果袋機設計論文

1 果 袋 機 論 文 2第一 章 緒 論 1.1 研究的目的和意義 改造傳統(tǒng)設備實現(xiàn)低成本、高效率的自動化已經成為我國機械行業(yè) 的迫切需要。 隨著人民生活水平的不斷提高 ,人們對食品的要求從數(shù)量到質量發(fā)生了質的變化。探索和開發(fā)提高果品質量的途徑 ,減少農藥殘留 ,生產有益于人民健康的綠色果品尤為重要。 水果套袋對水果具有相當重要的意義，如：調節(jié)晝夜溫濕作用、防止大氣的有害粉塵污染、調節(jié)光合作用、防止風吹雨打、防治病蟲害和鼠、鳥之危害等等。防 農藥對果實的污染，提高果實著色指數(shù)，增大果個，使果實表面細膩，有光澤，色澤鮮艷，品質優(yōu)良套袋對水果果實品質的形成也有重要影響，套袋對果實內在品質影響包括糖酸的含量、果實的硬度、糖酸比值、礦質元素含量、芳香物質含量 ；套袋還影響果實的耐貯性、農藥殘毒含量、果皮花氰苷含量變化。 目前，國內的果袋機 具有無級調速、可生產單層和雙層果袋、果袋規(guī)格長寬可調、不同袋形（折邊或不折邊、封口或平口）的功能，還具有印刷商標和生產內袋等多項功能可供選擇。制袋過程包括施膠、鑲扎口絲、切口、切斷和電子記數(shù)等。對一些要求紙質質量較高，并 要求需要上蠟紙的果袋，往往還需要上蠟機單獨進行上蠟。上蠟部分與涂膠成形部分和分切部分相分離，這就需要我們設計一種全新的更為高效的果袋機，獨立的上蠟部分和涂膠成形部分及分切部分融合為一個整體。傳動系統(tǒng)位于原動機和執(zhí)行系統(tǒng)之間，將原動機的運動和動力傳遞給執(zhí)行系統(tǒng)。除進行功率傳遞，使執(zhí)行機構能克服阻力做功外，它還起著實現(xiàn)增速、減速或變速運動 ； 變換運動形式 ； 進行運動的合成和分解 ； 實現(xiàn)分路傳動和較遠距離傳動的作用。 本機器是 批量 生產各種型號果袋 的設備 。 適用于 各種型號果袋的自動上蠟、涂膠、成型及定長分切。其 采用 半 自動工 作方式 ，人工上料，經涂蠟后，涂膠，然后進行分切。由于以前大多數(shù)設備沒有上蠟部分，上蠟需要另一套設備單獨完成。此次設計的這臺設備涵蓋了上蠟部分，提高了工作效率，減少了工人的工作量，性能穩(wěn)定可靠，便于操作，且無需專業(yè)的機械人員即可操作。從過去的兩套單獨的設備融合成一 個整體，將兩套單獨的傳動裝置設計成一個傳動系統(tǒng)，動力源減少 ，節(jié)省能源的消耗；同時減少了工作人員的數(shù)量，節(jié)約了人力資源，降低了生產成本，提升了產品的品質，從而提高企業(yè)的經濟效益。 31.2 果袋機的現(xiàn)狀 目前 使用的 果袋機，具有無級調速、可生產中層和 雙層果袋、果袋規(guī)格長寬可調 的功能，還具有涂蠟、印刷商標和生產內袋等多項功能可供選擇。制袋 過程 (施膠、鑲扎口 、 切口、切斷和電子記數(shù)等 )各 個部自動完成。 采用進口電腦控制器，各部分運行功率損失小。 國內 大多數(shù)設備沒有上蠟部分，上蠟需要另一套設備單獨完成；進口果袋機功能齊全，但多數(shù)零部件須進口，維修 維護費用昂貴，使用成本較國內同類產品高。 國內 GD-180 果袋成型機 ，整個生產線用一臺調速主電機提供動力，經皮帶輪傳動減速，由齒輪將運動傳遞到外袋生產的牽引輥上，再由水平方向過渡齒輪傳向模切輥，牽引輥，印刷輥，切斷輥；另 一路由垂直方向的過渡齒輪將運動傳遞到內袋生產牽引輥上，再由水平過渡齒輪將運動傳遞到內袋的模切，印刷，上膠輥上。內袋的壓輥運動由鏈輪傳遞，切斷輥運動由過渡齒輪從壓輥傳遞，折紙刀運動的產生，是由鏈輪帶動凸輪轉動，由凸輪機構帶動折紙刀上下運動。套袋后的壓輥運動由鏈輪傳遞，壓輥和壓輥之間裝有傳送平皮帶。傳送輥的動力也由鏈傳動傳遞，傳送輥和壓輥之間也裝有傳送平皮帶。細鐵絲的傳遞及切斷動力由皮帶傳動傳遞。 本次我所進行的 果袋機總體設計，含有上蠟部分和涂膠成形部分及分切部分，使用調速電機提供動力，使用帶輪，鏈輪進行傳動 ，通過錐齒輪機構進行紙輥的上下料。工作效率高，工人的工作量較少，性能穩(wěn)定可靠，便于操作，且無需專業(yè)的機械人員即可操作。 4 第二章 方案 論證 2.1 設計的要求及參數(shù) 設計要求： 本次設計的果袋機， 出袋率為 200 個 /min（可調） , 果袋規(guī)格為 300mm 200 mm，扎袋鐵絲長度為 80mm，紙輥重 150KG， 紙輥直徑 600 mm。 果袋機每天工作 16小時。 果袋機總體設計的內容有： 果袋機總體方案設計； 紙輥的上下料裝置及其傳動線路； 動力裝置計算選型； 果袋機總體傳動的設計計算； 2.2 果袋機總傳動系統(tǒng) 的設計 方案 果袋機含有果袋傳送支路，果袋紙牽引支路，刀具支路，鐵絲牽引支路 ， 上蠟、涂膠印刷支路 以及上下料機構。 初步擬定傳動方案： 方案（一）：整機采選用一套動力系統(tǒng)，電機與主軸之間采用皮帶傳動 ，其余各部分動力通過鏈傳動，零部件間采用齒輪嚙合傳遞運動。上料機構采用離合器與動力部分聯(lián)接，通過離合器的作用實現(xiàn)上料的間斷工作。 方案（二）：整機采選用兩套動力系統(tǒng)，電機與主軸之間采用皮帶傳動，其余各部分動力通過鏈傳動，零部件間采用齒輪嚙合傳遞運動。上料機構 使用單 獨的動力源，通過上料電動機斷續(xù)的工作，實現(xiàn)上料的間斷工作。 方案比較：方案（二）比方案（一）多使用了一個 上料電動機 ，但是由于整機比較龐大， 遠距離傳動機械效率較低。 上料機構 消耗的功率較大，如選用遠距離傳動 13，所選電動機功率較大，上料機構停止工作時，能量損耗較大。如果采用單獨電動機上下料，當上料機構停止工作時，電機停轉 ，能量損耗小。 果袋機的各個機構之間必須 有 一定 的同步 關系 ,才能滿足果袋 出袋率的要求。出袋率可以通過調節(jié)電動機的轉速來實現(xiàn)，各個部分的同步關系要通過傳動系統(tǒng)來實現(xiàn)。果5袋機走紙的速度是由 紙袋長度規(guī)格所決定的，通過 摩擦輥與紙袋之間的摩擦作用實現(xiàn)紙的輸送。 已知：出袋率為 200 個 /min, 果袋規(guī)格為 300mm 200 mm。 可求： V 紙 0.3m 200 個 /60=1m/s 為了 使果袋紙按照規(guī)定的紙速運動，各個輥子之間的線速度相同才能使果袋紙的勻速傳動。各個刀具的轉速應該與 出袋率的轉速數(shù)值相等 min/200 rn ，為了實現(xiàn)這一要求，各刀具軸上的轉速必須相等。 要使走紙速度和刀具軸轉速兩個要求同時滿足（即滿足同步關系）設計時，為簡化設計 鏈傳動（除傳動 鏈 A）采用的傳動比 1i ，分切部分的各個輥子線速度相同。 綜上所述， 選用方案（二）。 果袋機總傳動系統(tǒng) 示意 圖，如 圖 2-1 2.3 動力源的選擇 由于果袋機的出袋率可調，可以采用兩種方案進行調速： 方案（ 1）：采用變速齒輪箱，通過機械方式更改嚙合齒輪的齒數(shù)，從而改變輸出的轉速。 方案（ 2）：采用三相異步電動機，通過電器控制，改變電機的轉速，從而改變輸出轉速。 三相異步電動機具有：結構簡單、運行可靠、維護方便及成本低廉等優(yōu)點。變速齒輪箱，結構較復雜，通過機械方 式改變轉速，能量損失比三相異步電動機調速大。因此，采用決定采用方案（ 2）三相異步電動機調速。 