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本 科 畢 業(yè) 設 計 第 47 頁 共 47 頁
1 緒論
1.1 本課題的目的和意義
當今社會正在飛快的發(fā)展，科技正在飛速進步，消費者對產(chǎn)品的要求也不斷的提高。隨著近些年國際包裝機械的迅猛發(fā)展，消費者對包裝機械傳動系統(tǒng)自動化程度和位置跟蹤精度的要求也不斷提高。包裝機械的科技含量越來越高，新興的一些科學技術正在逐漸應用其中，如：微電子技術、信息處理技術、新傳感器技術、激光技術等等。這些技術在包裝機械中需求越來越多，應用也越來越廣泛，這給從事包裝機械設計研究的工程師帶來了很大挑戰(zhàn)，要求他們有更高的才能素質，同時也給他們帶來了機遇。高素質的人才，加上新興的科學技術，包裝機械的前景勢必一片光明，智能、快速、精準、柔性、易操作、環(huán)保終將成為它的代名詞。
最近幾年，由于人們的消費水平提高，我國的包裝機械行業(yè)的發(fā)展迅速，但是橫向來看，與發(fā)達國家的包裝機械產(chǎn)品相比，仍然有20年左右的技術差距。我國投入市場使用的一些包裝機械產(chǎn)品中，所含的科學技術并不高，屬于低端產(chǎn)品。但在發(fā)達國家，他們所生產(chǎn)的包裝機械，已經(jīng)廣泛地應用了很多先進的科學技術，如：遠距離遙控技術、激光技術、信息處理技術、自動柔性補償技術等等。同發(fā)達國家相比，我國的包裝機械的差距主要表現(xiàn)在精度低、可靠性和穩(wěn)定性低、零件壽命短等。包裝機械的技術落后，嚴重影響著我國包裝工業(yè)快速穩(wěn)定的發(fā)展，進而影響著一系列產(chǎn)業(yè)的發(fā)展。就如我所研究的茶葉自動包裝機來說，茶葉自動包裝機的落后，會影響茶葉包裝工業(yè)的發(fā)展，深一步更影響茶葉產(chǎn)業(yè)的發(fā)展。
中國作為世界經(jīng)濟發(fā)展增長最快國家之一，包裝行業(yè)也在迅速發(fā)展。尤其是在中國加入WTO以后，中國包裝機械行業(yè)在經(jīng)濟全球化的影響下，面臨著許多機遇和挑戰(zhàn)。為了跟上時代的步伐，只有努力學習并引進發(fā)達國家的優(yōu)秀科學技術，才能是我國的包裝機械在世界上占有一席之地。
茶葉包裝是一個新興的行業(yè)，中國茶葉文化源遠流長，人們對茶葉的需求量很大，在市場的激烈競爭下，茶葉包裝行業(yè)脫穎而出。對于商品的包裝，人們對其主要有兩個方面要求，第一是對于商品的包裝，要求外觀漂亮，吸引消費者，并且包裝質量要可靠，不能出現(xiàn)任何形式的破損。第二方面，確保商品包裝所裝商品重量精確，裝多會增加生產(chǎn)商的成本，裝少會損害消費者的利益，損害生產(chǎn)商的信譽，要求包裝行業(yè)的計量誤差在一定范圍之內(nèi)，一般誤差在千分之五以內(nèi)。正因為包裝的商品重量計量影響著生產(chǎn)商和消費者的利益，所以商品的包裝計量誤差是包裝機械行業(yè)時時刻刻不能忽略的一個重要標準。上面曾提到我國包裝機械精度低，而發(fā)達國家的包裝機械精度更高，這就要求我國包裝機械學習發(fā)達國家包裝機械的優(yōu)點，引進先進的科學技術，不斷地提高我國包裝機械的精準度，使我國包裝機械在世界上占有一席之地，趕上世界水平，甚至超過世界水平，以提高我國包裝機械行業(yè)的市場競爭力。
1.2 國內(nèi)外包裝機械發(fā)展狀況
1.2.1 包裝機械概述
包裝機械是能夠進行對產(chǎn)品的一系列包裝過程的機械。包裝機械的應用范圍很廣，它有很多優(yōu)點，具有自動化、體積小、易安裝、易操作、精度高、效率高等特點。包裝機械所完成的包裝工序大致上可以分為以下幾類：封口、裝填、裹包、灌裝、打標、清洗、
干燥、捆扎、殺菌等等。因為包裝過程中會遇到這些包裝工序，所以包裝機械種類也五花八門。產(chǎn)品包裝很大程度上影響著產(chǎn)品是否能夠暢銷，因此包裝機械一定要保證傳動裝置緊湊、精度高，才能確保包裝的美觀漂亮。
當今食品行業(yè)越來越注重包裝外表，包裝機械行業(yè)自然而然成為了一個較大行業(yè)，它在包裝工業(yè)中起著非常大的作用，并占有著重要地位。包裝機械使得包裝過程得以快速、精準的完成，為包裝行業(yè)提供了必要的生產(chǎn)設備，是商品得以暢銷的必要條件。而對于包裝小顆粒產(chǎn)品的包裝機械，它能夠使這些顆粒狀產(chǎn)品方便使用，便于攜帶，并且使這些產(chǎn)品更加美觀，吸引消費者眼球。
1.2.2 國外包裝機械的發(fā)展現(xiàn)狀
世界上包裝機械的四大強國當屬美國、德國、意大利和日本。
