毕业设计（论文）易拉式罐盖垫的自动上料机构的设计.doc

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1、题 目：易拉式罐盖垫的自动上料机构的设计姓 名：班级学号：指导教师：摘 要 随着科学技术的发展，以及包装业的发展以及针对目前市场上所使用的瓶盖，特别是酒类所用的瓶盖更是开启不方便，因此不少厂家生产出了一种易拉式瓶盖。本课题是针对目前市场上所使用的一种易拉式瓶盖，准备研究一种拉盖与垫的送料与定位器以解决目前此种瓶盖的问题。 本设计主要是在指导老师的帮助下，应用自己所设计的凸轮定位器来完成瓶盖与垫定位压紧设计的主要部分，其中包括链板式输送机来输送拉盖，凸轮定位器定位，共同为下一步与拉盖垫片的组合提供准确定位。设计了一个转盘型孔式定向机构来完成瓶垫的开口方向的分选。再通过输送管来控制瓶垫的翻转。此时

2、就可以通过拨盘来进行送料。设计工作所取得的主要成果有以下几个方面： 1.完成垫片的输送与定位的方案制定。 2.完成拉盖定位器的方案制定； 3.完成瓶垫的开口方向的分选以及翻转控制的方案制定。 4.完成瓶垫送料机构的方案制定； 5.给出机构所需的各部分零件的结构设计、受力分析、运动分析和计算； 6.用AUTOCAD2004中文版完成机构设计的计算机绘图。 本设计的应用价值是能给目前易拉式瓶盖的生产厂家提供一些拉盖与垫片的自动送料与定位方面的启发，也可以作为正式的设计被采用而应用于现实生产。 关键词 易拉式瓶盖；凸轮定位器；板式输送链；AUTOCADAbstract Along with the

3、technical development of science, and the development of the packing industry and aim at currently on the market a cover use, especially a cover that wet goods use is also to open inconvenient, so not a few factories house produced a kind of easily the pull type bottle cover。This topic is to aim at

4、currently on the market use a kind of easily the pull type bottle cover, preparing to study a kind of pull the cover and mats to position the machine to resolve the this kind bottle cover currently of fixed position problem.This design is mainly while guide the teachers help, the cam fixed position

5、machine that applied oneself design to complete the main part that a bottle of cover and the mat fixed position compress tightly the design, among them include the chain plank type to transport the machine to transport to pull the cover, the cam fixed position machine fixed position, common for next

6、 move with pull to cover the mat slice of combination provide the accurate fixed position.Design the work obtain of main result have following few aspectses： 1. Complete the mat project establishment of slice transport and fixed position. 2.Complete the project of pull the cover fixed position machi

7、ne establishment. 3.Design, be subjected to the dint analysis and exercise to analyze and compute to the structure of each parts of spare parts that positions the machine to need. 4. Completes the bottle pad feed mechanism the plan formulation; 5.Produces each part of components structural design, s

8、tress analysis,movement analysis and computation which the organization needs; 6.Completes the organization design with the AUTOCAD2004 Chinese edition the computer cartography. The application value of this design is can give currently easily the production factory house of a cover of pull type pro

9、vide some pull the cover and the mat slice to position of inspire, can also be the formal design drive adopt but apply to produce in the actuality.Keywords easy pull type bottle cap; the cam the localizer; apron conveyer; AUTOCAD目 录摘 要1Abstract2第 1 章 前 言 31.1 本设计的目的和意义31.1.1 本设计的目的 31.1.2 本设计的意义31.2

10、 本设计的技术要求31.2.1 垫的尺寸要求31.2.2 垫的定位效率和送料机构的效率31.3 本设计的发展状况41.3.1 国内发展状况41.3.2 国外发展状况41.4 本设计存在的难点问题41.5 本设计的指导思想41.6 本设计拟解决的关键问题4第 2 章 设计方案52.1 设计的总体方案52.1.1 总方案的简述52.1.2 传动机构简述52.1.3 垫的输送机构和垫定位机构的简述52.2 与其他方案的比较52.2.1 方案原理以及方案的论证52.2.2 方案的比较6第 3 章 设计说明73.1 传动装置的选择73.1.1 链传动73.1.2 带传动和齿轮传动73.1.3 电动机的选