總功率為各個支路功率之和， kWPPPPPP 42.154321 總，根據(jù)機械設計課程設計表 19-1,初步選擇三相異步電動機 Y100 L6，功率 kWP 5.1電機, 同步轉速n= 1000r/min,滿載轉速 940 r/min1 2.4 主電動機 V 帶輪的設計方案 V 帶輪初選 2 根據(jù)機械設計第七版 ,選取工作情況系數(shù) 3.1AK kWkWPKP Aca 95.15.13.1 電機 6 圖 2-1 傳動示意 圖 7選取皮帶類型 根據(jù)電動機軸上的小帶輪 功率 轉矩 轉速 傳動比1.95kw 2kN.m 800r/min 4 由機械設計第七版圖 8-8,選擇普通 V帶 A型 確定帶輪基準直徑 取主動輪基準直徑 mmdmmdad 5.105,100 11 。 從動輪基準直徑 mmdiddd 400100432 ，取 mmdmmdad 5.400,400 22 驗算帶的速度 smsmndV d /25/19.4100060 800100100060 11 帶 V 帶的速度沒有超過 smV /3025m ax ,帶的速度合適。 確定普通 A型 V帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù) 21021 27.0 dddd ddadd 40010024001007.0 0 a mmamm 1 0 0 03500 取 mma 6000 計算帶所需的基準長度 0212210 422 addddaL ddddd mm5.20226004 10040040010026002 2 由機械設計第七版表 8-2， 選取帶的基準長度 mmLd 2000 查得長度系數(shù) 03.1LK 。 計算實際中心距 a mmLLaa dd 8.5882 5.202220006002 0 驗算主動輪上的包角 1 1207.1505.578.588 1004001805.57180 121 a dd dd ， 主動輪上的包角合適 。 計算 V 帶的根數(shù) Z 8 Lca KKPP PZ 00 由 min/8001 rn , i=4. 查機械設計第七版表 8-5 a,8-5b,8-8 得， 基本額定功率83.00 P , 單根普通 A 型 V 帶 1.00 P ，小帶輪包角 92.0,7.150 K ，代入計算得 3.203.192.01.083.0 95.1 Z根 ，取 Z 3 根 計算預緊力0F 20 15.2500 qvKvzPF ca 查機械設計第七版表 8-4 得 , q=0.10kg/m,已知 v=4.19m/s,代入 計算 20 19.41.0192.0 5.2319.4 95.1500 F 135N 計算作用在軸上的壓軸力 PF NzFF P 7.7832 7.150s in135322s in2 10 帶輪結構設計 電機軸 mm28 ， mmd 5628221 已知： ,3z mme 3.015 ， mmf 2110 帶輪寬 mmfezB 502015221 mmL 5025.1 表 2-2 主電動機主從動輪結構列表 mm 主動輪 從動輪 d 100 400 ad 105.5 405.5 B 50 50 L 50 70 具體結構見零 件圖 ：主電 動 機主動 皮 帶輪，主電動機從動 皮 帶輪 。 9 第三章 鏈傳動 的 設計 3.1 鏈傳動的選擇 鏈傳動的優(yōu)點： （ 1） 鏈傳動無彈性滑動和打滑現(xiàn)象，能夠保持準確的平均傳動比，傳動效率較高； （ 2） 無須大的預緊力，壓軸力小； （ 3） 同樣使用條件下結構較為緊湊 ； （ 4） 與齒輪傳動相比，制造安裝精度要求較低，成本低廉，可遠距離傳動。 表 3-1 整機鏈條 ,鏈輪代號表 鏈條代號 A B C D E F G 鏈條所在鏈輪代號 1Z ， 2Z 3Z ， 4Z 5Z ， 6Z 7Z ， 8Z 9Z ， 10Z 11Z ， 12Z 13Z ， 14Z 3.2 對傳動鏈 A 的設計 果袋傳送支路： 軸上所傳遞的功率 kwP 15.05 ，軸的轉速 min/200 rn ，傳動比3i ，載荷平穩(wěn)。 選擇鏈輪齒數(shù) 21,ZZ 假定鏈速 smV /36.0 ，查機械設計第七版表 9-8選取小鏈輪齒數(shù) 211 Z ，從動鏈輪齒數(shù) 6321312 ZiZ 計算功率caP 查機械設計第七版表 9-9，選取 工作情況系數(shù) 2.1AK ，故 kwPKP Aca 18.015.02.15 確定鏈條鏈節(jié)數(shù) PL 初定中心距 pa 700 ，則鏈節(jié)數(shù)為 6.1822 2163702 632170222222120210 ppppZZapZZpaLP節(jié)，由于鏈節(jié)數(shù)通 常是偶數(shù)，故選取 184PL 節(jié)。 確定鏈條的節(jié)距 p 由 min/200 rn ，查機械設計第七版圖 9-13 按小鏈輪轉速估計，鏈在功率曲線頂點左側時，可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞。由機械設計第七版表 9-10 查得小鏈輪齒10數(shù)系數(shù) 11.119211908.108.11 ZKz； 17.110018410026.026.0 pL LK ； 選取單排鏈，由機械設計第七版表 9-11 查得多排鏈 系數(shù) 0.1PK，故得所需傳遞的功率為 kwKKK PPpLzca 14.00.117.111.1 18.00 根據(jù)小鏈輪轉速 min/200 rn 及功率 kwP 14.00 ，由機械設計第七版圖 9 13選鏈號為 08A 單排鏈。同時也證實原估計鏈工作在額定功率曲線頂點左側是正確的。查機械設計第七版表 9 1 得鏈節(jié)距 mmP 70.12 確定鏈長 L及中心距 a mPLL P 34.21000 70.121841000 2122212128224 ZZZZLZZLPaPP 222216382632118426321184470.12 mm7.897 中心距減小量 mmaa 56.378.17.897004.0002.0004.0002.0 實際中心距 aaa ，經圓整后取 mma 895 驗算鏈速 smPZnV /89.0100060 70.1221200100060 1 ， 與原假設相符。 驗算小鏈輪輪轂孔 Kd 查機械設計第七版表 9-4，小鏈輪輪轂孔的許用最大直 徑 mmdK 47max ，大于安裝 軸 直 徑 mm42 故合適 。 作用在軸上的壓軸力 eKpP FKF 有效圓周力 ： NvPF e 5.16889.0 15.01 0 0 01 0 0 0 5 11按水平布置取壓軸力系數(shù) 15.1KpK，故 NF P 8.1935.16815.1 3.3 對傳動鏈 B 的設計 鐵絲牽引支路： 軸上所傳遞的功率 kwP 075.04 ，軸的轉速 min/200 rn ，傳動比1i ，載荷平穩(wěn)。 選擇鏈輪齒數(shù)43,ZZ 假定鏈速 smV /36.0 ，查機械設計第七版表 9-8選取小鏈輪齒數(shù) 213 Z，從動鏈輪齒數(shù) 2121134 ZiZ 計算功率caP 查機械設計第七版表 9-9，選取工作情況系數(shù) 2.1AK ，故 kwPKP Aca 09.0075.02.14 確定鏈條鏈節(jié)數(shù) PL 初定中心距 pa 400 ，則鏈節(jié)數(shù)為 1012 2121402 212140222222340430 ppppZZapZZpaLP節(jié)， 由于鏈節(jié)數(shù)通常是偶數(shù)，故選取 102PL 節(jié)。 