全自動(dòng)書(shū)本打包機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與分析

全自動(dòng)書(shū)本打包機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與分析xx大學(xué)專(zhuān)業(yè)綜合訓(xùn)練說(shuō)明書(shū)項(xiàng)目名稱(chēng)：全自動(dòng)書(shū)本打包機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與分析姓名：

指導(dǎo)教師：

職稱(chēng)：

2013-12小組分工及貢獻(xiàn)小組成員完成總體方案設(shè)計(jì)和三維圖裝配；xxx完成書(shū)本打包機(jī)的參數(shù)計(jì)算；xxx完成三維模型的設(shè)計(jì)；xxx完成說(shuō)明書(shū)的整理；xxx完成三維模型的裝配及仿真；xxx完成PPT制作摘要書(shū)本打包機(jī)是印刷廠(chǎng)為了把印刷的圖書(shū)更快，更美觀(guān)的把圖書(shū)包裝起來(lái)而設(shè)計(jì)的專(zhuān)門(mén)用來(lái)打包書(shū)本的機(jī)構(gòu)。書(shū)本打包機(jī)的設(shè)計(jì)主要分為：提出構(gòu)思，設(shè)計(jì)方案，分析可行性，畫(huà)出機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖，零部件設(shè)計(jì)，三維實(shí)體繪制，運(yùn)動(dòng)仿真。其原理主要分為推書(shū)機(jī)構(gòu)，送紙機(jī)構(gòu)，裁紙機(jī)構(gòu)，折紙包裝機(jī)構(gòu)和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。在包裝過(guò)程中，幾個(gè)機(jī)構(gòu)相互配合而進(jìn)行打包。對(duì)打包機(jī)機(jī)進(jìn)行三維模型仿真，更為形象的展示書(shū)本打包機(jī)的工作狀態(tài)。關(guān)鍵詞打包機(jī)電機(jī)選擇凸輪設(shè)計(jì)計(jì)算三維仿真第1章緒論1.1課題背景此次專(zhuān)業(yè)綜合訓(xùn)練，我組選題為書(shū)本打包機(jī)三維設(shè)計(jì)及仿真。在該課題開(kāi)始前，我們對(duì)書(shū)本打包機(jī)做了簡(jiǎn)要了解。打包機(jī)通常是將單個(gè)或數(shù)個(gè)包裝物用繩、鋼帶、塑料帶捆緊扎牢以便于運(yùn)輸、保管和裝卸的一種包裝作業(yè)機(jī)器。而對(duì)于書(shū)本之類(lèi)容易受潮或撕壞的產(chǎn)品一般采用牛皮紙包裝。我國(guó)擁有龐大的圖書(shū)市場(chǎng)，尤其是在學(xué)校以及學(xué)校周存在極大的包裝配送需求。長(zhǎng)期以來(lái)，我國(guó)各地印制好的書(shū)籍大部分都是采用人工打包，工作強(qiáng)度大，并且效率低，而且由于不同工人的技術(shù)熟練程度可能會(huì)造成浪費(fèi)，不利于人力物力資源的良好利用。盡管近幾年國(guó)內(nèi)包裝機(jī)械發(fā)展迅速，尤其是在書(shū)籍、報(bào)刊等方面獲得廣泛推廣。但依然存在著企業(yè)規(guī)模偏小、技術(shù)裝備不很完善，自我發(fā)展和技術(shù)設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)能力較弱的問(wèn)題，尤其是產(chǎn)品種類(lèi)單一，技術(shù)含量、附加值較低問(wèn)題突出。為了改善工作條件，提高生產(chǎn)率及質(zhì)量使我國(guó)的印刷包裝行業(yè)達(dá)到世界先進(jìn)水平，設(shè)計(jì)工作穩(wěn)定可靠、性能優(yōu)良的、便于工人操作、耗電量少且成本較低的打包機(jī)是非常必要的。我們?cè)O(shè)計(jì)的打包機(jī)滿(mǎn)足這些要求，并盡量完善對(duì)打包機(jī)的設(shè)計(jì)及三維仿真。1.2設(shè)計(jì)研制書(shū)本打包機(jī)特點(diǎn)及使用范圍該書(shū)本打包機(jī)能夠?qū)崿F(xiàn)對(duì)書(shū)摞的快速打包，生產(chǎn)效率高、工作穩(wěn)定可靠、性能優(yōu)良的、便于工人操作、耗電量少且成本較低，有效地降低了工人的工作強(qiáng)度，提高了工作效率。該書(shū)本打包機(jī)可應(yīng)用于各書(shū)本雜志印刷企業(yè)，對(duì)出版物進(jìn)行快速打包，以方便后續(xù)物流運(yùn)輸。