颗粒状巧克力糖果包装机的设计毕业论文(编辑修改稿)

颗粒状巧克力糖果包装机的设计毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

为它成本低，操作控制方便，机械活动范围广。 2．必须考虑到原动机的机械特性和工作制度与工作机相匹配。 3．必须考虑到工作机对原动机提出的启动、过载、运转平稳性、调速和控制等方面的要求。 4．必须考虑到工作环境的因素。 如防爆、防尘、防腐等等。 5．必须考虑工作可靠，操作简易，维修方便。 6．为了提高机械系统的经济效益，必须考虑经济成本 ,包括初始成本和运转维护成本。 此外，所选原动机的 额定功率必须满足负载需要，但也不宜过大。 对电动机来说电动机功率过大造成功率因素过低也是不经济的。 因为设计中涉及的都是低速轻载荷工作条件。 开始不能得到各执行机构的受力，也就不能计算出个执行机构所需功率，从而不能计算到所需电动机的功率。 但可以从相似的机器和由经验粗取。 由《机械设计学》 P97中同类机器的比较，取电机额定转速 n=1440r/min，额定功率 p= 总传动比为： i=100/1440～ 150/1440=1/～ 1/。 传动比分配如图 ； 带轮无级变速机构为 i=～ ； 链轮机构传动比为 i=； 分配轴手轮上的齿轮 i=1； 槽轮为 i=3； 机械手及进出糖机构上的两对齿轮副的传动比都为 i=2。 为了后面进行轴的设计，大致对各执行机构进行功率分配，由于水平有限，只进行粗分配，不记传动过程的损失。 （此处功率只用于轴的设计） 带传动系统计 带轮传动是无级变速机构，使得巧克力糖果包装机的生产率可以在一定的范围内黑龙江东方学院本科毕业设计 17 变动。 带传动缺点 传动带富有弹性，可以缓和冲击和振动，运转平稳，无噪音；当机器过载时，带子会在带轮上产生打滑，可防止其它零件损 伤；制造、安装精度较低，成本低，维护方便；适用于中心距较大时的传动。 因带和带轮间有相对滑动（弹性滑动），所以不能严格保证一定的传动比（一般为理论转速的 98～ 99%）；有一定的摩擦损失，通常传动效率为 90～ 97%；由于传动带需要张紧，因此轴和轴承受力较大。 及设计带传动要求 传动的用途和工作情况选定： 所选带传动可实现传动比为 1/～ 1/ 的无级传动；轻载工作，一级传动，运转时间 10 小时，电动机转速为 1440r/min。 传动的功率 P= kw 大小轮的转速 大n 、 小n 分别为 大n = 250～ 375 r/min ， 小n =1440 r/min 带传动设计要求 带的类型、长度、根数 为选用 V带； 带轮的尺寸、材料、结构； 中心距 a； 作用于轴上的力 R 带传动设计过程 由带传动的特性可知，按大传动（即小转速）比进行设计 Pca 黑龙江东方学院本科毕业设计 18 带传动传递的名义功率 N可由工作部分计算，如工 作部分计算困难也可简单以电机的额定功率代替，但设计计算时应考虑机器工作载荷的性质和连续工作时间长短的影响，其计算功率 Pca的计算公式如下 Pca =P Kg （ 41） 式 中 P—— 机器的名义功率（ kw） 式中 K g—— 工作情况系数 因为该传动的载荷平稳，每天工作时间小于 10 小时 所以取 Kg= Pca= = kw 2．选定三角带型别 三角带型别决定了带的截面，型别过大，虽然减少了胶带的根数 ，但带高 h 大，带高与带轮直径的比值（ h： D）也就大，因而会增大传动时的弯曲应力，降低胶带寿命和效率。 型别过大还使直径 D、中心距 a加大。 而型别太小，弯曲应力虽小，但能传递的功率也小，使根数过多，容易因制造误差而造成胶带松紧不一。 所以正确选定胶带型别十分重要。 计算功率 Pca和小带轮转速分别为 千瓦、 1440r/min。 所以选用 Z 型带。 3．