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XX學院
畢業(yè)設計
課 題 全自動螺絲包裝機設計
專 業(yè)
年 級 2009級
姓 名 學 號
指 導 教 師 （簽字）
學 院（系）院長（簽字）
年 月 日
摘 要
本文闡述了自動化供料及出料的發(fā)展歷史，國內外的應用狀況，及其巨大的優(yōu)越性，提出了具體的供料及出料設計要求和進行了總體方案設計具體結構設計、計算；
在分析國內外智能研究現(xiàn)狀的基礎上，本文設計了一種全自動螺絲包裝機結構——將驅動系統(tǒng)機構相結合，在兩個電機的驅動下，通過一些簡單的傳動機構，使供料及出料可以實現(xiàn)運行。建立了供料及出料的準靜態(tài)模型，進行了準靜態(tài)分析，從而獲得供料及出料在步態(tài)運動時各部件的受力狀況。
關鍵詞：全自動螺絲包裝機，供料及出料；工業(yè)；傳動；強度
III
Abstract
This paper describes the automatic feeding and the development history, application status at home and abroad, and its great superiority, proposed the concrete material feeding and discharging the design requirements and the specific structure design, calculation of overall scheme design;In the analysis of domestic and foreign intelligence information and basic research on the current situation, this paper designed a new type of feeding and discharging structure -- will drive system of combined mechanism, the drive two motors, through some simple transmission mechanism, the material feeding and discharging can be implemented to run. Establishment of the feeding and quasi static model material, quasi static analysis is carried out, so as to obtain the feeding and the stress state of material in the gait motion components.
Keywords: gait, feeding and discharging; industrial; transmission; strength
目 錄
摘 要 I
Abstract II
目 錄 III
1 緒論 1
1.1 課題研究意義 1
1. 2包裝的分類及作用 1
1.3包裝機發(fā)展方向 2
1.4國內包裝機發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢 3
2 全自動螺絲包裝機設計結構方案設計 5
2.1機構方案設計 5
2.2機構方案論述 6
3 自動供料排序機構振動盤的設計 7
3.1供料機構的任務基本組成及設計要求 7
3. 2 振動盤的介紹 8
3.3 包裝機牽拉機構設計 9
4 橫封機構的設計 11
4.1高頻加熱式橫封器 11
4.2數(shù)據(jù)計算 11
4.2.1主軸轉速計算 12
4.2.2選擇電動機 12
4.2.3確定直齒輪的參數(shù) 13
4.3 軸Ⅰ的設計和校核 14
4.4 鍵的校核 22
4.5凸輪從動件運動規(guī)律 23
4.6 凸輪輪廓線曲線的設計 25
4.7凸輪機構基本尺寸的確定 27
5 縱封機構設計 28
6 輸送裝置設計 30
6.1同步帶的概述 30
6.1.1同步帶介紹 30
6.1.2同步帶傳動的主要失效形式 31
6.2 同步帶傳動的設計準則 33
6.3同步帶分類 33
6.4同步帶傳動計算 33
6.4.1同步帶計算選型 33
6.4.2同步帶的主要參數(shù)（結構部分） 36
6.5同步帶的設計 38
6.6同步帶輪的設計 38
7 氣動原理設計 39
8 控制部分設計 41
8.1 可編程序控制器的選擇及工作過程 41
8.1.1 可編程序控制器的選擇 41
8.1.2 可編程序控制器的工作過程 41
8.2 可編程序控制器的使用步驟 42
8.3可編程序控制器控制方案 43
8.3.1 控制系統(tǒng)的工作原理及控制要求 43
8.3.2.控制要求 43
8.4 PLC控制原理圖設計 44
總結與展望 46
參 考 文 獻 47
致 謝 48
1 緒論
1.1 課題研究意義
制造業(yè)是國家重要的基礎工業(yè)之一，制造業(yè)的基礎是。是眾多機械制造的母機，它的發(fā)展水平，與制造業(yè)的生產能力和制造精度有著直接關系，關系到國家機械工業(yè)以至整個制造業(yè)的發(fā)展水平.是先進制造技術的基本單元載體，機械產品的質量、更新速度、對市場的應變能力、生產效率等在很大程度上取決于的效能。因此，制造業(yè)對于一個國家經濟發(fā)展起著舉足輕重的作用我國是世界上產量最多的國家.根據(jù)德國工業(yè)協(xié)會(VD W )2000年統(tǒng)計資料，在主要的生產國家中，中國排名為世界第五位。但是在國際市場競爭中仍處于較低水平:即使在國內市場也面臨著嚴峻的形勢:一方面國內市場對各類產品有著大量的需求，而另一方面卻有不少國產滯銷積壓，國外產品充斥市場。
