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盒装饼干商标纸裹包机总体方案及传动系统的设计,盒装,饼干,商标,包机,总体方案,传动系统,设计

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（2012届）本科毕业设计（论文）资料题 目 名 称： 盒装饼干商标纸裹包机总 体方案及传动系统的设计 学 院（部）： 机械工程学院 专 业： 机械工程及自动化 学 生 姓 名： 段春先 班 级： 机工082 学号 08405600240 指导教师姓名： 贺兵 职称 教授 最终评定成绩： 湖南工业大学教务处 2012届本科毕业设计（论文）资料第一部分 毕业论文（2012届）本科毕业设计（论文）题 目 名 称：盒装饼干商标纸裹包机总体 方案及传动系统的设计 学 院（部）： 机械工程学院 专 业： 机械工程及自动化专业 学 生 姓 名： 段春先 班 级：机工082 学号08405600240 指导教师姓名： 贺兵 职称 教授 最终评定成绩： 2012年 5 月 5 摘要包装机械在包装工业中的地位十分重要，对包装工业现代化具有举足轻重的地位，它可以提高生产率，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。随着科学技术的不断发展，各种食品不断出现，对食品包装技术和设备都提出了新的要求，本设计针对盒装饼干商标纸裹包机的总体方案和传动体统的设计，提出一种实用、简单和可靠的传动系统，在原有的基础上将速度、包装质量大大提高。出去复杂、多余的传动部件，将原有的传动系统简化，用单一电动机带动，私服电机控制送纸辊的动停时间和输送速度，从而提交传动效率，节约制造和生产成本。尽可能将执行部件集中在一起，从而减小机器的整体尺寸。近距离采用齿轮传动，远距离采用带轮和链轮传动。在机械结构方面，本文重点对托盒板机构和凸轮这两个重要部件进行研究和设计，使用Matlab软件分析设计凸轮轮廓形状；，由于大部分执行机构是间歇式的，所以在推板，热封机构等均采用凸轮控制，从而设计一台高效、低耗、低成本、高质量的小型自动商标纸裹包机，从而满足市场对包装设备的需求。关键词：包装机械 ，裹包机，传动，商标 ABSTRACTPackaging machinery in the packaging industry plays an important role in the packaging industry modernization, play a decisive role, it can enhance productivity, improve the production environment, reducing production costs, improve product quality, increase the added value of products, thereby enhancing the market competitiveness, to bring greater social and economic benefits.With the development of science and technology, all kinds of food to appear ceaselessly, the food packaging technology and equipment are put forward new requirements, the design for the box cookies trademark paper wrapping machine overall plan and the transmission system design, puts forward a practical, simple and reliable transmission system, in the original basis of speed, the quality of packaging greatly increase. Out complex, redundant transmission parts, the original transmission system is simplified, with a single motor drive, Sifu motor control feed roller stop time and conveyor speed, thereby submitting transmission efficiency, saves the manufacturing and production cost. As far as possible the execution unit together, thereby reducing the overall dimensions of the machine. Close by a gear, belt wheel and chain transmission distance using. In the mechanical structure, this paper focuses on the supporting box board mechanism and a cam are the two important parts of research and design, the use of Matlab software analysis and design of cam contour shape;, because most of the actuator is intermittent, so the push plate, hot sealing mechanism all adopt cam control, to design a high efficient, low consumption, low cost, high quality of small automatic trademark paper wrapping machine, so as to meet the market needs of the packaging equipment.Key words: packaging machine, binding machine, transmission, trademark 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 目录第一章 概述31.1裹包的重要意义31.2裹包机的发展历史31.3裹包设备的发展趋势41.4常见的裹包设备简介5第二章 总体方案的设计62.1功能与应用范围72.2工艺分析72.2.1 确定机器类型72.2.2 确定包装程序、工艺路线和工位数72.2.3对执行机构的运动要求92.3机构的选型92.3.1 商标纸的供送系统92.3.2饼干盒的整理与供送系统92.3.3 主传送系统112.3.4 裹包执行机构112.3.5 