包装纸箱压力变形试验机结构设计

- 1 -1 前言1.1 课题的意义包装纸箱压力变形试验机的结构设计课题是根据目前包装纸箱行业的实际需要而提出的重要课题。包装纸箱压力试验机是包装纸箱领域重要的实验仪器，它能够对包装纸箱在运输过程中遇到的外力进行相应的模拟实验，来检测包装纸箱的承载能力。包装纸箱在运输的过程中，要经过运输、装卸、存储三个过程，在这三个过程中，包装纸箱可能会受到各种各样的损害，例如冲击、振动、挤压等作用。包装纸箱压力变形试验机可以评定包装纸箱在受到压力时的抗压强度，或者包装纸箱对内装物的保护能力。传统的包装纸箱压力变形试验机是 80 年代生产的，动力系统主要采用的是液压系统，它的响应速度慢、控制精度差，远远不能够满足现代包装纸箱压力变形试验机的实验要求。目前，随着自动化技术以及计算机技术的飞速发展，以交流伺服电动机为动力源的压力变形试验机得到了前所未有的发展。交流伺服电动机可以精确地控制转速和行程，而且响应时间很短，大大的提高了操作的准确性，而且效率较高、耗能小、在工作过程中产生的噪音也较低，因此交流伺服电动机是当今压力变形试验机的理想动力输出设备。1.2 包装纸箱压力变形试验机的国内外发展状况1.2.1 国外压力试验机的概况及发展状况目前国际上主要有 LANSMONT 和吉田精机两家生产压力变形试验机的国外厂家。其中美国的 Lansmont Corporation 公司建立于 1971 年，是包装纸箱压力变形测试技术领域的先驱,他被称为 “包装设计六步法” 的开创者。现如今，Lansmont 已经在包装纸箱压力变形测试的相关领域内不容置疑地成为全球公认的领军者。从高科技电子产品、医疗设备、基础包装材料到大型的日用品等领域都可以看到该公司的产品，公司生产的产品被应用到了更多更广泛的领域。但是目前市场上的Lansmont 公司的产品都太过于昂贵。吉田精机株式会社建立于 1949 年 11 月，它主要是生产铁道用的各种测试仪器、车辆的各种振动仪器的解析系统、 ，以及开发测量系统、产品与包装货物的冲击与解析系统，实验设备的安装工程，解析处理，测量资料的软件开发，技术，售后服务，维修等业务 1-3。1.2.2 压力试验机的国内发展现状目前国内主要生产的压力变形试验机大多数都是用于钢筋、混凝土等建筑材料压力的测试，金属及非金属材料的加工和压力测试，纸筒压力测试。而面向包装行- 2 -业的小型压力变形试验机供应量比较少。近些年来，国内基于计算机智能化测控仪器的研究和开发发展较快，而且有许多成型的产品 1-3。1.3 本文主要的研究工作针对传统的压力试验机的传动速度和行程控制不精确、精确度不高等的问题，提出了本次设计的目标：设计一种新型包装纸箱压力变形试验机，采用基于交流伺服电机的动力系统和基于传感器的测试系统。本压力变形试验机能完成材料的静态压缩试验、 。通过试验机上的压力传感器和位移传感器将压力和位移信号转化为电信号，经调理后送入计算机中，在计算机中反映测试值。该题目就是为了测试包装纸箱可以承受的压力。由于纸箱在运输过程中可能受到各种各样的损害，如冲击、振动、挤压等的作用。包装纸箱压力试验机能检测包装纸箱在流通中的静力压载，以检测包装纸箱的承载能力，因此包装纸箱压力变形试验机是包装领域重要的试验仪器。当今传统包装纸箱压力变形试验机一般采用普通（或步进）电机、皮带轮传动、直齿轮传动等，传动速度和行程的控制精确度都不能保证，而且效率较低，能耗较高，不适合现代包装理念中对实验的要求。采用交流伺服电机作为驱动，是因为交流伺服电机运转非常平稳，即使在低速时也不会出现振动，伺服系统的加速性能较好，从静止加速到其额定转速仅需几毫秒，而且调速范围宽，因此可以精确控制转速和行程，这样就可以精确的完成实验，并且伺服电机响应时间短，大大提高了实验的准确性。本次设计的试验机主要采用的是链传动，在结构设计中主要用到了直齿圆柱齿轮、直齿锥齿轮、链轮等传动结构。包装纸箱压力变形试验机的主要设计参数如下所示：（1） 试验最大包装纸箱尺寸规格:1200mm、1200mm、1200mm；（2） 对试验件最大施加压力：5KN；（3） 对试件施压的最大速度：10mmmin；（4） 拟定传动部分的总传动比：20。包装纸箱压力变形试验机机械部分的设计为了能够满足各种包装纸箱的测试要求，该压力变形试验机的机械部分的设计主要包括如下几个部分：（1） 压力变形试验机传动方案的设计；（2） 交流伺服电机的选型；（3） 链及链轮的选择；（4） 直齿圆柱齿轮的选择及校核；（5） 锥齿轮的选择及校核；- 3 -（6） 轴以及轴承、键的选择和校核；（7） 减速器的选择及应用分析；（8） 一些其他零部件的设计。本课题研究主要内容及基本过程是在深入调查研究及查阅相关资料，进行资料的收集与整理工作基础之上的。由于，是对一个完整的工作任务进行设计，所以除了对以上每个分功能进行设计内容的研究外，之后还要从整体上看各个装置、机构的整体配合，以及它们之间的连接元件等。有必要的时候还应考虑主要受力机构的受力分析等。- 4 -2 设计内容2.1 理论依据传统的压力试验机一般采用皮带轮传动动、滚珠丝杠传动、普通（或步进）电动机等，对传动速度和行程控制不够准确，而且效率较差能耗较高，不适合现代包装理念中对实验的要求。