三边袋包装机封合切断装置设计

三边袋包装机封合切断装置设计摘 要：本毕业设计所研究的内容是一种全自动连续式制袋装置。这一类机器广泛运用于实际生产中，可以包装各类生活物品，生产物品。其工作原理是、薄膜材料经过多根导辊引入象鼻式的成型器，在成型器作用下薄膜材料被卷成圆筒形状，接着被逆向回转一对纵封滚轮加热加压后封合在一起。纵封滚轮除将薄膜封合在一起作用外，还要将薄膜的向下送。被包装物料通过计量装置定量由下料槽与成型器内壁组成充填筒导入塑料袋内。横封装置将袋子上下封口，封住横封时回转轴线与纵封时回转轴线平行，封好口连续的袋通过旋转切刀和固定切刀从接触并将包装切断分开，最后得到三边封口包装袋。本研究主要包括颗粒制袋-充填-封口包装机的结构设计，完成颗粒包装机 L 型封合切断装置设计。关键字：封口机，制袋，包装，成型器，L 型封合切断目录第一章 绪论 .11.1 选题意义 .11.2 国内外包装机械的发展现状与趋势 .11.3 研究内容 .3第二章 颗粒制袋-充填-封口包装机的设计 .42.1 总体方案设计 .42.1.1 功能要求和适用范围 .42.1.2 工艺 分析 .42.1.3 主要构成及工作原理 .52.1.4 工作循环图编制 .52.1.4.1 执行机构的动作配合 .62.1.4.2 执行构件的行程时间与速度 .62.1.4.3 绘制工作循环图 .72.2 动力系统设计 .8第三章 传动系统设计 .93.1 传动简图 .93.2 分配轴转速确定 .103.3 电机到主输送带装置的传动设计 .103.3.1 第一级传动带的设计 .103.3.2 蜗轮蜗杆传动减速箱的计算 .113.3.2.1 选择蜗杆的传动类型 .123.3.2.2 选择材料 .123.3.2.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 .123.3.2.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 .133.3.2.5 校核齿根弯曲疲劳强度 .133.3.2.6 精度等级公差和表面粗糙度的确定 .143.3.2.7 传动效率的计算 .143.3.2.8 蜗轮蜗杆最小轴径的确定 .143.3.3 第三级链传动的设计计算 .153.3.4 主传送带的设计计算 .163.3.4.1 主传动链的设计计算 1.163.3.4.2 计算主传送带的牵引力 F6 .173.3.4.3 验算主链条输送装置的功率 .183.4 主传动轴的设计 .193.4.1 轴力的计算分析 .193.4.2 校核轴的强度 .20第四章 执行系统设计 .224.1 热封装置 .224.1.1 驱动形式、封口形式的选择 .224.1.2 热封装置的设计 .224.2 凸轮的研究设计 .23第五章 其他零件的选用 .255.1 切断装置 .255.2 供送装置 .255.3 制袋成型装置 .255.4 传袋装置 .265.5 计量装置 .26结 论 .27参 考 文 献 .28致 谢 .29附 录 .30第一章 绪论1.1 选题意义包装机械是能完成全部或部分产品，商品包装过程机械。包装过程还包括充填、裹包、封口主要工序，以及其相关前后工序，如清洗、堆码拆卸等。此外，包装包括计量和在包装件上盖印工序。使用机械包装的产品可提高生产率，和减轻劳动强度，从而适应大规模生产需要，并满足清洁卫生要求。颗粒物料包装机，当采用包装材料的塑料袋已经被制成袋时，通常封口方式将灌装好袋输送到另外封口机上再进行封口。这一封口的方式不仅在封口工位需要另设一名操作人员，并从灌装到封口输送也较很不便。所以，需要开展颗粒物料三边封口袋成型-充填- 封口包装机封合切断装置设计，完善封口方式不足 1。1.2 国内外包装机械的发展现状与趋势美国是世界上包装机械历史较长国家，已形成了独立完整包装机械体系，其品种和产量居世界之首。10 多年来，美国始终保持世界最大包装机械生产及消费大国的地位。产品以高、大、精、尖产品居多，机械和计算机紧密结合，机电一体化控制。