纏繞包裝機設計

畢業(yè)設計（論文）I摘 要目前在貨物包裝過程中存在著包裝浪費時間，手工包裝造成勞動力的浪費等問題。本課題是在對國內外一些包裝機的機構分析的基礎之上，設計一種適應特定包裝要求的纏繞包裝機。其中傳動裝置主要包括電動機、圓柱圓錐齒輪減速器、傳動軸、聯(lián)軸器等組成。其工作原理是電動機通過聯(lián)軸器與二級圓柱-圓錐齒輪減速器相連，經二級減速器減速，并且改變傳動方向，二級減速器通過聯(lián)軸器與工作軸相連，最終將力和運動傳遞到懸臂上，使懸臂圍繞貨物轉動，進而對貨物進行包裝。關鍵詞：纏繞包裝機，懸臂，錐齒輪IIABSTRACTAt present, there are a waste of packing waste in the process of the goods packaging, and the waste of labor caused by manual packaging. This thesis is based on the analysis of the mechanism of some domestic and foreign packaging machine, and designs a winding packaging machine that adapts to the specific packaging requirements.The transmission device includes the motor, the cylindrical bevel gear reducer, the transmission shaft, the coupling and so on. Its working principle is motor through the coupling and secondary bevel cylindrical gear reducer is connected, through the secondary gear reducer and change transmission direction, secondary reducer connected through the coupling and shaft, will eventually force and motion transfer to the cantilever, the cantilever rotates around the goods, and the packing of the goods.Key Words: Winding packaging machine, cantilever, bevel gear 畢業(yè)設計（論文）III目錄前 言.11 基本概述.21.1 包裝機研究目的和意義.21.2 包裝機的基本介紹.21.2.1 纏繞包裝機的主要分類21.2.2 纏繞包裝機的纏繞方式31.2.3 纏繞包裝機的應用領域41.3 國內外研究現(xiàn)狀.41.3.1 國外包裝機的研究現(xiàn)狀41.3.2 國內包裝機的研究現(xiàn)狀51.4 課題主要研究內容71.5 研究方法71.6 本章小結72 總體方案設計.82.1 設計要求82.2 纏繞包裝機懸臂部分整體結構圖82.3 纏繞包裝機的主要工作參數(shù)82.4 本章小結93 懸臂的設計及電機的選用103.1 懸臂結構設計103.2 懸臂重要參數(shù)計算103.3 電動機選擇11IV3.4 本章小結114 傳動系統(tǒng).124.1 傳動部分概況124.2 運動和動力參數(shù)計算124.3 本章小結135 傳動齒輪的設計及校核.145.1 錐形齒輪的設計及校核145.1.1 錐齒輪的設計計算145.1.2 幾何計算145.1.3 齒面接觸疲勞強度校核185.1.4 齒根抗彎疲勞強度校核195.2 圓柱齒輪的設計及計算215.2.1 選定材料215.2.2 按接觸強度初步確定中心距并選定主要參數(shù)215.2.3 校核齒面接觸強度225.2.4 校核齒根彎曲強度225.3 本章小結.23結 論.29致 謝.30參考文獻.31畢業(yè)設計（論文）V畢業(yè)設計（論文）1前 言科學技術的不斷進步發(fā)展，推動著商品生產的發(fā)展和人類文明的進步，社會商品流通也在不斷提出新的要求。