本文设计的包装纸箱压力变形试验机是以交流伺服电机为动力，通过齿轮和链等传动装置将电动机的螺旋运动转化为上压板的直线运动。动力源采用伺服电动机的原因是：因为交流伺服电机运转非常平稳，即使在低速时也不会出现振动现象，而且交流伺服电机为恒力矩输出，即在其额定转速以内，都能输出额定转矩，在额定转速以上为恒功率输出，不会出现步进电机的丢步或过冲的现象，控制性能更为可靠，最主要的是它速度响应快从静止加速到工作转速仅需几毫秒。采用链传动的原因是因为：链传动与带传动相比无弹性滑动和整体打滑现象，因而能保持准确的传动比，传动效率较高，又因为链条不需要像带那样张的很紧，所以作用于轴上的径向压力比较小，而且结构较为紧凑，同时，链传动能在高温和潮湿的环境中工作，并且链传动需要的张紧力较小。链传动主要用在工作可靠，两轴相距较远，低速重载的场合。因此链传动正适合做此次试验机的传动装置 4。此次设计的压力变形试验机不但保持了机械驱动的优点，而且也改变了其他工作特性不可调的缺点，简化了整体的结构，减轻了总装置的质量，使压力变形试验机的工作性能大大提高了。2.2 总体方案的设计 机器的工作性能和制造工艺是由机器的总体方案的设计直接决定的，因总体方案的设计是机器的设计过程中一个非常重要的环节。2.2.1 方案比较方案一：将电动机放在包装纸箱压力变形试验机的上部，电动机的旋转运动是通过减速器和滚珠丝杠副转化为压板的直线运动的，进而实现机器的工作。如图 2.1（a）所示该方案的优点是整体结构简单，底座较低可以节省材料。缺点是将电动机放在机器的顶部，很难固定住，因此会导致机器的整体稳定性不好，况且电动机还要与减速器相连，工艺上较为难实现，而且电动机放在外面很容易受到外物冲撞，严重影响实验准确度，用丝杠传动成本较高，安装精度要求高，而且不适合远距离传输。- 5 -方案二：将交流伺服电动机放在压力变形试验机底座内，通过齿轮和两条双排链将动力传递到上压板上用来实现压力变形试验机的工作。如图 2.1（b）所示该方案的优点是用链传动安装，精度要求较低，成本也较低，工作稳定可靠，比较适合远距离及低速重载时的传输，而且将电动机放在试验机底座的内部，使电动机尽可能少的受到外界的冲撞，而且外表简单美观，更重要的是保证了电动机和减速器的稳定工作。（a）（b）图 2.1 两种方案的对比- 6 -2.2.2 方案的选定通过两种设计方案的比较，此次设计的包装纸箱压力变形试验机选择的是第二种设计方案。此方案的机械运动机构的工作原理是：在整个机械运动中采用的动力源是交流伺服电机，机构的运动方向是竖直向下的。在整个运动过程中电机通过联轴器跟轴相连进而带动轴转动，一级传动是通过直齿圆柱齿轮来实现的，即与电机相连的轴上连接的是直齿圆柱齿轮，另一端连接的是中间的横向的轴，中间的横向的轴两端通过直齿锥齿轮与两个纵向的轴相连，纵向轴的两端安装有链轮，通过链轮的转动带动链的上下移动来实现压板的上下移动，来压纸箱通过纸箱的变形来测出纸箱所能承受的压力。与电机通过联轴器相连的轴因为小齿轮的轴颈较小所以在设计时可以把这根轴设计成为齿轮轴，来与直齿圆柱齿轮相啮合，实现一级传动。中间轴通过直齿锥齿轮与两端的纵向的轴相连，为了实现链的运动方向一致（即两边的链带动压板同时上升后同时下降） ，因此在设计直齿锥齿轮的连接时要注意直齿锥齿轮的转动方向从而达到保证纵向的两轴相朝相反的方向运动，这样才可以保证两边的链是同时下降或同时上升的。由于下压板的重量较大，所以选用双排链，以保证机构的强度要求。因此链轮的选择同样要选用双排链轮，因为总的转矩及总的功率不是很大，所以链轮的尺寸可以不用选的很大，链轮同过螺栓与下压板相连，下压板的上表面可以做一些空心的结构以减轻压板的重量。由四条链带动压板下降的时候，压板肯定会四处摆动不平稳，所以为了保持架子和压板的稳定性在机架上应做一些设计。首先为了保持机架的稳定性可以在机架的中间加一根横梁以保持架子的稳定性；其次为了保持压板的稳定性，可以在压板上设计导向轮，压板下降时让导向轮沿着机杆运动以确保压板下降时不会乱摆动，保证了整个机构和压板下降时的稳定性。因为压板下降的速度和压板下降到纸箱后下压的速度是不一样的，压板下降可以自行调节但是压板下降到纸箱时下压的速度却很小，因此为了实现这个功能，选用电动机时就要考虑到选用的电动机不仅可以调节速度而且要有很快的速度响应，来完成结构运动中的速度转换。因此选用的电动机是交流伺服电动机，采用伺服电动机的原因是：因为交流伺服电机运转非常平稳，即使在低速时也不会出现振动现象，而且交流伺服电机为恒力矩输出，即在其额定转速以内，都能输出额定转矩，在额定转速以上为恒功率输出，不会出现步进电机的丢步或过冲的现象，控制性能更为可靠，最主要的是它速度响应快从静止加速到工作转速仅需几毫秒。在整个设计过程中，由于机架箱体比较大，所有设计时所用的轴就会比较的长，因此设计时要注意轴的定位问题，选择合适的轴承，在整个设计过程中除了有轴承定位还涉及到了圆螺母定位，轴端有轴端档圈定位。- 7 -因此系统的整个运动过程就是：交流伺服电机带动轴转动，轴上装有直齿圆柱齿轮，继而带动横向轴的转动，横向轴通过直齿锥齿轮带动两根纵向轴转动，两根纵向轴上装有链轮，链轮与链啮合从带动链的移动，进而带动压板的上下移动。通过选定的方案进行初步设计，可以选择出在本文所设计的包装纸箱压力变形试验机中所用到得所有机械零部件，以及零部件的连接方式，因此就可以得初步的包装纸箱压力变形试验机的执行机构的简图。