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1 小型紅薯粉打捆機的設計 學 生 指導老師 摘 要 由于我國綠色環(huán)保食品行業(yè)的迅速發(fā)展 食品機械越來越受到人們的關注 捆扎包裝 機械對食品銷售 儲藏 運輸顯得尤為重要 本文在相關捆扎機械理論的基礎上 運用一般常用 機械的傳動控制系統 對紅薯粉絲進行單帶式捆扎 其機械原理設計分為四個部分 送帶 收帶 機構的設計 紅薯粉絲間歇步進輸送機構的設計 壓帶 熱合 剪切凸輪機構的設計 捆扎帶引 導槽機構的設計 應用現代 ADAMS 建模與仿真 VB 進行運動分析得出凸輪參數 實現對紅薯粉絲 的捆扎工作 關鍵詞 捆扎 間歇 凸輪 引導槽 建模與仿真 Design of A Small Sweet Potato Powder Binding Machine Student Tutor Orient Science Intermission Cam Bind guiding trough Modeling and Simulation 2 目 錄 摘要 1 關鍵詞 1 1 前言 2 2 關于紅薯粉打捆機的研制開發(fā)的可行性報告 2 2 1 紅薯粉打捆機的目的和意義 2 2 2 國內外的紅薯粉打捆機的研究 3 3 捆扎帶材料的選擇 3 4 小型紅薯粉打捆機的機械原理方案設計 4 4 1 機械總體方案設計 4 4 1 1 打捆機壓帶 熱合 剪切機構 4 4 1 2 送帶 收帶機構 4 4 1 3 傳送運輸帶部分 4 4 2 間歇傳送運輸機構方案 5 4 3 送帶 收帶機構方案 5 4 4 壓帶 熱合 剪切機構方案 6 4 5 導向槽的設計方案 8 5 電機的選擇 9 6 傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比 10 6 1 傳動裝置的總傳動比 10 6 2 分配各級傳動比 10 7 設計計算 12 7 1 V 帶傳動的設計計算 12 7 1 1 確定計算功率 12 7 1 2 確定 V 帶截型 13 7 1 3 確定帶輪基準直徑 13 3 7 1 4 確定帶長 Ld及中心距 13 7 1 5 驗算包角 1 13 7 1 6 計算帶的根數 Z 14 7 1 7 計算單根 V 帶的初拉力的最小值 14 7 1 8 計算壓軸力 14 7 1 9 V 帶輪結構的設計 14 7 2 圓錐齒輪的設計計算 14 7 2 1 精度等級 材料及齒數 14 7 2 2 按齒面接觸強度設計 15 7 2 3 按齒根彎曲強度設計 16 7 3 槽輪機構的設計計算 17 7 3 1 外槽輪機構 17 7 4 高速級齒輪傳動的齒輪設計及計算 18 7 4 1 齒輪類型 精度等級 材料及齒數 18 7 4 2 按齒面接觸強度設計 18 7 4 3 按齒根彎曲強度設計 20 7 4 4 幾何尺寸計算 21 7 5 鏈傳動的設計計算 21 7 5 1 選擇鏈輪齒數 22 7 5 2 確定計算功率 22 7 5 3 選擇鏈條型號和節(jié)距 22 7 5 4 計算鏈節(jié)數和中心距 22 7 5 5 計算鏈速 V 確定潤滑方式 22 7 5 6 計算壓軸力 Fp 22 7 6 聯軸器的選擇及計算 23 7 6 1 類型選擇 23 7 6 2 載荷計算 23 7 6 3 型號的選擇 23 7 7 凸輪軸的設計計算 23 4 7 7 1 設計參數 23 7 7 2 初步確定軸的最小直徑 23 7 7 3 軸的結構設計 24 7 7 4 軸上零件的周向定位 26 7 7 5 確定軸上圓角和倒角尺寸 26 7 7 6 求軸上的載荷 26 7 7 7 按彎扭合成應力校核軸的強度 26 7 8 凸輪機構的設計 27 7 8 1 確定凸輪機構的基本尺寸 27 7 8 2 求理論輪廓線 28 8 結論 29 參考文獻 30 致謝 31 附錄 31 5 1 前言 在改革開放的浪潮中 包裝工業(yè)迅速崛起 人類進行包裝活動的歷史雖然很久 甚至可以追溯到人類產生之初 但包裝實際上形成為行業(yè)的時間并不長 尤其是作為 現代包裝行業(yè) 還是在世界工業(yè)革命之后 世界資本主義興起并將電子 化工 機械 生物工程 能源開發(fā)等現代科技應用于開發(fā)商品新包裝 是自 20 世紀 30 年代開始的 所以說現代包裝工業(yè)的歷史 最多也只有半個世紀 1 當今世界 隨著現代商品經濟高速發(fā)展 大量涌現于市場的一切新商品 都需要 有適時的新包裝 2 這就必然促使現代包裝工業(yè)以與資本主義商品經濟同樣的高速度 相應發(fā)展 我國的現代包裝工業(yè) 自進入 20 世紀 70 年代末期 經過幾年的調整 準 備之后 于 80 年代初開始迅速發(fā)展 但由于起步晚 基礎薄弱 工程技術人才和管 理人才極端缺乏 所以大大落后于世界先進水平 目前 在我國的包裝工業(yè)中 包裝機械還是一個薄弱環(huán)節(jié) 已使用的包裝機械 無論在數量上 品種上都很少 包裝機械的生產也滿足不了包裝工業(yè)的日益增長的需 求 包裝工業(yè)的發(fā)展 必將推動包裝機械的更快的發(fā)展 隨著進入 WTO 我國的包裝工業(yè)將面臨著更嚴峻的挑戰(zhàn) 大力研制包裝機械成了 目前迫切的任務 現代各行各業(yè)發(fā)展都很迅速 國家支持的西部大開發(fā)也取得了一些 進展 需要包裝美觀 實用 又要快速 經濟 3 捆扎機械也在飛速發(fā)展 捆扎范圍增大 自動化程度也在不斷提高 由人工打捆 向機械自動化邁進并逐漸替代人工勞動力 捆扎機械在國民生產中的用途 1 保護功能 它可以將包裝物捆緊 扎牢并壓 縮 增加外包裝強度 減少散包裝所造成的損失 2 方便 它可提高裝卸效率 節(jié) 省運輸時間 空間和成本 3 便于銷售 美觀 顧客易攜帶 2 關于紅薯粉打捆機的研制開發(fā)的可行性報告 2 1 紅薯粉打捆機的目的和意義 