关 键 词：

3167 面包切片机设计 面包 切片机 设计

资源描述：

3167 面包切片机设计,3167,面包切片机设计,面包,切片机,设计

内容简介：

12 届毕业设计面包切片机设计 设计说明书学生姓名 薛斌 学 号 2041208012 所属学院 机械电气化工程学院 专 业 机械设计制造与其自动化班 级 机械12-2 指导教师 孟炜 日 期 2011.12-2012.5 塔里木大学教务处制面包切片机设计摘要为提高面包加工效率，必须对面包进行切片加工.该课题根据任务的要求,进行了面包切片机整体设计。面包切片机总体上由切割动作、输送和两部分组成.整台机器的切割动作可分为输送和切割两大部分,切片机从切割面包开始到从输送带取下面包,共分4道工序：输送带传送，切刀运动，传动带移动，下料 。该论文在进行具体设计工作该机采用了皮带传动,齿轮传动，棘轮棘爪机构，凸轮机构而这些部件的可靠性、经济性等对提高整机性能、降低成本具有重要意义,因此,该论文以皮带轮传动为例。采用标准皮带轮的算法。关键词：皮带传动,齿轮传动，棘轮棘爪机构，凸轮机构 SUMMARYTo improve processing efficiency cakes, slices must be processed on the cake. The subject according to the requirements of the task carried out the overall design of cake slicer. Cake slicer general movement from the cutting, transport and two parts. The whole machines cutting action can be divided into two parts, transportation and cutting, slicing machine cutting cakes from start to remove the pastry from the conveyor belt, is divided into four processes : conveyor belt, cutter movement, moving belts, cutting. The specific design of the paper making machine with a belt transmission, gear transmission, ratchet pawl mechanism, cam mechanism and the components of reliability, economy and so on to improve machine performance and reduce costs is important, therefore, the paper example to drive pulley. Algorithm using standard pulley.Keywords: belt drive, gear drive, ratchet pawl mechanism, cam mecha面包切片机历史机械工业肩负着为国民经济各个部门提供技术装备的重要任务。机械工业的生产水平是国家现代化建设水平的主要标志之一。国家的工业，农业，国防和科学技术的现代化程度都与机械工业的发展程度相关。人们所以要广泛使用机器是由于机器即能承担人力所不能或不便进行的工作，又能较人工生产改进产品的质量，能够大大提高劳动生产率和改善劳动条件。同时，不论是集中进行的大量生产还是多品种，小批量生产，都只有使用机器才便于实现产品的标准化，系列化和通用化，实现产品生产的高度机械化，电气化和自动化。面包切机它于人工相比，不仅能得到长度均匀而且厚度也可保证。