包装机推包机构设计

PAGEI摘要包装机是一个产品生产和外包的机器的统称，其主要功能是包装各种产品，而包装机推包机构则是给包装机提供包装产品的机构，其主要功能就是从生产线将产品输送到包装机的相应入口，推包机构的运动是一个按一定轨迹的循环往复运动。它推送物品到达指定包装工作台，该机构取代了传统的人工移动物品，改善了工作效率低的缺点。本文所设计的推包机构，有回程一体的全自动化功能，其主要设计思路来自于对传统工艺的分解,然后按照相应功能的机构部件进行设计,对比,选定,以及优化组合。综合利用凸轮的往复运动,齿轮的传动运动，以及减速器的定值调速比的设定。再利用AutoCad软件强大绘图功能,和Word的编辑功能,把设计方案图文并茂,栩栩如生的展现出来。在本系统中,用激光感应被包装工件并通过单片机对推包机构进行控制。激光测得被推物体确认到达后,由感光板上发出脉冲,通过89C51单片机及步进电动机驱动芯片ULN2803对步进电动机进行控制。同时被包装工件的件数由LED显示器显示。对推包机构则采用偏置滑块机构与盘形凸轮机构的组合机构相结合。其中，偏置滑块机构控制推头的水平方向上运动，凸轮机构则控制推头垂直方向的运动。在本设计中，在推头回程过程中不影响下一个工件的到来，从而总体来讲提高了效率。关键词：包装机；推包机构；减速机；齿轮AbstractPackingmachineisamachineofaproductionandoutsourcingcollectively,Itsmainfunctionisthepackagingofvariousproducts,However,thepackagingmachinepushpackagebodyistheinstitutionsofpackagingproducts,packagingmachine,Itsmainfunctionistotransportproductsfromtheproductionlinetothecorrespondingentryofthepackagingmachine,theagency'smovementisamovementofthecyclebyacertaintrajectory.Theagencypushitemsarrivedatthedesignatedpackingtable,theagencyreplacesthetraditionalmanualmovableobjectsinefficiency.Idesignedthepushpackageinstitutionpushpackage,returnoneofthefullyautomated,itsmaindesignideascomesfromthedecompositionoftraditionaltechnology,thendesignedfollowthecorrespondingfunctionbodyparts,contrast,selected,andoptimized.Theuseofthecamreciprocates,themovementofthegeardrive,andthesetvalueofthespeedratioofthereducer.TheuseofthepowerfuldrawingfeaturesAutoCadsoftwareandWordeditingfeatures,designillustrated,lifelike.Inthissystem,lasersensorpackagingworkpiecetopushpackageinstitutionscontrolledbythemicrocontroller.Lasertestobjecttobedriventoconfirmarrival,photosensitiveplatepulses,steppermotorcontrolledbythe89C51microcontrollerandsteppermotordriverchipULN2803.Thesametime,thenumberofpiecesofpackagingworkpiecebytheLEDdisplayshows.Pushinstitutionsusingthecombinedmechanismofthethebiasslidermechanismanddisc-shapedcammechanism,amongthem,thebiasslidermechanismcontrolsthepusherinthehorizontaldirectionmovement,andthecammechanismcontrolsthepusherintheverticaldirectionmovement.Inthisdesign,inthereturnprocessitdoesnotaffectthearrivalofthenextworkpiece,andthusingeneral,toimproveefficiency.Keywords:packingmachine;pushinstitution;reducer;gearPAGE35目录摘要 IIIAbstract IV1绪论 11.1本课题的研究内容和意义 11.2国内外的发展概况 21.3本课题应达到的要求 32机械部分的设计 42.1方案的选择 42.2凸轮及杆的设计 62.2.1设计要求及计算 72.2.2校核各杆的压杆稳定性 92.2.3校核各杆的强度 92.2.4校核凸轮的强度 92.3减速器概述 102.4电动机的选择 112.4.1初步确定负载推力 112.4.2电动机选择步骤 122.4.3确定传动装置的总传动比及其分配 142.4.4计算传动装置的运动及动力参数 142.5齿轮的设计 142.5.1齿轮传动特点与分类 142.5.2齿轮传动的主要参数与基本要求 142.5.3齿轮组的设计与强度校核 152.6轴的设计 192.6.1轴的分类 192.6.2轴的材料 192.6.3轴的结构设计 202.6.4低速轴的设计与计算 212.6.5高速轴的设计与计算 252.6.6选择和校验键联接 262.7轴承的选用 262.7.1轴承种类的选择 262.7.2深沟球轴承结构 262.8联轴器的选择 272.8.1联轴器的功用 272.8.2联轴器的类型特点 272.8.3联轴器的选用 282.8.4联轴器材料 283控制部分的设计 293.1控制系统的功能与设计要求 293.2系统总体方案的设计 293.3控制原理图 324结论与展望 334.1结论 334.2不足之处及未来展望 33致谢 34参考文献 35无锡太湖学院学士学位论文包装机推包机构设计1绪论包装机械是指能完成全部或部分包装过程的机器。作用是给有关行业提供必要的技术装备，以完成所要求的产品包装工艺过程。包装机械是使产品包装实现机械化、自动化的根本保证，因此包装机械在现代工业生产中起着相当重要的作用。