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文檔簡介
1、<p><b> 摘 要</b></p><p> 回轉式旋蓋機適用于帶螺紋的蓋與瓶的旋蓋，市場上現有的回轉式旋蓋機大多數是半自動的包裝機，瓶蓋的疏理大多用人來完成，生產效率不是很高，而且加大了勞動強度，再生產時有一定危險，本設計為自動理蓋而且是多工位旋蓋。</p><p> 本文介紹了題目的研究背景和意義，論述了旋蓋機在國內外的發(fā)展狀況，介紹了本次設
2、計研究的內容及方法。本次設計的重點是包裝機的總體設計方案、包裝過程的旋蓋、輸送方式和定位方法，在此基礎上進行了運動與結構的設計。本次設計采用的包裝方法是回轉式的，是通過圓柱凸輪的輪廓線來實現旋蓋頭的上下往復運動的，通過行星輪系傳遞轉矩的；而且在滿足包裝機械原理的條件下，充分考慮了整機的布局和經濟性，同時該機還有結構簡單、造價低、無污染、噪聲小和人及功能合理的特點。</p><p> 關鍵詞：旋蓋機；旋蓋；輸送。
3、</p><p><b> Abstract</b></p><p> Rotary Capping Machine for the threaded cap and the bottle of screw cap, as the existing rotary capping machines are mostly semi-automatic packagin
4、g machine, bottle of Reorganizing the employer to complete most of the production efficiency is not very high and increased labor intensity, have a certain risk of reproduction, the design for the automatic management is
5、 a multi-position cap and screw cap. This article describes the background and significance of the research topics discussed Capper</p><p> Keywords: Capping Machine; capping; delivery.</p><p&g
6、t;<b> 目 錄</b></p><p><b> 摘 要I</b></p><p> AbstractII</p><p><b> 目 錄III</b></p><p><b> 第1章 緒 論1</b></p>&
7、lt;p> 1.1設計題目背景1</p><p><b> 1.2研究意義1</b></p><p> 1.3國內外相關情況1</p><p><b> 1.4選題意義2</b></p><p> 第2章 總體方案設計3</p><p> 2.1設
8、計任務分析3</p><p> 2.1.1設計參數3</p><p> 2.1.2工藝路線3</p><p><b> 2.2功能分析3</b></p><p> 2.2.1總功能確定3</p><p> 2.2.2各功能分解3</p><p> 2
9、.2.3功能結構確定3</p><p><b> 2.3功能求解4</b></p><p> 2.3.1分功能原理解4</p><p> 2.3.2系統(tǒng)方案求解4</p><p> 2.4 方案評價5</p><p> 2.5系統(tǒng)方案原理圖5</p><p
10、> 2.5.1各執(zhí)行構件方案簡圖5</p><p> 2.5.2畫總體方案簡圖7</p><p> 第3章 執(zhí)行系統(tǒng)設計計算8</p><p> 3.1行星輪系的設計計算8</p><p> 3.2旋蓋頭的設計計算9</p><p> 3.3圓柱凸輪及行星輪的設計計算9</p>
11、<p> 3.4輸送鏈設計計算9</p><p> 第4章 傳動系統(tǒng)設計計算11</p><p> 4.1動力機的選擇11</p><p> 4.2傳動比分配11</p><p> 4.3各軸轉速、功率及轉矩的設計計算11</p><p> 4.4傳動零件的設計計算12</p
12、><p> 4.4.1圓錐齒輪傳動設計計算12</p><p> 4.4.2帶傳動設計計算16</p><p> 4.4.3鏈傳動設計計算18</p><p> 4.4.4軸的設計計算19</p><p> 4.4.5軸的強度校核24</p><p> 4.4.6軸承壽命計算
13、25</p><p> 第5章 回轉式旋蓋機的安裝、維護和安全28</p><p><b> 第6章 結論29</b></p><p> 參 考 文 獻30</p><p><b> 致 謝32</b></p><p> 附錄Ⅰ 英文原文33</p&
14、gt;<p> 附錄Ⅱ 中文譯文37</p><p><b> 第1章 緒 論</b></p><p><b> 1.1設計題目背景</b></p><p> 旋蓋機是自動灌裝生產線的主要設備之一，用于玻璃瓶或PET瓶的螺紋蓋封口。隨著社會的發(fā)展和人民生活水平的提高，人們對產品的包裝質量的要求也越來
15、越高。由于螺紋蓋具有封口快捷，開啟方便及開啟瓶后又可重新封好等優(yōu)點，使其在許多產品的包裝中應用越來越廣泛，諸如飲料，酒類，調味料，化妝品及藥品等瓶包裝的封口就大量采用螺紋蓋封口。目前現有的國產同類機型的封蓋機的產量，速度和自動化程度都相對落后。為了適應現代包裝機高速，高效和高可靠性生產的需要，研制了一種回轉式旋蓋機，該機采用多工位回轉式結構，機電氣一體化，具有效率高，速度快，可靠性好和自動化程度高等優(yōu)點。</p><
