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1、 目 錄 摘 要 1 第一章 咖啡粉枕式包裝機(jī)總體設(shè)計 3 1.1 電動機(jī)的選擇 4 1.2 計算傳動裝置運動和動力參數(shù) 5 1.3 傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比的計算 6 第二章 傳動裝置設(shè)計 8 2.1 V帶設(shè)計 8 2.2 蝸輪蝸桿設(shè)計 9 2.2.1 模數(shù)m和壓力角α 10 2.2.2 蝸桿標(biāo)準(zhǔn)直徑d1 10 2.2.3 按接觸疲勞強度計算 12 2.3 鏈傳動設(shè)計 16 2.4 直齒圓柱齒輪的設(shè)計 19 2.4.1 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算 19 2.4.2 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計計算 21 2.5 直齒錐

2、齒輪傳動的設(shè)計 23 2.5.1 齒根彎曲疲勞強度計算與校核 23 2.5.2 齒面接觸疲勞強度計算與校核 24 2.6 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和校核 25 2.6.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 25 2.6.2 軸的最小直徑估算 26 2.6.3 各軸段直徑和長度的確定 27 2.6.4 軸承的選擇 27 2.6.5 滾動軸承的密封 27 第三章 計量裝置設(shè)計 29 3.1 料盤裝置設(shè)計 29 3.2 量杯尺寸確定 30 3.3 料盤結(jié)構(gòu)尺寸確定 30 3.4 料盤罩設(shè)計 31 第四章 橫封切斷裝置設(shè)計 32 第五章 總結(jié) 33 參考文

3、獻(xiàn) 34 致 謝 35 1 山東輕工業(yè)學(xué)院2012屆本科生畢業(yè)設(shè)計(論文) 摘 要 包裝機(jī)械是包裝工業(yè)的一大門類產(chǎn)品，在包裝行業(yè)內(nèi)占有舉足輕重的地位，開發(fā)潛力巨大，有著很大的發(fā)展空間?？Х确壅硎桨b機(jī)是實現(xiàn)咖啡粉銷售包裝的主要機(jī)械工具。包裝機(jī)械工具的使用不僅體現(xiàn)了現(xiàn)代生產(chǎn)的發(fā)展方向，同時也是提高經(jīng)濟(jì)效益的重要途徑。進(jìn)入21世紀(jì)，包裝機(jī)械除繼續(xù)增加新品種外，在產(chǎn)品的技術(shù)水平、內(nèi)在質(zhì)量和性能等方面都有了很大進(jìn)步，這一切都與包裝機(jī)械的設(shè)計有著密切的聯(lián)系[2]。在商

4、品流通中人們對小袋商品的包裝提出了越來越高的要求,不僅要求包裝美觀、便于運輸、儲存、使用方便和產(chǎn)品保質(zhì),而且要求包裝袋內(nèi)的商品計量準(zhǔn)確,誤差小?！坝嬃俊笔前b過程中的重要組成部分,因此商品包裝的精確計量是包裝行業(yè)時刻關(guān)注的一項重要課題。 本設(shè)計的內(nèi)容為咖啡粉枕式包裝機(jī)，主要應(yīng)用CAXA繪圖軟件進(jìn)行咖啡粉包裝機(jī)參數(shù)化的設(shè)計,具體任務(wù)是進(jìn)行總體設(shè)計、計量裝置設(shè)計及橫封切斷裝置設(shè)計。需要解決的問題主要有:根據(jù)包裝袋的形狀、尺寸、袋內(nèi)咖啡粉的體積、封邊方式的要求完成包裝袋封口位置、裝料位置及計量裝置形式的選擇；成形器、牽引棍、縱封棍等部件先后位置的確定;橫封頭及加料裝置的設(shè)計。 本課題的設(shè)

5、計意義及價值：所設(shè)計的設(shè)備應(yīng)能滿足咖啡粉包裝要求，保證包裝膜對正，便于調(diào)整，結(jié)構(gòu)簡單、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，工作可靠，便于維修。 關(guān)鍵詞：包裝機(jī)械 咖啡粉包裝機(jī) CAXA ABSTRACT The packaging machinery is a door products in the packaging industry occupies a pivotal position in the packaging industry, tremendous potential for development, with much room for

6、 development. The coffee powder pillow packaging machine sales of coffee powder packaging machine tools. The use of packaging machinery and tools not only reflects the direction of development of modern production, but also an important way of improving economic efficiency. The 21st century, packagi

7、ng machinery in addition to continue to add new varieties have a lot of progress in terms of technological level of products, the inherent quality and performance, all these are closely linked [2] and the design of the packaging machinery. People pouch packaging of goods in the circulation of commod

8、ities, the ever-increasing demands, require not only the packaging beautiful, easy to transport, storage, easy to use, and product shelf life, and requires accurate measurement of the packaging bag of goods, the error is small. "Measurement" is an important part of the packaging process, the accurat

9、e measurement of packaging is an important topic to always pay attention to the packaging industry. The design pillow packing machine for coffee powder, the main application CAXA mapping software for parametric design of the coffee powder packaging machine, the specific task of the overall design

10、, the metering device and the horizontal seal cut-off device design. Need to be resolved to complete the sealing of the bags: bags of shapes, sizes, bags of coffee powder size, edge banding pattern of the loading position and form of metering device selection; shaper, pulling the stick, vertical sea

11、l sticks and other components has to determine the location; cross-head and the design of the feeding device. Design significance and value of the subject: the design of equipment should be able to meet the packaging requirements of the coffee powder to ensure that packaging films are easy to adj

12、ust, simple structure, stable operation, reliable, easy to repair. Key Words:Packaging Machinery; Coffee powder packaging machine; CAXA 第一章 咖啡粉枕式包裝機(jī)總體設(shè)計 咖啡粉枕式包裝機(jī)的包裝原理： 咖啡粉枕式包裝機(jī)整體是由幾個機(jī)構(gòu)組成，主要有：料盤裝置，橫封裝置，豎封裝置，走袋裝置，料卷裝置，電機(jī)等通過一定的傳動關(guān)系組成[4]。塑料薄膜卷在料卷裝置上通過成型器成型形成卷筒狀然后通過豎封裝置熱封，再通過牽引機(jī)構(gòu)向前走