近半個多世紀以來 隨著生產與流通日益社會化 現代化 產品的包裝正以嶄新的 面貌崛起 受到人們普遍重視 現代包裝的基本含義是 對不同批量的產品 選用某種有保護性 裝飾性的包裝材 料或包裝容器 并借助適當的技術手段實施包裝作業(yè) 以達到規(guī)定的數量和質量 同時 設法改善外部結構 降低包裝成本 從而在流通直至消費的整個過程中使之容易儲存搬 運 防止產品破損變質 不污染環(huán)境 便于識別應用和回收廢料 有吸引力 廣開銷路 不 斷促進擴大再生產 1 6 2 2 國內外的紅薯粉打捆機的研究現狀 無論在國內或國外 包裝工作已涉及到各行各業(yè) 面廣量大 對人民生活 國際貿易 和國防建設都帶來深刻的影響 甚至在現代生活中出現了過去難以想象的新情況 未經 包裝出售的商品變得越來越少了 而且包裝上的失敗往往會使很好的產品得不到成功 的銷售 18 因而不妨這樣說 在將來 如果沒有現代化的包裝就沒有商品的生產和銷 售 可是如果沒有先進的工業(yè)與科學技術的綜合發(fā)展 也不可能出現高水平的現代化包 裝 迄今 一些科學技術發(fā)達的國家 在食品 醫(yī)藥 輕工 化工 紡織 電子 儀表 和兵器等工業(yè)部門 已經程度不同地形成了由原料處理 中間加工和產品包裝三大基 本環(huán)節(jié)所組成的包裝連續(xù)化和自動化的生產過程 有的還將包裝材料加工 包裝容器 成型及包裝成品儲存系統都聯系起來組成高效率的流水作業(yè)線 大量事實表明 實現包裝的機械化和自動化 尤其是實現具有高度靈活性 或稱柔 性 的自動包裝線 不僅體現了現代生產的發(fā)展方向 同時也可以獲得巨大的經濟效益 5 3 捆扎帶材料的選擇 人們很早就開始用鐵捆扎帶 簡稱鐵腰子 來捆扎 組裝貨物 五十年代以后 各種合成材料捆扎帶相繼出現 按捆扎帶的材料分為 金屬捆扎帶 聚丙烯塑料捆扎帶 聚酯捆扎帶 尼龍捆扎 帶 加強捆扎帶 人造絲捆扎帶 市場上常用捆扎帶有 塑料繩 發(fā)泡繩索 拉伸膜和收縮膜 膠帶 表 1 捆扎帶材料性能對比表 Table 1 Banding belt material performance contrast table 捆扎材料 斷裂強度 0 5 0 02 英寸或 13 0 5mm 張力的工 作范圍 接續(xù)張力 伸長回復 率 耐熱性 耐濕性 處理的難 易程度 聚丙烯 聚酯 尼龍 鋼 中等 中等 中等 最高 最小 中等 中等 最大 中等 良好 良好 最高 高 中 最高 可忽略 中等 良好 良好 優(yōu)秀 高 高 低 高 優(yōu) 優(yōu) 優(yōu) 中等 目前 國外常用的捆扎材料有鋼 聚丙烯 聚酯 PETP 和尼龍 PA 等四種 國內 最常用的還是鋼帶和聚丙烯帶兩種 由于聚丙烯成本低 來源廣泛 捆扎美觀 牢固 所以逐漸成為國內一種主要的捆扎材料 表 1 列出四種最直接影響捆扎帶包裝 7 性能的捆扎材料的特性 在非金屬捆扎帶中 以塑料捆扎帶的應用最多 最廣 在塑 料帶中由于聚丙烯帶具有成本低 機械通用性好 帶子色彩鮮艷 不吸收水分和消費 者便于割斷特點 對于不是特別沉重的貨物 目前國內外多數皆采用聚丙烯帶進行捆 扎 因此 本設計選擇聚丙烯帶作為捆扎機的捆扎帶 即 PP 帶 4 小型紅薯粉打捆機的機械原理方案設計 4 1 機械總體方案設計 為了便于運輸 包裝 銷售 小型紅薯粉打捆機的工作是對定量 定長的紅薯粉 進行捆扎 其主要包括如 1 圖所示部分 圖 1 小型紅薯粉打捆機結構框圖 Fig1 Small sweet potato powder binding machine structure diagram 4 1 1 打捆機壓帶 熱合 剪切機構 壓帶 熱合 剪切機構是紅薯粉打捆機機械設備中比較重要的一個機構 它主要 完成對送入的紅薯粉絲進行壓緊捆扎 熱合捆扎及對捆扎帶的剪切工作 4 1 2 送帶 收帶機構 送帶機構是把定長的捆扎帶送到預定的位置 以便于壓帶 熱合 剪切的進行 收帶機構是當壓帶機構壓緊捆扎帶后 收帶輪工作 使捆扎帶捆緊紅薯粉絲 4 1 3 傳送運輸帶部分 這部分是有間歇的進行 把紅薯粉絲傳送到捆扎工作臺 然后 捆扎機構對紅薯 粉絲捆扎 從而完成對粉絲的捆扎工作 8 根據結構框圖及機械所要求完成的動作 初定小型紅薯粉打捆機的設計方案結構 如圖 2 所示 1 二級圓柱齒輪減速器 2 槽輪機構 3 傳輸帶 4 錐齒輪 5 收帶摩擦輪 6 送帶摩擦輪 7 壓帶凸輪 8 剪切凸輪 9 熱合片凸輪 10 熱合凸輪 11 鏈輪 12 聯軸器 13 電機 14 V 帶輪 圖 2 小型紅薯粉打捆機傳動方案簡圖 Fig2 Small sweet potato powder binding machine transmission scheme diagram 4 2 間歇傳送運輸機構方案 紅薯粉要進行捆扎及切斷 必須要經傳送帶送入紅薯粉到打捆工作臺面 然而 傳送運輸是連續(xù)送往而捆扎需要一定的時間 這就要求傳送帶能夠進行間歇地工作 來達到捆扎的目的 間歇運動機構的形式眾多 根據其主要工作特性可分成兩大類 即步進運動間歇機構和具有瞬時停歇特性或停歇區(qū)的間歇運動機構 根據常用的間歇機構有 棘輪機構 槽輪機構 不完全齒輪機構 凸輪機構等 考慮到槽輪機構是一種應用很廣的轉位分度機構 在多工位自動機械中經常用到 價 格低廉 適合低速場合的特點 故選用槽輪機構進行運輸帶的步進間歇運動 9 4 3 送帶 收帶機構方案 分析送帶機構的任務和目的為紅薯粉絲進入捆扎工作臺面后 將捆扎帶送入帶道 中 將捆扎送到位后 等壓帶凸輪壓帶壓緊后 進入收帶動作 將紅薯粉絲捆扎緊 然而 要解決其中送帶 收帶出現的堵帶 送帶不到位 帶頭未壓緊而收帶 捆扎帶 用完等一系列問題 對于堵帶現象可通過帶道的設計來減小這一現象出現的機率 捆 扎帶傳送不到位和捆扎帶收緊問題則通過送帶輪定量的運動時間來控制 具體通過凸 輪機構來實現 送帶 收帶機構如圖 3 所示 1 卷帶 2 轉向輪 3 收帶輪 4 