小型红薯粉打捆机的设计

小型红薯粉打捆机的设计,小型,红薯,打捆,设计 湖南农业大学东方科技学院 全日制普通本科生毕业设计 小型红薯粉打捆机的设计 DESIGN OF A SMALL SWEET POTATO POWDER BINDING MACHINE 学生姓名： 喻享中 学 号： 200841914512 年级专业及班级： 2008级机械设计制造及其自动化(5)班 指导老师及职称： 高英武 教授 学 部： 理工学部 湖南·长沙 提交日期：2012 年 5 月 目 录 摘要……………………………………………………………………………1 关键词…………………………………………………………………………1 1 前言……………………………………………………………………………2 2 关于红薯粉打捆机的研制开发的可行性报告………………………………2 2.1 红薯粉打捆机的目的和意义……………………………………………2 2.2 国内外的红薯粉打捆机的研究…………………………………………3 3 捆扎带材料的选择………………………………………………………………3 4 小型红薯粉打捆机的机械原理方案设计………………………………………4 4.1 机械总体方案设计……………………………………………4 4.1.1 打捆机压带、热合、剪切机构……………………………………4 4.1.2 送带、收带机构……………………………………………………4 4.1.3 传送运输带部分…………………………………………………4 4.2 间歇传送运输机构方案…………………………………………………5 4.3 送带、收带机构方案…………………………………………………5 4.4 压带、热合、剪切机构方案………………………………………………6 4.5 导向槽的设计方案…………………………………………………8 5 电机的选择………………………………………………………………………9 6 传动装置的总传动比及分配各级传动比………………………………………10 6.1 传动装置的总传动比…………………………………………………10 6.2 分配各级传动比…………………………………………………………10 7 设计计算…………………………………………………………………………12 7.1 V带传动的设计计算……………………………………………………12 7.1.1 确定计算功率…………………………………………………12 7.1.2 确定V带截型…………………………………………………13 7.1.3 确定带轮基准直径………………………………………………13 7.1.4 确定带长Ld及中心距……………………………………………13 7.1.5 验算包角α1…………………………………………………13 7.1.6 计算带的根数Z…………………………………………………14 7.1.7 计算单根V带的初拉力的最小值………………………………14 7.1.8 计算压轴力………………………………………………………14 7.1.9 V带轮结构的设计………………………………………………14 7.2 圆锥齿轮的设计计算……………………………………………………14 7.2.1 精度等级、材料及齿数……………………………………………14 7.2.2 按齿面接触强度设计……………………………………………15 7.2.3 按齿根弯曲强度设计……………………………………………16 7.3 槽轮机构的设计计算……………………………………………………17 7.3.1 外槽轮机构………………………………………………………17 7.4 高速级齿轮传动的齿轮设计及计算……………………………………18 7.4.1 齿轮类型、精度等级、材料及齿数………………………………18 7.4.2 按齿面接触强度设计……………………………………………18 7.4.3 按齿根弯曲强度设计……………………………………………20 7.4.4 几何尺寸计算……………………………………………………21 7.5 链传动的设计计算……………………………………………………21 7.5.1 选择链轮齿数……………………………………………………22 7.5.2 确定计算功率……………………………………………………22 7.5.3 选择链条型号和节距……………………………………………22 7.5.4 计算链节数和中心距……………………………………………22 7.5.5 计算链速V，确定润滑方式………………………………………22 7.5.6 计算压轴力Fp……………………………………………………22 7.6 联轴器的选择及计算……………………………………………………23 7.6.1 类型选择…………………………………………………………23 7.6.2 载荷计算…………………………………………………………23 7.6.3 型号的选择………………………………………………………23 7.7 凸轮轴的设计计算………………………………………………………23 7.7.1 设计参数…………………………………………………………23 7.7.2 初步确定轴的最小直径…………………………………………23 7.7.3 轴的结构设计……………………………………………………24 7.7.4 轴上零件的周向定位……………………………………………26 7.7.5 确定轴上圆角和倒角尺寸………………………………………26 7.7.6 求轴上的载荷……………………………………………………26 7.7.7 按弯扭合成应力校核轴的强度…………………………………26 7.8 凸轮机构的设计…………………………………………………………27 7.8.1 确定凸轮机构的基本尺寸……………………………………………27 7.8.2 求理论轮廓线……………………………………………………28 8 结论……………………………………………………………………………29 参考文献……………………………………………………………………………30 致谢……………………………………………………………………………31 附录……………………………………………………………………………31 III 小型红薯粉打捆机的设计 学 生:喻享中 指导老师:高英武 (湖南农业大学东方科技学院,长沙 410128) 摘 要: 由于我国绿色环保食品行业的迅速发展,食品机械越来越受到人们的关注,捆扎包装机械对食品销售、储藏、运输显得尤为重要。