机械原理课程设计-产品包装线方案

1、产品包装生产线（方案3）1. 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=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 平而同高）后，托盘A下降200mm,第二包产品送到后，托盘A上升200mm,然 后把产品推入输送线2。原动机转速为1430rpn）,产品输送量分三档可调，每分 钟向输送线2分别输送8、16、22件小包装产品。图1功能简图2. 设计课题工艺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，下降的是执行构件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

2、的运动协调关系如图所示。-12.T：执厅构件运动情况执行构件1进退进退进退进退执行构件2停降停升停降停升执行构件3停进1退停 T3图2运动循环图图1中R为执行构件1的工作周期，T：是执行构件2的工作周期，T,是执行 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，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：2T产T：o执行构件3的动作周期为其工作周期的1/4。3. 设计课题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

3、动，主动件每 转动一周，从动件（执行构件1）往复运动两次，主动件的转速分别为4、8、11 rpmo4、 8 11 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4、8、11 rpm的转速，则由电动机到执行机构Z间的传动比九有3种分别为：1430357.51430iz2 = q = 178.75O1430iz3 = = 13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:izi = icivi _ l：3=lcl三种传动比中订最大，订最小。由于定传动比ic是常数，因此3种传动比中让最大，人最小。若采用滑移齿轮变速，其最大传动比最好不要大

4、于4,即：ivi=4则有：故定传动比的其他值为:ivl1 二2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将连续传动转换为间歇往复摆动，可以选择不完 全齿轮和导杆滑块机构替代，如图23所示。图23不完全齿轮和导杆滑块机构替代运动功能单元6、7图18中的运动功能单元8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。777771图24圆锥齿轮传动运动功能单元8图18中的运动功能单元10、11是将连续转动转换为间歇往复移动，可以用 凸轮结构实现，如图25所示。图25凸轮传动替代运动功能单元11图18中实现执行构件3的运动功能单元14. 15、16可以通过槽轮传动

5、和齿 轮带动曲柄滑块机构得到，槽轮机构将主轴的连续转动转换为间歇转动，憎轮与 曲柄滑块机构曲柄齿轮的主动轮固连，榊轮每转动0.25周期，曲柄转动一周， 方案如图27所示。图27槽轮机构和曲柄滑块机构替代运动功能14、15、16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 机构依次连接便形成了产品包装生产线（方案3）的运动方案简图，如图28所 示(a)363332图 28 (c)5. 设计课题运动方案设计1)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，Z； , Z8，Z9，Z】o。由前面

6、分析可知，ivi=4论=严2诂学1.44按最小不根切齿数取23=17,则Z沪i,i 29=4X17= 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z沪69O其齿数和为Z9+ z沪17+69二86,为满足传动比和中心距要求，三对齿轮均取 角度变位齿轮。计算齿轮儿何尺寸齿轮5678910变位系数0.60.90.60.90.61.3齿数314525501769啮合角24. 824. T24. 09重合度1.4681.4441.468各个齿轮的几体参数如卜:序号项目代号齿轮5, 6齿轮7, 8齿轮9, 101齿数齿轮Z312517齿轮Z4557692模数m2223压力角a2020204齿顶高

7、系数h:1115顶隙系数c0. 250. 250. 256标准中心距a7682867实际中心距9 a78. 6784. 818& 528呛合角9 a24. 8A24. r24. 099变位系数齿轮Xl0.60.60.6齿轮X20.90.91.310齿顶高齿轮ha2. 873.011.92齿轮h.3. 473.613. 3211齿根高齿轮hf1.31.30.7齿轮hf0.70.70. 112分度圆直径齿轮d625034齿轮d9011413813齿顶圆直径齿轮d.67. 7456. 0237. 84齿轮da96. 94121.22144. 6414齿根圆直径齿轮459. 447.432.6齿轮df

8、8& 6112. 613815齿顶陨1压力角齿轮a.30. 6833. 0032.40齿轮29. 2627.9126. 2916重合度1.4681.4441.468取模数m二2 mm,齿顶高系数1,顶隙系数0.25,得实际中心距为89.99mm。2定轴齿轮传动设计(1)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36由于齿轮11、12、13、14、15、15,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 = 3.058 X zn a 52fzn = 17fzi3 = 17(Z15

9、 = 17(z12 = 52(z14 = 52(z15- = 52取模数m=2 mm,各定寸均按标准齿轮计算。由图28- (c)可知，齿轮32、33实现运动功能单元15的放大功能，它 所实现的传动比为1/4,齿轮33可按绘小不根切齿数确定，即Z33 = 17则齿轮32的齿数为17 X4 = 68为使传动比更接近于要求，取(z33 = 17lz32 = 69齿轮32、33的儿何尺寸，取模数hf2 mm,按标准齿轮计算。由上述齿轮齿数配比可得最后输出转速分别为7. 93rpm8. 06rpm、12. 06rpm。 各个齿轮的具体参数如下：序号项目代号齿轮11,12齿轮13, 14齿轮15,151齿

10、数齿轮Z171717齿轮Z5252522模数m2223压力角a2020204齿顶問系数h：1115顶隙系数c0. 250. 250. 256标准中心距a6986697实际中心距9 a6986698啮合角/ a2020209变位系数齿轮X1000齿轮x200010齿顶高齿轮h.222齿轮ha22211齿根高齿轮hf2.52.52.5齿轮hf2.52.52.512分度圆直径齿轮d343434齿轮d10410410413齿顶圆直径齿轮da383838齿轮d.10810810814齿根圆直径齿轮df292929齿轮df10310310315齿顶圆压力角齿轮32. 7832. 7832. 78齿轮a25