机械包装的生产能力往往比手工包装提高几倍、十几倍甚至几十倍，无疑这将会更好地适应市场的实际需要，合理安排劳动力，为社会多创造财富。现代包装机械所能完成的工作已远远超出了简单地模仿人的动作，甚至可以说在很多场合用巧妙的机械方法包装出来的成品,不论在式样、质地或精度等方面，大都是手工操作无法胜任和媲美的。随着商品的多样化，这一点越来越引起了人们的重视。有些产品的卫生要求很严格，如药品、食品等，采用机械包装，避免了人手和药品、食品的直接接触，减少了对产品的污染。同时由于机械包装速度快，食品、药品在空气中停留时间短，从而减少了污染机会，有利于食品和药品的卫生和金属制品的防锈防蚀。另外，由于包装机械的计量精度高，产品包装的外形美观、整齐、统一、封口严密，从而提高了产品包装的质量，提高了产品销售的竞争力，可获得较高的经济效益。采用真空、换气、无菌等包装机械，可使食品和饮料等流通范围更加广泛，延长食品的保质期。采用自动包装生产线，产品和包装材料的供给是比较集中的，各包装工序安排比较紧凑，节约了包装的场地和仓储面积，并改善了后道包装工序的工艺条件。包装机械的特点包装机械即具有一般自动化机械的共性，也具有自身的特性，主要有如下特点：(1)大多数包装机械结构复杂，运动速度快，动作精度高。为了满足性能要求，对零部件的刚度和表面质量等都具有较高的要求。(2)用于食品和药品的包装机械要便于清洗，与食品和药品接触的部位要用不锈钢或经过化学处理的无毒材料制成。(3)进行包装时作用力一般都较小，所以包装机械的电动机功率较小。(4)包装机械一般都采用无级变速装置，以便灵活调整包装速度、调节包装机的生产能力。因为影响包装质量很多，诸如包装机的工作状态、包装材料和包装物的质量等。所以，为了便于机器的调整，满足质量和生产能力的需要，往往把包装机设计成无级可调的，即采用无级变速装置。(5)包装机械是特殊类型的专业机械，种类繁多，生产数量有限。为便于制造和维修，减少投资设备，在各种包装机的设计中应注意标准化、通用性及多功能性[1]。1.1本课题的研究内容和意义研究内容：(1)方案设计。并确定传动系统中各机构的运动尺寸和各构件尺寸。(2)机械部分设计。确定电动机的功率与转速，并确定其尺寸。(3)进行推包及结构设计。绘制其装配图。意义：迄今,一些科学技术发达的国家,在食品、医药、轻工、化工、纺织、电子、仪表和兵器等工业部门,已经程度不同地形成了由原料处理、中间加工和产品包装三大基本环节所组成的包装连续化和自动化的生产过程,有的还将包装材料加工、包装容器成型及包装成品储存系统都联系起来组成高效率的流水作业线。大量事实表明,实现包装的机械化和自动化,尤其是实现具有高度灵活性(或称柔性)的自动包装线,不仅体现了现代生产的发展方向,同时也可以获得巨大的经济效益[2]。(1)能增加花色品种,改善产品质量,加强市场竞争能力(2)能改善劳动条件,避免污染危害环境(3)能节约原材料,减少浪费,降低成本(4)能提高生产效率,加速产品的不断更新1.2国内外的发展概况90年代以来，包装机械工业每年平均以20%～30%的速度增长，发展速度高于整个包装工业平均增长速度的15%～17%，比传统的机械工业平均增长4.7个百分点。包装机械工业已经成为我国国民经济发展中不可缺少的新兴行业。我国目前从事包装机械生产的企业约有1500多家，其中具有一定规模的企业近400家。产品有40类，2700多种，其中有一批既能满足国内市场需要，又能参与国际市场竞争的优质产品。我国包装机械行业近些年取得了相当显著的成绩，但与国外产品相比仍存在20年左右的差距。[3]国外包装机械水平高的国家主要是美国、日本、德国。美国的包装工业发展较早,门类齐全,基础扎实,水平很高。仅就包装机械制造业而论,实力相当雄厚,其品种与总产值均居世界首位。由于国内已实现了工业现代化,自选市场蓬勃兴起,客观上要求包装机械沿着自动化方向发展,并将电子计算机及其他有关新技术广泛应用于生产过程。日本已建立起独立的包装工业体系,其包装工业总产值约为美国的一半而跃居世界的第二位。日本拥有一批规模不大的包装机械制造厂,侧重于开发中小型、半自动的包装机及配套设备,其技术水平好多已进入国际的先进行列。由政府资助的日本包装技术协会主要搞技术情报交流。另外设有日本包装机械工业协会,它乃是本行业的全部业务活动中心。而德国的包装机械在设计、制造及技术性能等方面则居于领先地位。德国包装机械的77％为出口。中国是德国包装机械的主要出口国。最著名的是克朗斯公司(KRONES)，2002年销售额达到20亿欧元，中国知名的啤酒企业都进口过他们的设备[4]。最近几年德国设备表现出如下特点：(1)工艺流程自动化程度越来越高。(2)提高生产效率，降低工艺流程成本，最大限度地满足生产要求。(3)适应产品变化，设计具有好的柔性和灵活性。(4)成套供应能力强。(5)包装机械设计普遍使用仿真设计技术。我国包装机械行业存在的问题：研发经费少，技术力量薄弱。低水平重复太多。行业科技力量不足。国际贸易人员匮乏。应变能力不强。我国包装机械行业发展的新趋势：(1)生产效率化。①机械功能多元化。②结构设计标准化、模块化。③控制智能化。(2)资源的高利用化(3)产品节能化(4)新技术实用化(5)大力加强科研、开发能力我国装机械既面临着国外先进产品的挑战和竞争，同时也面临着巨大的国内外市场和较好的发展机遇。进入21世纪，我国国民经济整体水平和综合国力又迈上了一个新的台阶，国际国内的环境都为我国经济的进一步发展提供良好的机遇[5]。1.3本课题应达到的要求运动控制技术在国内的发展特别快，但是在胶带机包装机械行业的发展动力却显得上升乏力。运动控制产品及技术在包装机械上的作用主要是达到精确的位置控制和严格的速度同步的要求，主要用在装卸、输送、打标、码垛、卸垛等工序。运动控制技术是区别高、中、低端胶带机包装机械的关键因素之一，也是中国包装机械升级的技术支撑。因此，需要对包装机的推包机构的运动方式做设计改善。经过考虑现在包装机械的现状及发展趋势后,为了更好地实现包装机械的自动化控制，改进推包机构的设计以提高生产效率而给定的。推包机构能够实现推送，回程全自动一体化的一个机构。它由推刨机构，回程机构以及电动机组成。现需要设计某一包装机的推包机构，要求待包装的工件先由输送带送到推包机构的推头的前方，然后由该推头将工件由推至包装工作台，再进行包装。为了提高生产率，希望在推头结束回程时，下一个工件已送到推头的前方。这样推头就可以马上再开始推送工作。这就要求推头在回程时先退出包装工作台，然后再低头，即从台面的下面回程。因而就要求推头实现“平推—水平退回—下降—降位退回—上升复位”的运动。我的设计是每5-6s包装一个工件，且假定：滑块移动距离L=400mm,推头在返程阶段到达离最大推程距离S=100mm,推头回程向下的距离H=50mm。行程速比系数K在1.2-1.5范围内选取，推包机由电动机推动。在推头回程中，除要求推头低位退回外，还要求其回程速度高于工作行程的速度，以便缩短空回程的时间，提高工效。2机械部分的设计2.1方案的选择实现改推包机构可以使用偏置滑块机构、往复移动凸轮机构、盘形凸轮机构、导杆机构、凸轮机构机构、双凸轮机构、摇杆机构滑块机构及组合机构。