第一章绪论1.1设计的意义和目的水果套袋对水果具有相当重要的意义，如：调节昼夜温湿作用、防止大气的有害粉尘污染、调节光合作用、防止风吹雨打、防治病虫害和鼠、鸟之危害[1]。

套袋对水果果实品质的形成也有重要影响，对果实外观品质的影响包括:果实的色泽、果形果个、果皮结构及果面光洁度;套袋对果实内在品质影响包括糖酸的含量、果实的硬度、糖酸比值、矿质元素含量、芳香物质含量;套袋影响果实的耐贮性、农药残毒含量、果皮花氰苷含量变化及病虫害对果实的侵害[2][3]。

开展该题目的目的在于设计出能生产这样果袋的机器。

生产出所需要的果袋，从而提高水果的产量和质量，进而增加果农的收入。

在这里要求果袋的材料是纸的，这种纸需要经过物理化学方法涂布处理加工而成，具有遮光、防水、透气作用，正是由于原材料是纸，这就需要机器应该采取相应的措施，在全自动的条件下，能够实现材料的自动进给，选定刀具并规定好刀具的运动速度，以达到所要求的果袋的形状。

该机器的部件中滚子的数量要求居多，那样可以减少对原料的浪费。

要求新型的果袋机需具有无级调速，在电动机的功率不变的情况下，可以通过调节调速器旋钮来改变主轴转速，以此来改变生产果袋的速率。

果袋机生产的果袋的规格长宽可调，长度的调节需要通过调节齿轮的大小来调节滚子的转速，宽度的调节则需要调节原材料纸的宽度。

有时还要求果袋机具备涂蜡功能，因为普通的纸只有经过涂蜡才具备上述功效。

此外，果袋机还必须具备印刷商标的功能。

1.2果袋机国内外发展概况日本是最早实施水果套袋技术的国家,我国从20世纪90年代初从日本等国引进该项技术,至目前已进入大面积推广阶段[4]。

果袋机是一种高效地制袋机器，国内目前所用的果袋机既有直接从日本,韩国等国进口的设备,也有很大一部分是国内厂家结合国外设备自己研发生成的产品。

特别是近十年来，套袋技术在我国推广和应用越来越普遍，研究也不断深入，随即也兴起了许多果袋生产厂家，促进了果实套袋技术的发展。

目前我国山东、河北、陕西、山西等地大量运用，其中以苹果、梨应用最多[5][6]。

但我们国家在技术方面还相对落后，尤其是果袋机还需要大量进口，而目前随着人们生活水平的提高,对水果的需求已从“产量时代”跨入“质量时代”,追求优质果品、保健果品、无公害果品已是时代的潮流。

所以水果套袋成为生产优质高档果品和绿色果品的一项必要配套技术。

在这种需求下这就要求我们国家需要加大在这方面人力和物力的投资。

第二章 总体方案的确定2.1 设计的要求及参数设计要求：本次设计的果袋机，出袋率为200个/min （可调）, 果袋规格为 300mm ⨯200 mm ，扎袋铁丝长度为80mm ， 果袋机每天工作16小时。

2.2 果袋机切割部分的设计方案初步拟定传动方案： 方案一：通过皮带传动将电动机和机床主轴相连接，采用齿轮传动和链传动的方式来传递运动和动力。

方案二：电动机的动力通过带轮传到机床，机床上只采用大而少的齿轮传动。

方案比较：方案一，采用链轮传递动力和运动，可以减少齿轮的尺寸，齿轮传递中运用较小的换向轮，可以合理的布置轴和齿轮的位置。

方案二，只采用齿轮传递不能合理的布置，而且齿轮大而少。

因此，采用方案一较合理。

总体传动图如下所示（图2-1）2.3 整体内容分析1、在已知设计要求的前提下，中间牵引辊与前端牵引辊的线速度相同，只需要保证s m 1s m 602000.3v =⨯=，即s m 1v v v v L K H G ====；2、所有的镶有刀具辊子的转速相同，即n=200r ／min ，则minr 200n n n J E C ===。

