间歇式袋装机传动装置设计说明书资料

图1-1 立式间歇式黏稠液体包装机械运动简图
3 设计计算
3.1 电动机的选择计算
由表1-1知，主电动机功率为1360W ，参考同类大小的包装机型号，因为电动机的磁极对数，同步转速等涉及其性能和造价，查阅机械设计标准手册，确定用Y 系列电动机（摘自JB/T8680.1—1998）全封闭型自扇冷式鼠笼型三相交流异步电动机，其参数如下表。

3.2 V 带传送及带轮的设计计算
3.2.1 总传动比的分配
电动机的转速为1400r/min ，包装速度为60袋/ min ，即主轴转速为60 r/min ， 则总传动比i=n 1/n=1400/60=23.33
带传动i 1=2，减速器传动i 2=11.67，无极变速器传动i 3=3，直齿锥齿轮传动i 4=1.5 3.2.2 V 带及带轮传动设计
已知电动机的额定功率为1.5KW ,转速n=1400r/min ,选取传动比为i=2,采用普通V 带传动. 1.确定计算功率P ca
由参考资料[1]表8-7查得工作情况系数 KA=1.1,故
P ca =KA ⨯P=1.1⨯1.5=1.65 KW
2.选取带型
根据P ca ，n 由参考资料[1]表8-4a 确定选用A 型 3.确定带轮基准直径
由[1]表8-6和表8-8取小带轮基准直径 d 1d =90mm ，则大带轮基准直径 d 2d =i ⨯d 1d =2⨯90=180mm
按参考资料[1]式(8-13)验算带的速度 V=
1000
601
1⨯n d d π=6.60m/s
因为5m/s<V <30m/s ，故带的速度合适。

4.确定V 带的基准长度和中心距
根据经验公式 0.7(dd1+dd2)<a 0<2(dd1+dd2), 即189< a 0<540，
初步确定中心距a 0=500mm ，
根据参考资料[1]式(8-22)计算所需的基准长度
L d0=2 a 0+ 2π
(90+180) +500
4)90180(2⨯-=1428.2mm
根据参考资料[1]表8-2选取带的基准长度Ld=1400mm ， 由参考资料[1]式(8-23)计算实际中心距 a= a 0+ (d L +L d0)/2=500+ (1400-1428.2)/2=486mm 5.验算小带轮上的包角α1 ：
由参考资料[1]式(8-6),得
α1=180°-︒⨯-5.572
1a
d d d d =180°-(180-90)⨯57.3°/486=169.4°>120° 所以小带轮上的包角合适。

