果袋机设计论文

1 果 袋 机 论 文 2第一 章 绪 论 1.1 研究的目的和意义 改造传统设备实现低成本、高效率的自动化已经成为我国机械行业 的迫切需要。 随着人民生活水平的不断提高 ,人们对食品的要求从数量到质量发生了质的变化。探索和开发提高果品质量的途径 ,减少农药残留 ,生产有益于人民健康的绿色果品尤为重要。 水果套袋对水果具有相当重要的意义，如：调节昼夜温湿作用、防止大气的有害粉尘污染、调节光合作用、防止风吹雨打、防治病虫害和鼠、鸟之危害等等。防 农药对果实的污染，提高果实着色指数，增大果个，使果实表面细腻，有光泽，色泽鲜艳，品质优良套袋对水果果实品质的形成也有重要影响，套袋对果实内在品质影响包括糖酸的含量、果实的硬度、糖酸比值、矿质元素含量、芳香物质含量 ；套袋还影响果实的耐贮性、农药残毒含量、果皮花氰苷含量变化。 目前，国内的果袋机 具有无级调速、可生产单层和双层果袋、果袋规格长宽可调、不同袋形（折边或不折边、封口或平口）的功能，还具有印刷商标和生产内袋等多项功能可供选择。制袋过程包括施胶、镶扎口丝、切口、切断和电子记数等。对一些要求纸质质量较高，并 要求需要上蜡纸的果袋，往往还需要上蜡机单独进行上蜡。上蜡部分与涂胶成形部分和分切部分相分离，这就需要我们设计一种全新的更为高效的果袋机，独立的上蜡部分和涂胶成形部分及分切部分融合为一个整体。传动系统位于原动机和执行系统之间，将原动机的运动和动力传递给执行系统。除进行功率传递，使执行机构能克服阻力做功外，它还起着实现增速、减速或变速运动 ； 变换运动形式 ； 进行运动的合成和分解 ； 实现分路传动和较远距离传动的作用。 本机器是 批量 生产各种型号果袋 的设备 。 适用于 各种型号果袋的自动上蜡、涂胶、成型及定长分切。其 采用 半 自动工 作方式 ，人工上料，经涂蜡后，涂胶，然后进行分切。由于以前大多数设备没有上蜡部分，上蜡需要另一套设备单独完成。此次设计的这台设备涵盖了上蜡部分，提高了工作效率，减少了工人的工作量，性能稳定可靠，便于操作，且无需专业的机械人员即可操作。从过去的两套单独的设备融合成一 个整体，将两套单独的传动装置设计成一个传动系统，动力源减少 ，节省能源的消耗；同时减少了工作人员的数量，节约了人力资源，降低了生产成本，提升了产品的品质，从而提高企业的经济效益。 31.2 果袋机的现状 目前 使用的 果袋机，具有无级调速、可生产中层和 双层果袋、果袋规格长宽可调 的功能，还具有涂蜡、印刷商标和生产内袋等多项功能可供选择。制袋 过程 (施胶、镶扎口 、 切口、切断和电子记数等 )各 个部自动完成。 采用进口电脑控制器，各部分运行功率损失小。 国内 大多数设备没有上蜡部分，上蜡需要另一套设备单独完成；进口果袋机功能齐全，但多数零部件须进口，维修 维护费用昂贵，使用成本较国内同类产品高。 国内 GD-180 果袋成型机 ，整个生产线用一台调速主电机提供动力，经皮带轮传动减速，由齿轮将运动传递到外袋生产的牵引辊上，再由水平方向过渡齿轮传向模切辊，牵引辊，印刷辊，切断辊；另 一路由垂直方向的过渡齿轮将运动传递到内袋生产牵引辊上，再由水平过渡齿轮将运动传递到内袋的模切，印刷，上胶辊上。内袋的压辊运动由链轮传递，切断辊运动由过渡齿轮从压辊传递，折纸刀运动的产生，是由链轮带动凸轮转动，由凸轮机构带动折纸刀上下运动。套袋后的压辊运动由链轮传递，压辊和压辊之间装有传送平皮带。传送辊的动力也由链传动传递，传送辊和压辊之间也装有传送平皮带。细铁丝的传递及切断动力由皮带传动传递。 本次我所进行的 果袋机总体设计，含有上蜡部分和涂胶成形部分及分切部分，使用调速电机提供动力，使用带轮，链轮进行传动 ，通过锥齿轮机构进行纸辊的上下料。工作效率高，工人的工作量较少，性能稳定可靠，便于操作，且无需专业的机械人员即可操作。 4 第二章 方案 论证 2.1 设计的要求及参数 设计要求： 本次设计的果袋机， 出袋率为 200 个 /min（可调） , 果袋规格为 300mm 200 mm，扎袋铁丝长度为 80mm，纸辊重 150KG， 纸辊直径 600 mm。 果袋机每天工作 16小时。 果袋机总体设计的内容有： 果袋机总体方案设计； 纸辊的上下料装置及其传动线路； 动力装置计算选型； 果袋机总体传动的设计计算； 2.2 果袋机总传动系统 的设计 方案 果袋机含有果袋传送支路，果袋纸牵引支路，刀具支路，铁丝牵引支路 ， 上蜡、涂胶印刷支路 以及上下料机构。 初步拟定传动方案： 方案（一）：整机采选用一套动力系统，电机与主轴之间采用皮带传动 ，其余各部分动力通过链传动，零部件间采用齿轮啮合传递运动。上料机构采用离合器与动力部分联接，通过离合器的作用实现上料的间断工作。 方案（二）：整机采选用两套动力系统，电机与主轴之间采用皮带传动，其余各部分动力通过链传动，零部件间采用齿轮啮合传递运动。上料机构 使用单 独的动力源，通过上料电动机断续的工作，实现上料的间断工作。 方案比较：方案（二）比方案（一）多使用了一个 上料电动机 ，但是由于整机比较庞大， 远距离传动机械效率较低。 上料机构 消耗的功率较大，如选用远距离传动 13，所选电动机功率较大，上料机构停止工作时，能量损耗较大。如果采用单独电动机上下料，当上料机构停止工作时，电机停转 ，能量损耗小。 果袋机的各个机构之间必须 有 一定 的同步 关系 ,才能满足果袋 出袋率的要求。出袋率可以通过调节电动机的转速来实现，各个部分的同步关系要通过传动系统来实现。果5袋机走纸的速度是由 纸袋长度规格所决定的，通过 摩擦辊与纸袋之间的摩擦作用实现纸的输送。 已知：出袋率为 200 个 /min, 果袋规格为 300mm 200 mm。 可求： V 纸 0.3m 200 个 /60=1m/s 为了 使果袋纸按照规定的纸速运动，各个辊子之间的线速度相同才能使果袋纸的匀速传动。各个刀具的转速应该与 出袋率的转速数值相等 min/200 rn ，为了实现这一要求，各刀具轴上的转速必须相等。 要使走纸速度和刀具轴转速两个要求同时满足（即满足同步关系）设计时，为简化设计 链传动（除传动 链 A）采用的传动比 1i ，分切部分的各个辊子线速度相同。 综上所述， 选用方案（二）。 果袋机总传动系统 示意 图，如 图 2-1 2.3 动力源的选择 由于果袋机的出袋率可调，可以采用两种方案进行调速： 方案（ 1）：采用变速齿轮箱，通过机械方式更改啮合齿轮的齿数，从而改变输出的转速。 方案（ 2）：采用三相异步电动机，通过电器控制，改变电机的转速，从而改变输出转速。 三相异步电动机具有：结构简单、运行可靠、维护方便及成本低廉等优点。变速齿轮箱，结构较复杂，通过机械方 式改变转速，能量损失比三相异步电动机调速大。因此，采用决定采用方案（ 2）三相异步电动机调速。 