學海無涯苦作舟!學海無涯苦作舟!教學部：機電專業：機設0601學生姓名：班口：0601學號061211010指導教師姓名：職稱職稱最終評定成績摘要為提高糕點加工效率，必須對糕點進行切片加工.該課題根據任務的要求,進行了糕點切片機整體設計。糕點切片機總體上由切割動作、輸送和兩部分組成.整臺機器的切割動作可分為輸送和切割兩大部分,切片機從切割糕點開始到從輸送帶取下糕點,共分4道工序：輸送帶傳送，切刀運動，傳動帶移動，下料。該論文在進行具體設計工作該機采用了皮帶傳動,齒輪傳動，棘輪棘爪機構，凸輪機構而這些部件的可靠性、經濟性等對提高整機性能、降低成本具有重要意義,因此,該論文以皮帶輪傳動為例。采用標準皮帶輪的算法。關鍵詞：皮帶傳動,齒輪傳動，棘輪棘爪機構，凸輪機構因SUMMARYToimproveprocessingefficiencycakes,slicesmustbeprocessedonthecake.Thesubjectaccordingtotherequirementsofthetaskcarriedouttheoveralldesignofcakeslicer.Cakeslicergeneralmovementfromthecutting,transportandtwoparts.Thewholemachine'scuttingactioncanbedividedintotwoparts,transportationandcutting,slicingmachinecuttingcakesfromstarttoremovethepastryfromtheconveyorbelt,isdividedintofourprocesses:conveyorbelt,cuttermovement,movingbelts,cutting.Thespecificdesignofthepapermakingmachinewithabelttransmission,geartransmission,ratchetpawlmechanism,cammechanismandthecomponentsofreliability,economyandsoontoimprovemachineperformanceandreducecostsisimportant,therefore,thepaperexampletodrivepulley.Algorithmusingstandardpulley.Keywords:beltdrive,geardrive,ratchetpawlmechanism,cammechanis學海無涯苦作舟!學海無涯苦作舟!學海無涯苦作舟!學海無涯苦作舟!目錄TOC\o"1-5"\h\z第1章緒論6.1.糕1點切片機歷史61.糕2點切片機的發展趨勢6第2章運動分析7.2.糕1點切片機的功能、工藝動作分析72.擬2定運動循環圖82.常3見的運動形式92.同4一種功能可選用不同的工作原理與不同的機構92.送5料機構的擬定與比較102.執6行機構的擬定與比較102.切7片機構的上下往復運動11第3章1-號2皮帶輪設計1.3.帶1型133.確2定皮帶輪大小143.中3心距15第4章3號皮帶輪設計1.4.中1心距15帶的選擇174.驗3算小帶輪的包角184.安4裝19第章帶輪設計TOC\o"1-5"\h\z5.材1料205.尺2寸20第6章軸的設計2.6.軸1的設計21軸.的1材料21做.軸2計算簡圖23.校2核軸的強度25第7章軸承設計2..軸1承選用26向.心1軸承27.滾2動軸承的基本額定動載荷28第8章凸輪設計2..主1動件：3..0.從2動件30第9章5-號6帶輪設計3.帶1輪概述31.傳1動的最小初拉力和臨界摩擦力32.應2力33單根帶的基本額定功率349.中3心距34選擇帶的帶型359.驗5算小帶輪包角37第10章7號帶輪設計，齒輪齒條與棘輪設計3.10.號1皮帶輪設計3710.