糖果包裝機設計畢業(yè)設計

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1、 1 第 1 章 緒論 1.1 自動包裝在生產(chǎn)中的應用 (1) 大幅度地提高生產(chǎn)效率 (2) 降低勞動強度，改善勞動條件。 (3) 保護環(huán)境，節(jié)約原材料，降低產(chǎn)品成本。 (4) 有利于被包裝產(chǎn)品的衛(wèi)生， 提高產(chǎn)品保證質(zhì)量， 增強市場銷售的競爭力。 (5) 延長產(chǎn)品的保質(zhì)期，方便產(chǎn)品的流通。 (6) 可減少包裝場地面積，節(jié)約基建投資。 自動化水平在制造工業(yè)中不斷提高，應用范圍正在拓展。包裝行業(yè)中自動化操作正在改變著包裝過程的動作方式和包裝容器及材料的加工方法。 實現(xiàn)自動控制的包裝系統(tǒng)能夠極大地提高生產(chǎn)效率和產(chǎn)品質(zhì)量， 顯著消除包裝工序及印刷貼標等造成的誤差，有效減輕職工的勞動強度并降低能源和資源

2、的消耗。 具有革命意義的自動化改變著包裝的制造方法及其產(chǎn)品的傳輸方式。設計、安裝的自動控制包裝系統(tǒng)，無論從提高產(chǎn)品質(zhì)量和生產(chǎn)效率方面，還是從消除加工誤差和減輕勞動強度方面，都表現(xiàn)出十分明顯的作用。 1.2 自動包裝機的發(fā)展趨勢 一、 國內(nèi)自動包裝機的科技水平及發(fā)展趨勢 目前，我國的食品包裝企業(yè)大部分規(guī)模偏小，“小而全”是其主要特征之一， 同時存在著不顧行業(yè)發(fā)展要求， 重復生產(chǎn)那些成本低、 工藝水平比較落后、易于制造的機械產(chǎn)品，行業(yè)內(nèi)目前大約有 1/4 的企業(yè)存在低水平重復生產(chǎn)現(xiàn)象。這是對資源的極大浪費，造成包裝機械市場的混亂，阻礙行業(yè)的發(fā)展。 隨著科學技術的不斷發(fā)展，各種食品、水產(chǎn)加工品的出現(xiàn)

3、，對食品包裝技術和設備都提出了新的要求。目前，食品包裝機械競爭日趨激烈，未來的食品包裝機械將配合產(chǎn)業(yè)自動化，促進包裝設備總體水平提高，發(fā)展多功能、高效率、低消耗的食品包裝設備。 我國自動包裝機地發(fā)展新趨勢： (1) 生產(chǎn)效率化 機電一體化是提高包裝機械自動化程度及運行可靠性和穩(wěn)定性的重要保證。未來包裝機械產(chǎn)業(yè)將配合產(chǎn)業(yè)自動化趨勢，技術發(fā)展將朝著四個方向發(fā)展；一是 2 機械功能多元化。工商業(yè)產(chǎn)品已趨向精致化及多元化，在大環(huán)境變化形勢，多元化、 彈性化且具有多種切換功能的包裝機種方能適應市場需求。二是結構設計標準化、模組化。充分利用原有機型模組化設計，可在短時間內(nèi)轉換新機型。三是控制智能化。四是結

4、構高精度化。 (2) 資源的高利用化 資源的高利用化有三重含義：提高資源的綜合利用率；提高有效成分的提取率；減少其營養(yǎng)成分的損失。 (3) 產(chǎn)品節(jié)能化 節(jié)能的新技術、新產(chǎn)品已成為當今國內(nèi)外包裝工業(yè)的發(fā)展重點，在包裝機械中，廣泛采用節(jié)能技術對降低生產(chǎn)和提高經(jīng)濟效益具有重要作用。 (4) 高技術實用化 在包裝機械中采用微機技術、真空技術、無菌包裝、膜分離技術、超高壓等新技術，可提高產(chǎn)品品質(zhì)。 (5) 大力加強科研、開發(fā)能力 加快科研成果向商業(yè)轉化的步伐， 使科學技術真正成為解放生產(chǎn)力和推動社會進步的強大動力。 二、 發(fā)達國家包裝機械的發(fā)展趨勢 (1) 工藝流程自動化程度越來越高。 目前自動化技術在

5、包裝生產(chǎn)線中已占 50%以上，大量使用了電腦設計和機電一體化控制，增加機械手以完成復雜的包裝動作。每個機械手均由單獨的電腦控制，攝像機監(jiān)控包裝動作并將信息反饋到電腦以調(diào)整動作幅度，保證包裝的高質(zhì)量。 同時對包裝材質(zhì)及厚度有自動識別功能， 再由電腦計算后控制機械動作，完全是“自適應”系統(tǒng)，保證系統(tǒng)在最優(yōu)狀態(tài)下工作。 (2) 適應產(chǎn)品變化，設計具有好的柔性和靈活性。 為了適應競爭需要，產(chǎn)品更新?lián)Q代的周期越來越短。包裝機械的使用壽命遠大于產(chǎn)品的壽命周期，所以某些包裝機械要適應產(chǎn)品的變化，只能以柔性和靈活性來適應，包括量的靈活、構造的靈活和供貨的靈活。構造可以采用單元模塊化，供貨靈活是指一機可實現(xiàn)多種

6、包裝組合，實現(xiàn)多個進料口及不同形式包裝。 (3) 成套供應能力強，僅一個供貨商就可以完成從工程設計、安裝、調(diào)試到最后交用戶驗收的工序。 (4) 普遍采用仿真設計技術。 包裝機械的設計流程，首先是把各種機器單元以數(shù)據(jù)庫形式存入計算機，然后把圖紙數(shù)字化后輸入計算機，由計算機自動合成三維模型，再把實際生 3 產(chǎn)的指標和數(shù)據(jù)、可能發(fā)生的故障等輸入計算機。計算機三維模型即可依照實際工作情況進行操作，演示出生產(chǎn)能力、廢品率、生產(chǎn)環(huán)節(jié)匹配、生產(chǎn)線瓶頸在何處等，還可根據(jù)用戶意見進行修改模型直到用戶滿意。采用計算機仿真技術后，大大縮短了包裝機械的設計周期及新產(chǎn)品開發(fā)周期。 1.3 主要研究內(nèi)容 通過研究國內(nèi)外包

