毕业论文定稿-食品包装机设计

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763课 题 食品包装机的设计 专 业 机械设计制造及其自动化 年 级 姓 名 学 号 指 导 教 师 （签字） 学 院 院 长 （签字） 2013 年 月 日摘 要目前国产的设备大多是对国外进口产品的简单仿制，因此针对食品机械关键部件的深入研究，对原理、结构、运动、功能等分析，提供结构简单可靠、操作方便、机械化程度高、使用范围广的食品机械是很有必要的。本文在分析食品机械的工艺和使用要求的基础上，通过对关键部件的理论分析，提出一种实用、简单、可靠和通用的传动系统，将结构等关键部件的设计原理、结构特点等做了较为详细的研究和设计;本文分析各机构的运动学规律，提出可行的优化结构满足切割工艺;对关键部件提出完整的设计方法，旨在满足市场需求，推动企业创新步伐。关键词：食品机械 ，传动系统，结构设计，计算机辅助设计详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763AbstractAs 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, CADIV目 录摘 要 IIAbstract.III目 录 IV第 1 章 绪论.11.1 食品装置(机械) 的应用及适用范围 11.2 食品装置(机械) 的国内外发展情况 11.3 食品装置(机械) 研究开发的意义 .4第 3 章 电机至输送带部分的设计计算.5同步带的概述 .19同步带介绍 .19同步带传动的主要失效形式 .204 同步带传动的设计准则 .225 同步带分类 22同步带传动计算 .23同步带计算选型 .23同步带的主要参数（结构部分） .25同步带的设计 .27同步带轮的设计 .28小弹簧的设计计算 .321第 1 章 绪论1.1 食品装置(机械) 的应用及适用范围现代经济生活中，绝大多数产品都需要经过机械加工来提高产品的生产率。而有些产品的包装要借助包装技术及装备。所以包装设备在包装过程中是不可或缺的工艺手段。食品切断装置是包装设备中较为重要的一种机械设备形式，可广泛应用于一般块状食品的包装，尤其适用于大批量的转移、称重、封口 、码放等过程。利用小型自动包装机械包装是提高装袋速度，减轻工人劳动强度的有效方法。1.2 食品装置(机械) 的国内外发展情况食品机械，最初是由美国于上世纪五十年代开发出来的产品。后来日本得到发展，并于上世纪六七十年代随日本经济高速发展，技术性能得到长足的进步。上世纪八十年代初，我国大量引进食品机械并生产出自己的产品。以日清品牌为代表，主要针对方便面生产线配套使用。上世纪九十年代，这种机型开始大量用于粮食流通，同时派生出各种各样的类似包装机。随着机电一体化的应用，粉料自动包装也向着高速全自动模块化的方向发展及创新。现今国外开发的食品机械已极其人性化:高速、节能、全自动、模块化。就国内外食品机械的开发情况来看，主要从以下几点进行:(l)不断扩大其通用能力，以满足多种属性粉料的包装。(2)高速全自动，配备微机控制系统，借助预先储存的程序控制多台伺服电机，分别驱动有关执行机构。(3)参数化调整和设置，对主要操作部件(供送、袋成型、牵引、封切等)作适当调整有关工作参数，便可在较宽的尺寸范围内，满足不同品种不同尺寸的包装。(4)模块化结构设计，对供送、牵引、封切等主要部件进行相对独立并又能较为自由组合的结构设计，以满足卧式组合和立式组合的包装机。德国与美国、日本、意大利均为世界食品机械机械大国。在食品机械机械设计、制造、技术性能等方面居于领先地位。德国食品机械机械的设计是依据市场调研及市场分析结果进行的，其，目标是努力为客户，尤其是为大型企业服务。为满足客户要2求，德国食品机械机械制造厂商和设计部门采取了诸多措施： (1)工艺流程自动化程度越来越高，以提高生产率和设备的柔性及灵活性。采用机械手完成复杂的动作。操作时，在由电脑控制的摄像机录取信息和监控下，机械手按电脑指令完成规定动作，确保包装的质量。(2)提高生产效率，降低生产成本，最大限度地满足生产要求。德国食品机械机械以饮料、啤酒灌装机械和塑料食品机械机械见长，具有高速、成套、自动化程度高和可靠性好等特点。其饮料灌装速度高达 12 万瓶/h，小袋食品机械机的包装速度高达900 袋min。(3)使产品机械和食品机械机械一体化。许多产品要求生产之后直接进行包装，以提高生产效率。如德国生产的巧克力生产及包装设备，就是由一个系统控制完成的。两者一体化，关键是要解决好在生产能力上相互匹配的问题。(4)适应产制品变化，具有良好的柔性和灵活性。由于市场的激烈竞争，产品更新换代的周期越来越短。如化妆品生产三年一变，甚至一个季度一变，生产量又都很大，因此要求食品机械机械具有良好的柔性和灵活性，使食品机械机械的寿命远大于产品的寿命周期，这样才能符合经济性的要求。 (5)普遍使用计算机仿真设计技术。随着新产品开发速度不断加快，德国食品机械机械设计普遍采用了计算机仿真设计技术，大大缩短了食品机械机械的开发设计周期.食品机械设计不仅要重视其能力和效率，还要注重其经济性。所谓经济性不完全是机械设备本身的成本，更重要的是运转成本，因为设备折旧费只占成本的 68，其他的就是运转成本。我国食品机械行业起步于 20 世纪 70 年代，在 80 年代末和 90 年代中得到迅速发展。已成为机械工业中的 10 大行业之一，无论是产量，还是品种上，都取得了令人瞩目的成就，为我国包装工业的快速发展提供了有力的保障。目前，我国已成为世界食品机械工业生产和消费大国之一。