糖果包装机构设计_毕业设计(编辑修改稿)

糖果包装机构设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

程 ⑴确定计算功率 cP 带传动传递的名义功率 P 可由工作部分计算，如工作部分计算困难也可简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 cP 的计算公式如下 ： PKP Ac  (44) 其中 P 为机器的名义功率（ kW ）； kWP  ； AK 为工作情况系数：因为该传动的载荷平稳，每天工作时间大于 16小时， 所以取 AK ，故 kWPc 。 ⑵选定三角带型别 三角带型号决定了带的截面，型号过大，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  dh: 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。 型号过大还使直径 d 、中心距 a 加大。 而型号太小，弯曲应力虽小，但能传递的功率也小，也使根数过多，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号十分重要。 计算功率 cP 和小轮转速 小n 分别为 、 min/1400r。 查《机械课程设计简明手册》 P157，图 64 普通 V 带选型图。 所以选用 Z 型带。 其截面尺寸如下表： 表 2 Z型带的截面尺寸 Table 2 Taking the section size of Z type 型号 节宽 pb 顶宽 b 高度 h 楔角  露出高度 Th 最大 最小 Z 10 40176。 + ⑶选择大小带轮的直径 1d 、 2d 为获得尽可能小的 dh: 值，减小弯曲应力，在选定型号后，应尽可能采用较大的大轮直径 1d ，但直径大，会使传动尺寸增大，所以 1d 不宜过大。 取 mmd 3001  ，为实现传动比 1/～ 1/8 ，所以 mmmmd ~  ，则取mmmmd 70~352  ，也就是小带轮的最小直径为 mm35 ，其最大直径为 mm70。 ⑷计算胶带的速度 v 100060 11  ndv  )/( sm （ 45） 其中 mmd 3001  ，正常工作时大轮转速 1n 为分配轴转速除以 I 链，分配轴转速为 min/120r ， I 链为 ，即 min/ rn  ，所以 )/( smv 。 由上式知轮径确定了，带速随之也确定了，又由 102/vPN  ，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 L 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 sm/20~10 10~20。 若 Z、 A、 B、 C型 v 大于 25m/s，轮径应重选。 因为 smsmv /25/ 。 ⑸计算中心距 a ，带长 0L ： a. 粗选中心距 0a ： 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 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 0a ，一般根据结构和传动位置需要。 因此粗选中心距 0a 应满足如下的范围： )(2)( 21021 ddadd  其中： （当分配轴为 120r/min 时） mmdmmd ,3 0 0 21  ， 所以 mmamm 3 5 6 0  取 mma 3000 。 0a 确定胶带节线周长 0pL ： 0212100 42 )(2 addddaL p   （ 46） 所以 mmLp 12200  ，圆整到相似标准节线的周长 pL 和标准内周长 iL ，因为胶带型号为 Z 型， mmLmmLmmL ipp 1250,1275,12200 。 a ： mmLLaa pp 00  （ 47） ⑹计算小轮包角 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：   3 360)(1 8 0 21 add (48) 因为 120 ，所以符合包角要求。 ⑺确定胶带根数 z 工作中常将几根三角胶带成组使用，各型号的三角胶带的截面积一定，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。 另外，为保证带在工作中不出现打滑所能传递的功率。 因此，胶带根数 Z可由下式求得： LC KaKPP Pz )(1 (49) 其中： CP 为传递的计算功率： kWPC  ， P 为当包角  18021  （ 1i ）、传动平稳情况下的单根三角胶带所能传递的功率（ kW ）。 因为带型为 Z 型， 1d 为 ，带速 v 为 sm/ ，所以取 P。 P 为考虑实际传动比 1i 时，由于带在大轮上弯曲较小而提高的传递功率，其值为： iw KnKP /11  )(kW ，其中： wK 为弯曲影响系数，因为 带型为 Z型 ，所以 wK ， 1n 为小轮的转速，所以 min/14401 rn  ， ik 为传动比系数： 因为传动比 ~ i ， 所以取 iK K ，则 P。 