糖果包装机构设计_毕业设计

糖果包装机构 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 _毕业设计 目 录 摘要……………………………………………………………………………………1 关键词…………………………………………………………………………………1 1前言…………………………………………………………………………………2 1.1课题的来源………………………………………………………………………2 1.2包装机发展方向…………………………………………………………………2 1.3 国内外糖果包装机的发展现状…………………………………………………3 1.4本课题的研究意义………………………………………………………………3 2粒状巧克力糖果包装机总体 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 设计……………………………………………4 2.1产品特征…………………………………………………………………………4 2.2包装材料…………………………………………………………………………5 2.3粒状巧克力糖果包装机的设计要求……………………………………………5 2.4包装工艺方案拟定 ……………………………………………………………5 2.5粒状巧克力糖果包装工艺的实验………………………………………………6 3粒状巧克力糖果包装机的执行机构………………………………………………8 3.1机型选择…………………………………………………………………………8 3.2包装机的执行机构 ………………………………………………………………8 4粒状巧克力糖果包装机的传动系统设计 …………………………………………9 4.1粒状巧克力糖果包装机的传动系统设计简图…………………………………9 4.2选择原动机 ……………………………………………………………………10 4.2.1机械特性 ……………………………………………………………………11 4.2.2转速 …………………………………………………………………………11 4.2.3运行经济性……………………………………………………………………11 4.3电动机的选择……………………………………………………………………11 4.4 带轮设计…………………………………………………………………………12 4.4.1带轮的优缺点…………………………………………………………………12 4.4.2选用带轮要求…………………………………………………………………13 4.4.3带轮设计要求……………………………………………………………………13 4.4.4带轮设计过程……………………………………………………………………13 4.5链轮设计…………………………………………………………………………17 4.5.1链传动优缺点……………………………………………………………………17 4.5.2链传动的设计过程………………………………………………………………18 5 机械手及进出糖机构设计 ………………………………………………………21 5.1夹持装置设计 …………………………………………………………………21 5.1.1 设计要求………………………………………………………………………21 5.1.2基本结构如图……………………………………………………………………21 5.1.3 夹紧力P计算…………………………………………………………………22 夹 5.1.4 弹簧力P弹簧计算………………………………………………………………22 5.1.5开闭角а的计算………………………………………………………………24 5.2凸轮设计…………………………………………………………………………24 5.2.1选择凸轮类型…………………………………………………………………24 5.2.2凸轮材料的选择…………………………………………………………………25 5.2.3 凸轮尺寸计算…………………………………………………………………25 5.2.4 凸轮强度计算…………………………………………………………………26 5.3 棘轮设计…………………………………………………………………………27 5.3.1 棘轮材料选择…………………………………………………………………27 5.3.2 棘轮形状确定…………………………………………………………………27 5.4六槽槽轮机构设计………………………………………………………………28 5.4.1槽轮分类及材料选择……………………………………………………………28 5.4.2槽轮机构设计及尺寸计算……………………………………………………28 6 其它机构原理………………………………………………………………………29 6.1 顶糖、接糖机构示意图…………………………………………………………29 6.2 抄纸和拨糖机构示意图…………………………………………………………29 7 绘制粒状巧克力糖包装机的工作循环图………………………………………31 8 粒状巧克力糖果包装机执行机构形态矩阵………………………………………32 9结论 ………………………………………………………………………………33 参考文献………………………………………………………………………………33 致谢……………………………………………………………………………………34 附录……………………………………………………………………………………35 糖果包装机构设计 摘 要:颗粒状糖果包装机设计是典型的机械系统设计，它不仅包括机构的尺寸、强度设计， 还包括了传动机械系统设计。本设计主要是针对圆台柱状巧克力糖的铝箔纸包装。设计主要内容有 三方面:设计方案设计、机械手及进出糖机构设计与传动系统链设计。机械手及进出糖机构设计是 本设计功能能否执行的灵魂，它也是本设计的设计重点之一。它要实现巧克力糖的输入、折边、抄 底边、等等功能，直到最后由输送带输出。整个系统功能实现中，机械手要实现的是夹糖、折边、 转送等重要功能。 关键词:包装机，巧克力糖包装，机械手。 