16、p><b> 1.2研究意義</b></p><p> 包裝機械為包裝工業(yè)提供裝備機械，影響著各類包裝制品工業(yè)的技術水平和產品檔次，制約著包裝工業(yè)的發(fā)展和速度。長期以來，我國包裝機械行業(yè)非常薄弱，形不成規(guī)模和水平，致使我國包裝工業(yè)發(fā)展極慢。我國包裝機械行業(yè)在歷經了七十年代的起步，八十年代的發(fā)展，九十年代由于包裝制品發(fā)展的需要而實現了高速度發(fā)展，但是由于起步遲，起點低，規(guī)模小，我國包
17、裝機械總體水平要比發(fā)達國家落后20年，國內目前需求量的60/%，尤其是技術含量高的技術裝備依賴進口。對于包裝制品工業(yè)，包裝機械是我國包裝工業(yè)的優(yōu)勢。</p><p> 1.3國內外相關情況</p><p> 提高自動化程度是包裝機械發(fā)展重要的趨勢。產品和產量居世界之首的美國十分重視白裝機械與計算機緊密結合，實現機電一體化控制，將自動化操作程序、數據收集系統(tǒng)、自動檢驗系統(tǒng)更多用于包裝機械
18、之中。日本則長于微電子技術，用以開那個值包裝機械，有效地促進了無人操作和自動化程度的提高。在計量、制造和技術性能等方面居于世界領先地位的德國也高度重視提高自動化程度。幾年前，德國包裝機械系統(tǒng)設計時，自動化技術在整個系統(tǒng)操作及運行中還占30%，</p><p> 現在已占到50%以上。</p><p><b> 1.4選題意義</b></p><
19、p> 目前國內灌裝生產線中廣泛使用的旋開封蓋口機大多為直線式旋蓋機，由于直線式旋蓋機是單通道式旋蓋，其生產能力受到限制，不能適應高速旋蓋的需要;另外，更換瓶子時調整比較困難，無法對 不同高度瓶子實現快速調整后進行旋蓋；旋蓋頭單一，適應能力差，每一種瓶蓋就要更換一次相應的旋蓋頭，既浪費時間，又增大成本。所以各生產廠家的旋蓋機在旋瓶蓋能力、效率、事宜瓶型、事宜瓶型及自動化程度等方面各有優(yōu)缺點。為了適應現代包裝機高速、高效和高可靠性生
20、產的需要，在廣泛吸收國內外先進機型的基礎上，設計此了機器。該機采用多工位回轉式結構。</p><p> 本次設計是針對回轉式旋蓋機的不裝設計。主要工藝流程包括：供瓶+供蓋—旋蓋—輸送。</p><p> 第2章 總體方案設計</p><p><b> 2.1設計任務分析</b></p><p> 采用傳統(tǒng)的方法設
21、計一臺回轉式旋蓋機，用于將容器蓋上瓶蓋。</p><p><b> 2.1.1設計參數</b></p><p> ?、偕a能力：4000瓶/小時</p><p> ?、谄可w尺寸：直徑30～40mm；高20mm</p><p> ③瓶子尺寸：直徑60mm;高50mm～60mm</p><p>&
22、lt;b> 2.1.2工藝路線</b></p><p> 供送瓶和蓋 旋蓋 送出產品</p><p><b> 2.2功能分析</b></p><p> 2.2.1總功能確定</p><p> 回轉式旋蓋機的總功能為：將盛滿液體的容器固定在輸送鏈上，用旋蓋頭將瓶蓋旋在容
23、器上，依次完成供瓶、供蓋、旋蓋、輸送等工序。</p><p> 2.2.2各功能分解</p><p> 整機的功能可分為：動力功能，傳動功能，供送功能，旋蓋功能，送出功能。</p><p> 功能分解的目的是有更多的方案解用來參考，以便找到最優(yōu)的設計方案。</p><p> 2.2.3功能結構確定</p><p&g
24、t;<b> 2.3功能求解</b></p><p> 2.3.1分功能原理解</p><p><b> 用形態(tài)學矩陣求解</b></p><p><b> 表2.1 形態(tài)矩陣</b></p><p><b> 可能的方案：</b></p&
25、gt;<p> 根據工作條件及可行性選擇 A1-B1-C1</p><p> 2.3.2系統(tǒng)方案求解</p><p> 綜合多方面的因素選定一下幾種方案供參考：</p><p> 電動機----理蓋器----撥盤</p><p> 鏈傳送----人工----帶</p><p> 液壓泵---
26、-機械手----機械手</p><p> 4. 電動機----理蓋器----帶</p><p> 5. 電動機----理蓋器----鏈</p><p><b> 2.4 方案評價</b></p><p> 方案評價（如表2.3）</p><p> 表2.3 方案評價表&
27、lt;/p><p><b> 由此得到方案5</b></p><p> 電動機----理蓋器----鏈</p><p><b> 此解為最優(yōu)解。</b></p><p> 2.5系統(tǒng)方案原理圖 </p><p> 2.5.1各執(zhí)行構件方案簡圖</p>&
28、lt;p> （1）此裝置是依靠鏈傳動，輸送出已旋蓋的瓶，如圖2.2所示。</p><p> 圖2.2 鏈傳動輸送機構</p><p> （2）此裝置是旋蓋頭，拾取瓶蓋是通過卡蓋頭種均布6個O型彈簧保持的鋼珠完成，導向套避免撿蓋時蓋歪斜。當卡頭將瓶蓋放在瓶口上與瓶口螺紋接觸時，通過頂壓彈簧產生頂壓力使卡頭內錐產生足夠的摩擦力矩將瓶蓋擰緊。旋緊后，離合器自動打滑，以此完成旋蓋，
29、如圖2.3所示。</p><p> 圖2.3 旋蓋頭機構</p><p> ?。?）此裝置是圓柱凸輪，其目的是使旋蓋頭實現升降，如圖2.4所示。</p><p> 圖2.4 圓柱凸輪機構</p><p> （4）此裝置是撥盤，輸送需撥盤來完成，如圖2.5所示。</p><p> 圖2.5 輸送撥盤機構
30、</p><p> 2.5.2畫總體方案簡圖 </p><p> 整體布局結構要緊湊，在整體部局上要符合人機工程學學原理，料斗的高度要適中，以便上料，以便操作者能夠方便的進行控制，如圖2.6所示。</p><p> 1-電機 2-減速器 3-輸送鏈 4-旋蓋頭 5-理蓋器 6-圓柱凸輪 7-供瓶機構</p><p><b>
