湘潭大學興湘學院畢業(yè)設計說明書題目： 行李包裝機的設計 學 院： 興湘學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： 2010963014 姓 名： 雷泉 指導老師： 彭銳濤 完成日期： 2014 年 5 月 9 日 目錄摘要Abstract第一章 引言…………………………………………………………(1)1.1 課題的背景及意義……………………………………………………………(1)1.2 國內外包裝機械的發(fā)展史……………………………………………………(1)1.3 方案對比………………………………………………………………………(2)第二章 行李打包機的構造、工作過程及應用………………………（5）2.1 行李打包機的構造、工作過程………………………………………………(5)2.2 轉盤系統………………………………………………………………………(5)2.3 薄膜拉伸系統…………………………………………………………………（5）2.4 支撐系統………………………………………………………………………（6）2.5 行李打包機的應用……………………………………………………………（7）第三章 運動和動力參數及結構設計計算…………………………（8）3.1 主要設計技術指標與參數……………………………………………………（8）3.2 轉盤系統部分結構設計計算以及校核………………………………………（8）3.3.薄膜拉伸系統部分結構設計計算以及校核………………………………（26）3.4 膠輥的設計計算…………………………………………………………… （32）總結………………………………………………………………… （40）參考文獻…………………………………………………………… （41）附錄 翻譯譯文及原文行李包裝機的設計摘要：隨著社會的發(fā)展和人民生活水平的提高，在科學技術迅速發(fā)展的今天，人民生活節(jié)奏越來越快，人民出遠門已不再是僅僅只是坐火車、輪船，飛機成了許多人選擇，出行的行李打包成了許多機場需要解決的問題。本課題針對這種現象和需求，開發(fā)結構緊湊，打包方便快捷的行李打包機。該系統包括：轉盤系統、薄膜拉伸系統、支撐系統，可以完成薄膜的拉伸，纏繞。本設計主要完成這三個系統的結構和方案設計。通過對各部件結構參數的分析設計，使組成該機構的各部分結構運行協調平穩(wěn)，結構緊湊，美觀經濟。關鍵詞：行李、打包機、纏繞The design of luggage packing machineAbstract：With the social development and people's living standards improve, the rapid development of science and technology in today's increasingly fast-paced life of the people, the people are no longer just taking a trip by train, ship, aircraft became many people choose to travel airport baggage packed into many problems to be solved. The topic for this phenomenon and needs to develop a compact, convenient package luggage packer. The system comprising: a carousel system, a film drawing system, the support system can be completed stretched film winding. The design of the main structure and program design to complete the three systems.Through the analysis of the structural parameters of the componentsdesigned so that the structural composition of the agency's coordinationrunning smoothly, compact structure, beautiful economy.Keywords： Luggage, packing machine, winding1第一章 引 言1.1 課題的背景及意義隨著經濟的發(fā)展航空業(yè)也迅速發(fā)展起來，中國有國際機場就有幾十個，還不包括那些中小型機場，國際機場每年旅客吞吐量就有幾千萬，平均每天就有幾萬甚至幾十萬的吞吐量，這僅僅只是國際機場的不包括更多的中小型機場，就算每人一個行李包這對機場也是一個巨大的工作量，行李包裝機是專為機場包裝行李或小物品纏繞等設計，可防止行李被調換和破損等現象，在運輸過程中起到保護行李的作用。如果采用人力去打包會大大提高工人的勞動強度，并且增加了打包時間以及打包場地，增加了機場成本。鑒于此，我們尋求一種機械形式實現此功能的包裝設備。而行李包裝機的出現會提高行李或小物品纏繞的速度，降低工人的勞動強度，減少包裝場地面積。以及對機場降低成本，提高競爭力有很大的幫助。1.2 國內外包裝機械的發(fā)展史我國的包裝機械產業(yè)在新中國成立時,幾乎是一片空白,只有少數工廠或作坊在生產一些簡單的手工包裝機具,或為少數進口機器進行修配服務。經過五十年的發(fā)展,我國包裝機械已成為機械工業(yè)中的十大行業(yè)之一,無論是產量還是品種,都取得了令人矚目的成就,我國包裝工業(yè)的高速發(fā)展提供了有力的保障?？v觀國內現有的包裝機械,除大型生產包裝線外(許多是從國外引進產品生產后隨即包裝,如奶粉、洗衣粉之類,耗資大,占地面積大,物料多品種適應性差)大都處于一種落后的局面,如一些家庭個人小作坊,買一些現成的包裝袋(包裝袋有人專業(yè)生產,也十分精致、漂亮)將需要包裝的粉狀、顆粒狀食品或其它商品用量杯類器具灌裝在袋中,用熱膜封口機封口后流通于市場。這種包裝作業(yè)方式不僅不符合衛(wèi)生條例,產品計量無法保障,也為產品摻假、制假打開了方便之門,是目前產品升級、上檔次必須嚴格杜絕的包裝作業(yè)方式。 80 年代末,國內陸續(xù)引進并迅速發(fā)展生產了一系列機械傳動的小型全自動包(灌)裝機,因能基本上滿足小袋物品包裝從有計量的落料到制袋、灌裝、分割等動作的自動化作業(yè),生產效率和包裝質量得到了很大程度的提高,克服了眾多作業(yè)環(huán)節(jié)中人為因素的影響。加上投資少(每臺售價 3～5 萬元),占地面積小,適應于個體小作坊的作業(yè)生產,因而深受用戶的歡迎,也使包裝機械的成長有了新的發(fā)展目標和前景,小袋物品的包裝質量也有了質的飛躍。 但是，在設計過程中，大多數設計人員還沒有真正掌握先進的設計方法[2]，如高速包裝機械的動力學設計理論和方法等，對高2速情況下機構的動態(tài)精度分析等問題還不能模擬解決；產、學、研，結合不夠緊密，理論上的科研成果不能及時地在實際設計中運用，設計人員缺乏及時的技術培訓；整個行業(yè)缺乏宏觀調控的力度，優(yōu)勢資源不能得到合理的配置與調整。 國內一些大學的設計軟件，可以對包裝機中常用機構進行有限元分析和優(yōu)化設計，其開發(fā)的凸輪連桿機構 CAD／CAM 軟件已經能夠滿足企業(yè)進行凸輪連桿機構自主設計的能力，但在實際包裝機械的設計中應用還不普遍。 美國是世界上包裝機械發(fā)展歷史較長的國家，早已形成了獨立完整的包裝機械體系，其品種和產量均居世界之首。從上世紀 90 年代初以來，美國包裝機械業(yè)一直保持著良好的發(fā)展勢頭，其產品多以內銷為主，出口只占包裝機械總產值的18%。繼加拿大、墨西哥、日本、英國、德國之后，中國已成為美國包裝機械的第 6 大出口市場。 日本與美國、德國相比，起步較晚，包裝機械制造業(yè)的發(fā)展經歷了引進--消化--發(fā)展的研究過程，在吸收國外長處的基礎上加以改進提高，目前已成為世界上僅次于美國的包裝機械生產國。