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目錄 第一章 緒論 1 1.1電風(fēng)扇的發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.2電風(fēng)扇搖頭裝置的組成、分類與應(yīng)用 1 1.3電風(fēng)扇搖頭裝置和電風(fēng)扇的發(fā)展前景 2 第二章 電風(fēng)扇的總體設(shè)計(jì) 3 2.1傳動(dòng)方案擬定 3 2.1.1.主要的運(yùn)動(dòng)要求 3 2.1.2.功能分解 4 2.2總體傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) 4 2.3原動(dòng)件的選擇 6 2.3.1電動(dòng)機(jī)的額定參數(shù) 6 2.3.2電動(dòng)機(jī)的能效值要求 7 2.3.3符合噪音要求 7 2.4傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的計(jì)算和各級(jí)傳動(dòng)比的分配 7 2.5傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 8 第三章 轉(zhuǎn)動(dòng)零件的設(shè)計(jì) 10 3.1四桿構(gòu)設(shè)計(jì) 10 3.2蝸輪蝸桿設(shè)計(jì) 11 3.2.1蝸桿的設(shè)計(jì) 11 3.2.2校核蝸輪蝸輪的設(shè)計(jì) 13 3.3直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì) 15 3.4軸的設(shè)計(jì)和校核計(jì)算 20 3.4.1I軸的設(shè)計(jì) 20 3.4.2軸的設(shè)計(jì) 25 3.4.3軸3設(shè)計(jì)： 26 3.5軸承壽命的驗(yàn)算 28 3.5.1Ⅰ軸上軸承的壽命驗(yàn)算 28 3.5.2II軸上軸承的壽命驗(yàn)算 29 3.5.3Ⅲ軸上軸承的壽命驗(yàn)算 29 3.5鍵強(qiáng)度的校核計(jì)算 29 3.61Ⅰ軸上鍵的選擇 30 3.6.2Ⅱ軸上鍵的選擇 30 3.63Ⅱ軸上鍵的選擇 30 第四章 減速器箱體及附件的設(shè)計(jì) 31 4.1箱體設(shè)計(jì) 31 4.1.1箱體的主要尺寸如下 31 4.1.2潤(rùn)滑 32 4.2附件的設(shè)計(jì) 32 總結(jié) 33 參考文獻(xiàn) 34 致謝 35 本設(shè)計(jì)所需圖紙請(qǐng)聯(lián)系QQ380752645 加Q時(shí)請(qǐng)說明是一柱香推薦 - 35 - 第一章 緒論 1.1電風(fēng)扇的發(fā)展現(xiàn)狀 近年來，風(fēng)扇行業(yè)發(fā)生了諸多變化。從早些年空調(diào)迅速普及，風(fēng)扇被稱為“夕陽產(chǎn)業(yè)”，將逐步被淘汰，到現(xiàn)在隨著人們節(jié)能環(huán)保意識(shí)的增強(qiáng)，對(duì)于自然采風(fēng)的健康方式也日漸認(rèn)同，風(fēng)扇又重新?lián)碛辛酥覍?shí)的使用人群。2009年，中華環(huán)保聯(lián)合會(huì)號(hào)召人們?cè)谑澜绛h(huán)境日“多用一天風(fēng)扇”，也標(biāo)志著風(fēng)扇回歸主流。中國市場(chǎng)的機(jī)會(huì)與空間，越來越多地受到來自眾多國內(nèi)小家電企業(yè)的關(guān)注和青睞。同時(shí)，中國市場(chǎng)也為小家電企業(yè)的發(fā)展提供了充足的空間與動(dòng)力。多年來，國內(nèi)眾多小家電企業(yè)仍停留于產(chǎn)品組裝、拼裝的發(fā)展階段，普遍看重短期利益，缺乏自主創(chuàng)新的膽略。所以，國內(nèi)小家電市場(chǎng)上產(chǎn)品種類少、更新速度慢、新功能產(chǎn)品少、高技術(shù)含量與高附加值產(chǎn)品少。這一現(xiàn)狀直接阻礙了小家電產(chǎn)業(yè)的技術(shù)升級(jí)換代，特別是在產(chǎn)品技術(shù)創(chuàng)新和中高端產(chǎn)品的競(jìng)爭(zhēng)上，國內(nèi)企業(yè)的實(shí)力整體較弱，最終淪落為全球小家電產(chǎn)業(yè)的生產(chǎn)大車間。為更好地刺激市場(chǎng)需求，拉動(dòng)金融風(fēng)暴下國內(nèi)市場(chǎng)的增長(zhǎng)，2009年以來，眾多國內(nèi)小家電企業(yè)便陸續(xù)實(shí)施了積極的價(jià)格擴(kuò)張策略。通過價(jià)格風(fēng)暴，把高檔產(chǎn)品價(jià)格降到了同行中低檔產(chǎn)品的價(jià)格水平，以更先進(jìn)的技術(shù)和功能、更實(shí)惠的價(jià)格體系，有力地刺激市場(chǎng)需求。特別是在當(dāng)前市場(chǎng)環(huán)境下，通過以“時(shí)間換空間”的操作策略，直接推動(dòng)產(chǎn)業(yè)升級(jí)、產(chǎn)品換代，鞏固其行業(yè)領(lǐng)先地位，對(duì)整個(gè)小家電市場(chǎng)同樣具有極大的提振作用。 1.2電風(fēng)扇搖頭裝置的組成、分類與應(yīng)用 電風(fēng)扇搖頭裝置主要為了避免為頂扇扁葉旋轉(zhuǎn)所產(chǎn)生的強(qiáng)制氣流不停地集中吹向一個(gè)方向給人造成不適,同時(shí)也為了增大氣流的吸拂面秘,使室內(nèi)空氣循環(huán)更好。頂扇裝置360度回轉(zhuǎn)搖頭機(jī)構(gòu).搖頭裝置由減速機(jī)構(gòu)和連稈機(jī)構(gòu)兩部分組成. 它主要由橫軸斜齒輪蝸桿,雙聯(lián)斜齒輪,右旋抖齒輪組件,蝸桿軸承,斜齒輪蓋,雙聯(lián)齒輪軸,齒輪箱體,齒輪箱蓋等組成.右旋斜齒輪上的軸套伸出電機(jī)后罩殼外部,并裝有連稈,連桿另一端則安裝在頂扇底座中心.頂扇之所以能搖頭,是因?yàn)轱L(fēng)扇機(jī)頭上附加有連桿機(jī)構(gòu),使電機(jī)在旋轉(zhuǎn)的同時(shí),完成一個(gè)以底座中心為圓心的360度搖擺角度送風(fēng)動(dòng)作,這種動(dòng)作的力學(xué)原理即是勻速圓周運(yùn)動(dòng)的向心加速度.送風(fēng)范圍選擇如需要改變扇風(fēng)范圍,可將扇頭尾部搖擺式的連桿片,按需手動(dòng)其長(zhǎng)短來選擇搖擺角度的扇風(fēng)面,當(dāng)頂扇作360度回轉(zhuǎn)搖擺運(yùn)動(dòng)受阻時(shí),就不能繼續(xù)搖擺,受阻時(shí)間長(zhǎng)了就會(huì)使斜齒輪損壞.