塑封包装机封合机构主传动机构设计

*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： 1.210齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚8轴承端盖外径+（55.5）7077826键的设计1.高速轴键的设计与校核根据，查阅参考文献3，选用 圆头普通平键（A型），铸钢的许用挤压应力所以键的强度满足。所选键为强度合格；2.中间轴键的设计与校核根据，选用 圆头普通平键（A型），铸钢料的许用挤压应力；所选键的度满足。3.低速轴键的设计与校核根据，选用 键圆头普通平键（A型），铸钢料的许用挤压应力所选键的强度满足。7减速器的各部位附属零件的设计1窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作即可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.2放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。3油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。4通气器 减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成.5启盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整.6定位销为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置.7环首螺钉、吊环和吊钩 为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。8调整垫片 用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用.9密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内.8防滑方式的确定1滚动轴承的润滑滚动轴承的润滑采用脂润滑，它不易流失密封性好加脂周期长。该滚动轴承的工作温度不太高的可选钙基润滑脂，滚动轴承摩擦力大。可选1号润滑脂GB491-872齿轮的润滑由于展开式齿轮的传动速度比低，载荷大，油脂容易流失，所以采用粘度很高，防锈性好的开式齿轮油。采用油池润滑，自然冷却，侵入油中的齿轮深度为1-2个齿高，采用液压油GB1118.1-1994.图8.1 减速器整体三维结构Fig8.1 Reducer integral three-dimensional structure结语 本文通过对塑封包装机的分析，完成了塑封包装机的主传动机构的设计，包括一个直齿锥齿轮二级减速器和一个摆动式凸轮机构，在参考了大量文献资料的基础上，本文首先回顾了世界包装机行业的历史并分析了现状和发展趋势，并对我国包装机遇到的问题进行了分析。通过运用机械设计和机械原理课程中所学的基本理论和前面所学的专业课并结合生产实习中学到的实践知识，本文正确地解决了凸轮的理论廓线和工作廓线的方程计算，完成了对二级减速器的设计计算，锥齿轮、直齿轮、轴的设计、验证，箱体的结构设计。通过UG软件绘制出了二级减速器的3D图形，根据凸轮的理论廓线方程，通过描点法，画出了该凸轮的理论廓线，并绘制了3D模型 本次毕业设计基本达到了综合运用基本理论知识解决实际生产中的问题。但由于时间较短、实践经验不足，本设计还存在许多不足之处，望各位老师和同学指正，提出改进建议。参考文献1濮良贵 陈国定 吴立言.机械设计M.北京：高等教育出版社，2013.5，186-2242孙桓 陈作模 葛文杰.机械原理M.北京：高等教育出版社，2006.5,151-1643吴宗泽 高志 罗圣国.机械设计课程设计手册M.北京：高等教育出版社，2012.54Mattias Grundelius.Iterative Optimal Control of Liquid Slosh in an Industrial Packaging MachineD,Sydney,20005张晓玲,房瑞明;下摆式递纸机构共轭凸轮的设计与研究J.机械设计;2004年05期6中国机械工程学会包装与食品工程学会. 包装与食品机械C.安徽：机械部合肥通用机械研究所包装机械分所，20107赵淮 林泽梅 张世荣.我国包装机行业现状和提高技术水平思路J.中国机械工程.2003年05期8韩燕 王宏莲.圆柱齿轮减速器的三维造型设计J.机电产品开发与创新,2011年04期9Conte Del Nobile.Combined Use of Modied Atmosphere Packaging and Natural Compounds for Food PreservationR.DOI10.1007/s12393-010-9013-5, Springer Science Business Media,LLC,201010孔凡真. 我国食品包装机械行业的差距与前景J.中国包装,2012年02期11常勇 吴从炘 李延平.关于按许用压力角设计最小尺寸的摆动从动杆平面凸轮的解析法一文的两点注记J.哈尔滨商业大学学报(自然科学版),1989年02期12常勇 杨富富.作平面运动滚子从动件盘形凸轮机构的第类机构综合问题A.北京：中国机械工程学会,200513席琼. 齿轮减速器的CAD三维造型及其关键零部件的参数化设计研究A.山西:太原理工大学,200614李玲玲 向侃 杨亚得.国内外真空包装机现状与发展趋势A.湖北：湖北省机电研究院,198915曹智梅.基于CAD/CAM的偏心盘形凸轮设计与加工J.煤矿机械,2012年05期致谢本次设计是在李老师的悉心指导下完成的，从选题，查资料，定方向，每一步都得到了老师的关心，每隔一段时间，李老师都会询问我论文的进度，指出我的不足，然后帮助我解决遇到的问题，同时提出自己的意见，给了我很大的帮助。同时还要感谢同组的几位同学，大家互相帮助，讨论，把之前遗忘的知识都复习了不少，尤其对绘图软件的运用达到一个新的水平，没有你们的帮助我也不会这么顺利地完成此次设计，在这里再次表示感谢。作为大学最后一门课程，毕业设计成为衡量4年学习效果的关键，怀着对学校，对学院，还有对所有老师同学的感谢，完成这最后一项任务，圆满的给自己的大学生活画上一个句号。 39