食品包装机设计[机械毕业论文 答辩通过]

需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载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，计算机辅助设计优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载ABSTRACTASTHEDEMANDFORFOODDIVERSIFICATION,PERSONALIZATION,AUTOMATICPOWDERFOODMACHINEAPPLICATIONSMOREGENERALLYMOSTOFTHECURRENTCHINAMADEEQUIPMENTISTOCOPY。SIMPLEIMPORTOFIMITATIONPRODUCTS,THEAUTOMATICFOODMACHINEFORPOWDERDEPTHSTUDYOFKEYCOMPONENTS,THEBASICPRINCIPLES,STRUCTURE,MOVEMENT,FUNCTIONALANALYSIS,TOPROVIDEASIMPLEANDRELIABLESTRUCTURE,CONVENIENTOPERATION,HIGHDEGREEOFAUTOMATIONWITHAWIDERANGEOFFOODMACHINESISNECESSARYBASEDONTHEANALYSISOFPOWDERFOODMACHINEAUTOMATICFOODPROCESSESANDTHEUSEOFTHEREQUIREMENTSONTHEBASISOFTHEKEYCOMPONENTSOFTHETHEORETICALANALYSIS,APRACTICAL,SIMPLE,RELIABLEANDVERSATILEDRIVESYSTEM,ASINGLEPACKAGEFORTHEBAGTOEXPANDTHESIZEANDOUTPUTOFLONGADJUSTABLESTRUCTUREFORDELIVERYOFTHEFILMSTRUCTURE,THESTRUCTUREOFCLOSEDTRACTION,CLOSEDENDSTRUCTURE,SUCHASCUTTINGOFFKEYPARTSOFTHEDESIGNPRINCIPLES,STRUCTURALFEATURES,SUCHASDOINGAMOREDETAILEDSTUDYANDDESIGNTHISPAPERANALYZESTHELAWOFTHEKINEMATICS,OPTIMIZINGTHESTRUCTUREANDPUTFORWARDFEASIBLETOMEETTHEFOODPROCESSAKEYCOMPONENTOFACOMPLETEDESIGNMETHOD,DESIGNEDTOMEETTHEMARKETDEMAND,PROMOTINGINNOVATIONKEYWORDSAUTOMATICFOODMACHINE,TECHNOLOGYTRANSMISSION,STRUCTUREDESIGNING,CADIV目录摘要IIABSTRACTIII目录IV第1章绪论111食品装置机械的应用及适用范围112食品装置机械的国内外发展情况113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321第1章绪论11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。12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2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。3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2030，到1999年底塑料和食品机械达40大类，品种达1700种，到2000年4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。13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。5第3章电机至输送带部分的设计计算31包装机参数设计该课题设计的包装速度60包/MIN1包/S,假设输送带的需要的驱动力F2400N，V1M/S，P24KW一对圆锥滚子轴承的效率3098一对球轴承的效率4099闭式直齿圆锥齿传动效率5095闭式直齿圆柱齿传动效率6097B总效率12233456096099209830990950970808C所需电动机的输出功率PRPW/24/08083KW3选择电动机的型号查参考文献1表得表11方案号电机类型额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L24315001420222942Y132S63100096015072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Y132S6型电动机。三，动力参数的计算1分配传动比（1）总传动比I15072（2）各级传动比直齿轮圆锥齿轮传动比I123762，直齿轮圆柱齿轮传动比I234（3）实际总传动比I实I12I343762415048,I0021005，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11中标出）N0960R/MIN，N1N0960R/MIN，N2N1/I12303673R/MIN，N3N2/I3463829R/MIN，N4N363829R/MIN各轴的功率6P0PR3KW，P1P022970KW,P2P1432965KW,P3P2532628KW,P4P3232550KW4各轴的转矩，由式T955PI/NI可得T029844NM,T129545NM,T286955NM,T3393197NM,T4381527NM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，HB217255，HP1580MPA，FMIN1220MPA大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB162217，HP2560MPA，FMIN2210MPAB由参考文献2（以下简称2）式（533），计算应力循环次数NN160NJL6096