緊帶輪 5 從動輪 圖 3 送帶 收帶機構簡圖 Fig3 Send With Winding mechanism diagram 上圖中捆扎帶經過壓緊輪與送帶輪貼合把捆扎送入帶道 到達指定位置 待凸輪 壓帶機構壓緊捆扎帶后 1 壓緊輪松開退回 2 壓緊輪壓緊收帶輪進行收帶 4 4 壓帶 熱合 剪切機構方案 此壓帶 熱合 剪切主要由凸輪機構來完成 動作最多 要求也多 因而傳動機 構會比較復雜 主要的動作有壓帶頭 熱合片的伸入加熱和收回熱合片 剪切捆扎帶 四個過程 因四個執(zhí)行動作均在同一直線上 考慮到空間安排 故四個凸輪放在同一 個軸上 通過改變凸輪的相位角來確定動作的先后 在捆扎帶送到位后對捆扎帶帶頭 壓緊 捆扎帶收緊后完成捆扎帶熱合 壓緊 剪斷等一系列的動作 對于凸輪的具體 結構給出方案 由機械傳動機構的方案可得知 凸輪軸上都有四個動作 第一步為壓 帶凸輪壓緊到位的捆扎帶 以便于收帶輪進行收帶動作 第二步為當捆扎帶收緊后送 加熱片凸輪到位 將加熱片伸入兩帶間對捆扎帶進行加熱 第三步為當加熱完畢夠加 熱片收回后熱合壓頭壓緊凸輪到位對捆扎帶進行熱合 第四步熱合完畢 剪斷凸輪到 10 們 剪斷捆扎帶 紅薯粉絲捆扎完畢 壓頭退回 進行下一個循環(huán)步驟 圖 4 是各凸 輪布局方案 圖 4 凸輪布局圖 Fig4 Cam layouts 由于推桿和凸輪接觸為滾動摩擦 不易磨損 傳遞較大的動力 故凸輪機構采用 的滾子推桿 其帶頭壓緊凸輪設計如圖 5 所示 凸輪轉動使?jié)L子推桿在豎直方向上升和下降推桿和壓塊剛性連接從而使壓塊發(fā)生 一致的動作 捆扎帶送到位后 帶頭位于壓帶塊的上方 凸輪轉到最大離心距時 即 壓塊上升到最高點致使其壓緊帶頭 壓塊中開有捆扎帶通道 捆扎帶入帶可穿過壓塊 在推桿下方的彈簧可使推桿和凸輪隨時緊密接觸保證定位準確 圖 5 壓帶凸輪機構 圖 6 剪切凸輪機構 Fig5 Pressure zone cam mechanism Fig6 Cut cam mechanism 圖 6 為剪切凸輪機構的設計方案 此機構的任務是當捆扎帶經熱合壓緊后對捆扎 帶進行剪切 便于將捆扎完畢的粉絲的取出 從而進行下一個工作循環(huán) 其設計的主 體部分和壓帶頭的凸輪設計相似 由于要考慮到捆扎帶通過且又要對捆扎帶進行剪斷 11 故在通道口上加了楔形放置切斷刀片 當剪斷凸輪到位 剪斷塊整體下移 由相對運 動將捆扎帶切斷 圖 7 熱合片凸輪機構 圖 8 熱合壓緊凸輪機構 Fig7 Thermal sealing film cam mechanism Fig8 Thermal sealing pressure cam mechanism 熱合片的運動方向與凸輪不一致 所以熱合片凸輪機構如圖 7 所示 其主要任務 為 當收帶輪完成收緊任務后 通過凸輪的轉動帶動水平滑塊在另一個平面上移動 從而使熱合片伸入到兩捆扎帶之間進行加熱 完成對捆扎帶的加熱工作 當延時的時 間到達熱合程度時 凸輪機構再次轉動將熱合片從捆扎帶中退回 便于后面的熱合壓 緊動作 避免將熱合片也壓在捆扎帶之間 熱合壓緊機構比較簡單 其凸輪機構如圖 8 所示 熱合壓緊凸輪是熱合片完成對捆扎帶的熱合達到粘合的溫度后 熱合片收回 凸輪 馬上到位 使熱合壓頭壓緊捆扎帶 使捆扎帶粘合而緊密的接觸在一起熱合 此凸輪 機構處不能設置捆扎帶的帶道 因為此機構的動作在剪斷凸輪機構的后面 如果設置 帶道 當收帶凸輪完成收帶收緊工作 熱合片進入后熱合片和下面捆扎帶間會有阻隔 無法對下面的捆扎帶加熱 從而使熱合無法達到理想的效果 或無法完成對捆扎帶的 熱合處理 4 5 導向槽的設計方案 由于捆扎帶需要圍繞紅薯粉絲一周 到達指定位置 然后進行壓緊 熱合 剪切 動作 為達到對捆扎帶動作的準確性 故需要設計專門的導向槽 使得捆扎帶按預定 的軌道運動 因此設計為工字形導向槽機構 當處于送帶動作時 捆扎帶會沿導向槽 12 前進 到達指定位置后 第一壓頭壓帶 收帶輪動作 由于收緊力的作用 彈開兩擋 板 從而達到送帶到位 收緊準確的目的 圖 9 為導向槽傳動原理圖 圖 9 導向槽機構 Fig9 Guide channel institutions 5 電機的選擇 工業(yè)上一般選用 Y 系列三相交流異步電動機 而對小型紅薯粉打捆機來說 載荷 比較穩(wěn)定 故選 Y 型籠型三相異步電動機 查資料得打捆機所需要的功率 0 8kW 故取打捆機功率為 PW 0 8kW 傳動裝置的總效率為 1 3765243281 按機械設計課程設計表 2 2 確定各部分的效率為 V 帶的傳動效率為 滾動軸承 每一對 效率為 圓柱齒96 01 9 02 輪傳動效率為 卷筒軸滑動軸承效率為 圓錐齒輪的傳動7 3 6 4 效率為 平摩擦輪傳動效率為 滾子鏈傳動效率為45 86 齒式聯軸器的傳動效率為 96 07 9 08 則 589 0 96 08 4 6 7 9 0 32232 由式 2 kWPwd 5 158 因載荷平穩(wěn) 電動機的額定功率 大于 即可 由機械設計課程設計手冊 6 edPd 13 表 12 1 選 Y90L 4 型電動機 額定功率為 1 5kW 一般選用同步轉速為 1000r min 或 1500r min 的電動機作為原動機 通常 V 帶傳動常用傳動比范圍 二級圓柱齒輪傳動比范圍在4 21 i 鏈傳動常用的傳動比 則電動機轉速可選范圍為 40 82 i 63 min960 3210 82 n321 riwd 符合這一同步轉速的范圍有 1000r min 1500r min 3000r min 根據前述若選用 3000r min 同步轉速電動機 則齒輪的傳動比較大 機構龐大 1000r min 1500r min 的電動機 從其重量 價格以及傳動比等考慮 選 Y90L 4 型 電動機 電動機的主要性能參數 尺寸見表 2 表 2 電動機主要性能參數 尺寸 Table2 motor size of main performance parameters 電動機型號 