齒2輪3810.齒3條3910.棘4輪棘爪機構39結論4.參考文獻4.致謝4.第1章緒論1.糕1點切片機歷史機械工業肩負著為國民經濟各個部門提供技術裝備的重要任務。機械工業的生產水平是國家現代化建設水平的主要標志之一。國家的工業，農業，國防和科學技術的現代化程度都與機械工業的發展程度相關。人們所以要廣泛使用機器是由于機器即能承擔人力所不能或不便進行的工作，又能較人工生產改進產品的質量，能夠大大提高勞動生產率和改善勞動條件。同時，不論是集中進行的大量生產還是多品種，小批量生產，都只有使用機器才便于實現產品的標準化，系列化和通用化，實現產品生產的高度機械化，電氣化和自動化。糕點切機它于人工相比，不僅能得到長度均勻而且厚度也可保證。節省勞力，減輕勞動強度，改善勞動強度，改善勞動條件，并具有連續運轉，操作安全和占地面積小等優點。自182年8第一臺糕點切片機在德國問世，迄今有一百多年以來已獲得很大發展，且組合機構增多，專用機種越來越多。糕點切片機已廣泛用于工廠，商店，等領域。1.糕2點切片機的發展趨勢隨著計算機、機械、電氣、信息等技術的快速發展，糕點切片機將朝著以下方向發展：重復高精度：精度是指到達指定點的精確程度,它與驅動器的分辨率以及反饋裝置有關。重復精度是指如果動作重復多次,隨著微電子技術和現代控制技術的發展。糕點切片機的重復精度將越來越高,它的應用領域也將更廣闊,如核工業和軍事工業等。模塊化：模塊化拼裝的糕點切片機。可完成各種食品切割。優良的定位精度也是新一代糕點切片機的一個重要特點。模塊化糕點切片機使同一糕點切片機可能由于應用不同的模塊而具有不同的功能,擴大了糕點切片機的應用范圍,是糕點切片機的一個重要的發展方向。無給油化為了適應食品、醫藥、生物工程、電子、紡織、精密儀器等行業的無污染要求,不加潤滑脂的不供油潤滑元件已經問世。隨著材料技術的進步,新型材料（如燒結金屬石墨材料）的出現,構造特殊、用自潤滑材料制造的無潤滑元件,不僅節省潤滑油、不污染環境,而且系統簡單、摩擦性能穩定、成本低、壽命長。機電氣一體化由“可編程序控制器-傳感器-驅動元件”組成的典型的控制系統仍然是自動化技術的重要方面;發展與電子技術相結合的自適應控制氣動元件,使驅動技術從“開關控制”進入到高精度的“反饋控制”;省配線的復合集成系統,不僅減少配線、配管和元件,而且拆裝簡單,大大提高了系統的可靠性。而今電磁閥的線圈功率越來越小而的輸出功率在增大由直接控制線圈變得越來越可能。糕點切片機、驅動控制越來越離不開。第2章運動分析2.糕1點切片機的功能、工藝動作分析根據任務中糕點切片機要求實現兩個執行動作；糕點的直線間歇移動和切刀的往復運動的要求，作出糕點切片機的功能、工藝動作圖如下：圖1糕點切片機的功能、工藝動作圖根據任務中的要求，糕點的直線間歇移動和切刀的往復運動。通過兩者的動作配合進行切片，擬定運動循環圖如下。送料機構開始送料返回切片機構靜止切片切刀返回90°表1執行機構特點的比較機構形式優點缺點凸輪機構設計適當的凸輪輪廓曲線便可以獲得任意預定的運動規律而且結構簡單、緊湊。凸輪和從動件之間為高副」接觸，壓強較大，易于磨損，一般只用于傳遞動力不大的場合。槽輪機構外型尺寸小，工作可靠，能準確的控制轉角，機械效率高在槽輪機構的啟動和停止時，加速度變化大，具有柔性沖擊，且隨著轉速的增加或槽輪槽數的減少而加劇，因而不適用于高速的場合棘輪機構結構簡單，制造方便，運動角可在工作過程中、并可在較大范圍內調整等特點而應用廣泛。運動角的調節是有級的、傳動精度較差且棘爪在齒面上滑行時引起噪音、沖擊、齒間易磨損而不宜用于高速。連桿機構運動副均為低副，可承受較大的載荷，利于潤滑，磨損較小，形狀簡單，便于制」造。但原動件的運動規律不變可用改變構件的相對長度得到不同的運動規律。由于連桿結構的運動必須經過中間關鍵進行傳遞，因而傳遞路線較長，易產生較大的誤差積累，機械效率降低。在運動過程中，連桿及滑塊的質心都在做變速運動，所產生的

