巧克力顆粒糖果包裝機結(jié)構(gòu)設計

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1、 糖果包裝機結(jié)構(gòu)設計 Structure design of candy packing machine 摘要 糖果包裝機設計可以說是一種經(jīng)典的包裝機機械系統(tǒng)設計了，它占領了大部分的包裝機市場，糖果包裝機主要設計要求是設計它的尺寸大小，對它的一些零件進行強度計算和強度校核，對傳動機械系統(tǒng)的傳動比傳動效率進行設計。而本次設計主要針對圓臺柱狀巧克力糖的鋁箔紙包裝。這次設計的要進行方案設計，方案設計是對機械結(jié)構(gòu)提出一個可行方案；還有機械手及進出糖機構(gòu)設計，主要工作內(nèi)容是設計機械手的尺寸和進出糖機構(gòu)結(jié)構(gòu)的設計；傳動系統(tǒng)鏈設計，要對各個傳送機構(gòu)的傳送比計算確定傳動鏈的各項數(shù)據(jù)。 這次設計的

2、重點之一是機械手及進出糖機構(gòu)，這個是糖果包裝機的主要運動機構(gòu)，也是糖果包裝機運行的必要運動機構(gòu)。它主要實現(xiàn)巧克力糖的輸入、折邊、抄底邊，然后通過輸送帶輸出產(chǎn)品。糖果包裝機機構(gòu)中的機械手的主功能是實現(xiàn)夾取糖果、對糖果折邊包裝、轉(zhuǎn)送包裝好的糖果等一系列功能，對于機械手的形狀設計有著很高的要求，要求它的形狀與糖果形狀相似否則會破壞糖果外形、夾緊力的大小也有著要求，它的夾緊力不能太大，還有轉(zhuǎn)位角度也有著嚴格的要求。設計機械手時，有圍繞著這幾點進行設計。 這次設計的另一個重點是傳動系統(tǒng)設計，傳動系統(tǒng)是運動機構(gòu)傳遞動力的關鍵。本次糖果包裝機設計要實現(xiàn)的運動有機械手位置轉(zhuǎn)動，它的功能主要是控制機械手夾取糖

3、果。送糖盤的位置轉(zhuǎn)動，主要實現(xiàn)把糖果送到指定位置進行包裝。供紙運動，主要對包裝機進行供紙。剪紙運動，主要是對包裝紙進行裁剪。而抄紙，接糖、頂糖以及撥糖，是對糖果包裝以及運輸?shù)倪^程。每個功能需要的動力大小不同，這就需要傳動系統(tǒng)進行調(diào)節(jié)。比如說在機械手的轉(zhuǎn)位功能中，要完成間歇式轉(zhuǎn)位，完成機械手對糖果的夾取到包裝這就要用到槽輪機構(gòu)來實現(xiàn)對機械手的傳動，該機構(gòu)的作用是保證機械手在轉(zhuǎn)到指定位置后，有一定的停留時間，為頂糖、接糖、撥糖等功能的實現(xiàn)提供機械動作執(zhí)行時間。對糖果包裝機生產(chǎn)率為定為120r/min，并且要求其生產(chǎn)率可調(diào)節(jié)范圍在75~135r/min之間。 關鍵詞：包裝機，巧克力糖包裝，機械

4、手。 Abstract Candy packaging machine design is a typical packaging machine mechanical system design, which includes the size design of the mechanism, strength design, and transmission mechanical system design. This design is mainly aimed at the aluminum foil packaging of the cone shaped chocolate

5、 candy. The main contents of the design are three aspects: scheme design, manipulator and mechanism design, and chain design. The design of manipulator and sugar handling mechanism is one of the key parts of this candy packaging machine. It mainly realizes the input, hem and bottom edge of chocolat

6、e candy, and then outputs the product through the conveyor belt. In this system, the main function of the manipulator is to realize the function of clamping sugar, folding and transferring, so it has different design requirements for the shape of the manipulator, the angle of transposition and the c

7、lamping force, so it is designed around these points when designing the manipulator. Transmission system design: the transmission system is an essential part of the motion mechanism. Its main function is the transmission of power. In the system function, the function of the manipulator translocatio

8、n, the transfer of the sugar disks, the paper supply, the paper cutting, the papermaking, the sugar, the top sugar and the sugar and so on, the power size of each function is different, which requires the transmission system to be adjusted. For example, in the transposition function of the manipulat

9、or, in order to realize the intermittent transposition function, the function of the mechanism is to be realized through the groove wheel mechanism in the transmission chain. The function of the mechanism is to ensure that the manipulator has a certain residence time after transferring to the specif

10、ied position. It provides the execution time for the function of the top sugar, sugar, sugar and so on. The designed packaging mechanism has a normal productivity of 120r/min and its productivity can be 70~130r/min. Key words: Packer，chocolates packaging, machine hand 目錄 摘要 1 Abstra

11、ct 2 引言 5 第一章 糖果包裝機方案設計 6 1.1設計任務要求 6 1.1.1建立黑箱 6 1.1.2功能分解 7 1.2確定工藝原理 7 1.3確定技術過程 8 1.4引進技術系統(tǒng)，確定邊界 8 1.5確定功能結(jié)構(gòu) 9 1.5.1 總功能 9 1.5.2 功能分解 9 1.6方案確定 9 1.6.1尋找技術物理效應和功能載體，功能元求解目錄表 9 1.6.2巧克力糖包裝系統(tǒng)解 10 1.6.3巧克力糖包裝裝置的評價表 11 1.6.4確定最佳方案 12 第二章 傳動系統(tǒng)設計 13 2.1傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖 13 2.2 選用電機 13 2.3帶

