全自动书本打包机结构设计与分析

全自动书本打包机结构设计与分析xx大学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：

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2013-12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。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μ1=0.2（纸-钢），μ2=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=NμmgV=6×0.5×4.0×10×0.136=20.4W推书：P=μmgV=0.2×4.0×10×0.15=1.2W升降：P=（m+M）gV=5.0×10×0.17=8.5W折前边：P=NμmgV=6×0.2×4.0×10×0.13=6.24W刷胶：P=6Fv=6×4×0.01=0.24W各传动机构效率圆柱凸轮效率η=0.94链传动效率η=0.96锥齿轮效率η=0.97轴承效率η=0.98联轴器效率η=0.99减速器效率η=0.63V带效率η=0.962．各机构实际功率送书：44.83W推书：2.34W升降：18.25W折前边：14.02W刷胶：0.58W总功率：80.02W3.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η=53%。电动机实际功率为180×0.53=95.4>80.02，满足工作要求。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49.5由机械设计师手册，表19-41查取公称速比i=50。2.选类型选用蜗杆下置式，即CWU型，用风扇冷却。3.瞬时尖峰载荷的校核起动转矩由机械设计师手册，表19-41查得T2.5T=2.5×223=557.5，T<2.5T校核通过。结论：所选减速器代号为CWU63-50-ⅡFJB/T7935-19992.2.3V带和带轮设计（GB/T13575.1-1992）图2.5带轮设计计算1.设计功率P由机械设计师手册查得工况系数K=1.21.2×0.18=0.216kW。2.选定带型根据P=0.216kW和n=1400r/min。由机械设计师手册确定为Z型。3.传动比i=n/n=1400/500=2.8。4.小轮基准直径参考机械设计师手册表12-18，取d=50mm。大带轮基准直径2.8×50（1-0.01）=138.6mm。由机械设计师手册表12-18，取d=140mm。5．减速器输入轴实际转速为495r/min。6.带速3.66m/s，此处取d=d。7.初定轴间距a，即取250mm。8.所需基准长度2×250+π/2（50+140）+（50+140）/（4×250）806.55mm由机械设计师手册，表12-7选取基准长度L=800mm。9.实际轴间距250+（800-806.55）/2=246.7mm。安装时所需最小轴间距246.7-0.015×800=234.7mm。张紧或补偿伸长所需最大轴间距246.7+0.03×800=270.7mm。10.小带轮包角180°-（140-50）/246.7÷57.3=158.03°11.单根V带的基本额定功率根据d=50mm和n=1400r/min，由机械设计师手册，表12-17b查得，Z型带P=0.136kW（插入法）12.考虑传动比的影响，额定功率的增量ΔP由机械设计师手册表12-17d查得，ΔP=0.03kW13.V带的根数，由机械设计师手册，表12-13查得0.94，表12-15查得1.00.根，取Z=1根。14.单根V带的预紧力由机械设计师手册，表12-4查得V带质量m=0.06×0.8=0.048kg。188N。15.带轮的结构和尺寸此处以小带轮为例确定其结构和尺寸。由CO2-7124电动机可知，其轴伸直径d=14mm，长度30mm。故小带轮轴孔直径应取d=14mm，毂长应小于30mm，取毂长25mm。由机械设计师手册，表12-22查得小带轮结构为实心轮。轮槽尺寸计算（1）基准宽度bb=8.5mm（2）基准线上槽深h=2.0mm（3）基准线下槽深h=7.0mm（4）第一槽对称面至端面的最小距离f=7.0mm（5）最小轮缘厚δ=5.5mm，取轮毂直径25mm（6）带轮宽BB=（Z-1）e+2f=2f=14mm，取轮毂长25mm。（7）外径dd=d+2h=50+2×2.0=54mm（8）轮槽角ψψ=38°，极限偏差±1°2.2.4链轮链条设计（GB/T1243-1997）图2.6链轮设计计算1.链轮齿数初选链轮齿数Z=17，传动比i=1。2.链轮转速n=10r/min。3.链条节距根据P=44.83W，n=10r/min。查机械设计师手册得，链号：10A，节距p=15.875。6.检验链轮孔径查得d=45mm>20mm。满足要求。7.初定轴间距a=515mm，得轴间距a=32.441。8.链长节数L=2a+Z=81.882。圆整取L=82。9.链条长度L1.30m10.中心距a，（，82-17=65）得515.94mm。11.实际中心距514mm。12.链速v0.045m/s。13.有效圆周力F977.78N14.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-1-82GB/T1243-1997。16.计算链轮几何尺寸并绘制工作图。链轮齿数ZZ=17，配用链条节距pp=15.875mm，滚子直径dd=10.16mm，分度圆直径d86.39mm，齿顶圆直径d93.49mm，（按三圆弧一直线齿形计算）齿根圆直径d76.23mm，分度圆弦齿高h4.29mm，最大齿根圆距离L75.86mm，齿侧凸缘直径dd<68.84mm。