毕业设计（论文）塑料瓶防盗盖压盖装置设计

1、毕毕 业业 设设 计计 题目： 塑料瓶防盗盖压盖装置设计 姓 名 学 号 院 （系） 专 业 指导教师 2011 年 6 月 武汉工业学院学士学位论文 摘要摘要 塑料瓶压盖机构是包装工业中一种很重要的机械，它是在灌装完毕后实现自动 封口的，现代的压盖机械均是有 plc 控制的，自动化程度很高的，因此在设计中主 要体现的是结构的紧凑性和自动化程度高级性，通过这个塑料瓶压盖机的设计与研 究，我们可以简单掌握现代的先进的关于包装机械的设计方法，通过已有的知识我 们可以改进现有的压盖机构，使之提高自动化程度，以提高生产效率为目标。在其 他方面现代社会各项技术与产业迅猛发展，人们的物质生活以及精神生活极

2、大丰富， 因此对产品的档次以及外型等辅助包装材料有了很大的要求，原始的包装技术不可 能适应现代社会的需要，因此设计出能够满足现在人民的生活理念的包装机械用来 提高包装档次就显的尤为重要，因此包装技术的先进与否也是一个社会的先进性的 一个重要体现方面，从这方面来讲，改进包装机械也是现代社会生活的需要。 关键词：压盖，灌装，包装机械 武汉工业学院学士学位论文 abstractabstract models the glass jar gland organization is in the packing industry one kind of very important machinery,

3、 it is after fills the attire to finish realizes the automatic seal, the modern gland machinery has the plc control, automaticity very high, therefore mainly manifests in the design is structure compact and automaticity high-level, models the glass jar sealing machine through this the design and the

4、 research, we may simply grasp the modern age to be advanced about the packing machinery design method, through the knowledge which has we has been allowed to improve the existing gland organization, causes it enhancement automaticity, take enhances the production efficiency as the goal. in other as

5、pect modern society each technologies and industrial swift and violent development, peoples material life as well as spiritual life enormous rich, therefore to assistance packing material and so on product scale as well as outlook had the very big request, the primitive packing technology is impossi

6、ble to meet the modern societys need, therefore designs can satisfy the present peoples life idea packing machinery to use for to enhance the packing scale to reveal especially importantly, therefore the packing technology is advanced or not also is societys advanced importantly manifests the aspect

7、, says from this aspect, the improvement packing machinery also is the modern social life need. key word: the gland, fills the attire, the packing machine 武汉工业学院学士学位论文 目录目录 第一章 前言.1 一、研究背景.1 （一） 包装机械背景.1 （二）压盖机.1 二、选题的目的和意义.3 （一） 、改进包装机械的自动化程度是现代生产的需要.3 （二）改进包装技术是现代社会生活的需要.3 三、包装机械的国内外研究现状.3 （一）国外包装

8、机械业概况.3 （二）国内压盖机械现状简介.6 四、塑料瓶压盖机构的原理介绍.6 （一）本设计基本工作原理.6 （二）各种因素对压盖过程的影响.8 第二章 压盖机构设计过程.9 一、设计内容.9 二、设计过程.9 三、研究的步骤.10 （一）初期的各个参数确定.10 （二）带轮的设计计算.11 （三）齿轮的设计.13 （四）凸轮的的设计计算.24 （五）塑料瓶拨轮的设计.24 （六）其他辅助零件的设计.25 第三章 总结 .26 谢辞.27 参考文献.28 武汉工业学院学士学位论文 0 第一章第一章 前言前言 一、研究背景一、研究背景 （一） 包装机械背景 我国包装机械起步较晚，经过20多年的

9、发展，我国包装机械已成为机械工业中 十大行业之一，为我国包装工业快速发展提供了有效的保障，有些包装机械填补了 国内空白，已能基本满足国内市场的需求，部分产品还有出口.但在目前，我国包装 机械出口额还不足总产值的5%，进口额却与总产值大抵相当，与发达国家相去甚远。 我国包装机械制造业存在的问题是：一缺乏宏观统筹规划;二是缺乏资金投入， 企业用于研究和开发的投资占销售额平均水平不到1%;三是缺乏专业技术人员。技术 差距主要表现在以下几个方面： 与发达国家相比，我国包装机械行业的产品从产品结构看，我国包装机械品种 只有1300多种，配套数量少，缺少高精度和大型化产产品，不能满足市场需求：产 品质量差

10、距表现在产品性能低，稳定性和可靠性差、外观造型不美观、表面处理粗 糙，许多元器件质量差，寿命短、可靠性低，影响了整体产品的质量;从企业状况看， 国内包装机械行业缺少龙头企业，生产规模大、产品档次高的企业不多;从产品开发 看，我国还基本停留在测试仿制阶段，自行开发能力弱，缺少科研生产中试基地， 科研经费仅占销售额的1%，而国外高达8%10%。 我国包装机械的技术水平从整体看先进国家的枝术水平整体看落后20年，在产 品的开发、性能、质量、可靠性、服务等方面的竞争中处于劣势。 在技术性能上，要将其他领域的先进技术应用在包装机械上，如机电一体化技 术，热管技术、远距离遥控技术、自动柔性补偿技术等，使产

