番茄酱包装机传动机构设计

1、毕业设计毕业设计番茄酱包装机传动机构设计番茄酱包装机传动机构设计 姓名：孟红旭 指导老师：董培培郝龙传动系统示意图毕设计算拉袋机构设计计算自动包装机每包装一袋番茄酱，拉纸机构应准确地拉下包装袋所需长度的包装材料。本设计所要求的包装袋的规格为3050mm，选取一定的安全系数，按50mm设计。选用圆柱拉纸辊进行拉纸，拉纸辊的直径确定后，就可以确定拉下一袋包装材料拉纸辊所转过的角度，经计算，如果直接应用凸轮使带动拉纸辊转动的轴转动，那么摆动杆所摆动的角度太大，这样会使凸轮的摆动机构尺寸过大，所以设计一个增速机构，使摆动轴只需转动一个较小的角度，拉纸辊就可达到所需转动的角度。拉袋机构设计计算：拉纸辊直

2、径初选d=60mmS=d=3.1460=188.4mm拉动50mm包装材料所需转动的角度为：=50/188.4360=96选=100选取增速机构传动比为2，那么摆杆轴所需转动的角度就为50凸轮摆动示意图凸轮摆动示意图 增速机构选用一对齿轮，齿轮参数选取如下： m=1.5z1=30z2=60h*=1c*=0.25B=15mm d1=mz1=1.530=45mm d2=mz2=1.560=90mm da1=m(z1+2h*)=1.5(30+21)=48mm da2=m(z2+2h*)=1.5(60+21)=93mm df1=m(z1-2(h*+c*)=1.5(30-2(1+0.25)=41.25m

3、mdf2=m(z2-2(h*+c*)=1.5(60-2(1+0.25)=86.25mm传动系统设计计算传动系统设计计算 电机的选择 电机选择的原则： （a）考虑电机的主要性能（启动、过载及调速等）额定功率的大小、额定转速及结构形式等方面要满足生产机械的要求。 （b）在以上前提下优先选用结构简单、运行可靠、维护方便有价格合理的电动机。 本课题设计的自动包装机是番茄酱而设计的，包装袋的质量及规格属于小计量，参考其它类似包装机，选择电机为Y2系列三相异步电动机，型号为Y2-711-2，电机各参数如表1： 表1电机参数型号型号额定功率额定功率/kW转速转速/rmin-1额定电流额定电流Y2-711-2

4、0.3728201.0各轴转矩的计算 电机满载转速为：2820r/min 设计要求：1000包/h=17包/min 按生产率为17包/min计算，总传动比： i=2820/17=166 立轴转速n=17r/min 电机输出转矩T=9550=9550=1.25 立轴转矩T=9550=9550=207.9凸轮的设计计算 本设计为了达到降低成本的要求，选用凸轮分配轴机构，凸轮是一个具有曲线轮廓或凹槽的构件，凸轮机构是由凸轮、推杆和机架三个主要构件所组成的高副机构。凸轮机构的最大优点就是只要适当地设计出凸轮的轮廓曲线，就可以使推杆得到各种预期的运动规律，而且结构简单紧凑。 凸轮机构的类型很多，按凸轮的

5、形状分为盘形凸轮、圆柱凸轮；按推杆的形状分尖顶推杆、平底推杆、滚子推杆。考虑各种凸轮机构的特点，应用盘形凸轮和滚子推杆，这种凸轮机构滚子与凸轮之间为滚动摩擦，磨损较小，可以传递较大的动力。拉袋凸轮的设计计算 拉袋凸轮曲线运动规律采用单停留曲线，即停升回，如图所示，拉袋凸轮运动曲线图生产率：17包/min根据生产率可知，凸轮轴的转速为17r/min一个工作循环的时间Tp=3.5s拉纸凸轮时间分配：Tk：摆杆升程的时间Td：摆杆回程的时间To：摆杆在初始位置停留的时间Tp=Tk+Td+To与这三段时间相对应的凸轮分配轴转角应满足：p=k+d+o=360根据工艺的要求，现分配各段时间如下：Tk=1.