成品输出机构132.4确定工艺路线142.5编制工作循环图142.5.1裹包工序对执行机构的运动要求162.5.2执行构件的运动规律及动作配合172.6总体布局21第三章 传动系统的设计233.1传动方案的拟定233.1.1确定工序流程图233.1.2工序位置图233.2传动比与生产能力的计算243.2.1主传动系统的设计与计算253.2.2小带轮的传动路线的设计与计算283.3传动系统运动与动力参数的所计算28第四章 传动机构参数的设计与计算304.1槽轮相关参数的确定304.1.1 槽数的确定304.1.2 圆销数n的选择304.1.3槽轮的选用304.1.4 计算几何尺寸314.2 V带传动的设计及参数选择324.2.1确定计算功率（KW）324.2.2选择带型324.2.3确定带轮基准直径324.2.4确定窄V带的基准长度和传动中心距324.2.5验证主动轮上的包角a1334.2.6计算窄V带的根数Z334.2.7 计算V带的初拉力的最小值334.2.8确定V带带轮中心孔和宽度334.3链轮的设计与计算344.3.1齿数Z=25的链轮的设计与计算344.3.2齿数Z=50的链轮的基本尺寸的计算364.4直齿轮的设计与计算374.4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数374.4.2初步设计齿轮主要尺寸374.5轴的相关参数的设计与计算424.5.1 轴3的设计与计算424.5.2 轴5的设计与计算474.5.3 其余轴的结构设计49第五章 典型执行机构托盒板的设计505.1概述505.2设计理论505.2.1 确定驱动方案505.2.2 确定基本参数515.2.3 求固定凸轮理论轮廓线535.2.4 检查压力角535.3总体尺寸的选取与计算545.3.1 选取的值545.3.2计算值555.3.3 理论轮廓线的计算575.3.4 压力角的校核57结论59参考文献60致 谢61附录62 第一章 概述 1.1裹包的重要意义包装对于饼干之类的规则块状食品，不仅有保证食品质量、便于携带和运输的作用，而且是一种美化宣传手段，可以增加花色品种，改善产品质量，提高生产效率，加速产品不断更新，增强市场竞争力。商标纸裹包机是专门用于产品最外层商标纸裹包的专用自动化机械，设备的自动化先进程度，将直接影响产品的质量，企业的产量，销量以及信誉等。1.2裹包机的发展历史 在世界范围内，包装工业的发展历史比较短，科学技术发达的欧美各国是在20世纪初起步的，直至50年代才大为加快。从包装机械诞生之日起包装机械大体上经历了以下几个阶段：简单机械化，初级自动化，自动包装生产线，电脑控制的高度自动化生产线。20世纪40年代中期，在食品、火柴、卷烟等行业最先使用包装机械进行产品包装，美国的饼干包装被称为现代包装的先驱。20世纪50年代，在包装机上采用了光电管，电气开关，实现了包装机械的初级自动化。20世纪60年代，在包装机上采用了各种新型电子元器件组成的控制系统，并采用机械、电气、液压、气动等综合技术，出现了专用的自动包装生产线。20世纪70年代，由于采用电子计算机对包装机进行控制，进一步提高了单机和自动线的自动化水平。80年代至今，将微机、机械手（人）更多地应用于供送、检测和管理等方面，使包装机趋于更高速、全自动、智能化及向柔性自动包装线过渡。特别是计算机技术的成熟应用，使控制技术所考虑的已经不是控制设备的某个动作或某个部分的运行，而是把整台设备、整条生产线甚至整个工段作为一个系统来处理。以计算机技术为主，并辅之其他的先进技术，可使系统实现智能化。大量的高新技术不断出现，如：微电子技术，激光技术，超声波技术以及光电纤维等，从而使包装生产线进入柔性制造，智能制造等行业。我国包装机械工业发张相当缓慢，并没有形成自己的包装机械工业体系，我国最早的包装机为1956年上海烟草机械厂生产的卷烟小包装机，20世纪60年代，我国生产了果酒，啤酒灌装机；70年代末逐渐形成了真空包装机，捆扎机，糖果包装机，基本的裹包机（缠绕机）等。20世纪80年代后，国民经济迅速发展，人民生活水平提高，对产品的包装要求也越来越高，从而大大促进了我国包装工业大发展。在食品包装机械方面，无论是裹包机、灌装机、袋装机还是封口机等都在大力发展，技术不断创新，新型包装机械不断诞生，投入成本减少，收益不断增加，竞争力也不断提高。 为加快包装机械工业的快速发展，我国先后成立了一些管理机构和行业组织，1980年12月，成立了中国包装技术协会，1989年成立了中国食品和包装机械工业协会，从而促进了我国食品包装机械又快又好的发展。1.3裹包设备的发展趋势近年来，盒装饼干商标纸裹包设备的发展主要呈以下的趋势：1.3.1 引进、消化、吸收国外先进技术建立一批食品包装机械骨干企业，包括个别中外合资企业，这是缩短我国包装机械技术水平与世界先进水平差距的有效途径，可满足大型包装生产线以及高精度、高自动化的单机或机组生产需求。1.3.2 注重产品质量和高速化方向发展提高商标纸裹包机机的速度，相应的对包装材料，包装容器的要求也提高了，同时还要满足机器的寿命，嘈声，工作稳定的要求，通过系统的优化设计，把技术的先进性，可行性与经济合理性有机结合，从而实现裹包机向高速化发展。 1.3.3 发展新品种大力开发用于不同形状的物料，不同重量的系列包装设备，开发各种配套辅助设备，如饼干盒整理分送装置，以扩大主机功能，使之向多功能化，高速化，自动化、智能化发展。1.3.4 更加注重食品卫生 在食品包装机械中凡是与食品相互接触的部位均用不锈钢制造，或进行表面处理，食品包装机要便于清洗。同时研制与食品工艺相适应的各种相关辅助设备，饼干包装机中的饼干整理机构，供送机构，夹持机构等。选用既合乎包装技术要求又最经济的技术材料等。 1.3.5 广泛运用电子计算机 例如：可以利用电子计算机控制商标纸的切割精度，用可编程控制器控制压合板与托合板的配合精度，以及推头的速度，行程的调整，使之使用于不同尺寸、不同物料的多功能自动包装机，使一机多用化，同时也提高了包装质量与精度。在每一个工步中采用电子计算机打印，记录并进行故障调整等。1.3.6 机器传动最大限度优化调整传动与执行机构各部件之间的配合，使之受力均匀，不致产生突变，造成机器损坏，造成重大经济损失，调整商标纸的松紧程度，使受力均衡，不致拉断或损坏商标纸。1.3.7 包装生产线向无人化和柔性自动化过渡在包装生产线中更多的引入微机、智能机器人等先进技术，用于包装生产线中物料供送的控制，产品质量检测，故障诊断和管理等方面使包装生产线向柔性自动化和”无人化“自动包装车间、工厂过渡。从而使裹包机和包装生产线的生产效率更高，成本更低，包装的产品质量更稳定。1.4常见的裹包设备简介现代类似于盒装饼干商标裹包机的机器有如下几种：1.4.1 条盒透明纸裹包机 该机为全自动包装机，包装材质采用卷筒式联系供送，被包装物品由输送带联系供送，它在条盒表面裹包一层透明纸以增加包装装潢质量和提高产品的包干、保湿能力，此类机械以香烟裹包机为代表。条盒输送机构主要由通道墙板、皮带、条盒支撑板、螺杆、主动和被动辊组成。透明纸输送机构主要由切刀、拉纸辊、纸滚轴和传动机构等组成。1.4.2 香皂自动包装机 香皂自动包装机采用单片纸张，对香皂进行折叠裹包，该机采用机械式无极调速。生产能力可以达到90-260快/分钟7。本机主要采用摩擦轮供纸棍完成纸片供送。