巧克力颗粒糖果包装机结构设计

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1、糖果包装机结构设计Structure design of candy packing machine摘要糖果包装机设计可以说是一种经典的包装机机械系统设计了，它占领了大部分的包装机市场，糖果包装机主要设计要求是设计它的尺寸大小，对它的一些零件进行强度计算和强度校核，对传动机械系统的传动比传动效率进行设计。而本次设计主要针对圆台柱状巧克力糖的铝箔纸包装。这次设计的要进行方案设计，方案设计是对机械结构提出一个可行方案；还有机械手及进出糖机构设计，主要工作内容是设计机械手的尺寸和进出糖机构结构的设计；传动系统链设计，要对各个传送机构的传送比计算确定传动链的各项数据。这次设计的重点之一是机械手及进出糖

2、机构，这个是糖果包装机的主要运动机构，也是糖果包装机运行的必要运动机构。它主要实现巧克力糖的输入、折边、抄底边，然后通过输送带输出产品。糖果包装机机构中的机械手的主功能是实现夹取糖果、对糖果折边包装、转送包装好的糖果等一系列功能，对于机械手的形状设计有着很高的要求，要求它的形状与糖果形状相似否则会破坏糖果外形、夹紧力的大小也有着要求，它的夹紧力不能太大，还有转位角度也有着严格的要求。设计机械手时，有围绕着这几点进行设计。这次设计的另一个重点是传动系统设计，传动系统是运动机构传递动力的关键。本次糖果包装机设计要实现的运动有机械手位置转动，它的功能主要是控制机械手夹取糖果。送糖盘的位置转动，主要实

3、现把糖果送到指定位置进行包装。供纸运动，主要对包装机进行供纸。剪纸运动，主要是对包装纸进行裁剪。而抄纸，接糖、顶糖以及拨糖，是对糖果包装以及运输的过程。每个功能需要的动力大小不同，这就需要传动系统进行调节。比如说在机械手的转位功能中，要完成间歇式转位，完成机械手对糖果的夹取到包装这就要用到槽轮机构来实现对机械手的传动，该机构的作用是保证机械手在转到指定位置后，有一定的停留时间，为顶糖、接糖、拨糖等功能的实现提供机械动作执行时间。对糖果包装机生产率为定为120r/min，并且要求其生产率可调节范围在75135r/min之间。关键词：包装机，巧克力糖包装，机械手。AbstractCandy pac

4、kaging 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 candy. The main contents

5、 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 chocolate candy, and then outputs t

6、he 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 clamping force, so it is des

7、igned 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 translocation, the transfer of the sugar

8、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 manipulator, in order to realize the i

9、ntermittent 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 specified position. It provides the

10、 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 70130r/min.Key words: Packer，chocolates packaging, machine hand目录摘要1Abstract2引言5第一章 糖果包装机方案设计61.1设计任务要求61.1.1建立黑箱61.1.2功能分解71.

11、2确定工艺原理71.3确定技术过程81.4引进技术系统，确定边界81.5确定功能结构91.5.1 总功能91.5.2 功能分解91.6方案确定91.6.1寻找技术物理效应和功能载体，功能元求解目录表91.6.2巧克力糖包装系统解101.6.3巧克力糖包装装置的评价表111.6.4确定最佳方案12第二章 传动系统设计132.1传动系统结构简图132.2 选用电机132.3带轮设计142.3.1带轮优缺点142.3.2 选用带轮要求152.3.3 带轮设计要求162.3.4 带轮设计过程162.4链轮设计212.4.1链传动优缺点212.4.2链传动的设计过程222.5齿轮的设计262.5.1齿轮

12、材料262.5.2 手柄轴面方向轴空间布置图272.5.3 机械手及送糖轴上的螺旋齿轮的尺寸计算27第三章 机械手及进出糖机构设计293.1夹持装置设计293.1.1 设计要求293.1.2 基本结构如图293.1.3夹紧力P夹计算303.1.4 弹簧力P弹簧计算303.1.5 开闭角的计算323.2凸轮设计323.2.1 选择凸轮类型323.2.2 凸轮材料选择333.2.3凸轮尺寸计算333.2.4 凸轮强度计算343.3棘轮设计353.3.1棘轮材料选择353.3.2棘轮形状确定363.4 六槽槽轮机构设计363.4.1 槽轮分类及材料选择36第四章 其它机构原理394.1 顶糖、接糖机

