酒类封盖机原创.doc

摘 要 本设计为封盖机设计，主要应用于白酒企业，对白酒进行封盖，其生产率为 2000 瓶/小时，所适应的瓶高为 60-100mm，瓶口直径为 22-26mm。 该机器由电动机提供动力，电机选用鼠笼式三相异步电动机，工作时，通过两条 传动链输出：一条经过一级带传动和蜗轮蜗杆减速器驱动曲柄滑块机构使电动机转动 转变为直线往复运动；另外一条是电动机通过两级带传动驱动滚压头中心轴做旋转运 动，从而实现滚压头同时做旋转、直线运动，实现对瓶口的封盖。曲柄滑块机构具有 结构简单、加工容易、维修方便、经济实用的优点，在机械设备中应用广泛。本设计 中，通过对平面曲柄滑块机构的数学建模，用 MATLAB 编程，输入曲柄滑块机构的机 构参数和运动参数，实现对整个机构运动过程的仿真分析。 关键词：封盖机；曲柄滑块；蜗轮蜗杆；带传动 Abstract This design for sealing machine design, mainly applies in the liquor enterprise, to block of liquor, its productivity for 2000 bottles/hour, the bottle to high for 60-100mm, and the bottle to diameter for 22-26mm. This machine powered by motor, motor selection rat trap type three-phase asynchronous motor, working, this through two transmission chain output: One passing level 1 belt and worm reducer drive slider-crank mechanism for linear motor rotation transformation to reciprocating movement; another is the electromotor through two-stage belt drive roller head do rotational motion, so as to realize the pressure head also do roll rotation, linear motion, realizes to mouth sealing. Slider-crank mechanism has simple structure, easy processing, maintenance is convenient, economical and practical advantages, is widely used in mechanical equipment. This design, through the plane slider-crank mechanism mathematical modeling, MATLAB programming, input slider-crank mechanism structure parameters and the motion parameters of the whole organization, realize the movement process of the simulation analysis. Keywords: Sealing machine; Slider-crank; Worm; Belt transmission 目 录 摘摘 要要 .I I ABSTRACTABSTRACT .IIII 目目 录录 .I I 第一章第一章 绪论绪论 .1 1 第二章第二章 总体方案设计总体方案设计 .2 2 2.1 液压传动档案.2 2.2 气压传动方案.2 2.3 机械传动方案.3 2.3.1 凸轮传动机构.3 2.3.2 曲柄滑块传动方案 .4 2.4 