1. 2包裝的分類及作用
包裝的分類方法很多，按包裝產品的流通領域分類，有工業(yè)產品包裝和商業(yè)產品包
裝，按產品包裝的結構形式分類，有內包裝和外包裝；還可以按包裝材料或包裝容器的品種類別分類以及按包裝對象即包裝物品的名稱分類等等。其中按包裝的結構形式分類比較有意義，內包裝是一種基本的包裝結構形式，它包括直接包裝和中間包裝。直接包裝是用包裝材料或容器直接裹包產品或裝載的包裝形式；包裝材料或容器與被包裝物品間保持著直接觸，是最小的包裝單元。直接包裝時，必須根據(jù)被包裝物品的物理性能，按包裝要求，選擇包裝材料或容器，制定包裝工藝，選擇或設計包裝機械設備。中間包裝是以一定數(shù)量的直接包裝品經組合后再作一次包裝的包裝形式。如物品裝瓶或裝袋后的裝盒包裝；卷煙小包包裝后的條包包裝；牙膏類物品的裝管封尾后的裝盒包裝等。
隨著消費者需要的多樣化，尤其是超級市場的發(fā)展，內包裝突出日益重要的地位。完成內包裝所需的機器設備，在包裝工業(yè)中的需求量最大。 外包裝是以一定數(shù)額的、經內包裝后的產品裝裁到包裝箱的包裝結構形式。包裝箱現(xiàn)在多用瓦楞紙板箱。內包裝的主要目的，在于促進銷售，并為消費者提供使用上的方便，在包裝設計中，除保證包裝內容物質和量的要求外，還需重視包裝裝潢的重要作用。外包裝的主要目的，是為流通儲運提供保障，要求包裝堅固牢實。
包裝是對被包裝物所采取的一種保護性措施，包裝的主要目的在于保護產品的使用價值。因此，包裝中還要顧及到物品在流通中的運輸、裝卸、存貯保管和銷售的方便；此外，包裝的裝潢還起到美化、宣傳和推銷的作用。包裝加工是產品在生產中的最后環(huán)節(jié)，是提高產品的商品價值不可忽視的重要環(huán)節(jié)。
1.3包裝機發(fā)展方向
目前，國外包裝和機械水平高的國家主要是美國、德國、日本、意大
利和英國。而德國的包裝機械在設計、制造及技術性能等方面則居于領先地位，
2002年德國包裝機械產值達34億歐元，其產量的77 %為出口產品。最近幾年，這些國家包裝和機械設備發(fā)展呈現(xiàn)出新的趨勢。
德國包裝機械設計的新趨勢?
????德國與美國、日本、意大利均為世界包裝機械大國。在包裝機械設計、制造、技術性能等方面居于領先地位。德國包裝機械的設計是依據(jù)市場調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，德國包裝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)提高生產效率，降低生產成本，最大限度地滿足生產要求。德國包裝機械以飲料、啤酒灌裝機械和包裝機械見長，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，小袋包裝機的包裝速度高達900袋／min。?
????(3)使產品機械和包裝機械一體化。許多產品要求生產之后直接進行包裝，以提高生產效率。如德國生產的巧克力生產及包裝設備，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能力上相互匹配的問題。?
????(4)適應產制品變化，具有良好的柔性和靈活性。由于市場的激烈競爭，產品更新?lián)Q代的周期越來越短。如化妝品生產三年一變，甚至一個季度一變，生產量又都很大，因此要求包裝機械具有良好的柔性和靈活性，使包裝機械的壽命遠大于產品的壽命周期，這樣才能符合經濟性的要求。?
????(5)普遍使用計算機仿真設計技術。隨著新產品開發(fā)速度不斷加快，德國包裝機械設計普遍采用了計算機仿真設計技術，大大縮短了包裝機械的開發(fā)設計周期。?
????包裝機械設計不僅要重視其能力和效率，還要注重其經濟性。所謂經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。
1.4國內包裝機發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢
我國包裝機械行業(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，我國已成為世界包裝機械工業(yè)生產和消費大國之一。?
????包裝機械作為一種產品，它的含義不僅僅是產品本身的物質意義，而是包括形式產品、隱形產品及延伸產品3層含義。形式產品是指包裝機本身的具體形態(tài)和基本功能；隱形產品是指包裝機給用戶提供的實際效用；延伸產品是指包裝機的質量保證、使用指導和售后服務等。所以包裝機的設計應該包括：市場調研、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。?
????包裝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。如啤酒灌裝生產線生產能力為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線到純生啤酒灌裝生產線的設計就屬于改進、開發(fā)性設計。對于中低速運行的包裝機，目前我們基本上可以進行自主設計。而高速運行的包裝機，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，如高速包裝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、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)缺乏宏觀調控的力度，優(yōu)勢資源不能得到合理的配置與調整。?
????在包裝機械設計領域，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，國內一些大學的設計軟件，可以對包裝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，但在實際包裝機械的設計中應用還不普遍。?
