麦秸打包机课程设计机械原理

(精编 )麦秸打包机课程设计机械原理福州大学机械原理及设计综合课程设计任务书学生姓名XXX序号XX一、设计题目：麦秸打包机机构及传动装置设计二、打包机工作原理简介人工将麦秸挑到料仓上方，撞板B 上下运动（不一定是直线运动）将麦秸喂入料仓，滑块A 在导轨上水平往复运动，将麦秸向料仓前部推挤。每隔一定时间往料仓中放入一块木板，木版的两面都切出两道A 2水平凹槽。这样，麦秸将被分隔在两块木版之间并被挤压成长方形。从料仓侧面留出的空隙中将两根弯成型的铁丝穿过两块木版凹槽留出的空洞，在料仓的另一侧将铁丝绞接起来，麦秸即被打包，随后则被推出料仓。打包机由电动机驱动，经传动装置减速，再通过适当的机构实现滑块和撞板的运动。传动装置有以下三种方案：I ：带传动 + 二级圆柱斜齿轮减速器；空回行程负载II：圆锥圆柱齿轮减速器；III ：蜗杆减速器。三、设计参数及说明执行构件的位置和运动尺寸如图1 所示，当滑块处于极限位置A 1 和 A 2时，撞板分别处于极限位置B1 和 B2 。一个工作循环所需时间为T。撞板的质量m=15kg，依靠重力将麦秸喂入料仓。滑块所受载荷如图 2 所示，其中 P1=50N ，P2 及其余尺寸见下表：序号123456789101112131415161718传动装置IIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIT(s)1.001.00 1.051.05 1.081.08 1.10 1.10 1.12 1.121.14 1.150.32 0.320.34 0.340.35 0.35P (N)780790078079007908000800810082083084085017018001801900200210l (mm)300300300300300300300300300300300300320320320320320320l (mm)400400400400400400400400400400400400420420420420420420l (mm)250250260260260260260260250250250250280280270270280270l (mm)800800820820840840840840830820810820850840860850870880l (mm)200200200200200200200200200200200200210210210210210210l (mm)600600 600600 600600 600600600600600600650650650650650650序号192021222324252627282930313233343536传动装置IIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIT(s)0.36 0.36 0.38 0.380.40 0.400.830 .850.870.89 0.91 0.930.950.97 0.99 1.011.03 1.05P (N)21022021022002 302200360037037003800 38003 9004000410420420430430l(mm)320320320320310310 3 10310 3 10310 310310310310310310 3 10310l(mm)420420420420410410 4 10410 4 10410 410410 410 410410410410410l(mm)280270270270260260 2 60260 2 60270 260260 270 270260270270270l(mm)890900900910900910 8 50850 8 50860 850840860 860850860860 860l(mm)210210210210200200 2 00200 2 00200 200200200 200200200200 200l(mm)650650650650620620 6 20620 6 20620 620620620 620620620620 620说明和要求：（ 1 ）工作条件：一班制，田间作业，每年使用二个月；（ 2 ）使用年限：六年；（ 3 ）生产批量：小批量试生产（十台）；（ 4 ）生产条件：一般机械厂，可加工7 级精度齿轮、蜗杆及蜗轮；（ 5 ）动力来源：三相交流电（ 220V/380V ）；（ 6 ）工作周期 T 的允许误差为 3% 之内；四、设计任务及进度（一）执行机构设计及分析1 运动方案拟定； （ 1天）2 机构运动设计； （ 2天）3 机构受力分析计算。 （ 2 天）（二）传动装置的设计1 选择电动机、联轴器，分配传动比；（ 0.5 天）2 各级传动的设计计算； （ 1天）3 轴的设计；（ 0.5 天）4 轴承的选择和验算； （ 0.5天）5 键连接的验算；6 减速器的设计； （ 7天）7 零件图设计； （ 1.5天）8 撰写设计计算说明书； （ 2 天）9 考核。（ 2 天）五、设计完成工作量1 执行机构的机构运动简图；2 减速器装配图；3 零件图 2 张（低速级大齿轮或蜗轮和低速轴）；4 设计计算说明书（计算机程序作为附件） 。六、设计说明书包括的主要内容1 多个运动方案示意图及其分析比较和最佳方案确定；2确定机构运动参数，画机构运动简图，机构位置分析，画出两执行构件的运动循环图（计算机画出），检验不干涉条件；3机构力分析，编程计算原动件所需转矩和各运动副反力；4 选择电动机、联轴器，分配传动比；5 各级传动的设计计算；6 低速轴的设计；7 低速轴轴承的选择和验算；8 键连接的验算；9减速器的设计的辅助计算和说明。七、考核方法1 出勤和进度考核；2 工作能力；3 工作量完成质量；4 考试；5 答辩。指导教师：蓝 兆 辉系主任：陈亮2010年 11 月29日设计内容计算过程及其说明结果一 .执行机构方一执行机构方案设计及分析、比较案设计和分析为了实现麦秸打包机打包的总功能，机构需要有两个功能：滑块的左提出五个方案(一 )方案设计右运动，撞板的上下运动。滑块向前移动，将草杆向右推；滑块快速下面进行比较选方案一向左移动同时撞板向下运动，将草杆打包；当撞板向下移动到最大位择方案二移处时，滑块也将再次准备向右移动，至此，此机构完成了一个运动齿轮齿条机构方案三循环。连杆机构方案四（一） 方案设计、选择、比较分析连杆滑块机构方案五麦秸打包机工作精度要求不高。故首先排除一些有高精度的机构。打连杆滑块机构( 二 ) 方案的选包机水平移动的滑块受力大，排除使用高副机构。在此基础上，提出连杆组合机构择5 个方案。方案五(1). 五 个 方 案方案一齿轮齿条组合机构比较能满足要求的比较方案说明：如图 1 所示，机构的动力传输由三个齿轮联合组成，齿轮选择方案五二 .麦秸打包机传动有着高稳定性，可以承受重载和高速载荷等优点，而且结构简Lab=400.6mm设计及分析单，加工方便易于维护，整体方案相对节省空间。Lbc=1339.5(一 )机构设计图 1 齿轮齿条组合机构偏置 e=450mm1 曲柄滑块机运动说明：主动曲柄转动，带动摇杆进行摆动，和摇杆同轴的齿轮使极位夹角构设计底部齿条水平移动的同时再将运动传给下一级齿轮，而下一级齿轮的传动角 50 2 撞板引导杆运动带动最右边的齿轮开始转动，最右边的齿轮带动第二个齿条进行Lfm=871.6mm的确定竖直运动。最小传动角 50 3 曲柄摇杆的方案二连杆组合机构满足设计方案说明：如图 2 此方案传动性能可以满足要求，运动有急回，结构传动角 50 4、机构的串接虽简单但紧凑，其全部由连杆和滑块组成使得加工与维护容易，成本机构尺寸参数详5 完成结构简较低。见于附图图图 2 连杆组合机构撞板和滑块不产（二）机构分运动说明：主动杆为一曲柄，它带动从动复合杆做摆动运动，而复合生运动干涉。析杆的一端带动滑块进行上下运动，另一端带动滑块做水平运动。P1=50N机构运动循环方案三连杆滑块组合机构P2=3700N图，验证不干此方案传动性能类似方案二，有急回性能。由连杆和滑块组成。成本得到 A 点所受力涉条件低。矩，水平力和垂直2 机构受力分图 3 连杆滑块组合机构力析运动说明：主动杆为一曲柄，它带动从动复合杆做摆动运动，而复合导出转角和力矩根据要求杆的一端带动连杆上的滑块进行上下运动，另一端带动滑块做水平运以及支反力编辑主程序动。绘制link方案四连杆滑块组合机构曲线图rrr方案说明：其力学性能满足要求，运动结构紧凑层次清晰。蜗杆减速器采用link图 4 连杆滑块组合机构下置式link运动说明：主动杆带动滑块运动，滑块上下移动的同时，带动撞板竖打包机转速：绘制机构动画直运动，同时拉动滑块做水平运动。