食品包裝機設計[SW],SW,食品,食物,裝機,設計 青島農(nóng)業(yè)大學畢業(yè)論文（設計）任務書 論文（設計）題目 食品包裝機的設計 要求完成時間 2013.6.18 論文（設計）內(nèi)容（需明確列出研究的問題）： 要求按照食品盒包裝流水線的功能要求，設計合理流水線整體骨架，合理安排壓盒裝置及模具的工位分布，實現(xiàn)包裝與動作的統(tǒng)一 ；出料系統(tǒng)采用自動化出料，在產(chǎn)品盒封裝完畢后，噴打條形碼，完成產(chǎn)品包裝。 該設計要求結構緊湊、自動化程度較高，各工序間轉換要精確控制，動作協(xié)調(diào)統(tǒng)一，效率高，噪音小。 資料、數(shù)據(jù)、技術水平等方面的要求 1.包裝盒的尺寸：長180mm,寬137mm,高35mm； 2.對所設計部分的運動參數(shù)，提供設計依據(jù)和計算過程； 3. 食品包裝機要按工位、工序合理布置，機械傳動與電按系統(tǒng)控制協(xié)調(diào)、步調(diào)一致。實現(xiàn)包裝盒一次成形、裝料、密封包裝、輸送、噴碼成套功能； 4.繪出各零部件的零件圖、裝配圖等； 5.對主要工作部件進行三維建模； 指導教師簽名： 年 月 日 課 題 食品包裝機的設計 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 年 級 姓 名 學 號 指 導 教 師 （簽字） 學 院 院 長 （簽字） 2013年 月 日 摘 要 目前國產(chǎn)的設備大多是對國外進口產(chǎn)品的簡單仿制，因此針對食品機械關鍵部件的深入研究，對原理、結構、運動、功能等分析，提供結構簡單可靠、操作方便、機械化程度高、使用范圍廣的食品機械是很有必要的。 本文在分析食品機械的工藝和使用要求的基礎上，通過對關鍵部件的理論分析，提出一種實用、簡單、可靠和通用的傳動系統(tǒng)，將結構等關鍵部件的設計原理、結構特點等做了較為詳細的研究和設計;本文分析各機構的運動學規(guī)律，提出可行的優(yōu)化結構滿足切割工藝;對關鍵部件提出完整的設計方法，旨在滿足市場需求，推動企業(yè)創(chuàng)新步伐。 關鍵詞：食品機械 ，傳動系統(tǒng)，結構設計，計算機輔助設計 III Abstract As the demand for food diversification, personalization, automatic powder food machine applications more generally. Most of the current China-made equipment is to copy。 Simple import of imitation products, the automatic food machine for powder-depth study of key components, the basic principles, structure, movement, functional analysis, to provide a simple and reliable structure, convenient operation, high degree of automation with a wide range of food machines is necessary. Based on the analysis of powder food machine automatic food processes and the use of the requirements on the basis of the key components of the theoretical analysis, a practical, simple, reliable and versatile drive system, a single package for the bag to expand the size and output of long adjustable structure; for delivery of the film structure, the structure of closed traction, closed-end structure, such as cutting off key parts of the design principles, structural features, such as doing a more detailed study and design; This paper analyzes the law of the Kinematics , optimizing the structure and put forward feasible to meet the food process; a key component of a complete design method, designed to meet the market demand,Promoting innovation. Key Words: automatic food machine, technology transmission, structure designing, CAD 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 IV 第1章 緒論 1 1.1食品裝置(機械)的應用及適用范圍 1 1.2食品裝置(機械)的國內(nèi)外發(fā)展情況 1 1.3 食品裝置(機械)研究開發(fā)的意義 4 第3章 電機至輸送帶部分的設計計算 5 同步帶的概述 19 同步帶介紹 19 同步帶傳動的主要失效形式 20 4 同步帶傳動的設計準則 22 5同步帶分類 22 同步帶傳動計算 23 同步帶計算選型 23 同步帶的主要參數(shù)（結構部分） 25 同步帶的設計 27 同步帶輪的設計 28 小彈簧的設計計算 32 第1章 緒論 1.1食品裝置(機械)的應用及適用范圍 現(xiàn)代經(jīng)濟生活中，絕大多數(shù)產(chǎn)品都需要經(jīng)過機械加工來提高產(chǎn)品的生產(chǎn)率。而有些產(chǎn)品的包裝要借助包裝技術及裝備。所以包裝設備在包裝過程中是不可或缺的工藝手段。 食品切斷裝置是包裝設備中較為重要的一種機械設備形式，可廣泛應用于一般塊狀食品的包裝，尤其適用于大批量的轉移、稱重、封口 、碼放等過程。利用小型自動包裝機械包裝是提高裝袋速度，減輕工人勞動強度的有效方法。 1.2食品裝置(機械)的國內(nèi)外發(fā)展情況 食品機械，最初是由美國于上世紀五十年代開發(fā)出來的產(chǎn)品。