13、袋，在走袋的過程中料盤裝置把計量好的咖啡粉通過料斗注入豎封好的袋中，最后通過橫封機(jī)構(gòu)橫封切斷，包裝完成。根據(jù)包裝機(jī)的要求，在包裝過程中要確保各個裝置之間運動協(xié)調(diào)。 傳動方案要滿足工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率、使用維護(hù)便利、工藝和經(jīng)濟(jì)性好等要求。 經(jīng)過分析與比較,決定采用如下運動方式：電動機(jī)帶動V帶輪轉(zhuǎn)動,經(jīng)過蝸桿蝸輪減速帶動凸輪軸轉(zhuǎn)動，然后一部分動力通過用同步帶軸，同步帶軸通過一對齒輪把動力傳給料盤軸。用蝸桿蝸輪減速是因為它的傳動比大可以一次將轉(zhuǎn)速降到需要的大小，使結(jié)構(gòu)簡單；用一根軸同時帶動橫封機(jī)構(gòu)、豎封機(jī)構(gòu)、走帶機(jī)構(gòu)既能使結(jié)構(gòu)簡單又能保證三者之間同時協(xié)調(diào)的工作；用同步帶

14、傳動既能保證準(zhǔn)確的傳動比又能實現(xiàn)較大中心距的傳動。整個機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)緊湊，傳動平穩(wěn)，沖擊小。 圖1-1 咖啡粉包裝機(jī)總圖 1.1 電動機(jī)的選擇 電動機(jī)的容量（功率）選得是否合適，對電動機(jī)的工作和經(jīng)濟(jì)性都有影響。當(dāng)容量小于工作要求時，電動機(jī)不能保證工作裝置的正常工作，或電動機(jī)因長期過載而過早損壞；容量過大則電動機(jī)的價格高，能量不能充分利用，且因經(jīng)常不在滿載下運動，其效率和功率因數(shù)都較低，造成浪費。 （1）料盤轉(zhuǎn)速的計算： -- 料盤的轉(zhuǎn)動線速度 擬定 0.25 m/s -- 料盤直徑 擬定 294 mm 由文獻(xiàn)[1]公式4-1得：

15、 =7.5 r/min （2）傳動效率的計算： 由于傳動裝置較為復(fù)雜，取保險效率 （3）式中 ,,，， 確定電機(jī)的輸出功率 P： 由于料盤的轉(zhuǎn)速很慢P < 0.5kw 查文獻(xiàn)[3]表16-13，根據(jù)其中Y系列電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)選擇電動機(jī)的型號為Y802-4，額定功率0.75Kw，滿載轉(zhuǎn)速為1390r/min，安裝類型為B5型。 1.2 計算傳動裝置運動和動力參數(shù) I軸 n1 = n1 =

16、 P1 = Po·η帶 P1= 0.75×0.95×0.99 = 0.705kw T1 = T1 = II軸 n2= P2 = =0.705×0.99×0.8= 0.558kw T2 = N·m Ⅲ軸 Ⅳ軸

17、 Ⅴ軸 Ⅵ 軸 表1-1 參數(shù)表 參數(shù) 軸名 電動機(jī)軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 Ⅴ軸 Ⅵ軸 轉(zhuǎn)速n/r.min-1 1390 600 30 30 7.5 30 30 功率P/KW 0.75 0.705 0.558 0.531 0.515 0.490 0.531 轉(zhuǎn)距T/N.m 2.2 11.22 177.63 169.04 163.94 311.97

18、 676.14 傳動比i 2.3167 20 1 1 2 4 效率η 0.94 0.79 0.95 0.97 0.96 0.95 1.3 傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比的計算 電動機(jī)選定后，根據(jù)電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速n m及工作軸的轉(zhuǎn)速n w即可確定傳動裝置的總傳動比i=n m /n w 。具體分配傳動比時，應(yīng)注意以下幾點： （1）各級傳動的傳動比最好在推薦范圍內(nèi)選取，對減速傳動盡可能不超過其允許的最大值。 （2）應(yīng)注意使傳動級數(shù)少﹑傳動機(jī)構(gòu)數(shù)少﹑傳動系統(tǒng)簡單，以提高精度。 （3）應(yīng)使各級傳動的結(jié)構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)﹑勻稱利于安裝，絕不能造成互相干

19、涉。 （4）應(yīng)使傳動裝置的外輪廓尺寸盡可能緊湊。 電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 n m = 1390 r/min 工件（料盤）轉(zhuǎn)速 = 7.5 r/min 機(jī)構(gòu)總傳動比i =185.33 第二章 傳動裝置設(shè)計 2.1 V帶設(shè)計 小帶輪大帶輪 初定傳動比傳遞功率P=0.75kw 設(shè)計項目 設(shè)計依據(jù)幾內(nèi)容 設(shè)計結(jié)果 （1）選擇V帶型號 ①計算功率 ②V帶型號 查文獻(xiàn)[1]表8—7得工作情況系數(shù)=1.2 =P=1.2×0.75 按=0.9kw， =1390r/min 查文獻(xiàn)

20、[9]圖8—11選Z型V帶 =0.9kw 選Z型V帶 （2）確定帶輪的直徑dd1 dd2 ①選取小帶輪的直徑dd1=71mm ②驗算帶速 ③確定大帶輪的直徑dd2 參考文獻(xiàn)[1]表8—6及表8—8，選取小帶輪的直徑dd1=71mm V==m/s dd2 =dd1 =1390/600×71mm 查文獻(xiàn)[1]表8—8對dd2 進(jìn)行圓整 dd1=71mm V=5.165m/s 在5～25m/s內(nèi)，合適 dd2 =160mm （3） 確定中心距a和帶長Ld ①初選中心距a0 0.7(dd1+dd2)≤a0 ≤2(dd1+

21、dd2) 取a0 =250mm ②求帶的基準(zhǔn)長度Lo ③計算中心距a ④確定中心距的調(diào)整范圍 查文獻(xiàn)[1]表8—2 取Lo=900mm Lo=900mm a≈265mm =292mm =251.5mm 取a=275mm （4）驗算小帶輪的包角α1 α1=180°- (dd2 -dd1 )×57.3°/a

