紅棗去核機的設計說明書

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1、黑 黑 黑 黑 目 錄黑 黑 黑 摘 要 1 1 前言 黑 2 2 紅棗去核機的方案設計黑 3 2.1 執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計黑 3 2.1.1 紅棗去核機的功能黑 3 2.1.2 紅棗去核機的原始數(shù)據(jù)和設計要求黑 3 2.1.3 工藝動作分解黑 3 2.1.4 沖針往復直線運動的實現(xiàn)機構(gòu)黑 4 2.1.5 旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動的實現(xiàn)機構(gòu)黑 4 2.1.6 執(zhí)行機構(gòu)的協(xié)調(diào)設計黑 4 2.1.7 機構(gòu)運動循環(huán)圖的設計黑 4 2.1.8 機械運動方案的選擇和評定黑 5 2.2 傳動系統(tǒng)的方案設計黑 5 2.2.1 初選原動機黑 5

2、 2.2.2 擬定傳動系統(tǒng)方案黑 6 2.2.3 機械運動簡圖黑 6 3 傳動裝置的總體設計黑 6 3.1 選擇電動機黑 6 3.1.1 電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式黑 6 3.1.2 確定電動機容量黑 7 3.1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速黑 7 3.2 確定傳動裝置的傳動比黑 7 3.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)黑 7 3.3.1 各軸的轉(zhuǎn)速黑 8 3.3.2 各軸的輸入功率黑 8 3.3.3 各軸的轉(zhuǎn)矩黑 8 4 傳動零件的設計計算黑 8 4.1 普通V帶傳動的設計計算黑 8 4.2 直齒圓錐齒輪傳動設計計算黑 10 4.2.1 選擇齒輪

3、類型、精度等級、材料及齒數(shù)黑 10 4.2.2 按齒面接觸強度設計黑 10 4.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計黑 11 4.2.4幾何尺寸的計算黑 12 4.2.5 結(jié)構(gòu)設計及繪制零件圖黑 12 4.3 聯(lián)軸器的選擇黑 13 4.3.1 選擇聯(lián)軸器的類型和型號黑 13 5 執(zhí)行機構(gòu)的設計計算黑 13 5.1 沖壓機構(gòu)的設計計算黑 13 5.1.1 沖壓機構(gòu)的選型黑 13 5.1.2 擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)中心距a的確定黑 14 5.1.3 擺動從動件運動規(guī)律的選擇黑 14 5.1.4 圓柱凸輪中徑Dˊ的確定黑 15 5.1.5 圓柱凸輪轉(zhuǎn)向與擺

4、動推桿位置的凸輪廓線方程黑 16 5.1.6 輪廓線的曲率半徑黑 16 5.1.7 滾子半徑rT的確定黑 16 5.2 間歇運動機構(gòu)的設計計算黑 17 5.2.1 間歇運動機構(gòu)的選型黑 17 5.2.2 槽輪機構(gòu)的幾何尺寸計算黑 17 6 軸系零件的設計計算黑 18 6.1 軸Ⅰ的結(jié)構(gòu)尺寸設計黑 18 6.1.1 初步確定最小直徑黑 18 6.1.2 擬定軸上零件的裝配方案黑 18 6.1.3 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度黑 19 6.1.4 軸上零件的周向定位黑 19 6.1.5 確定軸上的圓角和倒角尺寸黑 19 6.1.6 校

5、核軸I的強度黑 20 黑 23 6.2 滾動軸承的選擇及計算黑 23 6.2.1 求兩軸承受到的徑向載荷黑 23 6.2.2 求兩軸承的軸向力黑 24 6.2.3 求軸承的當量動載荷黑 24 6.2.4 驗算軸承的壽命黑 25 6.3 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算黑 27 6.3.1 軸I帶輪與軸配合處鍵的選擇及校核計算黑 27 6.3.2 軸I齒輪與軸配合處鍵的選擇及校核計算黑 27 7 潤滑與密封黑 28 7.1 直齒圓錐齒輪傳動的潤滑黑 28 7.2 軸伸出端的密封黑 28 8 設計總結(jié)黑 28 參考文獻黑 29 致 謝黑 30 黑

6、 黑 黑 黑 紅棗去核機的設計黑 學 生：王鵬強黑 指導老師：高英武黑 (湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院，長沙 410128)黑 黑 摘 要：核果類水果去核作業(yè)是一項十分重要的前處理工序在水果加工工業(yè)中。近年來，隨著人民生活水平的不斷提高，勞動力費用在加工作業(yè)成本中所占的比例越來越高，人們對食品質(zhì)量的要求也越來越嚴格。因此，開發(fā)性能優(yōu)良的去核機及其它前處理設備是形勢所需。黑 本文的主要內(nèi)容有：⑴根據(jù)工藝動作順序和協(xié)調(diào)要求擬定運動循環(huán)圖； ⑵進行沖壓機構(gòu)和間歇運動機構(gòu)的選型；⑶機械運動方案的選擇與評定；⑷對機械傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構(gòu)進行運動尺寸計算。黑 關鍵詞：去核機

7、；方案設計；執(zhí)行系統(tǒng)；傳動系統(tǒng)； 黑 黑 Design of Machine For Removing Cores Of Jujube黑 Student: Wang Pengqiang黑 Tutor: Gao Yingwu黑 (College of Orient Science and Technology, Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China)黑 黑 Abstract: That core fruit gets rid of c

8、ore school assignment is very important going forward handles working procedure in fruit processing industry. Ceaseless rise in recent years, living standard with the people he proportion that labor force cost takes up in the cost processing school assignment is more and more high, demand of the peo

9、ple to food mass is also more and more strict. That the core machine therefore, developing high performance going to and their front sells equipment at reduced price is that circumstances is required.黑 That the main body of a book main part designs a mission is: ⑴demands to design motion circul

10、ation picture according to handicraft action order and coordination; ⑵carries out the selections type stamping organization and intermittence motion organization; ⑶mechanical movement schemes choice appraising. The dimension carrying out motion calculates; ⑷pair of mechanical drive system and actuat