方案一：双凸轮机构与摇杆滑块机构的组合图2-1方案一的运动简图方案一的运动分析和评价： 该机构由凸轮1和凸轮2，以及5个杆组成。机构一共具有7个活动构件。机构中的运动副有7个转动副，4个移动副以及两个以点接触的高副。其中机构的两个磙子存在两个虚约束。由此可知：机构的自由度：F=3N-2P机构中有一个原动件，原动件的个数等于该机构的自由度。所以，该机构具有确定的运动。在凸轮1带动杆3会在一定的角度范围内摇动。通过连杆4推动杆5运动，然后连杆6在5的推动下带动推头做水平的往返运动，从而实现能推动被包装件向前运动。同时凸轮2在推头做回复运动的时候通过向上推动杆7，使连杆的推头端往下运动，从而实现推头在给定的轨迹中运动。该机构中除了有两个凸轮与从动件接触的两个高副外，所有的运动副都是低副。在凸轮与从动件的接触时，凸轮会对从动件有较大的冲击，为了减少凸轮对从动件冲击的影响，在设计过程中把从动件设计成为滚动的从动件，可以间接增大机构的承载能力。同时，凸轮是比较大的工件，强度比较高，不需要担心因为载荷的过大而出现机构的断裂。在整个机构的运转过程中，原动件1是一个凸轮，凸轮只是使3在一定角度的往复摆动，而对整个机构的分析可知，机构的是设计上不存在运转的死角，机构可以正常的往复运行。机构中存在两个凸轮，不但会是机构本身的重量增加，而且凸轮与其他构件的连接是高副，而高副承载能力不高，不利于实现大的载荷。而整个机构连接不够紧凑，占空间比较大。方案二：偏执滑块机构与盘形凸轮机构组合图2-2方案二的运动简图方案二的运动分析和评价：方案二的机构主要是由一个偏置滑块机构以及一个凸轮机构组合而成的。偏置滑块机构主要是实现推头的往复的直线运动，从而实现推头在推包以及返回的要求。而凸轮机构实现的是使推头在返程到达C点的时候能够按照给定的轨迹返回而设计的。这个组合机构的工作原理主要是通过电动机的转动从而带动曲柄2的回转运动，曲柄在整周回转的同时带动连杆3在一定的角度内摆动，而滑块4在水平的方向实现往复的直线运动，从而带动连着推头的杆运动，完成对被包装件的推送过程。在推头空载返回的过程中，推头到达C点时，凸轮的转动进入推程阶段，使从动杆往上运动，这时在杆5和杆6连接的转动副就成为一个支点，使杆6的推头端在从动件的8的推动下向下运动，从而使推头的返程阶段按着给定的轨迹返回。这个机构在设计方面，凸轮与从动见的连接采取滚动从动件，而且凸轮是槽型的凸轮，这样不但能够让从动件与凸轮之间的连接更加紧凑，而且因为采用了滚动从动件，能使减轻凸轮对它的冲击，从而提高了承载能力。而采用的偏置滑块机构能够实现滑块具有急回特性，使其回程速度高于工作行程速度，以便缩短空回程的时间，提高工作效率。但此机构的使用的是槽型凸轮，槽型凸轮结构比较复杂，加工难度大，因此成本会比较高。方案三：偏置滑块机构与往复移动凸轮机构的组合图2-3方案三的运动简图方案三的运动分析和评价：用偏置滑块机构与凸轮机构的组合机构，偏置滑块机构与往复移动凸轮机构的组合（图4）。此方案通过曲柄1带动连杆2使滑块4实现在水平方向上的往复直线运动，在回程时，当推头到达C点，在往复移动凸轮机构中的磙子会在槽内相右上方运动，从而使杆7的推头端在偏置滑块和往复移动凸轮的共同作用下沿着给定的轨迹返回。在此方案中，偏置滑块机构可实现行程较大的往复直线运动，且具有急回特性，同时利用往复移动凸轮来实现推头的小行程低头运动的要求，这时需要对心曲柄滑块机构将转动变换为移动凸轮的往复直线运动。但是，此机构所占的空间很大，切机构多依杆件为主，结构并不紧凑，抗破坏能力较差，对于较大载荷时对杆件的刚度和强度要求较高。会使的机构的有效空间白白浪费。并且由于四连杆机构的运动规率并不能按照所要求的运动精确的运行只能以近似的规律进行运动。综合对三种方案的分析，方案二结构相对不是太复杂，而且能满足题目的要求，最终我选择方案二。2.2凸轮及杆的设计凸轮机构由凸轮、从动件或从动件系统和机架组成，凸轮通过直接接触将预定的运动传给从动件。凸轮机构具有结构简单，可以准确实现要求的运动规律等优点。只要适当地设计凸轮的轮廓曲线，就可以使推杆得到各种预期的运动规律。在各种机械，特别是自动机械和自动控制装置中，广泛地应用着各种形式的凸轮机构。凸轮机构之所以能在各种自动机械中获得广泛的应用，是因为它兼有传动、导引及控制机构的各种功能。当凸轮机构用于传动机构时，可以产生复杂的运动规律，包括变速范围较大的非等速运动，以及暂时停留或各种步进运动；凸轮机构也适宜于用作导引机构，使工作部件产生复杂的轨迹或平面运动；当凸轮机构用作控制机构时，可以控制执行机构的自动工作循环。因此凸轮机构的设计和制造方法对现代制造业具有重要的意义。凸轮是一个具有曲线轮廓或凹槽的构件。一般可分为三类：盘形凸轮：凸轮为绕固定轴线转动且有变化直径的盘形构件；移动凸轮：凸轮相对机架作直线移动；圆柱凸轮：凸轮是圆柱体，可以看成是将移动凸轮卷成一圆柱体。按从动件的形状分类；顶尖式从动件；滚子式从动件；平底式从动件；曲底式从动件。按从动件的运动形式分类：直动从动件。摆动从动件；按凸轮与从动件维持运动副接触的方式分类：力封闭方式。几何形封闭方式。胶印机中应用最多的是盘形凸轮、滚子式从动杆凸轮。2.2.1设计要求及计算偏置滑块机构的设计行程速比系数K在1.2-1.5范围内选取可由《机械原理》[6]曲柄滑块机构的极位夹角公式k=1.2-1.5其极位夹角的取值范围为在这范围内取极位夹角为滑块的行程L=400mm偏置距离e选取240mm用图解法求出各杆的长度如下：（见图2-4）由已知滑块的工作行程为400mm，作BB’为400mm，过点B作BB’所在水平面的垂线BP，过点B’作直线B’P交于点P，并使=。然后过B、B’、P三点作圆。因为已知偏距e=240mm,所以作直线平行于直线BB’，向下平移240mm，与圆O’交于一点O，则O点为曲柄的支点，连接OB、OB’，则OB-OB’=2a，OB+OB’=2b。从图中量取得：OB=632.11mmOB’=302.89mm则可知曲柄滑块机构的：曲柄a=164.61mm连杆b=467.5mm图2-4连杆的运动简图直动滚子从动件盘形凸轮轮廓设计用作图法求出凸轮的推程角，远休止角，回程角，近休止角。（见下图）在推头在返程阶段到达离最大推程距离为S=100mm时，要求推头从按照给定的轨迹，从下方返回到起点。因此可利用偏置滑块机构，滑块在返回阶段离最大推程为100mm的地方作出其曲柄，连杆和滑块的位置，以通过量取曲柄的转动的角度而确定凸轮近休止角的角度，以及推程角，回程角。具体做法如下：(1)先在离点B为100mm的地方作点B’’；(2)过点B’’作直线A’’B’’交圆O于点A’’，并使A’’B’’=AB；(3)连接OA’’，则OA’’，A’’B’’为曲柄以及连杆在当滑块离最大推程距离为100mm时的位置。因为要求推头的轨迹在abc段内实现平推运动，因此即凸轮近休止角应为曲柄由A’转动到A’’的角度，从图上量取，，即凸轮的近休止角为。