22、 =156°﹥120° α1 =156° 合適 （5） 確定V帶的根數(shù)Z ①確定額定功率P0 ②確定V帶的根數(shù)Z 確定 確定包角修正系數(shù) 確定帶長修正系數(shù) 計算V帶根數(shù)Z 由dd1=71mm,=1390r/min及=600r/min 查文獻(xiàn)[1]表8—4a，得單根Z型V帶的額定功率分別為0.27kw和0.3kw，用線性插值法求=1390r/min時的額定功率P0值 Z≥ 查文獻(xiàn)[1]表8—4b得 查文獻(xiàn)[1]表8—5得≈0.93 查文獻(xiàn)[1]表8—2得=

23、1 =0.293kw =0.03 =0.93 =1 取Z=3根， 合適 （6）計算單根V帶的初拉力 查文獻(xiàn)[1]表8—3得Z帶單位長度質(zhì)量q=0.06kg/m ≈46.54N g.確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸，繪制帶輪工作圖 dd1 =71mm,采用實心式結(jié)構(gòu) dd2 =160mm，采用孔板式結(jié)構(gòu) 查文獻(xiàn)[1]表8—10得 B=(z-1)e+2f=(3-1)×12+2×7=38mm 帶傳動效率取,, 2.2 蝸輪蝸桿設(shè)計 采用阿基米德蝸桿傳動，其特點是： （1）齒廓凹凸嚙合的形式，而共

24、軛曲面的當(dāng)量曲率半徑大，單位齒面壓力小。因而接觸強度得到提高。 （2）瞬時接觸線方向與相對滑動速度方向的夾角比較大，有利于形成和保持共軛齒面間的動壓油膜。能夠減小磨損，提高傳動效率及可靠性。 （3）基本齒廓為圓弧齒形，只要齒形參數(shù)選擇合適，就能增大齒根厚度，提高齒的彎曲強度和抗沖擊能力。 （4）設(shè)計方便，工藝簡單。制造加工不需要特殊專用機(jī)床。 （5）采用蝸輪正變位，變位系數(shù)一般在0.5以上嚙合性能好，能保證傳動質(zhì)量，當(dāng)然也應(yīng)該注意防止大變位引起的理論嚙合區(qū)減少，蝸輪齒面根切區(qū)擴(kuò)大。以至齒頂變尖等現(xiàn)象。 總之它具有承載能力大，傳動效率高。使用壽命長，重量輕，結(jié)構(gòu)緊湊等優(yōu)點。 2.2.

25、1 模數(shù)m和壓力角α 通過蝸桿軸線并垂直蝸輪軸線的平面稱中間平面。在中間平面上，蝸桿與蝸輪的嚙合相當(dāng)于齒條和齒輪嚙合。阿基米德蝸桿傳動中間平面上的齒廓為直線，夾角為2α=40°蝸輪在中間平面上齒廓為漸開線，壓力角等于20°。顯然，蝸桿軸向齒距（相當(dāng)于螺紋螺距）應(yīng)等于蝸輪端面齒距，因而蝸桿軸向模數(shù)必須等于蝸輪端面模數(shù)；蝸桿軸向壓力角必須等于蝸輪端面壓力角，即==m， ==α。標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定壓力角α=20°。 2.2.2 蝸桿標(biāo)準(zhǔn)直徑d1 為了保證蝸桿與蝸輪正確嚙合，蝸輪通常用與蝸桿形狀和尺寸完全相同的滾刀加工。區(qū)別在于蝸輪滾刀有刃槽，且外徑比蝸桿稍大，以便切出蝸桿傳動的頂隙。也就是說，切削蝸

26、輪的滾刀不僅與蝸桿模數(shù)和壓力角一樣，而且其頭數(shù)和分度圓直徑還必須與蝸桿的頭數(shù)和分度圓直徑一樣。即同一模數(shù)蝸輪將需要有許多把直徑和頭數(shù)不同滾刀。為了限制滾刀數(shù)目和有利于滾刀標(biāo)準(zhǔn)化，以降低成本，特制定了蝸桿分度圓直徑系列的國家標(biāo)準(zhǔn)，即蝸桿分度圓直徑與模數(shù)m有一定的搭配關(guān)系，由此可見，同一模數(shù)只有有限幾種蝸桿直徑。蝸桿同螺旋一樣如果旋轉(zhuǎn)一周的周長為π其螺旋升角為γ，則沿軸線移動距離為（p為蝸桿軸向齒距）則可得：

27、 式中q為蝸桿分度圓直徑與模數(shù)的比值，稱為蝸桿直徑系數(shù)，由上式可知，q值越小，即蝸桿直徑越小，則升角越大，傳動效率越高，但直徑變小會導(dǎo)致蝸桿的剛度和強度削弱，設(shè)計時應(yīng)綜合考慮。一般轉(zhuǎn)速高的蝸桿可取較小q值，蝸輪齒數(shù)較多時可取較大q值。 （1）蝸桿螺旋升角與蝸輪螺旋角β 一對蝸桿蝸輪嚙合時，蝸輪螺旋角β與蝸桿螺旋升角γ大小相等，且旋向相同，才能吻合一致，即=β。 （2）蝸桿頭數(shù)和蝸輪齒數(shù) 蝸桿頭數(shù)愈多，角愈大，傳動效率高；蝸桿頭數(shù)少，升角γ也小，則傳動效率低，自鎖性好。一般自鎖蝸桿頭數(shù)取=1。常用蝸桿頭數(shù)=1、2、4，過多，制造高精度蝸桿和蝸輪滾刀有困難。

28、蝸輪齒數(shù)=i。和取推薦值。為了避免根切，不應(yīng)少于26，但也不宜大于60～80。過多時，會使結(jié)構(gòu)尺寸過大，蝸桿支承跨距加大，剛度下降，影響嚙合精度。 （3）傳動比i和中心距a 對于減速蝸桿傳動 式中：和分別為蝸桿和蝸輪的轉(zhuǎn)速r/min。對于單級動力蝸桿傳動，i=5～80，常用15～50。普通圓柱蝸桿減速裝置傳動比i的公稱值，推薦按下列數(shù)值選?。?；7.5；10；12.5；15；20；25；30；40；50；60；70；80，其中10；20；40和80為基本傳動比，應(yīng)優(yōu)先采用。非變位的標(biāo)準(zhǔn)蝸桿傳動