11、ing mechanism.黑 Key words: conceptual design; executive system; drive system; 黑 黑 1 前言 黑 我國盛產(chǎn)紅棗，紅棗營養(yǎng)豐富，是我國人民喜愛的食物。在紅棗生產(chǎn)旺季農(nóng)民把紅棗制成罐頭、飲料。由于紅棗有核，影響口感 。如果能用機械去紅棗核，可以大大提高紅棗生產(chǎn)的附加值，增加農(nóng)民的收入，設計紅棗去核機具有重要意義。黑 核果類水果主要是指桃、杏、李、山植、紅棗及橄欖等.它們在水果總產(chǎn)量中占有較大比例。以它們?yōu)樵希庸こ娠嬃?、罐頭、果

12、脯及果干制品時，去核作業(yè)是一項十分重要的前處理工序。以往，主要采用人工作業(yè)，不僅占用大量的勞力，勞動強度大，生產(chǎn)效率低，且產(chǎn)品質(zhì)量難以控制。因此，實行水果去核的機械化作業(yè)是一種必然的發(fā)展趨勢。國外60年代就著手去核機的研制。80年代初，美國、意大利和荷蘭等國已相繼出現(xiàn)了桃去核機、橄欖去核機等.去核工序基本上實現(xiàn)了機械化.我國是從80年代后期開始著手對去核機進行研制的，并陸續(xù)推出一些產(chǎn)品。由于一些問題尚未真正解決，因此，真正在生產(chǎn)中推廣應用的并不多，在眾多的果品加工廠中，去核作業(yè)至今基本上仍依靠手工或者十分簡陋的工具完成。近年來，隨著人民生活水平的不斷提高，人們對食品質(zhì)量的要求也越來越嚴格，生產(chǎn)

13、廠家也意識到，前處理工序?qū)Ξa(chǎn)品質(zhì)量有著不可忽視的影響，各廠家紛紛尋找合適的前處理設備，由于許多前處理設備在國內(nèi)尚屬空白，例如桃去核機等，故用戶的需求難以滿足。因此，開發(fā)性能優(yōu)良的去核機及其它前處理設備是形勢所需。黑 2 紅棗去核機的方案設計黑 2.1 執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計黑 機械執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計是機械系統(tǒng)總體方案設計的核心，它對機械能否實現(xiàn)預期的功能、性能的優(yōu)勢、經(jīng)濟效益的好壞都起著決定性的作用。黑 2.1.1 紅棗去核機的功能黑 紅棗去核機是將沖針的往復直線運動及旋轉(zhuǎn)盤工作臺的間歇轉(zhuǎn)動來完成連續(xù)去核作業(yè)處理，其總功能可分解為送料、沖核、退回、沖棗四個分功能。黑 2.1.2

14、 紅棗去核機的原始數(shù)據(jù)和設計要求黑 ⑴加工紅棗直徑為15mm～20mm黑 ⑵紅棗去核時沖針壓力最大可達3KN，黑 ⑶要求沖針自上向下運動前，旋轉(zhuǎn)盤做一次間歇轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)角為90o黑 ⑷紅棗去核機使用壽命10年，每日一班制工作，載荷有輕微沖擊。黑 2.1.3 工藝動作分解黑 根據(jù)上訴分析，紅棗去核機要求完成的工藝動作有以下幾個動作。黑 ⑴ 加料：這一動作可利用人工加料。黑 ⑵沖制：其工藝動作可分為沖核和沖棗，要求沖針自上向下運動前，旋轉(zhuǎn)盤做一次間歇運動，轉(zhuǎn)動角度為90o黑 ⑶旋轉(zhuǎn)盤間歇運動：以完成送料、沖核、沖棗三個工位的轉(zhuǎn)換。黑 2.1.4 沖針往復直線運動的實現(xiàn)機構(gòu)黑

15、選擇電動機為動力源，此機構(gòu)是具有將連續(xù)的回轉(zhuǎn)運動變換為往復直線運動的功能。實現(xiàn)該功能的各機構(gòu)比較如下：黑 ⑴擺動從動件圓柱凸輪：,凸輪具有易設計的優(yōu)點,它還能準確有效地預測所產(chǎn)生運動的基本趨勢、工作行為、結(jié)構(gòu)和壽命等，具有良好的運動性能和動力性能。黑 ⑵對心曲柄滑塊機構(gòu)：這種低副機構(gòu)具有良好的動力特性和運動特性、運動副幾何封閉、制造簡單等優(yōu)點。黑 ⑶偏置曲柄滑塊機構(gòu)：與對心曲柄滑塊機構(gòu)相比較，具有曾力、急回特性等優(yōu)點。黑 2.1.5 旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動的實現(xiàn)機構(gòu)黑 棘輪機構(gòu)、槽輪機構(gòu)、不完全齒輪機構(gòu)均可實現(xiàn)間歇運動。由于旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動速度要求低速，且需要精確地轉(zhuǎn)位，故選用槽輪機構(gòu)。黑

16、 2.1.6 執(zhí)行機構(gòu)的協(xié)調(diào)設計黑 紅棗去核機由減速傳動裝置、沖壓機構(gòu)、間歇運動機構(gòu)組成。在送料期間，沖針不能壓到旋轉(zhuǎn)盤，顯然，沖針自上向下運動前，旋轉(zhuǎn)盤做一次間歇轉(zhuǎn)動，所以沖針與旋轉(zhuǎn)盤之間的運動，在時間順序和空間位置上有嚴格的協(xié)調(diào)配合要求。黑 2.1.7 機構(gòu)運動循環(huán)圖的設計黑 對于紅棗去核機的運動循環(huán)圖主要是確定沖針、旋轉(zhuǎn)盤二個執(zhí)行構(gòu)件的先后順序、相位，以利于對各執(zhí)行構(gòu)件的設計。其紅棗去核機一個工作循環(huán)的工作過程如圖1所示。 黑 為了保證機器在工作時其各執(zhí)行構(gòu)件間動作的協(xié)調(diào)配合關系，在設計機器時應編制出表明機器在一個運

