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1、 (精編 )麥秸打包機課程設 計機械原理 福州大學機械原理及設計綜合課程設計任務書 學生姓名 XXX 序號 XX 一、 設計題目：麥秸打包機機構及傳動裝置設計 二、 打包機工作原理簡介 人工將麥秸挑到料倉上方，撞板 B 上下運動（不一定是直線運動）將麥秸喂入料倉，滑塊 A 在導軌 上水平往復運動，將麥秸向料倉前部推擠。每隔一定時間往料倉中放入一塊木板，木版的兩面都切出兩

2、道 A 2 水平凹槽。這樣，麥秸將被分隔在兩塊木版之間并被擠壓成長方形。從料倉側(cè)面留出的空隙中將兩根彎成 ∏型的鐵絲穿過兩塊木版凹槽留出的空洞，在料倉的另一側(cè)將鐵絲絞接起來，麥秸即被打包，隨后則被推 出料倉。 打包機由電動機驅(qū)動，經(jīng)傳動裝置減速，再通過適當?shù)臋C構實現(xiàn)滑塊和撞板的運動。傳動裝置有以 下三種方案： I ：帶傳動 + 二級圓柱斜齒輪減速器； 空回行 程負載 II：圓錐圓柱齒輪減速器； III ：蝸桿減速器。 三、 設計參數(shù)及說明

3、 執(zhí)行構件的位置和運動尺寸如圖 1 所示，當滑塊處于極限位置 A 1 和 A 2 時，撞板分別處于極限位置 B1 和 B2 。一個工作循環(huán)所需時間為 T。撞板的質(zhì)量 m=15kg ，依靠重力將麥秸喂入料倉?；瑝K所受載荷 如圖 2 所示，其中 P1=50N ，P2 及其余尺寸見下表： 序號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 傳動裝置 I I I I I I I I I I I I II II I

4、I II II II T(s) 1.00 1.00 1.05 1.05 1.08 1.08 1.10 1.10 1.12 1.12 1.14 1.15 0.32 0.32 0.34 0.34 0.35 0.35 P (N) 780 7900 780 7900 790 8000 800 8100 820 830 840 850 170 1800 180 1900 200 210 l (mm) 300 300 300 300 300 300 300 300 300 300 300 300 320 320

5、320 320 320 320 l (mm) 400 400 400 400 400 400 400 400 400 400 400 400 420 420 420 420 420 420 l (mm) 250 250 260 260 260 260 260 260 250 250 250 250 280 280 270 270 280 270 l (mm) 800 800 820 820 840 840 840 840 830 820 810 820 850 840 860 8

6、50 870 880 l (mm) 200 200 200 200 200 200 200 200 200 200 200 200 210 210 210 210 210 210 l (mm) 600 600 600 600 600 600 600 600 600 600 600 600 650 650 650 650 650 650 序號 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 傳動裝置 II II

7、 II II II II III III III III III III III III III III III III T(s) 0.36 0.36 0.38 0.38 0.40 0.40 0.83 0 .850.87 0.89 0.91 0.93 0.95 0.97 0.99 1.01 1.03 1.05 P (N) 210 220 210 2200 2 30 2200 3600 3703700 3800 3800 3 9004000 410 420 420 430 430 l (mm) 320 320

8、 320 320 310 310 3 10 310 3 10 310 310 310 310 310 310 310 3 10 310 l (mm) 420 420 420 420 410 410 4 10 410 4 10 410 410 410 410 410 410 410 410 410 l (mm) 280 270 270 270 260 260 2 60 260 2 60 270 260 260 270 270 260 270 270 270 l (mm) 890 900 900 910

9、 900 910 8 50 850 8 50 860 850 840 860 860 850 860 860 860 l (mm) 210 210 210 210 200 200 2 00 200 2 00 200 200 200 200 200 200 200 200 200 l (mm) 650 650 650 650 620 620 6 20 620 6 20 620 620 620 620 620 620 620 620 620 說明和要求： （ 1 ） 工作條件：一班制，田間作業(yè)，每年

10、使用二個月； （ 2 ） 使用年限：六年； （ 3 ） 生產(chǎn)批量：小批量試生產(chǎn)（十臺） ； （ 4 ） 生產(chǎn)條件：一般機械廠，可加工 7 級精度齒輪、蝸桿及蝸輪； （ 5 ）動力來源：三相交流電（ 220V/380V ）； （ 6 ）工作周期 T 的允許誤差為 3% 之內(nèi)； 四、 設計任務及進度 （一） 執(zhí)行機構設計及分析 1 ． 運動方案擬定； （ 1 天） 2 ． 機構運動設計； （ 2 天） 3 ． 機構受力分析計算。 （ 2 天） （二） 傳動裝置

