小型红薯粉打捆机的设计（有全套图纸） .pdf

本科毕业设计（论文）通过答辩 1 小型红薯粉打捆机的设计 摘 要: 由于我国绿色环保食品行业的迅速发展,食品机械越来越受到人们的关注,捆扎包装 机械对食品销售、储藏、运输显得尤为重要。本文在相关捆扎机械理论的基础上，运用一般常用机 械的传动控制系统，对红薯粉丝进行单带式捆扎，其机械原理设计分为四个部分：送带、收带机构 的设计；红薯粉丝间歇步进输送机构的设计；压带、热合、剪切凸轮机构的设计；捆扎带引导槽机 构的设计。应用现代 adams 建模与仿真、vb 进行运动分析得出凸轮参数，实现对红薯粉丝的捆扎 工作。 关键词：捆扎；间歇；凸轮；引导槽；建模与仿真 本科毕业设计（论文）通过答辩 2 design ofasmall sweet potato powder binding machine abstract:due to the rapid development of chinas green food industry, food machinery draws more and more peoples attention, package tying machine attaches much importance on food sale, storage, and transport. this article is on the basis of package tying, makes use of common mechanical drive control system, straps sweet potato starch noodles with one band, the principle of its mechanical design is divided into four parts: the design of the system of carousel and machine reel, sweet potato starch noodles intermission step conveyor, the cam mechanism for pressure, thermal sealing, shearing and bind guiding trough. it applied by modern modeling and simulation adams, vb sports analysis cam parameters, therefore realized the package of sweet potato starch noodles. key words:tying; intermission; cam; bind guiding trough; modeling and simulation 本科毕业设计（论文）通过答辩 3 目录 摘要 1 关键词 1 1前言2 2关于红薯粉打捆机的研制开发的可行性报告2 2.1红薯粉打捆机的目的和意义2 2.2国内外的红薯粉打捆机的研究3 3捆扎带材料的选择3 4小型红薯粉打捆机的机械原理方案设计4 4 . 1机 械 总 体 方 案 设 计 4 4.1.1打捆机压带、热合、剪切机构4 4.1.2送带、收带机构4 4.1.3传送运输带部分4 4.2间歇传送运输机构方案5 4.3送带、收带机构方案5 4.4压带、热合、剪切机构方案6 4.5导向槽的设计方案8 5电机的选择9 6传动装置的总传动比及分配各级传动比10 6.1传动装置的总传动比10 6.2分配各级传动比10 7设计计算12 7.1v 带传动的设计计算12 7.1.1确定计算功率12 7.1.2确定 v 带截型13 7.1.3确定带轮基准直径13 7.1.4确定带长 ld及中心距13 本科毕业设计（论文）通过答辩 4 7.1.5验算包角113 7.1.6计算带的根数 z14 7.1.7计算单根 v 带的初拉力的最小值14 7.1.8计算压轴力14 7.1.9v 带轮结构的设计14 7.2圆锥齿轮的设计计算14 7.2.1精度等级、材料及齿数14 7.2.2按齿面接触强度设计15 7.2.3按齿根弯曲强度设计16 7.3槽轮机构的设计计算17 7.3.1外槽轮机构17 7.4高速级齿轮传动的齿轮设计及计算18 7.4.1齿轮类型、精度等级、材料及齿数18 7.4.2按齿面接触强度设计18 7.4.3按齿根弯曲强度设计20 7.4.4几何尺寸计算21 7.5链传动的设计计算21 7.5.1选择链轮齿数22 7.5.2确定计算功率22 7.5.3选择链条型号和节距22 7.5.4计算链节数和中心距22 