17、動循環(huán)中各執(zhí)行構(gòu)件運動關系的運動循環(huán)圖。表1表示紅棗去核機二個執(zhí)行構(gòu)件的運動循環(huán)圖，沖針和旋轉(zhuǎn)盤都由工作行程和回程兩部分組成，設每轉(zhuǎn)一周為一個運動周期，其沖針的工作行程為0o～180o，回程為180o～360o，即一個運動周期做一次上下移動；旋轉(zhuǎn)盤的工作行程在沖針的回程后半段和工作行程的前半段完成，工作旋轉(zhuǎn)盤由軸4帶動，通過槽輪機構(gòu)做間歇轉(zhuǎn)位運動，轉(zhuǎn)位過程對應于軸4轉(zhuǎn)過90o，停歇過程對應于軸4轉(zhuǎn)過270o。黑 圖1 紅棗去核機的工作過程黑 Fig.1 The work to machine for removing cores of jujube黑 表1 執(zhí)行構(gòu)件運動循環(huán)圖黑

18、Table.1 Cycle chart of executive motion黑 沖針黑 工作行程 回程黑 旋轉(zhuǎn)盤黑 停止 進給黑 主軸轉(zhuǎn)角0o 黑 90o 180o 270o 360o 黑 2.1.8 機械運動方案的選擇和評定黑 現(xiàn)在可以按給定條件、各執(zhí)行機構(gòu)的

19、相容性和盡量使機構(gòu)簡單、空間布局緊湊等要求來選擇方案，由此可選擇兩個結(jié)構(gòu)比較簡單的方案。黑 方案1：沖壓機構(gòu)為偏置曲柄滑塊機構(gòu)，旋轉(zhuǎn)盤間歇機構(gòu)為棘輪機構(gòu)。黑 方案2：沖壓機構(gòu)為擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)，旋轉(zhuǎn)盤間歇機構(gòu)為槽輪機構(gòu)。黑 評定：偏置曲柄滑塊機構(gòu)的往復直線運動具有增力、急回特性等功能，但方案2具有易設計及機械效率高等優(yōu)點，故最后選擇方案2為紅棗去核機的機械運動方案。黑 2.2 傳動系統(tǒng)的方案設計黑 2.2.1 初選原動機黑 根據(jù)紅棗去核機的工作情況和原動機的選擇原則，初選三相異步電動機為原動機，額定轉(zhuǎn)速為n=750r/min。因額定功率需在力分析后確定，故電動機的具體型號

20、待定。黑 2.2.2 擬定傳動系統(tǒng)方案黑 根據(jù)執(zhí)行系統(tǒng)的工況和初選原動機的工況及要實現(xiàn)的總傳動比，擬選用帶傳動機構(gòu)和一級圓錐齒輪傳動組成紅棗去核機的傳動系統(tǒng)。黑 2.2.3 機械運動簡圖黑 按已選定的兩個執(zhí)行機構(gòu)形式及機械傳動系統(tǒng)，畫出紅棗去核機的機械運動簡圖。如圖2所示，其工作原理為：電動機經(jīng)過減速傳動裝置（帶輪傳動）帶動執(zhí)行機構(gòu)（擺動從動件圓柱凸輪、間歇運動機構(gòu)），完成沖針的往復直線運動和旋轉(zhuǎn)盤工作臺的間歇轉(zhuǎn)動。紅棗去核機工作時，沖針由擺動從動件帶動下行，沖針進行去核，稱為工作行程，工作阻力F為常數(shù)；沖針上行時，即為空回行程，此行程無工作阻力，在空回行程中，通過帶輪→圓錐齒輪→

21、槽輪機構(gòu)，槽輪機構(gòu)帶動旋轉(zhuǎn)盤工作臺做一次進給運動，即送料，以便沖針繼續(xù)沖核、沖棗。黑 圖2 機械運動簡圖黑 Fig.2 Diagram of mechanical thumbs黑 3 傳動裝置的總體設計黑 3.1 選擇電動機黑 3.1.1 電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式黑 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y(IP44)系列三相異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。黑 3.1.2 確定電動機容量黑 ⑴沖針的輸出功率PW黑 根據(jù)設計要求和原始數(shù)據(jù)及實驗分析可知：F=2500N，設定沖針的速度為0.7m/s，則沖針的輸出功率為：PW===1.77KW黑 ⑵電動機的輸出功率Pd黑

22、 傳動裝置的總效率：η=η1η23η3η4η52黑 式中，η1，η2，η3，η4，η5為電動機至沖針的各傳動機構(gòu)的效率；由機械設計課程設計手冊：表1-7查得：V帶傳動：η1=0.96，滾子軸承η2=0.98，錐齒輪傳動η3=0.95，齒式聯(lián)軸器η4=0.99，槽摩擦輪傳動η5=0.89，黑 故η=η1η23η3η4η52=0.96ⅹ0.983ⅹ0.95ⅹ0.99ⅹ0.892=0.666黑 黑 所以Pd===2.66KW黑 ⑶電動機的額定功率Ped黑 由機械設計手冊表12-1選取電動機的額定功率為Ped=3KW黑 3.1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速黑 為了便于選擇電動機的轉(zhuǎn)速，先推算電

23、動機轉(zhuǎn)速的可選范圍，V帶輪傳動常用傳動比范圍i=2～5，則電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=284～710r/min，可見同步轉(zhuǎn)速750r/min的電動機符合。黑 表2 Y132M-8型電動機的主要性能黑 Table.2 Main performance of the motors黑 電動機型號黑 額定功率（KW）電動機同步轉(zhuǎn)速（r/min）電動機滿載轉(zhuǎn)速（r/min）傳動裝置傳動比黑 YS132-8 黑 3 750 710 5

24、 黑 3.2 確定傳動裝置的傳動比黑 總傳動比id==5黑 3.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)黑 3.3.1 各軸的轉(zhuǎn)速黑 電動機軸為0軸，各轉(zhuǎn)速為黑 n0=710r/min黑 nⅠ=nⅡ=710/i=142r/min黑 3.3.2 各軸的輸入功率黑 按電動機的額定功率計算各軸輸入功率：黑 P0=Ped=3KW黑 PⅠ= P0?η1=3ⅹ0.96=2.88KW黑 PⅡ= PⅠη23η3=2.88ⅹ0.983ⅹ0.95=2.63KW黑 PⅢ= PⅡⅹη4=2.63ⅹ0.99=2.55KW黑 3.3.3 各軸的轉(zhuǎn)矩黑