11、择73.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比93.2.1 总传动比和分配传动比93.3 传动装置的选择93.3.1 带轮的设计93.3.2 链轮的设计133.4 锥齿轮的传动的强度校核和凸轮设计143.4.1 锥齿轮传动的强度校核143.4.2 凸轮设计193.5 轴的校核以及轴承的校核203.5.1 轴的校核203.5.2 轴承校核28结 论31参考文献32致 谢33第 1 章 前 言 1.1 本设计的目的和意义1.1.1 本设计的目的 毕业设计对于培养机械工程师来说具有重要的意义。在毕业设计的整个过程中，我不仅统的复习了四年来学习的理论知识，而且通过调查研究收集的资料， 查阅图书和手册，

12、制定设计方案，计算，试验研究，绘图，编写技术文件等等，能扩大知识面，大大的提高了我分析解决机械设计问题的能力。本设计的主要目的是设计一种在易拉式瓶盖的生产过程中的瓶垫的自动送料装置，实现在易拉式瓶盖在生产过程中的自动送料，为以后的生产奠定良好的基础。 1.1.2 本设计的意义本课题主要研究易拉式瓶盖生产过程中的瓶垫的自动送料问题，主要想解决目前的易拉式瓶盖的生产生产过程中需要人工送料的问题。针对目前的国际和国内的市场，可以预测在不久的将来，易拉式瓶盖将会被更加广泛的应用。所以，设计能生产一种生产率高的绿色的易拉式瓶盖和瓶垫的送料机，将会带来很大的利润和效益。而且，就现实的市场前景来说，对于瓶盖

13、和瓶垫送料机的研究还处在不断更新和完善的地步，因此，开发的越早就越有竞争力和市场占有力。而且现在的生产趋势是向自动化，智能化的方向发展。综上所述，对于易拉式瓶盖自动送料机的研究还是有很大的科研价值和经济效益的。1.2 本设计的技术要求1.2.1 垫的尺寸要求拉盖的外径是36mm,内径是28mm,并且定位座的几何中心与拉盖中心的偏心距离为1mm;所以垫的外径是28mm，中心凸台底面半径为18mm顶面半径为10mm.1.2.2 垫的定位效率和送料机构的效率按照拉盖的生产效率为120个/分的要求，拉盖的定位要与盖的输送同步，因此垫的定位为120个/分，由设计的定位装置的大小得出，即定位装置转动率为3

14、圈/分的速度；由设计的送料机构的尺寸得出，即转盘型孔式定向机构的转动率为15圈/分，拨盘的转动率为5圈/分。1.3 本设计的发展状况1.3.1 国内发展状况我国是一个13亿人口的大国，包装工业就有很大的发展空间，易拉盖就是其中的重要一项。对于易拉盖的研究已经很久了，但是对于它的定位装置的研究确实依赖国外的经验和技术为主，国内自行开发的效果都不是太好，性能较差，难以满足目前的市场要求。1.3.2 国外发展状况国外在这方面的研究已经有很多的经验，并且他们的设备性能优越，技术成熟，占领的国内的市场也越来越多。1.4 本设计存在的难点问题 本课题的设计难点：是用机械的方法将瓶垫准确的送到指定位置，这包

15、括瓶垫的开口方向的分选、翻转方向的控制以及瓶垫的准确送料，主要的难点是由于瓶垫的不对称性而产生的开口方向的选择、翻转的控制以及准确送料等问题。 1.5 本设计的指导思想 本设计是运用所学的机械原理和机械设计的指导思想，特别是机械原理中的凸轮的设计思想的指导，按照生产的要求，设计出符合要求的定位用的主要部件定位凸轮和盘式定位下压装置。查阅各种资料以及工具书，按照生产的要求，参照现有的各种机构特点（主要是转盘型孔式定向机构）设计出满足生产要求的瓶垫自动送料机构1.6 本设计拟解决的关键问题 欲解决的关键问题是有以下几个方面：1、 设计并且用AUTOCAD绘制出转盘型孔式定向机构；（1） 定向机构中

