半自動(dòng)平壓模切機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)論文-預(yù)覽頁
【正文】 由d1=90mm，和n1=1440，i=2和A帶型，查表84b的，查表85得ka=，查表82得kc=②計(jì)算V帶的根數(shù)z 取4根。由表104用插值法查得7級(jí)精度，小齒輪相對支撐非對稱布置，由表103查得，由圖1013查得，由表103查得，故載荷系數(shù)=⑥按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，由式⑦計(jì)算模數(shù)mn 3，按齒輪彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式1確定計(jì)算參數(shù) ①計(jì)算載荷系數(shù) ②根據(jù)縱向重合度，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù)③計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)，④查得齒形系數(shù)由表105查得，由表105查得應(yīng)力校正系數(shù)⑤由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限⑥由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù).⑦計(jì)算彎曲疲勞選用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S= ,⑧計(jì)算大小齒輪的并且加以比較。求作用在齒輪上的力 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 = 而 F= F= F F= Ftan==圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖4①示。初選軸承齒輪是斜齒輪，故軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用。根據(jù)軸的轉(zhuǎn)速、最小軸徑、計(jì)算轉(zhuǎn)矩、查GB501485，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，其型號(hào)為：，,半聯(lián)軸器的孔徑為45，與軸配合的輪轂長度為84。齒輪的周向固定采用平鍵連接。故軸段6的直徑即為相配合的半聯(lián)軸器的直徑，取為45mm。軸段2處的軸環(huán)，右側(cè)可用來定位齒輪，左側(cè)可用來定位滾動(dòng)軸承，軸環(huán)的直徑要滿足比軸段3的直徑(為59mm)大5～10mm的要求，查滾動(dòng)軸承的手冊，可得該型號(hào)的滾動(dòng)軸承內(nèi)圈安裝尺寸最小為65mm，故這段直徑最終取為66mm。（4）確定軸的各段長度軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，軸段6的長度比半聯(lián)軸器的轂孔長度(為85mm)要短2～3mm，故該段軸長取為82mm。軸承端蓋的總寬度為18mm。按彎扭合成校核 (1)畫受力簡圖圖①：軸空間受力圖②和圖③：軸上作用力分解為垂直面受力和水平受力。圖⑥：合成彎矩垂直面的彎矩圖和水平面上的彎矩圖，按M＝計(jì)算合成圖⑦：轉(zhuǎn)矩圖圖⑧：當(dāng)量彎矩轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化計(jì)算, , 則(2)校核軸的強(qiáng)度對危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核來判斷軸的強(qiáng)度是否滿足要求，而軸的危險(xiǎn)截面多發(fā)生在當(dāng)量彎矩較大且軸的直徑較小處或當(dāng)量彎矩最大處。 圖32軸的載荷分析圖已知軸承的預(yù)計(jì)壽命為=40800h，轉(zhuǎn)速n=50r/min，=。