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升降
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升降多功能绘图桌虚拟设计,升降,多功能,绘图,虚拟,设计
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目录目录11 绪论21.1 设计的主要目的21.2 设计的主要思路21.3 设计的要求21.4 绘图桌发展情况综述21.5 绘图桌升降机构总体设计方案32零部件的选用机设计计算42.1材料的选用42.2轴承的选用42.2.1 轴承类型的选择方法42.2.2 轴承的计算选用52.2.3 轴承的尺寸62.3电机的选用62.4 电机的选用82.5齿轮传动设计计算102.6轴的设计计算132.7轴的设计及校核计算132.7丝杆设计计算17结 论19致 谢20参 考 文 献211 绪论1.1 设计的主要目的本课题主要完成的是一绘图桌升降结构设计，升降机构，调节机构，角度调节，传动原理等。在研究现有各种绘图桌的原理以后，提出新的思路，设计一款结构紧凑，使用性能好的绘图桌椅。1.2 设计的主要思路 设计研究的主要思路就是想把传统的螺旋式升降改为电机升降，这样就可以大大的节省人力物力，而且也能精准的完成机械的自由升降。以便更好的使用绘图桌。本人的想法是想用电机驱动不想用陈规的螺杆升降，要解决这些问题必须解决升降系统和驱动系统，在常规的螺杆升降的前提下，要提升很大重量到指定高度是非常困难的，这样会大大的降低工作效率，所以选用电机升降会大大节省人力物力，还有就是因为刚卷质量非常大，单靠钢丝绳的拉力是远远不够的，想要正常的自由旋转就必须要有一个可靠的驱动系统，现在一般用的驱动系统都是电机驱动，因为它有许多优点，可以根据线卷的拉力大小来调节他的转速，还可以进行一般的正反转，还有就是在电机上安装一个变频器，可以无限调速，可以得到任何想要得转速。驱动装置则是用电机驱动，它可以避免由于螺杆滑丝而引起的不必要的工程事故，而且力大可以迅速提升到指定高度。1.3 设计的要求（1）查阅资料（包括教材，专著及论文），制定设计方案。 （2）利用三维软件建立三维模型，完成运动仿真 （3）选择升降部位材料并进行受力分析与计算 （4）绘制所属部件的零件图及装配图。1.4 绘图桌发展情况综述 科学的发展越来越要求精确的技术，以此同时我们还不能以牺牲效率为代价。现在线路的应用越来越多，相应各种线的切割，也越来越多，这就要求我们有一种设备既有很高的效率又能保证精度要求。所以我们来研究绘图桌有很好的经济很社会效益。现阶段我国在各项技术中一直处于先进水平，在一些领域还保持着领先。 一种应用于钢帘线及高精度、高性能金属线材生产的现代化关键设备25模多功能智能化高速水箱拉丝机，由江苏泰隆机械集团研制成功，并于4月9日通过了科技成果鉴定。鉴定委员会认为，该设备的研制对推动我国高端金属线材制造技术的发展，扭转我国金属线材产量雄踞世界第一而装备技术却受制于发达国家的被动局面，具有重大现实意义。 这一技术成果的鉴定委员会主任由中科院院士吴宏鑫担任，来自中国航天科技集团、中国冶金设计院、南京航天航空大学、等国家高科技领域的科研院所及高校的权威专家组成鉴定小组。专家组在认真审定江苏泰隆机械集团提供的设计方案、技术资料和制造工序的基础上，参照了国际、国内重点用户的应用结论，一致认定，该项成果采用集成化、立体式传动结构和单侧主动式25道次拉拔技术，钢丝拉拔直线性能好，模具消耗低，拉丝效率高；单台设备集拉丝机、收线机、张力柜、配电柜等多种设备功能于一体，结构紧凑，大大节省了金属材料、装配工序和使用空间；以变频技术为依托，采用智能化技术实施动态性集中控制，来进行各种绘图桌的升降运动。