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海上作业安全座椅设计.doc

海上作业安全座椅设计【优秀机械设备全套课程毕业设计含SW三维建模及10张CAD图纸】

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01 箱体.DWG

02 箱盖.DWG

03 缆绳绕卷.DWG

03 蜗杆.DWG

06 传动轴.DWG

07-01 安装架滑轮臂.DWG

07-02 安装架底板.DWG

07-03 滑轮臂固定板.DWG

09 轴承盖.DWG

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关键词：: 海上安全座椅汽车设计机械设备毕业设计三维建模海上作业安全座椅设计机械设备全套课程毕业设计

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海上作业安全座椅设计【优秀机械设备全套课程毕业设计含SW三维建模及10张CAD图纸】

【带任务书+开题报告+中期检查表+答辩ppt+外文翻译】【24页@正文8300字】【详情如下】【需要咨询购买全套设计请加QQ1459919609】

海上作业安全座椅的设计SW三维建模

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01 箱体.DWG

02 箱盖.DWG

03 缆绳绕卷.DWG

03 蜗杆.DWG

06 传动轴.DWG

07-01 安装架滑轮臂.DWG

07-02 安装架底板.DWG

07-03 滑轮臂固定板.DWG

09 轴承盖.DWG

海上安全作业座椅装配图.dwg

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摘要………………………………………………………………2

关键词………………………………………………………………2

第1章绪论…………………………………………………………3

第2章基础理论……………………………………………………4

2.1作业安全座椅的性能…………………………………………………………..4

2.2作业安全座椅的结构…………………………………

2.3作业安全座椅设计的基本原则…………………………………………………6

第3章机械机构设计

第4章结论………………………………………………………… 18

参考文献……………………………………………………………19

摘要

海上安全座椅是一种创新设计，旨在保证海上作业人员在作业时安全，而且利用先进，简便，易于控制的机械装置，辅佐作业人员完成作业的设备，具有上下升降功能和左右移动功能，满足海上高空作业的方向要求。

本设计主要是研究海上安全座椅的机构可行性，重点放在升降机构的机械部件设计，基于座椅的空间和人体工学安全考虑，升降部件采用带自锁功能的蜗轮蜗杆减速器，动力源采用直流电动机，可外接直流电源和直接配置可充放电移动电源。

关键词：人机工程学海上安全座椅蜗轮蜗杆

第1章绪论

第2章基础理论

2.3 作业安全座椅设计的基本原则

（1）安全

座椅的设计首先要绝对保证驾乘者的安全，安全必须有足够的强度，在碰撞时，座椅可以降低事故造成的乘员伤害，并能起到保护作用。

（2）操作方便

座椅设计易于操作和调整手柄和按钮的布置必须在乘客能伸出位置，并按照一般人的习惯和中等强度手法。

（3）乘坐舒适性

座椅的设计必须能使乘客保持良好的姿势，脊柱的弯曲性，保证合理的体压分布，使肌肉放松，血液循环正常；并有腰部支撑，腰背贴和感和侧向稳定感。能有效地隔离振动衰减或道路，满足大部分的乘员坐姿舒适性的要求。

座椅尺寸是指人体测量数据，和一个坐着的人的人体尺寸是合适的；座椅靠背的结构和尺寸应考虑腰部的全力支持，使脊椎接近自然曲线；椅面必须有足够的垫料和适当的硬度保证臀部坐骨承受身体的重量，和它可以将重量均匀分布在靠近坐骨区域压力有用；在前沿的座位，大腿和椅子之间的压力应尽量减少；座位应该是：坐他们轻松地变换姿势，身体灵活顺畅的自动调整，但必须防止滑移，的形状和其功能大小的座位。

安全座椅总成包括一个座垫和靠背，头枕，骨骼，皮肤，振动机制，调整机制等。根据座垫的设计原则和靠背的形状和曲线应力-应变和身体放松背部曲线和臀部曲线吻合，可以支持到腰椎，不会因血液循环不良引起的四肢麻木，长时间骑行不易感到疲劳；骨架和机构应能满足要求的强度要求。通过对座椅靠背的前后，倾斜角度，头枕和空调的劣势是有限的，所以大多数人是在一个舒适的状态。

