方糖堆积机构的设计

PAGEI方糖堆积机构的设计【摘要】当今中国经济的飞速发展，人们的购买力也越来越高，对糖果等产品的需求趋势也随之提升。市场过大需求量已经把现有的市场生产力催人奋进，但是我国现有的糖块堆积生产机构都是半自动或者是人工操作，因此存在效率低，生产速度慢等现象。为了满足过快的生产力，本次根据现有设备设计一款方糖堆积机构。该机构主要是为了增强生产效率和需求等。本次根据上述需求设计一款方糖堆积机构，该设备主要是完成放糖的堆积等的要求，对其参数等工艺需求进行分析，找出设计方案，提出由输送带，偏心连杆机构等主要结构方案组成的整体机构。当方案确定后再进行每个部件的设计。每个机构经过相关数据计算之后，采用SOLIDWORK与AUTOCAD软件进行三维设计和二维图，最后完成论文。本文设计的方糖堆积机构结构简单，生产制造方便，能够实现对放糖的堆积作用。在放糖生产自动化设备有一定借鉴意义。【关键词】放糖堆积机构；输送带；四杆机构传动；三维建模浙江工业大学之江学院毕业设计（论文）英文摘要Designofsugaraccumulationmechanism【Abstract】DuetotherapiddevelopmentofChina'seconomy,thepurchasingpowerofChinesepeoplehasalsoincreased,andthedemandforcandyandotherproductsisalsoincreasing.Theexcessivemarketdemandhasdriventheexistingmarketproductivityforward,butourexistingproductioninstitutionsforstackingsugarcubesaresemi-automaticormanualoperation,whichresultsinlowefficiencyandslowproductionspeed.Inordertomeetthefastproductivity,asugaraccumulationmechanismisdesignedaccordingtotheexistingequipment.Thistime,accordingtotheaboveneedstodesignasugaraccumulationmechanism,theequipmentismainlytocompletetherequirementsofsugaraccumulation,theparametersandotherprocessrequirementsareanalyzed,findoutthedesignscheme,putforwardbytheconveyorbelt,eccentriclinkagemechanismandothermainstructuralschemecomposedoftheoverallmechanism.Afterthecompletionoftheschemetodetermineeachcomponentschemedesign.Aftercalculatingtherelevantdataofeachinstitution,SOLIDWORKandCADsoftwareareusedfor3Dmodelingand2Ddrawing,andfinallythepaperiscompleted.Thesugarstackingmechanismdesignedinthispaperhastheadvantagesofsimplestructure,convenientmanufacturing,andcanrealizethestackingeffectofsugar.Insugarproductionautomationequipmenthascertainreferencesignificance.【KeyWords】Sugarpilingmechanism;Conveyorbelt;Four-barmechanismdrive;Three-dimensionalmodeling目录80651绪论 1130901.1研究背景和意义 1293611.2国内外研究现状 199501.3研究内容 2192641.4研究思路 338532总体方案确定 455602.1总体方案确定 4172282.2参数汇总 5142312.3整机传动方案确定 546902.4驱动系统方案选型 6193193输送带传动系统的机械结构设计 8131773.1电动机的选择 8130093.2传动比的计算及分配 9311353.3传动装置运动、动力参数的计算 9219893.4传动件的设计计算 10290493.4.1高速级锥齿轮传动的设计计算 1015943.4.2.低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 14264804齿轮上作用力的计算 2091034.1轴的设计计算 21218504.1.1高速轴的设计与计算 21156664.2.2中间轴的设计计算 30161164.2.3.低速轴的设计计算 38151054.3间歇机构的设计 45315685传动结构设计 48132335.1同步带计算选型 4868045.2同步带的主要参数（结构部分） 515235.3同步带的设计 53211735.4轴的设计 53310325.5轴的校核 54294675.6键的校核 54226205.7轴承的校核 5577585.8机械手平面四杆机构的设计 56245845.9纵向堆积机构的设计 5916922总结 6216466参考文献 6318896致谢 64PAGE11绪论1.1研究背景和意义随着科技的进步，现代化生产越来越倾向于商品化、社会化，国际化。它包括了从原材料到成品整个生产加工过程中所有环节所使用的包装材料。