BZ350-A型糖果包裝機工序盤傳動裝置設計【含9張CAD圖紙和說明書】

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ZB350―A傳糖果包裝機傳動系統(tǒng)總圖 圖1-1傳動系統(tǒng)總圖 1－卷紙筒 2－滾刀軸 3－橡皮滾筒 4－扭手 5－扭手套軸 6－糖鉗 7－轉盤 8－凸輪 9－馬氏輪 10－偏心輪（2） 11－撥銷 12－撥盤 13－扭手凸輪 14－手輪 15－后沖頭 16－偏心輪（4） 17－打棒 18－偏心輪（3） 19－偏心輪（1） 20－扇形齒輪 21－齒條 22－后沖頭 23－抄紙板 24－盤手手輪 糖果包裝機傳動系統(tǒng)設計原則 自動機的傳動系統(tǒng)一般都比較復雜，對整機性能影響很大，所以在確定傳動系統(tǒng)方案時要十分重視。應注意以下原則： 1） 自動機的傳動系統(tǒng)應力求最短。 2） 自動機傳動系統(tǒng)應具有無級調速功能。 3） 自動機傳動系統(tǒng)的精度保持性要好。 4） 自動機的傳動應具有安全裝置和調整環(huán)節(jié)。 5） 自動機傳動系統(tǒng)設計應盡量采用標件、通用件。 第二部分：設計部分 一﹑傳動部分的設計 設計要求:設計后的糖果包裝機的生產能力在200～300粒/min，能夠實現(xiàn)無極調速，主電機的功率為0.75kw,額定轉速為1410r/min。 糖果規(guī)格：圓柱形糖的直徑Ф13mm、長度Ф32mm； 長方形糖的厚11mm、寬16mm、長27mm； 以下是電機、傳動軸、分配軸之間的傳動簡圖 馬氏輪 撥銷盤力： 200～300粒/min (無級調速)； 糖果規(guī)格：圓柱形糖的直徑Ф13mm、長度Ф32mm； 長方形糖的厚11mm、寬16mm、長27mm； 主電機：0.75kW，額定轉速n=1410r/min。 撥盤 轉盤 圖2-1 按設計要求，糖果包裝機每分鐘生產200~300顆糖，簡單分析可得轉盤和撥盤要求轉速也為200~300r/min,因為撥盤與軸Ⅱ配合處齒輪的齒數(shù)相同，所以得出軸Ⅱ的轉速為200~300r/min。 由圖2-1得出軸Ⅱ與軸Ⅰ的傳動比為 可算出軸Ⅰ的轉速 由于知道和可以得到皮帶的傳動比 二﹑無級調整的設計 （1） 確定計算功率 根據(jù)V帶工作載荷變動微小，工作時間長的工作情況 工作情況 空，輕載啟動 重載啟動 每天工作小時數(shù) ＜10 10~16 ﹥16 ＜10 10~16 ﹥16 載荷變動微小 液體攪拌機，通風機，鼓風機，離心式水泵和壓縮，輕型輸送機等 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷變動小 帶式輸送機，通風機。壓縮機，發(fā)電楊金屬切削機床，印刷機等 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷變動較大 制磚機，斗式提升機，起重機，沖剪床機，紡織機，橡膠機械，重載輸送機，磨粉機等 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷變動大 破碎機，磨碎機等 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 圖2-1 可得到工作情況系數(shù)=1.3，根據(jù) 可得出計算功率為0.975kw。 （2） 確定帶輪基準直徑和 1）確定小帶輪的基準直徑 圖2-2 根據(jù)和，由上圖應該z型V帶。 并據(jù)下圖出于方便計算的原因初選取 圖2-3 若的把當成直徑最小時，即， 又∵可得 ① ② 由①②得 ，再根據(jù)圖表2-3，圓整得 2）驗算帶速v 在小帶輪直徑確定后，可根據(jù) 若 時， 若時 ， 算出的帶速均在5~25m/s范圍內，故初選合理。 3）確定大帶輪基準直徑 把代入①得； 把代入②得，據(jù)上計算和圖表2-3 取帶輪直徑系列標準值。 （3）確定中心距和基準直徑長度（按） 因為設計要求中沒有給出中心距，可以按下式初步確定中心距 得出，由計算方便的原則初選。 根據(jù)下列式計算V帶的初選長度 由下表選取基準長度 圖表2-4 計算實際中心距a 計算給中心距的調整余量 （4）驗算小帶輪上的包角 當 時， 時， ∴主動輪上的包角合適。 （5）計算所需要V帶的根數(shù)Z ，根據(jù)和下表用插值法可得 圖2-5 ，，由下表得出而圖2-4得 圖2-6 ∴，設計要求能實現(xiàn)無級調整，故要滿足經濟性， V帶根數(shù)等于1的要求。 ∴初選Z型帶不合適，再選用A型V帶。 （6）重新選取小帶輪基準直徑及計算其它參數(shù) 根據(jù)、在圖2-2上交得的點可以看出交點在A型區(qū)的上方區(qū)域，故要選擇與A型帶配合的小帶輪的基準直徑比較小，所以由圖2-3得出，因為與上的小帶輪直徑相同，可以得出以下相同的結論： 1　 、 2　 3　 ，所選取的V帶滿足要求。 4　 ， 5　 ， 6　 ，滿足要求。 （7）重新計算所需要V帶的根數(shù)Z 4） ，根據(jù)從圖2-4，2-5，2-6表中使用插值法可以得到： ，， 本次選用的是A型V帶，經查閱相關單根A型V帶的基本額定功率為 ∴ Z小于1，即使用一根帶就能滿足要求，所以選A型V帶滿足設計要求。 （8） 計算V帶的初拉力和作用在軸上的載荷 圖2-7 保持適當?shù)某趵鲃庸ぜ?的首要條件。初拉力不足，極限摩擦力小，傳動能力下降，初拉力過大，將增大作用在軸上的載荷并降低帶的壽命。 