苹果装袋机结构设计

时间：2021-01-04 15:03:25 来源：蒲公英阅读网 本文已影响人

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　 目

　录 摘

　要 .................................................................................................................... I

　Abstract ................................................................................................................... II

　引

　言 ................................................................................................................... 3

　1 苹果装袋机 ........................................................................................................... 4

　1.1 本设计的研究意义 ..................................................................................... 4

　1.2 苹果装袋机发展简介 ................................................................................. 4

　1.3 设计主要思路 ............................................................................................ 5

　1.4 苹果装袋机相对于手工优势 .................................................................... 6

　1.5 未来发展趋势 ............................................................................................. 7

　1.6 本章小结 ..................................................................................................... 8

　2 苹果装袋机可行性分析 ........................................................................................ 8

　2.1 苹果装袋机仪器 ......................................................................................... 8

　2.2 苹果装袋机的原理和工艺分析 ................................................................. 9

　2.3 苹果装袋机功能分析 ................................................................................. 9

　2.4 苹果装袋机的零件装配 .......................................................................... 10

　2.5 苹果装袋机功能结构 ............................................................................... 10

　2.6 苹果装袋机功能求解 ............................................................................... 11

　2.7 本章小结 ................................................................................................... 12

　3 传动系统的计算 .................................................................................................. 12

　3.1 电机的选择 ............................................................................................... 12

　3.2 传送带的选择 ........................................................................................... 13

　3.3 带传动的设计与计算 ............................................................................... 14

　3.4 主轴的设计与强度校核 ........................................................................... 15

　3.5 第二根轴的设计与强度校核 ................................................................... 17

　3.6 滚动轴承的选择和寿命验算 ................................................................... 18

　3.7 选择齿轮材料，确定精度及许用应力 ................................................... 19

　3.8 横封结构设计 ........................................................................................... 24

　3.9 纵封结构 ................................................................................................... 24

　3.10 螺栓的设计计算 ..................................................................................... 25

　3.11 链轮的计算 ............................................................................................. 26

　3.12 从动链轮的结构设计 ............................................................................. 28

　3.13 从动链轮半轴的校核 ............................................................................. 29

　3.14 经济技术分析 ......................................................................................... 30

　3.15 设备本身发生故障：

　............................................................................. 30

　3.16 本章小结 ................................................................................................. 31

　4 故障分析：

　.......................................................................................................... 31

　4.1 结构故障分析 ........................................................................................... 31

　4.2 注意事项 ................................................................................................... 32

　4.3 本章小结 ................................................................................................... 33

　5 零部件的装配过程 .............................................................................................. 33

　结

　 论 ................................................................................................................... 37

　参考文献 ................................................................................................................. 38

　致

　谢 ................................................................................................................. 40

　本科论文

　摘

　要

　本次设计的苹果装袋机是由于迎合大量苹果的生产而设计的。

　苹果装袋机是依靠电机驱动而产生动力的，依靠内部的带传动，链传动来使苹果能够顺利进入倒斗处，依靠带传动的上的传感器来有序的包装。整个传动过程全部由机械完成，之后再往复运行。在将苹果分类之后形成导入，包装的自动化过程。此外本设计还能体现快速包装，安全高效，操作简便的特点。

　此次涉及的主要内容有：1.对苹果装袋机的内容简介，研究意义，发展优势和国内外的发展情况。2.对苹果装袋机的可行性分。供料装置、包装材料的供给装置、成型包装袋的切断装置、传动系统分析以及整体布局的叙述。3.采用三维建模，得出了本次设计产品三维模型，装配体和二维装配图，零件图等。还包括主轴，轴承，齿轮，链轮的计算校核等。结果表明，进过一些推导和计算后苹果套袋机在技术上式可行的，整个机器上体现了安全高效，节省时间的特点，不仅解放了双手还增加了安全保障。4.对机器安全保障的建议和一些常见的故障分析。

　关键词：

　三维建模；装配；可行性分析；效率；功率

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　 Abstract

　This design of apple bagging machine is designed to cater to a large number of apple production. Apple bagging machine is driven by electric motor to generate power. It relies on internal belt drive and chain drive to make apple smoothly enter the bucket. It relies on sensors on the belt drive to orderly package. The whole transmission process is completed by machinery, and then reciprocating operation. After Apple classification, it forms the automatic process of import and packaging. In addition, the design can also reflect the characteristics of rapid packaging, safety and efficiency, and simple operation. The main contents of this paper are as follows: 1. Brief introduction of apple bagging machine, research significance, development advantages and development at home and abroad. 2. The feasibility of Apple bagger. Feed device, feed device of packaging material, cutting device of forming packaging bag, analysis of transmission system and description of overall layout. 3. Using 3D modeling, the 3D model, assembly body, 2D assembly drawing and parts drawing of the product are obtained. It also includes the calculation and check of the main shaft, bearing, gear and sprocket. The results show that after some deduction and calculation, the apple bagging machine is technically feasible. The whole machine embodies the characteristics of safety and efficiency, saving time, not only freeing hands but also increasing security. 4. Suggestions for machine security and analysis of some common faults.

