热压连续封口机传动系统的设计

天津职业技术师范大学Tianjin University of Technology and Education
毕业设计
专业：机械设计制造及其自动化
班级学号：机自1202 – 09
学生姓名：董磊
指导教师：刘瑛教授
二〇一六年六月
天津职业技术师范大学本科生毕业设计
热压连续封口机传动系统的设计Design of transmission system of hot press continuous
sealing machine
专业班级：机械设计制造及其自动化--机自1202
学生姓名：董磊
指导教师：刘瑛教授
学院：机械工程学院
2016年06月
摘要
本次设计分析了各种封口方式的优缺点，重点对封口机的传动系统进行研究和设计。

热压连续封口机主要由封口机构、供料机构和切断机构组成。

原料被安放在料辊上，经过托辊引导到封口机构，由封口机构对原料完成热压封口的工作，最后通过切断装置的切断，使原料分离为完整独立的方便袋个体。

热压连续封口机，可以根据选择的原料的具体规格，自动调节制袋速度。

一般适合于单机作业。

本文对热压连续封口机的工作原理、结构等做了适当的分析、说明和优化，并且在现有热压封口机的基础上进行一系列的设计，设计出一套可行的方案，同时对封口机各部分装置和机构以及封口机传动系统的参数进行了相关的设计计算，最后使用绘图软件画出方便袋封口机主要的工程图。

关键词：封口机；供料机构；封口机构；切断机构
ABSTRACT
This paper we need design a continuous convenient bag sealing machine. .this paper has used a similar sealing machine as a reference,and discusses the sealing method for many sealing machine, and distinguish the good sealing method from the various sealing methods, and at last focus on the research and design of the hot sealing mechanism and crank slider mechanism.
Hot continuous sealing machine is mainly composed of a sealing mechanism, a feeding mechanism and a cutting mechanism. Raw materials are placed in the material and, after roller guide to sealing mechanism, by sealing mechanism of raw materials to complete the heat sealing of the work, the cutting device for cutting, separation of raw materials for the complete independence of the convenient bag of individual. This sealing method is relatively mature in technology, it has been widely used in the actual production. Continuous hot pressing sealing machine of this design, according to the specific specifications of raw materials, automatic bag making speed regulation. Generally suitable for single operation.
The of hot continuous sealing machine's working principle, structure and do the appropriate analysis, description and optimization, and in the existing hot sealing machine based on a series of design design a feasible scheme, also to the sealing machine each part of the device and institutions and sealing machine drive system parameters were related to the design calculation. Finally, drawing software to draw a convenient bag sealing machine the main engineering drawings.
Keywords: sealing machine; feeding mechanism; sealing mechanism; cutting mechani
目录
1 绪论 (1)
1.1 热压连续封口机的概述 (1)
1.2 热压式封口机的发展现状及趋势 (1)
1.3 原料的性能 (1)
2 工作方案的确定 (3)
2.1 设计任务 (3)
2.2 热压连续封口机的主要组成部分及其功能 (3)
2.3 传动方案的分析 (3)
2.4总体方案的确定 (4)
3 各部分的设计及计算 (6)
3.1 辊压膜电动机的选择 (6)
3.1.1 电机功率确定 (6)
3.1.2 电机转速确定 (6)
3.2 切断电机的选择 (7)
3.2.1 选择电动机的类型 (7)
3.2.2 电动机容量的选择 (7)
3.2.3 电动机的结构 (8)
3.3 V带传动的设计 (8)
3.3.1 一级V带设计 (8)
3.3.2 二级V带的设计 (11)
3.4 同步带传动设计 (15)
3.4.1同步带概述 (15)
3.4.2同步带设计 (15)
3.5 蜗轮蜗杆的设计 (18)
3.5.1 蜗杆传动类型的选择 (18)
3.5.2 材料的选择 (18)
3.5.3 按齿面接触疲劳强度计算 (18)
3.5.4 蜗杆与蜗轮的主要参数 (20)
3.5.5齿根弯曲疲劳强度的校核 (21)
3.5.6 验算效率η (21)
3.5.7 热平衡核算 (22)
3.6 轴的设计计算 (22)
3.6.1输入轴的设计计算 (22)
3.6.2输出轴的设计计算 (24)
3.7轴承的选择及校核计算 (26)
3.7.1 计算输入轴轴承 (27)
3.7.2 计算输出轴轴承 (29)
3.8键连接的选择及校核计算 (30)
3.8.1 连轴器与电机的平键连接 (30)
3.8.2 输入轴与联轴器的平键连接 (30)
3.8.3 输出轴与涡轮的平键连接 (31)
3.8.4 V带的键连接设计 (31)
4 其它结构设计 (32)
4.1热封装置的设计 (32)
4.1.1 热封方法的选择 (32)
4.1.2 热封装置的设计 (32)
4.2 辊压引膜装置设计 (33)
4.3 送料辊结构设计 (34)
4.4 料辊结构设计 (35)
结论 (37)
参考文献 (38)
致谢 (39)
1 绪论
1.1 热压连续封口机的概述
热压连续封口机普遍应用于工场、商铺、零售部分，服务行业及军工研究所等各行业，在我国也是相对平稳的发展。

