负压自动灌装机系统设计毕业设计(编辑修改稿)

负压自动灌装机系统设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

dd mm 负压自动灌装机系统设计 15 按式 2121dddni nd ，从动轮基准直径 2d 21 2 63 126ddd id m m    根据表 87，取 2 132dd mm 按式 16 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0p ddn dnv  验算带的速度 11 6 3 1 4 0 0 4 . 6 2 / 2 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m s m s      所以带的速度合适。 (4)确定普通 V带的基准长度和传动中心距 根据 1 2 0 1 20. 7 ( ) 2( )d d d dd d a d d   ， 初步确定中心距 0 250a mm 根据式 239。 210 1 2 0()2 ( )24 ddd d d ddL a d d a    计算带所需的基准长度 2 239。 210 1 20() ( 1 3 2 6 3 )2 ( ) 2 2 5 0 ( 6 3 1 3 2 ) 8 1 1 . 12 4 2 4 2 5 0ddd d dddL a d d m ma            由《机械设计（第七版）》表 (82)选带的基准长度 800dL mm 按式 39。 0 2ddLLaa 计算实际中心距 a 39。 0 2452ddLLa a mm   (5)验算主动轮上的包角 1a 由式 39。 1 180    得 39。 1 132 63180 180 120245ddLL a          故主动轮上的包角合适 . (6)计算 V 带的根数 z 由《机械设计（第七版）》式 (822)知 : 00()caLpz p p K K  (54) 由 n1=1400r/min、 1 63dd mm 、 2i 查《机械设计（第七版）》表 85a 和表 85b得 陕西科技大学毕业设计说明书 16 00000 .2 50 .0 3()caLP KWP KWpzp p K K  查《机械设计（第七版）》表 88 得   ,查《机械设计（第七版）》表 82得 1LK则 ( ) 1z    取 z =5 根。 (7)计算作用在轴上的压轴力 0F 由式 20 2 .55 0 0 ( 1)ca aPF qvvz K  得： 220 2 . 5 1 . 3 2 2 . 55 0 0 ( 1 ) 5 0 0 ( 1 ) 0 . 0 6 4 . 6 2 4 7 . 14 . 6 2 5 0 . 9 6caaPF q v Nv z K          (8)计算作用在轴上的压轴力 pF 由式得 10 16 si n 2 5 47 .1 si n 46 zF N      轴的设计及校核 (1)选择材料 由于工作的环境是在有腐蚀性的环境下工作的，因此选用轴的材料为 40Cr， [τ ]取 45MPa，选用空心轴 [7]。 (2)中心轴上的功率 1 . 1 0 . 9 7 0 . 7 5 0 . 9 6 0 . 7 6 8P K W     中心轴转速： 25 / min6nr (3)初步估计 轴 的最小直径，由式33 55m in 4 49 5 . 5 1 0 9 5 . 5 1 0 0 . 7 6 8 5 9 . 3250 . 2 [ ] ( 1 ) 0 . 2 4 5 ( 1 0 . 5 )6TPd m mn        (4)按扭转强度条件计算 查表 153，对于空 心轴 m in 0 4(1 )PdA n   (55) 负压自动灌装机系统设计 17 式中 1dd，即空心轴内径 1d 和外径 d 之比，通常取   取  ， 0 110A ，则 m i n 0 4 40 . 7 6 81 1 0 6 425( 1 ) ( 1 0 . 5 )6Pd A m mn     (5)考虑到轴上键槽的影响 m in 64( 1 7% ) m m   由于轴选择的是空心轴，因为由于灌装机的结构的要求需要在轴中装一个直径为35mm 左右的升降轴，由装配图可知，在传动轴上还装有调节升降的涡轮蜗杆，而涡轮蜗杆的尺寸比所计算出来的中心轴的最小直径要大的多，并且按上面的公式求出的直径，只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。 中心轴上安装一个支撑料缸作用的零件，所以轴的直径选取最小直径的 倍 ，轴的直径圆整为 170mm ，即是安装齿轮处轴的直径。 中心轴 齿轮的设计 计算 一般，设计齿轮传动时，已知条件是：传递的功率  (KW)或转矩 T(N m)；转速n(r/min)；传 动 比 i ；预定的工作寿命 h；原动机及工作机的载荷特性；结构及外形尺寸限制等 [8]。 设计开始时，通常不知道齿轮的尺寸和参数，无法确定出参数的数值， 因而无法进行精确计算。 所以需要先初步选择某些参数，按简化计算或类比方法确定主要尺寸，然后再进行精确的校验计算。 当主要参数和几何尺寸符合要求之后，在进行齿轮的结构设计，并绘制零件工作图。 圆柱齿轮传动强度设计的原则： 齿轮传动的承载能力，需要根据在设计寿命期间出现破坏形式的几率 ,不超过所要求的失效几率来确定。 失效几率即是工作可靠度的余数。 铸铁或闭式传动的硬齿面（工作齿面硬度 HBS＞ 350）的钢齿轮传动的承载能力主要取决于齿根弯曲强度；闭式传动的软齿面（ HBS≤ 350）的钢齿轮传动的承载能力主要取决于齿面接触强度；开式齿轮传动的主要破坏形式是齿面磨损，一般可在计入磨损的影响后，按齿轮弯曲强度计算。 齿轮的设计 应在满足轮齿弯曲强度的条件下，选取较多的齿数。 软齿面闭式齿轮传动，宜取较多齿数，较小模数，以增大重合度，提高传动平稳性，减小加工量，提高刀具的耐久度，一般 1z ≥ 24。 