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Firstly, on the electric cabin shifting transmission device design requirements are analyzed. And then, it put forward the design scheme, then the scheme as long as spare parts to carry on the detailed design and verification. Finally, the software AutoCAD drawing a map of this device assembly drawings and parts of typical parts. Through the design, the consolidation of the University of the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerance and interchangeability theories, mechanical drawing, and master the design method of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD software. The electric cabin shifting transmission device design represents the general process of design, to the future design work has a certain reference value. Key words: Electric shift module; Transmission device; Design 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒論 1 第2章 方案設(shè)計及總體參數(shù)計算 3 2.1設(shè)計要求 3 2.2方案設(shè)計 3 2.2.1設(shè)計方案 3 2.2.2原理分析 3 第3章 總體計算與選擇 4 3.1電動機的選擇 4 3.1.1選擇電動機類型 4 3.1.2電動機容量的選擇 4 3.1.3電動機轉(zhuǎn)速的選擇 4 3.2分配傳動比 5 3.2.1總傳動比 5 3.2.2分配傳動比 5 3.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 5 3.3.1各軸的轉(zhuǎn)速 5 3.3.2各軸的輸入功率 6 3.3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 6 3.3.4整理列表 6 第4章 減速裝置設(shè)計 7 4.1低速級齒輪的設(shè)計 7 4.1.1選精度等級、材料和齒數(shù) 7 4.1.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 7 4.1.3按齒根彎曲強度設(shè)計 9 4.1.4幾何尺寸計算 10 4.2高速級齒輪的設(shè)計 10 4.3減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計 11 4.3.1軸1 11 4.3.2軸2 14 4.3.3軸3 14 4.4滾動軸承及鍵的校核 14 4.4.1軸1 14 4.4.2軸2、軸3 15 第5章 移動及支承裝置設(shè)計 16 5.1絲桿螺母副的選擇 16 5.1.1選擇計算 16 5.1.2校核計算 17 5.2導(dǎo)軌副的選擇 18 5.2.1靜安全系數(shù)計算 18 5.2.2根據(jù)額定靜載荷初選導(dǎo)軌 19 5.2.3導(dǎo)軌校核計算 20 總 結(jié) 21 參考文獻 22 致 謝 23 第1章 緒論 第1章 緒論 發(fā)射車在機動過程中可隨時停車發(fā)射。這需要解決系統(tǒng)的定位、定向和方位瞄準(zhǔn)以及發(fā)射場坪承載問題。這里的所謂瞄準(zhǔn)是在發(fā)射前通過專門設(shè)備的 操作，使導(dǎo)彈的制導(dǎo)系統(tǒng)慣性坐標(biāo)系、彈體坐標(biāo)系相對于發(fā)射坐標(biāo)系各軸進行精 確定向，保證導(dǎo)彈具有正確的初始射向 和初始姿態(tài)。 在發(fā)射車上安裝有一種發(fā)射裝置，發(fā)射裝置工作時要求其上方及左、右、后方的廂體前移（廂體后部開有可讓發(fā)射裝置通過的后門），電動移艙傳動裝置應(yīng)可將移艙按要求進行前后移動，同時傳動裝置上應(yīng)留有手動接口。 傳動裝置分類： （1）齒輪傳動 1）分類：平面齒輪傳動、空間齒輪傳動。 2）特點：優(yōu)點 適用的圓周速度和功率范圍廣；傳動比準(zhǔn)確、穩(wěn)定、效率高。