毕业设计：糕点切片机的设计(涵盖了皮带轮、凸轮、轴、齿轮、棘轮等机械原理的设计).pdf

-毕业设计（论文）题 目教 学 部：_机电_专 业：机设0601学生姓名：_班 级：0601 学号 061211010指导教师姓名：职称_职称_最终评定成绩 _ XXXXXXX毕业设计（论文）XXXXXXX毕业设计（论文）糕点切片机的设计教学部：机电专 业：机械设计制造及其自动化学 号：XXXXXXX学生姓名：指导教师：副教授 2XXXXXXX毕业设计（论文）摘要为提高糕点加工效率，必须对糕点进行切片加工.该课题根据任务的要求,进行了糕点切片机整体设计。糕点切片机总体上由切割动作、输送和两部分组成.整台机器的切割动作可分为输送和切割两大部分，切片机从切割糕点开始到从输 送带取下糕点，共分4道工序；输送带传送，切刀运动，传动带移动，下料。该 论文在进行具体设计工作该机采用了皮带传动，齿轮传动，棘轮棘爪机构，凸轮 机构而这些部件的可靠性、经济性等对提高整机性能、降低成本具有重要意义,因此,该论文以皮带轮传动为例。采用标准皮带轮的算法。关键词：皮带传动，齿轮传动，棘轮棘爪机构，凸轮机构SUMMARYTo improve proc essing effic ienc y c a kes,slic es must be proc essed on t h e c a ke.Th e subjec t a c c ording t o t h e requirement s of t h e t a sk c a rried out t h e overa ll design of c a ke slic er.Ca ke slic er genera l movement from t h e c ut t ing,t ra nsport a nd t w o pa rt s.Th e w h ole ma c h ines c ut t ing a c t ion c a n be divided int o t w o pa rt s,t ra nsport a t ion a nd c ut t ing,slic ing ma c h ine c ut t ing c a kes from st a rt t o remove t h e pa st ry from t h e c onveyor belt,is divided int o four proc esses:c onveyor belt,c ut t er movement,moving belt s,c ut t ing.Th e spec ific design of t h e pa per ma king ma c h ine w it h a belt t ra nsmission,gea r t ra nsmission,ra t c h et pa w l mec h a nism,c a m mec h a nism a nd t h e c omponent s of relia bilit y,ec onomy a nd so on t o improve ma c h ine performa nc e a nd reduc e c ost s is import a nt,t h erefore,t h e pa per exa mple t o drive pulley.Algorit h m using st a nda rd pulley.3XXXXXXX毕业设计（论文）Keyw ords:belt drive,gea r drive,ra t c h et pa w l mec h a nism,c a m mec h a nis目录第1章绪论.61.1 糕点切片机历史.61.2 糕点切片机的发展趋势.6第2章运动分析.72.1糕点切片机的功能、工艺动作分析.72.2拟定运动循环图.72.3常见的运动形式.82.4同一种功能可选用不同的工作原理与不同的机构.92.5送料机构的拟定与比较.92.6执行机构的拟定与比较.102.7切片机构的上下往复运动.11第3章1-2号皮带轮设计.133.1带型.133.2确定皮带轮大小.143.3中心距.15第4章3号皮带轮设计.154.1中心距.154.2V带的选择.174.3验算小带轮的包角.184.4安装.19第5章V带轮设计.205.1材料.205.2尺寸.20第6章轴的设计.214XXXXXXX毕业设计（论文）6.1轴的设计.216.1.1轴的材料.216.1.2做轴计算简图.236.2校核轴的强度.25第7章轴承设计.267.1轴承选用.267.1.1向心轴承.277.2滚动轴承的基本额定动载荷.28第8章凸轮设计.298.1主动件：.308.2从动件.30第9章5-6号带轮设计.319.1带轮概述.319.1.1带传动的最小初拉力和临界摩擦力.329.1.2带应力.339.2单根/带的基本额定功率.349.3中心距.349.4 