毕业设计（论文）-旋转餐桌机构设计说明书

旋转餐桌总体设计通过控制桌面上的3个按钮（正转、反转、停止）来控制旋转餐桌。旋转餐桌由电机作为原动件提供动力，通过减速箱减速，锥形齿轮再次减速并改变传动方向，进而实现转盘的低速、匀速旋转的功能。旋转餐桌总体设计如图1，传动部分设计如图2（a）、（b）.图1旋转餐桌总体设计图2旋转餐桌传动部分设计（a）图2旋转餐桌减速装置（b）3电动机的选择及传动装置主要参数确定3.1电动机的选择由于带动餐桌旋转所需的力较小，且转速较低（15rpm），选用Y系列（IP44）三相异步电动机Y90L-4，功率为1.5kw，转速为1400rpm，供电为220V，55HZ。图3电动机3.2传动比的分配3.2.1总传动比为（1）3.2.2分配传动比（2）考虑到二级圆柱齿轮减速器传动比一般为8-40，初定（3）3.3计算传动装置的运动和动力参数3.3.1各轴的转速=1\*ROMANI轴（4）=2\*ROMANII轴（5）=3\*ROMANIII轴（6）Ⅳ轴（7)3.3.2各轴的输入功率：滚动轴承效率0.99：齿轮传动效率0.97（7级精度一般齿轮传动）：联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）=1\*ROMANI轴(8)=2\*ROMANII轴(9)=3\*ROMANIII轴(10)Ⅳ轴(11)3.3.3各轴的输入转矩电动机(12)Ⅰ轴(13)=2\*ROMANII轴(14)=3\*ROMANIII轴(15)Ⅳ轴(16)将上述计算结果汇总于表1，以备查用。表1结果汇总表轴名功率P/kw转矩T/(N·mm)转速n/(r/min)传动比效率=1\*ROMANI轴1.47010020140060.98=2\*ROMANII轴1.4117577332330.965.1=3\*ROMANIII轴1.3557252750450.963Ⅳ轴1.301814575150.964齿轮的设计4.1高速级齿轮设计4.1.1选定齿轮齿数选小齿轮齿数，则大齿轮齿数（17）4.1.2按齿面接触疲劳强度设计(1)计算小齿轮分度圆直径，即（18）确定公式内的各计算数值：①选。②计算小齿轮传递的转矩③根据《机械设计》表10-7选取齿宽系数。④由《机械设计》表10-20查得区域系数。⑤由《机械设计》表10-5查得材料的弹性影响系数⑥计算接触疲劳强度用重合度系数(19)(20)(21)(22)⑦计算接触疲劳许用应力[H]根据《机械设计》图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。计算应力循环次数（23）（24）根据《机械设计》图10-23查得接触疲劳寿命系数；。取失效概率为1%,安全系数S=1（25）（26）取中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力计算试算小齿轮分度圆直径。（27）4.1.3调整小齿轮分度圆直径。（1）计算实际载和前数据准备①计算圆周速度(28)②计算齿宽。(29)(2)计算载荷系数①由《机械设计》图10-2查得使用系数②根据，7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载系数；③齿轮的圆周力(30)(31)根据《机械设计》表10-3查得载和分配系数；由《机械设计》表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时，；由此得实际载荷系数(32)(3)由《机械设计》表10-12可得按实际载荷系数算得的分度圆直径（33）及相应的齿轮模数(34)4.1.4按齿根圆弯曲疲劳强度设计弯曲强度的设计公式(35)(1)确定公式内的各计算数值①试选②弯曲疲劳强度用重合系数（36）③计算(37)由《机械设计》图10-17查得齿形系数。由《机械设计》表10-18查得；由《机械设计》表10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；由《机械设计》图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有（38）（39）（40）（41）大齿轮的大于小齿轮；所以取（42）(2）计算模数（43）4.1.5调整齿轮模数(1)计算实际载荷前的数据准备①圆周速度V（44）（45）②齿宽b（46）③计算齿宽与齿高之比模数（47）齿高（48）（49）（2）计算实际载荷系数根据，7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载系数由（50）（51）根据《机械设计》表10-3查得载和分配系数；由《机械设计》表10-4用插值法查得7、结合.