三邊袋包裝機封合切斷裝置設計

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1、三邊袋包裝機封合切斷裝置設計摘 要：本畢業(yè)設計所研究的內容是一種全自動連續(xù)式制袋裝置。這一類機器廣泛運用于實際生產(chǎn)中，可以包裝各類生活物品，生產(chǎn)物品。其工作原理是、薄膜材料經(jīng)過多根導輥引入象鼻式的成型器，在成型器作用下薄膜材料被卷成圓筒形狀，接著被逆向回轉一對縱封滾輪加熱加壓后封合在一起?？v封滾輪除將薄膜封合在一起作用外，還要將薄膜的向下送。被包裝物料通過計量裝置定量由下料槽與成型器內壁組成充填筒導入塑料袋內。橫封裝置將袋子上下封口，封住橫封時回轉軸線與縱封時回轉軸線平行，封好口連續(xù)的袋通過旋轉切刀和固定切刀從接觸并將包裝切斷分開，最后得到三邊封口包裝袋。本研究主要包括顆粒制袋-充填-封口包裝

2、機的結構設計，完成顆粒包裝機 L 型封合切斷裝置設計。關鍵字：封口機，制袋，包裝，成型器，L 型封合切斷目錄第一章 緒論 .11.1 選題意義 .11.2 國內外包裝機械的發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢 .11.3 研究內容 .3第二章 顆粒制袋-充填-封口包裝機的設計 .42.1 總體方案設計 .42.1.1 功能要求和適用范圍 .42.1.2 工藝 分析 .42.1.3 主要構成及工作原理 .52.1.4 工作循環(huán)圖編制 .52.1.4.1 執(zhí)行機構的動作配合 .62.1.4.2 執(zhí)行構件的行程時間與速度 .62.1.4.3 繪制工作循環(huán)圖 .72.2 動力系統(tǒng)設計 .8第三章 傳動系統(tǒng)設計 .93.1

3、傳動簡圖 .93.2 分配軸轉速確定 .103.3 電機到主輸送帶裝置的傳動設計 .103.3.1 第一級傳動帶的設計 .103.3.2 蝸輪蝸桿傳動減速箱的計算 .113.3.2.1 選擇蝸桿的傳動類型 .123.3.2.2 選擇材料 .123.3.2.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 .123.3.2.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 .133.3.2.5 校核齒根彎曲疲勞強度 .133.3.2.6 精度等級公差和表面粗糙度的確定 .143.3.2.7 傳動效率的計算 .143.3.2.8 蝸輪蝸桿最小軸徑的確定 .143.3.3 第三級鏈傳動的設計計算 .153.3.4 主傳送帶的設計計

4、算 .163.3.4.1 主傳動鏈的設計計算 1.163.3.4.2 計算主傳送帶的牽引力 F6 .173.3.4.3 驗算主鏈條輸送裝置的功率 .183.4 主傳動軸的設計 .193.4.1 軸力的計算分析 .193.4.2 校核軸的強度 .20第四章 執(zhí)行系統(tǒng)設計 .224.1 熱封裝置 .224.1.1 驅動形式、封口形式的選擇 .224.1.2 熱封裝置的設計 .224.2 凸輪的研究設計 .23第五章 其他零件的選用 .255.1 切斷裝置 .255.2 供送裝置 .255.3 制袋成型裝置 .255.4 傳袋裝置 .265.5 計量裝置 .26結 論 .27參 考 文 獻 .28致

5、 謝 .29附 錄 .30第一章 緒論1.1 選題意義包裝機械是能完成全部或部分產(chǎn)品，商品包裝過程機械。包裝過程還包括充填、裹包、封口主要工序，以及其相關前后工序，如清洗、堆碼拆卸等。此外，包裝包括計量和在包裝件上蓋印工序。使用機械包裝的產(chǎn)品可提高生產(chǎn)率，和減輕勞動強度，從而適應大規(guī)模生產(chǎn)需要，并滿足清潔衛(wèi)生要求。顆粒物料包裝機，當采用包裝材料的塑料袋已經(jīng)被制成袋時，通常封口方式將灌裝好袋輸送到另外封口機上再進行封口。這一封口的方式不僅在封口工位需要另設一名操作人員，并從灌裝到封口輸送也較很不便。所以，需要開展顆粒物料三邊封口袋成型-充填- 封口包裝機封合切斷裝置設計，完善封口方式不足 1。1