16、对于瓶垫的开口方向的分选；（2） 定向机构中对于瓶垫翻转的控制；2、 写出所需零部件的结构、运动、受力分析；3、 给出所需零部件的零件图和设计说明；第 2 章 设计方案2.1 设计的总体方案2.1.1 总方案的简述 本设计采用转盘型孔式定向机构，传动机构，瓶垫输送机构，瓶盖定位机构，来实现瓶盖的准确定位和瓶垫的自动送料。2.1.2 传动机构简述 本设计采用多种传动机构来实现瓶垫的自动送料，其中转盘型孔式定向机构的转速要求不是很精确，只用带传动就可以满足。而拨盘的转速要求比较精确，所以就就在传递的过程中加了传动比较精确的齿轮传动来达到精确控制转速的目的。2.1.3 垫的输送机构和垫定位机构的简述

17、 本设计采用板式输送链的传动装置来实现拉盖在水平方向内的运动，保证按照设计所要求的运动速度来实现输送机构和压盖定位机构的同步。同时采用自行设计的凸轮机构和齿轮以及链轮机构的组合来实现拉盖在输送装置上的准确定位。采用转盘形孔式定向机构进行垫的自动送料。2.2 与其他方案的比较2.2.1 方案原理以及方案的论证 本设计采用前述的方案。由于要设计出拉盖的准确定位装置，而拉盖要定位就要满足以下要求，在水平方向的运动和在垂直平面的定位，因此，考虑用立式下压装置和水平输送装置，同时要将水平运动转化为垂直平面的运动必然要用锥齿轮进行换向，同时考虑准确的传动比和远距离的传送，所以采用链轮传动，为了保证拉盖在垂

18、直平面的下压定位，所以采用自行设计的凸轮来实现这一运动。由于要设计出拉垫的自动送料机构中有瓶垫的开口方向的分选以及瓶垫的翻转控制等问题，也就是说在瓶垫的自动送料机构中，当瓶垫到达指定位置时只能以一种位置姿态出现。因此，考虑用转盘型孔式定向机构，工件倒入料斗中后进入转筒中，利用与工件型面相当的套柱，是只有开口方向正确的工件才能落入转动着的圆盘和圆环的缝隙中去，而且通过输送管来控制瓶垫的翻转问题。从而被带出型孔而进入储料槽中，而且通过输送管来控制瓶垫的翻转问题。解决这个瓶垫的定位后就是要解决瓶垫的同步输送问题了，对于这个问题用拨盘来解决。通过齿轮的精确传动来获得比较精确的拨盘转速。从而到达与生产过

19、程中的同步输送。 2.2.2 方案的比较 本设计采用上述的方案与设计刚开始的方案比较有以下几点优点，由于设计初的方案为用机械臂来完成拉盖的传送并且定位，因为机械臂的制造和成本都比较困难，而采用凸轮等机构却可以减少成本在完成相同功能的基础上，同时，采用凸轮定位机构比较简化机构，若采用机械臂机构却使机构变的复杂了起来；在这个指导思想下比较了以下两个方案：（1）是用浆叶式定向机构。它适用于方螺母、六角螺母、圆环、圆片形工件的自动上料。工件在料斗中成一定角度的底部落人沟槽中，从而被叶轮的浆叶推拨进入储料仓中。（2）是用转盘型孔式定向机构。适用于盘盒类工件的自动上料。工件到入料斗中后进入转筒中，利用与工

20、件型面相当的套柱，是只有开口方向正确的工件才能落入转动着的圆盘和圆环的缝隙中去，从而被带出型孔而进入储料槽中 相对所学的知识来说，采用转盘型孔式定向机构更能将课本和实际联系的更紧密，并且相对毕业设计的时间来说，由于设计任务繁重，相对来说，采用上述机构更能节省时间。第 3 章 设计说明3.1 传动装置的选择3.1.1 链传动 链条传动比较准确，方便，在实际安装时，虽然传动链由于自的重量，长度过长会出现传动链的悬垂，下坠掉链等现象，但是由于我们按电动机的最低转速计算，所以在转速低的情况下，并且只要设计一个张紧装便会基本上解决这个问题，而且链传动装置结构简单，制造方便，成本低廉，符合经济的要求并且能

