塑料包裝機的設計,塑料包裝機的設計,塑料,裝機,設計 XX大學 畢 業(yè) 設 計（論 文） 題 目：塑料包裝機設計 院 （系）： 專 業(yè)： 班 級： 學生姓名： 導師姓名： 職稱： 起止時間： 塑料包裝機設計 第1章 緒 論 1.1塑料包裝機械 塑料包裝機械是指完成全部或部分包裝過程的機器。包裝過程包括成型、充填封、口裹、包等主要包裝工序以及清洗、干燥、殺菌、貼標、困扎、集裝、拆卸等前后包裝工序，轉送、選別等其他輔助包裝工序。 1.1.2包裝的分類及作用 包裝的分類方法很多，按包裝產品的流通領域分類，有工業(yè)產品包裝和商業(yè)產品包 裝，按產品包裝的結構形式分類，有內包裝和外包裝；還可以按包裝材料或包裝容器的品種類別分類以及按包裝對象即包裝物品的名稱分類等等。其中按包裝的結構形式分類比較有意義，內包裝是一種基本的包裝結構形式，它包括直接包裝和中間包裝。直接包裝是用包裝材料或容器直接裹包產品或裝載的包裝形式；包裝材料或容器與被包裝物品間保持著直接觸，是最小的包裝單元。直接包裝時，必須根據被包裝物品的物理性能，按包裝要求，選擇包裝材料或容器，制定包裝工藝，選擇或設計塑料包裝機械設備。中間包裝是以一定數量的直接包裝品經組合后再作一次包裝的包裝形式。如物品裝瓶或裝袋后的裝盒包裝；卷煙小包包裝后的條包包裝；牙膏類物品的裝管封尾后的裝盒包裝等。 隨著消費者需要的多樣化，尤其是超級市場的發(fā)展，內包裝突出日益重要的地位。完成內包裝所需的機器設備，在包裝工業(yè)中的需求量最大。 外包裝是以一定數額的、經內包裝后的產品裝裁到包裝箱的包裝結構形式。包裝箱現在多用瓦楞紙板箱。內包裝的主要目的，在于促進銷售，并為消費者提供使用上的方便，在包裝設計中，除保證包裝內容物質和量的要求外，還需重視包裝裝潢的重要作用。外包裝的主要目的，是為流通儲運提供保障，要求包裝堅固牢實。 包裝是對被包裝物所采取的一種保護性措施，包裝的主要目的在于保護產品的使用價值。因此，包裝中還要顧及到物品在流通中的運輸、裝卸、存貯保管和銷售的方便；此外，包裝的裝潢還起到美化、宣傳和推銷的作用。包裝加工是產品在生產中的最后環(huán)節(jié)，是提高產品的商品價值不可忽視的重要環(huán)節(jié)。 1.1.3?塑料包裝機械的組成 被包裝物品 供送系統(tǒng) 主傳送 系統(tǒng) 成品輸出系統(tǒng) 控制系統(tǒng) 傳動系統(tǒng) 輔助裝置 動力機 機身 包裝材料供送系統(tǒng) 包裝操作執(zhí)行系統(tǒng) 圖1.1塑料包裝機械的組成和特點 1.1.4塑料包裝機械的特點 （1）大多數塑料包裝機械結構和機構復雜，運動速度快且動作配合要求高。 （2）用于塑料和藥品的塑料包裝機要便于清洗，符合藥品和塑料的衛(wèi)生和安全要求。 （3）包裝執(zhí)行機構的工作力一般都較小，所以塑料包裝機的電機功率較小。 （4）塑料包裝機一般都采用無級變速裝置，以便靈活調整包裝速度、調節(jié)塑料包裝機的生產能力。 （5）塑料包裝機械是特殊類型的專業(yè)機械，種類繁多，生產數量有限。為便于制造和維修，減少設備投資，在塑料包裝機的設計中應注意標準化、通用性及多功能性。 （6）塑料包裝機械的自動化程度高，大部分已采用PLC、單片機控制，實現了智能化。 （7）塑料包裝機械實現了包裝生產的專業(yè)化，大幅度地提高生產效率。 （8）塑料包裝機械化降低了勞動強度，改善勞動條件，保護環(huán)境，節(jié)約原材料，降低產品成本。 （9）保證了包裝產品的衛(wèi)生和安全，提高了產品包裝質量，增強市場銷售的競爭力。 （10）延長產品的保質期，方便產品的流通。產品采用塑料包裝機，可減少包裝場地面積，節(jié)約基建投資 。 1.2塑料包裝機發(fā)展方向 目前，國外包裝和塑料機械水平高的國家主要是美國、德國、日本、意大 利和英國。而德國的塑料包裝機械在設計、制造及技術性能等方面則居于領先地位， 2002年德國塑料包裝機械產值達34億歐元，其產量的77 %為出口產品。最近幾年，這些國家包裝和塑料機械設備發(fā)展呈現出新的趨勢。 　德國塑料包裝機械設計的新趨勢? ????德國與美國、日本、意大利均為世界塑料包裝機械大國。在塑料包裝機械設計、制造、技術性能等方面居于領先地位。德國塑料包裝機械的設計是依據市場調研及市場分析結果進行的，其，目標是努力為客戶，尤其是為大型企業(yè)服務。為滿足客戶要求，德國塑料包裝機械制造廠商和設計部門采取了諸多措施：? ????(1)工藝流程自動化程度越來越高，以提高生產率和設備的柔性及靈活性。采用機械手完成復雜的動作。操作時，在由電腦控制的攝像機錄取信息和監(jiān)控下，機械手按電腦指令完成規(guī)定動作，確保包裝的質量。? ????