查《机械设计》表10-3得齿间载荷分布系数；则载荷系数为（52）（3）由实际载荷系数得齿轮模数（53）对比计算结果，取由弯曲强度算得的模数1.37并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数则大齿轮Z2＝i1Z1＝108。4.1.6几个尺寸计算（1）计算分度圆直径（54）（55）（2）计算中心距（56）（3）计算齿轮宽度（57）考虑到安装误差，将小齿轮加宽（5-8）mm取，,。图4一级减速大齿4.2低速级齿轮设计4.2.1选定齿轮齿数选大齿轮齿数，则大齿轮齿数4.2.2按齿面接触疲劳强度设计(1)计算小齿轮分度圆直径，即（58）确定公式内的各计算数值：①选。②计算小齿轮传递的转矩③根据《机械设计》表10-7选取齿宽系数。④由《机械设计》表10-20查得区域系数。⑤由《机械设计》表10-5查得材料的弹性影响系数⑥计算接触疲劳强度用重合度系数（59）（60）（61） （62）⑦计算接触疲劳许用应力[H]根据《机械设计》图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。计算应力循环次数（63）（64）根据《机械设计》图10-23查得接触疲劳寿命系数；。取失效概率为1%,安全系数S=1（65）（66）取中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力计算试算小齿轮分度圆直径。（67）4.2.3调整小齿轮分度圆直径。（1）计算实际载和前数据准备①计算圆周速度（68）②计算齿宽。（69）（2）计算载荷系数①由《机械设计》图10-2查得使用系数②根据，7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载系数；③由齿轮的圆周力（70）（71）根据《机械设计》表10-3查得载和分配系数；由《机械设计》表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称布时；由此得实际载荷系数（72）（3）由《机械设计》表10-12可得按实际载荷系数算得的分度圆直径（73）及相应的齿轮模数（74）4.2.4按齿根圆弯曲疲劳强度设计（1）弯曲强度的设计公式（75）确定公式内的各计算数值①试选②弯曲疲劳强度用重合系数（76）③计算由《机械设计》图10-17查得齿形系数。由《机械设计》表10-18查得；由《机械设计》表10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；由《机械设计》图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有（77）（78）（79）（80）大齿轮的大于小齿轮；所以取(81)（2）计算模数(82)4.2.5调整齿轮模数(1）计算实际载荷前的数据准备①圆周速度V(83)(84)②齿宽b(85)③计算齿宽与齿高之比模数(86)齿高(87)(88)（2）计算实际载荷系数①根据，7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载系数由(89)(90)根据《机械设计》表10-3查得载和分配系数；由《机械设计》表10-4用插值法查得7、结合b/h＝8.9.查《机械设计》表10-3得齿间载荷分布系数；则载荷系数为(91)②由实际载荷系数得齿轮模数(92)对比计算结果，取由弯曲强度算得的模数2.06并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数为满足大齿轮与小齿轮互为质数，则大齿轮Z2＝i1Z1＝108。4.2.6几个主要尺寸计算（1）计算分度圆直径(93)(94)（2）计算中心距(95)（3）计算齿轮宽度(96)考虑到安装误差，将小齿轮加宽（5-8）mm取，’4.2.7圆整中心距后的校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比或变位法进行整圆，此处将中心距整圆为130，其他几何参数不变。