0004-春卷自動成型生產線上包裝成型部分的機械結構設計【全套4張CAD圖+文獻翻譯+說明書】
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導言春卷,是中國的傳統(tǒng)食品之一,隨著社會的發(fā)展和人民生活水平的逐步提高,這一傳統(tǒng)食品不僅越來越受到國人們的青睞,也漸漸博得許多外國人的喜愛。因此,無論國內外對春卷的需求仍在日益上升。然而,多年來,我國的春卷生產一直停留在落后的手工操作水平上,生產效率低下,根本不能滿足當前的社會需要。不僅勞動量大而繁重,而且在質量方面和許多標準受到限制而難以提高。盡管近兩年來,國內已有春卷皮機問世并投產,為這傳統(tǒng)的手工操作減輕了一大負擔,但春卷的成型仍舊依靠手工實現(xiàn),并未完全擺脫手工操作。顯然,這與人們日益提高的質量和衛(wèi)生要求不相適應。與此同時,機械化,自動化生產已被廣泛運用于各個生產領域。因此改變手工成型春卷勢在必行。面對國內當前還沒有全自動春卷成型機這一市場空白,我們提出設計課題,力求設計的機器能生產出高質量且合乎衛(wèi)生標準的春卷,以開發(fā)這片前景光廣闊的市場。由于這是新課題,無現(xiàn)成經驗可循,可參考的數據極少,且國內外相關技術保密,我們只能盡己所學所能,模擬手工操作中的功能性動作,從可行性,合理性及規(guī)范性出發(fā)進行設計,至于強度校核,壽命及優(yōu)化性等方面,還有待樣機制成后根據實際工作情況來權衡和實驗,以進一步改進。我們的設計原則是低成本,高效率,安全耐用,動作準確可靠,外形美觀大方,擇最優(yōu)方案,力求結構緊湊,布局合理。由于時間倉促,我們的實際經驗有限,許多原始材料缺乏,我們的設計還欠缺完善,所以仍需不斷改進,安全自動春卷成型機早日問世投產,為春卷生產自動化的發(fā)展盡我們綿薄之力感到欣慰。設計任務書機器名稱:全自動春卷成型機生產能力:1000個/小時 (即3.6秒生產出一個春卷)產品規(guī)格:長X寬X高(mm)-90X20X20春卷皮規(guī)格: 長X寬(mm)-150X150 厚度(mm)-0.6-0.8春卷陷規(guī)格:長X寬X高(mm)-80X15X15設計要求:該機系食品機械,且整個生產過程與食品接觸,在使用過程中須經常用水清洗,即該機工作條件是潮濕有水,故設計過程中應考慮到機器不能污染食品,機器的性能必須與工作環(huán)境相適應。要求該機器完成動作準確性好,結構緊湊,機體占空間小,成本低廉,在市場中有競爭力。該機是整套春卷生產設備的一部分,要求該機具有良好的協(xié)調性,即重要部件具有可調性。第一部分-工藝流程設計與工作原理-概述: 生產一項產品其效率的高低,重要因素之一就是其工藝流程設計的合理性如何。而工藝流程直接影響著工作原理,工作原理又是設計整臺機器設備的核心與靈魂。正因如此,將工藝流程設計的合理且高效,對機器的設計尤為突出而重要。接受設計任務后,面對國內沒有現(xiàn)成的,合理的工藝流程方案,可參考,我們只能模擬春卷的人工成型過程,試著設計,就如當初一位領導人曾描述我國的改革開放政策是摸著石頭過河一樣,走一步看一步,在不斷的設計中不斷地改進和完善。工藝流程設計方案考慮因素:-出發(fā)點:產品材料是春卷皮,一種薄而軟的面皮,既沒有紙或紙盒皮的挺度,也沒有家塑料薄膜那樣的韌性,這樣的材料特性就決定春卷的機械成型不能像紙盒成型那樣在傳輸帶的兩邊有摺角器,隨著傳輸帶往前運行,春卷逐漸成型。-出發(fā)點:春卷,顧名思義,必須把陷包卷在春卷皮內才能符合要求,即要求工藝過程必須有包和卷的動作。如果采用間歇式多工位依次完成要求動作,則傳輸帶要加長,增加空間位置,且對傳輸帶有許多特殊要求,不符合設計要求中提到的結構緊湊,成本低廉等要求。-所以我們考慮的結果是:采用一個工位多動作的形式,即在一個工作臺面上依次完成已折和裹卷動作?,F(xiàn)將初始設計和改進設計中較為成熟的兩個方案對比如下:【初始設計方案】初始設計方案將春卷成型的工藝過程分為6步,其工藝流程及時間分配如圖所示: 圖1-1春卷成型工作流程【改進設計方案】改進后的設計方案將春卷成型的工藝過程縮減為4步,其工藝流程及時間分配如圖所示:圖1-2改進后的春卷成型流程圖工藝流程方案確定改進設計方案是在生產周期3.6S不變的情況下,將工藝步驟縮短,延長每一工藝步驟的時間,提高各步驟的動力性能,同時,使某些工藝步驟的時間重疊,在不發(fā)生相互干涉的情況下。這一改進方案得以實現(xiàn),是根據較為精確的計算及翻板的改型設計,即通過對翻板實施改造,使其既能完成翻板動作又能實現(xiàn)壓折效果。同時,在改進方案中,大膽嘗試將機械手的送陷皮動作及搓滾動作用氣動來實現(xiàn),大大簡化機械結構,提高了整合機器的機電一體化程度。