確定鏈條的節(jié)距 p 由 min/200 rn ，查機械設計第七版圖 9-13 按小鏈輪轉速估計，鏈在功率曲線頂點左側時，可能出 現(xiàn)鏈板疲勞破壞。由機械設計第七版表 9-10 查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù) 11.119211908.108.13 ZKz； 00.110010210026.026.0 pL LK ； 選取單排鏈，由機械設計第七版表 9-11 查得多排鏈系數(shù) 0.1PK ，故得所需傳遞的功率為 kwKKK PPpLzca 08.00.100.111.1 09.00 根據(jù)小鏈輪轉速 min/200 rn 及功率 kwP 08.00 ，由機械設計第七版圖 9 13選鏈號為 08A 單排鏈。同時也證實原 估計鏈工作在額定功率曲線頂點左側是正確的。查機械設計第七版表 9 1 得鏈節(jié)距 mmP 70.12 確定鏈長 L及中心距 a mPLL P 30.11000 70.121021000 12 2342434328224 ZZZZLZZLPaPP 222212182212110222121102470.12 mm4.514 中心距減小量 mmaa 06.203.14.514004.0002.0004.0002.0 實際中心距 ： aaa ，經圓整后 去相似整數(shù) 取 mma 510 驗算鏈速 smPZnV /89.0100060 70.1221200100060 3 ， 與原假設相符。 驗算小鏈輪輪轂孔 Kd 查機械設計第七版表 9-4，小鏈輪輪轂孔的許用最大直徑 mmdK 47max ，大于安裝軸直徑 mm42 故合適。 作用在軸上的壓軸力 eKpP FKF 有效圓周力 NvPF e 27.8489.0 075.010001000 4 按水平布置取壓軸力系數(shù) 15.1KpK，故 NF P 9.9627.8415.1 3.4 對傳動鏈 C 的設計 上膠、涂蠟、印刷支路： 軸上所傳遞的功率 kwP 4.01 ，軸的轉速 min/200 rn ，傳動比 1i ，載荷平穩(wěn)。 選擇鏈輪齒數(shù)65,ZZ 假定鏈速 smV /36.0 ，查機械設計第七版表 9-8選取小鏈輪齒數(shù) 215 Z ，從動鏈輪齒數(shù) 2121156 ZiZ 計算功率 caP 查機械設計第七版表 9-9，選取工作情況系數(shù) 2.1AK ，故 kwPKP Aca 48.04.02.11 13確定鏈條鏈節(jié)數(shù)PL 初定中心距 pa 500 ，則鏈節(jié)數(shù)為 1212 2121502 212150222222560650 ppppZZapZZpaLP節(jié) ， 由于鏈節(jié)數(shù)通常是偶數(shù)，故選取 122PL節(jié)。 確定鏈條的節(jié)距 p 由 min/200 rn ，查機械設計第七版圖 9-13 按小鏈輪轉速估計，鏈在功率曲線頂點左側時，可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞。由機械設計第七版表 9-10 查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù) 11.119211908.108.15 ZK z ； 05.110012210026.026.0 pL LK ；選取單排鏈，由機械設計第七版表 9-11 查得多排鏈系數(shù) 0.1PK ，故得所需傳遞的功率為 kwKKK PPpLzca 41.00.105.111.1 48.00 根據(jù)小鏈輪轉速 min/200 rn 及功率 kwP 41.00 ，由機械設計第七版圖 9 13選鏈號為 08A 單排鏈。同時也證實原估計鏈工作在額定功率曲線頂點左側是正確的。查機械設計第七版表 9 1 得鏈節(jié)距 mmP 70.12 確定鏈長 L及中心距 a mPLL P 55.11000 70.121221000 2562656528224 ZZZZLZZLPaPP 222212182212112222121122470.12 mm4.641 中心距減小量 mmaa 56.228.14.641004.0002.0004.0002.0 實際中心距 ： aaa ，經圓整后去相似整數(shù) ， 取 mma 640 驗算鏈速 smPZnV /89.0100060 70.1221200100060 51 ， 與原假設相符。 驗算小鏈輪輪 轂孔 Kd 14查機械設計第七版表 9-4，小鏈輪輪轂孔的許用最大直徑 mmdK 47max ，大于安裝 軸 直 徑 mm42 故合適。 作用在軸上的壓軸力 eKpP FKF 有效圓周力 NvPF e 4.44989.0 4.01 0 0 01 0 0 0 1 取壓軸力系數(shù) 05.1KpK，故 NF P 9.4714.44905.1 3.5 對傳動鏈 D 的設計 鏈傳動的傳動效率 92.01 ， 滾動軸承的傳動效率 98.02 ， 鏈輪7Z所在 軸上所傳遞的功率 kwPP 36.04.098.092.01216 ， 鏈輪7Z所在 軸 的 轉 速min/200 rn ，傳動比 1i ，載荷平穩(wěn)。 選擇鏈輪齒數(shù)87,ZZ 假定鏈速 smV /36.0 ，查機械設計第七版表 9-8選取小鏈輪齒數(shù) 217 Z，從動鏈輪齒數(shù) 2121178 ZiZ 計算功率caP 查機械設計第七版表 9-9，選取工作情況系數(shù) 2.1AK ，故 kwPKP Aca 43.036.02.16 確定鏈條鏈節(jié)數(shù) PL 初定中心距 pa 1300 ，則鏈節(jié)數(shù)為 2812 21211302 2121130222222780870 ppppZZapZZpaLP節(jié)，由于鏈節(jié)數(shù)通常是偶數(shù)，故選取 282PL 節(jié)。 確定鏈條的節(jié)距 p 由 min/200 rn ，查機械設計第七版圖 9-13 按小鏈輪轉速估計，鏈在功率曲線頂點左側時，可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞。由機械設計第七版表 9-10 查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù) 11.119211908.108.17 ZKz； 30.110028210026.026.0 pL LK ；選取單排鏈，由機械設計第七版表 9-11 查 得多排鏈系數(shù) 0.1PK ，故得所需傳遞的功率為 15kwKKK PPpLzca 30.00.130.111.1 43.00 根據(jù)小鏈輪轉速 min/200 rn 及功率 kwP 30.00 ，由機械設計第七版圖 9 13選鏈號為 08A 單排鏈。同時也證實原估計鏈工作在額定功率曲線頂點左側是正確的。