6、.2 國內外包裝機械的發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢美國是世界上包裝機械歷史較長國家，已形成了獨立完整包裝機械體系，其品種和產(chǎn)量居世界之首。10 多年來，美國始終保持世界最大包裝機械生產(chǎn)及消費大國的地位。產(chǎn)品以高、大、精、尖產(chǎn)品居多，機械和計算機緊密結合，機電一體化控制。新型機械產(chǎn)品以成型、填充、封口三種機械增長最快，裹包機，薄膜包裝機占整個市場份額 15%，紙盒封盒包裝機市場占有率中居第二位。從上世 90 年代初以來，美國包裝機械業(yè)保持著良好發(fā)展勢頭。 美國包裝機械市場在全球首屈一指的，各種包裝機械主要內銷，1998 美國包裝機械國內消占 82%，出口只占產(chǎn)值 18%，但出口額大。美國包裝機械的制造廠大部分

7、屬于大型包裝材料廠，銷售完全依賴母公司。日本同美國、德國相比，起步較晚。上世紀 60 年代前，包裝的機械廠家不足 60 家，只能包裝糖果、香煙。60-70 年代，日本包裝的機械業(yè)起步階段，其產(chǎn)值增長速度很快。70-80 年代，增長速度不如上一階段高，年增長率仍達 13%。80-90 年代穩(wěn)定增長分階段，將微電子技術成功應用于包裝機械控制，以后將光導纖維技術、工業(yè)機器人技術、模塊化技術應用包裝機械，達到安全性高、無人操作、高生產(chǎn)率水平，大大提高了國際市場競爭力。因此，從上世紀 60 年代 90 年代初，日本包裝的機械工業(yè)連續(xù) 30 多年的高速增長，經(jīng)歷了引進-消他 -發(fā)展過程。中國成為繼加拿大、

8、墨西哥、日本、英國、德國之后，包裝機械的第 6 大的出口市場 2。 國內包裝機械廠家擁有專業(yè)研究的開發(fā)廠家很少，這是我國的不足之處。但國內包裝機械廠家在不斷努力下國內包裝機械在計量、制造、技術性能方面有了不錯成就,特別是啤酒、飲料灌裝等設備具有高速、成套、自動化程度高、可靠性好的特點。還有食品包裝機的技術上大幅改進，機電一體化出現(xiàn)，使自動化包裝機的設備需求激增，未來數(shù)年的各種食品包裝機械需求都將快速增長。 a 量杯式 b 計量泵式c 螺桿式 d 單件計數(shù)式圖 1-2 充填計量計數(shù)示意圖我國包裝機械品種已經(jīng)可以滿足人們的目前要求。如充填機，我國有十幾種類型。按計量原理和充填方法的不同，其充填機分

9、為：容積式充填機、稱重式充填機、計數(shù)式充填機圖 1-2 d、灌裝機、重力式充填機、推入式充填機、拾放式充填機等。其中容積式充填機可分為量杯式充填機圖 1-2 a、計量泵式充填機圖 1-2 b、螺桿式充填機圖 1-2 c、插管式、充填機、料位式充填機、定時式充填機等 3。包裝機械是能完成全部或部分產(chǎn)品，商品包裝過程機械。包裝過程還包括充填、裹包、封口主要工序，以及其相關前后工序，如清洗、堆碼拆卸等。此外，包裝包括計量和在包裝件上蓋印工序。使用機械包裝的產(chǎn)品可提高生產(chǎn)率，和減輕勞動強度，從而適應大規(guī)模生產(chǎn)需要，并滿足清潔衛(wèi)生要求。顆粒物料包裝機，當采用包裝材料的塑料袋已經(jīng)被制成袋時，通常封口方式將

10、灌裝好袋輸送到另外封口機上再進行封口。這一封口的方式不僅在封口工位需要另設一名操作人員，并從灌裝到封口輸送也較很不便。所以，需要開展顆粒物料三邊封口袋成型-充填- 封口包裝機封合切斷裝置設計，完善封口方式不足 4。1.3 研究內容其目標是生產(chǎn)能力 5080 袋/分,袋長 120140mm，且極少出現(xiàn)封口不牢固或有燒結、氣泡現(xiàn)象，袋子表面平整，不出現(xiàn)褶皺現(xiàn)象。本畢業(yè)設計主要內容包括：1.包裝材料傳送裝置機械結構及傳動系統(tǒng)設計：連續(xù)運動，卷筒包裝材料，通過輸送輥、壓紙輥和牽引輥勻速輸送一個包裝袋的長度后，進行充填、封口。2.傳袋裝置機械結構及傳動系統(tǒng)設計：連續(xù)運動，當包裝材料傳送裝置連續(xù)輸送。封口

11、裝置結構設計：連續(xù)運動，包裝材料與物料連續(xù)輸送，完成一個袋的輸送后，封口裝置勻速運動完成封口，包裝袋切斷后，勻速運動回到原位。第二章 顆粒制袋- 充填-封口包裝機的設計通過對顆粒制袋-充填-封口包裝機的總體方案設計及整機公藝分析，繪制工作循環(huán)圖，分別對動力系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)及執(zhí)行系統(tǒng)進行設計。2.1 總體方案設計按照功能要求，對顆粒制袋-充填- 封口包裝機進行了工藝分析的基礎上，設計編制工作循環(huán)圖，在使執(zhí)行機構之間得到了緊密配合。2.1.1 功能要求和適用范圍1.功能要求能夠自動的完成成型、計量、充填、封合和分切等工序，達到生產(chǎn)要求。2.適用范圍根據(jù)對市場包裝機的種類及性能的調查結合現(xiàn)有樣機類型，

