塑封包裝機封合機構主傳動機構設計

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1、********大學本科畢業(yè)論文（設計） 目 錄 摘要……………………………………………………………………………………1 Abstract…………………………………………………………………………………2 0文獻綜述………………………………………………………………………………3 0.1國外包裝機械發(fā)展現(xiàn)狀……………………………………………………………3 0.2國內(nèi)包裝機械發(fā)展現(xiàn)狀……………………………………………………………4 0.3發(fā)展趨勢……………………………………………………………………………4 1 引言………………………………………………………………………………………5

2、 2 塑封包裝機的傳動總體設計……………………………………………………………5 2.1已知條件……………………………………………………………………………6 2.2塑封包裝機傳動說明…………………………………………………………6 3凸輪的設計計算…………………………………………………………………………6 3.1設計要求……………………………………………………………………………6 3.2凸輪機構的運動說明………………………………………………………………7 3.3 原始數(shù)據(jù)……………………………………………………………………………7 3.4滾子半徑rr的選擇…………

3、………………………………………………………7 3.5計算擺桿的角位移并對凸輪轉(zhuǎn)角求導……………………………………………8 3.6計算凸輪的理論廓線和工作廓線…………………………………………………8 3.7驗證……………………………………………………………………9 4 減速器的設計…………………………………………………………………………10 4.1電動機的選擇……………………………………………………………………10 4.2運動參數(shù)計算……………………………………………………………………10 4.2.1分配傳動比…………………………………………………………………10

4、 4.2.2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)…………………………………………10 4.3傳動零件的設計計算……………………………………………………………11 4.3.1普通V帶的設計計算………………………………………………………11 4.3.2閉式直齒圓錐齒輪設計計算………………………………………………13 4.3.3閉式直齒圓柱齒輪設計計算………………………………………………17 4.3.4軸的設計……………………………………………………………………22 4.3.5軸承的校核…………………………………………………………………28

5、 5減速器機體結(jié)構………………………………………………………………………31 6 鍵的設計………………………………………………………………………………33 7減速器的各部位附屬零件的設計……………………………………………………34 8防滑方式的確定………………………………………………………………………35 結(jié)語………………………………………………………………………………………36 參考文獻……………………………………………………………………36 致謝………………………………………………………………………………………38 塑封包裝機封合機構主傳動機構設計 ** *

6、************* 摘要：我國包裝機械行業(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(chǎn)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，我國已成為世界包裝機械工業(yè)生產(chǎn)和消費大國之一. 本文以塑封包裝機為主要研究對象，系統(tǒng)研究此類包裝機封合機構主傳動機構的設計，主要包括一個二級展開式圓柱圓錐齒輪減速器和搖桿式凸輪機構的設計，對關鍵部件提出完整的設計方法和造型設計，最后利用UG軟件繪制3D模型. 關鍵詞：塑封包裝機，二級減速器；凸輪機構；UG

7、 Plastic packaging machinesealingmechanism Of main transmission mechanism design ****** ************** Abstract：Chinese food and packaging machinery industry started in twentieth Century 70 years, obtained the rapid development in the late 80s and 90s. Has become one of the 10 ind

8、ustry machinery industry, whether it is production, or variety, have achieved attract peoples attention achievement, has provided the powerful safeguard for the rapid development of Chinas food industry and packaging industry. At present, China has become one of the worlds food and packaging machine

9、ry industry production and consumption country This paper to plastic packaging machine as the main research object, design system of this kind of packaging machine sealing mechanism of main transmission mechanism, including a two stage expansion design and cam type conical cylindrical gear reducer,

10、 puts forward the design method and form a complete design of key parts, finally draw the 3D model by using UG software. Keywords: plastic packaging machine, two stage reducer; cam mechanism; UG 0文獻綜述 隨著我國經(jīng)濟的增長，食品，日用品等產(chǎn)業(yè)也得到了大力的發(fā)展，作為配套