額定功率 kW 電機滿載轉速 r min 軸徑 啟動轉矩 額 定轉矩 最大轉矩 額 定轉矩 Y90s 4 1 5 1400 24 2 3 2 3 6 傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比 6 1 傳動裝置的總傳動比 由前面的計算得輸送機卷筒的轉速 則總傳動比為min10nrw 3 44mi總 6 2 分配各級傳動比 根據表 1 8 推薦傳動比范圍 選取圓錐齒輪傳動比 V 帶的傳動的傳動1i 錐 比 鏈傳動的傳動比為 則二級圓柱直齒輪減速器的傳動比為 3i v 3i 鏈 56 1140 鏈總減 iv 對于展開式二級圓柱直齒輪減速器 在兩級齒輪材質及齒寬系數接近的情況下 兩級齒輪的傳動比可按下式分配 4 減高 ii5 1 3 5 高減低 i 按計算分配得 714 高i 低i 14 計算傳動裝置的運動參數和動力參數 0 軸 電動機軸 kWPd365 10 min40rnm mNT 314 9140 65 959500 1 軸 高速軸 kwP 36 101 min74rin mNT 816 267 4 3109595011 2 軸 中速軸 kwP5 9 3212 minr974 62 高in NnT 35 129502 3 軸 低速軸 kwP208 19 7 08 323 minr 93 低in NnT 56 384503 4 軸 傳動長軸 kwP196 02 184 mir3nNnT 45 9695044 5 軸 槽輪軸 kwP148 01 75 minr3 45 鏈in 15 mNn PT 42 1096954 6 軸 凸輪軸 kw18 746 inr1036 鏈in mNn PT 42 969566 7 軸 摩擦軸 kw079 14 01 5747 inr3 37 錐鏈 in mNn PT 56 495077 將計算的運動參數和動力參數列于下表 3 中 表 3 軸的運動參數表 Table3 Axis of motion parameters 編號 0 軸 1 軸 2 軸 3 軸 4 軸 5 軸 6 軸 7 軸 功率 P kW 1 365 1 3104 1 258 1 208 1 196 1 148 1 148 1 079轉速 n r mi n 1 1400 466 67 99 30 30 10 15 30 轉矩 T N m 9 314 26 816 121 35 384 56 396 45 1096 42 1096 42 343 56 傳動 比 i 3 4 714 3 3 3 3 效率 0 96 0 99 0 97 0 99 0 97 0 99 0 99 0 96 0 99 0 96 0 94 0 96 7 設計計算 7 1 V 帶傳動的設計計算 傳遞功率 主動輪轉速 減速比 傳kWP365 1 min140rn 3 i 動比誤差小于 3 每天工作 8 小時 16 7 1 1 確定計算功率 由參考文獻 7 表 8 7 查得 故1 Ak 6 kWPkAca 5036 1 7 1 2 確定 V 帶的截型 根據 及 查參考文獻 7 圖 8 10 確定選用 Z 型 ca0n 7 1 3 確定帶輪基準直徑 1 由參考文獻 7 表 8 6 和 8 8 查得取小帶輪的基準直徑 md71 2 驗算帶速 V 按式 7 sndv 2 510647106 因為 故帶速合適 sms35 3 計算大帶輪的基準直徑 由式 8 mdid 2137312 根據參考文獻 7 表 8 8 圓整為 02 4 實際傳動比為 96 7 i 傳動比誤差為 3 103 96 i 故滿足要求 3 i 7 1 4 確定帶長 及中心距dLa 1 根據參考文獻 7 由式 9 2 7 0 21021 dd 可得 初定中心距為 56 960 a ma40 2 由計算公式參考文獻 7 式 8 22 得 10 addLd 12534201100 由表 8 2 選帶的基準長度 mLd25 4 計算實際中心距 由式參考文獻 7 公式 8 23 得 17 11 mLad5 397200 7 1 5 驗算包角 1 由計算公式參考文獻 7 8 25 式得 12 ooodoa906 153 780121 7 1 6 計算帶的根數 Z 1 計算單根 V 帶的額定功率 Pr 由 由文md71 min140rn 獻 7 查表 8 4a 得 kw294 0 根據 及 Z 型帶 查文獻 7 表 8 4b 得min1rn3kP0 查文獻 7 表 8 5 得 表 8 2 得 95 0 K1 LK 13 kwPLr 342 0 95 3 24 00 2 計算 V 帶的根數 Z 14 9 342 501 rca 取 5 根 7 1 7 計算單根 V 帶的初拉力的最小值 由表 8 3 得 Z 型帶的單位長度質量 所以mkgq06 15 NvZKPFca73 485 202min0 應使帶的實際初拉力 min0F 7 1 8 計算壓軸力 壓軸力的最小值為 16 NZp 867 492sin2 1m0min 7 1 9 V 帶輪結構的設計 詳細結構 見附圖 18 7 2 圓錐齒輪的設計計算 傳遞的功率 小齒輪轉速 傳動比 kWP196 min301rn 1 i 傳動比誤差小于 4 工作壽命 10 年 每天工作 8 小時 7 2 1 精度等級 材料及齒數 由于速度不高 故選用 7 級精度 GB10095 88 由表 10 1 選擇兩錐齒輪材料為 45 鋼 調質 硬度為 240HBS 選錐齒輪齒數 Z 24 圓錐角 o4521 7 2 2 按齒面接觸強度設計由參考文獻 7 式 10 26 17 3 2121 5 0 92 uTKZd RRtHE 1 確定公式內的各計算數值 試選 3 t 計算小齒輪傳遞的轉矩 18 mNT 451 107 830196 9 通常取齒寬系數為 由文獻 7 表 10 6 查得材料的彈性影響系數R 由文獻 7 表 10 21d 按齒面硬度查得錐齒輪的接觸疲勞強度極2 18 19MPaZE 限 