Candy packaging design Abstract: Granular candy packaging machine design is a typical mechanical system design, it includes not only the size of the organization, the strength design, also includes the mechanical transmission system design. This design mainly is aims at the circle pillar shape chocolate aluminum foil paper. Main content has three aspects: design project design, manipulators and in and out of the sugar chain institutions design and transmission system design. Manipulator and in and out of the sugar mechanism design is the soul of the design function can be performed, it is also one of the design key of this design. It to implement a chocolate candy input, ruffled, copy the bottom edge, and so on functions, until the final output by the conveyor belt. To implement the whole system function implementation, manipulator clamp is sugar, ruffled, transfer and other important function. Key words: packing machine, chocolate candy packing, manipulator. 1 前言 1.1 课题的来源 随着市场经济的发展，人民生活的不断提高，包装工业在国民经济中所占比重和 作用也越来越大。一方面映射出全球全球工业化生产的高速发展，另一方面又可以看 出人们在追求商品内在质量的同时，对商品包装的要求也越来越高，这为推动包装机 械工业带来的巨大的动力。 综观世界范围来看，包装机械工业是一个市场潜力巨大的朝阳行业，特别是在近 几年发展迅猛，已经在各国国民经济中具有重要的地位，它可以提高劳动生产率，改 善生产环境，降低生产成本，提高商品档次，增加附加值，从而增强商品的市场竞争力、带来更大的社会效益和经济效益。目前，美、日、德、意是世界包装机械的四大强国，这些国家生产的包装机械品种多、数量大，在国际市场上具有较高的占有率。 1.2 包装机发展方向 目前，国外包装和食品机械水平高的国家主要是美国、德国、日本、意大利和英国。而德国的包装机械在设计、制造及技术性能等方面则居于领先地位， 2002年德国包装机械产值达34亿欧元，其产量的77 %为出口产品。最近几年，这些国家包装和食品机械设备发展呈现出新的趋势。 德国包装机械设计的新趋势: 德国与美国、日本、意大利均为世界包装机械大国。在包装机械设计、制造、技术性能等方面居于领先地位。德国包装机械的设计是依据市场调研及市场分析结果进行的，其，目标是努力为客户，尤其是为大型企业服务。为满足客户要求，德国包装机械制造厂商和设计部门采取了诸多措施: 1) 工艺流程自动化程度越来越高，以提高生产率和设备的柔性及灵活性。采用机械手完成复杂的动作。操作时，在由电脑控制的摄像机录取信息和监控下，机械手按电脑指令完成 规定 关于下班后关闭电源的规定党章中关于入党时间的规定公务员考核规定下载规定办法文件下载宁波关于闷顶的规定 动作，确保包装的质量。 2) 提高生产效率，降低生产成本，最大限度地满足生产要求。德国包装机械以饮料、啤酒灌装机械和食品包装机械见长，具有高速、成套、自动化程度高和可靠性好等特点。其饮料灌装速度高达12万瓶/h，小袋包装机的包装速度高达900袋,min。 3) 使产品机械和包装机械一体化。许多产品要求生产之后直接进行包装，以提高生产效率。如德国生产的巧克力生产及包装设备，就是由一个系统控制完成的。两者一体化，关键是要解决好在生产能力上相互匹配的问题。 4) 适应产制品变化，具有良好的柔性和灵活性。由于市场的激烈竞争，产品更新换代的周期越来越短。如化妆品生产三年一变，甚至一个季度一变，生产量又都很大，因此要求包装机械具有良好的柔性和灵活性，使包装机械的寿命远大于产品的寿命周期，这样才能符合经济性的要求。 5) 普遍使用计算机仿真设计技术。随着新产品开发速度不断加快，德国包装机械设计普遍采用了计算机仿真设计技术，大大缩短了包装机械的开发设计周期。 包装机械设计不仅要重视其能力和效率，还要注重其经济性。所谓经济性不完全是机械设备本身的成本，更重要的是运转成本，因为设备折旧费只占成本的6,,8,， [3]其他的就是运转成本。 1.3 国内外糖果包装机的发展现状 就糖果包装机而言，要数美国、西德、意大利和英国名列前茅。这些国家的包装机制造商一般都有四、五十年的历史，可称得上经验丰富，名不虚传。纵观门类繁多的包装机，各有不同的特点。其一在保持中速稳定的基础上，向高速包装前进。目前比较有影响的高速包装机有意大利的G.D.-1200型连续切断包装机。更甚者为英国Rose Theegarten 公司出产的U1-F1型和“Twister”型。其二，同一部机器的包装花样多种。具有代表性的有西德的Otto Hansel公司出产的X8003型糖果包装机，西德的Robert Bosch 公司H.H.211型糖果包装机另外，即使单一品种的包装机器，可包尺寸范围也比较大。其三采用多层包装，一般为三层。如意大利G.D.包装机一般为是多层式包装，还有美国的、西德的、英国的都不少于二层。 中国包装机械起步较晚，经过20多年的发展，中国包装机械已成为机械工业中十大行业之一，为中国包装工业快速发展提供了有力的保障，有些包装机械填补了国内空白，已能基本满足国内市场的需求，部分产品还有出口。为使包装机械具有良好的柔性和灵活性，提高自动化程度，须大量采用微电脑技术、模块技术和单元组合形式。为适应包装产品品种和包装类型的变化，包装机械设备的柔性和灵活性常表现在以下三个方面: 一、量的灵活性。 二、构造的灵活性。三、供货的灵活性。采用单元组合，将各单元组合在一起供货。如糖果包装机，在一个共同基础上，组合不同的单元，三个进料口，四种不同的折叠包装形式，这样一台机器就可同时包装8,10种不同的糖果。由多个机械手操作，在一台摄像机的监控下，指挥其动作，按指令以不同的方式对不同种类的糖果进行包装。若产品改变了，只要改变摄像机内的程序即可，从而 [4]使设备具有良好的柔性和灵活性。 1.4 本课题的研究意义 糖果是以白砂糖、粉糖浆(淀或其它食糖)或允许使用的甜味剂,食用色素为主要原料，按一定生产工艺要求加工制成的固态或半固态甜味食品。糖果分类:糖果可以分为硬质糖果、硬质夹心糖果、乳脂糖果、凝胶糖果，抛光糖果、胶基糖果、充气糖果和压片糖果。值得注意的是:随着糖果制造业的迅速发展，糖果制品的品种和式样层出不穷，日益新颖。为了适应市场变化的需要，大规模的提高劳动生产率，糖果包装机制造商迎来了蓬勃生机的行业春天。在糖果的包装过程中，必须快速将糖果包装起来还要有各色的包装样式，由此各色的糖果包装机便应运而生。糖果包装机主要有以下优点:一、降低了人们的劳动强度，提高了工作效益。二、同款样式的包装一致性高， [7]损耗低。 2 粒状巧克力糖果包装机总体方案设计 2.1 产品特征 粒装巧克力糖呈圆台形，轮廓清楚，但质地疏松，容易碰伤。因此，考虑机械动作时应适合它的特点，以保证产品的加工质量。