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鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 2007 目　錄 1．前言 1 2．咖啡粉枕式包裝機總體設計 3 2.1動力設計 4 2.1.1電動機的選擇 4 2.1.2計算傳動裝置運動和動力參數 4 2.1.3傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比的計算 5 3傳動裝置設計 7 3.1V帶設計 7 3.2蝸輪蝸桿設計 8 3.3同步帶傳動設計 14 3.4齒輪的設計 16 3.5料盤軸的結構設計和校核 19 4.計量裝置設計 22 4.1料盤裝置設計 22 4.2量杯尺寸確定 22 4.3料盤結構尺寸確定 23 4.4聯(lián)接盤設計 24 4.5料盤罩設計 24 5．結論 25 參考文獻 26 致 謝 27 附 錄 28 1．前言 食品包裝是指為在流通過程中保護食品，方便儲運，促進銷售，按一定技術方法而采用容器、材料及輔助物等的總體名稱，也為達到上述目的而采用容器、材料和輔助物的過程中施加一定技術方法的操作活動。食品包裝是生產的繼續(xù)，是實現(xiàn)食品價值和使用價值并增加價值的一種手段，它對食品生產有著重大意義。食品包裝是食品生產的最后一道工序，是商品的組成部分；它是食品進入流通領域的必要條件；它有利于食品的衛(wèi)生；它能減少食品損耗，降低生產成本。食品包裝應主要考慮：食品的性質和特點；食品的生產、流通與消費的社會性；合適的包裝材料與包裝機械。隨著食品生產與商品流通的發(fā)展，食品包裝的形式日益繁多，按照食品包裝在商品流通中的作用進行分類，它分為銷售包裝與運輸包裝兩類。銷售包裝（包括內包裝和中包裝）的主要目的是促進商品的銷售，它除具有保護食品，方便流通基本功能外，還具有美化食品、宣傳食品，促進銷售的功能。銷售包裝一般與充填、包封、灌裝、封口及貼標簽等機械聯(lián)系在一起[1]。 食品包裝技術的應用及其創(chuàng)新，極大地推動著包裝機械的發(fā)展。應用與現(xiàn)代食品工業(yè)的自動化包裝大多數以生產線的形式出現(xiàn)，集機、電、氣、液控制于一體，成套性強、可靠性高。并且，以模塊化組合的形式出現(xiàn)，具備系列化、標準化、通用化的特點。此外，越來越多采用的微機控制、模擬控制等高新技術，使包裝機械躍上一個新臺階。 咖啡粉枕式包裝機是實現(xiàn)咖啡粉銷售包裝的主要機械工具。包裝機械工具的使用不僅體現(xiàn)了現(xiàn)代生產的發(fā)展方向，同時也是提高經濟效益的重要途徑。1）包裝機的使用大大提高了產品的數量和質量，提高了產品的競爭能力。2）包裝機械不僅可以大大改善操作條件，而且能最大限度的避免操作人員同食品直接接觸是可能產生的污染，從而保證食品的清潔衛(wèi)生和金屬制品的防銹防蝕。采用機械化包裝就可以把人們從復雜、笨重的手工勞動中解放出來，減輕了體力勞動的強度，增進了工人的健康。3）機械包裝的生產能力一般比手工包裝提高幾倍、十幾倍甚至幾十倍，不僅提高了勞動生產率，而且能更好的適應市場的實際需要，加速產品的更新?lián)Q代。4）咖啡粉在手工包裝過程中容易發(fā)生逸散、飛濺現(xiàn)象，采用機械包裝則會大大地減少損失，節(jié)約原料，有利于提高經濟效益。 隨著市場經濟的發(fā)展，包裝工業(yè)在國民經濟中所占的比重和作用也越來越大。我國成功加入WTO后，全球經濟貿易一體化進程的發(fā)展促使商品流通領域的競爭更加激烈，人們在追求商品內在質量的同時，對商品包裝的要求也越來越高。20世紀80年代后，我國的包裝機械的生產和設計取得了巨大的發(fā)展，大量填補國內空白的包裝機械問世，品種規(guī)格不斷增加，同時出現(xiàn)了很多包裝機械的生產企業(yè)，許多研究機構著手研究包裝機械，高等院校也紛紛設立了包裝工程專業(yè)，從而形成了一個獨立的的包裝機械行業(yè)。進入21世紀，包裝機械除繼續(xù)增加新品種外，在產品的技術水平、內在質量和性能等方面都有了很大進步，這一切都與包裝機械的設計有著密切的聯(lián)系[2]。 