第2章系統(tǒng)設(shè)計(jì)及參數(shù)計(jì)算2.1系統(tǒng)組成、布局和方案設(shè)計(jì)打包機(jī)由送書(shū)系統(tǒng)，推書(shū)系統(tǒng)，送紙系統(tǒng)，裁紙系統(tǒng)，落書(shū)系統(tǒng)，折邊系統(tǒng)，涂膠系統(tǒng)，貼標(biāo)系統(tǒng)，烘干系統(tǒng)能夠等組成。系統(tǒng)主要為間歇直線(xiàn)運(yùn)動(dòng)和間歇往復(fù)運(yùn)動(dòng)。2.1.1機(jī)構(gòu)選擇總體布局及方案設(shè)計(jì)1）初選機(jī)構(gòu)1.送紙：摩擦輥+步進(jìn)電機(jī)2.裁紙：步進(jìn)電機(jī)+皮帶+刀/曲柄滑塊3.送書(shū)：帶+不完全齒輪/帶+槽輪4.推書(shū)：齒輪齒條/四桿滑塊/圓柱凸輪5.升降：圓柱凸輪6.折前邊：四桿滑塊/圓柱凸輪/齒輪齒條7.折后邊：機(jī)械8.折側(cè)邊：機(jī)械9.涂膠：膠刷+回轉(zhuǎn)軸10.貼標(biāo)：曲柄滑塊/凸輪11.烘干：曲柄滑塊/凸輪2）確定機(jī)構(gòu)1.送紙：摩擦輥+步進(jìn)電機(jī)2.裁紙：步進(jìn)電機(jī)+皮帶+刀3.送書(shū)：帶+不完全齒輪4.推書(shū)：圓柱凸輪5.升降：圓柱凸輪6.折前邊：圓柱凸輪7.折后邊：機(jī)械8.折側(cè)邊：機(jī)械9.涂膠：曲柄滑塊+凸輪10.貼標(biāo)：曲柄滑塊+凸輪11.烘干：曲柄滑塊+凸輪3）傳動(dòng)鏈選擇平行軸系間選擇鏈傳動(dòng)，垂直軸之間選擇錐齒輪傳動(dòng)。由于各機(jī)構(gòu)之間工作間歇時(shí)間相同，周期相同，故各軸間傳動(dòng)比均為i=1。2.1.2系統(tǒng)總體布局的確定根據(jù)書(shū)摞尺寸長(zhǎng)260mm寬184mm高150mm，初步估計(jì)各機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)行程，進(jìn)而初步確定系統(tǒng)總體尺寸。圖2.1書(shū)本打包機(jī)整體布局圖2.2運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖2.2參數(shù)計(jì)算2.2.1系統(tǒng)所需功率的計(jì)算1）系統(tǒng)基本參數(shù)：1．書(shū)摞尺寸：長(zhǎng)：260mm寬：184mm高：150mm書(shū)摞質(zhì)量：4.0kg2．紙卷直徑d=400mm，寬度430mm。3．摩擦系數(shù)μ1=0.2（紙-鋼），μ2=0.5（紙-帶）4．工作效率：10摞/min2）各機(jī)構(gòu)所需功率計(jì)算（設(shè)傳送帶上同時(shí)容納6摞書(shū)，升降臺(tái)重1kg）1．各機(jī)構(gòu)理論功率送書(shū)：P=NμmgV=6×0.5×4.0×10×0.136=20.4W推書(shū)：P=μmgV=0.2×4.0×10×0.15=1.2W升降：P=（m+M）gV=5.0×10×0.17=8.5W折前邊：P=NμmgV=6×0.2×4.0×10×0.13=6.24W刷膠：P=6Fv=6×4×0.01=0.24W各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)效率圓柱凸輪效率η=0.94鏈傳動(dòng)效率η=0.96錐齒輪效率η=0.97軸承效率η=0.98聯(lián)軸器效率η=0.99減速器效率η=0.63V帶效率η=0.962．各機(jī)構(gòu)實(shí)際功率送書(shū)：44.83W推書(shū)：2.34W升降：18.25W折前邊：14.02W刷膠：0.58W總功率：80.02W3.選取電動(dòng)機(jī)選電動(dòng)機(jī)CO2-7124，功率180W，電流2.49A，220V，50Hz，額定轉(zhuǎn)速1400r/min，效率η=53%。電動(dòng)機(jī)實(shí)際功率為180×0.53=95.4>80.02，滿(mǎn)足工作要求。圖2.3電動(dòng)機(jī)圖2.2.2減速器的選取圖2.4蝸輪蝸桿減速器1.確定減速器公稱(chēng)速比49.5由機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)，表19-41查取公稱(chēng)速比i=50。2.選類(lèi)型選用蝸桿下置式，即CWU型，用風(fēng)扇冷卻。3.瞬時(shí)尖峰載荷的校核起動(dòng)轉(zhuǎn)矩由機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)，表19-41查得T2.5T=2.5×223=557.5，T<2.5T校核通過(guò)。結(jié)論：所選減速器代號(hào)為CWU63-50-ⅡFJB/T7935-19992.2.3V帶和帶輪設(shè)計(jì)（GB/T13575.1-1992）圖2.5帶輪設(shè)計(jì)計(jì)算1.