018112501267109N2N1/I2126710/32522108查图517得ZN110，ZN2112，由式（529）得ZX1ZX210，取SHMIN10，ZW10，ZLVR092，H1HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHMIN5800925336MPA，H2HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHMIN560112092577MPAH1H2，计算取HH25336MPAC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Z121，则Z2Z1I1237623279，取Z279实际传动比UZ2/Z179/213762，且UTAN2COT1，2722965721635，1177035174212，则小圆锥齿轮的当量齿数OOOOZM1Z1/COS121/COS17703523，ZM2Z2/COS279/COS72296525979OO由2图514，515得7YFA28，YSA155，YFA2223，YSA2181ZH2/COSSIN2/COS20SIN2025OO由2表115有ZE1898，取KTZ11，2T由2取K14又T128381NM，U3762，R03由2式556计算小齿轮大端模数M4KT1YFAYSA/RZF（105R）2U2121将各值代得M1498由2表59取M3D齿轮参数计算大端分度圆直径D1MZ132163，D2MZ2379237齿顶圆直径DA1D12MCOS1636CODA2D22MCOS22376COS722965238827O齿根圆直径DF1D124MCOS16372COS177035O56142DF2D224MCOS223772COS722965231808O齿轮锥距RD1D2/2122615，大端圆周速度VD1N1/6000031463960/600003165M/S，齿宽BRR031226153678由2表56，选齿轮精度为8级由1表4102得1（0102）R（0102）3055003005601取110，214,C10轮宽L1（0102）D1（0102）93124L2（0102）D2（0102）29139E验算齿面接触疲劳强度按2式5538HZHZE2KT1U1/BDU（105R）2，代入各值得21H470899H5336MPA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555由2图519得YN1YN210，由2式532及M25，得YX1YX210取YST20，SFMIN14，由2式531计算许用弯曲应力F1FMIN1YFA1YSA1YST/SFMIN22020/1431429MPAF2FMIN2YFA2YSA2YST/SFMIN21020/14300MPAF1F2，FF2300MPA由2式524计算齿跟弯曲应力F12KT1YFA1YSA1/B1MD1（105R）2148007028155/0852289356218159300MPAF2F1YFA2YSA2/（YFA1YSA1（28155）17828300MPA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，HB217255，HP1580MPA，FMIN1220MPA大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB162217，HP2560MPA，FMIN2210MPAB由参考文献2（以下简称2）式（533），计算应力循环次数NN160NJL609601811250126710，N2N1/I23126710/325221098查图517得ZN1105，ZN2116，由式（529）得ZX1ZX210，取SHMIN10，ZW10，ZLVR092，9H1HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHMIN58010509256028MPAH2HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHMIN56011609259763MPAH1H2，计算取HH256028MPAC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）UI344，A04，ZH2/COSSIN2/COS200SIN20025且由2表115有ZE1898，取KTZ112T2式518计算中心距A（1U）KT1（ZEZHZ/H）2/（2UA）51186955251898/（240456028）14761由1表4210圆整取A160D齿轮参数设计M（0007002）A180（0007002）12636查2表57取M2齿数Z12A/M（1U）2160/2（14）32Z2UZ1432128取Z2128则实际传动比I149/314分度圆直径D1MZ123264，D2MZ22128256齿顶圆直径DA1D12M68，DA2D22M260齿基圆直径DB1D1COS64COS20O6014DB2D2COS256COS20O24056齿根圆直径DF1D125M6425259DF2D225M256252251圆周速度VD1N2/6010331425663829/601031113M/S，中心距A（D1D2）/2160齿宽BAA0416064由2表56，选齿轮精度为8级10E验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，由2表53，取KA10；由2图54（D），按8级精度和VZ/100DN/60000/100030144，得KV103；由2表53得KA12；由2图57和B/D172/6012，得KB113；KKVKAKAKB10312101131397又A1ARCCOSDB1/DA1ARCCOS（6014/68）28026828136；OOA2ARCCOSDB2/DA2ARCCOS（224056/260）22006122017OO重合度AZ（TANA1TAN）Z（TANA1TAN）/232（TAN280268OTAN20）128（TAN220061TAN20）1773O即Z（4A）/30862，且ZE1898，ZH25HZHZEZ2KT1（U1）/BD21U2518980862213978351058