小型三面翻广告牌的设计

1、济南大学泉城学院毕 业 设 计题 目 小型三面翻广告牌的设计 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 机设07Q2 学 生 苗辉辉 学 号 指导教师 顾英妮 二一一 年 五 月 二十九 日1前言1.1课题提出的背景和意义1 课题提出的背景随着社会的发展和进步，人们休闲活动日益增多，现代都市人越来越喜爱旅游和运动等户外活动。社交活动的扩大趋势对户外媒体广告的发展十分有利。调查显示，消费者比以前更少呆在家里，显然，人们生活方式的变化对户外广告更加有利。于是，越来越多的企业开始将广告资金投向户外。三面翻广告牌作为一种创新的广告媒体，逐渐进入人们的视野。它给人们带来一种全新的视觉感受，鉴于它的独特之处

2、，又被人们称为三翻转或多面翻。由于它是机械设备，又有人称之为三面翻广告机。它分为小型三面翻和大型三面翻两种。三面翻广告牌是现代广告中新兴的骄子，它由一组特制三棱柱铝型材并排定位构成的，通过电机驱动使三棱柱不断转动形成的三幅画面，独有的动感广告展现和三倍增值空间。即具有一变三的独特优势，更好的利用空间，为企业带来更可观的收益。三面翻广告牌具有同一面积可三倍表现的空间和视觉动感的优势。三面翻展示只有三幅画面，完全适合流动受众短暂的视觉冲击，且与眼球接触机会率比多媒体大容量的机率要高，动态优势和性价比同样是其他户外媒体无法取替的原因。它既优于普通路牌，又区别于霓虹灯、电子屏幕等：其独特的动态效果，不

3、断变幻的画面更容易吸引行人的注意力，达到了一个广告的最大效应。可广泛使用在户外，如车站、机场、码头、体育场、大型建筑的墙面和楼顶等处，以及户内如民览会、商场、娱乐场、门头装饰等场所，可大大提高黄金广告位的利用率，并达到美化城市效果。2000年以来，中国三面翻市场随着户外广告的迅猛发展进入“井喷”状态。由于三面翻行业进入门槛较低，许多外围企业盲目跟风，结果导致各地的三面翻厂家数量与基础投资猛增。多数企业的技术水平与管理水平不高，竞争对手之间的模仿相对容易。不少厂家在缺少核心技术含量、缺乏品牌美誉度的前提下大打价格战，直接导致产品质量下降，售后服务有承诺无保障，产品在运转中故障频发。三面翻广告牌应

4、在已有的发展基础上持续创新，掌握关键核心技术，提高建立品牌意识和不断完善其稳定性能，提高服务水平并深度研发更高端、更耐用、更方便使用的新一代三面翻，赢得国内外市场主动权，才能获得可持续发展的良性循环之路。2 选题的目的和意义本次所选题目的目的是通过对小型三面翻结构以及功能实现的全方面了解，通过优化设计，对其进行一次再设计，在已有的基础上提高其各方面性能，解决平整度低、三棱柱弯曲碰撞、运行率低、传动不灵活等各方面的问题。本次所选题目的意义是通过对小型三面翻广告牌的再设计，提高小型三面翻广告牌的整体性能，降低其设计成本，使小型三面翻广告牌获得最大的经济效益。1.2设计的主要内容三面翻广告牌通过旋转

5、来变换工作面，达到一板多用，优化空间，吸引注意力的效果，以增强广告的效应。本次设计的任务是设计一台小型的三翻板广告牌,要求其能实现波浪式翻转的功能,运动机构旋转时间24秒,间歇时间为20秒左右。要求所设计的机构结构简单，易制造，工作运转平稳可靠。工作时间在10年以上。本此设计包括很多机械设计方面的内容，涉及到三面翻广告牌的各个功能的实现。包括广告牌的机械本体设计、传动部分设计、传动轴的设计与校核以及各部分零件的设计与校核。1.2.1三面翻广告牌的显示屏设计三面翻广告牌的翻转模式多种多样，在本次设计中采用的是渐进翻转模式，产生波浪式的翻转效果。三面翻广告牌应安装在牢固的金属支架或建筑物的墙面上。