日本的包裝機械制造廠以中小企業(yè)為主，包裝機械的品種、規(guī)格較多。包裝機械以中小型單機為主，具有體積小、精密度高、易安裝、操作方便、自動化程度高等優(yōu)點。90 年代以來，已將變頻調整、光電追蹤、無觸點電子開關、動態(tài)數據顯示等技術運用在包裝機械中。日本包裝機械的很大一部分用于食品包裝領域，食品包裝機械產值占包裝機械總產值的一半以上。日本包裝機械的主要市場也在本國，出口額只占總產值的 10%。亞洲是日本包裝機械的主要出口市場。從上世紀 90 年代以來，日本對中國的出口額連年大幅增長，自 1995 年起，中國已成為日本包裝機械的最大出口國。 目前，世界各國對包裝機械的發(fā)展都十分重視，集機、電、氣、光、生、磁為一體的高新技術產品不斷涌現。生產高效率化、資源高利用化、產品節(jié)能化、高新技術實用化、科研成果商業(yè)化已成為世界各國包裝機械發(fā)展的趨勢。 1.3 方案對比方案一：在蝸輪桿末端裝法蘭盤，這種方法結構緊湊，系統穩(wěn)定。但是安裝不方便，結構復雜，檢修不方便。3圖 1-1 方案一圖1-定位桿；2-連接盤；3-連接法蘭；4- 減速器；5-轉盤4方案二：在蝸桿末端用鍵來提供軸向力，用鐵球來支撐轉盤，這樣不但讓減速器未受到徑向力，而且提供了軸向力來旋轉轉盤，這種方案結構簡單，安裝方便，檢修簡單。圖 1-2 方案二1-鐵球15第二章 行李打包機的構造、工作過程及應用2.1 行李打包機的構造、工作原理行李打包機由轉盤系統、薄膜拉伸系統、支撐系統組成。2.2 轉盤系統轉盤系統包括支架、位于支架上部的連接法蘭、連接盤已經轉盤。轉盤上安裝有定位裝置，起特殊之處在于連接法蘭下部設有減速器，減速器一側安裝有與減速器配合使用的電動機。其結構如圖 2-1 所示圖 2-1 支撐系統1—定位桿；2—轉盤；3—減速器；4—鐵球；5—鍵工作時把行李放在轉盤 2 上，用定位桿 1 將其固定，可以根據行李的大小調整定位桿 1 的位置，將拉伸薄膜手動纏繞在行李后，打開電源，電動機轉動，通過帶傳動，帶動減速器 3 轉動，通過連接鐵球 4、鍵 5，帶動轉盤 2 轉動，使行李旋轉，拉伸膜層層包轉在行李上。2.3 薄膜拉伸系統薄膜拉伸系統包括相對位置的膠輥 A 和膠輥 B、導向輥、放模筒以及動力電動機，膠輥 A 和膠輥 B 一端分別固定主動齒輪很從動齒輪，主動齒輪上固定132456一大鏈輪，動力電動機上固定一與主動齒輪上大鏈輪配合使用的小鏈輪。起結構如圖 2-2 所示。圖 2-2 薄膜拉伸系統1—大鏈輪；2—大齒輪；3—膠輥 1；4—膠輥 2；5—滾筒；6—電動機；7—小鏈輪；8—小齒輪當拉伸薄膜時，由電動機 6 產生動力，帶動小鏈輪 7 轉動，通過鏈傳動帶動大鏈輪 1 轉動，大鏈輪 1 帶動主動齒輪 2 和從動齒輪 8 轉動。由于主動齒輪和從動齒輪的轉動產生轉速比，拉伸膜在通過膠輥 3 很膠輥 4 時線速度不同，拉伸膜前端行走速度高，后端行走速度低，從而使拉伸膜受力作用，產生拉伸效果。經過傳動機構和減速裝置兩次變速就可以達到拉伸膜拉伸 1-2.5 倍的效果。 2.4 支撐系統123457867轉盤系統裝在支撐系統左側；上述支架的另一端上面有模架安裝板，模架安裝板的兩側為兩個相對垂直固定的支撐板，模架安裝板內為模架。如圖 2-3。.圖 2-3 支撐系統2.5 行李打包機的應用本臺包裝機采用了立式滾封的設計方案，操作方便，融入人因工程學元素來提高其宜人性，具有工藝簡單，效率高，成本低的特點，可以包裝不同形狀的行李。 8第三章 運動和動力參數及結構設計計算3.1 主要設計技術指標與參數1) 行李裝盤轉速為 20 轉每分鐘，整機功率 0.75 千瓦，電源 220 伏/50 赫茲；2) 拉伸膜部分的功率 0.18 千瓦；3) 整機體積約為 1400 毫米*600 毫米*1200 毫米。3.2 轉盤系統部分結構設計計算1.傳動方案的擬定與分析由已知條件可知轉盤轉速為 20r／min，而一般電動機轉速在 750 r／min以上，傳動比 i≥ =37.5，考慮行李打包機結構緊湊，選用一級蝸輪蝸桿減wdn速器。電動機與減速器之間采用傳動比 =4 的帶傳動連接。傳動方案簡圖如圖2i4 所示。2.電動機選擇選擇額定功率 =0.75kw 的 Y 系列三相異步電動機 Y90S-6 和 Y80M2-4。edp表 3-1 電動機的參數方案 電動機型號 額定功率（kw） 同步轉速（r／min）1 Y90S-6 0.75 9102 Y80M2-4 0.75 1390如果選擇 Y90S-6 帶速為 3.38m／s﹤5 m／s 故帶速不合適。Y80M2-4 帶速為 5.16 m／ s，5 m／s ﹤5.16 m／s﹤ 30 m／s 故帶速合適，選擇電動機Y80M2-4。3.帶傳動設計(1)確定設計功率 ；dp由參考文獻（1）表 8-7 查得工作情況系數 =1.1，故Ak= P=1.1×0.75=0.825KWcaAk9(2)選擇 V 帶的帶型根據 、 由參考文獻（1）圖 8-11 選用 z 型。capn3.確定帶輪的基準直徑 并驗算帶速 vd1）初選小帶輪基準直徑 。由參考文獻（1）表 8-6 和表 8-8 取小帶輪基準直徑 =71mm。d2）驗算帶速 按參考文獻（1）式（8-13）驗算帶的速度0vV= =5.16m／s106nd?π因為 5 m／s ﹤5.16 m／s﹤ 30 m／s，故帶速合適。3）計算大帶輪的基準直徑。根據參考文獻（1）式（8-15a） ，計算大帶輪的基準直徑 2d=i =284mm1根據參考文獻（1）表 8-8，圓整為 =280mm。2d4.確定 v 帶的中心距 a 和基準長度 L1）根據參考文獻（1）式（8-20） ，初定中心距 =400mm。0a2）由參考文獻（1）式（8-22）計算帶所需的基準長度≈2 + （ + ）+ ≈1443mm0dLa2π 1d20241ad）（ ?根據參考文獻（1）由表 8-2 選帶的基準長度 =1400mm。dL3）按參考文獻（1）式（8-23）計算實際中心距 a。a≈2 + ≈378mm0a20dL?中心距的變化范圍為 270.2～772mm5.驗算小帶輪上的包角 1?≈ -（ ） ≈ ≥1?0812d?a03.5704106 計算帶的根數 z1） 計算當根 v 帶的額定功率 。rp由 和 ，查參考文獻（1）表 8-4a 得 =0.2928kw。dn0根據 ，i=4 和 Z 型帶，查參考文獻（1）表 8-4b 得 =0.03kw。0p?查參考文獻（1）表 8-5 得 =0.91，查參考文獻（1）表 8-2 得 =1.14，于是?k Lk=（ + ）× × =0.3348rp0?L2） 計算 V 帶的根數 z。Z= =2.46rcap取 3 根7.計算單根 v 帶的初拉力的最小值 ??min0F由參考文獻（1）表 8-3 得 z 型帶的單位長度質量 q=0.1kg／m，所以=500 +q =48N??min0F??capzvk??5.22應使帶的實際初拉力 ﹥ 。0F?min8.計算壓軸力 p壓軸力的最小值為=2z sin =273.9N??minpFin021?9.減速器的的結構設計計算1）工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限 15 年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶工作速度允許誤差為±5%。2）原始數據：整機功率 0.75kw，輸出轉速 20r／min 3）傳動裝置的總功率根據參考文獻（2）附表 2-3=0.96， =0.99， =0.75帶v?軸 承 蝸 桿?