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食品包装机设计[SW],SW,食品,装机,设计
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青岛农业大学毕业论文（设计）任务书论文（设计）题目 食品包装机的设计 要求完成时间 2013.6.18 论文（设计）内容（需明确列出研究的问题）： 要求按照食品盒包装流水线的功能要求，设计合理流水线整体骨架，合理安排压盒装置及模具的工位分布，实现包装与动作的统一 ；出料系统采用自动化出料，在产品盒封装完毕后，喷打条形码，完成产品包装。 该设计要求结构紧凑、自动化程度较高，各工序间转换要精确控制，动作协调统一，效率高，噪音小。 资料、数据、技术水平等方面的要求 1.包装盒的尺寸：长180mm,宽137mm,高35mm； 2.对所设计部分的运动参数，提供设计依据和计算过程； 3. 食品包装机要按工位、工序合理布置，机械传动与电按系统控制协调、步调一致。实现包装盒一次成形、装料、密封包装、输送、喷码成套功能； 4.绘出各零部件的零件图、装配图等； 5.对主要工作部件进行三维建模； 指导教师签名： 年 月 日 课 题 食品包装机的设计 专 业 机械设计制造及其自动化 年 级 姓 名 学 号 指 导 教 师 （签字） 学 院 院 长 （签字） 2013年 月 日摘 要目前国产的设备大多是对国外进口产品的简单仿制，因此针对食品机械关键部件的深入研究，对原理、结构、运动、功能等分析，提供结构简单可靠、操作方便、机械化程度高、使用范围广的食品机械是很有必要的。本文在分析食品机械的工艺和使用要求的基础上，通过对关键部件的理论分析，提出一种实用、简单、可靠和通用的传动系统，将结构等关键部件的设计原理、结构特点等做了较为详细的研究和设计;本文分析各机构的运动学规律，提出可行的优化结构满足切割工艺;对关键部件提出完整的设计方法，旨在满足市场需求，推动企业创新步伐。关键词：食品机械 ，传动系统，结构设计，计算机辅助设计IIIAbstractAs the demand for food diversification, personalization, automatic powder food machine applications more generally. Most of the current China-made equipment is to copy。Simple import of imitation products, the automatic food machine for powder-depth study of key components, the basic principles, structure, movement, functional analysis, to provide a simple and reliable structure, convenient operation, high degree of automation with a wide range of food machines is necessary. Based on the analysis of powder food machine automatic food processes and the use of the requirements on the basis of the key components of the theoretical analysis, a practical, simple, reliable and versatile drive system, a single package for the bag to expand the size and output of long adjustable structure; for delivery of the film structure, the structure of closed traction, closed-end structure, such as cutting off key parts of the design principles, structural features, such as doing a more detailed study and design; This paper analyzes the law of the Kinematics , optimizing the structure and put forward feasible to meet the food process; a key component of a complete design method, designed to meet the market demand,Promoting innovation.Key Words: automatic food machine, technology transmission, structure designing, CAD目 录摘 要IIAbstractIII目 录IV第1章 绪论11.1食品装置(机械)的应用及适用范围11.2食品装置(机械)的国内外发展情况11.3 食品装置(机械)研究开发的意义4第3章 电机至输送带部分的设计计算5同步带的概述19同步带介绍19同步带传动的主要失效形式204 同步带传动的设计准则225同步带分类22同步带传动计算23同步带计算选型23同步带的主要参数（结构部分）25同步带的设计27同步带轮的设计28小弹簧的设计计算32 第1章 绪论1.1食品装置(机械)的应用及适用范围现代经济生活中，绝大多数产品都需要经过机械加工来提高产品的生产率。而有些产品的包装要借助包装技术及装备。所以包装设备在包装过程中是不可或缺的工艺手段。食品切断装置是包装设备中较为重要的一种机械设备形式，可广泛应用于一般块状食品的包装，尤其适用于大批量的转移、称重、封口 、码放等过程。利用小型自动包装机械包装是提高装袋速度，减轻工人劳动强度的有效方法。1.2食品装置(机械)的国内外发展情况食品机械，最初是由美国于上世纪五十年代开发出来的产品。后来日本得到发展，并于上世纪六七十年代随日本经济高速发展，技术性能得到长足的进步。上世纪八十年代初，我国大量引进食品机械并生产出自己的产品。以日清品牌为代表，主要针对方便面生产线配套使用。上世纪九十年代，这种机型开始大量用于粮食流通，同时派生出各种各样的类似包装机。随着机电一体化的应用，粉料自动包装也向着高速全自动模块化的方向发展及创新。现今国外开发的食品机械已极其人性化:高速、节能、全自动、模块化。就国内外食品机械的开发情况来看，主要从以下几点进行:(l)不断扩大其通用能力，以满足多种属性粉料的包装。(2)高速全自动，配备微机控制系统，借助预先储存的程序控制多台伺服电机，分别驱动有关执行机构。(3)参数化调整和设置，对主要操作部件(供送、袋成型、牵引、封切等)作适当调整有关工作参数，便可在较宽的尺寸范围内，满足不同品种不同尺寸的包装。(4)模块化结构设计，对供送、牵引、封切等主要部件进行相对独立并又能较为自由组合的结构设计，以满足卧式组合和立式组合的包装机。德国与美国、日本、意大利均为世界食品机械机械大国。在食品机械机械设计、制造、技术性能等方面居于领先地位。德国食品机械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，德国食品机械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。德国食品机械机械以饮料、啤酒灌装机械和塑料食品机械机械见长，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，小袋食品机械机的包装速度高达900袋min。 (3)使产品机械和食品机械机械一体化。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，因此要求食品机械机械具有良好的柔性和灵活性，使食品机械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，德国食品机械机械设计普遍采用了计算机仿真设计技术，大大缩短了食品机械机械的开发设计周期.