就目前進展而言,我們認為這一工藝流程方案較為合理。工作原理-工作原理設計思想由于我們的設計采用間歇式一工位多動作的運動形式,這就要求執(zhí)行件完成其動作后,必須讓出空間給寫一個執(zhí)行件進行動作,而實現(xiàn)要求的關鍵是依靠各個動作完成的時間來協(xié)調和保證。所以設計時除了合理分配一個生產周期內各動作的執(zhí)行時間外,還必須能嚴格控制這些時間,以確保動作完成準確無誤,同時各執(zhí)行件不會在工作臺上發(fā)生相互干涉現(xiàn)象。我們以執(zhí)行件的間歇運動為設計出發(fā)點,由于機械手的夾送陷皮動作和搓滾春卷動作比較簡單,是往復直線運動,采用氣動方式可直接實現(xiàn),而翻板的翻折運動相比之下比較復雜,既要保證翻折的角度一定且是120的鈍角(通過模擬手工成型而得),還要保證翻板在一個生產周期內只運動一次。我們考慮用齒條的往復直線運動帶動與之齒和的齒輪實現(xiàn)來回翻轉,其優(yōu)點在于翻轉角度無論大小,都可以實現(xiàn)而不受機構本身所限制。由于齒條的往復直線運動時水平方向,在眾多的間歇機構中,既能實現(xiàn)間歇往復直線運動又能保證運動平穩(wěn)且動力性能較好的,首推圓柱凸輪機構。但在進一步的設計計算中,我們發(fā)現(xiàn)翻板的運動時間0.8S只占整個生產周期的1/4不到,停歇時間是運動時間的三倍有多,這樣設計下去圓柱凸輪的直徑將很大,不合乎我們的設計要求。所以我們考慮在圓柱凸輪直徑一定的情況下,再用一個間歇機構來實現(xiàn)圓柱凸輪的間歇轉動,且間歇轉動的角度必須正好是360,若不正好是360,其結果是翻板翻折一定角度后不能回到初始位置,繼續(xù)下去就會使翻板停歇在工作臺上而與其他執(zhí)行件發(fā)生運動干涉。按照這一思路,經過思考和大量查閱一些機械設計手冊,我們認為不完全齒輪機構能滿足我們的設計要求,它既能實現(xiàn)360的間歇轉動,又能將幾對不完全齒輪安裝同一軸上,可以實現(xiàn)統(tǒng)一分度控制運動時間,還為以后調整時間重疊創(chuàng)造便利條件。既不完全齒輪的主動輪與主傳動軸的固定方式不采用鍵聯(lián)接,而同一種脹緊裝置可任意調節(jié)不完全齒輪主動輪與軸的相對位置。這根軸因此成為主傳動軸,而機械手,搓滾動作的時間控制也可以通過主軸而與翻板的動作統(tǒng)一協(xié)調起來,成為一個整體,共同完成春卷成型這一過程。-工作原理介紹,運動開始,主軸上的小撥桿波動其周圍一系列機控閥,使機械手的氣缸運動,進而使機械手從初始位置運動到規(guī)定位置夾取陷皮,并將陷皮拉送到工作臺后,機械手的手抓自動松開,然后機械手退回初始位置保持靜止狀態(tài)。,當機械手退回初始位置后,B,C翻板傳動系統(tǒng)中的不完全齒輪進入齒和,在不完全齒輪從動輪的帶動下,經過一系列調位,變向的等速比傳動,圓柱凸輪轉動,帶動其上面兩個齒輪同時作相反方向往復直線運動,分別帶動與之齒和的小齒輪旋轉而翻板就固定在小齒輪的軸上,所以翻板隨之翻轉,即B,C翻板同時對春卷皮翻折后,同時回到各自的初始位置。,由于設計中就將B,C翻板的運動時間與A翻板的運動時間有重疊,所以B,C翻板還沒有回到各自初始位置時,A翻板傳動系統(tǒng)中的不完全齒輪已進入齒和,隨之帶動圓柱凸輪(A翻板的圓柱凸輪)轉動,于是齒條開始其往復直線運動,帶著與之齒和的小齒輪按規(guī)定角度旋轉一個來回,即讓與小齒輪軸固定的A翻板實現(xiàn)翻折動作并回到初始位置。當然,在A翻板還沒有翻折起來與陷接觸時,B,C翻板已經回到其初始位置,因此不會發(fā)生運動干涉。,A翻板回到初始位置的時候,主軸上的小撥桿由原來的一段空白區(qū)轉到控制搓滾動作的機控閥位置,撥動機控閥使搓滾的氣缸啟動,進而搓滾裝置從初始位置開始運動,將半成型春卷搓卷成型,憑著搓滾的運動慣性,春卷沿著工作臺面特設的一小段斜坡,滾落到下面的傳輸帶上,由傳輸帶送入下一道工序-成盒包裝。搓滾裝置在機控閥的控制下回到初始位置,等待下一個生產周期的動作信號到來。以上四步就是整合全自動春卷成型機的工作原理簡介,由于整個設計組各有分工各有側重,我們這一設計小組負責翻板運動的設計,在這之后將詳細闡述翻板運動中各部分機構的工作原理。第二部分 -各部分設計及參數確定-翻板傳動系統(tǒng)設計與計算1,主傳動軸傳動機設計與計算按照我們的設計思想,為實現(xiàn)協(xié)調而準確的間歇運動,對主軸的傳動機構所采用的設計方案是不完全齒輪機構。1,1不完全齒輪機構介紹 如右圖所示: 圖2-1不完全齒輪機構1,主動軸 2,從動軸 3,鎖止弧 不完全齒輪機構是由齒輪機構演變而成的一種間歇運動機構,它與普通漸開線齒輪機構不同之處是輪齒沒有滿布于整個節(jié)圓圓周上,故當主動輪作連續(xù)回轉運動時,從動輪作間歇回轉運動。