颗粒包装机设计说明书

长沙学院本科生毕业设计(论文)第1章 绪 论1.1包装机械包装机械是指完成全部或部分包装过程的机器。包装过程包括成型、充填封、口裹、包等主要包装工序以及清洗、干燥、杀菌、贴标、困扎、集装、拆卸等前后包装工序，转送、选别等其他辅助包装工序。1.1.2包装的分类及作用包装的分类方法很多，按包装产品的流通领域分类，有工业产品包装和商业产品包装，按产品包装的结构形式分类，有内包装和外包装；还可以按包装材料或包装容器的品种类别分类以及按包装对象即包装物品的名称分类等等。其中按包装的结构形式分类比较有意义，内包装是一种基本的包装结构形式，它包括直接包装和中间包装。直接包装是用包装材料或容器直接裹包产品或装载的包装形式；包装材料或容器与被包装物品间保持着直接触，是最小的包装单元。直接包装时，必须根据被包装物品的物理性能，按包装要求，选择包装材料或容器，制定包装工艺，选择或设计包装机械设备。中间包装是以一定数量的直接包装品经组合后再作一次包装的包装形式。如物品装瓶或装袋后的装盒包装；卷烟小包包装后的条包包装；牙膏类物品的装管封尾后的装盒包装等。随着消费者需要的多样化，尤其是超级市场的发展，内包装突出日益重要的地位。完成内包装所需的机器设备，在包装工业中的需求量最大。 外包装是以一定数额的、经内包装后的产品装裁到包装箱的包装结构形式。包装箱现在多用瓦楞纸板箱。内包装的主要目的，在于促进销售，并为消费者提供使用上的方便，在包装设计中，除保证包装内容物质和量的要求外，还需重视包装装潢的重要作用。外包装的主要目的，是为流通储运提供保障，要求包装坚固牢实。包装是对被包装物所采取的一种保护性措施，包装的主要目的在于保护产品的使用价值。因此，包装中还要顾及到物品在流通中的运输、装卸、存贮保管和销售的方便；此外，包装的装潢还起到美化、宣传和推销的作用。包装加工是产品在生产中的最后环节，是提高产品的商品价值不可忽视的重要环节。1.1.3包装机械的组成被包装物品供送系统主传送系统成品输出系统控制系统传动系统辅助装置动力机机身包装材料供送系统包装操作执行系统图1.1包装机械的组成和特点1.1.4包装机械的特点（1）大多数包装机械结构和机构复杂，运动速度快且动作配合要求高。（2）用于食品和药品的包装机要便于清洗，符合药品和食品的卫生和安全要求。 （3）包装执行机构的工作力一般都较小，所以包装机的电机功率较小。 （4）包装机一般都采用无级变速装置，以便灵活调整包装速度、调节包装机的生产能力。（5）包装机械是特殊类型的专业机械，种类繁多，生产数量有限。为便于制造和维修，减少设备投资，在包装机的设计中应注意标准化、通用性及多功能性。（6）包装机械的自动化程度高，大部分已采用PLC、单片机控制，实现了智能化。 （7）包装机械实现了包装生产的专业化，大幅度地提高生产效率。（8）包装机械化降低了劳动强度，改善劳动条件，保护环境，节约原材料，降低产品成本。（9）保证了包装产品的卫生和安全，提高了产品包装质量，增强市场销售的竞争力。（10）延长产品的保质期，方便产品的流通。产品采用包装机，可减少包装场地面积，节约基建投资 。1.2包装机发展方向目前，国外包装和食品机械水平高的国家主要是美国、德国、日本、意大利和英国。而德国的包装机械在设计、制造及技术性能等方面则居于领先地位，2002年德国包装机械产值达34亿欧元，其产量的77 %为出口产品。最近几年，这些国家包装和食品机械设备发展呈现出新的趋势。德国包装机械设计的新趋势德国与美国、日本、意大利均为世界包装机械大国。在包装机械设计、制造、技术性能等方面居于领先地位。德国包装机械的设计是依据市场调研及市场分析结果进行的，其，目标是努力为客户，尤其是为大型企业服务。为满足客户要求，德国包装机械制造厂商和设计部门采取了诸多措施：(1)工艺流程自动化程度越来越高，以提高生产率和设备的柔性及灵活性。采用机械手完成复杂的动作。操作时，在由电脑控制的摄像机录取信息和监控下，机械手按电脑指令完成规定动作，确保包装的质量。(2)提高生产效率，降低生产成本，最大限度地满足生产要求。德国包装机械以饮料、啤酒灌装机械和食品包装机械见长，具有高速、成套、自动化程度高和可靠性好等特点。