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塑料袋打包機的結(jié)構(gòu)設計 1引言 打包機又稱捆包機或捆扎機，作為包裝設備中的一個主要分支，是將一個或多個包裝物用捆扎帶緊束一起的機器，使包裝件便于運輸、保管和裝卸，屬于外包裝設備。打包機的功用是使塑料袋能緊貼于被捆扎包件表面，保證包件在運輸、貯存中不因捆扎不牢而散落，同時還應捆扎整齊美觀。在捆扎材料中，目前以鋼帶和塑料袋的應用最為廣泛。由于塑料袋比鋼帶、紙帶具有較低的使用成本和不銹蝕、不污染、強度適中手感柔軟、制造方便、外觀美觀等優(yōu)點，使之在許多領域逐步替代原來的鋼帶，紙帶，塑料袋打包機成為包裝機械中少有的技術成熟、簡單可靠、品種齊全、覆蓋面廣的主要設備。為此，根據(jù)我國包裝行業(yè)的實際需求和發(fā)展趨勢，設計一款塑料袋打包機是非常必要的。 捆扎機是用捆扎帶捆扎包裝件，完成捆扎作業(yè)的機器。由機架、刀體結(jié)構(gòu)、凸輪軸、電熱頭擺桿、電熱頭等組成的捆扎機捆扎裝置，通過卸下彈性橫銷，再卸下在刀滾輪架上的固定螺釘，而后調(diào)整調(diào)整螺釘就可控制刀的長度，使刀的長度具有可調(diào)性和自動調(diào)節(jié)性能。本實用新型具有外形尺寸小，設計合理，結(jié)構(gòu)緊湊，工作可靠，捆扎牢固，工作效率高，維 護方便等特點。它特別適用信封、書刊、鈔票、商品等的捆扎。捆扎是為了防止物品的散落和丟失，便于運輸和保管。捆扎機應用范圍極廣，幾乎應用于所有行業(yè)的 產(chǎn)品包裝中。 紙箱捆扎機又稱紙箱打包機，用于生產(chǎn)完畢的紙箱產(chǎn)品在運輸?shù)郊埾溆脩糁?，便于運輸存放而或十個或二十個堆疊打包的設備。 1.1課題背景 捆扎機械作為包裝設備中的一個主要分支,是將一個或多個包裝物用捆扎帶(繩) 緊束一起的機器 , 使包裝件便于運輸、保管和裝卸 ,屬于外包裝設備。捆扎機械的發(fā)展 ,在一定程度上借助于捆扎材料的開發(fā)應用。在捆扎材料中先后出現(xiàn)的有草繩、綿麻繩、紙繩、金屬絲、塑料繩、塑料帶、鋼帶、聚胺酯帶等。但由于其本身的強度和延伸率不同和對機械捆扎的適應程度各異 ,以及考慮制作成本，目前以鋼帶和塑料帶的應用最為廣泛。特別是自上世紀五十年代以來 ,隨著石油化工的崛起，開始用塑料作為捆扎材料 , 為塑料帶 (繩) 捆扎機械的開發(fā)成功奠定了基礎。由于塑料帶比鋼帶、紙帶具有較低的使用成本和不銹蝕、不污染、強度適中手感柔軟、制造方便、外觀美觀等優(yōu)點 ,使之在許多領域逐步替代原來的鋼帶 , 紙帶 ,塑料帶捆扎機成為包裝機械中少有的技術成熟、簡單可靠、品種齊全、覆蓋面廣的主要設備。 目前，我國很多企業(yè)的包裝水平跟不上生產(chǎn)設備的更新速度，包裝質(zhì)量不高。雖然國內(nèi)少數(shù)企業(yè)憑借自身的雄厚經(jīng)濟實力，從國外引進了部分全自動打捆設備，但其高昂的價格增加了生產(chǎn)成本，絕大多數(shù)企業(yè)仍在使用半自動或人工打包設備，這樣既使生產(chǎn)效率降低，也浪費了大量勞動力，為此，根據(jù)我國包裝行業(yè)的實際需求和發(fā)展趨勢，研發(fā)高質(zhì)量，高可靠性的全自動打捆機以替代進口，以非常必要，而且形勢緊迫。 1.2國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 1.2.1包裝帶捆扎機國外發(fā)展狀況 國外捆扎機械的應用 ,起始可追溯到本世紀初期 ,如美國的 SIGNODE公司、德國的 CYKLOP公司等就涉足捆扎行業(yè) ,以生產(chǎn)鋼帶捆扎設備為主 ,但其規(guī)模和生產(chǎn)技術水平都還較低。直到上世紀的五十年,塑料材料的問世 , 使以塑料帶作為捆扎材料成為現(xiàn)實 ,極大地促進了塑料帶捆扎機的發(fā)展 。較早的如日本的下島株式會社、株式會社 ,日魯工業(yè)株式會社等。至2001年 ，日本的塑料帶捆扎機總產(chǎn)量達 94萬臺 , 約占包裝機械總量的 19. 5%,總產(chǎn)值達 300億日元。每年約有30%的出口 ,幾乎占領了全部東南亞市場。由于他們能成功地引進和消化吸收別國的經(jīng)驗 ,不斷改進發(fā)展。結(jié)構(gòu)較為簡單 , 可靠性高 ,在國際市場上有很大的競爭能力。其中最大的生產(chǎn)廠家為下島株式會社 ,于 1969年開始正式生產(chǎn)自動捆扎機 ,主要從事產(chǎn)品開發(fā) , 產(chǎn)品質(zhì)量控制和推銷工作 ,其零部件加工和裝配均通過擴散的辦法。在國內(nèi)設有17家分公司和 270個代銷點 , 并在 35個國家和地區(qū)設有代理點。產(chǎn)品品種達 200多個 , 正常生產(chǎn)品種為 29種。美國的 SIGNODE公司則是一家以鋼帶捆扎機為主 , 塑料帶、聚酯帶捆扎工具為輔的跨國公司 , 屬于美國 ITW上市公司。在美國和其他六個國家設有分公司該公司自 1913年就開始從事捆扎機械的生產(chǎn) , 為 100多個國家的工業(yè)產(chǎn)品包裝提供服務 , 并為各國用戶提供 24小時內(nèi)的配件供應服務 ,他們不僅具有巨大的生產(chǎn)能力 ,而且還有一支精益求精的研制和開發(fā)隊伍 ,通過對捆扎機械各功能部件的反復試驗和多方案對比 ,生產(chǎn)出的捆扎機械具有很好的可靠性和最佳的經(jīng)濟壽命 ,雖然價格昂貴 , 但仍然是國際市場上的強手。 