外齒和式兩者轉向相反,內齒和時則相同。主動輪的凸鎖止弧和從動輪的凹鎖止弧配合可使從動輪在一定時間內停歇不動。這種機構結構簡單,從動輪運動時間和停歇時間之比即動停比不受機構結構的限制,工位數可任意配制。但從動輪在進入齒合和脫離齒合時有速度突變,從而會引起較大的沖擊,故只能用在低速,輕載和沖擊不影響正常工作的場合。若設置緩沖結構可改善機構的動力性能。不完全齒輪的齒合特性是:每一次間歇運動可以只由一對齒輪進行齒合來完成,也可由若干對齒輪來完成。不完全齒輪機構首末二對齒的齒合過程與完全齒輪不同,而中間各對齒的齒合過程與完全齒輪相同。1,2 不完全齒輪設計參數的計算與確定 1)該不完全齒輪機構要進行間歇運動,屬動力傳動齒輪的范圍,故選取模數m=1.5 2)該不完全齒輪的齒是普通漸開線圓柱直齒,根據國家對一般用途齒輪傳動規(guī)定的標準,壓力角=20 3)按照我們的設計要求,主動輪轉一周,從動輪也轉一周并停歇一次,即N=1.又根據生產周期是3.6S,翻板完成一次動作的時間是0.8s,選定從動輪的假想齒數Z2=20,則主動輪的假想齒數Z1=90(Z2/Z1=0.8/3.6=Z1=90) 4)假想齒數已確定,根據公式d=mz,a=m(Z1+Z2), 則主動輪分度圓直徑d1=mz1=1.5x90=135mm, 從動輪分度圓直徑 中心距 5)根據假想齒數Z1,Z2,查表8.6-12,取k=2,確認從動輪實際齒數Z2=18,于是主動輪相鄰二鎖止弧間的齒數(即主動輪實際齒數)Z1=Z2+1-K=20+1-2=19 6)主,從動齒輪的齒頂高系數ha1*=ha2*=1 7)主,從動齒輪的齒頂壓力角,根據公式: 8) 從動輪頂圓齒間所對應的中心角(也叫齒頂圓齒槽對中心角),根據公式: =14.389) 當從動輪具有標準齒頂高,主動輪為修正齒頂高has=ham時,二頂圓交點能對從動輪中心角之半2為 =31.65 10)由5)可知,從動輪鎖止弧占有2個齒,為了保證始齒點不致因磨損而變動,鎖止?。ò蓟。趦蓚攘粲?.5模數的齒頂厚,其所對中心角2為11) 鎖止凹弧半徑Ra為 =66.67mm因為從動輪的鎖止凹弧與主動輪的鎖止凸弧相配合,所以二者半徑相等,即Rd=Ra=66.67mm12) 由于不完全齒輪首末齒的齒和過程與完全齒輪不同,在理論上雖然可使has*=ham*,但實際上考慮加工精度的影響,為了保證進入齒和時不發(fā)生齒頂干涉,取has*ham*,根據公式,主動輪末齒齒頂高系數ham*為 =0.563 其中L= =51 13)連續(xù)傳動性能(首齒重合度)由于首齒齒頂高被修正,為避免產生二次沖擊,須校核首齒與第二對齒之間的重合度1,根據公式= =16.16231其中主動輪首齒的齒頂壓力角14) 從動輪鎖止弧兩側齒頂點對應的中心角為 =2(2-2)=2(31.65-14.38)=34.541.3不完全齒輪機構的安裝及有關參數確定(主要指主動輪與主軸的安裝固定)1) 不完全齒輪機構進入齒和狀態(tài)時主動輪的位置圖2-2不完全齒輪進入齒和狀態(tài)2) B.C翻板的主動輪與A翻板主動輪在主軸上的相對位置二者分別是各自翻板傳動系統(tǒng)中的動力來源,二者在主軸上的相對位置關系代表著翻板動作時間的分配,其合理性當然由最后的執(zhí)行件翻板的動作來決 定。 為保證A翻板動作不與B.C翻板動作發(fā)生干涉,且又能節(jié)約一部分時間,則需要對執(zhí)行動作的時間進行部分重疊,重跌量的大小則由翻板剛好不發(fā)生相互干涉的極限位置而定。該極限位置就是B.C翻板往運動初始位置翻回與工作臺面成90的同時,A翻板剛從其初始位置運動翻轉了90。計算:A翻板到達90所需時間(設其為X1) (A翻板的翻折角度為170,在后面的章節(jié)中介紹) :B,C翻板從其運動終點位置返回到90位置所需時間x2(B,C翻板翻折角度為150) :x=x1-x2=0,212-0.16=0.052s即B,C翻板到達終點位置還差0,052s時,A翻板已經開始運動,為方便后面角度計算,取x=0.05s :時間重疊量t(最大時間重疊量) t=x+0.4=0.05+0.4=0.45s實際設計時,我們取t=0.4stmax所以重疊時間后A.B.C翻板運動共需要時間1.2s,比原來不重疊時的0.82=1.6s節(jié)約了0.4s出來。根據時間重疊量0.4s,B.C翻板主動輪與A翻板主動輪在主軸上的相對位置是相差40 。如右圖所示:圖2-3B.C翻板與A翻板在主軸上的位置1. B.C翻板主動輪有齒部分2. A翻板主動輪有齒部分3) 不完全齒輪機構的主動輪與主軸固定方式 由于翻板動作時間最終要通過不完全齒輪機構的間歇轉動來實現(xiàn),為使動作相互協(xié)調達到設計要求,主動輪在主軸上必須有較高的可調性,便于安裝調試。顯然,采用鍵聯(lián)接是不可取的,因為一旦鍵槽銑好,便決定了主動輪與主軸的相對位置關系,是不能調整變動的。