后來日本得到發(fā)展，并于上世紀六七十年代隨日本經(jīng)濟高速發(fā)展，技術性能得到長足的進步。 上世紀八十年代初，我國大量引進食品機械并生產(chǎn)出自己的產(chǎn)品。以日清品牌為代表，主要針對方便面生產(chǎn)線配套使用。上世紀九十年代，這種機型開始大量用于糧食流通，同時派生出各種各樣的類似包裝機。隨著機電一體化的應用，粉料自動包裝也向著高速全自動模塊化的方向發(fā)展及創(chuàng)新。 現(xiàn)今國外開發(fā)的食品機械已極其人性化:高速、節(jié)能、全自動、模塊化。 就國內(nèi)外食品機械的開發(fā)情況來看，主要從以下幾點進行: (l)不斷擴大其通用能力，以滿足多種屬性粉料的包裝。 (2)高速全自動，配備微機控制系統(tǒng)，借助預先儲存的程序控制多臺伺服電機，分別驅動有關執(zhí)行機構。 (3)參數(shù)化調(diào)整和設置，對主要操作部件(供送、袋成型、牽引、封切等)作適當調(diào)整有關工作參數(shù)，便可在較寬的尺寸范圍內(nèi)，滿足不同品種不同尺寸的包裝。 (4)模塊化結構設計，對供送、牽引、封切等主要部件進行相對獨立并又能較為自由組合的結構設計，以滿足臥式組合和立式組合的包裝機。 德國與美國、日本、意大利均為世界食品機械機械大國。在食品機械機械設計、制造、技術性能等方面居于領先地位。德國食品機械機械的設計是依據(jù)市場調(diào)研及市場分析結果進行的，其，目標是努力為客戶，尤其是為大型企業(yè)服務。為滿足客戶要求，德國食品機械機械制造廠商和設計部門采取了諸多措施：? (1)工藝流程自動化程度越來越高，以提高生產(chǎn)率和設備的柔性及靈活性。采用機械手完成復雜的動作。操作時，在由電腦控制的攝像機錄取信息和監(jiān)控下，機械手按電腦指令完成規(guī)定動作，確保包裝的質量。 (2)提高生產(chǎn)效率，降低生產(chǎn)成本，最大限度地滿足生產(chǎn)要求。德國食品機械機械以飲料、啤酒灌裝機械和塑料食品機械機械見長，具有高速、成套、自動化程度高和可靠性好等特點。其飲料灌裝速度高達12萬瓶/h，小袋食品機械機的包裝速度高達900袋／min。 (3)使產(chǎn)品機械和食品機械機械一體化。許多產(chǎn)品要求生產(chǎn)之后直接進行包裝，以提高生產(chǎn)效率。如德國生產(chǎn)的巧克力生產(chǎn)及包裝設備，就是由一個系統(tǒng)控制完成的。兩者一體化，關鍵是要解決好在生產(chǎn)能力上相互匹配的問題。 (4)適應產(chǎn)制品變化，具有良好的柔性和靈活性。由于市場的激烈競爭，產(chǎn)品更新?lián)Q代的周期越來越短。如化妝品生產(chǎn)三年一變，甚至一個季度一變，生產(chǎn)量又都很大，因此要求食品機械機械具有良好的柔性和靈活性，使食品機械機械的壽命遠大于產(chǎn)品的壽命周期，這樣才能符合經(jīng)濟性的要求。? (5)普遍使用計算機仿真設計技術。隨著新產(chǎn)品開發(fā)速度不斷加快，德國食品機械機械設計普遍采用了計算機仿真設計技術，大大縮短了食品機械機械的開發(fā)設計周期. 食品機械設計不僅要重視其能力和效率，還要注重其經(jīng)濟性。所謂經(jīng)濟性不完全是機械設備本身的成本，更重要的是運轉成本，因為設備折舊費只占成本的6％～8％，其他的就是運轉成本。 我國食品機械行業(yè)起步于20世紀70年代，在80年代末和90年代中得到迅速發(fā)展。已成為機械工業(yè)中的10大行業(yè)之一，無論是產(chǎn)量，還是品種上，都取得了令人矚目的成就，為我國包裝工業(yè)的快速發(fā)展提供了有力的保障。目前，我國已成為世界食品機械工業(yè)生產(chǎn)和消費大國之一。 食品機械作為一種產(chǎn)品，它的含義不僅僅是產(chǎn)品本身的物質意義，而是包括形式產(chǎn)品、隱形產(chǎn)品及延伸產(chǎn)品3層含義。形式產(chǎn)品是指食品機本身的具體形態(tài)和基本功能；隱形產(chǎn)品是指食品機給用戶提供的實際效用；延伸產(chǎn)品是指食品機的質量保證、使用指導和售后服務等。所以食品機的設計應該包括：市場調(diào)研、原理圖設計、結構設計、施工圖設計、使用說明書編寫及售后服務預案等。 食品機械設計的類別主要有：測繪仿制設計、開發(fā)性設計、改進性設計、系列化設計。如啤酒灌裝生產(chǎn)線生產(chǎn)能力為1．6～4萬瓶/h，其中灌裝機的灌裝閥工位數(shù)從48個、60個、90個到120個就屬于系列化設計。 由普通啤酒灌裝生產(chǎn)線到純生啤酒灌裝生產(chǎn)線的設計就屬于改進、開發(fā)性設計。對于中低速運行的食品機，目前我們基本上可以進行自主設計。而高速運行的食品機，特別是一些先進機型，大多是測繪、仿制國外的同類機型，進行國產(chǎn)化設計和系列化設計。其主要的原因是：(1)大多數(shù)設計人員還沒有真正掌握先進的設計方法，如高速食品機械的動力學設計理論和方法等，對高速工況下機構的動態(tài)精度分析等問題還不能模擬解決；(2)產(chǎn)、學、研結合不夠緊密，理論上的科研成果不能及時地在實際設計中運用，設計人員缺乏及時的技術培訓；(3)整個行業(yè)缺乏宏觀調(diào)控的力度，優(yōu)勢資源不能得到合理的配置與調(diào)整。 在食品機械設計領域，絕大多數(shù)設計人員仍沿用以前的設計方法：(1)根據(jù)設計任務書尋找同類機型作為樣機；(2)參考樣機制定各項技術性能指標及使用范圍；(3)設計工作原理圖、傳動系統(tǒng)圖；(4)設計關鍵零件，部件；(5)設計總裝圖方案和動作循環(huán)圖；(6)設計部件圖、總裝圖和零件圖；(7)對主要部件中的關鍵零件進行強度、剛度校核；(8)設計控制原理圖、施工圖等。 而今，國內(nèi)一些大學的設計軟件，可以對食品機中常用機構進行有限元分析和優(yōu)化設計，其開發(fā)的凸輪連桿機構CAD／CAM軟件已經(jīng)能夠滿足企業(yè)進行凸輪連桿機構自主設計的能力，但在實際食品機械的設計中應用還不普遍。 新型食品機械往往是機、電、氣一體化的設備。充分利用信息產(chǎn)品的最新成果，采用氣動執(zhí)行機構、伺服電機驅動等分離傳動技術，可使整機的傳動鏈大大縮短，結構大為簡化，工作精度和速度大大提高。其中的關鍵技術之一是采用了多電機拖動的同步控制技術。其實掌握這種技術并不很難，只是一些設計人員不了解食品機械的這一發(fā)展趨勢。如果說以前我國食品機械設計是仿制、學習階段，那么現(xiàn)在我們應該有創(chuàng)新設計的意識。 我國食品行業(yè)技術與機械近些年所取得的成績是顯著的，其起步于20世紀70年代末，剛起步時年產(chǎn)值僅七、八千萬元，產(chǎn)品品種僅100 余種，技術水平也較低。