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38 自动 墙壁 清洗 任务书 毕业论文 cad 图纸 全套 资料

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湘潭大学 毕业论文（设计）任务书 论文（设计）题目： 自动 墙壁 清洗机 学号： 姓名： 专业： 机械设计 制造 及其 自动化 指导教师： 系主任： 一、主要内容及基本要求 （ 1）调查当前高层外墙清洗的方式 及市场需求。 （ 2）调查 玻璃和瓷片墙面的清洗方法和 原理。 （ 3）设计全自动高层外墙清洗机 。 主要负责清洗机的整体方案设计。具体设计中包括清洗工作部分的设计、机架的设计。 （ 4）绘制清洗机工作部分的装配图和重要零件的零件图 ， 图纸的工作量不少于 纸。 （ 5）完成毕业论文的文稿工作，要求：总字数不低于 八千 字，使用 辑及打印装订成册 。 （ 6）翻译英文技术资料：有关机械设计 研究方面的英文资料。要求： 3000 字，复印原稿 ,与翻译 (打印 )稿同册装订 。 二、重点研究的问题 （ 1）高层外墙清洗的方法 。 （ 2）清洗机的自动清洗控制方法 。 （ 3）各关键零件的设计参数 确定 。 三、进度安排 序号 各阶段完成的内容 完成时间 1 查阅资料、调研 3 月份以前 2 开题报告、制订设计方案 设计 计算 绘制装配图和零件图 写出 毕业论文 初稿 修改，写出第二稿 写出正式稿 答辩 、应收集的资料及主要参考文献 1 吴彦农，康志军 淮阴：淮阴工学院， 2003 2 叶伟昌 . 机械工程及自动化简明手册（上册） . 北京：机械工业出版社， 2001 3 徐锦康 . 机械设计 . 北京：机械工业出版社， 2001 4 成大先 . 机械设计手册（第四版 第 4卷） . 北京：化学工业出版社， 2002 5 葛常清 . 机械制图（第二版） . 北京：中国建材工业出版社， 2000 6 朱 敬 . 孙明，邵谦谦 子工业出版社， 2004 7 董玉平 . 机械设计基础 2001 8 曾正明 . 机械工程材料手册 . 北京 ：机械工业出版社， 2003 9 周昌治 . 杨忠鉴，赵之渊，陈广凌 . 机械制造工艺学 . 重庆：重庆大学出版社， 1999 10 曲宝章 . 黄光烨 . 机械加工工艺基础 . 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社， 2002 11 张福润 . 徐鸿本，刘延林 . 机械制造基础（第二版） . 武汉：华中科技大学出版社， 2002 湘潭大学兴湘学院 1 目录 1 引言 . 1 洗建筑表面的意义 . 1 的和现实意义 . 1 . 2 2 方案评价与选择 . 3 楼外墙清洁机的结构和工作 . 3 置于顶楼的支撑突梁 . 3 撑缆绳 . 4 载用挂笼 . 4 作马达 . 4 降结构 . 5 洗刷 . 5 案评价与选择 . 5 3 运动学及结构方案的确定 . 6 动学参数选定 . 6 算总传动比和分配各级传动比 . 8 算传动装置运动和动力参数 . 8 4 传动零件的设计计算 . 10 一级齿轮传动设计计算 . 10 . 10 核计算 . 10 二级齿轮传动设计计算 . 14 . 14 核计算 . 14 定传动主要尺寸 . 16 简 图 . 18 估轴径 . 18 选联轴器 . 19 选轴承 . 19 5 轴的校核计算 . 20 速轴受力分析 . 20 间轴校核计算 . 21 湘潭大学兴湘学院 2 6 高速轴轴承验算 . 28 致 谢 . 30 参考文献 . 31 附录 . 31 附录 1 外文文献翻译 附录 2 外文文献原文 附录 3 自动墙臂清洗机 装配图 录 4 自动墙臂清洗机零件图 1 录 5 自动墙臂清洗机零件图 2 录 6 自动墙臂清洗机零件图 3 潭大学兴湘学院 1 1 引言 洗建筑表面的意义 随着人类社会的不断发展进步，城市规模不断扩大，城市建筑更加规范，完美。千姿百态的 各式建筑，尤其是高层建筑外墙都用各种建筑材料进行装饰，如粘帖各色墙砖，瓷砖，马赛克，或涂上涂料，但是，自然界的风吹雨打，日光辐射，尘埃污染，以及一些人为或偶然事故等原因，一段时间过后，建筑表面都将不同程度地变得污浊灰暗，破旧不堪，在环境差的地区，污染或损坏还相当严重。