自动晾衣架设计-伸缩式【三维SW】【14张cad图纸+说明书完整资料】

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自动晾衣架不论是在工业生产还是我们的日常生活中都有着重要的作用。给我们带来的利益是非常的多。自动晾衣架的功能特色是非常多的，自动晾衣架就如电梯的性能大同小异，我们在使用自动晾衣架的时候也可以针对自己的需求对自动晾衣架进行设置。可见自动晾衣架对我们作用是相当的大。自动晾衣架在我们生产中的应用已经非常的普遍了，而且在我们生产中有着重要的作用，尤其是货物高空操作。 现在经济不断的发展，顺应社会的需求，生产力不断的加大，所以自动晾衣架在我们进行高空操作的时候就给我们带来的重要的作用。自动晾衣架就是上下操作，而且可以给我们提供一个安全稳定。 1.2 自动晾衣架国内研究发展情况 　据权威媒体调查统计：“自动升降晾衣架市场需求量将以每年30%的速度复数增长，这将是家装建材行业最后一块蛋糕”。自动升降晾衣架现代家庭必需品，有房就有晾衣架，发展潜力非常大。随着中国城市化进程的快速推进，在城市生活的人口将越来越多，城市里每一套房子都将会安装自动升降晾衣架，市场容量巨大。 　　随着市场竞争水平不断的提高，行业内真正有市场运作能力的企业将有机会形成强势突围，引领行业从价格竞争到品牌竞争的良性发展，最终成为行业内核心领 导品牌。国内现有自动升降晾衣架配件生产厂商约2000家，市场品牌良莠不齐，99%的品牌都停留在拼价格、拼成本的低端竞争水平，现有晾衣架品牌厂商几 乎都以生产为主(一个企业的配件种类就多大几千种，生产管理杂乱，缺少管理人才，更缺少市场营销人才)，很少关注市场竞争，市场竞争大多停留在低价格的自 然销售状态，代理商个人能力决定品牌在当地的市场占有率。 1.3 自动晾衣架国外发展现状和发展趋向  　　在中国，晾衣架””一般意指“升降晾衣架”，或所谓的自动晾衣架。分手动、电动两种。手动（手摇）较为普及。电动之所以未能普及推广，这是由于整个晾衣架行业技术上的不成熟以及售后服务的局限——毕竟是镶在天花板上，不像小家电一样容易搬移去维修保养。因而目前，还是手动（手摇）为市场的主导。  晾衣架行业历史及现状  　　晾衣架是中国一大特色产品，该晾衣架行业形成至今已有十多年时间，从开创至今技术不断改进和变革，其基本组成为：手摇器（负责升降、自锁），钢丝，转向器，顶座，晾杆，衣架。手摇器是晾衣架”的核心部件，相当于汽支架的发动机！备受关注。经历了数年的磨合，晾衣架行业质量逐渐趋向稳定。 晾衣架作为每天使用的家居用品，如今已经成为许多家庭的生活必需品。作为消费者来说，选择品牌关键是货真价实。其结构、用料、做工等均是不可或缺的商品组成部分，质量和售后服务更是该晾衣架行业生产商生存与发展的永恒构成。　 晾衣架——如今，已经不仅仅是一个晾衣服的工具。 晾衣架，发展到今天，已经不仅仅是一个晾衣服的工具。除了实用性很强外，更是一个颇具装饰性的。晾衣架行业发展及未来  　　晾衣架不仅仅是一个装饰品，更是一个功能性的产品。目前晾衣架的功能”已经普遍得到消费者的认可，已经形成一个晾衣架行业。回归产品本身——走质量、特色路线：不断改良、创新，引领晾衣架行业重新重视质量。实用的产品，质量才是永恒的。只有质量被大众接收，晾衣架行业才可持续健康发展。换言之，只要功能、质量普遍被认可，晾衣架将会成为居民生活一个必需品。而竞争激烈的未来，特色将是吸引顾客的重要要素！ 电动晾衣架--来自钢丝绳手摇晾衣架的华丽蜕变，使用电机驱动，且功能多样，又称电动晾衣机。根据“潇湘”网友的研究，电动晾衣架最精辟的定义就是升降机械。作为家电，它的正式名称应该叫电动晾衣机。 第一代电动晾衣架由主机系统、升降系统、晾衣系统三部分组成。主机组要由吸顶承重、动力系统、控制系统、照明等组成；升降系统由钢丝绳和铝制XX伸缩架构成；晾衣系统由架托和晾杆组成。电动晾衣架的基本功能是为家庭和旅馆等各类用户提供自动化的晾衣、晾被等解决方案。 第一代电动晾衣架对现代生活最大的贡献是高品质生活的舒适性。一旦使用过电动晾衣架晾衣，人类就会习惯于现代生活“懒惰性”的惬意。对老人、小孩、孕妇、弱势人群而言这是一种现代必需型家电。 电动晾衣架集成照明、居家装饰、安全防护等增值功能；适用于别墅、度假村、公寓楼和各类中高端住宅小区；一般安装在阳台或者靠近窗户的屋顶上。