隨著生活質量的提高，人們不僅對物質文明生活提出要求，對精神文明的需求也在不斷提高，這就要求不僅在商品供給上要高效快捷、美觀大方，而且在商品包裝上的要求也更加嚴苛。因此產品包裝的個性化和效率化正在成為當前應對生產、消費、流通等領域改革的關鍵性問題。包裝機技術是在基本包裝機械的基礎上的先進包裝機械技術，用來代替人類勞動力，并做一些簡單、重復或危險的工作，提高生產效率，保證生產安全。纏繞包裝機在一定程度上能夠提高貨物包裝效率和產品的柔性化設計，能夠減小產品的整個周期，從而一定程度上提高產品的市場競爭能力。同時降低了在產品生產過程中的勞動力占用率，顯著降低工人的勞動強度。同時，系統(tǒng)性、高配置的機器人裝置可以隨時生產不同尺寸、規(guī)格、要求的產品。對于產品批量化生產的影響尤為突出。21 基本概述1.1 包裝機研究目的和意義在現(xiàn)代工業(yè)生產中，主要面臨的問題之一是對于質量較輕、整體較高并且在儲存時擺放不平穩(wěn)的產品或重量大的貨物的包裝。目前包裝方法中存在包裝方法老舊，浪費時間。勞動力大量浪費等問題。包裝機的設計對整個包裝行業(yè)有著極大的推動作用，同時有利于對傳統(tǒng)包裝的不斷改善，促進包轉行業(yè)的機械化和自動化，促使我國包裝行業(yè)向高新技術層面前進，提高工業(yè)產品在國際市場上的競爭力。1.2 包裝機的基本介紹1.2.1 纏繞包裝機的主要分類纏繞包裝機按基本結構可以分為以下三種型式: （1）簡易型：纏繞包裝過程通過人工控制。貨物包裝速度低。卷輥滑架速度、轉盤/旋臂轉速等都不能進行調整。進行包裝時薄膜的重疊高度、翻邊量、纏繞的層數(shù)和貨物需要進行包裝的高度都要由人工操作進行控制。并且不能與生產線連接。 （2）半自動型：纏繞包裝過程由人工加機器控制。貨物包裝速度較低。卷輥滑架速度、轉盤/旋臂轉速等都可以隨時進行調整。行包裝時薄膜的重疊高度、翻邊量、纏繞的層數(shù)和貨物需要進行包裝的高度可以提前進行設置，并且形成程序對貨物進行自動纏繞包裝。 （3）全自動型：纏繞包裝過程由機器自動控制（即生產線型）。貨物的包裝速度較高。這種類型的包裝機與生產線上的傳送帶直接相連，纏繞包裝過程由生產線上的主控機操縱，對需包裝貨物的運動以及傳送帶的運動進行統(tǒng)一控制，并且包裝位置能夠自動進行定位；所有的調節(jié)參數(shù)都為預先設置，纏繞膜的剪斷與控制都是全自動進行的；并有與之配套的安全設施，以保證工作人員的人身安全。根據(jù)纏繞包裝設備對不同的纏繞膜拉伸方式，對纏繞包裝設備可分為“預拉伸”型和“阻拉伸”兩大類： （1）預拉伸型纏繞機：是指提前設置纏繞膜拉伸比，然后纏繞膜在預拉伸膜架機構的作用下拉伸，最后纏繞到待包裝的貨物之上。優(yōu)勢是能夠均勻的鋪膜、包裝后外畢業(yè)設計（論文）3形美觀、適應性強（超輕，超高等特殊貨物都可使用），而且在相同條件下能夠節(jié)省大量纏繞薄膜等材料。（2）阻拉伸型纏繞機：是指使貨物轉動的速度比纏繞膜被拉出時的速度快（通過調節(jié)阻拉伸機構的摩擦阻尼來實現(xiàn)），從而使纏繞膜在拉開的同時纏繞到貨物之上。因為阻尼可以任意調節(jié)，所以任何品質的纏繞膜或普通塑料膜均可以使用，但對于較輕、較高的貨物，無法實現(xiàn)穩(wěn)定包裝，并且薄膜的消耗量大。 根據(jù)纏繞包裝設備應用領域及對貨物包裝方式的不同，又可將其分為七大系列及各種延伸規(guī)格：（1）T 系列托盤式纏繞包裝機是指托盤和貨物的轉動由轉臺旋轉帶動，從而實現(xiàn)對貨物的纏繞包裝的一種機器。（2）H 系列環(huán)體纏繞包裝機是指讓送膜（送帶）裝置環(huán)繞圓形軌道運動，對圓環(huán)貨物的環(huán)體部分進行纏繞包裝。（3）Y 系列圓筒式軸向纏繞包裝機 是指圓筒狀貨物由轉臺旋轉帶動進行整體轉動的同時，圓筒狀貨物在轉臺上的兩根動力托輥帶動下進行自轉，從而實現(xiàn)對貨物全封閉纏繞包裝的一種機器。（4）W 系列圓筒式徑向纏繞包裝機 是指卷筒狀貨物在轉臺上的兩根動力托輥帶動下進行自轉，從而實現(xiàn)對徑向圓筒面貨物的纏繞包裝的一種機器。