封蓋機設計畢業(yè)設計畢業(yè)生原創(chuàng)作品

1、摘 要本設計為封蓋機設計，主要應用于白酒企業(yè)，對白酒進行封蓋，其生產率為2000瓶/小時，所適應的瓶高為60-100mm，瓶口直徑為22-26mm。該機器由電動機提供動力，電機選用鼠籠式三相異步電動機，工作時，通過兩條傳動鏈輸出：一條經過一級帶傳動和蝸輪蝸桿減速器驅動曲柄滑塊機構使電動機轉動轉變?yōu)橹本€往復運動；另外一條是電動機通過兩級帶傳動驅動滾壓頭中心軸做旋轉運動，從而實現滾壓頭同時做旋轉、直線運動，實現對瓶口的封蓋。曲柄滑塊機構具有結構簡單、加工容易、維修方便、經濟實用的優(yōu)點，在機械設備中應用廣泛。本設計中，通過對平面曲柄滑塊機構的數學建模，用MATLAB編程，輸入曲柄滑塊機構的機構參數和

2、運動參數，實現對整個機構運動過程的仿真分析。關鍵詞：封蓋機；曲柄滑塊；蝸輪蝸桿；帶傳動AbstractThis design for sealing machine design, mainly applies in the liquor enterprise, to block of liquor, its productivity for 2000 bottles/hour, the bottle to high for 60-100mm, and the bottle to diameter for 22-26mm. This machine powered by motor, moto

3、r selection rat trap type three-phase asynchronous motor, working, this through two transmission chain output: One passing level 1 belt and worm reducer drive slider-crank mechanism for linear motor rotation transformation to reciprocating movement; another is the electromotor through two-stage belt

4、 drive roller head do rotational motion, so as to realize the pressure head also do roll rotation, linear motion, realizes to mouth sealing. Slider-crank mechanism has simple structure, easy processing, maintenance is convenient, economical and practical advantages, is widely used in mechanical equi

5、pment. This design, through the plane slider-crank mechanism mathematical modeling, MATLAB programming, input slider-crank mechanism structure parameters and the motion parameters of the whole organization, realize the movement process of the simulation analysis. Keywords: Sealing machine; Slider-cr

6、ank; Worm; Belt transmission目 錄摘 要IABSTRACTII第1章 緒 論1第2章 總體方案設計22.1液壓傳動方案22.2 機械傳動方案32.2.1 凸輪傳動方案32.2.2 曲柄滑塊傳動方案3第3章 電動機的選擇53.1電動機類型的選擇53.2電動機容量的選擇53.3確定電動機型號53.4電動機外形尺寸63.5計算傳動系統(tǒng)的運動參數和動力參數73.5.1 確定傳動系統(tǒng)各部分合理的傳動比73.5.2 計算運動參數(各軸轉速)83.5.3 計算動力參數83.5.3.1 計算各軸的功率83.5.3.2 計算各軸轉矩8第4章 帶傳動的設計及計算104.1確定設計功率1

7、04.2選擇帶型104.3確定帶輪基準直徑11初選小帶輪基準直徑11驗算帶速11計算大帶輪基準直徑124.4確定中心距和帶的基準長度124.5驗算主動輪包角134.6確定帶的根數134.7確定帶的預緊力144.8計算帶傳動作用在軸上的力144.9帶輪結構的設計154.9.1 小帶輪結構設計154.9.1.1 材料154.9.1.2 確定小帶輪結構形式154.9.1.3 確定輪槽的尺寸154.9.1.4 確定小帶輪外形尺寸164.9.2 大帶輪結構設計174.9.2.1 材料174.9.2.2 確定大帶輪結構形式174.9.2.3 確定輪槽的尺寸174.9.2.4 確定大帶輪外形尺寸17第5章

8、蝸桿傳動設計185.1蝸桿傳動類型選擇185.2選擇材料185.3蝸桿傳動的主要參數及其選擇195.3.1 模數m和壓力角205.3.2 蝸桿分度圓的直徑205.3.3 蝸桿頭數205.3.4 導程角205.3.5 傳動比和齒數比215.3.6 蝸輪齒數215.3.7 蝸桿傳動的標準中心距215.3.8 參數的選定225.4蝸桿傳動的幾何尺寸計算225.5蝸桿傳動的受力分析245.6蝸桿傳動強度計算265.6.1 蝸輪齒面接觸疲勞強度計算265.6.1.1 計算蝸輪齒面的接觸應力275.6.1.2 計算蝸輪齒面的許用接觸應力275.6.2 蝸輪齒根彎曲疲勞強度計算285.6.2.1 計算蝸輪齒