（1）计算变位系数和①计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变位系数和齿顶高降低系数。(97)(98)(99)(100)(101)②分配变位系数X1，X2由《机械设计》图10-21b可知，坐标点（Z/2，X/2）＝（128，0.435）位于L13和L14之间。按两条线作射线，再从横坐标作垂线，与射线相交的纵坐标分别为X1＝0.5，X2＝0.23（2）齿面接触疲劳强度校核确定公式内的各计算数值，，，，，带入下面公式得(102)齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降（3）齿根弯曲疲劳强度校核计算式中各参数，，，，，，，，，将参数带入式中(103)(104)齿根弯曲疲劳强度满足要求图5二级减速小齿轮图6二级减速大齿轮4.3锥齿轮的设计4.3.1按齿面接触疲劳强度设计（1）选小齿轮Z1＝20，大齿轮齿数Z2＝i3Z1＝60小齿轮分度圆直径(105)（2）确定公式内的各计算数值①试选。②计算小齿轮传递的转矩③选取齿宽系数④由《机械设计》表10-20查得区域系数⑤由《机械设计》表10-5查得材料的弹性影响系数。⑥由《机械设计》图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。计算应力循环次数(106)(107)由《机械设计》图10-23取接触疲劳寿命系数；。取失效概率为1%,安全系数S=1（108）（109）取中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力＝2＝528（2）试计算小齿轮分度圆直径。（110）1）调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v0（111）（112）②当量齿轮的齿宽系数（113）（112）计算实际载荷系数①由《机械设计》图10-2查得使用系数②根据，7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载系数；③根据《机械设计》表10-3查得载和分配系数；④由《机械设计》表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，；由此得实际载荷系数（115）3）由《机械设计》表10-12可得按实际载荷系数算得的分度圆直径（116）相应的模数m＝d1/Z1＝5.97按齿根弯曲疲劳强度设计4.3.2计算模数（117）确定公式中的各参数①试选②计算由分锥角（118）（119）可得当量齿数（120）（121）由《机械设计》图10-17查得齿形系数。由《机械设计》表10-18查得；由《机械设计》表10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；由《机械设计》图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有（122）（123）（124）（125）大齿轮的大于小齿轮；所以取（126）(2)调整齿轮模数（127）调整计算实际载荷前的数据准备①圆周速度v（128）（129）（130）②当量齿轮的齿宽系数（131）(3)计算实际载荷系数①由《机械设计》图10-2查得使用系数②根据，7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载系数；③根据《机械设计》表10-3查得载和分配系数；④由《机械设计》表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，；由此得实际载荷系数（132）(4)算得齿轮模数和齿数（133）按照齿根弯曲疲劳强度计算模数。就近选择模数m=3mm，按照接触疲劳强度算得分度圆直径算得小齿轮齿数（134）取。