本課題設計的內容是設計咖啡粉枕式包裝機。課題來源于鹽城市盛和輕工機械廠。本課題有兩個人共同參與，本人設計的內容為咖啡粉枕式包裝機，具體任務是進行總體設計、計量裝置設計及橫封切斷裝置設計。需要解決的問題主要有:根據包裝袋的形狀、尺寸、袋內咖啡粉的體積、封邊方式的要求完成包裝袋封口位置、裝料位置及計量裝置形式的選擇；卷筒、光電檢測器、成形器、牽引棍、縱封棍等部件先后位置的確定;橫封頭及加料裝置的設計;不等速機構、無級變速機構的設計及位置布置。 本課題設計思路：分析封袋的封裝要求以及封袋總體尺寸確定包裝的總體工藝方案。包裝過程：片狀包裝紙由卷筒引出，經光電檢測器再由成形器成形和牽引輥，縱封輥制成包裝。已充填包裝物的包裝袋上下整形輸出，經輸送帶送到橫封頭橫封并切斷排出成品。傳動部分是：主電機將運動傳入橫封傳動軸，再經不等速機構帶動橫封頭傳動，不等速機構是用來調整橫封頭的封切瞬時速度，使之與包裝袋移動速度同步的。調節(jié)無級變速差動機構可以得到所需袋長。 工藝方案確定后，根據封袋的大小及咖啡粉的多少來確定各個部分的尺寸，保證各個部件之間工作連續(xù)可靠，包裝機總體結構的緊湊，本裝置用容積計量裝置對粉式裝料咖啡進行計量。為保證封袋兩側大小相等，故在機構中有成形器和牽引棍。為保證包裝紙的運動速度與橫封速度的同步，故用光電傳感器對其進行檢測并用超越電機動作使之運動或制動停止達到對速度誤差進行補償的目的。為了避免包裝過程中得到的袋長誤差，故有調節(jié)無級變速差動機構可以對得到的袋長加以調整。 本課題需要解決的問題主要有:根據包裝袋的形狀、尺寸、袋內咖啡的體積、封邊方式的要求完成包裝袋封口位置、裝料位置及計量裝置形式的選擇；卷筒、光電檢測器、成形器、牽引棍、縱封棍等部件先后位置的確定;橫封頭及加料裝置的設計;不等速機構、無級變速機構的設計及位置布置;差動機構的設計;誤差補償機構對各個部分誤差進行補償。 咖啡粉是粉狀食品，包裝速度為30袋/min，包裝膜為PP卷、最大寬度50mm、長度50m?？Х确郯b機由計量充填裝置、封口裝置、牽引裝置、動力機構組成。各個裝置之間通過一定的傳動關系聯(lián)系在一起，協(xié)調的工作。本設計的重點是在完成包裝機總體設計的基礎上完成計量裝置的具體設計和橫封切斷機構的三圍結構設計。本包裝機為粉類食品專用，其料盤上的主要零件均為自行設計加工。設計時盡量使用標準件和通用件，非標準件設計尺寸是取整，以便縮短設計周期，降低加工難度，提高經濟效益。所設計的包裝機為企業(yè)的生產提供參考。 本課題的設計意義及價值：所設計的設備應能滿足咖啡粉包裝要求，保證包裝膜對正，便于調整，結構簡單、運轉平穩(wěn)，工作可靠，便于維修。 2．咖啡粉枕式包裝機總體設計 咖啡粉枕式包裝機的包裝原理： 咖啡粉枕式包裝機整體是由幾個機構組成，主要有：料盤裝置，橫封裝置，豎封裝置，走袋裝置，料卷裝置，電機等通過一定的傳動關系組成。塑料薄膜卷在料卷裝置上通過成型器成型形成卷筒狀然后通過豎封裝置熱封，再通過牽引機構向前走袋，在走袋的過程中料盤裝置把計量好的咖啡粉通過料斗注入豎封好的袋中，最后通過橫封機構橫封切斷，包裝完成。根據包裝機的要求，在包裝過程中要確保各個裝置之間運動協(xié)調。 圖2.1包裝機總體結構圖 傳動方案要滿足工作可靠、結構簡單、尺寸緊湊、傳動效率、使用維護便利、工藝和經濟性好等要求。 經過分析與比較,決定采用如下運動方式：電動機帶動V帶輪轉動,經過蝸桿蝸輪減速帶動凸輪軸轉動，然后一部分動力通過用同步帶軸，同步帶軸通過一對齒輪把動力傳給料盤軸。用蝸桿蝸輪減速是因為它的傳動比大可以一次將轉速降到需要的大小，使結構簡單；用一根軸同時帶動橫封機構、豎封機構、走帶機構既能使結構簡單又能保證三者之間同時協(xié)調的工作；用同步帶傳動既能保證準確的傳動比又能實現(xiàn)較大中心距的傳動。整個機構結構緊湊，傳動平穩(wěn)，沖擊小。 2.1動力設計 2.1.1電動機的選擇 電動機的容量（功率）選得是否合適，對電動機的工作和經濟性都有影響。