机械原理课程设计-产品包装线设计(方案1).doc

harbin institute of technology机械原理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1）院系：机电工程学院班级： 1308101 设计者：学号： h130811402指导教师：设计时间：2015年7月6日至11日哈尔滨工业大学产品包装生产线(方案1)一.设计课题概述如图1所示，输送线1上为小包装产品，其尺寸为长宽高=600200200。采取步进式输送方式，小包装产品送至a处（自由下落），达到2包时，被送到下一个工位进行包装。原动机转速为1430r/min，产品输送数量分三档可调，每分钟向下一工位分别输送14、22、30件小包装产品。图1产品包装生产线（方案1）功能简图二.设计课题工艺分析由设计题目和图1可以看出，推动产品在输送线1上运动的是执行构件1，在a处把产品推向下一工位的是执行构件2，这两个执行构件的运动协调关系如图2所示。图2产品包装生产线（方案1）运动循环图图2中t1是执行构件1的工作周期，t2是执行构件2 的工作周期，t2,是执行构件2的动作周期。由图2 可以看出，执行构件1是作连续往复运动，执行构件2是间歇运动，执行构件2的工作周期t2是执行构件1的工作周期t1的2倍，执行构件2的动作周期 t2,则只有执行构件1的工作周期t1的二分之一左右，所以，执行构件2大多数时间是在停歇状态。三.设计课题运动功能分析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14、22、30r/min。14、22、30r/min图3 执行机构1的运动功能由于电动机转速为1430r/min，为了在执行机构1的主动件上分别得到14、22、30r/min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= 143014 = 102.14iz2=143022 = 65.00iz3=143030 =47.67总传动比由定传动比ic与变传动比iv组成，即：iz1=iciv1iz2=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于是定传动比为：ic=iz1iv1= 102.144 = 25.54故定传动比的其他值为：iv2=iz2ic=65.0025.54 = 2.55iv3 =iz3ic=47.6725.54 = 1.87于是，传动系统的有级变速功能单元如图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。i = 2.5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 = ic 2.5=25.542.5=10.22减速运动功能单元如图6所示。图6 减速运动功能单元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。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一运动分支功能单元，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 运动分支功能单元由于执行构件2的工作周期t2是执行构件1的工作周期t1的2倍，也就是说，运动分支在驱动构件2之前应该减速，使其转速等于执行构件1的一半，由于执行构件2与执行构件1的运动平面相互垂直，因此，该减速运动功能单元如图9所示。i=2图9减速运动功能单元由于执行构件2是间歇运动，且由图2可以看出执行构件2的间歇时间是其工作周期t2的四分之三，也就是说其运动时间是其工作周期t2的四分之一。因此，间歇运动功能单元的运动系数为：=14间歇运动功能单元如图10所示。=0.25图10 间歇运动功能单元由于执行构件2的动作周期t2,是执行构件1的工作周期t1的一半，因此，驱动执行构件2的驱动机构2的主动件的转速应该是驱动执行构件1的驱动机构1 的主动件的转速的2倍左右。所以，间歇运动功能的运动应经过增速运动功能单元增速，如图11所示。i=0.25图11 增速运动功能单元增速运动单元输出的运动驱动执行机构2实现执行机构2的运动功能。由于执行构件2作往复直线运动，因此，执行机构2的运动功能是把连续转动转换为往复直线运动，如图12所示。图12 执行机构2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13所示。图13 产品包装生产线（方案1）的运动功能系统图四.设计课题运动方案拟定据图13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13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14所示。1430r/min1图14电动机替代运动功能单元1图13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15所示。2图15 带传动替代运动功能单元2图13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16所示。3图16滑移齿轮变速替代运动功能单元3图13中的运动功能单元4是减速功能，可以选择行星齿轮传动代替，如图17所示。图17 行星齿轮传动替代运动功能单元4图13中运动功能单元5是运动分支功能单元，可以用圆锥齿轮传动的主动轮与导杆滑块机构的曲柄固联替代，如图18所示。图13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19所示。图19导杆滑块机构替代运动功能单元6图13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20所示。i = 2图20圆锥齿轮传动替代减速运动功能单元7图13中运动功能单元8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：=0.25由槽轮机构运动系数的计算公式有：=z-22z式中，z槽轮的径向槽数。