MPaHH502lim1li 由式 10 13 計算應力循環(huán)次數 19 7121 1032 4138130660 nLjN 由圖 10 19 取接觸疲勞壽命系數 0 2 HNK 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數 S 1 由式 10 12 得 20 MPaSHNH 561 1lim121 2 試算錐齒輪分度圓直徑 td1 19 muTKZd RRtHE 645 1825 01 92 3 2121 所以 Rm 3 64 82 5 0 1 3 計算圓周速度 V 21 smndvm 29 01602 5106 4 計算齒寬 b 及模數 22 Ro5 45sin2 8sin21 23 mbR 0 3 93 24 z dm61 7245 18 7 2 3 按齒根彎曲強度設計由式 10 23 得 25 3 22 1 5 01FSaRR YuzTK 確定公式內的各計算數值 由圖 10 20c 查得彎曲疲勞強度極限 由圖 10 18 取彎曲疲勞壽命系數 MPaFE8021 取彎曲疲勞安全系數 S 1 4 由式 10 12 得 96 NK MPaSKFENFF 57 2604 138960 21 載荷系數 319 FVA 查表 10 5 得 465 2FaY65 SaY 則 01 7 0 1 FSa mYuzTKmFSaRR 493 5 5 143 221 20 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算 m 大于由齒根彎曲疲勞強度的計算的模 數 由表 10 6 取 m 6 同時滿足彎曲強度和接觸疲勞強度 取 d645 182 4 306 5 182 dZ 取 321Z 所以 錐距 m dR15 29sin21 bR 05 43 3 7 3 槽輪機構的設計計算 槽輪機構的基本結構形式分為外槽輪機構和內槽輪機構兩種 由前面所設計的數 據 可推算出槽輪的轉位分度時間 槽輪的停歇時間stf5 1 std5 4 7 3 1 外槽輪機構 外槽輪機構的動停比 為槽輪的轉位時間 與停歇時間 之比 即kftdt 26 3 12412 zztdf 得 4 z 銷數 1mmin0rnma10 由表 3 2 得 9 362z 90282 槽輪一個循環(huán)的時間為 701 sin sT6 由式 3 5 得撥盤轉速為 27 min105 432321 rtzd 由式 3 4a 得轉位分度時間為 28 sztf 5 13 2 由式 3 36 得圓銷中心軌跡半徑 29 maR85 4sin120sin 21 按結構取圓銷半徑 由式 3 35 得槽輪外圓半徑 mrA8 30 mCrRA 23 85 4cos120 64 cos 2221 取圓銷與輪槽底部之間的徑向間隙 5 由式 3 37 得輪槽深度為 31 rahA 08 63581203 8 41 由式 3 38 得撥盤回輪軸徑 32 mRad4 9 1 由式 3 32 求得撥盤上鎖止弧所對中心角為 33 27093602 取槽輪在槽口處厚度 mb5 由式 3 34 得鎖止凸弧半徑 mrAs 85 768 4 槽輪角加速度為 34 211222 cos1in dt 由式 3 15 可求得槽輪發(fā)生最大角加速度時撥銷所在的位置 35 244arcs 221max2 530 701 42 故 94721 arcos 21max2 7 4 高速級齒輪傳動的齒輪設計及計算 7 4 1 齒輪類型 精度等級 材料及齒數 由于速度不高 故選用 7 級精度 GB10095 88 由參考文獻 14 表 10 1 選擇小齒輪材料為 40Gr 調質 硬度為 280HBS 大齒 輪材料為 45 鋼 調質 硬度為 240HBS 二者材料硬度差為 40HBS 選小齒輪齒數 Z1 24 大齒輪齒數 Z2 4 714 24 113 13 取 Z2 114 22 7 4 2 按齒面接觸強度設計 由式 10 9a 36 3 211 2 HEdt ZuTKd 試選載荷系數 tK 1 小齒輪傳遞的轉矩 由mNn PT 31151 1086 20 9 參考文獻 14 表 10 7 選取齒寬系數 由參考文獻 14 表 10 6 查得材料的彈性d 影響系數 由參考文獻 14 圖 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的2 18 19MPaZE 接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 H60lim aH50lim 2 由參考文獻 14 式 10 13 計算應力循環(huán)次數 911 1084 2 10381 14066 hjLnN92 3 7 48 由參考文獻 14 圖 10 19 取接觸疲勞壽命系數 93 01 HNK04 12 HNK 3 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數 S 1 由參考文獻 14 式 10 12 得 MPaSKHN586093 1lim11 H 724 2li22 則 m ZuTKd HEdt 4 3 13 211 圓周速度 s nvt 91 010667 7106 23 齒寬 37 mdbt 24 37 1 4 計算齒寬與齒高之比 模數 hb mzdtt 5 124 371 齒高 mht 49 5 12 5 2 則 38 67 049 3 7 b 5 計算載荷系數 根據 7 級精度 由 參考文獻 14 圖 10 8 查得sv91 動載系數 直齒輪 由表 10 2 查得使用系數 07 1vK FHK1 AK 由表 10 4 用插值法查得 7 級精度 小齒輪相對支承非對稱布置時 47 H 查圖 10 13 得 故載荷系數為 32 F 39 516 47 107 1 HVAKK 6 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 