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畢業(yè)論文說明書
畢業(yè) 論 文 題 目
一體化茶葉真空包裝機設(shè)計
學(xué) 院
工學(xué)院
專 業(yè)
機械設(shè)計制造及其自動化
姓 名
學(xué) 號
指導(dǎo)教師
畢業(yè)設(shè)計（論文）
一體化茶葉真空包裝機設(shè)計
摘 要
隨著經(jīng)濟的發(fā)展，以及人們生活水平的提高，我國茶葉發(fā)展迅猛，在這種情況下給我們茶葉包裝機一個自我發(fā)展的機會。面對火熱的夏天，茶葉的銷量如火如荼，而隨之而來卻面臨著茶葉存放問題，茶葉的包裝越發(fā)顯得重要。隨著時間的推移，那些不利于茶葉存放的包裝必將被市場所淘汰，而茶葉真空包裝機作為茶葉的好幫手，幫助茶葉解決其存放問題。
關(guān)鍵字：茶葉真空包裝機；發(fā)展；結(jié)構(gòu)；原理；
Thorn roller steel needle cloth automatically wrap device design
Abstract
With the development of economy and the improvement of people's living standards, the rapid development of tea in China, in this case to give us tea packing machine a self - show opportunity. In the face of fiery summer, tea sales in full swing, and the attendant is faced with the problem of storage of tea, tea packaging is increasingly important. Over time, those who are not conducive to the storage of tea packaging will be eliminated by the market, and tea vacuum packaging machine as a good helper to help tea to solve their problems.
Keywords: Tea vacuum packaging machine; development; structure; principle;
目 錄
摘 要 I
Abstract II
1 緒論 1
2.1 茶葉真空包裝機的研究現(xiàn)狀 1
2.2 茶葉真空包裝機的發(fā)展趨勢 2
2 茶葉真空包裝機結(jié)構(gòu)的設(shè)計 4
2.1 總體結(jié)構(gòu)方案的確定 4
2.2 工作原理分析 4
2.3 裝置的結(jié)構(gòu)組成 4
2.4 電機選用計算 5
2.5 鏈傳動的設(shè)計計算 6
2.5.1 鏈的設(shè)計 6
2.5.2 鏈輪受力分析 7
2.5.3 鏈輪設(shè)計與校核 7
2.6 減速器的設(shè)計選型 10
2.6.1 減速機的選擇 10
2.6.2 減速機的校核計算 11
第3章 軸鍵的設(shè)計和軸承的設(shè)計校核 12
3.1 軸的設(shè)計與計算 12
3.1.1 軸的設(shè)計 12
3.1.2 軸的失效形式 12
3.1.3 軸的材料 12
3.1.4 軸的強度校核 13
3.1.5 軸的固定 16
3.1.6 鍵的選擇 16
3.1.7 鍵聯(lián)結(jié)強度計算 17
3.2 軸承選擇與校核 18
3.2.1 軸承的分類 18
3.2.2 滾動軸承及類型 18
3.2.3 滾動軸承的失效形式 18
3.2.4 軸承的選擇計算 19
3.3 軸承的潤滑 20
結(jié) 論 21
致 謝 22
參考文獻 23
II
1 緒論
茶葉真空包裝機以塑料復(fù)合薄膜或塑料鋁箔復(fù)合薄膜為包裝材料,專為茶葉成型包裝而設(shè)計的,對其它小型包裝物亦能進行真空包裝;有效地防止物品腐敗變質(zhì),達到保質(zhì)、保鮮、保味、保色的功能,延長產(chǎn)品的儲存期限。
茶葉真空包裝機以塑料復(fù)合薄膜或塑料鋁箔復(fù)合膜為包裝材料,對各種茶葉，紅茶、綠茶、鐵觀音、普洱、大紅袍等，儀器藥品,糧?食.果品.醬菜,果脯,水產(chǎn)品,土特產(chǎn),化工原料,電子元件?及軍用品等。不論是固體,粉狀,糊狀或液體均可進行真空熱封包裝.由于袋內(nèi)真空度高,可有效的防止脂類品氧化和好氧性細菌繁殖而引起的物品腐敗和變質(zhì),達到保質(zhì),保鮮,保味,保色的功能,延長產(chǎn)品(商品)的儲存期限,同時對某些松軟的物品,經(jīng)過真空包裝后縮小包裝體積,便于運輸和儲存。
2.1 茶葉真空包裝機的研究現(xiàn)狀
1、銷售包裝的包裝材料方面
我國主要用塑料編織袋、復(fù)合塑料袋作為包裝容器，而這些包裝袋在運輸、裝卸、零售等環(huán)節(jié)存在諸多問題需要解決。使用塑料編織袋來包裝茶葉，浪費的現(xiàn)象比較嚴重，一般只能用1-2次，相對成本較高。且包裝方式簡單，開封后難以再封，不利于較長時間的保存，蟲害、霉變現(xiàn)象較為嚴重。包裝材料防潮性差、阻隔性差，茶葉易氧化霉變。塑料復(fù)合袋是由高阻隔性包裝材料復(fù)合而成，在一定程度上可以解決茶葉的防霉、防蟲、保鮮問題，但后處理較難，由于不易降解，使用也受到一定的制約。
2、國內(nèi)銷售包裝的兩種包裝技術(shù)
一種為普通包裝，利用聚丙烯塑料編織袋對茶葉進行包裝，包裝過程中不施加任何保鮮技術(shù)，這種包裝對茶葉的防蟲、防霉及保鮮的效果差；
另外一種用真空包裝技術(shù)對包裝袋進行抽真空，真空包裝技術(shù)對茶葉的儲存有較好的保鮮作用，但由于茶葉自身的形狀以及真空度的選擇不合適，目前茶葉真空包裝選用的真空度一般在-0．07～-0．09kPa之間，只要真空度在這個范圍內(nèi)，出廠都為合格的產(chǎn)品。由于真空度較大，包裝材料緊緊包裹茶葉，由于茶葉兩端較尖，包裝袋很容易被米粒扎破，形成針孔，這樣包裝袋就會漏氣，造成真空包裝失效。有試驗表明，抽氣真空度為-0．09MPa的茶葉包裝袋，靜止放置，不堆垛，在20天之內(nèi)包裝袋的破漏率為16％，所以高真空度必然造成高破袋率。另外包裝袋在流通過程中袋與袋之間的摩擦、碰撞和跌落也很容易造成破袋。據(jù)統(tǒng)計真空包裝在流通過程中的破袋率達到30％。由于真空包裝的問題造成了茶葉的浪費，給消費者和企業(yè)都帶來了損失和麻煩。所以在對茶葉進行保鮮包裝的同時要和流通環(huán)境結(jié)合起來，這樣才能取得良好的效果。
2.2 茶葉真空包裝機的發(fā)展趨勢
真空包裝技術(shù)起源于20世紀(jì)40年代。自1950年聚酯、聚乙烯塑料薄膜成功地應(yīng)用于商品包裝以來，真空包裝機便得到迅速的發(fā)展，其技術(shù)發(fā)展趨勢主要體現(xiàn)在高生產(chǎn)率、自動化、單機多功能、組成生產(chǎn)線、采用相關(guān)新技術(shù)這五個方面。?
高生產(chǎn)率。真空包裝機的生產(chǎn)率已從每分鐘數(shù)件發(fā)展到數(shù)10件，熱成型－充填－封口機的生產(chǎn)率可達500件/分鐘以上。?
采用相關(guān)新技術(shù)。在包裝方法上大量采用充氣包裝取代真空包裝，將充氣成分、包裝材料與充氣包裝機三方面的研究緊密結(jié)合起來；在控制技術(shù)上，更多地應(yīng)用計算機技術(shù)和微電子技術(shù)；在封口方面應(yīng)用熱管和冷封口技術(shù)，也可以將先進的裝置直接安裝在真空包裝機上，如裝上計算機控制的粗粒物料高精度組合秤；在旋轉(zhuǎn)或真空包裝機上，應(yīng)用先進高速的圓弧面凸輪分度機械等。
生產(chǎn)自動化：真空包裝機的自動化不僅提高了生產(chǎn)效率，而且具有安全衛(wèi)生的優(yōu)點。日本某公司生產(chǎn)的旋轉(zhuǎn)真空室式包裝機，是一種自動化程度相當(dāng)高的多工位包裝機。該機有充填和抽真空2個轉(zhuǎn)臺，充填轉(zhuǎn)臺有6個工位，完成供袋、投料、注液預(yù)封口，并將包裝件送至抽真空轉(zhuǎn)臺；抽真空轉(zhuǎn)臺有12個工位（真空室），完成抽真空和封口、成品輸出等工序，生產(chǎn)效率可達40袋／分，主要用于包裝軟罐頭類食品。
組配生產(chǎn)線：當(dāng)需要的功能越來越多時，將所有的功能集中在一個單機上會使結(jié)構(gòu)變得非常復(fù)雜，操作維修也不方便。這時可把功能不同、效率相匹配的幾種機器組合成功能較齊全的生產(chǎn)線，來完成更為復(fù)雜的包裝工序。如法國某公司研制的鮮魚真空包裝生產(chǎn)線，紡織真空包裝系統(tǒng)等機型均屬于這一型。??????中國工博會科技論壇連續(xù)11年聚焦標(biāo)準(zhǔn)化，今年與會專家、實業(yè)家圍繞著“綠色包裝”主命題，就涉及包裝材料、運輸、有害物質(zhì)規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)等話題展開深入探討。國家發(fā)改委副巡視員趙鵬高介紹，目前我國大中城市的包裝廢棄物體積占城市固體廢棄物全部的近二分之一、重量的三分之一，推行綠色包裝、減少包裝物帶來的污染已成為重大而緊迫的課題。“標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)容不盡合理和完善；標(biāo)準(zhǔn)之間不夠協(xié)調(diào)、缺乏系統(tǒng)性；重形式、可操作性差”。?