江苏泰隆机械集团几年前开始金属线材设备的开发研制，通过自主开发和引进消化，逐步形成从金属拉丝、高速层绕、重卷、外绕、放线、CO2气体保护焊丝及各类特种金属线材成套设备的开发与制造体系，不仅国内市场占有率达70以上，而且出口10多个国家和地区。企业成为全国最大的金属线材制品设备生产、销售和出口大户。目前，该集团在线材制品设备的工艺技术方面已拥有多项自主知识产权和专利技术。这次通过技术成果鉴定的25模高速水箱拉丝机已申报了7项专利。随着国家现代化建设的飞速发展，科学技术的不断进步，现代施工项目对升降机要求也越来越高，高、深、尖电机技术在升降机上的应用也越来越广泛，电机系统展示了强大的发展趋势。前最常用的起升电机系统为定量泵、定量或变量马达开式电机系统，然而，现代施工对起升系统提出了新的要求：节能、高效、可靠以及微动性、平稳性好。为了适应这些新的要求，以前的定量泵将逐步被先进可靠的具有负载反馈和压力切断的恒功率变量泵所取代，先前的定量马达或控变量马达也将被电控变量马达所取代。这种系统将能有效的达到轻载高速、重载低速和节能的效果。 1.5 绘图桌升降机构总体设计方案 本人的想法是想用电机驱动不想用陈规的螺杆升降，要解决这些问题必须解决升降系统和驱动系统，在常规的螺杆升降的前提下，要提升很大重量到指定高度是非常困难的，这样会大大的降低工作效率，所以选用电机升降会大大节省人力物力，还有就是因为刚卷质量非常大，单靠钢丝绳的拉力是远远不够的，想要正常的自由旋转就必须要有一个可靠的驱动系统，现在一般用的驱动系统都是电机驱动，因为它有许多优点，可以根据线卷的拉力大小来调节他的转速，还可以进行一般的正反转，然而用电机驱动就可以避免由于螺杆滑丝而引起的不必要的工程事故，而且力大可以迅速提升到指定高度。当然这对机架的材料要求又有了提高，必须要选一种可以承担大压力的支架材料，要进行校核。1.5.1 电机的工作原理电机油形成一定的压力，经滤油器、隔爆型电磁换向阀、节阀.控单向阀、平衡阀进入缸下端，使缸的活塞向上运动，提升重物，缸上端回油经隔爆型电磁换向阀回到油箱，其额定压力通过溢阀进行调整，通过压力表观察压力表读数值。 缸的活塞向下运动（既重物下降）。电机油经防爆型电磁换向阀进入缸上端，缸下端回油经平衡阀、控单向阀、节阀、隔爆型电磁换向阀回到油箱。为使重物下降平稳，制动安全可靠，在回油路上设置平衡阀，平衡回路、保持压力，使下降速度不受重物而变化,由节阀调节量，控制升降速度。 为使制动安全可靠，防止意外，增加控单向阀，即电机锁，保证在电机管线意外爆裂时能安全自锁。安装了超载声控报警器,用以区别超载或设备故障。 电器控制系统通过防爆按钮SB1SB6来控制电机的转动，隔爆型电磁换向阀的换向，以保持载荷提升或下降，且通过“LOGO”程序调整时间延迟量，避免电机频繁起动而影响使用寿命。 1.5.2 夹紧的机构设计绘图桌的夹紧也一个重要的部分，因为只有夹紧装置作好了，机构才能正常运行。所以我选择采用一边固定顶尖，一边活动顶尖的夹紧方法。当电机把线卷升到指定高度时，先将其一端放入固定顶尖，然后在推动活动顶尖将其夹紧。因为滚子的重量比较大，所以在其活动顶尖的一端再加一个电机，通过电机来控制它的夹紧程度。2零部件的选用机设计计算2.1材料的选用用于要求强度较高，韧性中等的零件，通常在调质或正火状态下使用，表淬硬度在HRC10-50。用于制造齿条齿轮，链轮，轴，键，销，蒸汽透平机的叶轮，压缩机及泵的零件，轧轮等。可代替渗碳钢做齿轮，轴，活塞销等，但要经过高频或火焰表面淬火。所以根据要求选择45号钢。 2.2轴承的选用2.2.1 轴承类型的选择方法 选用轴承时，要正确考虑它的主要因素。 (1) 轴承的载荷 轴承所受载荷的大小，方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。根据载荷的大小选择轴承时，由于滚子轴承中主要元件是先接触，以用于承受较大的载荷，承载后的变形也小。而球轴承中则主要为点接触，以用于较轻的或中等的载荷，故在载荷较小时，应优先选用球轴承。 根据载荷方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力轴承。较小的载荷可选用推力球轴承，较大的载荷可选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承。当轴承在承受径向载荷时，一般选用深沟球轴承，圆柱滚子轴承，滚针轴承。当轴承在承受径向载荷Fr的同时，还有不大的轴向载荷Fa 时，可选用深沟球轴承，或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，当轴向载荷较大时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。 （2）轴承的转速 在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。轴承样本中列入了各类，各种尺寸的极限转速，这个转速是指载荷不太大，冷却条件正常，且为0级公差等级轴承时的最大允许转速。但是，由于极限转速主要是受工作时温升的影响，因此，不能认为样本中是一个绝对不能超过的界限。从工作的转速对轴承的要求看，可以确定为以下几点： 1球轴承与滚子轴承比较，有较高的极限转速，故在高速运转时应优先选用球轴承。 2在内径相同的条件下，外径越小，则滚动体就越小，运转时滚动体加在外圈轨道上的离心惯性力也就越小，因而就更适合于在高速的转动下工作。故在高速时，宜选用同一直径系列中外径较小的轴承，外径较大的轴承，宜用于低速重载的场合。要用一个外径较小的轴承而承载能力达不到要求时，可再装一个相同的轴承，或者考虑选用宽系列轴承。 3保持架的材料与结构对轴承转速影响极大。实体保持架与冲压保持架允许高一些的转速，青铜实体保持架允许更高的转速。 4推力轴承的极限转速均很低。当工作转速高时，若轴向载荷不十分大，可以采用角接触球轴承。5若工作转速稍微超过了样本中规定的极限转速，可以用提高轴承的公差等级，或者适当的加大轴承的径向游隙。选择循环润滑或油雾润滑，加强对循环油的冷却，等措施来改善轴承的高速性能。若工作转速超过极限转速较多，应选用特制的高速轴承.2.2.2 轴承的计算选用此轴承的特点是转速不高，轴向载荷不大，可以代替推力轴承受纯轴向载荷。 （1）根据工作条件选用0300型轴承。轴向载荷 Fr=5000N轴向载荷 Fa =2500N 计算 查表6-24知向心轴承的最大e=0.44(2) 计算当量动载荷P P=fd(X*FR+Y*Fa) 查表6-25知fd=1.01.2 取1.2 查表6-24知X=0.56 Y应在型号及C0取定后才能最终确定，现暂时取Y=1.5待以复算。 P=1.2*（0.56*5000+1.5*2500） =1.2*（2800+3750） =7860N（3）计算额定动载荷C C=P =56680N （4）查表6-34重窄系列得知与56680N最接近的值为64100N。所以取312号轴承。即型号为36312号轴承。 （5）验算。 1）C0=49400N 2）查表6-24知这时Y在1.81.6之间，用插值法计算Y值。 Y=1.8- 所以X=0.56 Y=1.7 3）P=1.2*（0.56*5000+1.7*2500） =8460N 4）验算Lh值。 L h= =5799h预期寿命小于现寿命，所以选36312号轴承。