29、的中心距為 式中，為蝸輪分度圓直徑，=m國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定了中心距標(biāo)準(zhǔn)系列值：40．50．63．80．100．125．160．（180）．200．250. （280）. 315. 355. 400. 450. 500另外，為了配湊中心距，蝸桿傳動常需要變位。 所以取中心距a=80mm，蝸桿頭數(shù)Z1=1，蝸輪齒數(shù)Z2=30。 蝸桿傳動的受力分析： 蝸桿傳動的受力分析與斜齒輪傳動相似[5]。通常不考慮摩擦力的影響 蝸桿傳動時，齒面間相互作用的法向力可分解為三個相互垂直的分力：切向力，徑向力r和軸向力。蝸桿，蝸輪所受各分力大小和相互關(guān)系如下:

30、 式中：、、分別為蝸桿所受的切向力，軸向力，徑向力；、、分別為蝸輪的切向力，軸向力，徑向力；、分別為蝸桿、蝸輪的分度圓直徑；α為壓力角，T1、T2分別為蝸桿和蝸輪的轉(zhuǎn)矩，,i為傳動比，η為蝸桿傳動的總效率。 蝸桿，蝸輪上各分力方向的判定方法如下：切向力方向?qū)χ鲃蛹仐U，與其運動方向相反；對從動件蝸輪，與其受力點運動方向相同。徑向力各自指向輪心。而蝸桿軸向力的方向則與蝸桿轉(zhuǎn)向和螺旋線旋向有關(guān)。用左（右）手定則來判定比較方便：右旋蝸桿用右手，左旋蝸桿用左手，四指順著蝸桿轉(zhuǎn)動方向，四指伸直所指方向即為蝸桿軸向力的方向。蝸桿軸向力的反方向即蝸輪的切向力的方向。

31、 蝸輪齒面接觸疲勞強度的計算主要是為了防止齒面產(chǎn)生點蝕。鋼蝸桿與青銅或灰鑄鐵蝸輪配對時，齒面接觸疲勞強度公式如下： 校核公式 設(shè)計公式 式中，K為載荷系數(shù)，用以考慮載荷集中和動載荷的影響。一般K=1.11.5。當(dāng)載荷平穩(wěn)、蝸輪圓周速度≤3m/s和7級以上精度時，取較小值，否則取較大值； 為蝸輪許用接觸應(yīng)力（MPa）。當(dāng)中心距a和蝸輪齒數(shù)較小時，G取較大值；其他符號意義和單位同前。2．蝸輪輪齒彎曲疲勞強度計算對于閉式蝸桿傳動，輪齒彎曲折斷的情況較少

32、出現(xiàn)，通常僅在蝸輪齒數(shù)較多(>80100)時才進(jìn)行輪齒彎曲疲勞強度計算。對于開式傳動，則按蝸輪輪齒的彎曲疲勞強度進(jìn)行設(shè)計。 2.2.3 按接觸疲勞強度計算 1、選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085-1988推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。 2、 選擇材料 考慮到蝸桿傳動功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45~55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅鑄造，而輪心用灰鑄鐵HT100制造。 3、 按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒

33、面接觸疲勞強度驚醒設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞強度。所以傳動中心距 （2） 確定載荷系數(shù)K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)；由文獻(xiàn)[1]表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，取動載系數(shù)，則 先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a的比值，從文獻(xiàn)[1]圖11-18中查得。 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)

34、壽命系數(shù) 則 （6）計算中心距 取中心距a=100mm，因i=20，故從文獻(xiàn)[1]表11-2中取模數(shù)m=4mm，蝸桿分度圓直徑d1=40mm。這時，故從文獻(xiàn)[1]圖11-18中可查得接觸系數(shù)，因為，所以以上結(jié)果可用。 4、 蝸輪蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸 （1）蝸桿尺寸 =2, m=4mm ①分度圓直徑=40mm ②齒頂直徑 ③齒根直徑 ④導(dǎo)程角 ⑤軸向齒距 ⑥蝸桿軸向

35、齒厚 （2） 蝸輪尺寸 根據(jù)查文獻(xiàn)[1]表11-2得蝸輪齒數(shù)；變位系數(shù) ①分度圓直徑 ②齒頂圓直徑 ③齒根圓直徑 ④咽喉母圓半徑 5、 校核齒根彎曲疲勞強度 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)，從文獻(xiàn)[1]圖11-19中可查得齒形系數(shù)。 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 從文獻(xiàn)[1]表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力。 壽命系數(shù) 6、 驗算效率η

36、 從文獻(xiàn)[1]表11-18中用插值法查得；代入公式得，不用重算。 7、 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8f GB/T10089-1988。然后由有關(guān)手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。 8、潤滑方式 根據(jù)其具體的功用，采用噴油潤滑。 9、蝸輪蝸桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計 蝸桿：車制 蝸輪：采用齒圈壓配式結(jié)構(gòu) 2.3 鏈

37、傳動設(shè)計 鏈傳動是屬于帶有中間撓性機(jī)構(gòu)件的嚙合傳動。它是由鏈條和主、從動連輪所組成的。鏈輪上有特殊齒形的齒，依靠鏈輪輪齒與鏈節(jié)的嚙合來運動和動力。與屬于摩擦傳動的帶傳動相比：鏈傳動無彈性滑動和打滑現(xiàn)象，因而能保持準(zhǔn)確的平均傳動比，傳動效率較高；又因不需要像帶那樣張的很緊，所以作用于軸上的徑向壓力較??；在同樣使用條件下，鏈傳動結(jié)構(gòu)較為緊促。 同時鏈傳動能在高溫及速度較低的情況下工作。與齒輪傳動相比，鏈傳動的制造與安裝精度要求較低，成本低廉，再較遠(yuǎn)距離傳動時，其結(jié)構(gòu)比齒輪傳動簡便的多。 鏈輪是鏈傳動的主要部件，鏈輪齒形已標(biāo)準(zhǔn)化，鏈輪的設(shè)計主要是確定其結(jié)構(gòu)及尺寸，選擇材料和熱處理的方法。 本