设计创新型传动方案.4 第三章第三章 电动机的选择电动机的选择 .6 6 3.1 电动机类型的选择.6 3.1.1 电动机的容量选择 .6 3.1.2 确定电动机型号.7 3.1.3 电动机的外形尺寸.8 3.2 传动系统运动参数及动力参数的计算.8 3.2.1 确定传动系统各部分合理的传动比.8 3.2.2 计算运动参数(各轴转速).9 3.2.3 计算动力参数.9 第第 4 4 章章 带传动的设计及计算带传动的设计及计算 .1 11 1 4.1 确定设计的功率.11 4.2 选择带型.11 4.3 确定带轮基准直径.12 4.3.1 初选小带轮基准直径.13 4.3.2 验算带速.13 4.3.3 计算大带轮基准直径.13 4.3.4 确定中心距和带的基准长度.13 4.3.5 验算主动轮包角.14 4.3.6 确定带的根数.15 4.3.7 确定带的预紧力.15 4.3.8 计算带传动作用在轴上的力.16 4.4 带轮结构的设计.16 4.4.1 小带轮结构设计.16 4.4.2 大带轮结构设计.18 第第 5 5 章章 蜗杆传动设计蜗杆传动设计 .2 20 0 5.1 蜗杆传动类型选择.20 5.2 选择材料.21 5.3 蜗杆传动的主要参数及其选择.21 5.3.1 模数和压力角.22 5.3.2 蜗杆的分度圆直径.22 5.3.3 蜗杆头数.23 5.3.4 导程角.23 5.3.5 传动比和齿数比.23 5.3.6 蜗轮齿数.24 5.3.7 蜗杆传动的标准中心距.24 5.3.8 参数的选定.24 5.4 蜗杆传动的几何尺寸计算.24 5.4.1 蜗杆传动的受力分析.27 5.4.2 蜗轮齿面接触疲劳强度计算.29 5.4.3 蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算.31 5.4.4 蜗杆的刚度计算 .31 5.4.5 蜗杆传动滑动速度计算 .32 第六章第六章 匀速直线往复机构的设计与计算匀速直线往复机构的设计与计算 .3434 6.1 齿轮类型的选择.34 6.2 往复运动的行程设计.35 6.3 360 度全齿齿轮的设计 .35 6.4 180 度版齿轮的设计 .41 6.5 齿条长度的设计.44 结结 论论 .4545 参考文献参考文献 .4646 致致 谢谢 .4 48 8 第一章第一章 绪论绪论 技术工艺，是衡量一个企业能否具有先进性，能否具备市场上的竞争力，能否不 断领先于同等竞争者重要的指标依据。随着我国酒类封盖机市场的快速发展，与之有 关的核心技术的应用与研发能力必将成为相关业内企业的关注焦点。了解世界酒类封 盖机制造生产的核心技术研发方向，工艺设备，技术应用及其趋势对于产品企业提升 技术规格精度，提高了市场的竞争力也起着关键作用。 酒类瓶盖作为产品包装重要部分，它所具备的功能主要有两点：一是对产品的密封性， 对酒类起保护作用，这是酒类瓶盖的最基本的功能，也是企业最容易做的；二是产品 的美观性，作为酒类包装不可缺少的一部分，小小酒瓶盖可以起到为产品的画龙点睛 作用。 随着我国人民生活水平的不断提高，对灌装类饮料的需求不断加大。目前我国已 经引进多条高速灌装自动线，对啤酒、汽水等消耗量大且带有气体的封盖机已经形成 了一定规模，但白酒、葡萄酒等高档无气体酒类封盖几乎不成体系和规模，与世界水 平还有很大距离，而且国产产品技术含量不高，为此，设计一款封盖机，该类封盖机 可以一次完成加工，经济快速，容易调整，操作简单，维修方便的封盖机。 第二章第二章 总体方案设计总体方案设计 封盖机的主要运动机构有两个部分，分别是封头的上下往复运动和滚压封头的旋 转运动，滚压封头的旋转运动主要是由电动机带动，而滚压封头的上下往复运动现主 要有液压传动、气动传动和机械传动三大类，设计的难点在于选择合适的能使滚压封 头上下往复运动最佳方案。 2.12.1 液压传动档案液压传动档案 选择合适规格的液压缸，用手动换向阀进行手动控制滚压封头，手动换向阀也可 以改为电气控制的换向阀，从而实现自动连续封盖，提高效率。