31、 圖6總體結構布置圖</b></p><p> 第3章 執(zhí)行系統(tǒng)設計計算</p><p> 3.1行星輪系的設計計算</p><p><b> 擬定運動方案</b></p><p> 根據執(zhí)行系統(tǒng)的工作任務擬定實現該任務的運動方案，該機構及傳遞轉矩而且大齒輪不動，因此我選擇用一根實心軸外面再套一根空心
32、軸，用實心軸支撐大齒輪及圓柱凸輪，用空心軸傳遞轉矩。已知=10，=106=60，兩齒輪外嚙合</p><p><b> =106=60</b></p><p><b> =10</b></p><p><b> 480mm</b></p><p><b> 取
33、m=3.5 </b></p><p><b> =200 =40</b></p><p><b> =m=700mm</b></p><p><b> =m=140mm</b></p><p><b> =707mm</b></
34、p><p><b> =691.25mm</b></p><p> =147mm 圖3.1 執(zhí)行系統(tǒng)圖</p><p><b> =131.25mm</b></p><p> P=πm=10.99mm</p><p> S==5
35、.495mm</p><p> 3.2旋蓋頭的設計計算</p><p> 運動方案確定以后，接著是合理選擇執(zhí)行機構的類型組合。旋蓋頭的上下運動時依靠圓柱圖輪廓線來完成，旋蓋的實現是依靠爪來抓住瓶蓋，隨著行星輪的轉動開始旋蓋，當蓋宣到一定的時候應該用離合器，我這次采用的是電磁離合器，依靠兩磁鐵的磁性相互吸引，當蓋旋好時離合器自動打滑旋蓋完成。利用圓柱螺旋壓縮彈簧來緩沖旋蓋頭與瓶蓋之間的力
36、，同時依靠導向套來防止瓶蓋歪曲。瓶蓋的尺寸直徑30-40mm，高20mm。</p><p> 3.3圓柱凸輪及行星輪的設計計算</p><p> 行星輪的不僅自轉，且要圍繞大齒輪公轉。轉矩從大圓盤上傳過來帶著行星輪旋轉，但是行星輪還有公轉。因此我想到了用花鍵軸來解決。行星輪要在大齒輪上不僅做滾動，而且還要上下移動，所以大齒輪的厚度等于凸輪廓線的長度。與凸輪連接的軸不能轉，因此我又一次選
37、擇用實心軸外面再套空心軸。</p><p> 3.4輸送鏈設計計算</p><p><b> 鏈輪基本參數計算</b></p><p> 傳動功率0.0375kw，確定鏈輪齒數，。 </p><p><b> 修正功率P=kw</b></p><p> 式中:為工況
38、系數：查文獻[17] 第14篇 表14.2-4得=1.0。</p><p> 為主動鏈齒數系數：由[17] 第14篇圖14.2-4得=0.96。</p><p> 鏈條節(jié)距：根據p,n查機械設計書圖4-11，確定鏈型號06B型節(jié)距P=9.525 mm。</p><p> ==285.75 ~ 476.25mm 取=400</p><p&g
39、t;<b> ?。?）計算鏈長節(jié)數</b></p><p><b> =84+17=91</b></p><p><b> 取節(jié)</b></p><p> （2）最大中心距（理論中心距）</p><p> 第4章 傳動系統(tǒng)設計計算</p><p>
40、;<b> 4.1動力機的選擇</b></p><p> 根據工作負荷的大小和性質、工作機的特性和工作環(huán)境等，可參考同類包裝機進行選擇電動機的種類、類型和結構形式、功率和轉速，進而確定電動機的型號。因為負荷穩(wěn)定（或變化很?。㈤L期連續(xù)運轉的機械，可按照電動機的額定功率選擇，而不必校驗電動機的發(fā)熱和起動轉矩。所以根據國家標準，選擇WXD8095一級直聯式電動機該電機額定功率為0.75KW，
41、輸出軸轉速138r/min，輸出轉矩為48.7 N?m。</p><p><b> 電機選擇</b></p><p> Y2系列三相異步電動機</p><p> 電機型號 Y2-712-4 n電=1380r/min</p><p> 減速器 0.37-8085A-11</p><p>
42、<b> 4.2傳動比分配</b></p><p><b> 總傳動比 </b></p><p> 傳動比分配（由電機分配到主軸）</p><p> =11 =2.5 =2.5 =2</p><p> 根據電機功率及輸入轉矩在文獻[12]第16篇表16 -18選擇ZDY型硬齒面圓柱齒輪減速
43、器，型號為ZDY 150-5-I JB/T8853-1999</p><p> 4.3各軸轉速、功率及轉矩的設計計算</p><p><b> ，，，，，，</b></p><p> 0軸：電機輸出軸 </p><p> kw r/
44、min </p><p> N?m </p><p><b> ?、褫S：減速器高速軸</b></p><p> kw </p><p><b> r/min</b></p><p><b>
45、N?m</b></p><p><b> ?、蜉S：主傳動軸</b></p><p><b> kw </b></p><p><b> r/min</b></p><p><b> N?m</b></p><p&g
46、t;<b> 軸：分配軸</b></p><p> kw </p><p><b> r/min</b></p><p><b> Nm</b></p><p><b> 軸：分配軸</b></p><p
47、> kw </p><p><b> r/min</b></p><p><b> Nm</b></p><p> 4.4傳動零件的設計計算</p><p> 4.4.1圓錐齒輪傳動設計計算</p><p> 1.選擇齒輪材料精度等
48、級</p><p> 齒輪減速器為一般機械，小齒輪材料選用45鋼，調質處理，由表5—1查得 </p><p> 小齒輪45調質，硬度217～255HB，取硬度為235—255HB；</p><p> 大齒輪材料選用45鋼，正火處理，硬度162～217HB，取190—217HB。</p><p><b> 齒輪精度等級為8級