13、构示意图394.2抄纸和拨糖机构示意图39第五章 巧克力糖包装机工作循环图415.1 机械手工位段415.2 机械手工位段42总结43参考文献44引言时光飞逝，不知不觉之间四年的大学生活就快要结束了，回想起这四年的学习生活，感触很多也收获很多。通过大学四年的学习，我们对本专业有了一个更深入得了解，掌握了许多专业知识，对于专业学习，我都是认真对待，努力完成。也正因为这样，通过四年的磨练不断的提高了我的机械设计、绘图、识图等能力。在大学理论基础学习中，不但让我加强了分析问题，解决问题的能力，而且加强了我的知识储备。尤其有幸的是，学校组织的两次实习都让我受益匪浅。洛阳的生产实习不但让我们首次进到了工

14、厂，并且能够把学到的知识应用到实习现场的具体工作中，加强了我对专业知识的了解。而十堰的实习让我认知到了汽车的整个生产过程，从每个零部件的生产，加工到组装，让我见识到了很多加工工艺和工艺装备，为我今后步入工作岗位打下了良好的实践基础。毕业设计的主要目的是帮助大学生掌握学习过的全部专业知识和独立从事专业技术工作的能力，使学生对工艺和工艺装备设计的水平有着显著提高，并使学生初步掌握从事本专业科学研究工作的能力。通过这次毕业设计，我熟练的掌握了运用各种工具的方法和技巧，帮助自己完成这次设计任务，同时让我的独立思考问题、解决问题的能力得到提高。丰富了自己的知识范围。本次设计我们有着充分的准备。四年的时间

15、里我们学习掌握了大量专业知识，并且有着两次的工厂实习经历，这些对于这次设计都有着重要作用。在这次设计期间，我不断地从网上和图书馆中收集资料，用于帮助我解决设计上的问题。本次设计它已经不单单是一次设计任务，它更是与生产实际相结合，为我们今后的实际生产工作起到了良好的开端。巧克力糖果包装机设计是一个典型的机械系统设计。提高食品工业的自动化和机械化程度，是实现食品工业现代化重要的环节。研究现代化设备替代传统落后的生产方式，已成为一项迫切的重要任务。并且对食品进行的包装使得食品工厂生产的食品能够有效的保存下来并销售出去，有效的提高了存储率和经济性，使得食品工厂更容易存活，大大提高了食品工厂经济效应。第

16、一章 糖果包装机方案设计1.1设计任务要求设计要求；对下面图片的圆台状巧克力糖用进行包裹任务，设计一条完整的输入、包裹、输出流水线。且保证其加工速度为120块/min。可调范围70-130块/min。能量220V交流电。1.1.1建立黑箱 振动 噪声 黑箱（糖果包装机）操作指令 显示 未包装圆台形巧克力糖 已包装好的巧克力糖 220V 环境 图1-1糖果包装机黑箱1.1.2功能分解 输入 铝箔纸 送 糖 盘 机械手 输出 供 剪 抄 接 顶 转 拨 纸 纸 纸 糖 糖 位 糖 1.2确定工艺原理确定依据：成本、质量、效率三者综合比较。功能1. 实现圆台形巧克力糖包装2. 包装速度120块/mi

17、n3. 速度可调范围70-130块/min基本要求必要要求必要要求加工4. 小批生产，中小型厂加工基本要求成本5. 成本不高6. 结构简单附加要求附加要求使用7.操作方便附加要求表1-1成本、质量、效率关系表1.3确定技术过程1.4引进技术系统，确定边界图 1-4 引进技术后的具体过程图 1.5确定功能结构 技术系统总功能，及进行功能分解 1.5.1 总功能 未包装的圆台形巧克力糖 黑箱 包装好的巧克力糖成品 1.5.2 功能分解输入铝箔纸送糖盘 机械手 输出供剪 抄 接 顶 1工位 转 2工位 拨纸纸 纸 糖 糖 闭合 位 张开 糖 重 机 液 重 机 液. 机.液. 机. 液. 机. 液.

