全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有編編 號號無錫太湖學院 畢畢業(yè)業(yè)設設計計（論論文文）題目：題目： 包裝機推包機構設計包裝機推包機構設計 信機 系系 機械工程及自動化 專專 業(yè)業(yè)學 號： 0923018學生姓名： 周 洋 指導教師： 馮鮮（職稱：講師 ） （職稱：講師 ）2013年5月25日全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文）無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文）誠誠 信信 承承 諾諾 書書本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） 包裝機推包機構設計 是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果，其內(nèi)容除了在畢業(yè)設計（論文）中特別加以標注引用，表示致謝的內(nèi)容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任何其他個人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作品。 班 級： 機械91 學 號： 0923018 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有無無錫錫太太湖湖學學院院信信 機機系系 機機械械工工程程及及自自動動化化 專專業(yè)業(yè)畢畢 業(yè)業(yè) 設設 計計論論 文文 任任 務務 書書一、題目及專題：一、題目及專題：1、題目 包裝機推包機構設計 2、專題 二、課題來源及選題依據(jù)二、課題來源及選題依據(jù)經(jīng)過考慮現(xiàn)在包裝機械的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢后, 為了更好地實現(xiàn)包裝機械的自動化控制，改進推包機構的設計以提高生產(chǎn)效率而給定的。 三、本設計（論文或其他）應達到的要求：三、本設計（論文或其他）應達到的要求：1、方案設計，并確定傳動系統(tǒng)中各機構的運動尺寸和各構件尺寸。 2、機械部分設計。確定電動機的功率與轉速、對部分構件如齒輪進行強度計算，并確定其尺寸。 3、進行推包及結構設計，繪制其裝配圖。 4、工作過程3D 演示。 5、單片機檢測下一個工件是否到位時，為防止一些干擾，要求感光板低電平20毫秒后，才確認下一工件已經(jīng)到位。 6、設計說明書一份。 注：所有圖紙均要求計算機打印。 全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有四、接受任務學生：四、接受任務學生： 機械91 班班 姓名姓名 周 洋 五、開始及完成日期：五、開始及完成日期：自自2012年年11月月12日日 至至2013年年5月月25日日六、設計（論文）指導（或顧問）：六、設計（論文）指導（或顧問）： 指導教師指導教師簽名簽名 簽名簽名 簽名簽名教教研研室室主主任任學科組組長研究所所學科組組長研究所所長長簽名簽名 系主任系主任 簽名簽名2012年年11月月12日日全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有摘摘 要要包裝機是一個產(chǎn)品生產(chǎn)和外包的機器的統(tǒng)稱，其主要功能是包裝各種產(chǎn)品，而包裝機推包機構則是給包裝機提供包裝產(chǎn)品的機構，其主要功能就是從生產(chǎn)線將產(chǎn)品輸送到包裝機的相應入口，推包機構的運動是一個按一定軌跡的循環(huán)往復運動。它推送物品到達指定包裝工作臺，該機構取代了傳統(tǒng)的人工移動物品，改善了工作效率低的缺點。本文所設計的推包機構，有回程一體的全自動化功能，其主要設計思路來自于對傳統(tǒng)工藝的分解,然后按照相應功能的機構部件進行設計,對比,選定,以及優(yōu)化組合。綜合利用凸輪的往復運動,齒輪的傳動運動，以及減速器的定值調(diào)速比的設定。再利用 Auto Cad 軟件強大繪圖功能,和 Word 的編輯功能,把設計方案圖文并茂,栩栩如生的展現(xiàn)出來。在本系統(tǒng)中,用激光感應被包裝工件并通過單片機對推包機構進行控制。激光測得被推物體確認到達后,由感光板上發(fā)出脈沖,通過89C51單片機及步進電動機驅動芯片 ULN2803對步進電動機進行控制。同時被包裝工件的件數(shù)由 LED 顯示器顯示。對推包機構則采用偏置滑塊機構與盤形凸輪機構的組合機構相結合。其中，偏置滑塊機構控制推頭的水平方向上運動，凸輪機構則控制推頭垂直方向的運動。在本設計中，在推頭回程過程中不影響下一個工件的到來，從而總體來講提高了效率。關鍵詞：關鍵詞：包裝機；推包機構；減速機；齒輪全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有AbstractPacking machine is a machine of a production and outsourcing collectively, Its main function is the packaging of various products, However, the packaging machine push package body is the institutions of packaging products, packaging machine, Its main function is to transport products from the production line to the corresponding entry of the packaging machine, the agencys movement is a movement of the cycle by a certain trajectory. The agency push items arrived at the designated packing table, the agency replaces the traditional manual movable objects inefficiency.I designed the push package institution push package, return one of the fully automated,its main design ideas comes from the decomposition of