紅薯粉打捆機(jī)設(shè)計(jì)（含CAD圖紙和說(shuō)明書(shū)）

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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(guān)鍵詞…………………………………………………………………………1 1 前言……………………………………………………………………………2 2 關(guān)于紅薯粉打捆機(jī)的研制開(kāi)發(fā)的可行性報(bào)告………………………………2 2.1 紅薯粉打捆機(jī)的目的和意義……………………………………………2 2.2 國(guó)內(nèi)外的紅薯粉打捆機(jī)的研究…………………………………………3 3 捆扎帶材料的選擇………………………………………………………………3 4 小型紅薯粉打捆機(jī)的機(jī)械原理方案設(shè)計(jì)………………………………………4 4.1 機(jī)械總體方案設(shè)計(jì)……………………………………………4 4.1.1 打捆機(jī)壓帶、熱合、剪切機(jī)構(gòu)……………………………………4 4.1.2 送帶、收帶機(jī)構(gòu)……………………………………………………4 4.1.3 傳送運(yùn)輸帶部分…………………………………………………4 4.2 間歇傳送運(yùn)輸機(jī)構(gòu)方案…………………………………………………5 4.3 送帶、收帶機(jī)構(gòu)方案…………………………………………………5 4.4 壓帶、熱合、剪切機(jī)構(gòu)方案………………………………………………6 4.5 導(dǎo)向槽的設(shè)計(jì)方案…………………………………………………8 5 電機(jī)的選擇………………………………………………………………………9 6 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比………………………………………10 6.1 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比…………………………………………………10 6.2 分配各級(jí)傳動(dòng)比…………………………………………………………10 7 設(shè)計(jì)計(jì)算…………………………………………………………………………12 7.1 V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算……………………………………………………12 7.1.1 確定計(jì)算功率…………………………………………………12 7.1.2 確定V帶截型…………………………………………………13 7.1.3 確定帶輪基準(zhǔn)直徑………………………………………………13 7.1.4 確定帶長(zhǎng)Ld及中心距……………………………………………13 7.1.5 驗(yàn)算包角α1…………………………………………………13 7.1.6 計(jì)算帶的根數(shù)Z…………………………………………………14 7.1.7 計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值………………………………14 7.1.8 計(jì)算壓軸力………………………………………………………14 7.1.9 V帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)………………………………………………14 7.2 圓錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算……………………………………………………14 7.2.1 精度等級(jí)、材料及齒數(shù)……………………………………………14 7.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)……………………………………………15 7.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)……………………………………………16 7.3 槽輪機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算……………………………………………………17 7.3.1 外槽輪機(jī)構(gòu)………………………………………………………17 7.4 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的齒輪設(shè)計(jì)及計(jì)算……………………………………18 7.4.1 齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)………………………………18 7.4.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)……………………………………………18 7.4.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)……………………………………………20 7.4.4 幾何尺寸計(jì)算……………………………………………………21 7.5 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算……………………………………………………21 7.5.1 選擇鏈輪齒數(shù)……………………………………………………22 7.5.2 確定計(jì)算功率……………………………………………………22 7.5.3 選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距……………………………………………22 7.5.4 計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距……………………………………………22 7.5.5 計(jì)算鏈速V，確定潤(rùn)滑方式………………………………………22 7.5.6 計(jì)算壓軸力Fp……………………………………………………22 7.6 聯(lián)軸器的選擇及計(jì)算……………………………………………………23 7.6.1 類(lèi)型選擇…………………………………………………………23 7.6.2 載荷計(jì)算…………………………………………………………23 7.6.3 型號(hào)的選擇………………………………………………………23 7.7 凸輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………………………23 7.7.1 設(shè)計(jì)參數(shù)…………………………………………………………23 7.7.2 初步確定軸的最小直徑…………………………………………23 7.7.