【正文】 滿足總變形量 ，由參考文獻[3]表158可知所需疊合組數(shù) 14(5) 預(yù)壓變形量 15 疲勞強度的校核 15(1) 判定疲勞破壞危險點 15(2) 碟形彈簧點的應(yīng)力 16(4) 結(jié)論 16(5) 彈簧的剛度 17 卡盤的承載能力 18 最大載荷 18 等效夾緊力 19 夾持范圍 19 工作油壓的計算 19——軸承的當(dāng)量靜載荷 22 圓錐滾子軸承的選取 22 角接觸球軸承的選取 23 軸承的校核 25 圓錐滾子軸承的校核 25 角接觸球軸承的校核 27 28 壓桿穩(wěn)定 28 軸的設(shè)計計算（紙箱上料機構(gòu)中軸Ⅰ） 33 滾動軸承壽命計算（紙箱上料機構(gòu)中軸Ⅰ） 36 鍵聯(lián)接的選擇和驗算（紙箱上料機構(gòu)中軸Ⅰ） 37第3章 結(jié)論 39參考文獻 40致 謝 42附 錄 43。取摩擦系數(shù)，碟片所受載荷為 14(3) 碟簧變形量的計算。： 13(2) 單片碟簧載荷的計算。 最后感謝廣東白云學(xué)院四年來對我的大力栽培。然后還要感謝大學(xué)四年來所有的老師，為我打下機械設(shè)計專業(yè)知識的基礎(chǔ)；同時還要感謝所有的同學(xué)們，正是因為有了你們的支持和鼓勵。他在本次設(shè)計中勤奮工作，克服了許多困難來完成此次畢業(yè)設(shè)計，并承擔(dān)了大部分的工作量。 我要感謝和我一起工作的同組同學(xué)。我的設(shè)計較為復(fù)雜繁瑣，但是黃老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤。 在這里首先要感謝我的指導(dǎo)教師孫曉輝老師?；瘜W(xué)工業(yè)出版社,2005[3]. 鄢臘梅. 我國包裝機械的現(xiàn)狀分析及國際市場的開拓[J]. 中國包裝工業(yè)，2001[4]. 李越. 技術(shù)進步是中國食品包裝機械的發(fā)展方向[J]. 中國包裝，2003[5]. 賀素良. 包裝設(shè)備數(shù)字控制技術(shù). 長沙: 國防科技大學(xué)出版社，2002[6]. 許林成等. 包裝機械原理與設(shè)計[M] . 上?？茖W(xué)技術(shù)出版社.，1988[7]. 原魁. 變頻器基礎(chǔ)及應(yīng)用. 北京: 冶金工業(yè)出版社，1997[8]. 孫風(fēng)蘭. 食品包裝機械學(xué). 黑龍江科學(xué)技術(shù)出版社，1990[9]. 高德. 包裝機械設(shè)計. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社,但由于經(jīng)驗不足，本設(shè)計也存在不足之處，有些地方考慮不夠周到，這些問題都有待進一步解決。在機種的開發(fā)方面可以設(shè)計較為先進的機械，如無菌包裝機械、保鮮包裝機械等。本機總體上具有較高的性價比，具有很強的競爭力和很好的發(fā)展前景。設(shè)計過程參考了各類包裝機械設(shè)計的長處，同時借鑒了其它機械的優(yōu)點完成了瓶裝牛肉醬裝箱機的設(shè)計。5. 設(shè)計了裝箱機構(gòu)，將瓶裝牛肉醬裝入紙箱內(nèi)，同時完成紙箱的折疊封合。3. 設(shè)計了紙箱上料機構(gòu)，利用負壓吸盤對紙箱進行分離、輸送，吸盤由凸輪機構(gòu)驅(qū)動，上下移動。我國最早使用的裝箱機主要是從國外進口的。完成的主要工作有：1. 綜述了瓶裝牛肉醬裝箱機的發(fā)展歷程，發(fā)展現(xiàn)狀及發(fā)展戰(zhàn)略。在國內(nèi)瓶類裝箱裝備行業(yè)中牛肉醬自動裝箱機的制造商之中，技術(shù)含量和質(zhì)量較高的制造商寥寥無幾，且大多停留在半自動或中低速水平，同國外的同類產(chǎn)品相比，無論在裝備的發(fā)展水平、技術(shù)含量和應(yīng)用推廣方面都不盡人意。因此在設(shè)計過程中還要考慮機械潤滑、機械安全運行、包裝衛(wèi)生等功能。第3章 結(jié)論 牛肉醬包裝機械屬于高技術(shù)、高智能、高競爭的機電一體化產(chǎn)品，高技術(shù)成果都會在包裝機械產(chǎn)品中得到應(yīng)用。