49、</b></p><p> 2.按齒面接觸疲勞強度設計</p><p><b> 由式5—54 </b></p><p> ≥mm </p><p><b> 初選=1.2</b></p><p><b&g
50、t; 由式5—14</b></p><p> = =2.5 </p><p> 由表5—5查得：=189.8</p><p> 取=0.3 </p><p> 得T1=×1000=6239Nmm </p><p><b
51、> 由式5—33</b></p><p> =60jLh=60×30×1×(10×300×8)=4.32×107 </p><p> =/=4.32×107/2=2.16×107</p><p> 查圖5-17得=1.22, =1
52、.26</p><p> 取Zw=1.0，=1.0，=0.92 </p><p> 由圖5-16(b)得=590Mpa，=570MPa</p><p> 由式(5-28)計算許用接觸應力</p><p> =ZN1ZXZWZLVR==662.21Mpa </p><p> =ZN2ZXZWZL
53、VR==660.74Mpa </p><p> ≥ （3-12）</p><p><b> =33mm</b></p><p> 取=25，==2×25=50</p><p> 實際傳動比==2與理論相差為0，在允許范圍內</p><p> m==
54、1.3mm 取標準模數m=1.5mm</p><p> =1.5×25=37.5mm</p><p> =37.5×(1-0.5×0.3)=31.875mm </p><p><b> ==0.05m/s</b></p><p> 由表5—3取=1.25</p&
55、gt;<p><b> =0.32</b></p><p><b> 查圖5—4 =1</b></p><p> R==56mm </p><p> =0.3×56=16.7mm 取b=20mm</p><p><
56、b> φdm==0.63</b></p><p> 查圖5—7得=1.15 ==1.25×1.0×1.15=1.43 </p><p> =＜〔〕2 </p><p> =583.5Mpa＜ =
57、660.3Mpa 安全</p><p> 3.校核齒根彎曲疲勞強度</p><p><b> 由式5—55</b></p><p> =≤ </p><p> =arctan=arctan(1/2)=26.56O </p><p> ==-26.56O =63.43
58、 O </p><p> =25/cos26.56O=27.95 </p><p> 50/cos63.43 O =111.78 </p><p><b> 按,</b></p><p> 查圖5—14得=2.7,=2.24</p><p> 查圖5—15得=1.60，=1.82
59、</p><p> 查圖5—18b得=220MPa,=210MPa</p><p> 查圖5—19得=1.0，=1.0</p><p> 由式5—32得=1.0</p><p> 取=2.0，=1.4</p><p><b> 由式5—31</b></p><p>
60、; ==314.28MPa</p><p><b> ==300MPa</b></p><p><b> =</b></p><p> =71.13MPa < =314.28MPa安全</p><p> ==70.03 MPa〈=300MPa安全</p><p&g
61、t; 4.齒輪主要參數及幾何尺寸計算</p><p> =32，=64，u=2.0, m=3mm</p><p> ==1.5×25=96mm</p><p> ==2.0×50=192mm </p>&l
62、t;p> =+=37.5+2×1.5×cos26.56O=101.366mm</p><p> =+=100+2×1.5×cos63.43 O=194.683mm </p><p> =-=37.5-2.4×1.5×cos26.56O=89.56mm</p><p> =-=100-2.4&#
63、215;1.5×cos 63.43 O=188.78mm</p><p> R==107.33mm 取108</p><p><b> 33mm</b></p><p> 4.4.2帶傳動設計計算</p><p> 1、確定設計功率PC</p><p> 由表3—4查得=1
64、.1</p><p> PC=×P=1.1×0.3=0.33 kw </p><p><b> 2、選取V帶的型號</b></p><p> 根據PC和n0由圖3-12確定，因工作點處于Z型區(qū)，故選Z型。</p><p> 3、確定帶輪基準直徑、</p>
65、;<p><b> ?、龠x擇小帶輪直徑</b></p><p> 由表3-5和表3-6確定=80mm</p><p><b> ?、隍炈銕賄</b></p><p> V==5.78m/s </p><p> 在5—25m/s之間，故合
66、乎要求</p><p> ③確定從動輪基準直徑dd2</p><p> dd2=2.5dd1=200mm 查表的3-6取=200mm</p><p> ?、軐嶋H從動輪轉速和實際傳動比i</p><p> 不計ε影響，若算得與預定轉速相差5％為允許。</p><p> ==2OO/80=2.5(誤差為0)<
67、/p><p> 4、確定中心距a和帶的基準長度Ld</p><p><b> ?、俪醵ㄖ行腶0</b></p><p> 本題目沒有給定中心距，故按式3—25確定</p><p> 0.7(dd2+dd1)≤≤2(dd2+dd1) </p><p> 0.7（80+200
68、）≤≤2(80+200)</p><p><b> 196≤≤560</b></p><p><b> 取=200mm</b></p><p> ?、诖_定帶的計算基準長度Lc按式</p><p> ≈2+(+)+ =1051.6㎜</p><p> ③取標準Ld按表3