利用棘轮机构驱动输送带运送香皂，用曲柄滑块机构驱动顶皂装置。1.4.3 糖果如口香糖和巧克力片包装机 片状规则的物料，由凸轮控制工作运动的折叠机构，固定折叠器具等部件组成，根据裹包包装的折叠工艺程序，一般设计成直线行进式或转盘回转式结构，使结构简单，紧凑，工作可靠。 第2章 总体方案的设计 2.1功能与应用范围 用途：对盒装饼干进行商标纸的裹包。 饼干盒规格：饼干盒为长方体，规格为长宽高=20013540mm 商标纸规格：商标纸为蜡纸或玻璃纸，采用折叠式裹包。商标纸规格为长宽=390280mm 裹包方式：折叠式裹包。 设计要求：对当今现有的盒装饼干商标纸裹包机更新换代，在生产率、可靠性、使用寿命、包装质量和嘈声等方面都应有明显的改善。 2.2工艺分析 2.2.1 确定机器类型（1）工位对盒装饼干商标纸裹包量较大，生产率高，由于饼干盒规格的限制，基本为折叠式裹包动作，选用多工位裹包机。（2）运动形式裹包机的运动形式有间歇运动和连续运动两种类型。盒装饼干从一个工位转到另一个工位，主要的包装操作都是在物品静止时完成，故本设计采用间歇运动多工位包装机。2.2.2 确定包装程序、工艺路线和工位数 （1）包装程序首先将饼干盒推送到预定位置，然后将商标纸送至饼干盒底部，最后通过折叠机构将商标纸折叠裹包于饼干盒外侧送出。 （2）工艺路线间歇运动多工位折叠式商标纸裹包机的工艺路线有直线型、阶梯型、圆弧型、组合型等 本机选用阶梯型工艺路线，这样能使机器构造紧凑、结构简单，同时传动系统效率高，这样生产率也就高。对于阶梯型工艺路线商标纸和饼干盒的工艺路线也有多种方案可以选择，如图2-1所图2-1工艺方案类型示，图2-1中商标纸为竖直方向运送，（b）图商标纸水平覆盖于饼干盒之上，两种包装方式不同但最终结果都是一样，图中均是由推杆推动饼干盒的方式裹包，同时也可以拉动商标纸主动包裹饼干盒，由于饼干盒有一定硬度，推动饼干盒包装的方式商标纸易撕坏，反之则容易被撕坏，同时拉商标纸的机构更加复杂。在（a）图和（b）图中可以看出（b）图结构更加紧凑，所以选择（b）图所示的工艺方案。(3)工位数在图2-1 a的工艺路线中为了减少工位数可将饼干盒测面的折叠和封合合并为一个工位，同时也可以将和上下底面侧面的折叠合并，但由于合并后在一个工位上需要做的动作增加，效率就会降低，为了提高效率可以将工位数分配如下：工位半成品饼干盒输入工位商标纸折叠裹包饼干盒上下两面工位侧面折叠和封合工位折叠和封合两端面工位成品饼干盒输出 图2-2工艺流程图2.2.3对执行机构的运动要求 由图2-2所示，对执行机构的运动要求，可分为如下几个部分进行说明。 （1） 商标纸的供送 为了将商标纸连续等速的供送到 工位1和2之间，并将其定长切断，需要在其间配置一对等速转动的送纸棍和切纸刀，在本设计中，商标纸是固定尺寸的，如果当尺寸改变时，需要更换送纸部件。 （2） 饼干盒的整理与供送 为了将饼干盒整理成并列供送到工位1，需要配置整理与推送的机构，运动方式会有所选的机构类型有关。 （3）主传送机构 在工位3与工位4之间，要完成折纸与推送的动作，可以将其定性为在带链上安放推板，然后在槽轮机构的驱动下做间歇转位，将饼干盒和商标纸由工位3送至工位4，在其间完成两端面的折纸与封合，最后输出。 （4）裹包执行机构 在工位1至工位2的折纸过程中，为简化机构和加快速度，可以利用推送机构向右推送的 过程中，并在饼干盒上下设置两块固定折纸板，将商标纸包裹于饼干盒上下端面转至工位2。在工位2与工位3之间完成侧面折纸与封合动作，在此过程中利用托盒板与压盒板在凸轮机构的驱动下做垂直方向的往复运动，同时做侧面折纸的折纸板也在凸轮机构的驱动下完成动作。在工位4完成端面折纸与封合，依旧利用凸轮机构完成动作。2.3机构的选型2.3.1 商标纸的供送系统为了操作方便，方便添加商标纸，可以将商标纸的纸架设置在机器的上方，再用送纸辊向水平方向牵引。 2.3.2饼干盒的整理与供送系统 在众多的块体恭送装置中，常用的恭送装置有链带式恭送装置、推板式恭送装置、动梁式恭送装置等。图2-3为链带式恭送装置，主要用于较大的块状物品和成型容器的连续或间歇供送，对于被供送对象直接同工作台接触，应要求它要有适宜的耐磨性。在移动过程中必须借助固定导轨或台面，待推头移至前进终点时，使其脱离约束而绕上链销轴偏转滑下，以免碰伤物件。 1-台面板 2-栏板 3-料库活门 4-输送链推头 5-主动链轮 图2-3图2-4所示为水平步进推料装置，由双曲柄滑块及凸轮导杆组成。各推板2的运动轨迹完全相同，最前边一个还有执行机构裹包的作用。所不同的是增加了推板的串联数量，足以适当延长供送装置，但结构过于复杂，有可能加剧震动和嘈声，因此步进级数不能过多。而动梁式供送装置主要用来供送圆柱式的物块。基本构造如图2-5所示。由以上3种机构比较得出采用水平步进推料装置对本设计较为合理。 1-送纸辊 2-推板 3-料库活门 4-板式槽凸轮 5-内导杆 6、7-滑块 8-双导杆 9-支座 10双曲柄滑块 图2-4 1-料槽 2-主动双曲柄 3-定梁 4-动梁 图2-5 2.3.3 主传送系统 主传送系统是多工位包装机的基本组成部分，主要用来将被包装物品和包装材料从一个工位传到另一个工位，以完成一系列的包装作业。从结构上来看，传送系统有的是单一功能的装置，有的则是由某些机构与装置组合而成的多功能系统。本设计中，主要是实现多功能的机构，但都不是很复杂，主要将饼干盒由一个工位传到另一个工位，完成裹包动作。由于要实现间歇动作，采用槽轮机构来实现。为了在传动中饼干盒的定位，需要利用固定挡板来实现，为了不影响机构之间的冲突，则推板和传送链带分开，但还是利用同一根轴来传动。 2.3.4 裹包执行机构 在完成一个饼干盒的裹包过程中需要几道工序才能完成裹包，完成一整套的裹包动作需要如下几个动作：U型折叠、左端面折叠、右端面折叠、前后端面折角、前后端面折叠、上端面热封，前后端面热封7个动作，为完成每个动作需要选取机构（1）U型折叠在U型折叠的过程中可以采用固定的折叠器，同时利用推盒板推动，但同时为了在推动过程中防止推偏，则还要有托盒板共同作用，才能完成U型折叠的动作。托盒板与压盒板均采用固定凸轮与连杆组合机构，机构简图2-6所示。 1-推料杆 2-顶料杆 3-导轨 4-固定槽凸轮 5-支座 6-滚子 7-导轨 图2-6（2）左端面折叠此机构必须实现两个动作，第一将左端面商标纸折叠，第二，完成折叠后需要和主传送链带同步向前进一段距离，但总体的运动时平动，只需要实现前进、后退的动作即可，实现这样的动作的机构很多，但选取机构的同时需要考虑机构的简单、高效、便于设计等多方面考虑，最终选定的机构如下图2-7 1-执行机构 2-从动杆 3-主动凸轮 图2-7 （3）右端面折叠 饼干盒在主传送链带上同步向前进时，可以再主传送链带上方固定一固定折叠器，在向前移动的过程中完成折叠动作。（4）上端面热封热封的过程需要在主传送链带停止的过程中完成，热封时间极短，而且是在右端面折叠完成后立马热封，所以热封器将紧挨着右端面折叠器，同时需要实现上下的动作，而且在最下端实现短暂停留，因此选用凸轮机构较为合适。 （5）前后端面折角折角动作主要是为前后端面折叠热封做准备，为了做到机构简化、精简，所以将折角器安装在左端面折叠版上，在向右推送的过程中完成折角。