25、T0=9550ⅹP0/n0=9550ⅹ3/710=40.35N?m黑 TⅠ=9550ⅹPⅠ/nⅠ=9550ⅹ2.88/142=193.69N?m黑 TⅡ=9550ⅹPⅡ/nⅡ=9550ⅹ2.63/142=176.88N?m黑 TⅢ=9550ⅹPⅢ/nⅢ=9550ⅹ2.55/142=171.5N?m黑 4 傳動零件的設計計算黑 4.1 普通V帶傳動的設計計算黑 ⑴確定計算功率：黑 由機械設計手冊表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故黑 Pca=P?KA=1.1ⅹ3=3.3KW黑 ⑵ 選取窄V帶帶型黑 根據(jù)Pca、nⅠ由圖8-11確定選用A型黑 ⑶ 確定帶輪的基準直徑

26、黑 由表8-6和8-8取主動輪基準直徑dd1=80mm黑 根據(jù)式8-15，從動輪基準直徑dd2黑 dd2=i?dd1=5ⅹ80=400mm黑 按式8-13驗算帶的速度：黑 V==2.97m/s30m/s黑 故帶的速度合適黑 ⑷ 確定窄V帶的基準長度和傳動中心距黑 根據(jù)0.7(dd1+ dd2)≤a0≤2(dd1+ dd2)，初步確定中心距a0=650mm黑 根據(jù)式8-22計算帶所需要的基準長度：黑 Ld′= 2a0+(dd1+ dd2)+=2ⅹ650+(400+80)+=2093mm黑 由表8-2選帶的基準長度：Ld=2000mm黑 按式8-23計算實際中心距a黑 a

27、=650+=604黑 ⑸驗算主動輪上的包角α1黑 由式8-25得黑 α1=180o-(dd2 -dd1)ⅹ57.3o/α=149.6o>90o黑 故主動輪上的包角合適黑 ⑹計算窄V帶的根數(shù)：黑 由式8-26知：黑 Z= 黑 由nⅠ=710r/min，dd1=71mm查表8-4a和表8-4b得黑 P0=0.4KW P0=0.09黑 查表8-5得Kα=0.92，查表8-2得KL=1.03黑 則Z==7.1黑 取Z=7根黑 ⑺計算預緊力F0黑 由式8-27知F0=500黑 由表8-3得q=0.1kg/m，故黑 F0=500 黑 ⑻計算作用在軸上的壓軸力FP黑

28、由式8-28得：黑 FP=2Z F0=2ⅹ7ⅹ135.8=1835N黑 ⑼帶輪的結(jié)構(gòu)設計黑 由于d≤500mm，適宜采用腹板式結(jié)構(gòu)，繪制帶輪的零件圖如圖3所示：黑 圖3 帶輪零件圖黑 Fig.3 pulley parts of the map黑 4.2 直齒圓錐齒輪傳動設計計算黑 4.2.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)黑 ⑴按圖所示的傳動方案，選用標準直齒圓錐齒輪傳動黑 ⑵精度等級選7級精度黑 ⑶材料選擇：選兩齒輪均為45鋼（調(diào)制處理），硬度為240HBS。黑 ⑷選齒輪齒數(shù)Z1=Z2=30黑 ⑸選取分度圓錐角δ1==45δ2=90o-δ1=45o黑 4

29、.2.2 按齒面接觸強度設計黑 由設計計算公式10-26進行試算，即：黑 d1t≥2.92黑 ⑴試選載荷系數(shù)Kt=1.6黑 ⑵計算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：黑 TⅠ=9550ⅹPⅠ/nⅠ=9550ⅹ2.88/142=193.69N?m黑 ⑶齒寬系數(shù)，取黑 ⑷由機械設計教材表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)黑 ⑸由圖10-21d按齒面硬度查得兩齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim=550MPa黑 ⑹由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)：黑 N1=N2=60n1Jlh=60ⅹ142ⅹ1ⅹ(8ⅹ300ⅹ10)=2.04黑 ⑺由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=KHN2=0.98黑 ⑻計算

30、接觸疲勞許用應力黑 取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式10-12得黑 1=2==0.98ⅹ550MPa=539MPa黑 試算齒輪分度圓直徑d1t，代入中較小值黑 d1t≥2.92=2.92=160.8mm黑 ⑼計算圓周速度黑 V==1.195m/s黑 ⑽計算齒寬黑 b=R?=0.33ⅹ160.8ⅹ=37.5黑 ⑾計算載荷系數(shù)黑 根據(jù)v=1.195m/s，7級精度，動載荷系數(shù)KV可按圖10-8中低一級精度線查得KV=1.16,取齒間載荷分配系數(shù)KHa=KFa=1黑 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1黑 由表10-9查得軸承系數(shù)KHβbe=1.25黑 齒間載荷分

31、布系數(shù)KFβ=KHβ=1.5KHβbe=1.25ⅹ1.5=1.875黑 故載荷系數(shù)為：黑 K=KAKVKHa KHβ=1ⅹ1.16ⅹ1ⅹ1.875=2.175黑 ⑿按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑黑 d1= d1t=178.1mm黑 ⒀計算模數(shù)黑 m= d1/ Z1=178.1/30=5.94黑 4.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計黑 由式10-24得彎曲疲勞強度的設計公式：黑 m≥黑 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：黑 ⑴由圖10-20c查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限黑 σFE1=σFE2=380MPa黑 ⑵由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1= KFN2=0.9

32、2黑 ⑶計算彎曲疲勞許用應力：黑 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得黑 1= 2===249.7MPa黑 ⑷計算動載荷系數(shù)K黑 K=KAKVKFa KFβ=1ⅹ1.6ⅹ1ⅹ1.875=2.175黑 ⑸計算當量齒數(shù)黑 ZV1=ZV2===42.4黑 ⑹查取齒形系數(shù)：黑 由表10-5，利用插值法計算齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)黑 = 故=2.376黑 = 故=1.673黑 ⑺計算==0.0159黑 設計計算：黑 m≥=4.51mm黑 對比計算結(jié)果：由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于