(2)提高生產效率，降低生產成本，最大限度地滿足生產要求。德國塑料包裝機械以飲料、啤酒灌裝機械和塑料塑料包裝機械見長，具有高速、成套、自動化程度高和可靠性好等特點。其飲料灌裝速度高達12萬瓶/h，小袋塑料包裝機的包裝速度高達900袋／min。? ????(3)使產品機械和塑料包裝機械一體化。許多產品要求生產之后直接進行包裝，以提高生產效率。如德國生產的巧克力生產及包裝設備，就是由一個系統(tǒng)控制完成的。兩者一體化，關鍵是要解決好在生產能力上相互匹配的問題。? ????(4)適應產制品變化，具有良好的柔性和靈活性。由于市場的激烈競爭，產品更新?lián)Q代的周期越來越短。如化妝品生產三年一變，甚至一個季度一變，生產量又都很大，因此要求塑料包裝機械具有良好的柔性和靈活性，使塑料包裝機械的壽命遠大于產品的壽命周期，這樣才能符合經濟性的要求。? ????(5)普遍使用計算機仿真設計技術。隨著新產品開發(fā)速度不斷加快，德國塑料包裝機械設計普遍采用了計算機仿真設計技術，大大縮短了塑料包裝機械的開發(fā)設計周期。? ????塑料包裝機械設計不僅要重視其能力和效率，還要注重其經濟性。所謂經濟性不完全是機械設備本身的成本，更重要的是運轉成本，因為設備折舊費只占成本的6％～8％，其他的就是運轉成本。? 1.3國內塑料包裝機發(fā)展現狀及趨勢 我國塑料包裝機械行業(yè)起步于20世紀70年代，在80年代末和90年代中得到迅速發(fā)展。已成為機械工業(yè)中的10大行業(yè)之一，無論是產量，還是品種上，都取得了令人矚目的成就，為我國包裝工業(yè)的快速發(fā)展提供了有力的保障。目前，我國已成為世界塑料包裝機械工業(yè)生產和消費大國之一。? ????塑料包裝機械作為一種產品，它的含義不僅僅是產品本身的物質意義，而是包括形式產品、隱形產品及延伸產品3層含義。形式產品是指塑料包裝機本身的具體形態(tài)和基本功能；隱形產品是指塑料包裝機給用戶提供的實際效用；延伸產品是指塑料包裝機的質量保證、使用指導和售后服務等。所以塑料包裝機的設計應該包括：市場調研、原理圖設計、結構設計、施工圖設計、使用說明書編寫及售后服務預案等。? ????塑料包裝機械設計的類別主要有：測繪仿制設計、開發(fā)性設計、改進性設計、系列化設計。如啤酒灌裝生產線生產能力為1．6～4萬瓶/h，其中灌裝機的灌裝閥工位數從48個、60個、90個到120個就屬于系列化設計。? ????由普通啤酒灌裝生產線到純生啤酒灌裝生產線的設計就屬于改進、開發(fā)性設計。對于中低速運行的塑料包裝機，目前我們基本上可以進行自主設計。而高速運行的塑料包裝機，特別是一些先進機型，大多是測繪、仿制國外的同類機型，進行國產化設計和系列化設計。其主要的原因是：(1)大多數設計人員還沒有真正掌握先進的設計方法，如高速塑料包裝機械的動力學設計理論和方法等，對高速工況下機構的動態(tài)精度分析等問題還不能模擬解決；(2)產、學、研結合不夠緊密，理論上的科研成果不能及時地在實際設計中運用，設計人員缺乏及時的技術培訓；(3)整個行業(yè)缺乏宏觀調控的力度，優(yōu)勢資源不能得到合理的配置與調整。? ????在塑料包裝機械設計領域，絕大多數設計人員仍沿用以前的設計方法：(1)根據設計任務書尋找同類機型作為樣機；(2)參考樣機制定各項技術性能指標及使用范圍；(3)設計工作原理圖、傳動系統(tǒng)圖；(4)設計關鍵零件，部件；(5)設計總裝圖方案和動作循環(huán)圖；(6)設計部件圖、總裝圖和零件圖；(7)對主要部件中的關鍵零件進行強度、剛度校核；(8)設計控制原理圖、施工圖等。? ????而今，國內一些大學的設計軟件，可以對塑料包裝機中常用機構進行有限元分析和優(yōu)化設計，其開發(fā)的凸輪連桿機構CAD／CAM軟件已經能夠滿足企業(yè)進行凸輪連桿機構自主設計的能力，但在實際塑料包裝機械的設計中應用還不普遍。? ????新型塑料包裝機械往往是機、電、氣一體化的設備。充分利用信息產品的最新成果，采用氣動執(zhí)行機構、伺服電機驅動等分離傳動技術，可使整機的傳動鏈大大縮短，結構大為簡化，工作精度和速度大大提高。其中的關鍵技術之一是采用了多電機拖動的同步控制技術。其實掌握這種技術并不很難，只是一些設計人員不了解塑料包裝機械的這一發(fā)展趨勢。如果說以前我國塑料包裝機械設計是仿制、學習階段，那么現在我們應該有創(chuàng)新設計的意識 我國包裝業(yè)技術與機械近些年所取得的成績是顯著的，其起步于20世紀70年代末，剛起步時年產值僅七、八千萬元，產品品種僅100 余種，技術水平也較低。