7.5.5计算链速 v，确定润滑方式22 7.5.6计算压轴力 fp22 7.6联轴器的选择及计算23 7.6.1类型选择23 7.6.2载荷计算23 7.6.3型号的选择23 7.7凸轮轴的设计计算23 7.7.1设计参数23 本科毕业设计（论文）通过答辩 5 7.7.2初步确定轴的最小直径23 7.7.3轴的结构设计24 7.7.4轴上零件的周向定位26 7.7.5确定轴上圆角和倒角尺寸26 7.7.6求轴上的载荷26 7.7.7按弯扭合成应力校核轴的强度26 7.8凸轮机构的设计27 7.8.1确定凸轮机构的基本尺寸27 7.8.2求理论轮廓线28 8结论29 参考文献30 致谢31 附录31 本科毕业设计（论文）通过答辩 6 1前言 在改革开放的浪潮中，包装工业迅速崛起。人类进行包装活动的历史虽然很久， 甚至可以追溯到人类产生之初，但包装实际上形成为行业的时间并不长。尤其是作为 现代包装行业，还是在世界工业革命之后，世界资本主义兴起并将电子、化工、机械、 生物工程、能源开发等现代科技应用于开发商品新包装，是自 20 世纪 30 年代开始的。 所以说现代包装工业的历史，最多也只有半个世纪 1。 当今世界，随着现代商品经济高速发展，大量涌现于市场的一切新商品，都需要 有适时的新包装 2。 这就必然促使现代包装工业以与资本主义商品经济同样的高速度相 应发展，我国的现代包装工业，自进入 20 世纪 70 年代末期，经过几年的调整、准备 之后，于 80 年代初开始迅速发展。但由于起步晚、基础薄弱，工程技术人才和管理人 才极端缺乏，所以大大落后于世界先进水平。 目前，在我国的包装工业中，包装机械还是一个薄弱环节。已使用的包装机械， 无论在数量上、品种上都很少。包装机械的生产也满足不了包装工业的日益增长的需 求。包装工业的发展，必将推动包装机械的更快的发展。 随着进入 wto，我国的包装工业将面临着更严峻的挑战，大力研制包装机械成了 目前迫切的任务。现代各行各业发展都很迅速，国家支持的西部大开发也取得了一些 进展，需要包装美观、实用，又要快速、经济 3。 捆扎机械也在飞速发展，捆扎范围增大，自动化程度也在不断提高，由人工打捆 向机械自动化迈进并逐渐替代人工劳动力。 捆扎机械在国民生产中的用途：1、保护功能。它可以将包装物捆紧，扎牢并压缩， 增加外包装强度，减少散包装所造成的损失。2、方便。它可提高装卸效率，节省运输 时间、空间和成本。3、便于销售、美观、顾客易携带。 2关于红薯粉打捆机的研制开发的可行性报告 2.1红薯粉打捆机的目的和意义 近半个多世纪以来,随着生产与流通日益社会化、 现代化,产品的包装正以崭新的面 貌崛起,受到人们普遍重视。 现代包装的基本含义是：对不同批量的产品,选用某种有保护性、装饰性的包装材 料或包装容器,并借助适当的技术手段实施包装作业,以达到规定的数量和质量,同时 设法改善外部结构,降低包装成本,从而在流通直至消费的整个过程中使之容易储存搬 运,防止产品破损变质,不污染环境,便于识别应用和回收废料,有吸引力,广开销路,不 断促进扩大再生产 1。 本科毕业设计（论文）通过答辩 7 2.2国内外的红薯粉打捆机的研究现状 无论在国内或国外,包装工作已涉及到各行各业,面广量大,对人民生活、国际贸易 和国防建设都带来深刻的影响,甚至在现代生活中出现了过去难以想象的新情况:未经 包装出售的商品变得越来越少了,而且包装上的失败往往会使很好的产品得不到成功 的销售 18。因而不妨这样说,在将来,如果没有现代化的包装就没有商品的生产和销售; 可是如果没有先进的工业与科学技术的综合发展,也不可能出现高水平的现代化包装。 迄今,一些科学技术发达的国家,在食品、医药、轻工、化工、纺织、电子、仪表 和兵器等工业部门,已经程度不同地形成了由原料处理、中间加工和产品包装三大基本 环节所组成的包装连续化和自动化的生产过程,有的还将包装材料加工、包装容器成型 及包装成品储存系统都联系起来组成高效率的流水作业线。 大量事实表明,实现包装的机械化和自动化,尤其是实现具有高度灵活性(或称柔 性)的自动包装线,不仅体现了现代生产的发展方向,同时也可以获得巨大的经济效益 5。 3捆扎带材料的选择 人们很早就开始用铁捆扎带（简称铁腰子）来捆扎，组装货物。五十年代以后， 各 种合成材料捆扎带相继出现。 按捆扎带的材料分为：金属捆扎带、聚丙烯塑料捆扎带、聚酯捆扎带、尼龙捆扎 带、加强捆扎带、人造丝捆扎带。 市场上常用捆扎带有：塑料绳、发泡绳索、拉伸膜和收缩膜、胶带。 