则，槽轮的径向槽数为：z= 21-2=21-20.25=4该槽轮机构如图21所示。图21用槽轮机构替代运动功能单元8图13中的运动功能单元9是增速运动功能单元，可以圆柱齿轮传动代替，如图22所示。图22 用圆柱齿轮传动替代运动功能单元9图13中运动功能单元10是把连续转动转换为连续往复移动的运动功能单元，可以用正弦机构替代，如图23所示。图23正弦机构替代运动功能单元10根据上述分析，按照图13各个运动单元连接顺序把个运动功能单元的替代机构依次连接便形成了产品包装生产线（方案1）的运动方案简图，如图24。1.电动机 2,4.皮带轮 3.皮带 5,6,7,8,9,10,11,12,13,25,26.圆柱齿轮 15,27.曲柄 14,16圆锥齿轮 18,28.滑块 19.摇杆20,29.连杆21.滑枕 24.产品 17.拨盘 22.槽轮 23.圆销30.滑槽 h.系杆图24 产品包装生产线（方案1）的运动方案简图五.设计课题运动方案设计1） 执行机构1的设计执行机构1驱动执行构件1运动，由图25可知，执行机构1由曲柄15，滑块18，导杆19，连杆20和滑枕21组成。其中滑枕21的行程h=480mm。滑枕21的行程由导杆19的摆动实现。图25 导杆滑块机构设计曲柄导杆机构是一种具有急回特性的机构，设在工作中该机构的行程速比系数k=1.4，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，由此可得极位夹角和导杆19的长度。先随意选定一点为d，以d为圆心，导杆19长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=911.49mm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l1越大，压力角越小，取l1=300mm。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2） 执行机构2的设计执行机构2驱动执行构件2运动，由图26可知，执行构件2由曲柄27、推杆29、滑块28和滑槽30组成。由设计题目可知，推杆的行程为h=420mm由此可确定该机构曲柄的长度 l1=12h=210mm由曲柄运动可知可知滑槽最小长度l1=2l1=420mm执行机构2如图26。图26 正弦机构设计3） 槽轮机构的设计 确定槽轮槽数根据图21可知，在拨盘圆销数k=1时，槽轮槽数z=4。 槽轮槽间角2=360z=3604=90 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=ra=sin=sin45=0.7071r=a=0.7071150=106.065mm 槽轮半径=ra=sin=1-2=0.7071r=a=0.7071150=106.065mm 锁止弧张角=360-2=360-90=270 圆销半径rar6=106.0656=17.6675mm圆整：ra=18mm 槽轮深度h+-1a+ra =0.7071+0.7071-1150+18=80.13mm 锁止弧半径rsr-ra=106.065-18=88.065mm取rs=80mm4） 齿轮传动设计 滑移齿轮设计确定齿轮齿数运动简图中齿轮5、6、7、8、9、10组成了滑移齿轮有级变速运动单元，其齿数分别为z5、z6、z7、z8、z9、z10。由前面的分析可知 iv1=z10/z9=4iv2=z8/z7=2.55iv3=z6/z5=1.87按最小不根切齿数取z9=17则 z10=4*17=68为了改善传动性能，应使相互啮合的齿轮齿数护卫质数，于是可取z9=17z10=69其齿数和为 z9+z10=17+69=86另外两对啮合齿轮的齿数和应该大致相同z7+z886z5+z686iv2=（86-z7）/z7= 2,55z724z8= 62iv3 =（86-z5）/z5= 1.87z530z6= 56为了更接近于所要求的传动比，最终可取：z5=30 z6= 56z7=24 z8= 61 z9=17 z10=69计算齿轮几何尺寸各齿轮分度圆直径：d9=m*z9=34mmd10=m*z10=138mmd7=m*z7=48mmd8=m*z6=122mm d5=m*z5=60mmd6=m*z6=112mm 要求齿轮9、10的齿数和与齿轮5、6的齿数和相等，即z9+z10=z5+z6=86若取齿轮模数为m=2mm，则这两对齿轮的标准中心矩相同 a=86mm这两对齿轮互为标准传动，其几何尺寸按标准齿轮计算。而齿轮7、8的齿数和比齿轮5、6的齿数和小，为了使齿轮7、8的实际中心距与齿轮5、6的标准中心距相等，齿轮7、8需要正变位，齿轮7、8为正传动，其几何尺寸按变位齿轮计算。总变位系数：x=2mm 定轴齿轮设计由结构简图可知，齿轮11、12、13实现图17中的运动单元4的减速运动功能，它所实现的传动比是10.22。由于齿轮11、12、13构成行星轮系，因此，齿数可如此分配：ih11，12=（n11-nh）/（n12-nh）=z12/z11而n12=0，故：ih11，12=-n11/nh+1=-10.22+1=9.22z12/z11=9.22齿轮11可按最小不根切齿数设计，即：z11=17所以：z12=9.22*17=157由中心距匹配z12=z11+2z13可确定： z13 =70取模数m=2mm，可求出三齿轮分度圆直径为：d11=34mm d12=314mmd13=140mm由结构简图可知，齿轮25、26实现图22中的运动单元9的增速运动功能，它所实现的传动比是0.25。齿轮26可按最小不根切齿数设计，即：z26=17 z25=z26/0.25=17/0.25=68取模数m=2mm，得到齿轮25、26的分度圆直径：d26=34mm d25=136mm 圆锥齿轮设计由结构简图可知，齿轮14、16实现图20中的运动单7的减速运动功能，它所实现的传动比是2。两锥齿轮的轴间角为a=90o锥齿轮14的分度圆锥角为b16=arctan（z14/z16）=arctan2=26.565锥齿轮的最小