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原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 XXXX 学院学院 毕业设计毕业设计 课课 题题 全自动螺丝包装机设计全自动螺丝包装机设计 专专 业业 年年 级级 20092009 级级 姓姓 名名 学学 号号 指指 导导 教教 师师 （签字）（签字） 学学 院（系）院长（签字）院（系）院长（签字） 年年 月月 日日 I 摘 要 本文阐述了自动化供料及出料的发展历史， 国内外的应用状况， 及其巨大的优越性， 提出了具体的供料及出料设计要求和进行了总体方案设计具体结构设计、计算； 在分析国内外智能研究现状的基础上，本文设计了一种全自动螺丝包装机结构 将驱动系统机构相结合，在两个电机的驱动下，通过一些简单的传动机构，使供料及 出料可以实现运行。建立了供料及出料的准静态模型，进行了准静态分析，从而获得供 料及出料在步态运动时各部件的受力状况。 关键词：全自动螺丝包装机，供料及出料；工业；传动；强度 Abstract This paper describes the automatic feeding and the development history, application status at home and abroad, and its great superiority, proposed the concrete material feeding and discharging the design requirements and the specific structure design, calculation of overall scheme design;In the analysis of domestic and foreign intelligence information and basic research on the current situation, this paper designed a new type of feeding and discharging structure - will drive system of combined mechanism, the drive two motors, through some simple transmission mechanism, the material feeding and discharging can be implemented to run. Establishment of the feeding and quasi static model material, quasi static analysis is carried out, so as to obtain the feeding and the stress state of material in the gait motion components. Keywords: gait, feeding and discharging; industrial; transmission; strength III 目 录 摘 要 . I Abstract II 目 录 III 1 绪论 1 1.1 课题研究意义 . 1 1. 2 包装的分类及作用 . 1 1.3 包装机发展方向 2 1.4 国内包装机发展现状及趋势 3 2 全自动螺丝包装机设计结构方案设计 5 2.1 机构方案设计 5 2.2 机构方案论述 6 3 自动供料排序机构振动盘的设计 7 3.1 供料机构的任务基本组成及设计要求 7 3. 2 振动盘的介绍 8 3.3 包装机牵拉机构设计 . 9 4 横封机构的设计 11 4.1 高频加热式横封器 11 4.2 数据计算 11 4.2.1 主轴转速计算 . 12 4.2.2 选择电动机 . 12 4.2.3 确定直齿轮的参数 . 13 4.3 轴的设计和校核 . 14 4.4 键的校核 . 21 4.5 凸轮从动件运动规律 22 4.6 凸轮轮廓线曲线的设计 . 24 4.7 凸轮机构基本尺寸的确定 26 5 纵封机构设计 27 6 输送装置设计 29 6.1 同步带的概述 29 6.1.1 同步带介绍 . 29 6.1.2 同步带传动的主要失效形式 . 30 6.2 同步带传动的设计准则 . 32 6.3 同步带分类 32 6.4 同步带传动计算 32 6.4.1 同步带计算选型 . 