（6）前后端面折纸前后端面折纸的动作采用固定折叠器，安装在主传送链上，在饼干盒向前推送的过程中直接完成。 （7）前后端面热封 同理，热封需要在前后端面这点完成后立马热封，热封机构采用机械手形状的机构，同时利用凸轮机构带动。 2.3.5 成品输出机构 成品输出机构就是主传送链，完成各动作后直接输出。 2.4确定工艺路线在对方案分析和所有执行机构的确定之后，选定工艺方案为阶梯型裹包路线。根据工艺方案有如下两个工艺路线。如图2-81-输入机构 2-商标纸 3-送纸辊 4-切纸板 5-固定折叠器 6-主传送链 7-推板 8-弹性挡板 9-托盒板 10-压合板 11-摆动板 图2-8工艺路线一从右往左进行裹包，饼干盒推送机构（输入机构）将饼干盒送入，同时左端送纸辊送纸，到达一定长度切断，然后托盒板将饼干盒向上推送，同时压盒板也一同作用，将商标纸折叠成U型，摆动板向上摆动90度，将饼干盒托住，右端的弹性挡板将饼干盒夹紧，推板向左运动，折叠右端面，随后经过主传送链进行左端面折叠 热封。最后经过前后端面折叠热封，送出。工艺路线二则从左端向右端传送进行裹包，首先，饼干盒经过整理器进入输送链，同时送纸辊将纸向左端送出，到达一定长度切断，然后托盒板与压盒板将饼干盒连同包装纸向下输送，商标纸折叠成U型，推同时左端的推板机构向右运动，将商标纸左端折叠，同时与主传送链向右运动，在主传送链上进行折叠，热封等动作，最后输出。两方案相比，各有各的优点，方案一，传送紧凑，适合现代向高精度，高质量的包装方向进发，但机构之间干涉较多，在托盒板下降的过程中，底面热封板进行热封，两者之间干涉较为严重，同时传动机构也比较复杂，方案二中传动相对较为简单，所用机构比方案一少，同时机构之间干涉较少，可以通过设计避开干涉。但包装质量相对方案一差，但能满足小型中小厂家要求，所以选择方案二较为合适。 2.5编制工作循环图 图2-9为其压盒工位示意图，图中标示了下列执行机构1-饼干盒 2-压盒板 3-切纸刀 4-送纸辊 5-商标纸 6-折纸板 7-推板 8-托盒板 9-链带 10-供送链带 11-推头 图2-9被包装物品（饼干盒）供送系统：由人工将饼干盒1放在供送通道上，装有推头11的供送链带10做等速运动，将盒逐个送至工位1. 包装材料（卷筒商标纸）供送系统：一对送纸辊作相向等速转动，当上下辊压紧时将商标纸送至工位，待纸上的商标 图案到达预定位置时，借自动控制装置立即提起上辊而停止送纸，然后由切纸刀将纸切断。 主传动系统：主传送链带及其上的推板由槽轮机构驱动作间歇转位，将盒和纸由工位逐次向前推移，最后输出机外。 裹包执行机构：托盒板和压盒板用凸轮机构驱动作垂直方向的往复运动，以便将盒和纸夹持住由工位将至工位。折纸板也由凸轮机构驱动沿水平方向作水平往复运动，完成腹部折纸和两端折纸工作。同时，还有固定折纸板，热封器，支撑板等机构。 2.5.1裹包工序对执行机构的运动要求 饼干盒规格 长宽高=20013540 mm 商标纸规格 长宽=390280 mm （1）执行机构的动作配合 托盒板与主传送链带 链带每作一次间歇运动将前进190.5mm，而托盒板的宽度为80mm，所以只有当推板前进110mm时托盒板由最低位置开始上升，才能使托盒板与推板不会干涉，而且最大限度地增加了运动时间的重叠。 托盒板与折纸板 折纸板的行程为135mm，当它完成折纸后自右向左退回110mm时，托盒板最多只能上升40mm，否则两者会发生干涉。 托盒板、饼干盒及商标纸 当托盒板上升118mm时，商标纸应供送完毕，当托盒板上升130mm到达最高位置时，饼干盒应供送到工位。 托盒板和压盒板 托盒板升至最高位置后立即开始下降，压盒板应与托盒板同步下降，从而将饼干盒与商标纸夹持住由工位送至工位。 压盒板与折纸板 压盒板将饼干盒送至最低位置后立即回升，同时折纸板向右开始折纸。 折纸板与主传送链带 当折纸板向右折纸50mm时，主传送链带开始运动。此后，折纸板与饼干盒同步前进85mm，即到达右边折纸板处，然后向左退回。 压盒板、饼干盒及商标纸 压盒板上升85mm时，商标纸只能供送125mm；压盒板升到最高位置时，饼干盒供送到离压盒板5mm处，否则饼干盒与压盒板会干涉。 根据以上分析，在压盒板上升78mm至托盒板上升118mm的时间内，商标纸必须供送390125=265mm；在压盒板上升到最高位置至托盒板上升到最高位置的期间内，饼干盒的供送距离为20025=175mm。 （2）执行构件的行程时间与速度 对于各个包装操作的工艺时间及许用速度、加速度等还缺少确切数据。根据多年来的实践经验，一般认为这种间歇送纸的许用速度为0.5m/s，而执行构件的平均运送速度可达0.450.5m/s；如果过渡偏高，机器工作就不够稳定，容易出故障，包装质量也会下降。现可以参照一些经验数据来确定执行构件的运动速度和时间：送纸：间歇送纸，取送盒速度为0.5m/s，则纸前进390mm需0.39/0.5=0.78s；同理，前进265mm，需0.53s。送盒：匀速送盒，取送盒速度为0.5m/s。则盒前进175mm，需0.175/0.5=0.35s。主传送链带：间歇运动，取运动平均速度为0.5m/s，则前进190.5mm需0.381s。托盒板：作单停留往复运动（在最低位置停留），行程130mm。取升程和降程都作余弦加速运动，运动平均速度都为0.45m/s，则升程和降程各需0.13/0.45=0.29s。压盒板：作单停留往复运动（在最高位置停留），行程130mm。取升程和降程都作余弦加速运动，运动平均速度都为0.45m/s，则升程和降程各需0.13/0.45=0.29s。折纸板：作作单停留往复运动（在极左位置停留），行程135mm。向右运动分为两个阶段：先前进50mm折纸，取为余弦加速运动，运动平均速度为0.5m/s，则需0.05/0.5=0.1s；然后再与盒同步前进85mm，因驱动主传送链带作间歇运动的槽轮机构的槽数而定，向左回程作余弦加速运动，平均速度为0.5m/s，需0.135/0.5=0.27s。 2.5.2执行构件的运动规律及动作配合采用方框图所示的形式来安排执行构件的动作时间及相互间的配合关系，如图 图2-10 动作配合方框图（行程单位为mm）2-10所示。 （1）托盒板、压盒板、折纸板与主传送链带 以主传送链带的起动瞬间为运动周期的起始点，画出其方框图，如图2-10所示： 按前述动作要求配合要求，主传送链带前进110mm时，托盒板开始上升。因驱动主传动链带的槽轮机构的槽数未定，尚无法计算主传送链带前进110mm所需的时间，只好凭其与主传送链带的总行程和总行程时间的比例关系，初步拟定托盒板在0.31s时开始上升，待槽轮机构的槽数确定后再做检验。 故，可画出托盒板与压盒板的升、降程运动方框图，如图2-10所示。 折纸板应在0.89s时开始向右折纸，前进50mm的时刻为0.99s，此时主传送链带又开始运动，然后进入下一个运动周期。折纸板在其余时间内的运动暂时不能确定。 于是，由以上四个执行构件的动作配合关系，求得运动循环周期为0.99s。 （2）送纸与切纸 由前面的分析得知，当压盒板上升78mm时，已送纸125mm；还有，265mm长的纸有待于在托盒板上升118mm前完成，需0.53s。下面，根据图3.3的动作配合关系，检验它们能否满足送纸要求。 因为托盒板和压盒板的升、降程都作余弦加速运动，则它们的运动时间t与位移s的关系，写成通式为 T= （2.1）式中，为总行程及其所需要的时间。