21、实现所要求的运动。所以我们采用套筒滚子链和链板式输送链这些普通的链条来实现所需的运动。来实现拉盖的准确定位便于盖垫的组合。总方案的简述3.1.2 带传动和齿轮传动 传动能缓和载荷冲击，运动较平稳，噪声小，易实现较远的运动传输，并且容易购买，制造和安装精度并不像啮合传动那样有严格的要求，一般都用于电动机与减速装置之间的传动件，我们决定选择普通V带A型的皮带，和辐板式的传动链轮。 齿轮传动是具有传动比较稳定有准确的传动比和较小的噪声，传动效率高的特点等等，同时考虑到本次设计中要求的运动中，既有水平方向的运动又有垂直平面内的运动，必然考虑要改变运动的方向，所以采用锥齿轮是必然的选择。通过上述分析，链

22、传动和齿轮传动对于本设计来说都是比不可少的装置。其中，带传动应用于电动机上的第一级减速上的控制送料装置的传动速度，我们所设计的这个机构要求送料机构的传动部分的转速在40，使得传动达到平稳状态。又因为送盖部分要求运送大量的易拉盖，使得传动的距离变的长了起来，若用带传动机构，还需要设计载盖机构，增加了了设计任务的工作量，为了在平衡工作量和完成设计任务两者选出较优的方案，力求设计机构简单，故采用链传动，直接将送盖板安装，用螺钉紧固。3.1.3 电动机的选择选择电动机应该考虑的问题由电动机的类型和结构形式决定： 首先，根据机械的负载性质和生产工艺对电动机的启动，制动，调速等的要求，选择电动机的类型。根

23、据负载转矩，速度的变化范围和启动的频繁程度等要求，考虑电动机的温升限制，过载能力和启动的转矩，选择电动机的容量，并且确定冷却通风方式，所选定的电动机容量应该留有余量，负载度一般取0.80.9，过大的备用容量会使电动机的效率降低，对于感应电动机，其功率因数将变化，并且使按电动机最大转矩校验的强度的机械造价提高。根据使用场所的环境条件，如温度、湿度、灰尘、雨水、腐蚀和易燃易爆气体等考虑，必要的保护方式，选择电动机的结构形式。根据企业的电网电压标准和对功率因数的要求，确定电动机的电压等的类型。根据生产机械的最高转速和电力传动调整速度系统的过程性能的要求，以及机械减速机构的复杂程度，选择电动机的额定转

24、速。除此之外，选择电动机还必须符合节能要求，考虑运行的可靠性，设备的供货情况及备品备件的通用性，安装检修的难易，以及产品价格，建设费用，运行和维修费用及生产过程中前后期电动机容量变化关系等各因素。其次，要注意选择电动机的容量。电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件决定。由于本设计是受不变载荷长期连续运动的机械，因此只需选用的电动机的额定功率Pcd等于或大于所需的电动机的工作功率Pd即PcdPd，电动机在工作时就不会发热。本设计电动机所需的工作功率为Pd=kw。根据以上的分析选三相异步电动机，其主要性能如下： 型号功率kw电流A转速效率%功率因数Cos各转电流各转转矩最大转矩额定电流额定转矩

25、额定转矩YCT160-4B0.752.01390800.763.2A4.94.93.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比3.2.1 总传动比和分配传动比 由于采用的是YCT系列的电磁调速异步电动机，其调速范围是1251250，我们采用250。因为拉盖输送装置的转速是40，所以总的传动比是i=6.25,因此得到拉盖定位部分主轴的转速是6。3.3 传动装置的选择3.3.1 带轮的设计 由于本设计中两个电机采用的都是三相电磁调速异步电动机，其型号是YCT160，额定功率是P=0.75,转速n=250,传动比是i=6.25,以次定V带的型号和带轮的直径，电动机的效率是80%。首先对定位机构带轮进行设

26、计确定带轮的计算功率Pca由机械零件书中8-6表查出带轮的工作情况系数是Ka=1.1,因此，Pca=KaP=1.10.750.8=0.66 kw选取普通V带的型号根据Pca,由书查出8-11确定选用A型V带确定带轮的基准直径由表8-3取主动带轮的基准直径是D1=95 mm根据式子D2=iD1=6.2595=593.75 mm按照式子8-13验算带的速度VV=0.225， 所以带的速度合适。确定带的基准长度和传动中心距根据公式：0.7（D1+D2）a02（D1+D2）初步确定中心距取a0=600 mm.所需的带的基准长度是Ld2a0+(D1+D2)+ =2600(594+95)+=1200+10