由于鏈輪材料是鋼，許用擠壓應(yīng)力由文獻[29]表210查得=100MPa。鍵的截面尺寸由鍵所在軸段的直徑 d由標準中選定，鍵的長度由輪轂的寬度確定，查表得=55,=30mm。由前面設(shè)計計算得知：鏈輪材料為鋼，軸的材料為45鋼，鏈輪與軸的配合直徑為15mm，鏈輪45鋼，輪轂長為20mm。所以取= = (+)=(2418+)=3114N/=e=1,=0 ，==2538= 計算軸承B的壽命= 預(yù)期壽命:10年 。基本額定動載荷C=，基本額定靜載荷C0=,e=。I剖面因鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)由文獻[29]附表11查得= =由文獻[29]附表14查得：=，=由文獻[29]附表15查得：=I剖面的扭剪應(yīng)力，應(yīng)力副和平均應(yīng)力為：=== ==/2=由文獻[29],由表81查得275MPa===25 === == =0 === === 取[S]=，S＞[S]所以I剖面安全。所以只驗算I，Ⅳ剖面的疲勞強度。 （7）校核軸的疲勞強度a．判斷危險剖面IⅣ剖面均有應(yīng)力集中源，均有可能是危險剖面。由文獻[29]表（81）和表（83）查得，根據(jù)式（87）= 30mm靜強度足夠 由于E點的彎矩較大，而直徑卻最小，所以還需驗算E點的靜強度。mm =αT=35810=21486N（4）對軸進行分析 帶對軸的壓軸力Q=670Na．求垂直面內(nèi)的支反力，75R2H+28Fa1=90Q+136Fr1 =(136397+9067028117) /75 =1480 =0,=Fr1QR2H =3976701480=1753N =Ft=611137=69357 75R2V(75+61)Ft=0R2V=1361137/75=2062N∑Fy=0R1V=3972062=1665N 求A，B，D三點水平面內(nèi)的彎矩165Q75R1V=165670751165=23175 2266701361165+612062=118762 c．求合成彎矩==13126 ==137531 d．求當(dāng)量彎矩Mca1=M1=73126N（2）按扭矩初步估算軸端直徑按文獻[29]中式（82）查文獻[29]表（82） 取=130=40mm考慮軸端有一個鍵槽=203﹪= 取=30mm 該段軸長=384mm （3）初選滾動軸承考慮裝拆調(diào)整方便起見，選用深溝球軸承。按參考文獻[4]，臨界應(yīng)力為： ()臨界壓力為： ()軸的工作安全因數(shù)為： ()滿足穩(wěn)定要求Ⅰ材料精度等級齒輪材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取硬度為235～255HB； 齒輪精度等級為8級由文獻[29]中式5—54得≥mm初選=由文獻[29]中式5—14得== 由表查得：= 取= T1=35810 =60jLh=601(830010)=108=/=108/=108查文獻[29]圖517得=, =取Zw=，=，=，=由文獻[29]中圖516(b)得=590Mpa，=550MPa由文獻[29]中(528)計算許用接觸應(yīng)力=ZN1ZXZWZLVR== =ZN2ZXZWZLVR== ≥== 取=28，==28=95===取標準模數(shù)= =28=63mm =63()= === 由文獻[29]表5—3取= ==查文獻[29]]中圖5—4 = === == 取 ===查文獻[29]圖5—7得= === =＜〔〕2==＜ 安全 接觸疲勞強度足夠。查參考資料[7]可知材料為45鋼的，規(guī)定穩(wěn)定安全因數(shù)，已知，最大壓力，由參考資料[7]式（） ()——材料的彈性模量，；——比例極限，；——歐拉公式成立時，壓桿的極限柔度；將數(shù)據(jù)帶入式()，可知 ()軸簡化成一端固定，一端鉸支，長度因數(shù)，截面為圓形，慣性半徑 ()柔度 () 所以不能用歐拉公式計算臨界壓力。這時如再用微小的側(cè)向干擾力使其發(fā)生輕微彎曲，干擾力解除后，它將保持曲線形狀的平衡，不能恢復(fù)原有的直線形狀，這表明壓桿直線形狀的平衡是不穩(wěn)定的。這表明壓桿直線形狀的平衡是