螺釘整列傳送機設計【含8張CAD圖紙+文檔全套】

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 湖南科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第一章 緒 論 制造業(yè)是一個國家的立國之本，是一個國家的民族產(chǎn)業(yè)和支柱產(chǎn)業(yè)，也是反映一個國家經(jīng)濟實力的重要標志，是為國家創(chuàng)造財富的重要產(chǎn)業(yè)。據(jù)統(tǒng)計，1990年的20個工業(yè)化國家制造業(yè)所創(chuàng)造的財富占國民生產(chǎn)總值（GDP）的比例為22.15%左右，顯然有力的佐證了上述論調。 制造技術支持著制造業(yè)的發(fā)展。先進的制造技術能使一個國家的制造業(yè)乃至國民經(jīng)濟處于有競爭力的地位。忽視制造技術的發(fā)展，就會導致經(jīng)濟發(fā)展走入歧途。當今信息技術的發(fā)展，使傳統(tǒng)的制造業(yè)革新了它原來的面目，但這決不是削弱了它的重要地位，這一點為不少國家經(jīng)濟發(fā)展的歷史所證明。 近年來，我國的制造技術與制造業(yè)也得到了長足的發(fā)展。改革開放以來，開放與引進在一定程度上促進了我國制造業(yè)的發(fā)展及制造技術的提高，但與工業(yè)發(fā)達國家相比，我們還存在著十分明顯的差距。由于技術、管理、投入不足等方面的因素，有些差距還有加大的趨勢，我國制造業(yè)正承受著國際市場的巨大壓力。我國現(xiàn)在已經(jīng)是制造大國，要想成為制造強國，還有很長的路要走。目前在尖端設備的制造、大型裝備的制造方面我國還主要依賴進口。因此，為振興我國制造業(yè)，必須走自主發(fā)展的道路。 螺釘整列機行業(yè)內(nèi)也稱之為螺絲機、螺絲排列機、螺絲送料機等。主要是為在傳統(tǒng)螺絲鎖付工藝過程中簡化工人操作流程，降低工人勞動強度而開發(fā)設計的。主要作用是將螺絲整齊排列送至指定位置，由電批操作工直接取料，簡化傳統(tǒng)鎖付動作，提高生產(chǎn)效率，廣泛應用于電子產(chǎn)業(yè)。目前市場上主要是日本品牌和國產(chǎn)品牌占據(jù)市場主導地位，價格差異較大。根據(jù)國內(nèi)市場的發(fā)展和各螺絲機生產(chǎn)廠家技術的不斷完善，部分廠家的品質完全已經(jīng)達到進口產(chǎn)品的品質！ 此次螺釘整列傳送機便是本人在走向創(chuàng)新設計道路之中的第一個自主設計。在設計的過程中，得到了谷金良老師的悉心指導，同時也少不了其他同學的交流討論與幫助，在此表示由衷地感謝。 由于本人的設計經(jīng)驗有限，此說明書之中難免存在著不妥之處，也懇請評審老師批評指正。 第二章 設計內(nèi)容 2.1 原理闡述 本次設計的螺釘整列傳送機的整列傳送原理可以簡述為：專門設計的料斗，底部為傾斜放置的開槽旋轉圓盤，開槽方向為徑向，槽寬僅適合螺釘?shù)男《寺淙耄D圓盤中央有一斜溜槽，可以使螺釘排除機外。 工作時，大量的螺釘雜亂堆積于料斗下部，隨著圓盤旋轉，螺釘小頭會隨機落入徑向槽中，直至填滿整個卡槽，當插有螺釘?shù)目ú坌D上升到頂部時，與中央的斜溜槽對齊，在重力的作用下，螺釘從卡槽滑下并順著斜溜槽排出機外。在卡槽中螺釘排列整齊，方向一致，改變卡槽的結構參數(shù)可以用于不同大小的螺釘或者某些細小零件的整列。 2.2 結構分析 螺釘整列傳送機在設計上可分為動力裝置、整列裝置（機構）、傳送裝置（機構）、包裝裝置（機構）。對于螺釘整列傳送機的設計上，主要存在的問題與其解決方案的確定，則可以由以上四個方面來分析與解決。 2.2.1 動力裝置 在初選動力裝置時，對于市場上常見的三相異步電動機，要根據(jù)設計要求完成整列速度為1000粒/分的速度要求，還要保證整個機器的運轉穩(wěn)定性，機械能的利用率等方面。可能存在的問題恰恰是在速度要求與穩(wěn)定性要求不可兼得的情況下，如何取舍的問題。解決方案的話擬采用優(yōu)化設計的思想，結合要求，取出中間最優(yōu)值。 2.2.2 整列機構 把螺釘由無序如何變?yōu)橛行蚺帕校沁@個裝置的基本要求，也是重中之重。對于整列機構的分析應該把握幾個要點。首先是整列原理的選擇，可以利用類似與膠囊整列機的結構，通過設計一個特殊的料斗處理裝置來實現(xiàn)螺釘?shù)恼?。大概的構思應該是：需要專門設計料斗，料斗底部為傾斜放置的開槽旋轉圓盤，開槽方向為徑向，槽寬的寬度僅僅適合螺釘?shù)男《寺淙?，旋轉圓盤中央配有一個專門的傳送機構，用來輸出整列好的螺釘。與此同時，在將螺釘小端隨機落入槽中的時候，可能會出現(xiàn)的螺釘卡死的問題，需要再定解決方案。 2.2.3 傳送機構 如上所述，在旋轉圓盤中央的傳送機構用來輸出整列好的螺釘。傳送機構的選擇上，可以利用的方法有很多，比如利用空氣壓縮機，將排列好的螺釘吹出。這里我認為利用螺釘本身的重力勢能，由高出自動滑出整列裝置更為妥當。符合機械裝置上的節(jié)能原理。但是螺釘以多大的速度滑下，滑槽的角度、摩擦系數(shù)等問題是需要細細琢磨的。 2.2.4 包裝裝置 包裝機械產(chǎn)品是人類進入文明時代的重要生產(chǎn)工具之一，塑料包裝機械廠為企業(yè)生產(chǎn)商品及制作提高效率，并且為產(chǎn)品的質量以及人力資源的提升得到極大的幫助，時至今天塑料包裝產(chǎn)品已走進老百姓的家中，并與人們生活息息相關，隨著社會化進程的不斷進步，人們開始對商品的外塑料包裝需求量漸漸加大，也使得塑料包裝機械產(chǎn)行的不斷改良提升，隨著地方企業(yè)響應節(jié)能綠色減排的號召，企業(yè)也紛紛開始轉型升級紛紛進入機械生產(chǎn)的大時代。塑料包裝機械產(chǎn)品為企業(yè)提供必要的技術支持，使得機械生產(chǎn)業(yè)也成為主流自動化生產(chǎn)趨勢。