12、本研究包裝機適用范圍如下：（1）包裝材料：防潮玻璃紙、聚乙烯/尼龍、紙/ 聚乙烯、聚酯 /鋁箔/聚乙烯、聚酯/聚丙烯等。（2）包裝物料：小顆粒物品和不易粘附粉狀物品包裝，如化肥、種子、麥片、砂糖、味精、豆粉、豆奶、芝麻糊、米粉、醫(yī)藥、化工原料、茶葉等。（3）包裝規(guī)格：包裝袋 長 50120mm；寬 60120mm；計量范圍 550g。（4）生產(chǎn)能力：5580 袋/分鐘。（5）整機功率：1.2KW。2.1.2 工藝分析機器類型選擇如下：1.工位分為單工位，多工位。單工位包裝機所有包裝操作集中在一個工位上完成，一件物品完成全部的包裝并輸出之后，下一件物品才能進入到機器才開始包裝。多工位的包裝機，物

13、品輸入到輸出，必須要經(jīng)過多個工位，而且在不同工位上依次完成了各個包裝的操作。由于顆粒制袋-充填-封口包裝機包裝過程比較的復雜，需要較多執(zhí)行機構（供料、計量、充填、封口、切斷等） ，包裝的操作分散在不同的工位上同時進行，及能夠提高生產(chǎn)效率的，所以選擇多工位的 5。2.運動形式運動形式分為間歇運動及連續(xù)運動。間歇運動是物品由一個工位轉移另一個工位做間歇步進運動，是主要包裝操作的可在物品靜止時完成的。一般適用執(zhí)行的機構比較多機器，但慣性力和沖擊現(xiàn)象是不利于提高生產(chǎn)率的。連續(xù)運動物品和傳送系統(tǒng)均做連續(xù)的等速運動。包裝機進行工作之時，各個執(zhí)行機構并行工作，這樣既能夠提高生產(chǎn)率的，縮短生產(chǎn)周期的，也能減小

14、機器的空間。根據(jù)分析，本設計是采用間歇式運動的 6。3.單頭型和多頭型特指連續(xù)運動的多工位包裝機完成同一包裝的操作執(zhí)行機構數(shù)目。每一物品包裝的操作都依次經(jīng)過所有的執(zhí)行機構，稱為單頭連續(xù)運動；完成同一包裝操作執(zhí)行機構有多個稱為多頭連續(xù)運動的多工位包裝機。當執(zhí)行機構的種類較多時，為減少執(zhí)行機構數(shù)目，應宜于選用單頭型 7。綜上分析，本課題的研究的包裝機應采用多工位的、單頭間歇運動型。2.1.3 主要構成及工作原理1.主要構成顆粒制袋-充填-封口包裝機是由動力系統(tǒng)（電機 1） 、傳動系統(tǒng)（分配軸 7、傳動軸） 、執(zhí)行系統(tǒng)（空氣凈化器 2、傳袋裝置 3、L 型熱封裝置 5、成型裝置 6、傳送裝置 8、計

15、量裝置 10、細供料裝置 11、粗供料裝置 12）和控制系統(tǒng)組成的。2.工作原理工作時，是由供料裝置 11、12 把物料（粉粒、顆粒等）送入顆粒制袋-充填- 封口包裝機料倉后，計量裝置 10 將完成定量物料送入到制袋成型裝置 6，同時通過包裝材料經(jīng)薄膜傳送裝置 8 引入成型器的卷繞成筒狀， L 型熱封裝置 5 在完成縱向封口和包裝袋頂封下的一個袋底面封口的，成為兩道焊縫。由于下料的通道被包裝袋裹住后，縱封封合就可直接袋內填充物料，隨之拉袋裝置 3 移動一個工位完成頂封的封口，用切刀切斷并完成包裝工序，見圖 2-18。1-電機 2-空氣凈化器 3-傳袋裝置 4-除靜電裝置 5- L 型熱封裝置

16、6-成型裝置 7-分配軸 8-傳送裝置 9-薄膜 10-計量裝置 11-細供料裝置 12-粗供料裝置圖 2-1 粉粒制袋-充填- 封口包裝機結構圖2.1.4 工作循環(huán)圖編制包裝機各執(zhí)行機構的運動是多樣的，使其能夠自動可靠完成包裝的操作，每個執(zhí)行機構都必需按給定規(guī)律運動，且它們之間動作必須協(xié)調配合的，按一定程序依次完成的。為了保證執(zhí)行機構動作能夠按工作的要求取得密切配合，盡量縮短運動的循環(huán)周期時間，完成包裝的并提高生產(chǎn)率的，所以要編制工作循環(huán)圖的。2.1.4.1 執(zhí)行機構的動作配合本機執(zhí)行機構的主要為包裝材料的傳送裝置 8，傳袋裝置 3，計量裝置 10， L 型熱封裝置 5，見圖 2-1。包裝材