；工作可靠性高、壽命長。；可實現(xiàn)平行軸、任意角相交軸和任意角交錯軸之間的傳動 缺點 要求較高的制造和安裝精度、成本較高。；不適宜遠距離兩軸之間的傳動。 3）漸開線標(biāo)準(zhǔn)齒輪基本尺寸的名稱有 齒頂圓；齒根圓；分度圓；摸數(shù)；壓力角等。 （2）渦輪渦桿傳動 適用于空間垂直而不相交的兩軸間的運動和動力。 1）特點：優(yōu)點傳動比大。；結(jié)構(gòu)尺寸緊湊。 缺點軸向力大、易發(fā)熱、效率低。；只能單向傳動。 渦輪渦桿傳動的主要參數(shù)有：模數(shù)；壓力角；蝸輪分度圓；蝸桿分度圓；導(dǎo)程；蝸輪齒數(shù)；蝸桿頭數(shù)；傳動比等。 （3）帶傳動：包括 主動輪、從動輪 、環(huán)形帶 1）用于兩軸平行回轉(zhuǎn)方向相同的場合，稱為開口運動，中心距和包角的概念。 2）帶的型式按橫截面形狀可分為平帶、V帶和特殊帶三大類。 3）應(yīng)用時重點是：傳動比的計算；帶的應(yīng)力分析計算；單根V帶的許用功率。 4）帶傳動的特點： 優(yōu)點： 適用于兩軸中心距較大的傳動；、帶具有良好的撓性，可緩和沖擊，吸收振動；過載時打滑防止損壞其他零部件；結(jié)構(gòu)簡單、成本低廉。 缺點： 傳動的外廓尺寸較大；、需張緊裝置； 由于打滑，不能保證固定不變的傳動比 ；帶的壽命較短；傳動效率較低。 （4）鏈傳動包括 主動鏈、從動鏈、環(huán)形鏈條 鏈傳動與齒輪傳動相比，其主要特點：制造和安裝精度要求較低；中心距較大時，其傳動結(jié)構(gòu)簡單；瞬時鏈速和瞬時傳動比不是常數(shù)，傳動平穩(wěn)性較差。 （5）輪系 1）輪系分為定軸輪系和周轉(zhuǎn)輪系兩種類型。 2）輪系中的輸入軸與輸出軸的角速度(或轉(zhuǎn)速)之比稱為輪系的傳動比。等于各對嚙合齒輪中所有從動齒輪齒數(shù)的乘積與所有主動齒輪齒數(shù)乘積之比。 3）在周轉(zhuǎn)輪系中，軸線位置變動的齒輪，即既作自轉(zhuǎn)，又作公轉(zhuǎn)的齒輪，稱為行星輪,軸線位置固定的齒輪則稱為中心輪或太陽輪。 4）周轉(zhuǎn)輪系的傳動比不能直接用求解定軸輪系傳動比的方法來計算，必須利用相對 運動的原理，用相對速度法(或稱為反轉(zhuǎn)法)將周轉(zhuǎn)輪系轉(zhuǎn)化成假想的定軸輪系進行計算。 5）輪系的主要特點： 適用于相距較遠的兩軸之間的傳動；可作為變速器實現(xiàn)變速傳動；可獲得較大的傳動比；實現(xiàn)運動的合成與分解。 23 第2章 方案設(shè)計及總體參數(shù)計算 第2章 方案設(shè)計及總體參數(shù)計算 2.1設(shè)計要求 在發(fā)射車上安裝有一種發(fā)射裝置，發(fā)射裝置工作時要求其上方及左、右、后方的廂體前移（廂體后部開有可讓發(fā)射裝置通過的后門），為方便操作，需設(shè)計一套電動移艙。電動移艙傳動裝置是本次設(shè)計的重點，移艙總重為720kg，移動的速度為要求為0.4m/min，所設(shè)計的電動移艙傳動裝置應(yīng)可將移艙按要求進行前后移動，同時傳動裝置上應(yīng)留有手動接口。 2.2方案設(shè)計 2.2.1設(shè)計方案 根據(jù)設(shè)計要求：電動移艙傳動裝置應(yīng)可將移艙按要求進行前后移動，同時傳動裝置上應(yīng)留有手動接口，因此本次設(shè)計采用如下圖2-1所示方案。 1-底座 2-電機 3、5-聯(lián)軸器 4-減速器 6、11-軸承座 7-絲杠螺母副 8-直線導(dǎo)軌副 9-移動平臺 圖2-1 電動移艙傳動裝置方案簡圖 2.2.2原理分析 本次設(shè)計的電動移艙傳動裝置由電機驅(qū)動，經(jīng)減速器減速后帶動絲杠螺母副旋轉(zhuǎn)，絲杠螺母副把轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)化成移動，移艙固定在移動平臺上隨著移動平臺前后移動，底座固定在發(fā)射車體上。 第3章 總體計算與選擇 第3章 總體計算與選擇 3.1電動機的選擇 3.1.1選擇電動機類型 電動機是標(biāo)準(zhǔn)部件。因為室內(nèi)工作，運動載荷平穩(wěn)，所以選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。 3.1.2電動機容量的選擇 （1）導(dǎo)軌摩擦阻力負載Ff 摩擦系數(shù)：靜摩擦系數(shù)fs=0.2，動摩擦系數(shù)fa=0.1； 啟動時為靜摩擦力，啟動后為動摩擦力，對于平行導(dǎo)軌Ff可以由下式求的： Ff = f ( G + FRn ) G ——運動部件重力720Kg； FRn ——垂直于導(dǎo)軌的工作負載，此設(shè)計中為零； f——導(dǎo)軌摩擦系數(shù)，取靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1。