6、基础支架需要严格的基础抗压和支架抗风强度计算，使之达到金属支架和三面翻广告牌自重对基础的抗压要求，达到一定的抗风要求。因此为了使该广告牌的工作性能稳定，三面翻广告牌的材质为特制铝型材，通过电机驱动三棱柱围绕自身中心轴转动。1.2.2三面翻广告牌的传动部分设计三面翻广告牌的传动部分是由单片机控制步进电机提供原动力。使步进电机输出动力，从而带动主传动轴转动,由齿轮转向,通过传动部位将动力提供给广告屏幕,进而促进画面反转。广告牌的传动部分包括拨杆、皮带传送机构和三角形栅极等,其特征是在栅极的一端设置槽轮,槽轮的槽口间距为120度,带轮上设置有两个拨杆,拨杆随轮移动,可依次进入所诉槽轮的槽口,并拨动槽

7、轮转动120度后离开槽口,槽轮转动带动栅条逐个换面,形成波浪式动感。另外，栅条与框架的连接，一端采用弹性顶紧机构，手动即可压缩弹簧，让栅条与框架分离，还可在框架上设置弹性球，让槽轮定位。里面所用到的传动机构有带传动、齿轮传动、凸轮传动、蜗轮蜗杆传动等。需要通过具体计算设计出来每种传动机构。1.2.3三面翻广告牌的传动轴设计传动三面翻广告牌由于设计过细经常出现传动轴断裂、扭曲现象。因为在通常情况下，三面翻广告牌的传动轴都要驱动几米高、几十个拔轮的画面。受到如此大的阻力，直径过小的传动轴因而很容易扭曲变形。因此要合理设计传动轴的直径，正确选用传动轴的制作材料。以增加传动轴的扭力。1.2.4各部分零

8、件的校核与设计在系统中，为了使系统更好的运作，达到工作优化的目的，各个部位的零件设计也是至关重要的。比如三面翻广告牌的侧板、垫片、卡簧等。2三面翻广告牌的总体设计方案2.1三面翻广告牌的工作原理三面翻广告牌是在微电脑控制系统的控制下，通过电机驱动带传动、齿轮、连轴、凸轮传动部件带动若干个特制铝型材三棱柱组合按照设定方式翻转，定格后分别组成三幅画面的一种广告设备。它主要由传动系统、控制系统、机械本体以及其它部件组成。其中传动机构为本次设计主要设计内容。通过设计一种传动机构，由原动机-电机输入功率，传出的转动应该可以使由此带动的广告牌实现波浪式的翻转。三面翻广告牌的整个广告牌面是由很多个三棱柱牌组

9、成，在实现翻转过程中，当第一个广告牌转动时，其余的广告牌并不转动；当第一块广告牌转动到一定角度时，第二块广告牌才开始转动，以此类推，当转动一定时间（通常为广告板一面转至另一面的时间）后，第一块广告牌即停止转动。隔一定时间，第二块广告牌亦停止转动，以此类推，直到最后一块广告牌停止转动，这时整个广告牌都翻转了一面，然后整个广告牌都停止转动，间隔一定时间，第一个广告牌又开始转动，接着第二块，第三块，第n块依次转动。 在整个过程中，转动时间约24秒，停歇时间约20秒左右。要求所设计的机构结构简单，易制造，工作运转平稳可靠。工作时间在10年以上。2.2三翻板广告牌的设计要求通过深入的了解设计内容，为了明

10、确具体设计任务，更好的按步骤完成设计，具体设计要求如下：1.原动机采用步进电机，控制系统采用单片机。2.广告牌采用波浪式，从一侧翻至另一侧。可实现间歇转动，转动时间约4秒左右，停歇时间约20秒左右。3.每板间隔一定角度顺序翻转，当停止翻转时，保证各板能够停留在一个画面上。并且要求在原动机停转时，整个机构应能立即停止转动。安全性牢靠。4.每一个广告牌都可以拆卸以达到更换或者保养的目的。5.本次设计中的棱柱面的长宽取为：长*宽=5000mm*120mm 。在设计的系统允许下，可以根据客户的要求做适当的修改。6.在满足设计刚度和强度的要求下，尽可能的使体积最小，材料最省。3三面翻广告牌的显示屏设计本

