3.1.2 滑动螺旋副的计算
1）螺旋传动的材料
丝杠螺杆要有足够的强度，较高的耐磨性和良好的工艺性，一般采用45或50刚，较重要的螺杆可采用40Cr等合金钢，本丝杠采用45钢。
推杆（螺母）应该具有较低的摩擦系数和较高的耐磨性，一般可选用铸造青铜，如ZCuSn10P1、ZCuSn5Pb5Zn5及ZCuAl10Fe3，要求较低时可采用耐磨铸铁，本推杆要求不高，采用球墨铸铁QT400-17。
2）耐磨性的计算
设螺母高为H，螺距为P，螺纹中径为
，螺纹工作高度为h，则螺纹承载圈数Z=H/P，
螺旋总轴向载荷为
，每一圈螺纹承受的轴向载荷为
,其成载面积
。因此。螺纹工作面上的压强为
,己耐磨性条件为：
表3-1 滑动螺旋副材料的许用压强[]
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螺杆材料
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螺母材料
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滑动速度（m/s）
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许用压强
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钢
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青铜
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低速
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18～25
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钢
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钢
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7.5～13
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钢
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铸铁
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＜0.04
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13～18
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钢
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青铜
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＜0.05
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11～18
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钢
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铸铁
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0.1～0.2
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4～7
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钢
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耐磨铸铁
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6～8
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钢
|
青铜
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7～10
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设
，则 
，代入上式并整理后可得：
对于锯齿螺纹，h=0.75P，由上表3-1，选取[]=6Mpa 则
考虑到螺旋导程不能太小,取导程P=4mm，选取螺杆中径
，外径为10mm
3）螺母螺纹牙的强度校核
在轴向载荷的作用下，螺纹牙可能在根部发生剪断或弯断，由于推杆为铸铁，螺牙的强度低于螺杆，故只需要校核推杆（螺母）螺纹牙的强度。
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材料
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许用应力
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[σ]
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[ ]
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[ ]
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螺杆
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钢
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|
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螺母
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青铜
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40～60
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30～40
