《糖果枕式包装机总体设计及横封切断装置设计（全套图纸） .doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《糖果枕式包装机总体设计及横封切断装置设计（全套图纸） .doc（28页珍藏版）》请在三一文库上搜索。
1、糖果枕式包装机总体设计及横封切断装置设计糖果枕式包装机总体设计及横封切断装置设计 摘要：摘要：本课题是设计一台目前较为热门的糖果枕式包装机。在分析了包装机的基 本工作原理、特点及应用的基础上，对包装机的总体和横封切断装置做了相应的设 计计算，完成了一套完整的机械设计过程。在总体设计中，主要是确定结构，分配 传动。主传动部分是从电机减速机传到齿轮，通过一对齿轮传动带动主传动轴。然 后由主传动轴来传递运动和动力。在该横封切断装置的结构设计中，主要采用了凸 轮来控制封切头的间歇运动，由横封滑杆、回位弹簧和旋转凸轮三部分组成。凸轮 采用柔性冲击轮廓曲线， 使得封口器在封口瞬间既降低了冲击又保证了封口性
2、能。 所设计的设备应结构简单、运转平稳，工作可靠，易于维修，能满足糖果包装要求， 便于调整。 关键词：关键词：包装机；主传动；横封横切断装置；旋转凸轮；回位弹簧 The Design of the General and Sealing and Trimming Mechanism of the Pillow-style Candy Packing Machine abstract：This topic is about the popular pillow-style candy packing machine .After analyzing the working theory , th
3、e features and the application of packing machine, on this base, it gives a corresponding calculation of the general and the cross sealing and trimming mechanism, completes a set of mechanical design process. In the general design, the emphasis is to decide the structure of the machine and the alloc
4、ation of transmission ratio. The main theory of the transmission part is motors transmit the drive to the two gears which drives the main spindle and the spindle will transfer the movement and driving force. The cross sealing and trimming mechanism is composed of three parts, namely the sliding cros
5、s seal, the return spring and the cam which spins in work and causes the trimmer move intermittently. The cam uses flexible impact profile curve. With this kind of cam, it makes sealing device not only can reduce the impact but also ensure the sealing properties in the instant of sealing . According