11、品技术性能大幅度提 高。 在生产制造上，专业化生产已成为趋势.国际包装机械厂商都十分重视包装机械 与整个包装系统的通用能力，一些通用标准件不再由包装机械公司生产，某些特殊 的零部件则由高度专用化的生产厂家生产，而真正的包装机械公司在某种意义上是 组装厂。 武汉工业学院学士学位论文 1 （二）压盖机 在压盖机方面我国所研制的很多压盖机自动化程度底下，现在很多小企业仍然 沿用手动压盖机，下面让我们来看下手动压盖机的一些参数： 手动压盖机主要适用规格: a: 8 型眼科针剂铝盖 b: 11 型、11a 型铝盖、铝塑盖 c: 13 型 2 毫升瓶铝盖、13a 型 2、5 毫升瓶铝塑盖 d: 15a（口

12、服液 a 型）、15 型（口服液 c 型）易拉盖 e: 20 型青霉素瓶铝盖、20a 型 7、10、20、30 毫升青霉素瓶铝塑盖 f: 28、28a（t 形橡胶塞）50、100、250、500 毫升大输液瓶铝盖、铝塑盖 g: 30、30a（翻盖橡胶塞）100、250、500 毫升大输液瓶铝盖、铝塑盖 h: 32a 型（t 形橡胶塞）大输液瓶铝盖、铝塑盖 以及特殊规格定做加工，如香水瓶盖、喷雾剂瓶盖 手动压盖机主要技术参数： 8 型、13 型、13a 型、15 型、15a 型、20 型、20a 型、28a 型、28b 型 轧盖口径：8、13.8、15.6、15.9、17.5、20.7、22、3

13、1.2、33mm 外型尺寸：1958050mm 重量：0.5-0.7kg 手动压盖机使用方法： 1、按上易拉盖或铝盖后，放进轧头内，上下轻轻按手柄，压到轧头收紧为止， （不必过分用力）放松手柄，即恢复原位置。用三手指检查瓶盖不松动即可。 武汉工业学院学士学位论文 2 2、如第一次轧盖不紧或不光滑，即可调节轧头，顺时针旋转为松，逆时针旋紧 为紧 因此在这样的情况下我所设计改进的压盖机构就更加注重了自动化程度以及电 子化程度。 二、选题的目的和意义二、选题的目的和意义 （一） 、改进包装机械的自动化程度是现代生产的需要 包装机械是包装工业的一大门类产品，在包装工业中有着举足轻重的地位和 2 作用，

14、它给业提供必要的技术设备，以完成产品的包装工艺过程。尽管包装机械的 产值在整个包装工业中所占的比重不如包装材料大，不属于经常性消耗品，但对包 装工业的现代化却是不可缺少的支撑。它为包装工先进的技术装备，保证包装产品 质量高、生产效率高、品种多、生产环境好、生产成本低、环境污染小，因而获得 较强的生命力，带来巨大的社会效益和经济效益。没有现代化的包装机械，就没有 现代化的包装工业。 新型包装机械往往是机、电、气一体化的设备。充分利用信息产品的最新成果， 采用气动执行机构、伺服电机驱动等分离传动技术，可使整机的传动链大大缩短， 结构大为简化，工作精度和速度大大提高。其中的关键技术之一是采用了多电机

15、拖 动的同步控制技术。其实掌握这种技术并不很难，只是一些设计人员不了解包装机 械的这一发展趋势。如果说以前我国包装机械设计是仿制、学习阶段，那么现在我 们应该有创新设计的意识。 因此通过这个塑料瓶压盖机的设计与研究，我们可以简单掌握现代的先进的关 于包装机械的设计方法，通过已有的知识我们可以改进现有的压盖机构，使之提高 自动化程度，以提高生产效率为目标。 （二）改进包装技术是现代社会生活的需要 现代社会各项技术与产业迅猛发展，人们的物质生活以及精神生活极大丰富， 因此对产品的档次以及外型等辅助包装材料有了很大的要求，原始的包装技术不可 能适应现代社会的需要，因此设计出能够满足现在人民的生活理念

16、的包装机械用来 提高包装档次就显的尤为重要，因此包装技术的先进与否也是一个社会的先进性的 一个重要体现方面，从这方面来讲，改进包装机械也是现代社会生活的需要。 武汉工业学院学士学位论文 3 三、包装机械的国内外研究现状三、包装机械的国内外研究现状 （一）国外包装机械业概况 8 美国、日本、德国、意大利是世界上包装机械四大强国。 美国是世界上包装机械发展历史较长的国家，早已形成了独立完整的包装机械 体系，其品种和产量均居世界之首。10多年来，美国始终保持着世界最大包装机械 生产和消费大国的地位。其产品以高、大、精、尖产品居多，机械与计算机紧密结 合，实现机电一体化控制。新型机械产品中以成型、填充