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)……………………………………………………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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度…………………………………26 7.8 凸輪機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)…………………………………………………………27 7.8.1 確定凸輪機(jī)構(gòu)的基本尺寸……………………………………………27 7.8.2 求理論輪廓線(xiàn)……………………………………………………28 8 結(jié)論……………………………………………………………………………29 參考文獻(xiàn)……………………………………………………………………………30 致謝……………………………………………………………………………31 附錄……………………………………………………………………………31 1 前言 在改革開(kāi)放的浪潮中，包裝工業(yè)迅速崛起。人類(lèi)進(jìn)行包裝活動(dòng)的歷史雖然很久，甚至可以追溯到人類(lèi)產(chǎn)生之初，但包裝實(shí)際上形成為行業(yè)的時(shí)間并不長(zhǎng)。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(jī)械、生物工程、能源開(kāi)發(fā)等現(xiàn)代科技應(yīng)用于開(kāi)發(fā)商品新包裝，是自20世紀(jì)30年代開(kāi)始的。所以說(shuō)現(xiàn)代包裝工業(yè)的歷史，最多也只有半個(gè)世紀(jì)[1]。 當(dāng)今世界，隨著現(xiàn)代商品經(jīng)濟(jì)高速發(fā)展，大量涌現(xiàn)于市場(chǎng)的一切新商品，都需要有適時(shí)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(jīng)濟(jì)同樣的高速度相應(yīng)發(fā)展，我國(guó)的現(xiàn)代包裝工業(yè)，自進(jìn)入20世紀(jì)70年代末期，經(jīng)過(guò)幾年的調(diào)整、準(zhǔn)備之后，于80年代初開(kāi)始迅速發(fā)展。但由于起步晚、基礎(chǔ)薄弱，工程技術(shù)人才和管理人才極端缺乏，所以大大落后于世界先進(jìn)水平。 目前，在我國(guó)的包裝工業(yè)中，包裝機(jī)械還是一個(gè)薄弱環(huán)節(jié)。已使用的包裝機(jī)械，無(wú)論在數(shù)量上、品種上都很少。包裝機(jī)械的生產(chǎn)也滿(mǎn)足不了包裝工業(yè)的日益增長(zhǎng)的需求。包裝工業(yè)的發(fā)展，必將推動(dòng)包裝機(jī)械的更快的發(fā)展。 隨著進(jìn)入WTO，我國(guó)的包裝工業(yè)將面臨著更嚴(yán)峻的挑戰(zhàn)，大力研制包裝機(jī)械成了目前迫切的任務(wù)?，F(xiàn)代各行各業(yè)發(fā)展都很迅速，國(guó)家支持的西部大開(kāi)發(fā)也取得了一些進(jìn)展，需要包裝美觀(guān)、實(shí)用，又要快速、經(jīng)濟(jì)[3]。 捆扎機(jī)械也在飛速發(fā)展，捆扎范圍增大，自動(dòng)化程度也在不斷提高，由人工打捆向機(jī)械自動(dòng)化邁進(jìn)并逐漸替代人工勞動(dòng)力。 捆扎機(jī)械在國(guó)民生產(chǎn)中的用途：1、保護(hù)功能。它可以將包裝物捆緊，扎牢并壓縮，增加外包裝強(qiáng)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(yùn)輸時(shí)間、空間和成本。3、便于銷(xiāo)售、美觀(guān)、顧客易攜帶。 2 關(guān)于紅薯粉打捆機(jī)的研制開(kāi)發(fā)的可行性報(bào)告 2.1 紅薯粉打捆機(jī)的目的和意義 近半個(gè)多世紀(jì)以來(lái),隨著生產(chǎn)與流通日益社會(huì)化、現(xiàn)代化,產(chǎn)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(duì)不同批量的產(chǎn)品,選用某種有保護(hù)性、裝飾性的包裝材料或包裝容器,并借助適當(dāng)?shù)募夹g(shù)手段實(shí)施包裝作業(yè),以達(dá)到規(guī)定的數(shù)量和質(zhì)量,同時(shí)設(shè)法改善外部結(jié)構(gòu),降低包裝成本,從而在流通直至消費(fèi)的整個(gè)過(guò)程中使之容易儲(chǔ)存搬運(yùn),防止產(chǎn)品破損變質(zhì),不污染環(huán)境,便于識(shí)別應(yīng)用和回收廢料,有吸引力,廣開(kāi)銷(xiāo)路,不斷促進(jìn)擴(kuò)大再生產(chǎn)[1]。 2.2 國(guó)內(nèi)外的紅薯粉打捆機(jī)的研究現(xiàn)狀 無(wú)論在國(guó)內(nèi)或國(guó)外,包裝工作已涉及到各行各業(yè),面廣量大,對(duì)人民生活、國(guó)際貿(mào)易和國(guó)防建設(shè)都帶來(lái)深刻的影響,甚至在現(xiàn)代生活中出現(xiàn)了過(guò)去難以想象的新情況:未經(jīng)包裝出售的商品變得越來(lái)越少了,而且包裝上的失敗往往會(huì)使很好的產(chǎn)品得不到成功的銷(xiāo)售[18]。因而不妨這樣說(shuō),在將來(lái),如果沒(méi)有現(xiàn)代化的包裝就沒(méi)有商品的生產(chǎn)和銷(xiāo)售;可是如果沒(méi)有先進(jìn)的工業(yè)與科學(xué)技術(shù)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(xué)技術(shù)發(fā)達(dá)的國(guó)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(mén),已經(jīng)程度不同地形成了由原料處理、中間加工和產(chǎn)品包裝三大基本環(huán)節(jié)所組成的包裝連續(xù)化和自動(dòng)化的生產(chǎn)過(guò)程,有的還將包裝材料加工、包裝容器成型及包裝成品儲(chǔ)存系統(tǒng)都聯(lián)系起來(lái)組成高效率的流水作業(yè)線(xiàn)。 