它的产品不再简单地提供给该区域和国内消费，但必须大力发展出口创汇，逐步形成外向型经济。为了适应这种形势的需要，必须改变我国传统的“重人力轻设备”的状况。因此，产品包装不能再靠手工操作了，由于手工包装不只在于速度，品质上、卫生条件、花色品种等等，均不能与机械化包装相提并论，现代化包装机械已经超出了单纯模仿人类行为的范畴，有很多功能完全无法通过手工操作完成。为了满足糖果巨大的需求，设计一款放糖堆积机，能够极大地提升工人的工作效率，与人工包装相比，滑台式吸塑封口机的机械包装速度要快很多，比如糖果的包装，人工包糖1至2分钟只能包十几个，但是糖果包装机一分钟就能包出数百甚至数千，可以将效率提升几十倍。可以有效的保证包装的品质，用机械包装可以达到所需的形状和大小，达到所需的规格，这是人工包装所不能达到的。尤其是外销产品，必须采用机械式的包装方式，才能实现包装的规模化。1.2国内外研究现状糖果的包装分为枕式包装与扭结式包装。枕式包装和扭结式包装相比具有外型美观，包装速度快，密封性好等特点。近来糖果的枕式包装逐渐取代扭结式包装。如上海食品机械厂生产的厂枕式糖果包装机和上海星火机械厂生产的一型枕式糖果包装机。该种机型的包装速度均在粒左右，如果机器性能好也能达到左右。但是这种机型仅能一次包装单粒糖果，对于一次包装多粒糖果无能为力。为了解决这个间题，我所与马鞍山轻工机械厂共同开发了一型多功能糖果包装机。该机型一次可包装一粒至六粒糖果。其包装速度在包装每袋六粒糖果时也在包左右。在年月它通过了机电部包装与食品机械行业办公室组织的技术鉴定。该机的研制成功填补了我国枕式糖果包装机中多粒糖果包装的空白，并且整机全部采用国产元件制造。

国外糖果包装机市场发达，主要集中在欧洲、美洲等地。其中，瑞士、德国、意大利等国家在糖果包装机技术及制造方面处于领先地位，其产品广泛应用于糖果、巧克力、饼干等食品行业。近年来，随着智能工厂、工业4.0等概念的提出，国外糖果包装机不断迭代更新，逐步实现智能化、自动化、网络化的发展。德国的哈布斯包装机械公司推出的“多功能平板糖果包装机”可以实现多样化包装，具备高速、高精度、高效率等特点，大幅提高了生产效率和产品品质。提出了国产糖果包装机械与国际先进同行的主要差距（1）自动控制技术和产品应用少。在国际上，德国，意大利，美国，日本等国家，都是包装机械行业中的佼佼者，其配套设备具有快速的制造速度，高的稳定性，高的稳定性。例如，德国的包装设备，其先进之处在于其流程自动化程度高，生产效率高，从而达到缩短交货时间、减少流程费用的目的；这种设备具有很高的灵活性，它的主要特点是生产的灵活性、构造的灵活性和供货的灵活性，从而能够满足产品的升级需要，以便满足产品升级的需求。(2)生产效率低下、能耗高、稳定性及可靠性较差、产品外形陈旧、外形粗犷、基本零件及配套零件使用寿命较短、国产气动零件及电气零件质量较差。中国发展近十年目前我国是世界上最大的包装生产和消费大国，其产品占到了包装行业的30%以上。在国人不懈的努力一下我国包装机械已经占据了机械工业中至关重要的地位，并且为我国包装工业提供了充足的保障。近几年，随着经济的发展，人们的生活水平不断提高，新型包装产品，特别是与人体健康息息相关的产品，正日益受到人们的关注，而在未来，方便携带的产品将会有很大的发展空间。目前，国内许多包装机械仍采用继电器模式，如果用plc模式来代替，不仅能够简化机械或电气设计的结构，还能够实现一些不能实现的功能，使得机器在一定程度上能够实现智能化。1.3研究内容本次设计的方糖堆积机构主要做到以下内容：1.根据资料来进行分析，确定任务的目标，清楚方糖堆积机构的功能需求，最后进行总结方案，拟定开题报告。2.了解方糖堆积机构需要输送的参数和重量等，对其进行分析和统计重量等，了解方糖堆积机构的结构，工作原理，以及了解方糖堆积机构的发展方向。3.完成对方糖堆积机构的传动系统，电机的型号，齿轮齿条结构的设计和校核，进行参数化设计计算。4.在此基础上，将以上数据与方糖堆积机理的数据相结合，建立了三维模型，并绘制了二维图。1.4研究思路本次毕业设计对象是方糖堆积机构，其研究思路如下所示：从技术路线上分析，第一查阅资料，对方糖堆积机构进行充分论证，提出总体方案，后者论证其方案是否可靠可行，如果不可行则需要返回修改，直到确认为主，后进行结构设计，主要是传动系统，电机等系统进行计算和校核，还需要对轴承，轴结构设计，扭矩弯矩等进行设计，最后利用数据进行三维建模，后根据三维完成优化等。2总体方案确定2.1总体方案确定1.电机2.减速器3.间歇结构4.输送带5.连杆机构本次设计方糖堆积机构主要由电机，减速器，间歇结构，输送带，四杆连杆机构等组成，其传动方案如下所示：锥齿轮2.电机3.齿轮传动4间歇机构传动系统主要是电机驱动二级减速器进行带动输送带的输送，进而满足使用要求。1.偏心轮2.连杆3.堆叠机构4间歇连杆5间歇轮6同步带7同步带本次设计输送带等其他机构主要是由同步带和偏心轮进行传动，完成整个机构的传动。2.2参数汇总预算输送带是最大输送力度4500N，间歇轮400mm输送带V=1.8m/s其余同步带的速度0.5m/s2.3整机传动方案确定方糖堆积机构在电机功率出来之后，可以进行传输的方法有直齿或斜齿轮传输，皮带轮和涡轮蜗杆传动传输。通常的传输机制对比分析见下表（表3-1)：表3-1目前可供选择的常用传动机构齿轮传动其特征为：传动平稳，噪音低，便于清洗，并具有缓冲、减震及过载保护功能，便于维护。此外，与链传动和齿轮传动相比，带传动的强度较低，也就是及疲劳寿命较短。齿轮传动效率高、传动比稳定、工作可靠、寿命长、结构紧凑、比带、链传动所需的空间尺寸小涡轮蜗杆传动传动比较大，而且体积很小，单头的涡轮蜗杆还拥有的可以自锁的功能，不需要再加制动装置就可以随意的停在任意位置，但是缺点就是它的效率很低。根据本次方糖堆积机构采用链条完成长距离传动等。