1.2.2包裝帶捆扎機國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀 我國包裝機械工業(yè)是在改革開放以后發(fā)展起來的。由于起步較晚，大部分設備都是通過引進設備消化吸收研制出來的。行業(yè)從無到有，從小到大，逐步發(fā)展起來 。隨著我國食品工業(yè)、包裝工業(yè)和農(nóng)業(yè)的迅速發(fā)展，我國的包裝食品機械行業(yè)取得了世人矚目的進步。產(chǎn)品品種的數(shù)量不斷增加，使包裝和食品機械行業(yè)成為直接為提高人民生活質(zhì)量服務，為包裝業(yè)和食品工業(yè)服務、農(nóng)業(yè)和農(nóng)副產(chǎn)品深加工業(yè)服務的新興行業(yè)。成為我國機械工業(yè)十大支柱產(chǎn)業(yè)之一?；旧夏苌a(chǎn)出滿足人民生活需求的各種各樣、各種檔次的產(chǎn)品，并正在不斷努力、提高、縮小與國外先進水平、先進技術、先進設備的差距。 與國外捆扎機械生產(chǎn)技術水平相比，中國捆包機產(chǎn)業(yè)發(fā)展出現(xiàn)的問題中，許多情況不容樂觀，如產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)不合理、產(chǎn)業(yè)集中于勞動力密集型產(chǎn)品；技術密集型產(chǎn)品明顯落后于發(fā)達工業(yè)國家；生產(chǎn)要素決 定性作用正在削弱；產(chǎn)業(yè)能源消耗大、產(chǎn)出率低、環(huán)境污染嚴重、對自然資源破壞力大；企業(yè)總體規(guī)模偏小、技術創(chuàng)新能力薄弱、管理水平落后等。 自動捆扎機的工作過程主要由送帶、收緊、切燙、粘結(jié)四個環(huán)節(jié)組成，因此送帶機構(gòu)、夾壓機構(gòu)、封口機構(gòu)設計的合理與否，將直接影響到捆扎質(zhì)量和效率。當捆扎物人工擱置在規(guī)定的位置后，手動將捆扎帶塞入焊接處并觸動微開關，第一頂緊桿將帶端壓緊，同時機械裝置和執(zhí)行機構(gòu)保證反時針方向收帶，達到一定的捆緊力后焊接，稍后切刀上頂切帶，最后機械送帶，完成一個捆件的捆扎過程 。在設計過程中需解決以下難點： （1）、如何實現(xiàn)捆扎速度的可調(diào)，以適應不同的捆扎要求。 （2）、依靠摩擦輪退帶收緊過程中，如何判斷包裝帶捆扎紙箱的捆緊力已達到要求而自動停止退帶收緊。 （3）、凸輪總成的精確設計，受凸輪控制的剪切、夾壓機構(gòu)的合理協(xié)調(diào)運行是完成捆扎的關鍵。 （4）、如何避免以往捆扎機械中都伴有煙塵、氣味的情況，保護操作者的身心健康及環(huán)境保護。 1.3本課題所做的主要工作 本文研制的包裝帶打捆機，以紙箱、塑料包裹為捆扎對象對象，研發(fā)的主要內(nèi)容包括:送、退帶捆緊機構(gòu)的研究、剪切、機構(gòu)的設計、氣動執(zhí)行系統(tǒng)的設計、捆扎形式的選擇，捆扎材料的選用等。 包裝帶捆扎機的工作過程包括六個主要步驟:送帶、頂緊、退帶拉緊、再頂緊、切帶、加熱、頂緊粘結(jié)、復位。整個包裝帶捆扎機的研究也主要圍繞這幾個重要的動作來展開。 2整體方案設計 2.1設計思路 本文著重對包裝帶捆扎機的機械部分進行設計，將包裝帶捆扎機的機械部分設計成三部分，其中送退帶機構(gòu)主要實現(xiàn)包裝帶的送帶與退帶，以及通過退帶將捆扎物捆緊待加熱，粘貼。夾壓剪切機構(gòu)主要實現(xiàn)包裝帶的頂緊固定，并在包裝帶通過熱熔搭接器加熱融化后實現(xiàn)對帶的夾壓，以便使帶迅速粘結(jié)。在送退帶機構(gòu)電機反轉(zhuǎn)進行退帶時，為避免退回的帶在機箱內(nèi)纏繞齒輪及其它部件，本文將設計一個儲帶箱放在機箱內(nèi)，存放多余的包裝帶，既增加了捆扎安全性，又使下次捆扎有足夠的緩沖時間。根據(jù)行業(yè)包裝機械的參數(shù)要求, 為保證包裝帶捆扎機能夠高效正常運轉(zhuǎn)，特對本捆扎機的設計提出如下要求： （1）適合常規(guī)物體打包，打包速度不大于2.5秒/道。 （2）臺面高度不超過800MM。 （3）捆扎形式為平行1-多道。 （4）送帶停止時，帶盤剎車可靠。 （5）每道捆扎時間應不大于15s。 （6）捆緊力應可調(diào)，對采用寬度小于 13. 5 mm打包帶的捆扎機，單道最大捆緊力應不小于 200 N;用寬度不小于 13. 5 mm打包帶的捆扎機，單道最大捆緊力應不小于 250 N。 （7）燙頭溫升時間 合上總開關后，燙頭從室溫升到 300℃ ，時間應不超過 5 min。 （8）燙頭表面溫度在 200-370℃范圍內(nèi)應可調(diào)。 （9）接頭外觀無過熔現(xiàn)象，上、下層對齊，中心偏移量應不大于 1. 5 mm，接頭末端未燙部分長大于2mm。 （10）外觀質(zhì)量 a.工作臺面平整、光亮，不應有銹點、凹陷等缺陷; b. 表面涂漆或噴塑牢固、光滑、色澤均勻.不應有劃痕、磕碰等有損美觀的缺陷。 （11）最大捆扎體積為400 mm×400 mm×1200 mm 2.2方案設計 整個系統(tǒng)分為：機械系統(tǒng)和控制系統(tǒng)。 機械系統(tǒng)分為：送帶、退帶張緊機構(gòu)，捆扎封接機構(gòu)。 控制系統(tǒng)分為：步進電機控制系統(tǒng)，氣動控制系統(tǒng)。 2.2.1機械系統(tǒng)設計 機械系統(tǒng)分為：送帶、退帶張緊機構(gòu)，捆扎封接機構(gòu)。