新型机械产品以成型、填充、封口三种机械增长最快，裹包机，薄膜包装机占整个市场份额 15%，纸盒封盒包装机市场占有率中居第二位。从上世 90 年代初以来，美国包装机械业保持着良好发展势头。 美国包装机械市场在全球首屈一指的，各种包装机械主要内销，1998 美国包装机械国内消占 82%，出口只占产值 18%，但出口额大。美国包装机械的制造厂大部分属于大型包装材料厂，销售完全依赖母公司。日本同美国、德国相比，起步较晚。上世纪 60 年代前，包装的机械厂家不足 60 家，只能包装糖果、香烟。60-70 年代，日本包装的机械业起步阶段，其产值增长速度很快。70-80 年代，增长速度不如上一阶段高，年增长率仍达 13%。80-90 年代稳定增长分阶段，将微电子技术成功应用于包装机械控制，以后将光导纤维技术、工业机器人技术、模块化技术应用包装机械，达到安全性高、无人操作、高生产率水平，大大提高了国际市场竞争力。因此，从上世纪 60 年代 90 年代初，日本包装的机械工业连续 30 多年的高速增长，经历了引进-消他 -发展过程。中国成为继加拿大、墨西哥、日本、英国、德国之后，包装机械的第 6 大的出口市场 2。 国内包装机械厂家拥有专业研究的开发厂家很少，这是我国的不足之处。但国内包装机械厂家在不断努力下国内包装机械在计量、制造、技术性能方面有了不错成就,特别是啤酒、饮料灌装等设备具有高速、成套、自动化程度高、可靠性好的特点。还有食品包装机的技术上大幅改进，机电一体化出现，使自动化包装机的设备需求激增，未来数年的各种食品包装机械需求都将快速增长。 a 量杯式 b 计量泵式c 螺杆式 d 单件计数式图 1-2 充填计量计数示意图我国包装机械品种已经可以满足人们的目前要求。如充填机，我国有十几种类型。按计量原理和充填方法的不同，其充填机分为：容积式充填机、称重式充填机、计数式充填机图 1-2 d、灌装机、重力式充填机、推入式充填机、拾放式充填机等。其中容积式充填机可分为量杯式充填机图 1-2 a、计量泵式充填机图 1-2 b、螺杆式充填机图 1-2 c、插管式、充填机、料位式充填机、定时式充填机等 3。包装机械是能完成全部或部分产品，商品包装过程机械。包装过程还包括充填、裹包、封口主要工序，以及其相关前后工序，如清洗、堆码拆卸等。此外，包装包括计量和在包装件上盖印工序。使用机械包装的产品可提高生产率，和减轻劳动强度，从而适应大规模生产需要，并满足清洁卫生要求。颗粒物料包装机，当采用包装材料的塑料袋已经被制成袋时，通常封口方式将灌装好袋输送到另外封口机上再进行封口。这一封口的方式不仅在封口工位需要另设一名操作人员，并从灌装到封口输送也较很不便。所以，需要开展颗粒物料三边封口袋成型-充填- 封口包装机封合切断装置设计，完善封口方式不足 4。1.3 研究内容其目标是生产能力 5080 袋/分,袋长 120140mm，且极少出现封口不牢固或有烧结、气泡现象，袋子表面平整，不出现褶皱现象。本毕业设计主要内容包括：1.包装材料传送装置机械结构及传动系统设计：连续运动，卷筒包装材料，通过输送辊、压纸辊和牵引辊匀速输送一个包装袋的长度后，进行充填、封口。2.传袋装置机械结构及传动系统设计：连续运动，当包装材料传送装置连续输送。封口装置结构设计：连续运动，包装材料与物料连续输送，完成一个袋的输送后，封口装置匀速运动完成封口，包装袋切断后，匀速运动回到原位。第二章 颗粒制袋- 充填-封口包装机的设计通过对颗粒制袋-充填-封口包装机的总体方案设计及整机公艺分析，绘制工作循环图，分别对动力系统、传动系统及执行系统进行设计。2.1 总体方案设计按照功能要求，对颗粒制袋-充填- 封口包装机进行了工艺分析的基础上，设计编制工作循环图，在使执行机构之间得到了紧密配合。2.1.1 功能要求和适用范围1.功能要求能够自动的完成成型、计量、充填、封合和分切等工序，达到生产要求。2.适用范围根据对市场包装机的种类及性能的调查结合现有样机类型，本研究包装机适用范围如下：（1）包装材料：防潮玻璃纸、聚乙烯/尼龙、纸/ 聚乙烯、聚酯 /铝箔/聚乙烯、聚酯/聚丙烯等。