11、產(chǎn)業(yè)的包裝工業(yè)也迎來了它的春天，以年均16%左右的速度增長，但與發(fā)達國家相比，無論在產(chǎn)品品種、技術水平和產(chǎn)品質(zhì)量方面都有很大差距，大量技術含量高的設備需要從外國進口，一些關鍵技術點也沒有掌握，這嚴重制約了我國包裝工業(yè)的發(fā)展，我們不能忽視包裝機械落后狀況對我國包裝行業(yè)整體發(fā)展的負面影響。 0.1.國外包裝機械發(fā)展現(xiàn)狀 國外包裝機械的發(fā)展體現(xiàn)了現(xiàn)代化先進包裝機械的高新技術，特別是經(jīng)濟發(fā)達的歐美及日本等國家生產(chǎn)的包裝機，處于國際領先地位。發(fā)達國家為滿足現(xiàn)代化商品包裝多樣化的需求，不斷創(chuàng)新，發(fā)展多品種、小批量的通用包裝技術，同時又不忘把最近科技技術運用到包裝機械當中。 美國包裝機械技術成熟，主要

12、分食品和非食品兩類。食品包裝有微波、無菌包裝等技術，現(xiàn)已成為一個完整而獨立的工業(yè)體系，正進入一個機電一體化、激光掃描、無線電射頻發(fā)射、納米技術和系統(tǒng)簡化的包裝新世界。 德國的包裝機械在全球占有十分重要的地位，約占世界總產(chǎn)值的20%，出口額占世界總額的30%。德國生產(chǎn)的包裝機械在各個方面均是世界一流，其發(fā)展趨勢是適應變化，設計柔性靈活性設備，自動化程度高，可靠性好，污染小。 日本的包裝機械以小巧，輕便著稱，設備柔性好，精度高，易于安裝，操作方便，自動化程度也較高。日本包裝機械主要是抓住兩個核心技術，一是計算機技術進入包裝機械領域，二是研制出了伺服馬達驅(qū)動的包裝機械。成功地開發(fā)出世界首臺微電腦

13、程控臥式成形裝填封口機[14]。 0.2.國內(nèi)包裝機械發(fā)展現(xiàn)狀 我國包裝機械自工業(yè)革命之后逐步發(fā)展起來，得到了逐步完善和發(fā)展，商品流通的范圍進一步擴大，包裝機械應用范圍也愈加廣泛，作用也越來越大。中國機械工業(yè)聯(lián)合會預計，從2011年到2015年，中國食品加工和包裝機械業(yè)總產(chǎn)值有望突破6000億元人民幣，每年平均增速維持在16％左右。食品工業(yè)是包裝機械產(chǎn)品應用大戶，隨著食品工業(yè)的發(fā)展壯大，食品包裝機械產(chǎn)品也已步入一個新的發(fā)展階段，在食品工業(yè)領域的地位舉足輕重，隨著市場的需求也在追求更深度的發(fā)展。 我國從事包裝機制造的企業(yè)有7000余家，但絕大多數(shù)都是中小民營企業(yè)，且集中于經(jīng)濟發(fā)達

14、地區(qū)，例如長江三角洲，珠江三角洲等，眾多企業(yè)中能夠自主研發(fā)的僅有少數(shù)，高端包裝機的數(shù)量更是少之又少，小企業(yè)都是在仿造，幾乎沒有創(chuàng)新能力。 而且生產(chǎn)的包裝機穩(wěn)定性和可靠性很差，外觀比較粗糙，造型落后，基礎件和配套件壽命短，大修周期與無故障運行時間短，大多數(shù)產(chǎn)品甚至沒有制定可靠性標準。 我國包裝機械行業(yè)起步得比較晚、但是發(fā)展快，造成了我國包裝機械發(fā)展基礎薄弱，產(chǎn)品檔次不高，質(zhì)量、安全、技術、效率等方面都不夠到位[10]，沒有掌握關鍵核心技術，一些高質(zhì)量要求的產(chǎn)品還需要依靠進口，對國外技術依賴太嚴重，無法做到絕對的自給自足，這就嚴重制約了我國包裝機行業(yè)長遠穩(wěn)定的發(fā)展。所以，我國應大力扶持包裝機行

