畢業(yè)論文定稿-食品包裝機設計

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原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763課 題 食品包裝機的設計 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 年 級 姓 名 學 號 指 導 教 師 （簽字） 學 院 院 長 （簽字） 2013 年 月 日摘 要目前國產的設備大多是對國外進口產品的簡單仿制，因此針對食品機械關鍵部件的深入研究，對原理、結構、運動、功能等分析，提供結構簡單可靠、操作方便、機械化程度高、使用范圍廣的食品機械是很有必要的。本文在分析食品機械的工藝和使用要求的基礎上，通過對關鍵部件的理論分析，提出一種實用、簡單、可靠和通用的傳動系統，將結構等關鍵部件的設計原理、結構特點等做了較為詳細的研究和設計;本文分析各機構的運動學規(guī)律，提出可行的優(yōu)化結構滿足切割工藝;對關鍵部件提出完整的設計方法，旨在滿足市場需求，推動企業(yè)創(chuàng)新步伐。關鍵詞：食品機械 ，傳動系統，結構設計，計算機輔助設計詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763AbstractAs the demand for food diversification, personalization, automatic powder food machine applications more generally. Most of the current China-made equipment is to copy。Simple import of imitation products, the automatic food machine for powder-depth study of key components, the basic principles, structure, movement, functional analysis, to provide a simple and reliable structure, convenient operation, high degree of automation with a wide range of food machines is necessary.Based on the analysis of powder food machine automatic food processes and the use of the requirements on the basis of the key components of the theoretical analysis, a practical, simple, reliable and versatile drive system, a single package for the bag to expand the size and output of long adjustable structure; for delivery of the film structure, the structure of closed traction, closed-end structure, such as cutting off key parts of the design principles, structural features, such as doing a more detailed study and design; This paper analyzes the law of the Kinematics , optimizing the structure and put forward feasible to meet the food process; a key component of a complete design method, designed to meet the market demand,Promoting innovation.Key Words: automatic food machine, technology transmission, structure designing, CADIV目 錄摘 要 IIAbstract.III目 錄 IV第 1 章 緒論.11.1 食品裝置(機械) 的應用及適用范圍 11.2 食品裝置(機械) 的國內外發(fā)展情況 11.3 食品裝置(機械) 研究開發(fā)的意義 .4第 3 章 電機至輸送帶部分的設計計算.5同步帶的概述 .19同步帶介紹 .19同步帶傳動的主要失效形式 .204 同步帶傳動的設計準則 .225 同步帶分類 22同步帶傳動計算 .23同步帶計算選型 .23同步帶的主要參數（結構部分） .25同步帶的設計 .27同步帶輪的設計 .28小彈簧的設計計算 .321第 1 章 緒論1.1 食品裝置(機械) 的應用及適用范圍現代經濟生活中，絕大多數產品都需要經過機械加工來提高產品的生產率。而有些產品的包裝要借助包裝技術及裝備。所以包裝設備在包裝過程中是不可或缺的工藝手段。食品切斷裝置是包裝設備中較為重要的一種機械設備形式，可廣泛應用于一般塊狀食品的包裝，尤其適用于大批量的轉移、稱重、封口 、碼放等過程。利用小型自動包裝機械包裝是提高裝袋速度，減輕工人勞動強度的有效方法。1.2 食品裝置(機械) 的國內外發(fā)展情況食品機械，最初是由美國于上世紀五十年代開發(fā)出來的產品。后來日本得到發(fā)展，并于上世紀六七十年代隨日本經濟高速發(fā)展，技術性能得到長足的進步。上世紀八十年代初，我國大量引進食品機械并生產出自己的產品。以日清品牌為代表，主要針對方便面生產線配套使用。上世紀九十年代，這種機型開始大量用于糧食流通，同時派生出各種各樣的類似包裝機。隨著機電一體化的應用，粉料自動包裝也向著高速全自動模塊化的方向發(fā)展及創(chuàng)新?，F今國外開發(fā)的食品機械已極其人性化:高速、節(jié)能、全自動、模塊化。就國內外食品機械的開發(fā)情況來看，主要從以下幾點進行:(l)不斷擴大其通用能力，以滿足多種屬性粉料的包裝。