機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)81旋轉(zhuǎn)罐狀機(jī)的設(shè)計(jì)

第 1 頁(yè) 共 46 頁(yè) 旋轉(zhuǎn)罐狀機(jī)的設(shè)計(jì) 摘要 ： 此次設(shè)計(jì)的主要目的是為實(shí)現(xiàn)葡萄酒的全自動(dòng)罐裝，與一般的罐裝機(jī)不同的是：普通罐裝機(jī)一次工序通常完成的是要么封口要么罐裝，而本設(shè)計(jì)是要在一個(gè)工序上全自動(dòng)完成罐裝和封口。為保證罐裝和封口的運(yùn)動(dòng)與具有停歇運(yùn)動(dòng)的轉(zhuǎn)臺(tái)工作時(shí)間適當(dāng)，特在設(shè)計(jì)了一個(gè)與轉(zhuǎn)臺(tái)連接的六槽輪的同時(shí)，多設(shè)計(jì)了一個(gè)六槽輪，以便主動(dòng)撥盤(pán)在脫離轉(zhuǎn)臺(tái)下的六槽論后，進(jìn)入另一個(gè)六槽論，帶動(dòng)轉(zhuǎn) 臺(tái)上的軸轉(zhuǎn)動(dòng)，完成對(duì)停歇在轉(zhuǎn)臺(tái)上的酒瓶進(jìn)行罐裝和封口，完后，當(dāng)轉(zhuǎn)臺(tái)再次運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，罐裝和封口工作停止，直到下次轉(zhuǎn)臺(tái)再進(jìn)入停歇狀態(tài)。因?yàn)檗D(zhuǎn)臺(tái)上的軸動(dòng)力是由轉(zhuǎn)臺(tái)下經(jīng)錐齒輪換向、減速傳來(lái)的，而且它們的傳動(dòng)比為 6，又因?yàn)殄F齒輪的傳動(dòng)比一般不大于 3，所以多設(shè)計(jì)了兩根軸，以實(shí)現(xiàn)錐齒輪的兩次換向、減速。 關(guān)鍵字 ： 旋轉(zhuǎn)、罐裝、槽輪機(jī)構(gòu)、凸輪機(jī)構(gòu)、曲柄滑塊、錐齒輪。 Abstract: This design main goal is for realizes the grape wine completely automatic canned, with general canned machine is different: An ordinary canned 第 2 頁(yè) 共 46 頁(yè) machine working procedure usually completes is either the seal or canned, but this design is must the completely automatic complete canned and the seal in a working procedure. In order to guarantee canned and the seal movement with has the idle time movement the turnplate operating time operating time to be suitable, while has designed especially six V-belt pulleys which connects with the turnplate, has designed six V-belt pulleys, in order to driving plate after is separated from under the turnplate six to discuss, enters another six theory, drives on the turnplate the axis rotation, completes carries on canned and the seal to the idle time on the turnplate beverage bottle, after, when the turnplate revolves once more, canned and the seal work stops, will enter the idle time condition again until the next time turnplate. Because on the turnplate axis power is by the turnplate under after the bevel gear commutation, decelerates transmits, moreover their velocity ratio is 6, also because the bevel gear velocity ratio is not bigger than 3 generally, therefore has designed two axes, by realizes the bevel gear two commutation, decelerates. Key words: Revolves, canned, the V-belt pulley organization, the cam gear, the crank slide, the bevel gear. 0 選題背景 食品和包裝機(jī)械與國(guó)民經(jīng)濟(jì)十分密切。食品和包裝機(jī)械行業(yè)是直接為食品第 3 頁(yè) 共 46 頁(yè) 和包裝工業(yè)提供裝備服務(wù)的 ,是食品和包裝工業(yè)的組成部分。工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家對(duì)食品和包裝機(jī)械的發(fā)展十分重視 ,沒(méi)有現(xiàn)代化的食品和包裝機(jī)械 ,就沒(méi)有現(xiàn)代化的食品和包裝工業(yè)。 民以食為天 ,飲食水平的高低是代表一個(gè)國(guó)家文明程度和人民生活質(zhì)量高低的主要標(biāo)志 ,發(fā)展我國(guó)食品和包裝工業(yè)及機(jī)械制造業(yè) ,可以充分利用國(guó)土資源 ,滿(mǎn)足人民日益增長(zhǎng)的物質(zhì)文化的需要 ,有利于商品流通和為國(guó)家經(jīng)濟(jì)建設(shè)積累資金 ,也是振興農(nóng)村經(jīng)濟(jì)提高農(nóng)民生活水平重要途徑 ,對(duì)繁榮城鄉(xiāng)貿(mào)易、擴(kuò)大出口及解 決勞動(dòng)就業(yè)均有十分重要的作用。 