水果套袋机的设计

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前言 ............................................. 错误!未定义书签。

1设计的意义和目的............................... 错误!未定义书签。

2果袋机国内外发展概况........................... 错误!未定义书签。

1. 总体方案的确定 (2)
1.1 设计的要求及参数 (2)
1.2 果袋机切割部分的设计方案 .................... 错误!未定义书签。

1.3 整体内容分析 (12)
1.4 设计前的简单计算 (10)
2. 齿轮传动的设计 (13)
2.1 设计概论 (113)
2.1.1 电动机的选择 (113)
2.1.2 功率的计算 (113)
2.1.3 所有齿轮的转速的计算： (114)
2.2 齿轮1、2的设计校核 (115)
2.2.1 齿轮的选择 (115)
2.2.2 按齿面接触强度设计 (115)
2.2.3 按齿根弯曲强度校核 (11)
2.2.4 几何尺寸的计算 (19)
2.3齿轮3、4、5、6、7、8、9、10的设计校核 (20)
2.3.1 设计概要 (20)
2.3.2 设计中需要注意的问题 (21)
2.3.3 齿轮1-10各参数列表 (21)
2.4 齿轮11、12、13、、14的设计校核 (22)
2.4.1 设计内容 (22)
2.4.2 按齿根弯曲强度校核 (22)
2.4.3 齿轮11-14各参数列表 (23)
2.5 齿轮15、16的设计校核 (23)
2.5.1 已知条件 (23)
2.5.2 按齿根弯曲强度校核 (26)
2.5.3 几何尺寸的计算 (28)
2.6 齿轮17、18的设计校核 (29)
2.6.1 设计概要 (29)
2.6.2 按齿根弯曲强度校核 (29)
2.6.3 齿轮15、16、17、18的参数列表： (29)
2.7 齿轮19、20的设计校核 (30)
2.7.1 设计概要 (30)
2.7.2 按齿根弯曲强度校核 (30)
3. 轴的设计校核 (31)
3.1 小横刀底辊轴的设计校核 (31)
3.1.1 作用力 (32)
3.1.2 轴的结构设计. (33)
3.1.3 轴上载荷 (34)
3.1.4 按弯扭合成应力校核轴的强度 (35)
3.1.5 精确校核轴的疲劳强度 (37)
4. 键的设计校核 (39)
4.1 选择键连接的类型和尺寸 (39)
4.2 校核键联接的强度 (39)
5. 轴承的选择与校核 (40)
6.1 选择深沟球轴承 (40)
6.2 求比值 (40)
6.3 初步计算当量动载荷 (40)
6.4 求轴承应有的基本额定动载荷值 (40)
6.5 轴承的选择与校核 (40)
结论 (41)
参考文献 (42)
致谢 (43)
摘要
从二十世纪九十年代开始，水果套袋技术在我国逐渐普及，实践证明水果套袋技术能有效提高水果生产质量。

随着越来越多的地区应用水果套袋技术，套袋劳动量和劳动强度也随之大幅上升，套袋机械已成为果园机械研究的热点和重点之一。

我国水果套袋机械的研究虽然还处于新兴起步阶段，但机械化套袋作业逐步取代现在的手工作业方式是发展的必然。

论文所开展的水果套袋机械关键技术的研究，将有助于研制出新型水果套袋机械，
论文在水果套袋机械功能要求分析的基础上，应用图形拓扑理论，对套袋机械核心工作模块——封口机构进行了构型设计和结构设计；建立了封口机构的四项优化指标及其优化函数；用VB编写了封口机构的运动学仿真和优化软件；对封口机构进行了虚拟样机建模和仿真；并结合物理样机的实验，验证了封口机构设计的正确性。

关键词：零件；设计计算；校核；性能
Abstract
which aims to develop a new type of fruit bagging machine，which can stabilize the operation quality of fruit bagging，thereby improving the production quality of fruit increasing the income of farmers，as well as reducing farmer’S heavy bagging pressure in the short fruit．Bagging time，has a high research significance and utility value．
Design analysis and functional requirements analysis of the fruit bagging machine were done．According to design analysis，bagging machinery is divided into four functional module，and each function module is fitted a scheme for integrated design．Paper applied graphic opology theory,working on the core module——folding mechanism design，specified its structure．The functional requirements of the folding mechanism were analyzed，and four optimization targets and their optimization functions were created．On the analysis of the folding mechanism，VB kinematics simulation and optimization software Was programmed．
Key words：performance；elements；design and calculation；checking
前言
1.课题意义与目的
水果生产是我国种植业中位列粮食、蔬菜之后的第三大产业，是我国农村经济发展的支柱产业之～，也是农民就业、增收的重要途径之一，在很多地区已成为农村经济的支柱产业…。

