一体化茶叶真空包装机设计[毕业论文 送CAD图纸]

一体化茶叶真空包装机设计摘 要随着经济的发展，以及人们生活水平的提高，我国茶叶发展迅猛，在这种情况下给我们茶叶包装机一个自我发展的机会。面对火热的夏天，茶叶的销量如火如荼，而随之而来却面临着茶叶存放问题，茶叶的包装越发显得重要。随着时间的推移，那些不利于茶叶存放的包装必将被市场所淘汰，而茶叶真空包装机作为茶叶的好帮手，帮助茶叶解决其存放问题。关键字：茶叶真空包装机；发展；结构；原理；Thorn roller steel needle cloth automatically wrap device designAbstractWith the development of economy and the improvement of peoples living standards, the rapid development of tea in China, in this case to give us tea packing machine a self - show opportunity. In the face of fiery summer, tea sales in full swing, and the attendant is faced with the problem of storage of tea, tea packaging is increasingly important. Over time, those who are not conducive to the storage of tea packaging will be eliminated by the market, and tea vacuum packaging machine as a good helper to help tea to solve their problems.Keywords: Tea vacuum packaging machine; development; structure; principle;目 录摘 要IAbstractII1 绪论12.1 茶叶真空包装机的研究现状12.2 茶叶真空包装机的发展趋势22 茶叶真空包装机结构的设计42.1 总体结构方案的确定42.2 工作原理分析52.3 装置的结构组成52.4 电机选用计算52.5 链传动设计与校核72.5.1 传动比确定72.5.2 第一组链轮传动设计校核72.5.3 第二组链轮传动设计及校核112.5.4 第一组链轮传动的校核162.5.5 第二组链轮传动设计及校核172.6 减速器的设计选型182.7 V带的传动39第3章 轴键的设计和轴承的设计校核423.1 轴的设计与计算423.1.1 轴的设计423.1.2 轴的失效形式423.1.3 轴的材料423.1.4 轴的强度校核433.1.5 轴的固定463.2 键的选择463.3 键联结强度计算473.3.1 主动轴上键的强度校核483.3.2 从动轴键的强度校核483.4 轴承选择与校核483.4.1 轴承的分类483.4.2 滚动轴承及类型493.4.3 滚动轴承的失效形式493.4.4 轴承的选择计算503.4.5 校核轴轴承是否满足工作要求513.5 轴承的润滑52结 论54致 谢55参考文献56IV了解详细图纸 可咨询抠 4149516051 绪论茶叶真空包装机以塑料复合薄膜或塑料铝箔复合薄膜为包装材料,专为茶叶成型包装而设计的,对其它小型包装物亦能进行真空包装;有效地防止物品腐败变质,达到保质、保鲜、保味、保色的功能,延长产品的储存期限。茶叶真空包装机以塑料复合薄膜或塑料铝箔复合膜为包装材料,对各种茶叶，红茶、绿茶、铁观音、普洱、大红袍等，仪器药品,粮食.果品.酱菜,果脯,水产品,土特产,化工原料,电子元件及军用品等。不论是固体,粉状,糊状或液体均可进行真空热封包装.由于袋内真空度高,可有效的防止脂类品氧化和好氧性细菌繁殖而引起的物品腐败和变质,达到保质,保鲜,保味,保色的功能,延长产品(商品)的储存期限,同时对某些松软的物品,经过真空包装后缩小包装体积,便于运输和储存。