捆扎機原理圖如圖2.1所示 一、送帶、退帶張緊機構(gòu) 送帶、退帶張緊機構(gòu)主要完成捆扎帶送入和退出，由電機、摩擦輪、齒輪、同步帶輪、小軌道等部件組成。送退帶機構(gòu)原理示意圖如圖2.2所示，在機器進入工作準備狀態(tài)時，捆扎帶通過摩擦輪正轉(zhuǎn)，依靠摩擦力使捆扎帶從儲帶箱中拉出送入軌道；當帶碰到觸動開關后，壓緊機構(gòu)的第一壓頭將帶端壓緊，同時電機帶動摩擦輪開始反轉(zhuǎn)，將多余的帶從軌道中拉出退入儲帶箱中，已達到使紙箱捆緊的目的。 圖2.2 送退帶機構(gòu)原理示意圖 二、捆扎封接機構(gòu) 捆扎封接機構(gòu)原理示意圖如圖2.3所示。捆扎帶在進行捆扎時，其帶頭和帶尾都需要用夾壓機構(gòu)進行夾緊，以便完成熱熔搭接工作。夾壓機構(gòu)共有三個壓頭，由安裝在同一軸上的三個凸輪分別控制，其中的第一壓頭夾壓帶頭，第二壓頭夾壓帶尾，兩層帶中間先由隔離器隔開，然后再由隔離器引導熨頭進入兩層帶子中間，以待熱熔搭接。 捆扎帶收緊捆繞在包裝件上后，為了使它在流通過程中不松散，就必須將捆扎帶的兩端構(gòu)成牢固的連接，才能保證捆扎的可靠與安全。捆扎帶在封接壓頭，即第三壓頭的作用下，由電熱板對其加熱使帶表面熔融，然后經(jīng)過加壓冷卻而得到熔接連接。 圖2.3 捆扎封接機構(gòu)原理示意圖 2.2.2 控制系統(tǒng)設計 研制包裝帶捆扎機的一個重要任務就是要實現(xiàn)打捆過程的半自動化或盡可能自動化。氣動控制方式與電氣、液壓控制方式一樣，是實現(xiàn)生產(chǎn)過程自動化的常用的方式之一。隨著電氣控制技術在氣動元件中不斷的進步和發(fā)展，一系列高性能的氣動元件的出現(xiàn)，如快速響應的電磁閥，位置感應氣缸等，使得氣動元件更加易于進行遠距離的操作控制。因此，氣動系統(tǒng)在很多自動化設備中正得到越來越廣泛的應用。 在打捆過程中，包裝帶壓板以及熱熔搭接器的驅(qū)動由氣缸來實現(xiàn)，相對于電機控制而言，氣缸在實現(xiàn)來回伸縮控制方而有其獨特的特點和優(yōu)勢;具有動作實現(xiàn)簡單，可大大減少輔助機構(gòu)的設計(相對于電機控制而言)。氣缸的運動過程由電磁閥進行控制，簡單易行。另外，實現(xiàn)捆扎速度可調(diào)通過凸輪軸上的步進電機來實現(xiàn)，機電配合的整個工作過程如下: （1）接通電源,單片機開始工作,燙頭開始加熱升溫,溫度的自動調(diào)節(jié)通過單片機自動控制. （2）按下“送帶”按鈕,電機正轉(zhuǎn),實現(xiàn)送帶,送帶2s后電機停轉(zhuǎn)。 （3）手動將帶拉出，將包裝帶纏繞捆扎物一周，當帶碰到行程開關后，步進電機運轉(zhuǎn)，第一頂桿將捆扎帶頂緊。 （4）2s后電機反轉(zhuǎn)，實現(xiàn)退帶，對包裝件進行捆緊，2s后停轉(zhuǎn)，此時第三頂桿將帶另一端頂緊。 （5）第二頂桿上升將包裝帶切斷并迅速下移，熱熔搭接器開始對包裝帶加熱，第二頂桿再次上升，將兩片包裝帶夾緊粘貼。 （6）氣缸收縮，將壓帶側(cè)板抽出，捆扎完成。 2.3 本章小結(jié) 本章主要根據(jù)打捆機的工作流程提出了包裝帶捆扎機的總體設計方案，主要內(nèi)容包括: （1）給出了包裝帶捆扎機的技術參數(shù)和要求; （2）提出了打捆機的系統(tǒng)總體設計方案，包括機械系統(tǒng)、控制系統(tǒng)、采用的捆扎方式和材料等。 3機械系統(tǒng)設計 3.1整體設計 包裝帶捆扎機的結(jié)構(gòu)：目前使用的臺式自動捆扎機，其構(gòu)造包括機架、丙烯帶圈筒、儲帶箱、帶子的進給和張緊機構(gòu)、帶子的接合機構(gòu)、拱形導軌、傳動機構(gòu)和自動控制裝置等部分組成。 捆扎機工作流程：包裝帶捆扎機采用聚丙烯塑料帶作為捆扎材料，打捆完成后用熱熔搭接法將捆扎帶加熱粘貼。當捆扎物人工擱置在規(guī)定的位置后，手動將捆扎帶塞入焊接處并觸動微動開關，機械裝置和執(zhí)行機構(gòu)保證反時針方向收帶，達到一定的捆緊力后焊接，稍后切刀上頂切帶，最后機械送帶，完成一個捆件的捆扎過程 。在捆扎過程中，由送退帶機構(gòu)完成送帶、收帶、拉緊等動作；在夾壓、熨燙機構(gòu)作用下完成包裝帶粘結(jié)鎖緊，防止包裝帶的打滑松動。本捆扎機以氣動系統(tǒng)作為打捆系統(tǒng)加熱裝置的主要執(zhí)行件，以可編程序控制器作為控制單元實現(xiàn)打捆過程的半自動化。 3.2傳動方案設計 3.2.1選擇電動機 合理選擇電動機類型，對工作機械有效的工作，以及機組運行的可靠性、安全、節(jié)能及降低設備造價都有重要意義。 電動機類型的選擇要從負載的要求出發(fā)，考慮工作條件，負載性質(zhì)、生產(chǎn)工藝、供電情況等，盡量滿足下述各方面的要求： 1．機械特性 由電動機類型決定的電動機的機械特性與工作機械機械特性配合要適當，機組穩(wěn)定工作；電動機的起動轉(zhuǎn)矩、最大轉(zhuǎn)矩、牽入轉(zhuǎn)矩等性能均能滿足工作機械的要求。 2．轉(zhuǎn)速 電動機的轉(zhuǎn)速滿足工作機械要求，其最高轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)速變化率、穩(wěn)速、調(diào)速、變速等性能均能適應工作機械運行要求。 3．運行經(jīng)濟性 從降低整個電動機驅(qū)動系統(tǒng)的能耗及電動機的綜合成本來考慮選擇電動機類型，針對使用情況選擇不同效率水平的電動機類型；對一些使用時間很短、年使用時數(shù)也不高的機械，電動機效率低些也不會使總能耗產(chǎn)生較大的變化，所以并不注重電動機的效率：但另一類年利用小時較高的機械，如空調(diào)設備、循環(huán)泵、冰箱壓縮機等，就需要選用效率高的電動機以降低總能耗。 