12、輪設計 14 2.3.1帶輪優(yōu)缺點 14 2.3.2 選用帶輪要求 15 2.3.3 帶輪設計要求 16 2.3.4 帶輪設計過程 16 2.4鏈輪設計 21 2.4.1鏈傳動優(yōu)缺點 21 2.4.2鏈傳動的設計過程 22 2.5齒輪的設計 26 2.5.1齒輪材料 26 2.5.2 手柄軸面方向軸空間布置圖 27 2.5.3 機械手及送糖軸上的螺旋齒輪的尺寸計算 27 第三章 機械手及進出糖機構(gòu)設計 29 3.1夾持裝置設計 29 3.1.1 設計要求 29 3.1.2 基本結(jié)構(gòu)如圖 29 3.1.3夾緊力P夾計算 30 3.1.4 彈簧力P彈簧計算 30

13、 3.1.5 開閉角а的計算 32 3.2凸輪設計 32 3.2.1 選擇凸輪類型 32 3.2.2 凸輪材料選擇 33 3.2.3凸輪尺寸計算 33 3.2.4 凸輪強度計算 34 3.3棘輪設計 35 3.3.1棘輪材料選擇 35 3.3.2棘輪形狀確定 36 3.4 六槽槽輪機構(gòu)設計 36 3.4.1 槽輪分類及材料選擇 36 第四章 其它機構(gòu)原理 39 4.1 頂糖、接糖機構(gòu)示意圖 39 4.2抄紙和撥糖機構(gòu)示意圖 39 第五章 巧克力糖包裝機工作循環(huán)圖 41 5.1 機械手Ⅰ工位段 41 5.2 機械手Ⅱ工位段 42 總結(jié) 43 參考文獻 44

14、  引言 時光飛逝，不知不覺之間四年的大學生活就快要結(jié)束了，回想起這四年的學習生活，感觸很多也收獲很多。通過大學四年的學習，我們對本專業(yè)有了一個更深入得了解，掌握了許多專業(yè)知識，對于專業(yè)學習，我都是認真對待，努力完成。也正因為這樣，通過四年的磨練不斷的提高了我的機械設計、繪圖、識圖等能力。在大學理論基礎學習中，不但讓我加強了分析問題，解決問題的能力，而且加強了我的知識儲備。尤其有幸的是，學校組織的兩次實習都讓我受益匪淺。洛陽的生產(chǎn)實習不但讓我們首次進到了工廠，并且能夠把學到的知識應用到實習現(xiàn)場的具體工作中，加強了我對專業(yè)知識的了解。而十堰的實習讓我認知到了汽車的整個生產(chǎn)過程

15、，從每個零部件的生產(chǎn)，加工到組裝，讓我見識到了很多加工工藝和工藝裝備，為我今后步入工作崗位打下了良好的實踐基礎。 畢業(yè)設計的主要目的是幫助大學生掌握學習過的全部專業(yè)知識和獨立從事專業(yè)技術工作的能力，使學生對工藝和工藝裝備設計的水平有著顯著提高，并使學生初步掌握從事本專業(yè)科學研究工作的能力。通過這次畢業(yè)設計，我熟練的掌握了運用各種工具的方法和技巧，幫助自己完成這次設計任務，同時讓我的獨立思考問題、解決問題的能力得到提高。豐富了自己的知識范圍。 本次設計我們有著充分的準備。四年的時間里我們學習掌握了大量專業(yè)知識，并且有著兩次的工廠實習經(jīng)歷，這些對于這次設計都有著重要作用。在這次設計期間，我不斷

16、地從網(wǎng)上和圖書館中收集資料，用于幫助我解決設計上的問題。本次設計它已經(jīng)不單單是一次設計任務，它更是與生產(chǎn)實際相結(jié)合，為我們今后的實際生產(chǎn)工作起到了良好的開端。 巧克力糖果包裝機設計是一個典型的機械系統(tǒng)設計。 提高食品工業(yè)的自動化和機械化程度，是實現(xiàn)食品工業(yè)現(xiàn)代化重要的環(huán)節(jié)。研究現(xiàn)代化設備替代傳統(tǒng)落后的生產(chǎn)方式，已成為一項迫切的重要任務。并且對食品進行的包裝使得食品工廠生產(chǎn)的食品能夠有效的保存下來并銷售出去，有效的提高了存儲率和經(jīng)濟性，使得食品工廠更容易存活，大大提高了食品工廠經(jīng)濟效應。 第一章 糖果包裝機方案設計 1.1設計任務要求 設計要求；對下面圖片的圓臺狀巧克力糖用

17、進行包裹任務，設計一條完整的輸入、包裹、輸出流水線。且保證其加工速度為120塊/min?？烧{(diào)范圍70-130塊/min。能量220V交流電。 1.1.1建立黑箱 振動 噪聲 黑箱 （糖果包裝機） 操作指令

18、 顯示 未包裝圓臺形巧克力糖 已包裝好的巧克力糖 220V 環(huán)境 圖1-1糖果包裝機黑箱 1.1.2功能分解

19、 輸入 鋁箔紙 送 糖 盤 機械手 輸出 供 剪 抄 接 頂 轉(zhuǎn) 撥 紙 紙 紙 糖 糖 位 糖 1.2確定工藝原理 確定依據(jù)：成本、質(zhì)量、效率三者綜合比較。 功 能 1. 實現(xiàn)圓臺形巧克力糖

