塑料袋打包机的结构机械CAD图纸设计doc

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　　1引言 打包机又称捆包机或捆扎机，作为包装设备中的一个主要分支，是将一个或多个包装物用捆扎带紧束一起的机器，使包装件便于运输、保管和装卸，属于外包装设备。打包机的功用是使塑料袋能紧贴于被捆扎包件表面，保证包件在运输、贮存中不因捆扎不牢而散落，同时还应捆扎整齐美观。在捆扎材料中，目前以钢带和塑料袋的应用最为广泛。由于塑料袋比钢带、纸带具有较低的使用成本和不锈蚀、不污染、强度适中手感柔软、制造方便、外观美观等优点，使之在许多领域逐步替代原来的钢带，纸带，塑料袋打包机成为包装机械中少有的技术成熟、简单可靠、品种齐全、覆盖面广的主要设备。为此，根据我国包装行业的实际需求和发展趋势，设计一款塑料袋打包机是非常必要的。 捆扎机是用捆扎带捆扎包装件，完成捆扎作业的机器。由机架、刀体结构、凸轮轴、电热头摆杆、电热头等组成的捆扎机捆扎装置，通过卸下弹性横销，再卸下在刀滚轮架上的固定螺钉，而后调整调整螺钉就可控制刀的长度，使刀的长度具有可调性和自动调节性能。本实用新型具有外形尺寸小，设计合理，结构紧凑，工作可靠，捆扎牢固，工作效率高，维 护方便等特点。它特别适用信封、书刊、钞票、商品等的捆扎。捆扎是为了防止物品的散落和丢失，便于运输和保管。捆扎机应用范围极广，几乎应用于所有行业的 产品包装中。 纸箱捆扎机又称纸箱打包机，用于生产完毕的纸箱产品在运输到纸箱用户之前，便于运输存放而或十个或二十个堆叠打包的设备。 捆扎机械作为包装设备中的一个主要分支,是将一个或多个包装物用捆扎带(绳) 紧束一起的机器 , 使包装件便于运输、保管和装卸 ,属于外包装设备。捆扎机械的发展 ,在一定程度上借助于捆扎材料的开发应用。在捆扎材料中先后出现的有草绳、绵麻绳、纸绳、金属丝、塑料绳、塑料带、钢带、聚胺酯带等。但由于其本身的强度和延伸率不同和对机械捆扎的适应程度各异 ,以及考虑制作成本，目前以钢带和塑料带的应用最为广泛。特别是自上世纪五十年代以来 ,随着石油化工的崛起，开始用塑料作为捆扎材料 , 为塑料带 (绳) 捆扎机械的开发成功奠定了基础。由于塑料带比钢带、纸带具有较低的使用成本和不锈蚀、不污染、强度适中手感柔软、制造方便、外观美观等优点 ,使之在许多领域逐步替代原来的钢带 , 纸带 ,塑料带捆扎机成为包装机械中少有的技术成熟、简单可靠、品种齐全、覆盖面广的主要设备。 目前，我国很多企业的包装水平跟不上生产设备的更新速度，包装质量不高。虽然国内少数企业凭借自身的雄厚经济实力，从国外引进了部分全自动打捆设备，但其高昂的价格增加了生产成本，绝大多数企业仍在使用半自动或人工打包设备，这样既使生产效率降低，也浪费了大量劳动力，为此，根据我国包装行业的实际需求和发展趋势，研发高质量，高可靠性的全自动打捆机以替代进口，以非常必要，而且形势紧迫。 1.2国内外发展现状 1.2.1包装带捆扎机国外发展状况 国外捆扎机械的应用 ,起始可追溯到本世纪初期 ,如美国的 SIGNODE公司、德国的 CYKLOP公司等就涉足捆扎行业 ,以生产钢带捆扎设备为主 ,但其规模和生产技术水平都还较低。直到上世纪的五十年,塑料材料的问世 , 使以塑料带作为捆扎材料成为现实 ,极大地促进了塑料带捆扎机的发展 。较早的如日本的下岛株式会社、株式会社 ,日鲁工业株式会社等。至2001年 ，日本的塑料带捆扎机总产量达 94万台 , 约占包装机械总量的 19. 5%,总产值达 300亿日元。每年约有30%的出口 ,几乎占领了全部东南亚市场。由于他们能成功地引进和消化吸收别国的经验 ,不断改进发展。结构较为简单 , 可靠性高 ,在国际市场上有很大的竞争能力。其中最大的生产厂家为下岛株式会社 ,于 1969年开始正式生产自动捆扎机 ,主要从事产品开发 , 产品质量控制和推销工作 ,其零部件加工和装配均通过扩散的办法。在国内设有17家分公司和 270个代销点 , 并在 35个国家和地区设有代理点。产品品种达 200多个 , 正常生产品种为 29种。美国的 SIGNODE公司则是一家以钢带捆扎机为主 , 塑料带、聚酯带捆扎工具为辅的跨国公司 , 属于美国 ITW上市公司。