从而可算得压盒板上升78mm需 =0.164s而此时此刻为（0.89+0.164）-0.99=0.064s。同理，算得托盒板上升118mm需0.233s，此时刻为0.31+0.233=0.543s。 故知，从压盒板上升78mm至托盒板上升118mm的时候间隔为0.543-0.064=0.479s，这事不能满足送纸265mm需时0.53s的要求的。为此，必须重新调整安排图3.3所示的动作配合关系，而将托盒板的上升时刻延迟0.53-0.479=0.051s，即在0.31+0.051=0.361s时托盒板开始上升。相应的，压盒板和折纸板的动作也都要顺延0.051s。这样以来，就将原来图3.3所示的四个执行构件的动作配合关系，修改为图2-11所示的动作配合关系，而运动循环周期也由原来的0.99s变为0.99+0.051=1.041s。 图2-11 动作方框配合图这样，送纸应在0.861+0.233=0.594s时结束；根据送纸890mm需时0.78s的要求，应在（0.594-0.78）+1.041=0.855s时开始送纸。而切纸应在0.5940.855s的期间内完成。 （3）送盒 压盒板升到最高位置至托盒板升到最高位置的时间间隔为0.651-0.19=0.461s，在此期间送盒175mm，工艺要求为0.35s，时间有余，故可将送盒速度减慢到0.175/0.461=0.877m/s。 （4）主传送链带 设主传送链带每一运动周期的运动和停留时间各为，则相应的动停比 因此，驱动它作间歇运动的槽轮机构应为外接型，槽数为 （2.2） Z应取整数，取z=8，则 即主传送链带的实际运动规律为：在00.39s的时间内前进190.5mm，而在0.391.041s的时间内停留。 主传送链带运动时间t与其位移s的关系式推导得： （2.3） 式中： 主传送链带间歇转位时的行程； 主传送链带间歇转位时的运动时间； t与主传送链带位移量s相应的运动时间； z驱动主传送链带作间歇运动的槽轮机构的槽数；用式（2.3）算得主传送链带位移量为85、110mm所需的时间分别为0.184、0.211s。相当于，主传送链带在0.211s时已前进110mm，而托盒板在0.361s时才开始上升，两者不会发生发生干涉。注意：从不发生干涉要求出发。托盒板在0.211s时就可上升。但为了满足送纸时间要求，托盒板必须在0.361s时才能开始上升。 另一方面，主传送链带在0.184s时前进了85mm，此时，折纸板应运动到板左位置。然后，折纸板向右退回135mm，需0.27s，即在0.184+0.27=0.454s时折纸板退到极左位置如图2-11.最后，尚须检验托盒板与折纸板是否会发生干涉，由式（2.1）算得托盒板上升40mm需时0.109s，即在0.361+0.109=0.47s时刻托盒板上升40mm，而此时折纸板已退至极左位置，两者不会发生干涉。至此，基本完成了有关执行部件的运动规律和动作配合的拟定，如图2-11。（5）绘制工作循环图工作循环图虽是一种形式，需将其改画成直线形式，如图2-12所示： 图2-12 饼干盒裹包机的工作循环图 2.6总体布局 总体布局图如下图2-13所示。在选定所有机构和确定工艺路线之后 总体布局可以大体上标示出来 ，由于总体布局图中，零件 机构比较多 在此只画出机器大体形状，有了一个基本的雏形。 图2-13 总体布局图 第三章、传动系统的设计 3.1传动方案的拟定 3.1.1确定工序流程图在饼干盒的整个包装过程中，需要输送、送纸、折纸、封合、输出等动作，而且每个动作都需要执行机构之间的相互配合。设计的工艺流程图如图3-1。 图3-1 工艺流程图输入 牵引 U型折叠 左端面折叠 右端面折叠 顶面热封 左右端面折叠 端面热封 输出 为完成以上工序需要用到的机构有输送带、送纸辊、固定折叠器、托盒板、压盒板、折叠版、热封板、拨轮机构等。 3.1.2工序位置图 由工艺流程图可以画出工序位置图。工序位置图如下图3-2所示。 图3-2 工序位置图 由总体方案设计部分的参数可以推倒工序位置图中每个参数的大小为： 送纸：（间歇运动） 送盒：（间歇运动) U型折叠：（间歇运动） 主传送： 折叠板：（前进50mm） (前进85mm) (快速后退) 3.2传动比与生产能力的计算 图3-3为饼干盒裹包机的传动路线图 图3-3 传动路线图设计中为合理确定该传动系统的传动比和生产能力，进而给整个传动装置选型和分配齿数，应按照传动要求对有关传动链进行必要的分析计算。以下用到的各符号的含义如下：n-电动机或终端传动轴的转数；D,d-带轮的计算直径Z-齿轮牙数 -链轮牙数i-传动链的单级传动比或总传动比-减速器的传动比依次列出各传动链传动比的关系式如下：已知最终转数：总传动比;3.2.1主传动系统的设计与计算电机至减速器的传动比 （3.1）减速器至轴3的传动比 （3.2）输入辊 （3.3）式中均为链轮齿数，其余为齿轮齿数折叠版凸轮 （3.4）托盒板 （3.5）压盒板与托盒板公式相同。主传送链轮 （3.6）顶面和底面热封凸轮 （3.7）动刀凸轮 （3.8）小皮带轮 (3.9)送纸辊 （3.10）从传动路线图可以看出由式（3.3），（3.4），（3.5），（3.6）（3.7），（3.8）得： （3.11）由式（3.11）列出如下等式：消去 （3.12）则有 （3.13） （3.14） 以上两式中均为链轮齿数。由于链节齿数通常为偶数，为使链条和链轮磨损均匀，常取链轮齿数为基数4，并竟可能与链节数互质，优先选用的链轮齿数系列有：17、19、21、23、25、38、57、76、95和114.由式（3.13），取同时，为了设计与计算以及互换、维修等方便，同时还要考虑各零件之间是否会发生干涉的问题，在式（3.14）中取，带入式（3.14）式化简得从制造齿轮的角度考虑，为避免不发生根切现象，则最小齿数必须大于等于17。取，由式（3.1）和（3.2）得如下关系式： （3.15）式中：1。取 带入式（3.15） （3.16）为减速器的传动比，因为传动比并不高，可以采用箱体减速器，在此可以初选箱体减速器的传动比，同时取。带入式（3-16）计算得取3.2.2小带轮的传动路线的设计与计算小带轮的作用，主要是为了防止送纸辊输送过来的商标纸堵塞，对饼干盒的裹包造成影响，因此必须设计小带轮，如果小带轮转速过高，可能会将商标纸送出预定位置，如果太低，反而会阻止商标纸前进，所以速度与送纸辊的速度大小相等为宜。由于送纸辊的平均转速为62.46r/min。所以链轮。3.3传动系统运动与动力参数的所计算 由传动系统设计部分得知个个环节传动比如下： 查文献6, 18得各各环节的传动效率如下： V带传动效率 ； 滑动轴承的传动效率 ； 滚动轴承的效率 ；联轴器的传动效率 ；减速器的传动效率 （由机械设计减速器的设计计算得出）；齿轮的传动效率 （7级精度）；链轮的传动效率 ；则传动系统各轴的转速、功率、和转矩如下 1）电动机轴 n=n=910（r/min）；P=P=0.75kW。（输出功率）T=9550=9550=7.87Nm2） V带大带轮轴 3 ）轴2 4） 轴3 5） 轴4 在轴3上安装的两曲柄，由于并不需要多大的力取推动饼干盒，所以传到两曲柄上的功率主要消耗在克服部件重力运动，消耗功率为总功率的15%，两条链轮消耗的功率均为剩下功率的50%，所以轴4的转速，功率，转矩如下： 6） 轴5 第四章 传动机构参数的设计与计算 4.1槽轮相关参数的确定 4.1.1 槽数的确定 由于八工位要实现每次45较的间歇转动，所以，槽数设为z=8。