因为题目对推头在返程cdea段的具体线路形状不作严格要求，所以可以选定推程角，远休止角，回程角的大小。现选定推程角为，回程角，远休止角。图2-5连杆的运动简图推头回程向下的距离为30mm，因此从动件的行程H=30mm。由选定条件近休止角为推程角为回程角为远休止角为，h=50mm，基圆半径为=60mm,从动杆长度为120mm，滚子半径为=10mm。参考文献《连杆机构设计》[7]《画法几何及机械制图》[8]后，通过CAD软件画出凸轮轮廓线及机构简图如下图：图2-6凸轮的外形2.2.2校核各杆的压杆稳定性校核各杆中最长杆即可，若最长杆满足抗弯强度要求，则其他杆更满足强度要求。各杆中最长杆是=467mm，规定压杆的稳定安全因数为=10，由《材料力学》[9]P293页公式压杆的临界力为=钢的材料E=210GPa，I===，则===6678.8Nn==6678.8/3.29=2030>,所以所设计的各杆满足抗弯强度的要求。2.2.3校核各杆的强度各推杆采用圆形截面,D取为10mm,用45钢,由《机械设计课程设计指导书》[10]表2-7P25查得45钢的抗拉强度=600MPa,=355MPa，由材料力学[9]公式（2.12）P29A=πd2/4≥F/[σ]代入数据求得d≥0.8×10-4m所以所选杆的直径满足要求。2.2.4校核凸轮的强度由《机械设计》[11]表8.3P150选取凸轮的材料选为45钢，调质220~260HBS，=2HBS+70MPa，与其对应的推杆表面淬火40~45HRC。由《机械设计》[11]P152页公式式中：，凸轮的法向压力，本设计中，由设计数据知凸轮上所承受的所有物重约为6N，考虑其他因素如导杆上下滑动时摩擦等，取Fn=20N；：凸轮实际轮廓上接触点处的曲率半径，=80mm;rr:滚子半径，10mm：从动件接触端滚子与凸轮的接触宽度，20mm;:凸轮副材料接触疲劳强度极限应力，取=72MPa；：寿命系数，取为1；：表面粗糙度系数，取=1；：安全系数，取=1.1;=65.45MPa;代入数据可得：σH=63.66MPa<65.45MPa,所以满足强度要求。综上，所设计的凸轮满足要求。2.3减速器概述减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。电动机电动机联轴器高速轴低速轴图2-7减速器系统框图以下对几种减速器进行对比：(1)圆柱齿轮减速器当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=8—40)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40000kW，圆周速度也可从很低至60m/s-70m/s，甚至高达150m/s。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承。圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约30％。(2)圆锥齿轮减速器它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。二级和二级以上的圆锥齿轮减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成，所以有时又称圆锥—圆柱齿轮减速器。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，为了使它受力小些，常将圆锥面崧，作为，高速极：山手面锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。(3)蜗杆减速器主要用于传动比较大(j>10)的场合。通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓尺寸小，这只是对传减速器的传动比较大的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大时，此优点并不显著。由于效率较低，蜗杆减速器不宜用在大功率传动的场合。蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。蜗杆圆周速度小于4m/s时最好采用蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度大于4m/s时，为避免搅油太甚、发热过多，最好采用蜗杆在上式。(4)齿轮-蜗杆减速器它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑，后者效率较高。通过比较，我们选定圆柱齿轮减速器。2.4电动机的选择2.4.1初步确定负载推力假设物体重是20kg，摩擦系数为0.5，则外力为100N。稳定运转下凸轮主轴所需功率：凸轮主轴转速为：12r/min凸轮主轴上的转矩：初选联轴器为弹性柱销联轴器和凸缘联轴器，滚动轴承为滚子轴承，传动齿轮为闭式软齿面圆柱齿轮，因其速度不高，选用7级精度(GB10095-88)，则机械传动和摩擦副的效率分别如下：弹性柱销联轴器：=0.99滚子轴承：=0.98闭式圆柱齿轮（7级）：=0.98所以，电动机至工件主轴之间的总效率为：=0.99×0.98×0.98×0.98×0.98×0.98=0.877所以电动机所需功率为合理的选择电动机是正确使用的先决条件。选择恰当，电动机就能安全、经济，选择得不合适，轻者造成浪费，重者烧毁电动机。选择电动机的内容包括很多，例如电压、频率、功率、转速、启动转矩、防护形式、结构形式等，但是结合农村具体情况，需要选择的通常只是功率、转速、防护形式等几项比较重要的内容，因此在这里介绍一下电动机的选择方法及使用。2.4.2电动机选择步骤电动机的选择一般遵循以下三个步骤：型号的选择电动机的型号很多，通常选用异步电动机。从类型上可分为鼠笼式与绕线式异步电动机两种。常用鼠笼式的有J、J2、JO、JO2、JO3系列的小型异步电动机和JS、JSQ系列中型异步电动机。绕线式的有JR、JRO2系列小型绕线式异步电动机和JRQ系列中型绕线式异步电动机。从电动机的防护形式上又可分为以下几种：(1)防护式。这种电动机的外壳有通风孔，能防止水滴、铁屑等物从上面或垂直方向成45º以内掉进电动机内部，但是灰尘潮气还是能侵入电动机内部，它的通风性能比较好，价格也比较便宜，在干燥、灰尘不多的地方可以采用。“J”系列电动机就属于这种防护形式。(2)封闭式。这种电动机的转子，定子绕组等都装在一个封闭的机壳内，能防止灰尘、铁屑或其它杂物侵入电动机内部，但它的密封不很严密，所以还不能在水中工作，“JO”系列电动机属于这种防护形式。在农村尘土飞扬、水花四溅的地方（如农副业加工机械和水泵）广泛地使用这种电动机。(3)密封式。这种电动机的整个机体都严密的密封起来，可以浸没在水里工作，农村的电动潜水泵就需要这种电动机。实际上，农村用来带动水泵、机磨、脱粒机、扎花机和粉碎机等农业机械的小型电动机大多选用JO、JO2系列电动机。