棒料校直機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)與傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)論文

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1、 工 學(xué) 院 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)（ 論 文 ） 題 目：棒料校直機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)與傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 專(zhuān) 業(yè)： 機(jī)電技術(shù)教育 班 級(jí)： 06級(jí)2班 姓 名： 陳 剛 學(xué) 號(hào)： 2006644209 指導(dǎo)教師： 宛 傳 平 日 期： 2010年5月20日

2、 目 錄 1 引言 2 2 設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)與要求 2 3 工作原理的確定 3 4 執(zhí)行機(jī)構(gòu)和傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方案的擬定 5 4.1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)方案的擬定 5 4.2 傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方案的擬定 6 5 執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 6 5.1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算的準(zhǔn)備 6 5.2 凸輪曲線(xiàn)的計(jì)算 8 5.2.1 凸輪機(jī)構(gòu)的基本尺寸 8 5.2.2 求理論廓線(xiàn) 8 5.2.3 求工作廓線(xiàn) 9 6 傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 11 6.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 11 6.1.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 11 6.1.2 V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 12 6.2 V 帶輪的設(shè)計(jì) 16 6.3 減速器斜齒輪傳

3、動(dòng) 16 6.4 軸的設(shè)計(jì) 20 致謝 26 參考文獻(xiàn) 26 棒料校直機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)與傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 摘 要：棒料校直是機(jī)械零件加工前的一道準(zhǔn)備工序。而校直機(jī)就是用來(lái)對(duì)軸類(lèi)零件進(jìn)行校直的機(jī)器，通過(guò)校直以便獲得理想的直線(xiàn)度或回轉(zhuǎn)精度要求，從而保證零件能夠達(dá)到要求的裝配精度。本文主要對(duì)校直機(jī)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)和傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了設(shè)計(jì)，其中包括凸輪機(jī)構(gòu)、帶傳動(dòng)、齒輪傳動(dòng)、減速器等。 關(guān)鍵字：校直；精度；執(zhí)行機(jī)構(gòu)；傳動(dòng)系統(tǒng) 1 引言 校直機(jī)就是用來(lái)對(duì)軸桿類(lèi)零部件進(jìn)行校直的機(jī)器，通過(guò)校直以便獲得理想的直線(xiàn)度要求或回轉(zhuǎn)精度要求，保證零部件能夠達(dá)到裝配的精度或獲得下道工序最小切削加

4、工余量。校直俠義上是指針對(duì)回轉(zhuǎn)類(lèi)零部件的彎曲校直，例如：階梯齒輪軸、電樞軸、花鍵軸、活塞桿、半軸、光軸、齒條、石油轉(zhuǎn)桿等；廣義上校直包括盤(pán)圓、絲杠、螺紋桿、鉆頭、直線(xiàn)導(dǎo)軌、多邊形及橢圓桿類(lèi)零部件不規(guī)則形截面桿類(lèi)零部件等。同時(shí)需要注意的是校直僅限于金屬材料，因?yàn)槲⒂^下的非金屬材料分子結(jié)構(gòu)在外力的作用下不具有移動(dòng)重組的穩(wěn)定性，即外在表現(xiàn)形式體現(xiàn)在可延展性、韌性與塑形的同時(shí)存在。 隨著機(jī)械工業(yè)的迅速發(fā)展，大批量軸桿類(lèi)產(chǎn)品被廣泛應(yīng)用，于是校直機(jī)便應(yīng)運(yùn)而生。手動(dòng)液壓式壓力機(jī)就是其中之一。手動(dòng)壓力機(jī)的出現(xiàn)滿(mǎn)足了當(dāng)時(shí)軸桿類(lèi)的校直工藝要求，在一定意義上促進(jìn)了工業(yè)的發(fā)展。隨著機(jī)械工業(yè)的進(jìn)步，特別是現(xiàn)代汽

5、車(chē)、紡織、石油鉆探等工業(yè)日益蓬勃的發(fā)展，手動(dòng)壓力機(jī)在校直方面的不足日益凸顯。手動(dòng)校直方式不但人工成本高、校直速度慢，滿(mǎn)足不了大批量生產(chǎn)加工的需要，而且產(chǎn)品的精度等級(jí)低，無(wú)法實(shí)現(xiàn)高精度軸類(lèi)的工藝要求，容易斷軸及產(chǎn)生裂紋，無(wú)法實(shí)現(xiàn)自動(dòng)流水線(xiàn)作業(yè)。自動(dòng)校直機(jī)的出現(xiàn)改善了這種狀況，自動(dòng)校直機(jī)能夠?qū)崿F(xiàn)自動(dòng)上下料、自動(dòng)裝夾、自動(dòng)旋轉(zhuǎn)測(cè)量、自動(dòng)校直機(jī)、自動(dòng)檢測(cè)裂紋，并且在校直精度、校直節(jié)拍、校直種類(lèi)上較手動(dòng)壓力機(jī)相比有很大提高，同時(shí)能夠節(jié)省大量的人工成本、減輕工人的勞動(dòng)強(qiáng)度。但是，在設(shè)備成本上自動(dòng)校直機(jī)是手動(dòng)校直機(jī)的2-10倍，這也是手動(dòng)校直機(jī)至今仍沿存的原因之一?？梢哉f(shuō)校直工藝是一種古老的方式，而自動(dòng)校直

