面粉袋码垛机设计

目录
1 前言 (1)
1．1课题的背景 (1)
1.2课题的意义 (1)
1.3课题的设计目的 (2)
1. 4课题的主要设计内容 (2)
2 设计进度安排和任务书 (3)
2.1设计进度安排 (3)
2.2设计任务分析 (3)
2.2.1本次毕业设计的任务 (3)
2.2.2码垛机的技术要求 (4)
2.2.3尺寸及动力分析 (4)
3 设计方案的确定 (5)
3.1总体方案的论证和选定 (5)
3.2主要部件方案的确定 (7)
3.2.1水平方向的移动方案 (7)
3.2.2竖直方向的移动方案 (8)
3.2.3绕竖直方向的转动方案 (8)
3.2.4实现面粉袋交错放置的方案确定 (8)
4 设计计算书 (9)
4.1齿轮传动的设计计算 (9)
4.1.1.驱动齿轮传动的电动机的选择 (9)
4.1.2.选定齿轮材料，类型，齿数及精度等级 (10)
4.1.3.按齿根弯曲强度设计 (10)
4.1.4.计算大小齿轮的几何尺寸参数 (13)
4.2 丝杠的设计与校核 (13)
4.2.1，螺杆和螺母材料的选择 (13)
4.2.2.螺杆螺纹数据的初步设计与校核 (14)
4.2.3.螺母的参数选择及设计校核 (17)
4.3 驱动丝杠螺母传动的齿轮的设计与校核 (18)
4.3.1驱动齿轮的电动机的选择 (18)
4.3.2.选定齿轮材料，类型，齿数及精度等级 (19)
4.3.3按齿根弯曲强度设计 (19)
4.3.4计算大小齿轮的几何尺寸参数 (22)
4.4驱动手爪上下移动的齿轮齿条传动机构的设计与计算 (23)
4.4.1.驱动蜗杆传动的电动机的选择 (23)
4.4.2选定齿轮材料，类型，齿数及精度等级 (23)
4.4.3.校核齿轮的齿根弯曲强度 (24)
4.4.4.计算齿轮的几何尺寸参数 (25)
4.4.5齿条的设计计算 (25)
4.5间歇机构（不完全齿轮）的设计与计算 (26)
4.5.1.驱动齿轮传动的电动机的选择 (26)
4.5.2.不完全齿轮布满齿后的齿轮传动的设计与计算 (27)
4.5.2.1.选定齿轮材料，类型，齿数及精度等级 (27)
4.5.2.2按齿根弯曲强度设计 (27)
4.5.2.3.计算大小齿轮的几何尺寸参数 (29)
4.5.3不完全齿轮的周节数K 值与首，末齿齿顶高系数**,am as h h 的确定
(30)
4.5.4.连续传动性能的校核 (31)
4.5.5.锁止弧的设计 (31)
4.5.6.主动轮在相邻两锁止弧之间的齿数1z (35)
4.5.7.不完全齿轮静止时间j t 和运动时间d t 的确定 (35)
4.5.8.绘制工作图 (36)
4.6 轴的设计与校核 (36)
5 设备的安装与调试 (38)
5.1 设备的安装 (38)
5.2设备的调试 (39)
6 设备的维护与保养 (40)
毕业设计总结 (41)
致谢 (42)
参考文献 (44)
1 前言
1．1课题的背景
近几年来，码垛机市场发展十分迅速。

随着科技的发展，码垛机也经过了几年的快速发展，世界自动化码垛行业已经形成了一定的产业规模，与码垛机产业相关的产业也都日渐完善，但是我国的码垛机市场还远没有发展成熟，并且有很大的发展空间。

同一些发达国家相比，我们国家在这方面还有很大的差距。

随着科技的进步，市场经济在快速发展，市场经济体制也在不断地完善，码垛机技术水平在提高、产品质量在上升，应用领域在不断扩展，因此我国的码垛机市场将会有更光明的前景。

现今，大多数用户企业使用的码垛方式有四种：一种是人工码垛；第二种是使用传统方式的码垛机码垛；第三种是使用码垛机器人的方式码垛；第四种是使用全自动的码垛设备来完成码垛工作。