(2)高速全自動，配備微機控制系統，借助預先儲存的程序控制多臺伺服電機，分別驅動有關執(zhí)行機構。(3)參數化調整和設置，對主要操作部件(供送、袋成型、牽引、封切等)作適當調整有關工作參數，便可在較寬的尺寸范圍內，滿足不同品種不同尺寸的包裝。(4)模塊化結構設計，對供送、牽引、封切等主要部件進行相對獨立并又能較為自由組合的結構設計，以滿足臥式組合和立式組合的包裝機。德國與美國、日本、意大利均為世界食品機械機械大國。在食品機械機械設計、制造、技術性能等方面居于領先地位。德國食品機械機械的設計是依據市場調研及市場分析結果進行的，其，目標是努力為客戶，尤其是為大型企業(yè)服務。為滿足客戶要2求，德國食品機械機械制造廠商和設計部門采取了諸多措施： (1)工藝流程自動化程度越來越高，以提高生產率和設備的柔性及靈活性。采用機械手完成復雜的動作。操作時，在由電腦控制的攝像機錄取信息和監(jiān)控下，機械手按電腦指令完成規(guī)定動作，確保包裝的質量。(2)提高生產效率，降低生產成本，最大限度地滿足生產要求。德國食品機械機械以飲料、啤酒灌裝機械和塑料食品機械機械見長，具有高速、成套、自動化程度高和可靠性好等特點。其飲料灌裝速度高達 12 萬瓶/h，小袋食品機械機的包裝速度高達900 袋／min。(3)使產品機械和食品機械機械一體化。許多產品要求生產之后直接進行包裝，以提高生產效率。如德國生產的巧克力生產及包裝設備，就是由一個系統控制完成的。兩者一體化，關鍵是要解決好在生產能力上相互匹配的問題。(4)適應產制品變化，具有良好的柔性和靈活性。由于市場的激烈競爭，產品更新換代的周期越來越短。如化妝品生產三年一變，甚至一個季度一變，生產量又都很大，因此要求食品機械機械具有良好的柔性和靈活性，使食品機械機械的壽命遠大于產品的壽命周期，這樣才能符合經濟性的要求。 (5)普遍使用計算機仿真設計技術。隨著新產品開發(fā)速度不斷加快，德國食品機械機械設計普遍采用了計算機仿真設計技術，大大縮短了食品機械機械的開發(fā)設計周期.食品機械設計不僅要重視其能力和效率，還要注重其經濟性。所謂經濟性不完全是機械設備本身的成本，更重要的是運轉成本，因為設備折舊費只占成本的 6％～8％，其他的就是運轉成本。我國食品機械行業(yè)起步于 20 世紀 70 年代，在 80 年代末和 90 年代中得到迅速發(fā)展。已成為機械工業(yè)中的 10 大行業(yè)之一，無論是產量，還是品種上，都取得了令人矚目的成就，為我國包裝工業(yè)的快速發(fā)展提供了有力的保障。目前，我國已成為世界食品機械工業(yè)生產和消費大國之一。食品機械作為一種產品，它的含義不僅僅是產品本身的物質意義，而是包括形式產品、隱形產品及延伸產品 3 層含義。形式產品是指食品機本身的具體形態(tài)和基本功能；隱形產品是指食品機給用戶提供的實際效用；延伸產品是指食品機的質量保證、使用指導和售后服務等。所以食品機的設計應該包括：市場調研、原理圖設計、結構設計、施工圖設計、使用說明書編寫及售后服務預案等。3食品機械設計的類別主要有：測繪仿制設計、開發(fā)性設計、改進性設計、系列化設計。如啤酒灌裝生產線生產能力為 1．6～4 萬瓶/h ，其中灌裝機的灌裝閥工位數從48 個、60 個、90 個到 120 個就屬于系列化設計。由普通啤酒灌裝生產線到純生啤酒灌裝生產線的設計就屬于改進、開發(fā)性設計。對于中低速運行的食品機，目前我們基本上可以進行自主設計。而高速運行的食品機，特別是一些先進機型，大多是測繪、仿制國外的同類機型，進行國產化設計和系列化設計。其主要的原因是：(1) 大多數設計人員還沒有真正掌握先進的設計方法，如高速食品機械的動力學設計理論和方法等，對高速工況下機構的動態(tài)精度分析等問題還不能模擬解決；(2)產、學、研結合不夠緊密，理論上的科研成果不能及時地在實際設計中運用，設計人員缺乏及時的技術培訓；(3)整個行業(yè)缺乏宏觀調控的力度，優(yōu)勢資源不能得到合理的配置與調整。在食品機械設計領域，絕大多數設計人員仍沿用以前的設計方法：(1)根據設計任務書尋找同類機型作為樣機；(2)參考樣機制定各項技術性能指標及使用范圍；(3)設計工作原理圖、傳動系統圖；(4)設計關鍵零件，部件；(5)設計總裝圖方案和動作循環(huán)圖；(6)設計部件圖、總裝圖和零件圖；(7) 對主要部件中的關鍵零件進行強度、剛度校核；(8)設計控制原理圖、施工圖等。而今，國內一些大學的設計軟件，可以對食品機中常用機構進行有限元分析和優(yōu)化設計，其開發(fā)的凸輪連桿機構 CAD／CAM 軟件已經能夠滿足企業(yè)進行凸輪連桿機構自主設計的能力，但在實際食品機械的設計中應用還不普遍。新型食品機械往往是機、電、氣一體化的設備。充分利用信息產品的最新成果，采用氣動執(zhí)行機構、伺服電機驅動等分離傳動技術，可使整機的傳動鏈大大縮短，結構大為簡化，工作精度和速度大大提高。其中的關鍵技術之一是采用了多電機拖動的同步控制技術。其實掌握這種技術并不很難，只是一些設計人員不了解食品機械的這一發(fā)展趨勢。如果說以前我國食品機械設計是仿制、學習階段，那么現在我們應該有創(chuàng)新設計的意識。我國食品行業(yè)技術與機械近些年所取得的成績是顯著的，其起步于 20 世紀 70 年代末，剛起步時年產值僅七、八千萬元，產品品種僅 100 余種，技術水平也較低。在20 紀 80 年代中期至 20 世紀年代中期十余年的時間里，才得到快速發(fā)展，年增長率達到 20%—30% ，到 1999 年底塑料和食品機械達 40 大類，品種達 1700 種，到 2000 年4產值增加到 300 億元，且技術水平也上了個臺階，開始出現了規(guī)模化、自動化趨勢，傳動復雜、技術含量高的設備也開始出現，許多食品機械如液體塑料灌裝機等設備已開始成套出口。1.3 食品裝置(機械) 研究開發(fā)的意義針對國內許多部門對食品切斷機械的需求，本設計著重探討食品切斷機械的整體結構設計和模塊化結構，開發(fā)出具有包裝速度快，通用性好以及結構簡單可靠、操作方便、自動化程度高的新穎食品切斷機械，對我國食品行業(yè)發(fā)展有著積極的意義。5第 3 章 電機至輸送帶部分的設計計算3.1 包裝機參數設計該課題設計的包裝速度 60 包/min=1 包/s,假設輸送帶的需要的驅動力 F=2400N，V=1m/s ，P=2.4KW一對圓錐滾子軸承的效率 η3= 0.98一對球軸承的效率 η4= 0.99閉式直齒圓錐齒傳動效率 η5= 0.95閉式直齒圓柱齒傳動效率 η6= 0.97b. 