如图 2.2 所示图 2-2 执行机构简图- 8 -3 执行机构的设计3.1 电动机的选择传统的压力变形试验机，它是以液压系统为动力源来推动压板来实现其工作的，但是此种动力源无法精确地控制压板恒速下压，而且速度响应慢，无法静态的完成压缩实验，工作过程中液压油容易泄漏，会造成试验样品的污染，而且噪音很大，然而交流伺服电机具有使运动控制更加柔性、消除液压油泄漏等许多的优点。目前市场上所用的压力变形试验机多数是以普通电动机为动力机的压力试验机，常见的是以步进电机为动力机，但是步进电机往往会出现失步的现象，这样很容易造成工作中的误差，但是交流伺服电机可省去离合器等零部件，使传动环节大大减少了，因而相应的维修工作量也会大大减少。随着微处理技术、材料、控制理论与电机理论、电力电子技术的发展，压力变形试验机采用交流伺服电动机直接驱动的条件已经逐渐的成熟。电动机分为交流电动机和直流电动机两种，由于直流电动机需要直流电源，结构较为复杂，价格较为昂贵，维护比较不便，因此本课题选用交流伺服电动机作为压力变形试验机的动力源。 234交流伺服电动机其优点主要有以下几点：（1） 控制精度高，对压板的速度和位移可以进行精确控制，可分别实现恒压、恒速、恒转矩、定量行程四种工作状态。（2） 采用变频调速，能耗小、转矩特性好、效率高。（3） 加速性能好，具有过载能力。（4） 工作噪音小，环保，消除了油液的污染。因此结合了上述的优点可以选取交流伺服电机作为该包装纸箱压力变形试验机的动力机。通过以下计算公式可以确定所选电机型号。(3.1)(10/KNFVPw公式(3.1) 中：F-工作阻力(KN)；V-最大下压速度(mm/min )。将已知数据 F=10(KN)；V=10(mm/min)=0.17(mm/s)=0.00017(m/s)，代入公式(3.1)计算可得：- 9 -)(017.10/ KWFVPw 根据伺服电机选型手册可以选择 SM 系列的交流伺服电机，根据计算所得确定选择 SM130-150-15LFB，小功率电机。其技术参数如表 3.1 所示表 3.1 电机的技术参数主要参数输出功率 W额定转矩 MN最大转速 min/r转子转动惯量 2/Kg数值 2.3 15 1500 3104.此电动机可以进行速度控制、位置控制和转矩控制，结合本次设计采用位置控制和速度控制两种模式。因为此次设计的试验机转速较低、无冲击、没有很大的振动，所以可以选择凸缘联轴器，而且凸缘联轴器的构造就简单、成本低。因此可以根据所选电动机型号，得到电动机伸出轴的直径为 25mm，进而可以选联轴器型号为 GY4。根据联轴器的型号可以得到一些相关的参数。轴孔直径 d=25(mm)，轴孔长度 L=62(mm)8。3.2 齿轮的设计根据总体方案的设计可以知道在此压力变形试验机的传动系统中用到了齿轮传动，根据方案中执行机构简图，可以看出在此次压力变形试验机的设计中用到了直齿圆柱齿轮和直齿锥齿轮进行传动。3.2.1 直齿圆柱齿轮的设计1.选择齿轮的精度等级、材料及齿数（1）包装纸箱压力变形试验机为一般工作机器，速度不高，故可以选用 7 级精度。（2）材料的选择。由表 10.14选择小齿轮的材料为 45（调质） ，硬度为280HBS，大齿轮的材料为 45（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。（3）选小齿轮的齿数为 Z1=24，大齿轮齿数为 ， （传动比 i=5） 。120542Z2.按齿面接触强度设计由下面设计公式进行计算，即：- 10 -(3.2)32112. HEdt ZuKTd（1）确定公式内各数值1）初选载荷系数 Kt=1.3。2）计算小齿轮传递的扭矩。(3.3)(104.3105.931 mNnPT3）由表 10.74查得尺宽系数 d=1。4）由表 10.64查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8(MPA1/2)。5）由图 10.21d4按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=550MPa。6）计算应力循环次数：(3.4)91 1048.65308215060 hjLnN(3.5)992.5.47）由图 10.194取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90； KHN2=0.95。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%， ，安全系数 S=1，由下面公式计算得：(3.6) )(5281608.1lim1 MPaSHN(3.7) )(4950.2lim2 aSKHN（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径 d1t，将 H中较小的值代入公式(3.2)中得：- 11 -32112. HEdtt ZuTKd)(95.348.12.340.3 2m2）计算圆周速度 v。(3.8)(75.210695.34106mndt 3）计算齿宽 b。