設(shè)計(jì)功率P由機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)查得工況系數(shù)K=1.21.2×0.18=0.216kW。2.選定帶型根據(jù)P=0.216kW和n=1400r/min。由機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)確定為Z型。3.傳動(dòng)比i=n/n=1400/500=2.8。4.小輪基準(zhǔn)直徑參考機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)表12-18，取d=50mm。大帶輪基準(zhǔn)直徑2.8×50（1-0.01）=138.6mm。由機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)表12-18，取d=140mm。5．減速器輸入軸實(shí)際轉(zhuǎn)速為495r/min。6.帶速3.66m/s，此處取d=d。7.初定軸間距a，即取250mm。8.所需基準(zhǔn)長(zhǎng)度2×250+π/2（50+140）+（50+140）/（4×250）806.55mm由機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)，表12-7選取基準(zhǔn)長(zhǎng)度L=800mm。9.實(shí)際軸間距250+（800-806.55）/2=246.7mm。安裝時(shí)所需最小軸間距246.7-0.015×800=234.7mm。張緊或補(bǔ)償伸長(zhǎng)所需最大軸間距246.7+0.03×800=270.7mm。10.小帶輪包角180°-（140-50）/246.7÷57.3=158.03°11.單根V帶的基本額定功率根據(jù)d=50mm和n=1400r/min，由機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)，表12-17b查得，Z型帶P=0.136kW（插入法）12.考慮傳動(dòng)比的影響，額定功率的增量ΔP由機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)表12-17d查得，ΔP=0.03kW13.V帶的根數(shù)，由機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)，表12-13查得0.94，表12-15查得1.00.根，取Z=1根。14.單根V帶的預(yù)緊力由機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)，表12-4查得V帶質(zhì)量m=0.06×0.8=0.048kg。188N。15.帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸此處以小帶輪為例確定其結(jié)構(gòu)和尺寸。由CO2-7124電動(dòng)機(jī)可知，其軸伸直徑d=14mm，長(zhǎng)度30mm。故小帶輪軸孔直徑應(yīng)取d=14mm，轂長(zhǎng)應(yīng)小于30mm，取轂長(zhǎng)25mm。由機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)，表12-22查得小帶輪結(jié)構(gòu)為實(shí)心輪。輪槽尺寸計(jì)算（1）基準(zhǔn)寬度bb=8.5mm（2）基準(zhǔn)線(xiàn)上槽深h=2.0mm（3）基準(zhǔn)線(xiàn)下槽深h=7.0mm（4）第一槽對(duì)稱(chēng)面至端面的最小距離f=7.0mm（5）最小輪緣厚δ=5.5mm，取輪轂直徑25mm（6）帶輪寬BB=（Z-1）e+2f=2f=14mm，取輪轂長(zhǎng)25mm。（7）外徑dd=d+2h=50+2×2.0=54mm（8）輪槽角ψψ=38°，極限偏差±1°2.2.4鏈輪鏈條設(shè)計(jì)（GB/T1243-1997）圖2.6鏈輪設(shè)計(jì)計(jì)算1.鏈輪齒數(shù)初選鏈輪齒數(shù)Z=17，傳動(dòng)比i=1。2.鏈輪轉(zhuǎn)速n=10r/min。3.鏈條節(jié)距根據(jù)P=44.83W，n=10r/min。查機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)得，鏈號(hào)：10A，節(jié)距p=15.875。6.檢驗(yàn)鏈輪孔徑查得d=45mm>20mm。滿(mǎn)足要求。7.初定軸間距a=515mm，得軸間距a=32.441。8.鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)L=2a+Z=81.882。圓整取L=82。9.鏈條長(zhǎng)度L1.30m10.中心距a，（，82-17=65）得515.94mm。11.實(shí)際中心距514mm。12.鏈速v0.045m/s。