选择/带的带型.359.5验算小带轮包角.37第10章7号带轮设计，齿轮齿条与棘轮设计.3710.1号皮带轮设计.3710.2 齿轮.3810.3 齿条.3910.4棘轮棘爪机构.39结论.40参考文献.40致谢.405XXXXXXX毕业设计（论文）第1章绪论1.1 糕点切片机历史机械工业肩负着为国民经济各个部门提供技术装备的重要任务。机械工业的 生产水平是国家现代化建设水平的主要标志之一。国家的工业，农业，国防和科 学技术的现代化程度都与机械工业的发展程度相关。人们所以要广泛使用机器是 由于机器即能承担人力所不能或不便进行的工作，又能较人工生产改进产品的质 量，能够大大提高劳动生产率和改善劳动条件。同时，不论是集中进行的大量生 产还是多品种，小批量生产，都只有使用机器才便于实现产品的标准化，系列化 和通用化，实现产品生产的高度机械化，电气化和自动化。糕点切机它于人工相比，不仅能得到长度均匀而且厚度也可保证。节省劳力，减轻劳动强度，改善劳动强度，改善劳动条件，并具有连续运转，操作安全和占 地面积小等优点。自1828年第一台糕点切片机在德国问世，迄今有一百多年以 来已获得很大发展，且组合机构增多，专用机种越来越多。糕点切片机已广泛用 于工厂，商店，等领域。1.2 糕点切片机的发展趋势随着计算机、机械、电气、信息等技术的快速发展，糕点切片机将朝着以下 方向发展：重复高精度：精度是指到达指定点的精确程度，它与驱动器的分辨率以及反 馈装置有关。重复精度是指如果动作重复多次,随着微电子技术和现代控制技术 的发展。糕点切片机的重复精度将越来越高，它的应用领域也将更广阔，如核工 业和军事工业等。模块化：模块化拼装的糕点切片机。可完成各种食品切割。优良的定位精度 也是新一代糕点切片机的一个重要特点。模块化糕点切片机使同一糕点切片机可 能由于应用不同的模块而具有不同的功能，扩大了糕点切片机的应用范围，是 糕点切片机的一个重要的发展方向。无给油化为了适应食品、医药、生物工程、电子、纺织、精密仪器等行业的 无污染要求，不加润滑脂的不供油润滑元件已经问世。随着材料技术的进步，新 型材料（如烧结金属石墨材料）的出现，构造特殊、用自润滑材料制造的无润滑 元件，不仅节省润滑油、不污染环境，而且系统简单、摩擦性能稳定、成本低、寿命长。6XXXXXXX毕业设计（论文）机电气一体化 由“可编程序控制器-传感器-驱动元件”组成的典型的控 制系统仍然是自动化技术的重要方面;发展与电子技术相结合的自适应控制气动 元件，使驱动技术从“开关控制”进入到高精度的“反馈控制”；省配线的复 合集成系统，不仅减少配线、配管和元件，而且拆装简单，大大提高了系统的可 靠性。而今，电磁阀的线圈功率越来越小，而PLC的输出功率在增大，由PLC直接 控制线圈变得越来越可能。糕点切片机、驱动控制越来越离不开PLC。第2章运动分析2.1糕点切片机的功能、工艺动作分析根据任务中糕点切片机要求实现两个执行动作；糕点的直线间歇移动和切刀 的往复运动的要求，作出糕点切片机的功能、工艺动作图如下：图1糕点切片机的功能、工艺动作图2.2拟定运动循环图根据任务中的要求，糕点的直线间歇移动和切刀的往复运动。通过两者的动 作配合进行切片，拟定运动循环图如下。90送料机构开始送料返回切片机构静止切片切刀返回7XXXXXXX毕业设计（论文）表1执行机构特点的比较机构形式优点缺点凸轮机构设计适当的凸轮轮廓曲线 便可以获得任意预定的运动规 律而且结构简单、紧凑。凸轮和从动件之间为高副 接触，压强较大，易于磨损，一般只用于传递动力不大的场 合。槽轮机构外型尺寸小，工作可靠，能准确的控制转角，机械效率 高在槽轮机构的启动和停止 时，加速度变化大，具有柔性 冲击，且随着转速的增加或槽 轮槽数的减少而加剧，因而不 适用于高速的场合。棘轮机构结构简单，制造方便，运 动角可在工作过程中、并可在 较大范围内调整等特点而应用 广泛。运动角的调节是有级的、传动精度较差且棘爪在齿面上 滑行时引起噪音、冲击、齿问 易磨损而不宜用于高速。连杆机构运动副均为低副，可承受 较大的载荷，利于润滑，磨损 较小，形状简单，便于制造。