11、次设计三面翻广告牌的显示屏示意图如下所示：图3.1三棱柱示意图在本次设计中，三棱柱的三脚支架设计成等边三角形的架体。实现插接功能的插接单元包括位于三角支架三个顶角处与三角形矩形插槽，矩形插槽与三脚架的三边平行。广告牌面板为矩形且可直接插接于矩形插槽内，从而实现插接目的；此外，也在广告牌的背面设置出与矩形插槽配合的插接脚，以便达到插接目的。内部三角架起到支撑稳固作用。4三面翻广告牌的电机选择由于不需要调速的低速运转的机械，一般是选用适当转速的电动机通过减速机构来进行传动，但电动机额定转速也不宜太高，否则减速机构会很庞大。根据此设计的要求，电机频繁启动停止，启动时有不大的冲击，综合各方面因素的考虑

12、，电机的型号选择为Y801-4，额定功率为550W。5三面翻广告牌的传动部分设计5.1带传动设计原始数据：传动系统中第一级用的普通V带，电动机型号为Y801-4,额定功率P=550W，转速n=1400r/min，传动I=2.4，一天运行时间10小时。5.1.1 V带的设计1 确定计算功率Pca由【1】表8-7查得工作情况系数 (5.1)2 选取普通V带的带型 根据Pca和n1，由【1】图8-11确定选用O型由【1】表8-3查得：取主动轮基准直径d1=71mm根据公式，从动轮基准直径d2=id1则 d2=id1=2.4*71=170.4mm，圆整取标准值为180mm按式验算带的速度 (5.2)故

13、带速是适合的。3 确定V带的传动中心距和基准长度根据: (5.3)初步确定中心距 =300mm计算带所需的基准长度 (5.4)由【1】表(8-2)选带的基准长度Ld=1025mm，内周长度为Li=1000mm计算实际中心距a (5.5)4 验算主动轮上的包角 (5.6)所以主动轮上的包角合适。5 计算V带的根数 (5.7)由v=5.20m/s,d1=71mm,查【1】表8-5，用内插法P0=0.548KW查【1】表8-7得Ka=0.911,查【1】表8-8得K1=1.00，采用棉帘布V带，K=0.75，则z=0.66/(0.548*0.911*1.00+0.007)*0.75=1.55 (5.

14、8)故V带的根数取z=2根6 计算单根V带拉力最小值F0。由机械设计式8-4得q=0.06Kg/m由机械设计式（8-25）得 (5.9)7 计算轴上的压力Q由机械设计(8-26)得 (5.10)5.1.2 带轮的机构设计根据带轮的基准直径选择结构形式：因D300mm,故带轮采用腹板式对于O型号V带，槽型剖面尺寸如下：其中m=10,f=2.5,t=12S=8,bp=8.5,=6.5B=(2-1)t+2s=1*12+2*8=28mm (5.11)当=34时D=50-70,b=10当=38时D=80-200,b=10.2小带轮结构尺寸：d1=(1.8-2)d=1.8*19=34.2mm (5.12)

15、其中d为轴的直径，即电机的轴颈为19mmL=(1.5-2)d因为B=281.5d=28.5mm带轮结构如图所示：图5.1 小带轮的结构所以取L=B=28mmc(1/7-1/4)B=1/4*28=7mm (5.13)大带轮的结构尺寸D1=(1.82)d=1.8*30=54mm (5.14)其中d为轴径，即蜗杆最小直径为30mm，L=(1.52)d,因为2845HRC，可从机械设计表11-7中查到蜗杆的基本许用应力：应力循环系数： （5.20）寿命系数为： （5.21）则 （5.22）(6)计算中心距 (5.23)取中心距a=200，因为i=20。故从机械设计表11-2中取模数m=5，蜗杆的分度圆

16、直径为d1=80mm.这时d1/a=0.4，从机械设计图11-18中可查出接触系数:因为故以上的计算结果可用。5.2.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆轴向齿距Pa=25.133；直径系数q=10；齿顶圆直径齿根圆直径分度圆导程角蜗杆轴向齿厚蜗轮蜗轮齿数Z2=41;变位系数验算传动比这时传动比误差为故在误差上是允许的蜗轮分度圆直径为 (5.24)蜗轮喉圆直径为 (5.25)蜗轮齿根圆直径 (5.26)蜗轮咽喉母圆半径 (5.27)5.2.5校核齿根弯曲疲劳强度 (5.28)当量齿数 (5.29)从机械设计图11-19中可查到齿形系数螺旋角系数许用弯曲应力从机械设计表11-8中查到有锡青