= × × =0.706總 帶 2軸 承 蝸 桿電動機輸出功率： = =1.06kwdp總?w113）總傳動比= =69.5總iwnm跟據參考文獻（2）表 2-1，取蝸輪蝸桿傳動比 =23.17（單級減速器12i=10～40 合理）減 速 器i= =1390 r／min 0n電 動 機= =463.33 r／min 10i= =20 r／min 2n1i= =20 r／min 32i4) 計算各軸的輸入功率= =1.06kw0pd= ×0.96=1.01kw1= ×0.99×0.75=0.75kw20= ×0.99=0.74kw3p5）各軸輸入轉矩=9550000 ／ =7283N·mm0TdP0n=9550000 ／ =20818N·mm11p=9550000 ／ =358125 N·mm22=9550000 ／ =353350 N·mm3T3n表 3-2 各軸的運動及動力參數軸名 功率 P（kw） 轉矩 T(N·mm)轉速n（r／min）傳動比 i 效率 ?0 軸 1.06 7283 1390 1 112Ⅰ軸 1.01 20818 463.33 4 0.96Ⅱ軸 0.75 358125 20 23.17 0.74Ⅲ軸 0.74 353350 20 1 0.996）傳動零件的設計計算1、蝸桿傳動類型 GB/T 10085-1988.阿基米德蝸桿（ZA） 2、選擇蝸輪蝸桿材料及精度等級 蝸桿 選 40Gr，表面淬火 45~55HRC； 蝸輪邊緣選擇 ZCuSn10P1。金屬模鑄造。從 GB/T10089-1988 圓柱蝸輪蝸桿精度中選擇 8 級精度。側隙種類為 f,標注為 8f GB/T10089-1988.11.按齒面接觸疲勞強度設計 傳動中心距：a≥ ??322??????HPEZkT?（1）蝸桿上的轉矩 2按 =2，估取效率 =0.8，則z?=9550000 =343800N·mm2T2NP（2）確定載荷系數 K因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布系數 =1；由參考文獻（1）表 11-5 選取使?K用系數 =1.15；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數 =1.05；則A vKK= ≈1.21K?v(3)確定彈性影響系數 EZ鑄錫磷青銅蝸輪與鋼蝸桿相配,故 =160MP 。E21a（4）確定接觸系數 ?先假設蝸桿分度圓直徑 和傳動中心距 a 的比值 =0.30，查參考文獻（1）圖1dd111-18 中可查得 =3.1。?Z（5） 、許用接觸應力 []H?蝸輪材料：鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1。金屬模鑄造。蝸桿螺旋齒面硬度45H13由參考文獻（1）表 11-7 知渦輪的基本許用應力 =268Mpa[]H??應力循環(huán)系數： =86400000260hNjnL?壽命系數： =0.7637781HK則 = =0.7637x268=205Mpa[]?N[]?取中心距 a=180mm,因 =2，故從參考文獻（1）表 11-2 中取模數 m=6.3,蝸Z桿分度圓直徑 =63mm，這時 =0.315，從《參考文獻（1）表 11-18 中可查的1dda接觸系數 0.8 因此不用重算。?13.校核齒根彎曲疲勞強度： ≤??YmKTFaF2153.???F?當量齒數： =50.9?32coszv1515. 輸出軸的設計---蝸輪軸的設計計算1、軸的材料的選擇（1） 、軸的材料的選擇，確定許用應力考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉矩。圖 3-1 蝸輪軸選用 45 號鋼，正火處理 [σb]=600MPa [σb]‐1=55MPa（2） 、按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑d≥ =40.9223npA軸伸部位安裝突面帶勁螺紋鋼制管法蘭。由轉速和轉矩得 =446.94N?m2caATK?取整直徑 45mm，即軸伸直徑為 45mm。（3） 、軸承和鍵采用角接觸球軸承，并采用凸緣式軸承蓋，實現軸承系兩端單向固定，軸伸處有螺紋跟突面帶勁螺紋鋼制管法蘭連接，用 A 型普通平鍵連接蝸輪與軸。2、軸的結構設計（1） 、徑向尺寸的確定從軸段 d1=45mm 開始逐漸選取軸段直徑，d2 起固定作用，定位軸肩高度可在（0.07~0.1）d 范圍內， h≥（0.07~0.1）d1=（3.15~4.5）mm。應取d2=53mm；d3 與軸承的內徑相配合，為便與軸承的安裝，取 d3=55mm，查參考文獻（2）選定軸承型號為 7011C，d4 與蝸輪孔徑相配合且便于蝸輪安裝。按標準直徑系列，取 d4=56mm；d5 起蝸輪軸向固定作用，由 h=（0.07~0.1）d4=（0.07~0.1）×56=3.93～5.6mm，取 h=4mm，d5=64mm；d7 與軸承配合，取d7=d3=55mm；d6 為軸承肩，軸承軸向固定，符合軸承拆卸尺寸，查軸承手冊，取 d6=58mm。162） 、軸向尺寸的確定與鍵相配合的軸段長度，L1=150mm。對蝸輪 b=41.3mm 取軸長段 L4=b-(2~3)mm=50mm,對定位軸肩 L5=1.4h=1.4X8mm=11.2mm,取整則 L5=11mm。7011C 型軸承其軸承寬度 B=18mm，故 L7=B=18mm. 其他軸段的尺寸長度與箱體等的設計有關，蝸輪端面與箱體的距離取 10～15mm，軸承端面與箱體內壁的距離取 5mm；，初步估計 L2=55mm，軸承環(huán)寬度為 13mm，兩軸承的中心的跨度為 87mm，軸的總長為 327mm。(3)、軸的強度校核圖 3-1 蝸輪軸的載荷分布圖（a） 軸的結構與裝配 （b）受力簡圖 （c）水平面的受力和彎矩圖 （d）垂直面的受力和彎矩圖 （e）合成彎矩圖 （f）轉矩圖 （g）計算彎矩圖（4）計算蝸輪受力1） 、繪出軸的計算簡圖（a）2） 、繪制水平面彎矩圖（b）17蝸輪的分度圓直徑 =302.4mm； 2d轉矩 =343800N·m2T蝸輪的圓周力 =2273.8N2tTFd?蝸輪的徑向力 2tanr??=827.596N蝸輪的軸向力 =471N12dTFa?軸承支反力：1136.9N21tNH截面 C 處彎矩：81.86N.m17NMFm???3） 、繪制垂直面彎矩圖（c）圖軸承支反力：413.798N2rNV?計算彎矩：截面 C 左右側彎矩：29.80.m27vNVMFm???4） 、繪制合成彎矩圖（d）圖M =87.11N·m2VH??5） 、繪制彎矩圖（e）圖343.8N.m69.10pTn??6） 、繪制當量彎矩圖 （f）圖轉矩產生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取 0.6，截面 C 處的當量彎矩為：=223.92N.m??22aTMc???7） 、校核危險截面 C 的強度：18=8.955Mpae x2=1y1=0 y2=0（4）計算當量載荷 P1、P 2根據參考文獻（1）表 13-6 取 fP=1.1根據參考文獻（1）式 13-8a 得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1×(1×115.25+0)=126.775NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.1×(1×115.25+0)=126.775N（5）軸承壽命計算∵P 1=P2 故取 P=126.775N∵角接觸球軸承 ε=3根據手冊得 7005C 型的 Cr=23000N由教材 P320 式 13-5a 得Lh=16670/n(ftCr/P)ε=16670/1390×(1×23000/126.775) 3=3216949974h72000h∴預期壽命足夠2、計算輸出軸軸承（1）已知 nⅢ =20r/min = 471N, FR=FNH1=1136.9N2a試選 7011C 型角接觸球軸承根據參考文獻（1）表 13-7 得 FS=0.68FR，則FS1=FS2=0.68FR=0.68×1136.9=773.092N（2）計算軸向載荷 FA1、F A2∵F S1+ =FS2 = 471N2a2a∴任意用一端為壓緊端，1 為壓緊端，2 為放松端兩軸承軸向載荷：F A1=773.092NFA2= FS1+ =1244.092N2a（3）求系數 x、yFA1/FR1=773.092/1136.9=0.68FA2/FR2=1244.092/1136.9=1.1321根據教材 P321 表 11-8 得：e=0.68∵F A1/FR1e ∴x 2=1y2=0（4）計算當量動載荷 P1、P 2根據表 P321 表 13-6 取 fP=1.1根據式 13-8a 得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1×(1×1136.9)=1250.59NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.1×(1×1136.9)= 1250.59N(5)計算軸承壽命 LH∵P 1=P2 故 P=1854.743 ε=3根據參考文獻（2） 7011C 型軸承 Cr=30500N根據參考文獻（1） 表 13-4 得：ft=1根據參考文獻（1 式 13-5a 得Lh=16670/n(ftCr/P)ε=16670/20×(1×30500/1250.59)3=11708815.8h72000h∴此軸承合格，預期壽命足夠。