11、的設計 1 ． 選擇電動機、聯(lián)軸器，分配傳動比； （ 0.5 天） 2 ． 各級傳動的設計計算； （ 1 天） 3 ． 軸的設計；（ 0.5 天） 4 ． 軸承的選擇和驗算； （ 0.5 天） 5 ． 鍵連接的驗算； 6 ． 減速器的設計； （ 7 天） 7 ． 零件圖設計； （ 1.5 天） 8 ． 撰寫設計計算說明書； （ 2 天） 9 ． 考核。（ 2 天） 五、 設計完成工作量 1 ． 執(zhí)行機構的機構運動簡圖； 2 ． 減速器裝配圖； 3 ． 零

12、件圖 2 張（低速級大齒輪或蝸輪和低速軸） ； 4 ． 設計計算說明書（計算機程序作為附件） 。 六、 設計說明書包括的主要內(nèi)容 1 ． 多個運動方案示意圖及其分析比較和最佳方案確定； 2． 確定機構運動參數(shù)，畫機構運動簡圖，機構位置分析，畫出兩執(zhí)行構件的運動循環(huán)圖（計算 機畫出），檢驗不干涉條件； 3． 機構力分析，編程計算原動件所需轉(zhuǎn)矩和各運動副反力； 4 ． 選擇電動機、聯(lián)軸器，分配傳動比； 5 ． 各級傳動的設計計算； 6 ． 低速軸的設計； 7 ． 低速軸軸承的選擇

13、和驗算； 8 ． 鍵連接的驗算； 9． 減速器的設計的輔助計算和說明。 七、 考核方法 1 ． 出勤和進度考核； 2 ． 工作能力； 3 ． 工作量完成質(zhì)量； 4 ． 考試； 5 ． 答辯。 指導教師： 藍 兆 輝 系主任： 陳 亮 2010 年 11 月 29 日 設計內(nèi)容 計算過程及其說明 結果 一 .執(zhí)行機構方 一．執(zhí)行機構方案設計及分析、比較 案設計和分析 為了實現(xiàn)麥秸打包機打包的總功能，機

14、構需要有兩個功能：滑塊的左 提出五個方案 (一 )方案設計 右運動，撞板的上下運動?；瑝K向前移動，將草桿向右推；滑塊快速 下面進行比較選 方案一 向左移動同時撞板向下運動，將草桿打包；當撞板向下移動到最大位 擇 方案二 移處時，滑塊也將再次準備向右移動，至此，此機構完成了一個運動 齒輪齒條機構 方案三 循環(huán)。 連桿機構 方案四 （一） 方案設計、選擇、比較分析 連桿滑塊機構 方案五 麥秸打包機工作精度要求不高。故首先排除一些有高精度的機構。打 連桿滑塊機構 ( 二 ) 方案的選 包機水平移動的滑塊受力大，排除使用高副機構。在此基礎上，提出 連桿組合機

15、構 擇 5 個方案。 方案五 (1). 五 個 方 案 方案一齒輪齒條組合機構 比較能滿足要求 的比較 方案說明：如圖 1 所示，機構的動力傳輸由三個齒輪聯(lián)合組成，齒輪 選擇方案五 二 .麥秸打包機 傳動有著高穩(wěn)定性，可以承受重載和高速載荷等優(yōu)點，而且結構簡 Lab=400.6mm 設計及分析 單，加工方便易于維護，整體方案相對節(jié)省空間。 Lbc=1339.5 (一 )機構設計 圖 1 齒輪齒條組合機構 偏置 e=450mm 1 ．曲柄滑塊機 運動說明：主動曲柄轉(zhuǎn)動，帶動搖桿進行擺動，和搖桿同軸的齒輪使 極位夾角 構設計 底部齒條水平移動的同時再

16、將運動傳給下一級齒輪，而下一級齒輪的 傳動角 >50 2 ．撞板引導桿 運動帶動最右邊的齒輪開始轉(zhuǎn)動，最右邊的齒輪帶動第二個齒條進行 Lfm=871.6mm 的確定 豎直運動。 最小傳動角 >50 3 ．曲柄搖桿的 方案二連桿組合機構 滿足 設計 方案說明：如圖 2 此方案傳動性能可以滿足要求，運動有急回，結構 傳動角 >50 4、機構的串接 雖簡單但緊湊，其全部由連桿和滑塊組成使得加工與維護容易，成本 機構尺寸參數(shù)詳 5 ．完成結構簡 較低。 見于附圖 圖 圖 2 連桿組合機構 撞板和滑塊不產(chǎn) （二）機構分 運動說明：主動桿為

