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旋盖机说明书


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摘 要

回转式旋盖机适用于带螺纹的盖与瓶的旋盖,市场上现有的回转式旋盖机大 多数是半自动的包装机,瓶盖的疏理大多用人来完成,生产效率不是很高,而且 加大了劳动强度,再生产时有一定危险,本设计为自动理盖而且是多工位旋盖。 本文介绍了题目的研究背景和意义,论述了旋盖机在国内外的发展状况,介 绍了本次设计研究的内容及方

法。本次设计的重点是包装机的总体设计方案、包 装过程的旋盖、输送方式和定位方法,在此基础上进行了运动与结构的设计。本 次设计采用的包装方法是回转式的,是通过圆柱凸轮的轮廓线来实现旋盖头的上 下往复运动的,通过行星轮系传递转矩的;而且在满足包装机械原理的条件下, 充分考虑了整机的布局和经济性,同时该机还有结构简单、造价低、无污染、噪 声小和人及功能合理的特点。 关键词:旋盖机;旋盖;输送。

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Abstract
Rotary Capping Machine for the threaded cap and the bottle of screw cap, as the existing rotary capping machines are mostly semi-automatic packaging 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 a multi-position cap and screw cap. This article describes the background and significance of the research topics discussed Capper development at home and abroad, introduces the design of this study the content and methods. The packaging machine is designed to focus the overall design scheme, the packaging process of screwing conveyance methods and positioning methods, in this based on the movement and structure design. The design of the packaging used is rotary, through cylindrical cam contour to achieve capping head up and down reciprocating motion through the planetary gear transmission torque; and packaging machinery to meet the conditions of principle, give full consideration to the machine layout and the economy, while machine is also simple, low cost, no pollution, noise and human and functional characteristics of reasonable. Keywords: Capping Machine; capping; delivery.

II

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目 录

摘 要 ......................................................................................................................... I Abstract .................................................................................................................... II 目 录 ...................................................................................................................... III 第 1 章 绪 论 .......................................................................................................... 1 1.1 设计题目背景 ............................................................................................ 1 1.2 研究意义 .................................................................................................... 1 1.3 国内外相关情况 ........................................................................................ 1 1.4 选题意义 .................................................................................................... 2 第 2 章 总体方案设计 ............................................................................................ 3 2.1 设计任务分析 ............................................................................................ 3 2.1.1 设计参数 .......................................................................................... 3 2.1.2 工艺路线 .......................................................................................... 3 2.2 功能分析 .................................................................................................... 3 2.2.1 总功能确定 ...................................................................................... 3 2.2.2 各功能分解 ...................................................................................... 3 2.2.3 功能结构确定 .................................................................................. 3 2.3 功能求解 .................................................................................................... 4 2.3.1 分功能原理解 .................................................................................. 4 2.3.2 系统方案求解 .................................................................................. 4 2.4 方案评价 ................................................................................................... 5 2.5 系统方案原理图 ........................................................................................ 5 2.5.1 各执行构件方案简图 ...................................................................... 5 2.5.2 画总体方案简图 .............................................................................. 7 第 3 章 执行系统设计计算 .................................................................................... 8 3.1 行星轮系的设计计算 ................................................................................ 8 3.2 旋盖头的设计计算 .................................................................................... 9 3.3 圆柱凸轮及行星轮的设计计算 ................................................................ 9 3.4 输送链设计计算 ........................................................................................ 9 第 4 章 传动系统设计计算 .................................................................................. 11 4.1 动力机的选择 .......................................................................................... 11
III

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4.2 传动比分配 .............................................................................................. 11 4.3 各轴转速、功率及转矩的设计计算 ...................................................... 11 4.4 传动零件的设计计算 .............................................................................. 12 4.4.1 圆锥齿轮传动设计计算 ................................................................ 12 4.4.2 带传动设计计算 ............................................................................ 16 4.4.3 链传动设计计算 ............................................................................ 18 4.4.4 轴的设计计算 ................................................................................ 19 4.4.5 轴的强度校核 ................................................................................ 24 4.4.6 轴承寿命计算 ................................................................................ 25 第 5 章 回转式旋盖机的安装、维护和安全 ...................................................... 28 第 6 章 结论 .......................................................................................................... 29 参 考 文 献 .......................................................................................................... 30 致 谢 ...................................................................................................................... 32 附录Ⅰ 英文原文 .................................................................................................. 33 附录Ⅱ 中文译文 .................................................................................................. 37

IV

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第1章 绪 论
1.1 设计题目背景
旋盖机是自动灌装生产线的主要设备之一,用于玻璃瓶或 PET 瓶的螺纹盖封 口。随着社会的发展和人民生活水平的提高,人们对产品的包装质量的要求也越 来越高。由于螺纹盖具有封口快捷,开启方便及开启瓶后又可重新封好等优点, 使其在许多产品的包装中应用越来越广泛,诸如饮料,酒类,调味料,化妆品及 药品等瓶包装的封口就大量采用螺纹盖封口。目前现有的国产同类机型的封盖机 的产量,速度和自动化程度都相对落后。为了适应现代包装机高速,高效和高可 靠性生产的需要,研制了一种回转式旋盖机,该机采用多工位回转式结构,机电 气一体化,具有效率高,速度快,可靠性好和自动化程度高等优点。

1.2 研究意义
包装机械为包装工业提供装备机械,影响着各类包装制品工业的技术水平和 产品档次,制约着包装工业的发展和速度。长期以来,我国包装机械行业非常薄 弱,形不成规模和水平,致使我国包装工业发展极慢。我国包装机械行业在历经 了七十年代的起步,八十年代的发展,九十年代由于包装制品发展的需要而实现 了高速度发展,但是由于起步迟,起点低,规模小,我国包装机械总体水平要比 发达国家落后 20 年,国内目前需求量的 60/%,尤其是技术含量高的技术装备依 赖进口。对于包装制品工业,包装机械是我国包装工业的优势。

1.3 国内外相关情况
提高自动化程度是包装机械发展重要的趋势。产品和产量居世界之首的美国 十分重视白装机械与计算机紧密结合, 实现机电一体化控制, 将自动化操作程序、 数据收集系统、自动检验系统更多用于包装机械之中。日本则长于微电子技术, 用以开那个值包装机械,有效地促进了无人操作和自动化程度的提高。在计量、 制造和技术性能等方面居于世界领先地位的德国也高度重视提高自动化程度。几 年前,德国包装机械系统设计时,自动化技术在整个系统操作及运行中还占 30%, 现在已占到 50%以上。

1

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1.4 选题意义
目前国内灌装生产线中广泛使用的旋开封盖口机大多为直线式旋盖机,由于 直线式旋盖机是单通道式旋盖, 其生产能力受到限制, 不能适应高速旋盖的需要; 另外, 更换瓶子时调整比较困难, 无法对 不同高度瓶子实现快速调整后进行旋盖; 旋盖头单一,适应能力差,每一种瓶盖就要更换一次相应的旋盖头,既浪费时间, 又增大成本。所以各生产厂家的旋盖机在旋瓶盖能力、效率、事宜瓶型、事宜瓶 型及自动化程度等方面各有优缺点。为了适应现代包装机高速、高效和高可靠性 生产的需要,在广泛吸收国内外先进机型的基础上,设计此了机器。该机采用多 工位回转式结构。 本次设计是针对回转式旋盖机的不装设计。主要工艺流程包括:供瓶+供盖 —旋盖—输送。

2

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第 2 章 总体方案设计
2.1 设计任务分析
采用传统的方法设计一台回转式旋盖机,用于将容器盖上瓶盖。

2.1.1 设计参数
①生产能力:4000 瓶/小时 ②瓶盖尺寸:直径 30~40mm;高 20mm ③瓶子尺寸:直径 60mm;高 50mm~60mm

2.1.2 工艺路线
供送瓶和盖 旋盖 送出产品

2.2 功能分析
2.2.1 总功能确定
回转式旋盖机的总功能为:将盛满液体的容器固定在输送链上,用旋盖头将 瓶盖旋在容器上,依次完成供瓶、供盖、旋盖、输送等工序。

2.2.2 各功能分解
整机的功能可分为:动力功能,传动功能,供送功能,旋盖功能,送出功 能。 功能分解的目的是有更多的方案解用来参考,以便找到最优的设计方案。

2.2.3 功能结构确定

3

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? ? ? ? ? ?动力{ 电动机、汽油机、柴油机 ? ?供瓶:链 ? ? ? ? ?供盖:里盖器、人工、机械手 旋盖机?传动? ? ?旋盖:旋盖头 ? ?送出:链、拨盘 ? ? ? ?送瓶:链、拨盘 ? ? ?执行?送盖:转盘 ? ? ?旋盖:旋盖头 ? ?送出:链、拨盘、带、机械手 ? ? ?