18、 机. 液 . 机. 液 机 液力 械 气 力 械 气 械气 械 压 械 压 械 压 械 压 械 压力 压 力 压 力压 力 力 力 力 力 力 力 力 力 力图1-5 包装机功能的细化1.6方案确定1.6.1寻找技术物理效应和功能载体，功能元求解目录表表 1-2 具体功能的求解目录表1.6.2巧克力糖包装系统解E1输入 图 1-6 方案 1方案2：方案3：图 1-8 方案 3 1.6.3巧克力糖包装装置的评价表 方案评价标准123速度高-+误差-+成本低+-便于加工+结构简单+-操作方便+-总计1“+”8“+”1“-”1.6.4确定最佳方案因此第二方案为最佳第二章 传动系统设计2.1传动系统

19、结构简图图2-1传动系统图2.2 选用电机 因为设计中涉及的都是低速轻载荷工作条件所以粗取值由机械设计学 P97 选定电机额定转速为 n=1440r/min，额定功率 p=0.4kw 校核电机功率：系统中主要的功率消耗点为机械手的凸轮转动点， P机械手轴=Fv其中 F 为凸轮上所受的力：F=1.247N（由设计计算得） V为凸轮接触点的线速度：V=2*r*n/60 其中转速n=60r/min 接触点半径r=0.095m 则V=0.5966m/s 所以P机械手轴=0.744W 又由于电机要求功率P需=P机械手轴/（带*链*槽轮*螺旋齿轮）在机械工程手册当中第31篇有着一些关于机械设计的重要数据

20、，在传动系统 31-12 的表格和31.2-5 当中我们可以找寻到有关机械传动的特点的一些数据和性能得到下面数据： 带为 0.900.94 取带为 0.92 链为 0.950.97 取链为 0.96 槽轮为 0.880.98 取槽轮为 0.90 螺旋齿轮为 0.960.99 取螺旋齿轮为 0.97 所以P需=0.96WP额 由于查不到功率为 0.4Kw，转速为 1440r/min 电机查产品样本电机（1） P133 ：选的电机功率为 0.4Kw，转速为 1400r/min 其型号为 AZ3-7114P 2.3带轮设计2.3.1带轮优缺点（1）、优点：a、 传动带富有弹性，可以缓和冲击和振动，运

21、转平稳，无噪音；b、 当机器运行过载时，皮带会在带轮上打滑，这样防止了其它零件在这时候候的损伤；c、 制造、安装精度较低，成本低，维护方便； d、适用于中心距较大时的传动。 （2）、缺点： a、皮带和带轮之间有相对滑动（弹性滑动），使得传动比不能保证精度（一般为理论转速的 9899%）； b、有一定的摩擦损失，通常传动效率为 9097%； c、由于传动带的皮带需要绷紧，大部分力作用在轴和轴承上，对轴和轴承损耗严重。2.3.2 选用带轮要求 带轮基本图形如图：图 2-2 带轮机构（1）、传动的用途和工作情况选定： 所选带轮可实现传动比为 1/4.41/8 的无级传动； （2）、传动的功率 ： N

22、=0.4KW （3）、大小轮的转速n大、n小分别为：n大= 312 r/min ， n小=1400 r/min （4）、轮廓的尺寸要求：（由设计得）2.3.3 带轮设计要求 （1）、带轮的类型、长度、根数 为选用 V 带；根数（由设计得） （2）、带轮的尺寸、材料、结构； （3）、中心距 A； （4）、作用于轴上的力 R； 2.3.4 带轮设计过程 （1）确定计算功率N j 带传动传递的名义功率为 N，N可以由工作部分的计算得到，也可以简单的用电机的额定功率代替，但是设计计算时要考虑到机器工作载荷的性质，并且还要考虑到连续工作时间太久后对其精度的影响，计算功率N j的计算公式为： N j=N*

23、K g 其中 N 为机器的名义功率（千瓦）； N=0.4 千瓦；K g为工作情况系数： （由专用机床设计与制造P195 表2.130 ）因为该传动的载荷平稳，每天工作时间大于 16 小时所以取K g=1.3 所以N j=0.52 千瓦 选定三角带型别 三角带型别选定是一项重要决定，它可以控制带的截面大小，当型别过大时，其它数据不变，即使减少了胶带的根数，对于带高 h来说，它还是很大，带高与带轮直径的比值（h：D）也会随之变大，从而导致传动时的弯曲应力增大，进而影响到胶带寿命和传动的效率。型别过大还使直径 D、中心距 A 加大。如果型别太小，弯曲应力虽然很小，但是因此能传递的功率也会随之减小，使

24、胶带根数需要过多，这样容易引起因为制造误差而产生胶带的松紧不一。所以正确选定胶带型别十分重要。 我们查找专用机床设计与制造P195 图 2.1115可以得知： 计算功率N j和小轮转速分别为 0.52 千瓦、1400r/min。 所以选用 O 型带。 选择大小带轮的直径D1、D2为了尽可能的减小h与D的比值，减小传动时产生的弯曲应力，我们在选定型别之后，应该尽量的采用较大的小轮直径D1，但D1直径过大时，传动尺寸也会随之增大，所以D1 也不能太大，要取一个合适值。 取D1=300mm 为实现传动比 1/4.41/8所以D2=37.5mm68.18mm 则取D2=35mm70mm 也就是小锥轮的

