糖果包装机设计毕业设计

1 第 1 章 绪论 1.1 自动包装在生产中的应用 (1) 大幅度地提高生产效率 (2) 降低劳动强度，改善劳动条件。 (3) 保护环境，节约原材料，降低产品成本。 (4) 有利于被包装产品的卫生， 提高产品保证质量， 增强市场销售的竞争力。 (5) 延长产品的保质期，方便产品的流通。 (6) 可减少包装场地面积，节约基建投资。 自动化水平在制造工业中不断提高，应用范围正在拓展。包装行业中自动化操作正在改变着包装过程的动作方式和包装容器及材料的加工方法。 实现自动控制的包装系统能够极大地提高生产效率和产品质量， 显著消除包装工序及印刷贴标等造成的误差，有效减轻职工的劳动强度并降低能源和资源的消耗。 具有革命意义的自动化改变着包装的制造方法及其产品的传输方式。设计、安装的自动控制包装系统，无论从提高产品质量和生产效率方面，还是从消除加工误差和减轻劳动强度方面，都表现出十分明显的作用。 1.2 自动包装机的发展趋势 一、 国内自动包装机的科技水平及发展趋势 目前，我国的食品包装企业大部分规模偏小，“小而全”是其主要特征之一， 同时存在着不顾行业发展要求， 重复生产那些成本低、 工艺水平比较落后、易于制造的机械产品，行业内目前大约有 1/4 的企业存在低水平重复生产现象。这是对资源的极大浪费，造成包装机械市场的混乱，阻碍行业的发展。 随着科学技术的不断发展，各种食品、水产加工品的出现，对食品包装技术和设备都提出了新的要求。目前，食品包装机械竞争日趋激烈，未来的食品包装机械将配合产业自动化，促进包装设备总体水平提高，发展多功能、高效率、低消耗的食品包装设备。 我国自动包装机地发展新趋势： (1) 生产效率化 机电一体化是提高包装机械自动化程度及运行可靠性和稳定性的重要保证。未来包装机械产业将配合产业自动化趋势，技术发展将朝着四个方向发展；一是 2 机械功能多元化。工商业产品已趋向精致化及多元化，在大环境变化形势，多元化、 弹性化且具有多种切换功能的包装机种方能适应市场需求。二是结构设计标准化、模组化。充分利用原有机型模组化设计，可在短时间内转换新机型。三是控制智能化。四是结构高精度化。 (2) 资源的高利用化 资源的高利用化有三重含义：提高资源的综合利用率；提高有效成分的提取率；减少其营养成分的损失。 (3) 产品节能化 节能的新技术、新产品已成为当今国内外包装工业的发展重点，在包装机械中，广泛采用节能技术对降低生产和提高经济效益具有重要作用。 (4) 高技术实用化 在包装机械中采用微机技术、真空技术、无菌包装、膜分离技术、超高压等新技术，可提高产品品质。 (5) 大力加强科研、开发能力 加快科研成果向商业转化的步伐， 使科学技术真正成为解放生产力和推动社会进步的强大动力。 二、 发达国家包装机械的发展趋势 (1) 工艺流程自动化程度越来越高。 目前自动化技术在包装生产线中已占 50%以上，大量使用了电脑设计和机电一体化控制，增加机械手以完成复杂的包装动作。每个机械手均由单独的电脑控制，摄像机监控包装动作并将信息反馈到电脑以调整动作幅度，保证包装的高质量。 同时对包装材质及厚度有自动识别功能， 再由电脑计算后控制机械动作，完全是“自适应”系统，保证系统在最优状态下工作。 (2) 适应产品变化，设计具有好的柔性和灵活性。 为了适应竞争需要，产品更新换代的周期越来越短。包装机械的使用寿命远大于产品的寿命周期，所以某些包装机械要适应产品的变化，只能以柔性和灵活性来适应，包括量的灵活、构造的灵活和供货的灵活。构造可以采用单元模块化，供货灵活是指一机可实现多种包装组合，实现多个进料口及不同形式包装。 (3) 成套供应能力强，仅一个供货商就可以完成从工程设计、安装、调试到最后交用户验收的工序。 (4) 普遍采用仿真设计技术。 包装机械的设计流程，首先是把各种机器单元以数据库形式存入计算机，然后把图纸数字化后输入计算机，由计算机自动合成三维模型，再把实际生 3 产的指标和数据、可能发生的故障等输入计算机。计算机三维模型即可依照实际工作情况进行操作，演示出生产能力、废品率、生产环节匹配、生产线瓶颈在何处等，还可根据用户意见进行修改模型直到用户满意。采用计算机仿真技术后，大大缩短了包装机械的设计周期及新产品开发周期。 1.3 主要研究内容 通过研究国内外包装机械发展的现状，和学习包装机械的工作原理，确定包装机的基本结构，进行简单的分析， 完成包装机的设计工作。理解现有的巧克力糖果包装机械的传动原理图及其工作过程， 针对存在的问题提出合理的设计方案：包装工艺方案的拟定及分析，自动机的各个执行机构设计。 巧克力糖包装机设计是一个典型的机械系统设计。随着新产品、新技术、新结构、新工艺、新材料的日益发展，实际生产对自动包装机的要求越来越高，所以其更新换代也快，也就提出了对巧克力糖果自动包装机设计的要求 提高食品工业的机械化和自动化程度，是实现食品工业现代化的重要一环。用现代化设备装备我国食品工厂，已成为一项迫切的重要任务。为了有利于食品工厂生产率的储存、流通和消费，必须根据需要对成品进行适当的包装。 实现包装作业机械化的好处：节约劳动力，提高生产率和产品质量，节约原材料和降低成本，降低劳动强度和改善环境卫生，保证操作的安全，减少车间的面积等。包装作业机械化、自动化目前正向着高速化、通用性、可靠性、费用低、流水线自动化控制、采用新的包装材料等六个方向发展。粒状巧克力糖生产批量很大,手工包装远远不能适应市场的要求,为止,提出粒状巧克力糖自动包装机的设计任务。 传统的包装机械多采用机械式控制，如凸轮分配轴式，后来又出现了光电控制、气动控制等控制形式。但是，随着食品加工工艺的日益提高，对包装参数的要求不断增多，原有的控制系统已难以满足发展的需要，应采用新的技术改变食品包装机械的面貌。当今的食品包装机械是集机、电、气、光、磁于一体的机械电子设备，在设计时，应着力于提高包装机械的自动化程度，将包装机械的研发与计算机结合，实现机电一体化控制。 本次设计的目的培养学生初步掌握独立从事专业技术工作的能力， 提高学生从事工艺和工艺装备设计的水平， 使学生初步掌握从事本专业科学研究工作的能力。 通过毕业设计不但培养了我们运用各种工具书的方法和技巧，同时也培养了我们独立思考问题、解决问题的能力。