18.擋圈、鍵連接的選擇及校核計算1、輸出軸與蝸輪連接采用平鍵連接軸徑 d4=56mm L4= 72mm T2=358.125N·m查參考文獻（2）P164 選 A 型平鍵，得：b=16 h=10 L=50即：鍵 16×50 GB/T1096-2003l= L4-b=72-16=56mm σ p=4 T2/d4hl=4×358125/56×10×56=45.679Mpa[σ p](110Mpa)2、輸入軸與帶輪連接用平鍵連接以及螺釘鎖緊擋圈軸徑 d1=20mm L1=52mm T1=20.818N.m查參考文獻（2）P164 選用 A 型平鍵，得：b=6 h=6 L=32即：鍵 6×32GB/T1096-200322l=L1-b=52-6=46mm 查參考文獻（3）表 14-3選用 d=20mm，H=12，D=35，開槽錐端緊定螺釘 M6×10根據參考文獻（1）P106（6-1）式得σ p=4 T1/d1hl=4×20818/20×6×46=15.0855Mpa[σ p] (110Mpa)3、電動機軸跟帶輪連接用平鍵連接以及螺釘鎖緊擋圈軸徑 d=19mm L=45mm T=7283N·mm 查參考文獻（2）P164 選用 A 型平鍵，得：b=6 h=6 L=32即：鍵 6×32GB/T1096-20031=L-b=45-6=39mm查參考文獻（3）表 14-3選用 d=19mm，H=12，D=35,開槽錐端緊定螺釘 M6×10根據參考文獻（1）P106（6-1）式得σ p=4 T1/d1hl=4×7283／19×6×39=0.65 Mpa[σ p] (110Mpa)19.帶輪和 V 帶結構設計電動機連接的帶輪：因為壓軸力不是很大所以采用直接連接，用鍵固定徑向，采用螺釘鎖緊擋圈跟軸肩固定軸向。根據參考文獻（2）電動機額直徑為直徑為 d=19，鍵槽寬 6mm，高 3.5,。因為≤300mm，所以采用腹板式。d根據參考文獻（2）圖 3-2 得 =（1.8~2）d =38mm1根據參考文獻（2）表 3-1 得 B=（z-1）e+2f= 38mm根據參考文獻（1）圖 8-14 得 B＞1.5d，L=（1.5～2）d=38， =（ ～ ）c?714B=8mm根據參考文獻（1）表 8-10 得 =8.5mm，h=5mm，e=12mm，f=7 db減速器連接的帶輪：因為壓軸力不是很大所以采用直接連接，用鍵固定徑向，采用螺釘鎖緊擋圈跟軸肩固定軸向。軸徑為 d=20mm， ≤300mm，所以采用腹板式。d根據參考文獻（2）圖 3-2 得 =（1.8~2）d =40mm123根據參考文獻（2）表 3-1 得 B=（z-1）e+2f= 38mm根據參考文獻（1）圖 8-14 得 B＞1.5d，L=（1.5～2）d =38，根據參考文獻（1）圖 8-14 得 =（ ～ ）B=8mmc?714根據參考文獻（1）表 8-10 得 =8.5mm，h=5mm，e=12mm，f=7 dbV 帶結構根究參考文獻（2）表 3-1，選擇 Z 帶。20.減速器的潤滑與密封在以上設計選擇的基礎上，對該減速器的結構，減速器箱體的結構，軸承端蓋的結構尺寸，減速器的潤滑與密封，減速器的附件作一簡要的闡述。1、 減速器的結構本課題所設計的減速器，其基本結構設計是在參照《機械設計基礎課程設計》圖 10-8 裝配圖的基礎上完成的，該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿） ，軸和軸承，聯結零件（鍵，銷，螺栓，螺母等） 。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。箱體為剖分式結構，由 I 箱體和箱蓋組成，其剖分面通過蝸輪傳動的軸線；箱蓋和箱座用螺栓聯成一體；采用圓錐銷用于精確定位以確保和箱座在加工軸承孔和裝配時的相互位置；起蓋螺釘便于揭開箱蓋；箱蓋頂部開有窺視孔用于檢查齒輪嚙合情況及潤滑情況用于加住潤滑油，窺視孔平時被封住；通氣器用來及時排放因發(fā)熱膨脹的空氣，以放高氣壓沖破隙縫的密封而致使漏油；副標尺用于檢查箱內油面的高低；為了排除油液和清洗減速器內腔，在箱體底部設有放汕螺塞；吊環(huán)螺栓用來提升箱體，而整臺減速氣的提升得使用與箱座鑄成一體的吊鉤；減速氣用地腳螺栓固定在機架或地基上。2、減速箱體的結構該減速器箱體采用鑄造的剖分式結構形式具體結構詳見裝配圖3、軸承端蓋的結構尺寸詳見零件工作圖4、減速器的潤滑與密封蝸輪傳動部分采用潤滑油，潤滑油的粘度為 118cSt（100°C）查表 5-11《機械設計基礎課程設計》軸承部分采用脂潤滑，潤滑脂的牌號為 ZL-2 查表 5-13《機械設計基礎課程設計》 。5、減速器附件簡要說明該減速器的附件含窺視孔，窺視孔蓋，排油孔與油蓋，通氣空，油標，24吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，起蓋螺釘，其結構及裝配詳見裝配圖。21.減速器結構1、減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結構尺寸見裝配圖及零件圖。由于輸出軸朝上的結構設計。鑄造箱體，材料 HT150。2、鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系表 3-3 減速箱的尺寸名稱 減速器型式及尺寸關系箱座壁厚 δ δ=16mm箱蓋壁厚 δ1 δ1=16mm地腳螺釘直徑及數目 df=15mm n=4軸承旁聯接螺栓直徑 d1=10mm箱蓋，箱座聯接螺釘直徑 d2=15mm 螺釘間距 300mm軸承端蓋螺釘直徑 d3=10mm 螺釘數目 4Df，d1，d2 至外壁距離 df，d2 至凸緣邊緣距離C1=26,20,16 C2=24,14軸承端蓋外徑 D2=200mm 軸承旁聯接螺釘距離 S=63.29mm軸承旁凸臺高度 根據軸承座外徑和扳手空間的要求由結構確定蝸輪外圓與箱內壁間距離85mm蝸輪輪轂端面與箱內壁距離 80mm3、注意事項（1）裝配前，所有的零件用煤油清洗，箱體內壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料；（2）角接觸球軸承 7000C、7011C 的軸向游隙均為 0.10～0.15mm；用潤滑油潤25滑；（3）箱蓋與接觸面之間禁止用任何墊片，允許涂密封膠和水玻璃，各密封處不允許漏油；（4）減速器裝置內裝 CKC150 工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍；（5）減速器外表面涂灰色油漆；（6）按減速器的實驗規(guī)程進行試驗。21.減速箱的三維圖圖 3-3 減速箱1-上箱蓋；2-蝸桿；3-蝸輪軸；4-蝸輪；5-下箱蓋22.轉盤系統三維圖1 2 34526圖 3-4 轉盤系統1-轉盤；2-鐵球；3-減速箱；4-帶輪3.3.薄膜拉伸系統部分結構設計計算1.傳動方案分析與擬定傳動方案簡圖圖 2 所示。2.選擇電動機由于行李尺寸不同，要求拉伸膜速度可以自動調節(jié)，所選用 YCT 系統小型電磁調速異步電動機。又由于薄膜拉伸裝置所需功率為 0.18kw，所以選擇 YCT112-4A 型電動機。YCT112-4A 額定功率 0.55kw，額定轉矩 3.6N·M，額定調速范圍125~1250r／min。3.