大量事實(shí)表明,實(shí)現(xiàn)包裝的機(jī)械化和自動(dòng)化,尤其是實(shí)現(xiàn)具有高度靈活性(或稱(chēng)柔性)的自動(dòng)包裝線(xiàn),不僅體現(xiàn)了現(xiàn)代生產(chǎn)的發(fā)展方向,同時(shí)也可以獲得巨大的經(jīng)濟(jì)效益[5]。 3 捆扎帶材料的選擇 人們很早就開(kāi)始用鐵捆扎帶（簡(jiǎn)稱(chēng)鐵腰子）來(lái)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(qiáng)捆扎帶、人造絲捆扎帶。 市場(chǎng)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(duì)比表 Table 1 Banding belt material performance contrast table 捆扎材料 斷裂強(qiáng)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(zhǎng)回復(fù)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(guó)外常用的捆扎材料有鋼、聚丙烯、聚酯（PETP）和尼龍（PA）等四種。國(guó)內(nèi)，最常用的還是鋼帶和聚丙烯帶兩種，由于聚丙烯成本低，來(lái)源廣泛，捆扎美觀(guān)牢固，所以逐漸成為國(guó)內(nèi)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(yīng)用最多、最廣。在塑料帶中由于聚丙烯帶具有成本低、機(jī)械通用性好、帶子色彩鮮艷、不吸收水分和消費(fèi)者便于割斷特點(diǎn)，對(duì)于不是特別沉重的貨物，目前國(guó)內(nèi)外多數(shù)皆采用聚丙烯帶進(jìn)行捆扎。 因此，本設(shè)計(jì)選擇聚丙烯帶作為捆扎機(jī)的捆扎帶，即PP帶。 4 小型紅薯粉打捆機(jī)的機(jī)械原理方案設(shè)計(jì) 4.1 機(jī)械總體方案設(shè)計(jì) 為了便于運(yùn)輸、包裝、銷(xiāo)售，小型紅薯粉打捆機(jī)的工作是對(duì)定量，定長(zhǎng)的紅薯粉進(jìn)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(jī)結(jié)構(gòu)框圖 Fig1 Small sweet potato powder binding machine structure diagram 4.1.1 打捆機(jī)壓帶、熱合、剪切機(jī)構(gòu) 壓帶、熱合。剪切機(jī)構(gòu)是紅薯粉打捆機(jī)機(jī)械設(shè)備中比較重要的一個(gè)機(jī)構(gòu)，它主要完成對(duì)送入的紅薯粉絲進(jìn)行壓緊捆扎、熱合捆扎及對(duì)捆扎帶的剪切工作。 4.1.2 送帶、收帶機(jī)構(gòu) 送帶機(jī)構(gòu)是把定長(zhǎng)的捆扎帶送到預(yù)定的位置，以便于壓帶、熱合、剪切的進(jìn)行。收帶機(jī)構(gòu)是當(dāng)壓帶機(jī)構(gòu)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(yùn)輸帶部分 這部分是有間歇的進(jìn)行，把紅薯粉絲傳送到捆扎工作臺(tái)，然后，捆扎機(jī)構(gòu)對(duì)紅薯粉絲捆扎，從而完成對(duì)粉絲的捆扎工作。 根據(jù)結(jié)構(gòu)框圖及機(jī)械所要求完成的動(dòng)作，初定小型紅薯粉打捆機(jī)的設(shè)計(jì)方案結(jié)構(gòu)如圖2所示： 1.二級(jí)圓柱齒輪減速器 2.槽輪機(jī)構(gòu) 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(jī) 14.V帶輪 圖2 小型紅薯粉打捆機(jī)傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖 Fig2 Small sweet potato powder binding machine transmission scheme diagram 4.2 間歇傳送運(yùn)輸機(jī)構(gòu)方案 紅薯粉要進(jìn)行捆扎及切斷，必須要經(jīng)傳送帶送入紅薯粉到打捆工作臺(tái)面。然而，傳送運(yùn)輸是連續(xù)送往而捆扎需要一定的時(shí)間，這就要求傳送帶能夠進(jìn)行間歇地工作，來(lái)達(dá)到捆扎的目的。間歇運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的形式眾多，根據(jù)其主要工作特性可分成兩大類(lèi)，即步進(jìn)運(yùn)動(dòng)間歇機(jī)構(gòu)和具有瞬時(shí)停歇特性或停歇區(qū)的間歇運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)。 根據(jù)常用的間歇機(jī)構(gòu)有：棘輪機(jī)構(gòu)、槽輪機(jī)構(gòu)、不完全齒輪機(jī)構(gòu)、凸輪機(jī)構(gòu)等，考慮到槽輪機(jī)構(gòu)是一種應(yīng)用很廣的轉(zhuǎn)位分度機(jī)構(gòu)，在多工位自動(dòng)機(jī)械中經(jīng)常用到，價(jià)格低廉，適合低速場(chǎng)合的特點(diǎn)，故選用槽輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)輸帶的步進(jìn)間歇運(yùn)動(dòng)。 4.3 送帶、收帶機(jī)構(gòu)方案 分析送帶機(jī)構(gòu)的任務(wù)和目的為紅薯粉絲進(jìn)入捆扎工作臺(tái)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(jìn)入收帶動(dòng)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(wèn)題，對(duì)于堵帶現(xiàn)象可通過(guò)帶道的設(shè)計(jì)來(lái)減小這一現(xiàn)象出現(xiàn)的機(jī)率；捆扎帶傳送不到位和捆扎帶收緊問(wèn)題則通過(guò)送帶輪定量的運(yùn)動(dòng)時(shí)間來(lái)控制，具體通過(guò)凸輪機(jī)構(gòu)來(lái)實(shí)現(xiàn)。 送帶、收帶機(jī)構(gòu)如圖3所示。 1.卷帶 2.轉(zhuǎn)向輪 3.收帶輪 4.緊帶輪 5.