在美国和其他六个国家设有分公司该公司自 1913年就开始从事捆扎机械的生产 , 为 100多个国家的工业产品包装提供服务 , 并为各国用户提供 24小时内的配件供应服务 ,他们不仅具有巨大的生产能力 ,而且还有一支精益求精的研制和开发队伍 ,通过对捆扎机械各功能部件的反复试验和多方案对比 ,生产出的捆扎机械具有很好的可靠性和最佳的经济寿命 ,虽然价格昂贵 , 但仍然是国际市场上的强手。 1.2.2包装带捆扎机国内发展现状 我国包装机械工业是在改革开放以后发展起来的。由于起步较晚，大部分设备都是通过引进设备消化吸收研制出来的。行业从无到有，从小到大，逐步发展起来 。随着我国食品工业、包装工业和农业的迅速发展，我国的包装食品机械行业取得了世人瞩目的进步。产品品种的数量不断增加，使包装和食品机械行业成为直接为提高人民生活质量服务，为包装业和食品工业服务、农业和农副产品深加工业服务的新兴行业。成为我国机械工业十大支柱产业之一。基本上能生产出满足人民生活需求的各种各样、各种档次的产品，并正在不断努力、提高、缩小与国外先进水平、先进技术、先进设备的差距。 与国外捆扎机械生产技术水平相比，中国捆包机产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决 定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。 （1）、如何实现捆扎速度的可调，以适应不同的捆扎要求。 （2）、依靠摩擦轮退带收紧过程中，如何判断包装带捆扎纸箱的捆紧力已达到要求而自动停止退带收紧。 （3）、凸轮总成的精确设计，受凸轮控制的剪切、夹压机构的合理协调运行是完成捆扎的关键。 （4）、如何避免以往捆扎机械中都伴有烟尘、气味的情况，保护操作者的身心健康及环境保护。 1.3本课题所做的主要工作 本文研制的包装带打捆机，以纸箱、塑料包裹为捆扎对象对象，研发的主要内容包括:送、退带捆紧机构的研究、剪切、机构的设计、气动执行系统的设计、捆扎形式的选择，捆扎材料的选用等。 包装带捆扎机的工作过程包括六个主要步骤:送带、顶紧、退带拉紧、再顶紧、切带、加热、顶紧粘结、复位。整个包装带捆扎机的研究也主要围绕这几个重要的动作来展开。 2整体方案设计 2.1设计思路 本文着重对包装带捆扎机的机械部分进行设计，将包装带捆扎机的机械部分设计成三部分，其中送退带机构主要实现包装带的送带与退带，以及通过退带将捆扎物捆紧待加热，粘贴。夹压剪切机构主要实现包装带的顶紧固定，并在包装带通过热熔搭接器加热融化后实现对带的夹压，以便使带迅速粘结。在送退带机构电机反转进行退带时，为避免退回的带在机箱内缠绕齿轮及其它部件，本文将设计一个储带箱放在机箱内，存放多余的包装带，既增加了捆扎安全性，又使下次捆扎有足够的缓冲时间。根据行业包装机械的参数要求, 为保证包装带捆扎机能够高效正常运转，特对本捆扎机的设计提出如下要求： （1）适合常规物体打包，打包速度不大于2.5秒/道。 （2）台面高度不超过800MM。 （3）捆扎形式为平行1-多道。 （4）送带停止时，带盘刹车可靠。 （5）每道捆扎时间应不大于15s。 （6）捆紧力应可调，对采用宽度小于 13. 5 mm打包带的捆扎机，单道最大捆紧力应不小于 200 N;用宽度不小于 13. 5 mm打包带的捆扎机，单道最大捆紧力应不小于 250 N。 （7）烫头温升时间 合上总开关后，烫头从室温升到 300℃ ，时间应不超过 5 min。 （8）烫头表面温度在 200-370℃范围内应可调。 （9）接头外观无过熔现象，上、下层对齐，中心偏移量应不大于 1. 5 mm，接头末端未烫部分长大于2mm。 （10）外观质量 a.工作台面平整、光亮，不应有锈点、凹陷等缺陷; b. 表面涂漆或喷塑牢固、光滑、色泽均匀.不应有划痕、磕碰等有损美观的缺陷。 （11）最大捆扎体积为400 mm×400 mm×1200 mm 2.2方案设计 整个系统分为：机械系统和控制系统。 机械系统分为：送带、退带张紧机构，捆扎封接机构。 控制系统分为：步进电机控制系统，气动控制系统。 2.2.1机械系统设计 机械系统分为：送带、退带张紧机构，捆扎封接机构。捆扎机原理图如图2.1所示 一、送带、退带张紧机构 送带、退带张紧机构主要完成捆扎带送入和退出，由电机、摩擦轮、齿轮、同步带轮、小轨道等部件组成。