参考文献

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内容简介：: 题目：海上作业安全座椅设计院（系）：姓名：学号：专业班级：指导老师：设计时间： 2016 年 5 月日 nts 1 目录摘要 2 关键词 2 第 1 章绪论 3 第 2 章基础理论 4 2.1作业安全座椅的性能 .4 2.2作业安全座椅的结构 2.3 作业安全座椅设计的基本原则 6 第 3 章机械机构设计第 4章结论 18 参考文献 19 nts 2 摘要海上安全座椅是一种创新设计，旨在保证海上作业人员在作业时安全，而且利用先进，简便，易于控制的机械装置，辅佐作业人员完成作业的设备，具有上下升降功能和左右移动功能，满足海上高空作业的方向要求。本设计主要是研究海上安全座椅的机构可行性，重点放在升降机构的机械部件设计，基于座椅的空间和人体工学安全考虑，升降部件采用带自锁功能的蜗轮蜗杆减速器，动力源采用直流电动机，可外接直流电源和直接配置可充放电移动电源。关键词：人机工程学海上安全座椅蜗轮蜗杆 nts 3 第 1 章绪论海上安全座椅是一种创新设计，旨在保证海上作业人员在作业时安全，而且利用先进，简便，易于控制的机械装置，辅佐作业人员完成作业的设备，具有上下升降功能和左右移动功能，满足海上高空作业的方向要求。本设计主要是研究海上安全座椅的机构可行性，重点放在升降机构的机械部件设计，基于座椅的空间和人体工学安全考虑，升降部件采用带自锁功能的蜗轮蜗杆减速器，动力源采用直流电动机，可外接直流电源和直接配置可充放电移动电源。第 2 章基础理论 2.3 作业安全座椅设计的基本原则（ 1）安全座椅的设计首先要绝对保证驾乘者的安全，安全必须有足够的强度，在碰撞时，座椅可以降低事故造成的乘员伤害，并能起到保护作用。（ 2）操作方便座椅设计易于操作和调整手柄和按钮的布置必须在乘客能伸出位置，并按照一般人的习惯和中等强度手法。（ 3）乘坐舒适性座椅的设计必须能使乘客保持良好的姿势，脊柱的弯曲性，保证合理的体压分布，使肌肉放松，血液循环正常；并有腰部支撑，腰背贴和感和侧向稳定感。能有效地隔离振动衰减或道路，满足大部分的乘员坐姿舒适性的要求。座椅尺寸是指人体测量数据，和一个坐着的人的人体尺寸是合适的；座椅靠背的结构和尺寸应考虑腰部的全力支持，使脊椎接近自然曲线；椅面必须有足够的垫料和适当的硬度保证臀部坐骨承受身体的重量，和它可以将重量均匀分布在靠近坐骨区域压力有用；在前沿的座位，大腿和椅子之间的压力应尽量减少；座位应该是：坐他们轻松地变换姿势，身体灵活顺畅的自动调整，但必须防止滑移，的形状和其功能大小的座位。安全座椅总成包括一个座垫和靠背，头枕，骨骼，皮肤，振动机制，调整机制等。根据座垫的设计原则和靠背的形状和曲线应力 -应变和身体放松背部曲线和臀部曲线吻合，可以支持到腰椎，不会因血液循环不良引起的四肢麻木，长时间骑行不易感到疲劳；骨架和机构应能满足要求的强度要求。通过对座椅靠背的前后，倾斜角度，头枕和空调的劣势是有限的，所以大多数人是在一个舒适的状态。 2.4 作业安全座椅的舒适坐在一个位置，身体支持脊柱，骨盆，腿和脚。脊柱是人体的主要支柱，由 24 个椎骨和五块骨头和 4 块尾骨的链接，如图 2-3 所示，从上到下颈椎骨（共 7 天），胸椎（ 12），腰椎（ 5 节）和间椎体的软骨和韧带连接，使身体可以进行弯曲，伸展，侧弯和扭转的动作，活动受限。颈椎和肋骨肋骨支撑头部，胸部的主要构成，身体姿势，负荷承担腰椎间盘和骨头。 nts 4 图 2-3 人体脊椎构造图 2-4 人体在各种不同状态下腰椎弯曲形状由于重量的椎骨下截面的增加，因此从上向下逐渐变厚和较大的椎骨。体重的腰部，所以最厚的腰椎。这是脊柱的生理基本形式 .由于腰椎几乎在一个人的上半身的重量，并实现弯曲，侧弯和扭转人类的运动，所以它更容易损伤或腰椎弯曲变形。从脊柱的侧面观察，看到脊柱呈现颈，胸，腰，骨骼四弯曲部分，其中颈椎和腰椎曲度凸宋、骨架曲线凸向后向前。