节省劳力，减轻劳动强度，改善劳动强度，改善劳动条件，并具有连续运转，操作安全和占地面积小等优点。自1828年第一台面包切片机在德国问世，迄今有一百多年以来已获得很大发展，且组合机构增多，专用机种越来越多。面包切片机已广泛用于工厂，商店，等领域。面包切片机的功能、工艺动作分析根据任务中面包切片机要求实现两个执行动作；面包的直线间歇移动和切刀的往复运动的要求，作出面包切片机的功能、工艺动作图如下： 图1 面包切片机的功能、工艺动作图面包切片机的总装配图工作原理及工艺动作过程： 糕点切片机要求实现两个动作：糕点的直线间歇移动和切刀的往复运动。通过两者的动作配合进行切片。通过直线间歇移动速度或改变每次间歇的输送距离，以满足糕点的不同切片厚度的需要。电动机启动后，经两级带轮减速传动后，传动到带轮所在的轴，而凸轮与带轮属于同一轴，带轮转动一周，凸轮摩擦并压刀工作一次，当凸轮从最高位置转动到最低位置时，弹簧将刀推到原始位置，当刀处于原点位置时，棘轮机构带动传送带上的面包移动并将进行下一次切割总的传动路线简图如下：在使用糕点切片机时应遵守以下操作规程：（1）在糕点切片机运动的时候严禁将手放入切刀的运动范围内。（2）严禁非工作人员进行操作。 （3）机器在工作中，不得进行任何维修保养、调整工作。 （4）工作完毕后应切断电源，锁好操纵箱，关闭总电源，盖好防护罩。 （5）做好清洁、润滑保养工作。结束语： 首先，我要感谢塔里木大学机械电气化学院的各位老师辅导了我4年的专业知识，其次，我感谢我的指导老师孟炜老师，在她得关心与帮助下我才能顺利的完成此次设计。最后，本次糕点切片机的设计本设计说明书主要对于传送系统及执行系统进行的设计思想和设计过程。内容主要包括：切刀与传送带总体方案的确定，相应的涉及到皮带轮和齿轮的选择计算，总体结构设计、主要部件的受力分析和强度校核。重点在于培养工程思想及意识，理论联系实际，提高初步设计能力。设计要求在保证其原有性能的前提下，尽可能地提高其特色即性能价格比。并且要求该糕点切片机具有较小的体积，简单的结构和低廉的价格，以及造型美观的外形。其难点在于结合实际，进行结构设计. 在设计过程中，本人综合运用了四年来所学到的专业知识，感觉到自己专业知识中某方面的欠缺，通过再次的复习，明显感觉到了知识的增长，我们从中学到了很多的知识，也体会到了毕业设计的综合性，结合辅导老师的指导与自己的专业知识，才能较为完整地完成此次设计任务。参考文献：1 濮良贵,纪名刚主编.机械设计（第七版）.北京:高等教育出版社，20012 郑文纬,吴克坚主编.机械原理.高等教育出版社.20073 郑堤，唐可洪主编.机电一体化设计.北京:机械工业出版社,20054 张建民著.机电一体化系统设计（第二版）.北京:高教出版社,2001.85 冯辛安主编.机械制造装备设计.大连:机械工业出版社,1999.106 刘杰等编著.机电一体化技术基础与产品设计.北京:冶金工业出版社,20037 孙训方,方孝淑编著.材料力学.人民教育出版社8 徐灏主编.机械设计手册.北京:机械工业出版社，19919 孙开元,李长娜主编.机械制图新标准解读及画法示例.化学工业出版社.200610 赵大兴主遍.工程制图. 高等教育出版社,2006目 录1 绪论11.1糕点切片机历史11.2糕点切片机的发展趋势12 运动分析12.1糕点切片机的功能、工艺动作分析12.3送料机构的拟定与比较32.4执行机构的拟定与比较32.5切片机构的上下往复运动43 1-2号皮带轮设计53.1带型53.2确定皮带轮大小53.3中心距64 3号皮带轮设计64.1中心距64.2 V带的选择84.3验算小带轮的包角94.4安装105 V带轮设计105.1材料105.2尺寸116 轴的设计116.1轴的设计116.1.1轴的材料126.1.2做轴计算简图136.2 校核轴的强度 14误！未定义书签。