酒類封蓋機原創(chuàng)

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1、 摘 要 本設計為封蓋機設計，主要應用于白酒企業(yè)，對白酒進行封蓋，其生產(chǎn)率為2000瓶/小時，所適應的瓶高為60-100mm，瓶口直徑為Φ22-26mm。 該機器由電動機提供動力，電機選用鼠籠式三相異步電動機，工作時，通過兩條傳動鏈輸出：一條經(jīng)過一級帶傳動和蝸輪蝸桿減速器驅(qū)動曲柄滑塊機構使電動機轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)變?yōu)橹本€往復運動；另外一條是電動機通過兩級帶傳動驅(qū)動滾壓頭中心軸做旋轉(zhuǎn)運動，從而實現(xiàn)滾壓頭同時做旋轉(zhuǎn)、直線運動，實現(xiàn)對瓶口的封蓋。曲柄滑塊機構具有結構簡單、加工容易、維修方便、經(jīng)濟實用的優(yōu)點，在機械設備中應用廣泛。本設計中，通過對平面曲柄滑塊機構的數(shù)學建模，用MATLAB編程，輸入曲柄

2、滑塊機構的機構參數(shù)和運動參數(shù)，實現(xiàn)對整個機構運動過程的仿真分析。 關鍵詞：封蓋機；曲柄滑塊；蝸輪蝸桿；帶傳動 Abstract This design for sealing machine design, mainly applies in the liquor enterprise, to block of liquor, its productivity for 2000 bottles/hour, the bottle to high for 60-100mm, and the bottle to

3、 diameter for Φ22-26mm. This machine powered by motor, motor selection rat trap type three-phase asynchronous motor, working, this through two transmission chain output: One passing level 1 belt and worm reducer drive slider-crank mechanism for linear motor rotation transformation to reciprocating

4、 movement; another is the electromotor through two-stage belt drive roller head do rotational motion, so as to realize the pressure head also do roll rotation, linear motion, realizes to mouth sealing. Slider-crank mechanism has simple structure, easy processing, maintenance is convenient, economica

5、l and practical advantages, is widely used in mechanical equipment. This design, through the plane slider-crank mechanism mathematical modeling, MATLAB programming, input slider-crank mechanism structure parameters and the motion parameters of the whole organization, realize the movement process of

6、the simulation analysis. Keywords: Sealing machine; Slider-crank; Worm; Belt transmission 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 目 錄 I 第一章 緒論 1 第二章 總體方案設計 2 2.1 液壓傳動檔案 2 2.2 氣壓傳動方案 2 2.3 機械傳動方案 3 2.3.1 凸輪傳動機構 3 2.3.2曲柄滑塊傳動方案 4 2.4 設計創(chuàng)新型傳動方案 4 第三章 電動機的選擇 6 3.1電動機

7、類型的選擇 6 3.1.1電動機的容量選擇 6 3.1.2 確定電動機型號 7 3.1.3 電動機的外形尺寸 8 3.2 傳動系統(tǒng)運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 8 3.2.1 確定傳動系統(tǒng)各部分合理的傳動比 8 3.2.2 計算運動參數(shù)(各軸轉(zhuǎn)速) 9 3.2.3 計算動力參數(shù) 9 第4章 帶傳動的設計及計算 11 4.1 確定設計的功率 11 4.2 選擇帶型 11 4.3 確定帶輪基準直徑 12 4.3.1 初選小帶輪基準直徑 13 4.3.2 驗算帶速 13 4.3.3 計算大帶輪基準直徑 13 4.3.4 確定中心距和帶的基準長度 1

8、3 4.3.5 驗算主動輪包角 14 4.3.6 確定帶的根數(shù) 15 4.3.7 確定帶的預緊力 15 4.3.8 計算帶傳動作用在軸上的力 16 4.4 帶輪結構的設計 16 4.4.1 小帶輪結構設計 16 4.4.2 大帶輪結構設計 18 第5章 蝸桿傳動設計 20 5.1蝸桿傳動類型選擇 20 5.2 選擇材料 21 5.3 蝸桿傳動的主要參數(shù)及其選擇 21 5.3.1 模數(shù)和壓力角 22 5.3.2 蝸桿的分度圓直徑 22 5.3.3 蝸桿頭數(shù) 23 5.3.4 導程角 23 5.3.5 傳動比和齒數(shù)比 23 5.3.6

9、 蝸輪齒數(shù) 24 5.3.7 蝸桿傳動的標準中心距 24 5.3.8 參數(shù)的選定 24 5.4 蝸桿傳動的幾何尺寸計算 24 5.4.1 蝸桿傳動的受力分析 27 5.4.2 蝸輪齒面接觸疲勞強度計算 29 5.4.3 蝸輪齒根彎曲疲勞強度計算 31 5.4.4蝸桿的剛度計算 31 5.4.5蝸桿傳動滑動速度計算 32 第六章 勻速直線往復機構的設計與計算 34 6.1 齒輪類型的選擇 34 6.2 往復運動的行程設計 35 6.3 360度全齒齒輪的設計 35 6.4 180度版齒輪的設計 41 6.5齒條長度的設計 44 結 論 45

10、參考文獻 46 致 謝 48 第一章 緒論 技術工藝，是衡量一個企業(yè)能否具有先進性，能否具備市場上的競爭力，能否不斷領先于同等競爭者重要的指標依據(jù)。隨著我國酒類封蓋機市場的快速發(fā)展，與之有關的核心技術的應用與研發(fā)能力必將成為相關業(yè)內(nèi)企業(yè)的關注焦點。了解世界酒類封蓋機制造生產(chǎn)的核心技術研發(fā)方向，工藝設備，技術應用及其趨勢對于產(chǎn)品企業(yè)提升技術規(guī)格精度，提高了市場的競爭力也起著關鍵作用。 酒類瓶蓋作為產(chǎn)品包裝重要部分，它所具備的功能主要有兩點：一是對產(chǎn)品的密封性，對酒類起保護作用，這是酒類瓶蓋的最基本的功能，也是企業(yè)最容易

