行李包装机的设计（机械CAD图纸）

1、摘要abstract第一章 引言(1)1.1课题的背景及意义(1)1.2国内外包装机械的发展史(1)1.3方案对比(2)第二章 行李打包机的构造、工作过程及应用（5）2.1行李打包机的构造、工作过程(5)2.2转盘系统(5)2.3薄膜拉伸系统（5）2.4支撑系统（6）2.5行李打包机的应用（7）第三章 运动和动力参数及结构设计计算（8）3.1主要设计技术指标与参数（8）3.2转盘系统部分结构设计计算以及校核（8）3.3.薄膜拉伸系统部分结构设计计算以及校核（26）3.4胶辊的设计计算 （32）总结 （40）参考文献 （41）附录 翻译译文及原文行李包装机的设计摘要：随着社会的发展和人民生活水平

2、的提高，在科学技术迅速发展的今天，人民生活节奏越来越快，人民出远门已不再是仅仅只是坐火车、轮船，飞机成了许多人选择，出行的行李打包成了许多机场需要解决的问题。本课题针对这种现象和需求，开发结构紧凑，打包方便快捷的行李打包机。该系统包括：转盘系统、薄膜拉伸系统、支撑系统，可以完成薄膜的拉伸，缠绕。本设计主要完成这三个系统的结构和方案设计。通过对各部件结构参数的分析设计，使组成该机构的各部分结构运行协调平稳，结构紧凑，美观经济。关键词：行李、打包机、缠绕the design of luggage packing machineabstract：with the social development

3、 and peoples living standards improve, the rapid development of science and technology in todays increasingly fast-paced life of the people, the people are no longer just taking a trip by train, ship, aircraft became many people choose to travel airport baggage packed into many problems to be solved

4、. the topic for this phenomenon and needs to develop a compact, convenient package luggage packer. the system comprising: a carousel system, a film drawing system, the support system can be completed stretched film winding. the design of the main structure and program design to complete the three sy

5、stems.through the analysis of the structural parameters of the componentsdesigned so that the structural composition of the agencys coordinationrunning smoothly, compact structure, beautiful economy.keywords： luggage, packing machine, winding第一章 引 言1.1 课题的背景及意义随着经济的发展航空业也迅速发展起来，中国有国际机场就有几十个，还不包括那些中小

6、型机场，国际机场每年旅客吞吐量就有几千万，平均每天就有几万甚至几十万的吞吐量，这仅仅只是国际机场的不包括更多的中小型机场，就算每人一个行李包这对机场也是一个巨大的工作量，行李包装机是专为机场包装行李或小物品缠绕等设计，可防止行李被调换和破损等现象，在运输过程中起到保护行李的作用。如果采用人力去打包会大大提高工人的劳动强度，并且增加了打包时间以及打包场地，增加了机场成本。鉴于此，我们寻求一种机械形式实现此功能的包装设备。而行李包装机的出现会提高行李或小物品缠绕的速度，降低工人的劳动强度，减少包装场地面积。以及对机场降低成本，提高竞争力有很大的帮助。1.2国内外包装机械的发展史我国的包装机械产业在

7、新中国成立时,几乎是一片空白,只有少数工厂或作坊在生产一些简单的手工包装机具,或为少数进口机器进行修配服务。经过五十年的发展,我国包装机械已成为机械工业中的十大行业之一,无论是产量还是品种,都取得了令人瞩目的成就,我国包装工业的高速发展提供了有力的保障。纵观国内现有的包装机械,除大型生产包装线外(许多是从国外引进产品生产后随即包装,如奶粉、洗衣粉之类,耗资大,占地面积大,物料多品种适应性差)大都处于一种落后的局面,如一些家庭个人小作坊,买一些现成的包装袋(包装袋有人专业生产,也十分精致、漂亮)将需要包装的粉状、颗粒状食品或其它商品用量杯类器具灌装在袋中,用热膜封口机封口后流通于市场。这种包装作

