产品包装生产线建设方案

哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 产品包装生产线 建设方案 如图 1 所示，输送线 1 上为小包装产品，其尺寸为长 *宽 *高 =500*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 5时针回转 90后，把产品推入输送线 2。然后，托盘 A 逆时针回转 90、下降 5复原始位置。原动机转速为 1430品输送量分三档可调，每分钟向输送线 2 分别输送 7、 14、 21 件小包装产品。 图 1 功能简图 （ 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 执行构件 1 的工作周期， 执行构件 2 的工作周期， 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 则有一个间歇往复运动和一个间歇往复转动，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： T。 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 2= 行机构 运动情况 执行构件1 进 (退 (执行构件2 停 (升(停 (降(停 (转+90(停 (转停(执行构件3 停 (进(退( 停 (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 7、 14、21 、 14、 21 3 执行机构 1 的运动功能 由于电动机转速为 1430了在执行机构 1 的主动件上分别得到 7、 14、21 转速，则由电动机到执行机构 1 之间的传动比 种分别为： = = = 传动比由定传动比 足以下关系式： ic*ic*ic*种传动比中 大， 小。由于定传动比 常数，因此 3 种传动比中 大， 小。若采用滑移齿轮变速，其最大传动比最好不要大于 ： 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 则有： =理，变传动比的其他值为： = = 是，有级变速单元如图 4： i = 4, 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 = = =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。 1430i = i = 4, i = 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执行构件 1 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 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，另一个是间歇往复转动，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往复转动，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间歇往复移动，如图 13 所示。 图 13 连续转动转换为间歇往复移动的运动功能单元 然后再把这个运动经过下一个运动单元把间歇往复移动转化成间歇往复转动，以驱动构件 2 的第二个运动，如图 14 所示。 图 14 往复移动转换为往复转动的运动功能单元 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 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 15 所示。 1430i = i = 4, i = 2 3 4 5 6 7 9 8 10 11 12 图 15 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 15 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，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 16 所示。 i = 1/ 图 16 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 16 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 17 所示。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 18 所示。 i =1/4 图 17 运动放大功能单元 图 18 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 19 所示。 1430i = i = 4, i = 修改 执行构件 1 执行构件 2 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 图 19 产品包装生产线（方案 5）的运动功能系统图 （ 3）系统运动方案拟定 根据图 19 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 19 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 20 所示。 1430 图 20 电动机替代运动功能单元 1 图 19 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 21 所示。 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 2 图 21 图 19 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 22 所示。 图 22 滑移齿轮变速替代运动功能单元 3 图 19 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23 所示。 图 23 2 级齿轮传动替代运动功能单元 4 图 19 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 24 所示。 图 24 导杆滑块机构替代运动功能单元 6 图 19 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 25 所示。 i = 2 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 图 25 圆锥齿轮传动替代 减速 运动功能单元 7 图 19 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 26 所示。 图 26 2 个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元 5 图 19 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 27。 图 27 凸轮机构替代运动功能单元 9 图 19 中的功能单元 10 是改变传递方向的，可以选择圆锥齿轮传动替代，如图哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 28 所示。 图 27 不完整齿和凸轮机构固联替代功能单元 9 和 10 图 19 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 28 圆锥齿轮传动机构代替运动功能单元 10 图 19 中运动功能单元 12 连续转动运动功能单元转换为间歇往复移动运动功能单元，可以用凸轮机构构和齿条齿轮机构实现，如图 29 所示。 图 29 凸轮齿条传动替代运动功能单元 12 图 19 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 19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/尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 如图 31 所示。 图 31 用齿轮传动替代运动功能单元 13 图 19 中运动功能单元 14 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 15 是运动放大功能单元，把运动功能单元 14 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 19 中运动功能单元 15 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 34 所示。 