在20紀80年代中期至20世紀年代中期十余年的時間里，才得到快速發(fā)展，年增長率達到20%—30% ，到1999年底塑料和塑料包裝機械達40 大類，品種達1700種，到2000年產值增加到300億元，且技術水平也上了個臺階，開始出現了規(guī)?；?、自動化趨勢，傳動復雜、技術含量高的設備也開始出現，許多塑料包裝機械如液體塑料灌裝機等設備已開始成套出口。我國包裝行業(yè)的發(fā)展趨勢主要有如下幾個方面： (1)制袋—充填—封口塑料包裝機械 大多數是小塑料包裝機械，在這一范圍內已較好地解決了顆粒、膏體和粉狀的包裝的問題。 (2)無菌塑料包裝機械 無菌包裝是將經過消毒的塑料在無菌環(huán)境裝入消毒的容器中，可最大限度地保持塑料的天然風味、品質和營養(yǎng)，確保產品質量等優(yōu)點。無菌塑料包裝機主要分為無菌袋式大包裝和無菌袋式小包裝。無菌袋式大包裝一般在原料產地用于果蔬濃縮汁包裝。而無菌袋式小包裝通常用于飲料品，供市場零售。無菌袋式小包裝又分為杯式、盒式、袋式成型充填密封小包裝三種類型。由于無菌塑料包裝機械制造工藝和技術比較復雜，我國以前一直依靠進口。當然，近年來，我國一些企業(yè)努力，在這方面取得了很大的進展，如上海輕工裝備（集團）公司研制的屋頂盒式紙盒無菌塑料包裝機。 (3)啤酒灌裝成套設備 隨著國內啤酒行業(yè)向規(guī)?；s化經營方向發(fā)展，啤酒灌裝成套設備要重點發(fā)展年產5萬噸以上的大型灌裝成套設備，適度發(fā)展10萬噸以上的大型灌裝成套設備。目前我國廣州輕工機械廠已能生產4萬瓶/小時、6萬每小時的啤酒灌裝成套設備。 包裝業(yè)在生產自動化趨勢的影響下 ，呈現高度自動化的包裝鏈、機械功能要求多元化、結構設計標準模塊化、控制功能智能化要求、裝重安全方便環(huán)保等特點。今后朝著高速、低耗、計量精確、自動檢測、多功能、全自動大型化成套設備發(fā)展。其他還有真空塑料包裝機械和塑料中空容器加工機械。 1.4我國包裝技術與國外先進包裝技術的差距 雖然我們塑料包裝技術與機械在近年來取得驕人的成績，但同國外比較，技術上仍存在二十年的差距，其具體表現在： 1）產品品種單調，成套設備少 到2000年為止,國外塑料塑料包裝機械達2300余種，且大多配套生產；國內塑料塑料包裝機械只有1700余種，且多以單機為主。 2）技術水平低 主要表現在產品可靠性差，技術更新速度慢，新技術、新工藝、新料材應用少，單機多，成套機少，技術含量低的產品多，高技術含量的產品少，智能化的設備還處于研制階段。 3）產品質量低 主要表現在穩(wěn)定性可靠性差，造型落后，外觀粗糙，且大多數產品還無可靠標準。 4）開發(fā)能力不足 主要表現是我們還在仿制、測繪或稍加國產化的改進，更談不上系統(tǒng)的開發(fā)研究。 1.5本設計的內容與目標 本設計的內容是在分析研究塑料包裝機的功能的基礎上，重點討論設計塑料包裝機的傳動路線方案和重要機構（槽輪機構，花盤輪，轉鼓計數裝置）。并且通過仿真實驗來檢驗機構設計。 本設計討論的具體內容是： 1）電機到主傳動軸的傳動方案和傳動比的分配； 2）主傳動軸上主傳動輸送帶、圓柱齒輪的傳動功率的分配以及傳動比的分配。以實現瓶的傳輸以及瓶的推送等動作間的協(xié)調。 3）設計送料機構的結構，并理論上分送料機構的設計可行性。 本設計的目標旨在通過了解塑料包裝機的功能來研究塑料包裝機中特定動作的實現，通過研究間歇機構來為塑料包裝機的應用提供較高的理論參考價值和應用價值。第2章 塑料包裝機的傳動方案設計 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、生產工藝、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；電動機的起動轉矩、最大轉矩、牽入轉矩等性能均能滿足工作機械的要求。 2．轉速 電動機的轉速滿足工作機械要求，其最高轉速、轉速變化率、穩(wěn)速、調速、變速等性能均能適應工作機械運行要求。 3．運行經濟性 從降低整個電動機驅動系統(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、年使用時數也不高的機械，電動機效率低些也不會使總能耗產生較大的變化，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。 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速多為1400分轉/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，額定轉速為1400r/min，根據電機轉速及效率要求確定各級傳動比。