产品夹紧力要适当;在进出料时避免碰撞而损伤产品;包装速度应适中，过快会引起冲击而可能损伤产品等。包装工艺首要的是解决坯件的上料问题。显然，像巧克力糖之类的产品，使用一般料斗上料方法是不适宜的。如果采用料仓式上料方法，则需要人工定时放料，每分钟放80粒糖也够紧张的。如果将自动机的进料系统直接与巧克力糖浇注成形机的出口相衔接，则比较 [10]容易解决巧克力糖的自动上料问题。 图1 圆台状巧克力糖果 Fig.1 Frustum of a cone shaped chocolate 2.2 包装材料 食品包装材料应十分注重卫生。粒状巧克力糖包装纸采用厚度为0.008mm的金色铝箔纸，它的特点是薄而脆，抗拉力较小，容易撕裂，也容易褶皱。因此，在设计供纸部件时对速度应十分注意。一般包装的速度越高，纸张的拉力就越大。根据经验，一般送纸速度应小于500mm/s。 选择供纸机结构时，主要依据下列两点: 1)采用纸片供料或是采用卷筒纸供料。本机采用卷筒纸。 2)纸张送出时的空间位置时垂直置放的还是水平置放的。将纸片水平置放对包装工艺有利。但卷筒纸水平输送，只能采用间歇式剪切供纸方法。 2.3 粒状巧克力糖包装机的设计要求 1) 生产率约为 120 粒/min。自动机的生产率为 70--130 粒/min。 要求巧克力糖包装后外形美观、挺括，金属铝箔纸无明显损伤、撕裂、皱褶。 2) 3) 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。 4) 要求设计糖果包装机的间歇剪切机构、铝箔纸锥面成型机构、褶纸机构以及巧克力糖果的送推料机构。 5) 整台机器外形尺寸(长×宽)不超过 800mm×1000mm。 6) 锥面成形机构不论采用平面连杆机构、凸轮机构或者其他常用机构，要求成形 [10]动作尽量等速，启动与停顿时冲击小。 2.4 包装工艺方案拟定 图2 包装工序分解图 Fig.2 Packaging process diagram 图2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,该机包装工艺如下: 1) 将75mm×75mm铝箔纸覆盖在巧克力糖小端正上方,如图2(a)所示。 2) 使铝箔纸沿糖块锥面强迫成行如图2(b)所示。 3) 将余下的铝箔纸分成两半,先后向大端中央折去,迫使包装纸紧贴巧克力糖,如图2(c),(d)所示。 2.5 粒状巧克力糖果包装工艺的实验 根据初拟的包装工艺方案,进行工艺实验。 如下图所示,机械手设计上是具有弹性的锥形模腔,这样能适应巧克力糖外形尺寸的变化,不存在拉破铝箔纸的现象。在机械手下面有圆环形托板,以防止糖块下落。 图3为钳糖机械手简图。 图3 钳糖机械手 Fig.3 Manipulator clamp sugar 1-转轴 2-转盘 3-弹簧 4-钳糖机械手(共6组) 5-环形托板 图4 巧克力糖包装 Fig.4 chocolate packaging 1-铝箔纸 2-接糖杆 3-糖块 4-顶糖杆 5-折边器 6-环形托板 工艺实验的过程如下: 当钳糖机械手转至包装糖块位置时,接糖杆向下运动,顶糖杆向上推糖块和包装纸,使糖块和铝箔纸夹在顶糖杆和接糖杆之间,然后它们同步上升,进入机械手,迫使铝箔纸成型如图2(b)所示,接着折边器向左折边,成图2(c)状,然后转盘带机械手作顺时针方向转动,途径环行托板,使铝箔纸全部覆盖在糖块的大端面上,完成全部包装工艺如图2(d)所示. 由于包装纸表面还不够光滑,有时还发生褶皱现象,需要进一步改进. 经过实验,发现铝箔纸只要用柔软之物轻轻一抹,就很光滑平整地紧贴在糖块表面上,达到预期的外观包装质量要求.因此增设了一个带有锥形毛刷圈(软性尼龙丝)，在定糖过程中，先让糖块和铝箔纸通过毛刷圈，然后再进入机械手成形，结果使包装纸光滑、平整、美观，完全达到包装质量要求。 图5 巧克力糖包装成型机构 Fig.5 Chocolate candy packaging forming mechanism 1-左抄板纸 2-钳糖机械手 3-接糖杆 4-右抄板纸 5-锥形尼龙丝圈 6-铝箔纸 7-糖块 8-顶糖杆 另外，考虑自动机工作的可靠性，在成品出料口增设拨糖杆，确保机械手中的糖块落入输送带上。这样的工艺方案就此确定。 3 粒状巧克力糖果包装机的执行机构 此处省略 NNNNNNNNNNNN字。如需要完整说明书和设计图纸等.请联系 扣扣:九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载～该论文已经通过答辩 4 粒状巧克力糖果包装机的传动系统设计 4(1 粒状巧克力糖果包装机的传动系统简图 巧克力糖果包装机的传动系统是将电动机转速通过减速并传递到各个执行机构的驱动构件，使之完成机器的工作循环。根据自动机传动系统设计的一般原则和粒状巧克力糖包装工艺的具体要求，拟定如图7所示的传动系统。 图7 粒状巧克力糖包装机传动系统 Fig.7 Granulated sugar packets chocolate machine drive system 1-电动机 2-带式无级变速机构 3-链轮幅 4-盘车手轮 5-顶糖杆凸轮 6-剪纸导凸轮 7-拨糖杆凸轮 8-抄纸板凸轮 9-接糖杆凸轮 10-钳糖机械手 11-拨糖杆 12-槽轮机构 13-接糖杆 14-顶糖杆 15-送糖盘 16-齿轮副 17-供纸部件链轮 18-输送带链轮 19-螺旋齿轮副 20-分配轴 4.2 选择原动机 原动机是机器中运动和动力的来源，其种类很多，有电动机、内燃机、蒸汽机、水轮机、汽轮机、液动机等。电动机的构造简单、工作可靠、控制简便、维护容易，一般生产机械上大多采用电动机驱动。所以合理选择电动机类型，对工作机械有效的工作，以及机组运行的可靠性、安全、节能及降低设备造价都有重要意义。 电动机类型和结构形式可以根据电源种类(直流、交流)、工作条件(温度、环境、空间尺寸)和载荷特点(性质、大小、启动性能和过载情况)来选择。 工业上广泛应用Y系列三相交流异步电动机。它具有高效、节能、振动小、噪声小和运行安全可靠的特点，安装尺寸和功率等级符合国际 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 ，适合于无特殊要求的各种机械设备。 电动机的选择要从负载的要求出发，考虑工作条件，负载性质、生产工艺、供电情况等，尽量满足下述各方面的要求: 4.2.1 机械特性 由电动机类型决定的电动机的机械特性与工作机械机械特性配合要适当，机组稳定工作;电动机的起动转矩、最大转矩、牵入转矩等性能均能满足工作机械的要求。 4.2.2 转速 电动机的转速满足工作机械要求，其最高转速、转速变化率、稳速、调速、变速 [11]等性能均能适应工作机械运行要求。 4.2.3 运行经济性 从降低整个电动机驱动系统的能耗及电动机的综合成本来考虑选择电动机类型，针对使用情况选择不同效率水平的电动机类型;对一些使用时间很短、年使用时数也不高的机械，电动机效率低些也不会使总能耗产生较大的变化，所以并不注重电动机的效率:但另一类年利用小时较高的机械，如空调设备、循环泵、冰箱压缩机等，就 [11]需要选用效率高的电动机以降低总能耗。 