　 Keywords: 3D modeling; assembly; feasibility analysis; efficiency; power

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　 引

　言

　现在苹果产业的发展越来越好，中国现在已经成为世界上最大出口国之一，随之而来的就是苹果的包装问题，有些苹果虽然刚摘下来果实饱满，但是当在运输的过程中难免会出现磕磕绊绊的情况，对于包装苹果出现了一次新的革命。

　包装苹果不仅可以提高苹果的外观质量而且还能减少水分的流失，保证水果的新鲜，并且好看的外表也能引起消费者的目光，这就是满足了消费者爱好美观的心理，而且包装工过后的苹果还能增加商品的内涵和意义，对于苹果的包装就目前来说也是一场新的契机和挑战，一旦将包装机的产品向外扩大做强，就可以增加经济水平和国力。使中国的工业化能够迈入新的台阶。

　给苹果套袋是一次很复杂的工作，每个果农都会深有体会，不仅花费的时间长而且还不能保证效益，所以出现了苹果装袋机，苹果装袋机不仅可以提升效率还能节省时间和资源更可以提高农业绿色工业化。是苹果包装的一场盛大的革命。特点是能够快速完成封口动作，但是在包装之前还要进行对苹果大小的分类，这样才能更好的提高效率加快苹果的包装，这操作也非常简单可以让人快速上手，并且维修保养简单。苹果套袋机的设计思路精巧，效率高能够提高包装速度，还能省去评估自身带来的麻烦，在设计上也加强了套袋过程的稳定性与安全性，还可以在复杂的环境中进行工作，但是每次工作之后还要认真保养维修，延长使用寿命。

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　1 苹果装袋机 1.1 本设计的研究意义 现在苹果产业的发展越来越好，中国现在已经成为世界上最大出口国之一，随之而来的就是苹果的包装问题，有些苹果虽然刚摘下来果实饱满，但是当在运输的过程中难免会出现磕磕绊绊的情况，对于包装苹果出现了一次新的革命。

　包装苹果不仅可以提高苹果的外观质量而且还能减少水分的流失，保证水果的新鲜，并且好看的外表也能引起消费者的目光，这就是满足了消费者爱好美观的心理，而且包装工过后的苹果还能增加商品的内涵和意义，对于苹果的包装就目前来说也是一场新的契机和挑战，一旦将包装机的产品向外扩大做强，就可以增加经济水平和国力。使中国的工业化能够迈入新的台阶。[3]

　 图 1.1 目前市场的苹果装袋机

　1.2 苹果装袋机发展简介 当前我国苹果的包后装还是处于手工状态。人工装袋会使得苹果袋口扎口不齐，外观不加，损坏率高，保鲜效果差，导致病变传染快，因此采摘后使用装袋机是一种必然的趋势，中国该机器的成本较高一专利号为02109683.X 的可调式包装机，该机构相对复杂，在包装过程中出现的损坏率高。另一专利号 93209665.4 的苹果胶膜包装机。

　英国一家公司制成了一种可食用的水果保鲜剂，可以采用喷雾的方法，来阻止氧气进入保鲜膜中延长了苹果熟化过程，然后在进行装袋。

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　法国制成了一种电子保鲜机将其放入装袋机中从而抑制有机物的分解，延长储存期。

　一般的套袋机所使用的材料为催化棚，虽然这种材料可以保证水果的水分流失的缓慢，但是无法保证水果的品质。只有解决自动化和材料问题， 才算真正地解决。[6]

　图 1.2 目前的国内苹果装袋机

　 图 1.3 国外目前的苹果装袋机 1.3 设计主要思路 该设计首先介绍本项目的开发背景，简单介绍产品的适用环境和苹果装袋机结构产品未来的发展趋势。查阅相关资料整理信息。[14]

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　然后对比各个公司产品的优缺点，比如说成本高，人为的操作时间长短，在市场的应用范围是否广泛，对于广大农民是否可以能够便捷的使用，维修是否简单明了。

　苹果装袋机依靠电机驱动而产生动力的，依靠内部的带传动，链传动来使苹果能够顺利进入倒斗处，依靠带传动的上的传感器来有序的包装。整个传动过程全部由机械完成，之后再往复运行。在将苹果分类之后形成导入，包装的自动化过程。

　制定方案，进行电机的选取，传动轴以及齿轮的设计校核。完成零件图，零部件的建模，完成装配图。

　通过设计和计算制造出新型产品，制作三维模型，验证设备可靠性，介绍产品的特点与优点。[15]

　 图 1.4 工作循坏图 1.3.1 设计任务抽象画

　图 1.5 黑箱图 1.4 苹果装袋机相对于手工优势 本设计从装袋口均是一次性封装。该产品结构复杂，但操作方便，简

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　单易懂，容易上手作业基本操作。苹果套袋器设计精良，封口速度快，完全模仿人的封口，安全牢固，下雨不进水、刮风不掉袋的等特点。为了果农给果树高出的水果套袋，带来的麻烦，该设计提高了套袋速度，最重要的是提高了套袋的安全，再也不会有果农有从果树上摔下来的危险了。机器便于携带，适应各种复杂的地理环境采摘工作，如山岭地、陡坡地等，使该产品的使用范围大大增加。

　1.5 未来发展趋势 当前，苹果装袋机仍处于高速开展阶段，估计将来中国包装长期存在的产能过剩、过度依靠动力资本耗费、改革创新力度不足、公司竞争才能不强、工业规划与经济效益不相称等结构性和素质性缺点将凸显。延伸包装工业工业链，做深全自动装袋机行业，优化工业结构，增强改革创新力度，将是将来包装工业的开展趋势。