總效率 η=η1η2 2η3 3η4η5η6=0.96×0.992 ×0.983 ×0.99×0.95×0.97=0.808c. 所需電動機的輸出功率 Pr=Pw/η=2.4/0.808=3kw3. 選擇電動機的型號查參考文獻[1]表得表 1.1方案號 電機類型額定功率同步轉速滿載轉速總傳動比1 Y100L2-4 3 1500 1420 22.2942 Y132S-6 3 1000 960 15.072根據以上兩種可行同步轉速電機對比可見，方案 2 傳動比小且質量價格也比較合理，所以選擇 Y132S-6 型電動機。三，動力參數的計算1. 分配傳動比（1） 總傳動比 i=15.072（2） 各級傳動比：直齒輪圓錐齒輪傳動比 i12=3.762，直齒輪圓柱齒輪傳動比 i23=4（3） 實際總傳動比 i 實=i12i34=3.762×4=15.048,∵Δi=0.021﹤0.05，故傳動比滿足要求滿足要求。2. 各軸的轉速（各軸的標號均已在圖 1.1 中標出）n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min各軸的功率6p0=pr=3 kw， p1= p0η2=2.970kw, p2= p1η4η3=2.965 kw, p3= p2η5η3=2.628 kw, p4=p3η2η3=2.550 kw4. 各軸的轉矩，由式：T=9.55Pi/ni 可得：T0=29.844 N·m, T1=29.545 N·m, T2=86.955 N·m,T3=393.197 N·m, T4=381.527 N·m四，傳動零件的設計計算1. 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設計計算a．選材：小齒輪材料選用 45 號鋼，調質處理，HB=217~255，σHP1=580 Mpa，σFmin1 =220 Mpa大齒輪材料選用 45 號鋼，正火處理，HB=162~217，σHP2=560 Mpa，σFmin2 =210 Mpab. 由參考文獻[2]（以下簡稱[2] ）式（5—33） ，計算應力循環(huán)次數 N：N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×109 N2=N1/i2 =1.267×10/3=2.522×108 查圖 5—17 得 ZN1=1.0， ZN2=1.12，由式（5—29 ）得ZX1=ZX2=1.0，取 SHmin=1.0，ZW=1.0 ，ZLVR=0.92 ，∴[σH]1=σHP1Z LVRZWZX1ZN1/SHmin=580×0.92=533.6 Mpa，[σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =560×1.12×0.92=577 Mpa∵[σH]1 [σH]2，∴計算取[σH]= [σ H]2=533.6 Mpac．按齒面接觸強度設計小齒輪大端模數（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）：取齒數 Z1=21，則 Z2=Z1 i12=3.762×32=79，取 Z2=79∵實際傳動比 u=Z2/Z1=79/21=3.762，且 u=tanδ2=cotδ1，∴δ2=72.2965 =72 16 35，δ1=17.7035 =17 42 12，則小圓錐齒輪的當量齒數o o o o zm1=z1/cosδ1 =21/cos17.7035 =23，z m2=z2/cosδ2=79/cos72.2965 =259.79o o 由[2]圖 5-14，5-15 得7YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81ZH=√2/cosα×sinα=√2/cos20 ×sin20 =2.5o o 由[2]表 11-5 有 ZE=189.8，取 Kt·Z =1.1，2 εt由[2] 取 K=1.4又∵ T1=28.381 N·m ，u= 3.762，фR =0.3由[2]式 5-56 計算小齒輪大端模數：m≥√4KT1YFaYsa/{фRZ [σF]（1-0.5фR ）2 √u2 +1}2 1將各值代得 m≥1.498由[2]表 5-9 取 m=3 ㎜d．齒輪參數計算：大端分度圓直徑 d1=mz1=3×21=63㎜，d2=mz2=3×79=237㎜齒頂圓直徑 da1=d1+2mcosδ1=63+6cos17.7035=68.715㎜，da2=d2+2mcosδ2=237+6cos72.2965 =238.827㎜o 齒根圓直徑 df1=d1-2.4mcosδ1=63-7.2cos17.7035o =56.142㎜df2=d2-2.4mcosδ2=237-7.2×cos72.2965 =231.808㎜o 齒輪錐距 R=√d1+ d2/2=122.615㎜，大端圓周速度 v=∏d1n1/60000=3.14×63×960/60000=3.165m/s，齒寬 b=RфR =0.3×122.615=36.78㎜由[2]表 5-6，選齒輪精度為 8 級由[1]表 4.10-2 得 Δ1=（0.1～0.2）R=（0.1 ～0.2） 305.500=30.05～60.1㎜取 Δ1=10㎜，Δ2=14㎜,c=10㎜輪寬 L1=（0.1～0.2）d1=（0.1～0.2）93=12.4㎜L2=（0.1～0.2）d2=（0.1～0.2）×291=39㎜e．驗算齒面接觸疲勞強度： 按[2] 式 5-538σH= ZHZE√2KT1√u+1/[bd u（1-0.5фR ）2 ]，代入各值得2 1σH=470.899﹤[σH] =533.6 Mpa∴ 小齒輪滿足接觸疲勞強度，且大齒輪比小齒輪接觸強度高，故齒輪滿足接觸強度條件f．