17、、封口三种机械的增长最 快，裹包机和薄膜包装机占整个市场份额的15%，纸盒封盒包装机在市场占有率中居 第二位。从上世90年代初以来，美国包装机械业一直保持着良好的发展势头。 美国国内包装机械市场在全球是首屈一指的，各种包装机械主要内销，1998年 美国包装机械国内消费占82%，出口只占产值的18%，但出口额大。美国的包装机械 制造厂大部分附属于大型包装材料厂，销售也完全依赖母公司。中国已成为继加拿 大、墨西哥、日本、英国、德国之后，美国包装机械的第6大出口市场。 日本与美国、德国相比，起步较晚。上世纪60年代以前，包装机械厂家不足60 家，只能包装糖果、香烟等。60-70年代，是日本包装机械业

18、起步阶段，产值增长速 度很快。70-80年代，增长速度虽不如上一阶段那么高，但年增长率仍达13%。80-90 年代是稳定增长分阶段，将微电子技术成功地应用于包装机械的控制，以后又将光 导纤维技术、工业机器人技术、模块化技术应用于包装机械，达到安全性高、无人 操作、高生产率的水平，大大提高了其国际市场竞争力。因此，从上世纪60年代到 90年代初，日本包装机械工业连续30多年高速增长，经历了引进-消他-发展的过 程。 日本的包装机械制造厂以中小企业为主，包装机械的品种近500种，规格有700 多个。包装机械以中小型单机为主，具有体积小、精密度高、易安装、操作方便、 自动化程度高等优点。90年代以来

19、，已将变频调整、光电追踪、无触点电子开关、 动态数据显示等技术运用在包装机械中。日本包装机械的很大一部分用于食品包装 领域，食品包装机械产值占包装机械总产值的一半以上。 日本包装机械的主要市场是本国，出口额只占产值的10%。亚洲是日本包装机械 的主要出口市场。从上世纪90年代以来，日本对中国的出口额连年大幅增长，自 1995年起，中国已成为日本包装机械的最大出口国。 德国、意大利、英国、瑞士和法国等，都是世界上很重要的包装机械生产国家。 欧洲各国包装机械业的一个共同特点，是出口比例（出口额占产值的比例）都很大， 如德国和意大利近80%，瑞士超过90%，荷兰出口额甚至大于产值，因为荷兰是欧洲 武

20、汉工业学院学士学位论文 4 很重要的贸易转口地。 德国的包装机械在计量、制造、技术性能等方面居领先地位，特别是啤酒、饮 料灌装设备具有高速、成套、自动化程度高、可靠性好等特点，享誉全球。一些大 公司生产的包装机械集机-电-仪及微机控制于一体，采用光电感应，以光标控制， 并配有防静电装置。其大型自动包装机不仅包装容积大，而且能集制袋、称重、充 填、抽真空、封口等工序在一台单机上完成。德国包装机械业多年来始终处于稳定 增长状态，出口比例占80%左右。德国是世界上最大的包装机械出口国。 意大利是仅次于德国的第二大包装机械出口国。意大利的包装机械多用于食品 工业，具有性能优良、外观考究、价格便宜的特点

21、，出口比例占80%左右，美国是其 最大的出口市场。上世纪90年代以来，意大利对中国的包装机械出口额迅速增长， 1995年在意大利的出口排名榜上，中国已跃上为第2位。 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。包装机械作为一种产品，它的含义不仅仅是产品 本身的物质义，而是包括形式产品、隐形产品及延伸产品3层含义。形式产品是指包 装机本身的具体形态和基本功能；隐形产品是指包装机给用户

22、提供的实际效用；延 伸产品是指包装机的质量保证、使用指导和售后服务等。所以包装机的设计应该包 括：市场调研、原理图设计、结构设计、施工图设计、使用说明书编写及售后服务 预案等。 包装机械设计的类别主要有：测绘仿制设计、开发性设计、改进性设计、系列 化设计。如我所设计的啤酒灌装生产线生产能力为164万瓶h。其中灌装机的 灌装阀工位数从48个、6o个、9o个到12o个就属于系列化设计。由普通啤酒灌装生产 线到纯生啤酒灌装生产线的设计就属于改进、开发性设计。对于中低速运行的包装 机，目前我们基本上可以进行自主设计。而高速运行的包装机，特别是一些先进机 型，大多是测绘、仿制国外的同类机型，进行国产化设

