抗生素玻璃瓶液体灌装机加塞机构设计说明书

1、大学专业课程设计说明书题目：抗生素玻璃瓶液体灌装机加塞机构设计学院（系）：专业班级：学 号：学生姓名：指导教师：起止时间：大学专业课程设计任务书院(系)： 学院教研室：机械设计教研室学号学生姓名专业(班级)设计题目抗生素玻璃瓶液体灌装机加塞机构设计技术参数与要求要求：生 产 率60 90瓶/分,分瓶高度：850± 25,灌装容量10-20动力源与传动部分置于箱体内，且动力源置于箱体内底部。电源220V,50，使用寿命10年。工 作 量1. 总装配图一张，0#;2. 零件图两张，2#;3. 有限元分析、三维仿真或程序计算光盘一张；4. 设计计算说明书一份工 作 计 划1. 明确设计任务

2、，确定总功能，查阅资料1天2. 功能分析，原理方案设计，方案评价1天3. 确定工艺方案，寻求物理载体，进行机构选型与方案设计，会出原理图1天4. 确定及其总体参数，机械总体布置0.5天5. 设计计算2.5天6. 有限元分析、三维仿真和程序计算3天7. 完成总装图、零件图13天8. 编写设计计算说明书1天9. 答辩1天成绩 评 疋图面(40 %)说明书(20 %)答辩(20 %)平时(10 %)有限元分析、三维仿真或程序计算(10 %)总分成绩：指导教师签字：学生签字：年月日目录第一章 绪论 11.1 研究内容的现状 . 11.2 选题意义 . 1第二章 总体方案设计 32.1 确定给定的设计任

3、务 32.2 设计任务抽象化 . 32.3 确定工艺原理 . 32.4 确定工艺方案和工艺路线 . 52.5 功能分解、画出功能树 . 52.6 确定每种功能方案、构造形态学矩阵 . 62.7 确定边界条件 . 62.8 方案评价、确定一种方案 . 62.9 方案简图 . 72.10 总体布置设计、画出总体布置图. 82.11 主要参数确定 8第三章 传动系统设计 93.1 电机的选定 . 93.1.1 选择电动机的种类、类型和结构形式 93.1.2 选择电动机的功率及转速 93.2 传动装置的运动和动力参数计算. 103.3 V 带传动设计 113.3.1 确定设计功率 113.3.2 初选

4、带的型号 123.3.3 确定带轮基准直径 1和 2 123.3.4 验算带速 v 123.3.5 初定中心距 a0 和带的基准长度 123.3.6 确定中心距 a0 . 12验算包角a i 133.3.8 确定带的根数 z 133.3.9 确定初拉力 F0 . 133.3.10 计算带对轴的压力 Q 143.4 传动齿轮的选定 143.4.1. 选择齿轮材料，确定精度及许用应力 . 143.4.2. 按接触疲劳强度确定中心距 . 153.4.3 验算齿面接触疲劳强度 . 173.4.4 校核齿根弯曲疲劳强度 . 183.4.5 齿轮主要几何参数 . 203.5 轴的设计计算 . 203.5.

5、1 选择轴的材料 203.5.2 按扭矩初步估算轴端直径 203.5.3 初选滚动轴承 213.5.4 设计轴的结构 213.5.5 对轴进行分析，作当量弯矩图 213.5.6 校核轴的静强度 233.5.7 校核轴的疲劳强度 243.6 滚动轴承寿命计算（低速轴） . 253.7 键联接的选择和验算 263.7.1. 选择键联接的类型和尺寸 . 263.7.2. 键联接的强度计算 . 26第四章 执行系统设计 274.1 曲柄摇杆机构基本尺寸确定 27第五章 总结 30参考文献 31第一章 绪论1.1 研究内容的现状目前，世界各国对包装机械发展十分重视，集机、电、气、光、仪为一体的高新技术

6、产品不断涌现。生产高效率化、资源高利用化、产品节能化、高新技术实用化、科研成 果商业化已成为世界各国包装机械发展的趋势。美国的包装机械一大型为其特色， 因为美国的包装机械用户以大型生产企业为主， 靠 大批量生产来降低生产成本， 主要满足美国国内大流通的需要， 其产量和品种均居世界 之首。新型机械产品中以成型、填充、封口三种机械的增长最快。德国的包装机械在计量、制造、技术性能等方面均名列前茅，特别是啤酒、饮料灌装 设备具有高速、成套、自动化程度高、可靠性好等特点。一些大公司生产的包装机械集 机、电、仪表及微机控制于一体技术含量高、可靠性高。全线的自控水平高和全线效率 高。在线监测装置和计量装置配