由于一些经济和技术条件的原因，现在的企业使用比较多的还是传统的码垛方式，但就长远发展趋势来看，全自动码垛机器人的发展空间不容小视。

面粉袋码垛机就是将已装好袋的面粉，按一定排列方式码放在托盘上，自动堆码，并且可在堆码多层后推出，然后被叉车运往仓库储存。

码垛机的使用可大大地减少劳动人员的数量和降低劳动强度，能最大限度的节省空间。

在当今竞争如此激烈的社会里，面粉袋码垛机是面粉生产线中的一套必不可少的重要设备。

1.2课题的意义
①方便面粉的生产，提高面粉行业的生产效率，更加方便人们的生活。

②采用全自动的面粉袋码垛机使面粉袋码垛方式的调整十分方便、简单。

③堆垛效率高，可大大节省人力资源，降低工人的劳动强度。

④自动化程度高，能够大大的提高生产效率。

1.3课题的设计目的
两年的机械类基础知识和一年半专业知识的学习，使我们拥有了一定的机械知识。

毕业设计的目的就是让我们充分运用学过的知识来完成自己所选题目所要求的设计，并对我们三年半的学习成果做一个检测。

我选择的课题是面粉袋码垛机设计，是工程机械类设计，就是运用机械设计，机械原理，机械控制，机械制图等知识来完成面粉袋码垛机的驱动系统，控制系统，执行系统的结构设计及一些校核计算等工作，温习和巩固我们学过的知识，并且培养我们设计简单机械的能力。

另外，可以培养我们在生产实践中学会进行调查研究、收集资料以及整理、分析、利用资料的能力；培养我们在生产实践中学会查阅外有关的技术文献并利用这些文献的能力，从而提高自学能力。

还能够很好的培养我们积极主动完成设计任务的责任心和敢于创新的精神。

1. 4课题的主要设计内容
本课题是面粉袋码垛机设计，主要的设计内容有
①该课题将要完成面粉袋码垛机的设计，该机用于将面粉袋码垛堆垛。

需要设计机械结构实现码垛操作，包括动力传递、摆放机构等的设计，也包括电气控制元件的选型。

②整机机械结构设计，完成总装图的设计、主要部装和零件图。

③手臂绕立柱的转动，通过齿轮传动机构，连杆机构或者其它合适的机构来
完成。

④手爪在手臂上的水平移动，通过导轨移动，丝杠螺母传动，或者齿轮齿条
传动机构等来完成
⑤手爪相对于手臂上的滑块的竖直方向的移动，通过齿轮齿条传动机构，或
者齿轮齿条传动机构来完成。

并且在采用齿轮齿条机构时需要两个齿轮分别安装在齿条的两侧，以防止齿条的受力不均造成损害。

⑥面粉袋在托盘上的90度交叉放置，通过不完全齿轮间歇机构来实现四袋
面粉的井字形放置
2 设计进度安排和任务书
2.1设计进度安排
表2-11
2.2设计任务分析
2.2.1本次毕业设计的任务
①该课题将要完成面粉袋码垛机设计，该机用于将面粉袋码垛堆垛。

需要设计机械结构实现码垛操作，包括动力传递、摆放机构等的设计，也包括电气控制元件的选型。

②整机机械结构设计，完成总装图的设计、主要部装和零件图。

③使学生经历机械设计的综合训练，回顾以前所学知识，并综合利用所学知识。

本课题内容包括机械传动和机械结构设计，没有参考图纸和资料，根据功能要求进行设计，完成规定任务。

2.2.2码垛机的技术要求
空面粉袋尺寸为：900*500(长*宽)（单位mm）;
装完面粉后的尺寸：800*400*150（长*宽*高）(单位mm);
码垛数量：只考虑码垛四袋面粉，即将四袋面粉呈井字型交叉放置在托盘上；
码垛范围：800*800*300（长*宽*高）（单位mm）;
装满面粉后面粉袋重量：50kg;
面粉袋的90度交叉放置：通过间歇运动家机构实现；
抓手形式：铲子式，工作时将面粉袋从传送带的末端铲起；
控制系统：整个机器需要控制系统的控制，但不作为设计内容。

