糖果包装机械设计（涵盖了机构设计、机械手装置设计、链轮、凸轮、棘轮、六槽轮、电机选用轴的设计）

1、第1章 绪论11.1 包装机械化的重要意义11.2 包装机械的主要特点及发展动向11.3 糖果包装的概况21.4 本次设计的主要内容3第2章糖果包装机总体方案设计52.1技术过程图52.2糖块规格52.3工艺过程分析62.4对执行部件的运动要求82.5包装机总体布置（图）82.6机构的确定93.1机械手装置设计123.2链轮设计163.3凸轮设计223.4 棘轮设计253.5 六槽槽轮机构设计263.6选用电机273.7带轮设计283.8带轮转轴的设计计算333.9其他相关设计37结 论39致谢41本设计所需图纸请联系qq380752645加q时请说明是一柱香推荐第1章 绪论1.1 包装机械化

2、的重要意义现代包装的基本含义是：对不同批量的产品，选用某种有保护性、装饰性的包装材料或包装容器，并借助适当的技术手段实施包装作业，以达到规定的数量和质量，同时设法改善外部结构，降低包装成本，从而在流通直至消费的整个过程使之容易储存搬运，防止产品破损变质，不污染环境，便于识别应用和回收废料，有吸引力，广开销路，不断进行扩大再生产。包装机械化的重要意义：1、能增加花色品种，改善产品质量，加强市场竞争力。2、能改善劳动条件，避免污染环境。3、能节约原材料，减少浪费，降低成本。4、能提高生产效率，加速产品的不断更新。机械包装的生产能力往往比手工包装提高几倍、十几倍甚至几十倍，无疑这将会更好地适应市场化

3、的需要，合理安排劳动力，为社会多创造财富。由此可见，实现包装机械化和建立现代化包装工业，乃是关系到国家长远规划的一件大事。1.2 包装机械的主要特点及发展动向包装机械应用于食品、医药、化工及军事等多种行业，具有以下特点：（1）种类繁多 由于包装对象、包装工艺的多样化，使包装机械在原理与结构上存在很大差异，即使是完成同样包装功能的机械，也可能具有不同的工作原理和结构。（2）更新换代快 由于包装机械不断地向高速化发展，机械零部件极易疲劳，并且随着社会的进步对包装机械的要求也越严格，为满足市场需求，包装机械应及时更新换代。（3）电动机功率小 由于进行包装操作的工艺力一般都较小，所以电动机所需的功率也

4、较小，单机一般为0.2-20kw。（4）多功能性 包装机械不属于经常性消耗产品，是生产数量有限的专业机械，为提高生产效率、方便制造和维修、减少设备投资，目前包装机械大都具有通用性及多功能性。许多包装产品为适应市场激烈竞争，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，因而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。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：量的灵活性

5、。既能包装单个产品，也能适应不同批量产品的包装。构造的灵活性。整台设备采用单元组成，换用一个或几个单元，即可适应产品的变化。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810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，从而使设备具有良好的柔性和灵活性。以用户需求为前提提供完整成套设备使用电脑仿真技术缩短机械开发设计周期随着新产品开发速度不断加快，沈阳包装机械设计普遍采用了电

6、脑仿真技术，即将各种机器元素以数据库方式存入电脑，把图纸数字化后输入电脑，电脑即可自动合成为三维模型。再把实际生产时的数据和指标输进去，把各种可能发生的故障输进去，电脑三维模型即可仿照真实工作情况进行操作，演示出能达到的生产率是多少，废品有多少，生产线各环节是否能匹配生产，瓶颈在何处，使客户根据显示屏上显示的曲线一目了然，并可根据客户的意见修改模型。电脑机合成速度很快，因此修改工作迅速方便，直到使客户或设计者满意。采用电脑仿真设计技术，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功能和效率，也要注重其经济性。但是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