齒輪彎曲疲勞強度校核：按[2]式 5-55由[2]圖 5-19 得 YN1=YN2=1.0，由[2]式 5-32 及 m=2﹤5㎜，得 YX1=YX2=1.0取 YST=2.0，SFmin=1.4 ，由 [2]式 5-31 計算許用彎曲應力：[σF1]= σFmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =220×2.0/1.4=314.29 Mpa[σF2]= σFmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =210×2.0/1.4=300 Mpa∵[σF1]﹥[σF2]， ∴[σF]=[σF2]=300 Mpa由[2]式 5-24 計算齒跟彎曲應力：σF1=2KT1YFa1Ysa1/[b1md1（1-0.5ф R）]=2×1.4×80070×2.8×1.55/0.85×2×28.935×62=181.59 ﹤300 MpaσF2=σF1 YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1） =181.59×1.81×2.23/（2.8×1.55 ）=178.28﹤300Mpa∴兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強度2. 閉式直齒輪圓柱齒輪傳動的設計計算a．選材：小齒輪材料選用 45 號鋼，調質處理，HB=217~255，σHP1=580 Mpa，σFmin1=220 Mpa大齒輪材料選用 45 號鋼，正火處理，HB=162~217，σHP2=560 Mpa，σFmin2=210 Mpab. 由參考文獻[2]（以下簡稱[2] ）式（5—33） ，計算應力循環(huán)次數 N：N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10 ， N2=N1/i23=1.267×10/3=2.522×109 8 查圖 5—17 得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式（5— 29）得ZX1=ZX2=1.0，取 SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92 ，9[σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×1.05×0.92=560.28 MPa[σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×1.16×0.92=597.63 MPa∵[σH]1 [σH]2，∴計算取[σH]= [σ H]2=560.28 Mpac. 按齒面接觸強度計算中心距（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）：∵u=i34 =4， фa=0.4，ZH=√2/cosα·sinα=√2/cos200 ·sin200 =2.5且由[2]表 11-5 有 ZE=189.8，取 Kt·Z =1.12 εt∴ [2]式 5-18 計算中心距：a≥（ 1+u）√KT1 （ZE ZHZε/[σH]）2 /（2uφa ）=5×√1.1×86955×2.5×189.8/（2×4×0.4×560.28）=147.61㎜由[1]表 4.2-10 圓整 取 a=160㎜d．齒輪參數設計：m=（0.007 ～ 0.02）a=180（0.007～0.02）=1.26～3.6㎜查[2]表 5-7 取 m=2㎜齒數 Z1=2a/m（1+u）=2×160/2（1+4 ）=32Z2=uZ1=4×32=128 取 Z2=128則實際傳動比 i=149/31=4分度圓直徑 d1=mz1=2×32=64 ㎜，d2=mz2=2×128=256㎜齒頂圓直徑 da1= d1+2m=68㎜，da2=d2+2m=260㎜齒基圓直徑 db1= d1cosα=64×cos20o =60.14㎜db2= d2cosα=256×cos20o =240.56㎜齒根圓直徑 df1= d1-2.5m=64-2.5×2=59㎜df2= d2-2.5m=256-2.5×2=251㎜圓周速度 v=∏d1n2/60×103=3.14×256×63.829/60×103 =1.113 m/s，中心距 a=（d1+d2）/2=160㎜齒寬 b=aΦa =0.4×160=64㎜由[2]表 5-6，選齒輪精度為 8 級10e. 驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅動，載荷平穩(wěn)，由[2]表 5-3，取 KA=1.0；由[2] 圖 5-4（d） ，按 8 級精度和 VZ/100=∏dn/60000/100=0.30144，得 Kv=1.03；由[2]表 5-3 得 Ka=1.2；由[2]圖 5-7 和 b/d1=72/60=1.2，得 KB=1.13；∴ K=KvKaKAKB=1.03×1.2×1.0×1.13=1.397又∵ɑa1=arccosdb1/da1 =arccos（60.14/68）=28.0268 =28 1 36；o o ɑa2 = arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）=22.0061 =22 0 17o o ∴重合度 εa=[z（tan ɑa1-tanɑ）+ z（tan ɑa1-tanɑ）]/2∏=[32（tan28.0268 -o tan20）+128（tan22.0061 -tan20）]=1.773o 即 Zε=√（4-εa）/3=0.862 ，且 ZE=189.8，ZH=2.5∴ σH =ZHZEZε√2KT1（u+1）/bd2 1u=2.5×189.8×0.862√2×1.397×83510×5.8065/（72×622 ×5.024）=240.63﹤[σH ]=560.28 Mpa∴ 小齒輪滿足接觸疲勞強度，且大齒輪比小齒輪接觸強度高，故齒輪滿足接觸強度條件f．