8、业方式不仅不符合卫生条例,产品计量无法保障,也为产品掺假、制假打开了方便之门,是目前产品升级、上档次必须严格杜绝的包装作业方式。 80年代末,国内陆续引进并迅速发展生产了一系列机械传动的小型全自动包(灌)装机,因能基本上满足小袋物品包装从有计量的落料到制袋、灌装、分割等动作的自动化作业,生产效率和包装质量得到了很大程度的提高,克服了众多作业环节中人为因素的影响。加上投资少(每台售价35万元),占地面积小,适应于个体小作坊的作业生产,因而深受用户的欢迎,也使包装机械的成长有了新的发展目标和前景,小袋物品的包装质量也有了质的飞跃。 但是，在设计过程中，大多数设计人员还没有真正掌握先进的设计方法2，

9、如高速包装机械的动力学设计理论和方法等，对高速情况下机构的动态精度分析等问题还不能模拟解决；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；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。 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。 美国是世界上包装机械发展历史较长的国家，早已形成了独立完整的包装机械体系，其品种和产量均居世界之首。从上世纪90年代初以来，美国包装机械业一直保持着良

10、好的发展势头，其产品多以内销为主，出口只占包装机械总产值的18%。继加拿大、墨西哥、日本、英国、德国之后，中国已成为美国包装机械的第6大出口市场。 日本与美国、德国相比，起步较晚，包装机械制造业的发展经历了引进-消化-发展的研究过程，在吸收国外长处的基础上加以改进提高，目前已成为世界上仅次于美国的包装机械生产国。日本的包装机械制造厂以中小企业为主，包装机械的品种、规格较多。包装机械以中小型单机为主，具有体积小、精密度高、易安装、操作方便、自动化程度高等优点。90年代以来，已将变频调整、光电追踪、无触点电子开关、动态数据显示等技术运用在包装机械中。日本包装机械的很大一部分用于食品包装领域，食品包

11、装机械产值占包装机械总产值的一半以上。日本包装机械的主要市场也在本国，出口额只占总产值的10%。亚洲是日本包装机械的主要出口市场。从上世纪90年代以来，日本对中国的出口额连年大幅增长，自1995年起，中国已成为日本包装机械的最大出口国。 目前，世界各国对包装机械的发展都十分重视，集机、电、气、光、生、磁为一体的高新技术产品不断涌现。生产高效率化、资源高利用化、产品节能化、高新技术实用化、科研成果商业化已成为世界各国包装机械发展的趋势。 1.3方案对比方案一：在蜗轮杆末端装法兰盘，这种方法结构紧凑，系统稳定。但是安装不方便，结构复杂，检修不方便。图1-1 方案一图1-定位杆；2-连接盘；3-连接

12、法兰；4-减速器；5-转盘方案二：在蜗杆末端用键来提供轴向力，用铁球来支撑转盘，这样不但让减速器未受到径向力，而且提供了轴向力来旋转转盘，这种方案结构简单，安装方便，检修简单。1图1-2 方案二1-铁球第二章 行李打包机的构造、工作过程及应用2.1行李打包机的构造、工作原理行李打包机由转盘系统、薄膜拉伸系统、支撑系统组成。2.2转盘系统转盘系统包括支架、位于支架上部的连接法兰、连接盘已经转盘。转盘上安装有定位装置，起特殊之处在于连接法兰下部设有减速器，减速器一侧安装有与减速器配合使用的电动机。其结构如图2-1所示54132图2-1 支撑系统1定位杆；2转盘；3减速器；4铁球；5键工作时把行李放

13、在转盘2上，用定位杆1将其固定，可以根据行李的大小调整定位杆1的位置，将拉伸薄膜手动缠绕在行李后，打开电源，电动机转动，通过带传动，带动减速器3转动，通过连接铁球4、键5，带动转盘2转动，使行李旋转，拉伸膜层层包转在行李上。2.3 薄膜拉伸系统薄膜拉伸系统包括相对位置的胶辊a和胶辊b、导向辊、放模筒以及动力电动机，胶辊a和胶辊b一端分别固定主动齿轮很从动齿轮，主动齿轮上固定一大链轮，动力电动机上固定一与主动齿轮上大链轮配合使用的小链轮。起结构如图2-2所示。68753412 图2-2 薄膜拉伸系统1大链轮；2大齿轮；3胶辊1；4胶辊2；5滚筒；6电动机；7小链轮；8小齿轮当拉伸薄膜时，由电动机