065/（726225024）24063H56028MPA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Z132，Z2128，由2图514得YFA1256，YFA2218；由2图515得YSA1165，YSA2184由2式523计算Y025075/A025075/17730673由2图519得YN1YN210，由2式532切M25，得YX1YX210取YST20，SFMIN14，由2式531计算许用弯曲应力F1FMIN1YFA1YSA1YST/SFMIN22020/1431429MPAF2FMIN2YFA2YSA2YST/SFMIN21020/14300MPAF1F2，FF2300MPA11由2式524计算齿跟弯曲应力F12KT1YFA1YSA1Y/BD1M21397835102561650673/（26464）71233300MPAF2F1YFA2YSA2/YFA1YSA171233184218/（256165）67644300MPA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83查得B637MPA，B159MPAB由扭矩初算轴伸直径按参考文献2有DAP/NN0960R/MIN，P1297KW，且A011016D11623取D120C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DD38，查1表471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12A所示D该轴受力计算简图如图12B，齿轮1受力（1）圆周力FT12T1/DM1229545/（64103）91552N，（2）径向力FR1FT1TANCOS191552TAN200COS177035031744N，（3）轴向力FA1FT1TANSIN191552TAN200SIN177035010133N，E求垂直面内的支撑反力MB0，RCYFT1（L2L3）/L291552（7455）/7415959797NY0，RBYFT1RCY9155215959768045N，垂直面内D点弯矩MDY0，MRCYL3RBY（L2L3）159597551DY68045129366214N3662NMF水平面内的支撑反力12MB0，RCZFR1L3L2FA1DM1/2/L231744（7455）6804564/7441907N，Z0，RBZFR1RCZ317444190710163N，水平面内D点弯矩MDZ0，MRCZL3RBZL3L241907551DZ101631297095NMG合成弯矩MDMM0NM，2DZ2DYMMM798NM1D12DY12DZH作轴的扭矩图如图12C所示，计算扭矩TT129545NMI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12可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度，MDM，取MM798NM，1D1D又抗弯截面系数WD3MIN/32314203/32104510M63MT/W79829545/10451039132B159MPA22226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DB162）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83查得B637MPA，B159MPAB该轴结构如图13A，受力计算简图如图13B齿轮2受力（与齿轮1大小相等方向相反）FT291552N，FR231744N，FA210133N，齿轮3受力（1）圆周力FT32T2/DM3286955/（64103）269387N（2）径向力FR3FT2TAN269387TAN20098049NC求垂直面内的支撑反力MB0，RAYFT2（L2L3）FT3L3/（L1L2L3）91552（7063）1326938763/183191926NY0，RBYFT2FT3RCY91552269387191926169013N垂直面内C点弯矩MCYRAYL11919262154126NM，MRBY（L2L3）FT3L21CY169013133269387704126NM，D点弯矩MDYRBYL3169013639296NM，MRAY（L1L2）FT2L21DY19192612091552709296NMD水平面内的支撑反力MB0，RAZFR2L3L2FR3L3FA2DM2/2/（L1L2L3）31744133980496310133238827/2/12875070NZ0，RBZFR2FR3RAZ31744980497507054723N，水平面内C点弯矩MCZRAZL175070502365NM，M1CZRBZL3L2FR3L25472313398049701055NM，D点弯矩MDZRBZL354723633010NM，M1DZRAZ（L1L2）FA2DM2/2FR2L275070120101331649/231744702992NME合成弯矩MCMM4756NM2CZ2CYMMM4259NM1C12CY12CYMDMM9771NM，MMM9766NM2DZ2DY1D12DY12DZF作轴的扭矩图如图13C所，计算扭矩14TT286955NMG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13可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度，MDM，取MM9771NM，1D1D抗弯截面系数WD3MIN/32314303/32265106M3M2T2/W97712869552/2651034427B159MPA（2）由于C点轴径较小故也应进行校核MCM，取MM4756NM，1C1C抗扭截面系数WD3MIN/32314303/32265106M3M2T2/W47562869552/2651063514B159MPA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83查得B637MPA，B159MPAB该轴受力计算简图如图12B齿轮4受力（与齿轮1大小相等方向相反）圆周力FT4269387N，径向力FR498049NC求垂直面内的支撑反力MC0，RBYFT4L1/（L1L2）26938771/（12571）115752NY0，RCYFT4RBY269387115752153635N，垂直面内D点弯矩MDYRCYL1153635558450NM，MRBY1DYL21157521258450NMD水平面内的支撑反力MC0，RBZFR4L1/（L1L2）9804970/19642131NZ0，RCZFR4RBZ980494213155918N，15水平面内D点弯矩MDZRCZL155918713075NM，MRBZ1DZL2421311253076NME合成弯矩MDMM9020NM，2DZ2DYMMM8992NM1D12DY12DZF作轴的扭矩图如图12C所，计算扭矩TT3393197NMG校核低速轴III根据参考文献3第三强度理论校核由图12可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度，MDM，取M1DMD9020NM，又抗弯截面系数WD3MIN/32314423/32727106M3M2T2/W902023931972/7271065573B159MPA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D40，由1表463选用型号为30208，其主要参数为D40，D80，CR59800N，037，Y16，Y009，CR042800查2表96当A/R时，X1，Y0；当A/R时，X04，Y16B计算轴承D的受力（图15），（1）支反力RBRR3625226927227170N，RCR2BY2BZ2CYR1184792353692123646N2CZ（2）附加轴向力（对滚子轴承SFR/2Y）SBRB/2Y27170/39057N，SCRC/2Y123646/341215N16C轴向外载荷FAFA110133ND各轴承的实际轴向力ABMAX（SB，FASC）FASC31082N，AC（SC，FASB）SC41215NE计算轴承当量动载由于受较小冲击查2表97FD12，又轴I受较小力矩，取FM15AB/RB31082/271701144037，取X04，Y16，PBFDFM（XRBYAB）18（0427171631082）109079NAC/RC41215/123646033037，取X1，Y0，PCFDFM（XRCYAC）12151123646222563NF计算轴承寿命又PBPC，故按PC计算，查2表94得FT10L10H106（FTC/P）/60N1106（59800/222563）10/3/（60960）012106H，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L16026L11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D35，由1表463选用型号为30207，其主要参数为D35，D72，CR51500N，037，Y16，Y009，CR037200查2表96当A/R时，X1，Y0；当A/R时，X04，Y16B计算轴承D的受力（图16）1支反力RBRR1919262547232199575N2BY2BZRARR75070235369292223N2AY2AZ2附加轴向力（对滚子轴承SFR/2Y）SBRB/2Y199575/3262367N，SARA/2Y92223/3228820NC轴向外载荷FAFA210133N17D各轴承的实际轴向力ABMAX（SB，FASA）SB62367N，AA（SA，FASB）FASB52234NE计算轴承当量动载由于受较小冲击查2表97FD12，又轴I受较小力矩，取FM15AB/RB62367/1995750312037，取X1，Y0PBFDFM（XRBYAB）1215199575359235NAA/RA52234/922230566037，取X04，Y16PAFDFM（XRAYAA）18（04922231652234）216834NF计算轴承寿命又PBPA，故按PB计算，查2表94得FT10L10H106（FTC/P）/60N2106（51500/359235）10/3/（60303673）01833106H，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L19165L11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D55，由1表463选用型号为6211，其主要参数为D55，D100，CR33500N，CR025000B计算轴承D的受力（图15）支反力RBRR1157522421312123181N，RCRR2BY2BZ2CY1536352559182163495N2CZC轴向外载荷FA0ND计算轴承当量动载由于受较小冲击查2表97FD12，又轴I受较小力矩，取FM15PBFDFMRB12151231822565NPCFDFMRC12151163495294291NE计算轴承寿命18又PBPC，故按PC计算，查2表94得FT10L10H106（FTC/P）/60N3106（33500/294291）10/3/（6063829）2741106H，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L139945L11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（GB109579，GB109679），由D30，查1表451得BH87，因半联轴器长为60，故取键长L50，即D30，H7，L1LB42，T12838NM，由轻微冲击，查2表210得P100MPAP4T/DHL1429844/（30742）1287P100MPA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（GB109579，GB109679），由D20，查1表451得BH66，因小圆锥齿轮宽为55，故取键长L42即D20，H6，L1LB36，T129844NM，由轻微冲击，查2表210得P100MPAP4T/DHL1429844/（20636）2763P100MPA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（GB109579，GB109679），由D50，查1表451得BH149，因大圆锥齿轮宽为50，故取键长L44即D50，H9，L1LB30，T286955NM，由轻微冲击，查2表210得P100MPAP4T/DHL1486955/（50930）2576P100MPA故此键联接强度足够。