封盖机采用液压传动， 可使机器工作平稳、质量轻、惯性小、反应快、安全可靠。但是液压系统对液压元件 在制造精度上要求较高、造价高，而且对工作介质的污染比较敏感，温度的变化很大 程度影响封盖机的稳定性和精度，并且在在工作中伴有加大的能量损失。需要有液压 泵和较大的油箱以及输送的管道，需要加大的空间。同时，由于采用液压系统泄漏也 是不可以避免的，泄漏会对使用性的产品产生较大的污染，因此，本封盖机为了节约 空间、防止对产品的污染，不宜选用液压传动方案。 2.22.2 气压传动方案气压传动方案 气压传动方案是选择合适的气压缸，用手动换向阀人工操作实现气压缸的伸长和 缩短，从而带着滚压封头实现上下往复运动，也可以使用电气控制换向阀，实现自动 化操作，以便提高生产效率。 封盖机采用气压传动方案，可以是机器工作平稳、质量轻、惯性小、反应快、不涉及 到液压油的泄漏等问题。 但是，封盖机采用气压传动方案，要有与气压缸相配套的气压泵和密闭的容气罐， 但是气压泵工作的时候会对生产车间产生较大的噪音污染，同时与气压缸相连的管线 和各种控制阀的精度要求较高，造价高，时间长会产生气体泄漏的现象，所以考虑到 声音污染，成本造价较高，日常的维护费用较高，所以本设计的封盖机，不宜采用气 压传动方案。 2.32.3 机械传动方案机械传动方案 在机械传动方案中，能够实转动变为直线往复运动的机构有凸轮滑块机构和曲柄 滑块机构两类常见的运动机构。 2.3.12.3.1 凸轮传动机构凸轮传动机构 图 2-1 凸轮机构原理图 凸轮机构的工作原理如图 2-1 所示，凸轮可以是圆形，也可以是椭圆形，但是凸 轮的支撑点一般不在几何中心上，即凸轮的支撑点到凸轮的边缘的距离是不等的。有 一个最小的距离和一个最大距离，对于对心凸轮来说凸轮带动的滑块的最大行mindmaxd 程。minmaxddd 选择凸轮机构主要优点是只要适当的设计出凸轮形状轮廓曲线，就可以使推杆带 动滑块得到多种预期的运动轨迹，而且响应快速，结构简单并且紧凑，设计方便。 凸轮机构的主要缺点：1) 凸轮与从动件间为点或线接触，易磨损，只宜用于传动力不太大的场 合； 2) 凸轮轮廓精度要求较高，需用数控机床进行加工；3) 从动件的行程不能过大，否则会 使凸轮变得笨重。 因为凸轮机构的行程不能太大，所以此封盖机的设计不宜采取凸轮机构带动滚压封头的上下运 动。 2.3.22.3.2 曲柄滑块传动方案曲柄滑块传动方案 图 2-2 曲柄滑块机构原理图 曲柄滑块机构的工作原理如图 2-2 所示，通过主轴转动带动曲柄转动，曲柄通过 连杆的带动使滑块作上下往复运动。 曲柄滑块机构具有磨损轻、寿命长、便于润滑，低副易于加工、可获得较高精度、成 本低，杆可较长。 但是封盖机产生的螺纹应该是标准的螺纹，而采用的曲柄滑块机构可以做往复直 线运动，但是滑块产生的速度是变速运动，速度不是恒定的，所以封盖机的滚压封头 在曲柄滑块的带动下做的上下运动不是匀速的，而滚压封头的旋转的速度由于是电动 机的传递的，所以滚压封头的旋转是匀速的转动。这样在一个匀速转动和一个不匀速 下降的的合成下产生的螺旋线不是标准的螺旋线。所以要设计先进的封盖机设备，要 产生的螺旋线必须是标准的，为了得到标准的螺旋线也不宜采取曲柄滑块机构。 2.42.4 设计创新型传动方案设计创新型传动方案 为了要使设计出的封盖机具有一定的市场竞争力封盖机，就要设计出可以产生标 准螺旋线的封盖机，关键在于设计出具有匀速往复直线运动的机构用以传动。 图 2-3 匀速往复直线运动机构 1往复齿条、2右移半边齿轮、3右移输入齿轮、4右移输入轴、5输入齿轮、6输入轴、7堕轮、8堕 轮轴、9左移输入轴、10左移输入齿轮、11左移半边齿轮、 一种等速往复直线机构如图 2-3 所示，包括往复齿条(1)、右移半边齿轮(2)、左 移半边齿轮(11)、输入齿轮(5)，所述输入齿轮(5)与右移输入齿轮(3)啮合，所述右移 输入齿轮(3)与所述右移半边齿轮(2)固定在右移输入轴(4)上，所述右移半边齿轮(2) 与所述往复齿条(1)啮合，所述往复齿条(1)与所述左移半边齿轮(11)啮合，所述左移 半边齿轮(11)与左移输入齿轮(10)固定在左移输入轴(9)上，所述左移输入齿轮(10) 与堕轮(7)啮合，所述堕轮(7)与所述输入齿轮(5)啮合，其特征在于：所述右移半边齿 轮(2)和所述左移半边齿轮(11)的大小一致带齿弧度为 180 度相位相差 180 度且不同时 与所述往复齿条(1)啮合，所述右移输入齿轮(3)与所述左移输入齿轮(10)大小和齿数 一致，所述输入齿轮(5)与所述堕轮(7)大小和齿数一致。