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摘
要
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機械系統(tǒng)設計的典型范例之一是顆粒狀糖果包裝機的設計，其設計過程主要包括機構的大小、強度大小的設計和傳動機械系統(tǒng)的設計。本設計主要講述的是如何用鋁箔紙包裝顆粒狀糖果。設計有三部分：設計方案、設計機械手和進出糖機構、設計傳動系統(tǒng)鏈。
本設計的功能是否可以順利執(zhí)行主要依靠的是機械手和進出糖機構的設計，它主要實現的功能是顆粒狀糖果的輸入、折邊、抄底邊等，最后通過輸送帶輸出包裝好的顆粒狀糖果。在這個設計的系統(tǒng)中，機械手需要實現夾糖、折邊和傳送等主要功能，所以對于機械手的外形、夾緊力、轉位的角度也提出了各自的設計條件。
動力對于一個動作運行系統(tǒng)來說是極為重要的，因此，傳動系統(tǒng)的設計也變得相當重要。要在系統(tǒng)中實現送糖盤的轉位、機械手的轉位、供紙、裁紙、撥糖、頂糖等，需要傳動系統(tǒng)控制大小不同的動力。如在機械手轉位的功能中，用傳動鏈中的槽輪機構去完成間歇的轉位，給頂糖、接糖、撥糖這些功能的實施提供充足的運行時間，槽輪機構必須在機械手轉到位后停留一段時間。該設計的顆粒狀糖果包裝機正常運行時平均的生產速度為180顆/分鐘。
關鍵詞：包裝機；機械手；顆粒狀糖果
I
One of the typical examples of mechanical system design is the design of granular candy packaging machines, which include the design of the size of the organization, the design of the strength and the design of the transmission machinery system. The design is mainly about how to use aluminum foil packaging granular candy. The design is divided into three parts: design, design of the robot and the import and export of sugar, the design of transmission system chain.
Whether the function of the design can be carried out mainly depends on the design of the robot and the import and export of the sugar body. The main function of the design is the input of the granular candy, the edge of the corrugated, the bottom of the board, etc. Finally, The In this design system, the robot needs to achieve the main function of holding sugar, hemming and transmission, so for the shape of the robot, clamping force, indexing angle also put forward their own design conditions.
Power is very important for an action system, so the design of the drive system becomes quite important. To the system to achieve the transfer of sugar plate, the transfer of the robot, paper, paper, sugar, sugar and other functions, which requires the transmission system through the size of different power to adjust. For example, in the function of the robot to achieve the index, through the transmission chain in the wheel mechanism to achieve intermittent indexing function, in order to the top sugar, sugar, sugar, the implementation of these functions to provide adequate running time, After the robots turn in place, stay for a while. The design of the granular candy packaging machine in the normal operation of the average production speed of 180 / min.
Key Words: Packing Maching; Iron-hand; Granular Candy
目 錄
I
摘 要 I
ABSTRACT II
1 緒論 1
1.1 設計工作的理論意義和應用價值 1
1.2 目前研究的概況和發(fā)展趨勢 1