（2）包装物料：小颗粒物品和不易粘附粉状物品包装，如化肥、种子、麦片、砂糖、味精、豆粉、豆奶、芝麻糊、米粉、医药、化工原料、茶叶等。（3）包装规格：包装袋 长 50120mm；宽 60120mm；计量范围 550g。（4）生产能力：5580 袋/分钟。（5）整机功率：1.2KW。2.1.2 工艺分析机器类型选择如下：1.工位分为单工位，多工位。单工位包装机所有包装操作集中在一个工位上完成，一件物品完成全部的包装并输出之后，下一件物品才能进入到机器才开始包装。多工位的包装机，物品输入到输出，必须要经过多个工位，而且在不同工位上依次完成了各个包装的操作。由于颗粒制袋-充填-封口包装机包装过程比较的复杂，需要较多执行机构（供料、计量、充填、封口、切断等） ，包装的操作分散在不同的工位上同时进行，及能够提高生产效率的，所以选择多工位的 5。2.运动形式运动形式分为间歇运动及连续运动。间歇运动是物品由一个工位转移另一个工位做间歇步进运动，是主要包装操作的可在物品静止时完成的。一般适用执行的机构比较多机器，但惯性力和冲击现象是不利于提高生产率的。连续运动物品和传送系统均做连续的等速运动。包装机进行工作之时，各个执行机构并行工作，这样既能够提高生产率的，缩短生产周期的，也能减小机器的空间。根据分析，本设计是采用间歇式运动的 6。3.单头型和多头型特指连续运动的多工位包装机完成同一包装的操作执行机构数目。每一物品包装的操作都依次经过所有的执行机构，称为单头连续运动；完成同一包装操作执行机构有多个称为多头连续运动的多工位包装机。当执行机构的种类较多时，为减少执行机构数目，应宜于选用单头型 7。综上分析，本课题的研究的包装机应采用多工位的、单头间歇运动型。2.1.3 主要构成及工作原理1.主要构成颗粒制袋-充填-封口包装机是由动力系统（电机 1） 、传动系统（分配轴 7、传动轴） 、执行系统（空气净化器 2、传袋装置 3、L 型热封装置 5、成型装置 6、传送装置 8、计量装置 10、细供料装置 11、粗供料装置 12）和控制系统组成的。2.工作原理工作时，是由供料装置 11、12 把物料（粉粒、颗粒等）送入颗粒制袋-充填- 封口包装机料仓后，计量装置 10 将完成定量物料送入到制袋成型装置 6，同时通过包装材料经薄膜传送装置 8 引入成型器的卷绕成筒状， L 型热封装置 5 在完成纵向封口和包装袋顶封下的一个袋底面封口的，成为两道焊缝。由于下料的通道被包装袋裹住后，纵封封合就可直接袋内填充物料，随之拉袋装置 3 移动一个工位完成顶封的封口，用切刀切断并完成包装工序，见图 2-18。1-电机 2-空气净化器 3-传袋装置 4-除静电装置 5- L 型热封装置 6-成型装置 7-分配轴 8-传送装置 9-薄膜 10-计量装置 11-细供料装置 12-粗供料装置图 2-1 粉粒制袋-充填- 封口包装机结构图2.1.4 工作循环图编制包装机各执行机构的运动是多样的，使其能够自动可靠完成包装的操作，每个执行机构都必需按给定规律运动，且它们之间动作必须协调配合的，按一定程序依次完成的。为了保证执行机构动作能够按工作的要求取得密切配合，尽量缩短运动的循环周期时间，完成包装的并提高生产率的，所以要编制工作循环图的。2.1.4.1 执行机构的动作配合本机执行机构的主要为包装材料的传送装置 8，传袋装置 3，计量装置 10， L 型热封装置 5，见图 2-1。包装材料的传送装置：间歇运动，卷筒包装材料，通过输送辊、压纸辊及牵引辊匀速输送一个包装袋长度后，停止运动，此时再充填、封口。传袋装置：间歇运动，当包装材料的传送装置输送一个袋长之后，由滚轮传送包装材料到下移一个袋距后停止运动。计量装置：连续运动，送料，粗计量和细计量同步工作，在包装材料完成封口，物料的充填完全。封口装置：间歇运动，包装材料和物料输送时，在开状态停止时，完成一个袋输送后，封口装置的匀速运动完成封口时，在封口期间的停留时间，包装袋切断，匀速运动回到原位。