7、套完备，能自动检测各项参数、计量精确。集机、电、 气、光、磁为一体的高新技术产品不断涌现。国内医药灌装基本能满足灌装要求，但是运行过程中容易故障率较高。在设计方面， 主要以模仿研制国外先进设备为主， 但是设计时没有预留改进空间， 相比国外同等机器 噪音较大，震动较明显，稳定性较差。尤其是设计时便没有考虑一机多用，灌装机的柔 性化不高。控制方面，多采用国外电器设备，控制程序也是由国外工程人员辅助设计， 不能独立完成设计。 所以国内液体灌装机设备要想发展， 必须寻找国内设备的存在的一 些问题和缺陷，同时研究国外先进设备的优点，吸收国外优秀的设计理念， 创新设计具 有自主知识产权的制药机械。1.2

8、选题意义包装机械的发展为食品、 药品的现代化加工和大批量生产提供了必要的保证， 如果制 作过程是食品、药品生产的内在过程，那么包装过程就是其外在形式。 由于药品生产的 特殊性，药品包装从材料到包装方式， 从环境要求到标识处理等较之食品包装更为严格， 限制条件更为苛刻。这使得药品包装机械发展成为一个相对独立的机械行业。 目前国内的一些主要机械生产厂家， 不仅有雄厚的技术基础， 而且企业发展快、 后劲足， 生产的制造水平能够和技术含量不断提升。 随着制药行业的蓬勃发展， 为了满足客户的 要求和市场的需要，一些制药机械生产厂家在原有设备的基础上纷纷推出能力更大的新 产品。灌装机是医药机械中使用最为广

9、泛的一种制药装备。 国内医药灌装机的最高速度普遍 稳定在每分钟 300瓶，达到每分钟 400瓶的厂家很少， 单机在每分钟 500瓶的厂家基本 没有。但国外研制的医药灌装机的速度基本稳定在每分钟 400 瓶，特别是在欧美发达国 家中，每分钟 500瓶的灌装机也比较普遍，而且最高稳定速度已经达到每分钟600 瓶，极速状态可以达到 750 瓶每分钟。目前，国内很多生产管制瓶液体分装机的厂家都是从 生产安瓶灌装机转向的， 从事管制瓶灌装机的制药机械设备生产都起步较晚， 技术上参 差不齐，但都不太高。从长远来看，仿制、消化、吸收进口机器，提高灌装机效率，制 造每分钟 500 瓶以上的灌装机是主流方向。在

10、食品、药品等工业中，有许多成液体状态的产品以瓶装形式出厂， 通常采用液体灌 装机进行自动化灌装。目前，国内大部分制造厂家靠进口灌装机来满足对射别的需求， 但其价格昂贵，一般是国内同类产品的 3-4 倍左右。为此，在参照国外全自动液体灌装 机先进机型的基础上， 结合国内液体罐装的实际情况， 独立开发设计并制造了一种新型 的全自动液体灌装机。其性能完全可以代替进口同类产品，具有良好的价格性能比， 满 足了企业的要求，在医药制造机械业具有广阔的应用前景。第二章总体方案设计2.1确定给定的设计任务确定任务书抗生素玻璃瓶液体灌装机加塞机构任务书编号名称抗生素玻璃瓶液体灌装机加塞机构设计设计单位辽宁工业大

11、学起始时间主要设计人员黄冠设计费用设计要求1功能给包装瓶加瓶塞2适应性工作对象：包装瓶 瓶高：35瓶盖直径：153效率90瓶/分4性能动力:0.755可靠度99.9%6使用寿命一次性使用10年7安全性有漏电保护，自动报警功能2.2设计任务抽象化瓶身抗生素玻璃瓶I瓶塞匚加塞机构驱动能输入驱动信号（黑箱）显示信号图2.1抗生素玻璃瓶液体灌装机加塞机构总功能的黑箱描述2.3确定工艺原理1. 动力单元（1）电动机（2）柴油机2. 分瓶单元（1）曲柄摇杆机构（2）吸嘴（3）凸轮机构3间歇传送单元（1）凸轮机构（2）棘轮机构（3）槽轮机构3. 灌装单元（1）正压（2）负压（3）等压4. 加塞单元（1）凸轮