11、做的；二是產(chǎn)品的美觀性，作為酒類包裝不可缺少的一部分，小小酒瓶蓋可以起到為產(chǎn)品的畫龍點睛作用。 隨著我國人民生活水平的不斷提高，對灌裝類飲料的需求不斷加大。目前我國已經(jīng)引進多條高速灌裝自動線，對啤酒、汽水等消耗量大且?guī)в袣怏w的封蓋機已經(jīng)形成了一定規(guī)模，但白酒、葡萄酒等高檔無氣體酒類封蓋幾乎不成體系和規(guī)模，與世界水平還有很大距離，而且國產(chǎn)產(chǎn)品技術含量不高，為此，設計一款封蓋機，該類封蓋機可以一次完成加工，經(jīng)濟快速，容易調(diào)整，操作簡單，維修方便的封蓋機。 第二章 總體方案設計 封蓋機的主要運動機

12、構有兩個部分，分別是封頭的上下往復運動和滾壓封頭的旋轉(zhuǎn)運動，滾壓封頭的旋轉(zhuǎn)運動主要是由電動機帶動，而滾壓封頭的上下往復運動現(xiàn)主要有液壓傳動、氣動傳動和機械傳動三大類，設計的難點在于選擇合適的能使?jié)L壓封頭上下往復運動最佳方案。 2.1 液壓傳動檔案 選擇合適規(guī)格的液壓缸，用手動換向閥進行手動控制滾壓封頭，手動換向閥也可以改為電氣控制的換向閥，從而實現(xiàn)自動連續(xù)封蓋，提高效率。封蓋機采用液壓傳動，可使機器工作平穩(wěn)、質(zhì)量輕、慣性小、反應快、安全可靠。但是液壓系統(tǒng)對液壓元件在制造精度上要求較高、造價高，而且對工作介質(zhì)的污染比較敏感，溫度的變化很大程度影響封蓋機的穩(wěn)定性和精度，并且在在工作中伴

13、有加大的能量損失。需要有液壓泵和較大的油箱以及輸送的管道，需要加大的空間。同時，由于采用液壓系統(tǒng)泄漏也是不可以避免的，泄漏會對使用性的產(chǎn)品產(chǎn)生較大的污染，因此，本封蓋機為了節(jié)約空間、防止對產(chǎn)品的污染，不宜選用液壓傳動方案。 2.2 氣壓傳動方案 氣壓傳動方案是選擇合適的氣壓缸，用手動換向閥人工操作實現(xiàn)氣壓缸的伸長和縮短，從而帶著滾壓封頭實現(xiàn)上下往復運動，也可以使用電氣控制換向閥，實現(xiàn)自動化操作，以便提高生產(chǎn)效率。 封蓋機采用氣壓傳動方案，可以是機器工作平穩(wěn)、質(zhì)量輕、慣性小、反應快、不涉及到液壓油的泄漏等問題。 但是，封蓋機采用氣壓傳動方案，要有與氣壓缸相配套的氣壓泵和密

14、閉的容氣罐，但是氣壓泵工作的時候會對生產(chǎn)車間產(chǎn)生較大的噪音污染，同時與氣壓缸相連的管線和各種控制閥的精度要求較高，造價高，時間長會產(chǎn)生氣體泄漏的現(xiàn)象，所以考慮到聲音污染，成本造價較高，日常的維護費用較高，所以本設計的封蓋機，不宜采用氣壓傳動方案。 2.3 機械傳動方案 在機械傳動方案中，能夠?qū)嵽D(zhuǎn)動變?yōu)橹本€往復運動的機構有凸輪滑塊機構和曲柄滑塊機構兩類常見的運動機構。 2.3.1 凸輪傳動機構 圖2-1 凸輪機構原理圖 凸輪機構的工作原理如圖2-1所示，凸輪可以是圓形，也可以是橢圓形，但是凸輪的支撐點一般不在幾何中心上，即凸輪的支撐點到凸輪的邊緣的距離是不等的。有一

15、個最小的距離和一個最大距離，對于對心凸輪來說凸輪帶動的滑塊的最大行程。 選擇凸輪機構主要優(yōu)點是只要適當?shù)脑O計出凸輪形狀輪廓曲線，就可以使推桿帶動滑塊得到多種預期的運動軌跡，而且響應快速，結構簡單并且緊湊，設計方便。 凸輪機構的主要缺點：1) 凸輪與從動件間為點或線接觸，易磨損，只宜用于傳動力不太大的場合； 　　2) 凸輪輪廓精度要求較高，需用數(shù)控機床進行加工；3) 從動件的行程不能過大，否則會使凸輪變得笨重。 因為凸輪機構的行程不能太大，所以此封蓋機的設計不宜采取凸輪機構帶動滾壓封頭的上下運動。 2.3.2曲柄滑塊傳動方案 圖2-2曲柄滑塊機構原理圖 曲

16、柄滑塊機構的工作原理如圖2-2所示，通過主軸轉(zhuǎn)動帶動曲柄轉(zhuǎn)動，曲柄通過連桿的帶動使滑塊作上下往復運動。 曲柄滑塊機構具有磨損輕、壽命長、便于潤滑，低副易于加工、可獲得較高精度、成本低，桿可較長。 但是封蓋機產(chǎn)生的螺紋應該是標準的螺紋，而采用的曲柄滑塊機構可以做往復直線運動，但是滑塊產(chǎn)生的速度是變速運動，速度不是恒定的，所以封蓋機的滾壓封頭在曲柄滑塊的帶動下做的上下運動不是勻速的，而滾壓封頭的旋轉(zhuǎn)的速度由于是電動機的傳遞的，所以滾壓封頭的旋轉(zhuǎn)是勻速的轉(zhuǎn)動。這樣在一個勻速轉(zhuǎn)動和一個不勻速下降的的合成下產(chǎn)生的螺旋線不是標準的螺旋線。所以要設計先進的封蓋機設備，要產(chǎn)生的螺旋線必須是標準的，

17、為了得到標準的螺旋線也不宜采取曲柄滑塊機構。 2.4 設計創(chuàng)新型傳動方案 為了要使設計出的封蓋機具有一定的市場競爭力封蓋機，就要設計出可以產(chǎn)生標準螺旋線的封蓋機，關鍵在于設計出具有勻速往復直線運動的機構用以傳動。 圖2-3 勻速往復直線運動機構 1—往復齒條、2—右移半邊齒輪、3—右移輸入齒輪、4—右移輸入軸、5—輸入齒輪、6—輸入軸、7—墮輪、8—墮輪軸、9—左移輸入軸、10—左移輸入齒輪、11—左移半邊齒輪、 一種等速往復直線機構如圖2-3所示，包括往復齒條(1)、右移半邊齒輪(2)、左移半邊齒輪(11)、輸入齒輪(5)，所述輸入齒輪(5)與右移輸入齒輪(3)嚙合，所