目前,頂扇的斜齒輪均采用塑料壓注成型,不能經(jīng)受過大的外力摩擦,因此,在右旋斜齒輪頂部安裝了4粒直徑為4毫米的鋼珠和小彈簧,并與齒輪軸套組成一個(gè)保護(hù)裝置,當(dāng)頂扇搖擺受阻時(shí),扇頭雖不搖擺了,但轉(zhuǎn)子軸仍然帶動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng),這時(shí)附加在右旋斜齒輪上的鋼珠馬上會(huì)打滑,并發(fā)出聲響,并由齒輪軸套起到離合作用,從而保護(hù)了頂扇搖頭機(jī)構(gòu),使頂扇搖擺受阻時(shí)也不至于損壞齒輪. 搖頭機(jī)構(gòu)常見的搖頭機(jī)構(gòu)有搖頭機(jī)構(gòu)有杠桿式、滑板式和和撳拔式等。電機(jī)通過齒輪和蝸輪、蝸桿的減速后以雙搖桿機(jī)構(gòu)的連桿作為主動(dòng)件，則其中一個(gè)連架桿的擺動(dòng)即實(shí)現(xiàn)風(fēng)扇的左右擺動(dòng)，機(jī)架可取80～90mm。仰俯機(jī)構(gòu)可采用連桿機(jī)構(gòu)、凸輪機(jī)構(gòu)等實(shí)現(xiàn)。也可以采用空間連桿機(jī)構(gòu)直接實(shí)現(xiàn)風(fēng)扇的左右搖擺和上下仰俯的符合運(yùn)動(dòng)。搖頭裝置還可以應(yīng)用于其他用途，例如安裝在攝像頭中監(jiān)視四周的動(dòng)靜；應(yīng)用于燈光效果；還可以在機(jī)械手中等等。 1.3電風(fēng)扇搖頭裝置和電風(fēng)扇的發(fā)展前景　　 電風(fēng)扇廣泛應(yīng)用于機(jī)械和生活，。建國以來我國的工業(yè)生產(chǎn)水平突飛猛進(jìn)，生活水平日益提高直接帶動(dòng)了給電風(fēng)扇的生產(chǎn)發(fā)展，可以說給電風(fēng)扇是一個(gè)朝陽行業(yè)，就目前為止還有很大的發(fā)展空間。當(dāng)然，隨著工業(yè)自動(dòng)化水平的提高，企業(yè)生產(chǎn)同時(shí)對(duì)電風(fēng)扇各方面的性能、自動(dòng)化程度和生產(chǎn)能力等提高了要求。目前電風(fēng)扇發(fā)展總趨勢(shì)是發(fā)展重點(diǎn)趨向于能耗低、自重輕、結(jié)構(gòu)緊湊、占地空間小、效率高、外觀造型適應(yīng)環(huán)境和操作人員心理需求。根據(jù)不同的應(yīng)用要求，發(fā)展了許多新穎獨(dú)特的電風(fēng)扇：聲控電風(fēng)扇、冷氣電風(fēng)扇、無噪聲電風(fēng)扇、燈頭電風(fēng)扇、四季電風(fēng)扇、火柴盒電風(fēng)扇、模糊微控電風(fēng)扇、防傷手指電風(fēng)扇。所以對(duì)搖頭裝置來說是個(gè)很大的挑戰(zhàn)和機(jī)遇。搖頭裝置向尖端發(fā)展，根據(jù)不同的要求設(shè)計(jì)搖頭裝置的性能：1過保險(xiǎn)機(jī)構(gòu)與主動(dòng)輪配合，當(dāng)出現(xiàn)過載時(shí)，主動(dòng)輪與過載保險(xiǎn)記過分離，由從動(dòng)輪不在轉(zhuǎn)動(dòng)，減少了磨損，故它不僅過載時(shí)，能防止從動(dòng)輪轉(zhuǎn)動(dòng)，而且減少從動(dòng)輪磨損，延長(zhǎng)了使用壽命；2人們?cè)缫哑谕褂脫u頭角度可調(diào)的電風(fēng)扇，但是不同程度存在結(jié)構(gòu)復(fù)雜、調(diào)節(jié)不便等缺點(diǎn)，至今未能廣泛應(yīng)用，即可搖頭角度調(diào)節(jié)，又可無極調(diào)節(jié)或分檔調(diào)節(jié)，調(diào)節(jié)范圍在0~120，是人們現(xiàn)在生活的需求。 第二章 電風(fēng)扇的總體設(shè)計(jì) 2.1傳動(dòng)方案擬定 2.1.1.主要的運(yùn)動(dòng)要求 1)風(fēng)扇左右擺動(dòng)和上下仰俯運(yùn)動(dòng)要協(xié)調(diào)一致，風(fēng)扇左右擺動(dòng)到兩端時(shí)，風(fēng)扇要快速回轉(zhuǎn)，即要有急回作用，行程速比系數(shù)要在1.025左右。 2)為了提高風(fēng)扇的使用效率，在工作行程時(shí)，擺動(dòng)速度要平穩(wěn)，運(yùn)動(dòng)到中間階段扇頭應(yīng)近似勻速運(yùn)動(dòng)。 3)曲柄轉(zhuǎn)速為，電風(fēng)扇擺角在95左右，仰角在20左右，機(jī)構(gòu)選型 表2.1 臺(tái)式電風(fēng)扇擺頭機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)數(shù)據(jù) 方案號(hào) 電風(fēng)扇搖擺轉(zhuǎn)動(dòng) 電風(fēng)扇仰俯轉(zhuǎn)動(dòng) 擺角ψ/( ) 急回系數(shù)K 仰角φ/( ) A 80 1.01 10 B 85 1.015 12 C 90 1.02 15 D 95 1.025 20 E 100 1.03 22 F 105 1.05 25 選擇方案F 2.1.2.功能分解 按工藝動(dòng)作可分為搖頭機(jī)構(gòu):控制電風(fēng)扇的左右擺動(dòng)， 搖頭機(jī)構(gòu)常見的搖頭機(jī)構(gòu)有杠桿式、滑板式和撳拔式等。電機(jī)通過齒輪和蝸輪、蝸桿的減速后以雙搖桿機(jī)構(gòu)的連桿作為主動(dòng)件，則其中一個(gè)連架桿的擺動(dòng)即實(shí)現(xiàn)風(fēng)扇的左右擺動(dòng)，機(jī)架可取80～90mm。 2.2總體傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) 方案一 搖頭電風(fēng)扇的左右擺動(dòng)：由電機(jī)經(jīng)帶轉(zhuǎn)動(dòng)后帶動(dòng)蝸輪蝸桿，再通過一級(jí)齒輪帶動(dòng)搖桿機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)左右擺動(dòng)。 方案二 搖頭電風(fēng)扇的左右擺動(dòng)：由電機(jī)經(jīng)帶轉(zhuǎn)動(dòng)后帶動(dòng)蝸輪蝸桿，直接通過蝸輪帶動(dòng)搖桿機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)左右擺動(dòng)。 方案三 搖頭電風(fēng)扇的左右擺動(dòng)：由電動(dòng)機(jī)經(jīng)齒輪傳動(dòng)后帶動(dòng)錐齒輪的高速旋轉(zhuǎn)，再通過一級(jí)齒輪帶動(dòng)搖桿機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)左右擺動(dòng)。 