产品包装生产线课程设计(方案三)(15页).doc

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1、-产品包装生产线课程设计(方案三)。-第 15 页 课 程 设 计 说 明 书 课程名称： 机械原理课程设计 设计题目：产品包装生产线（方案三） 院（系）： 船舶与海洋工程学院 专业： 机械设计制造及其自动化 班级： 12级机械四班 班号： 1213104 设计者： 刘胜男 学号： 121310402 指导老师： 杨绪剑 设计时间：2014.06.30-2014.07.07 哈尔滨工业大学（威海）产品包装生产线(方案3) 如下图所示，输送线1上为小包装产品，其尺寸为长宽高，采取步进式输送方式，送第一包产品至托盘上（托盘上平面与输送线1的上平面同高）后，托盘下降，第二包产品送到后，托盘上升，然后

2、，把产品推入输送线2。原动机转速为2400，产品输送数量分三档可调，每分钟向输送线2分别输送 8 ，16 ， 24 件小包装产品。图1功能简图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，下降的是执行构件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。 T3 T2 T1执行构件运动情况执行构件1进退进退进退进退执行构件2停降停升停降停升执行构件3停进退停图2 运动循环图 图1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。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

3、个间歇往复运动，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：2T1= T2。执行构件3的动作周期为其工作周期的1/4。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，主动件每转动一周，从动件（执行构件1）往复运动两次，主动件的转速分别为4、8、12 rpm。图3 执行机构1的运动功能由于电动机转速为2400rpm，为了在执行机构1的主动件上分别得到4、8、12 rpm的转速，则由电动机到执行机构之间的传动比iz有3种分别为：总传动比由定传动比ic与变传动比iv组成，满足以下关系式：iz1 = ici

4、v1iz2=iciv2iz3=iciv3三种传动比中iz1最大，iz3最小。由于定传动比ic是常数，因此3种变传动比中iv1最大，iv3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：iv14令： iv1=4则有：故变传动比的其他值为：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

5、功能单元，减速比为减速运动功能单元如图6所示。 i=60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。 i =60执行构件1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。图8 运动分支功能单元执行构件2的执行运动是间歇往复移动。执行构件3的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

6、能单元，如图9所示。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两个运动分支分别驱动执行构件2的一个运动和执行构件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12所示。执行构件2 图12 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

7、续转动转换为间歇转动。考虑采用一个运动系数为的间歇运动单元，如图13所示。 图13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13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14所示。i =1/4图14 运动放大功能单元然后，再把该运动功能单元输出的运动转换为往复移动，其运动功能单元如图15所示。图15 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16所示。 1 2 3 46 5 7 8 9执行构件3101112执行构件2图1

8、6 产品包装生产线（方案3）的运动功能系统图根据图16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16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17所示。2400rpm 1图17 电动机替代运动功能单元1图16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18所示。 2图18 带传动替代过载保护功能单元2 图16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，如图19所示。图19 滑移齿轮变速替代运动功能单元3图16中的运动功能单元4是减速功能

9、，可以选择2级齿轮传动代替，如图20所示。 i=60 图20 2级齿轮传动替代运动功能单元4 图16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21所示。5图21 2个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元5 图16中的运动功能单元6将连续传动转换为间歇往复移动，可以选择导杆滑块机构替代，如图22所示。 图22 导杆滑块机构替代运动功能单元6图16中的运动功能单元7是运动传递方向转换功能单元，可以用圆锥齿轮传动替代，如图23所示。图23圆锥齿轮传动替代运动功能单元7 运动单元8的类型与

10、运动单元5相同。图16中的运动功能单元9是将连续转动转换为间歇往复移动，可以用凸轮机构固联来实现，如图24所示。图24凸轮机构固联替代功能单元9图16中运动功能单元10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。如图25所示。该槽轮机构如下图所示。10图25 用槽轮传动替代运动功能单元10图16中的运动功能单元11是运动放大功能单元，把运动功能单元10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。图16中运动功能单元12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26所示。12图 26用曲柄