其饮料灌装速度高达12万瓶/h，小袋包装机的包装速度高达900袋min。(3)使产品机械和包装机械一体化。许多产品要求生产之后直接进行包装，以提高生产效率。如德国生产的巧克力生产及包装设备，就是由一个系统控制完成的。两者一体化，关键是要解决好在生产能力上相互匹配的问题。(4)适应产制品变化，具有良好的柔性和灵活性。由于市场的激烈竞争，产品更新换代的周期越来越短。如化妆品生产三年一变，甚至一个季度一变，生产量又都很大，因此要求包装机械具有良好的柔性和灵活性，使包装机械的寿命远大于产品的寿命周期，这样才能符合经济性的要求。(5)普遍使用计算机仿真设计技术。随着新产品开发速度不断加快，德国包装机械设计普遍采用了计算机仿真设计技术，大大缩短了包装机械的开发设计周期。包装机械设计不仅要重视其能力和效率，还要注重其经济性。所谓经济性不完全是机械设备本身的成本，更重要的是运转成本，因为设备折旧费只占成本的68，其他的就是运转成本。1.3国内包装机发展现状及趋势我国包装机械行业起步于20世纪70年代，在80年代末和90年代中得到迅速发展。已成为机械工业中的10大行业之一，无论是产量，还是品种上，都取得了令人瞩目的成就，为我国包装工业的快速发展提供了有力的保障。目前，我国已成为世界包装机械工业生产和消费大国之一。包装机械作为一种产品，它的含义不仅仅是产品本身的物质意义，而是包括形式产品、隐形产品及延伸产品3层含义。形式产品是指包装机本身的具体形态和基本功能；隐形产品是指包装机给用户提供的实际效用；延伸产品是指包装机的质量保证、使用指导和售后服务等。所以包装机的设计应该包括：市场调研、原理图设计、结构设计、施工图设计、使用说明书编写及售后服务预案等。包装机械设计的类别主要有：测绘仿制设计、开发性设计、改进性设计、系列化设计。如啤酒灌装生产线生产能力为164万瓶/h，其中灌装机的灌装阀工位数从48个、60个、90个到120个就属于系列化设计。由普通啤酒灌装生产线到纯生啤酒灌装生产线的设计就属于改进、开发性设计。对于中低速运行的包装机，目前我们基本上可以进行自主设计。而高速运行的包装机，特别是一些先进机型，大多是测绘、仿制国外的同类机型，进行国产化设计和系列化设计。其主要的原因是：(1)大多数设计人员还没有真正掌握先进的设计方法，如高速包装机械的动力学设计理论和方法等，对高速工况下机构的动态精度分析等问题还不能模拟解决；(2)产、学、研结合不够紧密，理论上的科研成果不能及时地在实际设计中运用，设计人员缺乏及时的技术培训；(3)整个行业缺乏宏观调控的力度，优势资源不能得到合理的配置与调整。在包装机械设计领域，绝大多数设计人员仍沿用以前的设计方法：(1)根据设计任务书寻找同类机型作为样机；(2)参考样机制定各项技术性能指标及使用范围；(3)设计工作原理图、传动系统图；(4)设计关键零件，部件；(5)设计总装图方案和动作循环图；(6)设计部件图、总装图和零件图；(7)对主要部件中的关键零件进行强度、刚度校核；(8)设计控制原理图、施工图等。而今，国内一些大学的设计软件，可以对包装机中常用机构进行有限元分析和优化设计，其开发的凸轮连杆机构CADCAM软件已经能够满足企业进行凸轮连杆机构自主设计的能力，但在实际包装机械的设计中应用还不普遍。新型包装机械往往是机、电、气一体化的设备。充分利用信息产品的最新成果，采用气动执行机构、伺服电机驱动等分离传动技术，可使整机的传动链大大缩短，结构大为简化，工作精度和速度大大提高。其中的关键技术之一是采用了多电机拖动的同步控制技术。其实掌握这种技术并不很难，只是一些设计人员不了解包装机械的这一发展趋势。如果说以前我国包装机械设计是仿制、学习阶段，那么现在我们应该有创新设计的意识我国包装业技术与机械近些年所取得的成绩是显著的，其起步于20世纪70年代末，刚起步时年产值仅七、八千万元，产品品种仅100 余种，技术水平也较低。在20纪80年代中期至20世纪年代中期十余年的时间里，才得到快速发展，年增长率达到20%30% ，到1999年底食品和包装机械达40 大类，品种达1700种，到2000年产值增加到300亿元，且技术水平也上了个台阶，开始出现了规模化、自动化趋势，传动复杂、技术含量高的设备也开始出现，许多包装机械如液体食品灌装机等设备已开始成套出口。