18、述右移輸入齒輪(3)與所述右移半邊齒輪(2)固定在右移輸入軸(4)上，所述右移半邊齒輪(2)與所述往復齒條(1)嚙合，所述往復齒條(1)與所述左移半邊齒輪(11)嚙合，所述左移半邊齒輪(11)與左移輸入齒輪(10)固定在左移輸入軸(9)上，所述左移輸入齒輪(10) 與墮輪(7)嚙合，所述墮輪(7)與所述輸入齒輪(5)嚙合，其特征在于：所述右移半邊齒輪(2)和所述左移半邊齒輪(11)的大小一致帶齒弧度為180度相位相差180度且不同時與所述往復齒條(1)嚙合，所述右移輸入齒輪(3)與所述左移輸入齒輪(10)大小和齒數(shù)一致，所述輸入齒輪(5)與所述墮輪(7)大小和齒數(shù)一致。右移半邊齒輪(2)與所述

19、左移半邊齒輪(11)分別在雙側(cè)為所述往復齒條(1)的兩側(cè)，所述輸入齒輪(5)與所述左移輸入齒輪(10)、右移輸入齒輪(3)嚙合，所述右移半邊齒輪(2)與所述左移半邊齒輪(11)等速同向旋轉(zhuǎn)且?guī)X部分交替與所述往復齒條(1)嚙合，使得齒條得到一個勻速直線往復運動。 第三章 電動機的選擇 3.1電動機類型的選擇 本設計所選電動機應從多方面考慮。電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源,因此,無特殊要求時,均應采用三相交流電動機。交流電動機又分為異步電動機和同步電動機，同步電動機常用于轉(zhuǎn)速不隨負載變化情況下，而本設計沒有這方

20、面要求，所以選異步電動機。三相異步電動機又分為鼠籠式和繞線式，本設計對調(diào)速性能、啟動轉(zhuǎn)矩要求不高，通常選用普通三相鼠籠式異步電動機。并且異步電動機的優(yōu)點有結構簡單、容易制造、價格低廉、運行可靠、堅固耐用、運行效率較高且適用性強。 Y系列三相籠型異步電動機是一般用途的全封閉自扇冷式電動機，由于其結構簡單、工作可靠、價格低廉、維修方便，因此廣泛應用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，如金屬切削機床、運輸機、風機、攪拌機等。 根據(jù)Y系列三相異步電動機的技術數(shù)據(jù)和相關手冊Y2系列比較適合我所設計的防盜式封蓋機。 Y2系列電動機是Y系列電動機的更新?lián)Q代產(chǎn)品，是一般用途的全封閉

21、自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。它是我國九十年代最新產(chǎn)品，其整體水平已達到國外同類產(chǎn)品九十年代初的水平。該產(chǎn)品應用于國民經(jīng)濟各個領域，如機床、水泵、風機、壓縮機，封閉式還可適用于灰塵較多、水土飛濺、含易燃、易爆或腐蝕性氣體的場合。 3.1.1電動機的容量選擇 電動機的容量選擇的是否合適,對電動機的正常工作和經(jīng)濟性都有影響。容量選的過小,不能保證工作機的正常的工作或使電動機因過載而過早的損壞;而容量選的過大,則電動機的價格較高,能力又不能充分利用,而且由于電動機經(jīng)常不滿載運行,其效率和功率因數(shù)都較低,增加電能消耗而造成能源的浪費。選擇電動機功率時，除了考慮溫升外還要考慮過載能力和起動能

22、力，電動機達到穩(wěn)定溫升后如果負載減小或停止工作則電動機的發(fā)熱量將小于散熱量，電機溫度會下降，最后穩(wěn)定于較低的穩(wěn)定溫升，這個溫升下降過程叫電動機的冷卻，常見的電動機工作方式；連續(xù)工作制；短時工作制；斷續(xù)周期工作制；我設計所需要的是的是連續(xù)工作。 Y2系列電動機額定電壓為380V，額定頻率為50Hz。在380V電壓下，鼠籠式異步電動機功率為0.37~320kW。本設計為小型機械，對功率要求不高，并參考工廠樣機，選取功率為0.37kW。 3.1.2 確定電動機型號 功率為0.37kW的Y2系列電動機有如下幾款： 表3-1 電機主要參數(shù) 型號 額定功率 額定電流 轉(zhuǎn)速 效率 功率

23、因數(shù) 最大扭矩 最小扭矩 空載噪聲 Y2-80M1-6 0.37 1.3 900 62.0 0.7 2 1.5 54 Y2-71M2-4 0.37 1.0 1380 67.0 0.75 2.2 1.7 55 Y2-71M1-2 0.37 1.0 2820 70.0 0.81 2.2 1.6 64 根據(jù)任務書技術參數(shù)，生產(chǎn)率：QT=2000瓶/小時 QT=瓶/min=33.3瓶/min 可取：QT=34瓶/min 本設計執(zhí)行機構為曲柄滑塊機構，活動

24、支架帶動滾壓頭做上下的往復運動，相當于滑塊帶動滾壓頭，滑塊每往返一次為一個工作循環(huán)。同時，曲柄也旋轉(zhuǎn)一周，每轉(zhuǎn)一周完成一次封蓋。 曲柄轉(zhuǎn)速可求得，即r/min 蝸輪轉(zhuǎn)速r/min 本設計減速傳動鏈為二級減速，由V帶傳動，蝸輪蝸桿減速器組成。 選取V帶傳動比=1~2，蝸輪蝸桿減速器傳動比=7~40，則總傳動比的范圍=7~80，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為： = =(7~80)20 =(140~1600)r/min 根據(jù)表3-1，選取Y2-71M2-4型電機較為合適，其參數(shù)為：額定功率0.37kW，轉(zhuǎn)速1380r/min，效率67.0％，功率因數(shù)0.75，扭矩范圍1.7~2.2。 3.