各执行构件之间动作应该相互协调的，运动时间应尽量重叠，便于缩短运动的周期，提高生产率的 9。2.1.4.2 执行构件的行程时间与速度对于各个包装操作工艺时间和许用速度、加速度，当前缺少确切数据。一般认为这种间歇送纸许用速度可取 0.5ms，执行构件平均运动速度达 0.45-0.5ms；如果速度的过高，机器工作不稳定，容易出现故障，包装质量下降。参照这些经验数据确定执行构件运动速度和时间 10。在包装机中，对于具体执行机构来说，完成一个包装件全部工作运动及空程运动（包括停止）时间是该执行机构运动循环周期，简称为运动周期 。dT通常包括三部分组成：（2-dsxpT2）sT工作运动时间；x空程运动时间； p停止时间。本研究分配轴 7 旋转一圈为运动周期。根据本机适用范围和要求，生产能力 5580 袋/分，袋长 50120mm 。1.分配轴当生产能力 55 袋/分时，旋转一圈工作时间 60/55=1.1s；当生产能力 80 袋/分时，旋转一圈工作时间 60/80=0.75s。2.薄膜传送装置间歇传送，工作时做匀速运动，传送速度 O.5ms，当薄膜前进 50mm 时，需要时间0.05/0.5=0.1s；薄膜前进 120mm 时，需要时间 0.12/0.5=0.24s。3.拉袋装置间歇旋转运动时，取运动平均速度 0.5m/s，当滚轮转动周长 50mm 时，需要时间0.05/0.5=0.1s；当滚轮转动周长为 120mm 时，需要时间 0.12/0.5=0.24s；传袋轴工作，离合器通电，所以需要时间 0.1s0.24s；制动器通电时间为分配轴旋转时间和离合器通电之差0.65s 0.86s。4.计量装置连续运动，物料在计量料斗行程为 130mm，计量料斗内开始下料到封口处行程为370mm，由重力向下填充，则（2-1 ）20.13.6st sg.7.28t考虑下料过程中受到摩擦，所以物料在称重阶段流动时为 0.2s，充填阶段流动时间0.3s。5.封口装置在进行封口运动时，行程 35mm，速度 0.15m/s，需要时间为 0.035/0.15=0.23s2.1.4.3 绘制工作循环图根据初步拟定运动规律及动作配合，绘制了工作循环图。对于机械传动，将执行构件运动同时间关系转换为同分配轴转角关系。本研究选取直角坐标式运动的循环图，取水平轴则表示一个运动的循环周期，各个执行机构在此周期内运动状况分别为表示出来的。在图中直线表示运动执行机构，水平直线则表示静止，连续匀速转动和振动。如图 2-2 所示，由粉粒制袋-充填- 封口包装机分配轴是连续转动，所以运动周期是为分配轴旋转一圈时间。表示了一个运动循环周期为 1.1s 内，袋长 120mm 时，各个执行机构运动规律及工作程序。各个执行机构运动时间转换成分配轴的所对应旋转角度的。计量装置，称重斗下料需药分配轴旋转 60（0.2s） ，进行称重需要分配轴旋转 90；打开料斗在进行充填下料需要分配轴旋转 90(0.3s),关上料斗需要分配轴旋转 90。在计量装置的完料后，对应分配轴旋转 180，要包装封口装置也已进行封合。横封装置及纵封装置运动是同步，其进程需要分配轴旋转 70，封口时间分配轴旋转130，回程时间为 70。横封装置进行封口分配轴旋转 160，在 160290时，进行封合工作时，在 290时，完成了切断工作。拉袋装置，在横封装置在完成切断后，进行拉袋动作时，需要分配轴旋转 84（袋长140mm） ，为 290374 。包装材料供送时，工作时间需要分配轴旋转 84，在拉袋装置工作之前动作时，工作时间 206290。图2-2 工作循环图2.2 动力系统设计布置机械的传动系统，包括安排动力机、变速和调速装置、传动装置、操纵和控制装置和辅助装置的位置。（1）采用电动机、减速器组合驱动装置，通过齿轮及皮带轮进行动力传送；（2）采用齿轮减速电动机，在通过齿轮将及皮带轮进行动力的传送通过努力比对及成本估计，采用第二种方案。第二种方案不仅降低成本，同时也降低对空间要求。通过类比的调查法，确定本包装机应选择 JY2B-4 单相异步电动机。