[20]。3.1.3最大工作載荷的計算最大工作載荷是指運動過程中軸向所收到的最大負載，在此次設(shè)計中就是壓縮菜籽需要的力的大小，則有：Fm=3000N3.1.4最大動載荷的計算對于滾珠絲杠螺母副的最大動載荷計算公式如下： 式中：—絲桿副的系數(shù)，命系數(shù)，單位為r，L=60nT/106（T為使用壽命，普通機床T取5000?—載荷系數(shù)，一般取1.2～1.5—硬度系數(shù)（HRC58時取1.0；等于55時取1.11；等于52.5時取1.35；等于50時取1.56；等于45時取2.40）；—滾珠絲杠副的最大工作載荷，單位為N。本設(shè)計中選絲杠基本導(dǎo)程，絲杠轉(zhuǎn)速n=79r/min。取滾珠絲杠使用壽命T=10000?，帶入L=60nT/106得L=47.4；取f3.1.5滾珠絲杠螺母副的選型滾珠絲桿的定載荷,當滾珠絲杠副在靜態(tài)或低速狀態(tài)下長時間承受工作載荷時，還應(yīng)使額定靜載荷。查表其動載荷FQ,選擇國內(nèi)機械廠家制造生產(chǎn)的FFZD4010?3型內(nèi)循環(huán)式滾珠絲杠副，采用雙螺母螺紋式預(yù)緊，精度等級為4級，其示意圖如圖3.3圖3.3滾珠絲杠示意圖則選擇絲杠,FFZD4010?3為外循環(huán)插管式，雙螺母墊片預(yù)緊，導(dǎo)珠管埋入式的滾珠絲杠副，尺寸如下：公稱直徑d0=40mm外徑d=39.5mm導(dǎo)程Ph=10mm螺旋角λ=2°4鋼球直徑Dw=7.144mm動載荷Ca=30000N注釋:滾珠絲杠的結(jié)構(gòu)形式3.1.6滾珠絲杠副的支承方式滾珠絲桿的支撐主要采用單邊預(yù)壓，另外一側(cè)浮動支撐，軸向預(yù)壓能夠保證絲桿能夠減少軸向竄動間隙，因此本次設(shè)計的絲杠采用雙推—簡支支承方式。3.1.7傳動效率的計算絲桿傳動效率一般一般在0.9～0.98 = 式中：—螺距升角，根據(jù),可得=2°91′；—摩擦角，一般取=10′。算得：==96.67%取其為95%3.1.8剛度的驗算滾珠絲桿的剛度計算主要考慮相應(yīng)導(dǎo)程、速度傳動系統(tǒng)以及負載所產(chǎn)生的拉伸或者徑向變形等因素，絲杠的拉伸或壓縮變形δ1、絲杠與螺母間滾道的接觸變形δ2、支承滾珠絲桿的軸承的軸向接觸變形絲桿的材料多為合金鋼因此轉(zhuǎn)矩所產(chǎn)生的位移變化比較小，所以、可以忽略不計，所以絲杠的拉伸或壓縮變形量為： =（“+”號代表拉伸，“-”代表壓縮） 式中：—絲杠負載為；—絲杠軸向行程為；—絲杠材料的彈性模量，鋼；—絲杠的橫截面面積，單位按絲杠螺紋的底徑確定。根據(jù)前面的設(shè)計，為3000，取1000，為39.5，算得：==±0.00612=±6.2查表3.2可知，,所以剛度足夠。有效行程精度等級12345大于至—3156688121216162323400500871091513201927261000160018132518352548366551表3.2有效行程內(nèi)的目標行程公差和行程變動量

3.1.9穩(wěn)定性校核滾珠絲桿的穩(wěn)定性主要取決相應(yīng)的負載和自身的長度，防止因長度過長所造成的結(jié)構(gòu)振動性，設(shè)計臨界載荷Fk應(yīng)該滿足： = 式中：—絲杠支承系數(shù)，雙推-簡支方式時，取2，其他方式如表3.3所示；—穩(wěn)定安全系數(shù)，取2.5～4—兩端支承間的距離，單位為mm，本設(shè)計中該值為1000；—按絲杠底徑確定的截面慣性矩（，單位為）,計算中將代入算出=119436.77。由以上數(shù)據(jù)可以算出：==負載小于絲桿所能承受的載荷，因此其運行穩(wěn)定不會出現(xiàn)較大振動表3.3絲杠支承系數(shù)支承方式雙推-雙推雙推-簡支單推-單推雙推-自由取值4210.253.2齒輪副設(shè)計計算計算系統(tǒng)所需功率p:P1=G－葵花子打包機的生產(chǎn)能力，400kg/h。W－打包1kg葵花子耗用能量，其值與葵花子厚度有關(guān)，壓縮后形成的厚度越小小則w大，當d＝200mm，取w＝0.0040kw.h/kg。－傳動效率，取0.85。將參數(shù)帶入上式可得：P1=＝3。6(KW)在上式計算中已知絲桿轉(zhuǎn)速為n=79r/min。