建筑表面就像人身上的外衣，要保持清洁，就需要经常清洗，整理。为此，世界发达国家和地区，对保持建筑表面的清洁非常重视，并以法律的形式明确规定，每年必须定期清洗，否则将受到处罚。近年来，我国各级政府部门的环境保护意识已发生了很大改变，国内一些大，中 城市，特别是旅游，开放城市，旅游景点，为保持建筑表面清洁，也制定出台了相应的法规，全国范围的卫生评比活动，把保持建筑表面清洁列为考核的重要指标之一，其中高层建筑的外墙，醒目，突出，自然也就成为检查的重中之重。 有信息表明，十 五期间国家用于环境保护的投资将由九 倍增加至 4%，同时还伴随以产业政策的优惠。所以，随着我国改革开放的不断深入，政府，公民的环保意识的不断加强，建筑表面清洁问题必将引起各方面的高度重视，建筑清洗行业必然具有广泛的发展前景，将产生巨大的经济效益和社会效益 . 建筑表面 清洗主要包括外墙清洗和中央空调风管的清洗，目前外墙清洗是采用传统的“ 蜘蛛人 ” 清洗，这是以牺牲生命为代价的非人工作，部分城市颁布了 建筑表面 清洗条例； 由于非典事件，公共卫生得到了高度的重视，特别是中央空调风管的清洗，最近有关中央空调的清洗条例很快出台；因此对于 建筑表面 清洗提供一个完备的解决方案，必然打破一个 传统的产业格局，改变了人们的工作方式，用机器人清洗代替传统的人 工清洗或无法清洗，是必然的发展趋势。 的和现实意义 洗墙机的功能主要在于清洗大楼窗户、外墙等外部结构，然而碍于在清洗大楼时清洗后废水的处理，清洗的效果、效率等等，目前市面上尚无自动的大楼洗墙机。 改革开放以来，随着我国经济的高速发展，高层式建筑如雨后春笋般的拔地而起。高楼外墙的外观保养和清洁成为楼宇管理不可缺少的一部份。有需求就由市场，高楼外墙的清洁必将成为一种经济效益高，前景广阔的行业。在中国，这种行业正在逐渐兴趣。我国高墙清洁主要采取两种形式。 湘潭大学兴湘学院 2 综观目前市面上可见的洗墙机，清洗方式主要还是以人工清洗为主，所以都是以挂笼垂降，再以人工方式清洗墙面；然而垂挂以及挂笼的升降方式便较具变化。 传统的是人手清洁，用绳 把人系住和定位，逐层清洁。这种方式人在半空吊来吊去的（好象攀崖运动员下山时那样），劳动强度高，效率低，因为主体是人，所以带有一定的危险性。 现代的机器人清洁，现代科技的发展，机器人代替人手工作是必然的趋势，在国外和我国的一些清洁公司已经采用了机器人来进行高楼外墙的清洁工作，但是这些机器人构造复杂，操作复杂，功能繁多（有些功能是很少用到或在某些场合不会用到），造成成本高（如果是一些由人工智能的机器人就更加不用说了）和资源浪费的现象。针对这个问题，我们设计了一个操作简单，经济实用 的高楼外墙清洁机器。 湘潭大学兴湘学院 3 2 方案评价与选择 楼外墙清洁机的结构和工作 现代高楼外墙自动清洗机的结构主要分为下面几种 : 置于顶楼的支撑突梁 以下为一些常见的支撑突梁： （ 1）固定式如图 （ A） F 型突梁 (B) 图 定式突梁 (2)活动式： 设有活动滑轨 ,如图 图 轨 滑轨式的作动情形如图 图 轨式的作动情形 湘潭大学兴湘学院 4 滑轨有多种形式如 图 示： 图 种形式的滑轨 直接将大型起降车设置于顶楼，方便随时清洗，亦有助施工维修，但成本高昂且占空间。 撑缆绳 缆绳能承受高度张力，目前专用缆绳就可达到需求。 载用挂笼 小型挂笼如图 示： 图 型挂笼 中型挂笼如图 示： 图 型挂笼 作马达 对于马达，一般来说有以下要求： 转速。 湘潭大学兴湘学院 5 降结构 对于升降的结构，目前计划主要依现有一般市面上可见的机构加以改良，作为自动洗墙机的作动装置， 装在楼顶的步进电动机带动卷桶控制钢丝绳的收放，使的刷子部分的执行机构能在高墙上纵向移动。 在这里 ,选择卷扬机类似的机构 ,加以改进。 洗刷 考虑到刷子受到的摩擦力很小 ，刷子的转动动力由小电机提供，如图所示 刷子部分采用红外线测距。当墙上的玻璃窗等与墙的竖直距离不等时，刷子不能很好的清洗玻璃等凹或凸出来的 部分。所以从机器采用红外线测距， 使刷子能更好的工作，即使有突出的墙沿，也可以通过机器自己调节 (线圈产生的磁场和弹簧力来调节 ) 刷子由一个独立的电动机带动。 