在20紀80年代中期至20世紀年代中期十余年的時間里，才得到快速發(fā)展，年增長率達到20%—30% ，到1999年底塑料和食品機械達40 大類，品種達1700種，到2000年產(chǎn)值增加到300億元，且技術水平也上了個臺階，開始出現(xiàn)了規(guī)模化、自動化趨勢，傳動復雜、技術含量高的設備也開始出現(xiàn)，許多食品機械如液體塑料灌裝機等設備已開始成套出口。 1.3 食品裝置(機械)研究開發(fā)的意義 針對國內(nèi)許多部門對食品切斷機械的需求，本設計著重探討食品切斷機械的整體結構設計和模塊化結構，開發(fā)出具有包裝速度快，通用性好以及結構簡單可靠、操作方便、自動化程度高的新穎食品切斷機械，對我國食品行業(yè)發(fā)展有著積極的意義。 51 第3章 電機至輸送帶部分的設計計算 3.1 包裝機參數(shù)設計 該課題設計的包裝速度60包/min=1包/s, 假設輸送帶的需要的驅動力F=2400N，V=1m/s，P=2.4KW 一對圓錐滾子軸承的效率 η3= 0.98 一對球軸承的效率η4= 0.99 閉式直齒圓錐齒傳動效率η5= 0.95 閉式直齒圓柱齒傳動效率η6= 0.97 b. 總效率η=η1η2 2η3 3η4η5η6=0.96×0.992 ×0.983 ×0.99×0.95×0.97=0.808 c. 所需電動機的輸出功率 Pr=Pw/η=2.4/0.808=3kw 3. 選擇電動機的型號 查參考文獻[1]表得 表1.1 方案號 電機 類型 額定 功率 同步 轉速 滿載 轉速 總傳 動比 1 Y100L2-4 3 1500 1420 22.294 2 Y132S-6 3 1000 960 15.072 根據(jù)以上兩種可行同步轉速電機對比可見，方案2傳動比小且質量價格也比較合理，所以選擇Y132S-6型電動機。 三， 動力參數(shù)的計算 1. 分配傳動比 （1） 總傳動比i=15.072 （2） 各級傳動比：直齒輪圓錐齒輪傳動比 i12=3.762， 直齒輪圓柱齒輪傳動比 i23=4 （3） 實際總傳動比i實=i12i34=3.762×4=15.048, ∵Δi=0.021﹤0.05，故傳動比滿足要求滿足要求。 2. 各軸的轉速（各軸的標號均已在圖1.1中標出） n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min 各軸的功率 p0=pr=3 kw， p1= p0η2=2.970kw, p2= p1η4η3=2.965 kw, p3= p2η5η3=2.628 kw, p4=p3η2η3=2.550 kw 4. 各軸的轉矩，由式：T=9.55Pi/ni 可得： T0=29.844 N·m, T1=29.545 N·m, T2=86.955 N·m, T3=393.197 N·m, T4=381.527 N·m 四，傳動零件的設計計算 1. 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設計計算 a．選材： 小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質處理，HB=217~255， σHP1=580 Mpa，σFmin1 =220 Mpa 大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162~217， σHP2=560 Mpa，σFmin2 =210 Mpa b. 由參考文獻[2]（以下簡稱[2]）式（5—33），計算應力循環(huán)次數(shù)N： N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10 N2=N1/i2 =1.267×10/3=2.522×10 查圖5—17得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式（5—29）得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92， ∴[σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×0.92=533.6 Mpa， [σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =560×1.12×0.92=577 Mpa ∵[σH]1> [σH]2，∴計算取[σH]= [σH]2=533.6 Mpa c．按齒面接觸強度設計小齒輪大端模數(shù)（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）： 取齒數(shù) Z1=21，則Z2=Z1 i12=3.762×32=79，取Z2=79 ∵實際傳動比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tanδ2=cotδ1， ∴δ2=72.2965=7216 35，δ1=17.7035=1742 12，則小圓錐齒輪的當量齒數(shù)zm1=z1/cosδ1 =21/cos17.7035=23，zm2=z2/cosδ2=79/cos72.2965=259.79 由[2]圖5-14，5-15得 YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81 ZH=√2/cosα×sinα=√2/cos20×sin20=2.5 由[2]表11-5有 ZE=189.8，取Kt·Z=1.1， 由[2] 取K=1.4 又∵ T1=28.381 N·m ，u= 3.762，фR=0.3 由[2]式5-56計算小齒輪大端模數(shù)： m≥√4KT1YFaYsa/{фRZ[σF]（1-0.5фR）2 √u2 +1} 將各值代得 m≥1.498 由[2]表5-9取 m=3 ㎜ d．齒輪參數(shù)計算： 大端分度圓直徑 d1=mz1=3×21=63㎜，d2=mz2=3×79=237㎜ 齒頂圓直徑 da1=d1+2mcosδ1=63+6cos17.7035=68.715㎜， da2=d2+2mcosδ2=237+6cos72.2965=238.827㎜ 齒根圓直徑df1=d1-2.4mcosδ1=63-7.2cos17.7035 =56.142㎜ df2=d2-2.4mcosδ2=237-7.2×cos72.2965=231.808㎜ 齒輪錐距 R=√d1+ d2/2=122.615㎜， 大端圓周速度 v=∏d1n1/60000=3.14×63×960/60000=3.165m/s， 齒寬b=RфR =0.3×122.615=36.78㎜ 由[2]表5-6，選齒輪精度為8級 由[1]表4.10-2得Δ1=（0.1～0.2）R =（0.1～0.2）305.500=30.05～60.1㎜ 取Δ1=10㎜，Δ2=14㎜,c=10㎜ 輪寬 L1=（0.1～0.2）d1=（0.1～0.2）93=12.4㎜ L2=（0.1～0.2）d2=（0.1～0.2）×291=39㎜ e．