世界包裝組織亞洲包裝中心總裁金祥佐認為，“中國未來要成為真正的全球包裝產(chǎn)業(yè)中心，推動產(chǎn)業(yè)集群式發(fā)展和技術(shù)進步，必須要提高中國在世界包裝界的話語權(quán)和規(guī)則制定權(quán)”。研討會傳遞出一個業(yè)界公認的信息，中國包裝業(yè)標(biāo)準(zhǔn)化水平的現(xiàn)狀，已不能適應(yīng)行業(yè)產(chǎn)業(yè)快速發(fā)展的實際需求，而實現(xiàn)包裝由“大”到“強”，亟需提升全行業(yè)的標(biāo)準(zhǔn)化水平。金祥佐透露，我國正規(guī)劃建設(shè)“世界包裝產(chǎn)業(yè)中心”，建設(shè)世包總部、軍民融合發(fā)展、科教研發(fā)、商貿(mào)物流、文化創(chuàng)意、包裝裝備、包裝新材料、農(nóng)產(chǎn)品加工包裝等重點基地；實施世包研究院、世包大學(xué)、高端包裝制品、先進包裝裝備、包裝新材料等18個重點項目，其中由世界包裝中心集團牽頭的“世界包裝產(chǎn)業(yè)中心”將聯(lián)合民企、外企和國企共同投資，面向全球招商，預(yù)計投資規(guī)模超過1200億元。
2 茶葉真空包裝機結(jié)構(gòu)的設(shè)計
2.1 總體結(jié)構(gòu)方案的確定
茶葉真空包裝機主要由供料機構(gòu)、抽真空機構(gòu)、熱封機構(gòu)、傳動裝置出料裝置等組成。
茶葉真空包裝機結(jié)構(gòu)件圖如圖2-1所示：
圖2-1 結(jié)構(gòu)簡圖
2.2 工作原理分析
工作原理：散裝茶葉裝與料斗內(nèi)，供料機構(gòu)控制每一袋茶葉的份量，通過錐斗裝袋，裝好茶葉的袋通過抽真空裝置和熱封裝置，完成對茶葉的整體包裝，后通過成品出料口留出。
2.3 裝置的結(jié)構(gòu)組成
1.供料機構(gòu)：提供等量的茶葉用于裝入包裝袋；
2.抽真空機構(gòu)：裝好的茶葉袋需要抽真空，次機構(gòu)將茶葉袋抽為真空，為下一步熱封做準(zhǔn)備；
3.熱封機構(gòu)：為防止茶葉包裝袋漏氣而受潮發(fā)霉，抽真空后的茶葉袋用熱封封好口，為茶葉的長久保存提供必要的條件；
4.傳動裝置：茶葉真空包裝機整機的運作需要一個動力源以及傳動裝置，保證各工位能有效的工作。
5.出料裝置：包裝好，熱封好的茶葉袋通過出料裝置推出包裝機。
2.4 電機選用計算
電動機所需功率P0按下式計算：
式中，—工作機械所需要的功率，KW；
—從電動機到工作機械間各運動副的總機械效率。
根據(jù)機構(gòu)的布置由已知條件傳動機構(gòu)承受10公斤力，即100N，由于傳動機構(gòu)還摩擦力f和自身重力分量F1，重力如圖
由已知條件得出傳動機構(gòu)總的載荷為F=f+F1+1000
則工作機有效功率為：P=F×V=0.063KW
由已知條件得電動機有效功率，式中為系統(tǒng)總的傳動效率。
電動機到傳動機構(gòu)總傳動效率
查表：，，，=0.99，=0.96
代入上式：
所以電動機的有效功率
所選電動機的額定功率須滿足。
根據(jù)已知條件傳動的轉(zhuǎn)動速度為：
式中為節(jié)距，取=1
選取電動機型號為Y2-90S-8，同步轉(zhuǎn)速為750 ,對應(yīng)額定功率為0.37KW，外伸軸直徑12mm
方案
電動機型號
額定功率
（KW）
同步轉(zhuǎn)速
（r/min）
滿載轉(zhuǎn)速
（r/min）
總傳動比
i
1
Y2-90S-8
0.37
750
700
50
2.5 鏈傳動的設(shè)計計算
2.5.1 鏈的設(shè)計
鏈輪的設(shè)計
初選傳動比i=3,小鏈輪鏈數(shù)為15，大鏈傳鏈數(shù)為50
設(shè)計功率 P=kk/kP
查表得 K=1.55 K=1 K=1
P=1.55P
傳遞功率P的計算
F=Mgf/2=65N P=Fv
P=0.960.9550.95P 得P=31.66W
根據(jù)功率和轉(zhuǎn)速初選鏈條節(jié)距為9.525
初定中心距 ：a=45P=187.2mm
鏈長節(jié)數(shù)：L=2a+(z+z)/2+C/a=124.65 mm 取L=124mm
理論中心距 a=P[L-(z+z)]/K=187.2mm
實際中心距 a=a-=425.4-0.002=200mm
轉(zhuǎn)速 n=18.13=54.3r/min
有效圓周力 F=1000P/V=210.4N
由上知，由于采用總傳動比為3的減速器的減速系統(tǒng)，當(dāng)時的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩克服重力阻力矩，因為a=0.16，當(dāng)=0時，所受轉(zhuǎn)矩最大
T=G/20.16=144N.m
減速器減速系統(tǒng) ，總傳動比i=10:1，則單輪所需的最大驅(qū)動力為F=T/i/r=66.3N。
2.5.2 鏈輪受力分析
鏈輪受力情況， 2f=F阻 2f= F阻
T 3=f R = F阻/2·R
R為輪半徑，F(xiàn)阻為運行阻力，主要是滾動摩擦阻力，非常小，因而此情況鏈輪受力狀況良好。
T3=μ(1-x)G·R，取μ=0.3，x=0.3
T3=0.3×0.7×180×0.1=3.78
比較以上情況，在滿負荷運行時，鏈輪受轉(zhuǎn)矩最大。
在鏈輪中，中心輪所承受的轉(zhuǎn)矩最大，故最需要校核中心鏈輪的強度即可。
2.5.3 鏈輪設(shè)計與校核
（1）計算鏈輪轉(zhuǎn)矩T
根據(jù)4.2.1的比較知在滿負荷運行時受轉(zhuǎn)矩最大，
T=2T/i=28.91/(18/38)=37618N.mm
(2)選材料
為了最大程度的減輕整體機構(gòu)的重量，并降低各方面維護的成本，決定選取聚酰胺46為材料制作此鏈輪。
聚酰胺46（PA46）材料具有70%的結(jié)晶度，在高溫下展現(xiàn)出良好的耐磨性和摩擦性能，并且很好地保持了其機械性能，適用于需在高扭矩和高溫下工作的齒輪應(yīng)用。PA46具有多種適于齒輪設(shè)計的性能，并可通過不可逆的高溫退火處理進一步增強。PA46材料在玻璃轉(zhuǎn)化溫度以上的高溫下經(jīng)退火處理后，其硬度和強度性能可提高50%，并且改善了抗疲勞性、耐磨性和摩擦性能。另外，與其它聚酰胺材料相比，PA46的獨特優(yōu)點在于，經(jīng)退火處理后可降低材料的吸水量。重要的是，在高溫下退火處理的部件公差由其線性熱膨脹（CLTE）系數(shù)決定，而不是由吸水引起的尺寸變化決定。有許多應(yīng)用中，熱塑性塑料已經(jīng)替代了金屬用于齒輪制造。與金屬齒輪相比，工程熱塑性塑料具有電氣、機械和化學(xué)性能方面的優(yōu)勢；對潤滑的要求極低，甚至無需潤滑；重量輕；可以成型為更多的幾何形狀，制造速度快。
選用金屬材料制作鏈輪，其使用精度高、壽命長等優(yōu)勢是明顯的，但另一方面，金屬齒輪運轉(zhuǎn)過程中必然需要潤滑，包括齒輪間及軸與齒輪之間，這必然增加了日常維護的難度，而且金屬齒輪重量較大，必然導(dǎo)致貼標(biāo)機 本身重量的增加，這無疑增加了貼標(biāo)機在搬運過程中的負載。由于貼標(biāo)機 運行速度并不高，完全可以選用聚酰胺46作為齒輪材料并 取消潤滑。中間齒輪與軸之間也可以采用滑動配合，還通過提高軸頸的表面光潔進一步減少磨損。
(3) 根據(jù)星輪的大小要求，為降低安裝精度要求，初選齒輪模數(shù)為3，考慮結(jié)構(gòu)的緊湊性，根據(jù)樓梯的尺寸確定各輪輪距，
根據(jù)齒面接角觸疲勞強度校核有
[]=K/S
假設(shè)該裝置預(yù)期壽命為10年，每天工作8小時，每年運行300天，在整個使用期限內(nèi)，行走時間約占60%，則總工作時間
L=10300860%=14400h
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
N=60nj N L=6018.1337618=1.210
由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa。
查表得取接觸疲勞強度壽命系數(shù)K=0.85; K=0.9
計算接觸疲勞許用應(yīng)力。
取失效率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式得
[]=K/S=6000.85=510MPa
[]=K/2=5500.90=495MPa
由公式=2.5Z
其中k=kkkk=111.121.423=1.594
d=114mm, d=78mm, b=34mm, b=39mm,u=3,F=2T/ d=129.8N，Z=189.8MPa
所以 =2.5189.8=126.6MP<[]
=2.5189.8=142.89MP< []
故齒面接觸疲勞強度足夠。
根據(jù)齒根彎曲疲勞強度校核
查表得大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MP；齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa
查表得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.88，K=0.85
計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。
取彎曲疲勞動全系數(shù)S=1.4， 由公式得
===238.86MPa
=303.57 MPa
由根根彎曲疲勞強度公式
=
查表得齒形系數(shù)
=2.226 =2.65
查取應(yīng)力校正系數(shù)。
=1.764 =1.58
又=34/114=0.298，m=3, z=114 ,k=1.594,T=14800N.mm
所以 =34MPa<
=38MPa<
故彎曲疲勞強度符合要求。
2.6 減速器的設(shè)計選型
2.6.1 減速機的選擇
減速器是一種有封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動、蝸桿傳動或齒輪-蝸桿傳動所組成的獨立部件，常用于動力機與工作機作為減速的傳動裝置。由于減速器機構(gòu)緊湊、效率較高、傳遞運動準(zhǔn)確可靠。使用維護簡單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代機器中應(yīng)用很廣。目前國內(nèi)使用的堆垛機，采用電動機-制動器-外齒輪減速器-車輪的傳動方式。由于減速器傳動比大，需要多級減速，使得整個減速器機構(gòu)體積大，重量大，噪音大，效率低。因此本文采用了一種新的運行機構(gòu)，用異步電動機直接帶動少齒差減速器。
少齒差行星齒輪傳動具有以下優(yōu)點：(1)加工方便、制造成本較低。漸開線少齒差傳動的特點是用普通的漸開線齒輪刀具和齒輪機床就可以加工齒輪，不需要特殊的刀具與專用設(shè)備，材料也可采用普通齒輪材料(2)傳動比范圍大，單級傳動比為10～1000以上 。(3)結(jié)構(gòu)形式多．應(yīng)用范圍廣。由于其輸入軸與輸出軸可在同一軸線上，也可以不在同一軸線上，所以能適應(yīng)各種機械的需要。(4)結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕。由于采用內(nèi)嚙合行星傳動，所以結(jié)構(gòu)緊湊；當(dāng)傳動比相等時，與同功率的普通圓柱齒輪減速器相比，體積和重量均可減少1/3～2／3。(5)效率高。當(dāng)傳動比為10～200時，效率為80％～94％。效率隨著傳動比的增加而降低。(6)運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音小、承載能力大。由于是內(nèi)嚙合傳動．兩嚙合輪齒一為凹齒、一為凸齒，兩者的曲率中心在同一方向．曲率半徑義接近相等，因此接觸面積大，使輪齒的接觸強度大為提高：又因采用短齒制．輪齒的彎曲強度也提高了：此外，少齒差傳動時，不是一對輪齒嚙合，而是3-9對輪齒同時接觸受力．所以運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音小，并且在相同的模數(shù)情況下．其傳遞力矩比普通同柱齒輪減速器大?；谝陨咸攸c，小到機器人的關(guān)節(jié)、大到冶金礦山機械．以及從要求不高的農(nóng)用、食品機械．到要求較高的印刷和國防工業(yè)都有應(yīng)用實例。少齒差行星減速器具有體積小，重量輕，結(jié)構(gòu)緊湊、振動小，噪音低等優(yōu)點，主要用于輕紡、電力、鋼鐵、化工、電工機械、建筑、起重運輸?shù)刃袠I(yè)。工作環(huán)境溫度為-40～45oC，低于0 oC時，啟動前潤滑油應(yīng)預(yù)熱；高于45 oC時應(yīng)采取降溫措施。