17、一曲柄，它帶動從動復合桿做擺動運動，而復合 生運動干涉。 析 桿的一端帶動滑塊進行上下運動，另一端帶動滑塊做水平運動。 P1=50N 機構運動循環(huán) 方案三連桿滑塊組合機構 P2=3700N 圖，驗證不干 此方案傳動性能類似方案二，有急回性能。由連桿和滑塊組成。成本 得到 A 點所受力 涉條件 低。 矩，水平力和垂直 2 ．機構受力分 圖 3 連桿滑塊組合機構 力 析 運動說明：主動桿為一曲柄，它帶動從動復合桿做擺動運動，而復合 導出轉(zhuǎn)角和力矩 根據(jù)要求 桿的一端帶動連桿上的滑塊進行上下運動，另一端帶動滑塊做水平運 以及支反力 編輯主程序 動。

18、 繪制 link 方案四連桿滑塊組合機構 曲線圖 rrr 方案說明：其力學性能滿足要求，運動結構緊湊層次清晰。 蝸桿減速器采用 link 圖 4 連桿滑塊組合機構 下置式 link 運動說明：主動桿帶動滑塊運動，滑塊上下移動的同時，帶動撞板豎 打包機轉(zhuǎn)速： 繪制機構動畫 直運動，同時拉動滑塊做水平運動。 nW =72.289r/mi 繪制曲線圖 方案五連桿組合機構 n； 三．動力和傳 方案說明：如圖 5 此方案傳動性能可以滿足要求，運動有急回，結構 周期： T=0.83 動分析 雖簡單但緊湊 ，方案有平行四邊形機構 ，代替了滑塊 ，使機構更簡

19、單， 轉(zhuǎn)矩： （一）選擇傳 加工與維護容易，成本降低。 M b =1050(N.m) 動方案 圖 5 連桿組合機構 電動機采用 Y 系 （二）選擇電動 運動說明：主動桿為曲柄，它帶動從動復合桿做擺動運動，而復合桿 列電動機，封閉式 機功率 的另一端帶動滑塊進行上下運動由于平行四邊形機構的存在，使撞板 結構，三相交流電 確定總效率 運動產(chǎn)生一定的幅度，幅度在允許范圍內(nèi)，另一組為曲柄滑塊機構， 工作功率 確定轉(zhuǎn)速 確定電動機 四．計算傳動 裝置 傳動參數(shù) 各軸輸入功率

20、計算各軸的輸 入轉(zhuǎn)矩 四．傳動零件 的設計計算 （一）箱內(nèi)零 件設計 1 ．選擇蝸桿傳動類型 2 ．選擇蝸桿的頭數(shù) 3 ．按齒面接觸疲勞強度進行設計 載荷系數(shù) 彈性影響系數(shù)接觸系數(shù) 許用接觸應力確定中心距  帶動滑塊做水平運動。 （二）機構組合方案的確定 根據(jù)所選方案是否能滿足要求的性能指針，結構是否簡單、緊湊；制 造是否方便；成本是否低等選擇原則。經(jīng)過前述方案評價，采用系統(tǒng)

21、 工程評價法進行分析論證，列出下列表格。 表 1. 總體方案定性分析 性能指針 一 二 三 四 方五 運動性能 平 急 急 平 急 運動規(guī)律 穩(wěn) 回 回 穩(wěn) 回 運 動 速 度 及 精 較 一 一 一 一 度 高 般 般 般 般 工作性能 工作效率 高 一 一般 較 較 般 高 高 使用空間 小 一 一 一 一 般 般 般 般 承載能力 大 較 較 較 較

22、 大 大 大 大 傳力性能 大 較 較 一 較 動力性能 大 大 般 大 震動與噪聲 較 較 較 較 較 小 大 大 大 大 加工難度 一 易 易 一 易 經(jīng)濟性 般 般 維護難度 易 較 較 一 易  Pw=2.7Kw 總效率 =0.7607 電 機 轉(zhuǎn) 速 n=1500r/min 選 擇 Y112M-4 電動機 i 總 =19.92

23、 電 機 軸 n 滿 =1440r/min 蝸桿軸 n Ⅰ =n 滿 =1440r/min 蝸 輪 軸 n Ⅱ =n W =72.289r/ min 渦 輪 軸 ： P Ⅰ =3.514kw 蝸 輪 軸 ： P Ⅱ =.783kw 工作機 Pw =2.7kw 各參數(shù)結果見于 表格 采用漸開線蝸桿 蝸桿選用 45 鋼表 面淬火 驗算中心距和

24、 模數(shù) 五．蝸輪與蝸 桿的主要參數(shù) 與尺寸 蝸桿各項參數(shù) 蝸輪的各項參 數(shù)與尺寸 ( 三 ) 校核齒根 彎曲疲勞強度 （四）驗算效 率 （五）熱平衡 計算 （六）精度等 級公差和表面 粗糙度的確定 （七）輪滑油 的選擇及裝油 量的選擇 六．蝸輪的設 計計算 （一）估算最 