驗算齒面接觸疲勞強度： 按[2]式5-53 σH= ZHZE√2KT1√u+1/[bd u（1-0.5фR）2 ]，代入各值得 σH=470.899﹤[σH] =533.6 Mpa ∴ 小齒輪滿足接觸疲勞強度，且大齒輪比小齒輪接觸強度高，故齒輪滿足接觸強度條件 f．齒輪彎曲疲勞強度校核：按[2]式5-55 由[2]圖5-19得YN1=YN2=1.0， 由[2]式 5-32及m=2﹤5㎜，得YX1=YX2=1.0 取YST=2.0，SFmin=1.4，由[2]式5-31計算許用彎曲應力： [σF1]= σFmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =220×2.0/1.4=314.29 Mpa [σF2]= σFmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =210×2.0/1.4=300 Mpa ∵[σF1]﹥[σF2]， ∴[σF]=[σF2]=300 Mpa 由[2]式5-24計算齒跟彎曲應力： σF1=2KT1YFa1Ysa1/[b1md1（1-0.5фR）]=2×1.4×80070×2.8×1.55/0.85×2×28.935×62=181.59 ﹤300 Mpa σF2=σF1 YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1）=181.59×1.81×2.23/（2.8×1.55）=178.28﹤300Mpa ∴兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強度 2. 閉式直齒輪圓柱齒輪傳動的設計計算 a．選材： 小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質處理，HB=217~255， σHP1=580 Mpa，σFmin1=220 Mpa 大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162~217， σHP2=560 Mpa，σFmin2=210 Mpa b. 由參考文獻[2]（以下簡稱[2]）式（5—33），計算應力循環(huán)次數(shù)N： N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10， N2=N1/i23=1.267×10/3=2.522×10 查圖5—17得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式（5—29）得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92， [σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×1.05×0.92=560.28 MPa [σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×1.16×0.92=597.63 MPa ∵[σH]1> [σH]2，∴計算取[σH]= [σH]2=560.28 Mpa c. 按齒面接觸強度計算中心距（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）： ∵u=i34=4，фa=0.4， ZH=√2/cosα·sinα=√2/cos200 ·sin200 =2.5 且由[2]表11-5有 ZE=189.8，取Kt·Z=1.1 ∴ [2]式5-18計算中心距： a≥（1+u）√KT1 （ZE ZHZε/[σH]）2 /（2uφa）=5×√1.1×86955×2.5×189.8/（2×4×0.4×560.28）=147.61㎜ 由[1]表4.2-10 圓整 取 a=160㎜ d．齒輪參數(shù)設計： m=（0.007～0.02）a=180（0.007～0.02）=1.26～3.6㎜ 查[2]表5-7取 m=2㎜ 齒數(shù)Z1=2a/m（1+u）=2×160/2（1+4）=32 Z2=uZ1=4×32=128 取Z2=128 則實際傳動比 i=149/31=4 分度圓直徑 d1=mz1=2×32=64 ㎜，d2=mz2=2×128=256㎜ 齒頂圓直徑 da1= d1+2m=68㎜，da2=d2+2m=260㎜ 齒基圓直徑 db1= d1cosα=64×cos20o =60.14㎜ db2= d2cosα=256×cos20o =240.56㎜ 齒根圓直徑 df1= d1-2.5m=64-2.5×2=59㎜ df2= d2-2.5m=256-2.5×2=251㎜ 圓周速度 v=∏d1n2/60×103 =3.14×256×63.829/60×103 =1.113 m/s， 中心距 a=（d1+d2）/2=160㎜ 齒寬 b=aΦa =0.4×160=64㎜ 由[2]表5-6，選齒輪精度為8級 e. 驗算齒面接觸疲勞強度 按電機驅動，載荷平穩(wěn)，由[2]表5-3，取KA=1.0；由[2]圖5-4（d），按8級精度和VZ/100=∏dn/60000/100=0.30144，得Kv=1.03；由[2]表5-3得Ka=1.2；由[2]圖5-7和b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13； ∴ K=KvKaKAKB=1.03×1.2×1.0×1.13=1.397 又∵ɑa1=arccosdb1/da1=arccos（60.14/68）=28.0268=281 36； ɑa2 = arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）=22.0061=220 17 ∴重合度 εa=[z（tanɑa1-tanɑ）+ z（tanɑa1-tanɑ）]/2∏=[32（tan28.0268-tan20）+128（tan22.0061-tan20）]=1.773 即Zε=√（4-εa）/3=0.862，且 ZE=189.8，ZH=2.5 ∴ σH =ZHZEZε√2KT1（u+1）/bd2 1u=2.5×189.8×0.862√2×1.397×83510×5.8065/（72×622 ×5.024）=240.63﹤[σH ]=560.28 Mpa ∴ 小齒輪滿足接觸疲勞強度，且大齒輪比小齒輪接觸強度高，故齒輪滿足接觸強度條件 f．