【文章內(nèi)容簡介】 帶動活動折紙板完成下折紙；偏心輪（4）帶動接糖桿和打糖桿分別完成接糖和打糖動作，包裝機正常工作之前，通過轉(zhuǎn)動調(diào)試手輪對包裝機進行調(diào)試。包裝機正常工作之前，通過轉(zhuǎn)動調(diào)試手輪對包裝機進行調(diào)試。采用機械式元級調(diào)速，生產(chǎn)能力連續(xù)可調(diào)，能適應(yīng)不同的包裝紙和糖果的變化。由于采用了馬氏機構(gòu)，因此，該機不宜高速。(2)理糖供送傳遞系統(tǒng) 理糖供送機構(gòu)傳動系統(tǒng)圖理糖供送機構(gòu)由一臺電動機單獨驅(qū)動。電動機經(jīng)帶傳動將運動傳遞給到Ⅰ軸，Ⅰ軸進行運動分配。其中一路，經(jīng)蝸桿、蝸輪傳動帶動理糖盤轉(zhuǎn)動；另一傳動路線為經(jīng)齒輪傳動使軸Ⅱ轉(zhuǎn)動，從而帶動Ⅱ軸上的輸送帶的主動輪回轉(zhuǎn)，完成糖的輸送；然后經(jīng)鏈傳動、螺旋齒輪傳動，將運動傳遞給毛刷。 編制工作循環(huán)圖(1)擬定運動規(guī)律該機在送糖工位的包裝工序最集中，與送紙、切紙、送糖、推糖、接糖、折紙、工序盤糖鉗的開合和轉(zhuǎn)位等均密切相關(guān)。當(dāng)工序盤剛停止時，工位Ⅰ的糖鉗處于張開狀態(tài)，接糖桿向右運動至極右位置。此時包裝紙剛好被送到預(yù)定長度并切斷，而推糖桿也將糖塊和包裝紙向左推送到與接糖桿接觸并夾緊；繼而將糖塊和包裝紙送入糖鉗內(nèi)，在此過程中包裝紙被折成“∪”形，糖塊和包裝紙進入糖鉗時便被糖鉗夾緊，接著推糖桿向右退回，接糖桿向左運動，而折紙扳進行折紙；折紙板向上折紙時，工序盤便開始轉(zhuǎn)位運動，折紙板再跟隨糖塊向上運動一段距離后返回。根據(jù)上述動作配合要求，確定各執(zhí)行構(gòu)件的運動規(guī)律。1)推糖桿：在推糖桿將糖塊向左推送和隨后的回程運動期間內(nèi)，包裝紙最多只能供送所需長度的一半，否則包裝紙與推糖桿發(fā)生干涉，而包裝紙是連續(xù)等速運動的，也就是說，此階段最多只能占用分配軸轉(zhuǎn)180176。的時間?，F(xiàn)確定推糖和回程各占用分配軸轉(zhuǎn)90176。和85176。的時間。 2)接糖桿：接糖桿作接糖運動的時間應(yīng)與推糖桿的推糖時間一樣，故確定接糖桿的接糖時間相當(dāng)于分配軸轉(zhuǎn)90176。，而回程時間為95176。3)糖鉗：糖鉗張開時上下鉗相距18mm左右，無糖閉合時則相距10mm左右。當(dāng)推糖結(jié)束時它閉合到最小距離，閉鉗時間為35176。4)工序盤：工序盤作間歇轉(zhuǎn)動，每次轉(zhuǎn)60176。在停留期內(nèi)，須完成接糖桿回程運動(需時95176。)、推糖塊入糖鉗(需時90176。)、折紙運動三個動作，即停留時間應(yīng)大于95176。+90176。＝185176。 因此，驅(qū)動它作間歇運動的槽輪機構(gòu)應(yīng)是外接型的，參照同類型機器選用六槽槽輪。這樣，工序盤停留時間為240176。，轉(zhuǎn)動時間為120176。5)折紙板：折紙板從開始折紙至升到最高位置，確定其行程時間為80176。6)送糖帶：送糖帶作等速運動。根據(jù)實踐，在一個運動周期內(nèi)，送糖帶前進的距離以糖塊長度的812倍為宜。7)扭結(jié)工位：在工序盤停歇期內(nèi)完成扭結(jié)。將扭結(jié)機械手的指部動作分解為：(一)旋轉(zhuǎn)運動：作等速轉(zhuǎn)動，分配軸轉(zhuǎn)—圈，它轉(zhuǎn)2．5圈。(二)開閉運動：應(yīng)與工序盤的運動協(xié)調(diào)，并在水平位置將筒狀紙夾緊，夾緊時間應(yīng)滿足不同材質(zhì)的包裝紙的扭結(jié)要求。一般說來，對蠟紙需扭轉(zhuǎn)360176。，對玻璃紙需扭轉(zhuǎn)540176。，若是聚丙烯材料則需扭轉(zhuǎn)720176。因此，扭緊蠟紙和玻璃紙時所需夾緊的時間，若用分配軸轉(zhuǎn)角表示則分別為360176。247。2．5＝144176。、540176。247。2．5=216176。