学位论文-—塑封包装机封合机构主传动机构设计.doc

*大学本科毕业论文（设计）目 录摘要1Abstract20文献综述30.1国外包装机械发展现状30.2国内包装机械发展现状40.3发展趋势41 引言52 塑封包装机的传动总体设计5 2.1已知条件6 2.2塑封包装机传动说明6 3凸轮的设计计算6 3.1设计要求6 3.2凸轮机构的运动说明73.3 原始数据73.4滚子半径rr的选择73.5计算摆杆的角位移并对凸轮转角求导83.6计算凸轮的理论廓线和工作廓线83.7验证94 减速器的设计10 4.1电动机的选择10 4.2运动参数计算10 4.2.1分配传动比10 4.2.2计算传动装置的运动和动力参数10 4.3传动零件的设计计算114.3.1普通V带的设计计算11 4.3.2闭式直齿圆锥齿轮设计计算13 4.3.3闭式直齿圆柱齿轮设计计算17 4.3.4轴的设计22 4.3.5轴承的校核285减速器机体结构316 键的设计337减速器的各部位附属零件的设计348防滑方式的确定35结语36参考文献36致谢38塑封包装机封合机构主传动机构设计 摘要：我国包装机械行业起步于20世纪70年代，在80年代末和90年代中得到迅速发展.已成为机械工业中的10大行业之一，无论是产量，还是品种上，都取得了令人瞩目的成就，为我国包装工业的快速发展提供了有力的保障.目前，我国已成为世界包装机械工业生产和消费大国之一.本文以塑封包装机为主要研究对象，系统研究此类包装机封合机构主传动机构的设计，主要包括一个二级展开式圆柱圆锥齿轮减速器和摇杆式凸轮机构的设计，对关键部件提出完整的设计方法和造型设计，最后利用UG软件绘制3D模型.关键词：塑封包装机，二级减速器；凸轮机构；UGPlastic packaging machinesealingmechanismOf 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 industry 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 machinery industry production and consumption countryThis 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, 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文献综述随着我国经济的增长，食品，日用品等产业也得到了大力的发展，作为配套产业的包装工业也迎来了它的春天，以年均16%左右的速度增长，但与发达国家相比，无论在产品品种、技术水平和产品质量方面都有很大差距，大量技术含量高的设备需要从外国进口，一些关键技术点也没有掌握，这严重制约了我国包装工业的发展，我们不能忽视包装机械落后状况对我国包装行业整体发展的负面影响。0.1.国外包装机械发展现状国外包装机械的发展体现了现代化先进包装机械的高新技术，特别是经济发达的欧美及日本等国家生产的包装机，处于国际领先地位。发达国家为满足现代化商品包装多样化的需求，不断创新，发展多品种、小批量的通用包装技术，同时又不忘把最近科技技术运用到包装机械当中。美国包装机械技术成熟，主要分食品和非食品两类。食品包装有微波、无菌包装等技术，现已成为一个完整而独立的工业体系，正进入一个机电一体化、激光扫描、无线电射频发射、纳米技术和系统简化的包装新世界。德国的包装机械在全球占有十分重要的地位，约占世界总产值的20%，出口额占世界总额的30%。德国生产的包装机械在各个方面均是世界一流，其发展趋势是适应变化，设计柔性灵活性设备，自动化程度高，可靠性好，污染小。日本的包装机械以小巧，轻便著称，设备柔性好，精度高，易于安装，操作方便，自动化程度也较高。日本包装机械主要是抓住两个核心技术，一是计算机技术进入包装机械领域，二是研制出了伺服马达驱动的包装机械。成功地开发出世界首台微电脑程控卧式成形装填封口机14。0.2.国内包装机械发展现状 我国包装机械自工业革命之后逐步发展起来，得到了逐步完善和发展，商品流通的范围进一步扩大，包装机械应用范围也愈加广泛，作用也越来越大。中国机械工业联合会预计，从2011年到2015年，中国食品加工和包装机械业总产值有望突破6000亿元人民币，每年平均增速维持在16左右。食品工业是包装机械产品应用大户，随着食品工业的发展壮大，食品包装机械产品也已步入一个新的发展阶段，在食品工业领域的地位举足轻重，随着市场的需求也在追求更深度的发展。我国从事包装机制造的企业有7000余家，但绝大多数都是中小民营企业，且集中于经济发达地区，例如长江三角洲，珠江三角洲等，众多企业中能够自主研发的仅有少数，高端包装机的数量更是少之又少，小企业都是在仿造，几乎没有创新能力。