其中塑料包裝占有相大的比例，為完成產(chǎn)品的塑料包裝工藝過程，不屬于經(jīng)常性消耗品，但對塑料包裝工業(yè)的現(xiàn)代化卻是不可缺少的支撐。它為塑料包裝工業(yè)提供先進的技術裝備，保證塑料包裝產(chǎn)品的高質量、高效率、多品種、低成本、高環(huán)保，因而獲得較強的生命力，帶來巨大的社會效益和經(jīng)濟效益。沒有現(xiàn)代化的塑料包裝機械，就沒有現(xiàn)代化的塑料包裝工業(yè)。 第一方面。我國塑料包裝機械廠整體技術還落后于發(fā)達國家，但是我國塑料包裝市場需求促進了包裝機行業(yè)的發(fā)展也推動了塑料包裝機械廠生產(chǎn)不斷的進行自我改革創(chuàng)新，改變以往落后的經(jīng)營理念與發(fā)展模式，因此我國塑料包裝機械廠未來的發(fā)展非常樂觀的，只要企業(yè)能夠抓住機遇，相信在不久的將來我國塑料包裝機械廠會站立在世界塑料包裝行業(yè)的前端。產(chǎn)品向多功能與單一、高速兩極化發(fā)展。塑料包裝的最終作用在于提高生產(chǎn)效率和產(chǎn)品多樣化。 第二方面。塑料包裝技術含量日趨增加。中國現(xiàn)有的一些塑料包裝產(chǎn)品技術含量不高，而國外已將很多先進技術應用在塑料包裝上的信息處理技術。塑料包裝市場日趨壟斷化。目前中國除了鋼帶打包機，氣動打包機和一些小型全自動打包機，半自動打包機有一定規(guī)模和優(yōu)勢外，其他塑料包裝機械幾乎不成體系和規(guī)模，特別是市場上需求量大的一些成套塑料包裝生產(chǎn)線，在世界塑料包裝市場中均被幾大塑料包裝機械廠所壟斷。塑料包裝零部件生產(chǎn)專業(yè)化。國際塑料包裝界十分重視提高塑料包裝加工和整個塑料包裝系統(tǒng)各部件的兼容性，所以塑料包裝零部件生產(chǎn)專業(yè)化是發(fā)展的必然趨勢，很多零部件不再由塑料包裝廠生產(chǎn)，而是由一些通用的標準件廠生產(chǎn)，某些特殊的零部件由高度專業(yè)化的生產(chǎn)廠生產(chǎn)，真正有名的塑料包裝機械廠將可能是組裝廠。 在此只做包裝機械的簡介，我們可以利用塑料包裝機或者盒包裝機等一些成型的現(xiàn)在設備，不再深入研究。 第三章 整列機構的設計 3.1 基整列對象與卡槽結構 3.1.1 選定螺栓 本次設計中所選定的整列對象為Q235六角頭螺栓，型號M6×20，1000粒重量為M=5.92kg，計算時重力加速度g取9.8N/kg。螺栓大端尺寸如圖3.1。 圖3.1 Q235六角頭螺栓 3.1.2 卡槽尺寸 卡槽的尺寸要求需要保證幾個方面：首先是選定螺栓在卡槽之間可以自由滑動；其次卡槽僅限于選定螺栓的小端進入，大端在卡槽外面；最后卡槽與料斗開槽之間的配合要合理，以滿足互換性原理。則根據(jù)選定螺栓的結構參數(shù)，設計的卡槽橫截面有兩種考慮方向，第一種方案如圖3.2所示： 圖3.2 卡槽尺寸1 這樣的設計，既能滿足上述的要求，又可以制造簡便，節(jié)約成本。此卡槽的安裝方式為在料斗內(nèi)部放入，通過兩側的螺釘固定在料斗的開槽里。這樣的設計可以保證整個裝置的整體性，但是因為卡槽本身具有的深度較大，則相應額料斗中的開槽的深度也應較大，這樣就在一定程度上增大了料斗底端的厚度，從而使整個料斗的重量過大，結構上面存在不合理，故而第一種方案有待商榷。 第二種方案如圖3.3所示： 圖3.3 卡槽尺寸2 這種結構的卡槽是從料斗外側安裝的，通過料斗內(nèi)的沉頭螺栓固定，此設計不僅可以保持料斗應有的合理結構，還可以保持料斗底面的平整性，有利于螺釘?shù)淖杂苫?，相應的料斗底部應該開通槽。而且便于更換，安裝。因此本次設計選用的卡槽結構為方案二所示。 3.2 料斗料斗角度α選定 3.2.1 理論角度計算 在料斗角度的選擇上，有兩種方案曾供選擇。 第一種，角度的選擇，只要保證落入卡槽的螺栓隨著卡槽旋轉至最高點時，可以依靠重力滑落至斜溜槽。但是也有一個問題出現(xiàn)，在角度過大的時候，可能螺栓沒有到達最高點就滑落，因而無法通過斜溜槽排出，則在最初的考慮上是利用外加在卡槽出口端的缺口擋圈，擋圈只有在斜溜槽端有缺口，方便螺栓滑入，而其他角度上都阻擋了螺栓的自由滑動，此擋圈設計在最初的考慮上一度占據(jù)上風，但是問題也隨之而來。擋圈的固定問題，加工難度問題，生產(chǎn)經(jīng)費問題等等，讓此設計擱淺。 第二種便是不加擋圈，利用的是螺栓自身在滑動摩擦與滾動摩擦上存在的差異。具體說來，螺栓在一個平面或曲面上，隨著平面或曲面的傾斜，會存在一個角度γ1，使螺栓在這個角度上從平面上滾下。而若取一個相同重量，接觸面積相同的物體，在相同條件下，也會存在一個角度γ2，使螺栓在這個角度上從平面上滑下。顯然γ1＜γ2，這樣就產(chǎn)生了角度上的差異，因而可以利用這種差異設計無擋圈的更優(yōu)方案。 故而本次設計選擇第二種方案，并進行了一系列的分析。通過網(wǎng)絡資源查的《靜摩擦系數(shù)表》中鋼材之間的摩擦系數(shù)，在無潤滑條件下的靜摩擦系數(shù)μ0為0.15，動摩擦系數(shù)μ為0.1。角度簡化圖如圖3.4所示。 圖3.4 角度簡化圖 將螺栓視為質點，則質點的受力分析如下： 質點所受靜摩擦力：； 質點所受下滑力：； 根據(jù)力平衡條件：； 可以求得螺栓能夠開始移動時的臨界角度:。 3.2.2 實驗角度測定 實驗材料上，本人準備了一塊A4大小的鐵板，選定螺栓5顆。實驗時，將一顆選定螺栓放置鐵板之中，慢慢將鐵板一端抬高，測量選定螺栓開始向下移動時的角度并記錄下來，一顆選定螺栓做5次，5顆一共25次實驗，通過大量的數(shù)據(jù)對比后，取平均值。