其中轉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。 圖2.1 Y112M-4型電動機外形尺寸 機座號 安裝尺寸 D(j6) E F(N9) G M N(j6) P R S T 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 AC AD AE L 175 120 110 300 表2.1Y112M-4型電動機外形尺寸 2.3傳動方案的確定 包轉機工作時，先將經理瓶機構整理的瓶子經輸送帶8送入，再經花盤輪9旋轉轉到送料裝置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7.圓錐齒輪 8.傳送帶 9.花盤輪 10.轉鼓計數裝置 圖2.1塑料包裝機系統(tǒng)傳動原理圖 2.4各級傳動比的確定 按圖2.1，電動機經帶輪、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 所以主軸轉速及傳動帶上的瓶的線速度為 /=/=0.03663m/s=36.63mm/s 每分鐘30瓶，那么瓶子間的距離為：mm 第三章 電機到主輸送帶裝置的傳動設計 3.1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，故 w =198w (3.1) 2） 選取窄V帶帶型 根據 、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。 根據式（8-15），，從動輪基準直徑。 =252 mm (3.2) 根據表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0.7（，初步確定中心距400 mm。 根據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0.93，查表8-2得長度系數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) 3.2 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。 3.2.1 選擇蝸桿的傳動類型 根據GB/T10085—1988 的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。 3.2.2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。 3.2.3按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據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矩 按1，取效率0.8，則 =94300 (3.11) 2）確定載荷系數K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數=1；選使用系數=1.15；由于轉速不高，沖擊不大，可取重載荷系數=1.05；則 =1.21 (3.12) 3）確定彈性影響系數 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 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)次數為 ===1.008 (3.13) 壽命系數 =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=2.8。因為，上述計算結果可用。 3.2.4蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸 1）蝸桿 軸向齒距==7.854；直徑系數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=51；變位系數=； 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 3.2.5校核齒根彎曲疲勞強度 (3.14) 當量齒數 =51.52 (3.15) 根據，=51.52，從圖中可查的齒形系數=2.75。 螺旋角系數 ==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 =0.893 =50MPa 而實際彎曲強度 = =48.5MPa 彎曲強度滿足條件。 3.2.6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。 