2.3 功能求解
2.3.1 分功能原理解
用形态学矩阵求解
表 2.1 形态矩阵

功能解 分功能 A 动力 B 供盖 C 送出 1 电动机 理盖器 拨盘 2 汽油机 人工 带 3 柴油机 机械手 机械手 链 4 液压泵

可能的方案: 4 × 3 × 4 = 48 根据工作条件及可行性选择 A1-B1-C1

2.3.2 系统方案求解
综合多方面的因素选定一下几种方案供参考: 1. 2. 电动机----理盖器----拨盘 链传送----人工----带
4

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3. 4. 5.

液压泵----机械手----机械手 电动机----理盖器----带 电动机----理盖器----链

2.4 方案评价
方案评价(如表 2.3)
表 2.3 方案评价表 评价标 准 满足功能要 求 合理性 经济性 环境适应性 ? + + ? + ? — — ? + — + + + + — ? ? + + P1 P2 P3 P4 P5

总评价

2 +

+ ? ?

+ ?

3 +

4 +

由此得到方案 5 电动机----理盖器----链 此解为最优解。

2.5 系统方案原理图
2.5.1 各执行构件方案简图
(1)此装置是依靠链传动,输送出已旋盖的瓶,如图 2.2 所示。

图 2.2

链传动输送机构

(2)此装置是旋盖头,拾取瓶盖是通过卡盖头种均布 6 个 O 型弹簧保持的
5

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钢珠完成,导向套避免捡盖时盖歪斜。当卡头将瓶盖放在瓶口上与瓶口螺纹接触 时,通过顶压弹簧产生顶压力使卡头内锥产生足够的摩擦力矩将瓶盖拧紧。旋紧 后,离合器自动打滑,以此完成旋盖,如图 2.3 所示。

图 2.3

旋盖头机构

(3)此装置是圆柱凸轮,其目的是使旋盖头实现升降,如图 2.4 所示。

图 2.4

圆柱凸轮机构

(4)此装置是拨盘,输送需拨盘来完成,如图 2.5 所示。
6

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图 2.5 输送拨盘机构

2.5.2 画总体方案简图
整体布局结构要紧凑,在整体部局上要符合人机工程学学原理,料斗的高度 要适中,以便上料,以便操作者能够方便的进行控制,如图 2.6 所示。 5 4
6

7 3

1

2

1-电机 2-减速器 3-输送链 4-旋盖头 5-理盖器 6-圆柱凸轮 7-供瓶机构

图 6 总体结构布置图

7

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第 3 章 执行系统设计计算
3.1 行星轮系的设计计算
拟定运动方案
根据执行系统的工作任务拟定实现该任务的运动方案,该机构及传递转矩而 且大齿轮不动,因此我选择用一根实心轴外面再套一根空心轴,用实心轴支撑大 齿轮及圆柱凸轮,用空心轴传递转矩。已知 n H =10 r 两齿轮外啮合 min , n1 =10 × 6=60 r min ,

i12 =
H

n1 n2

H H

=

n1 ? n H Z =? 2 n2 ? n H Z1
min

n1 =10 × 6=60 r n H =10 r
a=

min

1 (d 1 + d 2 ) = 480mm 2

取 m=3.5

Z1 =200

Z 2 =40

d1 =m z1 =700mm d 2 =m z 2 =140mm
d a 1 =707mm

d f 1 =691.25mm
d a 2 =147mm
图 3.1 执行系统图

d f 2 =131.25mm
P=π × m=10.99mm πm =5.495mm S= 2

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3.2 旋盖头的设计计算
运动方案确定以后,接着是合理选择执行机构的类型组合。旋盖头的上下运 动时依靠圆柱图轮廓线来完成,旋盖的实现是依靠爪来抓住瓶盖,随着行星轮的 转动开始旋盖, 当盖宣到一定的时候应该用离合器, 我这次采用的是电磁离合器, 依靠两磁铁的磁性相互吸引,当盖旋好时离合器自动打滑旋盖完成。利用圆柱螺 旋压缩弹簧来缓冲旋盖头与瓶盖之间的力,同时依靠导向套来防止瓶盖歪曲。瓶 盖的尺寸直径 30-40mm,高 20mm。

3.3 圆柱凸轮及行星轮的设计计算
行星轮的不仅自转,且要围绕大齿轮公转。转矩从大圆盘上传过来带着行星 轮旋转,但是行星轮还有公转。因此我想到了用花键轴来解决。行星轮要在大齿 轮上不仅做滚动,而且还要上下移动,所以大齿轮的厚度等于凸轮廓线的长度。 与凸轮连接的轴不能转,因此我又一次选择用实心轴外面再套空心轴。

3.4 输送链设计计算
链轮基本参数计算 传动功率 Pc = 0.0375kw,确定链轮齿数 Z1 = 17 , Z 2 = 17 。 修正功率 P= Pc f1 f 2 = 0.036 kw 式中: f1 为工况系数:查文献[17] 第 14 篇 表 14.2-4 得 f1 =1.0。

f 2 为主动链齿数系数:由[17] 第 14 篇图 14.2-4 得 f 2 =0.96。 链条节距 p : 根据 p,n 查机械设计书图 4-11, 确定链型号 06B 型节距 P=9.525
mm。 a 0 = (30 ~ 50) p = (30 ~ 50) × 9.525 =285.75 ~ 476.25mm (1)计算链长节数 X 0 取 a0 =400

X0 =

2a 0 Z 1 + Z 2 f 3 p + + =84+17=91 p 2 a0
2 2

? Z ? Z1 ? ? 17 ? 17 ? f3 = ? 2 ? =? ? =0 ? 2 × 3.14 ? ? 2π ?
(2)最大中心距(理论中心距)

取 X 0 = 91 节

c = X0 ?

Z1 + Z 2 17 + 17 = 91 ? = 84 2 2
9

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a=

p 9.525 c + c 2 ? 8 f3 = 84 + 84 2 ? 8 × 0 = 400.05mm 4 4

(

)

(

)

a ' = a ? ?a = 400.05 ? 0.003 × 400.05 = 398.85mm

v=
F=

Z 1 n1 p 17 × 60 × 9.525 = = 0.162 < 0.6m / s 60 × 1000 60 × 1000
1000 P 1000 × 0.036 = = 222.2 N v 0.162

α = 180o ? ?
d1 =

? z 2 ? z1 ? o o o ? × 57.3 = 180 > 120 ? πa ?

p 9.525 = = 51.77 mm o 180 180 o sin sin Z1 17

d a1 max = d 1 + 1.25 p ? d r = 51.77 + 1.25 × 9.525 ? 6.35 = 57.33mm

? 1.6 ? 1.6 ? ? p ? d r = 51.77 + ?1 ? d a1 min = d1 + ?1 ? ? ? × 9.525 ? 6.35 = 54.05mm ? ? z1 ? ? 17 ? ?
取d a1 = 55mm
d f 1 = d 1 ? d r = 51.77 ? 6.35 = 45.42mm

d2 =

p 9.525 = = 51.77 mm o 180 180 o sin sin Z2 17

d a 2 max = d 2 + 1.25 p ? d r = 51.77 + 1.25 × 9.525 ? 6.35 = 57.33mm

? 1.6 ? 1.6 ? ? p ? d r = 51.77 + ?1 ? d a 2 min = d 2 + ?1 ? ? ? × 9.525 ? 6.35 = 54.05mm ? ? z2 ? ? 17 ? ?
取d a 2 = 55 mm
d f 2 = d 2 ? d r = 51.77 ? 6.35 = 45.42mm