從動(dòng)輪 圖3 送帶、收帶機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖 Fig3 Send With Winding mechanism diagram 上圖中捆扎帶經(jīng)過(guò)壓緊輪與送帶輪貼合把捆扎送入帶道，到達(dá)指定位置，待凸輪壓帶機(jī)構(gòu)壓緊捆扎帶后，1壓緊輪松開(kāi)退回，2壓緊輪壓緊收帶輪進(jìn)行收帶。 4.4 壓帶、熱合、剪切機(jī)構(gòu)方案 此壓帶、熱合、剪切主要由凸輪機(jī)構(gòu)來(lái)完成，動(dòng)作最多，要求也多，因而傳動(dòng)機(jī)構(gòu)會(huì)比較復(fù)雜。主要的動(dòng)作有壓帶頭、熱合片的伸入加熱和收回?zé)岷掀?、剪切捆扎帶四個(gè)過(guò)程，因四個(gè)執(zhí)行動(dòng)作均在同一直線(xiàn)上，考慮到空間安排，故四個(gè)凸輪放在同一個(gè)軸上，通過(guò)改變凸輪的相位角來(lái)確定動(dòng)作的先后。在捆扎帶送到位后對(duì)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(dòng)作，對(duì)于凸輪的具體結(jié)構(gòu)給出方案，由機(jī)械傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的方案可得知，凸輪軸上都有四個(gè)動(dòng)作，第一步為壓帶凸輪壓緊到位的捆扎帶，以便于收帶輪進(jìn)行收帶動(dòng)作；第二步為當(dāng)捆扎帶收緊后送加熱片凸輪到位，將加熱片伸入兩帶間對(duì)捆扎帶進(jìn)行加熱；第三步為當(dāng)加熱完畢夠加熱片收回后熱合壓頭壓緊凸輪到位對(duì)捆扎帶進(jìn)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(jìn)行下一個(gè)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(dòng)摩擦，不易磨損，傳遞較大的動(dòng)力，故凸輪機(jī)構(gòu)采用的滾子推桿，其帶頭壓緊凸輪設(shè)計(jì)如圖5所示。 凸輪轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)作。捆扎帶送到位后，帶頭位于壓帶塊的上方，凸輪轉(zhuǎn)到最大離心距時(shí)，即壓塊上升到最高點(diǎn)致使其壓緊帶頭。壓塊中開(kāi)有捆扎帶通道，捆扎帶入帶可穿過(guò)壓塊，在推桿下方的彈簧可使推桿和凸輪隨時(shí)緊密接觸保證定位準(zhǔn)確。 . 圖5 壓帶凸輪機(jī)構(gòu) 圖6 剪切凸輪機(jī)構(gòu) Fig5 Pressure zone cam mechanism Fig6 Cut cam mechanism 圖6為剪切凸輪機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)方案，此機(jī)構(gòu)的任務(wù)是當(dāng)捆扎帶經(jīng)熱合壓緊后對(duì)捆扎帶進(jìn)行剪切，便于將捆扎完畢的粉絲的取出，從而進(jìn)行下一個(gè)工作循環(huán)。其設(shè)計(jì)的主體部分和壓帶頭的凸輪設(shè)計(jì)相似。由于要考慮到捆扎帶通過(guò)且又要對(duì)捆扎帶進(jìn)行剪斷，故在通道口上加了楔形放置切斷刀片，當(dāng)剪斷凸輪到位，剪斷塊整體下移，由相對(duì)運(yùn)動(dòng)將捆扎帶切斷。 圖7 熱合片凸輪機(jī)構(gòu) 圖8 熱合壓緊凸輪機(jī)構(gòu) Fig7 Thermal sealing film cam mechanism Fig8 Thermal sealing pressure cam mechanism 熱合片的運(yùn)動(dòng)方向與凸輪不一致，所以熱合片凸輪機(jī)構(gòu)如圖7所示，其主要任務(wù)為：當(dāng)收帶輪完成收緊任務(wù)后，通過(guò)凸輪的轉(zhuǎn)動(dòng)帶動(dòng)水平滑塊在另一個(gè)平面上移動(dòng)，從而使熱合片伸入到兩捆扎帶之間進(jìn)行加熱，完成對(duì)捆扎帶的加熱工作，當(dāng)延時(shí)的時(shí)間到達(dá)熱合程度時(shí)，凸輪機(jī)構(gòu)再次轉(zhuǎn)動(dòng)將熱合片從捆扎帶中退回，便于后面的熱合壓緊動(dòng)作，避免將熱合片也壓在捆扎帶之間。 熱合壓緊機(jī)構(gòu)比較簡(jiǎn)單，其凸輪機(jī)構(gòu)如圖8所示。 熱合壓緊凸輪是熱合片完成對(duì)捆扎帶的熱合達(dá)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(jī)構(gòu)處不能設(shè)置捆扎帶的帶道，因?yàn)榇藱C(jī)構(gòu)的動(dòng)作在剪斷凸輪機(jī)構(gòu)的后面，如果設(shè)置帶道，當(dāng)收帶凸輪完成收帶收緊工作，熱合片進(jìn)入后熱合片和下面捆扎帶間會(huì)有阻隔，無(wú)法對(duì)下面的捆扎帶加熱，從而使熱合無(wú)法達(dá)到理想的效果，或無(wú)法完成對(duì)捆扎帶的熱合處理。 4.5 導(dǎo)向槽的設(shè)計(jì)方案 由于捆扎帶需要圍繞紅薯粉絲一周，到達(dá)指定位置，然后進(jìn)行壓緊、熱合、剪切動(dòng)作，為達(dá)到對(duì)捆扎帶動(dòng)作的準(zhǔn)確性，故需要設(shè)計(jì)專(zhuān)門(mén)的導(dǎo)向槽，使得捆扎帶按預(yù)定的軌道運(yùn)動(dòng)，因此設(shè)計(jì)為工字形導(dǎo)向槽機(jī)構(gòu)，當(dāng)處于送帶動(dòng)作時(shí)，捆扎帶會(huì)沿導(dǎo)向槽前進(jìn)，到達(dá)指定位置后，第一壓頭壓帶，收帶輪動(dòng)作，由于收緊力的作用，彈開(kāi)兩擋板，從而達(dá)到送帶到位，收緊準(zhǔn)確的目的。圖9為導(dǎo)向槽傳動(dòng)原理圖。 圖9 導(dǎo)向槽機(jī)構(gòu) Fig9 Guide channel institutions 5 電機(jī)的選擇 工業(yè)上一般選用Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)，而對(duì)小型紅薯粉打捆機(jī)來(lái)說(shuō)，載荷比較穩(wěn)定，故選Y型籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。 查資料得打捆機(jī)所需要的功率≤0.8kW，故取打捆機(jī)功率為PW=0.8kW. 