求得 Ffs = 0.2×720×9.8 =1411.2N Ffs = 0.1×720×9.8= 705.6N Ff= Ffs+ Ffs=2116.8N 上式中Ffs 為靜摩擦力，F(xiàn)fa 為動摩擦力。 （1）運輸機所需要的功率為： 其中：F=2116.8N，V=0.4m/min得 2）電動機的輸出功率為： ——電動機至鼓輪軸的傳動裝置總效率。 取聯(lián)軸器的傳動效率，圓柱齒輪傳動效率，軸承效率，絲杠的傳動效率，電動機至鼓輪軸的傳動裝置總效率為： 3）電動機所需功率為： 因有輕微震動 ，電動機額定功率只需略大于即可，查《機械設(shè)計手冊》表19-1選取電動機額定功率為0.75kw。 3.1.3電動機轉(zhuǎn)速的選擇 由于移艙總重為720kg，移動的速度為0.4m/min，取絲杠導(dǎo)程為S=4mm 則：絲杠轉(zhuǎn)速為 展開式二級減速器推薦的傳動比為： 所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為： 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500r/min。 綜合考慮傳動裝置機構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉(zhuǎn)速1000r/min的電機。 型號為Y90S-6，滿載轉(zhuǎn)速，功率0.75。 3.2分配傳動比 3.2.1總傳動比 滿載轉(zhuǎn)速。故總傳動比為： 3.2.2分配傳動比 考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應(yīng)該有相近的浸油深度。則兩級齒輪的高速級與低速級傳動比的值取為1.3，取 則：； ； 3.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 3.3.1各軸的轉(zhuǎn)速 1軸 ； 2軸 ； 3軸 絲杠 3.3.2各軸的輸入功率 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 3.3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電機軸 ； 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 3.3.4整理列表 軸名 功率 轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 傳動比 電機軸 0.75 7.87 910 1軸 0.743 7.80 910 2軸 0.713 26.19 260 3.5 3軸 0.685 65.42 100 2.6 第4章 減速裝置設(shè)計 第4章 減速裝置設(shè)計 4.1低速級齒輪的設(shè)計 4.1.1選精度等級、材料和齒數(shù) 采用7級精度由表6.1選擇小齒輪材料為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。 選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)取 4.1.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進行試算，即 1） 確定公式各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù) （2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 　　　 （3）小齒輪相對兩支承非對稱分布，選取齒寬系數(shù) （4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) （5）由圖6.14按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 （6）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （7）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （8）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得 （9）計算 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值 計算圓周速度v 計算齒寬b 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) 齒高 計算載荷系數(shù)K 根據(jù)，7級精度，查得動載荷系數(shù) 假設(shè)，由表查得 由于載荷中等振動，由表5.2查得使用系數(shù) 由表查得 查得 故載荷系數(shù) （10）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得 （11）計算模數(shù)ｍ 