7、裝機械發(fā)展的現(xiàn)狀，和學習包裝機械的工作原理，確定包裝機的基本結構，進行簡單的分析， 完成包裝機的設計工作。理解現(xiàn)有的巧克力糖果包裝機械的傳動原理圖及其工作過程， 針對存在的問題提出合理的設計方案：包裝工藝方案的擬定及分析，自動機的各個執(zhí)行機構設計。 巧克力糖包裝機設計是一個典型的機械系統(tǒng)設計。隨著新產(chǎn)品、新技術、新結構、新工藝、新材料的日益發(fā)展，實際生產(chǎn)對自動包裝機的要求越來越高，所以其更新?lián)Q代也快，也就提出了對巧克力糖果自動包裝機設計的要求 提高食品工業(yè)的機械化和自動化程度，是實現(xiàn)食品工業(yè)現(xiàn)代化的重要一環(huán)。用現(xiàn)代化設備裝備我國食品工廠，已成為一項迫切的重要任務。為了有利于食品工廠生產(chǎn)率的儲存

8、、流通和消費，必須根據(jù)需要對成品進行適當?shù)陌b。 實現(xiàn)包裝作業(yè)機械化的好處：節(jié)約勞動力，提高生產(chǎn)率和產(chǎn)品質(zhì)量，節(jié)約原材料和降低成本，降低勞動強度和改善環(huán)境衛(wèi)生，保證操作的安全，減少車間的面積等。包裝作業(yè)機械化、自動化目前正向著高速化、通用性、可靠性、費用低、流水線自動化控制、采用新的包裝材料等六個方向發(fā)展。粒狀巧克力糖生產(chǎn)批量很大,手工包裝遠遠不能適應市場的要求,為止,提出粒狀巧克力糖自動包裝機的設計任務。 傳統(tǒng)的包裝機械多采用機械式控制，如凸輪分配軸式，后來又出現(xiàn)了光電控制、氣動控制等控制形式。但是，隨著食品加工工藝的日益提高，對包裝參數(shù)的要求不斷增多，原有的控制系統(tǒng)已難以滿足發(fā)展的需要，應

9、采用新的技術改變食品包裝機械的面貌。當今的食品包裝機械是集機、電、氣、光、磁于一體的機械電子設備，在設計時，應著力于提高包裝機械的自動化程度，將包裝機械的研發(fā)與計算機結合，實現(xiàn)機電一體化控制。 本次設計的目的培養(yǎng)學生初步掌握獨立從事專業(yè)技術工作的能力， 提高學生從事工藝和工藝裝備設計的水平， 使學生初步掌握從事本專業(yè)科學研究工作的能力。 通過畢業(yè)設計不但培養(yǎng)了我們運用各種工具書的方法和技巧，同時也培養(yǎng)了我們獨立思考問題、解決問題的能力。通過翻閱查找各種工具書，擴大了視眼，豐富了自己的知識范圍。 本次設計我們是有充分準備的。 我們不僅準備了四年的時間來掌握各門專業(yè)課學習，而且我們多次深入工廠實習

10、，更主要的是設計期間不斷地從網(wǎng)上、圖書 4 館收集大量的資料，尋找各種解決問題的方法。所以說本設計我們是有充分準備的，它是與生產(chǎn)實際相結合。它也將成為我們走上工作崗位的一次重要演習，為我們今后的工作打下堅實的基礎。 5 第 2 章 設計原理及方案 2.1 對粒狀巧克力糖包裝機的分析 2.1.1 包裝對象及要求 （1）包裝產(chǎn)品 本機加工對象是呈圓臺形狀巧克力糖果如圖 2-1 所示。該巧克力糖生產(chǎn)批量很大，暢銷國內(nèi)外。過去由于手工包裝質(zhì)量不均，工人勞動強度大，遠遠不能適應市場的需要。為此，工廠提出粒狀巧克力糖包裝機的設計任務。 圖 21 產(chǎn)品形狀 （2）包裝材料 巧克力糖包裝采用厚度 0.008m

11、m 的金色鋁箔卷筒紙。 （3）機器的要求 生產(chǎn)任務為每班產(chǎn)量 570kg，約合制自動機的正常生產(chǎn)率為 120 件/分鐘。考慮自動機工藝條件的變化，采用無級變速，使自動機的生產(chǎn)率為 70-130 件/分鐘。 （4）包裝質(zhì)量 要求巧克力糖包裝后外型美觀，鋁箔紙無明顯損傷，撕裂，褶皺（如圖 22） 。 6 圖 22 包裝后成品外形 （5）對自動包裝機的基本要求 機械結構簡單，工作可靠，穩(wěn)定，操作方便，安全，維修容易，造價低。 2.1.2 產(chǎn)品特征 包裝工藝首要的是要解決坯料的上料問題。顯然，像巧克力糖之類的產(chǎn)品，使用一般料斗上料的方法是不適應的。如果采用料倉式上料方法，則需要人工定時放料，每分鐘 1

12、20 粒糖比較困難。如果將自動機的進料系統(tǒng)直接與巧克力糖澆注成型的出口相銜接，則比較容易解決巧克力糖的自動上料問題。 2.1.3 包裝材料 食品包裝材料應十分注意衛(wèi)生。 粒狀巧克力糖包裝紙采用 0.008mm 的金色鋁箔紙，它的特點是薄而脆，抗拉力小，容易撕裂，也容易褶皺。應此，在設計供紙部件時對速度應十分注意。一般包裝的速度較高，紙張的拉力就越大。根據(jù)經(jīng)驗，一般紙張速度應小于 500mm/s。 在選擇供紙機構結構時，主要根據(jù)下列兩點： 1) 采用紙片供紙或是采用卷筒紙供料。本機采用卷筒紙。 2) 紙張送出時將紙張水平放置對包裝工藝有利。但卷筒紙水平輸送，只能采用間歇式剪切供紙方法。 2.1.

13、4 包裝工藝方案擬定 7 在對市場包裝機器調(diào)查研究的基礎上，對產(chǎn)品的包裝工藝進行詳細分析。一般來說， 開始總是模仿人工包裝的動作， 作為自動機工藝設計的初步數(shù)據(jù)。 因此，在開始設計自動機工藝時，首先應對人工包裝機動作進行分析研究，并在此基礎上進行綜合分析，提高，使之更加完善，更能適合機械動作的要求。 圖 23 為最初的巧克力糖包裝工藝圖。根據(jù)人工包裝動作順序，針對產(chǎn)品包裝質(zhì)量要求該機包裝工藝初擬訂如下： 1) 將 64mm*64mm 鋁箔紙覆蓋在巧克力糖17 小端正上方。如圖所示。 2) 使鋁箔紙沿糖塊錐面強迫成型如圖所示。 3) 將余下的鋁箔紙分為兩半，先后向24 大端面中央折去，迫使包裝紙