69、-3取=1000㎜</p><p> ④確定中心距a按式3-27</p><p><b> =+=225.8㎜</b></p><p><b> 調整范圍</b></p><p> amax=a+0.03Ld=255.8mm</p><p> amin=a-0.01
70、5Ld=210.8mm</p><p><b> 5、驗算包角α</b></p><p> α≈180°+×60° </p><p> =152°＞1200 符合要求</p><p> 6、確定帶根數z按式3-29</p><p
71、><b> Z≥</b></p><p> 由式3-19單根V帶所能傳遞的功率</p><p><b> =(++ )</b></p><p> 由式3-20包角系數</p><p> =1.25()=0.9286 </p><p> 由表3-2查得C1=2
72、.07X10 C2=3.92X10</p><p> C3=5.5X10 C4=2.55X10</p><p> w1=144.4rad/s L0=1320mm </p><p> =ω1〔C1--C3-C4lg(dd1ω1)〕 </p><
73、p><b> =0.62 kw</b></p><p> =C4ω1lg </p><p><b> =0.08 kw</b></p><p> =c4ω1lg=-0.035kw</p><p> =(++)=0.62kw</p><
74、p><b> V帶的根數</b></p><p> Z≥=0.33/0.62=0.53取Z=1根</p><p> 7、確定初拉力F0按式3-30</p><p> F0=500(-1)+q </p><p><b> =47.55N</b>&l
75、t;/p><p><b> 8、計算軸壓力Q</b></p><p><b> 按式3-31</b></p><p> Q=2F0zsin=95.55Ｎ</p><p> 4.4.3鏈傳動設計計算</p><p> 1.鏈輪基本參數計算</p><p
76、> 傳動功率0.0432kw，確定鏈輪齒數， 取42 </p><p> 修正功率P P=kw</p><p> 式中:為工況系數：查文獻[17] 第14篇 表14.2-4得=1.0。</p><p> 為主動鏈齒數系數：由[17] 第14篇圖14.2-4得=0.96。</p><p> 鏈條節(jié)距：根據p,n查機械設計書圖4
77、-11，確定鏈型號06B型節(jié)距P=9.525 mm。</p><p> ==285.75mm </p><p><b> （1）計算鏈長節(jié)數</b></p><p> =60+29.5=89.5</p><p><b> 式中</b></p><p><b&g
78、t; 取節(jié)</b></p><p> （2）最大中心距（理論中心距）</p><p><b> 實際中心距</b></p><p><b> 鏈速</b></p><p><b> 鏈輪幾何尺寸計算</b></p><p> h=
79、9.5+6.67+0.5=16.22</p><p> 4.4.4軸的設計計算</p><p> ?。?）選擇軸的材料：軸的材料為45號鋼，調質處理。</p><p> 由文獻[21] 第19篇 表19.1-1查得材料力學性能數據為：</p><p><b> MPa</b></p><p>
80、;<b> MPa</b></p><p><b> MPa </b></p><p><b> MPa</b></p><p> E=2.1510 MPa</p><p> ?。?）按扭矩初步估算軸端直徑</p><p> 根據文獻[18]
81、第19篇 表19.3-1公式初步計算軸徑，由于材料為45鋼，由文獻[18] 第19篇 表19.3-2選取 A=118，</p><p> 按文獻[18] 第19篇 中式（8-2）</p><p> =25.5mm取d=26mm</p><p><b> ?。?）軸的結構設計</b></p><p> 圖4.1 軸的
82、結構圖</p><p> 根據軸的受力，選取02系列角接觸球軸承。軸段AB長為a=318mm，BC長為b=129mm,CD長為c=143mm。</p><p><b> 軸上受力分析 ：</b></p><p> 軸傳遞的扭矩260.715Nm</p><p> ?。?）軸上受力分析 (如圖4.2)</p&g
83、t;<p> 222.2=266.64N</p><p> 圓錐齒輪Ⅱ的圓周力 N</p><p><b> 圓錐齒輪Ⅱ徑向力</b></p><p> 圓錐齒輪Ⅱ軸向力=51484N</p><p><b> 圖4.2 軸受力圖</b></p><p&g
84、t;<b> ?。?）求支反力</b></p><p> a.在水平平面內的支反力</p><p><b> 由得</b></p><p><b> N</b></p><p><b> 由得</b></p><p><
85、;b> N</b></p><p> 圖4.3 水平面的支座反力</p><p> b.在垂直平面內的支反力</p><p><b> 由得</b></p><p><b> N</b></p><p><b> 由得</b>
86、;</p><p><b> N</b></p><p> 圖4.4垂直面支座反力</p><p><b> 如圖4.4</b></p><p> （6）.作彎矩和轉矩圖</p><p> a.水平平面的彎矩圖（如圖4.5）</p><p>
87、 錐齒輪在水平平面的彎矩</p><p><b> N·m</b></p><p> 圖4.5水平面彎矩圖</p><p> b.垂直方向的彎矩圖(如圖4.6)</p><p><b> N·m</b></p><p><b> N&
88、#183;m</b></p><p><b> N·m</b></p><p> 圖4.6 豎直方向彎矩圖</p><p> c.合成彎矩圖(如圖4.7)</p><p> 作用力在B截面的合成彎矩為</p><p><b> N·m</b