但原动件的运动规律不变可用 改变构件的相对长度得到不同 的运动规律。由于连杆结构的运动必须 经过中间关键进行传递，因而 传递路线较长，易产生较大的 误差积累，机械效率降低。在 运动过程中，连杆及滑块的质 心都在做变速运动，所产生的 惯性力难以消除，不宜用于高 速运动。2.3常见的运动形式一般来说，机器的某种工艺动作形式都对应着某种运动形式，机械执行机构 常见的运动形式见下表2。表2运动形式与表达符号8XXXXXXX毕业设计（论文）运动连续运动间歇运动极限位停歇形式转动摆动移动转动摆动移动动移动单向C-_/一、/1 1双向C一一一匚2.4同一种功能可选用不同的工作原理与不同的机构实现同一种功能可选用不同的工作原理，下表说明运动由转动换成移动等,可采用推拉原理、摩擦传动原理或流体传动原理实现,而且可分别采用不同机构,如凸轮机构、连杆机构、齿轮机构、气液压机构来满足功能要求麻 理功 能推拉传动摩擦传动端体传动机 构凸轮机构连杆挑构齿轮机构带传动机构气动液压机构转换史b鄙放大X鼠变向V1广一1选择：糕点切片机要求简单适用、运动灵活和运动空间尺寸紧凑运动规律 确定等特点，因此选择连杆机构和凸轮机构作为往复运动和间歇运动的执行机 构。2.5送料机构的拟定与比较根据糕点切片机的功能原理和特点可采用摩擦轮机构和棘轮结构，下面就这 两种机构作简要说明。摩擦轮机构 简图如下图9XXXXXXX毕业设计（论文）滚筒棘轮结构简图如下图比较以上两种结构，虽然两种机构都可基本实现糕点切片机的功能 要求，但摩擦轮机构很难实现输送距离的调节，而棘轮却可以满足系统 的功能要求。2.6执行机构的拟定与比较根据糕点切片机的功能原理和特点可采用凸轮结构和曲柄滑块机构，下面就 这两种机构作简要说明。凸轮机构简图如下图10XXXXXXX毕业设计(论文)曲柄滑块结构比较以上两种机构可知，虽然基本上都能满足往复运动的功能要求，但凸轮 机构却很难实现移动距离的调节，而曲柄滑块机构调节曲柄的长度就可以改变往 复移动的距离。因此选择曲柄滑块机构作为水平往复运动的传动机构。2.7切片机构的上下往复运动(1)凸轮结构11XXXXXXX毕业设计(论文)(2)连杆机构12XXXXXXX毕业设计（论文）比较以上机构，根据糕点切片机的上下往复运动功能要求，由于凸轮机构设 计适当的凸轮轮廓曲线便可以获得任意预定的运动规律而且结构简单、紧凑，因 此选择凸轮机构作为上下往复运动机构的执行机构。第3章1-2号皮带轮设计3.1带型点=带*带*带义带义凸义齿=0.95 x 0.95 x 0.95 x 0.95 x 0.98 x 0.97=0.77 0.55X10007;y see F=-=0.55 xlOOOx 0.77=v423 5 一=84.7N 5m/s曲柄摇杆曲柄=60 xl000：60000 x2加s7rD1200009423.14x300=127r/min有丛上由u。”60 x1000 x5加/s 900 960 inin/.,切处长度5-870根根-=-=-=1019/min乃x3030 94.213XXXXXXX毕业设计（论文）c 0.08c 2 x-工=10.016 t-2_2x3.14x0.40.016=15.7s厂带主要失效形式是打滑和疲劳破坏j ma x（71+ah+jc t?c r-c rM-（Tc用 一（Tc）（l_-）力/Po=-1000n 7 qY2 口 卜 口 h zr“Po k w a（.=-c r/?1 x E c rz?x E-E=MpaA da 4 2A为面积 bI和3.2确定皮带轮大小由转速度得1390r/min由表8-49选A带型0.68kw,小带轮直径75mm包角“小。特定带长0.55P,=（+M）.KjK”玲=0.68=0.06（传动比为 1.09）Ka=l Pr=0.74kw 合格,/传动比=1.09二.大带轮=i275min2 1.09“1%=1275r/min=60 xl000 x5m/57lDDI=75mm小带轮 D=76切加大带轮14XXXXXXX毕业设计(论文)3.3中心距中心距大，增加包角，减少单位循环次数，有利提高寿命，但中心距过大,则会加距带波动，降低平稳性，一般选用带传动中心距为0.7(4+d2)25出+d“2),/dd、=15mm dd2=76mm0.760.75+76)&0 2 x(75+76)105.7 2 302第4章3号皮带轮设计4.1中心距皮带轮D=80mm80mm 5m/s0.08=0.016s皮带轮7ir一=v3.14x0.04=5m/s3.14x0.045m/s=0.025s5传动带间隙运动时间为0.025s,其间走过80加7780mm0.025s_ 0.08m-0.025=3.2m/sItit t:t=0.025s271r 3.14x2xr _ _-=-=3.20.025 0.0250.08八 r=-=0.013m=13mm6.28D=26mm中心距出15XXXXXXX毕业设计（论文）。