【文章內容簡介】 行運動傳遞。 傳動系統(tǒng)結構簡圖傳動系統(tǒng)圖結構簡圖如圖41所示。圖41 傳動系統(tǒng)圖1電動機 2帶式無級變速機構 3鏈輪副 4分配軸手輪5頂糖桿凸輪6剪紙凸輪 7撥糖桿凸輪 8抄紙板凸輪 9接糖桿凸輪10鉗糖機械手11撥糖桿 12槽輪機構 13接糖桿14頂糖桿15送糖盤16齒輪副17供紙部件鏈輪 18輸送帶鏈輪 19螺旋齒輪副 選用電機原動機是機械系統(tǒng)中的驅動部分。選擇原動機時應考慮以下因素1．必須考慮到現(xiàn)場的能源供應情況。在有電源的條件下盡可能選擇電力驅動，因為它成本低，操作控制方便，機械活動范圍廣。2．必須考慮到原動機的機械特性和工作制度與工作機相匹配。3．必須考慮到工作機對原動機提出的啟動、過載、運轉平穩(wěn)性、調速和控制等方面的要求。4．必須考慮到工作環(huán)境的因素。如防爆、防塵、防腐等等。5．必須考慮工作可靠，操作簡易，維修方便。6．為了提高機械系統(tǒng)的經濟效益，必須考慮經濟成本,包括初始成本和運轉維護成本。此外，所選原動機的額定功率必須滿足負載需要，但也不宜過大。對電動機來說電動機功率過大造成功率因素過低也是不經濟的。因為設計中涉及的都是低速輕載荷工作條件。開始不能得到各執(zhí)行機構的受力，也就不能計算出個執(zhí)行機構所需功率，從而不能計算到所需電動機的功率。但可以從相似的機器和由經驗粗取。由《機械設計學》 P97中同類機器的比較，取電機額定轉速n=1440r/min，額定功率p=總傳動比為：i=100/1440～150/1440=1/～1/。；帶輪無級變速機構為i=～；鏈輪機構傳動比為i=；分配軸手輪上的齒輪i=1；槽輪為i=3；機械手及進出糖機構上的兩對齒輪副的傳動比都為 i=2。為了后面進行軸的設計，大致對各執(zhí)行機構進行功率分配，由于水平有限，只進行粗分配，不記傳動過程的損失。（此處功率只用于軸的設計） 帶傳動系統(tǒng)計帶輪傳動是無級變速機構，使得巧克力糖果包裝機的生產率可以在一定的范圍內變動。 帶傳動缺點傳動帶富有彈性，可以緩和沖擊和振動，運轉平穩(wěn)，無噪音；當機器過載時，帶子會在帶輪上產生打滑，可防止其它零件損傷；制造、安裝精度較低，成本低，維護方便；適用于中心距較大時的傳動。因帶和帶輪間有相對滑動（彈性滑動），所以不能嚴格保證一定的傳動比（一般為理論轉速的98～99%）；有一定的摩擦損失，通常傳動效率為90～97%；由于傳動帶需要張緊，因此軸和軸承受力較大。 及設計帶傳動要求傳動的用途和工作情況選定：所選帶傳動可實現(xiàn)傳動比為1/～1/；輕載工作，一級傳動，運轉時間10小時，電動機轉速為1440r/min。傳動的功率 P= kw大小輪的轉速、分別為= 250～375 r/min ，=1440 r/min帶傳動設計要求帶的類型、長度、根數(shù)為選用 V帶；帶輪的尺寸、材料、結構；中心距a；作用于軸上的力R 帶傳動設計過程由帶傳動的特性可知，按大傳動（即小轉速）比進行設計 帶傳動傳遞的名義功率N可由工作部分計算，如工作部分計算困難也可簡單以電機的額定功率代替，但設計計算時應考慮機器工作載荷的性質和連續(xù)工作時間長短的影響，其計算功率Pca的計算公式如下 Pca =PKg （41）式中P——機器的名義功率（kw）式中K g——工作情況系數(shù)因為該傳動的載荷平穩(wěn)，每天工作時間小于10小時所以取Kg=Pca== kw2．