在目前的市场中，采取薄膜作为原料进行封口已经得到了普遍的使用，各大企业对于这种热压连续式的封口技术都是十分认可的，因此一直以来，这种封口机都是很受企业喜爱的。

本次设计的热压式封口机是对HDPE、LDPE筒膜质料进行横向的封口，具体为热压式横封器。

1.2 热压式封口机的发展现状及趋势
美国、日本、德国、意大利是世界上包装机械四大强国。

他们在技术上已相对成熟，产品程度比较先进。

海外八十年代封口机的先进水平的程度是:工作高速化、结构大型化和模块化；现代先进技术的应用。

目前，世界各国对包装机械的发展都十分重视，高新技术产品不断涌现。

生产高效率化、成本高利用化、产品节能化、高新技术实用化、科研成果贸易化已成为世界列国包装机器发展的趋向。

我国已生产的封口机在产品机能、封口效果、构造情况等方面，与海外同类型产品对比，具有如下差距:低生产效率、高能耗、稳定性和可靠性差，产物造型后进，外观粗拙，根本件和配套件寿命低，国产的气动件和电器元件质量差；工作速度低；封口效果差；对现代先进技术的应用较少；结构形式单一，产品品种少。

综上所述，封口机的生产在海外起始较早，并已形成了能代表世界程度的专业性公司。

而我国在这方面起步较晚，近几年虽取得了进步，但与国外先进程度对比尚有很大的差距，有很多机器还需不挺地改进，提高现有产物的质量，增强行业管理。

1.3 原料的性能
高密度聚乙烯，英文名称为“High Density Polyethylene”，简称为“HDPE”。

HDPE是一种由乙烯共聚生成结晶度高、非极性的热塑性树脂。

原态HDPE的外表呈乳白色，在微薄截面呈一定程度的半透明状。

其具有优良的耐化学品的特性，它能抗强氧化剂（浓硝酸）、酸碱盐以及有机溶剂（四氯化碳）的腐蚀和溶解。

该聚合
物不吸湿并具有好的防水蒸汽性，可用于防潮防渗用途。

HDPE的软化点为
125-135℃
由于聚乙烯(PE)具有易合成、加工、无毒等性能，低密度聚乙烯薄膜在包装材料中应用比较普遍[2]。

低密度聚乙烯，英文名称为“Low density polyethylene”，简称为“LDPE”。

与高密度聚乙烯相比，其结晶度是55%～65%，软化点与高密度聚乙烯相比是比较低的，只有90～100℃。

有良好的柔软性、延伸性、透明性、耐寒性和加工性；其化学稳定性较好，可耐酸、碱和盐类水溶液；有良好的电绝缘性和透气性；吸水性低；易燃烧。

性质较柔软，具有良好的延伸性、电绝缘性、化学稳定性、加工性能和耐低温性（可耐-70℃）。

不足之处是其机械强度、隔湿性、隔气性和耐溶剂性较差。

2 工作方案的确定
2.1 设计任务
热压连续封口机传动系统的设计
（1）选用原动机，进行动力和运动参数的计算
（2）进行零部件的设计计算和结构设计
（3）封口速度小于等于15m/min
（4）电机功率不大于1.5kw
2.2 热压连续封口机的主要组成部分及其功能
根据工艺过程，该封口机的运行主要由四个执行机构构成：送料机构，加热封口机构，切断机构。

（1）送料机构由送料辊组成，因为原材PE筒膜具有较好的拉伸强度，所以可以利用辊压引膜装置所产生的拉力，来牵引产物，同时带动料辊转动。

（2）操纵送料辊可以简单方便地改变材料的运行方向。

同时送料辊还有避免产生褶皱的作用。

（3）利用一对套在料辊上的橡胶圈对原材料产生一个约束作用，减少在工作过程中可能出现的原料偏移，松弛等问题。

（4）为避免在生产过程中材料由于料辊的惯性和材料传输距离较远而产生松弛问题，所以使用了两个辊压引膜装置。

（5）利用电阻通电时产生的热量来对原料进行加热，使原料一定程度的软化，最后利用压力机进行挤压封口。

（6）利用辊压引膜装置对已封口的产品进行运送，到达切断机构，利用刀刃对原料剪切并导出，实现产品切断和送出。

（7）接收成品。

2.3 传动方案的分析
因为送料机构，是由从动件送料辊构成，所以传动方案主要考虑三部分：加热封口机构的传动，辊压引膜装置的传动，切断机构的传动。

（1）因为要精确的控制原料的运行距离，就须要对辊压引膜装置运行的圈数进行精确的控制，因此辊压引膜的传动由伺服电机供给动力，通过同步带轮减速，带动辊压引膜装置工作，如图2.1所示。

图2.1 辊压引膜装置传动
（2）带传动适用于功率不高，工作速率不快的场合，而且带传动另有传动平稳，噪因小的优点；而链传动在工作时会产生动载荷，有冲击的问题。

在封口机构传动中，不可以有冲击，所以加热封口机构的传动由电动机提供动力，通过二级V带和蜗轮蜗杆传动进行减速，再通过压力机的热压，如图2.2所示。

图2.2 加热封口机构的传动
（3）切断机构的传动由电动机供给动力，通过二级V带传动进行减速，再通过切断道具的转动，和图2.2基本相同。

2.4总体方案的确定
总体方案如图2.3所示，原料由料辊经送料辊到达辊压引膜，其中动力由辊压
引膜提供。

然后直线的在送料辊上移动；然后材料到达加热封口机构，对方便袋进行封口；再到达调整机构，调整机构用于调整方便袋封口与切口的距离；然后到达第二个辊压引膜；最后到达切断机构。