,7(d 八+d d2)-2 2(d d、+d d2)0.7 x(76+80)a2 2(76+80)0.7 x 156 a2 2x 156 109.2 a2 312mm由得 106。1 302传动实际中心近似为+LdTd。2根据带传动总体设计尺寸的限制条件或要求的中心距结合初定中心距。&XJI2a o+5(山+2)+(d(i2 4/1712x300+-(75+76)+(,八八万xl51 1 2 2000600+237.07+0.00005837.074a o-)2 2000)2根据查表得4=0.93Ld Ld()a 才 a。H-二 112mm由得。.7(4+dd2)/V 2(da+d6)0.7 x(76+80)a2 2(76+80)109.2 a 312mmLd Ld 0 a2-02+-同上TC 2 X 67O+(4“+dQ+(-4%2x300+还出+上 2 4x300i A600+245+-1200600+245+0.01845.01mm二%2 二16mm4/3=80mm16XXXXXXX毕业设计（论文）Ld Ld07 70 H-=1224.2V带的选择查表得需A型带Z=Pea _Kap_ _ 一 p（Po+/P）K“K确定带的根数1Ka工作情况系数查表.载荷变动微小，每天工作1016小时，故K尸L1P电动机额定功率0.55kwPccl 二 Kh尸=1.1x0.55=0.605匕二（凡+然）给勺分标为基本额定功率，试验包角1=180,特定带长平稳工作条件，具体查 表得0.68 oM P带额定功率增量在（/带型）1.09传动比在1450（r/min）内为0.06Ka：包角修正系数140时，小带轮包角K,=0.89Pr=（0.68+0.06）x0.89=0.68 K/+阴）勺勺士上巴=1同上确定带的根数Z2 0.74h vZ,=2=-叱-P,5。2）七公=1Ka=1.1 P=0.55kwPca=K/=L1 x 0.55=0.605痴匕二（+阴）储勺=0.508单根普通厂带所能传递最大功率鸟为基本额定功率，包角。=180,特定带 长，平稳的工作条件，查表得=0.68（厂带型）求Mv=5m/s17XXXXXXX毕业设计(论文)5W.=-%().038二 132忆=125-片 0.04%j _ 1321251.071=1275fr/min)查表得M=0.O4K“包角修正系数155时，小带轮包角K,=0.93:.Pr=(0.68+0.04)x0.93=0.7 Ih vK,P 0.605 z=_(Po+AP)K“Kl 0.74.3验算小带轮的包角57 5a产180-心-a57 5%。180+(4p%)二a最小初拉力直接决定临界摩擦力的大小。增加摩擦系数和带轮的包角，有利 于增大临界摩擦力，从而降低初拉力(Fo)min的值。57 5?土 180(76 75)xaax 14057 5a、180+(80-76)xa%155为了使各根/带受力均匀，带的根数不宜过多，一般应少于10根。否则，应选择横截面积较大的带型，以减少带的根数。确定初拉力(田)离心力和包角，可得单根厂带所需最小初拉力为18XXXXXXX毕业设计(论文)(口、.v S Ka)PCa 2(6)min=500长 z/=qVc nn(2.5-0.89)x0.605 八二 500 x-+0.1x 250.89x5m/59-传动带单位长度的质量kg/m带型力；0.10(k g/m)v=5m/s=0 97(K)min=500 x+2.54.44=109.7+2.5=112.2确定初拉力(凡)离心力和包角，可得单根/带所需最小初拉力为(F。)min=500 3 第七+qv2 KaZV(2.5-0.93)x0.605.