2.2.3尺寸及动力分析
码垛机的运动由x方向的移动，z方向的移动，绕z方向的转动和手爪的间歇运动。

根据工作要求，设计码垛机的总体尺寸x方向的手臂的长度为1300mm;z 方向立柱的高度1500mm;
整个面粉袋码垛机需要四个电动机来驱动，根据工作需求都选用自带减速器的减速电机，自行选择减速电机的各项参数，具体位置电机的选择见后面的计算。

3 设计方案的确定
3.1总体方案的论证和选定
综合考虑各方面因素，想出了以下几种方案:
方案一：
如上图所示，这种手臂和机身的配置形式是立柱式，适合于回转型，俯仰型和屈伸型机械手，因而这是一种最常见的配置方式。

这种配置形式的手臂可以在水平面内回转，具有占地面积小，工作范围大的特点。

立柱可以安装在生产线的末端上，为一台机床服务，也可以在立柱上添加加行走装置，为多台机床服务。

如图所示即为单臂的立柱式机械手，它可以实现多个方向的运动。

绕竖直方向的转动既需要抓持机构的转动，也需要手臂绕立柱的转动。

把抓持机构安装在大臂的前端，使手爪可以绕小臂转动，由于要求面粉袋在托盘上能交错放置，所以手爪的转动使用间歇机构来实现。

但竖直方向的立柱可以固定不动，竖直方向的移动可以安置在小臂上，通过蜗轮蜗杆传动来实现。

水平方向的移动通过丝杠螺母传动来完成。

这四个运动都用伺服电动机来驱动。

方案二：
采用立柱式机械手来完成面粉袋的码垛。

竖直方向的运动采用凸轮机构来实现，其它的设计内容同上。

但凸轮机构中的凸轮不能做的太大，因此立柱的行程就不能保证达到要求的长度。

另外，大凸轮即使制造出来，也很难确保它的机械特性，从而影响到整个机器的使用寿命。

方案三：
如上图所示，手臂与机身的配置形式为屈伸式的，小臂相对于大臂可以做屈伸运动，大臂又可相对于机身做回转运动和俯仰运动。

因此手臂夹持中心的运动轨迹为一空间曲线。

这种配置方式能有效地利用空间，并能绕过障碍物夹持和送放工件，但机械手的结构比较复杂，无形中就增加了设计，加工，生产这种机械手的成本，也会使它的使用费用比较高，超过了大多数企业的支付能力，不利于这种机械手的推广利用。

方案四：
如图所示，这是一种框架式码垛机，在空间坐标系中可实现沿x,y,z轴三个方向的移动和绕z轴的转动，以保证在各个方向和位置的面粉袋的夹持，并且转动的手爪可以实现面粉袋在托盘上的交错放置。

导轨实现的是x,y轴方向的移动，需要通过伺服电动机来驱动。

Z轴方向的运动可以通过螺旋机构实现。

抓持
机构的安装如图所示，使手爪可以绕数值立柱转动，由于要求面粉袋在托盘上能交错放置，所以手爪的转动使用间歇机构来实现。

这种方案码垛机的设计比较简单，但占地面积比较大，且控制装置不好安装。

方案五：
面粉袋在托盘上的放置要求呈90度交错放置，可以采用间歇机构来实现。

而间歇机构也可以安装在托盘上，使托盘能够在恰当的时间转动来满足码垛的要求，这样一来机械手的设计制造变得简单了一些，但托盘的设计制造却变得复杂了，并且必要的时候还需要另一个控制系统，同时还使整个机构的占地面积增大了，不能满足机械设计的保持结构尽量紧凑，减少占有空间的要求。