（5）S 系列水平式纏繞包裝機是指通過回轉臂系統(tǒng)圍繞水平勻速前進的貨物做旋轉運動，同時對包裝材料的漲力通過拉伸機構進行調節(jié)，將貨物包裝成一個牢固的整體，并在貨物表面形成螺旋形規(guī)則包裝的一種機器。（6）NT 系列無托盤纏繞包裝機是指貨物在轉臺旋轉帶動下進行轉動，從而實現(xiàn)對貨物的纏繞包裝的一種機器。（7）XL 系列行李纏繞包裝機4是專為機場包裝行李等而設計的。以防止行李的破損，防止行李被調換等現(xiàn)象的發(fā)生，從而起到一定保護的作用。1.2.2 纏繞包裝機的纏繞方式通常情況纏繞機有手動和自動纏繞兩種方式。 （1）手動纏繞方式：將膜架調至機器下部，將要包裝貨物放置在指定位置（轉盤）上，將纏繞膜放在膜架上裝好，將纏繞膜按規(guī)定方式穿好，然后，開啟轉盤電機使轉盤旋轉，此時纏繞膜將在貨物底部纏繞，當纏繞圈數(shù)滿足我們的要求時，按膜架上升按鈕使膜架上升到要求位置（光電測高有效）；按膜架下降按鈕使膜架下降到底部。重復以上過程完成包裝，按停止結束。 （2）自動纏繞方式：當纏繞機的拉伸膜處于初始位置時，將貨物放置好，薄膜，設置好纏繞圈數(shù)、上下次數(shù)、越頂時間等工作參數(shù)后，開啟機器，纏繞包裝的整個過程將自動完成。1.2.3 纏繞包裝機的應用領域傳統(tǒng)意義上講，纏繞包裝機主要應用于大宗貨物的纏繞包裝機作業(yè)或者是托盤產品的包裝作業(yè)，但隨著經濟的發(fā)展和人們對產品包裝的要求越來越高，纏繞包裝機方式已經不僅僅局限于這兩個領域，更多領域的應用等待我們開發(fā)。（1）小商品包裝。小商品看上去體積較小用不到纏繞包裝機，但實際上，有很多商品件小且形狀并不規(guī)則時，我們就需要將他們放在一起包裝，以防止在運輸過程中遺漏或丟失，這時就需要選擇使用無托盤纏繞包裝機就行包裝。（2）輪胎的包裝。我們都知道，輪胎包裝有它專用的環(huán)體纏繞包裝機，但這也只是其中一種情況，當對多個輪胎一起進行包裝且需要實現(xiàn)全面包裝時，圓筒纏繞包裝機將會很好的取代環(huán)體纏繞包裝機，成為新的包裝工具。（3）其他更加適合的領域。設備的應用領域并不是固定不變的，更多的使用領域需要我們去開發(fā)去發(fā)現(xiàn)，只有我們生產商將產品推及開來，用戶才有更多選擇的機會。（4）應用于化工、電子、耐材、玻璃制品、造紙、五金、食品飲料等行業(yè)，適用于大批量貨物的集裝箱運輸及散件托盤包裝。 轉盤平穩(wěn)慢速起停，以防止防止貨物傾倒。轉拉膜架可以將需要的部位加強，使包裝更緊密，完美。纏繞膜的纏繞層數(shù)可以畢業(yè)設計（論文）5根據(jù)需要設置，使包裝材料得到節(jié)省。 轉盤復位，保證貨物移動時進行精確定位。通過光電系統(tǒng)測高，對包裝貨物的高度能夠自動進行測量,能夠簡單隨意的對底部、頂部的纏繞層數(shù)及包裝次數(shù)進行調節(jié)。有過載保護裝置，安全有保障，操作簡單，維修方便。（5）應用于單件貨物或多件小型貨物組合的纏繞包裝。為了保證貨物在平穩(wěn)的環(huán)境中進行包裝設置有壓頂裝置，包裝高度可以根據(jù)需求改變。同時，因為進行包裝時的實際需要，膜架有固定和可上下移動兩種形式。廣泛應用于玻璃制品、五金工具、電子電器、造紙、陶瓷、化工、食品、飲料、建材等行業(yè)。能夠提高包裝效率、減少運輸過程中的損耗，具有防塵、防潮、降低包裝成本等優(yōu)點，是集約化包裝的理想選擇?；咎卣鳎弘p環(huán)傳動，往復式工作。安全、便捷。變頻控制，可根據(jù)需要調整包裝帶的重疊度?；h(huán)可上下移動，以適應不同內徑和外徑的鋼絲。包裝帶的松緊度可調。托輥和護輥均采用聚胺脂包膠。配備末端膠帶固定裝置1.3 國內外研究現(xiàn)狀1.3.1 國外包裝機的研究現(xiàn)狀國外的包裝機械工業(yè)技術主要有以下幾個發(fā)展階段：簡單機械化、初級機械化、自動包裝生產線、計算機控制的高度自動化生產線。國外包裝機械產品種類齊全，產量增長穩(wěn)定，并且生產自成體系，發(fā)展方向趨向專業(yè)化。到 60 年代中期，出現(xiàn)了第二代纏繞機，其動力控制系統(tǒng)采用液壓伺服馬達，可以改變工作參數(shù)，具備了一定的靈活性。