4.3 电动机的选择 因为设计中涉及的都是低速轻载荷工作条件,所以粗取电机额定转速和额定功率: ，。 n,1440r/minP,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,FV (4-1) 机械手轴 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 (4-2) 其中转速，接触点半径，则。 n,60r/minr,0.095mV,0.5966m/s P,0.744W所以。 机械手轴 电机要求功率: P,P/(,，,，,，,) (4-3) 需带链螺旋齿轮机械手轴槽轮 [15]查《机械零件 手册 华为质量管理手册 下载焊接手册下载团建手册下载团建手册下载ld手册下载 》机械传动的特点和性能: 表1 机械传动效率的概略数值与取值 Table 1 Mechanical transmission efficiency of the general numerical values 类 别 效 率 取 值 , 带传动 0.90,0.94 取0.92 ,带 链传动 0.95,0.97 取0.96 ,链 槽轮传动 0.88,0.98 取0.90 ,槽轮 螺旋齿轮传动 0.96,0.99 取0.97 ,螺旋齿轮 由于查不到功率为，转速为 电机，选的电机功率为，0.4kW1440r/min0.55kW转速为，其型号为Y801-4。 1390r/min 4.4 带轮设计 4.4.1 带轮及其优缺点 ?带传动是应用较广的一种机械传动机构。V带由主动轮、从动轮和中间挠性带组成。带传动的工作原理是由主动轮转动，依靠带与带轮摩擦来带动从动轮工作。其主 dd,,要尺寸有小带轮直径、大带轮直径、包角和、中心距及带长L。其中包角a1212 是带与带轮接触弧所对应的中心角。带传动的几何关系图如下: , 图8 带传动几何关系简图 Fig.8 Tape drive geometry relationship diagram ?优点:传动带富有弹性，可以缓和冲击和振动，运转平稳，无噪音;当机器过载时，带子会在带轮上产生打滑，可防止其它零件损伤;制造、安装精度较低，成本低，维护方便; 适用于中心距较大时的传动。 ?缺点:因带和带轮间有相对滑动(弹性滑动)，所以不能严格保证一定的传动比(一般为理论转速的98%,99%);有一定的摩擦损失，通常传动效率为90%,97%;由于传动带需要张紧，因此轴和轴承受力较大。 4.4.2 选用带轮要求 ?传动的用途和工作情况选定:所选带轮可实现传动比为1/4.4,1/8的无级传动; ?传动的功率:; N,0.55kW ?大小轮的转速、分别为，; nnn,312r/minn,1400r/min大小大小 ?轮槽的尺寸要求:(由设计得) 基准宽度，基准线上槽深，基准线下槽深，槽间h,7.0mmb,8.5mmh,2.0mmfmindamin 距，第一槽对称面至端面的距离f,7.0mm，带轮宽，外径e,12,0.3mmb,50mmmin ，轮槽角相应的基准直经。 ,,38:d,296mmd,300mma 图9 轮槽结构图 Fig.9 Pulley structure 4.4.3 带轮设计要求 ?带轮的类型、长度、根数为选用 V带，根数(由设计得); ?带轮的尺寸、材料、结构;(HT15-33或HT20-40) ?中心距; F?作用于轴上的力。 Q 4.4.4 带轮设计过程 ?确定计算功率 Pc P带传动传递的名义功率可由工作部分计算，如工作部分计算困难也可简以电机的额定功率代替，但设计计算时应考虑机器工作载荷的性质和连续工作时间长短的影响，其计算功率的计算公式如下: Pc (4-4) P,KPcA 其中为机器的名义功率();; PkWP,0.55kW K为工作情况系数:因为该传动的载荷平稳，每天工作时间大于16小时， A K,1.3所以取，故。 P,0.715kWAc ?选定三角带型别 三角带型号决定了带的截面，型号过大，虽然减少了胶带的根数，但带高大，h带高与带轮直径的比值也就大，因而会增大传动时的弯曲应力，降低胶带寿命，h:d， 和效率。型号过大还使直径、中心距加大。而型号太小，弯曲应力虽小，但能传递da 的功率也小，也使根数过多，容易因制造误差而造成胶带松紧不一。所以正确选定胶带型号十分重要。 计算功率和小轮转速分别为、。查《机械课程设计简明0.715kW1400r/minPnc小 手册》P157，图6-4 普通V带选型图。 所以选用型带。其截面尺寸如下表: Z 表2 Z型带的截面尺寸 Table 2 Taking the section size of Z type h 露出高度T型号 节宽b 顶宽 高度 楔角 bh,p最大 最小 Z 8.5 10 6.0 40? +1.6 -1.6 dd?选择大小带轮的直径、 12 为获得尽可能小的值，减小弯曲应力，在选定型号后，应尽可能采用较大的h:d dd大轮直径，但直径大，会使传动尺寸增大，所以不宜过大。 11 d,300mmd,37.5mm~68.18mm取，为实现传动比1/4.4,1/8 ，所以，则取12 d,35mm~70mm，也就是小带轮的最小直径为，其最大直径为。 35mm70mm2 ?计算胶带的速度v ，d，n,11 v,(m/s) (4-5) 60，1000 d,300mmn其中，正常工作时大轮转速为分配轴转速除以I链，分配轴转速为 11 n,320.4r/min2.67v,5.03(m/s)120r/min，I链为 ，即，所以。 1 由上式知轮径确定了，带速随之也确定了，又由N,P,v/102，传递同样功率， v带速越小，传递的圆周力就越大，需要胶带的根数越多。带速太高会因胶带离心力太 ,大而降低带和带轮间的正压力，从而降低摩擦力，降低工作能力，同时会因过大，L 10~20m/s而降低疲劳强度。所以在结构尺寸允许的条件下，最适当的速度是10~20。 若Z、A、B、C型大于25m/s，轮径应重选。因为。 vv,5.03m/s,25m/s ?计算中心距，带长: aL0 a. 粗选中心距: a0 中心距过大，虽然结构紧凑，但带长亦小，应力变化加快，使使用寿命降低，并使包角,减小，摩擦力降低，传动能力减小;中心距过大，除有相反的利弊外，还易2 因速度较高引起胶带颤动。因此三角胶带初选中心距，一般根据结构和传动位置需a0 要。因此粗选中心距应满足如下的范围: a0 0.7(d，d),a,2(d，d)12012 其中: d,300mm,d,66.75mm(当分配轴为120r/min时)， 12 所以 256.75mm,a,733.5mm0 取。 a,300mm0 b.由L确定胶带节线周长: ap00 ，(d，d)d,d,1212 (4-6) L,2a，，00p24，a0 L所以 L,1220mm，圆整到相似标准节线的周长和标准内周长，因为胶带Lp0pi型号为Z型，L,1220mm,L,1275mm,L,1250mm。 p0pi c.修整中心距: a L,Lpp0a,a，,312.5mm (4-7) 02 ,?计算小轮包角: 1 三角胶带传递最大摩擦力是小轮包角范围内摩擦力的总和。