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需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑电动移舱传动装置设计Electric cabin shifting transmission device design系 名： （四号宋体） 专业班级： （四号宋体） 学生姓名： （四号宋体） 学 号： （四号宋体） 指导教师姓名： （四号宋体） 指导教师职称： （四号宋体） 年 月摘 要I摘 要本次毕业设计是关于在发射车上安装的电动移舱传动装置，它可将移舱按要求进行前后移动。本文首先对本次电动移舱传动装置的设计要求进行了分析；接着，提出了设计方案；然后，对方案中个只要零部件进行了详细的设计与校核；最后，采用 AutoCAD软件绘制了本装置的装配图及典型零件的零件图。通过本次设计，巩固了大学所学专业知识，如：机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等；掌握了普通机械产品的设计方法并能够熟练使用AutoCAD 软件，本次电动移舱传动装置设计代表了设计的一般过程，对今后的设计工作有一定的参考价值。关键词：电动移舱；传动装置；设计镇江市高等专科学校毕业设计（论文）IIAbstractThis graduation design is about the electric cabin shifting actuating device is installed in the car emission, it can according to the requirements of the move will move the cabin.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 录III目 录摘 要 .IAbstract .II第 1 章 绪论 .1第 2 章 方案设计及总体参数计算 .32.1 设计要求 .32.2 方案设计 .32.2.1 设计方案 .32.2.2 原理分析 .3第 3 章 总体计算与选择 .43.1 电动机的选择 .43.1.1 选择电动机类型 .43.1.2 电动机容量的选择 .43.1.3 电动机转速的选择 .43.2 分配传动比 .53.2.1 总传动比 .53.2.2 分配传动比 .53.3 传动装置的运动和动力参数计算 .53.3.1 各轴的转速 .53.3.2 各轴的输入功率 .63.3.3 各轴的输入转矩 .63.3.4 整理列表 .6第 4 章 减速装置设计 .74.1 低速级齿轮的设计 .74.1.1 选精度等级、材料和齿数 .74.1.2 按齿面接触疲劳强度设计 .74.1.3 按齿根弯曲强度设计 .94.1.4 几何尺寸计算 .104.2 高速级齿轮的设计 .104.3 减速器轴及轴承装置、键的设计 .114.3.1 轴 1.11镇江市高等专科学校毕业设计（论文）IV4.3.2 轴 2.144.3.3 轴 3.144.4 滚动轴承及键的校核 .144.4.1 轴 1.144.4.2 轴 2、轴 3.15第 5 章 移动及支承装置设计 .165.1 丝杆螺母副的选择 .165.1.1 选择计算 .165.1.2 校核计算 .175.2 导轨副的选择 .185.2.1 静安全系数计算 .185.2.2 根据额定静载荷初选导轨 .195.2.3 导轨校核计算 .20总 结 .21参考文献 .22致 谢 .23第 1 章 绪论1镇江市高等专科学校毕业设计（论文）2第 1 章 绪论3第 1 章 绪论发射车在机动过程中可随时停车发射。这需要解决系统的定位、定向和方位瞄准以及发射场坪承载问题。这里的所谓瞄准是在发射前通过专门设备的 操作，使导弹的制导系统惯性坐标系、弹体坐标系相对于发射坐标系各轴进行精 确定向，保证导弹具有正确的初始射向 和初始姿态。 在发射车上安装有一种发射装置，发射装置工作时要求其上方及左、右、后方的厢体前移（厢体后部开有可让发射装置通过的后门） ，电动移舱传动装置应可将移舱按要求进行前后移动，同时传动装置上应留有手动接口。传动装置分类：镇江市高等专科学校毕业设计（论文）4（1）齿轮传动1）分类：平面齿轮传动、空间齿轮传动。