1967 年，第一次纖維纏繞國際會議召開之后，纖維纏繞技術在全球范圍內迅速發(fā)展，同時也促使了纏繞機在不斷的研究與發(fā)展，使纏繞機由一開始的機械式發(fā)展到數(shù)控式，纏繞機進入第三個發(fā)展階段。隨著計算機技術的不斷發(fā)展和成熟，纏繞機的研發(fā)過程中運用了更多的計算機技術，包括纏繞機的硬件部分和控制運動的軟件部分。采用計算機控制系統(tǒng)能夠更加精確的跟蹤機床的速度與位置，并對它實時進行控制，使纏繞機的速度控制有了大幅度的提高。與此同時，開始有一部分公司探索使用計算機來設計纏繞機的纏繞模式，即纖維纏繞 CAD 技術，這使纏繞模式的設計更加簡單，同時降低了產品的設計更新周期。纏繞機的結構和功能也在不斷改變和成熟，并在各行各業(yè)得到應用。由最初的機械單軸纏繞，發(fā)展為現(xiàn)今的多軸纏繞，且可以同時纏繞多個制品，或多個裝置同時纏繞一個制品，不僅大大提高了生產效率，而且提高了包裝質量，改善了工作環(huán)境。纏繞管制品已得到越來越廣泛的應用。相應的，與纏繞機相關的產品設計規(guī)范、質量標準、設備和原材料供應體系也逐漸被完善，纏繞技術已經日漸趨于成熟。進入到 21 世紀后，纏繞機的纏繞技術與纏繞功能更加完善，各種類型的纏繞機被廣泛應用于工業(yè)、航空航天以及軍事領6域?，F(xiàn)在，纏繞設備的發(fā)展更新速度明顯加快，而且將線性質量和纏繞效率的提高放在放在首要地位，出現(xiàn)了更多的多主軸、多運動軸聯(lián)動的纏繞機。用計算機控制的六軸聯(lián)動纏繞機的研發(fā)成功，解決了不規(guī)則物件的纏繞成型。多運動軸聯(lián)動纏繞機可以生產出形狀更加復雜的產品，在國際纏繞機行業(yè)中，已經有七軸甚至 十一軸聯(lián)動的計算機控制纏繞機。伴隨著硬件設施的不斷提高，國外纏繞 CAD/CAM 軟件也發(fā)展到了很高的水品，既可以設計回轉乃至不規(guī)則件的纏繞軌跡，還可以進行模芯設計、后置處理和線型規(guī)劃，達到模擬的效果，根據(jù)不同的數(shù)控系統(tǒng)生成相應的控制代碼，實現(xiàn)從設計到生產的全自動化。1.3.2 國內包裝機的研究現(xiàn)狀我國的包裝機械工業(yè)發(fā)展比較晚，設備比較落后，解放前，絕大多數(shù)商業(yè)產品都沒有進行包裝，只有少數(shù)產品采用手工包裝這種最原始落后的包裝方法。新中國成立后，我國包裝機械開始起步，但一開始發(fā)展比較緩慢，在 70 年代，北京市商業(yè)機械研究所設計并制造了我國第一臺包裝機。進入 20 世紀 80 年代以來，由于國民經濟迅速發(fā)展，人民生活水平顯著提高，再加上入世之后對外貿易的不斷擴大，對產品的包裝要求越來越高，迫切要求包裝機實現(xiàn)機械化、自動化。經過 40 多年的發(fā)展，包裝機械已成為我國機械工業(yè)中十大行業(yè)之一，為我國包裝機械工業(yè)的高速發(fā)展提供了有效保障。改革開放之后，我國包裝機械發(fā)展更加迅速，但是統(tǒng)計顯示，我們包裝機械品種只有 1300 多種，而且大部分還基本停留在測試、仿制階段，缺少高精度和大型化產品，自行開發(fā)能力弱，不能滿足市場需求。由于工業(yè)基礎的薄弱，我國包裝機械與國外的先進包裝機相比，產品性能較低，穩(wěn)定性和可靠性比較差，外觀簡陋粗糙，元器件質量差、壽命短可靠性低，使產品整體的質量受到較大影響。隨著科技革命的不斷推進和科學技術的不斷進步，我國的包裝機械得到了極大的發(fā)展。自 20 世紀 90 年代起，我國包裝機械工業(yè)以每年 20%-30%的速度迅速發(fā)展。包裝機械工業(yè)已經成為我國國民經濟中不可缺少的新興行業(yè)。雖然近些年我國包裝機械行業(yè)得到了極大的發(fā)展。但是，由于我國基礎工業(yè)比較薄弱，對現(xiàn)代包裝高新科技、包裝機械和包裝原輔材料的研究與開發(fā)遠遠達不到發(fā)展的需求，行業(yè)自主研發(fā)能力的內在動力不足，現(xiàn)階段技術水平的提高主要依靠一些先進技術設備來實現(xiàn)。國內纏繞包裝機的研究機構和生產單位不少。