14、緊貼巧克力糖如圖所示。 上述包裝工藝還只是一種設想，還必須經(jīng)過工藝試驗加以驗證。 圖 23 包裝工藝過程 2.1.5 巧克力糖包裝工藝的分析 初定方案：在第一次分析時，采用剛性錐型模腔，迫使鋁箔紙緊貼在糖塊的圓臺錐面上。 如圖 24 所示，糖塊和糖塊包裝紙由頂糖桿 4 頂入轉盤上的錐型模腔，迫使鋁箔紙緊貼糖塊。設計結果表明，基本符合要求，但還存在如下問題：由于巧克力糖在澆注成型時，外形尺寸誤差較大，而剛性模腔不能完全適應這種情況；又由于鋁箔紙又薄又脆，在強迫成型時，鋁箔紙有被拉破的現(xiàn)象，特別糖塊與模腔之間間隙太小時，使鋁箔紙沒有足夠的變形間隙而被撕裂；此外，可能發(fā)生糖 8 塊貼牢模腔不能自由落

15、下的情況；有時在頂糖時發(fā)生損傷糖塊現(xiàn)象等等。這說明第一次工藝設計方案還很不完善。 圖 24 第一種包裝工藝方案試驗 1轉盤 2鋁箔紙 3頂糖桿 第二種方案：將剛性錐形模腔改成具有一定彈性的鉗糖機械手。圖 25 為鉗糖機械手及巧克力包裝工藝簡圖。如圖所示，機械手實際上是具有彈性的錐形模腔， 這樣能適應巧克力糖外型尺寸的變化，解決第一次工藝設計存在的拉破鋁箔紙的現(xiàn)象。在機械手的下面有圓環(huán)形托板，以防止糖塊落下去。 第二次工藝分析過程如下： 當鉗糖機械手轉至裝糖位置時，接糖桿 4 向下運動，頂糖桿 7 向下推糖塊 6和包裝紙 8，使糖塊和鋁箔紙夾在頂糖桿之間，然后它們同步上升，進入機械手5，迫使鋁箔

16、紙成型如下圖所示。接著拆邊器 10 向左拆邊，成圖 C 狀，然后轉盤2 帶動機械手 5 作順時針方向轉動，突破環(huán)形托板 9，使鋁箔紙完全覆蓋在糖塊的大端面上，完成包裝工藝如圖 D 所示 第二次工藝設計，初步獲得成功。鋁箔紙沒有發(fā)生撕裂現(xiàn)象，糖塊也沒有什么損傷。 但是包裝紙表面還不夠光滑， 有時還會發(fā)生褶皺現(xiàn)象， 還需進一步改進。 經(jīng)過反復推敲，了解鋁箔紙只要用柔軟之物輕輕一抹。就很光滑平整的緊貼在糖塊表面上，達到預期的外觀包裝質(zhì)量要求。因此增設一個帶錐形毛刷圈（柔軟尼龍絲） ，再頂糖過程中，先讓糖塊和鋁箔紙通過毛刷圈，然后再進入機械手成型，結果使包裝紙光滑，平整，美觀，完全達到包轉質(zhì)量要求。

17、9 圖 25 鉗糖機械手及巧克力糖包裝工藝簡圖 l轉軸 2轉盤 3彈簧 4接糖桿 5鉗糖機械手（共六組） 6糖塊 7頂糖桿 8鋁箔紙 9環(huán)形托板 10折邊器 圖 2-6 是經(jīng)過改進后的巧克力糖包裝成型機構簡圖。 10 圖 2-6 巧克力糖包裝成形機構 1左抄紙板 2鉗糖機械手 3接糖桿 4右抄紙板 5錐形尼龍絲圈 6鋁箔紙 7糖塊 8頂糖桿 2.2 包裝機的總體布局 2.2.1 機型選擇 從產(chǎn)品的數(shù)量上看， 屬于大批量生產(chǎn)。 因為給定生產(chǎn)任務超過年產(chǎn) 100 萬粒，因此，選擇全自動機型。從產(chǎn)品的工藝過程來看，選擇回轉式工藝路線的多工位自動機型。根據(jù)工藝路線分析，實際上需要兩個工位，一個是進料、

18、成型、拆邊工位，另一個是出料工位。自動機采用六槽輪機構做工件步進傳送。 2.2.2 自動機的執(zhí)行機構 根據(jù)巧克力糖的包裝工藝，確定自動機由以下執(zhí)行機構組成： （1）送糖機構； （2）供紙機構； （3）接糖和頂糖機構； （4）抄紙機構； （5）撥糖機構； （6）鉗糖機械手的開合機構； 11 （7）轉盤步進傳動機構等。 下面介紹主要執(zhí)行的結構和工作原理。 圖 2-7 為鉗糖機械手、進出糖機構結構圖。送糖盤與機械手同步間歇回轉，逐一將糖塊送至包裝工位。機械手開合動作，由固定的凸輪控制，凸輪的輪廓是由兩個半徑不同的圓弧組成。當滾子在大半徑弧上，機械手就張開，從動滾子在小半徑弧上，機械手靠彈簧閉合。由圖

19、可知，接糖桿和頂糖桿的運動不僅具有時間上的循序關系， 而且還具有空間上的相互干涉關系，因此它們的運動循環(huán)必須遵守空間同步化的原則來設計，并在結構上應予以重視。 圖 2-7 鉗糖機械手和出糖機構 接糖和頂糖機構如圖 2-8 所示。 接糖桿和頂糖桿夾住糖塊和包裝紙同步上升時，夾緊力不能太大，以免損傷糖塊。同時應使夾緊力保持穩(wěn)定，因此在接糖桿的頭部才能用橡皮類的彈性件。 12 圖 2-8 頂糖、接糖機構 圖 210 包裝機總體布局圖 13 2.2.3 包裝機總體布置 總體布置如圖圖 210 所示 2.2.4 傳動原理圖 粒狀巧克力糖果自動包裝機是專用自動機， 根據(jù)自動機傳動系統(tǒng)設計的一般原則和巧克力

20、糖包裝工藝的具體原則，擬定如圖圖 211 所示的傳動系統(tǒng) 圖 211 傳動系統(tǒng)圖 2.2.5 粒狀巧克力糖果自動包裝機設備工作原理 14 分析工藝操作順序 （1）送料 （2）剪紙 剪刀落下，將所需長度的包裝紙從卷筒紙帶上剪下后，剪刀返回原位。 （3）接糖和頂糖 接糖桿下行，將包裝紙頂向巧克力的上表面，同時頂糖桿上行。當頂糖桿行至與巧克力接觸時，接糖桿與頂糖桿一起夾持著巧克力向上，到達機械手的夾持部位，經(jīng)過一段短暫的停留后各自退回。在此過程中完成包裝紙的初步成型。 （4）折紙 機械手把巧克力和包裝紙一起夾持住，活動折紙將一側包裝紙折向中央，保持一段時間后返回原位。接著，機械手到包裝機的巧克力下個