我国包装行业的发展趋势主要有如下几个方面：(1)制袋充填封口包装机械大多数是小包装机械，在这一范围内已较好地解决了颗粒、膏体和粉状的包装的问题。(2)无菌包装机械无菌包装是将经过消毒的食品在无菌环境装入消毒的容器中，可最大限度地保持食品的天然风味、品质和营养，确保产品质量等优点。无菌包装机主要分为无菌袋式大包装和无菌袋式小包装。无菌袋式大包装一般在原料产地用于果蔬浓缩汁包装。而无菌袋式小包装通常用于饮料品，供市场零售。无菌袋式小包装又分为杯式、盒式、袋式成型充填密封小包装三种类型。由于无菌包装机械制造工艺和技术比较复杂，我国以前一直依靠进口。当然，近年来，我国一些企业努力，在这方面取得了很大的进展，如上海轻工装备（集团）公司研制的屋顶盒式纸盒无菌包装机。(3)啤酒灌装成套设备随着国内啤酒行业向规模化集约化经营方向发展，啤酒灌装成套设备要重点发展年产5万吨以上的大型灌装成套设备，适度发展10万吨以上的大型灌装成套设备。目前我国广州轻工机械厂已能生产4万瓶/小时、6万每小时的啤酒灌装成套设备。包装业在生产自动化趋势的影响下 ，呈现高度自动化的包装链、机械功能要求多元化、结构设计标准模块化、控制功能智能化要求、装重安全方便环保等特点。今后朝着高速、低耗、计量精确、自动检测、多功能、全自动大型化成套设备发展。其他还有真空包装机械和塑料中空容器加工机械。1.4我国包装技术与国外先进包装技术的差距虽然我们食品包装技术与机械在近年来取得骄人的成绩，但同国外比较，技术上仍存在二十年的差距，其具体表现在：1）产品品种单调，成套设备少到2000年为止,国外食品包装机械达2300余种，且大多配套生产；国内食品包装机械只有1700余种，且多以单机为主。2）技术水平低主要表现在产品可靠性差，技术更新速度慢，新技术、新工艺、新料材应用少，单机多，成套机少，技术含量低的产品多，高技术含量的产品少，智能化的设备还处于研制阶段。3）产品质量低主要表现在稳定性可靠性差，造型落后，外观粗糙，且大多数产品还无可靠标准。4）开发能力不足主要表现是我们还在仿制、测绘或稍加国产化的改进，更谈不上系统的开发研究。1.5本设计的内容与目标 本设计的内容是在分析研究包装机的功能的基础上，重点讨论设计包装机的传动路线方案和重要机构（槽轮机构，花盘轮，转鼓计数装置）。并且通过仿真实验来检验机构设计。本设计讨论的具体内容是：1）电机到主传动轴的传动方案和传动比的分配；2）主传动轴上主传动输送带、圆柱齿轮的传动功率的分配以及传动比的分配。以实现瓶的传输以及瓶的推送等动作间的协调。3）设计送料机构的结构，并理论上分送料机构的设计可行性。本设计的目标旨在通过了解包装机的功能来研究包装机中特定动作的实现，通过研究间歇机构来为包装机的应用提供较高的理论参考价值和应用价值.第2章 片剂包装机的传动方案设计2.1 选择电动机合理选择电动机类型，对工作机械有效的工作，以及机组运行的可靠性、安全、节能及降低设备造价都有重要意义。电动机类型的选择要从负载的要求出发，考虑工作条件，负载性质、生产工艺、供电情况等，尽量满足下述各方面的要求：1机械特性由电动机类型决定的电动机的机械特性与工作机械机械特性配合要适当，机组稳定工作；电动机的起动转矩、最大转矩、牵入转矩等性能均能满足工作机械的要求。2转速电动机的转速满足工作机械要求，其最高转速、转速变化率、稳速、调速、变速等性能均能适应工作机械运行要求。3运行经济性从降低整个电动机驱动系统的能耗及电动机的综合成本来考虑选择电动机类型，针对使用情况选择不同效率水平的电动机类型；对一些使用时间很短、年使用时数也不高的机械，电动机效率低些也不会使总能耗产生较大的变化，所以并不注重电动机的效率：但另一类年利用小时较高的机械，如空调设备、循环泵、冰箱压缩机等，就需要选用效率高的电动机以降低总能耗。2.2电动机的选择本机器的动力选用交流380V。包装机械中常用的点机转速多为1400分转/分，由于整个载荷比较小，所以综合考虑最终选用Y112M-4型三相异步电动机，电压为380V，功率为180W，额定转速为1400r/min，根据电机转速及效率要求确定各级传动比。