9、根彎曲應力285.6.2.2 計算蝸輪許用齒根彎曲應力285.6.3 蝸桿的剛度計算295.7蝸桿傳動滑動速度計算29第6章 曲柄滑塊機構設計316.1材料的選擇326.2確定曲柄滑塊中桿件長度326.2.1 確定滑塊行程32 確定曲柄長度和初定連桿長度326.3曲柄滑塊機構運動學分析和連桿長度的確定336.3.1 建立曲柄滑塊機構的數學模型336.3.1.1 確定連桿方程346.3.1.2 確定曲柄的角速度和驗算尺寸范圍346.3.1.3 建立運動方程356.3.2 曲柄滑塊機構的運動仿真356.3.2.1 基于MATLAB程序設計356.3.2.2 編寫MATLAB程序366.3.2.3

10、程序運行結果376.3.2.4 位移、速度和加速度曲線386.4曲柄滑塊機構動力學分析396.4.1 曲柄滑塊機構結構校核396.4.2 曲柄軸校核41第7章 設計分析與改進427.1 主傳動系統(tǒng)部分427.2 滾壓頭部分427.3 螺紋改進方案42結 論45參考文獻46致 謝48第1章 緒 論近年來，隨著我國人民生活水平的不斷提高，對酒、飲料類的需求不斷加大。目前我國已經引進多條高速灌裝自動線，對啤酒、汽水等消耗量大且?guī)в袣怏w的封蓋機已經形成了一定規(guī)模，但白酒、葡萄酒等高檔無氣體酒類封蓋幾乎不成體系和規(guī)模，與世界水平還有很大距離，而且國產產品技術含量不高，而國外已將很多先進技術應用在自動機械

11、上?，F在國內白酒企業(yè)眾多，這些企業(yè)都必須對白酒進行瓶口封裝，瓶口封裝尤為重要，封蓋機就成為白酒企業(yè)必不可少的包裝設備。為此，設計一款封蓋機，該類封蓋機可一次完成收邊、擠紋動作，經濟快速、容易調整、操作簡單、維修方便10。本機器的工作原理：動力源電動機通過兩條傳動鏈，同時驅動滾壓頭做轉動和直線運動。一條傳動鏈由電動機經過兩級傳動（一級帶傳動和一級蝸桿傳動）減速驅動執(zhí)行機構曲柄滑塊機構，將電動機的轉動轉變?yōu)橹本€往復運動，從而，帶動滾壓頭上下運動，當運動到與瓶蓋接觸時，由于壓力作用滾壓頭在主軸帶動下旋轉完成封蓋。第2章 總體方案設計封蓋機的電動機先通過減速裝置進行減速。然后，再將轉動轉變?yōu)橹本€運動，

12、從而實現滾壓封頭的往復運動，能夠實現這一轉換，主要有液壓傳動和機械傳動4。2.1 液壓傳動方案封蓋機液壓傳動系統(tǒng)原理圖如圖所示，其原理：手動換向閥6推向左位（即左位接入系統(tǒng)），此時活塞在壓力油的作用下向下運動，滾壓頭向下運動進行封蓋，當封蓋完成后，將閥6手柄推向右位（即右位接入系統(tǒng)），活塞向上運動，即刀片上抬，到了一定位置，將閥6手柄推入中位，這樣活塞就停留在此位置不動。然后進行第二次封蓋時，重復上述操作。手動換向閥6也可改為電氣控制的換向閥，從而實現自動連續(xù)封蓋，提高效率12。.油箱 .粗過濾器 .液壓泵 4.溢流閥 5.調速閥 6.手動三位四通換向閥 7.液壓缸 8.滑塊圖2-1 液壓傳動

13、系統(tǒng)原理圖封蓋機采用液壓傳動，可使機器工作平穩(wěn)、質量輕、慣性小、反應快、安全可靠。但是液壓系統(tǒng)對液壓元件在制造精度上要求較高、造價高，而且對工作介質的污染比較敏感，油溫的變化對其工作穩(wěn)定性影響較大，在工作過程中伴有較多的能量損失。同時，泄漏問題也是不可避免的。因此，此次設計不選用此方案。2.2 機械傳動方案在機械傳動方案中，能夠實現轉動轉變?yōu)橹本€運動的有凸輪機構和曲柄滑塊機構。 凸輪傳動方案圖2-2 凸輪機構原理圖凸輪機構的工作原理如圖2-2所示，主軸的轉動帶動凸輪傳動，推動滑塊向上運動?；瑝K在重力的作用下下降，推動滑塊作動作。選擇凸輪機構的優(yōu)點是只要適當地設計出凸輪的輪廓曲線，就可以使推桿得