15、業(yè)的發(fā)展，加大投資，增進自主研發(fā)能力。 0.3發(fā)展趨勢 未來包裝機將會是信息處理技術，微電子技術，新傳感技術，激光技術，以及新工藝與新材料的結(jié)合體，智慧型人機界面，精美、高速、易調(diào)、柔性 、自我診斷、節(jié)能、節(jié)省材料、保質(zhì)、保鮮、保味、密封性好，與Internet技術充分結(jié)合達到遙控、遙測、搖修及生產(chǎn)管理[7]。 1 引言 塑封包裝機是用于包裝產(chǎn)品，使產(chǎn)品增長其保質(zhì)期，增加產(chǎn)品美觀度的一種機械。本包裝機是針對固型物的包裝而設計的，適合于包裝各類固態(tài)有規(guī)則的物體，如食品類的餅干、面包、月餅、糖果等，以及日用品、工業(yè)零件等。在包裝機領域占有舉足輕重的地位。通過一個二級展開式圓柱圓

16、錐齒輪減速器連接電動機控制轉(zhuǎn)速，并帶動一個搖桿式凸輪機構，實現(xiàn)封合機構的上下擺動，實現(xiàn)封合的效果。本論文即是對機構中減速器和凸輪機構的設計計算，結(jié)構組成做出論述，計算過程存在誤差。 2 塑封包裝機的傳動總體設計 圖2.1 直齒錐齒輪減速器整體示意圖 Fig2.1 The overall schematic diagram of the gear reducer for spur bevel gears 圖2.2 搖桿式凸輪機構整體示意圖 Fig2.2 Overall schematic diagram of rocker c

17、am mechanism 2.1已知條件 1）凸輪的轉(zhuǎn)速n/（r/min） 35 電動機的功率/KW 0.25 2)工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷有輕微沖擊，室內(nèi)工作。 3）使用期限：10年； 4）生產(chǎn)條件：一般機械廠，單件生產(chǎn)； 5）動力來源：電力，三項交流，電壓380／220V； 6）檢修間隔：三年一大修，二年一中修，半年一小修 2.2塑封包裝機傳動說明 塑封包裝機傳動部分通過電動機連接皮帶輪，皮帶傳動帶動一個二級展開式圓柱圓錐齒輪減速器，最后再連接一個搖桿式凸輪機構，將運動方式由旋轉(zhuǎn)變?yōu)橥鶑瓦\動

18、，使工作部位上下運動，從而達到封合的效果。 3.凸輪的設計計算 3.1.設計要求 凸輪中心到擺桿中心A的距離為300mm，凸輪以順時針方向等速回轉(zhuǎn)，擺桿的運動規(guī)律如表3.1 表3.1 擺桿運動規(guī)律 Tab3.1 Pendulum movement law h δ01 δ02 δ03 δ04 r0 從動桿運動規(guī)律 推程 回程 110 900 900 900 900 40 等加等減 簡諧 3.2.凸輪機構的運動說明 凸輪運動分為四個階段： 第一階段，推程階段：從動件以等加等減規(guī)律運動，凸輪轉(zhuǎn)過角度為900，擺桿上擺過110；

19、 第二階段（即遠休止）凸輪轉(zhuǎn)過角度為900，擺桿靜止； 第三階段（即回程段）從動件以簡諧規(guī)律運動，凸輪轉(zhuǎn)過角度為900，擺桿下擺過110； 第四階段（即近休止）凸輪轉(zhuǎn)過角度為900，擺桿靜止。 3.3.原始數(shù)據(jù) 凸輪中心到擺桿中心的距離：a=300mm 擺桿行程角：Φ=11 凸輪推程運動角：δ01=90 凸輪遠休止角：dδ02=90 凸輪回程運動角：δ03=90 凸輪近休止角： δ04=90 基圓半徑：r0=40mm 3.4.滾子半徑rr的選擇 凸輪工作廓線的曲率半徑表示為ρa ,用ρ表示理論廓線的曲率半徑,即有ρa=ρrr；為了避免發(fā)生失真現(xiàn)象，我們應該使ρ的最小

20、值大于0，即使ρ＞rr ；另一方面，滾子的尺寸還受其強度和結(jié)構的限制，不能太小，通常我們?nèi)L子半徑： rr=（0.1~ 0.5）r0 在此，可以取r1=0.25r0=10mm。 擺桿長度的選擇：擺動推桿取許用壓力角[a]= 35—45 因此桿長取294mm 3.5.計算擺桿的角位移并對凸輪轉(zhuǎn)角求導 （1）在第一階段當擺桿以等加等減運動規(guī)律上擺110，設在加速段和減速段凸輪的運動角及擺桿的行程角各占一半，故擺桿等加速推程段的運動方程為： =2Φ(δ)2/(δ01)2 d/dδ=4ωΦδ/(δ01)2 δ變化范圍0~450。 擺桿推程減速段的運動方程為：