194大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接采用圆头普通平键（GB109579，GB109679），由D60，查1表451得BH1811，因大圆柱齿轮宽为64，故取键长L54，即D60，H11，L1LB36，T3393197NM，由轻微冲击，查2表210得P100MPAP4T/DHL14393197/（601136）6619P100MPA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（GB109579，GB109679），由D42，查1表451得BH128，因半联轴器长为84，故取键长L72，即D42，H8，L1LB60，T4381527NM，由轻微冲击，查2表210得P100MPAP4T/DHL14381527/（42860）7570P100MPA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TCKAT，由载荷不均匀，冲击较小查2表66有KA12，又T81527NMTC12815279783NM根据TC9783NM小于TPMAX，NN0960R/MIN小于许用最高转速及输出轴轴伸直径D042MM，卷筒轴轴伸直径D56MM，查1表471选用HL4型其公称转矩TPMAX1250NM许用最高转速N4000R/MIN，轴孔直径范围D4056MM孔长L1112MM，L284MM，满足联接要求。标记为联轴器HL4型（Y4284，56112）GB50148520八，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PFP（1）KW，且减速器传动的总效率13345609609830990950970824则由2可知产生的热流量为H11000P0（1）100030176528W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KD16W/，且经计算箱体散热总面积为A106所以，由2621有TT01000P0（1）/（KDA）20528/（16106）51132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500MPA又V11135M/S，箱体温度T511355按2表512得所需润滑油黏度为680，由黏度680，查1表481得选用代号为680的抗氧防锈工业齿轮油（SY11721980）21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31）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，V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AA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BB上则作用有横向力FCOS、轴向力FSIN、弯矩MTSIN及扭矩TTCOS。由于弹簧的螺旋升角一般取为59，故SIN0；COS1下图，则截面BB上的应力下图可近似地取为式中CD2/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41常用旋绕比C值DMM0204045111222567161842CD2/D714512510494846为了简化计算，通常在上式中取12C2C因为当C416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。42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。432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D2CD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BH0/D2按下列情况选取当两端固定时，取BFMAX式中FC稳定时的临界载荷；CU不稳定系数，从下图中查得；FMAX弹簧的最大工作载荷。如FMAXFC时，要重新选取参数，改变B值，提高FC值，使其大于FMAX值，以保证弹簧的稳定性。如条件受到限制而不能改变参数时，则应加装导杆如上图B或导套如上图C。导杆导套与弹簧间的间隙C值直径差按下表导杆（导套）与弹簧间的间隙表的规定选取。45不稳定系数线图导杆（导套）与弹簧间的间隙中径D2/MM5510101818303050508080120120150间隙C/MM0612345678进行弹簧的结构设计。如对拉伸弹簧确定其钩环类型等，并按表计算出全部有关尺寸。9绘制弹簧工作图。1根据工作条件选择材料并确定其许用应力因弹簧在一般载荷条件下工作，可以按第类弹簧考虑。现选用组碳素弹簧钢丝。并根据DD22218MM4MM，估取弹簧钢丝直径为30MM。由表暂选B1275MPA，则根据表162可知05B051275MPA6375MPA。2根据强度条件计算弹簧钢丝直径现选取旋绕比C6，则得46于是有改取D32MM。查得B1177MPA，05B5885MPA,取D218,C18/325625,计算得K1253，于是上值与原估取值相近,取弹簧钢丝标准直径D32MM与计算值322MM仅差06,可用。此时D218MM,为标准值,则DD2D1832MM212MM取G79000MPA,弹簧圈数N为取N11圈；此时弹簧刚度为KP1056168/11N/MM1612N/MM4验算1）弹簧初拉力P0P1KP1180161275N591N初应力0，得47当C562时，可查得初应力0的推茬值为65150MPA，故此初应力值合适。2）极限工作应力LIM取LIM112，则LIM1125885MPA6591MPA3）极限工作载荷5进行结构设计选定两端钩环，并计算出全部尺寸从略。五承受变载荷的圆柱螺旋压缩拉伸弹簧的设计对于承受变载荷的弹簧，除应按最大载荷及变形仿前进行设计外，还应视具体情况进行如下的强度验算及振动验算1强度验算承受变载荷的弹簧一般应进行疲劳强度的验算，但如果变载荷的作用次数N，或载荷变化的幅度不大时，通常只进行