1、书本打包机设计说明书题 目 书本打包机指导老师 院 系 河海大学机电工程学院班 级 13 级机械工程姓 名 学 号 2016.01.12一、设计题目二、工作原理三、原始数据四、设计任务五、总体方案设计（1）机构选型及组合，机械传动系统示意图（2）执行机构的运动循环图（3）电动机选择（4）总传动比计算及其分配六、减速器设计（一）减速器方案设计（1）减速器方案简图（2）减速器传动比分配（3）减速器运动动力参数计算（二）传动零件设计（1）齿轮传动设计计算（2）带传动设计计算（三）轴系设计（1）轴的设计计算（2）轴强度校核计算（3）轴承寿命计算（4）键联接校核一 设计题目书本打包机设计书本打包机，在连
2、续生产线上实现自动送书，用牛皮纸将一摞（5 本）书包成一包，并在两端贴好标签，如图 1 所示。图 1 书本打包机的功用二 工作原理书摞的包、封过程工艺顺序及各工位布置分别如图 2、3 所示：1.送书。横向送一摞书进入流水线。2.推书。纵向推一摞书前进到工位 a，使它与工位 bg 上的六摞书贴紧在一起。3.送纸。包装牛皮纸使用整卷筒纸，由上向下送够长度后裁切。4.继续推书前进到工位 b。在工位 b 书摞上下方设置有挡板，以挡住书摞上下方的包装纸，所以书摞被推到工位 b 时实现三面包装，这一工序共推动 ag 的七摞书。5.推书机构回程。折纸机构动作，先折侧边将纸包成筒状，再折两端上、下边。6.继续
3、折前角。将包装纸折成如图 11 实线所示位置的形状。7.再次推书前进折后角。推书机构又进到下一循环的工序 4，此时将工位 b 上的书推到工位 c。在此过程中，利用工位 c 两端设置的挡板实现折后角。8.在实现上一步工序的同时，工位 c 的书被推至工位 d。9.在工位 d 向两端涂浆糊。10.在工位 e 贴封签。11.在工位 f、g 用电热器把浆糊烘干。12.在工位 h，人工将包封好的书摞取下。 折 前 角 推 书 送 书 折 后 角后 角 涂 浆 糊 推 书 烘 干 贴 封 签 推 书 包 三 面 送 纸 折 侧 边dbca图 2 包、封工艺顺序 推 书 行 程 abcdefgh挡 板图 3
4、包、封工位布置（俯视图）图 4 所示为由总体设计规定的各部分的相对位置和有关尺寸。其中 O 为机器主轴的位置，A 为机器中机构的最大允许长度，B 为最大允许高度， 0y为工作台面距主轴的高度， （ x， y）为主轴的位置坐标， （ 1,x）为纸卷的位置坐标。 01地 面 卷 纸 工 作 台 面 O图 4 打包机各部分的相对位置及有关尺寸和范围三、原始数据书本打包机具体为：1.机构的尺寸范围A=2000mm，B=1600mm。工作台面位置 0y=400mm主轴位置 x =10001100mm， y =300400mm；纸卷位置 1=300mm， 1=300mm。为了保证工作安全、台面整洁，推书机
5、构最好放在工作台面以下。2.工艺要求的数据书摞尺寸：宽度 a=130140mm；长度 b=180220mm；高度 c=180220mm。推书起始位置 0x=200mm。推书行程 H=400mm。推书次数（主轴转速）n=(100.1)r/min。主轴转速不均匀系数 1/4。纸卷直径 d=400mm。3.纵向推书运动要求（1）推书运动循环：整个机器的运动以主轴回转一周为一个循环周期。因此可以用主轴的转角表示推书机构从动件（推头或滑块）的运动时间。推书动作占时 1/3 周期，相当于主轴转 120；快速退回动作占时小于 1/3 周期，相当于主轴转角 100；停止不动占时大于 1/3 周期，相当于主轴转
6、角 140。每个运动时期纵向推书机构从动件的工艺动作与主轴转角的关系见表 1。表 1 纵向推书机构运动要求主轴转角 推书机构执行滑块 主轴转角 推书机构执行滑的工作 块的动作0 8080 120推单摞书前进推七摞书前进，同时折后角120 220220 360滑块退回滑块停止不动（2）推书前进和退回时，要求采用等加速、等减速运动规律。4.其他机构的运动关系见表 2。表 2 其他机构运动要求工艺动作 主轴转角 工艺动作 主轴转角横向送书折侧边，折两端上下边，折前角涂浆糊,贴封签,烘干150 340180 340180 送纸裁纸200 3607070803405.工作阻力（1）每摞书的质量为 4.6
7、kg，推书滑块的质量为 8kg。（2）横向推书机构的阻力假设为常数，相当于主轴上有等效阻力矩 4cM=4 Nm。（3）送纸、裁纸机构的阻力也假设为常数，相当于主轴上有等效阻力矩 5c=6 Nm。（4）折后角机构的阻力相当于四摞书的摩擦阻力。（5）折边、折前角机构的阻力总和，相当于主轴上受到等效阻力矩 6cM，其大小可用机器在纵向推书行程中（即主轴转角从 0转至 120范围中）主轴所受纵向推书阻力矩的平均值 3cM表示为 6c=6 3c其中 3cM大小可由下式求出 3c= nnici1式中， ci为推程中各分点的阻力矩的值； n 为推程中的分点数。（6）涂浆糊、贴封签和烘干机构的阻力总和，相当于