12、机构（2）曲柄滑块机构（3）曲柄摇杆机构C1凸轮机构C2曲柄滑块机构 C3曲柄摇杆机构图2.2工艺原理图2.4确定工艺方案和工艺路线图2.3工艺路线图*有瓶塞的小瓶2.5功能分解、画出功能树主功能加塞图2.4 功能树控制功讒间歇传送控制灌装质面髙度表2.1形态学矩阵123A.分瓶曲柄摇杆机构吸嘴凸轮机构B.灌装正压灌装负压罐装等压灌装C.加塞凸轮机构曲柄滑块机构曲柄摇杆机构D.间歇凸轮机构棘轮机构槽轮机构2.7确定边界条件进入加塞装置之前是没有瓶塞的小瓶， 从加塞装置出来后的是塞有瓶塞的小瓶， 规格为 分瓶咼度：850± 25。小瓶咼度35，瓶盖直径15。2.8方案评价、确定一种方案

13、加塞装置是分瓶灌装机最重要的机构之一，它是利用加塞执行头配合相应的运动从而 实现包装瓶的加塞密封。常用的加塞机构有气动式、机械式和机械气动组合式三种。1. 气动式。气动式需要两个以上的专门气缸和供气系统；结构及控制较为复杂。气动系统使用压力 一般在范围，所以气缸是不能做大功率的动力元件。优点是从介质讲空气是可以用之不竭的，用过的气体可以直接排入大气，不会污染。2. 机械气缸组合式。机械气缸组合式是经过多个经典的机构（如多杆组合机构、曲柄滑块机构、凸轮摆杆机构或曲柄摆杆机构等）与气缸组合而成，存在机构复杂、 制造安装调试校对较复杂以及工作可靠性偏低的问题。3. 机械式。常用的机械式切断机构是多杆

14、机构或成组的齿轮摆杆机构。A 曲柄滑块机构运动副均为低副，底副的两运动副元素为面接触，压强较小，可承受较大的载荷，并且有利于润滑，运动副元素的几何形状较简单，便于加工制造。当原动件的运动规律不变，可用改变各构件的相对长度来使从动件得到不同的运动规律。连杆上各点的轨迹是各种不同形状的曲线，其形状还随着各构件相对长度的改变而改 变，从而可以得到形式众多的连杆曲线，我们可以利用这些曲线来满足不同曲线的设计 要求。但是曲柄在进行圆周摆动时会有死点需要突破，对运动的圆滑和流畅性造成一定 障碍。并且滑块的运动方向单一。B. 凸轮滑杆机构。凸轮机构运动平稳，工作曲线圆滑，但是存在磨损后拆卸安装不 方便的问题

15、，并且凸轮杆运动线路为直线，不能做弧线运动。C. 曲柄摇杆机构。存在结构简单、安装拆卸方便，并且摇杆为执行机构是可以执行弧线运动，与加塞机构的路线要求一致。综上所述，从结构复杂程度、控制难易程度、制造安装调试校对复杂程度以及机构运 动稳定性等方面综合考虑，凸轮滑杆切断机构是最优选择。选择方案A1332.9方案简图图2.5 方案简图2.10总体布置设计、画出总体布置图图2.6 总体布置图2.11主要参数确定瓶盖直径:15（1）尺寸参数：瓶高：35（2）效率：90瓶/分第三章传动系统设计3.1电机的选定3.1.1 选择电动机的种类、类型和结构形式 根据电源种类（直流或交流） 、工作条件（环境、温度

16、、空间位置等）及负荷性质、 大小、启动特性和过载情况等来选择。由于一般生产单位均用三相电源， 故无特殊要求时都采用三相交流电动机。 其中以 三相异步电动机应用最多，常用 Y 系列电动机。3.1.2 选择电动机的功率及转速 电动机的选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。功率过小不能保证工 作机的正常工作，或使电动机因超载而过早损坏；若功率选的过大，电动机的价格高， 能力不能充分发挥，经常不在满载下运转，效率和功率因数都较低，造成浪费。负荷稳定（或变化很小） 、长期连续运转的机械（如运输机）可按照电动机的额定功 率选择，而不必校验电动机的发热和启动转矩。选择适应保证 :Po A式中：Po电