送退带机构原理示意图如图2.2所示，在机器进入工作准备状态时，捆扎带通过摩擦轮正转，依靠摩擦力使捆扎带从储带箱中拉出送入轨道；当带碰到触动开关后，压紧机构的第一压头将带端压紧，同时电机带动摩擦轮开始反转，将多余的带从轨道中拉出退入储带箱中，已达到使纸箱捆紧的目的。 图2.2 送退带机构原理示意图 二、捆扎封接机构 捆扎封接机构原理示意图如图2.3所示。捆扎带在进行捆扎时，其带头和带尾都需要用夹压机构进行夹紧，以便完成热熔搭接工作。夹压机构共有三个压头，由安装在同一轴上的三个凸轮分别控制，其中的第一压头夹压带头，第二压头夹压带尾，两层带中间先由隔离器隔开，然后再由隔离器引导熨头进入两层带子中间，以待热熔搭接。 捆扎带收紧捆绕在包装件上后，为了使它在流通过程中不松散，就必须将捆扎带的两端构成牢固的连接，才能保证捆扎的可靠与安全。捆扎带在封接压头，即第三压头的作用下，由电热板对其加热使带表面熔融，然后经过加压冷却而得到熔接连接。 图2.3 捆扎封接机构原理示意图 2.2.2 控制系统设计 研制包装带捆扎机的一个重要任务就是要实现打捆过程的半自动化或尽可能自动化。气动控制方式与电气、液压控制方式一样，是实现生产过程自动化的常用的方式之一。随着电气控制技术在气动元件中不断的进步和发展，一系列高性能的气动元件的出现，如快速响应的电磁阀，位置感应气缸等，使得气动元件更加易于进行远距离的操作控制。因此，气动系统在很多自动化设备中正得到越来越广泛的应用。 在打捆过程中，包装带压板以及热熔搭接器的驱动由气缸来实现，相对于电机控制而言，气缸在实现来回伸缩控制方而有其独特的特点和优势;具有动作实现简单，可大大减少辅助机构的设计(相对于电机控制而言)。气缸的运动过程由电磁阀进行控制，简单易行。另外，实现捆扎速度可调通过凸轮轴上的步进电机来实现，机电配合的整个工作过程如下: （1）接通电源,单片机开始工作,烫头开始加热升温,温度的自动调节通过单片机自动控制. （2）按下“送带”按钮,电机正转,实现送带,送带2s后电机停转。 （3）手动将带拉出，将包装带缠绕捆扎物一周，当带碰到行程开关后，步进电机运转，第一顶杆将捆扎带顶紧。 （4）2s后电机反转，实现退带，对包装件进行捆紧，2s后停转，此时第三顶杆将带另一端顶紧。 （5）第二顶杆上升将包装带切断并迅速下移，热熔搭接器开始对包装带加热，第二顶杆再次上升，将两片包装带夹紧粘贴。 （6）气缸收缩，将压带侧板抽出，捆扎完成。 2.3 本章小结 本章主要根据打捆机的工作流程提出了包装带捆扎机的总体设计方案，主要内容包括: （1）给出了包装带捆扎机的技术参数和要求; （2）提出了打捆机的系统总体设计方案，包括机械系统、控制系统、采用的捆扎方式和材料等。 3机械系统设计 3.1整体设计 包装带捆扎机的结构：目前使用的台式自动捆扎机，其构造包括机架、丙烯带圈m6米乐官网 米乐M6平台入口筒、储带箱、带子的进给和张紧机构、带子的接合机构、拱形导轨、传动机构和自动控制装置等部分组成。 捆扎机工作流程：包装带捆扎机采用聚丙烯塑料带作为捆扎材料，打捆完成后用热熔搭接法将捆扎带加热粘贴。当捆扎物人工搁置在规定的位置后，手动将捆扎带塞入焊接处并触动微动开关，机械装置和执行机构保证反时针方向收带，达到一定的捆紧力后焊接，稍后切刀上顶切带，最后机械送带，完成一个捆件的捆扎过程 。在捆扎过程中，由送退带机构完成送带、收带、拉紧等动作；在夹压、熨烫机构作用下完成包装带粘结锁紧，防止包装带的打滑松动。本捆扎机以气动系统作为打捆系统加热装置的主要执行件，以可编程序控制器作为控制单元实现打捆过程的半自动化。 3.2传动方案设计 3.2.1选择电动机 合理选择电动机类型，对工作机械有效的工作，以及机组运行的可靠性、安全、节能及降低设备造价都有重要意义。 电动机类型的选择要从负载的要求出发，考虑工作条件，负载性质、生产工艺、供电情况等，尽量满足下述各方面的要求： 1． 由电动机类型决定的电动机的机械特性与工作机械机械特性配合要适当，机组稳定工作；电动机的起动转矩、最大转矩、牵入转矩等性能均能满足工作机械的要求。 2． 电动机的转速满足工作机械要求，其最高转速、转速变化率、稳速、调速、变速等性能均能适应工作机械运行要求。 3． 