21、工位，在機械手轉位的過程中，固定托板將另一側包裝紙折向中央。在機械手轉為的同時，撥糖盤與送料輥輪將下一個待包裝的巧克力和包裝紙送上，如此不斷循環(huán)。 2.3 繪制各執(zhí)行機構的運動簡圖和運動循環(huán)圖 為使問題簡化，在下面的討論中，只涉及撥糖盤、送料輥輪、機械手轉位、剪紙刀、頂糖桿、接糖桿和活動折紙板這 6 各機構。暫不考慮機械手夾持和其他一些機構的動作。而撥糖盤、送料輥輪、機械手轉位這三個機構的運動是完全一致的。可作為一個機構來看待。由此，納入討論的機構為五個。所涉及的機構的運動循環(huán)圖可按以下步驟確定。 2.3.1 確定各個機構的運動循環(huán) TP 分配軸的轉速為 n=120(r/min)，分配軸每轉的

22、時間就是該機的工作循環(huán)，即等于各個執(zhí)行機構的運動的運動循環(huán)，所以 Tp=60/n=0.5(s) 2.3.2 確定各機構循環(huán)內(nèi)各區(qū)段的時間及分配軸轉角 撥糖盤、送料輥輪、機械手轉位都是間歇運動機構，它們的運動循環(huán)由兩個區(qū)段組成： Tk1撥糖盤、送料輥輪、機械手轉位等三個機構的轉為運動時間； To1撥糖盤、送料輥輪、機械手轉位等三個機構的停歇時間。 由此，應有 Tp1=Tk1+To1 相應的分配軸轉角為p1=k1+o1=3600 15 剪刀機構 8 的運動循環(huán)可分為三個區(qū)段： Tk8剪刀機構的剪切工作過程時間； Td8剪刀機構的返回行程時間； To8剪刀機構在初始位置的停留時間。 因此，應有 Tp

23、8=Tk8+Td8+To8 相應的分配軸轉角為p8=k8+d8+o8 頂糖桿機構 5 的運動循環(huán)的組成區(qū)段為： Tk5頂糖桿機構的頂糖工作行程時間； Ta5頂糖桿機構在工作位置的停留時間； Td5頂糖桿機構的返回行程時間； To5頂糖桿機構在初始位置的停留時間。 因此，應有 Tp5=Tk5+Ta5+Td5+To5 相應的分配軸轉角為p5=k5+a5+d5+o5 接糖桿機構 3 的運動循環(huán)的組成區(qū)段為: Tk3接糖桿機構的接糖工作行程時間； Ta3接糖桿機構在工作位置的停留時間； Td3接糖桿機構的返回行程時間； To3接糖桿機構在初始位置的停留時間。 因此，應有p3=k3+a3+d3+o3 活

24、動折紙板機構 6 的運動循環(huán)也可分為四個區(qū)段： Tk6活動折紙板機構的折紙工作行程時間； Ta6活動折紙板機構在工作位置的停留時間； Td6活動折紙板機構的返回行程時間； To6活動折紙板機構在初始位置的停留時間。 因此，應有 Tp6=Tk6+Ta6+Td6+To6 相應的分配軸轉角為p6=k6+a6+d6+o6 由于粒狀巧克力糖果自動包裝機的工作循環(huán)是從送料開始的， 因此送料輥輪機構的工作起點為基準進行同步化設計，機械手和送紙機構與之相同。 （1）送料輥輪機構運動循環(huán)各區(qū)段的時間及分配軸轉角：根據(jù)工藝要求，試取送料時間 Tk1=2/15s，則停歇時間 T=11/30s.相應的分配軸轉角分別為

25、： =360Tk1Tp3602151/296 16 =360Tk1Tp36011301/2264 （2）接糖桿機構 3 運動循環(huán)各區(qū)段的時間及分配軸轉角：根據(jù)工藝要求，試取工作位置停留時間 Tk3=2/15，則相應的轉角為： ka3=96, a3=264 （3）剪紙刀機構 8 運動循環(huán)各區(qū)段的時間及分配軸轉角：根據(jù)工藝要求，試取送料時間 Tk8=1/30s,則相應的分配軸轉角為： k8=360Tk8Tp3601301/224 初定 Td8=1/30s,則 To8=13/30s，則相應的分配軸轉角為 d8=360Tk8/Tp=24；o8=312Td8/Tp=312 （4）頂糖桿機構 5 運動循環(huán)

26、各區(qū)段的時間及分配軸轉角：根據(jù)工藝要求，試取工作位置停留時間 Ta5=1/45s,則相應的分配軸轉角為： a5=360Ta5Tp3602/145/116 初定 Tk5=1/15s, Td5=2/45s,則 To5=11/30s，則相應的分配軸轉角為 k5=360Tk5Tp=48； d5=360Td5Tp =32； o5=360To5Tp =264； （5）活動剪紙板機構 6 運動循環(huán)各個區(qū)段的時間及分配轉角：根據(jù)工藝要求，試取折紙行程時間 Tk6=2/45s，則相應的分配轉角為 k6=360Tk6Tp32 初定 Ts6=1/45s, Td6=1/6s,則 To6=12/45s，則相應的分配軸轉

27、角為 s6=360Ts5Tp =16； d6=360Td5Tp =120 o6=360To5Tp =192。 繪制各執(zhí)行機構的循環(huán)圖：根據(jù)以上計算結果，分別繪制各執(zhí)行機構的運動循環(huán)圖，如下圖 2-12 所示： 2.3.3 各執(zhí)行機構運動循環(huán)的時間同步化設計 （1）確定粒狀巧克力自動包裝機最短的工作循環(huán) Tpmin。根據(jù)工藝要求，送糖、送紙完成時（B1） ，剪刀 8 即可向下剪切（A8） ；當剪切完成時（B8） ，頂糖桿5 又可以開始將巧克力向上頂（A5） ；而在巧克力被頂?shù)轿粫r（B5） ，活動折紙板 6 17 就可以開始折紙工作行程（A6） 。因此，這四個機構的運動循環(huán)在時間上的聯(lián)系由上述三對

28、同步點 B1A8、B8A5和 B5A6決定。使這四個機構的循環(huán)圖上的點B1與 A8、B8與 A5、B5與 A6分別重合，是這四個機構運動在時間上的聯(lián)系的極限情況。由此就可得到粒狀巧克力自動包裝機的具有最短工作循環(huán) Tpmin的同步圖，如圖 1-13 所示。 OOOO 圖 2-12 粒狀巧克力自動包裝機各執(zhí)行機構的運動循環(huán)圖 （a）撥糖盤、送紙輥輪和機械手轉位 (b)剪刀 (c)頂糖桿 (d)活動折紙板 18 撥糖盤、送紙輥輪和機械手轉位 A1 B1 剪紙刀 A8 B8 頂糖桿 A5 B5 C5 活動折紙板 A6 B6 C6 Tpmin 圖 2-13 粒狀巧克力自動包裝機具有最短工作循環(huán)的同步圖