當容量小于工作要求時，電動機不能保證工作裝置的正常工作，或電動機因長期過載而過早損壞；容量過大則電動機的價格高，能量不能充分利用，且因經常不在滿載下運動，其效率和功率因數都較低，造成浪費。 A. 料盤轉速的計算： （2-1） -- 料盤的轉動線速度 擬定 0.25 m/s -- 料盤直徑 擬定 294 mm 由公式4-1得： =7.5 r/min B. 傳動效率的計算： 由于傳動裝置較為復雜，取保險效率 ===0.68 C. 式中 ,,，， 確定電機的輸出功率 P： 由于料盤的轉速很慢P < 0.5kw 查表16-1-28[8]，根據其中Y系列電動機技術數據選擇電動機的型號為Y802-4，額定功率0.75Kw，滿載轉速為1390r/min，安裝類型為B5型。 2.1.2計算傳動裝置運動和動力參數 I軸 n1 = (2-2) n1 = P1 = Po·η帶 (2-3) P1= 0.75×0.95×0.99 = 0.705kw T1 = (2-4) T1 = II軸 n2= P2 = =0.705×0.99×0.8= 0.558kw T2 = N·m Ⅲ軸 n3=/min P3 = P2·η軸承·η軸承·η齒輪·η同步帶= 0.558×0.99×0.99×0.98×0.98 = 0.525kw T3 = N·m Ⅳ軸 n4= P4= P3·=0.525×0.99×0.98=0.51kw T4 = 表2-1參數表 參數 軸名 電動機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 轉速n/r.min-1 1390 600 30 15 7.5 功率P/KW 0.75 0.705 0.558 0.525 0.51 轉距T/N.m 2.2 11.22 177.63 334.25 649.4 傳動比i 2.3167 2 2 2 效率η 0.94 0.79 0.94 0.97 2.1.3傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比的計算 電動機選定后，根據電動機的滿載轉速n m及工作軸的轉速n w即可確定傳動裝置的總傳動比i=n m /n w 。 具體分配傳動比時，應注意以下幾點： a. 各級傳動的傳動比最好在推薦范圍內選取，對減速傳動盡可能不超過其允許的最大值。 b. 應注意使傳動級數少﹑傳動機構數少﹑傳動系統(tǒng)簡單，以提高精度。 c. 應使各級傳動的結構尺寸協(xié)調﹑勻稱利于安裝，絕不能造成互相干涉。 d. 應使傳動裝置的外輪廓尺寸盡可能緊湊。 電動機滿載轉速 n m = 1390 r/min 工件（料盤）轉速 = 7.5 r/min 機構總傳動比i =185.33 ，，， 3傳動裝置設計 3.1V帶設計 小帶輪大帶輪 初定傳動比 傳遞功率P=0.75kw 設計項目 設計依據幾內容 設計結果 a.選擇V帶型號 1）計算功率 2）V帶型號 查文獻[9]表4.6得工作情況系數=1.1 =P=1.1×0.75 按=0.825kw， =1390r/min 查文獻[9]表4.11選Z型V帶 =0.825 kw 選Z型V帶 b.確定帶輪的直徑dd1 dd2 1）選取小帶輪的直徑dd1=71mm 2）驗算帶速 3）確定大帶輪的直徑dd2 4）算從動輪實際轉速 5）算實際傳動比 參考文獻[9]圖4.11及4.44[9]，選取小帶輪的直徑dd1=71mm V==m/s dd2 =dd1 =1390/600×71mm查文獻[9]表4.4 考慮到三角帶的滑動系數=0.02 則 = dd1/ dd2 ×（1-） =71/160×1390（1-0.02） = /=1390/604 dd1=71mm V=5.165m/s 在5～25m/s內，合適 dd2 =160mm =604r/min =2.3 c. 確定中心距a和帶長Ld 1）初選中心距a0 0.7(dd1+dd2)≤a0 ≤2(dd1+dd2) 取a0 =200mm 2）求帶輪的計算長度Lo 3)計算中心距a 4)確定中心距的調整范圍 Lo==772.756mm 查表4.2[9] 取Lo=800mm a==()=213.5mm =a+0.03ld=(213.5+0.03×800)mm =a-0.015 ld =213.5- (2×8.5+0.009×800)mm Lo=800mm a=213.5mm =237.5mm =189.3mm d.