38、設(shè)計選用滾子鏈，已知電動機(jī)驅(qū)動減速器，然后經(jīng)鏈傳動到主分配軸，主動鏈輪轉(zhuǎn)速為30r/min，傳動比為2，載荷平穩(wěn)，中心線垂直。 1. 選擇鏈輪齒數(shù)， 為減小鏈傳動尺寸，選取主動鏈輪齒數(shù)=17，從動輪齒數(shù)=17×2=34，取為38. 2． 確定計算功率 由文獻(xiàn)[1]表9—6查得工作情況系數(shù)=1，由圖9-13查得主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)=1.55單排鏈 則計算功率為=P=1x1.55x0.490w=0.76kw 3. 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)鏈輪轉(zhuǎn)速，及功率，由文獻(xiàn)[1]圖9—11，選鏈號為08A單排鏈， 再由文獻(xiàn)[1]表9—1查得鏈節(jié)距 p=12.7mm。 滾子鏈的規(guī)格和參數(shù)如下：

39、 鏈號：08A-1×60 銷軸直徑：3.98mm 節(jié)距 p：12.7mm 內(nèi)鏈板高度：12.07mm 滾子外徑 ：7.92mm 內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬=7.85mm 4. 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 一般初選中心距為30-50個節(jié)距，中心距過短，單位時間內(nèi)鏈條的繞轉(zhuǎn)次數(shù)增多，鏈條屈伸次數(shù)和應(yīng)力循環(huán)增多，加劇鏈的磨損，若中心距過大，松邊垂度過大，傳動時松邊顫動。考慮本次設(shè)計，傳動功率很小，鏈條受力不大，而且整機(jī)工作時間短，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)小，為減小整機(jī)尺寸，初取中心距，則鏈節(jié)數(shù)為 節(jié) 取=84節(jié)。 查文

40、獻(xiàn)[1]表9-7的到中心距計算系數(shù) 則鏈傳動最大中心距為：mm，取為345mm。 5、計算鏈速v，確定潤滑方式 由v=0.154m/s，查文獻(xiàn)[1]圖9-14可知，應(yīng)采用定期人工潤滑，每班注油一次。 6、計算壓軸力 作用在軸上的壓軸力的確定 有效圓周力： 按水平布置壓軸力系數(shù)，故 =87.045N 7、鏈輪的基本參數(shù)和尺寸設(shè)計 鏈輪的材料應(yīng)能保證輪齒具有足夠的耐摩性和強度，由于小鏈輪輪齒的嚙合次數(shù)比大鏈輪輪齒的嚙合次數(shù)多，所受沖擊也較嚴(yán)重，小鏈輪一般采用較好的材料. 查表兩鏈輪選用材料是 20#鋼，熱處理方法是滲碳、淬火、回火 ： 計算滾子鏈輪主要尺寸

41、如下： 分度圓直徑： d=P/sin(180o/Z) 小鏈輪分度圓： 大鏈輪分度圓： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 齒側(cè)凸緣直徑： 計算滾子鏈鏈輪軸向齒廓尺寸如下： 齒寬：bf1=0.93b1=0.937.81=7.27 2.4 直齒圓柱齒輪的設(shè)計 由縱封橫封機(jī)構(gòu)可知，機(jī)構(gòu)主動軸和從動軸之間是靠一對傳動比為1的直齒圓柱齒輪傳動的，縱封機(jī)構(gòu)傳遞功率較大，先按照縱封機(jī)構(gòu)功率設(shè)計齒輪。 已知要傳動比為1，轉(zhuǎn)速為15r/min。為保證縱封和橫封輪的尺寸相近

42、性，要求滿足縱封同樣每轉(zhuǎn)一圈封兩袋長，即為260mm。所以縱封輪直徑為d=260/3.14 ≈81mm。同樣可知，此值也是圓柱齒輪的分度圓直徑，即d=81mm 直齒圓柱齒輪的設(shè)計步驟如下： （1）用直齒圓柱齒輪傳動； （2）包裝機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）； （3）材料齒數(shù)選擇 齒輪1選45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，齒數(shù)29 齒輪2選45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，齒數(shù)29 兩齒輪參數(shù)相同，所以下列計算式不許比較。 2.4.1 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算 由設(shè)計下列計算公式進(jìn)行計算，即： （1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值

43、 1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）計算齒輪1傳遞的轉(zhuǎn)矩 3）由表10-7選取齒寬齒數(shù) 4）由文獻(xiàn)[1]表10—6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 5）由文獻(xiàn)[1]圖10—21d，按齒面硬度查知 齒輪1的接觸疲勞強度為 齒輪2的接觸疲勞強度為 6）計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 7）由文獻(xiàn)[1]圖10—19查知接觸疲勞壽命系數(shù) =1.14 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由文獻(xiàn)[1]式10—12得： （2） 計算有關(guān)參數(shù) 1）計算齒輪直徑d1t代入中得

44、： 2）計算圓周速度 3）計算齒寬 4）計算齒寬與齒告之比 模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù)=0.054m/s,7級精度，由文獻(xiàn)[1]圖10-8查得動載系數(shù)； 由文獻(xiàn)[1]表10-3查得直齒輪 ； 由文獻(xiàn)[1]表10-2查得使用系數(shù)； 由文獻(xiàn)[1]表10-4用插值法查得7級精度，齒輪相對支撐對稱布置時； 由，查文獻(xiàn)[1]圖

45、10-13得 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑， 7）計算模數(shù) 2.4.2 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計計算 由文獻(xiàn)[1]式10—5得彎曲強度的計算公式為： （1）確定公式中的各計算數(shù)值 1）由文獻(xiàn)[1]圖10—20d查得： 齒輪1的彎曲疲勞強度極限： =380； 齒輪2的彎曲疲勞強度極限： =380； 2）由文獻(xiàn)[1]圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， =1.14 3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10—12得

46、 4）計算載荷系數(shù)K K==1×1.12×1×1.09=1.22 5）查取齒形系數(shù) 由文獻(xiàn)[1]表10—5得， =2.53， =2.53 6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由文獻(xiàn)[1]表10—5得， = =1.62 7）計算齒輪1，2的下列值 = == 0.0095 8）設(shè)計計算 =2.05 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.05并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d=