上海奉業(yè)包裝機械有限公司是一家專業(yè)從事包裝機械研究和制造的企業(yè)，為提高產品在國內國際市場的競爭力，已經研制出一系列包裝精品。上海理查包裝機械有限公司是一家專業(yè)從事纏繞包裝機研究和制造的企業(yè)，經過不斷地自主研發(fā)目前已經研發(fā)生產出國內纏繞包裝機械領先水平的畢業(yè)設計（論文）7TJ 系列圓筒薄膜裹繞機、LG 系列環(huán)體薄膜纏繞機、BG 系列水平（棒料）薄膜纏繞機等多種薄膜纏繞包裝機械?，F(xiàn)在，纏繞包裝機的研究工作主要有以下幾個方面：（1）包裝機的傳動系統(tǒng)設計包裝機的傳動系統(tǒng)是包裝機完成各項動作的基礎，對于包裝機傳動方案的研究，是研究比較多的部分，青島大學機電學院的張繼忠、戴作強先生為了實現(xiàn)包裝機的預期功能，對包裝機傳送系統(tǒng)進行了系統(tǒng)的設計。確定傳動路線，并對系統(tǒng)傳動比做出了科學的分配，給出了包裝機傳動系統(tǒng)結構簡圖和主要參數(shù)。這些對于我們設計纏繞包裝機時，設計合理的傳動方案，優(yōu)化傳動路線具有理論指導意義。（2）包裝機的震動方面研究機械的震動是所有機械設計過程中都必須要考慮的問題。由于在包裝機對產品進行包裝時，包裝材料與包裝物品之間存在相對運動，對于體積比較大的物品，在包裝過程中就會產生震動。且震動伴隨速度的提高而越嚴重。目前，很多企業(yè)和單位的研究機構都在著力于包裝機械振動問題的研究，并且己經取得了一定的研究成果。（3）包裝機的強度分析包裝機的強度分析主要是指對包裝機卷筒軸和滑動車輪的強度計算方法的研究，研究人員在這方面進行了大量的分析設計工作，并取得了豐碩的成果。在對纏繞包裝機進行強度計算時，不光要考慮靜載荷的因素，還要考慮到由于慣性和震動所產生的動載荷。所以，在進行強度計算時，要將運動力學和材料力學結合起來對包裝機進行設計計算。（4）包裝機生產效率分析包裝機的生產效率是指包裝機在單位時間內包裝產品的數(shù)量。包裝機的生產效率是對包裝機性能評價的一個重要依據(jù)。因此，對纏繞包裝機的細致分析，了解影響其生產效率的主要因素，可以在設計初期就考慮一些方法來消除或減少其對包裝機生產效率的影響。(5)自動化控制研究包裝機發(fā)展最重要的趨勢是機械自動化控制。在自動控制方面，國內很多人都在研究，很多研究成果已經應用到生產實際中，很大程度上提高了包裝機的生產效率。8國內對纏繞包裝機的研究正在進行中，目前的纏繞包裝機在實際應用中仍有很多問題有待解決，其生產效率和包裝之量仍不能滿足市場需求。1.4 課題主要研究內容(1)確定研究內容。分析現(xiàn)有纏繞包裝機傳動機構的結構，工作原理和技術指標，確定實驗內容主要為電機、減速器、齒輪；同時，懸臂轉速在一定范圍內可調，以滿足各項性能實驗的要求。(2)確定總體方案。考慮經濟適用性原則，盡可能減少占地面積，擬采用電動機做動力源，輔以工廠氣壓傳動系統(tǒng)，通過 PLC 控制。(3)傳動裝置設計與制造。繪制圖樣。1.5 研究方法采用理論與實踐相結合的研究方法，研究纏繞包機懸臂的工作原理以及工作效率等，在對現(xiàn)有纏繞式包裝機研究分析的基礎上，完善懸臂式纏繞包裝機的設計方案，應用國內外新技術、新工藝、新材料，確保包裝機的質量。通過實際試驗，進一步優(yōu)化懸臂式纏繞包裝機的性能。1.6 本章小結(1) 本章主要介紹了本課題的研究背景，包裝機分類、應用領域、纏繞方式和包裝機的發(fā)展趨勢。(2) 根據(jù)現(xiàn)有纏繞包裝機，確定本課題的研究內容、設計方案和研究技術路線。畢業(yè)設計（論文）92 總體方案設計2.1 設計要求(1)能夠模擬包裝機作業(yè)狀態(tài)，具有良好的靈活性與適應性，控制方便，能夠滿足要包裝貨物的要求。(2)借鑒國內外包裝機研制的最新技術成果，追求結構簡單、操作方便、可靠穩(wěn)定、通用性強、高效節(jié)能。(3)零部件可換性、標準化程度高。2.2 纏繞包裝機懸臂部分整體結構圖纏繞包裝機懸臂部分工作流程如下：電動機 1 通過聯(lián)軸器 2 與二級減速器 3 相連，經二級減速器 3 將轉速減為 15r/min，并且改變傳動方向，二級減速器 3 通過聯(lián)軸器 5與工作軸相連，最終將力和運動傳遞到懸臂 7 上，使懸臂 7 圍繞貨物轉動，進而對貨物進行包裝。