25、1.3 電動機的外形尺寸 圖3-1 Y2型三相異步電動機 表3-2 Y2-71M2-4型電機安裝尺寸（單位：mm） 型號 尺 寸 H A B C D E F×GD G AD AC HD L 80 125 100 50 19 40 6×6 15.5 145 87.5 220 295 3.2 傳動系統(tǒng)運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 3.2.1 確定傳動系統(tǒng)各部分合理的傳動比 總傳動比：

26、 （3-1） 式中 n1——電動機輸出轉(zhuǎn)速 np——蝸輪輸出軸轉(zhuǎn)速 將r/min，=1380r/min代入公式（2-12）得id==69 各部分傳動比： （3-2） 式中 為V帶傳動比 為蝸輪蝸桿傳動比 選取=2；==34.5 3.2.2 計算運動參數(shù)(各軸轉(zhuǎn)速) 小帶輪輸入軸（電動機輸出軸）轉(zhuǎn)速： =1380r/min 蝸桿轉(zhuǎn)速： ==690r/min 蝸輪輸出軸轉(zhuǎn)速： r/min 3.2.3 計算動力參數(shù) 查機械設計通用手冊得各部件傳動效率為： V帶傳動：0.85~0.9

27、5 取=0.94 蝸輪蝸桿傳動： ％ （3-3） ％=0.84 軸承傳動：0.97~0.99 取=0.98 另外，電動機的效率為67.0％。 則電動機輸出軸、蝸桿、蝸輪輸出軸三軸的功率分別為： 電動機輸出軸： =×=0.37×0.67=0.25kW 蝸桿： =××=0.37×0.67×0.94=0.23kW 蝸輪輸出軸： =×××=0.23×0.84×0.98×0.98=0.19kW 電機軸： =9550×=9550×=1.73N?m 蝸 桿： =9550×=9550×=3.18N?m 蝸輪輸出軸：

28、 =9550×=9550×=90.725N?m 第4章 帶傳動的設計及計算 本封蓋機為了將電動機的運動形式轉(zhuǎn)化到蝸輪蝸桿上采用的是V帶傳遞，V帶具有傳遞功率高，抗拉伸強度大，可有有效的緩解機器的沖擊等優(yōu)點。所以采用V帶連接傳動。 4.1 確定設計的功率 =1.10.37=0.407kW≈0.41kW 式中 ——工況系數(shù) ——傳動功率（kW） 查機械設計手冊第3卷，表13-1-11，載荷變動小

29、，每天工作時間小于10小時，取=1.1。 4.2 選擇帶型 普通三角膠帶有簾布的和線繩的兩種結構形式，其橫斷面為梯形。簾布結構的三角膠帶由包布層、伸張層、強力層和壓縮層四部分組成，強力層則由膠簾布組成。線繩結構的三角膠帶由包布層、伸張層、強力層、緩沖層和壓縮層五部分組成，強力層則有膠線繩組成。線繩結構的三角膠帶，其曲撓性能較好，適用于帶輪直徑較小及較高轉(zhuǎn)速的傳動中，但其扯斷強度低。簾布結構的三角膠帶，曲撓性能差，但扯斷強度高，是用于復合強度大的傳動，多根組合可以抵消單根V帶的非一致性的振動可以相互抵消并減至最低。相鄰的兩根V帶其上部分內(nèi)側(cè)各有垂直面，使連接層和帶輪的外圓表面留有足夠空間，

30、可以避免V帶連接層和帶輪發(fā)生的摩擦及其由于帶輪的外圓的不規(guī)則從而頂住或者撕開V帶的連接層，并可以容納雜物。整體性好，受力均勻，運行平穩(wěn)，承載力高，壽命長，適合于大功率傳動。V帶具有摩擦系數(shù)大，彎曲損耗小，傳動效率高等特點；能吸收傳動振動噪音，使用壽命大，耐疲勞達108以上。 因此，本設計封蓋機選用簾布結構的三角V帶。 圖4-1 V帶結構 根據(jù)=0.41kW和主動帶輪（小帶輪）轉(zhuǎn)速==1380r/min，查機械設計手冊圖13-1-2中選取Z型V帶。 普通Z型V帶截面尺寸如圖4-2： 圖4-2 普通V帶截面圖 其中： 4.3 確定帶輪基準直徑

31、 4.3.1 初選小帶輪基準直徑 類比相關機器，參考機械設計手冊表13-1-6，初選小帶輪基準直徑為=80mm，外徑=84mm。 4.3.2 驗算帶速 ==5.78m/s 滿足 5m/s25m/s 4.3.3 計算大帶輪基準直徑 =×（1－）× =2 ×（1－0.015）×80 =157.6mm 式中 ——彈性滑動系數(shù)，=0.01~0.02 根據(jù)機械設計手冊表13-1-6，取=160mm 4.3.4 確定中心距和帶的基準長

32、度 初定中心距： 0.7（+）＜＜2（+） 0.7（80+160）＜＜2（80+160） 168mm＜＜480mm 初步選取=200mm 根據(jù)帶傳動幾何關系，按下式計算帶的基準長度： = =mm =784.8mm 參考機械設計手冊表13-1-3，選取=800mm 計算中心距： =mm

33、 =207.6mm 取=208mm，由于V帶的中心距一般是可以調(diào)整的，其范圍如下： = =mm =196mm = =mm=232mm 中心距變化范圍為：196mm~232mm 4.3.5 驗算主動輪包角 小帶輪包角： = = 主動輪包角滿足要求 4.3.6 確定帶的根數(shù) V帶根數(shù)公式： （4

34、-1） 式中 ——包角修正系數(shù)，查機械設計通用手冊得0.94 ——帶長修正系數(shù)，查機械設計通用手冊得1.00 ——單根V帶的額定功率，查機械設計通用手冊得0.30kW ——單根V帶額定功率的增量，查機械設計通用手冊得0.03kW 代入數(shù)據(jù)得： =1.32 取=2根。 4.3.7 確定帶的預緊力 單根V帶預緊力： （4-2） 式中：——V帶單位長度的質(zhì)量，查機械設計手冊得0.06kg/m。 代入數(shù)據(jù)得： =31.43

35、N 由于新帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時的預緊力應為上述預緊力的1.5倍。 4.3.8 計算帶傳動作用在軸上的力 為了設計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的力。 有效圓周力： =N =70.93N 如果不考慮帶的兩邊的拉力差，則壓軸力可以近似的按帶的預緊力的合力來計算。 作用在軸上的壓軸力： ==123.29N