(3.9)(95.34.1mdt4）计算齿宽与齿高之比 b/h。模数 (3.10)(46.1295.31mzdmtt 齿高 (3.11)(29.3.5.ht(3.12)6.10.4b5）计算载荷系数。根据 v=2.75(mm)，7 级精度，由图 10.8 查得动载系数 KV=1；直齿轮，K H=KF=1；由表 10.24查得使用系数 KA=1；由表 10.44使用插值法可以查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.423。由 b/h=10.6,KH=1.423,查图 10.13 得 KF=1.09；故载荷系数：(3.13)43.109.1HVA- 12 -6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由下列公式计算的：(3.14)(1.36.495.31 mKdtt 7）计算模数 m。 )(5.1mzd3.按齿根弯曲强度设计由下式得弯曲强度的设计公式为(3.15)321FSadYzKTm（1）确定公式内的各计算数值1）由图 10.20c4查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500MPa， FE2=380MPa；2）由图 10.184去弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.84；K FN2=0.89；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，有下列公式计算得： )(420.158011 MPaSFENF (3.16) )(2.384.189022 aSKFENF4）计算载荷系数 K。(3.17)37.109.261FVA- 13 -5）查取应力校正系数。由表 10.54查得 YSa1=1.58；Y Sa2=1.81。6）查取齿形系数由表 10.54查得 YFa1=2.65；Y Fa2=2.16。7）计算大小齿轮的 并加以比较。FSa(3.18)31 1097.42058.6FSaY(3.19)32106.38FSa大齿轮的数值较大。（2）设计计算，代入公式(3.15)(16.2410.837.23mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 要大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲疲劳强度算得的模数 1.16 并就近圆整为标准值 m=2(mm),按接触强度算得的分度圆直径 d1，算出小齿轮齿数 4，代入公式(3.10)： 241mdz大齿轮数 052z这样设计出齿轮即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。- 14 -4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径，代入公式(3.10) )(4821mzd)(02z（2）计算齿宽(3.20)(481mdb取 B2=48(mm)；B 1=53(mm) 因为小齿轮的的齿根圆到键槽底部的距离 e160(mm)，所以可以把大圆柱齿轮做成腹板式结构 4。根据本文的设计，可以得到大直齿圆柱齿轮的简图，其简图如图 3.1 所示：图 3.1 直齿圆柱齿轮结构简图3.2.2 直齿锥齿轮的设计- 15 -1.选择齿轮的精度等级、材料及齿数（1）包装纸箱压力变形试验机为一般工作机器，速度不高，故可以选用 7 级精度。（2）材料选择。选择小齿轮的材料为 45（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度相差为 40HBS。（3）选小齿轮的齿数 z1=20，大齿轮齿数 。 （传动比 i=4）8042z2.按齿面接触疲劳强度设计由下面设计公式进行试算(3.21)3 2121 5.09.2uKTZdRRHE根据计算直齿圆柱齿轮的计算过程，在参考文献4中选取相应的公式内的各计算数值的取值，通过选取的数值计算出小锥齿轮的分度圆直径 d1t，进而求出小锥齿轮校正后分度圆的直径 d1。3.按弯曲疲劳强度设计有下面的设计公式进行试算(3.22)3215.04FSaRRYuzKTm同样根据计算直齿圆柱齿轮的计算过程，在参考文献1中选取相应的公式内的各计算数值的取值，通过选取的数值计算出锥齿轮的模数，然后再按标准圆整为标准模数。通过一系列的计算最后得到了锥齿轮的模数 m=3(mm)，小锥齿轮的齿数z1=20，大锥齿轮的齿数 z2=80。通过两种疲劳强度公式进行设计，这样设计出齿轮即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费 4。4.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径根据公式(3.21) 计算出锥齿轮的分度圆直径 d1=60(mm)，d 2=240(mm)。通过设计可以得出大锥齿轮的结构简图，其简图如图 3.2 所示：- 16 -图 3.2 锥齿轮结构简图3.3 链及链轮的设计根据总体方案的设计可以知道在此压力变形试验机的传动系统中用到了链传动，因此相应的也会链轮的存在，于是应该在设计链的同时要把相应的链轮一起设计出来。