89、></p><p> 作用力在C截面的合成彎矩為</p><p><b> N·m</b></p><p> 圖4.7 合成彎矩圖</p><p> d.作轉矩圖(如圖4.8)</p><p> N·m N·m</p><p
90、><b> 圖4.8 轉矩圖</b></p><p> 4.4.5軸的強度校核</p><p> (1).確定危險截面</p><p> 根據軸的結構尺寸及彎矩圖、扭矩圖，截面C處彎矩最大，故屬于危險截面，需對截面C進行強度校核。</p><p> (2).安全系數校核計算</p><
91、p> 由于此軸轉動，彎矩引起對稱循環(huán)的彎應力，轉矩引起的為脈動循環(huán)的切應力。</p><p><b> 彎曲應力為</b></p><p> ===20.1MPa </p><p> 式中 W—抗彎截面系數，W=0.1 d=17。</p>&l
92、t;p><b> W=0.491</b></p><p> 由于是對稱循環(huán)彎曲應力，故平均應力</p><p> 根據文獻[18] 第19篇式（19.3—2）得出：</p><p><b> ===5.9 </b></p><p> 式中 —45鋼彎曲對稱循環(huán)應力時的疲勞極限，由表
93、19.1-1查得=268Mpa；</p><p> —正應力有效應力集中系數，由文獻[18] 第19篇 表19.3-5，按配合查得=1.63；</p><p> —表面質量系數，軸經車削加工，由文獻[18] 第19篇表19.3-8查得=0.95；</p><p> —尺寸系數，由文獻[18] 第19篇表19.3-11 查得=0.76。</p>&
94、lt;p> 切應力幅為====6.1MPa</p><p> 式中 ：—抗扭斷面系數， =0.2=0.98</p><p> 根據 文獻[18] 第19篇式（19.3-3）</p><p> ===11.6 </p><p> 式中：—45鋼扭轉疲勞極限，由文獻[18]第19篇表19.1-1查得=155Mpa；</p
95、><p> — 切應力有效應力集中系數，由文獻[18]第19篇表19.3-5按配合查得：=1.43；</p><p><b> ——同正應力情況；</b></p><p> ——平均應力折算系數，由文獻[18]第19篇表19.3-13查得=0.21。</p><p> 軸B截面的安全系數由文獻[18]第19篇式（19
96、.3-1）確定</p><p><b> ===5.3</b></p><p> 由[2]中表19.3-4可知，[S]=1.8～2.5</p><p> 故S>[S],該軸C截面是安全的。</p><p> 4.4.6軸承壽命計算</p><p> 已知：7206C軸承 基本額
97、定動載荷C=11200N，</p><p> e=0.38,Y=1.47. </p><p><b> 合成支反力：</b></p><p> ==2538N ==3053N
98、 =/(2Y)= 2538/(2×1.47)=863N </p><p> =/(2Y)= 3053/(2×1.47)=1038N </p&
99、gt;<p> =max（，+Fa）=1038+154=1192N</p><p> =max（，-Fa）=1038 N </p><p> /=1192/2538=0.47>e=0.38 =0.72，=2.39 /=1038/3053=0.34<e=0.38 =1，=
100、1.65</p><p> 軸承承受輕度載荷沖擊,所以取=1</p><p> 根據彎矩合成圖 f=1 f=1</p><p><b> = f(+) </b></p><p> =11×（0.72×2538+2.39×154）=2195N
101、 =f(+)</p><p> =11(1×3053+1.65×154)=3307N ∵<∴計算軸承2的壽命</p><p> ===21581h>20000h </p><p> 大于軸承預期壽命 即軸承壽命夠。</p>&
102、lt;p> 已知軸直徑d=17mm，工作無沖擊；工作溫度低于C，要求軸承壽命為10年。</p><p> 由[17]第20篇表20.6-1初選錐齒輪球軸承30203?；绢~定動載荷20.8KN，基本額定靜載荷=21.8KN，e=0.35,Y=1.7。</p><p> 支反力分別為：2.3N 45N</p><p> 419.64 N N<
103、;/p><p><b> 合成支反力：</b></p><p> ===419.65N ===322N</p><p> 計算軸承的派生軸向力S</p><p> N 圖.4.9軸承截面圖</p><p>
104、<b> N</b></p><p><b> 求軸承的軸向載荷A</b></p><p> 由 軸的結構知==42.7 N</p><p> =max（137.4,123.4）=137.4 N</p><p> =max（80.7,94.7）=94.7 N</p><
105、p> 計算軸承的當量動載荷P</p><p><b> 由</b></p><p> 查表9-6，=1,=0</p><p><b> 由</b></p><p> 查表9-6， =1, =0</p><p> 查表9-7，取=1.5 </p>
106、<p> = (+)=1.5×2×(1×419.65+0)=1259N</p><p> = (+)=1.5×2×(1×322+0)=966 N</p><p> < 計算軸承A的壽命</p><p><b> 查表9-4 </b></p>&l
107、t;p><b> 24010h</b></p><p> 10小時一班工作制，每天1班，一年工作300天計算軸承的使用年限為</p><p> 年>10年，故滿足要求</p><p> 第5章 回轉式旋蓋機的安裝、維護和安全</p><p><b> 一、安裝</b></