36、 ==184.94N 4.4 帶輪結構的設計 4.4.1 小帶輪結構設計 由于帶速=5.78m/s＜20m/s，可選用HT150。 根據(jù)小帶輪基準直徑、槽型為Z型、孔徑（為電動機輸出軸直徑D），查機械設計手冊表13-1-7，確定該帶輪選用實心輪。 查表13-1-5得，輪槽尺寸如下： 圖4-3 輪槽結構 輪槽基準寬度 =8.5mm 槽口寬度 10.1mm 基準線上槽深 =2.0mm，取=2.0mm 基準線下槽深 =7.0mm，取=8.0mm 槽間距 =12±0.3mm 第一槽對稱

37、面至端面的距離 =7.0mm，取=8.0mm 最小輪緣厚 =5.5mm 輪槽角 =38° ===28mm 帶輪外徑 ==80+22=84mm 輪緣外徑 == ×19mm=34.2~38mm 帶輪總厚度 ==×19mm=28.5~38mm 圖4-4 小帶輪結構 4.4.2 大帶輪結構設計 同小帶輪，帶速=5.78m/s＜20m/s，可選用HT150。 根據(jù)大帶輪基準直徑、槽型為Z型、孔徑選取與小帶輪相同，查機械設計手冊表13-1-7，確定該帶輪選用輻板式，腹板厚度S=9mm。 輪槽尺寸與小帶輪相同。

38、 帶輪寬 ===28mm 帶輪外徑 ==160+22=164mm 輪緣外徑 == ×19mm=34.2~38mm 帶輪總厚度==×19mm=28.5~38mm 圖4-5 大帶輪結構 第5章 蝸桿傳動設計 根據(jù)本設計所要實現(xiàn)要求，減速裝置需要兩軸為交錯形式，故可選用圓錐齒輪減速或蝸桿傳動減速。此外，本設計所要實現(xiàn)電動機轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)變?yōu)榛瑝K直線運動所需的傳動比較大，選圓錐齒輪減速不易實現(xiàn)。因此，選用蝸桿傳動減速。 蝸桿傳動是在空間交錯的兩軸間傳遞運動和動力的一種傳動，兩軸線交錯的夾角可為任意值，常用的為900

39、。蝸桿為單個頭數(shù)時，對應蝸桿每旋轉(zhuǎn)一周，蝸輪僅僅轉(zhuǎn)過單個齒距，因而產(chǎn)生的傳動比較大。由于傳動比大，零件數(shù)目又少，因而結構很緊湊。在蝸桿與蝸輪嚙合時，由于蝸桿齒是螺旋形的、連續(xù)不斷的，它與蝸輪齒的嚙合是漸入漸出的，同時嚙合的齒數(shù)較多，故所受載荷小，沖擊小，傳動平穩(wěn)，噪聲低。 5.1蝸桿傳動類型選擇 蝸桿分類可分為很多種。其中，最常用的是圓柱蝸桿、雙導程圓柱蝸桿、平面齒圓柱齒輪包絡蝸桿、蝸桿斜齒輪等四大類 類型 普通圓柱蝸桿傳動 雙導程圓柱蝸桿傳動 平面齒圓柱齒輪包絡蝸桿傳動 蝸桿斜齒輪傳動 特點 具有蝸桿傳動的一般有缺點，但控制齒側(cè)間隙較困難 與普通圓柱蝸桿傳動相比，能方便地

40、控制齒側(cè)間隙，在調(diào)整齒側(cè)間隙后能保持正確嚙合關系，有利于保持運動精度 比普通蝸桿傳動的承載能力大，傳動效率高，精度保持性好。制造工藝簡單齒輪和蝸桿都能磨合，可得到很高的精度。直尺平面齒包絡蝸桿傳動還可調(diào)整齒側(cè)間隙 制造簡單、裝拆方便，但為點接觸，不能承受大的載荷 應用范圍 一般用于進給傳動機構、分配軸傳動、快速移動機構和夾緊機構傳動以及低速主傳動中。高精度的普通圓柱蝸桿傳動也有用于分度傳動 用于分度傳動或其他需要精確控制齒側(cè)間隙的機構中 既適用于分度傳動，又適用于動力傳動。特別適用于制造簡單或少量的高精度分度傳動副 用于手動機構和受力小的進給機構傳動 根據(jù)蝸桿形狀的不同，蝸

41、桿傳動可以分為圓柱蝸桿傳動，環(huán)面蝸桿傳動和錐蝸桿傳動等。其中，圓柱蝸桿傳動是常用。圓柱蝸桿傳動包括普通圓柱蝸桿傳動和圓弧蝸桿傳動兩類。 5.2 選擇材料 為了長期保持分度蝸桿傳動副精度，制造蝸桿與蝸輪齒圈的材料必須耐磨，才不致在短期內(nèi)磨順而喪失精度；同時還要求在潤滑情況下，傳動副的摩擦系數(shù)較小。從工藝上看，要求材料具有良好的加工性，已獲得最高的精度和表面光潔度?；谶@些要求，蝸桿才能選出合理得制造材料。 蝸桿一般是用碳鋼或合金鋼制成。轉(zhuǎn)速高、載荷重的蝸桿常用15Cr或20Cr，并經(jīng)滲碳淬火；也可用40、45鋼或40Cr并經(jīng)淬火。這樣可以提高表面硬度，增加耐磨性。通常要求蝸桿淬火

42、后的硬度為40~55HRC，經(jīng)氮化處理后的硬度為55~62HRC。一般不太重要的低速中載的蝸桿，可采用40或45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其硬度為220~300HBS。 常用的蝸輪材料有鑄造錫青銅（ZCuSn10P1，ZCuSn5Pb5Zn5）、鑄造鋁鐵青銅（ZCuAl10Fe3）及灰鑄鐵（HT150、HT200）等。錫青銅耐磨性最好，但價格較高，用于滑動速度m/s的重要傳動；鋁鐵青銅的耐磨性較錫青銅差一些，但是價格便宜，一般用于滑動速度m/s的傳動中；如果滑動速度不是很高（m/s），對效率要求也不高時，可采用灰鑄鐵。一般蝸輪都對其進行時效處理，這樣可以防止其變形。 因此，考慮到此設計中蝸桿傳動功