21、 =Φ﹣2Φ（δ01﹣δ）/(δ01)2 d/dδ=4Φω（δ01-δ）/(δ01)2 δ=450~900。 （2）第三階段擺桿按簡諧運動規(guī)律下擺110，故可列回程時的運動方程為： =Φ[1+cos(πδ3/δ03)]/2 d/dδ= -Φπωsin(πδ3/δ03)/(2δ03 ) δ3=00~900,δ03=900。 3.6.計算凸輪的理論廓線和工作廓線 凸輪理論廓線的直角坐標如下： x=a sinδ﹣lsin(δ++0)

22、 y=a cosδ﹣lcos(δ++0) 0為擺桿的初始位置角，其值為 0= 在第一階段按等加等減規(guī)律，其擺桿推程加速段坐標值對δ角的倒數(shù)為 dx/dδ=a cosδ-lcos(δ++0)[1+4Φδ/(δ01)2] dy/dδ=-a sinδ+lsin(δ++0)[1+4Φδ/(δ01)2] 其擺桿減速推程段坐標值對δ角的倒數(shù)為 dx/dδ=acosδ-lcos(δ++0)[1+4Φω（δ01-δ）/(δ01)2 ] dy/dδ=-asinδ+lsin(δ++0)[1+4Φ

23、ω（δ01-δ）/(δ01)2] 在第二階段（遠休止）時δ=δ01+δ2=900~1800, =110；在第四階段（近休止）時δ=δ01+δ02+δ03+δ4=2700~3600, =00。坐標值對δ角的倒數(shù)為 dx/dδ=a cosδ-lcos(δ++0) dy/dδ=-a sinδ+lsin(δ++0) 第三階段按簡諧運動規(guī)律δ=δ01+δ02+δ3，δ3=00~900,坐標值對δ角的倒數(shù)為 dx/dδ=acosδ-lcos(δ++0)(1-Φπωsin(πδ3/δ03) /(2δ03 )) dy/dδ=‐asinδ+lsin(δ++0)(1-Φπωsin(πδ3/δ03)/

24、(2δ03)) 則 =(dx/dδ)/ [(dx/dδ)2+(dy/dδ)2]1/2 =﹣(dy/dδ)/[(dx/dδ)2+(dy/dδ)2]1/2 凸輪工作廓線的直角坐標 x′=x﹣r r y′=y﹣r r 3.7.驗證 根據(jù)滾子擺動從動件盤形凸輪機構壓力角: 在推程中，當主從動件角速度方向不同時取“-”號，相同時取“+”號 驗證結(jié)果：壓力角均在合理范圍之內(nèi)，該凸輪合格,如圖3.1所示 圖3.1 凸輪 Fig3.1 Cam 4 減速器的設計 4.1 電動機的選擇 查手冊 選電動機型號 YS7114 功率0.25kw 380V

25、 轉(zhuǎn)速1400r/min 4.2 運動參數(shù)計算 4.2.1分配傳動比 分配傳動比：知 V帶i≤7,開式圓柱齒輪i≤8，圓錐齒輪i≤5；總傳動比：i =40；取 取 4.2.2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸的轉(zhuǎn)速 =350r/min

26、 =140r/min =35r/min （2）各軸的功率 ①傳動總效率 帶的傳動效率： Ⅰ軸圓錐滾子軸承的效率： 圓錐齒輪嚙合的效率： Ⅱ軸圓錐滾子軸承的效率： 齒輪嚙合的效率： Ⅲ軸圓錐滾子軸承

27、的效率： 聯(lián)軸器的傳動效率： 總的傳動效率 ②各軸的功率： ③各軸的轉(zhuǎn)矩： 4.3 傳動零件的設計計算 4.3.1普通V帶的設計計算