食品机械作为一种产品，它的含义不仅仅是产品本身的物质意义，而是包括形式产品、隐形产品及延伸产品 3 层含义。形式产品是指食品机本身的具体形态和基本功能；隐形产品是指食品机给用户提供的实际效用；延伸产品是指食品机的质量保证、使用指导和售后服务等。所以食品机的设计应该包括：市场调研、原理图设计、结构设计、施工图设计、使用说明书编写及售后服务预案等。3食品机械设计的类别主要有：测绘仿制设计、开发性设计、改进性设计、系列化设计。如啤酒灌装生产线生产能力为 164 万瓶/h ，其中灌装机的灌装阀工位数从48 个、60 个、90 个到 120 个就属于系列化设计。由普通啤酒灌装生产线到纯生啤酒灌装生产线的设计就属于改进、开发性设计。对于中低速运行的食品机，目前我们基本上可以进行自主设计。而高速运行的食品机，特别是一些先进机型，大多是测绘、仿制国外的同类机型，进行国产化设计和系列化设计。其主要的原因是：(1) 大多数设计人员还没有真正掌握先进的设计方法，如高速食品机械的动力学设计理论和方法等，对高速工况下机构的动态精度分析等问题还不能模拟解决；(2)产、学、研结合不够紧密，理论上的科研成果不能及时地在实际设计中运用，设计人员缺乏及时的技术培训；(3)整个行业缺乏宏观调控的力度，优势资源不能得到合理的配置与调整。在食品机械设计领域，绝大多数设计人员仍沿用以前的设计方法：(1)根据设计任务书寻找同类机型作为样机；(2)参考样机制定各项技术性能指标及使用范围；(3)设计工作原理图、传动系统图；(4)设计关键零件，部件；(5)设计总装图方案和动作循环图；(6)设计部件图、总装图和零件图；(7) 对主要部件中的关键零件进行强度、刚度校核；(8)设计控制原理图、施工图等。而今，国内一些大学的设计软件，可以对食品机中常用机构进行有限元分析和优化设计，其开发的凸轮连杆机构 CADCAM 软件已经能够满足企业进行凸轮连杆机构自主设计的能力，但在实际食品机械的设计中应用还不普遍。新型食品机械往往是机、电、气一体化的设备。充分利用信息产品的最新成果，采用气动执行机构、伺服电机驱动等分离传动技术，可使整机的传动链大大缩短，结构大为简化，工作精度和速度大大提高。其中的关键技术之一是采用了多电机拖动的同步控制技术。其实掌握这种技术并不很难，只是一些设计人员不了解食品机械的这一发展趋势。如果说以前我国食品机械设计是仿制、学习阶段，那么现在我们应该有创新设计的意识。我国食品行业技术与机械近些年所取得的成绩是显著的，其起步于 20 世纪 70 年代末，刚起步时年产值仅七、八千万元，产品品种仅 100 余种，技术水平也较低。在20 纪 80 年代中期至 20 世纪年代中期十余年的时间里，才得到快速发展，年增长率达到 20%30% ，到 1999 年底塑料和食品机械达 40 大类，品种达 1700 种，到 2000 年4产值增加到 300 亿元，且技术水平也上了个台阶，开始出现了规模化、自动化趋势，传动复杂、技术含量高的设备也开始出现，许多食品机械如液体塑料灌装机等设备已开始成套出口。1.3 食品装置(机械) 研究开发的意义针对国内许多部门对食品切断机械的需求，本设计着重探讨食品切断机械的整体结构设计和模块化结构，开发出具有包装速度快，通用性好以及结构简单可靠、操作方便、自动化程度高的新颖食品切断机械，对我国食品行业发展有着积极的意义。5第 3 章 电机至输送带部分的设计计算3.1 包装机参数设计该课题设计的包装速度 60 包/min=1 包/s,假设输送带的需要的驱动力 F=2400N，V=1m/s ，P=2.4KW一对圆锥滚子轴承的效率 3= 0.98一对球轴承的效率 4= 0.99闭式直齿圆锥齿传动效率 5= 0.95闭式直齿圆柱齿传动效率 6= 0.97b. 总效率 =12 23 3456=0.960.992 0.983 0.990.950.97=0.808c. 所需电动机的输出功率 Pr=Pw/=2.4/0.808=3kw3. 选择电动机的型号查参考文献1表得表 1.1方案号 电机类型额定功率同步转速满载转速总传动比1 Y100L2-4 3 1500 1420 22.2942 Y132S-6 3 1000 960 15.072根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案 2 传动比小且质量价格也比较合理，所以选择 Y132S-6 型电动机。三，动力参数的计算1. 分配传动比（1） 总传动比 i=15.072（2） 各级传动比：直齿轮圆锥齿轮传动比 i12=3.762，直齿轮圆柱齿轮传动比 i23=4（3） 实际总传动比 i 实=i12i34=3.7624=15.048,i=0.0210.05，故传动比满足要求满足要求。2. 各轴的转速（各轴的标号均已在图 1.1 中标出）n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min各轴的功率6p0=pr=3 kw， p1= p02=2.970kw, p2= p143=2.965 kw, p3= p253=2.628 kw, p4=p323=2.550 kw4. 各轴的转矩，由式：T=9.55Pi/ni 可得：T0=29.844 Nm, T1=29.545 Nm, T2=86.955 Nm,T3=393.197 Nm, T4=381.527 Nm四，传动零件的设计计算1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算a选材：小齿轮材料选用 45 号钢，调质处理，HB=217255，HP1=580 Mpa，Fmin1 =220 Mpa大齿轮材料选用 45 号钢，正火处理，HB=162217，HP2=560 Mpa，Fmin2 =210 Mpab. 