搭頁機傳動結構設計及運動仿真

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1、搭頁機傳動結構設計及運動仿真 摘 要 本課題主要是搭頁機傳動結構的設計，搭頁機是印刷設備的組成部分之一，主要用于騎馬裝訂聯(lián)動生產線。 本文搭頁機傳動系統(tǒng)是通過齒輪和鏈傳動實現的。文章主要對齒輪的類型、精度、材料及齒數進行了選擇，按齒面接觸強度設計，計算齒輪的主要參數，并且用齒根彎曲疲勞強度驗算。通過計算與校核，能完成搭頁機所要完成的功能。文章介紹了滾子鏈傳動的設計計算和鏈傳動的潤滑方法的介紹。通過整體方案的設計使系統(tǒng)整體性更強，增加了搭頁機的實用性。它的結構是用繪圖軟件進行計算機輔助設計完成的。 文章最后對本文進行了總結，對印后設備的經濟發(fā)展和未來的發(fā)展前景作了簡單的分析和

2、展望。 關鍵詞：騎馬裝訂聯(lián)動機，搭頁機，傳動結構 VII Abstract Page of this issue is mainly take the structural design for drive, take the pages machine is an integral part of printing equipment, mainly for riding binding interaction line. This text takes the page machine drive system to pass gear and chain t

3、ransmission realize. The article mainly carried on a select to type, accuracy and material and tooth number of gear and got in touch with an intensity design according to the tooth face, the main parameter of computing gear, and use deddendum bent fatigue strength checking computation. Pass computin

4、g and pit in the school, can complete to take the finished function that page machine wants. The article introduced the design computing of the chain transmission and the lubricating method of the chain transmission. Pass the design of whole scheme to make system whole stronger, raised the function

5、of taking the page machine. Its structure is to use to paint software progress a calculator assistance design complete. The paper also after printing equipment for the economic development and the future development prospects are simple analysis and prospects, and the design of things are summarize

6、d. Key words ：Horse riding machine binding interaction，Page machine ride， Transmission structure 目 錄 第一章 前 言 1 1.1 選題背景 1 1.2 研究意義 1 1.3 課題介紹 3 1.3.1 我國騎馬聯(lián)動機產品介紹 3 1.3.2 國外騎馬裝訂聯(lián)動機技術的發(fā)展 5 1.3.3 印后設備的發(fā)展趨勢 6 1.4 課題研究的基本內容，擬解決的主要問題 6 1.4.1 研究基本內容 6 1.4.2 擬解決的問題 7 第二章 搭頁機機械結構設計 8 2.1

7、齒輪傳動結構設計 8 2.1.1 齒輪傳動的設計準則 9 2.1.2 齒輪機構的設計與計算 9 2.1.3 輪齒的失效形式 14 2.2 鏈傳動的結構設計 16 2.2.1 滾子鏈傳動的設計計算 17 2.2.2 鏈傳動的失效形式 19 2.2.3 小結 20 2.3 變速機構的設計 21 2.4 傳動軸的設計 21 2.4.1 軸的結構設計 21 2.4.2 傳動軸的設計計算 22 第三章 三維建模與運動仿真 24 3.1 齒輪的建模 24 3.2 齒輪嚙合過程的仿真 27 3.2.1 齒輪嚙合的裝配 27 3.2.2 仿真過程的實現 28 第四章 經濟性分

8、析 31 第五章 結論與展望 32 5.1 結論 32 5.2 展望 32 參 考 文 獻 34 致 謝 35 聲 明 36 搭頁機傳動結構設計及運動仿真 第一章 前 言 1.1 選題背景 隨著社會的發(fā)展，信息對人類越來越重要，已經變成了必不可少的生活要素。印刷技術也在飛速發(fā)展，印刷已經成為現代信息傳播技術的重要組成部分。信息時代的信息需求特點是：多元化、個性化、時效性要求越來越高。我國印刷行業(yè)相對于發(fā)達國家來說是其印刷設備和器材行業(yè)要開發(fā)的市場和印刷品生產業(yè)務的加工點，而技術水平低于我國的亞洲發(fā)展中國家又是我國印刷設備器材行業(yè)要開拓的市場。 印后裝訂專業(yè)

9、是一個非常復雜的工序，由于工藝的繁亂、所以使用的設備式樣也多，且訂與裝的方法還在不斷變化，此設備的種類型號也隨之變化和增多。現在常用的裝訂單機設備就有近 20 種，還有近 10 條的聯(lián)動生產線，如果將各種裝訂設 備的型號加起來計算就有 100 多個式樣。 經過幾十年的發(fā)展，我國的印后加工設備取得了很大的成績，但是仍然是印刷行業(yè)薄弱的環(huán)節(jié)。隨著小批量、短周期印刷產品的不斷增多，傳統(tǒng)的印后裝訂設備很難適應這一變化。自動控制技術在裝訂設備上的廣泛應用，能夠縮短出書周期， 加快校樣調整時間，提高作業(yè)精確性，節(jié)省勞動力，解決缺乏熟練操作人員等一系列問題。 目前，印刷企業(yè)印前及印刷技術和企業(yè)的整體質

10、量、管理水平都有了大幅度的提高，印前、印刷質量已基本穩(wěn)定，質量差距的核心問題在于印后的加工環(huán)節(jié)。印后加工由于受加工工藝的落后、設備陳舊、技術薄弱、管理等因素影響，不僅生產率低，而且質量問題明顯。隨著市場需求的不斷擴大，客戶對印刷品質量的要求日益增高，印后加工已經成為影響印刷品質量的重要因素。所以，提高印后設備技術， 成為以后要研究的課題。 選擇此題目，搭頁機是裝訂系統(tǒng)的一部分，印后工序得到了發(fā)展就可以使印刷業(yè)其他工序同步發(fā)展。印后工序的落后會抑制印刷的速度，所以要加深對印后工序的認識，提高印后的工作效率，效率提高了就意味著印后設備可以向前邁進一步， 也是我國印刷業(yè)日后要追求的目標。 1.2

11、 研究意義 34 我國印后加工與世界先進水平相比，仍存在差距，主要表現在印后加工工藝比較單一，設備的工作性能和自動化程度正在發(fā)展中；設備的穩(wěn)定性、可靠性、質量的自動檢測、自動控制技術還可以提高。 國內印刷業(yè)發(fā)生了翻天覆地的變化，中國已經成為了全球著名的印刷大國，并且正在向印刷強國看齊。然而國內的印后加工業(yè)卻一直處于一個十分尷尬的位置。長期以來，國內印刷界普遍存在著重印前、印刷，而輕印后加工的觀念。致使印后技術與設備發(fā)展滯后，明顯落后于靠高新技術迅速發(fā)展的印前與印刷。事實上印后加工在整個印刷出版的流程中占有重要的地位，印后專家王淮珠老師曾在接受慧聰印刷網的一次專訪中這樣說：“印