6、 to the design described in this paper, the packing machine should be simple structure, steady operation and convenient maintenance. Key words：packing machine；the main transmission；the cross sealing and trimming mechanism；spinning cam；return spring 目目 录录 1 前言.1 2 糖果枕式包装机的总体设计.3 2.1 设计参数要求：.3 2.2 总体方
7、案设计.3 2.3 传动装置的设计.6 2.3.1 传动路线.6 2.3.2 电动机的选择.6 2.3.3 分配各级传动比.7 2.4 定量供料装置的设计.8 2.5 制袋成型器的设计.8 3 机械传动件的设计.10 3.1 齿轮的设计和强度校核.10 3.2 轴的设计.13 3.2.1 轴的最小直径估算：.13 3.2.2 确定各轴段尺寸.13 3.2.3 轴上零件的定位与固定 .14 3.3 键的强度计算.14 4 横封切断装置设计.16 4.1 凸轮的设计.16 4.2 弹簧的设计计算.17 4.3 轴承的选择.19 4.4 导杆套的设计.20 4.5 封切头的设计.20 5 结论 .2
8、2 致谢 .23 参考文献 .24 附 录 .25 1 前言 本次毕业设计的课题是糖果包装机的总体设计及横封切断装置的设计。课题来 源于盐城市盛和轻工机械厂。为了提高劳动生产率，降低生产成本，改善生产环境， 提高商品档次，增加附加值，从而增强商品的市场竞争力而设计的一台横封切断装 置的糖果包装机。 所设计出来的包装机应满足下列组成部分的技术要求： a.包装材料的整理与供送系统，该系统在供送包装材料的过程中可以完成自动 制袋。 b.被包装物品的计量与供送系统，该系统是将被包装物品进行计量、整理、排 列，并输送到预定工位的系统。 c.主传送系统，该系统是将包装材料和被包装物品由一个包装工位顺序传送
9、到 下一个包装工位的系统。主传送机构的形式影响其外形，所以有专门的机构来传送 包装材料和被包装物品，直到把产品输出。 d.包装执行机构，包装执行机构是直接完成包装操作的机构。 e.成品输出机构，成品输出机构是把包装好的产品从包装机卸下、定向排列并 输出的机构。本包装机械的成品输出是靠包装产品的自重卸下的。 f.动力机与传动系统，动力机是机械工作的原动力，在现代工业生产中通常为 电动机，传动系统是指将动力机的动力与运动传给执行机构和控制系统，使其实现 预定动作的装置。通常由零件，如带轮、齿轮、凸轮等组成。 g.控制系统，控制系统由各种手动、自动装置组成。在包装机中从动力的输出、 传动机构的运转、
10、包括执行机构的动作及相互配合以及包装产品的输出，都是由控 制系统来操作的。本包装机械的控制方法除机械形式外，还有电气控制。 h.机架，机身用于安装、固定支撑包装机的所有零件，满足其相互运动和相互 位置的要求，因此，机身必须有足够的强度、刚度和稳定性。 设计的包装机需保证封袋的外观总体质量、包装密封要求、能够带来更大的经 济效益。 随着市场经济的发展，包装工业在国民经济中所占的比重和作用越来越大。我 国成功加入 WTO 后，全球经济贸易一体代进程的发展促使商品流通领域的竞争更加 激烈，人们在追求质量的同时，对商品包装的要求也越来越高。包装机械在包装工 业中的地位十分重要，对包装工业现代化具有举足
11、轻重的作用。食品包装机械是一 种专用机械，食品的种类繁多，各种食品的形态和性质多种多样，对包装的要求各 不相同，所以食品包装机械也有各种型式。国内外十分重视研究和发展食品包装机 械，我国食品包装机械既面临着国外先进产品的挑战和竞争，同时也面临着巨大的 国内外市场和较好的发展机遇。进入 21 世纪，我国国民经济整体水平和综合国力 将迈上一个新的台阶，国际国内的环境都将为我国经济的进一步发展提供良好的机 遇。 食品包装机械的发展趋势：目前，国际包装机械竞争日趋激烈，未来食品包装 机械应配合产业自动化趋势，朝着以下四个方向努力。 2 a.市场日趋垄断化。随着国外企业进入我国市场，国内一些无竞争力的包