由参考文献2（以下简称2 ）式（533） ，计算应力循环次数 N：N1=60njL=609601811250=1.267109 N2=N1/i2 =1.26710/3=2.522108 查图 517 得 ZN1=1.0， ZN2=1.12，由式（529 ）得ZX1=ZX2=1.0，取 SHmin=1.0，ZW=1.0 ，ZLVR=0.92 ，H1=HP1Z LVRZWZX1ZN1/SHmin=5800.92=533.6 Mpa，H2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =5601.120.92=577 MpaH1 H2，计算取H= H2=533.6 Mpac按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：取齿数 Z1=21，则 Z2=Z1 i12=3.76232=79，取 Z2=79实际传动比 u=Z2/Z1=79/21=3.762，且 u=tan2=cot1，2=72.2965 =72 16 35，1=17.7035 =17 42 12，则小圆锥齿轮的当量齿数o o o o zm1=z1/cos1 =21/cos17.7035 =23，z m2=z2/cos2=79/cos72.2965 =259.79o o 由2图 5-14，5-15 得7YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81ZH=2/cossin=2/cos20 sin20 =2.5o o 由2表 11-5 有 ZE=189.8，取 KtZ =1.1，2 t由2 取 K=1.4又 T1=28.381 Nm ，u= 3.762，R =0.3由2式 5-56 计算小齿轮大端模数：m4KT1YFaYsa/RZ F（1-0.5R ）2 u2 +12 1将各值代得 m1.498由2表 5-9 取 m=3 d齿轮参数计算：大端分度圆直径 d1=mz1=321=63，d2=mz2=379=237齿顶圆直径 da1=d1+2mcos1=63+6cos17.7035=68.715，da2=d2+2mcos2=237+6cos72.2965 =238.827o 齿根圆直径 df1=d1-2.4mcos1=63-7.2cos17.7035o =56.142df2=d2-2.4mcos2=237-7.2cos72.2965 =231.808o 齿轮锥距 R=d1+ d2/2=122.615，大端圆周速度 v=d1n1/60000=3.1463960/60000=3.165m/s，齿宽 b=RR =0.3122.615=36.78由2表 5-6，选齿轮精度为 8 级由1表 4.10-2 得 1=（0.10.2）R=（0.1 0.2） 305.500=30.0560.1取 1=10，2=14,c=10轮宽 L1=（0.10.2）d1=（0.10.2）93=12.4L2=（0.10.2）d2=（0.10.2）291=39e验算齿面接触疲劳强度： 按2 式 5-538H= ZHZE2KT1u+1/bd u（1-0.5R ）2 ，代入各值得2 1H=470.899H =533.6 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按2式 5-55由2图 5-19 得 YN1=YN2=1.0，由2式 5-32 及 m=25，得 YX1=YX2=1.0取 YST=2.0，SFmin=1.4 ，由 2式 5-31 计算许用弯曲应力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =2202.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =2102.0/1.4=300 MpaF1F2， F=F2=300 Mpa由2式 5-24 计算齿跟弯曲应力：F1=2KT1YFa1Ysa1/b1md1（1-0.5 R）=21.4800702.81.55/0.85228.93562=181.59 300 MpaF2=F1 YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1） =181.591.812.23/（2.81.55 ）=178.28300Mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算a选材：小齿轮材料选用 45 号钢，调质处理，HB=217255，HP1=580 Mpa，Fmin1=220 Mpa大齿轮材料选用 45 号钢，正火处理，HB=162217，HP2=560 Mpa，Fmin2=210 Mpab. 由参考文献2（以下简称2 ）式（533） ，计算应力循环次数 N：N1=60njL=609601811250=1.26710 ， N2=N1/i23=1.26710/3=2.522109 8 查图 517 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 ，9H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5801.050.92=560.28 MPaH2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=5601.160.92=597.63 MPaH1 H2，计算取H= H2=560.28 Mpac. 