17、动机额定功率，； 工作及所需电动机功率， 。所需电动机功率由下式计算n式中：工作机所需有效功率，由工作机的工艺阻力即运行参数确定；n电动机到工作记得总效率。计算总效率时，应注意以下各点：（1）各运动副或传动副效率的概略值，可参见机械课程设计表 17-9。表中数 值是效率的范围， 情况不明确时可取中间值。 如果工作条件差， 加工精度低， 维护不良时，应取低值，反之取高值（2）动力每经过一个传动副或运动副，就发生一次损失，故在计算效率时，不要 遗漏。（3）轴承的效率均指一对轴承而言。（4）蜗杆传动的效率与蜗杆头数、材料、润滑及啮合参数等诸因素有关，初步设 计时可根据初选的头数，由表 17-9 估计

18、一个效率值，待设计出蜗杆、涡轮 的参数和尺寸后，再计算效率和验算传动功率。传动装置总效率I - I I二按表17-9取：n带0.95n齿 0.96n承 0.97n 0.95 0.960.97 2 0.86所需电动机功率取Pr巴0.58kwn 0.86则选定丫802-4型号电动机，同步转速1500 (四级)表3.1电动机参数型号额定功额定电转速/ ()效率功率因堵转转矩/堵转电流/最大转矩/率流数额定转矩额定电流额定转矩Y802-40.752.01139075.50.752.36.02.4电机型号Y802,由表27-2查得电机高175,外伸轴段DX19X 40,键槽宽度63.2 传动装置的运动和

19、动力参数计算总传动比1390/90=15.44，取i带=3,则减速器的传动比为15.4435.150轴：即电动机轴、小带轮轴P0 = = 0.58n0=1390T0 = 9550 P00 = 9550 X( 0.58 X 1000/1390) =3985 N I轴：即大带轮轴、小齿轮轴P1 = P0 n 01 = P0 n 带=0.58 X 0.95 = 0.551n1 = n0 带=1390/3=463.33T1 = 9550 P11 = 9550 X( 0.551 X 1000/463.33 ) = 11357 N II轴：即大齿轮轴2n 齿=0.551 X 0.97 X 0.96 = 0

20、.498n2 = n1 齿=463.33/5.147=90T2 = 9550 X P22 = 9550 X( 0.498 X 1000/90) =52843 N 将上述计算结果汇总于下表如下，以便查用表3.2各轴运动及动力参数轴序号功率()转速n ()转距t( n - m传动形式传动比i效率n00.5813903.98530.95I0.551463.3311.357带传动I0.4989052.843齿轮传动5.150.963.3 V带传动设计确定设计功率据表17-9取i带=3,式中：P传递的额定功率，：工作情况系数。根据机械设计手册新版3表16.2-36可得。载荷平稳，故选择1.00.58，因

21、此有 1.0 X 0.58=0.58初选带的型号根据设计功率和小轮转速 m,由图4-12初选带的型号0.58 m=1390由图机械设计手册图4-12初选带轮型号为Z3.3.3 确定带轮基准直径i和2取1=71 （机械设计手册新编第二卷表14.1-18 ）21=71 X 3=213取224 （机械设计手册新编第二卷表14.1-18 ）3.3.4 验算带速vn 70 139060 10005.17m/s在525之内，选取合理nd dv 3 1 m/s60 10003.3.5 初定中心距a°和带的基准长度如果没有给定中心距，可按结构要求选取。一般取0.7 (12)土 ao土 2 (12)a

22、o=2O6.559O，取 a0=250带的计算长度可按近似几何关系LC2a0 2dd1 dd2dd2 dd14a°2-算出986.79,根据机械设计手册新编第二卷表 14.1-7取近似的标准长度10003.3.6 确定中心距a。由于V带传动中心距一般均设计成可调的，故a可用下式近似计算a a0 Ld_Lc 256.6 mm2考虑安装、调整、补偿预紧力，中心距需要有一定调整范围，其大小为验算包角a 1a 1的计算公式如 180dd2 dd1 60120aa 1=144.22：即包角合理338 确定带的根数zPCP0Zmax由机械课程设计教材表4-3查得：Ci=2.07 X 10-4,