4.1.2 圆销数n的选择在实际工作中，我们所要达到的运动效果为在八工位盘停止转动的时间内完成折叠，同时与主传动链共同前进的动作。因此，应使停止的时间小于转动时间。即保证k0.5，但不应太短。若拨盘上均布n个销，则一周内槽轮被拨n次，运动系数是单销的n倍。k=n（1/2-1/z）1n2z/(z-2)因为z已等于8，可得n=1或2。当n=1时，k=1/2-1/z =1/2-1/8=3/8当n=2时，k=23/8=3/4当n=3时，k=9/8出于产品的实际考虑，和总体方案设计所考虑的方案选n=14.1.3槽轮的选用选用比较广泛的外槽轮。 参考机械设计手册公式，有如下角速度与角加速度的公式。/=（cos-）/（1-2cos+）/=（-1）sin/（1-2cos+） （4.1）代入求得最大值=(1-)/(1-2+)=/1- （4.2）=R/L =(-1) sin/(1-2cos+）。 （4.3）参考文献4,242得当Z=8时， ； 4.1.4 计算几何尺寸如下图所示（图4-1）；（数据以拨盘半径为基准） 槽数Z 按工位要求选定为8。 中心距 按结构情况确定=100mm。 圆销半径r 按结构情况确定r=12mm。 槽轮每次转位时主动件的转角22=180（1-2/z)=135 槽间角2 2= 360/z=40 主动件圆销中心半径R1 R1=sin=23.01mm R1与的比值 槽轮外圆半径R2=85mm 槽轮槽深h 取h=54mm。 运动系数k (n=1,n为圆销数） 槽轮机构简图如图4-1所示。 图4-1 槽轮机构简图 4.2 V带传动的设计及参数选择 4.2.1确定计算功率（KW） 查文献4,156得工作情况系数1.1 =P=1.1*0.750.825KW 4.2.2选择带型 由于0.825KW，小带轮转速1000r/min，确定选用A型。 4.2.3确定带轮基准直径 在传动系统计算部分已经计算得 查表取主动轮基准直径125mm，由于最终转速为435.41r/min，根据公式i=910/435.41=2.09，从动轮基准直径为250mm。此时传动比明显比预计的传动比小，将0.09的传动比加在减速器上，则减速器的传动比； 验证带的速度 在此速度下带的速度之间，带的速度合适。 4.2.4确定窄V带的基准长度和传动中心距 根据0.7（D1+D2）2（D1+D2），初步确定中心距=550mm。 根据公式计算带所需的基准长度： （4.4） 查文献4,146选取带的基准长度=1250mm 计算实际中心距 （4.5） 中心距可调范围： 4.2.5验证主动轮上的包角a1 （4.6） 主动轮上的包角合适。 4.2.6计算窄V带的根数Z （1）计算当根V带的额定功率 由；查文献4,152得。 根据和Z型带 查文献4,153得 由于包角为166.32 ，查文献4,155包角修正系数 长度系数，则 （2）计算V带的根数 取整Z=1 4.2.7 计算V带的初拉力的最小值 查表的Z型带的单位长度质量，所以 （4.7）应使带的实际初拉力 4.2.8确定V带带轮中心孔和宽度 带轮设计图如下图所示（图4-2） 图4-2 带轮机构简图 4.3链轮的设计与计算 4.3.1齿数Z=25的链轮的设计与计算 已知； ； 电动机功率 主传动链转数 传动比：，其中采用平行布置 其余因为中心距不是平行的则采用有张紧装置的设计。 现在这对链轮进行设计与计算 （1）确定计算功率 查文献4,178得工况系数；齿数系数；单排链，则计算功率为 （2）选择链条型号和节距 根据 查文献4,176可选用12A-1系列链条 ，则确定节距 （3）计算链节数和中心距 初选中心距，取中心距相应的链长节数为 （4.8）取链长节数节。 查文献4,180中心距计算系数。则传动链的最大中心距为 （4）计算链数v,确定润滑方式 由链数v和链号12A-1 查相关数据可以采用定期人工润滑即可。 （5）计算压轴力 有效圆周力为：轮系水平布置的压轴力系数 ，则压轴力为 对于其余有张紧装置的链传动传动比i ，中心距a 均可以随意选择 在传动系统部分可知传动比i=1,中心距可以根据总体尺寸设计进行设计。 （6）基本参数的计算 链轮分度圆直径 齿顶圆直径 其中为滚子直径，查表的。 齿跟圆直径 齿高 最大轴凸缘直径 126.5mm其中为内链板高度， 查表得。 链轮宽度 4.3.2齿数Z=50的链轮的基本尺寸的计算 （1）链轮分度圆直径 （2）齿顶圆直径 其中为滚子直径，查表的。 （3）齿跟圆直径 （4）齿高 （5）最大轴凸缘直径 182.5mm其中为内链板高度， 查表得。 （6）链轮宽度 .由于尺寸比较大，采用孔板式结构。 4.4直齿轮的设计与计算 4.4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 (2)包装机为一般工作机器，速度不是很高，故选用7级精度(GB10095-88)。 (3)材料选择。查文献4,191相关资料，选择小齿轮（齿数）材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮（，）为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 (4)由传动系统部分设计得 ， 4.4.2初步设计齿轮主要尺寸 下边以两齿轮为主进行计算 已知参数 1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2) 按齿面接触疲劳强度设计，即 （4.9）（1）确定公式内的各计算数值.试选载荷系数。.计算小齿轮传递的转矩 （4.10）.查文献4,205选取齿宽系数。.查文献4,201查得材料的弹性影响系数。.由文献4,209按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。.计算应力循环次数（假设一年工作300天，15年寿命，两班制） （4.11）.查文献4,207料选取接触疲劳寿命系数；。.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1 （2）计算 . 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值(选用大齿轮)。 （4.12） .计算圆周速度。 .计算齿宽。 .计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 .计算载荷系数 根据，7级精度，查文献4,206资料得动载系数； 直齿轮的齿间载荷分配系数，； 查相关资料得使用系数； 7级精度、小齿轮相对支撑悬臂布置时，； 由，查文献4,198得 故载荷系数 .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 （4.13） .计算模数 (3)按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式 （4.14） 确定公式内的各计算数值 .