额定功率0.55KW，额定转速 1400R/MIN，电压 220V，最大转矩 3.75Nm。第三章 传动系统设计传动系统是将电动机提供动力，通过分配轴，传递给拉袋装置及热封装置等。根据包装工艺，工作循环的过程可知，主要装置传动要求如下：1.物料充填周期和包装袋尺寸相适应。充填周期在要求满足最大包装袋的尺寸，下料时，物料充填速度要和供送材料速度一致。2.保证包装袋切断时，物料充填要进行下一个周期。3.横封装置在两袋之间中间位置的热封并切断。需要适当调整运动的周期，以符合包装袋的尺寸和计量改变。4.包装材料牵引辊和传袋装置滚轮运动要在保证材料在整个工作的循环过程中有适宜的张紧力，并且运动的速度要和包装袋长度相适应 11。3.1 传动简图如图 3-1 a 所示分配轴传动图，电动机 1 通过带传动蜗轮蜗杆减速器 2，减速器通过分配轴 8 动力输出。分配轴上装空气净化器凸轮 3、4 ，驱动传袋轴偏心盘 5，热封凸轮6、7，偏心盘 5 还驱动传袋装置 9 间歇转动。如图 3-1b 所示为传袋轴的传动图，传袋轴 7 通过分配轴上偏心盘 5 驱动，通过离合器 1 和制动器 2 控制，传袋轴上装有齿轮 3，齿轮 3 与齿轮 4 啮合，带动传袋滚轮 5 运动。a 分配轴传动图 b 传袋轴传动图1-电动机 2-减速器 3、4- 空气净化器凸轮 5-偏心盘 1-电磁制动器 2-电磁离合器 3-大齿轮6、7-热封凸轮 8-分配轴 9-传袋装置 4、5- 传袋轮 6-小齿轮 7-传动轴图3-1 传动系统简图3.2 分配轴转速确定要求包装机生产能力 5580 袋/ 分钟，确定分配轴 8 转速可在 5580 r/min 范围内作无级的调解。电动机转速 1400r/min，总传动比 i ：i=1400/(5580)17.525.5电动机到分配轴降速比应能在 17.525.5 范围内无级调节。为此采用两级降速，第一级用宽三角带的无级变速，第二级是采用蜗轮蜗杆降速。电机与减速器传动比 1i1:=4i减电 机蜗轮减速箱传动比 2250减减速箱与主轴间传动比 3i311:Z:2:i减主轴转速及传动带上的线速度1232=40i40.57/minr轴/(6).7/(61)0.36.63/Vdn ss每分钟 30 袋，那么袋子间距离： ./2L3.3 电机到主输送带装置的传动设计3.3.1 第一级传动带的设计1）确定带计算功率 caP由表 8-61查得带工作情况系数为 ，故1.AK(3-1) 809cw2） 选取窄 V 带的带型根据 、 由图 8-9 确定是选用 SPZ 型。ca1n3） 确定带轮基准的直径由表 8-3 和表 8-7 取主动轮的基准直径为 。163dm根据式（8-15） ，2121dni，从动轮的基准直径为 。2(3-2)214635di根据表 8-7，取 。m50按式 111/(6)/(0).14630/(1)4.68/pdVdnn ms(3-3)2124.8/0ps所以带速度合适。4） 确定窄 V 带基准长度及传动中心距根据 ，初步确定中心距为 。120120.7()()dda04am根据下式计算所需基准长度 2210210 563()402=16.9m4dddLa （ ）（ ）(3-4) 由表 8-2 选带基准长度为 。dLm则按式（8-21）计算实际中心距 a(3-5)014036.942.2da m圆整取 45） 验算主动轮上包角 1由式（8-6）得 00 0021 2563857.87.15.324da(3-6)主动轮上包角合适。6）计算窄 V 带根数 Z由 0caLPK(3-7)又 、 、 ,查表 8-5a 及表 8-6b 得14/minnr163d4i0.2kwP查表 8-8 得 包角的系数 ，查表 8-2 得长度的系数 ，则.912.70pm.18.2435.9Z取 Z=1 根。7） 计算预紧力 0F由2.51capqvvzK(3-8)查表 8-4 得 ，故.6/qkgm20.8.50.64183.049N 8） 计算作用轴上的压轴力为(3-9)010 .2sin23.7sin5.pFZ3.3.2 蜗轮蜗杆传动减速箱的计算蜗杆所在轴为： , ，传动比为17/mir18.96172.8dpw，50i传动不反向，工作载荷稳定，设计寿命为 。