32 6.4.2 同步带的主要参数（结构部分） . 35 6.5 同步带的设计 37 6.6 同步带轮的设计 37 7 气动原理设计 38 8 控制部分设计 40 8.1 可编程序控制器的选择及工作过程 . 40 8.1.1 可编程序控制器的选择 40 8.1.2 可编程序控制器的工作过程 40 8.2 可编程序控制器的使用步骤 . 41 8.3 可编程序控制器控制方案 42 8.3.1 控制系统的工作原理及控制要求 42 8.3.2.控制要求 . 42 8.4 PLC 控制原理图设计 43 总结与展望 45 参 考 文 献 46 致 谢 47 1 1 绪论 1.1 课题研究意义 制造业是国家重要的基础工业之一，制造业的基础是。是众多机械制造的母机，它 的发展水平，与制造业的生产能力和制造精度有着直接关系，关系到国家机械工业以至 整个制造业的发展水平.是先进制造技术的基本单元载体，机械产品的质量、更新速度、 对市场的应变能力、生产效率等在很大程度上取决于的效能。因此，制造业对于一个国 家经济发展起着举足轻重的作用我国是世界上产量最多的国家.根据德国工业协会(VD W )2000 年统计资料，在主要的生产国家中，中国排名为世界第五位。但是在国际市场 竞争中仍处于较低水平:即使在国内市场也面临着严峻的形势:一方面国内市场对各类 产品有着大量的需求，而另一方面却有不少国产滞销积压，国外产品充斥市场。 1. 2 包装的分类及作用 包装的分类方法很多，按包装产品的流通领域分类，有工业产品包装和商业产品包 装，按产品包装的结构形式分类，有内包装和外包装；还可以按包装材料或包装容器的 品种类别分类以及按包装对象即包装物品的名称分类等等。其中按包装的结构形式分类 比较有意义，内包装是一种基本的包装结构形式，它包括直接包装和中间包装。直接包 装是用包装材料或容器直接裹包产品或装载的包装形式；包装材料或容器与被包装物品 间保持着直接触，是最小的包装单元。直接包装时，必须根据被包装物品的物理性能， 按包装要求，选择包装材料或容器，制定包装工艺，选择或设计包装机械设备。中间包 装是以一定数量的直接包装品经组合后再作一次包装的包装形式。如物品装瓶或装袋后 的装盒包装；卷烟小包包装后的条包包装；牙膏类物品的装管封尾后的装盒包装等。 随着消费者需要的多样化，尤其是超级市场的发展，内包装突出日益重要的地位。 完成内包装所需的机器设备，在包装工业中的需求量最大。 外包装是以一定数额的、 经内包装后的产品装裁到包装箱的包装结构形式。包装箱现在多用瓦楞纸板箱。内包装 的主要目的，在于促进销售，并为消费者提供使用上的方便，在包装设计中，除保证包 装内容物质和量的要求外，还需重视包装装潢的重要作用。外包装的主要目的，是为流 通储运提供保障，要求包装坚固牢实。 包装是对被包装物所采取的一种保护性措施，包装的主要目的在于保护产品的使用 价值。因此，包装中还要顾及到物品在流通中的运输、装卸、存贮保管和销售的方便； 此外，包装的装潢还起到美化、宣传和推销的作用。包装加工是产品在生产中的最后环 节，是提高产品的商品价值不可忽视的重要环节。 1.3 包装机发展方向 目前，国外包装和机械水平高的国家主要是美国、德国、日本、意大 利和英国。而德国的包装机械在设计、制造及技术性能等方面则居于领先地位， 2002 年德国包装机械产值达 34 亿欧元，其产量的 77 %为出口产品。最近几年，这些国 家包装和机械设备发展呈现出新的趋势。 德国包装机械设计的新趋势 德国与美国、日本、意大利均为世界包装机械大国。在包装机械设计、制造、技术性 能等方面居于领先地位。德国包装机械的设计是依据市场调研及市场分析结果进行的， 其，目标是努力为客户，尤其是为大型企业服务。为满足客户要求，德国包装机械制造 厂商和设计部门采取了诸多措施： (1)工艺流程自动化程度越来越高，以提高生产率和设备的柔性及灵活性。采用机械手 完成复杂的动作。操作时，在由电脑控制的摄像机录取信息和监控下，机械手按电脑指 令完成规定动作，确保包装的质量。 (2)提高生产效率，降低生产成本，最大限度地满足生产要求。德国包装机械以饮料、 啤酒灌装机械和包装机械见长，具有高速、成套、自动化程度高和可靠性好等特点。其 饮料灌装速度高达 12 万瓶/h，小袋包装机的包装速度高达 900 袋min。 (3)使产品机械和包装机械一体化。许多产品要求生产之后直接进行包装，以提高生产 效率。 如德国生产的巧克力生产及包装设备， 就是由一个系统控制完成的。 两者一体化， 关键是要解决好在生产能力上相互匹配的问题。 (4)适应产制品变化，具有良好的柔性和灵活性。由于市场的激烈竞争，产品更新换代 的周期越来越短。