7、只占成本的6%8%，其他的就是运转成本。1.3 糖果包装的概况近年来，国内糖果技术专家在引进合作、自主独创方面取得了可喜成绩，在糖果设备方面先后推出充气奶糖生产线、胶体软糖自动线、超薄膜真空瞬时熬煮机组、棉花糖生产线等；包装机械有单扭结包装机、折叠式包装机、高速枕包机等。巧克力设备方面有多功能花色巧克力浇注线、巧克力复合制品自动线、巧克力挤出成型线、巧克力快速精磨机等。 多功能是新设备开发的一个重要趋势，因为糖果品种花样多、更新快，生产厂家对设备的要求是多功能、适应性强。如新开发的巧克力复合制品自动线就具有生产糖果、复合巧克力及涂层产品的多功能。整线生产中，可生产具有各种糖芯及不同叠层的高品质

8、复合巧克力，如只用前端的成型部分，能生产牛轧糖、太妃糖、瑞士糖、奶糖等矩形品种，如使用后端的涂层部分，则可适应各种产品的表面涂层要求。 此外，现在新推出的设备大都采用伺服电机、光电跟踪等新技术，使其自动控制能力大大提高。如巧克力复合制品自动线，全线由近20台机组构成，由于不同品种工艺要求的差异，不但有各机组本身调整的问题，更有运转过程中各机组之间的速度协调问题，该机组采用一台总变频器来控制各机组的调速变频器。糖果包装机还可细分为连续式和间歇式。连续式的生产工艺较先进，生产率高，但由于它只能完成单层糖纸的包装和只能完成双端扭结的裹封形式，故不能实现多品种生产。间歇式糖果包装机，能对软、硬糖实行多

9、种包装形式，实现多层材料的包装，且通过改进后生产率也能够有效的提高，故应用较多。 1.4 本次设计的主要内容（1）设计的主要参数及条件1）本机属于枕式糖果包装机，能完成对软、硬糖的单、双端扭结裹包。主要适用与中、小型糖果厂。 生产能力：约合100-150块/min（无级调速） 糖块规格：圆柱形（直径长度）：1332mm 长方体（厚宽长度）：111627mm 包装纸规格：衬纸 宽度为30mm的糯米卷筒纸或涂腊卷筒纸 商标纸 宽度为90mm，厚度约0.008mm的涂腊卷筒纸或塑料纸。2）内容及要求：分析工艺过程确定机型及执行机构组成。 糖果包装机总体方案设计。 夹糖机械手设计。(2）毕业设计图纸1

10、. 颗粒状糖果包装机主机总图；2. 夹糖机械手及进出糖结构部件装配图；3. 机构部件装配图；4. 其他零件图。(3)设计说明书1.糖果包装机工艺过程分析、确定机型及执行机构组成； 2.糖果包装机总体方案设计；3.夹糖机械手及拔糖机构设计； 4.设计说明书中英文摘要。第2章 糖果包装机总体方案设计2.1技术过程图图2.1技术过程图2.2糖块规格糖块规格：圆柱型糖 如下图包装纸规格：涂腊卷筒纸 厚度约为0.008mm生产能力：约合70150块/min（无级调速）图2.2 糖块2.3工艺过程分析1.确认依据功能1实现圆柱形糖果包装2.包装速度120颗/分基本要求必须要求加工小批量，中小型生产基本要求

11、成本要求成本不高，机构简单基本要求使用操作简单基本要求2.确定机型从产品数量：属大批量生产，选全自动机型。从产品工艺过程：选择回转式工艺路线多工位自动机。3.工艺路线和工位数（1）包装程序：将未包装的圆台型巧克力包装上金色铝箔纸。（2）工艺路线：本机选用圆弧型工艺路线，这样生产率高，机器构造也较简单紧凑。 图2.3 工艺路线图 图2.4 工艺流程图(3)工位数：从工艺路线知需两个工位，如图2.3 i工位为进料、成型，ii工位出糖工位。2.4对执行部件的运动要求见工艺路线图所示，对各执行部件的运动要求，结合以下五个部分说明。(1)包装材料供送：通过折叠机折成枕式。(2)糖块整理与供送：为将糖块整