traditional technology,then designed follow the corresponding function body parts, contrast, selected, and optimized. The use of the cam reciprocates, the movement of the gear drive, and the set value of the speed ratio of the reducer. The use of the powerful drawing features Auto Cad software and Word editing features, design illustrated, lifelike. In this system, laser sensor packaging workpiece to push package institutions controlled by the microcontroller. Laser test object to be driven to confirm arrival, photosensitive plate pulses, stepper motor controlled by the 89C51 microcontroller and stepper motor driver chip ULN2803. The same time, the number of pieces of packaging workpiece by the LED display shows. Push institutions using the combined mechanism of the the bias slider mechanism and disc-shaped cam mechanism, among them, the bias slider mechanism controls the pusher in the horizontal direction movement,and the cam mechanism controls the pusher in the vertical direction movement. In this design,in the return process it does not affect the arrival of the next workpiece, and thus in general, to improve efficiency.Key words: packing machine; push institution; reducer;gear全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有目目 錄錄摘 要 .IABSTRACT .I1 緒論 .11.1 本課題的研究內(nèi)容和意義.11.2 國內(nèi)外的發(fā)展概況.11.3 本課題應達到的要求.12 機械部分的設計 .12.1 方案的選擇.12.2 凸輪及桿的設計 .12.2.1 設計要求及計算.12.2.2 校核各桿的壓桿穩(wěn)定性.12.2.3 校核各桿的強度.12.2.4 校核凸輪的強度.12.3 減速器概述.12.4 電動機的選擇.12.4.1 初步確定負載推力.12.4.2 電動機選擇步驟.12.4.3 確定傳動裝置的總傳動比及其分配.12.4.4 計算傳動裝置的運動及動力參數(shù).12.5 齒輪的設計.12.5.1 齒輪傳動特點與分類.12.5.2 齒輪傳動的主要參數(shù)與基本要求.12.5.3 齒輪組的設計與強度校核.12.6 軸的設計.12.6.1 軸的分類.12.6.2 軸的材料.12.6.3 軸的結構設計.1全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有2.6.4 低速軸的設計與計算.12.6.5 高速軸的設計與計算.12.6.6 選擇和校驗鍵聯(lián)接.12.7 軸承的選用.12.7.1 軸承種類的選擇.12.7.2 深溝球軸承結構.12.8 聯(lián)軸器的選擇.12.8.1 聯(lián)軸器的功用.12.8.2 聯(lián)軸器的類型特點.12.8.3 聯(lián)軸器的選用.12.8.4 聯(lián)軸器材料.13 控制部分的設計 .13.1 控制系統(tǒng)的功能與設計要求.13.2 系統(tǒng)總體方案的設計.13.3 控制原理圖.14 結論與展望 .14.1 結論.14.2 不足之處及未來展望.1致 謝 .1參考文獻 .1全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有1 緒論緒論包裝機械是指能完成全部或部分包裝過程的機器。作用是給有關行業(yè)提供必要的技術裝備，以完成所要求的產(chǎn)品包裝工藝過程。包裝機械是使產(chǎn)品包裝實現(xiàn)機械化、自動化的根本保證，因此包裝機械在現(xiàn)代工業(yè)生產(chǎn)中起著相當重要的作用。機械包裝的生產(chǎn)能力往往比手工包裝提高幾倍、十幾倍甚至幾十倍，無疑這將會更好地適應市場的實際需要，合理安排勞動力，為社會多創(chuàng)造財富。 現(xiàn)代包裝機械所能完成的工作已遠遠超出了簡單地模仿人的動作，甚至可以說在很多場合用巧妙的機械方法包裝出來的成品,不論在式樣、質(zhì)地或精度等方面，大都是手工操作無法勝任和媲美的。隨著商品的多樣化，這一點越來越引起了人們的重視。有些產(chǎn)品的衛(wèi)生要求很嚴格，如藥品、食品等，采用機械包裝，避免了人手和藥品、食品的直接接觸，減少了對產(chǎn)品的污染。同時由于機械包裝速度快，食品、藥品在空氣中停留時間短，從而減少了污染機會，有利于食品和藥品的衛(wèi)生和金屬制品的防銹防蝕。 另外，由于包裝機械的計量精度高，產(chǎn)品包裝的外形美觀、整齊、統(tǒng)一、封口嚴密，從而提高了產(chǎn)品包裝的質(zhì)量，提高了產(chǎn)品銷售的競爭力，可獲得較高的經(jīng)濟效益。采用真空、換氣、無菌等包裝機械，可使食品和飲料等流通范圍更加廣泛，延長食品的保質(zhì)期。采用自動包裝生產(chǎn)線，產(chǎn)品和包裝材料的供給是比較集中的，各包裝工序安排比較緊湊，節(jié)約了包裝的場地和倉儲面積，并改善了后道包裝工序的工藝條件。包裝機械的特點 包裝機械即具有一般自動化機械的共性，也具有自身的特性，主要有如下特點：(1) 大多數(shù)包裝機械結構復雜，運動速度快，動作精度高。為了滿足性能要求，對零部件的剛度和表面質(zhì)量等都具有較高的要求。