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多功能封口機結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 多功能封口機初步方案 多功能封口機從方向上一般分為兩種：立式和臥式。由于本次設(shè)計以小規(guī)模生產(chǎn)為考慮，故選擇立式多功能封口機，其可以有效得減少占地面積，同時上下結(jié)構(gòu)便于利用重力作用連續(xù)填料、封口。 從上之下，如圖1所示工作過程: 包裝材料 ↓ 充填物料→成型器 ↓ 縱封裝置 ↓ 橫封裝置 ↓ 切斷裝置 ↓ 產(chǎn)品 圖1 立式多功能封口機工作過程 以此為依據(jù)，逐步進行設(shè)計及計算。 2 成型器 多功能封口機使用的成型器有多種，如圖2所示： 圖2 成型器種類 a-翻領(lǐng)式成型器，形成阻力比較大，易使薄膜變形、發(fā)皺或撕裂，適用性小，最主要的是成型器的設(shè)計、制造及調(diào)試都較為復(fù)雜，故在此不使用此種成型器。 b-象鼻式成型器，沒有形成阻力大的缺點，適用性更好，但同樣有成型寬度受制，成型時薄膜易跑偏的缺點，故也不選擇。 c-三角形成型器，通用性強，且適應(yīng)規(guī)格變化，適用較廣，結(jié)構(gòu)簡單，在此我選擇此種成型器。 d-U形成型器，受力較三角形的好，適應(yīng)范圍也廣，唯一的缺點是結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜。 e-直角缺口導(dǎo)板式成型器，能將平張薄膜對開后又能自動對折封口成袋，但薄膜成型時變形較大。 d、e兩種都不選擇。 圖3 三角成型器折疊示意圖 如圖3所示，設(shè)薄膜的寬度為2a,對折后的空袋高度為a(立式機為空袋寬度)，三角形板與水平面間的傾斜角即安裝角為α，三角板的頂角為2β,薄膜在三角形板上翻折的這一區(qū)段長為b,若不計三角形板的厚度,假定薄膜在對折后兩膜間貼得很緊,則: 在直角三角形DEC中,DE=b,DC=a,所以有： ab=sinα 2-1 在直角三角形ADC或BDC中:AD=DB=a, DC=b,所以有 ab=tanβ 2-2 對既定的三角形成型器和一定的空袋尺寸,a/b是一個定值,所以有如下關(guān)系： sinα=tanβ 2-3 在生產(chǎn)實踐中,三角形頂角2β值是加工后得到的,而安裝角α可通過一定結(jié)構(gòu),并加以調(diào)試來保證。故最好α值是一個容易測量的整數(shù),設(shè)計中通常是選定α后,再用關(guān)系式來求解β值。 安裝角α實質(zhì)上就等于三角形成型器在頂角附近薄膜運動的壓力角,α角越大就表示壓力角越大,薄膜翻折所受阻力也就越大,壓力角太大時,薄膜在受力翻折中容易產(chǎn)生拉伸變形,嚴重的甚至撕裂或拉斷。壓力角小時,成形阻力就小,但壓力角太小,致使結(jié)構(gòu)不緊湊。 根據(jù)壓力角及結(jié)構(gòu)尺寸間的關(guān)系,三角形成型器安裝角的選擇范圍為α=20°~30°由此可見,β角最適宜的角度不大于30°。所以,通常三角形成型器采用頂角2β<60°的等腰三角形,取極限時,則呈等邊三角形。 在此，假定α=30°，則β=26.5°，2β=53° 形成型器的尺寸除頂角外,還有三角形板的高h,它和制袋的最大尺寸有關(guān): h=amaxsinα+Δh 2-4 式中: amax—能制作最大空袋的高(立式機為袋寬)； Δh—放出的余量,取30~50毫米。 取amax=100mm,a=50mm,b=100mm, Δh=50mm，則h=150mm。 3 總體傳動方案 系統(tǒng)傳動如圖3所示： 圖4 傳統(tǒng)系統(tǒng)設(shè)計 電機輸出動力，由帶傳動傳遞給蝸輪蝸桿減速器，之后帶動主軸三路傳動，使得圖示所示的縱封裝置、橫封裝置以及切斷裝置工作，其中縱封裝置也起到了導(dǎo)輥的作用，拉動包裝材料。 