(三)軸向移動： 扭結(jié)時，兩個拉手都必須向糖塊接近，以補償包裝紙的扭結(jié)縮短量。糖塊高與寬的尺寸愈大，扭結(jié)縮短量也愈大，一般取圓柱形糖塊的軸向移距為810 mm，方形糖塊的軸向移距為12—14mm 。8)成品輸出工位當(dāng)工序盤剛停止時，此工位的糖鉗即由夾緊狀態(tài)迅速張開，接著打糖桿將成品排出。(一)糖鉗： 張開動作需時35176。(二)打糖桿：它與接糖桿用同一曲柄驅(qū)動，打糖行程為30mm，需時60176。（2）確定工作順序和繪制工作循環(huán)圖根據(jù)前述各執(zhí)行構(gòu)件的運動規(guī)律及對它們的動作配合要求，可繪制工作循環(huán)圖，如圖222所示：圖222 工作循環(huán)圖3. 傳動系統(tǒng)中各零部件的設(shè)計計算 電動機的選擇參考同類型的糖果包裝機，主傳動系統(tǒng)選用JO3型電動機，滿載轉(zhuǎn)速為1280r/min。理糖供送系統(tǒng)選用A1724型電動機，滿載轉(zhuǎn)速為1350r/min。 帶傳動的選擇根據(jù)要求包裝圓柱形糖塊的生產(chǎn)率達5—6塊／s；包裝長方體形糖塊為4塊／s左右。由此可確定分配軸的轉(zhuǎn)速可在21—42rad／s(200—400r／min)的范圍內(nèi)作無級調(diào)節(jié)。由于分配軸的轉(zhuǎn)速為200—400r/min，電動機滿載時的轉(zhuǎn)速為1280r/min，因而，電動機至分配軸的降速比應(yīng)能在3．2—6．4的范圍內(nèi)無級調(diào)節(jié)。為此從電動機到分配軸采用兩級降速，第一節(jié)用寬三角帶無級變速，第二節(jié)用齒輪降速。在第一節(jié)寬三角帶無極變速的降速比應(yīng)能在1—2的范圍內(nèi)調(diào)節(jié)，根據(jù)包裝機的空間要求取電動機裝的帶輪直徑為90—180mm可調(diào)，與之配套的帶輪直徑為180mm。理糖供送系統(tǒng)中帶傳動設(shè)計按照同樣方法，選擇電動機裝帶輪直徑為50mm，與之配套的帶輪直徑為112mm。 齒輪傳動的設(shè)計減速器第二節(jié)齒輪傳動設(shè)計中取齒輪輸入功率P1=,分配軸的轉(zhuǎn)速為300r/min，齒數(shù)比u=，小齒輪加如圖幾所示轉(zhuǎn)速n1=960r/min，工作壽命為15年（每年工作300天），兩班制，轉(zhuǎn)向不變進行設(shè)計計算。、精度等級、材料及齒數(shù)1)選用直齒圓柱齒輪傳動。2)扭結(jié)包裝機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB1009588）。3)材料選擇：選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45號鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。4)初選小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=uZ1=24=,取Z2=77。由設(shè)計公式進行試算，即 d1t≥?T1?d?u177。1u?ZEσH2 （） 1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)Kt=（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=105P1n1=105?mm =104N?mm（3）選取齒寬系數(shù)?d=1（4）材料的彈性影響系數(shù)ZE=（5）小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=550MPa；（6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60960128300=109 N2==109 （7）接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=；KHN2=（8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,有σH1=KHN1σHlim1S=600MPa=540MPa σH2=KHN2σHlim2S=550MPa=495MPa 2）計算（1）試計算齒輪分度圓直徑d1t，代入σH中較小的值 d1t≥?T1?d?u177。