一二 500 x-+0.1x2.50.93x5/w/s0 95=500 x+2.54.65=500 x0.2+2.5=100+2.5=102.54.4安装对新安装的J带，初拉力应为1.5(Fo)min,对于运转后的厂带，初拉力应 为 1.3(F0)min应保证初拉力几大于上述数值，G查表得5m/s,A型为9.5N计算带传动压轴力乙Fp是为设计带轮轴轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力 ryFp=2ZFsin140=2xll2.2xsin-2=2xll2.2xsin70二224 x sin 7028719XXXXXXX毕业设计（论文）=2驾2 s吟155=2x102.5 xsin-2=205 x sin 77198第5章V带轮设计5.1材料根据带轮的基本直径和带轮转速等已知，确定带轮材料、结构、轮槽、轮辐 和轮毂的几何尺寸、公差和表面粗糙度以及相关技术要求HT150材料Y-HT200转速较高时采用铸钢或用钢板冲压焊接而成，小功率用铸铝5.2尺寸4=(1.82 d为d 直径dd 2.5(7 米米用实20XXXXXXX毕业设计（论文）V带轮的轮槽v 带型号为 A 查表=11 为a min=2.75/min=8.7e=150.3 f min=9与均相对应的?-带在带轮上发生弯曲变形，使/带工作面的夹角发生变化，将带轮轮槽 的工作面的夹角做成小于40o夕=34 10-1818-306-10C或R0.81.00.50.6各轴段直径或长度的确定按轴所受的扭矩初步估算轴所需的直径，将初步求出的直径作为承受扭矩的轴段 的最小直径min,从dmin处起逐一确定各段直径在实际设计中，轴的直径亦可 凭设计者的经验取定。有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径。安装标准件（如滚动轴承，密封 圈）部位的轴径，应取为相应的标准值及所选配合的公差。皮带轮与轴配合（过渡配合）提高的强度常用措施轴和轴上零件的结构、工艺以及轴上零件的安装布置等对轴的强度有很大的 影响，所以应在这些方面进行充分考虑，以利提高轴的承载能力，减小轴的尺寸 和机器的质量。1、合理布置轴上零件以减小轴载荷。为了减小轴所承受的弯矩，传动件应尽量靠近轴承。2、改进轴的结构以减小应力集中的影响轴通常是在变应力条件下工作的，轴的截面尺寸发生突变处产生应力集中，轴的疲劳破坏往往在此处发生。为了提高轴疲劳强度，应尽量减少应力集中源和 降低应力集中的程度。为此，轴肩处采用较大的过渡圆角半径r降低应力集中。轴的计算轴的初步完的结构设计后进行校核计算，计算准则是满足轴的强度或刚度。轴的强度校核计算本设计中用到转轴。转轴是承受弯矩又承受扭矩，应按弯扭合成强度条件进 行计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。按弯扭合成强度条件计算22XXXXXXX毕业设计（论文）通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支 反力的作用位置均已确定，轴上载荷（弯矩和扭矩）已可以求得。6.1.2做轴计算简图计算时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。支反力作用点与轴承类型本若为空间力系，应把空间力分解为圆周力，径向力和轴向力，然后把它们全 部转化到轴上，并将其分解为水平分力和垂直分力，求各支承处水平反力fnh 和垂直反力Fnv（水平面弯矩图）23XXXXXXX毕业设计（论文）Ft（垂直面弯矩图）（总弯矩图）24XXXXXXX毕业设计(论文)6.2校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩后，做弯扭合成强度校核计算。Cfea=a/ct2+4Z2对称循环变应力，扭矩所产生的扭转切应为Zac(l=Vct2+4(Z)2弯曲应力对称循环变应力。当扭转切应力为静应力，取。0.3。当扭转切 应力为脉动循环变应力时。0.6，若扭转切应力亦为对称循环变应力。=1。直径D的圆轴，弯曲。=里扭转切应力2=工=工W WT 2W初步估算轴径ZTPT 9550000-Lx-4WT 0.2/Z7Z：扭转切应为MPa轴常儿种材料Z及4值45号钢Z/M7%是25454是126103WT：抗扭截面系数根优3 7：轴所受的扭矩N 777/77Z值是考虑了弯矩影响而降低了许多，用扭转切应为9550000 lo100mm,有一个键槽时，轴径增大3%。对于d直径弯曲应为c r=,扭转切应力2=工=W WT 2W圆轴印0.1/夕带轮=15+18=33?.+3)2 wQ 6.1 25XXXXXXX毕业设计（论文）6/127x3-2.