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第 4 章 传动系统设计计算
4.1 动力机的选择
根据工作负荷的大小和性质、工作机的特性和工作环境等,可参考同类包装 机进行选择电动机的种类、类型和结构形式、功率和转速,进而确定电动机的型 号。因为负荷稳定(或变化很小) 、长期连续运转的机械,可按照电动机的额定功 率 选 择 , 而不 必 校验电 动 机 的发 热 和 起动转 矩 。 所以 根 据 国家标 准 , 选 择 WXD8095 一级直联式电动机该电机额定功率为 0.75KW,输出轴转速 138r/min, 输出转矩为 48.7 N·m。 电机选择 Y2 系列三相异步电动机 电机型号 Y2-712-4 减速器 n 电=1380r/min

0.37-8085A-11

4.2 传动比分配
1380 = 138 10 传动比分配(由电机分配到主轴)

总传动比 i总 =

i 减 =11 i 带 =2.5 i 链 =2.5 i 锥 =2

根据电机功率及输入转矩在文献[12]第 16 篇表 16 -18 选择 ZDY 型硬齿面圆 柱齿轮减速器,型号为 ZDY 150-5-I JB/T8853-1999

4.3 各轴转速、功率及转矩的设计计算
η 减速器 = 0.85 , 带 = 0.95 , 链 = 0.94 , 轴承 = 0.99 , η 锥齿 = 0.97 , 联轴器 = 0.99 η η η , η
0 轴:电机输出轴 P0 = Pr = 0.37 kw
n0 = 1380 r/min

T0 = 9550 ×

P1 0.37 = 9550 × = 2.56 N·m n1 1380

Ⅰ轴:减速器高速轴

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P1 = P0 × η 承 × η



= 0.37 × 0.99 × 0.95 = 0.348 kw

n1 =

n0 1380 = = 552 r/min i带 2 .5

T1 = 9550 ×

P1 0.348 = 9550 × = 6.02 N·m n1 552

Ⅱ轴:主传动轴
P2 = P1 × η 链 × η 2 承 × η 减 = 0.348 × 0.95 × 0.99 2 × 0.95 = 0.308 kw

n 2 = 20 r/min P 0.308 T2 = 9550 × 2 = 9550 × = 147.07 N·m 20 n2 ΙΙΙ 轴:分配轴 P3 = P2 × η 链 × η 2 承 = 0.308 × 0.95 × 0.99 2 = 0.287 kw n3 = 20 r/min

T3 = 9550 ×

P3 0.287 = 9550 × = 137.04 Nm 20 n3

ΙΙΙ 轴:分配轴

P4 = P3 × η 锥 × η 2 承 = 0.287 × 0.97 × 0.99 2 = 0.273 kw
n 4 = 10 r/min P 0.273 T4 = 9550 × 4 = 9550 × = 260.715 Nm 10 n4

4.4 传动零件的设计计算
4.4.1 圆锥齿轮传动设计计算
1.选择齿轮材料精度等级 齿轮减速器为一般机械,小齿轮材料选用 45 钢,调质处理,由表 5—1 查得 小齿轮 45 调质,硬度 217~255HB,取硬度为 235—255HB; 大齿轮材料选用 45 钢,正火处理,硬度 162~217HB,取 190—217HB。 齿轮精度等级为 8 级 2.按齿面接触疲劳强度设计 由式 5—54

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? ZH ZE ? 4 KT1 d1 ≥ 3 ? ? mm 2 ? φRu (1 ? 0.5φR ) ? [σ H ] ? ?
初选 K t =1.2 由式 5—14

2

ZH =

2 =2.5 sin 20 cos α 20 o
o

由表 5—5 查得: Z E =189.8 MPa 取 φ R =0.3 得 T1= 9550 × 由式 5—33 p1 ×1000=6239Nmm n1

N1 =60 n 1 jLh=60×30×1×(10×300×8)=4.32×107 N 2 = N1 / i 2 =4.32×107/2=2.16×107
查图 5-17 得 Z N 1 =1.22, Z N 2 =1.26 取 Zw=1.0, S H lim 1 =1.0, Z LVR =0.92 由图 5-16(b)得 σ H lim 1 =590Mpa, σ H lim 2 =570MPa 由式(5-28)计算许用接触应力

[σ H ]1 = [σ H ]2 =

σ H lim 1
S H min ZN1ZXZWZLVR=

590 × 1.22 × 1.0 × 1.0 × 0.92 1 .0

=662.21Mpa

σ H lim 2
S H min ZN2ZXZWZLVR=

570 × 1.26 × 1 × 1 × 0.92 1 .0

=660.74Mpa

4 KT1 d1 ≥ 3 φ R u (1 ? 0.5φ R ) 2

? ZH ZE ? ? [σ ] ? H

? ? ? ?

2

(3-12)

=33mm 取 Z1 =25, Z 2 = i × Z 1 =2×25=50

z2 实际传动比 i′ = z =2 与理论相差为 0,在允许范围内 1
d1 m= z =1.3mm 1

取标准模数 m=1.5mm

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d1 = mz1 =1.5×25=37.5mm dm1 = d1 (1 ? 0.5 × φ R ) =37.5×(1-0.5×0.3)=31.875mm
Vm =

πdm1 n 1
60 × 10 3

=0.05m/s

由表 5—3 取 K A =1.25 vm z1 =0.32 100 查图 5—4 K v =1
m 2 2 z1 + z 2 =56mm 2 b = φ R R =0.3×56=16.7mm
m1

R=

取 b=20mm

b φdm= d =0.63

查图 5—7 得 K β =1.15
K = K A K v K β =1.25×1.0×1.15=1.43

σ H = ZH ZE

2 KT1 2 bd1 (1 ? 0.5φR ) 2

u2 +1 <〔 σ H 〕2 u

=583.5Mpa< [σ H ]2 =660.3Mpa 3.校核齿根弯曲疲劳强度 由式 5—55 2 KT1 Y Y σF = [σ ] bd1m(1 ? 0.5φR ) 2 Fa1 sa1 ≤ F

安全

δ1 =arctan

z1 O z 2 =arctan(1/2)=26.56

δ 2 = 90° ? δ1 = 90° -26.56O =63.43 O
z v1 = z1 cos δ 1 =25/cos26.56O=27.95
z v 2 = z 2 cos δ 2 = 50/cos63.43 O =111.78

按 zv1 , zv 2 查图 5—14 得 YFa1 =2.7, YFa 2 =2.24

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查图 5—15 得 Ysa1 =1.60, Ysa 2 =1.82 查图 5—18b 得 σ Flin1 =220MPa, σ Flin 2 =210MPa 查图 5—19 得 YN 1 =1.0, YN 2 =1.0 由式 5—32 得 YX =1.0 取 YST =2.0, S F min =1.4 由式 5—31

[σ F 1 ] = σ F lim1YST YN 1YX =314.28MPa S
F min

[σ F 2 ] = σ FSlim 2YST YN 2YX =300MPa
F min

σ F1 =

2 KT1 Y Y bd1m(1 ? 0.5φR ) 2 Fa1 sa1

=71.13MPa < [σ F 1 ] =314.28MPa 安全

σ F 2 = σ F1

YFa 2Ysa 2 [σ ] YFa1Ysa1 =70.03 MPa〈 F 2 =300MPa 安全

4.齿轮主要参数及几何尺寸计算

z1 =32, z 2 =64,u=2.0, m=3mm d1 = m z1 =1.5×25=96mm

d 2 = m z 2 =2.0×50=192mm
d a1 = d1 + 2m cos δ 1 =37.5+2×1.5×cos26.56O=101.366mm d a 2 = d 2 + 2m cos δ 2 =100+2×1.5×cos63.43 O=194.683mm
d f 1 = d1 - 2.4m cos δ 1 =37.5-2.4×1.5×cos26.56O=89.56mm d f 2 = d 2 - 2.4m cos δ 2 =100-2.4×1.5×cos 63.43 O=188.78mm