为了使机器在刷子往返运动中，不会使机构左右摇摆，所以采用一些辅助机构来减少左右摇摆，如图所示，采用末端加有一个轮，此轮与墙接触。当机器向下运动时，轮与墙之间是滚动摩擦，使机器向下运动时，可以使机器与墙之间保持一定的距离，从而不会撞到墙或者玻璃，当墙左右摇晃时，这时，轮与墙之间产生滑动摩擦，对机器左右摇摆有一定的抑制作用 。 还有一些辅助机构使得清洁机在墙 上工作更加平稳。 根据任务书的要求，结构简单，操作方便，投资小，成本低，安全可靠，工作效率高，故选用，水平式滑轨，支撑缆绳，小型挂笼，升降机构采用类似卷扬机机构，工作部，利用工作电动，经减速器减速，带动清洗刷转动，实现清洗功能。 湘潭大学兴湘学院 6 3 运动学及结构方案的确定 根据任务书要求，一小时可以清洗墙面 600虑到结构简单，直接单向进给，故只考虑升降，而且要达到 600方米，所以要选用大型号的清洗刷。其结构如图 图 洗刷结构图 初选卷扬机，根据 1995用双卷快速快溜放卷扬机，额定速度为20m/定载荷为 25 根据初选的卷扬机，则定清洗刷直径应 500 清洗刷与墙面的摩擦力 查机械设计手册得工程塑料的动摩擦因数在 0 之间，因为，清洗刷基本上靠自动压在墙面上，又要考虑到清洗干净，故选用动摩擦因数较大的工程塑料，选定其动摩擦因数为 ，估算清洗装置 200 300故 2 0 0 0 0 . 5 1 0 0 0 u N N 工作机所需输入功率 ： 1 0 0 0 2 . 3 2 . 3 01 0 0 0 1 0 0 0 1w W 各部件的传动效率： 湘潭大学兴湘学院 7 工作机的效率 ： 1w 传动装置中各部分的效率 ,查 机械手册得 8级精度的一般齿轮传动效率 ： 齿 弹性联轴器传动效率 ： 齿式联轴器传动效率 ： 球轴承传动效率 ： 0 ( ) 球 一 对 滚子轴承 ： 0 ( ) 滚 一 对 电动机至工作机之间传动装置的总效率 ： l 球 齿 齿滚 滚0 . 9 9 2 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 9 8 0 . 9 7 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 8 7 9 所需电动机功率 2 . 3 0 2 . 6 1 70 . 8 7 9P K W 由 60 1000 ,得 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 2 . 3 0 8 7 . 5 m i 查表 13圆柱齿轮传动单级传动比常值为 3 5,故电动机转速的可选范围 : 2212( ) ( 3 5 ) 8 7 . 5 3 5 7 8 7 . 8 1 7 2 1 8 8 . 3 8 m i i i n r 对 Y 系列电动机通常多选用同步转速为 1000r/ 1500r/电动机 ,故选用同步转速为 1500r/ 选用 定功率 3载转速 1430r/动机极数为 4，0 。其具体参数如下： 型号 : 定功率 / 心长度 / 135 气隙长度 / 子外径 / 155 定子内径 / 98 定子线规 槽线数 : 31 并联支路数 : 1 绕组型式 : 单层交叉 湘潭大学兴湘学院 8 节距 : 1 9/2 10/18 11 槽数 2: 36/32 转动惯量 /(kgm2): 量 / 38 算总传动比和分配各级传动比 传动装置的总传动比要求为 1430 1 6 . 3 3 68 7 . 5 3 5n 式中： 电动机满载转速 ,r/一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比 12(1 1 ,取124 . 7 8 2 , 3 . 4 1 6。 算传动装置运动和动力参数 该传动装置从电动机到工作机有三轴 ,依次为、轴 ,则 : 轴转速 1 1 4 3 0 m i n r 11430 2 9 9 . 0 3 8 m i 7 8 2 2 1 21430 8 7 . 5 3 7 m i . 