20、包裝 2. 包裝速度120塊/min 3. 速度可調(diào)范圍70-130塊/min 基本要求 必要要求 必要要求 加工 4. 小批生產(chǎn)，中小型廠加工 基本要求 成本 5. 成本不高 6. 結(jié)構(gòu)簡單 附加要求 附加要求 使用 7.操作方便 附加要求 表1-1成本、質(zhì)量、效率關系表 1.3確定技術過程 1.4引進技術系統(tǒng)，確定邊界 圖 1-4 引進技術后的具體過程圖 1.5確定功能結(jié)構(gòu) 技術系統(tǒng)總功能，及進行功能分解 1.5.1 總功能 未包裝的圓臺形巧克力糖 → 黑箱 → 包裝好的巧克力糖成品

21、 1.5.2 功能分解 輸入 鋁箔紙 送糖盤 機械手 輸出 供 剪 抄 接 頂 1工位 轉(zhuǎn) 2工位 撥 紙 紙 紙 糖 糖 閉合 位 張開 糖 重 機 液 重 機 液. 機. 液. 機. 液. 機. 液. 機. 液 . 機. 液 機

22、 液 力 械 氣 力 械 氣 械 氣 械 壓 械 壓 械 壓 械 壓 械 壓 力 壓 力 壓 力 壓 力 力 力 力 力 力 力 力 力 力 圖1-5 包裝機功能的細化 1.6方案確定 1.6.1尋找技術物理效應和功能載體，功能元求解目錄表 表 1-2 具體功能的求解目錄表 1.6.2巧克力糖包裝系統(tǒng)解 E1 輸入 圖 1-6 方案 1 方案2：

23、 方案3： 圖 1-8 方案 3 1.6.3巧克力糖包裝裝置的評價表 方案 評 價標準 1 2 3 速度高 -- + ++ 誤差 -- + ++ 成本低 ++ ++ -- 便于加工 + ++ + 結(jié)構(gòu)簡單 + + -- 操作方便 + + -- 總計 1“+” 8“+” 1“-” 1.6.4確定最佳方案 因此第二方案為最佳 第二章 傳動系統(tǒng)設計 2.1傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖 圖2-1傳動系統(tǒng)圖 2.2 選用電機 因為設計

24、中涉及的都是低速輕載荷工作條件 所以粗取值由《機械設計學》 P97 選定電機額定轉(zhuǎn)速為 n=1440r/min，額定功率 p=0.4kw 校核電機功率： 系統(tǒng)中主要的功率消耗點為機械手的凸輪轉(zhuǎn)動點， P機械手軸=Fv 其中 F 為凸輪上所受的力：F=1.247N（由設計計算得） V為凸輪接觸點的線速度： V=2*π*r*n/60 其中轉(zhuǎn)速n=60r/min 接觸點半徑r=0.095m 則V=0.5966m/s 所以P機械手軸=0.744W 又由于電機要求功率P需=P機械手軸/（η帶*η鏈*η槽輪*

25、η螺旋齒輪） 在《機械工程手冊》當中第31篇有著一些關于機械設計的重要數(shù)據(jù) ， 在傳動系統(tǒng) 31-12 的表格和31.2-5 當中我們可以找尋到有關機械傳動的特點的一些數(shù)據(jù)和性能得到下面數(shù)據(jù)： η帶為 0.90~0.94 取η帶為 0.92 η鏈為 0.95~0.97 取η鏈為 0.96 η槽輪為 0.88~0.98 取η槽輪為 0.90 η螺旋齒輪為 0.96~0.99 取η

26、螺旋齒輪為 0.97 所以P需=0.96W

27、對滑動（彈性滑動），使得傳動比不能保證精度（一般為理論轉(zhuǎn)速的 98~99%）； b、有一定的摩擦損失，通常傳動效率為 90~97%； c、由于傳動帶的皮帶需要繃緊，大部分力作用在軸和軸承上，對軸和軸承損耗嚴重。 2.3.2 選用帶輪要求 帶輪基本圖形如圖： 圖 2-2 帶輪機構(gòu) （1）、傳動的用途和工作情況選定： 所選帶輪可實現(xiàn)傳動比為 1/4.4~1/8 的無級傳動； （2）、傳動的功率 ： N=0.4KW （3）、大小輪的轉(zhuǎn)速n大、n小分別為： n大= 312 r/min ， n小=1400 r/min （4）、輪廓的尺寸要求：（由

28、設計得） 2.3.3 帶輪設計要求 （1）、帶輪的類型、長度、根數(shù) 為選用 V 帶；根數(shù)（由設計得） （2）、帶輪的尺寸、材料、結(jié)構(gòu)； （3）、中心距 A； （4）、作用于軸上的力 R； 2.3.4 帶輪設計過程 （1）確定計算功率N j 帶傳動傳遞的名義功率為 N，N可以由工作部分的計算得到，也可以簡單的用電機的額定功率代替，但是設計計算時要考慮到機器工作載荷的性質(zhì)，并且還要考慮到連續(xù)工作時間太久后對其精度的影響，計算功率N j的計算公式為： N j=N*K g 其中 N 為機器的名義功率（千瓦）； N=0.4 千瓦； K g為工作情況系數(shù)：

29、 （由《專用機床設計與制造》P195 表2.1—30 ） 因為該傳動的載荷平穩(wěn)，每天工作時間大于 16 小時 所以取K g=1.3 所以N j=0.52 千瓦 選定三角帶型別 三角帶型別選定是一項重要決定，它可以控制帶的截面大小，當型別過大時，其它數(shù)據(jù)不變，即使減少了膠帶的根數(shù)，對于帶高 h來說，它還是很大，帶高與帶輪直徑的比值（h：D）也會隨之變大，從而導致傳動時的彎曲應力增大，進而影響到膠帶壽命和傳動的效率。型別過大還使直徑 D、中心距 A 加大。如果型別太小，彎曲應力雖然很小，但是因此能傳遞的功率也會隨之減小，使膠帶根數(shù)需要過多，這樣容易引起因為制造誤差而產(chǎn)生膠