(2) 用于食品和藥品的包裝機械要便于清洗，與食品和藥品接觸的部位要用不銹鋼或經(jīng)過化學處理的無毒材料制成。(3) 進行包裝時作用力一般都較小，所以包裝機械的電動機功率較小。(4) 包裝機械一般都采用無級變速裝置，以便靈活調(diào)整包裝速度、調(diào)節(jié)包裝機的生產(chǎn)能力。因為影響包裝質(zhì)量很多，諸如包裝機的工作狀態(tài)、包裝材料和包裝物的質(zhì)量等。所以，為了便于機器的調(diào)整，滿足質(zhì)量和生產(chǎn)能力的需要，往往把包裝機設計成無級可調(diào)的，即采用無級變速裝置。(5) 包裝機械是特殊類型的專業(yè)機械，種類繁多，生產(chǎn)數(shù)量有限。為便于制造和維修，減少投資設備，在各種包裝機的設計中應注意標準化、通用性及多功能性1。1.1 本課題的研究內(nèi)容和意義本課題的研究內(nèi)容和意義研究內(nèi)容：(1) 方案設計。并確定傳動系統(tǒng)中各機構的運動尺寸和各構件尺寸。(2) 機械部分設計。確定電動機的功率與轉速，并確定其尺寸。(3) 進行推包及結構設計。繪制其裝配圖。意義：迄今,一些科學技術發(fā)達的國家,在食品、醫(yī)藥、輕工、化工、紡織、電子、儀表和兵器等工業(yè)部門,已經(jīng)程度不同地形成了由原料處理、中間加工和產(chǎn)品包裝三大基本環(huán)節(jié)所組成的包裝連續(xù)化和自動化的生產(chǎn)過程,有的還將包裝材料加工、包裝容器成型全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有及包裝成品儲存系統(tǒng)都聯(lián)系起來組成高效率的流水作業(yè)線。大量事實表明,實現(xiàn)包裝的機械化和自動化,尤其是實現(xiàn)具有高度靈活性(或稱柔性)的自動包裝線,不僅體現(xiàn)了現(xiàn)代生產(chǎn)的發(fā)展方向,同時也可以獲得巨大的經(jīng)濟效益2。(1) 能增加花色品種,改善產(chǎn)品質(zhì)量,加強市場競爭能力(2) 能改善勞動條件,避免污染危害環(huán)境(3) 能節(jié)約原材料,減少浪費,降低成本(4) 能提高生產(chǎn)效率,加速產(chǎn)品的不斷更新1.2 國內(nèi)外的發(fā)展概況國內(nèi)外的發(fā)展概況90年代以來，包裝機械工業(yè)每年平均以20%30%的速度增長，發(fā)展速度高于整個包裝工業(yè)平均增長速度的15%17%，比傳統(tǒng)的機械工業(yè)平均增長4.7個百分點。包裝機械工業(yè)已經(jīng)成為我國國民經(jīng)濟發(fā)展中不可缺少的新興行業(yè)。我國目前從事包裝機械生產(chǎn)的企業(yè)約有1500多家，其中具有一定規(guī)模的企業(yè)近400家。產(chǎn)品有40類，2700多種，其中有一批既能滿足國內(nèi)市場需要，又能參與國際市場競爭的優(yōu)質(zhì)產(chǎn)品。我國包裝機械行業(yè)近些年取得了相當顯著的成績，但與國外產(chǎn)品相比仍存在20年左右的差距。3國外包裝機械水平高的國家主要是美國、日本、德國。美國的包裝工業(yè)發(fā)展較早,門類齊全,基礎扎實,水平很高。僅就包裝機械制造業(yè)而論,實力相當雄厚,其品種與總產(chǎn)值均居世界首位。由于國內(nèi)已實現(xiàn)了工業(yè)現(xiàn)代化,自選市場蓬勃興起,客觀上要求包裝機械沿著自動化方向發(fā)展,并將電子計算機及其他有關新技術廣泛應用于生產(chǎn)過程。日本已建立起獨立的包裝工業(yè)體系,其包裝工業(yè)總產(chǎn)值約為美國的一半而躍居世界的第二位。日本擁有一批規(guī)模不大的包裝機械制造廠,側重于開發(fā)中小型、半自動的包裝機及配套設備,其技術水平好多已進入國際的先進行列。由政府資助的日本包裝技術協(xié)會主要搞技術情報交流。另外設有日本包裝機械工業(yè)協(xié)會,它乃是本行業(yè)的全部業(yè)務活動中心。而德國的包裝機械在設計、制造及技術性能等方面則居于領先地位。德國包裝機械的77為出口。中國是德國包裝機械的主要出口國。最著名的是克朗斯公司(KRONES)，2002年銷售額達到20億歐元，中國知名的啤酒企業(yè)都進口過他們的設備4。最近幾年德國設備表現(xiàn)出如下特點：(1) 工藝流程自動化程度越來越高。(2) 提高生產(chǎn)效率，降低工藝流程成本，最大限度地滿足生產(chǎn)要求。(3) 適應產(chǎn)品變化，設計具有好的柔性和靈活性。(4) 成套供應能力強。(5) 包裝機械設計普遍使用仿真設計技術。我國包裝機械行業(yè)存在的問題：研發(fā)經(jīng)費少，技術力量薄弱。低水平重復太多。行業(yè)科技力量不足。國際貿(mào)易人員匱乏。應變能力不強。我國包裝機械行業(yè)發(fā)展的新趨勢：(1) 生產(chǎn)效率化。機械功能多元化。結構設計標準化、模塊化?？刂浦悄芑?。(2) 資源的高利用化(3) 產(chǎn)品節(jié)能化全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有(4) 新技術實用化(5) 大力加強科研、開發(fā)能力我國裝機械既面臨著國外先進產(chǎn)品的挑戰(zhàn)和競爭，同時也面臨著巨大的國內(nèi)外市場和較好的發(fā)展機遇。進入21世紀，我國國民經(jīng)濟整體水平和綜合國力又邁上了一個新的臺階，國際國內(nèi)的環(huán)境都為我國經(jīng)濟的進一步發(fā)展提供良好的機遇5。1.3 本課題本課題應達到的要求應達到的要求運動控制技術在國內(nèi)的發(fā)展特別快，但是在膠帶機包裝機械行業(yè)的發(fā)展動力卻顯得上升乏力。運動控制產(chǎn)品及技術在包裝機械上的作用主要是達到精確的位置控制和嚴格的速度同步的要求，主要用在裝卸、輸送、打標、碼垛、卸垛等工序。運動控制技術是區(qū)別高、中、低端膠帶機包裝機械的關鍵因素之一，也是中國包裝機械升級的技術支撐。因此，需要對包裝機的推包機構的運動方式做設計改善。經(jīng)過考慮現(xiàn)在包裝機械的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢后, 為了更好地實現(xiàn)包裝機械的自動化控制，改進推包機構的設計以提高生產(chǎn)效率而給定的。推包機構能夠實現(xiàn)推送，回程全自動一體化的一個機構。它由推刨機構，回程機構以及電動機組成。現(xiàn)需要設計某一包裝機的推包機構，要求待包裝的工件先由輸送帶送到推包機構的推頭的前方，然后由該推頭將工件由推至包裝工作臺，再進行包裝。為了提高生產(chǎn)率，希望在推頭結束回程時，下一個工件已送到推頭的前方。