美國的包裝機械發(fā)展歷史比較悠久，是世界上為數(shù)不多的國家，該國的包裝機械已經(jīng)有了一套獨立的成熟的包裝機械系統(tǒng)。美國的包裝機械種類繁多，產(chǎn)量也很大，均排世界首位。十多年里，美國在世界上一直占據(jù)著包裝機械最大生產(chǎn)國和消費國的王冠。美國的包裝機械效率高、精度高，并融入了尖端的科學技術，包裝機械采用了微電子技術、信息處理技術，與計算機完美結合，使得包裝機械變得更加智能化。增長速度最快的包裝機械產(chǎn)品種類當屬填充類機械、封口類機械和成型類機械。自從二十世紀九十年代，美國的包裝機械行業(yè)始終保持著穩(wěn)定快速的發(fā)展。
德國的包裝機械行業(yè)在技術和性能方面處于領先地位，該國的包裝機械計量精度非常的精準。由于德國的啤酒出名，很多包裝機械的誕生都是為此服務。目前，針對啤酒等灌裝產(chǎn)品的包裝機械，德國的更加具備高效率、高自動化、高精度的特點，德國的這些包裝機械受到了全球的一致認可。德國一些較大的包裝機械企業(yè)應用了光電感應技術，使得包裝精度大大提高。這些企業(yè)所生產(chǎn)的大型自動包裝機械包裝容積很大，并且集多種包裝工序于一體，如：制袋、稱重、填充、抽真空、密封等，大大方便了人們的操作，也使得的包裝機械更加智能化。多年來，德國的包裝機械行業(yè)一直在穩(wěn)定快速的增長，所生產(chǎn)的包裝機超過80%用于出口，是世界上包裝機械出口最大的國家。
意大利的包裝機械行業(yè)也很厲害，是繼德國之后，世界上包裝機械第二出口大國，僅次于德國，有近80%用于出口。意大利的包裝機械以食品商業(yè)方向居多，該國的包裝機械性能可靠，價格便宜，十分受用戶的歡迎。
關于日本的包裝機械行業(yè)，起步發(fā)展比美國和德國晚。二十世紀六十年代前，日本的包裝機械企業(yè)連六十家都不到，而且所生產(chǎn)的包裝機械科技含量比較低，只能進行一些簡單的商品包裝，如：煙、糖果等。日本包裝機械行業(yè)真正快速起步增長的時期，是在二十世紀六十年代到七十年代。隨后的十年，包裝機械的增長速度有所下降，但同世界包裝機械行業(yè)發(fā)展速度相比，還是相對較快，增長率達13%。到了八九十年代，日本包裝機械保持穩(wěn)定的增長同時，開始更加注重科技的投入，在包裝機械控制中采用微電子技術，另外還將模塊化技術、機器人技術等等先進的科技應用到包裝機械當中，使得該國的包裝機械生產(chǎn)效率和生產(chǎn)精度大大提高，并更加智能化，在國際市場中競爭力大大提高。二十世紀六十年代到九十年代，日本包裝機械行業(yè)的發(fā)展顯著，總的歷程經(jīng)歷了引進、吸收、發(fā)展三大過程。
從這四個國家來看，它們的包裝機械行業(yè)發(fā)展形勢都非常的好，它們在發(fā)展包裝機械的同時，十分看重對先進的科學技術的應用，用高科技成果同世界競爭。這些高效率、高智能、高精度、高可靠性、高技術含量的包裝機械的不斷出現(xiàn)，使得世界各國紛紛效仿美國、德國、意大利和日本。創(chuàng)造新型的包裝機械，已經(jīng)成為了世界包裝機械發(fā)展的主導潮流。因此，我國包裝機械行業(yè)要想在世界上站穩(wěn)腳跟，就必須效仿美國、德國、意大利和日本，對包裝機械應用先進的科學技術，使其更高效和智能。
1.2.3 我國包裝機械發(fā)展狀況
當前我國經(jīng)濟正在快速穩(wěn)定的增長，人民的生活水平同前十年相比有了質的提高，人們不但消費在不斷提高，消費質量也在提高，消費者現(xiàn)在對產(chǎn)品的外包裝是否美觀、包裝是否環(huán)保、包裝是否密封結實越來越看重。
雖然在這種社會背景下，人們的精神需求給我國包裝機械行業(yè)帶來了很多機遇，但考慮到我國包裝機械現(xiàn)有的科技實力，我國包裝機還比較落后，想要滿足人們?nèi)找嬖鲩L的需求，還要面臨著巨大的挑戰(zhàn)。
我國包裝機械行業(yè)屬于正在發(fā)展中的行業(yè)，企業(yè)不大，管理水平還不算成熟，技術研發(fā)人員欠缺，技術裝備都不是很成熟。新的包裝機械產(chǎn)品研發(fā)時間長，同快速發(fā)展變化的市場不能進行同步，大大折扣了包裝機械的生產(chǎn)價值。另外，許多企業(yè)不是在追求包裝機械的科技上的提高，而是在低技術含量的產(chǎn)品中進行改裝設計，大大浪費了企業(yè)的精力和時間，這些外表不同，本質相同的包裝機械也會造成企業(yè)的低價競爭，損害企業(yè)的利益。
我國生產(chǎn)的包裝機械質量并不穩(wěn)定，科學技術含量很低，而且成本高。在世界激烈的競爭中，發(fā)達國家技術先進的包裝機械嚴重的沖擊著我國的包裝機械行業(yè)。這也使我國的包裝機械行業(yè)面臨著巨大的挑戰(zhàn)。
