哈工大机械原理课程设计—产品包装线设计(方案8)

哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） Harbin Institute of Technology 课课 程程 设设 计计 说说 明明 书书 （ 论论 文文 ） 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 8） 院 系： 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 设计时间： 2011.06.27-2011.07.03 哈尔滨工业大学 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 产品包装生产线 (方案 8) 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，送第一包产品至托盘 A 上（托盘 A 上平面与输送线 1 的上平面同高）后 ，托盘 A 下降 200mm，第 二 包产品送到后，托盘 A 上升 205mm、顺时针旋转 90，把产品推入输送线 2，托盘 A 顺时针回转 90、下降 5mm。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、 26 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： 2T1= T2= T3。执行构件 3 的动作周期为其工作周期的 1/20。 T2= T3 T1 执行机构 运动情况 执行构件 1 进 1/2 T1 退 1/2 T1 进 1/2 T1 退 1/2 T1 执行构件 2 停 升 停 升 停 降 停 转+90 停 转+90 停 执行构件 3 停 进 退 停 T3 图 2 运动循环图 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） （ 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 12、 18、26 rpm。 12、 18、 26 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 12、 18、26 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=143012 = 119.1667 iz2=143021 = 79.4444 iz3=143027 = 55 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，即： iv1=4 则有： ic= iz1 iv1= 29.7917 故 定传动比的其他值为 ： iv2= iz2 ic= 2.6667 iv3= iz3 ic= 1.8462 于是，有级变速单元如图 4： i = 4, 2.6667, 1.8462 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哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 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 = ic 2.5 = 11.9167 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, 2.6667, 1.8462 i = 11.9167 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执行构件 1 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 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单向转动，如图 13 所示。 图 13 连续转动转换为间歇 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。 1430rpm i = 2.5 i = 4, 2.6667, 1.8462 i = 11.9167 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 在一个工作周期内，其间歇时间很长，运动时间很执行构件 1 执行构件 2 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 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 = 0.25的间歇运动单元，如图 15 所示。 i = 1/2.5 = 0.25 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, 2.6667, 1.8462 i = 11.9167 图 18 产品包装生产线（方案 8）的运动功能系统图 （ 3）系统运动方案拟定 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 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。 1430rpm 1 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 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。 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。 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。 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 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 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三次停歇和和三次转动，且三次停歇的时间不相同。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 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 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 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 用不完全齿轮传动替代运动功能单元 12 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 29 所示。 图 29 3 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 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 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 图 18 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 = 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 2 0.25 = 4 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 18 中运动功能单元 16 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 15 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 8）的运动方案简图，如图 34 所示。 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） （ a） （ b） （ c） 图 34 产品包装生产线（方案 8）的运动方案简图 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） （ 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位置。取定 C1C2的长度，使其满足： hCC 21 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。 001 1 8 0 3 01/29 2 7 . 2 8 9s i n2kkhl m m 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 c o s 22llsl 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 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 1m a x 22c o ss inlll 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 0lll m m l1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 llAD 3221 取 AD=500mm，据此可以得到曲柄 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。 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 设其传动比为 1/3， 可知 主动轮转动一周，主动轮和从动轮的运动关系为 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=60。 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 60 。 转 +90（ 1/40T2） 停 （ 1/20 T2） 转 +90（ 1/40T2） 停 （ 18/20 T2） 转 30 转 60 转 +240 转 30 转 90 停 转 90 停 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 图 35 不完全齿轮传动 26、 27 设计 不完全齿轮 30、 31 的设计 不完全齿轮 30 在一个周期内的运动为： 取其传动比为 1/5。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 31 的齿数为整数，取 z30=20，则主动轮的假想齿数为 z31=100。 取模数 m=2 mm,齿轮 30 为完全齿轮，其 几何 尺寸可按照标准齿轮计算。齿轮 31 为不完全齿轮，其上有 30 固联 三段齿数分别为 9、 10 和 1 的齿形，夹角分别为 90、 50.4、 147.6。 图 36 不完全齿轮传动 30、 31 设计 凸轮机构的设计 凸轮机构在一个工作周期的运动为 凸轮的主动件与齿轮 30 固联，其 停歇和运动 由齿轮 30 控制，故凸轮无休止行程。采用 平底从动件盘形凸轮机构，由上面分析可得凸轮的运动参数为： 升程 升程运动角 回程运动角 205mm 180 180 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 停 0.41T2 转 0.09 T2 停 0.25T2 停 0.14 T2 转 0.1 T2 转 0.01 T2 停 0.41T2 向下 200mm（ 0.09T2） 停 0.25T2 向上 205mm（ 0.1T2） 停 0.14T2 向下 5mm（ 0.01T2） 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 2 =360z = 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 = 0.7071 r= *a=0.7071*150=106.065 mm 槽轮半径 =Ra = cos = 0.7071 R= *a=0.7071*150=106.065 mm 锁止弧张角 =360 -2 =270 圆销半径 rA r6 = 106.0656 = 17.6675 mm 圆整 ： rA = 18 mm 槽轮槽深 h( + -1)*a+rA=80.13 mm 锁止弧半径 rS rA = 88.065 mm 取 rS = 80 mm 4） 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 z5， z6 ， z7 ， z8 ， z9 ， z10。由前面分析可知， iv1=4 iv2= iz2 ic= 2.6667 iv3= iz3 ic= 1.8462 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+ z8 86， z5+ z6 86 iv2= 86z7z7= 2.6667 z7 24 ,z8=86-z7=62 为了更接近所要求的传动比，可取 z7 = 23， z8=62， 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 同理可取 z5 = 30 ， z6 = 56 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=m2 (z5 + z6) = m2 (z9 + z10) = 86 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，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 z11 = z13 = 17， 于是 z12 = z14 = 3.4521z11 59 为使传动比更接近于运动功能单元 4 的传动比 11.9167，取 z11 = 17z12 = 58z13 = 17z14 = 59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 z32 = 17 则齿轮 33 的齿数为 17*2.5=43 为使传动比更接近于要求，取 z32 = 18z12 = 45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 z37 = 17 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 17 =