1.3 本設計主要研究內容 3
2 顆粒狀糖果包裝機方案設計 4
2.1 設計任務抽象化 4
2.2 確定工藝原理 4
2.3 顆粒狀糖包裝機的總體布局 6
3 傳動系統(tǒng)設計 8
3.1 顆粒狀糖果包裝機傳動機構圖 8
3.2 選用電動機 8
3.3 帶輪設計 9
3.4 鏈輪設計 12
3.5 齒輪的設計 13
3.6 標準直齒齒輪副 16 設計表 15
4 進出糖機構和機械手的設計 16
4.1 夾持裝置設計 16
4.2 凸輪設計 19
4.3 棘輪設計 28
4.4 六槽槽輪機構設計 29
5 其他機構原理 34
5.1 頂糖和接糖結構簡易圖 34
5.2 抄紙和拔糖結構簡易圖 34
6 顆粒狀糖果包裝機工作圖 35
6.1 機械手Ⅰ工位段 35
6.2 機械手Ⅱ工位段 39
7 顆粒狀糖果包裝機三維圖 40
8 環(huán)保分析 41
9 結 論 42
參考文獻 43
致 謝 44
附錄 A：外文翻譯 45
附錄 B：外文原文 47
顆粒狀糖果包裝機設計
1 緒論
1.1 設計工作的理論意義和應用價值
1.1.1 理論意義：
隨著經濟的發(fā)展，人們生活水平的日益提高，對產品的包裝要求也越來越高。顆粒包裝機是輕工業(yè)生產中必不可少的自動機械之一，其主要用于各種顆粒產品的包裝。我國近些年來包裝工業(yè)發(fā)展迅速，但又在某種程度上受到機械工業(yè)發(fā)展相對滯后的影響， 包裝機械發(fā)展也較為緩慢.提高食品工業(yè)的機械化和自動化程度，是實現食品工業(yè)現代化的重要環(huán)節(jié)。用現代化設備裝備我國食品工廠，已成為一項迫切的重要任務。為了有利于食品工廠生產率的儲存、流通和消費，必須根據需求對成品進行適當的包裝，因此進行顆粒包裝機的設計研究具有一定的意義。
1.1.2 應用價值：
通過本次畢業(yè)設計，對包裝機械有一總體了解，對顆粒包裝機的工作過程進行具體的分析、研究，盡量做到有所創(chuàng)新。同時培養(yǎng)學生對大學所學知識的理解，收集、查閱文獻資料的能力，發(fā)現、分析、解決問題的能力。
實現包裝作業(yè)機械化可以節(jié)約勞動力，提高生產率和產品質量，節(jié)約原材料和降低成本，降低勞動強度和改善環(huán)境衛(wèi)生，保證操作的安全，減少車間的面積等。包裝作業(yè)機械化、自動化目前正向著高速化、通用性、可靠性、費用低、流水線自動化控制、采用新的包裝材料等六個方向發(fā)展[1]。
1.2 目前研究的概況和發(fā)展趨勢
1.2.1 國內發(fā)展現狀：
我國包裝機械業(yè)概況與展望目前我國包裝機械企業(yè)規(guī)模偏小，技術裝備不很完善， 管理水平比較低，自我發(fā)展和技術設計開發(fā)能力較弱，產品品種單一。產品的技術含量、附加值較低：新產品開發(fā)周期長，不能及時響應市場的需求，及時提供市場、用戶所急需的產品。企業(yè)主要精力都花費在量的擴張上，對質的提升、科技進步的投入嚴重不足， 產品在低水平上重復，許多企業(yè)生產相同的產品，從而使許多產品銷不出去。低價競爭已威脅到企業(yè)生存的地步；另外，產品安全防護措施較差，安全意識不強，這些都造成國內產品與國外市場競爭能力偏低.目前我國包裝機械產品普遍存在質量不穩(wěn)定、性能單一、成本高、技術含量低的狀況[4]。隨著我國進入世貿組織(WTO)，國際先進的技術、設備和管理經驗的進入勢必會對我國剛剛發(fā)展起來的包裝機械工業(yè)造成巨大沖擊，企業(yè)面臨著前所未有的嚴峻考驗[7]。
11
1.2.2 國外發(fā)展現狀：
國外包裝機械業(yè)概況美國、日本、德國、意大利是世界上包裝機械四大強國。美國是世界上包裝機械發(fā)展歷史較長的國家，早已形成了獨立完整的包裝機械體系，其品種和產量均居世界之首。10 多年來，美國始終保持著世界最大包裝機械生產和消費大國的地位。其產品以高、大、精、尖產品居多，機械與計算機緊密結合，實現機電一體化控制。新型機械產品中以成型、填充、封口三種機械的增長最快，裹包機和薄膜包裝機占整個市場份額的 15%，紙盒封盒包裝機在市場占有率中居第二位。從 90 年代初以來，美國包裝機械業(yè)一直保持著良好的發(fā)展勢頭。散體物料包裝機的改進設計日本與美國、德國相比，起步較晚。上世紀 60 年代以前，包裝機械廠家不足 60 家，只能包裝糖果、香煙等。60-70 年代，是日本包裝機械業(yè)起步階段，產值增長速度很快。70-80 年代，增長速度雖不如上一階段那么高，但年增長率仍達 13%。80-90 年代是穩(wěn)定增長分階段， 將微電子技術成功地應用于包裝機械的控制，以后又將光導纖維技術、工業(yè)機器人技術、模塊化技術應用于包裝機械，達到安全性高、無人操作、高生產率的水平，大大提高了其國際市場競爭力。因此從上世紀 60 年代到 90 年代初，日本包裝機械工業(yè)連續(xù) 30 多年高速增長，引進--消化--發(fā)展的過程。德國、意大利、英國、瑞士和法國等，都是世界上很重要的包裝機械生產國家。德國的包裝機械在計量、制造、技術性能等方面居領先地位，特別是啤酒、飲料灌裝設備具有高速、成套、自動化程度高、可靠性好等特點， 享譽全球。一些大公司生產的包裝機械集機-電-儀及微機控制于一體，采用光電感應， 以光標控制，并配有防靜電裝置。其大型自動包裝機不僅包裝容積大，而且能集制袋、稱重、充填、抽真空、封口等工序在一臺單機上完成。德國包裝機械業(yè)多年來始終處于穩(wěn)定增長狀態(tài)，出口比例占 80%左右。德國是世界上最大的包裝機械出口國。意大利是僅次于德國的第二大包裝機械出口國。意大利的包裝機械多用于食品工業(yè),具有性能優(yōu)良、外觀考究、價格便宜的特點，出口比例占 80%左右[5]。目前，世界各國對包裝機械的發(fā)展都十分重視，集機、電、氣、光、生、磁為一體的高新技術產品不斷涌現。生產高效率化、資源高利用化、產品節(jié)能化、高新技術實用化、科研成果商業(yè)化已成為世界各國包裝機械發(fā)展的趨勢[8]。