如化妆品生产三年一变，甚至一个季度一变，生产量又都很大，因此 要求包装机械具有良好的柔性和灵活性，使包装机械的寿命远大于产品的寿命周期，这 样才能符合经济性的要求。 (5)普遍使用计算机仿真设计技术。随着新产品开发速度不断加快，德国包装机械设计 普遍采用了计算机仿真设计技术，大大缩短了包装机械的开发设计周期。 包装机械设计不仅要重视其能力和效率，还要注重其经济性。所谓经济性不完全是机 械设备本身的成本，更重要的是运转成本，因为设备折旧费只占成本的 68，其他 的就是运转成本。 3 1.4 国内包装机发展现状及趋势 我国包装机械行业起步于 20 世纪 70 年代， 在 80 年代末和 90 年代中得到迅速发展。 已成为机械工业中的 10 大行业之一，无论是产量，还是品种上，都取得了令人瞩目的 成就，为我国包装工业的快速发展提供了有力的保障。目前，我国已成为世界包装机械 工业生产和消费大国之一。 包装机械作为一种产品， 它的含义不仅仅是产品本身的物质意义， 而是包括形式产品、 隐形产品及延伸产品 3 层含义。形式产品是指包装机本身的具体形态和基本功能；隐形 产品是指包装机给用户提供的实际效用；延伸产品是指包装机的质量保证、使用指导和 售后服务等。所以包装机的设计应该包括：市场调研、原理图设计、结构设计、施工图 设计、使用说明书编写及售后服务预案等。 包装机械设计的类别主要有：测绘仿制设计、开发性设计、改进性设计、系列化设计。 如啤酒灌装生产线生产能力为 164 万瓶/h，其中灌装机的灌装阀工位数从 48 个、60 个、90 个到 120 个就属于系列化设计。 由普通啤酒灌装生产线到纯生啤酒灌装生产线的设计就属于改进、开发性设计。对于 中低速运行的包装机，目前我们基本上可以进行自主设计。而高速运行的包装机，特别 是一些先进机型，大多是测绘、仿制国外的同类机型，进行国产化设计和系列化设计。 其主要的原因是：(1)大多数设计人员还没有真正掌握先进的设计方法，如高速包装机械 的动力学设计理论和方法等，对高速工况下机构的动态精度分析等问题还不能模拟解 决；(2)产、学、研结合不够紧密，理论上的科研成果不能及时地在实际设计中运用，设 计人员缺乏及时的技术培训；(3)整个行业缺乏宏观调控的力度，优势资源不能得到合理 的配置与调整。 在包装机械设计领域，绝大多数设计人员仍沿用以前的设计方法：(1)根据设计任务书 寻找同类机型作为样机；(2)参考样机制定各项技术性能指标及使用范围；(3)设计工作 原理图、传动系统图；(4)设计关键零件，部件；(5)设计总装图方案和动作循环图；(6) 设计部件图、总装图和零件图；(7)对主要部件中的关键零件进行强度、刚度校核；(8) 设计控制原理图、施工图等。 而今，国内一些大学的设计软件，可以对包装机中常用机构进行有限元分析和优化设 计，其开发的凸轮连杆机构 CADCAM 软件已经能够满足企业进行凸轮连杆机构自主 设计的能力，但在实际包装机械的设计中应用还不普遍。 新型包装机械往往是机、电、气一体化的设备。充分利用信息产品的最新成果，采用 气动执行机构、伺服电机驱动等分离传动技术，可使整机的传动链大大缩短，结构大为 简化，工作精度和速度大大提高。其中的关键技术之一是采用了多电机拖动的同步控制 技术。 其实掌握这种技术并不很难， 只是一些设计人员不了解包装机械的这一发展趋势。 如果说以前我国包装机械设计是仿制、学习阶段，那么现在我们应该有创新设计的意识 我国包装业技术与机械近些年所取得的成绩是显著的， 其起步于 20 世纪70年代末， 刚起步时年产值仅七、八千万元，产品品种仅 100 余种，技术水平也较低。在 20 纪 80 年代中期至 20 世纪年代中期十余年的时间里，才得到快速发展，年增长率达到 20% 30% ，到 1999 年底和包装机械达 40 大类，品种达 1700 种，到 2000 年产值增加到 300 亿元，且技术水平也上了个台阶，开始出现了规模化、自动化趋势，传动复杂、技术含 量高的设备也开始出现，许多包装机械如液体灌装机等设备已开始成套出口。 5 2 全自动螺丝包装机设计结构方案设计 2.1 机构方案设计 题目内容：题目内容： 全自动螺丝包装机能对螺丝等五金品的定量包装。 主要参数：主要参数： 单位包装量 5 件(GB/T 5783-2000 六角头螺栓-全螺纹 M3) 包装速度 40 包/分钟 袋长范围 6050mm 制袋型式 三边封 外形 长 800宽 700高 1550mm（大体差不多就行） 电源 220V 工作量：工作量： 1）全自动螺丝包装机总装图 1 张 A0 2）零件图 2 张 A2 3）气压系统原理图 1 张 A1 4）电气控制原理图 1 张 A1 5）程序流程图 1 张 A1 6）撰写 15000 字毕业设计（论文）一份(计算说明书) 2.2 机构方案论述 负载大小的确定主要是考虑沿供料及出料各运动方向作用于机械接口处的力和扭 矩。