表 1捆扎带材料性能对比表 table 1banding belt material performance contrast table 捆扎材料 断裂强度 （0.5 0.02 英寸 或 13 0.5mm） 张力的工 作范围 接续张力 伸长回复 率 耐热性耐湿性 处理的难 易程度 聚丙烯 聚酯 尼龙 钢 中等 中等 中等 最高 最小 中等 中等 最大 中等 良好 良好 最高 高 中 最高 可忽略 中等 良好 良好 优秀 高 高 低 高 优 优 优 中等 目前，国外常用的捆扎材料有钢、聚丙烯、聚酯（petp）和尼龙（pa）等四种。 国内，最常用的还是钢带和聚丙烯带两种，由于聚丙烯成本低，来源广泛，捆扎美观 牢固，所以逐渐成为国内一种主要的捆扎材料。表 1 列出四种最直接影响捆扎带包装 性能的捆扎材料的特性。在非金属捆扎带中，以塑料捆扎带的应用最多、最广。在塑 本科毕业设计（论文）通过答辩 8 料带中由于聚丙烯带具有成本低、机械通用性好、带子色彩鲜艳、不吸收水分和消费 者便于割断特点，对于不是特别沉重的货物，目前国内外多数皆采用聚丙烯带进行捆 扎。 因此，本设计选择聚丙烯带作为捆扎机的捆扎带，即 pp 带。 4小型红薯粉打捆机的机械原理方案设计 4.1机械总体方案设计 为了便于运输、包装、销售，小型红薯粉打捆机的工作是对定量，定长的红薯粉 进行捆扎，其主要包括如 1 图所示部分。 图 1小型红薯粉打捆机结构框图 fig1small sweet potato powder binding machine structure diagram 4.1.1打捆机压带、热合、剪切机构 压带、热合。剪切机构是红薯粉打捆机机械设备中比较重要的一个机构，它主要 完成对送入的红薯粉丝进行压紧捆扎、热合捆扎及对捆扎带的剪切工作。 4.1.2送带、收带机构 送带机构是把定长的捆扎带送到预定的位置，以便于压带、热合、剪切的进行。 收带机构是当压带机构压紧捆扎带后，收带轮工作，使捆扎带捆紧红薯粉丝。 4.1.3传送运输带部分 这部分是有间歇的进行，把红薯粉丝传送到捆扎工作台，然后，捆扎机构对红薯 粉丝捆扎，从而完成对粉丝的捆扎工作。 根据结构框图及机械所要求完成的动作，初定小型红薯粉打捆机的设计方案结构 本科毕业设计（论文）通过答辩 9 如图 2 所示： 1.二级圆柱齿轮减速器2.槽轮机构3.传输带4.锥齿轮5.收带摩擦轮6.送带摩擦轮 7.压带凸轮8.剪切凸轮9.热合片凸轮 10.热合凸轮 11.链轮12.联轴器13.电机 14.v 带轮 图 2 小型红薯粉打捆机传动方案简图 fig2small sweet potato powder binding machine transmission scheme diagram 4.2间歇传送运输机构方案 红薯粉要进行捆扎及切断，必须要经传送带送入红薯粉到打捆工作台面。然而， 传送运输是连续送往而捆扎需要一定的时间，这就要求传送带能够进行间歇地工作， 来达到捆扎的目的。间歇运动机构的形式众多，根据其主要工作特性可分成两大类， 即步进运动间歇机构和具有瞬时停歇特性或停歇区的间歇运动机构。 根据常用的间歇机构有：棘轮机构、槽轮机构、不完全齿轮机构、凸轮机构等， 考虑到槽轮机构是一种应用很广的转位分度机构，在多工位自动机械中经常用到，价 格低廉，适合低速场合的特点，故选用槽轮机构进行运输带的步进间歇运动。 本科毕业设计（论文）通过答辩 10 4.3送带、收带机构方案 分析送带机构的任务和目的为红薯粉丝进入捆扎工作台面后，将捆扎带送入带道 中，将捆扎送到位后，等压带凸轮压带压紧后，进入收带动作，将红薯粉丝捆扎紧。 然而，要解决其中送带、收带出现的堵带、送带不到位、带头未压紧而收带、捆扎带 用完等一系列问题，对于堵带现象可通过带道的设计来减小这一现象出现的机率；捆 扎带传送不到位和捆扎带收紧问题则通过送带轮定量的运动时间来控制，具体通过凸 轮机构来实现。 送带、收带机构如图 3 所示。 1.卷带2.转向轮3.收带轮4.紧带轮5.从动轮 图 3 送带、收带机构简图 fig3send with winding mechanism diagram 上图中捆扎带经过压紧轮与送带轮贴合把捆扎送入带道，到达指定位置，待凸轮 压带机构压紧捆扎带后，1 压紧轮松开退回，2 压紧轮压紧收带轮进行收带。 4.4压带、热合、剪切机构方案 此压带、热合、剪切主要由凸轮机构来完成，动作最多，要求也多，因而传动机 构会比较复杂。主要的动作有压带头、热合片的伸入加热和收回热合片、剪切捆扎带 四个过程，因四个执行动作均在同一直线上，考虑到空间安排，故四个凸轮放在同一 个轴上，通过改变凸轮的相位角来确定动作的先后。