傳動裝置的運動參數計算(1）確定電動機調速范圍：125~1250r／min(2)確定膠輥轉速范圍：25~250 r／min（3）確定總傳動比： =5總i（4）確定齒輪傳動比： =211 243湘潭大學興湘學院畢業(yè)設計說明書題目： 行李包裝機的設計 學 院： 興湘學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： 2010963014 姓 名： 雷泉 指導老師： 彭銳濤 完成日期： 2014 年 5 月 9 日 目錄摘要Abstract第一章 引言…………………………………………………………(1)1.1 課題的背景及意義……………………………………………………………(1)1.2 國內外包裝機械的發(fā)展史……………………………………………………(1)1.3 方案對比………………………………………………………………………(2)第二章 行李打包機的構造、工作過程及應用………………………（5）2.1 行李打包機的構造、工作過程………………………………………………(5)2.2 轉盤系統………………………………………………………………………(5)2.3 薄膜拉伸系統…………………………………………………………………（5）2.4 支撐系統………………………………………………………………………（6）2.5 行李打包機的應用……………………………………………………………（7）第三章 運動和動力參數及結構設計計算…………………………（8）3.1 主要設計技術指標與參數……………………………………………………（8）3.2 轉盤系統部分結構設計計算以及校核………………………………………（8）3.3.薄膜拉伸系統部分結構設計計算以及校核………………………………（26）3.4 膠輥的設計計算…………………………………………………………… （32）總結………………………………………………………………… （40）參考文獻…………………………………………………………… （41）附錄 翻譯譯文及原文行李包裝機的設計摘要：隨著社會的發(fā)展和人民生活水平的提高，在科學技術迅速發(fā)展的今天，人民生活節(jié)奏越來越快，人民出遠門已不再是僅僅只是坐火車、輪船，飛機成了許多人選擇，出行的行李打包成了許多機場需要解決的問題。本課題針對這種現象和需求，開發(fā)結構緊湊，打包方便快捷的行李打包機。該系統包括：轉盤系統、薄膜拉伸系統、支撐系統，可以完成薄膜的拉伸，纏繞。本設計主要完成這三個系統的結構和方案設計。通過對各部件結構參數的分析設計，使組成該機構的各部分結構運行協調平穩(wěn)，結構緊湊，美觀經濟。關鍵詞：行李、打包機、纏繞The design of luggage packing machineAbstract：With the social development and people's living standards improve, the rapid development of science and technology in today's increasingly fast-paced life of the people, the people are no longer just taking a trip by train, ship, aircraft became many people choose to travel airport baggage packed into many problems to be solved. The topic for this phenomenon and needs to develop a compact, convenient package luggage packer. The system comprising: a carousel system, a film drawing system, the support system can be completed stretched film winding. The design of the main structure and program design to complete the three systems.Through the analysis of the structural parameters of the componentsdesigned so that the structural composition of the agency's coordinationrunning smoothly, compact structure, beautiful economy.Keywords： Luggage, packing machine, winding1第一章 引 言1.1 課題的背景及意義隨著經濟的發(fā)展航空業(yè)也迅速發(fā)展起來，中國有國際機場就有幾十個，還不包括那些中小型機場，國際機場每年旅客吞吐量就有幾千萬，平均每天就有幾萬甚至幾十萬的吞吐量，這僅僅只是國際機場的不包括更多的中小型機場，就算每人一個行李包這對機場也是一個巨大的工作量，行李包裝機是專為機場包裝行李或小物品纏繞等設計，可防止行李被調換和破損等現象，在運輸過程中起到保護行李的作用。如果采用人力去打包會大大提高工人的勞動強度，并且增加了打包時間以及打包場地，增加了機場成本。鑒于此，我們尋求一種機械形式實現此功能的包裝設備。而行李包裝機的出現會提高行李或小物品纏繞的速度，降低工人的勞動強度，減少包裝場地面積。以及對機場降低成本，提高競爭力有很大的幫助。1.2 國內外包裝機械的發(fā)展史我國的包裝機械產業(yè)在新中國成立時,幾乎是一片空白,只有少數工廠或作坊在生產一些簡單的手工包裝機具,或為少數進口機器進行修配服務。經過五十年的發(fā)展,我國包裝機械已成為機械工業(yè)中的十大行業(yè)之一,無論是產量還是品種,都取得了令人矚目的成就,我國包裝工業(yè)的高速發(fā)展提供了有力的保障。縱觀國內現有的包裝機械,除大型生產包裝線外(許多是從國外引進產品生產后隨即包裝,如奶粉、洗衣粉之類,耗資大,占地面積大,物料多品種適應性差)大都處于一種落后的局面,如一些家庭個人小作坊,買一些現成的包裝袋(包裝袋有人專業(yè)生產,也十分精致、漂亮)將需要包裝的粉狀、顆粒狀食品或其它商品用量杯類器具灌裝在袋中,用熱膜封口機封口后流通于市場。這種包裝作業(yè)方式不僅不符合衛(wèi)生條例,產品計量無法保障,也為產品摻假、制假打開了方便之門,是目前產品升級、上檔次必須嚴格杜絕的包裝作業(yè)方式。 80 年代末,國內陸續(xù)引進并迅速發(fā)展生產了一系列機械傳動的小型全自動包(灌)裝機,因能基本上滿足小袋物品包裝從有計量的落料到制袋、灌裝、分割等動作的自動化作業(yè),生產效率和包裝質量得到了很大程度的提高,克服了眾多作業(yè)環(huán)節(jié)中人為因素的影響。加上投資少(每臺售價 3～5 萬元),占地面積小,適應于個體小作坊的作業(yè)生產,因而深受用戶的歡迎,也使包裝機械的成長有了新的發(fā)展目標和前景,小袋物品的包裝質量也有了質的飛躍。 但是，在設計過程中，大多數設計人員還沒有真正掌握先進的設計方法[2]，如高速包裝機械的動力學設計理論和方法等，對高2速情況下機構的動態(tài)精度分析等問題還不能模擬解決；產、學、研，結合不夠緊密，理論上的科研成果不能及時地在實際設計中運用，設計人員缺乏及時的技術培訓；整個行業(yè)缺乏宏觀調控的力度，優(yōu)勢資源不能得到合理的配置與調整。 國內一些大學的設計軟件，可以對包裝機中常用機構進行有限元分析和優(yōu)化設計，其開發(fā)的凸輪連桿機構 CAD／CAM 軟件已經能夠滿足企業(yè)進行凸輪連桿機構自主設計的能力，但在實際包裝機械的設計中應用還不普遍。 美國是世界上包裝機械發(fā)展歷史較長的國家，早已形成了獨立完整的包裝機械體系，其品種和產量均居世界之首。從上世紀 90 年代初以來，美國包裝機械業(yè)一直保持著良好的發(fā)展勢頭，其產品多以內銷為主，出口只占包裝機械總產值的18%。繼加拿大、墨西哥、日本、英國、德國之后，中國已成為美國包裝機械的第 6 大出口市場。 日本與美國、德國相比，起步較晚，包裝機械制造業(yè)的發(fā)展經歷了引進--消化--發(fā)展的研究過程，在吸收國外長處的基礎上加以改進提高，目前已成為世界上僅次于美國的包裝機械生產國。