右移半边齿轮(2)与所述左移 半边齿轮(11)分别在双侧为所述往复齿条(1)的两侧，所述输入齿轮(5)与所述左移输 入齿轮(10)、右移输入齿轮(3)啮合，所述右移半边齿轮(2)与所述左移半边齿轮(11) 等速同向旋转且带齿部分交替与所述往复齿条(1)啮合，使得齿条得到一个匀速直线往 复运动。 第三章 电动机的选择 3.13.1 电动机类型的选择电动机类型的选择 本设计所选电动机应从多方面考虑。电动机分交流电动机和直流电动机两种。由 于生产单位一般多采用三相交流电源,因此,无特殊要求时,均应采用三相交流电动机。交 流电动机又分为异步电动机和同步电动机，同步电动机常用于转速不随负载变化情况 下，而本设计没有这方面要求，所以选异步电动机。三相异步电动机又分为鼠笼式和 绕线式，本设计对调速性能、启动转矩要求不高，通常选用普通三相鼠笼式异步电动 机。并且异步电动机的优点有结构简单、容易制造、价格低廉、运行可靠、坚固耐用、 运行效率较高且适用性强。 Y 系列三相笼型异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机，由于其结构简 单、工作可靠、价格低廉、维修方便，因此广泛应用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气 体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等。 根据 Y 系列 三相异步电动机的技术数据和相关手册 Y2 系列比较适合我所设计的防盗式封盖机。 Y2 系列电动机是 Y 系列电动机的更新换代产品，是一般用途的全封闭自扇冷式鼠笼型 三相异步电动机。它是我国九十年代最新产品，其整体水平已达到国外同类产品九十 年代初的水平。该产品应用于国民经济各个领域，如机床、水泵、风机、压缩机，封 闭式还可适用于灰尘较多、水土飞溅、含易燃、易爆或腐蚀性气体的场合。 3.1.13.1.1 电动机的容量选择电动机的容量选择 电动机的容量选择的是否合适,对电动机的正常工作和经济性都有影响。容量选的 过小,不能保证工作机的正常的工作或使电动机因过载而过早的损坏;而容量选的过大, 则电动机的价格较高,能力又不能充分利用,而且由于电动机经常不满载运行,其效率和 功率因数都较低,增加电能消耗而造成能源的浪费。选择电动机功率时，除了考虑温升 外还要考虑过载能力和起动能力，电动机达到稳定温升后如果负载减小或停止工作则 电动机的发热量将小于散热量，电机温度会下降，最后稳定于较低的稳定温升，这个 温升下降过程叫电动机的冷却，常见的电动机工作方式；连续工作制；短时工作制； 断续周期工作制；我设计所需要的是的是连续工作。 Y2 系列电动机额定电压为 380V，额定频率为 50Hz。在 380V 电压下，鼠笼式异 步电动机功率为 0.37320kW。本设计为小型机械，对功率要求不高，并参考工厂样机， 选取功率为 0.37kW。 3.1.23.1.2 确定电动机型号确定电动机型号 功率为 0.37kW 的 Y2 系列电动机有如下几款： 表 3-1 电机主要参数 型号额定功率额定电流转速效率功率因数最大扭矩最小扭矩空载噪声 Y2-80M1-60.371.390062.00.721.554 Y2-71M2-40.371.0138067.00.752.21.755 Y2-71M1-20.371.0282070.00.812.21.664 根据任务书技术参数，生产率：QT=2000 瓶/小时 QT=瓶/min=33.3 瓶/min 60 2000 可取：QT=34 瓶/min 本设计执行机构为曲柄滑块机构，活动支架带动滚压头做上下的往复运动，相当 于滑块带动滚压头，滑块每往返一次为一个工作循环。