图2.3 总体方案示意图
3 各部分的设计及计算
3.1 辊压膜电动机的选择
3.1.1 电机功率确定
查文献[3]和文献[4]可得PE 筒膜的物理参数： 拉伸强度：横向：Mpa 20≥ 纵向：Mpa 30≥ 断裂伸长率：横向%600≥ 纵向%500≥
密度：3g/cm 0.925～0.910
厚度：m μ50~40
选取PE 薄膜的厚度为mm 045.0，拉伸强度选Mpa 30，筒膜所能承受的最大力为：N PS F 67510451025021030636=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==--
式中：S 为双层PE 筒膜的横截面积
选取工作时筒膜的最大拉力为N 650，出袋速度选为min /30m ，经过带传动，查文献[7]表13-1-1可知带传动效率为95.01=η，则电机的功率：
kw Fv p d 342.060
95.010003065010001≈⨯⨯⨯==
η (3-1)
电机的额定功率cd P 应该大于d p ，考虑到需要的电机功率不大，选取电机额定功率：
kw p cd 4.0=
3.1.2 电机转速确定
在传动系统的总体设计计算中设定，制袋长度最长为 300 mm ；速度最快为 30 m/min ，即在材料输送速度最快时，每分钟可以做100个袋子。

由于辊压引膜需要间歇停顿，查文献[5]表2选定每次停顿0.4s ，因此实际速度最快是
s
mm v /1500100
4.060300
1000⨯-⨯=
(3-2） 假设辊压引膜的直径为mm d 701=，那么转速
min /408/8.61
1r s r d v n ===
π （3-3）
查文献[6]可得伺服电机的数据如表3.1所示。

表3.1 伺服电机的数据
电动机型号 额定功率（kw ） 电动机转速
min)
//(r n 额定转矩（N/m ） SFC 配置 转子惯量 (2
/m kg ) SM 80-013-30 LFB 0.4 3000 1.3 SA3L04C 41061.0-⨯ SM 80-024-30 LFB 0.75 3000 2.4 SA3L04C 41006.1-⨯ SM 80-033-30 LFB
1
3000
3.3 SA3L04C
41037.1-⨯
辊压引膜要求的动力不高，所以根据额定功率可以选择型号为SM 80-013-30 LFB 的伺服电机，交流伺服电机的额定转数为min /3000r n m =，设同步带轮的传动比为21=i ，实际工作中伺服电机会用到的最大转速为min /816r ，同时可以精确地控制伺服电机的速度，所以可选转速min /10001r n =来进行计算。

3.2 切断电机的选择
3.2.1 选择电动机的类型
按工作要求选用Y 系列三相异步电动机，电压为220V 。

3.2.2 电动机容量的选择
查文献[7]表13-1-11可知，V 带传动的传动比小于10，为适合电动机的额定转速，可选用二级V 带传动，故电动机转速的可选范围为：
min /1600~400100)4~2()4~2(r n d =⨯⨯= (3-4) 按照同类机器所需功率的要求，设需要额定功率为1.1kw 的电动机。

符合这一范围且额定功率为1.1kw 的同步转速有1000/min r 、min /1500r 。

比较这两种方案。

如表3.2所示。

表3.2 电动机的数据
方
方案 电动机型号 额定功率 kW p cd /
电动机转速
min)//(r n
最大转矩/额定转矩
价格 同步转速 满载转速 1 Y90S-4 1.1 1500 1400 2.75 低 2
Y90L-6
1.1
1000
910
2.2
高
比较两种方案可以看出：方案I 选用的电动机转速高、质量轻、价格低，速度比要求的要快，但降低速度是没有限定的，故选方案I 较为合理。

V 带轮的传动比为3,432==i i ，所以对于一级V 带传动，小带轮转速
min /14001r n =，大带轮转速min /3502r n =；对于二级V 带传动，小带轮转速min /3503r n =，大带轮转速min /7.1164r n =。

3.2.3 电动机的结构
电动机的结构:与电动机相连的轴的尺寸为24mm 。

电动机的整体直径175mm ，机架和轴心的距离为102mm 。

为把电动机固定在机架上，使用了4个M12的螺栓。

在电动机的侧面，螺栓之间的中心距为100mm 。

电动机的总体长度为320mm 。

3.3 V 带传动的设计
3.3.1 一级V 带设计
1、确定计算功率d P 和转矩d T
查文献[7]表13-1-17查得工作情况系数2.1=A K ，
()m N n P T d d ⋅=⨯=⨯
=75.81440
32
.19550955011 (3-5) KW P K P A d 32.11.12.1=⨯== (3-6) 2、选择V 带的带型
根据KW P d 32.1=和min /14001r n =,查文献[7]图13-1-1可知，选用Z 型V 带。

3、确定带轮基准直d d1和带速v （1）小带轮直径的选择
查文献[7]表13-1-10和表13-1-11，则取 mm d d 631= （2）验算带速v:
s m n d v d /20.51000
601400
7114.31000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
π (3-7)
符合5m/s<v<25m/s,带速合适。