????新型包裝機械往往是機、電、氣一體化的設備。充分利用信息產品的最新成果，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包裝機械的這一發(fā)展趨勢。如果說以前我國包裝機械設計是仿制、學習階段，那么現(xiàn)在我們應該有創(chuàng)新設計的意識
我國包裝業(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，剛起步時年產值僅七、八千萬元，產品品種僅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年底和包裝機械達40 大類，品種達1700種，到2000年產值增加到300億元，且技術水平也上了個臺階，開始出現(xiàn)了規(guī)?；?、自動化趨勢，傳動復雜、技術含量高的設備也開始出現(xiàn)，許多包裝機械如液體灌裝機等設備已開始成套出口。
49
2 全自動螺絲包裝機設計結構方案設計
2.1機構方案設計
題目內容：
全自動螺絲包裝機能對螺絲等五金品的定量包裝。
主要參數(shù)：
單位包裝量 5件(GB/T 5783-2000六角頭螺栓-全螺紋M3)
包裝速度 40包/分鐘
袋長范圍 6050mm
制袋型式 三邊封
外形 長800×寬700×高1550mm（大體差不多就行）
電源 220V
工作量：
1）全自動螺絲包裝機總裝圖 1張 A0
2）零件圖 2張 A2
3）氣壓系統(tǒng)原理圖 1張 A1
4）電氣控制原理圖 1張 A1
5）程序流程圖 1張 A1
6）撰寫15000字畢業(yè)設計（論文）一份(計算說明書)
2.2機構方案論述
負載大小的確定主要是考慮沿供料及出料各運動方向作用于機械接口處的力和扭矩。其中應包括供料及出料末端的重量、抓取工件或作業(yè)對象的重量和規(guī)定速度和加速度條件下，產生的慣性力等。由本次設計給的設計參數(shù)可初估本次設計屬于小負載。
驅動方式
由于伺服電機具有控制性能好，控制靈活性強，可實現(xiàn)速度、位置的精確控制，對環(huán)境沒有影響，體積小，效率高，適用于運動控制要求嚴格的中、小型供料及出料等特點，故本次設計采用了伺服電機驅動
（三）傳動系統(tǒng)設計
供料及出料傳動裝置中應盡可能做到結構緊湊、重量輕、轉動慣量和體積小，在傳動鏈中要考慮采用消除間隙措施，以提高供料及出料的運動和位置控制精度。在供料及出料中常采用的機械傳動機構有齒輪傳動、蝸桿傳動、滾珠絲杠傳動、同步齒形帶傳動、鏈傳動、行星齒輪傳動、諧波齒輪傳動和鋼帶傳動等，由于齒輪傳動具有效率高，傳動比準確，結構緊湊、工作可靠、使用壽命長等優(yōu)點，且大學學習掌握的比較扎實，故本次設計選用齒輪傳動。
（四）工作范圍
工作范圍是根據(jù)工業(yè)供料及出料作業(yè)過程中操作范圍和運動軌跡來確定，用工作空間來表示的。工作空間的形狀和尺寸則影響供料及出料的機械結構坐標形式、自由度數(shù)各關節(jié)軸轉角的大小及變動范圍的選擇
3 自動供料排序機構振動盤的設計
3.1供料機構的任務基本組成及設計要求
供料機構的任務是把待加工的物品（工件）從存料器（料箱）中分離出來，按照自動機的加工要求，定量、定時、定向地送到加工位置。
供料機構主要由四大部分（機構、裝置）組成。
(1) 定時裝置
定時裝置主要是按照自動機生產節(jié)拍，使供料機構定時工作，準時供料。在定
時裝置設計中，主要解決工件送料與自動機加工節(jié)奏協(xié)調一致問題。一般由供料機構與相關的其它機構之間的運動鏈來保證，所以供料機構的運動循環(huán)必須與自動機工作循環(huán)相協(xié)調。也可以采用獨立驅動的供料機構，例如電磁振動供料器、供送料機械手，但要由控制系統(tǒng)或設計諸如閘門等隔離裝置，使供料機構停止或送料。
(2) 定量裝置
定量裝置是根據(jù)自動機加工工藝的要求，在每一個工作循環(huán)送出規(guī)定數(shù)量的工
件。定量可以分為量（如重量、體積）和數(shù)（如件、個），例如酒類、洗衣粉等物料主要是定量，螺釘、香皂、軸承等主要是定數(shù)，成卷的塑料帶、薄鐵皮、細鋼棒等物料則是定長度。設計時根據(jù)供送物料的形、性態(tài)等來確定。定量裝置往往需要隔離裝置、計數(shù)機構等來配合。
（3）定向裝置
保證工件按照工藝加工的方位要求送出。定向送料在單件物品加工中是一個關
鍵問題。定向機構一般與糾正、剔除機構等配合工作。
（4）其它裝置
例如，定位裝置、隔離裝置、卷料的矯直機構、帶狀料的糾偏調位機構不符合要求工件的剔除機構、缺料檢測機構、計數(shù)機構等等。
定位在自動機設計中也是一個比較重要的問題，送料不到位或有偏差都會影響自動機的正常工作。在設計中，可把定位裝置歸到工藝執(zhí)行機構中，也可歸到供料機構中。
任何供料機構必須具有定時定量裝置，而定向和定量裝置，而定向和其他裝置可根據(jù)工件及加工要求設置。
