)用才能實(shí)現(xiàn)其價(jià)值。有些東西以為學(xué)會(huì)了，但真正到用的時(shí)候才發(fā)現(xiàn)是兩回事，所以我認(rèn)為只有到真正會(huì)用的時(shí)候才是真正學(xué)會(huì)了。在此要感謝我們的指導(dǎo)老師X老師對(duì)我悉心的指導(dǎo)，感謝老師們給我的幫助。在設(shè)計(jì)過程中，我通過查閱大量有關(guān)資料，與同學(xué)交流經(jīng)驗(yàn)和自學(xué)，并向老師請(qǐng)教等方式，使自己學(xué)到了不少知識(shí)，也經(jīng)歷了不少艱辛，但收獲同樣巨大。在整個(gè)設(shè)計(jì)中我懂得了許多東西，也培養(yǎng)了我獨(dú)立工作的能力，樹立了對(duì)自己工作能力的信心，相信會(huì)對(duì)今后的學(xué)習(xí)工作生活有非常重要的影響。而且大大提高了動(dòng)手的能力，使我充分體會(huì)到了在創(chuàng)造過程中探索的艱難和成功時(shí)的喜悅。雖然這個(gè)設(shè)計(jì)做的也不太好，但是在設(shè)計(jì)過程中所學(xué)到的東西是這次畢業(yè)設(shè)計(jì)的最大收獲和財(cái)富，使我終身受益。

致謝這次的畢業(yè)設(shè)計(jì)是在我的指導(dǎo)老師XX老師親切關(guān)懷和悉心指導(dǎo)下完成的。從畢業(yè)設(shè)計(jì)選題到設(shè)計(jì)完成，XX老師給予我耐心指導(dǎo)與細(xì)心關(guān)懷，有了周老師耐心指導(dǎo)與細(xì)心關(guān)懷我才不會(huì)在設(shè)計(jì)過程中迷失方向，失去前進(jìn)動(dòng)力。感謝X老師給予了我這樣一個(gè)學(xué)習(xí)機(jī)會(huì)，謝謝！感謝XX學(xué)院四年來對(duì)我的辛苦培育，讓我在大學(xué)這四年來學(xué)到很多東西，特別感謝機(jī)電學(xué)院為我提供了良好的學(xué)習(xí)環(huán)境、感謝領(lǐng)導(dǎo)們四年來對(duì)我無微不至的關(guān)懷和指導(dǎo)，讓我得以在這四年中學(xué)到很多有用的知識(shí)。謝謝！感謝我的同學(xué)們，在這四年里與你們共同學(xué)習(xí)，一起奮進(jìn)，我很開心，感謝你們能陪伴我一起走過大學(xué)時(shí)光，有你們我的生活才精彩。感謝你們。感謝我的父母在生活、經(jīng)濟(jì)，精神三方面對(duì)于我的大力支持。謝謝。參考文獻(xiàn)[1]魏兵等.機(jī)械原理[M].華中科技大學(xué)出版社，2007[2]田奇.倉儲(chǔ)物流機(jī)械與設(shè)備[M].機(jī)械工業(yè)出版社，2006[3]蔣瓊珠.連續(xù)運(yùn)輸機(jī)[M].人民交通出版社，2004[4]彭文生、李志明、黃華梁.機(jī)械設(shè)計(jì).高等教育出版社，2002[5]劉朝儒，彭福蔭，高政一.機(jī)械制圖[M].高等教育出版社，2001[6]于駿一，鄒青.機(jī)械制造技術(shù)基礎(chǔ)[M].機(jī)械工業(yè)出版社，2005[7]吳宗澤.機(jī)械零件設(shè)計(jì)使用手冊(cè)[M].機(jī)械工業(yè)出版社，2004[8]黃純穎.機(jī)械創(chuàng)新設(shè)計(jì)[M].高等教育出版社，2002[9]濮良貴、紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)[M].第八版.高等教育出版社，2006[10]吳宗澤.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].高等教育出版社，2006[11]王曉青、徐慶華.機(jī)械制圖[M].湖北科技出版社，2004[12]劉安俊.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)[M].高等教育出版社,2003[13][日]伊藤廣.未來機(jī)械設(shè)計(jì).機(jī)械工業(yè)出版社，1992.[14]吳宗澤.機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).機(jī)械工業(yè)出版社，1988[15]PattonW.J.MechanicalPowerTransmission.NewJersey:Printice-Hall,1980[16]齒輪手冊(cè)班委會(huì).齒輪手冊(cè).機(jī)械工業(yè)出版社，1990[17]RajputRK.ElementsofMechanicalEngineering,KatsonPubl.House,1985[18]石永剛，徐振華.凸輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)[M].上?？茖W(xué)技術(shù)出版社，1995[19]ShigleyJE,UickerJJ.TheoryofMachinesandMechanisms[J],NEWYORK:Mcgraw-HillBookCompany,1980[20]劉政昆.