12、后加工在出版印刷整個流程中往往不受重視，其實，要印刷精品圖書，印前設計和印后裝訂的溝通非常重要！” 早先王淮珠老師曾經還很惋惜地說：“大型展會每次都會開許多的講座，但是關于印后的少之又少。每次開信息會的時候，許多人都圍繞著印前、印中的問題談， 但是印后如此多的問題卻是沒人提及的?！? 在中國出現此種現象：印刷企業(yè)競相提升印前設計能力的時候，在不斷完善印刷精細程度的時候，卻對于“精美創(chuàng)意最終需要通過印后加工來完美實現”這一事實視而不見，許多印刷企業(yè)在對于印后方面的運營和管理也幾近處于真空狀態(tài)。曾幾何時，我們每每聽到藝術設計師發(fā)出無奈的感慨：傾注大量心血的設計作品，在所有的印前、印刷部分都做到了

13、完美，可是一到印后，便做得一塌糊涂，最終出來 的是一堆廢品 [1] 。 當前迫切需要改變的可能是印刷行業(yè)觀念上的問題，企業(yè)普遍忽視印后加工， 這才是制約中國印后設備制造業(yè)發(fā)展的市場因素。技術研發(fā)需要一個積累的過程， 水到而渠成，來不得半點拔苗助長的功利性。所幸可以看到，隨著消費市場的發(fā)展， 印后加工在生產中不斷得到重視，國內印刷業(yè)內對印后加工的態(tài)度也正在發(fā)生著積極變化。 印后加工是保證印刷產品質量并實現增值的重要手段，尤其是包裝印刷產品， 很多都是通過印后加工技術來大幅度提高品質并增加其特殊功能的。從某種意義上講，印后加工是決定印刷產品成敗的關鍵，往往由于印后加工的質量問題而造成印刷品前

14、功盡棄，所以說印后對于印刷企業(yè)相當重要，甚至可以成為強大的盈利環(huán)節(jié)。 國內出版印刷行業(yè)對精裝設備的投入，表現出較為謹慎和矛盾的態(tài)度：一方面， 精裝圖書出版量目前雖比例有限，但已經預見到不久將在書刊出版物中的比重逐步 提高，對于今后企業(yè)承接業(yè)務的能力和競爭力，發(fā)展精裝能力顯得越來越重要;另一方面，精裝業(yè)務的利潤率較高，但業(yè)務發(fā)展和區(qū)域不平衡，使書刊企業(yè)對精裝業(yè)務量的利潤預期難以把握;加上進口精裝設備動則上千萬元的投資，二手設備的質量和供應、服務的不可靠性，都使得投資決策的風險難于把握;還有一方面，因為目前國內精裝書的加工，很多還是由手工制作和部分機械加工共同完成，精裝書刊的總體質量水

15、平不高，而目前國內出版行業(yè)對精裝書質量標準也不同于國外水平， 導致?lián)碛邢冗M精裝設備的企業(yè)，在競爭外單中的質量優(yōu)勢，在國內競爭中無法充分體現。 人們對于印刷品個性化需求的日益增長，市場競爭差異化戰(zhàn)略的不斷加強，數字印刷的發(fā)展以及印后加工工藝的多樣性、復雜性決定了印后加工設備的多樣化。印后加工是將印刷品加工成符合需要的式樣和使用性能要求的生產過程。加工式樣和產品性能的多樣化，也必然要求印后加工設備的多樣化個性化需求、差異化戰(zhàn)略， 又必然會進一步引起產品的差異化、多樣化，進而會引起印后加工工藝的多樣化， 從而促使印后加工設備呈多樣化發(fā)展。 由于印后工藝的重要性，所以要研究該部分的內容?！肮び破?/p>

16、事，必先利其器”，搭頁機傳動結構設計是為訂書機前服務，為此提出搭頁實現自動化，可以使操作簡單，減少人力，提高產品一致性，提高產品質量，更適合大批量生產，降低生產成本，提高生產效率，縮短了加工時間，此工序發(fā)展就可以使印刷業(yè)其他工序同步發(fā)展，以提高生產效率。該設計為使印后工藝不再落后，希望可以對印刷業(yè)的發(fā)展有所幫助，使印刷業(yè)更快更好的發(fā)展。 1.3 課題介紹 本課題主要是設計 N399 搭頁機傳動系統(tǒng)，屬于 N399 型搭頁機的一部分。屬于騎馬聯(lián)動機的一部分，從搭頁機搭頁開始，折頁搭頁機搭書刊封面，經檢測后進行裝訂裁切至成品。通過對此過程的思考與研究該設備雖然功能全面但是仍然有著不小的漏洞

17、，課題就來源于此處。由于訂書機前的工序仍然需要人工來進行，所以導致工作效率不能提高。本文設計的 N399 搭頁機基本上可以彌補這點不足，利用機器來代替人工操作，以便進一步的提高工作效率。 1.3.1 我國騎馬聯(lián)動機產品介紹 產品特點：LQD10 COMBINED SADDLE STITCHING LINELQD10 騎馬聯(lián)動線系北人 集團公司引進日本全套設計制造生產（如圖 1 所示），擁有多項技術專利，全新的設計理念帶來了前所未有的高效率、高穩(wěn)定性、高自動化和高適應性。采用了多種先進檢測手段，能夠準確識別和剔除漏帖、歪帖、缺帖、多帖和錯帖。特別是首次使用了光電檢測裝置，能對錯帖進

18、行識別和剔除，有效避免了原則性差錯的出現。采用了德國 hohner 公司的標準化訂書頭，訂書準確可靠；三面切書機采用了整體機架，裁切精度高，并設有自動吹廢紙毛裝置，有效減少裁切故障。該機的關鍵部件都采用進口元件，有極高的穩(wěn)定性。搭頁機擋規(guī)、氣量的調節(jié)裝置均設在機組墻板外側，可不停機調節(jié)；控制面板使用彩色觸摸屏，操作簡單方便。LQD10 （NOVA12）騎馬裝訂聯(lián)動機更換開本所需時間短，生產效率高，最大生產能力達到了 12,000 本/小時，是目前國產同類產品中速度最高的一種設備。它的搭頁機咬 紙輪軸采用雙叼牙結構，提高了搭頁過程中的工作穩(wěn)定性；最大開本可以做到 480 320mm，滿足了