食品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。我国食品机械行业起步于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，我国已成为世界食品机械工业生产和消费大国之一。食品机械作为一种产品，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。形式产品是指食品机本身的具体形态和基本功能；隐形产品是指食品机给用户提供的实际效用；延伸产品是指食品机的质量保证、使用指导和售后服务等。所以食品机的设计应该包括：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。食品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。对于中低速运行的食品机，目前我们基本上可以进行自主设计。而高速运行的食品机，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，如高速食品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。在食品机械设计领域，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，可以对食品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，但在实际食品机械的设计中应用还不普遍。新型食品机械往往是机、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食品机械的这一发展趋势。如果说以前我国食品机械设计是仿制、学习阶段，那么现在我们应该有创新设计的意识。我国食品行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年底塑料和食品机械达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，许多食品机械如液体塑料灌装机等设备已开始成套出口。1.3 食品装置(机械)研究开发的意义针对国内许多部门对食品切断机械的需求，本设计着重探讨食品切断机械的整体结构设计和模块化结构，开发出具有包装速度快，通用性好以及结构简单可靠、操作方便、自动化程度高的新颖食品切断机械，对我国食品行业发展有着积极的意义。51第3章 电机至输送带部分的设计计算3.1 包装机参数设计该课题设计的包装速度60包/min=1包/s,假设输送带的需要的驱动力F=2400N，V=1m/s，P=2.4KW一对圆锥滚子轴承的效率 3= 0.98一对球轴承的效率4= 0.99闭式直齿圆锥齿传动效率5= 0.95闭式直齿圆柱齿传动效率6= 0.97b. 总效率=12 23 3456=0.960.992 0.983 0.990.950.97=0.808c. 所需电动机的输出功率 Pr=Pw/=2.4/0.808=3kw3. 选择电动机的型号查参考文献1表得表1.1方案号电机类型额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L2-431500142022.2942Y132S-63100096015.072根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y132S-6型电动机。三， 动力参数的计算1. 分配传动比（1） 总传动比i=15.072（2） 各级传动比：直齿轮圆锥齿轮传动比 i12=3.762，直齿轮圆柱齿轮传动比 i23=4（3） 实际总传动比i实=i12i34=3.7624=15.048,i=0.0210.05，故传动比满足要求满足要求。2. 各轴的转速（各轴的标号均已在图1.1中标出）n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min各轴的功率p0=pr=3 kw， p1= p02=2.970kw, p2= p143=2.965 kw, p3= p253=2.628 kw, p4=p323=2.550 kw4. 各轴的转矩，由式：T=9.55Pi/ni 可得：T0=29.844 Nm, T1=29.545 Nm, T2=86.955 Nm,T3=393.197 Nm, T4=381.527 Nm四，传动零件的设计计算1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算a选材：小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217255，HP1=580 Mpa，Fmin1 =220 Mpa大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162217，HP2=560 Mpa，Fmin2 =210 Mpab. 由参考文献2（以下简称2）式（533），计算应力循环次数N：N1=60njL=609601811250=1.26710N2=N1/i2 =1.26710/3=2.52210查图517得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式（529）得ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5800.92=533.6 Mpa，H2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =5601.120.92=577 MpaH1 H2，计算取H= H2=533.6 Mpac按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：取齿数 Z1=21，则Z2=Z1 i12=3.76232=79，取Z2=79实际传动比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tan2=cot1，2=72.2965=7216 35，1=17.7035=1742 12，则小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cos1 =21/cos17.7035=23，zm2=z2/cos2=79/cos72.2965=259.79由2图5-14，5-15得YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81ZH=2/cossin=2/cos20sin20=2.5由2表11-5有 ZE=189.8，取KtZ=1.1，由2 取K=1.4又 T1=28.381 Nm ，u= 3.762，R=0.3由2式5-56计算小齿轮大端模数：m4KT1YFaYsa/RZF（1-0.5R）2 u2 +1将各值代得 m1.498由2表5-9取 m=3 d齿轮参数计算：大端分度圆直径 d1=mz1=321=63，d2=mz2=379=237齿顶圆直径 da1=d1+2mcos1=63+6cos17.7035=68.715，da2=d2+2mcos2=237+6cos72.2965=238.827齿根圆直径df1=d1-2.4mcos1=63-7.2cos17.7035=56.142df2=d2-2.4mcos2=237-7.2cos72.2965=231.808齿轮锥距 R=d1+ d2/2=122.615，大端圆周速度 v=d1n1/60000=3.1463960/60000=3.165m/s，齿宽b=RR =0.3122.615=36.78由2表5-6，选齿轮精度为8级由1表4.10-2得1=（0.10.2）R=（0.10.2）305.500=30.0560.1取1=10，2=14,c=10轮宽 L1=（0.10.2）d1=（0.10.2）93=12.4L2=（0.10.2）d2=（0.10.2）291=39e验算齿面接触疲劳强度： 按2式5-53H= ZHZE2KT1u+1/bd u（1-0.5R）2 ，代入各值得H=470.899H =533.6 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按2式5-55由2图5-19得YN1=YN2=1.0，由2式 5-32及m=25，得YX1=YX2=1.0取YST=2.0，SFmin=1.4，由2式5-31计算许用弯曲应力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =2202.