我們設計采用脹緊裝置,即在不完全齒輪和主軸之間套入兩個相配合的錐形套,內套有一部分套絲出一段螺紋,旋入圓螺母和防松用的止退墊圈,圓螺母往右方旋,項著外套向右走,利用外套的內移而最終將主動輪脹緊左移而可以旋轉一個角度進行調節(jié),然后旋緊即可又脹緊。如下圖所示:圖2-4不完全齒輪的主動軸參數確定:,根據GB157-83對一般用途圓錐的錐度與錐角的規(guī)定,我們脹緊裝置的錐套設計為易拆零件的錐形聯(lián)接,錐度基本值為1:5,圓錐角=112516.3=11.421186,對內外錐套的配合及內錐套與主軸的配合,我們選用優(yōu)先配合系列中的和,它屬于中等壓入配合,適合于一般鋼件,或用于薄壁件的冷縮配合,能滿足我們的設計要求。,圓螺母,止退墊圈的選取則根據內錐套那段螺紋來決定,由GB812-76選定M301.5的圓螺母,有GB858-76選定內經d=30的止退墊圈。4) 由不完全齒輪主動輪有齒部分只占整個齒輪的四分之一不到,所以主動輪做成后必須做到平衡實驗,在無齒部分打孔,減小無齒部分的質量,以保證傳動平穩(wěn),沖擊小,偏心慣性力小。2,B.C翻板傳動機構設計與計算圖2-5B.C翻板傳動機構由示意圖可知,動力傳動路線是:主軸-不完全齒輪主動輪-不完全齒輪從動輪-傳動軸 -調位等速比傳動齒輪-傳動軸-圓錐齒輪-傳動軸-圓柱凸輪。2.1調位等速比傳動齒輪設計計算如下圖所示,為使翻板軸在托板上,其余的傳動裝置都能在托板之下,一來為機器傳動零件不與食品接觸,不污染食品;二來,為機器外形美觀大方,我們設計一對等速比傳動齒輪來調節(jié)傳動軸間的相對位置。圖2-6調位等速比傳動齒輪設計我們先假定L長度為150mm則a=L-C=150-82.5cos5=67.81(82.5為不完全齒輪的中心距)翻板軸與主軸距離h=112mm(該尺寸是由A翻板傳動系統(tǒng)和運動控制系統(tǒng)設計而定的)d=112-30-5-20-=43.5mm其中30為圓柱凸輪半徑,20為齒條厚度,27為小齒輪分度圓直徑,5是圓柱凸輪到齒條底的距離。所以b=d+82.5sin5=43.5+82.5sin5=50.69mm所以x=即調高輪直徑為84.66mm.齒輪模數取m=2,則z=42.33取整為z=41則x=412=82mm所以a=所以L=a+c=69.51+82.5cos5=151.70mm所以調位等速比傳動齒輪參數確定為:模數m=2,齒數z=41,分度圓直徑d=82mm齒根圓直徑齒頂圓直徑齒頂高齒根高齒全高( )2.2 圓錐齒輪設計計算由B.C翻板的位置決定圓柱凸輪軸與主軸方向垂直,故采用一對完全相同的正交的漸開線直齒圓錐齒輪進行變向等速傳動。確定模數m=2,壓力角=20,齒頂高系數ha*=1,頂隙系數c*=0.2,齒數z1=z2=30由于是正交圓錐齒輪=90取節(jié)錐角1=2=45分度圓直徑d1=d2=mz=1.530=45mm齒頂圓直徑齒根高直徑 =1.5(30-2.5cos45)=42.348mm外錐距(分度圓錐面母線的長度) L=齒頂角 齒根高 2.3 不完全齒輪從動輪與傳動軸的固定不完全齒輪與傳動軸的聯(lián)接方式采用鍵聯(lián)接,選用平鍵,根據傳動軸的軸經d=14,選取鍵510 GB1096-79,即普通圓頭平鍵(A型) b=5mm,h=5mm,L=10mm.不完全齒輪與傳動軸的軸向固定能采用的方式是:一端用軸肩,一端用套筒固定。不完全齒輪與傳動軸相配合的尺寸為2.4 調位等速比傳動齒輪與傳動軸,的固定 與軸聯(lián)接方式為鍵聯(lián)接,選用平鍵510 GB1096-79,即圓頭普通平鍵(A型)b=5mm,h=5mm,L=10mm. 軸向固定方式是一端用軸環(huán),一端用套筒。 齒輪與軸相合的尺寸是2.5 圓錐齒輪與傳動軸,的固定 圓錐齒輪與其傳動軸的配合尺寸為,與軸的聯(lián)接方式是鍵聯(lián)接為主,緊定螺釘聯(lián)接為輔,選用的鍵為38GB1096-79,選用的緊定螺釘是開槽錐端緊定螺釘GB71-85. M35. 圓錐齒輪均為懸臂設置,則另一端用軸肩在軸向固定。2.6 圓柱凸輪與傳動軸的固定考慮到圓柱凸輪在機器調試時必須要調零位,即它與軸的固定要求具有較高的可調性,同時考慮到軸向力不是很大,能以采用緊定螺釘聯(lián)接固定為主,與傳動軸進行過盈配合尺寸是,為合乎工藝要求,特將傳動軸設計成如下圖所示,雙點劃線表示圓柱凸輪。圖2-7圓柱凸輪與傳動軸的固定 圓柱凸輪軸向固定方式是一端用軸環(huán)固定,一端用套筒固定。2.7 傳動軸與軸承的固定 B.C翻板傳動結構中所有傳動軸的軸承代號為201,即單列向心球軸承(GB276-82),d=12mm,D=32mm,B=10mm. 軸承組合形式均采用雙支單向式,因為軸較短,輕載,間歇轉動工作溫度變化不大。