【某药品包装机的运动参数的计算及传动系统的设计案例3200字】

目录TOC\o"1-3"\h\u28392某药品包装机的运动参数的计算及传动系统的设计案例 13251.1横封机构 1318551.2竖封机构 2290881.3带传动的计算 496501.4齿轮计算 6142051.5主轴的设计与校核 10320771.6键的选择与校核 17273201.7轴承的选择和校核 171.1横封机构从动件不同的运动规律要求凸轮具有不同的轮廓曲线，横封机构在设计时凸轮机构采用力封闭式。由[14]表11.5-5。具体参数表3-1所示。等速运动产生刚性冲击，运动规律采用等加速等减速[17]运动规律。虽然会产生柔性冲击，但是对机构的影响不大。因为封装时需要有短暂时间的停顿，所以远休止角度需要有一定的范围，每转一圈封装，满足封装的效果。凸轮接触采用滚子接触方式，所以滚子与轮廓之间为滚动摩擦，磨损小[17]。两个凸轮大小相等，方向相反,两个凸轮固定成一个整体连接在轴上，可以抵消在轴上的力。接下来画出凸轮的形状，如图3-1所示。表3-1凸轮的参数凸轮的参数数值基圆半径推程运动角回程运动角远休止角推程最大压力角图3-1凸轮形状1.2竖封机构竖封机构中不需要装切刀，所以凸轮的大小可以比横封机构中的凸轮小，所以对应的升程位移也会比横封机构小。采用相同的运动规律，虽然会产生柔性冲击，但是机构的运动速度很小，所以对机构的运动影响并不大，满足封装效果。凸轮的参数见表3-2所示。每转一圈封装时间为，凸轮形状如图3-2所示。表3-2凸轮的参数凸轮的参数数值基圆半径推程运动角回程运动角远休止角推程最大压力角3-2凸轮形状1.3带传动的计算计算部分主要参考机械设计[2]。根据带传动传动平稳，增加传动距离，有过载保护。选传动比i=1,节省传动空间，小带轮直径取，小带轮转速=1400r/min；（1）确定计算功率查[2]表8-8工作情况系数表得:所以计算功率:——计算功率，——工作情况系数，——所需传递的额定功率，（2）选取V带带型根据和的值，查[2]图8-11确定带型为：Z型普通V带，满足使用条件和经济效益。（3）验算带的速度所以带的速度合适。（4）确定带的基准长度和传动中心距根据公式[2]:初步确定中心距：，计算带的基准长度:根据[2]表8-2选择普通V带的基准长度:计算实际中心距：（5）验算主动轮上的包角故主动轮上的包角合适。（6）计算V带的根数由=1400r/min，，查《机械设计》[2]查表8-4得，查表[2]8-5得，查表[2]8-6得，查表[2]8-2得。所以：取根。（7）计算初拉力查《[2]表8-3得，所以：（8）计算作用在轴上的压轴力1.4齿轮计算主轴上齿轮带动转盘下面的齿轮转动，主轴上齿轮转一圈，带动转盘转四分之一圈所以取传动比，主轴的转速最大为80r/min。传动效率取0.945主要参数：功率；（1）选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数选取齿轮类型、材料：选取直齿圆柱齿轮传动，材料为HT250，硬度为170~241HBS；选取精度等级：药品包装机传动为一般齿轮传动，所以精度等级取8级；齿数：小齿轮取：；大齿轮取：（2）按齿面接触强度设计由设计计算公式[1]10-9a进行试算，即确定上述公式内的各个数值大小：试选齿轮载荷系数小齿轮传递的转矩：由[1]表10-7选取齿宽系数,表[1]10-6查得铸铁的弹性影响系数为,表[1]10-21a按齿面硬度中间值206HBS得大小齿轮的接触疲劳强度极限：由式[1]10-13计算齿轮的应力循环次：由[1]图10-19得接触疲劳强度寿命系数为：，计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，得：（3）计算a)试算小齿轮分度圆直径，带入中较小值，b)计算圆周速度V:c)计算齿宽b和模数:，d)计算载荷系数K查[1]表10-得使用系数:根据，8级精度，由[1]图10-8查得载荷系数：，直齿圆柱齿轮假设由[1]表10-3得：的计算式：载荷系数：e)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为：f)计算模数m（4）按齿根弯曲强度设计a)确定公式内各个计算数值由[1]图10-20c查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为,由[1]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数：，b)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式[1]10-12得：c)计算载荷系数Kd)查取齿形系数由[1]表10-5查得:，e)应力校正系数由[1]表10-5查得:，f)计算大小齿轮的并加以比较对比一下发现小齿轮数值比较大（5）设计计算对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度的承受能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承受能力仅与齿轮直径有关，由弯曲强度算的模数2.57mm，就近整数取2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径。