3、纸与底辊相接触，则sm 1v v F D ==图2-1传动总图1、齿轮182、齿轮173、齿轮104、齿轮95、齿轮86、齿轮7和齿轮17、链轮a8、齿轮29、齿轮3 10、齿轮4 11、齿轮5 12、齿轮613、前端牵引滚 14、大连轮 15、齿轮20 16、齿轮19 17、前端牵引底滚 18、切断刀滚 19、切断刀底刀 20、小链轮 21、齿轮14 22、齿轮13 23、中间牵引滚 24、齿轮12 和齿轮11 25、链轮c 26、链轮b 27、中间牵引底滚 28、小横刀底滚 29、小横刀滚 30、小链轮 31、齿轮15和齿轮16 32、铁丝切断刀底滚 33、铁丝切断刀滚 34、35后端铁丝牵引滚2.4 设计前的简单计算1、在已知设计要求的前提下，设计辊子的转速：minr200n n n n n n J G F E D C ======；角速度s rad 93.2032030n w ===ππ；半径54mm 95d srad 9320s m 1w v r ⋅=⇒⋅==取d=96mm ； 2、设计中间牵引辊（橡胶辊）的直径d=120mm,则它的角速度s r a d 6716m101202s m 1r v w 3⋅=⨯⨯==-，线速度min r 159.2730w n ==π； 3、铁丝的线速度s m 320s m50200080v ⋅=⨯⋅=，设计铁丝牵引辊牵引铁丝部分两辊的直径d=50mm ，则辊子的角速度s r a d 8.12s rad10502320r v w 3-=⨯⨯⋅==，辊子的转速m i n r 29.12230w n ==π(说明：两牵引辊的角速度和线速度都相同)； 4、前端铁丝牵引底辊：min r 08323n n n 1321K FK⋅=⇒=，因为1i 20,19=，所以min r 08.323n L =， 则角速度s rad 8233s rad3014308323w w L K ⋅=⋅⨯⋅==； 5、传动比的初步确定：50i 2,1⋅=；2i 4,5=；50i 8,1⋅=；50i 11,12⋅=； 1i 2,3=； 1i 5,6=；2i 8,9=； 2i 12,13=； 1i 3,4=； 1i 7,1=；1i 9,10=；2561159.27200i 13,14⋅==；1i 19,20=； 1i 17,18=；635.1122.29200i 15,16==；第三章 齿轮传动的设计3.1 设计概论3.1.1 电动机的选择据总机工率，由《机械设计课程设计》第三版，电机的选择，选择Y100L-6，同步转速minr1000，6极，额定功率1.5kw ，满载转速minr940[7]。