6、機(jī)是依賴(lài)汽車(chē)工業(yè)的發(fā)展而發(fā)展起來(lái)的一種新產(chǎn)品。 國(guó)內(nèi)從二十世紀(jì)90年代初，有一些企業(yè)院校和科研機(jī)構(gòu)開(kāi)展了自動(dòng)校直機(jī)的研發(fā)工作。到目前為止，在國(guó)內(nèi)市場(chǎng)比較有影響的是長(zhǎng)春試驗(yàn)機(jī)械研究所研制的系列產(chǎn)品?，F(xiàn)在以該系列產(chǎn)品為例，概述自動(dòng)校直機(jī)在國(guó)內(nèi)的發(fā)展歷程。1、合作生產(chǎn)校直機(jī)2、研發(fā)自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的自動(dòng)校直機(jī)3、研發(fā)JJC系列機(jī)械式校直機(jī)4、校直機(jī)的系列化設(shè)計(jì)5、研發(fā)校直機(jī)新的測(cè)控系統(tǒng)6、校直機(jī)的個(gè)性化設(shè)計(jì)。 2 設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)與要求 需校直的棒料材料為45鋼，棒料校直機(jī)其他原始設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)如表2－1所示。 表2－1   棒料校直機(jī)原始設(shè)計(jì)數(shù)據(jù) 分組 直徑d2 (

7、mm) 長(zhǎng)度L (mm) 校直前最大曲率半徑ρ(mm) 最大校直力(KN) 棒料在校直時(shí)轉(zhuǎn)數(shù) (轉(zhuǎn)) 生產(chǎn)率 (根/分) 1 2 3 4 15 18 22 25 100 100 100 100 500 400 300 200 1.0 1.2 1.4 1.5 5 4 3 2 150 120 100 80 注：室內(nèi)工作，希望沖擊振動(dòng)?。辉瓌?dòng)機(jī)為三相交流電動(dòng)機(jī)，使用期限為10年，每年工作300天，每天工作16小時(shí)，每半年作一次保養(yǎng)，大修期為3年。 3 工作原理的確定 1) 用平面壓板搓滾棒料校直(圖3-1)。此方法的優(yōu)點(diǎn)是

8、簡(jiǎn)單易行，缺點(diǎn)是因材料的回彈，材料校得不很直。 2) 用槽壓板搓滾棒料校直?？紤]到“糾枉必須過(guò)正”，故將靜搓板作成帶槽的形狀，動(dòng)、靜搓板的橫截面作成圖3-2所示形狀。用這種方法既可能將彎的棒料校直，但也可能將直的棒料弄彎了，不很理想。 3) 用壓桿校直。設(shè)計(jì)一個(gè)類(lèi)似于圖3-3所示的機(jī)械裝置，通過(guò)一電動(dòng)機(jī)，一方面讓棒料回轉(zhuǎn)，另一方面通過(guò)凸輪使壓桿的壓下量逐漸減小，以達(dá)到校直的目的。其優(yōu)點(diǎn)是可將棒料校得很直；缺點(diǎn)是生產(chǎn)率低，裝卸棒料需停車(chē)。 4) 用斜槽壓板搓滾校直。靜搓板的縱截面形狀如圖3-4所示，其槽深是由深變淺而最后消失。其工作原理與上一方案使壓下量逐漸減小是相同的，故也能將棒料校得很

9、直。其缺點(diǎn)是動(dòng)搓板作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，有空程，生產(chǎn)效率不夠高。雖可利用如圖所示的偏置曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的急回作用，來(lái)減少空程損失，但因動(dòng)搓板質(zhì)量大，又作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，其所產(chǎn)生的慣性力不易平衡，限制了機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)速度的提高，故生產(chǎn)率仍不理想。 5) 行星式搓滾校直。如圖3-5示，其動(dòng)搓板變成了滾子1，作連續(xù)回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，靜搓板變成弧形構(gòu)件3，其上開(kāi)的槽也是由深變淺而最后消失。這種方案不僅能將棒料校得很直，而且自動(dòng)化程度和生產(chǎn)率高，所以最后確定采用此工作原理。  圖3-1平面壓板搓滾棒料校直         

10、0;    圖3-2 槽壓板搓滾棒料校直    圖3-3    壓桿校直   圖3-4   斜槽壓板搓滾校直    圖3-5   行星式搓滾校直 4 執(zhí)行機(jī)構(gòu)和傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方案的擬定 4.1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)方案的擬定 行星式棒料校直機(jī)有兩個(gè)執(zhí)行構(gòu)件，即動(dòng)搓板滾子和送料滑塊。動(dòng)搓板滾子的運(yùn)動(dòng)為單方向等速連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)，可將其直接裝在機(jī)器主軸上。送料滑塊的運(yùn)動(dòng)為往復(fù)移動(dòng)。圖4-1

11、 曲柄（或凸輪）每轉(zhuǎn)一周送出一根棒料。由于凸輪機(jī)構(gòu)能使送料機(jī)構(gòu)的動(dòng)作和搓板滾子的運(yùn)動(dòng)能更好的協(xié)調(diào)，故圖b）的執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)方案優(yōu)于圖a），下面設(shè)計(jì)計(jì)算針對(duì)圖b）方案進(jìn)行。   a)                        b) 圖4-1