其中应包括供料及出料末端的重量、抓取工件或作业对象的重量和规定速度和加速 度条件下，产生的惯性力等。由本次设计给的设计参数可初估本次设计属于小负载。 驱动方式 由于伺服电机具有控制性能好，控制灵活性强，可实现速度、位置的精确控制，对 环境没有影响，体积小，效率高，适用于运动控制要求严格的中、小型供料及出料等特 点，故本次设计采用了伺服电机驱动 （三）传动系统设计 供料及出料传动装置中应尽可能做到结构紧凑、重量轻、转动惯量和体积小，在传 动链中要考虑采用消除间隙措施，以提高供料及出料的运动和位置控制精度。在供料及 出料中常采用的机械传动机构有齿轮传动、 蜗杆传动、 滚珠丝杠传动、 同步齿形带传动、 链传动、行星齿轮传动、谐波齿轮传动和钢带传动等，由于齿轮传动具有效率高，传动 比准确，结构紧凑、工作可靠、使用寿命长等优点，且大学学习掌握的比较扎实，故本 次设计选用齿轮传动。 （四）工作范围 工作范围是根据工业供料及出料作业过程中操作范围和运动轨迹来确定，用工作空 间来表示的。工作空间的形状和尺寸则影响供料及出料的机械结构坐标形式、自由度数 各关节轴转角的大小及变动范围的选择 7 3 自动供料排序机构振动盘的设计 3.1 供料机构的任务基本组成及设计要求 供料机构的任务是把待加工的物品（工件）从存料器（料箱）中分离出来，按照自 动机的加工要求，定量、定时、定向地送到加工位置。 供料机构主要由四大部分（机构、装置）组成。 (1) 定时装置 定时装置主要是按照自动机生产节拍，使供料机构定时工作，准时供料。在定 时装置设计中，主要解决工件送料与自动机加工节奏协调一致问题。一般由供料机构与 相关的其它机构之间的运动链来保证，所以供料机构的运动循环必须与自动机工作循环 相协调。也可以采用独立驱动的供料机构，例如电磁振动供料器、供送料机械手，但要 由控制系统或设计诸如闸门等隔离装置，使供料机构停止或送料。 (2) 定量装置 定量装置是根据自动机加工工艺的要求，在每一个工作循环送出规定数量的工 件。定量可以分为量（如重量、体积）和数（如件、个），例如酒类、洗衣粉等物料主 要是定量，螺钉、香皂、轴承等主要是定数，成卷的塑料带、薄铁皮、细钢棒等物料则 是定长度。设计时根据供送物料的形、性态等来确定。定量装置往往需要隔离装置、计 数机构等来配合。 （3）定向装置 保证工件按照工艺加工的方位要求送出。定向送料在单件物品加工中是一个关 键问题。定向机构一般与纠正、剔除机构等配合工作。 （4）其它装置 例如，定位装置、隔离装置、卷料的矫直机构、带状料的纠偏调位机构不符合要求 工件的剔除机构、缺料检测机构、计数机构等等。 定位在自动机设计中也是一个比较重要的问题，送料不到位或有偏差都会影响自动 机的正常工作。在设计中，可把定位装置归到工艺执行机构中，也可归到供料机构中。 任何供料机构必须具有定时定量装置，而定向和定量装置，而定向和其他装置可根 据工件及加工要求设置。 供料机构是自动机、自动线中的主要工作机构之一，其性能优劣及自动化程度直接 影响到自动机的生产率、 加工质量及其劳动条件。 因此， 对供料机构有如下的一些要求： 1）根据自动机的生产节拍及工位位置，快速、准确、可靠地将工件送到位； 2）供料过程平稳、无冲击，不能损伤工件； 3）适应性强，调整方便； 4）结构简单，工作可靠。 3. 2 振动盘的介绍 振动盘是一种自动组装机械的辅助设备，能把各种产品有序排出来，它可以配合自 动组装设备一起将产品各个部位组装起来成为完整的一个产品。 自动送料振动盘是一种自动定向排序的送料设备,是通过振动将无序工件自动有序 定向排列整齐、准确地输送到下道工序,有个脉冲电磁铁，可以使料斗垂直方向振动， 由于弹簧片的倾斜，使料斗绕其垂直轴做扭摆振动。 振动盘的工作原理： 振动盘料斗下面有个脉冲电磁铁，可以使料斗作垂直方向振动，由倾斜的弹簧片带 动料斗绕其垂直轴做扭摆振动。料斗内零件，由于受到这种振动，而沿螺旋轨道上升， 直到送到出料口。 其工作目的是通过振动将无序工件自动有序定向排列整齐、准确地 输送到下道工序。 振动盘的应用行业： 振动盘广泛应用于电子、五金、塑胶、医药、食品、玩具、文具、日常用品的制造 等各个行业，是解决工业自动化设备供料的必须设备。振动盘除满足产品的定向排序外 还可用于分选、检测、计数包装等，是一种现代化高科技产品。 