2.4驱动系统方案选型（1）液压驱动液压驱动主要有以下这些特性：液压驱动在整体的效率很高，每个模块之间的衔接很好，能够利用调整液压油的量来调整驱动物体的速度，而被驱动物体在没有其他外在环境的影响下，能够实现零滞后，液压系统相对来说，可以很好地接收外冲击力，即使频繁变向操作，也可以稳定使用；在同样的驱动力之下，液压驱动的整体惯性小，质量低，体积小；由精确度来做个比较，电动驱动大于液压驱动，而液压驱动则大于气压驱动。（2）气压驱动气压驱动是通过气流来进行助力气压缸的运转，然后将整个机械都带动起来的一个驱动形式，可以达到五级的变速，运转起来的时候效率很快，同时它操作非常简单，成本又低，又可以很好的处理掉废气。不过它的整体稳定性不高，噪音又多，因为稳定性差，导致控制性也很差，因此，分拣放糖堆积机构就不适合这种驱动。（3）电机驱动电动机主要有交流电动机以及直流电动机两种，而实际生活当中还划分为步进电动机以及伺服电动机两种，因此，普通的放糖堆积机构在驱动上面都是选择交流电动机驱动或者直流/交流电动机这三类，伺服电动机相对来说，它的输出力量很大，驱动起来较为稳定，而且带有实时位置回报的模块，也有加减速的模块，可是伺服电动机的转动惯性非常大，成本又高，而且性能不太理想，一般都只是用在需要大力点的地方，比如重型机械上，反观步进电动机，它在输出的时候，由于抖得很严重，所以力就较为分散，导致很小，但是它的整体构造之间的联动可以消掉它的抖动，所以对位置的作业准确度是比较高的，而且性能非常好，目前由于材料不断的更新。由资料可得，采用的步进电机驱动是要稳定过液压或者气压驱动的，而且效率也快过它们，同时电机是将全部的零件都堆积到电机的内部，这样整个电机就会很小，容错率更高，那两种驱动的系统结构比电机更加复杂，维护起来非常不容易，同时它们的体积又大，因此，电机就代替了传统的液压以及气压驱动了。由图书馆可以查看到很多类型的放糖堆积机构在关节位置的驱动过程之后，于是采用电机来作为这次放糖堆积机构的驱动。3输送带传动系统的机械结构设计3.1电动机的选择1、电机选型：按应用要求，选用Y系列三相感应电机。2、选择电动机功率：输送带所需功率≈8.1KW参照《减速器设计实例精解》中的表2-1中的一对支承的效用=0.99，锥齿轮的传动效率=0.96，联轴器的效率=0.99，斜齿圆柱齿轮的传动效率=0.97，由此知道电动机到工作机间的总效率为≈0.88电动机所需工作功率为电机的额定功率可从《减速器设计实例精解》中的表8-2中选择=11KW电动机转速的确定：输送带带轮的工作转速为由表2-2可知锥齿轮传传动比=2～3,圆柱齿轮传动传动比=3～6，所以总的传动比区间为=2～3×（3～6）=6～18电动机的转速范围为×（6～18）r/min=515.94～1547.82r/min根据《减速器设计实例精解》中符合这一要求的电机有750r/min和1000r/min。因为1000r/min已经达到极限，所以使用1000r/min的电动机。满载转速为970r/min,y160l-63.2传动比的计算及分配传动比的计算及分配如下：总传动比2、分配传动比高速级传动比为锥齿轮传动比=2～3，满足要求，故低速级传动比为3.3传动装置运动、动力参数的计算传动装置的运动、动力参数的计算如下：各轴转速=970r/min=94.42r/min各轴功率KW≈9.21KWKW≈8.76KWKW≈8.42KWKW≈8.26KW各轴转矩3.4传动件的设计计算3.4.1高速级锥齿轮传动的设计计算减速器外传动只有带传动、故只需对带传动进行设计。带传动的设计计算如下所示：选择材料、热处理方式和公差等级考虑到传送带是通用机械，大齿轮和小齿轮采用45钢制，上齿轮调节化，大齿轮正规化。齿面硬度HBW=218~256,HBW=163~218同“减速器设计实例精度分析”表8-17所示。-=46。在30～50HBW的区间范围内。所以选则8级精度的齿。初步计算传动的主要尺寸由于该齿轮为软啮合，因此，根据啮合啮合的疲劳强度来进行设计。其设计公式为小齿轮传递转矩为由于值不知道，值不能够确定，所以暂时取载荷系数查《减速器设计实例精解》表8-19，得弹性系数直齿轮，由《减速器设计实例精解》图9-2可以得到节点区域系数齿数比取齿宽系数Φ=0.3许用接触应力可用下式计算小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为通过查《减速器设计实例精解》图8-5得到寿命系数，；由《减速器设计实例精解》表8-20取安全系数，则有取[σ]=409.5MPa初算小齿轮的圆直径，有=≈106.685mm确定传动尺寸1）计算载荷系数，由表8-21查得使用系数齿宽中点分度圆直径为=106.685×（1-0.5×0.3）mm≈90.682mm故比图8~图6降低1级的精度可以得到动有效载荷系数，比图8~图7可以得到齿的有效载荷分布系数，可以得到有效载荷系数。对进行修正，因K与有较大的差异，故需对计算出的进行修正，即mm3）确定齿数，选齿数，，取大端模数,，查表8-23，取标准模数m=5mm大端分度圆直径为d=mz=5×23mm=115mm>109.353d=mz=5×65mm=325mm6)锥顶距为mm齿宽为b=ΦR=0.3×172.585mm≈51.776取b=55mm4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为K、b、m和Φ同前圆周力为3）齿形系数Y和应力修正系数Y02则当量齿数为由图8-8查得，；由图8-9查得，许用弯曲应力由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为，由图8-11查得寿命系数，由表8-20查得安全系数，故计算锥齿轮传动其他几何尺寸3.4.2.低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算斜齿圆柱齿轮的设计计算如下：选择材料、热处理方式和公差等级大、小齿轮选用45号钢材，小号的齿轮采用调热处理，查《减速器设计实例精解》中表8-17得齿面硬度,。