总功率为各个支路功率之和， kWPPPPPP 42.154321 总，根据机械设计课程设计表 19-1,初步选择三相异步电动机 Y100 L6，功率 kWP 5.1电机, 同步转速n= 1000r/min,满载转速 940 r/min1 2.4 主电动机 V 带轮的设计方案 V 带轮初选 2 根据机械设计第七版 ,选取工作情况系数 3.1AK kWkWPKP Aca 95.15.13.1 电机 6 图 2-1 传动示意 图 7选取皮带类型 根据电动机轴上的小带轮 功率 转矩 转速 传动比1.95kw 2kN.m 800r/min 4 由机械设计第七版图 8-8,选择普通 V带 A型 确定带轮基准直径 取主动轮基准直径 mmdmmdad 5.105,100 11 。 从动轮基准直径 mmdiddd 400100432 ，取 mmdmmdad 5.400,400 22 验算带的速度 smsmndV d /25/19.4100060 800100100060 11 带 V 带的速度没有超过 smV /3025m ax ,带的速度合适。 确定普通 A型 V带的基准长度和传动中心距 根据 21021 27.0 dddd ddadd 40010024001007.0 0 a mmamm 1 0 0 03500 取 mma 6000 计算带所需的基准长度 0212210 422 addddaL ddddd mm5.20226004 10040040010026002 2 由机械设计第七版表 8-2， 选取带的基准长度 mmLd 2000 查得长度系数 03.1LK 。 计算实际中心距 a mmLLaa dd 8.5882 5.202220006002 0 验算主动轮上的包角 1 1207.1505.578.588 1004001805.57180 121 a dd dd ， 主动轮上的包角合适 。 计算 V 带的根数 Z 8 Lca KKPP PZ 00 由 min/8001 rn , i=4. 查机械设计第七版表 8-5 a,8-5b,8-8 得， 基本额定功率83.00 P , 单根普通 A 型 V 带 1.00 P ，小带轮包角 92.0,7.150 K ，代入计算得 3.203.192.01.083.0 95.1 Z根 ，取 Z 3 根 计算预紧力0F 20 15.2500 qvKvzPF ca 查机械设计第七版表 8-4 得 , q=0.10kg/m,已知 v=4.19m/s,代入 计算 20 19.41.0192.0 5.2319.4 95.1500 F 135N 计算作用在轴上的压轴力 PF NzFF P 7.7832 7.150s in135322s in2 10 带轮结构设计 电机轴 mm28 ， mmd 5628221 已知： ,3z mme 3.015 ， mmf 2110 带轮宽 mmfezB 502015221 mmL 5025.1 表 2-2 主电动机主从动轮结构列表 mm 主动轮 从动轮 d 100 400 ad 105.5 405.5 B 50 50 L 50 70 具体结构见零 件图 ：主电 动 机主动 皮 带轮，主电动机从动 皮 带轮 。 9 第三章 链传动 的 设计 3.1 链传动的选择 链传动的优点： （ 1） 链传动无弹性滑动和打滑现象，能够保持准确的平均传动比，传动效率较高； （ 2） 无须大的预紧力，压轴力小； （ 3） 同样使用条件下结构较为紧凑 ； （ 4） 与齿轮传动相比，制造安装精度要求较低，成本低廉，可远距离传动。 表 3-1 整机链条 ,链轮代号表 链条代号 A B C D E F G 链条所在链轮代号 1Z ， 2Z 3Z ， 4Z 5Z ， 6Z 7Z ， 8Z 9Z ， 10Z 11Z ， 12Z 13Z ， 14Z 3.2 对传动链 A 的设计 果袋传送支路： 轴上所传递的功率 kwP 15.05 ，轴的转速 min/200 rn ，传动比3i ，载荷平稳。 选择链轮齿数 21,ZZ 假定链速 smV /36.0 ，查机械设计第七版表 9-8选取小链轮齿数 211 Z ，从动链轮齿数 6321312 ZiZ 计算功率caP 查机械设计第七版表 9-9，选取 工作情况系数 2.1AK ，故 kwPKP Aca 18.015.02.15 确定链条链节数 PL 初定中心距 pa 700 ，则链节数为 6.1822 2163702 632170222222120210 ppppZZapZZpaLP节，由于链节数通 常是偶数，故选取 184PL 节。 确定链条的节距 p 由 min/200 rn ，查机械设计第七版图 9-13 按小链轮转速估计，链在功率曲线顶点左侧时，可能出现链板疲劳破坏。由机械设计第七版表 9-10 查得小链轮齿10数系数 11.119211908.108.11 ZKz； 17.110018410026.026.0 pL LK ； 选取单排链，由机械设计第七版表 9-11 查得多排链 系数 0.1PK，故得所需传递的功率为 kwKKK PPpLzca 14.00.117.111.1 18.00 根据小链轮转速 min/200 rn 及功率 kwP 14.00 ，由机械设计第七版图 9 13选链号为 08A 单排链。同时也证实原估计链工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的。查机械设计第七版表 9 1 得链节距 mmP 70.12 确定链长 L及中心距 a mPLL P 34.21000 70.121841000 2122212128224 ZZZZLZZLPaPP 222216382632118426321184470.12 mm7.897 中心距减小量 mmaa 56.378.17.897004.0002.0004.0002.0 实际中心距 aaa ，经圆整后取 mma 895 验算链速 smPZnV /89.0100060 70.1221200100060 1 ， 与原假设相符。 验算小链轮轮毂孔 Kd 查机械设计第七版表 9-4，小链轮轮毂孔的许用最大直 径 mmdK 47max ，大于安装 轴 直 径 mm42 故合适 。 作用在轴上的压轴力 eKpP FKF 有效圆周力 ： NvPF e 5.16889.0 15.01 0 0 01 0 0 0 5 11按水平布置取压轴力系数 15.1KpK，故 NF P 8.1935.16815.1 3.3 对传动链 B 的设计 铁丝牵引支路： 轴上所传递的功率 kwP 075.04 ，轴的转速 min/200 rn ，传动比1i ，载荷平稳。 选择链轮齿数43,ZZ 假定链速 smV /36.0 ，查机械设计第七版表 9-8选取小链轮齿数 213 Z，从动链轮齿数 2121134 ZiZ 计算功率caP 查机械设计第七版表 9-9，选取工作情况系数 2.1AK ，故 kwPKP Aca 09.0075.02.14 确定链条链节数 PL 初定中心距 pa 400 ，则链节数为 1012 2121402 212140222222340430 ppppZZapZZpaLP节， 由于链节数通常是偶数，故选取 102PL 节。 确定链条的节距 p 由 min/200 rn ，查机械设计第七版图 9-13 按小链轮转速估计，链在功率曲线顶点左侧时，可能出 现链板疲劳破坏。