食用菌生产棒料打孔机具设计【10张cad图纸+说明书完整资料】

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It is because of the essential amino acids are rich in protein, vitamins and a variety of body and increasingly favored by consumers. Mushroom production has played an important role in the adjustment of agricultural structure, China's poverty alleviation and development of export-oriented agriculture. Edible mushroom production plant is belongs to the non arable production, is three-dimensional and highly efficient production, it can use sand land, sloping land, wasteland, saline alkali land, woodland, Fangqianwuhou, all kinds of non cultivated land, under the conditions of China's cultivated land shortage and the situation of food safety is severe, make full use of non cultivated land production of edible fungi, increase the supply of food, a huge potential and significance. This design is the design of edible material punching machines design design of bacteria producing rod. Here mainly includes: transmission system design, belt conveyor structure of the parts of the system design of the graduation design on the design of the basic skills training, enhancing the analysis and to solve engineering problems, and for general mechanical design created certain conditions. Whole structure mainly by the motor generate power through the coupling will need the power delivered to the band wheel, belt wheel drives a conveying mechanism, which led to the movement of the entire machine, improve labor productivity and automation level of production. But also show its superiority, there are broad prospects for the development. The content of this paper: (1) the production of edible mushroom rod drilling machines design overall structure design. (2) the production of edible mushroom rod drilling equipment design performance analysis. (3) the choice of motor. (4) the production of edible mushroom rod transmission system, execution unit and drilling machine rack design. (5) the design of parts design calculation and check. (6) drawing machine assembly and important parts assembly drawings and parts drawings design. Keywords: edible fungi production of the bar punching machines design, valve system, transfer, transmission 目 录 摘 要 I Abstract II 目 录 IV 第1章 绪论 1 