14、到各種預期的運動規(guī)律，而且響應快速，機構簡單緊湊，設計方便。缺點是凸輪廓線與推桿之間為點、線接觸，容易磨損 ，并且凸輪制造困難，造價高。 曲柄滑塊傳動方案曲柄滑塊機構的工作原理如圖2-3所示，通過主軸轉動帶動曲柄轉動，曲柄通過連桿使滑塊作上下往復運動，實現預期動作。圖2-3曲柄滑塊機構原理圖曲柄滑塊機構具有磨損輕、壽命長、便于潤滑，低副易于加工、可獲得較高精度、成本低，桿可較長、可用作實現遠距離的操縱控制等優(yōu)點。故本設計采用此方案比較合適。第3章 電動機的選擇3.1 電動機類型的選擇本設計所選電動機應從多方面考慮。電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產單位一般多采用三相交流電源,因此,無

15、特殊要求時,均應采用三相交流電動機。交流電動機又分為異步電動機和同步電動機，同步電動機常用于轉速不隨負載變化情況下，而本設計沒有這方面要求，所以選異步電動機。三相異步電動機又分為鼠籠式和繞線式，本設計對調速性能、啟動轉矩要求不高，通常選用普通三相鼠籠式異步電動機。并且異步電動機的優(yōu)點有結構簡單、容易制造、價格低廉、運行可靠、堅固耐用、運行效率較高且適用性強。Y2系列電動機是Y系列電動機的更新換代產品，是一般用途的全封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。它是我國九十年代最新產品，其整體水平已達到國外同類產品九十年代初的水平。該產品應用于國民經濟各個領域，如機床、水泵、風機、壓縮機，封閉式還可適用于灰

16、塵較多、水土飛濺、含易燃、易爆或腐蝕性氣體的場合3。經過多方面綜合考慮，選用Y2系列全封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。3.2 電動機容量的選擇電動機的容量選擇的是否合適,對電動機的正常工作和經濟性都有影響。容量選的過小,不能保證工作機的正常的工作或使電動機因過載而過早的損壞;而容量選的過大,則電動機的價格較高,能力又不能充分利用,而且由于電動機經常不滿載運行,其效率和功率因數都較低,增加電能消耗而造成能源的浪費。Y2系列電動機額定電壓為380V，額定頻率為50Hz。在380V電壓下，鼠籠式異步電動機功率為0.37320kW。本設計為小型機械，對功率要求不高，并參考工廠樣機，選取功率為0.37

17、kW。3.3 確定電動機型號功率為0.37kW的Y2系列電動機有如下幾款：表3-1 電機主要參數型號額定功率額定電流轉速效率功率因數最大扭矩最小扭矩空載噪聲 Y2-80M1-60.371.390062.00.721.554Y2-71M2-40.371.0138067.00.752.21.755Y2-71M1-20.371.0282070.00.812.21.664根據任務書技術參數，生產率：QT=2000瓶/小時 QT=瓶/min=33.3瓶/min 可?。篞T=34瓶/min本設計執(zhí)行機構為曲柄滑塊機構，活動支架帶動滾壓頭做上下的往復運動，相當于滑塊帶動滾壓頭，滑塊每往返一次為一個工作循環(huán)。

18、同時，曲柄也旋轉一周，每轉一周完成一次封蓋。曲柄轉速可求得，即r/min蝸輪轉速r/min本設計減速傳動鏈為二級減速，由V帶傳動，蝸輪蝸桿減速器組成。參考實習時工廠機器，選取V帶傳動比=12，蝸輪蝸桿減速器傳動比=74016，則總傳動比的范圍=780，則電動機轉速可選范圍為：=(780)34=(2382720)r/min根據表3-1，選取Y2-71M2-4型電機較為合適，其參數為：額定功率0.37kW，轉速1380r/min，效率67.0，功率因數0.75，扭矩范圍1.72.2。3.4 電動機外形尺寸表3-2 Y2-71M2-4型電機安裝尺寸（單位：mm）尺 寸HABC DEF×GD