28、 （1）確定V帶的型號和帶輪的直徑 工況系數(shù) 計算功率 選取帶型為Y型 小帶輪的直徑 大帶輪的直徑 取 （2）計算帶長 初取中心距 帶長=448 基準長度 （3）求中心距和包角 小輪包角 （4）求帶根數(shù) 帶速 =1.83m/s 傳動比 i=4 帶的根數(shù)

29、 Z= = =4.76 取 Z=5根 初拉力 =500+（0.04） （q=0.04㎏/m） 軸上載荷 （5）帶輪的結(jié)構 由YS7114電動機 知軸的直徑 故小帶輪的孔徑

30、 V帶的尺寸 頂寬 節(jié)寬 高 輪緣尺寸 =4.7mm =1.6mm e=8mm f=7mm =5mm 帶輪計算直徑D 大帶輪 帶輪的外徑 帶輪的寬度

31、 4.3.2閉式直齒圓錐齒輪設計計算 ①選材： 直齒錐齒輪的加工多為刨齒，不宜采用硬齒面，小齒輪用45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度為取硬度為，大齒輪選用45鋼正火處理，硬度為，取硬度為。 ②齒面接觸強度計算： 齒數(shù)Z和精度等級 工業(yè)用齒應大于等于14 選取小齒輪齒數(shù) 則大齒輪的齒數(shù)為 初取， 選8級精度 使用系數(shù) 動載系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù)=1.2 齒向載荷分布系數(shù)=1.9 載荷系數(shù)

32、 彈性系數(shù) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 安全系數(shù) 總工作時間 應力循環(huán)次數(shù) 接觸壽命系數(shù) 查參考文獻[1]10-23 接觸應力 =638.1 =590.5 小齒輪大端分度圓的直徑 ≥ ≥= 演算圓周速度及 =（1-0.50.3）48.3=41mm =0.751m/s =313.1N = 確定傳動主要尺寸 大端模數(shù)m ===3.018

33、 取m=3 實際大端分度圓的直徑 =48mm =120mm 錐距R = 齒寬b 按齒根彎曲疲勞強度計算 齒形系數(shù) 查參考文獻[1]10-17 =2.66 =2.31 應力修正系數(shù) 查參考文獻[1]10-18 =1.64 =2.02 齒間載荷分布系數(shù)= 1.2 載荷系數(shù) 彎曲疲勞極限 查參考文獻[1] =570Mpa 彎曲最小安全系數(shù)=1.60 應

34、力循環(huán)次 彎曲壽命系數(shù) 查參考文獻[1]10-22 ==1.0 許用彎曲應力 =420.1 =396.7 驗算 < = < 傳動無嚴重過載，故不做靜強度校核 錐齒輪結(jié)構

35、 圖4.1 大小錐齒輪 Fig4.1 Bevel gear 4.3.3閉式直齒圓柱齒輪設計計算 ①材料的選取：小齒輪用鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度，平均取為。大齒輪用鋼正火處理，硬度，平均取為。 ②齒面接觸疲勞計算： (1)初步計算： Ⅱ軸的轉(zhuǎn)矩 查參考文獻[1]10-7，取齒寬系數(shù) 接觸疲勞極限應力 由參考文獻[1] =620Mpa 彈性系數(shù)

36、 查參考文獻[1] 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查參考文獻[1] 接觸最小安全系數(shù) 查參考文獻[1] 接觸壽命疲勞系數(shù) 查參考文獻[1] 初步計算小齒輪直徑 33.27 取 齒寬 (2)校核計算： 圓周速度 精度等級 選8級精度 齒數(shù)Z

37、 取=18 =72 模數(shù) = 取 使用系數(shù) 查參考文獻[1] =1.25 動載系數(shù) 查參考文獻[1] =1.10 齒間載荷分布系數(shù) 由參考文獻[1]表10-3得 =1.28 齒向載荷分布系數(shù) 由表10-4得 =1.336 載荷系數(shù)K 許用接觸應

38、力 驗算 ： a < 計算結(jié)果表明，觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整 (3)確定傳動主要尺寸實際分度圓直徑 因模數(shù)取標準值時，齒數(shù)已重新確定，但并未圓整。 故分度圓直徑不會改變，即 實際分度圓直徑 中心距 齒寬 取 (4