(6)在此选用的附表全部来自机械设计制图手册-同济大学出版社出版。 2.2.3 轴承的尺寸dDBTmanTminrR1a 60130313130.53.5225.6 D1D2rg 731172 额定动载荷C额定静载荷C0极限转速r /min 83.0KN72.5KN4800 2.3电机的选用2.3.1 电机的研究对象 电机传动是研究已有的能源物质，来实现各种机械的船东和自动控制的科学。电机它是利用各种控制元件组成所需要的各种控制回路，再由若干回路有机组合成能完成一定控制功能的传动系统来进行能量的传递，控制和转换。 电机传动所用的工作介质为电机油或其他合成，电机传动传递动力大，运动平稳。但由于粘性大，在动过程中阻力损失大，因而不宜作远距离传动和控制。电机的工作原理 现在以电机千斤顶来简述电机传动的工作原理。 图2.3.1 电机千斤顶力比关系当大活塞上有重物负载W时，大活塞下腔的油夜就将产生一定的压力P，P=W/A2，根据帕斯卡原理：“在密闭容器内，施加于静止上的压力将以等值同时传到各点”。因而要顶起大活塞及其重物负载W，在小活塞下腔就必须产生一个等值的压力P，也就是说小活塞上必须施加力F1，F1=PA1，因而有 P=F1/A1=W/A2或 W/F1=A2/A1.（2.1）式中，A1，A2分别为小活塞和大活塞的作用面积；F1为杠杆手柄作用在小活塞上的力。式（2.1）是电机传动的基本公式。由于P=W/A2，因此，当负载W增大时，体工作压力P也要随之增大，亦即F1要随之增大；反之若负载W很小，体压力就很低，力也就很小。运动关系 如果不考虑的可压缩性，漏损和缸体的变形，则从图中可以看出，被小活塞压出的油夜的体积必然等于或大于大活塞向上升起后大缸下腔夸大的体积。即 A1H1=A2H2或 .（2.2）式中，H1，H2分别为小活塞和大活塞的位移。 从式（2.2）中可知，两活塞的位移和两活塞的面积成反比。将A1H1=A2H2两端同时除以活塞移动的时间t得 即 .（2.3）式中，v1,v2分别为小活塞和大活塞的移动速度。 从式（2.3）可以看出，活塞的运动速度和活塞的面积成反比。 AH/t的物理意义是单位时间内过截面面积为A的某一个截面的面积，称为量q，即 q=Av即 A1v1=A2v2. (2.4) 如果已知进入缸体的量为q，则活塞的运动速度为 v= .（2.5） 调节进入缸体的量q ,即可以调节活塞的运动速度，这就是电机无及调速的原理。功率关系 由式（2.1）和式（2.3）可得 F1v1=Wv2.(2.6) 式（2.6）左端为输入功率，右端为输出功率，这说明在不计损失的情况下，输入功率等于输出功率。由式(2.6)还可以看出 P=PA1v1=PA2v2=Pq.（2.7） 由式（2.7）可以看出，压力和量是体传动中最基本最重要的两个参数，他们相当于机械传动中的力和速度，他们的乘积即为功率。电机系统的组成(1) 能源装置 把机械能转换为体的压力能的装置，一般常见的是电机泵。(2) 执行装置 把体的压力能转换为机械能的装置，一般只作直线运动的电机，做回转运动的电机马达等。（3） 控制调节装置 对电机系统中体的压力，动方向进行控制和调节的装置。如溢阀，节阀，换向阀等。这些元件的不同组合成了能完成不同功能的电机系统。（4） 辅助装置 指出以上三种的其他装置，如油箱，过滤器，空气过滤器，油雾器，蓄能器，他们对保证电机系统可靠性和稳定性的工作有重大作用。（5） 传动介质 传递能量的体，即电机油。2.3.5 电机系统的优缺点 （1） 优点 1） 无级变速 2） 体积小，重量轻 3） 工作平稳 4） 易于实现自动化，标准化，系列化 （2） 缺点 1） 能量易损失 2） 油易受温度影响 3） 油易污染 4） 故障不易找出 2.3.6 电机传动装置的设计 （1） 根据题意，装置由定量泵供油，当油缸向上动作顶物体后，蓄能器充油，油压增高，压力继电器动作切断电机电路，使油泵停止工作，力由蓄能器保持，当压力低额定压力时，压力继电器又接通电机，继续使油泵供油。