12、装机 械企业将被国外企业收购、兼并或破产，一些包装产品将被几家大企业所垄断，并 且垄断的范围逐渐从香烟、饮料包装机械产品扩大到其他包装机械产品。 b.零部件生产专业化。我国目前包装行业“小而全” 、 “ 大而全” 的格局应尽 快调整。 c.向智能化发展。智能化包装的技术，已经在美国、法国等地投入使用。食品 技术人员估计，未来 20%到 40%的食品包装将会应用智能化包装技术技术。智能化 能更有效地保护食品质量，或直接显示食品是否新鲜，使消费者不必等到拆开包装 之后才发现事物是否已经变质。 d.向求精求专发展。今后我国食品包装机械业的发展方向是求精求专。 本课题设计内容涉及机械类专业近四年的专业
13、教学内容，可以使我得到综合锻 炼。为保证封袋的外观总体质量和包装密封要求、提高生产效率，根据毕业设计的 要求特拟定了设计思路，首先，要分析封袋的封装要求以及封袋总体尺寸确定包装 的总体工艺方案其次，认真研究样机，看懂其工作原理，根据具体的要求设计相应 的包装机。最后，在加工条件允许的前提下，最好选择精度等级较高的配合制，以 保证包装机的包装膜能准确定位。 本课题需要解决的问题是参照已有的包装机进行创新，去除繁杂的零部件， 从而实现设备的结构简单。在包装机的设计过程中尽可能地使用通用部件，使得其 在出现故障时易于维修，同时方便日后的调整，降低生产成本。工艺方案确定后， 根据封袋的大小确定各个部分
14、的尺寸，保证各个部件之间工作连续可靠，包装机总 体结构紧凑。 本课题设计出来的包装机是以大量的通用部件为基础，配以少量的专用部件而 组成。包装机在能够满足糖果包装要求，保证包装膜对正的基础上，还具有便于调 整、结构简单、运转平稳，工作可靠、易于维修效率高、成本低、 操作使用方便 等特点。同时该包装机减轻了工人的劳动强度，提高了劳动生产率；适用性较强。 具有较好的经济性。 2 糖果枕式包装机的总体设计 2.1 设计参数要求： 设计的糖果枕式包装机的方案满足如下性能、性质要求： A.包装物品：块状糖果 B.包装速度：40 粒/min；料盘转速：10r/min；主轴转速：40 r/min C.包装膜
15、：PP 卷、最大宽度 50mm、长度 50m D.技术要求： a.设备应能满足糖果包装要求。 b.设备应保证包装膜对正，便于调整。 c.设备应结构简单、运转平稳，工作可靠。 d.设备应便于维修。 e.设计时考虑加工工艺性和装配工艺性，尽量使用标准件、通用件，以降低制 造成本。 2.2 总体方案设计 为了使设计的包装机既能满足多项指标，又能结构合理，造价低，在市场上具 有一定的先进性为此拟定二套方案对此进行分析： A.横枕式自动制袋装填包装机 3 这个方案的动力由主电动机通过无级变速器，辊式纵封，辊式牵引和横封头。 此种方案的工作特色：卧式中用得比较多，该机集自动裹包物品、封口、切断于一 体，是
16、一种高效率的连续式包装机，广泛应用于饼干、糖果等的自动包装上。其包 装材料为塑料或其复合材料，采用卷盘式薄膜供料，由牵引辊松卷，经导辊的导向 进入成型器，成型器让薄膜自然形成卷包的形式，同时待包物品由供料输送链送入 至薄膜卷包的空间。卷包的薄膜在牵引的作用下向前运行并被中封辊热融封合。物 品随薄膜同步运行。包装物品最后经横封切断，形成一个成品包装。这种机器接触 精度比较高，不好保证其摩擦系数。而且结构比较复杂，制造成本比较高。 图 2-1 横枕式自动制袋装填包装机原理图 1纸卷 2 反射光电头 3包装物 4下纸辊轮 5.成型器 6.牵引辊轮 7纵封辊轮 8横封 头 9不等速机构 10超越离合器