2.1 茶叶真空包装机的研究现状1、销售包装的包装材料方面我国主要用塑料编织袋、复合塑料袋作为包装容器，而这些包装袋在运输、装卸、零售等环节存在诸多问题需要解决。使用塑料编织袋来包装茶叶，浪费的现象比较严重，一般只能用1-2次，相对成本较高。且包装方式简单，开封后难以再封，不利于较长时间的保存，虫害、霉变现象较为严重。包装材料防潮性差、阻隔性差，茶叶易氧化霉变。塑料复合袋是由高阻隔性包装材料复合而成，在一定程度上可以解决茶叶的防霉、防虫、保鲜问题，但后处理较难，由于不易降解，使用也受到一定的制约。2、国内销售包装的两种包装技术一种为普通包装，利用聚丙烯塑料编织袋对茶叶进行包装，包装过程中不施加任何保鲜技术，这种包装对茶叶的防虫、防霉及保鲜的效果差；另外一种用真空包装技术对包装袋进行抽真空，真空包装技术对茶叶的储存有较好的保鲜作用，但由于茶叶自身的形状以及真空度的选择不合适，目前茶叶真空包装选用的真空度一般在-007-009kPa之间，只要真空度在这个范围内，出厂都为合格的产品。由于真空度较大，包装材料紧紧包裹茶叶，由于茶叶两端较尖，包装袋很容易被米粒扎破，形成针孔，这样包装袋就会漏气，造成真空包装失效。有试验表明，抽气真空度为-009MPa的茶叶包装袋，静止放置，不堆垛，在20天之内包装袋的破漏率为16，所以高真空度必然造成高破袋率。另外包装袋在流通过程中袋与袋之间的摩擦、碰撞和跌落也很容易造成破袋。据统计真空包装在流通过程中的破袋率达到30。由于真空包装的问题造成了茶叶的浪费，给消费者和企业都带来了损失和麻烦。所以在对茶叶进行保鲜包装的同时要和流通环境结合起来，这样才能取得良好的效果。2.2 茶叶真空包装机的发展趋势真空包装技术起源于20世纪40年代。自1950年聚酯、聚乙烯塑料薄膜成功地应用于商品包装以来，真空包装机便得到迅速的发展，其技术发展趋势主要体现在高生产率、自动化、单机多功能、组成生产线、采用相关新技术这五个方面。高生产率。真空包装机的生产率已从每分钟数件发展到数10件，热成型充填封口机的生产率可达500件/分钟以上。采用相关新技术。在包装方法上大量采用充气包装取代真空包装，将充气成分、包装材料与充气包装机三方面的研究紧密结合起来；在控制技术上，更多地应用计算机技术和微电子技术；在封口方面应用热管和冷封口技术，也可以将先进的装置直接安装在真空包装机上，如装上计算机控制的粗粒物料高精度组合秤；在旋转或真空包装机上，应用先进高速的圆弧面凸轮分度机械等。生产自动化：真空包装机的自动化不仅提高了生产效率，而且具有安全卫生的优点。日本某公司生产的旋转真空室式包装机，是一种自动化程度相当高的多工位包装机。该机有充填和抽真空2个转台，充填转台有6个工位，完成供袋、投料、注液预封口，并将包装件送至抽真空转台；抽真空转台有12个工位（真空室），完成抽真空和封口、成品输出等工序，生产效率可达40袋分，主要用于包装软罐头类食品。组配生产线：当需要的功能越来越多时，将所有的功能集中在一个单机上会使结构变得非常复杂，操作维修也不方便。这时可把功能不同、效率相匹配的几种机器组合成功能较齐全的生产线，来完成更为复杂的包装工序。如法国某公司研制的鲜鱼真空包装生产线，纺织真空包装系统等机型均属于这一型。中国工博会科技论坛连续11年聚焦标准化，今年与会专家、实业家围绕着“绿色包装”主命题，就涉及包装材料、运输、有害物质规定的标准等话题展开深入探讨。国家发改委副巡视员赵鹏高介绍，目前我国大中城市的包装废弃物体积占城市固体废弃物全部的近二分之一、重量的三分之一，推行绿色包装、减少包装物带来的污染已成为重大而紧迫的课题。“标准内容不尽合理和完善；标准之间不够协调、缺乏系统性；重形式、可操作性差”。世界包装组织亚洲包装中心总裁金祥佐认为，“中国未来要成为真正的全球包装产业中心，推动产业集群式发展和技术进步，必须要提高中国在世界包装界的话语权和规则制定权”。研讨会传递出一个业界公认的信息，中国包装业标准化水平的现状，已不能适应行业产业快速发展的实际需求，而实现包装由“大”到“强”，亟需提升全行业的标准化水平。