本文在相关捆扎机械理论的基础上，运用一般常用机械的传动控制系统，对红薯粉丝进行单带式捆扎，其机械原理设计分为四个部分：送带、收带机构的设计；红薯粉丝间歇步进输送机构的设计；压带、热合、剪切凸轮机构的设计；捆扎带引导槽机构的设计。应用现代ADAMS建模与仿真、VB进行运动分析得出凸轮参数，实现对红薯粉丝的捆扎工作。 关键词：捆扎；间歇；凸轮；引导槽；建模与仿真 Design of A Small Sweet Potato Powder Binding Machine Student: Yu Xiangzhong Tutor: Gao Yingwu (Orient Science & Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128) Abstract: Due to the rapid development of China’s green food industry, food machinery draws more and more people’s attention, package tying machine attaches much importance on food sale, storage, and transport. This article is on the basis of package tying, makes use of common mechanical drive control system, straps sweet potato starch noodles with one band, the principle of its mechanical design is divided into four parts: the design of the system of carousel and machine reel, sweet potato starch noodles intermission step conveyor, the cam mechanism for pressure, thermal sealing, shearing and bind guiding trough. It applied by modern modeling and simulation ADAMS, VB sports analysis cam parameters, therefore realized the package of sweet potato starch noodles. Key Words: Tying; Intermission; Cam; Bind guiding trough; Modeling and Simulation 目 录 摘要……………………………………………………………………………1 关键词…………………………………………………………………………1 1 前言……………………………………………………………………………2 2 关于红薯粉打捆机的研制开发的可行性报告………………………………2 2.1 红薯粉打捆机的目的和意义……………………………………………2 2.2 国内外的红薯粉打捆机的研究…………………………………………3 3 捆扎带材料的选择………………………………………………………………3 4 小型红薯粉打捆机的机械原理方案设计………………………………………4 4.1 机械总体方案设计……………………………………………4 4.1.1 打捆机压带、热合、剪切机构……………………………………4 4.1.2 送带、收带机构……………………………………………………4 4.1.3 传送运输带部分…………………………………………………4 4.2 间歇传送运输机构方案…………………………………………………5 4.3 送带、收带机构方案…………………………………………………5 4.4 压带、热合、剪切机构方案………………………………………………6 4.5 导向槽的设计方案…………………………………………………8 5 电机的选择………………………………………………………………………9 6 传动装置的总传动比及分配各级传动比………………………………………10 6.1 传动装置的总传动比…………………………………………………10 6.2 分配各级传动比…………………………………………………………10 7 设计计算…………………………………………………………………………12 7.1 V带传动的设计计算……………………………………………………12 7.1.1 确定计算功率…………………………………………………12 7.1.2 确定V带截型…………………………………………………13 7.1.3 确定带轮基准直径………………………………………………13 7.1.4 确定带长Ld及中心距……………………………………………13 7.1.5 验算包角α1…………………………………………………13 7.1.6 计算带的根数Z…………………………………………………14 7.1.7 计算单根V带的初拉力的最小值………………………………14 7.1.8 计算压轴力………………………………………………………14 7.1.9 V带轮结构的设计………………………………………………14 7.2 圆锥齿轮的设计计算……………………………………………………14 7.2.1 精度等级、材料及齿数……………………………………………14 7.2.2 按齿面接触强度设计……………………………………………15 7.2.3 