17、 11主电机 12无级变速器 13伺服电机 14输送机构 15调速机构 16送纸光电传感器 17横封光电传感器 18成品 19勾爪差动机构 B.立式间歇制袋中缝封口包装机 4 图 2-2 立式间歇制袋中缝封口包装原理 1加料管 2翻领成型器 3送纸辊 4包装膜 5导辊 6纵封器 7横封器 8.切刀 这个方案的动力由电机减速机，经过一对齿轮轴输出。此类机型是由卷筒薄膜 塑料 3 经过导辊 5 被引入成型器 2，通过成型器 2 和加料筒 1 的作用形成中缝搭接 的圆筒形。其中加料筒 1 的作用是为外作制袋管，内为输料管。 封合时纵封器 6 垂直压合在套于内筒 1 外壁的薄膜搭接处，加热形成牢固的纵
18、 封。其后，纵封器回退复位，由横封头 7 对其横封和切断。如图所示可以知道每一 次封合可以完成下袋上口封和上袋下口的封塑。 C.方案对比分析 大体可以将立式包装机与卧式包装机的区别列出如下几点： a.由于卧式机器的高度比较低， ，因此上料比较容易；而立式机器由于高度的 原因上料要通过很大的传送系统才能完成。 b.卧式机的制袋和灌装是分开进行的，所以要先制好袋子后再进行灌装，因此 所灌装的物料不会进入到侧封和底封中；而立式机器的制袋与灌装是同步进行的， 一边制袋成型一边灌装，所以物料较容易进入密封区（如侧封、底封处） ，从而影 响袋子的密封质量。 c.另外，卧式机一般采用潜入式灌装，即灌装头伸入
19、到袋的中下部进行灌装， 灌装过程中灌装头会上下往复运动。潜入式灌装缩短了物料的下落行程，避免粉末 下落后的“反扑”现象引起的封口不严问题；而立式机在灌装过程中物料的行程相对 较长，而且灌装头是固定的。 d.卧式机的工位较多，可以加入很多的附件，如：切圆角、易撕口等；而立式 机器不能同时加入这些附件。 综上所述，方案 1 和方案 2 操作都比较方便。但方案 2 比方案 1 结构简单、造 价低，方案 2 更切合实际的需要，所以方案 2 为选用方案。 系统采用以 PLC 为控制核心， 采用数字电路与模拟相结合，经实践证明，系 统操作简单，性能稳定可靠，维护方便，而且能够在噪音、振动、粉尘严重的恶劣
20、环境下正常工作。间歇式横封机构是制袋封口机最重要的机构之一。常用的横封机 构有气动式、机械式和机械气缸组合式三种。气动式需要两个以上专门的气缸和供 气系统； 机械气缸组合式是经多个典型的(机构 如多杆组合机构、曲柄滑块结构、 凸轮摆杆)结构或曲摆杆机构等与气缸组合而成；常用的机械式横封机构多杆结构 或成组的齿轮摆杆机构。如何对这些横封机构进行微机控制，是当前包装机械工作 者最热门的题。本文采用 PLC 不仅能实现复杂的逻辑控制，还能完成各种顺序或定 时的闭环控制系统，并且可靠性高， 稳定性好、抗干扰能力强，在恶劣环境下能 长时间不间断进行，编程简单且维护工作量少。 在方案 2 中用凸轮机构实现
21、封烫。凸轮滑杆间歇式横封机构的结构图如图所示 ，其结构主要凸轮由动力传送机构带动旋转， 而内外封合由横封滑杆、回位弹簧 和旋转凸轮三部分组成。横封滑杆在凸轮驱动下，作往复移动，将筒状包装材料夹 持， 其夹持部位嵌有加热器使包装材料封口处受热熔化并使之夹紧，从而实现封 合。回位弹簧与凸轮配合， 使滑杆能准确地靠住凸轮轮廊， 在包装材料的移动过 程中， 完成夹持、开合的动作。凸轮由动力传送机构带动旋转， 而内外封合机构 则通过拉簧拉紧至与凸轮接触，凸轮旋转时使内外封合机构作往复移动并实现封口 处两热封器间歇开合；两热封器张开时，凸轮驱动两封器合拢，最后将其包装封压 紧，使包装袋受热加压而封口。紧接
22、着机构再进行下一个封口动作。 图 2-3 凸轮机构原理图 1凸轮 2回位弹簧 3、4滑杆 5包装袋及热封器 运动中，力系处于封闭平衡状态， 使机械传动运行中冲击振动小。封口性能 好采用柔性冲击凸轮轮廓曲线， 使得封口器在封口瞬间既降低了冲击又保证了封 口性能。 2.3 传动装置的设计 2.3.12.3.1 传动路线传动路线 经过分析与比较，决定采用如下运动方式：由电动机减速机输出动力带动一对 齿轮旋转工作，把动力传给主传动轴。轴上分别装有两凸轮分实现横封和竖封，同 时有一对锥齿轮实现包装带的牵引，在轴的最上方安装了同步齿形带带动料盘转动。 整个机构结构紧凑，传动平稳，冲击小。 2.3.22.3