9 图 振动盘 3.3 包装机牵拉机构设计 1- 支撑板；2-卷筒；3-支架 供膜驱动机构由电机驱动，使薄膜卷转动，薄膜在张紧辊，调整辊的作用下连续正 确的送至成型器及充填筒外，薄膜经过万能枕型器自动卷成枕形，包围在充填管外面， 纵封机构纵封枕型缝。接着由滚轮牵拉机构牵拉枕型薄膜，接着经横封器，底部封口器 从前后封合，制成袋子的底封。液料经液压泵仍通过充填管填入，同时将袋子拉下。装 料，拉袋结束后顶部横封器就开始封接，制出袋子的顶封和下一个袋子的底封。封接器 中间装有一把切断刀，在每次封接的同时，从封口的中部位切断袋子，然后前后封口器 分开袋子落下，封口器空行程返回。 11 4 横封机构的设计 4.1 高频加热式横封器 1，3 封合电极 2，弹性夹板 4，加热切刀 上图所示为高频加热式横封器的截面图。它左右两只电极，即封合电极。其间通入 高频电流进行加热。在电极两外侧各配置一对弹性夹板，以利于减少电极合拢时的刚性 冲击和对封口缝的拉力。电极表面胶粘着环氧板及聚四氟乙烯编织物作为耐热，绝缘， 防粘材料，与薄膜偶尔被热穿时可以防止高频加热切刀与封合电极直接接触而产生的电 火花现象。 4.2 数据计算 包装速度：40 袋/min 见主传动示意图，设电动机的转速为n，无级调速装置输出轴的转速为 1 n，主轴的 转速为 2 n，二轴的转速为 3 n，带动纵封滚轮转动的轴的转速为 4 n，无级调速装置的传动 比为 1 i，蜗轮减速器的传动比为 2 i，主轴与二轴之间齿轮的传动比为 3 i。其中： 1 1 n n i ； 1 2 21 2 nn n iii ； 2 3 31 2 3 nn n iii i ； 43 nn t为两横封凸轮之间的间隔时间， 2 60 tk n （ 360 k ；为两凸轮之间的夹角， 该设计中180 ，即 1k ） 故 1 2 22 603030 1tii nnn 纵封滚轮的角速度 34 1 2 3 2 603030 nnn ii i ； 线速度 1 2 3 30 n vrr ii i （r为纵封滚轮的半径） 包装袋的袋长 1 2 1 2 33 30 30 nrr Lv tii ii ini 由上式可以看出：包装袋的袋长L取决于 3 i和r，牵拉滚轮的半径r 在设计的过程 中是个定值，所以要想改变包装袋的袋长尺寸必须改变传动比 3 i。该设计采用一对双联 滑移齿轮来改变 3 i的值。 袋长L取 120mm和 180mm两种尺寸规格进行计算，牵拉滚轮的半径取定值 30rmm，则 3 94.2r i LL 当120Lmm时， 3 3 94.294.21 0.7851.3 120 i Li 当180Lmm时， 3 3 94.294.21 0.5231.9 180 i Li 4.2.1 主轴转速计算 该包装机时采用间歇纵封机构实现纵封，牵拉滚轮实现连续牵拉，横封装置连续工 作实现对包装袋的横封和切断，所以包装机工作的时候其包装速度取决横封机构横封的 间隔时间，间隔时间越长每分钟包装的袋子就越少，又知横封器的间隔时间又与主轴的 转速有关，主轴转速越高，横封机构横封之间的间隔时间就越短。 由设计参数知该包装机的包装速度为 40 袋/min， 即横封器的间隔时间为 34s/袋。 主轴旋转一周包装机完成 1 次包装，所以主轴的转速为 7.510r/min 4.2.2 选择电动机 电动机一般由专业工厂按标准系列成批大量生产，在机械设计中应该根据工作载 荷，工作要求，工作环境，安装要求及尺寸，重量有无特殊限制等条件从产品目录中选 择电动机的类型和结构型式，容量和转速，并确定其具体的型号。生产单位一般采用三 13 相交流电源，如果没有特殊要求通常采用 Y 系列三相交流异步电动机。电动机的容量主 要根据运行时发热条件决定，额定功率是连续运转下电动机的发热不超过许用温度的最 大功率，满载转速是指负荷相当于额定功率时的电机转速，同一类型的电动机按额定功 率和转速的不同具有一定的型号 选取电机的功率为 800W;同时电机要能变速所以选择伺服电机，最终选择 SGMAH-08A 伺服电机（安川公司） 。 4.2.3 确定直齿轮的参数 在整个行走装置中，直齿轮的作用，主要是传递动力。根据行走机构的结构和 尺寸限制，同时为了减少零件的个数和降低成本，才用两个完全相同的直齿轮，齿 顶高系数 * a h=1、顶隙系数 * 0.25c 。齿数 z=40，模数2.5 n m 。