为使两齿轮互为质数，则大齿轮（135）4.3.3几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（136）（137）（2）计算分锥角（138）（139）（3）计算齿轮宽度（140）（141）图7小圆锥齿轮图8大圆锥齿轮5轴的设计5.1高速轴的设计5.1.1高速轴的的结构设计（1）输入轴的功率，、转速和转矩由上可知，，（2）计算作用在高速齿轮轴上的力：圆周力：（142）径向力：（143）（3）初步确定轴的最小直径选取轴材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》表取A0＝112。（144）高速轴由两个深沟球轴承定位，其结构设计如图9。图9高速轴结构简图(4)决定各段轴的轴长和轴宽第1段轴：第一段轴用来安装联轴器，所以先选联轴器。联轴器转矩计算公式，根据运作情况来看，其转矩较小，所以，则：。根据实际情况选取联轴器型号为GY1,与第一段轴配合的联轴器内径，所以第一段轴的直径为。联轴器与第一段轴配合的长度。第二段轴：这段轴与第一段轴连接，为了保证轴肩高度，取第二段轴直径：。第一段轴端盖厚度为20mm，端盖表面离联轴器垂直距离，则此轴段的长。第三段轴:用于轴承装配，为保证轴肩高度，轴径为。因为轴主要受到径向力作用所以选用6004深沟滚子轴承。轴承宽,轴承内圈直径；轴向用套筒定位,套筒长度。故取第四段轴：轴肩高，得轴径，。第五段轴：这段轴用来安装齿轮，取。第六段轴：与第四段轴同为过渡轴，使，使齿轮到减速箱垂直距离mm，因为减速箱制造过程中有一定误差，因此深沟球轴承应距离减速箱内表面有一定距离mm，深沟球轴承轴向定位套筒mm,所以第六段轴长mm第七段轴：用于安装轴承，已知深沟球轴承宽为B=12mm，取轴长mm，其轴径与第三段相同mm。5.1.2轴上零件的轴向定位联轴器与轴采用平键进行圆周定位。已知第一段轴径mm。使用b×h=6mm×6mm，长为30mm的平键，深沟球轴承与轴采用过盈配合来保证周向定位。5.1.3确定轴上圆角与倒角尺寸使各个轴肩倒圆为R1，轴两端的倒角为C1。5.1.4求轴上载荷画轴的受力简图在确轴承的支点位置时，从手册中查得7205AC型角接触球轴承轴承mm作为简支架的轴的支承距由图可知作为支梁的轴的支承跨距：。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所示。 图10受力简图计算支反力（145）（146）（147）（148）（149）（150）计算弯矩M（151）（152）（153）计算总弯矩（154）（155）计算扭矩T（156）现将计算出的截面C处的、及的值列于表2。表2截面载荷汇总表载荷水平面垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩5.1.5按弯矩合成应力校核轴的强度校核时，只要承受最大弯矩和扭矩的地方安全，则整个轴安全。取，则轴的计算应力为：（157）（158）由<《机械设计》查得。因此，所以整根轴安全。图11高速轴5.2中间轴的的结构设计（1）前面已算得中间轴的功率，转速和转矩，，（2）计算作用在中间轴上的力：圆周力：（159）径向力：（160）轴向力：（161）（3）初步确定轴的最小直径选取轴材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》表取A0＝112。（162）考虑到键槽影响，加大5％，（163）5.2.1轴的结构设计（1）结构初步定为下图所示图12中间轴结构简图(2）.计算各段轴的轴长和轴宽第一段轴:用于安装轴承。因主要受轴向力，所以选用6205深沟球轴承。轴宽,轴承内圈直径；用套筒来进行轴向定位。第一段轴总长为。第二段轴：用于安装齿轮。因为轴肩有一定高度,所以其直径确定为：。第二段轴长。第三段轴:用于齿轮定位，参考前面高速轴，使，使其轴径。第四段轴：用于安装齿轮。使其轴径为保证轴长略小于毂长，所以。第五段轴：用于安装轴承。选用30205深沟球轴承。轴承宽,轴承内圈直径；用轴套进行轴承的轴向定位。根据已经算得的高速轴第一段，将第五段长定为。5.2.2轴上零件的轴向定位5.2.2轴上零件的轴向定位用平键来对第二段轴轴和齿轮进行圆周定位。已算得第二段轴，使用截面为b×h=8mm×7mm，长为15mm的平键，；第四段轴与齿轮同样采用平键进行圆周定位。已知第四段轴，使用截面b×h=8mm×7mm，长为25mm的平键。使用过盈配合来确保深沟球轴承与轴的圆周定位，使用直径公差为m6的轴。5.2.3确定轴上圆角与倒角尺寸使第二段轴与第四段轴的倒圆为R1.2，其余圆角为R1，轴两端的倒角为C1。