1.1课题背景及目的 1 1.2自动化输送线定义 2 1.3 国内食用菌发展现状 2 1.4 外国食用菌发展现状 3 1.5 国内的技术装备现状 3 第2章 食用菌生产棒料打孔机具设计要求与方案 5 2.1 传送机构的总体设计 5 2.2 电动机的选择 5 第3章 输送机构设计计算 9 3.1同步带的概述 9 3.1.1同步带介绍 9 3.1.2 同步带的特点 10 3.1.3 同步带传动的主要失效形式 10 3.1.4 同步带传动的设计准则 12 3.1.5 同步带分类 13 3.2 电机的选取 13 3.3 同步带传动计算 16 3.3.1 同步带计算选型 16 3.3.2 同步带的主要参数（结构部分） 19 3.3.3 同步带的设计 21 3.3.4 同步带轮的设计 22 3.4 轴的设计及校核 22 3.5 键的校核 24 3.6 轴承的校核 25 3.7打孔机具气缸设计计算 27 3.7.1 初步确系统压力 27 3.7.2气缸计算 27 3.7.3 活塞杆的计算校核 30 3.7.4 气缸工作行程的确定 30 3.7.5 活塞的设计 31 3.7.6 导向套的设计与计算 31 3.7.7 端盖和缸底的计算校核 32 3.7.8 缸体长度的确定 32 3.7.9 缓冲装置的设计 32 3.8 气压元件选取及工作原理 33 3.8.1 气源装置 33 3.8.2 执行元件 34 3.8.3 控制元件 34 3.8.4 辅助元件 35 3.8.5 真空发生器 36 总结 37 参考文献 38 致 谢 39 第1章 绪论 1.1课题背景及目的 由于现代科学技术的发展，制造业历来是国民经济的重要组成部分为了提高制造业的技术水平，制造业在其发展历程中一直在进行着不同水平、不同类型的自动化。进人8十年代后，随着微电子技术和通信技术的吃速发展，制造业自动化进人到一个新的姗代一基于计算机的集成制造时代，并且正在向基于人工智能，人—机协调，人—自然协调的生态工厂时代迈进。促使制造业自动化发展的3个技术因素是:自动化单元技术:自动化的方法学或哲理;与制造业自动化有关的基础技术。 工业自动化技术是一种运用控制理论、仪器仪表、计算机和其他信息技术，对工业生产过程实现检测、控制、优化、调度、管理和决策，达到增加产量、提高质量、降低消耗、确保安全等目的综合性高技术，包括工业自动化软件、硬件和系统三大部分。 工业自动化技术作为20世纪现代制造领域中最重要的技术之一，主要解决生产效率与一致性问题。无论高速大批量制造企业还是追求灵活、柔性和定制化企业，都必须依靠自动化技术的应用。自动化系统本身并不直接创造效益，但它对企业生产过程起着明显的提升作用： （1）提高生产过程的安全性； （2）提高生产效率； （3）提高产品质量； （4）减少生产过程的原材料、能源损耗。 据国际权威咨询机构统计，对自动化系统投入和企业效益方面提升产出比约1：4至1：6之间。 特别在资金密集型企业中，自动化系统占设备总投资10%以下，起到“四两拨千金”的作用。 传统的工业自动化系统即机电一体化系统主要是对设备和生产过程的控制，即由机械本体、动力部分、测试传感部分、执行机构、驱动部分、控制及信号处理单元、接口等硬件元素，在软件程序和电子电路逻辑的有目的的信息流引导下，相互协调、有机融合和集成，形成物质和能量的有序规则运动，从而组成工业自动化系统或产品。 在工业自动化领域，传统的控制系统经历了继基地式气动仪表控制系统、电动单元组合式模拟仪表控制系统、集中式数字控制系统和集散式控制系统DCS的发展历程。 近年来，随着控制技术、计算机、通信、网络等技术的发展，信息交互沟通的领域正迅速覆盖从工厂的现场设备层到控制、管理各个层次。工业控制机系统一般是指对工业生产过程及其机电设备、工艺装备进行测量与控制的自动化技术工具(包括自动测量仪表、控制装置)的总称。今天，对自动化最简单的理解也转变为：用广义的机器（包括计算机）来部分代替或完全取代或超越人的体力。 1.2自动化输送线定义 自动化输送线生产是生产组织的一种形式。把生产过程划分为在时间上相等或成倍比的若干工序，并将其分别固定于按工艺过程顺序排列的各工作地，劳动对象按一定的节拍或速度，顺次流过各工作地进行加工。对不能或不便移动的操作对象（如建筑物，大型船舶，大型机器及其部件），也可由执行各工序的工人，按规定速度在劳动对象上顺序连续进行各工序加工。诞生于第二次工业革命时期。 亨利.福特(Henry Ford)于1913年在密歇根州的Highland Park，建立的生产系统。 输送线生产通过一系列的生产方法，包括使用通用的设备，使生产线上的每项任务都有稳定的周期时间，并按照加工工序的顺序，使产品能够迅速、平稳的由一个工位“流动”到下一个工位。经由生产控制系统，使产品的生产率与最终装配线上的使用率相符合。 输送线生产进一步加大了工人的劳动强度，它要求工人进行高强度，高密度作业，因此它刚诞生时饱受争议。但时间证明，它是一种极其有效的生产组织。 由于劳动单位不用移动，输送线生产有极高的效率，它使大规模批量化生产成为可能。同时，因为生产单位只用对劳动对象进行一部分操作，而无须像以前对劳动对象整体负责，因此使工人技术进一步专业化。 1.3 国内食用菌发展现状 我国食用菌是伴随着改革开放而迅速发展起来的，只有30年的发展历史。但是，在这30年中，却经历了房前屋后的庭院经济、特种蔬菜生产、成片的集约化和工厂化生产的4大阶段。