方案四 搖頭電風(fēng)扇的左右擺動(dòng)：由電動(dòng)機(jī)經(jīng)齒輪傳動(dòng)后帶動(dòng)錐齒輪的高速旋轉(zhuǎn)，直接帶動(dòng)搖桿機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)左右擺動(dòng)。 1）第一級(jí)減速機(jī)構(gòu)選用 圖2.1：錐齒輪減速機(jī)構(gòu) 圖.2.2：蝸桿減速機(jī)構(gòu) 由于蝸桿蝸輪嚙合齒輪間的相對(duì)滑動(dòng)速度較大,摩擦磨損大,傳動(dòng)效率較低,易出現(xiàn)發(fā)熱現(xiàn)象,常需要用較貴的減磨耐磨材料來制造蝸輪,制造精度要求高，刀具費(fèi)用昂貴，成本高,但其傳動(dòng)比大一班i=5~80,,傳動(dòng)平穩(wěn)，噪音低。錐齒輪可以用來傳遞兩相交的運(yùn)動(dòng)，相比蝸桿蝸輪成本較低。所以在此我們選蝸輪蝸桿，重要一點(diǎn)是他的傳動(dòng)比大，可以少用減速機(jī)構(gòu)，費(fèi)用也會(huì)相對(duì)降低。 2）搖頭機(jī)構(gòu)選用 圖1.3 方案一 圖1.4方案二 要實(shí)現(xiàn)扇頭的左右搖擺運(yùn)動(dòng)有很多種運(yùn)動(dòng)方式可以選擇,例如我們可以選用凸輪機(jī)構(gòu),多桿機(jī)構(gòu),滑塊機(jī)構(gòu)齒輪機(jī)構(gòu)等.但四桿機(jī)構(gòu)更容易制造,制造精度要求也不是很高,并且四桿機(jī)構(gòu)能實(shí)現(xiàn)擺幅也更廣更容易實(shí)現(xiàn),最重要的是它的制造成本比較低.所以首選四桿機(jī)構(gòu).從以上兩個(gè)簡(jiǎn)圖中我們不難看出方案一比方案二多了一個(gè)齒輪盤,由于連續(xù)本題目，加一級(jí)蝸輪蝸桿傳動(dòng)比還是過大，且搖桿的原動(dòng)點(diǎn)在齒輪的軸上運(yùn)動(dòng)比較平穩(wěn)點(diǎn)，所以選用方案一比較好. 所以選總體方案一，如圖1.5： 圖1表示電風(fēng)扇左右搖頭裝置的機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖，其傳動(dòng)部分由電動(dòng)機(jī)經(jīng)蝸桿和蝸輪傳動(dòng)，由此帶動(dòng)小齒輪，大齒輪運(yùn)動(dòng)，通過大齒輪帶動(dòng)連桿AB做周轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，連桿AB連接搖桿AD和BC，由四桿機(jī)構(gòu)AB—BC—CD—DA帶動(dòng)電風(fēng)扇左右擺動(dòng)； 圖1.5 2.3原動(dòng)件的選擇 已知電風(fēng)扇葉片直徑為300mm，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1450r/min. 2.3.1電動(dòng)機(jī)的額定參數(shù) a)額定單相電壓為220v,額定頻率為50Hz； b)優(yōu)先額定輸入功率（W）：30、35、40、50、60、70、90； c)優(yōu)先電動(dòng)機(jī)配套的扇葉直徑（mm）：200、230、250、300、400、450 d)電動(dòng)機(jī)在所配扇葉散熱條件下為連續(xù)工作制、 2.3.2電動(dòng)機(jī)的能效值要求 電動(dòng)機(jī)在額定運(yùn)行時(shí)的輸出功率應(yīng)符合表2的輸出風(fēng)量與表3的能效值要求。 表2.2功率因數(shù)的保證值 電動(dòng)機(jī)配套的扇葉直徑/mm 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速/ (r/min) 功率因數(shù)cos 電容運(yùn)轉(zhuǎn)異步電動(dòng)機(jī) 罩極異步電動(dòng)機(jī) 230 3000 0.85 0.57 3000 0.85 0.59 250 1500 0.85 --- 300 1500 0.85 --- 350 1500 0.85 --- 所以選定電風(fēng)扇電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為1500r/min 表2.3 電氣性能保證值的容差 序號(hào) 名 稱 容 差 1 功率因素 -（1-cos）/6 2.3.3符合噪音要求 電動(dòng)機(jī)在空載時(shí)的噪聲聲功率應(yīng)不大于表3定的值， 表2.4 電動(dòng)機(jī)噪音限值 扇片規(guī)格/min 噪聲聲功率/dB(A) 300 53 所以選電風(fēng)扇空載時(shí)的功率小于53W，但空載時(shí)的功率一般為額定功率的50%左右，所以選定電風(fēng)扇的額定功率為60W。 轉(zhuǎn)矩為 0.382(Nm) 2.4傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的計(jì)算和各級(jí)傳動(dòng)比的分配 具體分配傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)注意以下幾點(diǎn)： a. 各級(jí)傳動(dòng)的傳動(dòng)比最好在推薦范圍內(nèi)選取，對(duì)減速傳動(dòng)盡可能不超過其允許的最大值。 b. 應(yīng)注意使傳動(dòng)級(jí)數(shù)少﹑傳動(dòng)機(jī)構(gòu)數(shù)少﹑傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)單，以提高和減少精度的降低。 c. 應(yīng)使各級(jí)傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)﹑勻稱利于安裝，絕不能造成互相干涉。 d. 應(yīng)使傳動(dòng)裝置的外輪廓尺寸盡可能緊湊。 已知要求電扇電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速=1500r/min，電扇搖頭周期T=10s。電扇一分鐘轉(zhuǎn)次 由電風(fēng)扇搖頭周期為T=10s,求得大齒輪的轉(zhuǎn)速。 根據(jù)電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速=1500r/min及工作轉(zhuǎn)速,可得傳動(dòng)裝置所要求的總傳動(dòng)比 可得=243。從而設(shè)計(jì)齒輪間的傳動(dòng)比為4，渦輪渦桿的傳動(dòng)比為61。 