塑料袋打包机的结构设计

塑料袋打包机的结构设计摘要 自动捆扎机主要用于最后物件的捆扎 ,是包装行业中不可缺少的自动机械之一. 介绍了自动捆扎机工作原理及其设计过程 ,并对其传动过程进行了分析和研究 ,重点是对本机进行传动路线的设计和研究.课题的主要研究目的是学会运用相关的专业知识进行机械设计、工艺分析及机械制图等等，并且通过研究课题的整个设计过程进一步掌握相关的专业知识。关键词 捆扎机 ;传动系统;电磁离合器Packer design of the structure of plastic bagsAbstract: Automatic enlacing machines are mainly used to enlace articles and are one of the inseparable automatic machines in packaging industry. This paper mainly introduces the working principles of automatic enlacing machine and its designing process , and analyzes and studies their transmission processes , especially , the design of transmission route of the mother machine. The main purpose of the study subject is learn to how to use the relevant expertise to do mechanical design,analy,processing,and do mechanical drawing,etc,and through reseach the whole process of the design to master the relevant expertise.Key words: automatic enlacing machine ; transmission system ; electromagnetism clutch目 录1 引言 11.1 课题背景 11.2 国内外发展现状 21.2.1 包装带捆扎机国外发展状况 21.2.2 包装带捆扎机国内发展现状 31.3 本课题所做的主要工作 42 整体方案设计 52.1 设计思路 52.2 方案选择 62.2.1 机械系统设计 62.2.2 控制系统设计 72.3 本章小结83 机械系统设计 93.1 整体设计 93.2 传动方案设计 93.2.1 选择电动机 93.2.2 电动机的选择 103.2.3 传动方案的确定 113.2.4 各级传动比的确定 124 电机到主输送带装置的传动设计 134.1 带的设计 134.2 蜗轮蜗杆传动减速箱的计算 154.2.1 选择蜗杆的传动类型 154.2.2 选择材料 154.2.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 154.2.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 174.2.5 校核齿根弯曲疲劳强度 174.3 第三级传动 194.4.1 主传动链的设计计算 214.4.2 计算主传送带的牵引力 F 234.4.3 验算主链条输送装置的功率 245 主要机构的设计 275.1 花盘轮的设计 275.2 槽轮机构的设计 275.3 直齿圆柱齿轮的几何计算 305.4 主传动轴的设计 325.4.1 选择主传动轴的材料 325.4.2 主传动轴的结构简图 325.4.3.1 求输入轴上的功率 335.4.3.2 求作用在齿轮上的力 335.4.3.3 初步确定轴的最小直径 335.4.3.4 校核轴的强度 346 总结 36致谢语 37参考文献 38 1引言打包机又称捆包机或捆扎机，作为包装设备中的一个主要分支，是将一个或多个包装物用捆扎带紧束一起的机器，使包装件便于运输、保管和装卸，属于外包装设备。打包机的功用是使塑料袋能紧贴于被捆扎包件表面，保证包件在运输、贮存中不因捆扎不牢而散落，同时还应捆扎整齐美观。在捆扎材料中，目前以钢带和塑料袋的应用最为广泛。由于塑料袋比钢带、纸带具有较低的使用成本和不锈蚀、不污染、强度适中手感柔软、制造方便、外观美观等优点，使之在许多领域逐步替代原来的钢带，纸带，塑料袋打包机成为包装机械中少有的技术成熟、简单可靠、品种齐全、覆盖面广的主要设备。为此，根据我国包装行业的实际需求和发展趋势，设计一款塑料袋打包机是非常必要的。捆扎机是用捆扎带捆扎包装件，完成捆扎作业的机器。由机架、刀体结构、凸轮轴、电热头摆杆、电热头等组成的捆扎机捆扎装置，通过卸下弹性横销，再卸下在刀滚轮架上的固定螺钉，而后调整调整螺钉就可控制刀的长度，使刀的长度具有可调性和自动调节性能。本实用新型具有外形尺寸小，设计合理，结构紧凑，工作可靠，捆扎牢固，工作效率高，维 护方便等特点。