全自动书本打包机结构设计与分析论文

专业综合训练说明书项目名称： 全自动书本打包机结构设计与分析姓 名： 指导教师： 职称： 目 录小组分工及贡献 .1摘要 .2第 1 章 绪论 .31.1 课题背景 .31.2 设计研制书本打包机特点及使用范围 .3第 2 章 系统设计及参数计算 .42.1 系统组成、布局和方案设计 .42.1.1 机构选择总体布局及方案设计 .42.1.2 系统总体布局的确定 .52.2 参数计算 .62.2.1 系统所需功率的计算 .62.2.2 减速器的选取 .82.2.3 V 带和带轮设计（GB/T 13575.1-1992） .92.2.4 链轮链条设计（GB/T 1243-1997） .122.2.5 凸轮设计计算 .142.2.6 轴的设计计算（查表均为机械设计师手册） .162.2.7 锥齿轮的设计计算 .19 第 3 章 三维设计 .233.1 书本打包机三维设计展示 .23第 4 章 结论 .25第 5 章 参考文献 .26 共 26 页 第 1 页小组分工及贡献小组成员完成总体方案设计和三维图装配；xxx 完成书本打包机的参数计算；xxx 完成三维模型的设计；xxx 完成说明书的整理；xxx 完成三维模型的装配及仿真；xxx 完成 PPT 制作 共 26 页 第 2 页摘要书本打包机是印刷厂为了把印刷的图书更快，更美观的把图书包装起来而设计的专门用来打包书本的机构。书本打包机的设计主要分为：提出构思，设计方案，分析可行性，画出机构运动简图，零部件设计，三维实体绘制，运动仿真。其原理主要分为推书机构，送纸机构，裁纸机构，折纸包装机构和传动机构。在包装过程中，几个机构相互配合而进行打包。对打包机机进行三维模型仿真，更为形象的展示书本打包机的工作状态。关键词打包机 电机选择 凸轮设计计算 三维仿真 共 26 页 第 3 页第 1 章 绪论1.1 课题背景此次专业综合训练，我组选题为书本打包机三维设计及仿真。在该课题开始前，我们对书本打包机做了简要了解。打包机通常是将单个或数个包装物用绳、钢带、塑料带捆紧扎牢以便于运输、保管和装卸的一种包装作业机器。而对于书本之类容易受潮或撕坏的产品一般采用牛皮纸包装。我国拥有庞大的图书市场，尤其是在学校以及学校周存在极大的包装配送需求。长期 共 26 页 第 4 页以来，我国各地印制好的书籍大部分都是采用人工打包，工作强度大，并且效率低，而且由于不同工人的技术熟练程度可能会造成浪费，不利于人力物力资源的良好利用。尽管近几年国内包装机械发展迅速，尤其是在书籍、报刊等方面获得广泛推广。但依然存在着企业规模偏小、技术装备不很完善，自我发展和技术设计开发能力较弱的问题，尤其是产品种类单一，技术含量、附加值较低问题突出。为了改善工作条件，提高生产率及质量使我国的印刷包装行业达到世界先进水平，设计工作稳定可靠、性能优良的、便于工人操作、耗电量少且成本较低的打包机是非常必要的。我们设计的打包机满足这些要求，并尽量完善对打包机的设计及三维仿真。1.2 设计研制书本打包机特点及使用范围 该书本打包机能够实现对书摞的快速打包，生产效率高、工作稳定可靠、性能优良的、便于工人操作、耗电量少且成本较低，有效地降低了工人的工作强度，提高了工作效率。该书本打包机可应用于各书本杂志印刷企业，对出版物进行快速打包，以方便后续物流运输。第 2 章 系统设计及参数计算2.1 系统组成、布局和方案设计打包机由送书系统，推书系统，送纸系统，裁纸系统，落书系统，折边系统，涂胶系统，贴标系统，烘干系统能够等组成。系统主要为间歇直线运动和间歇往复运动。 共 26 页 第 5 页2.1.1 机构选择总体布局及方案设计1）初选机构1. 送纸：摩擦辊+步进电机2. 裁纸：步进电机+皮带+刀/曲柄滑块3. 送书：带+不完全齿轮/带+槽轮4. 推书：齿轮齿条/四杆滑块/圆柱凸轮5. 升降：圆柱凸轮6. 折前边：四杆滑块/圆柱凸轮/齿轮齿条7. 折后边：机械8. 折侧边：机械9. 涂胶：胶刷+回转轴10. 贴标：曲柄滑块/凸轮11. 烘干：曲柄滑块/凸轮2）确定机构1. 送纸：摩擦辊+步进电机2. 裁纸：步进电机+皮带+刀3. 送书：带+不完全齿轮4. 推书：圆柱凸轮5. 升降：圆柱凸轮6. 折前边：圆柱凸轮7. 折后边：机械 共 26 页 第 6 页8. 折侧边：机械9. 涂胶：曲柄滑块+凸轮10. 贴标：曲柄滑块+凸轮11. 烘干：曲柄滑块+凸轮3）传动链选择平行轴系间选择链传动，垂直轴之间选择锥齿轮传动。由于各机构之间工作间歇时间相同，周期相同，故各轴间传动比均为 i=1。