　 将来苹果装袋机的开展不只仅限于对包装材料自身的研发及使用，还要在精深加工上下工夫。中国包装业还处于整个包装工业链的最低处，低水平包装工艺较多，将来包装工业的持续开展还需从根本上调整工业结构。

　图 1.4 未来苹果装袋机三维建模的趋势图

　表 1.1 未来苹果装袋机功能分解表

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　分功能 功能解

　 A 动力源 电动机 B 供膜 牵引辊 C 送料 料盘转动 D 切断 杆机构

　1.6 本章小结 本章主要介绍了产品的功能及作用，还有就是了解目前的市场情况以及产品的未来发展请款，产品的主要运动模式。

　 2 苹果装袋机可行性分析 2.1 苹果装袋机仪器 仪器具有支架、过斗、滚筒、槽带、电动机、减速器、带轮、横封，

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　纵封机构、纸箱等。

　2.2 苹果装袋机的原理和工艺分析 苹果装袋机是依靠电机驱动而产生动力的，依靠内部的带传动，链传动来使苹果能够顺利进入倒斗处，依靠带传动的上的传感器来有序的包装。整个传动过程全部由机械完成，之后再往复运行[5]。在将苹果分类之后形成导入，包装的自动化过程。

　苹果装袋机主要是将苹果装袋对苹果进行减少损失的一种保障，将苹果套袋可以减少外界的蒸发水分，减少营养的流失，加强苹果的外表美观。同时还要注意网袋的质量是否合理，是否满足要求，哪些苹果可以采用包装，哪些苹果不可以采用包装，网袋的口径一定要大于苹果的直径。可以对套袋机本身进行细微的改动比如装袋机的长宽比，横纵比等等。对网袋的质量还要进行全方位的思考，采用无毒，柔软的物质材料，经过自己的反复改进，才能让实物能够完成最初的功能。

　对于苹果外形也有一定的要求苹果有大有小不能完全的分类。如果网袋的口径已经决定，则需要将苹果进行分类，这样才能将传功功能继续进行[6]。

　各个机构需要进行多次的校核必须达到能够完成目标动作的等级。

　 图 2.1 整体三维图

　2.3 苹果装袋机功能分析 苹果装袋机的设计具有能够准确运行完成预设的工作目标，占用空间

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　小，产生的噪声低，简单易懂，操作方便节省劳动力。但是也会有一些因素比如不确定因素，人为因素等。要考虑好机器本身的优缺点来优化机器，将功能高效化，成本化，节约化。并且当被人为因素或者是非人为因素或者自然因素所导致的失效，应该能够简单有效维修，保养容易。

　表 2.1 功能分析

　1 功

　能 主功能：对苹果进行量取、装袋、封袋、切断袋 2 适 应 性 供送对象：苹果 3 性

　能 动

　力：电压 220V；外形尺寸：680×480×1700mm 工作环境：室内 4 生产能力 能够准确执行各机构运动以及完成苹果的包装。整机占用空间小，噪声低 5 可 靠 度 整机可靠度 98%，可以维修 6 使用寿命 15 年 7 经济成本 10000 元 8 人机工程 操作方便，节省劳动力，包装效率高 2.4 苹果装袋机的零件装配 苹果装袋机虽然有着许多的结构特点，但是本设计涉及到机械传动和电机传动。优点是一旦零件固定好了位置就可以直接装上其他的零件。不需要任何其他的复杂工作。不仅能够完成许多复杂的动作而且还可以快速高效的完成。不仅能够节省预算还可以提高效率。

　2.5 苹果装袋机功能结构 过斗是苹果装袋机中的一个特殊过程，并且是一个很重要的过程。他是将苹果送到运输带位置的装置[2]。一旦损坏便不能继续工作。而且这个过程还需要人工手动操作，一旦机器操作便有可能出现苹果损坏的问题。所以设计过程必须完美使人工操作更为简单一些。这里来说明一下是如何工作的，当苹果落下来的时候需要从过斗装置上准确的通过传动带的纵向到达包装位置，一旦传动带的张紧度不够变出现传动带松弛问题进而不能继续工作，严重的话可能会将苹果卷入带的低部，会将苹果损坏进而损坏的苹果粘在传动带和其他的零部件上，通过空气氧化和其他途径会使得内部零件发生生锈问题。并且减速器也是一大难题，要正确计算减速器的数据，如果减速器的速度一旦过大会使得苹果损坏，不断地冲击最终会使机

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　器出现故障，而且在包装之前还要采取缓冲装置，比如海绵等软性物质。但是速度也不能过小，一旦速度过小苹果并没有足够大的动能到达指定位置进而继续加工包装，反而不断堆积在传动带上会使得传动带的负载越来越大，有可能会发生断裂的危险。也会使得在包装过程中无法充分识别苹果的个数造成两个或者三个苹果一起包装的问题。还有要将电动机、传动带、减速器要有个合理的位置和角度，要保证苹果能够准确落入包装口处。要注意包装的速度和苹果进给的速度，如果一个苹果刚包装完毕下一个苹果才进入传动带，这样的话会使得效率大打折扣，所以要计算好时间和传感器的数据要充分利用好时间节约资源，速度过慢浪费了时间精力，速度过快还会产生事故。当果农将苹果导入过斗内，经过运输就可以经过传动带运送到水平位置，有一个重要环节就是封装，当水果从传动带出来的时候就是最后的包装过程。[3]