供料機構是自動機、自動線中的主要工作機構之一，其性能優(yōu)劣及自動化程度直接影響到自動機的生產率、加工質量及其勞動條件。因此，對供料機構有如下的一些要求：
1） 根據(jù)自動機的生產節(jié)拍及工位位置，快速、準確、可靠地將工件送到位；
2） 供料過程平穩(wěn)、無沖擊，不能損傷工件；
3） 適應性強，調整方便；
4） 結構簡單，工作可靠。
3. 2 振動盤的介紹
振動盤是一種自動組裝機械的輔助設備，能把各種產品有序排出來，它可以配合自動組裝設備一起將產品各個部位組裝起來成為完整的一個產品。
自動送料振動盤是一種自動定向排序的送料設備,是通過振動將無序工件自動有序定向排列整齊、準確地輸送到下道工序,有個脈沖電磁鐵，可以使料斗垂直方向振動，由于彈簧片的傾斜，使料斗繞其垂直軸做扭擺振動。
振動盤的工作原理：
振動盤料斗下面有個脈沖電磁鐵，可以使料斗作垂直方向振動，由傾斜的彈簧片帶動料斗繞其垂直軸做扭擺振動。料斗內零件，由于受到這種振動，而沿螺旋軌道上升，直到送到出料口。 其工作目的是通過振動將無序工件自動有序定向排列整齊、準確地輸送到下道工序。
振動盤的應用行業(yè)：
振動盤廣泛應用于電子、五金、塑膠、醫(yī)藥、食品、玩具、文具、日常用品的制造等各個行業(yè)，是解決工業(yè)自動化設備供料的必須設備。振動盤除滿足產品的定向排序外還可用于分選、檢測、計數(shù)包裝等，是一種現(xiàn)代化高科技產品。
圖 振動盤
3.3 包裝機牽拉機構設計
1- 支撐板；2-卷筒；3-支架
供膜驅動機構由電機驅動，使薄膜卷轉動，薄膜在張緊輥，調整輥的作用下連續(xù)正確的送至成型器及充填筒外，薄膜經過萬能枕型器自動卷成枕形，包圍在充填管外面，縱封機構縱封枕型縫。接著由滾輪牽拉機構牽拉枕型薄膜，接著經橫封器，底部封口器從前后封合，制成袋子的底封。液料經液壓泵仍通過充填管填入，同時將袋子拉下。裝料，拉袋結束后頂部橫封器就開始封接，制出袋子的頂封和下一個袋子的底封。封接器中間裝有一把切斷刀，在每次封接的同時，從封口的中部位切斷袋子，然后前后封口器分開袋子落下，封口器空行程返回。
4 橫封機構的設計
4.1高頻加熱式橫封器
1，3 封合電極 2，彈性夾板 4，加熱切刀
上圖所示為高頻加熱式橫封器的截面圖。它左右兩只電極，即封合電極。其間通入高頻電流進行加熱。在電極兩外側各配置一對彈性夾板，以利于減少電極合攏時的剛性沖擊和對封口縫的拉力。電極表面膠粘著環(huán)氧板及聚四氟乙烯編織物作為耐熱，絕緣，防粘材料，與薄膜偶爾被熱穿時可以防止高頻加熱切刀與封合電極直接接觸而產生的電火花現(xiàn)象。
4.2數(shù)據(jù)計算
包裝速度：40袋/min
見主傳動示意圖，設電動機的轉速為，無級調速裝置輸出軸的轉速為，主軸的轉速為，二軸的轉速為，帶動縱封滾輪轉動的軸的轉速為，無級調速裝置的傳動比為，蝸輪減速器的傳動比為，主軸與二軸之間齒輪的傳動比為。其中：；；；
為兩橫封凸輪之間的間隔時間，（；為兩凸輪之間的夾角，該設計中，即）
故
縱封滾輪的角速度；
線速度（為縱封滾輪的半徑）
包裝袋的袋長
由上式可以看出：包裝袋的袋長取決于和，牽拉滾輪的半徑 在設計的過程中是個定值，所以要想改變包裝袋的袋長尺寸必須改變傳動比。該設計采用一對雙聯(lián)滑移齒輪來改變的值。
袋長取120和180兩種尺寸規(guī)格進行計算，牽拉滾輪的半徑取定值，則
當時，
當時，
4.2.1主軸轉速計算
該包裝機時采用間歇縱封機構實現(xiàn)縱封，牽拉滾輪實現(xiàn)連續(xù)牽拉，橫封裝置連續(xù)工作實現(xiàn)對包裝袋的橫封和切斷，所以包裝機工作的時候其包裝速度取決橫封機構橫封的間隔時間，間隔時間越長每分鐘包裝的袋子就越少，又知橫封器的間隔時間又與主軸的轉速有關，主軸轉速越高，橫封機構橫封之間的間隔時間就越短。
由設計參數(shù)知該包裝機的包裝速度為40袋/min，即橫封器的間隔時間為3－4s/袋。主軸旋轉一周包裝機完成1次包裝，所以主軸的轉速為7.5－10r/min
4.2.2選擇電動機
電動機一般由專業(yè)工廠按標準系列成批大量生產，在機械設計中應該根據(jù)工作載荷，工作要求，工作環(huán)境，安裝要求及尺寸，重量有無特殊限制等條件從產品目錄中選擇電動機的類型和結構型式，容量和轉速，并確定其具體的型號。生產單位一般采用三相交流電源，如果沒有特殊要求通常采用Y系列三相交流異步電動機。電動機的容量主要根據(jù)運行時發(fā)熱條件決定，額定功率是連續(xù)運轉下電動機的發(fā)熱不超過許用溫度的最大功率，滿載轉速是指負荷相當于額定功率時的電機轉速，同一類型的電動機按額定功率和轉速的不同具有一定的型號
選取電機的功率為800W;同時電機要能變速所以選擇伺服電機，最終選擇SGMAH-08A伺服電機（安川公司）。
4.2.3確定直齒輪的參數(shù)
在整個行走裝置中，直齒輪的作用，主要是傳遞動力。根據(jù)行走機構的結構和尺寸限制，同時為了減少零件的個數(shù)和降低成本，才用兩個完全相同的直齒輪，齒頂高系數(shù)=1、頂隙系數(shù)。齒數(shù)z=40，模數(shù)。其具體參數(shù)如下：