39、)齒根彎曲疲勞強度驗算： 重合度系數(shù) 齒間載荷分布系數(shù) 查參考文獻[1] =1.424 齒向載荷分布系數(shù) 查參考文獻[1]10-13 =1.24 載荷系數(shù) 齒形系數(shù) 查參考文獻[1] 應力修正系數(shù) 查參考文獻[1] = 1.82 彎曲疲勞極限 查參考文獻[1] 彎曲最小安全系數(shù) 彎曲壽命系數(shù) 查參考文獻[1] 許用

40、彎曲應力 驗算： < < 傳動無嚴重過載，故不做靜強度校核 圖4.2 大小圓柱齒輪 Fig4.2 Cylindrical gear 4.3.4軸的設計 1）．高速軸的設計 1材料：采用45鋼，調(diào)質(zhì)處理 查參考文獻[1]15-3得， 軸的最小直徑 =10.07 2軸承的選擇： 選取滾動軸承為30204型圓錐滾子軸承 尺寸為 3軸各

41、端直徑及長度如圖4.3所示 圖4.3 高速軸 Fig4.3 High speed axis 圖4.4 高速軸的載荷分析 Fig4.4 Load analysis of high speed axis N N =96.36N N 水平支反力 N N 垂直支反力 N N 水平彎矩 Nmm Nmm 垂直彎矩 Nmm 合成彎矩 Nmm Nmm轉(zhuǎn)矩 T=6417.6 Nmm 由彎矩合成圖可知，危險截面在

42、靠近錐齒輪的軸承的截面中心 查參考文獻[1]15-1，=275，因為，所以高速軸滿足強度要求 圖4.5 高速軸 Fig4.5 High speed axis 2）.中間軸的設計 1）材料：采用45鋼，調(diào)質(zhì)處理 查參考文獻[1]15-3得， 軸最小直徑mm 2)滾動軸承的選擇： 選取為30203型圓錐滾子軸承 尺寸 dDB=174012 3）軸各端直徑及長度如圖4.6所示 圖4.6 中間軸 Fig4.6 Intermediate shaft 4）軸強度校核 錐齒輪

43、 圓周力 N 徑向力 N 軸向力 N 圓柱齒輪 圓周力 N 徑向力 N 圖4.7 中間軸的載荷分析 Fig4.7 Analysis of shaft load 水平支反力 N N 垂直支反力 N N 水平彎矩 Nmm Nmm 垂直彎矩 Nmm Nmm 合成彎矩 Nmm Nmm 轉(zhuǎn)矩 T=14938.93Nmm 校核危險截面處的軸頸 由彎矩合成圖可

44、知軸的危險截面在軸的直齒輪軸的中點截面處， 查參考文獻[1]15-1，=275，因為 所以軸的強度滿足。 圖4.8 中間軸 Fig4.8 Intermediate shaft 3）低速軸的設計 1）材料：采用45鋼，調(diào)質(zhì)處理 查參考文獻[1]15-3得， 軸的最小直徑 2)軸承的選擇： 據(jù)軸頸與直齒傳動選擇滾動軸承30205型圓錐滾子軸承 3）軸各端直徑及長度如圖4.9所示 圖4.9 低速軸 Fig4.9 Low speed axis 4）軸強度校核 圓柱齒輪 圓周力 N 徑向力

45、 N 圖4.10 低速軸的載荷分析 Fig4.10 Load analysis of low speed axis 水平支反力 N N 垂直支反力 N N 水平彎矩 Nmm 垂直彎矩 Nmm 合成彎矩 Nmm 轉(zhuǎn)矩 T=56754.3Nmm 校核危險截面處的軸頸 由當量彎矩圖可知軸的危險截面在齒輪軸的齒輪長度的中點截面處， 查參考文獻[1]15-1，=275，因為 所以軸的強度滿足。 圖4

46、.11 低速軸 Fig4.11 Low speed axis 軸與齒輪裝配關系如圖4.11所示 圖4.12 軸與齒輪裝配關系 Fig4.12 Shaft and gear assembly relationship 4.3.5 軸承的校核 1．高速軸軸承的校核 軸承代號 30204 （油） 壽命計算 附加軸向力： 軸承軸向力：因 故N 值

47、 當量動載荷 軸承壽命 因只計算I軸壽命 2.中速軸軸承校核 軸承代號：30203 壽命計算 徑向力： 軸承軸向力：因 故 值 沖擊載荷系數(shù) 考慮中等沖擊

