哈工大机械原理课程设计包装生产线方案六.doc

Harbin Institute of Technology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6）院 系： 船舶与海洋工程学院班 级： 机械2班设 计 者： 学 号： 指导教师： 产品包装生产线(方案6)1.题目要求如图1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，把产品送至托盘A上（托盘A上平面与输送线1的上平面等高）托盘A上升5mm、顺时针回转90后，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10，18，30件小包装产品。 图12. 项目设计（1） 构件时序关系分析如图1所示，执行构件1带动产品在输送线1上运动。A处产品上升，旋转的是执行构件2，而执行构件3在A处把产品推到下一个位置。三个执行构件的运动时序关系如下：执行构件 运动情况执行构件1进退执行构件2停升5mm停降5mm执行构件2停顺时针90停顺时针90停执行构件3停进退停 图2如图2可看出，构件1为连续往复，构件2为间歇往复和间歇单向转动，构件3间歇往复。三个构件的工作周期关系为T1=T2=T3。（2） 构件运动关系分析 根据前面构件时序关系分析，而且因为源动件为电机。则构件1工作应该具有把一个连续单向运动转化为连续往复移动的功能。电动机每转动一周，构件1往复运动一次。则构件1的主动件转速分别为10，18，30rpm。 10、18、30rpm图3 执行机构1的运动功能电机转速为1430rpm，为了在构件1的主动件上分别获得10，18，30rpm的转速，则电动机到构件1之间的传动比iz有3种 iz1=143iz2=79.44iz3=47.66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*iv1 iz2=ic*iv2 iz3=ic*iv3三种传动比中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4.5，取：iv1=4则有：ic= 35.75= 2.22= 1.33于是，有级变速单元如图4：i = 4, 2.22, 1.33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 = =14.3减速运动功能单元如图6所示。 i=14.3 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。1430rpmi=2.5iv = 4, 2.22, 1.33i=14.3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，并且这两个运动的运动平面互相垂直。执行构件3只有一个执行运动，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，可以加一个运动传递方向转换功能单元，如图9所示。图8 运动分支功能单元图9 运动传递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，将连续转动转换成间歇往复移动功能单元，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 然后再把这个运动经过下一个运动单元把连续单向转动化成间歇单向转动，以驱动构件2的第二个运动，如图13所示。 图13 连续单向转动转换为间歇单向转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。 1 2 3 4执行构件1 5 6 执行构件2停 （0.1T2） 7 9 8 10 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。故采用如图15所示运动单元把连续单向转动化成间歇单向转动。 图15 连续单向转动转换为间歇单向转动的运动功能单元执行构件3需要进行间歇往复移动，而实现连续单向转动转换为单向转动的运动功能单元的不完全齿轮角度过小，所以要采用如图16运动放大以带动图17把连续转动转换为往复移动的运动功能单元的曲柄滑块机构以实现间歇往复。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 1 2 3 4 执行构件1执行构件2 5 6执行构件2停 （0.1T2） 7 9 8 10 11 12 13执行构件3停 （0.1T2） 14 图18 产品包装生产线的运动功能系统图（3）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20 传动带替代运动单元2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, 2.22, 1.33 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3级齿轮传动代替，如图22所示。i=14.3图22 3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单元，可以用圆锥齿轮传动替代，如图24所示。i = 1 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的运动输出齿轮固联替代，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将连续传动转换为间歇往复移动，可以选用凸轮机构替代，如图26。图26凸轮机构替代运动功能单元9图18中的功能单元11是改变传递方向的，可以选择圆锥齿轮传动替代，如图27。 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11是把连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，由运动循环图可知该运动功能单元在一个工作周期之内有两次停歇和两次转动，且两次停歇时间不同，于是可以用不完全齿轮机构代替该运动功能单元，如图 28所示。 图28 不完全齿轮传动机构代替运动功能单元11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9、运动功能单元10锥齿轮传动的主动轮、运动功能单元12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29所示。图29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12是把连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，可以用不完全齿轮机构替代。如图 30所示。 图30 不完全齿轮传动机构代替运动功能单元12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，如图30所示。 图31 用齿轮传动替代运动功能单元13图18中运动功能单元14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32所示。