因为在设计过程考虑到链的承载能力，所以设计时选用的是双排链，进而链轮相应的选用的是双排链轮。1.选择链轮的齿数取小链轮的齿数 z1=21，大链轮的齿数为 ， （传动比 ） 。212z1i2.确定链及链轮的材料因为包装纸箱压力变形试验机为一般工作机器，在工作中没有剧烈振动及冲击，所以链轮的材料可以选择 45，同样链也可以选用 45。3.确定计算功率由表 9.74查得 KA=1.0，由图 9-13 查得主动链轮 KZ=1.21，双排链，则系数KP=1.75 每条链所需要传递的功率为 P=0.4186(w)，则计算功率为：(3.23)(289.075.14620. wPZAca 4.选链条型号和节距根据 Pca=4.56(KW)，查图 9.114可以选出链的型号为 12A-2。查表 9.14，可得链的节距为 p=19.05。- 17 -5.计算链结数初选中心距 a0=(30-50)p=571.51587.5(mm)。取 a0=1500(mm)，则相应的炼厂节数可用下面公式计算：(3.24)5.19220110 apzzpL取链长节数 Lp=120 节。则相应的链轮的分度圆直径用下面公式计算：(3.25)zpd180sin将 p=19.05， z=21 代入公式(3.25)可以计算出链轮的分度圆直径 d=254(mm)。链轮齿宽用下面的公式计算，对于双排链(3.26)1193.0bf通过查表 9.1 可得 b1=12.57，则链轮的齿宽 bf1=11.69(mm)4。通过设计可以得到链传动的简图，其简图如图 3.3 所示：图 3.3 链传动结构简图3.4 减速器的选择机器一般是由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置能够用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式用以满足工作装置的需要，它是一部机器- 18 -的重要组成部分。传动装置是否合理可以直接影响机器的工作性能、机器的重量和成本。合理的传动方案除了能够满足工作装置的功能外，还要求装置结构简单、制造简便、成本低廉、传动效率较高、使用维护方便等 49。该包装纸箱压力变形试验机以交流伺服电机为动力，最大下压速度 10(mm/min)，所以满足最大下压速度时，链轮的转速 n=0.03(r/min)。压杆的上行速度暂定为最大下压速度的 5 倍，即 50(mm/min)，则压板上行时链轮的的转速为 0.15(r/min)。暂定为最大速度下压时，交流伺服点电动机的转速设为 30(r/min),上行的时侯电动机的转速设为 150(r/min)。由以上的数据可以确定总传动比为 i=30/0.03=1000。因为设计时初步设定执行机构的总传动比为 20，所以减速器的传动比大约可以选定为 50，通过查机械设计手册结合所属按电动机可以找到传动比为 50 的二级圆柱齿轮减速器，可以查到减速器与齿轮轴相连的伸出轴的轴径为 28mm。3.5 轴的设计根据总体方案的设计可以知道在此压力变形试验机的传动系统中用到了三根轴，根据方案中执行机构简图，可以看出在此次压力变形试验机的设计中用到了一根齿轮轴和两根阶梯轴。3.5.1 齿轮轴的结构设计（1）初步拟定轴上零件的装配方案：通过前面总体方案的设计进行分析，初步选用图 3.4 所示的装配方案：图 3.4 齿轮轴的结构与装配（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）通过总体方案中为了满足半联轴器的要求，GH 轴段右端需要制出以轴肩，- 19 -因此 FG 轴短直径应该比 GH 轴段大，通过前面选定的减速器伸出轴的轴径可以确定 GH 轴段的轴径 dGH=28(mm)；则可以选定 FG 轴段的直径 dFG=32(mm)。因为半联轴器的长度 L=60(mm)8，为了更合理的装配，GH 轴段的直径比 L 的略短一些，所以可以选定轴段 GH 的长度为 LGH=50(mm)。2）初步选定滚动轴承。因为在此处轴承主要承受径向载荷，所以可以选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 dFG=32(mm)，可以选择深沟球轴承的型号为 6207，其尺寸主要为 8，故 dEF=dAB=35(mm)；而 LEF=17(mm)，而17235BDdLAB 的长度要比轴承稍微小点，所以可以取 AB 轴段的长度 LAB=15（mm） 。两个轴承都用轴肩定位，由手册上查得 6207 型轴承的轴肩为 3.5，则可以取dBC=dDE=42(mm)。两段轴肩 BC、DE 的长度可以根据已知条件初步确定为LBC=LDE=7(mm)8。根据所选的轴承的基本尺寸可以初步确定轴承套的尺寸。因为轴承的宽B=17(mm)，则轴承套的宽可以定位 24(mm)，根据轴段 AB、EF 的直径dEF=dAB=35(mm)，可以确定轴承套的长度为 L1=120(mm)。3）根据前面所设计的直齿圆柱齿轮，因为小齿轮的分度圆直径为 48(mm)，则CD 轴段的直径为 dCD=48(mm)；通过计算出小齿轮的齿宽可以确定 CD 轴段的长度LCD=53(mm)，在根据总体的布局初步决定 FG 轴段的长度 LFG=35(mm)。