4 2.5傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 計(jì)算 各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)時(shí)，先將傳動(dòng)裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號(hào)為電動(dòng)機(jī)軸、Ⅰ軸、Ⅱ軸…… 、…——相鄰兩軸的傳動(dòng)比輸出； 、…——相鄰兩軸的傳動(dòng)效率 、 …——各軸的輸入功率 （KW） 、 …——各軸的輸入轉(zhuǎn)矩(Nm) 、…——各軸的轉(zhuǎn)速（r/min） =4 =6 電機(jī)與主軸的傳動(dòng)效率分別為 =0.86 =0.98 各軸的輸出功率為 ==60(W) ==600.86=51.6(W) ==51.60.98=50.57(W) 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 首先 =9550=0.382 (Nm) 所以有 ==0.382610.86=20（Nm） ==19.740.98=77.22（Nm） 軸的轉(zhuǎn)速為 =1500(r/min) ==1500/60=25 (r/min) = ==25/4=6.25 (r/min) 第三章 轉(zhuǎn)動(dòng)零件的設(shè)計(jì) 3.1四桿構(gòu)設(shè)計(jì) 1)由速比系數(shù)K計(jì)算極位角θ。由式知 ， 其中K=1.05,求得=4.4 2)選擇合適的比例尺，作圖求搖桿的極限位置。取搖桿長(zhǎng)度lCD除以比例尺得圖中搖桿長(zhǎng)CD，以CD為半徑、任定點(diǎn)D為圓心、任定點(diǎn)C1為起點(diǎn)做弧C，使弧C所對(duì)應(yīng)的圓心角等于或大于最大擺角，連接D點(diǎn)和C1點(diǎn)的線段C1D為搖桿的一個(gè)極限位置，過D點(diǎn)作與C1D夾角等于最大擺角的射線交圓弧于C2點(diǎn)得搖桿的另一個(gè)極限位置C2D。如圖3.1 3)求曲柄鉸鏈中心。過C1點(diǎn)在D點(diǎn)同側(cè)作C1C2的垂線H，過C2點(diǎn)作與D點(diǎn)同側(cè)與直線段C1C2夾角為（900－θ）的直線J交直線H于點(diǎn)P，連接C2P，在直線段C2P上截取C2P/2得點(diǎn)O，以O(shè)點(diǎn)為圓點(diǎn)、OP為半徑，畫圓K ，在C1C2弧段以外在K上任取一點(diǎn)A為鉸鏈中心。 4)求曲柄和連桿的鉸鏈中心。連接A、C2點(diǎn)得直線段AC2為曲柄與連桿長(zhǎng)度之和，以A點(diǎn)為圓心、AC1為半徑作弧交AC2于點(diǎn)E，可以證明曲柄長(zhǎng)度AB = C2E/2，于是以A點(diǎn)為圓心、C2E/2為半徑畫弧交AC2于點(diǎn)B2為曲柄與連桿的鉸接中心。 圖3.1：按行程速比系數(shù)設(shè)計(jì)四桿機(jī)構(gòu) 5)計(jì)算各桿的實(shí)際長(zhǎng)度。分別量取圖中AB2、AD、B2C2的長(zhǎng)度，計(jì)算得： 曲柄長(zhǎng) lAB =AB2，連桿長(zhǎng) lBC =B2C2 ，機(jī)架長(zhǎng) lAD =AD。 設(shè)LCD=20mm 則LAB=15mm LBC=55mm LAD=55mm 6）由 可知：傳動(dòng)角最小 保證了機(jī)構(gòu)傳動(dòng)良好 采用轉(zhuǎn)機(jī)架法，最短桿AB與最長(zhǎng)桿的長(zhǎng)度之和小于其余兩桿的長(zhǎng)度之和，且以最短桿AB的對(duì)邊桿CD為機(jī)架,所構(gòu)成的機(jī)構(gòu)為雙搖桿機(jī)構(gòu)。 簡(jiǎn)化圖如圖3.2， 圖3.2 3.2蝸輪蝸桿設(shè)計(jì)(壽命5000h) 3.2.1蝸桿的設(shè)計(jì) 1)傳動(dòng)的類型，精度等級(jí)和材料 考慮到傳動(dòng)功率不大，傳速較低，選用ZA蝸桿傳動(dòng)，精度8c GB10089-1988。 蝸桿用滲碳鋼,表面淬火，硬度為45~50HRC；表面粗糙度。蝸輪輪緣 選用甲醛共聚高分子材料奪鋼（Duracon）鑄造。 2）選擇蝸桿、蝸輪的齒數(shù) 因?yàn)閭鲃?dòng)比i=61；參考16.5-5， 取。 3）確定許用應(yīng)力 由表16.5-24查得蝸桿齒面硬度、許用彎曲應(yīng)力。按圖16.5-2查得 在查圖16.5-3，采用噴油潤(rùn)滑，得=0.98。 輪齒應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60255000=7.2 查圖6.5-4得 4）接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) m 載荷系數(shù)取K=1.2 蝸輪軸的轉(zhuǎn)矩 T 代入上式 查表16.5-4，接近于m=42.2mm的是51.2 相應(yīng)m=1.6mm,d=20mm. 查表16.5-6，按i=61,m=1.6mm,dmm,其a=63mm,z=61,z=1,x=+0.125 蝸輪分度圓直徑d=1.661=97.6mm 導(dǎo)程角=4.57 5）求蝸輪的圓周速讀，并校核效率 實(shí)際傳動(dòng)比 i= 24.6r/min 蝸輪的圓周速度 0.13m/s 已知a= 63mm,m=1.6, =1, =61, =+0.125, =, =24.48mm , =100mm 。 則12.5 mm 取=40mm ==100mm 取=16mm 3.2.2校核蝸輪蝸輪的設(shè)計(jì) 1）蝸輪分度圓上的切向力（即蝸桿的軸向力） （1） ：蝸桿的軸向力 :蝸桿的徑向力 r：蝸桿的分度圓半徑,d=1.661=97.6mm T：作用于蝸桿上的扭矩, =0.382 (Nm) ：蝸桿節(jié)圓柱的升角,=4.57 ： :蝸桿和蝸輪之間的動(dòng)摩擦系數(shù)，當(dāng)金屬與“奪鋼”結(jié)合時(shí)，動(dòng)摩擦系數(shù)為 0.15 ：蝸桿的法向壓力,蝸桿的壓力角又分為端面壓力角和與軸向垂直的平面壓力角，他們的關(guān)系如下 tan=costan 的標(biāo)準(zhǔn)值為20， 所以=arctan(cos.tan) =arctan(cos4.57tan20)=20 = 求得 =9.09 求得 =0.16N 2）蝸輪的剪切強(qiáng)度 蝸輪的場(chǎng)合，造成齒斷裂的原因有兩種，及彎曲負(fù)載使齒斷裂和由于蝸桿的軸向力引起的齒斷裂。 蝸輪的剪切強(qiáng)度可以根據(jù)白金漢式來計(jì)算。 :許用剪切強(qiáng)度N（kgf） :許用剪切應(yīng)力Mpa(kgf/mm) A:輪的齒根的斷面積 運(yùn)用下式可以得到近似值 表3.2.1 壓力角 A 20 0.70. 這里，:節(jié)距 :齒根圓的弧長(zhǎng) = 這里，：蝸桿的分度圓直徑mm :輪的齒根高=0.368 2:輪兩邊的夾角（） (=1, =0.2) =/0.368=1.72/0.368=4.67 ===43 ==5.6 A=0.70.