7 轴承设计157.1轴承选用157.1.1向心轴承167.2滚动轴承的基本额定动载荷178 凸轮设计188.1主动件：188.2从动件189 5-6号带轮设计199.1带轮概述199.1.1带传动的最小初拉力和临界摩擦力209.1.2带应力219.2单根v带的基本额定功率229.3中心距229.4选择v带的带型239.5验算小带轮包角2410 7号带轮设计，齿轮齿条与棘轮设计2510.1皮带轮设计2510.2齿轮2610.3齿条2610.4棘轮棘爪机构27致谢28参考文献29面包切片机设计1 绪论1.1糕点切片机历史机械工业肩负着为国民经济各个部门提供技术装备的重要任务。机械工业的生产水平是国家现代化建设水平的主要标志之一。国家的工业，农业，国防和科学技术的现代化程度都与机械工业的发展程度相关。人们所以要广泛使用机器是由于机器即能承担人力所不能或不便进行的工作，又能较人工生产改进产品的质量，能够大大提高劳动生产率和改善劳动条件。同时，不论是集中进行的大量生产还是多品种，小批量生产，都只有使用机器才便于实现产品的标准化，系列化和通用化，实现产品生产的高度机械化，电气化和自动化。糕点切机它于人工相比，不仅能得到长度均匀而且厚度也可保证。节省劳力，减轻劳动强度，改善劳动强度，改善劳动条件，并具有连续运转，操作安全和占地面积小等优点。自1828年第一台糕点切片机在德国问世，迄今有一百多年以来已获得很大发展，且组合机构增多，专用机种越来越多。糕点切片机已广泛用于工厂，商店，等领域。1.2糕点切片机的发展趋势随着计算机、机械、电气、信息等技术的快速发展，糕点切片机将朝着以下方向发展：重复高精度：精度是指到达指定点的精确程度, 它与驱动器的分辨率以及反馈装置有关。重复精度是指如果动作重复多次,随着微电子技术和现代控制技术的发展。糕点切片机的重复精度将越来越高, 它的应用领域也将更广阔, 如核工业和军事工业等。模块化：模块化拼装的糕点切片机。可完成各种食品切割。优良的定位精度也是新一代糕点切片机的一个重要特点。模块化糕点切片机使同一糕点切片机可能由于应用不同的模块而具有不同的功能, 扩大了糕点切片机的应用范围, 是糕点切片机的一个重要的发展方向。无给油化 为了适应食品、医药、生物工程、电子、纺织、精密仪器等行业的无污染要求, 不加润滑脂的不供油润滑元件已经问世。随着材料技术的进步, 新型材料(如烧结金属石墨材料) 的出现, 构造特殊、用自润滑材料制造的无润滑元件, 不仅节省润滑油、不污染环境, 而且系统简单、摩擦性能稳定、成本低、寿命长。机电气一体化 由“可编程序控制器- 传感器- 驱动元件”组成的典型的控制系统仍然是自动化技术的重要方面;发展与电子技术相结合的自适应控制气动元件, 使驱动技术从“开关控制”进入到高精度的“反馈控制”; 省配线的复合集成系统, 不仅减少配线、配管和元件, 而且拆装简单, 大大提高了系统的可靠性。而今, 电磁阀的线圈功率越来越小, 而PLC的输出功率在增大, 由PLC直接控制线圈变得越来越可能。糕点切片机、驱动控制越来越离不开PLC。2 运动分析2.1糕点切片机的功能、工艺动作分析根据任务中糕点切片机要求实现两个执行动作；糕点的直线间歇移动和切刀的往复运动的要求，作出糕点切片机的功能、工艺动作图如下：图1糕点切片机的功能、工艺动作图根据任务中的要求，糕点的直线间歇移动和切刀的往复运动。通过两者的动作配合进行切片，拟定运动循环图如下。送料机构开始送料返回切片机构静止切片切刀返回 表1执行机构特点的比较机构形式优点缺点凸轮机构设计适当的凸轮轮廓曲线便可以获得任意预定的运动规律而且结构简单、紧凑。凸轮和从动件之间为高副接触，压强较大，易于磨损，一般只用于传递动力不大的场合。槽轮机构外型尺寸小，工作可靠，能准确的控制转角，机械效率高在槽轮机构的启动和停止时，加速度变化大，具有柔性冲击，且随着转速的增加或槽轮槽数的减少而加剧，因而不适用于高速的场合。