6.计算V 带的根数Z
由参考资料[1]式(8-22)知
l
d ca
K K P P P z )(00∆+=
由n1=1400r/min, dd1=90mm, i=2 查由参考资料[1]表8-4a 和参考资料[1]表8-4b,得
P 0=1.07kw, △P 0=0.17kw 查参考资料[1]表8-5,得K α=0.98 查参考资料[1]表8-2,得K l =0.99 则99
.098.0)17.007.1(65
.1⨯⨯+=
z =1.29
取z=2
式(8-26)中 K α—————包角系数 K l —————长度系数
P 0 —————单根V 带的基本额定功率
△P 0—————计入传动比的影响时,单根V 带额定功率的
增量
7.计算预紧力F
由参考资料[1]式(8-27)知
F
0=2
)1
5.2
(
500qv
K
zv
P
ca+
-
α
查参考资料[1]表8-3, 得q=0.1kg/m,故
F
0=2
60
.6
1.0
)1
98
.0
5.2
(
60
.6
2
65
.1
500⨯
+
-
⨯
=96.94N
8.计算作用在轴上的压轴力F
p
由参考资料[1]式(8-28), 得
F
p =
2
sin
F
21
d
z=
2
4.
169
sin
96.94
2
2
︒
⨯
⨯
⨯=386.1N
9.V带轮的材料
在机械工程中，带轮的材料通常为灰铸铁，当带速v < 25 m/s时，采用HT150；带速v= 25～30 m/s 时，采用 HT200；当带速v更高时，宜采用铸钢或钢的焊接结构；此外，传递小功率时，V带轮也可采用鋁合金或塑料等.
由前面知道，v=6.60m/s，所以V带轮材料采用HT150.
10. 带轮的结构形式及主要尺寸
V带轮一般由轮缘、轮毂和轮辐3部分组成.根据轮辐的结构形式不同，带轮可分为如下4种形式.
(a)实心式：主要适用于带轮基准直径d
d ≤(2.5～3) d
s
的场合（d
s
为带轮
轴孔直径）.
(b)腹板式.：主要适用于带轮基准直径d
d
≤ 300 mm的场合.
(c)孔板式.：主要适用于带轮基准直径d
d ≤ 300 mm、且
b
d
d
d-≥100 mm
的场合.
(d)轮辐式.：主要适用于带轮基准直径d
d
> 300 mm的场合.
因为d
1d =90mm d
2
d
=180mm，所以，大、小带轮均采用了腹板式结构.
3.3 锥齿轮设计及计算
3.3.1第一对锥齿轮
选用直齿锥形齿轮,取锥齿轮传动效率η=0.95,
小锥齿轮传动功率为P=1.016 kw,转速n=60r/min.传动比i=1.5 1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1)选择齿轮材料
齿轮用45调质,齿面硬度240HBS ，
根据齿面硬度中值,按参考资料[2]图10-21d 中MQ 线查得 齿轮1lim H σ=600MPa 2)选定齿轮精度等级
根据工作情况,选用8级精度 2. 按接触疲劳强度设计齿轮分度直径 ()3
2
2
2
15.0192.2u
Z KT d R R
Hp E
φφσ-≥
1）小齿轮传递的转矩T
T=9550P/n=9550⨯1.016/60=161.7N·m
2）齿数比
i=Z 2/Z 1=1.5
3）载荷系数
根据载荷情况,齿轮精度和1齿轮结构位置取K=1.5 4)许用应力Hp σ
1Hp σ=0.91lim H σ=0.9⨯600=540MPa 5）计算小齿轮分度圆直径d 1
()3
2
2
25
.133.05.0133.05407.1615.18.18992.21⨯⨯-⨯⨯⨯⨯≥d =75mm
四、计算主要尺寸与参数 1)选定小齿轮齿数z 1
由参考资料[2]图17-18,并根据小齿轮直径,齿面硬度选定z 1=30,则 z 2=i z 1=45 2)确定模数m 1
1
z d m =
=90/30=3mm 取标准值m=3mm 3)计算分度圆直径1d ,2d 1d =m z 1=90mm 2d =m z 2=135mm
4)计算分锥角1δ,2δ
1δ=arc tan(z 1/ z 2)=arc tan(30/45)=33.7° 2δ=90°-1δ=56.3°
5）计算锥距R
R=2
2212z z m +=22453023+=80.6mm
6）计算轮齿宽度b 取R φ=0.33
b=R R φ=80.633.0⨯=26.6mm 取b=30mm
7）计算齿顶圆直径1a d ,2a d
a h =m h a
*
=1⨯3=3mm 1a d =11cos 2δa h d +=︒⨯⨯+7.33cos 3290=95mm 8）计算平均圆周速度m v
)33.05.01(90)5.01(11⨯-⨯=-=R m d d φ=75.15mm m v 1000
6060
15.7514.31000
601
1⨯⨯⨯=
⨯=
n d m π=0.24m/s
表3-2 锥齿轮传动参数
锥距R 80.6 80.6
齿宽系数
R
φ0.33 0.33 齿宽 b 30 30
齿顶高a h 3 3
齿高h 6.75 6.75 齿根高f h 3.75 3.75 齿顶圆直径a d94.9 138.3 齿根角fθ 2.65° 2.65°齿顶角aθ 2.12° 2.12°顶锥角aδ35.82°58.42°根锥角fδ31.05°53.65°3.3.2 传送带速度
从动锥齿轮的转速n2=n1/i=60/1.5=40r/min=0.67r/s
传送带的速度v=ω•r
r滚轮为半径，r=40mm
v=2nr=2⨯⨯0.67⨯0.04=0.17m/s>0.08m/s
3.3.3第二对锥齿轮
第二对锥齿轮传动参数见表3-3
表3-3 第二对锥齿轮传动参数
代号
参数值
小齿轮大齿轮
齿形角α20°20°大端面模数m 4 4 传动比i 1 1
θ
f
θ
a
δ
3.4直齿圆柱齿轮设计及计算
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）齿轮类型为直齿圆柱齿轮。