在特殊场合可选用一些特殊用途的电动机。如JBS系列小型三相防爆异步电动机，JQS系列井用潜水泵三相异步电动机以及DM2系列深井泵用三相异步电动机[12]。功率的选择一般机械都注明应配套使用的电动机功率，更换或配套时十分方便，有的农业机械注明本机的机械功率，可把电动机功率选得比它大10%即可（指直接传动）。一些自制简易农机具，我们可以凭经验粗选一台电动机进行试验，用测得的电功率来选择电动机功率。电动机的功率不能选择过小，否则难于启动或者勉强启动，使运转电流超过电动机的额定电流，导致电动机过热以致烧损。电动机的功率也不能选择太大，否则不但浪费投资，而且电动机在低负荷下运行，其功率和功率因数都不高，造成功率浪费。选择电动机功率时，还要兼顾变压器容量的大小，一般来说，直接启动的最大一台鼠笼式电动机，功率不宜超过变压器容量的1/3。转速的选择选择电动机的转速，应尽量与工作机械需要的转速相同，采用直接传动，这样既可以避免传动损失，又可以节省占地面积。若一时难以买到合适转速的电动机，可用皮带传动进行变速，但其传动比不宜大于3。异步电动机旋转磁场的转速（同步转速）有3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min等。异步电动机的转速一般要低2%～5%，在功率相同的情况下，电动机转速越低体积越大，价格也越高，而且功率因数与效率较低；高转速电动机也有它的缺点，它的启动转矩较小而启动电流大，拖动低转速的农业机械时传动不方便，同时转速高的电动机轴承容易磨损。我的设计是5s左右包装一个工件，即要求曲柄和凸轮的转速为12r/min考虑到转速比较低，因此可选用低转速的电动机，在《机械设计课程设计指导书》[10]中查常用电动机规格，根据负载阻力或阻力矩、传动比和传动效率推算步进电动机的负载转矩，按0.3~0.5倍负载转矩选择步进电动机的最大静转矩。一般传动比不宜过大，在此取i=2.5，则电动机轴的转速为30r/min。由《步进电机在制袋式包装机械运动控制中的应用》[13]初先电动机的型号为55BF001，其参数如下：表2-1电机的选取电机型号相数步距角/度电压/V相电流/A最大静转矩/N*m(kgf*cm)最高空载启动频率/Hz55BF00137.5/15272.50.372(3.8)750运行频率/Hz分配方式转子转动惯量/10-5kg*m2质量/kg外径长度轴径12000三相六拍0.6470.8457062.4.3确定传动装置的总传动比及其分配总传动比2.4.4计算传动装置的运动及动力参数各轴转速：==各轴输入功率：各轴输入转矩：2.5齿轮的设计齿轮传动的适用范围很广，传递功率可高达数万千瓦，圆周速度可达150m/s(最高300m/s)，直径能做到10m以上，单级传动比可达8或更大，因此在机器中应用很广。2.5.1齿轮传动特点与分类和其他机械传动比较，齿轮传动的主要优点是：工作可靠，使用寿命长；瞬时传动比为常数；传动效率高；结构紧凑；功率和速度适用范围很广等。缺点是：齿轮制造需专用机床和设备，成本较高；精度低时，振动和噪声较大；不宜用于轴间距离大的传动等。按齿线相对于齿轮母线方向分：直齿，斜齿，人宇齿，曲线齿按齿轮传动工作条件分：闭式传动，形式传动，半形式传动按齿廓曲线分：渐开线齿，摆线齿，圆弧齿按齿面硬度分：软齿面(≤350佃)，硬齿面(>350佃)2.5.2齿轮传动的主要参数与基本要求齿轮传动应满足两项基本要求:1)传动平稳;2)承载能力高。在齿轮设计、生产和科研中，有关齿廓曲线、齿轮强度、制造精度、加工方法以及热理工艺等，基本上都是围绕这两个基本要求进行的。2.5.2A基本齿廓。渐开线齿轮轮齿的基本齿廓及其基本参数查阅《机械设计》[11]。B模数。为了减少齿轮刀具种数，规定的标准模数查阅《机械设计》[11]。C中心距。荐用的中心距系列查阅《机械设计》[11]。D传动比i、齿数比u。主动轮转速nl与从动轮转速n2之比称为传动比i。大齿轮的齿数z2与小齿轮齿数z1之比称为齿数比u。减速传动时，u=i；增速传动u=1/i。E标准模数m：①斜齿轮及人宇齿轮取法向模数为标准模数，锥齿轮取大端模数为标准模数。②标准中优先采用第一系列，括号内的模数尽可能不用。F变位系数。刀具从切制标准齿轮的位置移动某一径向距离(通称变位量)后切制的齿轮，称为径向变位系数。刀具变位量用xm表示，x称为变位系数。刀具向齿轮中心移动，x为负值，反之为正值。随着x的改变，轮齿形状也改变，因而可使渐开线上的不同部分作为工作齿廓，以改善啮合性质。由变位齿轮所组成的齿轮传动，若两轮变位系数的绝对值相等，但一为正值，另一为负值，即x1=-x2称为“高度变位”，此时，传动的啮合角等于分度圆压力角，分度圆和节圆重合，中心距等于标准齿轮传动中心距，只是齿顶高和齿根高有所变化。若x1=-x2；x1+x2≠0，这种齿轮传动称为角度变位齿轮传动。此时，啮合角将不等于分度圆压力角，分度圆和节圆不再重合。精度等级的选择在渐开线圆柱齿轮和锥齿轮精度标准(GBl0095—-88和GBll365—89)中，规定了12个精度等级，按精度高低依次为1—12级，根据对运动准确性、传动平稳性和载荷分布均匀性的要求不同，每个精度等级的各项公差相应分成三个组：第Ⅰ公差组、第Ⅱ公差组和第Ⅲ公差组。齿轮传动的失效形式齿轮传动的失效形式主要有轮齿折断和齿面损伤两类。齿面损伤又有齿面接触疲劳磨损(点蚀)、胶合、磨粒磨损和塑性流动等。减速器中齿轮分布如图所示，齿轮的传动形式一般有：(1)齿轮传动：按齿根弯曲疲劳强度设计公式作齿轮的设计计算，不按齿面接触疲劳强度设计公式计算，也无需用齿面接触疲劳强度校核公式进行校核。开式齿轮传动，将计算所得模数加大10%-15%（考虑磨损影响。传递动力的齿轮模数一般不小于1.5-2mm（以防意外断齿）。(2)齿轮传动：方法一：软齿面闭式齿轮传动传动，接触疲劳点蚀是主要失效形式，计算时先按齿面接触疲劳强度设计公式求出小齿轮直径d1和接触齿宽b，再用齿根弯曲疲劳强度校核公式进行校核。硬齿面闭式齿轮传动计算时先按齿根弯曲疲劳强度设计公式求出模数m和接触齿宽b，再用齿面接触疲劳强度校核公式进行校核。方法二：不论软硬齿面都分别按弯曲疲劳强度设计公式求出模数m,按接触疲劳强度设计公式求出小齿轮分度圆直径d1，再按d1=mZ1调整齿数Z1。与方法一相比，这样设计出的齿轮传动，既刚好满足接触疲劳强度，又刚好满足弯曲疲劳强度，所以结构紧凑，避免浪费。2.5.3齿轮组的设计与强度校核标准减速器中齿轮的齿宽系数=b/a（其中a为中心距）对于一般减速器取齿宽系数=.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性；(2)推包机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）；(3)材料选择。由《机械设计》[11]表10—1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。