R=

m 2 2 z1 + z 2 =107.33mm 2 b = 33mm

取 108

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4.4.2 带传动设计计算
1、确定设计功率 PC 由表 3—4 查得 K A =1.1 PC= K A ×P=1.1×0.3=0.33 kw 2、选取 V 带的型号 根据 PC 和 n0 由图 3-12 确定,因工作点处于 Z 型区,故选 Z 型。 3、确定带轮基准直径 d d 1 、 d d 2 ①选择小带轮直径 d d 1 由表 3-5 和表 3-6 确定 d d 1 =80mm ②验算带速 V

πd d 1 n1
V=
60 × 1000

=5.78m/s

在 5—25m/s 之间,故合乎要求 ③确定从动轮基准直径 dd2 dd2=2.5dd1=200mm 查表的 3-6 取 d d 2 =200mm ④实际从动轮转速 n2 和实际传动比 i 不计 ε 影响,若算得 n2 与预定转速相差 ? 5%为允许。
i′ =
+

dd 2 d d 1 =2OO/80=2.5(误差为 0)

4、确定中心距 a 和带的基准长度 Ld ①初定中心 a0 本题目没有给定中心距,故按式 3—25 确定 0.7(dd2+dd1)≤ a 0 ≤2(dd2+dd1) 0.7(80+200)≤ a 0 ≤2(80+200) 196≤ a 0 ≤560 取 a 0 =200mm ②确定带的计算基准长度 Lc 按式 (d d 2 ? d d 1 ) 2 π Lc ≈2 a 0 + ( d d 1 + d d 2 )+ =1051.6 ㎜ 4a 0 2
16

本科生毕业设计(论文)

③取标准 Ld 按表 3-3 取 Ld =1000 ㎜ ④确定中心距 a 按式 3-27

a = a0 +

Lc ? Ld =225.8 ㎜ 2

a 调整范围

amax=a+0.03Ld=255.8mm

amin=a-0.015Ld=210.8mm
5、验算包角 α α≈180°+ (d d 1 ? d d 2 ) ×60° a =152°>1200 符合要求

6、确定带根数 z 按式 3-29 Pc Z≥ P ′ 0 由式 3-19 单根 V 带所能传递的功率
′ p 0 = k a ( p 0 + ?p1 + ?p 2 )

由式 3-20 包角系数 k a
k a =1.25(

1? 5

?

α0
180°

)=0.9286
?4

由表 3-2 查得 C1=2.07X10

C2=3.92X10 ?3

C3=5.5X10 ?15 C4=2.55X10 ?5 w1=144.4rad/s L0=1320mm c P0 = d d 1 ω1〔C1- 2 -C3 (d d 1ω1 ) 2 -C4lg(dd1ω1)〕 dd1 =0.62 kw
2 ?p1 =C4 d d 1 ω1lg 1 + 10 c 2 1 ( 1 ? 1) c4 d d1 s

=0.08

kw

?p 2 =c4 d d 1 ω1lg

Ld L0 =-0.035kw

17

本科生毕业设计(论文)

′ p 0 = k a ( p0 + ?p1 + ?p 2 )=0.62kw V 带的根数 Pc Z≥ P ′ =0.33/0.62=0.53 取 Z=1 根 0 7、确定初拉力 F0 按式 3-30 Pc 2.5 F0=500 ( K -1)+qν 2 νz a =47.55N 8、计算轴压力 Q 按式 3-31 Q=2F0zsin
a1 =95.55N 2

4.4.3 链传动设计计算
1.链轮基本参数计算

传动功率 Pc = 0.0432kw,确定链轮齿数 Z1 = 17 , Z 2 = 42.5 取 42 修正功率 P P= Pc f1 f 2 = 0.288 kw 式中: f1 为工况系数:查文献[17] 第 14 篇 表 14.2-4 得 f1 =1.0。 f 2 为主动链齿数系数:由[17] 第 14 篇图 14.2-4 得 f 2 =0.96。 链条节距 p : 根据 p,n 查机械设计书图 4-11, 确定链型号 06B 型节距 P=9.525
mm。 a 0 = (30 ~ 50) p = 30 × 9.525 =285.75mm

(1)计算链长节数 X 0

X0 =

2a 0 Z 1 + Z 2 f 3 p + + p 2 a0
=60+29.5=89.5

式中

? Z ? Z1 ? ? 42 ? 17 ? f3 = ? 2 ? =? ? = 15.8 ? 2 × 3.14 ? ? 2π ?
2 2

取 X 0 = 89 节 (2)最大中心距(理论中心距)

18

本科生毕业设计(论文)

c = X0 ?
a=

p 9.525 c + c 2 ? 8 f3 = 60 + 60 2 ? 8 × 0 = 285.75mm 4 4
a ' = a ? ?a = 285.75 ? 0.003 × 285.75 = 285

(

Z1 + Z 2 42 + 17 = 89 ? = 59.5 2 2

)

(

)

实际中心距

链速

v=

Z 1 n1 p 17 × 50 × 9.525 = = 0.135 < 0.6m / s 60 × 1000 60 × 1000
1000 P 1000 × 0.288 = 2133 N = v 0.135

F=

α = 180o ? ?

? z 2 ? z1 ? o o o ? × 57.3 = 179 > 120 ? πa ?

链轮几何尺寸计算 p 9.525 d1 = = = 51.85mm o 180 180 o sin sin Z1 17 d a1 max = d 1 + 1.25 p ? d r = 51.85 + 1.25 × 9.525 ? 6.35 = 57.4mm

? 1.6 ? 1.6 ? ? p ? d r = 51.85 + ?1 ? d a1 min = d1 + ?1 ? ? ? × 9.525 ? 6.35 = 54.12mm ? ? z1 ? ? 17 ? ?
取d a1 = 58mm
d f 1 = d 1 ? d r = 51.85 ? 6.35 = 45.5mm

h=9.5+6.67+0.5=16.22 p 9.525 d2 = = = 127.5mm o 180 180 o sin sin Z2 42

d a 2 max = d 2 + 1.25 p ? d r = 127.5 + 1.25 × 9.525 ? 6.35 = 133mm

? 1.6 ? 1.6 ? ? p ? d r = 127.5 + ?1 ? d a 2 min = d 2 + ?1 ? ? ? × 9.525 ? 6.35 = 130mm ? ? z2 ? 42 ? ? ?
d f 2 = d 2 ? d r = 127.5 ? 6.35 = 121.15mm

4.4.4 轴的设计计算
(1)选择轴的材料:轴的材料为 45 号钢,调质处理。
19

本科生毕业设计(论文)

由文献[21] 第 19 篇 表 19.1-1 查得材料力学性能数据为: σ b = 637 MPa

σ s = 353 MPa σ ?1 = 268 MPa τ ?1 = 155 MPa
E=2.15 × 10 5 MPa (2)按扭矩初步估算轴端直径 根据文献[18] 第 19 篇 表 19.3-1 公式初步计算轴径,由于材料为 45 钢,由 文献[18] 第 19 篇 表 19.3-2 选取 A=118,
3

按文献[18] 第 19 篇 中式(8-2) d 1 ≥ A0
3

P1 n1

d 1 ≥ 118×

0.273 =25.5mm 取 d=26mm 10

(3)轴的结构设计

图 4.1 轴的结构图

根据轴的受力,选取 02 系列角接触球轴承。轴段 AB 长为 a=318mm,BC 长为
b=129mm,CD 长为 c=143mm。

轴上受力分析 : 轴传递的扭矩 T = 260.715Nm (4)轴上受力分析 (如图 4.2)

v=

Z 1 n1 p 17 × 60 × 9.525 = = 0.162 < 0.6m / s 60 × 1000 60 × 1000
1000 P 1000 × 0.036 = = 222.2 N v 0.162

