毕业设计（论文）-颗粒状糖果包装机设计

颗粒状糖果包装机设计本科毕业设计（论文）[13]。同时，由于它们的结构简单，因此需要的维护也相对较少。三相异步电机在颗粒状糖果包装机中应用广泛，它们的高效能、可靠性高、维护方便、可调性强等特点，使它们成为包装机械行业中的主流电机之一。定量机构圆周速度v：V定量机构功率Pw：P所需电动机工作功率为：P工作机的转速为:n本次课题设计的颗粒状糖果包装机选用Y90S-4三相异步电动机，其额定功率为1.1Kw，满载转速1400r/min。4.2高速级齿轮的设计计算（1）选择了40Cr作为小齿轮的材质。40Cr是一种优质合金钢，具有良好的机械性能和热处理性能。它具有较高的硬度、强度和耐磨性，适用于高负荷和高速工作条件下的小齿轮应用。经过调质后，硬度达到280HBS。而大齿轮的材质是45钢，经过调质后，其硬度达到240HBS。（2）根据设计需求，我们选择了小齿轮的齿数为Z1=23，而大齿轮的齿数则为Z2=23×3.78=86.94。由于齿数必须是整数，我们决定将大齿轮的齿数取为Z2=87，压力角。2.按齿面接触疲劳强度设计齿面接触疲劳强度是指在齿轮传动中，齿面之间由于相对滑动而引起的疲劳损伤，并且它代表了齿轮材料的抵抗能力。在齿轮传动中，齿面之间会因为负荷和运动而发生相对滑动，这导致齿面之间产生压力和摩擦。这种周期性的压力和摩擦会导致齿面材料的局部应力集中和微小裂纹的形成。随着负荷的不断作用，这些微小裂纹逐渐扩展并最终导致齿面的疲劳失效。齿面接触疲劳强度是衡量齿轮材料抵抗这种疲劳失效的能力。高强度的材料通常具有更好的齿面接触疲劳强度，因为它们能够承受更高的应力和载荷，从而延缓疲劳损伤的形成和扩展。（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t≥32KT1齿面接触疲劳强度是指在齿轮传动中，由于齿面之间的相对滑动而产生的疲劳损伤的抵抗能力1）确定公式中的各参数值。在进行齿轮设计时，需要考虑载荷系数，以确保齿轮的可靠性和寿命。载荷系数是用于确定齿轮承受的实际载荷与标准参考载荷之间的比例关系。载荷系数KHt=1.3计算小齿轮传递的转矩T选取齿宽系数d=1。由图查取区域系数ZH=2.5。材料的弹性影响系数ZE=189.8在齿轮传动中，端面压力角对于传递载荷和保证齿轮传动的正常运行至关重要。通过合理选择和设计端面压力角，可以实现齿轮的均匀载荷分布、减小齿面接触应力集中以及降低噪音和振动。一般来说，较大的端面压力角可以提供更均匀的载荷分布，减小齿面接触应力集中的程度。然而，过大的端面压力角可能导致齿面强度降低，增加齿面接触的滑动摩擦，甚至产生不稳定的传动：αα在齿轮传动中，端面重合度对于传递载荷和保证齿轮传动的正常运行至关重要。通过合理选择和设计端面重合度，可以实现齿轮的良好接触、均匀载荷分布以及减小齿面接触应力。端面重合度通常以距离来表示，如齿顶间隙或齿底间隙。齿顶间隙是指两个齿轮齿面顶部之间的距离，而齿底间隙是指两个齿轮齿面底部之间的距离。合适的端面重合度应根据实际应用和设计需求来确定：ε重合度系数是用于描述齿轮传动中齿轮齿面接触情况的一个参数。它表示实际端面重合度与理论端面重合度之间的比例关系重合度系数的数值范围通常在0.8到1之间。当重合度系数等于1时，表示实际端面重合度与理论端面重合度完全一致，齿轮齿面完全接触。而当重合度系数小于1时，表示实际端面重合度小于理论端面重合度，齿轮齿面接触不完全。选择合适的重合度系数需要根据具体的齿轮类型、工作条件和设计要求进行评估。较大的重合度系数可以提高齿轮传动的载荷分布均匀性，减小齿面接触应力集中，提高齿轮传动的可靠性和寿命。然而，过大的重合度系数也可能导致齿面接触不足，增加齿面接触应力和噪音：Z⑦计算接触疲劳许用应力H小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限是指它们在长期使用中所能承受的最大接触应力值。它受到齿轮材料、硬度、表面质量、齿轮几何参数以及使用条件等多个因素的影响。接触应力值随着齿轮传动的载荷和转速而增加，而齿轮材料的硬度和强度则会影响齿面的承载能力。最大疲劳荷载。在齿轮传动中，由于齿面之间的相对滑动和载荷作用，会产生接触疲劳现象，导致齿面逐渐损伤并最终失效。为了确保齿轮传动的可靠性和寿命，需要确定小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限，并在设计过程中将其考虑在内。