23、c 2=3.92 X 10-3, c 3=5.5 X 10-15, c 4=2.55 X 10-5,L 0=1320P 0a (Po+A R+A P2)=1.99Kaa1.25 1 5 10_0.906P0d c c2dd1 s 1 c1dd1c3 dd1 s1c4log dd1 s 11.59kw2 Pi Cidd silog c 1 1 0.61kw1三11 10c4 dd1 ss i和1之中的大值 P2Ldc4ddi s1log d 1.52L010-3kw因此 0.58/1.99=0.29 取 1式中，P0 一一使用条件下，单根V带所能传递的功率ZmaxV带传动允许的最大根数。3.3.

24、9确定初拉力F。F） 500 空 25 1 qv2VZ k a0.06 （机械设计手册新版第二卷14.1-14 ）nd d1n160 10005.17m/s0 582 5因此求得 500而1囱10.06 5.17 2 100.29N因此得出结论：选取Z型带，一根，长度为1000计算带对轴的压力QQ 2F0zsin ai 190.88N23.4 传动齿轮的选定选择齿轮材料，确定精度及许用应力小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217255大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190217齿轮精度为8级：总传动比 1390/90=15.44，i 带=3，则齿轮的传动比为i15.44z2i齿5.15 u1带3

25、z1m 分别为端面模数及法向模数© a、© d、© m 齿宽系数复合齿形系数许用接触应力许用弯曲应力Ti小齿轮传递的额定转矩K载荷系数。1.22取1.2取乙=20© a0.3©d0.5 i1 ©a 0.9225© m© dzi=18.45（机械设计手册新版3-5.2 ）=60 （机械设计学手册新版3 16.2-10 ）其中：第i级载荷应力循环次数第i级载荷作用下齿轮的转速k齿轮每转一周同侧齿面的接触次数在i级载荷作用下齿轮的工作小时数每天工作5小时，每年工作360天，使用寿命10年N 60nikhi 60 463.

26、33110 360 5500396400N, N1/i500396400/ 5.15 97164349.5 1根据机械设计手册新版3图16.2-18查得:1=1.072=1.15取 1.0 =1.0 =0.92 =1.0根据机械设计手册新版3图16.2-17查得:er 1=600(T 2=550根据机械设计手册新版3表16.2-34可得Hlim 1SHminSHminZ n,ZxZwZlvr590.64MpaZiZxZwZlvr581.9Mpa按接触疲劳强度确定中心距根据机械设计手册新版3表16.2-33可得彳3 ： KTZhZe乙邳a U 1*2©aU 応T1=11357N-初选

27、Ktzlt 1.0，暂取-=12° , 0.3根据机械设计手册新版3式16.2-16可得Z . cos -0.99根据机械设计手册新版3表16.2-43可得189.8 VN mrna 20°aa-贝 ( aB )=20.41 °基圆螺旋角Bb= ( B at )=11.27 °根据机械设计手册新版3式16.2-13可得'2c0SBb 2.45 COS atsin at则 a_ 149.18 取 150m, =(0.01 0.02) a= (0.01 0.02) X 150=1.5 3.0取标准值mn =2两齿轮齿数和 zOCOS! 2 150 C

28、OS12 146.72 取 147叫2d gz1d1cos B cos11.482 124 253.06mm cos11.48nd 1 n2 n 46.94463.33v360 1032 2346.94mmd2 mn z2/cos B圆周速度600001.14m/sz1 z / u 1147/6.1523.9取 Z123Z2 z Z1124取Z123,Z2124实际传动比i实Z2/Z1124/235.39修正螺旋角Bm! Z1Z22147=11.482a2150与初选 接近，Zh,Zb不可修正验算齿面接触疲劳强度ZhZeZA2KTu 1 bd12 uCh根据机械设计手册新版3表16.2-36可

29、得1.0vz1/100=1.14 X 23/100=0.26根据机械设计手册新版3式16.2-12可得动载系数Kv 12u100 1 u2按8级精度查图得动载系数Kv1.02齿宽 b © aa 0.3 150 45mm取 b2 45mm b 1=501=45/46.94=0.96齿轮相对于轴承对称布置,根据机械设计手册新版3 表 16.2-40可得1.15 0.18 b/d 1 20.31 10 3b1.15 0.18 0.962 0.31 10 3 451.33根据机械设计手册新版3 表 16.2-42可得Ka 1.21 1.021.331.21.63.cos120.99计算重合度