中国水果资源丰富，其中苹果产量居世界第一，橙子，梨，和桃子等果品的产量也居世界前列。

虽然我国水果种植面积、产量和消费量较过去已有大幅提高，但仍距离我国水果市场所具有的发展潜力还有很远的距离。

我国居民的鲜果和果汁消费均大幅低于世界平均水平，从“数量”上来说，我图的水果市场还有很大的发展潜力和发展空。

从“质量”上来说，随着我国人们的生活水平的提高及健康意识的增强，追求质优、保健、无公害的果品已逐渐成为当今的时代潮流。

无论国际市场还是国内市场，消费者对鲜果质量要求越来越高【7，8l。

不仅要求果实内在质量好、外观好看，而且要求果实无污染。

这种渐趋高端的消费需求，使得优质高档水果不仅价格高、销路好、经济效益高，且国际竞争力也强。

目我国的优质果率不到总产量的10％，达到出口标准的高档果仅不足5％。

当前，积极开展水果市场“质量”攻势，是解决我国水果产业发展瓶颈和应对市场挑战的最佳方法之～，也是提高果农收益的最佳途径之一。

针对我国水果生产质量不高，而消费者对鲜果质量要求越来越高的情况，业界普遍认同实施水果套袋栽培能有效地解决这个矛盾。

2.果袋机国内外发展概况
水果套袋技术最先于二十世纪七十年代初在日本、韩国、美国等国家开始逐步应用于果园，￡产当中，至今世界各国人们还在实践中不断探索和研究这项技术。

在我国，现代水果套袋技术从试验到真正投入生产的时间也不过二十年的时间，但在果农的不断尝试下，在果园科技工作者的不断大胆改进和创新下，套袋技术在发展中有了长足的进步。

现在生产中常用的果袋，依据材质分为塑膜袋和纸袋两种。

根据所用果袋的不同，套袋技术也分为塑膜套袋技术和纸袋套袋技术两种。

在困内，二十世纪九十年代以来水果的产销量呈不断增加之势。

为了提高水
果的品质，增加收益，许多地方开始采用水果套袋技术。

其中，广大果农和果园科技工作者在苹果塑膜套袋技术的研究探索和推广方面作出了非常大的贡献，苹果成为塑膜套袋技术最先应用的领域。

芭县的果农较早对金帅苹果进行套塑膜袋试验，目的是防治果锈。

那时用的是市场上卖的一般塑膜袋，经历过套袋后，果锈、煤污病反倒更严重了，并随着产生了袋内积水、果面粗糙、裂纹、塑膜袋老化破碎等许多新问题。

后来，有些果农对红星、红富士苹果进行套塑料微膜袋试验时，有的剪去袋底的两角，有的在袋上打透气孔，逐渐摸索出了塑膜套袋的技术要领。

他们用塑膜袋保护着果实，成功避过了仁8月份病虫为害的高峰期，使得果面光洁，上色好，从而引起越来越多人的注意，随后有了荣瑞信等人的立题试验.
我国部分果农最初是采用旧报纸进行套袋栽培，以保护水果免遭虫害。

后来，有些水果产区为了防止果锈的发生，开始大规模采用纸袋套果栽培，并且取得不错效果。

进入二十世纪九十年代以后，果品市场竞争同趋激烈，消费者对果品质量的要求更加苛刻，市场也需要外观美丽且无污染的果品，于是水果套袋技术就此在全国兴起。

发展到现在，水果套袋技术已经成为一项果园生产的必备技术，并成为了果园科技研究的热点之一。

随着越来越多的地区应用水果套袋技术，套袋劳动量和劳动强度也随着大幅上升，劳动力不足的问题开始越来越明显，成为制约水果套袋技术实施的重要原因之一。

第一章总体方案的确定
本设计的水果套袋机分为三个部分：1.水果袋输送装置；2.水果带撑开装置；
3.水果带封口装置。

1.1.水果袋输送装置
装备功能单～，技术水平含量低，农业机械化程度低，这是我国农机行业的现状。

与工业机械相比，农业机械由于受到经济、技术以及工作环境等因素的影响，因而发展速度较慢。

水果套袋机械也属于农业机械，从总体上来看，其有以下几个特点：
1)由于大部分时候套袋机械经常在户外工作，受自然环境影响较为严重，如天气、光线、湿度、地面状况等，所以必须充分考虑各种因素，使其工作更加可靠、使用更耐久。

2)由于广大农村劳动力中人员成分复杂，学习能力高低不一，科技指导也不方便，设计者在设计的过程中，需要尽量考虑到使用者的实际情况，使机器结构灵巧，操作简单方便，不需要复杂的技术培训就能上手使用。

3)水果套袋机械不像工业机械作业地点固定不变，需要边行走边作业，或者需要时走时停地作业，因此其结构必须紧凑，重量要轻，移动性要好。

4)价格问题也是一个重要影响因素。

购买工业机械所需的大量资金一般由工厂或者企业集团负担，购买力强。

而水果套袋机械的购买以个体为主，主要的对象是中小果农，就我国现今的实际情况来看，如果价格不合理，将很难得以推广应用。

5)水果套袋机械的作业对象是柔弱的幼果，其在作业过程中容易受到损害，且幼果一旦受到损害，将会影响其后续的生长，进而影响生产质量和产量，所以对于套袋机械执行末端的材质、作业能力、作业精度和灵活性都有严格的要求。

6)水果套袋机械只有在水果的特定生长时期才会用的到，其套袋作业期短，时间上使用率不高，也在一定程度上制约了套袋机械的大量推广。

由于农业装备开发难度大，农业装备制造行业利润低，且目前的大部分农业装备制造企业是中小型企业，研发能力较差，规模小、技术设备落后，行业管理水平也有待于提高。

国内农机行业存在的这种种问题，更体现了加大对农业机械的基础理论及相关农机科技研究的必要性和重要性。

水果套袋机械具有农业机械的～
般特点，又由于其工作的特殊性，使其又具有以上的不同之处，对后续套袋机械的设计提出了方向和要求。

图1.1.推纸袋板把纸袋推进原理图
图1.2.推纸袋机构原理图
1.2.水果袋撑开装置
图1.3.负压真空吸力原理图
果袋的撑开是将输送到撑袋机构工作区域内的果袋从封口处撑开一定的空间,以便水果的装入,然后等待封口机构动作,将水果装到果袋之内。