nW =72.289r/mi绘制曲线图方案五连杆组合机构n；三动力和传方案说明：如图 5 此方案传动性能可以满足要求，运动有急回，结构周期： T=0.83动分析虽简单但紧凑 ，方案有平行四边形机构 ，代替了滑块 ，使机构更简单，转矩：（一）选择传加工与维护容易，成本降低。M b =1050(N.m)动方案图 5 连杆组合机构电动机采用 Y 系（二）选择电动运动说明：主动杆为曲柄，它带动从动复合杆做摆动运动，而复合杆列电动机，封闭式机功率的另一端带动滑块进行上下运动由于平行四边形机构的存在，使撞板结构，三相交流电确定总效率运动产生一定的幅度，幅度在允许范围内，另一组为曲柄滑块机构，工作功率确定转速确定电动机四计算传动装置传动参数各轴输入功率计算各轴的输入转矩四传动零件的设计计算（一）箱内零件设计1 选择蜗杆传动类型2 选择蜗杆的头数3 按齿面接触疲劳强度进行设计载荷系数弹性影响系数接触系数许用接触应力确定中心距带动滑块做水平运动。（二）机构组合方案的确定根据所选方案是否能满足要求的性能指针，结构是否简单、紧凑；制造是否方便；成本是否低等选择原则。经过前述方案评价，采用系统工程评价法进行分析论证，列出下列表格。表 1. 总体方案定性分析性能指针一二三四方五运动性能平急急平急运动规律稳回回稳回运 动 速 度 及 精 较一 一一一度高般般般般工作性能工作效率高一一般 较较般高高使用空间小一一一一般般般般承载能力大较较较较大大大大传力性能大较较一较动力性能大大般大震动与噪声较较较较较小大大大大加工难度一易易一易经济性般般维护难度易较较一易Pw=2.7Kw总效率 =0.7607电机转速n=1500r/min选 择Y112M-4电动机i 总 =19.92电 机轴n满=1440r/min蜗杆轴n =n满=1440r/min蜗轮轴n=n W =72.289r/min涡 轮 轴 ：P =3.514kw蜗 轮 轴 ：P =.783kw工作机 Pw =2.7kw各参数结果见于表格采用渐开线蜗杆蜗杆选用 45 钢表面淬火验算中心距和模数五蜗轮与蜗杆的主要参数与尺寸蜗杆各项参数蜗轮的各项参数与尺寸( 三 ) 校核齿根弯曲疲劳强度（四）验算效率（五）热平衡计算（六）精度等级公差和表面粗糙度的确定（七）轮滑油的选择及装油量的选择六蜗轮的设计计算（一）估算最易易般蜗 轮 轮 芯 选 用能耗大小一一一一一HT200铸造，轮般般般般般缘选用使用寿命较较较较较ZCuSn10Pb1，长长长长长砂型铸造机构尺寸小较较一较蜗杆齿数 Z=2大大般大蜗轮齿数 =41机构重量重轻轻一轻蜗轮工作转矩结构般.3复杂程度简简简一简.05单单单般单载荷系数 K=1.57弹 性 硬 性 系 数经过分析，发现方案五最满足设计任务的要求，并且综合性能良好所ZE=160MPa以将方案五作为执行机构的最终方案。接粗系数 =3二最终打包机机构设计及分析许用应力（一）机构设计H =268MPa 执行机构分别为 :曲柄滑块左右冲压机构设计；工作寿命撞板引导杆的确定；Lh=2880h曲柄摇杆机构设计；中心距机构的串接。a=160mm1 、曲柄滑块机构设计模数按 l4 作出 C1C2 ，取极位夹角 =10 20 ，作直角 C1C2M 并作其外m=6.3接圆。取适当的偏距 e，作 C1 C2 的平行线，交外接圆与A，则曲柄滑分度圆块机构确定。=63mm小轴径曲柄长：验算结果满足条选择联轴器连杆长 ：AC1AC2件l BC2（二）设计蜗2 、撞板导引杆的确定轮轴各段直径参照曲柄固定转动副A 的位置，适当选定 F 点作为撞板导引杆转动副和长度位置。量取 F 点到撞板的水平距离FQ ，则（三）蜗轮轴上摇杆 FM 的摆角2 QFM 1l62 arctan2FQ蜗杆采用一体式蜗杆的各项参数确定=23 曲柄摇杆机构设计 =11 18 36 零件的周向定位任取一长度，按照摇杆摆角作出摇杆的两个极限位置F E 1 、 Pa=19.782mm七 .蜗杆轴的结F E 2 ，以E 1E 2为一直角边作直角E 1E 2P ，使构设计E1 E 2 P 90（ 1 ）估算最小E 1E 2P的外接圆，在圆上选一点A，可确定一曲柄摇杆机作轴径构 A D E F。验算其最小传动角。（ 2 ）.设计蜗杆量取线段 A F和 AF 的长度，按照 AF/A F比值放大或缩小曲柄轴各段直径摇杆机构 A D E F，使其机架长为 AF八 .