它特别适用信封、书刊、钞票、商品等的捆扎。捆扎是为了防止物品的散落和丢失，便于运输和保管。捆扎机应用范围极广，几乎应用于所有行业的 产品包装中。 纸箱捆扎机又称纸箱打包机，用于生产完毕的纸箱产品在运输到纸箱用户之前，便于运输存放而或十个或二十个堆叠打包的设备。1.1课题背景捆扎机械作为包装设备中的一个主要分支,是将一个或多个包装物用捆扎带(绳) 紧束一起的机器 , 使包装件便于运输、保管和装卸 ,属于外包装设备。捆扎机械的发展 ,在一定程度上借助于捆扎材料的开发应用。在捆扎材料中先后出现的有草绳、绵麻绳、纸绳、金属丝、塑料绳、塑料带、钢带、聚胺酯带等。但由于其本身的强度和延伸率不同和对机械捆扎的适应程度各异 ,以及考虑制作成本，目前以钢带和塑料带的应用最为广泛。特别是自上世纪五十年代以来 ,随着石油化工的崛起，开始用塑料作为捆扎材料 , 为塑料带 (绳) 捆扎机械的开发成功奠定了基础。由于塑料带比钢带、纸带具有较低的使用成本和不锈蚀、不污染、强度适中手感柔软、制造方便、外观美观等优点 ,使之在许多领域逐步替代原来的钢带 , 纸带 ,塑料带捆扎机成为包装机械中少有的技术成熟、简单可靠、品种齐全、覆盖面广的主要设备。目前，我国很多企业的包装水平跟不上生产设备的更新速度，包装质量不高。虽然国内少数企业凭借自身的雄厚经济实力，从国外引进了部分全自动打捆设备，但其高昂的价格增加了生产成本，绝大多数企业仍在使用半自动或人工打包设备，这样既使生产效率降低，也浪费了大量劳动力，为此，根据我国包装行业的实际需求和发展趋势，研发高质量，高可靠性的全自动打捆机以替代进口，以非常必要，而且形势紧迫。1.2国内外发展现状1.2.1包装带捆扎机国外发展状况国外捆扎机械的应用 ,起始可追溯到本世纪初期 ,如美国的 SIGNODE 公司、德国的 CYKLOP 公司等就涉足捆扎行业 ,以生产钢带捆扎设备为主 ,但其规模和生产技术水平都还较低。直到上世纪的五十年,塑料材料的问世 , 使以塑料带作为捆扎材料成为现实 ,极大地促进了塑料带捆扎机的发展 。较早的如日本的下岛株式会社、株式会社 ,日鲁工业株式会社等。至 2001 年 ，日本的塑料带捆扎机总产量达 94 万台 , 约占包装机械总量的 19. 5%,总产值达 300 亿日元。每年约有 30%的出口 ,几乎占领了全部东南亚市场。由于他们能成功地引进和消化吸收别国的经验 ,不断改进发展。结构较为简单 , 可靠性高 ,在国际市场上有很大的竞争能力。其中最大的生产厂家为下岛株式会社 ,于 1969 年开始正式生产自动捆扎机 ,主要从事产品开发 , 产品质量控制和推销工作 ,其零部件加工和装配均通过扩散的办法。在国内设有 17 家分公司和 270 个代销点 , 并在 35 个国家和地区设有代理点。产品品种达 200 多个 , 正常生产品种为 29 种。美国的 SIGNODE 公司则是一家以钢带捆扎机为主 , 塑料带、聚酯带捆扎工具为辅的跨国公司 , 属于美国 ITW 上市公司。在美国和其他六个国家设有分公司该公司自 1913 年就开始从事捆扎机械的生产 , 为 100 多个国家的工业产品包装提供服务 , 并为各国用户提供 24 小时内的配件供应服务 ,他们不仅具有巨大的生产能力 ,而且还有一支精益求精的研制和开发队伍 ,通过对捆扎机械各功能部件的反复试验和多方案对比 ,生产出的捆扎机械具有很好的可靠性和最佳的经济寿命 ,虽然价格昂贵 , 但仍然是国际市场上的强手。1.2.2包装带捆扎机国内发展现状我国包装机械工业是在改革开放以后发展起来的。由于起步较晚，大部分设备都是通过引进设备消化吸收研制出来的。行业从无到有，从小到大，逐步发展起来 。随着我国食品工业、包装工业和农业的迅速发展，我国的包装食品机械行业取得了世人瞩目的进步。产品品种的数量不断增加，使包装和食品机械行业成为直接为提高人民生活质量服务，为包装业和食品工业服务、农业和农副产品深加工业服务的新兴行业。成为我国机械工业十大支柱产业之一。基本上能生产出满足人民生活需求的各种各样、各种档次的产品，并正在不断努力、提高、缩小与国外先进水平、先进技术、先进设备的差距。 与国外捆扎机械生产技术水平相比，中国捆包机产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决 定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。自动捆扎机的工作过程主要由送带、收紧、切烫、粘结四个环节组成，因此送带机构、夹压机构、封口机构设计的合理与否，将直接影响到捆扎质量和效率。当捆扎物人工搁置在规定的位置后，手动将捆扎带塞入焊接处并触动微开关，第一顶紧杆将带端压紧，同时机械装置和执行机构保证反时针方向收带，达到一定的捆紧力后焊接，稍后切刀上顶切带，最后机械送带，完成一个捆件的捆扎过程 。在设计过程中需解决以下难点：（1）、如何实现捆扎速度的可调，以适应不同的捆扎要求。（2）、依靠摩擦轮退带收紧过程中，如何判断包装带捆扎纸箱的捆紧力已达到要求而自动停止退带收紧。（3）、凸轮总成的精确设计，受凸轮控制的剪切、夹压机构的合理协调运行是完成捆扎的关键。