3.2.2電動機的選擇 本機器的動力選用交流380V。塑料包裝機械中常用的點機轉(zhuǎn)速多為1400分轉(zhuǎn)/分，由于整個載荷比較小，所以綜合考慮最終選用Y112M-4型三相異步電動機，電壓為380V，功率為180W，額定轉(zhuǎn)速為1400r/min，根據(jù)電機轉(zhuǎn)速及效率要求確定各級傳動比。其中轉(zhuǎn)送帶為主要工作部件，其效率直接影響整機工作效率。電動機的外形圖及尺寸見表2.1和圖2.1。 機座號 安裝尺寸 40 165 200 0 80 19 +0.009 -0.004 40 6 -0.03 15.5 -0.1 165 130 +0.014 -0.011 200 0 12 +0.43 3.5 外形尺寸不大于 A AD AE L 175 120 110 300 表2.1Y112M-4型電動機外形尺寸 3.2.3傳動方案的確定 包轉(zhuǎn)機工作時，先將塑料袋經(jīng)輸送帶8送入，再經(jīng)花盤輪9旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)到送料裝置10，然后通過槽輪6進行間歇運動使之停下，進行灌料。然后再通過花盤輪轉(zhuǎn)出，由輸送帶送出。 1.電機 2.帶輪 3.減速箱 4.減速箱鏈輪 5.齒輪6.槽輪機構(gòu)7.圓錐齒輪 8.傳送帶 9.花盤輪 10.轉(zhuǎn)鼓計數(shù)裝置 圖2.1塑料包裝機系統(tǒng)傳動原理圖 3.2.4各級傳動比的確定 按圖2.1，電動機經(jīng)帶輪、減速器、鏈輪減速。減速器選用傳動比為i2=1：50的蝸輪減速機，電機與減速箱采用皮帶傳動，其傳動比為i1=1：4，鏈輪減速的傳動比為i3=1：1，即 ————電機與減速器的傳動比 ————蝸輪減速箱傳動比 ————減速箱與主軸間傳動比 所以主軸轉(zhuǎn)速及傳動帶上的瓶的線速度為 （r/min） /=/=0.03663m/s=36.63mm/s 每分鐘30瓶，那么瓶子間的距離為：mm 4電機到主輸送帶裝置的傳動設計 4.1第一級傳動——帶的設計 1）確定帶的計算功率 由表8-6[1]查得帶的工作情況系數(shù)，故 w =198w (3.1) 2） 選取窄V帶帶型 根據(jù) 、由圖8-9確定選用SPZ型。 3） 確定帶輪基準直徑 由表8-3和表8-7取主動輪基準直徑63mm。 根據(jù)式（8-15），，從動輪基準直徑。 =252 mm (3.2) 根據(jù)表8-7，取。 按式==4.618 m/s (3.3) =4.618m/s 所以帶的速度合適。 4） 確定窄V帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù)0.7（，初步確定中心距400 mm。 根據(jù)下式計算所需的基準長度 = =1316.9mm (3.4) 由表8-2選帶的基準長度=1400mm。 則按式（8-21）計算實際的中心距a =442.4mm (3.5) 圓整取a=442mm 5） 驗算主動輪上的包角 由式（8-6）得 (3.6) 主動輪上的包角合適。 6）計算窄V帶的根數(shù)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 包角系數(shù)0.93，查表8-2得長度系數(shù)0.99，則 =0.7 則取Z=1根。 7） 計算預緊力 由 (3.8) 查表8-4得q=0.06kg/m，故 N=33.08N 8） 計算作用在軸上的壓軸力 ==65.35 N (3.9) 4.2蝸輪蝸桿傳動減速箱的計算 蝸桿所在軸Ⅰ：=700 r/min, 172.8 w，傳動比， 傳動不反向，工作載荷穩(wěn)定，設計壽命12000 h。 4.2.1選擇蝸桿的傳動類型 根據(jù)GB/T10085—1988 的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。 4.2.2選擇材料 考慮到本設計中蝸桿傳動的傳遞功率不大，速度較低，所以蝸桿用45鋼。因希望效率高些賴磨性好，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45—55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為里節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 4.2.3按齒面接觸疲勞強度進行設計 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（11—12），傳動中心距 (3.10) 1）確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 按1，取效率0.8，則 =94300 (3.11) 2）確定載荷系數(shù)K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)=1；選使用系數(shù)=1.15；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取重載荷系數(shù)=1.05；則 =1.21 (3.12) 3）確定彈性影響系數(shù) 因選用的鑄錫磷青銅ZCuSn10P蝸輪和鋼蝸桿相配，故=160 。 