它是一个颇具装饰性的产品，已经成为阳台上一道亮丽的风景线。 第一代电动晾衣架的散件成本大约为三百到四百元，销售价格最高为三千多元，它创造了家电行业百分之一千利润神话。毒品级的利润吸引了大量的粗制烂造的手工作坊加入，他们唯一的目的就是捞一把就走。 根据未经证实的国家统计局资料，2010年电动晾衣架销售60万台，2013年预测将达91万台，2014年将超过百万规模。 目前，第二代电动晾衣架已经出现。产品高品质高性能低成本，这是革命性的创造发明。第一代电动晾衣架经销商普遍采用“懒人”营销模式，夸大产品功能，隐瞒产品缺陷，谋求低成本低品质高暴利高价格的营销模式。他们往往推出了各种光怪华丽的技术和功能指标。 1、尽量包装电动晾衣架的外壳。为了让消费者多掏钱，采用豪华的设计，用铝镁合金材质制作机身，外观看上去经典简约、流线时尚；晾杆采用航空铝材或者不锈钢增加视觉冲击效果。 2、最求高利润千方百计提升利润来源。增加各种名称的“技术”如：智能技术、消毒、风干、防风架、矢量平衡升降技术、负离子净化等等，这些功能繁杂完全是废物功能甚至危害人身健康。 3、漏洞百出的宣传，缺乏专业营销广告。没有任何一家企业经过信用评估，没有任何一家企业请过国家质检总局测试过产品性能。 为了识别无良厂商和黑心经销商的宣传，特向广大消费者提供第一代产品功能的善意提示。 A：紫外消毒功能。紫外线本身适用于餐具消毒，对衣服等消毒能力很差，这是设计者无知用错了地方。紫外消毒必须垂直辐射接触面，衣服的褶皱和垂直挂塞影响消毒效果，至于衣物内面更是无法消毒。 在家电里面，最佳的消毒方式是在洗衣机中洗涤的同时，靠洗涤液或者消毒液对衣物从内到外的全方位消毒。电动晾衣架的紫外消毒灯发出的高强度辐射对人或者动物的眼睛有严重危害，紫外线对皮肤有致癌作用，辐射还会对高档毛料、丝绸、皮草造成老化、脆化等危害。不要听信厂商欺骗宣传，为了自身安全千万不要选用。如果遇到伤害可以索取赔偿。 B：风干和烘干系统。没有正确利用水汽蒸发原理，靠电脑风扇吹干衣服，这是一种笑话。电动晾衣架的本质是利用阳光晾晒衣服，人工干衣完全可以用高效率的烘干机。 C：障碍安全问题：晾杆升降过程中可能会遇到障碍物或者拉扯，这个时候要及时停机保护。目前的机械式遇阻停机功能仅能部分实现失载停机。如果遇到障碍物体重压式的晾杆障碍，还是会造成人或者机器损伤。 D：风阻安全问题：钢丝绳和伸缩架组成的悬吊结构，纵向和横向摆动大。遇到大风不管哪种摆动都可能照成衣服吹落，晾杆砸坏阳台玻璃或者伤人的问题。 E：产品质量问题：电动晾衣架的行业平均全寿命使用故障在10%左右，家电标准是千分之三。独立的消费者组织评估，家电在实际使用过程中存在在不可抗拒外在力量和顾客非法操作的情况，这不是产品本身设计缺陷，国际水准的家电的实际使用故障率不超过1%。 F：负离子功能。阳台空气经常流通，质量不差，怕的是外来污染空气。负离子根本无法有效净化空气中的有毒有害成分。目前家庭级的空气净化装置从效率和成本来说都没有有效解决手段。这又是一个废物功能。 G：红外遥控功能。一种最普通的家电技术，包装后诡称为智能控制技术，不知道智能在哪一点。 H：节能环保。很多生产商连环保科学定义都不知道，省电不等于环保，第一代电动晾衣架企业没有任何一家有能力设计出节电技术。 第一代电动晾衣架行业的企业非常弱小，绝大多数企业都是几个人十几个人的手工作坊，最多企业的年产不过数万台。从业人员良莠不齐，缺乏国际水准的设计人员。相比家电行业百万的入门门槛，整个行业都是弱、小、散的发展状态。 这些微小型企业严重缺乏信用机制的建立，无论广告和产品都等同于保健产品的信用等级，消费者千万要注意自我保护。 国内具备电动晾衣机生产能力的厂家成百上千。大多数企业既做手摇晾衣架、同时又做着电动晾衣架。多数企业主是文盲和半文盲，绝大多数企业都是代工和贴牌，不 懂技术研发，不懂研发管理，有个业余级的外观设计就以为很有实力。没有一家企业达到家电企业的标准，没有一家企业能够做到3C整机认证，没有一家企业为自 己的信用过失和技术过失向消费者道过谦。 行业发展从开拓期走向大规模制造的启动期，技术研发成了竞争胜负的关键。电动晾衣机本质是白色家电中低档制造工业，技术水平不需要很高。 目前行业内最领先的设计师，有人第一个完成电动晾衣架工业行业各种定义理论研究。