圖2-8 每米V帶的質量 型號 Y Z A B C D E 0.02 0.06 0.10 0.17 0.30 0.62 0.90 由上表得到q=0.10kg/m,再由圖2-6得到包角系數(shù) ∴ ∴ 三、皮帶輪及彈簧的設計 1、 帶傳動的工作原理圖如下 圖2-9 工作前，如左圖所示兩邊初拉力相等為；工作時如右圖所示，主動輪的一邊被拉緊 ，其上拉力由增大到，從動輪的一邊則被放松，帶上的拉力由減少到 。 設帶的總長度不變，則帶緊邊拉力的增加量就等于松邊拉力的減少量，即 ........① .........② 在圖2-9的右圖中，當取主動輪一端的帶為分離時，則總摩擦力和兩邊拉力對軸心力矩的代數(shù)和為零。即 在帶傳動中，去邊拉力和松邊拉力之差就是帶傳動傳遞的圓周力，稱為有效拉力F，這在數(shù)值上等于任意一個帶輪接觸弧上的摩擦力總和，即 ..........③ 帶傳動所能傳遞的功率P ........................④ 由④得，結合②得 ...........⑤ .........⑥ 由⑤⑥得 , 從歐拉公式，化簡可得 解出 ，由上算得結合 ，解得N=363.17N。 由圖2-10得出，為帶輪輪槽的角度，下次設計選用的輪槽角為，故 2、 皮帶輪部分參數(shù)確定 （1）帶輪輪槽的選擇 由上方計算得知 △ 當選擇 圖2-10 圖2-11 本次設計選用的是A型V帶，由上表可以得出A型V帶的頂寬為13mm,若槽輪角選用，當兩片帶輪合緊時，最邊緣的距離為比13mm多出較多，故槽輪角不可以選擇38o。 再次試用，當選用, ，邊緣只有0.76mm的差距，長度差小，不影響調速。 ∴選擇。 圖2-12 根據(jù)左表，f取10mm 3、彈簧的設計 （1）由力的相互作用性可得彈簧受到最大載荷與相等。 已知和可求得彈簧的最大變化量 根據(jù)彈簧所受載荷特性，選用Ⅲ類碳素彈簧鋼絲，B級制造。 （2）查相關的表格得到許用應力應力，G=80 000MPa。假設d=2.5~5mm,查閱可得到對應值 （3） 初選彈簧指數(shù)C=5 （4） 根據(jù)由度系數(shù)K求出彈簧直徑d 圓整后d=3。 （5） 求出彈簧內徑 本次設計要滿足彈簧的內徑必須大于電機軸心的直徑的要求，經查閱BZ350-A型糖果包裝機使用電動機的型號是Y802——4，功率為0.75Kw，額定頻率和電壓分別為50Hz和380V,2對磁極，同步轉速為1500r/min. 根據(jù)，可得電動機的轉差率為6% 中心高為80mm ；地腳孔距100mm（軸向）×125mm（橫向）；軸徑19mm ；軸伸長40mm ；鍵槽寬6mm ；長×寬×高為285mm×235mm×170mm。 40 6 15.5 3.5 圖2-11 （6） 重新選擇彈簧指數(shù)C 當C=8時， ，圓整d=4mm (7) 計算彈簧有效圈數(shù)n 兩端各取1.5圈死圈，則壓縮彈簧總圈數(shù)n1=2+1.5×2=5圈 (8) 計算工作極限載荷和變形量(Ⅲ類載荷) (9) 計算彈簧的其它幾何參數(shù) 1　 彈簧外徑D=D2 +d=32+4=36mm 2　 彈簧內徑D1=D2－d=32-4=28mm 3　 節(jié)距mm 4　 彈簧自由高度 5　 為了使彈簧能可靠而穩(wěn)定地安裝在預定位置上，一般要在彈簧上預加一初始載荷，而，∴取 由于，解得 。、 ∴常態(tài)下彈簧的長度為 圖2-12 4、 齒輪的設計 1、 選擇齒輪材料及精度等級 因傳遞功率只有0.75Kw是小功率的傳遞，故小齒輪選用45鋼調質，大齒輪選用45 鋼正火，查下圖表2-12硬度分別為217~255HBS和169~217HBS。因為該齒輪是一級減速，所以可以早、歸類為普通減 速器，由圖表2-13選擇8級精度，要求大齒輪粗糙度Rs ≤3.2~6.3μm。 圖2-13 2、 確定設計準則 因為齒輪的硬度小于350是軟齒面齒輪傳動，故按接觸疲勞強度設計。 （1） 扭矩T （2）載荷系數(shù)K。可查得K=1.1 （3）確定齒寬系數(shù)。 小齒輪的齒數(shù)為25，大齒輪的齒數(shù)為80。因單級齒輪傳動為非對稱布置，且為軟齒面，所以，選用。 圖2-14 （4） 許用接觸應力 通過查閱相關資料可得，，安全系數(shù)。 假設機器使用壽命為10年，每天工作20h，則 由下圖可得 圖2-15 ∴ ∵ ∴ 故，根據(jù)漸開線齒輪的模數(shù)表，在第一系列中選取m=2mm。 （5） 主要參數(shù)的計算 1) 2) 3) 4) （6）彎曲疲勞強度的校核 查下表可得 圖2-16 由下圖可查得 安全系數(shù) 軟齒面 硬齒面 重要傳動、滲碳淬火齒輪 1.0~1.1 1.1~1.2 1.3 1.3~1.4 1.4~1.6 1.6~2.2 從圖2-18得 圖2-18 ∴ 齒根彎曲強度合格 （7） 驗算齒輪的圓周速度v ,故選擇精度8是合適的 5、 軸的設計（一） Z 圖2-19 電機外伸軸的長度分布如上圖2-11，下圖為2-12和2-13為電機俯視和側視的受力圖 Fy 圖2-20 圖2-21 分析該軸受力屬于壓彎組合，由上可得 (1) 水平方向（壓應力） 圖2-22 (2) 正應力： 。 軸使用的為碳鋼。查表可得E=216GPa 變形量 （2）垂直方向(彎曲變形) ， 扭矩： ∴電機軸的彎矩和扭矩圖如右圖所示 圖2-23 4、 軸的設計（二）~Ⅰ軸 （1） 選料并確定最小直徑 本次設計選用的是經調質處理的45號鋼，經查閱相關資料得到軸的材料和受載情況決定系數(shù)C=118~107，C取110。 ， 該軸的最小直徑為T ，考慮到鍵槽的影響，，根據(jù)軸的標準直徑，選用d=20mm進行設計。 （2）確定軸Ⅰ各段的直徑大小 軸Ⅰ各段直徑的確定，先從確定兩邊，逐漸向中間確定。 