按齿面接触强度计算中心距（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：u=i34 =4， a=0.4，ZH=2/cossin=2/cos200 sin200 =2.5且由2表 11-5 有 ZE=189.8，取 KtZ =1.12 t 2式 5-18 计算中心距：a（ 1+u）KT1 （ZE ZHZ/H）2 /（2ua ）=51.1869552.5189.8/（240.4560.28）=147.61由1表 4.2-10 圆整 取 a=160d齿轮参数设计：m=（0.007 0.02）a=180（0.0070.02）=1.263.6查2表 5-7 取 m=2齿数 Z1=2a/m（1+u）=2160/2（1+4 ）=32Z2=uZ1=432=128 取 Z2=128则实际传动比 i=149/31=4分度圆直径 d1=mz1=232=64 ，d2=mz2=2128=256齿顶圆直径 da1= d1+2m=68，da2=d2+2m=260齿基圆直径 db1= d1cos=64cos20o =60.14db2= d2cos=256cos20o =240.56齿根圆直径 df1= d1-2.5m=64-2.52=59df2= d2-2.5m=256-2.52=251圆周速度 v=d1n2/60103=3.1425663.829/60103 =1.113 m/s，中心距 a=（d1+d2）/2=160齿宽 b=aa =0.4160=64由2表 5-6，选齿轮精度为 8 级10e. 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，由2表 5-3，取 KA=1.0；由2 图 5-4（d） ，按 8 级精度和 VZ/100=dn/60000/100=0.30144，得 Kv=1.03；由2表 5-3 得 Ka=1.2；由2图 5-7 和 b/d1=72/60=1.2，得 KB=1.13； K=KvKaKAKB=1.031.21.01.13=1.397又a1=arccosdb1/da1 =arccos（60.14/68）=28.0268 =28 1 36；o o a2 = arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）=22.0061 =22 0 17o o 重合度 a=z（tan a1-tan）+ z（tan a1-tan）/2=32（tan28.0268 -o tan20）+128（tan22.0061 -tan20）=1.773o 即 Z=（4-a）/3=0.862 ，且 ZE=189.8，ZH=2.5 H =ZHZEZ2KT1（u+1）/bd2 1u=2.5189.80.86221.397835105.8065/（72622 5.024）=240.63H =560.28 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按 Z1=32，Z2=128，由2图 5-14 得 YFa1=2.56， YFa2=2.18；由2图 5-15 得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84由2式 5-23 计算Y=0.25+0.75/a=02.5+0.75/1.773=0.673由2图 5-19 得 YN1=YN2=1.0，由2式 5-32 切 m=25，得 YX1=YX2=1.0取 YST=2.0，Sfmin=1.4，由2式 5-31 计算许用弯曲应力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =2202.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=2102.0/1.4=300 MpaF1F2， F=F2=300 Mpa11由2式 5-24 计算齿跟弯曲应力：F1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=21.397835102.561.650.673/（26464）=71.233 300 MpaF2=F1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.2331.842.18/（2.561.65）=67.644300 Mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度五， 轴的设计计算3. 减速器高速轴 I 的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用 45 优质碳素结构钢，调质处理，按 2表 8-3 查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 由扭矩初算轴伸直径：按参考文献2 有 dAp/nn0=960r/min，p1=2.97 kw，且 A=0.110.16d11623 取 d1=20c. 考虑 I 轴与电机伸轴用联轴器联接。并考虑用柱销联轴器，因为电机的轴伸直径为 dD=38，查1表 4.7-1 选取联轴器规格 HL3（Y3882，Y3060 ） ，根据轴上零件布置，装拆和定位需要该轴各段尺寸如图 1.2a 所示d. 