23、.2 电动机的选择电动机的选择 电动机的功率选得是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。当功率小于 工作要求时，电动机不能保证工作装置的正常工作，或电动机因长期过载而过早损 坏；功率过大则电动机的价格高，能量不能充分利用，且因经常不在满载下运动， 其效率和功率因数都较低，造成浪费。 工作机所需功率为 Pw，由于包装速度为 40 颗/min，分切力为 3T。所以送料速 度： 103.14 90 10 0.0471/ 1000 601000 60 W d Vm s 12000 0.0471 0.628 10001000 0.9 W w Fw Vw PkW 电动机所需功率为: (2-1) o P
24、o Pw P 从电动机到工作机之间的传动装置总效率为： (2-2) 带齿轮轴承 式中 ，0.95 带 0.99 轴承 0.95 齿轮 由式（2-2）得 0.95 0.990.980.9217 由式（2-1）得 0.628 0.6813 0.9217 o Pw PkW 工作机滚子轴的转速 n为： w n 60 100060 1000 0.0471 10/min 3.14 90 w Vw m D 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动及减速器的传动比，参考文 献选定电动机的型号为 Y802-4。 4 表 2-1 电动机性能参数表 电动机型号额定功率 Pw/kW 同步转速/ 1 minr 满载
25、转速/ 1 minr 电动机质 量/kg 总传 动比 同步 带传 动 减速器 Y802-4 075 15001390181394 2896 2.3.32.3.3 分配各级传动比分配各级传动比 电动机选定后，根据电动机的满载转速 n m及工作轴的转速 n w即可确定传动装 置的总传动比： i=n m /n w (2-3)由式（2-3）得 i=139/10 =139 具体分配传动比时，应注意以下几点： a各级传动的传动比最好在推荐范围内选取，对减速传动尽可能不超过允许 的最大值。 b应注意使传动级数少传动机构数少传动系统简单，以提高和减少精度 的降低。 c应使各级传动的结构尺寸协调匀称利于安装，绝
26、不能造成互相干涉。 d应使传动装置的外轮廓尺寸尽可能紧凑。 因此初选 i=12，i=4；则=139/1 2 4=2896 齿轮带 i减速器 n = n m /=1390 /2896=4799r/min 1 i减速器 n2= /min 1 1 48 40 1.2 n r i 齿 n2=/min 2 40 10 4 n r i 带 P1 = Po 轴承 齿轮= 075 099 098= 072765kw P2 = P1 轴承 齿轮= 072765099098= 07kw P3 = P1 轴承 带= 07099098=068kw T1 = Nm 1 1 0.72765 95509550273.426
27、 48 p n T2 = Nm 2 2 0.7 95509550267.125 40 p n T3 = Nm 3 3 0.68 95509550649.4 10 p n 运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表： 轴名参数 电动机轴轴轴轴 转速 n/rmin-1 1390484010 功率 P/KW07507207068 转距 T/Nm22883137373157916 传动比 i289612 4 效率 09609720971 （以上设计计算参照文献4 ） 2.4 定量供料装置的设计 8 对于不同的包装物品有不同的计量方式，对于糖果这样颗粒状的物品用转盘式 的供料装置比较合理。采用可调容积的转