17、料的傳送裝置：間歇運動，卷筒包裝材料，通過輸送輥、壓紙輥及牽引輥勻速輸送一個包裝袋長度后，停止運動，此時再充填、封口。傳袋裝置：間歇運動，當包裝材料的傳送裝置輸送一個袋長之后，由滾輪傳送包裝材料到下移一個袋距后停止運動。計量裝置：連續(xù)運動，送料，粗計量和細計量同步工作，在包裝材料完成封口，物料的充填完全。封口裝置：間歇運動，包裝材料和物料輸送時，在開狀態(tài)停止時，完成一個袋輸送后，封口裝置的勻速運動完成封口時，在封口期間的停留時間，包裝袋切斷，勻速運動回到原位。各執(zhí)行構件之間動作應該相互協(xié)調的，運動時間應盡量重疊，便于縮短運動的周期，提高生產(chǎn)率的 9。2.1.4.2 執(zhí)行構件的行程時間與速度對于

18、各個包裝操作工藝時間和許用速度、加速度，當前缺少確切數(shù)據(jù)。一般認為這種間歇送紙許用速度可取 0.5ms，執(zhí)行構件平均運動速度達 0.45-0.5ms；如果速度的過高，機器工作不穩(wěn)定，容易出現(xiàn)故障，包裝質量下降。參照這些經(jīng)驗數(shù)據(jù)確定執(zhí)行構件運動速度和時間 10。在包裝機中，對于具體執(zhí)行機構來說，完成一個包裝件全部工作運動及空程運動（包括停止）時間是該執(zhí)行機構運動循環(huán)周期，簡稱為運動周期 。dT通常包括三部分組成：（2-dsxpT2）sT工作運動時間；x空程運動時間； p停止時間。本研究分配軸 7 旋轉一圈為運動周期。根據(jù)本機適用范圍和要求，生產(chǎn)能力 5580 袋/分，袋長 50120mm 。1.

19、分配軸當生產(chǎn)能力 55 袋/分時，旋轉一圈工作時間 60/55=1.1s；當生產(chǎn)能力 80 袋/分時，旋轉一圈工作時間 60/80=0.75s。2.薄膜傳送裝置間歇傳送，工作時做勻速運動，傳送速度 O.5ms，當薄膜前進 50mm 時，需要時間0.05/0.5=0.1s；薄膜前進 120mm 時，需要時間 0.12/0.5=0.24s。3.拉袋裝置間歇旋轉運動時，取運動平均速度 0.5m/s，當滾輪轉動周長 50mm 時，需要時間0.05/0.5=0.1s；當滾輪轉動周長為 120mm 時，需要時間 0.12/0.5=0.24s；傳袋軸工作，離合器通電，所以需要時間 0.1s0.24s；制動器

20、通電時間為分配軸旋轉時間和離合器通電之差0.65s 0.86s。4.計量裝置連續(xù)運動，物料在計量料斗行程為 130mm，計量料斗內開始下料到封口處行程為370mm，由重力向下填充，則（2-1 ）20.13.6st sg.7.28t考慮下料過程中受到摩擦，所以物料在稱重階段流動時為 0.2s，充填階段流動時間0.3s。5.封口裝置在進行封口運動時，行程 35mm，速度 0.15m/s，需要時間為 0.035/0.15=0.23s2.1.4.3 繪制工作循環(huán)圖根據(jù)初步擬定運動規(guī)律及動作配合，繪制了工作循環(huán)圖。對于機械傳動，將執(zhí)行構件運動同時間關系轉換為同分配軸轉角關系。本研究選取直角坐標式運動的循

21、環(huán)圖，取水平軸則表示一個運動的循環(huán)周期，各個執(zhí)行機構在此周期內運動狀況分別為表示出來的。在圖中直線表示運動執(zhí)行機構，水平直線則表示靜止，連續(xù)勻速轉動和振動。如圖 2-2 所示，由粉粒制袋-充填- 封口包裝機分配軸是連續(xù)轉動，所以運動周期是為分配軸旋轉一圈時間。表示了一個運動循環(huán)周期為 1.1s 內，袋長 120mm 時，各個執(zhí)行機構運動規(guī)律及工作程序。各個執(zhí)行機構運動時間轉換成分配軸的所對應旋轉角度的。計量裝置，稱重斗下料需藥分配軸旋轉 60（0.2s） ，進行稱重需要分配軸旋轉 90；打開料斗在進行充填下料需要分配軸旋轉 90(0.3s),關上料斗需要分配軸旋轉 90。在計量裝置的完料后，對