由机械设计第七版表 9-10 查得小链轮齿数系数 11.119211908.108.13 ZKz； 00.110010210026.026.0 pL LK ； 选取单排链，由机械设计第七版表 9-11 查得多排链系数 0.1PK ，故得所需传递的功率为 kwKKK PPpLzca 08.00.100.111.1 09.00 根据小链轮转速 min/200 rn 及功率 kwP 08.00 ，由机械设计第七版图 9 13选链号为 08A 单排链。同时也证实原 估计链工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的。查机械设计第七版表 9 1 得链节距 mmP 70.12 确定链长 L及中心距 a mPLL P 30.11000 70.121021000 12 2342434328224 ZZZZLZZLPaPP 222212182212110222121102470.12 mm4.514 中心距减小量 mmaa 06.203.14.514004.0002.0004.0002.0 实际中心距 ： aaa ，经圆整后 去相似整数 取 mma 510 验算链速 smPZnV /89.0100060 70.1221200100060 3 ， 与原假设相符。 验算小链轮轮毂孔 Kd 查机械设计第七版表 9-4，小链轮轮毂孔的许用最大直径 mmdK 47max ，大于安装轴直径 mm42 故合适。 作用在轴上的压轴力 eKpP FKF 有效圆周力 NvPF e 27.8489.0 075.010001000 4 按水平布置取压轴力系数 15.1KpK，故 NF P 9.9627.8415.1 3.4 对传动链 C 的设计 上胶、涂蜡、印刷支路： 轴上所传递的功率 kwP 4.01 ，轴的转速 min/200 rn ，传动比 1i ，载荷平稳。 选择链轮齿数65,ZZ 假定链速 smV /36.0 ，查机械设计第七版表 9-8选取小链轮齿数 215 Z ，从动链轮齿数 2121156 ZiZ 计算功率 caP 查机械设计第七版表 9-9，选取工作情况系数 2.1AK ，故 kwPKP Aca 48.04.02.11 13确定链条链节数PL 初定中心距 pa 500 ，则链节数为 1212 2121502 212150222222560650 ppppZZapZZpaLP节 ， 由于链节数通常是偶数，故选取 122PL节。 确定链条的节距 p 由 min/200 rn ，查机械设计第七版图 9-13 按小链轮转速估计，链在功率曲线顶点左侧时，可能出现链板疲劳破坏。由机械设计第七版表 9-10 查得小链轮齿数系数 11.119211908.108.15 ZK z ； 05.110012210026.026.0 pL LK ；选取单排链，由机械设计第七版表 9-11 查得多排链系数 0.1PK ，故得所需传递的功率为 kwKKK PPpLzca 41.00.105.111.1 48.00 根据小链轮转速 min/200 rn 及功率 kwP 41.00 ，由机械设计第七版图 9 13选链号为 08A 单排链。同时也证实原估计链工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的。查机械设计第七版表 9 1 得链节距 mmP 70.12 确定链长 L及中心距 a mPLL P 55.11000 70.121221000 2562656528224 ZZZZLZZLPaPP 222212182212112222121122470.12 mm4.641 中心距减小量 mmaa 56.228.14.641004.0002.0004.0002.0 实际中心距 ： aaa ，经圆整后去相似整数 ， 取 mma 640 验算链速 smPZnV /89.0100060 70.1221200100060 51 ， 与原假设相符。 验算小链轮轮 毂孔 Kd 14查机械设计第七版表 9-4，小链轮轮毂孔的许用最大直径 mmdK 47max ，大于安装 轴 直 径 mm42 故合适。 作用在轴上的压轴力 eKpP FKF 有效圆周力 NvPF e 4.44989.0 4.01 0 0 01 0 0 0 1 取压轴力系数 05.1KpK，故 NF P 9.4714.44905.1 3.5 对传动链 D 的设计 链传动的传动效率 92.01 ， 滚动轴承的传动效率 98.02 ， 链轮7Z所在 轴上所传递的功率 kwPP 36.04.098.092.01216 ， 链轮7Z所在 轴 的 转 速min/200 rn ，传动比 1i ，载荷平稳。 选择链轮齿数87,ZZ 假定链速 smV /36.0 ，查机械设计第七版表 9-8选取小链轮齿数 217 Z，从动链轮齿数 2121178 ZiZ 计算功率caP 查机械设计第七版表 9-9，选取工作情况系数 2.1AK ，故 kwPKP Aca 43.036.02.16 确定链条链节数 PL 初定中心距 pa 1300 ，则链节数为 2812 21211302 2121130222222780870 ppppZZapZZpaLP节，由于链节数通常是偶数，故选取 282PL 节。 确定链条的节距 p 由 min/200 rn ，查机械设计第七版图 9-13 按小链轮转速估计，链在功率曲线顶点左侧时，可能出现链板疲劳破坏。由机械设计第七版表 9-10 查得小链轮齿数系数 11.119211908.108.17 ZKz； 30.110028210026.026.0 pL LK ；选取单排链，由机械设计第七版表 9-11 查 得多排链系数 0.1PK ，故得所需传递的功率为 15kwKKK PPpLzca 30.00.130.111.1 43.00 根据小链轮转速 min/200 rn 及功率 kwP 30.00 ，由机械设计第七版图 9 13选链号为 08A 单排链。同时也证实原估计链工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的。查机械设计第七版表 9 1 得链节距 mmP 70.12 确定链长 L及中心距 a mPLL P 58.31000 70.122821000 2782878728224 ZZZZLZZLPaPP 222212182212128222121282470.12 mm4.1657 中心距减小量 mmaa 62.631.34.1657004.0002.0004.0002.0 实际中心距 aaa ，经圆整后 ， 取 mma 1655 验算链速 smPZnV /89.0100060 70.1221200100060 7 ， 与原假设相符。 验算小链轮轮毂孔 Kd 查机械设计第七版表 9-4，小链轮轮毂孔的许用最大直径 mmdK 47max ，大于电动机轴径 mm36 故合适。 