由參考文獻 14 式 10 10a 得 mdtt 4 1 5624 37331 7 計算模數 m 40 z 6 124 1 7 4 3 按齒根彎曲強度設計 由文獻 14 式 10 5 得彎曲強度的設計公式為 321 FSdYzTKm 41 1 由參考文獻 14 圖 10 20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲強度極限 MPaFE501 MPaFE3802 2 由參考文獻 14 圖 10 18 取彎曲疲勞壽命系數 1NK 89 2FNK 3 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 S 1 4 由參考文獻 14 式 10 12 得 24 MPaSKFENF 43 296104583 11 FF 57 1 9 11 4 計算載荷系數 K 42 42 3 07 FVAK 5 查取齒形系數 由參考文獻 14 表 10 5 查得 65 1FaY 169 2FaY 6 查取應力校正系數 由參考文獻 14 表 10 5 查得 58 1 SaY 80 1 Sa 7 計算大 小齒輪的 并加以比較 FSa Y 43 0142 43 296581 1 FSaY67 57 1 2 FSa 大齒輪的數值大 mYzTKFSd286 1 0167 2481 1 2 3 3321 對比計算結界 由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算 的模數 由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力 而齒面接觸 疲勞強度所決定的承載能力 則取 m 1 5 按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數 取 大齒輪齒d4 1 627 1 dZ281 Z 數 取 9 137 28 Z 32 7 4 4 幾何尺寸計算 1 計算分度圓直徑 mmZd45 1811 25 mZd19822 2 中心距 44 mda12098421 3 計算齒輪寬度 45 bd1 取 mBB32 281 7 5 鏈傳動的設計計算 提供的參數為 主動鏈輪轉速 傳動比為 傳遞的功率min301rn 3 i 為 載荷平穩(wěn) 中心線水平布置 kWP148 7 5 1 選擇鏈輪齒數 取小鏈輪齒數 大鏈輪的齒數為 19 z 5712 zi 7 5 2 確定計算功率 由參考文獻 14 表 9 7 查得 圖 9 13 查得 單排鏈 則0 1 AK2 2K 計算功率為 46 kWPKPAca 745 18 52 2 7 5 3 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據 及 查參考文獻 14 圖 9 11 可選 16A 1 kWca745 1min301rn 查表 9 1 鏈條節(jié)距為 p 2 7 5 4 計算鏈節(jié)數和中心距 初選中心距 取pa12706 503 0 ma10 相應的鏈長節(jié)數為 47 67 202210 pzzLp 取鏈長節(jié)數 節(jié)17 p 查參考文獻 14 表 9 7 得到中心距計算系數 則鏈傳動的最大中2471 1 f 心距為 48 mzLPfap 3 9 2 211 26 7 5 5 計算鏈速 V 確定潤滑方式 49 smpznv 24 0160 593106 由 及鏈號 16A 1 查參考文獻 14 圖 9 14 可知應采用定期人工潤滑 sm24 0 7 5 6 計算壓軸力 pF 有效圓周力為 50 NvPe 56 472 01810 鏈輪水平布置時的壓軸力系數 則壓軸力為 5 FpK FePp 54716 471 7 6 聯軸器的選擇及計算 7 6 1 類型選擇 選用 GY 型凸緣聯軸器 6 7 6 2 載荷計算 公稱轉矩 mNnPT 81 267 43105 9105 9661 5 430 6363 由參考文獻 14 表 14 1 查得 故由式 14 1 得計算轉矩為 5 1 AK 51 mNTAca 215 4826 11 8 76 3 33 7 6 3 型號的選擇 從 中 查文獻 6 得 型凸緣聯軸器的許用轉矩為20584 TGB3GY 許用最大轉速為 軸徑為 之間 故合適mN 12min95rm24 0 1 軸 而 3 軸聯軸器選用 型凸緣聯軸器的許用轉矩為 許用最大轉6GYN 9 速為 軸孔直徑為 in680r38 27 7 7 凸輪軸的設計計算 7 7 1 設計參數 由前面計算可得 凸輪軸上的傳遞功率為 轉速kWP148 6 轉矩為 軸上的徑向力主要是壓帶凸輪的所min15rn mNT 89 7300 致 初定 NFr 7 7 2 初步確定軸的最小直徑 先按式 14 15 2 初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼 調質處理 根據參考文獻 14 表 15 3 取 于是得 105 A 52 mnPd 58 4 3360min 輸出軸的最小直徑顯然是安裝鏈輪的直徑 為了使所選的鏈輪配合 故取 d d45 7 7 3 軸的結構設計 1 擬定軸上零件的裝配方案 圖 10 所示 2 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足鏈輪的軸向定位要 求 軸段右端需要制出一軸肩 故取 段的直徑 左端用md50 軸端擋圈定位按軸端直徑取擋圈直徑 鏈輪與軸配合的轂孔長度mD5 為了保證軸端擋圈只壓在鏈輪上 而不壓在軸的端面上 故 段mL861 的長度應比 略短一些 現取 1L80 3 初步選擇滾動軸承 因軸承只受徑向力的作用 故選用深溝球軸承 參照工 作要求并根據 由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組 