中國(guó)是產(chǎn)糧和果蔬大國(guó) ,由于食品保鮮和深加工技術(shù)落后 ,每年經(jīng)濟(jì)損失達(dá)350 億元 ,因包裝不善 ,每年造成的損失約 200 億元。中國(guó)近年來(lái)每年進(jìn)口食品和包裝機(jī)械約 20 億美元 ,在進(jìn)口多的年份則超過(guò)中國(guó)同類(lèi)機(jī)械的銷(xiāo)售額。以目前機(jī)械工業(yè)整體水平和生產(chǎn)能力 ,合理調(diào)整產(chǎn)品結(jié)構(gòu) ,重點(diǎn)扶植食品和包裝機(jī)械的發(fā)展是完全可以替代部分進(jìn)口 ,擴(kuò)大出口 ,為國(guó)家節(jié)約外匯和增加外匯收入。 當(dāng)代的機(jī)器設(shè)備 集機(jī)、電、氣、光、磁為一體的高新技術(shù)產(chǎn)品不斷涌現(xiàn)，生產(chǎn)高效率化，資源高利用化、產(chǎn)品節(jié)能化、高新技術(shù)實(shí)用化、科研成果 商業(yè)化已成為世界各國(guó)包裝和食品機(jī)械發(fā)展的趨勢(shì)，形成了一個(gè)世界性的高技術(shù)、高智能和高競(jìng)爭(zhēng)的發(fā)展趨勢(shì)。 全自動(dòng)罐裝和封口的旋轉(zhuǎn)罐裝機(jī)，隨著時(shí)代的要求應(yīng)運(yùn)而生。 該機(jī)罐裝采用常壓法，封口采用軟木塞。其主要傳動(dòng)系統(tǒng)如下圖1： 第 4 頁(yè) 共 46 頁(yè) 圖 1 傳動(dòng)系統(tǒng) 1 電動(dòng)機(jī) 2 帶輪 3 蝸桿 4 蝸輪 5 主動(dòng)撥盤(pán) 6 六 槽輪 7 六槽輪 8 轉(zhuǎn)臺(tái) 9 錐齒輪 10 凸輪機(jī)構(gòu) 11 常壓罐裝閥 12 滑塊 13 曲柄 14 軟木塞 15 擠壓軟木塞的彈簧 16 輸送帶 其工作原理：電動(dòng)機(jī) 1 經(jīng)帶輪 2、蝸桿 3 和蝸輪 4 減速后傳給主動(dòng)撥盤(pán) 5，然后主動(dòng)撥盤(pán) 5 帶動(dòng)與轉(zhuǎn)臺(tái)上 與瓶位 相對(duì)應(yīng)的六槽輪實(shí)現(xiàn)停歇轉(zhuǎn)動(dòng)，同時(shí)當(dāng)主動(dòng)撥盤(pán) 5 退出六槽輪時(shí)進(jìn)入 另一個(gè)六 槽輪 轉(zhuǎn)動(dòng)，經(jīng) n4 軸上轉(zhuǎn)動(dòng)比為 i=3 和 i=2的 兩 對(duì)錐齒輪帶動(dòng)凸輪機(jī)構(gòu) 10 運(yùn)動(dòng)，從而將常壓罐裝閥向下壓進(jìn)行罐液，同時(shí)n6 軸上的曲柄 滑塊 機(jī)構(gòu)對(duì)在封口工位上的 玻璃瓶進(jìn)行軟木塞封口，最后輸出封好口的葡萄酒 瓶。 該裝置可以通過(guò)調(diào)節(jié)常壓罐裝閥的高度和 曲柄滑塊的長(zhǎng)度的高度來(lái)進(jìn)行對(duì)不同型號(hào)的玻璃瓶的罐裝和封蓋。 第 5 頁(yè) 共 46 頁(yè) 1 傳動(dòng)比分配 六槽輪機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)系數(shù)： K= 22z z式中 z 為槽輪數(shù)。所以 K=1/3，即六槽輪的運(yùn)動(dòng)時(shí)間是主動(dòng)撥盤(pán)的三分之一，也就是六槽輪轉(zhuǎn)過(guò)六分之 一的時(shí)間是主動(dòng)撥盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)一圈時(shí)間的三分之一 ，罐裝時(shí)間為主動(dòng)撥盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)一圈時(shí)間的三分之二。 當(dāng)罐裝速度為 12r/min 時(shí)，六槽輪轉(zhuǎn)過(guò)六分之一的時(shí)間是 5/18s，則罐裝和封口時(shí)間為 ： （ 5/18） *2=5/9s. 選擇罐裝速度為 10r/min 時(shí)，其罐裝時(shí)間是 2/3s。 所以罐裝速度為 12r/min的效率高些，且適當(dāng)分配好常壓罐裝閥上凸輪機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)間和封口裝置上曲柄搖桿機(jī)構(gòu)及壓塞機(jī)構(gòu)的時(shí)間，兩者都可以滿(mǎn)足時(shí)間上的要求。 同時(shí)，當(dāng)罐裝速度為 12r/min 時(shí)，主動(dòng)撥盤(pán) 轉(zhuǎn)過(guò)六圈，六槽輪才轉(zhuǎn)一圈，因此主動(dòng)撥盤(pán) 的轉(zhuǎn)速為： 12r/min*6=72r/min。 當(dāng)罐裝速度為 10r/min 時(shí)，主動(dòng)撥盤(pán)的轉(zhuǎn)速為： 10r/min*6=60r/min. 所以 ， 電動(dòng)機(jī)到主動(dòng)撥盤(pán)的傳動(dòng)比 A 方案為 1440/60=24、 B方案為 1440/72=20、 C 方案為 1440/60=24。傳動(dòng)比越大，其機(jī)構(gòu)越龐大，所以在滿(mǎn)足其他要求時(shí)，應(yīng)該盡量選擇傳動(dòng)比小點(diǎn)的機(jī)構(gòu)。 通過(guò)對(duì)槽輪機(jī)構(gòu) 和傳動(dòng)比 的 綜合 計(jì)算分析，選定方案號(hào) B 表 1 方案數(shù)據(jù) 方 案號(hào) 轉(zhuǎn)臺(tái)直徑 mm 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 r/min 罐裝速度 r/min A 600 1440 10 B 550 1440 12 C 500 960 10 總傳動(dòng)比為 1440/12=120，因六槽輪機(jī)構(gòu)可以實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)比為 6 的減速，所以剩下的傳動(dòng)比為 20。 