120hL3.3.2.1 选择蜗杆的传动类型根据 GB/T100851988 推荐，采用渐开线式蜗杆（ ZI） 。3.3.2.2 选择材料考虑到本设计中蜗杆传动传递功率不大，速度比较低，蜗杆用 45 钢。因希望效率较高些赖磨性好，蜗杆螺旋齿面需要淬火，硬度为 4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，轮芯用灰铸铁HT100 制造。3.3.2.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 14根据闭齿蜗轮蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计,再较核齿根弯曲疲劳强度。由式（2-12） ，传动中心距 232EHZaKT(3-10)1）确定作用在蜗轮上的转矩按 ，取效率 ，则Z0.8(3-11)36622 172.80.9.51959405PT Nmn2）确定载荷系数 K因工作载荷较稳定，故取载荷的分布不均系数为 ；选使用系数为 ；1K 1.5AK由于转速不高，冲击不大，可取重载荷系数为 ；则.0V(3-12)1.52ABV3）确定弹性影响系数 EZ因选用铸锡磷青铜 ZCuSn10P 蜗轮与钢蜗杆相配， 。 1260EZMPa4）确定接触系数 假使蜗杆分度圆直径 和传动中心距 a 比值 ，从图 11-18 中可查得1d1.35d。2.9Z5）确定许用接触应力 H根据蜗轮材料铸锡磷青铜 ZCuSu10P,金属模锻造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表11-7 中查得蜗轮基本许用应力 。则应力环次数为 (3-13)727014506012621.085hNjnL寿命系数为 87.HK则 1268HNHKMPa6）计算中心距 230.9.946.3am取中心距 ，因 ，故可模数 ，蜗杆分度圆直径为 。80m5i .5130dm这时 从图 11-18 中可查得接触系数 。因为 ，上述计算结果1/.375daZZ可用。3.3.2.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1）蜗杆 轴向齿距 ；直径系数 ；齿顶直径 ，7.854aPm12q1235adm齿根圆直径 ；12fd分度圆导程角 ；蜗杆轴向齿厚 。0rctn9Zq 0.56.8as2）蜗轮蜗轮齿数 ；变位系数 ；251122.daxm验算传动比 ，这时传动比误差为 。1zi 502.%蜗轮分度圆直径 2.17.dzm蜗轮喉圆直径 2523.5aah蜗轮齿根圆直径 2.1ff蜗轮咽喉母圆半径 2218032.57gardm3.3.2.5 校核齿根弯曲疲劳强度21.53aFFFKTYdm(3-14)当量齿数 (3-15)2351.cosVzr根据 20.5x， 21.Vz，从图中可查得齿形系数 2.7aFY。螺旋角系数 (3-16)004.61.9Y许用弯曲应力 FFNKA从表 11-8 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮基本许用弯曲应力 。56FMPa寿命系数 69710.893.FNK5.0FPa而实际弯曲强度 1.3247.9648.507.F M弯曲强度满足条件。3.3.2.6 精度等级公差和表面粗糙度的确定由蜗轮蜗杆传动情况，选用 8 级精度，侧隙种类为 f。则 1）蜗杆轴向齿距极限偏差为 ，蜗杆轴向齿距累计公差为0.14pxfm，蜗杆齿行公差为 。0.25pxLfm2f2） 蜗轮齿距累积公差为 ，蜗轮齿圆径向跳动公差为 ，蜗.6pF0.5rFm轮齿形公差为 ，蜗轮齿距极限偏差为 。2.014f 0.2ptf3.3.2.7 传动效率的计算滑行速度 (3-17)3110371./cos6cos459Vdnsr故采用下置蜗杆。