11、. 1925. 1925. 1916垂合度1.611.641.64序 号项目代号齿轮32, 331齿数齿轮Z17齿轮Z692模数m23压力角a204齿顶高系数h:15顶隙系数c*0. 256标准中心距a867实际中心距9 a868啮合角t a209变位系数齿轮xi0齿轮Xo010齿顶高齿轮%2齿轮h.211齿根高齿轮hf2.5齿轮hf2.512分度圆直径齿轮d34齿轮d13813齿顶圆直径齿轮d.38齿轮d.14214齿根圆直径齿轮df29齿轮df13315齿顶圆压力角齿轮32. 78齿轮%24.0516竄合度E1.66(2)圆锥齿轮传动设计它所实现的传动比为2. 5,两圆锥的齿轮的轴交角为Z

12、 二90由图28- (a)可知，圆锥齿轮17、18, 23、24均起改变运动方向的作用, 两圆锥齿轮的轴交角为90。， 圆锥齿轮18的分度圆锥角为6= tan-1 = 71.5718Z17圆锥齿轮17的分度圆锥角为 17 =工 一 18=18.43。圆锥齿轮的最小不根切当最齿数为zVEin=17 圆锥齿轮17的齿数町按址小不根切齿数确定，即Z18 = Z、anCOS 1?彩 16则圆锥齿轮18的齿数为可7 = 2.5z16 = 40,齿轮17、18的几何尺寸，取模数m二2 mm,按标准直齿锥齿轮传动计算，其计算结 果如下表取模数m二2mm,尺寸按标准齿轮计算。序号项丨丨代号计算公式及计算结果1

13、齿数齿轮17Z1716齿轮18z18402模数m23压力角a204齿顶高系数hl15顶隙系数c*0. 256分度圆锥角齿轮17517617 = arccot（z17/ z18） =68. 20。齿轮18518 = 90o-817=21.807分度圆直径齿轮17d17d17 = mz17 =32. 000mm齿轮18d18djg = m乙 18 =80 000mm8锥距RR =:Jdj + d18 =43. 081mm9齿顶高齿轮17h“7hal7 = mh： =2. 000mm齿轮18hai8hal8 = mh： =2. 000mm10齿根高齿轮17hf I： = m（h； +cs） =2.

14、500mm齿轮18hfishfiS = m（h： + c*） =2. 500mm11齿顶圆直径齿轮17da17 =d17 +2hal7cos817 =33. 49mm齿轮18418d“8 = is +2haiscos6lg =83.71mm12齿根圆直径齿轮17dfi7df 17 =_2hfi7cos6i7 =30. 14mni齿轮18dfisdf is = 8 一2hjgCosS jg = 73. 36nnn13当量齿数齿轮17S17zvl7 = ，=43. 08cosO|7齿轮18Zvl8zvi8c13.08coso1814当量齿轮齿顶圆压力角齿轮17aval7aval7 =(mxviTc

15、osaarccos ( )一26 10齿轮18alSaval8 =arccos ( cvl8CO30t =26. 10 znzvl8+-hai3/= %讨(怙叫17 -17重合度tana ) + zvl8 (tanaVal8 tana ) /2TT =1. 613执行机构1的设计该执行机构是曲柄滑块机构，由曲柄19,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19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G和C：位置。取定GC：的长度， 使其满足：cg = h利用平行四边形的特点，由

16、下图可知滑块移动的距离EE=CG=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e，显然导杆20的摆角就是e ,取机构的行程速比系数 K=l.b,由此可得极位央角和导杆20的长度。K- 10.5e = 180o_=180X-=36oslnI240sinl8=776.656mm1图35导杆滑块机构设计先随意选定一点为D,以D为圆心，1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G和C：点。则弧CQ 即为导杆顶部转过的弧线，当导轨从GD摆到C：D的时候，摆角为36。接 着取最高点为C,在C和G之间做平行于GC：的直线m,该线为滑枕22的

17、导 路，距离D点的距离为1-lcos 2在G点有机构最大压力角，设导杆21的长度为L,最大压力角的正弦 等于1-lcossin%21】要求最大压力角小于10,所以有11 1-曲2sinamax=776.656 X1 coslS02 X sinlO0=109.452mm1】越大,压力角越小,取l1=200400mmo曲柄19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1 ?AD=1 二 123取AD二500mm,据此可以得到曲柄19的长度lo = ADsin = 500 X sinl8 = 174.51mm 一 2不完全齿轮18、17的设计囱柄由不完全齿轮控制其转动周期和动停时间比

18、，由运动周期得到主动 轮与从动轮运动周期之比为1:4,主动轮16从0转到180,从动轮17转两 周，主动轮从180转到360。期间，从动轮停止，故确定主动轮为不完全齿轮， 一半有齿，另一半无齿，从动轮为标准完全齿轮，确定模数为3mm,主动轮 假想齿数和从动轮齿数分别为101和25,则中心距沪136. 5mm。4执行机构2的设计如图28 (b)所示，执行机构2有一个运动是将连续传动转换为间歇往 复移动，选用直动平底从动件盘形凸轮机构(27、29)来实现。凸轮基圆半 径100mm,无偏距，升程为200mme推程为正弦加速，回程为余弦加速。直动平底从动件盘形凸轮轮廓5执行构件3的设计(1)槽轮机构的

19、设计 确定槽轮槽数根据图28 (c)可知，在拨盘圆销数k二1时，槽轮槽数z=4。 槽轮槽间角 槽轮每次转位时拨盘的转角2a =18O-2P =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入二=sinp = 0.7071ar=A a=0. 7071*150=106. 065 mm 槽轮半径=cosp = 0.7071aa=0. 7071*150=106. 065 mm 锁止弧张角Y =360 -2a =270 圆销半径三=竺竺=17.6675 mmA 66圆整：= 18 mm 槽轮槽深h (入 +g -l)*a+rA=80. 13 mm 锁止弧半径