傳動(dòng)比的分配是：帶輪實(shí)現(xiàn) i=2 的減速，蝸桿蝸輪實(shí)現(xiàn) i=10的減速 , 到主動(dòng)撥盤(pán)時(shí)軸速為 1440r/min/20=72r/min ， 滿(mǎn)足罐裝速度為72r/min/6=12r/min 的要求。 第 6 頁(yè) 共 46 頁(yè) 2 V 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 2 1 選擇 V 帶型號(hào) 因?yàn)楣扪b機(jī)所需要傳遞的功率不是很大，所以選擇普通 V 帶傳動(dòng)即可。取電動(dòng)機(jī)的額定功率為 1kw，轉(zhuǎn)速 n=1440r/min， 則計(jì)算功率可以根據(jù)下式計(jì)算： CAP K P式中：AK 工作情況系數(shù)，查機(jī)械設(shè)計(jì)第十一章表 11.3，取 AK=1.2。 P 名義傳動(dòng)功率， kW。 所以cP=1.2*1=1.2kw，再查機(jī)械設(shè)計(jì)第十一章圖 11.11 普通 V 帶選型圖，選擇 Z型號(hào)帶。 2 2 確定帶輪基準(zhǔn)直徑 在 V 帶輪上，與所配用 V 帶的節(jié)面寬度pb相對(duì)應(yīng)的帶輪直徑稱(chēng)為基準(zhǔn)直徑d，帶輪愈小，傳動(dòng)尺寸結(jié)構(gòu)越緊湊，但大的彎曲應(yīng)力愈大，帶容易產(chǎn)生疲勞斷裂 。為避免產(chǎn)生過(guò)大的彎曲應(yīng)力，對(duì)各種型號(hào)的 V 帶都規(guī)定了最小帶輪基準(zhǔn)直徑 mind。 查機(jī)械設(shè)計(jì)第十一章 的帶輪基準(zhǔn)直徑系列表 11.4 和最小帶輪基準(zhǔn)直徑表 11.5, 初定 Z 型帶輪，且基準(zhǔn)直徑為 70mm。 2 3 驗(yàn)算帶速 帶速太高，會(huì)因離心力太大而降低帶和帶輪間的正壓力，從而降低摩擦力和傳動(dòng)的工 作性能，同時(shí)也降低帶的疲勞強(qiáng)度；帶速太低，所需有效拉力 F 大，要求帶的根數(shù)多。帶速計(jì)算式為： 116 0 1 0 0 0ddnv 式中， v 的單位為 m/s;1n為帶速。將1d=70mm ，1n=1440r/min 代入式中，得： 11 3 . 1 4 7 0 1 4 4 0 5 . 36 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m/s. 一般情況下，帶速 v 在 5: 25 m/s 之間就可以了。 2 4 確定中心距 a 和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng) 度dL（ 1） 初定中心距 帶傳動(dòng)的中心距不宜過(guò)大，否則將由于載荷變化引起帶的顫動(dòng)。中心距也第 7 頁(yè) 共 46 頁(yè) 不宜過(guò)小，因?yàn)椋?1）中心距愈小，帶的長(zhǎng)度愈短，在一定速下單位時(shí)間內(nèi)帶的應(yīng)力變化次數(shù)愈多，會(huì)加速帶的疲勞損壞； 2）當(dāng)傳動(dòng)比 i 較大時(shí)，短的中心距將導(dǎo)致包角1過(guò)小。 對(duì)于帶的傳動(dòng)，中心距 a 一般可取為： 1 2 0 1 20 . 7 ( ) 2 ( )d d d dd d a d d 2.4-1 根據(jù)帶輪所要的傳動(dòng)比 要求 i=2 可以計(jì)算出大帶輪2dd=140mm.由式 2.4-1 初步計(jì)算出帶輪的中心距為0a=300mm。 （ 2） 帶長(zhǎng) 當(dāng)0a確定后，根據(jù)圖二帶幾何關(guān)系可計(jì)算帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度0dL： 0dL= 2 AB BC D Auuur = 2210 1 20()2 ( )24dddddda d da = 23 . 1 4 (1 4 0 7 0 )2 3 0 0 ( 7 0 1 4 0 )2 4 3 0 0 = 933.95mm 查機(jī)械設(shè)計(jì)第十一章圖 11.10 選取dL=900mm。 圖 2 帶輪傳動(dòng) （ 3） 實(shí)際中心距 根據(jù)選取的標(biāo)準(zhǔn)基準(zhǔn)長(zhǎng)度dL，按下式計(jì)算實(shí)際中心距 ： 2 21 2 1 2 1 22 ( ) 2 ( ) 8 ( )8d d d d d d d dL d d L d d d da =283mm 第 8 頁(yè) 共 46 頁(yè) 實(shí)際中心距的調(diào)節(jié)范圍的推薦值為： m i n 0 . 0 1 5 2 8 3 0 . 0 1 5 9 0 0 2 6 9 . 5da a L m a x 0 . 0 3 2 8 3 0 . 0 3 9 0 0 3 0 0da a L 2 5 驗(yàn)算小帶輪包角1由圖 2，1=180 2o 。由于 值較 小，因此 21 180s i n2odddda 故小帶輪包角1為 1= 211 8 0 5 7 . 3oodddda 166o 滿(mǎn)足要求。 2 6 確定 V 帶根數(shù) V 帶根數(shù)按下式計(jì) 算： 00()cLPP P K K VZ 2-6-1 式中 :cP為計(jì)算功率， kw; 0P為單根 V 帶所能傳遞的額定功率， kw; 0PV為功率增量， kw； K 為包角修正系數(shù)； LK為帶長(zhǎng)修正系數(shù)。 查機(jī)械設(shè)計(jì)第十一章表 11.6，表 11.7、 表 11.8、 表 11.10 和 表 11.11 取得：0P=0.37, 0PV=0.03,K=0.97, LK=1.11。將cP=1.2kw 代入式 2-6-1 得： 1 . 2 2 . 7 8( 0 . 3 7 0 . 0 3 ) 0 . 9 7 1 . 1 1 Z 取整數(shù) Z=3。 第 9 頁(yè) 共 46 頁(yè) 3 蝸桿蝸輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 3 1 選擇傳動(dòng)類(lèi)型和蝸桿蝸輪材料 根據(jù) GB/T 10085 1988 推薦，采用漸開(kāi)線(xiàn)圓柱蝸桿傳動(dòng)（ ZI）。