在捆扎带送到位后对捆扎带带头 压紧，捆扎带收紧后完成捆扎带热合、压紧、剪断等一系列的动作，对于凸轮的具体 结构给出方案，由机械传动机构的方案可得知，凸轮轴上都有四个动作，第一步为压 带凸轮压紧到位的捆扎带，以便于收带轮进行收带动作；第二步为当捆扎带收紧后送 加热片凸轮到位，将加热片伸入两带间对捆扎带进行加热；第三步为当加热完毕够加 热片收回后热合压头压紧凸轮到位对捆扎带进行热合；第四步热合完毕，剪断凸轮到 本科毕业设计（论文）通过答辩 11 们，剪断捆扎带，红薯粉丝捆扎完毕，压头退回，进行下一个循环步骤，图 4 是各凸 轮布局方案。 图 4 凸轮布局图 fig4 cam layouts 由于推杆和凸轮接触为滚动摩擦，不易磨损，传递较大的动力，故凸轮机构采用 的滚子推杆，其带头压紧凸轮设计如图 5 所示。 凸轮转动使滚子推杆在竖直方向上升和下降推杆和压块刚性连接从而使压块发生 一致的动作。捆扎带送到位后，带头位于压带块的上方，凸轮转到最大离心距时，即 压块上升到最高点致使其压紧带头。压块中开有捆扎带通道，捆扎带入带可穿过压块， 在推杆下方的弹簧可使推杆和凸轮随时紧密接触保证定位准确。 . 图 5 压带凸轮机构图 6 剪切凸轮机构 fig5 pressure zone cam mechanismfig6 cut cam mechanism 图 6 为剪切凸轮机构的设计方案，此机构的任务是当捆扎带经热合压紧后对捆扎 带进行剪切，便于将捆扎完毕的粉丝的取出，从而进行下一个工作循环。其设计的主 体部分和压带头的凸轮设计相似。由于要考虑到捆扎带通过且又要对捆扎带进行剪断， 本科毕业设计（论文）通过答辩 12 故在通道口上加了楔形放置切断刀片，当剪断凸轮到位，剪断块整体下移，由相对运 动将捆扎带切断。 图 7 热合片凸轮机构图 8 热合压紧凸轮机构 fig7 thermal sealing film cam mechanismfig8 thermal sealing pressure cam mechanism 热合片的运动方向与凸轮不一致，所以热合片凸轮机构如图 7 所示，其主要任务 为：当收带轮完成收紧任务后，通过凸轮的转动带动水平滑块在另一个平面上移动， 从而使热合片伸入到两捆扎带之间进行加热，完成对捆扎带的加热工作，当延时的时 间到达热合程度时，凸轮机构再次转动将热合片从捆扎带中退回，便于后面的热合压 紧动作，避免将热合片也压在捆扎带之间。 热合压紧机构比较简单，其凸轮机构如图 8 所示。 热合压紧凸轮是热合片完成对捆扎带的热合达到粘合的温度后，热合片收回，凸轮 马上到位，使热合压头压紧捆扎带，使捆扎带粘合而紧密的接触在一起热合。此凸轮 机构处不能设置捆扎带的带道，因为此机构的动作在剪断凸轮机构的后面，如果设置 带道，当收带凸轮完成收带收紧工作，热合片进入后热合片和下面捆扎带间会有阻隔， 无法对下面的捆扎带加热，从而使热合无法达到理想的效果，或无法完成对捆扎带的 热合处理。 4.5导向槽的设计方案 由于捆扎带需要围绕红薯粉丝一周，到达指定位置，然后进行压紧、热合、剪切 动作，为达到对捆扎带动作的准确性，故需要设计专门的导向槽，使得捆扎带按预定 的轨道运动，因此设计为工字形导向槽机构，当处于送带动作时，捆扎带会沿导向槽 本科毕业设计（论文）通过答辩 13 前进，到达指定位置后，第一压头压带，收带轮动作，由于收紧力的作用，弹开两挡 板，从而达到送带到位，收紧准确的目的。图 9 为导向槽传动原理图。 图 9 导向槽机构 fig9 guide channel institutions 5电机的选择 工业上一般选用 y 系列三相交流异步电动机，而对小型红薯粉打捆机来说，载荷 比较稳定，故选 y 型笼型三相异步电动机。 查资料得打捆机所需要的功率0.8kw，故取打捆机功率为 pw=0.8kw. 传动装置的总效率为 3 765 2 4 2 3 3 2 2 81 (1) 按机械设计课程设计表 2-2 确定各部分的效率为： v 带的传动效率为96.0 1 ；滚动轴承（每一对）效率为99.0 2 ；圆柱齿轮 传动效率为97.0 3 ；卷筒轴滑动轴承效率为 96.0 4 ；圆锥齿轮的传动效率 为 94.0 5 ；平摩擦轮传动效率为 89.0 6 ；滚子链传动效率为 96.0 7 ； 齿式联轴器的传动效率为 99.0 8 。 则： 5859.0 96.089.094.096.097.099.099.096.0 32232 由式kwpp wd 365.15859.08 .0 (2) 因载荷平稳，电动机的额定功率 ed p 大于 d p 即可，由机械设计课程设计手册6表 本科毕业设计（论文）通过答辩 14 12-1 选 y90l-4 型电动机，额定功率为 1.5kw。 一般选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为原动机。 