金祥佐透露，我国正规划建设“世界包装产业中心”，建设世包总部、军民融合发展、科教研发、商贸物流、文化创意、包装装备、包装新材料、农产品加工包装等重点基地；实施世包研究院、世包大学、高端包装制品、先进包装装备、包装新材料等18个重点项目，其中由世界包装中心集团牵头的“世界包装产业中心”将联合民企、外企和国企共同投资，面向全球招商，预计投资规模超过1200亿元。2 茶叶真空包装机结构的设计2.1 总体结构方案的确定茶叶真空包装机主要由供料机构、抽真空机构、热封机构、传动装置出料装置等组成。茶叶真空包装机结构件图如图2-1所示：图2-1 结构简图2.2 工作原理分析工作原理：散装茶叶装与料斗内，供料机构控制每一袋茶叶的份量，通过锥斗装袋，装好茶叶的袋通过抽真空装置和热封装置，完成对茶叶的整体包装，后通过成品出料口留出。2.3 装置的结构组成1.供料机构：提供等量的茶叶用于装入包装袋；2.抽真空机构：装好的茶叶袋需要抽真空，次机构将茶叶袋抽为真空，为下一步热封做准备；3.热封机构：为防止茶叶包装袋漏气而受潮发霉，抽真空后的茶叶袋用热封封好口，为茶叶的长久保存提供必要的条件；4.传动装置：茶叶真空包装机整机的运作需要一个动力源以及传动装置，保证各工位能有效的工作。5.出料装置：包装好，热封好的茶叶袋通过出料装置推出包装机。2.4 电机选用计算电动机所需功率P0按下式计算：式中，工作机械所需要的功率，KW；从电动机到工作机械间各运动副的总机械效率。根据机构的布置由已知条件传动机构承受10公斤力，即100N，由于传动机构还摩擦力f和自身重力分量F1，重力如图由已知条件得出传动机构总的载荷为F=f+F1+1000则工作机有效功率为：P=FV=0.063KW由已知条件得电动机有效功率，式中为系统总的传动效率。电动机到传动机构总传动效率查表：，=0.99，=0.96代入上式：所以电动机的有效功率所选电动机的额定功率须满足。根据已知条件传动的转动速度为：式中为节距，取=1选取电动机型号为Y2-90S-8，同步转速为750 ,对应额定功率为0.37KW，外伸轴直径12mm方案电动机型号额定功率（KW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比i1Y2-90S-80.37750700502.5 链传动设计与校核2.5.1 传动比确定地轮轴的转速 故排料轮的转速根据机械工程手册第11卷65篇机械P65-45 已知V=3.6km/h=1m/s 故 2.5.2 第一组链轮传动设计校核已知条件：传递的功率主、从动轴的转速 传动比：选择链轮齿数由于转速很慢，假定链条的速度为，查表初选小链轮齿数。 表5-1 小链轮齿数Z的选择链速齿数摘自参考书5P177表9-8所以大链轮的齿数： 取设计功率参考书5P178表9-9的工作情况系数故确定链条链节数初定中心距为30，则链节数为了避免使用过渡链节，取=98确定链条节距单排链条传递的功率 其中 -小链轮齿数系数 -排数系数 由参考书6P12-104 表12-2-4得到 表12-2-5得到 故 根据和由图12-2-2得到“08B”由参考书6P12-101表12-2-1查得 验算小链轮毂孔最大许用直径 由参考书6P168表9-4查得 变速器的输出轴的直径 故小链轮符合要求初定中心距由参考书1P180查的中心距计算系数=0.24442则取=385mm中心距减少量实际中心距：链条长度L：链条速度：有效圆周力作用在轴上面的力链轮的基本参数和主要尺寸1）分度圆直径 2）齿顶圆直径 查的08B滚子链=8.51mm 小链轮齿顶圆直径的确定 取大链轮齿顶圆直径的确定 取3）分度圆弦齿高 小链轮分度圆弦齿高的确定 取大链轮分度圆弦齿高的确定取4）齿根圆直径的确定 确定最大轴凸缘直径 小链轮最大轴凸缘直径 大链轮最大轴的凸缘直径2.5.3 第二组链轮传动设计及校核已知条件：由于链轮传动的效率很高，忽略不计，所以此组链轮传递的功率主、从动轴的转速 传动比 选择链轮齿数 初选小链轮齿数为，故大链轮齿数 选取大链轮齿数设计功率由表9-9查得工作情况系数 故确定链条链节数初定中心距 则链节数初取节确定链条的节距单排链条传递的功率 其中-小链轮齿数系数 -排数系数 由参考书6P12-104表12-2-4得到 表12-2-5得到 故 链条节距 根据和由图12-2-2得到“12B”由参考书6P12-101表12-2-1查得 验算小链轮毂孔最大许用直径 由参考书5P168表9-4查得 地轮轴的直径待定 保证 故小链轮符合要求最大中心距由参考书1P180查的中心距计算系数=0.24931则取=568mm考虑到投料机体积小巧，选取中心距为472mm。