2.1.2 系统总体布局的确定根据书摞尺寸长 260mm 宽 184mm 高 150mm，初步估计各机构运动行程，进而初步确定系统总体尺寸。图 2.1 书本打包机整体布局 共 26 页 第 7 页图 2.2 运动循环图2.2 参数计算2.2.1 系统所需功率的计算1）系统基本参数：1书摞尺寸：长：260mm 宽：184mm 高：150mm书摞质量：4.0kg2纸卷直径 d=400mm，宽度 430mm。3摩擦系数 1=0.2（纸-钢） ，2=0.5（纸-带）4工作效率：10 摞/min2）各机构所需功率计算（设传送带上同时容纳 6 摞书，升降台重 1kg）1各机构理论功率送书：P 1= N 2mgV1=60.54.0100.136=20.4W推书：P 2= 1mgV2=0.24.0100.15=1.2W 共 26 页 第 8 页升降：P 3=（m+M）gV 3=5.0100.17=8.5W折前边：P 4=N 1mgV4=60.24.0100.13=6.24W刷胶：P 5=6Fv5=640.01=0.24W各传动机构效率圆柱凸轮效率 1=0.94链传动效率 2=0.96锥齿轮效率 3=0.97轴承效率 4=0.98联轴器效率 5=0.99减速器效率 6=0.63V 带效率 7=0.962各机构实际功率送书：44.83W 96.03.9706.89.042765326411P推书：2.34W 96.03.98.064.2147652412P升降：18.25W 96.03.9706.894.05276532413P 共 26 页 第 9 页折前边：14.02W 96.03.9706.894.02476532641P刷胶：0.58W 96.03.9708.94.02447653415P总功率：80.02W54321PP3.选取电动机选电动机 CO2-7124，功率 180W，电流 2.49A，220V，50Hz，额定转速1400r/min，效率 =53%。电动机实际功率为 1800.53=95.480.02，满足工作要求。 共 26 页 第 10 页图 2.3 电动机图2.2.2 减速器的选取图 2.4 蜗轮蜗杆减速器1.确定减速器公称速比49.5104952ni由机械设计师手册，表 19-41 查取公称速比 i0=50。2.选类型 选用蜗杆下置式，即 CWU 型，用风扇冷却。 共 26 页 第 11 页3.瞬时尖峰载荷的校核起动转矩 mNnPT4.76108.952max2由机械设计师手册，表 19-41 查得 T2 32max25.T2.5T2=2.5223=557.5 ，T 2max20mm。满足要求。7.初定轴间距 a=515mm，得轴间距 aop=32.441。8.链长节数Lp=2aop+Z=81.882。圆整取 Lp=82。9.链条长度 L1.30m30175.p10.中心距 a，)8(4122ccp（ ， 82-17=65）0121ZZLZLpp212得 515.94mm。24cpa11.实际中心距 514mm。 8.513)04.1(a12.链速 v0.045m/s。106pnZ 共 26 页 第 17 页13.有效圆周力 F977.78N045.10vP14.润滑方式的选定根据节距 p=15.875 和链条速度 v=0.045m/s 选用油刷或油壶人工定期润滑方式。15.链条标记：根据设计计算结果，采用单排 10A 滚子链，节距为 15.875mm，节数为 82节，其标记为：10A-1-82 GB/T 1243-1997。16.计算链轮几何尺寸并绘制工作图。链轮齿数 Z Z=17，配用链条 节距 p p=15.875mm，滚子直径 dr dr=10.16mm，分度圆直径 d 86.39mm，Z180sin齿顶圆直径 da 93.49mm， （按三圆弧一直线齿)cot54.0(p形计算）齿根圆直径 df 76.23mm，rfd分度圆弦齿高 ha 4.29mm，p27.0 共 26 页 第 18 页最大齿根圆距离 Lx 75.86mm，rdZ90cos齿侧凸缘直径 dg dg 68.84mm。 76.04.18cthp2.2.5 凸轮设计计算图 2.7 凸轮设计计算已知条件：盘形凸轮的推程运动角为 ，远程休止角为 ，6060s回程运动角为 ，基圆半径 ，行程 h=10mm，正弦曲线运动60mRb15规律，求理论轮廓 ， 。