　表 2.2 功能结构表

　2.6 苹果装袋机功能求解

　表 2.3 功能求解表

　分功能 功能解 分功能方案 供送包装膜 辊子牵引 供送物料 自身重力 切断 杆机构 为送膜提供动力 电动机 为转盘提供动力 电动机 为切断提供动力 电动机 保护控制 带传动 急停控制 急停按钮 人机交互 手动操作

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　A 动力源 电动机 B 输送 人工 C 展包装膜 展平辊

　D 运送苹果 大口径弯管

　2.7 本章小结

　本章详细介绍了产品的工作原理以及工艺分析，功能分析，使这一模块的设计清晰明了，为其他模块打好基础。

　 3 传动系统的计算 3.1 电机的选择 3.1.1 选择电动机类型 对于包装及日常生活中的物品都不会太大所以不必选择功率很高的电 机，再选则电机之后还要注意电机的防护和保养维修，难免电机高速转动会产生大量的灰尘聚集的现象要及时的清理灰尘，避免灰尘落入电机中大

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　量堆积。所以根据计算电路元件的电流得出结论应选用 Y 系列的 Y80M1-2三相异步电动机[12]。

　3.1.2 电动机参数 Y 系列的三项异步电动机的功率选取：0.75KW； YS 系列的三项异步电动机的电流选取：1.8A； YS 系列的三项异步电动机的转速选取转速：2830r/min； YS 系列的三项异步电动机的电压选取：220V； YS 系列的三项异步电动机的频率选取：50Hz；

　图 3.1YS5014 系列电机

　3.2 传送带的选择 传送带是用来运输物体的，通常结构材料由软，无毒的物质作为材料。现在的传送带一般都是有平布所构成的，它为各种行业提供自己的作用，比如军工，机械，医疗，汽车，服装，生活用品等，许多行业都可以见到它的身影，尤其是快递，工厂的流水线当中更能容易地捕捉到它。材料部件为不锈钢材料这样能够保证足够的寿命足够适合本设计的设计需求和保证[13]。

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　 图 3.2 传动带 3.3 带传动的设计与计算 由机械设计书中查得这个带轮传动比 25 . 1  i ，小带轮直径 mm 90 d 1  ，小带轮转速 min / r 1400 n 1  [13] （1）确定带传动的计算功率cap

　在机在机械手册中查表查到了其工作系数：

　1 . 1 k ， 290cd P

　可以的出来的功率为

　 w p kcd a319 290 1 . 1 p c     

　 （3-1）

　（2）由所得数据选取供瓶机构 V 带的带型号 根据cap 和1n 的值在图书馆中查的带型为：A 型普通 V 带 （3）最后验算供瓶中 V 带的速度

　 s m V 60 . 61000 601400 901000 60n d1 1  

　（3-2）

　因为 s m s m s m 25 60 . 6 5   ，故带速是适合的。

　（4）计算供瓶机构从动轮的基准直径：

　 mm 5 . 112 90 25 . 1 d d1 2    i

　（3-3）

　 取整为 115mm （5）计算传动机构 V 带的基准长度和传动中心距 由机械设计这本书中的公式 （3-4）

　 初步把传动机构中 V 带中心距定为 mm 200  

　计算传动机构中带的基准长度：

　mm 63 . 722 mm ]200 4) 90 115 () 115 90 (2200 2 [2   

　 根据机械设计书选取的普通 V 带的基准长度从而选带长 800mm d  L

　022 12 1 0"4) d d () d d (22    d L

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　计算传动机构 V 带实际中心距：

　mm 239 mm )2722 800200 (2d’d  L La 

　（3-5）

　（6）计算 V 带的根数

　由图书馆书籍中查得公式

　max0Z ZPP C

　（3-6）

　07 . 1298 . 0319 . 0  Z

　取 Z=1 （7）计算预紧力

　 2c0) 15 . 2( 500 qvK vzPF   

　（3-7）

　查表得 m kg q 06 . 0  ，

　 验算包1

　      120 60ad d1801 21

　  5 . 1721

　（8）计算作用在轴上的正压轴力

　  N zF F P 07 . 6625 . 172sin 37 . 33 1 22sin 210    

　（3-8）

　所以选择 B 型 V 带，带轮的基准直径：

　mm 90 d 1  ；中心距 mm 200 a 

　V 带根数：1根 3.4 主轴的设计与强度校核

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　图 3.3 主轴 1、设计轴的尺寸：由公式

　 30nPA d 

　（3-9）

　0A 取110 mm 9 . 117508 . 0110 d31 

　mm 8 . 1475 . 18077 . 0110 d32  ； mm 8 . 164 . 9073 . 0110 d33  ； mm 1 . 195 . 3707 . 0110 d33 

　2、校核轴的强度：按照弯扭合成应力校核轴的强度

　NTF X 7 . 741d21 ；

　 （3-10）

　 N F FX267 20 tany  ;

　 （3-11）

　NFFX789cos 

　（3-12）

　S X HL F L L F   ) (2 1 2;