按齿根弯曲强度设计……………………………………………16 7.3 槽轮机构的设计计算……………………………………………………17 7.3.1 外槽轮机构………………………………………………………17 7.4 高速级齿轮传动的齿轮设计及计算……………………………………18 7.4.1 齿轮类型、精度等级、材料及齿数………………………………18 7.4.2 按齿面接触强度设计……………………………………………18 7.4.3 按齿根弯曲强度设计……………………………………………20 7.4.4 几何尺寸计算……………………………………………………21 7.5 链传动的设计计算……………………………………………………21 7.5.1 选择链轮齿数……………………………………………………22 7.5.2 确定计算功率……………………………………………………22 7.5.3 选择链条型号和节距……………………………………………22 7.5.4 计算链节数和中心距……………………………………………22 7.5.5 计算链速V，确定润滑方式………………………………………22 7.5.6 计算压轴力Fp……………………………………………………22 7.6 联轴器的选择及计算……………………………………………………23 7.6.1 类型选择…………………………………………………………23 7.6.2 载荷计算…………………………………………………………23 7.6.3 型号的选择………………………………………………………23 7.7 凸轮轴的设计计算………………………………………………………23 7.7.1 设计参数…………………………………………………………23 7.7.2 初步确定轴的最小直径…………………………………………23 7.7.3 轴的结构设计……………………………………………………24 7.7.4 轴上零件的周向定位……………………………………………26 7.7.5 确定轴上圆角和倒角尺寸………………………………………26 7.7.6 求轴上的载荷……………………………………………………26 7.7.7 按弯扭合成应力校核轴的强度…………………………………26 7.8 凸轮机构的设计…………………………………………………………27 7.8.1 确定凸轮机构的基本尺寸……………………………………………27 7.8.2 求理论轮廓线……………………………………………………28 8 结论……………………………………………………………………………29 参考文献……………………………………………………………………………30 致谢……………………………………………………………………………31 附录……………………………………………………………………………31 1 前言 在改革开放的浪潮中，包装工业迅速崛起。人类进行包装活动的历史虽然很久，甚至可以追溯到人类产生之初，但包装实际上形成为行业的时间并不长。尤其是作为现代包装行业，还是在世界工业革命之后，世界资本主义兴起并将电子、化工、机械、生物工程、能源开发等现代科技应用于开发商品新包装，是自20世纪30年代开始的。所以说现代包装工业的历史，最多也只有半个世纪[1]。 当今世界，随着现代商品经济高速发展，大量涌现于市场的一切新商品，都需要有适时的新包装[2]。这就必然促使现代包装工业以与资本主义商品经济同样的高速度相应发展，我国的现代包装工业，自进入20世纪70年代末期，经过几年的调整、准备之后，于80年代初开始迅速发展。但由于起步晚、基础薄弱，工程技术人才和管理人才极端缺乏，所以大大落后于世界先进水平。 目前，在我国的包装工业中，包装机械还是一个薄弱环节。已使用的包装机械，无论在数量上、品种上都很少。包装机械的生产也满足不了包装工业的日益增长的需求。包装工业的发展，必将推动包装机械的更快的发展。 随着进入WTO，我国的包装工业将面临着更严峻的挑战，大力研制包装机械成了目前迫切的任务。现代各行各业发展都很迅速，国家支持的西部大开发也取得了一些进展，需要包装美观、实用，又要快速、经济[3]。 捆扎机械也在飞速发展，捆扎范围增大，自动化程度也在不断提高，由人工打捆向机械自动化迈进并逐渐替代人工劳动力。 捆扎机械在国民生产中的用途：1、保护功能。它可以将包装物捆紧，扎牢并压缩，增加外包装强度，减少散包装所造成的损失。2、方便。它可提高装卸效率，节省运输时间、空间和成本。3、便于销售、美观、顾客易携带。 2 关于红薯粉打捆机的研制开发的可行性报告 2.1 红薯粉打捆机的目的和意义 近半个多世纪以来,随着生产与流通日益社会化、现代化,产品的包装正以崭新的面貌崛起,受到人们普遍重视。 现代包装的基本含义是：对不同批量的产品,选用某种有保护性、装饰性的包装材料或包装容器,并借助适当的技术手段实施包装作业,以达到规定的数量和质量,同时设法改善外部结构,降低包装成本,从而在流通直至消费的整个过程中使之容易储存搬运,防止产品破损变质,不污染环境,便于识别应用和回收废料,有吸引力,广开销路,不断促进扩大再生产[1]。 2.2 国内外的红薯粉打捆机的研究现状 无论在国内或国外,包装工作已涉及到各行各业,面广量大,对人民生活、国际贸易和国防建设都带来深刻的影响,甚至在现代生活中出现了过去难以想象的新情况:未经包装出售的商品变得越来越少了,而且包装上的失败往往会使很好的产品得不到成功的销售[18]。因而不妨这样说,在将来,如果没有现代化的包装就没有商品的生产和销售;可是如果没有先进的工业与科学技术的综合发展,也不可能出现高水平的现代化包装。 迄今,一些科学技术发达的国家,在食品、医药、轻工、化工、纺织、电子、仪表和兵器等工业部门,已经程度不同地形成了由原料处理、中间加工和产品包装三大基本环节所组成的包装连续化和自动化的生产过程,有的还将包装材料加工、包装容器成型及包装成品储存系统都联系起来组成高效率的流水作业线。 大量事实表明,实现包装的机械化和自动化,尤其是实现具有高度灵活性(或称柔性)的自动包装线,不仅体现了现代生产的发展方向,同时也可以获得巨大的经济效益[5]。 