25、小直径为 35mm 其大直径为 70mm。 计算胶带的速度 V V=*D1*n1/（60*1000）（米/秒） 其中D1=300mm 在正常运转时大轮转速n1等于分配轴转速除以I链 已知分配轴转速为 120r/min，I链 为2.67 从而算得n1=320.4 r/min 又因为V=*D1*n1/（60*1000）（米/秒）得到 V=5.03（米/秒） 轮径的尺寸得到了确定了，从而确定了带速，有 N=P*V/102公式，可以知道传递同样功率时，带速V越小，传递的圆周力就越大，需要胶带的根数越多。带速太高时胶带会产生极大的离心力，离心力如果过大的话对于带和带轮之间是有影响的，它使得带轮和带之间受

26、到的正压力降低，压力减小的话摩擦力就会减小，工作能力就会减弱，同时会因L过大，而降低疲劳强度。所以在结构尺寸允许的条件下， 适当的速度是 1020 米/秒。若O、A、B、C型V大于 25 米/秒，轮径应重选。 因为 V=5.03 米/秒25 米/秒 （5）、计算中心距 A，带长 L a. 粗选中心距A0： 如果中心距过大时，虽然整体结构紧凑，但是带长会跟着变小，使得应力变化加快，进而使用其寿命降低，包角2也会跟着减小，这样导致的结果就是使得摩擦力减小，摩擦力又与传动能力相关，导致传动能力减小；中心距过大，除有相反的利弊外，还易因速度较高引起胶带颤动。因此三角胶带初选中心距A0，一般根据结构和传

27、动位置需要。 因此粗选中心距A0应满足如下的范围：查专用机床设计与制造P196 0.7（D1+D2）A02（D1+D2） 其中：（当分配轴为120r/min 时） D1= 300mm D2=66.75mm 所以 256.725mm A0 733.5mm 取A0=300mm b.我们可以由A0来确定胶带节线周长LP0：通过查找专用机床设计与制造P196 得知LP0=2A0+*（D1+D2）/2+（D1-D2）/（4*A0） 所以 LP0= 1220 mm 查专用机床设计与制造P193 表 2.129 得：圆整到相似标准节线的周长LP和标准内周长Li 因为胶带型别为O型，LP0= 1220 mm

28、LP=1275mm LP0=1250mm c.修整中心距 A： AA0+（LP-LP0）/2=312.5mm （6）、计算小轮包角2 三角胶带传递最大摩擦力通过查询得知，等值于把小轮包角范围内摩擦力的总和相加，关于包角和摩擦力之间的关系可以得知，当包角数值比较大时会引起摩擦力的不足，则带容易打滑。小轮包角可按下式计算： 查专用机床设计与制造P197 2180-（D1-D2）*60/A=133.35 因为2120 所以符合包角要求。 （7）确定胶带根数Z 常见得是将几根三角胶带成组使用，这样各型三角胶带截面积一定，使得在一定条件下的单根三角胶带所能传递的功率也是一定的。此外，为保证带子在工作中既

29、不出现打滑所能传递的功率。这样，胶带根数Z可由下式求得：查专用机床设计与制造P197 ZNj/（N0+N）*Ka*KL*K （根） 其中： N j为传递的计算功率： N j =0.52千瓦 当包角a1=a2=180（i=1），传动可以稳定的工作，通过查表可以得知单根三角胶带这时可以传递的功率为N0（千瓦），其值可见专用机床设计与制造P198 表2.1-32 因为带型为O型， D1为66.75mm，带速V为5.03m/s 所以取N0 =0.42 考虑到实际传动比i1时，对于传动的影响，带在大轮上弯曲如果较小的话，对于传递功率有着一定的提高，通过计算其值为N： （N=K*n1-1/K i）（千瓦）

30、 其中：K为弯曲影响系数， 见专用机床设计与制造P200 表2.1-34： 因为带型为O型 所以K=0.29*103 n为小轮的转速：所以n=1400r/min K i为传动比系数：见专用机床设计与制造P200 表2.1-35：因为传动比i=4.4-82.95，所以取K i=1.14 则N=0.05128KL为长度系数：见专用机床设计与制造P199 表2.1-33： 因为Li =1250mm 所以取KL=1.11 Ka为包角系数：见专用机床设计与制造P200 表 2.1-36 因为包角2 =133.35 所以取Ka=0.89 已知K为强力层的材料系数，胶带的材料为聚酯、锦纶等合成纤维线绳结构在

