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1、哈工大机械原理课程设计产品包装线设计方案 H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y 课程设计说明书（论文）课程名称：机械原理课程设计 设计题目：产品包装生产线（方案10） 院系： 班级：机械一班 设计者： 学号： 指导教师： 设计时间： 哈尔滨工业大学 目录 一题目要求 (3) 二题目解答 1.工艺方法分析 (3) 2.运动功能分析及图示 (4) 3.系统运动方案的拟定 (8) 4.系统运动方案设计 (13) 5.运动方案执行构件的运动时序分析 (19) 6.运动循环图 (21) 产品包装生产线(方案10) 1.题目要求 如图1
2、所示，输送线1上为小包装产品，其尺寸为长*宽*高=600*200*200，采取步进式输送方式，将第一包和第二包产品送至托盘A上（托盘A上平面与输送线1的上平面同高），每送一包产品至托盘A上，托盘A下降200mm。当第三包产品送到托盘A上后，托盘A上升405mm、顺时针旋转90，把产品推入输送线2。然后，托盘A顺时针回转90、下降5mm恢复至原始位置。原动机转速为1430rpm，产品输送量分三档可调，每分钟向输送线2分别输送12、18、30件小包装产品。 图1功能简图 2.题目解答 （1）工艺方法分析 由题目和功能简图可以看出，推动产品在输送线1上运动的是执行机构1，在A处使产品上升、转位的是执
3、行构件2，在A处把产品推到下一个工位的是执行构件3，三个执行构件的运动协调关系如图所示。 下图中T1为执行构件1的工作周期，T2是执行构件2的工作周期，T3是执行构件3的工作周期，T3是执行构件3的动作周期。由图2可以看出，执行构件1是作连续往复移动的，而执行构件2则有一个间歇往复运动和一个间歇转动，执行构件3作一个间歇往复运动。三个执行构件的工作周期关系为：3T1= T2= T3。执行构件3的动作周期为其工作周期的1/20。 （2）运动功能分析及运动功能系统图 根据前面的分析可知，驱动执行构件1工作的执行机构应该具有运动功能如图3所示。该运动功能把一个连续的单向转动转换为连续的往复移动，主动
4、件每转动一周，从动件（执行构件1）往复运动一次，主动件的转速分别为12、18 、30 rpm。 图3 执行机构1的运动功能 由于电动机转速为1430rpm，为了在执行机构1的主动件上分别得到6、12、 18 rpm的转速，则由电动机到执行机构1之间的传动比i z有3种分别为： i z1= 119.17 i z2= 79.44 i z3= 47.67 总传动比由定传动比i c与变传动比i v组成，满足以下关系式： i z1 = i c*i v1 i z2=i c*i v2 i z3=i c*i v3 三种传动比中i z1最大，i z3最小。由于定传动比i c是常数，因此3种传动比中i v1最大，
5、i v3最小。若采用滑移齿轮变速，其最大传动比最好不要大于4，即： i v1=4 则有： i c= 29.80 故定传动比的其他值为： = 2.67 = 1.60 于是，有级变速单元如图4： i = 4, 2.67, 1.60 图4 有级变速运动功能单元 为保证系统过载时不至于损坏，在电动机和传动系统之间加一个过载保护环 节。过载保护运动功能单元可采用带传动实现，这样，该运动功能单元不仅具有过载保护能力，还具有减速功能，如图5所示。 图5 过载保护运动功能单元 整个传动系统仅靠过载保护功能单元的减速功能不能实现全部定传动比，因此，在传动系统中还要另加减速运动功能单元，减速比为 i = = 11