方案六：
水平运动采用框架结构在导轨上实现，由伺服电动机来驱动。

竖直方向的运动采用曲柄连杆机构驱动，手抓的转动还由间歇机构来完成。

以上各种码垛机的控制系统都是由程序控制装置和位置检测装置组成。

程序控制装置指挥机械手按规定的程序进行运动，如动作顺序，运动时间，运动轨迹，运动速度等；位置检测装置是检测机械手的运动是否到达了确定的位置。

码垛机的主要控制元件，包括可编程控制器、变频调速控制器、接近开关，按钮开关和接线端子等。

高品质的硬件和由专家设计的专门控制软件相结合，实现了系统高度的自动化。

完善的安全联锁机制，可以对设备和操作人员提供保护。

图形显示触摸屏使码垛机操作简单，故障诊断容易，同时方便了检修和维护。

抓持机构的转动要通过电动机来驱动，电缆要用电刷。

长时间运转中需求的电缆要使用运动电缆，并且用拖链保护，用锁扣尽可能固定好电缆。

但综合各方面因素考虑，发现方案二中大凸轮制造困难，并且很难确保它的机械特性，从而影响到整个机器的使用寿命；方案三中的机械手虽然自动化程度非常高，但机械手的结构比较复杂，无形中就增加了设计，加工这种机械手的成本；方案四中框式码垛机设计比较简单，但占地面积比较大，且控制装置不好安装；方案五中将间歇机构安装在托盘上，减轻了手抓的设计复杂度，但却增大了托盘设计的复杂度，并且控制系统不能只用一套；方案六中连杆机构，结构简单，但要设计一定的运动轨迹的连杆机构却不是一件简单的事，并且占用的空间比较大。

所以方案一比较合适，自动化程度比较高，并且占地面积比较小。

3.2主要部件方案的确定
3.2.1水平方向的移动方案
手臂相对于立柱的运动采用齿轮传动，小齿轮为主动轮，由减速电机带动，大齿轮是一个齿圈，套在立柱上的一定位置，与小齿轮完成啮合，从而达到设计要求，满足设计需求。

3.2.2竖直方向的移动方案
手爪在手臂上的水平移动采用丝杠螺母传动完成，丝杠的转动通过齿轮传动实现，大齿轮安装在丝杠的一端，小齿轮为主动轮，由减速电机带动，与大齿轮啮合，从而带动丝杠转动满足设计要求。

3.2.3绕竖直方向的转动方案
手爪相对于手臂的上下移动通过齿轮齿条传动机构来实现，减速电动机带动齿轮转动，齿轮的转动引起齿条的上下移动，从而完成手抓的上下移动，以适应面粉袋高度的变化，更好的完成堆垛任务。

3.2.4实现面粉袋交错放置的方案确定
面粉袋在托盘上的90度交叉放置，通过采用不完全齿轮间歇机构来实现，四个面粉袋成井字形放置，不完全齿轮的示意图如下图3-1所示
图3-1
4 设计计算书
4.1齿轮传动的设计计算
4.1.1.驱动齿轮传动的电动机的选择
（1）电动机的类型的选择 按照设计要求，码垛机的工作需求以及电动机的最佳安装位置，选用自带减速器的R 系列的减速电机。

因为需要法兰装置将减速电机固定，所以选用RF 系列减速电机。

（2）电动机功率的确定
面粉袋码垛机手臂绕立柱转动所需的功率w
w
w w n T P η9550=
，式中
m N mm N mm N r F T r w ∙=∙===8.352352800120*2940;根据设计要求，m i n
/3r n w =，93.0=w η；所以KW n T P w w w w 119.093
.0*95503
*8.3529550===η。

由减速电机到齿轮的传动的总效率=ηr g ηη，g η为齿轮传动的效率，r η为滚动轴承的传动效率，查表1-15（机械传动和摩擦副的效率概略值）得97.0=g η，
98.0=r η，则=η9506.098.0*97.0==r g ηη。

那么减速电机的输出功率
KW P P w
m 1254.09506
.0119
.0==
=
η。

根据机械设计手册选定减速电机的额定功率为
KW P m 18.0=.
(3)电动机转速的确定
根据设计要求，大齿轮的转动速度min /3r n =，由于单级齿轮的传动比为
5~3=i ，则电动机的输出转速为min /15~9)5~3(*30r ni n ===，根据机械设
计手册选定减速电机的输出转速为min /130r n =。

综上所述所选的减速电机的型号为RF37-DR63M4。

4.1.2.选定齿轮材料，类型，齿数及精度等级
1）根据面粉袋码垛机的运动需要，选用直齿圆柱齿轮传动；
2）手臂相对于立柱的旋转速度并不高，故选用8级精度（GB10095—88）; 3）齿轮材料的选择，由表10-1选择大齿轮材料为45钢，调制处理，硬度达到240HBS,小齿轮的材料为40Cr ，调制处理，硬度达到280HBS,两者材料硬度相差为40HBS ，满足设计要求。