12、理成列并供送到工位i，需配置理糖与送糖机构，它们的运动形式与所选机构类型密切相关。(3)主传送：由理糖机构送入糖块。由传送带送入钳糖机构，在由机械手抓取放入输送带。(4)裹包执行机构：回转式横封机构。(5)成品输出。2.5包装机总体布置（图）图2.5包装机总体布置2.6机构的确定（1）机械手及进出糖块机构 图2.6钳糖机械手及进出糖块机构1-输送带 2-糖块 3-托盘4-钳糖机构5-钳糖机械手6-弹簧 7-托板8-机械手9-机械手开合凸轮 10-输料带i-进料,成型,折边工位 ii-出糖工位机械手的开合动作，由固定的凸轮8控制，凸轮8的廓线是由两个半径不同的圆弧组成，当从动滚子在大半径弧上，机

13、械手就张开；从动滚子在小半径弧上，机械手靠弹簧6闭合。2.理糖机构本机选用转盘式理塘供送机构，转盘做等速转动，使糖块落入环形槽内，再由送糖带将糖块送往包装工位，它结构简单，理糖速度快，对圆柱型和长方体糖块都适用。除此之外，还有附加装置：在转盘上方设置贮糖料斗，并用槽式电磁振动给料器定期将糖块送到理糖转盘上，而在转盘出口处设置一等速转动的毛刷将竖立的和重叠的糖块拨掉。3.封装机构本机采用回转式横封机构。枕形包装的横向封口是体现包装风格的最关键部位，其质量的好坏完全取决于包装机的横向封口机构。下图是回转式横封机构示意图。这是小型枕形包装机的典型结构，具有包装速度高，热和冲击小，结构简单的特点。 图

14、2.7回转式横封机构1-包装物；2-包装材料；3-上刀座；4-上热封体；5-下刀轴；6-下热封体；7-包装成品4.枕式成型器 枕袋成型器用于连续充填包装时将枕型包装袋裹包成型，它是与被包装物品，密切配合进行的。 在被包装材料和被包装物品进入成型器前段时，断面为一字型的包装材料，因其内包装物品所支持，因此行经盖板1和折纸板2的侧面斜刀时即被折成n型，在成型器中折纸板2的底面斜刀又进面将其折成“倒凸”的形状。即枕袋的雏形。成型器后部两折纸板板底的缝隙，是让枕式的纵缝通过，其厚度大于2层包装纸的厚度。 经成型器制成的“倒凸”型的纸筒和其中的物品，纵缝封口器封合切断后，即为枕型包装袋。图2.8折纸机构

15、5. 自动控制系统为使理糖转盘上的糖块始终维持适当的数量，槽式电振动给料器应配备自动控制装置，以实现自动给料；另外，还设置包装纸用完及断纸、缺糖时的自动停机装置。6. 机身为适应高速运转，并考虑到该机生产批量较大，底座与主箱体都采用了铸铁件。第3章 机械手及进出糖机构设计3.1机械手装置设计1.机械手装置包装过程分析（1）机械手工艺流程糖果裹包工艺流程是：待包推入糖钳机械手闭合机械手转位包装。（2）钳糖盘钳糖盘由槽轮机构带动做间歇回转，共装有6对钳糖手，钳糖手先是张开，等棘轮同时将糖块送入，然后钳糖手闭合，而后钳糖盘回转，钳糖机械手在最后一个工位开钳，放入整形轨道，使糖块排队整形. 2 钳糖机