此时查得 ，总效率 (3-18)023V123tan.2Vr3.3.2.8 蜗轮蜗杆最小轴径的确定1）蜗杆 选择轴的材料为 45 钢，由于蜗杆小，所以做成齿轮轴。此时 ，则40TMPa由公式 6339.5102TPdn(3-19)663333.72.8106.504T m取 。2min5d2）蜗轮 同样选轴的材料为 45 钢，轴传递的功率 1P80.968Pw带 蜗 杆轴 承由公式（1）得 6339.511.5024dm取轴最小直径为 。2min3.3.3 第三级链传动的设计计算由设计条件可知传动比 ，输入的功率为 ，转速 ，载荷平稳。1i 2.514/inr则可进行如下设计1）选择链轮齿数 ，1z2假定链轮转速为 0.63 m/s ，由选取小链轮齿数 ；从动轮齿数 。120z20z2）计算功率 caP由表 9915查得工作情况系数 ，故1AK89caPW确定链条链节数 pL初定中心距 ,则链节数为03a(3-20)1502211080pzza节3）确定链条的节距 p由图 9131按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点的左侧时，可能出现链板疲劳破坏。由表 910 查得小链轮齿数系数 ； ；选取1.08=59zK0.26=941PLK单排链，由表 911 查得多排链系数 ，故得所需传递的功率为.p08901.054.cazLpPW根据小链轮转速 ，及 ，可选链号为 08A 单排链。同时也证实14/minr9原估计链的工作额定功率在曲线顶点左侧是正确的。此时查得链节距 。12.70pm4）确定链长 L 及中心距 a 8012.7.pLP 221211.70882454 4ppzzzPaLL m (3-21)中心距减小量 (0.4)(0.2.)5.917aaA 实际中心距 5891732 取 12.7pm5）验算链速 420.6/6061nzVms6）验算小链轮毂孔由表查得链轮毂孔的最大许用直径为 ，大于蜗轮轴径为max3kd,故合适。2min5d7）作用在轴上的压轴力 1.548705pFN有效圆周力 (3-22).9014836ePV按水平布置取压轴力系数 ，故.pFK154837053.3.4 主传送带的设计计算3.3.4.1 主传动链的设计计算 14由前述可知，选取 08A 型滚子链。 。2.Pm选择链轮的齿数 50i选取链轮的齿数 =36。7z计算功率 caP工作情况系数为 ，输入功率1.AK210.689.51.2W链其中 为输入主轴的功率分配给主传动链的分配比故 2.05.ca W3）确定链条链节数 pL初定中心距 ，则链节数为0107210362pzp节为了能均匀的分配三角挡板，故选取 。4pL节4）确定链长 L 及中心距 a 201.7=35pm221211895.44ppzzzPaLLm 中心距减小量 (0.4)(0.2.4)2.60.aA 实际中心距1295.6.19.8.a 取 1292mm5） 验算链速 7432.706/60161nzpVms6）选取轮毂孔 kd由表可查的轮毂许用最大直径 ，以及参考第二传动链的轮毂许用最大直径 ，maxd maxd拟选择此段轴径 。35k7） 作用在轴上的压轴力pFeK又主传动带的输入功率 (1290)有效圆周力 .5148067ePNV主按水平布置取压轴力系数为 ，故.pF23.3.4.2 计算主传送带的牵引力 F15假设回程链条有支托的水平式输送装置，则(3-23)161.523mcgWLff式中 F输送链条的牵引力，N；L物品输送的水平长度，m；每米长度上的输送链质量，kg；W输送机每米长度上的输送物品质量，kg；物体与滑台表面间摩擦系数；mf链条与导轨间摩擦系数；c3 为链条数。在本设计中袋子由链条本身传送，所以选 ；由于 08A 滚子链单排每0.4mcf米质量 ，则 ；在开始确定袋间距时 ,取0.6/qkg0.6/qkgH1P27m，式中 L 由上可知 。