14、6产生动力，带动小链轮7转动，通过链传动带动大链轮1转动，大链轮1带动主动齿轮2和从动齿轮8转动。由于主动齿轮和从动齿轮的转动产生转速比，拉伸膜在通过胶辊3很胶辊4时线速度不同，拉伸膜前端行走速度高，后端行走速度低，从而使拉伸膜受力作用，产生拉伸效果。经过传动机构和减速装置两次变速就可以达到拉伸膜拉伸1-2.5倍的效果。 2.4 支撑系统转盘系统装在支撑系统左侧；上述支架的另一端上面有模架安装板，模架安装板的两侧为两个相对垂直固定的支撑板，模架安装板内为模架。如图2-3。.图2-3 支撑系统2.5 行李打包机的应用本台包装机采用了立式滚封的设计方案，操作方便，融入人因工程学元素来提高其宜人性，

15、具有工艺简单，效率高，成本低的特点，可以包装不同形状的行李。 第三章 运动和动力参数及结构设计计算3.1主要设计技术指标与参数1) 行李装盘转速为20转每分钟，整机功率0.75千瓦，电源220伏/50赫兹；2) 拉伸膜部分的功率0.18千瓦；3) 整机体积约为1400毫米*600毫米*1200毫米。3.2转盘系统部分结构设计计算1.传动方案的拟定与分析由已知条件可知转盘转速为20rmin，而一般电动机转速在750 rmin以上，传动比i=37.5，考虑行李打包机结构紧凑，选用一级蜗轮蜗杆减速器。电动机与减速器之间采用传动比=4的带传动连接。传动方案简图如图4所示。2.电动机选择选择额定功率=0

16、.75kw的y系列三相异步电动机y90s-6和y80m2-4。表3-1 电动机的参数方案电动机型号额定功率（kw）同步转速（rmin）1y90s-60.759102y80m2-40.751390如果选择y90s-6带速为3.38ms5 ms故带速不合适。y80m2-4带速为5.16 ms，5 ms 5.16 ms 30 ms故带速合适，选择电动机y80m2-4。3.带传动设计(1)确定设计功率；由参考文献（1）表8-7查得工作情况系数=1.1，故=p=1.10.75=0.825kw(2)选择v带的带型根据、由参考文献（1）图8-11选用z型。3.确定带轮的基准直径并验算带速v1）初选小带轮基准

17、直径。由参考文献（1）表8-6和表8-8取小带轮基准直径=71mm。2）验算带速按参考文献（1）式（8-13）验算带的速度v=5.16ms因为5 ms 5.16 ms 30 ms，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据参考文献（1）式（8-15a），计算大带轮的基准直径=i=284mm根据参考文献（1）表8-8，圆整为=280mm。4.确定v带的中心距a和基准长度1）根据参考文献（1）式（8-20），初定中心距=400mm。2）由参考文献（1）式（8-22）计算带所需的基准长度2+（+）+1443mm根据参考文献（1）由表8-2选带的基准长度=1400mm。3）按参考文献（1）式（8-23

18、）计算实际中心距a。a2+378mm中心距的变化范围为270.2772mm5.验算小带轮上的包角-（）6计算带的根数z1） 计算当根v带的额定功率。由和，查参考文献（1）表8-4a得=0.2928kw。根据，i=4和z型带，查参考文献（1）表8-4b得=0.03kw。查参考文献（1）表8-5得=0.91，查参考文献（1）表8-2得=1.14，于是=（+）=0.33482） 计算v带的根数z。z=2.46取3根7.计算单根v带的初拉力的最小值由参考文献（1）表8-3得z型带的单位长度质量q=0.1kgm，所以=500+q=48n应使带的实际初拉力。8.计算压轴力压轴力的最小值为=2zsin=27