其具体参数如下： 分度圆直径： 1 2.5 40100dmzmm 齿 顶 高： * 1 2.52.5 aa hh m 齿 根 高： * () fa hhc m (1 0.25) 2.5 =3.125 3 471“ f a 413017“ f 33 4133“ b=25mm 1 d=100mm a h=2.5 f h=3.125 全 齿 高： af hhh=2.5+3.125=5.625 齿顶圆直径： 11 2 aa ddh =100+22.5 =105mm 齿根圆直径： 11 2 ff ddh =100-23.125 =93.75mm 齿 厚： /23.14 2.5 23.927sm 齿 根 宽： /23.14 2.5 23.927em 中 心 距： 100admm 顶 隙： * 0.25 2.50.625cc m 4.3 轴的设计和校核 1. 按扭转强度条件，初步估计轴径： 3 00 P dA n 其中 0 A=110，查机械设计（P362）表 15-3 可得。 0 . 80 . 9 50 . 7 6 d PPk w 1 6 1 . 8 5 7/nrm 代入上面得值，计算可得： 0 1 8 . 4 5 3dm m 由于轴上有一键槽，所以： 0 (1 0.07)19.774ddmm，取轴的最小直径为： d=20mm。 2. 轴的结构简图如下： 15 3. 按弯扭合成强度进行强度校核 做出轴的计算简图 轴所受的载荷是从轴上零件传来的。根据结构尺寸，做出其受力简图如下图所示： b=25mm P0.76kw 161.857 /nr m 0 18.453dmm d 19.774mm d=20mm。 计算齿轮的啮合力： A: 直齿轮的齿轮啮合力 1. 齿轮圆周力： 21 22 Bt TT F dd 3 23 6 . 11 00 . 9 5 100 =685.9 N 20 AB lmm 48 BC lmm 62 CD lmm 直齿轮： Bt F 685.9 N 2.齿轮径向力：tan685.9 tan20249.647 BrBtn FFN B: 锥齿轮的齿轮啮合力 1. 齿轮圆周力： 21 22 Ct TT F dd 3 23 6 . 11 00 . 9 5 75 =914.533 N 2. 齿轮径向力： 1 tancos CrCt FF 9 1 4 . 5 3 3t a n 2 0c o s 5 2 3 1 2 6 “ =202.634 N 3. 齿轮轴向力： 1 tansin CaCt FF =914.53 tan20sin 52 3126“ =264.078 N 求水平面的支反力和做出弯矩图: 1. 其受力分析图如下图所示: Br F249.647N 锥齿轮： Ct F =914.533N Cr F =202.634 N Ca F=264.078 N 17 2. 对 A 点求矩： ( ) 0 F A M则有： 1B tA BN HA DC tA C FlFlFl 1 ()() B tA BN HA BB CC DC tA BB C FlFlllFll 1 () () CtABBCBtAB NH ABBCCD FllFl F lll 9 1 4 . 5 3 3( 2 04 8 )6 8 5 . 92 0 2 04 86 2 =372.848 N 3. 对 B 点求矩： ( ) 0 F B M则有： 2 0 NHADBtBDCtCD FlFlFl 2 () () CtCDBtBCCD NH ABBCCD FlFll F lll = 914.53 62685 (4862) 204862 = -144.216 N 4. 根据上面的计算结果，画出弯矩图。 1NH F=372.848 N 2 144.216 NH FN 求垂直面内的支反力，并作出弯矩图 1. 受力分析如图所示： 2. 对 A 点 求矩： ( ) 0 F A M则有： （其中 2 Ca Ca Fd M ） 1 0 B rA BC aC rA CN VA D FlMFlFl 1 C rA CC aB rA B NV AD FlMFl F l () () CrABBCCaBrAB ABBCCD FllMFl lll 2 6 4 . 0 7 87 5 2 0 2 . 6 3 4( 2 04 8 )2 4 9 . 6 4 72 0 2 ( 2 04 86 2 ) = -8.590 N 2. 对 D 点求矩： ( ) 0 F A M则有： 2 0 NVADBrBDCaCrCD FlFlMFl 1NV F= -8.590 N 2 C aC rC DB rB D NV AD MFlFl F l 2 6 4 . 0 7 87 5 2 0 2 . 6 3 46 22 4 9 . 6 4 7( 4 86 2 ) 2 ( 2 04 86 2 ) = -38.423 N 19 3. 