（3大带轮直径的计算：
mm d i d d d 189633212=⨯=⨯= (3-8)
由文献[7]表13-1-11，取整为mm d d 2002= 4、确定V 带中心距a 和基准长度d l （1）根据文献[7]表13-1-16得
()()2102127.0d d d d d d a d d +≤≤+ (3-9) 由式（4.1）得mm a mm 7105.2480≤≤ 初定中心距mm a 4800= （2）计算带所需的基准长度
()
()0
2
12210042
2a d d d d a L d d d d -+
++
=π (3-10) ()()mm 763480
47128028071214
.348022
≈⨯-+
+⨯+⨯= 查文献[7]表13-1-4，取 mm L d 770= （3）计算实际中心距a
mm L L a a d 513282
.153316004802
0≈-+
=-+
= (3-11)
5、小带轮包角的验算
0000012011207.1563.57513
71
2801803.57180>≈⨯--=⨯--=a d d d d α
(3-12)
6、V 带的根数计算
（1）单根V 带的额定功率[]1P 查文献[7]表13-1-19，由线性插值法可得
()KW P 2988.0120014401200
145027
.030.027.01=-⨯--+
=
查文献[7]表13-1-19，可得
KW P 03.01=∆
查文献[7]表13-1-22，由线性插值法可得
()9368.01557.156155
16093
.095.093.0=-⨯--+
=αK
查文献[7]表13-1-23，可得18.1=L K
[]()()357.016.19368.003.02988.0111≈⨯⨯+=∆+=L K K P P P α (3-13)
（2）V 带的根数z
[]7.3357
.032.11===
P P Z d 应取整数，Z=4根 (3-14) 7、计算单根V 带的初拉力0F
查文献[7]表13-1-24得Z 型带的单位长度质量m kg m /06.0=，所以
2
015.2500mv K Zv P F d +⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-=
α (3-15) N 6.5520.51.019368.05
.220.5432.15002≈⨯+⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-⨯⨯⨯=
8、计算压轴力Q V 带对轴的压力Q 为
N ZF Q 6.4352
7.156sin 6.55422sin 20
1
0=⨯⨯⨯==α (3-16)
由以上计算可得带的选择如下：
表3.3 V 带轮的选用尺寸
带类型 长度 根数 传动中心距 带轮基准直径 普通V 带Z 型
1600mm
4根
513mm
71mm （主） 280mm （从）
9、V 带轮的结构设计
对于从动轮mm d d 2802=，查文献[7]表13-1-13可知选用mm d s 32=,已知带型为Z 型V 带，槽数4，查文献[7]表13-1-10可得：
轮毂mm d L s 50)2~5.1(=⨯= (3-17) 查文献[7]表13-1-10可得：mm b 1.100=，mm h a 2=，mm h f 7min =，mm 5.5=δ 查文献[7]表13-1-10
轮缘宽mm f e Z B 522)1(=+-= 1.012±=e ±=8f 可得 8=f 12=e 14)3.0~2.0(≈=B s 顶圆 mm h d d a d e 284222802=⨯+=+= 038=φ
mm h d d f d 255)5.57(2280)(22=+⨯-=+-=δ
mm d d s 60)2~8.1(1==
mm d d d 5.1572
2
10=+=
mm S S 215.11=≥ 对于主动轮mm d d 711=因此选用实心式。

已知带型为Z 型V 带，槽数4，查文献[7]表13-1-13可得：孔径mm d s 22= ，轮毂mm d L s 40)2~5.1(=⨯=
查文献[7]表13-1-10可得：mm b 1.100=，mm h a 2=， mm
h f 7min =， mm 5.5=δ 查文献[7]表13-1-10 轮缘宽mm f e Z B 522)1(=+-= 1.012±=e ±=8f 可得
8=f 12=e 14)3.0~2.0(≈=B s mm d d s 40)2~8.1(1==
顶圆 mm h d d a d e 7522712=⨯+=+= 034=φ 10、V 带轮的材料
查文献[7]可知当s m v /2520.5<=时，都采用HT150的灰铸铁 3.3.2 二级V 带的设计
1、确定计算功率d P 和转矩d T
查文献[7]表13-1-1可知V 带传动效率为95.01=η， 查文献[7]表13-1-17查得工作情况系数2.1=A K ，故
()M N n P T d d ⋅=⨯=⨯
=2.34350
254
.19550955032 (3-18) KW P K P A d 254.195.01.12.11=⨯⨯==η (3-19) 2、选择V 带的带型
根据KW P d 254.1=和小带轮转,min /3503r n =，查文献[7]图13-1-1可知，选用A 型V 带。

3、确定带轮基准直径并验算带速v （1）初选小带轮直径
查文献[7]表13-1-10和表13-1-11，则取 mm d d 901= （2）验算带速v:
s m n d v d /65.11000
60350
9014.31000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
π (3-20)
（3）计算大带轮的直径：
mm d i d d d 270903112=⨯=⨯= (3-21) 根据文献[7]表13-1-11，取整为mm d d 2802= 4、确定V 带中心距a 和基准长度d l
（1）查文献[7]表13-1-16得 ()()2102127.0d d d d d d a d d +≤≤+ (3-22) 由式（4.2）得mm a mm 7202520≤≤ 初定中心距mm a 4900= （2）计算带所需的基准长度
()
()0
2
12210042
2a d d d d a L d d d d -+
++
=π (3-23) ()()mm 3.1579490
49028028090214
.349022
≈⨯-+
+⨯+⨯= 查文献[7]表13-1-4，取 mm L d 1600= （3）计算实际中心距a
mm L L a a d 5002
3.15791600490200≈-+=-+
≈ (3-24) 验算小带轮上的包角1α
0000012011202.1583.5735
.50090
2801803.57180>≈⨯--=⨯--
=a d d d d α (3-25) 6、计算V 带的根数Z
（1）计算单根V 带的额定功率[]1P 查文献[7]表13-1-19，由线性插值法可得
()KW P 3475.020*******
40022
.039.022.01=-⨯--+
=
查文献[7]表13-1-19，由线性插值法可得
()KW 045.020*******
40003
.005.003.0P 1=-⨯--+
=∆
查文献[7]表13-1-22，由线性插值法可得
()944.01552.158155
16093
.095.093.0=-⨯--+
=αK
查文献[7]表13-1-23，可得99.0=L K
[]()()3668.099.0944.0045.03475.0111≈⨯⨯+=∆+=L K K P P P α (3-26)
（2）计算V 带的根数z
[]6.33668
.032.10===
P P Z d 取整数，故Z=4根 (3-27) 7、计算单根V 带的初拉力0F
查文献[7]表13-1-24得A 型带的单位长度质量m kg m /1.0=，所以
N m v K Zv
P F d 1.16565.11.01944.05.265.1432.150015.2500220≈⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛-⨯⨯⨯=+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-=
α (3-28)
8、计算压轴力Q V 带对轴的压力Q 为
由以上计算可得带的选择如下：
表3.4 V 带轮的选用尺寸
带类型 长度 根数 传动中心距
带轮基准直径 普通V 带A 型
770mm
4根
500mm
90mm （主） 280mm （从）
9、V 带轮的结构设计
对于从动轮mm d d 2802=，查文献[7]表13-1-13可知选用六孔孔板式，取16=S 。