水果袋的撑开是套袋作业中的重要一环,对水果的影响非常巨大。

因此,设计好果袋的撑开质量和可靠性就显得十分重要。

根据撑袋机构的功能描述,其需要实现将工作区域内的果袋撑开,并使其水果袋内腔空间尽可能的大(至少大于所套水果的直径)"撑袋机构的动作步骤要求较少,但动作的准确度和精度要求相当高。

我们可以利用利用负压真空吸力撑开水果纸袋，如图 1.3所示为利用负压真空吸力撑开原理图。

我们可以利用真空吸附力来撑开纸袋,可采用几个吸盘分别吸住果袋的两侧,通过气缸回缩或者其他机械运动带动吸住果袋两侧的两真空吸盘反向运动,以达到将果袋撑开的目的"采用该类方案的撑开装置需配备一套真空发生系统,装置配件较多,但装置性能可靠,若采用双吸盘对拉撑开果袋,其撑开成功率和质量可达到更佳。

1.3. 果袋机封口以及切割部分的设计方案
果袋封口装置是水果套袋机的最主要的组成部分，果袋封口装置的设计是本设计的主要内容，根据设计要求，果袋封口部分的装配图如图1.4，通过预处理的水果果袋打开，且装好了水果的果袋进入到装置中的13前端牵引滚，慢慢进入果袋封口装置，然后通过到达装置18和19中间，通过18封口刀滚和19封口刀底刀之间的相互契合来实现对水果袋的封口。

然后有从34和35铁丝牵引滚处牵引过来的铁丝或者是绳索对封号的纸袋口子进行包扎，然后到达31铁丝切断滚后，可以把铁丝切断；最后套好的水果可以从装置上掉下来。

完成对水果的自动化套袋。

根据以上的运动分析，初步拟定的传动方案有：
方案一：
通过皮带传动将电动机和主轴相连接，采用齿轮传动和链传动的方式来传递运动和动力。

方案二：电动机的动力通过带轮传到封口装置，封口装置上只采用大而少的齿轮传动。

方案比较：
方案一，采用链轮传递动力和运动，可以减少齿轮的尺寸，齿轮传递中运用
1、齿轮18
2、齿轮17
3、齿轮10
4、齿轮9
5、齿轮8
6、齿轮7和齿轮1
7、链轮a 8、齿轮2 9、齿轮3 10、齿轮4 11、齿轮5 12、齿轮6 13、前端牵引滚 14、大连轮 15、齿轮20 16、齿轮19 17、前端牵引底滚 18、封口刀滚 19、封口刀底刀 20、小链轮 21、齿轮14 22、齿轮13
23、中间牵引滚 24、齿轮12 和齿轮11 25、链轮c 26、链轮b 27、中间牵引底滚 28、小横刀底滚 29、小横刀滚 30、小链轮 31、齿轮15和齿轮16 32、铁丝切断刀底滚 33、铁丝切断刀滚
34、35前后端铁丝牵引滚 36、传送带
图1.4. 封口装置总图
较小的换向轮，可以合理的布置轴和齿轮的位置。

方案二，只采用齿轮传递不能合理的布置，而且齿轮大而少。

因此，采用方案一较合理。

1.4. 整体部件速度和转速分析
(1)在已知设计要求的前提下，中间牵引辊与前端牵引辊的线速度相同，只需要保证s m 1s m
60
2000.3v =⨯=
，即s m 1v v v v L K H G ====； (2)所有的镶有刀具辊子的转速相同，即n=200r ／min ，则
min
r
200n n n J E C ===。

(3)因为纸与底辊相接触，所以s m 1v v F D ==。

1.5. 设计前后端铁丝牵引滚子轴的简单计算
(1)在已知设计要求的前提下， 设计辊子的转速：
min
r
200n n n n n n J G F E D C ======；
角速度s rad 93.203
2030n w ===
ππ；
半径54mm 95d s
rad
9320s m 1w v r ⋅=⇒⋅=
=取d=96mm ； (2)设计中间牵引辊（橡胶辊）的直径d=120mm,则它的角速度
s rad 6716m
101202s m 1r v w 3⋅=⨯⨯==-，线速度min r 159.2730w n ==π； (3)铁丝的线速度s m 320s m
50
200080v ⋅=⨯⋅=
，设计铁丝牵引辊牵引铁丝部分两辊的直径d=50mm ，则辊子的角速度s rad 8.12s rad
10
502320r v w 3-=⨯⨯⋅==
，辊子的转速min r
29.12230w
n ==
π
(说明：两牵引辊的角速度和线速度都相同)；
(4)前端铁丝牵引底辊：
min r 08323n n n 1321K F
K
⋅=⇒=，因为1i 20,19=，所以min r 08.323n L =， 则角速度s rad 8233s rad
30
14308323w w L K ⋅=⋅⨯⋅=
=； (5)传动比的初步确定：
50i 2,1⋅=；2i 4,5=；50i 8,1⋅=；50i 11,12⋅=；
1i 2,3=； 1i 5,6=；2i 8,9=； 2i 12,13=； 1i 3,4=； 1i 7,1=；1i 9,10=；2561159.27
200
i 13,14⋅==
；
1i 19,20=； 1i 17,18=；635.1122.29
200
i 15,16==
；
2. 齿轮传动的设计
2.1 设计概论 2.1.1 电动机的选择
据总机功率，由《机械设计课程设计》第三版，电机的选择，选择Y100L-6，同步转速min r 1000，6极，额定功率1.5kw ，满载转速min r 940[5] 。