如包角太大，摩擦力不足，则带容易打滑。 小轮包角可按下式计算: dd(,)，60:12::,,180,,133.35 (4-8) a 因为，所以符合包角要求。 ,,120: ?确定胶带根数z 工作中常将几根三角胶带成组使用，各型号的三角胶带的截面积一定，这样，在一定条件下单根三角胶带所能传递的功率也是一定的。另外，为保证带在工作中不出现打滑所能传递的功率。因此，胶带根数Z可由下式求得: PC (4-9) z,(P，,P)KaK1L 其中:为传递的计算功率:， PP,0.52kWCC 为当包角,,,,180:()、传动平稳情况下的单根三角胶带所能传递的Pi,112 d功率()。因为带型为Z型， 为，带速为 ，所以取。 vkW66.75mm5.03m/sP,0.421 为考虑实际传动比时，由于带在大轮上弯曲较小而提高的传递功率，其i,1,P 值为: ，其中:为弯曲影响系数，因为带型为Z型 ，所(kW),P,K，n,1/KKww1i nn,1440r/min以 ，为小轮的转速，所以，为传动比系数: 因为K,0.29，103k11iw 传动比， 所以取K ，则。 i,4.4~8,2.95,P,0.05128K,1.14i KK,1.11为长度系数:因为，所以取。 L,1250mmLLi ,,133.35:为包角系数:因为包角，所以取。 KK,0.892,, 为强力层材料系数，胶带材料聚酯、锦纶等合成纤维线绳结构的三角带;所以k 取，所以胶带根数Z。 k,1.33Z,0.7658 最后取。 z,1 ?确定皮带预紧力 F0 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;预紧力过大，会使用胶带寿命降低，轴和轴承的压力增大，胶 带容易松弛。较适宜的预紧力应按下式算出: 500P2.52C (4-10) F,(,1)，qv(N)0zvK,其中: 为V带每米的重量(N/m): 查表得: q,0.588(N/m)q 为计算功率:由前面计算的， PP,0.52kWCC 为包角系数:查表得:。 KK,0.89,, v为带速: n,120r/min因为正常工作时，，又因为，所以。 所i,2.67n,320.4r/min分配轴链大论 以。 v,n，,，d,5.03m/s1大轮 为带数:由前面给定z,1， z 所以。 F,95N0 F?求轴上的压力 Q ,1 (4-11) F,2zFsin(N)Q02 ,,133.35:z,1其中:预紧力 , 根数 ,包角,所以轴上压力F,95N20 。 F,174.47NQ 最后，总结如下表: 表3 带轮设计计算方法 Table 3 Pulley design calculation method 计算序号 符号 单位 计算公式 计算结果 项目 确定 PP,KPP,0.52kW1 计算 kWccAC功率 选择 n根据和确定，查图 P2 V带 Z型 1c 型号 选择 d,300mm，大小1dd、 3 查表 mm12带轮d,35mm~70mm 2直径 ,d,n,验算11 v,5.03(m/s)4 v v,m/s带速 60，1000 初选 a0.7(d，d),a,2(d，d)a,300mm5 中心 mm0120120 距 ，(d，d)d,d,初选1212L L,1220mm L,2a，，6 mmp0p000p长度 24，a0实际L,Lpp07 中心 amm a,312.5mma,a， 02距 d,d，:()60验算12:: (:),8 ,,,180 ,,133.351包角 a 计算PCz, 9 V带根 z,1 z(P，,P)KaK1L根数 确定 单根500P2.52C F,(,1)，qv (N) FF,95N10 V带000zvK,预拉 力 确定 ,带对1FF,174.47N (N) 11 2sin F,zFQQQ0轴的2 压力 4.5 链轮设计 4.5.1 链传动及其优缺点 链传动是一种广泛应用于各种机械传动中的传动形式。其中传动用的滚子链占主 要地位。滚子链传动主要用于平均传动比要求准确，且两轮轴间距较大，工作条件恶 劣，低速重载、润滑良好且不宜采用带传动和齿轮传动的场合。通常滚子链传动的功 率;传动比;链速;效率约为。 i,8P,100kWv,15m/s0.95~0.98 ?优点:与摩擦传动的带传动相比，它无弹性滑动和打滑现象;能够保持准确的平均传动比;传动效率高;又因链条不需要像带那样张得很紧，所以作用在轴上的径向压力较小;其结构较紧凑;制造与安装精度要求较低，成本低廉。 ?缺点:它只能用于回转的传动;运转时不能保持恒定的瞬时传动比; 磨损后会跳齿; 工作时噪音大;不宜在载荷变化很大和急速反向的传动中应用。 4.5.2 链传动的设计过程 ?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。 ?链轮不是标准件，但链轮上的齿形必须按照国家标准中规定的参数制作，其结构也要参照国家标准制作。滚子链的链轮结构主要根据链轮直径的大小确定，小直径的链轮可制成实心式;中等直径的链轮课制成孔板式，对于大直径的链轮，为了提高轮齿的耐磨性，常将齿圈和齿心不同的材料制造，然后用焊接或螺栓联接的方法装配在一起。链轮的齿形按GB/T 1243-1997中规定的参数制造，该标准中给链轮结构轮齿的具体形状流出了较大的余地，目前的链轮轮齿多采用三圆弧一直线齿形。 ZZ?选择链轮齿数、及传动比及其它尺寸: i12链 当该糖果包装机正常工作时，即其分配轴的转速为，大链轮的转速与其120r/min相同也为。 120r/min n,320.4r/min因为两轮间的传动比要求为，则小轮的转速。取小轮的1:2.67i1链 D,75mm直径。 1 D,200mm又因为两轮间的传动比要求为1:2.67，所以大轮的直径 ,则小轮的i2链 转速 ，D，n,11v, (4-12) 160，1000 ,1.255m/s Z,17Z,19Z,51又有《机械设计》P177表9-8得: ，取，则。 112 ?确定计算功率 Pca (4-13) P,K，PcaA 其中: K为工作情况系数，由《机械设计》表9-6得:K,1,0 AA P为传递的功率: P,P，P带电机 查《机械课程设计》表2-4得: ，所以，所,,0.96P,0.55，0.96,0.528kW带 以。 P,0.528kWca ?确定链节距p 链的节距的大小，反映了链条和链轮齿各部分尺寸的大小。在一定条件下，链p 的节距越大，承载能力越高，但传动的多边形效应也要增大，于是振动、冲击、噪声也越严重。 所以设计时，为使传动紧凑，寿命长，应尽量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。 因此必须对进行修正: p0 Pcap, (4-14) 0K，K，KZLp 其中: Z1K为小链轮齿数系数:由《机械设计》图9-13得: 。 K,，1.08,1ZZ19 K为链长系数:由《机械设计》表9-10得:取链数L,116节，Lp LK,，0.5,1.08。 L100 KK,1为多排链系数:由《机械设计》表9-11得:，所以。 p,0.415kWpp0 L?