从降低整个电动机驱动系统的能耗及电动机的综合成本来考虑选择电动机类型，针对使用情况选择不同效率水平的电动机类型；对一些使用时间很短、年使用时数也不高的机械，电动机效率低些也不会使总能耗产生较大的变化，所以并不注重电动机的效率：但另一类年利用小时较高的机械，如空调设备、循环泵、冰箱压缩机等，就需要选用效率高的电动机以降低总能耗。 3.2.2电动机的选择 本机器的动力选用交流380V。塑料包装机械中常用的点机转速多为1400分转/分，由于整个载荷比较小，所以综合考虑最终选用Y112M-4型三相异步电动机，电压为380V，功率为180W，额定转速为1400r/min，根据电机转速及效率要求确定各级传动比。其中转送带为主要工作部件，其效率直接影响整机工作效率。电动机的外形图及尺寸见表2.1和图2.1。 机座号 安装尺寸 D(j6) E F(N9) G M N(j6) P R S T 80 19 +0.009 -0.004 40 6 -0.03 15.5 -0.1 165 130 +0.014 -0.011 200 0 12 +0.43 3.5 外形尺寸不大于 A AD AE L 175 120 110 300 表2.1Y112M-4型电动机外形尺寸 3.2.3传动方案的确定 包转机工作时，先将塑料袋经输送带8送入，再经花盘轮9旋转转到送料装置10，然后通过槽轮6进行间歇运动使之停下，进行灌料。然后再通过花盘轮转出，由输送带送出。 1.电机 2.带轮 3.减速箱 4.减速箱链轮 5.齿轮6.槽轮机构7.圆锥齿轮 8.传送带 9.花盘轮 10.转鼓计数装置 图2.1塑料包装机系统传动原理图 3.2.4各级传动比的确定 按图2.1，电动机经带轮、减速器、链轮减速。减速器选用传动比为i2=1：50的蜗轮减速机，电机与减速箱采用皮带传动，其传动比为i1=1：4，链轮减速的传动比为i3=1：1，即 ————电机与减速器的传动比 ————蜗轮减速箱传动比 ————减速箱与主轴间传动比 所以主轴转速及传动带上的瓶的线速度为 （r/min） /=/=0.03663m/s=36.63mm/s 每分钟30瓶，那么瓶子间的距离为：mm 4电机到主输送带装置的传动设计 4.1第一级传动——带的设计 1）确定带的计算功率 由表8-6[1]查得带的工作情况系数，故 w =198w (3.1) 2） 选取窄V带带型 根据 、由图8-9确定选用SPZ型。 3） 确定带轮基准直径 由表8-3和表8-7取主动轮基准直径63mm。 根据式（8-15），，从动轮基准直径。 =252 mm (3.2) 根据表8-7，取。 按式==4.618 m/s (3.3) =4.618m/s 所以带的速度合适。 4） 确定窄V带的基准长度和传动中心距 根据0.7（，初步确定中心距400 mm。 根据下式计算所需的基准长度 = =1316.9mm (3.4) 由表8-2选带的基准长度=1400mm。 则按式（8-21）计算实际的中心距a =442.4mm (3.5) 圆整取a=442mm 5） 验算主动轮上的包角 由式（8-6）得 (3.6) 主动轮上的包角合适。 6）计算窄V带的根数Z 由 (3.7) 又1400 r/min 、63mm、4,查表8-5a和表8-6b得 0.24 kw △P0=0.03 kw 查表8-8得 包角系数0.93，查表8-2得长度系数0.99，则 =0.7 则取Z=1根。 7） 计算预紧力 由 (3.8) 查表8-4得q=0.06kg/m，故 N=33.08N 8） 计算作用在轴上的压轴力 ==65.35 N (3.9) 4.2蜗轮蜗杆传动减速箱的计算 蜗杆所在轴Ⅰ：=700 r/min, 172.8 w，传动比， 传动不反向，工作载荷稳定，设计寿命12000 h。 4.2.1选择蜗杆的传动类型 根据GB/T10085—1988 的推荐，采用渐开线选择材料 考虑到本设计中蜗杆传动的传递功率不大，速度较低，所以蜗杆用45钢。因希望效率高些赖磨性好，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45—55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为里节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。 