trt凸轮运动曲线请见图 共 26 页 第 19 页推程时从动件方程:S= ;V=3010h;30h回程时从动件运动方程 S= ； ；01h0v理论轮廓 ； ；mrsb50ttxyarcncos0t； sin0yt图 2.8 分度凸轮运动曲线凸轮轮廓设计参数见下表。表 2.1 x-x 参数计算表S txtytrt0 0 15 0 15 05 0.170 15.112 1.322 15.170 510 0.670 15.432 2.721 15.670 1015 1.465 15.904 4.261 16.465 1520 2.505 16.449 5.987 17.505 2025 3.710 16.957 7.907 18.710 2530 5.010 17.329 10.005 20.010 30 共 26 页 第 20 页35 6.305 17.452 12.220 21.305 3540 7.510 17.244 14.469 22.510 4045 8.545 16.649 16.649 23.545 4550 9.335 15.642 18.642 24.335 5055 9.835 14.245 20.344 24.835 5560 10 12.5 21.651 25. 6065 10 12.5 21.651 25. 6570 10 12.5 21.651 25. 70 115 10 12.5 21.651 25 115120 10 12.5 21.651 25 120125 9.835 14.245 20.344 24.835 125130 9.335 15.642 18.642 24.335 130135 8.545 16.649 16.649 23.545 135140 7.510 17.244 14.469 22.510 140145 6.305 17.452 12.220 21.305 145150 5.010 17.329 10.005 20.010 150155 3.710 16.957 7.907 18.710 155160 2.505 16.449 5.987 17.505 160 共 26 页 第 21 页165 1.465 15.904 4.261 16.465 165170 0.670 15.432 2.721 15.670 170175 0.170 15.112 1.322 15.170 175180 0 15 0 15 180185 0 15 0 15 185190 0 15 0 15 190 360 0 15 0 15 3602.2.6 轴的设计计算（查表均为机械设计师手册）1.选择轴的材料该轴传动小功率，且转速低，故选用 45 钢，调质处理，其力学性能由表21-1 查得 ， ， ， ，MPab640Pas35MPa2751Pa15， ， ， ，由表 21-23 查得1s27.0.A=112。2.初步估算轴的直径，取 d=17mm。mnPAd5.16032.13mi 3.轴的结构设计（1）初步选择滚动轴承 共 26 页 第 22 页根据轴的受力，选择 60000 型深沟球轴承，初选滚动轴承为 6003，其尺寸为dDB=17mm35mm10mm，采用套筒轴向定位套筒长度 10mm。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径及长度。装轴承及套筒段长度 L1=B+L 套 +1=21mm，直径 d1=17mm，装齿轮段长度 L2=B-1=14mm，直径 d2=20mm，齿轮侧轴向固定轴肩长度 L3=5mm，直径 d3=25mm，装链轮段长度 L4=B-1=14mm，直径 d4=20mm，装轴承及套筒段长度 L5=21mm，直径 d5=17mm。轴总长 L=L1+L2+L3+L4+L5=75mm至此，已经初步确定了轴的各段长度和直径。4.轴的受力分析（1）轴受外力的计算轴传递的转矩 T 1=9.55106P/n=9.551060.032/10=30260 mN齿轮的圆周力 F t=2T1/d1=230260/360=168.11N齿轮的径向力 F r=Ft/cos=168.11/cos20=178.9N 共 26 页 第 23 页齿轮的轴向力 F a=0链轮的圆周力 F=1000P/v=10000.032/0.045=711.11N链轮的转矩 T 2=Fd/2=711.1186.39/2=30716 mN（2）求支反力水平面： 136N65.421.8.21.71R406.8N 5.4.2垂直面： 117.0N65.9178R61.9N.22（3）计算弯矩、转矩并画弯矩图水平面：M 1= mNR3065.2M2= 91.