數(shù)據(jù)記錄如下： 第一次 第二次 第三次 第四次 第五次 螺栓1 23.4° 23.6° 23.4° 24.1° 23.1° 螺栓2 24.2° 23.4° 24.4° 24.1° 23.8° 螺栓3 24.1° 24.4° 23.8° 23.9° 23.8° 螺栓4 22.9° 23.1° 22.8° 22.8° 23.3° 螺栓5 24.4° 24.3° 24.6° 24.4° 24.4° 通過計算平均值的方法，求得實驗中的。則可以初定料斗的傾斜角大于上述角度便可行?，F(xiàn)在再進行另一個實驗，即螺栓在卡槽中滑動需要的臨界角度的測定。同樣的取上述5顆選定螺栓，進行類似實驗。數(shù)據(jù)記錄如下： 第一次 第二次 第三次 第四次 第五次 螺栓1 45.5° 45.7° 45.3° 45.9° 45.8° 螺栓2 46.5° 46.2° 46.9° 46.3° 47.0° 螺栓3 49.1° 48.8° 48.7° 48.5° 49.2° 螺栓4 47.8° 47.6° 47.4° 47.5° 47.9° 螺栓5 50.1° 49.8° 49.6° 50.3° 50.6° 通過計算平均值的方法，求得實驗中的 故因而可以得出以下結論：在實驗中，得出的平面移動所需臨界角度與卡槽中滑動所需臨界角度的差異，驗證了開始在分析中利用摩擦力種類的差異來進行無擋圈的設計的可行性。而最后所確定的角度為48.32°。加之在實際運轉過程中，考慮到其他因素的影響，我們可以選定的實際料斗角度為55°為最優(yōu)料斗角度。而55°這一角度，不管是在理論上，還是實際實驗中都能經(jīng)得起推敲，是一個可行角度。 故料斗角度。 3.3 斜溜槽角度β選定 考慮到螺栓滑出卡槽時都是具有一定的初始速度，因此可以作螺栓的初始速度為零時的臨界考慮，但要注意的是在斜溜槽中的螺栓所受的為動摩擦。 3.3.1 誤差系數(shù)λ 在計算料斗角度的時候討論了理論角度與實際角度的問題。那么在這兩者之間必定存在著一個誤差系數(shù)，用來消除理論計算與實際測量之間的誤差。同樣，也是因為條件有限，沒有找到合適的簡易斜溜槽進行實際的實驗，便只能通過理論加誤差系數(shù)的計算方法來確定斜溜槽的β角度。 理論計算得出的； 實驗測量得出的； 則可用實驗值比理論值得出誤差系數(shù)。 3.3.2 理論計算與修正 由于求得誤差系數(shù)λ，則可以求得 修正后的理論動摩擦因數(shù)： ; 由于螺栓從卡槽出來至斜溜槽時的初速度為零，且分析摩擦力時考慮的是動摩擦因素，故螺栓在斜溜槽內(nèi)所受 動摩擦力：； 傾斜力： ； 依據(jù)力平衡關系：； 得 。 故而得出的結論是：只要斜溜槽的角度大于所求得的β角度，即可使螺栓順利的滑出。 3.4 外斜溜槽尺寸選定 關于斜溜槽尺寸的選定問題，有這么幾個方面需要考慮：首先斜溜槽的滑道尺寸必須要保證選定螺栓在其間能夠順利的通過，既可以整齊排列，又可以以一個相對平穩(wěn)的速度通過；其次在斜溜槽的入口與卡槽的出口處，需要有一個特殊的設計，保證卡槽內(nèi)的螺栓在隨料斗到達頂部的時候，能有盡可能多的螺栓在二口對接的時候通過接口，這里同樣涉及到運動學的計算與分析。最后，關于斜溜槽的固定問題，是與料斗的結構成為一個整體，還是與料斗分開，單獨街道另外一個支座之上，也值得討論。 3.4.1 卡槽內(nèi)螺栓運動分析 設定卡槽的長度為300mm，角度與料斗角度相同，為55°，螺栓單個重量為5.92g?，F(xiàn)在計算離卡槽出口最遠處的螺栓滑動至出口所需要的時間t。如圖3.5所示： 圖3.5 螺栓受力分析 螺栓在卡槽內(nèi)的修正動摩擦因素：； 重力做功：； 獲得動能：； 摩擦力做功：； 能量守恒定律：； 得 ； 則螺栓從卡槽頂端到出口所需要的時間： 。 故有以下結論：要保證有足夠多的螺栓能夠順利通過對接，從機體內(nèi)排出，則二口的對接時間應該不少于所求的時間。 3.4.2 尺寸分析 斜溜槽的尺寸需要分為兩部分，一部分為接口處，一部分為整體尺寸。現(xiàn)在先來分析接口處尺寸。 由上述分析可以知道，接口處即斜溜槽的入口處的尺寸，需要保證至少0.15s的時間內(nèi)，卡槽的出口在斜溜槽入口的接收范圍內(nèi)，現(xiàn)在我們來計算這個范圍即斜溜槽入口寬度B的大小。如圖3.6所示。 圖3.6 斜溜槽入口寬度 在計算這個大端B的尺寸時候，便產(chǎn)生了一系列的問題，首先是料斗的轉速問題。若是料斗的轉速太小，則無法把螺栓按照要求輸出機體外，甚至無法輸出；若是轉速料斗轉速太快，則螺栓會因為受到過大離心力的作用隨著料斗轉動，無法在空中落下，更無法落入卡槽之中，因此我們要根據(jù)以上兩個方面討論料斗轉速。 圖3.7 料斗簡圖 根據(jù)料斗所定尺寸為半徑R=400mm，卡槽長度為l=300mm，如圖3.7所示。那么圖中小圓的半徑r=100mm?，F(xiàn)在我們先來計算最大轉速。 螺栓所受離心力：； 單個螺釘?shù)闹亓Γ?； 根據(jù)力平衡條件：； 故 ； 根據(jù)線速度與轉速的關系：； 得 。 綜上所述，料斗的轉速不能大于47.32r/min。 在這里我們?nèi)∞D速為30r/min。 再者，由于斜溜槽結構與卡槽的結構在設計上類似，僅斜溜槽的入口端與卡槽有差異，為了減下成本，則對于斜溜槽的設計應定為在卡槽的原有結構上進行改動，即圖3.6中的b取6mm，B取16mm。現(xiàn)在我們來驗證大端B取值的可行性。 首先為了卡槽的在料斗上的分布的合理性，這里卡槽在料斗的分布取6條。其次，為了了解選定螺栓隨機落入卡槽的情況，這里需要進行一個實驗，實驗的材料是一個在底部長約為300mm的蘋果箱子開了一道寬6mm通槽，然后放入一定數(shù)量的選定螺栓，轉動箱子，記錄小端落入通槽的螺栓的數(shù)量，相同數(shù)量的螺栓實驗3次。實驗記錄如下： 丟入數(shù)量 100 120 140 160 180 200 落入數(shù)1 5 6 7 7 11 9 落入數(shù)2 4 5 7 8 9 7 落入數(shù)3 6 5 9 10 10 11 依據(jù)實驗數(shù)據(jù)，可以通過分析得到，平均每18粒螺栓中有1粒螺栓落入卡槽之中。