通过翻阅查找各种工具书，扩大了视眼，丰富了自己的知识范围。 本次设计我们是有充分准备的。 我们不仅准备了四年的时间来掌握各门专业课学习，而且我们多次深入工厂实习，更主要的是设计期间不断地从网上、图书 4 馆收集大量的资料，寻找各种解决问题的方法。所以说本设计我们是有充分准备的，它是与生产实际相结合。它也将成为我们走上工作岗位的一次重要演习，为我们今后的工作打下坚实的基础。 5 第 2 章 设计原理及方案 2.1 对粒状巧克力糖包装机的分析 2.1.1 包装对象及要求 （1）包装产品 本机加工对象是呈圆台形状巧克力糖果如图 2-1 所示。该巧克力糖生产批量很大，畅销国内外。过去由于手工包装质量不均，工人劳动强度大，远远不能适应市场的需要。为此，工厂提出粒状巧克力糖包装机的设计任务。 图 21 产品形状 （2）包装材料 巧克力糖包装采用厚度 0.008mm 的金色铝箔卷筒纸。 （3）机器的要求 生产任务为每班产量 570kg，约合制自动机的正常生产率为 120 件/分钟。考虑自动机工艺条件的变化，采用无级变速，使自动机的生产率为 70-130 件/分钟。 （4）包装质量 要求巧克力糖包装后外型美观，铝箔纸无明显损伤，撕裂，褶皱（如图 22） 。 6 图 22 包装后成品外形 （5）对自动包装机的基本要求 机械结构简单，工作可靠，稳定，操作方便，安全，维修容易，造价低。 2.1.2 产品特征 包装工艺首要的是要解决坯料的上料问题。显然，像巧克力糖之类的产品，使用一般料斗上料的方法是不适应的。如果采用料仓式上料方法，则需要人工定时放料，每分钟 120 粒糖比较困难。如果将自动机的进料系统直接与巧克力糖浇注成型的出口相衔接，则比较容易解决巧克力糖的自动上料问题。 2.1.3 包装材料 食品包装材料应十分注意卫生。 粒状巧克力糖包装纸采用 0.008mm 的金色铝箔纸，它的特点是薄而脆，抗拉力小，容易撕裂，也容易褶皱。应此，在设计供纸部件时对速度应十分注意。一般包装的速度较高，纸张的拉力就越大。根据经验，一般纸张速度应小于 500mm/s。 在选择供纸机构结构时，主要根据下列两点： 1) 采用纸片供纸或是采用卷筒纸供料。本机采用卷筒纸。 2) 纸张送出时将纸张水平放置对包装工艺有利。但卷筒纸水平输送，只能采用间歇式剪切供纸方法。 2.1.4 包装工艺方案拟定 7 在对市场包装机器调查研究的基础上，对产品的包装工艺进行详细分析。一般来说， 开始总是模仿人工包装的动作， 作为自动机工艺设计的初步数据。 因此，在开始设计自动机工艺时，首先应对人工包装机动作进行分析研究，并在此基础上进行综合分析，提高，使之更加完善，更能适合机械动作的要求。 图 23 为最初的巧克力糖包装工艺图。根据人工包装动作顺序，针对产品包装质量要求该机包装工艺初拟订如下： 1) 将 64mm*64mm 铝箔纸覆盖在巧克力糖17 小端正上方。如图所示。 2) 使铝箔纸沿糖块锥面强迫成型如图所示。 3) 将余下的铝箔纸分为两半，先后向24 大端面中央折去，迫使包装纸紧贴巧克力糖如图所示。 上述包装工艺还只是一种设想，还必须经过工艺试验加以验证。 图 23 包装工艺过程 2.1.5 巧克力糖包装工艺的分析 初定方案：在第一次分析时，采用刚性锥型模腔，迫使铝箔纸紧贴在糖块的圆台锥面上。 如图 24 所示，糖块和糖块包装纸由顶糖杆 4 顶入转盘上的锥型模腔，迫使铝箔纸紧贴糖块。设计结果表明，基本符合要求，但还存在如下问题：由于巧克力糖在浇注成型时，外形尺寸误差较大，而刚性模腔不能完全适应这种情况；又由于铝箔纸又薄又脆，在强迫成型时，铝箔纸有被拉破的现象，特别糖块与模腔之间间隙太小时，使铝箔纸没有足够的变形间隙而被撕裂；此外，可能发生糖 8 块贴牢模腔不能自由落下的情况；有时在顶糖时发生损伤糖块现象等等。这说明第一次工艺设计方案还很不完善。 图 24 第一种包装工艺方案试验 1转盘 2铝箔纸 3顶糖杆 第二种方案：将刚性锥形模腔改成具有一定弹性的钳糖机械手。图 25 为钳糖机械手及巧克力包装工艺简图。如图所示，机械手实际上是具有弹性的锥形模腔， 这样能适应巧克力糖外型尺寸的变化，解决第一次工艺设计存在的拉破铝箔纸的现象。在机械手的下面有圆环形托板，以防止糖块落下去。 第二次工艺分析过程如下： 当钳糖机械手转至装糖位置时，接糖杆 4 向下运动，顶糖杆 7 向下推糖块 6和包装纸 8，使糖块和铝箔纸夹在顶糖杆之间，然后它们同步上升，进入机械手5，迫使铝箔纸成型如下图所示。接着拆边器 10 向左拆边，成图 C 状，然后转盘2 带动机械手 5 作顺时针方向转动，突破环形托板 9，使铝箔纸完全覆盖在糖块的大端面上，完成包装工艺如图 D 所示 第二次工艺设计，初步获得成功。铝箔纸没有发生撕裂现象，糖块也没有什么损伤。 但是包装纸表面还不够光滑， 有时还会发生褶皱现象， 还需进一步改进。 经过反复推敲，了解铝箔纸只要用柔软之物轻轻一抹。就很光滑平整的紧贴在糖块表面上，达到预期的外观包装质量要求。因此增设一个带锥形毛刷圈（柔软尼龙丝） ，再顶糖过程中，先让糖块和铝箔纸通过毛刷圈，然后再进入机械手成型，结果使包装纸光滑，平整，美观，完全达到包转质量要求。 9 图 25 钳糖机械手及巧克力糖包装工艺简图 l转轴 2转盘 3弹簧 4接糖杆 5钳糖机械手（共六组） 6糖块 7顶糖杆 8铝箔纸 9环形托板 10折边器 图 2-6 是经过改进后的巧克力糖包装成型机构简图。 10 图 2-6 巧克力糖包装成形机构 1左抄纸板 2钳糖机械手 3接糖杆 4右抄纸板 5锥形尼龙丝圈 6铝箔纸 7糖块 8顶糖杆 2.2 包装机的总体布局 2.2.1 机型选择 从产品的数量上看， 属于大批量生产。 因为给定生产任务超过年产 100 万粒，因此，选择全自动机型。从产品的工艺过程来看，选择回转式工艺路线的多工位自动机型。根据工艺路线分析，实际上需要两个工位，一个是进料、成型、拆边工位，另一个是出料工位。自动机采用六槽轮机构做工件步进传送。 2.2.2 自动机的执行机构 根据巧克力糖的包装工艺，确定自动机由以下执行机构组成： （1）送糖机构； （2）供纸机构； （3）接糖和顶糖机构； （4）抄纸机构； （5）拨糖机构； （6）钳糖机械手的开合机构； 11 （7）转盘步进传动机构等。 