6、9Td=0.9To=0.7按分配时间计算凸轮分配轴转角为：k=360=360=192d=360=360=96o=360=360=72热封凸轮的设计计算 热封凸轮曲线运动规律采用双停留曲线，即停升停回，如图所示，热封凸轮运动曲线利用作图法得到凸轮大致轮廓热封凸轮一个工作循环时间Tp=3.5s热封凸轮时间分配：热封板移动到互相接触的时间Ts：热板互相接触的时间Td：热板从接触返回初始位置的时间To：热板在初始位置停留的时间Tp=Tk+Ts+Td+To=360与这四段时间相对应的凸轮分配轴转角应满足p=k+s+d+o=360根据工艺的要求，现分配各段时间如下：Tk=0.9Ts=1.4Td=0.7To

7、=0.5k=360=360=96s=360=360=144=360=360=72o=360=360=48轴的校核 立轴的校核 立轴仅承受转矩，不受弯矩，所以应用= 立轴转矩T=207.9， Wt=0.2d=1600 Mpa=142Mpa 所以立轴的剪切强度足够。 轴的强度校核 轴承受的阻力主要是拉袋机构向下拉袋的力，以及使摆杆与凸轮接触的弹簧的力， 估算为T= F=40N a齿轮受力 切向力Ft= 径向力Fr= b作轴受力简图 c求水平反力d求水平面弯矩e求垂直反力f求垂直面弯矩g求合成弯矩h确定许用应力已知轴的材料为45钢调质，由手册查得用查入法由手册查得i校核轴的轴径B截面D截面结论：当按

8、当量弯矩法校核时，轴的强度足够。轴受力简图水平面受力水平面弯矩图垂直面受力垂直面弯矩图合成弯矩图 大齿轮的设计校核大齿轮的设计校核 选材料、确定初步参数 (1)选材料小齿轮：40钢调制，平均取齿面硬度为260HBS 大齿轮：45钢调制，平均取齿面硬度为220HBS (2)初选齿数取小齿轮的齿数为80，则大齿轮的齿数为80 (3)齿数比即为传动比i=1 (4)选择尺宽系数d和传动精度等级情况，参照相关手册并根据以前学过的知识选取m=1.5 初估齿轮直径d1=120mm (5)齿轮圆周速度为： 参照手册选精度等级为8级 (6)计算大齿轮转矩T1 (7)确定重合度系数Z、Y：由公式可知重合度为 则由

9、手册中相应公式可知： (8)确定载荷系数KH、KF 确定使用系数KA：查阅手册选取使用系数为KA=1.6 确定动载系数Kv：查阅手册选取动载系数Kv=1.17 确定齿间载荷分布系数KHa、KFa： 则 载荷系数KH、KF的确定，由公式可知 齿面疲劳强度计算 (1)确定许用应力H 总工作时间th，假设该包装机机的寿命为10年，每年工作300天，每天工作8个小时，则： 应力循环次数N1、N2寿命系数Zn1、Zn2，查阅相关手册选取Zn1=1.0、Zn2=1接触疲劳极限取：hlim1=290MPa、hlim2=220MPa安全系数取：Sh=1.0尺寸系数YX取YX=1许用应力h1、h2(2)齿形系数

10、YFa1YFa2由手册，取YFa1=2.9YFa2=2.2(3)应用力修止系数YSa1YSa2由手册可知YSa1=1.51YSa2=1.78(4)弹性系数ZE查阅机械设计手册可选取(5)节点区域系数ZH查阅机械设计手册可选取ZH=2.5 (6)求所需小齿轮直径d1 与初估大小基本相符。 齿根抗弯疲劳强度验算 (1)求许用弯曲应力F 应力循环次数NF1、NF2 寿命系数Yn1、Yn2，查阅相关手册选取Yn1=1、Yn2=1 极限应力取：Flim1=290MPa、Flim2=220MPa 尺寸系数Yx：查阅机械设计手册选，取Yx=1.5 安全系数SF：参照机械手册，取SF=1.5 需用应力F1、F2，许用弯曲应力 (2)齿形系数YFa1、YFa2，取 YFa1=2.56YFa2=2.15 (3)应力修正系数Ysa1、Ysa2，取 Ysa1=1.62Ysa2=1.82 4)校核齿根抗弯疲劳强度，则弯曲应力 所以齿轮的强度足够。键的校核键的校核 选择键连接的形式 对于主轴上的键，主要的受力为大齿轮处，对8级精度以上有对心要求的键，应选用平键连接。通过查询设计手册得到键的截面