27、82.28103.75=2386.03取基准长度Ld=2386 aa0+=600-=599.85 考虑安装调整和补偿预紧力，中心距的两个极值为：Amin=a-0.015Ld=599.85-0.0152386=563.71 Amax=a+0.015Ld=599.85+0.0152386=635.64 验算主动轮上的包角180-60=180-60=138120确定带的根数ZZ=其中：包角系数，查书8-9取0.95长度系数取为1.01，单根V带的基本额定功率8-6a或8-6c,插值法取=0.2，=0.2，-单根V带的额定功率的增量，采用插值法：= =0.2，Z=3，V带轮的材料一般为铸铁HT150或

28、HT200小带轮直径取95，采用实心式，大带轮直径取590，采用轮辐式其次对送料机构带轮进行设计。 采用的也是YCT系列的电磁调速异步电动机，其调速范围是1251250，我们采用200。因为拉盖输送装置的转速是40，所以总的传动比是i=5,因此得到拉盖定位部分主轴的转速是5。首先确定带轮的计算功率Pca由机械零件书中8-6表查出带轮的工作情况系数是Ka=1.1,因此，Pca=KaP=1.10.750.8=0.66 kw选取普通V带的型号根据Pca、n1由书查出8-11确定选用A型V带确定带轮的基准直径由表8-3取主动带轮的基准直径是D1=95 mm根据式子D2=iD1=595=475 mm查机

29、械设计实用手册表8-1-15，取D2=500 mm按照式子8-13验算带的速度VV=0.225， 所以带的速度合适。确定带的基准长度和传动中心距根据公式：0.7（D1+D2）a02（D1+D2）初步确定中心距取a0=600 mm.所需的带的基准长度是Ld2a0+(D1+D2)+ =2600(95+500)+=1200+934.268.3=2202.5查机械设计实用手册表8-1-29取基准长度Ld=2240 aa0+=600+=618.75考虑安装调整和补偿预紧力，中心距的两个极值为：Amin=a-0.015Ld=618.75-0.0152240=585.15 Amax=a+0.03Ld=618

30、.75+0.032240=685.95验算主动轮上的包角180-57.5=180-57.5 =142.4120确定带的根数ZZ=其中：包角系数，查书8-8取0.89长度系数，查表8-2取1.06，单根V带的基本额定功率查表8-6a或8-6c,插值法取=0.2，=0.2，-单根V带的额定功率的增量，采用插值法：= =0.02，Z=2.98 取Z=3根。V带轮的材料为灰铸铁带速小于等于25。采用HT150或HT200。小带轮直径取95，采用实心式。 大带轮直径取500，采用轮辐式。3.3.2 链轮的设计因为在总体方案中选定大带轮的轴与送盖装置的传动轴同轴，并且选用的链传动因属于水平方向的工作，则选

31、定，已知链速为V=0.393，因此，取大带轮的齿数为32计算功率由书中表9-9查得工作情况系数=1，所以，带传动的效率由表查得取0.95，所以=p=10.750.80.95=0.57 kw确定链条链节数为初步确定为中心距=40p则选定的节数为=80+32=112节确定链条的节距p由图9-13按小链轮的转速估计，链工作在功率曲线顶点侧时，可能出现链板疲劳破坏，由表9-10查得小链轮齿数系数 =（=（=1.756 ; =( =( ,=1.03; 选取单排链，由表9-11查得多排链的系数=1.03,故得所需传递功率为=0.31 kW根据链轮转速=40及功率=0.31 kw由图9-13选链号为08A单

32、排链，同时也证实原估计链工作在额定功率曲线顶点右侧是对的，再由表9-1查得链节距=12.70确定链长L及中心距aL=1.4224 m为a=（P/4）=3.175280=508;中心距减少量=（0.0020.004）a=（0.0020.004）508=1.0162.032实际中心距=a-=508-(1.0162.032)=507.984505.978所以，=507验算链速V=0.271与前述基本相同；验算小链轮轮毂孔由表9-4查得小链轮轮毂孔许用的最大直径=653.4 锥齿轮的传动的强度校核和凸轮设计3.4.1 锥齿轮传动的强度校核 定位器传动轴由于竖直放置，而送盖装置传动轴水平放置，所以需要一