下面介绍主要执行的结构和工作原理。 图 2-7 为钳糖机械手、进出糖机构结构图。送糖盘与机械手同步间歇回转，逐一将糖块送至包装工位。机械手开合动作，由固定的凸轮控制，凸轮的轮廓是由两个半径不同的圆弧组成。当滚子在大半径弧上，机械手就张开，从动滚子在小半径弧上，机械手靠弹簧闭合。由图可知，接糖杆和顶糖杆的运动不仅具有时间上的循序关系， 而且还具有空间上的相互干涉关系，因此它们的运动循环必须遵守空间同步化的原则来设计，并在结构上应予以重视。 图 2-7 钳糖机械手和出糖机构 接糖和顶糖机构如图 2-8 所示。 接糖杆和顶糖杆夹住糖块和包装纸同步上升时，夹紧力不能太大，以免损伤糖块。同时应使夹紧力保持稳定，因此在接糖杆的头部才能用橡皮类的弹性件。 12 图 2-8 顶糖、接糖机构 图 210 包装机总体布局图 13 2.2.3 包装机总体布置 总体布置如图图 210 所示 2.2.4 传动原理图 粒状巧克力糖果自动包装机是专用自动机， 根据自动机传动系统设计的一般原则和巧克力糖包装工艺的具体原则，拟定如图图 211 所示的传动系统 图 211 传动系统图 2.2.5 粒状巧克力糖果自动包装机设备工作原理 14 分析工艺操作顺序 （1）送料 （2）剪纸 剪刀落下，将所需长度的包装纸从卷筒纸带上剪下后，剪刀返回原位。 （3）接糖和顶糖 接糖杆下行，将包装纸顶向巧克力的上表面，同时顶糖杆上行。当顶糖杆行至与巧克力接触时，接糖杆与顶糖杆一起夹持着巧克力向上，到达机械手的夹持部位，经过一段短暂的停留后各自退回。在此过程中完成包装纸的初步成型。 （4）折纸 机械手把巧克力和包装纸一起夹持住，活动折纸将一侧包装纸折向中央，保持一段时间后返回原位。接着，机械手到包装机的巧克力下个工位，在机械手转位的过程中，固定托板将另一侧包装纸折向中央。在机械手转为的同时，拨糖盘与送料辊轮将下一个待包装的巧克力和包装纸送上，如此不断循环。 2.3 绘制各执行机构的运动简图和运动循环图 为使问题简化，在下面的讨论中，只涉及拨糖盘、送料辊轮、机械手转位、剪纸刀、顶糖杆、接糖杆和活动折纸板这 6 各机构。暂不考虑机械手夹持和其他一些机构的动作。而拨糖盘、送料辊轮、机械手转位这三个机构的运动是完全一致的。可作为一个机构来看待。由此，纳入讨论的机构为五个。所涉及的机构的运动循环图可按以下步骤确定。 2.3.1 确定各个机构的运动循环 TP 分配轴的转速为 n=120(r/min)，分配轴每转的时间就是该机的工作循环，即等于各个执行机构的运动的运动循环，所以 Tp=60/n=0.5(s) 2.3.2 确定各机构循环内各区段的时间及分配轴转角 拨糖盘、送料辊轮、机械手转位都是间歇运动机构，它们的运动循环由两个区段组成： Tk1拨糖盘、送料辊轮、机械手转位等三个机构的转为运动时间； To1拨糖盘、送料辊轮、机械手转位等三个机构的停歇时间。 由此，应有 Tp1=Tk1+To1 相应的分配轴转角为p1=k1+o1=3600 15 剪刀机构 8 的运动循环可分为三个区段： Tk8剪刀机构的剪切工作过程时间； Td8剪刀机构的返回行程时间； To8剪刀机构在初始位置的停留时间。 因此，应有 Tp8=Tk8+Td8+To8 相应的分配轴转角为p8=k8+d8+o8 顶糖杆机构 5 的运动循环的组成区段为： Tk5顶糖杆机构的顶糖工作行程时间； Ta5顶糖杆机构在工作位置的停留时间； Td5顶糖杆机构的返回行程时间； To5顶糖杆机构在初始位置的停留时间。 因此，应有 Tp5=Tk5+Ta5+Td5+To5 相应的分配轴转角为p5=k5+a5+d5+o5 接糖杆机构 3 的运动循环的组成区段为: Tk3接糖杆机构的接糖工作行程时间； Ta3接糖杆机构在工作位置的停留时间； Td3接糖杆机构的返回行程时间； To3接糖杆机构在初始位置的停留时间。 因此，应有p3=k3+a3+d3+o3 活动折纸板机构 6 的运动循环也可分为四个区段： Tk6活动折纸板机构的折纸工作行程时间； Ta6活动折纸板机构在工作位置的停留时间； Td6活动折纸板机构的返回行程时间； To6活动折纸板机构在初始位置的停留时间。 因此，应有 Tp6=Tk6+Ta6+Td6+To6 相应的分配轴转角为p6=k6+a6+d6+o6 由于粒状巧克力糖果自动包装机的工作循环是从送料开始的， 因此送料辊轮机构的工作起点为基准进行同步化设计，机械手和送纸机构与之相同。 （1）送料辊轮机构运动循环各区段的时间及分配轴转角：根据工艺要求，试取送料时间 Tk1=2/15s，则停歇时间 T=11/30s.相应的分配轴转角分别为： =360Tk1Tp3602151/296 16 =360Tk1Tp36011301/2264 （2）接糖杆机构 3 运动循环各区段的时间及分配轴转角：根据工艺要求，试取工作位置停留时间 Tk3=2/15，则相应的转角为： ka3=96, a3=264 （3）剪纸刀机构 8 运动循环各区段的时间及分配轴转角：根据工艺要求，试取送料时间 Tk8=1/30s,则相应的分配轴转角为： k8=360Tk8Tp3601301/224 初定 Td8=1/30s,则 To8=13/30s，则相应的分配轴转角为 d8=360Tk8/Tp=24；o8=312Td8/Tp=312 （4）顶糖杆机构 5 运动循环各区段的时间及分配轴转角：根据工艺要求，试取工作位置停留时间 Ta5=1/45s,则相应的分配轴转角为： a5=360Ta5Tp3602/145/116 初定 Tk5=1/15s, Td5=2/45s,则 To5=11/30s，则相应的分配轴转角为 k5=360Tk5Tp=48； d5=360Td5Tp =32； o5=360To5Tp =264； （5）活动剪纸板机构 6 运动循环各个区段的时间及分配转角：根据工艺要求，试取折纸行程时间 Tk6=2/45s，则相应的分配转角为 k6=360Tk6Tp32 初定 Ts6=1/45s, Td6=1/6s,则 To6=12/45s，则相应的分配轴转角为 s6=360Ts5Tp =16； d6=360Td5Tp =120 o6=360To5Tp =192。 