查文献4,208得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限； .由文献4,206取弯曲疲劳寿命系数，； .计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，有 .计算载荷系数； .查取齿形系数； 查文献4,200得； .查取应力校正系数；查得； .计算大、小齿轮的并加以比较； 大齿轮的数值较大。 .设计计算 （4.15） 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数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，可取由弯曲强度算得的模数3.845mm并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数，取。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。 (4)几个尺寸计算1.计算分度圆直径 2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 取，。4.齿顶圆直径 5.齿根圆直径 (5)绘制齿轮零件图 两齿轮的分度圆直径均小于160mm,则在选取齿轮时采用实心式结构即可。 图4-3 齿轮零件简图 4.5轴的相关参数的设计与计算 在整个传动系统中，总共有14根轴需要进行设计与计算，一些简单的，不是很复杂的轴在此就不进行大量的计算，一般情况下，只要设计合理，均能满足要求，在此选取两根较为复杂的轴进行设计与计算。 4.5.1 轴3的设计与计算 （1）选择轴的材料和热处理 轴上齿轮的直径（），无需采用齿轮轴结构，选轴的材料为45号钢调质。（2）轴的几何尺寸的确定初步计算轴的最小直径由公式计算，C=110(选轴的材料为45号钢调质); 所以。轴上需要安装一个齿轮和两个链轮，故需要在轴上开3各键槽，故增大10%得d=23.5(1+0.1)=25.86m;考虑到轴最小直径在轴两端用于固连托盒板与压盒板机构的曲柄，利用螺母来紧固，跟轴做同步转动，参考文献3,337选择M30的螺母 ，则选择轴的最小直径（3)轴的结构设计 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度图4-4高速轴的基本结构1) .初步将轴分为7段，如图4-4所示，第段要安装曲柄，同时利用螺母旋紧，确定曲柄套轴向长度为30mm，再加M30的螺母宽度25，有5mm的预留，同时需要加垫片防松，计算出第一段长度为,同理，第段长度也为。同时，直径 。第段和第段内安装轴承，在轴的整个传动过程中，主要承受径向力，而轴向力比较小，在此选用深沟球轴承比较适合，根据轴的尺寸和轴承尺寸，选用型号为6007系列轴承，轴承基本尺寸如下： 所以，在这两段轴处需要设计支撑件，支撑件长度为35mm，同时左右两端零件与零件之间需要有10mm的间隙，所以长度确定为 。第段安装齿轮，齿轮右端利用轴肩定位，左边则考虑用轴套定位，在齿轮宽度尺寸减去2mm,所以确定第三段长度为，直径，为了便于右端的链轮定位，右端轴肩宽度，直径。 在此必须考虑轴长度对于零件安装是否发生干涉的问题，如果零件集中安装，轴的长度可以缩短，轴承受的扭矩等将大大减小，但安装于轴上的零件将会与旁边的机构发生干涉，为此，必须合理安装剩下的两链轮，链轮可以考虑与右端轴承相邻，右端利用轴套定位，左端考虑用紧定螺钉，由于两链轮尺寸相同，所以剩下的必须利用紧定螺钉定位。为使各部件不会发生干涉，取轴总长为625mm,第四段和第五段安装链轮，由于尺寸相同，所以此段轴的直径。长度确定为。 选择滚动轴承轴承的选择在轴整体尺寸设计中已经确定，尺寸如下：选用深沟球轴承，代号：6007 （GB/T276-1994） （4）轴上零件的周向定位 轴的周向定位均采用平键连接。参考相关手册查得用于齿轮周向定位的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为（比轮毂宽度稍微小些）。同时轴与链轮的连接定位和直齿轮和轴的定位一样，所以键的选择相同。为，长度。 滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。 紧定螺钉的选择 紧定螺钉选用规格为M5。 （5）确定轴上圆角和倒角尺寸 一般情况下，取轴端圆角。 （6）轴的受力分析 轴的受力分析如图4-5（a）所示，图中： （a）：计算齿轮的啮合力作用在齿面上的法向载荷垂直于齿面，为了计算方便，将法向载荷在节点处分解为两个相互垂直的分力，即圆周力与径向力，计算如下： （4.16）（b):链轮压轴力的分解由链轮的设计与计算部分计算得链轮的压轴力；有效圆周力，则径向力（c）:曲柄最大的压轴力曲柄所受到的最大压轴力及曲柄出现最大压力角时所受的压轴力最大，在第五章压力角图5-5中可知压力角，垂直方向的力可以忽略推动饼干盒和上下滑动的摩擦力，所以垂直方向的力为推杆的重力所以圆周力和径向力分别为；。由于两分力均远远小于轴上别的力，计算时省略。（d）：求垂直面内的支承反力，做水平面内的弯矩图轴在垂直面内的轴力图如图4-5(b)所示; ; 得轴在垂直面内的弯矩图如图4-5（c）所示。（e）：求垂水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图。轴在水平面内的轴力图如图4-5（d）所示：轴在水平面内的弯矩图如图4-5（e）所示。（f）：作出轴的合成弯矩图和转矩图转矩 轴的合成弯矩图如图4-5（f）所示； 图4-5（3轴）的受力分析（a） 轴的受力简图（b）轴在垂直面内的受力简图 (c)轴在垂直面内的弯矩图 (d)轴在水平面内的受力简图 (e)轴在水平面内的弯矩图 (f)轴的合成弯矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面D是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表。表4-1支座反力和弯矩载荷 水平面H 垂直面V支反力弯矩总弯矩 扭矩.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得因此，故安全。4.5.2 轴5的设计与计算（1）选择轴的材料和热处理轴上安装三个链轮和两个凸轮，三个链轮尺寸相同，选轴的材料为45号钢，调质处理。（2）轴的几何尺寸的确定初步计算轴的最小直径由公式计算，C=110(选轴的材料为45号钢调质); 所以。轴上每安装一个链轮或凸轮都需要增加一个键槽，故需要在轴上开5个键槽，故增大15%得d=7.13(1+0.15)=8.2mm;由于轴的最小直径为8.2mm,制造此轴相对比较困难，同时由于轴上安装的零件较多，需要利用紧定螺钉进行固定，为此在不影响链轮和凸轮尺寸的情况下，选择轴的最小直径，轴的直径增大4.3倍，所以轴的强度能够满足要求，在此只做轴5的结构设计，强度计算和校核均省略。（3)轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 图4-6轴5的基本结构 现将轴分为7段，第段和第段要安装滚动轴承，同时考虑支撑的宽度，两零件之间空隙取为10mm,则取长度。