成人脊柱的自然弯曲应如图 2-4 所示。在这种情况下，在正常位置的椎骨的轴承表面，光盘不错位的趋势。一旦人体的自然曲率变化，它会导致只有盘之间的压力，导致腰椎疼痛。图 2-2 显示了在各种不同的姿势，腰椎曲度的形状。曲线 B 代表侧全身放松，脊柱的自然曲线；曲线 C 是最接近人体脊椎弯曲姿势；曲小湾时，躯干和大腿之间的角度为 900 例，脊柱严重变形时，对椎间盘压力不正常分布。因此，要想使坐姿能形成接近正常的脊柱的自然弯曲，躯干和大腿之间必须 135 角和座椅的设计应使坐适当支持腰部，腰部弯曲的自然弯曲，在腰部和背部肌肉的放松状态。当人们坐着，大腿和上身的重量必须由座支撑。身体的结构是骨盆骨盆下两圆骨，称为坐骨结节，如图 2-5 所示。这两个小区域，可以支持大部分的体重。覆盖的皮肤外，他们可以得到丰富的动脉血供，如脚底；在髋关节边缘的部分，血液循环，在这部分的静脉（含氧少）；坐的时候，覆盖着坐骨结节皮肤能更好地抵御压力恒定。因此，在座椅表面的压力分布是在臀部坐骨结节处达到最大，由此向外压力逐渐减小直至和座位前接触下大腿，压到最低。软垫层应适当，部分坐骨垫应该支持，有必要在座位上承受 60 左右的重量，和其余的应该比它更软，为了能将重量分布在一个区域。回座压力分布，应该是肩胛骨和腰椎骨两部分是最高的，后面的设计在所谓的“双拥”准则。两靠背支持，提供支持的肩胛骨，称为肩，位置相当于一个高 5 和 6 胸椎之间；腰椎弯曲部分所提供的支持和呼吁的腰，相当于一个高度介于 4 和 5 腰椎的位置。座椅的不同用途，两个点的作用是不相同的作用。在座位上休息，腿角大（一个舒适的 115 度角），坐的身体向后倾斜，只要支持稳定的肩部，腰部没有得到一个舒适的坐姿。因此，它是担负起主要作用；与座位的一般操作，由于操作的要求，身体需要略前倾，肩胖骨部分几乎没有接触到靠背，所以只有腰起支撑作用，一般不需要设置的肩膀通过。通过支持腰背部疼痛和疲劳降低的主要措施，轻则，它只会靠肌肉来保持腰部曲线，势必会造成腰肌疲劳和损伤。考虑到人体的高度差，腰部位置差异较大，在某些重要的操作位置应能通过该装置，区位条件调整腰部，即使最好的腰是由凸形调整的手段。腿的大腿主动脉立即表面和膝盖以下，在这一部分中，任何持续的压力会给极端不适的原因和肿胀的感觉需要适当缩短座椅，座椅前面的维修周期和使用软nts 5 泡沫垫和其他措施来防止这种情况发生的。同时，也使从楼层高度的座位是足够低的，脚踩在地板上，让其感觉的重要部分的人没有任何压力。的坐骨阀座表面应接近水平。图 2-5 代表的股骨骨盆部分的前视图，与股结股部分伸出 HOL 图 2-5股骨正常位置座椅的设计必须能让人经常地改变自己的姿势和位置，以便减轻压力和活动伸展各部分肌肉。 2.5 作业安全座椅的体压分布人在坐姿状态下，体重作用在座面和靠背上的压力分布称为坐态体压分布，它与坐姿及座椅的结构密切相关，对于体压的研究是目前人们对座椅进行研究的主要方法和参数。体压分布的测量一般采用等高线的形式反映压力分布状况。（ a）靠背 (b)座垫图 2-5人体在靠背和座垫上最适宜的体压分布骨盆的位置可以比喻为倒锥形，并与主髋椅子接触两坐骨薄肌层。大约 75%的身体的重量是由一块骨盆的支持（通过一个薄的肌层肌层支持下骨盆） .从坐骨神nts 6 经外，压力逐渐降低。为了减少髋关节下部的压力，座面一般应设计成一个靠垫，柔软性使坐骨约 60%的身体支撑的重量是适当的，柔软的坐垫，增加臀部和座椅表面的接触面积，提高了应力集中现象，臀部承受压力，减缓疲劳当支点的坐骨，可以延长时间坐。但无论怎样，保持一个固定的位置很长一段时间，在循环血容量的臀部小血管会降低和控制身体的生理功能会下降，这种连续的复合动作的肌肉会挤压引起的疲劳。只有不断的锻炼身体的延缓疲劳的到来的各个部分，同样会对腰肌，尽管腰椎曲度形状不同姿势的不同影响，一些小一些，但无论哪种姿势，长时间乘坐位置会产生静态和疲劳。因此，在设计中应考虑任何一座改变坐姿的可能性。