25、 易 易 般 蝸 輪 輪 芯 選 用 能耗大小 一 一 一 一 一 HT200 鑄造，輪 般 般 般 般 般 緣 選 用 使用壽命 較 較 較 較 較 ZCuSn10Pb1 ， 長 長 長 長 長 砂型鑄造 機構尺寸 小 較 較 一 較 蝸桿齒數(shù) Z=2 大 大 般 大 蝸輪齒數(shù) =41 機構重量 重 輕 輕 一 輕 蝸輪工作轉(zhuǎn)矩 結構 般 .3

26、 復雜程度 簡 簡 簡 一 簡 .05 單 單 單 般 單 載荷系數(shù) K=1.57 彈 性 硬 性 系 數(shù) 經(jīng)過分析，發(fā)現(xiàn)方案五最滿足設計任務的要求，并且綜合性能良好所 ZE=160MPa 以將方案五作為執(zhí)行機構的最終方案。 接粗系數(shù) =3 二．最終打包機機構設計及分析 許用應力 （一）機構設計 H ′ =268MPa [ σ] 執(zhí)行機構分別為 :曲柄滑塊左右沖壓機構設計； 工 作 壽

27、 命 撞板引導桿的確定； Lh=2880h 曲柄搖桿機構設計； 中心距 機構的串接。 a=160mm 1 、曲柄滑塊機構設計 模數(shù) 按 l4 作出 C1C2 ，取極位夾角θ =10 ~20 ，作直角 C1 C2M 并作其外 m=6.3 接圓。取適當?shù)钠? e，作 C1 C2 的平行線，交外接圓與 A，則曲柄滑 分度圓 塊機構確

28、定。 =63mm 小軸徑 曲柄長： 驗算結果滿足條 選擇聯(lián)軸器 連桿長 ： AC1 AC2 件 l BC 2 （二）設計蝸 2 、撞板導引桿的確定 輪軸各段直徑 參照曲柄固定轉(zhuǎn)動副 A 的位置，適當選定 F 點作為撞板導引桿轉(zhuǎn)動副 和長度 位置。量取 F 點到撞板的水平距離 FQ ，則 （三）蝸輪軸上 搖桿 FM 的擺角 2 QFM 1 l6 2 arctan 2FQ  蝸桿采用一體式 蝸桿的各項參數(shù) 確定 =2 3

29、曲柄搖桿機構設計 γ =11 18 ′ 36 ″ 零件的周向定位 任取一長度，按照搖桿擺角ψ作出搖桿的兩個極限位置 F’ E’ 1 、 Pa=19.782mm 七 .蝸桿軸的結 F’ E’ 2 ，以E’ 1E ’2為一直角邊作直角 E’ 1E ’ 2P ，使 構設計 E1 E 2 P 90 （ 1 ）估算最小 E’ 1E ’ 2P的外接圓，在圓上選一點 A’，可確定一曲柄搖桿機 作 軸徑 構 A’ D’ E’ F’。驗算其最小傳動角。 （ 2 ）.設計蝸桿 量取線段 A’ F’和 AF 的長度，

30、按照 AF/A ’ F’比值放大或縮小曲柄 軸各段直徑 搖桿機構 A’ D’ E’ F’，使其機架長為 AF 八 .軸的校核和 4 、機構的串接 計算 移動縮放后的曲柄搖桿機構，使其機架落到 AF 位置上。使曲柄滑塊 （一）蝸輪粗 機構處于右極限位置，而曲柄搖桿機構處于搖桿的左極限位置，將兩 校核 曲柄合二為一。再加上桿組 GHM ，構成平行四邊形機構 FGHM 。根 確定軸承支點 據(jù)撞板的下極限位置，延長桿 HM 至 N 。機構簡圖完成。

31、 間距 （二）、機構分析 求水平承受的 作機構結構分析可知，該機構由曲柄 ABD 、 RRP 桿組、 RRR 桿組和 載荷 機架組成。建立坐標系，確定機架上各運動副的位置，從滑塊處于右 求水平平面彎 極限位置開始，曲柄每轉(zhuǎn) 5 作一次運動分析，求出運動副 B、C、D、  Da=175.6mm df1=47.88mm Sa=9.699mm ha1=ha*m=6.3

32、 mm hf1=7.56mm 蝸輪的各項參數(shù) 確定 =41 =-0.1032 i=20.5 傳動比誤差在允 許值內(nèi) =258.3mm da2=269.6mm E、 M 的位置坐標，求出連桿 BC、 DE 的傾角θBC、θDE ，也求出滑 矩 df2=241.88mm 快右上角 T 點和撞板 N 點的坐標，將其位移曲線畫出，作為機構運 Ha=25.650mm 垂 直 平 面 動循環(huán)圖。 hf2hf2= 彎矩 分析：當撞板