查機械設計第七版表 9 1 得鏈節(jié)距 mmP 70.12 確定鏈長 L及中心距 a mPLL P 58.31000 70.122821000 2782878728224 ZZZZLZZLPaPP 222212182212128222121282470.12 mm4.1657 中心距減小量 mmaa 62.631.34.1657004.0002.0004.0002.0 實際中心距 aaa ，經圓整后 ， 取 mma 1655 驗算鏈速 smPZnV /89.0100060 70.1221200100060 7 ， 與原假設相符。 驗算小鏈輪輪轂孔 Kd 查機械設計第七版表 9-4，小鏈輪輪轂孔的許用最大直徑 mmdK 47max ，大于電動機軸徑 mm36 故合適。 作用在軸上的壓軸力 eKpP FKF 有效圓周力 NvPF e 5.40489.0 36.01 0 0 01 0 0 0 6 取壓軸力系數(shù) 15.1KpK，故 NF P 2.4655.40415.1 163.6 對傳動鏈 E 的設計 鏈傳動的傳動效率 92.01 ， 滾動軸承的傳動效率 98.02 ， 軸上所傳遞的功率kwPP 35.036.098.092.06217 ， kwPPP 35.0987 ， 43987 PPP， 鏈輪9Z所在軸 傳遞的功率 kwP 15.08 ， 轉速 min/200 rn ，傳動比 1i ，載荷平穩(wěn)。 選擇鏈輪齒數(shù)109,ZZ 假定鏈速 smV /36.0 ，查機械設計第七版表 9-8選取小鏈輪齒數(shù) 219 Z，從動鏈輪齒數(shù) 21211910 ZiZ 計算功率caP 查機械設計第七版表 9-9，選取工作情況系數(shù) 2.1AK ，故 kwPKP Aca 18.015.02.18 確定鏈條鏈節(jié)數(shù) PL 初 定中心距 pa 900 ，則鏈節(jié)數(shù)為 2012 2121902 21219022222291001090 ppppZZapZZpaLP節(jié)，由于鏈節(jié)數(shù)通常是偶數(shù)，故選取 202PL 節(jié)。 確定鏈條的節(jié)距 p 由 min/200 rn ，查機械設計第七版圖 9-13 按小鏈輪轉速估計，鏈在功率曲線頂點左側時，可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞。由機械設計第七版表 9-10 查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù) 11.119211908.108.19 ZKz； 20.110020210026.026.0 pL LK ；選取單 排鏈，由機械設計第七版表 9-11 查得多排鏈系數(shù) 0.1PK ，故得所需傳遞的功率為 kwKKK PPpLzca 18.00.120.111.1 24.00 根據(jù)小鏈輪轉速 min/200 rn 及功率 kwP 18.00 ，由機械設計第七版圖 9 13選鏈號為 08A 單排鏈。同時也證實原估計鏈工作在額定功率曲線頂點左側是正確的。查機械設計第七版表 9 1 得鏈節(jié)距 mmP 70.12 確定鏈長 L及中心距 a mPLL P 57.21000 70.122021000 17 2910210910928224 ZZZZLZZLPaPP 222212182212120222121202470.12 mm4.1149 中心距減小量 mmaa 60.430.24.1149004.0002.0004.0002.0 實際中心距 aaa ，經圓整后 取相近整數(shù) ， 取 mma 1145 驗算鏈速 smPZnV /89.0100060 70.1221200100060 9 ， 與原假設相符。 驗算小鏈輪輪轂孔 Kd 查機械設計第七版表 9-4，小鏈輪輪轂孔的許用最大直徑 mmdK 47max ，大于電動機軸徑 mm20 故合適。 作用在軸上的壓軸力 eKpP FKF 有效圓周力 ： NvPF e 5.16889.0 15.01 0 0 01 0 0 0 8 取壓軸力系數(shù) 05.1KpK，故 NF P 1 7 75.1 6 805.1 3.7 對 傳動鏈 F 的設計 鏈輪 11Z 所在軸上 傳遞的功率 kwP 20.09 ，所在軸的轉速 min/200 rn ，傳動比1i ，載荷平穩(wěn)。 選擇鏈輪齒數(shù) 1211,ZZ 假定鏈速 smV /36.0 ，查機械設計第七版表 9-8選取小鏈輪齒數(shù) 2111Z ，從動鏈輪齒數(shù) 212111112 ZiZ 計算功率 caP 查機械設計第七版表 9-9，選取工作情況系數(shù) 2.1AK ，故 kwPKP Aca 24.020.02.19 18確定鏈條鏈節(jié)數(shù)PL 初定中心距 pa 600 ，則鏈節(jié)數(shù)為 1412 2121602 2121602222221112012110 ppppZZapZZpaLP節(jié)，由于鏈節(jié)數(shù)通常是偶數(shù)，故選取 142PL節(jié)。 初定中心距 pa 600 ，則鏈節(jié)數(shù)為 1412 2121602 2121602222221112012110 ppppZZapZZpaLP節(jié)，由于鏈節(jié)數(shù)通常是偶數(shù)，故選取 142PL 節(jié)。 確定鏈條的節(jié)距 p 由 min/200 rn ，查機械設計第七版圖 9-13 按小鏈輪轉速估計，鏈在功率曲線頂點左側時，可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞。由機械設計第七版表 9-10 查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù) 11.119211908.108.111 ZKz； 10.110014210026.026.0 pL LK ；選取單排鏈，由機械設計第七版表 9-11 查得多排鏈系數(shù) 0.1PK ，故得所需傳遞的功率為 kwKKK PPpLzca 15.00.110.111.1 18.00 根據(jù)小鏈輪轉速 min/200 rn 及功率 kwP 15.00 ，由機械設計第七版圖 9 13選鏈號為 08A 單排鏈。同時也證實原估計鏈工作在額定功率曲線頂點左側是正確的。查機械設計第七版表 9 1 得鏈節(jié)距 mmP 70.12 確定鏈長 L及中心距 a mPLL P 06.21000 70.121421000 2111221211121128224 ZZZZLZZLPaPP 222212182212114222121142470.12 mm4.768 中心距減小量 mmaa 08.354.14.768004.0002.0004.0002.0 實際中心距 aaa ，經圓整后取相近整數(shù) ， 取 mma 765 19驗算鏈速 smPZnV /89.0100060 70.1221200100060 11 ， 與原假設相符。 驗算小鏈輪輪轂孔Kd 查機械設計第七版表 9-4，小鏈輪輪轂孔的許用最大直徑 mmdK 47max ，大于電動機軸徑 mm28 故合適。 作用在軸上的壓軸力 eKpP FKF 有效圓周力 ： NvPF e 7.22489.0 2.010001000 9 取壓軸力系數(shù) 15.1KpK，故 NF P 4.2587.22415.1 鏈 G 的設計類同鏈 F 3.8 各鏈輪的結構設計 表 3-2 鏈輪及鏈條代號列表 鏈條代號 A B C D E F G 鏈條所在鏈輪代號 1Z ， 2Z 3Z ， 4Z 5Z ， 6Z 7Z ， 8Z 9Z ， 10Z 11Z ， 12Z 13Z ， 14Z 鏈輪是鏈傳動的主要零件，鏈輪齒形已經標準化。