人体与座椅之间的压力分布是所谓的体压分布的姿势，身体的压力分布态势是影响乘坐舒适性是最重要的因素。人坐，大多数体重（约 80%）后的臀部和隆起的背部和肌肉在座椅表面附着。座椅的各部分受力分布。三维 H点测量装置人类活动的空间维度（动态尺寸）是相对于人体静态尺寸。人体静态尺寸，注重人的自然结构，没有考虑到人体姿势和活动。人类活动空间的维度，指的是人体的最终实现三维空间，关注人们的日常态度和活动。虽然人体静态尺寸参数可以解决身体的大小的关系许多工业产品的造型设计，但在处理设备的人或从事某种作业并不是静止不动的。因此，人们更多的是关注身体的手，脚可以在不同姿势的活动范围。可达性是指在特定的空间位置，通过改变臂或腿和延伸长度方向，手或脚能接触的空间评价对象。常见的活动图是测试的可及性和产品设计的重要依据的主要方法 .在日常生活和工作中，人的行为是非常丰富的，它可以产生多种空间尺度的活动例如，电梯一个人，横向，横向抬起手臂，斜举可以推，拉，伸，屈，接受，发送，沿着不同的方向和角度的旋转，手臂的动作，手臂动作，上臂的动作，小臂的动作，在动作的同时，手臂，下臂协调动作等。人的手腕上也有很多的运动方向，人的手指更灵活。脚和腿还举出无数。如果头部的组合，躯干和四肢协调，动作的同时，运动方向，运动范围，一些动作，几乎是统计。因此，真正的人类的空间尺度的多关节难以描述。 nts 7 2.7 人体坐姿功能尺寸所谓产品功能尺寸是指以人体尺寸参量为基础，考虑该产品的某项功能相对人体尺寸参量做修改的产品尺寸。国家标准规定了不同身高等级的成年人坐姿功能尺寸设计的基本条件、功能尺寸、关节功能活动角度、设计图和使用要求。主要用人体模版来设计和确定坐姿条件下的座椅、工作面、支撑面、调节配件配置是的功效学要求。进行座椅设计，不能不考虑室内特定的范围和环境。人体关节的舒适性是进行座椅设计的主要考虑因素。图 2.6 表示的是人体各关节之间的关系。图 2.6 舒适的坐姿关节角度良好的结构工艺性。座椅设计方案。 nts 8 第 3 章机械机构设计 3.1.1 本设计的设计要求机械部分的设计中的一个重要内容是整机的设计。因此，有必要考虑从这台机器作为一个整体的设计。对该步骤通常包括零件设计：选择部分类型；确定部分负荷；元器件失效分析；零件材料的选择，通过承载力计算初步确定主要尺寸的零件；零件的结构合理性分析；制定详细的图纸和装配图纸。由厂专业大量生产标准部分主要是根据机器的工作要求和承载力计算，通过标准的理性选择。根据流程和标准化的原则，对零件的结构设计分析的基础上，理性的部分结构。精确的分析和计算，如果该零件的结构不合理，不但可以节约人力和材料，甚至部件的组合不能组装成符合机器的工作和维护好零件的要求，或干脆不安装。 1.2.（ 1）国内产品发展状况国内的减速器齿轮传动和蜗杆传动。但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比和机械效率低的问题。也有在材料的质量和工艺的许多弱点。由于传动理论，在技术水平和材料质量没有突破，所以没有从根本上解决传输功率，传动比大，体积小，重量轻，机械效率高，这些基本要求。 1.3.设计的目标机器在预定工作期限内必须具有一定的可靠性。提高机器可靠度的关键是提高其组成零部件的可靠度。此外，从机器设计的角度考虑，确定适当的可靠性水平，力求结构简单，减少零件数目，尽可能选用标准件及可靠零件，合理设计机器的组件和部件以及必要时选取较大的安全系数等，对提高机器可靠度也是十分有效的。该机的经济性是一个综合性的指标，该机的设计应该最大限度的经济思考。提高设计和制造经济的主要途径：尽可能先进的现代设计理论和方法的使用，以nts 9 优化参数，以及 CAD 技术的应用，加速设计过程，降低设计成本；合理的组织设计和制造过程；（ 3）最大限度地生产标准化，系列化和通用部件；（ 4）和材料的合理选择，提高零件的工艺结构，尽可能采用新材料，新结构，新工艺和新技术，材料少，重量轻，加工成本低，易于装配和尽量提高机器造型设计，扩大销售。