28、盘，这样提高其多功能性。根据要求，包 装速度为 40 颗分钟，将转盘做四个量杯，在各个量杯底部都有一个活动底盖， 当转到其位置时通过开盖销拨开，使糖坏掉入加料筒里。同时也有闭盖销推动活动 底盖，不让糖果掉下来。 2.5 制袋成型器的设计 2 在自动制袋包装机中，卷筒薄膜由舒展平坦输送到卷折成各种袋型的全过程中， 制袋成型器起了一个关键的作用，它对包装的形式、尺寸及质量有直接的影响。因 些正确选择成型器是非常重要的。 常用的制袋成型器主要有以下几种：翻领成型器、三角板成型器、象鼻成型器、 U 型板成型器以及缺口导板成型器等。正确设计和制造成型器的关键点为： a.尽量减少薄膜通过成型器所受的阻力，
29、使薄膜不产生纵向或横向的拉伸变形 以及皱折等。 b.确保薄膜自然贴合、无拉伸、无腾空地通过成型器，自然卷合，正确成型。 c.结构简单可靠，制造方便，调试容易。 可热封薄膜包装制袋的形式很多，因此制袋成形器也有各种不同型式，主要有 以下几种： 图 2-4 常用成型器示意图 1.三角形 2.U 形 3. 象鼻式 4.缺口导板式 搭接式和对接式包装袋，一般采用 “翻领”立式成形器制袋。成卷薄膜经导 辊，由商标光电定位装置检测后，进人翻领式成形器卷成圆筒状，纵向封接器进行 纵向缝封接，由横向封接器封接前一袋的上部封口和下一个袋子的下部封口。一般 由横向封接器的上下运动配合张合，实现薄膜的向下牵引，高速
30、包装机也有利于辊 式纵封器加牵引器，完成薄膜的牵引。所以本课题用的就是翻领成型器。 3 机械传动件的设计 3.1 齿轮的设计和强度校核 按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 A.选择齿轮的材料、精度、齿数和齿宽： 考虑该机床的结构，大、小齿轮都采用 45Cr 调质处理后表面淬火，由于齿轮 转速不高，选 7 级精度，闭式软齿面齿轮传动。小齿轮齿数 Z1=56，则大齿轮齿数 Z2= 68。小齿轮的布置形式为悬臂布置，查表 4-1，选齿宽系数，0.5d （3-1） )1 (5 . 0 / 1 ud b ab a 由齿轮的强度公式可知，轮齿越宽，承载能力也愈高，因而轮齿不宜过窄；但 增大
31、齿宽又会使齿面上的载荷分布更趋不均匀，故齿宽系数应取得适合。圆柱齿轮 齿宽系数的荐用值列于下表。对于标准圆柱齿轮减速器，齿宽系数取为 （3-2） ad u d b )1 (5 . 0 1 所以对于外捏合齿轮传动的值规定为 a 0.2，0.25，0.30，0.40，0.50，0.60，0.80，1.0，1.2。运用设计计算公式时， 对于标准减速器，可先选定再用上式计算出相应的值 d 表 3-1 圆柱齿轮的齿宽系数 d 装置状况 两支撑相对小齿轮作对称布 置 两支撑相对小齿轮作不对称布 置 小齿轮作悬臂布置 d 0.91.4（1.21.9） 0.71.15（1.11.65） 0.40.6 注：a.
32、大、小齿轮皆为硬齿面时应取表中偏下限的数值；若皆为软齿面或仅大齿轮为 d 软齿面时可取表中偏上限的数值； d b.括号内的数值用于人字齿轮，此时 b 为人字齿轮的总宽度； c.金属切削机床的齿轮传动，若传递的功率不大时，可小到 0.2； d d.非金属齿轮可取0.51.2。 d 对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即 导致不能继续工作的后果，故可取 S=1。但是，如果一旦发生断齿，就会引起 n S 严重的事故，因此在进行齿根弯曲疲劳强度的计算时 S=1.251.5。 n S B.按接触疲劳强度计算： 2 1 3 1 2.32 E F zkT d d a.确定公式中
33、的各参数 取载荷系数 Kt=1.3 小齿轮的转距 T1=135.29N/m 材料系数 查文献4表 6.3 得 189.8 E ZMpa 大小齿轮的接触疲劳强度按齿面硬度查文献4图 6.8 得 lim1,H lim2,H lim1 600 H MPa lim2 460 H MPa 应力循环次数 8 11 6060 48 1 8 300 161.1 10 h Nn jL 8 21/ 0.92 10NNu 接触疲劳寿命系数、，查文献4图 6.6 得0.92 0.93 1HN K 2HN K 1HN K 2HN K 确定许用接触应力 12HH 、 11HHN K lim1/ 0.92 600552 H