19、國內外顧客裝訂大開本書刊的需要；對正反長短邊的書帖都采用鋼皮咬牙分頁，還能用真空吸嘴來完成搭無長短邊之分的書帖；搭頁機組的順序啟動/停止（CASCAD）功能，保證了從開機第一本書到關機前的最后一本書都是合格品。它的折頁搭頁機有兩個壓痕輪裝置，可以滿足使用者對封面單雙線壓痕的工藝要求。LQD10 騎馬裝訂聯(lián)動機技術參數如表 1 所示： 表 1-1 LQD10 騎馬裝訂聯(lián)動機技術參數 最高轉速 最大書帖尺寸 最小書帖尺寸 最小裁切尺寸 最大裝訂書刊厚度 11000r/h 320X480mm 111X158mm 300X470mm 105X148mm 圖 1 -1

20、 LQD10 騎馬裝訂聯(lián)動機 1.3.2 國外騎馬裝訂聯(lián)動機技術的發(fā)展 向高速發(fā)展，性能更加穩(wěn)定 ，馬天尼supra以 3 萬本/小時的高速度傲視群雄， 高斯pacesetter 2500 spx-25 以 2.8 萬本/小時緊隨其后[2]。 圖 1-2 馬天尼 supra 騎馬訂書機 為適應如此高的速度，pacesetter 2500 spx-25 的搭頁機采用三叼牙結構，提高了搭頁的穩(wěn)定性。supra 的搭頁機在前后分紙軸上各安裝了一對加速輪，以適應 3 萬本/小時以上的生產速度；其訂書機采用雙訂書架結構，由 2 個裝訂單元輪換裝訂，所以每過去兩個書帖

21、，2 個裝訂單元只工作一次，不僅提高了訂書效率，而且減小了機器震動；其三面切書機結構也做了很大改進，前口刀和邊刀均為獨立驅動， 并采用擺動式結構，以提高裁切速度。 無軸傳動騎馬裝訂聯(lián)動機用電子虛擬軸代替了原來的機械長軸，各單元的運動要平穩(wěn)得多；每一個單元（包括各個搭頁機組、訂書機和三面切書機）都裝有獨立的伺服驅動系統(tǒng)，各單元的同步協(xié)調運行由總的控制器來完成。 綜上所述，其主要差距是國產設備的自動化、智能化控制水平有待于進一步提高，外觀質量需要改進。國產的模切機、切紙機、騎馬訂書機等基本上可以滿足需求，只有少量高檔設備進口。高檔平裝聯(lián)動機、高檔精裝聯(lián)動機、高檔糊盒機、制袋機、高檔上光機、圓壓

22、圓模切機、高檔分切機、紙箱生產線、干法濕法復合機、票證生產線等設備還有較大進口。國產設備主要是自動化、智能化控制水平低，且可靠性能有待提高。 1.3.3 印后設備的發(fā)展趨勢 （1）印后加工工藝的多樣性：個性化需求、差異化戰(zhàn)略，會引起產品的差異化、多樣化，進而引起印后加工工藝的多樣化，從而促使印后加工設備呈多樣化發(fā)展。 （2）印后設備靈活性：產品設計向模塊化發(fā)展，并不斷完善和發(fā)展新的特殊功能的模塊，這些模塊可以靈活的配置，加裝在不同的設備上，使設備功能增加，滿足不斷變化的市場需求。 （3）印后設備人性化設計：在印后加工設備中的體現可以概括為：外觀美、操作簡單容易、使用靈活方便

23、、材料環(huán)保。 （4）印后設備的穩(wěn)定性：穩(wěn)定性和可靠性更強主要表現為印后設備的精度更高、錯誤率更低、可信度更高，設備受外部環(huán)境的影響更小。 （5）印后設備智能化：具備靈敏準確的感知功能、正確的思維與判斷功能以及行之有效的執(zhí)行功能而進行的工作。 1.4 課題研究的基本內容，擬解決的主要問題 1.4.1 研究基本內容 本課題主要是設計搭頁機傳動系統(tǒng)，設計其機械結構以及相應的控制系統(tǒng)。搭頁機的工作原理，其主要依靠吸嘴、咬頁輪和分頁輪來進行工作。搭頁系統(tǒng) 將叼下的書帖從內折縫出分開以便將書帖搭在集帖三角架上。它要求兩個分帖吸嘴位置要相對準確，兩吸嘴的風量和吸、停氣時間要一致；分帖吸嘴

24、停止吸氣放帖時， 應正好是書帖平穩(wěn)地搭放在集帖三角架上的位置。經多次試驗得出的數據確定兩吸嘴吸、停時間，達到了搭頁系統(tǒng)送帖準確的要求。如圖 1-3 所示。 從搭頁機搭頁開始，折頁搭頁機搭書刊封面，經檢測后進行裝訂裁切至成品， 全部過程連續(xù)自動完成。裝訂過程采用可編程序控制器作書帖檢測控制，對缺帖、多帖、歪帖等壞書進行全線檢測跟蹤，顯示并自動分送，正確可靠地將廢品書冊與成品分離，不予裝訂進入廢品書斗。搭頁機可選用 1:1 和 1:2 工作速度。主傳動采用變頻調速控制，調速范圍大，傳動平穩(wěn)，電機具有失電制動功能;檢測系統(tǒng)編程操作簡單，性能可靠，具有停電記憶功能，可編程序控制器同時參與三面切書機出

25、書端分本計數控制和各類故障停機控制。 搭頁機傳動系統(tǒng)在傳動過程中起到很重要的作用，故合理改善搭頁機的傳動結 構，對提高傳動效率起到關鍵的作用。 本文設計搭頁機的傳動系統(tǒng)是由齒輪傳動和鏈傳動的結構。工作方式是主軸帶動主齒輪轉動，齒輪經傳動鏈帶動副齒輪轉動，副齒輪帶動本組軸轉動，軸上的分頁鉤也就開始工作。 圖 1-3 搭頁機示意圖 1.4.2 擬解決的問題 (1) 鏈傳動屬于嚙合傳動，能獲得準確的平均傳動比，又能實現較大中心距的傳動。由于剛性鏈節(jié)在鏈較上呈多邊形分布，引起瞬時傳動比周期性變化和嚙合時的沖擊，因而其傳動平穩(wěn)性差的問題有待解決。 (2)