而300mm長的卡槽最少可以容下的螺栓數(shù)量為： ； 則一個卡槽若需要落滿螺栓，則至少需要丟入的螺栓數(shù)量為： ； 則若考慮到料斗翻轉、紙箱與鐵箱摩擦系數(shù)等的差異，只要每次加入料斗的螺栓數(shù)量大于以上數(shù)值便可保證總會有23粒左右螺栓落入卡槽。 又因為依據(jù)設計要求，螺栓的輸出速度為1000粒/分，則每秒需要有16.67粒螺栓從機器中間被輸出。料斗的轉速是30r/min，即0.5r/s。由于所定的卡槽數(shù)量為6，因此每秒有3條卡槽可以與斜溜槽的大端入口對接。現(xiàn)在正式進入分析大端B取值的可行性。 已知條件為 ：斜溜槽大端B=16mm； 螺栓滑出卡槽所需的最大時間t=0.30s； 每秒額定輸出為16.67粒，即一條卡槽的輸出為每秒5.56粒； 圖3.7中r=100mm； 則卡槽出口線速度 ； 卡槽出口與斜溜槽入口對接時間 ； 對接時間內(nèi)輸出的螺釘數(shù)量 ； 而此輸出量大于額定要求的卡槽每秒的輸出量，故大端B的取值與料斗的轉速均為合理。 3.5 料斗結構分析 關于料斗結構的確定，本人在設計之中一度陷入困境。后來在老師的指導之下，有幾種方案浮出水面，現(xiàn)在來說其中的兩種。 3.5.1 結構初選 第一種方案如圖3.8所示： 圖3.8 料斗方案一 此結構在安裝卡槽時，為內(nèi)側安裝。所以底部厚度較大，體型笨重，而且在卡槽的出口處，不方便螺釘?shù)幕?，必須加入其他的設計元素，增大了設計難度，但是其中不管的開槽的數(shù)量，還是整體的尺寸之上，都還是可取的。因此在此結構上的改進便是方案二。如圖3.9 所示： 圖3.9 料斗方案二 此方案與初始方案上最大的區(qū)別有兩個，第一是料斗底端開通槽，卡槽采用外側安裝，沉頭螺栓固定，如圖3.10所示： 圖3.10 卡槽固定方式 第二是在底端中心多了一個凸出端，如圖3.11所示： 圖3.11 料斗底端 這樣的兩處設計，就解決了底部厚度較大，體型笨重，而且在卡槽的出口處，不方便螺釘?shù)幕龅膯栴}，從而達到了設計需求。 3.5.2 其他配件 在料斗與卡槽的鏈接上，采用的是沉頭的螺栓，具體為M3×25的螺栓。在與軸鏈接的時候，采用的定位方式為軸間定位加前段圓盤與螺釘鏈接定位的方式。具體定位方式見裝配圖。 3.6 軸的設計分析 在機械設計中，經(jīng)常會遇到軸類零件的設計。軸是旋轉零件中必不可少的部件，也是容易損壞或產(chǎn)生振動、彎扭變形的部件。軸的設計將影響到軸上各個零件的配合、傳動和運轉，從而影響整個機構的工作情況。特別是在高速旋轉機械中，軸類零件的設計顯得更加重要。 由于影響軸的結構因素很多，且結構形式又要隨具體情況不同而異，所以軸沒有標準的結構形式。設計時，必須針對不同情況進行具體分析。但是，不論何種具體條件，軸在結構上都應滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工藝位置；軸上零件應便于拆裝和調整；軸應具有良好的制造工藝性等。 根據(jù)機械傳動方案的整體布局，確定軸上零件的布置方法，以及軸與零件的裝配方案后，進行軸的結構設計：初步確定軸的各段直徑、長度及軸肩的高度， 選擇合適的軸承或聯(lián)軸器等。 3.6.1 軸的材料 軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造尤為廣泛，其中最常用的是45號鋼。 合金鋼比碳鋼具有更高的力學性能和更好的淬火性能。因此，在傳遞大動力，并要求減小尺寸與質量，提高軸頸的耐磨性，以及處于高溫或低溫條件下工作的軸，常采用合金鋼。必須指出：在一般工作溫度下（低于200℃），各種碳鋼和合金鋼的彈性模量均相差不多，因此在選擇鋼的種類和決定鋼的熱處理方法時，所根據(jù)的是強度與耐磨性，而不是軸的彎曲或扭轉剛度。但也應當注意，在既定條件下，有時也可以選擇強度較低的鋼材，而用適當增大軸的截面面積的辦法來提高軸的剛度。 螺釘整列機所用電機為小功率，轉速較低，且無特殊要求，故選用45號鋼。根據(jù)（A為材料系數(shù)，P為軸傳遞的額定功率，n為軸的轉速）。且考慮到原始設計結構中有鍵槽，應根據(jù)等效原則增大軸徑，其光軸直徑為d。 3.6.2 安裝方面的要求 設計時必須注意軸的結構要便于安裝制造，例如軸段上的軸承，其軸承內(nèi)圈與軸過盈配合，為了便于安裝，應將滾動軸承內(nèi)圈經(jīng)過的前段的直徑做得比后段軸段小，因此通常將軸做成階梯形的，其直徑通常是中間大，兩端小，由中間向兩端依次減小，以便于軸上零件的拆裝，可依次將齒輪、套筒、左端軸承、軸承蓋和帶輪從軸的左端進行裝拆；右端軸承和軸承蓋則由右端裝拆。 3.6.3 加工方面的要求 需要磨削加工的軸段，為保證全軸徑都達到磨削精度，在軸的階梯之間應設 有砂輪越程槽，如軸段和軸段的交界處；車削螺紋的軸段應留有螺紋退刀槽如圖3.12，以保證安全車削出全部螺紋，便于螺紋刀退出，并使螺紋尺寸達到標準要求。當軸上有多個退刀槽 或砂輪越程槽時，應盡可能取相同尺寸，以便于加工。軸上有多處過度圓角和倒角時，應盡可能使過渡圓角半徑相同和倒角大小一致，以減少刀具規(guī)格和換刀次數(shù)。 圖3.12 螺紋退刀槽 3.6.4 軸上零件的固定 軸上零件的的固定是指對安裝在軸上零件，要求它在受力后不破壞定位，能在力的作用下維持它原定位置而不發(fā)生移動所采取的措施。根據(jù)定位作用的不 同，軸的固定分為：軸向固定和周向固定 。 a)軸上零件軸向固定方法：軸上零件軸向固定的目的是保證零件在軸上有確定的軸向位置，防止零件作軸向移動，其固定方法常常采用軸肩、軸環(huán)、圓錐面，以及利用軸端擋圈、軸套(套筒)、圓螺母，彈性擋圈等零件進行軸向固定。采用套筒固定時，套筒不宜過長。所以當零件在軸間距離較大時，可采用圓螺母 固定。 b)軸上零件周向固定方法：軸上零件周向固定的目的是為了傳遞轉矩及防止零件與軸產(chǎn)生相對轉動。