鏈輪設計主要是 確定其結構及尺寸，選擇材料和熱處理方法。 根據(jù) 機械設計第七版表 9-7，選擇鏈輪的材料為 20 鋼，熱處理工藝采用：滲碳、淬火、回火。熱處理后的硬度為 HRC6050 3 已知 ： 鏈輪配用的鏈條為 108 A GB1243.1 83， 查機械設計第七版 得 如表 3-3， 表 3 -3 滾子鏈規(guī)格和主要參數(shù) 單位： mm 鏈號 節(jié)距 p 排距 tp 滾子外徑 1d 內鏈板高度 2h 內鏈節(jié)內寬 1b 08A 12 70 14 38 7 95 12 07 7 85 查機械設計第七版，滾子鏈 鏈 輪主要尺寸 如表 3-4 表 3-4 滾子鏈輪主要尺寸 單位： mm 名稱 代號 計算公式 分度圓直徑 d zpd 180sin 齒頂圓直徑 ad zpd a180c o t54.0 20齒根圓直徑 fd 1ddd f 分度圓弦齒高 ah pha 27.0 齒側凸圓直徑 gd 76.004.1180c o t2 hzpd g 查機械設計第七版 ，滾子鏈鏈輪 軸向齒廓 尺寸 如表 3-5 表 3-5 滾子鏈鏈輪軸向齒廓尺寸 單位： mm 名稱 代號 計算公式 齒寬 1fb 193.0 b 導角寬 ab pba 15.01.0 導角深 h ph 5.0 鏈輪齒總寬 fnb 11 ftfn bpnb 排數(shù)n 鏈輪 1Z 的結構設計 211 Z ,帶入公式進行計算 得：分度圓直徑： mmd 2.85 齒頂圓直徑： mmda 91 分度圓弦齒高： mmha 43.3 齒根圓直徑： mmdf 25.77 導角深： mmh 35.6 鏈輪齒總寬： mmbf 3.71 導角寬： mmba 5.1 齒寬： mmbfn 3.7 齒側凸圓直徑： mmdg 64 由于鏈輪 1Z ，3Z， 4Z ，5Z，6Z，7Z，8Z，9Z，10Z， 11Z ， 12Z ，13Z， 14Z 齒數(shù)相等， 選用滾子鏈型號相同、 功能、 安裝位置有相似 。設計時按照鏈輪 1Z 設計，符合零件的通用性和互換性要求。 不同點是輪轂孔的直徑和厚度不同， 具體 結構 見零件圖 鏈輪1161 , ZZZ 鏈輪 2Z 的結構設計 632 Z ,帶入公式進行計算得 分度圓直徑： mmd 8.254 齒頂圓直徑： mmda 3.261 分度圓弦齒高： mmha 43.3 齒根圓直徑： mmdf 85.246 導角深： mmh 35.6 鏈輪齒總寬： mmbf 3.71 導角寬： mmba 5.1 齒寬： mmbfn 3.7 具體結構見零件圖 2Z 各鏈輪的結構 綜上所述，得 各鏈輪的齒數(shù)，轉速， 分度圓直徑 ，輪轂孔直徑、厚度 如表 3-6 21表 3-6 各鏈輪列表 鏈輪代號 齒數(shù) 轉速 min/r 分度圓直徑 mm 輪轂孔直徑 mm 輪轂孔厚度 mm 1Z 21 200 85.2 42 10 2Z 63 66.7 254.8 36 20 3Z 21 200 85.2 42 10 4Z 21 200 85.2 20 10 5Z 21 200 85.2 42 10 6Z 21 200 85.2 36 20 7Z 21 200 85.2 36 20 8Z 21 200 85.2 36 20 9Z 21 200 85.2 36 20 10Z 21 200 85.2 20 10 11Z 21 200 85.2 26 10 12Z 21 200 85.2 26 10 13Z 21 200 85.2 26 10 14Z 21 200 85.2 26 10 15Z 13 323 53 20 10 3.9 鏈輪軸的設計 3.9.1 鏈輪軸的設計 軸上傳遞的功率 6P 、轉速 n 和轉矩 鏈傳動的傳動效率 92.01 ，滾動軸承的傳動效率 98.02 ，鏈輪 76,ZZ 所在鏈輪軸上所傳遞的功率 kwPP 36.04.098.092.01216 ，鏈輪軸的轉速 22min/200 rn ， 于是 mmNmmNnPT 1 7 1 9 0200 36.09 5 5 0 0 0 09 5 5 0 0 0 0 6 初步確定軸的最小直徑 先按機械設計第七版式（ 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)機械設計第七版表 15 3， 取 1120 A，于是得 mmnPAd 7.13200 36.0112 33 60m i n 軸上的最小直徑應當是軸的兩端安裝軸承 處的直徑。選擇的軸承是滾動軸承 6006，mmd 30 因此，選擇軸的最小直徑 mmd 30min 軸的結構設計 擬定軸上零件的裝配方案 裝 配方 案如 圖 3-1 1 6006 軸承座 2 6006 軸承 3 鏈輪軸 4 單圓頭普通楔鍵 5 鏈輪 Z6 6 鏈輪 Z7 圖 3-1 鏈輪軸的裝配簡圖 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 初步選擇滾動軸承。因軸承只受到徑向力的作用，故選用深溝球軸承 6006。軸承處直徑 mmddhgba 30 ， mmLLhgba 20 滾動軸承的內側采用軸肩進行軸向定位。由機械設計課程設計第 3 版 表 15 3，查得軸承內側軸的直徑mmddd gfedcb 36 ， mmL gb 700 ， mmL cb 225 ， mmL gf 85 ，mmL ha 740 。 鏈輪與軸的軸向定位 外側 采用楔鍵聯(lián)接。按 mmd 361 由 機械設計課程設計第 3版表 14 25 查得 平頭普通楔鍵 公稱尺寸 mmmmhb 810 791564 GB ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 mm40 （標準鍵長見 791564 GB ） 。 內側靠軸肩定位mmdd fedc 44 ， mmLL fedc 10 ， 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考機械設計課程設計第 3 版表 15 2，取軸端倒角為 450.1 ，各軸肩處 圓角半 23徑見零件圖：鏈輪軸 。 求軸上的載荷 根據(jù)零件圖鏈輪軸作 出軸的計算簡圖 4 5。在確定軸承的支點位置時，查機械 設計課程設計第 3 版表 15 3， mmBa 5.62 。 因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 mmmmmmL 71313700 ，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 如 圖 3-2 圖 3-2 軸的載荷分析圖 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 B是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出 24的截面 B 處的VH MM ,及 M 的值列于 表 3-7 表 3-7 危險截面彎矩、扭矩 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNF NHNH 372,48 21 NFNF NVNV 123,276 21 彎矩 M mmNMmmNM HH 29760,10560 21 mmNM V 60635 總彎矩 mmNMmmNM3 1 3 4 5801232 9 7 6 06 1 5 4 86 0 6 3 51 0 5 6 0222221 扭矩 T mmNT 17190 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 B）的強度。