一门学科能成为科学，它的第一个定义必须科学。目前有人把电动晾衣架行业理论研究从经验积累提高到现代工科水准。 有优秀的设计师第一个规划新一代产品的主要性能指标和发展方向。采用欧美国家研发竞争模式已经开发出第二代、第三 代、第四代电动晾衣架核心机并申请专利。新的换代产品升降平稳迅速，安全性能达到欧美以人为本的标准，产品质量等够达到家电行业标准，成本一代比一代低， 这是无法逾越的竞争优势。我们期待这个行业能成为中国原产第一个的新型家电行业，也期待中国人为世界贡献了第一个新的家电行业。 1.4 课题条件 自随着经济的发展，科学技术的进步，社会竞争也越来越激烈，为了提高企业生产速度，减轻工人的劳动强度，并且实现生产过程的自动化，人们设计了可以减少人力物力并且能够出色完成任务的自动晾衣架。自动晾衣架的种类比较繁多，根据不同的用途、自动晾衣架的结构、动力传递形式以及规格会有不同的选择和设计。 机械传动方式的特点是零件加工相对要求不高、结构较简单、加工容易、维修方便、适应环境能力强、抗冲击性能好、可实现准确到位，并有自锁功能、不污染环境。研制安全、可靠的电机驱动的剪叉式自动晾衣架，将有利于保证高空作业的安全，具有一定的实用价值。 具体研究内容及要求包括： 1. 查找相关文献，分析自动晾衣架的研究现状和发展趋势。 2. 设计剪叉式自动晾衣架的机械结构，并根据设计要求选用元器件和校核结构件强度。 2 自动晾衣架设计方案及方案的对比和确定 2.1 方案一 从既可以升降又可以收缩这一方向，我们首先想到的是四杆机构，如图1通过双摇杆机构（1）与（3）带动（2）由竖直位置转动到水平位置，以实现升降的过程，（2）上带有导轨，可以实现收缩的功能，在水平位置时，通过（4）挡板，使其固定。 图1 讲到固定的问题，我们又想到了四杆机构中的死点，如图2用摇杆作为原动件可以使其固定在阳台外侧。 图2 传动问题，我们想到可以用直齿轮传动、蜗轮蜗杆、斜齿轮传动等。原动力的提供，可以通过电机，或者人工手柄的形式。图3蜗轮蜗杆传动： 图3 综合以上的想法，我们有了初步的目标，即通过电动机的带动，使蜗轮蜗杆传动，带动四杆转动，从而带动衣架上升，再利用死点使其固定在最高点。再通过拉动绳索通过滑轮使装在带有导轨的连杆上的晾衣杆运动。 图4是在最低点时挂衣服状态。 图4 挂好衣服后，通电后，电动机工作，带动晾衣架转动到最高点。图5是在最高点并且在阳台外侧晾晒的状态。若为阴天，则可以通过手动的方式，转动手柄，利用摩擦力的作用，使得绳子带动晾衣杆（2）运动到阳台内侧，避免淋雨。 图5 图6 图6侧为俯视图，此时晾衣杆在阳台内侧。右侧的图为手动机构以解决滑动的问题。 工作原理 过程一： 衣架转动 蜗杆 减速器 电动机 过程二： 晒衣杆滑动 圆盘 蜗轮 蜗杆 手柄 过程一通过（9）综合箱体（含有电动机和减速器）的作用，带动（10）蜗杆运动，从而带动（8）涡轮的运动。焊接在蜗轮上的（5）摇杆也随着蜗轮运动，就带动整个晾衣架的运动，现升降的问题。在最高点时处于在阳台外侧工作状态。 阴天时，不让衣物在阳台外侧，通过过程二，通过手柄的摇动，使蜗杆转动，带动蜗轮转动，黏贴在蜗轮上的（14）圆盘也随着涡轮的转动而转动，（18）绷直的绳子在摩擦力的作用下带动（2）杆（晒衣杆）滑动。从而实现收缩的功能。 机构运动简图（图7 图7 2.2 方案二 设计思路 通过在网上的资料收集，我们小组发现目前市场上卖的伸缩晾衣架大部分是用几组杆铰接而成的，如图8。 图8 但上诉的机构只能满足伸缩的要求，所以我们想到螺孔与螺钉的配合，把伸缩机构装置在带有螺纹的杆件上，通过转动杆件使得整个机构上升。如图9示： 图9 综上所述，我们小组所想的第二个方案可分为两个部分：一是通过手柄控制晾衣架的收缩，二是通过电机带动控制晾衣架的升降。如图10，该图为装在墙壁的左侧机构，该机构为整个晾衣架机构收缩的主动机构，通过手柄带动左侧的丝杆（13）转动，使两边的连杆活动基座（9）上升，从而带动伸缩。左右两侧都装有电动机，是对升降提供动力。图11，图12分别是中间机构和右侧机构。 