2）传动装置速度不高，故选用7级精度。

3）材料选择：查表可选择两齿轮材料为45钢(调质)，主动轮硬度为280 HBS 从动轮硬度为240HBS。

4）两齿轮齿数Z1 =Z2 =40
2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即
1 2.32t d ≥1）确定公式内的各计算数值 ①试选载荷系数 1.3t k = ②主动轮传递转矩
5511
51062.160016.1105.95105.95⨯=⨯⨯=⨯=n P T N.mm
③由机械设计课本，查表10-7可选取齿宽系数1d Φ= ④查表10-6可得材料的弹性影响系数1
2
189.8E Z MP =。

⑤查图10-21d 得按齿面硬度选取两齿轮的接触疲劳强度极限
1lim H σ=lim 2550H a MP σ=。

⑥按计算式计算应力循环次数
N 1 =N 2 = 60n 1jL h = ()53001016060⨯⨯⨯⨯⨯=5.4⨯107
⑦查图10-19可选取接触疲劳寿命系数04.121==HN HN K K 。

⑧计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数1S =，按计算式(10-12)得
[][]MPa
S
K HN H H 55004.11lim 121⨯===σσσ
=605 MPa
2）计算相关数值
①试算小齿轮分度圆直径1t d ，由计算公式得
mm
d t 7.806058.1891211062.13.132.232
5
1=⎪⎭
⎫
⎝⎛•⨯⨯≥ ②计算圆周速度
s m n d v t /25.01000
6060
7.801000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
③计算齿高h 齿宽b 模数nt m
mm mm d b t d 7.807.801.1=⨯==φ
mm z d m t t 02.240
7.8011===
mm mm m h t 54.402.225.225.2=⨯==
8.1754
.47.80==h b ⑤计算载荷系数k
根据v=0.25m/s ,7级精度，查表10-8可得动载系数 1.07V k =，由表10-4直齿轮， 1.0H F k k αα==，由表10-2查得使用系数A K =1.0
由表10-14用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置，423.1=βH K
由b/h=17.8，H k β=1.491查图10-13得
F K
β
=1.5
故载荷系数 52.1423.1107.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K
⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得
mm K K d d t t 02.853
.152.17.803311=⨯== ⑦计算模数m
mm mm z d m 13.240
02.8511===
取模数m=3 mm 3）几何尺寸计算
①两齿轮齿数
Z 1 =Z 2 =40, m=3 mm, α=20°，h a * =1, c *=0.25 ②中心距
a=(z 1+z 2)m/2=(40+40) ⨯3÷2mm=120mm ③分度圆直径
d1 =d2 =mz1=3⨯40mm=120mm
④齿顶高
h a1=h a2= h a*m=3mm
⑤齿根高
h f1=h f2=( h a* + c*)m=(1+0.25) ⨯3mm=3.75mm
⑥齿全高
h1=h2= h a1 +h f1=6.75mm
⑦齿顶圆直径
d a1=d a2=(z1+2h a*)m=(40+2) ⨯3mm=126mm
⑧齿根圆直径
d f1=d f2=(z1-2h a*-2c*)m=(40-2-0.5) ⨯3mm=112.5mm
⑨齿距
p=πm=3⨯3.14mm=9.42mm
⑩齿厚
s=πm/2=4.71mm
3.5 凸轮机构的设计
凸轮机构通常由凸轮、推杆、机架三个基本构件组成。