17、铜制造的蜗轮的基本许用应力为56MPa。寿命系数 (5.30)故弯曲强度满足5.2.6精度选择和公差，表面粗糙度的确定由于所设计的蜗杆传动是用于动力传动的，希望使用寿命长些，另外，它属于通用机械的减速器，所以选择8级精度和保证侧隙DC，即标准为“8-DC JB162-60”5.3齿轮减速传动原始数据：输入功率为P=384*0.98=376.32W，小齿轮转速为30r/min，齿数比u=1.5。由蜗轮杆驱动，工作寿命为10年以上。5.3.1齿轮啮合类型的选择直齿圆柱齿轮啮合时，齿面的接触线均平行于齿轮的轴线。因此轮齿是沿整个齿宽同时进入啮合、同时脱离啮合的，载荷沿齿宽突然加上及卸下。因此直齿圆柱

18、齿轮传动的平稳性差，容易产生噪音和冲击。一对平行轴斜齿圆柱齿轮啮合时，齿轮的齿阔是逐渐进入啮合、逐渐脱离啮合的，斜齿轮齿阔接触线的长度由零逐渐增加，又逐渐缩短，直至脱离接触，载荷也不是突然加上或卸下的，因此斜齿圆柱齿轮传动工作较平稳。但是考虑到机械本身的精度和经济性，选取直齿圆柱齿轮传动。5.3.2选择齿轮精度等级，材料及齿数三面翻广告牌是一般工作机器，速度不高，故选用7级。由于铸铁齿轮适用性质较脆，抗冲击及耐磨性都较差。适用于工作平稳，速度较低，功率不大的场合，且经济性好。但是考虑到耐磨性需长久的问题还是选择钢制调质的材料为宜。其中小齿轮材料选择为40cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮

19、材料为45钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。由于要求运动机构旋转时间为24秒。故选取齿数比为u=1.5.选择小齿轮的齿数为z1=24，大齿轮的齿数z2=24*1.5=36。5.3.3按齿面接触强度计算直齿圆柱齿轮的设计计算公式如下： (5.31)(1)通过计算确定公式里的各个数值1）试选择一载荷系数：Kt=1.22）计算小齿轮传递的转矩。 (5.32)3）由【1】表10-7选取齿宽系数4）由【1】表10-6查材料的弹性影响系数为5）由【1】图10-21d按齿面硬度查到小齿轮的接触疲劳强度极限：大齿轮的接触疲劳强度：6）由【1】式10-13计算应力循环次数 (5.33)

20、 (5.34)7）由机械设计图10-19取解除疲劳寿命系数为8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由【1】式10-12得 (5.35)(2)计算各数值计算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值。 (5.36) 计算圆周速度V。 (5.37) 计算齿宽b计算齿宽与齿高之比b/h。模数齿高b/h=23.6067/2.22=10.63 计算载荷系数根据V=0.037m/s，七级精度，由【1】图10-8查得动载系数Kv=1.02;直齿轮由【1】表10-2查得使用系数为由【1】表10-4用插值法查得七级精度，小齿轮相对支撑对称布置时由于b/h=10.63，故可由【1】图10-13查得故载荷

21、系数为 (5.38) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由【1】式10-10a得 (5.39)计算模数m5.3.4按齿根弯曲强度设计由机械设计式10-5得弯曲强度的设计公式为 (5.40)确定公式内的各计算数值由机械设计图10-20c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10-18去弯曲疲劳系数弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有机械设计式10-12的 (5.41)计算载荷系数K (5.42)查取齿形系数由机械设计表10-5查得查取应力校正系数由机械设计表10-5查得计算大小齿轮的并加以比较 (5.43) 大齿轮的数值大设计计算 (5.44)对比计算结果

22、，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.19并就近取m=1.25。按接触强度计算算得的分度圆直径为d1=24.343,算出小齿轮的齿数为这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度。并做到了结构紧凑，避免浪费。5.3.5几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度5.4顺序翻转机构的设计采用可调较凸轮推进系统。三面翻广告牌，包括有广告牌框架和经两端中心轴呈一