傳動(dòng)裝置的總效率為 (1) 按機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表2-2確定各部分的效率為： V帶的傳動(dòng)效率為；滾動(dòng)軸承（每一對(duì)）效率為；圓柱齒輪傳動(dòng)效率為；卷筒軸滑動(dòng)軸承效率為 ；圓錐齒輪的傳動(dòng)效率為 ；平摩擦輪傳動(dòng)效率為；滾子鏈傳動(dòng)效率為；齒式聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率為。 則： 由式 (2) 因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)的額定功率大于即可，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)[6]表12-1選 Y90L-4型電動(dòng)機(jī)，額定功率為1.5kW。 一般選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動(dòng)機(jī)作為原動(dòng)機(jī)。 通常V帶傳動(dòng)常用傳動(dòng)比范圍;二級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍在;鏈傳動(dòng)常用的傳動(dòng)比則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為： 符合這一同步轉(zhuǎn)速的范圍有1000r/min,1500r/min,3000r/min,根據(jù)前述若選用3000r/min同步轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)，則齒輪的傳動(dòng)比較大，機(jī)構(gòu)龐大，1000r/min、1500r/min的電動(dòng)機(jī)，從其重量、價(jià)格以及傳動(dòng)比等考慮，選Y90L-4型電動(dòng)機(jī)，電動(dòng)機(jī)的主要性能參數(shù)、尺寸見(jiàn)表2 表2 電動(dòng)機(jī)主要性能參數(shù)、尺寸 Table2 motor size of main performance parameters 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率（kW） 電機(jī)滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速（r/min） 軸徑 啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 Y90s-4 1.5 1400 24 2.3 2.3 6 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比 6.1 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比 由前面的計(jì)算得輸送機(jī)卷筒的轉(zhuǎn)速，則總傳動(dòng)比為 (3) 6.2 分配各級(jí)傳動(dòng)比 根據(jù)表1-8推薦傳動(dòng)比范圍，選取圓錐齒輪傳動(dòng)比，V帶的傳動(dòng)的傳動(dòng)比 ，鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比為；則二級(jí)圓柱直齒輪減速器的傳動(dòng)比為： 對(duì)于展開(kāi)式二級(jí)圓柱直齒輪減速器，在兩級(jí)齒輪材質(zhì)及齒寬系數(shù)接近的情況下，兩級(jí)齒輪的傳動(dòng)比可按下式分配 (4) (5) 按計(jì)算分配得， 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù) 0軸——電動(dòng)機(jī)軸 1軸——高速軸 2軸——中速軸 3軸——低速軸 4軸——傳動(dòng)長(zhǎng)軸 5軸——槽輪軸 6軸——凸輪軸 7軸——摩擦軸 將計(jì)算的運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)列于下表3中 表3 軸的運(yùn)動(dòng)參數(shù)表 Table3 Axis of motion parameters 編號(hào) 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(zhuǎn)速n/(r·min-1) 1400 466.67 99 30 30 10 15 30 轉(zhuǎn)矩T(N·m) 9.314 26.816 121.35 384.56 396.45 1096.42 1096.42 343.56 傳動(dòng)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(shè)計(jì)計(jì)算 7.1 V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 傳遞功率,主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速 ,減速比，傳動(dòng)比誤差小于3%，每天工作8小時(shí)。 7.1.1 確定計(jì)算功率 由參考文獻(xiàn)[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(xiàn)[7]圖8-10確定選用Z型。 7.1.3 確定帶輪基準(zhǔn)直徑 (1)由參考文獻(xiàn)[7]表8-6和8-8查得取小帶輪的基準(zhǔn)直徑 . (2)驗(yàn)算帶速V,按式 (7) 因?yàn)?，故帶速合適。 (3)計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑，由式 (8) 根據(jù)參考文獻(xiàn)[7]表8-8，圓整為。 (4)實(shí)際傳動(dòng)比為 傳動(dòng)比誤差為 ，故滿(mǎn)足要求。 7.1.4 確定帶長(zhǎng)及中心距 (1)根據(jù)參考文獻(xiàn)[7],由式 (9) 可得 ，初定中心距為 (2)由計(jì)算公式參考文獻(xiàn)[7]式（8-22）得： (10) 由表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 (4)計(jì)算實(shí)際中心距，由式參考文獻(xiàn)[7]公式（8-23）得： (11) 7.1.5 驗(yàn)算包角 由計(jì)算公式參考文獻(xiàn)[7](8-25)式得： (12) 7.1.6 計(jì)算帶的根數(shù)Z (1)計(jì)算單根V帶的額定功率Pr，由， ，由文獻(xiàn)[7]查表8-4a得 。 根據(jù)， 及Z型帶，查文獻(xiàn)[7]表8-4b得 查文獻(xiàn)[7]表8-5得，表8-2得， (13) (2)計(jì)算V帶的根數(shù)Z， (14) 取5根。 