作用在轴上的压轴力 eKpP FKF 有效圆周力 NvPF e 5.40489.0 36.01 0 0 01 0 0 0 6 取压轴力系数 15.1KpK，故 NF P 2.4655.40415.1 163.6 对传动链 E 的设计 链传动的传动效率 92.01 ， 滚动轴承的传动效率 98.02 ， 轴上所传递的功率kwPP 35.036.098.092.06217 ， kwPPP 35.0987 ， 43987 PPP， 链轮9Z所在轴 传递的功率 kwP 15.08 ， 转速 min/200 rn ，传动比 1i ，载荷平稳。 选择链轮齿数109,ZZ 假定链速 smV /36.0 ，查机械设计第七版表 9-8选取小链轮齿数 219 Z，从动链轮齿数 21211910 ZiZ 计算功率caP 查机械设计第七版表 9-9，选取工作情况系数 2.1AK ，故 kwPKP Aca 18.015.02.18 确定链条链节数 PL 初 定中心距 pa 900 ，则链节数为 2012 2121902 21219022222291001090 ppppZZapZZpaLP节，由于链节数通常是偶数，故选取 202PL 节。 确定链条的节距 p 由 min/200 rn ，查机械设计第七版图 9-13 按小链轮转速估计，链在功率曲线顶点左侧时，可能出现链板疲劳破坏。由机械设计第七版表 9-10 查得小链轮齿数系数 11.119211908.108.19 ZKz； 20.110020210026.026.0 pL LK ；选取单 排链，由机械设计第七版表 9-11 查得多排链系数 0.1PK ，故得所需传递的功率为 kwKKK PPpLzca 18.00.120.111.1 24.00 根据小链轮转速 min/200 rn 及功率 kwP 18.00 ，由机械设计第七版图 9 13选链号为 08A 单排链。同时也证实原估计链工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的。查机械设计第七版表 9 1 得链节距 mmP 70.12 确定链长 L及中心距 a mPLL P 57.21000 70.122021000 17 2910210910928224 ZZZZLZZLPaPP 222212182212120222121202470.12 mm4.1149 中心距减小量 mmaa 60.430.24.1149004.0002.0004.0002.0 实际中心距 aaa ，经圆整后 取相近整数 ， 取 mma 1145 验算链速 smPZnV /89.0100060 70.1221200100060 9 ， 与原假设相符。 验算小链轮轮毂孔 Kd 查机械设计第七版表 9-4，小链轮轮毂孔的许用最大直径 mmdK 47max ，大于电动机轴径 mm20 故合适。 作用在轴上的压轴力 eKpP FKF 有效圆周力 ： NvPF e 5.16889.0 15.01 0 0 01 0 0 0 8 取压轴力系数 05.1KpK，故 NF P 1 7 75.1 6 805.1 3.7 对 传动链 F 的设计 链轮 11Z 所在轴上 传递的功率 kwP 20.09 ，所在轴的转速 min/200 rn ，传动比1i ，载荷平稳。 选择链轮齿数 1211,ZZ 假定链速 smV /36.0 ，查机械设计第七版表 9-8选取小链轮齿数 2111Z ，从动链轮齿数 212111112 ZiZ 计算功率 caP 查机械设计第七版表 9-9，选取工作情况系数 2.1AK ，故 kwPKP Aca 24.020.02.19 18确定链条链节数PL 初定中心距 pa 600 ，则链节数为 1412 2121602 2121602222221112012110 ppppZZapZZpaLP节，由于链节数通常是偶数，故选取 142PL节。 初定中心距 pa 600 ，则链节数为 1412 2121602 2121602222221112012110 ppppZZapZZpaLP节，由于链节数通常是偶数，故选取 142PL 节。 确定链条的节距 p 由 min/200 rn ，查机械设计第七版图 9-13 按小链轮转速估计，链在功率曲线顶点左侧时，可能出现链板疲劳破坏。由机械设计第七版表 9-10 查得小链轮齿数系数 11.119211908.108.111 ZKz； 10.110014210026.026.0 pL LK ；选取单排链，由机械设计第七版表 9-11 查得多排链系数 0.1PK ，故得所需传递的功率为 kwKKK PPpLzca 15.00.110.111.1 18.00 根据小链轮转速 min/200 rn 及功率 kwP 15.00 ，由机械设计第七版图 9 13选链号为 08A 单排链。同时也证实原估计链工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的。查机械设计第七版表 9 1 得链节距 mmP 70.12 确定链长 L及中心距 a mPLL P 06.21000 70.121421000 2111221211121128224 ZZZZLZZLPaPP 222212182212114222121142470.12 mm4.768 中心距减小量 mmaa 08.354.14.768004.0002.0004.0002.0 实际中心距 aaa ，经圆整后取相近整数 ， 取 mma 765 19验算链速 smPZnV /89.0100060 70.1221200100060 11 ， 与原假设相符。 验算小链轮轮毂孔Kd 查机械设计第七版表 9-4，小链轮轮毂孔的许用最大直径 mmdK 47max ，大于电动机轴径 mm28 故合适。 作用在轴上的压轴力 eKpP FKF 有效圆周力 ： NvPF e 7.22489.0 2.010001000 9 取压轴力系数 15.1KpK，故 NF P 4.2587.22415.1 链 G 的设计类同链 F 3.8 各链轮的结构设计 表 3-2 链轮及链条代号列表 链条代号 A B C D E F G 链条所在链轮代号 1Z ， 2Z 3Z ， 4Z 5Z ， 6Z 7Z ， 8Z 9Z ， 10Z 11Z ， 12Z 13Z ， 14Z 链轮是链传动的主要零件，链轮齿形已经标准化。链轮设计主要是 确定其结构及尺寸，选择材料和热处理方法。 根据 机械设计第七版表 9-7，选择链轮的材料为 20 钢，热处理工艺采用：渗碳、淬火、回火。