1.2.3 發(fā)展趨勢：
盡管我國包裝機行業(yè)擁有巨大的發(fā)展空間，但是其發(fā)展狀況卻不令人理想，有種裹足不前的現象，這也令人百思不得其解國內包裝機企業(yè)由于缺乏高端科技，所以很多產品都是由國外引進的，這樣做雖然大大加快了我國包裝工業(yè)的發(fā)展速度，縮小了我國包裝工業(yè)與發(fā)展國家的差距，但是過分依賴國外依賴國外的高端技術與技術裝備，很不利于我國包裝行業(yè)技術水平的整體提高，不利于發(fā)展自己的知識產權，不利于培育自己的專業(yè)設計人員，所以我們應該加強科學技術投入，杜絕過分依賴國外高端技術，加強自主創(chuàng)新力度。再者，我國包裝機行業(yè)內缺乏專業(yè)的高技術人才，科研力度不夠，這樣不
利于新產品的研發(fā)，許多企業(yè)主要以銷售為主，缺乏科研機構，不能把技術轉化為生產力，所以還應該培養(yǎng)大批科研人員，成立專門的科研機構，增強產品創(chuàng)新力。由此可見， 包裝機行業(yè)的長久發(fā)展還是打破陳規(guī)，還離不開創(chuàng)新。目前我國包裝機械企業(yè)規(guī)模偏小， 技術裝備不很完善，管理水平比較低，自我發(fā)展和技術設計開發(fā)能力較弱，產品品種單一。需要設計出獨立完整的包裝機體系，以實現自動化生產要求。
1.3 本設計主要研究內容
1.3.1 重點解決的問題
（1） 顆粒狀糖果包裝機方案選擇
（2） 包裝及傳動系統(tǒng)設計
（3） 機械手及進出糖機構設計
1.3.2 本設計預期取得的成果
（1） 顆粒狀糖果包裝機總體設計方案
（2） 顆粒狀糖果包裝機結構的設計一套
（3） 顆粒狀糖果包裝機設計圖紙一套.三維模型
（4） 完成畢業(yè)論文一份
（5） 電子版一份
2 顆粒狀糖果包裝機方案設計
2.1 設計任務抽象化
設計要求：把已加工成型的顆粒狀糖果用鋁箔紙包裹起來，讓加工速度120 塊/ min， 能調控的波動是70 -130 塊/ min。設計時，取速度86 件/ min使之易運算。用 220V 交流電。
功能分解：
圖 2.1 功能分解簡圖
2.2 確定工藝原理
2.2.1 產品特征
顆粒狀糖質地軟，易變形。所以，機械動作時，應該有恰當的夾緊力，以確保產品加工質量；進出料時，包裝速度也是如此，因為太快會產生沖擊有可能破壞產品等。
2.2.2 包裝原料
食品包裝材料應十分注重衛(wèi)生。顆粒狀糖果包裝紙是鋁箔紙，它的厚度是0.008mm 。因為它脆而薄，易裂和變形。所以，送紙速度小于500mm / s 。
供紙機結構，使用卷筒紙，并且采用間歇式剪切供紙方法。
2.2.3 包裝工藝方案
圖 2.2 糖果包裝流程圖
1) 將 75 × 75mm 鋁箔紙蓋在顆粒狀糖果正上方,看圖 2.2(a)。
2) 鋁箔紙沿糖塊錐面被迫覆蓋，看圖 2.2(b)。
3) 剩下鋁箔紙分成兩半, 按照順序對中央折, 使紙貼在顆粒狀糖果, 看圖2.2(c),(d)。(實際是顆粒狀，本次使用，以圓臺形方便表示）
2.2.4 顆粒狀糖果包裝工藝的實驗
根據初擬的包裝工藝方案,進行工藝實驗。
圖 2.3 鉗糖機械手圖 圖 2.4 顆粒狀糖果包裝過程圖1-轉軸 2-轉盤 3-彈簧 4-接糖桿 5-鉗糖機械手(共 6 組)
6-糖塊 7-頂糖桿 8-鋁箔紙 9-環(huán)行托板 10-折邊器
上圖可知,機械手上有彈性的錐形模腔,可以適應顆粒狀糖尺寸大小,不會拉破鋁箔紙。機械手有圓環(huán)形托板,目的是確保糖塊不會落下。(實際是顆粒狀，本次使用，以圓臺形方便表示）
實驗流程:
鉗糖機械手轉到裝糖未位置,4 向下運行,7 向上頂 6 和 8,讓 6 和 8 夾在 4 和 7 中間,
之后一起同步上升,進入 5,迫使 8 成圖 2.2 (b),然后 10 向左折邊,成圖 2.2 (c)狀,然后
2 帶動 5 作順時針方向旋轉,路過 9,使之 8 完全包裹在糖塊表面,這樣就形成圖 2.2 (d) 所示。
因為包裝紙表面不夠平滑,會產生褶皺現象,必須優(yōu)化。
通過試驗,得出鋁箔紙用柔軟之物輕輕一抹,就會光滑地緊貼在糖塊上.于是填入一個錐形毛刷圈（軟性尼龍絲）。頂糖過程中，糖塊和鋁箔紙先過毛刷圈，再到機械手成形，最后包裝紙光滑和美觀。
圖 2.5 顆粒狀糖果包裝成型機構
1-左抄板紙 2-鉗糖機械手 3-接糖桿 4-右抄板紙
5-錐形尼龍絲圈 6-鋁箔紙 7-糖塊 8-頂糖桿
2.3 顆粒狀糖包裝機的總體布局
2.3.1 機型選擇
由于大批量生產，所以選擇全自動機型。根據前述工藝過程，選擇回轉式工藝路
線的多工位自動機型。經過程得出，要兩工位，是進料和成型以及折邊工位和出料工位。自動機用六槽槽輪機構作工件步進來傳送。
2.3.2 自動機的執(zhí)行機構
依據顆粒狀糖果包裝工藝，確定自動機有以下機構：
（1） 送糖機構；
（2） 供紙機構；
（3） 接糖和頂糖機構；
（4） 抄紙機構；
（5） 撥糖機構；
（6） 鉗糖機械手的開合機
（7） 轉盤步進傳動機
圖 2.6 鉗糖機械手
1-輸送帶 2-糖塊 3-托盤
4-鉗糖機構 5-鉗糖機械手
6-彈簧 7-托板 8-機械手
9-機械手開合凸輪 10-輸料帶
2.4 總功能及包裝機總體布置
圖 2.7 接糖和頂糖桿機構
1-圓柱凸輪 2-接糖桿 3-糖塊 4-頂糖桿 5-平面槽凸輪
圖 2.8 總體布置圖
3 傳動系統(tǒng)設計
3.1 顆粒狀糖果包裝機傳動機構圖
顆粒狀糖果包裝機是專用的自動機其中一類，依據自動機傳動系統(tǒng)的設計普通原則和顆粒狀糖果包裝的工藝的確切要求，如下圖 2.1 表達的傳動系統(tǒng)。