确定大小带轮的直径 D D2 取大带轮 D2=300mm 为实现传动比 1/～ 1/ 所以 D1=～ 则取 D1=50mm～ 80mm 也就是小带轮的最小直径为 50mm 其最大直径为 80mm。 由于主动轮基准直径 D1≥ 50mm，所以选取的尺寸符合要求 4．计算胶带的速度 V 100060 nDv 11   （ 42） 式 中 D1=80mm n1=1440r/min（按小传动比计算） 黑龙江东方学院本科毕业设计 19 25080   v m/s 由上式知轮径定了，带速随之也定了，传递同样功率，带速 V 越小，传递的圆周力就越大，需要胶带的根数越多。 带速太高会因胶带离 心力太大而降低带和带轮间的正压力，从而降低摩擦力，降低工作能力，同时会因σ c 过大，而降低疲劳强度。 所以在结构尺寸允许的条件下，最适当的速度是 10～ 20 米 /秒。 若 Z、 A、 B、 C 型 V 带带速大于35 米 /秒，轮径应重选。 因为 V= m/s 35 m/s 所以带的速度合适。 5．计算中心距 a，带长 L 粗选中心距 a0 中心距过大，虽然结构紧凑，但带长亦小，应力变化加快，使使用寿命降低，并使包角α 2 减小，摩擦力降低，传动能力减小；中心距过大，除有相反的利弊外，还易因速度较高引起胶带颤动。 因此三角胶带初选中心距 a0，一般根据结构和传动位置需要。 因此粗选中心距 a0应满足如下的范围 （ D1+D2） ≤ a0≤ 2（ D1+D2） 初步取中心距为 a0=400mm 由 a0确定胶带节线周长 Ld 选带的基准长度 Ld=1400mm 计算实际中心距 a 3 8 72 4 2 61 4 0 04 0 020  pd LLaa mm 6．验算小轮包角α 1 三角胶带传递最大摩擦力是小轮包角范围内摩擦力的总和。 如包角太大，摩擦力不足，则带容易打滑。 小轮包角可按下式计算  4 83 8 7 )803 0 0(1 8 0a )DD(1 8 0 211 因为α 1≥ 120176。 ,所以符合包角要求。 7．确 定胶带根数 Z 工作中常将几根三角胶带成组使用，各型三角胶带断面积一定，这样，在一定条件下单根三角胶带所能传递的功率也是一定的。 此外，为保证带子在工作中既不出现打滑黑龙江东方学院本科毕业设计 20 所能传递的功率。 这样，胶带根数 Z 可由下式求得 L00ca KK)PP( PZ  （ 43） 式中 Pca—— 传递的计算功率 Pca= kw P0包角 a1=a2=180176。 （ i=1）、传动平稳情况下的单根三角胶带所能传递的功率（ kw），其值 因为带型为 z型， D1为 80mm，带速 V为 所以取 P0= 取Δ P0= 取包角系数 Ka= 取长度系数 KL= 所以胶带根数 9 5 3 )(  最后取 Z=1 8．确定皮带预紧力 F0 2aca0 qvvz)1K (P500F  （ 44）式中 q—— V带每米的重量（ N/m） q=式中 Pca—— 计算功率：由前面计算的 Pca = 包角系数为 K a= V带速：由前面知 v=Z带数：由前 面给定 Z=1 )(F 20   9．求轴上的压轴力 R 黑龙江东方学院本科毕业设计 21 N2sinZF2R 10  （ 45） 预紧力 F0= 牛 根数 Z=1 包角α 1=176。 所以轴上压力 N1 1 42 4 8s i  该带传动可以实现无级变速功能。 带轮机构的基本尺寸图形如图 42所示。 图 42 带轮机构 链传动设计 链传动优 缺点 1． 优点 与摩擦传动的带传动相比，它无弹性滑动和打滑现象；能够保持准确的平均传动比；传动效率高；又因链条不需要像带那样张得很紧，所以作用在轴上的径向压力较小；其结构较紧凑；制造与安装精度要求较低，成本低廉。 2． 缺点 它只能用于回转的传动；运转时不能保持恒定的瞬时传动比；磨损后会跳齿；工作时噪音大；不宜在载荷变化很大和急速反向的传动中应用。 