最终链条链节数最终取链节数为72节中心距减少量实际中心距：链条长度L：链条速度：有效圆周力作用在轴上面的力链轮的基本参数和主要尺寸（根据参考书5P167表9-3计算）1）分度圆直径2）齿顶圆直径 小链轮齿顶圆直径的确定 取大链轮齿顶圆直径的确定 取 3）分度圆弦齿高 小链轮分度圆弦齿高的确定取大链轮分度圆弦齿高的确定取4）齿根圆直径的确定 确定最大轴凸缘直径 小链轮最大轴凸缘直径 大链轮最大轴的凸缘直径（4）链轮传动的校核在低速（）重载链传动中，链条的静强度占主要地位。链条静强度计算式： 式中 -静强度安全系数；-链条极限拉伸载荷,见表12-2-1；，-有限圆周力，N；-离心力引起的力，N，；-链条质量，见表12-2-9；-链条速度，； -悬垂力，在和二者中取大值者-系数，见图12-2-3；-链传动中心距，mm;-两轮中心连线对水平面倾角；-许用安全系数，2.5.4 第一组链轮传动的校核查参考书【6】P12-102见表12-2-1得： 查参考书【6】P12-108见表12-2-9得： 故 取 垂度 取 查参考书【6】P12-108图12-2-3，根据和选取 由于，所以 故链轮符合要求2.5.5 第二组链轮传动设计及校核查参考书【6】P12-102见表12-2-1得： 查参考书【6】P12-108见表12-2-9得： 故 取 垂度 取 查参考书6P12-108图12-2-3，根据和选取 由于，所以 故链轮符合要求2.6 减速器的设计选型减速器是一种有封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮-蜗杆传动所组成的独立部件，常用于动力机与工作机作为减速的传动装置。由于减速器机构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠。使用维护简单，并可成批生产，故在现代机器中应用很广。目前国内使用的堆垛机，采用电动机-制动器-外齿轮减速器-车轮的传动方式。由于减速器传动比大，需要多级减速，使得整个减速器机构体积大，重量大，噪音大，效率低。因此本文采用了一种新的运行机构，用异步电动机直接带动少齿差减速器。少齿差行星齿轮传动具有以下优点：(1)加工方便、制造成本较低。渐开线少齿差传动的特点是用普通的渐开线齿轮刀具和齿轮机床就可以加工齿轮，不需要特殊的刀具与专用设备，材料也可采用普通齿轮材料(2)传动比范围大，单级传动比为101000以上 。(3)结构形式多应用范围广。由于其输入轴与输出轴可在同一轴线上，也可以不在同一轴线上，所以能适应各种机械的需要。(4)结构紧凑、体积小、重量轻。由于采用内啮合行星传动，所以结构紧凑；当传动比相等时，与同功率的普通圆柱齿轮减速器相比，体积和重量均可减少1/323。(5)效率高。当传动比为10200时，效率为8094。效率随着传动比的增加而降低。(6)运转平稳、噪音小、承载能力大。由于是内啮合传动两啮合轮齿一为凹齿、一为凸齿，两者的曲率中心在同一方向曲率半径义接近相等，因此接触面积大，使轮齿的接触强度大为提高：又因采用短齿制轮齿的弯曲强度也提高了：此外，少齿差传动时，不是一对轮齿啮合，而是3-9对轮齿同时接触受力所以运转平稳、噪音小，并且在相同的模数情况下其传递力矩比普通同柱齿轮减速器大。基于以上特点，小到机器人的关节、大到冶金矿山机械以及从要求不高的农用、食品机械到要求较高的印刷和国防工业都有应用实例。少齿差行星减速器具有体积小，重量轻，结构紧凑、振动小，噪音低等优点，主要用于轻纺、电力、钢铁、化工、电工机械、建筑、起重运输等行业。工作环境温度为-4045oC，低于0 oC时，启动前润滑油应预热；高于45 oC时应采取降温措施。