選定三角帶型別三角帶型別決定了帶的截面，型別過大，雖然減少了膠帶的根數(shù)，但帶高h大，帶高與帶輪直徑的比值（h：D）也就大，因而會增大傳動時的彎曲應力，降低膠帶壽命和效率。型別過大還使直徑D、中心距a加大。而型別太小，彎曲應力雖小，但能傳遞的功率也小，使根數(shù)過多，容易因制造誤差而造成膠帶松緊不一。所以正確選定膠帶型別十分重要。、1440r/min。所以選用Z型帶。3．確定大小帶輪的直徑DD2取大帶輪D2=300mm為實現(xiàn)傳動比1/～1/所以D1=～則取D1=50mm～80mm也就是小帶輪的最小直徑為50mm其最大直徑為80mm。由于主動輪基準直徑D1≥50mm，所以選取的尺寸符合要求4．計算膠帶的速度V （42）式中D1=80mm n1=1440r/min（按小傳動比計算）m/s由上式知輪徑定了，帶速隨之也定了，傳遞同樣功率，帶速V越小，傳遞的圓周力就越大，需要膠帶的根數(shù)越多。帶速太高會因膠帶離心力太大而降低帶和帶輪間的正壓力，從而降低摩擦力，降低工作能力，同時會因σc過大，而降低疲勞強度。所以在結構尺寸允許的條件下，最適當?shù)乃俣仁?0～20米/秒。若Z、A、B、C型V帶帶速大于35米/秒，輪徑應重選。因為V= m/s 35 m/s 所以帶的速度合適。5．計算中心距a，帶長L粗選中心距a0中心距過大，雖然結構緊湊，但帶長亦小，應力變化加快，使使用壽命降低，并使包角α2減小，摩擦力降低，傳動能力減小；中心距過大，除有相反的利弊外，還易因速度較高引起膠帶顫動。因此三角膠帶初選中心距a0，一般根據(jù)結構和傳動位置需要。 因此粗選中心距a0應滿足如下的范圍（D1+D2）≤a0≤2（D1+D2）初步取中心距為a0=400mm由a0確定膠帶節(jié)線周長Ld選帶的基準長度Ld=1400mm計算實際中心距amm6．驗算小輪包角α1三角膠帶傳遞最大摩擦力是小輪包角范圍內摩擦力的總和。如包角太大，摩擦力不足，則帶容易打滑。小輪包角可按下式計算因為α1≥120176。,所以符合包角要求。7．確定膠帶根數(shù)Z工作中常將幾根三角膠帶成組使用，各型三角膠帶斷面積一定，這樣，在一定條件下單根三角膠帶所能傳遞的功率也是一定的。此外，為保證帶子在工作中既不出現(xiàn)打滑所能傳遞的功率。這樣，膠帶根數(shù)Z可由下式求得 （43）式中 Pca——傳遞的計算功率Pca= kwP0包角a1=a2=180176。（i=1）、傳動平穩(wěn)情況下的單根三角膠帶所能傳遞的功率（kw），其值因為帶型為z型， D1為80mm，所以取P0=取ΔP0=取包角系數(shù)Ka=取長度系數(shù)KL=所以膠帶根數(shù)最后取Z=18．確定皮帶預緊力F0 （44）式中 q——V帶每米的重量（N/m）q=式中 Pca——計算功率：由前面計算的Pca =包角系數(shù)為K a=V帶速：由前面知v=Z帶數(shù)：由前面給定Z=19．求軸上的壓軸力R （45）預緊力F0=根數(shù)Z=1包角α1=176。所以軸上壓力該帶傳動可以實現(xiàn)無級變速功能。帶輪機構的基本尺寸圖形如圖42所示。圖42 帶輪機構 鏈傳動設計 鏈傳動優(yōu)缺點1．優(yōu)點與摩擦傳動的帶傳動相比，它無彈性滑動和打滑現(xiàn)象；能夠保持準確的平均傳動比；傳動效率高；又因鏈條不需要像帶那樣張得很緊，所以作用在軸上的徑向壓力較小；其結構較緊湊；制造與安裝精度要求較低，成本低廉。