23、计和系列化设计。其主要的 原因是：(1)大多数设计人员还没有真正掌握先进的设计方法，如高速包装机械的动 力学设计理论和方法等，对高速工况下机构的动态精度分析等问题还不能模拟解决； (2)产、学、研结合不够紧密，理论上的科研成果不能及时地在实际设计中运用，设 计人员缺乏及时的技术培训；(3)整个行业缺乏宏观调控的力度，优势资源不能得到 合理的配置与调整。在包装机械设计领域，绝大多数设计人员仍沿用以前的设计方 法：(1)根据设计任务书寻找同类机型作为样机；(2)参考样机制定各项技术性能指 标及使用范围；(3)设计工作原理图、传动系统图；(4)设计关键零件、部件；(5)设 计总装图方案和动作循环图；

24、(6)设计部件图、总装图和零件图；(7)对主要部件中 的关键零件进行强度、刚度校核；(8)设计控制原理图、施工图等。 武汉工业学院学士学位论文 5 而今，国内一些大学的设计软件，可以对包装机中常用机构进行有限元分析和 优化设计，其开发的凸轮连杆机构cadcam软件已经能够满足企业进行凸轮连杆机 构自主设计的能力，但在实际包装机械的设计中应用还不普遍。 新型包装机械往往是机、电、气一体化的设备。充分利用信息产品的最新成 7 果，采用气动执行机构、伺服电机驱动等分离传动技术，可使整机的传动链大大缩 短，结构大为简化，工作精度和速度大大提高。其中的关键技术之一是采用了多电 机拖动的同步控制技术。其实

25、掌握这种技术并不很难，只是一些设计人员不了解包 装机械的这一发展趋势。如果说以前我国包装机械设计是仿制、学习阶段，那么现 在我们应该有创新设计的意识。 （二）国内压盖机械现状简介 在传统的液体灌装生产中，主要靠人工压盖。先由人工放盖，然后人工用木榔 头，或塑料榔头敲击盖顶部，使盖与瓶口部分锁紧，达到容器的密封结果。但这种 人工压盖方法除了生产效率低外，还可能产生压盖不到位，用力过猛而损坏瓶盖， 敲击不当造成翻瓶等现象。同时，由于产品从灌装后到上盖、压盖这两道工序之间 有一段时间极有可能使容器内液体暴露在外，与外面空气相连，是一段液体受污染 的过程，会产生质量问题。目前，在国际上先进的灌装生产线

26、上，压盖与液体灌装 在同一机器内，压盖工序紧随灌装工序，当容器经灌装以后，由专用的装置将瓶盖 送到瓶口，再自动压盖。整个过程是一套自动控制的系统，完全由 plc 控制，其整 个生产过程是在无菌的环境中进行，生产速度可达到 240 瓶min。但就目前的国内 生产行业的经济条件来看，运用这样先进的生产流水线成本太高，原因是：由于是 高速生产线，每生产一种规格的产品需要一套夹具，包括灌装、压盖、送瓶、送盖， 此套夹具费用昂贵，拆装与调节时间比较长。这样的设备较适用于单一品种的大批 量生产。它的柔性制造能力较差。本文介绍的半自动压盖机。在原来的人工压盖基 础上，吸取了国外全自动生产线的部分优点，配上了

27、自动的压盖系统，与整个运输 带相匹配，即保证了产品的外形不受损，又适用于小批量、多品种的生产，同时达 到了卫生生产的要求。 武汉工业学院学士学位论文 6 四、塑料瓶压盖机构的原理介绍四、塑料瓶压盖机构的原理介绍 （一）本设计基本工作原理 图 1 选盖机构工作原理图 塑料瓶压盖机是整条灌装生产线的一个组成部分，它对于灌装过程的自动化 3 程度有着至关重要的作用，我所研究改进的压盖机构的工作原理是这样的：从灌装 机灌装完成后的塑料瓶通过传送带传送至压盖位置，首先是选盖机构进行瓶盖的 16 选择将瓶盖的下压，这样就可以保证下压的每一个盖子的方向性，即下压口是刚好 盖在瓶子上的瓶口上，选好的瓶盖通过滑

28、道被挤压力送到滑道的端点处，端点是由 两个弹簧紧固的，瓶子被送到压盖处后由拨瓶机构的拨轮带动瓶子往前走，由于拨 轮的力瓶口可以将紧固在弹簧里的瓶盖带动出来，刚好瓶盖会盖到瓶子上，这样拨 轮就将预先装好的瓶子送到压盖处，由压头压下瓶盖。 压头出的工作原理是这样的：由电动机带动的皮带轮就力传到蜗杆上，蜗杆 17 就可以带动蜗轮一起转，而蜗轮轴上同时又有两个凸轮，其中一个是圆盘凸轮，另 一个是圆柱凸轮，圆盘凸轮用其凸轮固有的特性将压盖压到位置处，而圆柱凸轮是 用起运动循环性来实现拨轮的周期运转的，当圆柱凸轮与圆盘凸轮的配合刚好达到 时间上的统一时，压头就可以准确的将瓶盖压到瓶子上,如果有没有压盖成功