19、GADACHDL801251005019406×615.514587.5220295圖3-1 Y2型三相異步電動機3.5 計算傳動系統(tǒng)的運動參數和動力參數 確定傳動系統(tǒng)各部分合理的傳動比總傳動比：=41 （3-1）式中 r/min為蝸輪輸出軸轉速=1380r/min為電動機輸出轉速各部分傳動比： （3-2）式中 為V帶傳動比 為蝸輪蝸桿傳動比選取，=2；=20.5 計算運動參數(各軸轉速)小帶輪輸入軸（電動機輸出軸）轉速：=1380r/min蝸桿轉速：=690r/min蝸輪輸出軸轉速：r/min 計算動力參數.1 計算各軸的功率查得16各部件傳動效率為：V帶傳動：0.850.95 取

20、=0.94蝸輪蝸桿傳動：，=0.84軸承傳動：0.970.99 取=0.98另外，電動機的效率為67.0。則電動機輸出軸、蝸桿、蝸輪輸出軸三軸的功率分別為：電動機輸出軸：=×=0.37×0.67=0.25kW （3-3）蝸桿：=××=0.37×0.67×0.94=0.23kW （3-4）蝸輪輸出軸：=×××=0.23×0.84×0.98×0.98=0.19kW （3-5）.2 計算各軸轉矩電機軸：=9550×=9550×=1.73Nm （3-6）蝸 桿：=

21、9550×=9550×=3.18Nm （3-7）蝸輪輸出軸：=9550×=9550×=53.37Nm （3-8）第4章 帶傳動的設計及計算本設計的工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，傳動平穩(wěn)，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本9。4.1 確定設計功率 （4-1） =1.10.37=0.407kW0.41kW式中 工況系數 傳動功率（kW）當載荷變動小時，每天工作時間小于10小時，取=1.116。4.2 選擇帶型V帶有普通V帶、窄V帶、寬V帶、

22、大楔角V帶等多種類型，其中普通V帶應用最廣，普通V帶由頂膠、抗拉體（承載層）、底膠和包布組成，如圖4-1所示?？估w由簾布或線繩組成，是承受負載拉力的主體。其上下的頂膠和底膠分別承受彎曲時的拉伸和壓縮變形。由于線繩結構普通V帶具有柔韌性好、抗拉強度高的特點，適用于帶輪直徑較小、載荷不大、轉速較高的場合。因此，本設計選用普通V帶。圖4-1 V帶結構根據=0.41kW和主動輪（小帶輪）轉速=1380r/min，選取Z型V帶16。普通Z型V帶截面尺寸如圖4-2：圖4-2 普通V帶截面圖其中， 4.3 確定帶輪基準直徑4.3.1 初選小帶輪基準直徑類比實習工廠機器，并參考相關資料16，初選小帶輪基準直

23、徑為=80mm，外徑=84mm。4.3.2 驗算帶速=5.78m/s （4-2）滿足 5m/s25m/s4.3.3 計算大帶輪基準直徑=×（1）× （4-3） =2 ×（10.015）×80=157.6mm式中 彈性滑動系數，=0.010.02取=160mm164.4 確定中心距和帶的基準長度初定中心距： 0.7（+）2（+） （4-4） 0.7（80+160）2（80+160） 168mm480mm初步選取=200mm根據帶傳動幾何關系，按下式計算帶的基準長度：= （4-5） =mm =784.8mm選取=800mm16計算中心距： （4-6） =mm

24、 =207.6mm取=208mm，由于V帶的中心距一般是可以調整的，其范圍如下：=mm=196mm （4-7）=mm=232mm （4-8）因此，中心距變化范圍為：196mm232mm4.5 驗算主動輪包角小帶輪包角： （4-9） = =所以，主動輪包角滿足要求4.6 確定帶的根數V帶根數公式： （4-10）式中 包角修正系數，查得0.94帶長修正系數，查得1.00單根V帶的額定功率（kW），查得0.30kW單根V帶額定功率的增量（kW），查得0.03kW代入數據得： =1.32取=2根。4.7 確定帶的預緊力單根V帶預緊力： （4-11）式中 V帶單位長度的質量，查得0.06kg/m16代入

25、數據得： =31.43N由于新帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時的預緊力應為上述預緊力的1.5倍18。4.8 計算帶傳動作用在軸上的力為了設計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的力。有效圓周力： （4-12） =N =70.93N如果不考慮帶的兩邊的拉力差，則壓軸力可以近似的按帶的預緊力的合力來計算。作用在軸上的壓軸力： （4-13） = =123.29N （4-14） = =184.94N4.9 帶輪結構的設計 小帶輪結構設計.1 材料由于帶速=5.78m/s20m/s，可選用HT150。.2 確定小帶輪結構形式根據小帶輪基準直徑、槽型為Z型、孔徑（為電動機輸出軸直徑