=20 V1390=2x20=40第一根轴长35mmMh=0.15x40=60 jV/wM=0.15x20=30N/冽M=+此=J3600+900二67T=9550=9550 x=4N/m n 1390弯扭合成强度条件为Wa x 0.3少=0.1x2()3=800选联轴器：选用型号为GY1公称转矩为25Nm,许用转速12000r/min,轴 孔直径d=14mm,轴孔长度，=27第7章轴承设计7.1 轴承选用轴承选用 6003 d=17mm D=35mm B=10mmn-ni段长度为30nlln,半联轴器与轴配合的毂孔长度J=27mm。为了保证轴 端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段比上略短一些，现取 1-11=26mmo初步选定滚动轴承流动轴承是支承转动零件的。滚动轴承绝大数已经标准化，滚动轴承具有 摩擦阻力小、功率消耗少，起动容易等优点。滚动轴承由内圈、外圈、滚动体和保持架，内圈与轴颈装配，外圈用来和轴 26XXXXXXX毕业设计（论文）承座孔装配。内圈随轴颈回转、外圈固定。保持架的主要作用是均匀地隔开滚动体。没有保持架，相邻滚动体转动时将 会由于接触处产生较大的相对滑动速度引起磨损。常用铜合金、铝合金等塑料等材料。轴承内、外圈和滚动时，一般是用高碳轴承钢或渗碳轴承钢制造的，热处理 后硬度不低于60HRCo7.1.1向心轴承基本额定动载荷比是1,极限转速比高，轴承载能力少量，性能特点主要承 受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小，在高速时，可用 来承受轴向载荷。轴承的载荷轴承所受载荷的大小、方向和性质是选择轴承的主要依据。轴承的转速在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有转速较高时,才会有比较显著的影响。各种尺寸轴承的极限转速直。这个转速是指载荷不 太大（当量动载荷PWO.lc c为基本额定动载荷）。轴承工作时载荷分布径向载荷工通过轴颈作用于内圈，位于上半圈的滚动体不受此载荷作用，而由下半圆的滚动体将此载荷传到外圈上。假设内、外圈除了与滚动体接触处共 同产生的局部接触变形外，在载荷的作用下，内圈的下沉量5。就是在凡作 用线上的接触变形量。不在载荷尸，作用线上的其他各点的径向变形量 R=3oCOS（沙）2=1,2,接触载荷处于工作用线上的接触点处最大，向两边逐渐 减小。各滚动体从开始来采载到受载终止所对应区域叫承载区。根据力的平衡原理，所有滚动体内圈反力厂.的向量和必定等于径向载荷 Fr,就滚动体上某一点而言，它的载荷及应力是周期性地不稳定变化的。4）滚动轴承的失效形式及基本额定寿命滚动轴承的失效形式是内外圈滚道或滚动体上的点蚀破坏。一套圈相对另一 套圈的转数称为轴承的寿命。一组在相同条件下运转的近于相同的轴承，将其可靠度为90%时的寿命作为 标准寿命，即按一组轴承中10%的轴承发生点蚀破坏，而90%的轴承不发生点蚀 破坏前或工作小时数作为轴承的寿命，并把这寿命叫基本额定寿命。由于基本额定寿命与破坏概率有关，在实际上按基本额定寿命计算而选择出 的轴承中，可能有10%轴承发生提前破坏。在做轴承的寿命计算时，必须先根据 27XXXXXXX毕业设计（论文）机器的类型，使用条件及对可靠性的要求，确定一个恰当的预期计算寿命。除了点蚀以外，轴承还可能发生其他多种形式的失效。例如烧伤，过度磨损,轴承卡死等。推荐的轴承预期计算寿命为8000-120007.2滚动轴承的基本额定动载荷轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越 大，因而在发生点蚀破坏前所能经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命 越短轴承的基本额定动载荷就是使轴承基本额定寿命恰好106r时，轴承所能承 受的载荷，字母C代表。对向心轴承，指的是纯径向载荷，并称为径向基本额定 动载荷，具体用Cr表示。对具有基本额定动载荷Cr的轴承，当它所受的载荷P（当量动载荷，为一 计算值）恰好为C时，其基本额定寿命就是103 但是当所受的载荷pw c轴承 的寿命是多少？这就是轴承寿命计算所要解决的问题。轴承寿命计算所要解决的 另一个问题是轴承所受的载荷等于P,而且要求轴承具有预期计算寿命为Ln。载荷寿命曲线fl式中右。的单位为1。6厂，为指数，对于球轴承=3。实际计算时，用小时 数表示比较方便，上式改写。