33、運動到和滑塊同一高度時，即 YN ≤YT 時，撞板的水平 B=55mm 求出合成彎矩 位置在滑塊的右邊，即 XN ＞XT 。如圖所示，兩個運動不干涉。滿足 蝸輪采用裝配式 作出轉(zhuǎn)矩圖 條件。 YFa=2.48 確定危險截面 2 、機構受力分析 （二）蝸輪軸 首先，根據(jù)滑塊的位移確定滑塊上的外載荷 P: P P1 ( xC xC min ) ( P2 P1 ) 的精校核 推程： l4 剛度校核 回程： FBC P cos BC

34、 （ 1 ）危險截面 由滑塊力平衡得： FN P tan BC 的選擇 撞板為三力構件，由力平衡條件可知，撞板重量 Q=mg 將都作用在 搖桿 EFM 上。考慮搖桿 EFM 的力平衡 ,由對 F 點的力矩平衡條件得： （ 2 ）強度校核 計算安全系數(shù) FDE Q( xM xF ) yF )cos DE ( xE xF ) sin DE ( yE Sca 求 F 點支座反力 由水平方向力平衡方程得： 精校核截面右

35、 由垂直方向力平衡方程得： RFy FDE sin DEQ 側(cè) 考慮曲柄 ABD 的力平衡，由對 A 點的力矩平衡方程得： 計算安全系數(shù) M A FDE ( yD yA ) cos DE ( xD xA ) sin DE 九．軸承的校 ( yB yA ) cos BC (xB xA ) sin FBC BC 求 A 點支座反力 核 由水平方向力平衡方程得：

36、 1 ．求支反力 RAy FBC sin BC FDE sin DE 由垂直方向力平衡方程得： 2 ．計算內(nèi)部軸 程序： 向力 SETWINDOW-100,300,-100,200 3 ．計算軸承所 OPTIONNOLET 受的軸向載荷  Yβ =0.9192 許 用 彎 曲 應 力 [ σ F] ′ =56MPa [ σ F]=19.64MPa σ F≤ [ σ滿F]足，彎曲強度條件 效率 η =0

37、.855>0.8 滿足條件 滑動速度 4.8m/s 熱平衡滿足輪滑 要求 8fGB/T10089-1 988 蝸桿齒面粗糙度 Ra 為 1.6 ，頂圓 粗糙度 Ra 為 1.6 蝸輪齒面粗糙度 4 ．計算當量動 FORI=0TO360STEP5 Ra 為 1.6 ，頂圓 載荷 CALLLINK(0,0,0,0,0,0,I*PI/180,7.57,0,412.08,XB,YB,VBX,VBY,ABX 粗糙度

38、Ra 為 3.2 5 壽命計算 ,ABY) SH0094-1991 其他校核 CALLRRP(1,-200,909.16,YB,VBY,ABY,QBC,WBC,EBC) 蝸輪蝸桿油 680 CALLLINK(XB,YB,VBX,VBY,ABX,ABY,QBC,WBC,EBC,909.16,XC,YC 浸油深度應為蝸 十 .鍵的設計和 ,VCX,VCY,ACX,ACY) 桿的一個齒高 計算 XT=XC+205 蝸輪軸的結構圖 蝸輪輪轂與軸 YT=YC+155 d>3

39、9.7mm 連接處鍵的設 QAD=(I-79)*PI/180 =1.3 計 CALLLINK(0,0,0,0,0,0,QAD,7.57,0,308.21,XD,YD,VDX,VDY,ADX,A Tca=489.48N.m 聯(lián)軸器與軸連 DY) 選擇 LT7 型聯(lián)軸 接處鍵的設計 CALLRRR(495.38,351.25,0,0,0,0,XD,YD,VDX,VDY,ADX,ADY,531.5 器 和計算 8,488.54,QFE,WFE,EFE,QDE,WDE,EDE) 最小直徑 十一 .