为了使用经济的主要途径是提高机：（ 1）提高了机器的机械化和自动化水平，以提高机器的生产率和产品质量；（ 2）选择更高效的动力传输系统，以及支撑装置，从而降低能源消耗和生产成本；第三，注意适当的保护挖掘，润滑和密封装置，以延长机器的使用寿命，并避免环境污染。机器必须在预定的工作时间有一定的可靠性 .提高机器可靠性的关键是提高其组件的可靠性。此外，从机械设计的角度考虑，确定适当的级别的可靠性，力求结构简单，减少了零部件的数量，尽可能选用标准件和可靠的零部件，机械零部件设计合理以及必要的选择一个更大的安全系数，提高机可靠性也很有效。 1.4.设计内容（ 1）蜗轮蜗杆减速器的特点蜗轮蜗杆减速器是具有反向自锁功能，有较大的减速比，输入输出轴承 90度空间布置。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。蜗轮蜗杆减速器是以蜗杆为主动装置作为传动装置，蜗轮蜗杆的作用下，机器运转起来，在这个过程中蜗杆传动基本上克服过去与传动的摩擦损失；制动装置蜗轮，蜗轮，使机器停止运行时，参与工艺蜗杆蜗轮的静摩擦力达到最大值，在瞬间停止机器运动。在工业生产中，节约了时间，提高了生产效率，并在机械减速装置的工艺设备，通过用户的口碑是当代工业设备前台实现转矩，传动比大，噪音低，稳定性高，机械传动装置减速垄断是最好的选择。（ 2）设计方案 A、箱体 nts 10 (1)：蜗轮蜗杆箱体的确定； (2)：轴承孔尺寸的确定； (3)：箱体的结构设计； a.箱体壁厚及其结构尺寸的确定 b. 轴承旁连接螺栓凸台结构尺寸的确定 c.确定箱盖顶部外表面轮廓 B、轴系部件 (1) 蜗轮蜗杆减速器轴的结构设计 a. 轴的径向尺寸的确定 b. 轴的轴向尺寸的确定 (2)轴系零件强度校核 a. 轴的强度校核 b. 滚动轴承寿命的校核计算第二章减速器的总体设计 2.1 传动装置的总体设计 2.1.1 拟订传动方案本传动装置用于滑轮提升绕卷，工作参数：额定工作拉力 F=1.5KN，工作速度 =0.3m/s，缆绳滚筒直径 D=40mm，传动效率 =0.96，（包括滚筒与轴承的效率损失），连续单向运转，载荷较平稳；使用寿命 8年。环境最高温度 40。本设计拟采用蜗轮蜗杆减速器，传动简图如图 6.1所示。 nts 11 图 6.1 传动装置简图 1 电动机 2、 4 联轴器 3 级蜗轮蜗杆减速器 5 传动滚筒 6 输送带由于效率到使用的情况和作业环境，选用低转速高扭直流电机，所以考虑取消联轴器。 2.1.2 电动机的选择（ 1）选择电动机的类型按工作条件和要求，选用 24V直流电动机 ,封闭式结构。（ 2）选择电动机的功率电动机所需的功率 dP= WP/ 式中 dP 工作机要求的电动机输出功率，单位为 KW； nts 12 电动机至工作机之间传动装置的总效率； WP 工作机所需输入功率，单位为 KW；电机功率 =PW=F*V=1.5*0.3=0.45KW，由于是上下升降运动，安全系数至少要两倍， 0.9KW,所以至少要采用 900W以上的直流电机。 1.自带制动装置，停止供电时，重物不会掉落采用带刹车电机 2.需要尽量减少对周围无线电信号的干扰电机连接线须采用屏蔽线 2.1.4 计算传动装置的运动和动力参数（ 1）各轴的输入功率轴 P1 = P轴=0.9 0.99=0.89kW 轴 P2 = P1蜗轴=0.89 0.99 0.99=0.87kw （ 2）各轴的转速电动机：转速可调，现额定 960 r/min 轴： n 1= mn=960min 轴： n2 =11in=960/30=32 r/min （ 3）各轴的输入转矩电动机轴：dT=9550pd/nm=9550 0.89/960=8.85 N m 轴： T1 = 9550pd/nm=9550 0.89/960=8.85 N m 轴： T2 = 9550pd/nm=9550 0.87/960=8.6 N m nts 13 2.2 传动零件的设计计算 2.2.1 蜗轮蜗杆传动设计一 .