（1）减速器类型的选择为了满足工作需求和动力机方便放置，本设计选用一级圆锥直齿轮减速器。（2）确定传动比i已知电机动力输出轴转速为632r/min，链轮轴转速为1250r/min。故，计算出传动比为：i=632/1250=0.506（3）齿轮传动设计输入功率=P式中：联轴器效率=0.99（查1得）=36.80.99=36.4kw主动轮转速 =632r/min主动轮传递的转矩 =9.55/=9.5510636.4/632=5.5Nmm选齿轮材料及热处理方法查2P211表12.7 主动轮用40Cr调质处理，齿面硬度HB241286；从动轮用40Cr调质处理，齿面硬度HB241286。（查2 P221表12.7）选择齿宽系数查2P222表12.13，选=0.3选择齿轮精度查2P207表12.6选7级精度，估计节点圆周速度V8m/s。选齿轮齿数=29= i=0.50629=14.7，取=15(当轮齿有轻微根切时，增大了齿根圆角，对轮齿抗弯强度有利，故工程上允许轮齿产生轻微根切，这时可取=14)=29/15=1.93极限应力接触极限应力 =1.33HBS+366.7=2411.33+366.7=687.2N/=1.33HBS+366.7=2411.33+366.7=687.2N/弯曲极限应力 =0.844HBS+377.9=0.844267+377.9=603.2 N/=0.844HBS+377.9=0.844267+377.9=603.2 N/按齿面接触疲劳强度设计使用系数=1.0 查【2】P215表12.9。动载系数 =1.15 查【2】P216图12.9。齿间载荷分配系数和:估计 ，应按B轴承校核寿命该轴承的寿命满足要求。同理，对输出轴深沟滚珠轴承进行校核计算得：故亦满足设计要求。（5）输入、输出轴的设计运动和动力参数计算轴名功率（KW）转矩（Nmm）转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出动力机输出轴36.8550006321减速器输入轴135.735.053350522836320.506减速器输出轴234.332.626995264551250表中、分别为万向联轴器、轴承和单级锥齿轮减速器的传动效率。由3P5表1-7查的(吴宗泽等编.，高等教育出版社，1999年)输入轴的结构设计：估算轴径 ，查2P314表16.2,取C=102(假设轴材料为40Cr)根据锥齿轮的设计尺寸数据和所选用的轴承，画出其结构草图。右端采用矩形花键与配套动力连接，其型号： （GB/T1144-2001）与齿轮连接处采用普通圆头平键连接，其型号：键 （GB/T1096-2003）其结构简图见图3.1a轴的空间受力分析：把两滚动轴承简化为铰支，作用点在其中点处；把作用在齿轮和联轴器上的力简化成集中力，弯矩从轮缘中点开始，扭矩从轮毂中点开始。右端联轴器有方向不定的径向力作用。查手册知联轴器的 方向不定，按最危险情况考虑。空间受力简图见图3.1b。垂直面受力分析与弯矩计算：垂直面受力图见图3.1c轴承A、B的支反力：D点弯矩为：从左端计算 从右端计算 可见计算正确。垂直面弯矩图见图3.1d水平面受力分析与弯矩计算：水平面受力图见图3.1e轴承A、B的支反力：D点弯矩为 水平面弯矩图见图3.1f初步合成弯矩：从左端算起 从右端算起 初步合成弯矩图见图3.1g联轴器径向力 弯矩图：轴承支反力：B点弯矩 联轴器径向力 弯矩图见图3.1h合成弯矩图：D点弯矩：从左端算 从右端算 B点弯矩：合成弯矩图见图3.5i扭矩图：扭转切应力按脉动循环变化，应力校正系数（2P315表16.3）扭矩图见图3.1j计算弯矩图：D点弯矩：从左端计算从右端计算B点弯矩E点弯矩从左端计算：从右端计算计算弯矩图见图3.1k图3.1 轴的计算图按弯矩校核该轴的强度 由计算简图可以看出，D截面或B截面是危险截面。D截面校核查2P332表7,得D截面抗弯截面系数查2P315表16.3 ,安全.B截面校核B截面的抗弯截面系数 ，安全。该轴结构设计图见附图.同理,对输出轴进行结构设计,经按弯矩校核该轴强度，亦满足要求。其结构设计图见附图。