【文章內(nèi)容簡介】 要求與安全性能 . 聯(lián)軸器的選擇計算 蝸桿減速器輸出軸端的半聯(lián)軸器：參閱機械設計手冊， 由于電動機轉(zhuǎn)速1400r/min,轉(zhuǎn)速小 于 8000r/min，實際轉(zhuǎn)矩遠小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn) 矩 400N*m，確定型號 取 GYS5 凸緣聯(lián)軸器 J1 42*60 GB/T5843— 2021 A型鍵槽 。 同理，主軸端的半聯(lián)軸器，確定型號取 GYS4 凸緣聯(lián)軸器 J1 30*60 GB/T5843— 2021 A型鍵槽。 無極 變速 器的選擇與性能要求 包裝執(zhí)行機構(gòu)工作速度需要連續(xù)無極變化，以合理利用包裝材料，電機功率保證產(chǎn)品質(zhì)量。機械無極變速可通過控制電機輸出轉(zhuǎn)速或機械變速機構(gòu)實現(xiàn)，使得執(zhí)行機構(gòu)的輸出在 2 個極限范圍內(nèi)連續(xù)變化。無級變速的種類很多，大都利用摩擦來傳遞運動及功率，機械式無極變速 結(jié) 構(gòu)比較簡單，效率高，空間體積小。常見的有金屬帶式無級變速和 V帶無極變速裝置，因 無極變速器傳動 i3=3， 故選擇 V 帶式恒功率型無極變速器，電機輸出的轉(zhuǎn)速，通過 V 帶傳動，輸入蝸桿減速器，轉(zhuǎn)動手輪，帶動從動輪活動錐盤沿著軸向移動，使 V 帶沿著徑向變動，從而改變從動輪的實際作用半徑，實現(xiàn)無極調(diào)速。當包裝執(zhí)行機構(gòu)達到預定轉(zhuǎn)速時，將鎖緊螺母擰緊，使調(diào)節(jié)環(huán)和調(diào)節(jié)螺桿之間沒有相對運動，獲得穩(wěn)定的輸出轉(zhuǎn)速。 V 帶無極變速構(gòu)造簡單，過載時可利用摩擦件皮帶與帶輪間的打滑而避免損壞機器，在可調(diào)范圍內(nèi)平穩(wěn)變速，詳細可參考相關機械設計文 獻。 凸輪 機構(gòu) 的設計計算 凸輪機構(gòu)通常由凸輪、推桿、機架三個基本構(gòu)件組成。其特點是凸輪具有曲線工作表面，利用不同的凸輪輪廓曲線可使推桿實現(xiàn)各種預定規(guī)律，并且簡單緊 13 湊。根據(jù)裝置要求，為避免包 裝袋在切刀處積壓而影響熱封及剪切，需要凸輪有急回特性。故采用偏置 擺動滾子推桿盤形凸輪機構(gòu)，這種推桿由于滾子與凸輪輪廓之間為滾動摩擦 ，所以磨損比較小，可以用來傳遞比較大的動力。 凸輪運動規(guī)律為正弦運動規(guī)律， 有 利于與裝置其他部件協(xié)調(diào)， 為不產(chǎn)生過大沖擊，凸輪運動采用正弦 曲線。 基圓半徑的選擇 根據(jù) 上面 機械原 理公式 其中 為位移曲線的斜率， e為偏距， s為推程； 代入數(shù)據(jù)算的凸輪的基圓半徑為 ，取 r 為 50mm，滾子半徑 r1=16mm. 凸輪輪廓線的設計 中心距初定 250mm， a =220mm， b=, r1=16mm, 圖 32 凸輪機構(gòu)簡圖 14 ◇ 從動件擺角 φ ： 度 ◇ 滾子半徑 Rr： 16mm ◇ 推程運動角 β1 ： 108 度 ◇ 遠休止角 β‘ ： 72度 ◇ 回程運動角 β2 ： 108 度 ◇ 中心距 L： 250mm ◇ 基圓半徑 Rb： 50mm ◇ 凸輪轉(zhuǎn)角增量： 5 度 15 轉(zhuǎn)角θ( 度 ) 壓力角α( 度 ) 工作輪廓 Xn 工作輪廓 Yn 工作輪廓rn 工作輪廓φ n(度 ) 位移 速度 加速度 0 0 0 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 16 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 0 0 115 0 0 120 0 0 125 0 0 130 0 0 135 0 0 140 0 0 145 0 0 150 0 0 155 0 0 160 0 0 165 0 0 170 0 0 175 0 0 180 0 0 185 190 195 200 205 17 210 215 220 225 230 235 240 245 250 255 260 265 270 275 280 285 290 0 0 295 0 0 300 0 0 305 0 0 310 0 0 315 0 0 320 0 0 325 0 0 330 0 0 335 0 0 340 0 0 345 0 0 350 0 0 18 355 0 0 漸開線直齒圓柱齒輪的設計計算 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （ 1） 齒輪類型為直齒圓柱齒輪 （ 2）傳動裝置速度不高，故選用 7級精度 （ 3）材料選擇：查表可選擇兩齒輪材料為 45 鋼 (調(diào)質(zhì) )， 主動齒輪 硬度為280HBS，被動齒輪硬度為 240HBS （ 4）兩齒輪齒數(shù) Z1 =Z2 =40 按齒面接觸強度設計 按計算式試算即 ? ?3 21112 . 