29、 由圖可知： Tpmin=Tk1+Tk8+Tk5+Tk6+Ts6+Td6 =152+301+151+452+451+61=157(s) 但是，由于各種實際誤差因素的存在，在設計時，不能使點 B1與 A8、B8與A5、B5與 A6分別對應重合，而必須使送糖、送紙機構的 B1點超前于剪刀機構 8 的B8點；剪刀機構 8 的 B8點又必須超前于頂糖機構的 A5點；頂糖機構的 B5點還必須超前于活動折紙板機構的 A6點，以確保自動機械工作的可靠性。每對同步點 19 之間的超前量（或稱錯移量）根據(jù)自動機械的實際加工或其他工作情況而定，有時可能還要通過實驗加以確定。 （2）確定粒狀巧克力自動包裝機的工作循

30、環(huán) Tp。令上述三對同步點的錯移量分別為t1、t2和t3，若取 t1=t2=t3=901（s） 則其在分配軸上相應的轉角為 1=2=3=t1/Tp360=8 粒狀巧克力糖果自動包裝機的工作循環(huán)應為 Tp=Tmin+t1+t2+t3=157+901+901+901=21(s) 此值正好和生產(chǎn)綱領對應的工作循環(huán)一致。 2.3.4 繪制粒狀巧克力自動包裝機的工作循環(huán)圖 在進行各執(zhí)行機構運動循環(huán)的時間同步化后， 就可以繪制粒狀巧克力自動包裝機的工作循環(huán)圖。下圖就是以分配軸的轉角橫坐標的工作循環(huán)圖，是設計分配軸上各凸輪輪廓曲線的重要依據(jù)。 進一步分析工作循環(huán)圖發(fā)現(xiàn)，在送糖、送紙和機械手等機構轉位時，剪刀

31、機構 8、頂糖桿機構 5 和活動折紙板機構 6 處于初始位置停留狀態(tài)；而當機構 8、5和 6 進行各種操作及返回時，送糖、送紙和機械手等機構則處于停歇狀態(tài)。實際上，當活動折紙板 6 完成折紙動作并從工作位置開始返回時（C6） ，機械手等機構就可以開始下一個循環(huán)的轉位（A1） ，這不但符合工藝要求的動作循序，而且也不存在機構之間發(fā)生空間干涉的可能，這從圖可以看出。在圖中，C6位于分配軸轉角 240處。把 C6和 A1視為一對同步點，并使 C6相對 A1有一個超前量4=8，則可從分配軸轉角為 240+8=248處，將 248360范圍內(nèi)的運動截掉，只把機構 6 的部分返回行程放到 0112范圍內(nèi)，

32、代替原來的一部分停留區(qū)段。 這樣做不會改變各機構原來的各段行程的時間和工作位置的停留時間，只是減少了各機構的初始位置停留時間。圖就是截短后的工作循環(huán)圖，其工作循環(huán)由 Tp減少到 Tp ，對應的p和p分別是 360和 248。Tp值可由下式求得： Tp=p/pTp=248/3601/2=0.29（s） 20 相應的分配軸轉速和理論生產(chǎn)率則為： p=60/Tp=60/0.29=207(r/min) Qp=207(件/min) 圖 2-13 粒狀巧克力糖包裝機的工作循環(huán)圖 21 第 3 章 電動機的選擇 3.1 選擇電動機類型 查閱設計手冊，選用三相籠型異步電機，封閉式結構，電壓為 380V，Y 型

33、。其特點為： 采用防淋水結構能防止直徑大于 12mm 的固體異物進入， 并能防止沿垂直線成 60 度或小于 60 度的淋水對電動機的影響；效率高、耗電少、噪音低、振動小、體積小質(zhì)量輕、運動可靠、維修方便；絕緣等級為 B 級。 3.2 選擇電動機的功率 為了保證工作平穩(wěn)，能夠正常運轉，主軸的轉速 n=120r/min，主軸的最小直徑 D=40mm 來計算功率 P。由現(xiàn)代機械設計手冊 （北京出版社）查得實心軸公式 C3nP C 為系數(shù)，由上書的表 4.62 查取，P 為軸傳遞的功率（Kw） ，N 為軸的轉速。由此可得 P=2.34Kw 3.3 傳動裝置的總效率 總=0.96 電動機功率 P1=P/

34、0.96=2.43Kw 3.4 確定電動機的轉速 送料盤的轉速為 n=20r/min 取 V 帶的傳動比為 3.77.4，圓柱齒輪的傳動比為 3， 垂直分度機構的傳動比為 6，其他的傳動比為 1，則總傳動比的合理范圍為 66.6133.2，故電動機的轉速可選范圍為 13322664r/min。 3.5 確定電動機的型號 綜合考慮電動機和傳動裝置的齒輪、 重量、 價格和帶傳動、 減速器的傳動比，待定電動機的型號為 Y112M4。 22 第 4 章 軸的設計 4.1 受力分析 我們所設計的自動包裝機的主軸主要是承受三方面的力， 一是軸帶動軸上零件過程中產(chǎn)生的扭矩；二是由于凸輪對軸的軸向沖擊力；三是

35、承受自身、軸上零件等的重力。以下設計均參考機械設計p239374。 4.2 求輸出軸上的功率 P、轉速 N 和轉矩 T 若取每級齒輪傳動的功率（包括軸承效率在類）=0.97.則 P=P11234=2.430.970.970.960.95=2.34Kw 又 N=n/i=14401/31/4=120r/min 于是 T=9550000pn=95500002.57120=204529N.mm 4.3 求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓半徑為 d=mz2=496=384mm Ft=2T/d=2204529/384=1065N Fr=Fttan/cos=1065tan20cos8=522N

36、Fa=Fttan8=200N 圓周力 Ft，徑向力 Fr及軸向力 Fa方向如圖示. 4.4 初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3，取 A0=110，于是得 dmin=A03nP=105312034. 2=22mm 所以我們?nèi)∽钚≈睆綖?22mm。 4.5 軸的結構設計 1. 經(jīng)過分析比較，現(xiàn)取用圖 21 所示的裝配方案 23 A B C D E F G H I J K L 圖 41 軸裝配方案示意圖 2. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）初步選擇軸承。因軸承同時受有軸向力和徑向力的作用，徑向力較大，而軸向

37、力相對較小，故選擇角接觸球軸承。參考工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 組基本游隙，故 d1=d2=40mm。兩軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊查得，軸承的定位的軸肩高度為 h=4mm,因此取 d1=d2=48mm。 （2）根據(jù)已經(jīng)設計的凸輪間歇機構和空間布局的需要取 d=58mm. （3）取安裝齒輪處的軸段 DE 直徑 d=68mm。齒輪的左端與凸輪間歇機構之間采用套筒定位。已經(jīng)知道齒輪輪轂的寬度為 60mm，為了使套筒端面可靠得壓緊齒輪， 此軸段應略短于輪轂寬度， 故取 Ld-e=58mm。 齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h0.07d，取 h=6mm，則軸環(huán)處的直徑 d=80mm，