12、   行星式棒料校直機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)方案 4.2 傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方案的擬定 初步擬定的傳動(dòng)方案如圖4—2所示。驅(qū)使動(dòng)搓板滾子1轉(zhuǎn)動(dòng)的為主傳動(dòng)鏈，為提高其傳動(dòng)效率，主傳動(dòng)鏈應(yīng)盡可能簡(jiǎn)短，而且還要求沖擊振動(dòng)小，故圖中采用了一級(jí)帶傳動(dòng)和一級(jí)齒輪傳動(dòng)。傳動(dòng)鏈的第一級(jí)采用帶傳動(dòng)有下列優(yōu)點(diǎn)：電動(dòng)機(jī)的布置較自由，電動(dòng)機(jī)的安精度要求較低，帶傳動(dòng)有緩沖減振和過(guò)載保安作用。 圖4-2   行星式棒料校直機(jī)傳動(dòng)方案 5 執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 5.1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算的準(zhǔn)備 由于動(dòng)搓板滾子1直接裝在機(jī)器主軸上，只有執(zhí)行構(gòu)件，沒(méi)有執(zhí)行機(jī)構(gòu)，故只需對(duì)送料機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)。對(duì)于圖

13、4－1b）所示得運(yùn)動(dòng)方案，送料機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，實(shí)際上就是擺動(dòng)推桿盤(pán)狀凸輪機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)。 凸輪軸的轉(zhuǎn)動(dòng)是由滾子軸（傳動(dòng)主軸）的轉(zhuǎn)動(dòng)經(jīng)過(guò)齒輪機(jī)構(gòu)傳動(dòng)減速而得到的。下面來(lái)討論滾子軸與凸輪軸間的傳動(dòng)比應(yīng)如何確定。 應(yīng)注意在校直棒料時(shí)，不允許兩根棒料同時(shí)進(jìn)入校直區(qū)，否則將因兩根棒料的相互干擾，可能一根棒料也未被校直。所以一定要待前一根棒料退出落下后，后一根棒料才能進(jìn)入校直區(qū)。 設(shè)滾子1的直徑，棒料的直徑為，校直區(qū)的工作角為，從棒料進(jìn)入到退出工作區(qū)，滾子1的轉(zhuǎn)角為。因在棒料校直時(shí)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)跟行星輪系傳動(dòng)一樣，弧形搓板相當(dāng)于固定的內(nèi)齒輪，其內(nèi)經(jīng)為，角相當(dāng)于行星架的轉(zhuǎn)角，根據(jù)周轉(zhuǎn)輪系的計(jì)算式，即可求得滾子1的

14、相應(yīng)轉(zhuǎn)角，即                   【3】 故                        設(shè)已確定為了校直棒料，棒料需在校直區(qū)轉(zhuǎn)過(guò)的轉(zhuǎn)數(shù)為，校直區(qū)的工作角為，則滾子1

15、的直徑，可由下式確定：                     為了保證不出現(xiàn)兩根棒料同時(shí)在校直區(qū)的現(xiàn)象，應(yīng)在滾子1轉(zhuǎn)過(guò)角度時(shí)，送料凸輪4才轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，由此可定出齒輪的傳動(dòng)比為                    

16、 圖中采用了一級(jí)齒輪減速(輪為過(guò)輪，用它主要是為了協(xié)調(diào)中心距)。若一級(jí)齒輪減速不能滿(mǎn)足要求時(shí)，可考慮用二級(jí)或三級(jí)齒輪減速。 對(duì)于第一組數(shù)據(jù)，并設(shè)校直區(qū)的工作角為＝1200，則由上面公式可求得滾子1的直徑＝240mm，滾子1的轉(zhuǎn)角為＝2550，故取j1=2600,從而求得齒輪的傳動(dòng)比為ig＝0.722。故取Zc＝26，Za＝36。 送料滑塊應(yīng)將棒料推送到A點(diǎn)，設(shè)推送距離對(duì)應(yīng)的圓心角為300，則可求得滑塊行程約為120mm，若取擺桿長(zhǎng)lCF＝400mm，則其擺角為17.25o。 5.2 凸輪曲線(xiàn)的計(jì)算 5.2.1 凸輪機(jī)構(gòu)的基本尺寸 初步確定凸輪的基圓半徑為50mm，推桿滾子半徑為10m

17、m，其次要選定推桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，因?yàn)楣ぷ鳁l件為高速輕載，應(yīng)選用amax和jmax較小的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，以保證推桿運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性和工作精度。由表5-1可知，推程可選用正弦加速度運(yùn)動(dòng)規(guī)律，回程運(yùn)動(dòng)可選用五次多項(xiàng)式運(yùn)動(dòng)規(guī)律。 圖5-1 推桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律 圖5-2 5.2.2 求理論廓線(xiàn) 對(duì)于對(duì)心直動(dòng)滾子推桿盤(pán)形凸輪機(jī)構(gòu)，凸輪廓線(xiàn)的坐標(biāo)公式為 (1) [5] (2) 對(duì)于對(duì)心直動(dòng)滾子而說(shuō)，e=0,，代入（1）（2），求得， ，; 式中位移s應(yīng)分段計(jì)算。 1)推程階段