该轴受力计算简图如图 1.2b ， 齿轮 1 受力：（1）圆周力 Ft1=2T1/dm1=229.545/（6410-3 ）=915.52 N，（2）径向力 Fr1= Ft1tancos1=915.52tan200 cos17.70350 =317.44 N，（3）轴向力 Fa1= Ft1tansin1=915.52tan200 sin17.70350 =101.33 N，e. 求垂直面内的支撑反力：MB=0，Rcy = Ft1（ L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.97 NY=0，RBY= F t1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N，垂直面内 D 点弯矩 Mdy=0，M = Rcy L3+ RBY（L2+L3）=1595.9755-1 dy680.45129= 3662.14 N =3.662 Nmf. 水平面内的支撑反力：12MB=0，R Cz=Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2/L2 =317.44（74+55）-680.4564/74=419.07 N，Z=0，RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N，水平面内 D 点弯矩 MDz=0，M = RCzL3+ RBz(L3+L2)= 419.0755-1 Dz101.63129=-7.095Nmg. 合成弯矩：MD=M + M = 0 Nm，2 Dz 2 DyM =M + M =7.98 Nm1 D 12 Dy 12 Dzh. 作轴的扭矩图如图 1.2c 所示，计算扭矩：T=T1 =29.545NmI. 校核高速轴 I：根据参考文献3 第三强度理论进行校核：由图 1.2 可知，D 点弯矩最大，故先验算 D 处的强度，MD M ，取 M= M =7.98 Nm，1 D 1 D又抗弯截面系数：w=d3 min /32=3.14203 /32=1.04510 m-6 3 =M +T / w=7.98 +29.545 /1.04510 =39.132b-1= 59 Mpa2 2 2 2 -6 故该轴满足强度要求。2. 减速器低速轴 II 的设计a. 选择材料：因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小（齿跟圆直径 db1=62）需制成齿轮轴结构，故与齿轮的材料和热处理应该一致，即为 45 优质碳素结构钢，调质处理按 2表 8-3 查得 b=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 该轴结构如图 1.3a，受力计算简图如图 1.3b齿轮 2 受力（与齿轮 1 大小相等方向相反）：Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N，齿轮 3 受力：（1）圆周力 Ft3=2T2/dm3=286.955/（6410-3 ）=2693.87N（2）径向力 Fr3= Ft2tan=2693.87tan200 =980.49 Nc. 求垂直面内的支撑反力：MB=0，RAy= Ft2（L2+L3）+ Ft3L3/（L1+L2+L3）=915.52（70+63）13+2693.8763/183=1919.26 NY=0， RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26=1690.13 N垂直面内 C 点弯矩：MCy = RAy L1=1919.2621.5=41.26 Nm，M = RBY（L2+L3）- Ft3L21 Cy=1690.13133-2693.8770= 41.26 Nm，D 点弯矩：MDy= R BY L3=1690.1363= 92.96Nm，M = Ray（L1+L2）- Ft2 L21 Dy=1919.26120-915.5270=92.96 Nmd. 水平面内的支撑反力：MB=0，R Az=Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2/（L1+L2+L3） =317.44133980.4963-101.33238.827/2/128=750.70 NZ=0，RBz= Fr2+ Fr3- RAz=317.44+980.49-750.70=547.23N，水平面内 C 点弯矩：MCz= RAzL1=750.7050=23.65 Nm，M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2=547.23133 - 980.4970=-10.55Nm，D 点弯矩：MDz = RBz L3=547.2363=30.10 Nm，M1 Dz= RAz（L1+L2 ）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70120-101.33164.9/2-317.4470= 29.92Nme. 合成弯矩： MC=M + M = 47.56Nm2 Cz 2 CyM =M + M =42.59 Nm1 C 12 Cy 12 CyMD=M + M =97.71 Nm，M =M + M = 97.66Nm2 Dz 2 Dy 1 D 12 Dy 12 Dzf. 作轴的扭矩图如图 1.3c 所，计算扭矩：14T=T2=86.955Nmg. 校核低速轴 II 强度，由参考文献3 第三强度理论进行校核：1. 