直徑20mm最小處用于安裝皮帶輪；軸環(huán)處是該軸的最大處選用28mm； 與齒輪配合處d=26mm;與軸承配合處d=24mm; 圖2-24 （3） 軸Ⅰ的受力分析如下 FQ Fr FAy FCy FCz FAz 圖2-25 Ft D FCy 圖2-26 ①根據(jù)，p=0.75Kw,n=640N,得 ∵,故 ②,算得bz350-a糖果包裝機的齒輪模數(shù)為2,所軸Ⅰ上的齒輪直徑 ∵ ③垂直面內的彎矩圖 圖2-27 由 ①②得 軸在垂直面內沒有均布載荷，故只要求出B 處彎矩便可畫出該面的彎矩圖。 ④求水平面內的彎矩圖 由受力分析可得 ，由④可算得FCy=N,則FCy方向與原圖 2-25設的方向相反。 把FCy=157.51N代入③中可得FAy=-257.51N 軸在水平面內沒有均布載荷,只需求出B和C處的彎矩便可畫出該面的彎矩圖。 根據(jù)上方的計算畫出右圖2-27 ⑤合成彎矩，求斜率 分別合成B、C處的彎矩 AB段斜率: BC:段斜率： CD:段斜率： 圖2-28 軸Ⅰ的彎矩合力圖 ⑥求B處當量彎矩 由圖2-18可以看出B截面的彎矩約是C截面處的彎矩大小的10倍左右，B處直徑為25mm,而C處為22mm倆者只相差4mm，故只有B是危險截面，軸Ⅰ只要求單向轉動，因此可以認為是脈動循環(huán)變化型的扭矩，可查得修正系數(shù)α≈0.6。 ∴B截面處的當量彎矩為 ⑦計算B處應具有最小的直徑 因為B處要使用鍵與齒輪鏈接，因此要把上面直徑所得的直徑放大5%，∴。B處開始設定直徑為26mm,所以B處能滿足設計要求。 六、槽輪機構的設計 1. 槽輪機構，以叫馬爾他機構或日內瓦機構，主要由帶圓銷的撥盤、帶有徑向槽的槽輪組成。 2. 類型：Ⅰ平面槽輪機構 ①外嚙合槽輪機構 ②內嚙合槽輪機構 Ⅱ空間槽輪機構 3. 特點：槽輪機構結構簡單，易加工，工作可靠，轉角準確，機械效率高。但是其動程不可調節(jié)，轉角不能太小，槽輪在起、停時的加速度大，有沖擊，并隨著轉速的增加或槽輪槽數(shù)的減少而加劇，故不宜用于高速，多用來實現(xiàn)不需經常調節(jié)轉位角度的轉位運動。 4. 主要參數(shù)的計算 槽數(shù) z=6mm 圓銷數(shù)k=1mm 中心距 a=150mm 1　 圓銷轉動半徑 2　 圓銷半徑 3　 槽頂高 4　 槽底高 ，取b=50mm 5　 槽深 6　 鎖止弧半徑 7　 槽頂口壁寬 8　 鎖止弧張開角 9　 運動系數(shù) 七、總結 本次畢業(yè)設計是對三年大學所學知識的一次檢驗，與以前每個學期末的考試不一樣的是，這次所涉及到的知識不是單單的某一科而是好幾個科，設計中所用到的知識較多來自《機械設計基礎》、《自動機與生產線》、《工程力學》、《工程材料》、《機械制圖》、《autoCAD》等，而涉及其中卻使用很少的有機電傳動控制、機械制造工程等。由于本人在大二上學期到外地實習，把該學期的學習科目都壓到下學期的周末來進行學習，所以對于其中涉及最多的《機械設計基礎》并沒有學得很牢固。這讓我不得不花比較多的時間去再學習一次，還有像《工程力學》、《工程材料》、《機械制圖》這幾門課都是大一時所習的，事過兩年，其中有很多的知識也忘了，單單用在復習相關的知識就用了差不多2~3周的時間。 設計中遇到是最大問題就是課本上的例子和內容與設計要求相差較大，但是辦法總比困難多。通過上網(wǎng)查閱相關例子和詢問老師的意見后，得出今天大家所看到的報告。文中使用的表格多數(shù)來自網(wǎng)絡搜索得來，其中的受力分析，彎矩、扭矩圖則是使用autocad來完成。暫時完成的是畢業(yè)設計的文檔部分，還有零件圖和裝配圖尚未完成，個人會盡力來完成剩余部分。 三年時間匆匆而過，很快我就要離開校園的懷抱，去迎接社會的挑戰(zhàn)。在這里我要感謝日夜相伴的同學和朋友，是你們支持著我走到今天，更要感謝老師們的辛勤付出。如果在大學的路途中沒有你們的關心和提醒，也就沒有今天的我。不管將來我們走到何方何地，你們永遠在我心中，我會時時刻刻記著你們，記著我是輕工的一份子。 馮健釗 機電122班 2014年10月6日 七、主要參考文獻 1．所學習過的相關教材； 2．中國輕工總會. 輕工業(yè)裝備技術手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，1997 3．戚長政.自動機與生產線. 北京：科學出版社，2004 4．尚久浩. 自動機械設計. 北京：中國輕工業(yè)出版社，2003 5．張聰. 自動化食品包裝機. 廣州：廣東科技出版社，2003 6．機械設計手冊. 北京：石化出版社， 7、廣東輕工業(yè)機械集團公司.全國啤酒瓶裝設備技術培訓教材，1996 8、其他技術資料及產品手冊。 六、指導教師： 陳學文 教研室主任： 系（教學）主任： 校外指導教師： 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 題目：BZ350-A型糖果包裝機工序盤裝置設計 班 級： 姓 名： 指導教師： 評定成績： 設計日期： 年 2 月 13 日 至 3 月 30 日 前言 隨著經濟的發(fā)展，各大市場不乏有好質量的糖果出現(xiàn)，而在眾多競爭對手中，想要達到本企業(yè)糖果的標新立異就要從包裝入手，討巧的包裝使得糖果更加具有觀賞性，同時激發(fā)消費者的購買欲，糖果包裝機是為糖果賦予完美外衣的設備，它從產品的包裝上為企業(yè)產品贏得市場。 我國的糖果發(fā)展歷史悠久，從紙質包裝到塑料紙、鋁箔紙再到如今的瓶裝，糖果一直是人們休閑時光的最愛，而可以代替人工包裝的糖果包裝機則僅有不到二十年的發(fā)展背景，因此，我國的糖果包裝機還有很長的路要走。隨著儲存環(huán)境、包裝方式的不斷提升，糖果種類更是層出不窮，現(xiàn)代糖果的包裝更傾向于個性化、簡單化發(fā)展。 