26、D），確定該帶輪選用實心輪16。.3 確定輪槽的尺寸輪槽尺寸如下16：圖4-3 輪槽結構輪槽基準寬度=8.5mm槽口寬度10.1mm基準線上槽深=2.0mm，取=2.0mm基準線下槽深=7.0mm，取=8.0mm槽間距=12±0.3mm第一槽對稱面至端面的距離=7.0mm，取=8.0mm最小輪緣厚=5.5mm輪槽角=38°.4 確定小帶輪外形尺寸帶輪寬：=28mm （4-15）帶輪外徑：=80+22=84mm （4-16）輪緣外徑：= ×19mm=34.238mm （4-17）帶輪總厚度：=×19mm=28.538mm （4-18）圖4-4 小帶輪結構

27、大帶輪結構設計.1 材料同小帶輪，帶速=5.78m/s20m/s，可選用HT15016。.2 確定大帶輪結構形式根據大帶輪基準直徑、槽型為Z型、孔徑選取與小帶輪相同，確定該帶輪選用輻板式，腹板厚度S=9mm16。.3 確定輪槽的尺寸 輪槽尺寸與小帶輪相同。.4 確定大帶輪外形尺寸帶輪寬：=28mm （4-19）帶輪外徑：=160+22=164mm （4-20）輪緣外徑：= ×19mm=34.238mm （4-21）帶輪總厚度：=×19mm=28.538mm （4-22）圖4-5 大帶輪結構第5章 蝸桿傳動設計根據本設計所要實現要求，減速裝置需要兩軸為交錯形式，故可選用圓錐齒

28、輪減速或蝸桿傳動減速。此外，本設計所要實現電動機轉動轉變?yōu)榛瑝K直線運動所需的傳動比較大，選圓錐齒輪減速不易實現。因此，選用蝸桿傳動減速。蝸桿傳動是在空間交錯的兩軸間傳遞運動和動力的一種傳動，兩軸線交錯的夾角可為任意值，常用的為900。蝸桿為單個頭數時，對應蝸桿每旋轉一周，蝸輪僅僅轉過單個齒距，因而產生的傳動比較大。由于傳動比大，零件數目又少，因而結構很緊湊。在蝸桿與蝸輪嚙合時，由于蝸桿齒是螺旋形的、連續(xù)不斷的，它與蝸輪齒的嚙合是漸入漸出的，同時嚙合的齒數較多，故所受載荷小，沖擊小，傳動平穩(wěn)，噪聲低2。5.1 蝸桿傳動類型選擇蝸桿分類可分為很多種。其中，最常用的是圓柱蝸桿。圓柱蝸桿又可分為普通型

29、和圓弧型兩大類。普通圓柱蝸桿可分為阿基米德（ZA）蝸桿、漸開線（ZI）蝸桿、法向直廓（ZN）蝸桿和錐面包絡蝸桿（ZK蝸桿）四種最為常用。根據GB/T 10085-1988的推薦，本設計采用ZI蝸桿。圖5-1 漸開線蝸桿（ZI蝸桿）5.2 選擇材料蝸桿一般是用碳鋼或合金鋼制成。轉速高、載荷重的蝸桿常用15Cr或20Cr，并經滲碳淬火；也可用40、45鋼或40Cr并經淬火。這樣可以提高表面硬度，增加耐磨性。通常要求蝸桿淬火后的硬度為4055HRC，經氮化處理后的硬度為5562HRC。一般不太重要的低速中載的蝸桿，可采用40或45鋼，并經調質處理，其硬度為220300HBS。常用的蝸輪材料有鑄造錫青

30、銅（ZCuSn10P1，ZCuSn5Pb5Zn5）、鑄造鋁鐵青銅（ZCuAl10Fe3）及灰鑄鐵（HT150、HT200）等。錫青銅耐磨性最好，但價格較高，用于滑動速度m/s的重要傳動；鋁鐵青銅的耐磨性較錫青銅差一些，但價格便宜，一般用于滑動速度m/s的傳動；如果滑動速度不高（m/s），對效率要求也不高時，可采用灰鑄鐵。一般蝸輪都對其進行時效處理，這樣可以防止其變形20。因此，考慮到此設計中蝸桿傳動功率不大，速度不高，故蝸桿采用45鋼；因希望效率高些,耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為4555HRC。蝸輪用鑄造錫青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。由于有色金屬較貴重，考慮到經濟性，僅齒