慣性力難以消除，不宜用于高速運動。常3見的運動形式一般來說，機器的某種工藝動作形式都對應著某種運動形式，機械執行機構常見的運動形式見下表2。表2運動形式與表達符號可采用推拉原理、摩擦傳動原理或流體傳動原理實現，而且可分別采用不同機構，如凸輪機構、連桿機構、齒輪機構、氣液壓機構來滿足功能要求選擇：糕點切片機要求簡單適用、運動靈活和運動空間尺寸緊湊運動規律確定等特點，因此選擇連桿機構和凸輪機構作為往復運動和間歇運動的執行機構。2.送5料機構的擬定與比較根據糕點切片機的功能原理和特點可采用摩擦輪機構和棘輪結構，下面就這兩種機構作簡要說明。⑴摩擦輪機構簡圖如下圖比較以上兩種結構，雖然兩種機構都可基本實現糕點切片機的功能要求，但摩擦輪機構很難實現輸送距離的調節，而棘輪卻可以滿足系統的功能要求。執6行機構的擬定與比較根據糕點切片機的功能原理和特點可采用凸輪結構和曲柄滑塊機構，下面就這兩種機構作簡要說明。

⑴凸輪機構簡圖如下圖⑵曲柄滑塊結構比較以上兩種機構可知，雖然基本上都能滿足往復運動的功能要求，但凸輪機構卻很難實現移動距離的調節，而曲柄滑塊機構調節曲柄的長度就可以改變往復移動的距離。因此選擇曲柄滑塊機構作為水平往復運動的傳動機構。（1）凸輪結構（2）連桿機構比較以上機構，根據糕點切片機的上下往復運動功能要求，由于凸輪機構設計適當的凸輪輪廓曲線便可以獲得任意預定的運動規律而且結構簡單、緊湊，因此選擇凸輪機構作為上下往復運動機構的執行機構。第3第3章號2皮帶輪設計帶1型I=■■■■■■點帶帶帶帶凸齒=0.95■0.95■0.95■0.95■0.98■0.97=0.77F=0.55.lO'S=0.55H1000B0.77=一工5B84.7n5m/s曲柄搖桿曲柄=120院942曲柄搖桿曲柄=120院942n=60?1000?■6000QB2m/53.14■300■127r/min60H1000■5m/s.900.960.■切處長度5■87cmm■——■■1019r/min■■3030?94.2■v■0.016■.2■3.14■0.4t■0.0162??0.08■15.7s帶主要失效形式是打滑和疲勞破壞max■■■■■■■［司b1c(■]■■■)(1■1)AVPo■b——c■v■0.016■.2■3.14■0.4t■0.0162??0.08■15.7s帶主要失效形式是打滑和疲勞破壞max■■■■■■■［司b1c(■]■■■)(1■1)AVPo■b——cefa——1000Pokw■■Eb1h

dT

a1b2■E-hda2為面積■和?Mpa12由轉速度得由表選帶型，小帶輪直徑包角?=1800特定帶長?.?傳動比為■包角為1800P=(PBIP)IK■Kr00aLP■0.68HP■0.06(傳動比為1.09)Ka■100P=0.74kw合格r;傳動比=1.09■大帶的■1390■1275r/min21.09■1275r/min■60H000H5m/s■DD1■75mm小帶輪D■76mm大帶輪中3心距中心距大，增加包角，減少單位循環次數，有利提高壽命，但中心距過大，則會加距帶波動，降低平穩性，一般選用帶傳動中心距為0.7(d■d)■a■2(d■d)d1d20d1d2丁d■75mmd■76mmd1d2■0.7(0.75■76)■a■2.75■76)0105.7■a■302

0第4章3號皮帶輪設計中1心距皮帶輪③D=80mm80mm.0.085m/s580mm.0.085m/s5皮帶輪④■0.016st3.14■0.04■5m/s3.14■0.04t■5m/s■0.025s■傳動帶間隙運動時間為0.025s，其間走過80mm80mm0.08m■■3.2m/s0.025s0.0252，t■0.025s0.0250.0250.0250.025r?008■0.013m■13mm6.28D■26mm中心距a乙0.7(d■d)■a■2(d■d)d1d2d1d20.7■(76■80)■a■2(76■80)20.7B156■a■2B1562109.2■a■312mm2由①得106■a1■302傳動實際中心近似為a■a0?Ld■Ld0根據帶傳動總體設計尺寸的限制條件或要求的中心距結合初定中心是片0■d■da■2a■—(d■d)■(—d^d1)2002d1d24a■2■300■2(75■76)■■600■"I51■-L-200020■600■237.07■0.00005■837.07根據Ld查表得Ld■0.930Ld■Lda■a■0■112mm02由②得0.7(d■d)■a■2(d■d)d1d2d1d20.7■(76■80)■a■2(76■80)2109.2■a■312mm2Ld■Lda■a■0202同上Ld■2■a00■d■d■(d■d)■(-d3d2)22d2d34a02B300.BZ6■80).2600■245■-161200600■245■0.01424■300■845.01mm■d■76mmd2d■80mmd3Ld■Ldo■122■■■■V查表得需型帶PKZ■―ca■AP■1p(P■ap)KKr00al確定帶的根數1工作情況系數查表???載荷變動微小，每天工作10?16小時，故K=1.1A—電動機額定功率P■KP■1.1■0.55■0.605caA具體查P■(P■■P)KKr00aL具體查P標為基本額定功率，遹包角?=180),特定帶長平穩工作條件，0表得0.。68IPV帶額定功率增量在(A帶型)1.09傳動比在內為0K:包角修正系數1400時，小帶輪包角K=0.89aaPr=(0.68■0.06)■0.89=0.68kwKPAKPA(P■■P)KK00aL■；7魯■1同上確定帶的根數Z2■1P■1Z■一■A2P(PBIP)KKr00aLKA=1.1P=0.55kwP■KP■1.1H0.55■0.605kwcaA特定帶P■(P■■P)KK■0.508r00aL特定帶單根普通帶所能傳遞最大功率P為基本額定功率，包角■?1800,0長，平穩的工作條件，查表得P■0.68(帶型)0求IP0丁v■5m/s

v5W■-2■■v5W■-2■■1322r0.0382-5W■-2■——■1252r0.043Wn2■1Wn32.132125■1.07n1■1275(r/min)查表得飛=0.04K包角修正系數1550時，小帶輪包可=0.93aaP■(0.68■0.04)■0.93r.0.605.1