4.2.3按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭齿蜗轮蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计,再较核齿根弯曲疲劳强度。由式（11—12），传动中心距 (3.10) 1）确定作用在蜗轮上的转矩 按1，取效率0.8，则 =94300 (3.11) 2）确定载荷系数K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数=1；选使用系数=1.15；由于转速不高，冲击不大，可取重载荷系数=1.05；则 =1.21 (3.12) 3）确定弹性影响系数 因选用的铸锡磷青铜ZCuSn10P蜗轮和钢蜗杆相配，故=160 。 4）确定接触系数 先假使蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值=0.35，从图11-18中可查得=2.9。 5）确定许用接触应力 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSu10P,金属模锻造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力=268MPa。则应力环次数为 ===1.008 (3.13) 寿命系数 =1 则 =1268=268 MPa 6）计算中心距 =69.93mm 取中心距为a=80mm，因i=50，故可模数m=2.5，蜗杆分度圆直径=30mm。这时/a=0.375。从图11-18中可查得接触系数=2.8。因为，上述计算结果可用。 4.2.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 1）蜗杆 轴向齿距==7.854；直径系数q=12；齿顶直径==35 mm， 齿根圆直径=24mm； 分度圆导程角=；蜗杆轴向齿厚=6.283 mm。 2）蜗轮 蜗轮齿数=51；变位系数=； 验算传动比=51，这时传动比误差为=2.0﹪，这是 许的。 蜗轮分度圆直径 ==127.5 mm 蜗轮喉圆直径 =127.5+22.5=132.5 mm 蜗轮齿根圆直径 =127.5-=121.5 mm 蜗轮咽喉母圆半径 = mm 4.2.5校核齿根弯曲疲劳强度 (3.14) 当量齿数 =51.52 (3.15) 根据，=51.52，从图中可查的齿形系数=2.75。 螺旋角系数 ==0.966 (3.16) 许用弯曲应力 从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa。 寿命系数 =0.893 =50MPa 而实际弯曲强度 = =48.5MPa 弯曲强度满足条件。 4.2.6精度等级公差和表面粗糙度的确定 由蜗轮蜗杆传动的情况，选用8级精度，侧隙种类为f。则 1） 蜗杆轴向齿距极限偏差，蜗杆轴向齿距累计公差 mm ，蜗杆齿行公差=0.022 mm 。 2） 蜗轮齿距累积公差=0.160 mm，蜗轮齿圆径向跳动公差=0.050mm，蜗轮齿形公差=0.014 mm，蜗轮齿距极限偏差=0.020 mm。 4.2.7传动效率的计算 滑行速度==1.1 m/s (3.17) 故采用下置蜗杆。 此时查得，总效率=0.52 (3.18) 4.2.8蜗轮蜗杆最小轴径的确定 1）蜗杆 选择轴的材料为45钢，由于蜗杆小，所以做成齿轮轴Ⅰ。 此时=40MPa，则 由公式 (3.19) =6.65 mm 取=12 mm。 2）蜗轮 同样选轴的材料为45钢，轴Ⅱ传递的功率 ==89 W 由公式（1）得 =19.65 mm 取轴Ⅱ最小直径为=25 mm。 4.3第三级传动——链传动的设计计算 由设计条件可知传动比i=1，输入的功率为=89 W，转速n=14 r/min ，载荷平稳。则可进行如下设计 1）选择链轮齿数 假定链轮转速为0.6—3 m/s ，由表9—8选取小链轮齿数=20；从动轮齿数=20。 