轴的校核和4 、机构的串接计算移动缩放后的曲柄摇杆机构，使其机架落到AF 位置上。使曲柄滑块（一）蜗轮粗机构处于右极限位置，而曲柄摇杆机构处于摇杆的左极限位置，将两校核曲柄合二为一。再加上杆组GHM ，构成平行四边形机构 FGHM 。根确定轴承支点据撞板的下极限位置，延长杆HM 至 N 。机构简图完成。间距（二）、机构分析求水平承受的作机构结构分析可知，该机构由曲柄ABD 、 RRP 杆组、 RRR 杆组和载荷机架组成。建立坐标系，确定机架上各运动副的位置，从滑块处于右求水平平面弯极限位置开始，曲柄每转5 作一次运动分析，求出运动副 B、C、D、Da=175.6mmdf1=47.88mmSa=9.699mmha1=ha*m=6.3mmhf1=7.56mm蜗轮的各项参数确定=41=-0.1032i=20.5传动比误差在允许值内=258.3mmda2=269.6mmE、 M 的位置坐标，求出连杆BC、 DE 的倾角BC、DE ，也求出滑矩df2=241.88mm快右上角T 点和撞板N 点的坐标，将其位移曲线画出，作为机构运Ha=25.650mm垂 直 平 面动循环图。hf2hf2=弯矩分析：当撞板运动到和滑块同一高度时，即YN YT 时，撞板的水平B=55mm求出合成弯矩位置在滑块的右边，即XN XT 。如图所示，两个运动不干涉。满足蜗轮采用装配式作出转矩图条件。YFa=2.48确定危险截面2 、机构受力分析（二）蜗轮轴首先，根据滑块的位移确定滑块上的外载荷P:P P1( xCxC min ) ( P2P1 )的精校核推程：l4刚度校核回程：FBCPcos BC（ 1 ）危险截面由滑块力平衡得：FNP tan BC的选择撞板为三力构件，由力平衡条件可知，撞板重量Q=mg 将都作用在摇杆 EFM 上。考虑摇杆 EFM 的力平衡 ,由对 F 点的力矩平衡条件得：（ 2 ）强度校核计算安全系数FDEQ( xMxF )yF )cos DE( xE xF ) sin DE( yESca求 F 点支座反力由水平方向力平衡方程得：精校核截面右由垂直方向力平衡方程得：RFyFDE sinDEQ侧考虑曲柄 ABD 的力平衡，由对A 点的力矩平衡方程得：计算安全系数M AFDE ( yDyA ) cosDE( xDxA ) sinDE九轴承的校( yByA ) cos BC(xB xA ) sinFBCBC求 A 点支座反力核由水平方向力平衡方程得：1 求支反力RAyFBC sinBCFDE sin DE由垂直方向力平衡方程得：2 计算内部轴程序：向力SETWINDOW-100,300,-100,2003 计算轴承所OPTIONNOLET受的轴向载荷Y =0.9192许 用 弯 曲 应 力 F =56MPa F=19.64MPa F 满F足，弯曲强度条件效率 =0.8550.8满足条件滑动速度 4.8m/s热平衡满足轮滑要求8fGB/T10089-1988蜗杆齿面粗糙度Ra 为 1.6 ，顶圆粗糙度 Ra 为 1.6蜗轮齿面粗糙度4 计算当量动FORI=0TO360STEP5Ra 为 1.6 ，顶圆载荷CALLLINK(0,0,0,0,0,0,I*PI/180,7.57,0,412.08,XB,YB,VBX,VBY,ABX粗糙度 Ra 为 3.25 寿命计算,ABY)SH0094-1991其他校核CALLRRP(1,-200,909.16,YB,VBY,ABY,QBC,WBC,EBC)蜗轮蜗杆油 680CALLLINK(XB,YB,VBX,VBY,ABX,ABY,QBC,WBC,EBC,909.16,XC,YC浸油深度应为蜗十 .键的设计和,VCX,VCY,ACX,ACY)杆的一个齿高计算XT=XC+205蜗轮轴的结构图蜗轮轮毂与轴YT=YC+155d39.7mm连接处键的设QAD=(I-79)*PI/180=1.3计CALLLINK(0,0,0,0,0,0,QAD,7.57,0,308.21,XD,YD,VDX,VDY,ADX,ATca=489.48N.m联轴器与轴连DY)选择 LT7 型联轴接处键的设计CALLRRR(495.38,351.25,0,0,0,0,XD,YD,VDX,VDY,ADX,ADY,531.5器和计算8,488.54,QFE,WFE,EFE,QDE,WDE,EDE)最小直径十一 .