2.3 纏繞包裝機的主要工作參數(shù)1）根據(jù)現(xiàn)有包裝機的技術要求和實際工作狀況，設計懸臂式纏繞包裝機的纏繞速度為 15r/min。2）減速裝置為二級圓柱圓錐齒輪減速器。2.4 本章小結1）本章介紹了纏繞包裝機懸臂部分的總體設計，并確定了懸臂的結構和傳動方案。2）根據(jù)纏繞包裝機懸臂部分的整體設計方案，確定主要工作參數(shù)。103 懸臂的設計及電機的選用3.1 懸臂結構設計根據(jù)包裝機要進行包裝貨物的尺寸規(guī)格對搖臂的結構進行如下設計：1）水平臂長度 L = 650mm；2）豎直臂長度 H=1000mm具體結構如圖所示3.2 懸臂重要參數(shù)計算1）經計算得搖臂總重量小于 40kg2）搖臂轉速為 15r/min = 0.25r/s，則角速度 w = 0.25×2 rad/s = 0.5 rad/s （3.1）3）功率計算已知 F = 400N，質心半徑為 396.3mm由 v = wr 得v = 0.25 × 0.3963 = 0.62 m/s (3.2）P = Fv = 400 × 0.62 = 248 w （3.3）P 入 = = = 269.6 w （3.4）經過計算得到了設計所需的重量，轉速，功率等重要參數(shù)。3.3 電動機選擇（1）選擇電動機的類型 畢業(yè)設計（論文）11按照設計的要求，根據(jù)包裝機懸臂的工作需求以及電動機的安裝位置，選用三相異步電機。（2）電動機功率的確定電動機的輸出功率 Pm = 269.6w。根據(jù)機械基礎綜合課程設計選定電機的額定功率 .KWPm750（3）電動機轉速的確定按設計要求的需要，懸臂的轉動速度為 ，根據(jù)二級圓柱圓錐齒輪減min/15rn速器的傳動比范圍，查機械基礎綜合課程設計選定電機的轉速為 n = 910 r/min綜上，查閱機械基礎綜合課程設計，最終選定型號為 Y90S6 的電機3.4 本章小結1）本章對懸臂的結構進行了計算設計。2）通過計算選定了工作電機。124 傳動系統(tǒng)4.1 傳動部分概況（1）該部分傳動主要是由二級圓柱圓錐齒輪減速器及傳動軸實現(xiàn)的電機通過聯(lián)軸器與二級圓柱圓錐齒輪減速器輸入軸相連，由二級減速器實現(xiàn)轉速和傳動方向的改變，輸出軸通過聯(lián)軸器與工作軸相連，由工作軸帶動懸臂轉動，進而實現(xiàn)產品的包裝。（2）二級圓柱圓錐減速器特點：適用于輸入軸與輸出軸成 90 度配置的傳動中。因為大尺寸的圓錐齒輪的制造尺寸精度難以得到保證，所以圓錐圓柱齒輪減速器的高速級一般采用圓錐齒輪傳動以減小其尺寸，提高制造精度。齒輪減速器的特點是效率高、壽命長、維護簡便，因而應用極為廣泛。而圓柱圓錐齒輪減速器更是具有承載能力強、體積小、噪音低等優(yōu)點。（3）二級圓柱圓錐齒輪減速器簡圖4.2 運動和動力參數(shù)計算（1）已知電動機的輸出功率為 0.75KW。輸出軸轉速 nm = 910r/min.要求總傳動比i= =60.7 （4.1）1590wmn其中：n m為輸入軸轉速；nw為輸出軸轉速（2）傳動裝置運動及動力參數(shù)計算。二級圓柱圓錐齒輪減速器各級傳動比畢業(yè)設計（論文）13高速級錐齒輪傳動比 i f = 0.91 = 7.09 （4.2）i則低速級圓柱齒輪傳動比 i g = =8.56 （4.3）f各軸的轉速電機輸出軸、輸入軸、高速軸、低速軸、工作軸的轉速分別為 nm=910r/min；n 1 =910r/min；n 2 =128r/min；n 3 =15r/min；n w=15r/min。各軸的輸入功率Pw = 0.75 Kw（4.4）KwPw 7425.0975.041 （4.5）096222（4.6） 8313（4.7）KwPw 743.95.07444 各軸的輸入轉矩（4.8）mNNT 79.9102549511（4.9）P12822（4.10）mNNT 75.43156.094533（4.11）Pw 26944經過計算獲得了設計所需的總傳動比 60.9、高速級傳動比 7.09、低速級傳動比8.56，以及各軸的轉速、功率、轉矩等設計參數(shù)4.3 本章小結1）本章對傳動系統(tǒng)進行了一個整體的介紹。