47、79.83mm，算出齒輪齒數(shù) 取為32 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，滿足了對紙帶牽引的線速度要求和每轉(zhuǎn)一周封兩個袋長的要求。 幾何尺寸計算： （1）分度圓直徑 ==zm=32×2.5mm=80mm （2）計算中心距 =80 （3）計算齒輪寬度 2.5 直齒錐齒輪傳動的設(shè)計 錐齒輪為最常用的軸叫交角為90度的標(biāo)準(zhǔn)直齒錐齒輪。直齒錐齒輪的傳動是以大端參數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值的，在強度計算時則以齒寬中點處的當(dāng)量齒輪作為計算的依據(jù)。 齒數(shù)比u，錐距R分度圓直徑d1，d2，平均分度圓直徑dm1，dm2

48、，當(dāng)量分度圓直徑dv1，dv2，關(guān)系如下： 令￠R=b/R，稱為錐齒輪傳動的齒寬系數(shù)，通常取￠R=0.25到0.35，最常用的值為￠R=1/3。于是dm=d（1-0.5￠R）。 選取精度等級，材料及齒數(shù) 本節(jié)主要設(shè)計計算主傳動軸與縱封機(jī)構(gòu)主軸之間的錐齒輪傳動 （1）材料與熱處理。 有前面的計算可知，Ⅱ軸上的錐齒輪傳遞力矩大，所以只需校核這一對錐齒輪即可。 選取小錐齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度280HBS。 （2）表面淬火，輪齒變形不大，故精度等級選取7級。 （3）選取齒數(shù)， 2.5.1 齒根彎曲疲勞強度計算與校核 直齒錐齒輪的彎曲疲勞強度可以近似的按平均分度圓處的當(dāng)量齒

49、輪進(jìn)行計算，可直接用進(jìn)行校核。 確定設(shè)計計算公式中的有關(guān)參數(shù)如下： 1）載荷系數(shù) K= 2）由文獻(xiàn)[1]表10—2查取，使用系數(shù)KA=1 3）由文獻(xiàn)[1]圖10—8中低一級的精度線及Vm（m/s）查知動載系數(shù)=1.01 4）齒間載荷分配系數(shù)，均可取為1 5）齒向載荷分布系數(shù) 1.5 =1.65 式中的是軸承系數(shù)，由表10—9查得=1.1 6）Y，分別為齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)按當(dāng)量齒數(shù)Zv=Z/cos? 查表10—5得Y 由式中K==1×1.01×1.0×1.65=1.67 7）查得：彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4； 設(shè)計此包裝機(jī)每天工作兩小時，全年工作，使

50、用壽命30年，得應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 N=30000×60×30=5.4× 彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.9 錐齒輪的彎曲疲勞極限為=500Mpa，計算彎曲許用應(yīng)力： =321.4Mpa 由前計算知T=17763N.mm 8）取的值為1/3，代入計算如下公式： m 1.19 齒根彎曲疲勞強度主要決定模數(shù)，根據(jù)計算數(shù)據(jù)，模數(shù)m大于1.19，為由于齒數(shù)取Z=20，為使錐齒輪不致過小，取模數(shù)m=2mm. 所以大端齒根分度圓直徑d=2×30mm=60mm 2.5.2 齒面接觸疲勞強度計算與校核 確定校核公式 變形得： （1）確定載荷系數(shù) K==1.67 （2）

51、T=17763N.mm （3）查文獻(xiàn)[1]表10-6得彈性影響系數(shù)為： （4）查取 （5）由N=30000×60×30=5.4×查文獻(xiàn)[1]圖10-19得K=0.9， 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 =0.9600/1=540Mpa （6）計算 將上面各值帶入計算公式得 所以取m=2， 齒輪既滿足齒面接觸疲勞強度又滿足齒根彎曲疲勞強度故而滿足要求。 （7）幾何尺寸計算 大端分度圓直徑 =60mm 錐距 R==42.4mm 齒寬 B=R=0.33×42.4=14.1mm,取齒寬為14mm 由小錐齒輪計算得大錐齒輪， 2.6

52、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和校核 因為在所有的軸中，料盤軸所受的轉(zhuǎn)矩最大，所以只需校核料盤軸即可。 2.6.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計就是要確定軸的合理外形和結(jié)構(gòu)，以及包括各軸段長度、直徑及其它細(xì)小尺寸在內(nèi)的全部結(jié)構(gòu)尺寸。 軸的結(jié)構(gòu)主要取決以下因素：軸在機(jī)器中的安裝位置及形式；軸的毛坯種類；軸上作用力的大小和分布情況；軸上零件的布置及固定方式；軸承類型及位置；軸的加工工藝以及其它一些要求。由于影響因素很多，且其結(jié)構(gòu)形式又因具體情況的不同而異，所以軸沒有標(biāo)準(zhǔn)的結(jié)構(gòu)形式，設(shè)計具有較大的靈活性和多樣性[6]。但是，不論具體情況如何，軸的結(jié)構(gòu)一般應(yīng)滿足以下幾個方面的要求： （1）軸和軸上零件要有準(zhǔn)

53、確的工作位置； （2）軸上零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整； （3）軸應(yīng)具有良好的制造工藝性； （4）軸的受力合理，有利于提高強度和剛度； （5）節(jié)省材料，減輕重量； （6）形狀及尺寸有利于減小應(yīng)力集中。 2.6.2 軸的最小直徑估算 軸在結(jié)構(gòu)設(shè)計時，一般已知裝配簡圖、軸的轉(zhuǎn)速、傳遞的功率及傳動零件的類型和尺寸等。 轉(zhuǎn)軸受彎扭組合作用，在軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計前，其長度、跨距、支反力及其作用點的位置等都未知，尚無法確定軸上彎矩的大小和分布情況，因此也無法按彎扭組合來確定轉(zhuǎn)軸上各段的直徑。為此應(yīng)先按扭轉(zhuǎn)強度條件估算轉(zhuǎn)軸上僅受轉(zhuǎn)矩作用。 d= =，查文獻(xiàn)[1]表15-3，取決于軸的材料和受載情