2.1.2 功率的计算
（1）选择带的传动效率950⋅=η[6] ；
齿轮的传动效率970⋅=η； 链的传动效率920⋅=η； 轴承的传动效率980⋅=η；
（2）计算各轴的功率（设计时所用功率）及转矩： 功率： 转矩：
m 68.04N m N 200
1.425
9550
T 1.425kw 9501.5kw P F F ⋅=⋅==⋅⨯= m 64.70N T 1.355kw 0.989701.425kw P E E ⋅==⨯⋅⨯=
m 74N .62T 314kw .197098.01.425kw P D 2D ⋅==⋅⨯⨯= m 59.64N T 1.249kw 0.989701.314kw P C C ⋅==⨯⋅⨯=
m 61.55N T 1.289kw 98.09701.425kw P G 22G ⋅==⨯⋅⨯=
m 73.39N T 1.224kw 0.989701.289kw P H H ⋅==⨯⋅⨯= m 52.81N T 1.106kw 97.09801.425kw P J 55J ⋅==⨯⋅⨯=
m 114.27N T 1.221kw 0.989709201.425kw P B 2B ⋅==⨯⋅⨯⋅⨯=
m 108.66N T 1.161kw 9709801.221kw P A A ⋅==⋅⨯⋅⨯= m 37.98N T 1.285kw 0.989201.425kw P K K ⋅==⨯⋅⨯= m 36.12N T 1.222kw 0.989701.285kw P L L ⋅==⨯⋅⨯=
2.1.3 所有齿轮的转速（min r
）的计算：
min r 200n 1=； min r 200n 2=； min r 400n 3=； min r 400n 4=； min r 200n 5=； min r 200n 6=； min r 200n 7=； min r 400n 8=； min r 200n 9=； min r 200n 10=； min r 200n 11=； min r 400n 12=；
min r 200n 13=； min r 159.27n 14=； min r 200n 15=； min r 102.04n 16=； min r 102.04n 17=； min r 102.04n 18=； min r 08323n 19⋅=； min r 08323n 20⋅=； 2.2 齿轮1、2的设计校核[7] 2.2.1 齿轮的选择
选用直齿圆柱齿轮传动，精度为7级；
齿轮1（大齿轮）选用材料为45钢（调制），硬度为240HBS
齿轮2（小齿轮）选用材料为40Cr （调制），硬度为280HBS ，而这材料硬度差为40HBS ；
选择齿轮1的齿数54Z 1=，因为50i 1,2⋅=，所以27Z 2=； 20=α。

2.2.2 按齿面接触强度设计 设计公式[]
3
2
H E
H d t 1Z Z 1T 2K d ⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+⋅
≥σμμφ 确定公式内各计算数值：
（1）齿轮1所在轴的转矩m m 68040N T 1⋅=
（2）由《机械设计》（第七版）P200，试选载荷系数31K t ⋅= （3）《机械设计》（第七版）图10-30，选区域系数52Z H ⋅= （4）传动比已知50i 2,1⋅==μ （5）选定齿宽系数50d ⋅=φ （6）求许用接触应力[]S
K lim
N σσ⋅=
① 选取疲劳强度安全系数1S S H == ② 选取寿命系数
()9h 1102.59153008232006060njL N ⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯== ()9h 210456.3153008224006060njL N ⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==
所以查表得：910K HN1⋅= 890K HN2⋅= ③ 按齿面硬度查得接触疲劳强度极限
570MPa Hlim1=σ 630MPa Hlim2=σ 取失效率为1％
∴[]7MPa 5181
570MPa
910H1⋅=⨯⋅=
σ
[]560.7MPa 1
630MPa 890H2=⨯⋅=σ
选取较小的数值作为[]7MPa .518H =σ (7)材料的弹性影响系数
21
E 8MPa 189Z ⋅= 计算
① 试算齿轮1得分度圆直径1t d
96.13mm 7.518818952501505068040312d 3
2
1t =⎪⎭
⎫
⎝⎛⋅⨯⋅⋅+⋅⨯⋅⨯⋅⨯≥
② 计算圆周速度
s m 006.11000
60200
96.1314.31000
60n d v 1
1t =⨯⨯⨯=
⨯=
π
③ 计算齿宽b
065mm .48d d d i 2t 1t
2t
2,1=⇒=
由 03m m .24065m m .485.0d b 2t d =⨯=⋅=∴φ
④ 计算齿宽与齿高之比h b 模数 1.78mm 54
96.13
Z d m 11t t ===
齿高 4.0mm 1.7825.225m .2h t =⨯==
64.0
24.03h b == ⑤ 计算载荷系数
根据s m 006.1v =，7级精度，查得动载荷系数05.1K V =； 使用系数0.1K A =； 直齿轮，假设m
N
100b F K t
A <，查得2.1K K F H ==αα；
7级精度，齿轮相对于齿轮悬臂布置，所以，
b 1023.0)7.61(18.012.1K 32
d 2d H -⨯+++=φφβ 24.031023.05.0)5.07.61(18.01.12322⨯⨯+⨯⨯++=-
246.1=
由246.1K ,6h b H ==β查得2.1K F =β；
所以载荷系数57.1246.12.105.10.1K K K K K H H V A =⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βα ⑥ 按实际的载荷系数校正所算分度圆直径
102.37mm 3
.157
.196.13K K
d d 3
3t
1t 1=⨯== ⑦ 计算模数
1.89654
102.37Z d m n 1===
，取标准模数 2.0mm m = 2.2.3 按齿根弯曲强度校核（按实际功率） 1）校核齿轮1 54Z 1= 20=α （1）校核公式21
3
d Sa
Fa 1Sa Fa t F Z m Y Y 2KT bm Y Y KF φσ==
确定公式内各计算数值
①由实际功率m 1N .19n
P
9550
T 2kw .0P ⋅==⇒= 所以16N .373102.37
101.192d 2T F 3
11t =⨯⨯==；
②计算Sa Fa Y ,Y
查表得：当70.1Y ,32.2Y 50Z Sa Fa ===时， 当73.1Y ,28.2Y 60Z Sa Fa ===时，
所以当Z=54时，有差值法得712.1Y ,304.2Y Sa Fa ==；
③实际转矩1Nm .19T =，齿宽系数5.0d =φ,模数 2.0mm m =，齿数54Z 1=； ④动载荷系数512.12.12.105.10.1K K K K K F F V A =⨯⨯⨯==βα
53MPa .1954
25.0712
.1304.219100512.122
3F =⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
∴σ （2）[]S
K lim
N σσ⋅=
由图查得弯曲疲劳强度极限480MPa Flim1=σ，500MPa Flim2=σ； 由寿命查得寿命系数820K FN1⋅=，8150K FN2⋅=； 弯曲疲劳强度系数S=1.3； 所以 []77MPa .3021.3
480MPa
820F1=⨯⋅=
σ
[]313.46MPa 1.3
500MPa 8150F2=⨯⋅=σ；所以[]F1F1σσ<，满足使用要求。