30、£a,£3以计算da1 d1 2ha m 46.94a12 1.02 50.94mmda2 d2 2ha m 253.062 1.02 257.06mma 20.41dmd1COS at46.94 cos20.4143.99mmdb2d 2cos a t253.06COS20.41237.17mmUat1arccosdb143.99-arccos -da150.9430.28况at2db2237.17arccos arccos -da2257.0622.691£azA tan a ati tan at z2 tan aat2 tan at2ntan 20.4112

31、3 tan30.28tan20.41104 ta n22.692n1.54*沁4弓1.43nm nn 2根据机械设计手册新版3式16.2-15可得£ B>1 时,£；4 1.54 ,-1代入1计算10.811.54b=(t)=(11.48X 20.410)=10.7802cos B bZhcosatsinat2 COS10.78.cos20.41 sin20.412.450.9782 1.63 113575.39 1:45 46.9425.39根据机械设计手册新版3表16.2-34可得乙珂2.45 189.8 0.81245.09Mpa g 590.64Mpa安全校核

32、齿根弯曲疲劳强度根据机械设计手册新版3表16.2-34可得% 乎YFaYsaYE*bd2mnZv1 乙/cos B 23/cos 311.4824.44Zv2 Z2/cos124/cos 311.48131.75根据机械设计手册新版3图16.2-23可得1=4.322=3.97根据机械设计手册新版3式16.2-19可得0.8611 1.4311.48/120卩 卩120根据机械设计手册新版3式16.2-18可得Y =0.25+0.75 j 0.25+0.75/1.54=0.74根据机械设计手册新版3图16.2-26可得(TFlim1 220Mpa, bFim1 210Mpa根据机械设计手册新版

33、3表16.2-47可得YnYN21.0取1.0取Yst2.0, SFmin 1.4Flim1 st y y丫 N1YX220 2 1 1314Mpa(TFlim2 Yst y YYN2 'X210 2 1 1SFmin300MpaYE9790 4.32 0.74 0.86 17.74Mpabd1g卩 45 46.94 2 314Mpa安全(TF23.97414.05Mpa(rF 2 300Mpa 安全3.4.5 齿轮主要几何参数5.392, B =11.48°1d211 23a_ d1-46.94253.06150mmZ22d1=46.94,dad12h；m46.942 1

34、2 50.94mm' df1d1*2 ha0.25 mh46.942 1.25 241.94mm取 b =50,广 z2124d2 =253.06da2 =253.06+2 X 1 X 2=257.06(df2 =253.06-2 X 1.25 X 2=248.06取b2=453.5轴的设计计算选择轴的材料轴的材料为45号钢，调质处理按扭矩初步估算轴端直径根据机械设计手册新版3表19.3-1d1心化据表 19.3-2Ao=118107,取 Ao=110d1 110 3 0.498 =19.46 90考虑轴端有一个键槽取d1=45初选滚动轴承因该轴不需要调整轴向位置，考虑装拆调整方便起见

35、，选用深沟球轴承。根据轴端尺寸，带轮的定位方式和轴承的大概安装位置，初选深沟球轴承轴承606217,宽度19,内径45,外径85。设计轴的结构a. 两轴承之间的跨距121285.5mmb. 确定轴承的润滑方式与密封方式齿轮圆周速度:nd min1V60 1000n 2530690 1.19m/s60 1000由于V 2m/s所以滚动轴承采用脂润滑n dn高速轴密封处的圆周速度VVn 45 900.21m/s60 1000 60 1000由于V 5m/s，所以采用毡圈密圭寸。c. 布置轴上零件，设计轴的结构根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸，作轴的简图如图（a）对轴进行分析，

36、作当量弯矩图a. 计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图根据机械设计手册新版3表16.2-32圆周力Fi2T；/d m1 2 52843/253. 06 417.632N轴向力Fa1Fttan B 417.632 tan 11.4884.816N径向力Fr1F ta 417.632tan 20 /cos11.48155.109Ncos B绘制空间受力简图如图（b） 曲柄盘对轴的压力约为 50X （90-42） : =33.456Nb. 将空间力系分解为H和V平面力系，分别求支反力并画弯矩图见图boM2h 0，QX( 29.5+38.5+47 ) 2 X 471hX( 38.5+47 )X 2