26、 鏈傳動運動不均勻及剛性鏈節(jié)嚙入鏈輪齒間時引起的沖擊，必然要引起動載荷。當鏈嚙入鏈輪齒間時，就會形成不斷的沖擊、振動和噪聲，這種現象稱為"多邊形效應"。鏈的節(jié)距越大，鏈輪轉速越高，"多邊形效應" 就越嚴重。 在設計時，必須對鏈速加以限制。此外，選取小節(jié)距的鏈條，也有利于降低鏈傳動的運動不均勻性及動載荷。 (3) 傳動的設計計算通常是根據所傳遞的功率P、工作條件、鏈輪轉速n1、n2等， 選定鏈輪齒數z1 、z2，確定鏈節(jié)距、鏈長、傳動中心距、鏈輪結構、潤滑方式等。 第二章 搭頁機機械結構設計 騎馬聯(lián)動訂書機是一種專門生產騎馬訂（鐵絲訂）書刊的高效率的裝訂機械， 主要由搭頁機組

27、、訂書機組和切書機組 3 部分組成，在整個工作過程中，這三個主要機組必須相互密切配合，共同完成配、訂、切的聯(lián)合操作，哪一部分出現故障， 都會影響及其的正常運轉，影響正常的出書效率，給生產帶來損失。 搭頁機是騎馬聯(lián)動訂書機的一個重要組成部分，它們的任務是將書帖從儲帖臺上拉下，從中間分開書帖，并將其搭騎在集帖鏈上，通過集帖鏈將書帖套配成冊， 供訂書。搭頁機是工作過程是：（1）吸帖;(2)叼帖傳遞；（3）分帖擋規(guī)擋頁；（4）分帖吸嘴及分帖爪分帖。 搭頁機的工作目的就是為了要讓折好的書帖以一定的規(guī)格堆放到集鐵鏈上，節(jié)省了人工操作。齒輪傳動具有傳動效率高、結構緊湊、工作可靠、壽命長以及傳動比穩(wěn)定等優(yōu)

28、點，它的應用非常廣泛，是一種非常重要的機械傳動。所以，搭頁機的傳動機構主要是由齒輪機構和傳動鏈機構組成。 2.1 齒輪傳動結構設計 齒輪主要靠主、從動齒輪的輪齒依次嚙合來傳遞回轉運動和動力的。為了使傳遞的回轉運動為等角速度的回轉運動，避免產生振動和沖擊，并能傳遞一定的動力， 齒輪傳動設計必須解決兩個基本問題： 1）傳動平穩(wěn)、可靠，能保證實現瞬時傳動比恒定。 2）要有足夠的承載能力。既要求齒輪尺寸小、質量輕，又要有足夠的強度， 較長的使用壽命。 齒輪傳動是利用兩齒輪的輪齒相互嚙合傳遞動力和運動的機械傳動。按齒輪軸線的相對位置分平行軸圓柱齒輪傳動、相交軸圓錐齒輪傳動和交錯軸螺旋齒輪傳

29、動 。具有結構緊湊、效率高、壽命長等特點。 齒輪傳動是指用主、從動輪輪齒直接、傳遞運動和動力的裝置。在所有的機械傳動中，齒輪傳動應用最廣，可用來傳遞相對位置不遠的兩軸之間的運動和動力。 齒輪傳動的特點是：齒輪傳動平穩(wěn)，傳動比精確，工作可靠、效率高、壽命長， 使用的功率、速度和尺寸范圍大。但是制造齒輪需要有專門的設備，嚙合傳動會產生噪聲。 2.1.1 齒輪傳動的設計準則 普通齒輪傳動設計準則是：對閉式軟齒面齒輪傳動，傳動的尺寸主要取決于齒面接觸疲勞強度，而輪齒的齒根彎曲疲勞強度往往較富裕，所以一般是先按齒面接觸疲勞強度設計，然后驗算其齒根彎曲疲勞強度；對硬齒面齒輪或材質較脆

30、的閉式齒輪傳動，通常按齒根彎曲疲勞強度設計，然后驗算其齒面接觸疲勞強度。對開式齒輪傳動，主要失效形式是齒面磨粒磨損，由于對磨粒磨損失效尚無成熟的計算方法，故只能按齒根彎曲疲勞強度準則進行計算，用增大模數來考慮磨粒磨損的影響。當有短期過載或沖擊載荷時，應進行靜強度驗算。 2.1.2 齒輪機構的設計與計算 此齒輪傳動可做如下設計。 傳動比為 u=1,功率 P=5KW，轉速 n=1420r/min a.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1).按圖所示的傳動方案，選用直尺圓柱齒輪傳動。 2). 搭頁機為一般工作機器，速度不高，故選用 8 級精度。 3). 材料選擇,軟齒面齒

31、輪（ 350HBW），齒輪均采用 45 號鋼，調制處理 b.按齒面接觸疲勞強度設計 由于是齒面硬度 HBW350 的開式齒輪傳動，應按齒面接觸疲勞強度設計，再 校核齒根彎曲疲勞強度。由公式(2-1)： KT 1 (u 1) ? ZEZe ?2 ? dlt 2.323 y d u ? s HP ? (2-1) ? 式中：小齒輪傳遞的轉矩T1，載荷因數K；齒數比u； 齒寬系數Ψd；彈性系數ZE； 重合度因數Z e ；許用接觸應力s HP ；正號用于外嚙合，負號用于內嚙合。 確定公式內的各計算數值1.試選載荷系數： Kt=1.3 2. 計算小齒輪

32、傳遞的轉矩,由公式(2-2)得： T1 = 9550000 P / n = 33626.76N mm (2-2) 式中：T1為齒輪傳遞的轉矩，N mm ；P為齒輪傳遞的功率，KW；n為齒輪的轉速， r/min。 3. 查表 2-1 選取齒寬系數：Ψd=1.0 端面重合度ea ，由公式(2-3)得： ea = ??1.88 - 3.2 (1 / z1 +1 / z2 )?? cosb = 1.710 (2-3) 重合度因數,由公式(2-4)得： e a z = (4 - e )1/ 2 = 0.873