润滑和密CALLLINK(495.38,351.25,0,0,0,0,QFE,WFE,EFE,531.58,XE,YE,VEX=40mm封的选择及说,VEY,AEX,AEY)L1=84明QFM=QFE-145*PI/180选取毡圈 48十二 .箱体的结CALLLINK(495.38,351.25,0,0,0,0,QFM,WFE,EFE,526.05,XM,YM,Vd2=48mm构MX,VMY,AMX,AMY)l2=57mmXN=XMd3=50mmYN=YM-286.13L3=47mmXG=501.35d4=55mmYG=630L4=82XH=XM选 轴 承 型 号YH=YM+18030210P1=50P2=3700Q=150L4=850QAD1=-80.56*PI/180QAD2=84.37*PI/180IFQAD1QADANDQADQAD2THENP=-P1FBC=P/(COS(QBC)FN=P*TAN(QBC)FDE=Q*(XM-XF)/(YE-YF)*COS(QDE)-(XE-XF)*SIN(QDE)RFX=FDE*COS(QDE)RFY=FDE*SIN(QDE)+QMA=FDE*(YD-YA)*COS(QDE)-(XD-XA)*SIN(QDE)+FBC*(-(YB-YA)*COS(QBC)+(XB-XA)*SIN(QBC)RAX=FBC*COS(QBC)-FDE*COS(QDE)RAY=FBC*SIN(QBC)-FDE*SIN(QDE)ELSEP=P1+(XC-867.6)*(P2-P1)/L4FBC=P/(COS(QBC)FN=P*TAN(QBC)FDE=Q*(XM-XF)/(YE-YF)*COS(QDE)-(XE-XF)*SIN(QDE)RFX=FDE*COS(QDE)RFY=FDE*SIN(QDE)+QMA=FDE*(YD-YA)*COS(QDE)-(XD-XA)*SIN(QDE)+FBC*(-(YB-YA)*COS(QBC)+(XB-XA)*SIN(QBC)滚动轴承 30210d5=62mmL5=10mmd6=35mmL6=35mm蜗轮尺寸基本确定涡轮与轴采用平键b h l=16mm 10mm 70mm半联轴器与轴的连接选用平键b h l=12 mm 8mm70mm一端固定一端游动蜗杆结构图蜗杆材料45 钢Pca=4.61Kw=1.3Tca=30.6N.mRAX=FBC*COS(QBC)-FDE*COS(QDE)选择 LT7 联轴器RAY=FBC*SIN(QBC)-FDE*SIN(QDE)初选ENDIF深沟球轴承 6207PRINTI,MA,RAX,RAY角 接 触 球 轴 承NEXTI7207ACCLEAR内径!ANIMATION=28mmLETR=2选择 J 型顾家橡FORI=0TO360STEP5胶油封 32CALLLINK(0,0,0,0,0,0,I*PI/180,7.392,0,40,XB,YB,VBX,VBY,ABX,Ad2=32mmBY)轴段（ 3 ）CALLRRP(1,-45,141.4,YB,VBY,ABY,QBC,WBC,EBC)圆螺母 M33CALLLINK(XB,YB,VBX,VBY,ABX,ABY,QBC,WBC,EBC,141.4,XC,YC,止动垫圈 33VCX,VCY,ACX,ACY)退刀槽XT=XC+20.535mmYT=YC+15.5退刀槽QAD=(I-66.24)*PI/180蜗杆结构确定CALLLINK(0,0,0,0,0,0,QAD,7.392,0,17.707,XD,YD,VDX,VDY,ADX,初选圆锥滚子轴ADY)承，型号 30210CALLRRR(50.135,45,0,0,0,0,XD,YD,VDX,VDY,ADX,ADY,58.893,69轴 承 