2）计算功率 由表9—9[1]查得工作情况系数=1，故 ==89 W 确定链条链节数 初定中心距=30p,则链节数为 =80 节 (3.20)[1] 3）确定链条的节距p 由图9—13[1]按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点的左侧时，可能出现链板疲劳破坏。由表9—10查得小链轮齿数系数=1.05；=0.94；选取单排链，由表9—11查得多排链系数=1.0，故得所需传递的功率为 =90 W 根据小链轮转速=14 r/min，及=89 W，可选链号为08A单排链。同时也证实原估计链的工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的。此时查得链节距p=12.70mm。 4）确定链长L及中心距a =1.012 m (3.21) ==445 mm 中心距减小量 △a=(0.002～0.004)a=(0.002～0.004)×445 mm =0.89～1.78 mm 实际中心距 =a- △a =445-(0.89～1.78)=444.11～443.22 mm 取 =444 mm 5）验算链速 ==0.06 m/s 6）验算小链轮毂孔 由表查得链轮毂孔最大许用直径=34 mm，大于蜗轮轴径 =25 mm,故合适。 7）作用在轴上的压轴力 有效圆周力 =1483 N (3.23) 按水平布置取压轴力系数，故 =1705 N 4.4主传送带的设计计算 4.4.1主传动链的设计计算 由前述可知，选取08A型滚子链。P=12.7 mm。 选择链轮的齿数 选取链轮的齿数=36。 计算功率 工作情况系数=1.0，输入功率=51.2 W 其中 ——为输入主轴的功率分配给主传动链的分配比 故 ==51.2 W 3）确定链条链节数 初定中心距=100p，则链节数为 =236 节 为了能均匀的分配三角挡板，故选取=240 节。 4）确定链长L及中心距a =3.05 m =1295.4 mm 中心距减小量 △a=(0.002～0.004)a=(0.002～0.004)×445 mm =2.60～5.20 mm 实际中心距 a-△a=1295.4-（2.60～5.20）=1292.8～1290.2 mm 取 1292 mm 5） 验算链速 ==0.1067 m/s 选取轮毂孔 由表可查的轮毂许用最大直径，以及参考第二传动链的轮毂许用最大直径，拟选择此段轴径=35 mm。 7） 作用在轴上的压轴力 又主传动带的输入功率= 有效圆周力 =480 N 按水平布置取压轴力系数，故 =552 N 4.4.2计算主传送带的牵引力F 假设回程链条有支托的水平式输送装置，则 (3.24)[6] 式中 F——输送m6米乐官网 米乐M6平台入口链条的牵引力，N； L——物品输送的水平长度，m； ——每米长度上的输送链质量，kg； W——输送机每米长度上的输送物品质量，kg； ——物体与滑台表面间摩擦系数； ——链条与导轨间摩擦系数； 3 ——为链条数。 在本设计中瓶子由链条本身传送，所以选=0.40；由于08A滚子链单排每米质量q=0.60 kg/m，则0.60 kg；在开始确定瓶间距时H=10P=127mm, 又在设计时我选用娃哈哈矿泉水作为参考物品，所以 取W=4 kg/m，式中L由上可知L= 785 mm 。 在设计中送料机构给一个瓶子灌料时，输送带上有10个待灌瓶子。这样它们所需要的链长为==1270 mm，（1290 米乐M6 米乐平台mm）故符合设计条件。 所以 = =59.43 4.4.3验算主链条输送装置的功率 由于精确计算链条运输物品时所遇的阻力相当的困难，故均采用经验方法来计算。可用下式估算输送链轮的功率。 (3.25)[6] 式中 ——主传动带的功率，W； F ——链条牵引力，N； V ——牵引链条的速度，m/s； K ——系数，有润滑的链条取K=1.15，无润滑的链条取K=1.20。 ==7.2 W 式（2）中的输入功率 其中 ——为输入主轴的功率分配给主传动链的分配比 根据设计需要我取0.6；链条的传动效率0.96。 此时实际能输入的功率为 =51.2 W，所以满足设计条件。 由设计条件可知传动比i=1，输入的功率为=89 W，转速n=7 r/min ，载荷平稳。则可进行如下设计 1）选择链轮齿数 假定链轮转速为0.6—3 m/s ，由表9—8选取小链轮齿数=20；从动轮齿数=20。 