(4)初选小齿齿数=20，大齿轮齿数为=2.5=50。2.5.A确定公式内的数值(1)试选载荷系数=1.6，由《机械设计》[11]图10—30选取节点区域系数=2.433(2)由《机械设计》[11]图10—26查得=0.771=0.980所以=1.751(3)外啮合齿轮传动的齿宽系数=0.5×(1+u)×=0.5(1+2.5)×0.6=1.05(4)查《机械设计》[11]表10—6得材料的弹性影响系数=189.8(5)由《机械设计》[11]图10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为=600；大齿轮的接触疲劳强度极限为=550(6)计算应力循环次数=60nj=60×77.628×1×(2×8×300×10)=2.235×同理=7.825×由《机械设计》[11]查得接触疲劳寿命系数=0.97=1.096(7)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1.05，则=/S=554.3=/S=574所以==564.15B齿轮数据计算(1)小齿轮分度圆直径所以=45.753mm(2)计算圆周速度v==0.935m/s(3)计算齿宽b及模数b==46.07mm==2.05mmh=2.25×=4.5mm螺旋角β=b/h=9.895(4)计算纵向重合度=0.318tanβ=1.713(5)计算载荷系数K已知使用系数=1，根据v=0.935m/s，7级精度，由《机械设计》[11]图10-8查得动载系数=1.042；由《机械设计》[11]表10-4查得，查《机械设计》[11]图10-13得；查《机械设计》[11]表10-3得，所以载荷系数K==1.866(6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径=44.92mm(7)计算模数mm圆整为2mm按齿根弯曲强度设计A确定计算参数(1)计算载荷系数K==1.774(2)由纵向重合度=1.713，查得螺旋角影响系数=0.8846(3)计算当量齿数同理=54.52(4)查取齿形系数由《机械设计》[11]表10-5查得齿形系数；应力校正系数；=1.779(5)由《机械设计》[11]图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；(6)由《机械设计》[11]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数；(7)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则；同理=257.86(8)计算大、小齿轮的，并加以比较=0.012927=0.015192大齿轮的数值大B法面模数设计计算=2.069mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有=21.385取=21则==52.5C几何尺寸计算(1)计算中心距a=mm圆整为74mm(2)按圆整的中心距修正螺旋角因β值改变不多，故参数、、等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径=41.03mm同理=102.24mm(4)计算齿轮宽度b==46.60mm圆整后取=45mm=50mm齿轮组的结构设计齿根圆直径为60.944mmmm齿顶圆直径为mmmm2.6轴的设计机器上所安装的旋转零件，例如带轮、齿轮、联轴器和离合器等都必须用轴来支承，才能正常工作，因此轴是机械中不可缺少的重要零件。本章将讨论轴的类型、轴的材料和轮毂联接，重点是轴的设计问题，其包括轴的结构设计和强度计算。结构设计是合理确定轴的形状和尺寸，它除应考虑轴的强度和刚度外，还要考虑使用、加工和装配等方面的许多因素。2.6.1轴的分类按轴受的载荷和功用可分为：(1)心轴：只承受弯矩不承受扭矩的轴，主要用于支承回转零件。如.车辆轴和滑轮轴。(2)传动轴：只承受扭矩不承受弯矩或承受很小的弯矩的轴,主要用于传递转矩。如汽车的传动轴。(3)转轴：同时承受弯矩和扭矩的轴，既支承零件又传递转矩。如减速器轴。2.6.2轴的材料轴主要承受弯矩和扭矩。轴的失效形式是疲劳断裂，应具有足够的强度、韧性和耐磨性。轴的材料从以下中选取：A.碳素钢

优质碳素钢具有较好的机械性能，对应力集中敏感性较低，价格便宜，应用广泛。例如：35、45、50等优质碳素钢。一般轴采用45钢，经过调质或正火处理；有耐磨性要求的轴段，应进行表面淬火及低温回火处理。轻载或不重要的轴，使用普通碳素钢Q235、Q275等。B.合金钢合金钢具有较高的机械性能，对应力集中比较敏感，淬火性较好，热处理变形小，价格较贵。多使用于要求重量轻和轴颈耐磨性的轴。例如：汽轮发电机轴要求，在高速、高温重载下工作，采用27Cr2Mo1V、38CrMoAlA等。滑动轴承的高速轴，采用20Cr、20CrMnTi等。C.球墨铸铁球墨铸铁吸振性和耐磨性好，对应力集中敏感低，价格低廉，使用铸造制成外形复杂的轴。例如：内燃机中的曲轴。2.6.3轴的结构设计轴结构设计的基本要求有：(1)便于轴上零件的装配轴的结构外形主要取决于轴在箱体上的安装位置及形式，轴上零件的布置和固定方式，受力情况和加工工艺等。为了便于轴上零件的装拆，将轴制成阶梯轴，中间直径最大，向两端逐渐直径减小。近似为等强度轴。(2)保证轴上零件的准确定位和可靠固定轴上零件的轴向定位方法主要有：轴肩定位、套筒定位、圆螺母定位、轴端挡圈定位和轴承端盖定位。1)轴向定位的固定①轴肩或轴环：轴肩定位是最方便可靠的定位方法，但采用轴肩定位会使轴的直径加大，而且轴肩处由于轴径的突变而产生应力集中。因此，多用于轴向力较大的场合。定位轴肩的高度h=(0.07—0.1)d，d为与零件相配处的轴径尺寸。②套筒和圆螺母:定位套筒用于轴上两零件的距离较小，结构简单，定位可靠。圆螺母用于轴上两零件距离较大，需要在轴上切制螺纹，对轴的强度影响较大。③性挡圈和紧定螺钉:这两种固定的方法，常用于轴向力较小的场合。④轴端挡圈圆锥面：轴端挡圈与轴肩、圆锥面与轴端挡圈联合使用，常用于轴端起到双向固定。装拆方便，多用于承受剧烈振动和冲击的场合。2)向定位和固定轴上零件的周向固定是为了防止零件与轴发生相对转动。常用的固定方式有：a.过盈配合联接b.圆锥销联接c.成型联接过盈配合是利用轴和零件轮毂孔之间的配合过盈量来联接，能同时实现周向和轴向固定，结构简单，对中性好，对轴削弱小，装拆不便。成型联接是利用非圆柱面与相同的轮毂孔配合，对中性好，工作可靠，制造困难应用少。(3)有良好的制造和装配工艺性1)为阶梯轴便于装拆。轴上磨削和车螺纹的轴段应分别设有砂轮越程槽和螺纹退刀槽。2)沿长度方向开有几个键槽时，应将键槽安排在轴的同一母线上。同一根轴上所有圆角半径和倒角的大小应尽可能一致，以减少刀具规格和换刀次数。为使轴上零件容易装拆，轴端和各轴段端部都应有45°的倒角。为便于加工定位，轴的两端面上应做出中心孔。