7.1.7 計(jì)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(zhǎng)度質(zhì)量 ,所以 (15) 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力。 7.1.8 計(jì)算壓軸力 壓軸力的最小值為 (16) 7.1.9 V帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 詳細(xì)結(jié)構(gòu)（見(jiàn)附圖）。 7.2 圓錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 傳遞的功率，小齒輪轉(zhuǎn)速，傳動(dòng)比， 傳動(dòng)比誤差小于4%，工作壽命10年，每天工作8小時(shí)。 7.2.1 精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 由于速度不高，故選用7級(jí)精度（GB10095-88）。 由表10-1選擇兩錐齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），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(qiáng)度設(shè)計(jì) 由參考文獻(xiàn)[7]式（10-26） (17) (1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值，試選。 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩， (18) 通常取齒寬系數(shù)為，由文獻(xiàn)[7]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)，由文獻(xiàn)[7]表10-21d按齒面硬度查得錐齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限： 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： (19) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 。 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)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(jì)算圓周速度V， (21) (4)計(jì)算齒寬b及模數(shù)， (22) (23) (24) 7.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（10-23）得， (25) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值，由圖10-20c查得彎曲疲勞強(qiáng)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(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的計(jì)算的模數(shù)，由表10-6，取m=6，同時(shí)滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度和接觸疲勞強(qiáng)度，取 ， 取。 所以，錐距 7.3 槽輪機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 槽輪機(jī)構(gòu)的基本結(jié)構(gòu)形式分為外槽輪機(jī)構(gòu)和內(nèi)槽輪機(jī)構(gòu)兩種，由前面所設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)，可推算出槽輪的轉(zhuǎn)位分度時(shí)間，槽輪的停歇時(shí)間 7.3.1 外槽輪機(jī)構(gòu) 外槽輪機(jī)構(gòu)的動(dòng)停比為槽輪的轉(zhuǎn)位時(shí)間與停歇時(shí)間之比，即 ， (26) 得。 銷(xiāo)數(shù)，，。 由表3-2得：，，，槽輪一個(gè)循環(huán)的時(shí)間為。 由式（3-5）得撥盤(pán)轉(zhuǎn)速為: (27) 由式3-4a得轉(zhuǎn)位分度時(shí)間為： (28) 由式（3-36）得圓銷(xiāo)中心軌跡半徑： (29) 按結(jié)構(gòu)取圓銷(xiāo)半徑，由式（3-35）得槽輪外圓半徑： (30) 取圓銷(xiāo)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(pán)回輪軸徑 (32) 由式（3-32）求得撥盤(pán)上鎖止弧所對(duì)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(shí)撥銷(xiāo)所在的位置， (35) 故: 7.4 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的齒輪設(shè)計(jì)及計(jì)算 7.4.1 齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 由于速度不高、故選用7級(jí)精度（GB10095-88）。 由參考文獻(xiàn)[14]表10-1選擇小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）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(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（10-9a） (36) 試選載荷系數(shù)： 。 (1)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：，由參考文獻(xiàn)[14]表10-7選取齒寬系數(shù) ，由參考文獻(xiàn)[14]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ，由參考文獻(xiàn)[14]圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 。 (2)由參考文獻(xiàn)[14]式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 由參考文獻(xiàn)[14]圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)， (3)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,由參考文獻(xiàn)[14]式（10-12）得： 則 圓周速度： 齒寬 (37) (4)計(jì)算齒寬與齒高之比，模數(shù) ， 齒高 。 