根據(jù) 機械設計課程設計第 3 版式 15 5 及上表中的數(shù)值，并取 6.0 ，軸的計算應力 aaca MPMPWTM 4.13361.0171906.061548322221 前已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理，由機械設計課程設計第 3 版表 15 1查得 aMP601 。 因此 1 ca， 故安全 。 3.9.2 鏈輪軸的設計 軸上傳遞的功率7P、轉速 n 和轉矩 T 鏈傳動的傳動效率 92.01 ，滾動軸承的傳動效率 98.02 ，軸上所傳遞的功率kwPP 35.036.098.092.06217 ，鏈輪軸的轉速 min/200 rn ， 于是 mmNmmNnPT 5.16712200 35.095500009550000 7 初步確定軸的最小直徑 先按機械設計第七版式（ 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)機械設計第七版表 15 3，取 1120 A，于是得 mmnPAd 5.13200 35.0112 33 70m i n 軸上的最小直徑應當是軸的 右 端 安裝鏈輪 11Z 處的直徑 。設計時仿照鏈輪軸的設計，選擇軸的最小直徑 mmd 26min 軸的結構設計 25 擬定軸上零件的裝配方案 ， 如圖 3-3 1 6006 軸承座 2 6006 軸承 3 鏈輪 Z11 4 鏈輪軸 5 鏈輪 Z8 6 單圓頭普通楔鍵 7 鏈輪 Z9 8 單圓頭普通楔鍵 圖 3-3 鏈輪軸 裝配方案簡圖 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 初步選擇滾動軸承。因軸承只受到徑向力的作用，故選用深溝球軸承 6006。軸承處直徑 mmddhgba 30 ， mmLLhgba 20 滾動軸承的內側采用軸肩進行軸向定位。由機械設計課程設計第 3 版表 15 3，查得軸承內側軸的直徑 mmddhgcb 36 ，長度 mmLgb 700。 安裝軸承處的長度為 mmLLhgba 20 ， 鏈輪安裝處的直徑mmd ki 20 ， mmL ki 15 ， mmd ih 26 ， mmL ih 25 。 鏈輪與軸的軸向定位外側采用楔鍵聯(lián)接 按 mmdcb 36由 機械設計課程設計第 3 版表 14 25 查得平頭普通楔鍵 公稱尺寸mmmmhb 810 791564 GB ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 mm40 （標準鍵長見791564 GB ）。 按 mmd ki 20 由機械設計課程設計第 3版表 14 25 查得鉤頭楔鍵公稱尺寸 mmmmhb 66 ，鍵槽長度 mmL 5.13 ,用鍵槽銑刀加工 。 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考機械設計課程設計第 3 版表 15 2，取軸端倒角為 450.1 ，各軸肩處的圓角半徑參照 零件圖：鏈輪軸。 求軸上的載荷 根據(jù)零件圖鏈輪軸作 出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，查機械設計課程設計第 3 版表 15 3， mmBa 5.62 。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距mmmmmmL 71313700 ，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。見下圖 26 圖 3-3 軸的載荷分析圖 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面 處的VH MM ,及 M 的值列于 表 3-8 表 3-8 危險截面彎矩、扭矩 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNFNHNH 4.297,179 21 NFNFNVNV 7.162,4.9 21 彎矩 M mmNMmmNMmmNMHHH 3 8 5 0 ,3 4 7 5 6,1 0 7 4 0321 mmNM V 6669 總彎矩 mmNMmmNM7.352616334.9347568.10754604.910740222221mmNM 5.7 7 0 06 6 6 93 8 5 0 223 扭矩 T mmNT 95501 ， mmNT 5.71622 27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）的強度。根據(jù)機械設計課程設計第 3 版式 15 5 及上表中的數(shù)值，并取 6.0 ，軸的計算應力 aaca MPMPWTM 7.7361.095506.035261322222 前已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理，由機械設計課程設計第 3 版表 15 1 查得 aMP601 。因此 1 ca ，故安全。 28 第四章 上料機構的設計 4.1 滑 動螺旋傳動的設計 螺桿 與螺母的選擇 上料機構采用三相異步電動機作為動力。使用滑 動螺旋傳動，初選滑動螺旋傳動的螺紋為單頭梯形螺紋。螺紋應該具有自鎖性。選取螺桿材料為 45 鋼，螺母材料為耐磨鑄鐵，此時，螺桿承受的最大載荷 kNF 40 ，螺母高度 mmH 100 6 根據(jù)機械設計手冊第四版，第 2 卷，表 5 1 6 選擇絲杠 梯形螺紋 的基本尺寸如 表 4-1 表 4-1 絲杠梯形螺紋的基本尺寸 單位： mm 公稱直徑 d 螺距 P 中徑2d 小徑 3d 52 12 46 39 螺桿的耐磨性驗算 根據(jù)機械設計手冊第四版，第 3 卷，表 12 1 4 中式（ 3）得工作壓強 nHd Fp 12 式中 ,6125.05.01 mmPH 3.812100 PHn，代入上式 2/56.53.864614.3 100040 mmNp 考慮螺母的升降速度為 sm /2.01.0 ，并且不是連續(xù)工作。查機械設計手冊第四版，第 3 卷，表 12 1 9，取 2/7 mmNpp ，可見ppp。 螺紋的強度校核 根據(jù)螺母的材料為耐磨鑄鐵查機械設計手冊第四版，第 3 卷，表 12 1 10，取 2/40 mmNp ， 2/50 mmNp ，螺紋的剪切強度由機械設計手冊第四 版，第 3卷，表 12 1 4 進行驗算。 剪切強度校核 nbD F 4 29式中 mmdadDmmPbc 522,8.71265.065.0 4 2/78.33.88.75214.3 100040 mmN 彎曲強度校核 22241 /73.83.88.75214.3 610004033 mmNnbD FHb 驗算結果，bpbpppp ,，螺紋強度足夠。 由于紙輥重量 kNFkgNkgG 40/10100 ，故此機構的強度滿足要求。 