　（3-13）

　2 2 1 1L F L FH H ;

　N F H 1831 ; N FH6 . 5582

　 NL LL FFXV66405100 2671 221 ;

　（3-14）

　NLL PFWV3 . 201100305 66212 

　（3-15）

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　由轴的结构简图及当量弯矩图从而得知截面 A 处当量弯矩最大，所以A 处是轴的危险截面。在进行轴的校核时，只需要校核轴上受到最大当量弯矩的截面的强度。

　 N L F MV V13 . 20 305 . 0 661 1    ;

　 （3-16）

　N L F MN V82 . 55 305 . 0 1833 1 1   

　 （3-17）

　所以上述数据合成弯矩：

　 m 34 . 59 82 . 55 13 . 202 2 2     N V M M

　 （3-18）

　轴传递的转矩：

　 m 178002487 . 74122      N Ft Td

　（3-19）

　 取 3 . 0   得：

　当量弯矩：

　  bwT m122 ，

　    m N T M M        6 . 59 8 . 17 3 . 0 34 . 592222

　31 . 0 d W 

　   b 1322c5 . 74 20 1 . 0 17800 3 . 0 59340        

　 轴强度足够。

　3.5 第二根轴的设计与强度校核 1、 设计轴的尺寸：由公式 30nPA d 

　由于轴的材料为45，所以 0A 取 mm 110

　mm 08 . 143808 . 0110 d31 

　2、校核轴的强度：按照弯扭合成应力校核轴的强度 NdTF X 20 . 639 21 ；

　 N F FX65 . 232 20 tany  ;

　NFFX680cos 

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　S X HL F L L F   ) (2 1 2;

　 2 2 1 1L F L FH H ;

　N F H 1971 ; N FH. 6132

　NL LL FFXV78 . 157405100 6391 221 ;

　NLL FFWV23 . 481100305 78 . 157212 

　由轴的结构简图及当量弯矩图从而得知截面 A 处当量弯矩最大，所以A 处是轴的危险截面。在进行轴的校核时，只需要校核轴上受到最大当量弯矩的截面的强度。

　m 96 . 194 305 . 0 20 . 6391 1     N L F MV V;

　m 35 . 39 215 . 0 1833 1 1     N L F MN V

　 合成弯矩：

　m 89 . 198 35 . 39 96 . 1942 2 22     N V M M MH

　轴传递的转矩：

　mm 84 . 5779208 . 148212d 1      N Ft T

　 取 3 . 0   得：

　当量弯矩：

　  b 122 wT m，

　     m N T M M        90 . 198 06 . 0 3 . 0 89 . 1982222

　31 . 0 d W  ，    b 13221 . 97 20 1 . 0 6000 3 . 0 198900        ca 轴的强度满足设计要求 3.6 滚动轴承的选择和寿命验算 由于转速低、有较小轴向力，故选用圆锥滚子轴承，查得 30206 轴承：

　KN C 5 . 23 

　KN C 5 . 170

　合成支反力：

　 R 12121 V HR R   N 7 . 460 9 . 416 ) 1 . 196 (2 2   

　（3-19）

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　R 22222 V HR R   N 28 . 1036 6 . 983 2 . 3262 2  