跨距.3,QFE,WFE,EFE,QDE,WDE,EDE)l=133.5CALLLINK(50.135,45,0,0,0,0,QFE,WFE,EFE,58.893,XE,YE,VEX,VEY弯矩图如图所示,AEX,AEY)Ft=4620NQFM=QFE-154.68*PI/180Fa=739.7NCALLLINK(50.135,45,0,0,0,0,QFM,WFE,EFE,92.514,XM,YM,VMX,Fr=1082.1NVMY,AMX,AMY)Ma=95532.6N.XN=XMmmYN=YM-63.483截面左侧为危险XG=50.135截面YG=63抗弯截面系数XH=XMW=14238.4YH=YM+18ca1.XS=XC+20.55YS=YC-15.5IV截面左侧安全PLOTXO,YO;XR,YR;XS,YS;XT,YT;XO,YO满足要求PLOT0,0;XB,YB;XC,YC安全系数PLOTXD,YD;XB,YBSca=5.941.5PLOT0,0;XD,YD;XE,YE;50.135,45;XM,YM;XN,YN满足安全的要求PLOTXG,YG;XH,YH;XM,YM减速器强度和刚PLOT80,-45;175,-45度都满足条件BOXCIRCLE-R,R,-R,RFr1=1924.6NPLOTTEXT,AT4,0:AFr2=1468.1NBOXCIRCLEXB-R,XB+R,YB-R,YB+RFd1=688NPLOTTEXT,ATXB+4,YB:BFd2=524NBOXCIRCLEXC-R,XC+R,-45-R,-45+RP1=3041NPLOTTEXT,ATXC,-54:Cp2=1761.7NBOXCIRCLEXD-R,XD+R,YD-R,YD+RP1P2故只要计PLOTTEXT,ATXD+4,YD:D算校核P1BOXCIRCLEXE-R,XE+R,YE-R,YE+RP=P1PLOTTEXT,ATXE+4,YE:ELh2880hBOXCIRCLE50.135-R,50.135+R,45-R,45+R满足寿命要求PLOTTEXT,AT54,45:F蜗轮轮毂与轴连BOXCIRCLEXM-R,XM+R,YM-R,YM+R接处PLOTTEXT,ATXM+4,YM:M选用BOXCIRCLEXN-R,XN+R,YN-R,YN+R键 16 10 70PLOTTEXT,ATXN+4,YN:N满足强度要求BOXCIRCLE50.135-R,50.135+R,63-R,63+R联轴器与轴连接PLOTTEXT,AT54,63:G处BOXCIRCLEXH-R,XH+R,YH-R,YH+R选择PLOTTEXT,ATXH+4,YH:H键 12 8 70BOXCIRCLEXT-R,XT+R,YT-R,YT+R满足强度要求PLOTTEXT,ATXT+4,YT:TPAUSE0.05CLEARNEXTIPAUSE2CLEAR!drawthecurveSETWINDOW-50,450,-200,200PLOT0,0;400,0PLOT0,-100;0,100FORI=-0TO360STEP5CALLLINK(0,0,0,0,0,0,I*PI/180,7.392,0,40,XB,YB,VBX,VBY,ABX,ABY)CALLRRP(1,-45,141.4,YB,VBY,ABY,QBC,WBC,EBC)CALLLINK(XB,YB,VBX,VBY,ABX,ABY,QBC,WBC,EBC,141.4,XC,YC,VCX,VCY,ACX,ACY)XT=XC+20.5YT=YC+15.5QAD=(I-66.24)*PI/180CALLLINK(0,0,0,0,0,0,QAD,7.392,0,17.707,XD,YD,VDX,VDY,ADX,ADYCALLRRR(50.135,45,0,0,0,0,XD,YD,VDX,VDY,ADX,ADY,58.893,69.3,QFE,WFE,EFE,QDE,WDE,EDE)CALLLINK(50.135,45,0,0,0,0,QFE,WFE,EFE,58.893,XE,YE,VEX,VEY,AEX,AEY)QFM=QFE-154.68*PI/180CALLLINK(50.135,45,0,0,0,0,QFM,WFE,EFE,92.514,XM,YM,VMX,VMY,AMX,AMY)XN=XMYN=YM-63.483XG=50YG=63XH=XMYH=YM+18SETCOLOR1PLOTI,XTSETCOLOR1PLOTI,YTSETCOLOR6PLOTI,XNSETCOLOR6PLOTI,YNNEXTIPAUSE4END（一）分析和拟定传动的运动简图根据要求使用闭式蜗杆减速器蜗杆减速器特点：结构紧凑，传动比大，传动效率低，适用于中小功率、间隙工作的场合。当蜗杆圆周速度V45m/s时 ,下置式 ,冷却、轮滑条件好；当蜗杆圆周速度V45m/s时 ,下置式。经初步计算，本设计采用下置式。