【文章內容簡介】 法設計。先取推程運動角=遠休止角=回程運動角=近休止角= 偏心輪基圓半徑的確定為了減小偏心輪的尺寸、重量和高速轉動時的不平衡，希望有盡可能小的基圓半徑。移動滾子從動件盤形偏心輪機構的最小基圓半徑，主要受三個條件的限制，即：（1） 偏心輪的基圓半徑應大于偏心輪的偏心輪軸的半徑；（2） 保證最大壓力角不超過許用壓力角；（3） 保證偏心輪實際廊線的最小曲率半徑≥35mm，以避免運動失真和應力集中。根據(jù)上述情況，初選偏心輪的基圓半徑為：= 其他尺寸的確定，所以設計偏心輪的行程為10mm，所以偏心輪直徑為74mm，偏心輪寬度為b=18mm，滾子直徑為15mm，其他齒輪根據(jù)設計的偏心輪軸及運動規(guī)律確定。 不完全齒輪機構的設計 不完全齒輪機構的介紹不完全齒輪機構是由普通漸開線齒輪機構演化而成的一種間歇運動機構。它與普通漸開線齒輪機構不同之處是輪齒不布滿整個圓周，主動輪的等速連續(xù)轉動轉換為從動輪的間歇運。圖41 不完全齒輪圖41所示為一不完全齒輪機構，當主動輪1轉一周時，從動輪2轉1/4 周，從動輪每轉停歇4次。當從動輪停歇時,1上的鎖止弧與2 上的鎖止弧互相配合鎖住，以保證從動輪停歇在鎖定位置。不完全齒輪機構應用廣泛，與其它間隙機構相比，其動停時間比不受機構結構的限制，結構簡單、制造方便，其缺點是從動輪在每次運動始末，速度均有突變,沖擊較大，故一般用于低速、輕載的場合。 不完全齒輪的參數(shù)設計不完全齒輪采用45鋼，主動輪調質處理，從動輪?；幚?。根據(jù)進料分析，主動輪每轉一周，從動輪由四工位，即從動輪得停歇數(shù)，主從動輪外圓直徑相同。假定主動輪的實際齒數(shù)，中心距，模數(shù)，壓力角176。，齒頂高系數(shù)。(1).按表1512，由 可求得(2).從動輪的運動角(3).從動輪每一個運動角中所包含的齒數(shù)(4).從動輪每一個鎖止弧所跨越的整周節(jié)數(shù)，即從動輪相鄰兩鎖止弧間的實際齒數(shù) 齒槽數(shù)與相同為11個(5).由圖1567，按用插齒法求得主動輪首末齒的齒頂高系數(shù)(6).主動輪除首、末齒以外的齒頂圓半徑(7).主動輪首齒齒頂圓半徑(8).主動輪末齒齒頂圓半徑(9).主動輪的齒根圓半徑(10).從動輪的齒頂圓半徑(11).主動輪上首齒與末齒中心線間所夾的圓心角(12).從動輪上鎖止凹圓弧半徑按表1512計算得圓心在主動輪軸心上。(13).主動輪上鎖止凸圓弧直徑(13).主動輪首齒工作時重疊系數(shù)按表1512計算得 ，合格 不完全齒輪阻尼器設計在全自動打孔機中，我采用不完全齒輪機構實現(xiàn)分度動作，當主動輪轉一周時，從動輪轉1/ 4周。然而在最初的安裝、調試過程中發(fā)現(xiàn)，當電機轉速較低時，沖孔機能正常運轉，而電機轉速提高時,主動齒輪角速度增大，此時很容易發(fā)生齒輪間卡死。從不完全從動齒輪的角速度變化曲線(圖42所示)可看出為中間嚙合區(qū)，在此區(qū)的嚙合情況與普通漸開線(完全) 齒輪傳動相同，為定角速比傳動。A為開始嚙合區(qū), B 為最后嚙合區(qū)，在這兩區(qū)角速度皆有突變。在嚙合終止區(qū)，角速度從正常速度突變?yōu)? ,有慣性力矩產(chǎn)生。當電機轉速提高時,從動齒輪角速度增大,在嚙合終止區(qū)角加速度亦增加,慣性力矩隨之增大，從而易產(chǎn)生齒輪間卡死。我的解決辦法是:在系統(tǒng)中增加彈性阻尼系統(tǒng)。彈性阻尼系統(tǒng)圖如圖43所示。不完全從動齒輪與分度盤組合體受力分析如下：圖42 角速度變化曲線圖43組合體受到慣性力矩和摩擦力矩的聯(lián)合作用,受力圖如圖44所示,則組合體的轉動微分方程為：式中: F ——摩擦力。 