表4-2減速器主要性能
減速器的主要尺寸及圖如下
表4-3a主要尺寸
表4-3b主要尺寸
圖4-1
2.6.2 減速機的校核計算
按照減速器的機械強度功率選取，一般情況下計入工況系數(shù)f1，特殊情況下還要考慮安全系數(shù)，查表知，當(dāng)負荷為：中等沖擊時，f1=1
已知:電動機功率P2=1kw
P2m= P2×f1=1×1=1kw
要求：P2m≦P1
折算公稱公率P1=P×= 1.5×=0.865kw
其中，n1——減速器輸入轉(zhuǎn)速
n2——電機轉(zhuǎn)速
由于 P2m≦P1，故SCCJW2-23減速器符合推料機械手電機轉(zhuǎn)動力矩要求。
第3章 軸鍵的設(shè)計和軸承的設(shè)計校核
3.1 軸的設(shè)計與計算
3.1.1 軸的設(shè)計
傳動零件必須通過其他零件被支承起來才能進行工作，這種支承作用的零件稱為軸。軸是組成機器的重要作用之一，它的主要功能是支承做回轉(zhuǎn)運動的零件，并傳遞運動和動力。
3.1.2 軸的失效形式
機械中的軸大多為轉(zhuǎn)軸，同時承受彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，且均為交變應(yīng)力。在交變應(yīng)力的作用下，軸的主要失效形式為疲勞斷裂。因此，軸的材料應(yīng)具有足夠的疲勞強度、較好的應(yīng)力集中敏感性和良好的加工性能。
3.1.3 軸的材料
根據(jù)上述這些要求，軸的材料一般宜選用中碳鋼和中碳合金鋼。對于一般以內(nèi)國土和較重要的軸，多采用優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼來制造，如45鋼等。這類鋼的加工性能和機械性能好，經(jīng)過調(diào)質(zhì)或者正火處理后可以獲得良好的機械性能，且價格比較便宜。對于載荷不大、轉(zhuǎn)速要求不高或者不重要的軸，可以采用普通的碳素結(jié)構(gòu)鋼來制造，如Q275等，以降低成本。
合金鋼的機械性能和熱處理工藝均優(yōu)于碳素鋼，對于強度要求高而結(jié)構(gòu)要求緊湊、重量輕的重要的軸或者有特殊性能要求的軸，應(yīng)該采用合金鋼來制造，如40Cr鋼等。
由于碳素鋼與合金鋼的彈性模量基本相同，因此采用合金鋼并不能提高軸的強度。但是，碳素鋼比合金鋼的成本低，而且對于應(yīng)力集中的敏感性小，所以得到了廣泛的應(yīng)用。
軸也可以采用球煤鑄鐵材料制造。鑄鐵材料容易鑄造成復(fù)雜的形狀，且吸振性和耐磨性較好，對應(yīng)力集中的敏感性也較低，但其沖擊韌性低，可靠性差。
我設(shè)計的軸材料為合金結(jié)構(gòu)鋼40Cr。
3.1.4 軸的強度校核
扭轉(zhuǎn)強度校核
設(shè)軸在扭矩T的作用下，產(chǎn)生的切應(yīng)力。對于圓截面的實心軸，根據(jù)其扭轉(zhuǎn)強度條件可以得
（3-1）
所以
式中：是軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位為MP；T是軸所傳遞的扭矩，單位為N·mm；是軸的抗扭截面系數(shù)，0.2,單位為；P是軸傳遞的功率，單位為KW；n是軸的轉(zhuǎn)速，單位是r/min；d是軸的直徑，單位為mm；[]是材料的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位為MPa。
顯然，扭轉(zhuǎn)強度滿足要求。
按彎扭合成強度條件計算
力學(xué)模型的建立
在進行軸的強度校核時，通常忽略軸及其上各個零件的質(zhì)量，把軸簡化為簡支梁、外伸梁或懸臂梁。將其作用在軸上的零件分布力作為集中力，其作用點取為零件輪轂寬度的中點，并將其全部轉(zhuǎn)化到軸上。支點反力的作用點一般可近似地取在軸承寬度的中點上，以簡化計算。受力圖為：
圖3-1 受力圖
作出軸的水平面受力圖和彎矩圖
圖3-2 水平受力圖
圖3-3 水平彎矩圖
作出垂直面內(nèi)的受力圖和彎矩圖
圖3-4 垂直受力圖
圖3-5 垂直彎矩圖
作出合成彎矩圖M
圖3-6 合成彎矩圖
作出扭矩圖T
圖3-7 扭矩圖
做當(dāng)量彎矩圖
圖3-8 當(dāng)量彎矩圖
計算危險截面軸徑
過渡軸的每一處截面直徑均大于16.22
故強度滿足要求。
3.1.5 軸的固定
因為齒輪整體寬度較少，而且齒輪較接近箱體孔，且箱體孔內(nèi)比壁較厚。所以軸只需一個箱體孔固定，齒輪與渡軸之間，其軸向固定由滾動軸承連接。其軸向卡簧固定。而軸上有軸肩，裝配時直接將軸敲入箱體孔至軸肩處即可。
鍵聯(lián)結(jié)是將軸與軸上的傳動零件，如凸輪、齒輪、帶輪等連接在一起，實現(xiàn)軸和妯上零件間的周向固定，以傳遞轉(zhuǎn)矩的軸轂連接。有些類型的鍵可以實現(xiàn)軸與軸上零件的軸向固定，或軸向動連接。
3.1.6 鍵的選擇
按結(jié)構(gòu)特點和工作原理，鍵聯(lián)結(jié)可以分為平鍵聯(lián)結(jié)、半圓聯(lián)結(jié)和楔鍵聯(lián)結(jié)，此外，還有各種花鍵。平鍵聯(lián)結(jié)的結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、對中性較好、裝拆方便，能夠承受沖擊或變載荷。因而得到廣泛的應(yīng)用。半圓聯(lián)結(jié)的工作面是兩個側(cè)面，由于軸上半圓鍵槽挖得深，軸的強度大為降低，固一般用于傳遞較少的扭矩。楔鍵聯(lián)結(jié)一般用于外部軸端上固定大齒輪或者皮帶輪。連接時將鍵打入鍵槽內(nèi)，依靠鍵的頂面和底面與輪轂和軸之間的擠壓所產(chǎn)生的摩擦力來傳遞扭矩，此時，兩底接觸面均畫成一條直線；鍵的兩側(cè)為非工作面，應(yīng)與輪轂和鍵槽側(cè)面之間留空隙?；ㄦI連接比較可靠，能傳遞較大的扭矩，軸上零件可以花鍵做軸向移動，導(dǎo)向性、對中性都比較好，因此，在機械設(shè)備中也得到廣泛的應(yīng)用。
鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應(yīng)根據(jù)鍵聯(lián)結(jié)的結(jié)構(gòu)特點，使用要求和作業(yè)需求來選擇；按符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)格和強度要求來取定鍵的尺寸。鍵的截面尺寸為主要尺寸（一般以鍵寬b和鍵高h表示）與長度L。鍵的截面尺寸按，按鍵軸的直徑d的斷面尺寸選擇的標(biāo)準(zhǔn)。鍵的長度L通?？梢韵喾Q的長度中心。即長度等于或略短于中心的長度。這里d為軸的直徑，所選定的鍵長亦應(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的長度系列。錐齒輪軸上的軸頭處選平鍵聯(lián)結(jié)，B型66 L=10 GB1095-79。
3.1.7 鍵聯(lián)結(jié)強度計算
平鍵聯(lián)接傳遞轉(zhuǎn)矩時，聯(lián)接中各零件都要進行受力分析。
根據(jù)其要求，普通平鍵聯(lián)接的強度條件計算校核公式為：
（3-2）
因此有：
顯然
所以強度足夠。
式中：
T——傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為；
L——鍵的工作長度，單位為mm，圓頭平鍵l=L-b，平頭平鍵l=L，這里l為鍵的公稱長度，單位為mm；b為鍵的寬度，單位為mm。
d——軸的直徑，單位為mm；
h——鍵的高度，單位為mm；
——鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，單位為；
3.2 軸承選擇與校核
3.2.1 軸承的分類
軸承是支承軸的部件。由于滾動軸承摩擦系數(shù)小，起動阻力小，已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，選用、潤滑及維護較方便，所以在一般的機器中得到廣泛的應(yīng)用。滾動軸承的徑向尺寸較大，工作時產(chǎn)生振動、噪音與設(shè)備的精度、軸的工作轉(zhuǎn)速有關(guān)，故適用于中、低速以及精度要求較高的場合。
滑動軸承具有獨特的優(yōu)點，在用于某些不能、不便或者使用滾動軸承沒有優(yōu)勢的場合，如工作轉(zhuǎn)速特高、沖擊和振動特大、徑向空間設(shè)計尺寸受到限制或者必須部分安裝（曲軸上軸承）的結(jié)構(gòu)，以及需要在水或者腐蝕性介質(zhì)工作的工況條件下，仍占有重要地位。因此，在軋鋼機、內(nèi)燃機、雷達、天文望遠鏡及各類儀表中應(yīng)用廣泛。
3.2.2 滾動軸承及類型
滾動軸承主要是依靠主要元件間的滾動接觸來支承轉(zhuǎn)動零件的。常用的滾動軸承絕大數(shù)已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化了，設(shè)計時可以根據(jù)載荷的性質(zhì)與大小、轉(zhuǎn)速的高低、旋轉(zhuǎn)精度等工作要求進行選用，并進行軸承承載能力的驗算，結(jié)構(gòu)設(shè)計。
滾動軸承主要由外圈、內(nèi)圈、滾動體和保持架構(gòu)成。保持架將滾動體均勻地隔開，以減少滾動體間的摩擦和磨損。通常內(nèi)圈固定在軸頸上，外圈裝在軸承座內(nèi)。常見的運動方式；內(nèi)圈隨軸頸轉(zhuǎn)動，外圈固定。也有外圈轉(zhuǎn)動而內(nèi)圈不動或者是內(nèi)、外圈都轉(zhuǎn)動的運動形式。
滾動軸承的類型很多，按照軸承受載荷的作用方向，可以分為：
（1）徑向接觸軸承 主要用于承受徑向載荷
（2）向心角接觸軸承 能同時承受徑向及單方向軸向載荷
（3）軸向接觸軸承 只能承受軸向載荷
3.2.3 滾動軸承的失效形式
滾動軸承在工作時，由于各元件間間隙的存在，其受力情況也成周期性不穩(wěn)定變化。軸承工作時，各元件上所受的載荷及產(chǎn)生的應(yīng)力是時時變化的，其變動的頻率取決于滾動體中心圓周速度。選用角接觸軸承或者圓錐滾子軸承時，為保證可靠地工作，使其在工作時至少處于下半圈滾動體全部受載的工作狀態(tài)。
滾動軸承的失效形式有：
（1）疲勞點蝕
滾動軸承的正常失效形式是滾動體或者內(nèi)外圈滾道上的點蝕破壞。軸承工作時，軸上的受力通過軸承內(nèi)圈→外圈→基座上，相鄰元件間的接觸面產(chǎn)生接觸應(yīng)力。由于內(nèi)、外圈的相對轉(zhuǎn)動，滾動體的不規(guī)則滾動，導(dǎo)致接觸應(yīng)力按脈動循環(huán)變化。在安裝、潤滑及維護良好的條件下，當(dāng)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)達到一定值后，會在某一元件上形成表層金屬剝落現(xiàn)象，即疲勞點蝕。點蝕后軸承在工作時通常會出現(xiàn)較強烈的振動、噪音和發(fā)熱現(xiàn)象及旋轉(zhuǎn)精度下降，影響機器的正常工作。
（2）塑性變形
若軸承的工作轉(zhuǎn)速很低（n<10r/min）或者僅作間歇擺動，則一般不會出現(xiàn)疲勞點蝕破壞，工作時過大的靜載荷或者瞬間過大的沖擊載荷，均會使元件接觸面間的局部應(yīng)力大于元件材料的屈服極限應(yīng)力而產(chǎn)生塑性變形。在形成不均勻的凹炕后，軸承即已經(jīng)失效。
3.2.4 軸承的選擇計算
現(xiàn)只對過渡軸承進行校核，我是設(shè)計時軸承選的是深溝球軸承6005 GB/T276-94。已知n=200.375r/min，軸徑d=25mm，=222.48N，=650.48N，溫度低于100℃，有輕微沖擊，預(yù)期使用壽命。
因為深溝球軸承沒有派生軸向力，所以，查有關(guān)設(shè)計手冊知6005軸承的，查表，有輕微沖擊，應(yīng)取=1.2
查表，采用線性插值法，得e=0.234
因
查表可得
得
計算軸承的壽命