同时，曲柄也旋转一周，每转 一周完成一次封盖。 曲柄转速可求得，即r/min34 p n 蜗轮转速r/min34 3 p nn 本设计减速传动链为二级减速，由 V 带传动，蜗轮蜗杆减速器组成。 选取 V 带传动比 =12，蜗轮蜗杆减速器传动比=740，则总传动比的范围 1 i 2 i =780，则电动机转速可选范围为： 总 i = n 总 i 3 n =(780) 20 =(1401600)r/min 根据表 3-1，选取 Y2-71M2-4 型电机较为合适，其参数为：额定功率 0.37kW，转 速 1380r/min，效率 67.0，功率因数 0.75，扭矩范围 1.72.2。 3.1.33.1.3 电动机的外形尺寸电动机的外形尺寸 图 3-1 Y2 型三相异步电动机 表 3-2 Y2-71M2-4 型电机安装尺寸（单位：mm） 尺 寸型 号HABCDEFGDGADACHDL 801251005019406615.514587.5220295 3.23.2 传动系统运动参数及动力参数传动系统运动参数及动力参数的计算的计算 3.2.13.2.1 确定传动系统各部分合理的传动比确定传动系统各部分合理的传动比 总传动比： （3-1） 3 1 n n id 式中 n1电动机输出转速 np蜗轮输出轴转速 将r/min，=1380r/min 代入公式（2-12）得 id=6920 3 p nn 1 n 20 1380 各部分传动比： （3-2） 21 iiid 式中 为 V 带传动比 1 i 为蜗轮蜗杆传动比 2 i 选取 =2；=34.5 1 i 2 i 2 69 3.2.23.2.2 计算运动参数计算运动参数( (各轴转速各轴转速) ) 小带轮输入轴（电动机输出轴）转速： =1380r/min 1 n 蜗杆转速： =690r/min 1 1 2 i n n 2 1380 蜗轮输出轴转速： r/min20 3 n 3.2.33.2.3 计算动力参数计算动力参数 查机械设计通用手册得各部件传动效率为： V 带传动：0.850.95 取=0.94 1 蜗轮蜗杆传动： （3-3）)5 . 3100(i =0.84) 5 . 205 . 3100( 2 轴承传动：0.970.99 取=0.98 3 另外，电动机的效率为 67.0。 则电动机输出轴、蜗杆、蜗轮输出轴三轴的功率分别为： 电动机输出轴： =0.370.67=0.25kW 1 PP d 蜗杆： =0.370.670.94=0.23kW 2 PP d 1 蜗轮输出轴： =0.230.840.980.98=0.19kW 3 P 2 P 2 3 3 电机轴： =9550=9550=1.73Nm 1 T 1 1 n P 1380 25 . 0 蜗 杆： =9550=9550=3.18Nm 2 T 2 2 n P 690 23 . 0 蜗轮输出轴： =9550=9550=90.725Nm 3 T 3 3 n P 20 19 . 0 第第 4 4 章章 带传动的设计及计算带传动的设计及计算 本封盖机为了将电动机的运动形式转化到蜗轮蜗杆上采用的是 V 带传递，V 带具 有传递功率高，抗拉伸强度大，可有有效的缓解机器的冲击等优点。所以采用 V 带连 接传动。 4.14.1 确定设计的功率确定设计的功率 PKP Ad =1.1 0.37=0.407kW0.41kW 式中 工况系数 A K 传动功率（kW）P 查机械设计手册第 3 卷，表 13-1-11，载荷变动小，每天工作时间小于 10 小时， 取=1.1。 A K 4.24.2 选择带型选择带型 普通三角胶带有帘布的和线绳的两种结构形式，其横断面为梯形。帘布结构的三 角胶带由包布层、伸张层、强力层和压缩层四部分组成，强力层则由胶帘布组成。线 绳结构的三角胶带由包布层、伸张层、强力层、缓冲层和压缩层五部分组成，强力层 则有胶线绳组成。