不管是消費者消費質量的需求，同行業(yè)競爭的壓力，或是國際包裝機械之間的競爭，都是不容忽視的，想要解決這些難題，唯有引進先進的科學技術，努力的創(chuàng)新，以提高包裝機械的精準度和效率，并使其更加智能化。
1.3 本人的設計任務
本次設計的茶葉自動包裝機要能過對茶葉或顆粒狀物料按照一定的質量進行稱量并打包，裝成一定規(guī)格的包裝。
該茶葉自動包裝機的設計包括袋子成型，茶葉稱量，袋子熱封、切斷等動作。結合市場的茶葉包裝，對茶葉包裝機做出基本參數(shù)要求：
工作時間 16 h/天
工作壽命 5年
計量速度 120袋/min
計量精度 ±5%
計量規(guī)格 50g
茶葉包裝袋規(guī)格如下：
長×寬×高 100×40×270（mm）
包裝所需包裝塑料膜規(guī)格如下：
寬度 300 mm
一卷直徑 400 mm
2 茶葉自動包裝機的總體結構設計
茶葉自動包裝機的種類很多，按總的布局大致上可歸為兩大類：臥式自動包裝機和立式自動包裝機。如圖2.1（a）（b）所示：
圖2-1（a）臥式自動包裝機 圖2-1（b）立式自動包裝機
茶葉自動包裝機按照制袋的運動過程來劃分，可分為間歇式包裝機械和連續(xù)式包裝機械。
間歇式茶葉自動包裝機效率低，尺寸結構大，但精度高；連續(xù)式茶葉包裝機效率高，傳動結構緊湊。在這里，本人將對茶葉包裝機按照立式連續(xù)型進行總體結構設計。考慮到現(xiàn)實中可能需要產(chǎn)品的一機多用，我決定將茶葉自動包裝機的制袋和裝袋過程分開設計，滿足茶葉自動包裝機的基本要求外，還能夠獨立的制袋，銷售包裝袋。
2.1 自動制袋、稱量、熱封、切斷工藝流程圖
茶葉包裝機的自動制袋、稱量、熱封、切斷工藝流程如圖2-2所示。
圖2-2 工藝流程圖
2.2 立式連續(xù)型茶葉自動包裝機的總體機構設計
2.2.1 塑料膜輸送裝置、袋子成型裝置和物料供給系統(tǒng)
2.2.1.1 塑料膜輸送裝置
茶葉自動包裝機在制袋過程中，連續(xù)性長時間的工作，為了滿足塑料膜的供應，減少塑料膜的占地空間，采用卷筒式的包裝塑料膜卷。在制袋過程中，首先要將包裝膜展開，此時包裝膜卷會跟隨相應轉動。為了保證在包裝膜卷轉動過程中始終保持穩(wěn)定，可將包裝膜卷軸孔處與軸過盈配合，同時為了方便包裝膜卷的每次裝夾，可將轉動軸與機架設計成快速安放型，如圖2-3。
圖2-3 快速安放型結構
考慮到在制袋過程中，塑料膜需要進行兩次的成型引導，為了防止機械在牽引塑料膜過程中使已成型的塑料膜在力的作用下變形，可將引導輥和牽引輥同時受力，使其同時起著引導和牽引的作用。如圖2-4所示，引導輥和縱封輥同時受力。
圖2-4 引導輥和縱封輥
關于包裝膜的輸送過程，還需要考慮一個非常重要的問題，就是每次開機啟動，塑料膜都會瞬間受到一個力的沖擊，這使得包裝機械的精準度大大降低。為了解決這一難題，我采用了一種緩沖機構，它靠活動軸自身的重力，緩沖掉開機啟動時的沖擊。當開機啟動時，迅速繃緊的塑料膜會牽引活動軸上升，減緩包裝膜的緊繃。緩沖機構如圖2-5。
圖2-5 緩沖機構
2.2.1.2 袋子成型裝置
當前，市場上的茶葉包裝機主要是在制袋的過程中裝袋，因此，多以翻領成型器和象鼻成型器為主，這些成型器能夠保證制袋的過程中進行裝袋。
我所設計的茶葉自動包裝機，制袋的過程不需裝袋，只需進行兩次成型，因此，我采用了兩種成型器。第一種成型器進行包裝膜的第一次成型，需要將包裝膜由片狀翻折成U型，結構模型如圖2-6，包裝膜從成型器縫隙中間通過；第二種成型器進行包裝膜的第二次成型，將包裝膜由U型再次翻折，結構模型如圖2-7，成型器伸入以翻折的包裝膜內(nèi)部，將包裝膜再次成型。
圖2-6 初次成型器 圖2-7 最終成型器
2.2.1.3 物料供給系統(tǒng)
目前的茶葉自動包裝機計量多采用定容法計量，定容法計量有很多形式，如對液體產(chǎn)品，可進行容杯式計量，對粉末或顆粒狀產(chǎn)品，可以使用轉鼓式計量、螺旋推料式計量和柱塞式計量等。使用這種方法生產(chǎn)效率高，但物料內(nèi)部可能有密有疏，這使得包裝一定質量的誤差很大。
為了滿足包裝產(chǎn)品的質量精度，首先要考慮產(chǎn)品的密度的疏密，為了排除密度不同對包裝質量的影響，我采用稱重傳感器直接測量質量，而不是通過容積計算。但使用直接稱量質量法，物料下落的沖擊避免不了，為了減小物料下落沖擊帶來的質量誤差，就要保證物料均勻的下落。
因此，在直接稱量的基礎上，采用螺旋推料，稱量的結果反饋給螺旋軸，使每次稱量能夠進行調(diào)整補償，這使包裝計量精度大大提高。
螺旋推料裝置和稱量裝置如圖2-8和圖2-9。
圖2-8 螺旋推料裝置 圖2-9 稱量裝置
2.2.2 傳動系統(tǒng)方案的設計
要完成茶葉包裝的一系列過程，即制袋、下料、稱量、裝袋、封口等動作，需要對每個動作細化，采用合適的機構完成該動作。