48、 =1.2 當量動載荷 軸承壽命 因只計算軸I壽命 3.低速軸軸承的校核 軸承代號30205 （油） 壽命計算 附加軸向力： 軸承軸向力： 值 當量動載荷

49、 軸承壽命 因只計算I軸壽命 5.減速器箱體結(jié)構 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構為了保證齒輪佳合質(zhì)量， 大端蓋分機體采用配合. 1. 機體有足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度，鏈接處倒圓角，造型美觀大方。 2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm 為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度

50、為6.3 3 .機體結(jié)構有良好的工藝性. 鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便. 4 .對附件設計 A視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油標： 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定

51、之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出. D 通氣孔： 由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡. E 蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋. F 位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度. G 吊鉤： 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體. 減速器機體結(jié)構尺寸如表5.1所示 表5.1 減速器機體結(jié)構尺寸 Tab5.1

52、 Reducer body structure size 名稱 符號 計算公式 結(jié)果 箱座壁厚 9 箱蓋壁厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 13 箱座底凸緣厚度 25 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 8 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 =（0.5~0.6） 8 軸承端蓋螺釘直徑 =（0.4~0.5） 6 n=4 視孔蓋螺釘直徑 =（0.3~0.4） 6 定位銷直徑 =（0.7~0.8） 8 ，，至外機壁距離 查機械課程設計指導書表4 13 ，至凸緣邊緣距離

53、查機械課程設計指導書表4 11 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 >1.2 10 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 > 10 機蓋，機座肋厚 8 軸承端蓋外徑 +（5~5.5） 70 77 82 6．鍵的設計 1.高速軸鍵的設計與校核 根據(jù)，查閱參考文獻[3]，選用 圓頭普通平鍵（A型），鑄鋼的許用擠壓應力 所以鍵的強度滿足。 所選鍵為強度合格； 2.中間軸鍵的設計與校核 根據(jù)，選用 圓頭普通平鍵（A型），鑄鋼料的許用擠壓應力； 所選鍵的度滿足。 3.低速軸鍵的設計與校核 根據(jù)，選用 鍵圓頭普通平 鍵（A型），鑄鋼料的許用擠壓應力

54、 所選鍵的強度滿足。 7．減速器的各部位附屬零件的設計 1窺視孔蓋與窺視孔： 在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔, 大小只要夠手伸進操作即可。 以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內(nèi). 2放油螺塞 放油孔的位置設在油池最低處，并安排在不與其它部件靠近的一側(cè)，以便于放 油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加強密封。 3油標 油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量.因此要安裝于便于觀察油面及油面穩(wěn)定之處即低速級傳動件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應按傳動件浸入深度確定。 4通氣器 減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱,機體

55、內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏,所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內(nèi)熱空氣自由逸處，保證機體內(nèi)外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成. 5啟蓋螺釘 為了便于啟蓋，在機蓋側(cè)邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。 在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對于需作軸向調(diào)整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調(diào)整. 6定位銷 為了保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。兩銷相距盡

56、量遠些，以提高定位精度。如機體是對稱的,銷孔位置不應對稱布置. 7環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤 為了拆卸及搬運，應在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在機座上鑄出吊鉤。 8調(diào)整墊片 用于調(diào)整軸承間隙,有的起到調(diào)整傳動零件軸向位置的作用. 9密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進入機體內(nèi). 8．防滑方式的確定 1滾動軸承的潤滑 滾動軸承的潤滑采用脂潤滑，它不易流失密封性好加脂周期長。 該滾動軸承的工作溫度不太高的可選鈣基潤滑脂，滾動軸承摩擦力大?？蛇x1號潤滑脂GB491-87 2齒輪的潤滑 由于展開式齒輪的傳動速度比低，載荷大，

57、油脂容易流失，所以采用粘度很高，防銹性好的開式齒輪油。采用油池潤滑，自然冷卻，侵入油中的齒輪深度為1-2個齒高，采用液壓油GB1118.1-1994. 圖8.1 減速器整體三維結(jié)構 Fig8.1 Reducer integral three-dimensional structure 結(jié)語 本文通過對塑封包裝機的分析，完成了塑封包裝機的主傳動機構的設計，包括一個直齒錐齒輪二級減速器和一個擺動式凸輪機構，在參考了大量文獻資料的基礎上，本文首先回顧了世界包裝機行業(yè)的歷史并分析了現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，并對我國包裝機遇到的問題進行了分析。通過運用機械設計和機械原理課程中所學的基