βθ 圖33 六桿曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的分析圖AB=ba,BC=e，CD=c，AD=d，CG=f，AC=a+b由設(shè)計(jì)要求可得極位夾角= H=50mm在?ABC和?BCD中，由余弦定理得：在?ABC中，得 故d=另外桿a為曲柄的條件為：（1） 在a、b、c、d四桿中，a為最小，c為最大；（2） a+c≤b+d 根據(jù)以上分析，可取 l=510mm c=410mm f=310mm 帶入以上公式可得 考慮a為曲柄的條件，可得各桿長 a=16mm b= c=420mm d= f=310mm l=510mm 設(shè)計(jì)一對心直動(dòng)滾子推桿盤形凸輪機(jī)構(gòu)，其工作條件為等速輕載。由表91可知，推程，回程都可選用等速運(yùn)動(dòng)規(guī)律。盡管設(shè)計(jì)中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學(xué)到很多東西。再次，嚴(yán)謹(jǐn)理性的態(tài)度在設(shè)計(jì)中是非常重要的，采用每一個(gè)數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設(shè)計(jì)是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯(cuò)了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。 在這里首先要感謝我的導(dǎo)師XXXXXX老師。值此畢業(yè)之際，特向?qū)煴硎咀钫\摯的謝意!參考文獻(xiàn)[1]張維凱，王曙光. AutoCAD2007中文版標(biāo)準(zhǔn)教程．北京:清華大學(xué)出版社，2007. [2]濮良貴，紀(jì)名剛. 機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）.北京：高等教育出版社，2007. [3]孫恒，陳作模. 機(jī)械原理(第七版).北京：高等教育出版社，2006.[4]徐灝．機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（第2版）．第5卷．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004[5］吳宗澤．機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006.[6] 成大先主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004[7]吳宗澤，羅圣國. ：[8]周良德，朱泗芳. 、：[9]齒輪手冊編委會(huì). . 北京：[10]肖亞彬. 模切機(jī)活動(dòng)平臺(tái)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)創(chuàng)新設(shè)計(jì). 西安理工大學(xué)印刷包裝工程學(xué)院，2006[11]黃梅，. [12]郭冠敏，張選生，成剛虎. 臥式平壓平模機(jī)的間歇機(jī)構(gòu)與定位機(jī)構(gòu)淺析 2005[13]梁錦華，劉釗，一個(gè)主執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì). 合肥工業(yè)大學(xué)[14]詹啟賢，自動(dòng)機(jī)械設(shè)計(jì)，輕工業(yè)出版. 1987 查詢網(wǎng)址 科學(xué)指導(dǎo) 摩擦學(xué) 國際摩擦學(xué) 40 (2007) 613619螺旋齒輪接觸建模與齒偏轉(zhuǎn)Juha Hedlund*，Arto Lehtovaara坦佩雷理工大學(xué)，機(jī)械設(shè)計(jì)，. Box 589，33101芬蘭坦佩雷可用2006年1月4日摘要齒輪摩擦學(xué)研究大部分是對直齒圓柱齒輪。螺旋齒輪表面輪廓構(gòu)造齒輪刀具幾何通過模擬滾齒機(jī)過程。還研究了在不同的地方接觸計(jì)算方法的能力。3. 介紹螺旋齒輪一般都是用在工業(yè),他們的接觸齒輪更值得關(guān)注，建立了詳細(xì)的研究，為齒輪的摩擦，磨損和生活的現(xiàn)實(shí)基礎(chǔ)。一般來說，牙齒的行動(dòng)路線，通過聯(lián)系，作為一個(gè)不斷變化的滾子接觸，其半徑為藍(lán)本，從速度和負(fù)載近似理想的漸開線齒輪的幾何在給定的工作條件?