Ft =

Q F = K Q Ft = 1.2 × 222.2=266.64N
20

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圆锥齿轮Ⅱ的圆周力 Ft 2 =

2T d2

=

2 × 260.715 × 1000 = 200055 N 26

圆锥齿轮Ⅱ径向力 Fr 2 = Ft 2 tan α cos δ 1 = 200055 × 0.364 × cos 45 o = 51484 N 圆锥齿轮Ⅱ轴向力 Fa 2 = Ft 2 tan α sin δ 1 = 200055 × 0.364 × sin 45° =51484N

Fa Ft

QF

图 4.2 轴受力图

(5)求支反力
a.在水平平面内的支反力

由 ∑ M BZ = 0 得
RCZ b ? aQ F ? Ft 2 (b + c) = 0 RCZ = 4224.79 N

由 ∑ FZ = 0 得
? QF ? RCZ + RBZ + Ft 2 = 0

RBZ = 2226.904 N

图 4.3 水平面的支座反力

b.在垂直平面内的支反力

由∑ M

y

= 0 得

RCy b ? Fr 2 (c + b) + Fa 2 d / 2 = 0
21

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RCy = 1266.506 N

由 ∑ Fy = 0 得
R By ? RCy + Fr 2 = 0 R By = 1261.35 N

图 4.4 垂直面支座反力

如图 4.4 (6).作弯矩和转矩图 a.水平平面的弯矩图(如图 4.5) 锥齿轮在水平平面的弯矩
M CZ = cFt 2 = 143 × 51484 × 10 ?3 = 7362 N·m

M cZ

图 4.5 水平面弯矩图

b.垂直方向的弯矩图(如图 4.6) M BZ = aQF = 266.64 × 318 × 10 ?3 = 84.8 N·m M Cy = cFr 2 = 7362 N·m

22

本科生毕业设计(论文)

M

' Cy

= M

Cy

? F a 2 × d 2 / 2 = - 59560

N·m

M / cy

图 4.6 竖直方向弯矩图

c.合成弯矩图(如图 4.7) 作用力在 B 截面的合成弯矩为
2 2 M B = M Bz + M By = 84.8 N·m

作用力在 C 截面的合成弯矩为
'2 2 M C = M Cy + M CZ = 60015 N·m

MB

Mc

图 4.7 合成弯矩图

d.作转矩图(如图 4.8)

TB = T = 260.715 N·m

TC = T = 260.715 N·m

23

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图 4.8 转矩图

4.4.5 轴的强度校核
(1).确定危险截面 根据轴的结构尺寸及弯矩图、 扭矩图, 截面 C 处弯矩最大, 故属于危险截面, 需对截面 C 进行强度校核。 (2).安全系数校核计算 由于此轴转动,弯矩引起对称循环的弯应力,转矩引起的为脉动循环的切应 力。 弯曲应力为

σa =

M C 9.87 = MPa =20.1MPa W 0.491

式中 W—抗弯截面系数,W=0.1 d 3 W=0.491 × 10 ?6 m 3

d=17。

由于是对称循环弯曲应力,故平均应力 σ m = 0 根据文献[18] 第 19 篇式(19.3—2)得出: 268 σ ?1 Sσ = = =5.9 Kσ 1.63 σ + ?στ m × 20.1 + 0 εσ β α 0.95 × 0.76 式中 σ ?1 —45 钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限,由表 19.1-1 查得 σ ?1 =268Mpa;
K σ —正应力有效应力集中系数,由文献[18] 第 19 篇 表 19.3-5,按配合查

得=1.63; β —表面质量系数,轴经车削加工,由文献[18] 第 19 篇表 19.3-8 查得 β =0.95;

ε σ —尺寸系数,由文献[18] 第 19 篇表 19.3-11 查得 ε σ =0.76。

24

本科生毕业设计(论文)

切应力幅为 τ α = τ m =

T 2W

=

5.97 × 10 6 =6.1MPa 0.98

式中 : WP —抗扭断面系数, WT =0.2 d 3 =0.98 × 10 ?6 m 3 根据 文献[18] 第 19 篇式(19.3-3) Sτ =

τ ?1 ετ β


τ α + ?τ τ m

=

155 1.43 × 6.1 + 0.21 × 6.1 0.95 × 0.76

=11.6

式中: ?1 —45 钢扭转疲劳极限, τ 由文献[18]第 19 篇表 19.1-1 查得 τ ?1 =155Mpa;
K τ — 切应力有效应力集中系数,由文献[18]第 19 篇表 19.3-5 按配合查得: Kτ =1.43;

β , ε ——同正应力情况; φτ ——平均应力折算系数,由文献[18]第 19 篇表 19.3-13 查得 φτ =0.21。
轴 B 截面的安全系数由文献[18]第 19 篇式(19.3-1)确定
S =

Sσ Sτ Sσ + Sτ
2 2

=

5.9 × 11.6 5.9 2 + 11.6 2

=5.3

由[2]中表 19.3-4 可知,[S] =1.8~2.5 故 S>[S] ,该轴 C 截面是安全的。

4.4.6 轴承寿命计算
已知:7206C 轴承 e=0.38,Y=1.47. 合成支反力: 基本额定动载荷 C=11200N,

2 2 R1 = R 1H + R 1V =2538N

R 2 = R 2 H + R 2 V =3053N 2 2

S1 = R1 /(2Y)= 2538/(2×1.47)=863N S 2 = R 2 /(2Y)= 3053/(2×1.47)=1038N A1 =max( S1 , S2 +Fa)=1038+154=1192N A 2 =max( S2 , S1 -Fa)=1038 N
A1 / R1 =1192/2538=0.47>e=0.38 X1 =0.72, Y1 =2.39 A 2 / R 2 =1038/3053=0.34<e=0.38 X 2 =1, Y 2 =1.65

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本科生毕业设计(论文)

轴承承受轻度载荷冲击,所以取 f d =1 根据弯矩合成图 f m1 =1 f m 2 =1

P1 = f d f m1 ( X1 R1 + A1 Y1 )
=1 × 1×(0.72×2538+2.39×154)=2195N

P2 = f d f m 2 ( X 2 R 2 + A 2 Y 2 )
=1 × 1 × (1×3053+1.65×154)=3307N ∵ P1 < P2 ∴计算轴承 2 的寿命
6 6 L10 h = 10 ? f t C ? = 10 ? 1 × 11200 ? =21581h>20000h ? ? ? ? 60n ? P ? 60 × 30 ? 3307 ?
3

ε

大于轴承预期寿命

即轴承寿命够。

已知轴直径 d=17mm,工作无冲击;工作温度低于 120 o C,要求轴承寿命为
10 年。

由[17]第 20 篇表 20.6-1 初选锥齿轮球轴承 30203。基本额定动载荷

C r = 20.8KN,基本额定静载荷 C or =21.8KN,e=0.35,Y=1.7。
支反力分别为: R By = 2.3N
RCy = 45N RCZ = 318.8 N

RBZ = 419.64 N
合成支反力:

2 2 RB = RBy + R Bz = 2.3 2 + 419.64 2 =419.65N

2 2 RC = RCy + RCZ = 45 2 + 318.8 2 =322N

计算轴承的派生轴向力 S
SB = SC = RB 419.65 = = 123.4 N 2 × Y 2 × 1 .7 RC 322 = = 94.7 N 2 × Y 2 × 1 .7
图.4.9 轴承截面图

求轴承的轴向载荷 A 由 轴的结构知 FA = Fa 2 =42.7 N
A1 = max(S C + FA , S B ) =max(137.4,123.4)=137.4 N