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =2102.0/1.4=300 MpaF1F2， F=F2=300 Mpa由2式5-24计算齿跟弯曲应力：F1=2KT1YFa1Ysa1/b1md1（1-0.5R）=21.4800702.81.55/0.85228.93562=181.59 300 MpaF2=F1 YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1）=181.591.812.23/（2.81.55）=178.28300Mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算a选材：小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217255，HP1=580 Mpa，Fmin1=220 Mpa大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162217，HP2=560 Mpa，Fmin2=210 Mpab. 由参考文献2（以下简称2）式（533），计算应力循环次数N：N1=60njL=609601811250=1.26710， N2=N1/i23=1.26710/3=2.52210查图517得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式（529）得ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5801.050.92=560.28 MPaH2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=5601.160.92=597.63 MPaH1 H2，计算取H= H2=560.28 Mpac. 按齿面接触强度计算中心距（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：u=i34=4，a=0.4，ZH=2/cossin=2/cos200 sin200 =2.5且由2表11-5有 ZE=189.8，取KtZ=1.1 2式5-18计算中心距：a（1+u）KT1 （ZE ZHZ/H）2 /（2ua）=51.1869552.5189.8/（240.4560.28）=147.61由1表4.2-10 圆整 取 a=160d齿轮参数设计：m=（0.0070.02）a=180（0.0070.02）=1.263.6查2表5-7取 m=2齿数Z1=2a/m（1+u）=2160/2（1+4）=32Z2=uZ1=432=128 取Z2=128则实际传动比 i=149/31=4分度圆直径 d1=mz1=232=64 ，d2=mz2=2128=256齿顶圆直径 da1= d1+2m=68，da2=d2+2m=260齿基圆直径 db1= d1cos=64cos20o =60.14db2= d2cos=256cos20o =240.56齿根圆直径 df1= d1-2.5m=64-2.52=59df2= d2-2.5m=256-2.52=251圆周速度 v=d1n2/60103=3.1425663.829/60103 =1.113 m/s，中心距 a=（d1+d2）/2=160齿宽 b=aa =0.4160=64由2表5-6，选齿轮精度为8级e. 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，由2表5-3，取KA=1.0；由2图5-4（d），按8级精度和VZ/100=dn/60000/100=0.30144，得Kv=1.03；由2表5-3得Ka=1.2；由2图5-7和b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13； K=KvKaKAKB=1.031.21.01.13=1.397又a1=arccosdb1/da1=arccos（60.14/68）=28.0268=281 36；a2 = arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）=22.0061=220 17重合度 a=z（tana1-tan）+ z（tana1-tan）/2=32（tan28.0268-tan20）+128（tan22.0061-tan20）=1.773即Z=（4-a）/3=0.862，且 ZE=189.8，ZH=2.5 H =ZHZEZ2KT1（u+1）/bd2 1u=2.5189.80.86221.397835105.8065/（72622 5.024）=240.63H =560.28 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按Z1=32，Z2=128，由2图5-14得YFa1=2.56，YFa2=2.18；由2图5-15得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84由2式5-23计算Y=0.25+0.75/a=02.5+0.75/1.773=0.673由2图5-19得YN1=YN2=1.0，由2式 5-32切m=25，得YX1=YX2=1.0取YST=2.0，Sfmin=1.4，由2式5-31计算许用弯曲应力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =2202.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=2102.0/1.4=300 MpaF1F2， F=F2=300 Mpa由2式5-24计算齿跟弯曲应力：F1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=21.397835102.561.650.673/（26464）=71.233 300 MpaF2=F1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.2331.842.18/（2.561.65）=67.644300 Mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度五， 轴的设计计算3. 减速器高速轴I的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，按 2表8-3查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 由扭矩初算轴伸直径：按参考文献2 有 dAp/nn0=960r/min，p1=2.97 kw，且A=0.110.16d11623 取d1=20c. 考虑I轴与电机伸轴用联轴器联接。并考虑用柱销联轴器，因为电机的轴伸直径为dD=38，查1表4.7-1选取联轴器规格HL3（Y3882，Y3060），根据轴上零件布置，装拆和定位需要该轴各段尺寸如图1.2a所示d. 该轴受力计算简图如图1.2b ， 齿轮1受力：（1）圆周力Ft1=2T1/dm1=229.545/（6410-3 ）=915.52 N，（2）径向力Fr1= Ft1tancos1=915.52tan200 cos17.70350 =317.44 N，（3）轴向力Fa1= Ft1tansin1=915.52tan200 sin17.70350 =101.33 N，e. 