國內糖果包裝機與國際相比，仍存在差距，具體表現(xiàn)在包裝設備配置較低，包裝材料種類較少，部分糖果包裝機的包裝效果并不理想等缺點，而對于一些有一定經濟實力的國內企業(yè)來說，需要努力的方向仍然是提高相關配置、豐富包裝材料、加強技術投入，在巨大的市場潛力下，讓國內的糖果包裝機踏上更好的臺階。 本設計適應形勢的發(fā)展，對糖果包裝機工序盤裝置進行設計，希望為糖果包裝行業(yè)盡一份綿薄之力，由于編者知識有限，在設計過程中，多借鑒前人的經驗以及參考書籍資料，查閱手冊等。 由于編者水平有限，書中難免出現(xiàn)疏漏和不足之處，敬請讀者批評指正。 目錄 前言 2 摘要 4 第1章 BZ350—A型糖果包裝機 5 1.1 概述 5 1.2 主要技術特征及工藝流程 5 1.3 主要組成結構 9 1.4 生產率分析及技術特點 12 第2章 無級調速的設計 14 2.1 電機選擇 14 2.2 傳動帶選型及帶輪設計 14 第3章 彈簧的設計 21 3.1 彈簧最大載荷，最大變形量的計算 21 3.2 確定彈簧絲材料的選擇和許用應力［ζ］ 22 3.3 設計彈簧有效圈數(shù)n 23 3.4 工作極限載荷（Ⅱ類載荷） 23 3.5 求出彈簧的幾何尺寸 23 第4章 帶輪軸（軸Ⅰ）的設計 24 4.1 選擇軸Ⅰ的材料及確定C值 24 4.2 計算軸Ⅰ的計算直徑 24 4.3 確定軸Ⅰ各段的直徑 24 4.4 軸Ⅰ的強度校核 25 第5章 槽輪的設計 29 5.1 槽輪的槽數(shù)Z和撥盤的圓柱銷數(shù)K的確定 29 5.2 槽輪的槽數(shù)Z和撥盤的圓柱銷數(shù)K的再確定 30 5.3 兩種設計的比較 30 心得體會及謝辭 32 主要參考文獻 33 摘要 糖果包裝機屬于食品類產品包裝機，按照包裝的形式有折疊式包裹、扭結式包裹兩大類。這種包裝機一般采用卷盤式包裝材料，在主機上實現(xiàn)包裝材料分切、包裹及封口工序。 本次設計的BZ350—A型糖果包裝機屬于扭結式包裹，是較為傳動的一種糖果包裝機。它廣泛應用于中小型糖果生產企業(yè)，自動化程度較高，既可以完成單層或多層紙的包裝，也可以包裝多種形狀的硬糖或軟糖，包裝方法簡單美觀，結實牢靠，消費者使用方面。 BZ350-A型糖果包裝機具有如下特點： 1）本機上的糖塊、包裹、卸糖果全部實現(xiàn)機械化操作，自動化程度高，減輕人工勞動強度，符合人性化特點，產品符合食品衛(wèi)生要求。 2）設有無級調速機構，機器的生產率可以根據(jù)不同的需要改變，且能夠滿足不同的包裝材料要求。 3）關鍵零部件做到可以方便地調節(jié)，使機器能滿足不同的產品規(guī)格要求。 4）采用六槽輪機構驅動工序盤，使傳動系統(tǒng)結構緊湊，同步性能可靠，運轉平穩(wěn)。 5）設有故障自動停機等功能，方便操作，維護簡單，壽命比較長。 第1章 BZ350—A型糖果包裝機 1.1 概述 糖果包裝機屬于食品類產品包裝機，按照包裝的形式有折疊式包裹、扭結式包裹兩大類。這種包裝機一般采用卷盤式包裝材料，在主機上實現(xiàn)包裝材料分切、包裹及封口工序。 這里所介紹的BZ350-A型糖果包裝機屬于扭結式包裹，是較為傳統(tǒng)的一種糖果包裝機。它廣泛應用于中小型糖果生產企業(yè)，自動化程度較高，既可以完成單層或多層紙的包裝，也可以包裝多種形狀的硬糖或軟糖，包裝方法簡單美觀、結實牢靠，消費者使用方便。 1.2 主要技術特征及工藝流程 1.2.1 BZ350-A型糖果包裝機主要技術特征 BZ350-A型糖果包裝機主要技術參數(shù)如下： 生產能力：200~300粒/min（無級調速）； 糖果規(guī)格：圓柱形糖的直徑?13mm、長度32mm； 長方形糖的厚11mm、寬16mm、長27mm； 主電機：0.75kW，額定轉速n=1410r/min。 1.2.2 工藝流程及循環(huán)圖 圖1-1是BZ350-A型糖果包裝機外形圖。 圖1-1 BZ350-A型糖果包裝機外形圖 1-盤車手輪 2-扭結部件 3-料斗 4-理糖盤裝置 5-離合器手柄6-張緊輪 7-開關 8-調速輪 9-機座 10-機架 11-工序盤12-薄膜卷 13-內襯薄膜卷 14-供紙裝置 15-成品輸出裝置 整個包裝過程為：糖塊從振動料斗3被送入理糖盤裝置4，理糖盤為一高速旋轉著的螺旋槽機構，在離心力的作用下，糖果沿螺旋槽被甩到理糖盤的外圍，經過初步定向，在出口處，由旋轉著的毛刷將豎立或重疊著的糖塊刷平且成單層排布，進一步定向后進入輸送帶被送往下一工序；同時，安裝在卷紙架上成卷的薄膜紙也由牽引輥經導輥被送到供紙位置，由旋轉刀實行定長切割，并置于托紙板上；輸送帶送來的糖塊推送到托紙板上后，安裝在工序盤上的鉗糖機械手將包裝紙和糖塊一起夾緊，接著前后沖頭相繼動作，糖塊便由包裝紙裹包起來；工序盤轉位到扭結工位停歇，扭結機械手夾住糖果的縱向兩邊并在驅動機構作用下同向回轉約450°，完成扭結工序。在扭結回轉過程中，扭結機械手沿糖果的縱向要有一個微小的進給量，以抵消糖果的縱向尺寸變化，否則，糖紙會被扭破；扭結結束后，工序盤繼續(xù)轉位，糖鉗機械手在凸輪的控制下開啟，由打糖桿將已經包裝好的糖果打下，糖果沿輸送槽被送入后續(xù)裝盒工位。 圖1-2是其扭結裹包工藝流程示意圖。 圖1-2扭結裹包工藝流程示意圖 1—送糖；2—糖鉗手張開、送紙；3—夾糖；4—切紙；5—紙、糖進入糖鉗手； 6—接、送糖桿離開；7—下折紙； 8—上折紙；9—扭結；10—打糖 包裝扭結工藝路線圖如下圖1-3所示 圖1-3 包裝扭結工藝路線圖 1—扭結手；2—工序盤；3—打糖桿4—活動折紙板； 5—接糖桿；6—包裝紙；7—送糖桿；8—輸送帶；10—固定折紙板 圖1-4 工藝流程圖 1—內襯紙；2—商標紙；3—送紙輥；4—切紙刀；5—糖塊；6—推糖桿； 7—送糖帶；8—折紙板；9—接糖桿；10—工序盤；11—糖鉗；12—打糖桿； 13—固定折紙板 如圖1-5所示是糖果包裝機的工作循環(huán)圖 圖1-5 BZ350-A糖果包裝機的工作循環(huán)圖。 