图10（左侧机构） 图11中间机构（晾衣架） 图12右侧机构 图13为整个晾衣架的斜视图： 图13 运动原理 升降过程： 伸缩机架升降 旋转丝杆转动 圆锥齿轮传动 电动机 伸缩过程： 晾衣杆伸缩 活动基座升降 手柄转动 旋转丝杆转动 伸缩，主要由主机架（4）、衣架连杆（6）、旋转丝杆（13）、连杆活动基座（9）、横向晾衣杆（15）以及左侧导向轨（10）和右侧导向轨（20）构成；在主机架（4）的前端面上，上部导向轨固定基座（5）和下部导向轨固定基座（11）分别将左侧导向轨（10）和右侧导向轨（20）固定，左侧导向轨（10）和右侧导向轨（20）同时穿过连杆活动基座（9）内部的光孔，连杆活动基座（9）可以在左侧导向轨（10）和右侧导向轨（20）垂直滑动上；衣架连杆中心销轴（7）穿过衣架连杆（6）上的衣架连杆中心轴孔（8）将两个衣架连杆（6）相铰连，两个相互铰连后的衣架连杆（6）又通过衣架连杆端部连接轴孔（16）和横向晾衣杆（15）相互铰连，最后，铰连后的衣架连杆（6）一端与上部导向轨固定基座（5）相铰连，另一端与连杆活动基座（9）相铰连；旋转丝杆（13）穿过连杆活动基座（9）侧面的螺纹孔，并通过丝杆上端固定基座（14）和丝杆下端固定基座（19）固定在主机架（4）的右侧端面上；使用时，先利用水平固定架（1）和垂直固定架（12）将主机架（4）固定，将需要晾晒的衣物放置在横向晾衣杆（15）上，转动旋转轮（3）可以带动旋转丝杆（13）旋转，在旋转丝杆（13）螺纹摩擦力的作用下，连杆活动基座（9）在左侧导向轨（10）和右侧导向轨（20）垂直滑动上，连杆活动基座（9）又带动了铰连后的衣架连杆（6）之间的铰连运动，从而实现了晾衣架可以伸缩的目的。 升降，把伸缩的主机架（4）固定于升降机架，把带有螺纹瞳孔的水平固定架（1）与长旋转丝杆（26）配合，在电动机（23）的带动下，使圆锥齿轮（25）转动，再带动圆锥齿轮（22），从而使长旋转丝杆运动，使得，伸缩装置可以升降。 机构运动简图 伸缩机构运动简图：（图14） 图14 升降机构运动简图：（图15） 图15 2.3 方案的对比和确定 具体方案 比较内容 方案一 方案二 美观程度 一般 较美观 运动难易程度 较容易 较费力 性价比 较高 较低 效率 较高 中等 占地空间 较大 较小 通过比较，主要考虑成本问题和运动难易程度问题，决定在第2种方案进行改进， 通过电动机进行控制操作。 经过分析,决定采用如下方案设计图,如图所表示: 第3章 自动晾衣架设计主要结构的计算 3.1 研究内容： 1． 工作原理及工艺动作过程 小型电动机驱动减速装置使机构带着晒衣架先从上向下移动到一定位置，待衣物架好后，再上升，最后将晒衣架横向送出室外晒衣。 3.1自动晾衣架的设计参数要求 1）晒衣架初始高度：2.5m。 2）晒衣架下降的最低高度：1.5m 3）运动速度：0.5m/min。 4）电动机转速：4000r/min。 5）上升和下降与送出动作要缓慢平稳，结构简单，机构有自锁功能。 具体设计方案是：选用的电动机由凸缘联轴器将电动机轴和准平行啮合线环面蜗杆减速器的输入轴相联接，经过减速器的减速，再有凸缘联轴器将减速器的输出轴与滚筒轴联接，将减速器输出轴的转速传给滚筒。 3.3 蜗轮蜗杆减速器设计参数要求 拟采用蜗轮蜗杆减速器，传动简图如图1.1所示。 图1.1 传动装置简图 1—电动机 2、4—联轴器 3—级蜗轮蜗杆减速器 5—传动滚筒 6—输送带 需要根据工作条件进行估算来选取电动机，电动机转速：4000r/min。 初步选择直流无刷电机DT80BL160-3130 额定电压310VDC 额定转速4000RPM 额定功率750W 额定转矩1.8N.m 级数4级 重量3.0KG 轴径14mm 2.4蜗轮蜗杆的传动设计 取蜗轮蜗杆的传动比为i=50,那么输出的转速4000/50=80r/min, 蜗杆的材料采用45钢，表面硬度>45HRC，蜗轮材料采用ZCuA110Fe3,砂型铸造。 以下设计参数与公式除特殊说明外均以参考由《机械设计 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年 第13章蜗杆传动为主要依据。 具体如表3—1： 表5—1蜗轮蜗杆的传动设计表 项 目 计算内容 计算结果 中心距的计算 蜗杆副的相对滑动速度 参考文献5第37页（23式） 4m/s51.7>100mm 又因轴上有键槽所以D6增大3%，则D6=67mm 计算转矩 Tc=KT=K×9550×=1.5×9550×3.19/27.4=1667.76N.M<2000 N.M 所以蜗轮轴与传动滚筒之间选用HL5弹性柱销联轴器65×142， 因此=65m m 2.