系统组成简图根据打包机机构特征，可得：工作机（执行机构原动件）主轴：转速： n W =72.289r/min；周期： T=0.83转矩： M b =1050(N.m)（二）选择电动机功率1 电动机类型：Y 系列电动机，封闭式结构，电压380V2 工作机平均功率工作机所需功率Pw= （1.31.5 ），计算后，取Pw=2.7Kw由电动机至活塞的总效率取联轴器效率 =0.99 ，轴承传动效率蜗杆传动效率，轴承传动效率联轴器效率则实际功率Pd=Pw/=2.7/0.7607=3.549Kw电动机额定功率Pm= （ 11.3 ） Pd=3.554.614Kw（三）确定电动机转速对 于 一 般 传 动 ， 传 动 比i 2080满 足 要 求 的 电 动 机 转 速 有750r/min， 1000r/min， 1500r/min， 2800r/min，根据推荐选用1500r/min。（四）确定电动机根据【 1】 *167168页表 12-1 ，选择 Y112M-4电动机。Y112M-4电动机资料如下:额定功率： 4Kw满载转速： n 满 =1440r/min同步转速： 1500r/min四计算传动装置的总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比i 总 =n 满 /n W =1440/72.289=19.92传动装置的运动和动力参数计算计算各轴的转速：电机轴 n 满=1440r/min蜗杆轴 n =n 满 =1440r/min蜗轮轴 n =n W =72.289r/min计算各轴的输入功率：涡轮轴： P =P d 1 =3.549 0.99=3.514kw蜗轮轴： P =P 23=3.612 0.99 0.8=2.783kw工作机 Pw =P 45=2.783 0.98 0.99=2.7kw计算各轴的输入转矩：电 动 机 的 输 出 转 矩 ： Td=9.55 10 6 Pd/n电 =9.55 10 6 3.5494/1440=23.54Nm蜗杆轴：T =9.55 10 6 P/n =9.55 10 6 3.514 1440=23.30Nm蜗杆轴： T=9.55 10 6P/n =9.55 10 62.783 72.289=367.66Nm工作机： Tw=9.55 10 6 P/n =9.55 10 62.7/72.289=356.69Nm将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名电机轴蜗杆轴涡轮轴工作机参数转速 n1440144072.29872.298r/min功率 P3.5493.51392.7832.7Kw转矩 T23.5423.30367.66356.69N m传动比 i119.921效率0.990.78410.7607四传动零件的设计计算（一）箱内零件设计1 选择蜗杆传动类型由 GB/T10085 1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI ）。参考【 2】 *253254页，表 11-6,11-7，考虑到涡轮传动功率不大，相对滑动速度不大，故蜗杆选用45 钢表面淬火，表面硬度（ 45-55） HRC ， 蜗 轮 轮 芯 选 用HT200铸 造 ， 轮 缘 选 用ZCuSn10Pb1，砂型铸造， 。2 选择蜗杆的头数根据【 2】*344页，表 11-1 ，为提高效率，蜗杆头数采用推荐的值2.Z=2 ， =i Z=19.92 2=39.84 ，取 =413 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由式参考【2 】*254页式（ 11-12 ），传动中心距（1 ）蜗轮工作转矩（2 ）确定载荷系数K由文献【 2】 *252253页，表11-5 ；打包机载荷有冲击，取工作情况系数，齿向载荷分布系数.3；涡轮转速72.289r/min，初步计算设蜗轮圆周速度，取动载荷系数 .05;故 .3 1.15 1.05=1.57（3 ）确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa(4) 确定接触系数取 d/a=0.3, 查文献【 2】 *253 页，表 11-18, 得 =3（5 ）确定许用接触应力 H根据蜗轮材料为铸锡青铜ZCuSn10P1 ，金属模铸造，蜗杆