30、帶的松緊不一。所以正確選定膠帶型別十分重要。 我們查找《專用機床設計與制造》P195 圖 2.1—115可以得知： 計算功率N j和小輪轉(zhuǎn)速分別為 0.52 千瓦、1400r/min。 所以選用 O 型帶。 選擇大小帶輪的直徑D1、D2 為了盡可能的減小h與D的比值，減小傳動時產(chǎn)生的彎曲應力，我們在選定型別之后，應該盡量的采用較大的小輪直徑D1，但D1直徑過大時，傳動尺寸也會隨之增大，所以D1 也不能太大，要取一個合適值。 取D1=300mm 為實現(xiàn)傳動比 1/4.4~1/8 所以D2=37.5mm~68.18mm 則取D2=35mm~

31、70mm 也就是小錐輪的小直徑為 35mm 其大直徑為 70mm。 計算膠帶的速度 V V=π*D1*n1/（60*1000）（米/秒） 其中D1=300mm 在正常運轉(zhuǎn)時大輪轉(zhuǎn)速n1等于分配軸轉(zhuǎn)速除以I鏈 已知分配軸轉(zhuǎn)速為 120r/min，I鏈 為2.67 從而算得n1=320.4 r/min 又因為V=π*D1*n1/（60*1000）（米/秒） 得到 V=5.03（米/秒） 輪徑的尺寸得到了確定了，從而確定了帶速，有 N=P*V/102公式，可以知道傳遞同樣功率時，帶速V越小，傳遞

32、的圓周力就越大，需要膠帶的根數(shù)越多。帶速太高時膠帶會產(chǎn)生極大的離心力，離心力如果過大的話對于帶和帶輪之間是有影響的，它使得帶輪和帶之間受到的正壓力降低，壓力減小的話摩擦力就會減小，工作能力就會減弱，同時會因σL過大，而降低疲勞強度。所以在結(jié)構(gòu)尺寸允許的條件下， 適當?shù)乃俣仁?10~20 米/秒。若O、A、B、C型V大于 25 米/秒，輪徑應重選。 因為 V=5.03 米/秒<25 米/秒 （5）、計算中心距 A，帶長 L a. 粗選中心距A0： 如果中心距過大時，雖然整體結(jié)構(gòu)緊湊，但是帶長會跟著變小，使得應力變化加快，進而使用其壽命降低，包角α2也會跟著減小，這樣導致的結(jié)果就是

33、使得摩擦力減小，摩擦力又與傳動能力相關，導致傳動能力減??；中心距過大，除有相反的利弊外，還易因速度較高引起膠帶顫動。因此三角膠帶初選中心距A0，一般根據(jù)結(jié)構(gòu)和傳動位置需要。 因此粗選中心距A0應滿足如下的范圍： 查《專用機床設計與制造》P196 0.7（D1+D2）≤A0≤2（D1+D2） 其中：（當分配軸為120r/min 時） D1= 300mm D2=66.75mm 所以 256.725mm ≤A0≤ 733.5mm 取A0=300mm b.我們可以由A0來確定膠帶節(jié)線周長LP0：

34、 通過查找《專用機床設計與制造》P196 得知 LP0=2A0+π*（D1+D2）/2+（D1-D2）/（4*A0） 所以 LP0= 1220 mm 查《專用機床設計與制造》P193 表 2.1—29 得： 圓整到相似標準節(jié)線的周長LP和標準內(nèi)周長Li 因為膠帶型別為O型，LP0= 1220 mm LP=1275mm LP0=1250mm c.修整中心距 A： A≈A0+（LP-LP0）/2=312.5mm （6）、計算小輪包角α2 三角膠帶傳遞最大摩擦力通過查詢得知，等值于把小輪包角范圍內(nèi)摩

35、擦力的總和相加，關于包角和摩擦力之間的關系可以得知，當包角數(shù)值比較大時會引起摩擦力的不足，則帶容易打滑。小輪包角可按下式計算： 查《專用機床設計與制造》P197 α2≈180-（D1-D2）*60/A=133.35 因為α2≥120 所以符合包角要求。 （7）確定膠帶根數(shù)Z 常見得是將幾根三角膠帶成組使用，這樣各型三角膠帶截面積一定，使得在一定條件下的單根三角膠帶所能傳遞的功率也是一定的。此外，為保證帶子在工作中既不出現(xiàn)打滑所能傳遞的功率。這樣，膠帶根數(shù)Z可由下式求得： 查《專用機床設計與制造》P197 Z≥N

36、j/[（N0+ΔN）*Ka*KL*K] （根） 其中： N j為傳遞的計算功率： N j =0.52千瓦 當包角a1=a2=180（i=1），傳動可以穩(wěn)定的工作，通過查表可以得知單根三角膠帶這時可以傳遞的功率為N0（千瓦），其值可見《專用機床設計與制造》P198 表2.1-32 因為帶型為O型， D1為66.75mm，帶速V為5.03m/s 所以取N0 =0.42 考慮到實際傳動比i≠1時，對于傳動的影響，帶在大輪上彎曲如果較小的話，對于傳遞功率有著一定的提高，通過計算其值為ΔN：