而且生产的包装机稳定性和可靠性很差，外观比较粗糙，造型落后，基础件和配套件寿命短，大修周期与无故障运行时间短，大多数产品甚至没有制定可靠性标准。我国包装机械行业起步得比较晚、但是发展快，造成了我国包装机械发展基础薄弱，产品档次不高，质量、安全、技术、效率等方面都不够到位10，没有掌握关键核心技术，一些高质量要求的产品还需要依靠进口，对国外技术依赖太严重，无法做到绝对的自给自足，这就严重制约了我国包装机行业长远稳定的发展。所以，我国应大力扶持包装机行业的发展，加大投资，增进自主研发能力。0.3发展趋势未来包装机将会是信息处理技术，微电子技术，新传感技术，激光技术，以及新工艺与新材料的结合体，智慧型人机界面，精美、高速、易调、柔性 、自我诊断、节能、节省材料、保质、保鲜、保味、密封性好，与Internet技术充分结合达到遥控、遥测、摇修及生产管理7。1 引言塑封包装机是用于包装产品，使产品增长其保质期，增加产品美观度的一种机械。本包装机是针对固型物的包装而设计的，适合于包装各类固态有规则的物体，如食品类的饼干、面包、月饼、糖果等，以及日用品、工业零件等。在包装机领域占有举足轻重的地位。通过一个二级展开式圆柱圆锥齿轮减速器连接电动机控制转速，并带动一个摇杆式凸轮机构，实现封合机构的上下摆动，实现封合的效果。本论文即是对机构中减速器和凸轮机构的设计计算，结构组成做出论述，计算过程存在误差。2 塑封包装机的传动总体设计图2.1 直齿锥齿轮减速器整体示意图Fig2.1 The overall schematic diagram of the gear reducer for spur bevel gears 图2.2 摇杆式凸轮机构整体示意图Fig2.2 Overall schematic diagram of rocker cam mechanism 2.1已知条件1）凸轮的转速n/（r/min） 35电动机的功率/KW 0.252)工作情况：两班制，连续单向运转，载荷有轻微冲击，室内工作。3）使用期限：10年；4）生产条件：一般机械厂，单件生产；5）动力来源：电力，三项交流，电压380220V；6）检修间隔：三年一大修，二年一中修，半年一小修2.2塑封包装机传动说明塑封包装机传动部分通过电动机连接皮带轮，皮带传动带动一个二级展开式圆柱圆锥齿轮减速器，最后再连接一个摇杆式凸轮机构，将运动方式由旋转变为往复运动，使工作部位上下运动，从而达到封合的效果。3.凸轮的设计计算3.1.设计要求凸轮中心到摆杆中心A的距离为300mm，凸轮以顺时针方向等速回转，摆杆的运动规律如表3.1表3.1 摆杆运动规律Tab3.1 Pendulum movement law h01020304r0从动杆运动规律推程回程11090090090090040等加等减简谐3.2.凸轮机构的运动说明凸轮运动分为四个阶段：第一阶段，推程阶段：从动件以等加等减规律运动，凸轮转过角度为900，摆杆上摆过110；第二阶段（即远休止）凸轮转过角度为900，摆杆静止；第三阶段（即回程段）从动件以简谐规律运动，凸轮转过角度为900，摆杆下摆过110；第四阶段（即近休止）凸轮转过角度为900，摆杆静止。3.3.原始数据凸轮中心到摆杆中心的距离：a=300mm摆杆行程角：=11凸轮推程运动角：01=90凸轮远休止角：d02=90凸轮回程运动角：03=90凸轮近休止角： 04=90基圆半径：r0=40mm3.4.滚子半径rr的选择凸轮工作廓线的曲率半径表示为a ,用表示理论廓线的曲率半径,即有a=rr；为了避免发生失真现象，我们应该使的最小值大于0，即使rr ；另一方面，滚子的尺寸还受其强度和结构的限制，不能太小，通常我们取滚子半径：rr=（0.1 0.5）r0在此，可以取r1=0.25r0=10mm。摆杆长度的选择：摆动推杆取许用压力角a= 3545因此杆长取294mm3.5.计算摆杆的角位移并对凸轮转角求导（1）在第一阶段当摆杆以等加等减运动规律上摆110，设在加速段和减速段凸轮的运动角及摆杆的行程角各占一半，故摆杆等加速推程段的运动方程为：=2()2/(01)2d/d=4/(01)2变化范围0450。摆杆推程减速段的运动方程为： =2（01）/(01)2 d/d=4（01-）/(01)2 =450900。（2）第三阶段摆杆按简谐运动规律下摆110，故可列回程时的运动方程为：=1+cos(3/03)/2d/d= -sin(3/03)/(203 )3=00900,03=900。3.6.