3 3 6mn ni i i 式中 : 为电动机满载转速 ,r/ 1n 、 n、 n 分别为、轴转速 ,r/为高速轴 ,为低速轴 . 轴功率 2 . 7 5 3 0 . 9 9 2 2 . 7 3 1 K W 2 . 7 5 3 0 . 9 9 2 0 . 9 7 0 . 9 9 2 . 6 2 3 P K W 齿 球 齿 球 2 . 7 5 3 0 . 9 9 2 0 . 9 7 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 9 8 2 . 4 9 3 P K W 齿 滚 齿 球 齿 滚式中 : 为电动 机输出功率 ,P、 P 、 P 分别为、轴输入功率 , 轴转矩 669 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 2 . 7 3 1 1 4 3 0 1 8 2 3 8 . 5 0T P n N m m 湘潭大学兴湘学院 9 669 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 2 . 6 2 3 2 9 9 . 0 3 8 8 3 7 6 7 . 4 5T P n N m m 9 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 2 . 4 9 3 8 7 . 5 3 7 2 7 1 9 7 8 . 1 4T P n N m m 湘潭大学兴湘学院 10 4 传动零件的设计计算 一级齿轮传动设计计算 因传动无严格限制 ,生产批量小 ,故小齿轮用 40质处理 ,硬度 241286均取为 260齿轮用 45钢 ,调质处理 ,硬度为 229286均取为 算步骤如下 : 齿面接触强度计算 步计算 转矩 , 1 1 8 2 3 8 . 5 0T N m m 齿宽系数 d ,由表 由表 计 13,取 88 接触疲劳极限 ,由图 l i m 1 l i m 27 1 0 , 5 8 0 a M P a 初步计算的许用接触应力 H : 1 l i m 10 . 9 0 . 9 7 1 0 6 3 9 P a 2 l i m 20 . 9 0 . 9 5 8 0 5 2 2 P a 传动比 i, ( ) 初步计算小齿轮直径 ,23111 3 8 . 1 d m ,取 1 45d 初步齿宽 b , 1 1 . 0 4 5 4 5db d m m 核计算 圆周速度 v , 11 4 5 1 4 3 0 3 . 3 76 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 精度等级 由表 用 8级 齿数 数 m 和螺旋角 : 1 2 12 2 , 1 0 5 . 2 4Z Z ，取 05 1145 2 . 0 4 5 4 5 522t ,由 表 2nm 湘潭大学兴湘学院 11 2a r c c o s a r c c o s 1 2 6 5 2 . 0 4 5 4 5 5 (和估计值接近 ) 使用系数 由表 动载系数 图 齿间载荷分配系数 112 2 1 8 2 3 8 . 5 0 8 1 0 . 645t 1 . 2 5 8 1 0 . 6 2 2 . 5 2 1 0 0 /45 m 12111 . 8 8 3 . 2 c o 111 . 8 8 3 . 2 c o s 1 2 6 5 1 . 6 72 2 1 0 5 1s i n 1 . 0 2 2t a n t a n 1 2 6 5 1 . 5 0 3 t a n t a n 2 0a r c t a n a r c t a n 2 0 2 5 2 c o s c o s 1 2 6 5 c o s c o s c o s c o s 0 . 9 8b n t 由此得 22c o s 1 . 6 7 0 . 9 8 1 . 7 4H F 齿向载荷分布系数 ,由表 2 2 312 2 31 0 . 6 ( ) ( ) 1 011 . 1 7 0 . 1 6 1 0 . 6 1 1 0 . 6 1 1 0 4 5 1 . 4 5 3 B C 载荷系数 K , 1 . 2 5 1 . 1 8 1 . 7 4 1 . 4 5 3 3 . 