1.3 主要組成結構 BZ350-A型糖果包裝機主要由傳動系統(tǒng)、理糖盤裝置、供紙切紙裝置、鉗糖工序盤、扭結機械手及裹包裝置、電器控制裝置、缺糖檢測裝置等組成。 1.3.1 傳動系統(tǒng) （1）主傳動系統(tǒng) 圖1-6是BZ350-A型糖果包裝機的主傳動系統(tǒng)示意圖。 圖1-6主傳動系統(tǒng)示意圖。 1－卷紙筒 2－橡皮滾筒 3－滾刀軸 4－扭手 5－扭手套軸 6－糖鉗 7－凸輪 8－轉盤 9－偏心輪（2） 10－槽輪 11－撥銷 12－撥盤 13－手輪 14－后沖頭 15－偏心輪（4） 16－打棒 17－齒條 18－扇形齒輪 19－抄紙板 20－偏心輪（1） 21－偏心輪（3） 22－后沖頭 23－盤手手輪 24－扭手凸輪 由主電機驅動各執(zhí)行機構，主電機至分配軸II間采用兩級減速，第一級用寬帶實現(xiàn)三級變速，第二級為齒輪傳動，在分配軸II上裝有偏心輪（1）、（2）、（3）、（4）和兩個輪Z52，傳動到各個執(zhí)行機構完成裹包作業(yè)。在主電機軸上設置有一對分離錐輪，通過調節(jié)手輪13來調節(jié)帶輪的中花距，靠分離錐輪分開或趨近，改變錐輪的接觸半徑，而達到調節(jié)帶輪傳動比的要求。 分配軸上裝有四個偏心輪，其中偏心輪(1)通過連桿帶動扇形齒輪來回擺動，扇形齒輪再驅動與前沖頭一體的齒條往復運動，完成沖糖工作:偏心輪(2)通過安裝在工序盤根部的斜面凸輪7驅動糖鉗6開合，完成鉗糖和放糖工作;偏心輪(3)通過連桿驅動活動折紙板19折紙;偏心輪((4)通過連桿驅動后沖頭14和打糖桿16工作。采用偏心輪機構，使得整個傳動鏈結構緊湊，容易布局，維護方便。 供紙部分(1. 2. 3)是經軸II由齒輪、鏈輪傳動的;扭結機械手由軸II經過齒輪、槽凸輪、擺桿等傳動的;轉盤由軸Ⅱ經齒輪、槽輪機構來傳動。糖果包裝機設置無級調速系統(tǒng)，一方面，可以滿足當產品規(guī)格變化即糖塊外形變化時，要求生產率隨著改變;二是由于包裝材料對生產率的要求不同，隨著季節(jié)的變化，其延展性也不一樣，因此，生產率要做相應的改變。 機器還設置手動調整，可通過手輪23實現(xiàn)。 (2)理糖傳動系統(tǒng) 理糖裝置的作用是使待包裝糖塊通過整理排列，依次整齊的傳入輸送帶，由輸送帶被送至裹包工位。 圖1-7為理糖部分的傳動系統(tǒng)示意圖。 理糖電機1通過D50/D 112的三角皮帶傳動，驅動軸I旋轉，再經過齒輪Z 17/Z46帶動軸II。軸II上裝有輸送帶輪，驅動輸送帶6運動，把轉盤送來的糖快送到包裹工位。軸I通過蝸桿蝸輪Z4/Z32帶動軸IV，由軸IV驅動轉盤3回轉運動，周邊裝有固定的螺旋導向板5。轉盤3回轉時，由料斗2落下的糖塊受到離心力的作用甩向周邊，在導向板作用下沿環(huán)形槽列隊排列整齊，依次落入輸送帶上。另外，軸II通過鏈輪Z13/Z20帶動軸III，經螺旋齒輪Z11/Z28, Z15/Z15帶動軸VI，由軸UI驅動毛刷4旋轉，毛刷的作用是將重疊在一起的糖塊掃平，使其一粒接著一粒排隊由輸送帶向前輸送。 圖1-7理糖傳動示意圖 1一理糖電機2一料斗3一轉盤4一毛刷5一導向板6一糖塊輸送帶7一帶輪 1.3.2 鉗糖工序盤裝置 如圖1-8所示是BZ350-A型糖果包裝機的鉗糖工序盤的結構簡圖。 轉盤軸9與轉盤10以圓錐銷固聯(lián)，在轉盤軸上裝有銅套8，通過偏心輪及連桿機構使銅套在轉盤軸上轉動。下凸輪12用鍵7固定在銅套8上，上凸輪Ⅱ用螺釘與下凸輪12固聯(lián)，凸輪11和12會隨著銅套一起擺動。鉗糖工序盤上安裝有六副鉗糖機械手，實現(xiàn)兩個運動:①間歇轉位，每次轉過60°，停歇一個工藝時間。間歇轉位運動由六槽輪機構(圖中未繪出)帶動;②糖鉗的開合運動，工序盤轉一圈，糖鉗只打開一次、關閉一次。糖鉗的開合運動由凸輪驅動滾子5帶動擺臂6擺動，擺臂6帶動扇形齒輪3和4嚙合擺動，扇形齒輪帶動糖鉗手1張開，此時，彈簧2受拉，鉗手的閉合由受拉狀態(tài)的彈簧控制來完成。設置兩片凸輪的目的是，通過調整上下兩片凸輪的位置可以改變凸輪的工作曲線，從而改變鉗糖機械手的開口大小和持續(xù)時間，以滿足不同厚度的糖塊包裝要求，保證扭結質量。 圖1-8柑糖工序盤結構簡圖 1一糖鉗 2一彈簧 3、4一扇形齒輪 5一滾子 6一滾子臂 7一鍵 8一井寸套 9一轉盤軸10一轉盤 11一上凸輪 12一下凸輪 1.4 生產率分析及技術特點 從以上分析可知:糖果包裝機的生產率與工序盤的轉速和其上所分布的裹包頭數(shù)量有關，計算公式為 Q=60K·n (5.5) 式中，Q—糖果包裝機的生產率; K一工序盤上分布裹包頭數(shù)量，即糖鉗對數(shù)(顆/r); N一工序盤的工作轉速(r/min )。 根據(jù)式( 5.5 )可知:要提高糖果包裝機的生產能力有兩個途徑:①增加工序盤上分布裹包頭數(shù)量;②提高工序盤的工作轉速。 若僅僅靠增加工序盤上分布裹包頭數(shù)量，就會增加工序盤的外形尺寸，會帶來機構的龐大;而且增加糖鉗數(shù)量，糖鉗凸輪的輪廓曲線就要改變，必須重新設計糖鉗凸輪的工作曲線，這給設計和制造帶來變化較大，不利于加速產品的系列化生產進程。實際上糖鉗數(shù)量增加，對生產率的效果不很明顯。而提高工序盤的工作轉速，雖是比較有效的辦法，但若一味地提高工序盤的轉速，會增加機構間千涉的可能性，使機器制造精度增加;并且理糖盤的速度過快，糖塊容易堵塞，不利于正常供料;況且受包裝材料限制，速度也不宜過快，否則包裝紙容易被扯斷。