58、本理論和前面所學的專業(yè)課并結(jié)合生產(chǎn)實習中學到的實踐知識，本文正確地解決了凸輪的理論廓線和工作廓線的方程計算，完成了對二級減速器的設計計算，錐齒輪、直齒輪、軸的設計、驗證，箱體的結(jié)構設計。通過UG軟件繪制出了二級減速器的3D圖形，根據(jù)凸輪的理論廓線方程，通過描點法，畫出了該凸輪的理論廓線，并繪制了3D模型 本次畢業(yè)設計基本達到了綜合運用基本理論知識解決實際生產(chǎn)中的問題。但由于時間較短、實踐經(jīng)驗不足，本設計還存在許多不足之處，望各位老師和同學指正，提出改進建議。 參考文獻 [1]濮良貴 陳國定 吳立言.機械設計[M].北京：高等教育出版社，2013.5，186-224 [2

59、]孫桓 陳作模 葛文杰.機械原理[M].北京：高等教育出版社，2006.5,151-164 [3]吳宗澤 高志 羅圣國.機械設計課程設計手冊[M].北京：高等教育出版社，2012.5 [4]Mattias Grundelius.Iterative Optimal Control of Liquid Slosh in an Industrial Packaging Machine[D],Sydney,2000 [5]張曉玲,房瑞明;下擺式遞紙機構共軛凸輪的設計與研究[J].機械設計;2004年05期 [6]中國機械工程學會包裝與食品工程學會. 包裝與食品機械[C].安徽：機械部合肥通用機

60、械研究所包裝機械分所，2010 [7]趙淮 林澤梅 張世榮.我國包裝機行業(yè)現(xiàn)狀和提高技術水平思路[J].中國機械工程.2003年05期 [8]韓燕 王宏蓮.圓柱齒輪減速器的三維造型設計[J].機電產(chǎn)品開發(fā)與創(chuàng)新,2011年04期 [9]Conte Del Nobile.Combined Use of Modi?ed Atmosphere Packaging and Natural Compounds for Food Preservation[R].DOI10.1007/s12393-010-9013-5, Springer Science Business Media,LLC,2010

61、 [10]孔凡真. 我國食品包裝機械行業(yè)的差距與前景[J].中國包裝,2012年02期 [11]常勇 吳從炘 李延平.關于《按許用壓力角設計最小尺寸的擺動從動桿平面凸輪的解析法》一文的兩點注記[J].哈爾濱商業(yè)大學學報(自然科學版),1989年02期 [12]常勇 楊富富.作平面運動滾子從動件盤形凸輪機構的第Ⅱ類機構綜合問題[A].北京：中國機械工程學會,2005 [13]席瓊. 齒輪減速器的CAD三維造型及其關鍵零部件的參數(shù)化設計研究[A].山西:太原理工大學,2006 [14]李玲玲 向侃 楊亞得.國內(nèi)外真空包裝機現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢[A].湖北：湖北省機電研究院,1989 [15]

62、曹智梅.基于CAD/CAM的偏心盤形凸輪設計與加工[J].煤礦機械,2012年05期 致謝 本次設計是在李老師的悉心指導下完成的，從選題，查資料，定方向，每一步都得到了老師的關心，每隔一段時間，李老師都會詢問我論文的進度，指出我的不足，然后幫助我解決遇到的問題，同時提出自己的意見，給了我很大的幫助。 同時還要感謝同組的幾位同學，大家互相幫助，討論，把之前遺忘的知識都復習了不少，尤其對繪圖軟件的運用達到一個新的水平，沒有你們的幫助我也不會這么順利地完成此次設計，在這里再次表示感謝。 作為大學最后一門課程，畢業(yè)設計成為衡量4年學習效果的關鍵，懷著對學校，對學院，還有對所有老師同學的感謝，完成這最后一項任務，圓滿的給自己的大學生活畫上一個句號。 39