22、應分配軸旋轉 180，要包裝封口裝置也已進行封合。橫封裝置及縱封裝置運動是同步，其進程需要分配軸旋轉 70，封口時間分配軸旋轉130，回程時間為 70。橫封裝置進行封口分配軸旋轉 160，在 160290時，進行封合工作時，在 290時，完成了切斷工作。拉袋裝置，在橫封裝置在完成切斷后，進行拉袋動作時，需要分配軸旋轉 84（袋長140mm） ，為 290374 。包裝材料供送時，工作時間需要分配軸旋轉 84，在拉袋裝置工作之前動作時，工作時間 206290。圖2-2 工作循環(huán)圖2.2 動力系統(tǒng)設計布置機械的傳動系統(tǒng)，包括安排動力機、變速和調速裝置、傳動裝置、操縱和控制裝置和輔助裝置的位置。（1

23、）采用電動機、減速器組合驅動裝置，通過齒輪及皮帶輪進行動力傳送；（2）采用齒輪減速電動機，在通過齒輪將及皮帶輪進行動力的傳送通過努力比對及成本估計，采用第二種方案。第二種方案不僅降低成本，同時也降低對空間要求。通過類比的調查法，確定本包裝機應選擇 JY2B-4 單相異步電動機。額定功率0.55KW，額定轉速 1400R/MIN，電壓 220V，最大轉矩 3.75Nm。第三章 傳動系統(tǒng)設計傳動系統(tǒng)是將電動機提供動力，通過分配軸，傳遞給拉袋裝置及熱封裝置等。根據(jù)包裝工藝，工作循環(huán)的過程可知，主要裝置傳動要求如下：1.物料充填周期和包裝袋尺寸相適應。充填周期在要求滿足最大包裝袋的尺寸，下料時，物料充

24、填速度要和供送材料速度一致。2.保證包裝袋切斷時，物料充填要進行下一個周期。3.橫封裝置在兩袋之間中間位置的熱封并切斷。需要適當調整運動的周期，以符合包裝袋的尺寸和計量改變。4.包裝材料牽引輥和傳袋裝置滾輪運動要在保證材料在整個工作的循環(huán)過程中有適宜的張緊力，并且運動的速度要和包裝袋長度相適應 11。3.1 傳動簡圖如圖 3-1 a 所示分配軸傳動圖，電動機 1 通過帶傳動蝸輪蝸桿減速器 2，減速器通過分配軸 8 動力輸出。分配軸上裝空氣凈化器凸輪 3、4 ，驅動傳袋軸偏心盤 5，熱封凸輪6、7，偏心盤 5 還驅動傳袋裝置 9 間歇轉動。如圖 3-1b 所示為傳袋軸的傳動圖，傳袋軸 7 通過分

25、配軸上偏心盤 5 驅動，通過離合器 1 和制動器 2 控制，傳袋軸上裝有齒輪 3，齒輪 3 與齒輪 4 嚙合，帶動傳袋滾輪 5 運動。a 分配軸傳動圖 b 傳袋軸傳動圖1-電動機 2-減速器 3、4- 空氣凈化器凸輪 5-偏心盤 1-電磁制動器 2-電磁離合器 3-大齒輪6、7-熱封凸輪 8-分配軸 9-傳袋裝置 4、5- 傳袋輪 6-小齒輪 7-傳動軸圖3-1 傳動系統(tǒng)簡圖3.2 分配軸轉速確定要求包裝機生產(chǎn)能力 5580 袋/ 分鐘，確定分配軸 8 轉速可在 5580 r/min 范圍內作無級的調解。電動機轉速 1400r/min，總傳動比 i ：i=1400/(5580)17.525.5

26、電動機到分配軸降速比應能在 17.525.5 范圍內無級調節(jié)。為此采用兩級降速，第一級用寬三角帶的無級變速，第二級是采用蝸輪蝸桿降速。電機與減速器傳動比 1i1:=4i減電 機蝸輪減速箱傳動比 2250減減速箱與主軸間傳動比 3i311:Z:2:i減主軸轉速及傳動帶上的線速度1232=40i40.57/minr軸/(6).7/(61)0.36.63/Vdn ss每分鐘 30 袋，那么袋子間距離： ./2L3.3 電機到主輸送帶裝置的傳動設計3.3.1 第一級傳動帶的設計1）確定帶計算功率 caP由表 8-61查得帶工作情況系數(shù)為 ，故1.AK(3-1) 809cw2） 選取窄 V 帶的帶型根據(jù)