則絲桿軸端的齒輪和絲桿的轉(zhuǎn)速是一樣的n1=79r/min，則可計算其扭矩T1T1材料選擇：選兩齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）根據(jù)此葵花子壓縮打包機的結(jié)構(gòu)，選擇兩齒輪齒數(shù)Z1=Z2=70，（4）壓力角=20°。①試選載荷系數(shù)KHt=1.3。②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩③選取齒寬系數(shù)φd=0.4。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)Z⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：α端面重合度：ε重合度系數(shù)：Z⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力[H]計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N上式中：——應(yīng)力循環(huán)次數(shù)；——轉(zhuǎn)速；——齒輪旋轉(zhuǎn)一周的時候，同側(cè)齒面的嚙合次數(shù)；——齒輪的工作壽命，（此處按照每天8小時，每年工作300天，共10年計算）查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=KHN2=0.9。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:σ上式中：σH——觸疲勞許用應(yīng)力KHN——接觸疲勞壽命的系數(shù)，查表可得為KHN1=KHN2=0.9；σHlim1——接觸疲勞極限，根據(jù)齒輪材料查表可得取Hlim1=Hlim2取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ2）試算小齒輪分度圓直徑d上式中：d1K——載荷系數(shù)，取值為1.3；u——齒輪傳動的傳動比，由已知可得傳動比為1；ZE——材料的彈性影響系數(shù)，取值為ZZH——區(qū)域系數(shù)，取值為ZHZε——重合度系數(shù)，通過上述計算得到Zφd——齒寬系數(shù)，取值為φdσH——接觸疲勞許用應(yīng)力，通過上述計算得到σ（2）調(diào)整齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備①圓周速度vv=②齒寬bb=2）計算實際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=0.37m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV=1.08。③齒輪的圓周力FK查表得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2。④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，KH=1.349。由此，得到實際載荷系數(shù)K=3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m=結(jié)合所設(shè)計的機械結(jié)構(gòu)，在此處選擇模數(shù)取為標準值m=5mm。3.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d（2）計算中心距a=（3）計算齒輪寬度b=取b1=b2=140。