間歇運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)[M].大連理工大學(xué)出版社,1991該論文配有開題報(bào)告、英文翻譯及論文附帶相關(guān)圖紙！需要者可以加我QQ：844423381基于C8051F單片機(jī)直流電動(dòng)機(jī)反饋控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與研究基于單片機(jī)的嵌入式Web服務(wù)器的研究MOTOROLA單片機(jī)MC68HC（8）05PV8/A內(nèi)嵌EEPROM的工藝和制程方法及對(duì)良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機(jī)溫度控制系統(tǒng)的研制基于MCS-51系列單片機(jī)的通用控制模塊的研究基于單片機(jī)實(shí)現(xiàn)的供暖系統(tǒng)最佳啟停自校正（STR）調(diào)節(jié)器單片機(jī)控制的二級(jí)倒立擺系統(tǒng)的研究基于增強(qiáng)型51系列單片機(jī)的TCP/IP協(xié)議棧的實(shí)現(xiàn)基于單片機(jī)的蓄電池自動(dòng)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)基于32位嵌入式單片機(jī)系統(tǒng)的圖像采集與處理技術(shù)的研究基于單片機(jī)的作物營養(yǎng)診斷專家系統(tǒng)的研究基于單片機(jī)的交流伺服電機(jī)運(yùn)動(dòng)控制系統(tǒng)研究與開發(fā)基于單片機(jī)的泵管內(nèi)壁硬度測(cè)試儀的研制基于單片機(jī)的自動(dòng)找平控制系統(tǒng)研究基于C8051F040單片機(jī)的嵌入式系統(tǒng)開發(fā)基于單片機(jī)的液壓動(dòng)力系統(tǒng)狀態(tài)監(jiān)測(cè)儀開發(fā)模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機(jī)實(shí)現(xiàn)一種基于單片機(jī)的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機(jī)沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究基于CYGNAL單片機(jī)的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機(jī)的噴油泵試驗(yàn)臺(tái)控制器的研制基于單片機(jī)的軟起動(dòng)器的研究和設(shè)計(jì)基于單片機(jī)控制的高速快走絲電火花線切割機(jī)床短循環(huán)走絲方式研究基于單片機(jī)的機(jī)電產(chǎn)品控制系統(tǒng)開發(fā)基于PIC單片機(jī)的智能手機(jī)充電器基于單片機(jī)的實(shí)時(shí)內(nèi)核設(shè)計(jì)及其應(yīng)用研究基于單片機(jī)的遠(yuǎn)程抄表系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與研究基于單片機(jī)的煙氣二氧化硫濃度檢測(cè)儀的研制基于微型光譜儀的單片機(jī)系統(tǒng)單片機(jī)系統(tǒng)軟件構(gòu)件開發(fā)的技術(shù)研究基于單片機(jī)的液體點(diǎn)滴速度自動(dòng)檢測(cè)儀的研制基于單片機(jī)系統(tǒng)的多功能溫度測(cè)量儀的研制基于PIC單片機(jī)的電能采集終端的設(shè)計(jì)和應(yīng)用基于單片機(jī)的光纖光柵解調(diào)儀的研制氣壓式線性摩擦焊機(jī)單片機(jī)控制系統(tǒng)的研制基于單片機(jī)的數(shù)字磁通門傳感器基于單片機(jī)的旋轉(zhuǎn)變壓器-數(shù)字轉(zhuǎn)換器的研究基于單片機(jī)的光纖Bragg光柵解調(diào)系統(tǒng)的研究單片機(jī)控制的便攜式多功能乳腺治療儀的研制基于C8051F020單片機(jī)的多生理信號(hào)檢測(cè)儀基于單片機(jī)的電機(jī)運(yùn)動(dòng)控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)Pico專用單片機(jī)核的可測(cè)性設(shè)計(jì)研究基于MCS-51單片機(jī)的熱量計(jì)基于雙單片機(jī)的智能遙測(cè)微型氣象站MCS-51單片機(jī)構(gòu)建機(jī)器人的實(shí)踐研究基于單片機(jī)的輪軌力檢測(cè)基于單片機(jī)的GPS定位儀的研究與實(shí)現(xiàn)基于單片機(jī)的電液伺服控制系統(tǒng)用于單片機(jī)系統(tǒng)的MMC卡文件系統(tǒng)研制基于單片機(jī)的時(shí)控和計(jì)數(shù)系統(tǒng)性能優(yōu)化的研究基于單片機(jī)和CPLD的粗光柵位移測(cè)量系統(tǒng)研究單片機(jī)控制的后備式方波UPS提升高職學(xué)生單片