棘轮机构结构简单，制造方便，运动角可在工作过程中、并可在较大范围内调整等特点而应用广泛。运动角的调节是有级的、传动精度较差且棘爪在齿面上滑行时引起噪音、冲击、齿间易磨损而不宜用于高速。连杆机构运动副均为低副，可承受较大的载荷，利于润滑，磨损较小，形状简单，便于制造。但原动件的运动规律不变可用改变构件的相对长度得到不同的运动规律。由于连杆结构的运动必须经过中间关键进行传递，因而传递路线较长，易产生较大的误差积累，机械效率降低。在运动过程中，连杆及滑块的质心都在做变速运动，所产生的惯性力难以消除，不宜用于高速运动。2.3送料机构的拟定与比较根据糕点切片机的功能原理和特点可采用摩擦轮机构和棘轮结构，下面就这两种机构作简要说明。 图2-1摩擦轮机构图2-2棘轮结构 比较以上两种结构，虽然两种机构都可基本实现糕点切片机的功能要求，但摩擦轮机构很难实现输送距离的调节，而棘轮却可以满足系统的功能要求。2.4执行机构的拟定与比较根据糕点切片机的功能原理和特点可采用凸轮结构和曲柄滑块机构，下面就这两种机构作简要说明。图2-3凸轮机构 图2-4曲柄滑块结构 比较以上两种机构可知，虽然基本上都能满足往复运动的功能要求，但凸轮机构却很难实现移动距离的调节，而曲柄滑块机构调节曲柄的长度就可以改变往复移动的距离。因此选择曲柄滑块机构作为水平往复运动的传动机构。2.5切片机构的上下往复运动 图2-5凸轮结构 图2-7连杆机构比较以上机构，根据糕点切片机的上下往复运动功能要求，由于凸轮机构设计适当的凸轮轮廓曲线便可以获得任意预定的运动规律而且结构简单、紧凑，因此选择凸轮机构作为上下往复运动机构的执行机构。3 1-2号皮带轮设计3.1带型曲柄摇杆曲柄v带 主要失效形式是打滑和疲劳破坏 A为面积 3.2确定皮带轮大小由转速度得1390r/min由表8-49选A带型0.68kw，小带轮直径75mm包角 0.55 小带轮 3.3中心距中心距大，增加包角，减少单位循环次数，有利提高寿命，但中心距过大，则会加距带波动，降低平稳性，一般选用带传动中心距为4 3号皮带轮设计4.1中心距皮带轮 D80mm皮带轮 中心距由得传动实际中心近似为根据带传动总体设计尺寸的限制条件或要求的中心距结合初定中心距根据查表得由得同上4.2 V带的选择查表得需A型带1确定带的根数1KA工作情况系数查表P电动机额定功率0.55kw平稳工作条件，具体查表得0.68。在1450(r/min)内为0.06同上确定带的根数Z21KA1.1 P0.55kw单根普通v带所能传递最大功率为基本额定功率，包角，特定带长，平稳的工作条件，查表得（v带型）求 4.3验算小带轮的包角最小初拉力直接决定临界摩擦力的大小。增加摩擦系数和带轮的包角，有利于增大临界摩擦力，从而降低初拉力（F0）min的值。为了使各根v带受力均匀，带的根数不宜过多，一般应少于10根。否则，应选择横截面积较大的带型，以减少带的根数。确定初拉力（F0）离心力和包角，可得单根v带所需最小初拉力为传动带单位长度的质量 kg/m带型确定初拉力（F0）离心力和包角，可得单根v带所需最小初拉力为4.4安装对新安装的v带，初拉力应为1.5 (F0)min，对于运转后的v带，初拉力应为1.3(F0)min应保证初拉力F0大于上述数值，G查表得5m/s，A型为9.5N计算带传动压轴力是为设计带轮轴轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力5 V带轮设计5.1材料根据带轮的基本直径和带轮转速等已知，确定带轮材料、结构、轮槽、轮辐和轮毂的几何尺寸、公差和表面粗糙度以及相关技术要求 HT150材料 HT200转速较高时采用铸钢或用钢板冲压焊接而成，小功率用铸铝图5-1 1号皮带轮尺寸5.2尺寸v带轮的轮槽v带型号为A 查表 与v带在带轮上发生弯曲变形，使v带工作面的夹角发生变化，将v带轮轮槽的工作面的夹角做成小于400。