热处理后的硬度为 HRC6050 3 已知 ： 链轮配用的链条为 108 A GB1243.1 83， 查机械设计第七版 得 如表 3-3， 表 3 -3 滚子链规格和主要参数 单位： mm 链号 节距 p 排距 tp 滚子外径 1d 内链板高度 2h 内链节内宽 1b 08A 12 70 14 38 7 95 12 07 7 85 查机械设计第七版，滚子链 链 轮主要尺寸 如表 3-4 表 3-4 滚子链轮主要尺寸 单位： mm 名称 代号 计算公式 分度圆直径 d zpd 180sin 齿顶圆直径 ad zpd a180c o t54.0 20齿根圆直径 fd 1ddd f 分度圆弦齿高 ah pha 27.0 齿侧凸圆直径 gd 76.004.1180c o t2 hzpd g 查机械设计第七版 ，滚子链链轮 轴向齿廓 尺寸 如表 3-5 表 3-5 滚子链链轮轴向齿廓尺寸 单位： mm 名称 代号 计算公式 齿宽 1fb 193.0 b 导角宽 ab pba 15.01.0 导角深 h ph 5.0 链轮齿总宽 fnb 11 ftfn bpnb 排数n 链轮 1Z 的结构设计 211 Z ,带入公式进行计算 得：分度圆直径： mmd 2.85 齿顶圆直径： mmda 91 分度圆弦齿高： mmha 43.3 齿根圆直径： mmdf 25.77 导角深： mmh 35.6 链轮齿总宽： mmbf 3.71 导角宽： mmba 5.1 齿宽： mmbfn 3.7 齿侧凸圆直径： mmdg 64 由于链轮 1Z ，3Z， 4Z ，5Z，6Z，7Z，8Z，9Z，10Z， 11Z ， 12Z ，13Z， 14Z 齿数相等， 选用滚子链型号相同、 功能、 安装位置有相似 。设计时按照链轮 1Z 设计，符合零件的通用性和互换性要求。 不同点是轮毂孔的直径和厚度不同， 具体 结构 见零件图 链轮1161 , ZZZ 链轮 2Z 的结构设计 632 Z ,带入公式进行计算得 分度圆直径： mmd 8.254 齿顶圆直径： mmda 3.261 分度圆弦齿高： mmha 43.3 齿根圆直径： mmdf 85.246 导角深： mmh 35.6 链轮齿总宽： mmbf 3.71 导角宽： mmba 5.1 齿宽： mmbfn 3.7 具体结构见零件图 2Z 各链轮的结构 综上所述，得 各链轮的齿数，转速， 分度圆直径 ，轮毂孔直径、厚度 如表 3-6 21表 3-6 各链轮列表 链轮代号 齿数 转速 min/r 分度圆直径 mm 轮毂孔直径 mm 轮毂孔厚度 mm 1Z 21 200 85.2 42 10 2Z 63 66.7 254.8 36 20 3Z 21 200 85.2 42 10 4Z 21 200 85.2 20 10 5Z 21 200 85.2 42 10 6Z 21 200 85.2 36 20 7Z 21 200 85.2 36 20 8Z 21 200 85.2 36 20 9Z 21 200 85.2 36 20 10Z 21 200 85.2 20 10 11Z 21 200 85.2 26 10 12Z 21 200 85.2 26 10 13Z 21 200 85.2 26 10 14Z 21 200 85.2 26 10 15Z 13 323 53 20 10 3.9 链轮轴的设计 3.9.1 链轮轴的设计 轴上传递的功率 6P 、转速 n 和转矩 链传动的传动效率 92.01 ，滚动轴承的传动效率 98.02 ，链轮 76,ZZ 所在链轮轴上所传递的功率 kwPP 36.04.098.092.01216 ，链轮轴的转速 22min/200 rn ， 于是 mmNmmNnPT 1 7 1 9 0200 36.09 5 5 0 0 0 09 5 5 0 0 0 0 6 初步确定轴的最小直径 先按机械设计第七版式（ 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。根据机械设计第七版表 15 3， 取 1120 A，于是得 mmnPAd 7.13200 36.0112 33 60m i n 轴上的最小直径应当是轴的两端安装轴承 处的直径。选择的轴承是滚动轴承 6006，mmd 30 因此，选择轴的最小直径 mmd 30min 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案 装 配方 案如 图 3-1 1 6006 轴承座 2 6006 轴承 3 链轮轴 4 单圆头普通楔键 5 链轮 Z6 6 链轮 Z7 图 3-1 链轮轴的装配简图 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承。因轴承只受到径向力的作用，故选用深沟球轴承 6006。轴承处直径 mmddhgba 30 ， mmLLhgba 20 滚动轴承的内侧采用轴肩进行轴向定位。由机械设计课程设计第 3 版 表 15 3，查得轴承内侧轴的直径mmddd gfedcb 36 ， mmL gb 700 ， mmL cb 225 ， mmL gf 85 ，mmL ha 740 。 链轮与轴的轴向定位 外侧 采用楔键联接。按 mmd 361 由 机械设计课程设计第 3版表 14 25 查得 平头普通楔键 公称尺寸 mmmmhb 810 791564 GB ，键槽用键槽铣刀加工，长为 mm40 （标准键长见 791564 GB ） 。 内侧靠轴肩定位mmdd fedc 44 ， mmLL fedc 10 ， 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计课程设计第 3 版表 15 2，取轴端倒角为 450.1 ，各轴肩处 圆角半 23径见零件图：链轮轴 。 求轴上的载荷 根据零件图链轮轴作 出轴的计算简图 4 5。在确定轴承的支点位置时，查机械 设计课程设计第 3 版表 15 3， mmBa 5.62 。 因此，作为简支梁的轴的支承跨距 mmmmmmL 71313700 ，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 如 图 3-2 图 3-2 轴的载荷分析图 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 B是轴的危险截面。现将计算出 24的截面 B 处的VH MM ,及 M 的值列于 表 3-7 表 3-7 危险截面弯矩、扭矩 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNF NHNH 372,48 21 NFNF NVNV 123,276 21 弯矩 M mmNMmmNM HH 29760,10560 21 mmNM V 60635 总弯矩 mmNMmmNM3 1 3 4 5801232 9 7 6 06 1 5 4 86 0 6 3 51 0 5 6 0222221 扭矩 T mmNT 17190 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 B）的强度。根据 机械设计课程设计第 3 版式 15 5 及上表中的数值，并取 6.0 ，轴的计算应力 aaca MPMPWTM 4.13361.0171906.061548322221 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计课程设计第 3 版表 15 1查得 aMP601 。 