4）確定接觸系數(shù) 先假使蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a的比值=0.35，從圖11-18中可查得=2.9。 5）確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSu10P,金屬模鍛造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從表11-7中查得蝸輪的基本許用應力=268MPa。則應力環(huán)次數(shù)為 ===1.008 (3.13) 壽命系數(shù) =1 則 =1268=268 MPa 6）計算中心距 =69.93mm 取中心距為a=80mm，因i=50，故可模數(shù)m=2.5，蝸桿分度圓直徑=30mm。這時/a=0.375。從圖11-18中可查得接觸系數(shù)=2.8。因為，上述計算結(jié)果可用。 4.2.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 1）蝸桿 軸向齒距==7.854；直徑系數(shù)q=12；齒頂直徑==35 mm， 齒根圓直徑=24mm； 分度圓導程角=；蝸桿軸向齒厚=6.283 mm。 2）蝸輪 蝸輪齒數(shù)=51；變位系數(shù)=； 驗算傳動比=51，這時傳動比誤差為=2.0﹪，這是 許的。 蝸輪分度圓直徑 ==127.5 mm 蝸輪喉圓直徑 =127.5+22.5=132.5 mm 蝸輪齒根圓直徑 =127.5-=121.5 mm 蝸輪咽喉母圓半徑 = mm 4.2.5校核齒根彎曲疲勞強度 (3.14) 當量齒數(shù) =51.52 (3.15) 根據(jù)，=51.52，從圖中可查的齒形系數(shù)=2.75。 螺旋角系數(shù) ==0.966 (3.16) 許用彎曲應力 從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56MPa。 壽命系數(shù) =0.893 =50MPa 而實際彎曲強度 = =48.5MPa 彎曲強度滿足條件。 4.2.6精度等級公差和表面粗糙度的確定 由蝸輪蝸桿傳動的情況，選用8級精度，側(cè)隙種類為f。則 1） 蝸桿軸向齒距極限偏差，蝸桿軸向齒距累計公差 mm ，蝸桿齒行公差=0.022 mm 。 2） 蝸輪齒距累積公差=0.160 mm，蝸輪齒圓徑向跳動公差=0.050mm，蝸輪齒形公差=0.014 mm，蝸輪齒距極限偏差=0.020 mm。 4.2.7傳動效率的計算 滑行速度==1.1 m/s (3.17) 故采用下置蝸桿。 此時查得，總效率=0.52 (3.18) 4.2.8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Ⅰ。 此時=40MPa，則 由公式 (3.19) =6.65 mm 取=12 mm。 2）蝸輪 同樣選軸的材料為45鋼，軸Ⅱ傳遞的功率 ==89 W 由公式（1）得 =19.65 mm 取軸Ⅱ最小直徑為=25 mm。 4.3第三級傳動——鏈傳動的設計計算 由設計條件可知傳動比i=1，輸入的功率為=89 W，轉(zhuǎn)速n=14 r/min ，載荷平穩(wěn)。則可進行如下設計 1）選擇鏈輪齒數(shù) 假定鏈輪轉(zhuǎn)速為0.6—3 m/s ，由表9—8選取小鏈輪齒數(shù)=20；從動輪齒數(shù)=20。 2）計算功率 由表9—9[1]查得工作情況系數(shù)=1，故 ==89 W 確定鏈條鏈節(jié)數(shù) 初定中心距=30p,則鏈節(jié)數(shù)為 =80 節(jié) (3.20)[1] 3）確定鏈條的節(jié)距p 由圖9—13[1]按小鏈輪轉(zhuǎn)速估計，鏈工作在功率曲線頂點的左側(cè)時，可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞。由表9—10查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)=1.05；=0.94；選取單排鏈，由表9—11查得多排鏈系數(shù)=1.0，故得所需傳遞的功率為 =90 W 根據(jù)小鏈輪轉(zhuǎn)速=14 r/min，及=89 W，可選鏈號為08A單排鏈。同時也證實原估計鏈的工作在額定功率曲線頂點左側(cè)是正確的。此時查得鏈節(jié)距p=12.70mm。 4）確定鏈長L及中心距a =1.012 m (3.21) ==445 mm 中心距減小量 △a=(0.002～0.004)a=(0.002～0.004)×445 mm =0.89～1.78 mm 實際中心距 =a- △a =445-(0.89～1.78)=444.11～443.22 mm 取 =444 mm 5）驗算鏈速 ==0.06 m/s 6）驗算小鏈輪轂孔 由表查得鏈輪轂孔最大許用直徑=34 mm，大于蝸輪軸徑 =25 mm,故合適。 7）作用在軸上的壓軸力 有效圓周力 =1483 N (3.23) 按水平布置取壓軸力系數(shù)，故 =1705 N 4.4主傳送帶的設計計算 4.4.1主傳動鏈的設計計算 由前述可知，選取08A型滾子鏈。P=12.7 mm。 選擇鏈輪的齒數(shù) 選取鏈輪的齒數(shù)=36。 計算功率 工作情況系數(shù)=1.0，輸入功率=51.2 W 其中 ——為輸入主軸的功率分配給主傳動鏈的分配比 故 ==51.2 W 3）確定鏈條鏈節(jié)數(shù) 初定中心距=100p，則鏈節(jié)數(shù)為 =236 節(jié) 為了能均勻的分配三角擋板，故選取=240 節(jié)。 