27、 、 由圖 8-9 確定是選用 SPZ 型。ca1n3） 確定帶輪基準的直徑由表 8-3 和表 8-7 取主動輪的基準直徑為 。163dm根據(jù)式（8-15） ，2121dni，從動輪的基準直徑為 。2(3-2)214635di根據(jù)表 8-7，取 。m50按式 111/(6)/(0).14630/(1)4.68/pdVdnn ms(3-3)2124.8/0ps所以帶速度合適。4） 確定窄 V 帶基準長度及傳動中心距根據(jù) ，初步確定中心距為 。120120.7()()dda04am根據(jù)下式計算所需基準長度 2210210 563()402=16.9m4dddLa （ ）（ ）(3-4) 由表 8-

28、2 選帶基準長度為 。dLm則按式（8-21）計算實際中心距 a(3-5)014036.942.2da m圓整取 45） 驗算主動輪上包角 1由式（8-6）得 00 0021 2563857.87.15.324da(3-6)主動輪上包角合適。6）計算窄 V 帶根數(shù) Z由 0caLPK(3-7)又 、 、 ,查表 8-5a 及表 8-6b 得14/minnr163d4i0.2kwP查表 8-8 得 包角的系數(shù) ，查表 8-2 得長度的系數(shù) ，則.912.70pm.18.2435.9Z取 Z=1 根。7） 計算預緊力 0F由2.51capqvvzK(3-8)查表 8-4 得 ，故.6/qkgm20

29、.8.50.64183.049N 8） 計算作用軸上的壓軸力為(3-9)010 .2sin23.7sin5.pFZ3.3.2 蝸輪蝸桿傳動減速箱的計算蝸桿所在軸為： , ，傳動比為17/mir18.96172.8dpw，50i傳動不反向，工作載荷穩(wěn)定，設計壽命為 。120hL3.3.2.1 選擇蝸桿的傳動類型根據(jù) GB/T100851988 推薦，采用漸開線式蝸桿（ ZI） 。3.3.2.2 選擇材料考慮到本設計中蝸桿傳動傳遞功率不大，速度比較低，蝸桿用 45 鋼。因希望效率較高些賴磨性好，蝸桿螺旋齒面需要淬火，硬度為 4555HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為節(jié)約貴重

30、的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，輪芯用灰鑄鐵HT100 制造。3.3.2.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 14根據(jù)閉齒蝸輪蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再較核齒根彎曲疲勞強度。由式（2-12） ，傳動中心距 232EHZaKT(3-10)1）確定作用在蝸輪上的轉矩按 ，取效率 ，則Z0.8(3-11)36622 172.80.9.51959405PT Nmn2）確定載荷系數(shù) K因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷的分布不均系數(shù)為 ；選使用系數(shù)為 ；1K 1.5AK由于轉速不高，沖擊不大，可取重載荷系數(shù)為 ；則.0V(3-12)1.52ABV3）確定彈性影響系數(shù) EZ因選用鑄錫磷青銅 Z

31、CuSn10P 蝸輪與鋼蝸桿相配， 。 1260EZMPa4）確定接觸系數(shù) 假使蝸桿分度圓直徑 和傳動中心距 a 比值 ，從圖 11-18 中可查得1d1.35d。2.9Z5）確定許用接觸應力 H根據(jù)蝸輪材料鑄錫磷青銅 ZCuSu10P,金屬模鍛造，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC，可從表11-7 中查得蝸輪基本許用應力 。則應力環(huán)次數(shù)為 (3-13)727014506012621.085hNjnL壽命系數(shù)為 87.HK則 1268HNHKMPa6）計算中心距 230.9.946.3am取中心距 ，因 ，故可模數(shù) ，蝸桿分度圓直徑為 。80m5i .5130dm這時 從圖 11-18 中可查得接觸系

32、數(shù) 。因為 ，上述計算結果1/.375daZZ可用。3.3.2.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸1）蝸桿 軸向齒距 ；直徑系數(shù) ；齒頂直徑 ，7.854aPm12q1235adm齒根圓直徑 ；12fd分度圓導程角 ；蝸桿軸向齒厚 。0rctn9Zq 0.56.8as2）蝸輪蝸輪齒數(shù) ；變位系數(shù) ；251122.daxm驗算傳動比 ，這時傳動比誤差為 。1zi 502.%蝸輪分度圓直徑 2.17.dzm蝸輪喉圓直徑 2523.5aah蝸輪齒根圓直徑 2.1ff蝸輪咽喉母圓半徑 2218032.57gardm3.3.2.5 校核齒根彎曲疲勞強度21.53aFFFKTYdm(3-14)當量齒數(shù) (

33、3-15)2351.cosVzr根據(jù) 20.5x， 21.Vz，從圖中可查得齒形系數(shù) 2.7aFY。螺旋角系數(shù) (3-16)004.61.9Y許用彎曲應力 FFNKA從表 11-8 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蝸輪基本許用彎曲應力 。56FMPa壽命系數(shù) 69710.893.FNK5.0FPa而實際彎曲強度 1.3247.9648.507.F M彎曲強度滿足條件。3.3.2.6 精度等級公差和表面粗糙度的確定由蝸輪蝸桿傳動情況，選用 8 級精度，側隙種類為 f。則 1）蝸桿軸向齒距極限偏差為 ，蝸桿軸向齒距累計公差為0.14pxfm，蝸桿齒行公差為 。0.25pxLfm2f2） 蝸輪齒

