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小型紅薯粉打捆機的設計
學 生:喻享中
指導老師:高英武
(湖南農業(yè)大學東方科技學院,長沙 410128)
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(tǒng)，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(xiàn)代ADAMS建模與仿真、VB進行運動分析得出凸輪參數(shù)，實現(xiàn)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: Yu Xiangzhong
Tutor: Gao Yingwu
(Orient Science & Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)
Abstract: Due to the rapid development of China’s green food industry, food machinery draws more and more people’s attention, package tying machine attaches much importance on food sale, storage, and transport. This article is on the basis of package tying, makes use of common mechanical drive control system, straps sweet potato starch noodles with one band, the principle of its mechanical design is divided into four parts: the design of the system of carousel and machine reel, sweet potato starch noodles intermission step conveyor, the cam mechanism for pressure, thermal sealing, shearing and bind guiding trough. It applied by modern modeling and simulation ADAMS, VB sports analysis cam parameters, therefore realized the package of sweet potato starch noodles.
Key Words: Tying; Intermission; Cam; Bind guiding trough; Modeling and Simulation
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
7.1.4 確定帶長Ld及中心距……………………………………………13
7.1.5 驗算包角α1…………………………………………………13
7.1.6 計算帶的根數(shù)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(shù)……………………………………………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(shù)………………………………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(shù)……………………………………………………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(shù)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(lián)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
7.7.1 設計參數(shù)…………………………………………………………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
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(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)代商品經濟高速發(fā)展，大量涌現(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)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(shù)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?，F(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)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?shù)募夹g手段實施包裝作業(yè),以達到規(guī)定的數(shù)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]。
2.2 國內外的紅薯粉打捆機的研究現(xiàn)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(xiàn)代生活中出現(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)高水平的現(xiàn)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(tǒng)都聯(lián)系起來組成高效率的流水作業(yè)線。
大量事實表明,實現(xiàn)包裝的機械化和自動化,尤其是實現(xiàn)具有高度靈活性(或稱柔性)的自動包裝線,不僅體現(xiàn)了現(xiàn)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(xiàn)。
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(shù)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。
根據(jù)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(lián)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(jù)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(jù)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。
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(xiàn)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(xiàn)象可通過帶道的設計來減小這一現(xiàn)象出現(xiàn)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(xiàn)。
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，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)
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；圓柱齒輪傳動效率為；卷筒軸滑動軸承效率為 ；圓錐齒輪的傳動效率為 ；平摩擦輪傳動效率為；滾子鏈傳動效率為；齒式聯(lián)軸器的傳動效率為。
則：
由式 (2)
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]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;鏈傳動常用的傳動比則電動機轉速可選范圍為：
符合這一同步轉速的范圍有1000r/min,1500r/min,3000r/min,根據(jù)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(shù)、尺寸見表2
表2 電動機主要性能參數(shù)、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
(3)
6.2 分配各級傳動比
根據(jù)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：
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(shù)接近的情況下，兩級齒輪的傳動比可按下式分配
(4)
(5)
按計算分配得，
計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)
0軸——電動機軸
1軸——高速軸
2軸——中速軸
3軸——低速軸
4軸——傳動長軸
5軸——槽輪軸
6軸——凸輪軸
7軸——摩擦軸
將計算的運動參數(shù)和動力參數(shù)列于下表3中
表3 軸的運動參數(shù)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·min-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η
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，傳動比誤差小于3%，每天工作8小時。
7.1.1 確定計算功率
由參考文獻[7]表8-7查得 ，故
(6)
7.1.2 確定V帶的截型
根據(jù)及查參考文獻[7]圖8-10確定選用Z型。
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 .