通常 v 带传动常用传动比范围 42 1 i ;二级圆柱齿轮传动比范围在 408 2 i ;链传动常用的传动比 6 3 i 则电动机转速可选范围为： min960032010)4064822(n 321 riiinw d 符合这一同步转速的范围有 1000r/min,1500r/min,3000r/min,根据前述若选用 3000r/min 同步转速电动机，则齿轮的传动比较大，机构庞大，1000r/min、1500r/min 的电动机，从其重量、价格以及传动比等考虑，选 y90l-4 型电动机，电动机的主要性 能参数、尺寸见表 2 表 2电动机主要性能参数、尺寸 table2 motor size of main performance parameters 电动机型号 额定功率 （kw） 电机满载转 速（r/min） 轴径 启动转矩/额 定转矩 最大转矩/额 定转矩 y90s-41.51400242.32.3 6传动装置的总传动比及分配各级传动比 6.1传动装置的总传动比 由前面的计算得输送机卷筒的转速 min10nr w ，则总传动比为 140101400 wm nni总 (3) 6.2分配各级传动比 根据表 1-8 推荐传动比范围，选取圆锥齿轮传动比 1i 锥 ，v 带的传动的传动比 3i v ，链传动的传动比为 3i 链 ；则二级圆柱直齿轮减速器的传动比为： 556.1533140i 链总减 iii v 对于展开式二级圆柱直齿轮减速器，在两级齿轮材质及齿宽系数接近的情况下， 两级齿轮的传动比可按下式分配 减高 ）（ii5.13.1 (4) 高减低 iii (5) 按计算分配得 714.4 高 i ， 3 .3 低 i 本科毕业设计（论文）通过答辩 15 计算传动装置的运动参数和动力参数 0 轴电动机轴 kwpp d 365.1 0 min1400 0 rnn m mn n p t314.9 1400 365.1 95509550 0 0 0 1 轴高速轴 kwpp3104.196.0365.1 101 min67.466 101 rinn mn n p t816.26 67.466 3104.1 95509550 1 1 1 2 轴中速轴 kwpp258.197.099.03104.1 3212 minr99 714.4 67.466 1 2 高 i n n mn n p t35.1219550 2 2 2 3 轴低速轴 kwpp208.199.097.0258.1 3223 minr30 3 .3 99 2 3 低 i n n mn n p t56.3849550 3 3 3 4 轴传动长轴 kwpp196.199.0208.1 834 minr30 34 nn mn n p t45.3969550 4 4 4 5 轴槽轮轴 kwpp148.196.0196.1 745 minr10 3 30 4 5 链 i n n 本科毕业设计（论文）通过答辩 16 mn n p t42.10969550 5 5 4 6 轴凸轮轴 kwpp148.196.0196.1 746 minr10 3 30 3 6 链 i n n mn n p t42.10969550 6 6 6 7 轴摩擦轴 kwpp079.194.096.0196.1 5747 minr30 11 30 3 7 锥链 ii n n mn n p t56.3439550 7 7 7 将计算的运动参数和动力参数列于下表 3 中 表 3轴的运动参数表 table3axis of motion parameters 编号0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴5 轴6 轴7 轴 功率 p/kw 1.3651.31041.2581.2081.1961.1481.1481.079 转速 n/(r min -1 ) 1400466.67993030101530 转矩 t(n m) 9.31426.816121.35384.56396.451096.421096.42343.56 传动 比 i 34.7143.333 效率 0.960.990.970.990.970.990.990.960.990.960.940.96 7设计计算 7.1v 带传动的设计计算 传递功率 kwp365.1 ,主动轮转速 min1400 0 rn ,减速比 3i ， 传动 比误差小于 3%，每天工作 8 小时。 本科毕业设计（论文）通过答辩 17 7.1.1确定计算功率 由参考文献7表 8-7 查得 1 .1 a k ，故 kwpkp aca 5015.1365.11 .1 (6) 7.1.2确定 v 带的截型 根据 ca p 及 0 n 查参考文献7图 8-10 确定选用 z 型。 