標準精md50 度級的單列深溝球軸承 6011 其尺寸為 故1895 BDd 右端深溝球軸承采用套筒進行軸向定位 由手冊上查得 6011 型d5 軸承的定位軸肩高度 因此 取mh5 m60 4 取安裝壓帶凸輪的軸段 的直徑 壓帶凸輪的左端軸承d 28 之間采用套筒定位 取壓帶凸輪輪轂的寬度為 30mm 為了使套筒端面可靠地壓緊凸輪 此軸段應略短于輪轂寬度 故取 凸輪的右端采用套筒定位 則安ml27 裝剪切凸輪處的軸段 剪切凸輪輪轂寬度為 30mm 為了使套筒端d65 面可靠地壓緊凸輪 此軸段應略短于輪轂寬度 故取 剪切凸輪的md27 右端采用軸肩定位 軸肩高度為 取 則軸環(huán)處的直徑h07 h5 軸環(huán)寬度 取 其軸環(huán)的右邊的熱合md70 b4 1 l 片凸輪 熱合凸輪與左端的壓帶凸輪 剪切凸輪設計相同 凸輪寬度為 30mm 5 軸承端蓋的總寬度為 20mm 根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的 要求 取端蓋的外端面與鏈右端面間的距離 故取ml30 ml50 6 取箱體內壁這距離 箱體的壁厚 a16 B 圖 10 軸的結構與裝配 Fig10 Axis of the structure and Assembly 29 圖 11 軸的載荷分析圖 Fig11 Analysis on axial load 7 7 4 軸上零件的周向定位 凸輪 鏈輪與軸的周向定位均采用平鍵連接 按 由表 6 1 查得平鍵截面 d 鍵槽用鍵槽銑刀加工 長為 20mm 同時 為了保證凸輪與軸的配18 hb 合有良好的對中性 故選擇凸輪輪轂與軸的配合為 同樣 鏈輪與軸的連接 67nH 選用平鍵為 鏈輪與軸的配合為 深溝球軸承與軸的周向定位7094 k 是由過渡配合來保證的 此外 選軸的直徑尺寸公差為 5 7 7 5 確定軸上圓角和倒角尺寸 從參考文獻 14 表 15 2 取軸端倒角 各軸肩處的圓角半徑如圖 10 所示 42 7 7 6 求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖 圖 10 做出軸的計算簡圖 圖 11 在確定軸承的支點位 30 置時 對于 6011 型深溝球軸承 由手冊中查得取軸承中點 因此 作為簡支梁的軸 的支承跨距 根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和mL25034932 扭矩圖 圖 11 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面 現將計算出 的截面 C 處的 及 的值列于下表 表 4 HMV 表 4 截面 C 的計算表 Table4 Calculation of cross section C of the table 載 荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NNH86 423 517 NFNV4 19 56802 彎矩 M m mM 73 總彎矩 6 847 95 22 扭矩 T NT 106 7 7 7 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 即危險截面 C 強度 根據式 15 5 及上表中的數據 以及軸單向旋轉 扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力 取 軸的計算應力 6 0 5 MPaWTMca 47 3 182560942864022 3 前已選定軸的材料為 45 鋼 調質處理 由 參考文獻 14 表 15 1 查得 因此 故安全 Pa601 1 ca 7 8 凸輪機構的設計 凸輪機構的設計是本設計方案中最多的機構設計 牽涉執(zhí)行動作最多 按布局分 配方案知 運動豎直方向的移動 由于整體的設計要求凸輪的轉速為低速 即 選用滾子直動推桿凸輪機構 下圖 12 為各凸輪機構的執(zhí)行工作循min10rn 環(huán)圖 0 30 90 120 240 360 送帶 推 遠 回 近 31 壓帶 回 近 推 遠 回 收帶 回 近 推 遠 回 熱合片 近 推 遠 回 粘合 回 近 推 遠 剪切 回 近 推 回 60 150 180 240 270 330 圖 12 凸輪機構工作循環(huán)圖 Fig12 Cam mechanism working cycle diagram 7 8 1 確定凸輪機構的基本尺寸 表 5 凸輪廓線坐標曲率半徑參數 Table5 Cam coordinates radius parameter 凸輪轉角 度 理論廓線 X 坐標 理論廓線 Y 坐標 實際廓線 X 坐標 實際廓線 Y 坐標 曲率半徑 0 0 50 0 40 62 5 10 8 9151 50 5598 10 0101 40 6199 380 428 20 18 8111 51 6831 19 7322 41 7256 56 6788 30 30 51 9615 29 4008 41 9795 40 7444 40 41 7812 49 7929 38 6557 40 2939 35 2366 50 52 5968 44 134 46 4848 36 2192 31 8285 60 60 6218 35 51 9615 30 30 625 70 65 7785 23 9414 56 3816 20 5212 70 80 68 9365 12 1554 59 0885 10 4189 70 90 70 0 60 0 70 100 68 9365 12 1554 59 0885 10 4189 70 110 65 7785 23 9414 56 3816 20 5212 70 120 60 6218 35 51 9615 30 70 130 53 6231 44 9951 45 9627 