4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件σ上式中：σF——根彎曲疲勞強度K——載荷系數(shù)；T1——扭矩，通過上面計算可知TYFaYSaYε——彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)φdm——模數(shù)；Z——齒輪齒數(shù)；1）確定公式中各參數(shù)值①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)YY②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.63YFa2=2.17YSa1=1.59YSa2=1.83③計算實際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2根據(jù)KH=1.349，結(jié)合b/h=10.67查圖得KF則載荷系數(shù)為K=④計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=Flim2=500MPa、。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=KFN2=0.85取安全系數(shù)S=1.4，得σ2）齒根彎曲疲勞強度校核σ齒根彎曲疲勞強度滿足要求。主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)Z1=Z2=70、模數(shù)m=5mm，壓力角=20°，中心距a=350mm，齒寬b1=b2=140mm。齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公式主動齒輪從動齒輪模數(shù)m5mm5mm齒數(shù)z7070齒寬b140mm140mm分度圓直徑d350mm350mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高ham×ha5mm5mm齒根高hfm×(ha+c)6.25mm6.25mm全齒高hha+hf11.25mm11.25mm齒頂圓直徑dad+2×ha360mm360mm齒根圓直徑dfd-2×hf337.5mm337.5mm3.3電機的選型計算葵花籽打包機是通過電機通過V帶傳動，通過一定的減速裝置，從而將做作用到力通過帶輪將所傳遞的作用力，傳遞到相應(yīng)的絲桿上，絲杠旋轉(zhuǎn)進而帶動相應(yīng)的螺母座，從而實現(xiàn)與螺母座相連的壓板進行機械動作，所設(shè)計的結(jié)構(gòu)部件以及計算公式：具體的電機選型計算過程如下；根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù)如下結(jié)構(gòu)設(shè)計中絲桿與其連接的帶輪處轉(zhuǎn)速n:n=79r/min工作結(jié)構(gòu)的具體功率Pw:P電動機所需工作功率為:P工作機的轉(zhuǎn)速為:n=79r/min更具結(jié)構(gòu)設(shè)計以及具體的轉(zhuǎn)速設(shè)計要求本次傳動，以及設(shè)計手冊的V帶傳動比根據(jù)設(shè)計要求：i1=2~4，V帶傳動配合的一級減速器其設(shè)計傳動比大小為：i2=2~6，整體結(jié)構(gòu)的傳動比根據(jù)設(shè)計手冊具體大小ia=4~24比較合適，因此結(jié)構(gòu)絲桿出的轉(zhuǎn)速更具設(shè)計公式可的輸入電機的轉(zhuǎn)速范圍：nd=ia×n=(4×24)×79=316~1896r/min。電機轉(zhuǎn)速確定后必須能夠結(jié)合具體的使用安裝選擇合適的型號，本次設(shè)計選擇Y型，其外形比較小，結(jié)構(gòu)尺寸安裝方便根據(jù)手冊查表型號為：Y132M2?6，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速更具設(shè)計手冊查閱電機外形尺寸：圖2-1電機外形圖中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132mm515×315216×17812mm38×8010×333.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比：根據(jù)結(jié)果設(shè)計壓縮過程絲桿轉(zhuǎn)速與電機轉(zhuǎn)速的比值為：i（2）對結(jié)構(gòu)傳動比的分配過程：i式中i0、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為了減少帶輪的尺寸大小因此V帶傳動的輪廓過大不合適，因此具體可取i0=2.5，因此根據(jù)傳動比計算公式，可得減速結(jié)構(gòu)傳動比為：i=3.5V帶的設(shè)計與計算V帶的傳動能夠減少設(shè)備的運動噪音，并且能夠具有一定的消振作用，在負載作用力比較大的情況下，能夠減少對電機等傳動部件的過載沖擊損傷，并且V帶傳動其傳動中心距的大小能夠通過增加V帶傳動實現(xiàn)傳動距離的改變，是機械結(jié)構(gòu)設(shè)計中應(yīng)用比較多的傳動方式。