（3）轴上零件的周向定位。联轴器与轴的周向定位采用的是平键连接。根据 dGH=28(mm)，由参考文献5中查表 4-1 查得平键截面尺寸 ，再根据 LGH=50(mm)，可以选择平键的长78hb度为 L2=40(mm)。滚动轴承的周向定位是由过渡配合来保证的 4。3.5.2 轴 1 的设计（1）初步拟定轴上零件的装配方案通过前面总体方案的设计进行分析，初步选用图 3.5 所示的装配方案：图 3.5 轴的结构与装配（2）确定轴的各段直径和长度- 20 -1）根据前面设计的直齿圆柱齿轮，可以确定轴段 FG 的直径 dFG=56(mm)，根据齿轮轮毂的宽度 B=48(mm)，为了使圆螺母的端面更可靠的压紧齿轮，则此轴应该略短于轮毂的宽度，故取 LFG=44(mm)。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取 h=7(mm),则轴环处的直径 dEF=63(mm)。轴环宽度 b1.4h，则可以取LEF=20(mm)。根据前面设计的锥齿轮，可以确定轴段 AB、KL 的直径 dAB=dKL=30(mm)，锥齿轮轮毂的宽 B=40(mm)，为了使轴端挡圈的端面更可靠的压紧齿轮，则此轴应该略短于轮毂的宽度，故取 LAB= LKL=36(mm)，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取 h=6(mm)，则下一段轴处的直径 dBC= dJK=36(mm)。2）初步选择滚动轴承。因为轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据 dBC= dJK=36(mm)，可以选择角接触球轴承的型号为 7308AC，其尺寸为 8，故 dCD=dIJ=40(mm)，而 LCD= 23904BDdLIJ=23(mm)。连个轴承的一段都采用轴肩定位，查手册可以得到轴肩的高度 h=6(mm)，则 dDE=dHI=46(mm)。3）因为轴段 GH 采用的是圆螺母进行轴向定位，所以可以根据 dHI=46(mm)，dFG=56(mm)，以及手册中圆螺母的型号可以选定轴段 GH 的直径 dGH=50(mm)，选择圆螺母的型号为 M60，则根据圆螺母的相关参数可以初步设定 LGH=31(mm)。4）根据方案简图以及整体的布局来确定轴段 BC、DE、HI、JK 的长度，初步设定 LBC= LJK=145(mm)， LDE=490(mm)，L HI=465(mm)。5）轴承端盖的总宽度为 20mm(由轴承端盖的结构设计而定)。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的连接是采用平键连接的。根据 dAB=dKL=30(mm)，由参考文献5中查表 4-1 查得平键截面尺寸 ，同样的根据 dFG=56(mm)，可以查得平键截面78hb尺寸 4。106hb3.5.3 轴 2 的设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过前面总体方案的设计进行分析，初步选用图 3.6 所示的装配方案：- 21 -图 3.6 轴的结构与装配（2）确定轴的各段直径和长度1）根据前面设计的直齿锥齿轮，可以确定轴段 FG 的直径 dFG=60(mm)，根据锥齿轮轮毂的宽度 B=76(mm)，为了使圆螺母的端面更可靠的压紧齿轮，则此轴应该略短于轮毂的宽度，故取 LFG=72 (mm)。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取 h=10(mm),则轴环处的直径 dEF=70(mm)。轴环宽度 b1.4h，则可以取LEF=10(mm)。根据前面设计的链轮，可以确定轴段 AB、KL 的直径 dAB=dKL=35(mm)，链轮轮毂的宽 B=44(mm)，为了使轴端挡圈的端面更可靠的压紧齿轮，则此轴应该略短于轮毂的宽度，故取 LAB= LKL=40(mm)，链轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取 h=6(mm)，则下一段轴处的直径 dBC= dJK=41(mm)。2）初步选择滚动轴承。因为轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据 dBC= dJK=41(mm)，可以选择角接触球轴承的型号为 7309AC，其尺寸为 8，故 dCD=dIJ=45(mm)，而 LCD= 25104BDdLIJ=25(mm)。连个轴承的一段都采用轴肩定位，查手册可以得到轴肩的高度 h=7(mm)，则 dDE=dHI=52(mm)8。3）因为轴段 GH 采用的是圆螺母进行轴向定位，所以可以根据 dHI=52(mm)，dFG=60(mm)，以及手册中圆螺母的型号可以选定轴段 GH 的直径 dGH=56(mm)，选择圆螺母的型号为 M64，则根据圆螺母的相关参数可以初步设定 LGH=33(mm)。4）根据方案简图以及整体的布局来确定轴段 BC、DE、HI、JK 的长度，初步设定 LBC= LJK=210(mm)， LDE=LHI=280(mm)8。