（6）减速器箱体的设计及其润滑根据齿轮及轴的尺寸，并依据齿轮传动的位置，设计其结构和尺寸大小。具体结构图见附图。减速器的润滑：一、减速器中齿轮的润滑采用润滑油润滑，方式为油池浸浴润滑；二、减速器中轴承的润滑采用润滑脂润滑。齿轮传动组总成的设计根据设计要求，本灭茬机构工作行数为5行，故需要设计5个刀盘输出轴，且各轴输出转速相等。所以，各轴之间的齿轮传动总传动比均为i=1。考虑到各轴及各轴之间的齿轮传动具有很大的相似性，故只需对其中一轴及一对齿轮传动进行设计校核即可。（1）中间刀盘输出轴与其右侧一轴之间的齿轮传动的结构设计本灭茬机构的外形总长L=2330mm，故两轴之间的距离 考虑其他辅助装置的长度，取 。齿轮传动的设计：选用圆柱直齿轮传动输入功率 主动轮转速 主动轮转递的转矩 考虑到两轴之间的距离太大，为了节省成本，故拟采用两组相同且传动比互为倒数的齿轮传动来实现两轴之间的动力传动。取其一传动比 选齿轮材料及热处理方法查2P211表12.7主动轮用40Cr调质处理，齿面硬度HB241286；从动轮用40Cr调质处理，齿面硬度HB241286。选择齿宽系数查2222表12.13，选=0.3选择齿轮精度查2P207表12.6选7级精度，估计节点圆周速度V10m/s。选择齿轮齿数按齿面接触疲劳强度设计式中:系数齿轮的接触疲劳极限许用接触应力故有：计算模数 取m=3.5齿轮3分度圆直径 齿轮的计算齿宽 取中心距 校核齿面接触疲劳强度节点线速度 （在原预计V10m/s范围内）使用情况系数 查表得：动载系数 齿向载荷分布系数 查2P217表12.10齿间载荷分配系数 重合度系数 载荷系数 弹性系数 (2P221表12.12，钢-钢)节点区域系数 接触最小安全系数 (2P225表12.12,一般可靠度)应力循环次数 接触寿命系数 齿面接触疲劳强度安全。校核齿根弯曲疲劳强度齿形系数 (查2P229图12.21)应力修正系数 (查2P230图12.22)弯曲最小安全系数 （查2P225,表12.14，一般可靠度）弯曲寿命系数 :尺寸系数 (2P232图12.25)弯曲疲劳极限 许用弯曲应力可见齿根弯曲疲劳强度有较大富余。对大小齿轮进行结构设计大齿轮：分度圆直径 齿顶圆直径 取 取 取n=2mm轮毂长L=(0.51.0)=3162mm ，取L =32mm。大齿轮工作图见附图小齿轮：分度圆直径 齿顶圆直径 取 取 取n=2mm轮毂长L2=(1.21.5)=32.642mm ，取L2 =42mm。小齿轮工作图见附图（2）键及轴承的选择该轴上端用花键与减速器及传动齿轮连接，中部用一轴承支撑，下部悬挂刀盘等灭茬工作装置。上端采用矩形花键连接，矩形花键型号： （GB/T1144-2001）与刀盘连接处采用普通圆头平键连接，其型号：键 （GB/T1096-2003）轴承选用深沟滚珠轴承 6206 （GB/T276-94）（3）刀盘输出轴的设计运动和动力参数计算轴名功率（KW）转矩（Nmm）转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出减速器输出轴34.332.6269952645512501刀盘输出轴32.631.926455259261250表中为轴承的传动效率。由3P5表1-7查的(吴宗泽等编.，高等教育出版社，1999年)刀盘输出轴的结构设计：估算轴径 ，查2P314表16.2,取C=102(假设轴材料为40Cr)根据锥齿轮的设计尺寸数据和所选用的轴承，画出其结构草图。其结构简图见图3.2a轴的空间受力分析：把滚动轴承简化为铰支，作用点在其中点处；把作用在齿轮上的力简化成集中力，弯矩从轮缘中点开始，扭矩从轮毂中点开始。下端刀盘处有扭矩作用，作用点在圆头平键中点处。其中：D为刀盘工作旋转半径，方向不定。空间受力简图见图3.2b。垂直面受力分析与弯矩计算：垂直面受力图见图3.2c轴承的支反力：B点弯矩为：从左端计算 从右端计算 垂直面弯矩图见图3.5d水平面受力分析与弯矩计算：水平面受力图见图3.5e轴承的支反力：B点弯矩为：水平面弯矩图见图3.5f初步合成弯矩：从左端算起 从右端算起 初步合成弯矩图见图3.5gA点弯矩：合成弯矩图见图3.5i扭矩图：扭转切应力按脉动循环变化，应力校正系数：（2P315表16.3）扭矩图见图3.5j计算弯矩图：B点弯矩：从左端计算从右端计算A点弯矩按弯矩校核该轴的强度 由计算简图可以看出，B截面或A截面是危险截面。