平均硬度，。。在30~50HBW之间。选用8级精度。初步计算传动的主要尺寸该传动为闭式软齿面的齿轮传动，所以应该按齿面接触疲劳强度来设计。该公式为小齿轮传递转矩为因值不知道，且值不确定，所以初选载荷系数，选由《减速器设计实例精解》表8-18，取齿宽系数由《减速器设计实例精解》表8-19查得弹性系数暂选螺旋角，查图9-2得节点区域系数齿数比暂选，则，取，则端面重合度为轴合重合度为由图8-3查得重合度系数由图11-2查得螺旋角系数许用接触应力可用下式计算由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为，小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为由图8-5查得寿命系数，；由《减速器设计实例精解》表8-20取安全系数则有取初算小齿轮的分度圆直径，得≈77.874mm确定传动尺寸1）计算载荷系数，通过查《减速器设计实例精解》表8-21得到使用系数因，由图8-6查得动载荷系数,通过图8-7可以得到齿向载荷分配系数，通过《减速器设计实例精解》的表8-22可以查出齿间载荷分配系数，此时载荷系数为对进行修正，因K与有较大的差异，故需对计算出的进行修正，即3）确定模数按表8-23，取计算传动尺寸，中心距为圆整，螺旋角为因为初选值与β值相差很大，所以对β相关的参数改正由图9-2查得节点区域系数，端面重合度为轴向重合度为由图8-3查得重合度系数，由图11-2查得螺旋角系数≈78.158mm因，由图8-6查得动载荷系数，载荷系数K值不变按《减速器设计实例精解》表8-23，取，则中心距为圆整a=250mm螺旋角为修正完毕，故，取，取校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为K、、和同前齿宽齿形系数和应力修正系数。当量齿数为由图8-8查得，；由图8-9查得，由图8-10查得重合度系数由图11-3查得螺旋角系数许用弯曲应力为通过书中的图8-4f、b查出弯曲疲劳极限应力，通过书中的图8-11查出寿命系数，通过《减速器设计实例精解》表8-20查得安全系数，故

4齿轮上作用力的计算通过对齿面受力的计算，可以为以后的齿面设计与检验，键面的选取与验算，以及轴承的选型与检验等提供依据。齿轮受力的计算方法是这样的：高速级齿轮传动的作用力1）已知条件高速轴传递的转矩为T=90680，转速为=970r/min，小齿轮的大端分度圆环直径为：=115mm，,,2）锥齿轮1的作用力①、圆周力为它的方向是与作用力的圆周速度的反方向。②、径向力为它的方向是朝向轮子1旋转中心的作用力作用点。轴向力为其力的方向沿轴向从小型锥齿轮的小端朝向大端法向力3）锥齿轮2的作用力斜齿轮2上的周向力、径向力和轴向力等于斜齿轮1上的周向力、径向力和径向力，且作用在相反的方向。2.低速齿轮传动的作用力1）已知条件中间轴传递的转矩，转速，低速斜齿圆柱齿轮的螺旋角。要使锥齿轮2的轴向力和斜齿轮3的轴向力抵消，在低速转动时小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮的分度圆直径为2）齿轮3的作用力圆周力为它的方向与施力点的周向速度方向相反径向力为方向力是指向第3轮旋转中心的力点轴向力为法向力为3）齿轮4的作用力从动轮4受到的力与从动轮3受到的力大小相同，作用方向相反。4.1轴的设计计算轴和毂孔的直径和宽度的选择和校正，滚动轴承的选择和校正，铰链的选择和校正，以及连接轴的传动带和半联轴器的组合的选择，都经过了计算和设计。4.1.1高速轴的设计与计算已知条件高速轴传递的功率P=9.21KW，转矩，回转数n=970r/min、小齿轮分度环大端径d=115mm、齿轮副b=55mm、中間点歯幅円径です。选择轴的材料由于其传输的动力较小，且对其质量及结构尺寸无特别要求，故采用45钢作为常见材质，并按《减速器设计实例精细化分析》中表8~26中的“调质”方法进行“调质”。初算轴径通过查找表9-8，得出C=106-135的结果，C=118的中位数。≈24.99mm轴与皮带轮相联接，其直径应该增加，因为其上有键槽，轴端最细处直径则结构设计轴的结构构想如图4-1所示：图4-1在支承部分的结构设计上，为了便于支承部分的安装和拆卸，将支承部分的主体设计成了一种分段的结构。2）在接头和接头①的设计中，接头①要在接头①上，接头的设计要和接头的设计同时进行。为了将两个同轴的传动轴系连接起来，使其具备补偿两个轴心的相对偏差、减振、缓冲等特性，选择了一种弹性的圆柱销式连接器。查表8-37，取载荷系数，计算转矩为通过查书中的表8-38可以得到LX2并且是GB/T5014-2003型号的联轴器满足公称扭矩、允许转速6300RPM、钻径20-35mm的要求，让联轴器毂孔直径暂为28mm,轴孔长度=62mm,并且是A型键的Y轴孔，并且从动端代号为LX228×62GB/T5014-2003,此时该轴段①直径。因为长度要小于毂孔宽度，所以在决定2的轴心直径时，要考虑到轴心2的轴向定位方法和密封件的尺寸。若联接采用肩部位置，肩部高度h=(0.08~0.1)==(0.08～0.1)×28mm=2.24～2.8mm。该轴段②轴径=+2×（2.24～2.8）mm=31.92～33.6mm，因为数值是由密封环影响的。当轴旋转速度小于等于3m/s，用毛毡圈油封。可查主毡圈35jb/ZQ4606-1997表8-27。因为该轴承的直径为40毫米。通过计算得出轴径太大并且使用寿命也太长，因此可用衬套定位。该衬套内径是28mm，外径要同时满足密封要求和轴承定位的标准。所以用滚转轴承，轴承30207，轴承内径如表9-9所示。，外径，宽度，，内圈定位直径，外径定位直径，在轴上力的作用点和外圈大端面的距离，故，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，轴承内圈宽度应该略高于轴段的长度，使。