33、彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)4.51并就圓整為標準值m=4.5mm，按接觸強度計算得的分度圓直徑d1=178.1mm，算出齒輪齒數(shù)Z1= Z1= Z2=40黑 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒輪彎曲疲勞強度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊。黑 4.2.4幾何尺寸的計算黑 ⑴計算分度圓直徑：黑 d1=m Z1=40ⅹ4.5=180mm黑 d2=m Z2=40ⅹ4.5=180mm黑 ⑵計算齒輪寬度：黑 b=R=42mm黑 da1=d+2ha=m（Z1+2）=186m

34、m黑 df1=d+2hf=m（Z1-2）=172mm黑 4.2.5 結(jié)構(gòu)設計及繪制零件圖黑 由于齒輪齒頂圓直徑大于150mm，而又小于500mm，所以設計錐齒輪為鍛造錐齒輪，選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其它有關尺寸計算從略，并繪制齒輪零件圖如圖4所示：黑 圖4 齒輪結(jié)構(gòu)簡圖黑 Fig.4 Pulley diagram of the structure黑 4.3 聯(lián)軸器的選擇黑 4.3.1 選擇聯(lián)軸器的類型和型號黑 ⑴類型選擇黑 因為減速器與工作機不在同一底座上，傳遞轉(zhuǎn)矩較大，且要求有較大的軸線偏移補償，故選用齒式聯(lián)軸器。黑 ⑵載荷計算黑

35、 公稱轉(zhuǎn)矩：黑 由機械設計教材表14-1查得，故由式14-1得計算轉(zhuǎn)矩為：黑 黑 ⑶型號選擇黑 從手冊表8-3中查得GICL1型鼓形齒式聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為800N·m，許用轉(zhuǎn)速為7100r/min，軸徑為16～38之間，故合用，其余計算從略。黑 5 執(zhí)行機構(gòu)的設計計算黑 5.1 沖壓機構(gòu)的設計計算黑 5.1.1 沖壓機構(gòu)的選型黑 能實現(xiàn)往復直線運動的機構(gòu)有：擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)、對心曲柄滑塊機構(gòu)、偏置曲柄滑塊機構(gòu)，按圖2所示的傳動方案，選擇擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)，結(jié)構(gòu)如下圖5所示：黑 圖5 擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)黑 Fig.5 Bo

36、dies of cylindrical cam with oscillating follower黑 5.1.2 擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)中心距a的確定黑 圖6是簡化了的滾子擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu),擺動從動件軸線A與圓柱凸輪軸線OO間的最短距離就是擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)的中心距a,AB1和AB3是擺動從動件的兩個極限位置,AB2是擺從動件的中間位置,為了使?jié)L子中心B的軌跡量與同一個圓柱接近,取B1B3//OO,CD=DB2,黑 則:a=AD=AC+CD=AC+1/2(AB2-AC)=1/(AB2+AC)=1/2(L+Lcosψmax/2)黑 即:a=L/2(1+

37、cosψmax/2)黑 式中,a:凸輪機構(gòu)的中心距;黑 L:擺動從動件的長度;黑 ψmax:擺動從動件的最大擺角黑 由空間結(jié)構(gòu)決定，取ψmax=90o，L=60mm黑 故a=L/2(1+cosψmax/2)=15（2+）黑 圖6 擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)簡圖黑 Fig.6 Cylindrical cam body swing diagram黑 5.1.3 擺動從動件運動規(guī)律的選擇黑 用解析法設計圓柱凸輪廓線，首先需要建立擺動從動件運動規(guī)律的解析式:黑 ψ=F(φ) 黑 式中,ψ:擺動從動件的擺角;黑

38、 φ:圓柱凸輪的轉(zhuǎn)角。黑 去核機對擺動從動件的擺角規(guī)律有較嚴格的要求,所以應首先滿足擺角的要求。黑 選擇擺動從動件運動規(guī)律的一般原則:黑 ⑴僅需從動件實現(xiàn)一定的擺角，而對于行程中的運動規(guī)律并無嚴格要求時，常選用便于加工的簡單幾何曲線(如圓弧、圓弧直線)作為圓柱凸輪輪廓線。黑 ⑵對擺動從動件的擺角規(guī)律有嚴格要求的，應首先滿足擺角的要求，然后考慮角速度和角加速問題。黑 ⑶對高轉(zhuǎn)速圓柱凸輪機構(gòu)的擺動從動件的運動規(guī)律，主要考慮從動件的動力特性，力求避免過大的慣性力，為了便于比較、選取，現(xiàn)將幾種常用的擺動從動件規(guī)律特性列于表3：黑 表3 各種運動特性的比

39、較黑 Table.3 Comparison of various motion characteristics黑 運動規(guī)名稱黑 最大角速度Ωmax 最大角加速度 max 應用黑 等速黑 改進等速(余弦)黑 改進等速(正弦)黑 等加速等減速黑 余弦加速度黑 正弦加速度黑 五次多項式黑 改進正弦加速度黑 改進梯形加速度黑 1.00 ∞ 低速輕負載 黑 1.22

40、 7.68 低速重負荷黑 1.33 8.38 低速重負荷黑 2.00 4.00 中速輕負荷黑 1.57 4.93 中低速輕負荷黑 2.00 6.28 中高速輕負荷黑 l.88

41、 5.77 高速中負荷黑 1.76 5.33 中高速重負荷黑 2.00 4.89 高速輕負荷 黑 本設計中的擺動從動件符合第五種運動規(guī)律特性。黑 5.1.4 圓柱凸輪中徑Dˊ的確定黑 由于展開圓柱面的直徑愈大則對應的凸輪理論廓線的變化率愈小，也就是說，外圓柱面上的凸輪理論廓線的變化率比槽底圓柱面土的理論廓線的變化率小。因此取圓柱凸輪的中徑圓柱面作為理論設計的理論圓柱面。黑 即：max黑