33、  (2-4) E 4. 材料的彈性影響系數： Z = 189.8MPa1/ 2 5. 按齒面硬度查小齒輪接觸疲勞強度極限為σHlim1=600MPa，按齒面硬度查大齒輪接觸疲勞強度極限為σHlim2=550MPa 。 表 2-1 齒寬系數 齒輪相對軸承位置 軟齒面（大輪或大小輪硬度 350HB） 硬齒面（大小輪硬度<350HB） 對稱布置 0.8~1.4 0.4~0.9 非對稱布置 0.6~1.2 0.3~0.6 懸臂布置 0.3~0.4 0.2~0.25 注：直齒圓柱齒輪宜選較小值，斜齒可取較大值； 載荷穩(wěn)定、軸剛性較大時取大值，否則取小

34、值。 6. 計算應力循環(huán)次數 N,由公式(2-5)： N = 60njth (2-5) 可得：  N 1 = 60 n 1 j tn  = 60 1420 1 (1 8 300 10 ) = 2.05 109 ， 2 I N = N / 1 = 2.05 109 式中：j表示齒輪每轉一周時同一齒面嚙合的次數，th為齒輪的工作壽命，在這里設定機械為每天一班制，工作 8 個小時，一年工作 300 天 7.壽命因數： 查得接觸疲勞壽命系統(tǒng)：KHN1=0.90，KHN2=0.90, 由公式(2-6) 得：

35、 [sH]1 = KHN1sHlim1 S  (2-6) [s ] = KHN1 s Hlim1 = 0.9 600 = 540MPa, [s ] = KHN1 s Hlim2 = 0.9 550 = 495MPa H 1 S H 2 S 8.計算接觸疲勞許應應力： 取失效效率為 1%，安全系數 s=1，計算得： C.計算 (1) 試算小齒輪分度圓直徑dlt,帶入[σH] 最小值由公式（2-1），代入數據，得：d1t≥47.61mm (2) 計算齒寬 b, 由公式(2-7)得： b = Yd d1t = 47.61mm 

36、(2-7) (3) 計算圓周速度，由公式(2-8)得： V = p d1t n1 60 1000  = 3.54m / s  (2-8) (4) 計算載荷系數K：查得KV=1.1，直齒輪，假設KAFt/b<100N/mm,可由機械設計手冊,查得KHa=KFa=1.2,因是直齒圓柱齒輪，由機械設計手冊，可取Ka=1.0,由于載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)，故KA=1.0 搭頁機傳動結構設計及運動仿真 KH b = C1 + C 2 [1+ C3y d 2 ]y d 2 + C 4 10-3 b = 1.15 + 0.18[1+

37、 0.6]+ 0.3110-3 47.61 = 1.45 K = KA KV KHa KH b = 11.11.21.45 = 1.914 (2-9) 式中：KA為使用因子；KV為動載因子；KHβ為齒向載荷分布因子；KHα為齒間載荷分配因子。 ⑥按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑dl,由公式(2-10)得： K 1.914 dl = dlt 3 = 47.613 = 54.16 (2-10) Kt 1.3 ⑦計算模數,由公式(2-11)得： m = d1 = 54.16 = 1.64  (2-11)

38、 z1 33 由表 2-2 選取第一系列標準模數 m=2.5 表 2-2 圓柱齒輪標準模數 圓柱齒輪 第一系列 1 1.25 1.5 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 GB12368-90 第二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.5 （3.75） 4.5 5.5 （6.5） 7 9 (11) 14 18 ⑧彎曲疲勞強度的計算根據公式(2-12)得： 2KT1YFa1YSa1 3 y d z1 s F 2 ? ? 3 1.0 332 510 2 1.914 33626.76 2.4

39、51.65 m = = 0.98 (2-12) d.齒根彎曲疲勞強度的驗算 1. 齒根彎曲疲勞強度設計為公式(2-13): o F = 2KTIYFaYSaY e s FP y d m3 z12  (2-13) 搭頁機傳動結構設計及運動仿真 2. 齒形系數，得：YFa1=2.45, YFa2=2.35 3. 應力修正系數，由表查得：Ysa1=1.65, Ysa2=1.68 4. 重合度因數Ye ，由公式(2-14)得： Ye = 0.25 + 0.75 / ea = 0.25 + 0.75 / 0.7

40、1 = 1.306 (2-14) 5. 壽命因數：YN1=0.85，YN2=0.89 6. 最小安全因數：通過齒輪和多數工業(yè)用的齒輪按一般可靠性要求，SFmin=1.25 7. 彎曲疲勞極限：查表得大齒輪的彎曲疲勞極限為σFlim2=380MPa,小齒輪的彎曲疲勞極限為σFlim1=510MPa 8. 許用彎曲應力：由公式(2-15)計算，得： o FP1 = s F lim 1 YN 1 = 510 0.85 = 346.8MPa SF min 1.25 (2-15) o FP 2 = s F lim 2 YN 2 = 380 0.8

41、9 = 270.6MPa SF min 1.25 9.齒輪彎曲應力，由公式(2-16)得： o F1 = 2KT 1YFa1YSa1Y e = 2 1.914 33626.76 2.451.651.306 = 99.85MPa 346.8MPa 1 y d m3 z 2 1.0 2.53 332 o F 2 = s F1YFa 2YSa 2 = 99.85 2.351.68 = 97.52MPa 270.6MPa  (2-16) YFa1YSa1 2.451.65 所以，彎曲疲勞強度足夠 e．齒輪主要幾何尺寸的計算 齒輪分

42、度圓直徑，由公式(2-17),得 d = m z (2-17) 小齒輪分度圓直徑： d1 = mz1 = 2.5 33 = 82.5mm 大齒輪分度圓直徑： d 2 = mz2 = 2.5 44 = 110mm 中心距，由公式(2-18)得： m ( z1 + z2 ) 2.5(33 + 44) a = = = 96.25mm 2 2 (2-18) 齒輪寬度，由公式(2-7)得： b = y d d1 = 1.0 82.5 = 82.5mm 取b1=85mm,b2=90mm 2.1.3 輪齒的失效形

43、式 在正常情況下，輪齒的失效都集中在輪齒部位。由于齒輪工作條件（載荷、速度、裝置形式等）以及齒輪材料和熱處理工藝等的差別，齒輪傳動會出現多種失效形式。如圖 2-1 所示。通過改善，可提高傳動的可靠性。 （1）輪齒折斷 輪齒折斷有整體折斷和局部折斷。當輪齒受載荷時，齒根處的彎曲應力最大， 所以整體斷裂一般發(fā)生在齒根。另外，齒根過渡部分的截面突變及加工刀痕等會引起應力集中，在循環(huán)應力的作用下，齒根疲勞裂紋逐步擴展，致使輪齒疲勞折斷。在輪齒受到突然過載時，也可能出現過載折斷；當輪齒嚴重磨損后，齒厚過分減薄， 也會在正常載荷下發(fā)生折斷。局部斷裂常發(fā)生在輪齒的一側，主要是由于載荷集中于輪齒的一