23、排装配在框架上作为广告画面载体的多根三棱柱及用于驱动的电机、主动齿轮、从动齿轮，在各个三棱柱的一端中心轴上与其同轴心设置有转动盘，在转动盘外侧的盘面上沿圆周等分设置有三个凸柱体拨叉，在对应于拨叉的一侧与从动齿轮相连接设置有一沿三棱柱排列方向的传动轴，在该传动轴上分别对应各转动盘装配有与凸柱体拨叉相配合的拨动槽轮，其槽轮的轮槽内设置有拨动拨叉的凸起段，在凸起段的两端其槽轮侧槽壁上分别开设有供凸柱体拨叉进出槽轮的开口。在装配时，将槽轮同向逐一对应转动盘安装在传动轴上，并使转动盘上的三个拨叉中的一个进入槽轮的槽间，此时转动槽轮通过槽轮内凸起段的推动，将使三拨叉同时被驱动，其各拨叉由入口进入槽轮至出口

24、滑出槽轮的行程即完成一次翻转过程。也是完成一次三棱柱画面的转变过程。使每个槽轮在传动轴上按一定相差角度进行装配，则可以实现排列多根的三棱柱按照一定次序进行非同步波浪式的翻转。顺序翻转机构的示意简图如下：图5.2顺序翻转机构示意图6传动轴的设计及校核6.1 蜗杆轴的设计校核已知用550W的电机经皮带轮带动此轴，且轴为单向转动。输入端与大皮带轮相连，输入端为蜗杆。此轴用滚动轴承定位，一对滚动轴承的功率为0.98。已知传入涡轮蜗杆的功率为384W。1 已知高速轴上的功率p，转速n和转矩T1P=384W转速n=1400/2.4=583.3r/min转矩T1=9550*384/583.3=6286.6N

25、.mm2 求作用在皮带上的力FF=2T1/D=2*6286.6/170.4=73.79N (6.1)3 求作用在蜗杆上的力前面已经算出作用在蜗杆上的力矩：T2=9550*384*0.98/1400/2.4=6160.9N.mm (6.2) (6.3) (6.4)其中：T2为蜗杆上的扭矩Ft2为蜗杆上的切向力 d2为蜗杆上的分度圆直径Fr3为蜗轮上的径向力Fa3为蜗轮上的轴向力为蜗杆的螺旋升角Fa2为蜗杆上的轴向力T3为蜗轮上的转矩d3为蜗轮上的分度圆直径Ft3为蜗轮上的切向力 又由前面知道=5.714 轴的结构设计1） 轴的结构设计简图如下图所示：图6.1 蜗轮轴2）根据轴向定位要求确定轴的各

26、段直径和长度a)齿根圆处的直径为38mm，它与蜗杆相接处的直径也就为38mm，由于蜗杆的螺旋线的长度为L=70mm并且在倒角处要留有4mm，所以L应该扩展为78mm。根据轴承的要求，故轴肩处直径为36mm，根据箱体要求，轴肩部和38轴段长共为15mm。右端因轴承为16mm，故预留18.5mm，左端不仅与轴承配合，还应与带轮配合，故需留出61mm。b）轴上零件的轴向定位因轴与蜗杆作为一体，且轴上无需安装别的零件，所以轴承与轴的配合应采用过渡配合来实现，除此之外轴与皮带轮的连接采用模键配合。c）初步选择滚动轴承轴承同时承受轴向力和径向力，且又主要是承受轴向力，故应该选用单列向心推力轴承。5 选择轴

27、的材料该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45号钢，只有蜗杆部分有特殊加工要求，参看蜗杆的设计。由表15-1查的：6 求轴上的载荷由所确定的轴的结构图，可确定出简支梁的支撑距为78+15*2+8*2=124m列出轴的空间受力图图6.2 轴的空间受力图7 判断危险剖面进行校核时，因为BC处A处的剖面是承受最大弯矩的剖面。故此处只需校核A处BC处剖面的强度即可。1）剖面A处由于A处剖面只承受扭矩的作用，故只需校核剖面上的扭转强度扭剖面模量WT=0.2d=5400mm (6.5)剖面上的扭矩为T=6286.6N.mm t=T/WT=6286.6/5400=1.16MPa (6.6)由【1】表15-2查

28、得45钢t=3040取30 故tt则A剖面处的强度足够2）C处的强度校核a）求垂直平面内的受力在垂直平面内，轴受三个力的作用，Fr2,R1,R2.Fr2由以上计算中可知为24.64N。又因BC=CD=62mm，故R1=R2=1/2(24.64)=12.32N.则C处的垂直面内弯矩为Mc1=12.32*62=763.84N.mmb）求水平面内的弯矩水平面内的轴受三个力的作用Ft2、R1、R2其中Ft2前面已经求出为 246.44，由于BC=CD则R1=R2=1/2*24644=123.22N则Mc2=R1*BC=123.22*62=7639.64N.mm则合成弯矩MC=Mc1+Mc2=7677.