1.確定計算功率Pca根據(jù)設(shè)計手冊工作機傳動系數(shù)KA=1，因此如下計算公式：P上式中：PcaKAPd2.具體選擇V帶的外形V帶的傳動選型主要更具其傳動過程中的傳動負載要求以及V帶傳動中的具體轉(zhuǎn)速，V帶其主要通過與帶輪之間的摩擦進行力矩的傳動，根據(jù)V帶的傳動標準型號以及本次設(shè)計功率和轉(zhuǎn)速要求，可選擇A型傳動作為V帶的型號。3.帶輪直徑dd并計算帶輪的轉(zhuǎn)速V；1）根據(jù)設(shè)計手冊查表，帶輪的大小一般可分為不同的等級尺寸，本次設(shè)計初選帶輪的大小直徑為：dd1=112mm。2）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度v=因為5m/s<v<30m/s，V帶的傳動速度在設(shè)計標準要求的合適范圍內(nèi)容。dd1——3）大帶輪結(jié)構(gòu)尺寸的計算：d根據(jù)設(shè)計手冊標準值大小，其標準值為：dd2=280mm。4.確定V帶的傳動中心a以及V的整體有效長Ld1）根據(jù)設(shè)計手冊計算公式傳動距離：a0=500mm。2）根據(jù)設(shè)計手冊其V帶傳動的長度：L根據(jù)標準V帶長：Ld=1640mm。3）根據(jù)設(shè)計手冊計算公式傳動距離a0。a根據(jù)設(shè)計手冊，傳動距離的可變范圍：480~554mm。5.計算帶輪包角α6.帶根數(shù)z1）根據(jù)V帶傳動的功率Pr。由dd1=112mm和nm=960r/min，查表得P0=1.16kW。根據(jù)nm=960r/min，i0=2.5和A型帶，查表得P0=0.11kW。查表得K=0.95，查表得KL=0.99，于是PPr——每根帶上的額定功率；P0——單根帶的基本額定功率；P0——單根帶的基本額定功率的增量；2）計算V帶的根數(shù)zz=Pca根據(jù)計算結(jié)果V帶根數(shù)需要取整，因此可選取5根。7.計算單根V帶的初拉力F0根據(jù)V帶A型的密度質(zhì)量q=0.105kg/m，具體計算結(jié)果：FKαz——帶的根數(shù)；8.計算壓軸力FPF9.根據(jù)設(shè)計結(jié)構(gòu)進行參數(shù)整理：帶型A型根數(shù)4根小帶輪基準直徑dd1112mm大帶輪基準直徑dd2280mmV帶中心距a505mm帶基準長度Ld1640mm小帶輪包角α1160.9°帶速5.63m/s單根V帶初拉力F0165.25N壓軸力Fp1303.52N3.6帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計1.小帶輪外形尺寸設(shè)計1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）小帶輪的外形結(jié)構(gòu)尺寸代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動機軸直徑DD=38mm38mm分度圓直徑dd1112mmdadd1+2ha112+2×2.75117.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×3876mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.5~2)B(1.5~2)×6394mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）大帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D=26mm26mm分度圓直徑dd2280mmdadd1+2ha280+2×2.75285.