小齿轮的接触疲劳极限是指小齿轮能够承受的最大接触疲劳荷载，它受到材料强度、齿形参数、载荷分布和工作条件等因素的影响。通过实验测试和计算分析，可以确定小齿轮的接触疲劳极限，以确保其在实际使用中能够承受预期的载荷。大齿轮的接触疲劳极限类似地表示大齿轮能够承受的最大接触疲劳荷载。由于大齿轮通常具有更大的齿数和更高的载荷，因此其接触疲劳极限可能比小齿轮更高。同样，大齿轮的接触疲劳极限也受到材料强度、齿形参数、载荷分布和工作条件等因素的影响Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：NN取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.87、KHN2=0.9。取失效概率为1%,安全系数S=1，得：σσ取H1和H2选择较小者作为接触疲劳许用应力的依据是因为在齿轮传动中，较小的齿轮往往承受较大的载荷。较小的齿轮通常具有较小的齿数和更高的载荷集中度，因此其在接触过程中的应力状态较为关键，即σ2）试算小齿轮分度圆直径d（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vV②齿宽bb2）计算实际载荷系数KH使用系数KA=1。根据v=1.7m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.1。齿轮的圆周力FK齿间载荷分配系数K小齿轮相对支撑非对称布置时，K则载荷系数为：K3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径：d及相应的齿轮模数：m模数取为标准值m=2mm。3.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径dd（2）计算中心距a（3）计算齿轮宽度b取b2=46mm、b1=51mm。齿根弯曲疲劳强度校核σσ齿根弯曲疲劳强度满足要求。主要设计结论：齿数Z1=23、Z2=87，模数m=2mm，压力角=20°，中心距a=110mm，齿宽b1=51mm、b2=46mm。4.3低速级齿轮的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）材料选择：小齿轮材料为经过调质处理的40Cr，硬度范围为280HBS；大齿轮材料为经过调质处理的45钢，硬度范围为240HBS。图4-1齿轮结构图（2）选小齿轮齿数Z3=24，大齿轮齿数Z4=24×2.91=69.84，取Z4=71。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d3t≥32K1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.3②计算小齿轮传递的转矩T③选取齿宽系数d=1。④由系数ZH=2.5。⑤弹性影响系数Z⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Z端面压力角：αα端面重合度：ε重合度系数：Z⑦计算接触疲劳许用应力H查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：NN查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.9、KHN2=0.92。取失效概率为1%,安全系数S=1，得：σσ取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σ2）试算小齿轮分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vV②齿宽bb2）计算实际载荷系数KH①由表查得使用系数KA=1。②根据v=0.7m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.05。③齿轮的圆周力FK齿间载荷分配系数K④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，K则载荷系数为：K3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径：d及相应的齿轮模数：m模数取为标准值m=3mm。