　N F Fa A5 . 312  

　N F AA5 . 3121  ,

　02 A

　1A 018 . 0 17500 / 5 . 312 /o  C

　查表得 0.50 e 

　e R A    72 . 0 42 . 432 / 5 . 312 /1 1 44 . 01 X ， 12 . 11 Y

　02 A ,则 12 X , 02 Y

　轴承承受轻度载荷冲击,所以取 5 . 1 df ； 1 mf 取 ，计算当量动载荷：

　 1 1 1 1 1A Y R X f f Pm d  

　（3-20）

　  N 39 . 810 5 . 312 12 . 1 42 . 432 44 . 0 1 5 . 1       

　  N A Y R X f f Pm d42 . 1554 22 2 2 2   

　由于  2 P 1 P ，则取 2 P 计算寿命：

　 hL 10 =  PCn 6010 6年 5 . 12 08 . 3999342 . 1554235001440 601036  h

　（3-21）

　预期寿命: 10 年 ，使用期间不需要换轴承。

　3.7 选择齿轮材料，确定精度及许用应力

　小齿轮为 45 钢，调质处理，硬度为 217—255HB

　 大齿轮为 45 钢，正火处理，硬度为 190—217HB

　 齿轮精度为 8 级 计算应力循环次数 N

　1N =601 hn jL =60×38×1×(10×300×8)=5.472×10 7

　2N =1N /2i =5.472×10 7 /3=10824×10 7

　查图得：

　1 Nz 1.050, 2 Nz 1.140 取：wz =1.0,min HS =1.0 查图得：1 min H =580MPa, 2 min H =545MPa

　 W NHHHz zS1min1 lim1] [  = 0 . 1 06 . 10 . 1580  =614MPa

　（3-22）

　 W NHHHz zS2min2 lim2] [  =545×1.14×1/1=621.3MPa

　本科论文

　3.7.1 按接触疲劳强度确定中心距 a ≥(u+1) 2232H Ea HZ Z Z KTu     mm

　（3-23）

　初选 2 . 12t t ZK，暂取 2 . 0 a

　由表 得   8 . 189EZ MPa

　计算HZ

　估取    20n t 

　   12   b

　则HZ =2cos sint t =2cos20 sin20  47 . 2 

　 （3-24）

　a

　≥(u+1) 2232H Ea HZ Z Z KTu     

　 =  231.2 148000 2.47 1533 12 0.2 7 614       mm 66 . 158 

　圆整取：

　mm 160 a 

　 一般取：

　2 . 3 6 . 1 160 02 . 0 01 . 0 a 02 . 0 01 . 0        ）

　（ ）

　（nm

　取标准值：

　mm 2 nm

　两齿轮齿数和 ：

　z=2nam=2 1602.0=160

　（3-25）

　取：z=160

　 Z 1 =z/(3+1)= 1603 1 40 

　取：

　Z 1 =40

　Z 2 = 1z z120 

　 （3-26）

　 实际传动比：

　1z2 zi 实= 12040=3 传动比误差:i i 3 3100%i3理 实理i     =0＜5% 故在范围内。

　与初选相同，

　 1d =n 1m z mm 80 

　（3-27）

　2d =n 2m z mm 240 

　本科论文

　圆周速度：

　 V=31 110 60n d =80 7660 1000  s / m 32 . 0 

　（3-28）

　取齿轮精度为 8 级

　3.7.2 验算齿面接触疲劳强度

　 H =HZEZZu1 u221bdKT≤ ] [H

　 （3-29）

　 有表查得：AK =1.0

　 1VZ 128 . 0 100 / 

　 （3-30）

　按 8 级精度查图得动载系数 016 . 1 VK

　齿宽

　mm 48 d b   

　取：

　mm 40 b 2 

　mm 240 b 1 

　17 . 0 240 / 40 /2  d b

　查图齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，得：K =1.13 查表得：

　K =1.2 载荷系数 K =AKvKKK 26 . 1 

　 计算重合度a ，以计算z ：

　1 ad = mm 84 m 2 d 1  

　（3-31）

　2 ad = mm 244 m 2 d 2  

　 1 bd =1d cost mm 18 . 25 

　 （3-32）

　2 bd =2d cost mm 53 . 225

　 3.7.3 校核齿根弯曲疲劳强度

　F =nm bdKT112FaYsaYY

　≤ ] [F

　 （3-33）

　 = 21［1z (tan1 a -tant )+2z (tan2 a -tant )］ 792 . 1 

　 （3-34）

　 由式计算Z

　1 10.751.792Z   

　 HZ =2cos sint ta a= 2cos20 sin20  495 . 2 

　本科论文

　计算齿面接触应力H

　 H =HZEZZu1 u 2222bdKT

　=    75 . 0 8 . 189 495 . 222 180000 3 140 240 3  a 586MP  ＜ a 618MP

　1z 40 

　 2z 120 

　查图得：1 FaY 56 . 2  ,2 FaY 20 . 2 

　查图得：1 saY 65 . 1  ,2 saY 81 . 1 

　计算Y

　Y 25 . 0  +0.75a25 . 0  +0.751.792669 . 0 

　 计算弯曲疲劳许用应力 查图得：

　a 2901 limMPF  , a 1522 limMPF 

　查图得：

　1 2 N NY Y   1

　取：

　1 2 X XY Y   1

　取：

　4 . 1 S , 0 . 2 Ym i n F t s 

　   1 FX NFST FY YSY1min1 lim=290 2 1 11.4  a 292 . 414 MP 

　（3-35）

　  2 FX NFST FY YSY2min2 lim=152 2 1 11.4  a 14 . 217 MP 

　1 F =nm bdKT1121 FaY1 saYY

　 2 1.37 1380002.56 1.65 0.66940 80 2    

　 a 96 . 116 MP <   1F a 29 . 414 MP 

　安全

　2 F =1 F1 12 2sa Fasa FaY YY Y=2.2 1.8166.962.56 1.65a 53 . 156 MP  <   3F = a 14 . 217 MP

　 安全

　3.7.4 齿轮主要几何参数

　40 z 1 

　120 z 2 

　本科论文

　n m 2 

　 mm 80 d 1 

　mm 240 d 2 

　1 ad = mm 84 m 21  d

　 2 ad = mm 244 m 22  d

　 1 fd = 5 . 21 dnm mm 75 

　2 fd = 5 . 22 dnm mm 235 

　 160  

　mm 40 b 1  mm 48 b 2 

　所以有行星轮中心轮参数如下：

　120 z 2 

　 2 m n 

　mm 240 d 2 

　9 . 15631180sin875 . 15180sin1   zPd

　 （3-36）

　mm 6 . 166 d p 25 . 1 d dr 1 a1max   

　 （3-37）

　    r 1 a1mind pz6 . 11 d d mm 8 . 158 16 . 10 875 . 15 31 / 6 . 1 1 9 . 156      ）

　（

　取 1601 d

　mm 84 . 149 16 . 10 160 d d dr 1 f1    

　6 . 11623180sin875 . 15180sin2   zPd mm

　mm 3 . 126 16 . 10 875 . 15 25 . 1 6 . 116 d p 25 . 1 d dr 2 a2max       

　mm 2 . 118 16 . 10 875 . 15 23 / 6 . 1 1 6 . 116 d pz6 . 11 d dr 2 a2min          ）