5）取齿轮的传动比为3.3=i ,选小齿轮齿数1Z =23，则大齿轮齿数
2Z =3.3*23=75.9,取762=z ；
6）齿轮的使用寿命为15年，设每年工作300天，每天工作8小时。

4.1.3.按齿根弯曲强度设计
设计公式为 3
2
11)][(2F
Sa
Fa d Y Y z KT m σΦ≥ （1）先试计算小齿轮的直径，
其计算公式为 32
2
][)1(132.21H d E
u Z u KT t d σΦ±≥
1）试选载荷系数t K =1.2;
2）小齿轮传递的转矩
1T =1
1310*9550n P =
mm N mm N ∙=∙5310*32.11318
.0*10*9550 3）由于小齿轮做悬臂布置，所以根据表10-7选齿宽系数为d Φ=0.6； 4）根据表10-6查得所选材料的弹性影响系数E Z =189.82
1MPa ；
5）根据表10-21d 按齿轮的齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限分别为2lim H σ=550Mpa ，1lim H σ=600Mpa; 6）小齿轮和大齿轮的应力循环次数
1N =60h jL n 1=60*13*1*（2*8*300*15）=5.616*710
2N =
3
10*616.57
=710*872.1 7）根据图10-19取小齿轮和大齿轮的接触疲劳寿命系数分别为
95.0;96.021==H N H N K K 。

8）取齿轮安全系数S=1.1，则大小齿轮接触疲劳许用应力
MPa MPa S K HN H 64.5231.1600
*96.0][1lim 11===
σσ MPa MPa s K HN H 4751
.1550
*95.0][2lim 22===
σσ 9）将][H σ中较小的值代入计算公式得
mm mm u Z u KT t d H d E
188.88475*3.3*6.08.189*3.4*10*32.1*2.132
.2][)1(32
.212
2
53
2
2
13
==Φ±≥σ
10）小齿轮的圆周速度 s m n d v t /06.060000
13
*188.88*1000
*601
1==
=
ππ
11）小齿轮宽度 mm mm d b t d 913.52188.88*6.01==∙Φ= 模数 mm mm z d m t t 834.323
188.8811===
齿高 mm mm m h t 627.8834.3*25.225.2=== 则小齿轮齿宽与齿高比为 222.10627
.8188.88==h b （2）.计算齿轮模数
1）根据图10-20c 查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3902=σ，
MPa FE 4901=σ；
2）根据图10-18取弯曲疲劳寿命系数95.0,93.021==FN FN K K ;
3）取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则由式10-12得弯曲疲劳许用应力
MPa S K FE FN F 54.3503
.1490
*93.0][111===
σσ MPa S K FE FN F 2853
.1390
*95.0][222===
σσ 4)根据小齿轮的圆周速度v=0.06m/s,齿轮精度为8级精度，由图10-8查得动载系数;001.1=v K 对于直齿轮，1==ααF H K K ;依据表10-2查得使用系数
00.1=A K ;根据表10-4用插值法查得精度为8级的齿轮传动，并且小齿轮悬臂布置时397.1=βH K ；由齿宽与齿高比
222.10=h
b
，397.1=βH K 查图10-13得321.1=βF K ;
可得载荷系数322.1321.1*1*001.1*00.1===βαF F V A K K K K K
5)根据表10-5通过直接查或用插值法球的得齿形系数
228.2,69.221==Fa Fa Y Y ;
应力校正系数762.1,575.121==Sa Sa Y Y 。