B截面校核查2P332表7,得B截面抗弯截面系数查2P315表16.3 ,安全.A截面校核A截面的抗弯截面系数 ，安全。表4-2减速器主要性能减速器的主要尺寸及图如下表4-3a主要尺寸表4-3b主要尺寸 图4-12.7 V带的传动1、有以上已知条件可知：，转速，从动轴转速，每天的工作时间大概为16h/天2、求计算功率查表1得3、选普通V带型号根据，查出此坐标点位于E区，所以选用E型计算。求小、大带轮基准直径考虑结构紧凑，由表2查得，取大轮计算直径可查表3可得，取验算带速在范围内，所以合适。初步选取中心距取，符合9、初算V带长度查表4可得，取节线长度的V带，内周长度10、实际中心距小带轮包角，合适12、单根V带所能传递的功率根据和，查表5可查得并按比例计算求得E型带。考虑传动比的影响，单根V带传递功率的增加量。 传动比，查表6、7得，则求V带根数，由查表8、9可得，则：所以取六根。单根V带的初拉力查表13-1得，故得单根V带的初拉力作用在轴上的压力表3 V带带轮最小直径型号OABCDEF71（63）100（90）140（125）200315500800表4 V带轮的计算直径计算直径ABCDE150016001800注：优先选择 可以选择表5 V带长度系列内周长度节线长度DEF90009076909691191000010076100961011911200112761129611391表6 V带所能传递的功率型号小带轮直径V带速度18192021E50025.1125.6226.1826.4856028.7629.5130.2330.7863032.1733.1234.0234.7435.2436.3737.4238.32表6 弯曲影响系数带型ABCDE表7 传动比系数 传动比1.001.031.081.121.14表8 小带轮包角系数包角1801701601501401.000.980.950.920.89表9 长度系数内周长度CDE90001.221.081.05100001.111.07112001.141.10第3章 轴键的设计和轴承的设计校核3.1 轴的设计与计算3.1.1 轴的设计传动零件必须通过其他零件被支承起来才能进行工作，这种支承作用的零件称为轴。轴是组成机器的重要作用之一，它的主要功能是支承做回转运动的零件，并传递运动和动力。3.1.2 轴的失效形式机械中的轴大多为转轴，同时承受弯曲应力和扭转切应力，且均为交变应力。在交变应力的作用下，轴的主要失效形式为疲劳断裂。因此，轴的材料应具有足够的疲劳强度、较好的应力集中敏感性和良好的加工性能。3.1.3 轴的材料根据上述这些要求，轴的材料一般宜选用中碳钢和中碳合金钢。对于一般以内国土和较重要的轴，多采用优质碳素结构钢来制造，如45钢等。这类钢的加工性能和机械性能好，经过调质或者正火处理后可以获得良好的机械性能，且价格比较便宜。对于载荷不大、转速要求不高或者不重要的轴，可以采用普通的碳素结构钢来制造，如Q275等，以降低成本。合金钢的机械性能和热处理工艺均优于碳素钢，对于强度要求高而结构要求紧凑、重量轻的重要的轴或者有特殊性能要求的轴，应该采用合金钢来制造，如40Cr钢等。由于碳素钢与合金钢的弹性模量基本相同，因此采用合金钢并不能提高轴的强度。但是，碳素钢比合金钢的成本低，而且对于应力集中的敏感性小，所以得到了广泛的应用。轴也可以采用球煤铸铁材料制造。铸铁材料容易铸造成复杂的形状，且吸振性和耐磨性较好，对应力集中的敏感性也较低，但其冲击韧性低，可靠性差。我设计的轴材料为合金结构钢40Cr。3.1.4 轴的强度校核扭转强度校核设轴在扭矩T的作用下，产生的切应力。对于圆截面的实心轴，根据其扭转强度条件可以得 （3-1）所以 式中：是轴的扭转切应力，单位为MP；T是轴所传递的扭矩，单位为Nmm；是轴的抗扭截面系数，0.2,单位为；P是轴传递的功率，单位为KW；n是轴的转速，单位是r/min；d是轴的直径，单位为mm；是材料的许用扭转切应力，单位为MPa。