(2)驗算帶速V,按式
(7)
因為，故帶速合適。
(3)計算大帶輪的基準直徑，由式
(8)
根據(jù)參考文獻[7]表8-8，圓整為。
(4)實際傳動比為
傳動比誤差為
，故滿足要求。
7.1.4 確定帶長及中心距
(1)根據(jù)參考文獻[7],由式
(9)
可得 ，初定中心距為
(2)由計算公式參考文獻[7]式（8-22）得：
(10)
由表8-2選帶的基準長度
(4)計算實際中心距，由式參考文獻[7]公式（8-23）得：
(11)
7.1.5 驗算包角
由計算公式參考文獻[7](8-25)式得：
(12)
7.1.6 計算帶的根數(shù)Z
(1)計算單根V帶的額定功率Pr，由， ，由文獻[7]查表8-4a得 。
根據(jù)， 及Z型帶，查文獻[7]表8-4b得
查文獻[7]表8-5得，表8-2得，
(13)
(2)計算V帶的根數(shù)Z，
(14)
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
(15)
應使帶的實際初拉力。
7.1.8 計算壓軸力
壓軸力的最小值為 (16)
7.1.9 V帶輪結構的設計
詳細結構（見附圖）。
7.2 圓錐齒輪的設計計算
傳遞的功率，小齒輪轉速，傳動比，
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(shù)
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(shù)Z=24,圓錐角。
7.2.2 按齒面接觸強度設計
由參考文獻[7]式（10-26）
(17)
(1)確定公式內的各計算數(shù)值，試選。
計算小齒輪傳遞的轉矩，
(18)
通常取齒寬系數(shù)為，由文獻[7]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)，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限：
由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)：
(19)
由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 。
計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,由式（10-12）得
(20)
(2)試算錐齒輪分度圓直徑，
所以
(3)計算圓周速度V，
(21)
(4)計算齒寬b及模數(shù)，
(22)
(23)
(24)
7.2.3 按齒根彎曲強度設計
由式（10-23）得，
(25)
確定公式內的各計算數(shù)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(shù) ，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得：
載荷系數(shù)
查表10-5得
則：
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(shù)，由表10-6，取m=6，同時滿足彎曲強度和接觸疲勞強度，取
，
取。
所以，錐距
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(shù)據(jù)，可推算出槽輪的轉位分度時間，槽輪的停歇時間
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
， (26)
得。
銷數(shù)，，。
由表3-2得：，，，槽輪一個循環(huán)的時間為。
由式（3-5）得撥盤轉速為:
(27)
由式3-4a得轉位分度時間為： (28)
由式（3-36）得圓銷中心軌跡半徑：
(29)
按結構取圓銷半徑，由式（3-35）得槽輪外圓半徑：
(30)
取圓銷與輪槽底部之間的徑向間隙 。
由式（3-37）得輪槽深度為：
(31)
由式（3-38）得撥盤回輪軸徑 (32)
由式（3-32）求得撥盤上鎖止弧所對中心角為，
(33)
取槽輪在槽口處厚度 。
由式（3-34）得鎖止凸弧半徑：
槽輪角加速度為:
(34)
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)
故:
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(shù)
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(shù)Z1=24,大齒輪齒數(shù)Z2=4.714×24=113.13，取Z2=114。
7.4.2 按齒面接觸強度設計
由式（10-9a） (36)
試選載荷系數(shù)： 。
(1)小齒輪傳遞的轉矩：，由參考文獻[14]表10-7選取齒寬系數(shù) ，由參考文獻[14]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ，由參考文獻[14]圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限 。
(2)由參考文獻[14]式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)：
由參考文獻[14]圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，
(3)計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,由參考文獻[14]式（10-12）得：
則
圓周速度：
齒寬 (37)
(4)計算齒寬與齒高之比，模數(shù) ，
齒高 。
則 (38)
(5)計算載荷系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由參考文獻[14]圖10-8查得動載系數(shù)，直齒輪，由表10-2查得使用系數(shù)，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，查圖10-13得，故載荷系數(shù)為：
(39)
(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由參考文獻[14]式（10-10a）得：
(7)計算模數(shù)m，
(40)
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 (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。
(2)由參考文獻[14]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 。
(3)計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由參考文獻[14]式（10-12）得：
(4)計算載荷系數(shù)K，
(42)
(5)查取齒形系數(shù)，由參考文獻[14]表10-5查得，。
(6)查取應力校正系數(shù)，由參考文獻[14]表10-5查得 ，。
(7)計算大、小齒輪的并加以比較，
(43)
大齒輪的數(shù)值大。
對比計算結界，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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(shù)，取，大齒輪齒數(shù) ，取。