圖 3.1 顆粒狀糖果包裝機傳動機構圖1-電動機 2-帶式無級變速機構 3-鏈輪幅 4-盤車手輪
5-頂糖桿凸輪 6-剪紙導凸輪 7-撥糖桿凸輪 8-抄紙板凸輪
9-接糖桿凸輪 10-鉗糖機械手 11-撥糖桿 12-槽輪機構
13-接糖桿 14-頂糖桿 15-送糖盤 16-齒輪副
17-供紙部件鏈輪 18-輸送帶鏈輪 19-螺旋齒輪副 20-分配軸
3.2 選用電動機
輕工自動機功率多數是消耗是運動件的摩擦。。所以，現在比較困難用計算的方法去解決所設計自動機功率大小。一般使用類比法去得出自動機電機的功率，然后把這個當做自動機設計參數，等到之后自動機試制，把實際測量出自動機電機的功率與之相比較，假如差距比較大，那么就應該調整。
由《機械設計手冊》可知，顆粒狀糖果包裝機的電動機功率應為0.4kw ，電動機的旋轉速度是1440r / min
電動機選擇 YD 系列（ IP44 ）中的變極多速三相異步，型號是YD802 - 4 / 2
技術數據：額定功率0.55KW 額定轉速1500r / min
部分參數如下 D = 42 F = 12 G = 37 E = 110 N = 250 P = 350
3.3 帶輪設計
依據顆粒狀糖果包裝機傳動變速機構用帶式無極變速可得 V 帶。
3.3.1 帶輪優(yōu)缺點
優(yōu)點：運行穩(wěn)沒有噪音；超載時，帶和帶輪之間出現的打滑現象可以防止其他構件破壞；簡單結構，拆裝便捷。
缺點：彈性滑動和打滑，效率低，以至于不可以擁有精準的沖動比；需要張緊裝置； 帶的壽命較短；軸及軸承受力較大。
3.3.2 帶輪設計要求
設計帶輪時，應使用其結構便與制造。
寬 V 帶設計已知數據：帶輪轉動速度，傳遞的功率，運行環(huán)境和外部輪廓尺寸等。內容有：最小帶輪直徑和帶厚比，最大與最小帶輪直徑比，帶輪中層寬度和帶輪厚
度比，傳動比等。
下圖為單向分離錐輪機構。
圖 3.2 分離錐輪結構
3.3.3 設計 v 帶變速傳動
圖 3.3 v 帶變速傳動圖
19
（1） 傳動比is
ismax
= n1 n2min
= 1440 = 7h7
1t7
（2） 變速比Rbs
ismin
= n1 n2max
= 1440 = 4h15 347
R = n2max = 347 = 1ht?
bs n2min 1t7
（3） 帶輪最小工作直徑和帶輪厚度的比 1
1
此處 1 = ?
= Dmin = 5h0~th0 h
（4） 帶輪最大與最小工作直徑之比 2
此 處 2 = 2
= Dmax = 2h0~4h0
2 Dmin
（5）帶中層寬度和帶厚比bp / h （ c = 0.5 ~ 0.67 / j= 34°）
bp
h ≤ 2 — 1 + 2h t?n 2 = 2h14
（6） 帶輪最小工作直徑Dmax
12P1
Dmin ≤ 3203
bp = 59h49??
n1
h
圓整取Dmin = ?0
（7） 帶寬bp帶厚 h 楔形角 0（取整）
（8） 帶的截面積 A
b = 31 ? ? h = Dmin = 13 ? ?
p 1 0
= 34
A = b — 2h t?n
h = 351??2
1 2
（9） 帶輪最大工作直徑Dmax
Dmax = RbDmin = 112 ? ?
（10） 中心距?0 按結構取定，通常可取
?0 = 0h7~2 Dmax + Dmin
應該按帶輪長度 L 的規(guī)格決定最后圓整?0 = 272??
（11） 帶的節(jié)線長度Lp
Lp = 2?0 + 0h5n Dmax + Dmin +
4? = t12h7??
將計算值與規(guī)格圓整后并重新計算中心距 ?，Lp = t12h7 帶內周長 867
a = ?0 + 2
= 270 + 2
= 243??
（12） 帶在帶輪上的最小包角αmin
αmin
= 1t0°—
? 57h3 = 1??h93°
（13） 計算圓周力Fmax KA = 1
Fmax =
191 ×105KAP1
Dminn1 = 121h??
（14） 驗算工作應力σ
滿足條件。
σ = Fmax = 0h34? ≤ 0h4~0ht? AK?
（15） 加壓彈簧的壓緊力 μ = 0h2
955 ×104PDmax
Qtmax =
μDmaxn1 hts 2 = 1?2ht?
955 ×104PDmin
Qtmin =
μDminn1 hts 2 = 304h0?
（16）帶輪楔角φ（一般φ = 4°）
φ = φ0 — 6 = 30°
（17） 帶輪外直徑 De
（18） 帶輪內直徑 Di
De = Dmax + 2h1 + 0h5~1h0 = 122??
符合設計要求。
Di = Dmin — 2 h — h1 — 0h2~1h4 = 54??
3.4 鏈輪設計
3.4.1 鏈傳動優(yōu)缺點
它和帶傳動比較，鏈傳動優(yōu)點是：可以在比較高的溫度、比較大的濕度以及有比較多的油污等不好的環(huán)境條件下工作；與齒輪傳動相比，效率較高；應有的張緊力比較小， 軸被作用的壓力??；沒有,就維持均衡傳動比；工作狀況一樣時，傳動的尺寸比較緊密。制造和安裝精度對于鏈傳動來說不高。缺點：只用在平行軸間傳動；磨損了之后容易發(fā)生跳齒；瞬間鏈傳動速度與瞬間的傳動比不是常數，運行過程中，它的平衡性比較差， 產生噪音。
3.4.2 鏈傳動設計
鏈傳動的功率 P1 =hv帶 ′ P = 0.96 ′ 0.55 = 0.528kw
鏈傳動的傳動比i1 = 2.67
（1） 選擇鏈輪齒數Z1 和Z2
小鏈輪齒數Z1
鏈速0.6 ~ 8m / s
查《機械設計》5.3 算出Z1 = 19
大鏈輪齒數Z2 Z2 = iZ1 = 2.67 ′19 = 50.73 得出圓整 Z2 = 51
（2） 確定鏈節(jié)數 Lp
初取中心距a0 = 40Lp ，則鏈節(jié)數是
L = 2a0 + Z1 + Z2 +
p ( Z1 - Z2 )2 = 80 p + 19 + 51 +
?