2）特点：优点 适用的圆周速度和功率范围广；传动比准确、稳定、效率高。 ；工作可靠性高、寿命长。 ；可实现平行轴、任意角相交轴和任意角交错轴之间的传动缺点 要求较高的制造和安装精度、成本较高。 ；不适宜远距离两轴之间的传动。3）渐开线标准齿轮基本尺寸的名称有 齿顶圆；齿根圆；分度圆；摸数；压力角等。（2）涡轮涡杆传动适用于空间垂直而不相交的两轴间的运动和动力。1）特点：优点传动比大。 ；结构尺寸紧凑。缺点轴向力大、易发热、效率低。 ；只能单向传动。涡轮涡杆传动的主要参数有：模数；压力角；蜗轮分度圆；蜗杆分度圆；导程；蜗轮齿数；蜗杆头数；传动比等。（3）带传动：包括 主动轮、从动轮 、环形带1）用于两轴平行回转方向相同的场合，称为开口运动，中心距和包角的概念。2）带的型式按横截面形状可分为平带、V 带和特殊带三大类。3）应用时重点是：传动比的计算；带的应力分析计算；单根 V 带的许用功率。4）带传动的特点：优点： 适用于两轴中心距较大的传动；、带具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收振动；过载时打滑防止损坏其他零部件；结构简单、成本低廉。缺点： 传动的外廓尺寸较大；、需张紧装置； 由于打滑，不能保证固定不变的传动比 ；带的寿命较短；传动效率较低。（4）链传动包括 主动链、从动链、环形链条链传动与齿轮传动相比，其主要特点：制造和安装精度要求较低；中心距较大时，其传动结构简单；瞬时链速和瞬时传动比不是常数，传动平稳性较差。（5）轮系1）轮系分为定轴轮系和周转轮系两种类型。2）轮系中的输入轴与输出轴的角速度(或转速)之比称为轮系的传动比。等于各对啮合齿轮中所有从动齿轮齿数的乘积与所有主动齿轮齿数乘积之比。3）在周转轮系中，轴线位置变动的齿轮，即既作自转，又作公转的齿轮，称为行星轮,轴线位置固定的齿轮则称为中心轮或太阳轮。4）周转轮系的传动比不能直接用求解定轴轮系传动比的方法来计算，必须利用相对 运动的原理，用相对速度法(或称为反转法)将周转轮系转化成假想的定轴轮系进行计算。第 1 章 绪论55）轮系的主要特点：适用于相距较远的两轴之间的传动；可作为变速器实现变速传动；可获得较大的传动比；实现运动的合成与分解。镇江市高等专科学校毕业设计（论文）6第 2 章 方案设计及总体参数计算2.1 设计要求在发射车上安装有一种发射装置，发射装置工作时要求其上方及左、右、后方的厢体前移（厢体后部开有可让发射装置通过的后门） ，为方便操作，需设计一套电动移舱。电动移舱传动装置是本次设计的重点，移舱总重为 720kg，移动的速度为要求为 0.4m/min，所设计的电动移舱传动装置应可将移舱按要求进行前后移动，同时传动装置上应留有手动接口。2.2 方案设计2.2.1 设计方案根据设计要求：电动移舱传动装置应可将移舱按要求进行前后移动，同时传动装置上应留有手动接口，因此本次设计采用如下图 2-1 所示方案。1-底座 2-电机 3、5-联轴器 4-减速器 6、11-轴承座7-丝杠螺母副 8-直线导轨副 9-移动平台图 2-1 电动移舱传动装置方案简图2.2.2 原理分析本次设计的电动移舱传动装置由电机驱动，经减速器减速后带动丝杠螺母副旋转，丝杠螺母副把转动转化成移动，移舱固定在移动平台上随着移动平台前后移动，底座固定在发射车体上。第 3 章 总体计算与选择7第 3 章 总体计算与选择3.1 电动机的选择3.1.1 选择电动机类型电动机是标准部件。因为室内工作，运动载荷平稳，所以选择 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。3.1.2 电动机容量的选择（1）导轨摩擦阻力负载 Ff摩擦系数：静摩擦系数 fs=0.2，动摩擦系数 fa=0.1；启动时为静摩擦力，启动后为动摩擦力，对于平行导轨 Ff 可以由下式求的：Ff = f ( G + FRn )G 运动部件重力 720Kg；FRn 垂直于导轨的工作负载，此设计中为零；f导轨摩擦系数，取静摩擦系数为 0.2，动摩擦系数为 0.1。求得Ffs = 0.27209.8 =1411.2NFfs = 0.17209.8= 705.6NFf= Ffs+ Ffs=2116.8N上式中 Ffs 为静摩擦力，Ffa 为动摩擦力。