已知球軸承，因工作溫度低于120℃，得=1
按公式
（3-3）
得
所以，選6005深溝球軸承合用
同理，可以計算錐齒輪軸上所選的深溝球軸承6010 GB/T 276—96也合用。
3.3 軸承的潤滑
軸承潤滑的方法，分為脂潤滑和油潤滑。為了使軸承很好地發(fā)揮機能，首先，要選擇適合使用條件、使用目的的潤滑方法。若只考慮潤滑，油潤滑的潤滑性占優(yōu)勢。但是脂潤滑有可以簡化軸承周圍結(jié)構(gòu)的特長。脂潤滑和油潤滑的比較：
軸承的潤滑方式主要分為脂潤滑和油潤滑，其一般性比較如下所示：
項目
脂
油
密封裝置
簡單
較復(fù)雜，需注意保養(yǎng)
潤滑性能
好
非常好
轉(zhuǎn)速
低速－中速
也可用于高速
扭矩
比較大
比較小
潤滑劑的更換
較麻煩
簡單
潤滑劑的壽命
較短
長
冷卻效果
無
好（需要循環(huán)）
雜質(zhì)的濾除
困難
容易
潤滑劑的漏出
漏油污染少
不適用于禁止漏油的情況
結(jié) 論
轉(zhuǎn)眼間，做為大學(xué)四年的最后一份作業(yè)——畢業(yè)設(shè)計已接近尾聲，也預(yù)示著大學(xué)生活即將結(jié)束，從此要踏入社會。在社會上我們要利用四年大學(xué)中學(xué)到的知識，再通過自己的努力奮斗，爭取早點實現(xiàn)自己的理想。回顧這整個畢業(yè)設(shè)計的過程，從開學(xué)來的生產(chǎn)調(diào)研和畢業(yè)實習(xí)，到總體方案和方案設(shè)計，再到主要零件的設(shè)計及最后裝配圖的確定和繪制，之后是畢業(yè)設(shè)計說明書的編寫和整理。其中遇到很多困難和挑戰(zhàn)，面對困難和挑戰(zhàn)，我從不退縮，從挑戰(zhàn)中發(fā)現(xiàn)樂趣，享受樂趣，做到學(xué)習(xí)和興趣愛好的結(jié)合。
此次畢業(yè)設(shè)計，培養(yǎng)了我綜合運用多學(xué)科理論、知識和技能的能力，以解決較復(fù)雜的實際工程問題，主要包括設(shè)計、實驗研究方案的分析論證，原理綜述，方案方法的擬定以及使用材料的確定等。它培養(yǎng)了我樹立正確的設(shè)計思想，勇于實踐、勇于探索和開拓創(chuàng)新的精神，掌握現(xiàn)代設(shè)計方法，滿足社會對人才培養(yǎng)的需要。
畢業(yè)設(shè)計這一教學(xué)的最后環(huán)節(jié)讓我有了一次獨立承擔(dān)實際任務(wù)的機會，通過獨立完成此次畢業(yè)設(shè)計任務(wù)的全過程，培養(yǎng)了我的實踐工作能力。另外，本次畢業(yè)設(shè)計還必須具備一定的計算機應(yīng)用的能力，在畢業(yè)設(shè)計過程中都應(yīng)結(jié)合畢業(yè)設(shè)計課題利用計算機編制相應(yīng)的工程計算、分析和優(yōu)化的程序，同時還具備必要的計算機繪圖能力，如利用AutoCAD軟件進行二維圖的繪制，還要熟練使用OFFICE辦公軟件。
此次畢業(yè)設(shè)計除了讓我對知識和能力培養(yǎng)的收獲外，還得到思想道德方面的洗禮。通過這次畢業(yè)設(shè)計，讓我感受到了作為一名工程技術(shù)人員應(yīng)該具備的基本?精神，需要強化的工程實踐意識，以及對設(shè)計工作的質(zhì)量要負責(zé)，具有高度的責(zé)任感，樹立實事求是的科學(xué)作風(fēng)，并嚴格遵守規(guī)章制度。這對今后的工作和學(xué)習(xí)都是有利無害的，它將時刻影響著我，讓我早點實現(xiàn)自己的夢想，以便將來更好的服務(wù)社會，報答母校多年的培養(yǎng)。感謝在此次畢業(yè)設(shè)計中幫助我的所有老師和同學(xué)，謝謝！
致 謝
經(jīng)過幾個月的努力，我的畢業(yè)論文終于接近尾聲，幾個月的付出，在這一刻得到了實現(xiàn)。心里充滿了激動和感激。由于經(jīng)驗的缺乏，在編寫的過程中的過程中遇到了很多的難題，有許多考慮不周全的地方。在老師耐心的指導(dǎo)和幫助下，以及同班同學(xué)的幫助下，完成了這次論文設(shè)計。
畢業(yè)設(shè)計涉及到的知識和各個零件的設(shè)計在這過程中得到了重新的認識和鞏固，在完成這次課題寫作過程中，得到了老師的耐心的指導(dǎo)和關(guān)心。老師她認真負責(zé)的態(tài)度，嚴格的要求，精益求精的工作態(tài)度，讓我十分的敬佩和受到鼓舞。從老師那里我學(xué)到了許多專業(yè)知識和相關(guān)的設(shè)計方法。從課題的選擇到項目的最終完成，老師都始終耐心的為我解疑答惑和指導(dǎo)。老師這些高尚的師德將積極影響我今后的學(xué)習(xí)和工作。在此謹向老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。
最后還要感謝的，就是我培養(yǎng)了我四年的學(xué)院，學(xué)院提供給我們優(yōu)美的學(xué)習(xí)環(huán)境和交流的平臺。通過四年的學(xué)習(xí)，讓我們認識了自己，提高了專業(yè)的技能；通過這次實習(xí)經(jīng)驗，讓我們在走上工作崗位之前好好的鍛煉一下自己。
謹此表示最真誠的敬意和感謝。
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22
一體化茶葉真空包裝機設(shè)計
摘 要
隨著經(jīng)濟的發(fā)展，以及人們生活水平的提高，我國茶葉發(fā)展迅猛，在這種情況下給我們茶葉包裝機一個自我發(fā)展的機會。面對火熱的夏天，茶葉的銷量如火如荼，而隨之而來卻面臨著茶葉存放問題，茶葉的包裝越發(fā)顯得重要。隨著時間的推移，那些不利于茶葉存放的包裝必將被市場所淘汰，而茶葉真空包裝機作為茶葉的好幫手，幫助茶葉解決其存放問題。
關(guān)鍵字：茶葉真空包裝機；發(fā)展；結(jié)構(gòu)；原理；
Thorn roller steel needle cloth automatically wrap device design
Abstract
With the development of economy and the improvement of people's living standards, the rapid development of tea in China, in this case to give us tea packing machine a self - show opportunity. In the face of fiery summer, tea sales in full swing, and the attendant is faced with the problem of storage of tea, tea packaging is increasingly important. Over time, those who are not conducive to the storage of tea packaging will be eliminated by the market, and tea vacuum packaging machine as a good helper to help tea to solve their problems.
Keywords: Tea vacuum packaging machine; development; structure; principle;
目 錄
摘 要 I
Abstract II
1 緒論 1
2.1 茶葉真空包裝機的研究現(xiàn)狀 1
2.2 茶葉真空包裝機的發(fā)展趨勢 2
2 茶葉真空包裝機結(jié)構(gòu)的設(shè)計 4
2.1 總體結(jié)構(gòu)方案的確定 4
2.2 工作原理分析 5
2.3 裝置的結(jié)構(gòu)組成 5
2.4 電機選用計算 5
2.5 鏈傳動設(shè)計與校核 7
2.5.1 傳動比確定 7
2.5.2 第一組鏈輪傳動設(shè)計校核 7
2.5.3 第二組鏈輪傳動設(shè)計及校核 11
2.5.4 第一組鏈輪傳動的校核 16
2.5.5 第二組鏈輪傳動設(shè)計及校核 17
2.6 減速器的設(shè)計選型 18
2.7 V帶的傳動 39
第3章 軸鍵的設(shè)計和軸承的設(shè)計校核 42
3.1 軸的設(shè)計與計算 42
3.1.1 軸的設(shè)計 42
3.1.2 軸的失效形式 42
3.1.3 軸的材料 42
3.1.4 軸的強度校核 43
3.1.5 軸的固定 46
3.2 鍵的選擇 46
3.3 鍵聯(lián)結(jié)強度計算 47
3.3.1 主動軸上鍵的強度校核 48
3.3.2 從動軸鍵的強度校核 48
3.4 軸承選擇與校核 48
3.4.1 軸承的分類 48
3.4.2 滾動軸承及類型 49
3.4.3 滾動軸承的失效形式 49
3.4.4 軸承的選擇計算 50
3.4.5 校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求 51
3.5 軸承的潤滑 52
結(jié) 論 54
致 謝 55
參考文獻 56
II
1 緒論
茶葉真空包裝機以塑料復(fù)合薄膜或塑料鋁箔復(fù)合薄膜為包裝材料,專為茶葉成型包裝而設(shè)計的,對其它小型包裝物亦能進行真空包裝;有效地防止物品腐敗變質(zhì),達到保質(zhì)、保鮮、保味、保色的功能,延長產(chǎn)品的儲存期限。
茶葉真空包裝機以塑料復(fù)合薄膜或塑料鋁箔復(fù)合膜為包裝材料,對各種茶葉，紅茶、綠茶、鐵觀音、普洱、大紅袍等，儀器藥品,糧?食.果品.醬菜,果脯,水產(chǎn)品,土特產(chǎn),化工原料,電子元件?及軍用品等。不論是固體,粉狀,糊狀或液體均可進行真空熱封包裝.由于袋內(nèi)真空度高,可有效的防止脂類品氧化和好氧性細菌繁殖而引起的物品腐敗和變質(zhì),達到保質(zhì),保鮮,保味,保色的功能,延長產(chǎn)品(商品)的儲存期限,同時對某些松軟的物品,經(jīng)過真空包裝后縮小包裝體積,便于運輸和儲存。
2.1 茶葉真空包裝機的研究現(xiàn)狀
1、銷售包裝的包裝材料方面
我國主要用塑料編織袋、復(fù)合塑料袋作為包裝容器，而這些包裝袋在運輸、裝卸、零售等環(huán)節(jié)存在諸多問題需要解決。使用塑料編織袋來包裝茶葉，浪費的現(xiàn)象比較嚴重，一般只能用1-2次，相對成本較高。且包裝方式簡單，開封后難以再封，不利于較長時間的保存，蟲害、霉變現(xiàn)象較為嚴重。包裝材料防潮性差、阻隔性差，茶葉易氧化霉變。塑料復(fù)合袋是由高阻隔性包裝材料復(fù)合而成，在一定程度上可以解決茶葉的防霉、防蟲、保鮮問題，但后處理較難，由于不易降解，使用也受到一定的制約。
2、國內(nèi)銷售包裝的兩種包裝技術(shù)
一種為普通包裝，利用聚丙烯塑料編織袋對茶葉進行包裝，包裝過程中不施加任何保鮮技術(shù)，這種包裝對茶葉的防蟲、防霉及保鮮的效果差；
另外一種用真空包裝技術(shù)對包裝袋進行抽真空，真空包裝技術(shù)對茶葉的儲存有較好的保鮮作用，但由于茶葉自身的形狀以及真空度的選擇不合適，目前茶葉真空包裝選用的真空度一般在-0．07～-0．09kPa之間，只要真空度在這個范圍內(nèi)，出廠都為合格的產(chǎn)品。由于真空度較大，包裝材料緊緊包裹茶葉，由于茶葉兩端較尖，包裝袋很容易被米粒扎破，形成針孔，這樣包裝袋就會漏氣，造成真空包裝失效。有試驗表明，抽氣真空度為-0．09MPa的茶葉包裝袋，靜止放置，不堆垛，在20天之內(nèi)包裝袋的破漏率為16％，所以高真空度必然造成高破袋率。另外包裝袋在流通過程中袋與袋之間的摩擦、碰撞和跌落也很容易造成破袋。據(jù)統(tǒng)計真空包裝在流通過程中的破袋率達到30％。由于真空包裝的問題造成了茶葉的浪費，給消費者和企業(yè)都帶來了損失和麻煩。所以在對茶葉進行保鮮包裝的同時要和流通環(huán)境結(jié)合起來，這樣才能取得良好的效果。
2.2 茶葉真空包裝機的發(fā)展趨勢
真空包裝技術(shù)起源于20世紀(jì)40年代。自1950年聚酯、聚乙烯塑料薄膜成功地應(yīng)用于商品包裝以來，真空包裝機便得到迅速的發(fā)展，其技術(shù)發(fā)展趨勢主要體現(xiàn)在高生產(chǎn)率、自動化、單機多功能、組成生產(chǎn)線、采用相關(guān)新技術(shù)這五個方面。?