19、3.9n9.减速器的的结构设计计算1）工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限15年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为5%。2）原始数据：整机功率0.75kw，输出转速20rmin 3）传动装置的总功率根据参考文献（2）附表2-3=0.96，=0.99，=0.75=0.706电动机输出功率：=1.06kw3）总传动比=69.5跟据参考文献（2）表2-1，取蜗轮蜗杆传动比=23.17（单级减速器=1040合理）=1390 rmin =463.33 rmin =20 rmin =20 rmin 4) 计算各轴的输入功率=1.06kw=0.96=1.01kw=0.990.7

20、5=0.75kw=0.99=0.74kw5）各轴输入转矩=9550000=7283nmm=9550000=20818nmm=9550000=358125 nmm=9550000=353350 nmm表3-2 各轴的运动及动力参数轴名功率p（kw）转矩t(nmm)转速n（rmin）传动比i效率0轴1.067283139011轴1.0120818463.3340.96轴0.753581252023.170.74轴0.743533502010.996）传动零件的设计计算1、蜗杆传动类型 gb/t 10085-1988.阿基米德蜗杆（za） 2、选择蜗轮蜗杆材料及精度等级 蜗杆 选40gr，表面淬火4

21、555hrc； 蜗轮边缘选择zcusn10p1。金属模铸造。从gb/t10089-1988圆柱蜗轮蜗杆精度中选择8级精度。侧隙种类为f,标注为8f gb/t10089-1988.11.按齿面接触疲劳强度设计 传动中心距：a（1）蜗杆上的转矩按=2，估取效率=0.8，则=9550000=343800nmm（2）确定载荷系数k因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数=1；由参考文献（1）表11-5选取使用系数=1.15；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数=1.05；则k=1.21(3)确定弹性影响系数铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配,故=160mp。（4）确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值

22、=0.30，查参考文献（1）图11-18中可查得=3.1。（5）、许用接触应力蜗轮材料：铸锡磷青铜zcusn10p1。金属模铸造。蜗杆螺旋齿面硬度45h由参考文献（1）表11-7知涡轮的基本许用应力=268mpa应力循环系数：=86400000寿命系数： =0.7637（6）、计算中心距a=134mm则=0.7637x268=205mpa取中心距a=180mm,因=2，故从参考文献（1）表11-2中取模数m=6.3,蜗杆分度圆直径=63mm，这时=0.315，从参考文献（1）表11-18中可查的接触系数,因此以上计算结果可用。12.蜗杆与蜗轮的主要参数与尺寸(1)蜗杆：轴向齿距 =19.782

23、mm直径系数 =10齿顶圆直径 75.6mm齿根圆直径 47.88mm分度圆导程角=111836 蜗杆轴向齿厚9.891mm(2)蜗轮：蜗轮齿数=48变位系数-0.43验算传动比：i= /= 24传动比误差为%=3.5%5%,满足条件允许蜗轮分度圆直径=302.4mm蜗轮喉圆直径309.582mm蜗轮齿根圆直径 281.232mm蜗轮咽喉母圆半径=25mm13.校核齿根弯曲疲劳强度： 当量齿数： =50.9根据=0.43，50.9。从参考文献（1）图11-19中可查的齿形系数=2.67。螺旋角系数：=0.9192许用变应力：从参考文献（1）表11-8中查得由zcusn10p1制造的蜗轮的基本许

24、用应力=56mpa。寿命系数：=0.6093 =56x0.6093mpa=34.121mpa =13.015mpa0.8因此不用重算。15. 输出轴的设计-蜗轮轴的设计计算1、轴的材料的选择（1）、轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。图3-1 蜗轮轴选用45号钢，正火处理 b=600mpa b1=55mpa（2）、按扭转强度，初步估计轴的最小直径d=40.92轴伸部位安装突面带劲螺纹钢制管法兰。由转速和转矩得=446.94nm取整直径45mm，即轴伸直径为45mm。（3）、轴承和键采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单

25、向固定，轴伸处有螺纹跟突面带劲螺纹钢制管法兰连接，用a型普通平键连接蜗轮与轴。2、轴的结构设计（1）、径向尺寸的确定从轴段d1=45mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）d范围内， h（0.070.1）d1=（3.154.5）mm。应取d2=53mm；d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=55mm，查参考文献（2）选定轴承型号为7011c，d4与蜗轮孔径相配合且便于蜗轮安装。按标准直径系列，取d4=56mm；d5起蜗轮轴向固定作用，由h=（0.070.1）d4=（0.070.1）56=3.935.6mm，取h=4mm，d5=64mm；d7与轴承