11、滑块机构替代运动功能单元12 根据上述分析，按照图16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3）的运动方案简图，如图27所示。图27-(a)图27-(b)图27-(c) 图27 产品包装生产线（方案3）的运动方案简图5. 设计课题运动方案设计1） 滑移齿轮传动设计A. 确定齿轮齿数 如图19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： 按最小不根切齿数取z9=17，则z10= iv1 * z9=417= 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z1

12、0= 69。其齿数和为z9+ z10=17+69=86，为满足传动比和中心距要求，三对齿轮均取角度变位齿轮，其齿数：。B. 计算齿轮几何尺寸表1 滑移齿轮5、6参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮530齿轮6562模数23压力角204齿顶高系数15顶隙系数6标准中心距 867实际中心距8啮合角9变位系数齿轮5齿轮610齿顶高齿轮5齿轮611齿根高齿轮5齿轮612分度圆直径齿轮5 60齿轮611213齿顶圆直径齿轮5齿轮6 11914齿根圆直径齿轮5齿轮615齿顶圆压力角齿轮5齿轮616重合度表2 滑移齿轮7、8参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮726齿轮8602模数23压力角

13、204齿顶高系数15顶隙系数6标准中心距 867实际中心距8啮合角9变位系数齿轮7齿轮810齿顶高齿轮7齿轮811齿根高齿轮7齿轮812分度圆直径齿轮752齿轮810013齿顶圆直径齿轮7齿轮8 12714齿根圆直径齿轮7齿轮815齿顶圆压力角齿轮7齿轮816重合度表3 滑移齿轮9、10参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮917齿轮10692模数23压力角204齿顶高系数15顶隙系数6标准中心距 867实际中心距8啮合角9变位系数齿轮9齿轮1010齿顶高齿轮9齿轮1011齿根高齿轮9齿轮1012分度圆直径齿轮934齿轮10 13813齿顶圆直径齿轮9齿轮10 14514齿根圆直径齿轮9

14、齿轮1015齿顶圆压力角齿轮9齿轮1016重合度2） 定轴齿轮传动设计A. 圆柱齿轮传动设计由图可知，齿轮11、12、13、14实现运动功能单元4的减速功能，它所实现的传动比为60。由于齿轮11、12、13、14是2级齿轮传动，这2级齿轮传动的传动比可如此确定于是由图27 -（c）可知，齿轮32、33实现运动功能单元15的放大功能，它所实现的传动比为1/4，齿轮33可按最小不根切齿数确定，即 则齿轮32的齿数为： 为使传动比更接近于要求，取取模数m=2 mm，计算各个齿轮参数。表4 定轴圆柱齿轮11、12参数（齿轮13、14与11、12对应相同）序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮1117

15、齿轮12552模数23压力角204齿顶高系数15顶隙系数6标准中心距 727实际中心距8啮合角9变位系数齿轮11齿轮1210齿顶高齿轮11齿轮1211齿根高齿轮11齿轮1212分度圆直径齿轮1134齿轮1211013齿顶圆直径齿轮11齿轮1214齿根圆直径齿轮11齿轮1215齿顶圆压力角齿轮11齿轮1216重合度表5 定轴齿轮32、33参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮3217齿轮33692模数23压力角204齿顶高系数15顶隙系数6标准中心距 867实际中心距8啮合角9变位系数齿轮32齿轮3310齿顶高齿轮32齿轮3311齿根高齿轮32齿轮3312分度圆直径齿轮3234齿轮3313

16、813齿顶圆直径齿轮32齿轮33 14514齿根圆直径齿轮32齿轮3315齿顶圆压力角齿轮32齿轮3316重合度B. 圆锥齿轮传动设计由图27-（a）可知，圆锥齿轮17、18，23、24均起改变运动方向的作用，两圆锥齿轮的轴交角为90o，齿数取最小不根切当量齿数17即可，取模数m=2mm,尺寸按标准齿轮计算。表6圆锥齿轮17、18参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮1717齿轮18512模数33压力角204齿顶高系数15顶隙系数6分度圆锥角齿轮17齿轮187分度圆直径齿轮1751齿轮181538锥距9齿顶高齿轮173齿轮18310齿根高齿轮17齿轮1811齿顶圆直径齿轮17齿轮1812

