作往复运动的裹包执行机构的设计

1第一节概述第二节作往复运动的裹包执行机构的设计明月几时有，把酒问青天。不知天上宫阙，今夕是何年。我欲乘风归去。又恐琼楼玉宇，高处不胜寒，起舞弄清影，何似在人间。转朱阁，低绮户，照无眠。不应有恨，何事长向别时圆。人有悲欢离合，月有阴晴圆缺，此事古难全。但愿人长久，千里共婵娟2•裹包机的种类很多,随着机器所完成的裹包方式及其包装的物品和所用包装材料的不同,各种裹包机的生产率有着很大的差异。但总的说来,其基本特点是:速度高(例如,糖果裹包机的生产率有的高达30pcs/s),应设法改变机械动力特性(振动与噪声)及润滑磨损等问题;再有,执行机构多,要求各执行机构具有较高的运动精度和准确的动作配合关系。因此,必须采用新技术不断提高设计和制造裹包机的水平。•主页下一页3•1)推料：将被包装物品和包装材料由供送工位移送到包装工位。移送时,有的还要完成一些折纸工序。•2)折纸：使包装材料围绕被包装物品进行折叠裹包。根据折纸部位的不同,可分为端面折纸、侧面折纸等。•3)扭结：在围绕被包装物品裹成筒状的包装材料的端部,完成扭转封闭。•4)涂胶：将粘合剂涂在包装材料上。•5)热封：对包装材料加热封合。•6)切断：将串连在一起的裹包件加以分离。•7)成型：使包装材料围绕被包装物品形成筒状。•8)缠包：将包装材料缠绕在被包装物品上。•主页下一页45一种折叠式裹包机的工艺路线图,大体上表示用防潮玻璃纸裹包卷烟小包的全过程。输送带14将被包装物品13送到工位Ⅰ,然后借水平步进式推料机构12(参阅图6.2所示)使之前移。送纸辊11的表面匀布许多与真空室相通的小孔,以便吸附包装材料10并送至预定位置。当推料板12将物品13推送到工位II时,包装材料遂被固定折纸板裹成“ㄈ”形。接着,侧面折纸板l向上运动将包装材料折成“□”形。托板2上升后,将物品上移一定距离,包装材料又被固定折纸板(图中未示)折成“”形。在工位III,侧面热封器3将搭接在各个物品侧面的包装材料加以热压封合；待垒满四个物品后,折角器9对移至顶部的物品两端伸出的包装材料进行折角,并将物品移向工位Ⅳ,在移送过程中由固定折角器(图中未示)完成另一侧折角。到工位Ⅵ,端面折纸板4将两端下部的包装材料向上折叠,然后托板5将物品向上推送,推送过程中两端上部的包装材料又被固定折纸板(图中未示)折叠。在工位V,端面热封器6和8对两端的包装材料热压封合；待垒满四个物品后,由推板7将顶部的两个已裹包好的成品输出。6••上一页主页下一页7•因要求侧面折纸板1和端面折纸板6作同步运动,故将它们固联,由凸轮28驱动。托板2和7也作同步运动,故也将它们固联,由凸轮27驱动。侧面热封器5和端面热封器9、11虽然工作行程方向各不相同,但其行程大小和工作时间是一致的,由圆柱凸轮3经齿轮4同时驱动。折角器8由偏心轮13驱动。输出推板10由凸轮12驱动。步进式推料机构(即推料板23)借偏心轮26、29驱动按预定平面曲线轨迹运动,将被包装物品由工位I逐次推送到工位Ⅱ为止(参阅图6.l)。压纸辊18和牵引辊24将包装材料15和撕裂带16夹紧并向前供送。切口刀19可将已粘合在包装材料上的撕裂带切成一个“U”形切口,它由一对非圆齿轮17传动而作非匀速转动,调节一对非圆齿轮17在其轴上的周向位置,能改变切口刀切撕裂带时的角速度,从而可改变“U”形切口的长度。切纸刀20将包装材料和撕裂带切断,由于牵引辊24的表面上匀布许多与真空室相通的小孔,所以包装材料被切断后仍被吸附在牵引辊表面上。当牵引辊表面上的小孔转至与送纸辊25接触时被解除真空,包装材料遂被送纸辊25(其表面也匀布许多与真空室相通的小孔)吸附过去,并被送到预定位置。•上一页主页下一页8•显然,为了完成裹包操作,裹包执行构件与被包装物品及包装材料之间应有适当的相对运动。