= N/mm =0.0382=0.456N =0.456N>=0.16N合理。 3.3直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì) 1）設(shè)計(jì)已知：齒數(shù)比i=3.9；小齒輪轉(zhuǎn)速n2=25r/min ；輸入功率P=50.1kw ；傳遞的轉(zhuǎn)矩T=20 Nm ；使用壽命5000h；連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)。由傳動(dòng)方案選用直齒齒輪傳動(dòng) 2）壓力角和齒數(shù)的選擇 選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪的壓力角，即 。 選小齒輪齒數(shù) ，則大齒輪齒數(shù)z=420=80 3）塑料制造齒輪是為了有效地利用塑料的耐磨損性，無潤(rùn)滑運(yùn)行及噪音小等優(yōu)點(diǎn)，塑料不但可以使產(chǎn)品輕量化，而且由于它是一次成型從而大大地降低生產(chǎn)成本。因此甲醛共聚高分子“奪鋼”(Duracon)材料可以用于制造齒輪，蝸輪。本兩個(gè)齒輪采用“奪鋼”制造。 4）根據(jù)路易斯工程式來設(shè)計(jì)齒根強(qiáng)度 假設(shè)在齒頂上受到法向負(fù)載時(shí)(路易斯方式的最壞狀態(tài)，在其齒根上產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力最大，但是，齒形系數(shù)一般為節(jié)點(diǎn)附近的值。 a)對(duì)于精度較高，特別是齒形已被修正過的齒輪來說，齒頂上受全負(fù)載的假設(shè)是不成立的。 b)不考慮半徑方向產(chǎn)生的作用與齒根上的剪切應(yīng)力。 c)不考慮轉(zhuǎn)角部分的應(yīng)力集中。 d)由拋物線和齒形的切點(diǎn)所引起的危險(xiǎn)斷面與實(shí)例是否一致還不能確定。另外i，也不易求出此點(diǎn)的齒厚。 e)沿著齒間100%的齒合，這是一種非常理想的狀態(tài)，但在實(shí)際中必須考慮加工誤差，齒間的有效度。 作用于齒上的切向負(fù)載，傳遞扭矩和傳遞馬力的切向負(fù)載P，傳動(dòng)扭矩T，用 （1）和（2）來表示。 （1） （2） 式中： ：彎曲應(yīng)力Mpa b:齒距mm :在節(jié)點(diǎn)附近的齒形系數(shù)，“標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)” 表3-3-1 齒形的系數(shù)“標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)”（在節(jié)點(diǎn)附近受到負(fù)載時(shí)的值） 14 20標(biāo)準(zhǔn) 20低齒 20 0.48 0.543 0.628 所以 =0.543 5)最大許用彎曲應(yīng)力 “奪鋼”齒輪的許用彎曲應(yīng)力取決于運(yùn)轉(zhuǎn)條件，它還隨齒（模數(shù)）的大小而變化。 這里，在圖2-2所示的標(biāo)準(zhǔn)條件下，以通過使用所得到的彎曲應(yīng)力為基礎(chǔ)，當(dāng)與運(yùn)轉(zhuǎn)條件不相同時(shí)，則可用(2)式來加以修正 (3) :使用狀態(tài)系數(shù)（參照表3-3-2） 表3-3-2使用狀態(tài)系數(shù) 負(fù)載的種類 一天的運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間 24小時(shí) 8~10小時(shí) 3小時(shí) 0.5小時(shí) 均一時(shí) 1.25 1.00 0.8 0.5 受到輕微沖擊時(shí) 1.50 1.25 1.00 0.8 受到中等沖擊時(shí) 1.75 1.5 1.25 1.00 受到大的沖擊時(shí) 2.00 1.75 1.50 1.25 電風(fēng)扇搖頭均一時(shí)，一天一般運(yùn)轉(zhuǎn)8~10個(gè)小時(shí)，可得 =1 ：從圖2-2上求得在標(biāo)準(zhǔn)條件下的最大彎曲許用應(yīng)力 Mpa 圖3.3.1 輪齒應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60255000=7.2 可得=1.4 ：溫度系數(shù) ：溫度系數(shù)在環(huán)境溫度較高的情況下必須對(duì)溫度進(jìn)行修正。由于與齒輪的動(dòng)態(tài)齒強(qiáng)度相關(guān)的平面彎曲疲勞強(qiáng)度的溫度特性和一般的靜態(tài)彎曲強(qiáng)度有著良好關(guān)系，故可以通過彎曲強(qiáng)度~溫度的關(guān)系來進(jìn)行修正。電風(fēng)扇在搖頭時(shí)由于受到摩擦加熱，溫度在60左右，根據(jù)圖2-2可求得 圖3.3.2 圖3.3.4“奪鋼”的彎曲強(qiáng)度的溫度依存性 可得=0.65 ：潤(rùn)滑系數(shù) 用潤(rùn)滑劑最初潤(rùn)滑時(shí)：=1 ：材質(zhì)系數(shù) 兩個(gè)齒輪都是塑料做的，所以是 “奪鋼”—“奪鋼”組合時(shí)： =0.75 :速度修正系數(shù) 圖3.3.3 齒輪圓柱速度(m/s) 小齒輪：可估計(jì)得=1.38；大齒輪: 可估計(jì)得=1.38 :材料強(qiáng)度的修正系數(shù) 表3.3.3材料強(qiáng)度的修正系數(shù) 品級(jí) M25 1.2 將以上值代入（3）式得： 大小齒輪的相等 圖3.3.4 根據(jù)最大許用彎曲應(yīng)力（）計(jì)算出最大許用扭矩（T）的計(jì)算圖表 由圖3.3.4得 =2N.m =8.8N.m =40mm,=160mm,b=6.24mm; m=b/=2; =/=40/20=2 =/=160/80=2 由于大小齒輪的模數(shù)要相等才能嚙合，m===2,所以設(shè)計(jì)合理。 6）、計(jì)算中心距； 7）、取 計(jì)算齒輪寬度； 為了補(bǔ)償齒輪軸向未知誤差，應(yīng)使小齒輪寬度大于大齒輪寬度，一般B1=B2+（5~10）mm 取B2=32,B1=38。 表3.3.4 直齒輪參數(shù)表 名稱 齒數(shù) 模數(shù) 分度圓 齒頂高 齒根高 齒頂圓 齒根圓 直齒輪4 80 2mm 160mm 2mm 2.5mm 164mm 155mm 直齒輪3 20 2mm 40mm 2mm 2.5mm 44mm 35mm 3.4軸的設(shè)計(jì)和校核計(jì)算 3.4.1I軸的設(shè)計(jì) 1)初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為Q235-A。