在設計中，常采用鍵和過盈配合等方法來進行軸向固定。 1)鍵的選擇要求：若一根軸上有兩個以上的鍵聯(lián)接，在設計時，則須考慮簡化軸加工的難度 。一方面應使幾個鍵的鍵槽位置布置在同一母線上，這樣軸只需裝卡一次，免去分度加工鍵槽過程；另一方面還應盡可能采用同一規(guī)格的鍵 聯(lián)接，這樣可使鍵槽的截面尺寸一致，加工時只須用一把刀，一次走刀即可完成加工。 在選用鍵作軸上零件周向固定時，應考慮在不同場合選用不同的鍵。平鍵聯(lián)接常用于轉動精度要求較高、轉速較快及承受沖擊或變載作用的場合；楔鍵作周向固定時，在傳遞轉矩的同時，還能承受單向的軸向力，但對中性較差；花鍵 聯(lián)接作周向固定時，其具有較高的承載能力，對中性與導向性均好，但成本高。 2)過盈配合的選用：該種方法的工作原理是利用包容件孔的配合尺寸(孔徑) 小于被包容件軸的配合尺寸(軸頸直徑)，裝配后在兩者之間產(chǎn)生較大的壓力，通過此壓力所產(chǎn)生的摩擦力來傳遞轉矩。這種方法結構簡單，對軸的削弱小，對中性好，能承受較大的載荷，具有較好的抗沖擊性能。其過盈量的大小應由其所傳 遞的扭矩的大小來確定。此處，還要考慮配合表面的加工品質，表面精度要高， 粗糙度值要低。 對于那些對中性要求高、承受較大振動和沖擊載荷的周向固定， 可考慮充分發(fā)揮鍵聯(lián)接和過盈配合的各自優(yōu)點，將二者組合起來使用，從而使周向固定更加牢固。 3)周向固定的其他方法：在傳遞的載荷較小，可用圓錐銷或緊定螺絲釘如圖3.13作周向固定。 圖3.13 周向固定方法 此外，在設計時，應盡量避免應力集中，以免使軸過早產(chǎn)生變形，甚至裂紋。 應力集中通常發(fā)生在零件截面尺寸發(fā)生變化的地方，如階梯軸的軸肩、軸環(huán)等處。因此階梯軸的軸肩處應采用過渡圓角，并且圓角半徑不宜過小。 對于定位軸肩、軸環(huán)，為了保證零件定位可靠過渡圓角半徑受到限制時，可用用內(nèi)凹圓角如圖3.14（a）所示，或加隔離套以增大過渡圓，如圖3.14（b）所示，重要結構還可用卸載槽，以減小局部應用力，如圖3.14（c）所示。 圖3.14 減小應力集中的措施 由于在設計軸的結構時，其強度遠遠大于理論應有的強度要求，故在此不做軸的校核。其配合簡圖如下圖3.15。 圖3.15 軸的配合簡圖 第四章 動力機構的選擇 4.1 電動機 通過類比可知，執(zhí)行系統(tǒng)的輸出功率為630W，查表可得角接觸球軸承效率，減速器效率，聯(lián)軸器效率，可得傳動總效率為0.85。 所需電動機功功率＝0.75kw 由之前對料斗的分析，料斗的轉速不能大于47.32r/min，總傳動比范圍為16~24，故電動機轉速的可選范圍為N＝I=463.8～1855.2r/min 則符合這一范圍的電動機同步轉速有：750、1000和1500r/min 根據(jù)容量和轉速，由相關手冊見選擇適用的電動機型號，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，重量，價格和減速器傳動比，料斗的轉速要求，以及此次設計的設備上對于扭矩的較小要求，查機械設計手冊, 可選Y系列三相異步電動機Y80M2-4，額定功率P＝0.75kW，同步轉速1000r/min;，安裝形式為一般臥式B3。 Y系列三相異步電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，是我國新設計的統(tǒng)一系列。本系列電動機具有體積小，重量輕、運行可靠、結構堅固、價格低廉、維護方便等特點，而且效率高，起動轉矩大，噪聲低、壽命長、經(jīng)久耐用。此系列為一般用途的電動機，可以驅動無特殊要求的各種機械設備。 電動機主要外形和安裝尺寸如下圖4.1： 圖4.1 電動機的安裝結構及外形尺寸 注：Y系列電動機的型號由四部分組成：第一部分漢語拼音字母Y表示異步電動機；第二部分數(shù)字表示機座中心高（機座不帶底腳時，與機座帶底腳時相同）；第三部分英文字母為機座長度代號（S—短機座、M—中機座、L—長機座），字母后的數(shù)字為鐵心長度代號；第四部分橫線后的數(shù)字為電動機極數(shù)。例如電動機型號Y132S2-2表示異步電動機，機座中心高132mm，短機座，極數(shù)為2。 4.2 擺線針輪減速機 4.2.1 擺線針輪減速機原理 擺線針輪減速機是一種應用行星式傳動原理，采用擺線針齒嚙合的新穎傳動裝置。全部傳動裝置可分為三部分：輸入部分、減速部分、輸出部分。 在輸入軸上裝有一個錯位180°的雙偏心套，在偏心套上裝有兩個稱為轉臂的滾柱軸承，形成H機構、兩個擺線輪的中心孔即為偏心套上轉臂軸承的滾道，并由擺線輪與針齒輪上一組環(huán)形排列的針齒相嚙合，以組成齒差為一齒的內(nèi)嚙合減速機構，（為了減小摩擦，在速比小的減速機中，針齒上帶有針齒套）。 當輸入軸帶著偏心套轉動一周時，由于擺線輪上齒廓曲線的特點及其受針齒輪上針齒限制之故，擺線輪的運動成為既有公轉又有自轉的平面運動，在輸入軸正轉周時，偏心套亦轉動一周，擺線輪于相反方向轉過一個齒從而得到減速，再借助W輸出機構，將擺線輪的低速自轉運動通過銷軸，傳遞給輸出軸，從而獲得較低的輸出轉速。其原理簡圖如圖4.2 圖4.2 擺線針輪行星傳動簡圖 4.2.2 擺線針輪減速機的性能特點 擺線針輪減速機是一種比較新型的傳動機構，其獨特的平穩(wěn)結構在許多情況下可替代普通圓柱齒輪減速機及蝸輪蝸桿減速機，因為擺線針輪減速機具有： 1）：傳動比大：擺線針輪減速機一級減速時傳動比為1:7到1：87；兩級減速時轉動比為121～7569，用戶也可以根據(jù)自己的實際需要選用減速比更大的三級減速。 2）：傳動效率高：擺線針輪減速機由于該機嚙合部位采用了滾動嚙合，一般效率為可達90％以上。 3）：保養(yǎng)方便（潤滑方式）：以下使用不要保養(yǎng)的専用高級油脂。 