由于下料、稱量、裝袋、封口與制袋獨立，下料、稱量、裝袋封口等一系列動作可采用氣缸和擺動氣馬達帶動。制袋過程細分可化為牽引、導向壓實、縱向封口、橫向封口和切斷等動作，可采用電動機帶動，通過一根主軸進行齒輪傳動，實現(xiàn)這些一系列動作。制袋的過程機械傳動簡圖見圖2-10。
圖2-10 制袋過程機械傳動簡圖
動力由電動機輸出，經(jīng)過帶傳動，傳遞給蝸輪蝸桿減速器，再由減速器輸出到主軸上，再通過主軸傳動，形成四路傳動。一路通過直齒圓錐齒輪和直齒圓柱齒輪，將動力傳動到引導牽引輥上，引導牽引包裝膜；一路通過直齒圓錐齒輪和直齒圓柱齒輪，將動力傳動到縱向封口輥上；牽引包裝膜并對其進行縱封；一路通過直齒圓錐齒輪將動力傳遞給鏈輪，再通過鏈傳遞將動力傳遞給引導牽引輥，引導牽引包裝膜；一路通過凸輪，將旋轉運動轉變?yōu)橥鶑偷闹本€運動，帶動橫封塊、切斷刀，完成橫封、切斷動作。
3 茶葉自動包裝機的設計計算及校核
3.1 電動機的計算選型
因為引導牽引輥和縱封輥拉動包裝塑料膜的拉力不大，設包裝塑料膜拉力最大20 N，5個輥轉速相同，同時作用，因此，5個輥平分對包裝塑料膜的拉力，每個輥牽引力F=4 N。
包裝袋子高220 mm,包裝機制袋速度60袋/min,即牽引輥轉速n=60 r/min。
包裝塑料膜牽引速度 m/min
已知每個輥的牽引力F和牽引速度V，則輥子軸所需功率為：
查機械設計手冊的機械傳動效率表，可知：齒輪傳動效率 ，V帶傳動效率 ，鏈傳動效率 ，蝸輪蝸桿減速器傳動效率 ，軸承傳遞效率 ，聯(lián)軸器傳遞效率 。
由此，可得動力從電機傳遞到各個輥的總效率：
式3-1
傳遞到Ⅰ、Ⅲ軸上的傳遞總效率
=0.97×0.96×0.99×0.8×0.99
=0.68
式3-2
傳遞到Ⅱ、Ⅳ軸上的傳遞總效率
=0.97×0.96×0.99×0.8×0.99
=0.71
傳遞到Ⅴ軸上的傳遞總效率
式3-3
=0.97×0.96×0.96×0.99×0.8×0.99
=0.65
所以電動機所需提供的工作功率為
式3-4
根據(jù)所算功率查電機手冊，因為茶葉包裝機械多為包裝企業(yè)使用，使用電壓為380V,所以，選用三相異步電動機Y90S-4-B35，參數(shù)如下表3-1。
表3-1 三相異步電動機Y90S-4-B35參數(shù)
電動機
額定功率
額定電壓
轉速
效率
Y90S-4-B35
1.1 kw
380 V
1400 r/min
78%
式3-5
根據(jù)電動機的輸出功率進行校核：
=1.1×0.78=0.858 kw >
所以，所選電動機符合要求。
3.2 計算總傳動比，并分配各級傳動比
3.2.1 總傳動比的計算
茶葉包裝機制袋機構的總傳動比為：
3.2.2 分配各級傳動比
式3-6
考慮到包裝機械的實際運動，初定：
=1.17
=20
=0.5
=1
3.3 計算傳動部件的轉速以及動力參數(shù)
3.3.1 計算各軸及鏈輪軸轉速
V軸：
Ⅰ軸： =120 r/min
III軸： =120 r/min
VI軸： =120 r/min
II軸： =120 r/min
IV軸： =120 r/min
鏈輪軸： =120 r/min
3.3.2 計算各軸及鏈輪軸的輸入功率
V軸： 式3-7
=1.1×0.96×0.8×0.99×0.78
=0.65 kw
Ⅰ軸： 式3-8
=1.1×0.96×0.8×0.99×0.78×0.99×0.97
=0.61 kw
III軸：
=1.1×0.96×0.8×0.99×0.78×0.99×0.97
=0.61 kw
VI軸：
=1.1×0.96×0.8×0.99×0.78×0.99×0.97
=0.61 kw
II軸： 式3-9
=1.1×0.96×0.8×0.99×0.78×0.99×0.97
=0.59 kw
IV軸：
=1.1×0.96×0.8×0.99×0.78×0.99×0.97
=0.59 kw
鏈輪軸： 式3-10
=1.1×0.96×0.8×0.99×0.78×0.99×0.97×0.96
=0.57 kw
3.3.3 計算各軸及鏈輪軸的輸入轉矩
三相異步電動機軸的輸出轉矩為：
=9.55×10 式3-11
=9.55×10=5.858×10 N·mm
V軸： = 式3-12
=5.858×10×0.8×0.99×1.17×20=1.085×10 N·mm
Ⅰ軸： = 式3-13
=1.085×10×0.97×0.99×0.5=5.158×10 N·mm
III軸： =
=1.085×10×0.97×0.99×0.5=5.158×10 N·mm
VI軸： =
=1.085×10×0.97×0.99×0.5=5.158×10 N·mm
II軸： =
=5.158×10×0.97×0.99×1=4.904×10 N·mm
IV軸： =
=5.158×10×0.97×0.99×1=4.904×10 N·mm
鏈輪軸： =
=5.158×10×0.96×0.99×1=4.853×10 N·mm