其中,有的物品及包装材料不动,而执行构件运动；有的执行构件不动,而物品及包装材料运动；还有的物品及包装材料同执行构件都要运动,但速度互不相同。•对静止的执行构件,只需作结构设计。而对运动的执行构件却要根据裹包操作的要求,选择和设计合适的机构使之实现预期的运动规律。•上一页主页下一页9•往复运动•平面曲线运动•空间曲线运动•匀速转动•非匀速转动上一页主页下一页书山有路勤为径，学海无涯苦作舟。10对执行构件作往复运动的裹包执行机构有如下工作要求:•1)位移:执行构件作直线或摆动往复运动的总位移量,分别用表示。•2)动停时间:执行构件的工作行程和回程运动时间、停留时间及总位移量,都是已知值。根据工作行程或回程运动的起始端和终止端有无停留,可将往复运动分为:•无停留往复运动;在行程的两端和中途均无停留;•单停留往复运动;只在行程的起始端或者终止端有停留;•双停留往复运动;在行程的两端均有停留。•上述三种往复运动是常用的。此外,还有在行程的中途作一次或多次停留的,或者在一个工作周期内作多次不同行程和动停时间的往复运动等。•3)运动速度:有两种情况,一种为裹包操作要求执行构件必须按某种规律运动,如作等速运动,或与其它执行构件作同步运动等；另一种为裹包操作对执行构件的运动速度无特殊要求,则可根据工作条件和结构自选合适的运动规律。裹包执行机构大都属于后一种情况。•上一页主页下一页11凸轮机构工作可靠、布局方便,特别是它能使从动杆实现任意的运动规律,因而在裹包机中应用广泛。下面结合具体应用，着重讨论选择从动系统的运动形式设计问题，而确定参数这个问题不作为重点。(一)从动系统的形式选择从动系统,要求构件数目少、传动效率高、结构简单。为此,应尽量采用由凸轮直接驱动执行构件的方案。但这不是经常能实现的。对设计裹包机来说,有时还必须通过中间传动件,如执行构件远离凸轮轴、摆动执行构件的角位移过大、或者为减小凸轮几何尺寸以及便于布局等可考虑如下四种中间传动形式。上一页主页下一页12.上一页主页1.弧度型从动系统如图(a)、(b)所示,从动杆AB与执行构件的运动关系分别为:11sr1212rr式中:—从动杆的摆角；—与从动杆固连的扇形齿轮节圆半径；s—直动执行构件的直线位移;—摆动执行构件的角位移；—与摆动执行构件固联的扇形齿轮节圆半径。1r12r2r12.正弦型从动系统122mmsaarcsin11222mmssaarcsin12222mmmdaarcsin(sin)112222222mmmdaarcsin[sin()]如图6.4所示,(a)图为直动执行构件,当从动杆AB处于行程中间位置时,若使它与执行构件的运动轨迹相垂直,则同理,对于(b)图所示的摆动执行构件,当从动杆AB处于行程中间位置时,若使它与固定杆AD相重叠,则3.正切型从动系统如图6.5所示,(a)图为直动执行构件,当从动导杆AB处于行程中间位置时,若使它与直动执行构件的运动轨迹相垂直,则(6-7)(6-8)122mmarctgse11222mmarctgsse()同理,对于(b)图所示的摆动执行构件,当从动杆AB处于行程中间位置时,若使它与固定杆AD相重叠,则(6-9)122222mmmarctgcdc(sincos)112222222mmmarctgcdc(sin()cos())(6-9)(6-9)(6-10)式中:e—从动杆的A点与直动执行构件滚子中心B的运动轨迹线之间的距离；c—摆动执行构件的有效长度；其余符号同前。如图6.6所示,(a)图为直动执行构件,当从动杆AB处于行程中间位置时(此时执行构件不一定处于行程中间位置),若使它与直动执行构件的运动运动轨迹相垂直,则122mmsaarcsin()ssbeaabeammmm2222212112112(cos)sin()[cos()]4.