驗算小帶輪的包角α1 α1=180°- (dd2 -dd1 )×57.3°/a =156°﹥120° α1 =156° 合適 e. 確定V帶的根數Z 1)確定額定功率P0 2)確定V帶的根數Z 確定 確定包角系數 確定帶長系數 計算V帶根數Z 由dd1=71mm, =1390r/min及=600r/min 查文獻[9]表4.5，得單根Z型V帶的額定功率分別為0.27kw和0.3kw，用線性插值法求=1390r/min時的額定功率P0值 kw Z≥ 查文獻[9]表4.7得 ≈0 查文獻[9]表4.8得≈0.93 查文獻[9]表4.2得=1 Z≥根 =0.293kw =0 =0.93 =1 取Z=4根， 合適 f.計算單根V帶的初拉力 查文獻[9]表4.1得q=0.06kg/m =()N ≈35.3N g.確定帶輪的結構尺寸，繪制帶輪工作圖 dd1 =71mm,采用實心式結構 dd2 =160mm，采用孔板式結構 B=(z-1)e+2f=(4-1)×12+2×8=52mm 帶傳動效率取 ， 3.2蝸輪蝸桿設計 采用阿基米德蝸桿傳動，其特點是： a.齒廓凹凸嚙合的形式，而共軛曲面的當量曲率半徑大，單位齒面壓力小。因而接觸強度得到提高。 b.瞬時接觸線方向與相對滑動速度方向的夾角比較大，有利于形成和保持共軛齒面間的動壓油膜。能夠減小磨損，提高傳動效率及可靠性。 c.基本齒廓為圓弧齒形，只要齒形參數選擇合適，就能增大齒根厚度，提高齒的彎曲強度和抗沖擊能力。 d.設計方便，工藝簡單。制造加工不需要特殊專用機床。 e.采用蝸輪正變位，變位系數一般在0.5以上嚙合性能好，能保證傳動質量，當然也應該注意防止大變位引起的理論嚙合區(qū)減少，蝸輪齒面根切區(qū)擴大。以至齒頂變尖等現(xiàn)象。 總之它具有承載能力大，傳動效率高。使用壽命長，重量輕，結構緊湊等優(yōu)點。 A.模數m和壓力角α 通過蝸桿軸線并垂直蝸輪軸線的平面稱中間平面。在中間平面上，蝸桿與蝸輪的嚙合相當于齒條和齒輪嚙合。阿基米德蝸桿傳動中間平面上的齒廓為直線，夾角為2α=40°蝸輪在中間平面上齒廓為漸開線，壓力角等于20°。顯然，蝸桿軸向齒距（相當于螺紋螺距）應等于蝸輪端面齒距，因而蝸桿軸向模數必須等于蝸輪端面模數；蝸桿軸向壓力角必須等于蝸輪端面壓力角，即==m， ==α。標準規(guī)定壓力角α=20°。 B.蝸桿標準直徑d1 為了保證蝸桿與蝸輪正確嚙合，蝸輪通常用與蝸桿形狀和尺寸完全相同的滾刀加工。區(qū)別在于蝸輪滾刀有刃槽，且外徑比蝸桿稍大，以便切出蝸桿傳動的頂隙。也就是說，切削蝸輪的滾刀不僅與蝸桿模數和壓力角一樣，而且其頭數和分度圓直徑還必須與蝸桿的頭數和分度圓直徑一樣。即同一模數蝸輪將需要有許多把直徑和頭數不同滾刀。為了限制滾刀數目和有利于滾刀標準化，以降低成本，特制定了蝸桿分度圓直徑系列的國家標準，即蝸桿分度圓直徑與模數m有一定的搭配關系，由此可見，同一模數只有有限幾種蝸桿直徑。蝸桿同螺旋一樣如果旋轉一周的周長為π其螺旋升角為γ，則沿軸線移動距離為（p為蝸桿軸向齒距）則可得： (3-1) 　　　　 (3-2) 式中q為蝸桿分度圓直徑與模數的比值，稱為蝸桿直徑系數，由上式可知，q值越小，即蝸桿直徑越小，則升角越大，傳動效率越高，但直徑變小會導致蝸桿的剛度和強度削弱，設計時應綜合考慮。一般轉速高的蝸桿可取較小q值，蝸輪齒數較多時可取較大q值。 C.蝸桿螺旋升角與蝸輪螺旋角β ?一對蝸桿蝸輪嚙合時，蝸輪螺旋角β與蝸桿螺旋升角γ大小相等，且旋向相同，才能吻合一致，即=β。 D.蝸桿頭數和蝸輪齒數 蝸桿頭數愈多，角愈大，傳動效率高；蝸桿頭數少，升角γ也小，則傳動效率低，自鎖性好。一般自鎖蝸桿頭數取=1。常用蝸桿頭數=1、2、4，過多，制造高精度蝸桿和蝸輪滾刀有困難。蝸輪齒數=i。和取推薦值。為了避免根切，不應少于26，但也不宜大于60～80。過多時，會使結構尺寸過大，蝸桿支承跨距加大，剛度下降，影響嚙合精度。 E.傳動比i和中心距a 對于減速蝸桿傳動 （3-3） 式中：和分別為蝸桿和蝸輪的轉速r/min。