做出对应弯矩图 求支反力 22 22ANHNV FFF 22 (144.216)(38.423) =149.246 N 22 11DNHNV FFF 2 38.423 NV FN 149.246 N A F 312.965 N D F 22 (372.848)(8.590) =312.965 N 合成弯矩图 22 (2884.32)(171.8) B M =2889.432 N 22 (23116.312)(11398.936) C M 左 =25774.198 N 22 (23116.312)(2382.226) C M 左 =23238.956 N 根据已知条件，做出扭矩 2889.432 N B M =25774.198 N C M 左 23238.956 N C M 左 校核危险截面 综上所知，C 面为危险截面： 22 CaC MM 左 （ T）(其中，由于扭转切应力为脉动循环变应力，所 以取0.6，T=36100) 22 (23238.956)36100 Ca M（0.6） =31767.982 a Ca C M W (其中 3 dbtd t 322d W 2 （ - ） 21 32 258 4 (254) 322 25 W =1251.74) C 截面图 a C C M W 左 = 1 31767.982 25.38 1251.74 ，轴满足要求。 (其中 1 =55 查机械设计基础教程 P261-表 11-13 得) 下页附：弯矩图 31767.982 Ca M W 1251.74 a1 25.38 C 4.4 键的校核 在整个设计过程中，由于平键的制作方便，同时经济性比较好，所以能采用平键的 情况下，都采用平键。平键的主要失效形式为工作面被压溃；严重过载时，可能出现键 被剪断。所以，通常情况下只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。 由于在轴01上的键 825 其结构尺寸最小，受力较大。在这里就只校核该键，其余 可以不予与校核。 普通平键的强度条件： 3 210 p T Kld 其中 T -传递扭矩：36.1TN m ； K-键与轮毂键槽的接触高度：0.5Kh l-键的工作长度，圆头平键为：lLb d-轴的直径 3 23 6 . 11 0 0 . 58( 2 58 )2 5 p =42.47 Mpa 由于键的材料为 45， 同时其载荷性质为轻微冲击， 查机械设计 （P-106） 表 6-2 可得： 100 120 p MPa 所以 pp ，键满足要求。 4.5 凸轮从动件运动规律 基本运动规律 从动件位移 s 随凸轮转角 的变化情况如图 2-3 所示，图中横坐标代表凸轮转角 ， 纵坐标代表从动件位移 s、速度 v 和加速度 a 随凸轮转角 的变化规律称为从动件运动 规律。从动件运动规律又可分为基本运动规律，基本运动规律有以下几种： 图 2-3 等速运动规律：从动件在运动过程中速度为常数，而在运动的始、末点处速度产生 突变，理论上加速度为无穷大，产生无穷大的惯性力，机构将产生极大的冲击，称为刚 性冲击，次类运动规律只使用于低速运动的场合。 等加速等减速运动规律：从动件在运动过程中加速度为常数，而在运动的始、末点 处加速度有突变，产生较大的加速度和惯性力，由此而引起的冲击称为柔性冲击，这种 23 运动规律只适用与中速运动的场合。 余弦加速度运动规律：又名简谐运动规律。从动件在整个运动过程中速度皆连续， 但在运动的始、末点处加速度有突变，产生柔性冲击，因而也只适用中速运动场合。 正弦加速度运动规律：又名摆线运动规律。从动件在整个运动过程中速度和加速度 皆连续无突变，避免了刚性冲击和柔性冲击，可以用于高速运动的场合。 在工程实际中，为使凸轮机构获得更好的工作性能，经常采用以某种基本运动规律 为基础，辅之以其他运动规律与其组合，从而获得组合运动规律。当采用不用的运动规 律组合成改进型运动规律时，它们在连接点处的位移、速度和加速度应分别相等；这就 是两运动规律组合时必须满足的边界条件。 常用的组合运动规律有：改进性等速运动规律，改进性正弦加速度运动规律和改进 性梯形加速度运动规律。 基本的从动件运动规律方程如表 2-1： 从动件运动位移方程 运动规律 从动件运动方程 推程 回程 等速运动规律 S S=h- 等加速等减速运动规律 S S=h- S=h S 余弦加速度运动规律 S S 正弦加速度运动规律 S S 表 2-1 4.6 凸轮轮廓线曲线的设计 凸轮机构设计的关键是凸轮轮廓曲线的设计,而凸轮的轮廓曲线形状取决于从动件 运动规律。从动件运动规律的形式通常有多项式运动规律、三角函数运动规律、组合运 动规律等。