8、主轴上受到等效阻力矩 7c，其大小可用 3cM表示为 7cM=8 3c四、 设计任务1.根据给定的原始数据和工艺要求，构思并选定机构方案。内容包括纵向推书机构和送纸、裁纸机构，以及从电动机到主轴之间的传动机构。确定传动比分配。2.书本打包机一般应包括凸轮机构、齿轮机构、平面连杆机构等三种以上常用机构。3.按比例画出机构运动简图，标注出主要尺寸；画出包、封全过程中机构的运动循环图（全部工艺动作与主轴转角的关系图） 。4.设计平面连杆机构。并进行运动分析。绘制运动线图。5.设计凸轮机构。确定运动规律，选择基圆半径，校核最大压力角与最小曲率半径，计算凸轮廓线。6.设计计算其中一对齿轮机构。7.进一步
9、对平面连杆机构进行力分析，求出主轴上的阻力矩在主轴旋转一周中的一系列数值 ciM= （ i）式中， i为主轴的转角； i 为主轴回转一周中的各分点序号。力分析时，只考虑工作阻力和移动构件的重力、惯性力和移动副中的摩擦阻力。为简便起见，计算时可近似地利用等效力矩的计算方法。对于其他运动构件，可借助于各运动副的效率值作近似估算。画出阻力矩曲线 ciM= （ i） ，计算阻力矩的平均值 3cM。8.根据力矩曲线和给定的速度不均匀系数 值，用近似方法（不计各构件的质量和转动惯量）计算出飞轮的等效转动惯量。9.编写设计计算说明书。10.学生可进一步完成书本打包机的计算机演示验证、凸轮的数控加工等。五、总
10、体方案设计（一）机构选型及组合，机械传动系统示意图机械传动系统示意图（见附图）1.推书机构 圆柱凸轮机构方案该机构，采用圆柱凸轮机构，可以轻松地实现纵向推书行程 400。优点：易实现同向变速，行程精确。缺点：只可同向传动。 凸轮连杆方案该机构使用凸轮作为原动件驱动连杆实现 400 的推程。优点：加工简单，成本低；运动精确，没有冲击。缺点：占空间，对杆件要求高，易磨损，加工成本高。引用凸轮连杆组合机构的优化设计可得到经过优化后的连杆长度数据。结果如下：L1=634mm，L2=224mm，L3=302mm，H=400mm。凸轮机构由 Solidworks 软件的麦迪工具栏相关工具生成。(2)送纸裁
11、纸机构在该方案中材质机构由同一原动件通过不同齿轮传动路线传递动力。送纸机构有齿轮系加滚轮构成。裁纸机构由原动件加不完全齿轮进行间歇性切纸，当送纸机构运行一段时间以后裁纸机构裁纸。优点：运动精度高，能很好地实现预定轨迹，占地少缺点：加工复杂，成本高，易磨损比较方案：曲柄滑块机构优点：加工简单，成本低，易实现 ，便于机构简化，负载能力强，易装配缺点：运动精度低，运动速度极限低，占空间 ，累计误差大 （曲柄滑块机构）(3) 折纸机构 折纸机构需要各个方向上的直线往复运动，可以考虑使用曲柄滑块机构或者圆柱凸轮机构。而折纸机构要求在 80340范围内工作，运动具有间歇性，因此考虑在其中加入不完全齿轮机构
12、，并用齿轮系连接各个方向的运动。再加上空间条件的限制综合考虑，选择机构为圆柱凸轮机构、不完全齿轮机构和齿轮系。方案比较如下：折角机构正视图(a).曲柄滑块机构：优点：加工简单，成本 低，易实现 ，便于机构简化，负载能力强，易装配缺点：无法满足任务说明书的空间和轨迹要求(b).曲柄摇杆机构：优点：加工简单，成本 低，易实现 ，便于机构简化，负载能力强，易装配，缺点：空间要求更大，所以我们将它淘汰不完全齿轮选择(a).棘轮机构优点：间歇精度高，有单向自锁功能缺点：加工成本和复杂性比较高，也不易装配(b).槽轮机构优点：易装配，好加工，成本相对低，缺点：间歇精度不高(c).不完全齿轮优点：间歇精度高
13、，易装配，占地少，缺点：刚性冲击大，易磨损，加工成本和复杂性也高折纸机构简图及尺寸如下：（单位：mm）如图，由圆柱凸轮机构带动折侧边机构和折两端上下边机构，行程为 150mm，其中折上侧边与两端上边机构固连，且两端滚轮比侧边滚轮滞后 40mm，下边机构对称。折前角机构为由齿轮带动的，两边竖立滚轮，半径为 135mm 的圆周运动机构。初始状态下，两滚轮所在平面平行于书运动方向，以便书两边所带的纸能够顺利通过。当侧边与两端上下边折起来之后，齿轮带动其绕竖直轴作半周圆周运动，使竖直滚轮掠过前角边，将其折起。该机构原动件为最下方的轴。总共有四个不完全齿轮使之实现间歇运动。不完全齿轮（1）和（2）与各自
14、带动齿轮的传动比为5：1，其有齿部分占整个齿轮的 1/5。不完全齿轮（3） （4）与带动齿轮的传动比为 2：1，其有齿部分占整个齿轮的 1/4，每次使其转半周。其余齿轮的传动比为 1：1.（如上图）各不完全齿轮在初始状态下齿所在位置为：不完全齿轮（1）：180240（60）不完全齿轮（2）：262（60）不完全齿轮（3）(4):250340(90)则折上侧边和两端上边机构、折下侧边和两端下边机构、折前角机构的工作范围分别为：折上侧边和两端上边机构：180240折下侧边和两端下边机构：210270折前角机构:250340(90)折侧边机构和折两端上下边机构的运动轨迹为上下往复，长为150mm 的