根據(jù)表15-3，取=100，于是由以下公式得 ==100=2.7（mm） ,取17 mm. 2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐棍子軸承30203，其尺寸為dDT=15mm40mm8mm,用套筒進(jìn)行定位，套筒長(zhǎng)=3mm,同時(shí)軸的末端留下1mm長(zhǎng)，故=15mm；而=8+2-0.5-1=9.5mm； （2）滾動(dòng)軸承采用軸肩定位。由手冊(cè)上查得軸承30203型軸承的定位軸肩h=1.5mm,軸環(huán)寬度b1.4h=3因此，取=15+23=18mm, =3mm; （3)接電動(dòng)機(jī)，=7.9，=54，電動(dòng)機(jī)距離蝸輪10mm; （4)蝸輪寬度為40mm，可得mm; （5)取==15.8，取=16mm; （6）滾動(dòng)軸承采用軸肩定位。由手冊(cè)上查得軸承30203型軸承的定位軸肩h=1mm,軸環(huán)寬度b1.4h=3因此，取=15+23=17.8mm, =3mm; （7）由手冊(cè)上查得軸承30203型軸承,dB=16.88,軸與軸承的間隙 1mm，得16.8mm，=8-1=7mm； （8）=15.8mm,=43mm;采用套筒定位，套筒的厚度為1.1； （9）因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐棍子軸承30203，其尺寸為dDT=15mm40mm8mm,用套筒進(jìn)行定位，套筒長(zhǎng)=3mm,同時(shí)軸的末端留下1mm長(zhǎng)，故=15mm；而=8+3-0.5-1=9.5mm； （10）接風(fēng)扇葉，=14mm,=25.5.查表得接風(fēng)扇的鍵的公稱尺寸為bh=5mm5mm,長(zhǎng)度為L(zhǎng)=12mm，軸深度3mm，轂深度2.3mm。 此軸完成。 圖3.4.1.1 則箱體內(nèi)總長(zhǎng)度為 =187mm 則軸總長(zhǎng)度為 L=210.25 mm 3)軸上零件的周向定位 由的查表得平鍵的尺寸，鍵槽用鍵槽銑刀加工，滾動(dòng)軸承是由過渡配合來保證的，此處選用直徑公差為m6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端的倒角為145，各軸肩出的圓角半徑見圖圖4-1。 5）求軸上的載荷 （1）軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖和受力分析見圖4-2 （2）I軸上的功率=60W、轉(zhuǎn)速n=1500r/min、轉(zhuǎn)矩=0.382Nm，=20 Nm。 （3）蝸桿分度圓直徑為=40 mm，蝸輪的分度圓直徑=97.6 mm。 （4）求作用在齒輪上的力和彎矩 圓周力 =2/=20.382/40=0.0382（N） 軸向力 =2/=220/97.6=0.409（N） 徑向力 =tan20=0.149 tan20=0.149 (N) （5）對(duì)圖6-5b有 += -（+）=0 由圖 4-1知=82 mm , =96mm 把數(shù)據(jù)代如以上兩式求得 =0.019N =0.016N。 于是求得彎矩為 = =0.01982=1.62（Nmm） 所作彎矩圖見圖6-5c。 對(duì)圖6-5d有 += -（+）=0 把數(shù)據(jù)代入以上兩式求得 = 0.0745N =0.07 N ==0.049 （Nmm） 于是求得彎矩為 ==0.075482=6.33（Nmm） =-=5（Nmm） 所作彎矩圖見圖6-5e。 （6）求出軸的總彎矩 M===6.5（Nmm） 所作彎矩圖見圖4-2。 軸的扭矩= 0.382 Nm 載 荷 水 平 面 H 垂 直 面 V 反 支 力 F =0.019N , =0.016N = 0.0705N =0.07N 彎 矩 M = 1.62 Nmm = 6.33 Nmm = 5 Nmm 總 彎 矩 M= = 6.5 Nmm 扭 矩 T = 0.382 Nmm 所作彎矩圖見圖3.4.2 圖3.4.2 6）按彎扭組合校核軸的強(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C）的強(qiáng)度。根據(jù)[2]中公式15-5及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取， =0.5 由Q235-A查[2]表15-1得許用彎曲應(yīng)力 ，顯然＜，故安全。 7）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截面 只需校核VII左側(cè)即可。 （2）截面VII左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W=0.1d=0.115=390 mm 抗扭截面系數(shù) =0.2d=0.240=76 mm 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為 M=6.5=3（Nmm） 截面Ⅳ上的扭矩為 = 0.382 Nmm 截面上的彎曲應(yīng)力 ==3/390=0.01(MPa) 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =/=0.382/76=0.005（MPa） 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由表15-1查得=400Mpa,=170 Mpa ,=105Mpa。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因r/d=1.6/40=0.13，D/d= 45/40= 2.8，徑插值后查得 =1.42 =1.46 又由附圖3-1查得軸材料的敏性系數(shù)為 =0.82 =0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 =1+（-1）=1+0.82（1.42-1）=1.34 =1+（-1）=1+0.85（1.46-1）=1.39 又附圖3-2查得尺寸系數(shù)=1，由附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=1。 軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為 ==0.95。 周表面未經(jīng)硬化，即=1，軸的綜合系數(shù)為 =+-1=1.34/1+1/0.95-1=0.34 =+-1=1.39/1+1/0.95-1=0.44 又由3-1和3-2得碳鋼的特性系數(shù) =0.1~0.2， 取=0.1 =0.05~0.1，取=0.05 所以在截面Ⅳ左側(cè)的安全系數(shù)為 =/(+)=170/(0.340.1+0.10)=500 =/(+) =105/(0.440.005/2+0.050.005/2)=857 =/ =500857/=43>>1.5 故知其安全。 