线绳结构的三角胶带，其曲挠性能较好，适用于带轮直径较小及较 高转速的传动中，但其扯断强度低。帘布结构的三角胶带，曲挠性能差，但扯断强度 高，是用于复合强度大的传动，多根组合可以抵消单根 V 带的非一致性的振动可以相 互抵消并减至最低。相邻的两根 V 带其上部分内侧各有垂直面，使连接层和带轮的外 圆表面留有足够空间，可以避免 V 带连接层和带轮发生的摩擦及其由于带轮的外圆的 不规则从而顶住或者撕开 V 带的连接层，并可以容纳杂物。整体性好，受力均匀，运 行平稳，承载力高，寿命长，适合于大功率传动。V 带具有摩擦系数大，弯曲损耗小， 传动效率高等特点；能吸收传动振动噪音，使用寿命大，耐疲劳达 108 以上。 因此，本设计封盖机选用帘布结构的三角 V 带。 图 4-1 V 带结构 根据=0.41kW 和主动带轮（小带轮）转速=1380r/min，查机械设计手册图 d P 1 nn 13-1-2 中选取 Z 型 V 带。 普通 Z 型 V 带截面尺寸如图 4-2： 图 4-2 普通 V 带截面图 其中： mmb 0 . 10mmbp5 . 8mmh0 . 6 4.34.3 确定带轮基准直径确定带轮基准直径 4.3.14.3.1 初选小带轮基准直径初选小带轮基准直径 类比相关机器，参考机械设计手册表 13-1-6，初选小带轮基准直径为=80mm， 1d d 外径=84mm。 1a d 4.3.24.3.2 验算带速验算带速 100060 11 nd v d =5.78m/s 100060 138080 满足 5m/s25m/s v 4.3.34.3.3 计算大带轮基准直径计算大带轮基准直径 = （1） 2d d 1 i 1d d =2 （10.015）80 =157.6mm 式中 弹性滑动系数，=0.010.02 根据机械设计手册表 13-1-6，取=160mm 2d d 4.3.44.3.4 确定中心距和带的基准长度确定中心距和带的基准长度 初定中心距： 0.7（+）2（+） 1d d 2d d 0 a 1d d 2d d 0.7（80+160）2（80+160） 0 a 168mm480mm 0 a 初步选取=200mm 0 a 根据带传动几何关系，按下式计算带的基准长度： 0d L = 0d L 0 2 12 210 4 )( )( 2 2 a dd dda dd dd =mm 2004 )80160( )16080( 2 2002 2 =784.8mm 参考机械设计手册表 13-1-3，选取=800mm d L 计算中心距：a 2 0 0 dd LL aa =mm 2 8 . 784800 200 =207.6mm 取=208mm，由于 V 带的中心距一般是可以调整的，其范围如下：a = min a d La015 . 0 =mm800015 . 0 208 =196mm = max aa d L03 . 0 =mm=232mm80003 . 0 208 中心距变化范围为：196mm232mm 4.3.54.3.5 验算主动轮包角验算主动轮包角 小带轮包角： 1 0120 1 3 . 57180 a dd dd = 00 3 . 57 208 80160 180 = 00 120158 主动轮包角满足要求 4.3.64.3.6 确定带的根数确定带的根数 V 带根数公式： （4-1） La d KKPP P z )( 11 式中 包角修正系数，查机械设计通用手册得 0.94 a K 带长修正系数，查机械设计通用手册得 1.00 L K 单根 V 带的额定功率，查机械设计通用手册得 0.30kW 1 P 单根 V 带额定功率的增量，查机械设计通用手册得 0.03kW 1 P 代入数据得： 00 . 1 94 . 0 )03 . 0 30 . 0 ( 41 . 0 z =1.32 取=2 根。z 4.3.74.3.7 确定带的预紧力确定带的预紧力 单根 V 带预紧力： （4-2） 2 0 ) 1 5 . 2 (500mv zv P K F d a 式中：V 带单位长度的质量，查机械设计手册得 0.06kg/m。