軸承外圈用端蓋固定,軸承內圈則用套筒或軸肩固定,軸向間隙則通過墊片組來進行調整。 軸承與軸的配合采用基孔制,因為軸承是標準件,配合尺寸為,軸承與軸承座的配合則采用基軸制,配合尺寸為,是間隙定位配合。 軸承端蓋與軸承座的聯(lián)接采用螺釘聯(lián)接,選用內六角圓柱頭螺釘,GB70-85,M520,調節(jié)軸向間隙能用墊圈為小墊圈(GB848-85),公稱直徑d=5,厚度h=1,內經d1=5.3,外徑d2=9. 由于圓錐齒輪是懸臂裝置,其附近的軸承端蓋不是封閉的,則選用毛氈圈對其進行密封??紤]機器需經常沖洗,所以滾動軸承的潤滑采用2號鈣基脂潤滑脂,同時在軸承座內側配有一擋塵蓋,擋塵蓋與軸承座孔的配合尺寸,是間隙定位配合,能保證工作時一般相對靜止不動。擋塵蓋既能擋些面塵,也能防止水把潤滑脂沖洗掉。2.8 軸承座的安裝與固定軸承座與底托板的固定采用螺栓聯(lián)接,選取六角螺栓(A級)GB5782-86,M640,同時配合用平墊圈GB97.1-85防松,其公稱直徑d=6mm,內經d1=6.4mm,外徑d2=12mm,厚度h=1.6mm.軸承座在安裝經整機調試后,必須用定位銷定位,便于以后拆卸安裝,選用GB119-86圓柱銷(A型)420.3. A翻板傳動機構設計與計標傳動機構示意圖:圖2-8傳動機構示意圖 1,不完全齒輪機構 2,調位等速比傳動齒輪 3,圓柱凸輪 4,主軸 5,傳動軸 6,傳動軸 動力傳動路線:主軸-不完全齒輪機構-傳動軸-調位等速比傳動齒輪-圓柱凸輪3.1 調位等速比傳動齒輪設計計算如下圖所示,該調位輪的作用只是將圓柱凸輪軸作了一端平移,其目的是加長A翻板軸,如果A翻板軸過短,則春卷的皮不能平放在三塊翻板上,且A翻板軸的小齒輪與春卷皮會接觸而污染食品,所以這對調位等速比傳動齒輪必不可少。圖2-9調位等速比傳動齒輪設計已知齒條厚為20mm,圓柱凸輪直徑60mm,圓柱凸輪與齒條底間距為5mm,小齒輪直徑31.5mm,a=82.5mm. 即翻板軸到主軸的距離為112mm.圖中b的長度由設計確定,只須滿足前面能提設計要求,我們設計b=70mm,則分度圓d=70mm,確定模數m=2,齒頂高系數ha*=1,頂隙系數c*=0.25,=20.得齒數z1=z2=35齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高 齒根高齒全高3.2 不完全齒輪從動輪與傳動軸的固定(同2.3)3.3 調位等速比傳動齒輪與傳動軸,的固定(參見2.4)3.4 圓柱凸輪與傳動軸的固定(參見2.6)3.5 傳動軸與軸承的固定(參見2.7)3.6 軸承座的安裝與固定(參見2.8) 翻板運動控制系統(tǒng)設計與計算1. 翻板運動控制系統(tǒng)工作原理 由于不完全齒輪機構的間歇轉動,嚴格控制并實現(xiàn)0.8s內圓柱凸輪剛好轉一圈,使凸輪槽中的小滾子沿凸輪曲線做往復直線運動,小滾子的另一端與齒條緊固聯(lián)接,隨小滾子一起作往復直線運動,從而使之相齒合的小齒輪作來回滾動,最終實現(xiàn)翻板軸帶動翻板完成翻折運動。 為齒條提供支承和導向作用的齒條滑槽最初設計方案是矩形槽或燕尾槽,考慮到該方案加工精度要求較高,成本也較高,而且存在一定的摩擦阻力對運動十分不利(主要是滑動摩擦)故又設計了一改進方案,即在齒條兩側鉆孔,打入圓柱銷做銷軸,銷軸兩端用軸用彈性擋圈固定兩個微型軸承,微型軸承相當于小滾子在滑道上滾動,實現(xiàn)我們的要求。2. 圓柱凸輪機構設計與計算2.1 凸輪曲線的設計將圓柱凸輪展開成平面,使之成為如圖所示的長度為2Rm的平面移動的凸輪,已知從動件的位移曲線,圓柱凸輪的平均半徑Rm(即凹槽深度一半處的凸輪半徑),及從動件的位移量為h(也叫導程)。圖2-10平面運動凸輪圖2-11直線從動件圓柱凸輪輪廓曲線畫法圖解步驟:(1) 按需要將位移曲線的橫坐標等分,并從各等分點作垂線(2) 按與位移曲線中位移s相同比例尺,畫凸輪展開圖,其寬度等于2Rm,高度等于H,取=為凸輪輪廓線的起始點。(3) 將展開圖的寬度與位移曲線相同的間隔等分,過各等分線作垂線,各垂線就代表反轉后各導路方向量取縱坐標,使其等于加上對應的位移量Si(i=0,1,2,),于是得到1,2諸點,用光滑曲線聯(lián)接各點,即得到凸輪在基圓柱展開平面上的凸輪理論輪廓曲線。(4) 以理論輪廓曲線上各點為圓心,滾子半徑為半徑作一系列小圓,作小圓的上下兩條已修線就是所求凸輪實際輪廓曲線的展開圖(如圖),將展開圖圍成圓柱,就得到圓柱凸輪凹槽的實際輪廓曲線。2.2 凸輪直徑的計標。=wt (1)。=最大推程的轉角(弧度)W-轉速(弧度/秒) t-時間(秒)Dk1=Dk1-圓柱凸輪直徑H-最大推程 。-最大壓力角2.3 凸輪寬度設計計算B=富余量+導程 (由設計而定)3. B.C翻板運動控制機構設計與計標3.1 圓柱凸輪設計由上面的公式(1)得 。