7 3A V H K K K 弹性系数 由表 1 8 9 P a 节点区域系数 由图 重合度系数 Z ,由式 1, 1取 故 11 0 . 7 71 . 6 7Z 湘潭大学兴湘学院 12 螺旋角系数 Z , c o s c o s 1 2 6 5 0 . 9 9Z 接触最小安全系数 由表 (一般可靠 ) 总工作时间 4 2 5 0 1 6 1 6 0 0 0 应力循环次数 9116 0 6 0 1 1 4 3 0 1 6 0 0 0 1 . 3 7 2 8 1 0n t 982 1 1 1 . 3 7 2 8 1 0 4 . 7 8 2 2 . 8 7 0 8 1 0 i 接触寿命系数 由图 1 , 2 许用接触应力 H : l i m 1 11 l i m 7 1 0 0 . 9 7 6 5 5 . 9 01 . 0 5 Z M P l i m 2 22 l i m 5 8 0 1 . 1 5 6 3 5 . 2 41 . 0 5 Z M P 验算 12121H E H K T Z Zb d u 22 3 . 3 7 1 8 2 3 8 . 5 0 4 . 7 8 2 11 8 9 . 8 2 . 4 5 0 . 7 7 0 . 9 94 5 4 5 4 . 7 8 2 24 7 8 . 8 1 HM p a 计算结果表明 ,接触疲劳强度较为合适 ,齿轮尺寸无须调整。 定传动主要尺寸 中心距 a 1 1 4 5 4 . 7 8 2 1 1 3 0 . 0 9 522m m 实际分度圆直径 1 4 5 0d , 2 1 1 4 . 7 8 2 4 5 2 1 5 . 1 9 0d i d m m 齿宽 b , 121 . 0 4 5 4 5 , 5 5 4 51b d m m b m m b m m 取 ， 齿根弯曲疲劳强度验算 湘潭大学兴湘学院 13 齿形系数 : 11 33 22 23c o s c o s 1 2 6 5 V 22 33 105 112c o s c o s 1 2 6 5 V 由图 1 , 2 应力修正系数 ,由图 1 , 2 重合度系数 Y , 1 2111 . 8 8 3 . 2 ( ) c o Z Z 111 . 8 8 3 . 2 ( ) c o s 1 2 6 5 1 . 6 72 3 1 1 2 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 7 01 . 6 7 螺旋角系数 Y , m i n 1 0 . 2 5 1 0 . 2 5 1 0 . 7 5Y (当 1 , 1时 按 计 算.) m i . 11 1 1 0 . 91 2 0 1 2 0 ,故 齿间载荷分配系数 , 3 . 1 7 2 . 71 . 6 7 0 . 7 0 前已求得 1 ,故 齿向载荷分配系数 ,由图 45 102 2, 载荷系数 K , 1 . 2 5 1 . 1 8 1 . 7 4 1 . 4 1 3 . 6 2A V F K K K 弯曲疲劳极限 ,由图 600F M P a , 450F M P a 弯曲最小安全系数 ,由表 应力循环次数 9116 0 6 0 1 1 4 3 0 1 6 0 0 0 1 . 3 7 2 8 1 0n t 982 1 1 1 . 3 7 2 8 1 0 4 . 7 8 2 2 . 8 7 0 8 1 0 i 弯曲寿命系数 由图 1 , 2 尺寸系数 由图 许用弯曲应力 F 湘潭大学兴湘学院 14 l i m 1 11 m i n 6 0 0 0 . 8 9 1 4 2 7 . 2 01 . 2 5F N P l i m 2 22 m i n 4 5 0 0 . 9 4 1 3 3 8 . 41 . 2 5F N P 验算 11 1 11122 3 . 6 2 1 8 2 3 8 . 5 0 2 . 6 7 1 . 5 2 0 . 7 0 0 . 9 8 3 . 3 64 5 4 5 2F F Y Y Yb d a 222 1 211 2 . 1 8 1 . 8 28 3 . 3 6 7 8 . 4 02 . 6 7 1 . 5 8 传动无严重过载 ,故不做静强度校核。 