26、配合，取d7=d3=55mm；d6为轴承肩，轴承轴向固定，符合轴承拆卸尺寸，查轴承手册，取d6=58mm。2）、轴向尺寸的确定与键相配合的轴段长度，l1=150mm。对蜗轮b=41.3mm取轴长段l4=b-(23)mm=50mm,对定位轴肩l5=1.4h=1.4x8mm=11.2mm,取整则l5=11mm。7011c型轴承其轴承宽度b=18mm，故l7=b=18mm. 其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗轮端面与箱体的距离取1015mm，轴承端面与箱体内壁的距离取5mm；，初步估计l2=55mm，轴承环宽度为13mm，两轴承的中心的跨度为87mm，轴的总长为327mm。(3)、轴的强度校核

27、图3-1 蜗轮轴的载荷分布图（a） 轴的结构与装配 （b）受力简图 （c）水平面的受力和弯矩图 （d）垂直面的受力和弯矩图 （e）合成弯矩图 （f）转矩图 （g）计算弯矩图（4）计算蜗轮受力1）、绘出轴的计算简图（a）2）、绘制水平面弯矩图（b）蜗轮的分度圆直径 =302.4mm； 转矩 =343800nm蜗轮的圆周力 =2273.8n蜗轮的径向力=827.596n蜗轮的轴向力=471n轴承支反力：1136.9n截面c处弯矩：81.86n.m3）、绘制垂直面弯矩图（c）图轴承支反力：413.798n计算弯矩：截面c左右侧弯矩：29.80.m4）、绘制合成弯矩图（d）图m=87.11nm5）、绘

28、制弯矩图（e）图343.8n.m6）、绘制当量弯矩图 （f）图转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取0.6，截面c处的当量弯矩为： =223.92n.m7）、校核危险截面c的强度：=8.955mpa=55mpa安全。16.输入轴的设计计算-蜗杆轴（1）、按扭矩初算轴径：选用45号钢，调质处理，硬度hbs=230，强度极限=650mpa，屈服极限=360mpa，弯曲疲劳极限=300mpa，剪切疲劳极限=155mpa，对称循环变应力时的许用应力=60mpa。（2）初步估算轴的最小直径最小直径估算： =15.56mm轴伸部位安装带轮，考虑轴向运动跟周向运动，选用螺钉锁紧挡圈固定轴向，键固定周向运动，由

29、转速和转矩得=19.29nm查参考文献（3）表14-3选螺钉锁紧挡圈，标准孔径d=20mm，即轴伸直径为20mm 。轴孔长度l=52mm（3）、轴承和键采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处用c型普通平键联接，实现周向固定。（4）轴的结构设计图3-2 蜗杆轴1、径向尺寸的确定从轴段d1=20mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）d范围内， h（0.070.1）d1=（1.42）mm。应取d2=24mm；d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=25mm且d7=d3=25mm，查参考文献（2）选定轴承型号为7005c，d

30、4=d6=27mm。d6为轴承肩，轴承轴向固定，符合轴承拆卸尺寸，查轴承手册，取d6=27mm。d5取蜗杆齿顶圆直径 d5=75.6mm.2、轴向尺寸的确定与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为12mm，取挡油板厚为10mm，其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗杆端面与箱体的距离取1015mm，轴承端面与箱体内壁的距离取5mm；，轴承环宽度为18mm ，蜗杆轴总长472mm。3、蜗杆的受力齿顶圆直径=75.6mm； 转矩 =20.818nm蜗杆的圆周力 =220.818/0.0756=550.74n蜗杆的径向力=550.74tan20=200.45n蜗杆的轴向力137.685n17.滚动轴承的