选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度根据 GB / t10085-1988 推荐采用渐开线蜗杆蜗轮材料的选择（子） 45钢，淬火和回火的整体，表面淬火，齿面硬度 45 50HRC。蜗轮齿环材料选择zcusn10pb1，金属型铸造，轧制负荷运行后， 8级精度，标准保证侧 C. 二 .计算步骤（ 10）啮合效率由 Vs=4.84 m/s 查表得 =1 16 1 = 23.11t an 3.11t ant an t an =0.2/0.223=0.896 （ 11）传动效率取轴承效率 2=0.99 ，搅油效率 3=0.98 = 1 2 3=0.896 0.99 0.98=0.87 T2=T1 i =9.55 106 5.8 19.47 0.87 1440=651559.494N mm （ 12）检验 m2 d1 的值 m2 d1 22225.3 zzKThe =0. 651559.49423922015625.3 =1820 2500.47 原选参数满足齿面接触疲劳强度要求 nts 14 2.确定传动的主要尺寸 (3)热平衡计算估算散热面积 A A= 275.175.1 7053.010035.15433.010033.0 ma 验算油的工作温度 ti nts 15 室温0t：通常取 20 。散热系数sk： Ks=20 W/( )。 207 0 5 3.020 8.587.011 0 0 011 0 0 0 01 tAk Ptsi 73.45 80 油温未超过限度（ 4）按弯扭合成应力校核轴的强度绘出轴的结构与装配图 (a)图绘出轴的受力简图 (b)图绘出垂直面受力图和弯矩图（ c）图 46.197718.74922 11 dTF a N 1.937.24502.1143722 22 dTF t N 88.3320t a n1.93t a n tr FF N 轴承支反力： 94.1611 0 5588.33 R AVF N FRBV=Fr+FRAV =33.88+16.94=50.82N 计算弯矩：截面 C右侧弯矩 nts 16 mNLFMR BVcv 795.210005582.502 截面 C左侧弯矩 mNLFMR AVcv 932.010005594.162 绘制水平面弯矩图 (d)图轴承支反力： mNFFF tR B HR A H 55.4621.932 截面 C处的弯矩 mNLFM R AHCH 56.210005555.462 绘制合成弯矩图 (e)图 79.356.2795.2 2222 CHCVC MMM N m nts 17 图 3.2 低速轴的弯矩和转矩 (a)轴的结构与装配 (b)受力简图 (c)水平面的受力和弯矩图 M ecTM CM CM CHF tF R A VF A B HFaFrM CVM CVF A B HF R A VTBAFtFrFa132267( a )( b )( c )( d )( e )( f )( g )nts 18 (d)垂直面的受力和弯矩图 (e)合成弯矩图 (f)转矩图 (g)计算弯矩图 72.256.2932.0 222 CHCVC MMM N m 绘制转矩图 (f)图 86.596.7354.41055.91055.966 nPT 105 N mm=586 N m 绘制当量弯矩图 (g)图转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取 0.6，截面 C处的当量弯矩为 62.3515866.079.3 2222 TMM CEC N m 校核危险截面 C的强度 MPab 55 1 ，安全。 2.3.3 蜗杆轴的设计（ 1）选择轴的材料选取 45 钢，调质处理，硬度 HBS=230，强度极限 B =650 Mpa，屈服极限s=360 Mpa，弯曲疲劳极限 1 =300 Mpa，剪切疲劳极限 1 =155 Mpa，对称循环变应力时的许用应力b 1=60 Mpa。 