6)小齿轮的
012086.054.350575
.1*69.2][111==F Sa Fa Y Y σ 大齿轮的
0137745
.0285
762
.1*228.2][222==F Sa Fa Y Y σ 所以大齿轮的数值大
7）代入设计计算公式得
mm mm m 474.20137745.0*23
*6.010*32.1*322.1*22
5
3
=≥
将计算所得的模数就近圆整为标准值m=2. 5mm,根据以上计算所得的分度圆直径mm d 188.881=，算出小齿轮齿数
355
.2188.8811≈==
m d z 则大齿轮齿数5.11535*3.32==z ，取1162=z 4.1.4.计算大小齿轮的几何尺寸参数
（1）分度圆直径
mm
m z d mm m z d 2905.2*1165.875.2*352211======
（2）齿顶圆直径和齿根圆直径
m m
m c h z d m m m c h z d m m
m h z d m m
m h z d a f a f a a a a 75.2835.2*)25.0*22116()22(25.815.2*)25.0*2235()22(2955.2*)2116()2(5.925.2*)235()2(**22*
*
11*
22*
11=--=--==--=--==+=+==+=+=
（3）中心距 mm d d a 75.1882
290
5.87221=+=+=
（4）齿轮宽度mm d b d 5.525.87*6.01===φ 取mm B mm B 48,5321==
4.2 丝杠的设计与校核
4.2.1，螺杆和螺母材料的选择
查表5-11选择螺杆的材料为40Cr,螺纹部分采用表面淬火处理；选择螺母的材料为ZCuSn5Pb5Zn5（铸锡青铜）。

4.2.2.螺杆螺纹数据的初步设计与校核
选用梯形螺纹，根据国家标准（GB5796.3-86），试选螺杆螺纹的公称直径
mm d 40=，则其对应的其它参数为：螺距mm P 7=，中径mm d 5.362=,小径
mm d 323=；
（1）螺纹升角γ和当量摩擦角v ρ，及自锁性校核
061.05
.36*7
tan 2===
ππγd P ，则 493.3061.0arctan ==γ； 梯形螺纹的牙型角 30=α；
查表5-12知，螺杆-螺母材料为钢-青铜的摩擦系数为09.0=f ，则当量摩擦
角
323.515cos 09
.0arctan 2
cos arctan ===αρf v ； 由v ργ<知螺杆螺旋副满足自锁条件。

(2)螺杆上螺纹的轴向力的确定
假设在手臂上移动的手爪及其辅助机构的质量为m=150kg ，在设计中考虑留出预留量，则径向力mg F r δ=，取2=δ，则N m F r 29408.9*150*2===δ；根据力的合成原理，知其轴向力N N F F r a 34.179061.0*2940tan ===γ；
（3）螺纹副耐磨性计算 如下图所示：
螺旋副传动
螺纹工作面上的耐磨性条件是 ][22p hH
d P F hu d F A Q p a a ≤===
ππ 根据螺杆螺母的材料和螺旋副的转动速度较低，查表5-12，取滑动螺旋副材料的许用压力[p]=14Mpa,摩擦系数f=0.09;
对于整体螺母，磨损后不能调整间隙，为使受力分布比较均匀，螺纹工作圈数不能过多，故取6.1=φ，2/d H =φ，则mm d H 4.585.36*6.12===φ；
对于梯形螺纹，h=0.5P=0.5*7=3.5mm; 则][05356.04
.58*5.3*5.36*7
*34.1792p MPa hH d P F p a ≤===
ππ
所以此设计的螺纹满足耐磨性要求。

同时，螺纹工作圈数10343.87
4.58<===
P H u ,显然合格。

（4）驱动力矩T ，传动效率'η的计算 螺旋副的驱动力矩，即
mm N d F T v a
∙=+=+=616.507)323.5493.3tan(*2
5
.36*34.179)tan(22 ργ； 传动效率%357.39%100*)
323.5493.3tan(493.3tan )tan(tan '=+=+=
v ργγη； （5）螺杆的刚度校核
由表查得螺杆材料40Cr 的弹性模量MPa E 510*06.2=；
在长度为1m 左右的螺纹上，因为转矩T 和轴向载荷a F 的作用而产生的螺距变化量的和，
m Gd TP E d F a μππππλ036.2010*)5.36*1470*7*616.507*1610*06.2*5.36*34.179*4(10*)164(
6
4252642
2
22≈-=-=根据下表
得知设计的螺杆满足精度要求。

(6)螺杆强度的计算
根据第四强度理论求出危险截面的计算应力ca σ，其强度条件为
][)(3)(32222στσσ≤+=+=T ca W M
A F
螺杆所受的轴向压力N F a 34.179=； 螺纹杆的小径mm d 323=； 螺杆螺纹段的危险截面面积A=
23133.2532*4
4
mm d ==
π
π
；
螺杆螺纹段的抗扭截面系数333
3982.643332*16
16
mm d W T ==
=
π
π
；
查表5-8知材料为40Cr 的螺杆的屈服极限MPa s 640=σ；再由表5-13得螺杆的许用应力为MPa s
1604
640
5
~3][==
=
σσ； 将以上所得数据代入上式得
MPa MPa ca 1601433.7)982
.6433616.507(3)133.2553.179(
3
2≤=+=σ 所以满足强度要求。