计算凸轮的理论廓线和工作廓线 凸轮理论廓线的直角坐标如下： x=a sinlsin(+0) y=a coslcos(+0)0为摆杆的初始位置角，其值为0=在第一阶段按等加等减规律，其摆杆推程加速段坐标值对角的倒数为 dx/d=a cos-lcos(+0)1+4/(01)2 dy/d=-a sin+lsin(+0)1+4/(01)2其摆杆减速推程段坐标值对角的倒数为dx/d=acos-lcos(+0)1+4（01-）/(01)2 dy/d=-asin+lsin(+0)1+4（01-）/(01)2 在第二阶段（远休止）时=01+2=9001800, =110；在第四阶段（近休止）时=01+02+03+4=27003600, =00。坐标值对角的倒数为dx/d=a cos-lcos(+0)dy/d=-a sin+lsin(+0)第三阶段按简谐运动规律=01+02+3，3=00900,坐标值对角的倒数为dx/d=acos-lcos(+0)(1-sin(3/03) /(203 )dy/d=asin+lsin(+0)(1-sin(3/03)/(203)则=(dx/d)/ (dx/d)2+(dy/d)21/2=(dy/d)/(dx/d)2+(dy/d)21/2 凸轮工作廓线的直角坐标x=xr ry=yr r3.7.验证根据滚子摆动从动件盘形凸轮机构压力角:在推程中，当主从动件角速度方向不同时取“-”号，相同时取“+”号验证结果：压力角均在合理范围之内，该凸轮合格,如图3.1所示图3.1 凸轮Fig3.1 Cam 4 减速器的设计4.1 电动机的选择查手册 选电动机型号 YS7114 功率0.25kw 380V 转速1400r/min4.2 运动参数计算4.2.1分配传动比分配传动比：知 V带i7,开式圆柱齿轮i8，圆锥齿轮i5；总传动比：i =40；取 取 4.2.2计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴的转速 =350r/min =140r/min =35r/min（2）各轴的功率 传动总效率 带的传动效率： 轴圆锥滚子轴承的效率： 圆锥齿轮啮合的效率： 轴圆锥滚子轴承的效率： 齿轮啮合的效率： 轴圆锥滚子轴承的效率： 联轴器的传动效率： 总的传动效率 各轴的功率： 各轴的转矩： 4.3 传动零件的设计计算4.3.1普通V带的设计计算 （1）确定V带的型号和带轮的直径工况系数 计算功率 选取带型为Y型小带轮的直径 大带轮的直径 取（2）计算带长初取中心距 带长=448 基准长度（3）求中心距和包角 小轮包角 （4）求带根数 带速 =1.83m/s 传动比 i=4带的根数 Z= = =4.76 取 Z=5根初拉力 =500+（0.04） （q=0.04/m） 轴上载荷 （5）带轮的结构 由YS7114电动机 知轴的直径 故小带轮的孔径 V带的尺寸 顶宽 节宽 高 轮缘尺寸 =4.7mm =1.6mm e=8mm f=7mm =5mm 带轮计算直径D 大带轮 带轮的外径 带轮的宽度 4.3.2闭式直齿圆锥齿轮设计计算选材： 直齿锥齿轮的加工多为刨齿，不宜采用硬齿面，小齿轮用45钢调质处理，硬度为取硬度为，大齿轮选用45钢正火处理，硬度为，取硬度为。齿面接触强度计算：齿数Z和精度等级 工业用齿应大于等于14选取小齿轮齿数 则大齿轮的齿数为 初取，选8级精度使用系数 动载系数齿间载荷分配系数=1.2 齿向载荷分布系数=1.9 载荷系数 弹性系数 节点区域系数安全系数 总工作时间应力循环次数 接触寿命系数 查参考文献110-23 接触应力 =638.1 =590.5小齿轮大端分度圆的直径 =演算圆周速度及=（1-0.50.3）48.3=41mm=0.751m/s=313.1N=确定传动主要尺寸大端模数m =3.018 取m=3实际大端分度圆的直径 =48mm=120mm 锥距R = 齿宽b 按齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数 查参考文献110-17 =2.66 =2.31应力修正系数 查参考文献110-18 =1.64 =2.02齿间载荷分布系数= 1.2载荷系数 弯曲疲劳极限 查参考文献1 =570Mpa弯曲最小安全系数=1.60应力循环次 弯曲寿命系数 查参考文献110-22 =1.0许用弯曲应力 =420.1 =396.7验算 = 传动无严重过载，故不做静强度校核锥齿轮结构 图4.1 大小锥齿轮 Fig4.1 Bevel gear 4.3.3闭式直齿圆柱齿轮设计计算材料的选取：小齿轮用钢调质处理，硬度，平均取为。大齿轮用钢正火处理，硬度，平均取为。齿面接触疲劳计算：(1)初步计算：轴的转矩 查参考文献110-7，取齿宽系数接触疲劳极限应力 由参考文献1 =620Mpa弹性系数 查参考文献1 节点区域系数 查参考文献1 接触最小安全系数 查参考文献1 接触寿命疲劳系数 查参考文献1 初步计算小齿轮直径 33.27 取齿宽 (2)校核计算：圆周速度 精度等级 选8级精度齿数Z 取=18 =72模数 = 取 使用系数 查参考文献1 =1.25 动载系数 查参考文献1 =1.10齿间载荷分布系数 由参考文献1表10-3得 =1.28齿向载荷分布系数 由表10-4得 =1.336载荷系数K 许用接触应力 验算 ： a 计算结果表明，触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整(3)确定传动主要尺寸实际分度圆直径因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整。