因此，要提高機器的生產率，必須權衡考慮。 BZ350- A型糖果包裝機具有如下特點: 1)本機的上糖塊、包裹、卸糖果全部實現(xiàn)機械化操作，自動化程度高，減輕人工勞動強度，符合人性化特點，產品符合食品衛(wèi)生要求。 2)設有無級調速機構，機器的生產率可以根據(jù)不同的需要改變，且能夠滿足不同的包裝材料要求。 3)關鍵零部件做到可以方便地調節(jié)，使機器能滿足不同的產品規(guī)格要求。 4)采用六槽輪機構驅動工序盤，使傳動系統(tǒng)結構緊湊，同步性能可靠，運轉平穩(wěn)。 5）設有故障停機等功能，方便操作，維護簡單，壽命比較長。 第2章 無級調速的設計 2.1 電機選擇 由于主電機的功率為：P=0.75kw，n=1410r/min 查《電機型號大全》選擇電機型號為Y80M2-4， 可知：P=0.75kw，n=1390r/min 由于外槽輪機構的轉臂每轉一圈，生產一粒糖果 可知：n槽=200-300r/min 即生產能力：200-300r/min 下圖2-1為電機、傳動軸、分配軸之間的傳動簡圖 圖2-1傳動簡圖 為皮帶輪軸的轉速，為分配軸上的轉速。 2.2 傳動帶選型及帶輪設計 為了實現(xiàn)無級調速，小帶輪必須能夠實現(xiàn)直徑可調，因此以下就是確定小帶輪的直徑范圍。 2.2.1 確定計算功率 因為糖果包裝機承受的載荷變動小，且是小批量生產，依此查《機械設計基礎》表7.8可知工作情況系數(shù)KA=1.2， 再由式（7.12）得： Pc=KA·P=1.2×0.75=0.9KW， 2.2.2 選擇V帶帶型 根據(jù)P=0.9KW，n=1390r∕min由《機械設計基礎》圖7.11選擇Z型帶。 2.2.3 確定小帶輪基準直徑d 當產量為200粒/min時 1）、初選小帶輪基準直徑dd1， 由于Pc-n1坐標的交點落在圖7.11中Z型帶上方，由表7.3初選dd1=90mm， 2）、驗算帶速v， 由式（7.13）得 V= =≈6.55m/s 符合帶速應在5～25m/s范圍內。也即初選dd1=90符合要求。 3）、確定大帶輪的直徑dd2 = 得dd2=195mm， 由表7.3取dd2=180mm 該數(shù)值以產量為200粒/min計算，此次設計主要以小帶輪的無級調速為準。 所以當產量為300粒/min時，dd2=180mm，同理 可得dd1 =123mm。 以上結果可得無級調速的傳動比范圍為i=~=0.5~0.68 2.2.4 確定中心距a和帶的基準長度 ∵0.7×﹙dd1＋dd2﹚≤≤2×﹙dd1＋dd2﹚， 代入數(shù)據(jù)求得， 189mm≤≤540mm ∴初選=500mm， 計算帶所需的基準長度2a0+π（dd1+dd2）/2+(dd2-dd1)2/4a0 即=2×500+3.14×（90+180）/2+(180-90)2/4×500=1427.95mm， 由表7.4,取帶的基準長度為 =1400mm， 實際中心距a=＋=500＋=490mm， 安裝時所需的最小中心距： =a－0.015=469mm， 安裝時所需的最大中心距： =a＋0.03=532mm。 2.2.5 驗算小帶輪的包角 =180°－(dd2 -dd1)/a×57.3°=180°－(180 -90)/490×57.3°= 169.4°>120° 因此驗證能滿足要求。 2.2.6 確定V帶的根數(shù)Z Z = = 由n=1390r/min,dd1=90, 查機械設計基礎表7.5，用插值法，得=0.4kw， 查機械設計基礎表7.7，用插值法，得=0.3kw， 查機械設計基礎表7.6,(包角系數(shù))=0.96， 查機械設計基礎表7.2,（長度系數(shù)）=1.14 所以，Z==≈1.15 根據(jù)實際要求：z=2 因為要實現(xiàn)無極調速的要求，若是兩根皮帶，可能帶來調速操作的不便，可能也會帶來其他的問題，且從經濟效益等各方面綜合考慮，一般只用一根皮帶傳動，可以比較方便改變轉速。所以Z=2不符合要求，因此需重新選帶型。選用A型V帶 2.2.7 確定中心距a和帶的基準長度Ld ∵0.7×﹙dd1＋dd2﹚≤≤2×﹙dd1＋dd2﹚， 代入數(shù)據(jù)求得， 189mm≤≤540mm ∴初選=500mm， 計算帶所需的基準長度2a0+π（dd1+dd2）/2+(dd2-dd1)2/4a0 即=2×500+3.14×（90+180）/2+(180-90)2/4×500=1427.95mm， 由表7.4,取帶的基準長度為 =1400mm， 實際中心距a=＋=500＋=490mm， 安裝時所需的最小中心距： =a－0.015=469mm， 安裝時所需的最大中心距： =a＋0.03=532mm。 2.2.8 驗算小帶輪的包角 =180°－(dd2 -dd1)/a×57.3°=180°－(180 -90)/490×57.3°= 169.4°>120°。 因此驗證能滿足要求。 2.2.9 確定A型V帶的根數(shù)Z Z== 由n=1390r/min,dd1=90, 查機械設計基礎表7.5,用插值法,得 PO=1.07 查機械設計基礎表7.7，用插值法，得 =0.17kw， 查機械設計基礎表7.6，用插值法，得 =0.96， 查機械設計基礎表7.2，用插值法，得 =0.96 ∴Z===≈0.789 ∴Z取1根，適合無極調速。  