链传动的中心距和链节数 ap 一般中心距，粗取。 a,(30~50)pa,40p00 aZZZZ，,p201221 (4-15) L2(),，， p,p22a0 7026L,2，40，，,115.6所以L,116，圆整得:。 pp240 ,,a,fp2L,(Z，Z)所以 (4-16) 1p12 其中: f 为中心距计算系数，见《机械设计》P180 表9-7 1 取节距为9.525 ，则中心距a,382.68mm。 p ?小链轮毂孔最大直径: dmax 由《机械设计》 表9-4得:，取。 d,29mmd,26mmmaxk F?链传动作用在轴上的力(压轴力): p 链传动的压轴力(单位N)可近似取为: F (4-17) F,K，FpFpe 其中: 为链传递的有效圆周力，单位N， Fe 1000P60，1000，1000，pF,,,305.35N (4-18) ev,Dn11 为压轴力系数:因为是垂直传动，所以取。 KK,1.05FpFp 所以 。 F,320.62Np ?滚子链传动的额定功率计算: 在此采用的是滚子链传动。 极限功率曲线:正常润滑条件下，链条铰链磨损限定的极限功率。如下图，为实验条件下单排链的极限功率曲线示意图。由图可见:在润滑条件良好、中等速度下，链传动的承载能力主要取决于链板的疲劳强度;随着转速的增加，链传动的动载荷增大，传动能力主要取决于滚子和套筒的冲击疲劳强度;当转速很高时，胶合将限定链传动的承载能力。其极限功率图有: 图10 链轮转速功率图 Fig .10 Sprocket speed power figure a.由链板疲劳强度限定的额定功率(曲线?): P0 p1.080.93.0028p,0.003，，()PZn (4-19) 01125.4 其中: ZZ,19为小链轮齿数:; 11 n为小链轮转速:n,320.4r/min; 11 为节距:，则， p,9.525pP,1.664kW,P0 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(曲线?) P0 1.51.50.8P,950Z，p/n,104.8kW,P (4-20) 011 所以符合条件。 c.由销轴与套筒的胶合限定的滚子链工作能力(曲线?) P1.59lg()1.873,n82.5max25.4() (4-21) ,F1000/25.4Zp44501(7.95)1.02781.323，， 。 则n,13177.6r/minmax 所以符合条件。 5 机械手及进出糖机构设计 5.1 夹持装置-机械手设计 5.1.1 设计要求 ?要有足够的夹紧力P。在确定手指的夹紧力时，除考虑工作的重量外，还应考夹 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。?要有一定的开闭角а。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。?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。?结构要紧凑。使之重量轻，动作灵活。 5.1.2 基本结构如图 图 11 机械手 Fig.11 Manipulator 5.1.3 夹紧力计算 P夹 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夹可按下式P计算: (5-1) P,9.8，K，K，K，G(N)123夹 其中: K:安全系数(通常取) 1.5~21 K,1.8， 1 K:工作情况系数 : 2 a,，K1， 2g 8.18K,1，,1，0.835,1.835 最大加速度(由凸轮计算中得) ,所以; a,8.18m/s29.8 :工作方位系数: K3 1K,f ， 32 其中摩擦系数 ?取; f,0.3~0.4f,0.3 :巧克力糖质量: G G,0.098(N) 所以 0.01P,9.8，1.8，1.835，,0.53949(N)?取P,0.588(N)。 ，，夹，，夹2，3 5.1.4 弹簧力P弹簧计算 弹簧是一种弹性元件，它可以在载荷作用下产生较大的弹性变形。弹簧在各类机械中应用十分广泛，主要用于: a.控制机构的运动，如制动器、离合器中的控制弹簧，内燃机汽缸的阀门弹簧等; b.减振和缓冲，如汽车、火车车厢下的减振弹簧，以及各种缓冲器用的弹簧等; 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; ?选择圆柱螺旋拉伸弹簧: 弹簧按照所承受的载荷不同可分为拉伸弹簧、压缩弹簧、扭曲弹簧、和弯曲弹簧等四种。在这里选用的是拉伸弹簧。 如下图，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。 图 12 圆柱螺旋拉伸弹簧 Fig .12 Cylindrical spiral extension spring ?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)。 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。 ?计算弹簧曲度系数K: 由《机械设计基础》P406 图16.9， 4C,10.615K,， (5-2) 4C，1C dC,,(5~10)其中:旋绕比 ?取， C,8D 所以 K,1.1071，0.0769,1.184 选弹簧丝直径d,0.6mm，D,C，d,8，0.6mm,4.8mm。 20x,mm,?计算在弹簧伸长量时,弹簧的拉伸力变化量: F3 由《机械设计手册》第二版P1002表9-15， ,,,,,9.8，，d， (5-3) ,F38，K，D ，，,,,,4~12,,,,7其中由《机械设计手册》第二版P1004表9-17 ?取 9.8，3.14，0.63，7,,,1.0231(N)所以， F8，1.184，4.8 P,,，F,2.4931(N)所以， F预弹簧 5.1.5 开闭角а的计算 由图得: r,r12 (5-4)tg,, L3 80,70 ,,0.25 40 所以: ,,14: 夹具头敞开的大小: L ，， L,tg,，L，L，15,0.25，(20，30，15)mm,16.25mm (5-5) 12 5.2 凸轮设计 凸轮机构的实现专用机床自动化和半自动化中应用较广泛的一种机构。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。其特点是工作可靠、体积小、结构简单，多是适用于行程小、运动规律复杂、转速在500转/分以下的运动循环。凸轮机构通常是由凸轮、从动件、机架及辅助装置组成。凸轮机构属于高副机构。其中凸轮是一种以外形轮廓决定从动件运动规律的、作回转运动或直线运动的主动构件。 凸轮机构工作时，凸轮是主动件，通常由其连续转动或移动。由于凸轮的轮廓曲线上各点具有不同大小的向径，通过其曲线轮廓与从动件之间的接触，推动从动件，使其按一定的运动规律作周期性的往复移动或摆动。 