16、械手设计（钳糖手有两种结构形式，如图3.1所示。图（a）的一片钳糖手与钳糖盘固联，开闭时只有一片由凸轮控制运动。图（b）所示两片钳糖手与有不完整齿轮啮合，当凸轮推动一片钳糖手摆动时，另一片同步运动，使之开闭。这两种结构各有优点，前着结构简单，而后者因两片钳手同时运动，使不同宽度的糖块中心位置不变。从制造方面来看前者好，但从包装工艺来看，后者合理。本机只对巧克力糖做包装，因无太大工艺要求，选用前者。 （a） (b) 图3.1开钳机构3. 钳糖机械手设计（1）要求： 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。

17、 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。 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。基本结构如图 图3.2 夹持装夹紧力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得：p夹9.8*k1*k2*k3*g（n） 其中：k1：安全系数（通常取 1.52）取k1=1.8k2：工作情况系数 ：k2=1+a/g最大加速度a=8.18m/s2 所以k2=1+8.18/9.8=1+0.835=1.835k3：工作方位系数：k3=

18、f其中摩擦系数 f=0.30.4取 f=0.3g：巧克力糖质量：g=0.098（n） 所以p夹=0.53949（n）取p夹=0.588（n）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。（1）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。

19、在这里选用的是拉伸弹簧。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。这种弹簧一定要在外加的拉力大于出啦力f0后各圈才开始分离，固可较无预应力的拉伸弹簧节省轴向的工作空间。拉伸弹簧的端部制有挂钩，以便安装和加载。（2）材料选择：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）。此

20、外，某些不锈钢和青铜等材料，具有耐腐蚀的特点，青铜还具有防磁性和导电性，故常用于制造化工设备中或工作于腐蚀性介质中的弹簧。其缺点是不容易热处理，力学性能较差，所以一般机械中很少采用。 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。 图3.3 弹簧装置(3)计算弹簧系数kf由机械设计手册 曲度系数kf=（4*c-1）（4*c-4）+0.615/c 其中:旋转比 c=d/d= (58) 取 c=8所以kf=1.107

21、1+0.0769=1.184选弹簧丝直径 d=0.6mm d=c*d=8*0.6mm=4.8mm计算在弹簧伸长量 x=20/3mm (由设计得)时,弹簧的拉伸力变化量f由机械设计手册表中可知f= 其中【】=412.取【】=7所以f=9.8*3.14*0.63*7/(8*1.184*4.8)=1.023（n）所以p弹簧=f+ f预=2.5（n）5.开闭角的计算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 mm3.2链轮设计1.链传动优缺点（1）、优点：与摩擦传动的带传

22、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。（2）、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。2.链传动的设计过程（1）链传动的失效形式： 链的疲劳破坏； 链条铰链的磨损； 链条铰链的胶合； 链条静力拉断。（2）链轮形式及齿数的确定选用美国标准ansib29.2m-1982链轮。链轮设计制造应用手册15p233选择链轮齿数z1、z2及传动比i链及其它尺寸 当该糖果包装机正常

23、工作时，即其分配轴的转速为 120r/min，大链轮的转速与其相同也为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 （在此为节圆直径）又因为两轮间的传动比i链要求为 1/2.67，所以大轮的直径d2为 200mm则小轮的转速v1=d1*n1/（60*1000）=1.255 m/s 又有机械设计（第七版）5p177 表 9-8 得： z1 17取z1=19 则z2=51。（3）确定计算功率pcapca=ka *p其中ka为工作情况系数，由机械设计（第七版）5p178 表 9-9 得：ka =1.0p 为传递的功率：

24、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 kw所以pca=0.384 kw（4）确定链节距p链轮基本尺寸如图： 图3.4 链轮机构链的节距的大小，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。因此必须对功率p0进行修正： 由机械设计（第七版）5p1