15、直线；折前角机构的运动轨迹为半径为 135mm 的半圆。机构运动过程：（1）0180期间，为推书行程工作时期，此时通过推书动作和后面挡板的作用，折上前一摞书的后角。各传动轴转动，但凸轮和执行机构均静止。（2）180240期间为折上侧边和两端上边机构运动区间，完成折上侧边和两端上边。（3）210270期间为折下侧边和两端下边机构运动区间，完成折下侧边和两端下边。该行程与上一行程有 2/3 的时间重合，即上边向下运动 100mm 时，下边就开始向上运动。上边运动到150mm 时，下边运动 50mm，两滚轮相距 20mm，此时距离最短，时间配合非常紧密，以保证纸不会中途散开。（4）250340期间为
16、折前角机构的工作范围，实际上竖直滚轮转到前角边上时是 295，行程（3）已完成，不会发生干扰。完成折前角动作。（5）340360期间各轴继续转动，但凸轮和执行机构均静止。折后角的动作在下一个周期的行程（1）中完成。由最下方轴提供 10r/min 的圆周运动，即 6s/r，由电动机经过减速之后提供。此为整个包装机的工作周期。经过齿轮系传动，圆柱凸轮机构在一个周期的 1/5 中做 30r/min 的运动，运动一周，其余时间静止。而折前角机构在一个周期的 1/4 中做 20r/min 的运动，运动半周，其余时间静止。(4) 涂胶水、烘干机构工作原理：通过凸轮的转动带动与凸轮连接的轮轴，并使其上面的水
17、平板块做水平往复运动，最后完成贴标签这一过程。设计要求：凸轮：1、贴标签工艺是在剪纸过程之后完成的，故其工作时间是180-340 度之间。2、凸轮推程运动角为 45，从动件在推程时按正弦加速运动，设计其行程 h 为 24mm,凸轮机构的许用角为 30。（二）执行机构的运动循环图（三）电动机的选择1) 电动机的选择主要参考下列条件：a) 现场能源供应条件b) 工作机载荷特性及其工作制度c) 工作及对起动、平稳性、过载能力、调速和控制方等方面要求d) 原动机是否工作可靠，操作与维修简便，是否需要防尘、防爆、防腐等。e) 原动机的初始成本和运行维护费用2) 常用电动机的结构特征a) Y 系列三相异步
18、电动机该系列电机能防治水滴、灰尘、铁屑或其他杂物浸入电动机内部，它是我国近年来研制成功的新型电动机b) 电磁调速三相异步电动机YCD 电磁调速三相异步电动机，有组合式和整体式两种机构，这两种调速电动机为防护式，空气自冷，卧式安装，且无碳刷，集电环等滑动解除部件。3) 选定电动机的容量电动机的容量选择的合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。当容量小于工作需求时，电动机不能保证工作装置的正常工作，或使用电动机因长期的过载而过早损坏；容量过大则电动机的价格高，能量不能充分利用，且常常不在满载下运行，其效率和功率因数都较低，造成浪费。电动机的容量主要由电动机运行时的发热情况而定，而发热由其工作情况
19、而定。电动机所需工作功率为： KwawdP05.18.执行机构的转速为 n10r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i 24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i 840，则总传动比合理范围为 i 16160，电动机转速的可选范围为 n i n（16160）101601660r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为 Y100L-6 的三相异步电动机，额定功率为 1.5kW，额定电流 4A，满载转速 n 960r/min，同步转速 1000r/min。 （4）总传动比计算及其分配1）总传动比由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动
20、轴转速 n，可得传动装置总传动比为 in m/nw960/10962）传动比的分配步取带轮传动比 i12.94。则减速器传动比为 i2i a/ i196/2.94=32，查指导书图 12 可知 i =7.25，则 i22i 2/ 21i214.4。六、减速器设计（一）减速器方案设计（1）减速器方案简图（2）减速器传动比分配iai 1i2式中 i1，i 2分别为带传动和减速器的传动比。为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，则 V 带的传动比不宜过大，初步取 i12.94。则减速器传动比为 i2i a/ i196/2.94=32，查指导书图12可知 i =7.25，则 i22i 2/ i214.4。2