⑴分度圓直徑：
⑵齒 頂 高：
⑶齒 根 高：
=3.125
b=25mm
=100mm
=2.5
=3.125
⑷全 齒 高：=2.5+3.125=5.625
⑸齒頂圓直徑：
=100+2×2.5
=105mm
⑹齒根圓直徑：
=100-2×3.125
=93.75mm
⑺齒 厚：
⑻齒 根 寬：
⑼中 心 距：
⑽頂 隙：
4.3 軸Ⅰ的設計和校核
1. 按扭轉強度條件，初步估計軸徑：
其中=110，查機械設計（P362）表15-3可得。
代入上面得值，計算可得：
由于軸上有一鍵槽，所以：，取軸的最小直徑為：d=20mm。
2. 軸的結構簡圖如下：
3. 按彎扭合成強度進行強度校核
①做出軸的計算簡圖
軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。根據(jù)結構尺寸，做出其受力簡圖如下圖所示：
b=25mm
d=20mm。
① 計算齒輪的嚙合力：
A: 直齒輪的齒輪嚙合力
1. 齒輪圓周力：
=685.9 N
直齒輪：
685.9 N
2.齒輪徑向力：
B: 錐齒輪的齒輪嚙合力
1. 齒輪圓周力：
=914.533 N
2. 齒輪徑向力：
=202.634 N
3. 齒輪軸向力：
=
=264.078 N
② 求水平面的支反力和做出彎矩圖:
1. 其受力分析圖如下圖所示:
錐齒輪：
=914.533N
=202.634 N
=264.078 N
2. 對A點求矩：
則有：
=372.848 N
3. 對B點求矩：
則有：
=
= -144.216 N
4. 根據(jù)上面的計算結果，畫出彎矩圖。
=372.848 N
③ 求垂直面內的支反力，并作出彎矩圖
1. 受力分析如圖所示：
2. 對A點求矩：
則有：（其中）
= -8.590 N
2. 對D點求矩：
則有：
= -8.590 N
= -38.423 N
3. 做出對應彎矩圖
⑥ 求支反力
=149.246 N
=312.965 N
⑦ 合成彎矩圖
=2889.432 N
=25774.198 N
=23238.956 N
⑧ 根據(jù)已知條件，做出扭矩
⑨ 校核危險截面
綜上所知，C面為危險截面：
(其中，由于扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，所以取，T=36100)
=31767.982
(其中
=1251.74)
C截面圖
= ，軸滿足要求。
(其中=55查機械設計基礎教程P261-表11-13得)
下頁附：彎矩圖
1251.74
4.4 鍵的校核
在整個設計過程中，由于平鍵的制作方便，同時經濟性比較好，所以能采用平鍵的情況下，都采用平鍵。平鍵的主要失效形式為工作面被壓潰；嚴重過載時，可能出現(xiàn)鍵被剪斷。所以，通常情況下只按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。
由于在軸01上的鍵 825 其結構尺寸最小，受力較大。在這里就只校核該鍵，其余可以不予與校核。
普通平鍵的強度條件：
其中 T ---傳遞扭矩： ；
---鍵與輪轂鍵槽的接觸高度：
---鍵的工作長度，圓頭平鍵為：
---軸的直徑
=42.47
由于鍵的材料為45，同時其載荷性質為輕微沖擊，查機械設計（P-106）表6-2可得：
所以 ，鍵滿足要求。
4.5凸輪從動件運動規(guī)律
基本運動規(guī)律
從動件位移s隨凸輪轉角φ的變化情況如圖2-3所示，圖中橫坐標代表凸輪轉角φ，縱坐標代表從動件位移s、速度v和加速度a隨凸輪轉角φ的變化規(guī)律稱為從動件運動規(guī)律。從動件運動規(guī)律又可分為基本運動規(guī)律，基本運動規(guī)律有以下幾種：
圖2-3
等速運動規(guī)律：從動件在運動過程中速度為常數(shù)，而在運動的始、末點處速度產生突變，理論上加速度為無窮大，產生無窮大的慣性力，機構將產生極大的沖擊，稱為剛性沖擊，次類運動規(guī)律只使用于低速運動的場合。
等加速等減速運動規(guī)律：從動件在運動過程中加速度為常數(shù)，而在運動的始、末點處加速度有突變，產生較大的加速度和慣性力，由此而引起的沖擊稱為柔性沖擊，這種運動規(guī)律只適用與中速運動的場合。
余弦加速度運動規(guī)律：又名簡諧運動規(guī)律。從動件在整個運動過程中速度皆連續(xù)，但在運動的始、末點處加速度有突變，產生柔性沖擊，因而也只適用中速運動場合。
正弦加速度運動規(guī)律：又名擺線運動規(guī)律。從動件在整個運動過程中速度和加速度皆連續(xù)無突變，避免了剛性沖擊和柔性沖擊，可以用于高速運動的場合。
在工程實際中，為使凸輪機構獲得更好的工作性能，經常采用以某種基本運動規(guī)律為基礎，輔之以其他運動規(guī)律與其組合，從而獲得組合運動規(guī)律。當采用不用的運動規(guī)律組合成改進型運動規(guī)律時，它們在連接點處的位移、速度和加速度應分別相等；這就是兩運動規(guī)律組合時必須滿足的邊界條件。