108、p><p> 基礎地面應平整，由各廠根據條件自行決定，只要能在安裝范圍內承受分揀機重量即可。</p><p> 本設備設由地腳螺栓在安裝時應進行調試，對各部件之間的運動位置及自動控制系統(tǒng)按運動要求調試好之后，使用時不要再做調整。</p><p> 在安裝時需要進行調試，保證整機各個工位執(zhí)行的協(xié)調性，保證整機運轉靈活。</p><p><
109、;b> 二、維護保養(yǎng)</b></p><p> 1、工作結束后，應做好清潔工作，將殘留在機器上的污滯清理干凈并檢查電源是否已經關掉。</p><p> 2、每日機器工作后 ，首先斷開電源，擦試機器表面、工作臺等部位， 檢查傳動系統(tǒng)潤滑情況，檢查各種開關鍵的松緊情況。</p><p> 3、應每星期檢查一次各部潤滑情況，如有故障應及時排除&l
110、t;/p><p> 4、 需要經常拆洗的零件應定時拆下進行解體清洗。</p><p><b> 三、安全要求</b></p><p> 1、在運轉中，如發(fā)生故障，首先關掉電源，才能進行修理。在修理過程中絕對不允許硬敲硬打，以免損壞機器。</p><p> 2、工作后溫度很高，不要用手去碰。停機至少半小時才可對機械清理
111、、維修。</p><p> 3、工作時不要用手或其它物體接觸執(zhí)行頭。</p><p><b> 第6章 結論</b></p><p> 本設計首先對任務要求進行了分析，進行了總體方案設計，確定了各個機構的方案，之后分別對每個部分進行了設計計算。</p><p> 本設計依據機械原理，采用旋蓋頭的轉動來進行旋蓋，旋
112、蓋頭采用6工位循環(huán)工作；并且通過圓柱圖輪廓線實現上下往復運動，利用電磁離合器實現旋蓋后的自動打滑，以滿足工藝要求。本機具有供瓶、供蓋、旋蓋、輸送等功能，能夠實現瓶蓋尺寸：直徑30～40mm；高20mm；瓶子尺寸：直徑60mm;高50mm～60mm，旋蓋，功率4000瓶/小時 。本機采用回轉式的工藝路線，節(jié)省空間，整體結構緊湊；本次設計參考了各類包裝機械設計的長處，同時借鑒了其它機械的優(yōu)點完成了自動選改包裝機部裝設計</p>
113、<p> 本機還存在生產率偏低、自動化程度低、單機功能偏少等問題，應在生產率、自動化、多功能方面給以改進。</p><p><b> 參 考 文 獻</b></p><p> 呂憲昆．中藥丸自動裝盒貼簽裝置．中國專利，93204026.8.1994—07機械設計手冊.軟件版.V3.0</p><p> 周顯權．中藥丸真空蠟殼
114、包裝機．中國專利，99223130.2.2000—08—3</p><p> 孫桓.機械原理.高等教育出版社, 2000 </p><p> 許林成等.包裝機械原理與設計.上?？茖W技術出版社,1988 </p><p> 趙韓等.機械系統(tǒng)設計.高等教育出版社，2005</p><p> 侯珍秀.機械系統(tǒng)設計.哈爾濱工
115、業(yè)大學出版社，2003</p><p> 孫志禮等.機械設計.東北大學出版社，2004</p><p> 中國機械CAD論壇http://www.jxcad.com.cn/read.php</p><p> 包裝機械設計.遼寧工業(yè)大出版，2007</p><p> 中國知網.http://www.cnki.net/index.htm
116、</p><p> 包裝與食品機械 1997年第15卷 第6期</p><p> 孔志禮 .機械設計.東北大學出版社， 2000年9月第一版</p><p> 成大先.機械設計手冊.第四版.第一卷. 化學工業(yè)出版社，2002</p><p> 成大先.機械設計手冊.第四版.第三卷. 化學工業(yè)出版社，2002</p>&
117、lt;p> 成大先.機械設計手冊.第四版.第四卷.化學工業(yè)出版社,2002</p><p> 成大先.機械設計手冊.第四版.第五卷.化學工業(yè)出版社,2002</p><p> 機械設計手冊.新版.第二卷.機械工業(yè)出版社.2004</p><p> 機械設計手冊.新版.第三卷.機械工業(yè)出版社.2004</p><p> 許成林主
118、編.包裝機械.長沙：湖南大學出版社，1988</p><p> 張源澤主編.輕工業(yè)包裝技術.北京：輕工業(yè)出版社，1990</p><p> 郭敬孫主編.包裝機械應用技術.上海：上海市包裝協(xié)會，</p><p> 許福玲，陳堯明主編.液壓與氣壓傳動-2版.北京：機械工業(yè)出版社，2004.7</p><p> 吳宗澤，羅圣國主編.機械設計
119、課程設計手冊-2版.北京：高等教育出版社，1999</p><p> 高德主編.包裝機械設計.北京：化學工業(yè)出版社，2005.6</p><p> 周開勤主編 機械零件手冊-4版.北京：高等教育出版社，1994</p><p> 大連理工大學工程畫教研室編.機械制圖-5版.北京：高等教育出版社，2003.8</p><p> 趙振起主
120、編.機械制圖手冊.北京：國防工業(yè)出版社，1986.10</p><p> 澎國勛主編. 包裝機械淺論.北京：機械工業(yè)大學出版社，1990</p><p> 沈躍澤主編.國外常用液體灌裝機構的概況.包裝機械 .1988.02</p><p> 全國包裝機械標準化工作現狀及展望.中國包裝工業(yè)，2007.(12)</p><p> 北京國際
121、食品加工及包裝技術討論會論文集，1997 </p><p> 包裝與食品機械2007年1～6期目次.包裝與食品機械，2007.(6)</p><p> 中國核心期刊(磷選)數據庫.全文收錄期刊中國學術期刊綜合評價數據庫統(tǒng) </p><p> 計源期刊.南方農機，2007.(5).</p><p> 楊曉玉.食品包裝機械發(fā)展的新趨勢