求垂直面内的支撑反力：MB=0，Rcy= Ft1（L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.97 NY=0，RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N，垂直面内D点弯矩Mdy=0，M= Rcy L3+ RBY（L2+L3）=1595.9755-680.45129= 3662.14 N=3.662 Nmf. 水平面内的支撑反力：MB=0，RCz=Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2/L2 =317.44（74+55）-680.4564/74=419.07 N，Z=0，RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N，水平面内D点弯矩MDz=0，M= RCzL3+ RBz(L3+L2)= 419.0755-101.63129=-7.095Nmg. 合成弯矩：MD=M+ M= 0 Nm，M=M+ M=7.98 Nmh. 作轴的扭矩图如图1.2c所示，计算扭矩：T=T1 =29.545NmI. 校核高速轴I：根据参考文献3第三强度理论进行校核：由图1.2可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度，MD M ，取M= M=7.98 Nm，又抗弯截面系数：w=d3 min /32=3.14203 /32=1.04510m=M+T/ w=7.98+29.545/1.04510=39.132b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求。2. 减速器低速轴II的设计a. 选择材料：因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小（齿跟圆直径db1=62）需制成齿轮轴结构，故与齿轮的材料和热处理应该一致，即为45优质碳素结构钢，调质处理按 2表8-3查得 b=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 该轴结构如图1.3a，受力计算简图如图1.3b齿轮2受力（与齿轮1大小相等方向相反）：Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N，齿轮3受力：（1）圆周力Ft3=2T2/dm3=286.955/（6410-3 ）=2693.87N（2）径向力Fr3= Ft2tan=2693.87tan200 =980.49 Nc. 求垂直面内的支撑反力：MB=0，RAy= Ft2（L2+L3）+ Ft3L3/（L1+L2+L3）=915.52（70+63）+2693.8763/183=1919.26 NY=0，RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26=1690.13 N垂直面内C点弯矩：MCy = RAy L1=1919.2621.5=41.26 Nm，M= RBY（L2+L3）- Ft3L2=1690.13133-2693.8770= 41.26 Nm，D点弯矩：MDy= RBY L3=1690.1363= 92.96Nm，M= Ray（L1+L2）- Ft2 L2=1919.26120-915.5270=92.96 Nmd. 水平面内的支撑反力：MB=0，RAz=Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2/（L1+L2+L3） =317.44133980.4963-101.33238.827/2/128=750.70 NZ=0，RBz= Fr2+ Fr3- RAz=317.44+980.49-750.70=547.23N，水平面内C点弯矩：MCz= RAzL1=750.7050=23.65 Nm，M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2=547.23133 - 980.4970=-10.55Nm，D 点弯矩：MDz = RBz L3=547.2363=30.10 Nm，M1 Dz= RAz（L1+L2）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70120-101.33164.9/2-317.4470= 29.92Nme. 合成弯矩：MC=M+ M= 47.56NmM=M+ M=42.59 NmMD=M+ M=97.71 Nm，M=M+ M= 97.66Nmf. 作轴的扭矩图如图1.3c所，计算扭矩：T=T2=86.955Nmg. 校核低速轴II强度，由参考文献3第三强度理论进行校核：1. 由图1.3可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度，MD M ，取M= M=97.71 Nm，抗弯截面系数：w=d3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3=M2 +T2 / w=97.712 +86.9552 /2.6510-3=44.27b-1=59 Mpa（2）.由于C点轴径较小故也应进行校核：MC M ，取M= M=47.56 Nm，抗扭截面系数：w=d3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3=M2 +T2 / w=47.562 +86.9552 /2.6510-6=35.14b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求3. 减速器低速轴III的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，按2表8-3查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 该轴受力计算简图如图1.2b齿轮4受力（与齿轮1大小相等方向相反）：圆周力Ft4=2693.87N，径向力Fr4=980.49 Nc. 求垂直面内的支撑反力：MC=0，RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2693.8771/（125+71）=1157.52 NY=0，Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N，垂直面内D点弯矩MDy= RcyL1=1536.3555=84.50 Nm ，M= RBY L2=1157.52125=84.50 Nmd. 水平面内的支撑反力：MC=0，RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=980.4970/196=421.31NZ=0，RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N，水平面内D点弯矩MDz= RCz L1=559.1871=30.75 Nm，M= RBz L2=421.31125=30.76 Nme. 合成弯矩：MD=M+ M= 90.20 Nm，M=M+ M=89.92 Nmf. 作轴的扭矩图如图1.2c所，计算扭矩：T=T3=393.197Nmg. 校核低速轴III：根据参考文献3第三强度理论校核：由图1.2可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度， MD M ，取M= MD =90.20 Nm，又抗弯截面系数：w=d3 min/32=3.14423 /32=7.2710-6 m3=M2 +T2 / w=90.20 2 +393.1972 /7.2710-6=55.73b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求。六，滚动轴承的选择与寿命计算1. 减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40，由1表4.6-3选用型号为30208，其主要参数为：d=40，D=80，Cr=59800 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800查2表9-6当A/R时，X=1，Y=0；当A/R时，X=0.4，Y=1.6b. 