3 捆扎带材料的选择 人们很早就开始用铁捆扎带（简称铁腰子）来捆扎，组装货物。五十年代以后，各种合成材料捆扎带相继出现。 按捆扎带的材料分为：金属捆扎带、聚丙烯塑料捆扎带、聚酯捆扎带、尼龙捆扎带、加强捆扎带、人造丝捆扎带。 市场上常用捆扎带有：塑料绳、发泡绳索、拉伸膜和收缩膜、胶带。 表 1 捆扎带材料性能对比表 Table 1 Banding belt material performance contrast table 捆扎材料 断裂强度（0.5×0.02英寸或13×0.5mm） 张力的工作范围 接续张力 伸长回复率 耐热性 耐湿性 处理的难易程度 聚丙烯 聚酯 尼龙 钢 中等 中等 中等 最高 最小 中等 中等 最大 中等 良好 良好 最高 高 中 最高 可忽略 中等 良好 良好 优秀 高 高 低 高 优 优 优 中等 目前，国外常用的捆扎材料有钢、聚丙烯、聚酯（PETP）和尼龙（PA）等四种。国内，最常用的还是钢带和聚丙烯带两种，由于聚丙烯成本低，来源广泛，捆扎美观牢固，所以逐渐成为国内一种主要的捆扎材料。表1列出四种最直接影响捆扎带包装性能的捆扎材料的特性。在非金属捆扎带中，以塑料捆扎带的应用最多、最广。在塑料带中由于聚丙烯带具有成本低、机械通用性好、带子色彩鲜艳、不吸收水分和消费者便于割断特点，对于不是特别沉重的货物，目前国内外多数皆采用聚丙烯带进行捆扎。 因此，本设计选择聚丙烯带作为捆扎机的捆扎带，即PP带。 4 小型红薯粉打捆机的机械原理方案设计 4.1 机械总体方案设计 为了便于运输、包装、销售，小型红薯粉打捆机的工作是对定量，定长的红薯粉进行捆扎，其主要包括如1图所示部分。 图1 小型红薯粉打捆机结构框图 Fig1 Small sweet potato powder binding machine structure diagram 4.1.1 打捆机压带、热合、剪切机构 压带、热合。剪切机构是红薯粉打捆机机械设备中比较重要的一个机构，它主要完成对送入的红薯粉丝进行压紧捆扎、热合捆扎及对捆扎带的剪切工作。 4.1.2 送带、收带机构 送带机构是把定长的捆扎带送到预定的位置，以便于压带、热合、剪切的进行。收带机构是当压带机构压紧捆扎带后，收带轮工作，使捆扎带捆紧红薯粉丝。 4.1.3 传送运输带部分 这部分是有间歇的进行，把红薯粉丝传送到捆扎工作台，然后，捆扎机构对红薯粉丝捆扎，从而完成对粉丝的捆扎工作。 根据结构框图及机械所要求完成的动作，初定小型红薯粉打捆机的设计方案结构如图2所示： 1.二级圆柱齿轮减速器 2.槽轮机构 3.传输带 4.锥齿轮 5.收带摩擦轮 6.送带摩擦轮 7.压带凸轮 8.剪切凸轮 9.热合片凸轮 10.热合凸轮 11.链轮 12.联轴器 13.电机 14.V带轮 图2 小型红薯粉打捆机传动方案简图 Fig2 Small sweet potato powder binding machine transmission scheme diagram 4.2 间歇传送运输机构方案 红薯粉要进行捆扎及切断，必须要经传送带送入红薯粉到打捆工作台面。然而，传送运输是连续送往而捆扎需要一定的时间，这就要求传送带能够进行间歇地工作，来达到捆扎的目的。间歇运动机构的形式众多，根据其主要工作特性可分成两大类，即步进运动间歇机构和具有瞬时停歇特性或停歇区的间歇运动机构。 根据常用的间歇机构有：棘轮机构、槽轮机构、不完全齿轮机构、凸轮机构等，考虑到槽轮机构是一种应用很广的转位分度机构，在多工位自动机械中经常用到，价格低廉，适合低速场合的特点，故选用槽轮机构进行运输带的步进间歇运动。 4.3 送带、收带机构方案 分析送带机构的任务和目的为红薯粉丝进入捆扎工作台面后，将捆扎带送入带道中，将捆扎送到位后，等压带凸轮压带压紧后，进入收带动作，将红薯粉丝捆扎紧。然而，要解决其中送带、收带出现的堵带、送带不到位、带头未压紧而收带、捆扎带用完等一系列问题，对于堵带现象可通过带道的设计来减小这一现象出现的机率；捆扎带传送不到位和捆扎带收紧问题则通过送带轮定量的运动时间来控制，具体通过凸轮机构来实现。 送带、收带机构如图3所示。 1.卷带 2.转向轮 3.收带轮 4.紧带轮 5.从动轮 图3 送带、收带机构简图 Fig3 Send With Winding mechanism diagram 上图中捆扎带经过压紧轮与送带轮贴合把捆扎送入带道，到达指定位置，待凸轮压带机构压紧捆扎带后，1压紧轮松开退回，2压紧轮压紧收带轮进行收带。 4.4 压带、热合、剪切机构方案 此压带、热合、剪切主要由凸轮机构来完成，动作最多，要求也多，因而传动机构会比较复杂。主要的动作有压带头、热合片的伸入加热和收回热合片、剪切捆扎带四个过程，因四个执行动作均在同一直线上，考虑到空间安排，故四个凸轮放在同一个轴上，通过改变凸轮的相位角来确定动作的先后。在捆扎带送到位后对捆扎带带头压紧，捆扎带收紧后完成捆扎带热合、压紧、剪断等一系列的动作，对于凸轮的具体结构给出方案，由机械传动机构的方案可得知，凸轮轴上都有四个动作，第一步为压带凸轮压紧到位的捆扎带，以便于收带轮进行收带动作；第二步为当捆扎带收紧后送加热片凸轮到位，将加热片伸入两带间对捆扎带进行加热；第三步为当加热完毕够加热片收回后热合压头压紧凸轮到位对捆扎带进行热合；第四步热合完毕，剪断凸轮到们，剪断捆扎带，红薯粉丝捆扎完毕，压头退回，进行下一个循环步骤，图4是各凸轮布局方案。 图4 凸轮布局图 Fig4 Cam layouts 由于推杆和凸轮接触为滚动摩擦，不易磨损，传递较大的动力，故凸轮机构采用的滚子推杆，其带头压紧凸轮设计如图5所示。 凸轮转动使滚子推杆在竖直方向上升和下降推杆和压块刚性连接从而使压块发生一致的动作。捆扎带送到位后，带头位于压带块的上方，凸轮转到最大离心距时，即压块上升到最高点致使其压紧带头。压块中开有捆扎带通道，捆扎带入带可穿过压块，在推杆下方的弹簧可使推杆和凸轮随时紧密接触保证定位准确。 . 