用于加工时间较长的机床夹具，优点是节约动力和防止油温过高。 （2） 下面是原理图2.3.7 电机尺寸计算 （1） 负载分析 工作负载 FL=FG=（1000+100）*9.8=10780（N）（2） 电机主要参数的确定 1） 初选电机的工作压力 根据分段设备的负载不大，按类型书机床类，所以初选电机的工作压力为2.0MPa。 2） 计算电机的尺寸 A= D= 按标准取 D=83mm根据设计要求 快速上升的距离为300mm 速度要求45mm/s 快速下降的距离为500mm 速度要求55mm/s根据快上快下的速度比值来确定活塞杆的直径 45D2=55D2-55d2 d=35.39mm取d=35 mm则活塞缸有效作用面积为 无杆腔面积：A1= 有杆腔面积：A2= 2.4 电机的选用2.4.1 电动机选用的一般原则 （1） 在选用电动机类型时要根据工作机的要求来选取，不需要调速的机械包括长期工作制，短期工作制和反复短期工作机械，应采用异步电动机。负荷平稳但无特殊要求的长期工作制机械，应首先采用鼠笼式异步电动机。常周期性波动负荷的长期工作机械，在带飞轮和启动条件沉重时，应采用绕线式异步电动机。某些反复短期工作制机械，当选用交电动机，在发热，启动制动特性，调速等方面不能满足需要或技术经济指标过低时，应采用直电动机。带周期性性冲击负荷的机械，应采用直电动机。可采用同步电动机。需要连续调速的机械，是调速要求采用交电动机或直电动机调速系统，应首先考虑交电动机调速。（2） 电动机的结构有开启式，防护式，封闭式和防燥式，应根据防护要求及环境进行选择。（3） 选用电动机的类型，除满足工作机械的要求外，还须满足电网的要求，如启动时能满足电网电压水准，保持功率因数在合理的范围内。 （4） 电动机功率应由适当的备用容量，如采用的额定功率小于工作及要求的功率，则不能保证工作机正常工作，甚至因长期过载而使电动机过早的损坏，如采用的额定功率比工作机要求的功率大得多，则因容量本能的充分利用而造成成本提高，同时电机价格升高。通常对在变载荷作用下，长期稳定连续运行的机械，所选用的电动机额定功率应稍大于工作机的功率。 2.4.2 常用电机的特性及用 系列名称特征及用途 Y-系列三相异步电动机 Y系列电动机是封闭风扇自冷式，鼠笼型三相异步电动机是我国统一设计取代JO2系列的更新产品 Y系列电动机效率高，节能，启动转矩高，噪音低，振动小，运行安全可靠，安装尺寸和功率等级完全符合国际标准。 Y系列电动机为一般用途的电动机，适用于驱动无特殊要求的各种机械设备，如金属切削机床，鼓风机，水泵等。 G系列微型单相交串激电动机G系列电动机为开启扇冷式的单相交串激电动机，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便，启动转矩高，转速随负载的变化而变化，用调压或改变激磁绕组电阻的方法可调节转速。一般用户要求调速范围广的场合，如医疗器械，小型机床，风扇，搅拌器，离心沉淀器，排字机，涂漆机，电动工具等。 Z3系列小型直定动机 Z3 系列电动机基本结构形式为自通风防滴式，还可制成外通风，自带鼓风机，转速稳定，不随负载的变化而变化，体积小，重量轻，转动惯量小，调速范围广，广泛用于机床，造纸，水泥，染织等部门，坐电力拖动用。使用方便。 2.4.3 选用电动机根据综前所述，应选用Y系列三相异步电动机。电动机的型号表示 电机的选用 .（2.8）式中： 工作机械所需要的功率，单位KW， 从电动机到工作机械间各运动副总机械效率。 