常用的組合運動規(guī)律有：改進性等速運動規(guī)律，改進性正弦加速度運動規(guī)律和改進性梯形加速度運動規(guī)律。
基本的從動件運動規(guī)律方程如表2-1：
從動件運動位移方程
運動規(guī)律
從動件運動方程
推程0°≤δ≤δ1
回程0°≤δ`≤δ3
等速運動規(guī)律
S=hδ1δ
S=h-hδ3δ
等加速等減速運動規(guī)律
0°≤δ≤δ12
S=2hδ12δ2
0°≤δ`≤δ32
S=h- 2hδ32δ2
δ12≤δ≤δ1
S=h-2hδ12(δ1-δ)2
δ32<δ≤δ3
S=2hδ32δ3-δ2
余弦加速度運動規(guī)律
S=h21-cosπδ1δ
S=h21+cosπδ3δ
正弦加速度運動規(guī)律
S=hδδ1-12πsin2πδ1δ
S=h1-δδ3+12πsin2πδ3δ
表2-1
4.6 凸輪輪廓線曲線的設計
凸輪機構設計的關鍵是凸輪輪廓曲線的設計,而凸輪的輪廓曲線形狀取決于從動件運動規(guī)律。從動件運動規(guī)律的形式通常有多項式運動規(guī)律、三角函數(shù)運動規(guī)律、組合運動規(guī)律等。凸輪機構從動件常用的等速(加速度a=0)、等加速等減速(加速度為常數(shù),即a=c)、簡諧(又稱余弦加速度規(guī)律)、擺線(又稱正弦加速度規(guī)律)等4種形式的運動規(guī)律。在設計凸輪輪廓曲線之前,必須首先根據(jù)機構的工作要求選定從動件運動規(guī)律。從動件的運動規(guī)律確定后,通過計算機仿真就可以得到凸輪的精確輪廓線。
以擺動滾子從動件盤形凸輪機構為例。圖2-4為擺動滾子從動件盤性凸輪機構簡圖。
其中C(Xc,Yc)為凸輪理論輪廓線上的任意一點，N（Xn,Yn）、N`Xn`，Yn`分別為外緣和內緣凸輪工作輪廓上與點C對應的點，DXd,Yd、D`Xd`,Yd`分別為加工N點和N`點時刀具中心的位置， 圖2-4
RD為刀具半徑，Rr為滾子半徑，Rb為基圓半徑，SO為擺桿初始角（SO=csc-1L2+l2-Rb22Ll),S為擺角增量，θ為凸輪轉角，L為擺心距，l為擺桿長，ω為角速度。
在圖2-4直角坐標系中，由三角形的函數(shù)關系可以得到凸輪任一時刻理論輪廓直角坐標為xc=Lsinθ-lsinS+S0+θ (2-1)
yc=Lcosθ-lcosS+S0+θ (2-2)
工作輪廓坐標為：
XN=xc?Rr-Lsinθ+lS`θ+1sinS+S0+θ/? (2-3)
YN=ycμRrLcosθ+lS`θ+1cosS+S0+θ/? (2-4)
?=L2+l2S`θ+12-2LlS`θ+1cosS+S0 (2-5)
當凸輪機構為外緣型時，工作輪廓坐標中的±和μ取上方的符號，為內緣型時取下方的符號。計算刀具中心軌跡坐標時，將Rr以-RD-Rr代入工作輪廓坐標即可。
設凸輪以等角速度ω逆時針方向轉動，凸輪基園半徑Rb、滾子半徑rr，導路和凸輪軸心間的相對位置及偏距e，從動件的運動規(guī)律S=Sφ，如圖2-5。
(1)理論輪廓線方程BX，Y
圖2-6
x=S0+Ssinφ+ecosφy=S0+Scosφ-esinφ 圖2-5
其中S0=r02-e2
(2)實際輪廓方程B`X`,Y`如圖2-6
x`=x?rcosθy`=y±rsinθ (2-6)
tanθ=-dxdy=dxdφ-dydφ=sinθcosθ
dxdφ=dsdφ-esinφ+S0+Scosφ
dydφ=dsdφ-ecosφ-S0+Ssinφ
sinφ=dxdφdxdφ2+dydφ2
cosφ=-dydφdxdφ2+dydφ2
4.7凸輪機構基本尺寸的確定
凸輪機構的壓力角及許用值
(1)壓力角：從動件于凸輪在接觸點處的受力方向與其在該點絕對速度方向之間所夾的銳角即為壓力角。如圖2-7所示
tanφ=PDBD=OP?es0+s=dsdφ?er02-e2+s
(2)許用壓力角：為了改善凸輪機構的受力情況，提高機械效率，規(guī)定了允許采用的最大壓力角α。
αmax≤α
推程（工作行程）推薦的許用壓力角為：
直動從動件：α=30°~40°
擺動從動件：α=35°~45°
回程（空回行程）α=70°~80°
(3)基圓半徑的確定：
根據(jù)公式： r0≥dsdφ?etanα-s2+e2 圖2-7
為保證凸輪機構在整個運動周期中均能滿足αmax≤α,應選取計算結果中的最大值作為凸輪的基圓半徑。
5 縱封機構設計
對于氣缸，選擇筆型氣缸，氣缸的輸出力滿足打孔力。經試驗該打孔力為F=10N。
根據(jù)計算要求氣缸選用筆型氣缸PB-1640（ISO6432標準），理論出力計算公式是：
F=PA+
式中：F——氣缸理論輸出力（N）
P——工作壓力(MPa)
A——活塞受力面積（）
——彈簧復位力（N）
系統(tǒng)壓力為0.30.5MPa，選用復動型氣缸時，=0 N，取系統(tǒng)壓力極小值時(按拉側受力面積)，推出：