蝸桿用45 鋼，考慮效率高些，耐磨性好些，蝸桿螺旋面進(jìn)行表面淬火，硬度為45: 50HRC。蝸輪用鑄錫青銅 10 1ZCuSn Pb ，金屬模鑄造，為節(jié)省貴重金屬，僅齒圈用用青銅鑄成，輪心用鑄鐵 HT150 制造。 3 2 確定蝸桿頭數(shù)1z和蝸輪齒數(shù)2z蝸桿頭數(shù)可根據(jù)要求的傳動(dòng)比和效率來(lái)選擇，一般1z=1: 4。選擇的原則是：當(dāng)要求傳動(dòng)比較大或要求傳動(dòng)自鎖時(shí)，取1z=1，但傳動(dòng)效率低；要求具有高的傳動(dòng)效率或傳動(dòng)比不大時(shí)，可取1z=2: 4。所以選擇蝸桿的頭數(shù)1z=2。 蝸輪齒數(shù)的多少，影響運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性和承載能力，一般2z=27: 80。對(duì)于中小功率傳動(dòng)，常取2z=30: 50；若功率大于 20kw ，多取2z=50: 70。當(dāng)2z p22（1z=1）或2z 26（1z f1）時(shí)，發(fā)生根切和干 涉，且嚙合區(qū)顯著減小，影響平穩(wěn)性；當(dāng)2z 30 時(shí)，則可始終保持有兩對(duì)齒以上嚙合，因此通常取2z f28。另一方面2z也不能過(guò)多，當(dāng)2z f80 時(shí)（對(duì)于動(dòng)力傳動(dòng)） ，蝸輪直徑將增大過(guò)多，在結(jié)構(gòu)上相應(yīng)就須增大蝸桿兩支承點(diǎn)間的跨距，影響蝸桿軸的剛度和嚙合精度；對(duì)一定直徑的蝸輪，如2z取的過(guò)多，模數(shù) m 就減小甚多，將影響輪齒的彎曲強(qiáng)度。 綜上，查機(jī)械設(shè)計(jì)第十章表 10.1 （普通圓柱蝸桿基本尺寸和參數(shù)及其與蝸輪參數(shù)的匹配），取1z=4，由傳動(dòng)比 i=10，蝸輪齒數(shù)在 40 左右，查表的2z=41，蝸桿模數(shù)為 m =4。 3 3 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)公式為： 3 22()EAHPZZa K T 式中： Z 蝸桿傳動(dòng)接觸系數(shù)，用以考慮蝸桿類(lèi)型、接觸線(xiàn)長(zhǎng)度和當(dāng)量曲率半徑對(duì)接觸應(yīng)力的影響，按蝸桿分度圓直徑與中心距比（1/da）查機(jī)械設(shè)計(jì)第十章圖 10.9 。 第 10 頁(yè) 共 46 頁(yè) EZ 材料彈性系數(shù)， MPa ，定義式與齒輪傳動(dòng)相同，對(duì)于青銅和鑄鐵蝸輪與鋼 蝸桿配對(duì)時(shí)，取EZ=160 MPa 。 HP 蝸輪齒面的許用接觸應(yīng)力， MPa 。 a 蝸桿蝸輪的中心距 ， mm。 （ 1） 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩2T按1z=4，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)第十章表 10.8，估取2 0.9 ， 取帶傳動(dòng)的效率1 0.96 ， 則 66 0 1 2 1 222219 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 P i iPT nn = 6 1 0 . 9 6 0 . 9 2 1 09 . 5 5 1 01440 =114600 （ 2） 確定載荷系數(shù) 因載荷平穩(wěn)，由機(jī)械設(shè)計(jì)第九章表 9.10 選取使用系數(shù) 1.0AK 。 （ 3） 確定許用接觸應(yīng)力 HP蝸輪材料為鑄錫青銅 10 1ZCuSn Pb ，金屬模鑄造，蝸桿硬度 45HRC ，由機(jī)械設(shè)計(jì)第十章 表 10.4 查得其基本許用接觸應(yīng)力 220HP M P a 。假設(shè)蝸桿蝸輪每天工作 16 個(gè)小時(shí)，工作壽命 7 年，則應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 260 hN n kt= 14406 0 1 1 6 3 0 0 720 = 614.5 10 壽命系數(shù)： 8 7710 0 . 5 5 11 4 . 5 1 0NZ 導(dǎo)程角大時(shí)，蝸桿蝸輪的傳動(dòng)效率高些，通常 0015 30 : ，由 1tan zq= 4 0.410第 11 頁(yè) 共 46 頁(yè) 所以 = 021.8 。蝸桿蝸 輪的滑動(dòng)速度為： 11coss dnv =04 0 7 2 06 0 1 0 0 0 c o s 2 1 . 8 =1.624 /ms 按1P=1kw，由機(jī)械設(shè)計(jì)第十章圖 10.10 查得sv=1.624 /ms，采用油浴潤(rùn)滑， 再由圖 10.11 查得滑動(dòng)速度影響系數(shù) 0.96sZ ，則許用接觸應(yīng)力： H P s N H PZZ= 0 .9 6 0 .5 5 1 2 2 0 =116.37MPa （ 4） 計(jì)算中心距 因選用的是鑄錫青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故 160EZ MPa，假設(shè) 蝸桿分度圓1d和傳動(dòng)中心距 a 的比值1 / 0.35da，從圖 10.9 可查得 2.9Z ，則中心距： 32()EAHPZZa K T = 3 1 6 0 2 . 91 1 1 4 6 0 0 ( ) 1 2 21 1 6 . 3 7 mm 取 a =125mm 。 （ 5） 校核 Z和sZ取中心距 125a mm ，因 i=10，則從表 10.1 中選取 5m ，蝸桿分度圓直徑1 40d mm，分度圓導(dǎo)程角 021.8 。這時(shí)1 / 0.32da，從圖 10.9 中可查得 3Z ，滑動(dòng)速度 1 .6 2 4 /sv m s ，查圖 10.1 1 得 0.96sZ ，復(fù)算中心距124.9a mm 125mm,符合要求，因此計(jì)算結(jié)果可用。 3 4 蝸桿蝸輪的主要參數(shù)和幾何尺寸 由表 10.1 查得蝸輪齒數(shù)2 41z ，變位系數(shù)2 0.5x ； 驗(yàn)算傳動(dòng)比2141 1 0 . 