18、2)遠(yuǎn)休止階段 3) 回程階段 4）近休止階段 推程段的壓力角和回程段的壓力角 [1] 取計(jì)算間隔為5°，將以上各相應(yīng)值代入式（1）（2）計(jì)算理論廓線(xiàn)上各點(diǎn)的坐標(biāo)值。在計(jì)算時(shí)應(yīng)注意：在推程階段取=1，在遠(yuǎn)休止階段取=01+2，在回程階段取=01+02+3，在近休止階段=01+02+03+4。 5.2.3 求工作廓線(xiàn) [5] 其中： 1）推程階段 2)遠(yuǎn)休止階段 3)回程階段 3=[0, /3] 4)近休止階段 計(jì)算結(jié)果可得凸輪工作廓線(xiàn)各

19、點(diǎn)的坐標(biāo)見(jiàn)下表5-1 表5-1 x y 0° 5° …… 350° 355° 360° 0.000 4.359 …… -8.682 -4.358 0.000 50.000 49.826 …… 49.240 49.810 50.000 0.000 3.602 ……. -6.946 -3.486 0.000 40.000 39.855 …… 39.392 39.847 40.000 推程階段的最大壓力角為18.374°，相應(yīng)的凸輪轉(zhuǎn)角為45°；回程階

20、段的最大壓力角為25.037°，相應(yīng)的凸輪轉(zhuǎn)角為210°。凸輪輪廓曲線(xiàn)如下圖所示。 圖5-3 6 傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 6.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 6.1.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 原動(dòng)機(jī)選為Y100L2-4異步電動(dòng)機(jī)，電動(dòng)機(jī)額定功率P=3KW ，滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速n=1420rpm，則傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比為i＝n/n1，其中n1為滾子1的轉(zhuǎn)速。對(duì)于第一組數(shù)據(jù)，n1＝2600×150/3600 =108.3，總傳動(dòng)比為i＝13.11，若取帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比為ib＝3.0,則齒輪減速器的傳動(dòng)比為ig＝13.11/3.0=4.3，故采用單級(jí)斜齒圓柱

21、齒輪減速器。 η總=η帶×η齒輪×η聯(lián)軸器[5] =0.96×0.982×0.97 =0.914 （1）電機(jī)所需的工作功率： P工作=FV/1000η總 =1000×2/1000×0.914 =2.2KW （2）計(jì)算各軸的功率（KW） P3=2.20KW P2=P3×η帶=2.20×0.96=2.12KW P1=P2×η軸承×η齒輪=2.12×0

22、.98×0.96 =2.00KW （3）計(jì)算各軸扭矩（N?mm） T3=9.55×106P3/n3=9.55×106×2.2/1415 =15739N?mm T2=9.55×106P2/n2=9.55×106×2.12/458.2 =46837.1N?mm TI=9.55×106P1/n1=9.55×1o6×2.0/108 =187462.9N?mm 6.1.2 V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）設(shè)計(jì) V 帶傳動(dòng)時(shí)一般已知的

23、條件是： 1）傳動(dòng)的功率 P=3kw ； 2）大、小帶輪的轉(zhuǎn)速 n2 =472m/s和 n1=1416m/s ； 3）傳動(dòng)的用途、工作情況和原動(dòng)機(jī)類(lèi)型以及工作制度； 4）對(duì)傳動(dòng)的尺寸要求等?！　? （2）設(shè)計(jì)計(jì)算的主要內(nèi)容包括確定： 1） V 帶的型號(hào)、長(zhǎng)度和根數(shù)； 2）中心距； 3）帶輪基準(zhǔn)直徑及結(jié)構(gòu)尺寸； 4）作用在軸上的壓力等?！　? （3）帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算步驟如下：　　 1）確定計(jì)算功率 Pd　 帶在工作時(shí)，欲傳遞的額定功率 P一定時(shí)，由于傳動(dòng)的用途、工作情況和原動(dòng)機(jī)類(lèi)型以及工作制度等工況不同，帶傳動(dòng)傳遞的功率會(huì)有變化，因此為設(shè)計(jì)安全可靠，按計(jì)算功

24、率 Pd 設(shè)計(jì)：Pca ＝KAP kW。 式中： P—傳遞的額定功率kW ； KA——工況系數(shù)，見(jiàn)表 6-1 。 表 6-1 工況系數(shù)KA 工況 KA 空、輕載啟動(dòng) 重載啟動(dòng) <10 10-16 >16 <10 10-16 >16 載荷變動(dòng)較小 液體攪拌機(jī)、通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（≤ 7.5kW ）、離心式水泵和壓縮機(jī)、輕載荷輸送機(jī) 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷變動(dòng)小 帶式輸送機(jī)（不均勻負(fù)荷）、通風(fēng)機(jī)（＞ 7.5kW ）、旋轉(zhuǎn)式水泵和壓縮機(jī)（非離心式）、發(fā)電機(jī)、金屬切削機(jī)床、印刷機(jī)、旋轉(zhuǎn)篩、鋸木機(jī)和木工機(jī)械