（4）、如何避免以往捆扎机械中都伴有烟尘、气味的情况，保护操作者的身心健康及环境保护。1.3本课题所做的主要工作本文研制的包装带打捆机，以纸箱、塑料包裹为捆扎对象对象，研发的主要内容包括:送、退带捆紧机构的研究、剪切、机构的设计、气动执行系统的设计、捆扎形式的选择，捆扎材料的选用等。包装带捆扎机的工作过程包括六个主要步骤:送带、顶紧、退带拉紧、再顶紧、切带、加热、顶紧粘结、复位。整个包装带捆扎机的研究也主要围绕这几个重要的动作来展开。2整体方案设计2.1设计思路本文着重对包装带捆扎机的机械部分进行设计，将包装带捆扎机的机械部分设计成三部分，其中送退带机构主要实现包装带的送带与退带，以及通过退带将捆扎物捆紧待加热，粘贴。夹压剪切机构主要实现包装带的顶紧固定，并在包装带通过热熔搭接器加热融化后实现对带的夹压，以便使带迅速粘结。在送退带机构电机反转进行退带时，为避免退回的带在机箱内缠绕齿轮及其它部件，本文将设计一个储带箱放在机箱内，存放多余的包装带，既增加了捆扎安全性，又使下次捆扎有足够的缓冲时间。根据行业包装机械的参数要求,为保证包装带捆扎机能够高效正常运转，特对本捆扎机的设计提出如下要求：（1）适合常规物体打包，打包速度不大于 2.5 秒/道。（2）台面高度不超过 800MM。（3）捆扎形式为平行 1-多道。（4）送带停止时，带盘刹车可靠。（5）每道捆扎时间应不大于 15s。（6）捆紧力应可调，对采用宽度小于 13. 5 mm 打包带的捆扎机，单道最大捆紧力应不小于 200 N;用宽度不小于 13. 5 mm 打包带的捆扎机，单道最大捆紧力应不小于 250 N。（7）烫头温升时间 合上总开关后，烫头从室温升到 300 ，时间应不超过 5 min。（8）烫头表面温度在 200-370范围内应可调。（9）接头外观无过熔现象，上、下层对齐，中心偏移量应不大于 1. 5 mm，接头末端未烫部分长大于 2mm。（10）外观质量a.工作台面平整、光亮，不应有锈点、凹陷等缺陷;b. 表面涂漆或喷塑牢固、光滑、色泽均匀.不应有划痕、磕碰等有损美观的缺陷。（11）最大捆扎体积为 400 mm400 mm1200 mm2.2方案设计整个系统分为：机械系统和控制系统。机械系统分为：送带、退带张紧机构，捆扎封接机构。控制系统分为：步进电机控制系统，气动控制系统。2.2.1 机械系统设计机械系统分为：送带、退带张紧机构，捆扎封接机构。捆扎机原理图如图 2.1 所示一、送带、退带张紧机构 送带、退带张紧机构主要完成捆扎带送入和退出，由电机、摩擦轮、齿轮、同步带轮、小轨道等部件组成。送退带机构原理示意图如图 2.2 所示，在机器进入工作准备状态时，捆扎带通过摩擦轮正转，依靠摩擦力使捆扎带从储带箱中拉出送入轨道；当带碰到触动开关后，压紧机构的第一压头将带端压紧，同时电机带动摩擦轮开始反转，将多余的带从轨道中拉出退入储带箱中，已达到使纸箱捆紧的目的。图 2.2 送退带机构原理示意图二、捆扎封接机构捆扎封接机构原理示意图如图 2.3 所示。捆扎带在进行捆扎时，其带头和带尾都需要用夹压机构进行夹紧，以便完成热熔搭接工作。夹压机构共有三个压头，由安装在同一轴上的三个凸轮分别控制，其中的第一压头夹压带头，第二压头夹压带尾，两层带中间先由隔离器隔开，然后再由隔离器引导熨头进入两层带子中间，以待热熔搭接。捆扎带收紧捆绕在包装件上后，为了使它在流通过程中不松散，就必须将捆扎带的两端构成牢固的连接，才能保证捆扎的可靠与安全。捆扎带在封接压头，即第三压头的作用下，由电热板对其加热使带表面熔融，然后经过加压冷却而得到熔接连接。图 2.3 捆扎封接机构原理示意图2.2.2 控制系统设计研制包装带捆扎机的一个重要任务就是要实现打捆过程的半自动化或尽可能自动化。气动控制方式与电气、液压控制方式一样，是实现生产过程自动化的常用的方式之一。随着电气控制技术在气动元件中不断的进步和发展，一系列高性能的气动元件的出现，如快速响应的电磁阀，位置感应气缸等，使得气动元件更加易于进行远距离的操作控制。因此，气动系统在很多自动化设备中正得到越来越广泛的应用。在打捆过程中，包装带压板以及热熔搭接器的驱动由气缸来实现，相对于电机控制而言，气缸在实现来回伸缩控制方而有其独特的特点和优势;具有动作实现简单，可大大减少辅助机构的设计(相对于电机控制而言)。气缸的运动过程由电磁阀进行控制，简单易行。另外，实现捆扎速度可调通过凸轮轴上的步进电机来实现，机电配合的整个工作过程如下:（1）接通电源,单片机开始工作,烫头开始加热升温,温度的自动调节通过单片机自动控制.（2）按下“送带”按钮,电机正转,实现送带,送带 2s 后电机停转。（3）手动将带拉出，将包装带缠绕捆扎物一周，当带碰到行程开关后，步进电机运转，第一顶杆将捆扎带顶紧。（4）2s 后电机反转，实现退带，对包装件进行捆紧，2s 后停转，此时第三顶杆将带另一端顶紧。（5）第二顶杆上升将包装带切断并迅速下移，热熔搭接器开始对包装带加热，第二顶杆再次上升，将两片包装带夹紧粘贴。（6）气缸收缩，将压带侧板抽出，捆扎完成。