二级齿轮传动设计计算 因传动无严格限制 ,生产批量小 ,故小齿轮用 40质处理 ,硬度取为 280齿轮用 45钢 ,调质处理 ,硬度取为 260轮采用非对称支承结构 齿面接触强度计算 步计算 转矩 , 2 8 3 7 6 7 . 4 5T N m m 齿宽系数 d ,由表 由表 计 13,取 88 接触疲劳极限 ,由图 l i m 1 l i m 27 1 0 , 5 8 0 a M P a 初步计算的许用接触应力 : 1 l i m 10 . 9 0 . 9 7 1 0 6 3 9 P a 2 l i m 20 . 9 0 . 9 5 8 0 5 2 2 P a 传动比 i , ( ) 初步计算小齿轮直径 1d , 23211 6 4 . 7 0 d 初步齿宽 b , 1 1 . 0 7 2 7 2db d m m 核计算 圆周速度 v , 12 7 2 2 9 9 . 0 3 8 1 . 1 36 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 精度等级 选用 8级 齿数、模数和螺旋角 : 湘潭大学兴湘学院 15 1 2 1 22 8 , 3 . 4 1 6 2 8 9 5 . 6 4 8 , Z 9 6Z Z i Z 取 1172 2 . 5 7 1 4 9 228t ,由表 2 . 5a r c c o s a r c c o s 1 3 3 2 1 0 2 . 5 7 1 4 9 2 (和估计值接近 ) 使用系数 表 动载系数 ,由图 齿间载荷分配系 数 212 2 8 3 7 6 7 . 4 5 2 3 2 6 . 8 772t 1 . 2 5 2 3 2 6 . 8 7 4 0 . 4 0 1 0 0 /72 m 12111 . 8 8 3 . 2 c o 111 . 8 8 3 . 2 c o s 1 3 3 2 1 0 1 . 6 82 8 9 6 1s i n 1 . 0 2 8t a n t a n 1 3 3 2 1 0 2 . 1 5 1 . 6 8 2 . 1 5 3 . 8 3 t a n t a n 2 0a r c t a n a r c t a n 2 0 3 1 2 7 c o s c o s 1 3 3 2 1 0 c o s c o s c o s c o sc o s 1 3 3 2 1 0 c o s 2 0 c o s 2 0 3 1 2 7 0 . 9 8b n t 由此得 22c o s 1 . 6 8 0 . 9 8 1 . 7 5H F 齿向载荷分布系数 ,由表 2 2 312 2 31 0 . 6 ( ) ( ) 1 011 . 1 7 0 . 1 6 1 0 . 6 1 1 0 . 6 1 1 0 7 2 1 . 4 7 B C 载荷系数 K , 1 . 2 5 1 . 1 0 1 . 7 5 1 . 4 7 3 . 5 4A V H K K K 弹性系数 由表 1 8 9 P a 节点区域系数 由图 重合度系数 Z ,由式 1, 1取 ,故 湘潭大学兴湘学院 16 11 0 . 7 71 . 6 8Z 螺旋角系数 Z , c o s c o s 1 3 3 2 1 0 0 . 9 9Z 接触最小安全系数 由表 (一般可靠 ) 总工作时间 4 2 5 0 1 6 1 6 0 0 0 应力循环次数 8126 0 6 0 1 2 9 9 . 0 3 8 1 6 0 0 0 2 . 8 7 1 0n t 872 1 2 2 . 8 7 1 0 3 . 4 1 6 8 . 4 0 1 0 i 接触寿命系数 由图 1 , 2 许用接触应力 H l i m 1 11 l i m 7 1 0 1 . 1 0 7 4 3 . 8 11 . 0 5 Z M P l i m 2 22 l i m 5 8 0 1 . 1 6 6 4 0 . 7 61 . 0 5 Z M P 验算 22122212 3 . 5 4 8 3 7 6 7 . 4 5 3 . 4 1 6 11 8 9 . 8 2 . 4 4 0 . 7 7 0 . 9 97 2 7 2 3 . 4 1 65 0 5 . 