34、距累積公差為 ，蝸輪齒圓徑向跳動公差為 ，蝸.6pF0.5rFm輪齒形公差為 ，蝸輪齒距極限偏差為 。2.014f 0.2ptf3.3.2.7 傳動效率的計算滑行速度 (3-17)3110371./cos6cos459Vdnsr故采用下置蝸桿。此時查得 ，總效率 (3-18)023V123tan.2Vr3.3.2.8 蝸輪蝸桿最小軸徑的確定1）蝸桿 選擇軸的材料為 45 鋼，由于蝸桿小，所以做成齒輪軸。此時 ，則40TMPa由公式 6339.5102TPdn(3-19)663333.72.8106.504T m取 。2min5d2）蝸輪 同樣選軸的材料為 45 鋼，軸傳遞的功率 1P80.96

35、8Pw帶 蝸 桿軸 承由公式（1）得 6339.511.5024dm取軸最小直徑為 。2min3.3.3 第三級鏈傳動的設計計算由設計條件可知傳動比 ，輸入的功率為 ，轉速 ，載荷平穩(wěn)。1i 2.514/inr則可進行如下設計1）選擇鏈輪齒數(shù) ，1z2假定鏈輪轉速為 0.63 m/s ，由選取小鏈輪齒數(shù) ；從動輪齒數(shù) 。120z20z2）計算功率 caP由表 9915查得工作情況系數(shù) ，故1AK89caPW確定鏈條鏈節(jié)數(shù) pL初定中心距 ,則鏈節(jié)數(shù)為03a(3-20)1502211080pzza節(jié)3）確定鏈條的節(jié)距 p由圖 9131按小鏈輪轉速估計，鏈工作在功率曲線頂點的左側時，可能出現(xiàn)鏈板疲

36、勞破壞。由表 910 查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù) ； ；選取1.08=59zK0.26=941PLK單排鏈，由表 911 查得多排鏈系數(shù) ，故得所需傳遞的功率為.p08901.054.cazLpPW根據(jù)小鏈輪轉速 ，及 ，可選鏈號為 08A 單排鏈。同時也證實14/minr9原估計鏈的工作額定功率在曲線頂點左側是正確的。此時查得鏈節(jié)距 。12.70pm4）確定鏈長 L 及中心距 a 8012.7.pLP 221211.70882454 4ppzzzPaLL m (3-21)中心距減小量 (0.4)(0.2.)5.917aaA 實際中心距 5891732 取 12.7pm5）驗算鏈速 420.6/606

37、1nzVms6）驗算小鏈輪轂孔由表查得鏈輪轂孔的最大許用直徑為 ，大于蝸輪軸徑為max3kd,故合適。2min5d7）作用在軸上的壓軸力 1.548705pFN有效圓周力 (3-22).9014836ePV按水平布置取壓軸力系數(shù) ，故.pFK154837053.3.4 主傳送帶的設計計算3.3.4.1 主傳動鏈的設計計算 14由前述可知，選取 08A 型滾子鏈。 。2.Pm選擇鏈輪的齒數(shù) 50i選取鏈輪的齒數(shù) =36。7z計算功率 caP工作情況系數(shù)為 ，輸入功率1.AK210.689.51.2W鏈其中 為輸入主軸的功率分配給主傳動鏈的分配比故 2.05.ca W3）確定鏈條鏈節(jié)數(shù) pL初定中

38、心距 ，則鏈節(jié)數(shù)為0107210362pzp節(jié)為了能均勻的分配三角擋板，故選取 。4pL節(jié)4）確定鏈長 L 及中心距 a 201.7=35pm221211895.44ppzzzPaLLm 中心距減小量 (0.4)(0.2.4)2.60.aA 實際中心距1295.6.19.8.a 取 1292mm5） 驗算鏈速 7432.706/60161nzpVms6）選取輪轂孔 kd由表可查的輪轂許用最大直徑 ，以及參考第二傳動鏈的輪轂許用最大直徑 ，maxd maxd擬選擇此段軸徑 。35k7） 作用在軸上的壓軸力pFeK又主傳動帶的輸入功率 (1290)有效圓周力 .5148067ePNV主按水平布置取