由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社的第305页表10-1可查得普通平键GB1096—90A型键20×110，普通平键GB1096—90A型键20×70，联轴器上键槽深度，蜗轮轴键槽深度，宽度为由参考文献《机械设计基础》（下册） 张莹 主编 机械工业出版社 1997年的第316页—321页计算得：如下表： 图中表注 计算内容 计算结果 L1 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） L1=25 L2 自定 L2=20 L3 根据蜗轮 L3=128 L4 自定 L4=25 L5 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） L5=25 L6 自定 L6=40 L7 选用HL5弹性柱销联轴器65×142 L7=80 D1 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） D1=80 D2 便于轴承的拆卸 D2=84 D3 根据蜗轮 D3=100 D4 便于轴承的拆卸 D4=84 D5 自定 D5=72 D6 D6>51.7>100mm 又因轴上有键槽所以D6增大3%，则D6=67mm D6=67 2.7减速器箱体的结构设计 参照参考文献〈〈机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年第19页表1.5-1可计算得，箱体的结构尺寸如表8.1： 表8.1箱体的结构尺寸 减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。 设计内容 计 算 公 式 计算结果 箱座壁厚度δ =0.04×225+3=12mm a为蜗轮蜗杆中心距 取δ=12mm 箱盖壁厚度δ1 =0.85×12=10mm 取δ1=10mm 机座凸缘厚度b b=1.5δ=1.5×12=18mm b=18mm 机盖凸缘厚度b1 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm b1=18mm 机盖凸缘厚度P P=2.5δ=2.5×12=30mm P=30mm 地脚螺钉直径dØ dØ==20mm dØ=20mm 地脚螺钉直径d`Ø d`Ø==20mm d`Ø==20mm 地脚沉头座直径D0 D0==48mm D0==48mm 地脚螺钉数目n 取n=4个 取n=4 底脚凸缘尺寸（扳手空间） L1=32mm L1=32mm L2=30mm L2=30mm 轴承旁连接螺栓直径d1 d1= 16mm d1=16mm 轴承旁连接螺栓通孔直径d`1 d`1=17.5 d`1=17.5 轴承旁连接螺栓沉头座直径D0 D0=32mm D0=32mm 剖分面凸缘尺寸（扳手空间） C1=24mm C1=24mm C2=20mm C2=20mm 上下箱连接螺栓直径d2 d2 =12mm d2=12mm 上下箱连接螺栓通孔直径d`2 d`2=13.5mm d`2=13.5mm 上下箱连接螺栓沉头座直径 D0=26mm D0=26mm 箱缘尺寸（扳手空间） C1=20mm C1=20mm C2=16mm C2=16mm 轴承盖螺钉直径和数目n,d3 n=4, d3=10mm n=4 d3=10mm 检查孔盖螺钉直径d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm 圆锥定位销直径d5 d5= 0.8 d2=9mm d5=9mm 减速器中心高H H=340mm H=340mm 轴承旁凸台半径R R=C2=16mm R1=16mm 轴承旁凸台高度h 由低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 取50mm 轴承端盖外径D2 D2=轴承孔直径+(5~5.5) d3 取D2=180mm 箱体外壁至轴承座端面距离K K= C1+ C2+(8~10)=44mm K=54mm 轴承旁连接螺栓的距离S 