该减速器锥齿轮的圆周速度高于2m/s,所以这里轴承用油润滑。通常，一个轴上的两个轴承是同一类型的，右侧是齿轮1的定位布什。在这里，为了保证套筒到达轴承内圈的右端面，轴承内圈的宽度应略高于轴长。因为轴截面赋予轴承定位功能，所以这个截面的直径作为轴承定位的轴肩的直径。不仅如此，这个部分的长度和轴的悬垂长度有关，所以首先要决定悬垂的长度。齿轮与轴段⑤的设计在轴段⑤上安装齿轮，在小锥齿轮的轴段处用悬壁结构，要低于，所以暂定在小锥齿轮齿宽中心的分度圆与该齿轮大端的径向端表面的距离M，由该齿轮的构造决定，因为该齿轮的直径很小，所以它是一种实心型的，可以通过图表来测量。，锥齿轮大端侧径向端面和轴承套杯端面距离为Δ=10mm,轴承套杯凸肩厚,根据齿轮结构的需要，齿轮大端面的直径端与齿轮毂右端的距离为56mm。此时轴套刚好在齿轮的左边，因此将轴端齿轮固定在右端。为了能压住齿轮的端面，传动轴和取档档比取档档短，差为0.75mm。=56+Δ+C+T-L-0.75=（56+10+8+18.25-16-0.75）mm=75.5mm轴级(1)和(3)的长度轴级(1)的长度不仅与轴上的零件有关，还与轴承的端盖等零件有关。从表4-1可以看出，下壳体的座壁较厚，壁厚，R+a=179.650mm+250mm=329.650<600mm，轴承侧连接螺栓为M20，箱体凸弗兰连接螺栓为M16。，轴承端盖连接螺杆0.4d=0.4×24mm=9.6mm。假设为M10，由表8-30知，轴承端盖凸缘厚度；假设轴承座间的调整垫片厚度和端盖为Δ=2mm;高速轴轴承端盖联接螺丝，根据表8-29取GB/T5781M1035的螺栓；其安装参考圆直径比联轴器轮毂的外径要大得多，这里的螺钉有充足的折装空间，取联轴器孔端面距轴承端盖表面的距离，轴承左端面和轴承端盖凸缘安装面距离为，可取轴段①端面和联轴器左侧面距离为1.75mm则L=L+K+B++T--1.75mm=(62+10+12+25.5+8.25-16-1.75)mm=110mm轴段③的长度和轴的悬壁长度有关。小齿轮的受力作用点和右端轴承对轴的力作用点间的距离为=M+Δ+C+=(32.9+10+8+15.3)mm=66.2mm则两轴承对轴的力作用点间距离为=(132.4-165.5)mm+2×15.36mm-2×18.25mm=126～159.1mm取，则有在其取值范围内，合格轴段①力的作用点和左轴承对轴力作用点的距离由图4-1可得5、键连接在《减速器设计实例精解》中，选择了8-31中8-31中的键型为8×40×7GB/T1096-1990，在轴5与带轮的键型为10×50×8GB/T1096-19906、轴的受力分析1）画出轴的受力简图受力简图如图4-3所示。图4-3受力简图2）支承反力在水平面上为在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为画弯矩图弯矩如图12-5c、d、e所示在水平面上，剖面为b-b剖面左侧为在垂直平面上为M=R=903.8×135.9≈122826.4M=0合成弯矩，有剖面为=126721.1剖面为左侧为④、画弯矩图弯矩图如图12-5f所示图4-3图4-4图4-5⑤、转矩和转矩图转矩图如图4-6所示图4-67、校核轴的强度因剖面弯矩大，同时作用有转矩，剖面为危险面其抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W=最大弯曲应力为=扭剪应力为按照弯扭组合成强度来对其进行检验和计算，如果是单向转动的转轴，那么转矩就是按照脉动循环来对待，因此，取折算系数a=0.6，那么当量应力是：45钢经调质后的抗张强度限度从《减速器设计实例精解》中的表8-26中得到=650MPa，利用内插方法从表8-32中求出轴类许用弯矩应力=60MPa。<，强度足够。8、校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为≈50.0MPa齿轮处键连接的挤压应力为假设键、轴及带轮材料都是钢，通过《减速器设计实例精解》表8-33可知，<，强度足够。9、校核轴承寿命1）计算轴承的轴向力通过《减速器设计实例精解》表9-9查30207轴承知C=54200N，，e=0.37,Y=1.6。通过表9-10得30207轴承内部轴向力计算公式，此时轴承1、2的内部轴向力分别是外部轴向力A=191.0N，各轴向力方向如图12-6所示，则S+A=799.0N+191.0N=990.0>S则两轴承的轴向力分别为计算当量动载荷因为，轴承1的当量动载荷为因为<e,轴承2的当量动载荷为因<，故只需校核轴承2，P=。轴承在100C以下工作，查表8-34得=1。对于减速器，查表8-35得载荷系数3）校核轴承寿命轴承2的寿命为减速器预期寿命为L=2×8×250×10h=40000h>,故轴承寿命足够4.2.2中间轴的设计计算中间轴的设计与计算如下：已知条件中间轴传递的功率，转速，锥齿轮大端的分度圆直径，其齿宽中点处分度圆直径，d=100.000mm,齿轮宽度选择轴的材料因其传输能力较小，对重量及结构尺寸无特别要求，所以采用了表8-26中常见的45钢，经淬火后再经淬火处理。初算最细处轴径按《减速器设计实例精微分析》中的C=106-135的计算公式。如果考虑到轴端部不受力矩作用，而仅受很少的力矩作用，将C=110作为一个较小的值，结构设计轴的结构构想如图4-7所示图4-7轴承部件的结构设计因为轴长度适中，所以轴承用两端固定。根据轴上零件的安装顺序，从处开始设计。轴段①及轴段⑤的设计本节上设有支架，支架的选择应与支架的类型一致。因为齿轮在轴向和周向的受力较大，所以选择圆锥滚子轴承。当轴承安装在①和⑤的轴段上时，其直径必须易于安装并符合轴承的内径系列。