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 图 34 用 曲柄滑块机构替代运动功能单元 15 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 8）的运动方案简图，如图 34 所示。 （ a） （ b） 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） （ c） 图 34 产品包装生产线（方案 8）的运动方案简图 （ 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=480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 2位置。取定 其满足： 21 利用平行四边形的特点，由下图可知滑块移动的距离 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=此可得极位夹角和导杆 19的长度。 001 1 8 0 3 01/29 2 7 . 2 8 9s i m m 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 图 35 导杆滑块机构设计 先随意选定一点为 D，以 l 为半径做圆。再过 之为基础线，左右各作射线，与之夹角 15，交圆与 2点。则弧 导轨从 到 时候，摆角为 30。接着取最高点为 C,在 C 和 1m，该线为滑枕 21 的导路，距离 c o s 22 在 导杆 21 的长度为 大压力角的正弦等于 1m a x 22c o ss 要求最大压力角小于 100，所以有 01 0m a xs i n 1 c o s 1 529 2 7 . 6 8 9 9 1 . 0 22 s i n 2 s i n 1 0m m 力角越小，取 00400 曲柄 15的回转中心在过 柄越长，曲柄受力越小，可选 221 取 00此可以得到曲柄 15的长度 02 s i n 5 0 0 s i n 1 5 1 2 9 . 4 12l A D m m 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间歇往复转动，为使从动件运转平稳，由凸轮 25 和以齿条26 为从动件的直动滚子盘形凸轮机构带动齿轮 28 往复转动实现，其中与齿条 26 啮合的齿轮选择齿数稍大的标准齿轮，来达到提高转动精度的目的，故确定齿数为 32，模数为 2此，齿条的行程为 凸轮机构的设计 凸轮机构在一个工作周期的运动为 近休程角 推程角 远休程角 回程角 216 36 72 36 停 上 5 停 下 5 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 凸轮基圆半径 50偏距，升程为 5程也为 5程为正弦加速，回程为余弦加速。 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 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=150 拨盘圆销的回转半径 = r= *a=50= 槽轮半径 = R= *a=50= 锁止弧张角 =360 270 圆销半径 整： 槽轮槽深 h( + a+= 锁止弧半径 ） 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 前面分析可知， = = 最小不根切齿数取 7，则 *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 69。 其齿数和为 7+69=86， 另外两对啮合齿轮的齿数和应大致相同，即 86， 86 = 取7z=29,=86-=57 同理可取 ， 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 计算齿轮几何尺寸 取模数 m=2 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。 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 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 为使传动比已非常接近运动功能单元 4 的传动比 取 取模数 m=2 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/轮 32 可按最小不根切齿数确定，即 则齿轮 32 的齿数为 17*3 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 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 轮 37 可按最小不根切齿数确定，即 则齿轮 36 的齿数为 17/8 齿轮 36、 37 的几何尺寸，取模数 m=2 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 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 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 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 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 如图 37 所示，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15 与水平轴的夹角。 图 37 系统运动示意图 凸轮的初始位置 如图 37 可知凸轮为顺时针转动。其初始位移应为 0图 38 所示。 图 38 凸轮转动方向示意图 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 的起哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 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 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 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 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 5 37 齿轮 6 49 2 模数 2 3 压力角 20 4 齿顶高系数 1 5 顶隙系数 标准中心距 = ()/2=86 7 实际中心距 86 8 啮合角 9 变位系数 齿轮 5 轮 6 0 齿顶高 齿轮 5 轮 6 1 齿根高 齿轮 5 轮 6 2 分度圆直径 齿轮 5 轮 6 983 齿顶圆直径 齿轮 5 轮 6 4 齿根圆直径 齿轮 5 轮 6 5 齿顶圆压力角 齿轮 5 齿轮 6 16 重合度 /2 =移齿轮 7 和齿轮 8 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 序号 项目 代号 计算公式及计算结果 1 齿数 齿轮 7 29 齿轮 8 57 2 模数 2 3 压力角 20 4 齿顶高系数 1 5 顶隙系数 标准中心距 = ()/2=86 7 实际中心距 86 8 啮合角 9 变位系数 齿轮 7 轮 8 0 齿顶高 齿轮 7 轮 8 1 齿根高 齿轮 7 轮 8 2 分度圆直径 齿轮 7 58轮 8 1143 齿顶圆直径 齿轮 7 轮 8 4 齿根圆直径 齿轮 7 轮 8 5 齿顶圆压力角 齿轮 7 齿轮 8 16 重合度 /2 =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 9 17 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 齿轮 10 68 2 模数 2 3 压力角 20 4 齿顶高系数 1 5 顶隙系数 标准中心距 = ()/2=86 7 实际中心距 55 8 啮合角 9 变位系数 齿轮 9 轮 10 0 齿顶高 齿轮 9 轮 10 1 齿根高 齿轮 9 轮 10 2 分度圆直径 齿轮 9 轮 10 3 齿顶圆直径 齿轮 9 轮 10 4 齿根圆直径 齿轮 9 轮 10 5 齿顶圆压力角 齿轮 9 齿轮 10 16 重合度 /2 =、定轴齿轮变速传