m 代入数据得： 2 0 78 . 5 06 . 0 78 . 5 2 41 . 0 ) 1 94 . 0 5 . 2 (500 F =31.43N 由于新带容易松弛，所以对非自动张紧的带传动，安装新带时的预紧力应为上述 预紧力的 1.5 倍。 4.3.84.3.8 计算带传动作用在轴上的力计算带传动作用在轴上的力 为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的力。 有效圆周力： 3 10 v P F d t =N 3 10 78 . 5 41 . 0 =70.93N 如果不考虑带的两边的拉力差，则压轴力可以近似的按带的预紧力的合力来计 0 F 算。 作用在轴上的压轴力： 2 sin2 1 0 zFFr =123.29N 0 ) 2 158 sin(243.312 2 sin3 1 0max zFFr =184.94N 0 ) 2 158 sin(243.313 4.44.4 带轮结构的设计带轮结构的设计 4.4.14.4.1 小带轮结构设计小带轮结构设计 由于带速 =5.78m/s20m/s，可选用 HT150。v 根据小带轮基准直径、槽型为 Z 型、孔径（为电动机输出轴直径 D） ，查机械设 1d dd 计手册表 13-1-7，确定该带轮选用实心轮。 查表 13-1-5 得，轮槽尺寸如下： 图 4-3 轮槽结构 轮槽基准宽度 =8.5mm d b 槽口宽度 10.1mmb 基准线上槽深 =2.0mm，取=2.0mm mina h a h 基准线下槽深 =7.0mm，取=8.0mm minf h f h 槽间距 =120.3mme 第一槽对称面至端面的距离 =7.0mm，取=8.0mm min ff 最小轮缘厚 =5.5mm min 轮槽角 =38 =28mmBfeZ2) 1(8212) 12 ( 带轮外径 =80+2 2=84mm 1a d ad hd2 轮缘外径 = 19mm=34.238mm 1 d)28 . 1 (d)28 . 1 ( 带轮总厚度 =19mm=28.538mmL)25 . 1 (d)25 . 1 ( 图 4-4 小带轮结构 4.4.24.4.2 大带轮结构设计大带轮结构设计 同小带轮，带速 =5.78m/s20m/s，可选用 HT150。v 根据大带轮基准直径、槽型为 Z 型、孔径选取与小带轮相同，查机械设计手册表 2d d 13-1-7，确定该带轮选用辐板式，腹板厚度 S=9mm。 轮槽尺寸与小带轮相同。 带轮宽 =28mmBfeZ2) 1(8212) 12 ( 带轮外径 =160+2 2=164mm 2a d ad hd2 轮缘外径 = 19mm=34.238mm 1 d)28 . 1 (d)28 . 1 ( 带轮总厚度=19mm=28.538mmL)25 . 1 (d)25 . 1 ( 图 4-5 大带轮结构 第第 5 5 章章 蜗杆传动设计蜗杆传动设计 根据本设计所要实现要求，减速装置需要两轴为交错形式，故可选用圆锥齿轮减 速或蜗杆传动减速。此外，本设计所要实现电动机转动转变为滑块直线运动所需的传 动比较大，选圆锥齿轮减速不易实现。因此，选用蜗杆传动减速。 蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动，两轴线交错的夹角 可为任意值，常用的为 900。蜗杆为单个头数时，对应蜗杆每旋转一周，蜗轮仅仅转过 单个齿距，因而产生的传动比较大。由于传动比大，零件数目又少，因而结构很紧凑。 在蜗杆与蜗轮啮合时，由于蜗杆齿是螺旋形的、连续不断的，它与蜗轮齿的啮合是渐 入渐出的，同时啮合的齿数较多，故所受载荷小，冲击小，传动平稳，噪声低。 5.15.1 蜗杆传动蜗杆传动类型选择类型选择 蜗杆分类可分为很多种。其中，最常用的是圆柱蜗杆、双导程圆柱蜗杆、平面齿圆柱 齿轮包络蜗杆、蜗杆斜齿轮等四大类 类型普通圆柱蜗杆传动双导程圆柱蜗 杆传动 平面齿圆柱齿轮包络 蜗杆传动 蜗杆斜齿轮传动 特点具有蜗杆传动的一 般有缺点，但控制 齿侧间隙较困难 与普通圆柱蜗 杆传动相比， 能方便地控制 齿侧间隙，在 调整齿侧间隙 后能保持正确 啮合关系，有 利于保持运动 精度 比普通蜗杆传动的承 载能力大，传动效率 高，精度保持性好。 