將以上計算的轉速、輸入功率和輸入轉矩進行整理，歸納成表3-2。
表3-2 各軸轉速、輸入功率和輸入轉矩
軸名
功率P/kw
轉矩T/(Nmm)
轉速n/(r/min)
V軸
0.65
1.085×10
60
Ⅰ軸
0.61
5.158×10
120
III軸
0.61
5.158×10
120
II軸
0.59
4.904×10
120
IV軸
0.59
4.904×10
120
VI軸
0.61
5.158×10
120
鏈輪軸
0.57
4.853×10
120
3.4 V帶的計算選型
本設計中，需要將功率從電機傳遞到減速器，因此需要用V帶或是滾子鏈等與三相異步電動機和減速器相連。因所選電動機轉速為1400 r/min,轉速相對較高，V帶更適合中高速傳遞，所以，選用V帶進行從電機到減速器之間的傳遞。
已知用V帶由電動機帶動，電動機額定功率由表3-1可知，P=1.1 kw，小帶輪與電機軸相聯(lián)，轉速n=1400 r/min。一天工作16小時。
傳動比=1.17，因此，大帶輪轉速=1200 r/min。
3.4.1 確定計算功率
通過機械設計手冊查表，得工作情況系數(shù)K=1.1，可得功率P：
=1.1×1.1=1.21 kw
3.4.2 選擇V帶的型號
根據(jù)上面所計算出的P=1.21 kw和小帶輪的轉速n=1400 r/min，通過普通V帶選型圖，選用Z型帶。
3.4.3 計算確定V帶輪的基準直徑d,并計算帶速
1) 根據(jù)V帶的選型，查表，選取小帶輪的基準直徑d
d=71 mm
2) 計算V帶的帶速V
V= m/s
計算的V帶帶速V在5 m/s~30 m/s之間，所以V帶帶速符合要求。
3）設計計算大帶輪的基準直徑d。
d=82.83 mm
根據(jù)查表選取d=80 mm。
則從動輪的實際轉速為：
n′= 式3-14
取=0.02
n′==×1400×（1-0.02）
=1217.65 r/min
轉速誤差為：
=-1.47%
所計算誤差在-5%到+5%之間，故符合要求。
3.4.4 計算確定大小帶輪的中心距a，計算選擇V帶的基準長度L
根據(jù)初定中心距公式，得
0.7（d+d）a 式3-15
0.7×（71+80）a2×（71+80）
105.7a302 mm
初步計算確定大小帶輪的中心距a=200 mm。
根據(jù)公式，計算相應的V帶帶長L，得：
L 式3-16
2×200+×（71+80）+
637.29 mm
通過查表，選取V帶的基準長度L=630 mm。
通過公式計算，計算大小V帶輪的實際中心距a:
=196 mm
通過公式計算，計算大小V帶輪中心距a變動范圍：
=(196-0.015×630)=186.55 mm
=(196+0.03×630)=214.9 mm
3.4.5 計算驗算小帶輪上的包角
故包角符合要求。
3.4.6 計算確定V帶的根數(shù)
通過公式計算，得：
式3-17
通過查表可知，用內(nèi)插法得P=0.30 kw，
通過查表，得=0.02 kw,
通過查表可知，用內(nèi)插法得K=0.99，
通過查表可知，用內(nèi)插法得K=0.96.
=
所以，選取V帶根數(shù)為Z=4 根。
3.4.7 計算確定V帶的初拉力F
通過查表，得q=0.06 kg/m
通過公式進行計算：
=45.98 N
3.4.8 計算壓軸力F
通過公式，進行計算，得：
=2×4×45.98×=367.74 N
3.5 減速器的計算選型
已知大V帶輪的轉速為1200 r/min,即減速器的輸入軸轉速為n=1200 r/min,V軸的轉速n=60 r/min。
所以i==20,在這里，通過根據(jù)傳動比，選擇傳動比20的蝸輪蝸桿減速器，通過查表，選擇WPO80-20蝸輪蝸桿減速器。
3.6 直齒圓錐齒輪的設計計算及校核
通過茶葉自動包裝機傳遞的結構進行分析，制袋過程中，主軸向下一級傳動，需要三組相同的直齒圓錐齒輪傳遞。在這里，對其中一組直齒圓錐齒輪進行設計計算以及校核。
已知兩直齒圓錐齒輪的兩軸交角為90度，單向進行傳遞?？紤]到茶葉自動包裝機的工作環(huán)境，制袋過程中，只在剛剛啟動時，載荷有輕微沖擊，包裝機每天工作16個小時，有五年的工作壽命（250個工作日/年），傳遞的功率即為V軸的輸入功率P=0.65 kw,主動輪轉速即為V軸的轉速n=60 r/min,傳動比為i=0.5。通過對傳動結構簡圖進行分析，小直齒圓錐齒輪設計成懸臂布置，大直齒圓錐齒輪設計成兩端支撐。
3.6.1 選擇大小直齒圓錐齒輪的精度等級，以及材料和齒數(shù)
1） 精度等級的選擇
通過主動輪轉速60 r/min可知，大小圓錐齒輪的傳動速度不是很高，所以，可以選擇精度等級為8級精度。
2）兩齒輪材料的選擇
考慮到在齒輪傳動過程中的直齒圓錐齒輪傳動，小的直齒圓錐齒輪有可能做成齒輪軸，可選用軟齒面?zhèn)鲃印?