3.4.2軸的設(shè)計(jì) 1)初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為Q235-A。根據(jù)表15-3，取=100，于是由以下公式得 ==100=2.5（mm） ,取15mm. 2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐棍子軸承30203，其尺寸為dDT=15mm40mm8mm,用套筒進(jìn)行定位，套筒長(zhǎng)=50mm,齒輪下周的間隙為1mm,同時(shí)軸的末端留下1mm長(zhǎng)，故=15mm；而=8+50+1-1-0.5=57.5mm； （2）蝸輪寬度為16mm, 齒輪下軸的間隙為1mm，則=16-1=15mm,取安裝蝸輪處的軸段的直徑為=18mm,查表得鍵bh=44,長(zhǎng)度L=8mm,軸深3mm，轂深2.8； （3） 齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度為h>0.07d,故取h=2mm,,則軸環(huán)處的直徑=22mm，軸環(huán)寬度b1.4h,由于軸肩后面還要加個(gè)齒輪，厚度要加大點(diǎn)，取=3mm。 （4）齒輪寬度為38mm，齒輪下軸的間隙為1mm，則38-1=37mm，取安裝齒輪處的軸段的直徑=18mm，查表得鍵bh=66, 長(zhǎng)度L=14mm,軸深3mm，轂深2.8； （5）故選用單列圓錐滾子軸承30203，用套筒進(jìn)行定位，套筒長(zhǎng)=9mm,齒輪下周的間隙為1mm,同時(shí)軸的末端留下1mm長(zhǎng)，故==15mm；而=1+9+8-1-0.5=16.5mm； 此軸完成，軸點(diǎn)另一端接著電動(dòng)機(jī)的軸 則箱體內(nèi)總長(zhǎng)度為 =120mm 則軸總長(zhǎng)度為 L=129 mm 3）軸上零件的周向定位 為了保證齒輪與軸；配合有良好的對(duì)中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為，蝸輪與軸的配合為；滾動(dòng)軸承是由過渡配合來保證的，此處選用直徑公差為m6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端的倒角為145，各軸肩出的圓角半徑見圖圖4-3 圖3.4.3 3.4.3軸3設(shè)計(jì)： 1)初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為Q235-A。根據(jù)表15-3，取=100，于是由以下公式得 ==100=2.5（mm） ,取15mm. 2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承主要受有徑向力，故選用深溝球軸承6000，其尺寸為dDT=10mm26mm8mm,用套筒進(jìn)行定位套筒長(zhǎng)9mm，軸的末端留下1mm，齒輪間間隙為1mm，故=10mm；而=8+9-1+1=17mm； （2）齒輪寬度為38mm, 齒輪下軸的間隙為1mm，則=38-1=37mm,低直徑為=12mm；查表得鍵bh=44, 長(zhǎng)度L=14mm,軸深2.5mm，轂深1.8； （3) 齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度為h>0.07d,故取h=2.75mm,,則軸環(huán)處的直徑=17.5mm，軸環(huán)寬度b1.4h,=4mm； （4) 22mm，=12mm； 5)此處為曲軸，適用范圍為: 8d/r27; -0.3s/d0.3; 1.33b/d2.1; 0.36t/d0.56; 由于d==12mm;可求得r,s,b,t,的范圍； 取r=1mm,s=2mm,b=20mm,t=5mm;取LP=5mm; 則=5+5+5=15mm; （5）由于軸3和軸2的位置要相對(duì)稱可得=12mm, =28mm; （6）因軸承主要受有徑向力，故dDT=10mm26mm8mm，軸后留1mm的空隙，故=10mm,=8-1=7mm. 此軸完成 3）軸上零件的周向定位 為了保證齒輪與軸；配合有良好的對(duì)中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為，滾動(dòng)軸承是由過渡配合來保證的，此處選用直徑公差為m6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端的倒角為145，各軸肩出的圓角半徑見圖圖4.3.4； 圖4.3.4 3.5軸承壽命的驗(yàn)算 3.5.1Ⅰ軸上軸承的壽命驗(yàn)算 1）軸上只受到徑向載荷 徑向載荷 = ==0.12（N） = ==0.11（N） 取=0.12N 2）軸承的內(nèi)部軸向力為 S=/2Y 查表20.3-6中得Y=0.4cot15=0.1（15為圓柱的傾斜度） 得S=0.6N 3)驗(yàn)算軸承的壽命 所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算，所選用的軸承為30203，由表13-2查得基本額定動(dòng)載荷C=20.8kN。 =3.510>=50000 3600=1.810 故所選軸承滿足壽命要求。 3.5.2II軸上軸承的壽命驗(yàn)算 軸承2的受力比軸承1的受力稍微大點(diǎn)，仍然可選用軸承30203 軸2上的受力稍微比軸1大一點(diǎn)，但是它的轉(zhuǎn)速比較低，用軸1的方法預(yù)算得軸承2壽命遠(yuǎn)比軸1的大，所以可選軸承滿足壽命要求。 3.5.3Ⅲ軸上軸承的壽命驗(yàn)算 軸承3所受到的軸向力為==tan =0.96N 所以其當(dāng)量動(dòng)載荷為 ==0.96N 所以選用的軸承為6000，由表13-2查得基本額定動(dòng)載荷C=4.58kN。 =13.510>=50003600=1.810 故所選軸承滿足壽命要求。 3.5鍵強(qiáng)度的校核計(jì)算 由前面可得各軸的扭矩 =9550=0.382 (Nm) ==0.382610.86=20（Nm） ==19.740.98=77.22（Nm） 3.61Ⅰ軸上鍵的選擇 Ⅰ軸上所選用的鍵的截面尺寸為bh=5 mm5 mm，長(zhǎng)度L為12mm。鍵、軸和輪轂的材料都是乙縮醛，由查得許用加壓應(yīng)力=100~120MPa，取其最大值，=120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度為l=L-b=12-5=7 (mm),鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.55=2.5（mm）鍵的工作長(zhǎng)度為l=L-b=12-5=7(mm),于是有 == =4MPa<=120MPa 故所選的鍵符合強(qiáng)度要求。 3.6.2Ⅱ軸上鍵的選擇 Ⅱ軸上蝸輪定位的鍵為bh=4 mm4 mm，長(zhǎng)度L=8mm,工作長(zhǎng)度為l=L-b=8-4=4。