齒輪彎曲疲勞強度校核：按 Z1=32，Z2=128，由[2]圖 5-14 得 YFa1=2.56， YFa2=2.18；由[2]圖 5-15 得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84由[2]式 5-23 計算Y=0.25+0.75/εa=02.5+0.75/1.773=0.673由[2]圖 5-19 得 YN1=YN2=1.0，由[2]式 5-32 切 m=2﹤5㎜，得 YX1=YX2=1.0取 YST=2.0，Sfmin=1.4，由[2]式 5-31 計算許用彎曲應力：[σF1]= σFmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =220×2.0/1.4=314.29 Mpa[σF2]= σFmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=210×2.0/1.4=300 Mpa∵[σF1]﹥[σF2]， ∴[σF]=[σF2]=300 Mpa11由[2]式 5-24 計算齒跟彎曲應力：σF1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=2×1.397×83510×2.56×1.65×0.673/（2×64×64）=71.233 ﹤300 MpaσF2=σF1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.233×1.84×2.18/（2.56×1.65）=67.644﹤300 Mpa∴兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強度五， 軸的設計計算3. 減速器高速軸 I 的設計a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉速不太高，故選用 45 優(yōu)質碳素結構鋼，調質處理，按 [2]表 8-3 查得 σB=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpab. 由扭矩初算軸伸直徑：按參考文獻[2] 有 d≥A√p/n∵n0=960r/min，p1=2.97 kw，且 A=0.11~0.16∴d1≥16~23㎜ 取 d1=20㎜c. 考慮 I 軸與電機伸軸用聯軸器聯接。并考慮用柱銷聯軸器，因為電機的軸伸直徑為 dD=38㎜，查[1]表 4.7-1 選取聯軸器規(guī)格 HL3（Y38×82，Y30×60 ） ，根據軸上零件布置，裝拆和定位需要該軸各段尺寸如圖 1.2a 所示d. 該軸受力計算簡圖如圖 1.2b ， 齒輪 1 受力：（1）圓周力 Ft1=2T1/dm1=2×29.545/（64×10-3 ）=915.52 N，（2）徑向力 Fr1= Ft1·tanα·cosδ1=915.52×tan200 ·cos17.70350 =317.44 N，（3）軸向力 Fa1= Ft1·tanα·sinδ1=915.52×tan200 ·sin17.70350 =101.33 N，e. 求垂直面內的支撐反力：∵ΣMB=0，∴Rcy = Ft1（ L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.97 N∵ΣY=0，∴RBY= F t1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N，∴垂直面內 D 點彎矩 Mdy=0，M = Rcy L3+ RBY（L2+L3）=1595.97×55-1 dy680.45×129= 3662.14 N·㎜ =3.662 N·mf. 水平面內的支撐反力：12∵ΣMB=0，∴R Cz=[Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2]/L2 =[317.44（74+55）-680.45×64]/74=419.07 N，∵ΣZ=0，∴RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N，∵水平面內 D 點彎矩 MDz=0，M = RCzL3+ RBz(L3+L2)= 419.07×55-1 Dz101.63×129=-7.095N·mg. 合成彎矩：MD=√M + M = 0 N·m，2 Dz 2 DyM =√M + M =7.98 N·m1 D 12 Dy 12 Dzh. 作軸的扭矩圖如圖 1.2c 所示，計算扭矩：T=T1 =29.545N·mI. 校核高速軸 I：根據參考文獻[3] 第三強度理論進行校核：由圖 1.2 可知，D 點彎矩最大，故先驗算 D 處的強度，∵MD ＜M ，∴取 M= M =7.98 N·m，1 D 1 D又∵抗彎截面系數：w=∏d3 min /32=3.14×203 /32=1.045×10 m-6 3 ∴σ=√M +T / w=√7.98 +29.545 /1.045×10 =39.132≤[σb]-1= 59 Mpa2 2 2 2 -6 故該軸滿足強度要求。2. 減速器低速軸 II 的設計a. 選擇材料：因為直齒圓柱齒輪的小輪直徑較小（齒跟圓直徑 db1=62㎜）需制成齒輪軸結構，故與齒輪的材料和熱處理應該一致，即為 45 優(yōu)質碳素結構鋼，調質處理按 [2]表 8-3 查得 σb=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpab. 該軸結構如圖 1.3a，受力計算簡圖如圖 1.3b齒輪 2 受力（與齒輪 1 大小相等方向相反）：Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N，齒輪 3 受力：（1）圓周力 Ft3=2T2/dm3=2×86.955/（64×10-3 ）=2693.87N（2）徑向力 Fr3= Ft2·tanα=2693.87×tan200 =980.49 Nc. 求垂直面內的支撐反力：∵ΣMB=0，∴RAy= [Ft2（L2+L3）+ Ft3L3]/（L1+L2+L3）=[915.52（70+63）13+2693.87×63]/183=1919.26 N∵ΣY=0，∴ RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26=1690.13 N∴垂直面內 C 點彎矩：MCy = RAy L1=1919.26×21.5=41.26 N·m，M = RBY（L2+L3）- Ft3L21 Cy=1690.13×133-2693.87×70= 41.26 N·m，D 點彎矩：MDy= R BY L3=1690.13×63= 92.96N·m，M = Ray（L1+L2）- Ft2 L21 Dy=1919.26×120-915.52×70=92.96 N·md. 