=wt=由公式(2)得 Dk1= 取整Dk1=60mm凸輪寬度B=212.5+35=60mm3.2 滾子設計及滑道設計(與齒條相聯(lián)部分)為減小運動過程中所產生的摩擦,變滑動摩擦為滾動摩擦,同時保證結構緊湊,我們選用GB272-64.1000085系列的微型軸承,內經d=5mm.齒條滑道分為上下兩部分,這樣的結構優(yōu)點是:1)能分能合,安裝方便;2)上,下兩部分用螺栓聯(lián)接,可通過加減墊片調整高度方向間隙,保證機構具有一定的可調性。3.3 齒條設計齒條也是選用標準漸開線直齒,各項參數與普通齒輪一樣,齒條厚度取20mm(指底到分度圓的距離),寬取15mm,長則根據B.C翻板的圓柱凸輪的導程和富余量選取,取富余量為15mm,所以l=215+30=60mm,即齒條長60mm.3.4 與齒條齒合的小齒輪的設計與計算為使小齒輪在加工過程中不發(fā)生根切現(xiàn)象,z17.我們取z=18,模數m=1.5,得分度圓直徑d=mz=27BC翻板翻折角度是150.則導程s=35.34 取整s=35mm即B.C翻板實際翻折角度為小齒輪齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高=m=1.5mm齒根高=1.25m=1.251.5=1.875mm齒全高h=1.5+1.875=3.375mm4. A翻板運動控制機構設計與計算4.1 與齒條齒合的小齒輪設計及導程設計模數m=1.5,取=21,則分度圓直徑d=1.521=31.5mm齒頂圓直徑da=d+2ha=(z+2)m=(21+2)1.5=34.5mm齒根圓直徑齒頂高ha=m=1.5mm齒根高=1.25m=1.251.5=1.875mm齒全高h=ha+=1.5+1.875=3.375mm因為A翻板理論翻折角度是170,則導程=取整 得=47mmA翻板實際翻折角度是4.2 齒條設計 齒條與小齒輪相齒和,則模數m=1.5所以,齒頂高ha=m=1.5mm 齒根高=1.25m=1.875mm 齒全高ha=1.5+1.875=3.375mm與B,C翻板能用齒條一樣,厚度為20mm,寬15mm,長60mm.4.3 圓柱凸輪設計 由公式 h=47mm,取。=27 則由公式Dk1= 將Dk1取整為60mm即圓柱凸輪直徑4.4 小滾子設計與滑道設計 小滾子設計同B,C翻板的一樣,由于A翻板的動作角度增大,導致圓柱凸輪的導程增長,則滑道也相應增長。 翻板的設計與計算1, A翻板的結構與參數確定 圖1是A翻板結構示意圖,圖2為A翻板工作示意圖圖2-12A翻板結構與工作示意圖 如圖1所示,為很好實現(xiàn)動作要求,A翻板的長度l=150mm, 寬度b=55mm,厚度為2mm,硬海綿襯墊厚度約8mm,翻板材料為不銹鋼。 將A翻板設計成圖1所示,即保持翻板原有的作用,拖著春卷皮進行翻折,又實現(xiàn)部分壓實作用,三個小邊均能在翻板的翻折過程中對春卷有壓折作用,在翻板一端粘有硬海綿墊,使A翻板在翻折過程中可將春卷皮部分壓實,從而使春卷初步成型,為下一道工序搓滾成型提供便利。理論設計A翻板翻折角度為170,是考慮到180對春卷皮壓力過大,壓壞春卷皮,同時也增大圓柱凸輪的導程,而小于170產生的壓實效果太小,則要增厚硬海綿襯墊,硬海綿襯墊太厚又形成春卷皮陷不能較平放在三塊翻板上,還會干涉機械手的運動。2. B.C翻板的結構設計與參數確定圖1為B,C翻板結構示意圖,圖2為翻板工作示意圖。圖2-13B,C翻板結構示意圖如圖1所示,B翻板的長度l=95mm,寬度b=53mm,c=36mm,d=80mm,翻板厚度為2mm.圖2-14B,C翻板工作示意圖B.C翻板設計成圖1所示形狀,是考慮到如果沒有這部分,翻板與春卷皮接觸面積少,不利于翻板動作,若按照l長度成一塊完整的矩形板,在翻折過程中會將陷壓變形,綜合以上兩點因素,將B.C翻板設計成圖1形狀。B.C翻板理論翻板角度為150的確定原則是必須大于120,這是通過畫圖(1:1)計算而得,為方便以后計算,故取150.B.C翻板以面皮中心軸線對稱分布,尺寸相同。3. A.B.C翻板的固定1) 翻板與翻板軸采用焊接2) 考慮到機械本身的可拆卸性,翻板軸上的滑動軸承套由原來的焊接在上托板上改為用緊固螺釘固定。補充:小齒輪與翻板軸的固定采用軸與孔配合為主,軸與齒輪點焊接為輔。 春卷滑道的設計 搓滾將春卷搓滾成形后,已到達托板某一位置,在這一位置處我們將托板截斷一截,在截斷處安裝一塊小板,小板與托板能成角度為40,長為25mm,用緊定螺釘與上托板固定聯(lián)接。 春卷滑道設計目的:由于B.C翻板的小齒輪露出上托板半截,兩齒輪間距為69,而搓滾本身的寬度是80mm,即搓滾是不能將春卷搓過兩小齒輪,所以在這之前必須將春卷送出成型工作臺,而采用設計一斜坡滑道。