p (51-19 )2 = 115.65
p p 2
a0 2p
p 2 40 p 2p
所以 Lp = 115節(jié)
（3） 確定鏈節(jié)距 p
載荷系數 KA
小鏈輪齒數系數 KZ 多排鏈的系數 Km 鏈長系數 KL
查《機械設計》5.4 得 Ka = 1
查《機械設計》5.5，鏈板疲勞得 Kz = 1
查《機械設計》5.6 得 Km = 1
查《機械設計》圖 5-13 得 KL = 1.02
0
P 3 KA P1 = 1′ 0.528
= 0.518mm
K2 KL Km 1′1.02 ′1
小鏈輪轉速n1 和 p0 查《機械設計》5-12， 08A 是鏈條型號， p = 12.7mm
（4） 中心距a
a = P [(L
- Z1 + Z2 ) +
- 8( Z1 - Z2 )2 ] = 12.7 [(115 - 19 + 51) +
???
= 504mm
4 P 2 2p 4 2
（5） 驗算鏈速ν
v = Z1n1 p
60 ′100
= 0.75 ~ 1.39mm / s
符合估計。
（6） 計算壓軸力 Q 鏈條工作拉力 F
壓軸力系數 KQ
F = 10000 ′ 528 = 379.8 ~ 704N 0.75 ~ 1.39
KQ = 1.2
壓軸力Q = KQ F = 455.8 ~ 844.8N
3.5 齒輪的設計
3.5.1 螺旋齒輪
機械手和分配軸以及送糖軸的齒輪全都是螺旋齒輪。螺旋齒輪一般應用在傳遞空間交錯軸運動，因為它點觸碰和容易磨，用在儀表和載荷較小的輔助傳動。在主傳動，有時候也使用螺旋齒輪，例如在小模數齒輪機床里。另外，螺旋齒輪的傳動經常會應用在輕工業(yè)的生產中。
3.5.2 齒輪材料選擇
齒輪用 40Cr 調質出 40Cr 調質240 ~ 270 HB ，用淬火處理齒面得是 HRC 45 ~ 50 。根
據《齒輪手冊》查圖及查表得：sH lim1
= sH lim 2
= 1000N / mm2 ，s
= sF lim 2
= 280N / mm2
F lim1
3.5.3 主要尺寸的確定mn = 3mm
a
已知參數，齒數比μ = 1，初定中心距 a = 100mm，α = 20°， h* = 1， c* = 0.25
（1） 確定傳動比 i
依據顆粒狀糖果自動包裝機工藝的要求，三螺旋齒輪齒數傳動比是 i = 1
（2） 計算系數 K '
根據《齒輪手冊》表 3.1—1 查得k ' = 0.707(m= 1)
（3） 齒數Z1,2
1
Z ' = a mn
K ' = 100 ′ 0.707 = 23.6 3
計算后圓整得
（4） 圓整后計算 k
Z1 = 23 , Z2 = mZ1 = 23
k = Z1m = 23′ 3 = 0.69
a 100
（5） 分度圓柱上螺旋角
按式 b1 = arctan 算出b1 = 45°
按式 K =
2 sin b1 計算
a + tan b1
當b1 = 40°時 k = 0h70710?
當b1 = 45°時 k = 0h?9902
當b1 = 50° 時 k = 0h?7472
用內差法得
（6） 實際中心距a實
b1 = 52.2557°
b2 = 90° - 52.2557° = 37.7443°
a = mn (
實 2
Z1
cos b1
+ Z2
cos b2
) = 112.71956mm
（7） 齒輪端面分度圓壓力角at1,t 2
由式a = arctan( tan an )
t1,t 2
cos b1,2
at1 = 30.73521°
at 2 = 24.71589°
（8） 分度圓半徑r1,2
r1 =
mZ1
2 cos b1
= 3′ 23 2 ′ cos 52.2557°
= 56.35978mm
r2
（9） 齒頂圓半徑ra1,2
= mZ2
2 cos b2
= 3′ 23 2 cos 37.7443°
= 43.62944mm
r = r + h*m = 56.35978 +1′ 3 = 59.35978
a1 1 a n
r = r + h*m
= 43.62944 +1′ 3 = 46.62944
a 2 2 a n
（10） 齒輪寬度b1,2
b1 ? (2 ~ 3)pmn sin b1 = 3′p′ 3sin b52.2557° = 22.3579
b2 ? (2 ~ 3)pmn sin b2 = 3′p′ 3sin b37.7443° = 17.3078
（11） 端面上分度圓弧齒厚St1,t 2
St1
t 2
S
= pmn
2 cos b2
= pmn
= p′ 3 2 cos 52.2557°
= p′ 3
= 7.698238
= 5.959388
2 cos b2
2 cos 37.7443°
3.6 標準直齒齒輪副 16 設計表
表 3.1 直齒齒輪設計表
類型
計算
計算過程
單位
計算答案
1.選齒輪精度等級
級
7
2.材料選擇
45cr 鋼
3.選擇齒數 Z
Z1 = (20 ~ 40)
個
Z 2 = iZ1
U = Z 2
Z1 = 32
Z2 = 1h?7 × 32
32
Z1
54
4.齒寬系數Фd
0.5
5.選擇模數 mn
看模數表
mm
2
6.計算齒輪的
mm
64
分度圓直徑 d
108
7.計算齒輪寬度 B
b = φdd1
圓整后?。?
mm
32
54
B1 = 32
B2 = 54
4 進出糖機構和機械手的設計
4.1 夾持裝置設計
4.1.1 設計要求
夾持器設計的基本要求
（1） 有恰當驅動和夾緊力；
（2） 手指應具有一定的開閉范圍；
（3） 產品在手指的夾持準確度應該得到保障
（4） 分量輕，效率高；
（5） 有通用性和特殊條件。設計參數及要求
（1） 選取手指夾持器，通過抓緊和放松來執(zhí)行；
（2） 所要抓緊的產品呈圓臺形；
（3） 產品質地疏松，容易碰傷；
（4） 夾持器有足夠的夾持力；
4.1.2 基本結構如下圖
圖 4.1 夾持裝置
4.1.3 加緊力 P夾 計算.