31、圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT150制造11。5.3 蝸桿傳動的主要參數及其選擇如圖5-2所示，在中間平面上，蝸桿傳動就相當于齒條與齒輪的嚙合傳動。故在對蝸桿傳動進行設計時，可取中間平面上的參數為基準，如模數、壓力角等。圖5-2 普通圓柱蝸桿傳動普通圓柱蝸桿傳動的主要參數有模數m、壓力角、蝸桿直徑、蝸桿的頭數以及蝸輪的齒數等。進行蝸桿傳動的設計時，首先，選擇符合設計的參數。 模數m和壓力角蝸桿傳動在計算幾何尺寸時，模數也是主要的計算參數。蝸輪與蝸桿嚙合時，在中間平面上，蝸桿的軸面模數和壓力角與蝸輪的端面模數和壓力角相等，即= （5-1） （5-2）漸開線蝸桿（ZI蝸桿）的法向壓力角為標準值（

32、20°），蝸桿軸向壓力角與法向壓力角的關系為 （5-3）式中 為導程角 蝸桿分度圓的直徑我們把分度圓直徑與模數m的比值 （5-4）稱為直徑系數。根據GB/T 10085-1988，已經給出了常用的標準模數m和蝸桿分度圓的直徑及直徑系數q。 蝸桿頭數蝸桿頭數是由傳動比和效率選定的。蝸桿頭數越少，傳動比越大，但效率低，如果提高效率，蝸桿的頭數就增大。而加工頭數較多的蝸桿又很困難。所以，通常蝸桿的頭數取為1、2、4、6。 導程角蝸桿的直徑系數q和蝸桿頭數選定之后蝸桿分度圓的圓柱上導程角也就確定了，如圖5-3所示，圖5-3 導程角與導程的關系 （5-5）式中 為蝸桿的軸向齒距 傳動比和齒數比

33、傳動比： （5-6）式中 、分別為蝸桿和蝸輪的轉速，（r/min）齒數比： （5-7）式中 為蝸輪的齒數當蝸桿為主動時， （5-8） 蝸輪齒數蝸輪齒數也是由傳動比確定的。為了避免切制蝸輪時與蝸輪滾刀產生根切甚至干涉，理論上應保證17。但當<26時，嚙合區(qū)域要明顯減小，這將影響傳動地平穩(wěn)性，而在30時，能夠保證始終保持有兩對以上的齒嚙合，所以通常規(guī)定大于282。 蝸桿傳動的標準中心距標準中心距可根據GB/T 10085-1988選取。 參數的選定根據傳動方案要求，該減速器所要達到傳動比為=20.5。根據GB/T 10085-1988，并參考工廠機器，選取中心距=63mm，模數=2.5mm，

34、法向壓力角=20°，蝸桿分度圓直徑=25mm，蝸桿頭數=2，蝸輪齒數=41，蝸輪變位系數=5.4 蝸桿傳動的幾何尺寸計算蝸桿傳動的幾何尺寸，如圖5-4所示：圖5-4 蝸桿傳動基本幾何尺寸齒數比 （蝸桿主動） （5-9）蝸桿的直徑系數 =10 （5-10）蝸桿軸向齒距 =3.14×2.5=7.85mm （5-11）蝸桿導程 =3.14×2.5×2=15.7mm （5-12）蝸桿的齒頂圓直徑 =，其中=1 （5-13） =30mm頂隙 c=c*m，其中c*=0.2 =0.2×2.5=0.5mm蝸桿齒根圓直徑 = （5-14） =252×（

35、1×2.5+0.5）=19mm蝸桿導程角 =0.2，解得=11.31° （5-15）軸向齒形角 （5-16） ，解得=20.36°蝸桿基圓導程角 （5-17） ，解得=22.86°蝸桿基圓直徑 （5-18） =11.86mm蝸桿的齒頂高 （5-19） =2.5mm蝸桿的齒根高 （5-20） =3.0mm蝸桿的齒高 （5-21） =5.5mm蝸桿的齒寬 =33.65mm （5-22）蝸輪分度圓的直徑 （5-23） =2.5×41=102.5mm蝸輪的齒頂高 （5-24） =1.75mm蝸輪的齒根高 （5-25） =3.75mm蝸輪喉圓的直徑 （5