25、75p0=pca/（kz*kl*kp） 其中：kz为小链轮齿数系数： 由机械设计5p178 表 9-10 得：kz=z1 /19 =1kl为链长系数：由机械设计5p178 表 9-10 得： 取链数lp=116 节kl(lp/100) 0.51.08kp为多排链系数：由机械设计 5p179 表 9-11 得：kp=1所以p0=0.415 kw（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=40 p lp= 2a0/p+（z1+z2）/2+（z2-z1）/（2*）2*p/a0 (3.13)所以lp=2*40+70/2+26/40=115.6圆整得：lp=116所以a=p

26、*lp-（z1+z2）/2+squrt（lp-z2/2-z1/2）2-2*（z2/-z1/）2/4 (3.14)其中：取节距 p 为 9.525 mm则中心距 a =382.68mm(6)小链轮毂孔最大直径d kmax由机械设计（第七版）5p168 表 9-4 得：dkmax=29mm取dk=26mm(7) 链传动作用在轴上的力（压轴力）fp链传动的压轴力 fp（单位 n）可近似取为：fpkf*fe (3.15)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 （3.16）kf 为压轴力系数因为是垂直传动，所以取kf=

27、1.05所以fp=320.62 n（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：曲线1曲线2曲线 小链轮转速n1（r/min）图 3.5 链轮转速功率图 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）p0=0.003n1 其中：z1为小链轮齿数：z1=19n1为小链轮转速：320.4r/min p 为节距：p=9.525 则p0=1.664 千瓦p 所以符合条件。 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）5p175p0= 所以符合条件。由销轴与套筒的胶合限定的滚子链工作能力（曲线）由机械设计（第七版） 则n max

28、=13177.6r/min所以符合条件。3 .链轮设计（1）大、小链轮直径尺寸和端面齿廓的确定已知链条节距p=9.525小轮齿数n1=19 大轮齿数 n2=51小轮节圆直径d1=75mm 大轮d2=200mm 小轮内径d=26mm则齿顶圆直径od=d1+20.59p所以小链轮齿顶圆直径od1=75+20.599.525=86mm大链轮齿顶圆直径od2=200+0.599.525=211mm 查链轮设计制造应用手册15p243表3-9得节距9.525外导式链轮选择链号sc302 图3.6 链轮端面齿廓链轮端面齿廓如图3.4.齿廓曲线中心直径e（顶部）和b（底部）可分别由下式得： 则小链轮齿廓曲线

29、中心直径e1=55mm b1=48mm大链轮齿廓曲线中心直径e2=180mm b2=173mm(2)链轮轴向齿廓形状的确定 图3.7 链轮轴向齿廓形状查表得链轮以下参数mmax=15.09mm a=0.38r=5.08w=10.41其中：m为链条最大全宽所以取m=15mma=0.38mmr=5mmw=10.40mm至此链轮设计完毕。3.3凸轮设计凸轮是一个具有曲线轮廓或凹槽的构件，它运动时，通过高副接触可以使从动件获得连续或者不连续的任意预期往复运动。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、

30、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。凸轮机构的优点是：只需设计适当的凸轮轮廓，便可使从动件得到任意的预期运动，而且结构简单、紧凑、设计方便。它的缺点：1）凸轮和从动件为点接触或线接触，易磨损，只宜用于传动力不大的场合；2）凸轮轮廓加工比较困难；3）从动件的行程不能过大，否则会使凸轮变得很笨重。1.选择凸轮类型 （1）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 100120 毫米。在此处半径差取10mm。（2）凸轮材料选择凸轮和从动件的材

31、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 图3.8 凸轮2.凸轮尺寸计算如图4.3 取r1=95mm, r2=85mm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。 10 0 v（mm/s） 0.286 0 a (mm/s 8.18 0-8.18 图3.9 凸轮上的位移、

32、速度及加速度图由r1到r2过渡为匀变速过渡其行程图、速度图及加速度图 见上图3.凸轮强度计算由机械设计手册 中册 第二版得凸轮强度计算公式为：=ze*squrtf/(b*) h kgf/ mm （4.4）其中 b：接触宽 b=8mmf：法向作用力（n）如图4.5 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（f预+f）* l1 = f* l3其中l3=40mm所以 f=1.247（n）：= 其中 滚子半径 1=8mm凸轮接触点曲率半径 2=95mm所以=7.38mmze：系数（钢对钢）ze=60.6 查机械设计手