F=PA+=51.81N
顯然滿足要求。
參照（ISO6432標準），選用缸徑為16mm，行程為40mm的亞德客筆型氣缸，代號為PB-1640。
選擇擇亞德客筆型氣缸PB-1080。
根據(jù)理論出力計算公式
F=PA+
系統(tǒng)壓力為0.30.5MPa，選用復動型氣缸時，=0 N，取系統(tǒng)壓力極小值時(按押側受力面積)，推出：
F=PA+=21.55N
兩個氣缸，故可承受的壓力為2F=47.1N,顯然滿足要求。
參照（ISO6432標準），氣缸3選用缸徑為10mm，行程為80mm的亞德客筆型氣缸，代號為PB-1080。
圖2.10 AIRTAC超薄氣缸
參照傳動方案設計，又下擺動關節(jié)的沖壓力Pz=8.6 N，選擇的氣缸類型分別為（表2.4）：
氣缸名稱
上模板氣缸
下壓氣缸
品牌及類型
AIRTAC ACQ-25X12
AIRTAC ACQ-40X50
缸徑mm
25
40
活塞桿外徑mm
9
14
行程mm
10
40
受壓面積mm2(押側/拉側)
421/298
1057/756
理論輸出力N(押側/拉側)
117.3/103.3
337.0/216.7
6 輸送裝置設計
6.1同步帶的概述
6.1.1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。
6.1.2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)、同步帶的承載繩斷裂破壞
同步帶在運轉過程中承載繩斷裂損壞是常見的失效形式。失效原因是帶在傳遞動力過程中，在承載繩作用有過大的拉力，而使承載繩被拉斷。此外當選用的主動撈輪直徑過小，使承載繩在進入和退出帶掄中承受較大的周期性的彎曲疲勞應力作用，也會產生彎曲疲勞折斷(見圖3-2)。
圖3.2 同步帶承載繩斷裂損壞
(2)、同步帶的爬齒和跳齒
根據(jù)對帶爬齒和跳齒現(xiàn)象的分析，帶的爬齒和眺齒是由于幾何和力學兩種因素所引起。因此為避免產生爬齒和跳齒，可采用以下一些措施：
1、控制同步帶所傳遞的圓周力，使它小于或等于由帶型號所決定的許用圓周力。
2、控制帶與帶輪間的節(jié)距差值，使它位于允許的節(jié)距誤差范圍內。
3、適當增大帶安裝時的初拉力開。，使帶齒不易從輪齒槽中滑出。
4、提高同步帶基體材料的硬度，減少帶的彈性變形，可以減少爬齒現(xiàn)象的產生。
(3)、帶齒的剪切破壞
帶齒在與帶輪齒嚙合傳力過程中，在剪切和擠壓應力作用下帶齒表面產生裂紋此裂紋逐漸向齒根部擴展，并沿承線繩表面延件，直至整個帶齒與帶基體脫離，這就是帶齒的剪切脫落（見圖3-3）。造成帶齒剪切脫落的原因大致有如下幾個：
1、同步帶與帶輪問有較大的節(jié)距差，使帶齒無法完全進入輪齒槽，從而產生不完全嚙合狀態(tài)，而使帶齒在較小的接觸面積上承受過大的載荷，從而產生應力集中，導致帶齒剪切損壞。
2、帶與帶輪在圍齒區(qū)內的嚙合齒數(shù)過少，使嚙合帶齒承受過大的載荷，而產生剪切破壞。
3、同步帶的基體材料強度差。
為減少帶齒被剪切，首先應嚴格控制帶與帶輪間的節(jié)距誤差，保證帶齒與輪齒能正確嚙合；其次應使帶與帶輪在圍齒區(qū)內的嚙合齒數(shù)等于或大于6，此外在選材上應采用有較高勿切韌擠壓強度的材料作為帶的基體材料。
圖3.3 帶齒的剪切破壞
(4)、帶齒的磨損
帶齒的磨損（見圖3-4）包括帶齒工作面及帶齒齒頂因角處和齒谷底部的廓損。造成磨損的原因是過大的張緊力和忻齒和輪齒間的嚙合干涉。因此減少帶齒的磨損，應在安裝時合理的調整帶的張緊力；在帶齒齒形設計時，選用較大的帶齒齒頂圓角半徑，以減少嚙合時輪齒的擠壓和刮削；此外應提高同步帶帶齒材料的耐磨性。
圖3.4 帶齒磨損
(5)、同步帶帶背的龜裂(圖3-5)
同步帶在運轉一段時期后，有時在帶背會產生龜裂現(xiàn)象，而使帶失效。同步帶帶背產
生龜裂的原因如下，
1、帶基體材料的老化所引起；
2、帶長期工作在道低的溫度下，使帶背基體材料產生龜裂。
圖3.5 同步帶帶背龜裂
防止帶背龜裂的方法是改進帶基體材料的材質，提向材料的耐寒、耐熱性和抗老化性能，此外盡量避免同步帶在低溫和高溫條件下工作。
6.2 同步帶傳動的設計準則
據(jù)對同步帶傳動失效形式的分析，可知如同步帶與帶輪材料有較高的機械性能，制造工藝合理，帶、輪的尺寸控制嚴格，安裝調試也正確，那么許多失效形式均可避免。因此，在正常工作條件下，同步帶傳動的主要失效形式為如下三種；
(1)同步帶的承載繩疲勞拉斷；
(2同步帶的打滑和跳齒；
(3)同步帶帶齒的磨損。
因此，同步帶傳動的設計淮則是同步帶在不打滑情況下，具有較高的抗拉強度，保證承線繩不被拉斷。此外，在灰塵、雜質較多的工作條件下應對帶齒進行耐磨性計算。
6.3同步帶分類
同步帶齒有梯形齒和弧齒兩類，弧齒又有三種系列：圓弧齒(H系列又稱HTD帶)、平頂圓弧齒(S系列又稱為STPD帶)和凹頂拋物線齒（R系列)。
梯形齒同步帶 梯形齒同步帶分單面有齒和雙面有齒兩種，簡稱為單面帶和雙面帶。雙面帶又按齒的排列方式分為對稱齒型（代號DA)和交錯齒型(代號DB〕。