黑龙江东方学院本科毕业设计 22 链传动的设计过程 已知条件：传动比 i=，电动机的功率 P1=，转速为 250～ 375r/min。 由链传动的特性可知，应按小转速设计， 即按 n1=250r/min 设计 1．选择链轮齿数 Z Z2 假使链速 v=～ 3m/s，选取小链轮齿数 Z1=17 则 Z2=i Z1= 21=，取 Z2=43；。 2．确定计算功率 Pca Pca=KA P （ 46）式 中 KA—— 工作情况系数， KA = 式中 P—— 传递的功率 P= P 1η 1； η 1为带的传动效率； 得： η 1=； 所以 P= = kw 所以 Pca=1 = kw 3． 确定链条的节数 LP 初定中心距 a0=40p,取 LP=112 节； 4． 确定链节距 p 按小链轮 的转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧时，可能出现链斑疲劳破坏。 查得小链轮的轮齿系数 )()(K 1  = LK )()( p  = 选取单排链，多排链系数 Kz=，故得所需传递的功率为 PP PLZ ca0  根据小链轮转速 n1=375r/min 及功率 P0=， 由已经 计算出的已知条件 选取链 号为 06B 单排链。 同时也证实原估计链工作在额定功率曲线左侧 是 正确的。 查得链节距p=。 5．链传动的中心距 a 和链长 L L=LP P/1000=112 黑龙江东方学院本科毕业设计 23 ])2 zz(8)2 zzL()2 zzL[(4pa 22121p21p  mm ])2 1743(8)2 4317112()2 4317112[( 22  mm =379mm 中心距减少量 a=（ ~） a=（ ~） 379mm=~ 实际中心距 a′=a△ a=379（ ~） mm=~ 取 a′=378mm 6．验算链速 0 0 060 0 0 060 pznv 11   m/s 与原假设相符 7．链传动作用在轴上的力（压轴力） FP FP=KFF e （ 47） Fe为链传递的有效圆周力，单位为 N 5 2 3 8 0 0 01 0 0 0F e  vP N 式中 KF压轴力系数 因为是垂直传动，所以取 KF= FP=520=546N 8．链轮的尺寸计算 小链轮 ：选择三圆弧一直线的齿形 分度圆直径 )17180s i n ()z180s i n (pd11  mm 齿顶圆直径 da1=p[+cot（ 180176。 /z） ]=[+cot（ 180176。 /17） =56mm 分度圆弦齿高 黑龙江东方学院本科毕业设计 24 ha=== 齿根圆直径 df=dd1== 齿侧凸缘 0 . 768 . 261 . 04171 80c o t9 . 52 5 0 . 761 . 04 hz1 80c o tpd 2g  mm 取 dg=40mm； h2为内链板高度 大链轮 ：选择三圆弧一直线的齿形 分度圆直径 )43180s in( )180s in(11 zpd mm 齿顶圆直径 da1=p[+cot z180 ]=[+cot 43180 ]=135mm 分度圆弦齿高 ha=== 齿根圆直径 df=dd1== 齿侧凸 缘 0 . 768 . 261 . 04171 80c o t9 . 52 5 0 . 761 . 04 hz1 80c o tpd 2g  mm 取 dg=120mm h2 为内链板高度（由查表得） 其尺寸形状如图 43所示。 其中轴孔的直径由轴的设计定。 黑龙江东方学院本科毕业设计 25 图 43 连轮传动机构 齿轮传动的设计 齿轮材料要求 由齿轮的失效形式可知，设计齿轮传动时，应使齿面具有较高的抗磨损、抗点蚀、抗胶合及 抗塑性变形的能力，而齿根要有较高的抗折断能力。 因此齿轮材料性能的基本要求为：齿面硬，齿芯要韧。 分配轴上螺旋齿轮的设计 轴空间布置如图 44 所示。 送糖螺旋。