其中转送带为主要工作部件，其效率直接影响整机工作效率。电动机的外形图及尺寸见表2.1和图2.1。图2.1 Y112M-4型电动机外形尺寸机座号安装尺寸D(j6)EF(N9)GMN(j6)PRST8019+0.009-0.004406-0.0315.5-0.1165130+0.014-0.011200012+0.433.5外形尺寸不大于ACADAEL175120110300表2.1Y112M-4型电动机外形尺寸2.3传动方案的确定包转机工作时，先将经理瓶机构整理的瓶子经输送带8送入，再经花盘轮9旋转转到送料装置10，然后通过槽轮6进行间歇运动使之停下，进行灌料。然后再通过花盘轮转出，由输送带送出。 1.电机 2.带轮 3.减速箱 4.减速箱链轮 5.齿轮6.槽轮机构7.圆锥齿轮 8.送瓶传送带 9.花盘轮 10.转鼓计数装置 图2.1片剂包装机系统传动原理图2.4各级传动比的确定按图2.1，电动机经带轮、减速器、链轮减速。减速器选用传动比为i2=1：50的蜗轮减速机，电机与减速箱采用皮带传动，其传动比为i1=1：4，链轮减速的传动比为i3=1：1，即 电机与减速器的传动比 蜗轮减速箱传动比 减速箱与主轴间传动比 所以主轴转速及传动带上的瓶的线速度为 /=/=0.03663m/s=36.63mm/s每分钟30瓶，那么瓶子间的距离为：mm第三章 电机到主输送带装置的传动设计3.1第一级传动带的设计1）确定带的计算功率由表8-61查得带的工作情况系数，故 w =198w (3.1) 2） 选取窄V带带型 根据 、由图8-9确定选用SPZ型。3） 确定带轮基准直径 由表8-3和表8-7取主动轮基准直径63mm。 根据式（8-15），从动轮基准直径。 =252 mm (3.2)根据表8-7，取。按式=4.618 m/s (3.3)=4.618m/s所以带的速度合适。4） 确定窄V带的基准长度和传动中心距根据0.7（，初步确定中心距400 mm。根据下式计算所需的基准长度=1316.9mm (3.4) 由表8-2选带的基准长度=1400mm。则按式（8-21）计算实际的中心距a =442.4mm (3.5)圆整取a=442mm5） 验算主动轮上的包角 由式（8-6）得 (3.6) 主动轮上的包角合适。6）计算窄V带的根数Z 由 (3.7) 又1400 r/min 、63mm、4,查表8-5a和表8-6b得 0.24 kw P0=0.03 kw 查表8-8得 包角系数0.93，查表8-2得长度系数0.99，则 =0.7则取Z=1根。7） 计算预紧力由 (3.8)查表8-4得q=0.06kg/m，故 N=33.08N8） 计算作用在轴上的压轴力=65.35 N (3.9)3.2 蜗轮蜗杆传动减速箱的计算 蜗杆所在轴：=700 r/min, 172.8 w，传动比，传动不反向，工作载荷稳定，设计寿命12000 h。3.2.1 选择蜗杆的传动类型根据GB/T100851988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。3.2.2选择材料考虑到本设计中蜗杆传动的传递功率不大，速度较低，所以蜗杆用45钢。因希望效率高些赖磨性好，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为里节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。3.2.3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭齿蜗轮蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计,再较核齿根弯曲疲劳强度。由式（1112），传动中心距 (3.10)1）确定作用在蜗轮上的转矩按1，取效率0.8，则 =94300 (3.11)2）确定载荷系数K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数=1；选使用系数=1.15；由于转速不高，冲击不大，可取重载荷系数=1.05；则 =1.21 (3.12)3）确定弹性影响系数因选用的铸锡磷青铜ZCuSn10P蜗轮和钢蜗杆相配，故=160 。 