13.有效圓周力F977.78N14.潤(rùn)滑方式的選定根據(jù)節(jié)距p=15.875和鏈條速度v=0.045m/s選用油刷或油壺人工定期潤(rùn)滑方式。15.鏈條標(biāo)記：根據(jù)設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果，采用單排10A滾子鏈，節(jié)距為15.875mm，節(jié)數(shù)為82節(jié)，其標(biāo)記為：10A-1-82GB/T1243-1997。16.計(jì)算鏈輪幾何尺寸并繪制工作圖。鏈輪齒數(shù)ZZ=17，配用鏈條節(jié)距pp=15.875mm，滾子直徑dd=10.16mm，分度圓直徑d86.39mm，齒頂圓直徑d93.49mm，（按三圓弧一直線(xiàn)齒形計(jì)算）齒根圓直徑d76.23mm，分度圓弦齒高h(yuǎn)4.29mm，最大齒根圓距離L75.86mm，齒側(cè)凸緣直徑dd<68.84mm。2.2.5凸輪設(shè)計(jì)計(jì)算圖2.7凸輪設(shè)計(jì)計(jì)算已知條件：盤(pán)形凸輪的推程運(yùn)動(dòng)角為，遠(yuǎn)程休止角為，回程運(yùn)動(dòng)角為，基圓半徑，行程h=10mm，正弦曲線(xiàn)運(yùn)動(dòng)規(guī)律，求理論輪廓，。凸輪運(yùn)動(dòng)曲線(xiàn)請(qǐng)見(jiàn)圖推程時(shí)從動(dòng)件方程:S=;V=回程時(shí)從動(dòng)件運(yùn)動(dòng)方程S=；；理論輪廓；；；圖2.8分度凸輪運(yùn)動(dòng)曲線(xiàn)凸輪輪廓設(shè)計(jì)參數(shù)見(jiàn)下表。表2.1x-x參數(shù)計(jì)算表S0015015050.17015.1121.32215.1705100.67015.4322.72115.67010151.46515.9044.26116.46515202.50516.4495.98717.50520253.71016.9577.90718.71025305.01017.32910.00520.01030356.30517.45212.22021.30535407.51017.24414.46922.51040458.54516.64916.64923.54545509.33515.64218.64224.33550559.83514.24520.34424.83555601012.521.65125.60651012.521.65125.65701012.521.65125.70………………1151012.521.651251151201012.521.651251201259.83514.24520.34424.8351251309.33515.64218.64224.3351301358.54516.64916.64923.5451351407.51017.24414.46922.5101401456.30517.45212.22021.3051451505.01017.32910.00520.0101501553.71016.9577.90718.7101551602.50516.4495.98717.5051601651.46515.9044.26116.4651651700.67015.4322.72115.6701701750.17015.1121.32215.170175180015015180185015015185190015015190………………3600150153602.2.6軸的設(shè)計(jì)計(jì)算（查表均為機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)）1.選擇軸的材料該軸傳動(dòng)小功率，且轉(zhuǎn)速低，故選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，其力學(xué)性能由表21-1查得，，，，，，，，由表21-23查得A=112。2.初步估算軸的直徑，取d=17mm。3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）初步選擇滾動(dòng)軸承根據(jù)軸的受力，選擇60000型深溝球軸承，初選滾動(dòng)軸承為6003，其尺寸為d×D×B=17mm×35mm×10mm，采用套筒軸向定位套筒長(zhǎng)度10mm。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑及長(zhǎng)度。裝軸承及套筒段長(zhǎng)度L=B+L+1=21mm，直徑d=17mm，裝齒輪段長(zhǎng)度L=B-1=14mm，直徑d=20mm，齒輪側(cè)軸向固定軸肩長(zhǎng)度L=5mm，直徑d=25mm，裝鏈輪段長(zhǎng)度L=B-1=14mm，直徑d=20mm，裝軸承及套筒段長(zhǎng)度L=21mm，直徑d=17mm。