這樣推頭就可以馬上再開始推送工作。這就要求推頭在回程時先退出包裝工作臺，然后再低頭，即從臺面的下面回程。因而就要求推頭實現(xiàn)“平推水平退回下降降位退回上升復位”的運動。我的設計是每5-6s 包裝一個工件，且假定：滑塊移動距離 L=400mm, 推頭在返程階段到達離最大推程距離 S=100mm, 推頭回程向下的距離 H=50mm。行程速比系數(shù) K 在1.2-1.5范圍內(nèi)選取，推包機由電動機推動。在推頭回程中，除要求推頭低位退回外，還要求其回程速度高于工作行程的速度，以便縮短空回程的時間，提高工效。全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有2 機械部分的設計機械部分的設計2.1 方案的選擇方案的選擇實現(xiàn)改推包機構可以使用偏置滑塊機構、往復移動凸輪機構、盤形凸輪機構、導桿機構、凸輪機構機構、雙凸輪機構、搖桿機構滑塊機構及組合機構。方案一：雙凸輪機構與搖桿滑塊機構的組合圖2-1 方案一的運動簡圖方案一的運動分析和評價：該機構由凸輪1和凸輪2，以及5個桿組成。機構一共具有7個活動構件。機構中的運動副有7個轉動副，4個移動副以及兩個以點接觸的高副。其中機構的兩個磙子存在兩個虛約束。由此可知：機構的自由度：Error! No bookmark name 1 P-PP2-N3h1Fgiven.機構中有一個原動件，原動件的個數(shù)等于該機構的自由度。所以，該機構具有確定的運動。在凸輪1帶動桿3會在一定的角度范圍內(nèi)搖動。通過連桿4推動桿5運動，然后連桿6在5的推動下帶動推頭做水平的往返運動，從而實現(xiàn)能推動被包裝件向前運動。同時凸輪2在推頭做回復運動的時候通過向上推動桿7，使連桿的推頭端往下運動，從而實現(xiàn)推頭在給定的軌跡中運動。該機構中除了有兩個凸輪與從動件接觸的兩個高副外，所有的運動副都是低副。在凸輪與從動件的接觸時，凸輪會對從動件有較大的沖擊，為了減少凸輪對從動件沖擊的影響，在設計過程中把從動件設計成為滾動的從動件，可以間接增大機構的承載能力。同時，凸輪是比較大的工件，強度比較高，不需要擔心因為載荷的過大而出現(xiàn)機構的斷裂。在整個機構的運轉過程中，原動件1是一個凸輪，凸輪只是使3在一定角度的往復擺動，而對整個機構的分析可知，機構的是設計上不存在運轉的死角，機構可以正常的往復運行。機構中存在兩個凸輪，不但會是機構本身的重量增加，而且凸輪與其他構件的連接是高副，而高副承載能力不高，不利于實現(xiàn)大的載荷。 而整個機構連接不夠緊湊，占空間比較大。全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有 方案二：偏執(zhí)滑塊機構與盤形凸輪機構組合圖2-2 方案二的運動簡圖方案二的運動分析和評價：方案二的機構主要是由一個偏置滑塊機構以及一個凸輪機構組合而成的。偏置滑塊機構主要是實現(xiàn)推頭的往復的直線運動，從而實現(xiàn)推頭在推包以及返回的要求。而凸輪機構實現(xiàn)的是使推頭在返程到達 C 點的時候能夠按照給定的軌跡返回而設計的。這個組合機構的工作原理主要是通過電動機的轉動從而帶動曲柄2的回轉運動，曲柄在整周回轉的同時帶動連桿3在一定的角度內(nèi)擺動，而滑塊4在水平的方向實現(xiàn)往復的直線運動，從而帶動連著推頭的桿運動，完成對被包裝件的推送過程。在推頭空載返回的過程中，推頭到達 C 點時，凸輪的轉動進入推程階段，使從動桿往上運動，這時在桿5和桿6連接的轉動副就成為一個支點，使桿6的推頭端在從動件的8的推動下向下運動，從而使推頭的返程階段按著給定的軌跡返回。這個機構在設計方面，凸輪與從動見的連接采取滾動從動件，而且凸輪是槽型的凸輪，這樣不但能夠讓從動件與凸輪之間的連接更加緊湊，而且因為采用了滾動從動件，能使減輕凸輪對它的沖擊，從而提高了承載能力。而采用的偏置滑塊機構能夠實現(xiàn)滑塊具有急回特性，使其回程速度高于工作行程速度，以便縮短空回程的時間，提高工作效率。但此機構的使用的是槽型凸輪，槽型凸輪結構比較復雜，加工難度大，因此成本會比較高。方案三：偏置滑塊機構與往復移動凸輪機構的組合全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有圖2-3 方案三的運動簡圖方案三的運動分析和評價：用偏置滑塊機構與凸輪機構的組合機構，偏置滑塊機構與往復移動凸輪機構的組合（圖4） 。此方案通過曲柄1帶動連桿2使滑塊4實現(xiàn)在水平方向上的往復直線運動，在回程時，當推頭到達 C 點，在往復移動凸輪機構中的磙子會在槽內(nèi)相右上方運動，從而使桿7的推頭端在偏置滑塊和往復移動凸輪的共同作用下沿著給定的軌跡返回。在此方案中，偏置滑塊機構可實現(xiàn)行程較大的往復直線運動，且具有急回特性，同時利用往復移動凸輪來實現(xiàn)推頭的小行程低頭運動的要求，這時需要對心曲柄滑塊機構將轉動變換為移動凸輪的往復直線運動。但是，此機構所占的空間很大，切機構多依桿件為主，結構并不緊湊，抗破壞能力較差，對于較大載荷時對桿件的剛度和強度要求較高。 會使的機構的有效空間白白浪費。并且由于四連桿機構的運動規(guī)率并不能按照所要求的運動精確的運行只能以近似的規(guī)律進行運動。綜合對三種方案的分析，方案二結構相對不是太復雜，而且能滿足題目的要求，最終我選擇方案二。2.2 凸輪及桿的設計凸輪及桿的設計凸輪機構由凸輪、從動件或從動件系統(tǒng)和機架組成，凸輪通過直接接觸將預定的運動傳給從動件。凸輪機構具有結構簡單，可以準確實現(xiàn)要求的運動規(guī)律等優(yōu)點。只要適當?shù)卦O計凸輪的輪廓曲線，就可以使推桿得到各種預期的運動規(guī)律。在各種機械，特別是自動機械和自動控制裝置中，廣泛地應用著各種形式的凸輪機構。凸輪機構之所以能在各種自動機械中獲得廣泛的應用，是因為它兼有傳動、導引及控制機構的各種功能。當凸輪機構用于傳動機構時，可以產(chǎn)生復雜的運動規(guī)律，包括變速范圍較大的非等速運動，以及暫時停留或各種步進運動；凸輪機構也適宜于用作導引機構，使工作部件產(chǎn)生復雜的軌跡或平面運動；當凸輪機構用作控制機構時，可以控制執(zhí)行機構的自動工作循環(huán)。因此凸輪機構的設計和制造方法對現(xiàn)代制造業(yè)具有重要的意義。凸輪是一個具有曲線輪廓或凹槽的構件。一般可分為三類：盤形凸輪：凸輪為繞固定軸線轉動且有變化直徑的盤形構件；移動凸輪：凸輪相對機架作直線移動；圓柱凸輪：凸輪是圓柱體，可以看成是將移動凸輪卷成一圓柱體。按從動件的形狀分類； 頂尖式從動件； 滾子式從動件； 平底式從動件； 曲底式從動件。按從動件的運動形式分類： 直動從動件。 擺動從動件；按凸輪與從動件維持運動副接觸的方式分類： 力封閉方式。