7.1.3确定带轮基准直径 (1)由参考文献7表 8-6 和 8-8 查得取小带轮的基准直径 mmdd71 1 . (2)验算带速 v,按式 sm nd v d 2 .5 100060 140071 100060 1 (7) 因为 smvsm305 ，故带速合适。 (3)计算大带轮的基准直径，由式 mmdid dd 213713 12 (8) 根据参考文献7表 8-8，圆整为 mmdd210 2 。 (4)实际传动比为 96.271210 i 传动比误差为 %33.1%100 3 96.23 i %3i ，故满足要求。 7.1.4确定带长 d l 及中心距 a (1)根据参考文献7,由式 )(2)7 .0 21021dddd ddadd （ (9) 可得 5627 .196 0 a ，初定中心距为 mma400 0 (2)由计算公式参考文献7式（8-22）得： mm a dd ddal dd ddd 1253 42 2 0 2 11 1100 (10) 由表 8-2 选带的基准长度 mmld1250 (4)计算实际中心距，由式参考文献7公式（8-23）得： 本科毕业设计（论文）通过答辩 18 mm ll aa dd 5 .397 2 0 0 (11) 7.1.5验算包角 1 由计算公式参考文献7(8-25)式得： ooo dd o a dd 9096.1593 .57180 12 1 (12) 7.1.6计算带的根数 z (1)计算单根 v 带的额定功率 pr，由 mmdd71 1 ， min1400 rn ，由文 献7查表 8-4a 得 kwp294.0 0 。 根据 min1400 rn ， 3i 及 z 型带， 查文献7表 8-4b 得 kwp03.0 0 查文献7表 8-5 得 95.0 k ，表 8-2 得 11.1 l k ， kwkkppp lr 342.011.195.0)03.0294.0()( 00 (13) (2)计算 v 带的根数 z， 39.4 342.0 5015.1 r ca p p z (14) 取 5 根。 7.1.7计算单根 v 带的初拉力的最小值 由表 8-3 得 z 型带的单位长度质量 mkgq06.0 ,所以 nqv vzk pk f ca 73.48 5 .2 500 2 min0 (15) 应使带的实际初拉力 min 00 ff 。 7.1.8计算压轴力 压轴力的最小值为 nfzfp867.479 2 sin2 1 min0 min (16) 7.1.9v 带轮结构的设计 详细结构（见附图） 。 7.2 圆锥齿轮的设计计算 传递的功率 kwp196.1 ，小齿轮转速 min30 1 rn ，传动比 1i ， 传动比误差小于 4%，工作寿命 10 年，每天工作 8 小时。 本科毕业设计（论文）通过答辩 19 7.2.1精度等级、材料及齿数 由于速度不高，故选用 7 级精度（gb10095-88） 。 由表 10-1 选择两锥齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs。 选锥齿轮齿数 z=24,圆锥角 o 45 21 。 7.2.2按齿面接触强度设计 由参考文献7式（10-26） 3 2 1 2 1 5 .01 92.2 u tkz d rr t h e (17) (1)确定公式内的各计算数值，试选 3 .1 t k 。 计算小齿轮传递的转矩， mmnt 4 5 1 1007.38 30 196.1105 .95 (18) 通常取齿宽系数为 31 r ，由文献7表 10-6 查得材料的弹性影响系数 2 1 8.189mpaz e ，由文献7表 10-21d 按齿面硬度查得锥齿轮的接触疲劳强度极 限： mpa hh 550 2lim1lim 由式 10-13 计算应力循环次数： 7 121 1032.410300811306060 n ljnnn (19) 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 02.1 21 hnhn kk 。 