54、況。 當(dāng)軸段上開有鍵槽時，應(yīng)適當(dāng)增大直徑以考慮鍵槽對軸的削弱：d>100mm時，單鍵槽增大3％，雙鍵槽增大7％；d100mm時，單鍵槽增大5％～7％，雙鍵槽增大10％～15％。最后對d進(jìn)行圓整。 查表C=103 (當(dāng)所受彎距較小或只受轉(zhuǎn)距、載荷較平穩(wěn)，無軸向載荷或只有較小的軸向載荷、減速器的低速軸、軸只作單向旋轉(zhuǎn)；反之，[]取小值，C取較大值。) 料盤的實際功率很小，扭矩約等于零，取P=0.531kw,n=7.5r/min 最小直徑處有鍵槽，增大5%取整=45mm 2.6.3 各軸段直徑和長度的確定 軸的結(jié)構(gòu)如圖2-1所示： 圖2-1 料盤軸 （1）Ⅰ段軸頭的長

55、度，此處要裝料盤、聯(lián)結(jié)盤、法蘭，取。 （2）確定、選擇滾動軸承型號,取> 查文獻(xiàn)[3]表6-7，選用型號為30212的圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑d=60mm,外徑D=110mm,寬度B=22mm。 （3）Ⅲ段直徑，為方便安裝，應(yīng)略大于，取=70mm。Ⅲ段長度，根據(jù)料盤總體結(jié)構(gòu)取=389mm。 （4）Ⅴ段軸頭的長度，此處要裝大錐齒輪，取=55mm。 由上可知，Ⅰ軸最小直徑為12mm；Ⅱ軸、Ⅲ軸、Ⅳ軸、Ⅴ軸最小直徑為20mm。 2.6.4 軸承的選擇 選擇滾動軸承的類型，一般從載荷的大小、方向和性質(zhì)入手。在外廓尺寸相同的條件下，滾子軸承比球軸承承載能力大，適用于載荷較大或有沖擊的場合。當(dāng)

56、承受純徑向載荷時，通常選用徑向接觸軸承或深溝球軸承；當(dāng)承受純軸向載荷時，通常選用推力軸承；當(dāng)承受較大徑向載荷和一定軸向載荷時，可選用角接觸球軸承[7]。 根據(jù)軸的應(yīng)用場合可知，軸主要受到徑向力和軸向力。查詢常用滾動軸承的性能和特點，選擇圓錐滾子軸承。應(yīng)用場合：適用于剛性較大跨距不大的軸及須在工作中調(diào)整游隙的場合。 2.6.5 滾動軸承的密封 （1）接觸式密封 通過軸承蓋內(nèi)部放置的密封件與傳動軸表面的直接接觸而起密封作用。密封元件主要用毛氈、橡膠圈、皮碗等軟性材料，也有用減磨性好的硬質(zhì)材料如石墨、青銅、耐磨鑄鐵等。 （2）非接觸式密封 接觸式密封必然在接觸處產(chǎn)生摩擦，非接觸式密

57、封則可以避免此類缺點，故非接觸式密封常用于速度較高的場合。 由于轉(zhuǎn)速大于5r/min 選擇非接觸密封。 第三章 計量裝置設(shè)計 料盤裝置工作原理是：料盤裝置是由料盤，料盤罩，轉(zhuǎn)軸，法蘭，連接盤，活動底蓋，開蓋銷，閉蓋銷等主要部件通過一些輔助件連接在一起。其工作原理：料盤是可以轉(zhuǎn)動的，料盤中有圓周等分裝配的4個量杯，在各個量杯的底部均有一個活動底蓋封閉其出口，在料盤內(nèi)還設(shè)計一個料盤罩，上部開有一個圓孔，可以通過料斗進(jìn)料。轉(zhuǎn)軸帶動法蘭旋轉(zhuǎn)，法蘭通過連接盤帶動料盤連續(xù)旋轉(zhuǎn)，由于料盤罩固定不動，因此料盤罩可以把充填入量杯的物料面刮平，保證各量杯所盛的物

58、料容積相同。當(dāng)量杯隨料盤轉(zhuǎn)到卸料位置時，活動底蓋被開蓋銷碰開，物料靠自重向下卸出，經(jīng)成型器充填入包裝內(nèi)。隨后料盤繼續(xù)回轉(zhuǎn)，使活動底蓋碰到閉蓋銷令其回復(fù)原位，重新另一個充填的過程。 3.1 料盤裝置設(shè)計 圖3-1 料盤圖 3.2 量杯尺寸確定 量杯內(nèi)徑可以按照包裝粉劑的體積多少來做相應(yīng)大小的量杯，由于包裝咖啡的體積小，選擇量杯外徑40mm，為了加工方便其他尺寸相應(yīng)取整。 圖3-2 量杯 3.3 料盤結(jié)構(gòu)尺寸確定 料盤直徑的大小決定了料盤裝夾量杯的尺寸和排部，料盤的直徑不宜過大，太大會增加總體的尺寸，導(dǎo)致制造成本的提高；料盤直徑過小，達(dá)不到量杯排部的要求。綜合因素考慮

59、取料盤直徑φ294mm,高度100mm。 料盤的材料為2Cr13 料盤上分布四個放量杯的沉孔，其尺寸同量杯外輪廓尺寸。 圖3-3 料盤 為保證料盤和料盤軸同步轉(zhuǎn)動料盤上端用圓頭螺母卡在料盤軸上保證軸向固定下端用聯(lián)結(jié)盤連接法蘭，法蘭用鍵和軸連接保證同步轉(zhuǎn)動從而帶動料盤轉(zhuǎn)動。 3.4 料盤罩設(shè)計 料盤罩的作用是擋料，一方面防止料從料斗下落時發(fā)生的逸散、飛濺，另一方面是在裝料過程中刮平量杯里的料，其結(jié)構(gòu)尺寸由料盤尺寸和量杯的位置確定。料盤罩與料盤之間要有一定的密封要求，要既能保證不相互摩擦不能使料不通過。料盤罩無裂紋、翹邊等缺陷，下表面與料盤接觸處要平整。 圖3-4 料盤