(4)应力集中，改善轴的受力情况轴大多在变应力下工作，结构设计时应减少应力集中，以提高轴的疲劳强度，尤为重要。轴截面尺寸突变处会造成应力集中，所以对阶梯轴，相邻两段轴径变化不宜过大，在轴径变化处的过渡圆角半径不宜过小。尽量不在轴面上切制螺纹和凹槽以免引起应力集中。尽量使用圆盘铣刀。此外，提高轴的表面质量，降低表面粗糙度，采用表面碾压、喷丸和渗碳淬火等表面强化方法，均可提高轴的疲劳强度。当传矩由一个传动件输入，而由几个传动件输出时，为了减小轴上的传矩，应将输入件放在中间。2.6.4低速轴的设计与计算轴的基本设计(1)出轴上的功率、转速和转矩=(2)作用在齿轮上的力因已知的低速级大齿轮的分度圆直径为=102.555mm 而圆周力径向力51.18N轴向力(3)步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由《材料力学》[9]表15-3，取=120，则mm图2-8低速轴输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径处，如图3-1所示。为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查《材料力学》[9]表14-1，考虑到转矩变化较小，所以取=1.5，则：联轴器的计算转矩为所以，查《机械设计课程设计手册》[14]标准GB/T5843-1986，选用YL11型凸缘联轴器，其公称转矩为25Nm。轴孔长度L=60mm，=25mm，轴孔直径d1=12mm。故取=46mm。拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)满足联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，所以取=26mm。(2)步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。由工作要求及=20mm，查GB/T297-1994，选择6304型号，其尺寸为d×D×T=20mm×52mm×15mm。故，而=23.75+15=38.75mm（取齿轮距箱体内壁间距为15mm），取为40mm。右端深沟球轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得6304型轴承的定位轴肩高为6mm。(3)安装齿轮处的轴段Ⅵ-Ⅶ的直径=65mm，齿轮与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂宽度为46mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=45mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=6mm，则轴环处的直径为=26mm。(4)承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离mm，故取。(5)向零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，齿轮处：b×h=6mm×6mm(GB/T1096—1979)，长度为30mm；同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，在联轴器与轴联接处，选用平键5mm×3mm×14mm，联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。[15](6)定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2×。求轴上的载荷首先作轴的计算简图。由轴的计算简图作轴的弯矩图和扭矩图如下：=121.68N 46.268N=16342.25Nmm =30.945N =47.235N=4311.34Nmm =19087.35Nmm=17082.86Nmm =25498.86Nmm图2-9弯矩图按弯扭合成应力校核轴的强度进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：16.104前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《材料力学》[9]表15-1查得=60MPa，因此是安全的。精确校核轴的疲劳强度(1)断危险截面截面A、Ⅱ、Ⅲ、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以这几个截面均不需要校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅵ和Ⅶ的应力集中的影响相近，但截面Ⅶ不受扭矩作用，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面Ⅴ、Ⅳ更不必校核。由第三章可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅵ的左右两侧即可。(2)截面Ⅵ左侧抗弯截面系数 W=0.1=27463抗扭截面系数 =0.2=54925截面Ⅵ左侧的弯矩M为M=25498.86×（144.9-32.5）/144.9=19750.20Nmm截面Ⅵ上的扭矩截面Ⅵ上的弯曲应力=7.20截面Ⅵ上的扭转切应力=10.97轴的材料为45钢，调质处理。查得=640，=275，=155。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及取。因为r/d=2/65=0.031；D/d=77/65=1.185以=2.56，=1.98又可得轴的材料敏感系数为=0.82，=0.85所以有效应力集中系数为=2.2791.833由附《材料力学》[9]图3-2得尺寸系数，得扭转尺寸系数=0.82。轴按磨削加,表面质量系数为轴未经表面强化处理，即=1，则综合系数值为=3.438=2.322取碳钢的特性系数，求安全系数=16.76=11.91=9.708>>S=1.5故可知其安全(3)截面Ⅵ右侧抗弯截面系数W公式计算，W=0.1=45653.3抗扭截面系数=0.2=91306.6弯矩M及弯曲应力为M=254928.86X（144.9-32.5）/144.9=197750.20Nmm=4.33截面Ⅵ上的扭矩截面Ⅵ上的扭转切应力=6.597用插入法求出=3.20；=0.8X3.20=2.56轴按磨削加工，表面质量系数故综合系数=3.287，=2.647求安全系数=19.32=17.423=12.94>>S=1.5故可知其安全2.6.5高速轴的设计与计算(1)列出轴上的功率、转速和转矩=30(2)求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为mm而圆周力径向力4.186N轴向力(3)初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取=120，则mm图2-10高速轴输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径处，如图所示。