2.3 本章小结本章主要根据打捆机的工作流程提出了包装带捆扎机的总体设计方案，主要内容包括:（1）给出了包装带捆扎机的技术参数和要求;（2）提出了打捆机的系统总体设计方案，包括机械系统、控制系统、采用的捆扎方式和材料等。3机械系统设计3.1整体设计包装带捆扎机的结构：目前使用的台式自动捆扎机，其构造包括机架、丙烯带圈筒、储带箱、带子的进给和张紧机构、带子的接合机构、拱形导轨、传动机构和自动控制装置等部分组成。捆扎机工作流程：包装带捆扎机采用聚丙烯塑料带作为捆扎材料，打捆完成后用热熔搭接法将捆扎带加热粘贴。当捆扎物人工搁置在规定的位置后，手动将捆扎带塞入焊接处并触动微动开关，机械装置和执行机构保证反时针方向收带，达到一定的捆紧力后焊接，稍后切刀上顶切带，最后机械送带，完成一个捆件的捆扎过程 。在捆扎过程中，由送退带机构完成送带、收带、拉紧等动作；在夹压、熨烫机构作用下完成包装带粘结锁紧，防止包装带的打滑松动。本捆扎机以气动系统作为打捆系统加热装置的主要执行件，以可编程序控制器作为控制单元实现打捆过程的半自动化。3.2传动方案设计3.2.1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。3.2.2电动机的选择本机器的动力选用交流 380V。塑料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。安装尺寸机座号 D(j6) E F(N9) G M N(j6) P R S T80+0.00919-0.00440-0.036-0.115.5 165+0.014130-0.011200 0+0.4312 3.5外形尺寸不大于A AD AE L175 120 110 300表 2.1Y112M-4型电动机外形尺寸3.2.3传动方案的确定包转机工作时，先将塑料袋经输送带 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.传送带 9.花盘轮 10.转鼓计数装置 图 2.1塑料包装机系统传动原理图3.2.4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411 ： 减电 机 i250i减 ： 蜗轮减速箱传动比31210减 ： ： ： 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7102.5443212 ii轴（r/min）/60= /6=0.03663m/s=36.63mm/sdnV70.每分钟 30 瓶，那么瓶子间的距离为： mm2.3/3.L4电机到主输送带装置的传动设计4.1第一级传动带的设计1）确定带的计算功率caP由表 8-61查得带的工作情况系数 ，故1.AKw =198w (3.1) 180.PKAca2） 选取窄 V 带带型根据 、 由图 8-9 确定选用 SPZ 型。ca1n3） 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。1d根据式（8-15）， ，从动轮基准直径 。2121dni2d=252 mm (3.2)21d634根据表 8-7，取 。m50按式 = =4.618 m/s (3.3)1160pdnV1d63140=4.618m/s22p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。12012)()dda0a根据下式计算所需的基准长度=210210()4dddLaa m4063252402）（）（=1316.9mm (3.4) 由表 8-2 选带的基准长度 =1400mm。dL则按式（8-21）计算实际的中心距 a=442.4mm (3.5)02da29.13640圆整取 a=442mm5） 验算主动轮上的包角 1由式（8-6）得 00211857.da05.7426380123.(3.6)主动轮上的包角合适。6）计算窄 V 带的根数 Z由 (3.7)0caLPK又 1400 r/min 、 63mm、 4,查表 8-5a 和表 8-6b 得1n1di0.24 kw0P0=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KLK=0.70.18.24395.Z则取 Z=1 根。7） 计算预紧力 0F由 (3.8)20.51capqvvzK查表 8-4 得 q=0.06kg/m，故N=33.08N20.82.5510.64184619F 8） 计算作用在轴上的压轴力= =65.35 N (3.9)102sinpZ02.23.078sin4.2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 ，1n1pd80.9650i传动不反向，工作载荷稳定，设计寿命 12000 h。hL4.2.1选择蜗杆的传动类型根据 GB/T100851988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。4.2.2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。