44、端造成的。 （2）齒面點蝕 點蝕是齒輪在循環(huán)接觸應力作用下，由于疲勞而產生的金屬表面脫落現象。當齒輪處于節(jié)線附近嚙合時，因同時嚙合的輪齒對數少，接觸應力大，且相對滑動速度低，不易形成油膜，故一般情況下，點蝕總是首先出現在節(jié)線附近偏向齒根一側的齒面上，然后再向其他部位擴展。齒面點蝕是齒輪傳動的傳動質量下降，振動和噪聲增大，承載能力下降，導致傳動失效。 提高齒面硬度、降低齒面粗糙度參數值、采用黏度較高的潤滑油等都能提高抗疲勞點蝕的能力。 圖 2-1 齒輪的失效形式 （3）齒面膠合 對于高速重載齒輪傳動，若潤滑不良將會出現膠合。膠合是黏附磨損最嚴重的磨損形式，

45、也是破壞性最大的磨損形式，往往在百分之幾秒內導致完全失效。發(fā)生膠合時摩擦因數突然增加，磨痕可深達 0.2mm。 減小模數、降低齒高、以減少齒面滑動速度；提高齒面硬度和降低齒面粗糙度值；采用抗膠合能力強的材料和潤滑油等，均可以提高齒面抗膠合能力。為防止膠合，對于高速、重載的齒輪傳動，應該進行抗膠合承載能力計算。 (4) 齒面磨粒磨損 當嚙合齒面間落入硬質顆粒（如砂粒、鐵屑）時，加之存在相對滑動，齒面會出現磨粒磨損。它是開式齒輪傳動的主要失效形式之一。 提高齒面硬度和降低表面粗糙度值、保證良好的潤滑和密封等都可以減緩齒面的磨損。磨損破壞了漸開線齒形，降低了傳動的平穩(wěn)性，同時使齒厚減薄，易產

46、生輪齒折斷。 （5）齒面塑性變形 若齒面硬度降低，則在過大的齒面摩擦力作用下，齒面材料因處于屈服狀態(tài)而產生塑形流動，形成齒面塑性變形，從而失去正確的齒形。對于主動齒輪，在節(jié)線附近形成凹槽；對于從動輪，在節(jié)線附近形成凸脊。這種失效形式常發(fā)生在低速重載、頻繁起動或過載傳動中。提高齒面硬度、采用黏度較高的或加有極壓抗磨劑的潤滑油，均有助于防止輪齒產生塑形變形。 2.2 鏈傳動的結構設計 鏈傳動是一種應用較廣的一種機械傳動。它是由鏈條和主、從動鏈輪所組成。如圖 2-2 所示。鏈輪上制有特殊齒形的齒，依靠鏈輪輪齒與鏈節(jié)的嚙合來傳遞運動和動力。 圖 2-2 鏈傳動

47、鏈傳動是屬于帶有中間擾性的嚙合傳動。與屬于摩擦傳動的帶傳動相比，鏈傳動無彈性滑動和打滑現象，因而能保持準確的傳動比，傳動效率較高；又因鏈條不需要象帶那樣張得很緊，所以作用于軸上的徑向壓力較??；在同樣使用條件下，鏈傳動結構較為緊湊。同時鏈傳動能在高溫及速度較低的情況下工作。與齒輪傳動相比，鏈傳動的制造與安裝精度要求較低，成本低廉；在遠距離傳動（中心距離最大可達十多米）時，其結構比齒輪傳動輕便得多。鏈傳動的主要缺點是：在兩根平行軸間只能用于同向回轉的傳動；運轉時不能保持恒定的瞬時傳動比；磨損后易發(fā)生跳齒；工作時有噪聲；不宜在載荷變化很大和急速反向的傳動中應用。 鏈傳動主要在要求工作可靠，且兩軸相

48、距較遠，以及其他不宜采用齒輪傳動 的場合。例如：在摩托車上應用了鏈傳動，結構上大為簡化，而且使用方便可靠。鏈傳動還可用于低速重型及極為惡劣的工作條件下，例如掘土機的運行機構，雖受到土塊、泥漿及瞬時過載等影響，但仍能很好的工作。 總地說來，在機械制造中，如農業(yè)、礦山、起重運輸、冶金、建筑、石油、化工等機械都廣泛的應用鏈傳動。 按用途不同，鏈可分為：傳動鏈、輸送鏈和起重鏈。輸送鏈和起重鏈主要用在運輸和起重機械中，而在一般機械傳動中，常用的是傳動鏈。 傳動鏈傳遞的功率一般在 100kW以下，鏈速一般不超過 15m/s ，推薦使用的最大傳動比imax=8.傳動鏈有短節(jié)距精密滾子鏈（簡

49、稱滾子鏈）、齒形鏈等類型。其中滾子鏈使用最廣，齒形鏈使用較少。 鏈傳動是應用較廣的一種機械傳動，是依靠鏈輪輪齒與鏈節(jié)的嚙合來傳遞運動和動力。 與帶傳動相比，鏈傳動能保持準確的平均傳動比，傳動效率高，徑向壓軸力小， 能在高溫及低速情況下工作；與齒輪傳動相比，鏈傳動安裝精度要求較低，成本低廉，可遠距離傳動。 鏈傳動的主要缺點是不能保持恒定的瞬時傳動比。 按用途不同，鏈可分為：傳動鏈、輸送鏈和起重鏈，在一般機械傳動中，常用的是傳動鏈。傳動鏈有滾子鏈和齒形鏈等類型，其中滾子鏈使用最廣，齒形鏈使用較少。 2.2.1 滾子鏈傳動的設計計算 1） 選擇鏈輪齒數Z1 傳動比i=2.3,估計鏈

50、速v=3-8m/s,取大齒輪齒數Z2=44 從動鏈輪齒數Z1，可由公式(2-19)得: Z1= Z2/i=44/2.3=19.1 ， (2-19) 故取Z1=19 2） 計算功率 Pc,根據公式(2-20)可得： 根據動力機為電動機，工作機載荷平穩(wěn)，故 KA=1,故 PC = KA P = 1 5 = 5KW (2-20) 小鏈輪齒數因子Kz ，由公式(2-21)得: ? z1 ?1.08 ? ? Kz = ? 19 ? = 1  (2-21) 設計功率，由公式(2-22),得： pd = KAP = 5KW