29、的瓶子,压 头上的传感器就会产生信号,并给推动杆,这样推动杆就将瓶子推进废液桶。 4 这就是整压盖机构的工作原理。 武汉工业学院学士学位论文 7 图 1 选盖机构工作原理图 （二）各种因素对压盖过程的影响 由于长时间的运作金属材料会达到疲劳的极值，因属的性能也发生了相应的改变。 在蜗轮蜗杆的配合中，如果金属出现磨损等的问题会使传动比不稳定，因而会导致 传动的一系列问题，在凸轮处会因为长时间的冲击载荷是压杆产生塑性变形，弹簧 也会因为长时间的运作而达到疲劳值，皮带可能因为磨损出现问题。这一些都是在 运作过程中可能会出现的一些问题。 因此我们找到一些方法来解决这些问题，比如我们根据金属的性能不同而

30、采用不用 的热处理方式，蜗轮蜗杆应该给予一定程度的硬化，压杆我们应该通过热处理方法 提高其强度，皮带我们应该经常的给予润滑。通过这些问题的解决来使我们的机构 达到最好的运行状态。 武汉工业学院学士学位论文 8 第二章第二章 压盖机构设计过程压盖机构设计过程 一、设计内容一、设计内容 在对机械设计、金属材料和包装机械知识学习的基础上，运用已有的知识设计 出能够良好运行的塑料瓶压盖机构，并且有自己的创新点，计算出详细的尺寸数据， 以及材料的选择，并且给出依据，并用cad图纸表达出自己的设计方案，从结果中 5 分析几何尺寸设计的合理性,再通过反复修改,从而确定最终的设计方案，并且解释 出创新点的优点

31、，通过借鉴已有的方案来确定自己的设计，使自己的设计方案更完 善，更具有使用性和价值性。 二、设计过程二、设计过程 在设计创新塑料瓶压盖机构的设计过程中,我们不可能凭空想象出压盖机构的形 状,必须遵守一些特定的设计过程和借鉴一些已有的成果。大量相关资料和文献是必 不可少的,只有参考了大量优秀学者的精髓作为依据,对压盖机构的运行过程有了足 够的了解,还要对控制系统有一定的熟悉,这样才能设计合理,得到无缺陷或者缺陷少 的设计结果。合理的并且运行良好的机械不是一次两次的计算验证能得到的，必须 经过反复的修改,再加上合理的逻辑推断,反复修改而定.在本文中的研究方法如下: 阅读大量有关包装机械和关于塑料瓶

32、压盖机构的资料和文摘,并整理相关的资 料和文献。 通过对现有的塑料瓶压盖机的研究，以及资料里发现的问题设想出自己的设 计机械的工作原理，并论证其可行性。 撰写出开题报告，与指导老师以及小组成员讨论原理存在的问题并加以改进。 根据机械设计方法与步骤，通过计算来得出自己所设计零件的各个尺寸，并 校核所选择的零件材料以及强度等性能能否达到设计要求。 将所设计的零件和装配图通过cad软件表达出来。 根据分析结果,对机构的综合性能进行判断并加以改进，得到更好的机构图纸。 武汉工业学院学士学位论文 9 三、研究的步骤三、研究的步骤 （一）初期的各个参数确定 1、塑料瓶的尺寸的测量:我们选定平常的 600m

33、l 纯净水的瓶子做为标准，瓶 6 盖的最大直径为 30，即瓶口的外径为 30，瓶口螺纹为单头螺纹,不计自锁圈mmmm 瓶口螺纹高度为 10，瓶身共高 230，瓶口共高 18，瓶身直径为 60。mmmmmmmm 瓶身为带花纹的圆柱体，花纹的作用是方便手持。 图 2 塑料瓶 2、电动机的选择： 执行机构的曲柄转速为 n（610）r/min， 经查表按推荐的传动比合理范围，v 带传动的传动比 i 24，二级圆柱斜齿轮减 速器传动比 i 840， 则总传动比合理范围为 i 16160，电动机转速的可选范围为 n i n（16160）101601600r/min。 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、

34、价格和带传动、减速器的传动比，电动 机型号的选择:y132s6，电动机额定电压是 380v,额定电流是 7.9a,额定功率是 3.0kw.额定转速是 960r/min. 根据查得电动机轴的尺寸： 9 d：38 e：80 f：10 g：33 mmmmmmmm 武汉工业学院学士学位论文 10 轴号转速 功率 传动比 效率 电动机轴 960r/min3.0kw2.5:10.96 1 轴 384r/min2.88kw 4:1 0.96 2 轴 96r/min2.76kw 4:1 0.96 3 轴 24r/min2.65kw 2.5:1 0.96 4 轴 9.6r/min2.54kw 表 1 各轴动力参