(7)螺杆的稳定性校核 螺杆的稳定性条件为s a
cr
sc S F F S ≥=
；对于传导螺旋，螺杆稳定性安全系数
0.4~5.2=s S ；在这里取0.3=s S 。

临界载荷2
2)
(l EI F cr μπ=，式中E 为材料的弹性模量，E=2.06*5
10Mpa;I 为螺杆危险界面的惯性矩，44
4
3854.5147164
32*64
mm d I ==
=
ππ；由于螺杆的安装处于两
端固定状态，根据表5-14知螺杆的长度系数5.0=μ；螺杆的长度mm l 1200=;
则临界载荷N l EI F cr 801.290692)
1200*5.0(854
.51471*10*06.2*)(2
5222===πμπ; s a cr sc S F F S ≥===
188.161953
.179801
.290692,所以设计的螺杆满足稳定性要求。

综上所述，本次毕业设计所设计的螺杆螺纹的最终参数为公称直径
mm d 40=，螺距mm P 7=，中径mm d 5.362=,小径mm d 323=，螺纹升角
493.3=γ，当量摩擦角 323.5=v ρ。

4.2.3.螺母的参数选择及设计校核
（1）根据螺杆选择螺母的螺纹参数为公称直径mm d 40=，中径
mm D 5.362=，小径mm D 331=，螺距为mm P 7=。

螺杆与螺母的螺纹精度配合为：
7
8h H 。

（2）螺母的材料强度一般都低于螺杆的材料强度，所以要对螺母的螺纹牙进行强度校核。

如下图所示，是将螺母的一圈螺纹沿其大径展开，则可将这看成是宽度为D π的悬臂梁
螺母螺纹圈的受力
螺纹牙危险截面a-a 的剪切强度条件为][τπτ≤=
Dbu
F
；
弯曲强度条件为][62
b b u
Db l
F σπσ≤=
；
螺纹牙根部的厚度mm P b 55.47*65.065.0===； 弯曲力臂mm D D l 42
32
4022=-=-=
；
由表5-13查得螺母材料的许用切应力MPa 35][=τ；许用弯曲应力
MPa b 45][=σ；
螺纹工作圈数343.87
4
.58===
P H u ； 则螺母没全螺纹所受的平均压力N u F u Q F a 52.21343
.853
.179==
==； 根据剪切强度条件][0045.0343.8*55.4*40*52
.21τππτ≤===
MPa Dbu F ； 根据弯曲强度条件][0238.0343
.8*55.4*40*4
*52.21*662
2b b MPa u Db Fl σππσ≤===； 所以设计的螺母满足剪切强度和弯曲强度。

4.3 驱动丝杠螺母传动的齿轮的设计与校核
4.3.1驱动齿轮的电动机的选择
（1）电动机的类型的选择 按照设计要求，码垛机的工作需求以及电动机的最佳安装位置，选用自带减速器的S 系列的减速电机。

因为需要法兰装置将减速电机固定，所以选用SF 系列减速电机。

（2）电动机功率的确定 面粉袋码垛机工作所需的功率w
w
w w v F P η1000=，式中N F w 14708.9*150==;
根
据
设
计
要
求
，
s mm v w /5=，
93
.0=w η；所以
KW v F P w w w w 079.093
.0*100010*5*147010003
===-η。

由电动机到丝杠螺母副的传动的总效率=η'ηηηr g ，g η为齿轮传动的效率，
r η为滚动轴承的传动效率，'η为滑动丝杠的传动效率，查表1-15（机械传动和
摩擦副的效率概略值）得97.0=g η，98.0=r η，则
=η374.039357.0*98.0*97.0'==ηηηr g 。