高生產(chǎn)率。真空包裝機的生產(chǎn)率已從每分鐘數(shù)件發(fā)展到數(shù)10件，熱成型－充填－封口機的生產(chǎn)率可達500件/分鐘以上。?
采用相關(guān)新技術(shù)。在包裝方法上大量采用充氣包裝取代真空包裝，將充氣成分、包裝材料與充氣包裝機三方面的研究緊密結(jié)合起來；在控制技術(shù)上，更多地應(yīng)用計算機技術(shù)和微電子技術(shù)；在封口方面應(yīng)用熱管和冷封口技術(shù)，也可以將先進的裝置直接安裝在真空包裝機上，如裝上計算機控制的粗粒物料高精度組合秤；在旋轉(zhuǎn)或真空包裝機上，應(yīng)用先進高速的圓弧面凸輪分度機械等。
生產(chǎn)自動化：真空包裝機的自動化不僅提高了生產(chǎn)效率，而且具有安全衛(wèi)生的優(yōu)點。日本某公司生產(chǎn)的旋轉(zhuǎn)真空室式包裝機，是一種自動化程度相當(dāng)高的多工位包裝機。該機有充填和抽真空2個轉(zhuǎn)臺，充填轉(zhuǎn)臺有6個工位，完成供袋、投料、注液預(yù)封口，并將包裝件送至抽真空轉(zhuǎn)臺；抽真空轉(zhuǎn)臺有12個工位（真空室），完成抽真空和封口、成品輸出等工序，生產(chǎn)效率可達40袋／分，主要用于包裝軟罐頭類食品。
組配生產(chǎn)線：當(dāng)需要的功能越來越多時，將所有的功能集中在一個單機上會使結(jié)構(gòu)變得非常復(fù)雜，操作維修也不方便。這時可把功能不同、效率相匹配的幾種機器組合成功能較齊全的生產(chǎn)線，來完成更為復(fù)雜的包裝工序。如法國某公司研制的鮮魚真空包裝生產(chǎn)線，紡織真空包裝系統(tǒng)等機型均屬于這一型。
中國工博會科技論壇連續(xù)11年聚焦標(biāo)準(zhǔn)化，今年與會專家、實業(yè)家圍繞著“綠色包裝”主命題，就涉及包裝材料、運輸、有害物質(zhì)規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)等話題展開深入探討。國家發(fā)改委副巡視員趙鵬高介紹，目前我國大中城市的包裝廢棄物體積占城市固體廢棄物全部的近二分之一、重量的三分之一，推行綠色包裝、減少包裝物帶來的污染已成為重大而緊迫的課題?！皹?biāo)準(zhǔn)內(nèi)容不盡合理和完善；標(biāo)準(zhǔn)之間不夠協(xié)調(diào)、缺乏系統(tǒng)性；重形式、可操作性差”。?
世界包裝組織亞洲包裝中心總裁金祥佐認為，“中國未來要成為真正的全球包裝產(chǎn)業(yè)中心，推動產(chǎn)業(yè)集群式發(fā)展和技術(shù)進步，必須要提高中國在世界包裝界的話語權(quán)和規(guī)則制定權(quán)”。研討會傳遞出一個業(yè)界公認的信息，中國包裝業(yè)標(biāo)準(zhǔn)化水平的現(xiàn)狀，已不能適應(yīng)行業(yè)產(chǎn)業(yè)快速發(fā)展的實際需求，而實現(xiàn)包裝由“大”到“強”，亟需提升全行業(yè)的標(biāo)準(zhǔn)化水平。金祥佐透露，我國正規(guī)劃建設(shè)“世界包裝產(chǎn)業(yè)中心”，建設(shè)世包總部、軍民融合發(fā)展、科教研發(fā)、商貿(mào)物流、文化創(chuàng)意、包裝裝備、包裝新材料、農(nóng)產(chǎn)品加工包裝等重點基地；實施世包研究院、世包大學(xué)、高端包裝制品、先進包裝裝備、包裝新材料等18個重點項目，其中由世界包裝中心集團牽頭的“世界包裝產(chǎn)業(yè)中心”將聯(lián)合民企、外企和國企共同投資，面向全球招商，預(yù)計投資規(guī)模超過1200億元。
2 茶葉真空包裝機結(jié)構(gòu)的設(shè)計
2.1 總體結(jié)構(gòu)方案的確定
茶葉真空包裝機主要由供料機構(gòu)、抽真空機構(gòu)、熱封機構(gòu)、傳動裝置出料裝置等組成。
茶葉真空包裝機結(jié)構(gòu)件圖如圖2-1所示：
圖2-1 結(jié)構(gòu)簡圖
2.2 工作原理分析
工作原理：散裝茶葉裝與料斗內(nèi)，供料機構(gòu)控制每一袋茶葉的份量，通過錐斗裝袋，裝好茶葉的袋通過抽真空裝置和熱封裝置，完成對茶葉的整體包裝，后通過成品出料口留出。
2.3 裝置的結(jié)構(gòu)組成
1.供料機構(gòu)：提供等量的茶葉用于裝入包裝袋；
2.抽真空機構(gòu)：裝好的茶葉袋需要抽真空，次機構(gòu)將茶葉袋抽為真空，為下一步熱封做準(zhǔn)備；
3.熱封機構(gòu)：為防止茶葉包裝袋漏氣而受潮發(fā)霉，抽真空后的茶葉袋用熱封封好口，為茶葉的長久保存提供必要的條件；
4.傳動裝置：茶葉真空包裝機整機的運作需要一個動力源以及傳動裝置，保證各工位能有效的工作。
5.出料裝置：包裝好，熱封好的茶葉袋通過出料裝置推出包裝機。
2.4 電機選用計算
電動機所需功率P0按下式計算：
式中，—工作機械所需要的功率，KW；
—從電動機到工作機械間各運動副的總機械效率。
根據(jù)機構(gòu)的布置由已知條件傳動機構(gòu)承受10公斤力，即100N，由于傳動機構(gòu)還摩擦力f和自身重力分量F1，重力如圖
由已知條件得出傳動機構(gòu)總的載荷為F=f+F1+1000
則工作機有效功率為：P=F×V=0.063KW
由已知條件得電動機有效功率，式中為系統(tǒng)總的傳動效率。
電動機到傳動機構(gòu)總傳動效率
查表：，，，=0.99，=0.96
代入上式：
所以電動機的有效功率
所選電動機的額定功率須滿足。
根據(jù)已知條件傳動的轉(zhuǎn)動速度為：
式中為節(jié)距，取=1
選取電動機型號為Y2-90S-8，同步轉(zhuǎn)速為750 ,對應(yīng)額定功率為0.37KW，外伸軸直徑12mm
方案
電動機型號
額定功率
（KW）
同步轉(zhuǎn)速
（r/min）
滿載轉(zhuǎn)速
（r/min）
總傳動比
i
1
Y2-90S-8
0.37
750
700
50
2.5 鏈傳動設(shè)計與校核
2.5.1 傳動比確定
地輪軸的轉(zhuǎn)速
故
排料輪的轉(zhuǎn)速
根據(jù)《機械工程手冊》第11卷65篇機械P65-45
已知V=3.6km/h=1m/s
故
2.5.2 第一組鏈輪傳動設(shè)計校核
已知條件：傳遞的功率
主、從動軸的轉(zhuǎn)速
傳動比：
選擇鏈輪齒數(shù)
由于轉(zhuǎn)速很慢，假定鏈條的速度為，查表初選小鏈輪齒數(shù)。
表5-1 小鏈輪齒數(shù)Z的選擇
鏈速
齒數(shù)
摘自參考書[5]P177表9-8
所以大鏈輪的齒數(shù)： 取
設(shè)計功率
參考書[5]P178表9-9的工作情況系數(shù)
故
確定鏈條鏈節(jié)數(shù)
初定中心距為30，則鏈節(jié)數(shù)
為了避免使用過渡鏈節(jié)，取=98
確定鏈條節(jié)距
單排鏈條傳遞的功率
其中 ------小鏈輪齒數(shù)系數(shù)
------排數(shù)系數(shù)
由參考書[6]P12-104 表12-2-4得到
表12-2-5得到
故
根據(jù)和由圖12-2-2得到“08B”
由參考書[6]P12-101表12-2-1查得
驗算小鏈輪轂孔最大許用直徑
由參考書[6]P168表9-4查得
變速器的輸出軸的直徑
故小鏈輪符合要求
初定中心距
由參考書[1]P180查的中心距計算系數(shù)=0.24442
則
取=385mm
中心距減少量
實際中心距：
鏈條長度L：
鏈條速度：
有效圓周力
作用在軸上面的力
鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸
1）分度圓直徑
2）齒頂圓直徑
查的08B滾子鏈=8.51mm
小鏈輪齒頂圓直徑的確定
取
大鏈輪齒頂圓直徑的確定
取
3）分度圓弦齒高
小鏈輪分度圓弦齒高的確定
取
大鏈輪分度圓弦齒高的確定
取
4）齒根圓直徑的確定
確定最大軸凸緣直徑
小鏈輪最大軸凸緣直徑
大鏈輪最大軸的凸緣直徑
2.5.3 第二組鏈輪傳動設(shè)計及校核
已知條件：由于鏈輪傳動的效率很高，忽略不計，所以此組鏈輪傳遞的功率
主、從動軸的轉(zhuǎn)速
傳動比
選擇鏈輪齒數(shù)
初選小鏈輪齒數(shù)為，
故大鏈輪齒數(shù)
選取大鏈輪齒數(shù)
設(shè)計功率
由表9-9查得工作情況系數(shù)
故
確定鏈條鏈節(jié)數(shù)
初定中心距 則鏈節(jié)數(shù)
初取節(jié)
確定鏈條的節(jié)距
單排鏈條傳遞的功率
其中------小鏈輪齒數(shù)系數(shù)
------排數(shù)系數(shù)
由參考書[6]P12-104表12-2-4得到
表12-2-5得到
故
鏈條節(jié)距 根據(jù)和由圖12-2-2得到“12B”
由參考書[6]P12-101表12-2-1查得
驗算小鏈輪轂孔最大許用直徑
由參考書[5]P168表9-4查得
地輪軸的直徑待定
保證 故小鏈輪符合要求
最大中心距
由參考書[1]P180查的中心距計算系數(shù)=0.24931
則
取=568mm
考慮到投料機體積小巧，選取中心距為472mm。
最終鏈條鏈節(jié)數(shù)
最終取鏈節(jié)數(shù)為72節(jié)
中心距減少量
實際中心距：
鏈條長度L：
鏈條速度：
有效圓周力
作用在軸上面的力
鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸
（根據(jù)參考書[5]P167表9-3計算）
1）分度圓直徑
2）齒頂圓直徑
小鏈輪齒頂圓直徑的確定
取
大鏈輪齒頂圓直徑的確定
取
3）分度圓弦齒高
小鏈輪分度圓弦齒高的確定
取
大鏈輪分度圓弦齒高的確定
取
4）齒根圓直徑的確定
確定最大軸凸緣直徑
小鏈輪最大軸凸緣直徑
大鏈輪最大軸的凸緣直徑
（4）鏈輪傳動的校核
在低速（）重載鏈傳動中，鏈條的靜強度占主要地位。
鏈條靜強度計算式：
式中 ------靜強度安全系數(shù)；
-------鏈條極限拉伸載荷,見表12-2-1；，
------有限圓周力，N；
------離心力引起的力，N，；
------鏈條質(zhì)量，，見表12-2-9；
------鏈條速度，；
------懸垂力，在和二者中取大值者
------系數(shù)，見圖12-2-3；
------鏈傳動中心距，mm;
------兩輪中心連線對水平面傾角；
------許用安全系數(shù)，
2.5.4 第一組鏈輪傳動的校核
查參考書【6】P12-102見表12-2-1得：
查參考書【6】P12-108見表12-2-9得：
故
取
垂度
取
查參考書【6】P12-108圖12-2-3，根據(jù)和選取
由于，所以
故鏈輪符合要求
2.5.5 第二組鏈輪傳動設(shè)計及校核
查參考書【6】P12-102見表12-2-1得：
查參考書【6】P12-108見表12-2-9得：
故
取
垂度
取
查參考書[6]P12-108圖12-2-3，根據(jù)和選取
由于，所以
故鏈輪符合要求
2.6 減速器的設(shè)計選型