0.7.0.605.1

0.7KP

A

(P■■P)KK

0aL■180)■(d■d)57^1d2d1■■■1800■(d■d)57502d2d1■最小初拉力直接決定臨界摩擦力的大小增。加摩擦系數和帶輪的包角，有利于增大臨界摩擦力，從而降低初拉力0的值。57501■180)■(76■75)■57P■14001■180)■(80■76)■57_i■■15502為了使各根帶受力均勻，帶的根數不宜過多，一般應少于根。否則，應選擇橫截面積較大的帶型，以減少帶的根數。確定初拉力()離心力和包角，可得單根帶所需最小初拉力為(2.5■Ka)P(F)min■500ca■qv20KZVa■500.(2.5*0.89)■0.605.0.1.250.89■5m/sq■傳動帶單位長度的質量kg/m帶型A■naq0.10(kg/m)v■5m/s=0.97(F)min■500■——■2.504.44■109.7■2.5■1122確定初拉力()0離心力和包角，可得單根帶所需最小初拉力為(F)min■500(2.5*Ka)Pea■qv20KaZV.so。.(2.5■0.93)?0.605.0.1蛇與

0.93H5m/s0.95■500■—■2.54.65■500?0.2■2.5■100■2.5■1025■■對新安裝的帶，初拉力應為，對于運轉后的帶，初拉力應0為0應保證初拉力大于上述數值，查表得，型為計算帶傳動壓軸力FpF是為設計帶輪軸軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力pF■2ZFsinLp021400■2B12.2■sin-2■2B12.2■sin700■224?sin700■187F■2ZFsinLp0221550■2B02.5■sin—2■205Hsin770■198第章帶輪設計5.材1料輪輻根據帶輪的基本直徑和帶輪轉速等已知，確定帶輪材料、結構、輪槽、和輪轂的幾何尺寸、公差和表面粗糙度以及相關技術要求輪輻材料V轉速較高時采用鑄鋼或用鋼板沖壓焊接而成，小功率用鑄鋁尺2寸d1■(1.8~2)dd為直徑dd■2.5d采采用實V帶輪的輪槽v帶型號為A查表b■11hamin■2.75hfmin■8.7e■15■0.3fmin■9與d相對應即d帶在帶輪上發生彎曲變形，使帶工作面的夾角發生變化，將帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于40。p■340d■118dha■2.75mmhf■8.7mmf■6e■15■0.3帶安裝到輪槽中以后，一般不應超出帶輪外圓，也不應與輪槽底接觸。為此規定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部最小高度min和hfmin輪槽工作表面粗糙度’或?。第6章軸的設計6.軸1的設計軸是傳遞運動及動力，因此軸主要功用支承回轉零件及傳遞運動和動力。轉軸心軸和傳動軸，工作中既承受彎矩又承受扭矩的軸為轉軸，只承受彎矩不承受扭矩的軸為心軸。只承受扭矩而不承受彎矩的軸為傳動軸。光軸與階梯軸軸設計的主要內容軸的設計包括結構設計和工作能力兩方內容。根據零件的安裝、定位，以及軸的制造工藝方面的要求，合理結構形式和尺寸。軸的工作能力指軸的強度、剛度和振動穩定性方面計算。多數情況軸的工作能力主要取決于軸的強度。這時只需進行強度計算，防止斷裂和塑性變形。6.1軸.的1材料材料主要碳鋼和合金鋼。因為碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中，敏感性較低，同時用熱處理辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故用45號鋼。材料牌號熱處理抗拉強度屈服強度備注45調質640355應用廣泛軸上零件的定位為了防止軸上零件受力時發生軸向或周向相對運動。軸向定位以軸肩、套筒、軸端擋圈、軸承端蓋和圓螺母①定位軸肩=dd:與零件相配處的軸直徑mm非定位軸肩一般取?零件倒角與圓角半徑直徑d>10~18>18~30>6~10C或R0.81.00.50.6各軸段直徑或長度的確定按軸所受的扭矩初步估算軸所需的直徑，將初步求出的直徑作為承受扭矩的軸段的最小直徑dmin,從dmin處起逐一確定各段直徑在實際設計中,軸的直徑亦可憑設計者的經驗取定。有配合要求的軸段,應盡量采用標準直徑。安裝標準件（如滾動軸承,密封圈）部位的軸徑,應取為相應的標準值及所選配合的公差。皮帶輪與軸配合（過渡配合）提高的強度常用措施軸和軸上零件的結構、工藝以及軸上零件的安裝布置等對軸的強度有很大的影響,所以應在這些方面進行充分考慮,以利提高軸的承載能力,減小軸的尺寸和機器的質量。1、合理布置軸上零件以減小軸載荷。為了減小軸所承受的彎矩,傳動件應盡量靠近軸承。2、改進軸的結構以減小應力集中的影響軸通常是在變應力條件下工作的,軸的截面尺寸發生突變處產生應力集中,軸的疲勞破壞往往在此處發生。為了提高軸疲勞強度,應盡量減少應力集中源和降低應力集中的程度。為此，軸肩處采用較大的過渡圓角半徑降低應力集中。軸的計算軸的初步完的結構設計后進行校核計算,計算準則是滿足軸的強度或剛度。軸的強度校核計算本設計中用到轉軸。轉軸是承受彎矩又承受扭矩,應按彎扭合成強度條件進行計算,需要時還應按疲勞強度條件進行精確校核。按彎扭合成強度條件計算通過軸的結構設計，軸的主要結構尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均已確定，軸上載荷（彎矩和扭矩）已可以求得。計算時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。支反力作用點與軸承類型若為空間力系，應把空間力分解為圓周力，徑向力和軸向力，然后把它們全部轉化到軸上，并將其分解為水平分力和垂直分力，求各支承處水平反力FNH和垂直反力FNV（水平面彎矩圖）Ft（垂直面彎矩圖）（總彎矩圖）已知軸的彎矩和扭矩后，做彎扭合成強度校核計算。■一■2■4Z2ca:對稱循環變應力，扭矩所產生的扭轉切應為Z2■4(IZ)2ca彎曲應力對稱循環變應力。當扭轉切應力為靜應力，取■■0.3。當扭轉切應力為脈動循環變應力時■■0.6，若扭轉切應力亦為對稱循環變應力■■1。直徑的圓軸，彎曲■■M扭轉切應力Z■T■T—WW2WT初步估算軸徑P99550000-■[ZT]■[ZT]TW0.2d3TZT:扭轉切應為ZT:扭轉切應為MPa軸常幾種材料［Z］及4值T0W：抗扭截面系數加加3T4號5鋼[Z]/MPa是25-45A是126-103T0T：軸所受的扭矩;V■mm［Z］值是考慮了彎矩影響而降低了許多，用扭轉切應為T：9550004.,195500007.A70.2[Z]n3：0.2[Z]3n03：7TT9550000A.q；9550000A.q；■030.2[Z]LT3I31061111B12730.2H45當軸截面上升有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。當o有一個鍵槽時，軸徑增大。對于直徑彎曲應為■=M,扭轉切應力Z=T■TWW2WT圓軸W■0.1d3■■IM■“fT?■”2")2-[.]caIWI.W|W?V帶輪=15■18=33mm