螺紋自鎖性校核 由于螺紋為單頭梯形螺紋，導程 mmPS 12 ，螺紋的升角 75.44614.3 12a r c t a na r c t a n2 dS 查機械設計手冊第四版，第 3 卷，表 12 1 7，鋼對耐磨鑄鐵的摩擦因數(shù),12.010.0f 取 ,11.0f 可得 5.615c o s11.0a r c t a n2c o sa r c t a n f（ 30 ） 由于 ，故自鎖可靠。 螺旋傳動的運動及功率計算 查機械設計手冊第四版，第 3 卷，表 12 1 3 （ 1）螺母的軸向移動速度 2wv，60nS 代入 mmS 12 ，求得 smmvrn /12m in ,/720 （ 2） 螺紋摩擦力矩 21 ta n21 FdM t 式中 5.6,75.4,500 NF ,代入求得 ： mmNMt 5.22871 （ 3）螺旋傳動軸向支承面摩 擦力矩 202030302 31dDdDFfMst ， 式中，軸向支承面間摩擦印數(shù) 13.0sf ，當量外徑 mmdmmD 39,52 00 NM t 14893952 395350013.031 22332 （ 4）驅動轉矩 NMMMttq 5.377614895.228721 30 驅動功率 kwnMP q 28.09 5 5 0 0 0 0 7205.3 7 7 69 5 5 0 0 0 01 （ 5）輸入功率 3212 PP 皮帶輪的傳動效率 95.0 ，滾動軸承的傳動效率 98.02 ，錐齒 輪的傳動效率95.03 kwP 32.095.098.095.0 28.02 根據(jù) ,32.02 kwP 初步選取 三相異步電動機 9 4801 Y ，額定功率 kw55.0 ，滿載轉速min/1390 r ，電動機軸 mm19 4.2 上料電動機 V 帶輪的設計方案 V 帶輪初選 根據(jù)機械設計第七版 表 8 6,選取工作情況系數(shù) KA=1.2 kwPKP Aca 66.055.02.1 電機 選取皮帶類型 根據(jù)電動機軸上的小帶輪 表 4-2 小帶輪主要參數(shù) 功率 轉矩 轉速 傳動比 0.55kw 2.2 mkN 1390 min/r 2 由機械設計第七版圖 8-8,選擇普通 V 帶 Z 型 確定帶輪基準直徑 取主動輪基準直徑 mmdmmdad 84,80 33 。 從動輪基準直徑 mmdiddd 16080234 ，取 mmddad 164,160 44 驗算帶的速度 smsmndV d /25/82.5100060 139080100060 3 帶 V 帶的速度沒有超過 smV /3025m ax ,帶的速度合適。 確定普通 A型 V帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù) 21021 27.0 dddd ddadd 160802160807.0 0 a mmamm 480168 0 取 mma 4000 31計算帶所需的基準長度 0212210 422 addddaL ddddd mm8.11804004 801601608024002 2 由機械設計第七版表 8-2，選取帶的基準長度 mmLd 1120，查得長度系數(shù) 08.1LK。 計算實際中心距 a mmLLaa dd 6.3692 8.118011204002 0 驗算主動輪上的包角 1 1207.1675.576.369 801601805.57180 121 a dd dd ，主動輪上的包角合適。 計算 V 帶的根數(shù) Z Lca KKPP PZ 00 由 min/1390 rn , i=2. 查機械設計第七版表 8-5 a,8-5b,8-8 得，基本額定功率kWP 34.00 , 單根普通 Z 型 V 帶 03.00 P ，小帶輪包角 96.0,7.167 K ，代入計算得 72.108.196.003.034.0 66.0 Z根，取 Z 2 根 計算預緊力0F 20 15.2500 qvKvzPF ca 查機械設計第七版表 8-4 得 , q=0.06kg/m,已知 smV /82.5帶代入計算 20 82.506.0196.0 5.2282.5 66.0500 F 47.5N 計算作用在軸上的壓軸力 PF NzFF P 1892 7.167s i n5.47222s i n2 10 32帶輪結構設計 電機軸： mm19 ， 已知： 2z ， mme 3.012 ， mmf 18 帶輪寬： mmfezB 281612121 mmL 381925.1 表 4-3 上料電動機主、從動輪基本尺寸 單位： mm 主動輪 從動輪 d 80 160 ad 84 164 B 28 28 L 28 40 具體結構見零件圖：上料電動機主動輪、從動輪。 4.3 錐齒輪的設計 錐齒輪結構設計 根據(jù)類比法查機械設計手冊第四版，第 3 卷，表 14 3 2，選擇直齒錐齒輪 10 表 4-4 直尺錐齒輪的基本尺寸 齒形角 齒頂高系數(shù) ah 頂系系數(shù)c 大端面模數(shù) m 齒數(shù)比 u 小齒輪齒數(shù) 軸 交角 螺旋角 20 1 0.2 3 1 30 90 0 選取安裝距 mmAA 6521 ，精度為 7 級，材料為 45 鋼（調質），硬度為 240HBS。 每天工作 16 小時，預定工作 15 年，每年 300 天。 查機械設計手冊第四版，第 3 卷，表 14 3 4，直齒錐齒輪的幾何計算 如表 4-5 對于 1u ： 0,02121 tt xxxx 表 4-5 直齒錐齒輪的幾何計算 公式 項目 計算公式及說明 小齒輪 1Z 大齒輪 2Z 節(jié)錐角 cossin1 u 12 分度圓直徑 d 11 mzd 22 mzd 33錐距 R 2211 s in2s in2 ddR 齒寬系數(shù)R 取 3.0R 齒寬 b mRb R 10 齒頂高ah mxhhaa 11 mxhhaa 22 齒 根高fh 11 af hhh 22 af hhh 齒高 h mchh a 2 齒頂圓直徑ad 1111 co s2 aa hdd 2222 co s2 aa hdd 周節(jié) p mp 當 量齒數(shù)vz 111 cos zzv 222 cos zzv 外錐高kA 1121 s in2 ak hdA 2212 s in2 ak hdA 支承端距 H 111 kAAH 222 kAAH 代入已知條件得錐齒輪的結構尺寸如 表 4-6： 表 4-6 直齒錐齒輪的 基本尺寸 項目 小齒輪 1Z 大齒輪 2Z 節(jié)錐角 451 4512 分度圓直徑d mmd 901 mmd 902 錐距 R mmddR 64.63s in2s in2 2211 齒寬 b mmRb R 19 齒頂高 ah mmmxhhaa 311 mmmxhhaa 322 齒根高fh mmhhhaf 6.311 mmhhhaf 6.322 齒高 h mmmchha 6.62 齒 頂圓直徑 mmhdd aa 24.94co s2 1111 mmhdd aa 24.94co s2 2222 34ad 周節(jié) p mmmp 42.9 當量齒數(shù)vz 43cos111 zz v 43cos 222 zzv 外錐高kA mmhdA ak 9.42s in2 1121 mmhdA ak 9.42s in2 2212 支承端距H mmAAH k 1.22111 mmAAHk 1.22222 具體結構參見 件圖：錐齒輪 21,ZZ 。 