17、齿根圆直径齿轮17齿轮1813当量齿数齿轮17齿轮1814当量齿轮齿顶圆压力角齿轮17齿轮1815重合度C. 执行机构1的设计 该执行机构是曲柄滑块机构，由曲柄19，滑块，导杆20，连杆21和滑枕22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20与曲柄19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C1和C2位置。取定C1C2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E1E2= C1C2=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20的摆角就是，取机构的行程速比系数

18、K=1.5，由此可得极位夹角和导杆20的长度。 设计的曲柄滑块机构如图28所示图28 曲柄滑块机构设计 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18，交圆与C1和C2点。则弧C1C2即为导杆顶部转过的弧线，当导轨从C1D摆到C2D的时候，摆角为36。接着取最高点为C,在C和C1之间做平行于C1C2的直线m，该线为滑枕22的导路，距离D点的距离为 在C1点有机构最大压力角，设导杆21的长度为l1，最大压力角的正弦等于 要求最大压力角小于100，所以有 mm l1越大，压力角越小，取l1=200400mm。曲柄19的回转中心在过D点的竖直线

19、上，曲柄越长，曲柄受力越小，可选 取AD=500mm，据此可以得到曲柄19的长度 mmD. 不完全齿轮16、17的设计曲柄由不完全齿轮控制其转动周期和动停时间比，由运动周期得到主动轮与从动轮运动周期之比为1:4，主动轮16从0o转到180o，从动轮17转两周，主动轮从180o转到360o期间，从动轮停止，故确定主动轮为不完全齿轮，一半有齿，另一半无齿，从动轮为标准完全齿轮，确定模数为3mm，主动轮假想齿数和从动轮齿数分别为101和25，则中心距a=136.5mm。E. 执行机构2的设计如图27（b）所示，执行机构2有一个运动是将连续传动转换为间歇往复移动，选用直动平底从动件盘形凸轮机构（27、

20、29）来实现。凸轮基圆半径100mm，无偏距，升程为200mm。推程为正弦加速，回程为余弦加速。图29 直动平底从动件盘形凸轮轮廓F. 执行构件3的设计 （1）槽轮机构的设计 确定槽轮槽数根据图27（c）可知，在拨盘圆销数k=1时，槽轮槽数z=4。 槽轮槽间角 槽轮每次转位时拨盘的转角2=180o-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 mm 锁止弧张角=360-2=270 圆销半径 mm圆整后得： mm 槽轮

21、槽深 h(+-1)*a+=80.13 mm 锁止弧半径rs rrA取 88mm。（2）曲柄滑块机构设计 由题目可知，滑块的行程为h=200mm，考虑到曲柄滑块的急回特性，使滑块导轨与曲柄轴心之间增加适当的偏距，取其速比系数K=1.4,则极位夹角为取曲柄34的长为l1=l/2=100mm，由最大压力角正弦满足由最大压力角，取又由几何关系可知解得连杆35的长度l2=288.29mm，故偏距mm。（1） 运动方案执行构件的运动时序分析 确定各执行构件的起始位置。 T=0时，执行构件1的摇杆20处于左侧极限位置，执行构件2中的平底从动件29处于s=200mm位置；执行构件3中滑块36处于最左端，即行程为零位置。 机械系统的机构运动循环图表7 各构件的运动情况构件运动情况主动轮16/0+90+180+270+360从动轮17/0+360+720+720+720滑枕22/mm0+480 -480+480-48000凸轮270+90+180+270+360平底从动件29/mm200-200停+205-5拨盘圆销300+90+180+270+360槽轮310+0+0+0+90曲柄340+0+0+0+360（2） 凸轮机构运动情况分析 平底从动件盘形凸轮位移、速度、加速度分析线图如图28所示 图30 平底从动件盘形凸轮位移、速度、加速度分析线图