计算轴承D的受力（图1.5），（1）支反力RB= R+ R=36.252 +269.272 =271.70 N，RC= R+ R=1184.792 +353.692 =1236.46 N（2）附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y）SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N，SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 Nc. 轴向外载荷 FA=Fa1=101.33 Nd. 各轴承的实际轴向力 AB=max（SB，FA -SC）= FA -SC =310.82 N，AC=（SC，FA +SB）= SC =412.15 Ne. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7 fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 AB/RB=310.82/271.70=1.144=0.37 ，取X=0.4，Y=1.6，PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8（0.4271.7+1.6310.82）=1090.79 NAC/ RC =412.15/1236.46=0.33=0.37 ，取X=1，Y=0，PC= fdfm（X RC +YAC）=1.21.511236.46= 2225.63Nf. 计算轴承寿命 又PB PC，故按PC计算，查2表9-4 得ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2225.63）10/3 /（60960）=0.12106 h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L1=60.26L=11年故该轴承满足寿命要求。2. 减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=35，由1表4.6-3选用型号为30207，其主要参数为：d=35，D=72，Cr=51500 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=37200查2表9-6当A/R时，X=1，Y=0；当A/R时，X=0.4，Y=1.6b. 计算轴承D的受力（图1.6）1. 支反力RB=R+R=1919.262 +547.232 =1995.75 NRA= R + R =750.702 +353.692 =922.23 N2. 附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y）SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N，SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 Nc. 轴向外载荷 FA=Fa2=101.33 Nd. 各轴承的实际轴向力 AB=max（SB，FA +SA）= SB =623.67 N，AA=（SA，FA-SB）= FA-SB =522.34 Ne. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7 fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 AB/RB=623.67/1995.75=0.312=0.37，取X=1，Y=0PB= fd fm（X RB +YAB）=1.21.51995.75=3592.35 NAA/ RA =522.34/922.23=0.566=0.37，取X=0.4，Y=1.6PA= fd fm（X RA +YAA）=1.8（0.4922.23+1.6522.34）=2168.34Nf. 计算轴承寿命又PB PA，故按PB计算，查2表9-4 得ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n2=106 （51500/3592.35）10/3 /（60303.673）=0.1833106 h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L1=91.65L=11年故该轴承满足寿命要求。3. 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承只承受一定径向载荷，选用深沟球轴承，初取d=55，由1表4.6-3选用型号为6211，其主要参数为：d=55，D=100，Cr=33500 N，Cr0=25000b. 计算轴承D的受力（图1.5）支反力RB= R+ R=1157.522 +421.312 =1231.81 N，RC= R+ R=1536.352 +559.182 =1634.95 Nc. 轴向外载荷 FA=0 Nd. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7fd =1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5PB= fdfm RB =1.21.51231.8=2256.5 NPC= fd fm RC =1.21.511634.95= 2942.91Ne. 计算轴承寿命又PB PC，故按PC计算，查2表9-4 得ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n3=106 （33500 /2942.91）10/3 /（6063.829）=27.41106 h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L1=399.45L=11年故该轴承满足寿命要求。七，键联接的选择和验算1.联轴器与高速轴轴伸的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=30，查1表4.5-1得 bh=87，因半联轴器长为60，故取键长L=50 ，即d=30，h=7，L1 =L-b=42，T1=28.38 Nm，由轻微冲击，查 2表2-10得 P=100 MpaP=4T/dhL1 =429.844/（30742）=12.87P=100 Mpa故此键联接强度足够。2 小圆锥齿轮与高速轴I的的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=20，查1表4.5-1得 bh=66，因小圆锥齿轮宽为55，故取键长L=42即d=20，h=6，L1 =L-b=36，T1=29.844Nm，由轻微冲击，查 2表2-10得 P=100 MpaP=4T/dhL1 =429.844/（20636）=27.63P=100 Mpa故此键联接强度足够。大圆锥齿轮与低速轴II的的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=50，查1表4.5-1得 bh=149，因大圆锥齿轮宽为50，故取键长L=44即d=50，h=9，L1 =L-b=30，T2=86.955 Nm，由轻微冲击，查 2表2-10得 P=100 MpaP=4T/dhL1 =486.955/（50930）=25.76P=100 Mpa故此键联接强度足够。4. 大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=60，查1表4.5-1得 bh=1811，因大圆柱齿轮宽为64，故取键长L=54 ，即d=60，h=11，L1 =L-b=36，T3=393.197 Nm，由轻微冲击，查 2表2-10得 P=100 MpaP=4T/dhL1 =4393.197 /（601136）=66.19P=100 Mpa故此键联接强度足够。