由图 1.3 可知，D 点弯矩最大，故先验算 D 处的强度，MD M ，取 M= M =97.71 Nm，1 D 1 D抗弯截面系数：w=d 3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3=M2 +T2 / w=97.712 +86.9552 /2.6510-3=44.27b-1=59 Mpa（2）.由于 C 点轴径较小故也应进行校核：MC M ， 取 M= M =47.56 Nm，1 C 1 C抗扭截面系数：w=d3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3=M2 +T2 / w=47.562 +86.9552 /2.6510-6=35.14b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求3. 减速器低速轴 III 的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用 45 优质碳素结构钢，调质处理，按2 表 8-3 查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 该轴受力计算简图如图 1.2b齿轮 4 受力（与齿轮 1 大小相等方向相反）：圆周力 Ft4=2693.87N，径向力 Fr4=980.49 Nc. 求垂直面内的支撑反力：MC=0，RBY= F t4L1/（ L1+L2）=2693.8771/ （125+71）=1157.52 NY=0， Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N，垂直面内 D 点弯矩 MDy= RcyL1=1536.3555=84.50 Nm ，M = RBY 1 DyL2=1157.52125=84.50 Nmd. 水平面内的支撑反力：MC=0，R Bz=Fr4 L1/（ L1+L2）=980.4970/196=421.31NZ=0，RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N，15水平面内 D 点弯矩 MDz= RCz L1=559.1871=30.75 Nm，M = RBz 1 DzL2=421.31125=30.76 Nme. 合成弯矩：MD=M + M = 90.20 Nm，2 Dz 2 DyM =M + M =89.92 Nm1 D 12 Dy 12 Dzf. 作轴的扭矩图如图 1.2c 所，计算扭矩：T=T3=393.197Nmg. 校核低速轴 III：根据参考文献3 第三强度理论校核：由图 1.2 可知，D 点弯矩最大，故先验算 D 处的强度， MD M ，取 M= 1 DMD =90.20 Nm，又抗弯截面系数：w=d3 min/32=3.14423 /32=7.2710-6 m3=M2 +T2 / w=90.20 2 +393.1972 /7.2710-6=55.73b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求。六，滚动轴承的选择与寿命计算1. 减速器高速 I 轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取 d=40，由1表 4.6-3 选用型号为 30208，其主要参数为：d=40 ，D=80，C r=59800 N，=0.37 ，Y=1.6 ，Y0=0.9，Cr0=42800查2表 9-6 当 A/R 时， X=1，Y=0；当 A/R 时，X=0.4，Y=1.6b. 计算轴承 D 的受力（图 1.5） ，（1）支反力 RB= R + R =36.252 +269.272 =271.70 N，RC= R + 2 BY 2 Bz 2 cyR =1184.792 +353.692 =1236.46 N2 Cz（2）附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y）SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N，SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 N16c. 轴向外载荷 FA=Fa1=101.33 Nd. 各轴承的实际轴向力 AB=max（SB，FA -SC）= FA -SC =310.82 N，AC=（SC，FA +SB）= SC =412.15 Ne. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表 9-7 fd=1.2，又轴 I 受较小力矩，取 fm =1.5 AB/RB=310.82/271.70=1.144=0.37 ，取 X=0.4，Y=1.6，PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8（0.4271.7+1.6310.82）=1090.79 NAC/ RC =412.15/1236.46=0.33=0.37 ，取 X=1，Y=0，PC= fdfm（X RC +YAC）=1.21.511236.46= 2225.63Nf. 计算轴承寿命 又 PB PC ，故按 PC 计算，查 2表 9-4 得 ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2225.63）10/3 /（60960）=0.12106 h，按每年 250 个工作日，每日一班制工作，即 L1=60.26L=11年故该轴承满足寿命要求。