4）確定鏈長L及中心距a =3.05 m =1295.4 mm 中心距減小量 △a=(0.002～0.004)a=(0.002～0.004)×445 mm =2.60～5.20 mm 實際中心距 a-△a=1295.4-（2.60～5.20）=1292.8～1290.2 mm 取 1292 mm 5） 驗算鏈速 ==0.1067 m/s 選取輪轂孔 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，擬選擇此段軸徑=35 mm。 7） 作用在軸上的壓軸力 又主傳動帶的輸入功率= 有效圓周力 =480 N 按水平布置取壓軸力系數(shù)，故 =552 N 4.4.2計算主傳送帶的牽引力F 假設回程鏈條有支托的水平式輸送裝置，則 (3.24)[6] 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(zhì)量，kg； W——輸送機每米長度上的輸送物品質(zhì)量，kg； ——物體與滑臺表面間摩擦系數(shù)； ——鏈條與導軌間摩擦系數(shù)； 3 ——為鏈條數(shù)。 在本設計中瓶子由鏈條本身傳送，所以選=0.40；由于08A滾子鏈單排每米質(zhì)量q=0.60 kg/m，則0.60 kg；在開始確定瓶間距時H=10P=127mm, 又在設計時我選用娃哈哈礦泉水作為參考物品，所以 取W=4 kg/m，式中L由上可知L= 785 mm 。 在設計中送料機構(gòu)給一個瓶子灌料時，輸送帶上有10個待灌瓶子。這樣它們所需要的鏈長為==1270 mm，（<1290 mm）故符合設計條件。 所以 = =59.43 4.4.3驗算主鏈條輸送裝置的功率 由于精確計算鏈條運輸物品時所遇的阻力相當?shù)睦щy，故均采用經(jīng)驗方法來計算。可用下式估算輸送鏈輪的功率。 (3.25)[6] 式中 ——主傳動帶的功率，W； 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。 ==7.2 W 式（2）中的輸入功率 其中 ——為輸入主軸的功率分配給主傳動鏈的分配比 根據(jù)設計需要我取0.6；鏈條的傳動效率0.96。 此時實際能輸入的功率為 =51.2 W，所以滿足設計條件。 由設計條件可知傳動比i=1，輸入的功率為=89 W，轉(zhuǎn)速n=7 r/min ，載荷平穩(wěn)。則可進行如下設計 1）選擇鏈輪齒數(shù) 假定鏈輪轉(zhuǎn)速為0.6—3 m/s ，由表9—8選取小鏈輪齒數(shù)=20；從動輪齒數(shù)=20。 2）計算功率 由表9—9[1]查得工作情況系數(shù)=1，故 ==89 W 確定鏈條鏈節(jié)數(shù) 初定中心距=30p,則鏈節(jié)數(shù)為 =80 節(jié) (3.20)[1] 3）確定鏈條的節(jié)距p 由圖9—13[1]按小鏈輪轉(zhuǎn)速估計，鏈工作在功率曲線頂點的左側(cè)時，可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞。由表9—10查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)=1.05；=0.94；選取單排鏈，由表9—11查得多排鏈系數(shù)=1.0，故得所需傳遞的功率為 =90 W 根據(jù)小鏈輪轉(zhuǎn)速=7 r/min，及=89 W，可選鏈號為08A單排鏈。同時也證實原估計鏈的工作在額定功率曲線頂點左側(cè)是正確的。此時查得鏈節(jié)距p=12.70mm。 4）確定鏈長L及中心距a =1.012 m (3.21) ==445 mm 中心距減小量 △a=(0.002～0.004)a=(0.002～0.004)×445 mm =0.89～1.78 mm 實際中心距 =a- △a =445-(0.89～1.78)=444.11～443.22 mm 取 =444 mm 5）驗算鏈速 ==0.06 m/s 6）驗算小鏈輪轂孔 由表查得鏈輪轂孔最大許用直徑=34 mm，大于蝸輪軸徑 =25 mm,故合適。 7）作用在軸上的壓軸力 有效圓周力 =1483 N (3.23) 按水平布置取壓軸力系數(shù)，故 =1705 N 5主要機構(gòu)的設計 5.1花盤輪的設計 圖5.3花盤輪的結(jié)構(gòu) 花盤輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)通常由經(jīng)驗方法確定，齒槽半徑R略大輸送容器主體部位的半徑，因為瓶子的半徑為25mm，取齒槽半徑R=26mm工作齒槽外徑部位需進行修緣，使容器能順利地進入或脫離齒槽。上下齒輪片間距離H以確保容器在輸送中具有良好的平穩(wěn)性為前提，根據(jù)容器結(jié)構(gòu)確定?；ㄝ啽P的輪齒片通常用高強度鑄鐵或中碳鋼制造，軸套可用普通鑄鐵或工程塑料制造。 5.2槽輪機構(gòu)的設計 1.撥輪A.圓柱銷2. 槽輪 圖5.4槽輪機構(gòu)的設計 1.幾何要求:圓銷線速度方向與輪槽方向一致 2.設計要點:圓柱銷與鎖住弧配合 3.基本參數(shù)選擇 (1)槽數(shù)z 幾何關系： 運動關系(運動特性系數(shù)τ)： 討論：τ>0，z≥3，一般取z=4-8 (2)銷數(shù)K 討論：τ<1， 常用K=1 4. 幾何尺寸計算 表5.1 幾何尺寸計算 在一個運動循環(huán)中，槽輪的運動時間t2與銷輪的運動時間t1之比，稱為運動系數(shù)，用τ表示。 