42、式中，一一圓柱凸輪旋轉(zhuǎn)角速度;黑 一一擺桿從動件的角速度;黑 一一凸輪的壓力角;黑 一一擺動從動件的擺角。黑 許用壓力角〔a〕一般取35o~45o。由上表數(shù)據(jù)，得：黑 Dˊ80 ，所以取凸輪直徑D=85mm黑 5.1.5 圓柱凸輪轉(zhuǎn)向與擺動推桿位置的凸輪廓線方程黑 ⑴理論輪廓線方程：x=rpφ+Lcos(ψmax/2)-Lcos(ψmax/2-ψ)黑 y=Lsin(ψmax/2)-Lsin(ψmax/2-ψ)黑 式中,x、y為理論輪廓線上點

43、的直角坐標;rp為凸輪的平均圓柱半徑;φ為凸輪的轉(zhuǎn)角;L為擺桿的長度;ψmax為擺桿的最大擺角;ψ為擺桿在任意位置時的擺角。黑 (2)實際輪廓線方程: X1=x±rT×dy/dφ/[(dx/dφ)2+ (dy/dφ)2]1/2,黑 Y1=y rT×dx/dφ/[(dx/dφ)2+(dy/dφ)2]1/2黑 式中X1Y1為實際輪廓線上任意點的坐標;rT為滾子半徑;dx/dφ,dy/dφ對φ求導得到。上面一組加減號表示理論廓線下方的包絡線,下面的一組加減號表示理輪廓線上方的包絡線。黑 5.1.6 輪廓線的曲率半徑黑 在設

44、計或加工凸輪輪廓時,曲率不適當就會發(fā)生“頂切”現(xiàn)象,從動件就不能按照擬定的規(guī)律運動,而且凸輪輪廓還要承受不許可的應力。黑 理論輪廓線上ρ點的曲率半徑的計算公式為:黑 ρ=[(dx/dφ)2+(dy/dφ)2]3/2/(dx/dφ·dy2/dφ2-dy/dφ·dx2/dφ2)黑 按理論廓線的曲率半徑,可得實際廓線的曲率半徑:黑 ρ′=ρ±rT,黑 式中ρ′為實際廓線的曲率半徑。加號用于理論廓線下方的一根包絡線β2,減號用于理論廓線上方的一根包絡線β1。黑 5.1.7 滾子半徑rT的確定黑 為了保證從動件運動不失真，一般推薦公式是:黑

45、 rT 黑 rT黑 式中：r—滾子軸半徑黑 rT黑 由上式，取rT=10mm黑 5.2 間歇運動機構(gòu)的設計計算黑 5.2.1 間歇運動機構(gòu)的選型黑 能實現(xiàn)間歇運動的機構(gòu)有：棘輪機構(gòu)、槽輪機構(gòu)、不完全齒輪機構(gòu)。按圖2所示的傳動方案，選擇槽輪機構(gòu)，其槽輪機構(gòu)具有機構(gòu)簡單、制造容易、運動較平穩(wěn)，能準確控制轉(zhuǎn)動的角度、機械效率高等優(yōu)點，一般應用在轉(zhuǎn)速不高和要求間歇的轉(zhuǎn)動裝置中。黑 5.2.2 槽輪機構(gòu)的幾何尺寸計算黑 ⑴槽輪機構(gòu)的運動系數(shù)黑 τ=黑 因為運動系數(shù)應大于零，所以外槽徑向槽數(shù)目應大于或等于3

46、，一般設計中槽數(shù)的正常選用值為4～8。黑 ⑵確定槽輪機構(gòu)的槽數(shù)黑 由表1紅棗去核機的二個執(zhí)行機構(gòu)的運動循環(huán)圖可知：旋轉(zhuǎn)盤的工作行程為270o～360o，即槽輪的轉(zhuǎn)角為90o。黑 根據(jù)上述已知條件，取槽數(shù)Z=4。黑 ⑶確定主動撥盤的圓銷數(shù)黑 n<黑 由該式可得圓銷數(shù)n與槽數(shù)Z的關系，由機械原理教材表12-1，確定圓銷數(shù)n=1黑 ⑷根據(jù)載荷和結(jié)構(gòu)尺寸，選定中心距a=120，圓銷半徑r=6mm。黑 ⑸確定槽輪槽間角黑 2φ20==90黑 槽間角對應銷輪運動角2φ10=黑 ⑹圓銷中心回轉(zhuǎn)半徑黑

47、 R1=黑 槽輪外圓半徑黑 =85mm黑 ⑺確定槽輪槽長黑 =黑 取h=56mm黑 ⑻計算槽輪的動停比K黑 因為運動系數(shù)=黑 所以K=黑 ⑼槽輪的結(jié)構(gòu)設計黑 根據(jù)上述已求出的槽輪機構(gòu)的幾何尺寸，繪制槽輪機構(gòu)的簡圖如圖7黑 圖7 槽輪機構(gòu)簡圖黑 Fig.7 Geneva mechanism diagram黑 6 軸系零件的設計計算黑 6.1 軸Ⅰ的結(jié)構(gòu)尺寸設計黑 6.1.1 初步確定最小直徑黑 先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)

48、表15-3，取，于是得黑 黑 因為軸截面上開有兩個鍵槽，軸徑應增大10%～15%，故取黑 6.1.2 擬定軸上零件的裝配方案黑 繪制結(jié)構(gòu)簡圖(圖8)黑 圖8 軸Ⅰ的結(jié)構(gòu)簡圖黑 Fig.8 Axis structure diagram黑 其各零件的裝配方案及固定方式如表4所示：黑 表4 各零件的裝配方案及固定方式黑 Table.4 Fixed form and erection scheme of the part黑 零件 黑 裝配方案 左端軸向固定 左端軸向固定 周

49、向固定黑 齒輪黑 左軸承黑 右軸承黑 從左裝入 軸套 軸肩 鍵黑 從左裝入 軸承蓋 軸套 過渡配合黑 從右裝入 軸肩 軸承蓋 過渡配合黑 6.1.3 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度黑 ⑴為了帶輪軸向定位的要求，段右端需制出一軸肩，故取②段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=43mm，帶輪與軸配合的轂孔長度L=56mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上，而不壓在軸的端面上，故段的長度應比L略短一些，由機械課程設計

50、手冊表13-19查得，取。黑 ⑵初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的圓錐滾子軸承30309，其尺寸為dⅹDⅹT=45mmⅹ100mmⅹ27mm，故??；而。黑 右端滾動軸承采用軸肩定位，由機械課程設計手冊查得30309型軸承的定位軸肩高度h=5mm，因此，取=55mm。黑 ⑶取齒輪處的④段直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為52mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h一般取0