工作机械所需工作功率 可根据工作机械的工作阻力和运动参数进行计算。 = .（2.9）或 = .（2.10）式中：F工作机的工作阻力，单位，N；v工作机的速度，单位，m/s；nw=工作机的转速，单位，r/min; 工作机的效率 总的机械效率可按下式计算： .（2.11） 式中： 。分别为传动链中各运动副的效率。根据上式可计算出 ，所以选电机的功率为1.1KW。所以选择电机型号为：Y90L-6。 技术数据表2.4.1 电机的技术数据 型号功率KW电转速效率功率因数额定转矩额定电额定转矩 Y90L-61.13.291073.50.722.06.02.0 电机的安装尺寸和外形尺寸 表2.4.2 电机的安装尺寸 中心高HAB CDEF*GDG 90L901401005624508*720 kbb1b3hAABBHB L1 10180155901903613012310 电机的外形图 图2.4.1 电机尺寸图2.5齿轮传动设计计算1.选择齿轮材料精度等级齿轮材料选用45钢，调质处理，取硬度为235255HB； 齿轮精度等级为8级2.按齿面接触疲劳强度设计由文献29中式554得mm初选=1.2由文献29中式514得=2.5 由表查得：=189.8 取=0.3 T1=35810 =60jLh=60639.641(830010)=9.21108=/=9.21108/3.31=2.78108查文献29图5-17得=1.1, =1.1取Zw=1.0，=1.0，=0.92，=1.0由文献29中图5-16(b)得=590Mpa，=550MPa由文献29中(5-28)计算许用接触应力=ZN1ZXZWZLVR=597.3Mpa =ZN2ZXZWZLVR=556.6Mpa =56.08mm 取=28，=3.3828=95=2.003mm取标准模数=2.25mm =2.2528=63mm =63(1-0.50.3)=53.55mm =1.79 由文献29表53取=1.1 =0.358查文献29中图54 =1.02 =148.56mm =0.3148.56=44.56 取 =0.784查文献29图57得=1.175 =1.11.021.175=1.32 =2=2.5189.8=491.74Mpa 安全 接触疲劳强度足够。3.校核齿根弯曲疲劳强度由文献29中式555=arctan=arctan=16.48O =-16.48 O=73.52O =28/cos116.48O =21.90 95/cos73.52O =250.28 按,查文献29中图514得=2.85,=2.3查文献29中图515得=1.55，=1.74查文献29中图518b得=220230MPa,=170180MPa查文献29中图519得=1.0，=1.0由文献29中式532得=1.0取=2.0，=1.4由文献29中式531=314MPa =257MPa =85.86MPa M2的计算 F21=F22=T=10179N M2=Ft*70=10179*70=712530Nmm3M3的计算 联轴器的直径为：D=130 mm Ft= N 附加载荷Fc取为0.25 Ft Fc =0.25* Ft=0.25*6264=3132N M3= Fc*L=3132*180=563760Nmm所以 .（2.26）= =812655Nmm2) :扭矩 是常量数值为T =T=407170Nmm3) 疲劳强度计算：在前述的各项表中查得各项系数： .（2.27） = =8.57539SSP 合格这根轴长度大，而且长，经过校核后合格，所以另一根短轴也合格。2.7丝杆设计计算 联轴器是机械传动中常用的部件。它们主要用来连接轴或轴与其它回转部件，以传递运动与转矩，有时也可用作安全装置。