38、軸環(huán)寬度 b1.4h，取L=18mm。 （4）根據(jù)設計要求和空間布局的合理性，HI 段安裝錐齒輪。取 d=48mm，L=122mm。GF 段用于安裝凸輪間歇機構。 （5）根據(jù)設計要求取 d=68mm，L=64mm。然后再依次確定得 LBC=128mm，LCD=84mm，LGH=76mm。至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。 3.軸上零件的周向定位 直齒輪、錐齒輪、溝槽凸輪、凸輪間歇運動機構與軸采用平鍵聯(lián)接并采用過渡配合按各段直徑可以由手冊查得平鍵截面的尺寸，鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證各零件與軸配合有良好的對中性，故選擇與軸的配合為 H8/k7；而軸承與軸的配合采用過盈配合，故這兩處軸

39、的直徑尺寸公差為 m6。 4.確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 152，取軸端倒角為 245，各軸肩處的圓角半徑見軸的零件圖。 5.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，從手冊中查取 a 值（參看圖 1523） 。由手冊中查出 a=9。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的 24 彎矩圖和扭矩圖如圖22。 圖 42 軸的彎矩圖和扭矩圖 6. 傳動主軸校核 根據(jù)設計結構可知，傳動主軸為最危險軸，若該軸強度滿足，則其他軸必定滿足，故只需校核傳動主軸。 由于傳動主軸為自動洗瓶機中的重要軸， 故決定采用安全因數(shù)校核法對軸的安全性進行精確的評定，即對軸的危險截面作出安全性判斷。 首先

40、根據(jù)軸的結構圖（圖 5-1）作出軸的計算簡圖（圖 5-2） 。在確定軸承支點位置時，應從手冊中查取 a 值。對于 7207C 型軸承，由手冊中查得 a=15.7mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖 5-2） 。 1)軸的強度校核 計算安全系數(shù)caS值，由中國機械設計大典3 可知： 1NamKSK 25 1NamKSK 22PS SSSSS 由中國機械設計大典3 可知，式中各參數(shù)的意義及值為： 對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限1350MPa 對稱循環(huán)下的彎曲扭轉極限1200MPa 用于疲勞強度的許用安全因數(shù)1.5PS 壽命系數(shù)1NK 彎曲時疲勞缺口因數(shù)1.93K 扭轉時疲勞缺口因數(shù)1.82K

41、 彎曲時的尺寸因數(shù)0.68 扭轉時的尺寸因數(shù)0.74 表面狀態(tài)因數(shù)0.9 彎曲等效因數(shù)0.2 扭轉等效因數(shù)0.1 經(jīng)計算得出 16.92NamKSK 124.66NamKSK 226.66PS SSSSS 26 滿足條件，故傳動主軸的強度足夠 2) 軸的剛度校核計算 軸的彎曲剛度校核計算 4414.2vniiiLdmmld 由機械設計表 15-3 選擇 A0=112 vd=1120.2=22.4mm 軸的扭轉剛度校核計算 4115.73 100.5ni iiPiTlLGI 故該軸的截面 e 右側的強度也是足夠的， 本題因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設計

42、計算即告結束。 至此軸的設計計算即告結束,繪制軸的尺寸圖如下所示： 圖 43 軸的尺寸圖 27 第 5 章 齒輪的設計 5.1 直齒圓柱齒輪的設計及計算 5.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 參考機械設計 （第七版） 高等教育出版社 1）根據(jù)設計的機械傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2） 粒狀巧克力包裝機為一般工作機器， 速度不高， 故選用 7 級精度 （GB1009588） 。 3）材料選擇。 由表 101 選擇小齒輪的材料為 40Cr （調(diào)質(zhì)） ， 硬度為 280HBS，大齒輪的材料為 45 鋼 （調(diào)質(zhì)） ， 硬度為 240HBS， 二者材料硬度差為 40HBS。 4）選小齒輪

43、的齒數(shù) Z1=24,大齒輪齒數(shù)為 Z2=324=72。 5.1.2 按齒面接觸強度設計 d1t2.323211）（HEdtZuuTK 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù) Kt=1.3 （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=95.5105p1n1=95.51052.5/360Nmm=5.796104 Nmm （3）由表 107 選取齒寬系數(shù)d=1 （4）由表 106 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa1/2 （5）由圖 1021d 按齒面強度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa； （6）由式 1013 計算應力

44、循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=603601(2830015)=0.345109 N2=0.3451093=0.115108 （7）由圖 1019 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.88;KHN2=0.96 （8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由式（1012）得 H1=KHN1Hlim1/S=0.88600MPa=528MPa 28 H2=KHN2Hlim2/S=0.96600MPa=528MPa 2) 計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑 d1t，代入H中較小的值 D1t2.323211）（HEdtZuuTK =2.323245288 .189341109 . 1

45、3 . 1）（ =92.43mm （2）計算圓周速度 v V=d1tn1(601000)= 92.43360(601000)=3.12m/s （3）計算齒寬 b b=dd1t=192.43mm=92.43mm （4）計算齒寬與齒高之比 b/h 模數(shù) mt=d1tz1=92.43/24=3.8mm 齒高 h=2.25 mt =2.253.88.5mm b/h=92.43/8.5=10.66 （5）計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=3.12m/s，7 級精度，由圖 108 查得動載系數(shù) Kv=1.10； 直齒輪，假設 KAFt/b100N/m。由表 103 查得 KH=KF=1.2； 由表 102 查得 K

46、A=1； 由表 104 查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， KH=1.10+0.18（1+0.62）2+0.2310-3b 將數(shù)據(jù)代入后得 KH=1.10+0.18（1+0.612）+0.2310-392.43=1.398； 由 b/h=10.66，KH=1.398，查圖 1013 得 KF=1.35；故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=11.101.21.398=1.846； （6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1=d1t3/tKK=92.4333 . 1/846. 1=96.549mm （7）計算模數(shù) m m=d1/z1=96.549/24=4.0

47、2mm 5.1.3 按齒根彎曲強度設計 29 由式（105）得彎曲強度的計算公式為 m32112FSaFadYYZKT 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1）由圖 1020c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380MPa； （2）由圖 1018 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85,KFN2=0.88； （3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式（1012）得 F1=KFN1FE1/S=0.855001.4MPa=303.57MPa F2=KFN2FE2/S=0.883801.4MPa=238.86MPa （4）計算載荷系