图5 压带凸轮机构 图6 剪切凸轮机构 Fig5 Pressure zone cam mechanism Fig6 Cut cam mechanism 图6为剪切凸轮机构的设计方案，此机构的任务是当捆扎带经热合压紧后对捆扎带进行剪切，便于将捆扎完毕的粉丝的取出，从而进行下一个工作循环。其设计的主体部分和压带头的凸轮设计相似。由于要考虑到捆扎带通过且又要对捆扎带进行剪断，故在通道口上加了楔形放置切断刀片，当剪断凸轮到位，剪断块整体下移，由相对运动将捆扎带切断。 图7 热合片凸轮机构 图8 热合压紧凸轮机构 Fig7 Thermal sealing film cam mechanism Fig8 Thermal sealing pressure cam mechanism 热合片的运动方向与凸轮不一致，所以热合片凸轮机构如图7所示，其主要任务为：当收带轮完成收紧任务后，通过凸轮的转动带动水平滑块在另一个平面上移动，从而使热合片伸入到两捆扎带之间进行加热，完成对捆扎带的加热工作，当延时的时间到达热合程度时，凸轮机构再次转动将热合片从捆扎带中退回，便于后面的热合压紧动作，避免将热合片也压在捆扎带之间。 热合压紧机构比较简单，其凸轮机构如图8所示。 热合压紧凸轮是热合片完成对捆扎带的热合达到粘合的温度后，热合片收回，凸轮马上到位，使热合压头压紧捆扎带，使捆扎带粘合而紧密的接触在一起热合。此凸轮机构处不能设置捆扎带的带道，因为此机构的动作在剪断凸轮机构的后面，如果设置带道，当收带凸轮完成收带收紧工作，热合片进入后热合片和下面捆扎带间会有阻隔，无法对下面的捆扎带加热，从而使热合无法达到理想的效果，或无法完成对捆扎带的热合处理。 4.5 导向槽的设计方案 由于捆扎带需要围绕红薯粉丝一周，到达指定位置，然后进行压紧、热合、剪切动作，为达到对捆扎带动作的准确性，故需要设计专门的导向槽，使得捆扎带按预定的轨道运动，因此设计为工字形导向槽机构，当处于送带动作时，捆扎带会沿导向槽前进，到达指定位置后，第一压头压带，收带轮动作，由于收紧力的作用，弹开两挡板，从而达到送带到位，收紧准确的目的。图9为导向槽传动原理图。 图9 导向槽机构 Fig9 Guide channel institutions 5 电机的选择 工业上一般选用Y系列三相交流异步电动机，而对小型红薯粉打捆机来说，载荷比较稳定，故选Y型笼型三相异步电动机。 查资料得打捆机所需要的功率≤0.8kW，故取打捆机功率为PW=0.8kW. 传动装置的总效率为 (1) 按机械设计课程设计表2-2确定各部分的效率为： V带的传动效率为；滚动轴承（每一对）效率为；圆柱齿轮传动效率为；卷筒轴滑动轴承效率为 ；圆锥齿轮的传动效率为 ；平摩擦轮传动效率为；滚子链传动效率为；齿式联轴器的传动效率为。 则： 由式 (2) 因载荷平稳，电动机的额定功率大于即可，由机械设计课程设计手册[6]表12-1选 Y90L-4型电动机，额定功率为1.5kW。 一般选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机。 通常V带传动常用传动比范围;二级圆柱齿轮传动比范围在;链传动常用的传动比则电动机转速可选范围为： 符合这一同步转速的范围有1000r/min,1500r/min,3000r/min,根据前述若选用3000r/min同步转速电动机，则齿轮的传动比较大，机构庞大，1000r/min、1500r/min的电动机，从其重量、价格以及传动比等考虑，选Y90L-4型电动机，电动机的主要性能参数、尺寸见表2 表2 电动机主要性能参数、尺寸 Table2 motor size of main performance parameters 电动机型号 额定功率（kW） 电机满载转速（r/min） 轴径 启动转矩/额定转矩 最大转矩/额定转矩 Y90s-4 1.5 1400 24 2.3 2.3 6 传动装置的总传动比及分配各级传动比 6.1 传动装置的总传动比 由前面的计算得输送机卷筒的转速，则总传动比为 (3) 6.2 分配各级传动比 根据表1-8推荐传动比范围，选取圆锥齿轮传动比，V带的传动的传动比 ，链传动的传动比为；则二级圆柱直齿轮减速器的传动比为： 对于展开式二级圆柱直齿轮减速器，在两级齿轮材质及齿宽系数接近的情况下，两级齿轮的传动比可按下式分配 (4) (5) 按计算分配得， 计算传动装置的运动参数和动力参数 0轴——电动机轴 1轴——高速轴 2轴——中速轴 3轴——低速轴 4轴——传动长轴 5轴——槽轮轴 6轴——凸轮轴 7轴——摩擦轴 将计算的运动参数和动力参数列于下表3中 表3 轴的运动参数表 Table3 Axis of motion parameters 编号 0轴 1轴 2轴 3轴 4轴 5轴 6轴 7轴 功率P/kW 1.365 1.3104 1.258 1.208 1.196 1.148 1.148 1.079 转速n/(r·min-1) 1400 466.67 99 30 30 10 15 30 转矩T(N·m) 9.314 26.816 121.35 384.56 396.45 1096.42 1096.42 343.56 传动比i 3 4.714 3.3 3 3 效率η 0.96 0.99 0.97 0.99 0.97 0.99 0.99 0.96 0.99 0.96 0.94 0.96 7 设计计算 7.1 V带传动的设计计算 传递功率,主动轮转速 ,减速比，传动比误差小于3%，每天工作8小时。 7.1.1 确定计算功率 由参考文献[7]表8-7查得 ，故 (6) 7.1.2 确定V带的截型 根据及查参考文献[7]图8-10确定选用Z型。 7.1.3 确定带轮基准直径 (1)由参考文献[7]表8-6和8-8查得取小带轮的基准直径 . (2)验算带速V,按式 (7) 因为，故带速合适。 (3)计算大带轮的基准直径，由式 (8) 根据参考文献[7]表8-8，圆整为。 (4)实际传动比为 传动比误差为 ，故满足要求。 