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A2 = max(S B ? FA , S C ) =max(80.7,94.7)=94.7 N 计算轴承的当量动载荷 P A 137.4 由 1 = = 0.33 < e = 0.35 R1 419.65 查表 9-6, X 1 =1, Y1 =0 A 94.7 由 2 = = 0.29 < e = 0.4 R2 322 查表 9-6, X 2 =1, Y2 =0 查表 9-7,取 f d =1.5

PB = f d f m ( X 1 R1 + Y1 A1 )=1.5×2×(1×419.65+0)=1259N
PC = f d f m ( X 2 R2 + Y2 A2 )=1.5×2×(1×322+0)=966 N PC < PB 计算轴承 A 的寿命
查表 9-4 f t = 1 10 6 ? f t C ? 10 6 ? 1 × 20800 ? 3 = ? ? = ? ? = 24010h 60n ? P ? 60 × 60 ? 1259 ?
ε
10

L10 h

10 小时一班工作制,每天 1 班,一年工作 300 天计算轴承的使用年限为
24010 = 80 年>10 年,故满足要求 10 × 300

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第 5 章 回转式旋盖机的安装、维护和安全

一、安装
基础地面应平整,由各厂根据条件自行决定,只要能在安装范围内承受分拣 机重量即可。 本设备设由地脚螺栓在安装时应进行调试,对各部件之间的运动位置及自动 控制系统按运动要求调试好之后,使用时不要再做调整。 在安装时需要进行调试,保证整机各个工位执行的协调性,保证整机运转灵 活。

二、维护保养
1、工作结束后,应做好清洁工作,将残留在机器上的污滞清理干净并检查电 源是否已经关掉。 2、每日机器工作后 ,首先断开电源,擦试机器表面、工作台等部位, 检查 传动系统润滑情况,检查各种开关键的松紧情况。 3、应每星期检查一次各部润滑情况,如有故障应及时排除 4、 需要经常拆洗的零件应定时拆下进行解体清洗。

三、安全要求
1、在运转中,如发生故障,首先关掉电源,才能进行修理。在修理过程中 绝对不允许硬敲硬打,以免损坏机器。 2、工作后温度很高,不要用手去碰。停机至少半小时才可对机械清理、维 修。 3、工作时不要用手或其它物体接触执行头。

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第 6 章 结论

本设计首先对任务要求进行了分析,进行了总体方案设计,确定了各个机构 的方案,之后分别对每个部分进行了设计计算。 本设计依据机械原理,采用旋盖头的转动来进行旋盖,旋盖头采用 6 工位循 环工作;并且通过圆柱图轮廓线实现上下往复运动,利用电磁离合器实现旋盖后 的自动打滑,以满足工艺要求。本机具有供瓶、供盖、旋盖、输送等功能,能够 实现瓶盖尺寸:直径 30~40mm;高 20mm;瓶子尺寸:直径 60mm;高 50mm~60mm, 旋盖,功率 4000 瓶/小时 。本机采用回转式的工艺路线,节省空间,整体结构紧 凑;本次设计参考了各类包装机械设计的长处,同时借鉴了其它机械的优点完成 了自动选改包装机部装设计 本机还存在生产率偏低、自动化程度低、单机功能偏少等问题,应在生产率、 自动化、多功能方面给以改进。

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参 考 文 献

[1]. 吕宪昆.中药丸自动装盒贴签装置.中国专利,93204026.8.1994—07 机械设 计手册.软件版.V3.0 [2]. 周显权.中药丸真空蜡壳包装机.中国专利,99223130.2.2000—08—3 [3]. 孙桓.机械原理.高等教育出版社, 2000 [4]. 许林成等.包装机械原理与设计.上海科学技术出版社,1988 [5]. 赵韩等.机械系统设计.高等教育出版社,2005 [6]. 侯珍秀.机械系统设计.哈尔滨工业大学出版社,2003 [7]. 孙志礼等.机械设计.东北大学出版社,2004 [8]. 中国机械 CAD 论坛 http://www.jxcad.com.cn/read.php [9]. 包装机械设计.辽宁工业大出版,2007 [10]. 中国知网.http://www.cnki.net/index.htm [11]. 包装与食品机械 1997 年第 15 卷 第6期

[12]. 孔志礼 .机械设计.东北大学出版社, 2000 年 9 月第一版 [13]. 成大先.机械设计手册.第四版.第一卷. 化学工业出版社,2002 [14]. 成大先.机械设计手册.第四版.第三卷. 化学工业出版社,2002 [15]. 成大先.机械设计手册.第四版.第四卷.化学工业出版社,2002 [16]. 成大先.机械设计手册.第四版.第五卷.化学工业出版社,2002 [17]. 机械设计手册.新版.第二卷.机械工业出版社.2004 [18]. 机械设计手册.新版.第三卷.机械工业出版社.2004 [19]. 许成林主编.包装机械.长沙:湖南大学出版社,1988 [20]. 张源泽主编.轻工业包装技术.北京:轻工业出版社,1990 [21]. 郭敬孙主编.包装机械应用技术.上海:上海市包装协会, [22]. 许福玲,陈尧明主编.液压与气压传动-2 版.北京:机械工业出版社,2004.7

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本科生毕业设计(论文)

[23]. 吴宗泽,罗圣国主编.机械设计课程设计手册-2 版.北京:高等教育出版社, 1999 [24]. 高德主编.包装机械设计.北京:化学工业出版社,2005.6 [25]. 周开勤主编 机械零件手册-4 版.北京:高等教育出版社,1994 [26]. 大连理工大学工程画教研室编.机械制图-5 版.北京: 高等教育出版社, 2003.8 [27]. 赵振起主编.机械制图手册.北京:国防工业出版社,1986.10 [28]. 澎国勋主编. 包装机械浅论.北京:机械工业大学出版社,1990 [29]. 沈跃泽主编.国外常用液体灌装机构的概况.包装机械 .1988.02 [30]. 全国包装机械标准化工作现状及展望.中国包装工业,2007.(12) [31]. 北京国际食品加工及包装技术讨论会论文集,1997 [32]. 包装与食品机械 2007 年 1~6 期目次.包装与食品机械,2007.(6) [33]. 中国核心期刊(磷选)数据库.全文收录期刊中国学术期刊综合评价数据库统 计源期刊.南方农机,2007.(5). [34]. 杨晓玉.食品包装机械发展的新趋势.现代制造,2007.(18). [35]. 食品包装机械的专业化.现代制造,2007.(14) [36]. 鹿保鑫.冯江.王峰.李荣丽.我国食品包装机械的现状与发展.农机化研究, 2007.(6). [37]. 包装与食品机械.2006 年 1~6 期目次.包装与食品机械,2006.(6). [38]. 汪再文.世界包装机械市场展望.中国包装工业,2006.(10). [39]. 许占林.肖衡.居荣华.张连斌.李蓓红.中国包装机械和机械产品包装.包装世 界,2006.(3). [40]. 包装与食品机械.2005 年 1~6 期目次.包装与食品机械,2005.(6) [41]. 龚溎义主编.机械设计课程设计指导书-2 版.北京:高等教育出版社,1990.4 [42]. Colin McPherson,Ben Hicks,Chris Berry,Tony Medland and Glen Mullineux Advances in Integrated Design and Manufacturing in Mechanical Engineering Part 1 Springer Netherlands 2005 81-94

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本科生毕业设计(论文)

致 谢

经过几个月的不懈努力,终于顺利地完成了本次毕业设计的全部内容。在这 几个月中,指导老师尚老师投入了大量的时间和精力,她不厌其烦地认真讲解、 指导,对我的毕业设计起到了很大的帮助,她精益求精、严肃认真的治学态度给 我留下了终身难忘的记忆,让我受益菲浅。我要在此刻——毕业设计即将结束的 时候,致以我最诚挚的敬意和感谢!感谢尚老师在我的整个毕业设计过程中给予 的无私奉献和真切关怀。 在毕业设计过程中,当我遇到困难时同学们也热心地伸出了援助之手,与我 共同分析问题、解决问题,使毕业设计顺利地进行下去。当我工作出现困难,心 理上出现波动时,他们都能给予我及时的关心和帮助。我心里十分感激他们,在 此,我对所有帮助过我的同学表示感谢! 然后还要感谢大学四年来所有的老师,为我打下机械设计专业知识的基础; 同时还要感谢所有的同学们,正是因为有了你们的支持和鼓励。此次毕业设计才 会顺利完成。 最后,再次感谢帮助过我的老师和同学,以及在我的毕业设计过程中所有给 予我帮助的人。感谢辽宁工业大学这四年来对我的大力栽培