凸轮机构从动件常用的等速(加速度 a=0)、等加速等减速(加速度为常数,即 a=c)、 简谐(又称余弦加速度规律)、 摆线(又称正弦加速度规律)等 4 种形式的运动规律。 在设计凸轮轮廓曲线之前,必须首先根据机构的工作要求选定从动件运动规律。从动件 的运动规律确定后,通过计算机仿真就可以得到凸轮的精确轮廓线。 以摆动滚子从动件盘形凸 轮机构为例。图 2-4 为摆动滚 子从动件盘性凸轮机构简图。 其中 C(为凸轮理论 轮 廓 线 上 的 任 意 一 点 ， N （） 、分别为 外缘和内缘凸轮工作轮廓上与 点 C 对应的点，D、 分别为加工N点和 点 时 刀 具 中 心 的 位 置 ， 图 2-4 为刀具半径， 为滚子半径，为基圆半径， 为摆杆初始角 （,S 为摆角增量， 为凸轮转角，L 为摆心距，l 为摆杆长， 为角速度。 在图 2-4 直角坐标系中，由三角形的函数关系可以得到凸轮任一时刻理论轮廓直角 坐标为 (2-1) (2-2) 工作轮廓坐标为： (2-3) (2-4) (2-5) 当凸轮机构为外缘型时，工作轮廓坐标中的和 取上方的符号，为内缘型时取下 25 方的符号。计算刀具中心轨迹坐标时，将以代入工作轮廓坐标即可。 设凸轮以等角速度 逆时针方向转动，凸轮基园半径、滚子半径，导路和凸轮 轴心间的相对位置及偏距e，从动件的运动规律 S，如图 2-5。 (1)理论轮廓线方程 B 图 2-6 图 2-5 其中 (2)实际轮廓方程如图 2-6 (2-6) 4.7 凸轮机构基本尺寸的确定 凸轮机构的压力角及许用值 (1)压力角：从动件于凸轮在接触点处的受力方向与其在该点绝对速度方向之间所 夹的锐角即为压力角。如图 2-7 所示 (2)许用压力角：为了改善凸轮机构的受力情况，提 高机械效率，规定了允许采用的最大压力角。 推程（工作行程）推荐的许用压力角为： 直动从动件： 摆动从动件： 回程（空回行程） (3)基圆半径的确定： 根据公式： 图 2-7 为保证凸轮机构在整个运动周期中均能满足,应选取计算结果中的最大值作 为凸轮的基圆半径。 27 5 纵封机构设计 对于气缸，选择笔型气缸，气缸的输出力满足打孔力。经试验该打孔力为 F=10N。 根据计算要求气缸选用笔型气缸 PB-1640 （ISO6432 标准） ， 理论出力计算公式是： F=PA+ 0 F 式中：F气缸理论输出力（N） P工作压力(MPa) A活塞受力面积（ 2 mm） 0 F弹簧复位力（N） 系统压力为 0.30.5MPa，选用复动型气缸时， 0 F=0 N，取系统压力极小值时(按 拉侧受力面积 2 172.70mm)，推出： F=PA+ 0 F=51.81N 显然满足要求。 参照（ISO6432 标准） ，选用缸径为 16mm，行程为 40mm 的亚德客笔型气缸，代号为 PB-1640。 选择择亚德客笔型气缸 PB-1080。 根据理论出力计算公式 F=PA+ 0 F 系统压力为 0.30.5MPa，选用复动型气缸时， 0 F=0 N，取系统压力极小值时(按 押侧受力面积 2 78.50mm)，推出： F=PA+ 0 F=21.55N 两个气缸，故可承受的压力为 2F=47.1N,显然满足要求。 参照（ISO6432 标准） ，气缸 3 选用缸径为 10mm，行程为 80mm 的亚德客笔型气缸， 代号为 PB-1080。 图 2.10 AIRTAC 超薄气缸 参照传动方案设计，又下摆动关节的冲压力 Pz=8.6 N，选择的气缸类型分别为（表 2.4） ： 气缸名称 上模板气缸 下压气缸 品牌及类型 AIRTAC ACQ-25X12 AIRTAC ACQ-40X50 缸径 mm 25 40 活塞杆外径 mm 9 14 行程 mm 10 40 受压面积 mm2(押侧/拉 侧) 421/298 1057/756 理论输出力 N(押侧/拉 侧) 117.3/103.3 337.0/216.7 29 6 输送装置设计 6.1 同步带的概述 6.1.1 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-2080，v50m/s，P300kw,i10,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。 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。 6.1.2 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 31 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