根据，暂时以轴承30207为例，从表9-9中可以看出，轴承的内径d=35毫米，外径D=72毫米，总宽T=18.25毫米，内环宽度B=17毫米，内环的定位直径，外圈定位直径，轴承对轴上力作用点与外圈大端面的距离，故通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则齿轮轴段2、4的设计轴段2上安装齿轮3，轴段4上安装齿轮2.为便于齿轮的安装，和应分别略大于和，安装齿轮3处的轴径为42mm，因齿轮3的直径较小，所以可采用采用实心式结果，右端可以用螺栓固定，左端用套筒固定。两条线嘴的宽度为(1.2~1.5)=50.4~63mm。取hub宽度，左右两端用肩位和套筒固定。为了使汽缸端面接近齿轮端面，轴级2和轴级4的长度必须比轮毂短。，轴段3的设计此轴段作用为中间轴上的齿轮提供定位，所以轴肩高度为（0.08～0.1）=2.94～4.2mm,故取其高度为,故齿轮3左端面与箱体内壁距离和齿轮2的轮毂右端面与箱体内壁的距离均取为Δ，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，量得其宽度为，取，则轴段3的长度为Δ=（194-52-110-2×10）mm=12mm此时锥齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖下的调整垫片使其处与正确的安装位置轴段1及轴段5的长度由于轴承采用油润滑，故轴承内端面距箱体内壁的距离取为Δ=5，则轴段①的长度为=B+Δ+Δ+（-）=17mm+5mm+10mm+(110-108)mm=34mm轴段⑤的长度为=B+Δ+Δ+（-）=17mm+5mm+10mm+(52-50)mm=34mm轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离，则由图12-7可得轴的支点及受力点间的距离为=T+Δ+Δ+-=（18.25+5+10+-15.3）=72.95mm由装配草图12-13量得，键连接齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31得键的型号分别为键12×100×8GB/T1096-1990和键12×45×8GB/T1096-1990轴的受力分析画轴的受力简图轴的受力简图如图4-8所示图4-8计算支承反力在水平面上为=≈1675.0N式中负号表示与图中所画方向相反在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为画弯矩图弯矩图如图4-9、4-10、4-11所示在水平面上，剖面左侧为剖面右侧为=剖面右侧为=图4-9在垂直平面上为图4-10合成弯矩，剖面左侧为=剖面右侧为=剖面左侧为=剖面右侧为=图4-114）画转矩图转矩图如图4-12所示，图4-127.校核轴的强度剖面左侧弯矩很大，而剖面右侧同时承受弯矩和转矩，因为轴颈小，所以剖面两侧可能会成为危险面，所以分别计算剖面的抗弯截面系数抗扭截面系数为剖面左侧弯曲应力为剖面右侧弯曲应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为>，故剖面右侧为危险截面由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力=60MPa,<,强度满足要求校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为取键、轴及齿轮的材料都为钢，由表8-33查得=125～150MPa,<,强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够校核轴承寿命1）计算轴承的轴向力由表9-9查30207轴承得C=54200N，=63500N，e=0.37,Y=1.6。由表9-10查得30207轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为外部轴向力A=660.1N，各轴向力方向如图12-9所示>则两轴承的轴向力分别为2）计算轴承1的当量动载荷因>，>，故只需校核轴承1的寿命。因/=1587.0/3901.6=0.41>e,则轴承1的当量动载荷=0.4×3901.6N+1.6×1587.0N≈4099.8N轴承在100°C以下工作，查表8-34得。对于减速器，查表8-35得载荷系数校核轴承寿命轴承1的寿命为减速器预期寿命为>，故轴承寿命足够4.2.3.低速轴的设计计算低速轴的设计计算如下：1、已知条件低速轴传递的功率P=8.42KW，转速n=94.42r/min，传递转距T=851630，齿轮4分度圆直径d=400.000mm,齿轮宽度b=110mm，2、选择轴的材料因其传输能力较小，且无特别要求，所以选择了45钢作为最常见的材质，并根据表8-26对其进行了回火。3、初算轴径查表9-8得C=106～135，考虑轴端只承受转矩，故取小值C=110，则轴与联轴器连接，有一个键槽，应增大轴径，轴端最细处直径为>49.1mm+49.1×(0.03～0.05)mm=50.573～51.5554、结构设计轴的结构构想如图4-13所示图4-131）、由于减速机发热小，轴长适中，轴承可用两端固定。在此基础上，可以根据各部件在轴上的装配次序，由最小的部分做起。接头①的设计接头，接头①，接头①的设计接头，接头的设计要和接头的选型设计同时进行。为了补偿两个联轴节之间的安装误差，隔离振动，选择了一种弹性柱销式联轴节。从表8-37中可以看出取K=1.5，则计算转矩T=KT=1.5×851630=1277445从表8-38中可以看出，LX4型耦合器在GB/T5014-2003中满足的标准：，许用旋转速度为3870转/分，在轴眼直径的作用下。鉴于直径大于51.3毫米，将接头？