因此 1 ca， 故安全 。 3.9.2 链轮轴的设计 轴上传递的功率7P、转速 n 和转矩 T 链传动的传动效率 92.01 ，滚动轴承的传动效率 98.02 ，轴上所传递的功率kwPP 35.036.098.092.06217 ，链轮轴的转速 min/200 rn ， 于是 mmNmmNnPT 5.16712200 35.095500009550000 7 初步确定轴的最小直径 先按机械设计第七版式（ 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。根据机械设计第七版表 15 3，取 1120 A，于是得 mmnPAd 5.13200 35.0112 33 70m i n 轴上的最小直径应当是轴的 右 端 安装链轮 11Z 处的直径 。设计时仿照链轮轴的设计，选择轴的最小直径 mmd 26min 轴的结构设计 25 拟定轴上零件的装配方案 ， 如图 3-3 1 6006 轴承座 2 6006 轴承 3 链轮 Z11 4 链轮轴 5 链轮 Z8 6 单圆头普通楔键 7 链轮 Z9 8 单圆头普通楔键 图 3-3 链轮轴 装配方案简图 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承。因轴承只受到径向力的作用，故选用深沟球轴承 6006。轴承处直径 mmddhgba 30 ， mmLLhgba 20 滚动轴承的内侧采用轴肩进行轴向定位。由机械设计课程设计第 3 版表 15 3，查得轴承内侧轴的直径 mmddhgcb 36 ，长度 mmLgb 700。 安装轴承处的长度为 mmLLhgba 20 ， 链轮安装处的直径mmd ki 20 ， mmL ki 15 ， mmd ih 26 ， mmL ih 25 。 链轮与轴的轴向定位外侧采用楔键联接 按 mmdcb 36由 机械设计课程设计第 3 版表 14 25 查得平头普通楔键 公称尺寸mmmmhb 810 791564 GB ，键槽用键槽铣刀加工，长为 mm40 （标准键长见791564 GB ）。 按 mmd ki 20 由机械设计课程设计第 3版表 14 25 查得钩头楔键公称尺寸 mmmmhb 66 ，键槽长度 mmL 5.13 ,用键槽铣刀加工 。 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计课程设计第 3 版表 15 2，取轴端倒角为 450.1 ，各轴肩处的圆角半径参照 零件图：链轮轴。 求轴上的载荷 根据零件图链轮轴作 出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，查机械设计课程设计第 3 版表 15 3， mmBa 5.62 。因此，作为简支梁的轴的支承跨距mmmmmmL 71313700 ，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。见下图 26 图 3-3 轴的载荷分析图 从轴的结构图以及弯矩图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 处的VH MM ,及 M 的值列于 表 3-8 表 3-8 危险截面弯矩、扭矩 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNFNHNH 4.297,179 21 NFNFNVNV 7.162,4.9 21 弯矩 M mmNMmmNMmmNMHHH 3 8 5 0 ,3 4 7 5 6,1 0 7 4 0321 mmNM V 6669 总弯矩 mmNMmmNM7.352616334.9347568.10754604.910740222221mmNM 5.7 7 0 06 6 6 93 8 5 0 223 扭矩 T mmNT 95501 ， mmNT 5.71622 27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）的强度。根据机械设计课程设计第 3 版式 15 5 及上表中的数值，并取 6.0 ，轴的计算应力 aaca MPMPWTM 7.7361.095506.035261322222 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计课程设计第 3 版表 15 1 查得 aMP601 。因此 1 ca ，故安全。 28 第四章 上料机构的设计 4.1 滑 动螺旋传动的设计 螺杆 与螺母的选择 上料机构采用三相异步电动机作为动力。使用滑 动螺旋传动，初选滑动螺旋传动的螺纹为单头梯形螺纹。螺纹应该具有自锁性。选取螺杆材料为 45 钢，螺母材料为耐磨铸铁，此时，螺杆承受的最大载荷 kNF 40 ，螺母高度 mmH 100 6 根据机械设计手册第四版，第 2 卷，表 5 1 6 选择丝杠 梯形螺纹 的基本尺寸如 表 4-1 表 4-1 丝杠梯形螺纹的基本尺寸 单位： mm 公称直径 d 螺距 P 中径2d 小径 3d 52 12 46 39 螺杆的耐磨性验算 根据机械设计手册第四版，第 3 卷，表 12 1 4 中式（ 3）得工作压强 nHd Fp 12 式中 ,6125.05.01 mmPH 3.812100 PHn，代入上式 2/56.53.864614.3 100040 mmNp 考虑螺母的升降速度为 sm /2.01.0 ，并且不是连续工作。查机械设计手册第四版，第 3 卷，表 12 1 9，取 2/7 mmNpp ，可见ppp。 螺纹的强度校核 根据螺母的材料为耐磨铸铁查机械设计手册第四版，第 3 卷，表 12 1 10，取 2/40 mmNp ， 2/50 mmNp ，螺纹的剪切强度由机械设计手册第四 版，第 3卷，表 12 1 4 进行验算。 剪切强度校核 nbD F 4 29式中 mmdadDmmPbc 522,8.71265.065.0 4 2/78.33.88.75214.3 100040 mmN 弯曲强度校核 22241 /73.83.88.75214.3 610004033 mmNnbD FHb 验算结果，bpbpppp ,，螺纹强度足够。 由于纸辊重量 kNFkgNkgG 40/10100 ，故此机构的强度满足要求。 螺纹自锁性校核 由于螺纹为单头梯形螺纹，导程 mmPS 12 ，螺纹的升角 75.44614.3 12a r c t a na r c t a n2 dS 查机械设计手册第四版，第 3 卷，表 12 1 7，钢对耐磨铸铁的摩擦因数,12.010.0f 取 ,11.0f 可得 5.615c o s11.0a r c t a n2c o sa r c t a n f（ 30 ） 由于 ，故自锁可靠。 