哈工大机械原理课程设计产品包装线设计办法.docx

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1、哈工大机械原理课程设计产品包装线设计办法 精心整理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） 一（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) （21）、顺 件2 停顺停逆停 执行构 停进退停 件3 图2 运动循环图 （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

2、复移动，主动件每转动一周，从动件（执行构件1）往复运动一次，主动件的转速分别为6、12、18 rpm。 6、12、18 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= 238.33 i z2= 119.17 i z3= 79.44 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

3、，因此3种传动比中i v1最大，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= 59.58 故定传动比的其他值为： = 2.00 = 1.33 于是，有级变速单元如图4： 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 = = 23.83

4、 减速运动功能单元如图6所示。 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。 1430rpm i = 2.5 i = 4, 2.00, 1.33i = 23.83 执行构件 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

5、和执行构件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=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，

6、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, 2.00, 1.33 i = 23.83 图14 执行构件1、2的运动功能系统图 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

7、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，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。 i = 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

8、动功能单元 1430rpm i = 2.5 i = 4, 2.00, 1.33 i = 23.83 图18 产品包装生产线（方案8）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。 执行构 执行构 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

9、功能单元，可以选择滑移齿轮变速传动替代，如图21所示。 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。 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 图18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、运动功能单

10、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 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

11、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28 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

12、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

13、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9）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=500mm,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 1 C 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

14、 2 = C 1 C 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。 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 1 C 2 即为导杆顶部转过的弧线，当导轨 从C 1 D摆到C 2 D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 1 C 2 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

15、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 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=500mm，据此可以得到曲柄15的长度 执行机构2的设计 如图34（b）所示，执行机构2由两个运动复合而成。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 在一个工作周期内的运动为 通过平顶凸轮带动齿条在工作

16、周期内往复运动，带动齿轮顺转和逆转。 假设齿轮带动滑移齿条转动，在一个凸轮推程过后，能使齿轮转动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。从动件推程80mm，推回程均采用无冲击的正弦加速度方式。 角度范围S V A 0-sin(6) -cos(6) sin(6) 0 0 转+90停（1/20 转-90 停（18/20 80 （1-+ ） 0 0 0 根据凸轮的从动件运动规律，我们可以利用解析法设计出凸轮的轮廓。

17、具体设计流程： 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。 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的轴承。 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+； 凸轮机构的设计 s 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 角度范围

18、 s v A 0 -sin(4) -cos(4) sin(4 ) 405 0 0 270275 -+675 - 275320 - +200+ - 320360 -+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 停向下200mm 停停向下5mm 向下20

19、0mm 停向上405mm 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 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 = 2.00 = 1.33 910v19 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 = 2.00 ,=86-=57