绘制各执行机构的循环图：根据以上计算结果，分别绘制各执行机构的运动循环图，如下图 2-12 所示： 2.3.3 各执行机构运动循环的时间同步化设计 （1）确定粒状巧克力自动包装机最短的工作循环 Tpmin。根据工艺要求，送糖、送纸完成时（B1） ，剪刀 8 即可向下剪切（A8） ；当剪切完成时（B8） ，顶糖杆5 又可以开始将巧克力向上顶（A5） ；而在巧克力被顶到位时（B5） ，活动折纸板 6 17 就可以开始折纸工作行程（A6） 。因此，这四个机构的运动循环在时间上的联系由上述三对同步点 B1A8、B8A5和 B5A6决定。使这四个机构的循环图上的点B1与 A8、B8与 A5、B5与 A6分别重合，是这四个机构运动在时间上的联系的极限情况。由此就可得到粒状巧克力自动包装机的具有最短工作循环 Tpmin的同步图，如图 1-13 所示。 OOOO 图 2-12 粒状巧克力自动包装机各执行机构的运动循环图 （a）拨糖盘、送纸辊轮和机械手转位 (b)剪刀 (c)顶糖杆 (d)活动折纸板 18 拨糖盘、送纸辊轮和机械手转位 A1 B1 剪纸刀 A8 B8 顶糖杆 A5 B5 C5 活动折纸板 A6 B6 C6 Tpmin 图 2-13 粒状巧克力自动包装机具有最短工作循环的同步图 由图可知： Tpmin=Tk1+Tk8+Tk5+Tk6+Ts6+Td6 =152+301+151+452+451+61=157(s) 但是，由于各种实际误差因素的存在，在设计时，不能使点 B1与 A8、B8与A5、B5与 A6分别对应重合，而必须使送糖、送纸机构的 B1点超前于剪刀机构 8 的B8点；剪刀机构 8 的 B8点又必须超前于顶糖机构的 A5点；顶糖机构的 B5点还必须超前于活动折纸板机构的 A6点，以确保自动机械工作的可靠性。每对同步点 19 之间的超前量（或称错移量）根据自动机械的实际加工或其他工作情况而定，有时可能还要通过实验加以确定。 （2）确定粒状巧克力自动包装机的工作循环 Tp。令上述三对同步点的错移量分别为t1、t2和t3，若取 t1=t2=t3=901（s） 则其在分配轴上相应的转角为 1=2=3=t1/Tp360=8 粒状巧克力糖果自动包装机的工作循环应为 Tp=Tmin+t1+t2+t3=157+901+901+901=21(s) 此值正好和生产纲领对应的工作循环一致。 2.3.4 绘制粒状巧克力自动包装机的工作循环图 在进行各执行机构运动循环的时间同步化后， 就可以绘制粒状巧克力自动包装机的工作循环图。下图就是以分配轴的转角横坐标的工作循环图，是设计分配轴上各凸轮轮廓曲线的重要依据。 进一步分析工作循环图发现，在送糖、送纸和机械手等机构转位时，剪刀机构 8、顶糖杆机构 5 和活动折纸板机构 6 处于初始位置停留状态；而当机构 8、5和 6 进行各种操作及返回时，送糖、送纸和机械手等机构则处于停歇状态。实际上，当活动折纸板 6 完成折纸动作并从工作位置开始返回时（C6） ，机械手等机构就可以开始下一个循环的转位（A1） ，这不但符合工艺要求的动作循序，而且也不存在机构之间发生空间干涉的可能，这从图可以看出。在图中，C6位于分配轴转角 240处。把 C6和 A1视为一对同步点，并使 C6相对 A1有一个超前量4=8，则可从分配轴转角为 240+8=248处，将 248360范围内的运动截掉，只把机构 6 的部分返回行程放到 0112范围内，代替原来的一部分停留区段。 这样做不会改变各机构原来的各段行程的时间和工作位置的停留时间，只是减少了各机构的初始位置停留时间。图就是截短后的工作循环图，其工作循环由 Tp减少到 Tp ，对应的p和p分别是 360和 248。Tp值可由下式求得： Tp=p/pTp=248/3601/2=0.29（s） 20 相应的分配轴转速和理论生产率则为： p=60/Tp=60/0.29=207(r/min) Qp=207(件/min) 图 2-13 粒状巧克力糖包装机的工作循环图 21 第 3 章 电动机的选择 3.1 选择电动机类型 查阅设计手册，选用三相笼型异步电机，封闭式结构，电压为 380V，Y 型。其特点为： 采用防淋水结构能防止直径大于 12mm 的固体异物进入， 并能防止沿垂直线成 60 度或小于 60 度的淋水对电动机的影响；效率高、耗电少、噪音低、振动小、体积小质量轻、运动可靠、维修方便；绝缘等级为 B 级。 3.2 选择电动机的功率 为了保证工作平稳，能够正常运转，主轴的转速 n=120r/min，主轴的最小直径 D=40mm 来计算功率 P。由现代机械设计手册 （北京出版社）查得实心轴公式 C3nP C 为系数，由上书的表 4.62 查取，P 为轴传递的功率（Kw） ，N 为轴的转速。由此可得 P=2.34Kw 3.3 传动装置的总效率 总=0.96 电动机功率 P1=P/0.96=2.43Kw 3.4 确定电动机的转速 送料盘的转速为 n=20r/min 取 V 带的传动比为 3.77.4，圆柱齿轮的传动比为 3， 垂直分度机构的传动比为 6，其他的传动比为 1，则总传动比的合理范围为 66.6133.2，故电动机的转速可选范围为 13322664r/min。 3.5 确定电动机的型号 综合考虑电动机和传动装置的齿轮、 重量、 价格和带传动、 减速器的传动比，待定电动机的型号为 Y112M4。 22 第 4 章 轴的设计 4.1 受力分析 我们所设计的自动包装机的主轴主要是承受三方面的力， 一是轴带动轴上零件过程中产生的扭矩；二是由于凸轮对轴的轴向冲击力；三是承受自身、轴上零件等的重力。以下设计均参考机械设计p239374。 4.2 求输出轴上的功率 P、转速 N 和转矩 T 若取每级齿轮传动的功率（包括轴承效率在类）=0.97.则 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 求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆半径为 d=mz2=496=384mm Ft=2T/d=2204529/384=1065N Fr=Fttan/cos=1065tan20cos8=522N Fa=Fttan8=200N 圆周力 Ft，径向力 Fr及轴向力 Fa方向如图示. 