37、 （ΔN=Kω*n1-1/K i）（千瓦） 其中：Kω為彎曲影響系數(shù)， 見《專用機床設計與制造》P200 表2.1-34： 因為帶型為O型 所以Kω=0.29*103 n為小輪的轉(zhuǎn)速： 所以n=1400r/min K i為傳動比系數(shù)： 見《專用機床設計與制造》P200 表2.1-35： 因為傳動比i=4.4-8≥2.95， 所以取K i=1.14 則ΔN=0.05128 KL為長度系數(shù)： 見《專用機床設計與制造》P199 表2.1-33： 因為Li =1250mm 所以取KL=1.11 Ka為包角系數(shù)： 見《專用機床設計與

38、制造》P200 表 2.1-36 因為包角α2 =133.35 所以取Ka=0.89 已知K為強力層的材料系數(shù)，膠帶的材料為聚酯、錦綸等合成纖維線繩結(jié)構(gòu)在一起的三角帶； 所以取K=1.33 所以膠帶根數(shù)Z≥ 0.7658 后取Z =1 （8）確定皮帶預緊力T0 適當?shù)念A緊力是保證帶傳動正常工作的重要因素。預緊力不足，摩擦力就小，不能傳遞所需要的功率；當預緊力過大時，膠帶的使用壽命降低，從而導致軸和軸承的壓力增大，最后使膠帶松弛降低使用壽命。較適宜的預緊力應按下式算出： 查《專用機床設計與制造》P197 T0=9.8*[51

39、Nj*（2.5-Ka）/（V*Z*K a）+q*V2/g] (N) 其中： q為V帶每米的重量（牛/米）： 查《專用機床設計與制造》P193 表 2.1—28 得： q=0.588（牛/米） Nj為計算功率： 由前面計算的Nj=0.52 千瓦 K a為包角系數(shù)： 通過查找《專用機床設計與制造》的P200 表格 2.1—36 可以得： K a=0.89 V為帶速： 因為正常工作時，n分配軸=120r/min，又因為i鏈=2.67 所以n大輪

40、=320.4r/min 所以v=n大輪*π*D1=5.03米/秒 Z 為帶數(shù)： 由前面給定 Z=1 所以T0=95牛 （9）求軸上的壓力R 查《專用機床設計與制造》P201 R=2T0*Z*sin（α2/2）牛 其中： 預緊力T0=95牛 根數(shù)Z=1 包角α2=133.35 所以軸上壓力R=174.47牛 2.4鏈輪設計 2.4.1鏈傳動優(yōu)缺點 （1）、優(yōu)點： e、與摩擦傳動的帶

41、傳動相比，它無彈性滑動和打滑現(xiàn)象； f、 能夠保持準確的平均傳動比； g、 傳動效率高； h、 因為鏈條與帶不同，帶在傳動時需要繃緊，而鏈條傳動時不需要，相比于帶來說鏈條對于軸的徑向壓力較小； i、 其結(jié)構(gòu)較緊湊； j、 制造與安裝精度要求較低，成本低廉。 （2）、缺點： a、它只能用于回轉(zhuǎn)的傳動； b、運轉(zhuǎn)時不能保持恒定的瞬時傳動比； c、磨損后會跳齒； d、工作時噪音大； e、不宜在載荷變化很大和急速反向的傳動中應用。 2.4.2鏈傳動的設計過程 （1）鏈傳動的失效形式： a.鏈的疲勞破壞； b.鏈條鉸鏈的磨損

42、； c.鏈條鉸鏈的膠合； d. 鏈條靜力拉斷。 （2）對于鏈輪齒數(shù)計算和選擇，得出Z1、Z2的數(shù)值，并且選擇傳動比i鏈 確定其它尺寸 糖果包裝機處于正常工作時，我們可以得知其分配軸的轉(zhuǎn)速為 120r/min，通過查詢書籍可以知曉大鏈輪的轉(zhuǎn)速與分配軸轉(zhuǎn)速相同，也為120r/min。因為兩輪間的傳動比i鏈要求為 1/2.67 則小輪的轉(zhuǎn)速n1=320.4r/min 取小輪的直徑D1=75mm 已知兩輪間的傳動比i鏈為 1/2.67，這個傳動比是小輪直徑比大輪得到的，通過計算得到的大輪的直徑為D2： D2為 200mm 則小輪的轉(zhuǎn)速v1=πD1*n1/（60*1000

43、）=1.255m/s 又有《機械設計》（第七版）P177 表9-8得： Z1 ≥17 取Z1=19 則Z2=51。 （3）、確定計算功率P ca P ca=K A *P 已知KA為工作情況系數(shù)，我們可以通過查詢《機械設計》（第七版）P178 表9-9得到： KA =1.0 P 為傳遞的功率： P= P電機*η帶 查《機械課程設計》P 16 表 2-4 得：η帶=0.96 所以 P=0.4*0.96=0.384 千瓦 所以P ca=0.384 千瓦

44、 （4）、確定鏈節(jié)距 p 鏈輪基本尺寸如圖： 圖2-3 鏈輪機構(gòu) 鏈的節(jié)距 p 的大小，反映了鏈條和鏈輪齒各部分尺寸的大小。在一定條件當中，已知鏈節(jié)距越大時，對于鏈的承載能力有著一個變化過程，其承載能力會變得更高，但其傳動的不穩(wěn)定性也會提高，這樣導致的結(jié)果就是振動也會變得更大，還會產(chǎn)生一定的沖擊，并且發(fā)出的噪聲也會嚴重。所以在設計時，為使鏈的傳動緊湊，加強其使用壽命長，要考慮經(jīng)濟性和性能，所以選取較小節(jié)距的單排鏈。速度高、功率大時，則選用小節(jié)距的多排鏈。從經(jīng)濟上考慮，中心距小、傳動比小時，選小節(jié)距多排鏈；中心距大、傳動比小時，選用大節(jié)距單排鏈。 因此必須對P0進