全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有 幾何形封閉方式。膠印機中應用最多的是盤形凸輪、滾子式從動桿凸輪。2.2.1 設計要求及計算設計要求及計算2.2.1.1 偏置滑塊機構的設計偏置滑塊機構的設計行程速比系數(shù) K 在1.2-1.5范圍內(nèi)選取可由機械原理6曲柄滑塊機構的極位夾角公式 11801kkk=1.2-1.5 其極位夾角的取值范圍為16.36 36在這范圍內(nèi)取極位夾角為30滑塊的行程 L=400 mm偏置距離 e 選取240 mm用圖解法求出各桿的長度如下：（見圖2-4）由已知滑塊的工作行程為400mm，作 BB 為400mm，過點 B 作 BB所在水平面的垂線 BP，過點 B作直線 BP 交于點 P，并使=。然后過 B、B 、P 三點作圓。BPB30因為已知偏距 e=240mm,所以作直線平行于直線 BB ，向下平移240mm，與圓 O交于一點O，則 O 點為曲柄的支點，連接 OB、OB ，則 OB-OB=2a，OB+OB=2b。從圖中量取得： OB=632.11mm OB=302.89mm則可知曲柄滑塊機構的：曲柄 a=164.61mm 連桿 b=467.5mm 圖2-4 連桿的運動簡圖2.2.1.2 直動滾子從動件盤形凸輪輪廓設計直動滾子從動件盤形凸輪輪廓設計用作圖法求出凸輪的推程角，遠休止角，回程角，近休止角。 （見下圖）在推頭在返程階段到達離最大推程距離為 S=100mm 時，要求推頭從按照給定的軌跡，從下方返回到起點。因此可利用偏置滑塊機構，滑塊在返回階段離最大推程為100mm 的全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有地方作出其曲柄，連桿和滑塊的位置，以通過量取曲柄的轉動的角度而確定凸輪近休止角的角度，以及推程角，回程角。具體做法如下：(1) 先在離點 B 為100mm 的地方作點 B；(2) 過點 B作直線 AB交圓 O 于點 A，并使 AB=AB；(3) 連接 OA，則 OA ，AB為曲柄以及連桿在當滑塊離最大推程距離為100mm時的位置。因為要求推頭的軌跡在 abc 段內(nèi)實現(xiàn)平推運動，因此即凸輪近休止角應為曲柄由 A轉動到 A的角度，從圖上量取，即凸輪的近休止角為261 OAA。因為題目對推頭在返程 cdea 段的具體線路形狀不作嚴格要求，所180261 sOAA以可以選定推程角，遠休止角，回程角的大小?，F(xiàn)選定推程角為，回程角，遠休止角。6o6s18039o圖2-5 連桿的運動簡圖推頭回程向下的距離為30mm，因此從動件的行程 H=30mm。由選定條件近休止角為推程角為回程角為遠休止角為180261 s6o6s，h=50mm，基圓半徑為=60mm,從動桿長度為120mm，滾子半徑為18039o0r=10mm。參考文獻連桿機構設計7畫法幾何及機械制圖8后，通過 CAD 軟件rr畫出凸輪輪廓線及機構簡圖如下圖：全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有圖2-6 凸輪的外形2.2.2 校核各桿的壓桿穩(wěn)定性校核各桿的壓桿穩(wěn)定性校核各桿中最長桿即可，若最長桿滿足抗彎強度要求，則其他桿更滿足強度要求。各桿中最長桿是=467mm，規(guī)定壓桿的穩(wěn)定安全因數(shù)為=10，由材料力學9 P2931Lstn頁公式 壓桿的臨界力為=crF22EIL鋼的材料 E=210GPa，I=，則464D40.016481064=6678.8NcrF22EIL2982210 1010640.39n=6678.8/3.29=2030,所以所設計的各桿滿足抗彎強度的要求。crFFstn2.2.3 校核各桿的強度校核各桿的強度 各推桿采用圓形截面, D 取為10mm,用45鋼,由機械設計課程設計指導書10 表2-7 P25查得45鋼的抗拉強度=600MPa, =355 MPa，bs由材料力學9公式（2.12）P29 A=d2/4F/ 代入數(shù)據(jù)求得 d0.810-4m所以所選桿的直徑滿足要求。2.2.4 校核凸輪的強度校核凸輪的強度 由機械設計11表8.3 P150選取凸輪的材料選為45鋼，調(diào)質(zhì)220260HBS，=2HBS+70MPa，與其對應的推桿表面淬火4045HRC。由機械設計11 limHP152頁公式11189.8()nHHPTcFLr式中：，凸輪的法向壓力，本設計中，由設計數(shù)據(jù)知凸輪上所承受的所有物重約nF全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有為6N，考慮其他因素如導桿上下滑動時摩擦等，取 Fn=20N； ：凸輪實際輪廓上接觸點處的曲率半徑，=80mm;cc rr:滾子半徑，10mm ：從動件接觸端滾子與凸輪的接觸寬度， 20mm;L limHNRHPHZ ZS :凸輪副材料接觸疲勞強度極限應力，取=72MPa；limHlimH ：壽命系數(shù)，取為1；NZ ：表面粗糙度系數(shù)，取=1；RZRZ ：安全系數(shù)，取=1.1;HSHS =65.45 MPa;limHNRHPHZ ZS 代入數(shù)據(jù)可得：H=63.66 MPa40)的減速器。單級減速器的傳動比如果過大，則其外廓尺寸將很大。二級和電動機聯(lián)軸器高速軸低速軸全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有二級以上圓柱齒輪減速器的傳動布置形式有展開式、分流式和同軸式等數(shù)種。展開式最簡單，但由于齒輪兩側的軸承不是對稱布置，因而將使載荷沿齒寬分布不均勻，且使兩邊的軸承受力不等。為此，在設計這種減速器時應注意：1)軸的剛度宜取大些；2)轉矩應從離齒輪遠的軸端輸入，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻；3)采用斜齒輪布置，而且受載大的低速級又正好位于兩軸承中間，所以載荷沿齒寬的分布情況顯然比展開好。這種減速器的高速級齒輪常采用斜齒，一側為左旋，另一側為右旋，軸向力能互相抵消。為了使左右兩對斜齒輪能自動調(diào)整以便傳遞相等的載荷，其中較輕的齠輪軸在軸向應能作小量游動。同軸式減速器輸入軸和輸出軸位于同一軸線上，故箱體長度較短。但這種減速器的軸向尺寸較大。圓柱齒輪減速器在所有減速器中應用最廣。它傳遞功率的范圍可從很小至40 000kW，圓周速度也可從很低至60m/s-70m/s，甚至高達150m/s。傳動功率很大的減速器最好采用雙驅動式或中心驅動式。這兩種布置方式可由兩對齒輪副分擔載荷，有利于改善受力狀況和降低傳動尺寸。設計雙驅動式或中心驅動式齒輪傳動時，應設法采取自動平衡裝置使各對齒輪副的載荷能得到均勻分配，例如采用滑動軸承和彈性支承。 圓柱齒輪減速器有漸開線齒形和圓弧齒形兩大類。