2 54zi z ，這時(shí)傳動(dòng)比誤差為 1 0 . 2 5 1 0 0 . 0 2 5 2 . 5 %10 是允許的。蝸桿蝸輪的主要參數(shù)和幾何尺寸如下表： 表 2 蝸輪蝸桿基本尺寸 第 12 頁(yè) 共 46 頁(yè) 名 稱(chēng) 代 號(hào) 數(shù) 值 中心距 a 125mm 蝸桿頭數(shù) 1z4 蝸輪齒數(shù) 2z41 齒形角 020x 模數(shù) m 5 傳動(dòng)比 i 10 齒數(shù)比 u 10.25 蝸輪變位系數(shù) 2x0.5 蝸桿直徑系數(shù) q 10 蝸桿軸向齒距 xp15.708mm 蝸桿導(dǎo)程 zp62.832mm 蝸桿分度圓直徑 1d50mm 蝸桿齒頂圓直徑 1ad60mm 蝸桿齒根圓直徑 1fd38mm 頂隙 c 1mm 漸開(kāi)線(xiàn)蝸桿基圓 直徑 1bd35.7mm 蝸桿齒頂高 1ah5mm 蝸桿齒根高 1fh6mm 蝸桿齒高 1h11 mm 蝸桿導(dǎo)程角 021.8 漸開(kāi)線(xiàn)蝸桿基圓導(dǎo)程角 b029.25 蝸輪分度圓直徑 2d204mm 蝸輪喉圓直徑 2ad209mm 蝸輪齒根圓直徑 2fd187mm 第 13 頁(yè) 共 46 頁(yè) 蝸輪齒頂高 2ah2.5mm 蝸輪齒根高 2fh8.5mm 蝸輪齒高 2h11 mm 蝸輪咽喉 母圓半徑 2gr20.5mm 蝸桿軸向齒厚 xs7.85mm 蝸桿法向齒厚 ns7.29 mm 4 槽輪機(jī)構(gòu)的停歇傳動(dòng)設(shè)計(jì) 旋轉(zhuǎn)罐裝機(jī)轉(zhuǎn)臺(tái)的停歇運(yùn)動(dòng)可用不完全齒輪或槽輪機(jī)構(gòu)傳動(dòng)，因槽輪機(jī)構(gòu)具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、外行尺寸小、機(jī)械效率高等特點(diǎn)，所以選擇槽輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行停歇傳動(dòng)。 根據(jù)運(yùn)動(dòng)的需求， 即 轉(zhuǎn)臺(tái)要每轉(zhuǎn)六分之一圈就要停歇一次，所以采用槽輪齒數(shù)1 6z ，主動(dòng)撥盤(pán)的圓銷(xiāo)數(shù) 1n 的一對(duì)槽輪，同時(shí)由于傳動(dòng)的需要，要求再要一個(gè)槽輪以實(shí)現(xiàn)罐裝閥以壓塞機(jī)構(gòu)上曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的適當(dāng)運(yùn)動(dòng)。為加工方便，也選取與槽輪 1 一樣的槽輪，即2 6z 。 當(dāng)主動(dòng)撥盤(pán)回轉(zhuǎn)一周時(shí)，槽輪的運(yùn)動(dòng)時(shí)間bt與主動(dòng)撥盤(pán)轉(zhuǎn)一周的總時(shí)間 t 之比，稱(chēng)為該槽輪機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)系數(shù)，并以 k 表示。對(duì)于撥盤(pán)上只要一個(gè)圓銷(xiāo)的槽輪機(jī)構(gòu)，其運(yùn)動(dòng)系數(shù) k 為： 22bt zk tz 6 2 12 6 3第 14 頁(yè) 共 46 頁(yè) s 圖 3 槽輪機(jī)構(gòu) 取中心距 200L mm ，圓銷(xiāo)半徑 5r mm ，則： s in ( / )R L z = 2 0 0 s in ( / 6 ) =100mm c o s ( / )s L z = 2 0 0 c o s ( / 6 ) =178mm ()h s L R r 1 7 8 ( 2 0 0 1 0 0 5 ) 8 3mm 其中符號(hào)所代表的如圖三所示。 撥盤(pán)的直徑1d以及槽輪軸的直徑2d需滿(mǎn)足下列條件： 1 2( )d L s 2 ( 2 0 0 8 6 . 6 ) 4 4mm 2 2 ( )d L R r 2 ( 2 0 0 1 0 0 5 ) 1 9 0mm 根據(jù)軸徑公式： 3 PdAn第 15 頁(yè) 共 46 頁(yè) 式中： A 系數(shù)， 3 69 . 5 5 1 0TPAnW ，實(shí)心軸， 30.2TWd ； P 軸上傳遞的功率， km ； n 軸的轉(zhuǎn)速， /minr 。 初估軸徑。 主動(dòng)撥盤(pán)上： 由機(jī)械設(shè)計(jì)第十九章表 19.3 （軸幾種常用材料的 及 A 值），選擇軸的材料為 45 鋼，查得取 103A ， 1 , 7 2 0 / m i nP k w n r ，初算軸徑：3111 0 3 2 4 . 7 572d m m 。槽輪 1 上： 3211 0 3 5 012d m m 。 在根據(jù)上面1d、2d的條件限制，而且功率 上面是按 100%的效率計(jì)算，所以實(shí)際的軸徑比求的要小些， 可以滿(mǎn)足 要求 。 為減少設(shè)計(jì)的工作量和方便加工制造，槽輪 2 的設(shè)計(jì)尺寸可以和槽輪 1 的一樣。 根據(jù)槽輪齒頂厚度 5b mm ，確定鎖止弧是以半徑為 40mm ，弧所對(duì)應(yīng)的圓心度為 0120 的三分之一圓弧。 需要注明的是，為了避免或減輕槽輪在開(kāi)始轉(zhuǎn)動(dòng)和停止轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)的碰撞或沖擊，圓銷(xiāo)在開(kāi)始進(jìn)入徑向槽或從徑向槽脫出的瞬間，圓銷(xiāo)中心的線(xiàn)速度方向均沿著徑向槽的中心線(xiàn)方向，以便槽輪在啟動(dòng)或停止的瞬時(shí)角速度為零。 所以，如 圖 三 所示的幾何關(guān)系及槽輪的相關(guān)尺寸，圓銷(xiāo)在進(jìn)入或脫出槽輪時(shí)，其線(xiàn)速度都要沿著槽輪的中心線(xiàn)方向， 即主動(dòng)撥盤(pán)的圓銷(xiāo)在進(jìn)入或脫出槽輪的瞬間要與水平線(xiàn)成 060 ，如圖 3。 