51、.07～0.1d，取h=4.5mm，故=59mm，軸環(huán)高度b≥1.4h，取。黑 ⑷取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=12mm，，軸承端蓋的總寬度為23mm，取，至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。黑 6.1.4 軸上零件的周向定位黑 齒輪、帶輪和軸的周向定位均采用平鍵連接，由機械設計教材表6-1，按查得平鍵截面bⅹh=14mmⅹ9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為40mm，同時，為了保證齒輪與軸配合具有良好的中型，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，適用于大轉(zhuǎn)矩，振動及沖擊、不經(jīng)常拆卸的配合。同樣，帶輪與軸連接，選用平鍵為10mmⅹ8mmⅹ40mm，帶輪與軸的配合為H7/m6，滾動軸承

52、與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。黑 6.1.5 確定軸上的圓角和倒角尺寸黑 參考機械設計教科書表15-2，取軸端倒角為1ⅹ45o，按直徑的大小由表15-2查取各段軸肩處的圓角半徑R。黑 6.1.6 校核軸I的強度黑 ⑴求作用在齒輪上的力黑 軸II上的扭矩：TⅠ=9550ⅹPⅠ/nⅠ=9550ⅹ2.88/142=193.69N?m黑 齒輪分度圓直徑：d=m Z=40ⅹ4.5=180mm黑 圓周力：=2152.11N黑 徑向力：黑 軸向力：黑 ⑵求軸上的載荷黑 首先根

53、據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，由機械課程設計手冊查取a值，對于30309型圓錐滾子軸承，由手冊查得a=21mm，因此，作為簡支梁的軸的跨距：黑 已知帶輪的拉力，在空間任意力系的平衡條件可知：各力對每一個坐標軸的矩的代數(shù)和等于零，可得：黑 黑 黑 黑 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平力兩個平面力系，如圖9所示：其中，為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線，圖a中的亦應通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到作用于軸線上，由力分析可知：黑 由鉛垂面，列平衡方程：黑 黑 黑 ==1501.4黑 黑 式中負號說明假設方向與實際方向相反。黑

54、由水平面，列平衡方程：黑 黑 黑 代入已知值，得：黑 黑 黑 ⑶求危險截面彎矩，并繪制彎矩圖黑 鉛垂面：由于在鉛垂面的C處有一逆時針集中外力偶M=黑 因此C處，彎矩圖的數(shù)值有突變，且彎矩圖M自左至右向下變化，突變值等于集中外力偶值。黑 在C處左側(cè)的彎矩為：黑 黑 =(1229.8+2459.6)ⅹ(98+39)-4636.9ⅹ39=324608.7N?mm黑 在C處右側(cè)的彎矩為：黑 其中在截面D和截面B上的彎矩為零黑 水平面：在C處的彎矩為黑 所以在C處的總彎矩為：黑 黑 黑 在鉛

55、垂面A處的彎矩為：黑 黑 在水平面上，A處的彎矩為：黑 所以在A處的總彎矩為：黑 黑 從上述分析可知：截面A是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面A處的、及M的值列于下表5：黑 表5 危險截面的彎矩值及扭矩值黑 Table.5 Bending moment of dangerous section黑 載荷 黑 水平面H 鉛垂面V黑 支反力黑 彎矩M黑 總彎矩黑 扭矩T 黑 黑 黑 黑 根據(jù)軸的計算簡圖及扭矩

56、T=193690N?mm，繪制彎矩圖、扭矩圖如圖9所示。黑 ⑷按彎扭合成應力校核軸的強度黑 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面（危險截面A）的強度。黑 根據(jù)式15-5及上表中的數(shù)值，并取，軸的計算應力黑 黑 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得.因此，故安全。黑 ⑸精確校核軸I的疲勞強度黑 ①段雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按鈕轉(zhuǎn)強度為寬裕確定的，且在①段承受的彎矩也比較小，所以截面D，①段均無需校核。黑 從集中應力對軸的疲勞強度的影響來看，

57、④段的左截面與右截面配合處引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，④段的右截面不受扭矩作用，截面C上的應力最大。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑也比較大，故截面C也不必校核。顯然⑤段、⑥段與⑦段更不必校核，因為不承受扭矩作用，且承受的彎矩也比較小。因而只校核②段的右截面和③段的左截面。黑 校核③段的左截面：黑 抗彎截面系數(shù)黑 抗扭截面系數(shù)黑 ③段的左截面的彎矩M為黑 黑 截面的扭矩為黑 截面上的彎曲應力黑 黑 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力黑 黑 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得.黑

58、 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2查取，因，經(jīng)插值法可查得黑 黑 又由附圖3-1得軸的材料敏性系數(shù)為黑 黑 故有效集中系數(shù)按式附3-4黑 黑 黑 碳鋼的特性系數(shù)為黑 黑 黑 于是，計算安全系數(shù)值按式15-6～15-8則得 黑 黑 黑 ②段的右截面黑 抗彎截面系數(shù)按表15-4中的公式計算黑 黑 抗扭截面系數(shù)黑 彎矩及彎曲應力為黑 黑 黑 截面的扭矩為黑 扭轉(zhuǎn)切應力為黑 由附表3-8用插入法求出，并取，于是得黑 =2.06

59、 黑 軸按精車加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為：黑 故得綜合系數(shù)為黑 黑 黑 所以軸在②段右截面的安全系數(shù)為：黑 黑 黑 黑 故該軸在截面右側(cè)的強度符合要求。黑 黑 6.2 滾動軸承的選擇及計算黑 6.2.1 求兩軸承受到的徑向載荷黑 根據(jù)上述初選的圓錐滾子軸承型號30309，由機械課程設計手冊查取30309軸承的額定動載荷C=108KN，額定靜載荷，要求連續(xù)工作5年（設每年按30