4 電機的選擇 由于設(shè)計整體傾向于小規(guī)模生產(chǎn)，且機器的體積及工作量都并不大，故可以選擇較小的電機，參考需求以及市場選擇Y系列三相電機，參數(shù)如表1所示： 型號 額定功率 額定電流 轉(zhuǎn)速 效率 功率因數(shù) 廠家 Y80M1-4 0.55kW 1.5A 1390r/min 73% 0.76 臺州恒富電機廠 表1 電機基本參數(shù) 5 運動參數(shù)計算 假定定量供料裝置轉(zhuǎn)動一周，可以完成5袋填料，機器的包裝速度要求在30-60袋/min,故定量供料裝置要求每分鐘轉(zhuǎn)動6-12周，即其中心軸轉(zhuǎn)速為6-12r/min。由定量供料裝置有5個定量孔可知橫封器封制次數(shù)也應(yīng)為n=30-60次/min。假定袋長為L=60-100mm，設(shè)縱封器轉(zhuǎn)速為α，縱封裝置壓輥半徑為R，則有： LM · nM = 2παM ·R 5-1 現(xiàn)初定R=50mm，則αM =19.1r/min 同理： Lm · nm = 2παm ·R 5-2 αm =5.7r/min 總傳動效率η=η帶·η減·η鏈 ·η齒 5-3 其中 帶傳動效率為0.96，齒輪傳動效率為0.97，鏈傳動效率為0.96,減速器傳動效率為0.8，則η=0.712 總傳動比i=n電/α=72。 初定減速器減速比24。 分配傳動比齒輪總傳動比為1，鏈輪總傳動比為3，帶傳動總傳動比為 1。 6 傳動軸參數(shù)計算 計算各軸功率及轉(zhuǎn)矩： 電動機軸（0軸）： P0 = P電 η電=401.5W n0 = 1390r/min T0 = 9550 P0/n0 =2.76N·m I軸（蝸輪蝸桿所在主軸）： P1 = P0 η減 η帶 則P1 =308.3W n1 =n0/i減 =58r/min T1 =9550 P1/n1=49.1 N·m II軸（縱封裝置所在軸） P2 = P1 η鏈=296W 初定i12=3 n2 =n1/i12 =19.3r/min T2 =9550 P2/n2=146.5 N·m III軸（橫封裝置所在軸） P3 =P2=296w 初定i13=2 n3 =n1/i13=29r/min T3 =9550 P3/n3=97.5 N·m IV軸 (偏心輪所在軸) P4 =P1η鏈η齒 =287.1W 現(xiàn)定i14=0.5 n4 =n1/(i14 i齒)=29r/min T4 =9550 P4/n4=94.5 N·m 7 鏈輪設(shè)計 已知橫封裝置有: P =296W ,n=29r/min, i鏈=3 1) 確定鏈輪齒數(shù) 初定其速度為v=0.6-3m/s,查表選取小鏈輪齒數(shù)z1=21，z2 =63. 2）確定鏈型號和鏈節(jié)距 由表4-14，查得工作情況系數(shù)KA=1.5，由圖4-39查得小鏈輪齒系數(shù)Kz=0.74,由表4-15查得多排鏈系數(shù)Kp=1.75，則計算功率： P0 =KA KZ P/KP=0.28KW 根據(jù)P0、n1查表確定，故選鏈號16A，表鏈節(jié)距p=12.7mm。 3) 驗算鏈速v V=Pz1n1/(60x1000)=3m/s=3m/s 故鏈速適宜。 4) 確定鏈條數(shù)和中心距 a.初定中心距a0=30-50P，取a0=30P，用于表示鏈條長度的鏈節(jié)數(shù)Lp0， Lp0=2a0P+z1+z22+P/a0(z2-z12π） 7-1 =75 取Lp =108 節(jié)。 b.確定實際中心距: a=a0+(L0-Lp0)P/2 7-2 =280.67mm 5) 確定鏈的尺寸 a．