图13中间轴5.3低速齿轮轴的的结构设计已经求得低速齿轮轴的功率，转速，转矩（2）计算作用在低速齿轮轴上的力：圆周力：（164）径向力：（165）轴向力：（166）（3）初步确定低速轴的最小直径低速轴轴材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》取A0＝112。（167）低速轴最小直径与小锥形齿轮连接，已知小锥形齿轮的孔径为40。小锥形齿轮的转矩为，根据工作情况选取，则：5.3.1确定轴的结构方案低速轴由两个轴承固定，一个齿轮带动其旋转，所以结构设计如下图所示。图14低速轴简图第一段轴:用于连接小锥形齿轮，已知小锥形齿轮直径为40选取第一段轴直径为。第一段轴长为。第二段轴：用于连接第一段轴，为了确保轴肩有适当的高度,使。第二段轴长。第三段轴和第七段轴:用于安装轴承。为了确保轴肩有适当的高度，使直径。轴承型号选用6011的深沟球轴承。轴宽；使用套筒进行轴向定位，套筒。取第三段轴长。第四段轴：用于连接第三段轴，为了确保轴肩有适当的高度,使第五段轴：用于齿轮的轴向定位，为了确保轴肩有适当的高度，第五段轴径第五段轴长。第六段轴：用于安装深沟球轴承。。第六段轴长度应少于齿轮轮毂长度，已知二级低速齿轮齿宽为，使参考中间轴的尺寸，为了使齿轮跟好配合所以使第五段轴长、第七段轴长图15低速轴5.3.2低速轴上小锥形齿轮和低速齿轮的定位用平键对低速轴和小锥形齿轮进行圆周定位。因为低速轴第一段轴，所以选用b×h=12mm×8mm，长为40mm的平键。同样，使用平键对低速齿轮和低速轴进行圆周定位。因为低速轴第六段轴长，所以选用b×h=18mm×11mm，长为35mm的平键。5.4键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表《机械设计》查得许用挤压应力，取其平均值。键的工作长度,键与齿轮键槽的配合高。由计算公式可得：（168）可见联接的挤压强度满足要求。5.4.1小齿轮键的选择和校核（1）尺寸选择小齿轮键联接前面已得到键槽宽和高b×h=12mm×8mm，键槽长48mm。所以使键长。（2）键的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计》得许用挤压应力，取其平均值。键的工作长度,键与齿轮键槽的配合高度由计算公式可得：（169）所以键满足挤压强度要求。5.4.2低速轴上键联接的选择和校核（1）从动直齿轮的键联接键联接的类型和尺寸选择由由前面已得到键槽宽和高b×h=18mm×11mm，键槽长25mm。所以使键长。（2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计》得许用挤压应力，取其平均值。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高。由计算公式可得：（170）所以键满足挤压强度要求。6减速器箱体的结构设计减速箱主要参数表3减速箱参数汇总名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M15机盖与机座联接螺栓直径=（0.5~0.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.4~0.5）M10视孔盖螺钉直径=（0.3~0.4）M6定位销直径=（0.7~0.8）8，，减速箱外表面查《机械设计课程设计指导书》表4262016，至凸缘边缘距离查《机械课程设计指导书》表42414外机壁至轴承座端面距离=++（8~12）58大齿轮顶圆与内机壁距离>1.210齿轮端面与内机壁距离>8.5机座肋厚轴承端盖外径+（5~5.5）958075图16箱盖图17箱座图18减速箱齿轮啮合情况7餐桌其他零件设计7.1旋转桌面图19转盘转盘通过4个螺纹孔与U型导轨进行螺纹连接（零件图见附图）图20餐桌桌面通过螺钉将其与u形导轨连接，方便拆装。7.2U形导轨设计图21U形导轨U形导轨上4个螺纹孔与转盘进行螺纹连接，u形槽用来限制钢球圆周运动7.3间隔片设计图22间隔片间隔片用于间隔8颗钢珠，防止转盘倾斜钢珠直径为20mm8电路部分设计8.1电路设计通过PLC控制电机的正反转实现餐桌的正反转、停止。刀开关QS起接通电源和隔离电源的作用，熔断器FU对主电路起短路保护作用，热继电器FR起电机过载负荷保护，SB2为停止按钮，SB1为启动按钮。为