水平面內的支撐反力：∵ΣMB=0，∴R Az=[Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2]/（L1+L2+L3） =[317.44×133＋980.49×63-101.33×238.827/2]/128=750.70 N∵ΣZ=0，∴RBz= Fr2+ Fr3- RAz=317.44+980.49-750.70=547.23N，∵水平面內 C 點彎矩：MCz= RAzL1=750.70×50=23.65 N·m，M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2=547.23×133 - 980.49×70=-10.55N·m，D 點彎矩：MDz = RBz L3=547.23×63=30.10 N·m，M1 Dz= RAz（L1+L2 ）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70×120-101.33×164.9/2-317.44×70= 29.92N·me. 合成彎矩： MC=√M + M = 47.56N·m2 Cz 2 CyM =√M + M =42.59 N·m1 C 12 Cy 12 CyMD=√M + M =97.71 N·m，M =√M + M = 97.66N·m2 Dz 2 Dy 1 D 12 Dy 12 Dzf. 作軸的扭矩圖如圖 1.3c 所，計算扭矩：14T=T2=86.955N·mg. 校核低速軸 II 強度，由參考文獻[3] 第三強度理論進行校核：1. 由圖 1.3 可知，D 點彎矩最大，故先驗算 D 處的強度，∵MD ＞M ，∴取 M= M =97.71 N·m，1 D 1 D∵抗彎截面系數：w=∏d 3 min /32=3.14×303 /32=2.65×10-6 m3∴σ=√M2 +T2 / w=√97.712 +86.9552 /2.65×10-3=44.27≤[σb]-1=59 Mpa（2）.由于 C 點軸徑較小故也應進行校核：∵MC ＞M ，∴ 取 M= M =47.56 N·m，1 C 1 C∵抗扭截面系數：w=∏d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×10-6 m3∴σ=√M2 +T2 / w=√47.562 +86.9552 /2.65×10-6=35.14≤[σb]-1= 59 Mpa故該軸滿足強度要求3. 減速器低速軸 III 的設計a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉速不太高，故選用 45 優(yōu)質碳素結構鋼，調質處理，按[2] 表 8-3 查得 σB=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpab. 該軸受力計算簡圖如圖 1.2b齒輪 4 受力（與齒輪 1 大小相等方向相反）：圓周力 Ft4=2693.87N，徑向力 Fr4=980.49 Nc. 求垂直面內的支撐反力：∵ΣMC=0，∴RBY= F t4L1/（ L1+L2）=2693.87×71/ （125+71）=1157.52 N∵ΣY=0，∴ Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N，∴垂直面內 D 點彎矩 MDy= RcyL1=1536.35×55=84.50 N·m ，M = RBY 1 DyL2=1157.52×125=84.50 N·md. 水平面內的支撐反力：∵ΣMC=0，∴R Bz=Fr4 L1/（ L1+L2）=980.49×70/196=421.31N∵ΣZ=0，∴RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N，15∵水平面內 D 點彎矩 MDz= RCz L1=559.18×71=30.75 N·m，M = RBz 1 DzL2=421.31×125=30.76 N·me. 合成彎矩：MD=√M + M = 90.20 N·m，2 Dz 2 DyM =√M + M =89.92 N·m1 D 12 Dy 12 Dzf. 作軸的扭矩圖如圖 1.2c 所，計算扭矩：T=T3=393.197N·mg. 校核低速軸 III：根據參考文獻[3] 第三強度理論校核：由圖 1.2 可知，D 點彎矩最大，故先驗算 D 處的強度， ∵MD ＞M ，∴取 M= 1 DMD =90.20 N·m，又∵抗彎截面系數：w=∏d3 min/32=3.14×423 /32=7.27×10-6 m3∴σ=√M2 +T2 / w=√90.20 2 +393.1972 /7.27×10-6=55.73≤[σb]-1= 59 Mpa故該軸滿足強度要求。六，滾動軸承的選擇與壽命計算1. 減速器高速 I 軸滾動軸承的選擇與壽命計算a. 高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取 d=40㎜，由[1]表 4.6-3 選用型號為 30208，其主要參數為：d=40 ㎜，D=80㎜，C r=59800 N，е=0.37 ，Y=1.6 ，Y0=0.9，Cr0=42800查[2]表 9-6 當 A/R≤е 時， X=1，Y=0；當 A/R＞е 時，X=0.4，Y=1.6b. 計算軸承 D 的受力（圖 1.5） ，（1）支反力 RB=√ R + R =√36.252 +269.272 =271.70 N，RC=√ R + 2 BY 2 Bz 2 cyR =√1184.792 +353.692 =1236.46 N2 Cz（2）附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y）∴SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N，SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 N16c. 軸向外載荷 FA=Fa1=101.33 Nd. 各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，FA -SC）= FA -SC =310.82 N，AC=（SC，FA +SB）= SC =412.15 Ne. 