對于單級動力蝸桿傳動，i=5～80，常用15～50。普通圓柱蝸桿減速裝置傳動比i的公稱值，推薦按下列數值選?。?；7.5；10；12.5；15；20；25；30；40；50；60；70；80，其中10；20；40和80為基本傳動比，應優(yōu)先采用。非變位的標準蝸桿傳動的中心距為 （3-4） 式中，為蝸輪分度圓直徑，=m國家標準規(guī)定了中心距標準系列值：40．50．63．80．100．125．160．（180）．200．250. （280）. 315. 355. 400. 450. 500另外，為了配湊中心距，蝸桿傳動常需要變位。 所以取中心距a=80mm 蝸桿頭數Z1=1 蝸輪齒數Z2=30 蝸桿傳動的受力分析： 蝸桿傳動的受力分析與斜齒輪傳動相似。通常不考慮摩擦力的影響。 蝸桿傳動時，齒面間相互作用的法向力可分解為三個相互垂直的分力：切向力，徑向力r和軸向力。蝸桿，蝸輪所受各分力大小和相互關系如下: (3-5) 式中：、、分別為蝸桿所受的切向力，軸向力，徑向力；、、分別為蝸輪的切向力，軸向力，徑向力；、分別為蝸桿、蝸輪的分度圓直徑；α為壓力角，T1、T2分別為蝸桿和蝸輪的轉矩，,i為傳動比，η為蝸桿傳動的總效率。 蝸桿，蝸輪上各分力方向的判定方法如下：切向力方向對主動件蝸桿，與其運動方向相反；對從動件蝸輪，與其受力點運動方向相同。徑向力各自指向輪心。而蝸桿軸向力的方向則與蝸桿轉向和螺旋線旋向有關。用左（右）手定則來判定比較方便：右旋蝸桿用右手，左旋蝸桿用左手，四指順著蝸桿轉動方向，四指伸直所指方向即為蝸桿軸向力的方向。蝸桿軸向力的反方向即蝸輪的切向力的方向。 蝸輪齒面接觸疲勞強度的計算主要是為了防止齒面產生點蝕。鋼蝸桿與青銅或灰鑄鐵蝸輪配對時，齒面接觸疲勞強度公式如下： 校核公式 （3-6） 設計公式 （3-7） 式中，K為載荷系數，用以考慮載荷集中和動載荷的影響。一般K=1.11.5。當載荷平穩(wěn)、蝸輪圓周速度≤3m/s和7級以上精度時，取較小值，否則取較大值；為蝸輪許用接觸應力（MPa），G為承載能力提高系數，對于普通圓柱蝸桿傳動，G=1；對于圓弧圓柱蝸桿傳動，G=1.10-3.9。當中心距a和蝸輪齒數較小時，G取較大值；其他符號意義和單位同前。2．蝸輪輪齒彎曲疲勞強度計算對于閉式蝸桿傳動，輪齒彎曲折斷的情況較少出現(xiàn)，通常僅在蝸輪齒數較多(>80100)時才進行輪齒彎曲疲勞強度計算。對于開式傳動，則按蝸輪輪齒的彎曲疲勞強度進行設計。 A.按接觸疲勞強度計算 a.選 , 查文獻[9]表7.2 取=4則 。 b.蝸輪轉矩 初選 c.載荷系數K 查文獻[9]表7.8 得K=1.1 d.材料系數 查文獻[9]表7.9 得 e. f.初選m, 查文獻[9]表7.1 取m=4mm、=40mm、q=10,此時=640 g.導成角 h.許用接觸應力 =242MPa 其中 B．計算傳動效率 a.滑移速度 b.齒合效率 由Vs=1.26m/s 查文獻[9]表7.5得 =2.433 （3-8） 0.70 c.傳動效率 （軸承效率=0.99，潤滑效率=0.98） d.檢驗值 （3-9） =2521.3 <640 原選參數強度足夠 C．確定傳動的主要尺寸 m=4mm, =40mm, =2, 中心距 a=100mm a.蝸桿尺寸 a）分度圓直徑d =40mm b）齒頂直徑 c）齒根直徑 d）導程角 右旋 e）軸向齒距 f）輪齒部分長度 取=60mm b.蝸輪尺寸 a）分度圓直徑d b）齒頂圓直徑 c）齒根圓直徑 d）外圓半徑　 e）蝸輪輪齒寬度　 f）螺旋角　 g）齒寬角　 　　　　　 h）咽喉母圓半徑　 D．潤滑方式 根據其具體的功用，采用噴油潤滑。 E．蝸輪蝸桿的結構設計 蝸桿：車制 蝸輪：采用齒圈壓配式結構 3.3同步帶傳動設計 傳動功率 小帶輪轉速 大帶輪轉速 傳動用途：輕型包裝機 原動機種類：交流電動機 工作制度：8-10小時/天 由于轉速不大 所以選擇模數制同步帶(設計查表參照《機械設計手冊.