33、对锥齿轮传动来改变传动的方向，锥齿轮轴再选用小的链传动，小链轮的齿数取18。另一个与之配合的齿轮齿数取32。具体的计算仍与上述相同；已知小链轮的转速为40，链传动效率=0.92。链轮传递的功率为p=0.750.80.950.482 kw设大链轮的转速为，链轮直径为，小链轮的转速，链轮直径为同前，取p=12.70=73.14=129.57则大链轮的转速为=i=22.58则链轮的传动比为=1.77所以定位装置也应该采用链传动，主动链轴应与小锥齿轮同步，则齿轮传动比是 I=0.564若取大锥齿轮的齿数=25，则小锥齿轮的齿数为=250.564=14, 取模数m=5， 图3-1 锥齿轮啮合传动传动比为

34、I=0. 564=,其中（图3-1） =40.18分度圆直径=514=70，=m=525=125，圆锥齿轮传动的齿宽系数，通常取0.250.35，最常用的值为=，则平均分度圆是直径 =（1-0.5）=70（1-0.50.3）=58.3 =（1-0.5）=125（1-0.50.3）=104.17当量直齿圆柱齿轮的分度圆半径=58.3（2cos）=35.4=104.17(2cos)=91.96，用表示当量直齿圆柱齿轮的模数，则当量齿数为=cos35.5=17 , =cos55.5=44 轮齿受力分析：（22.5858.3）=6.99 KN取锥齿轮压力角，则KN，同理=2.097 KN=，=1.44

35、 KN=Fn=Ft/cos=7.44 KN,式中Fr1与Fr2方向相反，大小相同。齿根弯曲疲劳强度校核：取弯曲疲劳安全系数S=1.4动载系数Kv,根据工作情况，选择6级精度，去Kv=1.0齿向载荷分布系数，按照轴的支撑刚性较好和和齿轮内壁，由表11-10查出=1.5端面载荷分配系数，对于直齿圆锥齿轮一般取为1.0齿形系数，由表11-8依据切面变化系数=0，由图中查到，c=1.0,按当量圆柱齿轮齿数=17和=44，依据图中的数据查出=2.95，=2.375，载荷作用于齿顶时的当量圆柱齿轮的应力集中系数Ys根据当量圆柱齿轮的齿数=17和=44由图10-17查得Ys1=1.55,Ys2=1.68齿宽

36、影响系数根据=0.3，由图11-5得出=1.38，重合度系数取=1.0，螺旋角系数=1.0刀盘直径影响系数Y0，取1.0实验齿轮的应力集中系数，=2.1实验齿轮的弯曲寿命系数循环次数Nl1=60Z1n1=601.022.58230086=3.9=6.912由表10-18查出=1.0按疲劳寿命计算由图10-21的得，45号纲，调质处理，Qs=380 Mpa,查出，Ysnelt1=0.948,Ysnelt2=0.915,实验齿轮的表面状况系数Yrnelt根据大小齿轮表面粗糙度Ra1=6.3,Ra2=6.3Rz=(Ra1+Ra2)=6.3由图10-22按材料的按持久寿命计算，按齿宽中点指数=4.17

37、，查得最小安全系数由表10-16，按失效率低于0.01，查得=1.0计算弯曲应力=（69931.11.01.51.15）/（84.171）2.951.551.381.01.01.0=885.5 Mpa=(69931.11.01.151.5)/(184.171.0)2.3751.681.381.01.01.0=873Mpa弯曲疲劳极限= =4202.11.00.9481.0251.0 =887Mpa= =4202.11.00.9751.0251.0 =881.45Mpa安全系数=887/885.5=1.0=881.45/873.4=1.0由此可知均大于极限安全系数，弯曲强度校核通过。3.4.2