48、數(shù) K K=KAKVKFKF=11.101.21.35=1.814 （5）查取齒形系數(shù) 由表 105 查得 YFa1=2.65；YFa2=2.236。 （6）查取應力校正系數(shù) 由表 105 查得 YSa1=1.58；YSa2=1.754。 （7）計算大、小齒輪的 YFaYSaF并加以比較 YFa1YSa1F1=2.651.58303.57=0.01379； YFa2YSa2F2=2.2361.754238.86=0.01642 大齒輪的數(shù)值大。 2）設計計算 M32401642. 024110796. 5814. 12mm=2.8166mm 對比計算結果， 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大

49、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能決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 2.8166 并就近圓整為標準值 m=3mm，按接觸算得的分度圓直徑d1=92.43mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=md1=343.92=32 30 大齒輪齒數(shù) Z2=uz1=332=96。 5.1.4 幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 d1=z1m=323=96mm d2=z2m=963=288mm 2）計算中心距 a=(d1+d2)/2=（96+288）/2=192mm 3）計算齒輪寬度 b=dd1=196=96mm 取

50、B1=100mm，B2=96mm。 驗算 Ft=112dT=4810932. 124=805N bFKtA=488051N/mm=16.77N/mm100N/mm,合適。 5.2 錐齒圓柱齒輪的設計及計算 已知輸入功率KWP34. 296. 043. 22，輸出齒輪轉速min/1204rn ，齒數(shù)比1u，工作壽命為 3 年（設每年工作 250 天） ，兩班制。 5.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按傳動方案，選用直齒圓錐齒輪傳動。 （2）已知撥盤轉速為min/30r，故選用 7 級精度（GB 10095-88） （3）材料選擇。因為灰鑄鐵性質(zhì)較脆，抗沖擊和耐磨性都較差，但抗膠

51、合和抗點蝕的能力較好； 灰鑄鐵齒輪常用于工作平穩(wěn)， 速度較低， 功率不大的場合，故決定選用灰鑄鐵。由表 10-1 選擇兩齒輪材料為 HT300，硬度為 200HBS，大齒輪硬度為 280 HBS，兩者材料硬度差為 50HBS。 （4）選用輸出齒輪齒數(shù)161Z，輸入齒輪齒數(shù)321622Z 31 5.2.2 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（10-26）進行試算，即 32121)5 . 01 (92. 2uTKZdRRtHEt 1) 確定公式內(nèi)得各計算數(shù)值 (1)試選載荷系數(shù)4 . 1tK (2)計算小齒輪傳遞的轉矩 mmNnPT435425110873. 5120103 .186105 .95

52、/105 .95 (3)選取齒寬系數(shù)31d (4)由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)217 .143 MPaZE (5) 由 圖10-21d齒 面 硬 度 查 得 兩 齒 輪 的 接 觸 疲 勞 強 度 極 限MPaHH4002lim1lim (6)由式 10-31 計算應力循環(huán)次數(shù) 7111016. 21200011206060hjLnN 7121008. 12NN (7)由圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)0 . 11HNK。95. 02HNK (8)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1，安全系數(shù) S=1，由式（10-25）得 MPaSKHHNH40014000 . 11lim11

53、 MPaSKHHNH380140095. 02lim22 2)計算 (1)試算輸出齒輪分度圓直徑td1，代入H中較小的值 32 mmmmdt226.932312113110873. 54 . 14007 .14392. 232421 (2)計算圓周速度v smndvt/44. 0 . 0100060120945.7010006011 (3)計算齒寬b mmudRbRR104.2731212945.7021221 (4)計算齒寬與齒高之比hb 模數(shù)：43. 416945.7011Zdmtt 齒高：mmmxhha4 . 44 . 4)01 (1* 齒高之比：015. 643. 4104.27hb

54、(5)計算載荷系數(shù) 根據(jù)已知條件，由表 10-2 查得使用系數(shù)1AK； 已知smv/11. 0，7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù)05. 1VK； 直齒輪，假設mmNbFKtA/100，由表 10-3 查得2 . 1FHKK； 由表 10-9 查得工業(yè)用兩輪的支承都是懸臂時，軸承系數(shù)5 . 1beHK 由 beHFHKKK5 . 1 得 25. 2FHKK 故載荷系數(shù)835. 225. 22 . 105. 11HHVAKKKKK (6)按實際得載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑，由式（10-10a）得 mmKKddtt35.1174 . 1835. 2226.933311 (7)計算模數(shù)m m

55、mZdm6 . 5169011 33 5.2.3 按齒根彎曲強度設計 由式（10-24）得彎曲強度得設計公式為 3221211)5 . 01 (4FSaFaRRYYuZKTm 1)確定公式內(nèi)得各計算值 (1)由圖 10-20a 查得兩個齒輪得彎曲疲勞強度極限MPaFE1501，MPaFE1851 (2)由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)9 . 01FNK，95. 01FNK (3)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)4 . 1S，由式（10-12）得 MPaSKFEFNF43.964 . 11509 . 0111 MPaSKFEFNF5 .1254 . 118595. 0222 (4)

56、計算載荷系數(shù)K 835. 225. 22 . 105. 11FFVAKKKKK (5)查取齒形系數(shù) 由表 10-5 查得93. 21FaY，54. 22FzY (6)查取應力校正系數(shù) 由表 10-5 查得51. 11SaY，764. 11SaY 計算兩齒輪的FSaFaYY，并加以比較 04588. 043.9651. 193. 211FSaFaYY 04635. 043.9676. 154. 222FSaFaYY 34 大齒輪的數(shù)值一樣大 2)設計計算 3221211)5 . 01 (4FSaFaRRYYuZKTm 3222404588. 01116312113110873. 5835. 24

57、 mm72. 5 對比計算結果， 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m小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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強的算得的模數(shù) 5.72mm 并就近圓整為標準值mmm6，按接觸強度算得的分度圓直徑mmd35.1171，算出輸出齒輪齒數(shù) 20635.117611dZ 輸入齒輪齒數(shù) 4020212ZuZ 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 5.2.4 幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 mmmZd120620

58、11 mmmZd24064022 2）查表 8-201 得錐距角451，452 3）計算錐距 mmddR2 .79sin2sin22211 4）計算齒寬 35 mmRbR4 .262 .7931 5）計算齒頂高 mmmxhhaa66011*1 mmmxhhaa66012*2 6）計算齒高 mmmchha2 .1362 . 0122* 7）計算齒根高 mmhhhaf2 . 762 .1311 mmhhhaf2 . 762 .1322 8）計算齒頂圓直徑 mmhddaa5 .123cos21111 mmhddaa5 .243cos22222 9）計算齒根角 8arctan11Rhff 8arcta

59、n22Rhff 10）計算齒頂角 811fa 822fa 11）計算頂錐角 53845111aa 53845222aa 12）計算根錐角 37845111ff 37845222ff 36 13）計算周節(jié) 22mp 14）計算外錐高 mmhdAaK6 .53sin21121 mmhdAaK3 .113sin22212 15）確定安裝距A,按結構確定mmA641，mmA3 .1242 16）計算支承端距 mmAAHK11111 mmAAHK11222 37 第6章 機械手及進出糖機構設計 6.1 機械手夾持裝置設計 要求： 1、 要有足夠的夾緊力P夾。在確定手指的夾緊力時，除考慮工作的重量外，還應