d?127?d?127?3：;0.551390■20L■2■20■40第一根軸長M■0.15H40■60N/mHM■0.15?20■30N/mvM■M22BM2■"600B900%Hv■67T■9550p■9550?055■4N/mn1390■彎扭合成強度條件為2—■[■]■1ca■■配■■4TT■■”3)2—■[■]■1ca672■(0.3*)28004■60■■0.3W=0.1■203=800選聯軸器：選用型號為公稱轉矩為-,許用轉速孔直徑=,軸孔長度第7章軸承設計7.軸1承選用軸承選用6003d=17mmD=35mmB=10mmIIIII段長度為，半聯軸器與軸配合的轂孔長度=。為了保證軸1端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故ni段比略短一些，現取1Iii=。初步選定滾動軸承①流動軸承是支承轉動零件的滾動軸承絕大數已經標準化滾動軸承具有摩擦阻力小、功率消耗少，起動容易等優點。滾動軸承由內圈、外圈、滾動體和保持架，內圈與軸頸裝配，外圈用來和軸承座孔裝配。內圈隨軸頸回轉、外圈固定。保持架的主要作用是均勻地隔開滾動體。沒有保持架，相鄰滾動體轉動時將會由于接觸處產生較大的相對滑動速度引起磨損。常用銅合金、鋁合金等塑料等材料。軸承內、外圈和滾動時，一般是用高碳軸承鋼或滲碳軸承鋼制造的，熱處理后硬度不低于。■■■■基本額定動載荷比是1極,限轉速比高，軸承載能力少量，性能特點主要承受徑向載荷，也可同時承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最小，在高速時，可用來承受軸向載荷。軸承的載荷軸承所受載荷的大小、方向和性質是選擇軸承的主要依據。軸承的轉速在一般轉速下，轉速的高低對類型的選擇不發生什么影響，只有轉速較高時，才會有比較顯著的影響。各種尺寸軸承的極限轉速值。這個轉速是指載荷不太大（當量動載荷P■0.1c.c為基本額定動載荷）。軸承工作時載荷分布徑向載荷F通過軸頸作用于內圈，位于上半圈的滾動體不受此載荷作用，r而由下半圓的滾動體將此載荷傳到外圈上。假設內、外圈除了與滾動體接觸處共同產生的局部接觸變形外，在載荷F的作用下，內圈的下沉量■。就是在F作rr用線上的接觸變形量。不在載荷F作用線上的其他各點的徑向變形量r■=■cos。）i■1,2,?接觸載荷處于F作用線上的接觸點處最大，向兩邊逐漸10r減小。各滾動體從開始來采載到受載終止所對應區域叫承載區。根據力的平衡原理，所有滾動體內圈反力F的向量和必定等于徑向載荷NiF。就滾動體上某一點而言，它的載荷及應力是周期性地不穩定變化的。r4）滾動軸承的失效形式及基本額定壽命滾動軸承的失效形式是內外圈滾道或滾動體上的點蝕破壞。一套圈相對另一套圈的轉數稱為軸承的壽命。一組在相同條件下運轉的近于相同的軸承，將其可靠度為90時%的壽命作為標準壽命，即按一組軸承中10％的軸承發生點蝕破壞，而90的%軸承不發生點蝕破壞前或工作小時數作為軸承的壽命，并把這壽命叫基本額定壽命。由于基本額定壽命與破壞概率有關，在實際上按基本額定壽命計算而選擇出的軸承中，可能有10軸%承發生提前破壞。在做軸承的壽命計算時，必須先根據機器的類型，使用條件及對可靠性的要求，確定一個恰當的預期計算壽命。除了點蝕以外，軸承還可能發生其他多種形式的失效。例如燒傷，過度磨損，軸承卡死等。推薦的軸承預期計算壽命ln/h為?軸承的壽命與所受載荷的大小有關，工作載荷越大，引起的接觸應力也就越大，因而在發生點蝕破壞前所能經受的應力變化次數也就越少，亦即軸承的壽命越短軸承的基本額定動載荷就是使軸承基本額定壽命恰好時，軸承所能承受的載荷，字母代表。對向心軸承，指的是純徑向載荷，并稱為徑向基本額定動載荷，具體用表示。對具有基本額定動載荷的軸承，當它所受的載荷（當量動載荷，為一計算值）恰好為時，其基本額定壽命就是，但是當所受的載荷力軸承的壽命是多少？這就是軸承壽命計算所要解決的問題。軸承壽命計算所要解決的另一個問題是軸承所受的載荷等于，而且要求軸承具有預期計算壽命為l■。載荷壽命曲線l*r10中■式中L10的單位為106r,■為指數，對于球軸承■=3實際計算時，用小時數表示比較方便，上式改寫。如令代表軸承的轉速單位為則以小時數表示軸承基本額定壽命為L='此ITh60nBP■則所需軸承應具有基本額定動載初（單位為N）■,60nL■?106h滾動軸承的當量動載荷向心軸承僅承受純徑向載荷，在進行軸承壽命計算時，必須把實際載荷轉r換為與確定基本額定動載荷的載荷條件相一致的當量動載荷）對只能承受徑向載荷的軸承P=Fr在許多支承中還會出現一些附加載荷，如沖擊力、不平衡力、慣性力以及軸撓曲或軸承座變形產生的附加力等等這，些因素很難以理論上精確計算。為了設