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×2652mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.5~2)d(1.5~2)×2652mm3.7輸入軸的設(shè)計1.輸入軸上相關(guān)功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1=4.29KWn1=384r/minT1=106.69Nm2.計算齒輪的負載力：尺寸分度圓尺寸直徑：d1=60mm則:FFFtFrd13.確定最小直徑：根據(jù)軸的材料以及熱處理的工藝要求，更具材料設(shè)計手冊表，取A0=112，可知：d最小直徑需要進行結(jié)構(gòu)安裝尺寸，因此軸徑需要考慮一定強度安全根據(jù)具體的設(shè)計安全考慮增大5%，故選取:d12=26mm4.軸在減速結(jié)構(gòu)的具體安裝圖：5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）I-II軸結(jié)構(gòu)設(shè)計需要采用臺階定位滿足尺寸的軸向安裝，II=III處的尺寸可取d23=31mm；左邊選擇擋圈保證定位需求，根據(jù)擋圈外徑D=36mm。根據(jù)大帶輪的結(jié)構(gòu)寬度：B=63mm，結(jié)構(gòu)設(shè)計盡量使得擋圈能夠完全作用到軸斷面上，故I-II段相對于大帶輪尺寸B小一點因此結(jié)果l12=61mm。2）軸的傳動支撐采用軸承，根據(jù)其軸承受力分析可選擇深溝球軸承根據(jù)上述計算尺寸d23=31mm，根據(jù)標準軸承尺寸規(guī)格型號：6207，外形d×D×T=35×72×17mm，故d34=d78=35mm，擋油環(huán)尺寸為15，則l34=l78=17+15=32mm。軸承定位采用軸套軸向安裝，根據(jù)標準手冊得6207型軸承處的軸套定位尺寸h=3.5mm因此d45=d67=42mm。3）輸入軸齒輪處的尺寸比較小，因此為了保證軸和齒輪強度因此將其設(shè)計成結(jié)構(gòu)整體，因此l56=B=65mm，d56=d1=60mm4）軸承軸向設(shè)計有一定的端蓋，能夠保證端蓋處距離軸承具有一定的軸向距離因此l23=50mm。5）考慮設(shè)計的減速箱體的尺寸大小Δ=16mm，設(shè)計考慮一定的設(shè)計誤差，因此其軸在距離相應(yīng)的箱體上具有一定尺寸距離s，取s=8mm，則l45=Δ+s-15=16+8-15=9mml67=Δ+s-15=16+8-15=9mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據(jù)6207型軸承查手冊得T=17mm帶輪距左支點L1=63/2+50+17/2=90mm齒寬距左支點L2=65/2+32+9齒寬距右支點L3=65/2+9+32V帶所受的負載力：Fp=1303.52N2）計算軸的負載力：水平面支反力（見圖b）：FFFNH1FNH1垂直面支反力（見圖d）：FFFNV1FNV23）根據(jù)計算軸的彎矩繪制相應(yīng)的彎矩圖：C處截面水平彎矩：MA處截面垂直彎矩：MC處截面垂直彎矩：MM分別繪制水平和豎直方向彎矩圖：截面C處的合成彎矩：MMMH——軸C處截面水平彎矩MV——C處截面垂直彎矩作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取=0.6，則有：σW——危險截面的抗彎系數(shù)；σcaMca故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：根據(jù)以上內(nèi)容可對輸出軸的尺寸進行相應(yīng)公式的設(shè)計計算，從而確定輸出軸的具體結(jié)構(gòu)尺寸內(nèi)容，本文不在進行同樣的計算。4主要標準件的選型與計算4.1平鍵的選擇與校核平鍵的用途功能∶平鍵的作用能夠為相互鏈接的部件進行軸上的定位導(dǎo)向，并且能夠進行扭轉(zhuǎn)力矩的傳動，平鍵其側(cè)向切面能夠承受扭矩，因此對鍵的設(shè)計必須能夠保證一定的負載強度，因此在對鍵的材料選定后需要對其材料能夠承受的最大應(yīng)力進行相應(yīng)的計算校核。（1）大帶輪上鍵的設(shè)計與計算：根據(jù)設(shè)計尺寸鍵為：b×?