51、 (2-22) KZ 3)確定鏈節(jié)數：初定中心距a0=40p,則鏈節(jié)數LP，有公式(2-23),得： Z1 + Z 2 a0 p ? Z 2 - Z1 ?2 19 + 44 40P P ? 44 -19 ?2 LP = 2 + 2 p + a ? 2p ? = 0 2 + 2 P + 40P ? 2p ? = 111.9 取鏈節(jié)數LP =112 節(jié)4）鏈節(jié)距 ? ? ? ? (2-23) 根據Pd=5KW,n=1420r/min,查表 2-3，選用鏈號為 10A單排的滾子鏈輪，查表得鏈節(jié)距P=15.875m

52、m 表 2-3 傳動用短節(jié)距精密滾子鏈基本參數和尺寸 ISO 節(jié)距 滾子直徑 內鏈節(jié) 銷軸直徑 內鏈板高度 排距鏈號 mm d1max 內寬b1/ mm d2/mm h2max pt/mm 08B 12.7 8.51 7.75 4.45 11.81 13.92 08A 12.7 7.92 7.85 3.98 12.07 14.38 10A 15.875 10.16 9.4 5.09 15.09 18.11 5）確定鏈長 L 及實際中心距 a’: 鏈長 L 由公式(2-24)確定： L = LPP / 1000 = 0.56m (2-24)

53、 中心距 a 由公式(2-25)得： 搭頁機傳動結構設計及運動仿真 p ?? Z 1 + Z 2 ? ? Z1 + Z 2 ?2 ? Z 2 - Z1 ?2 ? a = 4 ?? LP - 2 ? + ? LP - 2 ? - 8? 2p ? ? = 635.83mm (2-25) ??? ? ? ? ? ? ?? 中心距減小量在(0.002-0.004)a,故取實際中心距 a’=635mm。 6）驗算鏈速 由公式(2-26)計算鏈速 v: v = n1z1 p = 1420 19 15.875 = 7.1

54、4m / s  (2-26) 60 1000 60 1000 與原假設相符。7）有效拉力 有效拉力 Fe ，由公式（2-27）算得： Fe = p / v = 5000 / 7.14 = 700.28N (2-27) 8) 作用在軸上的載荷 FQ ，由公式(2-28)得： FQ 1.2KAFe 1.2 1 700.28 840.34N (2-28) 9) 潤滑方式：根據鏈號 10A, v=7.14m/s，采用油浴潤滑。 2.2.2 鏈傳動的失效形式 鏈傳動的失效形式主要有以下幾種： (1) 鏈板疲勞破壞 鏈在松邊

55、拉力和緊邊拉力的反復作用下，經過一定的循環(huán)次數，鏈板會發(fā)生疲勞破壞。正常潤滑條件下，鏈板疲勞強度是限定鏈傳動承載能力的主要因素。 (2) 滾子、套筒的沖擊疲勞破壞 鏈傳動的嚙入沖擊首先由滾子和套筒承受。在反復多次的沖擊下，經過一定循環(huán)次數，滾子、套筒可能會發(fā)生沖擊疲勞破壞。這種失效形式多發(fā)生于中、高速閉式鏈傳動中。 (3) 鏈條鉸鏈副的磨粒磨損 鏈傳動工作時，銷軸與套筒間的壓力較大，彼此又作 搭頁機傳動結構設計及運動仿真 速度不大的擺動，不具備形成流體膜潤滑條件，大多數鏈傳動的密封條件也較差， 因而導致銷軸與套筒構成的鉸鏈副出現磨粒磨損，使鏈的實際節(jié)距變長。鉸鏈磨損后，增加

56、了各鏈節(jié)的實際節(jié)距的不均勻性，使傳動不平穩(wěn)。鏈的實際節(jié)距因磨損而伸長到一定程度時，鏈條與齒輪的嚙合情況變壞，從而發(fā)生“爬高”和跳齒現象。磨粒磨損是潤滑不良的鏈傳動的主要失效形式，大大減低了鏈的壽命。 (4) 鏈條鉸鏈副的膠合 在高速、重載時，銷軸與套筒接觸表面間難以形成潤滑油膜，會因溫度升高和金屬直接接觸導致膠合。膠合限制了鏈傳動的極限轉速。 (5) 鏈條的過載拉斷 這種拉斷常發(fā)生于低速重載的傳動中。 所以，鏈傳動的潤滑至關重要。通常有四種潤滑方式：Ⅰ-人工定期用油壺或油刷給油；Ⅱ-滴油潤滑，用油杯通過油管向松邊內外鏈板間隙處滴油；Ⅲ-油浴潤滑或飛濺潤滑，采用密封的傳動箱體，前者鏈條及鏈

57、輪一部分浸入油中，后者采用直徑較大的甩油盤濺油；Ⅳ-油泵壓力噴油潤滑，用油泵經油管向鏈條連續(xù)供油， 循環(huán)油可起潤滑和冷卻的作用。 2.2.3 小結 1. 鏈傳動屬于嚙合傳動，能獲得準確的平均傳動比，又能實現較大中心距的傳動。由于剛性鏈節(jié)在鏈較上呈多邊形分布，引起瞬時傳動比周期性變化和嚙合時的沖擊，因而其傳動平穩(wěn)性差。 2. 鏈傳動運動不均勻及剛性鏈節(jié)嚙入鏈輪齒間時引起的沖擊，必然要引起動載荷。當鏈嚙入鏈輪齒間時，就會形成不斷的沖擊、振動和噪聲，這種現象稱為"多邊形效應"。鏈的節(jié)距越大，鏈輪轉速越高，"多邊形效應"就越嚴重。在設計時，必須對鏈速加以限制。此外，選取小節(jié)距的鏈條，也有利于

58、降低鏈傳動的運動不均勻性及動載荷。 3．鏈傳動的設計計算通常是根據所傳遞的功率P、工作條件、鏈輪轉速n1、n2等， 選定鏈輪齒數z1、z2，確定鏈的斬草除根距、列數、傳動中心距、鏈輪結構、材料、潤滑方式等。 (1）合理選定鏈輪齒數是設計中的一項重要任務。小鏈輪齒數z1 選得過少時，多邊形效應增強，速度變化率急劇增加，故限定鏈輪最小齒數zmin=9。 選得多一些， 一般來說對傳動有利，但若選提太多，則大鏈輪齒數z2將更多，不僅增大了傳動尺寸和重量，而且還會由于鏈節(jié)距磨損伸長，易使鏈