25、 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷變動(dòng)較大 制磚機(jī)、斗式提升機(jī)、往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)、起重機(jī)、磨粉機(jī)、沖剪機(jī)床、橡膠機(jī)械、振動(dòng)篩、紡織機(jī)械、重載輸送機(jī) 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷變動(dòng)很大 破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）、磨碎機(jī)（球磨、棒磨、管磨） 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 注：1. 空、輕載啟動(dòng)—電動(dòng)機(jī)（交流啟動(dòng)、三角啟動(dòng)、直流并勵(lì)）、四缸以上的內(nèi)燃機(jī)、裝有離心式離合器、液力聯(lián)軸器的動(dòng)力機(jī)；　　 2. 重載啟動(dòng)—電動(dòng)機(jī)（聯(lián)機(jī)交流啟動(dòng)、直流復(fù)勵(lì)或串勵(lì)）、四缸以下的內(nèi)燃機(jī)?！　?

26、 3. 啟動(dòng)頻繁，經(jīng)常正反轉(zhuǎn)，工作條件惡劣時(shí)，普通 V 帶KA應(yīng)乘以 1.2 。因載荷變動(dòng)小，且每天工作16小時(shí)，故KA取1.1； 所以 Pca=1.1*3=3.3kw 6.1.3 選擇 V 帶型號(hào)　　　 根據(jù)計(jì)算功率 Pca 和小帶輪轉(zhuǎn)速 n1 由圖 6-1選擇普通 V 帶型號(hào),當(dāng)在兩種型號(hào)的交線(xiàn)附近時(shí)，若取截面尺寸小的帶型，帶的彎曲應(yīng)力較小，但帶的根數(shù)多，當(dāng)帶的根數(shù)太多，則可取大一型號(hào)的帶；截面尺寸大的帶型，傳動(dòng)的中心距、帶輪直徑大，但帶的根數(shù)少?？梢詫?duì)兩種型號(hào)同時(shí)計(jì)算，最后選擇較好的一種。 圖 6-1普通 V 帶選型圖（注：Y型主要傳遞運(yùn)動(dòng)，故未列入圖內(nèi)）

27、 已計(jì)算得，小帶輪轉(zhuǎn)速為1416（r/min）,Pd=3.3kw； 由圖6-1可以得出選用A帶。 6.1.4 確定帶輪基準(zhǔn)直徑和 　　 為提高帶的壽命，應(yīng)減小帶的彎曲應(yīng)力。條件允許時(shí)盡量采用較大的帶輪直徑，但這使傳動(dòng)的輪廓尺寸增大。一般根據(jù) V 帶的型號(hào)，參考表選取 dd1≥ d min ，比規(guī)定的最小基準(zhǔn)直徑略大些，故選取dd1=90mm。大帶輪基準(zhǔn)直徑可按 【1】 計(jì)算，常按帶輪直徑系列圓整，， V 帶帶輪基準(zhǔn)直徑系列見(jiàn)表 6-2 。 這時(shí) dd2 可不圓整。 取。 表 6-2   V 帶帶輪基準(zhǔn)直徑系列 帶型 基準(zhǔn)直徑 Y Z A B

28、 C D E 20，22.4，28，31.5，40，45，50，56，63，71，80，90，100，112，125 50，56，63，71，80，90，100，112，125，132，140，150，160，180，200，224，250，280，315，400，500，630 75，80，85，90，95，100，106，112，118，125，132，140，150，160，180，200，224，250，280，315，355，400，450，500，560，630，710 125，132，140，150，160，170，180，200，224，250，280，3

29、15，355，400，450，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1120 200，212，224，236，250，265，280，300，315，335，400，450，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1130，1400，1600，2000 355，375，400，425，450，475，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1060，1120，1400，1500，1600，1800，2000 500，530，560，600，630，670，710，800，900，100

30、0，1120，1250，1400，1500，1600，1800，2000，2240，2500 6.1.5 驗(yàn)算帶的速度 v 由P=F*V/1000可知，當(dāng)傳遞的功率一定時(shí)，帶速愈高，則所需有效圓周力 F 愈小，因而 V 帶的根數(shù)可減少。但帶速過(guò)高，帶的離心拉力顯著增大，減小了帶與帶輪間的接觸壓力，從而降低了傳動(dòng)的工作能力。同時(shí)，帶速過(guò)高，使帶在單位時(shí)間內(nèi)繞過(guò)帶輪的次數(shù)增加，應(yīng)力變化頻繁，從而降低了帶的疲勞壽命。由表 7–4[5] 可見(jiàn)，當(dāng)帶速達(dá)到某值后，不利因素將使基本額定功率降低。所以帶速一般在 v =5-25m /s 內(nèi)為宜，在 v =20-25m /s 范圍內(nèi)最有利。如帶速過(guò)高