60、考慮工件在傳送過程中生產(chǎn)的慣性力和振動等影響，以保證夾持牢靠。 2、 要有一定的開閉角。手指的開閉角應能適應工件尺寸變化范圍及手部的運動路線。 3、 保證工件正確定位。為手指和工件保持準確的相對位置，必須根據(jù)工件形狀而選擇相應的手指形狀來定位。 4、 結構要緊湊。使之重量輕，動作靈活。 基本結構如圖 圖6-1 夾持裝置 38 6.1.1 夾緊力P夾計算 機械手工作時， 為保證手指能夠可靠的把工件夾牢所必需的夾緊力P夾可按下式計算： 由專用機床設計與制造P465得： P夾9.8K1K2K3G （N） K1：安全系數(shù)（通常取1.52）K1=1.8 K2：工作情況系數(shù) ： K2=1a/g 最大加速度

61、a=8.18m/s2 (由凸輪計算中得) 所以 K2=18.18/9.8=10.835=1.835 K3：工作方位系數(shù)：K3=1/2f 其中摩擦系數(shù)f=0.30.4 取f=0.3 G：巧克力糖質(zhì)量：G=0.098（N） 所以 P夾9.81.81.8350.01/（20.3）=0.53949（N） 取P夾=0.588（N） 6.1.2 彈簧力P彈簧計算 這里選用的是拉伸彈簧。 如圖，圓柱螺旋拉伸彈簧空載時，各圈應相互并攏。另外，為了節(jié)省軸向工作空間，并保證彈簧在空載時各圈相互壓緊，常在卷繞的過程中，同時使彈簧絲繞其本身的軸線產(chǎn)生扭轉。這樣制造的彈簧，各圈即具有一定的壓緊力，彈簧絲中也產(chǎn)生了一定的

62、預緊力，故也稱為有預緊力的拉伸彈簧。 在此選用的是低錳彈簧鋼（65Mn），它與碳素彈簧鋼相比，優(yōu)點是淬透性較好和強度較高；缺點是淬火后容易產(chǎn)生裂紋及熱脆性。但由于它價格便宜，所以一般機械上常用于制造尺寸不大的彈簧，例如離合器彈簧等。 因為它價格便宜，淬透性好，強度較高。 計算彈簧系數(shù)KF: 由機械設計手冊 中冊 第二版P1002 39 KF=（4C-1）（4C-4）+0.615/C 圖6-2 夾持裝置 其中旋轉比C=d/D=(510) 取C=8 所以 KF=1.1071+0.0769=1.184 選彈簧絲直徑d=0.6mm D=Cd=80.6mm=4.8mm 計算在彈簧伸長量X=20/3 mm

63、(由計算的)時,彈簧的拉伸力變化量F,由機械設計手冊 中冊 第二版P1002表9-15 F=9.8d3/(8KD) 其中=（412） 由機械設計手冊 中冊 第二版P1004表9-17 取=7 所以 F=9.83.140.637/(81.1844.8)=1.0231（N） 所以 P彈簧=F+ F預=2.4931（N） 6.1.3開閉角的計算 由圖得： tan=(r1-r2)/L3=(80-70)/40=0.25 所以： =14 40 夾具頭敞開的大小L=tan（L1+L2+15）=0.25（20+30+15）mm=16.25 mm 6.2 凸輪設計 在此選擇盤狀： （如圖）它是具有沿徑向變化輪廓

64、曲線的盤狀零件。其特點是結構簡單，體積小。但其半徑差不宜過大，一般不超過 100120 毫米。 在此處半徑差取10毫米。 圖63 凸輪 凸輪材料選擇 凸輪和從動件的材料，應保證其工作表面有一定的耐磨性，并能承受較大的動載荷。所以一般較重要的凸輪材料多用優(yōu)質(zhì)碳素鋼或合金結構鋼制造。如45號鋼、50號鋼、20Cr鋼或40Cr鋼等。 在此取20Cr鋼 20Cr鋼經(jīng)表面滲碳后淬硬并回火 ，其硬度HRC=6062凸輪尺寸計算 如圖 取r1=95mm, r2 =85mm 由r1 到r2過渡為勻變速過渡 其行程圖、速度圖及加速度圖分別如圖 34 所示： 41 圖64 凸輪上的位移、速度及加速度圖 凸輪強度計

65、算 由機械設計手冊 中冊 第二版 P136 =ZESqurtF/(b*) HKgf/ mm2 其中 b： 接觸寬度 b=8mm F ： 法向作用力（N） 如圖 65 P夾（L1 +L2） =F預L1 因為 P夾=0.588（N），L1 =20mm,L2=30mm 所以 F預=0.15 L3 又如圖65 （F預+F） L1 = F L3 42 圖65 機械手受力分析 其中 L3=40mm ,所以F=1.247（N） :=12/（1+2） 其中 滾子半徑 1=8mm,凸輪接觸點曲率半徑 2=95mm ,所以=7.38mm ZE： 系數(shù)（鋼對鋼） ZE=60.6 查機械設計手冊 中冊 第二版P136

66、 H ：許用接觸應力 H=27.44-29.4N/mm 2 查機械設計手冊 中冊 第二版P136 取H=28.42N/mm 2 所以= 27.44N/mm 2 在此 H ，符合要求。 43 6.3 棘輪設計 6.3.1棘輪材料選擇 一般的棘輪機構是由棘輪和棘爪機構兩部分組成， 用來實現(xiàn)間歇運動或防止逆轉的制逆裝置。棘輪機構有外嚙合、內(nèi)嚙合兩種，一般棘爪是主動件，棘輪是從動件。但在本設計中所用的棘輪不是作為如上的用途，它只是用來實現(xiàn)對巧克力糖的傳輸，所承受的周向力極小，同時幾乎不受任何機械磨損的作用，因此對該棘輪的材料強度要求不高。但它工作時一直與巧克力糖接觸，所以對該棘輪的材料性能提出了新的要求，那就是要求它具有相當好的耐腐蝕性。 材料：要求耐腐蝕，對其強度沒要求 選40Cr 6.3.2棘輪形狀確定 基本形狀如圖36所示： 其中 d=24mm，d1=30mm ，D1=300mm。 圖36 棘輪 6.4 圓柱分度凸輪機構的設計 44 圖1為圓柱分度凸輪機構的結構示意圖，凸輪作為主動軸，分度盤作為從動軸旋轉。由于凸輪曲線是由曲線部分和直線部分組成，就形成了分度盤的間歇運動。圓柱分度凸輪機構