直径 。 在此一并将轴承选取，为了设计方便，同时此轴承承受的多为径向力，所以选择轴承代号为6007，与轴3选用轴承相同，基本尺寸为： 第段内需要安装两链轮，为此需要考虑轴向定位的问题，一端选用轴肩定位或轴套，一端选用紧定螺钉定位，所以要考虑考虑紧定轴套的长度，选用2颗紧定螺钉，为此长度，直径。第段安装端面热封凸轮，考虑到机构干涉的问题，此段长度增加热封凸轮宽度为30mm,同时左端利用轴肩定位，,所以长度选择，直径，第段为轴肩，长度确定为，直径。第段安装端面热封凸轮，同时右端利用紧定螺钉定位，长度确定为，直径。第段安装链轮，右端利用轴套定位，所以长度确定为，直径。所以轴的总长度确定为。（4)选择滚动轴承 轴承的选择在轴整体尺寸设计中已经确定，尺寸如下：选用深沟球轴承，代号：6007 （GB/T276-1994） (5)轴上零件的周向定位 轴的周向定位采用平键连接。参考相关手册查得第段和第段平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为（比轮毂宽度稍微小些）。第段和第段选择键的尺寸为，长度。 滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。 紧定螺钉的选择 紧定螺钉选用规格为M6。 确定轴上圆角和倒角尺寸，一般情况下，取轴端圆角。 4.5.3 其余轴的结构设计 联轴器的选用 主传动链上的两联轴器的选用 在减速器与轴的连接处需要用到联轴器，为此通过计算选用联轴器。在传动过程中转矩不大，同时对缓冲减震没多大要求，所以选用凸缘联轴器。载荷计算公称转矩 查相关资料得工作情况系数 得计算转矩为 从GB/T5843-2003查得选用YL6型凸缘联轴器，许用转矩为100N.M，许用最大转数为5200r/min。轴孔直径为28mm,故合用。 由此确定轴1和轴2最小直径，轴的设计与计算略。第5章 典型执行机构托盒板的设计 5.1概述用固定凸轮与连杆組合机构 来驱动裹包执行构件作往复运动，可以像通常的凸轮机构那样， 使执行机构作有停留的往复运动，并且运动过程中的速度变化 规律可以任意给定，但其固定凸 轮的轮廓尺寸要小得多，结构比较较紧凑，特别适用于大行程。不过,其结构较复杂，且只能布置在轴的端部。因此，可以选用此机构来执行托盒板与压盒板的运动。 5.2设计理论 5.2.1 确定驱动方案 在曲柄AB推着或拉着BC杆运动的两种驱动方案中任选一种，都可以使从动杆实 图5-1推料机构示意图现预期的往复运动。大量的优化设计计算结果表明，两种驱动方案对该机构的压力角影响不同。为减小庄力角；可按如下准则选择。 参见图5-1。设：与从动杆升程运 动相对应的曲柄转角为，即 ；而与降程运动相对应的曲柄转角为，即： 1）当时，选用曲柄AB拉着BC杆运动的方案0 2）当吋，选用曲柄AB推着BC杆运动的方案。 3）当=时，任选其中一种驱动方案。1 由于，两种方案都可以进行选择，在此，我选用曲柄AB拉着BC杆运动的方案。 5.2.2 确定基本参数 如图5-1所示，以曲柄的回转中心A为直角坐标的原点， 画x、y轴,使y轴与铰销D的两个极限位置的连线平行。考虑到曲柄有两种转向，现令正y轴逆着曲柄转向旋转后所得轴作为正x轴，这样，图5-1中的正x轴向左。 该机抅的基本参数包括：y轴与线间的距离e，称之为偏距；铰销D到x轴的最小距离h;曲柄AB的长度a;从动杆升程起始时，曲抦AB与负y轴的夹角;连杆BC和CD的长度。 上述各参数中，均为独立参数，可在适当范围内任选其值。它们的值确定后,参数和 的值也随之确定。因为：通常设计中总是给定从 动杆升程和降程的运动规律如作余弦加速度运动等。而当确定了参数的值后，显而易见，对于曲抦的每一个位置，铰销B和D的位置也都是确定的。现令b=BD，并用分別表b的最大值和最小值。也就是说，确定了的值，也就确定了的值。另外，曲柄每转一圈，BC与CD两杆之间也相对转一圈。因此，为使从动杆能按给定的规律运动，的值必须满足下式要求： （5.1） 解得 （5.2） 由此可见，欲确定的值，需先求出的值。如下计算。 参见图5-1，铰销B的坐标与曲柄AB转角的关系为 （5.3）而铰销D的坐标与曲柄AB转角的关系式为 （5.4） 式中s-与曲柄转角相对应的铰销D的位移， 位移s须分四个运动阶段求算，即： 从动杆升程运动阶段（） （5.5） 从动杆在最高位置停留阶段 （5.6） 从动杆降程运动阶段（） （5.7）从动杆在最低位置停留阶段（） （5.8）以上四式中与从动杆在最高位置停留相应的曲柄转角；从动杆升程的无因次位移， 从动杆降程的无因次位移，同前。 由铰销B，D的坐标可求箅它们之间距离 （5.9）建立了与b的关系式后,就可进一步求箅的值。 余弦加速度的运动规律中 （5.10）升程阶段： ；降程阶段：。 5.2.3 求固定凸轮理论轮廓线 参照图5-1，根据铰销B,D的位置和BC、CD两杆长度和的值，可以求算铰销C的位置。而固定凸轮的理论廓线就是铰销口的运动轨迹线。令BD与两线的夹角为，BD与CD两线的夹角为，当曲柄AB在任一位置时，则 （5.11）显然，当彻时，为正值；当时，为负值，而则始终为正值。 同理,铰销C的姬标为 （5.12） 式中的值，在图2-1所示情況下（即AB杆推动BC杆），令时的曲柄转角为,而时的曲柄转角为，则在区间内，因铰销C位于BD线的左侧，应取。而在和两个区间内，因铰销C位于BD线的右侧,应取。 5.2.4 检查压力角 由图5-1所示，须检查固定凸轮的压力角和对从动杆的驱动力的压力 角是否超过许用值。 （1）固定凸轮的压力角 驱动铰销C运动的力与BC线重合。铰销C的运动方向与该处凸轮廓线的切线重合。令、斜率分别为。 则 （5.13） 则固定凸轮压力角的值为 （5.14） 应保证的最大值。可取=45 （2）对从动杆驱动力的压力角 压力角等于驱动从动杆运动的力（与CD线重合与从动杆的运动方向（与线重合)的夹角，因此， （5.15）式中，运算符号的选取同的选取方式相同。应保证的最大值知。可取。 5.3总体尺寸的选取与计算根据给定的运动要求(或及升降程的运动规律）选取和优化参数，使该机构的压力角和减小：结构紧凑。 为此,针对不同的运动要求，将参数值改变，并计箅与不同参数值相对应的压力角和 的最大值。从大量的计算结果中，经过分析归纳，可找出上述各参数对压力角的影响规律。 5.3.1 选取的值 分析可知，选用曲柄拉着连杆运动的方案。 （1）参数 的选取 针对各种运动要求和所确定的值,改变值,并将值优化，计箅相应的的值。值对的影响比较小，而对的影响较大。当所取的值使升程阶段值和降程阶段的相等时，机构的值越小，而且此时的值也是较小的。因此，可将值优化，以使。但考虑到值对的影响，通常可取。 （2）参数值的选取所取的值愈大则对值越小。而对于，其值随着值的增大而增大。 参数的选择，通常取，由于为饼干盒推送行程，则选取。 （3)参数的选取 当采用曲抦推动连杆的驱动方案时，若从动杆的升程时间大于降程时间，亦即，则所选取的a值愈大，所对应的值一般是愈小，而值的变化不大，而若则与呈单峰函数关系，即有一最佳值可以使值最小，而对的影响也是不是很大，。因此为减小压力角和结构紧凑，可在 范围内选取值。 参数的选择，通常取，选取。 （4）参数的选取