除齒形不同外，減速器結構基本相同。傳動功率和傳動比相同時，圓弧齒輪減速器在長度方向的尺寸要比漸開線齒輪減速器約30。(2) 圓錐齒輪減速器它用于輸入軸和輸出軸位置布置成相交的場合。二級和二級以上的圓錐齒輪減速器常由圓錐齒輪傳動和圓柱齒輪傳動組成，所以有時又稱圓錐圓柱齒輪減速器。因為圓錐齒輪常常是懸臂裝在軸端的，為了使它受力小些，常將圓錐面崧，作為，高速極：山手面錐齒輪的精加工比較困難，允許圓周速度又較低，因此圓錐齒輪減速器的應用不如圓柱齒輪減速器廣。(3) 蝸桿減速器主要用于傳動比較大(j10)的場合。通常說蝸桿傳動結構緊湊、輪廓尺寸小，這只是對傳減速器的傳動比較大的蝸桿減速器才是正確的，當傳動比并不很大時，此優(yōu)點并不顯著。由于效率較低，蝸桿減速器不宜用在大功率傳動的場合。蝸桿減速器主要有蝸桿在上和蝸桿在下兩種不同形式。蝸桿圓周速度小于4m/s 時最好采用蝸桿在下式，這時，在嚙合處能得到良好的潤滑和冷卻條件。但蝸桿圓周速度大于4m/s 時，為避免攪油太甚、發(fā)熱過多，最好采用蝸桿在上式。 (4) 齒輪-蝸桿減速器它有齒輪傳動在高速級和蝸桿傳動在高速級兩種布置形式。前者結構較緊湊，后者效率較高。通過比較，我們選定圓柱齒輪減速器。2.4 電動機的選擇電動機的選擇2.4.1 初步確定負載推力初步確定負載推力假設物體重是20kg，摩擦系數(shù)為0.5，則外力為100N。穩(wěn)定運轉下凸輪主軸所需功率：全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有 kwwFVP017. 095.16100098. 156. 81000凸凸輪主軸轉速為：12r/min凸輪主軸上的轉矩：mNnP53.13129550017. 09550凸凸初選聯(lián)軸器為彈性柱銷聯(lián)軸器和凸緣聯(lián)軸器，滾動軸承為滾子軸承，傳動齒輪為閉式軟齒面圓柱齒輪，因其速度不高，選用7級精度(GB10095-88)，則機械傳動和摩擦副的效率分別如下：彈性柱銷聯(lián)軸器： = 0.991滾子軸承： = 0.982閉式圓柱齒輪（7級）：= 0.983所以，電動機至工件主軸之間的總效率為： = 0.990.980.980.980.980.98總 = 0.877 所以電動機所需功率為 kwPPd02. 0877. 0017. 0總凸合理的選擇電動機是正確使用的先決條件。選擇恰當，電動機就能安全、經(jīng)濟，選擇得不合適，輕者造成浪費，重者燒毀電動機。選擇電動機的內(nèi)容包括很多，例如電壓、頻率、功率、轉速、啟動轉矩、防護形式、結構形式等，但是結合農(nóng)村具體情況，需要選擇的通常只是功率、轉速、防護形式等幾項比較重要的內(nèi)容，因此在這里介紹一下電動機的選擇方法及使用。2.4.2 電動機選擇步驟電動機選擇步驟電動機的選擇一般遵循以下三個步驟：2.4.2.1 型號的選擇型號的選擇電動機的型號很多，通常選用異步電動機。從類型上可分為鼠籠式與繞線式異步電動機兩種。常用鼠籠式的有 J、J2、JO、JO2、JO3系列的小型異步電動機和 JS、JSQ 系列中型異步電動機。繞線式的有 JR、JR O2系列小型繞線式異步電動機和 JRQ 系列中型繞線式異步電動機。從電動機的防護形式上又可分為以下幾種：(1) 防護式。這種電動機的外殼有通風孔，能防止水滴、鐵屑等物從上面或垂直方向成45 以內(nèi)掉進電動機內(nèi)部，但是灰塵潮氣還是能侵入電動機內(nèi)部，它的通風性能比較好，價格也比較便宜，在干燥、灰塵不多的地方可以采用。 “J”系列電動機就屬于這種防護形式。 (2) 封閉式。這種電動機的轉子，定子繞組等都裝在一個封閉的機殼內(nèi)，能防止灰塵、全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有鐵屑或其它雜物侵入電動機內(nèi)部，但它的密封不很嚴密，所以還不能在水中工作， “JO”系列電動機屬于這種防護形式。在農(nóng)村塵土飛揚、水花四濺的地方（如農(nóng)副業(yè)加工機械和水泵）廣泛地使用這種電動機。(3) 密封式。這種電動機的整個機體都嚴密的密封起來，可以浸沒在水里工作，農(nóng)村的電動潛水泵就需要這種電動機。實際上，農(nóng)村用來帶動水泵、機磨、脫粒機、扎花機和粉碎機等農(nóng)業(yè)機械的小型電動機大多選用 JO、JO2系列電動機。在特殊場合可選用一些特殊用途的電動機。如 JBS 系列小型三相防爆異步電動機，JQS 系列井用潛水泵三相異步電動機以及 DM2系列深井泵用三相異步電動機12。2.4.2.2 功率的選擇功率的選擇一般機械都注明應配套使用的電動機功率，更換或配套時十分方便，有的農(nóng)業(yè)機械注明本機的機械功率，可把電動機功率選得比它大10%即可（指直接傳動） 。一些自制簡易農(nóng)機具，我們可以憑經(jīng)驗粗選一臺電動機進行試驗，用測得的電功率來選擇電動機功率。電動機的功率不能選擇過小，否則難于啟動或者勉強啟動，使運轉電流超過電動機的額定電流，導致電動機過熱以致燒損。電動機的功率也不能選擇太大，否則不但浪費投資，而且電動機在低負荷下運行，其功率和功率因數(shù)都不高，造成功率浪費。選擇電動機功率時，還要兼顧變壓器容量的大小，一般來說，直接啟動的最大一臺鼠籠式電動機，功率不宜超過變壓器容量的1/3。2.4.2.3 轉速的選擇轉速的選擇選擇電動機的轉速，應盡量與工作機械需要的轉速相同，采用直接傳動，這樣既可以避免傳動損失，又可以節(jié)省占地面積。若一時難以買到合適轉速的電動機，可用皮帶傳動進行變速，但其傳動比不宜大于3。異步電動機旋轉磁場的轉速（同步轉速）有3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min 等。異步電動機的轉速一般要低2%5%，在功率相同的情況下，電動機轉速越低體積越大，價格也越高，而且功率因數(shù)與效率較低；高轉速電動機也有它的缺點，它的啟動轉矩較小而啟動電流大，拖動低轉速的農(nóng)業(yè)機械時傳動不方便，同時轉速高的電動機軸承容易磨損。我的設計是5s 左右包裝一個工件，即要求曲柄和凸輪的轉速為12r/min 考慮到轉速比較低，因此可選用低轉速的電動機，在機械設計課程設計指導書10中查常用電動機規(guī)格，根據(jù)負載阻力或阻力矩、傳動比和傳動效率推算步進電動機的負載轉矩，按0.30.5倍負載轉矩選擇步進電動機的最大靜轉矩。一般傳動比不宜過大，在此取 i=2.5，則電動機軸的轉速為30r/min。