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.58=4 (mm) ,于是有 ===98(MPa) <=120MPa 故所選的鍵符合強(qiáng)度要求。 II軸上小齒輪上定位的鍵為bh=6mm6mm，長(zhǎng)度L=14mm。工作長(zhǎng)度為l=L-b=14-6=8mm。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.56=3.0(mm)，于是有 == = 92(MPa)<=120MPa 故可知兩個(gè)鍵都符合強(qiáng)度要求。 3.63Ⅱ軸上鍵的選擇 Ⅱ軸上大齒輪定位的鍵為bh=4 mm4 mm，長(zhǎng)度L=14mm,工作長(zhǎng)度為l=L-b=14-4=10。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.54=2 (mm) ,于是有 ===99(MPa) <=120MPa 故所選的鍵符合強(qiáng)度要求。 第四章 減速器箱體及附件的設(shè)計(jì) 4.1箱體設(shè)計(jì) 4.1.1箱體的主要尺寸如下 箱座壁厚 2 mm 箱蓋壁厚 2mm 軸承蓋螺釘直徑、個(gè)數(shù) 3mm、43 箱蓋和箱座連接螺栓直徑、個(gè)數(shù) 5mm 4個(gè) 大小齒輪分別距上、右兩面的距離l1l2 92mm67mm 蝸桿距在前后，左右面的中心 外箱壁至外凸緣距離 2mm 內(nèi)壁至內(nèi)凸緣距離 10 mm 左右兩面倒圓角直徑 120 mm 箱蓋和箱座連接凸臺(tái)長(zhǎng)、厚 10mm5mm 缺口RL 60 mm67mm 箱蓋和箱座連接螺孔分別對(duì)外表面距離 5mm5mm 大軸承蓋螺釘孔對(duì)其孔軸的距離 20mm 小軸承蓋螺釘孔對(duì)其孔軸的距離 15mm 4.1.2潤(rùn)滑 用潤(rùn)滑油最初潤(rùn)滑。 4.2附件的設(shè)計(jì) 一個(gè)底盤，直徑300mm，錐度為160 下支撐管=20mm70mm 控制器abc=50mm36mm63mm 上支撐管=20mm100mm 支撐板xyz=40mm130mm5mm,支撐板上一螺釘孔距離左前兩邊的距離為8mm31mm，另一孔距離左前兩邊距離為28mm30mm 總結(jié) 這次設(shè)計(jì)經(jīng)歷了一個(gè)多星期，在這段時(shí)間里是我各個(gè)方面都得到了訓(xùn)練，對(duì)機(jī)械原理了解的跟深入了，使我們的閱歷增加了很多。擺脫了我們以往只能在書本上學(xué)習(xí)的范疇而是自己親手設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn)出來的。 這次設(shè)計(jì)使我們明白想要做好課程設(shè)計(jì)必須要有深厚的基礎(chǔ)，不然做起倆真是很麻煩，設(shè)計(jì)剛開始時(shí)因?yàn)榛A(chǔ)不牢固我們走了很多的彎路，這次設(shè)計(jì)過成功后，我仿佛經(jīng)過一次長(zhǎng)途旅程到達(dá)終點(diǎn)，感覺眼前一亮，特別的舒服啊。這次設(shè)計(jì)讓我明白干任何事都要有耐心，要仔細(xì)，課程設(shè)計(jì)有很多次讓我感到心煩，但我們還是堅(jiān)持下來了。 短短一周課程設(shè)計(jì)，使我發(fā)現(xiàn)了自己所掌握的知識(shí)是真正如此的缺乏，自己綜合應(yīng)用所學(xué)的專業(yè)知識(shí)能力是如此的不足，以后我會(huì)更加努力的學(xué)習(xí)的。機(jī)械原理課程設(shè)計(jì)是使我們較全面系統(tǒng)的掌握和深化機(jī)械原理課程的基本原理和方法的重要環(huán)節(jié)，是培養(yǎng)我們學(xué)生機(jī)械運(yùn)動(dòng)方案設(shè)計(jì)創(chuàng)新設(shè)計(jì)和應(yīng)用計(jì)算機(jī)對(duì)工程實(shí)際中各種機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析和設(shè)計(jì)能力的一門課程。 經(jīng)過這幾天設(shè)計(jì)的學(xué)習(xí)，讓我們初步了解了機(jī)械設(shè)計(jì)的全過程，可以初步的進(jìn)行機(jī)構(gòu)選型組合和確定運(yùn)動(dòng)方案；使我們將機(jī)械原理課程各章的理論和方法融會(huì)貫通起來，進(jìn)一步鞏固和加深了所學(xué)的理論知識(shí) ；并對(duì)動(dòng)力分析與設(shè)計(jì)有了一個(gè)較完整的概念；提高了運(yùn)算繪圖遺跡運(yùn)用計(jì)算機(jī)和技術(shù)資料的能力；培養(yǎng)了我們學(xué)生綜合運(yùn)用所學(xué)知識(shí)，理論聯(lián)系實(shí)際，獨(dú)立思考羽分析問題的能力和創(chuàng)新能力。 在這幾天的機(jī)械設(shè)計(jì)中，我們深感自己的不足，認(rèn)識(shí)到了理論與實(shí)際之間的差別，只有理論與實(shí)際相結(jié)合，充分發(fā)展多動(dòng)手，多加進(jìn)行鍛煉，才能終有所得。 機(jī)械原理課程設(shè)計(jì)結(jié)合一種簡(jiǎn)單機(jī)器進(jìn)行機(jī)器功能分析、工藝動(dòng)作確定、執(zhí)行機(jī)構(gòu)選擇、機(jī)械運(yùn)動(dòng)方案評(píng)定、機(jī)構(gòu)尺寸綜合、機(jī)械運(yùn)動(dòng)方案設(shè)計(jì)等，使我們學(xué)生通過一臺(tái)機(jī)器的完整的運(yùn)動(dòng)方案設(shè)計(jì)過程，進(jìn)一步鞏固、掌握并初步運(yùn)用機(jī)械原理的知識(shí)和理論，對(duì)分析、運(yùn)算、繪圖、文字表達(dá)及技術(shù)資料查詢等諸方面的獨(dú)立工作能力進(jìn)行初步的訓(xùn)練，培養(yǎng)理論與實(shí)際相結(jié)合、應(yīng)用計(jì)算機(jī)完成機(jī)構(gòu)分析和設(shè)計(jì)的能力，更為重要的是培養(yǎng)開發(fā)和創(chuàng)新能力。機(jī)械原理課程設(shè)計(jì)在機(jī)械類學(xué)生的知識(shí)體系訓(xùn)練中，具有不可替代的重要作用。 參考文獻(xiàn) [1] 申永勝主編.機(jī)械原理教程[M]..北京：清華大學(xué)出版社，1998 [2] 濮良貴 紀(jì)名剛 主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)[M]. 北京：高等教育出版社， 2003.5 : [3] 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