對于外槽輪機構(gòu),為了避免或減輕槽輪在開始轉(zhuǎn)動和停止轉(zhuǎn)動時的碰撞或沖擊，圓銷在開始進入徑向槽或從徑向槽脫出的瞬時，圓銷中心的線速度方向均沿著徑向槽的中心線方向，以便槽輪在啟動和停止時的瞬時角速度為零。 ?????????210 + 220 =π ?????????210 =π- 220 =π- (2π/z) 式中z為槽輪的槽數(shù)。 ??? 主動件以等角速度ω1轉(zhuǎn)動時，槽輪轉(zhuǎn)動一次所需的時間為 t2 = 210/ω1 。 ??? 當主動撥盤對稱均布有k個圓銷時，則主動撥盤轉(zhuǎn)過2π/k 角度便完成槽輪的一個運動循環(huán)，其所需的時間為t1 = 2π / [kω1]。????????? ???此外，由于槽輪機構(gòu)是作間歇運動的，故必須有間歇時間，所以運動系數(shù)τ總是小于1，因此 k 與 Z 的關系應為 k<2z/(z-2)，常取 z = 4 ～ 8。 5．槽輪機構(gòu)的角速度和角加速度 槽輪機構(gòu)的運動分析和曲柄導桿機構(gòu)的運動分析完全一樣。下圖分別列出了槽數(shù)為4、6、8的外嚙合槽輪機構(gòu)角速度ω2/ω1 和角加速度α2/ω12 的變化情況。從圖中可以看出，槽數(shù)愈少，則角速度、角加速度的變化愈大，由此產(chǎn)生的沖擊和磨損也就愈大。 由以上公式可以算出槽輪機構(gòu)的具體尺寸： 中心距：a=150mm 撥輪的軸徑：d1=34mm 槽輪的軸徑：d2=30mm 鎖止符半徑：Rx=83mm 圓銷回轉(zhuǎn)半徑：R1=75mm 槽底高：b=29mm 槽深：h=76 鎖止符張開角：γ=270度 5.3直齒圓柱齒輪的幾何計算 漸開線圓柱齒輪傳動設計 (1)、設計參數(shù) 傳遞功率 P=0.18(kW) 齒輪1轉(zhuǎn)速 n1=7(r/min) 齒輪2轉(zhuǎn)速 n2=30(r/min) 傳動比 i=7:30 　　工作機載荷特性：均勻平穩(wěn) 　　預定壽命 H=36000(小時) (2)、布置與結(jié)構(gòu) 　　結(jié)構(gòu)形式：開式 　　齒輪1布置形式 ：對稱布置 　　齒輪2布置形式：對稱布置 　　齒輪1材料及熱處理45號鋼<表面淬火> 　　齒輪2材料及熱處理45號鋼<表面淬火> (3)、齒輪精度 　　齒輪1第Ⅰ組精度7級 　　齒輪2第Ⅰ組精度 7級 (4)、齒輪基本參數(shù) 　　模數(shù)(法面模數(shù)) M=4 　　齒輪1齒數(shù) Z1=60 　　齒輪1齒寬 B1=40.00(mm) 　　齒輪2齒數(shù) Z2=14 　　齒輪2齒寬 B2=40.00(mm) 　　標準中心距 A0=148.00000(mm) 　　實際中心距 A=150.00000(mm) 　　齒輪1分度圓直徑 d1=240.00000(mm) 　　齒輪2分度圓直徑 d2=56.00000(mm) 　　齒頂高系數(shù) ha*=1.00 　　頂隙系數(shù) c*=0.25 　　壓力角 α*=20(度) 5.4主傳動軸的設計 5.4.1選擇主傳動軸的材料 由于軸工作時產(chǎn)生的應力多是循環(huán)變應力，所以軸的損壞常為疲勞破壞。而軸的設計是塑料包裝機設計中的重要的組成部分，因此我校核主傳動動軸，應保證其有足夠高的強度和韌性。對應力集中敏感性小和良好的工藝性，還須滿足剛度、耐磨性、耐腐蝕性要求。軸的一般材料主要是碳素鋼和合金鋼。碳素鋼強度雖然較合金鋼低，但價廉，對應力集中的敏感性低，故在本次設計主傳動軸時采用碳素鋼比較合適。 常用的碳素鋼有30、40、45、和45鋼，其中以45鋼最為常用。同時主傳動動軸一般是用碳鋼或合金鋼制成，且本設計中的主傳動動軸是低速中載傳動，所以綜合上述考慮，我選擇45鋼作為主動軸的材料，為保證其力學性能，應進行調(diào)質(zhì)熱處理。其主要的力學性能參數(shù)見文獻[1]表15--1，其中毛胚直徑小于100mm的45號鋼調(diào)質(zhì)處理后的主要參數(shù)有：硬度：217～255；抗拉強度：；屈服強度極限：；彎曲疲勞極限：；剪切疲勞極限：；許用彎曲應力：。 5.4.2主傳動軸的結(jié)構(gòu)簡圖 圖4.5 主動軸的結(jié)構(gòu) 5.4.3.1求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 若取每級齒輪傳動的功率（包括軸承效率在內(nèi)）η=0.97，則 ===180×0.96=172.8W =9550000=9550000×=235749Nmm 5.4.3.2求作用在齒輪上的力 因已知大齒輪的分度圓直徑為 =m=4×60=240mm 而 ===3802.40N ==3802.40×=397.37N =tanβ=3802.40×tan=154.06N 5.4.3.3初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取==112，其中為許用扭轉(zhuǎn)切應力，于是得 ==112×=15.63mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝錐齒輪處軸的直徑。為了使軸直徑與前面所設計的帶輪相配合，這里需要確定其d并周整，為了滿足強度要求，這里取d=20mm。 