（1）运输机所需要的功率 为：P)(kWFv其中：F=2116.8N ，V=0.4m/min 得 )(14.0160.822）电动机的输出功率 为：0P)(0kp电动机至鼓轮轴的传动装置总效率。取联轴器的传动效率 ，圆柱齿轮传动效率 ，轴承效率96.1 98.02，丝杠的传动效率 ，电动机至鼓轮轴的传动装置总效率为：98.0375464.08.0. 3224321 3）电动机所需功率为：镇江市高等专科学校毕业设计（论文）8kWPw21.064.0因有轻微震动 ，电动机额定功率 只需略大于 即可，查机械设计手册mP表 19-1 选取电动机额定功率为 0.75kw。3.1.3 电动机转速的选择由于移舱总重为 720kg，移动的速度为 0.4m/min，取丝杠导程为 S=4mm则：丝杠转速为 min/10/4in.0rnw展开式二级减速器推荐的传动比为： 26i所以电动机实际转速的推荐值为： min/206rinw符合这一范围的同步转速为 750、1000、1500r/min。综合考虑传动装置机构紧凑性和经济性，选用同步转速 1000r/min 的电机。型号为 Y90S-6，满载转速 ，功率 0.75 。in/910rmkw3.2 分配传动比3.2.1 总传动比满载转速 。故总传动比为：min/910rn1.90nwmi3.2.2 分配传动比考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为 1.3，取 213.ii则： ；5.931.1 ii；6.3912i 3.3 传动装置的运动和动力参数计算3.3.1 各轴的转速第 3 章 总体计算与选择91 轴 ；min/9101rn2 轴 ；i/265.312i3 轴 in/0.2rin丝杠 m13w3.3.2 各轴的输入功率1 轴 ；kwP743.09.75.0101 2 轴 ；1.83223 轴 ；k65.33.3.3 各轴的输入转矩电机轴 ；mNnPT 87.910.59001 轴 ；.743.5112 轴 ；mNnPT19.260.90223 轴 ；4.58.5333.3.4 整理列表轴名 功率 kwP/转矩 mNT/转速 in)/(r传动比电机轴 0.75 7.87 9101 轴 0.743 7.80 9102 轴 0.713 26.19 260 3.53 轴 0.685 65.42 100 2.6镇江市高等专科学校毕业设计（论文）10第 4 章 减速装置设计4.1 低速级齿轮的设计4.1.1 选精度等级、材料和齿数采用 7 级精度由表 6.1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS。选小齿轮齿数 201Z大齿轮齿数 取705.3i 2Z4.1.2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即 3211)(2.HEdtt ZuTkd1） 确定公式各计算数值（1）试选载荷系数 6.tK（2）计算小齿轮传递的转矩mNT35.4782（3）小齿轮相对两支承非对称分布，选取齿宽系数 8.0d（4）由表 6.3 查得材料的弹性影响系数 2/1.89MPaZE（5）由图 6.14 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 52（6）由式 6.11 计算应力循环次数 81 109.)83(9060 hjLnN78214.3（7）由图 6.16 查得接触疲劳强度寿命系数95.01NZ9.02NZ（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为 1，安全系数为 S=1，由式 10-12 得第 4 章 减速装置设计11 MPaSZHN570695.01lim1 H 398.2li2（9）计算试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中的较小值td1Hmdt 6.27)5398.