通過查表，可將大小直齒圓錐齒輪的材料均選為調(diào)質45鋼，令小圓錐齒輪齒面的平均硬度為250HBS,大圓錐齒輪的齒面平均硬度比小圓錐齒輪的平均硬度低40HBS，為210HBS。
3）選擇大直齒圓錐齒輪的齒數(shù)=60,小直齒圓錐齒輪的齒數(shù)=i=60×0.5=30。
4） 計算大小齒輪的齒數(shù)比
計算傳動比誤差
=0<5%
傳動比誤差符合要求。
3.6.2 設計計算
通過設計計算公式進行估算，即
式3-18
1） 查取確定計算公式內(nèi)的各數(shù)值
試選擇載荷系數(shù)K=1.6。
大直齒圓錐齒輪的傳遞轉矩為
T=5.158×10 N·mm
通過查表可知，齒寬系數(shù)通常取0.25~0.35，在這里，選取齒寬系數(shù)=0.3。
通過查表可知，z=189.8 MPa。
經(jīng)查得，小直齒圓錐齒輪=560 MPa,
大直齒圓錐齒輪=520 MPa
通過計算公式，計算大小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)
=60×60×1×（16×360×5）=1.037×10
=1.037×10÷0.5=2.074×10
已知大小齒輪的應力系數(shù)，可查得:
小直齒圓錐齒輪K=0.95，大直齒圓錐齒輪K=0.95
計算大小圓錐齒輪的接觸疲勞許用應力
通過查表，選取安全系數(shù)S=1，失效概率取1%，由公式得：
=560×0.95=532 MPa
=520×0.95=494 MPa
大直齒圓錐齒輪的接觸疲勞許用應力數(shù)值小。
2） 計算
計算小直齒圓錐齒輪的分度圓直徑d,將上面計算的中較小的數(shù)值代入計算公式
87.00 mm
試計算在平均分度圓處，得圓周速度
平均分度圓直徑計算：
=87.00×（1-0.5×0.3）=62.86 mm
由平均分度圓直徑可得，在平均分度圓處，圓周速度得：
=0.39 m/s
計算載荷系數(shù)
通過查表可得，使用系數(shù)K=1;
已知，在平均分度圓處，圓周速度0.39 m/s,所選的精度等級為8級精度，通過動載系數(shù)值圖表進行查取，按圖表中精度等級降一級的精度等級曲線，選取動載系數(shù)K=1.05;
根據(jù)齒間載荷分配系數(shù)表，選取齒間載荷分配系數(shù)=1;
通過查得軸承系數(shù)表，因為小直齒圓錐齒輪采用兩端支撐，大直齒圓錐齒輪采用一端支撐、一端懸臂，所以，選取=1.25，=1.25×1.5=1.875。
所以，可計算載荷系數(shù)
K=K=K= 式3-19
=1×1.05×1×1.875=1.969
根據(jù)計算的實際載荷系數(shù)，校正驗算所得的分度圓直徑，通過公式得：
d=93.23 mm
計算大小齒輪的模數(shù)m。
m===3.11 mm
通過查表，選取一個模數(shù)標準值，取
m=3 mm
3) 對大小圓錐齒輪的外形尺寸進行設計計算
計算兩個圓錐齒輪大端分度圓直徑
大圓錐齒輪 d=zm=60×3=180 mm
小圓錐齒輪 d=zm=30×3=90 mm
計算確定兩個圓錐齒輪的分錐角
=63.4349
=26.5651
錐距驗算
R==100.63 mm
齒寬的計算
b==30.19 mm
校核齒根強度
校核彎曲強度的式子為：
式3-20
根據(jù)查圖，得
=380 MPa，=340 MPa
通過查圖，取K=K=0.90
許用應力的計算
選取安全系數(shù)S為1.4，通過計算公式，得：
=244.286 MPa
=218.571 MPa
齒數(shù)當量和齒形系數(shù)計算
=134.16
=33.54
通過查表，用插值法求得
=2.4704，=2.1527
彎曲疲勞強度計算
式3-21
=131.76 MPa<[]
=126.80 MPa<[]
通過校核計算，大小圓錐齒輪的強度滿足要求。
3.7 凸輪的設計及計算
3.7.1 凸輪的分類及特點
凸輪在我們的生活中極其的常見，很多機械中，都能看到凸輪的身影，特別是自動化程度很高的機械中，經(jīng)常應用到凸輪機構。由于凸輪機構的結構都非常的簡單，結構緊湊，并且能夠實現(xiàn)很多復雜的機械運動規(guī)律曲線，而且，只需設計出凸輪輪廓外形，這對實現(xiàn)一套復雜的往復循環(huán)運動而言，所設計的工作量非常小，所以，凸輪常常被人們采用。
按照凸輪的外形劃分，凸輪可分為盤型凸輪、圓柱型凸輪和移動型凸輪等。如圖3-1所示：
圖3-1（a） 盤型凸輪
圖3-1（b） 移動型凸輪
圖3-1（c） 圓柱型凸輪
按照從動件的形狀來劃分，從動件可分為尖頂型從動件、滾子型從動件和平底型從動件。如圖3-2所示。
圖3-2（a） 尖頂型從動件
圖3-2（b） 滾子型從動件
圖3-2（c） 平底型從動件
3.7.2 凸輪的選型
結合茶葉自動包裝機的制袋過程，可用凸輪機構帶動橫封切斷機構。主軸每轉動一次，拉動包裝膜走兩個包裝袋袋長的長度。所以，主軸每轉動一圈，需要進行兩次橫封切斷，因此，所設計的凸輪需要兩個推程和兩個回程。
考慮到凸輪的工作環(huán)境情況，從動件需帶動橫封切斷機構，受到較大的力，并且需要從動件柔性沖擊，凸輪機構處在低速重載的情況下，所以，選用余弦加速度的運動規(guī)律曲線。