3.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径dd（2）计算中心距a（3）计算齿轮宽度b取b4=72mm、b3=77mm。齿根弯曲疲劳强度校核σσ齿根弯曲疲劳强度满足要求。主要设计结论：齿数Z3=24、Z4=71，模数m=3mm，压力角=20°，中心距a=142.5mm，齿宽b3=77mm、b4=72mm。4.4传动参数分析设计4.4.1各轴转速:输入轴：n中间轴：n输出轴：n工作机轴：n4.4.2各轴输入功率:输入轴：P式中：η3——中间轴：P输出轴：P式中：η1——η2——工作机轴：P式中：η1——η3——则各轴的输出功率：输入轴：P中间轴：P输出轴：P工作机轴：P4.4.3各轴输入转矩:电动机轴输出转矩：T输入轴：T中间轴：T输出轴：T工作机轴：T各轴输出转矩为：输入轴：T中间轴：T输出轴：T工作机轴：TIV'1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P2.求作用在齿轮上的力已知高速小齿轮的分度圆直径为:d则:FF式中：Ft——Fr——T1——3.初步确定轴的最小直径:选取轴的材料为45钢，调质处理，取A0=112d式中：P1——n1——为了确保输入轴与联轴器的匹配，需要选择适合的联轴器型号，该型号的孔径应与输入轴的直径d12相匹配。因此，在选取输入轴直径d12。联轴器的计算转矩Tca=KAT式中：T1——公称转矩，KA——经过计算，发现根据转矩要求计算得出的转矩Tca小于联轴器的公称转矩要求。同时考虑到电机轴的直径为24mm，并符合标准GB/T4323-2002或相关手册的规定，我们选择了型号为LT2的联轴器。为了与LT2联轴器配合，我们需要将轴的直径取为12mm，以便与半联轴器的孔径相匹配。此外，半联轴器与轴的配合还需要考虑毂孔的长度，我们选择了20mm的长度。选择合适的联轴器是非常重要的，因为它能够确保传递转矩的可靠性和精确性。型号为LT2的联轴器具有适当的尺寸和性能，能够满足我们的要求。4.轴的结构设计轴的结构如图4-2所示。图4-2轴端结构设计初步确定了轴的各段直径和长度。表4-1轴的各段直径和长度6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据联轴器中点距左支点距离:6204轴承查手册得a=7mmL齿宽中点距左支点距离:L齿宽中点距右支点距离:L2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FF垂直面支反力（见图d）：FF3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：M截面A处的垂直弯矩：M截面C处的垂直弯矩：MM分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：MM作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：在轴的校核过程中，通常只对轴上承受最大弯矩和转矩的危险截面进行强度校核。这是因为这个截面上的应力最大，是最容易导致轴断裂的关键部位。然而，在某些情况下，还需要对其他危险截面进行强度校核，特别是那些承受较大转矩且轴颈较小的截面。校核其他危险截面的强度是为了确保轴的整体强度和可靠性。虽然这些截面上的应力可能不是最大的，但由于其特殊几何形状和受力情况，仍然可能对轴的强度和可靠性产生重要影响。在进行强度校核时，常用的设计方法是采用安全系数进行调整。一般情况下，取=0.6，即将材料的屈服强度或抗拉强度除以安全系数，以获得允许的应力值。σ式中：σca——轴的计算应力，T1——Mca——W——轴的抗弯截面系数σ-1轴的弯曲和扭转应力图如下所示：图4-3输入轴弯扭受力图4.5键的选择与校核校核联轴器处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=4mm×4mm×14mm，接触长度:l′=14-4=10mm，则键联接所能传递的转矩为:TT≥T1，故键满足强度要求。