4.1.3按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度的設(shè)計公式為 （1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值 由圖6.15查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 　 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由式１０－１２得 計算載荷系數(shù) （2）查取齒形系數(shù) 由表6.4查得　 （3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表6.4查得 　 （4）計算大小齒輪的，并比較 大齒輪的數(shù)據(jù)大 （5）設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)1.28mm，圓整取標(biāo)準(zhǔn)值m＝1.5mm 并按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數(shù)　取 大齒輪齒數(shù)　取 4.1.4幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒寬寬度取 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 20，70 2 模數(shù) m 1.5mm 3 分度圓直徑 4 齒頂高 5 齒根高 6 全齒高 7 頂隙 8 齒頂圓直徑 9 齒根圓直徑 10 中心距 4.2高速級齒輪的設(shè)計 設(shè)計過程同4.1，此處不再復(fù)述，經(jīng)過計算得到結(jié)果如下表： （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒寬寬度取32mm 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 20，52 2 模數(shù) m 2mm 3 分度圓直徑 4 齒頂高 5 齒根高 6 全齒高 7 頂隙 8 齒頂圓直徑 9 齒根圓直徑 10 中心距 4.3減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計 4.3.1軸1 1）尺寸與結(jié)構(gòu)設(shè)計計算 （1）高速軸上的功率P1,轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1 ，， （2）初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是得： （3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且這是安裝聯(lián)軸器的直徑，取12mm。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計： 為了滿足帶輪的軸向定位，Ⅰ-Ⅱ軸段右端要有一軸肩，故取Ⅱ-Ⅲ段直徑為dⅡ-Ⅲ=14mm。 初步選定滾動軸承，因軸承受徑向力和軸向力，根據(jù)dⅡ-Ⅲ=14mm，取用6203型深溝球軸承，其尺寸為d×D×T=15mm×35mm×12mm，則有dⅢ-Ⅳ=dⅤ-Ⅵ=15mm，LⅡ=12mm，軸承中間處用軸肩定位，這段取直徑dⅣ-Ⅴ=18mm。 右端軸承與齒輪之間應(yīng)有一套同固定，Ⅴ-Ⅵ長應(yīng)為：取套同長12mm，則LⅤ-Ⅵ=32mm。 齒輪為齒輪軸此軸段長LⅥ-Ⅶ=40mm。 取軸承端蓋總寬為22mm，外端面與大帶輪右端面間距離為10mm，故取LⅡ-Ⅲ=42mm。 結(jié)合箱體結(jié)構(gòu)，取LⅣ-Ⅴ=76mm。 （4）軸上零件的周向定位 軸上零件的周向定位：聯(lián)軸器與軸的周向定位均用平鍵聯(lián)接。按dⅥ-Ⅶ=12mm查得平鍵截面b×h=5mm×5mm，鍵槽用銑刀加工，長28mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H6/n5。 2）強度校核計算 （1）求作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為= ，根據(jù)《機械設(shè)計》（軸的設(shè)計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則 （2）求軸上的載荷（詳細過程以軸2為例，其他軸類似不一一復(fù)述） 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于6203型深溝球軸承，由手冊中查得a=12mm。因此，軸的支撐跨距為L1=72mm。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F ， ， C截面彎矩M 總彎矩 扭矩 （3）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。 