31、一起的三角带； 所以取K=1.33 所以胶带根数Z 0.7658后取Z =1 （8）确定皮带预紧力T0 适当的预紧力是保证带传动正常工作的重要因素。预紧力不足，摩擦力就小，不能传递所需要的功率；当预紧力过大时，胶带的使用寿命降低，从而导致轴和轴承的压力增大，最后使胶带松弛降低使用寿命。较适宜的预紧力应按下式算出： 查专用机床设计与制造P197 T0=9.8*51Nj*（2.5-Ka）/（V*Z*K a）+q*V2/g (N) 其中：q为V带每米的重量（牛/米）： 查专用机床设计与制造P193 表 2.128 得： q=0.588（牛/米） Nj为计算功率： 由前面计算的Nj=0.52 千瓦 K

32、 a为包角系数： 通过查找专用机床设计与制造的P200 表格 2.136 可以得： K a=0.89 V为带速： 因为正常工作时，n分配轴=120r/min，又因为i链=2.67 所以n大轮=320.4r/min 所以v=n大轮*D1=5.03米/秒 Z 为带数： 由前面给定 Z=1 所以T0=95牛（9）求轴上的压力R 查专用机床设计与制造P201 R=2T0*Z*sin（2/2）牛 其中： 预紧力T0=95牛 根数Z=1 包角2=133.35 所以轴上压力R=174.47牛 2.4链轮设计 2.4.1链传动优缺点 （1）、优点： e、与摩擦传动的带传动相比，它无弹性滑动和打滑现象； f、

33、能够保持准确的平均传动比； g、 传动效率高；h、 因为链条与带不同，带在传动时需要绷紧，而链条传动时不需要，相比于带来说链条对于轴的径向压力较小；i、 其结构较紧凑； j、 制造与安装精度要求较低，成本低廉。 （2）、缺点：a、它只能用于回转的传动； b、运转时不能保持恒定的瞬时传动比；c、磨损后会跳齿； d、工作时噪音大； e、不宜在载荷变化很大和急速反向的传动中应用。 2.4.2链传动的设计过程 （1）链传动的失效形式： a.链的疲劳破坏； b.链条铰链的磨损； c.链条铰链的胶合； d. 链条静力拉断。 （2）对于链轮齿数计算和选择，得出Z1、Z2的数值，并且选择传动比i链 确定其它尺

34、寸糖果包装机处于正常工作时，我们可以得知其分配轴的转速为 120r/min，通过查询书籍可以知晓大链轮的转速与分配轴转速相同，也为120r/min。因为两轮间的传动比i链要求为 1/2.67则小轮的转速n1=320.4r/min 取小轮的直径D1=75mm 已知两轮间的传动比i链为 1/2.67，这个传动比是小轮直径比大轮得到的，通过计算得到的大轮的直径为D2：D2为 200mm 则小轮的转速v1=D1*n1/（60*1000）=1.255m/s 又有机械设计（第七版）P177 表9-8得： Z1 17 取Z1=19 则Z2=51。 （3）、确定计算功率P ca P ca=K A *P 已知K

35、A为工作情况系数，我们可以通过查询机械设计（第七版）P178 表9-9得到： KA =1.0 P 为传递的功率： P= P电机*带 查机械课程设计P 16 表 2-4 得：带=0.96 所以 P=0.4*0.96=0.384 千瓦 所以P ca=0.384 千瓦 （4）、确定链节距 p 链轮基本尺寸如图：图2-3 链轮机构 链的节距 p 的大小，反映了链条和链轮齿各部分尺寸的大小。在一定条件当中，已知链节距越大时，对于链的承载能力有着一个变化过程，其承载能力会变得更高，但其传动的不稳定性也会提高，这样导致的结果就是振动也会变得更大，还会产生一定的冲击，并且发出的噪声也会严重。所以在设计时，为使

36、链的传动紧凑，加强其使用寿命长，要考虑经济性和性能，所以选取较小节距的单排链。速度高、功率大时，则选用小节距的多排链。从经济上考虑，中心距小、传动比小时，选小节距多排链；中心距大、传动比小时，选用大节距单排链。 因此必须对P0进行修正： 由机械设计（第七版）P175 P0=P ca/（KZ*KL*K P） 其中： KZ为小链轮齿数系数：由机械设计（第七版）P178表9-10得： KZ=（Z1 /19）1.08=1 KL为链长系数： 由机械设计（第七版）P178表9-10得： 取链数LP=116节 KL =（L P /100）0.5=1.08 KP为多排链系数：由机械设计（第七版）P179表9-