39、壓軸力系數(shù)為 ，故.pF23.3.4.2 計算主傳送帶的牽引力 F15假設回程鏈條有支托的水平式輸送裝置，則(3-23)161.523mcgWLff式中 F輸送鏈條的牽引力，N；L物品輸送的水平長度，m；每米長度上的輸送鏈質量，kg；W輸送機每米長度上的輸送物品質量，kg；物體與滑臺表面間摩擦系數(shù)；mf鏈條與導軌間摩擦系數(shù)；c3 為鏈條數(shù)。在本設計中袋子由鏈條本身傳送，所以選 ；由于 08A 滾子鏈單排每0.4mcf米質量 ，則 ；在開始確定袋間距時 ,取0.6/qkg0.6/qkgH1P27m，式中 L 由上可知 。=4/ 785a在設計中送料機構給一個瓶子灌料時，輸送帶上有 10 個待灌瓶

40、子。這樣它們所需要的鏈長為 故符合設計條件。12.71(29) .53.41.0.231.90.459.3mcFgWffg N3.3.4.3 驗算主鏈條輸送裝置的功率由精確計算鏈條運輸物品時所遇阻力相當困難，故采用經(jīng)驗方法來計算。用下式估算輸送鏈輪功率。(3-24)6 NFVK主 軸式中 主傳動帶的功率，W；N主 軸F 鏈條牽引力，N；V 牽引鏈條的速度， m/s；K 系數(shù)，有潤滑的鏈條取 K=1.15，無潤滑的鏈條取 K=1.20。59.430167.5.2FVKW主 軸式（2）中的輸入功率 P鏈主 軸其中 為輸入主軸的功率分配給主傳動鏈的分配比根據(jù)設計我取 ；鏈條傳動效率 。0.6=kg/

41、m此時實際能輸入功率為 ，所以滿足設計條件。.890.651.2N主 軸由設計條件可知傳動比 ，輸入的功率為 ，轉速 ，載荷平穩(wěn)。則1iTn7 r/i可進行如下設計1）選擇鏈輪齒數(shù) 12,z假定鏈輪轉速為 0.63 m/s ，由表 98 選取小鏈輪齒數(shù) =20；從動輪齒數(shù)1z=20。2z2）計算功率 caP由表 991查得工作情況系數(shù) ，故1AK=89caPW確定鏈條鏈節(jié)數(shù) pL初定中心距 ,則鏈節(jié)數(shù)為03a(3-25)1602211080pazzPa節(jié)3）確定鏈條的節(jié)距 p由圖 9131小鏈輪轉速估計，鏈工作功率曲線頂點左側時，可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞。由表 910 查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù) ； ；選

42、取單排1.0859zK0.26941PLK鏈，由表 911 查得多排鏈系數(shù) ，故得所需傳遞功率為.p08901.054.cazLpPW根據(jù)小鏈輪轉速 ，及 ，可選鏈號為 08A 單排鏈。同時也證實17/minr9原估計鏈工作在額定功率曲線頂點的左側是正確。此時查得鏈節(jié)距 。12.7pm4）確定鏈長 L 及中心距 a14201.7.6606nzpVm2121210882454 4ppzzPaLL m (3-26)中心距減小量 (0.4)(0.)5.917aaA 實際中心距 589132 7取 DM5）驗算鏈速 1420.66061nzpVm6）驗算小鏈輪轂孔由表查得鏈輪轂孔的最大許用直徑 ，大于

43、蝸輪的軸徑 ,max3kd2min5d故合適。7）作用在軸上壓軸力 1.548705pFN有效圓周力 (3-27) 16.90136ePV按水平布置取壓軸力系數(shù) ，故.pFK15487053.4 主傳動軸的設計3.4.1 軸力的計算分析1).求輸入軸上功率 、轉速 和轉矩1P1n1T若取每級齒輪傳動功率（包括軸承效率在內） ，則0.9710186128dd WA11.95953547T NmnA2)求作用在齒輪上力因已知大齒輪分度圓直徑為 14602dmZ而 1235798.4tTFNtantan20380.4=397.coscos64tFNt.t815.06a 3)初步確定軸的最小直徑初步估

44、算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。取 ，30912.TA其中 為許用扭轉切應力，于是得T1330min0.72815.63mPdA輸入軸最小直徑顯然是安裝錐齒輪處軸直徑。為使軸直徑與前面所設計帶輪相配合，這里需確定其 d 并調整，為了滿足強度的要求，這里取 。d3.4.2 校核軸的強度首先根據(jù)軸結構圖作出軸計算簡圖圖 3-2 軸的計算簡圖從軸結構圖，彎矩和扭矩中可以看出截面 D 是軸危險截面?，F(xiàn)將計算出截面 D 處 、HM及 M 值列于下表D表 3-3 截面 D 的負荷載荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F ，1376NHA207NBF，12NVAF1032NB彎矩 M ，.9DmA345.9VDMm總彎矩 2.H扭矩 T 15由彎矩合成應力來校核軸的強度進行校核時，通常校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面（既危險截面 D）強度。根據(jù)上表中的數(shù)值，并取 ，軸的計算應力0.6