已知带型为A 型V 带，槽数4，mm d s 38=,查文献[7]表13-1-10可得：轮毂
mm d L s 58)2~5.1(=⨯=
查文献[7]表13-1-10可得：mm b 2.130=，mm h a 75.2=，mm h f 7.8min =，mm 6=δ 取mm h f 9=
N
ZF Q 12972
2.158sin 1.165422sin 20
1
0=⨯⨯⨯==α
查文献[7]表13-1-10 轮缘宽mm f e Z B 652)1(=+-= 3.015±=e (3-29) ±=10f 可得 10=f 15=e
顶圆 mm h d d a d e 5.28575.222802=⨯+=+= 038=φ (3-30)
mm h d d f d 250)69(2280)(22=+⨯-=+-=δ (3-31)
mm d d s 70)2~8.1(1== mm d d d 1602
2
10=+=
mm S S 245.11=≥ 对于主动轮mm d d 901=，因此选用实心式。

已知带型为A 型V 带，槽数4，查文献[7]表13-1-10可得：孔径mm d s 30= ，轮毂mm L 60=
查文献[7]表13-1-10可得：mm b 2.130=，mm h a 75.2=，mm h f 7.8min =，mm 6=δ 取mm h f 9=
查文献[7]表13-1-10 轮缘宽mm f e Z B 652)1(=+-= 3.015±=e ±=10f 可得 10=f 15=e
顶圆 mm h d d a d e 5.9575.22902=⨯+=+= 034=φ
mm d d s 60)2~8.1(1==
小带轮的结构如图3.3所示 s
m v /2565.1<=
图3.3 小带轮结构
10、V 带轮的材料
查文献[7]可知当时，都采用HT150的灰铸铁
3.4 同步带传动设计
3.4.1同步带概述
同步带传动同时也被称为同步齿形带传动，它是由梯形同步带和有齿带轮组成的一个整体。

同步带传动具有以下明显的特点：带轮间的传动是比较的精确的；同时预张紧力小，因此轮轴和轴承上所承受的载荷也就相对减小；同步带的材料多种多样一般是用复合材料制作的；传动轮中心距要求比较严、安装精度要求比较高；同步带是预制件，现在开始已趋于标准化，设计更加方便可靠，生产制造可以可由专业的工厂进行。

同步带是一种新型的传动带，是结合了带传动、链条传动和齿轮传动的优点而发展起来的。

因为同步带是利用齿工作面与带轮齿槽啮合进行传动，所以带与带轮之间在传动过程中没有滑动从而同步传动[8]。

同步带综合了摩擦型带传动和链传动的优点，在食品机械、烟草机械、化工机械、轻工和通用机械等行业对同步带的使用非常广泛[9]。

同步带轮的制造材质一般是以碳钢、铝合金、尼龙、铸铁为主。

3.4.2同步带设计
1、计算功率j P
根据工作条件，查文献[10]表12.4-6查得工作情况系数4.1=s K ，故
KW P K P s j 56.04.04.1=⨯== (3-32) 2、求模数m
根据KW P j 56.0=和小带轮转速min /10001r n =,查文献[10]图2.4-11可知3=m 。

依据小带轮转速min /10001r n =和模数3=m ，查文献[7]表13-1-69可知
12min =z ，1215min 1>==z z z k ，k z 为大于1的小带轮增齿系数。

3、动轮节圆直径
mm mz d 4515311=⨯==
mm mz d 90215322=⨯⨯==
4、验算传动带线速度v
max 1
1/355.21000
601000
4514.31000
60v s m n D v ≤=⨯⨯⨯=
⨯=
π (3-33)
5、确定标准齿形带长度p L （1）根据文献[7]表13-1-67
()()2102127.0d d a d d +≤≤+ (3-34) 由式（5.1）得 mm a mm 2705.940≤≤ 初定中心距mm a 1800= （2）根据文献[7]表13-1-67可知
()
()0
2
12210042
2a d d d d a L -+
++
=π (3-35) ()()mm 75.574180
445909045214
.318022
≈⨯-+
+⨯+⨯= 因为模数3=m ，查文献[7]表13-1-55和表13-1-56，取mm L p 49.565=，同步带齿数60=b z ，宽度mm b 145max =。

（3）计算实际中心距a
mm L L a a p 37.1752
75
.57449.5651802
0≈-+
=-+
≈ (3-36)
6、确定并协调m z 根据文献[7]表13-1-67
()()89.6153037
.1752153215
222
12211=-⨯⨯⨯⨯-=⎪⎭⎫ ⎝⎛--=ππππz z a mz z z m (3-37) 可取7=m z 7、计算带宽b
依m z 查文献[7]表13-1-67可知1=z K ，依m 查文献[7]表13-1-77可知[]10=F ，
3105.3-⨯=b m 。