33、册 中册 第二版13p136h ：许用接触应力h=27.44-29.4n/mm 取h=28.42n/mm所以= 27.44n/mm 2 在此 h 符合要求。3.4 棘轮设计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

34、料：要求耐腐蚀，对其强度没要求，选 40cr。2 棘轮形状确定基本形状如图图3.10 棘轮由设计得棘轮形状，其中d=16mm ,d1=60mm ,d1=300mm 。3.5 六槽槽轮机构设计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。槽轮机构的基本型式分为外接、内接和球面槽轮叫三类。外接槽轮机构的主、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。在此采用的是外接槽轮。按槽的方位不同，槽轮机构可分为： 径向槽轮：它冲击小，制造简单，最为常用，槽轮的动停时

35、间比取决于槽数 z; 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 40cr 钢，经表面淬火硬度达 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。2.槽轮结构设计及尺寸计算槽轮基本形状如图： 图3.11槽轮机构取槽数 z=6， 圆销数=2，两圆销夹角=180，2=/3 ,中心距 l=60mm，圆销半径 r=5mm 。查专用机床设计与制造2 p31821=-22=2/3 因为 21所以所取条件可行

36、。当槽轮停留时：转角 20=2-21=/3 查专用机床设计与制造2 p318运动系数=t1/t2=21 / 20=2r1=l*sin（2）= 30mmr2=l*cos（2）= 52mm 查专用机床设计与制造2 p319槽轮槽深 hr2-l -（r2-r）所以 h27mm，取 h=30mm 因槽底与槽轮轴孔之间有间隙 ： 查专用机床设计与制造2 p319所以d/2+hr2 则d44mm,取d=30mm 槽轮外径不碰到曲柄轴：查专用机床设计与制造2 p320所以d1/2+r2l 则d116mm取d1=15mm3.6选用电机因为设计中涉及的都是低速轻载荷工作条件，所以粗取电机额定转速 n=1440r

37、/min，额定功率 p=0.4kw1 。 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=2rn/60 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 电机要求功率 p需=p机械手轴/（带链槽轮螺旋齿轮） 查机械工程手册9第 31 篇 传动系统 31-12 的表 31.2-5 机械传动的特点和性能：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

38、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1440r/min 的电机， 查电机与拖动基础 选的电机功率为 0.4kw，转速为 1400r/min 其型号为 az3-7114p 。3.7带轮设计1. 带轮优缺点（1）、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。（2）、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 9899%）；有一定的摩擦损

39、失，通常传动效率为 9097%；由于传动带需要张紧，因此轴和轴承受力较大。2. 选用带轮要求：带轮基本图形如图图3.12 带轮基本图（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=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：如图（由设计得） 带轮设计要求（1）、带轮的类型选用、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；3 .带轮设计过程（1）确定计算功率nj带传动传递的名义功率 n 可由

40、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nj的计算公式如下：nj =nkg n=0.4kw其中 n 为机器的名义功率（千瓦） ；kg为工作情况系数2 因为该传动的载荷平稳，每天工作时间大于 16 小时，所以取kg1.3所以nj0.52 千瓦（2）选定三角带型别三角带型别决定了带的截面，型别过大，虽然减少了胶带的根数，但带高 h 大，带高与带轮 直径的比值（h：d）也就大，因而会增大传动时的弯曲应力，降低胶带寿命和效率。型别过大还 使直径 d、中心距 a 加大。而型别太小，弯曲应力虽小，但能传递的功率也