31、选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命： 1530016=72000小时1、 计算输入轴轴承（1）已知=1390r/min两轴承径向反力：fr1=fr2=115.25n初选两轴承为角接触球轴承7005c型根据参考文献（1）表13-7得轴承内部轴向力fs=0.68fr 则fs1=fs2=0.68fr1=78.37n（2）fs1+fa=fs2 fa=143.35故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端fa1=fs1=78.37n fa2=fs2=221.72n（3）求系数x、yfa1/fr1=78.37n/115.25n=0.68fa2/fr2=221.72n/115.25n=1.92根据参考文献

32、（1）表13-5得e=0.68fa1/fr1e x2=1 y1=0 y2=0（4）计算当量载荷p1、p2根据参考文献（1）表13-6取fp=1.1根据参考文献（1）式13-8a得p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.1(1115.25+0)=126.775np2=fp(x2fr1+y2fa2)=1.1(1115.25+0)=126.775n（5）轴承寿命计算p1=p2 故取p=126.775n角接触球轴承=3根据手册得7005c型的cr=23000n由教材p320式13-5a得lh=16670/n(ftcr/p)=16670/1390(123000/126.775)3=3216949974

33、h72000h预期寿命足够2、计算输出轴轴承（1）已知n=20r/min = 471n, fr=fnh1=1136.9n试选7011c型角接触球轴承根据参考文献（1）表13-7得fs=0.68fr，则fs1=fs2=0.68fr=0.681136.9=773.092n（2）计算轴向载荷fa1、fa2fs1+=fs2 = 471n任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：fa1=773.092nfa2= fs1+=1244.092n（3）求系数x、yfa1/fr1=773.092/1136.9=0.68fa2/fr2=1244.092/1136.9=1.13根据教材p321表11

34、-8得：e=0.68fa1/fr1e x2=1 y2=0（4）计算当量动载荷p1、p2根据表p321表13-6取fp=1.1根据式13-8a得p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.1(11136.9)=1250.59np2=fp(x2fr2+y2fa2)=1.1(11136.9)= 1250.59n (5)计算轴承寿命lhp1=p2 故p=1854.743 =3根据参考文献（2） 7011c型轴承cr=30500n根据参考文献（1） 表13-4得：ft=1根据参考文献（1式13-5a得lh=16670/n(ftcr/p)=16670/20(130500/1250.59)3 =1170881

35、5.8h72000h此轴承合格，预期寿命足够。18.挡圈、键连接的选择及校核计算1、输出轴与蜗轮连接采用平键连接轴径d4=56mm l4= 72mm t2=358.125nm查参考文献（2）p164 选a型平键，得：b=16 h=10 l=50即：键1650 gb/t1096-2003l= l4-b=72-16=56mm p=4 t2/d4hl=4358125/561056=45.679mpap(110mpa)2、输入轴与带轮连接用平键连接以及螺钉锁紧挡圈轴径d1=20mm l1=52mm t1=20.818n.m查参考文献（2）p164 选用a型平键，得：b=6 h=6 l=32即：键632

36、gb/t1096-2003l=l1-b=52-6=46mm 查参考文献（3）表14-3选用d=20mm，h=12，d=35，开槽锥端紧定螺钉m610根据参考文献（1）p106（6-1）式得p=4 t1/d1hl=420818/20646=15.0855mpap (110mpa)3、电动机轴跟带轮连接用平键连接以及螺钉锁紧挡圈轴径d=19mm l=45mm t=7283nmm 查参考文献（2）p164 选用a型平键，得：b=6 h=6 l=32即：键632gb/t1096-20031=l-b=45-6=39mm查参考文献（3）表14-3选用d=19mm，h=12，d=35,开槽锥端紧定螺钉m61

37、0根据参考文献（1）p106（6-1）式得p=4 t1/d1hl=4728319639=0.65 mpap (110mpa)19.带轮和v带结构设计电动机连接的带轮：因为压轴力不是很大所以采用直接连接，用键固定径向，采用螺钉锁紧挡圈跟轴肩固定轴向。根据参考文献（2）电动机额直径为直径为d=19，键槽宽6mm，高3.5,。因为300mm，所以采用腹板式。根据参考文献（2）图3-2得=（1.82）d =38mm根据参考文献（2）表3-1得b=（z-1）e+2f= 38mm根据参考文献（1）图8-14得b1.5d，l=（1.52）d=38， =（）b=8mm根据参考文献（1）表8-10得 =8.5m