2)校核齿轮2 （1）校核公式2
23d Sa
Fa 2Sa Fa t F Z m Y Y 2KT bm Y Y KF φσ==
确定公式内各计算数值 ①16N .373F t =； ②齿宽系数5.0d =φ；
③Z=27查表可得60.1Y ,57.2Y Sa Fa ==； ④载荷系数K
185mm .515.037.102i d d d d i 2,1121
2
2,1=⨯=⋅=⇒=
s m 0715.11000
60400
51.18514.31000
60n d v 2
2=⨯⨯⨯=
⨯=
π，7级精度则05.1K V =，
使用系数0.1K A =，直齿轮，因为
m N 10053.1503
.2416
.3731b
F K t
A <=⨯=
，查
得2.1K K F H ==αα；7级精度，齿轮相对于齿轮悬臂布置，所以
b 1023.0)7.61(18.012.1K 32
d 2d H -⨯+++=φφβ
=1.2473
所以由2473.1K ,6h b H ==β查得24.1K F =β
5624.124.12.105.10.1K K K K K F F V A =⨯⨯⨯==βα
82MPa .027
25.060
.157.216.37356.12
3F2=⨯⨯⨯⨯⨯=
σ,所以[]2F F2σσ<，满足使用要求。

2.2.4 几何尺寸的计算 1） 计算分度圆直径
108.0m m 254m Z d 11=⨯=⋅=，54.0m m 227m Z d 22=⨯=⋅=
2） 计算中心矩
()
()0mm .81mm 2
0.540.1082d d a 21=+=+=
3）计算齿轮宽度
0mm .2754.0mm 5.0d b 2d =⨯=⋅=φ；取0m m .27B 1= 0m m .32B 2= 4）验算
7N .353N 108
19100
2d 2T F 11t =⨯==
mm N 100mm N 1.13mm N 27
7.3531b F K t A <=⨯=，合适。

根据计算出来的数据得到齿轮1和齿轮2的工程图如图2.1
图2.1.齿轮1和齿轮2的工程图
2.3 齿轮3、4、5、6、7、8、9、10的设计校核
2.3.1 设计概要
因为齿轮2、3齿轮3、4的传动比都是1，而该机器的受力较小，无冲击，
所以可以选择2、3、4齿轮为相同的齿轮；因为齿轮4、5的传动比是2，齿轮5、6的传动比是1，可以选择齿轮5、6与齿轮1是相同的齿轮。

同理：齿轮7、9、10是与齿轮1相同的齿轮，齿轮8是与齿轮2相同的齿轮。

因为齿轮1、2的设计满足要求，所以与他俩分别相同的齿轮也满足使用要求。

2.3.2 设计中需要注意的问题 1、齿轮1、7的中心矩0mm .108a =， 若96mm d min
r
200n F F ==则，所以小横刀刀尖所走过的圆的直径
120mm d =。

设刀伸出辊子的长度6mm l =，则圆辊的直径114m m d E =，所以该轴的角速度s rad 93.203
2030n w E ===
ππ ，线速度s m 256.1v E =。

2、齿轮9、10的中心矩0mm .108a =， 若96mm d min
r
200n D D ==则，线速度s m 256.1v v E C ==，所以铁丝切断
刀与小横刀的设计类似。