60、0個工作日計）則軸承的預期計算壽命：黑 黑 由上述已求出的軸承支反力：黑 黑 黑 則軸承受到的徑向載荷為：黑 黑 黑 6.2.2 求兩軸承的軸向力黑 由機械課程設計手冊表6-7查得30309軸承，e=1.5，所以黑 e=1.5=1.5=0.346黑 軸承的派生軸向力為黑 黑 黑 軸承的受力如圖10所示，兩軸承面對面安裝。黑 因為=2237.4+553.88=2791.28N黑 所以軸承1被放松，而軸承2被壓緊，其被放松軸承的軸向力為其本身派生的軸向力，被壓緊軸承的軸向力為除去本身派生的軸向力后其

61、余各軸向力的代數(shù)和。黑 黑 黑 6.2.3 求軸承的當量動載荷黑 由機械課程設計手冊表6-7，查得當量動載荷可按下式計算：黑 ⑴當時， 黑 ⑵當 黑 黑 因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊，由表13-6查取取黑 則黑 =16355.3N黑 黑 =13758N黑 6.2.4 驗算軸承的壽命黑 因為，所以按軸承1的受力大小驗算：黑 黑 對于滾子軸承黑 黑 故所選軸承滿足壽命要求。黑 黑 圖9 軸的載荷分析圖黑 Fig.9 Shaft load analysis diag

62、ram黑 圖10 軸承受力簡圖黑 Fig.10 Bearing load diagram黑 6.3 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算黑 6.3.1 軸I帶輪與軸配合處鍵的選擇及校核計算黑 ⑴類型的選擇黑 根據(jù)鍵連接的結(jié)構(gòu)特點、使用要求和工作條件選擇圓頭（A型）鍵黑 ⑵尺寸的選擇黑 由機械課程設計手冊表14-1查取鍵bⅹh=10mmⅹ8mm，因為軸轂寬B=55mm，為 了減小應力集中，所以選擇鍵長L=50mm。黑 ⑶強度驗算黑 按式6-1驗算，即：黑 黑 式中T=193.69N?m，k=0.5h=0.5ⅹ8=4mm

63、黑 l=L-b=50-10=40mm， d=35mm黑 因為鍵連接處有輕微沖擊，由表6-2查得許用擠壓應力黑 黑 故此鍵能安全工作。黑 6.3.2 軸I齒輪與軸配合處鍵的選擇及校核計算黑 ⑴類型的選擇黑 根據(jù)鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點、使用要求和工作條件選擇圓頭（A型）鍵黑 ⑵尺寸選擇黑 由機械課程設計手冊表4-1查取鍵bⅹh=14mmⅹ9mm，因為軸轂寬B=50mm，為了減小應力集中，所以選擇鍵長L=40mm黑 ⑶強度驗算黑 按式6-1驗算，即黑 黑 式中T=193.69N?

64、m，k=0.5h=0.5ⅹ9=4.5mm黑 l=L-b=50-14=36mm，d=50mm黑 因為鍵連接處有輕微沖擊，由表6-2查得許用擠壓應力黑 黑 故此鍵能安全工作。黑 7 潤滑與密封黑 7.1 直齒圓錐齒輪傳動的潤滑黑 由于齒輪的圓周速度小于12m/s，因此適宜采用浸油潤滑。為了保證輪齒嚙合處的充分潤滑，并避免攪油損耗過大，齒輪傳動件浸入油箱油池中的深度不宜太淺或太深。由機械設計手冊表3-3查得圓錐齒輪的整個齒寬浸入油中，齒頂圓直徑與箱體內(nèi)表面的距離>30～50mm。黑 7.2 軸伸出端的密封黑 在輸入或輸出軸的外

65、伸出，為防止灰塵、水及其它雜質(zhì)深入，引起軸承急劇磨損和腐蝕，以及潤滑油外漏，都要求在端蓋軸孔內(nèi)裝密封件。黑 根據(jù)軸的圓周速度、工作溫度以及周圍環(huán)境，選擇毛氈密封，適用于中、低運轉(zhuǎn)條件下的軸承。黑 8 設計總結(jié)黑 本次畢業(yè)設計是在指導老師指導下獨立完成的，通過設計實踐，使我進一步鞏固和加深了所學的理論知識，樹立了正確的設計思想，熟悉掌握了機械設計的一般規(guī)律。通過本環(huán)節(jié)使我把機械設計及其它有關先修課程（機械制圖、理論力學、材料力學、工程材料及機械制造基礎）所學的理論知識加以綜合利用，培養(yǎng)了我分析和解決實際工程問題的能力。另外通過本次設計使我領悟出了機械設計的一般進程：產(chǎn)品規(guī)劃、方案設計、詳

66、細設計、改進設計等階段。同時在設計中，需要進行搜集資料、方案選擇、構(gòu)型、參數(shù)尺寸的計算和優(yōu)化、繪圖和改進設計等工作。畢業(yè)設計的各個階段是相互聯(lián)系的，如機械設計中的計算部分，前后數(shù)據(jù)聯(lián)系密切，計算過程中常要調(diào)整參數(shù)、修改計算數(shù)據(jù)，因此要求計算時達到準確、清晰、完整。在設計中，零部件的結(jié)構(gòu)尺寸不是完全由理論計算確定的，并不能作為零件的最終結(jié)構(gòu)尺寸，還需要綜合考慮零件本身和整體部件的結(jié)構(gòu)、工藝性、經(jīng)濟性以及標準化、系列化等要求。由于影響零部件尺寸的因素很多，隨著設計的進展，考慮的問題要更全面和合理，故后階段設計要對前階段設計中的不合理結(jié)構(gòu)尺寸進行必要的修改。所以，設計要邊計算邊繪圖，反復修改，設計計算和繪圖交替進行。同時在設計中要遵循標準化、系列化與通用化等原則，應盡量減少材料的品種和標準件的規(guī)格。保證互換性、降低成本、縮短設計周期。在此階段中，零部件的結(jié)構(gòu)形狀、裝配關系、材料選擇、尺寸大小、加工要求、表面處理、總體布置等設計合理與否，對產(chǎn)品的技術(shù)性能和經(jīng)濟指標都有著直接的影響。黑 相信通過本次畢業(yè)設計，我們?nèi)w畢業(yè)生都能得到一個很大的提升，也將能應付走入社會遇到的各種問題。黑 黑 參