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耐磨铸铁
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50～60
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40
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铸铁
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45～55
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40
|
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钢
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|
|
0.6[σ]
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注：
1、 为材料屈服极限；
2、载荷稳定时，许用应力取大值。
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将一圈螺母的螺纹沿根部大径D处展开，并将谈看作宽度为
的悬臂梁，在h/2处作用载荷，则螺纹牙危险平剖面a－a的剪切强度条件为
符合强度要求。
螺纹牙危险剖面ａ－ａ的弯曲强度条件为
符合强度要求。
4）螺杆的强度校核
螺杆工作地承受轴向压力（或拉力），又受螺纹力矩T的扭转作用。螺杆危险剖面上既有压缩（或拉伸）应力，又有扭转剪应力。因此，螺杆剖面上是正应力和剪应力的复合应力状态。按第四强度理论，其危险截面的强度条件为
强度符合要求。
3.1.3 联轴器的选用
电机功率较小，螺杆驱动装置采用联轴器联接电机。
联轴器是机械传动中常用的部件。它用来把两轴联接在一起，机器运转时两轴不能分离：只有在机器停车并将联接拆开后，两轴才能分离。
联轴器所联接的两轴，由于制造及安装误差、承载后的变形以及温度变化的影响等，往往不能保证严格的对中，而是存在着某种程度的相对位移。这就要求设计联轴器时，要从结构上采取各种不同的措施，使之具有适应一定范围的相对位移的性能。
根据对各种相对位移有无补偿能力（即能否在发生相对位移条件下保持联接的功能），联轴器可分为刚性联轴器（无补偿能力）和挠性联轴器（有补偿能力）两大类。挠性联轴器又可按是否具有弹性元件分为无弹性元件的挠性联轴器和有弹性元件的挠性联轴器两个类别。
十字滑块联轴器又称滑块联轴器，由两个在端面上开有凹槽的半联轴器和一个两面带有凸牙的中间盘组成。因凸牙可在凹槽中滑动，故可补偿安装及运转时两轴间的相对位移。这种联轴器零件的材料可用45钢，工作表面需要进行热处理，以提高其硬度；要求较低时也可用Q275钢，不进行热处理。为了减少摩擦及磨损，使用时应从中间盘的油孔中注油进行润滑。
因为半联轴器与中间盘组成移动副，不能发生相对转动，故主动轴与从动轴的角速度应相等。但在两轴间有相对位移的情况下工作时，中间盘就会产生很大的离心力，从而增大动载荷及磨损。因此选用时应注意其工作转速不得大于规定值。
弹性柱销联轴器能传递转矩的能力很大，结构更为简单，安装、制造方便，耐久性好，也有一定的缓冲和吸振能力，允许被联接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移，适用于轴向窜动较大、正反转变化较多和起动频繁的场合。
本次设计中，由凌斯联轴器公司样本资料，查得电动机与减速器轴之间联接选用十字滑块联轴器LS3-C25。
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型号
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额定转矩(n.m)
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最高转速(rpm)
|
径向偏差mm
|
|
LS3-C25
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3.0
|
5800
|
1.9
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3.2 胶辊设计
图3-2 胶辊传动图
3.2.1微型电机选择
微型电动机体积、容量较小，输 出功率一般在数百瓦以下的电机和用途、性能及环境条件要求特殊的电机。全称微型特种电机，简称微电机。常用于传动机械负载，也可作为设备的交、直流电源。微电机门类繁多，大体可分为直流电动机、交流电动机、自态角电动机、步进电动机、旋转变压器、轴角编码器、交直流两用电动机、测速发电机、感应同步器、直线电机、压电电动机、电机机组、其他特种电机等13大类。
由于胶辊所传动力很小，选择电机时参照同类产品（如打印机）进行选择，选择20BYG28-4型步进电机
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序
号
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型 号
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相数
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电压
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电流
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电阻
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电感
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转 矩
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重量
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接线图