2. 减速器低速 II 轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取 d=35，由1 表 4.6-3 选用型号为 30207，其主要参数为：d=35 ，D=72，Cr=51500 N，=0.37，Y=1.6 ，Y0=0.9 ， Cr0=37200查2表 9-6 当 A/R 时， X=1，Y=0；当 A/R 时，X=0.4，Y=1.6b. 计算轴承 D 的受力（图 1.6）1. 支反力 RB=R +R =1919.262 +547.232 =1995.75 N2 BY 2 BzRA= R + R =750.702 +353.692 =922.23 N2 Ay 2 Az2. 附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y）SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N，SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 Nc. 轴向外载荷 FA=Fa2=101.33 N17d. 各轴承的实际轴向力 AB=max（SB ，FA +SA）= SB =623.67 N，AA=（SA，FA-SB）= FA-SB =522.34 Ne. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2 表 9-7 fd=1.2，又轴 I 受较小力矩，取 fm =1.5 AB/RB=623.67/1995.75=0.312=0.37，取 X=1，Y=0PB= fd fm（X RB +YAB）=1.21.51995.75=3592.35 NAA/ RA =522.34/922.23=0.566=0.37 ，取 X=0.4，Y=1.6PA= fd fm（X RA +YAA）=1.8（0.4922.23+1.6522.34）=2168.34Nf. 计算轴承寿命又 PB PA，故按 PB 计算，查2表 9-4 得 ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n2=106 （51500/3592.35）10/3 /（60303.673 ）=0.1833106 h，按每年 250 个工作日，每日一班制工作，即L1=91.65L=11 年故该轴承满足寿命要求。3. 减速器低速 III 轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承只承受一定径向载荷，选用深沟球轴承，初取 d=55，由1 表4.6-3 选用型号为 6211，其主要参数为：d=55，D=100，Cr=33500 N，Cr0=25000b. 计算轴承 D 的受力（图 1.5）支反力 RB= R + R =1157.522 +421.312 =1231.81 N，RC= R + R2 BY 2 Bz 2 cy=1536.352 +559.182 =1634.95 N2 Czc. 轴向外载荷 FA=0 Nd. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表 9-7fd =1.2，又轴 I 受较小力矩，取 fm =1.5PB= fdfm RB =1.21.51231.8=2256.5 NPC= fd fm RC =1.21.511634.95= 2942.91Ne. 计算轴承寿命18又 PB PC，故按 PC 计算，查 2表 9-4 得 ft=1.0L10h=106 （f tC/P）/60n3=106 （33500 /2942.91）10/3 /（6063.829）=27.41106 h，按每年 250 个工作日，每日一班制工作，即 L1=399.45L=11年故该轴承满足寿命要求。七，键联接的选择和验算1.联轴器与高速轴轴伸的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79） ，由 d=30，查1 表 4.5-1 得 bh=87，因半联轴器长为 60，故取键长 L=50 ，即 d=30，h=7，L1 =L-b=42，T1=28.38 Nm，由轻微冲击，查 2表 2-10 得 P=100 MpaP=4T/dhL1 =429.844/（ 30742）=12.87P=100 Mpa故此键联接强度足够。2小圆锥齿轮与高速轴 I 的的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79） ，由 d=20，查1 表 4.5-1 得 bh=66，因小圆锥齿轮宽为 55，故取键长 L=42即 d=20，h=6，L1 =L-b=36，T1=29.844Nm，由轻微冲击，查 2表 2-10 得 P=100 MpaP=4T/dhL1 =429.844/（ 20636）=27.63P=100 Mpa故此键联接强度足够。大圆锥齿轮与低速轴 II 的的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79） ，由 d=50，查1 表 4.5-1 得 bh=149，因大圆锥齿轮宽为 50，故取键长 L=44即 d=50，h=9，L1 =L-b=30，T2=86.955 Nm，由轻微冲击，查 2表 2-10 得 P=100 MpaP=4T/dhL1 =486.955/（ 50930）=25.76P=100 Mpa故此键联接强度足够。194. 