哈工大机械原理课程设计—产品包装线设计(方案)

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1、哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）Harbin Institute of Technology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： 2014.06.30-2014.07.07 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所示，输送线1上为

2、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、转位的是执行构件2，在A处把产品推到

3、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。T2=T3T1执行机构运动情况执行构件1进停进停进停执行构件2停降停降停升停降停顺停顺停执行构件3停进退停T3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

4、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）往复运动一次，主动件的转速分别为12、18 、30 rpm。 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iz有3种分别为：iz1= = 119.17iz2= = 79.44iz3= = 47.67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 = ic*iv1iz2=ic*iv2iz3=ic*iv3三种传动比中iz

5、1最大，iz3最小。由于定传动比ic是常数，因此3种传动比中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：iv1=4则有：ic= 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

6、运动功能单元，减速比为i = = 11.92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, 2.67, 1.60 i = 11.92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。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

7、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=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

8、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执行构件1执行构件2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

9、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，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

10、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。1430rpm i = 2.5 i = 4, 2.67, 1.60 i =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。1430rpm1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

11、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，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图18中运动功能单元5

12、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

13、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

14、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

15、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C1和C2

16、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30。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21的导路，距离D点的距离为在C

17、1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90.979l1越大，压力角越小，取l1=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

18、动为转+90（1/40T2）转+90（1/40T2）停 （1/20 T2）停 （18/20 T2）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。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SVA0-sin(6)-cos(6)sin(6)0080（1-+）000根据凸轮的从动件运

19、动规律，我们可以利用解析法设计出凸轮的轮廓。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。s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+ ；凸轮机构的设计凸轮机构在一个工作周期的运动为停9/30T2向下200mm（1/30T2）停9/30T2向上405

20、mm（1/30T2）停5/30T2向下200mm（1/30T2）向下5mm（1/30T2）停3/30T2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。角度范围svA0-sin(4)-cos(4)sin(4)40500270275-+675-0275320-+200+-0320360-+1800-0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

21、；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 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 mm4） 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

22、级变速单元，其齿数分别为z5， z6 ，z7 ，z8 ，z9 ，z10。由前面分析可知，iv1=4= 2.67= 1.60按最小不根切齿数取z9=17，则z10= iv1 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= 2.67 ,=86-=62同理可取 ， 计算齿轮几何尺寸取模数m=2 mm，则5，6， 9，10这两对齿轮的标准中心距相同a=这两对齿轮为标准齿轮，其几何尺寸可按标准齿轮计算。由上面知齿轮7,8的齿数和比5,6的齿数和小，

23、为了使齿轮7,8的实际中心距与齿轮5,6的标准中心距相同，齿轮7,8应采用正变位。齿轮7,8为正传动，其几何尺寸按变位齿轮计算。5） 齿轮传动设计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11.9167。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，于是为使传动比更接近于运动功能单元4的传动比23.83，取 取模数m=2 mm，按标准齿轮计算。由图34-（b）可知，齿轮32、33实现运动功能单元13的放大功能，它所实现的传动比为1/2.5,。齿轮32可按最小不根切齿数确定，即则齿轮33的齿数为17*2.

24、5=43为使传动比更接近于要求，取齿轮32、33的几何尺寸，取模数m=2 mm，按标准齿轮计算。由图34-（b）可知，齿轮36、37实现运动功能单元15的放大功能，它所实现的传动比为0.25,。齿轮37可按最小不根切齿数确定，即则齿轮36的齿数为17/0.25=68齿轮36、37的几何尺寸，取模数m=2 mm，按标准齿轮计算。圆锥齿轮传动设计由图34-（a）可知，圆锥齿轮16、17实现图18中的运动功能单元7的减速运动功能，它所实现的传动比为2，两圆锥的齿轮的轴交角为=90圆锥齿轮17的分度圆锥角为圆锥齿轮16的分度圆锥角为圆锥齿轮的最小不根切当量齿数为 圆锥齿轮16的齿数可按最小不根切齿数确

25、定，即则圆锥齿轮17的齿数为，齿轮16、17的几何尺寸，取模数m=2 mm，按标准直齿锥齿轮传动计算。由图34-（b）可知，圆锥齿轮24、25实现图18中的运动功能单元11的运动方向变换功能，它所实现的传动比为1，两圆锥的齿轮的轴交角为=90两圆锥齿轮的分度圆锥角均为45圆锥齿轮的最小不根切当量齿数为 圆锥齿轮24、25的齿数可按最小不根切齿数确定，即齿轮24、25的几何尺寸，取模数m=2 mm，按标准直齿锥齿轮传动计算。（5） 运动方案执行构件的运动时序分析 曲柄15的初始位置曲柄15顺时针转动时的初始位置由角确定。由于该曲柄导杆机构的极位夹角=30，因此，当导杆19处于左侧极限位置时，曲柄

26、15与水平轴的夹角。 曲柄38的初始位置如图39所示，曲柄38逆时针转动时的初始位置由角确定。滑块40的起始极限位置在左侧，因此，曲柄38与水平轴的夹角。图39 槽轮机构运动示意图 拨盘34的起始位置如图39所示，拨盘34逆时针转动时的初始位置由角确定，拨盘34逆时针转动时的初始位置处于槽轮由动变停的分界位置，因此，拨盘34与水平轴的夹角综上所述，该系统应该选择曲柄15顺时针回转，即电机逆时针转动。如图40所示。图40 传动系统运动示意图（6） 运动循环图该机械系统的机构运动循环图如图41所示构件运动情况15+180+360+540+720+900+108021进停进停进停31休止回休止回休止升休止回23（垂直）停降停降停升停降26休止升休止回止23（水平）停顺停顺停38停进退停图41 机械系统机构运动循环图24