5. 低速轴III与输出联轴器的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=42，查1表4.5-1得 bh=128，因半联轴器长为84，故取键长L=72 ，即d=42，h=8，L1 =L-b=60，T4=381.527 Nm，由轻微冲击，查 2表2-10得 P=100 MpaP=4T/dhL1 =4381.527 /（42860）=75.70P=100 Mpa故此键联接强度足够。八，联轴器的选择1. 输入端联轴器的选择根据工作情况的要求，决定高速轴与电动机轴之间选用柱弹性销联轴器。按参考文献3，计算转矩为Tc=KAT，由载荷不均匀，冲击较小查2表6-6有 KA=1.2，又T=81.527 NmTc=1.281.527 =97.83 Nm根据Tc=97.83 Nm小于Tpmax，n =n0=960r/min小于许用最高转速及输出轴轴伸直径d0=42 mm，卷筒轴轴伸直径d=56 mm，查1表4.7-1选用HL4型其公称转矩Tpmax=1250 Nm许用最高转速n=4000r/min，轴孔直径范围d=4056 mm孔长L1=112 mm，L2=84mm，满足联接要求。标记为：联轴器HL4型（Y4284，56112）GB5014-85八， 润滑油的选择与热平衡计算1. 减速器的热平衡计算一般情况下，连续工作时减速器的齿轮传动由摩擦损耗的功率为 Pf=P（1-）kw，且减速器传动的总效率=13 3456=0.960.983 0.990.950.97=0.824则由2可知产生的热流量为 H1=1000P0（1-）=100030.176=528 W以自然冷却方式，能丛箱体外壁散逸到周围空气中的热流量为 箱体散热系数取Kd=16W/()，且经计算箱体散热总面积为A=1.06 所以，由26-21有tt0+1000P0（1-）/（KdA）=20+528/（161.06）=51.132. 润滑油的选择由于是中低速一般闭式齿轮传动且齿面应力小于500 Mpa又v=1.1135 m/s，箱体温度t=51.1355按2表5-12得 所需润滑油黏度为680，由黏度680，查1表4.8-1得选用代号为680的抗氧防锈工业齿轮油（SY1172-1980）输送带装置设计同步带的概述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。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 防止带背龟裂的方法是改进带基体材料的材质，提向材料的耐寒、耐热性和抗老化性能，此外尽量避免同步带在低温和高温条件下工作。4 同步带传动的设计准则据对同步带传动失效形式的分析，可知如同步带与带轮材料有较高的机械性能，制造工艺合理，带、轮的尺寸控制严格，安装调试也正确，那么许多失效形式均可避免。因此，在正常工作条件下，同步带传动的主要失效形式为如下三种； (1)同步带的承载绳疲劳拉断； (2同步带的打滑和跳齿； (3)同步带带齿的磨损。 因此，同步带传动的设计淮则是同步带在不打滑情况下，具有较高的抗拉强度，保证承线绳不被拉断。此外，在灰尘、杂质较多的工作条件下应对带齿进行耐磨性计算。5同步带分类同步带齿有梯形齿和弧齿两类，弧齿又有三种系列：圆弧齿(H系列又称HTD带)、平顶圆弧齿(S系列又称为STPD带)和凹顶抛物线齿（R系列)。梯形齿同步带 梯形齿同步带分单面有齿和双面有齿两种，简称为单面带和双面带。双面带又按齿的排列方式分为对称齿型（代号DA)和交错齿型(代号DB。梯形齿同步带有两种尺寸制：节距制和模数制。我国采用节距制，并根据ISO 5296制订了同步带传动相应标准GB/T 1136111362-1989和GB/T 11616-1989。弧齿同步带 弧齿同步带除了齿形为曲线形外，其结构与梯形齿同步带基本相同，带的节距相当，其齿高、齿根厚和齿根圆角半径等均比梯形齿大。带齿受载后，应力分布状态较好，平缓了齿根的应力集中，提高了齿的承载能力。故弧齿同步带比梯形齿同步带传递功率大，且能防止啮合过程中齿的干涉。弧齿同步带耐磨性能好，工作时噪声小，不需润滑，可用于有粉尘的恶劣环境。已在食品、汽车、纺织、制药、印刷、造纸等行业得到广泛应用。同步带传动计算同步带计算选型设计功率是根据需要传递的名义功率、载荷性质、原动机类型和每天连续工作的时间长短等因素共同确定的，表达式如下：式中需要传递的名义功率工作情况系数，按表2工作情况系数选取=1.5；表3-3.工作情况系数确定带的型号和节距 可根据同步带传动的设计功率Pd和小带轮转速n1，由同步带选型图中来确定所需采用的带的型号和节距。 其中Pd=4.5kw，n1=960/15.027=64 rpm。查表3-4表3-4选同步带的型号为H：，节距为：Pb=8.00mm选择小带轮齿数z1，z2 可根据同步带的最小许用齿数确定。查表3-3-3得。 查得小带轮最小齿数14。实际齿数应该大于这个数据初步取值z1=21故大带轮齿数为：z2=iz1=1z1=34。 故z1=21，z2=21。确定带轮的节圆直径d1，d2小带轮节圆直径d1= d2=Pbz1/=8.0021/3.1453.5mm验证带速v 由公式v=d1n1/60000计算得， svmax=40m/s，确定带长和中心矩现在选取轴间间距为取1350mm10、同步带带长及其齿数确定=() = =2866.4mm11、带轮啮合齿数计算有在本次设计中传动比为1，所以啮合齿数为带轮齿数的一半，即=17。12、基本额定功率的计算查基准同步带的许用工作压力和单位长度的质量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。 所以同步带的基准额定功率为=0.21KW表3-5 基准宽度同步带的许用工作压力和单位长度的质量同步带的主要参数（结构部分）1、同步带的节线长度同步带工作时，其承载绳中心线长度应保持不变，因此称此中心线为同步带的节线，并以节线周长作为带的公称长皮，称为节线长度。在同步带传动中，带节线长度是一个重要参数。当传动的中心距已定时，带的节线长度过大过小，都会影响带齿与轮齿的正常啮合，因此在同步带标准中，对梯形齿同步带的各种哨线长度已规定公差值，要求所生产的同步带节线长度应在规定的极限偏差范围之内（见表3-6）。表3-6 带节线长度表2、带的节距Pb如图3-4所示，同步带相邻两齿对应点沿节线量度所得约长度称为同步带的节距。带节距大小决定着同步带和带轮齿各部分尺寸的大小，节距越大，带的各部分尺寸越大，承载能力也随之越高。因此带节距是同步带最主要参数在节距制同步带系列中以不同节距来区分同步带的型号。在制造时，带节距通过铸造模具来加以控制。梯形齿标准同步带的齿形尺寸见表3-5。3、带的齿根宽度一个带齿两侧齿廓线与齿根底部廓线交点之间的距离称为带的齿根宽度，以s表示。带的齿根宽度大，则使带齿抗剪切、抗弯曲能力增强，相应就能传动较大的裁荷。图3.7 带的标准尺寸表3-7 梯形齿标准同步带的齿形尺寸4、带的齿根圆角带齿齿根回角半径rr的大小与带齿工作时齿根应力集中程度有关t齿根圆角半径大，可减少齿的应力集中，带的承载能力得到提高。但是齿根回角半径也不宜过大，过大则使带齿与轮齿啮合时的有效接触面积城小，所以设计时应选适当的数值。5、带齿齿顶圆角半径八带齿齿项圆角半径八的大小将影响到带齿与轮齿啮合时会否产生于沙。由于在同步带传动中，带齿与带轮齿的啮合是用于非共扼齿廓的一种嵌合。因此在带齿进入或退出啮合时，带齿齿顶和轮齿的顶部拐角必然会超于重叠，而产生干涉，从而引起带齿的磨损。因此为使带齿能顺利地进入和退出啮合，减少带齿顶部的磨损，宜采用较大的齿顶圆角半径。但与齿根圆角半径一样，齿顶圆角半径也不宜过大，否则亦会减少带齿与轮齿问的有效接触面积。6、齿形角梯形带齿齿形角日的大小对带齿与轮齿的啮合也有较大影响。如齿形角霹过小，带齿纵向截面形状近似矩形，则在传动时带齿将不能顺利地嵌入带轮齿槽内，易产生干涉。但齿形角度过大，又会使带齿易从轮齿槽中滑出，产生带齿在轮齿顶部跳跃现象。同步带的设计在这里，我们选用梯形带。带的尺寸如表3-8。带的图形如图3-5。表3-8 同步带尺寸型号节距齿形角齿根厚齿高齿根圆角半径齿顶圆半径H840。