7.4.4 幾何尺寸計算
(1)計算分度圓直徑，。
(2)中心距 (44)
(3)計算齒輪寬度 (45)
取。
7.5 鏈傳動的設計計算
提供的參數(shù)為：主動鏈輪轉速，傳動比為，傳遞的功率為載荷平穩(wěn)，中心線水平布置。
7.5.1 選擇鏈輪齒數(shù)
取小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪的齒數(shù)為。
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，則計算功率為：
(46)
7.5.3 選擇鏈條型號和節(jié)距
根據(jù)及查參考文獻[14]圖9-11可選16A-1，查表9-1，鏈條節(jié)距為。
7.5.4 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距
初選中心距，取
相應的鏈長節(jié)數(shù)為 (47)
取鏈長節(jié)數(shù)。
查參考文獻[14]表9-7得到中心距計算系數(shù)，則鏈傳動的最大中心距為：
(48)
7.5.5 計算鏈速V,確定潤滑方式
(49)
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。
7.5.6 計算壓軸力
有效圓周力為： (50)
鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)，則壓軸力為：
。
7.6 聯(lián)軸器的選擇及計算
7.6.1 類型選擇
選用GY型凸緣聯(lián)軸器[6]。
7.6.2 載荷計算
公稱轉矩：
由參考文獻[14]表14-1查得，故由式（14-1）得計算轉矩為：
(51)
7.6.3 型號的選擇
從中，查文獻[6]得型凸緣聯(lián)軸器的許用轉矩為，許用最大轉速為，軸徑為之間，故合適1軸。而3軸聯(lián)軸器選用型凸緣聯(lián)軸器的許用轉矩為，許用最大轉速為，軸孔直徑為。
7.7 凸輪軸的設計計算
7.7.1 設計參數(shù)
由前面計算可得，凸輪軸上的傳遞功率為：，轉速，轉矩為，軸上的徑向力主要是壓帶凸輪的所致，初定。
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(jù)參考文獻[14]表15-3，取，于是得：
(52)
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。
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(jù)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，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑，左端用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，為了保證軸端擋圈只壓在鏈輪上，而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。
(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(jù)，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列深溝球軸承6011，其尺寸為，故，右端深溝球軸承采用套筒進行軸向定位。由手冊上查得6011型軸承的定位軸肩高度，因此，取
(4)取安裝壓帶凸輪的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑；壓帶凸輪的左端軸承之間采用套筒定位，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，剪切凸輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度為，取，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度，取，其軸環(huán)的右邊的熱合片凸輪、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(jù)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
(6)取箱體內壁這距離，箱體的壁厚。
圖10 軸的結構與裝配
Fig10 Axis of the structure and Assembly
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，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為20mm,同時，為了保證凸輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇凸輪輪轂與軸的配合為，同樣，鏈輪與軸的連接，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是由過渡配合來保證的，此外，選軸的直徑尺寸公差為。
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。
7.7.6 求軸上的載荷
首先根據(jù)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(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（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(xiàn)將計算出的截面C處的、及的值列于下表（表4）。
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
彎矩M
總彎矩
扭矩T
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(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，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，
(53)
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。
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)行工作循環(huán)圖。
0° 30° 90° 120° 240° 360°
送帶
推
遠
回
近
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(shù)
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
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(shù)據(jù)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(tǒng)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(shù)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(shù)。
圖11 壓帶凸輪運動