4）确定接触系数先假使蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值=0.35，从图11-18中可查得=2.9。5）确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSu10P,金属模锻造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力=268MPa。则应力环次数为 =1.008 (3.13)寿命系数 =1则 =1268=268 MPa6）计算中心距 =69.93mm 取中心距为a=80mm，因i=50，故可模数m=2.5，蜗杆分度圆直径=30mm。这时/a=0.375。从图11-18中可查得接触系数=2.8。因为，上述计算结果可用。3.2.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1）蜗杆 轴向齿距=7.854；直径系数q=12；齿顶直径=35 mm， 齿根圆直径=24mm；分度圆导程角=；蜗杆轴向齿厚=6.283 mm。2）蜗轮蜗轮齿数=51；变位系数=；验算传动比=51，这时传动比误差为=2.0，这是许的。 蜗轮分度圆直径 =127.5 mm 蜗轮喉圆直径 =127.5+22.5=132.5 mm 蜗轮齿根圆直径 =127.5-=121.5 mm 蜗轮咽喉母圆半径 = mm3.2.5校核齿根弯曲疲劳强度 (3.14)当量齿数 =51.52 (3.15)根据，=51.52，从图中可查的齿形系数=2.75。螺旋角系数 =0.966 (3.16)许用弯曲应力 从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa。寿命系数 =0.893=50MPa而实际弯曲强度 = =48.5MPa弯曲强度满足条件。3.2.6精度等级公差和表面粗糙度的确定由蜗轮蜗杆传动的情况，选用8级精度，侧隙种类为f。则 1） 蜗杆轴向齿距极限偏差，蜗杆轴向齿距累计公差 mm ，蜗杆齿行公差=0.022 mm 。2） 蜗轮齿距累积公差=0.160 mm，蜗轮齿圆径向跳动公差=0.050mm，蜗轮齿形公差=0.014 mm，蜗轮齿距极限偏差=0.020 mm。3.2.7传动效率的计算滑行速度=1.1 m/s (3.17)故采用下置蜗杆。此时查得，总效率=0.52 (3.18)3.2.8蜗轮蜗杆最小轴径的确定1）蜗杆 选择轴的材料为45钢，由于蜗杆小，所以做成齿轮轴。此时=40MPa，则 由公式 (3.19)=6.65 mm取=12 mm。 2）蜗轮 同样选轴的材料为45钢，轴传递的功率 =89 W由公式（1）得 =19.65 mm取轴最小直径为=25 mm。3.3第三级传动链传动的设计计算由设计条件可知传动比i=1，输入的功率为=89 W，转速n=14 r/min ，载荷平稳。则可进行如下设计1）选择链轮齿数 假定链轮转速为0.63 m/s ，由表98选取小链轮齿数=20；从动轮齿数=20。2）计算功率由表991查得工作情况系数=1，故 =89 W确定链条链节数初定中心距=30p,则链节数为=80 节 (3.20)13）确定链条的节距p由图9131按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点的左侧时，可能出现链板疲劳破坏。由表910查得小链轮齿数系数=1.05；=0.94；选取单排链，由表911查得多排链系数=1.0，故得所需传递的功率为 =90 W根据小链轮转速=14 r/min，及=89 W，可选链号为08A单排链。同时也证实原估计链的工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的。此时查得链节距p=12.70mm。