1u?ZEσH2 =1041 = （2）計算圓周速度v v=πd1tn1601000=π960601000m/s=（3）計算齒寬b b=?d??d1t=1= （4）計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù) mt=d1t/z1=齒高 h=== b/h=（5）計算載荷系數(shù)根據(jù)v=，7級精度，動載系數(shù)Kv=直齒輪，假設(shè)KAFt/b100N/mm。取KHα=KFα=；使用系數(shù)KA=1；7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， KHβ=++1212+103 =；由b/h=，KHβ==；故載荷系數(shù) K=KAKvKHαKHβ=1= （8）按實際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑，由式 d1=d1t3KKt== （9）計算模數(shù)m m=d1z1=彎曲強度的設(shè)計公式為 m≥32KT1?dz12YFaYSaσF （）1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=380MPa；（2）彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=，KFN2=（3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=,有 σF1=KFN1σFE1S== σF2=KFN2σFE2S== （3）計算載荷系數(shù)K K=KAKvKFαKFβ=1= （4）齒形系數(shù)YFa1=；YFa2=。（5）應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=；YSa2=。（6）計算大小齒輪的YFaYSaσF并加以比較 YFa1YSa1σF2== YFa2YSa1σF2== 大齒輪的數(shù)值大。2）設(shè)計計算m≥321041242=對比計算結(jié)果，由齒面接觸強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，=，按接觸強度算得的分度圓直徑d1= 。算出齒輪的齒數(shù)： z1=d1m==25 大齒輪齒數(shù) z2=uz1=25=80這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。1）計算分度圓直徑 d1=z1m=25= d2=z2m=80=2）計算中心距 a=d1+d2/2=+3）計算齒輪寬度b=?dd1=1=取B2=30mm，B1=80mm。Ft=2T1d1=210430N= KAFtb=1100N/mm綜上所述，該對傳動齒輪的分度圓直徑d1=30mm，d2=96mm，齒輪厚度B1=35mm，B2=30mm，齒輪模數(shù)m=，齒數(shù)z1=30，z2=96。參考上所述齒輪設(shè)計的方法，確定齒輪的傳遞功率，齒輪轉(zhuǎn)速，齒輪傳動比以及其他一下條件后進行設(shè)計。由于減速器中兩齒輪傳遞功率最大，傳動比最大，工作環(huán)境最復(fù)雜，故其他齒輪傳動中選用與它相同或相差不大的齒寬系數(shù)，模數(shù)也基本能滿足生產(chǎn)需求。最危險的兩齒輪寬度分別為30mm和35mm，其他齒輪的寬度選擇在30mm左右即可。、齒數(shù)、齒輪厚度、模數(shù)選擇如下表。 齒輪的選擇主傳動系統(tǒng)齒輪分度圓直徑(mm)齒數(shù)齒輪厚度(mm)模數(shù)(mm)分度圓直徑(mm)齒數(shù)齒輪厚度(mm)模數(shù)(mm)1303035111815152