与其它机构相比凸轮有以下特点: 1)易实现给定的运动规律; 2)工作可靠; 3)设计和加工简单; 4)承载能力小。 5.2.1 选择凸轮类型 常用的凸轮有:盘状、柱状、板状。 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100~120毫米在此处半径差取10毫米。 盘形凸轮机构，这种机构中的凸轮是一个绕定轴转动、而且具有变化向径的盘形零件。其从动件与凸轮在同一平面内运动。 图 13 凸轮 Fig 13 The CAM 5.2.2 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。 常用的材料有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=60,62 5.2.3 凸轮尺寸计算 如图，取r=95mm, r =85mm 。 12 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 14 凸轮上的位移、速度及加速度图 Fig .15 Displacement, velocity and acceleration diagram on the CAM 5.2.4 凸轮强度计算 由《机械设计手册》 中册 第二版 P136 ，，F2 (5-6),, ,,Z，Squrt,,(kgf/mm) EH,,b，,，，其中: 接触宽度 bb,8mm ，，NF: 法向作用力 经受力分析可得 (5-7)，，P，L，L,F，L 121预夹 L,20mm，L,30mm因为,， ，，P,0.588N12夹 所以。 F,0.15L3预 又 ，， F，,F，L,F，L(5-8) 13预 ，，F,1.247N其中: ? 所以 L,40mm3 ,,，12, (5-9) ,,，,12 其中:滚子半径 ,,8mm，凸轮接触点曲率半径，所以。 ,,95mm,,7.38mm1 Z: 系数(钢对钢) ? Z,60.6 EE 2,,,:许用接触应力 ，,,,,27.44~29.4N/mmEE 2?取 ,,,,28.42N/mmE 2，在此,,,,,，符合要求。 所以,,27.44N/mmE 5.3 棘轮设计 5.3.1 棘轮材料选择 棘轮机构是一种间歇运动时间可以调整的间歇运动机构，其传动形式属于啮合传动。根据棘轮机构的运动特点，棘轮机构常用于低速，要求转角不太太大或需要经常改变转角的场合。其功能主要有间歇进给、制动、转位分度和超越离合。 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 5.3.2 棘轮形状确定 图15 棘轮 Fig .15 Ratchet 5.4 六槽槽轮机构设计 5.4.1 槽轮分类及材料选择 (1)分类 槽轮机构(又称马尔他机构)能把主动轴的匀速连续转动转换为从动轴的周期性间歇运动。常用于各种转位机构中。棘轮机构的基本型式分为外啮合、内啮合和球面槽轮叫三类。外啮合槽轮机构的主、从动件转向相反，槽轮的停歇时间转位时间长。内接槽轮机构则相反。球面槽轮的转位时间等于停歇时间。在此采用的是外啮合槽轮。 按槽的方位不同，槽轮机构可分为: 1.径向槽轮:它冲击小，制造简单，最为常用，槽轮的动停时间比取决于槽数Z; 2.非径向槽轮:在槽数不变的条件下，可以用不同的中心距与曲半径的组合来获得不同的动停时间比，但冲击较大。 (2)材料 槽轮工作部分的材料采用钢，经表面淬火硬度达;曲柄材料可用40CrHRC45~50轴承纲，经表面淬火硬度达(也可采用钢，经表面渗碳淬火硬度达HRC59~6320Cr )。槽轮机构一般不作强度校核。 HRC56~62 5.4.2 槽轮机构设计及尺寸计算 图 16 槽轮 Fig. 16 Slot wheel (1) 槽轮机构槽数和圆销数目K的选取: z 在外啮合槽轮机构中，为了避免槽轮开始转动和停止转动时发生冲击，应使拨盘 上的圆销在进槽和出槽时的瞬时速度方向沿着槽轮镜像槽的方向，经过计算得出一Z般去，因此取。根据表可以得出圆销数K=2。 4~8z,6 表4 圆销数目K与槽数z的对应关系 Table 4 Round pin number K and the slot number z corresponding relation 槽数 销数 Kz 3 1,5 4 1,3 5 1,3 ?6 1,2 (2) 槽轮机构的尺寸计算 2,2,,/3取槽数，圆销数，两圆销夹角， ，中心距z,6K,2,,180:2 2,,,,2,,2,/32,,,，圆销半径，，因为，所以所取条件可L,60mmr,5mm111行。 当槽轮停留时:转角，运动系数 2,,2,,2,,,/3,,t/t,2,/2,,2011210 ，，R,L，sin,,30mm 12 ，，R,L，cos,,52mm 2 ，，h,R,,,L,R,r槽轮槽深 ，所以，取。 h,27mmh,30mm22 d/2，h,Rd,44mm因槽底与槽轮轴孔之间有间隙 : 所以，则, 取222 d,30mm。 2 d1d,16mmd,15mm槽轮外径不碰到曲柄轴: 所以，则取。 ，R,L2122 6 其它机构原理 6.1 顶糖、接糖机构示意图 示意图见附图17。 6.2 抄纸和拨糖机构示意图 示意图见附图18。 抄纸机构相关尺寸的计算: 抄纸板的厚度:因为送糖转盘与机械手的间距为6mm，而抄纸板必须可以中间插入，所以其厚度不免受到一定的约束，取它的厚度为4.5 mm。 抄纸凸轮的要求: 要保证在抄纸完毕后，抄纸板不对顶糖机构和接糖机构发生干涉。所以凸轮要有 足够的偏心距，这对凸轮的尺寸提出了要求，取它两极端位置离轴心的距离分别为45mm，20mm，其偏心距为25mm，也就使得抄纸板的行程为25mm。 图17 顶糖、接糖机构 Fig.17 Sugar 、sugar unit 图 18 抄纸、拨糖机构 Fig.18 Writing, dial sugar institutions 图17的零件如下: 1 平面槽轮凸轮机构 2 圆柱凸轮机构 3 接糖杆 4 糖块 5 顶糖杆 图18的零件如下: 1 分配轴 2 接糖杆圆柱凸轮 3 抄纸凸轮 4 弹簧 5 抄纸板 6 钳糖机械手 7 拨糖杆 8 板凸轮 9 偏心轮 7 绘制粒状巧克力自动包装机的工作循环 循环图(见附图1)的说明:首先我们选定分配轴的转向方位为参考对象，其正常工作转速为120r/min。 其次来研究机械手、送糖盘转位、供纸机构、剪纸机构、抄纸机构、接糖机构、顶糖机构及?工位机械手闭合情况的关系: 1.当分配轴转位120?，此时机械手、送糖盘转位60?，在次期间供纸机构不断供纸，直至分配轴转位120?时停止供纸。它们直至下一循环又开始运动。在分配轴转位 110?左右接糖机构开始启动，它不断地向下运动。 2.在分配轴转位127?时，剪纸机构开始启动，凸轮带动连杆使剪纸刀头快速地向下切。紧接着顶糖机构开始启动，它慢慢地向上运动。 3.到分配轴转位160?时，接糖机构运动到其行程的最下端，也就是送糖盘的上表面，而此时顶糖机构也行径到送糖盘的下表面，所以此时的接糖机构与顶糖机构间距刚好为一粒巧克力糖的高度为12mm，随后它们就保持这样的间距作同步平移运动。 