由步進電機在制袋式包裝機械運動控制中的應用13初先電動機的型號為55BF001，其參數(shù)如下：表2-1 電機的選取電機型號相數(shù)步距角/度電壓/V相電流/A最大靜轉矩/N*m(kgf*cm )最高空載啟動頻率/Hz55BF00137.5/15272.50.372(3.8)750運行頻率分配轉子轉動慣量質(zhì)量外徑長度軸徑全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有/Hz方式/10-5kg*m2/kg12000三相六拍0.6470.8457062.4.3 確定傳動裝置的總傳動比及其分配確定傳動裝置的總傳動比及其分配總傳動比 5 . 21230nnim2.4.4 計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)各軸轉速： = nmin/30rnm = nmin/125 . 2301rin各軸輸入功率： kwPPd0198. 099. 002. 011 kwPP019. 098. 098. 00198. 03212各軸輸入轉矩：mNnPTdd37. 63002. 0955095501mNnPT76.15120198. 0955095502222.5 齒輪的設計齒輪的設計齒輪傳動的適用范圍很廣，傳遞功率可高達數(shù)萬千瓦，圓周速度可達150m/s(最高300m/s)，直徑能做到10m 以上，單級傳動比可達8或更大，因此在機器中應用很廣。2.5.1 齒輪傳動特點與分類齒輪傳動特點與分類和其他機械傳動比較，齒輪傳動的主要優(yōu)點是：工作可靠，使用壽命長；瞬時傳動比為常數(shù)；傳動效率高；結構緊湊；功率和速度適用范圍很廣等。缺點是：齒輪制造需專用機床和設備，成本較高；精度低時，振動和噪聲較大；不宜用于軸間距離大的傳動等。按齒線相對于齒輪母線方向分：直齒，斜齒，人宇齒，曲線齒按齒輪傳動工作條件分：閉式傳動，形式傳動，半形式傳動按齒廓曲線分：漸開線齒，擺線齒，圓弧齒按齒面硬度分：軟齒面(350佃)，硬齒面(350佃)2.5.2 齒輪傳動的主要參數(shù)與基本要求齒輪傳動的主要參數(shù)與基本要求齒輪傳動應滿足兩項基本要求:1)傳動平穩(wěn);2)承載能力高。在齒輪設計、生產(chǎn)和科研中，有關齒廓曲線、齒輪強度、制造精度、加工方法以及熱理工藝等，基本上都是圍繞這兩個基本要求進行的。2.5.2.1 主要參數(shù)主要參數(shù)A 基本齒廓。漸開線齒輪輪齒的基本齒廓及其基本參數(shù)查閱機械設計11。B 模數(shù)。為了減少齒輪刀具種數(shù)，規(guī)定的標準模數(shù)查閱機械設計11。C 中心距。薦用的中心距系列查閱機械設計11。全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有D 傳動比 i、齒數(shù)比 u。主動輪轉速 nl 與從動輪轉速 n2之比稱為傳動比 i。大齒輪的齒數(shù) z2與小齒輪齒數(shù) z1之比稱為齒數(shù)比 u。減速傳動時，u=i；增速傳動 u=1/i 。E 標準模數(shù) m：斜齒輪及人宇齒輪取法向模數(shù)為標準模數(shù)，錐齒輪取大端模數(shù)為標準模數(shù)。標準中優(yōu)先采用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。F 變位系數(shù)。刀具從切制標準齒輪的位置移動某一徑向距離(通稱變位量)后切制的齒輪，稱為徑向變位系數(shù)。刀具變位量用 xm 表示，x 稱為變位系數(shù)。刀具向齒輪中心移動，x 為負值，反之為正值。隨著 x 的改變，輪齒形狀也改變，因而可使?jié)u開線上的不同部分作為工作齒廓，以改善嚙合性質(zhì)。由變位齒輪所組成的齒輪傳動，若兩輪變位系數(shù)的絕對值相等，但一為正值，另一為負值，即 x1=-x2稱為“高度變位”，此時，傳動的嚙合角等于分度圓壓力角，分度圓和節(jié)圓重合，中心距等于標準齒輪傳動中心距，只是齒頂高和齒根高有所變化。若 x1=-x2；x1+x20，這種齒輪傳動稱為角度變位齒輪傳動。此時，嚙合角將不等于分度圓壓力角，分度圓和節(jié)圓不再重合。2.5.2.2 精度等級的選擇精度等級的選擇在漸開線圓柱齒輪和錐齒輪精度標準(GBl0095-88和 GBll36589)中，規(guī)定了12個精度等級，按精度高低依次為112級，根據(jù)對運動準確性、傳動平穩(wěn)性和載荷分布均勻性的要求不同，每個精度等級的各項公差相應分成三個組：第公差組、第公差組和第公差組。2.5.2.3 齒輪傳動的失效形式齒輪傳動的失效形式齒輪傳動的失效形式主要有輪齒折斷和齒面損傷兩類。齒面損傷又有齒面接觸疲勞磨損(點蝕)、膠合、磨粒磨損和塑性流動等。減速器中齒輪分布如圖所示，齒輪的傳動形式一般有：(1) 齒輪傳動：按齒根彎曲疲勞強度設計公式作齒輪的設計計算，不按齒面接觸疲勞強度設計公式計算，也無需用齒面接觸疲勞強度校核公式進行校核。開式齒輪傳動，將計算所得模數(shù)加大10%-15%（考慮磨損影響。傳遞動力的齒輪模數(shù)一般不小于1.5-2mm（以防意外斷齒）。(2) 齒輪傳動：方法一：軟齒面閉式齒輪傳動傳動，接觸疲勞點蝕是主要失效形式，計算時先按齒面接觸疲勞強度設計公式求出小齒輪直徑 d1和接觸齒寬 b，再用齒根彎曲疲勞強度校核公式進行校核。硬齒面閉式齒輪傳動計算時先按齒根彎曲疲勞強度設計公式求出模數(shù) m 和接觸齒寬 b，再用齒面接觸疲勞強度校核公式進行校核。方法二：不論軟硬齒面都分別按彎曲疲勞強度設計公式求出模數(shù) m,按接觸疲勞強度設計公式求出小齒輪分度圓直徑 d1，再按 d1=mZ1調(diào)整齒數(shù) Z1。與方法一相比，這樣設計出的齒輪傳動，既剛好滿足接觸疲勞強度，又剛好滿足彎曲疲勞強度，所以結構緊湊，避免浪費。2.5.3 齒輪組的設計與強度校核齒輪組的設計與強度校核標準減速器中齒輪的齒寬系數(shù)=b/a（其中 a 為中心距）a全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有對于一般減速器取齒寬系數(shù) =0.6a2.5.3.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1) 選用斜齒圓柱齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平穩(wěn)性；(2) 推包機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB1009588） ；(3) 材料選擇。由機械設計11表101選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)） ，硬度為rC280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。(4) 初選小齒齒數(shù)=20，大齒輪齒數(shù)為=2.5 =50。