图 32用曲柄滑块机构替代运动功能单元14根据上述分析，按照图19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6）的运动方案简图，详见图纸 （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17，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17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，由执行构件1推程时间为0.6T1求得机构的行程速比系数K=1.5，由此可得极位夹角和导杆20的长度。图 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，设连杆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l1越大，压力角越小，取l1=200400mm。曲柄17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17的长度同理得到曲柄33的长度l33=51mm,导杆l34=340mm2） 执行机构2的设计如图所示，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，可以选用直动平底从动件盘形凸轮机构（28、29）固联来共同完成要求。不完全齿轮26、27的设计不完全齿轮27在一个工作周期内的运动为停（0.10T2）转+90（0.05T2）转+90（0.05T2）停 （0.7T2）设其传动比为1/5，可知主动轮转动一周，主动轮和从动轮的运动关系为转270转18转36转18停转90停转90齿轮27可按可按最小不根切齿数确定，但为了使不完全齿轮26的齿数为整数，取z27=20，则主动轮的假想齿数为z26=100。取模数为2 mm，齿轮27为完全齿轮，其集合尺寸可按照标准齿轮计算。齿轮27为不完全齿轮，其上的有两段齿数均为5的齿形，夹角为36。主动轮转动252时开始与从动轮啮合。 不完全齿轮传动26、27设计凸轮机构的设计凸轮机构在一个工作周期的运动为停0.2T2向上5mm（0.1T） 停0.6T2向下5mm（0.1T2）近休程角推程角远休程角回程角216367236凸轮基圆半径50mm，无偏距，升程为5mm,回程也为5mm。推程为正弦加速，回程为余弦加速。滑移齿轮传动设计 确定齿轮齿数如图齿轮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，iv1=4= 2.22= 1.33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= 2.22Z7 26.7,取=27,=86-60 故齿轮7和8要采用变位齿轮同理求得 Z5=37，Z6=49 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= 这三对齿轮均为标准齿轮，其几何尺寸可按标准齿轮计算。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14.3。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取Z11=Z13=Z15=17于是 为使传动比更接近于运动功能单元4的传动比14.3，取Z11=Z13=Z15=17Z12=42Z14=41 Z16=41 取模数m=2 mm，按标准齿轮计算。3） 齿轮传动设计 不完全齿轮29、30的设计不完全齿轮29在一个工作周期内的运动为不啮合 270（0.75T3）啮合36（0.1T3）非啮合（0.15T3）设其传动比为0.4，可知主动轮转动一周，主动轮和从动轮的运动关系为转54转36转270 停转90停齿轮30可按可按最小不根切齿数确定，但为了使不完全齿轮29的齿数为整数，取z30=20，则主动轮的假想齿数为z29=50。取模数为2 mm，齿轮30为完全齿轮，其集合尺寸可按照标准齿轮计算。齿轮29为不完全齿轮，其上的有一段齿数均为5的齿形。主动轮转动270时开始与从动轮啮合。由图34-（b）可知，齿轮31、32实现运动功能单元13的放大功能，所实现的传动比为0.25。齿轮32可按最小不根切齿数确定，即取17齿轮31的齿数为17/0.25=68齿轮31 32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可知，圆锥齿轮18、19实现图18中的运动功能单元7的方向运动功能，它所实现的传动比为1，两圆锥的齿轮的轴交角为=90圆锥齿轮19的分度圆锥角为63.435度圆锥齿轮18的分度圆锥角为26.565度圆锥齿轮的最小不根切当量齿数为 圆锥齿轮19的齿数可按最小不根切齿数确定，即Z=15取圆锥齿轮19的齿数为25齿轮18、19的几何尺寸，取模数m=2 mm，按标准直齿锥齿轮传动计算。方案中所有圆锥齿轮均为转向作用，传动比均为1:1。齿数均相同。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 圆锥齿轮齿数可按最小不根切齿数确定，即z=17齿轮18、19、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17的初始位置如图所示，曲柄17顺时针转动时的初始位置。由于该曲柄导杆机构的极位夹角=36，因此，当导杆20处于左侧极限位置时 系统运动示意图 凸轮的初始位置如图可知凸轮为顺时针转动。其初始位移应为0mm。如图所示。凸轮转动方向示意图4、滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算4.1滑移齿轮5和齿轮6序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮537齿轮6492模数23压力角204齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距 =()/2=867实际中心距868啮合角9变位系数齿轮50齿轮6010齿顶高齿轮52mm齿轮62mm11齿根高齿轮52.5mm齿轮62.5mm12分度圆直径齿轮574mm齿轮698mm13齿顶圆直径齿轮578mm齿轮6102mm14齿根圆直径齿轮569mm齿轮693mm15齿顶圆压力角齿轮526.937齿轮625.46516重合度 /2=1.72444.2滑移齿轮7和齿轮8 序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮727齿轮8602模数23压力角 204齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距 = ()/2=867实际中心距878啮合角21.739变位系数齿轮70.33齿轮80.2110齿顶高齿轮72.6mm齿轮82.35mm11齿根高齿轮71.9mm齿轮82.1mm12分度圆直径齿轮754mm齿轮8120mm13齿顶圆直径齿轮759.2mm齿轮8124.7mm14齿根圆直径齿轮750.2mm齿轮8115.8mm15齿顶圆压力角齿轮729.96齿轮825.6516重合度 /2=1.544.3滑移齿轮9和齿轮10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0.256标准中心距 = ()/2=867实际中心距868啮合角9变位系数齿轮90齿轮10010齿顶高齿轮92mm齿轮102mm11齿根高齿轮92.5mm齿轮102.