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本科生毕业设计(论文)

附录Ⅰ 英文原文

Bale twine knotter with adjustable wiper
1. Background of the invention This invention relates to twine knotters for hay or straw baling machines and more particularly to an improved wiper arm for such knotters. In one conventional baler, the twine knotter includes a rotatably mounted billhook for forming a loop of 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 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 form around the billhook as the severed end of the twine is held in the billhook jaw. Proper adjustment of 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 performed 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 respect to the heel of the billhook and adjusted so theat it just clears the billhook jaw. For this reason, it is desirable that the wiper arm be relatively rigid and unyielding so that proper adjustment can be maintained and yet be sufficiently bendable to permit initial adjustmen. Also, in recent years , stronger twines are being used on such balers to tie bales of higher density. Such changes subject the wiper arm to higher forces during operation thus making it more difficult to maintain the arm in proper adjustmen, while at the same time, making the arm flexible enough to permit initial adjustment. Accordingly, it is an object of this invention to provide a knotter with an improved wiper arm having a strong and rigid construction to maintain an accurate adjustmen. Another object of this invention is to provide a knotter with a wiper arm which has a wiper which is easily and accurately adjustable with respect to the billhook of the
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knotter. 2. Summary of the invention These and other objects of the invention are accomplished by knotter comprising a rotatably mounted billhook for forming a loop of twine thereabout and a wiper arm with an improved adjustably mounted wiper for sliding a twine loop form the billhook while the twine end is retained in a jaw of the billhook to complete the formation of a weine knot. In one embodiment, the wiper has slots formed teerein and is adjustably mounted on the arm and relative to the billhook by screws inserted through the slots and thereadably mounted in the arm. In a second embodiment, the wiper has first and second portions joined together at a right angle and is asjustably mounted relative to the arm and to the billhook of the knotter by the insertion and removal of shims between the second portion of the wiper and the arm. 3. Brief description of the drawings FIG. 1 is a fragmentary perpective view of a twine knotter in accordance with a preferred embodiment of this invention. FIG. 2 is an esploded view of a wiper arm of the kontter shown in FIG.1 FIG. 3 is a view of the knotter of FIG.1 taken along line 3—3. FIG. 4 is a fragmentary perspective view of a knotter wiper arm in accordance with a second embodiment of this invention. FIG. 5--9 are fragmentary perspective views pf a knotter of FIG.1 showing progressive stages of knot tying. 4. Description of the preferred embodiments FIGS.1—3 show in fragmentary form a knotter 1 in accordance with the preferrde embodiment of this invention. Knotters of this general type are well knowen in the art and are widely used commercially, such as in the John Deere 466 Series balers sole by John Deere Company, a corporation of Delaware. Such balers are used for the baling of hay or straw into a rectangular parallelpiped shaped bale. Knotter 1 comprises a billhook 13 including (1) a center shaft 3on which billhook 13 is rotatably mounted in a knotter frame 5 and (2) a jaw 14 around which a loop of twine is formed as rotated and for retaining the twine end during knot formation. On one said of billhook 13 a twine disk 15 and a twine holder 16 are provided for holding a segment of twine 19. On the opposite side and below billhook 13, a wiper arm 17 is provided.Wiper arm 17 (FIGS.1,2) includes a twine guiding fork 20 preferably of cast iron,a knife blade 24 bolted to fork 20 cutting the twine and a wiper 21 for removing a

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loop of twine 19 from billhook 13.Fork 20 consists of a pair of fingers 22,23 between which twine 19 is received and guided and a vertex 25 at which fingers 22,23 are joined. One side of certex 25 has a boss 25 with a pair of threaded apertures 29,31 and th which wiper 21 is adjustably mounted. Fork 20 may be formed either by casting or forging and therefore is a strong, rigid component. Wiper 21, preferably of case hardened steel, is platelike and has a pair of slots 33, 35 corresponding in spacing to the threaded apertures 29,31 of boss 25. The profile of wiper 21 is conventional and has an arcuate recess or ledge 37. Wiper 21 is detachably mounted to fork 20 by a pair of screws 39,41 which pass through slots 33,35 and threadably engage apertues 29,31 so that fork 20 and wiper 21 are held tightly toghter. Wiper 21 is asjustable relative to fork 20 by moving wiper 21 back and forth in a plane parallel to the major planes of wiper 21 and in a direction parallel to the direction of elongation of slots 33,35 when screws 39,41 are loosened. Referring now to FIG. 3, wiper 21 is positioned closely to billhook 13 which ledge or recess 37 centered in relation to an outer surface or heel 43 of jaw 14. The maximum recommended clearance between a first portion 43 of jaw 14 and ledge 37 is 2.4.mm.. at the closest distance which jaw portion 45 approaches during rotation of billhook 13 during the formation of a twine knot. In contrast to the conventional integral wiper arm described in the Background of the Invention which requires modeling or bending of the wiper arm at positions corresponding to positions A,B and C shown in FIG. 2 in order to adjust the wiper with respect to the billhook for proper stripping of a twine loop from the billhook, the present embodiment of the invention achieves alignment simply and easily by adjustment of wiper 21 by loosening of screws 39,41 and sliding platelike wiper 21 back and forth. This permits fork 20 and wiper 21 to be deformable in use. In accordance with the features of a second embodiment of this invention, FIG. 4 shows a vertex 51 of a wiper arm 53 identical to wiper arm 17 except for the portion shown and descrobed in FIG. 4. shows a vertex 51 of a wiper arm 53 identical to wiper arm 17 except for the portion shown and described in FIG. 4. Wper arm 53 portion shown and described in FIG. 4. Wper arm 53includes a wiper 55 having first and second portions 57, 59 joined together at a right angle.Wiper 55 is adjustably mounted to a major surface 61 of vertex 51 by an attachment means 63,here shown as a pair of bolts(only one of which—bolt 65—is visble in FIG.4)inserted through aperture 67, 69 in wiper 55 and vertex 51, respectively. Adjustment pof the height of a ledge 71 of

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wiper 55 above surface 61 is accomplished by the insertion and removal of shim means 73 inserted on bolt 65 between surface 61 and second portion 59 of wiper 55. Shim means 73 is here shown as a plurality of washers. The functionng of knotter 1 for tying twine around a bale of hay is conventional and will be described herein only briefly. Particular reference is made to FIG.1 and FIGS.5—9 which show the progressive stages of knot formation. FIG.1 shows the condition when a needle 75 (showm in FIG.5) is threaded with twine 10 stored in a twine box (not shown) and from a prior cycle, one end of twine 19 is held in twine disk 15 by twine holder 16. Twine 19 is threaded through fork 20 between fingers 22,23 and ocer the top of bale 77. As bale 77 is formed and moves against twine 19,twine 19 is extended across the outer surface of bale 77 by pulling more twine from the twine box. As shown in FIG.5,when bale 77 reaches a predetermined length, a measuring wheel(not shown) activates kontter 1; and needle 75(with the help of a tucker finger, not shown) brings a second steand of twine 19 from below and around the trailing end of bale 77, through fork 20, across billhook 13 and into twine disk 15. In FIG.6, disk 15 is then turned (counterclockwise) sufficiently to permit twine holder 16 to secure both strands of twine 19 n disk 15 and billhook 13 starts to revolve. The turning of billhook 13(FIG.7) causes a loop 78 of twine 19 to be formde around the exteriof surface of billhook 13, and jaw 14 is opened to receive twine 19. wiper arm 17(FIG.7) is moved, thereby advancing knife 24 against twine 19 to cue twine 19 helld in disk 15 for the formation of the next knot in the next knotter cycle. Jaw 14 (FIG.8) is closed and holds the ends of twine 19 tighely. Further movement of wiper arm 17 causes wiper 21 to push or wipe the twine loop 78 from billhook 13 as jaw 14 holds the two cut