手指在產品上的力，是設計手部的重要憑據。一定要對它的大小和方向以及作用點實行解析、運算。通常，加緊力一定需要解決工件重力產生的靜載荷來確保工作可以維持加緊形態(tài)。
在機械手運行期間，為了確保手指可以把工件夾緊，它要求的夾緊力 P 可以根據如下公式進行運算
由《專用機床設計與制造》得：
P夾 = 9.8* K1 * K2 * K3 *G
（N）
其中 K1：安全系數（通常取 1.5~2） → K1 = 1.8
K2：工作情況系數： K2
= 1+ a
g
最大加速度 a = th1tm/s2（由凸輪計算得）
所以 K2
= 1+ 8.18 = 1.835
9.8
1
K3：工作方位系數： K3 = 2 f
其中摩擦系數 ? = 0h3~0h4→取 ? = 0h3
所以k3 = 1.67
G:顆粒狀糖果質量
所以 P夾 3 9.8*1.8*1.835 *1.67 * 0.01 = 0.53949
→取 P = 0h5tt (N)
4.1.4 彈簧力 P彈簧 計算
（N）
彈性元件中包括彈簧，在載荷推動下彈簧能夠形成很大的彈性形變。它的使用在各類機械十分多，一般在：
a.緩解振動，例如轎車以及各類緩沖器中的的彈簧； b.存儲和輸出量，例如表彈簧；
c.檢測力大小。例如測力器里面的彈簧； d.把持機構運動，例如制動器。
1 ）選擇圓柱螺旋拉伸彈簧：
彈簧分壓縮、拉伸、彎曲和扭曲四類。我們選擇是拉伸彈簧。下圖所示，彈簧空載，各個圈一起靠攏。
圖 4.2 夾持裝置彈簧
2） 材料：低錳彈簧鋼（?5Mn） 一般彈簧鋼有下面幾類：
碳素鋼 ?5h70、低錳鋼（?5Mn）、硅 錳鋼（?0SiMnA）、鉻釩鋼（50CrVA）。它的弊端是淬火以后易發(fā)生裂紋及熱脆性現象。因為它物價低，機械上用它制造尺寸小的彈簧。
3） 計算彈簧系數 KF:
由《機械設計手冊》中冊
KF=（4*C-1）（4*C-4）+0.615/C
其中旋轉比 C=d/D=(5—10)
→取 C=8
所以 KF=1.1071+0.0769=1.184
選彈簧絲直徑 d=0.6mm D=C*d=8*0.6mm=4.8mm
運算彈簧伸長量
X = 20 / 3mm 時,變化量拉伸力是DF ：
在《機械設計手冊》第二版 P1002 表 9-15 ΔF =9.8*π*d3*[τ]/(8*K*D) (3.1.4-2)
v 4 — 12 在《機械設計手冊》 第二版 P1004 表 9-17
→取[τ]=7
6F = 9ht ? 3h14 ? 0h?3 ? 7 = 1h0231(N) t ? 1h1t4 ? 4ht
彈簧=ΔF+ F 預=2.4931（N）
4.1.5 開閉角 a 的計算
由圖得：
tgа=(r1-r2)/L3=(80-70)/40=0.25
所以：а=14o
夾具頭敞開的大小 L：
L = tga *(L1+ L2 +15) = 0.25 *(20 + 30 +15)mm = 16.25mm
4.2 凸輪設計
4.2.1 機械手凸輪
在機床自動化以及半自動化中，凸輪機構是其中的一種。一般用在傳動部件中的進給和調動運動以及操控一些其它輔助的機構。它的突出點是運行靠譜、個體小、比較簡單的結構，經常用在路程短、運動復雜、轉動速度在500 轉/分以下的運動循環(huán)。
（1） 選擇凸輪類型盤狀、柱狀、板狀。
用盤狀：看下圖，盤狀零件是沿徑向變化曲線。構造簡單，個頭小，半徑差不大， 通常在100 ~ 200 mm 之間。
在此處半徑差取 10 毫米。
圖 4.3 機械手凸輪
（2） 凸輪材料選擇
凸輪以及從動件，他們一般要確保工作表面可以耐磨，而且還要可以承受大的動載荷。因此通常貴重的凸輪材料用優(yōu)質鋼和合金鋼。如 50 號鋼或 20Cr 鋼等。
所以用 20Cr 鋼
（3） 凸輪尺寸計算
如圖 取 r1=95mm, r2 =85mm
選取凸輪以及從動桿時必須研究下面的幾個要求： a、滿足生產工藝要求；
b、盡量提高機器的生產效率； c、凸輪輪廓曲線易于制造；
d、 降低沖擊，改變的工作環(huán)境。由 r1 到 r2 過渡為勻變速過渡
它的行程和速度還有加速度如下圖所示：
圖 4.4 凸輪機構的 s 和 V 以及 a 圖
（4） 凸輪強度計算
由《機械設計手冊》得
s= ZE * Squrt[F /(b *r)] ￡ [sH ]Kgf / mm2
其中 b： 接觸寬度 b=8mm F ： 法向作用力（N）
29
如圖 P 夾*（L1 +L2）=F 預*L1
圖 4.5 機械手受力分析
因為 P 夾=0.588（N），L1 =20mm,L2=30mm
所以 F 預=0.15 L3
又如圖（F 預+ΔF）* L1 = F* L3
其中 L3=40mm
→ 所以 F=1.247（N） ρ： ρ=ρ1*ρ2/（ρ1+ρ2） 其中 滾子半徑 ρ1=8mm
凸輪接觸點曲率半徑 ρ2=95mm
所以ρ=7.38mm
ZE： 系數（鋼對鋼）
查《機械設計手冊》 中冊→ ZE=60.6 [σH] ：許用接觸應力
[σH]=27.44-29.4N/mm 2 查《機械設計手冊》 中冊→取[σH]=28.42N/mm 2
所以σ= 27.44N/mm 2
在此σ≤[σH]
符合強度要求。
4.2.2 頂糖桿槽凸輪 5 設計
圖 4.6 頂糖桿槽凸輪
（1） 凸輪機構的結構設計
根據顆粒狀糖果包裝機的工藝要求頂糖桿凸輪選擇擺動滾子式平面槽凸輪，從動件型式選用擺動，觸頭 3 選用滾子式，觸頭與凸輪鎖合方式為凸輪溝槽式，凸輪與軸的連
接結構選用釘銷固定結構。如下圖 4.7
圖 4.7 釘銷固定結構
（2） 凸輪輪廓線設計
①選擇從動件的運動規(guī)律
根據工藝要求從動件的選用正弦運動曲線正弦運動的實際位移方程為
h = 為
— 1 sin 2nt
2n t為
用無因次量表示為
S = ?— 1
2n
sin2n?