4）：體積小，重量輕：擺線針輪減速機采用行星傳動原理，輸入軸和輸出軸在同一軸線上而且有與電動機直聯(lián)呈一體的獨特之處，因而擺線針輪減速機本身具有結構緊湊，體積小、重量輕的特點。用它代替兩級普通圓柱齒輪減速器，體積可減少1/2～2/3；重量約減輕1/3～1/2。 5）：拆裝方便，容易維修：由于擺線針輪減速機結構設計合理、拆裝簡單便于維修，使用零件個數(shù)少以及潤滑簡單。 6）：使用可靠、故障少、壽命長：主要傳動嚙合件使用耐磨耗及耐疲勞性能良好的高炭鉻軸承鋼制造，經(jīng)淬火處理（HRC58-62）獲得高強度，因此擺線針輪減速機機械性能好，耐磨性能好；運轉接觸采用滾動磨擦，基本上無磨損，故故障少、壽命長，其壽命較普通齒輪減速器可提高2-3倍。 7）：運行平平穩(wěn)，噪音?。簲[線針齒嚙合齒數(shù)較多，重疊系數(shù)大以及具有機件平穩(wěn)的機理，使振動和噪聲限制在最小程度。 因此，擺線針輪減速機正因為具有這些其它種類減速機不可替代的優(yōu)越性和特點，所以擺線針輪減速機在各種機械行業(yè)被廣泛使用，并深受用戶的歡迎和信賴！ 4.2.3 擺線針輪減速機的結構特點 它主要由四部分組成：行星架H，行星輪C，中心輪b，輸出機構W 1）行星架H，又稱轉臂，由輸入軸10和偏心輪9組成，偏心輪在兩個偏心方向互成180°。 2）行星輪C，即擺線輪6，其齒廓通常為短幅外擺線的內(nèi)側等距曲線，為使輸入軸達到靜平衡和提高承載能力，通常采用兩個相同的奇數(shù)齒擺線輪，裝在雙偏心套上，兩位置錯開180°，擺線輪和偏心套之間裝有滾動軸承，稱為轉臂軸承，通常采用無外座圈的滾子軸承，而以擺線輪的內(nèi)表面直接作為滾道。近幾年來，優(yōu)化設計的結構常將偏心套與軸承做成一個整體，稱為整體式雙偏心軸承。 3）中心輪b，又稱針輪，由針齒殼3上沿針齒中心圓圓周上均勻布一組針齒銷5（通常針齒銷上還裝有針套7）組成。 4）輸出機構W，與漸開線少齒差行星齒輪傳動一樣，通常采用銷軸式輸出機構。 圖4.3 擺線針輪行星傳動結構圖 4.2.4 擺線針輪減速機的設計計算 根據(jù)實際情況，此次選擇的擺線針輪減速機型號為BWY1-43-0.75。BW表示擺線減速機臥式，Y表示點擊直聯(lián)，1為1號機型，43為減速比，功率0.75KW。 1） 擺線輪的設計 由使用條件,確定為針輪固定的臥式減速器，再進行擺線針輪齒數(shù)的確定。由設計的具體要求可知該擺線針輪減速器的傳動比為，所以根據(jù)擺線針輪減速的的傳動比可知： 為使擺線輪齒廓和銷軸孔能正好重疊加工,以提高生產(chǎn)率和精度,齒數(shù)盡可能取奇數(shù),即也應盡可能取奇數(shù),在平穩(wěn)載荷下選材料為GCr15,硬度為60HRC以上。針輪齒數(shù)： 選材為GCr15,硬度為60HRC以上。由此可確定針輪半徑。 針齒中心圓半徑： 取 材料為軸承鋼58~62HRC時,=1000~1200Mpa，再計算短幅系數(shù)和偏心距。 偏心距： 由文獻查得：A＝3mm， 取偏心距：＝3mm 初選短幅系數(shù)： 由文獻查得： =0.42~0.55 實際短幅系數(shù)： 由此可得針輪尺寸： 1初選針徑系數(shù)：， 由文獻查得： 2針齒中心圓半徑： 取 得 材料為軸承鋼58~62HRC時,=1000~1200Mpa。 3針徑套半徑： ?。?0mm 4驗證齒廓不產(chǎn)生頂切或尖角： 5針齒銷半徑：取＝6mm 針齒套壁厚一般為2～6mm。 6實際針徑系數(shù)： 小于1.3，則考慮抽齒一半。 2） 擺線輪尺寸的計算 1擺線輪齒頂圓直徑： 2擺線輪齒根圓直徑： 3擺線輪齒高： 4擺線輪齒寬： 取 5擺線輪內(nèi)孔直徑，為軸承去掉外圈的直徑： 6柱銷孔中心園直徑： 取，選取時考慮了同一機型輸出機構的通用性。 7柱銷孔數(shù)目： 由于擺線針輪中心園直徑>100~200,所以由參考資料知柱銷數(shù)目： 所以柱銷孔的數(shù)目為8個。 8間隔環(huán)： ＝12mm 3） 確定輸出機構中柱銷、柱銷套和柱銷空的直徑 1柱銷直徑： =22mm ?。?2mm 由資料取＝18mm。 2柱銷套直徑： ＝24mm 故 ＝32mm 3柱銷孔直徑： mm 為使柱銷孔與柱銷套之間有適當間隙，值應增加值： ＝0.15；>550mm時，＝0.2～0.3 4） 輸出軸的計算 1輸出軸的結構裝配簡圖，如圖4.4 圖4.4 輸出軸結構裝配簡圖 由前面的設計可知該擺線針輪減速器的輸出軸轉矩為 輸出轉速為： ， 選材為鋼，調質處理，由文獻查得，取A0＝110， mm 輸出軸最小直徑顯然安裝聯(lián)軸器與其配合的部分，為了使所選直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，須選取聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的計算轉矩＝ 由文獻查得，＝1.3， ＝N.mm 查文獻故選HL5彈性柱銷聯(lián)軸器，軸孔徑為d=60,半聯(lián)軸器L＝142mm， ?。?12mm。 2輸出軸的結構設計 其裝配結構圖如圖4.4，上選用滾動深溝球軸承6214， 由文獻表查得，d=70,D=125,B=24,則可知=70，=65；上選用深溝球軸承6215，，D=130，B=25 所以，=75，所以，=22，=30，=70，套筒長43，外圈直徑84。軸上聯(lián)軸器定位采用平鍵聯(lián)接，選用平鍵 ＝,鍵槽用鍵槽銑刀加工. 同時為了保證聯(lián)軸器與軸的配合，選擇配合為H7/k6，滾動軸承與軸的周向定位過渡配合來保證，安裝軸承處選軸的尺寸公差為m6。