4.到分配轴转位170?剪纸机构运动极端位置，以实现剪纸功能，随后快速退回。到分配轴转位197?时，退至原位，直至下一循环分配轴转位127?时再开始启动。 5.在分配轴转位220?左右，?工位机械手开始闭合，直到分配轴转位240?时完全闭合，期间实现的是巧克力糖包装的折边功能。 6.到分配轴转位280?时，顶糖机构也运动到了机械的上表面，它与顶糖机构的间距始终是巧克力糖的高度为12mm。随后顶糖机构往回退(向下)，而接糖机构还是往上退，此时的巧克力糖已被机械手?工位机械手的闭合夹得死死的，不会掉下来。 7.到分配轴转位300?时，抄纸机构开始启动，它将实现对巧克力糖底边铝箔纸的包装。 8.到分配轴转位310?时，顶糖机构退至起始位置保持静止，直至下一循环分配轴转位130?左右又开始启动。 9.到分配轴转位350?时抄纸功能实现完毕，直到下一循环分配轴转位10?时重新开始启动。而此时接糖机构也退回到了起始位置，保持不动，直到下一循环的110?左右又开始。 最后来研究分配轴转位与机械手转位、拨糖机构及?工位机械手开合的关系: 1.当循环一开始，机械手刚开始旋转时，拨糖机构恰好离开机械手，慢慢退回，到分配轴转位60?的时候，拨糖机构回至原位，紧接着不作任何停顿又慢慢地向下呀，到分配轴转位120?时，拨糖机构又运动到了机械手的上方，而此时的机械手已转到位，静以待命。 0?左右?工位机械手开始张开，直到170?左右完全张开，而2.到分配轴转位14 此时的拨糖机构已慢慢地压入机械手，将糖慢慢地向下挤。 3.到分配轴转位240?时，拨糖装置到达行程的最下端，即在机械手装置的下表面左右，随后慢慢退回。 8 粒状巧克力糖果包装机执行机构形态矩阵 根据它的工作循环图及各个执行动作的要求，可以列出它的执行机构形态矩阵。在确定各执行机构可行的类型时，主要依据是机构手册、实际工作经验、结构简单等。 表5 执行机构形态矩阵 Table 5 Actuator configuration matrice 动作 执行机构的类型 机械手转位 槽轮机构 送糖盘转位 圆柱凸轮分度机构 送纸动作 滚轮机构 剪纸动作 平面凸轮机构 抄纸动作 平面凸轮机构 接糖动作 圆柱凸轮机构 顶糖动作 平面槽凸轮机构 拨糖动作 平面凸轮机构 机械手开合 固定平面凸轮机构 9 结论 经过三个多月的努力，此次粒状巧克力糖包装机的设计已经完成，本设计的机器 在理论上可以满足设计及生产的要求，包装后的巧克力糖无损伤。在证实方案的可行性之后，针对每个工位的任务设计了各自的功能机构，完成的主要的工作有: 1.对巧克力糖包装机功能进行了深入分析，制定了符合生产实际情况的加工工序和工艺路线，确定了包装机的各个组成部分。根据各个部分的功能的需求，对其基本机构进行了初步的分析。 2.设计了一种美观，结构紧凑、可以自由调节纸筒水平位置的供纸锯，特别是它的水平调节很有特色。 3.在本设计包装机中设计了精确的拉纸机构，纸张输送准确，结构紧凑，还可以根据合身高度自由调节。 使用Auto CAD设计软件对包装机系统的关键部分进行了绘图，准确地描述了元件和装配件的关键尺寸，对设计进行了检查和修改。确定各相关零件运动是否协调，解决了许多本需要在制造原型机后才能解决的问题。 本设计这是针对一个具体的巧克力糖的包装生产情况下应用的机器，今后需要进一步的研究。如:如何在不更换各功能部件，仅在适当调节的情况下能对不同的对象，不同的包装要求下实现包装。再比如:如何进一步提高系统运行的可靠性和协调性，使系统对故障具有一定的应变能力。随着生产的扩大化和效率化，如何使包装机更具有规模和生产效率，这需要更与先进的机械部件进行融合。这是未来的趋势。 参考文献 [1] 刘晓杰.食品加工机械与设备[M].高等教育出版社，2010. [2] 厉建国、赵涛.食品加工机械[M].成都.四川科学技术出版社出版，1984.130-152. [3] 许学勤.食品工厂机械与设备[M]. 北京.中国轻工业出版社，2008.138-142. [4] 马海乐.食品机械与设备[M]. 北京.中国农业出版社，2004.75-85. [5] 肖旭霖.食品机械与设备[M]. 北京.科学出版社，2006.75-8. [6] 中国农业机械化科学研究院.实用机械设计手册[M].北京.中国农业机械出版社，1984 [7] 谷文英.配合饲料工艺学[M].北京.中国轻工业出版社，1999. 88-92. [8] 沈再春.农产品加工机械与设备[M].北京.中国轻工业出版社，1993. 105-120. [9] 庞声海、饶应昌.饲料加工机械使用与维修[M].北京.中国农业出版社，2000. [10] 申永胜.机械原理教程[M].第1版.北京.清华大学出版社，1999. [11] 傅祥志.机械原理[M].第2版.武汉.华中科技大学出版社，2000. [12] 王三民、诸俊文.机械原理与设计[M].北京.机械工业出版社，2001. [13] 孙桓，陈作模.机械原理[M].第6版.北京.高等教育出版社，2001. [14] 李立斌.机械创新设计基础[M].北京.国防科技大学出版社，2002. [15] 周开勤.机械零件手册[M].第5版.北京.高等教育出版社，2001. [16] 邹慧君.机构系统设计[M].上海:上海科学技术出版社，1996. [17] M J French.Conceptual Design for Engineers( 3nd ed ) [M]. London: The Design Concil,1999. [18] 黄靖远，龚剑霞，贾延林. 机械设计学[M]. 机械产品的实用化设计. 机械工业出版社.2000(10) 94~97 [19] 濮良贵，纪名刚. 机械设计[M]. 高等教育出版社. 2001(10) [20] 陈秀宁，施高义. 机械设计课程设计[M]. 浙江大学出版社. 1995 [21] 哈尔滨工业大学，哈尔滨市教育局. 专用机床设计与制造[M]. 黑龙江人民出版社.1979 [22] 《机械设计手册》联合编写组. 机械设计手册(中册)[M]. 机械设计计算. 第二版. 化学工业出版社1982 致 谢 本次毕业设计在高英武老师的指导下按期完成，使我收获了很多，也是我人生第一次从事设计工作。在每次设计遇到问题时老师不辞辛苦地讲解才使得我的设计顺利的进行。大学培养我的和改变我的，从这次毕业设计中体现很多，学会了去独立思考问题，查阅相关文献，综合应用各种知识的能力。 从毕业设计到结束，高英武老师一丝不苟地对我进行指导，导师严谨的治学态度，开拓进取的精神和高度的责任心都将使学生受益终生。老师悉心的教诲、严谨的治学风格和渊博的学识，这是鞭策我不知疲倦探究问题的力量源泉;更要感谢老师的学术远见，拓展了我的视野和研究思路。老师的博学和人品，不仅在学业对我悉心引导，而且在生活、做人等方面也给予我很大的关心和悉心指导，这些都令我终身难忘，我将铭记在心。 谨以此论文献给所有关心和帮助过我的老师、亲人、同学和朋友们，我唯有在以后不断地努力进取，以学业和工作的继续求索来感谢培育我的母校和所有关心我的师长和亲朋好友～ 感谢老师和我的同学在大学生活中给予我的所有～