孔的直径是55毫米，轴孔的长度是84毫米，J形轴孔，带A形键槽，连接有主动端的代号是LX455×84GB/T5014-2003d=55mm，其长度略小于毂孔宽度，取L=82mm②确定轴级的轴径时，应考虑连轴器的轴固定和密封的尺寸。联轴器与肩轴的位置，肩轴的高度为h=。。轴段②的轴径，最后由贴纸决定。轴的圆周速度小于3m/s，可采用毛毡圈油封。选毛毡环65jb/zq4606-1997，参见表8-27。4）轴承和轴类(3)和轴类(7)的设计考虑了齿轮的轴向力，但这里的轴直径较大，因此应选择与轴承的接触角，并且轴类(3)在安装轴承时应保证直径均匀。暂时使用7214c轴承。通过表11-9得，轴承内径d=70mm，外径d=125mm，宽度B=24mm。因为周边定位的内径D=115mm，轴定位端面的最大圆角半径r=1.5mm。齿轮的圆周速度高于2m/s，所以轴承是油润滑的。不需要放置传动装置。箱的铸造误差的补偿,因此,可以发送箱内壁附近的轴承加工箱内壁的距离是狄拉克δ=5mm通常，如果一个轴上有两个相同类型的轴承，d=d=70mm。5)齿轮和轴的设计⑥安装齿轮4。为了方便安装齿轮4,d要比d大一点。初始d=72mm，齿轮四毂宽度范围为(1.2-1.5)d=86.4-108mm。hub宽度等于齿轮宽度b=110mm，右端位于肩部位置，左端用套筒固定。由于汽缸端面与齿轮端面相接，因此轴长⑥必须比齿轮4的轮毂稍短。L=105mm。轴长(2)和轴长(7)除轴部分外，还涉及轴承端盖和轴承座宽等一系列机械部件。轴承侧连接螺栓为M20时，轴宽L=+++(6~8)mm，轴宽L=[10+28+24+(5~8)]mm=68~70mm，因此L=70mm。参照GB/T5781表8-29，选择安装周长大于集线器外径的M10×25伏特。集线器的外径不会干扰端盖螺钉的装卸空间，所以集线器端面与轴承端面的外端面之间的距离为K=10mm。然后呢=L+Δ+B+K-B-Δ=（70+2+12+10-24-5）mm=65mm轴段⑦的长度为=B+Δ+Δ+（-）=[24+5+12.5+(110-105)]mm=46.5mm7)轴上着力点之间的距离。轴承反力施加点与轴承外周大端面之间的距离、轴支点与应力点之间的距离如图12-10所示。5.力量分析。1)拉轴受力的原理图拉轴受力的原理图如图4-14所示。图4-14受力简图2）计算支承反力在水平面上为式中负号表示该力方向与图中所画的方向相反在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为3）弯矩、画弯矩图弯矩图如下图4-15、4-16、4-17所示在水平面上，剖面左侧为剖面右侧为图4-15在垂直平面上为图4-16合成弯矩，剖面左侧为剖面右侧为图4-174）画转矩图转矩图如图4-18所示，T=851630图4-187、校核轴强度齿轮的某个轴截面，因为扭矩大，这个截面是危险的截面。弯曲截面系数是这样的。抗扭截面系数为弯曲应力为扭剪应力通过扭转修正强度修正计算，对于向一个方向旋转的旋转轴，由于力矩是脉冲循环处理的，换算系数a=0.6，应力就是应力。强度满足要求校核键强度联轴器处键连接的挤压应力为齿轮4处键连接的挤压应力为取键、轴及齿轮的材料都为钢，由表8-33查得，<,<，强度足够。校核轴承寿命1）计算轴承的轴向力根据表11-9检查7214c轴承。C=70200n,n=60000。轴承7214的内轴力计算公式如表9-10所示。轴承1和轴承2的内轴力分别为:外部轴向力A=1225.3N，各轴向力方向如图12-12所示>则两轴承的轴向力分别为计算当量动载荷由=1560.6/60000=0.026,查表11-9得e=0.39,因=1560.6/3901.6=0.4>e,故X=0.44，Y=1.44，轴承1的当量动载荷为由=2747.0/60000=0.046,查表11-9得e=0.42，因=2747.0/2966.0=0.93>e,故X=0.44，Y=1.36，轴承2的当量动载荷为3）校核轴承寿命因<，故只需校核轴承2，P=。轴承在100°C下工作，查表8-34得。对于减速器，查表8-35得载荷系数轴承2的寿命为>，故轴承寿命足够4.3间歇机构的设计由于传送盘在两侧，直径为300mm，设计每次进给的行程为150mm，工作行程为，令槽轮转角为45度。查得槽轮的槽数一般为，因此，确定本设计的槽轮槽数,主动拨盘转动一圈，槽轮转动45度。槽轮运动系数：（4-1）拨盘圆销数确定：取圆销数。确定中心距和圆销直径：中心距和圆销尺寸由结构尺寸决定，取中心距L=200mm。并令圆销的直径。槽轮槽间角：（4-2）圆销回转半径：（4-3）槽轮外圆直径：（4-4）槽轮槽长：取h=80mm（4-5）槽轮停动比：（4-6）综上所述，槽轮的基本尺寸已确定，回转孔直径50mm，厚度12mm，铸造材料为HT200结构如图4.5所示。图4.5槽轮结构图大体啮合如图4.7所示。图4.7槽轮机构啮合图5传动结构设计5.1同步带计算选型设计功率由所需传输的名义功率、负载的性质、原动机的类型以及每日持续工作的时间长度等因素综合决定，其公式如下：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=1.7；表2.工作情况系数选同步带的型号为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=34故大带轮齿数为：z2=i×z1=1×z1=34。故z1=34，z2=34。确定带轮的节圆直径d1，d2小带轮节圆直径d1=Pbz1/π=8.00×34/3.14≈86.53mm大带轮节圆直径d2=Pbz2/π=8.00×34/3.14≈86.53mm验证带速v由公式v=πd1n1/60000计算得，s﹤vmax=40m/s,其中vmax=40m/s由表3-2-4查得。10、同步带带长及其齿数确定=()==719.7mm11、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4-3基准宽度同步带的许用工作压力和单位长度的质量13、计算作用在轴上力==71.6N5.2同步带的主要参数（结构部分）1、同步带的节线长度在同步输送带中，输送带的绳长是一项很重要的指标。