因為B.C翻板軸很細,d=6mm,太長會形成其傳動性能,降低工作精度。所以設計這段距離應大于等于春卷離開搓滾的瞬間,且保證搓滾不與小齒輪相撞。由計算可知搓滾超前春卷的距離應等于春卷卷起來的長度,在研究了下陷位置后確定為120mm,120為B.C翻板軸齒輪距離春卷滑道的間距,加上富余量及翻板的尺寸,可確定A翻板軸距離B.C翻板的圓柱凸輪軸線距離為270mm。第三部分 -動力傳輸系統(tǒng)設計-電機的選取與計標 生產周期是3.6s,則主軸轉速為3.6秒一周,電機一般轉速為150轉/分,由3.6=90可知我們設計的降速比為90,減速比較大,普通的減速器要滿足這個要求則體積相當大,所以我們選用行星擺線針輪減速機。 行星擺線針輪減速機是一種應用行星傳動原理,采用擺線針齒齒合,分為輸入部分,減速部分,輸出部分。 行星擺線針輪減速機的特點 1)減速比大 2)傳動效率高,由于該機齒合部分采用了滾動齒合,故效率可達90%以上。 3)體積小,重量輕,不僅采用了行星傳動原理,輸入軸與輸出軸在同一軸線上,而且有與電動機直聯(lián)呈一體的獨特之處,因而車機具有結構緊湊,體積小,重量輕的特點。 4)故障少,壽命長,主要傳動齒合件采用軸承鋼制造,機械性能好,耐磨性好,再加采用滾動摩擦,故使之故障少,壽命長。 5)運轉可靠平穩(wěn):該機傳動過程中為多齒齒合,能以使之運動平穩(wěn),可靠,噪聲小。 6)拆裝方便,容易維修。 7)車機還具有過載能力強,耐沖擊,慣性力矩小適用于起動頻繁和翻轉的特點。 由鏈輪選取z1=13,z2=27,得傳動比i=27/13=2.077,90/2.077=43.33故選取電機型號為XWD0.37-2型的加速機 鏈輪的設計與計算 由于本機的動作時間是通過傳動來控制的,所以對傳動比的準確性要求嚴格,故選用鏈傳動。鏈傳動無彈性滑動和打滑現(xiàn)象,且作用于軸上經內壓力較小,結構較緊湊,與齒輪傳動相比,鏈傳動較易安裝,成本低廉。 鏈輪參數設計確定: 1)主軸鏈輪 節(jié)距p=12.70m, z=27 選取08B型鏈條 分度圓直徑 d= 齒頂圓直徑 da=d+(1-)p-d1 (d1查表而得) =109.40+(1-1.6/27)12.70-8.51 =112.84mm 齒根圓直徑 =109.40-8.51=100.89mm 齒側凸緣直徑 h2=11.81 故取95.62 取整95mm 鏈輪內經 =16mm(由主軸經決定) 鏈輪厚 l=1.25d=20mm2)減速機上鏈輪 z=13 分度圓直徑 d=53.07mm 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒側凸緣直徑 =38.49=38mm 鏈輪內經 =25(電機輸出軸軸經) 鏈輪厚 l=1.25d=31.25mm參考文獻1機械設計高等教育出版社 濮良貴 主編2簡明機械設計手冊 上海科學技術出版社 唐金松主編3機械零件設計手冊 國防工業(yè)出版社 楊黎明 主編4畫法幾何及機械制圖 (上,下冊) 陜西科學技術出版社 西北工業(yè)大學制圖教研室 編5機械零件課程設計圖冊 人民教育出版社 龔桂義 主編現(xiàn)代機構設計手冊 機械工業(yè)出版社 孟憲源 主編6稽光國,液壓泵故障診斷與排除M,北京:機械工業(yè)出版社,19977王曉紅、徐革玲,現(xiàn)代物流標準化與包裝標準化J,包裝工程,2005,26(2),82-848鏈輪傳動系統(tǒng)動態(tài)性能優(yōu)化分析研究,重慶大學,機械設計及理論,2004,碩士9機械設計手冊第五版10何銘新,錢可強,徐祖茂,機械制圖第六版,北京:高等教育出版社,201011錢可強,機械制圖,北京:高等教育出版社,200712濮良貴,機械設計第八版,北京:高等教育出版社,200613緊固件聯(lián)接設計手冊編寫委員會,緊固件聯(lián)接設計手冊,北京:國防工業(yè)出版社,199014許尚賢,機械設計中的有限元法,北京:高等教育出版社,199215成大先,機械設計圖冊:第1卷,北京:化學工業(yè)出版社,200016王步瀛,機械零件強度計算的理論和方法,北京:高等教育出版社,198617糧油食品科技,1984年04期:CJP-50型春卷皮機,作者:劉群18包裝與食品機械,PACKAGING AND FOOD MACHINERY,1996年02期:春卷皮機的電熱原理與設計,(機構) 天津商學院,作者:蔣立康、許國義19石一兵等,食品機械與設備中國商業(yè)出版社,1992 附錄:開題報告(或數據報告)1. 論文結構1.1 總體結構的設想 論文的總體結構將做如下安排: 1.綜述目前春卷食品生產線的生產過程及其自動生產線的研發(fā)狀況和現(xiàn)狀,市場上的春卷皮生產的主要方式及成本消耗情況。 2.總結市場上主要的春卷皮生產的方式,它的結構特點,功率消耗和生產效率對比情況。 