日本的包裝機械制造廠以中小企業(yè)為主，包裝機械的品種、規(guī)格較多。包裝機械以中小型單機為主，具有體積小、精密度高、易安裝、操作方便、自動化程度高等優(yōu)點。90 年代以來，已將變頻調整、光電追蹤、無觸點電子開關、動態(tài)數據顯示等技術運用在包裝機械中。日本包裝機械的很大一部分用于食品包裝領域，食品包裝機械產值占包裝機械總產值的一半以上。日本包裝機械的主要市場也在本國，出口額只占總產值的 10%。亞洲是日本包裝機械的主要出口市場。從上世紀 90 年代以來，日本對中國的出口額連年大幅增長，自 1995 年起，中國已成為日本包裝機械的最大出口國。 目前，世界各國對包裝機械的發(fā)展都十分重視，集機、電、氣、光、生、磁為一體的高新技術產品不斷涌現。生產高效率化、資源高利用化、產品節(jié)能化、高新技術實用化、科研成果商業(yè)化已成為世界各國包裝機械發(fā)展的趨勢。 1.3 方案對比方案一：在蝸輪桿末端裝法蘭盤，這種方法結構緊湊，系統穩(wěn)定。但是安裝不方便，結構復雜，檢修不方便。3圖 1-1 方案一圖1-定位桿；2-連接盤；3-連接法蘭；4- 減速器；5-轉盤4方案二：在蝸桿末端用鍵來提供軸向力，用鐵球來支撐轉盤，這樣不但讓減速器未受到徑向力，而且提供了軸向力來旋轉轉盤，這種方案結構簡單，安裝方便，檢修簡單。圖 1-2 方案二1-鐵球15第二章 行李打包機的構造、工作過程及應用2.1 行李打包機的構造、工作原理行李打包機由轉盤系統、薄膜拉伸系統、支撐系統組成。2.2 轉盤系統轉盤系統包括支架、位于支架上部的連接法蘭、連接盤已經轉盤。轉盤上安裝有定位裝置，起特殊之處在于連接法蘭下部設有減速器，減速器一側安裝有與減速器配合使用的電動機。其結構如圖 2-1 所示圖 2-1 支撐系統1—定位桿；2—轉盤；3—減速器；4—鐵球；5—鍵工作時把行李放在轉盤 2 上，用定位桿 1 將其固定，可以根據行李的大小調整定位桿 1 的位置，將拉伸薄膜手動纏繞在行李后，打開電源，電動機轉動，通過帶傳動，帶動減速器 3 轉動，通過連接鐵球 4、鍵 5，帶動轉盤 2 轉動，使行李旋轉，拉伸膜層層包轉在行李上。2.3 薄膜拉伸系統薄膜拉伸系統包括相對位置的膠輥 A 和膠輥 B、導向輥、放模筒以及動力電動機，膠輥 A 和膠輥 B 一端分別固定主動齒輪很從動齒輪，主動齒輪上固定132456一大鏈輪，動力電動機上固定一與主動齒輪上大鏈輪配合使用的小鏈輪。起結構如圖 2-2 所示。圖 2-2 薄膜拉伸系統1—大鏈輪；2—大齒輪；3—膠輥 1；4—膠輥 2；5—滾筒；6—電動機；7—小鏈輪；8—小齒輪當拉伸薄膜時，由電動機 6 產生動力，帶動小鏈輪 7 轉動，通過鏈傳動帶動大鏈輪 1 轉動，大鏈輪 1 帶動主動齒輪 2 和從動齒輪 8 轉動。由于主動齒輪和從動齒輪的轉動產生轉速比，拉伸膜在通過膠輥 3 很膠輥 4 時線速度不同，拉伸膜前端行走速度高，后端行走速度低，從而使拉伸膜受力作用，產生拉伸效果。經過傳動機構和減速裝置兩次變速就可以達到拉伸膜拉伸 1-2.5 倍的效果。 2.4 支撐系統123457867轉盤系統裝在支撐系統左側；上述支架的另一端上面有模架安裝板，模架安裝板的兩側為兩個相對垂直固定的支撐板，模架安裝板內為模架。如圖 2-3。.圖 2-3 支撐系統2.5 行李打包機的應用本臺包裝機采用了立式滾封的設計方案，操作方便，融入人因工程學元素來提高其宜人性，具有工藝簡單，效率高，成本低的特點，可以包裝不同形狀的行李。 8第三章 運動和動力參數及結構設計計算3.1 主要設計技術指標與參數1) 行李裝盤轉速為 20 轉每分鐘，整機功率 0.75 千瓦，電源 220 伏/50 赫茲；2) 拉伸膜部分的功率 0.18 千瓦；3) 整機體積約為 1400 毫米*600 毫米*1200 毫米。3.2 轉盤系統部分結構設計計算1.傳動方案的擬定與分析由已知條件可知轉盤轉速為 20r／min，而一般電動機轉速在 750 r／min以上，傳動比 i≥ =37.5，考慮行李打包機結構緊湊，選用一級蝸輪蝸桿減wdn速器。電動機與減速器之間采用傳動比 =4 的帶傳動連接。傳動方案簡圖如圖2i4 所示。2.電動機選擇選擇額定功率 =0.75kw 的 Y 系列三相異步電動機 Y90S-6 和 Y80M2-4。edp表 3-1 電動機的參數方案 電動機型號 額定功率（kw） 同步轉速（r／min）1 Y90S-6 0.75 9102 Y80M2-4 0.75 1390如果選擇 Y90S-6 帶速為 3.38m／s﹤5 m／s 故帶速不合適。Y80M2-4 帶速為 5.16 m／ s，5 m／s ﹤5.16 m／s﹤ 30 m／s 故帶速合適，選擇電動機Y80M2-4。3.帶傳動設計(1)確定設計功率 ；dp由參考文獻（1）表 8-7 查得工作情況系數 =1.1，故Ak= P=1.1×0.75=0.825KWcaAk9(2)選擇 V 帶的帶型根據 、 由參考文獻（1）圖 8-11 選用 z 型。capn3.確定帶輪的基準直徑 并驗算帶速 vd1）初選小帶輪基準直徑 。由參考文獻（1）表 8-6 和表 8-8 取小帶輪基準直徑 =71mm。d2）驗算帶速 按參考文獻（1）式（8-13）驗算帶的速度0vV= =5.16m／s106nd?π因為 5 m／s ﹤5.16 m／s﹤ 30 m／s，故帶速合適。3）計算大帶輪的基準直徑。根據參考文獻（1）式（8-15a） ，計算大帶輪的基準直徑 2d=i =284mm1根據參考文獻（1）表 8-8，圓整為 =280mm。2d4.確定 v 帶的中心距 a 和基準長度 L1）根據參考文獻（1）式（8-20） ，初定中心距 =400mm。0a2）由參考文獻（1）式（8-22）計算帶所需的基準長度≈2 + （ + ）+ ≈1443mm0dLa2π 1d20241ad）（ ?根據參考文獻（1）由表 8-2 選帶的基準長度 =1400mm。dL3）按參考文獻（1）式（8-23）計算實際中心距 a。a≈2 + ≈378mm0a20dL?中心距的變化范圍為 270.2～772mm5.驗算小帶輪上的包角 1?≈ -（ ） ≈ ≥1?0812d?a03.5704106 計算帶的根數 z1） 計算當根 v 帶的額定功率 。rp由 和 ，查參考文獻（1）表 8-4a 得 =0.2928kw。dn0根據 ，i=4 和 Z 型帶，查參考文獻（1）表 8-4b 得 =0.03kw。0p?查參考文獻（1）表 8-5 得 =0.91，查參考文獻（1）表 8-2 得 =1.14，于是?k Lk=（ + ）× × =0.3348rp0?L2） 計算 V 帶的根數 z。Z= =2.46rcap取 3 根7.計算單根 v 帶的初拉力的最小值 ??min0F由參考文獻（1）表 8-3 得 z 型帶的單位長度質量 q=0.1kg／m，所以=500 +q =48N??min0F??capzvk??5.22應使帶的實際初拉力 ﹥ 。0F?min8.計算壓軸力 p壓軸力的最小值為=2z sin =273.9N??minpFin021?9.減速器的的結構設計計算1）工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限 15 年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶工作速度允許誤差為±5%。2）原始數據：整機功率 0.75kw，輸出轉速 20r／min 3）傳動裝置的總功率根據參考文獻（2）附表 2-3=0.96， =0.99， =0.75帶v?軸 承 蝸 桿?