齒輪彎曲疲勞強度校核： 按Z1=32，Z2=128，由[2]圖5-14得YFa1=2.56，YFa2=2.18；由[2]圖5-15得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84 由[2]式5-23計算 Y=0.25+0.75/εa=02.5+0.75/1.773=0.673 由[2]圖5-19得YN1=YN2=1.0， 由[2]式 5-32切m=2﹤5㎜，得YX1=YX2=1.0 取YST=2.0，Sfmin=1.4，由[2]式5-31計算許用彎曲應力： [σF1]= σFmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =220×2.0/1.4=314.29 Mpa [σF2]= σFmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=210×2.0/1.4=300 Mpa ∵[σF1]﹥[σF2]， ∴[σF]=[σF2]=300 Mpa 由[2]式5-24計算齒跟彎曲應力： σF1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=2×1.397×83510×2.56×1.65×0.673/（2×64×64）=71.233 ﹤300 Mpa σF2=σF1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.233×1.84×2.18/（2.56×1.65）=67.644﹤300 Mpa ∴兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強度 五， 軸的設計計算 3. 減速器高速軸I的設計 a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉速不太高，故選用45優(yōu)質碳素結構鋼，調(diào)質處理， 按 [2]表8-3查得 σB=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa b. 由扭矩初算軸伸直徑：按參考文獻[2] 有 d≥A√p/n ∵n0=960r/min，p1=2.97 kw，且A=0.11~0.16 ∴d1≥16~23㎜ 取d1=20㎜ c. 考慮I軸與電機伸軸用聯(lián)軸器聯(lián)接。并考慮用柱銷聯(lián)軸器，因為電機的軸伸直徑為dD=38㎜，查[1]表4.7-1選取聯(lián)軸器規(guī)格HL3（Y38×82，Y30×60），根據(jù)軸上零件布置，裝拆和定位需要該軸各段尺寸如圖1.2a所示 d. 該軸受力計算簡圖如圖1.2b ， 齒輪1受力： （1）圓周力Ft1=2T1/dm1=2×29.545/（64×10-3 ）=915.52 N， （2）徑向力Fr1= Ft1·tanα·cosδ1 =915.52×tan200 ·cos17.70350 =317.44 N， （3）軸向力Fa1= Ft1·tanα·sinδ1 =915.52×tan200 ·sin17.70350 =101.33 N， e. 求垂直面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMB=0，∴Rcy= Ft1（L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.97 N ∵ΣY=0，∴RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N， ∴垂直面內(nèi)D點彎矩Mdy=0，M= Rcy L3+ RBY（L2+L3）=1595.97×55-680.45×129= 3662.14 N·㎜=3.662 N·m f. 水平面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMB=0，∴RCz=[Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2]/L2 =[317.44（74+55）-680.45×64]/74=419.07 N， ∵ΣZ=0，∴RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N， ∵水平面內(nèi)D點彎矩MDz=0，M= RCzL3+ RBz(L3+L2)= 419.07×55-101.63×129=-7.095N·m g. 合成彎矩：MD=√M+ M= 0 N·m， M=√M+ M=7.98 N·m h. 作軸的扭矩圖如圖1.2c所示， 計算扭矩：T=T1 =29.545N·m I. 校核高速軸I：根據(jù)參考文獻[3]第三強度理論進行校核： 由圖1.2可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強度， ∵MD ＜M ，∴取M= M=7.98 N·m， 又∵抗彎截面系數(shù)：w=∏d3 min /32=3.14×203 /32=1.045×10m ∴σ=√M+T/ w=√7.98+29.545/1.045×10=39.132≤[σb]-1= 59 Mpa 故該軸滿足強度要求。 2. 減速器低速軸II的設計 a. 選擇材料：因為直齒圓柱齒輪的小輪直徑較小（齒跟圓直徑db1=62㎜）需制成齒輪軸結構，故與齒輪的材料和熱處理應該一致，即為45優(yōu)質碳素結構鋼，調(diào)質處理 按 [2]表8-3查得 σb=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa b. 該軸結構如圖1.3a，受力計算簡圖如圖1.3b 齒輪2受力（與齒輪1大小相等方向相反）： Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N， 齒輪3受力： （1）圓周力Ft3=2T2/dm3=2×86.955/（64×10-3 ）=2693.87N （2）徑向力Fr3= Ft2·tanα=2693.87×tan200 =980.49 N c. 求垂直面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMB=0，∴RAy= [Ft2（L2+L3）+ Ft3L3]/（L1+L2+L3）=[915.52（70+63）+2693.87×63]/183=1919.26 N ∵ΣY=0，∴RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26 =1690.13 N ∴垂直面內(nèi)C點彎矩： MCy = RAy L1=1919.26×21.5=41.26 N·m， M= RBY（L2+L3）- Ft3L2 =1690.13×133-2693.87×70= 41.26 N·m， D點彎矩：MDy= RBY L3=1690.13×63= 92.96N·m， M= Ray（L1+L2）- Ft2 L2 =1919.26×120-915.52×70=92.96 N·m d. 