4.4 初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取 A0=110，于是得 dmin=A03nP=105312034. 2=22mm 所以我们取最小直径为 22mm。 4.5 轴的结构设计 1. 经过分析比较，现取用图 21 所示的装配方案 23 A B C D E F G H I J K L 图 41 轴装配方案示意图 2. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （1）初步选择轴承。因轴承同时受有轴向力和径向力的作用，径向力较大，而轴向力相对较小，故选择角接触球轴承。参考工作要求，由轴承产品目录中初步选取 0 组基本游隙，故 d1=d2=40mm。两轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得，轴承的定位的轴肩高度为 h=4mm,因此取 d1=d2=48mm。 （2）根据已经设计的凸轮间歇机构和空间布局的需要取 d=58mm. （3）取安装齿轮处的轴段 DE 直径 d=68mm。齿轮的左端与凸轮间歇机构之间采用套筒定位。已经知道齿轮轮毂的宽度为 60mm，为了使套筒端面可靠得压紧齿轮， 此轴段应略短于轮毂宽度， 故取 Ld-e=58mm。 齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，取 h=6mm，则轴环处的直径 d=80mm，轴环宽度 b1.4h，取L=18mm。 （4）根据设计要求和空间布局的合理性，HI 段安装锥齿轮。取 d=48mm，L=122mm。GF 段用于安装凸轮间歇机构。 （5）根据设计要求取 d=68mm，L=64mm。然后再依次确定得 LBC=128mm，LCD=84mm，LGH=76mm。至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 3.轴上零件的周向定位 直齿轮、锥齿轮、沟槽凸轮、凸轮间歇运动机构与轴采用平键联接并采用过渡配合按各段直径可以由手册查得平键截面的尺寸，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证各零件与轴配合有良好的对中性，故选择与轴的配合为 H8/k7；而轴承与轴的配合采用过盈配合，故这两处轴的直径尺寸公差为 m6。 4.确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 152，取轴端倒角为 245，各轴肩处的圆角半径见轴的零件图。 5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，从手册中查取 a 值（参看图 1523） 。由手册中查出 a=9。根据轴的计算简图作出轴的 24 弯矩图和扭矩图如图22。 图 42 轴的弯矩图和扭矩图 6. 传动主轴校核 根据设计结构可知，传动主轴为最危险轴，若该轴强度满足，则其他轴必定满足，故只需校核传动主轴。 由于传动主轴为自动洗瓶机中的重要轴， 故决定采用安全因数校核法对轴的安全性进行精确的评定，即对轴的危险截面作出安全性判断。 首先根据轴的结构图（图 5-1）作出轴的计算简图（图 5-2） 。在确定轴承支点位置时，应从手册中查取 a 值。对于 7207C 型轴承，由手册中查得 a=15.7mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（图 5-2） 。 1)轴的强度校核 计算安全系数caS值，由中国机械设计大典3 可知： 1NamKSK 25 1NamKSK 22PS SSSSS 由中国机械设计大典3 可知，式中各参数的意义及值为： 对称循环下的弯曲疲劳极限1350MPa 对称循环下的弯曲扭转极限1200MPa 用于疲劳强度的许用安全因数1.5PS 寿命系数1NK 弯曲时疲劳缺口因数1.93K 扭转时疲劳缺口因数1.82K 弯曲时的尺寸因数0.68 扭转时的尺寸因数0.74 表面状态因数0.9 弯曲等效因数0.2 扭转等效因数0.1 经计算得出 16.92NamKSK 124.66NamKSK 226.66PS SSSSS 26 满足条件，故传动主轴的强度足够 2) 轴的刚度校核计算 轴的弯曲刚度校核计算 4414.2vniiiLdmmld 由机械设计表 15-3 选择 A0=112 vd=1120.2=22.4mm 轴的扭转刚度校核计算 4115.73 100.5ni iiPiTlLGI 故该轴的截面 e 右侧的强度也是足够的， 本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算即告结束。 至此轴的设计计算即告结束,绘制轴的尺寸图如下所示： 图 43 轴的尺寸图 27 第 5 章 齿轮的设计 5.1 直齿圆柱齿轮的设计及计算 5.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 参考机械设计 （第七版） 高等教育出版社 1）根据设计的机械传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2） 粒状巧克力包装机为一般工作机器， 速度不高， 故选用 7 级精度 （GB1009588） 。 3）材料选择。 由表 101 选择小齿轮的材料为 40Cr （调质） ， 硬度为 280HBS，大齿轮的材料为 45 钢 （调质） ， 硬度为 240HBS， 二者材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮的齿数 Z1=24,大齿轮齿数为 Z2=324=72。 