N v m F b c 0194.0355.2105.3232=⨯⨯==- (3-38) []()()mm v F F K P b c z j
8.23355
.20194.010156
.010001000=⨯-⨯⨯=
-=
(3-39)
查文献[7]表13-1-52，取 mm b 25= 8、验算切应力τ
查文献[7]表13-1-79得其中[]MPa 78.0~49.0=τ
[]ττ≤=⨯⨯⨯⨯⨯=
⨯=
2/31.0355
.2725344.11000
56.044.11000mm N v
mbz P m j (3-40)
9、验算压强p
许用压强[]p ，由min /10001r n =按由献[7]表13-1-79可知
[]2/6.1~2.1-=mm N p
[]p v
mbz P p m J ≤=⨯=
75.06.01000
(3-41)
10、作用在轴上的力t F
N v
p F J T 8.2371000
=⨯=
(3-42) 11、带轮的结构设计 （1）大带轮的结构设计
对于模数3=m ，查文献[7]表13-1-60可知同步带传动的大带轮选用 齿槽角0402=α 节距 mm m p b 42.9314.3≈⨯==π 节圆直径 mm mz d 902153=⨯⨯== 齿侧间隙 mm c m 8.0= 名义径向间隙 82.00=e 径向间隙02.24.00=+=m e e
外圆直径 mm d d 5.885.19020=-=-=δ 其中查文献[7]表13-1-52可得
75.0=δ
外圆齿距263.930
5
.8814.30
0=⨯=
=
z
d p π 外圆齿槽宽 11.50=+=m c s b 其中查文献[7]表13-1-52可得31.4=s 齿槽深82.3=+=
e h h t g 其中查文献[7]表13-1-52可得8.1=t h 齿根圆角半径 75.025.0==m r b 齿顶圆角半径75.025.0==m r t
查文献[7]表13-1-65可得大带轮两侧不设挡圈 （2）小带轮的结构设计
对于模数3=m ，查文献[7]表13-1-60可知同步带传动的小带轮选用 齿槽角0402=α 节距 mm m p b 42.9314.3≈⨯==π 节圆直径 mm mz d 45153=⨯== 齿侧间隙 mm c m 8.0= 名义径向间隙 82.00=e 径向间隙02.24.00=+=m e e
外圆直径 mm d d 5.435.14520=-=-=δ 其中查文献[7]表13-1-52可得
75.0=δ
外圆齿距106.915
5
.4314.30
0=⨯=
=
z
d p π 外圆齿槽宽 11.50=+=m c s b 其中查文献[7]表13-1-52可得31.4=s 齿槽深82.3=+=
e h h t g 其中查文献[7]表13-1-52可得8.1=t h 齿根圆角半径 75.025.0==m r b 齿顶圆角半径75.025.0==m r t
查文献[7]表13-1-64可得小带轮两侧设挡圈，5.1min =K ，0.2~0.1=t 12、带轮的材料
查文献[10]可知都采用铝合金
3.5 蜗轮蜗杆的设计
3.5.1 蜗杆传动类型的选择
查机械设计手册，根据GB/T10085—1988,采用渐开线蜗杆(ZI) 。

3.5.2 材料的选择
因为蜗杆有中等的速度，且它有小的传动功率，且速度中等，所以蜗杆的材质为45钢，齿面淬火,有45～55HRC 的硬度。

蜗轮齿圈的材质为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，轮芯的材质为灰铸铁HT100。

3.5.3 按齿面接触疲劳强度计算
由文献[7]式(11—13)可知中心距，
[]
322)(
H P
E KT a σZ Z ≥ (3-43)
1、求蜗杆转矩2T
利用11Z =，初步选择η=0.68,所以
mm n p ⋅=⨯⨯=⨯=468667N 63.69
3.09109.55109.55T 66
2ⅡⅡ (3-44) 2、求载荷系数K
查阅文献[7]选择载荷分布不均系数βK =1;
查阅文献[7]表11—6选择使用系数 1.0A K = 选动载系数05.1=K v ;则由文献[7]可知
1.01 1.05 1.05v βA K =K K K =⨯⨯≈ (3-45) 3、求弹性影响系数E Z
因选用的是材料为钢的蜗杆和材料为铸锡磷青铜的蜗轮,因此E Z =150MPa 4、求接触系数P Z
估计蜗杆分度圆直径1d 和中心距a 的比值
0.35a
d 1
=，查阅文献[7]图11—17得出P Z =2.8。

5、求许用接触应力[]H σ
因为蜗轮是ZCuSn10P1的材质，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC ，所以查阅文献[7]
表11—8得出蜗轮的许用[]268MPa ='
H σ。

查阅文献[7]可知应力循环次数
26060163.69365241033475460h jn L N ==⨯⨯⨯⨯⨯≈ 寿命系数7
8
100.6448334754640
HN
K == 则[][]0.6448268173H HN H a σσ'
=K ∙=⨯=MP
表3.5 铸锡青铜蜗轮的基本许用接触应力[σH ]'/MPa
蜗轮材料
铸造方法 蜗杆螺旋面硬度
≤45HRC >45HRC 铸锡磷青铜ZCuSn10P1
砂模 金属模 150 220 180 268 铸锡锌铅青铜ZCuSnPb5Zn5
砂模 金属模
113 128
135 140
6、求中心距
2
3160 2.91.05468667152.405173a mm ⨯⎛⎫
≥⨯⨯= ⎪⎝⎭
选择中心距a=160mm,根据i=46.75,因此查阅文献[7]表11—2，选择模数m=6.3mm,
蜗杆 的分度圆直径1d =62mm ，
0.35a
d1
= 查阅文献[7]图11—18中得出
接触系数'Z P =2.8，由于'
Z P =P Z ,所以得出以上计算数据合格。