40、潤滑和密 CALLLINK(495.38,351.25,0,0,0,0,QFE,WFE,EFE,531.58,XE,YE,VEX =40mm 封的選擇及說 ,VEY,AEX,AEY) L1=84 明 QFM=QFE-145*PI/180 選取氈圈 48 十二 .箱體的結 CALLLINK(495.38,351.25,0,0,0,0,QFM,WFE,EFE,526.05,XM,YM,V d2=48mm 構 MX,VMY,AMX,AMY) l2=57mm XN=XM d3=50mm YN=YM-286.13

41、 L3=47mm XG=501.35 d4=55mm YG=630 L4=82 XH=XM 選 軸 承 型 號 YH=YM+180 30210 P1=50 P2=3700 Q=150 L4=850 QAD1=-80.56*PI/180 QAD2=84.37*PI/180 IFQAD1

42、Q*(XM-XF)/((YE-YF)*COS(QDE)-(XE-XF)* SIN(QDE)) RFX=FDE*COS(QDE) RFY=FDE*SIN(QDE)+QMA=FDE*((YD-YA)*COS(QDE)-(XD-XA)* SIN(QDE))+FBC*(-(YB-YA)*COS(QBC)+(XB-XA)*SIN(QBC)) RAX=FBC*COS(QBC)-FDE*COS(QDE) RAY=FBC*SIN(QBC)-FDE*SIN(QDE) ELSE P=P1+(XC-867

43、.6)*(P2-P1)/L4 FBC=P/(COS(QBC)) FN=P*TAN(QBC)FDE=Q*(XM-XF)/((YE-YF)*COS(QDE)-(XE-XF)* SIN(QDE)) RFX=FDE*COS(QDE) RFY=FDE*SIN(QDE)+QMA=FDE*((YD-YA)*COS(QDE)-(XD-XA)* SIN(QDE))+FBC*(-(YB-YA)*COS(QBC)+(XB-XA)*SIN(QBC))  滾動軸承 30210 d5=62mm L5

44、=10mm d6=35mm L6=35mm 蝸輪尺寸基本確 定 渦輪與軸采用 平 鍵 b h l=16mm 10m m 70mm 半聯(lián)軸器與軸的 連接選用 平 鍵 b h l=12 mm 8mm 70mm 一端固定一端游 動 蝸桿結構圖 蝸桿材料 45 鋼 Pca=4.61Kw =1.3 Tca=3

45、0.6N.m RAX=FBC*COS(QBC)-FDE*COS(QDE) 選擇 LT7 聯(lián)軸器 RAY=FBC*SIN(QBC)-FDE*SIN(QDE) 初選 ENDIF 深溝球軸承 6207 PRINTI,MA,RAX,RAY 角 接 觸 球 軸 承 NEXTI 7207AC CLEAR 內(nèi)徑 !ANIMATION =28mm LETR=2 選擇 J 型顧家橡 FORI=0TO360STEP5 膠油封 32 CALLLINK(0,0,0,0,0,0,I*PI/180,7.392,0,40,XB,YB,VBX,VBY,AB

46、X,A d2=32mm BY) 軸段（ 3 ） CALLRRP(1,-45,141.4,YB,VBY,ABY,QBC,WBC,EBC) 圓螺母 M33 CALLLINK(XB,YB,VBX,VBY,ABX,ABY,QBC,WBC,EBC,141.4,XC,YC, 止動墊圈 33 VCX,VCY,ACX,ACY) 退刀槽 XT=XC+20.5 35mm YT=YC+15.5 退刀槽 QAD=(I-66.24)*PI/180 蝸桿結構確定 CALLLINK(0,0,0,0,0,0,QAD,7.392,0,17.707,XD,YD,V

47、DX,VDY,ADX, 初選圓錐滾子軸 ADY) 承，型號 30210 CALLRRR(50.135,45,0,0,0,0,XD,YD,VDX,VDY,ADX,ADY,58.893,69 軸 承 跨 距 .3,QFE,WFE,EFE,QDE,WDE,EDE) l=133.5 CALLLINK(50.135,45,0,0,0,0,QFE,WFE,EFE,58.893,XE,YE,VEX,VEY 彎矩圖如圖所示 ,AEX,AEY) Ft=4620N QFM=QFE-154.68*PI/180 Fa=739.7N CALLLINK(

48、50.135,45,0,0,0,0,QFM,WFE,EFE,92.514,XM,YM,VMX,  Fr=1082.1N VMY,AMX,AMY)  Ma=95532.6N. XN=XM  mm YN=YM-63.483  截面左側(cè)為危險 XG=50.135  截面 YG=63  抗彎截面系數(shù) XH=XM  W=14238.4 YH=YM+18  σca<[ 

49、 σ  -1] XO=XC-20.5  滿足彎扭強度校 YO=YC+15.5  核 XR=XC-20.5  校核  IV  截面兩側(cè) YR=YC-15.5  Sca=11.31>>1. XS=XC+20.5  5 YS=YC-15.5  IV  截面左側(cè)安全 PLOTXO,YO;XR,YR;XS,YS;XT,YT;XO,YO