6、.92 图6 执行机构1的运动功能 根据上述运动功能分析，可以得到实现执行构件1运动的功能系统图，如图7所示。 图7 实现执行构件1运动的运动功能系统图 为了使用同一原动机驱动执行构件2，应该在图7所示的运动功能系统图加上1个运动分支功能单元，使其能够驱动分支执行构件2，该运动分支功能单元如图8所示。执行构件2有两个执行运动，一个是间歇往复移动，另一个是间歇单向转动。执行构件3有一个执行运动，为间歇往复移动，其运动方向与执行构件1的运动方向垂直。为了使执行构件2和执行构件3的运动和执行构件1的运动保持正确的空间关系，可以加一个运动传动方向转换功能单元，如图9所示。 图8 运动分支功能单元 i=
7、2 图9 运动传动方向转换的运动功能单元 经过运动传递方向转换功能单元输出的运动需要分成三个运动分支分别驱动执行构件2的2个运动和执行构件3的一个运动。因此，需要加一个运动分支功能分支单元，如图10所示。 图10 运动分支功能单元 执行构件2的一个运动是间歇往复移动，考虑采用两个运动单元，将连续转动转换成间歇单向转动，再转换成间歇往复移动。如图11所示。 图11 连续转动转换为间歇往复移动的运动功能单元 执行构件2的另一个运动是间歇单向转动，且其运动平面与第一个运动的运动平面垂直，因此，可以选用运动传递方向转换功能单元，如图12所示。 图12运动传动方向转换的运动功能单元 经过运动传递方向转换
8、功能单元后的运动，可以通过另一个运动功能单元把连续转动转换为往复摆动，如图13所示。 图13 连续转动转换为往复摆动的运动功能单元 根据上述分析可以得出实现执行构件1和执行构件2运动功能的运动功能系统图，如图14所示。 1430rpm i = 2.5 i = 4, 2.67, 1.60 i = 11.92 图14 执行构件1、2的运动功能系统图 执行构件1 执行构件2 执行构件1 执行构件3需要进行间歇往复移动，为此，需要将连续转动转换为间歇转动。由图2可以看出，执行构件3在一个工作周期内，其间歇时间很长，运动时间很短，这样会导致使用的槽轮机构槽数过大。因此，需要采用一个连续转动的放大 单元，
9、使槽轮机构的时间系数增大，如图15所示。再采用一个运动系数为的间歇运动单元，如图15所示。 = 1/2.5 图15运动放大功能单元和间歇运动功能单元 尽管执行构件3在一个工作周期内，其间歇时间很长，运动时间很短，但是当其运动时，运动则是连续的、周期的。因此，需要把图15中的运动功能单元的输出运动转换为整周运动，于是在其后加一个运动放大功能单元，如图16所示。然后，再把该运动功能单元输出地运动转换为往复移动，其运动功能单元如图17所示。 i =1/4 图16 运动放大功能单元 图17 把连续转动转换为往复移动的运动功能单元 根据上述分析，可以画出整个系统的运动功能系统图，如图18所示。 1430
10、rpm i = 2.5 i = 4, 2.67, 1.60i =11.92 图18 产品包装生产线（方案10）的运动功能系统图 （3）系统运动方案拟定 根据图18所示的运动功能系统图,选择适当的机构替代运动功能系统图中的各个运动功能单元,便可拟定出机械系统运动方案。 图18中的运动功能单元1是原动机。根据产品包装生产线的工作要求，可以选择电动机作为原动机。如图19所示。 1430rpm 1 图19 电动机替代运动功能单元1 图18中的运动功能单元2是过载保护单元兼具减速功能，可以选择带传动实现，如图20所示。 2 图20 图18中的运动功能单元3是有级变速功能单元，可以选择滑移齿轮变速传动替代
11、，如图21所示。 i=4,2.67,1.60 图21 滑移齿轮变速替代运动功能单元3 图18中的运动功能单元4是减速功能，可以选择2级齿轮传动代替，如图22所示。 i=11.92 图22 2级齿轮传动替代运动功能单元4 图18中的运动功能单元6将连续传动转换为往复摆动，可以选择导 杆滑块机构替代，如图23所示。 图23 导杆滑块机构替代运动功能单元6 图18中的运动功能单元7是运动传递方向转换功能和减速运动功能单元，可以用圆锥齿轮传动替代，如图24所示。 i = 2 图24 圆锥齿轮传动替代减速运动功能单元7 中运动功能单元5是运动分支功能单元，可以用运动功能单元7锥齿轮传动的主动轮、运动功能