如令n代表轴承的转速（单位为r/min）则以小时数 表小轴承基本额定寿命L为 106 f C则所需轴承应具有基本额定动载荷C（单位为N）C=P60叫 V 106滚动轴承的当量动载荷向心轴承仅承受纯径向载荷G在进行轴承寿命计算时，必须把实际载荷转 换为与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷（P）对只能承受径向载荷A的轴承P=在许多支承中还会出现一些附加载荷，如冲击力、不平衡力、惯性力以及轴 挠曲或轴承座变形产生的附加力等等，这些因素很难以理论上精确计算。为了设28XXXXXXX毕业设计(论文)计及这些影响。可对当量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数fpP=f pF1所以查表得=1.2深沟球轴承P=f Fr=L2x20=24N厂 c riLn (60 x1390 x5000/厂(83400 x5000=241N=fpF.=V=3.5x24二 84N因为=3按照轴承手册选择C=6000N的6003轴承验算6003轴承的寿命60”(pJ 60X1390U4J二 12x43=516字功能一皮带线速度5m/s A型代号转速(r/min)直径(mm)T1139075212757631192804101926字功能=进刀的进给与返回 已知糕点切出长度80mm用时为 t=2/vr=0.04m v=5m/sZ=2x3.14x0.04 4-5=0.05s因为切刀要进行间歇性直线运动，所以应用凸轮机构。凸轮是面接触所以是低副机构，低副机构只能近似实现给定运动规律，而设 计较为复杂。当从动件的位移、速度和加速度必须严格照规律变化，当原动件作 连续运动而从动件必须作间歇运动时，则以采用凸轮机构最为简便。第8章凸轮设计29XXXXXXX毕业设计（论文）8.1 主动件：凸轮机构一般由凸轮、从动件、机架三个构件组成。常用有：盘形凸轮（1）这种凸轮是一个绕固定轴线转动并具有变化矢径的盘形构件。移动凸轮当盘形凸 轮的回转中心趋于无穷运时，凸轮相对机架作往复移动。圆柱凸轮这种凸轮可以 认为将移动凸轮卷成圆柱体而演化成的分析上面凸轮选择盘形凸轮，因为其结构简单紧凑，易于制造，成本低廉。一、凸轮因为根据设计要求糕点厚度1020mm,取10mm8.2从动件尖底从动件。尖底能与任意复杂的凸轮廓保持接触，但因尖底易于磨损，故 只宜用于传力不大的低速凸轮机构中。滚子从动件。这种从动件耐磨损，可以承受较大载荷故应用普遍。平底从动件。这种从动件底面与凸轮之间易形成油膜，故用于高速凸轮机构 之中。本例转速较高故选滚子从动件。从动件运动规律凸轮的轮廓形状取决于从动件的运动规律。因此在设计凸轮轮廓曲线之前，应确定从动件的运动规律。以凸轮轮廓曲线最小矢径为半径所作之圆称为基圆。凸轮回转中心0点至从动件导路之间偏置距离e,以。为圆心，e为半径所作之 圆称为偏距圆。此过程从动件位移（即为最大位移），凸轮转过角度称为推程运动角。从 动件在远位置停留，此过程凸轮转角s 0远休止角。从动件以一定运动规律返 回初始位置，此过程凸轮转过的角度叫回程运动角。从动件离回转中心最近 停留不动，这s称为近休止角。从动件又重复进行开一停一降一停的运动循环。作图法：当从动件的运动规律已经选定并作出位移线图之后，各种平面凸轮 的轮廓曲线都可以作用图法求出。滚子动件盘形机构设凸轮以等角速w顺时针回转其基圆半径尸。及从动件导路的偏距e求出轮 廓曲线。凸轮机构工作时，凸轮与从动件都连运动。为了在图纸上画出凸轮轮廓，应 当使凸轮与图纸平面相对静止，为此采用反转法；整个机构以角速度（-坟）绕0 转动，结果是从动件与凸轮的相对运动并不改变凸轮固定不动，机架和从动件以 30XXXXXXX毕业设计(论文)角速度(-坟)线0转动同时从动件又以原有运动规律相对机架往复运动。1、以为为半径作基圆，以e为半径作偏距圆，点K为从动，为从动件导路 线与偏距圆的切点，导路线与基圆的交点便是从动件初始位置。2、将位移线图s-p的推程运动角和回程运动角分别作若干等分(作四等分)3、沿w的相反方向取推程运动角(180),远休止角(30),回程运动角(90),近休止角(60),在其圆上得C4、C5、C9诸点将推程运动角和回程运动角分成 CC2c3 和 C6c 7c8 点。4、过0点作CCC3径向射线，它们便是反转后从动件导路的一系列位置。采用滚子从动件,首先取滚子中心为参考点，把该点当作尖底从动件的尖底,按照上述方法求出一条轮廓曲线。以上各点为中心画一系列滚子称为工作轮 廓曲线。传动凸轮用带传动，带传动是挠性传动。由主动轮和从动带轮和传动带。主动轮1转动时利用带轮和传动带间的摩擦 或啮合作用，将运动和动力通过传动带2传递给从动带轮3。带传动具有结构简 单传动平衡，价格低廉和缓冲吸振等特点。