2.2.10 計算初拉力F0和軸上壓力FQ（也即是徑向力） 圖2-2 帶傳動對軸壓力簡圖 單根普通V帶合適的初拉力可按下式計算 =500＋q 式中，v—帶速，m∕s； Z—帶的根數(shù)； —包角系數(shù)； —計算功率，KW； q—帶單位長度的質量，kg∕m，見《機械設計基礎》表7.9，查A型帶為0.10 kg∕m。. ∴代入數(shù)據(jù)可得，=500××﹙﹚＋0.10×6.642≈113.13N 由圖2-2可知 =2Zsin=2×1×113.13×sin≈225.29N 帶輪的受力分析 圖2-3帶輪受力圖 對點A進行受力分析： cos17°+sin° = =×f(摩擦系數(shù))（查資料可得f=0.485） 所以 ×0.485×0.95+ ×0.31= 可得=146.1N = ×cos17°=139.7N 因為 的力來自彈簧，根據(jù)作用力與反作用力，需要對彈簧進行設計與校核 第3章 彈簧的設計 3.1 彈簧最大載荷，最大變形量的計算 可求得動輪動片的水平移動最大距離 x=×tan=tan=9.17mm 也即是彈簧的最大變形量。 由下圖3-1 有效拉力F==－， 由P=， 得F==112.95N 即－=112.95N， ＋=2=226.26N ∴=169.605N，為緊邊 =56.655N，為松邊。 由歐拉公式=（α為包角，單位為π） ∴fα=㏑， 即f·×170.89°=㏑=1.1268 ∴f=0.378 皮帶作用在皮帶輪上，在緊邊和松邊的共同作用下，通過帶輪的作用在軸上，而軸上的壓力由作用在帶輪上的軸載荷FQ得來，所以由下圖可 圖3-1 動片的受力簡圖 對A點進行受力分析： ∴=112.95=0.378·N，即N=298.81N ∴=N·cos17°=280.75N ∴此時的已知條件為：彈簧的最大工作載荷=285.75N，最大變形量=9.17mm。 3.2 確定彈簧絲材料的選擇和許用應力［ζ］ 考慮到所受的負荷較大，要有較好的彈性，所以初選彈簧材料為60Si2Mn，Ⅱ類（選自機械設計基礎表17.2）許用切應力： =680Mpa 所以，由式17.6： K=＋ =＋=1.19 再由式17.7：d≥1.6=1.6×=3.20mm 查表17.7，彈簧絲直徑d的標準系列， 選d=6mm 則由式17.5：τmax===192.52Mpa τmax ﹤，強度足夠。 中徑D2=Cd=8×6=48 3.3 設計彈簧有效圈數(shù)n 由表17.2可知剪切彈性模量G=80000Mpa 再由式17.9： n===2.83圈， 圓整為3圈 兩端各取一圈死圈，則壓縮彈簧總圈數(shù)=3＋2=5圈 3.4 工作極限載荷（Ⅱ類載荷） 極限載荷下的變形量≤1.15=1.15×6.9=7.94mm 工作極限載荷由F≤=285.75×1.12=320.04N 3.5 求出彈簧的幾何尺寸 彈簧絲直徑d= 6mm ， 彈簧中徑=48mm， 彈簧外徑D=＋d=54mm 彈簧內徑=－d=44mm 節(jié)距t=＋d＋=0.5＋6＋=8.8mm， 有效圈數(shù)n=3圈， 總圈數(shù)=5圈 彈簧自由長度=n·t＋﹙－n＋1﹚·5=16.25mm（并緊，不磨平端） 螺旋升角a=arctan（）= arctan（）=3.34 第4章 帶輪軸（軸Ⅰ）的設計 4.1 選擇軸Ⅰ的材料及確定C值 選擇45鋼，調制處理，按表14.3選取計算系數(shù)C=110 4.2 計算軸Ⅰ的計算直徑 按照式14.2可知該軸的最小直徑為： d≥C=110×=11.59mm 考慮到鍵槽的影響，則d=1.05×11.59=12.17mm，根據(jù)軸的標準直徑可選d=14，由于軸上除了齒輪，皮帶輪，還有軸承，因為軸承沒有受到軸向力，只需選用普通的深溝球軸承，通過查機械設計基礎表13.10選用軸承6205，因為基本尺寸d最小為25，考慮軸的結構及其加工方便，可適當將軸的標準直徑放大，同時可增加軸的強度，所以初取標準直徑d=20mm 4.3 確定軸Ⅰ各段的直徑 采用階梯軸，尺寸按由小到大，由兩端至中央的順序確定。 外伸端取最小直徑20mm，參考相關資料軸各段直徑的確定可選出各段軸徑如下（圖4-1為軸Ⅰ的簡圖）： 圖4-1 軸身=d＋2a，[a為軸肩的高度，a≥（0.07~0.1）d]，取a=0.1d=2，即=24mm 軸頸=＋（1~5）mm，考慮軸承為標準件，所以取=25mm 軸頭=＋（1~5）mm，取=28mm 軸身=26mm 軸環(huán)=32mm 4.4 軸Ⅰ的強度校核 4.4.1 繪出軸Ⅰ的總體受力圖，圖4-2 圖4-2軸Ⅰ的總體受力圖 4.4.2 作扭矩圖 由圖4-2可知， =帶M電= 0.96×9549×=0.96×9549×=10.7N·m， 扭矩圖如圖4-3， 4.4.3 作水平面內的彎矩圖 ∵==×1000=428N ∴=tan20°=155.7N，由前面計算可知 =113.13N，=225.29N。 由可得， =﹣270.32N，=-157.68N， ∴截面C處的彎矩為=×=-37.85N·m 即水平面內的彎矩圖如圖4-4 4.4.4 作垂直面內的彎矩圖如圖1-8，由以下兩式 可得，=0.47N，=380.50N， ∴截面C處的彎矩為 =×=0.47×0.240=0.11N·m 截面B處的彎矩為 =×=225.29×0.140=31.54N·m。 ∴垂直平面的彎矩圖如圖4-5 4.4.5 作合成彎矩圖 截面C處的彎矩為 ===37.85N·m 截面B處的彎矩為 ===31.54N·m。 ∵BC段的斜率==≈－0.06， BD段的斜率==≈－0.33， ∴＜ ∴可畫出合成彎矩圖如圖4-6 4.4.6 求當量彎矩 由圖4-6可知C、B兩處都可能為危險截面，因為單向轉動，可以認為扭矩是脈動循環(huán)變化，故修正系數(shù)α≈0.6，則危險截面C、B兩處的當量彎矩分別為 ===38.39N·m ===32.19N·m 4.4.7 分別計算危險截面C、B處的軸徑 由C處，d≥==19.11mm， B處，d≥==18.02mm 考慮截面C處鍵槽，故將直徑放大5%， 即18.17×1.05=20.07mm， 因為此處直徑為28mm，因此強度足夠。 