7.1.4 确定带长及中心距 (1)根据参考文献[7],由式 (9) 可得 ，初定中心距为 (2)由计算公式参考文献[7]式（8-22）得： (10) 由表8-2选带的基准长度 (4)计算实际中心距，由式参考文献[7]公式（8-23）得： (11) 7.1.5 验算包角 由计算公式参考文献[7](8-25)式得： (12) 7.1.6 计算带的根数Z (1)计算单根V带的额定功率Pr，由， ，由文献[7]查表8-4a得 。 根据， 及Z型带，查文献[7]表8-4b得 查文献[7]表8-5得，表8-2得， (13) (2)计算V带的根数Z， (14) 取5根。 7.1.7 计算单根V带的初拉力的最小值 由表8-3得Z型带的单位长度质量 ,所以 (15) 应使带的实际初拉力。 7.1.8 计算压轴力 压轴力的最小值为 (16) 7.1.9 V带轮结构的设计 详细结构（见附图）。 7.2 圆锥齿轮的设计计算 传递的功率，小齿轮转速，传动比， 传动比误差小于4%，工作寿命10年，每天工作8小时。 7.2.1 精度等级、材料及齿数 由于速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。 由表10-1选择两锥齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。 选锥齿轮齿数Z=24,圆锥角。 7.2.2 按齿面接触强度设计 由参考文献[7]式（10-26） (17) (1)确定公式内的各计算数值，试选。 计算小齿轮传递的转矩， (18) 通常取齿宽系数为，由文献[7]表10-6查得材料的弹性影响系数，由文献[7]表10-21d按齿面硬度查得锥齿轮的接触疲劳强度极限： 由式10-13计算应力循环次数： (19) 由图10-19取接触疲劳寿命系数 。 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1,由式（10-12）得 (20) (2)试算锥齿轮分度圆直径， 所以 (3)计算圆周速度V， (21) (4)计算齿宽b及模数， (22) (23) (24) 7.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式（10-23）得， (25) 确定公式内的各计算数值，由图10-20c查得弯曲疲劳强度极限 ，由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 ，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得： 载荷系数 查表10-5得 则： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算m大于由齿根弯曲疲劳强度的计算的模数，由表10-6，取m=6，同时满足弯曲强度和接触疲劳强度，取 ， 取。 所以，锥距 7.3 槽轮机构的设计计算 槽轮机构的基本结构形式分为外槽轮机构和内槽轮机构两种，由前面所设计的数据，可推算出槽轮的转位分度时间，槽轮的停歇时间 7.3.1 外槽轮机构 外槽轮机构的动停比为槽轮的转位时间与停歇时间之比，即 ， (26) 得。 销数，，。 由表3-2得：，，，槽轮一个循环的时间为。 由式（3-5）得拨盘转速为: (27) 由式3-4a得转位分度时间为： (28) 由式（3-36）得圆销中心轨迹半径： (29) 按结构取圆销半径，由式（3-35）得槽轮外圆半径： (30) 取圆销与轮槽底部之间的径向间隙 。 由式（3-37）得轮槽深度为： (31) 由式（3-38）得拨盘回轮轴径 (32) 由式（3-32）求得拨盘上锁止弧所对中心角为， (33) 取槽轮在槽口处厚度 。 由式（3-34）得锁止凸弧半径： 槽轮角加速度为: (34) 由式（3-15）可求得槽轮发生最大角加速度时拨销所在的位置， (35) 故: 7.4 高速级齿轮传动的齿轮设计及计算 7.4.1 齿轮类型、精度等级、材料及齿数 由于速度不高、故选用7级精度（GB10095-88）。 由参考文献[14]表10-1选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS，选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=4.714×24=113.13，取Z2=114。 7.4.2 按齿面接触强度设计 由式（10-9a） (36) 试选载荷系数： 。 (1)小齿轮传递的转矩：，由参考文献[14]表10-7选取齿宽系数 ，由参考文献[14]表10-6查得材料的弹性影响系数 ，由参考文献[14]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限 。 (2)由参考文献[14]式10-13计算应力循环次数： 由参考文献[14]图10-19取接触疲劳寿命系数， (3)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1,由参考文献[14]式（10-12）得： 则 圆周速度： 齿宽 (37) (4)计算齿宽与齿高之比，模数 ， 齿高 。 则 (38) (5)计算载荷系数，根据，7级精度，由参考文献[14]图10-8查得动载系数，直齿轮，由表10-2查得使用系数，由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，查图10-13得，故载荷系数为： (39) (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由参考文献[14]式（10-10a）得： (7)计算模数m， (40) 7.4.3 按齿根弯曲强度设计 由文献[14]式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 (41) (1)由参考文献[14]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限。 (2)由参考文献[14]图10-18取弯曲疲劳寿命系数 。 (3)计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由参考文献[14]式（10-12）得： (4)计算载荷系数K， (42) (5)查取齿形系数，由参考文献[14]表10-5查得，。 (6)查取应力校正系数，由参考文献[14]表10-5查得 ，。 (7)计算大、小齿轮的并加以比较， (43) 大齿轮的数值大。 对比计算结界，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，则取m=1.5,按接触强度算得的分度圆直径， ，算出小齿轮齿数，取，大齿轮齿数 ，取。 7.4.4 几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径，。 (2)中心距 (44) (3)计算齿轮宽度 (45) 取。 7.5 链传动的设计计算 提供的参数为：主动链轮转速，传动比为，传递的功率为载荷平稳，中心线水平布置。 7.5.1 选择链轮齿数 取小链轮齿数，大链轮的齿数为。 7.5.2 确定计算功率 由参考文献[14]表9-7查得，图9-13查得，单排链，则计算功率为： (46) 7.5.3 选择链条型号和节距 根据及查参考文献[14]图9-11可选16A-1，查表9-1，链条节距为。 7.5.4 计算链节数和中心距 初选中心距，取 相应的链长节数为 (47) 取链长节数。 查参考文献[14]表9-7得到中心距计算系数，则链传动的最大中心距为： (48) 7.5.5 计算链速V,确定润滑方式 (49) 由及链号16A-1，查参考文献[14]图9-14可知应采用定期人工润滑。 7.5.6 计算压轴力 有效圆周力为： (50) 链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为： 。 7.6 联轴器的选择及计算 7.6.1 类型选择 选用GY型凸缘联轴器[6]。 7.6.2 载荷计算 公称转矩： 由参考文献[14]表14-1查得，故由式（14-1）得计算转矩为： (51) 7.6.3 型号的选择 从中，查文献[6]得型凸缘联轴器的许用转矩为，许用最大转速为，轴径为之间，故合适1轴。而3轴联轴器选用型凸缘联轴器的许用转矩为，许用最大转速为，轴孔直径为。 7.7 凸轮轴的设计计算 7.7.1 设计参数 由前面计算可得，凸轮轴上的传递功率为：，转速，转矩为，轴上的径向力主要是压带凸轮的所致，初定。 7.7.2 初步确定轴的最小直径 先按式[14]（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据参考文献[14]表15-3，取，于是得： (52) 输出轴的最小直径显然是安装链轮的直径，为了使所选的链轮配合，故取。 7.7.3 轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案（图10所示）。 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，为了满足链轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径，左端用轴端挡圈定位按轴端直径取挡圈直径，链轮与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在链轮上，而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略短一些，现取。 (3)初步选择滚动轴承，因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承6011，其尺寸为，故，右端深沟球轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得6011型轴承的定位轴肩高度，因此，取 (4)取安装压带凸轮的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径；压带凸轮的左端轴承之间采用套筒定位，取压带凸轮轮毂的宽度为30mm,为了使套筒端面可靠地压紧凸轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，凸轮的右端采用套筒定位，则安装剪切凸轮处的轴段，剪切凸轮轮毂宽度为30mm，为了使套筒端面可靠地压紧凸轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，剪切凸轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度为，取，则轴环处的直径，轴环宽度，取，其轴环的右边的热合片凸轮、热合凸轮与左端的压带凸轮、剪切凸轮设计相同，凸轮宽度为30mm。 (5)轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与链右端面间的距离，故取 (6)取箱体内壁这距离，箱体的壁厚。 图10 轴的结构与装配 Fig10 Axis of the structure and Assembly 图11 轴的载荷分析图 Fig11 Analysis on axial load 7.7.4 轴上零件的周向定位 凸轮、链轮与轴的周向定位均采用平键连接，按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为20mm,同时，为了保证凸轮与轴的配合有良好的对中性，故选择凸轮轮毂与轴的配合为，同样，链轮与轴的连接，选用平键为，链轮与轴的配合为，深沟球轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此外，选轴的直径尺寸公差为。 7.7.5 确定轴上圆角和倒角尺寸 从参考文献[14]表15-2，取轴端倒角，各轴肩处的圆角半径如图10所示。 