硬齿面闭式及开式齿轮传动，可取较小齿数，较大模数，以增大齿厚 ，提高齿轮弯曲强度。 对载荷变动的齿轮传动和开式齿轮传动，宜使 1z 与 2z 互为质数，或二者的最大公约陕西科技大学毕业设计说明书 18 数为最小，以利于减小或避免周期振动，对开式齿轮传动还可提高其耐磨损能力。 螺旋角： 斜齿轮一般  =8176。 ～ 15176。 ， 人字齿轮取  =25176。 ～ 40176。 （常取 30176。 ） 对于小功率的高速传动 , 宜取大小些；对于大功率的低速传动 , 宜取小些。 齿宽及齿 宽系数： 齿宽系数常表示 为 ： aba 、 1dbd 、 mbm。 齿宽系数取大些，可使齿轮传动中心距及直径减小；但齿宽越大，载荷沿齿宽分布不均的现象越严重。 一般取 a = ，闭式传动常取 a =～ ，通常减速器常取 a =。 变速箱中换档齿轮常 取 a =～。 开式传动常取 a =～。 设计标准 圆柱齿轮减速器时， a 要符合标准中规定的数值，其值为： ， ， ， ， ， ， ，。 一般取 d =～。 对闭式传动，当 HB＜ 350 ，齿轮对称轴承布置并靠近轴承时， d =～ ；齿轮不对称或悬臂布置、传动装置结构刚性大时，取 d =～ ，结构刚性较小时 , d =～。 当 HB＞ 350 时， d 数值应降低一倍。 对开式传动，取 d =～。 d 与 a 的换算式为 : d =（ i 1） m (56) 一般取 m =8～ 25。 当加工和安装精度高时， 可取大些；对开式传动可取 m =8～ 15 ；对重栽低速齿轮传动，可取 m =20～ 25。 m 、 a 与 d 的换算式为： m =（ i 1） a 1 =d 1 (57) 齿轮的 计算 : 电动机的功率为 ,带轮的效率为 ， CW 型减速器为涡轮蜗杆减速器，根据《机械零件手册（修订版）》查得该减速器的效率为 ，所以输入的功率1 1 .1 0 .9 7 0 .7 5 0 .8P KW   。 选择中心轴上的大齿轮和减速器上小齿轮的传动比6i [1]。 则设计步骤如下： 1． 选取齿轮类型，精度等级，材料及齿数 (1)按要求选用直齿圆柱传动齿轮 (2)速度不高，选用 7 级精度。 (3)材料选择 选择小齿轮材料位 40Cr(调质 )，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬负压自动灌装机系统设计 19 度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 (4)选小齿轮齿数 1 =24，大齿轮齿数 2 = 1 =144。 2． 按齿面接触强度设计  3 1112 .3 2 . .t Et dHkT Zidi  (58) 确定公式内的各计算参数 ： (1)初选载荷系数 t = (2)计算小齿轮传递的转矩 1151 / n =   25  = 410 Nmm (3)由《机械设计（第七版）》表 107选取齿宽系数 d =； (4)由《机械设计（第七版）》表 106选取 1/ 2EZ  ； 由《机械设计（第七版）》图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1H =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 lim2H =550MPa； (5)由式 160 hN n jL 计算应力循环次数 811826 0 6 0 2 5 1 2 4 3 0 0 1 5 1 . 6 2 1 00 . 2 7 1 0hN n jLN          (6)由《机械设计（第七版）》图 1019查的接触疲劳寿命系数 , N H NKK (7)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由式   limNK S  得   1 l i m 111 l i m 221 . 0 8 6 0 0 64811 . 2 5 5 5 0 6 8 7 . 51H N HHH N HHK M P aSK M P aS     (1)试计算小齿轮分度园直径 1td 陕西科技大学毕业设计说明书 20  311 12 .3 2 9 3 .8 2 4t EtdHkT Zid m mi   (2)计算圆周速度 v 11 9 3 . 8 2 4 2 5 0 . 1 2 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s     (3)计算齿宽 b 1 0. 6 93 .2 84 56 .2 95dtb d m m    (4)计算齿宽 /齿高之比 模数 tm = 11/tdz=； 齿高 5 98thm 95/ 98bh (5)计算载荷系数 根据 /v m s ,7级精度 ,由 《机械设计（第七版）》 图 108查的动载系数 VK = 直齿轮 ,假设 bFK tA / 100N/mm,由表 103 查的   FH KK ； 由 《机械设计（第七版）》 表 102查得使用系数  由 《机械设计（第七版）》 表 104查得 7级精度、小齿轮悬臂 布置时，2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 (1 6 . 7 ) 0 . 2 3 1 0H d dKb      将数据代入后得   由 / 6 .4 , 1 .3 5 4Hb h K ，查 《机械设计（第七版）》 图 1013 得  ；故载荷系数 1 1 . 0 2 1 . 2 1 . 3 5 4 1 . 6 5 7AVK K K K K      按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 ,由式 311 /ttd d K K 得 3311 / 9 3 . 8 2 4 1 . 6 5 7 / 1 . 3 1 0 1 . 7。