減速器是一種有封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動、蝸桿傳動或齒輪-蝸桿傳動所組成的獨立部件，常用于動力機與工作機作為減速的傳動裝置。由于減速器機構(gòu)緊湊、效率較高、傳遞運動準(zhǔn)確可靠。使用維護簡單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代機器中應(yīng)用很廣。目前國內(nèi)使用的堆垛機，采用電動機-制動器-外齒輪減速器-車輪的傳動方式。由于減速器傳動比大，需要多級減速，使得整個減速器機構(gòu)體積大，重量大，噪音大，效率低。因此本文采用了一種新的運行機構(gòu)，用異步電動機直接帶動少齒差減速器。
少齒差行星齒輪傳動具有以下優(yōu)點：(1)加工方便、制造成本較低。漸開線少齒差傳動的特點是用普通的漸開線齒輪刀具和齒輪機床就可以加工齒輪，不需要特殊的刀具與專用設(shè)備，材料也可采用普通齒輪材料(2)傳動比范圍大，單級傳動比為10～1000以上 。(3)結(jié)構(gòu)形式多．應(yīng)用范圍廣。由于其輸入軸與輸出軸可在同一軸線上，也可以不在同一軸線上，所以能適應(yīng)各種機械的需要。(4)結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕。由于采用內(nèi)嚙合行星傳動，所以結(jié)構(gòu)緊湊；當(dāng)傳動比相等時，與同功率的普通圓柱齒輪減速器相比，體積和重量均可減少1/3～2／3。(5)效率高。當(dāng)傳動比為10～200時，效率為80％～94％。效率隨著傳動比的增加而降低。(6)運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音小、承載能力大。由于是內(nèi)嚙合傳動．兩嚙合輪齒一為凹齒、一為凸齒，兩者的曲率中心在同一方向．曲率半徑義接近相等，因此接觸面積大，使輪齒的接觸強度大為提高：又因采用短齒制．輪齒的彎曲強度也提高了：此外，少齒差傳動時，不是一對輪齒嚙合，而是3-9對輪齒同時接觸受力．所以運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音小，并且在相同的模數(shù)情況下．其傳遞力矩比普通同柱齒輪減速器大。基于以上特點，小到機器人的關(guān)節(jié)、大到冶金礦山機械．以及從要求不高的農(nóng)用、食品機械．到要求較高的印刷和國防工業(yè)都有應(yīng)用實例。少齒差行星減速器具有體積小，重量輕，結(jié)構(gòu)緊湊、振動小，噪音低等優(yōu)點，主要用于輕紡、電力、鋼鐵、化工、電工機械、建筑、起重運輸?shù)刃袠I(yè)。工作環(huán)境溫度為-40～45oC，低于0 oC時，啟動前潤滑油應(yīng)預(yù)熱；高于45 oC時應(yīng)采取降溫措施。
（1）減速器類型的選擇
為了滿足工作需求和動力機方便放置，本設(shè)計選用一級圓錐直齒輪減速器。
（2）確定傳動比i
已知電機動力輸出軸轉(zhuǎn)速為632r/min，鏈輪軸轉(zhuǎn)速為1250r/min。故，計算出傳動比為：
i=632/1250=0.506
（3）齒輪傳動設(shè)計
①輸入功率=Pη
式中：聯(lián)軸器效率η=0.99（查[1]得）
=36.8×0.99=36.4kw
主動輪轉(zhuǎn)速 =632r/min
主動輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
=9.55×/=9.55×106×36.4/632=5.5×N·mm
②選齒輪材料及熱處理方法
查[2]P211表12.7 主動輪用40Cr調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度HB241~286；從動輪用40Cr調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度HB241~286。（查[2] P221表12.7）
③選擇齒寬系數(shù)
查[2]P222表12.13，選=0.3
④選擇齒輪精度
查[2]P207表12.6選7級精度，估計節(jié)點圓周速度V<8m/s。
⑤選齒輪齒數(shù)
=29
= i=0.506×29=14.7，取=15
(當(dāng)輪齒有輕微根切時，增大了齒根圓角，對輪齒抗彎強度有利，故工程上允許輪齒產(chǎn)生輕微根切，這時可取=14)
μ=29/15=1.93
⑥極限應(yīng)力
接觸極限應(yīng)力
=1.33HBS+366.7=241×1.33+366.7=687.2N/
=1.33HBS+366.7=241×1.33+366.7=687.2N/
彎曲極限應(yīng)力
=0.844HBS+377.9=0.844×267+377.9=603.2 N/
=0.844HBS+377.9=0.844×267+377.9=603.2 N/
⑦按齒面接觸疲勞強度設(shè)計
≥
使用系數(shù)=1.0 查【2】P215表12.9。
動載系數(shù) =1.15 查【2】P216圖12.9。
齒間載荷分配系數(shù)和:
估計 <100N/mm
cos===0.8879
cos===0.4600
===32.66
===32.61
=[1.88-3.2(1.68
齒向載荷分布系數(shù):
載荷系數(shù):
彈性系數(shù) ([2]P221表12.12，鋼-鋼)
節(jié)點區(qū)域系數(shù)
接觸最小安全系數(shù) （[2]P225表12.14，一般可靠度）
故將數(shù)據(jù)帶入上式計算得：
≥103.8mm
計算模數(shù) m= /=103.8/29=3.58 取m=4(查[2]P206表12.3)
齒輪1分度圓直徑 =m=4×29=116mm
驗算圓周速度
與原估算相符
驗算
R=
b=R=0.3×65.299=19.6mm
取b=20mm
= ，與原估算相符。
⑧校核齒面接觸疲勞強度
齒寬系數(shù)=b/R=20/65.3=0.306
齒面接觸疲勞強度滿足要求
⑨齒根彎曲疲勞強度校核
齒形系數(shù)
(查[2]P247圖12.30)
應(yīng)力修正系數(shù)
(查[2]P248圖12.31)
彎曲最小安全系數(shù)
(查[2]P225表12.14)
尺寸系數(shù)
(查[2]P232圖12.25)
需用彎曲應(yīng)力
齒根彎曲疲勞強度有較大富余。
⑩齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計
大齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計：
小齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計：
（4）減速器軸承的選擇與校核
①軸承類型的選擇：
圓錐齒輪減速器其軸承上同時受徑向和軸向聯(lián)合載荷，故輸入軸選用角接觸滾珠軸承；由于輸出軸徑向載荷較大、軸向載荷較小，故可選用深溝滾珠軸承。
軸承型號的選擇:
角接觸滾珠軸承選7208AC (GB/T292-94)
深溝滾珠軸承選 6206 （GB/T276-94）
②校核計算
軸承的工作條件和主要參數(shù)
項 目
工作條件和參數(shù)
名 稱
角接觸滾珠軸承
深溝滾珠軸承
型 號
7208AC
6206
基本額定動載荷
35.2KN
19.5KN
基本額定靜載荷
24.5KN
11.5KN
e
0.68
0.42
X,Y
X=1，Y=0
X=0.56，Y=1.04
徑 向 載 荷
軸 向 載 荷
載 荷 性 質(zhì)
有強大沖擊
轉(zhuǎn) 速
632r/min
1250r/min
壽 命
3000~8000h
上表中有關(guān)數(shù)據(jù)有[2],[3]差得。
輸入軸軸承計算簡圖
輸入軸軸承校核計算
A軸承的徑向載荷
B軸承的徑向載荷
A軸承的附加軸向載荷
B軸承的附加軸向載荷
(查[2]P371表18.4)
軸有向右跑的趨勢，B軸承承受 力
A軸承的軸向載荷
B軸承的軸向載荷
沖擊載荷系數(shù) （查[2]P375表18.8）
A軸承的當(dāng)量動載荷
X=1，Y=0
B軸承的當(dāng)量動載荷
X=1，Y=0
> ，應(yīng)按B軸承校核壽命
該軸承的壽命滿足要求。
同理，對輸出軸深溝滾珠軸承進行校核計算得：
故亦滿足設(shè)計要求。
（5）輸入、輸出軸的設(shè)計
①運動和動力參數(shù)計算
軸名
功率（KW）
轉(zhuǎn)矩（N?mm）
轉(zhuǎn)速(r/min)
傳動比i
效率η
輸入
輸出
輸入
輸出
動力機輸出軸
36.8
55000
632
1
減速器輸入軸1
35.7
35.0
53350
52283
632
0.506
減速器輸出軸2
34.3
32.6
26995
26455
1250
表中、分別為萬向聯(lián)軸器、軸承和單級錐齒輪減速器的傳動效率。由[3]P5表1-7查的(吳宗澤等編.<<機械設(shè)計課程設(shè)計手冊>>，高等教育出版社，1999年)
②輸入軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：
估算軸徑 ，查[2]P314表16.2,取C=102(假設(shè)軸材料為40Cr)
根據(jù)錐齒輪的設(shè)計尺寸數(shù)據(jù)和所選用的軸承，畫出其結(jié)構(gòu)草圖。
右端采用矩形花鍵與配套動力連接，其型號：
（GB/T1144-2001）
與齒輪連接處采用普通圓頭平鍵連接，其型號：鍵 （GB/T1096-2003）
其結(jié)構(gòu)簡圖見圖3.1a
軸的空間受力分析：
把兩滾動軸承簡化為鉸支，作用點在其中點處；把作用在齒輪和聯(lián)軸器上的力簡化成集中力，彎矩從輪緣中點開始，扭矩從輪轂中點開始。右端聯(lián)軸器有方向不定的徑向力作用。
查手冊知聯(lián)軸器的
方向不定，按最危險情況考慮?？臻g受力簡圖見圖3.1b。
垂直面受力分析與彎矩計算：
垂直面受力圖見圖3.1c
軸承A、B的支反力：
D點彎矩為：
從左端計算
從右端計算
可見計算正確。
垂直面彎矩圖見圖3.1d
水平面受力分析與彎矩計算：
水平面受力圖見圖3.1e
軸承A、B的支反力：
D點彎矩為
水平面彎矩圖見圖3.1f
初步合成彎矩：
從左端算起
從右端算起
初步合成彎矩圖見圖3.1g
聯(lián)軸器徑向力 彎矩圖：
軸承支反力：
B點彎矩
聯(lián)軸器徑向力 彎矩圖見圖3.1h
合成彎矩圖：
D點彎矩：
從左端算
從右端算
B點彎矩：
合成彎矩圖見圖3.5i
扭矩圖：
扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力按脈動循環(huán)變化，應(yīng)力校正系數(shù)
（[2]P315表16.3）
扭矩圖見圖3.1j
計算彎矩圖：
D點彎矩：
從左端計算
從右端計算
B點彎矩
E點彎矩
從左端計算：
從右端計算
計算彎矩圖見圖3.1k
圖3.1 軸的計算圖
③按彎矩校核該軸的強度
由計算簡圖可以看出，D截面或B截面是危險截面。
D截面校核
查[2]P332表7,得D截面抗彎截面系數(shù)
查[2]P315表16.3
,安全.