4.2.3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)232EHZaKT1）确定作用在蜗轮上的转矩 2T按 1，取效率 0.8，则Z=94300 (3.11)6229.50PTn3617.80.9.55Nm2）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K=1.15；由于转速不高，冲击不大，可取重载荷系数 =1.05；则AK V=1.21 (3.12)AV1.503）确定弹性影响系数 EZ因选用的铸锡磷青铜 ZCuSn10P 蜗轮和钢蜗杆相配，故 =160 。 EZ12MPa4）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1d1d=2.9。Z5）确定许用接触应力 H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 H= = =1.008 (3.13)260hNjnL70125145062710寿命系数 =178.HNK则 =1 268=268 MPa6）计算中心距 =69.93mm23160.91.2948a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1d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1dZZ可用。4.2.4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，aPm 1ad2m齿根圆直径 =24mm；12.4fd分度圆导程角 = ；蜗杆轴向齿厚 =6.283 mm。1arctnZq0590.5as2）蜗轮蜗轮齿数 =51；变位系数 = ；2Z122daxm0.5验算传动比 =51，这时传动比误差为 =2.0，这是15zi许的。 蜗轮分度圆直径 = =127.5 mm2dmz.51蜗轮喉圆直径 =127.5+2 2.5=132.5 mm2aah蜗轮齿根圆直径 =127.5- =121.5 mm2ff.25蜗轮咽喉母圆半径 = mm21gard80134.2.5校核齿根弯曲疲劳强度(3.14)21.53aFFFKTYdm当量齿数 =51.52 (3.15)23cosVzr根据 ， =51.52，从图中可查的齿形系数 =2.75。20.5x2 2aFY螺旋角系数 = =0.966 (3.16)014Y0.761许用弯曲应力 FFNKA从表 11-8 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 =56MPa。F寿命系数 =0.89369710.8FN=50MPa560.83F而实际弯曲强度 = =48.5MPaF1.5294307.5.796弯曲强度满足条件。4.2.6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 pxf0.14m 0.25pxLfmm ，蜗杆齿行公差 =0.022 mm 。1f2） 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pFrF齿形公差 =0.014 mm，蜗轮齿距极限偏差 =0.020 mm。2f ptf4.2.7传动效率的计算滑行速度 = =1.1 m/s (3.17)11cosVdnr303716cos459故采用下置蜗杆。此时查得 ，总效率 =0.52 (3.18)0231V123tan.6Vr4.2.8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T由公式 (3.19)6339.5102TPdn=6.65 mm66333.172.80004T 取 =12 mm。1mind2）蜗轮 同样选轴的材料为 45 钢，轴传递的功率 1P= =89 W1P带 蜗 杆轴 承 180.960.52由公式（1）得 =19.65 mm6339.50241d取轴最小直径为 =25 mm。min4.3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1P稳。则可进行如下设计1）选择链轮齿数 12,z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1z=20。