37、11得： KP=1 所以P0=0.415 千瓦 （5）链传动的中心距a和链节数LP 一般中心距a0=（3050）p 粗取a0=40p L P= 2a0/p+（Z1+Z2）/2+（Z2-Z1）/（2*）2*p/a0 所以LP=2*40+70/2+26/40=115.6 圆整得：LP=116得a=p*LP-（Z1+Z2）/2+squrt（LP-Z2/2-Z1/2）2-2*（Z2/ -Z1/）2/4 其中：取节距 p 为 9.525 则中心距 a =382.68mm (6)、小链轮毂孔的最大直径d max 由机械设计（第七版）P168 表9-4得： d max=29mm 取d k=26mm （7）、

38、求链传动作用在轴上的力FP ，这个力也叫（压轴力）链传动的压轴力 F（单位 N）可近似取为： FPKF*Fe 其中： Fe为链传递的有效圆周力，单位为N： Fe=1000P/V=60*1000*1000*P/（*D*n1）=305.35N KF为压轴力系数：因为是垂直传动，所以取KF=1.05 所以 FP=320.62N （8）、滚子链传动的额定功率计算：在此采用的是滚子链传动。其额定功率图有：图2-4 链轮转速功率图a、由链板疲劳强度限定的额定功率P0（曲线）： 由机械设计（第七版）P175 P0=0.003Z1 1.08 *n10.9*（p/25.4）3-.0028p 其中： Z1为小链轮

39、齿数：Z1=19n1为小链轮转速：320.4r/minp 为节距：p=9.525 则P0=1.664 千瓦P 所以符合条件。b、由滚子、套筒的冲击疲劳强度限定的额定功率P0（曲线） 由机械设计（第七版）P175 P0=950Z11.5*p0.8/n11.5 =104.8 千瓦P 所以符合条件。 c、由销轴、套筒的胶合限定可知滚子链的工作能力（曲线） 由机械设计（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 则n max=13177.6r/min 所以符合条件。 2.5

40、齿轮的设计 2.5.1齿轮材料 当我们设计齿轮传动时，对于齿面有着严格的要求，因为齿面一直在摩擦，所以齿面应该具有较高的抗磨损能力，齿轮的工作环境决定了它需要抗点蚀能力，齿轮工作时受到的应力较大，所以它应该有抗塑性变形的能力，并且齿根要也很高，它需要一定的抗折断能力。因此齿轮材料性能的基本要求为：齿面要求硬，齿芯要坚韧。 所以齿轮材料选用：40Cr 调质钢。 2.5.2 分配轴上螺旋齿轮的尺寸计算 轴空间布置如图：2.5.2 手柄轴面方向轴空间布置图图中该齿轮啮合的传动比i1=1/6 由机械设计手册中册 第二版 P305 表 8-89：取小螺旋齿轮的齿数Z1=18，又取其模数m=2.0 所以小

41、螺旋齿轮的分度圆直径d1=m*Z1=36mm 又因为传动比i1=1/6，所以大螺旋齿轮的分度圆直径d2=216mm 又由机械设计手册中册 第二版 P314 表 8-93：而两轴的交错角=90，所以取1=2=45 则有中心距a1=（d1+d2）/2=126mm 2.5.3 机械手及送糖轴上的螺旋齿轮的尺寸计算 图中：这两对齿轮的形状相同；其传动比 i也相同都为 1/2图 2-6 螺旋齿轮 由机械设计手册中册 第二版 P305 表 8-89：取小螺旋齿轮的齿数Z1=18，又取其模数m=2.0 所以小螺旋齿轮的分度圆直径d1=m*Z1=36mm 又因为传动比i1=1/2, 所以大螺旋齿轮的分度圆直径

42、d2=72mm 又由机械设计手册中册 第二版 P314 表 8-93 通过查找书籍得两轴的交错角数值，并取值为=90，又取1=2=45 则有中心距a1=（d1+d2）/2=54mm 第三章 机械手及进出糖机构设计 3.1夹持装置设计 3.1.1 设计要求 要求：1、 要有足够的夹紧力P夹。要确定手指的夹紧力，我们要把很多因素考虑进去，比如工件在传送过程中生产的惯性力对于夹紧力的影响这些都是我们要考虑的，还有一些外部振动啊，只有全面考虑才能保证夹持时牢固紧靠。 2、要有一定的开闭角。手指的开闭角有很多要求，主要的要求有与工件尺寸变化范围相对应，这样能保证夹持精度，还要求与手部的运动路线相互适应。