(.48.07312.31 计算圆周速度 v snvt /84.0601.274.3160计算齿宽 b mdt .81计算齿宽与齿高之比 b/h模数 Zmtnt 3.120671齿高 .7./.85.hbmnt计算载荷系数 K根据 ，7 级精度，查得动载荷系数smv/84.0 05.1VK假设 ，由表查得NFtA1.H由于载荷中等振动，由表 5.2 查得使用系数 2.A由表查得 3.K查得 281F故载荷系数 638.10.512.HVAK（10）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得 mKdtt 8.93./6.27/331（11）计算模数 Zm4.10/8.9/14.1.3 按齿根弯曲强度设计镇江市高等专科学校毕业设计（论文）12弯曲强度的设计公式为 321FSdnYZKTm（1）确定公式内的计算数值由图 6.15 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 F382由图 6.16 查得弯曲疲劳寿命系数9.01NZ.2N计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数为 S=1.3，由式得MPaSFENF 2.346.5091 ZFEF 9.8.122计算载荷系数 613.20.5.FVAK（2）查取齿形系数由表 6.4 查得 8.21aY7.2Fa（3）查取应力校正系数 由表 6.4 查得5.1Sa74.2Sa（4）计算大小齿轮的 ，并比较FSa014689.9.2687 53.3421FSaFY大齿轮的数据大（5）设计计算 mm28.10469.28.017333对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 1.28mm，圆整取标准值 m1.5mm第 4 章 减速装置设计13并按接触强度算得的分度圆直径 md81.291算出小齿轮齿数 取05/./1Z201Z大齿轮齿数 取70.32i 724.1.4 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 mZd105.73221（2）计算中心距 a.67/)(/)(1（3）计算齿宽宽度 取bd408. mB28;412序号 名称 符号 计算公式及参数选择1 齿数 Z 20，702 模数 m 1.5mm3 分度圆直径 21d105,34 齿顶高 ahm.5 齿根高 f 875.16 全齿高 h3.7 顶隙 cm08 齿顶圆直径 21d18,9 齿根圆直径 43f 25.,.610 中心距 a74.2 高速级齿轮的设计设计过程同 4.1，此处不再复述，经过计算得到结果如下表：（1）计算分度圆直径 mZd1042521（2）计算中心距 a7/)(/)(1镇江市高等专科学校毕业设计（论文）14（3）计算齿宽宽度 取 32mmmdb32408.1序号 名称 符号 计算公式及参数选择1 齿数 Z 20，522 模数 m 2mm3 分度圆直径 21dm104,4 齿顶高 ah25 齿根高 f 5.6 全齿高 hm.47 顶隙 c08 齿顶圆直径 21d18,9 齿根圆直径 43f 9,3510 中心距 am724.3 减速器轴及轴承装置、键的设计4.3.1 轴 11）尺寸与结构设计计算（1）高速轴上的功率 P1,转速 n1 和转矩 T1， ，kwP743.01min/910rnmNT8.71（2）初步确定轴的最小直径先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料 45 钢，调质处理。根3dCn据机械设计表 11.3，取 ，于是得：12mP5.109743.12nd3（3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度该处开有键槽故轴径加大 510，且这是安装联轴器的直径，取 12mm。轴的结构设计：为了满足带轮的轴向定位，-轴段右端要有一轴肩，故取-段直径为 d-第 4 章 减速装置设计15=14mm。初步选定滚动轴承，因轴承受径向力和轴向力，根据 d-=14mm，取用 6203型深沟球轴承，其尺寸为 dDT=15mm35mm12mm，则有 d-=d-=15mm，L=12mm ，轴承中间处用轴肩定位，这段取直径 d-=18mm。右端轴承与齿轮之间应有一套同固定，-长应为：取套同长 12mm，则 L-=32mm。齿轮为齿轮轴此轴段长 L-=40mm 。取轴承端盖总宽为 22mm，外端面与大带轮右端面间距离为 10mm，故取 L-=42mm。结合箱体结构，取 L- =76mm。