2z2）计算功率 caP由表 991查得工作情况系数 =1，故AK= =89 WcaA确定链条链节数 pL初定中心距 =30p,则链节数为0=80 节 (3.20)1022110pazzPLa3）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1.08zK0.261PLK=1.0，故得所需传递的功率为p=90 W0891.054.cazLp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1nP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 m8012.7pP (3.21)22121184ppzzzPaLL = =445 mm2.708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 mma取 =444 mm5）验算链速= =0.06 m/s160nzpV4201.766）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maxkd2mind=25 mm,故合适。7）作用在轴上的压轴力pFeK有效圆周力 =1483 N (3.23)0.89106ePV按水平布置取压轴力系数 ，故1.5pF=1705 N.5483pF4.4主传送带的设计计算4.4.1主传动链的设计计算由前述可知，选取 08A 型滚子链。P=12.7 mm。选择链轮的齿数7,z选取链轮的齿数 =36。计算功率 caP工作情况系数 =1.0，输入功率 =51.2 WAK210.689.P链其中 为输入主轴的功率分配给主传动链的分配比故 = =51.2 WcaP21.05A3）确定链条链节数 pL初定中心距 =100p，则链节数为0=236 节72210362pazp为了能均匀的分配三角挡板，故选取 =240 节。pL4）确定链长 L 及中心距 a=3.05 m2401.71p22121184ppzzzPaLL =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）=1292.8 1290.2 mma取 1292 mm5） 验算链速= =0.1067 m/s7601nzpV43612.70选取轮毂孔 kd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maxd，拟选择此段轴径 =35 mm。maxdk7） 作用在轴上的压轴力pFeK 又主传动带的输入功率 =p主 2有效圆周力 =480 N0.511067ePFV主按水平布置取压轴力系数 ，故.pFK=552 N.548p4.4.2计算主传送带的牵引力 F假设回程链条有支托的水平式输送装置，则(3.24)61.523mcFgWLff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；mf链条与导轨间摩擦系数；c3 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mcf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 。a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 K212z1z21讨论：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)5.4主传动轴的设计5.4.1选择主传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。而轴的设计是塑料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： 640BMPa；屈服强度极限：35sMPa；弯曲疲劳极限： 1275Pa；剪切疲劳极限： 15Pa；许用弯曲应力： 160。5.4.2主传动轴的结构简图图 4.5 主动轴的结构5.4.3.1求输入轴上的功率 、转速 和转矩1Pn1T1若取每级齿轮传动的功率（包括轴承效率在内）=0.97，则= = =1800.96=172.8W1d01d1=9550000 =9550000 =235749N mmT1n1728.05.4.3.2求作用在齿轮上的力因已知大齿轮的分度圆直径为=m =460=240mmd1Z而 = = =3802.40N FtT12403579= =3802.40 =397.37Nrtcosan34068cos2tan= tan=3802.40tan =154.06Nat 5.4.3.3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A032.95TT= =112 =15.63mmdmin031P3718.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。5.4.3.4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HV表 4.2 截面 D 的负荷载荷 水平面 H 垂直面 V支反力F=-1376N， =2070NNAFNHB=122N， =1032NNAFNVB弯矩 M =117.196N m， =345.29 N mHDVD总弯矩 = =363.42 N mDHV22扭矩 T =23625 N mm1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