35、数表 （二）带轮的设计计算 为了传动的稳定性，减小传动比，需安装带轮，分别在电动机输出轴，1 轴 （减速器输入轴） ，3 轴（减速器输出轴）以及 4 轴（凸轮轴）上装以带轮，由上面 的传动比可知两对带轮可以设计成一样的。 取 v 带小轮的直径是 d 小=80mm ,则大轮直径是 d 大=2.5x80=200mm. 根,选 v 带为 gb117174 即 a 型带 b：13 h：8 截面积：8/ h ：2.8 h ：11mmmm 2 mm a mm p mm 1确定计算功率 pca 由机械设计表 8-6 查取工况系数 k =1.0 故 10 a p= k p=1.0 3.0=3.0 caa kw

36、kw 2. 选取普通 v 带带型 根据 p,和机械设计图 8-8 确定选用 a 型 ca n 3确定带轮基准直径 由机械设计表 8-3 和表 8-7 取主动轮基准直径=75mm 1 d d 根据式 8-15 从动轮直径=2.5x75=187.5mm 2 d d 1 d di 由机械设计手册表 12-1-11 =187.5 按机械设计式 18-13 验算带的 2 d d 武汉工业学院学士学位论文 11 速度 smsmndv d /8 . 3/100060/96075)100060/( 1 1 ）（ 查机械设计手册表 12-1-11 =75 =187.5.确定普通 v 带的基准长度和传动中心距 1

37、 a d 2 a d 根据)(2)(7 . 0 2121 0dddd ddadd 初步确定中心距 mma300 0 根据机械设计式 8-20 计算所需要带的基准长度 0 2 0 4/)()(2/2 1221 addddal ddddd =mm1025)2404/)75 5 . 187(2/ )75 5 . 187(3002 2 （ 按机械设计表 8-2 选带的基准长度为mmld1120 按机械设计式 8-21 计算实际中心距a mmllaa dd 3482/ )10251120(3002/ )( 0 5验算主动轮上的包角 由机械设计式 8-6 得 120161/5 .57)(180 12 1

38、add dd 所以，主动轮上的包角合适。 6计算普通 v 带的根数 由机械设计式 8-22 知道 laca kkpppz)/( 00 由 查机械设计手册min/960 1 rn mmdd75 1 表 12-1-8 得 kwp12 . 1 0 kwp1 . 0 0 查机械设计表 8-8，表 8-2 得 98. 0 a k89 . 0 l k = lad kkpppz)/( 00 189 . 0 98 . 0 ) 1 . 012 . 1 /(55 . 0 取根1z 7计算预紧力 0 f 由机械设计手册 2 0 /) 1/5 . 2(500qvzvpkf da 武汉工业学院学士学位论文 12 查机械

39、设计表 8-4 得mkgq/10. 0 故 2 0 91 . 6 10 . 0 191 . 6 / ) 198 . 0 /5 . 2(55 . 0 500f =109.49n 8.计算作用在轴上的压轴力 p f 由式 8-24 得nzffp73.2182/sin2 10 计算所的图，如下所示： 19 30 95 100.5 13 84.5 76.5 6 11 26 图 3 带轮图 （三）齿轮的设计 1高速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 （1）齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 2

40、80hbs 取小齿45 齿数=24 1 z 高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240hbs z =iz =424=96 45 21 取 z =96. 2 武汉工业学院学士学位论文 13 齿轮精度 按 gb/t100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。 （2）初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 21 3 1 ) ( 12 h eh d t t zz u utk d 确定各参数的值: 试选=1.6 t k 查课本图 10-30 选取区域系数 z=2.433 217p h 由课本图 10-26 214 p78. 0 1 82 . 0 2 则6 . 182 . 0 78 .

41、0 由课本公式 10-13 计算应力值环数 202 p n =60n j =603841（283008） 11h l =8.8510 h 8 n =8.8510 /4=2.2110 h 2 88 查课本 10-19 图得：k=0.93 k=0.96 203 p 12 齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为 1%,安全系数 s=1,应用公式 10-12 得: 202 p =0.93550=511.5 h 1 s k hhn1lim1 mpa =0.96450=432 h 2 s k hhn2lim2 mpa 许用接触应力 mpa hhh 75.4712/ )4325 .511(2/ )( 21 查课本

42、由表 10-6 得： =189.8mp 198 p e z a 由表 10-7 得: =1 201 p d 武汉工业学院学士学位论文 14 t=95.510 =95.510 2.88/384 5 11/n p 5 =7.1610 n.m 4 （3）设计计算 小齿轮的分度圆直径 d t 1 21 3 1 ) ( 12 h eh d t t zz u utk d =mm 6 . 55) 75.471 8 . 189433 . 2 ( 4 5 6 . 11 1016. 76 . 12 2 4 3 计算圆周速度 100060 11 nd t sm/1 . 1 100060 384 6 . 5514.