V = 1 — hts2n?A = 2nsin2n ?
②選擇最佳壓力角
在工程使用的過程中，凸輪的最優(yōu)的壓力角可由表 4.1 得出
表 4.1 凸輪機構最佳壓力角
升 程
回 程
推 桿
擺 桿
推 桿
擺 桿
αmax ≤ 30~3t°
αmax ≤ 40~45°
α ≤ 70~t0°
頂糖桿凸輪搖動滾子式槽凸輪最恰的壓力角是αmax = 40°
③從動件滾子半徑
為了改善從動件與凸輪的摩擦情況，延長凸輪機構的使用壽命，一般采用滾子觸頭。凸輪理論廓線最小曲率半徑qmin約束著子半徑γ的大小，故選擇滾子γ < 0htqmin。推薦
g= 7.5 ~ 15mm
在這里確定從動件滾子半徑g= 9
④凸輪基圓半徑Rb的確定
凸輪半徑基圓是凸輪輪廓線的最小半徑，響凸輪機構最大壓力角會被它影響。所以， 在研究過程中，凸輪基圓半徑確定經常依據最大壓力角沒有多出允許值為條件。
另外，理論凸輪基圓半徑滿足凸輪結構上的需求，所以 Rb
3 (1.75 ~ 2) d ，（d—軸
2
直徑）。
諾謨圖得凸輪基圓 R
諾謨圖見《機械設計手冊》如下圖所示 4.8
由圖 4.8 可得正弦運動規(guī)律是最大速度因數Vm = 1.76 ，amax = 40° ，凸輪h = 30 mm。將Vm = 1.76 與amax = 60°的兩點連起來，與直線 I 交點 A,在將 A 點與h = 30mm 的點連在一起，連的線和直線 II 交點 B，再讓 B 點與b1 = 60° 的點連在一起，連線交 Rw 線于
R = 60° 。因此 R = R - h = 60 - 30 = 45mm
w b w 2 20
圖 4.8 求盤形凸輪 Rb 的線圖
⑤畫凸輪的理論和實際廓線
圖 4.9 輪的理論和實際廓線
作圖步驟：
（1） 在圖中間隔 5°左右取一個q值，算出對應的j值；圖示當q= qn 時的j= jn
（2） 任選凸輪轉動軸軸心 A，依據結構布局取定從動件轉軸 B 的地點，作 A 和 B
的圓心，以 Rb 和l 半徑作弧交C0 點，那么 BC0 動件開始位置，并標出輪轉向。
（3） 把 BC0 作為始點，測量從動件位移jn 得到點Cn ； AB 當做起點，qn 是逆凸輪 轉向量，得 B ； B 圓心、l 半徑畫弧，點 A 圓心、 AC 半徑畫弧交點C / 。取不同q值，
n n n n
重復上面畫法，可得C 、C 、C / 、……。光滑連接即得。
0 1 2
（4） 圓心確定是凸輪理論廓線點、一系列滾子圓的半徑是 Rr 由包羅線可得
（3）設計凸輪的工作圖
制造精度，凸輪尺寸、材料表面粗糙度和熱處理的辦法下列表 4.2 是凸輪機構材料和熱處理方法
表 4.2 凸輪機構材料和熱處理的方法
工作條件
凸 輪
從動件接觸端
材料
熱處理
材料
熱處理
低速輕載
40° 45° 50°
調質 HB220~260
45°
表面淬火 HRC40~45
優(yōu)質灰鑄鐵
HB170~250
尼龍
球墨鑄鐵
HB190~270
中速中載
45°
表面淬火 HRC40~45
20Cr
滲碳 0.8~1mm
淬火 HRC56~60
45° 40Cr
表面高頻淬火 HRC52~58
15°、20°、20Cr
滲碳 0.8~1.5mm
淬火 HRC56~62
高速重載
40Cr
高頻淬火 表面 HRC56~60 芯部 HRC45~50
工具鋼T5、T10、T12
淬火
HRC58~62
38CrM0AI
25CrAI
氮化
表面硬度 HRC60~67
凸輪機構的技術條件如下表 4.3 所示。
表 4.3 凸輪機構的技術條件
凸輪工作要求
向徑偏差
（mm）
角度偏差
槽形凸輪槽寬
凸輪孔與
凸輪與滾子的配合
凸輪厚度
（m m）
滾子外徑 D 與滾子軸徑d 的比值
表面粗糙度
盤形
槽形
精確
± （0h05~0h1
± （
109~209）
H7 或 H8
為 7 ~ 為7 js? h ?