×l=8mm×7mm×50mm，接觸長度:l'T=0.25T≥T1，結(jié)果設(shè)計能夠滿足實際的工作扭矩因此尺寸可用。（2）輸出軸上鍵的設(shè)計與計算；1）輸出軸與大齒輪處鍵此處鍵的大小外形：×h×l=18mm×11mm×50mm，接觸長度:l'=50-18=32mm，鍵在圓周上能夠承受的扭轉(zhuǎn)力矩大?。篢=0.25T≥T2，鍵在圓周上能夠承受的扭轉(zhuǎn)力矩大?。?.2軸承的選擇及校核計算軸承(Bearing)目前在機械傳動設(shè)計過程的應(yīng)用比較廣泛，其能夠?qū)λ蔚拇w部件進行相應(yīng)的回轉(zhuǎn)支撐，并且相對于傳動直線軸承或者摩擦定位套的支撐鏈接，其摩擦系數(shù)小，因此材料損耗比較小，能夠保證足夠的使用壽命，對軸承的使用選擇，首先要根據(jù)其所受的負載力進行分析，不同軸承的受力承載方式不同，不同的受力方式能夠?qū)⑤S承具體分為以下幾個方面：深溝球軸承、調(diào)心軸承、滾子軸承等，對本次設(shè)計的輸入和輸出軸的回轉(zhuǎn)支撐，其設(shè)計的軸處的尺寸設(shè)計安裝可選擇深溝球軸承，因此根據(jù)設(shè)計查表其軸承的壽命使用情況，可得如下結(jié)果：L4.2.1輸入軸的軸承計算與校核1）初步計算當量動載荷P:根據(jù)軸承的受力方式可參照設(shè)計手冊查得相應(yīng)的徑向和軸向的動力負載系數(shù)：X=1，Y=0然后計算如下：P=FaFrP——當量動載荷；2）計算基本額定的載荷值C為:C=Pn1Lh3）選擇軸承型號:根據(jù)輸入軸軸徑尺寸大小，并且結(jié)合軸承能夠承受的具體載荷大小，可選擇軸承具體型號：6207，Cr=25.5KN，選定軸承后可進行其相關(guān)的壽命計算驗證：L根據(jù)載荷下軸承能夠承受的具體壽命可知選擇的軸承能夠滿足設(shè)計要求。4.2.2輸出軸的軸承計算與校核1)初步計算當量動載荷P:根據(jù)軸承的受力方式可參照設(shè)計手冊查得相應(yīng)的徑向和軸向的動力負載系數(shù)：X=1，Y=0然后計算如下：P=FaFrP——當量動載荷2）計算基本額定的載荷值C為:C=Pn1Lh3）選擇軸承型號:根據(jù)輸入軸軸徑尺寸大小，并且結(jié)合軸承能夠承受的具體載荷大小，可選擇軸承具體型號：6207，Cr=25.5KN，選定軸承后可進行其相關(guān)的壽命計算驗證：L根據(jù)載荷下軸承能夠承受的具體壽命可知選擇的軸承能夠滿足設(shè)計要求。4結(jié)構(gòu)三維建模與裝配葵花籽的建模和裝配過程其實是對所計算后的零件進行三維和二維的繪制過程，經(jīng)過上述計算分析，計算已經(jīng)將所設(shè)計的傳動件和動力輸入元件，傳動元件等進行相關(guān)的計算、選型，因此為了能夠參數(shù)化形象的表達所設(shè)計的尺寸是否正確以及所設(shè)計的結(jié)構(gòu)傳動方式是否能夠滿足要求，因此可通過SolidWorks三維輔助軟件對其進行建模裝配，SolidWorks軟件其能夠直觀性的表達各部件之間的傳動關(guān)系，以及能夠直觀的表達所設(shè)計零部件的具體安裝位置，并且在三維軟件中可通過對零部件之間添加一定的運動仿真，模擬結(jié)構(gòu)運動過程，對設(shè)計過程起到很好的輔助。4.1軟件功能簡介Solidworks是上世紀末期設(shè)計開發(fā)的三維輔助繪圖軟件，其能夠?qū)⑺O(shè)計零件的二維尺寸圖進行3D形象化的展示，其操作界面可根據(jù)國家不同進行選擇，操作簡單方便易學(xué)，能夠極大縮短設(shè)計時間，其內(nèi)部各指令之間相互搭配，能夠快速幫助設(shè)計人員完成對設(shè)備的設(shè)計制作。Solidworks其功能上基本可分為三個方面：零件建模、零件組合裝配、工程圖的繪制出圖。（1）零件：零件的建模過程其首先需要根據(jù)設(shè)計尺寸進行草圖編輯，編輯后的尺寸通過特征編輯處理，能夠?qū)崿F(xiàn)3D三視圖的直觀表達，建模過程除了草圖編輯，其特征處理方便包含三大塊：特征拉伸、鈑金模型、模具設(shè)計等。（2）裝配：裝配是對零件的組合安裝，其所設(shè)計好的零件按照實際結(jié)構(gòu)以及零部件之間的配合關(guān)系，將其固定在三維軟件模型中，其裝配后的結(jié)構(gòu)可直接進行相關(guān)的運動和干涉檢車。