目前集约化的规模栽培已经占到总产量的80%以上[1-3]。产区由70年代的浙江、福建、广州、广西等南方产区逐渐北扩，进入21世纪以来，食用菌生产已经遍及全国大江南北，成为我国重要的经济作物。成为世界食用菌生产第一大国，全球总产的70%以上。 我国的食用菌产业发展基本上还属于一家一户的家庭式分散小生产，随着我国经济的发展和国际市场质量要求的不断提高，这种一家一户家庭式分散小生产的产品质量所具有的不稳定性，特别是食品安全不能得到有效控制，不能满足市场对食品安全要求的需要。特别是我国加入WTO后，国际市场农产品门槛不断提高，这种分散生产方式难以建立生产的可追溯体系，国际市场的开拓受到严重制约。这种国内外市场要求成为让我国食用菌生产方式走向组织化、规模化、规范化、标准化的强大推动力[4]。 1.4 外国食用菌发展现状 从总体上来说，世界各国食用菌生产的发展模式大体都会经历由分散、粗放的个体生产到机械化、规模化、标准化大生产转变的发展历程。而对于发达国家的食用菌生产来说，他们的机械化生产起步早、投入大、发展快。 国际上最早实现工厂化周期生产的食用菌是双孢蘑菇，距今已有60年的发展历史。1947年，荷兰在控制温度、湿度和通风的条件下进行工厂化生产，并由此开辟了草腐菌工业化生产的先河。而此后美国、德国、意大利等国相继实现了对于双孢蘑菇的机械化与工厂化生产。近年来，东欧的波兰等国也在迅猛发展食用菌生产种植。就亚洲而言，日本在20世纪50年代开始，创立了金针菇等木腐菌瓶栽和袋栽的工厂化周年生产模式。20世纪80年代韩国也引进日本生产模式，并根据自身条件加以改进，生产规模不断扩大，栽培技术日臻成熟。现在已实现从拌料、堆肥、装袋到发酵、接种、覆土、喷水、采菇及清床等各个生产环节的机械化[5]。同时，他们还采用空调设备，各种测量仪器以及自动化调节控制湿度、水分、温度、通风、光照等设备与设施，创造出最适宜食用菌生长发育的环境，实现了对于鲜菇的周年化均衡生产和市场供给。 发达国家在食用菌机械化、工业化生产方面，其技术积累与沉淀虽已相当深厚。但随着信息、自动控制等高新技术在传统产业中的快速渗透，为巩固和扩大竞争优势，其技术创新力度还将不断加大，并向着自动化、智能化、精细化、优质化、国际化方向发展。规模以及效益还将进一步加大和提高。 1.5 国内的技术装备现状 自改革开放以来，我国在消化吸收台湾、日本知名食用菌生产企业先进技术的基础上，相继自主研发出了应用于食用菌生产和加工关键环节的一些相关设备。这些设备的出现对于推动食用菌的生产向机械化、工厂化和规模化发展起到了积极的作用[6]。但就总体而言，我国目前的食用菌设备的生产设计还是处于比较低的水平，原有的一些食用菌生产设备制造企业由于自身技术力量的薄弱，还只是能够生产一些简单设备，如小型装袋机、简易搅拌机等单独机械，故食用菌生产的自动化程度低，成套性差，耗时长，生产效率低，劳动强度大，无法满足我国农业对于食用菌工业化、产业化大规模生产的要求。 因此，总的说来，对于我国食用菌生产的机械化，无论是对于技术的研究开发还是技术在生产中的应用均处于起步和发展的初期阶段，与国际先进水平相距较大。 第2章 食用菌生产棒料打孔机具设计要求与方案 插上电源，按下启动按钮，先启动工作程序，输送辊道运行，工作人员将已经填装并密封好好的食用菌菌棒袋放置于V型固定块上，让其随传送带的一同前行，当菌棒袋按预定时间运动到消毒区域时，消毒装置开始喷洒消毒液，对菌棒袋的待打孔接种位置进行消毒杀菌。随后，随传送带继续向打孔装置运动，在有V块固定菌袋的情况下，利用打孔装置打出相邻间距为10~15cm的孔径为φ2cm的待接种孔；接着在皮带轮的带动下，继续传送到下一个取种接种机构的位置，并在圆筒齿条取种、接种装置的作用下，将已成块状的食用菌接种块以合适的力度与位置按压至菌袋中，最后已完成所有的接种步骤的菌袋随传送带运动至尾端，并由工作人员将其取下保管好。如此便完成对一个菌棒接种的工作。如此循环，可以极大地发挥接种机自动化的优点，减少人员的工作量，提高效率，这样可以在同样时间内完成对于大批量菌棒的消毒、打孔、取种、接种，这样便可以提高产量，创造更多的收入。 2.1 传送机构的总体设计 输送机的布置形式可分为：水平型、倾斜型、水平倾斜型、综合型等。在选择和确定板式输送机的布置形式时，我们应从以下几个方面来考虑： 1.必须满足工艺要求。即应能符合工艺提出的运输路线、输送量和需要在其上面完成的工艺作业等要求。在本次设计中就是要可以将菌棒袋按适当的速度依次经过各个装置的加工处理过程。 2.在满足工艺要求的前提下，应力求最简洁的布置形式。布置形式越简单，输送机线路的转折越少，其运行阻力就越小，对各个部分的要求也就越小，因此可降低制造成本，提高输送机的经济性[8]。 3.在对输送机布置时，应充分考虑输送机与各有关工步的关系。要综合研究各个方面的情况与要求，追求整体布置的合理性和经济性。 综合各方面因素的考虑，在本次设计中选择水平型板式输送机。 2.2 电动机的选择 电动机是输送机的重要组成部分，应遵循以下原则进行选择 1.功率的选择原则：选取电动机时必须要明确功率大小、额定转速以及电动机结构形式等方面要满足此次机械设计的要求。电动机的功率不能选取过小，否则将难于启动或者造成勉强启动，使运转电流超过电动机的额定电流，导致电动机过热以致于最终烧损。