而B處為裝軸承，此處設計的尺寸為25mm，因此強度也足夠大。 第5章 槽輪的設計 5.1 槽輪的槽數(shù)Z和撥盤的圓柱銷數(shù)K的確定 ①初選槽數(shù)Z為6（根據(jù)現(xiàn)有機械作參考） 當槽輪轉過2φ20=2π/z角度時撥盤1所轉過的角度為 2φ10=π-2φ20=π-=180°-60°=120° 槽輪機構的運動系數(shù)τ==0.5-=0.33 圓柱銷數(shù)K與槽數(shù)Z的關系為 K<=1.5 因為k為整數(shù)，所以k只能為1 ②槽輪機構的幾何尺寸計算 因為軸Ⅰ與軸Ⅱ上傳動齒輪中心距為 a12=m×=2.5×105÷2＝131.25mm 軸Ⅱ上的齒輪與撥盤上的齒輪之間的中心距為 a23=131.25mm 綜合可知各軸傳動齒輪之間占據(jù)的縱向距離為 L= a12＋ a23=262.5mm 根據(jù)現(xiàn)場機箱所量高度為650mm 可將槽輪與撥盤之間的中心距定為150mm較為合理 *圓銷轉動的半徑R=asin=150×sin30°=75mm 圓銷半徑r1=R/6=12.5mm *槽頂高r2=a×cos30°=150×cos30°=129.9mm 槽底高b≤a-（R+ r1）=150-(75+12.5)=62.5mm 槽深h= r2-b=129.9-62.5=67.4mm 鎖住弧半徑Rx=Kx r2=0.34×129.9=44.2mm 槽頂口壁厚e=R-（r1+Rx）=75-（12.5+44.2）=18.3mm 鎖住弧張開角r=2π/k-2φ1=2π（1/k+1/z-1/2）=360°×2/3=240° 5.2 槽輪的槽數(shù)Z和撥盤的圓柱銷數(shù)K的再確定 ①再選槽數(shù)為z=8 當槽輪轉過2φ20=2π/z角度時撥盤1所轉過的角度為 2φ10=π-2φ20=π-=180°-45°=135° 槽輪機構的運動系數(shù)τ==0.5-=0.375 圓柱銷數(shù)K與槽數(shù)Z的關系為 K<=1.6 因為k為整數(shù)，所以k只能為1 ②槽輪機構的幾何尺寸計算 中心距的確定原則與上一致，故依舊a=150mm *圓銷轉動的半徑R=asin225°=150×sin225°=57.4mm 圓銷半徑r1=R/6=9.6mm *槽頂高r2=a×cos30°=150×cos30°=138.6mm 槽底高b≤a-（R+ r1）=150-(57.4+9.6)=83.0 mm 槽深h= r2-b=138.6-83.0=55.6mm 鎖住弧半徑Rx=Kx r2=0.2×138.6=27.7mm 槽頂口壁厚e=R-（r1+Rx）=57.4-（9.6+27.72）=20.08mm 鎖住弧張開角r=2π/k-2φ1=2π（1/k+1/z-1/2）=360°×5/8=225° 5.3 兩種設計的比較 因為槽數(shù)z.>9槽輪結構比較少見，因為當中心距一定時，z越大，槽輪的尺寸就越大，轉動時的慣性就越大，力矩也增大，又因為將時間比用轉角比來表示，對于只有一個圓柱銷的槽輪機構，有公式知 τ=t2/t1=(π-2π/z)/2π=（z-2）/2z=0.5-1/z 當z>9時，槽數(shù)增加，動停比τ的變化也不大，起不了明顯的作用，故z取值范圍只在4到8，故8之后不做討論。 以八與六相對比作討論，雖然都能完成工作任務，但槽數(shù)八槽輪相比槽數(shù)六槽輪，形狀更為復雜，即加工難度會更大，花費也更多，考慮后決定選擇第一方案，即槽數(shù)為六的槽輪。圖形如下： 心得體會及謝辭 經過為期一個多月的畢業(yè)設計終于在說明書完成之時落下帷幕，這一設計涵蓋了大學三年所學的專業(yè)知識及基礎知識，通過溫習以前學過的知識，查閱相關資料，計算出相關數(shù)據(jù)，通過多次修改，最終敲定設計出的內容。在此，我要特別感謝陳學文老師，在設計的過程中，陳老師適時給予我們輔導，給我們答疑解惑，讓我們少走彎路。 在這一個多月的時間里，我們組員之間相互合作，相互學習，共同完成了我們的課題，為我們的畢業(yè)設計提交了一份沉甸甸的答卷。 在設計的過程中也是對知識的溫習，以前沒太注意的細節(jié)經過這一次的不斷修改注意到了，在設計的過程中，出過的錯誤有內外螺紋的畫法，軸上零件的固定，無級調速結構的設計等等，經過陳老師的指正，加上對書本里的知識進行溫習，最終對這些模糊的知識有了深刻的了解，對我來說，錯的多并不一定是壞事，因為錯的多了改過來之后就會深刻的認識，記憶會更深刻。 團隊合作的精神在我們的這次設計中體現(xiàn)得淋漓盡致，每個人的長項都可能不同，有人在制圖方面比較突出，有人在設計方面有獨特的想法，有人對數(shù)據(jù)的整理及計算，有人對文檔進行整理及排版等等，擁有不同長處的人之間進行的合作結果必然是可觀的。 總的來說，這一次的設計讓我對機械設計、機械制圖等多了一些經驗，雖然還不夠完美，但是經過多次的修改總體上還是有學到一些知識，正所謂是溫故而知新。 以上是我對這次設計的總結，不完善之處請讀者批評指正！ 主要參考文獻 1、 所學習過的相關教材； 2、 中國輕工總會. 輕工業(yè)裝備技術手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，1997 3、 戚長政. 自動機與生產線. 北京：科學出版社，2004 4、 尚久浩. 自動機械設計. 北京：中國輕工業(yè)出版社，2003 5、 張聰. 自動化食品包裝機. 廣州：廣東科技出版社，2003 6、 機械設計手冊. 北京：石化出版社，1996 7、 王軍. 機械設計基礎. 北京：科學出版社，2007 8、 周文玲. 互換性與測量技術. 北京：機械工業(yè)出版社，2005 9、 李勤偉 賀愛東. 機械制圖（機械類）. 廣州：華南理工大學出版社，2006 33