4.3.2軸2 軸2的轉(zhuǎn)速和功率轉(zhuǎn)矩 P2=0.713Kw，n2=260n/min，T2=26.19N.m 設(shè)計過程同6.1軸1，此處不再復(fù)述，經(jīng)過設(shè)計計算得到軸2的結(jié)構(gòu)尺寸如下圖示： 4.3.3軸3 軸3上的功率P3,轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3 ，， 設(shè)計過程同6.1軸1，此處不再復(fù)述，經(jīng)過設(shè)計計算得到軸3的結(jié)構(gòu)尺寸如下圖示： 4.4滾動軸承及鍵的校核 4.4.1軸1 （1）輸入軸的軸承 1）.按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承的預(yù)期壽命取為：L'h＝29200h 由上面的計算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N， 軸向力為Fa1=159.90N， 2）．初步選擇滾動軸承型號為6203，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。 3）．徑向當(dāng)量動載荷 動載荷為，查得，則有 由式13-5得 滿足要求。 （2）輸入軸的鍵 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為 2)校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為 鍵的工作長度 ，合適 4.4.2軸2、軸3 軸2、軸3校核過程同4.4.1軸1，此處不再復(fù)述，經(jīng)過強度及壽命滿足要求。 第5章 移動及支承裝置設(shè)計 第5章 移動及支承裝置設(shè)計 5.1絲桿螺母副的選擇 5.1.1選擇計算 絲杠螺母副就是由絲桿、螺母和滾珠組成的一個機構(gòu)。他的作用就是把旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)和直線運動進行相互轉(zhuǎn)換。設(shè)最大行程為800mm，移動部件大概質(zhì)量為720Kg。 表 5-1絲杠螺母副支承 支承方式 簡圖 特點 一端固定一端自由 結(jié)構(gòu)簡單，絲桿的壓桿的穩(wěn)定性和臨界轉(zhuǎn)速都較低設(shè)計時盡量使絲桿受拉伸。這種安裝方式的承載能力小，軸向剛度底，僅僅適用于短絲桿。 一端固定一端游動 需保證螺母與兩端支承同軸，故結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，工藝較困難，絲桿的軸向剛度與兩端相同，壓桿穩(wěn)定性和臨界轉(zhuǎn)速比同長度的較高，絲桿有膨脹余地，這種安裝方式一般用在絲桿較長，轉(zhuǎn)速較高的場合，在受力較大時還得增加角接觸球軸承的數(shù)量，轉(zhuǎn)速不高時多用更經(jīng)濟的推力球軸承代替角接觸球軸承。 兩端固定 只有軸承無間隙，絲桿的軸向剛度為一端固定的四倍。一般情況下，絲桿不會受壓，不存在壓桿穩(wěn)定問題，固有頻率比一端固定要高?？梢灶A(yù)拉伸，預(yù)拉伸后可減少絲桿自重的下垂和熱膨脹的問題，結(jié)構(gòu)和工藝都比較困難，這種裝置適用于對剛度和位移精度要求較高的場合。 （1）導(dǎo)程確定 電機與絲桿通過聯(lián)軸器連接，故其傳動比i=1, 選擇電機Y系列異步電動機的最高轉(zhuǎn)速，則絲杠的導(dǎo)程為 取Ph=4mm （2）確定絲桿的等效轉(zhuǎn)速 基本公式 最大進給速度是絲桿的轉(zhuǎn)速 最小進給速度是絲桿的轉(zhuǎn)速 絲桿的等效轉(zhuǎn)速 式中取故 （3）確定絲桿的等效負載 工作負載是指機床工作時，實際作用在滾珠絲桿上的軸向壓力，他的數(shù)值用進給牽引力的實驗公式計算。選定導(dǎo)軌為滑動導(dǎo)軌，取摩擦系數(shù)為0.03，K為顛覆力矩影響系數(shù)，一般取1.1~1.5，本課題中取1.3，則絲桿所受的力為 其等效載荷按下式計算（式中取，） （4）選擇滾珠絲桿型號 計算得出Ca=Car=17.3KN, 則Coa=(2~3)Fm=（34.6~51.9）KN 公稱直徑Ph=6mm 則選擇GD型絲杠螺母副，絲桿的型號為GD2004-3 公稱直徑d0=20mm 絲桿外徑d1=19.3mm 鋼球直徑dw=2.381mm 絲桿底徑d2=17.1mm 圈數(shù)=3圈 Ca=11560N Coa=5243N 剛度kc=347N/μm 5.1.2校核計算 （1）臨界壓縮負荷驗證 絲桿的支撐方式對絲桿的剛度影響很大，采用一端固定一端支撐的方式。