电动机的功率也不能选择太大，否则不但提高成本，而且电动机在低负荷下运行，其功率因数都不高，造成功率浪费[9]。 2.根据电动机的工作环境选择电动机类型原则：例如在煤矿企业中选取电机，应采用防护式、封闭式、防爆式电动机：这种电动机的转子，定子绕组等都装在一个封闭的机壳内，能有效的防止灰尘、铁屑或其它杂物侵入电动机内部，但它的密封性不很严密，所以还不能在水中工作，“JO”系列电动机属于这种防护形式[10]。 3.电动机电压等级的选择，要根据电动机的类型，功率以及使用地点的电压来决定。电动机的额定转速根据生产机械的要求而决定，一般采用尽量高转速的电动机。 4.在满足其他条件的前提下优先选用结构简单，运行可靠，维护方便且价格合理的电机。 在综合了本次机械设计课题的具体要求，以及电动机工作环境等诸多影响因素后，我们决定选用异步电动机来对工作中的动力需求进行满足。异步电动机具有结构简单、维修方便、工作效率高、重量较轻、成本较低、负载特性较硬等特点，可以满足大多数工业生产机械的电力传动需要。因此，在国民经济的各部门特别是工业电器部门得到广泛应用，并作为机床、各种胶带运输机械、起重运输机械、轻工业等设备及其他通用设备的动力源。它是目前各类电动机中应用最为广泛、需要最多的一类电动机。 （1） 基于电动机的以上特点，本文选用作为北京和利时电机技术有限公司部分110BYG系列混合式步进电机输送的驱动装置。 图3.4是北京和利时电机技术有限公司部分110BYG系列混合式步进电机的技术数据。 图3.4 110BYG系列混合式步进电机的技术数据 所以根据计算所得数据选择110BYG350DH-SAKRMA型号的电机，图3.5是110BYG系列混合式步进电机的型号说明。 图3.5 110BYG系列混合式步进电机的型号说明 110BYG系列混合式步进电机的外形尺寸，如图3.6所示。 图3.6 110BYG系列混合式步进电机的外形尺寸 110BYG系列混合式步进电机的矩频特性曲线，如图3.7所示。 图3.7 110BYG350DH型电机矩频特性曲线 第3章 输送机构设计计算 3.1同步带的概述 3.1.1同步带介绍 同步带是综合了带传动、链条传动和齿轮传动的优点而发展起来的新塑传动带。它由带齿形的一工作面与齿形带轮的齿槽啮合进行传动，其强力层是由拉伸强度高、伸长小的纤维材料或金属材料组成，以使同步带在传动过程中节线长度基本保持不变，带与带轮之间在传动过程中投有滑动，从而保证主、从动轮间呈无滑差的间步传动。 同步带传动（见图3-1）时，传动比准确，对轴作用力小，结构紧凑，耐油，耐磨性好，抗老化性能好，一般使用温度-20℃―80℃，v<50m/s，P<300kw,i<10,对于要求同步的传动也可用于低速传动。 图3-1 同步带传动 同步带传动是由一根内周表面设有等间距齿形的环行带及具有相应吻合的轮所组成。它综合了带传动、链传动和齿轮传动各自的优点。转动时，通过带齿与轮的齿槽相啮合来传递动力。 同步带传动具有准确的传动比，无滑差，可获得恒定的速比，传动平稳，能吸振，噪音小，传动比范围大，一般可达1:10。允许线速度可达50M/S，传递功率从几瓦到百千瓦。传动效率高，一般可达98%，结构紧凑，适宜于多轴传动，不需润滑，无污染，因此可在不允许有污染和工作环境较为恶劣的场所下正常工作。 本产品广泛用于纺织、机床、烟草、通讯电缆、轻工、化工、冶金、仪表仪器、食品、矿山、石油、汽车等各行业各种类型的机械传动中。同步带的使用，改变了带传动单纯为摩擦传动的概念，扩展了带传动的范围，从而成为带传动中具有相对独立性的研究对象，给带传动的发展开辟了新的途径。 3.1.2 同步带的特点 (1)、传动准确，工作时无滑动，具有恒定的传动比； (2)、传动平稳，具有缓冲、减振能力，噪声低； (3)、传动效率高，可达0.98，节能效果明显； (4)、维护保养方便，不需润滑，维护费用低； (5)、速比范围大，一般可达10，线速度可达50m/s，具有较大的功率传递范围，可达几瓦到几百千瓦； (6)、可用于长距离传动，中心距可达10m以上。 3.1.3 同步带传动的主要失效形式 在同步带传动中常见的失效形式有如下几种： (1)、同步带的承载绳断裂破坏 同步带在运转过程中承载绳断裂损坏是常见的失效形式。失效原因是带在传递动力过程中，在承载绳作用有过大的拉力，而使承载绳被拉断。此外当选用的主动捞轮直径过小，使承载绳在进入和退出带抡中承受较大的周期性的弯曲疲劳应力作用，也会产生弯曲疲劳折断(见图3-2)。 图3-2 同步带承载绳断裂损坏 (2)、同步带的爬齿和跳齿 根据对带爬齿和跳齿现象的分析，带的爬齿和眺齿是由于几何和力学两种因素所引起。因此为避免产生爬齿和跳齿，可采用以下一些措施： 1、控制同步带所传递的圆周力，使它小于或等于由带型号所决定的许用圆周力。 2、控制带与带轮间的节距差值，使它位于允许的节距误差范围内。 3、适当增大带安装时的初拉力开。，使带齿不易从轮齿槽中滑出。 4、提高同步带基体材料的硬度，减少带的弹性变形，可以减少爬齿现象的产生。 (3)、带齿的剪切破坏 带齿在与带轮齿啮合传力过程中，在剪切和挤压应力作用下带齿表面产生裂纹此裂纹逐渐向齿根部扩展，并沿承线绳表面延件，直至整个带齿与带基体脱离，这就是带齿的剪切脱落（见图3-3）。造成带齿剪切脱落的原因大致有如下几个： 1、同步带与带轮问有较大的节距差，使带齿无法完全进入轮齿槽，从而产生不完全啮合状态，而使带齿在较小的接触面积上承受过大的载荷，从而产生应力集中，导致带齿剪切损坏。 