5.4.3.4校核軸的強度 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖 圖4.6軸的計算簡圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖和彎矩和扭矩中可以看出截面D是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面D處的、及M的值列于下表 表4.2 截面D的負荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F =-1376N，=2070N =122N，=1032N 彎矩M =117.196Nm，=345.29 Nm 總彎矩 ==363.42 Nm 扭矩T =23625 Nmm 按彎矩合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（既危險截面D）的強度。根據(jù)[2]式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取=0.6，軸的計算應力 ===5.225MPa 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60MPa。因此＜，故安全。 6總結(jié) 本文設計中，能很好的滿足對塑料袋的捆扎要求，運行穩(wěn)定。塑料袋打包機的研制成功，極大的提高了我國塑料袋包裝的自動化和標準化水平，減輕工人勞動強度。本論文是對塑料袋研發(fā)工作的總結(jié)，所作的主要工作包括: (1) 國內(nèi)企業(yè)對于塑料袋打包機的需求以及應用前景的分析，了解和掌握國內(nèi)與國際上關于塑料袋打包機的研究現(xiàn)狀及其發(fā)展趨勢; (2) 研究確定塑料袋打包機的工作流程和系統(tǒng)總體設計方案； (3) 關鍵機械部件—送退帶機構(gòu)的研究分析。闡述了送退帶機構(gòu)的工作流程，捆扎形式的選擇; (4) 以可編程控制器為核心的電氣控制系統(tǒng)的設計，控制電機的正、反轉(zhuǎn)。 (5) 氣動控制系統(tǒng)的設計。以氣缸伸縮來帶動包裝帶壓板運動，實現(xiàn)包裝帶的壓緊; 塑料袋打包機是一個實踐性很強的設計項目，并具有廣泛的應用前景。通過研制塑料袋打包機，我學習了許多現(xiàn)代化高科技設備的研究開發(fā)過程，在鍛煉自己科研能力的同時，鍛煉和提高我的實際動手能力及項目科研管理能力，可以深入到我國工業(yè)現(xiàn)代化裝備的第一線，了解我國目前國有大中型工業(yè)企業(yè)的設備現(xiàn)狀，深深的感受到我國的工業(yè)技術水平與國外先進水平還有很大差距，要不斷縮小這種技術水平差距正需要我們當代科研技術工作者的不懈努力。 研制的塑料袋打包機雖然已經(jīng)能較好的完成對塑料袋打包的功能，但其在整體性能、自動化程度以及功能的完善性方面跟國外先進的全自動打包機相比還有一定的差距。在塑料袋打包機方面，我們需要努力的方向是:縮短打包周期以及打包機的工作穩(wěn)定及可靠性。 致謝 本論文是在我的導師的親切關懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的科學態(tài)度，嚴謹?shù)闹螌W精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成，鄭老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持。在設計、審圖和結(jié)稿修改過程中學院老師也給與我很大的幫助，在此謹向老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。 經(jīng)過工作，我的畢業(yè)設計圓滿畫上了句號。通過學習、研究捆扎機裝置和單片機控制系統(tǒng)的相關資料，學到了很多知識。而且在圖紙的繪制過程中進一步熟悉了三維繪圖軟件的應用。這段歷程不僅僅是單純的設計過程，更重要的是一個獨立工作能力的鍛煉過程。從開始進入課題到論文的順利完成，有多少可敬的師長、同學朋友給了我無形的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意！ 在本文結(jié)束之際，大學生生活也即將宣布結(jié)束，在大學生活里，大學的老師們給予了我無私的教導，有了他們的幫助，使我少走了很多的彎路，受益匪淺，在此一并向大學期間所有關心、支持、幫助我的老師和同學表示衷心的感謝！在即將畢業(yè)之際，祝他們一路順風、事業(yè)有成。 參考文獻 [1] 忠峙.Signode 半自動捆扎機[J].上海包裝,1993(4):42-42. [2] 黃成楠.我國捆扎機械的現(xiàn)狀與發(fā)展戰(zhàn)略[J].中國包裝工業(yè),1998(10):6-8. [3] 劉金棠.捆扎機煙塵凈化工程簡介[J].勞動保護,1998(9):28-28. [4] 陳潤沾.包裝機械行業(yè)產(chǎn)品質(zhì)量現(xiàn)狀分析及展望[J].中國農(nóng)業(yè)機械學會成立 40周 年慶典暨2003年學術年會論文. 2003(11)：67-78. [5] 王文虎,陳日新,黃建春.超聲波焊接捆扎機智能控制系統(tǒng)[J].電工技術,2002(11):22-23. [6] 馬祖達,陳詠紅.淺析我國包裝與食品機械的現(xiàn)狀和發(fā)展方向[J].食品開發(fā),2001(2). [7] 尤德同,周重益.全自動捆扎機微機控制系統(tǒng)[J].機械制造與自動化,1993(4):37-39. [8] 陳潤潔.包裝機械行業(yè)產(chǎn)品質(zhì)量現(xiàn)狀分析及展望[J].包裝與食品機械,2004,22(1):23-28. [9] 許林城,包裝機械[M].長沙:湖南大學出版社,1998. 39