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机身长度
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规 格
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V
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A
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Ω
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mH
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g.cm
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kg
|
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mm
|
|
|
20BYG38-4
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2
|
10
|
0.6
|
10
|
5.5
|
400
|
0.08
|
B
|
38
|
3.2.2微型皮带轮传动设计
电机与辊轮之间以皮带轮传动，
1）与传动比i
已知大带轮转速n2＝400r/m，带传动的传动比一般为i ≤ 7，推荐值为i＝2～5。故令i＝2.5，则小带轮转速n1＝1000 r/m。
2）功率与皮带的带型
（1）单根V带的额定功率pr
P0为基本额定功率；△
为单根V带额定功率增量；
为包角修正系数；KL为带长修正系数；查文献[5]表8-4a、表8-4b、表8-5、表8-2得＝0.006kw，△P＝0.002kw，＝0.97，KL＝1.0。
＝0.008×0.97×1.0＝0.0776kw
（2）计算功率
是根据传递功率P和带的工作条件参数KA而定的，即
由文献[5]表8-7查得KA＝1.1，P＝0.006kw；所以
KW进而文献[5]图8-11选择A型。
3）选择带轮基准直径
与带速控制
（1）小带轮基准直径
；参考文献[5]表8-6和表8-8可确定小带轮基准直径＝10mm。
（2）小带轮线速度
即,
=0.52m/s。
（3）大带轮基准直径
＝i＝2.5×10＝25mm。
3）中心距a及带的基准长度
（1）中心距的大小要根据实际应用时结构的尺寸、传动平衡性以及使用寿命等要求适当选择。一般初选带传动中心距
为
即
＝24.5～70mm。初选＝40mm。
（2）相应带长
取基准长度
按〔1〕式8-23，计算实际中心距
变动范围
4） 验算小带轮的包角
5）计算带的根数
（1）计算单根
＝0.008×0.97×1.0＝0.0776kw
（2） V带根数 
根 取Z＝1
第4章 主要零部件结构设计
对于本电池包装机的零部件设计，考虑到这种包装机产品生产批量小，对于零件部件等，尽量采用标准件常用件，采用易于应用常规加工方法加工的结构。
4.1机架设计
4.1.1机架设计准则
4.1.2 机座主体设计
4.2 包装袋托架设计
4.3 集料槽设计
4.4轴承选择与校核
4.4.1 轴承校核的概念及方法
4.4.2电动推杆处轴承校核
底座、机架、箱体、基板等零件都属于机架零件。
机架零件可划分为四大类：即机座类、机架类、基板类和箱壳类，对机架零件一般可提出下列要求:
(1)工况要求：即任何机架的设计首先必须保证机器的特定工作要求。例如，保证机架上安装的零部件能顺利运转，机架的外形或内部结构不致有阻碍运动件通过的突起,设置执行某一工况所必需的平台；保证上下料的要求、人工操作的方便及安全等。
(2)刚度要求：在必须保证特定的外形条件下，对机架的主要要求是刚度。如果基础部件的刚性不足，则在工作的重力、夹紧力、摩擦力、惯性力和工作载荷等的作用下，就会产生变形，振动或爬行，而影响产品定位精度、加工精度及其它性能。例如机床的零部件中，床身的刚度则决定了机床的生产率和加工产品的精度。
(3)强度要求：对于一般设备的机架，刚度达到要求，同时也能满足强度的要求
(4)稳定性要求：对于细长的或薄壁的受压结构及受弯-压结构存在失稳问题，某些板壳结构也存在失稳问题或局部失稳问题。失稳对结构会产生很大的破坏，设计时必须校核。
(5)美观：目前对机器的要求不仅要能完成特定的工作，还要使外形美观。
(6)其它：如散热的要求，防腐蚀及特定环境的要求。
在满足机架设计准则的前提下，必须根据机架的不同用途和所处环境，考虑下列各项要求，并有所偏重。
(1)机架的重量轻，材料选择合适，成本低。
(2)结构合理，便于制造。
(3)结构应使机架上的零部件安装、调整、修理和更换都方便。
(4)结构设计合理，工艺性好，还应使机架本身的内应力小，由温度变化引起的变形应力小。
(5)抗振性能好。
(6)耐腐蚀，使机架结构在服务期限内尽量少修理。
(7)有导轨的机架要求机架导轨面受力合理，耐磨性良好。
1）机座的结构及材料
进行机架结构形式的选择是一个较复杂的过程，对结构形式、构件截面和结点构造等均需要结合具体的情况进行仔细的分析。对结构方案要进行技术经济比较。由于各种设备有不同的规范和要求，制定统一的机架结构选择方法较困难。但是，可以利用结构力学的知识提出下列一般的规则。这些规则是为了节约材料在选择形式时应遵守的一般规律。
（1）结构的内力分布情况要与材料的性能相适应，以便发挥材料的优点。轴力较弯矩能更充分地利用材料。杆件受轴力作用时，截面上的材料分布是均匀的，所有材料都能得到充分利用。但在弯矩作用下截面的应力分布是不均匀的，所以材料的应力分布不够经济。
机械结构中许多构件所受的都是沿垂直于杆轴的方向作用的。弯矩沿杆变化很迅速。有垂直载荷处，弯矩曲线有曲率，且曲率与载荷集度成正比。最大的弯矩限于一小段内，在较长段内材料不能充分利用，这是弯曲构件不经济的另一原因。
（2）结构的作用在于把载荷由施力点传到基础。载荷传递的路程愈短，结构使用的材料愈省。
（3）结构的连续性可以降低内力，节省材料。
因该电池包装机为尺寸小，结构紧凑，受力不大，精度要求不高，材料上，为减轻重量，便于安装，选择HT150铸件作为基座。
2）机体部分结构尺寸的确定
(1)安装电动推杆螺栓直径的确定
，取M8。
(2)安装伺服电机螺栓直径的确定，根据伺服电机提供的安装螺纹孔，取M5。
(3)安装托架及胶辊螺钉直径的确定，取M4。
(4)安装槽档块螺钉直径的确定，取为M5,定位销取为直径为5mm.