v带安装到轮槽中以后，一般不应超出带轮外圆，也不应与轮槽底接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部最小高度6 轴的设计6.1轴的设计轴是传递运动及动力，因此轴主要功用支承回转零件及传递运动和动力。转轴心轴和传动轴，工作中既承受弯矩又承受扭矩的轴为转轴，只承受弯矩不承受扭矩的轴为心轴。只承受扭矩而不承受弯矩的轴为传动轴。光轴与阶梯轴的设计包括结构设计和工作能力两方内容。根据零件的安装、定位，以及轴的制造工艺方面的要求，合理结构形式和尺寸。轴的工作能力指轴的强度、刚度和振动稳定性方面计算。多数情况轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需进行强度计算，防止断裂和塑性变形。6.1.1轴的材料材料主要碳钢和合金钢。因为碳钢比合金钢价廉，对应力集中，敏感性较低，同时用热处理办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故用45号钢。表6-1轴的材料及热处理材料牌号热处理抗拉强度屈服强度备注45调质640355应用广泛轴上零件的定位为了防止轴上零件受力时发生轴向或周向相对运动。轴向定位以轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖和圆螺母定位轴肩h(0.070.1) 非定位轴肩一般取12mm表6-2零件倒角C与圆角半径R直径10181830610C或R0.81.00.50.6各轴段直径或长度的确定按轴所受的扭矩初步估算轴所需的直径，将初步求出的直径作为承受扭矩的轴段的最小直径处起逐一确定各段直径在实际设计中，轴的直径亦可凭设计者的经验取定。有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径。安装标准件（如滚动轴承，密封圈）部位的轴径，应取为相应的标准值及所选配合的公差。皮带轮与轴配合（过渡配合）提高的强度常用措施轴和轴上零件的结构、工艺以及轴上零件的安装布置等对轴的强度有很大的影响，所以应在这些方面进行充分考虑，以利提高轴的承载能力，减小轴的尺寸和机器的质量。1、合理布置轴上零件以减小轴载荷。为了减小轴所承受的弯矩，传动件应尽量靠近轴承。2、改进轴的结构以减小应力集中的影响轴通常是在变应力条件下工作的，轴的截面尺寸发生突变处产生应力集中，轴的疲劳破坏往往在此处发生。为了提高轴疲劳强度，应尽量减少应力集中源和降低应力集中的程度。为此，轴肩处采用较大的过渡圆角半径r降低应力集中。轴的计算轴的初步完的结构设计后进行校核计算，计算准则是满足轴的强度或刚度。轴的强度校核计算本设计中用到转轴。转轴是承受弯矩又承受扭矩，应按弯扭合成强度条件进行计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。按弯扭合成强度条件计算通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上载荷(弯矩和扭矩)已可以求得。6.1.2做轴计算简图计算时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。 图6-1支反力作用点与轴承类型若为空间力系，应把空间力分解为圆周力，径向力和轴向力，然后把它们全部转化到轴上，并将其分解为水平分力和垂直分力，求各支承处水平反力FNH和垂直反力FNV 图6-2水平面弯矩图图6-3垂直面弯矩图图6-4总弯矩图6.2校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩后，做弯扭合成强度校核计算。应力，扭矩所产生的扭转切应为弯曲应力对称循环变应力。当扭转切应力为静应力，取。当扭转切应力为脉动循环变应力时，若扭转切应力亦为对称循环变应力。