43、 3、保证工件正确定位。想要保持手指和工件相对位置的精度，需要根据工件形状来选择相应的手指形状从而确定工作位置的准确性。 4、结构要紧凑。使之重量轻，动作灵活。 3.1.2 基本结构如图图3-1 夹持装置3.1.3夹紧力P夹计算 在机械手进行工作时，我们要计算夹紧力的大小，这样做的目的是为了手指夹紧时更可靠的夹住工件，夹紧力P夹的计算方式：由专用机床设计与制造P465得： P夹9.8*K1*K2*K3*G （N） K1：安全系数（通常取1.52）K1=1.8 K2：工作情况系数 ： K2=1+a/g 大加速度a=8.18m/s2 (由凸轮计算中得) 所以K2=1+8.18/9.8=1+0.83

44、5=1.835 K3：工作方位系数：K3=1/2f 其中摩擦系数f=0.30.4 取f=0.3 G：巧克力糖质量：G=0.098（N） 所以P夹9.8*1.8*1.835*0.01/（2*0.3）=0.53949（N） 取P夹=0.588（N） 3.1.4 弹簧力P弹簧计算 弹簧在各类机械中应用十分广泛，主要作用有：a、可以控制一些机构的运动，比如制动器当中就有起到控制作用的弹簧； b、减小振动和缓解冲力，比如汽车、摩托车的减振弹簧，就是起到减小振动和缓解冲力的作用； c、储存及输出能量，如钟表弹簧、枪闩弹簧等； d、测量力的大小，如测力器和弹簧称中的弹簧等； 1、选择圆柱螺旋拉伸弹簧： 我们

45、在这里选用的是拉伸弹簧。 如下图所示，当圆柱螺旋拉伸弹簧不受到载荷时，各个圈是相互压紧的，使得各个圈，所以我们也称这种弹簧为有预紧力的拉伸弹簧。2、材料：低锰弹簧钢（65Mn） 常用的弹簧钢材料主要有下列几种： 碳素弹簧钢（65、70钢）、低锰弹簧钢（65Mn）、硅锰弹簧钢（60SiMnA）、铬钒钢（50CrVA）。 我们选用的是低锰弹簧钢（65Mn），与碳素弹簧钢相比较，低锰弹簧钢有着较好淬透性以及强度；但是其缺点也很明显就是淬火后容易产生裂纹及热脆性。低锰弹簧钢的价格不高，因此是制造小尺寸弹簧合适材料。因为它价格便宜，淬透性好，强度较高。 3、计算弹簧系数KF: 由机械设计手册 中册 第二

46、版P1002 KF=（4*C-1）（4*C-4）+0.615/C 其中旋转比C=d/D=(510) 取C=8 所以KF=1.1071+0.0769=1.184 选弹簧丝直径d=0.6mm D=C*d=8*0.6mm=4.8mm 3、当弹簧伸长量X=20/3 mm时,我们可以计算弹簧的拉伸力变化量F：由机械设计手册 中册 第二版P1002表9-15 F=9.8*d3*/(8*K*D) 其中=（412） 通过查询机械设计手册我们可以得知在 中册 第二版P1004表格9-17当中有： 取=7 所以F=9.8*3.14*0.63*7/(8*1.184*4.8)=1.0231（N） 所以P弹簧=F+ F

47、预=2.4931（N） 3.1.5 开闭角的计算 由图得： tg=(r1-r2)/L3=(80-70)/40=0.25 所以：=14 夹具头敞开的大小L： L= tg*（L1+L2+15）=0.25*（20+30+15）mm=16.25 mm 3.2凸轮设计 凸轮机构在生活生产中很常见，它主要是运用在专用机床自动化和半自动化当中的一种机构。它常用来传动工作部件的进给运动、调动运动和控制其它一些辅助机构。它的主要特点是工作性能可靠、体积较小、结构简单，适用于一些行程小、运动规律复杂的结构中，并且还适用于转速在 500 转/分以下的运动循环机构。 3.2.1 选择凸轮类型 常用的凸轮有：盘状、柱状