7.7.6 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图10）做出轴的计算简图（图11）。在确定轴承的支点位置时，对于6011型深沟球轴承，由手册中查得取轴承中点。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图11）。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、及的值列于下表（表4）。 表4 截面C的计算表 Table4 Calculation of cross section C of the table 载 荷 水平面H 垂直面V 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T 7.7.7 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力， (53) 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献[14]表15-1查得，因此，故安全。 7.8 凸轮机构的设计 凸轮机构的设计是本设计方案中最多的机构设计，牵涉执行动作最多，按布局分配方案知，运动竖直方向的移动，由于整体的设计要求凸轮的转速为低速，即 ，选用滚子直动推杆凸轮机构，下图12为各凸轮机构的执行工作循环图。 0° 30° 90° 120° 240° 360° 送带 推 远 回 近 压带 回 近 推 远 回 收带 回 近 推 远 回 热合片 近 推 远 回 粘合 回 近 推 远 剪切 回 近 推 回 60° 150° 180° 240° 270° 330° 图12 凸轮机构工作循环图 Fig12 Cam mechanism working cycle diagram 7.8.1 确定凸轮机构的基本尺寸 表5 凸轮廓线坐标曲率半径参数 Table5 Cam coordinates radius parameter 凸轮转角（度） 理论廓线X坐标 理论廓线Y坐标 实际廓线X坐标 实际廓线Y坐标 曲率半径 0 0 50 0 40 62.5 10 8.9151 50.5598 10.0101 40.6199 380.428 20 18.8111 51.6831 19.7322 41.7256 56.6788 30 30 51.9615 29.4008 41.9795 40.7444 40 41.7812 49.7929 38.6557 40.2939 35.2366 50 52.5968 44.134 46.4848 36.2192 31.8285 60 60.6218 35 51.9615 30 30.625 70 65.7785 23.9414 56.3816 20.5212 70 80 68.9365 12.1554 59.0885 10.4189 70 90 70 0 60 0 70 100 68.9365 -12.1554 59.0885 -10.4189 70 110 65.7785 -23.9414 56.3816 -20.5212 70 120 60.6218 -35 51.9615 -30 70 130 53.6231 -44.9951 45.9627 -38.5672 70 140 44.9952 -53.6231 38.5673 -45.9627 70 150 35 -60.6218 30 -51.9615 70 续表5 凸轮转角（度） 理论廓线X坐标 理论廓线Y坐标 实际廓线X坐标 实际廓线Y坐标 曲率半径 160 23.9414 -65.7785 20.5212 -56.3815 70 170 12.1554 -68.9365 10.4189 -59.0885 70 180 0 -70 0 -60 70 190 -12.1553 -68.9365 -10.4189 -59.0885 70 200 -23.9414 -65.7785 -20.5212 -56.3816 70 210 -35 -60.6218 -30 -51.9615 70 220 -44.9951 -53.6231 -38.5672 -45.9627 70 230 240 -53.6231 -60.6218 -44.9952 -35 -45.9626 -51.9615 -38.5673 -30 70 70 250 260 270 -65.7785 -68.9365 -70 -23.9415 -12.1554 0 -56.3815 -59.0885 -60 -20.5212 -10.4189 0 70 70 30.625 280 -67.6172 11.9227 -58.3666 8.1243 38.8884 290 -61.08 22.2313 -53.6237 15.5677 90.295 300 -51.9615 30 -46.4516 21.6548 347.8997 310 -42.1325 35.3533 -37.9514 26.2693 70.9837 320 -33.0006 39.3285 -28.979 30.1328 45.9604 330 -25 43.3012 -20 34.641 50 340 -17.101 46.9846 -13.6808 37.5877 50 350 -8.6825 49.2404 -6.946 39.3923 50 360 0 50 0 40 50 设初步确定凸轮的基圆半径为， 推杆滚子半径为，其次要选定推杆的运动规律，同时其工作为低速轻载，稳定性较好，由参考文献[13]表9-1可知，初定推程运动规律用简谐运动规律，回程运动规律用简谐运动规律。 由上述数据可得出,压带凸轮如图所示(图12)。 7.8.2 求理论轮廓线 对于对心直动滚子推杆盘形凸轮机构，可得e=0mm。统一升程为20mm,利用ADAMS建模与仿真、VB进行运动分析与综合可得到廓线坐标曲率半径、运动参数压力角、运动规律图和动态仿真，表5为廓线坐标曲率半径参数。 图11 压带凸轮运动