50、  滿足要求 PLOT0,0;XB,YB;XC,YC  安全系數(shù) PLOTXD,YD;XB,YB  Sca=5.94>1.5 PLOT0,0;XD,YD;XE,YE;50.135,45;XM,YM;XN,YN  滿足安全的要求 PLOTXG,YG;XH,YH;XM,YM  減速器強度和剛 PLOT80,-45;175,-45  度都滿足條件 BOXCIRCLE-R,R,-R,R  Fr1=1

51、924.6N PLOTTEXT,AT4,0:"A"  Fr2=1468.1N BOXCIRCLEXB-R,XB+R,YB-R,YB+R  Fd1=688N PLOTTEXT,ATXB+4,YB:"B"  Fd2=524N BOXCIRCLEXC-R,XC+R,-45-R,-45+R  P1=3041N PLOTTEXT,ATXC,-54:"C"  p2=1761.7N BOXCIRCLEXD-R,XD+R,YD-R,YD+R 

52、 P1>P2  故只要計 PLOTTEXT,ATXD+4,YD:"D"  算校核  P1 BOXCIRCLEXE-R,XE+R,YE-R,YE+R  P=P1 PLOTTEXT,ATXE+4,YE:"E"  Lh>>2880h BOXCIRCLE50.135-R,50.135+R,45-R,45+R  滿足壽命要求 PLOTTEXT,AT54,45:"F"  蝸輪輪轂與軸連 BOX

53、CIRCLEXM-R,XM+R,YM-R,YM+R  接處 PLOTTEXT,ATXM+4,YM:"M"  選用 BOXCIRCLEXN-R,XN+R,YN-R,YN+R  鍵 16 10 70 PLOTTEXT,ATXN+4,YN:"N"  滿足強度要求 BOXCIRCLE50.135-R,50.135+R,63-R,63+R  聯(lián)軸器與軸連接 PLOTTEXT,AT54,63:"G"  處 BOXCI

54、RCLEXH-R,XH+R,YH-R,YH+R  選擇 PLOTTEXT,ATXH+4,YH:"H"  鍵 12 8 70 BOXCIRCLEXT-R,XT+R,YT-R,YT+R  滿足強度要求 PLOTTEXT,ATXT+4,YT:"T" PAUSE0.05 CLEAR NEXTI PAUSE2 CLEAR !drawthecurve SETWINDOW-50,450,-200,200 P

55、LOT0,0;400,0 PLOT0,-100;0,100 FORI=-0TO360STEP5 CALLLINK(0,0,0,0,0,0,I*PI/180,7.392,0,40,XB,YB,VBX,VBY,ABX,A BY) CALLRRP(1,-45,141.4,YB,VBY,ABY,QBC,WBC,EBC) CALLLINK(XB,YB,VBX,VBY,ABX,ABY,QBC,WBC,EBC,141.4,XC,YC, VCX,VCY,ACX,ACY) XT=XC+20.5

56、 YT=YC+15.5 QAD=(I-66.24)*PI/180 CALLLINK(0,0,0,0,0,0,QAD,7.392,0,17.707,XD,YD,VDX,VDY,ADX, ADY CALLRRR(50.135,45,0,0,0,0,XD,YD,VDX,VDY,ADX,ADY,58.893,69 .3,QFE,WFE,EFE,QDE,WDE,EDE) CALLLINK(50.135,45,0,0,0,0,QFE,WFE,EFE,58.893,XE,YE,VEX,VEY ,AEX,A

57、EY) QFM=QFE-154.68*PI/180 CALLLINK(50.135,45,0,0,0,0,QFM,WFE,EFE,92.514,XM,YM,VMX, VMY,AMX,AMY) XN=XM YN=YM-63.483 XG=50 YG=63 XH=XM YH=YM+18 SETCOLOR1 PLOTI,XT SETCOLOR1 PLOTI,YT SETCOLOR6 PLOTI,X

58、N SETCOLOR6 PLOTI,YN NEXTI PAUSE4 END （一）．分析和擬定傳動的運動簡圖 根據(jù)要求使用閉式蝸桿減速器 蝸桿減速器特點：結構緊湊，傳動比大，傳動效率低，適用于中小功 率、間隙工作的場合。當蝸桿圓周速度 V4~5m/s 時 ,下置式 ,冷卻、 輪滑條件好；當蝸桿圓周速度 V4~5m/s 時 ,下置式。經(jīng)初步計算，本 設計采用下置式。 系統(tǒng)組成簡圖 根據(jù)打包機機構特征，可得：

59、 工作機（執(zhí)行機構原動件）主軸： 轉(zhuǎn)速： n W =72.289r/min ；周期： T=0.83 轉(zhuǎn)矩： M b =1050(N.m) （二）．選擇電動機功率 1 ．電動機類型： Y 系列電動機，封閉式結構，電壓 380V 2 ．工作機平均功率 工作機所需功率 Pw= （1.3~1.5 ），計算后，取 Pw=2.7Kw 由電動機至活塞的總效率 取聯(lián)軸器效率 =0.99 ，軸承傳動效率 蝸桿傳動效率，軸承傳動效率 聯(lián)軸器效率則