直径D的圆轴，弯曲 扭转切应力初步估算轴径轴常用的几种材料 45号钢 当轴截面上升有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。当d100mm，有一个键槽时，轴径增大3%。对于d直径弯曲应为，扭转切应力圆轴第一根轴长35mm弯扭合成强度条件为选联轴器：选用型号为GY1 公称转矩为25Nm，许用转速12000r/min，轴孔直径d14mm，轴孔长度J1=277 轴承设计7.1轴承选用轴承选用6003 d=17mm D=35mm B=10mm-段长度为30mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度J127mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段比J1略短一些，现取-26mm。初步选定滚动轴承流动轴承是支承转动零件的。滚动轴承绝大数已经标准化，滚动轴承具有摩擦阻力小、功率消耗少，起动容易等优点。滚动轴承由内圈、外圈、滚动体和保持架，内圈与轴颈装配，外圈用来和轴承座孔装配。内圈随轴颈回转、外圈固定。保持架的主要作用是均匀地隔开滚动体。没有保持架，相邻滚动体转动时将会由于接触处产生较大的相对滑动速度引起磨损。常用铜合金、铝合金等塑料等材料。轴承内、外圈和滚动时，一般是用高碳轴承钢或渗碳轴承钢制造的，热处理后硬度不低于60HRC。7.1.1向心轴承基本额定动载荷比是1,极限转速比高，轴承载能力少量，性能特点主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小，在高速时，可用来承受轴向载荷。轴承的载荷轴承所受载荷的大小、方向和性质是选择轴承的主要依据。轴承的转速在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有转速较高时，才会有比较显著的影响。各种尺寸轴承的极限转速nlim值。这个转速是指载荷不太大（当量动载荷）。轴承工作时载荷分布径向载荷通过轴颈作用于内圈，位于上半圈的滚动体不受此载荷作用，而由下半圆的滚动体将此载荷传到外圈上。假设内、外圈除了与滚动体接触处共同产生的局部接触变形外，在载荷的作用下，内圈的下沉量。就是在作用线上的接触变形量。不在载荷作用线上的其他各点的径向变形量接触载荷处于作用线上的接触点处最大，向两边逐渐减小。各滚动体从开始来采载到受载终止所对应区域叫承载区。根据力的平衡原理，所有滚动体内圈反力的向量和必定等于径向载荷。就滚动体上某一点而言，它的载荷及应力是周期性地不稳定变化的。7.1.2 滚动轴承的失效形式及基本额定寿命滚动轴承的失效形式是内外圈滚道或滚动体上的点蚀破坏。一套圈相对另一套圈的转数称为轴承的寿命。一组在相同条件下运转的近于相同的轴承，将其可靠度为90%时的寿命作为标准寿命，即按一组轴承中10的轴承发生点蚀破坏，而90%的轴承不发生点蚀破坏前或工作小时数作为轴承的寿命，并把这寿命叫基本额定寿命。由于基本额定寿命与破坏概率有关，在实际上按基本额定寿命计算而选择出的轴承中，可能有10%轴承发生提前破坏。在做轴承的寿命计算时，必须先根据机器的类型，使用条件及对可靠性的要求，确定一个恰当的预期计算寿命。除了点蚀以外，轴承还可能发生其他多种形式的失效。例如烧伤，过度磨损，轴承卡死等。推荐的轴承预期计算寿命为8000120007.2滚动轴承的基本额定动载荷轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前所能经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短轴承的基本额定动载荷就是使轴承基本额定寿命恰好106r时，轴承所能承受的载荷，字母C代表。对向心轴承，指的是纯径向载荷，并称为径向基本额定动载荷，具体用Cr表示。