59、條從鏈輪上脫落，縮短鏈條使用壽命，故常取z2max=120。 （2） 鏈節(jié)距P已標準化。它不僅反映了鏈條和鏈輪各部分尺寸的大小，而且是決定鏈傳動承載能力的重要參數之一。為了使結構緊湊、傳動平穩(wěn)，盡可能選用較小節(jié)距的單列鏈；速度小而功率大時，可選用小節(jié)距的多列鏈。 2.3 變速機構的設計 為了適合多種需要而設計了變速機構。因為搭頁的紙張的重量不同，導致搭頁到傳送帶上的速度會不同，所以需要更多數量的搭頁機來保證傳輸速度，該變速機構能夠起到調節(jié)搭頁速度的作用，保證了不同質量的紙張到傳送帶上的時間是相同的。此機構只有兩個檔位，因此對紙張的重量也是有一定的范圍要求的。如圖 2-3 所示

60、。 該齒輪機構在 1：1 的傳輸速度時，是為了較輕重量的紙張；在 1：2 的傳輸速度時，可以傳送較重的紙張，這樣就保證了幾臺機器在同時工作時的速度時相同的了。 圖 2-3 齒輪變速機構 2.4 傳動軸的設計 2.4.1 軸的結構設計 軸是組成機器的主要零件之一，一切做回轉運動的傳動零件（如齒輪、凸輪）， 都不許安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞。因此，軸的主要功用是支承回轉零件及傳遞運動和動力。 軸的裝配如圖 2-4 所示:回轉方向采用鍵固定的方法，橫向是利用搭頁機的整體結構架作為固定。在板的左端裝上齒輪組，由于搭頁機是多臺機器要求連接在一起，

61、然后再左右兩端裝上聯(lián)軸器，以方便與其他機器連接。 2.4.2 傳動軸的設計計算 圖 2-4 主軸結構 根據工藝要求，考慮軸上零件的布置，本著軸的結構合理性和裝配的工藝性進行設計。 （1）選取材料 選取軸的材料為 45 號鋼，調制處理 （2）按照扭轉強度估算軸徑 根據表 2-4，得 C=120，由公式得軸的最小直徑 d,由公式(2-29),得： p 5 d c 3 = 120 3 = 18.26mm (2-29) n 1420 考慮到軸的最小值徑出會有鍵槽的存在故將直徑，故取直徑 d=40mm 表 2-4 幾種軸用材

62、料的 C 值和[t ]值 （3） 按扭轉強度條件校核軸的強度 ①軸上的功率 P、轉速 n 和扭矩 T： P=5kw, n=1420r/min,由公式(2-30)得扭矩： T = 9550000 P = 33626.76N mm (2-30) n ②軸的扭轉強度條件為： t T = T WT  (2-31) p d 3 3 WT = 16 所以,t T = 33626.76 = 2.65MPa 12800  0.2d = 12800 (2-32) 軸采用 45 號鋼，可知其[t T ]約為 25-40MPa，可得

63、t T [t T ] 由上式可得軸的直徑： 9550000P 0.2[t T ]n P 5 d = A0 3 = 120 3 = 18.26mm (2-33) n 1420 查表可得，計算可得，直徑符合強度標準。 第三章 三維建模與運動仿真 UG NX 6.0 為設計師和工程師提供了一個產品開發(fā)的嶄新模式，它不僅對幾何的操縱，更重要的是團隊將能夠根據工程需求進行產品開發(fā)。能夠有效地捕捉、利用和共享數字化工程完整過程中的知識，事實證明為企業(yè)帶來了戰(zhàn)略性的收益。NX 是下一代數字化產品開發(fā)系統(tǒng)，可幫助公司轉變產品生命周期。借助于業(yè)界應用最廣，

64、并具有完全關聯(lián)性的一體化的集成CAD/CAM/CAE應用程序套件，NX 涵蓋了產品設計、制造和仿真的完整開發(fā)流程。 NX 建立在為客戶提供無與倫比的解決方案的成功經驗基礎之上，這些解決方案可以全面地改善設計過程的效率，削減成本，并縮短進入市場的時間。通過再一次將注意力集中于跨越整個產品生命周期的技術創(chuàng)新，NX 的成功已經得到了充分的證實。這些目標使 NX 通過無可匹敵的全范圍產品檢驗應用和過程自動化工具，把產品制造早期的從概念到生產的過程都集成到一個實現數字化管理和協(xié)同的框架中。 本文即通過 UG 進行三維建模與運動仿真。 3.1 齒輪的建模 （1）先繪制齒輪 2，它是齒數為 33 的

65、小齒輪，齒數為 44 的大齒輪組成的雙聯(lián)動齒輪，分別繪制這兩個齒輪，最后裝配在一起。首先繪制小齒輪，調出繪制齒輪的模塊，輸入參數，如圖 3-1 所示： 圖 3-1 齒輪參數 點擊確定后，得小齒輪圖 3-2（左），在畫齒數是 44 的大齒輪，在端面上畫草圖， 拉伸實體，可得大齒輪（右）,如圖 3-2 所示。 圖 3-2 齒輪 2（大、小齒輪） 新建一個裝配，添加兩個零件圖，然后對他們添加約束，得雙聯(lián)動齒輪 2，如圖 3-3 所示。 圖 3-3 齒輪 2 同理可得雙聯(lián)動齒輪 3，大齒輪的齒數為 33，小齒輪的齒數為 22，

66、模數為 2.5。如圖 3-4 所示。 圖 3-4 齒輪 3 齒輪 4 為圖 3-2（右），即齒輪 2 中的大齒輪。 齒輪 5：齒數為 44，模數為 2.5，其另外一側由鏈輪組成。如上述，先繪制齒輪， 在齒輪面上繪制草圖，拉伸實體，如圖 3-5 所示。 圖 3-5 齒輪 5（一部分） 在拉伸草圖后的輪齒面繪制出一個輪齒，在根據其節(jié)距繪制出第二個齒，通過圓形陣列，繪制出齒輪 5，如圖 3-6 所示。 圖 3-6 齒輪 5 3.2 齒輪嚙合過程的仿真 3.2.1 齒輪嚙合的裝配 運用 UG 軟件的 motion 模塊，即可仿真以上生成兩個齒輪的嚙合過程，方法如下： （1） 直齒輪對正確的嚙合條件： 兩齒輪的模數相等；壓力角相等 （2） 添加組件 ① 調出裝配工具欄 ② 添加零部件，在設置一欄中選擇引用集為“整個部件” （3）