選用滾子型從動件，盤型凸輪，對心布置。
3.7.3 凸輪的計算
1）選擇設定行程
考慮到茶葉自動包裝機的實際制袋運動，令從動件的行程h=20 mm
2）選擇設定凸輪的推程角和回程角
因為凸輪的推程有兩個，回城也有兩個，所以，取推程角=90，回程角=90。
3）根據(jù)從動件位移方程，計算位移
推程位移方程： 式3-22
回程位移方程： 式3-23
等分推程角和回程角，分成6份，根據(jù)位移方程求得：
=0: s==0 mm
=30: s==5 mm
=60: s==15 mm
=90: s==20 mm
=120: s==15 mm
=150: s==5 mm
=180: s==0 mm
另一個推程角和回程角的位移與其相同：
=210: s==5 mm
=240: s==15 mm
=270: s==20 mm
=300: s==15 mm
=330: s==5 mm
=360: s==0 mm
將計算的各個角度時的位移歸納成表3-3
表3-3 各個角度對應位移表
/度
0
30
60
90
120
150
180
210
240
270
300
330
360
S/mm
0
5
15
20
15
5
0
5
15
20
15
5
0
3.7.4 凸輪的輪廓設計確定
1）凸輪的基圓半徑確定
根據(jù)凸輪實際運動情況，試確定凸輪的基圓半徑為r=50 mm
2）確定凸輪的理論輪廓、實際輪廓及滾子直徑
根據(jù)凸輪的基圓直徑和從動件的運動規(guī)律曲線，確定凸輪的理論輪廓，凸輪的理論輪廓如圖3-3所示。
圖3-3 凸輪的理論輪廓線
計算滾子半徑
r=(0.1~0.5)r=19 mm
選取滾子軸承 KR22PP
通過運動傳遞，選取一個凸輪合適的厚度30 mm
根據(jù)凸輪的理論輪廓曲線和滾子的半徑，確定凸輪的實際輪廓曲線，凸輪實際輪廓曲線如圖3-4所示。
圖3-4 凸輪實際輪廓曲線
3.8 滾子鏈的設計計算
3.8.1 鏈在機械中的應用及其分類
鏈在機械傳動中，發(fā)揮著重要作用，很多地方上，有著不可替代的地位。
鏈的種類主要有三種，一種用于傳遞動力，可以稱為傳動鏈；一種主要用于吊起重物，叫做起重鏈；還有一種主要負責物體的移動，用于牽引，成為牽引鏈。這三種鏈如圖3-5所示。
圖3-5（a） 傳動鏈
圖3-5（b） 起重鏈
圖3-5（c） 牽引鏈
3.8.2 鏈的選擇
根據(jù)茶葉自動包裝機的工作需求，一個牽引輥的轉動，需要用到帶或鏈的傳動。由于帶適合高速傳動，但傳動精度不高；鏈卻恰恰相反，適合中低速傳動，傳動精度高?？紤]到茶葉包裝機在這處的傳動，要求傳動精度高，而傳動速度不高，所以，選用滾子鏈。
已知，傳遞的功率為VI軸的輸入功率P=0.61 kw,兩個鏈輪轉速都為VI軸的轉速，n=n=120 r/min,啟動時，有輕微的沖擊。
3.8.3 鏈及鏈輪的計算
1）確定鏈輪、
設鏈的速度V在0.6m/s~3m/s,取=17
則=i=17
2） 中心距、鏈節(jié)數(shù)
設=40P
= 式3-24
=97 節(jié)
一般鏈節(jié)取偶數(shù)，所以，=98 節(jié)。
3） 計算功率
式3-25
查表取K=1.1
通過公式得K、:
K==0.89
==0.99
選用單排鏈，
所以，計算得：
=0.76 kw
3.8.4 選取鏈條型號和鏈條節(jié)距P
通過功率=0.76 kw和轉速=120 r/min,選取08A型號的鏈條
查表得：P=12.70 mm
3.8.5 實際的中心距′
通過公式計算：
式3-25
=514.35 mm
取′=514 mm
3.8.6 驗算速度V
0.44 m/s<0.6 m/s
與所設不符，V<0.6 m/s,計算靜強度。
3.8.7 計算靜強度
公式 式3-26
取S=4，根據(jù)鏈條查得=13.8 KN。
查得=1.1
緊邊拉力 =F 式3-26
其中 2773 N
=0.029 N
因為鏈輪的兩軸水平布置，取=6，
所以 =6×0.6×9.8×0.514=18.13 N
所以
=F=2773+0.029+18.13=2791.2 N
所以
=4.49>S=4
即鏈條及鏈輪符合要求。
3.8.8 壓軸力
=，取=1.2 式3-27
==1.2×2773=3327.6 N
3.9 直齒圓柱齒輪的設計
通過茶葉自動包裝機傳遞的結構進行分析，我們需要用到兩組相同的圓柱齒輪。下面，對其中一組齒輪，進行設計計算。
傳遞功率即為Ⅰ軸的輸入功率，所以，P=0.61 kw,兩個齒輪軸向平行，水平放置，一個齒輪懸臂，另一個齒輪兩端采用軸承支撐。
3.9.1 選擇直齒圓柱齒輪的精度等級，以及材料和齒數(shù)
1） 精度等級的選擇
通過主動輪轉速120 r/min可知，齒輪的傳動速度不是很高，所以，可以選擇精度等級為8級精度。
2）兩齒輪材料的選擇
兩齒輪選擇HT300，220HBS的硬度。
3） 齒數(shù)的選定
因為傳動比為1，所以，選定兩齒輪==29
4） 齒數(shù)比
=1=i =0
3.9.2 設計計算
1）通過設計計算公式進行估算，即
式3-28
2）確定數(shù)值
試選擇載荷系數(shù)K=1.5。
傳遞轉矩為
T=5.158×10 N·mm
通過查表，=0.8。