機械傳動》成大先 主編 計算項目 單位 公式及數據 說明 設計功率 kw 查表12-1-67=1.2 =0.67kw 帶型或模數m mm 根據和=30r/min 由圖12-1-8選取m4 -小帶輪轉速 小帶輪齒數 由表12-1-68 取 小帶輪節(jié)圓直徑 mm 帶速v m/s < m=4mm 傳動比i <10 合適 -大帶輪轉速 r/min 大帶輪齒數 大帶輪節(jié)圓直徑 mm 初定中心距 mm 初選mm 初定帶的節(jié)線長度及其齒數 mm =687.244mm 查表12-1-54[8] 取 實際中心距a mm 鑒于整體結構中心距不可調 查表12-1-71 得 a=202.178mm 小帶輪嚙合齒數 帶寬 mm 模數制= = =148.4mm 取 = -小帶輪嚙合齒數系數=7所以 =1.00 單位帶寬許用應力查表12-1-76[8]得： = 因為v<0.1m/s取 =80N/mm 帶的單位寬度、單位長度的質量由表12-1-76得： 3.4齒輪的設計 a．選擇齒輪的材料、精度、齒數和齒寬： 由于齒輪轉速不高，選7級精度，開式硬齒面齒輪傳動。小齒輪齒數Z1=20，則大齒輪齒數Z2= 40。齒輪的布置形式為非對稱布置，查文獻[9]表6.5，選齒寬系數。 b．按接觸疲勞強度計算： a）取載荷系數 Kt=1.5 b）小齒輪的轉距 T1=649.4N/m c）大小齒輪的彎曲疲勞強度 查圖6.9[9] 得 d）應力循環(huán)系數 N1=60nJLh=60×7.5×3000×16=2160×109 N2= N1/i=108×108 e）彎曲疲勞強度 查文獻[9]圖6.7 KFN1=0.88 KFN2=1 f）計算許用彎曲應力 取彎曲疲勞安全系數，應力特征系數，則 MPa MPa g）查取齒形系數和應力校正系數 根據當量齒數 由文獻[9]表6.4查取齒形系數和應力校正系數 h）計算大小齒輪的并加以比較 c．設計計算： a）計算齒輪模數 =3.52mm b）計算圓周速度V c）計算載荷系數 查文獻[9]表6.2得 根據V=0.0553m/s，10級精度，查文獻[9]圖6.10得 查文獻[9]圖6.13得齒間載荷分配系數=1 則載荷系數 d）校正并確定模數 mm 取=4mm d. 計算齒輪傳動幾何尺寸 a）中心距a mm 取a=120mm b）兩分度圓直徑 c）齒寬 0.08×160=12.8mm 取18mm， mm e. 校核齒面接觸疲勞強度 由公式6.12 確定公式中各項參數值 a)齒輪的接觸疲勞強度極限 按齒面硬度查文獻[9]圖6.8得，350MPa b)接觸疲勞壽命系數、 查文獻[9]圖6.6得 c)計算許用接觸應力 取安全系數，則 =1.05×350/1=367.5MPa =1.1×350/1=385 MPa =385 MPa d)材料系數 由文獻[9]表6.3查得材料系數=146 校核計算 = ≈28.1 MPa≤385 Mpa 接觸疲勞強度滿足要求。 f. 齒輪結構設計 大齒輪：分度圓直徑160mm，所以選用整體式結構。 3.5料盤軸的結構設計和校核 A.軸的結構設計 軸的結構設計就是要確定軸的合理外形和結構，以及包括各軸段長度、直徑及其它細小尺寸在內的全部結構尺寸。 軸的結構主要取決以下因素：軸在機器中的安裝位置及形式；軸的毛坯種類；軸上作用力的大小和分布情況；軸上零件的布置及固定方式；軸承類型及位置；軸的加工工藝以及其它一些要求。由于影響因素很多，且其結構形式又因具體情況的不同而異，所以軸沒有標準的結構形式，設計具有較大的靈活性和多樣性。但是，不論具體情況如何，軸的結構一般應滿足以下幾個方面的要求： a.軸和軸上零件要有準確的工作位置； b.軸上零件應便于裝拆和調整； c.軸應具有良好的制造工藝性； d.軸的受力合理，有利于提高強度和剛度； e.節(jié)省材料，減輕重量； f.形狀及尺寸有利于減小應力集中。 B.軸的最小直徑估算 軸在結構設計時，一般已知裝配簡圖、軸的轉速、傳遞的功率及傳動零件的類型和尺寸等。 轉軸受彎扭組合作用，在軸的結構設計前，其長度、跨距、支反力及其作用點的位置等都未知，尚無法確定軸上彎矩的大小和分布情況，因此也無法按彎扭組合來確定轉軸上各段的直徑。為此應先按扭轉強度條件估算轉軸上僅受轉矩作用。 d=C (3-10) C——計算常數，取決于軸的材料和受載情況。 當軸段上開有鍵槽時，應適當增大直徑以考慮鍵槽對軸的削弱：d>100mm時，單鍵槽增大3％，雙鍵槽增大7％；d100mm時，單鍵槽增大5％～7％，雙鍵槽增大10％～15％。