3.2.7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) 3.2.8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。 3.3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 假定鏈輪轉速為0.6—3 m/s ，由表9—8選取小鏈輪齒數=20；從動輪齒數=20。 2）計算功率 由表9—9[1]查得工作情況系數=1，故 ==89 W 確定鏈條鏈節(jié)數 初定中心距=30p,則鏈節(jié)數為 =80 節(jié) (3.20)[1] 3）確定鏈條的節(jié)距p 由圖9—13[1]按小鏈輪轉速估計，鏈工作在功率曲線頂點的左側時，可能出現鏈板疲勞破壞。由表9—10查得小鏈輪齒數系數=1.05；=0.94；選取單排鏈，由表9—11查得多排鏈系數=1.0，故得所需傳遞的功率為 =90 W 根據小鏈輪轉速=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，故 =1705 N 3.4 主傳送帶的設計計算 3.4.1主傳動鏈的設計計算[1] 由前述可知，選取08A型滾子鏈。P=12.7 mm。 1） 選擇鏈輪的齒數 選取鏈輪的齒數=36。 2） 計算功率 工作情況系數=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 初定中心距=100p，則鏈節(jié)數為 =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 6） 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，故 =552 N 3.4.2 計算主傳送帶的牽引力F[6] 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量，kg； W——輸送機每米長度上的輸送物品質量，kg； ——物體與滑臺表面間摩擦系數； ——鏈條與導軌間摩擦系數； 3 ——為鏈條數。 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 3.4.3 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的困難，故均采用經驗方法來計算?？捎孟率焦浪爿斔玩溳喌墓β?。 (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，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 假定鏈輪轉速為0.6—3 m/s ，由表9—8選取小鏈輪齒數=20；從動輪齒數=20。 2）計算功率 由表9—9[1]查得工作情況系數=1，故 ==89 W 確定鏈條鏈節(jié)數 初定中心距=30p,則鏈節(jié)數為 =80 節(jié) (3.20)[1] 3）確定鏈條的節(jié)距p 由圖9—13[1]按小鏈輪轉速估計，鏈工作在功率曲線頂點的左側時，可能出現鏈板疲勞破壞。由表9—10查得小鏈輪齒數系數=1.05；=0.94；選取單排鏈，由表9—11查得多排鏈系數=1.0，故得所需傳遞的功率為 =90 W 根據小鏈輪轉速=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，故 =1705 N 第4章 主要機構的設計 4.1轉鼓計數裝置 4.1.1轉鼓計數裝置總體確定 1. 料斗 2. 計數轉鼓 圖4.1 轉鼓計數裝置 轉鼓每轉一圈計數120粒。每分鐘30瓶，每瓶30粒，那么轉鼓一分鐘計數粒，間歇機構采用槽輪機構，要求灌裝的瞬間，工作臺停止轉動，每裝完一瓶，工作臺轉過一個角度，采用槽輪機構可方便地實現這一功能。主動輪轉一圈，從動輪轉1/4圈，這樣計數轉鼓剛好計數30粒，那么主動輪和從動輪的傳動比為：30：7。這里可以通過一對齒輪來改變傳動比。 4.1.2轉鼓的尺寸確定 因為料呈顆粒狀，這里設定料的直徑為d=6mm，轉鼓上右20道槽，每條槽剛好可放下6顆。轉鼓每轉四分之一圈剛好有5道槽轉過，所以轉過的顆粒為n=5×6=30顆。其主要尺寸如圖4.2所示。 圖4.2轉鼓輪的設計 4.2花盤輪的設計 圖4.3花盤輪的結構 花盤輪的結構參數通常由經驗方法確定，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，根據容器結構確定?；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。 