联轴器所连接的两轴，由于制造及安装误差，承载后的变形及温度变化的影响等，往往不能保证严格的对中，而存在着某种程度的相对位移，这就是说在设计联轴器时，要从结构上采取不同的措施，使之具有适应一定范围的相对位移的功能。根据对各种相对位移有无补偿能力（即能否再发生相对位移的情况下保持连接的功能），联轴器分为刚性联轴器和挠性联轴器两大类。绝大多数联轴器已经标准化或规格化，所以我们一般只是选用补用设计。根据传递载荷的大小，轴转速的高低，被连接两部件的安装精度等，参考各类联轴器的特性，选择一种合适的联轴器类型。具体选择时可考虑一下几点：（1）所需传递的转矩大小和性质以及对缓冲减震功能的要求。例如，对大功率的重载转矩传动。可选用齿式联轴器，对严重冲击载荷或要求消除轴系扭转震动的传动，可选用轮胎式联轴器等具有高弹性的联轴器。（2）联轴器的工作转速高低和引起的离心力大小。对于高速传动轴，应选用平衡精度高的联轴器，例如膜片联轴器等，而不宜选用存在偏心的滑块联轴器等等。（3） 两轴相对位移的大小和方向。当安装调整后，难以保持两轴严格精确对中，或工作过程中两轴将产生较大的附加相对位移时，应选用挠性联轴器。例如当径向位移较大时，可选滑块联轴器，角位移较大或相交两轴的连接可选用万向联轴器。（4） 联轴器的可靠性和工作环境。通常由金属原件制成的不需润滑的联轴器比较可靠，需要润滑的联轴器，其性能易受到润滑完善程度的影响，且可能污染环境。含橡胶等非金属元件的联轴器对温度，腐蚀性介质及强光等比较敏感，而且容易老化。(5) 联轴器的制造，安装，维护和成本。在满足使用性能的前提下，因选用拆装方便，维护简单，成本低的联轴器。例如刚性联轴器不但结构简单，而且拆装方便，可用于低速，刚性大的传动轴。一般的非金属弹性元件联轴器，由于具有良好的综合性能，广泛用于中小功率传动. 2.9 丝杆螺母联结的强度计算 2.9.1 螺纹连接的强度计算当两个零件用丝杆螺母进行联接时，常常同时使用若干个丝杆螺母，在开始进行强度计算时，先要进行丝杆螺母组的受力分析，找出其中受力最大的丝杆螺母和其所受的力，作为进行校合的依据。对整个联结的丝杆螺母组而言，所受到的载荷可能包括轴向载荷，横向载荷，弯矩和转矩等。丝杆螺母联接的强度计算松丝杆螺母联接装配时，螺母不需要拧紧。在承受工作载荷之前，丝杆螺母不受力，则它的拉伸强度条件为式中： F 工作压力，单位为N d1 丝杆螺母危险截面的直径，单位为mm 丝杆螺母材料的许用拉应力，单位为MPa丝杆螺母强度计算紧丝杆螺母联接装配时，螺母需要拧紧，在拧紧矩作用下，丝杆螺母除受预紧力的拉伸而产生拉伸应力外，还受螺纹摩擦力矩的扭转而产生的扭转切应力，使丝杆螺母处于拉伸扭转的复合应力状态下。由于丝杆螺母材料是塑性的，固可根据第四强度理论，求出计算应力为： （2.30）所以，丝杆螺母的危险截面的拉伸强度条件为 （2.31）式中： F0 丝杆螺母所受的预紧力，单位为N 其余的和前相同。2.9.2 丝杆螺母组联接的设计丝杆螺母组联接结构设计的主要目的，在于合理的确定连接结合面的几何形状和丝杆螺母的布置形式，力求各丝杆螺母和联接结合面间受力均匀，便于加工和装配。（1）联接结合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状。这样不但利于加工，而且便于对称布置丝杆螺母，从而保证联接结合面受力比较均匀。栓的布置应使各丝杆螺母的受力合理。丝杆螺母的排列应有合理的间距，边距。分布在同一圆周上的丝杆螺母数目，应取为偶数。避免丝杆螺母承受附加的弯矩载荷。2.9.3 提高螺纹联接强度的措施降低影响丝杆螺母疲劳强度的应力副。改善螺纹牙上载荷分布不均的现象。减小应力集中的影响。采用合理的
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