梯形齒同步帶有兩種尺寸制：節(jié)距制和模數(shù)制。我國采用節(jié)距制，并根據(jù)ISO 5296制訂了同步帶傳動相應標準GB/T 11361～11362-1989和GB/T 11616-1989。
弧齒同步帶 弧齒同步帶除了齒形為曲線形外，其結構與梯形齒同步帶基本相同，帶的節(jié)距相當，其齒高、齒根厚和齒根圓角半徑等均比梯形齒大。帶齒受載后，應力分布狀態(tài)較好，平緩了齒根的應力集中，提高了齒的承載能力。故弧齒同步帶比梯形齒同步帶傳遞功率大，且能防止嚙合過程中齒的干涉。
弧齒同步帶耐磨性能好，工作時噪聲小，不需潤滑，可用于有粉塵的惡劣環(huán)境。已在食品、汽車、紡織、制藥、印刷、造紙等行業(yè)得到廣泛應用。
6.4同步帶傳動計算
6.4.1同步帶計算選型
設計功率是根據(jù)需要傳遞的名義功率、載荷性質、原動機類型和每天連續(xù)工作的時間長短等因素共同確定的，表達式如下：
式中 ——需要傳遞的名義功率
——工作情況系數(shù)，按表2工作情況系數(shù)選取=1.5；
表3-3.工作情況系數(shù)
確定帶的型號和節(jié)距
可根據(jù)同步帶傳動的設計功率Pd'和小帶輪轉速n1，由同步帶選型圖中來確定所需采用的帶的型號和節(jié)距。
其中Pd=4.5kw，n1=960/15.027=64 rpm。查表3-4
表3-4
選同步帶的型號為H：，節(jié)距為：Pb=8.00mm
選擇小帶輪齒數(shù)z1，z2
可根據(jù)同步帶的最小許用齒數(shù)確定。查表3-3-3得。
查得小帶輪最小齒數(shù)14。
實際齒數(shù)應該大于這個數(shù)據(jù)
初步取值z1=21故大帶輪齒數(shù)為：z2=i×z1=1×z1=34。
故z1=21，z2=21。
確定帶輪的節(jié)圓直徑d1，d2
小帶輪節(jié)圓直徑d1= d2=Pbz1/π=8.00×21/3.14≈53.5mm
驗證帶速v
由公式v=πd1n1/60000計算得，
s﹤vmax=40m/s，
確定帶長和中心矩
現(xiàn)在選取軸間間距為取1350mm
10、同步帶帶長及其齒數(shù)確定
=()
=
=2866.4mm
11、帶輪嚙合齒數(shù)計算
有在本次設計中傳動比為1，所以嚙合齒數(shù)為帶輪齒數(shù)的一半，即=17。
12、基本額定功率的計算
查基準同步帶的許用工作壓力和單位長度的質量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。
所以同步帶的基準額定功率為
==0.21KW
表3-5 基準寬度同步帶的許用工作壓力和單位長度的質量
6.4.2同步帶的主要參數(shù)（結構部分）
1、同步帶的節(jié)線長度
同步帶工作時，其承載繩中心線長度應保持不變，因此稱此中心線為同步帶的節(jié)線，并以節(jié)線周長作為帶的公稱長皮，稱為節(jié)線長度。在同步帶傳動中，帶節(jié)線長度是一個重要
參數(shù)。當傳動的中心距已定時，帶的節(jié)線長度過大過小，都會影響帶齒與輪齒的正常嚙合，因此在同步帶標準中，對梯形齒同步帶的各種哨線長度已規(guī)定公差值，要求所生產的同步帶節(jié)線長度應在規(guī)定的極限偏差范圍之內（見表3-6）。
表3-6 帶節(jié)線長度表
2、帶的節(jié)距Pb
如圖3-4所示，同步帶相鄰兩齒對應點沿節(jié)線量度所得約長度稱為同步帶的節(jié)距。帶節(jié)距大小決定著同步帶和帶輪齒各部分尺寸的大小，節(jié)距越大，帶的各部分尺寸越大，承載能力也隨之越高。因此帶節(jié)距是同步帶最主要參數(shù)．在節(jié)距制同步帶系列中以不同節(jié)距來區(qū)分同步帶的型號。在制造時，帶節(jié)距通過鑄造模具來加以控制。梯形齒標準同步帶的齒形尺寸見表3-5。
3、帶的齒根寬度
一個帶齒兩側齒廓線與齒根底部廓線交點之間的距離稱為帶的齒根寬度，以s表示。帶的齒根寬度大，則使帶齒抗剪切、抗彎曲能力增強，相應就能傳動較大的裁荷。
圖3.7 帶的標準尺寸
表3-7 梯形齒標準同步帶的齒形尺寸
4、帶的齒根圓角
帶齒齒根回角半徑rr的大小與帶齒工作時齒根應力集中程度有關t齒根圓角半徑大，可減少齒的應力集中，帶的承載能力得到提高。但是齒根回角半徑也不宜過大，過大則使帶
齒與輪齒嚙合時的有效接觸面積城小，所以設計時應選適當?shù)臄?shù)值。
5、帶齒齒頂圓角半徑八
帶齒齒項圓角半徑八的大小將影響到帶齒與輪齒嚙合時會否產生于沙。由于在同步帶傳動中，帶齒與帶輪齒的嚙合是用于非共扼齒廓的一種嵌合。因此在帶齒進入或退出嚙合時，
帶齒齒頂和輪齒的頂部拐角必然會超于重疊，而產生干涉，從而引起帶齒的磨損。因此為使帶齒能順利地進入和退出嚙合，減少帶齒頂部的磨損，宜采用較大的齒頂圓角半徑。但與齒根圓角半徑一樣，齒頂圓角半徑也不宜過大，否則亦會減少帶齒與