臨界壓縮負荷按下列計算： 式中E------材料的彈性模量E鋼=2.1X1011（N/m2） LO-------最大受壓長度（m） K1-------安全系數(shù)，取K1=1.3 Fmax-------最大軸向工作負荷（N） f1-------絲桿支撐方式系數(shù)：f1=15.1 I=絲桿最小截面慣性距（m4） 式中do--------是絲桿公稱直徑（mm） dw------------滾珠直徑（mm）， 絲桿螺紋不封閉長度Lu=工作臺最大行程+螺母長度+兩端余量 Lu=300+148+20X2=488mm 支撐距離LO應(yīng)該大于絲桿螺紋部分長度Lu，選取LO=620mm 代入上式計算得出Fca=5.8X108N 可見Fca＞Fmax，臨界壓縮負荷滿足要求。 （2）臨界轉(zhuǎn)速驗證 滾珠絲杠副高速運轉(zhuǎn)時，需驗算其是否會發(fā)生共振的最高轉(zhuǎn)速，要求絲杠的最高轉(zhuǎn)速： 式中：A------絲桿最小截面：A= -------絲杠內(nèi)徑，單位； P--------材料密度p=7.85*103(Kg/m) --------臨界轉(zhuǎn)速計算長度，單位為，本設(shè)計中該值為 =148/2+300+(620-488)/2=440mm ----------安全系數(shù)，可取=0.8 fZ----------絲杠支承系數(shù)，雙推-簡支方式時取18.9 經(jīng)過計算，得出= 6.3*104，該值大于絲杠臨界轉(zhuǎn)速，所以滿足要求。 5.2導(dǎo)軌副的選擇 5.2.1靜安全系數(shù)計算 根據(jù)給定的工作載荷Fz和估算的Wx和Wy計算導(dǎo)軌的靜安全系數(shù)fSL=C0/P，式中：C0為導(dǎo)軌的基本靜額定載荷，kN；工作載荷P=0.5(Fz+W)； fSL=1.0~3.0(一般運行狀況)，3.0~5.0（運動時受沖擊、振動）。根據(jù)計算結(jié)果查有關(guān)資料初選導(dǎo)軌： 因系統(tǒng)受中等沖擊,因此取 5.2.2根據(jù)額定靜載荷初選導(dǎo)軌 選擇漢江機床廠HJG-D系列滾動直線導(dǎo)軌,其型號為:HJG-D25 基本參數(shù)如下: 額定載荷/N 靜態(tài)力矩/N*M 滑座重量 導(dǎo)軌重量 導(dǎo)軌長度 動載荷 靜載荷 L (mm) 17500 26000 198 198 288 0.60 3.1 1000 滑座個數(shù) 單向行程長度 每分鐘往復(fù)次數(shù) M 4 0.6 4 導(dǎo)軌的額定動載荷N 依據(jù)使用速度v（m/min）和初選導(dǎo)軌的基本動額定載荷 (kN)驗算導(dǎo)軌的工作壽命Ln： 額定行程長度壽命: 5.2.3導(dǎo)軌校核計算 導(dǎo)軌的額定工作時間壽命: 導(dǎo)軌的工作壽命足夠. 導(dǎo)軌的靜安全系數(shù)： ：靜安全系數(shù)；：基本靜額定負載；：工作載荷 導(dǎo)軌壽命計算： 致 謝 總 結(jié) 這次畢業(yè)設(shè)計幾乎用到了我們大學(xué)所學(xué)的所有專業(yè)課程，可以說是我們大學(xué)所學(xué)專業(yè)知識的一次綜合考察和評定.通過這次畢業(yè)設(shè)計，使我們對以前所學(xué)的專業(yè)知識有了一個總體的認識與融會貫通.例如我們在設(shè)計過程當(dāng)中需要用到所學(xué)的工程制圖、材料力學(xué)、機械工程材料、機械設(shè)計、極限配合與公差以及CAD計算機輔助制圖等基礎(chǔ)的專業(yè)知識.在做畢業(yè)設(shè)計的過程中，不僅使我們熟悉了舊的的知識點，還使我們發(fā)現(xiàn)了許多以前沒有注意的細節(jié)問題，而這些細節(jié)問題恰恰是決定我們是否能夠成為一名合格的機械技術(shù)人才的關(guān)鍵所在. 此外，我感覺兩個月的畢業(yè)設(shè)計極大的豐富了我們的知識面，使我學(xué)到了許多知識，不僅僅局限于多學(xué)的專業(yè)知識.在做設(shè)計的過程中，由于需要用到課本外的知識，這要求我們上網(wǎng)或者到圖書館等查閱資料。例如在設(shè)計方案時就需要我們對螺旋離心泵的工作環(huán)境和工作能力等由一定的了解才能選擇合適的方案。由于以前沒有注意此方面的問題，所以必須通過實踐認識和查閱資料才能做到更好。 參考文獻 [1] 徐灝 .機械設(shè)計手冊[M].機械工業(yè)出版社. 1991 [2] 許福玲 陳堯明主編.液壓與氣壓傳動[M].機械工業(yè)出版社，2006.5 [3] 石光源，周積義，彭福音.機械制圖（第三版）[M].北京：高等教育出版社.1990.5 [4] 鄭修本主編.機械制造工藝學(xué)[M].機械工業(yè)出版社，1991.4 [5] 廖漢元主編. 機械原理[M].機械工業(yè)出版社，2007.3 [6] 斯波茨（Spotts,M.F.）舒晉(Shoup,T.E.) 主編.機械零件設(shè)計[M]. 機械工業(yè)出版社. 2003 .1 [7] 王英杰.工程材料及熱處理[M].高等教育出版社.2008.5 [8] 張尊敬，汪蘇. 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