LK 为长度系数：因为 mmLi 1250 ，所以取 LK。 K 为包角系数：因为包角   ，所以取 K。 k 为强力层材料系数，胶带材料聚酯、锦纶等合成纤维线绳结构的三角带；所以取 k ，所以胶带根数 Z Z。 最后取 1z。 ⑻确定皮带预紧力 0F 适当的预紧力是保证带传动正常工作的重要因素。 预紧力不足，摩擦力就小，不能传递所需要的功率；预紧力过大，会使用胶带寿命降低，轴和轴承的压力增大，胶带容易松弛。 较适宜的预紧力应按下式算出： )()(500 20 NqvKzv PF C   (410) 其中： q 为 V 带每米的重量（ N/m）： 查表得： )/( mNq  CP 为计算功率：由前面计算的 kWPC  ， K 为包角系数：查表得： K。 v 为带速： 因为正常工作时， r/min120分配轴n ，又因为 链 ，所以 r/大论n。 所以 smdnv /  大轮。 z 为带数：由前面给定 1z ， 所以 NF 950 。 ⑼求轴上的压力 QF )(2s in2 10 NzFFQ  (411) 其中 :预 紧力 NF 950  , 根数 1z ,包角   ,所 以 轴 上压 力 NFQ 。 最后，总结如下表： 表 3 带轮设计计算方法 Table 3 Pulley design calculation method 序号 计算项目 符号 单位 计算公式 计算结果 1 确定计算功率 cP kW PKP Ac  kWPC  2 选择V带型号 根据 cP 和 1n 确定，查图 Z型 3 选择大小带轮直径 1d 、 2d mm 查表 mmd 3001  ，mmmmd 70~352  4 验算带速 v sm/ 100060 11  ndv  )/( smv  5 初选中心距 0a mm )(2)( 21021 ddadd  mma 3000  6 初选长度 0pL mm 0212100 42 )(2 addddaL p   mmLp 12200  7 实际中心距 a mm 2 00 pp LLaa  mma  8 验算包角 1 )( add   60)(1 8 0 21   9 计算V带根数 z 根 LC KaKPP Pz )(1 1z 10 确定单根V带预拉力 0F )(N 20 )(5 00 qvKzvPF C  NF 950  11 确定带对轴的压力 QF )(N 2sin2 10 zFFQ  NFQ  链轮设计 链传动及其优缺点 链传动是一种广泛应用于各种机械传动中的传动形式。 其中传动用的滚子链占主要地位。 滚子链传动主要用于平均传动比要求准确，且两轮轴间距较大，工作条件恶劣，低速重载、润滑良好且不宜采用带传动和齿轮传动的场合。 通常滚子链传动的功 率 kWP 100 ；传动比 8i ；链速 smv /15 ；效率约为 ~。 ⑴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。 ⑵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。 链传动的设计过程 ⑴链传动的失效形式： a. 链的疲劳破坏； b. 链条铰链的磨损； c. 链条 铰链的胶合； d. 链条静力拉断。 ⑵链轮不是标准件，但链轮上的齿形必须按照国家标准中规定的参数制作，其结构也要参照国家标准制作。 滚子链的链轮结构主要根据链轮直径的大小确定，小直径的链轮可制成实心式；中等直径的链轮课制成孔板式，对于大直径的链轮，为了提高轮齿的耐磨性，常将齿圈和齿心不同的材料制造，然后用焊接或螺栓联接的方法装配在一起。 链轮的齿形按 GB/T 12431997 中规定的参数制造，该标准中给链轮结构轮齿的具体形状流出了较大的余地，目前的链轮轮齿多采用三圆弧一直线齿形。 ⑶选择链轮齿数 1Z 、 2Z 及传动比 链i 及其它尺寸： 当该糖果包装机正常工作时，即其分配轴的转速为 r/min120 ，大链轮的转速与其相同也为 r/min120。 因为两轮间的传动比 链i 要求为 :1 ，则小轮的转速 min/ rn 。 取小轮的直径 mmD 751 。 又因为两轮间的传动比 链i 要求为 :1 ，所以大轮的直径 mmD 2020  ,则小轮的转速 100060 111   nDv  （ 412） sm/ 又有《机械设计》 P177 表 98得： 171Z ，取 191Z ，则 512Z。 ⑷确定计算功率 caP PKP Aca  (413) 其中 : KA 为工作情况系数，由《机械设计》表 96得： 0,1AK P为传 递的功率： 带电机 PPP  查《机械课程设计》表 24 得： 带 ，所以 kWP 5 2  ，所以 kWPca 。 ⑸确定链节距 p 链的节距 p 的大小，反映了链条和链轮齿各部分尺寸的大小。 在一定条件下，链的节距越大，承载能力越高，但传动的多边形效应 也要增大，于是振动、冲击、噪声也越严重。 所以设计时，为使传动紧凑，寿命长，应尽量选取较小节距的单排链。 速度高、功率大时，则选用小节距的多排链。 从经济上考虑，中心距小、传动比小时，选小节距多排链；中心距大、传动比小时，选用大节距单排链。 因此必须对 0p 进行修正： pLZca KKK Pp 0 (414) 其中： ZK 为小链轮齿数系数：由。