显然，扭转强度满足要求。按弯扭合成强度条件计算力学模型的建立在进行轴的强度校核时，通常忽略轴及其上各个零件的质量，把轴简化为简支梁、外伸梁或悬臂梁。将其作用在轴上的零件分布力作为集中力，其作用点取为零件轮毂宽度的中点，并将其全部转化到轴上。支点反力的作用点一般可近似地取在轴承宽度的中点上，以简化计算。受力图为：图3-1 受力图作出轴的水平面受力图和弯矩图图3-2 水平受力图图3-3 水平弯矩图作出垂直面内的受力图和弯矩图图3-4 垂直受力图图3-5 垂直弯矩图作出合成弯矩图M图3-6 合成弯矩图作出扭矩图T图3-7 扭矩图做当量弯矩图图3-8 当量弯矩图计算危险截面轴径过渡轴的每一处截面直径均大于16.22故强度满足要求。3.1.5 轴的固定因为齿轮整体宽度较少，而且齿轮较接近箱体孔，且箱体孔内比壁较厚。所以轴只需一个箱体孔固定，齿轮与渡轴之间，其轴向固定由滚动轴承连接。其轴向卡簧固定。而轴上有轴肩，装配时直接将轴敲入箱体孔至轴肩处即可。键联结是将轴与轴上的传动零件，如凸轮、齿轮、带轮等连接在一起，实现轴和妯上零件间的周向固定，以传递转矩的轴毂连接。有些类型的键可以实现轴与轴上零件的轴向固定，或轴向动连接。3.2 键的选择按结构特点和工作原理，键联结可以分为平键联结、半圆联结和楔键联结，此外，还有各种花键。平键联结的结构简单、制造容易、对中性较好、装拆方便，能够承受冲击或变载荷。因而得到广泛的应用。半圆联结的工作面是两个侧面，由于轴上半圆键槽挖得深，轴的强度大为降低，固一般用于传递较少的扭矩。楔键联结一般用于外部轴端上固定大齿轮或者皮带轮。连接时将键打入键槽内，依靠键的顶面和底面与轮毂和轴之间的挤压所产生的摩擦力来传递扭矩，此时，两底接触面均画成一条直线；键的两侧为非工作面，应与轮毂和键槽侧面之间留空隙。花键连接比较可靠，能传递较大的扭矩，轴上零件可以花键做轴向移动，导向性、对中性都比较好，因此，在机械设备中也得到广泛的应用。键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联结的结构特点，使用要求和作业需求来选择；按符合标准规格和强度要求来取定键的尺寸。键的截面尺寸为主要尺寸（一般以键宽b和键高h表示）与长度L。键的截面尺寸按，按键轴的直径d的断面尺寸选择的标准。键的长度L通常可以相称的长度中心。即长度等于或略短于中心的长度。这里d为轴的直径，所选定的键长亦应符合标准规定的长度系列。锥齿轮轴上的轴头处选平键联结，B型66 L=10 GB1095-79。3.3 键联结强度计算平键联接传递转矩时，联接中各零件都要进行受力分析。根据其要求，普通平键联接的强度条件计算校核公式为： （3-2）因此有： 显然所以强度足够。式中：T传递的转矩，单位为；L键的工作长度，单位为mm，圆头平键l=L-b，平头平键l=L，这里l为键的公称长度，单位为mm；b为键的宽度，单位为mm。d轴的直径，单位为mm；h键的高度，单位为mm；键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为；3.3.1 主动轴上键的强度校核大锥齿轮与轴之间键的强度校核（1）选用圆头普通平键（A型）按轴径d=40mm及轮廓长L=48mm，查参考文献3表6-1，选键128。（2）强度校核键材料用45钢，查参考文献3表6-2，得许用应力=100120MPa。键的工作长度=40mm，按参考文献3公式（6-1）得挤压应力： （3-33），键选的合适。地轮与轴之间键的强度校核（1）选用圆头普通平键（A型）按轴径d=25mm，查参考文献3表6-1，选键87。（2）强度校核键材料用45钢，查参考文献3表6-2，得许用应力=100120MPa。键的工作长度=50mm，按参考文献3公式（6-1）得挤压应力：，键选的合适。3.3.2 从动轴键的强度校核离合器与从动轴之间键的强度校核（1）选用圆头普通平键（A型）按轴径d=20mm，查参考文献3表6-1，选键66。（2）强度校核键材料用45钢，查参考文献3表6-2，得许用应力=100120MPa。键的工作长度=5