那么减速电机的输出功率
KW P P w
m 211.0374
.0079
.0==
=
η。

根据机械设计手册选定减速电机的额定功率为KW P m 25.0=.
(3)电动机转速的确定
根据设计要求，螺母在丝杠上的移动速度s mm v w /5=，则转速
m i n /5.37r n =，由于单级齿轮的传动比为5~3=i ，则电动机的输出转速为
min /5.187~5,112)5~3(*5.370r ni n ===，根据机械设计手册选定减速电机的输出转速为min /1270r n =。

综上所述所选的减速电机的型号为SF37-DR63L4。

4.3.2.选定齿轮材料，类型，齿数及精度等级
1）根据丝杠螺母副的运动需要，选用直齿圆柱齿轮传动； 2)丝杠转动的速度并不高，故选用8级精度（GB10095—88）;
3)齿轮材料的选择，由表10-1选择大齿轮材料为45钢（调质），硬度为230HBS ，小齿轮的材料为40Cr （调质），硬度275HBS,,两者材料硬度差为45HBS;
4)选小齿轮齿数1Z =20，则大齿轮齿数2Z =3*20=60；
5)齿轮的使用寿命为15年，设每年工作300天，每天工作8小时。

4.3.3按齿根弯曲强度设计 设计公式为
3
2
11)][(2F
Sa
Fa d Y Y z KT m σΦ≥ （1）先试计算小齿轮的直径，
其计算公式为 32
2
][)1(132.21H d E
u Z u KT t d σΦ±≥
1）试选载荷系数t K =1.4; 2）小齿轮的转矩
1T =1
1310*9550n P =12725
.0*10*95503N ·mm=1.88*410N ·mm
3）由于小齿轮做悬臂布置，所以根据表10-7选齿宽系数为d Φ=0.6； 4）根据表10-6查得所选择的齿轮材料的弹性影响系数E Z =189.82
1
MPa ； 5）根据表10-21d 按齿轮的齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳极限分别为
2lim H σ=540Mpa ， 1lim H σ=580Mpa;。

6）大小齿轮的应力循环次数
1N =60h jL n 1=60*127*1*（2*8*300*15）=5.49*810
2N =
3
10*49.58
=810*83.1 7）根据图10-19取大小齿轮的接触疲劳寿命系数分别为
94.0;91.021==H N H N K K 。

8）取齿轮安全系数
S=1.1，则接触疲劳许用应力
MPa MPa S K HN H 82.4791.1580
*91.0][1lim 11===
σσ M P a M P a s K HN H 45.4611
.1540
*94.0][2lim 22===
σσ 9）将][H σ中较小的值代入计算公式得
mm mm u Z u KT t d H d E
807.4945
.461*3*6.08.189*4*10*88.1*4.132.2]
[)1(32
.212
2
43
2
2
13
==Φ±≥σ 10）小齿轮的圆周速度 s m n d v t /3312.060000
127
*807.49*1000
*601
1==
=
ππ
11）小齿轮宽度 mm mm d b t d 8842.29807.49*6.01==∙Φ= 模数 mm mm z d m t t 49.220
807
.4911===
齿高 mm mm m h t 6.549.2*25.225.2=== 则小齿轮齿宽与齿高比为 89.86
.5807
.49==h b （2）.计算齿轮模数
1）根据图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,4901MPa FE =σ大齿轮的弯曲疲劳极限为MPa FE 3902=σ；
2）根据图10-18取弯曲疲劳寿命系数94.0,88.021==FN FN K K ;
3）取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则由式10-12得弯曲疲劳许用应力
MPa S K FE FN F 3084
.1490*88.0][111===
σσ M P a S K FE FN F 857.2614
.1390
*94.0][222===
σσ 4)根据小齿轮的圆周速度v=0.3312m/s,齿轮精度为8级精度，由图10-8查得动载系数;01.1=v K 对于直齿轮，1==ααF H K K ;依据表10-2查得使用系数
00.1=A K ;根据表10-4用插值法查得精度为8级的齿轮传动，并且小齿轮悬臂布置时390.1=βH K ；由齿宽与齿高比
889.8=h
b
，390.1=βH K 查图10-13得288.1=βF K ;
可得载荷系数301.1288.1*1*01.1*00.1===βαF F V A K K K K K 5)由表10-5查得齿形系数 28.2,80.221==Fa Fa Y Y ;。