應力循環(huán)次數(shù)計算
=60×120×1×16×360×5=2.074×10。
經(jīng)查得：
=0.95
按照齒面硬度，可查得:
=130 MPa
許用應力
取S=1.4,由公式得：
=88.21 MPa
=88.21 MPa
查取、
由表查得：
==1.62
==2.53
計算 式3-29
=0.0465，=0.0465
3) 計算
模數(shù)的試算
=2.72 mm
分度圓直徑
==29×2.72=78.88 mm
圓周速度V的計算
=0.25 m/s
齒寬b
=0.8×78.88=63.10 mm
齒寬齒高比
齒高： h==2.25×2.72=6.12 mm
=10.31
載荷系數(shù)
通過查表，得=1.25
根據(jù)V=0.25 m/s，查得=1.05
查得1
通過查表，得=1.2009
=1.0340
所以， K 式3-30
=1.25×1.05×1×1.0340
=1.357
校核模數(shù)
=2.63 mm
m=1.1×2.63=2.89 mm
取標準模數(shù)m=3 mm
4) 齒輪的幾何尺寸
分度圓直徑
=29×3=87 mm
=29×3=87 mm
中心距
=87 mm
齒寬
b=0.8×87=69.6 mm
b=0.8×87=69.6 mm
圓整取 b=70 mm
3.10 縱封輥及牽引輥的設計
3.10.1 牽引輥
由于上面所求的直齒圓柱齒輪中心距為87 mm,牽引輥與圓柱齒輪同軸，所以，兩牽引輥的中心距為87 mm,因為一組牽引輥直徑相同，所以：
D=87 mm
所以牽引輪圓周周長為S=Dπ=87×3.14=273 mm270 mm
因為牽引輪2 r/min，袋子也是一分鐘制兩袋，所以，牽引輪轉動一圈，袋子制一袋，即S=袋子高，已知袋子高270 mm,所以，牽引輪直徑符合要求。
包裝帶膜寬300 mm,經(jīng)過U型翻折，寬150 mm,所以牽引輪長度應大于150 mm,取230 mm。
另一組牽引輥應保證包裝膜帶速與上面牽引輥同步，所以，D=87 mm,L取214 mm。
3.10.2 縱封輥
由于上面所求的直齒圓柱齒輪中心距為87 mm,縱封輥與圓柱齒輪同軸，所以，兩縱封輥的中心距為87 mm,因為一組縱封輥直徑相同，所以：
D=87 mm
所以縱封輪圓周周長為S=Dπ=87×3.14=273 mm270 mm。
因為縱封輥2 r/min，袋子也是一分鐘制兩袋，所以，縱封輥轉動一圈，袋子制一袋，即S=袋子高，已知袋子高270 mm,所以，縱封直徑符合要求。
縱封寬度為10 mm,可取縱封輥L=15 mm,有10mm長接觸膜帶。
3.11 主軸的設計計算
3.11.1 軸的分類及特點
軸的應用相當普遍，它能很好地傳遞轉矩。
軸的種類很多，根據(jù)外形不同，可將軸分為兩類：曲軸和直軸。如圖3-6所示。
圖3-6（a） 曲軸
圖3-6（b） 直軸
在這里，根據(jù)茶葉自動包裝機的運動，選擇直軸。
3.11.2 材料的選擇
主軸轉速為120 r/min,屬于低速，結合實際情況，主軸的載荷不是很大，可選用45鋼。
3.11.3 主軸的裝配
考慮到主軸上需要裝配零件，這些零件影響著各個軸段的長度，所以，確定主軸的裝配，結構如圖3-7。
圖3-7 主軸的裝配
3.11.4 主軸的尺寸確定及裝配零件的選擇
因為主軸的輸入功率P=0.65 kw,轉速為60 r/min,所以，最小直徑d得：
式3-31
其中，A=110，所以d=19.34 mm
因為軸上需四個鍵槽，所以
d==22.63 mm
最小端通過聯(lián)軸器與減速器相聯(lián)，已知減速器輸出端為32 mm,選取GY5聯(lián)軸器,所以，主軸最小端直徑d=30 mm。
結合主軸的裝配，主軸外形如圖3-8。
圖3-8 主軸
17段：17段與聯(lián)軸器相聯(lián)L=65 mm,d=30 mm。選用鍵10×56。
16段：需要設有定位軸肩，L=10 mm,d=35 mm。
15段：L=11 mm,d=39 mm。
14段：該段裝配軸承，L=14 mm,d=40 mm,軸承選取角接觸軸承7008C。
13段：需要設有定位軸肩，L=40 mm,d=46 mm。
12段：該段裝配凸輪，L=30 mm,d=52 mm。選用鍵16×25。
11段：L=100 mm,d=58 mm。
10段：該段裝配齒輪，L=19 mm,d=64 mm。選用鍵B18×18。
9段： 需要設有定位軸肩，L=8 mm,d=70 mm。
8段： L=200 mm,d=64 mm。
7段： 需要設有定位軸肩，L=8 mm,d=70 mm。
6段： 該段裝配齒輪，L=19 mm,d=64 mm。選用鍵B18×18。
5段：需要設有定位軸肩， L=120 mm,d=58 mm。
4段： 該段裝配齒輪，L=19 mm,d=52 mm。選用鍵B16×18。
3段： 需要設有定位軸肩，L=200 mm,d=46 mm。
2段： 該段裝配軸承，L=14 mm,d=40 mm。軸承選取角接觸軸承7008C，
1段： 該段為螺紋，裝配圓螺母，L=11 mm,d=39 mm。選用圓螺母M39×1.5。
其中兩個角接觸軸承采用面對面式裝配。
3.12 螺旋推料的設計計算
3.12.1 計算螺旋軸徑
（