M P adM ECe 7.7771.0 1062.3511.0 3 335 nts 19 图 3.4 蜗杆轴的结构草图第四章其他零件设计 4.1 键联接的选择和强度校核 4.1 1 高速轴键联接的选择和强度校核高速轴采用蜗杆轴结构，因此无需采用键联接。 4.1 2 低速轴与蜗轮联接用键的选择和强度校核 (1) 选用普通平键（ A型）按低速轴装蜗轮处的轴径 d=77mm，以及轮毂长 l =73mm，查表，选用键 22 14 63 GB1096 2003。 (2) 强度校核键材料选用 45 钢，查表知 M P ap 120100 ，键的工作长度nts 20 412263 bLl mm， 72142 hkmm，按公式的挤压应力 M P ak ldTp 84.6463417 1022.5862102 33 p小于p，故键的联接的强度是足够的。 4.2 联轴器的选择和计算 4.2.1 高速轴输入端的联轴器计算转矩 TKTAca ，查表取 5.1AK ，有，mNTKT Aca 69.5746.385.11 ，查表选用 TL5 型弹性套柱销联轴器，材料为 35 钢，许用转矩 mNT 125 ，许用转速 4600 n r/min，标记： LT5联轴器 30 50 GB4323 84。选键，装联轴器处的轴径为 30mm，选用键 8 7 45 GB1096 79，对键的强度进行校核，键同样采用 45 钢，有关性能指标见（ 2.6.2），键的工作长度 37845 bLl mm， 5.3272 hkmm，按公式的挤压应力 M P ak ldTp 8.1930375.3 1046.382102 33 p ，合格。所以高速级选用的联轴器为 LT5 联轴器 30 50 GB4323 84，所用的联结键为 8 7 45 GB109679。 4.2.2 低速轴输出端的联轴器根据低速轴的结构尺寸以及转矩，选用联轴器 LT8联轴器 50 70 GB4323 84，所用的联结键为 14 9 60 GB1096 79，经过校核计算，选用的键是符nts 21 合联结的强度要求的，具体的计算过程与上面相同，所以省略。 4 3 减速器的润滑减速器中蜗轮和轴承都需要良好的润滑，起主要目的是减少摩擦磨损和提高传动效率，并起冷却和散热的作用。另外，润滑油还可以防止零件锈蚀和降低减速器的噪声和振动等。本设计选取润滑油温度 Ct 40 时的蜗轮蜗杆油，蜗轮采用浸油润滑，浸油深度约为 h1 1个螺牙高，但油面不应高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心。 4 4 部分零件加工工艺过程 4.4.2 箱体加工工艺过程在箱盖和箱蜗轮蜗杆减速装置，他们的工艺比较复杂，第一盒盖与盒体的一些程序，然后在处理，最后分别处理。盒盖的第一个过程是分开的：（ 1）箱盖铸造（ 2）除砂，回火，去毛刺，底漆，空白试验（ 3）平面上孔（ 4）平面（ 5）磨削（ 6）钻孔和攻丝螺钉上述分离过程完成后，可以进行以下过程：（ 1）箱盖，箱在闭合，夹紧；钻，铰销孔，锥销式 nts 22 （ 2）螺栓孔钻在盖体，刮鱼眼坑（ 3）分离的情况下，除去毛刺清理切屑（ 4）在封闭的箱壳，定位销，拧紧螺栓（ 5）两端铣（ 6）各轴镗轴孔（ 7）镗轴轴承座（ 8），两个进攻端的螺杆钻具（ 9）打开的情况（ 10）安装油塞，地脚螺栓孔穿过（ 11）锚杆钻孔，刮鱼眼坑（ 12）箱盖固定在螺丝孔穿过孔的盖（ 13）钻孔，攻丝固定孔盖螺丝孔（ 14）去除盒盖，盒接头毛刺，去除铁（ 15）内表面的油漆总设计图： nts 23 结论这次设计贯穿了所学的专业知识，综合运用了各科专业知识，查各种知识手册从中使我学习了很多平时在课本中未学到的或未深入的内容。我相信这次设计对以后的工作学习都会有很大的帮助。由于自己所学知识有

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