計及這些影響。可對當量動載荷乘上一個根據經驗而定的載荷系數P=fFpr所以查表得f■1.2p深溝球軸承P=fF■1.2H20■24Npr：60nLnT106,60?390B5000N.fF106pr■83400B50001:106：60nLnT106,60?390B5000N.fF106pr■83400B50001:106■3.5B24■84N因為43按照軸承手冊選擇=驗算600軸3承的壽命的軸承10660n10660H390睢4■■12B43■516h字功能一皮帶線速^m/sA型代號1轉速(r/min)1390直徑(mm)75T212757631192804101926字功能=進刀的進給與返回已知糕點切出長度用時為t■2,/vr■0.04mv=5m/st■2■3.14■0.04■5■0.05s因為切刀要進行間歇性直線運動，所以應用凸輪機構。凸輪是面接觸所以是低副機構低，副機構只能近似實現給定運動規律而，設計較為復雜。當從動件的位移、速度和加速度必須嚴格照規律變化當，原動件作連續運動而從動件必須作間歇運動時，則以采用凸輪機構最為簡便。第8章凸輪設計主1動件：凸輪機構一般由凸輪、從動件、機架三個構件組成。常用有：盤形凸輪（1）這種凸輪是一個繞固定軸線轉動并具有變化矢徑的盤形構件。移動凸輪當盤形凸輪的回轉中心趨于無窮運時，凸輪相對機架作往復移動。圓柱凸輪這種凸輪可以認為將移動凸輪卷成圓柱體而演化成的分析上面凸輪選擇盤形凸輪，因為其結構簡單緊湊，易于制造，成本低廉。一、凸輪因為根據設計要求糕點厚度?，取8.從2動件尖底從動件。尖底能與任意復雜的凸輪廓保持接觸，但因尖底易于磨損，故只宜用于傳力不大的低速凸輪機構中。滾子從動件。這種從動件耐磨損，可以承受較大載荷故應用普遍。平底從動件。這種從動件底面與凸輪之間易形成油膜，故用于高速凸輪機構之中。本例轉速較高故選滾子從動件。從動件運動規律凸輪的輪廓形狀取決于從動件的運動規律。因此在設計凸輪輪廓曲線之前，應確定從動件的運動規律。以凸輪輪廓曲線最小矢徑r半徑所作之圓稱為基圓。0凸輪回轉中心點至從動件導路之間偏置距離，以為圓心，為半徑所作之圓稱為偏距圓。此過程從動件位移（即為最大位移），凸輪轉過角度①稱為推程運動角。從動件在遠位置停留，此過程凸輪轉角①遠休止角。從動件以一定運動規律返回初始位置，此過程凸輪轉過的角度①回程運動角。從動件離回轉中心最近停留不動，這①■稱為近休止角。從動件又重復進行開一停一降一停的運動循環。作圖法：當從動件的運動規律已經選定并作出位移線圖之后，各種平面凸輪的輪廓曲線都可以作用圖法求出。滾子動件盤形機構設凸輪以等角速段順時針回轉其基圓半徑r及從動件導路的偏距e求出輪0廓曲線。凸輪機構工作時，凸輪與從動件都連運動。為了在圖紙上畫出凸輪輪廓，應當使凸輪與圖紙平面相對靜止，為此采用反轉法；整個機構以角速度一）繞轉動，結果是從動件與凸輪的相對運動并不改變凸輪固定不動，機架和從動件以角速度（■w）線轉動同時從動件又以原有運動規律相對機架往復運動。1以r為半徑作基圓，以e為半徑作偏距圓，點為從動，為從動件導路0線與偏距圓的切點，導路線與基圓的交點便是從動件初始位置。、將位移線圖s■p的推程運動角和回程運動角分別作若干等分（作四等分）、沿的相反方向取推程運動角，遠休止角（），回程運動角（），近休止角（），在其圓上得、、諸點將推程運動角和回程運動角分成和點。123678、過點作……徑向射線，它們便是反轉后從動件導路的一系列位置。123采用滾子從動件，首先取滾子中心為參考點，把該點當作尖底從動件的尖底，按照上述方法求出一條輪廓曲線y。以y上各點為中心畫一系列滾子稱為工作輪廓曲線。傳動凸輪用帶傳動，帶傳動是撓性傳動。由主動輪和從動帶輪和傳動帶。主動輪1轉動時利用帶輪和傳動帶間的摩擦或嚙合作用，將運動和動力通過傳動帶2傳遞給從動帶輪3。帶傳動具有結構簡單傳動平衡，價格低廉和緩沖吸振等特點。第9章5-號6帶輪設計9.帶1輪概述帶傳動：帶的橫截面呈等腰梯形，帶輪上做出相應輪槽。傳動時，帶的兩個側面和輪槽接觸槽面摩擦可以提供更大的摩擦力。另外帶傳動允許的傳動比大，結構緊湊，大多數帶已標準化。帶的上述特點使它獲得廣泛應用。帶類型與結構，標準普通帶是多種材料制成的無接頭環形帶。這些材料包括頂膠、抗拉體底膠和包布有帶型。截面尺寸有節寬頂寬高度橫截面積楔角（p）■400帶傳動的受力分析帶傳動工作前有一定F初拉力張緊在帶輪上。在工作時，因帶和帶輪間0靜摩擦力作用使帶一邊拉緊，一邊放松。緊邊拉力為F，松邊拉力為F10F■F■F■F1002F■F■2F120傳動帶工作面上的總摩擦力大小FfF■F■Ff12有效拉力F等于傳動帶工作表面上總摩擦力FefF■F■F■Fef12FV傳遞功率關系為P■i^eeop單位kwF單位為N傳動帶速度V單位為m/seFF■F■一102FF■F■e202在帶速一定條件下，帶傳動所傳遞功率決定了帶傳動應有的有效拉力F也e就相應決定傳動帶和帶輪間應該至少具有總摩擦力F。f帶輪初拉力F必須大于帶傳動正常工作所要求的最小的初拉力(F)min，否00則主動帶輪不動從動帶輪。由此可見，為了保證帶傳動正常工作，首先確定滿足傳遞功率要求的至少具有總摩擦力和與之對應最小初拉力。初拉力和帶與帶輪之間的摩擦力之間關系。在最小初拉力(F)min的作用0下，帶和帶輪產生的最大總摩擦力稱臨界摩擦力F或臨界有效拉力Fecfc1ec1■F■F-2(F)min一efaecfc0i.1efaf:摩擦系數■:帶在帶輪上的包角rad5750■■1800■(d■d)——d2d1a5750■■180)■(d■d)d2d1a包角應取?和?中較小的?=minP,■)1212d和d分別是小帶輪和大帶輪基準直徑。d1d2增加摩擦系數和帶輪包角，有利于增大臨界摩擦力從而降低最小初拉力(F)min0