2．缺點它只能用于回轉的傳動；運轉時不能保持恒定的瞬時傳動比；磨損后會跳齒；工作時噪音大；不宜在載荷變化很大和急速反向的傳動中應用。 鏈傳動的設計過程已知條件：傳動比i=，電動機的功率P1=，轉速為250～375r/min。由鏈傳動的特性可知，應按小轉速設計，即按n1=250r/min設計1．選擇鏈輪齒數(shù)ZZ2假使鏈速v=～3m/s，選取小鏈輪齒數(shù)Z1=17則Z2=iZ1=21=，取Z2=43；。2．確定計算功率PcaPca=KAP （46）式中 KA——工作情況系數(shù)， KA =式中 P——傳遞的功率P= P 1η1；η1為帶的傳動效率；得：η1=；所以P== kw所以Pca=1= kw3．確定鏈條的節(jié)數(shù)LP初定中心距a0=40p,取LP=112節(jié)；4．確定鏈節(jié)距p按小鏈輪的轉速估計，鏈工作在功率曲線頂點左側時，可能出現(xiàn)鏈斑疲勞破壞。查得小鏈輪的輪齒系數(shù)==選取單排鏈，多排鏈系數(shù)Kz=，故得所需傳遞的功率為根據(jù)小鏈輪轉速n1=375r/min及功率P0=，由已經計算出的已知條件選取鏈 號為06B單排鏈。同時也證實原估計鏈工作在額定功率曲線左側是正確的。查得鏈節(jié)距p=。5．鏈傳動的中心距a和鏈長LL=LPP/1000=mmmm=379mm中心距減少量a=（~）a=（~）379mm=~實際中心距a′=a△a=379（~）mm=~取a′=378mm6．驗算鏈速m/s與原假設相符7．鏈傳動作用在軸上的力（壓軸力）FP FP=KFFe （47）Fe為鏈傳遞的有效圓周力，單位為NN式中 KF壓軸力系數(shù) 因為是垂直傳動，所以取KF=FP=520=546N8．鏈輪的尺寸計算小鏈輪：選擇三圓弧一直線的齒形分度圓直徑mm齒頂圓直徑da1=p[+cot（180176。/z）]=[+cot（180176。/17）=56mm分度圓弦齒高ha===齒根圓直徑df=dd1==齒側凸緣mm取dg=40mm；h2為內鏈板高度大鏈輪：選擇三圓弧一直線的齒形分度圓直徑mm齒頂圓直徑da1=p[+cot]=[+cot]=135mm分度圓弦齒高ha===齒根圓直徑df=dd1==齒側凸緣 mm取dg=120mm h2 為內鏈板高度（由查表得）其尺寸形狀如圖43所示。其中軸孔的直徑由軸的設計定。圖43 連輪傳動機構 齒輪傳動的設計 齒輪材料要求由齒輪的失效形式可知，設計齒輪傳動時，應使齒面具有較高的抗磨損、抗點蝕、抗膠合及抗塑性變形的能力，而齒根要有較高的抗折斷能力。因此齒輪材料性能的基本要求為：齒面硬，齒芯要韌。 分配軸上螺旋齒輪的設計軸空間布置如圖44所示。圖44 手柄軸面方向軸空間布置圖凸輪組螺旋齒輪的設計已知條件為：凸輪齒輪嚙合的傳動比i=1/1，主要起換向的作用，屬于交錯軸的傳動；輸入功率為：由前面分配的功率可知P=。1．選擇材料(1) 齒輪傳動為斜齒輪傳動，主要傳遞運動 (2) 精度等級7級(3) 由于兩齒輪的大小都一樣，選擇兩齒輪的材料都為45鋼，調質。硬度為240HBS(4) 選取螺旋角，由于是交錯軸∑=90176。，因此取β1=β1=45176。(5) 選擇兩者齒輪齒數(shù)都為Z1= Z1=212．按齒面接觸強度計算由公式進行計算，即 （48）3．確定公式內的各計算數(shù)值(1)試選載荷系