大圆柱齿轮与低速轴 III 的的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79） ，由 d=60，查1 表 4.5-1 得 bh=1811，因大圆柱齿轮宽为 64，故取键长 L=54 ，即 d=60，h=11，L1 =L-b=36，T3=393.197 Nm，由轻微冲击，查 2表 2-10 得 P=100 MpaP=4T/dhL1 =4393.197 /（601136）=66.19P=100 Mpa故此键联接强度足够。5. 低速轴 III 与输出联轴器的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79） ，由 d=42，查1 表 4.5-1 得 bh=128，因半联轴器长为 84，故取键长 L=72 ，即 d=42，h=8，L1 =L-b=60，T4=381.527 Nm，由轻微冲击，查 2表 2-10 得 P=100 MpaP=4T/dhL1 =4381.527 /（42860）=75.70P=100 Mpa故此键联接强度足够。八，联轴器的选择1. 输入端联轴器的选择根据工作情况的要求，决定高速轴与电动机轴之间选用柱弹性销联轴器。按参考文献3，计算转矩为Tc=KAT，由载荷不均匀，冲击较小查2表 6-6 有 KA=1.2，又T=81.527 NmTc=1.281.527 =97.83 Nm根据 Tc=97.83 Nm 小于 Tpmax，n =n0=960r/min 小于许用最高转速及输出轴轴伸直径 d0=42 mm，卷筒轴轴伸直径 d=56 mm，查1表 4.7-1选用 HL4 型其公称转矩 Tpmax=1250 Nm 许用最高转速 n=4000r/min，轴孔直径范围 d=4056 mm 孔长 L1=112 mm，L2=84mm，满足联接要求。标记为：联轴器 HL4 型（Y4284，56112）GB5014-8520八， 润滑油的选择与热平衡计算1. 减速器的热平衡计算一般情况下，连续工作时减速器的齿轮传动由摩擦损耗的功率为 Pf=P（1-）kw ，且减速器传动的总效率 =13 3456=0.960.983 0.990.950.97=0.824则由2可知产生的热流量为 H1=1000P0（1-）=100030.176=528 W以自然冷却方式，能丛箱体外壁散逸到周围空气中的热流量为 箱体散热系数取 Kd=16W/( )，且经计算箱体散热总面积为 A=1.06 所以，由26-21 有tt0+1000P0（1-）/（KdA）=20+528/（161.06 ）=51.132. 润滑油的选择由于是中低速一般闭式齿轮传动且齿面应力小于 500 Mpa又v=1.113 5 m/s，箱体温度 t=51.1355按2表 5-12 得 所需润滑油黏度为 680，由黏度 680，查1 表 4.8-1 得选用代号为 680 的抗氧防锈工业齿轮油（SY1172-1980）21输送带装置设计同步带的概述同步带介绍同步带是综合了带传动、链条传动和齿轮传动的优点而发展起来的新塑传动带。它由带齿形的一工作面与齿形带轮的齿槽啮合进行传动，其强力层是由拉伸强度高、伸长小的纤维材料或金属材料组成，以使同步带在传动过程中节线长度基本保持不变，带与带轮之间在传动过程中投有滑动，从而保证主、从动轮间呈无滑差的间步传动。同步带传动（见图3-1）时，传动比准确，对轴作用力小，结构紧凑，耐油，耐磨性好，抗老化性能好，一般使用温度-2080，v50m/s，P300kw,i10,对于要求同步的传动也可用于低速传动。图3.1 同步带传动同步带传动是由一根内周表面设有等间距齿形的环行带及具有相应吻合的轮所组成。它综合了带传动、链传动和齿轮传动各自的优点。转动时，通过带齿与轮的齿槽相啮合来传递动力。 同步带传动具有准确的传动比，无滑差，可获得恒定的速比，传动平稳，能吸振，噪音小，传动比范围大，一般可达1:10 。允许线速度可达50M/S ，传递功率从几瓦到百千瓦。传动效率高，一般可达98%，结构紧凑，适宜于多轴传动，不需润滑，无污染，因此可在不允许有污染和工作环境较为恶劣的场所下正常工作。 本产品广泛用于纺织、机床、烟草、通讯电缆、轻工、化工、冶金、仪表仪器、食品、22矿山、石油、汽车等各行业各种类型的机械传动中。同步带的使用，改变了带传动单纯为摩擦传动的概念，扩展了带传动的范围，从而成为带传动中具有相对独立性的研究对象，给带传动的发展开辟了新的途径。2 同步带的特点(1)、传动准确，工作时无滑动，具有恒定的传动比；(2)、传动平稳，具有缓冲、减振能力，噪声低；(3)、传动效率高，可达0.98，节能效果明显；(4)、维护保养方便，不需润滑，维护费用低；(5)、速比范围大，一般可达10，线速度可达50m/s ，具有较大的功率传递范围，可达几瓦到几百千瓦；(6)、可用于长距离传动，中心距可达10m以上。同步带传动的主要失效形式在同步带传动中常见的失效形式有如下几种：(1)、同步带的承载绳断裂破坏同步带在运转过程中承载绳断裂损坏是常见的失效形式。失效原因是带在传递动力过程中，在承载绳作用有过大的拉力，而使承载绳被拉断。此外当选用的主动捞轮直径过小，使承载绳在进入和退出带抡中承受较大的周期性的弯曲疲劳应力作用，也会产生弯曲疲劳折断(见图3-2)。图3.2 同步带承载绳断裂损坏(2)、同步带的爬齿和跳齿根据对带爬齿和跳齿现象的分析，带的爬齿和眺齿是由于几何和力学两种因素所引起。因此为避免产生爬齿和跳齿，可采用以下一些措施：1、控制同步带所传递的圆周力，使它小于或等于由带型号所决定的许用圆周力。2、控制带与带轮间的节距差值，使它位于允许的节距误差范围内。3、适当增大带安装时