3.1.2 功率的计算1．选择带的传动效率950⋅=η[8] ； 齿轮的传动效率970⋅=η； 链的传动效率920⋅=η； 轴承的传动效率980⋅=η；2．计算各轴的功率（设计时所用功率）及转矩： 功率： 转矩：m 68.04N m N 2001.4259550T 1.425kw 9501.5kw P F F ⋅=⋅==⋅⨯=m 64.70N T 1.355kw 0.989701.425kw P E E ⋅==⨯⋅⨯=m 74N .62T 314kw .197098.01.425kw P D 2D ⋅==⋅⨯⨯= m 59.64N T 1.249kw 0.989701.314kw P C C ⋅==⨯⋅⨯=m 61.55N T 1.289kw 98.09701.425kw P G 22G ⋅==⨯⋅⨯= m 73.39N T 1.224kw 0.989701.289kw P H H ⋅==⨯⋅⨯=m 52.81N T 1.106kw 97.09801.425kw P J 55J ⋅==⨯⋅⨯= m 114.27N T 1.221kw 0.989709201.425kw P B 2B ⋅==⨯⋅⨯⋅⨯= m 108.66N T 1.161kw 9709801.221kw P A A ⋅==⋅⨯⋅⨯= m 37.98N T 1.285kw 0.989201.425kw P K K ⋅==⨯⋅⨯= m 36.12N T 1.222kw 0.989701.285kw P L L ⋅==⨯⋅⨯=3.1.3 所有齿轮的转速（minr ）的计算：minr 200n 1=； min r 200n 2=； minr 400n 3=； min r 400n 4=； min r 200n 5=； min r 200n 6=； minr200n 7=； minr400n 8=； minr200n 9=； min r 200n 10=； minr200n 11=； minr 400n 12=；minr200n 13=； min r 159.27n 14=； minr200n 15=；min r102.04n 16=； minr102.04n 17=； minr 102.04n 18=；minr08323n 19⋅=； minr08323n 20⋅=；3.2 齿轮1、2的设计校核[9]3.2.1 齿轮的选择选用直齿圆柱齿轮传动，精度为7级；齿轮1（大齿轮）选用材料为45钢（调制），硬度为240HBS齿轮2（小齿轮）选用材料为40Cr （调制），硬度为280HBS ，而这材料硬度差为40HBS ； 选择齿轮1的齿数54Z 1=，因为50i 1,2⋅=，所以27Z 2=； 20=α； 3.2.2 按齿面接触强度设计设计公式[]32H EH d t 1Z Z 1T 2K d ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⋅≥σμμφ 确定公式内各计算数值：（1）齿轮1所在轴的转矩mm 68040NT 1⋅= （2）由《机械设计》（第七版）P200，试选载荷系数31K t ⋅= （3）《机械设计》（第七版）图10-30，选区域系数52Z H ⋅= （4）传动比已知50i 2,1⋅==μ （5）选定齿宽系数50d ⋅=φ（6）求许用接触应力[]SK limN σσ⋅=1）选取疲劳强度安全系数1S S H == 2）选取寿命系数()9h 1102.59153008232006060njL N ⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯== ()9h 210456.3153008224006060njL N ⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯== 所以查表得：910K H N1⋅= 890K HN 2⋅= 3）按齿面硬度查得接触疲劳强度极限570MPa Hlim1=σ 630MPa Hlim2=σ取失效率为1％∴[]7MPa 5181570MPa910H1⋅=⨯⋅=σ []560.7MPa 1630MPa 890H2=⨯⋅=σ选取较小的数值作为[]7MPa .518H =σ(7)材料的弹性影响系数21E 8MPa189Z ⋅=计算（1）试算齿轮1得分度圆直径1t d96.13mm 7.518818952501505068040312d 321t =⎪⎭⎫⎝⎛⋅⨯⋅⋅+⋅⨯⋅⨯⋅⨯≥（2）计算圆周速度s m 006.110006020096.1314.3100060n d v 11t =⨯⨯⨯=⨯=π（3）计算齿宽b065mm .48d d d i 2t 1t2t2,1=⇒=由 03mm .24065mm .485.0d b 2t d =⨯=⋅=∴φ （4）计算齿宽与齿高之比h b模数 1.78mm 5496.13Z d m 11t t ===齿高 4.0mm 1.7825.225m .2h t =⨯==64.024.03h b ==（5）计算载荷系数根据s m 006.1v =，7级精度，查得动载荷系数05.1K V =；使用系数0.1K A =；直齿轮，假设mN 100b F K tA <，查得2.1K K F H ==αα； 7级精度，齿轮相对于齿轮悬臂布置，所以， b 1023.0)7.61(18.012.1K 32d 2d H -⨯+++=φφβ24.031023.05.0)5.07.61(18.01.12322⨯⨯+⨯⨯++=- 246.1=由246.1K ,6hb H ==β查得2.1K F =β；所以载荷系数57.1246.12.105.10.1K K K K K H H V A =⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βα （6）按实际的载荷系数校正所算分度圆直径102.37mm3.157.196.13K Kd d 33t1t 1=⨯== （7）计算模数1.89654102.37Z d m n 1===，取标准模数 2.0mm m = 3.2.3 按齿根弯曲强度校核（按实际功率） 1）校核齿轮1 54Z 1= 20=α （1）校核公式213d SaFa 1Sa Fa t F Z m Y Y 2KT bm Y Y KF φσ==确定公式内各计算数值①由实际功率m 1N .19nP9550T 2kw .0P ⋅==⇒=所以16N .373102.37101.192d 2T F 311t =⨯⨯==；②计算Sa Fa Y ,Y查表得：当70.1Y ,32.2Y 50Z Sa Fa ===时， 当73.1Y ,28.2Y 60Z Sa Fa ===时，所以当Z=54时，有差值法得712.1Y ,304.2Y Sa Fa ==；③实际转矩1Nm .19T =，齿宽系数5.0d =φ,模数 2.0mm m =，齿数54Z 1=； ④动载荷系数512.12.12.105.10.1K K K K K F F V A =⨯⨯⨯==βα53MPa .195425.0712.1304.219100512.1223F =⨯⨯⨯⨯⨯⨯=∴σ（2）[]SK limN σσ⋅=由图查得弯曲疲劳强度极限480MPa Flim1=σ，500MPa Flim2=σ； 由寿命查得寿命系数820K FN 1⋅=，8150K FN2⋅=； 弯曲疲劳强度系数S=1.3；所以 []77MPa .3021.3480MPa820F1=⨯⋅=σ []313.46MPa 1.3500MPa 8150F2=⨯⋅=σ所以[]F1F1σσ<，满足使用要求。