以Md1螺栓和Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取S=D2 S=180 蜗轮轴承座长度（箱体内壁至轴承座外端面的距离） L1=K+δ=56mm L1=56mm 蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离 =15mm 取=15mm 蜗轮端面与箱体内壁之间的距离 =12mm 取=12mm 机盖、机座肋厚m1,m m1=0.85δ1=8.5mm, m=0.85δ=10mm m1=8.5mm, m=10mm 以下尺寸以参考文献《机械设计、机械设计基础课程设计》 王昆等主编 高等教育出版社 1995年表6-1为依据 蜗杆顶圆与箱座内壁的距离 =40mm 轴承端面至箱体内壁的距离 =4mm 箱底的厚度 20mm 轴承盖凸缘厚度 e=1.2 d3=12mm 箱盖高度 220mm 箱盖长度 （不包括凸台） 440mm 蜗杆中心线与箱底的距离 115mm 箱座的长度 （不包括凸台） 444mm 装蜗杆轴部分的长度 460mm 箱体宽度 （不包括凸台） 180mm 箱底座宽度 304mm 蜗杆轴承座孔外伸长度 8mm 蜗杆轴承座长度 81mm 蜗杆轴承座内端面与箱体内壁距离 61mm 3 轴的校核 3.1蜗杆轴的强度校核 1．绘轴的计算简图 在确定轴承支点位置时，应从手册上查取a值，对于30207型单列圆锥滚子轴承，a=16mm，所以，作为简支梁的轴的支撑跨距 =（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2．计算作用在轴上的力 =736.67N， =6179.88N， 3．计算支点反力 水平反力： 垂直反力： 4．计算弯矩，作弯矩图 水平弯矩： 垂直弯矩： 合成弯矩 5．扭矩图 由《机械零件课程设计》表6－18 查得折算系数 6．校核轴的强度 由《机械设计》表15-1查得： ，强度足够。 见图5-3。 图5-3 轴的强度 3.2蜗轮轴的强度校核 1．绘轴的计算简图 在确定轴承支点位置时，应从手册上查取a值，对于30212列圆锥滚子轴承，a=22mm，作为简支梁的轴的支撑 跨距 =（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2．计算作用在轴上的力 =6179.88N， =736.67N， 3．计算支点反力 水平反力： 垂直反力： 4．计算弯矩，作弯矩图 水平弯矩： 垂直弯矩： 合成弯矩： 5．扭矩图 由《机械零件课程设计》表6－18 查得折算系数 6．校核轴的强度 由《机械设计》表15-1查得： ， ，强度足够。 见图5-4。 图5-4轴的强度 3.3 滚动轴承的选择及校核 3.3.1 蜗杆轴滚动轴承的选择及校核 1．轴承的径向载荷的计算 2．派生轴向力的计算 查手册得，圆锥滚子轴承30207型的 α=14o02，10，， 查表d=35mm时，e=0.37，y=1.6； 故 所以，轴承2受压 则： 3．求当量动载荷 所以，对于轴承1 x=1 ， y=0 对于轴承2 x=0.4 ， y=1.6 4．校核轴承的寿命 查手册得c=51.5KN ε=10/3 n=940r/min 故 此轴承的寿命满足要求 3.3.2 蜗轮轴上轴承的校核 1．求径向载荷 2．计算派生轴向力 查手册得，圆锥滚子轴承30212型的 ， y=1.5 故 则：轴承2受压 所以， 3．求当量动载荷 所以，对于轴承1：x=1 ，y=0 对于轴承2：x=1 ，y=0 4．校核轴承的寿命 查手册 c=97.8KN ，ε=10/3 ，n=18.8r/min 故 此轴承寿命满足要求。 3.4 键联接的强度校核 .3.4.1 蜗杆轴上安装联轴器处的键联接 由《机械零件课程设计》表8－1 选用普通平键 8×7mm， 取L＝45mm。 由《机械零件课程设计》表8－7 查得， 键的工作长度 l＝L－b＝45－8＝37mm， 键的工作高度 k＝＝3mm。 由《机械零件课程设计》表8－8 查得， 键联接的许用压力 ， 所以，，所选平键合适。 3.4.2 蜗轮轴上装蜗轮处的键联接 由《机械零件课程设计》表8－1 选用普通平键 18×11mm， 取L＝45mm 由《机械零件课程设计》表8－7 查得 键的工作长度 l＝L－b＝45—18=27mm 键的工作高度 k＝＝5.5mm 由《机械零件课程设计》表8－8 查得键联接的许用压力 所以，，所选平键合适。 