34、 SHMPa 22HHN K lim1/ 0.93 460427.8 H SHMPa b.设计计算 试算小齿轮分度圆直径 取 H 2H =121.84Mpa 2 1 3 1 1 2.32 E t F zkT d d 取125mm 1t d 计算圆周速度 V V=0.314m/s 11 60 1000 t d n 3.14 125 48 60 1000 计算载荷系数 K 查文献4表 6.2 得使用系数 K =1；根据 V=0.314m/s7 级精度查文献4图 A 6.10 得支载荷系数 K =1.15；查图 6.13 得 K =1.13，则 K= K K K =1.2995 vAv 校正分度圆直
35、径 d1 d1=125mm 1t d 3 / t K K 计算齿轮传动的几何尺寸 计算模数 m=d1/z=125/56=2.23，按标准取模数 m=3mm 1 两分度圆直径 d1=m z=3 56=168mm， d2=mz =3 68=204mm 1 2 中心距 a=m(z+ z )/2=3 (56+68)/2=186mm 12 齿宽 b=d1=0.5 168=84mm；b1=b2+(510)mm=90mm 取 b1=90mm， b2=85mm d 齿高 h=2.25m=2.25 3=6.75mm c.校核齿根弯曲疲劳强度 由文献4公式 6.12 1 23 1 2 FFaSaF d kT Y
36、Y z m 查文献4图 6.9 取， lim1 200 Fa MP lim2 240 Fa MP 弯曲疲劳寿命系数， 1FN K 2FN K =0.92 =0.90 1FN K 2FN K 许用弯曲应力 11lim1/ 200 2.0 0.92/1.4262.86 FFNSTFFa KYSMP 22lim2/ 240 2.0 0.90/1.4308.57 FFNSTFFa KYSMP 齿形系数， 1 2.3 Fa Y 2 2.25 Fa Y ， 1 1.72 Sa Y 2 1.74 Sa Y 计算大小齿轮的、/与、/，并加以比较取其中大值 1Fa Y 1Sa Y 1F 2Fa Y 2Sa Y
37、2F 带入公式计算 11 1 2.3 1.72 0.015 262.86 FaSa F YY 22 2 2.25 1.74 0.0127 308.57 FaSa F YY 校核计算： 3 11 23 2 1.3 1.39.3 10 2.3 1.7233.84 0.5 563 FF Mpa = 弯曲疲劳强度足够（以上设计计算参照文献4） 3.2 轴的设计 4 3.2.13.2.1 轴的最小直径估算：轴的最小直径估算： 轴的结构设计时，一般已知装配图、轴的转速、传递的功率及传动零件的类型 和尺寸等。 转轴受弯扭组合作用，在轴的结构设计前，其长度、跨距、支反力及其作用点 的位置等都未知，尚无法确定轴
38、上弯矩的大小和分布情况，因此也无法按弯扭组合 来确定转轴上各段的直径。为此应先按扭转强度条件估算转轴上仅受转矩轴径。 d=105 (3-3) min n P 3 当轴段上开有键槽时，应适当增大直径以考虑键槽对轴的削弱：d100mm 时， 单键槽增大 3，双键槽增大 7；d100mm 时，单键槽增大 57，双键槽增 大 1015。最后对 d 进行圆整。 查表 C=105 (当所受弯距较小或只受转距、载荷较平稳，无轴向载荷或只有较 小的轴向载荷、减速器的低速轴、轴只作单向旋转；反之，取小值，C 取较大T 值。) D105=24.68mm 0.68 48 3.2.23.2.2 确定各轴段尺寸确定各轴