31、（Y、Z 、A 、B 、C 型v > 25m /s ；D 、E型 v>30m /s）時(shí)，應(yīng)重選較小的帶輪基準(zhǔn)直徑。 ,因?yàn)?≤6.78≤25,符合標(biāo)準(zhǔn)， 故V取6.78mm。 6.1.6 確定中心距 a 和 V 帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld 根據(jù)結(jié)構(gòu)要求初定中心距 a0。中心距小則結(jié)構(gòu)緊湊，但小帶輪上包角減小，帶傳動(dòng)的工作能力降低，同時(shí)由于中心距小， V 帶的長(zhǎng)度短，在一定速度下，單位時(shí)間內(nèi)的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增多而導(dǎo)致使用壽命的降低，所以中心距不宜取得太小。但也不宜太大，太大除有相反的利弊外，速度較高時(shí)還易引起帶的顫動(dòng)。 對(duì)于 V 帶傳動(dòng)一般可取 0.7（dd1+dd2）≤a0

32、≤2（dd1+dd2），故初定a0=500。 初選 a 0 后， V 帶初算的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld0可根據(jù)幾何關(guān)系由下式計(jì)算 由上式算得Ld≈1582mm，應(yīng)由表 8–2【4】基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1600mm，然后再確定實(shí)際中心距 a 。 由于 V 帶傳動(dòng)的中心距一般是可以調(diào)整的，所以可用下式近似計(jì)算 a 值 a≈a0+(Ld-Ld0)/2=509mm 考慮到為安裝 V 帶而必須的調(diào)整余量，因此，最小中心距為 a min = a –0.015 Ld=485mm 如 V 帶的初拉力靠加大中心距獲得，則實(shí)際中心距應(yīng)能調(diào)大。又考慮到使用中的多次調(diào)整，最大中心距應(yīng)為  &#

33、160;                              a max = a +0.03 Ld=557mm 故中心距的變化范圍為485～557mm 6.1.7 驗(yàn)算小帶輪上的包角 小帶輪上的包角可按下式計(jì)算 [1] 為使帶傳動(dòng)有一定的工作能力，一般要求（特殊情況允許）。 由（ 7-2

34、5 ）【1】得， =157.8°≥120° 6.1.8 確定 V 帶根數(shù) z (1) 計(jì)算單根V帶的額定功率Pr 由dd1=90mm和n1=1416r/min，查表得P0=0.93kw。 根據(jù)n1=1416r/min，i=0.3和A型帶，查表8—4a[8]得△P0=0.15kw。 查表8—5[8]得Ka=0.93，查表8—2得KL=1.01 Pr=(P0+△P0)*Ka*KL=（0.93+0.15）*0.93*1.01≈1.02kw[8] （2）計(jì)算V帶根數(shù)z Z= Pca/Pr=3.3/1.02=3.24，取4根 6.1.9 計(jì)算單根V帶的初拉力的最小

35、值（F0）min 由表[3]得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以 （F0）min=500*（2.5-Ka）*Pca/ Ka+qv2=112N[9] 應(yīng)使帶的實(shí)際拉力F0＞（F0）min。 6.2.0計(jì)算壓軸力 壓軸力的最小值為 （Fp）min=2z（F0）min/2=879N。 6.2 V 帶輪的設(shè)計(jì) 6.2.1 V帶輪設(shè)計(jì)的要求 設(shè)計(jì)V帶輪應(yīng)滿(mǎn)足的要求有：質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)工藝性好、無(wú)過(guò)大的鑄造內(nèi)應(yīng)力、質(zhì)量分布均勻，轉(zhuǎn)速高時(shí)要經(jīng)過(guò)動(dòng)平衡；輪槽工作面要精細(xì)加工（表面粗糙度一般為 ），以減少帶的磨損；各輪槽的尺寸和角度應(yīng)保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。 6.2.2

36、 帶輪的材料 帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號(hào)為HT150和HT200[8] 6.2.3 結(jié)構(gòu)尺寸 鑄鐵制V帶輪的典型結(jié)構(gòu)有以下幾種：實(shí)心式、 腹板式、 孔板式和輪輻式。 帶輪基準(zhǔn)直徑dd≤2.5d（d為軸的直徑，單位為mm）時(shí)，可采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)。 當(dāng)2.5d≤dd≤300mm時(shí)，帶輪常采用腹板式帶輪結(jié)構(gòu) 當(dāng)D1-d1≥100mm時(shí)，帶輪通常采用孔板式結(jié)構(gòu)。 當(dāng)dd＞300mm時(shí)，帶輪常采用輪輻式帶輪結(jié)構(gòu)。 故應(yīng)選腹板式。 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，主要是根據(jù)帶輪的基準(zhǔn)直徑選擇結(jié)構(gòu)形式；根據(jù)帶的截型確定槽輪尺寸；帶輪的其它結(jié)構(gòu)尺寸通常按經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算確定。確定了帶輪的各部分尺寸后，

37、即可繪制出零件圖，并按工藝要求注出相應(yīng)的技術(shù)要求等。 帶輪輪轂部分通常采用鍵聯(lián)接。帶輪輪轂部分通常采用鍵聯(lián)接。 6.3 減速器斜齒輪傳動(dòng) 圖6-2 6.3.1 選擇精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 1） 選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) ； 2） 因轉(zhuǎn)速不高，故選用7級(jí)精度，； 3） 材料選擇。由表[5]材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS； 4） 選取小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=； 5） 選取螺旋角。初選螺旋角。 6.3.2 齒面接觸強(qiáng)度的設(shè)計(jì) 【2】 （1） 確定公式中的各計(jì)算數(shù)值