螺旋传动的运动及功率计算 查机械设计手册第四版，第 3 卷，表 12 1 3 （ 1）螺母的轴向移动速度 2wv，60nS 代入 mmS 12 ，求得 smmvrn /12m in ,/720 （ 2） 螺纹摩擦力矩 21 ta n21 FdM t 式中 5.6,75.4,500 NF ,代入求得 ： mmNMt 5.22871 （ 3）螺旋传动轴向支承面摩 擦力矩 202030302 31dDdDFfMst ， 式中，轴向支承面间摩擦印数 13.0sf ，当量外径 mmdmmD 39,52 00 NM t 14893952 395350013.031 22332 （ 4）驱动转矩 NMMMttq 5.377614895.228721 30 驱动功率 kwnMP q 28.09 5 5 0 0 0 0 7205.3 7 7 69 5 5 0 0 0 01 （ 5）输入功率 3212 PP 皮带轮的传动效率 95.0 ，滚动轴承的传动效率 98.02 ，锥齿 轮的传动效率95.03 kwP 32.095.098.095.0 28.02 根据 ,32.02 kwP 初步选取 三相异步电动机 9 4801 Y ，额定功率 kw55.0 ，满载转速min/1390 r ，电动机轴 mm19 4.2 上料电动机 V 带轮的设计方案 V 带轮初选 根据机械设计第七版 表 8 6,选取工作情况系数 KA=1.2 kwPKP Aca 66.055.02.1 电机 选取皮带类型 根据电动机轴上的小带轮 表 4-2 小带轮主要参数 功率 转矩 转速 传动比 0.55kw 2.2 mkN 1390 min/r 2 由机械设计第七版图 8-8,选择普通 V 带 Z 型 确定带轮基准直径 取主动轮基准直径 mmdmmdad 84,80 33 。 从动轮基准直径 mmdiddd 16080234 ，取 mmddad 164,160 44 验算带的速度 smsmndV d /25/82.5100060 139080100060 3 带 V 带的速度没有超过 smV /3025m ax ,带的速度合适。 确定普通 A型 V带的基准长度和传动中心距 根据 21021 27.0 dddd ddadd 160802160807.0 0 a mmamm 480168 0 取 mma 4000 31计算带所需的基准长度 0212210 422 addddaL ddddd mm8.11804004 801601608024002 2 由机械设计第七版表 8-2，选取带的基准长度 mmLd 1120，查得长度系数 08.1LK。 计算实际中心距 a mmLLaa dd 6.3692 8.118011204002 0 验算主动轮上的包角 1 1207.1675.576.369 801601805.57180 121 a dd dd ，主动轮上的包角合适。 计算 V 带的根数 Z Lca KKPP PZ 00 由 min/1390 rn , i=2. 查机械设计第七版表 8-5 a,8-5b,8-8 得，基本额定功率kWP 34.00 , 单根普通 Z 型 V 带 03.00 P ，小带轮包角 96.0,7.167 K ，代入计算得 72.108.196.003.034.0 66.0 Z根，取 Z 2 根 计算预紧力0F 20 15.2500 qvKvzPF ca 查机械设计第七版表 8-4 得 , q=0.06kg/m,已知 smV /82.5带代入计算 20 82.506.0196.0 5.2282.5 66.0500 F 47.5N 计算作用在轴上的压轴力 PF NzFF P 1892 7.167s i n5.47222s i n2 10 32带轮结构设计 电机轴： mm19 ， 已知： 2z ， mme 3.012 ， mmf 18 带轮宽： mmfezB 281612121 mmL 381925.1 表 4-3 上料电动机主、从动轮基本尺寸 单位： mm 主动轮 从动轮 d 80 160 ad 84 164 B 28 28 L 28 40 具体结构见零件图：上料电动机主动轮、从动轮。 4.3 锥齿轮的设计 锥齿轮结构设计 根据类比法查机械设计手册第四版，第 3 卷，表 14 3 2，选择直齿锥齿轮 10 表 4-4 直尺锥齿轮的基本尺寸 齿形角 齿顶高系数 ah 顶系系数c 大端面模数 m 齿数比 u 小齿轮齿数 轴 交角 螺旋角 20 1 0.2 3 1 30 90 0 选取安装距 mmAA 6521 ，精度为 7 级，材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS。 每天工作 16 小时，预定工作 15 年，每年 300 天。 查机械设计手册第四版，第 3 卷，表 14 3 4，直齿锥齿轮的几何计算 如表 4-5 对于 1u ： 0,02121 tt xxxx 表 4-5 直齿锥齿轮的几何计算 公式 项目 计算公式及说明 小齿轮 1Z 大齿轮 2Z 节锥角 cossin1 u 12 分度圆直径 d 11 mzd 22 mzd 33锥距 R 2211 s in2s in2 ddR 齿宽系数R 取 3.0R 齿宽 b mRb R 10 齿顶高ah mxhhaa 11 mxhhaa 22 齿 根高fh 11 af hhh 22 af hhh 齿高 h mchh a 2 齿顶圆直径ad 1111 co s2 aa hdd 2222 co s2 aa hdd 周节 p mp 当 量齿数vz 111 cos zzv 222 cos zzv 外锥高kA 1121 s in2 ak hdA 2212 s in2 ak hdA 支承端距 H 111 kAAH 222 kAAH 代入已知条件得锥齿轮的结构尺寸如 表 4-6： 表 4-6 直齿锥齿轮的 基本尺寸 项目 小齿轮 1Z 大齿轮 2Z 节锥角 451 4512 分度圆直径d mmd 901 mmd 902 锥距 R mmddR 64.63s in2s in2 2211 齿宽 b mmRb R 19 齿顶高 ah mmmxhhaa 311 mmmxhhaa 322 齿根高fh mmhhhaf 6.311 mmhhhaf 6.322 齿高 h mmmchha 6.62 齿 顶圆直径 mmhdd aa 24.94co s2 1111 mmhdd aa 24.94co s2 2222 34ad 周节 p mmmp 42.9 当量齿数vz 43cos111 zz v 43cos 222 zzv 外锥高kA mmhdA ak 9.42s in2 1121 mmhdA ak 9.42s in2 2212 支承端距H mmAAH k 1.22111 mmAAHk 1.22222 具体结构参见 件图：锥齿轮 21,ZZ 。 锥齿轮强度校核 平均分度圆直径md： Rm dd 5.01 式中 mmdR 90,3.0 ，代入计算得： mmdm 5.76 锥齿轮 1Z 上所受各力大小查机械设计第七版式 10-22 得 ： c o ss int a ns inc o st a nc o st a n22111211111tnrtaatrtmtFFFFFFFFFFFFdTF 式中2121 raar FFFF 与及与大小相等，方向相反。 