43、率不大，速度不高，故蝸桿采用45鋼；因希望效率高些,耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45～55HRC。蝸輪用鑄造錫青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。由于有色金屬較貴重，考慮到經(jīng)濟性，僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT150制造。 5.3 蝸桿傳動的主要參數(shù)及其選擇 如圖5-2所示，在中間的平面上，蝸桿的傳動相當于標準齒條和齒輪的有效的嚙合傳動。所以在設計蝸桿的傳動時，均取中間的平面上重要參數(shù)（如模數(shù)，壓力角等）和尺寸（如齒頂圓，分度圓等）為基準。 圖5-2 普通圓柱蝸桿傳動 普通圓柱蝸桿的傳動重要參數(shù)主要有模數(shù)m，壓力角，蝸桿的頭數(shù)，蝸輪的齒數(shù)及蝸桿直徑等。進行設計

44、蝸桿的傳動時，要正確的選擇重要參數(shù)。 5.3.1 模數(shù)和壓力角 蝸桿的傳動幾何尺寸要以模數(shù)為主要的設計參數(shù)，蝸桿與蝸輪的嚙合，在中間的平面上，蝸桿的軸面模數(shù)，壓力角與蝸輪端面的模數(shù)和壓力角均相等，即 == 漸開線蝸桿（ZI蝸桿）的法向壓力角為標準值（200），蝸桿軸向壓力角與法向壓力角的關系為 式中，為導程角。 5.3.2 蝸桿的分度圓直徑 在蝸桿的傳動中，為了有效保證蝸桿和配對蝸輪有效正確嚙合，用蝸桿有同樣的尺寸蝸輪滾刀用來加工并與其相對的蝸輪。這樣，一種尺寸標準蝸桿，就要有一種相對應的標準蝸輪滾刀。對于同樣的模數(shù)，可以有多種不同直徑相對應的蝸桿，因而對任意模數(shù)的渦

45、輪就要有很多的蝸輪滾刀。顯然，這樣地很不經(jīng)濟的。為了有效限制蝸輪的滾刀數(shù)目以便于滾刀工具的標準化，就對每一標準模數(shù)規(guī)定了一定數(shù)量的蝸桿分度圓直徑而把比值稱為蝸桿的直徑系數(shù)。與q已有標準值，常用的標準模數(shù)m和蝸桿分度圓直徑及直徑系數(shù)q，可參考GB/T 10085-1988。 5.3.3 蝸桿頭數(shù) 根據(jù)機床傳動系統(tǒng)設計所定的分度副傳動比i=Z2/Z1確定。為了使蝸桿傳動副能得到最高的制造精度，分度副基本上采用彈頭蝸桿，即Z1=1。 5.3.4 導程角 蝸桿的直徑系數(shù)q和蝸桿頭數(shù)選定之后蝸桿分度圓柱上的導程角也就確定了，如圖5-3所示， 圖5-3 導程角與導程的關系

46、式中，為蝸桿軸向齒距。 5.3.5 傳動比和齒數(shù)比 傳動比 式中 、分別為蝸桿和蝸輪的轉(zhuǎn)速(r/min) 齒數(shù)比 式中 為蝸輪的齒數(shù)。 當蝸桿為主動時： 5.3.6 蝸輪齒數(shù) 蝸輪齒數(shù)要依據(jù)傳動比確定。為了有效避免用蝸輪滾刀的切制蝸輪過程產(chǎn)生根切和干涉，理論上應使17。但當<26時，嚙合區(qū)應顯著減小，將影響傳動的平穩(wěn)性，而在30時，則可始終保持有兩對以上的齒嚙合，所以通常規(guī)定大于28。 5.3.7 蝸桿傳動的標準中心距 標準中心距可根據(jù)GB/T 10085-19

47、88選取。 5.3.8 參數(shù)的選定 根據(jù)傳動方案要求，該減速器所要達到傳動比為=20.5。根據(jù)GB/T 10085-1988，并參考工廠機器，選取中心距=63mm，模數(shù)=2.5mm，法向壓力角=20°，蝸桿分度圓直徑=25mm，蝸桿頭數(shù)=2，蝸輪齒數(shù)=41，蝸輪變位系數(shù)= 5.4 蝸桿傳動的幾何尺寸計算 蝸桿傳動的幾何尺寸，如圖5-4所示： 圖5-4 蝸桿傳動基本幾何尺寸 齒數(shù)比 （蝸桿主動） 蝸桿直徑系數(shù) ==10 蝸桿軸向齒距 ==3.14×2.5=7.85mm 蝸桿導程 ==3.14×2.5×2=15.7mm 蝸桿齒頂圓直徑 ==，其中=1

48、 ==30mm 頂隙 c=c*m，其中c*=0.2 =0.2×2.5=0.5mm 蝸桿齒根圓直徑 == =25－2×（1×2.5+0.5）=19mm 蝸桿導程角 ==0.2，解得=11.31° 軸向齒形角 ，解得=20.36° 蝸桿基圓導程角 ，解得=22.86° 蝸桿基圓直徑 ==11.86mm 蝸

49、桿齒頂高 ==2.5mm 蝸桿齒根高 ==3.0mm 蝸桿齒高 ==5.5mm 蝸桿齒寬 ==33.65mm 蝸輪分度圓直徑 =2.5×41=102.5mm 蝸輪齒頂高 ==1.75mm 蝸輪齒根高 ==3.75mm

50、 蝸輪喉圓直徑 =102.5+2×1.75=106mm 蝸輪齒根圓直徑 =102.5－2×3.75=95mm 蝸輪齒高 ==5.5mm 蝸輪咽喉母圓半徑 ==10mm 蝸輪齒寬 =0.75×30=22.5mm，取=21mm 蝸輪齒寬角 ==114.28° 蝸桿軸向齒厚 ==3.925mm 蝸桿法向齒厚 ==3

51、.85mm 蝸輪頂圓直徑 =106+2×2.5=111mm 蝸桿節(jié)圓直徑 == ==23.5mm 蝸輪節(jié)圓直徑 =102.5mm 5.4.1 蝸桿傳動的受力分析 可以得到很大的傳動比，比交錯軸的斜齒輪機構要緊湊 ，兩齒輪嚙合面間以線接觸，其承載的能力要遠遠高于傳統(tǒng)交錯軸的斜齒輪機構 。 當蝸桿導程角小于相互嚙合的輪齒間當量的摩擦角時，機構便有了自鎖性，可形成反向的自鎖，即只能從蝸桿傳動帶動蝸輪，而不能從蝸輪傳動帶動蝸桿。比如在起重機中常使用具有自鎖性能的蝸桿機構，其形成的反向自鎖可以起到保