38、1） 試選Kt=1.6. 2） 由圖10—30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。 3） 由圖10—26查得，，則。 4） 許用接觸應(yīng)力 5） 由表10—7選取齒寬系數(shù)。 6） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 （2） 計(jì)算 1）試算小齒輪分度圓直徑，由公式求得 6.3.3 計(jì)算圓周速度 6.3.4 計(jì)算齒寬b及模數(shù)m 6.3.5 計(jì)算縱向重合度 [9] 6.3.6 計(jì)算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級(jí)精度，由圖[2]查得動(dòng)載系數(shù)；由表[2]查得的值與直齒輪的相同，故；由圖[2]查得；由表[2]

39、查得。 故載荷系數(shù)。 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由公式（10—10a）[3] 6.3.7 計(jì)算模數(shù) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) （1）確定計(jì)算參數(shù) （2）計(jì)算載荷系數(shù)。 根據(jù)縱向重合度，從圖10—28[6]查得螺旋角影響系數(shù)。 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。 4） 查取齒形系數(shù)。 由表10—5[5]查得；【7】 6.3.8 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10—5[5]查得 ； 計(jì)算大小齒輪的并加以比較。 大齒數(shù)的數(shù)值大。 設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞

40、強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿(mǎn)足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取，則。 6.3.9 計(jì)算中心距 將中心距圓整為109mm。 按圓整后的中心距修正螺旋角 【7】 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 6.3.10 計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑 【7】 6.3.11 計(jì)算齒輪寬度 【7】 圓整后取B2=55mm；B1=60mm. 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 以大齒輪為例，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，小于500mm，故采用腹板式結(jié)構(gòu)。 6.4 軸的設(shè)計(jì) 圖6-3 6.4.1 輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、按

41、扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS。 根據(jù)課本P235（10-2）[7]式，并查表10-2[7]，取c=115 d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 故選d=22mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級(jí)減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱(chēng)分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過(guò)渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過(guò)渡配合或過(guò)盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承

42、和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 初選7207c型角接球軸承，其內(nèi)徑為35mm，寬度為17mm?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長(zhǎng)為20mm，則該段長(zhǎng)41mm，安裝齒輪段長(zhǎng)度為輪轂寬度為2mm。 （3）按彎扭復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算 ①求分度圓直徑：已知d2=300mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T3=271N?m ③求圓周力Ft：根據(jù)課本P127（6-34）[7]式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求徑向力Fr根據(jù)課本P127（6-35）[7]式得 Fr=Ft?tanα=1806.7&#

43、215;0.36379=657.2N ⑤兩軸承對(duì)稱(chēng) LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由兩邊對(duì)稱(chēng)，書(shū)籍截C的彎矩也對(duì)稱(chēng) 截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N?m (3)截面C在水平面彎矩為 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N?m (4)計(jì)算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2

44、 =47.1N?m (5)計(jì)算當(dāng)量彎矩：根據(jù)課本P235[5]得α=1 Mec=[MC2+(α*T)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N?m (6)校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度 由式（10-3）[5] σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa 故此軸強(qiáng)度足夠 6.4.2 滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命 10×300×16=48000h 1、計(jì)算輸入軸承 （1）已知

45、nⅡ=472r/min 兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N 初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型 根據(jù)課本P265（11-12）[5]得軸承內(nèi)部軸向力 FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N （2）FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系數(shù)x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根據(jù)課本P263表（11-8）[5]得e=0.68 FA1/FR1

46、<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)計(jì)算當(dāng)量載荷P1、P2 根據(jù)課本P263表（11-9）[5]取fP=1.5； 根據(jù)課本P262（11-6）[5]式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N (5)軸承壽命計(jì)算 因P1=P2 故取P=750.3N； 故角接觸球軸承ε=3； 根據(jù)手冊(cè)[3]得7206AC型的Cr=23000N；

47、 由課本P264（11-10c）[5]式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/472×(1×23000/750.3)3 =1047500h>48720h 故預(yù)期壽命足夠。 2、計(jì)算輸出軸承 (1)已知nⅢ=108r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 試選7207AC型角接觸球軸承； 根據(jù)課本P265表（11-12）[5]得FS=0.063FR,則 FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)計(jì)算軸向載荷FA1、FA2 FS1+Fa=FS

48、2 Fa=0 故任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端 兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系數(shù)x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根據(jù)課本P263表（11-8）[5]得：e=0.68 FA1/FR1<e 故x1=1 y1=0 FA2/FR2<e 故x2=1 y2=0 (4)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P1、P2 根據(jù)表（11-9）[5]取fP=1.5 根據(jù)式（11-6）[5]得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1&

49、#215;903.35)=1355N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N (5)計(jì)算軸承壽命LH P1=P2 故P=1355 ε=3 根據(jù)手冊(cè)P71[3] 7207AC型軸承Cr=30500N 根據(jù)課本P264 表（11-10）[5]得：ft=1 根據(jù)課本P264 （11-10c）[5]式得 Lh=16670/n(ftCr/P)*ε =16670/108×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>48720h【9】 故此軸承合