37、53.06/2=0Rh岚456 115 佛109 47 汉816 253.°6/2166N85.5Mh 0 ,X 29.5 2 X 38.5 2hX( 38.5+47) X 253.06/2=0R2H切56 冶5 仮.109 38.5 汉816 253.°6/2_44N85.5M987 N mmM23847N mmMho139N mmMv 0,R2v2v 0, &vFt 38.585.5188NFt 4785.5-230NM X 38.5=16079M2 X 47=19629c. 求轴的弯矩M画弯矩图见dM v'M2h M2v 16109NmmM2. M2h

38、M2v 20002N mmM2。JMh。Mv 19629N mmd.画轴的扭矩图见e52843N me .求计算弯矩Mca，画计算弯矩图见取根据MCa M2aT 2,a 0.6MCao00.6T231706NmmMCa1,1610920.6T 235564N mmMCa22200020.6T 237488N mmMCa202.196290.6T 237290N mmFltfaFrL|H八hi1111111fli: 一T11111i1111111111I店1111irFli111111il |11-丄1111一1I:L Li111111111111II :l11111Hroi1111111111

39、111111图3.1 力分析图校核轴的静强度根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩较大、轴径较细的V剖面 进行验算。根据主教材查得几i 59MpaU剖面的计算应力：MCa2374883 3.0Mpa (Tb 1安全W 0.1503校核轴的疲劳强度a.判断危险剖面选择U剖面进行验算:U剖面所受的弯矩和扭矩大，轴肩圆角处有应力集中45钢调质的机械性能参数：.ca 677Mpa. 1 268Mpa,i 1 155Mpa。b.U剖面疲劳强度安全系数校核因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。M 37488.max3 3.0MpaW 0.1 503H.max3.0Mpa"max

40、3.0MpaTWTJ0000.8Mpa0.25030.4Mpa根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。俱处3.33根据:rr 1.5d 45根据机械设计手册新版3查得:查得：© 1.66,忑 1.45,(Ts.1aStKt-t1.50.033表19.1-1查得:0.81, £(T0.88, B 2.0,忙 0.21s.stv'S?s2tT mz10-50.88 21.45両10.46取 S 1.5 1.8, S S155125.81.1150.211.1152满足要求。3.6滚动轴承寿命计算（低速轴）以知：初选深沟球轴承轴承606217,宽度1

41、9,内径45,外径85。基本额定动载荷41200N 基本额定由前面计算得知：R166NR244NR230NR2188N合成支反力：RR2rR2V1662 2302 284NR2R2h R2v442 1882 193N0 R (2Y)=284/(2 X 1.99)=71NS2 尺(2Y)=193/(2 X 1.99)=48NA ( 3 , S2) = (71, 155)A2 ( S2, S1) = (48, -36)A=155NA2=48NA R1155/284=0.55>0.22x=°£6 , Y1=1.99A2 R2 48/193=0.25>0.22x =0.

42、56 , Y 2 =1.99轴承承受轻度载荷冲击,所以取f d =1.5根据弯矩合成图m1 1m2 1.5 f d m1 ( X1R1AY)Pfdf m1 X1R1AY1 1.50.562841.99155701NPf df m2 X2R2A2I1.51.50.561931.9948458NP>P2 /.计算轴承1的寿命10106 ftc £10641200 飞一寿命足够L10ht3149224106 10年60n P 60 907013.7键联接的选择和验算偏心轮装在低速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。由前面设计计算得知： 偏心轮材料为45钢，轴的材料为45钢，偏心轮与

43、轴的配合直径为 45,轮毂长为22, 传递转矩52843 N mm3.7.1. 选择键联接的类型和尺寸选择最常用的圆头（A型）平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。键的截面尺寸由键所在轴段的直径 d由标准中选定，键的长度由轮毂的宽确定,查表得键为b h 16X 10L 183.7.2. 键联接的强度计算普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。由于带轮材料是钢，许用挤压应力由表2-10查得 p =100。键的工作长度I L b 18-8=10.由式2-35 得:4T；dhl4 5284345 10 1046.97Mpa100Mpa 合格。第四章执行系统设计4.1曲柄摇杆机构基本尺寸确定图3.1执行机构结构图根