3）壁厚，根据安装要求，取得
包装袋托架如下图4-1所示，支架材料为两块钣金件，钣金件材料为304不锈钢，壁厚3mm，中间为辊轮，辊轮是橡胶与45钢套铜过盈配合联接在一起，辊轮套在芯轴上，可以绕心轴转动，当一卷包装袋用完了，拧开螺母，取下心轴，又可以换用另一卷包装袋上去。
图4-1 包装袋托架
集料槽的宽度按尺寸按五号电池的长度设计，设计为50mm,为了方便电池能顺利滚入电池包装机通道中，集料槽底部是倾斜的，如图4-2所示。
图4-2 集料槽
(一) 基本概念
(1)深沟球轴承寿命：轴承中任一元件出现疲劳剥落扩展迹象前运转的总转数或一定转速下的工作小时数。
批量生产的元件，由于材料的不均匀性，导致轴承的寿命有很大的离散性，最长和最短的寿命可达几十倍，必须采用统计的方法进行处理。
(2)基本额定寿命：是指90％可靠度、常用材料和加工质量、常规运转条件下的寿命，以符号L10（r）或L10h（h）表示。
(3)基本额定动载荷（C）：基本额定寿命为一百万转（106）时深沟球轴承所能承受的恒定载荷。即在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作106 转而不发生点蚀失效，其可靠度为90％。基本额定动载荷大，轴承抗疲劳的承载能力相应较强。
(4)基本额定静载荷（径向C0r，轴向C0a）：是指轴承最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起以下接触应力时所相当的假象径向载荷或中心轴向静载荷。
在设计中常用到深沟球轴承的三个基本参数：满足一定疲劳寿命要求的基本额定动载荷Cr（径向）或Ca（轴向），满足一定静强度要求的基本额定静强度C0r（径向）或C0a（轴向）和控制轴承磨损的极限转速N0。各种轴承性能指标值C、C0、N0等。
(二）寿命校核计算公式
深沟球轴承的寿命随载荷的增大而降低，其曲线方程为
PεL10=常数
其中 P-当量动载荷，N；L10-基本额定寿命，常以106r为单位（当寿命为一百万转时，L10=1）；ε-寿命指数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3。
由手册查得的基本额定动载荷C是以L10=1、可靠度为90％为依据的。由此可得当轴承的当量动载荷为P时以转速为单位的基本额定寿命L10为
Cε×1=Pε×L10
L10=(C/P)ε 106r
若轴承工作转速为n r/min，可求出以小时数为单位的基本额定寿命
应取L10≥Lh＇。 Lh ＇为轴承的预期使用寿命。通常参照机器大修期限的预期使用寿命。
（三）当量动载荷
在实际工况中，深沟球轴承常同时受径向和轴向联合载荷，为了计算轴承寿命时将基本额定动载荷与实际载荷在相同条件下比较，需将实际工作载荷转化为当量动载荷。在当量动载荷作用下，轴承的寿命与实际联合载荷下轴承的寿命相同。当量动载荷P的计算公式是
P=XFr+YFa
式中Fr-径向载荷，N；Fa-轴向载荷，N；X，Y-径向动载荷系数和轴向动载荷系数，
选择轴承6203，查得轴承性能参数
得, 
径向力
，
轴向力 
，
查[1]表15-3，得Y=2.3，e=0.19，
当量载荷
由于
，
，
所以
，
轴承寿命的校核
第5章 安装检验及使用维修
5.1检验规则
5.2 包装机安装
5.3 设备调整
5.4使用操作
5.5维修保养和故障排除
电池包装机安装完毕后进行空转实验方可使用。
空转实验时技术要求如下：
（1）电动机顺利起动，运转平稳。
（2）四个推杆，电磁阀运转平稳，无异常振动和响动。
（3）试验中各种动作平稳，协调、准确，传动系统无异常响声。
（1）工作台可直接安装于基础的铁板上，应调整水平，其它各部分按设备总图要求安装。
（2）设备各部分的连接和各部件的装配应牢固可靠，焊缝应平整、均匀、牢固，不应有烧伤，漏焊等缺陷，各螺栓应拧紧。
各驱动电机安装好后，空车让电动机试运转，看有无异常声响和异常振动，如有应查找原因，重新调整。
1.必须在正常调整后使用。
2.正式使用前必须对各润滑件加润滑油。
1.维修保养
1.1检修、保养机器必须停机进行。
1.2经常检查各运动部件的工作情况，发现问题应立即进行维修。
1.3在生产完一个季节后，应仔细清理设备，对机架部分应重刷一层保护漆。
对活动部分应涂一层润滑油。