5 錐齒輪的 傳動(dòng) 設(shè)計(jì) 5 1 2n軸上的錐齒輪1z與槽輪 2 軸上相嚙合的錐齒輪2z的傳動(dòng)設(shè)計(jì) 這對(duì)錐齒輪要求實(shí)現(xiàn)的傳動(dòng)比 為1213zi z。 一、 選定錐齒輪材料、熱處理及精度 考慮此對(duì)錐齒輪的功率及安裝的限制，故大小錐齒輪都選用硬齒面漸開(kāi)線(xiàn)直齒錐 齒 輪。 （ 1） 錐齒輪材料及熱處理 第 16 頁(yè) 共 46 頁(yè) 大小錐齒輪（整鍛結(jié)構(gòu)）材料為 20CrMoTi 。齒面滲碳淬火，齒面硬度為58 62HRC: ，有效硬化層深 0.5 0.9mm: 。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)第九章圖 9.55 和圖 9.58 ，取l i m 1 l i m 2 l i m 1 l i m 21 5 0 0 , 5 0 0H H F FM P a M P a ，齒面最終成形工藝為磨齒。 （ 2） 輪齒精度 按 / 1 0 0 9 5 1 9 8 8 , 6G B T 級(jí)，齒面粗糙度 0.8aR um，齒根噴丸強(qiáng)化。裝配后齒面接觸率為 70%。 二、 初步設(shè)計(jì)錐齒輪傳動(dòng)的主要尺寸 （ 1） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 6 1119 . 5 5 1 0PT n 計(jì)1P=1kw ，1 36 / m innr，則： 6 1119 . 5 5 1 0PT n = 6 19 . 5 5 1 0 2 6 5 2 7 8 *36 N m m （ 2） 確定齒數(shù) 因?yàn)槭怯昌X面，故取1 23z ，21 3 2 3 6 9z iz 。 （ 3） 計(jì)算基本尺 寸 a 標(biāo)準(zhǔn)直齒錐齒輪 b 受力分析 圖 4 第 17 頁(yè) 共 46 頁(yè) 安全系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)九章表 9.15 查得 1.25FS （按 1%失效概率考慮） 。小錐齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 71 6 0 6 0 3 6 1 1 6 3 0 0 7 7 . 3 1 0hN n k t 大錐齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 721/ 2 . 4 1 0N N u 由圖 9.59 查得壽命系數(shù)120 . 9 6 , 0 . 9 4NNYY；實(shí)驗(yàn)齒輪應(yīng)力修正系數(shù) 2.0STY ；由圖 9.60 預(yù)取尺寸系數(shù) 1xY，則許用彎曲應(yīng)力： l i m 11 768F N S T xFPFY Y Y M P aS l i m 22 752F N S T xFPFY Y Y M P aS 根據(jù)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的計(jì)算式： ( 1 0 . 5 )ttF F a s a F a s a F PmRK F K FY Y Y Yb m b m 式中，F(xiàn)aY 齒形系數(shù)，根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)vz，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖 9.53 查得 2.66FaY ； saY 應(yīng)力修正系數(shù)，根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)vz，由圖 9.54 查得 1.58saY 。 得： 312 2 214( 1 0 . 5 ) 1F a s aFPRRYYKTmzu =2.9 取整數(shù) 3m ， 則正確嚙合條件： 001 2 1 2 1 23 ; 2 0 ; 9 0m m m 所以，小錐齒輪的分度圓直徑： 11 3 2 3 6 9d m z m m 大錐齒輪的分度圓直徑： 22 3 6 9 2 0 7d m z m m 因 221212R d d，所以 109R mm 。由1 1 2 22 s i n , 2 s i nd R d R得： 011 s i n ( ) 1 8 . 52da c r R 022 s i n ( ) 7 1 . 52da c r R 第 18 頁(yè) 共 46 頁(yè) 小錐齒輪當(dāng)量齒輪的齒數(shù)：11 0123 2 4 . 2 3c o s c o s 1 8 . 5vzz （當(dāng)量齒輪的齒數(shù)無(wú)須元整），同理，大錐齒輪當(dāng)量齒輪的齒數(shù)：22 0269 2 1 7 . 4 5c o s c o s 7 1 . 5vzz 。 為保證錐齒輪的連續(xù)傳 動(dòng)，其應(yīng)該滿(mǎn)足重合度 1 ，直齒圓錐齒輪傳動(dòng)的重合度可按當(dāng)量齒輪進(jìn)行計(jì)算。即： 1 1 2 21 ( ) ( ) 2 v v v vz t g t g z t g t g 式中1v，2v分別為大小錐齒輪當(dāng)量齒輪的齒頂圓壓力角。其計(jì)算過(guò)程如下： 11 3 2 4 . 2 3 7 2 . 6 9vvd m z ，22 3 2 1 7 . 4 5 6 5 2 . 3 5vvd m z 當(dāng)量齒輪基圓直徑： 011 c o s 3 2 4 . 2 3 c o s 2 0 6 8 . 3v b vd m z 022 c o s 3 2 1 7 . 4 5 c o s 2 0 6 1 3v b vd m z 當(dāng)量齒輪的齒頂圓直徑，由 *1 1 122v a v a v ad d h d m h 得： 127 8 . 6 9 , 6 5 8 . 3 5v a v ad m m d m m由111co s vbvavadd ，得 01116 8 . 3a r c c o s ( ) c o s ( ) 2 9 . 87 8 . 6 9vbva vad a c rd 同樣可得： 0222613a r c c o s ( ) c o s ( ) 2 1 . 46 5 8 . 3 5vbva vad a c rd 所以，重合度 ： 1 1 2 21 ( ) ( ) 2 v v v vz t g t g z t g t g = 0 0 0 01 2 4 . 