水平面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMB=0，∴RAz=[Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2]/（L1+L2+L3） =[317.44×133＋980.49×63-101.33×238.827/2]/128=750.70 N ∵ΣZ=0，∴RBz= Fr2+ Fr3- RAz =317.44+980.49-750.70=547.23N， ∵水平面內(nèi)C點彎矩： MCz= RAzL1=750.70×50=23.65 N·m， M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2 =547.23×133 - 980.49×70=-10.55N·m， D 點彎矩：MDz = RBz L3=547.23×63=30.10 N·m， M1 Dz= RAz（L1+L2）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70×120 -101.33×164.9/2-317.44×70= 29.92N·m e. 合成彎矩：MC=√M+ M= 47.56N·m M=√M+ M=42.59 N·m MD=√M+ M=97.71 N·m，M=√M+ M= 97.66N·m f. 作軸的扭矩圖如圖1.3c所，計算扭矩： T=T2=86.955N·m g. 校核低速軸II強度，由參考文獻[3]第三強度理論進行校核： 1. 由圖1.3可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強度， ∵MD ＞M ，∴取M= M=97.71 N·m， ∵抗彎截面系數(shù)：w=∏d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×10-6 m3 ∴σ=√M2 +T2 / w=√97.712 +86.9552 /2.65×10-3 =44.27≤[σb]-1=59 Mpa （2）.由于C點軸徑較小故也應進行校核： ∵MC ＞M ，∴取M= M=47.56 N·m， ∵抗扭截面系數(shù)：w=∏d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×10-6 m3 ∴σ=√M2 +T2 / w=√47.562 +86.9552 /2.65×10-6 =35.14≤[σb]-1= 59 Mpa 故該軸滿足強度要求 3. 減速器低速軸III的設計 a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉速不太高，故選用45優(yōu)質碳素結構鋼，調(diào)質處理，按[2]表8-3查得 σB=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa b. 該軸受力計算簡圖如圖1.2b 齒輪4受力（與齒輪1大小相等方向相反）： 圓周力Ft4=2693.87N，徑向力Fr4=980.49 N c. 求垂直面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMC=0，∴RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2693.87×71/（125+71）=1157.52 N ∵ΣY=0，∴Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N， ∴垂直面內(nèi)D點彎矩MDy= RcyL1=1536.35×55=84.50 N·m ，M= RBY L2=1157.52×125=84.50 N·m d. 水平面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMC=0，∴RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=980.49×70/196 =421.31N ∵ΣZ=0，∴RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N， ∵水平面內(nèi)D點彎矩MDz= RCz L1=559.18×71=30.75 N·m，M= RBz L2=421.31×125=30.76 N·m e. 合成彎矩：MD=√M+ M= 90.20 N·m， M=√M+ M=89.92 N·m f. 作軸的扭矩圖如圖1.2c所，計算扭矩： T=T3=393.197N·m g. 校核低速軸III：根據(jù)參考文獻[3]第三強度理論校核： 由圖1.2可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強度， ∵MD ＞M ，∴取M= MD =90.20 N·m， 又∵抗彎截面系數(shù)：w=∏d3 min/32=3.14×423 /32 =7.27×10-6 m3 ∴σ=√M2 +T2 / w=√90.20 2 +393.1972 /7.27×10-6 =55.73≤[σb]-1= 59 Mpa 故該軸滿足強度要求。 六，滾動軸承的選擇與壽命計算 1. 減速器高速I軸滾動軸承的選擇與壽命計算 a. 高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=40㎜，由[1]表4.6-3選用型號為30208，其主要參數(shù)為：d=40㎜，D=80㎜，Cr=59800 N，е=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800 查[2]表9-6當A/R≤е時，X=1，Y=0； 當A/R＞е時，X=0.4，Y=1.6 b. 計算軸承D的受力（圖1.5）， （1）支反力RB=√ R+ R=√36.252 +269.272 =271.70 N，RC=√ R+ R=√1184.792 +353.692 =1236.46 N （2）附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y） ∴SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N， SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 N c. 軸向外載荷 FA=Fa1=101.33 N d. 各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)A -SC） = FA -SC =310.82 N，AC=（SC，F(xiàn)A +SB）= SC =412.15 N e. 