　（

　取 1202 d

　mm 84 . 109 16 . 10 120 d d dr 2 f2    

　估计链速 v＜3m/s，考虑传动比，i=1.3，并尽量减小动载荷取 31 z 1  23 z 2 

　采用单排链，查得：KA=1.0，Kz=0.9，KP=1，则：

　根据 P0 和 n 查的连号为 10A，节距 p=15.875mm。

　 初选中心距 a0=15p，则：

　5721 222 1 22000   z zap z zpaL P 取链长 LP=110 节。则中近距为：

　mm 8 . 658 2 / a a0 0     P L LP P）

　（

　 （3-38）

　考虑链条要有一定的安装垂度，实际中心距应比理论中心距小a ，

　本科论文

　△ a=(0.002～0.004）a=1.318～2.635 可取：a=660mm。

　3.8 横封结构设计 横封机构采用回转式辊形，通过齿轮传动实现横封轴的相向旋转，现在大多数的横封机构多是安装一对热封头进行横向缝合，因此大部分行程都处于空运行状态。在纵向相距 180°的横封轴两侧安装两对加热电极和刀刃，实现包装薄膜横向封缝和切断，以提高横向缝合的效率。[7]刀刃从右侧开始与包装薄膜表面接触并加热，至中点处加压，封缝并切断。

　图 3.4 横封横切示意图 3.9 纵封结构 纵封机构采用两个等速相向旋转的圆形辊轮对包装薄膜进行加压加热，实现包装袋的纵向封缝。通过一对锥形齿轮传动，为保证圆形辊轮的线速度与包装薄膜的进给速度相同，动力由同一根同步带传递获得，以达到纵封机构可靠、连续、稳定工作的目的。[11]

　本科论文

　图 3.5 纵封示意图 3.10 螺栓的设计计算 在苹果包装机的设计是选用四个螺栓， 4  Z ,螺栓呈对称布置。[16] 在苹果包装机工作载荷 P 的作用下，螺栓组的连接受到以下的力和翻转力矩。

　螺栓组的轴向力

　7 . 367 50 sin 480 sin     P F

　 （3-39）

　 螺栓组的横向力

　5 . 308 50 cos 480 cos      P R

　螺栓组的翻转力矩

　 m 37487 50 60      N R F M

　 （3-40）

　在螺栓组的轴向力F 的作用下，各个螺栓所受工作拉力为

　N Z F F 9 . 91 /1 

　（3-41）

　在翻转力矩的作用下，上面的螺栓所受的力比较大，而下面的力受力较小，所以由计算公式得

　2 2max280 480 37487  LiMLF

　（3-42）

　由于以上的数据分析上面的螺栓力要相加在一起则

　N F F F 6 . 279 7 . 187 9 . 912 1    

　 （3-43）

　在螺栓组的横向力的作用下，底板的地方会产生滑移的现象，所以根据不滑移条件来计算

　本科论文

　由于两个面的摩擦因数 f=0.15，由机械设计书中查得

　2 . 0 F LLC CC

　 （3-44）

　则

　 8 . 0 1 F LLC CC

　 （3-35）

　6 . 872 ) 1278 8 . 015 . 05 . 308 2 . 1(41)f(1   FC CCR KZQF LFfP

　则总拉力为

　 2 . 1128 1278 2 . 0 6 . 872      FC CCQ QF LLP

　 （3-36）

　确定螺栓直径，选择螺栓的性能等级为 4.6，由书中查得 pa 240M   ，由机械设计书中查得许用应力

　  MpaSS1605 . 1240  

　 （3-37）

　 则

　 mm d 4 . 31602 . 1128 3 . 1 41 

　（3-38）

　 选用 M5 的螺栓， mm 5 d  。

　其他螺栓组的计算同理即可。

　3.11 链轮的计算 3.11.1 选择链轮齿数

　已知：P=1kw，n 1 =60r/min，工作情况等

　选择链轮齿数

　 s m v / 3769 . 06006 . 0 60 14 . 3 260πnr 2   

　 （3-39）

　本科论文

　3.11.2 确定传动比

　根据实际情况取 1  i

　3.11.3.确定链号和链节距

　PZ AoKP K Kp 

　 （3-40）

　43 . 0 0 . 1 / ) 1 . 0 43 . 0 0 . 1 (0    P

　 （3-41）

　由链轮的许用功率曲线得链号：12A 节距：19.05 表 3.2 多排链系数pK

　排数 1 2 3 4 5 6 ≥7 pK

　1.0 1.75 2.5 3.3 4.1 5.0 和厂家商定

　 图 3.6 工况系数AK

　3.11.4 确定中心距 因为该链有张紧装置，所以 p 80 a 0 

　取 p 135 a 0 

　确定链的计算基准长度

　 311241 4105 . 195 . 2632 214 . 3 2 2221 202 1 00  z zap z zpaL P

　（3-42）

　取 315 PL

　2650 05 . 19242632200     pL La aP P 取 2650 a 

　3.11.5 链轮的主要尺寸 分度圆直径：

　86 . 248)41180sin(05 . 19) / 180 sin( /    z p dmm

　 （3-43）

　本科论文

　齿顶圆直径：

　77 . 260 9 . 11 05 . 19 25 . 1 86 . 248 25 . 11        d p d d a mm 齿根圆直径：

　96 . 236 9 . 11 86 . 2481     d d d f mm

　（3-44）

　3.11.6 验算链速 s mpznv / 15 781 . 01000 6060 41 05 . 191000 60  

　3.11.7 静强度计算 链条传动的圆周力为: NVPF F 41 . 1280781 . 01 1000 1000t l   ,

　（3-45）

　 由于链速 v<0.8m/s 的低速链传动，其主要失效形式是链条的静拉断，故按静拉强度进行计算，校核安全系数 S，即   SF KQSA  29 . 2441 . 1280 131100t，   S 为链条静强度安全系数许用值，取  8 ~ 4  S ,Q 查看图， 故滚子链安全。