最后對d進行圓整。 查表C=103 (當所受彎距較小或只受轉距、載荷較平穩(wěn)，無軸向載荷或只有較小的軸向載荷、減速器的低速軸、軸只作單向旋轉；反之，[]取小值，C取較大值。) 料盤的實際功率很小，扭矩約等于零，取P=0.1kw,n=7.5r/min 最小直徑處有鍵槽，增大5%取=26mm C.各軸段直徑和長度的確定 軸的結構如圖3.1所示： 圖3.1軸 a.Ⅰ段軸頭的長度，此處要裝料盤、聯(lián)結盤、法蘭，取。 b. 確定、選擇滾動軸承型號,取> 查軸承樣本，選用型號為36206的角接觸球軸承，其內徑d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm。 c.Ⅲ段直徑，為方便安裝，應略大于，取=36mm。Ⅲ段長度，根據料盤總體結構取=68mm。 D.軸承的選擇 選擇滾動軸承的類型，一般從載荷的大小、方向和性質入手。在外廓尺寸相同的條件下，滾子軸承比球軸承承載能力大，適用于載荷較大或有沖擊的場合。當承受純徑向載荷時，通常選用徑向接觸軸承或深溝球軸承；當承受純軸向載荷時，通常選用推力軸承；當承受較大徑向載荷和一定軸向載荷時，可選用角接觸球軸承。 根據軸的應用場合可知，軸主要受到徑向力和軸向力。查詢常用滾動軸承的性能和特點，選擇角接觸球軸承。角接觸球軸承的性能特點：可同時承受徑向負荷和軸向負荷，也可承受純軸向負荷。應用場合：適用于剛性較大跨距不大的軸及須在工作中調整游隙的場合。 E.軸承的潤滑 潤滑對于滾動軸承具有重要意義。軸承中的潤滑劑不僅可以降低摩擦阻力，，還具有散熱、減小接觸應力、吸收振動、防止銹蝕等。潤滑方式與軸承速度有關，一般根據軸承的d值（d為滾動軸承內徑，單位mm；n為軸承轉速，單位r/min）做出選擇。如表3-1所示： 表3-1深溝球軸承潤滑方式 d值界限（10mm·r/min） 軸承類型 脂潤滑 油潤滑 深溝球軸承 16 >25 軸承的潤滑方式選擇脂潤滑。 F.滾動軸承的密封 軸承工作時，潤滑劑不允許很快流失，且外界灰塵、水分及其他雜物也不允許進入軸承，故應對軸承設置可靠的密封裝置。密封裝置可分為接觸式和非接觸式兩類。 a.接觸式密封 通過軸承蓋內部放置的密封件與傳動軸表面的直接接觸而起密封作用。密封元件主要用毛氈、橡膠圈、皮碗等軟性材料，也有用減磨性好的硬質材料如石墨、青銅、耐磨鑄鐵等。 b.非接觸式密封 接觸式密封必然在接觸處產生摩擦，非接觸式密封則可以避免此類缺點，故非接觸式密封常用于速度較高的場合。 由于轉速大于5r/min 選擇非接觸密封。 4.計量裝置設計 料盤裝置工作原理是：料盤裝置是由料盤，料盤罩，轉軸，法蘭，連接盤，活動底蓋，開蓋銷，閉蓋銷等主要部件通過一些輔助件連接在一起。其工作原理：料盤是可以轉動的，料盤中有圓周等分裝配的4個量杯，在各個量杯的底部均有一個活動底蓋封閉其出口，在料盤內還設計一個料盤罩，上部開有一個圓孔，可以通過料斗進料。轉軸帶動法蘭旋轉，法蘭通過連接盤帶動料盤連續(xù)旋轉，由于料盤罩固定不動，因此料盤罩可以把充填入量杯的物料面刮平，保證各量杯所盛的物料容積相同。當量杯隨料盤轉到卸料位置時，活動底蓋被開蓋銷碰開，物料靠自重向下卸出，經成型器充填入包裝內。隨后料盤繼續(xù)回轉，使活動底蓋碰到閉蓋銷令其回復原位，重新另一個充填的過程。 4.1料盤裝置設計 圖3.1料盤裝置結構 4.2量杯尺寸確定 量杯內徑可以按照包裝粉劑的體積多少來做相應大小的量杯，由于包裝咖啡的體積小，選擇量杯外徑40mm，為了加工方便其他尺寸相應取整。其尺寸如圖3.2。 圖3.2量杯 4.3料盤結構尺寸確定 料盤直徑的大小決定了料盤裝夾量杯的尺寸和排部，料盤的直徑不宜過大，太大會增加總體的尺寸，導致制造成本的提高；料盤直徑過小，達不到量杯排部的要求。綜合因素考慮取料盤直徑φ294mm,高度100mm。 料盤的材料為2Cr13 料盤上分布四個放量杯的沉孔，其尺寸同量杯外輪廓尺寸。 圖3.3 料盤 為保證料盤和料盤軸同步轉動料盤上端用圓頭螺母卡在料盤軸上保證軸向固定，下端用聯(lián)結盤連接法蘭，法蘭用鍵和軸連接保證同步轉動從而帶動料盤轉動。 