小鏈輪的主要尺寸 查表滾子鏈的基本參數(shù)與尺寸查得16A內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬 b1=15.75mm，滾子外徑d1=15.88 mm，內(nèi)鏈板高度h2=24.13 mm。 分度圓直徑 d=p/sin(180/z1)= 69.12 mm 齒頂圓直徑 damax = d+1.25P- d1 = 69.115 mm damin = d+(1-1.6/z1)P- d1==64.97 mm damin < da < damax 取da = 65mm 齒側(cè)凸緣直徑 dg < pcot(180/z1)-1.04h2-2.76 = 116.60 mm 齒根圓直徑 df = d- d1= 69.12-15.88 = 53.24 mm 齒寬 bf1 = 0.93b1= 0.93×15.75 = 14.65 mm 倒角寬 ba = (0.1～0.15)p = 1.27～1.905 mm 倒角深 h = 0.5P = 0.5×12.7=6.35 mm 齒側(cè)凸緣(或排間距)圓角半徑 ra = 0.04P = 0.508 mm b．大鏈輪的主要尺寸 由于鏈輪有三種傳動比2、3以及0.5，故還有三種鏈輪尺寸。 6) 計算壓軸力 鏈傳動的圓周力 Ft = 1000p/v = 539.22N. 則壓軸力 Q = KQ·Ft = 647.06 N。 8 齒輪設(shè)計 I．選擇材料 齒輪材料選用40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度。 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N N1 =60n2khi=2.78×107 N2 =60n3khi=4.18×107 式中 Ni—第i級載荷應(yīng)力循環(huán)次數(shù)； ni——第i級載荷作用下齒輪的轉(zhuǎn)速； k—齒輪每轉(zhuǎn)一周同側(cè)齒面接觸次數(shù)； hi—在i級載荷作用下齒輪的工作小時數(shù)。 查表接觸強度的計算壽命系數(shù)ZNT，得ZN1=1.15，ZN2=1.13 查表接觸強度計算的尺寸系數(shù)ZX，得ZX1=ZX2=0。 查表最小安全系數(shù)參考值，得SHmin=1.0，查表工作得硬化系數(shù)Zw=1.0，軟齒面齒輪的ZLVR=1.0。 按齒面硬度250HBS，查表得齒面接觸疲勞極限σHlim=690Mpa。 由表圓柱齒輪傳動齒面接觸疲勞強度與齒根彎曲疲勞強度校核計算許用應(yīng)力 II．按齒面接觸強度確定中心距 齒輪轉(zhuǎn)矩T=49.1 N·m 初取K=1.1，由于齒寬系數(shù)取大些，可使中心距及直徑d減??；但是齒寬越大，載荷沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象越嚴重，故初取齒寬系數(shù)Φa=0.3，由表得材料彈性系數(shù)Ze=188.9MPa，減速比i=u=3。查表有： 由表知 圓柱齒輪傳動簡化設(shè)計計算公式，計算中心距， 取中心距270mm。 估算模數(shù)m=0.007-0.02a=1.89-5.4，取標準模數(shù)。 齒數(shù) z1=2a/m(u+1)=90 齒輪分度圓直徑 d=mz1=180 齒輪齒頂圓直徑 齒輪基圓直徑 圓周速度 由表圓柱齒輪傳動各級精度的應(yīng)用范圍，選擇齒輪精度為8級。 III．驗算齒面接觸疲勞強度 按表得使用系數(shù)KA=1.0，按表取動載系數(shù)KV=1.06，按表取Kβ=Kα=1.1，則有： K=KAKVKβKα=1.28， 齒寬b=Φaa=45mm 齒頂壓力角 查表按式計算重合度 式中“”符號中，“+”號用于外嚙合傳動，“-”用于內(nèi)嚙合傳動，本傳動為外嚙合傳動，故選“+” 。 按式計算接觸強度計算的重合度 由表16.2-34計算齒面接觸應(yīng)力 故安全。