在确定了变速器的中心间距后，皮带的断面线长过长或过短都会影响齿轮与齿轮的正常啮合。相应地，在同步皮带标准中，对不同类型的带有梯形齿槽的同步皮带的长度进行了规定。因不一致而导致的正时皮带间隔长度必须在指定的误差范围之内（参见表4-4）。表4-4带节线长度表2、带的节距Pb如图4-2所示，沿着两个相邻齿轮的螺距线的对应点的近似长度称为同步带螺距。传动带间距的大小决定了同步传动带和传动带齿轮各部分的齿的大小。螺距越大，传动带各部件的尺寸就越大，承载能力就越高3、带的齿根圆角齿根处的圆角半径是指齿根部分圆弧的半径大小。齿轮的齿根处需要采用一定的倒角设计，以便在高速传动或承受大负载时有效地减少应力集中。同时，合适的圆角半径也可提高齿轮噪声和振动的控制能力，改善齿面接触状态，延长齿轮寿命。4、带的齿根宽度两个齿廓间的距离和齿根底廓间的交点被称为带的齿根宽度，可用s表示。带的齿根宽度很大，从而增强了带齿的抗剪抗弯能力，同时相应地传递较大的切削载荷。图4-2带的标准尺寸表4-5梯形齿标准同步带的齿形尺寸5、齿形角梯形带轮的齿形角度日数对带轮与带轮的啮合也有很大的影响。如果齿形角太小，或者带齿的纵断面形状接近于长方形，那么在传输过程中，带齿就不能顺利的插入到皮带的齿槽中，并且容易发生干涉。5.3同步带的设计在这里，我们选用梯形带。带的尺寸如表4-6。带的图形如图4-3。表4-6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4-3同步带5.4轴的设计可选轴的材料为45钢，调质处理。1、轴的外形结构2、根据轴的位置要求，确定各轴段的直径和长度。内径为d67=30mm，宽度为L67=20mm。右侧由轴决定，d78=38mm,L78=11mm。初级深沟球轴承D6204，其尺寸为dxDxB=20x47x14，所以为d45=910=20mm，根据装配关系为L45=910=15mm。(3)轴在5处固定位置，d56=89=25mm，根据组装关系取L56=383mm。(4)皮尔在三个固定位置上，d23=910=16mm,L23=910=33mm根据装配关系可计算。(5)单轴最小直径d=10mm，螺钉、螺母相互配合，可选螺母品牌GB/T6172.1。再查《机械设计手册》螺母厚度m=5mm，为使用双螺母预紧，L12=1213=19mm。(6)第四个地方是某个位置的支点，所以d34=1011=18mm,L34=1011=40mm。至此已经确定了轴的各段长度和直径。5.5轴的校核必须检查螺旋桨轴的弱连杆的倾斜和负荷的偏向。检查倾斜角时，如果支撑类型相同，只检查最大支撑力的倾斜角各节轴的直径大致相同，精度不高的情况下可以用等径计算。键驱动器不仅需要校正弯曲刚性，校正键按出也是必要的。平均直径或等效直径可以用来校正折射刚度。轴用集中负荷换算就是梁，其倾斜角和弧度的计算公式见表7-15[5]。最大挠度：查【1】表3-12许用挠度；。5.6键的校核键和轴的材料都是钢，由【4】表6-2查的许用挤压应力,取其中间值，。键的工作长度，键与轮榖键槽的接触高度。由【4】式（6-1）可得可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：5.7轴承的校核⑴轴轴承的校核Ⅰ轴选用的是深沟球轴承6206，其基本额定负荷为19.5KN,由于该轴的转速是定值，所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对Ⅰ轴未端的滚子轴承进行校核。②轴传递的转矩∴受力根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为:在水平面：在水平面：∴④因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，【4】表13-6查得载荷系数，取，则有：⑤轴承的寿命计算:所以按轴承的受力大小计算寿命故该轴承6206能满足要求。⑵、其他轴的轴承校核同上，均符合要求。5.8机械手平面四杆机构的设计采用解析方法进行四杆机构的设计，首先制作4个杆的机构的全部的比例参数和运动变量。然后从得到的比例参数得到对应的比例参数。分析法的优点是可以使用计算器或计算机进行求解，计算精度高。适用于解决三个以上位置的设计。特别是在机构的优化设计和精度分析方面，它具有很大的优势。在本设计中，机械臂与真空泵协同工作，将堆叠好的6x6方糖吸入传送带。在设计这种四杆机时，可根据预先确定的运动法则来进行四杆机的设计。图3.1预定的两连架杆分别与其位置设计公式推导图如图3.1所示，两根框架杆连接的位置要在规定的位置进行设计。驱动部1和从动部3的角度为:i=1,2,3,4，在该机构中，此时运动变量为转角，由图看出、是已知，而是未知的。并且是机构按比例来减小或放大的，所以主动件1不会改变机构的转角关系，所以变量为各个构件的相对长度，取所以变量为l、m而、的计量起始角、数量为5。如图3.1所示建立坐标系oxy，并把各杆矢向坐标系轴投影，可得mcos((3.1)(3.2)为消去未知角，将式(3.1)，(3.2)两端各自平方相加，经整理可得令p=m，p=-p=则上式可简化为（3.3）式3.3中包含特定参数p、p、p、及因此，平面4杆机构，最多可以从对应的5个位置正确解决2个假杆。在机构中，动作变量是机构的角度，通过计算可以求出4个杆机构的极限位置。图3.2解析法设计四杆机构=45=135=225=30=90=150如果取=l，=m，=n令p=m，p=-，p==cos+cos(-)+p(3.4)cos=pcos+pcos(-)+p(3.5)cos=pcos+cos(-)+p(3.6)将公式(3.4)，(3.5)，(3.6)带入数值得：cos4