45、行修正： 由《機械設計》（第七版）P175 P0=P ca/（KZ*KL*K P） 其中： KZ為小鏈輪齒數(shù)系數(shù)： 由《機械設計》（第七版）P178表9-10得： KZ=（Z1 /19）1.08=1 KL為鏈長系數(shù)： 由《機械設計》（第七版）P178表9-10得： 取鏈數(shù)LP=116節(jié) KL =（L P /100）0.5=1.08 KP為多排鏈系數(shù)： 由《機械設計》（第七版）P179表9-11得：

46、 KP=1 所以P0=0.415 千瓦 （5）鏈傳動的中心距a和鏈節(jié)數(shù)LP 一般中心距a0=（30~50）p 粗取a0=40p L P= 2a0/p+（Z1+Z2）/2+[（Z2-Z1）/（2*π）]2*p/a0 所以LP=2*40+70/2+26/40=115.6 圓整得：LP=116 得a=p*{[LP-（Z1+Z2）/2]+squrt[（LP-Z2/2-Z1/2）2-2*（Z2/ π-Z1/π）2]}/4 其中： 取節(jié)距 p 為 9.525 則中心距 a =382.68m

47、m (6)、小鏈輪轂孔的最大直徑d max 由《機械設計》（第七版）P168 表9-4得： d max=29mm 取d k=26mm （7）、求鏈傳動作用在軸上的力FP ，這個力也叫（壓軸力） 鏈傳動的壓軸力 F（單位 N）可近似取為： FP≈KF*Fe 其中： Fe為鏈傳遞的有效圓周力，單位為N： Fe=1000P/V=60*1000*1000*P/（π*D*n1）=305.35N KF為壓軸力系數(shù)： 因為是垂直傳動，所以取KF=1.05 所

48、以 FP=320.62N （8）、滾子鏈傳動的額定功率計算： 在此采用的是滾子鏈傳動。 其額定功率圖有： 圖2-4 鏈輪轉(zhuǎn)速功率圖 a、 由鏈板疲勞強度限定的額定功率P0（曲線Ⅰ）： 由《機械設計》（第七版）P175 P0=0.003Z1 1.08 *n10.9*（p/25.4）3-.0028p 其中： Z1為小鏈輪齒數(shù)：Z1=19 n1為小鏈輪轉(zhuǎn)速：320.4r/min p 為節(jié)距：p=9.525 則P0=1.664 千瓦≥P 所以符合條件。 b、 由滾子、套筒的沖擊疲勞強度限定

49、的額定功率P0（曲線Ⅱ） 由《機械設計》（第七版）P175 P0=950Z11.5*p0.8/n11.5 =104.8 千瓦≥P 所以符合條件。 c、 由銷軸、套筒的膠合限定可知滾子鏈的工作能力（曲線Ⅲ） 由《機械設計》（第七版）P175 （n max /1000）1.59Lg（P/25.4）+1.873 =82.5/[（7.95）p/25.4*（1.0278）Z1*（1.323）F/4450] 則n max=13177.6r/min 所以符合條件。 2.5齒輪的設計 2.5.1齒輪材料 當我

50、們設計齒輪傳動時，對于齒面有著嚴格的要求，因為齒面一直在摩擦，所以齒面應該具有較高的抗磨損能力，齒輪的工作環(huán)境決定了它需要抗點蝕能力，齒輪工作時受到的應力較大，所以它應該有抗塑性變形的能力，并且齒根要也很高，它需要一定的抗折斷能力。因此齒輪材料性能的基本要求為：齒面要求硬，齒芯要堅韌。 所以齒輪材料選用：40Cr 調(diào)質(zhì)鋼。 2.5.2 分配軸上螺旋齒輪的尺寸計算 軸空間布置如圖： 2.5.2 手柄軸面方向軸空間布置圖 圖中該齒輪嚙合的傳動比i1=1/6 由《機械設計手冊》中冊 第二版 P305 表 8-89： 取小螺旋齒輪的齒數(shù)Z1=18，又取其模數(shù)m=2

51、.0 所以小螺旋齒輪的分度圓直徑d1=m*Z1=36mm 又因為傳動比i1=1/6， 所以大螺旋齒輪的分度圓直徑d2=216mm 又由《機械設計手冊》中冊 第二版 P314 表 8-93： 而兩軸的交錯角Σ=90，所以取β1=β2=45 則有中心距a1=（d1+d2）/2=126mm 2.5.3 機械手及送糖軸上的螺旋齒輪的尺寸計算 圖中：這兩對齒輪的形狀相同；其傳動比 i也相同都為 1/2 圖 2-6 螺旋齒輪 由《機械設計手冊》中冊 第二版 P305 表 8-89： 取小螺旋齒輪的齒數(shù)Z1=18， 又取其模數(shù)m=2.0 所以小

52、螺旋齒輪的分度圓直徑d1=m*Z1=36mm 又因為傳動比i1=1/2, 所以大螺旋齒輪的分度圓直徑d2=72mm 又由《機械設計手冊》中冊 第二版 P314 表 8-93 通過查找書籍得兩軸的交錯角數(shù)值，并取值為Σ=90，又取β1=β2=45 則有中心距a1=（d1+d2）/2=54mm 第三章 機械手及進出糖機構(gòu)設計 3.1夾持裝置設計 3.1.1 設計要求 要求：1、 要有足夠的夾緊力P夾。要確定手指的夾緊力，我們要把很多因素考慮進去，比如工件在傳送過程中生產(chǎn)的慣性力對于夾緊力的影響這些