取軸端倒角為，各軸肩圓角半徑為 3精確校核軸的疲勞強度 截面2、3、5、9只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡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扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面2、3、5、9 均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 4 和5 處過渡配合引起的應力集中較為嚴重；從受載的情況來看，截面4、5上的應力最大。由于5軸徑也較大，故不必做強度校核。截面4上應力最大，因而該軸只需校核截面4左側即可。 截面4左側抗彎截面系數(shù)： ＝274000 抗扭截面系數(shù)： ＝54880 彎矩： ＝433050＝216500 扭矩： T＝1100000 截面上的彎曲應力： ＝5.517 MPa 軸的材料為45鋼，調質處理，由文獻表，得 ＝640MPa，＝275MPa，＝155MPa。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及， 因，，經(jīng)查值后可查得 ＝2.0，＝1.3； 查文獻可得材料敏性系數(shù)為 ，＝0.85。 故有效應力集中系數(shù)為 ＝1.82 ＝1.26 于是，計算安全系數(shù)值，則得 =20.21 =10.62 ＝6.40S＝0.05 由以上的分析故可知其安全。 5） 箱體的結構設計 箱體設計首先要考慮箱體內(nèi)零件的布置及與箱體外部零件的關系，如車床按兩頂尖要求等高，確定箱體的形狀和尺寸，此外還應考慮以下問題： 1.滿足強度和剛度要求。對受力很大的箱體零件，滿足強度是一個重要問題；但對于大多數(shù)箱體，評定性能的主要指標是剛度，因為箱體的剛度不僅影響傳動零件的正常工作，而且還影響部件的工作精度。 2.散熱性能和熱變形問題。箱體內(nèi)零件摩擦發(fā)熱使?jié)櫥驼扯茸兓?，影響其潤滑性能；溫度升高使箱體產(chǎn)生熱變形，尤其是溫度不均勻分布的熱變形和熱應力，對箱體的精度和強度有很大的影響。 3.結構設計合理。如支點的安排、筋的布置、開孔位置和連接結構的設計等均要有利于提高箱體的強度和剛度。 4.工藝性好。包括毛坯制造、機械加工及熱處理、裝配調整、安裝固定、吊裝運輸、維護修理等各方面的工藝性。 5.造型好、質量小連接和固定。速器箱體使用以支持和固定軸系零件并保證傳動件的嚙合精度和良好潤滑及軸系可靠密封的重要零件，其重量越占減速器總重的30～50％，因此設計機體結構時必須綜合考慮傳動質量、加工工藝及成本等。 減速器箱體常用灰鑄鐵制造?；诣T鐵具有良好的鑄造性能和減振性能，易獲得美觀外形，適宜于批量生產(chǎn)。對于重載或受沖擊載荷的減速器也可采用鑄鋼箱體。單件生產(chǎn)的減速器可采用鋼板焊接的箱體，其制造工藝簡單、生產(chǎn)周期短、材料省、重量輕、成本低，但對焊接技術要求較高。 減速器機體可以采用剖分式或整體式，剖分式機體結構被廣泛使用，其剖分面多與傳動零件軸線平面重合，一般減速器只有一個剖分面，但有些由兩個剖分面。 臥式減速器箱體常沿軸心線所在平面剖分成箱座和箱蓋兩部分，這樣有利于箱體制造和便于軸系零件的裝拆。 此外，機體應具有足夠的剛度。 箱體剖分面應加工平整，要由足夠的寬度；螺栓間距應不大于100～150mm,以保證箱體的密封性。箱體連接處的剛度主要是結合面的變形和位移，它包括結合面的接觸變形，連接螺釘?shù)淖冃魏瓦B接部位的局部變形。為了保證連接剛度，應注意以下幾個方面的問題： 1重要結合面表面粗糙度值Ra應不大于3.2um，接觸表面粗糙度值越小，則接觸剛度越好。 2合理選擇聯(lián)結螺釘?shù)闹睆胶蛿?shù)量，保證結合面的預緊力。為了保證結合面之間的壓強，又不使螺釘直徑太大，結合面的實際接觸面積在允許范圍內(nèi)盡可能減小。 3合理設計聯(lián)結部位的結構。 4.3 聯(lián)軸器 由于非金屬材料的的元件大多都是變剛度的，常用非金屬材料的剛度大多隨著載荷的增大而增大，故緩沖性好，特別適用于工作載荷有較大變化的機器，在此軸與擺線針輪減速機連接時，選用的聯(lián)軸器為彈性套柱銷聯(lián)軸器。 4.3.1 結構特點 彈性套柱銷聯(lián)軸器是利用一端套有彈性套（橡膠材料）的柱銷，裝在兩半聯(lián)軸器凸緣孔中，以實現(xiàn)兩半聯(lián)軸器的聯(lián)接。彈性套柱銷聯(lián)軸器曾經(jīng)是我國應用最廣泛的聯(lián)軸器，早在20世紀50年代末期即已制訂為機械部標準，JB08—60彈性圈柱銷聯(lián)軸器，是我國第一個部標準聯(lián)軸器。 彈性套柱銷聯(lián)軸器結構比較簡單，制造容易，不用潤滑，不需要與金屬硫化粘結，更換彈性套方便，不用移動半聯(lián)軸器，具有一定補償兩軸相對偏移和減振緩沖性能。彈性套工作是受壓縮變形，由于彈性套的厚度較薄，體積小，彈性變形有限，所以，彈性套柱銷聯(lián)軸器雖可補償軸線位移和彈性，但軸線位移許用補償量較少，彈性較弱。彈性套柱銷聯(lián)軸器是依靠柱銷組的鎖緊力而產(chǎn)生于接觸面的摩擦力矩，并壓縮橡膠彈性套來傳遞轉矩。適用于安裝底座剛性好、對中精度較高、沖擊載荷不大、對減振要求不高的中小功率軸系傳動。 4.3.2 分類 聯(lián)軸器分為LT型聯(lián)軸器見圖4.5和LTZ型聯(lián)軸器見圖4.6兩種型式。在此我選定的型號為LT5-Y型，故LTZ型不再贅述。 圖4.5 LT型聯(lián)軸器 圖4.6 LTZ型聯(lián)軸器 聯(lián)軸器型號與標記按GB/T 12458的規(guī)定。例： LT5彈性套柱銷聯(lián)軸器 主動端型軸孔，A型鍵槽， 從動端：型軸孔，B型鍵槽， LT5聯(lián)軸器 GB/T 4323-2002 LT型聯(lián)軸器的結構型式，基本參數(shù)和主要尺寸應符合圖4.5和表4.1的規(guī)定，軸孔式按GB/T 3852的規(guī)定，軸孔長度優(yōu)先選，參數(shù)表如下。 