B截面校核
B截面的抗彎截面系數(shù)
< ，安全。
該軸結(jié)構(gòu)設(shè)計圖見附圖.
同理,對輸出軸進行結(jié)構(gòu)設(shè)計,經(jīng)按彎矩校核該軸強度，亦滿足要求。
其結(jié)構(gòu)設(shè)計圖見附圖。
（6）減速器箱體的設(shè)計及其潤滑
根據(jù)齒輪及軸的尺寸，并依據(jù)齒輪傳動的位置，設(shè)計其結(jié)構(gòu)和尺寸大小。具體結(jié)構(gòu)圖見附圖。
減速器的潤滑：一、減速器中齒輪的潤滑采用潤滑油潤滑，方式為油池浸浴潤滑；二、減速器中軸承的潤滑采用潤滑脂潤滑。
齒輪傳動組總成的設(shè)計
根據(jù)設(shè)計要求，本滅茬機構(gòu)工作行數(shù)為5行，故需要設(shè)計5個刀盤輸出軸，且各軸輸出轉(zhuǎn)速相等。所以，各軸之間的齒輪傳動總傳動比均為i=1。
考慮到各軸及各軸之間的齒輪傳動具有很大的相似性，故只需對其中一軸及一對齒輪傳動進行設(shè)計校核即可。
（1）中間刀盤輸出軸與其右側(cè)一軸之間的齒輪傳動的結(jié)構(gòu)設(shè)計
本滅茬機構(gòu)的外形總長L=2330mm，故兩軸之間的距離
考慮其他輔助裝置的長度，取
。
齒輪傳動的設(shè)計：
①選用圓柱直齒輪傳動
輸入功率
主動輪轉(zhuǎn)速
主動輪轉(zhuǎn)遞的轉(zhuǎn)矩
考慮到兩軸之間的距離太大，為了節(jié)省成本，故擬采用兩組相同且傳動比互為倒數(shù)的齒輪傳動來實現(xiàn)兩軸之間的動力傳動。取其一傳動比
②選齒輪材料及熱處理方法
查[2]P211表12.7主動輪用40Cr調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度HB241~286；從動輪用40Cr調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度HB241~286。
③選擇齒寬系數(shù)
查[2]222表12.13，選=0.3
④選擇齒輪精度
查[2]P207表12.6選7級精度，估計節(jié)點圓周速度V<10m/s。
⑤選擇齒輪齒數(shù)
⑥按齒面接觸疲勞強度設(shè)計
式中:系數(shù)
齒輪的接觸疲勞極限
許用接觸應(yīng)力[]
故有：
計算模數(shù) 取m=3.5
齒輪3分度圓直徑
齒輪的計算齒寬
取
中心距
⑦校核齒面接觸疲勞強度
節(jié)點線速度 （在原預(yù)計V<10m/s范圍內(nèi)）
使用情況系數(shù)
查表得：
動載系數(shù)
齒向載荷分布系數(shù)
查[2]P217表12.10
齒間載荷分配系數(shù)
重合度系數(shù)
載荷系數(shù)
彈性系數(shù) ([2]P221表12.12，鋼-鋼)
節(jié)點區(qū)域系數(shù)
接觸最小安全系數(shù) ([2]P225表12.12,一般可靠度)
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
接觸壽命系數(shù)
齒面接觸疲勞強度安全。
⑧校核齒根彎曲疲勞強度
齒形系數(shù) (查[2]P229圖12.21)
應(yīng)力修正系數(shù) (查[2]P230圖12.22)
彎曲最小安全系數(shù) （查[2]P225,表12.14，一般可靠度）
彎曲壽命系數(shù) :
尺寸系數(shù) ([2]P232圖12.25)
彎曲疲勞極限
許用彎曲應(yīng)力
可見齒根彎曲疲勞強度有較大富余。
⑨對大小齒輪進行結(jié)構(gòu)設(shè)計
大齒輪：
分度圓直徑
齒頂圓直徑
取
取
取n=2mm
輪轂長L=(0.5~1.0)=31~62mm ，取L =32mm。
大齒輪工作圖見附圖
小齒輪：
分度圓直徑
齒頂圓直徑
取
取
取n=2mm
輪轂長L2=(1.2~1.5)=32.6~42mm ，取L2 =42mm。
小齒輪工作圖見附圖
（2）鍵及軸承的選擇
該軸上端用花鍵與減速器及傳動齒輪連接，中部用一軸承支撐，下部懸掛刀盤等滅茬工作裝置。
上端采用矩形花鍵連接，矩形花鍵型號：
（GB/T1144-2001）
與刀盤連接處采用普通圓頭平鍵連接，其型號：鍵 （GB/T1096-2003）
軸承選用深溝滾珠軸承 6206 （GB/T276-94）
（3）刀盤輸出軸的設(shè)計
①運動和動力參數(shù)計算
軸名
功率（KW）
轉(zhuǎn)矩（N?mm）
轉(zhuǎn)速(r/min)
傳動比i
效率η
輸入
輸出
輸入
輸出
減速器輸出軸
34.3
32.6
26995
26455
1250
1
刀盤輸出軸
32.6
31.9
26455
25926
1250
表中為軸承的傳動效率。由[3]P5表1-7查的(吳宗澤等編.<<機械設(shè)計課程設(shè)計手冊>>，高等教育出版社，1999年)
②刀盤輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：
估算軸徑 ，查[2]P314表16.2,取C=102(假設(shè)軸材料為40Cr)
根據(jù)錐齒輪的設(shè)計尺寸數(shù)據(jù)和所選用的軸承，畫出其結(jié)構(gòu)草圖。
其結(jié)構(gòu)簡圖見圖3.2a
軸的空間受力分析：
把滾動軸承簡化為鉸支，作用點在其中點處；把作用在齒輪上的力簡化成集中力，彎矩從輪緣中點開始，扭矩從輪轂中點開始。下端刀盤處有扭矩作用，作用點在圓頭平鍵中點處。
其中：D為刀盤工作旋轉(zhuǎn)半徑，方向不定。
空間受力簡圖見圖3.2b。
垂直面受力分析與彎矩計算：
垂直面受力圖見圖3.2c
軸承的支反力：
B點彎矩為：
從左端計算
從右端計算
垂直面彎矩圖見圖3.5d
水平面受力分析與彎矩計算：
水平面受力圖見圖3.5e
軸承的支反力：
B點彎矩為：
水平面彎矩圖見圖3.5f
初步合成彎矩：
從左端算起
從右端算起
初步合成彎矩圖見圖3.5g
A點彎矩：
合成彎矩圖見圖3.5i
扭矩圖：
扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力按脈動循環(huán)變化，應(yīng)力校正系數(shù)：
（[2]P315表16.3）
扭矩圖見圖3.5j
計算彎矩圖：
B點彎矩：
從左端計算
從右端計算
A點彎矩
③按彎矩校核該軸的強度
由計算簡圖可以看出，B截面或A截面是危險截面。
B截面校核
查[2]P332表7,得B截面抗彎截面系數(shù)
查[2]P315表16.3
,安全.
A截面校核
A截面的抗彎截面系數(shù)
< ，安全。
表4-2減速器主要性能
減速器的主要尺寸及圖如下
表4-3a主要尺寸
表4-3b主要尺寸
圖4-1
2.7 V帶的傳動
1、有以上已知條件可知：，轉(zhuǎn)速，從動軸轉(zhuǎn)速，每天的工作時間大概為16h/天
2、求計算功率
查表1得
3、選普通V帶型號
根據(jù)，查出此坐標(biāo)點位于E區(qū)，所以選用E型計算。
求小、大帶輪基準(zhǔn)直徑
考慮結(jié)構(gòu)緊湊，由表2查得，取
大輪計算直徑
可查表3可得，取
驗算帶速
在范圍內(nèi)，所以合適。
初步選取中心距
取，符合
9、初算V帶長度
查表4可得，取節(jié)線長度的V帶，內(nèi)周長度
10、實際中心距
小帶輪包角
，合適
12、單根V帶所能傳遞的功率
根據(jù)和，查表5可查得并按比例計算求得E型帶?？紤]傳動比的影響，單根V帶傳遞功率的增加量。
傳動比，查表6、7得，則
求V帶根數(shù)，由
查表8、9可得，，則：
所以取六根。
單根V帶的初拉力
查表13-1得，故得單根V帶的初拉力
作用在軸上的壓力
表3 V帶帶輪最小直徑
型號
O
A
B
C
D
E
F
71
（63）
100
（90）
140（125）
200
315
500
800
表4 V帶輪的計算直徑
計算直徑
A
B
C
D
E
1500
1600
1800
注：—優(yōu)先選擇 —可以選擇
表5 V帶長度系列
內(nèi)周長度
節(jié)線長度
D
E
F
9000
9076
9096
9119
10000
10076
10096
10119
11200
11276
11296
11391
表6 V帶所能傳遞的功率
型號
小帶輪直徑
V帶速度
18
19
20
21
E
500
25.11
25.62
26.18
26.48
560
28.76
29.51
30.23
30.78
630
32.17
33.12
34.02
34.74
35.24
36.37
37.42
38.32
表6 彎曲影響系數(shù)
帶型
A
B
C
D
E
表7 傳動比系數(shù)
傳動比
1.00
1.03
1.08
1.12
1.14
表8 小帶輪包角系數(shù)
包角
180
170
160
150
140
1.00
0.98
0.95
0.92
0.89
表9 長度系數(shù)
內(nèi)周長度
C
D
E
9000
1.22
1.08
1.05
10000
1.11
1.07
11200
1.14
1.10
第3章 軸鍵的設(shè)計和軸承的設(shè)計校核
3.1 軸的設(shè)計與計算
3.1.1 軸的設(shè)計
傳動零件必須通過其他零件被支承起來才能進行工作，這種支承作用的零件稱為軸。軸是組成機器的重要作用之一，它的主要功能是支承做回轉(zhuǎn)運動的零件，并傳遞運動和動力。
3.1.2 軸的失效形式
機械中的軸大多為轉(zhuǎn)軸，同時承受彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，且均為交變應(yīng)力。在交變應(yīng)力的作用下，軸的主要失效形式為疲勞斷裂。因此，軸的材料應(yīng)具有足夠的疲勞強度、較好的應(yīng)力集中敏感性和良好的加工性能。
3.1.3 軸的材料
根據(jù)上述這些要求，軸的材料一般宜選用中碳鋼和中碳合金鋼。對于一般以內(nèi)國土和較重要的軸，多采用優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼來制造，如45鋼等。這類鋼的加工性能和機械性能好，經(jīng)過調(diào)質(zhì)或者正火處理后可以獲得良好的機械性能，且價格比較便宜。對于載荷不大、轉(zhuǎn)速要求不高或者不重要的軸，可以采用普通的碳素結(jié)構(gòu)鋼來制造，如Q275等，以降低成本。
合金鋼的機械性能和熱處理工藝均優(yōu)于碳素鋼，對于強度要求高而結(jié)構(gòu)要求緊湊、重量輕的重要的軸或者有特殊性能要求的軸，應(yīng)該采用合金鋼來制造，如40Cr鋼等。
由于碳素鋼與合金鋼的彈性模量基本相同，因此采用合金鋼并不能提高軸的強度。但是，碳素鋼比合金鋼的成本低，而且對于應(yīng)力集中的敏感性小，所以得到了廣泛的應(yīng)用。
軸也可以采用球煤鑄鐵材料制造。鑄鐵材料容易鑄造成復(fù)雜的形狀，且吸振性和耐磨性較好，對應(yīng)力集中的敏感性也較低，但其沖擊韌性低，可靠性差。
我設(shè)計的軸材料為合金結(jié)構(gòu)鋼40Cr。
3.1.4 軸的強度校核