53、都是我們要考慮的，還有一些外部振動啊，只有全面考慮才能保證夾持時牢固緊靠。 2、要有一定的開閉角а。手指的開閉角有很多要求，主要的要求有與工件尺寸變化范圍相對應，這樣能保證夾持精度，還要求與手部的運動路線相互適應。 3、保證工件正確定位。想要保持手指和工件相對位置的精度，需要根據(jù)工件形狀來選擇相應的手指形狀從而確定工作位置的準確性。 4、結(jié)構(gòu)要緊湊。使之重量輕，動作靈活。 3.1.2 基本結(jié)構(gòu)如圖 圖3-1 夾持裝置 3.1.3夾緊力P夾計算 在機械手進行工作時，我們要計算夾緊力的大小，這樣做的目的是為了手指夾緊時更可靠的夾住工件，夾緊力P夾的計算方式： 由《專用

54、機床設計與制造》P465得： P夾≥9.8*K1*K2*K3*G （N） K1：安全系數(shù)（通常取1.5→2）→K1=1.8 K2：工作情況系數(shù) ： K2=1+a/g 大加速度a=8.18m/s2 (由凸輪計算中得) 所以K2=1+8.18/9.8=1+0.835=1.835 K3：工作方位系數(shù)：K3=1/2f 其中摩擦系數(shù)f=0.3—0.4 →取f=0.3 G：巧克力糖質(zhì)量：G=0.098（N） 所以P夾≥9.8*1.8*1.

55、835*0.01/（2*0.3）=0.53949（N） →取P夾=0.588（N） 3.1.4 彈簧力P彈簧計算 彈簧在各類機械中應用十分廣泛，主要作用有： a、可以控制一些機構(gòu)的運動，比如制動器當中就有起到控制作用的彈簧； b、減小振動和緩解沖力，比如汽車、摩托車的減振彈簧，就是起到減小振動和緩解沖力的作用； c、儲存及輸出能量，如鐘表彈簧、槍閂彈簧等； d、測量力的大小，如測力器和彈簧稱中的彈簧等； 1、選擇圓柱螺旋拉伸彈簧： 我們在這里選用的是拉伸彈簧。 如下圖所示，當圓柱螺旋拉伸彈簧不受到載荷時，各個圈是相互壓緊的，

56、使得各個圈，所以我們也稱這種彈簧為有預緊力的拉伸彈簧。 2、 材料：低錳彈簧鋼（65Mn） 常用的彈簧鋼材料主要有下列幾種： 碳素彈簧鋼（65、70鋼）、低錳彈簧鋼（65Mn）、硅錳彈簧鋼（60SiMnA）、鉻釩鋼（50CrVA）。 我們選用的是低錳彈簧鋼（65Mn），與碳素彈簧鋼相比較，低錳彈簧鋼有著較好淬透性以及強度；但是其缺點也很明顯就是淬火后容易產(chǎn)生裂紋及熱脆性。低錳彈簧鋼的價格不高，因此是制造小尺寸彈簧合適材料。 因為它價格便宜，淬透性好，強度較高。 3、 計算彈簧系數(shù)KF: 由《機械設計手冊》 中冊 第二版P1002

57、 KF=（4*C-1）（4*C-4）+0.615/C 其中旋轉(zhuǎn)比C=d/D=(5—10) →取C=8 所以KF=1.1071+0.0769=1.184 選彈簧絲直徑d=0.6mm D=C*d=8*0.6mm=4.8mm 3、當彈簧伸長量X=20/3 mm時,我們可以計算彈簧的拉伸力變化量ΔF： 由《機械設計手冊》 中冊 第二版P1002表9-15 ΔF=9.8*π*d3*[τ]/(8*K*D

58、) 其中[τ]=（4—12） 通過查詢《機械設計手冊》我們可以得知在 中冊 第二版P1004表格9-17當中有： →取[τ]=7 所以ΔF=9.8*3.14*0.63*7/(8*1.184*4.8)=1.0231（N） 所以P彈簧=ΔF+ F預=2.4931（N） 3.1.5 開閉角а的計算 由圖得： tgа=(r1-r2)/L3=(80-70)/40=0.25

59、 所以：а=14 夾具頭敞開的大小L： L= tgа*（L1+L2+15）=0.25*（20+30+15）mm=16.25 mm 3.2凸輪設計 凸輪機構(gòu)在生活生產(chǎn)中很常見，它主要是運用在專用機床自動化和半自動化當中的一種機構(gòu)。它常用來傳動工作部件的進給運動、調(diào)動運動和控制其它一些輔助機構(gòu)。它的主要特點是工作性能可靠、體積較小、結(jié)構(gòu)簡單，適用于一些行程小、運動規(guī)律復雜的結(jié)構(gòu)中，并且還適用于轉(zhuǎn)速在 500 轉(zhuǎn)/分以下的運動循環(huán)機構(gòu)。 3.2.1 選擇凸輪類型 常用的凸輪有：盤狀、柱狀、板狀。 通過考慮我選擇了盤狀凸輪：（如