36、-26） =102.5+2×1.75=106mm蝸輪齒根圓的直徑 （5-27） =102.52×3.75=95mm蝸輪的齒高 （5-28） =5.5mm蝸輪咽喉處母圓半徑 （5-29） =10mm蝸輪的齒寬 =0.75×30=22.5mm，取=21mm （5-30）蝸輪齒寬角 =114.28° （5-31）蝸桿軸向齒厚 =3.925mm （5-32）蝸桿法向齒厚 =3.85mm （5-33）蝸輪頂圓直徑 =106+2×2.5=111mm （5-34）蝸桿節(jié)圓直徑 = （5-35） =23.5mm蝸輪節(jié)圓直徑 =102.5mm （5-36）5.5

37、 蝸桿傳動的受力分析在進行蝸桿傳動的受力分析時，通常不考慮摩擦力的影響。本設計的蝸桿是右旋蝸桿，且為主動件，其受力情況如圖5-5所示。作用于節(jié)點P處的法向載荷，它可分解為三個互相垂直的分力，即圓周力、徑向力和軸向力。在蝸桿與蝸輪之間，有三對大小相等、方向相反的力與、與和與。圖5-5 蝸桿傳動的受力分析當不計摩擦力影響的情況下，各力的大小的計算如下： （5-37）=254.4N式中 蝸桿的轉矩，（Nm） 蝸桿的分度圓直徑 （5-38）=1041.37N式中 蝸輪的轉矩，（Nm） 蝸輪的分度圓直徑 （5-39）=386.53N= （5-40）=1130.15N5.6 蝸桿傳動強度計算 蝸輪齒面接觸

38、疲勞強度計算蝸輪齒面接觸疲勞強度的驗算公式為= （5-41）式中 材料的彈性影響系數，（），對于青銅與鋼蝸桿配對時，取=160蝸桿傳動的接觸系數，從圖5-6中查得，=2.7載荷系數，其中為使用系數，為齒向載荷分布系數，當載荷變化均勻、無沖擊時，取=1，=1；為動載系數，蝸輪圓周速度小于3m/s時，=1.01.1，取=1.05蝸輪齒面的接觸應力，（）蝸輪齒面的許用接觸應力，（）圖5-6 圓柱蝸桿傳動的接觸系數.1 計算蝸輪齒面的接觸應力= （5-42） =160×2.7× =204.51.2 計算蝸輪齒面的許用接觸應力因為蝸輪材料為錫青銅，強度極限<300，主要為接觸疲

39、勞失效，故= （5-43）式中 基本許用接觸應力，查得=268 接觸強度的壽命系數，=。其中應力循環(huán)次數，此處為蝸輪轉速，（r/min）；為工作壽命，（h）；j為蝸輪每轉一轉，每個輪齒嚙合的次數 （5-44） =60 =59568000= （5-45） = =0.8= =0.8×268 =214.4< 滿足設計要求。 蝸輪齒根彎曲疲勞強度計算蝸輪齒根的彎曲應力驗算公式為 （5-46）式中 載荷系數，同上，=1.05 蝸輪齒形系數，查得=2.65 螺旋角影響系數，.1 計算蝸輪齒根彎曲應力 （5-47）= =32.6.2 計算蝸輪許用齒根彎曲應力= （5-48）式中 基本許用接觸

40、應力，查得=56壽命系數，=，計算得=0.635=0.635×56=35.6< 滿足設計要求。 蝸桿的剛度計算蝸桿受力時產生變形，影響蝸桿與蝸輪的正確嚙合7，所以對蝸桿剛度進行校核，主要校核蝸桿的彎曲剛度，最大撓度為y，剛度條件為 （5-49）式中 蝸桿所受的圓周力，（N）蝸桿所受的徑向力，（N）E 蝸桿材料的彈性模量，（），取E=20613I 蝸桿危險截面的慣性矩，mm4，其中為蝸桿齒根圓直徑，（mm）蝸桿兩端支承間的跨距（mm），取，為蝸輪分度圓直徑許用最大撓度，（mm） （5-50）=6397.87mm4 （5-51）=0.9×102.5=92.25mmmm=3