■■.■1、拉應力■和松邊拉應力■■■11A■■F2A1212hdTd1hdd2■和■單位為Mpa；F和1212hdTd1hdd2■■Eb12、變曲應力■■Eb2h：傳動帶高度E：傳動帶彈性模量Mpa3、離心拉應力圓周運動，時產生離心拉力。■■絲cAq:傳動帶單位長度的質量kg/mv:帶的線速度m/sv帶單位長度的質量kg/m)帶型====所以最大應力■max■■——1b1c彈性滑動小帶輪v,大帶輪v。由于彈性滑動無法避免，所以帶輪線速度的相對變化12量可以用滑動率?■■V1^?V2?00%v1v■(1■■)v21■dn■dnV■d-^-1—V■d2^2—160B1000260B1000d,d是基準直徑d1d2n,n分別為主動輪與從動輪轉速r/min12dn■(1■■)dnd22d11平均傳動比為i■n■d2n(1IB)d2d1單根帶的基本額定功率帶傳動主要失效形式是打滑和疲勞破壞。因此帶的疲勞強度條件為■max■■■■■■■[■]1b1c■■[司?―b1c11有效拉力FF■F(1——)■oA(1——)ecec1efva1efva單根帶處于臨界打滑狀態時所能傳遞的功率，即最大功率為1(■]■■)(1■——)Avp.b1cefvap01000單根帶的額定功率pr單根帶基本額定功率在規定的試驗條件下得到的。p■(pBlp)■K■Kr00aL■：傳動比不等于時，單根帶定額功率增量0K：當包角不等于180時0修正系數aK：當帶長不等于試驗規定的特定帶長時修長系數L9.中3心距中心距大可以增加帶輪的包角，減少單位時間內帶的循環次數，有利提高帶壽命，但中心距過大，則會加劇帶的波動，降低帶傳動的平穩性，同時增大帶傳動的整體尺寸。中心距小，則有相反的利弊。0.7(d■d)■a■2(d■d)d1d20d1d2d,d為小帶輪與大帶輪直徑d1d2式中a為初選的帶傳動中心距0傳動比傳動比大，會減小帶輪的包角。帶傳動就會打滑，從而無法傳遞規定的功率推薦值帶輪的基準直徑