計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查[2]表9-7 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 ∵ AB/RB=310.82/271.70=1.144＞е=0.37 ， 取X=0.4，Y=1.6， ∴PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8×（0.4×271.7+1.6×310.82）=1090.79 N ∵AC/ RC =412.15/1236.46=0.33＜е=0.37 ，取X=1，Y=0， ∴PC= fdfm（X RC +YAC）=1.2×1.5×1×1236.46 = 2225.63N f. 計算軸承壽命 又PB ＜PC，故按PC計算，查[2]表9-4 得ft=1.0 ∴L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2225.63）10/3 /（60×960）=0.12×106 h，按每年250個工作日，每日一班制工作，即L1=60.26＞L=11年 故該軸承滿足壽命要求。 2. 減速器低速II軸滾動軸承的選擇與壽命計算 a. 高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=35㎜，由[1]表4.6-3選用型號為30207，其主要參數(shù)為：d=35㎜，D=72㎜，Cr=51500 N，е=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=37200 查[2]表9-6當A/R≤е時，X=1，Y=0； 當A/R＞е時，X=0.4，Y=1.6 b. 計算軸承D的受力（圖1.6） 1. 支反力RB=√R+R=√1919.262 +547.232 =1995.75 N RA=√ R + R =√750.702 +353.692 =922.23 N 2. 附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y） ∴SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N， SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 N c. 軸向外載荷 FA=Fa2=101.33 N d. 各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)A +SA）= SB =623.67 N，AA=（SA，F(xiàn)A-SB）= FA-SB =522.34 N e. 計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查[2]表9-7 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 ∵ AB/RB=623.67/1995.75=0.312＜е=0.37，取X=1，Y=0 ∴PB= fd fm（X RB +YAB）=1.2×1.5×1995.75=3592.35 N ∵AA/ RA =522.34/922.23=0.566＞е=0.37，取X=0.4，Y=1.6 ∴PA= fd fm（X RA +YAA） =1.8×（0.4×922.23+1.6×522.34）=2168.34N f. 計算軸承壽命 又PB ＞PA，故按PB計算，查[2]表9-4 得ft=1.0 ∴L10h=106 （ftC/P）/60n2=106 （51500/3592.35）10/3 /（60×303.673）=0.1833×106 h，按每年250個工作日，每日一班制工作，即L1=91.65＞L=11年 故該軸承滿足壽命要求。 3. 減速器低速III軸滾動軸承的選擇與壽命計算 a. 高速軸的軸承只承受一定徑向載荷，選用深溝球軸承，初取d=55㎜，由[1]表4.6-3選用型號為6211，其主要參數(shù)為：d=55㎜，D=100㎜，Cr=33500 N，Cr0=25000 b. 計算軸承D的受力（圖1.5） 支反力RB=√ R+ R=√1157.522 +421.312 =1231.81 N，RC=√ R+ R=√1536.352 +559.182 =1634.95 N c. 軸向外載荷 FA=0 N d. 計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查[2]表9-7 fd =1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 ∴PB= fdfm RB =1.2×1.5×1231.8=2256.5 N ∴PC= fd fm RC =1.2×1.5×1×1634.95= 2942.91N e. 計算軸承壽命 又PB ＜PC，故按PC計算，查[2]表9-4 得ft=1.0 ∴L10h=106 （ftC/P）/60n3=106 （33500 /2942.91）10/3 /（60×63.829）=27.41×106 h，按每年250個工作日，每日一班制工作，即L1=399.45＞L=11年故該軸承滿足壽命要求。 七，鍵聯(lián)接的選擇和驗算 1.聯(lián)軸器與高速軸軸伸的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=30㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=8×7，因半聯(lián)軸器長為60㎜，故取鍵長L=50㎜ ， 即d=30㎜，h=7㎜，L1 =L-b=42㎜，T1=28.38 N·m， 由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa ∴σP=4T/dhL1 =4×29.844/（30×7×42） =12.87＜[σP]=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 2． 