对具有基本额定动载荷Cr的轴承，当它所受的载荷P（当量动载荷，为一计算值）恰好为C时，其基本额定寿命就是106r，但是当所受的载荷PC轴承的寿命是多少？这就是轴承寿命计算所要解决的问题。轴承寿命计算所要解决的另一个问题是轴承所受的载荷等于P，而且要求轴承具有预期计算寿命为。载荷寿命曲线式中的单位为，为指数，对于球轴承3。实际计算时，用小时数表示比较方便，上式改写。如令n代表轴承的转速(单位为r/min)则以小时数表示轴承基本额定寿命Lh为则所需轴承应具有基本额定动载荷C（单位为N）滚动轴承的当量动载荷向心轴承仅承受纯径向载荷Fr，在进行轴承寿命计算时，必须把实际载荷转换为与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷（P）对只能承受径向载荷Fr的轴承PFr在许多支承中还会出现一些附加载荷，如冲击力、不平衡力、惯性力以及轴挠曲或轴承座变形产生的附加力等等，这些因素很难以理论上精确计算。为了设计及这些影响。可对当量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数fp所以查表得深沟球轴承因为按照轴承手册选择C6000N的6003轴承验算6003轴承的寿命字功能皮带线速度5m/s A型表7-1电动机的几种转速类型代号转速(r/min)直径(mm)T1139075212757631192804101926字功能进刀的进给与返回已知糕点切出长度80mm用时为因为切刀要进行间歇性直线运动，所以应用凸轮机构。凸轮是面接触所以是低副机构，低副机构只能近似实现给定运动规律，而设计较为复杂。当从动件的位移、速度和加速度必须严格照规律变化，当原动件作连续运动而从动件必须作间歇运动时，则以采用凸轮机构最为简便。8 凸轮设计8.1主动件：凸轮机构一般由凸轮、从动件、机架三个构件组成。常用有：盘形凸轮（1）这种凸轮是一个绕固定轴线转动并具有变化矢径的盘形构件。移动凸轮当盘形凸轮的回转中心趋于无穷运时，凸轮相对机架作往复移动。圆柱凸轮这种凸轮可以认为将移动凸轮卷成圆柱体而演化成的分析上面凸轮选择盘形凸轮，因为其结构简单紧凑，易于制造，成本低廉。凸轮因为根据设计要求糕点厚度1020mm，取10mm8.2从动件尖底从动件。尖底能与任意复杂的凸轮廓保持接触，但因尖底易于磨损，故只宜用于传力不大的低速凸轮机构中。滚子从动件。这种从动件耐磨损，可以承受较大载荷故应用普遍。平底从动件。这种从动件底面与凸轮之间易形成油膜，故用于高速凸轮机构之中。本例转速较高故选滚子从动件。从动件运动规律凸轮的轮廓形状取决于从动件的运动规律。因此在设计凸轮轮廓曲线之前，应确定从动件的运动规律。以凸轮轮廓曲线最小矢径半径所作之圆称为基圆。凸轮回转中心O点至从动件导路之间偏置距离e，以O为圆心，e为半径所作之圆称为偏距圆。此过程从动件位移（即为最大位移），凸轮转过角度称为推程运动角。从动件在远位置停留，此过程凸轮转角s O远休止角。从动件以一定运动规律返回初始位置，此过程凸轮转过的角度叫回程运动角。从动件离回转中心最近停留不动，这称为近休止角。从动件又重复进行开停降停的运动循环。作图法：当从动件的运动规律已经选定并作出位移线图之后，各种平面凸轮的轮廓曲线都可以作用图法求出。滚子动件盘形机构设凸轮以等角速顺时针回转其基圆半径及从动件导路的偏距求出轮廓曲线。凸轮机构工作时，凸轮与从动件都连运动。为了在图纸上画出凸轮轮廓，应当使凸轮与图纸平面相对静止，为此采用反转法；整个机构以角速度绕O转动，结果是从动件与凸轮的相对运动并不改变凸轮固定不动，机架和从动件以角速度线O转动同时从动件又以原有运动规律相对机架往复运动。1、以为半径作基圆，以为半径作偏距圆，点K为从动，为从动件导路线与偏距圆的切点，导路线与基圆的交点便是从动件初始位置。