38、凸轮设计由于拉盖外形结构的特殊，送盖板座上安置一浮动的定位销，当易拉盖运送到定位器时，将盖扣在定位销上，实现定位。这样就需要一个凸轮机构，我们选择移动凸轮，因盖四匀速运动的，所以定位器在定位的过程中也要匀速运动，则凸轮机构中从动件做等速运动，虽然选择等速运动规律易产生冲击，但本机器的转速低，从动件质量小，所以可以选用。等速运动规律推程是的运动方程为：如图3-2，图3-3所示 图3-2 所选凸轮行程时间关系图 v= ，s= ，a=0 图3-3 所选凸轮速度时间关系图回程时的等速运动规律：如图3-4所示 s=h- v=-,a=0 图3-4 所选凸轮加速度时间关系图其中h=7,根据运动规律绘出凸轮轮

39、廓线如图3-5所示图3-5 凸轮轮廓简图从图3-5看出，凸轮的两端是完全相同的，这样保证了在压盖和定位时行程的对称性，以及运动的平稳性，在整个中间部分，是凸轮在竖直方向上不在发生位移，这样就使凸轮的侧面与压盖定位销完全处于摩擦的状态，此时可以保证在垂直平面内的稳定性。3.5 轴的校核以及轴承的校核3.5.1 轴的校核 由于定位机构传动主轴在整个运动传递的过程中，所承受的载荷最多，因此应该先对定位机构传动主轴进行校核。下图是定位机构的主传动轴的简易图：图3-6 传动主轴轮廓简图带轮上所受的力对轴的影响如图3-6所示 确定带的预紧力由式其中各个符号代表的意义如下所示：最大有效拉力；e:自然对数的底

40、；（.e=2.718）f:摩擦系数（对于普通V带，应该是当量摩擦系数）：带在带轮上的包角（前文已经计算出大带轮的包角是；同时考虑离心力的不利影响时，单根V带所需预紧力为用=带入上式，并且考虑包角对所需预紧力的影响，可按下式计算为：，由于新带容易松弛，所以对非自动张紧的带传动在安装新带时的预紧力为上述预紧力的1.5倍计算带传动作用在轴上的力（压轴力）Q，若不考虑带的两边的拉力差，则压轴力可以用相似的方法，按照带的两边的预紧力的合力来计算：Q=将上边的带入上式，则：Q=23500=67.19 KN链轮作用在轴上的力（轴力）送盖的传动链轮，=32按水平布置取压轴力系数为=1.15，孤=0.1088

41、KN=10001.150.1088=125.22 N安置在主动轮上与锥齿轮的配合的小锥齿轮产生的压轴力=1000=0.241 KN则=1.150.2411000=277.2 N轴承受力对轴的影响：根据前面对带轮的及链轮压轴力的计算由图1-1转矩T=134655 Nm根据前面解出=68130 N=125.22N，Q3=272.2NQ162-T=2Q279+Q3（79+131）-R2（79+131+132）R2=11.73 KNT+（79+132+131）=（62+79+131+132）+（131+132）+132得出 =80.203 KN这样对轴的受力分析全部结束，仅仅针对定位机构的主传动轴。按

42、照扭转强度条件计算轴的扭转强度条件为：式中-扭转切应力 MpaT-轴所受的扭矩 NmN-轴的转速，P-轴传递的功率 kw , d-计算截面处轴的直径 许用扭矩切应力Mpa 一般取值为2545中的较大值，A0一般取值中的较小的值。带轮处：D=28, 主动链轮处：D=38，因此我们可以得出结论：此轴的弯曲强度均符合要求按照弯扭合成强度条件计算作出轴的计算简图，计算带的松紧边拉力P=，解出链轮所受拉力：，（q为单位链条的质量）由表9-1得，取q=0.70/m中较大者决定，a为链传动的中心距，q单位长度链条的质量。为重度系数为30，=0，q=0.70,a=1100=906.75+0.271+221=1128.02 N=221+0.271=221.271 N作出弯矩图按计算结果分别作出水平面上的弯矩，M4图和垂直面上的弯矩，然后合成为M=如图所示危险截面是A面作出计算转矩图（），其中取=0.3则依据公式：推出： =533126.4校核轴的强度：，其中为抗弯截面模量，轴的许用弯曲应力，按照书中给出的公式选用=245 Mpa其中：d=4a,b=8,t=3带入上式得出结果为：=88.854Mpa经过上述的计算校核，