6.124.31.021.02图 同步带同步带轮的设计同步带轮的设计的基本要求1、保证带齿能顺利地啮入与啮出由于轮齿与带齿的啮合同非共规齿廓啮合传动，因此在少带齿顶部与轮齿顶部拐角处的干涉，并便于带齿滑入或滑出轮齿槽。2、轮齿的齿廊曲线应能减少啮合变形，能获得大的接触面积，提高带齿的承载能力即在选探轮齿齿廓曲线时，应使带齿啮入或啮出时变形小，磨擦损耗小，并保证与带齿均匀接触，有较大的接触面积，使带齿能承受更大的载荷。3、有良好的加了工艺性 加工工艺性好的带轮齿形可以减少刀具数量与切齿了作员，从而可提高生产率，降低制造成本。4、具有合理的齿形角齿形角是决定带轮齿形的重要的力学和几何参数，大的齿形角有利于带齿的顺利啮入和啮出，但易使带齿产生爬齿和跳齿现象；而齿形角过小，则会造成带齿与轮齿的啮合干涉，因此轮齿必须选用合理的齿形角。3 主要零部件的设计3.1模具的设计由于需要冲压的食品盒原料为纸质材料，对冲压模具的轻度要求不是很高。另外本着从经济性角度出发的原则。因此，无需冲压金属件所使用的实体模具。如果选用实体模具，不但会加大模具的生产难度，而且由于实体模具的质量较重，会影响流水线的运行，更会增加生产成本，降低经济效益。食品盒材料为0.5mm厚的白板纸。拟定选用304不锈钢板的钣金件3组合而成模具。钣金厚度均为1mm。模具的上模如图3-1所示图3-1 模具上模图模具由不锈钢板经过钣金加工形成适合于食品盒行腔的外形，为了减轻模具质量，及从经济性的角度出发，将模具钣金加工成中空的结构。为防止冲压时上模将食品盒切伤，冲压时上模与食品盒正面接触的一面的棱角要钣金出圆角2，考虑到多选用304不锈钢板的厚度及钣金加工时的实际情况，设置圆角的的半径为R=3mm。模具的凹模如图3-2所示图3-2 模具下模装配体模具凹模装配体由如图3-3、图3-4、图3-5所示的钣金件组合焊接而成。考虑到食品盒的弹性伸缩及配合公差。为了防止将食品盒切伤和便于冲压，在如图3-3、图3-5所示的模具前耳和模具侧面的模具口部位在钣金加工时要加工出一定的斜度，斜度拟定为25度。图3-3 模具前耳图3-4 模具底部平板图3-5 模具侧面由于模具材料为1mm厚度的304不锈钢板，强度不是很高，在加工模具的零部件时加工出的圆角、折弯也增加了模具的强度。冲压力的计算冲裁力：在冲裁过程中，冲裁力是随凸模进入凹模材料的深度而变化的。通常说的冲裁力是指冲裁力的最大值，它是选用压力机和设计模具重要依据之一。冲裁力的大小主要与材料力学性能、厚度及冲裁件分离的轮廓长度有关。用平刃口模具冲裁时，冲裁力F(N)可按下式进行计算：式中：L 冲裁件周边长度（mm）；t 材料厚度（mm）；材料抗剪强度（MPa）；K系数。考虑到模具刃口的磨损，模具间隙的波动，材料力学性能的变化及材料厚度偏差等因素，一般取K=1.3。冲裁件周边长度：该零件材料的抗剪强度，所以冲裁力卸料力及推件力的计算：冲裁工作完成后，由于弹性变形，在板材上冲裁出的工件孔径沿着径向发生弹性收缩，会紧箍在凸模上，冲裁下来的废料径向会扩张，并因要力图恢复弹性穹弯，所以会卡在凹模孔内。为了使冲裁过程连续，操作方便，需要卸料力从凸模上把零件卸下来，需要推件力将废料顺着冲裁方向从凹模腔顶出。、是由压力机和模具的卸料、顶件装置获得的。影响这些力的因素主要有材料的力学性能、材料厚度、模具间隙、凸、凹模表面粗糙度、零件形状和尺寸以及润滑情况等。实际生产中用以下经验公式计算,。式中，分别为卸料力、推件力的系数。查冲压工艺与模具设计第52页表2-2，选为0.04，选为0.05。由此计算采用弹性卸料装置和下出料方式的总冲压力为3.2 填料装置的设计拟设计填料装置由落料通道和推料装置组成。落料通道由钣金件通过螺栓连接在一起，考虑到内容物的尺寸，落料通道内腔尺寸为250130（mm），为了减少往腔内放入内容物的工作量，落料通道高度设置为500mm。推料装置由推料通道和推料板组成。推料通道有推料通道侧板和推料通道通过焊接结合在一起组成，推料通道侧板和推料通道底板都是304不锈钢板钣金件。推料通道宽度为242mm，深度为25mm，长度为200mm。推料通道的底版上要求钣金加工出长宽高=2005025（mm）的槽，目的是给气缸安装、工作提供空间，由于推料板高度为25mm，小于所选气缸的外径尺寸，气缸无法直接连接推料板，需要通过一个连接板来连接气缸和推料板，因此气缸加上推料板的尺寸就会大于推料通道的深度，需在推料通道底版上加工出一个槽来配合推料装置的安装和工作。为了使填充物能顺利的落到推料通道内，推料通道侧板在钣金加工时应该钣金出一定的角度，角度大约为25度。推料板尺寸为长宽高=25020023（mm），推料板长度略大于填充物宽度的两倍，是为了防止在推料时落料通道内的填充物下落阻碍推料板的回程。落料通道出料口和推料通道上沿的间隙尺寸为10mm,，推料板推料行程中，位于落料通道最下部的食品盒内容物在推料板和落料通道侧板的限制下，既不能下落也不能水平移动，等到推料板回到起始工作位置以后，内容物落到推料通道内，继续完成推料工作。推料通道的出料口边沿应该与食品盒的边沿在同一垂直面上，如果推料通道出料口边沿伸入食品盒范围以内，内容物将受到推料通道的限制不能落入食品盒腔内，如果推料通道出料口边沿距离食品盒边沿有一段距离，则内容物下落时会落到食品盒侧壁上，不能落入食品盒腔内。3.3 喷胶装置的设计喷胶装置如图3-7所示：喷胶头通过点焊方式焊接在喷胶头安装板上。喷胶头安装板是304不锈钢板钣金件，外形尺寸为长宽=293150（mm）。喷胶头如图3-8所示，喷胶头与专用的热熔胶机匹配，使用专用的包装热熔胶，热熔胶在热熔胶机内经过较热融化，通过输胶管通到喷胶头，在规定时间完成喷胶工作。喷胶头有短喷胶头和长喷胶头两种，外形尺寸分别为长宽高=1203050（mm）和长宽高=2403050（mm）。喷胶头的位置对应于图2-2的合盖的涂胶部位。为了防止喷胶装置与模具体及其内的食品盒产生干涉，同时也为了不干涉同一工位其他装置工作的完成，喷胶装置工作的起始位置设置在模具体的上方，工作时通过气缸动作进给到工作位置，完成喷胶工作，工作结束气缸动作返回起始位置。气缸装置需要设置导向板和导杆，以保证喷胶装置进给方向的精确。图3-7 喷胶装置图3-8 喷胶头喷胶挡板组件的作用是在喷胶的时候给盒盖一个支撑力，防止盒盖受到喷胶的冲击向后折弯。喷胶挡板组件通过支撑短板固定在流水线骨架上，喷胶挡板与支撑角钢焊接在一起，喷胶挡板采用厚度为1mm的304不锈钢板钣金件，具有一定的弧度，半径比图2-2食品盒盖板竖中心线到工位的旋转中心即电动机主轴中心线的距离稍小，目的是保证盒盖从第一个工位转动到第二个工位的过程中盒盖与喷胶挡板不会发生干涉。为了防止喷胶挡板组件与模具体发生干涉，喷胶挡板组件应该采取倒立悬挂式，固定在模具体上部的骨架结构上。3.4合盖装置的设计合盖装置也设置在第三工位上，需要完成四个部位的合盖工作，如图2-2所示的食品盒的结构，其中包括是三个耳部位的推合和盒盖的推合工作。每一个部位的合盖工作都是通过气缸进给，由连接在气缸上的推板完成合盖工作。其中盒盖的推合动作需要滞后于其他三个耳部位的推合动作。合盖装置与喷胶装置同在第三工位，盒盖的推合也需要滞后于喷胶工作。由于流水线采用的环形旋转工位，如若将三个耳部位的推合装置布局定位于耳部位的合体外侧，则会产生其中两个侧面的推合装置与模具体产生干涉的问题，。虽然增大两侧面推合装置与耳部位的相对位置会解决干涉问题，但是需要选择较大行程的气缸，这不但会增加生产成本，而且由于大行程气缸体积较大，会给流水线的安装带来较大不便。因此拟定将三个耳部位的推合装置与喷胶装置结合在一起，工作起始位置在模具体上方，工作时通过气缸的下行动作，将联合装置进给到工作部位，喷胶工作和三个耳部位的推合工作同时进行，这部分工作结束后，进给气缸回程，返回到起始位置。如图2-2所示两段侧耳的间距为245mm，留出进给余量50mm，拟定两短推板的间距为345mm，盒盖与长耳部位的间距为122mm，考虑仅给余量和喷胶装置的尺寸，拟定长推板与喷胶装置的间距为230mm。接着盒盖的推合工作开始。这部分装置不存在与模具体的干涉问题，因此固定在流水线骨架上。但是由于完成喷胶工作时设置了喷胶挡板组件，其正好位于盒盖推合的工作路线上，而其又是固定在流水线骨架上的。因此需要在喷胶挡板组件上去除一部分材料，留出推板的进给路线，拟定推板的尺寸为长宽高=1505030（mm），因此拟定去除材料后留下的空间尺寸为20050（mm）。短耳部位的推板尺寸为长宽高=805030（mm）。