錐齒輪強度校核 平均分度圓直徑md： Rm dd 5.01 式中 mmdR 90,3.0 ，代入計算得： mmdm 5.76 錐齒輪 1Z 上所受各力大小查機械設計第七版式 10-22 得 ： c o ss int a ns inc o st a nc o st a n22111211111tnrtaatrtmtFFFFFFFFFFFFdTF 式中2121 raar FFFF 與及與大小相等，方向相反。 當上料電動機正常工作時，通過皮帶傳動將運動傳遞到錐齒輪。 皮帶傳動的效率95.01 ， 滾 動 軸 承 的 傳 動 效 率 98.02 ， 電 機 功 率 ,55.0 kWP 電機 轉速m in/1390 rn 電機 ，皮帶傳動的傳動比 2i ，則錐齒輪所在橫軸所傳遞的功率 ：kWPP 51.055.098.095.021 電機 ， 橫軸轉速： m in/695213902 rnn 電機 電動機的轉矩： mmNnPT 7008695 51.09 5 5 0 0 0 09 5 5 0 0 0 0 由于橫軸上有兩對錐齒輪傳動，因此，每一對齒輪上的轉矩： mmNTT 3 5 0 421 將已知條件代入機械設計第七版式 10-22 得： NFNFNFNFNF nart 98,7.23,7.23,5.33,92 11 按 齒 根彎曲疲勞強度校 核 35直齒錐齒輪的彎曲疲勞強度可近似按平均分獨圓處的當量圓柱齒輪進行計算。 查機械設計第七版式 10-23 校核計算公式。 FRSaFatF bm YYKF 5.01 直齒錐齒輪的載荷系數(shù)為 KKKKK VA，查機械設計第七版 表 10 2、圖 10 8、表 10 3、表 10 5 得： 875.1,1,1.1,25.1 KKKK VA，則 58.2K ，查得675.1,375.2 SaFa YY 代入式 10 23 校核： aRSaFatF MPbm YYKF 1953.05.01319 675.1375.29258.25.01 aFE MP3801 ， 911 103153001616956060 hjLnN ，由機械設計第七版圖 10 18 查得 9.01 FNK，取彎曲疲勞安全系數(shù) 5.1S aFEFNF MPSK 2285.1 3809.011 綜上所述， FF ，滿足使用要求 按齒面接觸疲勞強度校核 HmRREH udKTZ 3215.015 查得，材料得彈性影響系數(shù) 218.189 aE MPZ ，代入已知條件得： aEH MPZ 29015.763.05.013.0 350458.25 32 按齒面硬度查機械設計第七版圖 10 21得 ： 齒輪 的 接觸疲勞強度極限 MPHH 5502lim1lim ， 911 103153001616956060 hjLnN ，由機械設計第七版圖 10 18 查得 96.021 HNHN KK ，取接觸疲勞安全系數(shù) 5.1S aHHNHH MPSK 3525.1 55096.01l i m121 36 aHHH MP3522 21 綜上所述， HH ，滿足使用要求 錐齒輪432 , ZZZ的結構與1Z相同，校核過程同1Z。 4.4 錐齒輪橫軸的結構設計 錐齒輪橫軸的作用是將水平方向的轉動轉化為垂直方向的轉動 7。是皮帶輪、錐齒輪的安裝軸，通過軸承座固定在機架上 。 軸上傳遞的功率7P、轉速 n 和轉矩 T 皮帶傳動的效率 95.01 ，滾動軸承的傳動效率 98.02 ，電機功率,55.0 kWP 電機 轉速 min/1390 rn 電機 ，皮帶傳動的傳動比 2i ，則錐齒輪所在橫軸所傳遞的功率： kWPP 51.055.098.095.021 電機， 橫軸轉速： m in/695213902 rnn 電機 電動機的轉矩： mmNnPT 7008695 51.09 5 5 0 0 0 09 5 5 0 0 0 0 初步確定軸的最小直徑 先按機械設計第七版式（ 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)機械設計第七版表 15 3，取 1120 A，于是得 mmnPAd 3.15200 51.0112 330m i n 軸上的最小直徑應當是軸的右端安裝 皮帶輪 處的直徑。設計時仿照鏈輪軸的設計，選擇軸的最小直徑 mmd 30min 軸的結構設計 擬定 軸上零件的裝配方案 ，如圖 4-1 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 初步選擇滾動軸承。因軸承受到徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承 30308。軸承處直徑 mmdd dcba 40 ， mmLL dcba 70 ，左側圓錐滾子軸承的內側采用套筒進行軸向定位。由機械設計課程設計第 3 版表 15 3，查得軸承內側軸的直徑mmd cb 49 。皮帶輪安裝處的直徑 mmd fe 30 ， mmL fe 40 ， mmd ed 38 ，mmL ed 175 。 37 圖 4-1 錐齒輪橫軸 裝配方案簡圖 1 M10 螺栓 2 圓錐滾子軸承 30308 軸承座 3 圓錐滾子軸承 30308 4 錐齒輪 2Z 5 圓頭普通平鍵 6 錐齒輪橫軸 7 軸承擋圈 8 軸用彈性擋圈 9 單圓頭普通平鍵 10 上料電動機從動皮帶輪 右側錐齒輪與軸的軸向定位 采用楔鍵聯(lián)接 ，左側采用套筒、軸肩定位 按 mmddc 40， 由機械設計課程設計第 3 版表 14 25 查得平頭普通楔鍵公稱尺寸mmmmhb 812 ， 791564 GB ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 mm25 （標準鍵長見791564 GB ）。 按 mmd ba 40 ，由機械設計課程設計第 3 版表 14 24 查得圓頭普通平鍵公稱尺寸 mmmmhb 812 ， 791096 GB ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 mm22 （標準鍵長見 791564 GB ）。 按 mmdfe 30， 由機械設計課程設計第 3 版表 14 25查得鉤頭楔鍵公稱尺寸 mmmmhb 78 ，鍵槽長度 mmL 36 ,用鍵槽銑刀加工。 確定軸上圓角和倒角尺 寸 參考機械設計課程設計第 3 版表 15 2，左側軸端倒角為 452.1 ，右側 軸端倒角為 450.1 ，各軸肩處的圓角半徑參照零件圖：錐齒輪橫軸 。 校核過程同鏈輪軸、，此處不再贅述。 4.5 錐齒輪縱軸的設計 錐 齒輪縱軸上加工有梯形螺紋，是絲杠螺母副的 螺桿，具體結構見零件圖：錐齒輪縱軸。 38 圖 4-2 錐齒輪縱軸 裝配簡圖 1 錐齒輪 2Z 2 圓錐滾子軸承 30209 軸承座 3 圓錐滾子軸承 30209 4 錐齒輪縱軸 5 升降螺母 6 圓錐滾子軸承 32306 7 M10 螺栓 8 圓錐滾子軸承 32306 軸承座 錐齒輪縱軸的結構設計 錐齒輪縱軸的作用是將轉動轉化為垂直方向的移動。是錐齒輪、升降螺母的安裝軸，通過軸承座 30209， 02306 固定在機架上。設計校核過程類似錐齒輪橫軸的設計，不再贅述。具體參照零件圖：錐齒輪縱軸。其上安裝有升降螺母，圓錐滾子軸承 30209， 32306，分別安裝在 30209、 32306 軸承座中，通過 M10 螺栓固定在機架上。具體結構參見零件圖： 30209、 32306 軸承座。升降螺母是上料機構的重要組成部分，是滑動螺旋傳動中的螺母。內部加工有