4.6轴承计算与校核据条件，轴承预计寿命：L1）初步计算当量动载荷P:因该轴承只受径向力，径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P（2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C（3）选择轴承型号:选择:6204轴承，Cr=12.8KN：L所以轴承预期寿命足够。4.7联轴器的设计（1）载荷计算公称转矩：T由表查得KAT（2）型号选择选用LT2型联轴器，联轴器许用转矩为T=16Nm，许用最大转速为n=7600r/min，轴孔直径为12mm，轴孔长度为20mm。Tn联轴器满足要求，故合用4.8本章小结本章主要内容是对颗粒状糖果包装机的传动机构进行了详细的分析，并对其关键部件进行了校核。结轮与展望本设计是设计颗粒状糖果包装机，通过对相关部件的运动形式进行了详细的分析。我们设计并分析了一些重要的组件。对国内外颗粒状糖果包装机结构及驱动机构调研，了解到其具体应用背景。通过对国内外颗粒状糖果包装机结构及驱动机构调研可以分析出其现有颗粒状糖果包装机结构及驱动机构的优缺点，并详述了本论文研究的主要内容、方法以及技术路线等，为今后进行实验研究和理论分析，把握好了方向、打下了必要的理论基础。颗粒状糖果包装机是食品工业中不可或缺的自动化机械设备，它在颗粒状糖果的包装过程中起着关键的作用。随着经济的发展和人们生活水平的提高，对产品包装的要求越来越高，特别是对食品包装的要求更加严格。因此，颗粒状糖果包装机的设计和发展变得非常重要。定量机构类型方面，我们介绍了几种常见的定量机构，包括振动盘、螺旋送料、真空吸取、压力和重量定量机构。每种定量机构都有其独特的工作原理和适用范围，可以根据不同的糖果特性和包装要求进行选择。我们还重点介绍了星型定量机构，它具有高精度定量、稳定性好、适应性强、操作简便和成本较低等优点。热封机构在颗粒状糖果包装机中扮演着重要的角色。它主要负责将包装材料进行热封，以确保包装袋的密封性和保鲜性。热封机构的选择对于包装质量和效率至关重要。常见的热封机构包括热封刀、热封轮和热封模具等。热封机构的设计应考虑到热封温度、热封压力、热封时间等参数的控制，以实现良好的热封效果。同时，热封机构的稳定性和耐用性也是重要的考虑因素，以确保长时间运行的可靠性。传动机构在颗粒状糖果包装机中起着传递动力和转动运动的作用。传动机构的设计需要考虑到传动效率、稳定性和可靠性。总结归纳出其本次论文设计依据。对颗粒状糖果包装机就基本形态进行了分析。并对颗粒状糖果包装机的热封机构进行了设计，热封机构通过夹紧气缸实现热封夹紧。充分分析了颗粒状糖果包装机的热封机构以及传动结构。为此，本次论文设计的颗粒状糖果包装机设计完成。希望对我国未来的颗粒状糖果包装机的研究提供可靠的理论依据。致谢我们成功完成了颗粒状糖果包装机的结构设计。首先，我们要感谢我们的导师和同学们给予的宝贵帮助。我们感谢导师的知识、严谨的学习态度和指导，在这个设计以及我们以前的学习过程中帮助了我们很多。我们在这个领域获得了丰富的知识和理解，这将在我们未来的学习和工作中大有裨益。我们也要感谢同学们的关心和支持。这个设计项目深入了我们对相关领域的理解，我们非常感谢导师在整个设计过程中的指导。随着毕业季的临近，我们即将进入各种行业和领域，在那里我们不会忘记我们的使命和初心。我们将为这个行业贡献自己的力量，为导师和母校争取更多的荣耀。我们对这个行业的实际应用和场景充满热情和兴趣，在导师的指导和教学下，我们对实际应用的魅力和未来科学研究的前景有了更深入的理解。我们感谢导师在整个毕业设计过程中的帮助，以及同学们的支持和帮助。我们永远不会忘记母校的教诲，在未来的学习、工作和生活中，我们将充分展示母校的荣光，并为这个行业贡献自己的力量。参考文献马骏,王俊元,杜文华,等.糖果包装机推糖机构运动分析[J].包装工程,2014,35(21):6.叶军,薛明瑞,沈姗姗等.新型糖果包装机推糖机构设计[J].包装工程,2022,43(01):266-271.常勇,杨富富,李延平.糖果包装机中凸轮连杆—组合机构的尺寸综合研究[J].中国机械工程,2012,23(17):8.孙首群,汪仕阳,吴晗晗等.一种自动糖果包装机[P].CN105667863A,2016.崔子伟,杨邦达.软糖包装机接糖机构的CAD设计及动态模拟[J].机械设计与研究,2001(03):58-60.宁立伟,谭立新.数控糖果包装机设计[J].组合机床与自动化加工技术,2004(02):2.郎诗慧,辛洪兵.糖果包装机推