12、单元6导杆滑块结构的曲柄与运动功能单元4的运动输出齿轮固连替代，如图25所示。 图25 2个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元5 图18中运动功能单元9和10将连续传动转换为间歇往复移动，由于运动复杂，可以选用不完整齿和凸轮机构固联来共同完成要求。不完全齿轮在一个工作周期内有四次停歇和和四次转动，且四次停歇的时间不都相同。于是，可以用不完全齿轮和凸轮机构固联来代替这两个运动功能单元。如图26所示。 图26 不完整齿和凸轮机构固联替代功能单元9和10 图18中运动功能单元11是运动传递方向转换功能，可以用圆锥齿轮传动代替，如图27所示。 i = 1 图27 圆锥齿轮传动机构代替运动功能单元
13、10 图18中运动功能单元12是把连续转动转换为间歇往复转动的运动功能单元，于是可以用凸轮机构代替该运动功能单元，如图28所示。 图28 用不完全齿轮传动替代运动功能单元12 图18中运动单元14是把往复移动转换为往复摆动，可以选择齿轮齿条传动替代。如图29所示。 图29 用齿轮齿条替代运动功能单元14 图18中运动功能单元8是运动分支功能单元，可以用运动功能单元10、运动功能单元11锥齿轮传动的主动轮、运动功能单元13齿轮传动的主动轮与运动功能单元7的运动输出齿轮固联代替，如图30所示。 图30 3个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元8图18中运动功能单元13是加速功能，可以选择齿轮传
14、动代替，传动比为1/2.5，如图30所示。 图30 用齿轮传动替代运动功能单元13 图18中运动功能单元15是把连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，可以用槽轮机构替代。该运动功能单元的运动系数为 由槽轮机构运动系数的计算公式有： 式中， Z槽轮的径向槽数。 则，槽轮的径向槽数为： 该槽轮机构如图31所示。 图31用槽轮机构替代运动功能单元14 图18中的运动功能单元16是运动放大功能单元，把运动功能单元15中槽轮在一个工作周期中输出的1/4周的转动转换为一周的运动，用圆柱齿轮机构替代，其传动比为i=1/4。圆柱齿轮传动如图32所示。 图32 用圆柱齿轮传动替代运动功能单元15 图18中运动功
15、能单元17是把连续转动转换为连续往复移动的运动功能单元，可以用曲柄滑块机构替代，如图33所示。 图 33用曲柄滑块机构替代运动功能单元17 根据上述分析，按照图18各个运动单元连接顺序把个运动功能单元的替代机构一次连接便形成了产品包装生产线（方案10）的运动方案简图，如绘制图所示 （4） 系统运动方案设计 1） 执行机构1的设计 该执行机构是曲柄滑块机构，由曲柄15，滑块18，导杆19，连杆20和滑枕21组成。其中大滑块的行程h=480mm,现对机构进行参数计算。 该机构具有急回特性，在导杆19与曲柄15的轨迹圆相切时候，从动件处于两个极限位置，此时导杆的末端分别位于C 1和C 2位置。取定C
16、 1C 2的长度， 使其满足： 利用平行四边形的特点，由下图可知滑块移动的距离E 1E 2= C 1C 2=h ，这样 就利用了机构急回运动特性，使滑块移动了指定的位移。 设极位夹角为，显然导杆19的摆角就是，取机构的行程速比系数K=1.4，由此可得极位夹角和导杆19的长度。 L= 图35 导杆滑块机构设计 先随意选定一点为D ，以D 为圆心，l 为半径做圆。再过D 作竖直线，以之为基础线，左右各作射线，与之夹角15，交圆与C 1和C 2点。则弧C 1C 2即为导杆顶部转过的弧线，当导轨从C 1D 摆到C 2D 的时候，摆角为30。接 着取最高点为C,在C 和C 1之间做平行于C 1C 2的直