在帶傳動需要傳遞的功率給定的條件下，減小帶輪的直徑，會增大帶傳動的有效拉力，從而導致v帶根數增加。為了避免彎曲應力過大，小帶輪的基準直徑就不能過小。一般情況下d■(d)mindd槽型YZ槽型YZABCD(dd)min/mm205075125200355v帶的最小基準直徑500帶速當帶傳動的功率一定時，提高帶速，可以降低帶傳動的有效拉力，相應地減少帶的根數或帶的橫截面積總體上減少帶傳動尺寸；但是帶速增加，增加循環次數不利于提高帶傳動的疲勞強度和壽命。由此可見，一般推薦v=5~25m/s最高帶速v■30m/smax選擇帶的帶型設計帶傳動時的已知條件包括，額定功率；小帶輪轉速1大帶輪轉速或傳比。n1390p■0.55kwn■1390r/mini■5n■t■69512i2設計內容包括帶型，基準長度，根數，中心距，帶輪的材料，基準直徑以及尺寸、初拉力和壓軸力、張緊裝置。計算功率pcap■KpcaAp：計算功率caK：工作情況系數Ap額定功率工況KA載荷變動微小1.1P■1.1■0.55■0.605kwca帶型根據功率p和小帶輪轉速n,查圖可知選擇型帶cad為d1帶速計算大帶輪基準直徑由d=id計算d2d1d■2■75mmd2■150mm確定中心是歷0.7(d■d)■a■2(d■d)d1d20d1d20.7■(75H150)■a■2■(75■150)0157.5■a■4500計算相應帶長Ld0Ld■2abB(d■d)■(dd2?ddi)2TOC\o"1-5"\h\z002d1d24a03147522B300■-(75■150)--24B3005625600■1.57■225■---31200600■353.25■4.6875958mmLd■1000mm計算中心距a及其變動范圍1000H95842■300■一2■300■21■321考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、彈性以及帶的松弛產生的補充緊的需要常給出中心距的變動范圍。a■a■0.015Ldmina■a■0.03Ldmax解：a■321?0.015B000min321?15336mma■321?0.03BH000max321?30351mm

驗5算小帶輪包角小帶輪上包角■小于大帶輪上的包角■，小帶輪上總摩擦力相應小于大帶12輪上總摩擦力。5730TOC\o"1-5"\h\za■1800■(d■d)■9001d2d1aa■180)■(150■75)^—3215730180)■75■——3211670確定帶根數pKp0.605Z■co-■A-■p(p■中)KK(0.55■0.06)■0.96■0.89r00aL.0.6050.521184■1確定帶初拉力尸0(F)min■500(2.5■K)P■9v20Kzva.50。?(2.5?0.96)皿605皿］B520.96HB5■500.1.54皿605.2.54.80■243第10章7號帶輪設計，齒輪齒條與棘輪設計.號1皮帶輪設計因為糕點切出長度用時為t■0.05s已知皮帶輪