5.1.2 按齿面接触强度设计 d1t2.323211）（HEdtZuuTK 1）确定公式内的各计算数值 （1）试选载荷系数 Kt=1.3 （2）计算小齿轮传递的转矩 T1=95.5105p1n1=95.51052.5/360Nmm=5.796104 Nmm （3）由表 107 选取齿宽系数d=1 （4）由表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/2 （5）由图 1021d 按齿面强度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa； （6）由式 1013 计算应力循环次数 N1=60n1jLh=603601(2830015)=0.345109 N2=0.3451093=0.115108 （7）由图 1019 查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.88;KHN2=0.96 （8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（1012）得 H1=KHN1Hlim1/S=0.88600MPa=528MPa 28 H2=KHN2Hlim2/S=0.96600MPa=528MPa 2) 计算 （1）试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入H中较小的值 D1t2.323211）（HEdtZuuTK =2.323245288 .189341109 . 13 . 1）（ =92.43mm （2）计算圆周速度 v V=d1tn1(601000)= 92.43360(601000)=3.12m/s （3）计算齿宽 b b=dd1t=192.43mm=92.43mm （4）计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 mt=d1tz1=92.43/24=3.8mm 齿高 h=2.25 mt =2.253.88.5mm b/h=92.43/8.5=10.66 （5）计算载荷系数 根据 v=3.12m/s，7 级精度，由图 108 查得动载系数 Kv=1.10； 直齿轮，假设 KAFt/b100N/m。由表 103 查得 KH=KF=1.2； 由表 102 查得 KA=1； 由表 104 查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KH=1.10+0.18（1+0.62）2+0.2310-3b 将数据代入后得 KH=1.10+0.18（1+0.612）+0.2310-392.43=1.398； 由 b/h=10.66，KH=1.398，查图 1013 得 KF=1.35；故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.101.21.398=1.846； （6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=d1t3/tKK=92.4333 . 1/846. 1=96.549mm （7）计算模数 m m=d1/z1=96.549/24=4.02mm 5.1.3 按齿根弯曲强度设计 29 由式（105）得弯曲强度的计算公式为 m32112FSaFadYYZKT 1）确定公式内的各计算数值 （1）由图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa； （2）由图 1018 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85,KFN2=0.88； （3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（1012）得 F1=KFN1FE1/S=0.855001.4MPa=303.57MPa F2=KFN2FE2/S=0.883801.4MPa=238.86MPa （4）计算载荷系数 K K=KAKVKFKF=11.101.21.35=1.814 （5）查取齿形系数 由表 105 查得 YFa1=2.65；YFa2=2.236。 （6）查取应力校正系数 由表 105 查得 YSa1=1.58；YSa2=1.754。 （7）计算大、小齿轮的 YFaYSaF并加以比较 YFa1YSa1F1=2.651.58303.57=0.01379； YFa2YSa2F2=2.2361.754238.86=0.01642 大齿轮的数值大。 2）设计计算 M32401642. 024110796. 5814. 12mm=2.8166mm 对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所能决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.8166 并就近圆整为标准值 m=3mm，按接触算得的分度圆直径d1=92.43mm，算出小齿轮齿数 Z1=md1=343.92=32 30 大齿轮齿数 Z2=uz1=332=96。 5.1.4 几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 d1=z1m=323=96mm d2=z2m=963=288mm 2）计算中心距 a=(d1+d2)/2=（96+288）/2=192mm 3）计算齿轮宽度 b=dd1=196=96mm 取 B1=100mm，B2=96mm。 验算 Ft=112dT=4810932. 124=805N bFKtA=488051N/mm=16.77N/mm100N/mm,合适。 5.2 锥齿圆柱齿轮的设计及计算 已知输入功率KWP34. 296. 043. 22，输出齿轮转速min/1204rn ，齿数比1u，工作寿命为 3 年（设每年工作 250 天） ，两班制。 5.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动。 （2）已知拨盘转速为min/30r，故选用 7 级精度（GB 10095-88） （3）材料选择。