3.研究設計并確定春卷皮生產機器的傳動方式,電機的選擇,計算出各部分效率比值,選擇市場上的面槳壓力泵,確定滾筒和加熱功率。 4.整體結構上的優(yōu)化處理,解決運輸難題和產品防震地面固定處理。1.2 主要解決的問題 1市場上春卷皮制作機器的結構特點、生產所采用的主要形式。2分析春卷皮成型所需要達到的條件,機器傳動方案的選擇,整體結構的構思。3. 進行春卷自動成型生產線上春卷皮機機械傳動結構的設計方案分析和具體結構設計。13 主要工作1.調查研究市場上的春卷皮機的結構,生產工作方式。2.確定春卷皮機機械傳動結構設計方案,進行傳動結構設計。3.設計滾筒和加熱功率,選擇最佳的設計方案。3.計算確定機械傳動結構的傳動比值,選擇適合的傳動方式及其具體參數的確定。4.設計春卷皮機的整體結構尺寸。2. 文獻綜述 2.1 傳統(tǒng)手工春卷皮制作方法1、普通面粉和的比較?。ǖ群隣畛硪恍?,加鹽和油少許,使勁朝一個方向拌,徹底均勻了后,醒2個小時左右;2、平底鍋燒熱(不要太熱,中等溫度就可以了),可以不放油,鍋離開火,用刷子蘸面糊在鍋內刷上一圈,再把鍋放回火上,等看著顏色發(fā)白了就是熟了,揭起即可。鍋太熱,皮乾得太快,面糊抓起時會連烤好的皮一起抓起。鍋太冷,做出來的皮較厚,且不易揭下。鍋太黏,皮在上頭很難揭下,可用紙沾點油擦拭鍋心,如油太多,可用廢棄的春卷皮擦拭去。缺點:面糊刷鍋時,不能太薄,也不要太厚,太薄的話,皮熟后會變脆,不好包餡,太厚的話,當然是不好吃。操作麻煩,生產效率低,只能個人家中制作少量的食用,無法無法滿足市場的銷售量。2.2 春卷皮自動成型機的背景技術春巻皮的問市,是方便消費者作春巻時,不必再浪費時間購買面 粉制作春巻皮,可節(jié)省相當多的下廚時間。在申請人申請獲準的中國臺灣專利公告第423272號案中所揭露的春巻皮自動成型機1,如圖L所 示,具有一料斗IO、 一成型烤輪Ll、 一輸送裝置12及一裁切裝置13; 其中,該料斗10是設置在該春巻皮自動成型機1前側位置,其內盛裝有 粘稠狀的液態(tài)面糊,該面糊再經一與料斗10連設的輸送管101輸送至一 預設的出料位置,而在其預設的出料位置處更加設有一可控制面糊出 口成型為春巻皮3的控制把手102。該成型烤輪Ll是為一金屬制表面光 滑的滾輪,且其內組裝有一加熱裝置110,使?jié)L輪面Lll呈高溫狀態(tài), 而滾輪面Lll并與面糊的預設出處接觸,以使面糊自輸送管101內輸送 至預設出口處時,面糊可附著在呈高溫的成型烤輪Ll的滾輪面Lll上, 成為干燥的薄皮,而在成型烤輪11的轉動路徑上更設有一刮刀片112, 以將貼附于滾輪面Lll上的春巻皮刮下,而該輸送裝置12是設置在成型 烤輪Ll設有刮刀片112的一側位置,以輸送自成型烤輪Ll刮下的成型后 已烤熟的春巻皮3,而在輸送裝置12的春巻皮行走路徑上裝設有散熱風 扇120,以使具有熱度的春巻皮3降溫以利后續(xù)的包裝作業(yè),及設有一 灑粉裝置121,以便于春巻皮3上灑粉,以使經由裁切裝置13裁切而堆 迭的一張張舂巻皮3不會粘在一起,該裁切裝置13是組設在輸送裝置12 的輸送路徑后端位置,其具有一可控制春巻皮裁切大小及裁切數量的控制器130,且其上亦設置有一輸送帶131,以將裁切完成且裁切數量 達預設量的春巻皮3整落的輸送至一預設的包裝位置作包裝出廠。2.3 現(xiàn)有的春卷皮自動成型機的缺點1. 自始以來,因為成型烤輪Ll為一金屬制經車削后再經加工使得表面光滑的滾輪,所以所成型的春巻皮3貼于該滾輪的內表面是呈光滑的,但在其外表面是自然形成粗糙凹凸的表面,光滑的內表面于裁切 后作一定數量迭堆時是會粘在一起的,這是目前業(yè)界最頭痛的問題,因此才會在制程中加入灑粉裝置121作灑粉以防止迭堆時粘在一起,然 而,灑粉不僅浪費成本,且因所撒的粉在油炸后會變成小黑點附著于 春巻上,造成春巻賣相不佳,油也很快變黑,就算未經油炸,在春巻 皮3上裹一層粉也不美觀。甚而為防止這種粘在一起的現(xiàn)象發(fā)生,業(yè)界 會在粘稠狀的液態(tài)面糊料中加入適量的油,但效果不佳,且會造成春 巻皮3的質變。 2. 又因為成型烤輪11的表面是光滑的,所以有時會發(fā)生春巻皮3在 未到達刮刀片112的位置時,就提早于成型烤輪Ll的表面剝離的情形, 造成后段作裁切時形成長度不一致。 3. 此外,還會有炸透春巻內層時外層卻已焦黑的情形。因此,如何構思制造出一種春巻皮兩表面呈粗糙凹凸,使得迭堆 時不粘合,方便裁切且裁切成一定的長度、包裝及消費者容易分離取 用,春巻皮并具有小細孔,于烹炸時,內外層可受熱均勻且呈現(xiàn)金黃 色而非炸透春巻內層時外層卻已焦黑的春巻皮自動成型機,是一可改 進的課題。
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