（4）轴上零件的周向定位轴上零件的周向定位：联轴器与轴的周向定位均用平键联接。按 d-=12mm查得平键截面 bh=5mm5mm，键槽用铣刀加工，长 28mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为 H6/n5。2）强度校核计算（1）求作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为 = ，根据机械设计 （轴的设计计算dm30部分未作说明皆查此书）式(10-14)，则 NFNtgdTantrt06.1320.16cos.39.823p.5（2）求轴上的载荷（详细过程以轴 2 为例，其他轴类似不一一复述）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a 值。对于 6203 型深沟球轴承，由手册中查得 a=12mm。因此，轴的支撑跨距为L1=72mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面 C 是轴的危险截面。先计算出截面 C 处的 MH、MV 及 M 的值列于下表。载荷 水平面 H 垂直面 V镇江市高等专科学校毕业设计（论文）16支反力F ，NNH143NFH126，NFNV237156C 截面弯矩 M mLNH5832 mMLaNV78032总弯矩 MV6415222max扭矩 T（3）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 ，轴的6.0计算应力 MpaWTMca 61.2812.0780684)(3222 第 4 章 减速装置设计17已选定轴的材料为 45Cr，调质处理。由表 15-1 查得 。因此70MPa1-，故安全。1-ca4.3.2 轴 2轴 2 的转速和功率转矩P2=0.713Kw， n2=260n/min，T2=26.19N.m设计过程同 6.1 轴 1，此处不再复述，经过设计计算得到轴 2 的结构尺寸如下图示：4.3.3 轴 3轴 3 上的功率 P3,转速 n3 和转矩 T3， ，kwP685.0min/103rnmNT42.653设计过程同 6.1 轴 1，此处不再复述，经过设计计算得到轴 3 的结构尺寸如下图示：4.4 滚动轴承及键的校核4.4.1 轴 1（1）输入轴的轴承1）.按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴镇江市高等专科学校毕业设计（论文）18承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承的预期寿命取为：Lh29200h由上面的计算结果有轴承受的径向力为 Fr1=340.43N，轴向力为 Fa1=159.90N，2） 初步选择滚动轴承型号为 6203，其基本额定动载荷为 Cr=51.8KN，基本额定静载荷为 C0r=63.8KN。3） 径向当量动载荷 NFNVHr 43.06.187.5432221211 r 8.5.9222动载荷为 ，查得 ，则有arYFP4.06.r 0139.1563. 由 式 13-5 得a hrh LPCnL 4.52.80601 636 满足要求。（2）输入轴的键1）选择键联接的类型和尺寸联轴器处选用单圆头平键，尺寸为 mlhb2852)校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为 MPaP10键的工作长度 mbl5.281，合适PP MadlkT 1.63.5.0721314.4.2 轴 2、轴 3轴 2、轴 3 校核过程同 4.4.1 轴 1，此处不再复述，经过强度及寿命满足要求。第 4 章 减速装置设计19镇江市高等专科学校毕业设计（论文）20第 5 章 移动及支承装置设计5.1 丝杆螺母副的选择5.1.1 选择计算丝杠螺母副就是由丝杆、螺母和滚珠组成的一个机构。他的作用就是把旋转运动转和直线运动进行相互转换。设最大行程为 800mm，移动部件大概质量为 720Kg。表 5-1 丝杠螺母副支承支承方式 简图 特点一端固定一端自由结构简单，丝杆的压杆的稳定性和临界转速都较低设计时尽量使丝杆受拉伸。这种安装方式的承载能力小，轴向刚度底，仅仅适用于短丝杆。