制造工艺简单齿轮和 蜗杆都能磨合，可得 到很高的精度。直尺 平面齿包络蜗杆传动 还可调整齿侧间隙 制造简单、装拆方 便，但为点接触， 不能承受大的载荷 应用范围一般用于进给传动 机构、分配轴传动、 快速移动机构和夹 紧机构传动以及低 速主传动中。高精 度的普通圆柱蜗杆 传动也有用于分度 用于分度传动 或其他需要精 确控制齿侧间 隙的机构中 既适用于分度传动， 又适用于动力传动。 特别适用于制造简单 或少量的高精度分度 传动副 用于手动机构和受 力小的进给机构传 动 传动 根据蜗杆形状的不同，蜗杆传动可以分为圆柱蜗杆传动，环面蜗杆传动和锥蜗杆 传动等。其中，圆柱蜗杆传动是常用。圆柱蜗杆传动包括普通圆柱蜗杆传动和圆弧蜗 杆传动两类。 5.25.2 选择材料选择材料 为了长期保持分度蜗杆传动副精度，制造蜗杆与蜗轮齿圈的材料必须耐磨，才不 致在短期内磨顺而丧失精度；同时还要求在润滑情况下，传动副的摩擦系数较小。从 工艺上看，要求材料具有良好的加工性，已获得最高的精度和表面光洁度。基于这些 要求，蜗杆才能选出合理得制造材料。 蜗杆一般是用碳钢或合金钢制成。转速高、载荷重的蜗杆常用 15Cr 或 20Cr，并经 渗碳淬火；也可用 40、45 钢或 40Cr 并经淬火。这样可以提高表面硬度，增加耐磨性。 通常要求蜗杆淬火后的硬度为 4055HRC，经氮化处理后的硬度为 5562HRC。一般不 太重要的低速中载的蜗杆，可采用 40 或 45 钢，并经调质处理，其硬度为 220300HBS。 常用的蜗轮材料有铸造锡青铜（ZCuSn10P1，ZCuSn5Pb5Zn5） 、铸造铝铁青铜 （ZCuAl10Fe3）及灰铸铁（HT150、HT200）等。锡青铜耐磨性最好，但价格较高， 用于滑动速度m/s 的重要传动；铝铁青铜的耐磨性较锡青铜差一些，但是价格便 3 s v 宜，一般用于滑动速度m/s 的传动中；如果滑动速度不是很高（m/s） ，对 4 s v2 s v 效率要求也不高时，可采用灰铸铁。一般蜗轮都对其进行时效处理，这样可以防止其 变形。 因此，考虑到此设计中蜗杆传动功率不大，速度不高，故蜗杆采用 45 钢；因希望 效率高些,耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 4555HRC。蜗轮用铸造锡 青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造。由于有色金属较贵重，考虑到经济性，仅齿圈用青铜 制造,而轮芯用灰铸铁 HT150 制造。 5.35.3 蜗杆传动的主要参数及其选择蜗杆传动的主要参数及其选择 如图 5-2 所示，在中间的平面上，蜗杆的传动相当于标准齿条和齿轮的有效的啮 合传动。所以在设计蜗杆的传动时，均取中间的平面上重要参数（如模数，压力角等） 和尺寸（如齿顶圆，分度圆等）为基准。 图 5-2 普通圆柱蜗杆传动 普通圆柱蜗杆的传动重要参数主要有模数m，压力角，蜗杆的头数，蜗轮的齿 1 z 数及蜗杆直径等。进行设计蜗杆的传动时，要正确的选择重要参数。 2 z 1 d 5.3.15.3.1 模数和压力角模数和压力角 蜗杆的传动几何尺寸要以模数为主要的设计参数，蜗杆与蜗轮的啮合，在中间的 平面上，蜗杆的轴面模数，压力角与蜗轮端面的模数和压力角均相等，即 = 1a m 2t mm 21ta 渐开线蜗杆（ZI 蜗杆）的法向压力角为标准值（200） ，蜗杆轴向压力角与法向 n 压力角的关系为 cos tan tan n a 式中，为导程角。 5.3.25.3.2 蜗杆的分度圆直径蜗杆的分度圆直径 在蜗杆的传动中，为了有效保证蜗杆和配对蜗轮有效正确啮合，用蜗杆有同样的 尺寸蜗轮滚刀用来加工并与其相对的蜗轮。这样，一种尺寸标准蜗杆，就要有一种相 对应的标准蜗轮滚刀。对于同样的模数，可以有多种不同直径相对应的蜗杆，因而对 任意模数的涡轮