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数 s=1,由式（10-12）得 mpa s k hn hh 561 1lim1 21 (20) (2)试算锥齿轮分度圆直径 t d1 ， mm u tkz d rr t h e 645.182 5 .01 92.2 3 2 1 2 1 所以 mmdd rm 2 .152) 3 1 5 .01 (645.182)5 .01 ( 11 本科毕业设计（论文）通过答辩 20 (3)计算圆周速度 v， sm nd v m 239.0 100060 302 .152 100060 11 (21) (4)计算齿宽 b 及模数， mm d r o 15.129 45sin2 645.182 sin2 1 1 (22) mmrb r 05.4315.129 3 1 (23) mm z d m61.7 24 645.182 1 1 (24) 7.2.3按齿根弯曲强度设计 由式（10-23）得， 3 22 2 1 15 .01 4 f safa rr yy uz tk m (25) 确 定 公 式 内 的 各 计 算 数 值 ， 由 图 10-20c 查 得 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限 mpa fefe 380 21 ，由 图10-18取 弯 曲 疲 劳 寿 命 系 数 96.0 21 fnfn kk ，取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由式 10-12 得： mpa s k fefn ff 57.260 4 .1 38096.0 21 载荷系数 319.109.11 .11 .11 ffva kkkkk 查表 10-5 得 465.2 fa y645.1 sa y 则： 01556.0 57.260 645.1465.2 f safa yy mm yy uz tk m f safa rr 493.5 15 .01 4 3 22 2 1 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算 m 大于由齿根弯曲疲劳强度的计算的模 数，由表 10-6，取 m=6，同时满足弯曲强度和接触疲劳强度，取 mmd645.182 1 ， 44.30 6 645.182 m d z 取 31 21 zz 。 本科毕业设计（论文）通过答辩 21 所以，锥距 mm d r15.129 sin2 1 mmrb r 05.4315.129 3 1 7.3槽轮机构的设计计算 槽轮机构的基本结构形式分为外槽轮机构和内槽轮机构两种，由前面所设计的数 据，可推算出槽轮的转位分度时间 st f 5 .1 ，槽轮的停歇时间 std5 .4 7.3.1外槽轮机构 外槽轮机构的动停比 k 为槽轮的转位时间 f t 与停歇时间 d t 之比，即 3 1 2 4 1 2 2 zz z t t k d f ，(26) 得 4z 。 销数 1m ， min10 rn ， mma120 。 由 表3-2得 ： 90 360 2 z ， 9021802 ， 70711.0sin ，槽轮一个循环的时间为 st6 。 由式（3-5）得拨盘转速为: min10 5.4 30 4 24302 1 r tz z n d (27) 由式 3-4a 得转位分度时间为： s nz z t f 5.1 30 ) 2 1 （ (28) 由式（3-36）得圆销中心轨迹半径： mmar85.8445sin120sin (29) 按结构取圆销半径 mmra8 ，由式（3-35）得槽轮外圆半径： mmcrr a 23.85)45cos120(64)cos( 222 1 (30) 取圆销与轮槽底部之间的径向间隙 mm5 。 由式（3-37）得轮槽深度为： mmrarrh a 08.635812023.8585.84 1 (31) 本科毕业设计（论文）通过答辩 22 由式（3-38）得拨盘回轮轴径 mmrad54.69)(2 11 (32) 由式（3-32）求得拨盘上锁止弧所对中心角为， 2709036022 (33) 取槽轮在槽口处厚度 mmb5 。 由式（3-34）得锁止凸弧半径： mmrrr as 85.76885.84 槽轮角加速度为: 2 1 2 2 1 1 2 2 2 2 2 cos21 sin1 dt d (34) 由式（3-15）可求得槽轮发生最大角加速度时拨销所在的位置， 2 4 1 4 1 arccos 2 22 1 max2 (35) 53033.0 70711.04 70711.01 4 1 22 故: 947211253033.053033.0arccos 2 1 max2 7.4高速级齿轮传动的齿轮设计及计算 7.4.1齿轮类型、精度等级、材料及齿数 由于速度不高、故选用 7 级精度（gb10095-88） 。 