3.4.3 蜗轮轴上装联轴器处的键联接 由《机械零件课程设计》表8－1 选用普通平键 16×10mm， 取L＝100mm。 由《机械零件课程设计》表8－7 键的工作长度 l＝L－b＝100—16=84mm 键的工作高度 k＝＝5mm 由《机械零件课程设计》表8－8 查得键联接的许用压力 所以， 所选平键合适。 3.8 剪叉式自动晾衣架的校核 3.8.2 各铰接点销的选择与校核 考虑到整体布局需要，以及结合装配草图，根据摩擦副的特性，取。 对上述各铰接点在任意角度时的计算公式的分析计算，可知H点承受的作用力最大，且当时作用在H点的力最大。 由式（4-37）知，当时 KN KN 销轴均用45钢制造，作调质处理，其屈服强度[]=355MPa，选择安全系数为2，其许用剪切应力[]=0.5[]=177.5MPa。考虑到生产制造的方便、节省制造工时，在使用材料允许的条件下，该机构交接的双头螺纹销均采用同一直径，取mm。 MPa 因此，该机构所有铰接点选用的销均满足强度要求。 3.8.3 剪叉臂的强度校核 由图3-9和图3-10可知，内剪叉臂aed受力要远大大于外剪叉臂bec，所以这里只校核外臂。外剪叉臂受力如图3-1所示。又由图4-8可知，的角度越小，则推力的值越大。若取最大值时满足强度要求，则该剪叉臂即满足强度要求。当机构在最低位置时，的值最小，即值最大。参照图3-1，剪叉臂所受的力都与剪叉臂有一定的夹角，为方便受力分析，将所有的力都按沿剪叉臂方向和垂直剪叉臂方向分解，有下列式子： ...................................................................(7.1) ...................................................................(7.2) ...................................................................(7.3) ...................................................................(7.4) ............................................................................(7.5) .............................................................................(7.6) ...................................................................(7.7) .................................................................(7.8) 图3-1 内剪叉臂aed受力图 各力分解后的受力图如图3-2(a)所示，弯矩图见图3-2(c) 图3-2 内剪叉臂aed的轴向及径向分解受力图 剪叉臂的g处由于是有一个肋板作用，可看作力作用在剪叉臂上为均布载荷。由图3-2（c）中可知，最大弯矩发生在k点处，但需校核e、k两点处的强度，且图中有，，。又已知剪叉臂的横截面宽和高分别为，，，如图3-3所示，图3-3（a）是e点处的截面图，图3-3（b）是k点处的截面图。 e点处的抗弯截面系数为 k点处的抗弯截面系数为 图3-3 剪叉臂e、k两点处的截面图 因为当时，此时e、k两点的弯矩最大，且由式（7.8）得， ，则 选择材料为，参照参考文献[1]，，所以是安全的。 3.4 同步带传动计算 3.4.1 同步带计算选型 设计功率是根据需要传递的名义功率、载荷性质、原动机类型和每天连续工作的时间长短等因素共同确定的，表达式如下： 式中 ——需要传递的名义功率 ——工作情况系数，按表2工作情况系数选取=1.7； 表3-3.工作情况系数 确定带的型号和节距 可根据同步带传动的设计功率Pd'和小带轮转速n1，由同步带选型图中来确定所需采用的带的型号和节距。 其中P，n1=61rpm。