50、格。 6.4.3 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算 1、軸徑d1=22mm,L1=50mm 查手冊(cè)得[3]，選用C型平鍵，得： 鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48N?m h=7mm 根據(jù)課本P243（10-5）[9]式得 σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR](110Mpa) 2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N?m 查手冊(cè)P51[8] 選A型平鍵 鍵10×8 GB1096

51、-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =101.87Mpa<[σp](110Mpa) 3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm 查手冊(cè)P51 [8]選用A型平鍵 鍵16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 據(jù)課本P243式（10-5）[9]得 σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<

52、;[σp] 6.4.4 減速器箱體、箱蓋及附件的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、箱體箱蓋的主要尺寸 (1)箱座壁厚 z=0.025a+1=0.025×122.5+1=4.0625 取z=8 (2)箱蓋壁厚 z1=0.02a+1=0.02×122.5+1=3.45 取z=7 (3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12 (4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12 (5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20 (6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=0.036×122.5+12=16.41(取18)

53、 (7)地腳螺釘數(shù)目n=4 (因?yàn)閍<250) (8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14) (9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55×18=9.9 (取10)

54、 (10)連接螺栓d2的間距L=150-200 (11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8) (12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6) (13)定位銷(xiāo)直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8 (14)df.d1.d2至外箱壁距離C1 (15)Df.d2 (16)凸臺(tái)高度：根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)。 (17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10） (18)齒輪頂圓

55、與內(nèi)箱壁間的距離：＞9.6 mm (19)齒輪端面與內(nèi)箱壁間的距離：=12 mm (20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3 D～軸承外徑 (22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉為準(zhǔn)，一般取S＝D2. 2、減速器附件的選擇 1）通氣器 由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過(guò)濾），采用M18×1.5 2）油面指示器 選用游標(biāo)尺M(jìn)12。 3）起吊裝置 采用箱蓋吊耳、箱座吊耳； 4）放油螺塞 選用外六角油塞及墊片M18×1.5。 根據(jù)《機(jī)械設(shè)

56、計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)》[9]表5.3選擇適當(dāng)型號(hào)： 起蓋螺釘型號(hào)：GB/T5780 M18×30,材料Q235 高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235 低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235 螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235 6.4.5 潤(rùn)滑與密封 1.齒輪的潤(rùn)滑 采用浸油潤(rùn)滑，由于為單級(jí)圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當(dāng)m<20 時(shí)，浸油深度h約為1個(gè)齒高，但不小于10mm，所以浸油高度約為36mm。 2.滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑 由于軸承周向速度為，所以宜開(kāi)設(shè)油

57、溝、飛濺潤(rùn)滑。 3.潤(rùn)滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤(rùn)滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用GB443-89全損耗系統(tǒng)用油L-AN15潤(rùn)滑油。 4.密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實(shí)現(xiàn)密封。密封圈型號(hào)按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 致謝 經(jīng)過(guò)自己兩個(gè)多月的努力和宛老師的悉心教導(dǎo)，我終于把棒料校直機(jī)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)和傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)完成了。在這段時(shí)間里，我遇到了很多困難，如何下手，從何做起，

58、該怎么做，需要考慮些什么等等，但這些都在宛老師的耐心認(rèn)真的指導(dǎo)下一一解決了，在此設(shè)計(jì)過(guò)程中我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)方面有了很深的認(rèn)識(shí)。 棒料校直機(jī)的設(shè)計(jì)包括執(zhí)行機(jī)構(gòu)和傳動(dòng)系統(tǒng)兩大部分，其中執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)主要是凸輪機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)主要包括電動(dòng)機(jī)、帶傳動(dòng)和單級(jí)斜齒輪減速器的設(shè)計(jì)。 這次畢業(yè)設(shè)計(jì)讓我加深了對(duì)大學(xué)課本知識(shí)的理解，并且通過(guò)不斷地查閱資料拓展了我的知識(shí)面，對(duì)我以后的發(fā)展有著深刻意義。 參考文獻(xiàn) [1] 陳立德.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)[M].北京：高等教育出版社. 2004,7：45-56 [2] 胡家秀.機(jī)

59、械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)[M] .北京：機(jī)械工業(yè)出版社.2007,7:28-34 [3] 卜炎.機(jī)械傳動(dòng)裝置手冊(cè)[M] .北京：機(jī)械工業(yè)出版社.2008,9：98-107 [4] 孫恒.機(jī)械原理[M] .北京：高等教育出版社.2006,9：16-22 [5] 紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)[M] .北京：高等教育出版社.2008.8：46-57 [6] 劉朝儒.機(jī)械制圖[M] .北京：高等教育出版社.2009.8：88-99 [7] 劉昌祺.凸輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)[M] .北京：機(jī)械工業(yè)出版社.2006.9：97-102 [8] 孟少農(nóng).機(jī)械加工工藝手冊(cè)[M] .北京：機(jī)械工業(yè)出版社.2007.7：67-78

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61、machine actuators and transmission system design Abstract: rod alignment is machinery parts processing of preparation before. While straightening machine is used for axis parts of the machine, and alignment to obtain ideal through straightening the straightness or gyration accuracy requirement, and can meet the requirements of the machine assembly precision. This paper focuses on the straightening machine of actuators and transmission system, including the design of CAM, belt, gear, gear, etc. Key words: straightening, Precision, Actuator, Transmission systems 29