4.4聯(lián)接盤設計 聯(lián)接盤的主要作用是連接料盤和法蘭。上端用兩個銷與料盤相連，下端用四個螺釘與法蘭連接。其尺寸受料盤尺寸限制。其結構如圖3.4 圖3.4聯(lián)接盤 4.5料盤罩設計 料盤罩的作用是擋料，一方面防止料從料斗下落時發(fā)生的逸散、飛濺，另一方面是在裝料過程中刮平量杯里的料，其結構尺寸由料盤尺寸和量杯的位置確定。 圖3.5料盤罩 5．結論 本課題是經過對包裝要求和條件的分析，選擇型號為Y802-4的電機，選擇了v帶和蝸桿蝸輪機構作為減速機構，運用了齒輪傳動和同步帶傳動并且對齒輪、軸、帶輪、蝸桿蝸輪進行了設計校核，所設計的包裝機橫封、豎封、走帶都是用凸輪機構，主要針對用塑料袋包裝的食品。其計量裝置采用容積計量主要是針對咖啡粉一類粉狀食品設計的。計量用的量杯可以根據包裝食品體積的不同做相應大小的內徑。料盤采用回轉式圓盤，四周均勻分布四個量杯，其回轉一周可以完成四個計量動作。 設計的包裝機能滿足加工要求，運轉平穩(wěn)，工作可靠，結構簡單，便于調整和維修。 參考文獻 [1] 宮相印主編.食品機械與設備[M]. 北京：中國商業(yè)出版社，1993 [2] 陸振曦、陸守道主編.食品機械原理與設計[M].北京：中國輕工業(yè)出版社，1995 [3] 伍水順、張裕中主編.食品機械自動控制[M]. 北京：中國輕工業(yè)出版社，1994 [4] 徐灝主編.新編機械設計師手冊[M].北京:機械工業(yè)出版社,1995 [5] 葉偉昌主編.機械工程及自動化簡明設計手冊(上冊) [M].北京:機械工業(yè)出版社,2001 [6] 葉偉昌主編.機械工程及自動化簡明設計手冊(下冊) [M].北京:機械工業(yè)出版社,2001 [7] <<中國軸承新舊型號對照手冊>>[M]編寫組編.中國軸承新舊型號對照手冊.北京:兵器工業(yè)出版社,1995 [8] 成大先主編.機械設計手冊[M].北京:化學工業(yè)出版社,2004 [9] 徐錦康主編.機械設計[M].北京:機械工業(yè)出版社，2001 [10]張聰主編.自動化食品包裝機[M].廣東:廣東科技出版社,2003 [11]王旭、王積森主編.機械設計課程設計[M].北京:機械工業(yè)出版社,2004 致 謝 本次畢業(yè)設計到此為止已接近尾聲，回顧整個過程，我覺得受益匪淺。畢業(yè)設計作為在大學里的最后一道學習環(huán)節(jié)，使理論與實踐更加接近，加深了我對理論知識的理解，強化了生產實習中的感性認識。 對于計量裝置，我們還是比較陌生的，而咖啡粉枕式包裝機又是計量研究領域的先進設備，因此，我的畢業(yè)設計必定存在不少問題。在解決這些問題時，我查閱了許多相關資料，并得到了陳樹祥老師的指點。 畢業(yè)設計是我們走向工作的前奏，作好畢業(yè)設計對我們以后的工作有很大幫助。而畢業(yè)設計完成得好壞離不開指導老師的幫助。完成本次畢業(yè)設計，首先要感謝陳樹祥老師，他在百忙之中抽出時間來指導、監(jiān)督我們，為我們糾正不少常見錯誤。其次要感謝我們所到的實習單位的技術人員，從他們身上我學到了不少相關知識。 27 鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 2007 附 錄 序號 圖 名 圖 號 圖 幅 1 咖啡粉包裝機總裝配圖 BFZ30-00 A0 2 料盤裝置裝配圖 BFZ30-11-00 A1 3 料盤 BFZ30-11-01 A1 4 軸承座 BFZ30-11-02 A2 5 轉軸 BFZ30-11-03 A2 6 機架 BFZ30-11-04 A2 7 量杯 BFZ30-11-05 A3 8 法蘭 BFZ30-11-06 A3 9 齒輪 BFZ30-11-07 A3 10 聯(lián)接盤 BFZ30-11-08 A3 11 料斗 BFZ30-11-09 A3 12 料盤罩 BFZ30-11-10 A3 13 活動底蓋 BFZ30-11-11 A4 28 鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 2007 1