4.3槽輪機構的設計 1.撥輪A.圓柱銷2. 槽輪 圖4.4槽輪機構的設計 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.基本參數選擇 (1)槽數z 幾何關系： 運動關系(運動特性系數τ)： 討論：τ>0，z≥3，一般取z=4-8 (2)銷數K 討論：τ<1， 常用K=1 4. 幾何尺寸計算 表4.1 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，用τ表示。 對于外槽輪機構,為了避免或減輕槽輪在開始轉動和停止轉動時的碰撞或沖擊，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。 ??? 主動件以等角速度ω1轉動時，槽輪轉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，由于槽輪機構是作間歇運動的，故必須有間歇時間，所以運動系數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．槽輪機構的角速度和角加速度 槽輪機構的運動分析和曲柄導桿機構的運動分析完全一樣。下圖分別列出了槽數為4、6、8的外嚙合槽輪機構角速度ω2/ω1 和角加速度α2/ω12 的變化情況。從圖中可以看出，槽數愈少，則角速度、角加速度的變化愈大，由此產生的沖擊和磨損也就愈大。 由以上公式可以算出槽輪機構的具體尺寸： 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 圓銷回轉半徑：R1=75mm 槽底高：b=29mm 槽深：h=76 鎖止符張開角：γ=270度 4.4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 傳遞功率 P=0.18(kW) 齒輪1轉速 n1=7(r/min) 齒輪2轉速 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)、布置與結構 　　結構形式：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 　　模數(法面模數) M=4 　　齒輪1齒數 Z1=60 　　齒輪1齒寬 B1=40.00(mm) 　　齒輪2齒數 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 ha*=1.00 　　頂隙系數 c*=0.25 　　壓力角 α*=20(度) 4.5 主傳動軸的設計 4.5.1 選擇主傳動動軸的材料 由于軸工作時產生的應力多是循環(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，應進行調質熱處理。其主要的力學性能參數見文獻[1]表15--1，其中毛胚直徑小于100mm的45號鋼調質處理后的主要參數有：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：。 4.5.2主傳動軸的結構簡圖 根據主傳動軸的工作情況，確定主傳動軸的結構圖如下。 圖4.5 主動軸的結構 4.5.3軸力的計算分析 4.5.3.1求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 若取每級齒輪傳動的功率（包括軸承效率在內）η=0.97，則 ===180×0.96=172.8W =9550000=9550000×=235749Nmm 4.5.3.2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 4.5.3.3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，調質處理。根據表15-3，取==112，其中為許用扭轉切應力，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。 4.5.3.4校核軸的強度 首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖 圖4.6軸的計算簡圖 從軸的結構圖和彎矩和扭矩中可以看出截面D是軸的危險截面。現將計算出的截面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[2]式（15-5）及上表中的數值，并取=0.6，軸的計算應力 ===5.225MPa 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得=60MPa。