因为灰铸铁性质较脆，抗冲击和耐磨性都较差，但抗胶合和抗点蚀的能力较好； 灰铸铁齿轮常用于工作平稳， 速度较低， 功率不大的场合，故决定选用灰铸铁。由表 10-1 选择两齿轮材料为 HT300，硬度为 200HBS，大齿轮硬度为 280 HBS，两者材料硬度差为 50HBS。 （4）选用输出齿轮齿数161Z，输入齿轮齿数321622Z 31 5.2.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-26）进行试算，即 32121)5 . 01 (92. 2uTKZdRRtHEt 1) 确定公式内得各计算数值 (1)试选载荷系数4 . 1tK (2)计算小齿轮传递的转矩 mmNnPT435425110873. 5120103 .186105 .95/105 .95 (3)选取齿宽系数31d (4)由表 10-6 查得材料的弹性影响系数217 .143 MPaZE (5) 由 图10-21d齿 面 硬 度 查 得 两 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限MPaHH4002lim1lim (6)由式 10-31 计算应力循环次数 7111016. 21200011206060hjLnN 7121008. 12NN (7)由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数0 . 11HNK。95. 02HNK (8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S=1，由式（10-25）得 MPaSKHHNH40014000 . 11lim11 MPaSKHHNH380140095. 02lim22 2)计算 (1)试算输出齿轮分度圆直径td1，代入H中较小的值 32 mmmmdt226.932312113110873. 54 . 14007 .14392. 232421 (2)计算圆周速度v smndvt/44. 0 . 0100060120945.7010006011 (3)计算齿宽b mmudRbRR104.2731212945.7021221 (4)计算齿宽与齿高之比hb 模数：43. 416945.7011Zdmtt 齿高：mmmxhha4 . 44 . 4)01 (1* 齿高之比：015. 643. 4104.27hb (5)计算载荷系数 根据已知条件，由表 10-2 查得使用系数1AK； 已知smv/11. 0，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数05. 1VK； 直齿轮，假设mmNbFKtA/100，由表 10-3 查得2 . 1FHKK； 由表 10-9 查得工业用两轮的支承都是悬臂时，轴承系数5 . 1beHK 由 beHFHKKK5 . 1 得 25. 2FHKK 故载荷系数835. 225. 22 . 105. 11HHVAKKKKK (6)按实际得载荷系数校正所算得分度圆直径，由式（10-10a）得 mmKKddtt35.1174 . 1835. 2226.933311 (7)计算模数m mmZdm6 . 5169011 33 5.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式（10-24）得弯曲强度得设计公式为 3221211)5 . 01 (4FSaFaRRYYuZKTm 1)确定公式内得各计算值 (1)由图 10-20a 查得两个齿轮得弯曲疲劳强度极限MPaFE1501，MPaFE1851 (2)由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数9 . 01FNK，95. 01FNK (3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数4 . 1S，由式（10-12）得 MPaSKFEFNF43.964 . 11509 . 0111 MPaSKFEFNF5 .1254 . 118595. 0222 (4)计算载荷系数K 835. 225. 22 . 105. 11FFVAKKKKK (5)查取齿形系数 由表 10-5 查得93. 21FaY，54. 22FzY (6)查取应力校正系数 由表 10-5 查得51. 11SaY，764. 11SaY 计算两齿轮的FSaFaYY，并加以比较 04588. 043.9651. 193. 211FSaFaYY 04635. 043.9676. 154. 222FSaFaYY 34 大齿轮的数值一样大 2)设计计算 3221211)5 . 01 (4FSaFaRRYYuZKTm 3222404588. 01116312113110873. 5835. 24 mm72. 5 对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 由于齿轮模数m的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强的算得的模数 5.72mm 并就近圆整为标准值mmm6，按接触强度算得的分度圆直径mmd35.1171，算出输出齿轮齿数 20635.117611dZ 输入齿轮齿数 4020212ZuZ 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 5.2.4 几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 mmmZd12062011 mmmZd24064022 2）查表 8-201 得锥距角451，452 3）计算锥距 mmddR2 .79sin2sin22211 4）计算齿宽 35 mmRbR4 .262 .7931 5）计算齿顶高 mmmxhhaa66011*1 mmmxhhaa66012*2 6）计算齿高 mmmchha2 .1362 . 0122* 7）计算齿根高 mmhhhaf2 . 762 .1311 mmhhhaf2 . 