2.3.3 齿轮1-10各参数列表
表3.1 齿轮1-10参数
2.4 齿轮11、12、13、、14的设计校核 2.4.1 设计内容
已知：min r 200n n G F ==，120m m d ,96mm d H G ==； 设计时必须满足1413H G d d d d +=+；
所以可以设计齿轮13的分度圆直径96d d G 13==， 设计齿轮14的分度圆直径120d d H 14==；25.196
120
i 14,13==
⇒； 96d d d d d d
d d i i 1n n 131111
131213111212,1311,12G F ==⇒=⋅=⋅==
； 若令5.0i 12,11=，则2i 13,12=
48d 12=∴；
设定该轮系的模数 2.0mm m =，则60Z ,24Z ,48Z Z 14121311====； 齿宽系数5.0d =φ，0mm .2448.0mm 5.0d b 12d =⨯=⋅=φ，
19b ,30b ,24b b 14121311====∴。

2.4.2 按齿根弯曲强度校核（按实际功率） 1）校核齿轮11
48Z 11= 20=α；
选用直齿圆柱齿轮传动，精度为7级；
齿轮11（大齿轮）选用材料为45钢（调制），硬度为240HBS
齿轮12（小齿轮）选用材料为40Cr （调制），硬度为280HBS ，而这材料硬度差为40HBS ；
校核公式22
3
d Sa
Fa 2Sa Fa t F Z m Y Y 2KT bm Y Y KF φσ==
经校核[]11F F11σσ<，满足使用要求。

2）校核齿轮12
24Z 12= 20=α；
校核公式22
3
d Sa
Fa 2Sa Fa t F Z m Y Y 2KT bm Y Y KF φσ==
经校核[]12F F12σσ<，满足使用要求。

3）齿轮13是与齿轮11相同的齿轮，因此，齿轮13也满足使用要求。

4）校核齿轮14
60Z 14= 20=α
齿轮14（大齿轮）选用材料为45钢（调制），硬度为220HBS ，与齿轮13材料硬度差为20HBS
校核公式22
3
d Sa
Fa 2Sa Fa t F Z m Y Y 2KT bm Y Y KF φσ==
经校核[]14F F14σσ<，满足使用要求。

2.4.3 齿轮11-14各参数列表
根据以上的计算和校核的最后结果，得出了各个齿轮的参数如表2.2
表2.2 齿轮11-14参数
2.5 齿轮15、16的设计校核 2.5.1 已知条件
635.1i 15,16=，min r 200n 15=，min r 122.29n 16=，m ⋅=35N .95T B 。

2.5.2 设计内容
1、选用直齿圆柱齿轮传动，精度为7级；
齿轮15（小齿轮）选用材料为40Cr （调制），硬度为280HBS
齿轮16（大齿轮）选用材料为45钢（调制），硬度为240HBS ，而这材料硬
度差为40HBS ；
选择小齿轮15的齿数30Z 15=，因为 1.653i 1,2=，所以49Z 16=（取整数）；
20=α。

2、按齿面接触强度设计 设计公式[]
3
2
H E
H d t 1Z Z 1T 2K d ⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+⋅
≥σμμφ 确定公式内各计算数值：
（1）齿轮15的转矩mm 5968N .620.92168.04i T T 11,15F 15⋅=⨯⨯=⋅⋅=η （2）试选载荷系数31K t ⋅= （3）选区域系数52Z H ⋅= （4）传动比已知635.1i 15,16==μ （5）选定齿宽系数50d ⋅=φ （6）求许用接触应力
①选取疲劳强度安全系数1S S H == ②选取寿命系数
()8h 15108.64153008212006060njL N ⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯== ()8h 161028.51530082129.1226060njL N ⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==
所以查表得：930K HN15⋅= 960K HN16⋅= 按齿面硬度查得接触疲劳强度极限
630MPa Hlim15=σ 570MPa Hlim16=σ 取失效率为1％
∴[]9MPa 5851
630MPa
93015H ⋅=⨯⋅=
σ
[]547.2MPa 1
570MPa 96016H =⨯⋅=σ
选取较小的数值作为[]547.2MPa H =σ （7）材料的弹性影响系数
21
E 8MPa 189Z ⋅= 计算
（8）试算齿轮15得分度圆直径1t d
73.34mm 547.2818952635.111.635508.62596312d 3
2
15t =⎪⎭
⎫
⎝⎛⋅⨯⋅+⨯⋅⨯⋅⨯≥
（9）计算圆周速度
s m 0.7681000
60200
73.3414.31000
60n d v 15
15t =⨯⨯⨯=
⨯=
π
（10）计算齿宽b 及模数
36.67mm 73.34mm 5.0d b 15t d =⨯=⋅=φ
模数4mm .230
73.34
Z d m 1515t t ===
齿高5m m .52.425.225m .2h t =⨯==
6.67h
b =
（11）计算载荷系数
根据s m 0.768v =，7级精度，查得动载荷系数03.1K V =； 使用系数0.1K A =； 直齿轮，假设m
N
100b F K t
A <，查得2.1K K F H ==αα；
7级精度，齿轮相对于齿轮悬臂布置，所以，
b
1023.0)7.61(18.012.1K 32
d 2d H -⨯+++=φφβ
36.671023.05.0)5.07.61(18.01.12322⨯⨯+⨯⨯++=- 249.1=
由2486.1K ,6.67h
b H ==β查得19.1K F =β；
所以载荷系数544.1249.12.103.10.1K K K K K H H V A =⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βα
（12）按实际的载荷系数校正所算分度圆直径
77.66mm 3
.1544
.173.34K K
d d 3
3t
15t 15=⨯== （13）计算模数
59.230
77.66
Z d m 1515===
，取标准模数 2.5mm m = 2.5.3 按齿根弯曲强度校核（按实际载荷） 1）校核齿轮15 30Z 15= 20=α （1）校核公式215
3
d Sa
Fa 15Sa Fa t F Z m Y Y 2KT bm Y Y KF φσ==
确定公式内各计算数值 ①
由
实
际
功
率
m 23N .3200
068
.09550
T 068kw .00.9298.0075.0P •==⇒=⨯⨯= 18N .83N 77.66
3230
2d 2T F t =⨯==
； ②计算Sa Fa Y ,Y
查表得： 当Z=30时， 625.1Y ,52.2Y Sa Fa ==； ③模数 2.5mm m =
④动载荷系数47.119.12.103.10.1K K K K K F F V A =⨯⨯⨯==βα
46MPa .52.5
36.67625
.152.218.8347.1F =⨯⨯⨯⨯=
∴σ
（2）[]S
K lim
N σσ⋅=
①由《机械设计》（第七版）图10-20查得弯曲疲劳强度极限500MPa Flim15=σ，
480MPa Flim16=σ；
②弯曲疲劳强度系数S=1.3；
③选取寿命系数
所以查表得：880K FN15⋅= 890K FN116⋅=
[]46MPa .3381.3
500MPa
88015F =⨯⋅=
∴σ
[]328.62MPa 1.3
480MPa 89016F =⨯⋅=σ
所以[]15F F15σσ<，满足使用要求。