因此＜，故安全。 結 論 本設計是對塑料包裝機械進行的一次有效的理論討論。通過對塑料包裝機各級傳動比的分配研究計算，了解了塑料包裝機實現送瓶，間歇運動及送料這一完整的過程。這為進一步了解包裝的其他功能和發(fā)展要求打下了一定的基礎。對塑料包裝機進行有效的理論分析，不僅有一定的使用價值，更有較高的理論參考價值，這有利于我們技術人員消化吸收國外先進技術，縮小與發(fā)達國家包裝業(yè)的差距。 在設計中，我通過分析研究塑料包裝機的功能和各級傳動比，提出了設計槽輪機構來實現塑料包裝機的有效間歇動作來完成塑料包裝機的功能要求。在送料機構的設計，采用轉鼓計數裝置配合槽輪進行計數。 我著重討論了電機到主傳動帶的傳動鏈以及設計了機構傳動路線和其它的機械結 構，以及送料機構的機構實現。 致 謝 畢業(yè)設計是對大學所學知識與能力的綜合應用和檢測，是每一個合格的大學生的必經過程，也是一個重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。本次畢業(yè)設計，不僅培養(yǎng)了我們正確的設計思想；也同時讓我們掌握了工程設計的一般程序和方法，以及鍛煉了我們綜合運用知識能力。在本次設計過程中，我們大量閱讀了各種技術資料及設計手冊，認真探討了機械領域內的各種基本問題。因此，本次設計不僅加強了對自己所學專業(yè)課程的理解和認識，而且也對自己的知識面進行了拓寬。此外，本次設計在繪圖的過程中，使用了AUTOCAD、PRO-E、等二維和三維繪圖軟件，并同時進行了手工繪圖，這些都不同程度地使我們學到了更多的知識，進一步提高了我們繪圖識圖的能力。 在本次畢業(yè)設計中，我得到賀靜老師的耐心指導，細心教誨，并在設計過程中及時的給我解答疑難，讓我在本次畢業(yè)設計中得到了自己能力上的長進和知識上的飛躍，這對我的將來都會有深遠的影響。并且，在設計過程中還有其他老師和同學的熱忱幫助，在此表示由衷的感謝！ 由于本人知識有限，實際經驗更加不足，因此我的設計還存在著很多的不足之處，敬請各位老師指正，本人將不勝感激！ 參考文獻 [1] 雷伏元主編.自動塑料包裝機原理[M].天津科學技術出版社,1986. [2]西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編,孫恒,陳作模主編.機械原理[M].第六版.北京:高等教育出版社,2001. [3]《機械設計手冊》聯(lián)合編寫組編.機械設計手冊[M].第二版.北京:化學工業(yè)出版社,1987. [4]《機械工程師手冊》第二版編輯委員會編.機械工程師手冊[M].第二版.北京:機械工業(yè)出版社,2000. [5]孟憲源,姜琪編著.機構構型與應用[M].北京:機械工業(yè)出版社,2004. [6]高德主編.塑料包裝機設計[M].北京:化學工業(yè)出版社,2005. [7]傅繼盈,蔣秀珍主編.機械學原理[M].哈爾濱工業(yè)大學出版社出版. [8]劉鴻文主編.材料力學[M].第四版.北京:高等教育出版社,2004. [9]廖念釗等編.互換性與技術測量[M].第四版.北京:中國計量出版社,2000. [10]卜炎主編.機械傳動裝置設計手冊[M].上冊.北京:機械工業(yè)出版社,1998. [11]吳宗澤,羅圣國主編.機械實際課程設計手冊[M].第二版.北京:高等教育出版社,1999. [12] 西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編, 濮良貴，紀名剛主編.機械設計[M].第七版.北京:高等教育出版社,2001. [13]《塑料包裝機械結構參考圖冊》編寫組編. 塑料包裝機械結構參考圖冊[M].上?？茖W技術出版社,1981. [14]譚元剛.試述我國塑料包裝技術與機械的發(fā)展[J].山西塑料工業(yè).2004,2. 4-5. [15]汪再文.世界塑料包裝機械發(fā)展趨勢[J].中國包裝行業(yè).2005,10.19. [16]黃穎為.機械結構的設計[D].東北農業(yè)大學碩士論文.2002,2. 7-11. [17]哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室編.理論力學[M].第六版.北京:高等教育出版社,2002. [18]陳潤潔.全國塑料包裝機械標準化工作現狀及展望[J]. [19]邱競我國塑料塑料包裝機械和包裝技術的發(fā)展前景[J]. [20]王寧俠, 王鴻等 少齒數漸開線圓柱齒輪機構的研究[J]. [21]趙同坤 付連芳槽輪間歇機構優(yōu)化設計[J]. [22]李軍 曾孝宇低副槽機構的研究[J]. 38