41、.31×mm 滿足設計要求。5.7 蝸桿傳動滑動速度計算滑動速度為蝸桿和蝸輪在節(jié)點處的相對速度19。則滑動速度按下式求得： （5-52）式中 蝸桿節(jié)圓直徑，=23.5mm蝸桿節(jié)圓柱上螺旋線升角，帶入數據，解得=12°蝸桿的轉速，（r/min）=0.87m/s第6章 曲柄滑塊機構設計曲柄滑塊機構屬于平面連桿機構的一種，連桿機構的共同特點是原動件的運動都要經過一個不與機架直接相連的中間構件（稱為連桿）才能傳動從動件，故稱之為連桿機構。在連桿機構中，AD為機架，BC為連桿，AB、CD兩桿與機架相連稱為連架桿。而在連架桿中，能做整周回轉者稱為曲柄，只能在一定范圍內擺動者稱為搖桿。圖

42、6-1 曲柄搖桿機構在圖6-1中，搖桿CD的長度增至無窮大，則圖中曲線導軌將變成直線導軌，于是機構就演化成為曲柄滑塊機構。圖6-2 曲柄滑塊機構隨著工業(yè)的發(fā)展，不同規(guī)格的曲柄滑塊機構被應用到了更多的機械中。它在機械制造工業(yè)以及其它工業(yè)的生產中的作用愈來愈顯著，例如在汽車、農業(yè)機械、電子、醫(yī)療機械、國防、航空航天以及日用品等工業(yè)部門都有廣泛的應用。因而提高機械的自動化程度，降低工人的勞動強度，改善勞動條件都離不開對曲柄滑塊機構1。6.1 材料的選擇目前，工業(yè)上使用的鋼鐵材料，碳鋼占有重要的位置。碳鋼按用途及質量可分為碳素結構鋼、優(yōu)質碳素結構鋼和碳素工具鋼。碳素結構鋼由于容易冶煉、工藝性好、價格便

43、宜，在力學性能上一般能滿足普通機械零件及工程結構件的要求，因此用量很大，約占鋼材總量的70。本設計中由于機器所承受的力不是很大，對力學性能要求不是很高，碳素結構鋼就可以滿足要求，故選用碳素結構鋼，通常材料選取Q235號鋼，牌號為Q235-A，A為質量等級。6.2 確定曲柄滑塊中桿件長度 確定滑塊行程根據任務書中技術參數，瓶高為60-100mm，選取滾壓頭行程為100mm，即滑塊行程為100mm。根據結構要求，本次設計采用偏心曲柄滑塊機構。圖6-3 偏心曲柄滑塊機構 確定曲柄長度和初定連桿長度本設計機器，偏心距不大，參照工廠機器，取偏心距36mm，所以曲柄長R=mm=50mm。為了保證曲柄滑塊的

44、性能，傳動角40°。且機構的最小傳動角發(fā)生在曲柄垂直于導路且遠離偏心一邊的位置。圖6-4 傳動角最小位置因為40°，所以 （6-1）解得： L112.3mm初定連桿長度，L=300mm，則曲柄軸心至滑銷最遠距離為P=350mm。6.3 曲柄滑塊機構運動學分析和連桿長度的確定 建立曲柄滑塊機構的數學模型建立曲柄滑塊機構模型如圖6-5所示，已知常量：曲柄的長度=50mm，偏心距36mm，曲柄軸心至滑銷最遠距離為P=350mm，滑塊行程100mm，曲柄轉速r/min圖6-5 曲柄滑塊機構.1 確定連桿方程在圖中，當滑塊運動到最上端時，在中，有 （6-2） （6-3） （6-4）.

45、2 確定曲柄的角速度和驗算尺寸范圍曲柄轉速：，(rad/min) （6-5），(rad/s) （6-6）曲柄與連桿的長度比： （6-7）偏心距與連桿的長度比： （6-8）根據機械設計手冊第3卷16，有 （6-9） （6-10）而 符合設計要求。.3 建立運動方程查得位移、速度和加速度方程16：略去及以上諸項后得： （6-11） （6-12） （6-13） （6-14） 曲柄滑塊機構的運動仿真.1 基于MATLAB程序設計根據上面的滑塊和曲柄連桿的運動學函數關系，編譯MATLAB語言程序對曲柄滑塊機構進行運動仿真分析5。MATLAB 是Mathworks 公司推出的交互式計算分析軟件，具有強大的運算分析功能，它把科學計算、程序設計以及可視化的應用結合起來，是一款高度集成化的軟件，是目前最受歡迎的計算分析軟件之一，被廣泛應用于自動控制、信號處理、機械設計、流體力學和數理統(tǒng)計等工程領域。通過運算分析，MATLAB 可以從眾多的設計方案中尋找最佳途徑，獲取最優(yōu)結果，大大