2）计算功率 由表9—9[1]查得工作情况系数=1，故 ==89 W 确定链条链节数 初定中心距=30p,则链节数为 =80 节 (3.20)[1] 3）确定链条的节距p 由图9—13[1]按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点的左侧时，可能出现链板疲劳破坏。由表9—10查得小链轮齿数系数=1.05；=0.94；选取单排链，由表9—11查得多排链系数=1.0，故得所需传递的功率为 =90 W 根据小链轮转速=7 r/min，及=89 W，可选链号为08A单排链。同时也证实原估计链的工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的。此时查得链节距p=12.70mm。 4）确定链长L及中心距a =1.012 m (3.21) ==445 mm 中心距减小量 △a=(0.002～0.004)a=(0.002～0.004)×445 mm =0.89～1.78 mm 实际中心距 =a- △a =445-(0.89～1.78)=444.11～443.22 mm 取 =444 mm 5）验算链速 ==0.06 m/s 6）验算小链轮毂孔 由表查得链轮毂孔最大许用直径=34 mm，大于蜗轮轴径 =25 mm,故合适。 7）作用在轴上的压轴力 有效圆周力 =1483 N (3.23) 按水平布置取压轴力系数，故 =1705 N 5主要机构的设计 5.1花盘轮的设计 图5.3花盘轮的结构 花盘轮的结构参数通常由经验方法确定，齿槽半径R略大输送容器主体部位的半径，因为瓶子的半径为25mm，取齿槽半径R=26mm工作齿槽外径部位需进行修缘，使容器能顺利地进入或脱离齿槽。上下齿轮片间距离H以确保容器在输送中具有良好的平稳性为前提，根据容器结构确定。花轮盘的轮齿片通常用高强度铸铁或中碳钢制造，轴套可用普通铸铁或工程塑料制造。 5.2槽轮机构的设计 1.拨轮A.圆柱销2. 槽轮 图5.4槽轮机构的设计 1.几何要求:圆销线速度方向与轮槽方向一致 2.设计要点:圆柱销与锁住弧配合 3.基本参数选择 (1)槽数z 几何关系： 运动关系(运动特性系数τ)： 讨论：τ0，z≥3，一般取z=4-8 (2)销数K 讨论：τ1， 常用K=1 4. 几何尺寸计算 表5.1 几何尺寸计算 在一个运动循环中，槽轮的运动时间t2与销轮的运动时间t1之比，称为运动系数，用τ表示。 对于外槽轮机构,为了避免或减轻槽轮在开始转动和停止转动时的碰撞或冲击，圆销在开始进入径向槽或从径向槽脱出的瞬时，圆销中心的线速度方向均沿着径向槽的中心线方向，以便槽轮在启动和停止时的瞬时角速度为零。?????????210 + 220 =π?????????210 =π- 220 =π- (2π/z) 式中z为槽轮的槽数。??? 主动件以等角速度ω1转动时，槽轮转动一次所需的时间为 t2 = 210/ω1 。??? 当主动拨盘对称均布有k个圆销时，则主动拨盘转过2π/k 角度便完成槽轮的一个运动循环，其所需的时间为t1 = 2π / [kω1]。????????? ???此外，由于槽轮机构是作间歇运动的，故必须有间歇时间，所以运动系数τ总是小于1，因此 k 与 Z 的关系应为 k2z/(z-2)，常取 z = 4 ～ 8。 5．槽轮机构的角速度和角加速度 槽轮机构的运动分析和曲柄导杆机构的运动分析完全一样。下图分别列出了槽数为4、6、8的外啮合槽轮机构角速度ω2/ω1 和角加速度α2/ω12 的变化情况。从图中可以看出，槽数愈少，则角速度、角加速度的变化愈大，由此产生的冲击和磨损也就愈大。 