由此得，取，，取（6）几何尺寸计算a)分度圆直径b)中心距c)齿轮宽度（7）验算与假设符合，所以符合要求。1.5主轴的设计与校核（1）轴的输入功率和转矩主轴的输入功率为0.35kw，主轴的转动速度为，轴的输入转矩为：（2）计算齿轮在轴上的力由前面计算已知主轴的转速，功率,转矩。小齿轮的齿数，模数，小齿轮的分度圆直径为，可求得齿轮作用在轴上的力：圆周力：径向力：轴向力：（3）确定凸轮作用在轴上的力由于凸轮受滚子作用力，其受力方向始终与两接触面的公法线方向相同，凸轮为成对的对称式分布，故其作用力的径向分力始终相互抵消，只存在切向力分力，所以凸轮对轴只存在转矩作用。如图两对凸轮3-1、3-2所示。根据设计的弹簧弹力，可知，作用力的距离分别和，因此两对凸轮对主轴产生的扭矩分别为：图1.1图1.2（4）初步确定轴的最小直径图4.3轴的结构图初步选定主轴的材料为45号钢，经调质处理。根据[2]表15-3，取,于是得：。根据机构的结构，如图4.3所示，可以得出，将主轴设计为光轴，主轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，将其取为，长度为。其余部分考虑到键槽对轴的强度的影响，取直径为，由[2]表6-1查得平键截面尺寸，轴的总长度为（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图，如图4.3所示，做出轴的计算简图。如图4.4所示。首先将轴上受力分解为水平分力和竖直分力，如图4.4（a）所示。1）弯矩图将水平方向力对取矩，可得：由水平合力为0可得:得到水平方向上的弯矩图如图4.4（b）所示，最大弯矩：将垂直方向上力对取矩，可得：由垂直方向合力为0得：得到垂直方向上的弯矩图如图4.4（c）所示，最大弯矩故可得B点处的总弯矩（如图4.4（d）所示）：2）扭矩图计算出轴的扭矩图，如图4.3（e）所示，由扭矩图可以看出：最大扭矩为轴的输入扭矩：图4.4受力分析（6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即主轴的危险截面的强度。扭转切应力为脉动循环变应力，故，轴的计算应力：前面已选定轴的材料为45钢，正火处理，由[2]表15-1查得。因此，，所以安全。（7）校核轴的疲劳强度从应力集中对轴的疲劳强度的影响，从截面来看K处的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面B点上的应力最大。截面B的应力集中的影响因素与截面K的影响因素相似,故只需要校核截面B左、右两侧即可，如图4-5所示图4-5轴截面B左侧：抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面Ⅵ左侧的弯矩：弯曲应力为：扭矩：扭转切应力为：轴的材料为45钢，正火处理。由《机械设计》[2]表15-1得：，，。主轴截面上，在轴肩上形成的理论应力集中系数及按[2]附表3-2查取，得：，，得：，又由[2]附图3-1得，轴的材料敏性系数为：，故有效应力集中系数为：由[2]附图3-2得尺寸系数为:；又由附图[2]3-3得扭转尺寸系数为:。主轴按磨削加工处理，按附图[2]3-4取得表面质量系数为：主轴未经表面强化处理，即：得到综合系数为：钢的特性系数为：轴在截面右侧的安全系数为：故知其安全。截面B的左侧：由设计可得，该轴为光轴，故截面B左右两侧的截面参数和受力情况相同，故截面B的右侧校核过程同左侧相同，因此左侧的安全系数也为：通过设计到校核我们可以得出该轴满足使用要求。1.6键的选择与校核根据上述设计主轴的直径为20mm，参考[16]表8-50取得键的界面尺寸,键长,轴深度1.5mm,轮毂深度2.8mm。由公示[17]10-5校核挤压强度：——转矩，由上式计算得——轴径，——键的高度，——键的工作长度，由《机械设计基础》[18]表10-5得有轻微冲击时许用挤压应力所以挤压强度符合要求。1.7轴承的选择和校核1.轴承的选择因为设计轴的直径为20mm，查[1