2、将位移线图的推程运动角和回程运动角分别作若干等分（作四等分）3、沿w的相反方向取推程运动角(1800)，远休止角（300），回程运动角（900），近休止角（600），在其圆上得C4、C5、C9诸点将推程运动角和回程运动角分成C1C2C3和C6C7C8点。4、过O点作C1C2C3径向射线，它们便是反转后从动件导路的一系列位置。采用滚子从动件，首先取滚子中心为参考点，把该点当作尖底从动件的尖底，按照上述方法求出一条轮廓曲线。以上各点为中心画一系列滚子称为工作轮廓曲线。传动凸轮用带传动，带传动是挠性传动。由主动轮和从动带轮和传动带。主动轮1转动时利用带轮和传动带间的摩擦或啮合作用，将运动和动力通过传动带2传递给从动带轮3。带传动具有结构简单传动平衡，价格低廉和缓冲吸振等特点。9 5号带轮设计9.1带轮概述v带传动：v带的横截面呈等腰梯形，带轮上做出相应轮槽。传动时，v带的两个侧面和轮槽接触槽面摩擦可以提供更大的摩擦力。另外v带传动允许的传动比大，结构紧凑，大多数v带已标准化。v带的上述特点使它获得广泛应用。v带类型与结构，标准普通v带是多种材料制成的无接头环形带。这些材料包括顶胶、抗拉体底胶和包布有Y、Z、A、B、C、D、E带型。截面尺寸有节宽(bp) 顶宽(b) 高度(h) 横截面积(A) 楔角带传动的受力分析带传动工作前有一定(初拉力)张紧在带轮上。在工作时，因带和带轮间静摩擦力作用使带一边拉紧，一边放松。紧边拉力为，松边拉力为传动带工作面上的总摩擦力大小()有效拉力等于传动带工作表面上总摩擦力传递功率p关系为 P单位kw在带速一定条件下，带传动所传递功率P决定了带传动应有的有效拉力也就相应决定传动带和带轮间应该至少具有总摩擦力。带轮初拉力必须大于带传动正常工作所要求的最小的初拉力，否则主动带轮不动从动带轮。由此可见，为了保证带传动正常工作，首先确定满足传递功率要求的至少具有总摩擦力和与之对应最小初拉力。9.1.1带传动的最小初拉力和临界摩擦力初拉力和带与带轮之间的摩擦力之间关系。在最小初拉力的作用下，带和带轮产生的最大总摩擦力称临界摩擦力或临界有效拉力包角应取中较小的分别是小带轮和大带轮基准直径。增加摩擦系数和带轮包角，有利于增大临界摩擦力从而降低最小初拉力9.1.2带应力1、拉应力和松边拉应力和单位为；2、变曲应力3、离心拉应力圆周运动，时产生离心拉力。 带型Y0.02kg/m Z0.06kg/m A0.10kg/m B0.18kg/m C0.3kg/m D0.61kg/m E0.92kg/m所以最大应力弹性滑动小带轮，大带轮。由于弹性滑动无法避免，所以带轮线速度的相对变化量可以用滑动率平均传动比为9.2单根v带的基本额定功率带传动主要失效形式是打滑和疲劳破坏。因此v带的疲劳强度条件为有效拉力 单根v带处于临界打滑状态时所能传递的功率，即最大功率为单根v带的额定功率单根v带基本额定功率在规定的试验条件下得到的。：传动比不等于1时，单根v带定额功率增量：当包角不等于1800时修正系数：当带长不等于试验规定的特定带长时修长系数9.3中心距中心距大可以增加带轮的包角，减少单位时间内带的循环次数，有利提高带寿命，但中心距过大，则会加剧带的波动，降低带传动的平稳性，同时增大带传动的整体尺寸。中心距小，则有相反的利弊。为小带轮与大带轮直径式中为初选的带传动中心距传动比i传动比大，会减小带轮的包角。带传动就会打滑，从而无法传递规定的功率推荐值i25带轮的基准直径在带传动需要传递的功率给定的条件下，减小带轮的直径，会增大带传动的有效拉力，从而导致v带根数增加。为了避免弯曲应力过大，小带轮的基准直径就不能过小。一般情况下v带的最小基准直径表9-1V带槽型槽型YZABCDE(dd)min/mm205075125200355500当带传动的功率一定时，提高带速，可以降低带传动的有效拉力，相应地减少带的根数或v带的横截面积总体上减少带传动尺寸；但是带速增加，增加循环次数不利于提高带传动的疲劳强度和寿命。由