60、罩 第四章 橫封切斷裝置設(shè)計 橫封是枕式包裝的一道重要工序,它通常位于縱封工序的后面,作用是使物料經(jīng)過縱封的袋子橫向密封并切斷[10]。經(jīng)過這一工序,出來的便是成品。橫封器通常安裝在一對對滾的軸上,兩軸對滾時,被加熱的封切器壓向兩塊包裝物中間的間隙,包裝材料于是被熱封;由于封切器的中間安裝了一把切刀,使得包裝材料被熱封的同時也被切斷,成為獨立的包裝物。枕式自動包裝機(jī)中橫封動作是由橫封機(jī)構(gòu)來完成。 圖3-5 橫封切斷裝置 第五章 總結(jié) 本課題是經(jīng)過對包裝要求和條件的分析，選擇型號為Y802-4的電機(jī)，選擇了v帶和蝸桿蝸輪

61、機(jī)構(gòu)作為減速機(jī)構(gòu)，運用了齒輪傳動和同步帶傳動并且對齒輪、軸、帶輪、蝸桿蝸輪進(jìn)行了設(shè)計校核，所設(shè)計的包裝機(jī)橫封、豎封、走帶都是用凸輪機(jī)構(gòu)，主要針對用塑料袋包裝的食品。其計量裝置采用容積計量主要是針對咖啡粉一類粉狀食品設(shè)計的。計量用的量杯可以根據(jù)包裝食品體積的不同做相應(yīng)大小的內(nèi)徑。料盤采用回轉(zhuǎn)式圓盤，四周均勻分布四個量杯，其回轉(zhuǎn)一周可以完成四個計量動作。橫向封切裝置采用了結(jié)構(gòu)簡單的凸輪機(jī)構(gòu)，能夠快速的完成一個行程，為保證封袋兩側(cè)大小相等，故在機(jī)構(gòu)中有成形器和牽引棍。為保證包裝紙的運動速度與橫封速度的同步，故用光電傳感器對其進(jìn)行檢測并用超越電機(jī)動作使之運動或制動停止達(dá)到對速度誤差進(jìn)行補償?shù)哪康摹榱?/p>

62、避免包裝過程中得到的袋長誤差，故有調(diào)節(jié)無級變速差動機(jī)構(gòu)可以對得到的袋長加以調(diào)整，從而提高了封切效率。 設(shè)計的包裝機(jī)能滿足加工要求，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，便于調(diào)整和維修。 參考文獻(xiàn) [1]璞良貴，紀(jì)名剛主編.機(jī)械設(shè)計[M].北京:高等教育出版社，2006 [2]孫恒，陳作模，葛文杰主編.機(jī)械原理；北京：高等教育出版社，2006.5 [3]王旭、王積森主編.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2004 [4]劉朝儒，吳志軍，高政一，許紀(jì)雯主編.機(jī)械制圖；北京：高等教育出版社，2006第五版 [5]陸振曦、陸守道主編.食

63、品機(jī)械原理與設(shè)計[M].北京：中國工業(yè)出版社，1995 [6]伍水順、張裕中主編.食品機(jī)械自動控制[M]. 北京：中國工業(yè)出版社，1994 [7]吳宗澤，羅圣國主編.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊[M].北京:高等教育出版社,2006. [8]周駿,潘曉銘.枕式包裝機(jī)熱封器與封口效果分析[J].中國裝,2004 [9]梁燕飛.枕式包裝機(jī)橫封機(jī)構(gòu)設(shè)計[J].機(jī)械工程師,1999 [10]張聰主編.自動化食品包裝機(jī)[M].廣州:廣東科技出版社,2003 [11]宮相印主編.食品機(jī)械與設(shè)備[M]. 北京：中國商業(yè)出版社，1993

64、 致 謝 . 在本論文的寫作過程中，我的導(dǎo)師李春玲老師傾注了大量的心血，從選題到開題報告，從寫作提綱，到一遍又一遍地指出稿中的具體問題，嚴(yán)格把關(guān)，循循善誘，在此我表示衷心感謝。同時我還要感謝在我學(xué)習(xí)期間給我極大關(guān)心和支持的各位老師以及關(guān)心我的同學(xué)和朋友。 寫作畢業(yè)論文是一次再系統(tǒng)學(xué)習(xí)的過程，畢業(yè)論文的完成，同樣也意味著新的學(xué)習(xí)生活的開始。從論文選題到搜集資料，從寫稿到反復(fù)修改，期間經(jīng)歷了喜悅、聒噪、痛苦和彷徨，在寫作論文的過程中心情是如此復(fù)雜。如今，伴隨著這篇畢業(yè)論文的最終成稿，復(fù)雜的心情煙消云散，自己甚至還有一點成就感。那種感覺就宛如在一場盛大的頒獎晚會上，我在晚會

65、現(xiàn)場看著其他人一個接著一個上臺領(lǐng)獎，自己卻始終未能被念到名字，經(jīng)過了很長很長的時間后，終于有位嘉賓高喊我的大名，這時我忘記了先前漫長的無聊的等待時間，欣喜萬分地走向舞臺，然后迫不及待地開始抒發(fā)自己的心情，發(fā)表自己的感想。這篇畢業(yè)論文的就是我的舞臺，以下的言語便是有點成就感后在舞臺上發(fā)表的發(fā)自肺腑的誠摯謝意與感想： 我要感謝，非常感謝我的導(dǎo)師李老師。她為人隨和熱情，治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)細(xì)心。在閑聊中她總是能像知心朋友一樣鼓勵你，在論文的寫作和措辭等方面她也總會以“專業(yè)標(biāo)準(zhǔn)”嚴(yán)格要求你，從選題、定題開始，一直到最后論文的反復(fù)修改、潤色，李老師始終認(rèn)真負(fù)責(zé)地給予我深刻而細(xì)致地指導(dǎo)，幫助我開拓研究思路，精心點撥、熱忱鼓勵。正是李老師的無私幫助與熱忱鼓勵，我的畢業(yè)論文才能夠得以順利完成，謝謝李老師。另外我還要感謝在設(shè)計過程中幫到我的身邊同學(xué)，正是通過與大家的相互討論學(xué)習(xí)，加深了我對知識的理解和運用。最后，還要感謝各位評委老師對我本次設(shè)計的批評和指正。