9 7H E Z Zb d uM p a 计算结果表明 ,接触疲劳强度较为合适 ,齿轮尺寸无须调整 . 定传动主要尺寸 中心距 a 1 1 7 2 3 . 4 1 6 1 1 5 8 . 9 7 622m m 实际分度圆直径 d 1 2 2 17 2 , 3 . 4 1 6 7 2 2 4 5 . 9 5 2d m m d i d m m 齿宽 b 1 1 . 0 7 2 7 2b d m m ,取 128 2 , 7 2b m b m m 齿根弯曲疲劳强度验算 齿形系数 : 11 33 28 1 0 2 9c o s c o s 1 3 3 2 1 0 V 22 3 3 396 99c o s c o s c o s 1 3 3 2 1 0 V 由图 1 , 2 湘潭大学兴湘学院 17 应力修正系数 ,由图 1 , 2 重合度系数 Y ，1 2111 . 8 8 3 . 2 ( ) c o Z Z 111 . 8 8 3 . 2 ( ) c o s 1 3 3 2 1 0 1 . 6 92 9 9 9 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 6 91 . 6 9 螺旋角系数 Y , m i n 1 0 . 2 5 1 0 . 2 5 1 0 . 7 5Y (当 1 , 1时 按 计 算.) m i . 51 1 1 0 . 8 91 2 0 1 2 0 ，故 齿间载荷分配系数 , 3 . 8 3 3 . 3 01 . 6 8 0 . 6 9 前已求得 1 ,故 齿向载荷分配系数 ,由图 72 1 2 . 82 . 2 5 2 . 5, 载荷系数 K , 1 . 2 5 1 . 1 0 1 . 7 5 1 . 4 4 3 . 4 7A V F K K K 弯曲疲劳极限 ,由图 600F M P a , 450F M P a 弯曲最小安全系数 ,由表 应力循环次数 81 2 1 0, 72 8 1 0 弯曲寿命系数 由图 1 , 2 尺寸系数 由图 许用弯曲应力 F l i m 1 11 m i n 6 0 0 0 . 9 2 1 4 4 1 . 61 . 2 5F N P l i m 2 22 m i n 4 5 0 0 . 9 4 1 3 3 8 . 4 01 . 2 5F N P 验算 21 1 11122 3 . 4 7 8 3 7 6 7 . 4 5 2 . 5 5 1 . 6 2 0 . 6 9 0 . 8 9 1 1 3 . 8 07 2 7 2 2 . 5F F Y Y Yb d a 222 1 211 2 . 1 9 1 . 8 21 1 3 . 8 0 1 0 9 . 8 02 . 5 5 1 . 6 2 p 湘潭大学兴湘学院 18 传动无严重过载 ,故不做静强度校核。 表 1 传动零件设计计算小结 名称 材料 硬度 齿数 齿宽 分度圆直径 齿轮 40602 55 1265 轮 45 24005 45 1265 轮 40808 82 3 3210 轮 45 2606 723 3210 简 图 图 图 估轴径 在画装配草图前需初估轴径 ,从而提高设计效率 ,减少重复设计的工作量 ,并尽可能的降低生产成本。三根轴都选用 40 由 式 各轴的最小直径分别为 : 142 58 71142 58 71 1 128 1 128 湘潭大学兴湘学院 19 33 2 . 7 3 11 0 2 1 2 . 6 5 51430 m 33 2 . 6 2 31 0 2 2 1 . 0 3 62 9 9 . 0 3 8 m 33 2 . 4 9 31 0 2 3 1 . 1 4 98 7 . 5 3 7 m 式中 : 4002 考虑到实际情况 ,可将这三轴的最小轴径定为 2505 选联轴器 联轴器除联接两轴并传递转矩外 ,有些还具有补偿两轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移的功能 ,以及具有缓冲、吸振、安全保护等功能。电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器 ,由于轴的转速较高 ,为减小启动载荷 ,缓和冲击 ,应选用具有较