2 3 ( 2 9 . 8 2 0 ) 2 1 7 . 4 5 ( 2 1 . 4 2 0 ) 2 t g t g t g t g 1.8 滿(mǎn)足重合度大于 1 的要求。 齒寬系數(shù) /R bR ，取 13R ，且12b b b。 現(xiàn)將該對(duì)錐齒輪的主要幾何尺寸計(jì)算列出，如下表： 表 3 錐齒輪基本尺寸 第 19 頁(yè) 共 46 頁(yè) 名 稱(chēng) 代 號(hào) 計(jì)算數(shù)值 分度錐角 00121 8 . 5 , 7 1 . 5 分度圓直徑 d 126 9 , 2 0 7d m m d m m錐距 R 109R mm 齒頂高 ah3ah mm齒根高 fh3.6fh mm齒頂圓直徑 ad127 4 . 6 9 , 2 0 8 . 9aad m m d m m齒根圓直徑 fd126 2 . 1 7 , 2 0 4 . 7 2ffd m m d m m齒頂角 a0121 .5 8aa齒根角 f0121 .8 9ff齒頂錐角 a00122 0 . 0 8 , 7 3 . 0 8aa齒根錐角 f00121 6 . 6 1 , 6 9 . 6 1ff分度圓齒厚 s 4.7s mm 齒 寬 b 30b mm 當(dāng)量齒數(shù) vz122 4 . 2 3 , 2 1 7 . 4 5vvzz當(dāng)量齒數(shù)比 vu9vu 平均模數(shù) m2.5mm 平均分度圓直徑 md125 7 . 5 . 1 7 2 . 5mmd m m d m m當(dāng)量齒輪的分度圓直徑 mvd126 0 . 6 3 . 5 4 3 . 6 4m v m vd m m d m m三、 錐齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度校核 直齒錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算比較復(fù)雜。為了簡(jiǎn)化計(jì)算，通常按其齒寬中點(diǎn)的當(dāng)量齒輪進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。這樣，就可以直接引用直齒圓柱齒輪的相應(yīng)公式。因直齒錐齒輪的制造精度較低，在強(qiáng)度計(jì)算中一般不考慮重合度的影響，即取齒間載荷分配系數(shù) K、重合度系數(shù) Z、 Y的值為 1。 （ 1） 輪齒受力分析 忽略齒面摩察力，并假設(shè)法向力nF集中作用在齒寬中點(diǎn)上，在分度圓上可第 20 頁(yè) 共 46 頁(yè) 將其分解為圓周力tF、徑向力rF和軸向力aF相互垂直的三個(gè)分力，如圖 4 b 所示。各力的大小分別為： 111211c o s22( 1 0 . 5 )tnttmRFFTTFFdd 1 2 1 11 2 1 1t a n c o st a n s i nr a ta t tF F FF F F 式中，1T為小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩， 則 661 19 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 2 6 5 2 7 836PT N m mn 各力的方向：主動(dòng)圓周力的方向與輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相反；從動(dòng)輪圓周力的方向與輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同；主從動(dòng)輪的徑向力分別指向各自的輪心；軸向力則分別指向各自的大端。 （ 2） 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 以當(dāng)量齒輪作齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，則： 111tvH E H H PmvK F uZZb d u 其中HP為許用接觸應(yīng)力，其計(jì)算式為： l i mH N W XHPHZ Z ZS 式中：limH 失效概率為 1%時(shí)，試驗(yàn)齒輪的齒面接觸疲勞極限，由圖 9.55查得lim 1500H ； NZ 接觸疲勞強(qiáng)度的壽命系數(shù)，其值可根據(jù)當(dāng)量齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 60hN nkt，查圖 9.56 得， 0.96NZ ； WZ 工作硬化系數(shù)，取 1.2WZ ； XZ 接觸疲勞強(qiáng)度的尺寸系數(shù)，考慮尺寸增大使材料強(qiáng)度降低的系數(shù)，其值由 第 21 頁(yè) 共 46 頁(yè) 圖 9.57 查得 1XZ ； HS 接觸疲勞強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，可由表 9.15 查得 1.1HS 。 計(jì)算得： 1 5 7 0 .9HP M P a 。 將111 8 9 . 9 , 2 . 5 , 1 , 9 2 2 7 , 2 5 , 6 0 . 6 3 , 9E H t m vZ M P a Z K F N b d m m u 帶入式： 111tvH E HmvK F uZZb d u =1234MPa 1 5 7 0 .9HP MPa 同時(shí)由接觸疲勞的設(shè)計(jì)公式： 211 24 ()(1 0 . 5 ) EHR R H PK T Z Zdu =51.85mm 式中個(gè)參數(shù)按前述確定。由前面計(jì)算知1 69d mm 51.85mm，所以滿(mǎn)足。 （ 3） 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 安全系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)九章表 9.15 查得 1.25FS （按 1%失效概率考慮）。小錐齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 71 6 0 6 0 3 6 1 1 6 3 0 0 7 7 . 3 1 0hN n k t 大錐齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 721/ 2 . 