当上料电动机正常工作时，通过皮带传动将运动传递到锥齿轮。 皮带传动的效率95.01 ， 滚 动 轴 承 的 传 动 效 率 98.02 ， 电 机 功 率 ,55.0 kWP 电机 转速m in/1390 rn 电机 ，皮带传动的传动比 2i ，则锥齿轮所在横轴所传递的功率 ：kWPP 51.055.098.095.021 电机 ， 横轴转速： m in/695213902 rnn 电机 电动机的转矩： mmNnPT 7008695 51.09 5 5 0 0 0 09 5 5 0 0 0 0 由于横轴上有两对锥齿轮传动，因此，每一对齿轮上的转矩： mmNTT 3 5 0 421 将已知条件代入机械设计第七版式 10-22 得： NFNFNFNFNF nart 98,7.23,7.23,5.33,92 11 按 齿 根弯曲疲劳强度校 核 35直齿锥齿轮的弯曲疲劳强度可近似按平均分独圆处的当量圆柱齿轮进行计算。 查机械设计第七版式 10-23 校核计算公式。 FRSaFatF bm YYKF 5.01 直齿锥齿轮的载荷系数为 KKKKK VA，查机械设计第七版 表 10 2、图 10 8、表 10 3、表 10 5 得： 875.1,1,1.1,25.1 KKKK VA，则 58.2K ，查得675.1,375.2 SaFa YY 代入式 10 23 校核： aRSaFatF MPbm YYKF 1953.05.01319 675.1375.29258.25.01 aFE MP3801 ， 911 103153001616956060 hjLnN ，由机械设计第七版图 10 18 查得 9.01 FNK，取弯曲疲劳安全系数 5.1S aFEFNF MPSK 2285.1 3809.011 综上所述， FF ，满足使用要求 按齿面接触疲劳强度校核 HmRREH udKTZ 3215.015 查得，材料得弹性影响系数 218.189 aE MPZ ，代入已知条件得： aEH MPZ 29015.763.05.013.0 350458.25 32 按齿面硬度查机械设计第七版图 10 21得 ： 齿轮 的 接触疲劳强度极限 MPHH 5502lim1lim ， 911 103153001616956060 hjLnN ，由机械设计第七版图 10 18 查得 96.021 HNHN KK ，取接触疲劳安全系数 5.1S aHHNHH MPSK 3525.1 55096.01l i m121 36 aHHH MP3522 21 综上所述， HH ，满足使用要求 锥齿轮432 , ZZZ的结构与1Z相同，校核过程同1Z。 4.4 锥齿轮横轴的结构设计 锥齿轮横轴的作用是将水平方向的转动转化为垂直方向的转动 7。是皮带轮、锥齿轮的安装轴，通过轴承座固定在机架上 。 轴上传递的功率7P、转速 n 和转矩 T 皮带传动的效率 95.01 ，滚动轴承的传动效率 98.02 ，电机功率,55.0 kWP 电机 转速 min/1390 rn 电机 ，皮带传动的传动比 2i ，则锥齿轮所在横轴所传递的功率： kWPP 51.055.098.095.021 电机， 横轴转速： m in/695213902 rnn 电机 电动机的转矩： mmNnPT 7008695 51.09 5 5 0 0 0 09 5 5 0 0 0 0 初步确定轴的最小直径 先按机械设计第七版式（ 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。根据机械设计第七版表 15 3，取 1120 A，于是得 mmnPAd 3.15200 51.0112 330m i n 轴上的最小直径应当是轴的右端安装 皮带轮 处的直径。设计时仿照链轮轴的设计，选择轴的最小直径 mmd 30min 轴的结构设计 拟定 轴上零件的装配方案 ，如图 4-1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承。因轴承受到径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承 30308。轴承处直径 mmdd dcba 40 ， mmLL dcba 70 ，左侧圆锥滚子轴承的内侧采用套筒进行轴向定位。由机械设计课程设计第 3 版表 15 3，查得轴承内侧轴的直径mmd cb 49 。皮带轮安装处的直径 mmd fe 30 ， mmL fe 40 ， mmd ed 38 ，mmL ed 175 。 37 图 4-1 锥齿轮横轴 装配方案简图 1 M10 螺栓 2 圆锥滚子轴承 30308 轴承座 3 圆锥滚子轴承 30308 4 锥齿轮 2Z 5 圆头普通平键 6 锥齿轮横轴 7 轴承挡圈 8 轴用弹性挡圈 9 单圆头普通平键 10 上料电动机从动皮带轮 右侧锥齿轮与轴的轴向定位 采用楔键联接 ，左侧采用套筒、轴肩定位 按 mmddc 40， 由机械设计课程设计第 3 版表 14 25 查得平头普通楔键公称尺寸mmmmhb 812 ， 791564 GB ，键槽用键槽铣刀加工，长为 mm25 （标准键长见791564 GB ）。 按 mmd ba 40 ，由机械设计课程设计第 3 版表 14 24 查得圆头普通平键公称尺寸 mmmmhb 812 ， 791096 GB ，键槽用键槽铣刀加工，长为 mm22 （标准键长见 791564 GB ）。 按 mmdfe 30， 由机械设计课程设计第 3 版表 14 25查得钩头楔键公称尺寸 mmmmhb 78 ，键槽长度 mmL 36 ,用键槽铣刀加工。 确定轴上圆角和倒角尺 寸 参考机械设计课程设计第 3 版表 15 2，左侧轴端倒角为 452.1 ，右侧 轴端倒角为 450.1 ，各轴肩处的圆角半径参照零件图：锥齿轮横轴 。 校核过程同链轮轴、，此处不再赘述。 4.5 锥齿轮纵轴的设计 锥 齿轮纵轴上加工有梯形螺纹，是丝杠螺母副的 螺杆，具体结构见零件图：锥齿轮纵轴。 38 图 4-2 锥齿轮纵轴 装配简图 1 锥齿轮 2Z 2 圆锥滚子轴承 30209 轴承座 3 圆锥滚子轴承 30209 4 锥齿轮纵轴 5 升降螺母 6 圆锥滚子轴承 32306 7 M10 螺栓 8 圆锥滚子轴承 32306 轴承座 锥齿轮纵轴的结构设计 锥齿轮纵轴的作用是将转动转化为垂直方向的移动。是锥齿轮、升降螺母的安装轴，通过轴承座 30209， 02306 固定在机架上。设计校核过程类似锥齿轮横轴的设计，不再赘述。具体参照零件图：锥齿轮纵轴。其上安装有升降螺母，圆锥滚子轴承 30209， 32306，分别安装在 30209、 32306 轴承座中，通过 M10 螺栓固定在机架上。具体结构参见零件图： 30209、 32306 轴承座。升降螺母是上料机构的重要组成部分，是滑动螺旋传动中的螺母。内部加工有