为避免推板在推合是将盒体切伤，如图3-4，在加工推板钣金件时要加工出圆角。4 运动参数的计算自动流水线生产各个工位组成的是一个有机的整体，每一个工位完成不同的工作，通过流水线联系在一起。各个工位机构的运动参数，通过流水线串连在一起，组成一个运动参数链。模具体在工位之间的位置转换通过步进电动机实现。第一工位：机械手将食品盒原材料送到模具上后，压盒工作就开始。由于上模与下模之间需要给送料机械臂留下运动空间上20mm，下15mm，送料机械臂的高度尺寸为200mm，再加上模具的深度尺寸为25mm。也就是气缸工作行程的距离是L=20+15+200+25=270MM。因此选用CM2L25F300型气缸，缸径为25mm，最大行程为300mm。可以在气缸筒内增加一个管状垫子，长度为30mm，来限制活塞的行程，使气缸行程改变为270mm。流水线所用气泵的气压为0.5MP，根据气缸使用手册得到气缸活塞速度为v=500mm/s，气缸活塞的总工作路程为L+L=270+270=540mm，因此，第一工位工作时间为t=2L/v=540/500=1.08s。第二工位：完成填料工作。根据填料装置的设计尺寸，推料通道出料口与落料箱前边沿的间距为20mm，食品盒内容物的尺寸为118mm，推料板前沿与落料箱后边沿的间距为20mm。得到推料板的行程L=20+118+20=158mm，同样选用CM2L25F300型气缸，在汽缸筒内加装一个142mm的管状垫子，是活塞行程变为158mm。气缸的总工作路程为L+L=158+158=316mm。第二工位的工作时间为t=2L/v=316/500=0.632s。第三工位：完成喷胶、合盖工作。工作分两个步骤进行，首先，喷胶合盖组合装置工作，进给气缸将组合装置进给到工作位置，喷胶和食品盒耳部的合盖工作同时进行。进给气缸选用CM2L25F300型气缸，其工作进给量为L=200mm，总工作路程为2L=400mm，进给气缸工作时间T=2L/V=400/500=0.8s。合盖气缸选用CM2L6F30型气缸，缸径为6mm，最大行程为30mm，根据气缸使用手册得到气缸活塞速度为v=200mm/s。食品盒耳部的合盖工作时间t=60/200=0.3s。喷胶合盖组合装置回程以后，后盖的合盖工作开始，后盖的工作进给量为100mm，工作总路程为200mm，气缸选用CM2L25F300型气缸，后盖盒盖的工作时间t=200/500=0.4mm。则第三工位的工作总时间为0.8+0.4=1.2mm。第四工位：完成顶料工作。气缸的进给行程为L=30+27+43+40=140mm，气缸工作总路程为2L=280mm，工作总时间为t=2L/v=280/500=0.56s。即第四工位工作时间为0.56s。根据各工位完成工作所用时间，选择步进电动机的步进时间为1.5s。则相应的进料系统每1.5mm往第一工位的模具上输送一件食品盒原材料，出料系统每1.5mm动作一次，将盛盒箱上方的食品盒成品推出到运输带上。数据计算：设计参数 包装速度：60袋/min为两横封凸轮之间的间隔时间，（；为两凸轮之间的夹角，该设计中，即）故纵封滚轮的角速度；线速度（为纵封滚轮的半径）包装袋的袋长由上式可以看出：包装袋的袋长取决于和，牵拉滚轮的半径 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。该设计采用一对双联滑移齿轮来改变的值。袋长取120和180两种尺寸规格进行计算，牵拉滚轮的半径取定值，则当时，当时，小弹簧的设计计算圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧受载时的应力及变形圆柱螺旋弹簧受压或受拉时，弹簧丝的受力情况是完全一样的。现就下图所示的圆形截面弹簧丝的压缩弹簧承受轴向载荷P的情况进行分析。由图(图中弹簧下部断去，末示出)可知，由于弹簧丝具有升角，故在通过弹簧轴线 的截面上，弹簧丝的截面A-A呈椭圆形，该截面上作用着力F及扭矩。因而在弹簧 丝的法向截面B-B上则作用有横向力Fcos、轴向力Fsin、弯矩M=Tsin及扭矩T= Tcos。 由于弹簧的螺旋升角一般取为=59，故sin0；cos1(下图)，则截面B-B上的应力(下图)可近似地取为式中C=D2/d 称为旋绕比(或弹簧指数)。为了使弹簧本身较为稳定，不致颤动和过软，C值不能太大；但为避免卷绕时弹簧丝受到强烈弯曲，C值又不应太小。C值的范围为416(表), 常用值为58。圆柱螺旋压缩弹簧的受力及应力分析常用旋绕比C值d(mm)0.20.40.4511.12.22.567161842C=D2/d714512510494846为了简化计算，通常在上式中取1+2C2C(因为当C=416时，2Cl，实质上即为略去了 p)，由于弹簧丝升角和曲率的影响，弹簧丝截面中的应力分布将如图c中的粗实线所示。由图可知，最大应力产生在弹簧丝截面内侧的m点。实践证明，弹簧的破坏也大多由这点开始。为了考虑弹簧丝的升角和曲率对弹簧丝中应力的影响，现引进一个补偿系数K(或称曲度系数)，则弹簧丝内侧的最大应力及强度条件可表示为 式中补偿系数K，对于圆截面弹簧丝可按下式计算：圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧受载后的轴向变形量可根据材料力学关于圆柱螺旋弹簧变形量的公式求得: 式中：n弹簧的有效圈数；G弹簧材料的切变模量，见前一节表。如以Pmax代替P则 最大轴向变形量为： 1) 对于压缩弹簧和无预应力的拉伸弹簧： 2）对于有预应力的拉伸弹簧： 拉伸弹簧的初拉力(或初应力)取决于材料、弹簧丝直径、弹簧旋绕比和加工方法。用不需淬火的弹簧钢丝制成的拉伸弹簧，均有一定的初拉力。如不需要初拉力时，各圈间应 有间隙。经淬火的弹簧，没有初拉力。当选取初拉力时，推荐初应力0值在下图的阴影区内选取。初拉力按下式计算： 使弹簧产生单位变形所需的载荷kp称为弹簧刚度，即 弹簧初应力的选择范围弹簧刚度是表征弹簧性能的主要参数之一。它表示使弹簧产生单位变形时所需的力，刚度愈大，需要的力愈大，则弹簧的弹力就愈大。但影响弹簧刚度的因素很多，由于kp与C的三次方成反比，即C值对kp的影响很大。所以，合理地选择C值就能控制弹簧的弹力。 另外，kp还和G、d、n有关。在调整弹簧刚度时，应综合考虑这些因素的影响。（四) 承受静载荷的圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧的设计 弹簧的静载荷是指载荷不随时间变化，或虽有变化但变化平稳，且总的重复次数不超过次的交变载荷或脉动载荷而言。在这些情况下，弹簧是按静载强度来设计的。 在设计时，通常是根据弹簧的最大载荷、最大变形、以及结构要求(例如安装空间对弹簧尺寸的限制)等来决定弹簧丝直径、弹簧中径、工作圈数、弹簧的螺旋升角和长度等。 具体设计方法和步骤如下: 1) 根据工作情况及具体条件选定材料，并查取其机械性能数据。 2) 选择旋绕比C，通常可取C58(极限状态时不小于4或超过16)，并算出补偿系数 K值。 3) 根据安装空间初设弹簧中径D2，乃根据C值估取弹簧丝直径d，并查取弹簧丝的许用应力。 4) 试算弹簧丝直径d 必须注意，钢丝的许用应力决定于其B，而B是随着钢丝的直径变化的,又因是按估取的d值查得B的H计算得来的，所以此时试算所得的d 值，必须与原来估取的d值相比较，如果两者相等或很接近，即可按标准圆整为邻近的标准弹簧钢丝直径d，并按D2=Cd 以求出 ；如果两者相差较大，则应参考计算结果重估d值，再查其而计算，代入上式进行试算，直至满意后才能计算D2.计算出的D2，值也要按表进行圆整。 5) 根据变形条件求出弹簧工作圈数： 对于有预应力的拉伸弹簧 对于压缩弹簧或无预应力的拉伸弹簧 6) 求出弹簧的尺寸D、D1、H0,并检查其是否符合安装要求等。如不符合，则应改选有关参数(例如C值)重新设计。 7) 验算稳定性。对于压缩弹簧，如其长度较大时，则受力后容易失去稳定性(如下图a)，这在工作中是不允许的。为了便于制造及避免失稳现象，建议一般压缩弹簧的长细比b=H0/D2按下列情况选取： 当两端固定时，取b5.3； 当一端固定，另一端自由转动时，取b3.7； 当两端自由转动时，取bFmax 式中：F
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