3 2 EtdHK T Zudu ????? ??? ?? （ 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①試選載荷系數(shù) ? ②主動輪傳遞轉(zhuǎn)矩 55115 ??????? n PT N*mm ③由機械設計課本，查表 107可選取齒寬系數(shù) 1d?? ④查表 106可得材料的彈性影響系數(shù) MP? ⑤查 機械設計 圖 1021d 得按齒面硬度選取兩齒輪的接觸疲勞強度極限1limH? = lim 2 550HaMP? ? ⑥按計算式計算應力循環(huán)次數(shù) N1 =N2 = 60n1jLh= ? ?53 0 01016060 ????? =? 107 ⑦查圖 1019可選取接觸疲勞壽命系數(shù) ?? HNHN KK ⑧計算 接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數(shù) 1S? ，按計算式 (1012)得 19 ? ? ? ? M P aSK HNHH ???? ??? =605 MPa （ 2）計算相關數(shù)值 ①試算小齒輪分度圓直徑 1td ，由計算公 式得 mmd t 3251 ??????????? ②計算圓周速度 smndv t / 11 ?? ????? ?? ③計算齒高 h齒寬 b 模數(shù) ntm mmmmdb td . 1 ???? ? mmzdm tt 11 ??? mmmmmh t ???? ??hb ⑤計算載荷系數(shù) k 根據(jù) v=,7 級精度，查表 108 可得動載系數(shù) ? ，由表 104直齒輪， ????，由表 102查得使用系數(shù) Ka=； 由表 1014用插值法查得 7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置， ??HK 由 b/h=， Hk? = 查圖 1013 得FK?=； 故載荷系數(shù) ?????? ?? HHVA KKKKK ⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，按計算式得 mmKKddtt 3311 ???? 20 ⑦計算模數(shù) m mmmmzdm 11 ??? 取模數(shù) m=3 mm 圓柱齒輪 幾何尺寸計算 兩齒輪齒數(shù) Z1 =Z2 =40, m= 3mm, ? =20176。 ， ha* =1, c*=， 中心距 a=(z1+z2)m/2=(40+40) ? 3? 2mm=120mm 分度圓直徑 d1 =d2 =mz1=3? 40mm=120mm 齒頂高 ha1=ha2= ha*m=3mm 齒根高 hf1=hf2=( ha* + c*)m=(1+) ? 3mm= 齒全高 h1=h2= ha1 +hf1= 齒頂圓直徑 da1=da2=(z1+2ha*)m=(40+2) ? 3mm=126mm 齒根圓直徑 df1=df2=(z12ha*2c*)m=() ? 3mm= 齒距 p=? m=3? = 齒厚 s=? m/2= 直齒錐齒輪的設計計算 第一對錐齒輪： 選用直齒錐齒輪 ,取錐齒輪傳動效率 ? =, 小錐齒輪傳動功率為 P= kw,轉(zhuǎn)速 n=60r/ i= 一、選擇齒輪材料 齒輪用 45 鋼 調(diào)質(zhì) ,齒面硬度 240HBS， 根據(jù)齒面硬度中值 ,按參考資料 [2]圖 1021d中 MQ 線查得 齒輪 1limH? =600MPa 二、選定齒輪精度等級 根據(jù)工作情況 ,選用 8級精度 三、按接觸疲勞強度設計齒輪分度直徑 ? ?3 2221 uZKTdRRHpE ??? ?? 21 (1)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T T=9550P/n=9550? m (2)齒數(shù)比 i=Z2/Z1= (3)載荷系數(shù) 根據(jù)載荷情況 ,齒輪精