查表3-4 表3-4 选同步带的型号为H：，节距为：Pb=8.00mm 选择小带轮齿数z1，z2 可根据同步带的最小许用齿数确定。查表3-3-3得。 查得小带轮最小齿数14。 实际齿数应该大于这个数据 初步取值z1=34故大带轮齿数为：z2=i×z1=1×z1=34。 故z1=34，z2=34。 确定带轮的节圆直径d1，d2 小带轮节圆直径d1=Pbz1/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 大带轮节圆直径d2=Pbz2/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 验证带速v 由公式v=πd1n1/60000计算得， s﹤vmax=40m/s，确定带长和中心矩 根据《机械设计基础》得 所以有： 现在选取轴间间距为取224mm 10、同步带带长及其齿数确定 =() = =719.7mm 11、带轮啮合齿数计算 有在本次设计中传动比为1，所以啮合齿数为带轮齿数的一半，即=17。 12、基本额定功率的计算 查基准同步带的许用工作压力和单位长度的质量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。 所以同步带的基准额定功率为 ==0.21KW 表3-5 基准宽度同步带的许用工作压力和单位长度的质量 13、计算作用在轴上力 = =71.6N 3.4.2 同步带的主要参数（结构部分） 1、同步带的节线长度 同步带工作时，其承载绳中心线长度应保持不变，因此称此中心线为同步带的节线，并以节线周长作为带的公称长皮，称为节线长度。在同步带传动中，带节线长度是一个重要 参数。当传动的中心距已定时，带的节线长度过大过小，都会影响带齿与轮齿的正常啮合，因此在同步带标准中，对梯形齿同步带的各种哨线长度已规定公差值，要求所生产的同步带节线长度应在规定的极限偏差范围之内（见表3-6）。 表3-6 带节线长度表 2、带的节距Pb 如图3-4所示，同步带相邻两齿对应点沿节线量度所得约长度称为同步带的节距。带节距大小决定着同步带和带轮齿各部分尺寸的大小，节距越大，带的各部分尺寸越大，承载能力也随之越高。因此带节距是同步带最主要参数．在节距制同步带系列中以不同节距来区分同步带的型号。在制造时，带节距通过铸造模具来加以控制。梯形齿标准同步带的齿形尺寸见表3-5。 3、带的齿根宽度 一个带齿两侧齿廓线与齿根底部廓线交点之间的距离称为带的齿根宽度，以s表示。带的齿根宽度大，则使带齿抗剪切、抗弯曲能力增强，相应就能传动较大的裁荷。 图3.7 带的标准尺寸 表3-7 梯形齿标准同步带的齿形尺寸 4、带的齿根圆角 带齿齿根回角半径rr的大小与带齿工作时齿根应力集中程度有关t齿根圆角半径大，可减少齿的应力集中，带的承载能力得到提高。但是齿根回角半径也不宜过大，过大则使带 齿与轮齿啮合时的有效接触面积城小，所以设计时应选适当的数值。 5、带齿齿顶圆角半径八 带齿齿项圆角半径八的大小将影响到带齿与轮齿啮合时会否产生于沙。由于在同步带传动中，带齿与带轮齿的啮合是用于非共扼齿廓的一种嵌合。因此在带齿进入或退出啮合时， 带齿齿顶和轮齿的顶部拐角必然会超于重叠，而产生干涉，从而引起带齿的磨损。因此为使带齿能顺利地进入和退出啮合，减少带齿顶部的磨损，宜采用较大的齿顶圆角半径。但与齿根圆角半径一样，齿顶圆角半径也不宜过大，否则亦会减少带齿与轮齿问的有效接触面积。 6、齿形角 梯形带齿齿形角日的大小对带齿与轮齿的啮合也有较大影响。如齿形角霹过小，带齿纵向截面形状近似矩形，则在传动时带齿将不能顺利地嵌入带轮齿槽内，易产生干涉。但齿形角度过大，又会使带齿易从轮齿槽中滑出，产生带齿在轮齿顶部跳跃现象。 3.4.3 同步带的设计 在这里，我们选用梯形带。带的尺寸如表3-8。带的图形如图3-5。 表3-8 同步带尺寸 型号 节距 齿形角 齿根厚 齿高 齿根圆角半径 齿顶圆半径 H 8 40。 6.12 4.3 1.02 1.02 图3.8 同步带 3.4.4 同步带轮的设计 同步带轮的设计的基本要求 1、保证带齿能顺利地啮入与啮出 由于轮齿与带齿的啮合同非共规齿廓啮合传动，因此在少带齿顶部与轮齿顶部拐角处的干涉，并便于带齿滑入或滑出轮齿槽。 2、轮齿的齿廊曲线应能减少啮合变形，能获得大的接触面积，提高带齿的承