52、護安全的作用。 蝸桿軸向力較大，蝸桿傳動相當于螺旋傳動，為多齒嚙合傳動，故傳動平穩(wěn)、噪音很小，在蝸輪蝸桿傳動中，要保證蝸輪蝸桿的精度，在進行蝸桿傳動的就要進行受力分析時，通常不考慮摩擦力的影響。 本設計酒類封蓋機所選用的蝸桿是右旋蝸桿，且為主動件，其受力情況如圖5-5所示。 蝸桿傳動的受力分析與斜齒圓柱齒輪傳動受力分析相似，在不計算摩擦力的情況下，作用在輪齒上的節(jié)點P處的法向載荷，它可分解為三個互相垂直的分力，即圓周力、徑向力和軸向力。在蝸桿與蝸輪之間，有三對大小相等、方向相反的力與、與和與。 圖5-5 蝸桿傳動的受力分析 當不計摩擦力的影響時，各力的大小的計算如下： =2

53、54.4N 式中：為蝸桿的轉(zhuǎn)矩，N?m（前面算得=3.18 N?m） 為蝸桿的分度圓直徑。 =1041.37N 式中：為蝸輪的轉(zhuǎn)矩，N?m（前面算得=53.37N?m） 為蝸輪的分度圓直徑 =386.53N == =1130.15N 5.4.2 蝸輪齒面接觸疲勞強度計算 蝸輪齒面接觸疲勞強度的驗算公式為 = （5-1） 式中 ——材料的彈性影響系數(shù)，單位為，對于青銅與鋼蝸桿配對時，取=160 ——蝸桿傳動的接觸線長度和曲率半徑對接觸強度的影響系數(shù)，簡稱接觸

54、系數(shù)，從圖5-6中查得，=2.7 ——載荷系數(shù)，，其中為使用系數(shù)，為齒向載荷分布系數(shù)，當載荷變化均勻、無沖擊時，取=1，=1；為動載系數(shù)，蝸輪圓周速度小于3m/s時，=1.0~1.1，取=1.05。 ——蝸輪齒面的接觸應力（） ——蝸輪齒面的許用接觸應力（） 圖5-6 圓柱蝸桿傳動的接觸系數(shù) = =160×2.7× =204.51 因為蝸輪材料為錫青銅，強度極限<300，主要為接觸疲勞失效，故 = 式中 ——基本許用接觸應力，查機械通用手冊得=268 ——接觸強度的壽命系數(shù)，查機械設計通用手冊

55、得=，其應力循環(huán)次數(shù)，此處為蝸輪轉(zhuǎn)速r/min；為工作壽命，h、j為蝸輪每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，每個輪齒嚙合的次數(shù)。 =60=59568000 ===0.8 ==0.8×268=214.4 < 滿足設計要求。 5.4.3 蝸輪齒根彎曲疲勞強度計算 蝸輪齒根的彎曲應力驗算公式為 （5-2） 式中 ——載荷系數(shù)，同上，=1.05 ——蝸輪齒形系數(shù)，查機械設計通用手冊得=2.65 ——螺旋角影響系數(shù)， = =32.6 = 式中 ——基本

56、許用接觸應力，查機械設計通用手冊得=56 ——壽命系數(shù)，=，計算得=0.635 =0.635×56=35.6 < 滿足設計要求 5.4.4蝸桿的剛度計算 蝸桿受力時產(chǎn)生變形，影響蝸桿與蝸輪的正確嚙合，所以對蝸桿剛度進行校核，主要校核蝸桿的彎曲剛度，最大撓度為y，剛度條件為 式中 ——蝸桿所受的圓周力（N） ——蝸桿所受的徑向力（N） E ——蝸桿材料的彈性模量（），取E=206 I ——蝸桿危險截面的慣性矩，(mm4) ——為蝸桿齒根圓直徑(mm) ——蝸桿兩端支承間的跨距（mm），取 ——為蝸輪分度圓直徑 ——許用最大撓度，mm ==6397.87mm4

57、 =0.9×102.5=92.25mm mm =3.31×mm 滿足設計要求 5.4.5蝸桿傳動滑動速度計算 滑動速度為蝸桿和蝸輪在節(jié)點處的相對速度。則滑動速度按下式求得： （5-3） 式中 ——蝸桿節(jié)圓直徑，=23.5mm ——蝸桿節(jié)圓柱上螺旋線升角，，帶入數(shù)據(jù)，解得=12° ——蝸桿的轉(zhuǎn)速（r/min） =0.87m/s 第六章 勻速直線往復機構的設計與計算 齒輪機構是在

58、各種機構中應用最為廣泛的一種傳動機構，它是靠輪齒的齒廓直接接觸來傳動空間任意兩軸見的運動和動力，并有傳遞功率范圍大傳動效率高，傳動比準確，使用壽命長，工作可靠等優(yōu)點。 6.1 齒輪類型的選擇 齒輪按兩齒輪軸線的相對位置及其齒輪的形狀的傳動方式，可以分為直齒圓柱齒輪傳動，斜齒圓柱齒輪傳動，人字齒輪圓柱齒輪傳動。 經(jīng)過綜合的考慮本設計的封蓋機選用的直齒圓柱齒輪傳動，直齒圓柱齒輪傳動的特點是傳動的速度和功率范圍很大，傳動效率高，對中心距的敏感性小，互換性好，裝配和維修方便，使用于大型軋機，礦山機，輕化工機械和建材機械等等，所以綜合考慮選用直齒圓柱齒輪。 圖6-1 直齒

59、圓柱齒輪 圖6-2勻速直線往復機構 6.2 往復運動的行程設計 由前面所設計選取的傳動方案可以知道齒條做上下的往復運動，齒條上下往復運動的行程取決于180度半齒的節(jié)點圓的周長的一半，節(jié)點圓的周長取決于節(jié)點圓的半徑。經(jīng)過綜合考慮封蓋機所封的酒類的鋁制品蓋的高度，去節(jié)點圓的半徑為50mm。 對180度半齒的直徑進行校核： 所以符合要求，則齒條上下往復運動的行程為： 157mm是可以滿足鋁制品蓋的高度，并留有一定的空行程，以便對酒類的取放。 6.3 360度全齒齒輪的設計 本封蓋機的減速部分分別是帶減速和蝸輪蝸桿減速，勻速直線往復機構