計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查[2]表 9-7 fd=1.2，又軸 I 受較小力矩，取 fm =1.5∵ AB/RB=310.82/271.70=1.144＞е=0.37 ，取 X=0.4，Y=1.6，∴PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8×（0.4×271.7+1.6×310.82）=1090.79 N∵AC/ RC =412.15/1236.46=0.33＜е=0.37 ，取 X=1，Y=0，∴PC= fdfm（X RC +YAC）=1.2×1.5×1×1236.46= 2225.63Nf. 計算軸承壽命 又 PB ＜PC ，故按 PC 計算，查 [2]表 9-4 得 ft=1.0∴L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2225.63）10/3 /（60×960）=0.12×106 h，按每年 250 個工作日，每日一班制工作，即 L1=60.26＞L=11年故該軸承滿足壽命要求。2. 減速器低速 II 軸滾動軸承的選擇與壽命計算a. 高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取 d=35㎜，由[1] 表 4.6-3 選用型號為 30207，其主要參數為：d=35 ㎜，D=72㎜，Cr=51500 N，е=0.37，Y=1.6 ，Y0=0.9 ， Cr0=37200查[2]表 9-6 當 A/R≤е 時， X=1，Y=0；當 A/R＞е 時，X=0.4，Y=1.6b. 計算軸承 D 的受力（圖 1.6）1. 支反力 RB=√R +R =√1919.262 +547.232 =1995.75 N2 BY 2 BzRA=√ R + R =√750.702 +353.692 =922.23 N2 Ay 2 Az2. 附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y）∴SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N，SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 Nc. 軸向外載荷 FA=Fa2=101.33 N17d. 各軸承的實際軸向力 AB=max（SB ，FA +SA）= SB =623.67 N，AA=（SA，FA-SB）= FA-SB =522.34 Ne. 計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查[2] 表 9-7 fd=1.2，又軸 I 受較小力矩，取 fm =1.5∵ AB/RB=623.67/1995.75=0.312＜е=0.37，取 X=1，Y=0∴PB= fd fm（X RB +YAB）=1.2×1.5×1995.75=3592.35 N∵AA/ RA =522.34/922.23=0.566＞е=0.37 ，取 X=0.4，Y=1.6∴PA= fd fm（X RA +YAA）=1.8×（0.4×922.23+1.6×522.34）=2168.34Nf. 計算軸承壽命又 PB ＞PA，故按 PB 計算，查[2]表 9-4 得 ft=1.0∴L10h=106 （ftC/P）/60n2=106 （51500/3592.35）10/3 /（60×303.673 ）=0.1833×106 h，按每年 250 個工作日，每日一班制工作，即L1=91.65＞L=11 年故該軸承滿足壽命要求。3. 減速器低速 III 軸滾動軸承的選擇與壽命計算a. 高速軸的軸承只承受一定徑向載荷，選用深溝球軸承，初取 d=55㎜，由[1] 表4.6-3 選用型號為 6211，其主要參數為：d=55㎜，D=100㎜，Cr=33500 N，Cr0=25000b. 計算軸承 D 的受力（圖 1.5）支反力 RB=√ R + R =√1157.522 +421.312 =1231.81 N，RC=√ R + R2 BY 2 Bz 2 cy=√1536.352 +559.182 =1634.95 N2 Czc. 軸向外載荷 FA=0 Nd. 計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查[2]表 9-7fd =1.2，又軸 I 受較小力矩，取 fm =1.5∴PB= fdfm RB =1.2×1.5×1231.8=2256.5 N∴PC= fd fm RC =1.2×1.5×1×1634.95= 2942.91Ne. 計算軸承壽命18又 PB ＜PC，故按 PC 計算，查 [2]表 9-4 得 ft=1.0∴L10h=106 （f tC/P）/60n3=106 （33500 /2942.91）10/3 /（60×63.829）=27.41×106 h，按每年 250 個工作日，每日一班制工作，即 L1=399.45＞L=11年故該軸承滿足壽命要求。七，鍵聯接的選擇和驗算1.聯軸器與高速軸軸伸的鍵聯接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79） ，由 d=30㎜，查[1] 表 4.5-1 得 b×h=8×7，因半聯軸器長為 60㎜，故取鍵長 L=50㎜ ，即 d=30㎜，h=7㎜，L1 =L-b=42㎜，T1=28.38 N·m，由輕微沖擊，查 [2]表 2-10 得 [σP]=100 Mpa∴σP=4T/dhL1 =4×29.844/（ 30×7×42）=12.87＜[σP]=100 Mpa故此鍵聯接強度足夠。2．小圓錐齒輪與高速軸 I 的的鍵聯接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79） ，由 d=20㎜，查[1] 表 4.5-1 得 b×h=6×6，因小圓錐齒輪寬為 55㎜，故取鍵長 L=42㎜即 d=20㎜，h=6㎜，L1 =L-b=36㎜，T1=29.844N·m，由輕微沖擊，查 [2]表 2-10 得 [σP]=100 Mpa∴σP=4T/dhL1 =4×29.844/（ 20×6×36）=27.63＜[σP]=100 Mpa故此鍵聯接強度足夠。