38 5672 70 140 44 9952 53 6231 38 5673 45 9627 70 150 35 60 6218 30 51 9615 70 續(xù)表 5 凸輪轉角 度 理論廓線 X 坐標 理論廓線 Y 坐標 實際廓線 X 坐標 實際廓線 Y 坐標 曲率半徑 160 23 9414 65 7785 20 5212 56 3815 70 170 12 1554 68 9365 10 4189 59 0885 70 180 0 70 0 60 70 190 12 1553 68 9365 10 4189 59 0885 70 200 23 9414 65 7785 20 5212 56 3816 70 210 35 60 6218 30 51 9615 70 220 44 9951 53 6231 38 5672 45 9627 70 230 240 53 6231 60 6218 44 9952 35 45 9626 51 9615 38 5673 30 70 70 32 250 260 270 65 7785 68 9365 70 23 9415 12 1554 0 56 3815 59 0885 60 20 5212 10 4189 0 70 70 30 625 280 67 6172 11 9227 58 3666 8 1243 38 8884 290 61 08 22 2313 53 6237 15 5677 90 295 300 51 9615 30 46 4516 21 6548 347 8997 310 42 1325 35 3533 37 9514 26 2693 70 9837 320 33 0006 39 3285 28 979 30 1328 45 9604 330 25 43 3012 20 34 641 50 340 17 101 46 9846 13 6808 37 5877 50 350 8 6825 49 2404 6 946 39 3923 50 360 0 50 0 40 50 設初步確定凸輪的基圓半徑為 推桿滾子半徑為 其mr50 mr10 次要選定推桿的運動規(guī)律 同時其工作為低速輕載 穩(wěn)定性較好 由參考文獻 13 表 9 1 可知 初定推程運動規(guī)律用簡諧運動規(guī)律 回程運動規(guī)律用簡諧運動規(guī)律 由上述數據可得出 壓帶凸輪如圖所示 圖 12 7 8 2 求理論輪廓線 對于對心直動滾子推桿盤形凸輪機構 可得 e 0mm 統一升程為 20mm 利用 ADAMS 建模與仿真 VB 進行運動分析與綜合可得到廓線坐標曲率半徑 運動參數壓力角 運 動規(guī)律圖和動態(tài)仿真 表 5 為廓線坐標曲率半徑參數 33 圖 11 壓帶凸輪運動規(guī)律圖 位移 速度 加速度 Fig11 Pressure cam movement displacement speed acceleration 由軟件得其運動規(guī)律圖 位移圖 速度圖 加速度圖 如圖 11 所示 圖 12 壓帶凸輪 Fig12 Pressure cam 其他凸輪可按上述步驟得出 此處略 8 結論 本次設計課題是小型紅薯粉打捆機的設計 紅薯粉絲包裝打捆機是粉絲精整包裝 生產線的急需設備 而且是粉絲包裝生產線的核心設備 隨著食品加工行業(yè)的發(fā)展 食品加工機械的廣泛應用極大提高了勞動生產率 提高了產品的質量 降低了生產成 本 還極大的減輕了人的勞動強度 改善了勞動條件 對食品的打捆機的研究漸漸成 為了人類必不可少的工作 因此 對本次課題的設計意義深遠 主要工作及結論 1 學會了對機械總體方案的設計及步驟 2 對設計工作有了更 深的理解 端正了對設計工作的態(tài)度 3 在選擇機構的重要零部件時 學會了正確查 34 詢資料的方法 4 了解了設計的過程 更理解了設計是一個反復的過程 5 間歇傳送 運輸機構的設計 6 送帶 收帶機構的設計 7 壓帶 熱合 剪切機構的設計 8 導向 槽的設計 9 小型紅薯粉打捆機的裝配圖的設計 10 小型紅薯粉打捆機的主要部件的 設計 11 翻譯有關英文資料 12 撰寫畢業(yè)設計論文 存在的問題 1 由于缺乏工作經驗 對機械結構的設計不完善 所設計的結構還 有很多不足 也許從某種角度來說不是很合理 2 本次小型紅薯粉絲打捆機的設計 控制系統采用的是純機械控制 沒有加入液壓 電子等方面的內容 致使機械整體機 型結構龐大 傳送和感應精度不是很高 35 參考文獻 1 王之櫟 王大康 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52 87 36 致 謝 四年的艱苦跋涉 二個月的精心準備 畢業(yè)論文終于到了劃句號的時候 心頭如釋 重負 但寫作過程中常常出現的輾轉反側和力不從心之感揮之不去 論文寫作的過程 并不輕松 工作的壓力時時襲擾 知識積累尚欠火候 于是 我只能一次次埋頭于圖 書館 找資料查數據 一次次在深夜奮筆疾書 花費如此長的時間和如此多的精力 完成一篇具有一定學術價值的論文 其中的艱辛與困難難以訴說 留下的滋味 值得 我一生慢慢品嘗 敲完最后一個字符 從頭細細閱讀早已不陌生的文字 我感觸頗多 雖然其中沒有 什么值得炫耀的成果 但相對而言 是寶貴的 它是無數教誨 關愛和幫助的結晶 我要感謝我的指導老師高英武教授 高老師雖身負教學任務 仍抽出時間 在工作 日的每天晚上給予我們細心的指導 督責課業(yè) 殷殷之情盡在諄諄教誨中 這篇論文 更傾注了她的大量心血 從初稿到定稿 高老師不厭其煩 一審再審 大到篇章布局 的偏頗 小到語句格式的瑕疵 都一一予以指出 同時 我也要感謝大學期間所有授 課老師 是他們傳授給我方方面面的知識 拓寬了我的知識面 這對論文的完成有著 功不可沒的作用 在此 還要感謝學校各位工作人員 他們細致的工作使我和同學們 的學習和生活過得舒適 安逸 謹向我的父母和家人表示誠摯的謝意 他們是我生命中永遠的依靠