（3）工程圖：工程圖是三維模型轉(zhuǎn)向二維的的設(shè)計過程，其相對于二維軟件的出圖過程比較簡單，能夠直接生成所需要零件的三視圖，并且對于標注其軟件內(nèi)部設(shè)置有一定的自動出圖模塊，能夠?qū)崿F(xiàn)對所出圖內(nèi)容的自動標注。4.3典型零件的建模過程（1）帶輪零件的建模過程；首先選擇相應(yīng)的基準面，在選擇后基準面上進行特征編輯，編輯后尺寸進行一定的特征旋轉(zhuǎn)即可通過掃描完成對模型的建立，具體的結(jié)構(gòu)示意圖如下，初次完成后的模型在具體的外形結(jié)構(gòu)上可能無法滿足設(shè)計要求，后期的零件建模基準面等操作可根據(jù)帶輪的集合特征關(guān)系，進行二次草圖編輯和特征拉伸處理。圖表SEQ圖表\*ARABIC2草圖編輯特征旋轉(zhuǎn)圖表SEQ圖表\*ARABIC3草圖編輯特征拉伸（2）齒輪零件的建模過程建模基本步驟不在闡述，其具體建模過程可參照下圖：圖表SEQ圖表\*ARABIC4草圖編輯特征拉伸圖表SEQ圖表\*ARABIC5草圖編輯特征切除4.3零件模型的裝配。零件建模后的裝配，其主要能夠反映設(shè)備在實際裝配過程的安裝順序，并且三維模型能夠按照實際的配合添加約束，更加真實有效的完成對設(shè)備的裝配，三維裝配首先需要導(dǎo)入初始零件，初始零件導(dǎo)入后其在三維軟件中基本默認固定完全被約束，后續(xù)零件的安裝都是根據(jù)導(dǎo)入后的零件進行相對應(yīng)的配合約束，從而完成零部件的裝配。并且裝配后根據(jù)需要可對模型中的零部件進行編輯修改，從而完成對所設(shè)計零部件的干涉檢查。并且三維裝配過程也可結(jié)合特殊模塊的配合處理，對具有相同類似特征的同類零件通常螺釘、螺栓的配合安裝等，可采用線性、圓周陣列等進行批量的鏡像處理操作，能夠最大限度的減少裝配過程的時間，提高設(shè)計人員的裝配效率，具體裝配過程不在一一闡述，其結(jié)構(gòu)的裝配結(jié)果具體可如下所示：圖表SEQ圖表\*ARABIC6裝配示意圖總結(jié)時光荏苒，到今天，我的畢業(yè)設(shè)計總算完成了，心里充滿感概和辛酸。在最近的一段時間的畢業(yè)設(shè)計，使我們充分把握的設(shè)計方法和步驟，不僅復(fù)習(xí)所學(xué)的知識，而且還獲得新的經(jīng)驗與啟示，在各種軟件的使用找到的資料或圖紙設(shè)計，會遇到不清楚的作業(yè)，老師和學(xué)生都能給予及時的指導(dǎo)，確保設(shè)計進度本文所設(shè)計的是棉花打包機的設(shè)計，通過初期的定稿，查資料和開始正式做畢設(shè)，讓我系統(tǒng)地了解到了所學(xué)知識的重要性，從而讓我更加深刻地體會到做一門學(xué)問不易，需要不斷鉆研，不斷進取才可要做的好，總之，本設(shè)計完成了老師和同學(xué)的幫助下，在大學(xué)研究的最后，感謝幫助過我的老師和同學(xué)，是大家的幫助才使我的論文得以通過。在這里，我要對我的老師和同學(xué)們表示由衷的謝意。 參考文獻[1]李利編著.棉花打包機技術(shù)及其應(yīng)用.北京：電子工業(yè)出版社，2000。[2]黃新著，邵遠編著.棉花打包機的原理及應(yīng)用.北京：高等教育出版社，1996。[3]譚勇著.實用技術(shù)速查手冊.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2006.12。[4]李寶仁著.氣動技術(shù)—低成本綜合自動化.北京：機械工業(yè)出版社，1999.9。[5]宋學(xué)義著.棉花打包機速查手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1995.3。[6]陳奎生著.氣與氣壓傳動.武漢：武漢理工大學(xué)出版社，2008.5。[7]SMC（中國）有限公司.棉花打包機實用技術(shù).北京：機械工業(yè)出版社，2003.10[8]徐文燦著.棉花打包機系統(tǒng)設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社，1995。[9]曾孔庚.棉花打包