2）校核齿轮16 49Z 16= 20=α 校核公式215
3
d Sa
Fa 15Sa Fa t F Z m Y Y 2KT bm Y Y KF φσ==
确定公式内各计算数值 ①18N .83F t =； ②计算Sa Fa Y ,Y
当Z=49时， 70.1Y ,324.2Y Sa Fa ==； ③模数 2.5mm m = ④动载荷系数 使用系数0.1K A =；
根据s m 0.813v =，7级精度，查得动载荷系数03.1K V =； 直齿轮，
m N 100m N 08.240
18
.830.1b
F K t
A <=⨯=
，查得3.1K K F H ==αα；
7级精度，齿轮相对于齿轮悬臂布置，所以，
b 1023.0)7.61(18.012.1K 32
d 2d H -⨯+++=φφβ =1.25 所以19.1K F =β
61.12.13.1027.10.1K K K K K F F V A =⨯⨯⨯==βα
29MPa .52.5
4070
.1324.218.8361.1F16=⨯⨯⨯⨯=
∴σ
所以[]16F F16σσ<，满足使用要求。

2.5.4 几何尺寸的计算 (1) 计算分度圆直径
0mm .752.530m Z d 1515=⨯=⋅= 5m m .1225.249m Z d 1616=⨯=⋅=
（2) 计算中心距
()
()75mm .98mm 2
5.1220.752d d a 1615=+=+=
将中心距圆整为99mm (3) 计算齿轮宽度
37.5m m 75.0m m 5.0d b 15t d =⨯=⋅=φ
取0mm .38B 16=，45mm B 15=。

根据以上的计算校核的结果，得到齿轮15和齿轮16的工程图如图2.2
图2.2. 齿轮15和齿轮16工程图
2.6 齿轮17、18的设计校核 2.6.1 设计概要 已知：min
r
29.122n n B A ==，)50m m (d d B A 牵引铁丝部分==；
设计时必须满足1817B A d d d d +=+；
所以可以设计齿轮17、18的分度圆直径50d d d A 1817===，1i 18,17=∴ 所以齿轮17、18的设计参数如下：50d d 1817== 设定该轮系的模数 2.0mm m =，则25Z Z 1817==； 齿宽系数5.0d =φ，0mm .2550.0mm 5.0d b 12d =⨯=⋅=φ， 2.6.2 按齿根弯曲强度校核（按实际载荷） 校核齿轮17 25Z 17= 20=α； 1、选用直齿圆柱齿轮传动，精度为7级；
齿轮17选用材料为45钢（调制），硬度为240HBS ， 校核公式22
3
d Sa
Fa 2Sa Fa t F Z m Y Y 2KT bm Y Y KF φσ==
经校核[]17F F17σσ<，满足使用要求。

2.6.3 齿轮15、16、17、18的参数列表： 根据计算和校核的结果得到了各个轴的参数如下表：
表2.3 齿轮15、16、17、18的参数
2.7 齿轮19、20的设计校核 2.7.1 设计概要
根据机械机械设计要求有：
s rad 82.3330n w min r 08.323n min r 200
n n n 1321K K F F K ==⇒=⇒⎪⎭
⎪⎬⎫==π， 所以60m m d 14m m .59d K K ==，取；
设计时需要满足2019L K d d d d +=+，s m 1v v L K ==； 若设计齿轮参数如下：
min r 54.161n ,s rad 91.16w 2n n w w i 202020
19
201920,19==⇒===。

取模数 2.0mm m =，则两齿轮的齿数30Z 19=，60Z 20=； 齿宽系数5.0d =φ，0mm .3060.0mm 5.0d b 19d =⨯=⋅=φ。

取0mm .30B 20=，35.0mm B 19=。

2.7.2 按齿根弯曲强度校核（按实际载荷） 选用直齿圆柱齿轮传动，精度为7级；
齿轮19（选用材料为40Cr （调制），硬度为280HBS
齿轮20用材料为45钢（调制），硬度为240HBS ，材料硬度差为40HBS ； 校核齿轮19、20： 校核公式2
3d Sa
Fa Sa Fa t F Z
m Y 2KTY bm Y Y KF φσ==
经校核[]19F F19σσ<， []20F F20σσ<，满足使用要求。