38、m，h=5mm，e=12mm，f=7 减速器连接的带轮：因为压轴力不是很大所以采用直接连接，用键固定径向，采用螺钉锁紧挡圈跟轴肩固定轴向。轴径为d=20mm，300mm，所以采用腹板式。根据参考文献（2）图3-2得=（1.82）d =40mm根据参考文献（2）表3-1得b=（z-1）e+2f= 38mm根据参考文献（1）图8-14得b1.5d，l=（1.52）d =38，根据参考文献（1）图8-14得 =（）b=8mm根据参考文献（1）表8-10得 =8.5mm，h=5mm，e=12mm，f=7 v带结构根究参考文献（2）表3-1，选择z带。20.减速器的润滑与密封在以上设计选择的基础上，对该

39、减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。1、 减速器的结构本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照机械设计基础课程设计图10-8装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由i箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通

40、气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。2、减速箱体的结构该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见装配图3、轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图4、减速器的润滑与密封蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cst（100c）查表5-11机械设计基础课程设计轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为zl-2查表5-13机械设计基础课程设计。5、减速器附件简要说明该减速器的附件含窥视

41、孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。21.减速器结构1、减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。由于输出轴朝上的结构设计。铸造箱体，材料ht150。2、 铸铁箱体主要结构尺寸和关系表3-3 减速箱的尺寸 名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =16mm 箱盖壁厚1 1=16mm地脚螺钉直径及数目 df=15mm n=4轴承旁联接螺栓直径 d1=10mm箱盖，箱座联接螺钉直径 d2=15mm 螺钉间距300mm轴承端盖螺钉直径 d3=10mm 螺钉数目4df，d1，d2至外壁距离 df，d2至凸缘边缘距离 c1=

42、26,20,16 c2=24,14轴承端盖外径 d2=200mm 轴承旁联接螺钉距离 s=63.29mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定蜗轮外圆与箱内壁间距离 85mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 80mm3、注意事项（1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；（2）角接触球轴承7000c、7011c的轴向游隙均为0.100.15mm；用润滑油润滑；（3）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；（4）减速器装置内装ckc150工业用油至规定的油面高度范围；（5）减速器外表面涂灰色油漆；（6）按减速器的实验规程进行试

43、验。21.减速箱的三维图54312图3-3 减速箱1-上箱盖；2-蜗杆；3-蜗轮轴；4-蜗轮；5-下箱盖22.转盘系统三维图3214图3-4 转盘系统1-转盘；2-铁球；3-减速箱；4-带轮3.3.薄膜拉伸系统部分结构设计计算1.传动方案分析与拟定传动方案简图图2所示。2.选择电动机由于行李尺寸不同，要求拉伸膜速度可以自动调节，所选用yct系统小型电磁调速异步电动机。又由于薄膜拉伸装置所需功率为0.18kw，所以选择yct112-4a型电动机。yct112-4a额定功率0.55kw，额定转矩3.6nm，额定调速范围1251250rmin。3.传动装置的运动参数计算(1）确定电动机调速范围：12

44、51250rmin(2)确定胶辊转速范围：25250 rmin（3）确定总传动比：=5（4）确定齿轮传动比：=2（5）确定链传动传动比：4.传动零件设计计算（1）链传动设计计算1）选择链轮齿数取小链轮齿数=19，大链轮的齿数=472）确定计算功率由参考文献（2）表9-7查得=1，由参考文献（1）图9-13查得=1.52，单排链，则计算功率为=0.836kw3)选择链条型号和节距根据=0.836kw及125r/min查参考文献（1）表9-11，可选10-a。查参考文献（1）表9-1，链条节距为p=15.875mm4）计算链节数和中心距初选中心距=（3050）p=（3050）15.875mm=47