= × × =0.706總 帶 2軸 承 蝸 桿電動機輸出功率： = =1.06kwdp總?w113）總傳動比= =69.5總iwnm跟據參考文獻（2）表 2-1，取蝸輪蝸桿傳動比 =23.17（單級減速器12i=10～40 合理）減 速 器i= =1390 r／min 0n電 動 機= =463.33 r／min 10i= =20 r／min 2n1i= =20 r／min 32i4) 計算各軸的輸入功率= =1.06kw0pd= ×0.96=1.01kw1= ×0.99×0.75=0.75kw20= ×0.99=0.74kw3p5）各軸輸入轉矩=9550000 ／ =7283N·mm0TdP0n=9550000 ／ =20818N·mm11p=9550000 ／ =358125 N·mm22=9550000 ／ =353350 N·mm3T3n表 3-2 各軸的運動及動力參數軸名 功率 P（kw） 轉矩 T(N·mm)轉速n（r／min）傳動比 i 效率 ?0 軸 1.06 7283 1390 1 112Ⅰ軸 1.01 20818 463.33 4 0.96Ⅱ軸 0.75 358125 20 23.17 0.74Ⅲ軸 0.74 353350 20 1 0.996）傳動零件的設計計算1、蝸桿傳動類型 GB/T 10085-1988.阿基米德蝸桿（ZA） 2、選擇蝸輪蝸桿材料及精度等級 蝸桿 選 40Gr，表面淬火 45~55HRC； 蝸輪邊緣選擇 ZCuSn10P1。金屬模鑄造。從 GB/T10089-1988 圓柱蝸輪蝸桿精度中選擇 8 級精度。側隙種類為 f,標注為 8f GB/T10089-1988.11.按齒面接觸疲勞強度設計 傳動中心距：a≥ ??322??????HPEZkT?（1）蝸桿上的轉矩 2按 =2，估取效率 =0.8，則z?=9550000 =343800N·mm2T2NP（2）確定載荷系數 K因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布系數 =1；由參考文獻（1）表 11-5 選取使?K用系數 =1.15；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數 =1.05；則A vKK= ≈1.21K?v(3)確定彈性影響系數 EZ鑄錫磷青銅蝸輪與鋼蝸桿相配,故 =160MP 。E21a（4）確定接觸系數 ?先假設蝸桿分度圓直徑 和傳動中心距 a 的比值 =0.30，查參考文獻（1）圖1dd111-18 中可查得 =3.1。?Z（5） 、許用接觸應力 []H?蝸輪材料：鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1。金屬模鑄造。蝸桿螺旋齒面硬度45H13由參考文獻（1）表 11-7 知渦輪的基本許用應力 =268Mpa[]H??應力循環(huán)系數： =86400000260hNjnL?壽命系數： =0.7637781HK則 = =0.7637x268=205Mpa[]?N[]?取中心距 a=180mm,因 =2，故從參考文獻（1）表 11-2 中取模數 m=6.3,蝸Z桿分度圓直徑 =63mm，這時 =0.315，從《參考文獻（1）表 11-18 中可查的1dda接觸系數 0.8 因此不用重算。?13.校核齒根彎曲疲勞強度： ≤??YmKTFaF2153.???F?當量齒數： =50.9?32coszv1515. 輸出軸的設計---蝸輪軸的設計計算1、軸的材料的選擇（1） 、軸的材料的選擇，確定許用應力考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉矩。圖 3-1 蝸輪軸選用 45 號鋼，正火處理 [σb]=600MPa [σb]‐1=55MPa（2） 、按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑d≥ =40.9223npA軸伸部位安裝突面帶勁螺紋鋼制管法蘭。由轉速和轉矩得 =446.94N?m2caATK?取整直徑 45mm，即軸伸直徑為 45mm。（3） 、軸承和鍵采用角接觸球軸承，并采用凸緣式軸承蓋，實現軸承系兩端單向固定，軸伸處有螺紋跟突面帶勁螺紋鋼制管法蘭連接，用 A 型普通平鍵連接蝸輪與軸。2、軸的結構設計（1） 、徑向尺寸的確定從軸段 d1=45mm 開始逐漸選取軸段直徑，d2 起固定作用，定位軸肩高度可在（0.07~0.1）d 范圍內， h≥（0.07~0.1）d1=（3.15~4.5）mm。應取d2=53mm；d3 與軸承的內徑相配合，為便與軸承的安裝，取 d3=55mm，查參考文獻（2）選定軸承型號為 7011C，d4 與蝸輪孔徑相配合且便于蝸輪安裝。按標準直徑系列，取 d4=56mm；d5 起蝸輪軸向固定作用，由 h=（0.07~0.1）d4=（0.07~0.1）×56=3.93～5.6mm，取 h=4mm，d5=64mm；d7 與軸承配合，取d7=d3=55mm；d6 為軸承肩，軸承軸向固定，符合軸承拆卸尺寸，查軸承手冊，取 d6=58mm。162） 、軸向尺寸的確定與鍵相配合的軸段長度，L1=150mm。對蝸輪 b=41.3mm 取軸長段 L4=b-(2~3)mm=50mm,對定位軸肩 L5=1.4h=1.4X8mm=11.2mm,取整則 L5=11mm。7011C 型軸承其軸承寬度 B=18mm，故 L7=B=18mm. 其他軸段的尺寸長度與箱體等的設計有關，蝸輪端面與箱體的距離取 10～15mm，軸承端面與箱體內壁的距離取 5mm；，初步估計 L2=55mm，軸承環(huán)寬度為 13mm，兩軸承的中心的跨度為 87mm，軸的總長為 327mm。(3)、軸的強度校核圖 3-1 蝸輪軸的載荷分布圖（a） 軸的結構與裝配 （b）受力簡圖 （c）水平面的受力和彎矩圖 （d）垂直面的受力和彎矩圖 （e）合成彎矩圖 （f）轉矩圖 （g）計算彎矩圖（4）計算蝸輪受力1） 、繪出軸的計算簡圖（a）2） 、繪制水平面彎矩圖（b）17蝸輪的分度圓直徑 =302.4mm； 2d轉矩 =343800N·m2T蝸輪的圓周力 =2273.8N2tTFd?蝸輪的徑向力 2tanr??=827.596N蝸輪的軸向力 =471N12dTFa?軸承支反力：1136.9N21tNH截面 C 處彎矩：81.86N.m17NMFm???3） 、繪制垂直面彎矩圖（c）圖軸承支反力：413.798N2rNV?計算彎矩：截面 C 左右側彎矩：29.80.m27vNVMFm???4） 、繪制合成彎矩圖（d）圖M =87.11N·m2VH??5） 、繪制彎矩圖（e）圖343.8N.m69.10pTn??6） 、繪制當量彎矩圖 （f）圖轉矩產生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取 0.6，截面 C 處的當量彎矩為：=223.92N.m??22aTMc???7） 、校核危險截面 C 的強度：18=8.955Mpae x2=1y1=0 y2=0（4）計算當量載荷 P1、P 2根據參考文獻（1）表 13-6 取 fP=1.1根據參考文獻（1）式 13-8a 得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1×(1×115.25+0)=126.775NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.1×(1×115.25+0)=126.775N（5）軸承壽命計算∵P 1=P2 故取 P=126.775N∵角接觸球軸承 ε=3根據手冊得 7005C 型的 Cr=23000N由教材 P320 式 13-5a 得Lh=16670/n(ftCr/P)ε=16670/1390×(1×23000/126.775) 3=3216949974h72000h∴預期壽命足夠2、計算輸出軸軸承（1）已知 nⅢ =20r/min = 471N, FR=FNH1=1136.9N2a試選 7011C 型角接觸球軸承根據參考文獻（1）表 13-7 得 FS=0.68FR，則FS1=FS2=0.68FR=0.68×1136.9=773.092N（2）計算軸向載荷 FA1、F A2∵F S1+ =FS2 = 471N2a2a∴任意用一端為壓緊端，1 為壓緊端，2 為放松端兩軸承軸向載荷：F A1=773.092NFA2= FS1+ =1244.092N2a（3）求系數 x、yFA1/FR1=773.092/1136.9=0.68FA2/FR2=1244.092/1136.9=1.1321根據教材 P321 表 11-8 得：e=0.68∵F A1/FR1e ∴x 2=1y2=0（4）計算當量動載荷 P1、P 2根據表 P321 表 13-6 取 fP=1.1根據式 13-8a 得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1×(1×1136.9)=1250.59NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.1×(1×1136.9)= 1250.59N(5)計算軸承壽命 LH∵P 1=P2 故 P=1854.743 ε=3根據參考文獻（2） 7011C 型軸承 Cr=30500N根據參考文獻（1） 表 13-4 得：ft=1根據參考文獻（1 式 13-5a 得Lh=16670/n(ftCr/P)ε=16670/20×(1×30500/1250.59)3=11708815.8h72000h∴此軸承合格，預期壽命足夠。