軸總長(zhǎng)L=L+L+L+L+L=75mm至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段長(zhǎng)度和直徑。4.軸的受力分析（1）軸受外力的計(jì)算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=9.55×10P/n=9.55×10×0.032/10=30260齒輪的圓周力F=2T/d=2×30260/360=168.11N齒輪的徑向力F=F/cosα=168.11/cos20°=178.9N齒輪的軸向力F=0鏈輪的圓周力F=1000P/v=1000×0.032/0.045=711.11N鏈輪的轉(zhuǎn)矩T=F×d/2=711.11×86.39/2=30716（2）求支反力水平面：136N406.8N垂直面：117.0N61.9N（3）計(jì)算彎矩、轉(zhuǎn)矩并畫(huà)彎矩圖水平面：M=M=垂直面：M=合成彎矩：M=得M=4036M=9258轉(zhuǎn)矩：T=T+T=60976繪制軸的受力，彎矩，轉(zhuǎn)矩圖，見(jiàn)圖2.9圖2.9軸的受力，彎矩，轉(zhuǎn)矩圖（4）校核軸的強(qiáng)度選擇計(jì)算彎矩較大，軸直徑較小的軸剖面校核計(jì)算，這里截面bc計(jì)算彎矩最大，截面ab彎矩亦較大，軸徑最小，確定校核此兩截面。轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化計(jì)算，由表21-24的公式兩截面均有，安全。2.2.7錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算圖2.10錐齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算1、選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）圓錐齒輪其速度不高，轉(zhuǎn)速10r/min，選用7級(jí)精度（GB10095.1-2001）（2）材料選擇錐齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。（3）選取齒數(shù)選小齒輪齒數(shù)Z=23，傳動(dòng)比=1，Z=Z=23，（4）選取齒寬系數(shù)2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式（1）確定載荷系數(shù)K由表6-4得使用系數(shù)，估計(jì)圓周速度。所以，查教材圖6-11a得動(dòng)載系數(shù)由圖6-17，得齒向載荷分布系數(shù)，齒間載荷系數(shù)，則K=。（2）計(jì)算轉(zhuǎn)矩小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為。（3）由教材圖6-19查得區(qū)域系數(shù)。（4）由教材表6-5查得彈性影響系數(shù)（5）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由教材式6-25得（6）由教材圖6-27c)查得接觸疲勞極限應(yīng)力=590MPa由教材圖6-27b)=470MPa。（7）由教材圖6-25查得壽命系數(shù)（允許一定的點(diǎn)蝕）。（8）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，取。（9）試算小齒輪分度圓直徑（10）計(jì)算圓周速度（11）修正載荷系數(shù)按查得≥（12）校正試算的分度圓直徑（13）計(jì)算大端模數(shù)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.0mm（14）計(jì)算分度圓錐角、錐距，（15）計(jì)算大端分度圓直徑（16）確定齒寬圓整取3、校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由式6-22得（1）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)，（2）查取齒形系數(shù)由圖6-21（3）查取應(yīng)力修正系數(shù)由圖6-22（4）查取彎曲疲勞極限應(yīng)力及壽命系數(shù)=450MPa由圖6-28b)=390MPa查得（5）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=，得（6）計(jì)算彎曲應(yīng)力∴合適第3章三維設(shè)計(jì)3.1書(shū)本打包機(jī)三維設(shè)計(jì)展示利用PROE三維軟件對(duì)書(shū)本打包機(jī)進(jìn)行三維模擬，部分結(jié)構(gòu)展示如下：（1）整體展示：圖3.1書(shū)本打包機(jī)整體三維圖（2）送書(shū)機(jī)構(gòu)圖3.2送書(shū)機(jī)構(gòu)示意圖（3）推書(shū)