垂直面：M c=R5.263.1合成弯矩：M= 得xzy 共 26 页 第 24 页Mab=4036 mNMbc=9258 转矩： T=T 1+T2=60976 绘制轴的受力，弯矩，转矩图，见图 2.9 共 26 页 第 25 页图 2.9 轴的受力，弯矩，转矩图（4）校核轴的强度选择计算弯矩较大，轴直径较小的轴剖面校核计算，这里截面 bc 计算弯矩最大，截面 ab 弯矩亦较大，轴径最小，确定校核此两截面。 共 26 页 第 26 页转矩按脉动循环变化计算，由表 21-24 的公式32)(10dTMabab320)697.(4MPa1.63422)(0dTbcbc3220)697.(9581MPa7.4两截面均有 ， 安全。601 共 26 页 第 27 页2.2.7 锥齿轮的设计计算图 2.10 锥齿轮设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）圆锥齿轮其速度不高，转速 10r/min，选用 7 级精度（GB10095.1-2001） （2）材料选择 锥齿轮的材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS。（3）选取齿数 选小齿轮齿数 Z1=23，传动比 =1，Z 2=Z1=23， i（4）选取齿宽系数 3.0R 共 26 页 第 28 页2、按齿面接触强度设计 按式 23211 )()5.0(4HERRZiKTd（1） 确定载荷系数 K 由表 6-4 得使用系数 ，估计圆周速度.0A。所以 ，查教材图 6-11a 得动载系数 smv/41/0/mvzs 1.7VK由图 6-17，得齿向载荷分布系数 ，齿间载荷系数 ，则 K=14. 。.2AVK（2）计算转矩 小齿轮传递的转矩为 。3126.90TNm（3）由教材图 6-19 查得区域系数 。.5HZ（4）由教材表 6-5 查得弹性影响系数 MPaE8.19（5）计算应力循环次数 由教材式 6-25 得 91609601831.0hNnjL823.7i（6）由教材图 6-27c)查得接触疲劳极限应力 =590MPalim1H由教材图 6-27b) =470MPa。lim2H（7）由教材图 6-25 查得寿命系数 （允许一定的点1HNK2.07蚀） 。 共 26 页 第 29 页（8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，11lim590HNHKMPa取 。22li.MPaH503（9）试算小齿轮分度圆直径 1md23124.6908.5()6.00(5.3)9md m（10）计算圆周速度 1.83/60mdnVs（11）修正载荷系数 按 查得 1/0.7/mvzs04.1vK1td32122.9(0.5)EFRZKTu（12）校正试算的分度圆直径 1d 331t .0456.5.97vKd（13）计算大端模数 1/2.mdzm圆整为标准值 m=2.0mm（14） 计算分度圆锥角、锥距 共 26 页 第 30 页，45arctn211z2mzmR527.310.)(211 （15）计算大端分度圆直径 zd46230.1（16）确定齿宽 圆整取8.Rbmb1523、校核齿根弯曲疲劳强度 由式 6-22 得 11 112324(0.5)F FaSFRRKTYZmi1222FaSFY（1）计算当量齿数 ，126.35cosVz237.1cosVz（2）查取齿形系数 由图 6-21 1.50FaY2.8Fa（3）查取应力修正系数 由图 6-22 1.Sa21.9SaY（4）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 =450MPa 由图 6-28b) =390MPalim1Flim2F 共 26 页 第 31 页查得 12FNK（5）计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S= ，1.25得 1lim1450FNMPaS2li2239FNK（6）计算弯曲应力1 123241.690.5018.290.85.F FMPa 122 2.aSF FYMPa合适第 3 章 三维设计3.1 书本打包机三维设计展示 利用 PRO E 三维软件对书本打包机进行三维模拟，部分结构展示如下：（1）整体展示： 共 26 页 第 32 页图 3.1 书本打包机整体三维图（2）送书机构图