扭轉(zhuǎn)強度校核
設(shè)軸在扭矩T的作用下，產(chǎn)生的切應(yīng)力。對于圓截面的實心軸，根據(jù)其扭轉(zhuǎn)強度條件可以得
（3-1）
所以
式中：是軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位為MP；T是軸所傳遞的扭矩，單位為N·mm；是軸的抗扭截面系數(shù)，0.2,單位為；P是軸傳遞的功率，單位為KW；n是軸的轉(zhuǎn)速，單位是r/min；d是軸的直徑，單位為mm；[]是材料的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位為MPa。
顯然，扭轉(zhuǎn)強度滿足要求。
按彎扭合成強度條件計算
力學(xué)模型的建立
在進行軸的強度校核時，通常忽略軸及其上各個零件的質(zhì)量，把軸簡化為簡支梁、外伸梁或懸臂梁。將其作用在軸上的零件分布力作為集中力，其作用點取為零件輪轂寬度的中點，并將其全部轉(zhuǎn)化到軸上。支點反力的作用點一般可近似地取在軸承寬度的中點上，以簡化計算。受力圖為：
圖3-1 受力圖
作出軸的水平面受力圖和彎矩圖
圖3-2 水平受力圖
圖3-3 水平彎矩圖
作出垂直面內(nèi)的受力圖和彎矩圖
圖3-4 垂直受力圖
圖3-5 垂直彎矩圖
作出合成彎矩圖M
圖3-6 合成彎矩圖
作出扭矩圖T
圖3-7 扭矩圖
做當(dāng)量彎矩圖
圖3-8 當(dāng)量彎矩圖
計算危險截面軸徑
過渡軸的每一處截面直徑均大于16.22
故強度滿足要求。
3.1.5 軸的固定
因為齒輪整體寬度較少，而且齒輪較接近箱體孔，且箱體孔內(nèi)比壁較厚。所以軸只需一個箱體孔固定，齒輪與渡軸之間，其軸向固定由滾動軸承連接。其軸向卡簧固定。而軸上有軸肩，裝配時直接將軸敲入箱體孔至軸肩處即可。
鍵聯(lián)結(jié)是將軸與軸上的傳動零件，如凸輪、齒輪、帶輪等連接在一起，實現(xiàn)軸和妯上零件間的周向固定，以傳遞轉(zhuǎn)矩的軸轂連接。有些類型的鍵可以實現(xiàn)軸與軸上零件的軸向固定，或軸向動連接。
3.2 鍵的選擇
按結(jié)構(gòu)特點和工作原理，鍵聯(lián)結(jié)可以分為平鍵聯(lián)結(jié)、半圓聯(lián)結(jié)和楔鍵聯(lián)結(jié)，此外，還有各種花鍵。平鍵聯(lián)結(jié)的結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、對中性較好、裝拆方便，能夠承受沖擊或變載荷。因而得到廣泛的應(yīng)用。半圓聯(lián)結(jié)的工作面是兩個側(cè)面，由于軸上半圓鍵槽挖得深，軸的強度大為降低，固一般用于傳遞較少的扭矩。楔鍵聯(lián)結(jié)一般用于外部軸端上固定大齒輪或者皮帶輪。連接時將鍵打入鍵槽內(nèi)，依靠鍵的頂面和底面與輪轂和軸之間的擠壓所產(chǎn)生的摩擦力來傳遞扭矩，此時，兩底接觸面均畫成一條直線；鍵的兩側(cè)為非工作面，應(yīng)與輪轂和鍵槽側(cè)面之間留空隙?；ㄦI連接比較可靠，能傳遞較大的扭矩，軸上零件可以花鍵做軸向移動，導(dǎo)向性、對中性都比較好，因此，在機械設(shè)備中也得到廣泛的應(yīng)用。
鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應(yīng)根據(jù)鍵聯(lián)結(jié)的結(jié)構(gòu)特點，使用要求和作業(yè)需求來選擇；按符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)格和強度要求來取定鍵的尺寸。鍵的截面尺寸為主要尺寸（一般以鍵寬b和鍵高h表示）與長度L。鍵的截面尺寸按，按鍵軸的直徑d的斷面尺寸選擇的標(biāo)準(zhǔn)。鍵的長度L通?？梢韵喾Q的長度中心。即長度等于或略短于中心的長度。這里d為軸的直徑，所選定的鍵長亦應(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的長度系列。錐齒輪軸上的軸頭處選平鍵聯(lián)結(jié)，B型66 L=10 GB1095-79。
3.3 鍵聯(lián)結(jié)強度計算
平鍵聯(lián)接傳遞轉(zhuǎn)矩時，聯(lián)接中各零件都要進行受力分析。
根據(jù)其要求，普通平鍵聯(lián)接的強度條件計算校核公式為：
（3-2）
因此有：
顯然
所以強度足夠。
式中：
T——傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為；
L——鍵的工作長度，單位為mm，圓頭平鍵l=L-b，平頭平鍵l=L，這里l為鍵的公稱長度，單位為mm；b為鍵的寬度，單位為mm。
d——軸的直徑，單位為mm；
h——鍵的高度，單位為mm；
——鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，單位為；
3.3.1 主動軸上鍵的強度校核
大錐齒輪與軸之間鍵的強度校核
（1）選用圓頭普通平鍵（A型）
按軸徑d=40mm及輪廓長L=48mm，查參考文獻[3]表6-1，選鍵12×8。
（2）強度校核
鍵材料用45鋼，查參考文獻[3]表6-2，得許用應(yīng)力[]=100～120MPa。
鍵的工作長度=40mm，按參考文獻[3]公式（6-1）得擠壓應(yīng)力：
（3-33）
<[]，鍵選的合適。
地輪與軸之間鍵的強度校核
（1）選用圓頭普通平鍵（A型）
按軸徑d=25mm，查參考文獻[3]表6-1，選鍵8×7。
（2）強度校核
鍵材料用45鋼，查參考文獻[3]表6-2，得許用應(yīng)力[]=100～120MPa。
鍵的工作長度=50mm，按參考文獻[3]公式（6-1）得擠壓應(yīng)力：
<[]，鍵選的合適。
3.3.2 從動軸鍵的強度校核
離合器與從動軸之間鍵的強度校核
（1）選用圓頭普通平鍵（A型）
按軸徑d=20mm，查參考文獻[3]表6-1，選鍵6×6。
（2）強度校核
鍵材料用45鋼，查參考文獻[3]表6-2，得許用應(yīng)力[]=100～120MPa。
鍵的工作長度=50mm，按參考文獻[3]公式（6-1）得擠壓應(yīng)力：
<[]，鍵選的合適。
3.4 軸承選擇與校核
3.4.1 軸承的分類
軸承是支承軸的部件。由于滾動軸承摩擦系數(shù)小，起動阻力小，已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，選用、潤滑及維護較方便，所以在一般的機器中得到廣泛的應(yīng)用。滾動軸承的徑向尺寸較大，工作時產(chǎn)生振動、噪音與設(shè)備的精度、軸的工作轉(zhuǎn)速有關(guān)，故適用于中、低速以及精度要求較高的場合。
滑動軸承具有獨特的優(yōu)點，在用于某些不能、不便或者使用滾動軸承沒有優(yōu)勢的場合，如工作轉(zhuǎn)速特高、沖擊和振動特大、徑向空間設(shè)計尺寸受到限制或者必須部分安裝（曲軸上軸承）的結(jié)構(gòu)，以及需要在水或者腐蝕性介質(zhì)工作的工況條件下，仍占有重要地位。因此，在軋鋼機、內(nèi)燃機、雷達、天文望遠鏡及各類儀表中應(yīng)用廣泛。
3.4.2 滾動軸承及類型
滾動軸承主要是依靠主要元件間的滾動接觸來支承轉(zhuǎn)動零件的。常用的滾動軸承絕大數(shù)已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化了，設(shè)計時可以根據(jù)載荷的性質(zhì)與大小、轉(zhuǎn)速的高低、旋轉(zhuǎn)精度等工作要求進行選用，并進行軸承承載能力的驗算，結(jié)構(gòu)設(shè)計。
滾動軸承主要由外圈、內(nèi)圈、滾動體和保持架構(gòu)成。保持架將滾動體均勻地隔開，以減少滾動體間的摩擦和磨損。通常內(nèi)圈固定在軸頸上，外圈裝在軸承座內(nèi)。常見的運動方式；內(nèi)圈隨軸頸轉(zhuǎn)動，外圈固定。也有外圈轉(zhuǎn)動而內(nèi)圈不動或者是內(nèi)、外圈都轉(zhuǎn)動的運動形式。
滾動軸承的類型很多，按照軸承受載荷的作用方向，可以分為：
（1）徑向接觸軸承 主要用于承受徑向載荷
（2）向心角接觸軸承 能同時承受徑向及單方向軸向載荷
（3）軸向接觸軸承 只能承受軸向載荷
3.4.3 滾動軸承的失效形式
滾動軸承在工作時，由于各元件間間隙的存在，其受力情況也成周期性不穩(wěn)定變化。軸承工作時，各元件上所受的載荷及產(chǎn)生的應(yīng)力是時時變化的，其變動的頻率取決于滾動體中心圓周速度。選用角接觸軸承或者圓錐滾子軸承時，為保證可靠地工作，使其在工作時至少處于下半圈滾動體全部受載的工作狀態(tài)。
滾動軸承的失效形式有：
（1）疲勞點蝕
滾動軸承的正常失效形式是滾動體或者內(nèi)外圈滾道上的點蝕破壞。軸承工作時，軸上的受力通過軸承內(nèi)圈→外圈→基座上，相鄰元件間的接觸面產(chǎn)生接觸應(yīng)力。由于內(nèi)、外圈的相對轉(zhuǎn)動，滾動體的不規(guī)則滾動，導(dǎo)致接觸應(yīng)力按脈動循環(huán)變化。在安裝、潤滑及維護良好的條件下，當(dāng)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)達到一定值后，會在某一元件上形成表層金屬剝落現(xiàn)象，即疲勞點蝕。點蝕后軸承在工作時通常會出現(xiàn)較強烈的振動、噪音和發(fā)熱現(xiàn)象及旋轉(zhuǎn)精度下降，影響機器的正常工作。
（2）塑性變形
若軸承的工作轉(zhuǎn)速很低（n<10r/min）或者僅作間歇擺動，則一般不會出現(xiàn)疲勞點蝕破壞，工作時過大的靜載荷或者瞬間過大的沖擊載荷，均會使元件接觸面間的局部應(yīng)力大于元件材料的屈服極限應(yīng)力而產(chǎn)生塑性變形。在形成不均勻的凹炕后，軸承即已經(jīng)失效。
3.4.4 軸承的選擇計算
現(xiàn)只對過渡軸承進行校核，我是設(shè)計時軸承選的是深溝球軸承6005 GB/T276-94。已知n=200.375r/min，軸徑d=25mm，=222.48N，=650.48N，溫度低于100℃，有輕微沖擊，預(yù)期使用壽命。
因為深溝球軸承沒有派生軸向力，所以，查有關(guān)設(shè)計手冊知6005軸承的，查表，有輕微沖擊，應(yīng)取=1.2
查表，采用線性插值法，得e=0.234
因
查表可得
得
計算軸承的壽命
已知球軸承，因工作溫度低于120℃，得=1
按公式
（3-3）
得
所以，選6005深溝球軸承合用
同理，可以計算錐齒輪軸上所選的深溝球軸承6010 GB/T 276—96也合用。
3.4.5 校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求
（1）畫軸承的受力簡圖
圖5.1 軸承的受力圖
（2）求軸承徑向支反力、
1）垂直平面支反力、
2）水平面支反力、
3）合成支反力、
（3-29）
（3）求兩端面軸承的派生軸向力、
（3-30）
（4）確定軸承的軸向載荷、