第9章5-6号带轮设计9.1 带轮概述/带传动：P带的横截面呈等腰梯形，带轮上做出相应轮槽。传动时，/带 的两个侧面和轮槽接触槽面摩擦可以提供更大的摩擦力。另外忆带传动允许的传 动比大，结构紧凑，大多数厂带已标准化。/带的上述特点使它获得广泛应用。-带类型与结构，标准普通。带是多种材料制成的无接头环形带。这些材料 包括顶胶、抗拉体底胶和包布有Y、Z、A、B、C、D、E带型。截面尺寸有节宽0)顶宽(b)高度(h)横截面积(A)楔角(p)f 40带传动的受力分析带传动工作前有一定工(初拉力)张紧在带轮上。在工作时，因带和带轮间 静摩擦力作用使带一边拉紧，一边放松。紧边拉力为耳，松边拉力为心FFo=Fo-F2片+尸2=2尸。传动带工作面上的总摩擦力大小(尸/)31XXXXXXX毕业设计（论文）Ff=F-F2有效拉力优等于传动带工作表面上总摩擦力匕Fe=Ff=Fx-F2传递功率P关系为P=包P单位kw100v单位为N传动带速度哗位为加/sR=F 吟%=F+在带速一定条件下，带传动所传递功率P决定了带传动应有的有效拉力冗也 就相应决定传动带和带轮间应该至少具有总摩擦力Ff o带轮初拉力/必须大于带传动正常工作所要求的最小的初拉力（）min,否 则主动带轮不动从动带轮。由此可见，为了保证带传动正常工作，首先确定满足 传递功率要求的至少具有总摩擦力和与之对应最小初拉力。9.1.1带传动的最小初拉力和临界摩擦力初拉力和带与带轮之间的摩擦力之间关系。在最小初拉力（4）min的作用 下，带和带轮产生的最大总摩擦力称临界摩擦力心或临界有效拉力冗，一7:摩擦系数。：带在带轮上的包角ra d57 5180山）a57 5318。小）a包角应取名和中较小的a=minQ,%）Qn和小2分别是小带轮和大带轮基准直径。增加摩擦系数和带轮包角，有利于增大临界摩擦力从而降低最小初拉力（外）min32XXXXXXX毕业设计（论文）9.1.2带应力1、拉应力0和松边拉应力6”咛CT）和a2单位为Mpa；片和8单位为N；Amm2c rh x E-2、变曲应力 r h巧,2汽 丁 d（12h：传动带高度 E：传动带弹性模量Mpa3、离心拉应力圆周运动，时产生离心拉力。2yc=c Aq：传动带单位长度的质量k g Im v:带的线速度机/s口带单位长度的质量/g/加）带型 Y=0.02kg/m Z=0.06kg/m A=0.lOkg/m B=0.18kg/mC=0.3kg/m D=0.61kg/m E=0.92kg/m所以最大应力c r ma x x CT+/i+/弹性滑动小带轮外,大带轮匕。由于弹性滑动无法避免，所以带轮线速度的相对变化 量可以用滑动率e=21Z2ixlOO%V2=（1一加V二巩必 v二巩2%1-60 x1000 2-60 x1000内”2是基准直径%,2分别为主动轮与从动轮转速r/min4/2%33XXXXXXX毕业设计（论文）平均传动比为，=5=%（1-）di9.2单根/带的基本额定功率带传动主要失效形式是打滑和疲劳破坏。因此/带的疲劳强度条件为a ma x q 0+c r/n+ac c r5 （处）minv带的最小基准直径槽型YZABCDEM)min/mm205075125200355500带速v当带传动的功率一定时，提高带速，可以降低带传动的有效拉力，相应地减 少带的根数或厂带的横截面积总体上减少带传动尺寸；但是带速增加，增加循环 次数不利于提高带传动的疲劳强度和寿命。由此可见，一般推荐V=525/77/s最高带速Vma x 30冽/s9.4选择带的带型设计/带传动时的已知条件包括，额定功率,；小带轮转速大带轮转速 心或传比i。1390p=0.55k w A7,=1390r/min i=5 n,=-=-=695_ i 2设计内容包括带型，基准长度，根数，中心距，带轮的材料，基准直径以及 尺寸、初拉力和压轴力、张紧装置。计算功率P.Pc a=KaPPea：计算功率ka：工作情况系数P:额定功率工况ka载荷变动微小1.1匕=1.1x0.55=0.605痴带型根据功率p”和小带轮转速叫 查图可知选择A型。带 ddi 为 7 5mm带速5m/s计算大带轮基准直径由2=乱/1计算35XXXXXXX毕业设计（论文）4/2-2 x 75mm=150 mm确定中心距。0.7(分+ddP 2(d+dd2)0.7 x(75+150)()2x(75+150)157.5 6/0 450计算相应带长或/Ld。2%+g 01+小2)+C2 4a o3 14 752 2x300+-(75+150)+2 4x300 600+1.57x