43、3 计算齿宽 b 和模数 nt m 计算齿宽 b b=55.6mm td d1 计算摸数 mn 初选螺旋角=14 = nt mmm z d t 25 . 2 24 14cos 6 . 55cos 1 1 计算齿宽与高之比 h b 齿高 h=2.25=5.1 nt mmm = =11.0 h b 1 . 5 6 . 55 计算纵向重合度 =0.318=1.903 1 d 14tan241318 . 0 tan 计算载荷系数 k 使用系数=1 a k 根据,7 级精度, 查课本由表 10-8 得smv/10 . 1 192 p 动载系数 k =1.07, v 武汉工业学院学士学位论文 15 查课本

44、由表 10-4 得 k的计算公式: 194 p h k= +0.2310b h )6 . 01 (18 . 0 12 . 1 2 d 2 d 3 =1.12+0.18(1+0.6 1) 1+0.231055.6=1.42 3 查课本由表 10-13 得: k=1.35 195 p f 查课本由表 10-3 得: k=1.2 193 p hf k 故载荷系数: kk k k k =11.071.21.42=1.82 hh 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d =d=55.6=58.0 1t 1 t kk / 3 6 . 1 82 . 1 3 mm 计算模数 n m = n mmm z d 3

45、4 . 2 24 14cos 0 . 58cos 1 1 （4）齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 n m) ( cos2 1 2 2 1 3 f sf ad yy z ykt 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩71.6knm 确定齿数 z 因为是硬齿面，故取 z 24，z i z 42496 计算当量齿数 zz /cos24/ cos 14 26.27 3 zz /cos96/ cos 14 105.15 3 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1 初选螺旋角 武汉工业学院学士学位论文 16 初定螺旋角 14 载荷系数 k kk k k k=11.071.21.351.73 查取齿

46、形系数 y和应力校正系数 y 查课本由表 10-5 得: 197 p 齿形系数 y2.592 y2.211 应力校正系数 y1.596 y1.774 重合度系数 y 端面重合度近似为1.88-3.2（） 21 11 zz 1.883.2（1/241/96）cos14 1.662cos arctg（tg/cos）arctg（tg20 /cos14 ）20.64690 14.07609 因为/cos，则重合度系数为 y 0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系数 y 轴向重合度 2.05, 09 . 2 14sin 6 . 55 o y 10.76 计算大小齿轮的 f sf fy 安全系数

47、由表查得 s 1.25 工作寿命两班制，8 年，每年工作 300 天 小齿轮应力循环次数 n160nkt 60271.4718300286.25510 大齿轮应力循环次数 n2n1/u6.25510 /3.241.930510 武汉工业学院学士学位论文 17 查课本由表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 204 p 小齿轮 大齿轮 aff mp500 1 aff mp380 2 查课本由表 10-18 得弯曲疲劳寿命系数: 197 p k=0.86 k=0.93 1fn2fn 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 = f 1 14.307 4 . 1 50086 . 0 11 s k fffn =

48、 f 2 43.252 4 . 1 38093 . 0 22 s k fffn 01347 . 0 14.307 596 . 1 592 . 2 1 1 1 f sf fy 01554 . 0 43.252 774 . 1 211 . 2 2 2 2 f sf fy 大齿轮的数值大.选用. （5） 设计计算 计算模数 mmmmmn26 . 1 655 . 1 241 01554 . 0 14cos78 . 0 1086 . 4 73 . 1 2 2 24 3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计 n 算的法面模数，按 gb/t1357-1987 圆整为标

49、准模数,取 m =2.5mm 但为了同时满足接 n 触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d =58来计算应有的齿数. 1 mm 于是由: z =22.5 取 z =23 1 n m 14cos58 1 那么 z =423=92 2 几何尺寸计算 计算中心距 a=148.20 cos2 )( 21n mzz 14cos2 5 . 2)9223( mm 武汉工业学院学士学位论文 18 将中心距圆整为 150mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos07.14 2 . 1482 5 . 2)9223( arccos 2 )( 21 n m 因值改变不多,故参数,等不必修正. k h

50、 z 计算大.小齿轮的分度圆直径 d =59.28 1 07.14cos 5 . 223 cos 1 n mz mm d =237.11 2 07.14cos 5 . 292 cos 2 n mz mm 计算齿轮宽度 b=mmmmd28.5928.591 1 圆整的 60 2 b65 1 b 2.低速级齿轮传动的设计计算 （1）材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280hbs 取小齿齿45 数=24 1 z 速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240hbs z =424=96 圆整取45 2 z =96. 2 （2）齿轮精度 按 gb/t100951998，选择 7 级，齿根喷

51、丸强化。 按齿面接触强度设计 （3）确定公式内的各计算数值 试选 k =1.6 t 查课本由图 10-30 选取区域系数 z=2.45 215 p h 试选,查课本由图 10-26 查得 o 12 214 p =0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71 1 2 应力循环次数 n =60n jl =60961(283008) 12n 武汉工业学院学士学位论文 19 =2.2110 8 n =0.5510 2 4 1021 . 2 8 1 i n 8 由课本图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 203 p k=0.94 k= 0.97 1hn2hn 查课本由图 10-21d 207 p