由参考文献14表 10-1 选择小齿轮材料为 40gr（调质） ，硬度为 280hbs，大齿轮 材料为 45 钢 （调质） 硬度为 240hbs， 二者材料硬度差为 40hbs， 选小齿轮齿数 z1=24, 大齿轮齿数 z2=4.71424=113.13，取 z2=114。 7.4.2按齿面接触强度设计 由式（10-9a） 3 2 1 1 1 32.2 h e d t z u utk d (36) 试选载荷系数： 1 .1 t k 。 (1)小齿轮传递的转矩： mmn n p t 3 1 1 5 1 10816.26 105 .95 ， 由参 本科毕业设计（论文）通过答辩 23 考文献14表 10-7 选取齿宽系数 1 d ，由参考文献14表 10-6 查得材料的弹性影响 系数 2 1 8 .189mpaz e ，由参考文献14图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触 疲 劳 强 度 极 限 mpa h 600 lim ，大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限 mpa h 550 lim 。 (2)由参考文献14式 10-13 计算应力循环次数： 9 11 10184.2)1030081 (114006060 h jlnn 8 9 2 10633.4 714.4 10184.2 n 由参考文献14图 10-19 取接触疲劳寿命系数 93.0 1 hn k ， 04.1 2 hn k (3)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数 s=1,由参考文献14式 （10-12）得： mpa s k hn h 55860093.0 1lim1 1 mpa s k hn h 57255004.1 2lim2 2 则 mm z u utk d h e d t 24.37 1 32.2 3 2 1 1 圆周速度： sm nd v t 91.0 100060 67.46624.37 100060 11 齿宽 mmdb td 24.3724.371 1 (37) (4)计算齿宽与齿高之比 hb ，模数 mm z d m t t 55.1 24 24.37 1 1 ， 齿高 mmmh t 49.355.125.225.2 。 则 67.10 49.3 24.37 h b (38) 本科毕业设计（论文）通过答辩 24 (5)计算载荷系数，根据 smv91.0 ，7 级精度，由参考文献14图 10-8 查得 动载系数 07.1 v k ，直齿轮 1 fh kk ，由表 10-2 查得使用系数 1 a k ， 由表 10-4 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 417.1 h k ，查 图 10-13 得 32.1 f k ，故载荷系数为： 516.1417.1107.11 hhva kkkkk (39) (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由参考文献14式（10-10a）得： mm k k dd t t 44.41 1.1 516.1 24.37 3 3 11 (7)计算模数 m， mm z d m726.1 24 44.41 1 1 (40) 7.4.3按齿根弯曲强度设计 由文献14式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 2 f sf d yy z tk m (41) (1) 由 参 考 文 献 14 图 10-20c 查 得 小 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限 mpa fe 500 1 ，大齿轮的弯曲强度极限 mpa fe 380 2 。 (2) 由 参 考 文 献 14 图 10-18 取 弯 曲 疲 劳 寿 命 系 数 83.0 1 fn k 89.0 2 fn k 。 (3)计算弯曲疲劳许用应力， 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4,由参考文献14式 （10-12） 得： mpa s k fefn f 43.296 104 50083.0 11 1 mpa s k ffn f 57.241 4 .1 38089.0 11 1 (4)计算载荷系数 k， 4124.132.1107.11 ffva kkkkk (42) (5)查取齿形系数，由参考文献14表 10-5 查得 65.2 1 fa y ， 169.2 2 fa y 。 本科毕业设计（论文）通过答辩 25