762 .1322 8）计算齿顶圆直径 mmhddaa5 .123cos21111 mmhddaa5 .243cos22222 9）计算齿根角 8arctan11Rhff 8arctan22Rhff 10）计算齿顶角 811fa 822fa 11）计算顶锥角 53845111aa 53845222aa 12）计算根锥角 37845111ff 37845222ff 36 13）计算周节 22mp 14）计算外锥高 mmhdAaK6 .53sin21121 mmhdAaK3 .113sin22212 15）确定安装距A,按结构确定mmA641，mmA3 .1242 16）计算支承端距 mmAAHK11111 mmAAHK11222 37 第6章 机械手及进出糖机构设计 6.1 机械手夹持装置设计 要求： 1、 要有足够的夹紧力P夹。在确定手指的夹紧力时，除考虑工作的重量外，还应考虑工件在传送过程中生产的惯性力和振动等影响，以保证夹持牢靠。 2、 要有一定的开闭角。手指的开闭角应能适应工件尺寸变化范围及手部的运动路线。 3、 保证工件正确定位。为手指和工件保持准确的相对位置，必须根据工件形状而选择相应的手指形状来定位。 4、 结构要紧凑。使之重量轻，动作灵活。 基本结构如图 图6-1 夹持装置 38 6.1.1 夹紧力P夹计算 机械手工作时， 为保证手指能够可靠的把工件夹牢所必需的夹紧力P夹可按下式计算： 由专用机床设计与制造P465得： P夹9.8K1K2K3G （N） K1：安全系数（通常取1.52）K1=1.8 K2：工作情况系数 ： K2=1a/g 最大加速度a=8.18m/s2 (由凸轮计算中得) 所以 K2=18.18/9.8=10.835=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9.81.81.8350.01/（20.3）=0.53949（N） 取P夹=0.588（N） 6.1.2 弹簧力P弹簧计算 这里选用的是拉伸弹簧。 如图，圆柱螺旋拉伸弹簧空载时，各圈应相互并拢。另外，为了节省轴向工作空间，并保证弹簧在空载时各圈相互压紧，常在卷绕的过程中，同时使弹簧丝绕其本身的轴线产生扭转。这样制造的弹簧，各圈即具有一定的压紧力，弹簧丝中也产生了一定的预紧力，故也称为有预紧力的拉伸弹簧。 在此选用的是低锰弹簧钢（65Mn），它与碳素弹簧钢相比，优点是淬透性较好和强度较高；缺点是淬火后容易产生裂纹及热脆性。但由于它价格便宜，所以一般机械上常用于制造尺寸不大的弹簧，例如离合器弹簧等。 因为它价格便宜，淬透性好，强度较高。 计算弹簧系数KF: 由机械设计手册 中册 第二版P1002 39 KF=（4C-1）（4C-4）+0.615/C 图6-2 夹持装置 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=Cd=80.6mm=4.8mm 计算在弹簧伸长量X=20/3 mm(由计算的)时,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=9.8d3/(8KD) 其中=（412） 由机械设计手册 中册 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弹簧=F+ F预=2.4931（N） 6.1.3开闭角的计算 由图得： tan=(r1-r2)/L3=(80-70)/40=0.25 所以： =14 40 夹具头敞开的大小L=tan（L1+L2+15）=0.25（20+30+15）mm=16.25 mm 6.2 凸轮设计 在此选择盘状： （如图）它是具有沿径向变化轮廓曲线的盘状零件。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63 凸轮 凸轮材料选择 凸轮和从动件的材料，应保证其工作表面有一定的耐磨性，并能承受较大的动载荷。所以一般较重要的凸轮材料多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凸轮尺寸计算 如图 取r1=95mm, r2 =85mm 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图 34 所示： 41 图64 凸轮上的位移、速度及加速度图 凸轮强度计算 由机械设计手册 中册 第二版 P136 =ZESqurtF/(b*) HKgf/ mm2 其中 b： 接触宽度 b=8mm F ： 法向作用力（N） 如图 65 P夹（L1 +L2） =F预L1 因为 P夹=0.588（N），L1 =20mm,L2=30mm 所以 F预=0.15 L3 又如图65 （F预+F） L1 = F L3 42 图65 机械手受力分析 其中 L3=40mm ,所以F=1.247（N） :=12/（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=27.44-29.4N/mm 2 查机械设计手册 中册 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 棘轮设计 6.3.1棘轮材料选择 一般的棘轮机构是由棘轮和棘爪机构两部分组成， 用来实现间歇运动或防止逆转的制逆装置。棘轮机构有外啮合、内啮合两种，一般棘爪是主动件，棘轮是从动件。但在本设计中所用的棘轮不是作为如上的用途，它只是用来实现对巧克力糖的传输，所承受的周向力极小，同时几乎不受任何机械磨损的作用，因此对该棘轮的材料强度要求不高。但它工作时一直与巧克力糖接触，所以对该棘轮的材料性能提出了新的要求，那就是要求它具有相当好的耐腐蚀性。 材料：要求耐腐蚀，对其强度没要求 选40Cr 6.3.2棘轮形状确定 基本形状如图36所示： 其中 d=24mm，d1=30mm ，D1=300mm。 图36 棘轮 6.4 圆柱分度凸轮机构的设计 44 图1为圆柱分度凸轮机构的结构示意图，凸轮作为主动轴，分度盘作为从动轴旋转。由于凸轮曲线是由曲线部分和直线部分组成，就形成了分度盘的间歇运动。圆柱分度凸轮机构