17、线m ，该线为滑枕21的导 路，距离D 点的距离为 在C 1点有机构最大压力角，设导杆21的长度为l 1，最大压力角的正弦 等于 要求最大压力角小于100，所以有 10max sin 1cos152965.92694.7702sin 2sin10l l l mm -=?=?90.979 l 1越大，压力角越小，取l 1=200400mm 。 曲柄15的回转中心在过D 点的竖直线上，曲柄越长，曲柄受力越小，可选 取AD=480mm ，据此可以得到曲柄15的长度 02sin 500sin15129.412l AD mm =?=480* 2）执行机构2的设计 如图34（b）所示，执行机构2由两个运动
18、复合而成。其中一个运动是连续转动转换为单向间歇转动，由不完全齿轮26、27实现。另一个运动是将连续传动转换为间歇往复移动，可以选用不完整齿传动（30、31）和直动平底从动件盘形凸轮机构（28、29）固联来共同完成要求。 凸轮、齿轮、齿条的设计 通过平顶凸轮带动齿条在工作周期内往复运动，带动齿轮顺转和逆转。 90度， 这样在设计中采用模数为2的标准齿轮，为了使齿轮转动90度，而且考虑空间 因素的制约，计算从动件推程： 为了稳定，传动设计中采用推程正弦加速度回程加速度。 本凸轮推程运动角60，回程运动角60，近休止角180,远休止角60。 角度范围S V A 0-sin(6) -cos(6 ) s
19、in(6 ) 0 0 80（1-+） 0 0 0 流程： 做出-s图像，利用压力角的要求可以做出凸轮的基圆和偏距，这样，可以利 用解析法求出凸轮的形状。由于电动机的转向是可以调整的，设从34轴向上看 凸轮是顺时针转动的。取凸轮偏距为0，即设计成对心的滚子凸轮机构。 转+90（1/40T2）停（1/20 T2）转+90（1/40T2） 停（18/20 T2） 经查表需用压力角采用30确定凸轮的基圆为100mm ，滚子半径采用10mm 承。 理论轮廓坐标方程： =(+s)cos ； y=(+s)sin ； 带上滚子半径的实际轮廓半径，滚子是在实际轮廓外部。 实际轮廓坐标： X=x- ； Y=y+
20、； 凸轮机构的设计 凸轮机构在一个工作周期的运动为 采用滚子凸轮机构如图所示让从动件推动一个平底构件实现此功能。同样为了避免较为强烈的运动冲击，在升程阶段采用正弦加速度曲线，在回程可以采用匀速运动规律实现。 停9/30T 2 向下200mm （1/30T 2） 停9/30T 2 停3/30T 2 向下5mm （1/30T 2） 向下200mm （1/30T 2） 停5/30T 2 向上405mm （1/30T 2） s 角度范围s v A 0-sin(4 ) -cos(4 ) sin(4 ) 405 0 0 270 275 -+675 - 275 320 - +200+ - 320 360 -
21、+1800 - 做出-s图像如下所示： 根据要求，根据假设最大压力角要求用30选取则选取基圆半径为200mm。偏距e=0，滚子半径选用r=10mm。利用解析法可以解出， 凸轮理论轮廓坐标： =cos； y =sin； 3）槽轮机构的设计 确定槽轮槽数 根据图31可知，在拨盘圆销数k=1时，槽轮槽数z=4。 槽轮槽间角 2= 槽轮每次转位时拨盘的转角2=180-2=90 中心距 槽轮机构的中心距应该根据具体结构确定，在结构尚不确定的情况下暂定为a=150mm 拨盘圆销的回转半径 = r=*a=0.7071*150=106.065 mm 槽轮半径 = R=*a=0.7071*150=106.065
22、 mm 锁止弧张角 =360-2=270 圆销半径 mm 圆整：mm 槽轮槽深 h(+-1)*a+=80.13 mm 锁止弧半径 mm 取mm 4）滑移齿轮传动设计 确定齿轮齿数 如图21中齿轮5，6，7，8，9，10组成了滑移齿轮有级变速单元，其齿数分别为z5，z6，z7，z8，z9，z10。由前面分析可知， i v1=4 = 2.67 = 1.60 按最小不根切齿数取z9=17，则z10= i v1 z9=4*17=68 为了改善传动性能应使相互啮合的齿轮齿数互为质数，取z10= 69。 其齿数和为z9+ z10=17+69=86， 另外两对啮合齿轮的齿数和应大致相同，即 z7+ z886，z5+ z686