2、带与带轮在围齿区内的啮合齿数过少，使啮合带齿承受过大的载荷，而产生剪切破坏。 3、同步带的基体材料强度差。 为减少带齿被剪切，首先应严格控制带与带轮间的节距误差，保证带齿与轮齿能正确啮合；其次应使带与带轮在围齿区内的啮合齿数等于或大于6，此外在选材上应采用有较高勿切韧挤压强度的材料作为带的基体材料。 图3-3 带齿的剪切破坏 (4)、带齿的磨损 带齿的磨损（见图3-4）包括带齿工作面及带齿齿顶因角处和齿谷底部的廓损。造成磨损的原因是过大的张紧力和忻齿和轮齿间的啮合干涉。因此减少带齿的磨损，应在安装时合理的调整带的张紧力；在带齿齿形设计时，选用较大的带齿齿顶圆角半径，以减少啮合时轮齿的挤压和刮削；此外应提高同步带带齿材料的耐磨性。 图3-4 带齿磨损 (5)、同步带带背的龟裂(图3-5) 同步带在运转一段时期后，有时在带背会产生龟裂现象，而使带失效。同步带带背产 生龟裂的原因如下， 1、带基体材料的老化所引起； 2、带长期工作在道低的温度下，使带背基体材料产生龟裂。 图3-5 同步带带背龟裂 防止带背龟裂的方法是改进带基体材料的材质，提向材料的耐寒、耐热性和抗老化性能，此外尽量避免同步带在低温和高温条件下工作。 3.1.4 同步带传动的设计准则 据对同步带传动失效形式的分析，可知如同步带与带轮材料有较高的机械性能，制造工艺合理，带、轮的尺寸控制严格，安装调试也正确，那么许多失效形式均可避免。因此，在正常工作条件下，同步带传动的主要失效形式为如下三种； (1)同步带的承载绳疲劳拉断； (2同步带的打滑和跳齿； (3)同步带带齿的磨损。 因此，同步带传动的设计淮则是同步带在不打滑情况下，具有较高的抗拉强度，保证承线绳不被拉断。此外，在灰尘、杂质较多的工作条件下应对带齿进行耐磨性计算。 3.1.5 同步带分类 同步带齿有梯形齿和弧齿两类，弧齿又有三种系列：圆弧齿(H系列又称HTD带)、平顶圆弧齿(S系列又称为STPD带)和凹顶抛物线齿（R系列)。 梯形齿同步带 梯形齿同步带分单面有齿和双面有齿两种，简称为单面带和双面带。双面带又按齿的排列方式分为对称齿型（代号DA)和交错齿型(代号DB〕。 梯形齿同步带有两种尺寸制：节距制和模数制。我国采用节距制，并根据ISO 5296制订了同步带传动相应标准GB/T 11361～11362-1989和GB/T 11616-1989。 弧齿同步带 弧齿同步带除了齿形为曲线形外，其结构与梯形齿同步带基本相同，带的节距相当，其齿高、齿根厚和齿根圆角半径等均比梯形齿大。带齿受载后，应力分布状态较好，平缓了齿根的应力集中，提高了齿的承载能力。故弧齿同步带比梯形齿同步带传递功率大，且能防止啮合过程中齿的干涉。 弧齿同步带耐磨性能好，工作时噪声小，不需润滑，可用于有粉尘的恶劣环境。已在食品、汽车、纺织、制药、印刷、造纸等行业得到广泛应用。 3.2 电机的选取 （1）粗略计算驱动电机的功率 已知重量为m=100kg g=10N/kg 总重力G1=mg=1000N 查表3-1得摩擦系数为0.035 表3.1 摩擦系数表 作用在载荷N 物品与接触的底面材料 金属 木材 硬底板 0～110 0.04 0.045 0.05 110～450 0.035 0.035 0.05 450～900 0.025 0.03 0.045 ≥900 0.02 0.025 0.05 1）驱动功率计算 则工件受到的摩擦力为： 则移行电机所需牵引力为： 假设直径R=125mm 假设转速na=61rpm 速度vω=πRna=π×0.125×61=24m/min 设功率安全系数为1.2，驱动装置的效率为0.8，则需要的驱动功率为： 2）电动机至的总效率η ηc—联轴器效率，ηc=0.99 ηb—对滚动轴承效率，ηb=0.99 ηv—带效率，ηv=0.94 ηcy—效率，ηcy=0。96 估算传动系统总效率 η=ηvηbηcηcy=0.94×0.99×0.99×0.96=0.88 3） 所需电动机的功率Pd（kw） Pd=Pw/η=0.05/0.88=0.06kw （2） 基于电动机的以上特点，本文选用作为北京和利时电机技术有限公司部分110BYG系列混合式步进电机输送机床的驱动装置。 图3.4是北京和利时电机技术有限公司部分110BYG系列混合式步进电机的技术数据。 图3.4 110BYG系列混合式步进电机的技术数据 所以根据计算所得数据选择110BYG350DH-SAKRMA型号的电机，图3.5是110BYG系列混合式步进电机的型号说明。 图3.5 110BYG系列混合式步进电机的型号说明 110BYG系列混合式步进电机的外形尺寸，如图3.6所示。 图3.6 110BYG系列混合式步进电机的外形尺寸 110BYG系列混合式步进电机的矩频特性曲线，如图3.7所示。 图3.7 110BYG350DH型电机矩频特性曲线 3.3 同步带传动计算 3.3.1 同步带计算选型 设计功率是根据需要传递的名义功率、载荷性质、原动机类型和每天连续工作的时间长短等因素共同确定的，表达式如下： 式中 ——需要传递的名义功率 ——工作情况系数，按表2工作情况系数选取=1.7； 表2.工作情况系数 2） 确定带的型号和节距 可根据同步带传动的设计功率Pd'和小带轮转速n1，由同步带选型图中来确定所需采用的带的型号和节距。 