3.5.4 蜗杆与蜗轮的主要参数
1、蜗杆 直径系数10=q ;
轴向尺距: 3.14 6.319.792a m πP ==⨯=mm (3-46) 齿根圆直径:()11247.25f a d d h m c mm *=-+= (3-47) 分度圆导程角54838γ'''=
齿顶圆直径:1126321 6.375.6a a d d h m mm *
=+=+⨯⨯= (3-48)
蜗杆轴向齿厚 3.14 6.3
9.8962
2
a m
S π⨯==
=mm 。

(3-49) 2、蜗轮
蜗轮齿数50;变位系数20.4286X =-mm; 传动比21
48481
z i z ===mm,
传动误差比为4845.85 4.7%45.85
-=,可行。

蜗轮咽喉母圆半径2211
18032522.522
g a r a d =-=-⨯=mm (3-50)
蜗轮喉圆直径2222a a h d d +==315mm (3-51) 蜗轮齿根圆直径2222281.25f f d d h mm =-= (3-52) 蜗轮分度圆直径22 6.348302.4d mz ==⨯=mm (3-53)
3.5.5齿根弯曲疲劳强度的校核
[]F Fa F Y Y m
d d KT σσβ≤=
2212
53.1 (3-54) 当量齿数()
223
3
48
48.24cos cos5.71v γ
Z Z ==
= (3-55)
根据220.4286,48.24v X =-Z =，查阅文献[7]图11—17得出齿形系数
2 2.717Fa Y =
螺旋角系数 5.71110.9592140140
Y βγ=-=-=
查阅文献[7]可知许用弯曲应力[][]FN F F K ∙'
=σσ
查阅文献[7]表11—6得出蜗轮的许用弯曲应力[]56MPa ='
F σ。

查阅文献[7]得出寿命系数
669910100.67733475460
FN
K N ===
[]560.67737.912F MPa σ=⨯=
1.53 1.05468667
2.7170.959216.34963302.4 6.3
F MPa σ⨯⨯=
⨯⨯=⨯⨯
所以强度满足。

3.5.6 验算效率η
()
()
v ～　ϕγγ
η+=tan tan 96.095.0 (3-56)
γ=5.71 ;v v f arctan =ϕ;
11
632920
9.68/601000cos 601000cos5.71
s d n V m s ππγ
⨯⨯=
=
=⨯⨯⨯
(3-57)
查阅文献[7]表11—17得出0.01632=v f , '5388v φ=⋅将数据带入到上述式中结果为824.0=η,所以所得值比原估计值大,因此不用再次计算。

3.5.7 热平衡核算
散热面积： 1.75
1.75
1800.330.330.92100100a S ⎛⎫
⎛⎫=== ⎪
⎪
⎝⎭⎝⎭
取a t 为20︒c 。

)/(17.45~8.152℃）（⋅=m w d α,)/(172℃取⋅m w α
℃℃858.6892
.017)
824.01(3366.4100020)1(10000<=⨯-⨯⨯+=-+
=S p t t d a αη
因此S=0.84合格
3.6 轴的设计计算
3.6.1输入轴的设计计算
1、轴径的计算
采取45调质处理，217~255HBS 的硬度 查阅文献[7]式13-9，并查表13-3，选择A 0=120 d ≥126 (4.8/1600)1/3mm=17.3mm
由于有键槽，所以将直径增大6%，则：d=17.3×(1+6%)mm=18.1mm 所以取d=32mm 2、设计轴的结构
（1）确定阶梯轴的各段直径和长度 a 段：直径d 1=28mm 长度L 1=58mm
b 段：查阅文献[7]得：h=0.08 d 1=0. 08×28=2.24mm 直径d 2=d 1+2h=28+2×2.24=32.48mm,长度L 2=48 mm
预选取7008C 型角接触球轴承，它的内径为40mm ，宽度为15mm ，并且定位方式为套筒定位；所以C 段长：L 3=40mm
查阅文献[7]得：h=0.08 d 3=0.08×48=3.84mm d 4=d 3+2h=40+2×4=48mm 长度选择L 4=88mm d 段：直径d 5=70mm 长度L 5=110mm e 段：直径d 6= d4=48mm 长度L 6=88mm f 段：直径d 7=d 3=40mm 长度L 7=L 3=40mm
预选取7008C 型角接触球轴承，它的内径为40mm ，宽度为15mm 。

根据以上计算的轴各段长度可得出轴支承跨距L=500mm （2）计算弯矩复合强度
A 、小齿轮分度圆直径：d 1=80mm=0.08m
B 、转矩：T 2=92.4N·m 、T 1=55.6N·m
C 、圆周力：Ft 查阅文献[7]式11-6得：
1t F =2T 1/d 1=2×55/80×310 =2070N 2t F =2T 2/d 2=600N D 、径向力Fr
查阅文献[7]式11-7得：
Fr=2t F ·tan α=600×tan200=234.7N
E 、由于两轴承在该轴上呈对称布置，因此：L A =L B =183mm 画出轴的受力图和垂直面弯矩图 轴承支反力：
F AY =F BY =Fr1/2=108N F AZ =F BZ =1t F /2=690N
根据两边对称，得出截面C 的弯矩也对称。