52、 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,mpa h 600 1lim 大齿轮的接触疲劳强度极限mpa h 550 1lim 取失效概率为 1%,安全系数 s=1,则接触疲劳许用应力 = h 1 s k hhn1lim1 564 1 60094. 0 mpa =0.98550/1=517 h 2 s k hhn2lim2 mpa 540.5 2 )( 2lim1limhh h mpa 查课本由表 10-6 查材料的弹性影响系数 z =189.8mp 198 p ea 选取齿宽系数 1 d t=95.510 =95.510 2.76/96 5 22/n p 5 =27.4610 n.m 4 3

53、2 4 2 1 3 1 ) 5 .540 8 .18945 . 2 ( 4 5 71 . 1 1 1046.276 . 12 ) ( 12 h eh d t t zz u utk d =78.04mm （4）计算圆周速度 0.392 100060 9604.78 100060 21 nd t sm/ （5）计算齿宽 b=d =178.04=78.04 d t 1 mm 武汉工业学院学士学位论文 20 （6）计算齿宽与齿高之比 h b 模数 m= nt mm z d t 18. 3 24 12cos04.78cos 1 1 齿高 h=2.25m=2.253.18=7.155 nt mm =78.

54、04/7.155=10.91 h b 5. 计算纵向重合度 622. 112tan24318 . 0 tan318 . 0 1 z d 6. 计算载荷系数 k k=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b h 22) dd 3 =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231078.04=1.4259 3 使用系数 k =1 a 同高速齿轮的设计,查表选取各数值 =1.04 k=1.35 k=k=1.2 v k fhf 故载荷系数 k=11.041.21.4259=1.780 hhva kkkk （7）按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d =d=78.04 1t 1 t kk 3 mm

55、66.86 3 . 1 780 . 1 3 计算模数mm z d mn5319. 3 24 12cos66.86cos 1 1 （8）按齿根弯曲强度设计 m cos2 1 2 2 1 3 f sf d yy z ykt （9）确定公式内各计算数值 计算小齿轮传递的转矩274.6knm 确定齿数 z 因为是硬齿面，故取 z 24，z i z 424=96 武汉工业学院学士学位论文 21 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1 初选螺旋角 初定螺旋角12 载荷系数 k kk k k k=11.041.21.351.6848 1当量齿数 zz /cos24/ cos 12 25.652 3 zz /c

56、os96/ cos 12 102.608 3 由课本表 10-5 查得齿形系数 y和应力修正系数 y 197 p 232 . 2 ,491 . 2 21 ff yy751 . 1 ,636 . 1 21 ss yy 2螺旋角系数 y 轴向重合度 1.62 y 10.838 3计算大小齿轮的 f sf fy 查课本由图 10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限 204 p afe mp500 1 afe mp380 2 查课本由图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 202 p k=0.90 k=0.93 s=1.4 1fn2fn = f 1a fefn mp s k 43.321 4 . 1 5009

57、0 . 0 11 = f 2a fffn mp s k 43.252 4 . 1 38093 . 0 22 4计算大小齿轮的,并加以比较 f safaf y 武汉工业学院学士学位论文 22 01268 . 0 43.321 636 . 1 491.2 1 11 f safa fy 01548 . 0 43.252 751 . 1 232 . 2 2 22 f safa fy 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数 mmmmmn2298 . 2 71 . 1 241 01548 . 0 12cos797 . 0 10746 . 2 6848 . 1 2 2 25 3 对比计算结果，

58、由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计 n 算的法面模数，按 gb/t1357-1987 圆整为标准模数,取 m =4mm 但为了同时满足接触 n 疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d =86.66来计算应有的齿数. 1 mm z =21.19 取 z =22 1 n m 12cos66.86 1 z =422=88 取 z =88 22 5初算主要尺寸 计算中心距 a=224.95 cos2 )( 21n mzz 12cos2 4)8822( mm 将中心距圆整为 225 mm 修正螺旋角 =arccos10.12 2252 4)8822( arccos

59、2 )( 21 n m 因值改变不多,故参数,等不必修正 k h z 6分度圆直径 d =89.98 1 12cos 422 cos 1 n mz mm d =359.92 2 12cos 488 cos 2 n mz mm 计算齿轮宽度 mmdb d 98.8998.891 1 圆整后取 mmb90 1 mmb95 2 武汉工业学院学士学位论文 23 （四）凸轮的的设计计算 由于凸轮的寿命长短以及质量的好坏直接影响到压盖时的精度，因此凸轮的材料我 们选择 40并调质淬火处理。这样凸轮比较容易耐磨损，压盖精度不会容易出 r c 11 现误差，并且使用寿命长。可以不用多次拆卸凸轮。 图 5 援助凸轮轮廓线 （五）塑料瓶拨轮的设计 根据轴的结构设计，所以拨轮的直径为，将 360 度的圆盘六等份，以等mm258 份点为圆心做半圆，每个半圆的半