142）計算了傳動系統(tǒng)中傳動裝置的動力參數(shù)。畢業(yè)設計（論文）155 傳動齒輪的設計及校核5.1 錐形齒輪的設計及校核5.1.1 錐齒輪的設計計算1）計算設計公式 （5.1）32195dpeHKT其中：載荷系數(shù) K=12）齒數(shù)比 （5.2）09.761i32n3）估算時齒輪的許用接觸應力 （5.3）22m/18/1.0'NmNHSpHp 其中：試驗齒輪的接觸疲勞強度極限 （查機械設計手冊2lim30H一圖 16.2-17h）,估算時的安全系數(shù) 'S4）估算結果 （5.4）61.201809.75'd31 e通過設計計算公式，最終獲得估算的小錐齒輪大端分度圓直徑 20.61，以用于后邊的幾何計算。5.1.2 幾何計算1）齒數(shù)：取 Z1=20，則 （5.5）14209.712Z則大小錐齒輪的齒數(shù)分別為 20，142 。2）實際齒數(shù)比16（5.6）1.72041Z所以兩個錐齒輪的實際齒數(shù)比為 7.1 。3）分錐角 01.842arctntnarc211 Z（5.7）9212則影響大小錐齒輪各當量值的分錐角分別為 8.01，81.98。4）大端模數(shù) （5.8）mZde03.126'm1其中取 me=1（查機械設計手冊表 16.4-3）大端分度圓直徑 mmZee 201d1（5.9）42經計算兩個錐齒輪的大端模數(shù)為 1.03；小錐齒輪的大端分度圓直徑 20mm，大錐齒輪的大端分度圓直徑 142mm。5）外錐距 （5.10）mdRe764.1sin21c6）齒寬 取 b=22mm （5.11）53.217643.0beR其中：齒寬系數(shù)取 R=0.3實際齒寬系數(shù)畢業(yè)設計（論文）17（5.12）306.Rbe所以此錐齒輪的齒寬為 22mm，齒寬系數(shù)為 0.3066 。7）中點模數(shù) （5.13）mmRe8046.)501(中點分度圓直徑 dRem 9311（5.14）m25.4)50(2錐齒輪的中點模數(shù)為 0.8046；小錐齒輪的中點分度圓直徑 16.934mm，大錐齒輪的中點分度圓直徑 114.253.8）切向變位系數(shù) Xt1=0 ；X t2=0高變位系數(shù) X1=0 ； X2=0 9）頂隙 （5.15）mmCe2.01*c（GB12369-1990 齒制 C*=0.2）大端齒頂高 ，mmxea 1)01()1(h（5.16）2大端齒根高 mmxchef 2.1)02.1()1(1* （5.17）22全齒高 （5.18）e*所以頂隙為 0.2mm，大小錐齒輪的大端齒頂高都為 1mm，大端齒根高都為 1.2，全齒高為 2.2mm。10）齒根角 18958.076412arctnarctn11effRh（5.19）958.022eff齒頂角 （采用等頂隙、收縮齒） 21fa（5.20）958.01頂錐角 9811aa（5.21）38.2509.22根錐角 781811ff（5.22）02.1950.2211）大端齒頂圓直徑mhdaea 98.1)8cos2(cos11 27414222（5.23）冠頂距 mhdAaeK 860.7)1sin214(sin211 (5.24)aeK 980大端分度圓弧齒厚 （標準壓力角 ） 2mxxmSte 57.1)02tan(1)an2(11 (5.25)mSe57.12畢業(yè)設計（論文）19大端分度圓弦齒厚mdSSe 5684.1)20671(57.)61(2 (5.26)e 94222 大端分度圓弦齒高mdShea 035.1248cos57.14cos121 (5.27)ea 6922 經過計算兩錐齒輪的大端齒頂圓直徑，大端分度圓弧齒厚，大端分度圓玄齒厚，大端分度圓玄齒高等參數(shù)都有。12）當量齒數(shù) (5.28)784.1098cos42.2211 ZVv當量齒輪分度圓直徑 (5.29)m102.709.73416d221 mv(5.30)m85.912vv當量齒輪頂圓直徑(5.31)685.12685.920910721 avahd當量齒輪根圓直徑(5.32)mdvb 840.720cos685.9cos1721 當量齒輪傳動中心距20(5.33)mdavv 394.8)65.891027()(212 當量齒輪基圓齒距(5.34)mvb 72cos4cosp 計算的各個當量值分別為：當量齒數(shù) Zv1 =20.197， Zv2=1017.784；當量分度圓直徑dv1 =17.102， dv12=859.685；當量齒輪傳動距為 438.394 。