其中Pd=0.63kw，n1=61rpm。查表3-2-2 表3-2-2 选同步带的型号为H：，节距为：Pb=8.00mm 3) 选择小带轮齿数z1，z2 可根据同步带的最小许用齿数确定。查表3-3-3得。 查得小带轮最小齿数14。 实际齿数应该大于这个数据 初步取值z1=34故大带轮齿数为：z2=i×z1=1×z1=34。 故z1=34，z2=34。 4） 确定带轮的节圆直径d1，d2 小带轮节圆直径d1=Pbz1/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 大带轮节圆直径d2=Pbz2/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 5） 验证带速v 由公式v=πd1n1/60000计算得， s﹤vmax=40m/s,其中vmax=40m/s由表3-2-4查得。 10、同步带带长及其齿数确定 =() = =719.7mm 11、带轮啮合齿数计算 有在本次设计中传动比为1，所以啮合齿数为带轮齿数的一半，即=17。 12、基本额定功率的计算 查基准同步带的许用工作压力和单位长度的质量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。 所以同步带的基准额定功率为 ==0.21KW 表4-3 基准宽度同步带的许用工作压力和单位长度的质量 13、计算作用在轴上力 = =71.6N 3.3.2 同步带的主要参数（结构部分） 1、同步带的节线长度 同步带工作时，其承载绳中心线长度应保持不变，因此称此中心线为同步带的节线，并以节线周长作为带的公称长皮，称为节线长度。在同步带传动中，带节线长度是一个重要 参数。当传动的中心距已定时，带的节线长度过大过小，都会影响带齿与轮齿的正常啮合，因此在同步带标准中，对梯形齿同步带的各种哨线长度已规定公差值，要求所生产的同步带节线长度应在规定的极限偏差范围之内（见表4-4）。 表4-4 带节线长度表 2、带的节距Pb 如图4-2所示，同步带相邻两齿对应点沿节线量度所得约长度称为同步带的节距。带节距大小决定着同步带和带轮齿各部分尺寸的大小，节距越大，带的各部分尺寸越大，承载能力也随之越高。因此带节距是同步带最主要参数．在节距制同步带系列中以不同节距来区分同步带的型号。在制造时，带节距通过铸造模具来加以控制。梯形齿标准同步带的齿形尺寸见表4-5。 3、带的齿根宽度 一个带齿两侧齿廓线与齿根底部廓线交点之间的距离称为带的齿根宽度，以s表示。带的齿根宽度大，则使带齿抗剪切、抗弯曲能力增强，相应就能传动较大的裁荷。 图4-2 带的标准尺寸 表4-5 梯形齿标准同步带的齿形尺寸 4、带的齿根圆角 带齿齿根回角半径rr的大小与带齿工作时齿根应力集中程度有关t齿根圆角半径大，可减少齿的应力集中，带的承载能力得到提高。但是齿根回角半径也不宜过大，过大则使带 齿与轮齿啮合时的有效接触面积城小，所以设计时应选适当的数值。 5、带齿齿顶圆角半径八 带齿齿项圆角半径八的大小将影响到带齿与轮齿啮合时会否产生于沙。由于在同步带传动中，带齿与带轮齿的啮合是用于非共扼齿廓的一种嵌合。因此在带齿进入或退出啮合时， 带齿齿顶和轮齿的顶部拐角必然会超于重叠，而产生干涉，从而引起带齿的磨损。因此为使带齿能顺利地进入和退出啮合，减少带齿顶部的磨损，宜采用较大的齿顶圆角半径。但与齿根圆角半径一样，齿顶圆角半径也不宜过大，否则亦会减少带齿与轮齿问的有效接触面积。 6、齿形角 梯形带齿齿形角日的大小对带齿与轮齿的啮合也有较大影响。如齿形角霹过小，带齿纵向截面形状近似矩形，则在传动时带齿将不能顺利地嵌入带轮齿槽内，易产生干涉。但齿形角度过大，又会使带齿易从轮齿槽中滑出，产生带齿在轮齿顶部跳跃现象。 3.3.3 同步带的设计 在这里，我们选用梯形带。带的尺寸如表4-6。带的图形如图4-3。 表4-6 同步带尺寸 型号 节距 齿形角 齿根厚 齿高 齿根圆角半径 齿顶圆半径 H 8 40。 6.12 4.3 1.02 1.02 图4-3 同步带 3.3.4 同步带轮的设计 同步带轮的设计的基本要求 1、保证带齿能顺利地啮入与啮出 由于轮齿与带齿的啮合同非共规齿廓啮合传动，因此在少带齿顶部与轮齿顶部拐角处的干涉，并便于带齿滑入或滑出轮齿槽。 2、轮齿的齿廊曲线应能减少啮合变形，能获得大的接触面积，提高带齿的承载能力即在选探轮齿齿廓曲线时，应使带齿啮入或啮出时变形小，磨擦损耗小，并保证与带齿均匀接触，有较大的接触面积，使带齿能承受更大的载荷。 3、有良好的加了工艺性 加工工艺性好的带轮齿形可以减少刀具数量与切齿了作员，从而可提高生产率，降低制造成本。 4、具有合理的齿形角 齿形角是决定带轮齿形的重要的力学和几何参数，大的齿形角有利于带齿的顺利啮入和啮出，但易使带齿产生爬齿和跳齿现象；而齿形角过小，则会造成带齿与轮齿的啮合干涉，因此轮齿必须选用合理的齿形角。 3.4 轴的设计及校核 3.4.1 材料 可选轴的材料为45钢，调质处理。 3.4.2 计算轴的最小直径 电机轴的直径为14, 由于轴的直径小于100mm，且由3个键槽，故将轴径增加15%，即 将轴径圆整为标准直径，取d=14mm 3.4.3 轴的结构设计 1、轴的外形结构 2、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度。 （1）、根据内径可得d67=30 mm，根据的宽度可得出L67=20 mm，右侧采用轴肩定为，取d78=38 mm，L78=11 mm。 （2）、初选深沟球轴承D6204，其尺寸为dxDxB=20x47x14,故d45=d910=20 mm，根据装配关系取L45=L910=15 mm 。 （3）、5处为一定位轴肩，故取d56=d89=25 mm，根据装配关系，计算得L56=L89=383 mm 。 （4）、3处为一定位轴肩，故取d23=d910=16 mm，根据装配关系，计算得L23=L910=33 mm。 （5）、1处为轴的最小直径d=10 mm，攻螺纹，与螺母配合，选择螺母为 GB/T 6172.1。通过查《机械设计手册》的螺母厚度m=5 mm，由于采用双螺母预紧，故取L12=L1213=19 mm。 （6）、4处为一定位轴肩，所以取d34=d1011=18 mm，根据装配关系计算得出，L34=L1011=40 mm。 至此已经确定了轴的各段长度和直径。 3.4.4轴的校核 需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差<%3）. 当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径或当量直径。一般将轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见【5】表7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。 ：通过受力分析， 最大挠度： 查【1】表3-12许用挠度； 。 3.5 键的校核 键和轴的材料都是钢，由【4】表6-2查的许用挤压应力,取其中间值，。键的工作长度，键与轮榖键槽的接触高度。由【4】式（6-1）可得 可见连接的挤压强度足够了，键的标记为： 3.6 轴承的校核 ⑴、轴轴承的校核 Ⅰ轴选用的是深沟球轴承6206，其基本额定负荷为19.5KN, 由于该轴的转速是定值，所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对Ⅰ轴未端的滚子轴承进行校核。 ②轴传递的转矩 ∴ 受力 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为: 在水平面： 在水平面： ∴ ④因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，【4】表13-6查得载荷系数，取，则有： ⑤轴承的寿命计算:所以按轴承的受力大小计算寿命 故该轴承6206能满足要求。 ⑵、其他轴的轴承校核同上，均符合要求。 第4章 气缸设计 4.1 打孔机具气缸设计我们可以计算出 4.1.1 初步确系统压力 表3-1 按负载选择工作压力[1] 负载/ KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作压力/MPa < 0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 表3-2 各种机械常用的系统工作压力[1] 机械类型 机 床 农业机械 小型工程机械 建筑机械 气凿岩机 气机 大中型挖掘机 重型机械 起重运输机械 磨床 组合 机床 龙门 刨床 拉床 工作压力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 由表2-1和表2-2可知，初选气缸的设计压力P1=1MPa 4.1.2气缸我们可以计算出 估算要驱动的负载大小（打孔力）为150N，考虑到气缸未加载时实际所能输出的力，受气缸活塞和缸筒之间的摩擦、活塞杆与前气缸之间的摩擦力的影响，并考虑到机械爪的质量。在研究气缸的性能和确定气缸的缸径时，常用到负载率β： 由《液压与气压传动技术》表5.1： 表5.1 气缸的运动状态与负载率 阻性负载（静负载） 惯性负载的运动速度v 运动的速度v=50mm/s，取β=0.60，所以实际的气缸缸负载的大小为：F=F0/β=250N （2） 气缸内径的确定 表5.2 气缸内径确定公式 项目 我们可以计算出公式 缸 径 双作用气缸 推力 拉力 表1 气缸内径系列GB/T2348-1980mm 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 500 按GB/T2348-1980，取标准值D=20mm 查《气传动与控制手册》根据杆径比d/D，一般的选取原则是：当活塞杆受拉时，一般选取d/D=0.3-0.5，当活塞杆受压时，一般选取d/D=0.5-0.7。 活塞杆直径d=0.45D=9mm 取d=10（标准直径） 表2 活塞杆直径系列 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 (1) 气缸缸体厚度我们可以计算出 缸体是气缸中最重要的零件，当气缸的工作压力较高和缸体内经较大时，必须进行强度校核。缸体的常用材料为20、25、35、45号钢的无缝钢管。在这几种材料中45号钢的性能最为优良，所以这里选用45号钢作为缸体的材料。 式中，代表的意思是实验压力，MPa。当气缸额定压力Pn5.1 MPa时，Py=1.5Pn，当Pn16MPa时，Py=1.25Pn。 []代表的意思是缸筒材料许用应力，N/mm。[]=，为材料的抗拉强度。 注：1.额定压力Pn 额定压力又称公称压力即系统压力，Pn=1MPa 2.最高允许压力Pmax Pmax1.5Pn=1.251=1.25MPa 气缸缸筒材料采用45钢，则抗拉强度：σb=600MPa 安全系数n按《气传动与控制手册》P243表2—10，取n=5。 则许用应力[]==120MPa = =0.2083mm 则气缸缸体外径为50mm。 3.缸筒结构设计 缸筒两端分别与缸盖和缸底链接，构成密封的压力腔，因而它的结构形式往往和缸盖及缸底密切相关[6]。因此，在设计缸筒结构时，应根据实际情况，选用结构便于装配、拆卸和维修的链接形式，缸筒内外径应根据标准进行圆整。 4.1.3 活塞杆的我们可以计算出校核 2.活塞杆强度我们可以计算出： <90mm （4-4） 式中 代表的意思是代表的意思是许用应力；（Q235钢的抗拉强度为375-500MPa，取400MPa，为位安全系数取5，即活塞杆的强度适中） 3．活塞杆的结构设计 活塞杆的外端头部与负载的拖动油马达机构相连接，为了避免活塞杆在工作生产中偏心负载力，适应气缸的安装要求，提高其作用效率，应根据负载的具体情况，选择适当的活塞杆端部结构。 4.活塞杆的密封与防尘 活塞杆的密封形式有Y形密封圈、U形夹织物密封圈、O形密封圈、V形密封圈等[6]。采用薄钢片组合防尘圈时，防尘圈与活塞杆的配合可按H9/f9选取。薄钢片厚度为0.5mm。为方便设计和维护，本方案选择O型密封圈。 4.1.4 气缸工作行程的确定 气缸工作行程长度可以根据执行机构实际工作的最大行程确定，并参照表4-4选取标准值。气缸活塞行程参数优先次序按表4-4中的a、b、c选用。 表4-4（a）气缸行程系列（GB 2349-80）[6] 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 表4-4（b） 气缸行程系列（GB 2349-80）[6] 40 63 90 110 140 180 220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 1800 2200 2800 3600 表4-4（c） 气缸形成系列（GB 2349-80）[6] 240 260 300 340 380 420 480 530 600 650 750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 3400 3800 根据设计要求知快速接近工件，行程根据任务书要求，根据表3-8，可选取气缸的工作行程为50mm 4.1.5 活塞的设计 由于活塞在气力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的配合表面；间隙过大，会引起气缸内部泄露，降低容积效率，使气缸达不到要求的设计性能。考虑选用O型密封圈。 4.1.6 导向套的设计与我们可以计算出 1.最小导向长度H的确定 当活塞杆全部伸出时，从活塞支承面中点到到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度[1]。影响气缸工作性能和稳定性。因此，在设计时必须保证气缸有一定的最小导向长度。根据经验,当气缸最大行程为L,缸筒直径为D时,最小导向长度为: （4-5） 一般导向套滑动面的长度A，在缸径小于80mm时取A=(0.6~1.0)D，当缸径大于80mm时取A=(0.6~1.0)d.。活塞宽度B取B=(0.6~1.0)D。若导向长度H不够时,可在活塞杆上增加一个导向套K(见图4-1)来增加H值。隔套K的宽度。 图4-1 气缸最小导向长度[1] 因此:最小导向长度，取H=9cm； 导向套滑动面长度A= 活塞宽度B= 2.导向套的结构 导向套有普通导向套、易拆导向套、球面导向套和静压导向套等，可按工作情况适当选择。 4.1.7 端盖和缸底的我们可以计算出校核 在单活塞气缸中，有活塞杆通过的端盖叫端盖，无活塞杆通过的缸盖叫缸头或缸底。端盖、缸底与缸筒构成密封的压力容腔，它不仅要有足够的强度以承受气力，而且必须具有一定的连接强度。端盖上有活塞杆导向孔（或装导向套的孔）及防尘圈、密封圈槽，还有连接螺钉孔，受力情况比较复杂，设计的不好容易损坏。 1.端盖的设计我们可以计算出 端盖厚h为： 式中 D1代表的意思是螺钉孔分布直径，cm； P代表的意思是压力，； 代表的意思是密封环形端面平均直径，cm； 代表的意思是材料的许用应力，。 2.缸底的设计 缸底分平底缸，椭圆缸底，半球形缸底。 4.1.8 缸体长度的确定 气缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还需要考虑到两端端盖的厚度[1]。一般气缸缸体长度不应大于缸体内经的20~30倍。取系数为5,则气缸缸体长度：L=5*10cm=50cm。 4.1.9 缓冲装置的设计 气缸的活塞杆（或柱塞杆）具有一定的质量，在气力的驱动下运动时具有很大的动量。在它们的行程终端，当杆头进入气缸的端盖和缸底部分时，会引起机械碰撞，产生很大的冲击和噪声。采用缓冲装置，就是为了避免这种机械撞击，但冲击压力仍然存在，大约是额定工作压力的两倍，这就必然会严重影响气缸和整个气系统