4 1 0N N u 由圖 9.59 查得壽命系數(shù)120 . 9 6 , 0 . 9 4NNYY；實(shí)驗(yàn)齒輪應(yīng)力修正系數(shù) 2.0STY ；由圖 9.60 預(yù)取尺寸系數(shù) 1xY，則許用彎曲應(yīng)力： l i m 11 768F N S T xFPFY Y Y M P aS l i m 22 752F N S T xFPFY Y Y M P aS 根據(jù)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的計(jì)算式： ( 1 0 . 5 )ttF F a s a F a s a F PmRK F K FY Y Y Yb m b m 式中，F(xiàn)aY 齒形系數(shù)，根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)vz，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖 9.53 查得122 . 6 6 , 2 . 0 6 3F a F aYY； 第 22 頁(yè) 共 46 頁(yè) saY 應(yīng)力修正系數(shù)，根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)vz，由圖 9.54 查得121 . 5 8 , 1 . 9 3sa saYY。 以當(dāng)量齒輪的有關(guān)參數(shù)帶入下式，可得直齒錐齒輪傳動(dòng)的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式， 得： 311112 2 214( 1 0 . 5 ) 1F a s aFPRRYYKTmzu =2.9； 322122 2 224( 1 0 . 5 ) 1F a s aFPRRYYKTmzu =2.1。 由前面計(jì)算知13 2 .9mm ，所以 滿(mǎn)足。 5 2 5n軸下端錐齒輪3z與4n軸前端的錐齒輪4z（如圖一）的傳動(dòng)設(shè)計(jì) 這對(duì)錐齒輪要求實(shí)現(xiàn)的傳動(dòng)比為3412zi z。 一、 選定錐齒輪材料、熱處理及精度 考慮此對(duì)錐齒輪的功率及安裝的限制，故大小錐齒輪都選用硬齒面漸開(kāi)線(xiàn)直齒錐齒輪。 （ 1） 錐齒輪材料及熱處理 大小錐齒輪（整鍛結(jié)構(gòu)）材料為 20CrMoTi 。齒面滲碳淬火，齒面硬度為58 62HRC: ，有效硬化層深 0.5 0.9mm: 。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)第九章圖 9.55 和圖 9.58 ，取l i m 3 l i m 4 l i m 3 l i m 41 5 0 0 , 5 0 0H H F FM P a M P a ，齒面最終成形工藝為磨齒。 （ 2） 輪齒精度 按 / 1 0 0 9 5 1 9 8 8 , 6G B T 級(jí)，齒面粗糙度 0.8aR um，齒根噴丸強(qiáng)化。裝配后齒面接觸率為 70%。 二、 初步設(shè)計(jì)錐齒輪傳動(dòng)的主要尺寸 （ 1） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 6 3339 . 5 5 1 0PT n 計(jì)3P=1kw ，3 72 / m innr，則： 第 23 頁(yè) 共 46 頁(yè) 6 3339 . 5 5 1 0PT n = 6 19 . 5 5 1 0 1 3 2 6 3 972 N m m g（ 2） 確定齒數(shù) 因?yàn)槭怯昌X面，故取3 23z ，43 2 2 3 4 6z iz 。 （ 3） 基本尺寸的確定 安全系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)九章表 9.15 查得 1.25FS （按 1%失效概率考慮）。 小錐齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 73 6 0 6 0 7 2 1 1 6 3 0 0 7 1 4 . 6 1 0hN n k t 大錐齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 743/ 7 . 3 1 0N N u 由圖 9.59 查得壽命系數(shù)340 . 9 4 , 0 . 9 2NNYY；實(shí)驗(yàn)齒輪應(yīng)力修正系數(shù) 2.0STY ；由圖 9.60 預(yù)取尺寸系數(shù) 1xY，則許用彎曲應(yīng)力： l i m 33 752F N S T xFPFY Y Y M P aS l i m 44 736F N S T xFPFY Y Y M P aS 根據(jù)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的計(jì)算式： ( 1 0 . 5 )ttF F a s a F a s a F PmRK F K FY Y Y Yb m b m 式中，F(xiàn)aY 齒形系數(shù)，根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)vz，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖 9.53 查得 2.66FaY ； saY 應(yīng)力修正系數(shù)，根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)vz，由圖 9.54 查得 1.58saY 。 得： 312 2 214( 1 0 . 5 ) 1F a s aFPRRYYKTmzu =2.9 取整數(shù) 3m ，則正確嚙合條件： 003 4 3 4 3 43 ; 2 0 ; 9 0m m m 所以，小錐 齒輪的分度圓直徑： 33 3 2 3 6 9d m z m m 大錐齒輪的分度圓直徑： 第 24 頁(yè) 共 46 頁(yè) 44 3 4 6 1 3 8d m z m m 因 223412R d d，所以 77R mm 。由3 3 4 42 s i n , 2 s i nd R d R， 得： 033 s i n ( ) 2 6 . 5 72da c r R 44 s i n ( ) 6 3 . 4 32da