41、小，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别十分重要。计算功率nj和小轮转速分别为 0.52 千瓦、1400r/min。 所以选用 o 型带2。（3）选择大小带轮的直径d1、d2为获得尽可能小的h：d值，减小弯曲应力，在选定型别后，应尽可能采用较大的小轮直径d1，但直径大，会使传动尺寸增大，所以d1不宜过大。取d1=300mm为实现传动比 1/4.41/8 所以d2=37.5mm68.18mm 则取d2=35mm70mm 也就是小锥轮的最小直径为 35mm，其最大直径为 70mm。（4）计算胶带的速度 vv=d1n1/（601000）（米/秒） 其中d1=300mm正

42、常工作时大轮转速n1为分配轴转速乘以i链分配轴转速为 120r/min，i链为 2.67即n1=320.4 r/min所以 v=5.03（米/秒） 由上式知轮径定了，带速随之也定了，又由n=pv/102，传递同样功率，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l过大，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 1020 米/秒。若o、a、b、c型的胶带速度大于 25 米/秒，轮径应重选。因为 v5.03 米/秒25 米/秒，所以不必重选。（5）、计算中心距 a，带长 l 粗选中心

43、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2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动位置需要。因此粗选中心距a0应满足如下的范围2：0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 其中：（当分配轴为 120r/min 时）d1= 300mmd2=66.75mm所以 256.725mma0 733.5mm取a0=300mm由a0确定胶带节线周长lp0： lp0=2a0+（d1+d2）/2+（d1-d2）/（4a0） 所以 lp0= 1220 mm查专用机床设计与制

44、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 mmlp=1275mmlp0=1250mm修整中心距 a：aa0+（lp-l p0）/2=312.5mm（6）计算小轮包角2三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：查专用机床设计与制造2p1972180-（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 工作中常将几根三角胶带成组使用，各型三角胶带断面积一定，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。

45、此外，为保证带子在工作中既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2p197znj/（n0+n）*ka*kl*k （根） 其中：nj为传递的计算功率： nj =0.52 千瓦n0为当包角a1=a2=180（i=1）传动平稳情况下的单根三角胶带所能传递的功率（千瓦），其值见专用机床设计与制造 因为带型为o型， d1为 66.75mm，带速v为 5.03m/s 所以取n0 =0.42n 为考虑实际传动比 i1 时，由于带在大轮上弯曲较小而提高的传递功率，其值为：n=kn1-1/ki） 其中：k为弯曲影响系数， 见专用机床设计与制造2p200 表 2.1-3

46、4：因为带型为 o 型所以k =0.29103 n 为小轮的转速： 所以 n=1400r/minki为传动比系数： 见专用机床设计与制造2p200 表 2.1-35：因为传动比 i=4.4-82.95，所以取ki=1.14 则n=0.05128kl为长度系数： 见专用机床设计与制造2p199 表 2.1-33：因为li =1250mm所以取kl=1.11ka为包角系数： 见专用机床设计与制造2p200 表 2.1-36因为包角2 =133.35 所以取ka=0.89k 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； 所以取 k=1.33所以胶带根数 z 0.7658 最后取

47、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；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：查专用机床设计与制造2p197其中：t=9.8*51nj*+9* q 为 v 带每米的重量（n/m）： 查专用机床设计与制造2p193 表 2.128 得：q=0.588（n/m）nj为计算功率： 由前面计算的nj=0.52 kwk a为包角系数：查专用机床设计与制造2p200 表 2.136 得：k a=0.89v 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 m/sz 为带数： 由前面给定 z=1所以t0=95 n（9）求轴上的压力 r 查专用机床设计与制造2p201r=2t0zsin（2/2）n其中：预紧力t0=95 n，根数 z=1 包角2=133.35所以轴上压力 r=174.47 n3.8带轮转轴的设计计算1.计算转矩tt=9.5510p/n （nmm） 其中：由前面的计算知轴传递的功率p=0.52 kw轴的转速n=320r/min所以轴的转矩t=9.5510=15518.75 nmm2.初步确定轴的最小直径先按初