2.2.5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，回程运动角为，基圆半径，行程h=10mm，正弦曲线运动规律，求理论轮廓，。凸轮运动曲线请见图推程时从动件方程:S=;V=回程时从动件运动方程S=；；理论轮廓；；；图2.8分度凸轮运动曲线凸轮轮廓设计参数见下表。表2.1x-x参数计算表S0015015050.17015.1121.32215.1705100.67015.4322.72115.67010151.46515.9044.26116.46515202.50516.4495.98717.50520253.71016.9577.90718.71025305.01017.32910.00520.01030356.30517.45212.22021.30535407.51017.24414.46922.51040458.54516.64916.64923.54545509.33515.64218.64224.33550559.83514.24520.34424.83555601012.521.65125.60651012.521.65125.65701012.521.65125.70………………1151012.521.651251151201012.521.651251201259.83514.24520.34424.8351251309.33515.64218.64224.3351301358.54516.64916.64923.5451351407.51017.24414.46922.5101401456.30517.45212.22021.3051451505.01017.32910.00520.0101501553.71016.9577.90718.7101551602.50516.4495.98717.5051601651.46515.9044.26116.4651651700.67015.4322.72115.6701701750.17015.1121.32215.170175180015015180185015015185190015015190………………3600150153602.2.6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，，，，，，，，由表21-23查得A=112。2.初步估算轴的直径，取d=17mm。3.轴的结构设计（1）初步选择滚动轴承根据轴的受力，选择60000型深沟球轴承，初选滚动轴承为6003，其尺寸为d×D×B=17mm×35mm×10mm，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L=B+L+1=21mm，直径d=17mm，装齿轮段长度L=B-1=14mm，直径d=20mm，齿轮侧轴向固定轴肩长度L=5mm，直径d=25mm，装链轮段长度L=B-1=14mm，直径d=20mm，装轴承及套筒段长度L=21mm，直径d=17mm。轴总长L=L+L+L+L+L=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=9.55×10P/n=9.55×10×0.032/10=30260齿轮的圆周力F=2T/d=2×30260/360=168.11N齿轮的径向力F=F/cosα=168.11/cos20°=178.9N齿轮的轴向力F=0链轮的圆周力F=1000P/v=1000×0.032/0.045=711.11N链轮的转矩T=F×d/2=711.11×86.39/2=30716（2）求支反力水平面：136N406.8N垂直面：117.0N61.9N（3）计算弯矩、转矩并画弯矩图水平面：M=M=垂直面：M=合成弯矩：M=得M=4036M=9258转矩：T=T+T=60976绘制轴的受力，弯矩，转矩图，见图2.9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。转矩按脉动循环变化计算，由表21-24的公式两截面均有，安全。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Z=23，传动比=1，Z=Z=23，（4）选取齿宽系数2、按齿面接触强度设计按式（1）确定载荷系数K由表6-4得使用系数，估计圆周速度。所以，查教材图6-11a得动载系数由图6-17，得齿向载荷分布系数，齿间载荷系数，则K=。（2）计算转矩小齿轮传递的转矩为。（3）由教材图6-19查得区域系数。（4）由教材表6-5查得弹性影响系数（5）计算应力循环次数由教材式6-25得（6）由教材图6-27c)查得接触疲劳极限应力=590MPa由教材图6-27b)=470MPa。（7）由教材图6-25查得寿命系数（允许一定的点蚀）。（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，取。（9）试算小齿轮分度圆直径（10）计算圆周速度（11）修正载荷系数按查得≥（12）校正试算的分度圆直径（13）计算大端模数圆整为标准值m=2.0mm（14）计算分度圆锥角、锥距，（15）计算大端分度圆直径（16）确定齿宽圆整取3、校核齿根弯曲疲劳强度由式6-22得（1）计算当量齿数，（2）查取齿形系数由图6-21（3）查取应力修正系数由图6-22（4）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数=450MPa由图6-28b)=390MPa查得（5）计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=，得（6）计算弯曲应力∴合适第3章三维设计3.1书本打包机三维设计展示利用PROE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：图3.1书本打包机整体三维图（2）送书机构图3.2送书机构示意图（3）推书