60、 實際功率 Pd=Pw/=2.7/0.7607=3.549Kw 電動機額定功率 Pm= （ 1~1.3 ） Pd=3.55~4.614Kw （三）．確定電動機轉(zhuǎn)速 對 于 一 般 傳 動 ， 傳 動 比 i ≈20~80 滿 足 要 求 的 電 動 機 轉(zhuǎn) 速 有 750r/min ， 1000r/min ， 1500r/min ， 2800r/min ，根據(jù)推薦選用 1500r/min 。 （四）．確定電動機 根據(jù)【 1】 **167~168 頁表 12-1 ，選擇 Y112M-4 電動

61、機。 Y112M-4 電動機資料如下 : 額定功率： 4Kw 滿載轉(zhuǎn)速： n 滿 =1440r/min 同步轉(zhuǎn)速： 1500r/min 四．計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 傳動裝置的總傳動比 i 總 =n 滿 /n W =1440/72.289=19.92 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 計算各軸的轉(zhuǎn)速： 電機軸 n 滿=1440r/min 蝸桿軸 n Ⅰ=n 滿 =1440r/min 蝸輪軸 n Ⅱ=n W =

62、72.289r/min 計算各軸的輸入功率： 渦輪軸： PⅠ =P d η1 =3.549 0.99=3.514kw 蝸輪軸： PⅡ =P Ⅰ η2η3=3.612 0.99 0.8=2.783kw 工作機 Pw =P Ⅱ η4η5=2.783 0.98 0.99=2.7kw 計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 ： 電 動 機 的 輸 出 轉(zhuǎn) 矩 ： Td=9.55 10 6 Pd/n 電 =9.55 10 6 3.5494/1440=23.54N m 蝸桿軸：TⅠ =9.55 10 6

63、PⅠ/n Ⅰ=9.55 10 6 3.514 1440=23.30N m 蝸桿軸： TⅡ=9.55 10 6PⅡ/n Ⅱ=9.55 10 62.783 72.289 =367.66N m 工作機： Tw=9.55 10 6 PⅢ/n Ⅲ=9.55 10 62.7/72.289 =356.69N m 將運動和動力參數(shù)計算結果進行整理并列于下表： 軸名 電機軸 蝸桿軸 渦輪軸 工作機 參數(shù) 轉(zhuǎn)速 n 1440 1440 72.298 72.298 r/min 功率 P 3.549 3.5139 2

64、.783 2.7 Kw 轉(zhuǎn)矩 T 23.54 23.30 367.66 356.69 N m 傳動比 i 1 19.92 1 效率η 0.99 0.7841 0.7607 四．傳動零件的設計計算 （一）箱內(nèi)零件設計 1 ．選擇蝸桿傳動類型 由 GB/T10085 — 1988 的推薦，采用漸開線蝸桿（ ZI ）。 參考【 2】 **253~254 頁，表 11-6,11-7 ，考慮到渦輪傳動功率不 大，相對滑動速度不大，故

65、蝸桿選用 45 鋼表面淬火，表面硬度 （ 45-55 ） HRC ， 蝸 輪 輪 芯 選 用 HT200 鑄 造 ， 輪 緣 選 用 ZCuSn10Pb1 ，砂型鑄造， 。 2 ．選擇蝸桿的頭數(shù) 根據(jù)【 2】**344 頁，表 11-1 ，為提高效率，蝸桿頭數(shù)采用推薦的值 2. Z=2 ， =i Z=19.92 2=39.84 ，取 =41 3 ．按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再 校核齒根彎曲疲勞強度。由式參

66、考【 2 】**254 頁式（ 11-12 ），傳動 中心距 （1 ）蝸輪工作轉(zhuǎn)矩 （2 ）確定載荷系數(shù) K 由文獻【 2】 **252~253 頁，表 11-5 ；打包機載荷有沖擊，取工作 情況系數(shù)，齒向載荷分布系數(shù) .3； 渦輪轉(zhuǎn)速 72.289r/min ，初步計算設蝸輪圓周速度， 取動載荷系數(shù) .05; 故 .3 1.15 1.05=1.57 （3 ）確定彈性影響系數(shù) ZE 因選用的是鑄錫青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故 ZE=160MPa (4) 確定接觸系數(shù) 取 d/a=0.3, 查文獻【 2】 **253 頁，表 11-18, 得 =3 （5 ）確定許用接觸應力 [ σ H] 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫青銅 ZCuSn10P1 ，金屬模鑄造，蝸桿