29、7N.mmc）轴受皮带轮传递扭矩的作用，T=6286.6N.mm，因扭矩剪应力为脉动循环变应力，则=0.59d）求出计算弯矩Mca=Mc+（ T） (6.7) =7677.7+(0.59*6286.6) =8526.7N.mme）抗弯模量的计算W=d/32=5384.3mm (6.8)f)的计算按表15-3中选取，因为载荷性质为脉动循环变应力，=0=95MPag）截面虽有紧配合，且有轴肩，故应有应力集中，但此处的弯矩很小，单又有一定的扭矩，故亦应做精确校核，剖面C和A处由于应力较小，故不必作精确的校核。1）剖面右侧抗弯矩剖面模量W=0.1d*30=2700mm抗扭矩剖面模量WT=0.2d=0.

30、2*30=5400mm剖面左侧的弯矩M=（12.32*8）+（123.22*8） =990.7N.mm剖面上的扭矩为T=6286.6N.mm剖面上的弯曲应力为b=M/W=990.7/2700=0.37MPa剖面上的扭转剪应力为Tt=T/WT=6286.6/5400=1.16MPa剖面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数=1.69=1.38又由附表3-1可得轴的敏性系数为q=2.01，q=1.525故有效应力集中系数按式（附3-4）为 K=1+q(-1)=1+2.01(1.69-1)=2.39 (6.9)K=1+q(q-1)=1+1.525(1.28-1)=1.58 (6.10)由附图3-2的尺寸

31、系数0=0.72：由附图3-3得扭转尺寸系数=0.82。轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数为=0.92轴经表面强化处理由附图3-9得q=1.3，综合系数为K=(K/0+1/-1)1/q=2.62 (6.11) (6.12)又由3-2得材料的特性系数取0.1取0.05于是计算安全系数Sca (6.13) (6.14) (6.15)顾可知其安全。2) 对于剖面左侧抗弯剖面模数 (6.16)抗扭剖面模数 (6.17)弯矩及弯曲应力为M=990.7N.mm (6.18)扭矩及扭转剪应力为T=6286.6N.mm (6.19)其它数据同右侧 但左侧轴不用加工,故则 所以轴在剖面左侧的安全系数为 (

32、6.20) (6.21)2)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度为了满足轴承的要求及能够安装的要求,在轴上车出两道的退刀槽,槽宽为1.3mm,退刀槽到mm轴径处及至下端处必须留够轴承安装长度,故上端取19mm,下端取21mm。中间部分要用键连接蜗轮,因此取长些,蜗轮宽度为45mm,又为了满足在同一箱体中蜗杆的要求,故中间部分长取80mm。上端mm的轴中间要铣出一个槽和其他轴配合,故应大些。类比同类产品,与之配合的轴宽或轴径为28mm,则它应大一倍左右,在此取mm,要使配合平稳,此段长应大些,但太大又增加广告牌钢板长度,与传动机构轴相比,此处取30mm。因为轴即有轴向力,又有径向力,故选用单列向心推力球轴承。3)轴上零件的轴向定位 轴和轴承的配合借过度配合来保证,蜗轮和轴的轴相定位靠平键来保证,查得键的剖面为b*h=8*84)选择轴的材料该轴无特殊要求,因而用调制处理的45号钢,由于轴因此该轴在剖面I右侧的强度也是足够的。结 论本次设计的三面翻广告牌的重点设计内容为其传动系统的设计，在选定电动机的前提下，首先经由带传动降低转速，然后用涡轮蜗杆传动大范围的降低传动比。最后经由齿轮传动精确的完成三面翻广告牌的三棱柱的间歇翻转。在这次设计中，带传动的设