小圓錐齒輪與高速軸I的的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=20㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=6×6，因小圓錐齒輪寬為55㎜，故取鍵長L=42㎜ 即d=20㎜，h=6㎜，L1 =L-b=36㎜，T1=29.844N·m， 由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa ∴σP=4T/dhL1 =4×29.844/（20×6×36） =27.63＜[σP]=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 大圓錐齒輪與低速軸II的的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=50㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=14×9，因大圓錐齒輪寬為50㎜，故取鍵長L=44㎜ 即d=50㎜，h=9㎜，L1 =L-b=30㎜，T2=86.955 N·m， 由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa ∴σP=4T/dhL1 =4×86.955/（50×9×30） =25.76＜[σP]=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 4. 大圓柱齒輪與低速軸III的的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=60㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=18×11，因大圓柱齒輪寬為64㎜，故取鍵長L=54㎜ ，即d=60㎜，h=11㎜，L1 =L-b=36㎜，T3=393.197 N·m， 由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa ∴σP=4T/dhL1 =4×393.197 /（60×11×36） =66.19＜[σP]=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 5. 低速軸III與輸出聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=42㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=12×8，因半聯(lián)軸器長為84㎜，故取鍵長L=72㎜ ，即d=42㎜，h=8㎜，L1 =L-b=60㎜，T4=381.527 N·m， 由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa ∴σP=4T/dhL1 =4×381.527 /（42×8×60） =75.70＜[σP]=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 八，聯(lián)軸器的選擇 1. 輸入端聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)工作情況的要求，決定高速軸與電動機軸之間選用 柱彈性銷聯(lián)軸器。 按參考文獻[3]，計算轉矩為 Tc=KAT，由載荷不均勻，沖擊較小查[2]表6-6有 KA=1.2， 又∵T=81.527 N·m ∴Tc=1.2×81.527 =97.83 N·m 根據(jù)Tc=97.83 N·m小于Tpmax，n =n0=960r/min小于許用最高轉速及輸出軸軸伸直徑d0=42 mm，卷筒軸軸伸直徑d=56 mm，查[1]表4.7-1 選用HL4型其公稱轉矩Tpmax=1250 N·m許用最高轉速n=4000r/min，軸孔直徑范圍d=40~56 mm孔長L1=112 mm，L2=84mm，滿足聯(lián)接要求。 標記為：聯(lián)軸器HL4型（Y42×84，56×112）GB5014-85 八， 潤滑油的選擇與熱平衡計算 1. 減速器的熱平衡計算 一般情況下，連續(xù)工作時減速器的齒輪傳動由摩擦損耗的 功率為 Pf=P（1-η）kw， 且減速器傳動的總效率η=η1η3 3η4η5η6=0.96×0.983 ×0.99×0.95×0.97=0.824 則由[2]可知產(chǎn)生的熱流量為 H1=1000P0（1-η） =1000×3×0.176=528 W 以自然冷卻方式，能叢箱體外壁散逸到周圍空氣中的熱流量為 {箱體散熱系數(shù)取Kd=16W/(㎡·℃)，且經(jīng)計算箱體散熱總面積為A=1.06㎡} 所以，由[2]6-21有 t≥t0+1000P0（1-η）/（KdA）=20+528/（16×1.06） =51.13℃ 2. 潤滑油的選擇 由于是中低速一般閉式齒輪傳動且齒面應力小于500 Mpa 又∵v=1.113＜5 m/s，箱體溫度t=51.13＜55℃ 按[2]表5-12得 所需潤滑油黏度為680， ∴由黏度680，查[1]表4.8-1得 選用代號為680的抗氧防銹工業(yè)齒輪油（SY1172-1980） 輸送帶裝置設計 同步帶的概述 同步帶介紹 同步帶是綜合了帶傳動、鏈條傳動和齒輪傳動的優(yōu)點而發(fā)展起來的新塑傳動帶。它由帶齒形的一工作面與齒形帶輪的齒槽嚙合進行傳動，其強力層是由拉伸強度高、伸長小的纖維材料或金屬材料組成，以使同步帶在傳動過程中節(jié)線長度基本保持不變，帶與帶輪之間在傳動過程中投有滑動，從而保證主、從動輪間呈無滑差的間步傳動。 同步帶傳動（見圖3-1）時，傳動比準確，對軸作用力小，結構緊湊，耐油，耐磨性好，抗老化性能好，一般使用溫度-20℃―80℃，v<50m/s，P<300kw,i<10,對于要求同步的傳動也可用于低速傳動。 圖3.1 同步帶傳動 同步帶傳動是由一根內(nèi)周表面設有等間距齒形的環(huán)行帶及具有相應吻合的輪所組成。它綜合了帶傳動、鏈傳動和齒輪傳動各自的優(yōu)點。轉動時，通過帶齒與輪的齒槽相嚙合來傳遞動力。 同步帶傳動具有準確的傳動比，無滑差，可獲得恒定的速比，傳動平穩(wěn)，能吸振，噪音小，傳動比范圍大，一般可達1:10。允許線速度可達50M/S，傳遞功率從幾瓦到百千瓦。傳動效率高，一般可達98%，結構緊湊，適宜于多軸傳動，不需潤滑，無污染，因此可在不允許有污染和工作環(huán)境較為惡劣的場所下正常工作。 本產(chǎn)品廣泛用于紡織、機床、煙草、通訊電纜、輕工、化工、冶金、儀表儀器、食品、礦山、石油、汽車等各行業(yè)各種類型的機械傳動中。同步帶的使用，改變了帶傳動單純?yōu)槟Σ羵鲃拥母拍?，擴展了帶傳動的范圍，從而成為帶傳動中具有相對獨立性的研究對象，給帶傳動的發(fā)展開辟了新的途徑。 2 同步帶的特點 　(1)、傳動準確，工作時無滑動，具有恒定的傳動比； 　　(2)、傳動平穩(wěn)，具有緩沖、減振能力，噪聲低； 　　(3)、傳動效率高，可達0.98，節(jié)能效果明顯； 　　(4)、維護保養(yǎng)方便，不需潤滑，維護費用低； 　　(5)、速比范圍大，一般可達10，線速度可達50m/s，具有較大的功率傳遞范圍，可達幾瓦到幾百千瓦； 　　(6)、可用于長距離傳動，中心距可達10m以上。 同步帶傳動的主要失效形式 在同步帶傳動中常見的失效形式有如下幾種： (1)、同步帶的承