則 (38) (5)計(jì)算載荷系數(shù)，根據(jù)，7級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)[14]圖10-8查得動(dòng)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(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，查圖10-13得，故載荷系數(shù)為： (39) (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)[14]式（10-10a）得： (7)計(jì)算模數(shù)m， (40) 7.4.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由文獻(xiàn)[14]式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 (41) (1)由參考文獻(xiàn)[14]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限。 (2)由參考文獻(xiàn)[14]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 。 (3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由參考文獻(xiàn)[14]式（10-12）得： (4)計(jì)算載荷系數(shù)K， (42) (5)查取齒形系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[14]表10-5查得，。 (6)查取應(yīng)力校正系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[14]表10-5查得 ，。 (7)計(jì)算大、小齒輪的并加以比較， (43) 大齒輪的數(shù)值大。 對(duì)比計(jì)算結(jié)界，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，則取m=1.5,按接觸強(qiáng)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(jì)算 (1)計(jì)算分度圓直徑，。 (2)中心距 (44) (3)計(jì)算齒輪寬度 (45) 取。 7.5 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 提供的參數(shù)為：主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速，傳動(dòng)比為，傳遞的功率為載荷平穩(wěn)，中心線(xiàn)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(jì)算功率 由參考文獻(xiàn)[14]表9-7查得，圖9-13查得，單排鏈，則計(jì)算功率為： (46) 7.5.3 選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距 根據(jù)及查參考文獻(xiàn)[14]圖9-11可選16A-1，查表9-1，鏈條節(jié)距為。 7.5.4 計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距，取 相應(yīng)的鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)為 (47) 取鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)。 查參考文獻(xiàn)[14]表9-7得到中心距計(jì)算系數(shù)，則鏈傳動(dòng)的最大中心距為： (48) 7.5.5 計(jì)算鏈速V,確定潤(rùn)滑方式 (49) 由及鏈號(hào)16A-1，查參考文獻(xiàn)[14]圖9-14可知應(yīng)采用定期人工潤(rùn)滑。 7.5.6 計(jì)算壓軸力 有效圓周力為： (50) 鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)，則壓軸力為： 。 7.6 聯(lián)軸器的選擇及計(jì)算 7.6.1 類(lèi)型選擇 選用GY型凸緣聯(lián)軸器[6]。 7.6.2 載荷計(jì)算 公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩： 由參考文獻(xiàn)[14]表14-1查得，故由式（14-1）得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為： (51) 7.6.3 型號(hào)的選擇 從中，查文獻(xiàn)[6]得型凸緣聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為，許用最大轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩為，許用最大轉(zhuǎn)速為，軸孔直徑為。 7.7 凸輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 7.7.1 設(shè)計(jì)參數(shù) 由前面計(jì)算可得，凸輪軸上的傳遞功率為：，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)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(diào)質(zhì)處理，根據(jù)參考文獻(xiàn)[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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (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(zhǎng)度，為了滿(mǎn)足鏈輪的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩，故?、?