连杆型从动系统（6-11）式中:b—连杆BC的长度；其余符号同前。当b较大,而又较小时,可用式(6-4)代替作近似计算。（6-12）图6.6从动型从动系统方案1-执行构件,2-从动杆,3-主动凸轮对于图6.6(b)所示的摆动执行构件,当杆AB和CD各自的行程中间位置互相平行(不是两杆件同时到达行程中间位置)时,则acmmsinsin2122AB、CD两杆件的运动关系式为(6-14)bdcacammmm22122122222[cos()cos()][sin()sin()]dadcacdbacmmmmcos()cos()cos()22111221222222220以上四种从动系统的形式,都具有增大行程和便于总体布局的特点,不仅在凸轮机构中被广泛应用,而且在连杆机构中也经常采用。(6-13)式中:β—从动杆AB处于行程中间位置与固定杆AD之间的夹角；—杆AB的总摆角;—杆CD的总摆角；a、b、c、d—分别为杆AB、BC、CD、AD的有效长度。1m1m18.上一页主页r1(二)参数确定1.带滚子直动从动杆盘形凸轮机构参见图6.7,影响凸轮机构传动效率和推力系数的主要参数有:凸轮理论廓线基圆半径,凸轮轴偏置距离e,直动从动杆的导轨长度及其最大悬臂长度。上述参数通常是按凸轮许用压力角确定的,推程运动的许用压力角一般可取30°。在实践中,这种凸轮机构,往往压力角并未超过许用值而推力系数(凸轮对直动从动杆的推力与从动杆所承受的载荷的比值)却很大甚至自锁的情况时有发生；也有凸轮压力角超过许用值而工作情况却良好。所以,按许用压力角确定其参数,是不够妥善的。为此,特介绍一种按机构传动效率确定其参数的方法。19.上一页主页r1图6.7直动从动杆盘形凸轮机构简图由图可见,在推程运动中,从动杆所受的作用力为:Q—从动杆的负载,包括工作阻力、有关构件的重力和惯性力以及封闭力等P—凸轮对从动杆的推力,理论上它通过凸轮与滚子的接触点,并与滚子和销轴的当量摩擦圆相切。由于当量摩擦圆半径一般甚小,可近似认为该力通过滚子中心A,亦即P与凸轮廓线的法线重合。F—导轨对从动杆的反力,是和的合力。(6-9)根据力的合成与平衡原理,F应通过与的交点B及Q与P的交点A,由图示几何关系得:(6.15)式中:—从动杆与其导轨的当量摩擦角；—从动杆与其导轨的摩擦角；F1F2tgllctgtgldbddb[()]222dd—从动杆位移为s时的悬臂长度；C—从动杆的宽度或直径。(6-16)lctgldb22与ltglltgddd()12计算结果表明,和相比其值甚小,可略去不计,则上式简化为(6-16)(6-9)根据Q、F、P三力平衡条件,得(6-17)显然,当时,该机构将产生自锁。假定从动杆与其导轨之间没有摩擦,即,则(6-18)这样,可粗略地求出该机构的传动效率η为(6-19)PQddcoscos()d90d0PQ01cosPPtgtgd011式中:ξ—损失系数,其许用值用[ξ]表示。欲保证机构有合理的传动效率通常,可取(6-20)tgtgd[]若用K表示推力系数,则(6-21)因为,故(6-22)举例:如图6.7所示的凸轮机构,直动从动杆的推程为等速运动,已定参数为,从动杆与其导轨间的摩擦系数0.15。若按许用压力角[α]=30°确定轮基圆半径,则因其α和的最大值均发生在推程运动起始时刻,可由式(6-20)求得最大损失系数为KPQtgdddcoscos()(/)112[],tgtgddKtgd112([]/)[]llab/.55tgddmmdabdtgtgtglltg00121039[]().计算结果表明:该机构压力角虽末超过许用值,但损失系数已大于l,机构自锁。由此可见,按许用压力角确定参数是不可靠的。而按许用损失系数确定参数,既可以保证有合理的传动效率,也能保证推力系数不致过大。因此,需要进一步讨论按