一端固定一端游动需保证螺母与两端支承同轴，故结构较复杂，工艺较困难，丝杆的轴向刚度与两端相同，压杆稳定性和临界转速比同长度的较高，丝杆有膨胀余地，这种安装方式一般用在丝杆较长，转速较高的场合，在受力较大时还得增加角接触球轴承的数量，转速不高时多用更经济的推力球轴承代替角接触球轴承。两端固定只有轴承无间隙，丝杆的轴向刚度为一端固定的四倍。一般情况下，丝杆不会受压，不存在压杆稳定问题，固有频率比一端固定要高。可以预拉伸，预拉伸后可减少丝杆自重的下垂和热膨胀的问题，结构和工艺都比较困难，这种装置适用于对刚度和位移精度要求较高的场合。（1）导程确定电机与丝杆通过联轴器连接，故其传动比 i=1, 选择电机 Y 系列异步电动机的最高转速 ，则丝杠的导程为cmkgfMrn .2min,/50maxmax 最 大 转 矩取 Ph=4mmVPH7.ax（2）确定丝杆的等效转速基本公式 i)/(rPh=第 5 章 移动及支承装置设计21最大进给速度是丝杆的转速 max/30/2150(/min)hnVPr最小进给速度是丝杆的转速 iin1.i丝杆的等效转速 in)/(/)(221axrtttm+=式中取 21t故 i/03.)/(21inmaxtn+=（3）确定丝杆的等效负载工作负载是指机床工作时，实际作用在滚珠丝杆上的轴向压力，他的数值用进给牵引力的实验公式计算。选定导轨为滑动导轨，取摩擦系数为 0.03，K 为颠覆力矩影响系数，一般取 1.11.5，本课题中取 1.3，则丝杆所受的力为 NGFGFGfKFZx 215-)2(03.3.12-)2( 3y12yma =+=+= ）（）（）（0in其等效载荷按下式计算（式中取 21t， 1n）NtnFFm49)(321mi3ax=+=（4）选择滚珠丝杆型号计算得出 Ca=Car=17.3KN,则 Coa=(23)Fm=（34.651.9）KN公称直径 Ph=6mm则选择 GD 型丝杠螺母副，丝杆的型号为 GD2004-3公称直径 d0=20mm 丝杆外径 d1=19.3mm 钢球直径 dw=2.381mm 丝杆底径d2=17.1mm 圈数=3 圈 Ca=11560N Coa=5243N 刚度 kc=347N/m5.1.2 校核计算（1）临界压缩负荷验证丝杆的支撑方式对丝杆的刚度影响很大，采用一端固定一端支撑的方式。临界压缩负荷按下列计算： NFKLEIfFcr max201e=式中 E-材料的弹性模量 E 钢=2.1X1011 （N/m2）LO-最大受压长度（m ）K1-安全系数，取 K1=1.3Fmax-最大轴向工作负荷（N）镇江市高等专科学校毕业设计（论文）22f1-丝杆支撑方式系数：f1=15.1I=丝杆最小截面惯性距（m4） 442)2.1_(6woddI=式中 do-是丝杆公称直径（mm）dw-滚珠直径（mm） ，丝杆螺纹不封闭长度 Lu=工作台最大行程+ 螺母长度+两端余量Lu=300+148+20X2=488mm支撑距离 LO 应该大于丝杆螺纹部分长度 Lu，选取 LO=620mm代入上式计算得出 Fca=5.8X108N可见 FcaFmax，临界压缩负荷满足要求。（2）临界转速验证滚珠丝杠副高速运转时，需验算其是否会发生共振的最高转速 crn，要求丝杠的最高转速：2230KPAEILfnCZcr=式中：A- 丝杆最小截面：A=24-6-22 m10*9.3.414=d2d-丝杠内径，单位 m；P-材料密度 p=7.85*103(Kg/m)cL-临界转速计算长度，单位为 ，本设计中该值为=148/2+300+(620-488)/2=440mm2K-安全系数，可取 2K=0.8fZ-丝杠支承系数，双推-简支方式时取 18.9经过计算，得出 crn= 6.3*104 min/r，该值大于丝杠临界转速，所以满足要求。5.2 导轨副的选择5.2.1 静安全系数计算根据给定的工作载荷 Fz 和估算的 Wx 和 Wy 计算导轨的静安全系数 fSL=C0/P，式中：C0 为导轨的基本静额定载荷，kN；工作载荷 P=0.5(Fz+W)； fSL=1.03.0(一般运行状况)， 3.05.0（运动时受冲击、振动） 。根据计算结果查有关资料初选导轨：因系统受中等冲击,因此取 4.0sLf第 5 章 移动及支承装置设计23, ,0.5()OSLXYZCfPFWxYYOXSL=+.(20+671.58)=3.79N.