為t ft
8~15
最大
≤25
D = 1ht~2 d
?t
?7
中等
± （0h1~0h2）
± （
309~409）
H8
?7
??
一般
± （0h2~0h5）
± 1°
H9
??
?5
頂糖桿凸輪選用 45 調質 HBS220~260。
4.2.3 拔糖桿偏心凸輪 7
圖 4.10 拔糖桿凸輪
設計步驟與上述頂糖桿凸輪相似，此處具體設計步驟省略主要參數如下
（1） 凸輪機構的機構
1
盤形凸輪的從動件和凸輪幾何封閉。從動件運動規(guī)律也為正弦運動
用無因次量表示為
h = H ( t
tH
- 2p
sin 2pt )
tH
S = T -
1 sin 2pT 2p
（2） 主要尺寸
V = 1- cos 2pT
A = 2psin 2pT
表 4.4 拔糖桿主要尺寸
壓力角a
0
基圓半徑 R=（40~70）
50
H=（50~100）
87
推程 h=H-R
37
4.2.4 剪紙刀平面凸輪 6、抄紙板平面凸輪 8
圖 4.11 剪紙刀凸輪
剪紙刀平面凸輪 6 參數：
表 4.5 剪紙刀凸輪參數
數字
運動角δ
運動規(guī)律
1
0°~120°
等速上升 h= 60
2
120°~180°
推桿遠休
3
180°~270°
正弦加速度下降 h= 60
4
270°~360°
推桿近休
偏心距 e = 25
基圓半徑 r0 = 50
抄紙板平面凸輪 8 參數：
表 4.6 抄紙板凸輪參數
數字
運動角δ
運動規(guī)律
1
0°~120°
等速上升 h= 50
2
120°~180°
推桿遠休
3
180°~270°
正弦加速度下降 h=50
4
270°~360°
推桿近休
偏心距 e = 20
基圓半徑 r0 =40
4.2.5 接糖桿圓柱凸輪 9
圖 4.12 接糖桿圓柱凸輪
表 4.7 接糖桿圓柱凸輪運動規(guī)律表
R=（50~150）
60
推程 h=（50~120）
100
4.3 棘輪設計
4.3.1 棘輪材料選擇
通常棘輪以及棘爪兩部分構成棘輪機構。機構分為內、外嚙合兩種類型，通常棘爪是主動件并且棘輪是從動件。我們用它來完成對顆粒狀糖果的運輸，它的周向力非常小， 并且基本沒有任何磨損，所以棘輪材料強度需求不高。然而他工作時與顆粒狀糖果緊挨， 因此需求它應該擁有比較好的耐腐蝕性。
材料：耐腐蝕較好，強度沒有需求； 選 40Cr。
4.3.2 棘輪形狀確定基本形狀如圖：
圖 4.13 棘輪
其中 d=24mm，d1=60mm ，D1=300mm。
4.4 六槽槽輪機構設計
4.4.1 槽輪分類及材料選擇
槽輪、裝有圓銷轉臂和機架構成槽輪。拔盤是自動件，它是相同速度一直轉動，路過拔銷發(fā)動從動件槽輪做間歇單向轉過。槽輪構造擁有結構簡單緊密、制造方便、工作安全和效率高、槽輪的動靜比是不變值等特點，然而槽輪機構在工作中會沖擊，轉動速度的變大和槽輪槽數的縮小會加重，所以當速度很快時不適合使用。常用于某些自動機械和輕工機械中做轉位機構。槽輪機構種類很多看下圖。外槽輪（圖 a）和內槽輪（圖b），球面槽輪（圖 c）和非正外槽輪（圖 d）。
根據工藝要求，
槽輪的材料與熱處理：
38CrM0Al，調質 240HBS 滲氮 0.5mm，550HV， 拔盤的材料與熱處理：
45 鋼 調質 240HBS
拔盤圓銷的材料與熱處理：
45 鋼，表面淬火 42HRC。
圖 4.14 槽輪機構型式
4.4.2 槽輪機構設計及尺寸設計槽輪機構的主要尺寸如下圖
圖 4.15 正外槽輪機構形狀尺寸
（1） 中心距l(xiāng)
依據顆粒狀糖果自動包裝機的工藝規(guī)定，中心距l(xiāng) = 100mm
（2） 槽輪槽數 Z
Z=6
39
（3） 槽輪每次轉角2a
2a= 2p = 2p = 60°
Z 6
（4） 曲柄銷對應轉角2b
2b= p(Z - 2) = p(6 - 2) = 120o
Z 6
（5） 槽輪半徑 Rk
R = l cos p = 100 cos p = 86.60
k z 6
（6） 曲柄銷轉動半徑 R
R = l sin p = 100 sin p = 50
Z 6
（7） 曲柄銷直徑ds
dz = (0.1 ~ 0.15)l = 15
（8） 曲柄軸直徑d á2(l - Rk ) （指兩端支承的曲柄軸）
d á2(l - Rk ) = 26.8 d = 20
（9） 槽輪的槽深
h = Rk
- (l - R) + ds +d,(d= 3 ~ 5mm)
2
（10） 槽輪軸徑dk á2(Rk - h)
h = Rk
- (l - R) + ds +d= 50 2
dk á2(Rk - h) = 73.2 ; dk = 25
（11） 定位弧半徑 R0 = (0.7 ~ 0.15)l ，（Z 值小選擇比較大的數，反之選擇比較小的數字）
R0 = (0.7 ~ 0.15)l = 34
（12）定位弧角度;g= p(Z + 2)
Z
g= p(Z + 2) = 240°
Z
（13）槽輪機構動靜比= t動
t靜
= Z - 2
Z + 2
t動
= Z - 2