45、6.25793.75mm。取=600mm109.12取链长节数=109节查参考文献（1）表9-8得到中心距计算系数=0.24826，则链传动的最大中心距为 =599mm5）计算链速v，确定润滑方式0.63m/s根据v和链号，查参考文献（1）图9-14可知应采用滴油润滑。6）计算压轴力有效圆周力为：=873n链轮水平布置是的压轴力系数=1.15，则压轴力为=1004n（7）设计高速级齿轮1）选精度等级、材料及齿数，齿型。确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮。2)材料选择。由参考文献（1）表101选择小齿轮材料为45cr(调质)，硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240hbs，

46、二者材料硬度差为40hbs。3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(gb 1009588)4)选小齿轮齿数124，大齿轮齿数21485)选取螺旋角。初选螺旋角，左旋。5.按齿面接触强度设计按式参考文献（1）（1021）试算，即1)确定公式内的各计算数值(1)试选 =1.3(2)由图1030，选取区域系数(3)由图1026查得 +=0.78+0.87=1.65(4)计算小齿轮传递的转矩 t=95.510p/n=159676 (5)由表107选取齿宽系数(6)由表106查得材料的弹性影响系数(7)由参考文献（1）图1021按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极=600mpa：，大齿轮的接

47、触疲劳强度极限=550mpa。(8)由参考文献（1）式1013计算应力循环次数=216000000=108000000(9)由参考文献（1）图1019查得接触疲劳强度寿命系数；=0.98(10)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为s=1，由参考文献（1）式1012得564mpa539mpa2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得=78.40mm(2)计算圆周速度v=0.2ms(3)计算齿宽b及模数=78.40mm3.267mm=7.35mm 10.667(4)计算纵向重合度(5)计算载荷系数k已知使用系数=1根据v=0.2m/s，7级精度，由参考文献（1）图108查得动

48、载荷系数1.01由参考文献（1）表104查得=1.423由图1013查得=1.35假定，由表103查得=1故载荷系数=1.44632 (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由参考文献（1）式1010a得=84(7)计算模数=3.56.按齿根弯曲强度设计由参考文献（1）式105 1)确定计算参数(1)由参考文献（1）图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa；大齿轮的弯曲强度极限=380mpa；(2)由参考文献（1）图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.88，=0.9;(3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由参考文献（1）式（10-12）得345.7mpa

49、=244.286mpa（4）计算载荷系数k。k=1.3635(5)查取齿形系数。有参考文献（1）表10-5查得 =2.65；=2.338（6）查取应力校正系数有参考文献（1）表10-5查得=1.58；=1.692（7）计算大、小齿轮的并加以比较。/=0.0121/=0.01619大齿轮的数值大。2）设计计算 m=2.3mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，可取由弯曲强度算得的模数2.3并就近圆整为标准值m=2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度

50、圆直径=81.224mm，来计算应有的齿数。于是有33.6i=67.2这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。7.几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径（2）计算中心距=126（3）计算齿轮宽度 b= =84取=85，=908.薄膜拉伸系统的三维图87653421图3-5 薄膜拉伸系统1-大齿轮；2-大链轮；3-小齿轮；4-小链轮；5-电动机；6-胶辊1；7-胶辊2；8-固定杆3.4胶辊的设计计算电动机至齿轮总的效率，=0.913分别为链传动，轴承，齿轮传动的传动效率电动机所需的输出功率：=0.6kw=125r/min =50 r/min

51、 =100 r/min 1、胶辊1的设计（1）材料的选择：选用45号钢，调质处理，硬度hbs=230，强度极限=650mpa，屈服极限=360mpa，弯曲疲劳极限=300mpa，剪切疲劳极限=155mpa，对称循环变应力时的许用应力=60mpa。（2）初步估算轴的最小直径最小直径估算： =24.756mm取整得d=25mm3）、轴承和键采用角接触球轴承跟a型普通平键，实现周向固定，采用螺钉锁紧挡圈，实行轴向固定。2、胶辊1轴的结构设计（1）、径向尺寸的确定从轴端=25mm。装轴承，查参考文献（2）附表5-3取标准值=30mm。起固定作用，=32mm。装包胶所以=35mm。固定作用，=32mm。 装轴承，所以=30mm。（2）、轴向尺寸的确定与齿轮、挡圈、