4）确定链长L及中心距a=1.012 m (3.21) =445 mm中心距减小量 a=(0.0020.004)a=(0.0020.004)445 mm =0.891.78 mm实际中心距 =a- a =445-(0.891.78)=444.11443.22 mm取 =444 mm5）验算链速 =0.06 m/s6）验算小链轮毂孔 由表查得链轮毂孔最大许用直径=34 mm，大于蜗轮轴径=25 mm,故合适。7）作用在轴上的压轴力 有效圆周力 =1483 N (3.23) 按水平布置取压轴力系数，故 =1705 N3.4 主传送带的设计计算3.4.1主传动链的设计计算1由前述可知，选取08A型滚子链。P=12.7 mm。1） 选择链轮的齿数选取链轮的齿数=36。2） 计算功率工作情况系数=1.0，输入功率=51.2 W其中 为输入主轴的功率分配给主传动链的分配比故 =51.2 W3）确定链条链节数初定中心距=100p，则链节数为 =236 节 为了能均匀的分配三角挡板，故选取=240 节。4）确定链长L及中心距a =3.05 m =1295.4 mm中心距减小量 a=(0.0020.004)a=(0.0020.004)445 mm =2.605.20 mm实际中心距 a-a=1295.4-（2.605.20）=1292.81290.2 mm取 1292 mm 5） 验算链速 =0.1067 m/s6） 选取轮毂孔由表可查的轮毂许用最大直径，以及参考第二传动链的轮毂许用最大直径，拟选择此段轴径=35 mm。 7） 作用在轴上的压轴力 又主传动带的输入功率=有效圆周力 =480 N 按水平布置取压轴力系数，故 =552 N3.4.2 计算主传送带的牵引力F6 假设回程链条有支托的水平式输送装置，则 (3.24)6式中 F输送链条的牵引力，N； L物品输送的水平长度，m； 每米长度上的输送链质量，kg； W输送机每米长度上的输送物品质量，kg； 物体与滑台表面间摩擦系数； 链条与导轨间摩擦系数； 3 为链条数。在本设计中瓶子由链条本身传送，所以选=0.40；由于08A滚子链单排每米质量q=0.60 kg/m，则0.60 kg；在开始确定瓶间距时H=10P=127mm, 又在设计时我选用娃哈哈矿泉水作为参考物品，所以 取W=4 kg/m，式中L由上可知L= 785 mm 。在设计中送料机构给一个瓶子灌料时，输送带上有10个待灌瓶子。这样它们所需要的链长为=1270 mm，（0，z3，一般取z=4-8 (2)销数K讨论：1， 常用K=14. 几何尺寸计算表4.1 几何尺寸计算 在一个运动循环中，槽轮的运动时间t2与销轮的运动时间t1之比，称为运动系数，用表示。对于外槽轮机构,为了避免或减轻槽轮在开始转动和停止转动时的碰撞或冲击，圆销在开始进入径向槽或从径向槽脱出的瞬时，圆销中心的线速度方向均沿着径向槽的中心线方向，以便槽轮在启动和停止时的瞬时角速度为零。210 + 220 =210 =- 220 =- (2/z) 式中z为槽轮的槽数。 主动件以等角速度1转动时，槽轮转动一次所需的时间为 t2 = 210/1 。 当主动拨盘对称均布有k个圆销时，则主动拨盘转过2/k 角度便完成槽轮的一个运动循环，其所需的时间为t1 = 2 / k1。此外，由于槽轮机构是作间歇运动的，故必须有间歇时间，所以运动系数总是小于1，因此 k 与 Z 的关系应为 k2z/(z-2)，常取 z = 4 8。 5槽轮机构的角速度和角加速度槽轮机构的运动分析和曲柄导杆机构的运动分析完全一样。下图分别列出了槽数为4、6、8的外啮合槽轮机构角速度2/1 和角加速度2/12 的变化情况。从图中可以看出，槽数愈少，则角速度、角加速度的变化愈大，由此产生的冲击和磨损也就愈大。由以上公式可以算出槽轮机构的具体尺寸：中心距：a=150mm拨轮的轴径：d1=34mm槽轮的轴径：d2=30mm锁止符半径：Rx=83mm圆销回转半径：R1=75mm槽底高：b=29mm槽深：h=76锁止符张开角：=270度4.4直齿圆柱齿轮的几何计算渐开线圆柱齿轮传动设计(1)、设计参数传递功率 P=0.18(kW) 齿轮1转速 n1=7(r/min) 齿轮2转速 n2=30(r/min) 传动比 i=7:30工作机载荷特性：均匀平稳预定寿命 H=36000(小时)(2)、布置与结构结构形式：开式齿轮1布置形式 ：对称布置齿轮2布置形式：对称布置齿轮1材料及热处理45号钢齿轮2材料及热处理45号钢(3)、齿轮精度齿轮1第组精度7级齿轮2第组精度 7级(4)、齿轮基本参数模数(法面模数) M=4齿轮1齿数 Z1=60齿轮1齿宽 B1=40.00(mm)齿轮2齿数 Z2=14齿轮2齿宽 B2=40.00(mm)标准中心距 A0=148.00000(mm)实际中心距 A=150.00000(mm)齿轮1分度圆直径 d1=240.00000(mm)齿轮2分度圆直径 d2=56.00000(mm)齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度)4.5 主传动轴的设计4.5.1 选择主传动动轴的材料由于轴工作时产生的应力多是循环变应力，所以轴的损坏常为疲劳破坏。而轴的设计是包装机设计中的重要的组成部分，因此我校核主传动动轴，应保证其有足够高的强度和韧性。对应力集中敏感性小和良好的工艺性，还须满足刚度、耐磨性、耐腐蚀性要求。轴的一般材料主要是碳素钢和合金钢。碳素钢强度虽然较合金钢低，但价廉，对应力集中的敏感性低，故在本次设计主传动轴时采用碳素钢比较合适。常用的碳素钢有30、40、45、和45钢，其中以45钢最为常用。同时主传动动轴一般是用碳钢或合金钢制成，且本设计中的主传动动轴是低速中载传动，所以综合上述考虑，我选择45钢作为主动轴的材料，为保证其力学性能，应进行调质热处理。其主要的力学性能参数见文献1表15-1，其中毛胚直径小于100mm的45号钢调质处理后的主要参数有：硬度：217255；抗拉强度：；屈服强度极限：；弯曲疲劳极限：；剪切疲劳极限：；许用弯曲应力：。4.5.2主传动轴的结构简图 根据主传动轴的工作情况，确定主传动轴的结构图如下。 图4.5 主动轴的结构4.5.3轴力的计算分析4.5.3.1求输入轴上的功率、转速和转矩若取每级齿轮传动的功率（包括轴承效率在内）=0.97，则 =1800.96=172.8W =9550000=9550000=235749Nmm4.5.3.2求作用在齿轮上的力因已知大齿轮的分度圆直径为 =m=460=240mm而 =3802.40N =3802.40=397.37N =tan=3802.40tan=154.06N4.5.3.3初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取=112，其中为许用扭转切应力，于是得=112=15.63mm输入轴的最小直径显然是安装锥齿轮处轴的直径。为了使轴直径与前面所设计的带轮相配合，这里需要确定其d并周整，为了满足强度要求，这里取d=20mm。4.5.3.4校核轴的强度首先根据轴的结构图作出轴的计算简图 图4.6轴的计算简图从轴的结构图和弯矩和扭矩中可以看出截面D是轴的危险截面。现将计算出的截面D处的、及M的值列于下表表4.2 截面D的负荷载荷水平面H垂直面V支反力F=-1376N，=2070N=122N，=1032N弯矩M=117.196Nm，=345.29 Nm总弯矩=363.42 Nm扭矩T=23625 Nmm按弯矩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（既危险截面D）的强度。根据2式（15-5）及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力 =5.225MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60MPa。因此，故安全。结 论本设计是对包装机械进行的一次有效的理论讨论。通过对包装机各级传动比的分配研究计算，了解了包装机实现送瓶，间歇运动及送料这一完整的过程。这为进一步了解包装的其他功能和发展要求打下了一定的基础。对包装机进行有效的理论分析，不仅有一定的使用价值，更有较高的理论参考价值，这有利于我们技术人员消化吸收国外先进技术，缩小与发达国家包装业的差距。在设计中，我通过分析研究包装机的功能和各级传动比，提出了设计槽轮机构来实现包装机的有效间歇动作来完成包装机的功能要求。在送料机构的设计，采用转鼓计数装置配合槽轮进行计数。我着重讨论了电机到主传动带