60、就可以不具備減速的功能，所以圖6-2所示的四個360度全齒齒輪可以設計成一樣的尺寸?，F(xiàn)在取這四個齒輪的節(jié)點圓的直徑為80mm。 現(xiàn)在進行校驗： 所以符合要求。 如圖6-2所示，現(xiàn)在對1、2、3、4齒輪的外形尺寸進行統(tǒng)一設計。 ，取模塑 得： 齒頂高： 齒根高： 齒全高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 基圓直徑： 齒距： 基圓齒距： 齒厚： 齒槽寬： 標準中心距： 齒輪的參數(shù)設計完成

61、，由于齒輪1、2、3、4直徑很小，可以做成齒輪和軸是一體的。2、3齒輪的尺寸是一致的，所以可以進行統(tǒng)一的設計?？梢赃x取軸和齒輪的一體的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查閱相關機械設計手冊的 即得到的齒輪的厚度b=20mm。 所需要軸的最小直徑： 現(xiàn)在軸上為了安裝軸承的需要，查閱相關的機械設計手冊可以取25mm。設計軸的總長度為120mm則2、3齒輪和軸一體的圖如6-3所示： 圖6-3 齒輪和軸一體結構示意圖 對軸進行彎扭合成強度條件校核： 查閱相關的手冊得到45鋼，調(diào)質(zhì)處理后的mpa，所以符合要求。 式中：—軸的計算應力，Mpa

62、; M—軸所受的彎矩，Nmm； T—軸所受的扭矩，Nmm; W—軸的抗彎截面系數(shù)，； —對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力， 現(xiàn)在對齒輪1和軸一體的形狀設計如下圖6—4所示 圖6—4 1號齒輪和軸的一體化設計 表6—1普通型鍵的尺寸選擇 圖6—5 鍵槽的剖面尺寸 所設計1號齒輪所在的軸上右側(cè)安裝為180度半齒輪，齒輪的軸向固定用鍵固定，所在軸的直徑為30mm，按表6—1鍵的尺寸。 對4號齒輪的齒輪和軸一體化設計，但是，考慮到兩個180度齒輪的安裝精度問題，所以要對軸進行新型化設

63、計，要做到一顆180度齒輪是固定的，那么另一個180度齒輪要可以進行徑向調(diào)節(jié)，所以選擇螺紋緊固的方式。對外形的設計如圖6—6所示。 圖6—6 對4號齒輪和軸一體化的尺寸設計 6.4 180度半齒輪的設計 180度的兩個半齒輪的尺寸和模數(shù)完全一致，現(xiàn)在對尺寸統(tǒng)一設計，最后再對形狀逐一進行設計。在6.2中已經(jīng)對直徑進行了校驗。 ，取模塑 得： 齒頂高： 齒根高： 齒全高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 基圓直徑： 齒距： 基圓齒距： 齒厚

64、： 齒槽寬： 現(xiàn)在對兩個齒輪進行分別的形狀設計，形狀設計如圖6—7所示，是帶有鍵槽的半齒輪，齒輪在軸上的固定用鍵來固定，與圖6—4中所示的軸進行配合使用。 圖6—7 180度帶鍵槽的半齒 第一個180度半齒齒輪設計完成，并且徑向是不可以調(diào)節(jié)的，但是要保證勻速直線往復機構中要保證兩個180度半齒齒輪的安裝精度，所以對其另外一個180度半齒齒輪進行徑向可變?yōu)榈脑O計，用來保證兩個180度半齒齒輪的安裝精度。所以設計的齒輪如圖6—8所示的是帶有螺紋的180度半齒輪。 圖6—8 180度帶螺紋的半齒輪 為了防止圖6—8中的180度半齒齒輪工

65、作時間久后容易發(fā)生徑向錯位，從而失去位置精度，所以要有防止徑向錯位的措施。為了防止徑向變?yōu)?，設計一個螺母對其齒輪進行加緊，防止之論的松動。 圖6—9 加緊用螺母 6.5齒條長度的設計 齒條要與180度半齒齒輪相互進行嚙合，用來傳動運動和力，要求齒條和180度半齒齒輪的模數(shù)是要相同的沒所以齒條的齒距也應該與180度半齒齒輪的齒距相等，所以得到齒條的齒距是15.7mm。為兩個180度半齒齒輪的最小中心距，為兩個齒輪的齒頂圓直徑的距離d=110mm，但是要考慮到兩個齒輪與齒條接觸點之間是整數(shù)的。 假設中間有八個整數(shù)齒： 還要考慮到進行往復運動所需要的距離，假設

66、兩個180度半齒齒輪中的一個剛剛與齒條嚙合，那么這個與齒條相嚙合的齒輪所需要的最小齒條距離是節(jié)點圓周長的一半，可以得到最小長度： 齒條的最小長度： 這個長度是保證低一個180度半齒齒輪從嚙合到離開時另一個180度半齒齒輪剛剛可以和齒條接觸進行嚙合運動的最小長度，安裝的方便，可以吧齒條適當?shù)倪M行加長，所以齒條最終長度可以選取。 結 論 本次設計酒類封蓋機是一種結構簡單實用的封蓋機，該機器主要用于白酒企業(yè)對白酒進行封蓋的需求，該裝置特點是結構簡單、加工容易、維修方便、經(jīng)濟實用。 在設計過程中，先對所采用方案進行分析，在選擇方案時，首先根據(jù)以前所學知識，確定出能實現(xiàn)運動的幾種方案。若選用液壓傳動方案油溫對整機工作影響較大，并且考慮到經(jīng)濟因素，液壓方案造價較高；能夠?qū)崿F(xiàn)這一目標運動的機械傳動有凸輪機構和曲柄滑塊機構，凸輪機構能夠較精確的實現(xiàn)運動，但其磨損嚴重，制造精度要求高，造價高，不適用于本設計；而曲柄滑塊機構能夠滿足條件，且制造簡單，磨損輕，壽命長，也能夠?qū)崿F(xiàn)較高精度，故選用的曲柄滑塊機構傳動。