21、1（3）减速器运动动力参数计算（1） 各轴转速n n / i 960/2.94326.53r/minn n / i 326.53/7.2554.04r/minn n / （i i ）10 r/min（2） 各轴输入功率P P 1.050.951.00kW（带轮效率）d1P P 1.000.990.960.95 kW（轴承和齿轮）23P P 0.950.990.960.90kW23（3） 各轴输入转矩轴 T 9550 P / n =95501.00/368.42=25.922 Nm轴 T 9550 P / n =95500.95/53.24=170.408Nm轴 T 9550 P / n =95
22、500.90/10=859.5 Nm（二）传动零件设计.齿轮传动设计计算(一）高速级齿轮传动的设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）装置为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40 (调质)，硬度为Cr280HBS；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数 Z =20，大齿轮齿数 Z =20 7.25=145。1 25）选取螺旋角，初选螺旋角 =156) 传动比误差 iuz / z 145/207.25 =0 5%，允许i7.25-2、按齿面接触强
23、度设计，按计算式试算即 3 211HEtdPZKTu（1）确定公式内的各计算数值载荷系数 K使用系数 A 工作机均匀平稳，原动机均匀平稳，所以查表得A1.00动载荷系数 V 估计齿轮圆周速度 v1m/s 查图得 VK1.05;齿向载荷分布系数 FK 预估齿宽 b40mm 查图得H1.532，初取 b/h6，再查图得 F1.47齿间载荷分配系数 查表得 F H1.2载荷系数 K AVF =1.001.051.21.471.85计算小齿轮传递的转矩 25.922Nm查图可选取区域系数 2.43HZ 查表可选取齿宽系数 1.2d查表可得材料的弹性影响系数 189.EMPa,查图可得重合度系数 0.7
24、4Z， cos0.93。查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限 lim160HaMP，大齿轮的接触疲劳强度极限 lim250HaP。按计算式计算应力循环次数 91 10.823015.32606 hjTnN8912.47.8u查图可选取接触疲劳寿命系数 1.02NY， 1.08N。计算许用接触应力 HPlim11601.4.0759.24HNwxPZSli2251.810HNwxP（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径 1td，由计算公式得64.224.75983.08143.25.782.10958.31 td取 1t=40mm计算圆周速度m/s683.01605.324160nd计算
25、齿宽 b及模数 ntm1.2408dtb01coscs15.932tntmmZ2.5.9324.7nth481.0.7b计算总相重合度 010.38tan0.381.2tan52.4dZ计算载荷系数 K查表可得使用系数 1A，根据 ，8级精度，查表可得动载系0.63数 1.05VK，另查得 .5H， 145FK， 1.4HFK故载荷系数 .0.382.6AVK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得3312.61404.785ttKdm计算模数 nm01cos42.76cos152.6ndmZ3、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试算即 21cosFaSndPKTYYmZ（1
26、）确定公式内的各计算数值、计算载荷系数 1.0541.382.6AVHK根据纵向重合度 2.7，查图可得螺旋角影响系数 Y10.744。20.75cos.0.68bY，查表取应力校正系数 12.57,1.84sasaY。查表取齿形系数 12.75,.13FaFaY。(线性插值法)lim.0.40.FNSTxP大齿轮的数值较大。（2）设计计算 3 20.2495.10.68cos15.74.8213.073.nm m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 2nm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 142.76dm来计算应有的齿数，于是有1cos.cos1520.64nZ取 12，则 ,圆整为15315.7.i212Z4、几何尺寸计算（1）计算中心距180.495.23cos21 mZa将中心距圆整为 。a（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=18.918427cos2cos1armZar （3）计算大、小齿轮的分度圆直径