5）轴承端盖的总宽度为 20mm(由轴承端盖的结构设计而定)。（3）轴上零件的周向定位链轮、齿轮与轴的连接是均采用平键连接的。根据 dAB=dKL=35(mm)，由参考文献5 中查表 4-1 查得平键截面尺寸 ，同样的根据 dFG=60(mm)，可以查810hb得平键截面尺寸 8。18hb- 22 -3.6 测量元件的选用本文设计的包装纸箱压力变形试验机在下压板的下面设置了力传感器和位移传感器，在试验过程中能够准确的测量出上压板施加的压力以及包装纸箱发生变形的数值。3.6.1 传感器及其组成（1）传感器传感器是能按一定方式种将各种非电量（其中包括化学量、生物量及物理量等）转换成为别种量值传输出（一般是电量）的装置 1011。（2）传感器的组成通常由敏感元件、测量电路和转换元件三部分组成了传感器，有时候还需要添加辅助电源 1011，如图 3.7 所示：图 3.7 传感器结构3.6.2 测力传感器及位移传感器的选用1）测力传感器根据此次包装纸箱压力变形试验机的设计要求，决定采用压力传感器中的一种称重传感器，它是一种将质量信号转变为相应的电信号并输出装置，具有测量范围广、结构简单、准确度高、频率响应特性好等优点 1011。2）位移传感器此次设计的包装纸箱压力变形试验机是一台对位移精度要求比较高的设备，因此选择差动变压器式位移传感器，该传感器具有分辨率高、精度较高、性能稳定、线性范围大、输出大、使用方便等优点 1011。- 23 -4 主要零部件的校核在零件的设计中，强度准则是最基本的设计准则。强度准则就是指零件中的应力不得超过允许的限度。因此在设计的过程中对机器的主要零部件进行强度校核是非常有必要的。4.1 齿轮的校核齿轮传动是此次设计的包转纸箱压力变形试验机中非常重要的传动装置，主要有直齿圆柱齿轮传动和直齿锥齿轮传动，于是所设计的齿轮传动在具体的工作情况下，必须有足够的、相应的工作能力，以保证在整个工作寿命期间不知失效。因此齿轮的强度校核是真个设计过程中是非常重要的，目前设计一般使用的齿轮传动时，通常只按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。4.1.1 直齿圆柱齿轮的校核（1）按齿根弯曲疲劳强度校核轮齿在受载时，齿根所受的弯矩最大，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱。齿根危险截面的弯曲强度条件为：(4.1)FSaFtSaFbmYK0根据前面所设计的直齿圆柱齿轮，可以查到公式(4.1)中所有的相关的数据。根据设计得： F1=420(MPa)， F2=338.2(MPa)，YSa1=1.58，Y Sa2=1.81，Y Fa1=2.65；Y Fa2=2.16，K=1.37 ，,b 2=48(mm)；b 1=53(mm)。而圆周力 Ft 可以用下面公式计算：- 24 -(4.2)12dTFt式中小齿轮传递的扭矩 T1=13040(N.mm)。则将 T1 代入公式(4.2)可以得到 Ft=543.3(N)，最后将所有的已知数据代入公式(4.1)中：)(420)(6.182535.47. 111 MPaPambYKF FaSt )(2.38)(3.0248.1.7. 222 aab FFaStF通过上面的结果可以看出本文所设计的直齿圆柱齿轮满足齿根弯曲疲劳强度的要求。（2）按齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度计算公式如下所示：(4.3)HEtHZubdKF1同样根据前面所设计的直齿圆柱齿轮，可以查到公式(4.3)中所有的相关的数据。则根据设计得：F t=543.3(N)，Z E=189.8(MPA1/2)， ZH=2.5，b 2=48(mm)，b 1=53(mm)，d1=48(mm)，u=5， H1=528(MPa)， H2=495(MPa)，最后将所有的已知数据代入公式(4.3)中： )(528)(287.195.48536. 111 MPaPaZudbKF HEHtH )(495)(8.301.95.2486.1 212 aaudb HEHtH- 25 -通过上面的结果可以看出本文所设计的直齿圆柱齿轮满足齿面接触疲劳强度的要求 4。4.1.2 直齿锥齿轮的校核（1）按齿根弯曲疲劳强度校核同直齿圆柱齿轮一样，直齿锥齿轮的轮齿在受载时，齿根所受的弯矩最大，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱。齿根危险截面的弯曲强度条件为：(4.4)FRSaFtFbmYK5.01根据前面所设计的直齿锥齿轮，可以查到公式(4.4)中所有的相关的数据。根据设计得： F1=310.7(MPa)， F2=244.3(MPa)，YSa1=1.58，Y Sa2=1.81，Y Fa1=2.65，Y Fa2=2.16， R=1/3，m=4(mm)，b=41(mm)，K=1.73，而圆周力 Ft 可以用下面公式计算：(4.5)12mtdTF式中小锥齿轮传递的扭矩 T1=32600(N.mm)。