故分度圆直径不会改变，即实际分度圆直径 中心距 齿宽 取 (4)齿根弯曲疲劳强度验算：重合度系数 齿间载荷分布系数 查参考文献1=1.424齿向载荷分布系数 查参考文献110-13 =1.24载荷系数 齿形系数 查参考文献1 应力修正系数 查参考文献1 = 1.82弯曲疲劳极限 查参考文献1 弯曲最小安全系数弯曲寿命系数 查参考文献1 许用弯曲应力 验算： 传动无严重过载，故不做静强度校核 图4.2 大小圆柱齿轮Fig4.2 Cylindrical gear4.3.4轴的设计1）高速轴的设计1材料：采用45钢，调质处理 查参考文献115-3得，轴的最小直径 =10.072轴承的选择： 选取滚动轴承为30204型圆锥滚子轴承 尺寸为 3轴各端直径及长度如图4.3所示图4.3 高速轴Fig4.3 High speed axis 图4.4 高速轴的载荷分析Fig4.4 Load analysis of high speed axisN N=96.36NN水平支反力 N N垂直支反力N N水平弯矩Nmm Nmm垂直弯矩Nmm合成弯矩 Nmm Nmm转矩 T=6417.6 Nmm 由弯矩合成图可知，危险截面在靠近锥齿轮的轴承的截面中心查参考文献115-1，=275，因为，所以高速轴满足强度要求图4.5 高速轴Fig4.5 High speed axis2）.中间轴的设计1）材料：采用45钢，调质处理 查参考文献115-3得，轴最小直径mm2)滚动轴承的选择：选取为30203型圆锥滚子轴承尺寸 dDB=1740123）轴各端直径及长度如图4.6所示 图4.6 中间轴Fig4.6 Intermediate shaft4）轴强度校核锥齿轮 圆周力 N 径向力 N 轴向力 N圆柱齿轮 圆周力N径向力N图4.7 中间轴的载荷分析Fig4.7 Analysis of shaft load 水平支反力 N N垂直支反力N N水平弯矩Nmm Nmm垂直弯矩Nmm Nmm合成弯矩NmmNmm转矩T=14938.93Nmm校核危险截面处的轴颈由弯矩合成图可知轴的危险截面在轴的直齿轮轴的中点截面处，查参考文献115-1，=275，因为所以轴的强度满足。 图4.8 中间轴Fig4.8 Intermediate shaft 3）低速轴的设计1）材料：采用45钢，调质处理 查参考文献115-3得，轴的最小直径2)轴承的选择：据轴颈与直齿传动选择滚动轴承30205型圆锥滚子轴承3）轴各端直径及长度如图4.9所示图4.9 低速轴Fig4.9 Low speed axis 4）轴强度校核圆柱齿轮圆周力 N径向力 N图4.10 低速轴的载荷分析Fig4.10 Load analysis of low speed axis 水平支反力 N N垂直支反力N N水平弯矩Nmm垂直弯矩Nmm合成弯矩Nmm转矩 T=56754.3Nmm校核危险截面处的轴颈由当量弯矩图可知轴的危险截面在齿轮轴的齿轮长度的中点截面处，查参考文献115-1，=275，因为所以轴的强度满足。图4.11 低速轴Fig4.11 Low speed axis 轴与齿轮装配关系如图4.11所示图4.12 轴与齿轮装配关系Fig4.12 Shaft and gear assembly relationship4.3.5 轴承的校核1高速轴轴承的校核 轴承代号 30204 （油） 寿命计算附加轴向力： 轴承轴向力：因 故N值 当量动载荷 轴承寿命 因只计算I轴寿命 2.中速轴轴承校核轴承代号：30203 寿命计算径向力： 轴承轴向力：因 故值 冲击载荷系数 考虑中等冲击 =1.2当量动载荷 轴承寿命 因只计算轴I寿命 3.低速轴轴承的校核轴承代号30205 （油） 寿命计算附加轴向力： 轴承轴向力： 值 当量动载荷 轴承寿命 因只计算I轴寿命 5.减速器箱体结构减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度，链接处倒圆角，造型美观大方。2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.33 .机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4 .对附件设计 A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器