；谟邢拊?jì)算模型被廣泛接受的計(jì)算結(jié)構(gòu)變形和直齒輪和斜齒輪在集中載荷的情況下講的。Du等人。已引入不同的方法來克服這個(gè)問題。計(jì)算二維平面元素。該模型結(jié)合接觸分析和結(jié)構(gòu)分析，以避免大的網(wǎng)格。電話：358331154442。（ADOI：J.E0錄12陸冒1V21脼=接觸正常變形W總力應(yīng)用X，X0坐標(biāo)Y，Y0坐標(biāo)Z深度坐標(biāo)Z1，Z2齒數(shù)b螺旋角，240。兩個(gè)可移動(dòng)的坐標(biāo)系統(tǒng)的使用，這是硬性連接齒輪（X1，Y1）和機(jī)架（X2，Y2），如圖所示。旋轉(zhuǎn)矩陣為在一個(gè)螺旋齒輪的情況下轉(zhuǎn)換矩陣 變換矩陣M12的描述沒有左右滑動(dòng)齒輪節(jié)圓工具機(jī)架軋制，在滾齒機(jī)情況。接觸線是由兩個(gè)變形的交配表面之間的最小距離搜索。利用三線八節(jié)點(diǎn)六面體單元的有限元模型。從表面數(shù)據(jù)參數(shù)化的網(wǎng)格生成器創(chuàng)建的三維實(shí)體元素，又增加了下面的牙齒，其中包括牙齒的基礎(chǔ)參數(shù)網(wǎng)。最后，該模型給出了節(jié)點(diǎn)剛度，位移和應(yīng)力值作為輸出。3.在正常負(fù)載W的行動(dòng)，這兩個(gè)機(jī)構(gòu)都變形，互相接近的距離d。（X）之間的半無限固體表面的基本方程在z方向的表面壓力變形u是[14]聯(lián)系任意變形的表面輪廓需要用數(shù)值方法解決的問題。[15]提出了一個(gè)簡化的解決方案的經(jīng)典Hertz理論的橢圓形的接觸解決方案。加載矢量在計(jì)算域是節(jié)點(diǎn)位移（重疊）和零負(fù)荷的組合，產(chǎn)生非均勻的有限元邊界條件。被確定為總接觸力基于有限元接觸模型需要考慮到結(jié)構(gòu)的邊界，即沒有半空間假設(shè)是必要的。橢圓形的測試用例選擇評估加冕齒輪接觸。結(jié)果表明，基于有限元接觸模型給出合理的近似接觸考慮到相當(dāng)粗的網(wǎng)格大小的參數(shù)。通告 E（下）206r1x（毫米） R2X（毫米） r1y（毫米）r2y（毫米）W（N）1000 5000表2比較結(jié)果A型（毫米）b（毫米）深（mm）P0（GPA）赫茲/ 有限元/ 赫茲/有限元/在螺旋齒輪嚙合，接觸比直齒圓柱齒輪的情況下，更復(fù)雜。部隊(duì)之間的嚙合齒對分布在開發(fā)模式進(jìn)行了研究。（4）牙齒和接觸變形與剛性基礎(chǔ)牙齒對剛度載體由沿線的行動(dòng)計(jì)算30個(gè)百分點(diǎn)。最后，沿行動(dòng)線位移計(jì)算，解決了一個(gè)單齒的接觸力。測試用例元網(wǎng)格和交配齒輪齒面的顯示圖。行的行動(dòng)是與非維參數(shù)描述231。靠近中間的尖銳邊緣之間的區(qū)域代表三個(gè)牙齒對的情況下進(jìn)行的總負(fù)荷。不同的測試用例在接觸力行為產(chǎn)生明顯的差異。被觀察到的載荷分布是敏感的行動(dòng)路線的起點(diǎn)和終點(diǎn)的剛度特性。然而，不同的測試用例之間的力量差異，在一些其他的接觸點(diǎn)，如圖所示。這是研究齒輪即使是比較狹窄的情況下。然而，基于有限元接觸模型計(jì)算的邊緣接觸，即在不完全解析公式的情況下，尤其是在潛在的。這個(gè)程序允許偏離理想的漸開線的幾何形狀。然而，基于有限元接觸模型在計(jì)算邊緣接觸的潛力。[2]華萊士DB，Seireg ，變形，齒輪齒斷裂的計(jì)算機(jī)模擬。[3]威爾科克斯L時(shí)。[4]王KL，鄭協(xié)。 103:17787。J機(jī)甲德1982。評價(jià)齒輪網(wǎng)采用有限元方法的遵守。[8]蔡的CB，陳勇 C。[9]利特佛羅里達(dá)州，富恩特斯一個(gè)，岡薩雷斯COMPUT方法與應(yīng)用力學(xué)與工程學(xué)報(bào)2003。[11]變速箱：當(dāng)?shù)氐囊粋€(gè)全球性的有限元方法。2002年機(jī)械馬赫理論。恩格爾伍德懸崖，新澤西州：普倫蒂斯霍爾公司，1994年724pp。[15] Hamrock BJ，Brewe 。[16]約翰遜吉隆坡
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