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(zhǎng)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(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。 (3)初步選擇滾動(dòng)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(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)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(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)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(yīng)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(yīng)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(shè)計(jì)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(duì)軸承添加潤(rùn)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(nèi)壁這距離，箱體的壁厚。 圖10 軸的結(jié)構(gòu)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(zhǎng)為20mm,同時(shí)，為了保證凸輪與軸的配合有良好的對(duì)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(guò)渡配合來(lái)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(xiàn)[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(jié)構(gòu)圖（圖10）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖11）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，對(duì)于6011型深溝球軸承，由手冊(cè)中查得取軸承中點(diǎn)。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖11）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的、及的值列于下表（表4）。 表4 截面C的計(jì)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力， (53) 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)[14]表15-1查得，因此，故安全。 7.8 凸輪機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 凸輪機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)是本設(shè)計(jì)方案中最多的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)，牽涉執(zhí)行動(dòng)作最多，按布局分配方案知，運(yùn)動(dòng)豎直方向的移動(dòng)，由于整體的設(shè)計(jì)要求凸輪的轉(zhuǎn)速為低速，即 ，選用滾子直動(dòng)推桿凸輪機(jī)構(gòu)，下圖12為各凸輪機(jī)構(gòu)的執(zhí)行工作循環(huán)圖。 0° 30° 90° 120° 240° 360° 送帶 推 遠(yuǎn) 回 近 壓帶 回 近 推 遠(yuǎn) 回 收帶 回 近 推 遠(yuǎn) 回 熱合片 近 推 遠(yuǎn) 回 粘合 回 近 推 遠(yuǎn) 剪切 回 近 推 回 60° 150° 180° 240° 270° 330° 圖12 凸輪機(jī)構(gòu)工作循環(huán)圖 Fig12 Cam mechanism working cycle diagram 7.8.1 確定凸輪機(jī)構(gòu)的基本尺寸 表5 凸輪廓線(xiàn)坐標(biāo)曲率半徑參數(shù) Table5 Cam coordinates radius parameter 凸輪轉(zhuǎn)角（度） 理論廓線(xiàn)X坐標(biāo) 理論廓線(xiàn)Y坐標(biāo) 實(shí)際廓線(xiàn)X坐標(biāo) 實(shí)際廓線(xiàn)Y坐標(biāo) 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(zhuǎn)角（度） 理論廓線(xiàn)X坐標(biāo) 理論廓線(xiàn)Y坐標(biāo) 實(shí)際廓線(xiàn)X坐標(biāo) 實(shí)際廓線(xiàn)Y坐標(biāo) 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(shè)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(yùn)動(dòng)規(guī)律，同時(shí)其工作為低速輕載，穩(wěn)定性較好，由參考文獻(xiàn)[13]表9-1可知，初定推程運(yùn)動(dòng)規(guī)律用簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)規(guī)律，回程運(yùn)動(dòng)規(guī)律用簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)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(xiàn) 對(duì)于對(duì)心直動(dòng)滾子推桿盤(pán)形凸輪機(jī)構(gòu)，可得e=0mm。統(tǒng)一升程為20mm,利用ADAMS建模與仿真、VB進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析與綜合可得到廓線(xiàn)坐標(biāo)曲率半徑、運(yùn)動(dòng)參數(shù)壓力角、運(yùn)動(dòng)規(guī)律圖和動(dòng)態(tài)仿真，表5為廓線(xiàn)坐標(biāo)曲率半徑參數(shù)。 圖11 壓帶凸輪運(yùn)動(dòng)規(guī)律圖（位移、速度、加速度） Fig11 Pressure cam movement(displa