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附录Ⅱ 中文译文

手臂可调式捆包打结器
1. 发明背景 这项捆绳打结器的发明和割草机有关,更特别的是为打结机器改良了手臂装 置。 传统的打包机、捆绳打结器包括一个可旋转地已安装好的钩镰,用来形成一 个缠绕线圈。钩镰的一边是一个手柄臂,这个手柄臂有一对灵敏的叉子用来接放 绳子捆包。在钩镰的另一边是一个和叉子固定在一起的执长刀,用来剪断捆绑后 在钩镰里面的线圈。 一个手臂完整的形成是叉子臂和手臂线圈在钩镰外形成缠绕, 最终放置在钩镰钳口里。 适当调整和钩镰相关的手柄臂来实现打包,手柄臂必须从钩镰里退掉打包线 圈来完成一个打包循环。手柄臂的调节主要表现在最初的加工制造和打包后周期 性的定时维修。它的完成是通过建模或者用一种特殊的工具进行三个区域的手臂 弯曲。通过建模,手柄臂被置于钩镰的跟部的中心,调整后就会出现清晰的钩镰 钳口。正式因为这个原因,手柄臂被定为相对严格不能弯曲为了可以适当的调整 并且保持,然而适当的弯曲在可调节范围内是允许的。在近几年来,更粗的打包 绳子应用于这种打包机来捆绑高强度的大包。这种改变以手柄臂在运行过程中提 供更高的强度为条件的,因此适当调节来保持手柄臂就变得更难了,然而,使手 柄臂的挠性更高就可以完成主要的调节。 照此,这项发明的目标就是提供一种打包机能够提高手柄臂的强度并且可以 保持手柄臂调节的精确度。 这项发明的另一个目标是提供一个容易并且精确调节的手柄臂给打结机。 2. 总结的发明 这些和其他物体的发明是由 knotter 包括安装执长刀(rotatably 形成回路 及雨刮器臂缠绕在其附近 adjustably 刮了滑动一个麻绳安装时形成的执长刀(回 路中保留最终麻绳下颚执长刀(形成一套完整的 weine 打结。在一个化身,铝槽, 形成具有 teerein adjustably 安装到机架和相对的执长刀(用螺丝插入通过槽和 thereadably 安装的手臂。在第二个表现、刮雨器第一和第二部分有一起参加直 角,asjustably 安装相对的手臂和对执长刀(由插入的 knotter 之间的 shims 第二 部分雨刮器、手臂。想的手臂较严格的刮不屈以便适当调整,还能维持足够 bendable 允许初始 adjustmen。同样,最近几年,强大的缠绕正被用于等 5 个系包
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密度高。 这种变化的手臂,更高的力量在刮操作从而使它更难以保持手臂在适当的 adjustmen,同时,使手臂足够的灵活性,允许初始的调整。 对发明的总结 这项发明是通过打结器包括已放置好的执长刀和用来形成打包线圈的钩镰来 完成的,一个手柄臂有一个改良后可调节的手柄,用来滑行在钩镰里形成线圈, 当线圈末端停留在钩镰钳口里时就完成了一个打包循环。具体的一点是,手柄跟 踪形成缠绕,已放置的一个手柄臂的调节和钩镰是相关的通过在槽内放置螺丝钉 和在手柄里形成缠绕。具体额第二点是,手柄有主次两部分在一个正确的角度内 结合在一起,这种调节相对于手柄和钩镰是通过嵌入和移动两部分手柄和手臂之 间的薄垫片来实现的。 3. 简洁的图形描述 图 1 是一种部分图和打包机的具体发明图是一致的 图 2 是一个短臂角度的打包机图片图 1 已经给出 图 3 是一个图 1 的到 3-3 线打包机图。 图 4 是打包机的部分图和具体第一点相一致。 图 5 – 9 是打包机的部分图显示了图 1 打结机渐进式阶段的打结过程。 4. 具体表现的描述 图 1-3 显示了打包机一部分到完整的具体发明。普通打包机广泛应用于建筑 和商业领域,如在约翰·迪雷 466 系列打包机就和迪尔公司的股份有限公司合作。 这种打包机应用与割草机成直角平行的打包。 打包机 1 由锋利钩镰 13 包括:(1) 可旋转式执长刀中心轴在打结机框架 内,线圈在钳口内形成缠绕在打结形成时保留线尾。钩镰的一边是缠绕盘并且有 一个缠绕的固定器提供缠绕线。在另一边钩镰下边每一个手柄臂提供手柄包括打 包导向叉,铸铁刀片固定在叉子上来剪短打结线,手柄用来移动钩镰上的打结线 圈。叉子包括一对灵敏的指状物用来接收和导向,在最高点时两个指状物结合在 一起。叉子的形成可以通过铸造因此是强度很大的。 手柄,更适合用硬化钢制成,是有一对狭槽的金属板,在线穿入的地方有相 应的孔。手柄的侧面是凹进去的。手柄和叉子若是被一对螺丝钉固定,这样就不 可以任意通过狭槽,因此手柄和叉子被紧紧的固定在一起。手柄相对于叉子是可 调节的,通过向后和想外移动手柄在平行的方向来调节,在一定方向内的平行伸 长,螺丝钉就会变松。 参照图 3, 手柄放置的位置和钩镰凹进去的中心在外表和钳口都是对应的。 在第一部分最大的钳口是清晰可见的,在最近的距离内钳口部分通过旋转钳口来 接近形成的结。

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相对于传统完整的打结机手柄臂的在发明背景上的描述,需要建模或弯曲的 手柄臂在相应的位置 A,B 和 C,如图 2 为了调节手柄就从钩镰上合适的位置拆模 来形成缠绕线圈,目前的发明获得了简单易行的调节通过松动螺丝钉和向后向外 倾斜金属板。这样就需要手柄和叉子可以变形应用。 和发明的第二个具体表现相一致,如图 4,除了展示了手柄臂在最高点的图 形外,同样还有手柄臂部分的展示和描述在图 4 中。在图 4 中手柄臂的部分展示 包括手柄的主次部分,在适当的角度里连接在一起,手柄上可调节的执长刀表面 的最高点是通过附件手段实现的,这里展示的是作为一对螺钉嵌入孔内通过手柄 和顶端。调节手柄的高度高于表面是通过嵌入和移动薄垫片手段完成的。薄垫片 在这里展示的是垫圈形式。 打结机的功能是用来缠绕包裹通常简要的描述成这样。特涉及的参照图 1 和 图 5 到图 9 展示了打结的循序渐进过程。 图 1 展示了针穿过线贮藏在缠绕箱形成预先循环的条件,线的一端通过缠绕 器在缠绕盘上。线穿过叉子在指状物和大包的上部。作为包裹的形成和移动是和 缠绕方向相反的,线延伸到包裹的表面外通过拉去更多的线进入缠绕箱。在图 5 中展示,当包裹达到预先设定的长度,一个测量轮子使打结机活动,针从下面穿 过第二个缠绕线拖动包裹的尾部,通过叉子穿过钩镰进入缠绕盘。在图 6 中,盘 是转动的足以允许缠绕固定器通过,确保缠绕盘上的线和钩镰可以转动。钩镰的 转动引起缠绕线圈在钩镰外部的形成,钳口被打开用来接收手柄臂的线,因此移 动的刀逆行于线就在打包循环完成时剪断了缠绕的线圈。钳口闭合保持线是紧绷 的。手柄臂从钩镰钳口出来的下一步移动引起手柄推动或者去掉缠绕线圈。

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