表4.1 LT型聯(lián)軸器基本參數(shù)和主要尺寸 4.3.3 技術要求 被聯(lián)接兩軸允許的最大軸線誤差不得大于表4.2的規(guī)定。最大運轉補償量是指在工作狀態(tài)下允許的由于制造誤差，安裝誤差，工作載荷變化引起的振動，沖擊，變形，溫度變化等綜合因素形成的兩軸相對偏移量。 表4.2 LT型允許最大軸線誤差 4.4 軸承 4.4.1 角接觸軸承的選擇 根據(jù)結構與受力要求，所選用軸承需要同時承受徑向負荷與軸向負荷，需要在較高轉速下工作，故選定為角接觸球軸承。接觸角越大，角接觸球軸承軸向承載能力越高，可以同時承受徑向載荷和軸向載荷,單列角接觸球軸承只能承受單方向軸向載荷,因此一般都常采用成對安裝。成對使用時，以預先調整好間隙的配對角接觸球軸承最為方便。 角接觸球軸承的接觸角，其中C為15度接觸角，AC為25度接觸角，B為40度接觸角，此種軸承極限轉速較高，可以同時承受徑向載荷和軸向載荷，也可以承受純軸向載荷，其軸向載荷能力由接觸角決定，并隨接觸角的增大而增大。它只能承受一個方向的軸向載荷，承受徑向載荷時，會引起附加軸向力，必須施向相應的反向載荷，因此，該種軸承一般都成對使用。 角接觸球軸承精度等級包括尺寸公差和旋轉精度。精度由低到高表示為P0(普通)、P6(P6X)、P5、P4、P2。此外，歐美品牌中也用P3、P7、P9表示精度等級，P3相當于ISO和JIS標準的P6級， P7相當于P4級，P9相當于P2級。 其類型有7000C型(∝=15°)、 7000AC型(∝=25°) 和7000B(∝=40°)幾種類型。該種軸承的鎖口在外圈上，一般內(nèi)外圈不能分離，可承受徑向和軸向的聯(lián)合載荷以及一個方向的軸向載荷。承受軸向載荷的能力由接觸角決定，接觸角越大，則承受軸向載荷的能力高。該種軸承能限制軸或外殼在一個方向的軸向位移。 軸承選擇如下圖4.7 圖4.7 角接觸軸承 4.4.2 角接觸軸承的安裝 角接觸球軸承，主要用于載荷較輕的高速旋轉場合，要求軸承高精度、高轉速、低溫升低振動和一定的使用壽命。常作高速電主軸的支承件成對安裝使用，其主要技術指標： 1.軸承精度指標：超過GB/307.1-94 P4級精度；2.高速性能指標： dmN值 1.3~1.8x 106 /min ；3. 使用壽命（平均）： >1500 h 高速精密角接觸球軸承使用壽命與安裝有很大關系，應注意以下事項 1. 軸承安裝應在無塵，潔凈的房間內(nèi)進行，軸承要經(jīng)過精心選配，軸承用隔圈要經(jīng)過研磨，在保持內(nèi)外圈隔圈等高的前提下，隔圈平行度應控制在1um以下； 2. 軸承安裝前應清洗干凈，清洗時內(nèi)圈斜坡朝上，手感應靈活，無停滯感，晾干后，放入規(guī)定量油脂，如屬油霧潤滑應放入少量的油霧油； 3. 軸承安裝應采用專門工具，受力均勻，嚴禁敲打； 4. 軸承存放應清潔通風，無腐蝕氣體，相對濕度不超 過65%，長期保管應定期防銹。 表4.3 軸承代號 故而選定的軸承代號為7006C。 4.5 軸承蓋 軸承蓋的主要作用是軸承外圈的軸向定位；防塵和密封，除它本身可以防塵和密封外，它常和密封件配合以達到密封的作用。還能在一定程度上防止?jié)L動體保持架等易損件受外力用而損壞。 軸承蓋圖在附圖中畫出，且用的密封為毛氈密封圈。 4.5.1 軸承蓋的技術要求 零件的材料為HT200，灰鑄鐵生產(chǎn)工藝簡單，鑄造性能優(yōu)良，但塑性較差、脆性高，不適合磨削,零件的主要技術要求分析如下： (1).由零件圖可知，零件的底座底面、內(nèi)孔、端面及軸承座的頂面有粗糙度要求，其余的表面精度要求并不高，也就是說其余的表面不需要加工，只需按照鑄造時的精度即可。底座底面的精度為Ra6.3、內(nèi)孔、端面及內(nèi)孔的精度要求均為Ra12.5。軸承座在工作時，靜力平衡。 (2).鑄件要求不能有砂眼、疏松等缺陷，以保證零件的強度、硬度及疲勞度，在靜力的作用下，不至于發(fā)生意外事故。 第五章 產(chǎn)品關鍵部位成型圖 由Pro/E 繪制出本設計整列結構的關鍵部位，見圖5.1，圖5.2，便于理解。 圖5.1 圖5.2 總 結 轉眼之間，歷時三個多月的畢業(yè)設計馬上就要結束了，這是我們大學之中最后一個也是最重要的一個設計、一個階段。畢業(yè)設計是考驗我們大學這四年來的所學，它要求我們將大學這四年來所學到的知識能夠融會貫通、熟練應用，并要求我們能夠理論聯(lián)系實際，培養(yǎng)我們的綜合運用能力以及解決實際問題的能力。在這個過程中，感到自己有學到了好多東西。 在這三個多月的時間里里，我們不斷地學習新的知識、不斷地積累新的經(jīng)驗，并且不斷地拓展新的目標。在指導老師谷金良導師的悉心指導下，我們從最初的開題報告開始做起，進行設計方案的確定；之后尺寸擬定、各個零部件的選擇及計算、繪制裝配圖、零件圖等幾個階段。這次的畢業(yè)設計，是對我們這四年來所學的專業(yè)知識是否踏實的檢驗，讓我們對這四年中所學的知識進行了綜合，也讓我溫習了一些已經(jīng)快要淡忘的專業(yè)知識，更學習到了一些實際機械應用的經(jīng)驗。與此同時，我們也充分認識到自身的許多不足之處：基礎知識不夠扎實，缺乏綜合運用及理論聯(lián)系實際的能力等，相信通過這次畢業(yè)設計所得到的鍛煉，在未來的日子中我們能克服自身的缺點。 通過這次設計，無疑使我的學習知識的能力得到了鍛煉，更是使我本人對于機械設計方面有了新的認識，并充分體會到了一個人獨自進行一項設計的艱難，此項設計雖然主要設計人在我，但是在整個設計的過程中，得到了老師，同學十分熱心的幫助，雖然幾次修改設計方案，并進行了大量的理論實驗計算，最終使設計更加趨向完善，可以說，沒有他們的幫助，我是無法獨自完成本次設計的。 雖然設計是短暫的，但是得到的知識確是永久的，一個完好的設計是對整個四年大學生活的一個總結，并是對未來新的生活展開的一個良好的開端，所以在進行設計的時候，我們都是抱著非常認真的態(tài)度，遇到任何的問題，都會積極向指導老師