13）嚙合線長度 vtvvbvavbvav addg sin)(2122212 20sin394.8-）40.87-65107.6-9（ 2222 sin39.4）8318（(5.35)m7.9端面重合度 (5.36)847.35219vbpg齒中部接觸線長度(5.37)mvbm 30.19847.312l 齒中部接觸線的投影長度 l， bm=lbm=19.30mm (5.38)所以嚙合線長度為 9.137mm；端面重合度為 3.847；齒中部接觸線長度 19.30mm，投影長度 19.30mm。5.1.3 齒面接觸疲勞強度校核1)計算公式 畢業(yè)設計（論文）21（5.39）HpKLSEHBMbmtHAH ZZldFK 12其中：中點分度圓上的切向力 （5.40）NdTFmt 0425.934.167201使用系數(shù) KA=0.125彈性系數(shù) 2/8.9mNZE螺系角系數(shù)：直齒輪，Z =1錐齒輪系數(shù)：Z K=0.8 載荷分布系數(shù)：Z LS=1 端面載荷系數(shù) （5.41）2.1/1max2LSHZ節(jié)點區(qū)域系數(shù)：Z H=2.3 動載系數(shù) （5.42）smndVmm /807.106934106則 Kv=0.1 齒向載荷分布系數(shù) He=1.1，有效工作齒寬 be0.865，（5.43）5.1K65.1eH中點區(qū)域系數(shù) 2212 1)()(tan1 vvbavvbavBM ZFdZFdZ 17.0tan76.03.0642tn= 1.603 （5.44）22參數(shù) 和1F2F1 = 2 ，（5.45）694.5)1847.3(2)(2 V2）計算接觸應力：8.01893.206109.73194.62551(2 H)8423780（5.46）2/1064.59mN許用接觸應力（5.47）WXLVRNHpZSlim其中：試驗齒輪的接觸疲勞極限 2/130limmN壽命系數(shù) ，長期工作，取為無限壽命設計1NZ潤滑油影響系數(shù) ，95.0LVR sV/m1024尺寸系數(shù) 1XZ工作硬化系數(shù) W最小安全系數(shù) 1.minHS所以齒輪的接觸應力值為 1046N/mm2 。而許用接觸應力值為（5.48）22/13/)195.013( mNmNHp 畢業(yè)設計（論文）233）齒面接觸強度校核結果（5.49）22/13/1046mNmNHpH 經過計算，錐齒輪的齒面接觸強度能夠滿足包裝機中減速器的要求，所以校核通過。5.1.4 齒根抗彎疲勞強度校核1）計算公式（5.50）FpFSnmtFVAFYbK其中： ;25.1AKV6HF2.1KNt0459復合齒形系數(shù) ,76.1FSY54297.01VZ82重合度系數(shù) （5.51）45.087325.0725.0VY錐齒輪系數(shù) （5.52）04.1392)0.1(4')1(42 bmKlY24載荷分配系數(shù) （5.53）12LSZY2）齒根彎曲應力計算值1.45072.8046.259251.1 F 2/8297mN（5.54）（5.55）212 /350.29764218.92 mNYFSF 所以兩齒輪的齒根彎曲應力分別為 297.218N/mm2 ，290.350N/mm 2 。3）齒根許用彎曲應力 （5.56）XelTRrNTFEPYSmin其中：齒根彎曲疲勞強度基本值 2/630mE壽命系數(shù) ，長期工作，取為無限壽命設計1WTY相對齒根圈角敏感系數(shù) 1relTR相對齒根表面狀況系數(shù) R尺寸系數(shù) 121XY最小安全系數(shù) 4.minFS許用彎曲應力值 （5.57）2221 /450/)14.630(mNmNFP 計算所得的許用彎曲應力為 450N/mm2 .4)齒根彎曲強度校核結果