FN ——為彈簧力。 R 為阻尼力到組合體中心的距離。（1） 組合體轉動慣量的計算從動齒輪在完成一次嚙合時,速度從正常轉速180r/ min 變化到0，速度有突變，因而產(chǎn)生慣性力矩,其力矩大小為式中: J 為轉慣量；ω為角速度。組合體可分成3個簡單幾何形狀的物體(圖45所示) ,它們對水平軸的轉動慣量分別用J1，J2，J3表示，則組合體的轉動慣量J =J1+J2J3以分別表示各部分物體的質量、半徑和厚度，則上式中代入數(shù)據(jù): =，= ，=， =，= ,=，ρ=7800kg/m3 ,計算后得：圖44 不完全主動齒輪受力圖（2） 平均角加速度的計算當主動齒輪的最后一個齒與從動齒輪的末齒嚙合時，由于無后續(xù)齒，故從動齒輪的角速度從正常角速度變化為0。在設計中，齒輪的分度圓直徑為78mm , ,故正常齒數(shù)為52。齒輪轉過一個齒所需時間為則平均角加速度為： （3） 慣性力矩 （4） 阻尼系統(tǒng)中彈簧彈力的計算由轉動微分方程得其中：摩擦系數(shù)f =；R =。故=72N圖45通過在全自動沖孔機中增加阻尼系統(tǒng),調節(jié)彈簧彈力大小來克服不完全從動齒輪的慣性力矩,如需在高速下運行,齒輪的慣性力矩較大,則彈簧的彈力應相應調大,反之,則彈力減小。實踐證明,該機運轉平穩(wěn),達到了預定要求。第五章 錐齒輪傳動的設計 選擇錐齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)由于工作要求的不同，錐齒輪傳動可設計成不同的形式。本次設計的齒輪為直齒圓錐齒輪，轉速為，傳動比為1，單向連續(xù)運轉，載荷較平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)。功率為，根據(jù)本設計的需要選擇軸交角為的標準直齒輪傳動。由于此軸的速度不高，故選用7級精度（GB1009588）。材料選用45鋼，硬度為240HBS。由于本設計為等速傳動，所以選擇二錐齒輪的大小相等，故取齒數(shù)為Z=26，又由于為開式軟齒面，主要失效形式為齒面磨損和輪齒折斷，應校核齒根的彎曲疲勞強度，按接觸疲勞強度進行設計。 齒面接觸強度設計按齒面強度設計： 式中：d1t為小齒輪分度圓直徑； K為載荷系數(shù)； T1為錐齒輪傳遞的轉矩； 為齒寬系數(shù)； u為齒數(shù)比； ZE為材料的彈性影響系數(shù)； 為齒輪接觸疲勞強度；1） 試選載荷系數(shù)Ke=；2） 計算錐齒輪傳遞的轉矩；3）選取齒寬系數(shù)：選取4）選取重合度系數(shù)：取5）確定許用應力：由圖528按合金鋼調質與查MQ線可得。同理由圖529查得由式（529）、（530）分別求得2 計算1）初算主動齒輪大端分度圓直徑： 2）確定齒數(shù)和模數(shù)：選取，大端模數(shù) ，取3）計算主要幾何尺寸： 校核齒根彎曲疲勞強度。由式（547）可知 計算重合度系數(shù)由式（521）可知而由式（512）得 因此，由圖525查得因為兩個齒輪式一樣的，校核其中任意一個即可。校核小齒輪的齒根彎曲疲勞強度故齒根彎曲疲勞強度足夠。 確定錐齒輪的結構尺寸名稱代號計算公式及結果分度圓錐角齒頂高齒根高分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑節(jié)錐距齒頂角齒根角頂錐角根錐角齒寬分度圓齒厚S第六章 軸與零部件的設計 軸的設計 偏心輪軸的設計、轉速、轉矩：式中 p—電動機有效功率 n—電動機轉速 n=180r/min代入公式有