122、.現代制造，2007.(18).</p><p> 食品包裝機械的專業(yè)化.現代制造，2007.(14)</p><p> 鹿保鑫.馮江.王峰.李榮麗.我國食品包裝機械的現狀與發(fā)展.農機化研究， </p><p><b> 2007.(6).</b></p><p> 包裝與食品機械.2006年1～6期目次.包裝
123、與食品機械，2006.(6).</p><p> 汪再文.世界包裝機械市場展望.中國包裝工業(yè)，2006.(10).</p><p> 許占林.肖衡.居榮華.張連斌.李蓓紅.中國包裝機械和機械產品包裝.包裝世 </p><p> 界，2006.(3).</p><p> 包裝與食品機械.2005年1～6期目次.包裝與食品機械，2005.
124、(6)</p><p> 龔溎義主編.機械設計課程設計指導書-2版.北京：高等教育出版社，1990.4</p><p> Colin McPherson,Ben Hicks,Chris Berry,Tony Medland and Glen Mullineux Advances in Integrated Design and Manufacturing in Mechanical E
125、ngineering Part 1 Springer Netherlands 2005 81-94</p><p><b> 致 謝</b></p><p> 經過幾個月的不懈努力，終于順利地完成了本次畢業(yè)設計的全部內容。在這幾個月中，指導老師尚老師投入了大量的時間和精力，她不厭其煩地認真講解、指導，對我的畢業(yè)設計起
126、到了很大的幫助，她精益求精、嚴肅認真的治學態(tài)度給我留下了終身難忘的記憶，讓我受益菲淺。我要在此刻——畢業(yè)設計即將結束的時候，致以我最誠摯的敬意和感謝！感謝尚老師在我的整個畢業(yè)設計過程中給予的無私奉獻和真切關懷。</p><p> 在畢業(yè)設計過程中，當我遇到困難時同學們也熱心地伸出了援助之手，與我共同分析問題、解決問題，使畢業(yè)設計順利地進行下去。當我工作出現困難，心理上出現波動時，他們都能給予我及時的關心和幫助。
127、我心里十分感激他們，在此，我對所有幫助過我的同學表示感謝！</p><p> 然后還要感謝大學四年來所有的老師，為我打下機械設計專業(yè)知識的基礎；同時還要感謝所有的同學們，正是因為有了你們的支持和鼓勵。此次畢業(yè)設計才會順利完成。 </p><p> 最后，再次感謝幫助過我的老師和同學，以及在我的畢業(yè)設計過程中所有給予我?guī)椭娜恕８兄x遼寧工業(yè)大學這四年來對我的大力栽培</p>
128、<p><b> 附錄Ⅰ 英文原文</b></p><p> Bale twine knotter with adjustable wiper</p><p> Background of the invention</p><p> This invention relates to twine knotters for
129、hay or straw baling machines and more particularly to an improved wiper arm for such knotters.</p><p> In one conventional baler, the twine knotter includes a rotatably mounted billhook for forming a loop o
130、f twine thereabout. On one side of the billhook is a wiper arm which has a pair of finers defining a fork for receiving and guiding twine used to tie a bale. On one side of the billhook is a knife riveted to the fork for
131、 cutting the twine after a loop in the twine has been formed around the billhook. A wiper is formed integrally with the fork of the arm and strips or wipers the loop of twine fo</p><p> Proper adjustment of
132、 the wiper arm relative to the billhook is critical to the operation of the nkotter as the wiper must strip or wipe the twine loop from the billhook to complete the formation of the knot. Wiper arm adjustment is performe
133、d initially at the point of manufacture and periodically thereafter when servicing the baler. It is accomplished by modeling or bending the arm in three areas with a special tool. By modeling, the wiper is centered with
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