39、段尺寸 轴的结构设计就是要确定轴的合理外形和结构，以及包括各轴段长度、直径及 其他细小尺寸在内的全部结构尺寸。 轴的结构主要取决以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴的毛坯种类； 轴上作用力的大小和分布情况；轴上零件的布置及固定方式；轴承类型及位置；轴 的加工工艺以及其他一些要求。由于影响因素很多，且其结构形式又因具体情况的 不同而异，所以轴没有标准的结构形式，设计具有较大的灵活性和多样性。但是， 不论具体情况人如何，轴的结构一般应满足以下几个方面的要求： a. 轴和轴上零件要有准确的工作位置； b. 轴上零件应便于装拆和调整； c. 轴应具有良好的制造工艺性； d. 轴的受力合理，有利于提
40、高强度和刚度； e. 节省材料，减轻重量； f. 形状及尺寸有利于减小应力集中。 A.各轴段的直径 阶梯轴各轴段直径的变化应遵循下列原则： a.配合性质不同的表面（包括配合表面与非配合表面） ，直径应有所不同； b.加工精度、粗糙度不同的表面，一般直径亦应有所不同； c.应便于轴上零件的装拆。 B.通常从初步估算的轴段最小直径 d开始，考虑轴上配合零部件的标准尺寸、 min 结构特点和定位、固定、装拆、受力情况等对轴结构的要求，一次确定轴段的直径。 具体操作时还应注意以下几个方面问题： a.与轴承配合的轴颈，其直径必须符合滚动轴承内径的标准系列。 b.轴上螺纹部分必须符合螺纹标准。 c.轴肩定
41、位是轴上零件最方便可靠的定位方法。轴肩分定位轴肩和非定位轴肩， 定位轴肩通常用于轴向力较大的场合。 d.定位轴肩是为加工和装配方便而设置的，其高度没有严格的规定。与轴上传 动零件配合的轴头直径，应尽可能圆整成标准直径尺寸系列。 f.非配合的轴身直径，可不取标准值，但一般应取成整数。 C.各轴段的长度决定于轴上零件的宽度和零件固定的可靠性，设计时应注意以 下几点： a.轴颈的长度通常于轴承的宽度相同。 b.轴头的长度取决于与其相配合的传动轮毂的宽度。 c.轴身长度的确定应考虑轴上各零件之间的相互位置关系和拆装工艺要求，各 零件间的间距查参考文献。 4 3.2.33.2.3 轴上零件的定位与固定轴
42、上零件的定位与固定 A.常用的轴向定位和固定方法两类 a.利用轴本身的组成部分，如轴肩、轴环、圆锥面等； b.采用附件，如套筒、锁紧挡圈、圆螺母和止动垫圈、紧定螺钉等。 B.轴上零件的周向定位与固定 为了传递运动与转矩，轴上零件必须有可靠的周向定位。该设计中的主动轴上 齿轮用平键做周向定位。轴承内圈靠它与轴之间的过盈配合来实现周向定位。常用 轴上零件周向固定的方法有键连接、花键连接、型面连接、销连接、弹性环连接、 过盈连接等。紧钉螺钉也可以做周向定位。 ，但只用在传力不大之处。 3.3 键的强度计算 校核主传轴上的键 A12 68，键的受力如图 4-1 所示，该键的主要失效形式为 工作面的压溃
43、，按工作面上的挤压力进行强度校核计算。 图 3-1 键受力图 2 p T dkl 式中 T传递的转距，单位；N mm K键与轮毂的接触高度，k=h/2，h 为键的高度 8，单位为 mm； d轴的直径 48，单位为 mm； l键的工作长度，单位为 mm。A 型键 l=L-b。 3 22 373.73 10 69.5 48 4 (68 12) p T dkl 查文献4表 12.1 中选取 324 P 100 pa MP pp = 所以键的强度足够。 4 横封切断装置设计 4.1 凸轮的设计 凸轮机构因为机构中有一特征件凸轮而得名。凸轮是指具有曲线轮廓或凹槽等 特定形状的构件。凸轮通过高副接触带动从动件实现预期的运动，这样构成的机构 称为凸轮机构。凸轮机构可以分为平面凸轮和空间凸轮，本课题用的是平面凸轮。 根据结构要求，选用盘状凸轮，此凸轮为盘状，具有变化的向径。当绕固定轴 转动的时候，可推动从动件在垂直于凸轮轴平面内运动。这是凸轮机构中最基本的 形式，应用最广。 根据行程用反转法求凸轮的轮廓曲线，已知行程为 40mm，根据结构要求选取基 圆 d=90mm，为了使其满足工作要求