由以上公式可以算出槽轮机构的具体尺寸： 中心距：a=150mm 拨轮的轴径：d1=34mm 槽轮的轴径：d2=30mm 锁止符半径：Rx=83mm 圆销回转半径：R1=75mm 槽底高：b=29mm 槽深：h=76 锁止符张开角：γ=270度 5.3直齿圆柱齿轮的几何计算 渐开线)、设计参数 传递功率 P=0.18(kW) 齿轮1转速 n1=7(r/min) 齿轮2转速 n2=30(r/min) 传动比 i=7:30 工作机载荷特性：均匀平稳 预定寿命 H=36000(小时) (2)、布置与结构 结构形式：开式 齿轮1布置形式 ：对称布置 齿轮2布置形式：对称布置 齿轮1材料及热处理45号钢表面淬火 齿轮2材料及热处理45号钢表面淬火 (3)、齿轮精度 齿轮1第Ⅰ组精度7级 齿轮2第Ⅰ组精度 7级 (4)、齿轮基本参数 模数(法面模数) M=4 齿轮1齿数 Z1=60 齿轮1齿宽 B1=40.00(mm) 齿轮2齿数 Z2=14 齿轮2齿宽 B2=40.00(mm) 标准中心距 A0=148.00000(mm) 实际中心距 A=150.00000(mm) 齿轮1分度圆直径 d1=240.00000(mm) 齿轮2分度圆直径 d2=56.00000(mm) 齿顶高系数 ha*=1.00 顶隙系数 c*=0.25 压力角 α*=20(度) 5.4主传动轴的设计 5.4.1选择主传动轴的材料 由于轴工作时产生的应力多是循环变应力，所以轴的损坏常为疲劳破坏。而轴的设计是塑料包装机设计中的重要的组成部分，因此我校核主传动动轴，应保证其有足够高的强度和韧性。对应力集中敏感性小和良好的工艺性，还须满足刚度、耐磨性、耐腐蚀性要求。轴的一般材料主要是碳素钢和合金钢。碳素钢强度虽然较合金钢低，但价廉，对应力集中的敏感性低，故在本次设计主传动轴时采用碳素钢比较合适。 常用的碳素钢有30、40、45、和45钢，其中以45钢最为常用。同时主传动动轴一般是用碳钢或合金钢制成，且本设计中的主传动动轴是低速中载传动，所以综合上述考虑，我选择45钢作为主动轴的材料，为保证其力学性能，应进行调质热处理。其主要的力学性能参数见文献[1]表15--1，其中毛胚直径小于100mm的45号钢调质处理后的主要参数有：硬度：217～255；抗拉强度：；屈服强度极限：；弯曲疲劳极限：；剪切疲劳极限：；许用弯曲应力：。 5.4.2主传动轴的结构简图 图4.5 主动轴的结构 5.4.3.1求输入轴上的功率、转速和转矩 若取每级齿轮传动的功率（包括轴承效率在内）η=0.97，则 ===180×0.96=172.8W =9550000=9550000×=235749Nmm 5.4.3.2求作用在齿轮上的力 因已知大齿轮的分度圆直径为 =m=4×60=240mm 而 ===3802.40N ==3802.40×=397.37N =tanβ=3802.40×tan=154.06N 5.4.3.3初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取==112，其中为许用扭转切应力，于是得 ==112×=15.63mm 输入轴的最小直径显然是安装锥齿轮处轴的直径。为了使轴直径与前面所设计的带轮相配合，这里需要确定其d并周整，为了满足强度要求，这里取d=20mm。 5.4.3.4校核轴的强度 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图 图4.6轴的计算简图 从轴的结构图和弯矩和扭矩中可以看出截面D是轴的危险截面。现将计算出的截面D处的、及M的值列于下表 表4.2 截面D的负荷 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F =-1376N，=2070N =122N，=1032N 弯矩M =117.196Nm，=345.29 Nm 总弯矩 ==363.42 Nm 扭矩T =23625 Nmm 按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（既危险截面D）的强度。根据[2]式（15-5）及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力 ===5.225MPa 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60MPa。因此＜，故安全。 6总结 本文设计中，能很好的满足对塑料袋的捆扎要求，运行稳定。塑料袋打包机的研制成功，极大的提高了我国塑料袋包装的自动化和标准化水平，减轻工人劳动强度。本论文是对塑料袋研发工作的总

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