作用在截面C 的垂直弯矩为： M C1=F Ay L/2=20.4N·m 画出水平面弯矩图
图3.4 输入轴水平面弯矩图
作用在截面C 的水平弯矩为： M C2=F AZ L/2=690×183×310-=130N·m 画出合弯矩图
M C=(M C12+M C22)1/2=(20.24+1252)1/2=130N·m 画出扭矩图 转矩：T= T I =55N·m 危险截面C 的强度校核 查阅文献[7]式（15-7）
()
[]12
2
-≤T +M =
σασW
c ca
根据上述计算结果判断出轴所受扭转切应力为脉动循环变应力,选择α=1.0
()()()
()
2
22
23
1265000.62000030.50.180c ca a W
ασM +T ⨯+⨯=
=
=MP
之前已经决定出轴为45钢的材质,调质处理,查阅文献[7]表15-8得出
[]a MP =-601σ,所以ca σ<[]1-σ,所以合格。

所以该轴满足设计要求的强度。

3.6.2输出轴的设计计算
1、轴径的计算
选用45#调质处理，硬度是217~255HBS 查阅文献[7]式15-9，表（16-2）选择A 0=115 d ≥A 0(P 2/n 2)1/3=115(5.31/553)1/3=23.8mm 选择d=60mm 2、设计轴的结构
（1）定位，固定和装配轴上的零件
在设计减速器时,可以在箱体中央安放涡轮蜗杆，且对称分布在轴承两侧，蜗轮左侧用轴肩定位，右侧用套筒轴向定位，选用过渡配合的键链接进行周向定位，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，利用过渡配合或过盈配合来实现周向定位。

（2）求轴的各段直径和长度
a段：直径d1=60mm 长度选择L1=82mm
b段：查阅文献[7]得出：h=0.08 d1=0.08×60=4.8mm
直径d2=d1+2h=58+2×4.64=70mm,长度选择L2=48 mm
c段：直径d3=68mm
查阅机械设计手册，根据GB/T297-1994，预取7014C型圆锥滚子轴承，它的内径是68mm，宽度是21mm。

故c段长为：L3=38mm
d段：直径d4=80mm
查阅文献[7]P474得：h=0.08 d3=0.08×82=6.56mm
d4=d3+2h=70+2×6.682=82mm长度选择L4=108mm
e段：直径d5=d3=68mm L5=38mm
根据以上计算的轴各段长度可得出轴支承跨距L=148mm
（3）计算弯扭复合强度
a、确定分度圆直径：d2=80mm
b、确定转矩：T2= T II=92.8N·m
c、确定圆周力Ft：查阅文献[7]式13-8得出
F=2T2/d2=588 N
2t
d、确定径向力Fr：查阅文献[7]式13-8得出
Fr=
F·tanα=3586.4×tan200=1368N
2t
e、因为两轴承对称
所以L A=L B=74mm
确定支反力F AY、F BY、F AZ、F BZ
F AY=F BY=Fr/2=107.35N
F AX=F BX=
F/2=289N
2t
根据两轴承在该轴上呈对称布置，作用在截面C上的垂直弯矩为
M C1=F AY L/2=107.35×75×3
10-=7N·m
作用在截面C上的水平弯矩为
10-=21.675N·m
M C2=F AX L/2=295×75×3
确定合成弯矩
M C=（M C12+M C22）1/2=（82+23.168）1/2=24.26N·m
危险截面C的强度校核
由式15-5
因为由文献[7]式（16-5）
()
[]12
2
-≤T +M =
σασW
c ca
根据上述计算结果判断出轴所受到的扭转切应力为对称循环变应力,取α=0.8,
()()()
()
2
22
23
23.540.691700 1.070.180c ca a W
ασM +T +⨯=
=
=MP
之前已经决定出轴的材质为45钢,调质处理,查阅文献[7]表5-3得出
[]a MP =-601σ所以ca σ<[]1-σ,所以合格。

所以该轴满足设计要求的强度。

图3.5 输出轴水平面弯矩图
3.7轴承的选择及校核计算
由上述计算数据得出轴承预计寿命：
3.7.1 计算输入轴轴承
预取两轴承是角接触球轴承7308C型，查阅机械设计手册得出它的额定动载荷
额定静载荷
or
C=29.7KN。

1、确定径向载荷
1r
F和
2r
F
根据力的分析可得:
1
1
161.5215.33175591.6140
256
350350
a
r a
r V
d
F F
F N
⨯-⨯⨯-⨯
===(3-58) 21
215.33-56159.33N
r V re r V
F F F
=-==(3-59)
1
12
1371.125
685.56
22
t
r H r H
F
F F N
====(3-60)
()()()()
2222
111
56685.56687.8
r r V r H
F F F N
=+=+=(3-61) ()()()()
2222
222
159.33685.56703.83
r r V r H
F F F N
=+=+=(3-62)
2、确定轴向力
2
1a
a
F
F和
根据7008C型轴承,查阅文献[7]表12-9得出
r
d
eF
F=,
其中e的值由
or
a
C
F
的大小来确定,
初步计算e=0.4
11
0.4275.12
d r
F F N
==
22
0.4281.53
d r
F F N
==
查阅文献[7]式(12-10)
12
591.61281.53873.14
a ae d
F F F N
=+=+=
22
281.53
a d
F F N
==
1
3
873.14
0.0286
30.510
a
r
F
C
==
⨯
2
3
281.53
0.0092
30.510
a
r
F
C
==
⨯。