=4/ 785a在设计中送料机构给一个瓶子灌料时，输送带上有 10 个待灌瓶子。这样它们所需要的链长为 故符合设计条件。12.71(29) .53.41.0.231.90.459.3mcFgWffg N3.3.4.3 验算主链条输送装置的功率由精确计算链条运输物品时所遇阻力相当困难，故采用经验方法来计算。用下式估算输送链轮功率。(3-24)6 NFVK主 轴式中 主传动带的功率，W；N主 轴F 链条牵引力，N；V 牵引链条的速度， m/s；K 系数，有润滑的链条取 K=1.15，无润滑的链条取 K=1.20。59.430167.5.2FVKW主 轴式（2）中的输入功率 P链主 轴其中 为输入主轴的功率分配给主传动链的分配比根据设计我取 ；链条传动效率 。0.6=kg/m此时实际能输入功率为 ，所以满足设计条件。.890.651.2N主 轴由设计条件可知传动比 ，输入的功率为 ，转速 ，载荷平稳。则1iTn7 r/i可进行如下设计1）选择链轮齿数 12,z假定链轮转速为 0.63 m/s ，由表 98 选取小链轮齿数 =20；从动轮齿数1z=20。2z2）计算功率 caP由表 991查得工作情况系数 ，故1AK=89caPW确定链条链节数 pL初定中心距 ,则链节数为03a(3-25)1602211080pazzPa节3）确定链条的节距 p由图 9131小链轮转速估计，链工作功率曲线顶点左侧时，可能出现链板疲劳破坏。由表 910 查得小链轮齿数系数 ； ；选取单排1.0859zK0.26941PLK链，由表 911 查得多排链系数 ，故得所需传递功率为.p08901.054.cazLpPW根据小链轮转速 ，及 ，可选链号为 08A 单排链。同时也证实17/minr9原估计链工作在额定功率曲线顶点的左侧是正确。此时查得链节距 。12.7pm4）确定链长 L 及中心距 a14201.7.6606nzpVm2121210882454 4ppzzPaLL m (3-26)中心距减小量 (0.4)(0.)5.917aaA 实际中心距 589132 7取 DM5）验算链速 1420.66061nzpVm6）验算小链轮毂孔由表查得链轮毂孔的最大许用直径 ，大于蜗轮的轴径 ,max3kd2min5d故合适。7）作用在轴上压轴力 1.548705pFN有效圆周力 (3-27) 16.90136ePV按水平布置取压轴力系数 ，故.pFK15487053.4 主传动轴的设计3.4.1 轴力的计算分析1).求输入轴上功率 、转速 和转矩1P1n1T若取每级齿轮传动功率（包括轴承效率在内） ，则0.9710186128dd WA11.95953547T NmnA2)求作用在齿轮上力因已知大齿轮分度圆直径为 14602dmZ而 1235798.4tTFNtantan20380.4=397.coscos64tFNt.t815.06a 3)初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。取 ，30912.TA其中 为许用扭转切应力，于是得T1330min0.72815.63mPdA输入轴最小直径显然是安装锥齿轮处轴直径。为使轴直径与前面所设计带轮相配合，这里需确定其 d 并调整，为了满足强度的要求，这里取 。d3.4.2 校核轴的强度首先根据轴结构图作出轴计算简图图 3-2 轴的计算简图从轴结构图，弯矩和扭矩中可以看出截面 D 是轴危险截面。现将计算出截面 D 处 、HM及 M 值列于下表D表 3-3 截面 D 的负荷载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F ，1376NHA207NBF，12NVAF1032NB弯矩 M ，.9DmA345.9VDMm总弯矩 2.H扭矩 T 15由弯矩合成应力来校核轴的强度进行校核时，通常校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面（既危险截面 D）强度。根据上表中的数值，并取 ，轴的计算应力0.6