18.擋圈、鍵連接的選擇及校核計算1、輸出軸與蝸輪連接采用平鍵連接軸徑 d4=56mm L4= 72mm T2=358.125N·m查參考文獻（2）P164 選 A 型平鍵，得：b=16 h=10 L=50即：鍵 16×50 GB/T1096-2003l= L4-b=72-16=56mm σ p=4 T2/d4hl=4×358125/56×10×56=45.679Mpa[σ p](110Mpa)2、輸入軸與帶輪連接用平鍵連接以及螺釘鎖緊擋圈軸徑 d1=20mm L1=52mm T1=20.818N.m查參考文獻（2）P164 選用 A 型平鍵，得：b=6 h=6 L=32即：鍵 6×32GB/T1096-200322l=L1-b=52-6=46mm 查參考文獻（3）表 14-3選用 d=20mm，H=12，D=35，開槽錐端緊定螺釘 M6×10根據參考文獻（1）P106（6-1）式得σ p=4 T1/d1hl=4×20818/20×6×46=15.0855Mpa[σ p] (110Mpa)3、電動機軸跟帶輪連接用平鍵連接以及螺釘鎖緊擋圈軸徑 d=19mm L=45mm T=7283N·mm 查參考文獻（2）P164 選用 A 型平鍵，得：b=6 h=6 L=32即：鍵 6×32GB/T1096-20031=L-b=45-6=39mm查參考文獻（3）表 14-3選用 d=19mm，H=12，D=35,開槽錐端緊定螺釘 M6×10根據參考文獻（1）P106（6-1）式得σ p=4 T1/d1hl=4×7283／19×6×39=0.65 Mpa[σ p] (110Mpa)19.帶輪和 V 帶結構設計電動機連接的帶輪：因為壓軸力不是很大所以采用直接連接，用鍵固定徑向，采用螺釘鎖緊擋圈跟軸肩固定軸向。根據參考文獻（2）電動機額直徑為直徑為 d=19，鍵槽寬 6mm，高 3.5,。因為≤300mm，所以采用腹板式。d根據參考文獻（2）圖 3-2 得 =（1.8~2）d =38mm1根據參考文獻（2）表 3-1 得 B=（z-1）e+2f= 38mm根據參考文獻（1）圖 8-14 得 B＞1.5d，L=（1.5～2）d=38， =（ ～ ）c?714B=8mm根據參考文獻（1）表 8-10 得 =8.5mm，h=5mm，e=12mm，f=7 db減速器連接的帶輪：因為壓軸力不是很大所以采用直接連接，用鍵固定徑向，采用螺釘鎖緊擋圈跟軸肩固定軸向。軸徑為 d=20mm， ≤300mm，所以采用腹板式。d根據參考文獻（2）圖 3-2 得 =（1.8~2）d =40mm123根據參考文獻（2）表 3-1 得 B=（z-1）e+2f= 38mm根據參考文獻（1）圖 8-14 得 B＞1.5d，L=（1.5～2）d =38，根據參考文獻（1）圖 8-14 得 =（ ～ ）B=8mmc?714根據參考文獻（1）表 8-10 得 =8.5mm，h=5mm，e=12mm，f=7 dbV 帶結構根究參考文獻（2）表 3-1，選擇 Z 帶。20.減速器的潤滑與密封在以上設計選擇的基礎上，對該減速器的結構，減速器箱體的結構，軸承端蓋的結構尺寸，減速器的潤滑與密封，減速器的附件作一簡要的闡述。1、 減速器的結構本課題所設計的減速器，其基本結構設計是在參照《機械設計基礎課程設計》圖 10-8 裝配圖的基礎上完成的，該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿） ，軸和軸承，聯結零件（鍵，銷，螺栓，螺母等） 。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。箱體為剖分式結構，由 I 箱體和箱蓋組成，其剖分面通過蝸輪傳動的軸線；箱蓋和箱座用螺栓聯成一體；采用圓錐銷用于精確定位以確保和箱座在加工軸承孔和裝配時的相互位置；起蓋螺釘便于揭開箱蓋；箱蓋頂部開有窺視孔用于檢查齒輪嚙合情況及潤滑情況用于加住潤滑油，窺視孔平時被封??；通氣器用來及時排放因發(fā)熱膨脹的空氣，以放高氣壓沖破隙縫的密封而致使漏油；副標尺用于檢查箱內油面的高低；為了排除油液和清洗減速器內腔，在箱體底部設有放汕螺塞；吊環(huán)螺栓用來提升箱體，而整臺減速氣的提升得使用與箱座鑄成一體的吊鉤；減速氣用地腳螺栓固定在機架或地基上。2、減速箱體的結構該減速器箱體采用鑄造的剖分式結構形式具體結構詳見裝配圖3、軸承端蓋的結構尺寸詳見零件工作圖4、減速器的潤滑與密封蝸輪傳動部分采用潤滑油，潤滑油的粘度為 118cSt（100°C）查表 5-11《機械設計基礎課程設計》軸承部分采用脂潤滑，潤滑脂的牌號為 ZL-2 查表 5-13《機械設計基礎課程設計》 。5、減速器附件簡要說明該減速器的附件含窺視孔，窺視孔蓋，排油孔與油蓋，通氣空，油標，24吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，起蓋螺釘，其結構及裝配詳見裝配圖。21.減速器結構1、減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結構尺寸見裝配圖及零件圖。由于輸出軸朝上的結構設計。鑄造箱體，材料 HT150。2、鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系表 3-3 減速箱的尺寸名稱 減速器型式及尺寸關系箱座壁厚 δ δ=16mm箱蓋壁厚 δ1 δ1=16mm地腳螺釘直徑及數目 df=15mm n=4軸承旁聯接螺栓直徑 d1=10mm箱蓋，箱座聯接螺釘直徑 d2=15mm 螺釘間距 300mm軸承端蓋螺釘直徑 d3=10mm 螺釘數目 4Df，d1，d2 至外壁距離 df，d2 至凸緣邊緣距離C1=26,20,16 C2=24,14軸承端蓋外徑 D2=200mm 軸承旁聯接螺釘距離 S=63.29mm軸承旁凸臺高度 根據軸承座外徑和扳手空間的要求由結構確定蝸輪外圓與箱內壁間距離85mm蝸輪輪轂端面與箱內壁距離 80mm3、注意事項（1）裝配前，所有的零件用煤油清洗，箱體內壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料；（2）角接觸球軸承 7000C、7011C 的軸向游隙均為 0.10～0.15mm；用潤滑油潤25滑；（3）箱蓋與接觸面之間禁止用任何墊片，允許涂密封膠和水玻璃，各密封處不允許漏油；（4）減速器裝置內裝 CKC150 工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍；（5）減速器外表面涂灰色油漆；（6）按減速器的實驗規(guī)程進行試驗。21.減速箱的三維圖圖 3-3 減速箱1-上箱蓋；2-蝸桿；3-蝸輪軸；4-蝸輪；5-下箱蓋22.轉盤系統三維圖1 2 34526圖 3-4 轉盤系統1-轉盤；2-鐵球；3-減速箱；4-帶輪3.3.薄膜拉伸系統部分結構設計計算1.傳動方案分析與擬定傳動方案簡圖圖 2 所示。2.選擇電動機由于行李尺寸不同，要求拉伸膜速度可以自動調節(jié)，所選用 YCT 系統小型電磁調速異步電動機。又由于薄膜拉伸裝置所需功率為 0.18kw，所以選擇 YCT112-4A 型電動機。YCT112-4A 額定功率 0.55kw，額定轉矩 3.6N·M，額定調速范圍125~1250r／min。3.傳動裝置的運動參數計算(1）確定電動機調速范圍：125~1250r／min(2)確定膠輥轉速范圍：25~250 r／min（3）確定總傳動比： =5總i（4）確定齒輪傳動比： =211 243