48、、板状。 通过考虑我选择了盘状凸轮：（如图）盘状凸轮具有沿径向变化轮廓曲线。其特点是结构简单，体积小。但其半径差不宜过大，一般不超过 100120 毫米。 在此处半径差取 10 毫米。图 3-3 凸轮3.2.2 凸轮材料选择 在选择凸轮和从动件的材料时，凸轮表面容易受到磨损需要有耐磨性，这样能保证凸轮的工作寿命，并且还要能承受较大的动载荷。对此凸轮材料多选择使用优质碳素钢或合金结构钢制造。如 45 号钢、50 号钢、20Cr 钢或 40Cr 钢等。 在此取20Cr钢 20Cr钢经表面渗碳后淬硬并回火 ，其硬度HRC=6062 3.2.3凸轮尺寸计算 如图 取r1=95mm, r2 =85mm

49、在选择凸轮和从动杆时应考虑以下几点： a、 满足生产工艺要求； b、 尽量提高机器的生产效率； c、 减少冲击振动，改善机器的工作性能； d、 凸轮轮廓曲线易于制造。 由r1 到r2过渡为匀变速过渡 其行程图、速度图及加速度图分别如下：图3-4 凸轮上的位移、速度及加速度图3.2.4 凸轮强度计算 由机械设计手册 中册 第二版 P136 =ZE*SqurtF/(b*) HKgf/ mm2 其中b：接触宽度 b=8mm F：法向作用力（N） 如图 P夹*（L1 +L2） =F预*L1 图 3-5 机械手受力分析因为 P夹=0.588（N），L1 =20mm,L2=30mm 所以F预=0.15 L

50、3又如图（F预+F）* L1 = F* L3 其中 L3=40mm 所以F=1.247（N） ： =1*2/（1+2）其中 滚子半径 1=8mm 凸轮接触点曲率半径 2=95mm 所以=7.38mm ZE： 系数（钢对钢） ZE=60.6 查机械设计手册 中册 第二版P136 H ：许用接触应力 H取值有一定的范围，其范围为27.44-29.4N/mm 2 我们可以通过查寻机械设计手册 中的中册 第二版P136可得 取H=28.42N/mm 2所以= 27.44N/mm 2 在此 H 符合要求。 3.3棘轮设计 3.3.1棘轮材料选择 棘轮机构我们可以理解为由棘轮为和棘爪机构通过组合而成的，棘

51、轮机构可以实现间歇运动，并且还可以防止逆转。在结构上棘轮机构主要分为外啮合还有内啮合这两种常见的，通常情况棘爪是主动件，而棘轮是跟随主动件的从动件。我们这次设计选择棘轮的目的是要用它来实现对巧克力糖的运输，应为其结构的原因它承受的周向力极小，小到可以忽略不计，所以可以不考虑机械磨损的作用，在这里我们对于该棘轮的材料强度要求不高。但是巧克力糖有一定腐蚀金属的能力，所以要求它具有一定的耐腐蚀性。 材料：要求耐腐蚀，对其强度没要求选40Cr 3.3.2棘轮形状确定 基本形状如图：其中 d=24mm，d1=60mm ，D1=300mm。 3.4 六槽槽轮机构设计 3.4.1 槽轮分类及材料选择 1.分

52、类 槽轮机构（又称马尔他机构）常用于各种转位机构中。是一种常见的能把主动轴的匀速连续转动经过一系列转换变为从动轴的周期性间歇运动。棘轮机构的基本型式按照结构的不同分为了三类。外接槽轮机构的是由相反的主、从动件转向机构组成，因此槽轮的停歇时间转位时间较长。内接槽轮机构则相反。球面槽轮的转位时间等于停歇时间。在此采用的是外接槽轮。 槽轮机构可以按照槽的方位不同来分：1、径向槽轮：它的冲击小，制造简单， 比较常见，槽轮的动停时间比取决于槽数 Z。2、 非径向槽轮：当其槽数不发生改变是，中心距与曲半径不同，其动停时间比也会不同，但是它的冲击较大。 2.材料 槽轮的材料采用 40Cr 钢，为了满足工作要

53、求，经表面淬火处理后，它的表面的硬度可以达到 HRC4550；曲柄材料可用轴承纲，经表面淬火硬度达 HRC5963（也可采用 20Cr 钢，经表面渗碳淬火硬度达 HRC5662）。槽轮机构一般不作强度校核。 3.4.2 槽轮结构设计及尺寸计算 基本形状如图：图 3-7 槽轮机构 取 槽数Z=6， 圆销数=2，两圆销夹角=180，22=/3 中心距L=60mm，圆销半径r=5mm 查专用机床设计与制造 P318 21=-22=2/3 因为 21 条件取值可行当槽轮停留时：转角 20=2-21=/3查专用机床设计与制造 P318 运动系数=t1/t2=21 / 20=2 R1=L*sin（2）= 30mm