　图 3.7 链子类型

　图 3.8 主动链轮结构图 3.12 从动链轮的结构设计 考虑到轴的承受能力要进行轴的校核，同时也应该加厚侧板的厚度，增大轴的承受力的面积。[17]同时在两个单排链上开有弧形槽，两链轮的链

　本科论文

　条间距也是可调的。

　3.13 从动链轮半轴的校核 轴的材料选 45 钢，调质处理 估算高速轴外伸端最小直径

　mm 3327 . 22 45 . 645 / 62 . 2 140 ) n / ( d3 / 1 3 / 10 0   ）

　（ P A

　（3-46）

　取 28mm 其中：轴承的定位轴肩为 4

　 估算中间轴安轴承处最小直径 mm 54 . 31 15 . 215 / 36 . 2 140 ) n / ( d3 / 10 min 1   ）

　（ P A

　取 35mm 其中：轴承的定位轴肩为 4 估算低速轴外伸端最小直径 mm 09 . 36 82 . 66 / 36 . 2 110 ) n / ( d3 / 1 3 / 10 2min   ）

　（ P A

　但在联轴器标准值中有 38mm，故 d 3 =38mm

　轴承的定位轴肩为 2 高速轴的强度计算 已知:n 1 =645.45r/min，T 1 =38.77N.m， 圆周力 N T F T 923 . 1192 65 / 38770 2 d / 21 1 1   

　 径向力:1 rF =tF N 907 . 411 18 cos 20 tan 923 . 192 cos tan1      

　 轴向力 ：1 aF =tF 1sin tan   1192.923tan20°×sin118.4349°=181.304 N

　 带对轴的压轴力 Q=843.256N

　 02 HM

　 （3-47）

　0 04 . 3 6 89.455 184 . 208r 1 1      F R QH 0 5 . 152 455 . 89 729 . 18 1r 2      F R QH mm N MH    100118.942 843.256 729 . 18 11 mm N MH      708 . 25968 167 . 672 1 455 . 9 8 256 . 43 8 184 . 2082 mm N F M MH H      33196.472 2 d a1 2 0 2 01  MV 0M V 2 

　137 . 5207 7 045 . 3 62   Ft MV 942 . 00118 11 1  MM H 167 . 80010 137 . 75207 27304.0922 222222    M MMV H

　本科论文

　472 331960 2 20. M MH 

　取根据 ) T (M M22ca   ， 6 . 0  

　 23262 6 020    T) . (M ca

　102785.8122) 38770 6 . 0 (2942 . 100118)16 . 0 (21M21    TM ca 699 . 405352) 38770 6 . 0 (272 . 33196 ) 6 . 0 (220220     T MM ca

　151 . 3323 82) 38770 6 . 0 (2167 . 80010 ) 6 . 0 (22220     T MM ca

　6）校核轴的静强度

　 根据轴的结构尺寸，选择弯矩叫大的Ⅰ剖面和弯矩较大. 轴径较细的Ⅲ剖面进行验算。根据主教材查得   b1 =59MPa

　Ⅰ剖面的计算应力：

　 安全

　3.14 经济技术分析 工艺成本是自己设计的产品以及零件价格，数目，保养等花费的金钱的总和还包括材料的价格总和。成本中自然包括可变费用和不可变费用。

　可变费用包括：机器的价格，所消耗的电力资源消费，网袋的价格与苹果包装产量成正比。

　不变费用包括：机器的折旧费，运输苹果费，保险费等等，这类费用与产量变化一般无关。

　根据现在机器的价格和电力资源的消耗可以粗略的估计成本能够被大多数人和企业所能接受因为现在的数据不是很准确一些零件的费用在市场上的浮动非常的大，而且现在样本量非常少并不能准确地估计评价价格的多少，但是初步估计能够被大多数人和企业所能接受。[10] 3.15 设备本身发生故障：

　（1）一些机构不能正常的工作出现的原因大致有：一些电机和电线并没有准确的结合产生接触不严的现象严重的时候会烧坏电机，电机高速转动的时候会产生静电吸引，造成大量灰尘积聚在电机内部会造成电机损坏，在温度骤变的情况下也会产生冷热交替，这样也会减少电机的寿命。

　本科论文

　快速处理的方法有：在电机和电线相接触的地方缠绕上绝缘层使得结出更加严密，牢靠并且还可以防止漏电，以免电伤人，勤换保险丝和熔断器，对电机进行及时的保修，保养，延长使用寿命。

　（2）滚子或者传送带发生不转动的情况有在连接的地方没有足够的油润滑，造成啮合过紧，不能正常的运动和工作，外界的温度也会影响使用寿命，热胀冷缩就会使带传动出现打滑现象。

　3.16...