则将 T1 代入公式(4.5)可以得到Ft=1086.7 (N)，最后将所有的已知数据代入公式(4.4)中： )(7.310)(6.5731.04128763.5.011 MPaMPabmYK FRSaFtF )(3.24)(8.531.041628763.5.0122 PaPabY FRSaFtF 通过上面的结果可以看出本文所设计的直齿锥齿轮满足齿根弯曲疲劳强度的要求。（2）按齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度计算公式如下所示：- 26 -(4.6)HRREHudKTZ3125.05同样根据前面所设计的直齿锥齿轮，可以查到公式(4.6)中所有的相关的数据。根据设计得：T 1=32600(N.mm) ，K=1.73，u=4，d 1=60(mm)，R=1/3，Z E=189.8(MPA1/2)， H1=540(MPa)， H2=528(MPa)，则将以上已知数据代入公式(4.6) ，可以得出： )(540)(4.2036315.0278.195 13 MPaPa HH )(528)(4.2036315.0278.19532 PaPa HH 通过上面的结果可以看出本文所设计的直齿锥齿轮满足齿面接触疲劳强度的要求 4。4.2 轴的校核轴是组成机器的主要零件之一。一切做回转运动的传动零件（例如齿轮、链轮等） ，都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度，这时只需对轴进行强度计算，以防止断裂或塑性变形。1:对轴 1 进行校核通过轴的设计，轴的主要结构尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）以可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。其计算步骤如下：（1）轴所受的载荷轴上零件传来的。计算时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段得中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。根据轴 1 的结构简图 3.5 做出轴的计算简图如图 4.1 所示 15：（2）按弯扭组合进行校核轴径。1）画出轴的受力图，如图(4.1a)所示。2）作水平面内的弯矩图，如图(4.1c)所示。支点反力为：- 27 -(4.7)(65.2713.5421 NFtNH圆柱齿轮中心处截面的弯矩为：(4.8)(95.1470536.271 mNLFMAH 3）作垂直面内的弯矩图，如图(4.1d)所示。支点反力为：(49)(914532078.192211 NLdFarV )(7.08.92VrV圆柱齿轮中心处截面左侧的弯矩为：(4.10)(4913511 mNLFMV)(.027.0822V 4）合成做弯矩图，如图(4.1e)所示。(4.11)2HVM因为 MV1MV2，所以 )(8.15769.1470.59022mN5）作转矩图，如图(4.1b)所示，T=326000(N.mm) 。通过弯矩、扭矩图可以看出按有直齿圆柱齿轮中心截面处是整个轴的危险截面。根据第三强度理论进行校核，因为轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变，取 =0.6，则轴的计算应力：- 28 -(4.12)WTMca22已知轴的抗弯截面系数 W=17561.6(mm3)，通过查可以得到轴的许用弯曲应力为-1=60(MPa)。因此： )(2.6.175308.2 MPaca 故此次设计的轴是安全的 413。图 4.1 轴的载荷分析图4.3 轴承的校核根据上面轴的校核，同样的来校核此轴上的轴承。- 29 -查滚动轴承的样本可以知道角接触球轴承 7308AC 的基本额定动载荷C=40200(N)，基本额定静载荷 C0=32300(N)。设轴承的预期工作寿命为 Lh=3600(h)（连续工作五年，每年按 300 个工作日计） 。（1）求两轴承受到的径向载荷 Fr1 和 Fr2。将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（图 4.2b）和水平面（图 4.2c）两个平面力系。由力分析可知：(4.13)(9.02514.7.92511 NdFFaerevr (4.14)(8.0.12vrevr(4.15)(65.27153.421NFteHr (4.16)(.3.412HrteHr (4.17)(5.286.719.02211 NFrvrr (4.18)(.9.8.2222Hrvrr- 30 -图 4.2 轴承受力分析图（2）求两轴承的轴向力 Fa1 和 Fa2。对于 7000AC 型轴承，按表 13.74，轴承派生力的轴向力为 Fd=0.68Fr，因此可以算出：F d1=0.68Fr1=194.82(N)，F d2=0.68Fr2=198.97(N)。则(4.19)(4.2769.184.721 Ndae (4.20)(.2Fda（3）求轴承当量载荷 P1 和 P2。因为对于角接触球轴承判断该系数 e=0.68，则(4.21)eFra96.058471ra.2查表 13.54可知：X 1=0.41，Y 1=0.87；X 2=1