60、圖）盤狀凸輪具有沿徑向變化輪廓曲線。其特點是結(jié)構(gòu)簡單，體積小。但其半徑差不宜過大，一般不超過 100~120 毫米。 在此處半徑差取 10 毫米。 圖 3-3 凸輪 3.2.2 凸輪材料選擇 在選擇凸輪和從動件的材料時，凸輪表面容易受到磨損需要有耐磨性，這樣能保證凸輪的工作壽命，并且還要能承受較大的動載荷。對此凸輪材料多選擇使用優(yōu)質(zhì)碳素鋼或合金結(jié)構(gòu)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=60～62 3.2.3凸輪尺寸計算 如圖 取r1=95mm,

61、r2 =85mm 在選擇凸輪和從動桿時應考慮以下幾點： a、 滿足生產(chǎn)工藝要求； b、 盡量提高機器的生產(chǎn)效率； c、 減少沖擊振動，改善機器的工作性能； d、 凸輪輪廓曲線易于制造。 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下： 圖3-4 凸輪上的位移、速度及加速度圖 3.2.4 凸輪強度計算 由《機械設計手冊》 中冊 第二版 P136 σ=ZE*Squrt[F/(b*ρ)] ≤[σH]Kgf/ mm2 其中b：接觸寬度 b=8mm

62、 F：法向作用力（N） 如圖 P夾*（L1 +L2） =F預*L1 圖 3-5 機械手受力分析 因為 P夾=0.588（N），L1 =20mm,L2=30mm 所以F預=0.15 L3 又如圖（F預+ΔF）* L1 = F* L3 其中 L3=40mm → 所以F=1.247（N） ρ： ρ=ρ1*ρ2/（ρ1+ρ2） 其中 滾子半徑 ρ1=8mm 凸輪接觸點曲率半徑 ρ2=95mm 所以ρ=7.38mm ZE： 系數(shù)（鋼對鋼） → ZE=60.6

63、 查《機械設計手冊》 中冊 第二版P136 [σH] ：許用接觸應力 [σH]取值有一定的范圍，其范圍為27.44-29.4N/mm 2 我們可以通過查尋《機械設計手冊》 中的中冊 第二版P136可得 →取[σH]=28.42N/mm 2 所以σ= 27.44N/mm 2 在此 σ≤[σH] 符合要求。 3.3棘輪設計 3.3.1棘輪材料選擇 棘輪機構(gòu)我們可以理解為由棘輪為和棘爪機構(gòu)通過組合而成的，棘輪機構(gòu)可以實現(xiàn)間歇運動，并且還可以防止逆轉(zhuǎn)。在結(jié)構(gòu)上棘輪機構(gòu)主要分為外嚙合還有

64、內(nèi)嚙合這兩種常見的，通常情況棘爪是主動件，而棘輪是跟隨主動件的從動件。我們這次設計選擇棘輪的目的是要用它來實現(xiàn)對巧克力糖的運輸，應為其結(jié)構(gòu)的原因它承受的周向力極小，小到可以忽略不計，所以可以不考慮機械磨損的作用，在這里我們對于該棘輪的材料強度要求不高。但是巧克力糖有一定腐蝕金屬的能力，所以要求它具有一定的耐腐蝕性。 材料：要求耐腐蝕，對其強度沒要求 選40Cr 3.3.2棘輪形狀確定 基本形狀如圖： 其中 d=24mm，d1=60mm ，D1=300mm。 3.4 六槽槽輪機構(gòu)設計 3.4.1 槽輪分類及材料選擇 1

65、.分類 槽輪機構(gòu)（又稱馬爾他機構(gòu)）常用于各種轉(zhuǎn)位機構(gòu)中。是一種常見的能把主動軸的勻速連續(xù)轉(zhuǎn)動經(jīng)過一系列轉(zhuǎn)換變?yōu)閺膭虞S的周期性間歇運動。棘輪機構(gòu)的基本型式按照結(jié)構(gòu)的不同分為了三類。外接槽輪機構(gòu)的是由相反的主、從動件轉(zhuǎn)向機構(gòu)組成，因此槽輪的停歇時間轉(zhuǎn)位時間較長。內(nèi)接槽輪機構(gòu)則相反。球面槽輪的轉(zhuǎn)位時間等于停歇時間。在此采用的是外接槽輪。 槽輪機構(gòu)可以按照槽的方位不同來分： 1、徑向槽輪：它的沖擊小，制造簡單， 比較常見，槽輪的動停時間比取決于槽數(shù) Z。 2、 非徑向槽輪：當其槽數(shù)不發(fā)生改變是，中心距與曲半徑不同，其動停時間比也會不同，但是它的沖擊較大。 2.材料 槽輪的材料采用

66、40Cr 鋼，為了滿足工作要求，經(jīng)表面淬火處理后，它的表面的硬度可以達到 HRC45~50；曲柄材料可用軸承綱，經(jīng)表面淬火硬度達 HRC59~63（也可采用 20Cr 鋼，經(jīng)表面滲碳淬火硬度達 HRC56~62）。槽輪機構(gòu)一般不作強度校核。 3.4.2 槽輪結(jié)構(gòu)設計及尺寸計算 基本形狀如圖： 圖 3-7 槽輪機構(gòu) 取 槽數(shù)Z=6， 圓銷數(shù)=2，兩圓銷夾角α=180，2φ2=π/3 中心距L=60mm，圓銷半徑r=5mm 查《專用機床設計與制造》 P318 2φ1=π-2φ2=2π/3 因為 2φ1≤α 條件取值可行 當槽輪停留時：轉(zhuǎn)角 2φ0=2π-2φ1=π/3 查《專用機床設計與制造》 P318 運動系數(shù)τ=t1/t2=2φ1 / 2φ0=2 R1=L*sin（φ2）= 30mm