大圓錐齒輪與低速軸 II 的的鍵聯接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79） ，由 d=50㎜，查[1] 表 4.5-1 得 b×h=14×9，因大圓錐齒輪寬為 50㎜，故取鍵長 L=44㎜即 d=50㎜，h=9㎜，L1 =L-b=30㎜，T2=86.955 N·m，由輕微沖擊，查 [2]表 2-10 得 [σP]=100 Mpa∴σP=4T/dhL1 =4×86.955/（ 50×9×30）=25.76＜[σP]=100 Mpa故此鍵聯接強度足夠。194. 大圓柱齒輪與低速軸 III 的的鍵聯接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79） ，由 d=60㎜，查[1] 表 4.5-1 得 b×h=18×11，因大圓柱齒輪寬為 64㎜，故取鍵長 L=54㎜ ，即 d=60㎜，h=11㎜，L1 =L-b=36㎜，T3=393.197 N·m，由輕微沖擊，查 [2]表 2-10 得 [σP]=100 Mpa∴σP=4T/dhL1 =4×393.197 /（60×11×36）=66.19＜[σP]=100 Mpa故此鍵聯接強度足夠。5. 低速軸 III 與輸出聯軸器的鍵聯接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79） ，由 d=42㎜，查[1] 表 4.5-1 得 b×h=12×8，因半聯軸器長為 84㎜，故取鍵長 L=72㎜ ，即 d=42㎜，h=8㎜，L1 =L-b=60㎜，T4=381.527 N·m，由輕微沖擊，查 [2]表 2-10 得 [σP]=100 Mpa∴σP=4T/dhL1 =4×381.527 /（42×8×60）=75.70＜[σP]=100 Mpa故此鍵聯接強度足夠。八，聯軸器的選擇1. 輸入端聯軸器的選擇根據工作情況的要求，決定高速軸與電動機軸之間選用柱彈性銷聯軸器。按參考文獻[3]，計算轉矩為Tc=KAT，由載荷不均勻，沖擊較小查[2]表 6-6 有 KA=1.2，又∵T=81.527 N·m∴Tc=1.2×81.527 =97.83 N·m根據 Tc=97.83 N·m 小于 Tpmax，n =n0=960r/min 小于許用最高轉速及輸出軸軸伸直徑 d0=42 mm，卷筒軸軸伸直徑 d=56 mm，查[1]表 4.7-1選用 HL4 型其公稱轉矩 Tpmax=1250 N·m 許用最高轉速 n=4000r/min，軸孔直徑范圍 d=40~56 mm 孔長 L1=112 mm，L2=84mm，滿足聯接要求。標記為：聯軸器 HL4 型（Y42×84，56×112）GB5014-8520八， 潤滑油的選擇與熱平衡計算1. 減速器的熱平衡計算一般情況下，連續(xù)工作時減速器的齒輪傳動由摩擦損耗的功率為 Pf=P（1-η）kw ，且減速器傳動的總效率 η=η1η3 3η4η5η6=0.96×0.983 ×0.99×0.95×0.97=0.824則由[2]可知產生的熱流量為 H1=1000P0（1-η）=1000×3×0.176=528 W以自然冷卻方式，能叢箱體外壁散逸到周圍空氣中的熱流量為 {箱體散熱系數取 Kd=16W/(㎡·℃ )，且經計算箱體散熱總面積為 A=1.06㎡} 所以，由[2]6-21 有t≥t0+1000P0（1-η）/（KdA）=20+528/（16×1.06 ）=51.13℃2. 潤滑油的選擇由于是中低速一般閉式齒輪傳動且齒面應力小于 500 Mpa又∵v=1.113 ＜5 m/s，箱體溫度 t=51.13＜55℃按[2]表 5-12 得 所需潤滑油黏度為 680，∴由黏度 680，查[1] 表 4.8-1 得選用代號為 680 的抗氧防銹工業(yè)齒輪油（SY1172-1980）21輸送帶裝置設計同步帶的概述同步帶介紹同步帶是綜合了帶傳動、鏈條傳動和齒輪傳動的優(yōu)點而發(fā)展起來的新塑傳動帶。它由帶齒形的一工作面與齒形帶輪的齒槽嚙合進行傳動，其強力層是由拉伸強度高、伸長小的纖維材料或金屬材料組成，以使同步帶在傳動過程中節(jié)線長度基本保持不變，帶與帶輪之間在傳動過程中投有滑動，從而保證主、從動輪間呈無滑差的間步傳動。同步帶傳動（見圖3-1）時，傳動比準確，對軸作用力小，結構緊湊，耐油，耐磨性好，抗老化性能好，一般使用溫度-20℃―80℃，v50m/s，P300kw,i10,對于要求同步的傳動也可用于低速傳動。圖3.1 同步帶傳動同步帶傳動是由一根內周表面設有等間距齒形的環(huán)行帶及具有相應吻合的輪所組成。它綜合了帶傳動、鏈傳動和齒輪傳動各自的優(yōu)點。轉動時，通過帶齒與輪的齒槽相嚙合來傳遞動力。 同步帶傳動具有準確的傳動比，無滑差，可獲得恒定的速比，傳動平穩(wěn)，能吸振，噪音小，傳動比范圍大，一般可達1:10 。允許線速度可達50M/S ，傳遞功率從幾瓦到百千瓦。傳動效率高，一般可達98%，結構緊湊，適宜于多軸傳動，不需潤滑，無污染，因此可在不允許有污染和工作環(huán)境較為惡劣的場所下正常工作。 本產品廣泛用于紡織、機床、煙草、通訊電纜、輕工、化工、冶金、儀表儀器、食品、22礦山、石油、汽車等各行業(yè)各種類型的機械傳動中。同步帶的使用，改變了帶傳動單純?yōu)槟Σ羵鲃拥母拍?，擴展了帶傳動的范圍，從而成為帶傳動中具有相對獨立性的研究對象，給帶傳動的發(fā)展開辟了新的途徑。2 同步帶的特點(1)、傳動準確，工作時無滑動，具有恒定的傳動比；(2)、傳動平穩(wěn)，具有緩沖、減振能力，噪聲低；(3)、傳動效率高，可達0.98，節(jié)能效果明顯；(4)、維護保養(yǎng)方便，不需潤滑，維護費用低；(5)、速比范圍大，一般可達10，線速度可達50m/s ，具有較大的功率傳遞范圍，可達幾瓦到幾百千瓦；(6)、可用于長距離傳動，中心距可達10m以上。同步帶傳動的主要失效形式在同步帶傳動中常見的失效形式有如下幾種：(1)、同步帶的承載繩斷裂破壞同步帶在運轉過程中承載繩斷裂損壞是常見的失效形式。失效原因是帶在傳遞動力過程中，在承載繩作用有過大的拉力，而使承載繩被拉斷。此外當選用的主動撈輪直徑過小，使承載繩在進入和退出帶掄中承受較大的周期性的彎曲疲勞應力作用，也會產生彎曲疲勞折斷(見圖3-2)。圖3.2 同步帶承載繩斷裂損壞(2)、同步帶的爬齒和跳齒根據對帶爬齒和跳齒現象的分析，帶的爬齒和眺齒是由于幾何和力學兩種因素所引起。因此為避免產生爬齒和跳齒，可采用以下一些措施：1、控制同步帶所傳遞的圓周力，使它小于或等于由帶型號所決定的許用圓周力。2、控制帶與帶輪間的節(jié)距差值，使它位于允許的節(jié)距誤差范圍內。3、適當增大帶安裝時