为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号，选取轴孔直径系列包括D=38mm的联轴器。查《材料力学》[9]表3-1得，考虑到转矩变化较小，所以取=1.5，则：联轴器的计算转矩为。所以，查标准GB/T5014-1985，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为63Nmm。半联轴器长L=25mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=20mm。2.6.6选择和校验键联接表2-2键的选择和校核尺寸直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（N·m）极限应力（MPa）高速轴5×3×14161139.826.0低速轴5×3×141811325.268.56×6×3024243.525.2 52.42.7轴承的选用2.7.1轴承种类的选择查《机械设计课程设计手册》[14]，滚动轴承由于采用两端固定，采用深沟球轴承。型号为6304。2.7.2深沟球轴承结构深沟球轴承一般由一对套圈，一组保持架，一组钢球组成。其结构简单，使用方便，是生产最普遍，应用最广泛的一类轴承。该类轴承主要用来承受径向负荷，但也可承受一定量的任一方向的轴向负荷。当在一定范围内，加大轴承的径向游隙，此种轴承具有角接触轴承的性质，还可以承受较大的轴向负荷。深沟球轴承装在轴上以后，可使轴或外壳的轴向位移限制在轴承的径向游隙范围内。同时，当外壳孔和轴（或外圈对内圈）相对有倾斜时，（不超过8~—16~根据游隙确定）仍然可以正常地工作，然而，既有倾斜存在，就必然要降低轴承的使用寿命。深沟球轴承与其它类型相同尺寸的轴承相比，摩擦损失最小，极限转速较高。在转速较高不宜采用推力球轴承的情况下，可用此类轴承承受纯轴向负荷。如若提高其制造精度，并采用胶木、青铜、硬铝等材质的实体保持架，其转速还可提高。深沟球轴承结构简单，使用方便，是生产批量最大、应用范围最广的一类轴承，主要用以承受径向负荷。当轴承的径向游隙加大时，具有角接触球轴承的性能，不承受加大的轴向负荷。此类轴承摩擦系数小，震动、噪声低,极限转速高。不耐冲击，不适宜承受较重负荷。深沟球轴承一般采用钢板冲压浪形保持架，也可采用工程塑料、铜制实体保持架。密封轴承内部根据不同的使用环境可添加相应的轴承专用润滑脂。可大批量的生产外径小于260mm的普通级深沟球轴承。应用于各类汽车的变速箱、发动机、水泵等部位，并适合其它各种机械上采用。根据用户的要求，可制造高级精度（P6、P5、P4级），各种游隙组别，特殊振动，噪声要求（Z1、Z2或V1、V2）的深沟球轴承。

A.深沟球轴承60000型；B.外围有止动槽的深沟球轴承60000-N型；C.一面带防尘盖的深沟球轴承60000-Z型，两面带防尘盖的60000-2Z型；D.一面带防尘圈（接触式）的深沟球轴承60000-RS型，两面接触密封60000-2RS型；E.一面带密封圈（非接触式）的深沟球轴承60000-RZ型，两面非接触式的深沟球轴承60000-2RS型；F.双列深沟球轴承40000型；G.有装球缺口的深沟球轴承200、300型或200V、300V型。2.8联轴器的选择2.8.1联轴器的功用联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。2.8.2联轴器的类型特点刚性联轴器：刚性联轴器不具有补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，也不具有缓冲减震性能；但结构简单，价格便宜。只有在载荷平稳，转速稳定，能保证被联两轴轴线相对偏移极小的情况下，才可选用刚性联轴器。图2-11联轴器挠性联轴器：具有一定的补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，最大量随型号不同而异。无弹性元件的挠性联轴器：承载能力大，但也不具有缓冲减震性能，在高速或转速不稳定或经常正、反转时，有冲击噪声。适用于低速、重载、转速平稳的场合。非金属弹性元件的挠性联轴器：在转速不平稳时有很好的缓冲减震性能；但由于非金属（橡胶、尼龙等）弹性元件强度低、寿命短、承载能力小、不耐高温和低温，故适用于高速、轻载和常温的场合金属弹性元件的挠性联轴器：除了具有较好的缓冲减震性能外，承载能力较大，适用于速度和载荷变化较大及高温或低温场合。安全联轴器：在结构上的特点是，存在一个保险环节（如销钉可动联接等），其只能承受限定载荷。当实际载荷超过事前限定的载荷时，保险环节就发生变化，截断运动和动力的传递，从而保护机器的其余部分不致损坏，即起安全保护作用。起动安全联轴器：除了具有过载保护作用外，还有将机器电动机的带载起动转变为近似空载起动的作用。2.8.3联轴器的选用联轴器选择原则：转矩T：T↑，选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件的挠性联轴器；T有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器；转速n：n↑，非金属弹性元件的挠性联轴器；对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器；装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器；环境：若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器；成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器；2.8.4联轴器材料半联轴器的材料常用45、20Cr钢，也可用ZG270—500铸钢。链齿硬度最好为40HRC一45HRC。联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。用单排链时，滚子和套筒受力，销轴只起联接作用，结构可靠性好；用双排链时，销轴受剪力，承受冲击能力较差，销轴与外链板之间的过盈配合容易松动。在高速轻载场合，宜选用较小链节距的链条，重量轻，离心力小；在低速重载场合，宜选用较大链节距的链条，以便加大承载面积。链轮齿数一般为12~22。为避免过渡链节，宜取偶数。3控制部分的设计3.1控制系统的功能与设计要求(1)用单片机控制，单片机检测下一个工件是否到位时，为防止一些干扰，要求感光板低电平20毫秒后,才确认下一工件已到位;(2)单片机控制动作与否,并通过LED显示推包机推过的件数。3.2系统总体方案的设计控制