其特点是凸轮具有曲线工作表面，利用不同的凸轮轮廓曲线可使推杆实现各种预定规律，并且简单紧凑。

根据装置要求，为避免包装袋在切刀处积压而影响热封及剪切，需要凸轮有急回特性。

故采用偏置摆动滚子推杆盘形凸轮机构，这种推杆由于滚子与凸轮轮廓之间为滚动摩擦，所以磨损比较小。

且凸轮运动规律为等速运动规律，利于与装置其他部件协调。

为不产生过大冲击，凸轮的运动采用正弦运动曲线。

凸轮机构见图
1.凸轮设计主要参数
由《机械原理》（第七版）可知，基圆半径r应符合：
凸轮的基圆半径为，取r为50mm
从动件摆角φ：8.35度
滚子半径Rr：16mm
基圆半径Rb：50mm
远休止角β‘：72度
回程运动角β2：108度
中心距L：250mm
推程运动角β1：108度
2. 摆动滚子从动件凸轮设计计算公式
3. 凸轮设计计算值列表
转角θ(度) 压力角
α(度)
工作轮
廓X n
工作轮
廓Y n
工作
轮廓
r n
工作轮
廓
φn(度)
位移速度加速度
0 -13.815 -31.717 20.211 50.047 -17.246 0 0 0
5 -14.644 -32.984 16.327 50.055 -22.247 0.005 -0.18
6 4.235 10 -16.968 -34.219 12.251 50.15
7 -27.245 0.043 -0.729 8.114 15 -20.379 -35.44
8 7.984 50.462 -32.233 0.142 -1.582 11.311 20 -24.3 -36.6
9 3.498 51.063 -37.202 0.326 -2.675 13.558 25 -28.122 -37.933 -1.25 52.031 -42.143 0.613 -3.916 14.666 30 -31.354 -39.136 -6.305 53.411 -47.046 1.011 -5.199 14.542 35 -33.697 -40.229 -11.698 55.211 -51.902 1.518 -6.418 13.195 40 -35.028 -41.12 -17.436 57.406 -56.71 2.126 -7.47 10.74 45 -35.335 -41.709 -23.494 59.937 -61.472 2.815 -8.266 7.383 50 -34.666 -41.891 -29.808 62.711 -66.197 3.559 -8.74 3.405 55 -33.093 -41.573 -36.278 65.617 -70.897 4.33 -8.852 -0.859 60 -30.703 -40.685 -42.777 68.526 -75.588 5.093 -8.592 -5.05 65 -27.605 -39.189 -49.151 71.313 -80.286 5.819 -7.983 -8.818
3.7 联轴器的选择计算
蜗杆减速器输出轴端的半联轴器：参阅机械设计手册，由于电动机转速
1400r/min,转速小，实际转矩远小于联轴器公称转矩，确定型号取GYS5 凸缘联轴器 J1 42*60 GB/T5843—2003 A 型键槽; 同理，主轴端的半联轴器，确定型号取GYS4 凸缘联轴器 J1 30*60 GB/T5843—2003 A 型键槽。

3.8 无极变速器的选择与性能要求
包装执行机构工作速度需要连续无极变化，以合理利用包装材料，电机功率保证产品质量。

机械无极变速可通过控制电机输出转速或机械变速机构实现，使得执行机构的输出在2个极限范围内连续变化。

无级变速的种类很多，大都利用摩擦来传递运动及功率，机械式无极变速结构比较简单，效率高，空间体积小。

常见的有金属带式无级变速和V 带无极变速装置，因无极变速器传动i 3=3，故选择V 带式恒功率型无极变速器，电机输出的转速，通过V 带传动，输入蜗杆减速器，转动手轮，带动从动轮活动锥盘沿着轴向移动，使V 带沿着径向变动，从而改变从动轮的实际作用半径，实现无极调速。

当包装执行机构达到预定转速时，将锁紧螺母拧紧，使调节环和调节螺杆之间没有相对运动，获得稳定的输出转速。

3.9主轴（包含轴承）的设计计算
轴的设计：初定轴的最小直径，选用材料45钢，调质处理。

根据机械设计表15-3取弯扭组合系数A=110（转速低且单向旋转）。

P 1=P*λ1*λ2*λ3*λ4= 1500﹡0.96﹡0.8﹡0.9﹡0.98=1016.1W d mm n
P
A 25.283
0=≥，取d=30mm ，轴的长度L=1060mm.。