2.7.3 齿轮19、20的参数列表：
根据计算和校核的结果得到了齿轮19和齿轮20的各个参数表如下表：
表2.4齿轮19,20的参数
3. 轴的设计校核
3.1 小横刀底辊轴（即F 轴）的设计校核 3.1.1 F 轴的作用力
F 轴上的功率425kW .1P F =，转矩m 04N .68T F ⋅=，转速min r 200n F =； 1．作用于皮带轮上的力 压轴力7N .783F P = 扭矩m 04N .68m N 200
425
.19550n P 9550
T ⋅=⋅⨯== 2．齿轮1上的受力
⎪
⎪⎪⎩⎪⎪
⎪⎨⎧
⋅=====⨯=⋅==⨯==m 55N .9T 20N .188cos2085.176cos F F 37N .64tan2085.176tan F F 85N .176N 108
95502d 2T F 1t n1t r11F t1
αα 3．齿轮2上的受力
⎪
⎪⎪⎩⎪⎪
⎪⎨
⎧⋅====⋅==⨯==m 65N .28T 19N .635cos F F 24N
.217tan F F 88N .596N 96286502d 2T F 11t n11t r1111F t11αα 1）作用于链轮上的力 链轮a 上的力：
⎩⎨
⎧⋅==m
44N .19144M 9N
.471F a Pa 扭矩压轴力 链轮b 上的力：
⎩⎨
⎧⋅==m
9N .3589M 9N
.96F b Pb 扭矩压轴力 链轮c 上的力：
⎩⎨
⎧⋅==m
1N .7178M 8N
.193F c Pc 扭矩压轴力 3.1.2 轴的结构设计.
图3.1 轴上力的作用方向
1、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理。

据机设表15-3，取112A 0=，选取该处轴的直径mm d 40=，皮带轮的宽度mm b 50=。

1） 该轴上力的作用方向如图3.1 2、拟订轴的装配方案（如图3.2）
图3.2 F 轴零件分配图
3、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（1）为满足各零件的轴向定位，轴需要制出轴肩和套筒，各部分的尺寸如图3.2；
（2）初步选择滚动轴承。

因轴承只受径向力作用，选用深沟球轴承6009，其尺寸为167545⨯⨯=⨯⨯B D d ；
3)轴上零件的周向定位选择平键连接，端部零件选择勾头楔键
键的选择10
16h b 58d 50914h b 50d 448
12h b 4438⨯=⨯≤<⨯=⨯≤<⨯=⨯≤<时，时，时，d
4)周端倒角为 456.1⨯ 3.1.3 轴上载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图（图3.3）， 再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（如图3.3）
图3.3 力作用图
3.1.4 按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据《机械设计》（第七版）式（15-5）及上表中的数值并取3.0=α，轴的计算应力：
MPa W T M ca 84.13451.0)56.393453.0(125594)(3
2
2221
=⨯⨯+=+=ασ MPa W T M ca 28.445
1.0)56.393453.0(37210)(3
2
2222
=⨯⨯+=+=ασ 上面已选定轴的材料为45钢，调制处理，查得[]MPa 601=-σ，因此[]1-<σσca 故安全。

表3.1 轴上载荷分布
3.1.5 精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面
截面A 、H 只受扭矩作用，虽然键槽及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定，所以截面A 、H 无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面D 、E 两端部分过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面G 上的应力最大,但应力集中不大，无需校核；B 、C 、F 虽然既受扭矩又受弯矩，但都不 是承受最大值，且直径差不多相同，淫词该州只需要精确校核I 截面的左侧，II 截面，III 截面的右侧。

（2）截面I 的左侧
抗弯截面系数 33335.9112451.01.0mm mm d W =⨯== 抗扭截面系数 333318225452.02.0mm mm d W =⨯== 截面I 的左侧的弯矩 mm N mm N M ⋅=⋅-⨯
=7.123694529
8
529125594
截面I 的左侧的扭矩 mm N T ⋅=56.39345 截面上的弯曲应力 MPa MPa W M b 57.135.91127.123694===
σ 截面上的扭转切应力 MPa MPa W T T T 16.218225
56
.39345===
τ 轴的材料为45钢，调制处理。

查表MPa MPa MPa B 155,275,64011===--τσσ 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数σα及τα，按机设附表3-2查取， 因
011.045
5.0==d r ，044.14547
==
d D ， 经差值后可查得01.2=σα，20.1=τα；
又知轴的材料敏性系数为:69.0=σq ， 73.0=τq
故有效应力集中系数为: ()70.1101.269.01)1(1=-⨯+=-+=σσσαq k
()15.1120.173.01)1(1=-⨯+=-+=ττταq k 由《机械设计》附图3-2得尺寸系数 75.0=σξ；由《机械设计》附图3-3得扭转尺寸系数0.1=τξ；轴按磨削加工，由《机械设计》附图3-4得表面质量系数为82.0==τσββ；轴未经表面强化处理，即1=q β，则得综合系数值为
49.2182
.01
75.070.111=-+=
-+=
σ
σ
σ
σβξk k 37.1182
.01
115.111
=-+=
-+
=
τ
τ
τ
τβξk k 又由表查得碳钢的特性系数:,2.0~1.0=σϕ取1.0=σϕ
,2.0~1.0=τϕ取1.0=τϕ，
于是，计算安全系数ca S 的值
14.80
1.057.1349.22751=⨯+⨯=+=
-m a K S σϕσσσσσ。