1Z2Z1Z2.5.3.2 按齒面接觸強度設計按齒面接觸強度設計 321)() 1(2HEHadttZZuuTKdA 確定公式內(nèi)的數(shù)值(1) 試選載荷系數(shù)=1.6，由機械設計11圖1030選取節(jié)點區(qū)域系數(shù) tK=2.433HZ(2) 由機械設計11圖1026查得 =0.771 =0.980 所以 =1.7513a4aa(3) 外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù) =0.5(1+u) =0.5(1+2.5)0.6=1.05da(4) 查機械設計11表106得材料的彈性影響系數(shù) =189.8 EZMPa(5) 由機械設計11圖1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 =600；大齒輪的接觸疲勞強度極限為 =5501limHMPa2limHMPa(6) 計算應力循環(huán)次數(shù)=60nj=6077.6281(2830010)=2.2352NhL810同理 =7.825 1N810 由機械設計11查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.97 =1.0961HNK2HNK(7) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1.05 ，則 = /S=554.31H1HNK1limHMPa = /S=5742H2HNK2limHMPa所以 =564.15HMPaB 齒輪數(shù)據(jù)計算全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有(1) 小齒輪分度圓直徑所以 =45.753mm321)() 1(2HEHadttZZuuTKd(2) 計算圓周速度 v=0.935m/s1000601ndt(3) 計算齒寬 b 及模數(shù)ntmb=46.07mmdtd1 =2.05mmntm11cosZdt h=2.25=4.5mmntm 螺旋角 = b/h=9.895(4) 計算縱向重合度 =0.318tan=1.713d1Z(5) 計算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù)=1，根據(jù) v=0.935m/s ，7級精度，由機械設計11圖10-8查得動AK載系數(shù)=1.042；由機械設計11表10-4查得，vK279. 110*23. 018. 012. 132bKdH查機械設計11圖10-13得；查機械設計11表10-3得，216. 1FK4 . 1FaHaKK所以 載荷系數(shù) K =1.866AKvKHaKHK(6) 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 =44.92mm311tKKdd (7) 計算模數(shù) mm 圓整為2mm098. 2cos11Zdmn2.5.3.3 按齒根彎曲強度設計按齒根彎曲強度設計 3232cos2FadSaFanZYYYKTmA 確定計算參數(shù)全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有(1) 計算載荷系數(shù)K =1.774AKvKFaKFK(2) 由縱向重合度=1.713，查得螺旋角影響系數(shù)=0.8846Y(3) 計算當量齒數(shù) 同理 =54.5249.21cos211ZZv2vZ(4) 查取齒形系數(shù)由機械設計11表10-5查得齒形系數(shù)； 610. 21FaY202. 22FaY應力校正系數(shù)； =1.779592. 11SaY2SaY(5) 由機械設計11圖10-20C 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；MPaFE5001MPaFE3802(6) 由機械設計11圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；90. 01FNK95. 02FNK(7) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4；則； 同理=257.86MPaSKFEFNF43.3211112FMPa(8) 計算大、小齒輪的，并加以比較FSaFaYY=0.012927 =0.015192111FSaFaYY222FSaFaYY大齒輪的數(shù)值大B 法面模數(shù)設計計算 =2.069mm3212cos2FadSaFanZYYYKTm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強nm度計算的法面模數(shù)，取=2.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強nm度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 來計算應有的齒數(shù)。于是有mmd21.691=21.385 取=21 則=52.5nmdZcos111Z2Z1uZC 幾何尺寸計算全套設計（圖紙）請聯(lián)系 QQ 174320523 各專業(yè)都有(1) 計算中心距a=mm 圓整為 74 mm45.73cos2)(21nmZZ(2) 按圓整的中心距修正螺旋角2132211535888.152)(arccosamZZn因 值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。aKHZ(3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑=41.03mm 同理 =102.24mmcos11nmZd 2d(4) 計算齒輪寬度b=46.60mm 圓整后取=45mm =50mm1dd2B1B2.5.3.4 齒輪組的結構設計齒輪組的結構設計齒根圓直徑為 60.944mmnnafmChdd)(2*11 mm055.2322fd齒頂圓直徑為 mm444.742*11nanamhdd mm555.2452ad2.6 軸的設計軸的設計機器上所安裝的旋轉零件，例如帶輪、齒輪、聯(lián)軸器和離合器等都必須用軸來支承，才能正常工作，因此軸是機械中不可缺少的重要零件。本章將討論軸的類型、軸的材料和輪轂聯(lián)接，重點是軸的設計問題，其包括軸的結構設計和強度計算。結構設計是合理確定軸的形狀和尺寸，它除應考慮軸的強度和剛度外，還要考慮使用、加工和裝配等方面的許多因素。2.6.1 軸的分類軸的分類按軸受的載荷和功用可分為：(1) 心軸：只承受彎矩不承受扭矩的軸，主