()26fP413.94.C5.2.2 根据额定静载荷初选导轨选择汉江机床厂 HJG-D 系列滚动直线导轨,其型号为:HJG-D25基本参数如下:额定载荷/N 静态力矩/N*M 滑座重 量 导轨重 量 导轨长度动载荷 aC静载荷 oATBCTgK/gmL(mm)17500 26000 198 198 288 0.60 3.1 1000滑座个数 单向行程长度 每分钟往复次数M Sl n4 0.6 4导轨的额定动载荷 1750aCN依据使用速度 v（m/min）和初选导轨的基本动额定载荷 aC (kN)验算导轨的工作寿命 Ln：额定行程长度寿命: ()HTCaWfSFK2045MF镇江市高等专科学校毕业设计（论文）241,2,0.81,5oTWCHRdfffK3310.8752()()14209.58HTCaWfSF km5.2.3 导轨校核计算导轨的额定工作时间寿命: 3102SoTHln3 310249.58104971506SoTln hTh导轨的工作寿命足够.导轨的静安全系数： 04.2163SLCfP：静安全系数； 0：基本静额定负载； P：工作载荷导轨寿命计算： 3()5748htwcfLKm总 结25总 结这次毕业设计几乎用到了我们大学所学的所有专业课程，可以说是我们大学所学专业知识的一次综合考察和评定.通过这次毕业设计，使我们对以前所学的专业知识有了一个总体的认识与融会贯通.例如我们在设计过程当中需要用到所学的工程制图、材料力学、机械工程材料、机械设计、极限配合与公差以及 CAD 计算机辅助制图等基础的专业知识.在做毕业设计的过程中，不仅使我们熟悉了旧的的知识点，还使我们发现了许多以前没有注意的细节问题，而这些细节问题恰恰是决定我们是否能够成为一名合格的机械技术人才的关键所在.此外，我感觉两个月的毕业设计极大的丰富了我们的知识面，使我学到了许多知识，不仅仅局限于多学的专业知识.在做设计的过程中，由于需要用到课本外的知识，这要求我们上网或者到图书馆等查阅资料。例如在设计方案时就需要我们对螺旋离心泵的工作环境和工作能力等由一定的了解才能选择合适的方案。由于以前没有注意此方面的问题，所以必须通过实践认识和查阅资料才能做到更好。参考文献26参考文献1 徐灏 .机械设计手册M. 机械工业出版社. 19912 许福玲 陈尧明主编.液压与气压传动M. 机械工业出版社， 2006.5 3 石光源，周积义，彭福音.机械制图（第三版）M. 北京：高等教育出版社 .1990.54 郑修本主编.机械制造工艺学M. 机械工业出版社，1991.45 廖汉元主编. 机械原理M. 机械工业出版社，2007.36 斯波茨（Spotts,M.F.）舒晋(Shoup,T.E.) 主编.机械零件设计M. 机械工业出版社. 2003 .17 王英杰.工程材料及热处理M. 高等教育出版社.2008.58 张尊敬，汪苏. DT型带式传动机设计手册 M. 冶金工业出版社.2003.19 席伟光，杨光，李波.机械设计课程设计.北京：高等教育出版社， 200310 甘永立主编。几何量公差与检测 上海科学技术出版社， 200311 成大先主编：机械设计手册单行本机械传动北京：化学工业出版社，2004.1致 谢27致 谢大学生活即将结束，在这短短的几年里，让我结识了许许多多热心的朋友、工作严谨教学相帮的教师。毕业设计的顺利完成也脱离不了他们的热心帮助及指导老师的精心指导，在此向所有给予我此次毕业设计指导和帮助的老师和同学表示最诚挚的感谢。首先，向本设计的指导老师表示最诚挚的谢意。在自己紧张的工作中，仍然尽量抽出时间对我们进行指导，时刻关心我们的进展状况，督促我们抓紧学习。老师给予的帮助贯穿于设计的全过程，从借阅参考资料到现场的实际操作，他都给予了指导。其次，要向给予此次毕业设计帮助的老师们，以及同学们以诚挚的谢意，在整个设计过程中，他们也给我很多帮助和无私的关怀，更重要的是为我们提供不少技术方面的资料，在此感谢他们，没有这些资料就不是一个完整的论文。另外，也向给予我帮助的所有同学表示感谢。总之，本次的设计是老师和同学共同完成的结果，在设计的一个月里，我们合作的非常愉快，教会了大我许多道理，是我人生的一笔财富，我再次向给予我帮助的老师和同学表示感谢！
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