产品包装生产线设计方案

产品包装生产线 设计方案 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，送第一包和第二包产品至托盘 A 上（托盘 A 上平面与输送线 1 的上平面同高）后，每送一包产品托盘 A 下降 200第三包产品送到以后，托盘 A 上升 400后，把产品推入输送线 2。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 9、 18、 24 件小包装产品。 图 1 产品包装生产线（方案 4）功能简图 2. 题目解答 （ 1） 工艺动作分析 由题目可以看出，产品包装线共由 3 个执行机构组成。其中，控制产品在输送线 1上作步进运动的是执行机构 1，在 A 处控制产品 上升、下降的是执行机构 2，在 A 处把产品推到输入线 2 的是执行机构 3，三个执行构件的运动协调关系如图 2 所示。 下图中 的工作周期， 执行构件 2 的工作周期， 工作周期， 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，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： 3 1 执行构件 运动情况 执行 进 退 进 退 进 退 进 构件1 执行构件2 休 降 休 降 休 升 休 休 执行构件3 停 进 退 停 2 产品包装生产线运动循环图 （ 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 9、 18、 24 9、 18、 24 3 执行构件 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 12、 18、 26 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 变传动比 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， 采用滑移齿轮变速，其最大传动比最好不要大于 4，即： 则有： 定传动比的其他值为： = = 是，有级变速单元如图 4： i = 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= 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。 i= 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。 1430 i= 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有一个间歇单向转动。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，同时该运动单元具有减速的作用，传动比 i=3,如图 9 所示。 图 8 运动分支功能单元 1 i=3 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两个运动分支分别驱动执行构件执行构件 1 2 的运动和执行构件 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 2 执行构件 2 的一个运动是间歇往复移动，可以通过一个运动单元将连续转动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 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 12所示。 1430 i= i=4, i= 12 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，运动时间很短。因此，需要采用一个间歇运动单元，再采用一个连续转动的放大单元，其运动功能单元如图 13 所示。 图 13 间歇运动和连续转动放大单元 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 14 所示。 图 14 往复移动运动单元 根据上述分析，可以画出整个系统的运动功能系统图，如图 15 所示。 执行构件 1 执行构件 2 图 15 产品包装生产线运动功能系统图 （ 3） 系统运动方案拟定 根据图 15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 15 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 16 所示。 图 16 电动机替代运动功能单元 1 图 15 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17 所示。 1 2 3 4 5 6 7 8 9 执行构件 1 执行构件 2 执行构件 3 10 11 12 1430 2 图 17 带传动替代运动单元 2 图 15 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 18 所示。 图 18 滑移齿轮替代运动功能单元 3 图 15 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 19 所示。 图 19 2 级齿轮传动替代运动功能单元 4 图 15 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 20 所示。 图 20 2 个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元 5 i = 4, i = 5 图 15 中的运动功能单元 6 将连续传动转换为往复移动，可以选择导杆滑块机构替代，如图 21 所示。 图 21 导杆滑块机构替代运动功能单元 6 图 15 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 22 所示。 图 22 圆锥齿轮传动替代减速运动功能单元 7 运动单元 8 的类型与运动单元 5 相同。 图 15 中运动功能单元 9 将连续传动转换为间歇往复移动，可以选用凸轮机构固联来完成要求。如图 23 所示。 图 23 凸轮机构固联替代功能单元 9 6 7 i=3 9 图 15 中运动功能单元 10 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： 该槽轮机构如下图所示。 图 24 用槽轮传动替代运动功能单元 10 图 15 中的运动功能单元 11 是运动放大功能单元，把运动功能单元 10 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 25 所示。 i= 25 用圆柱齿轮传动 替代运动功能单元 11 图 15 中运动功能单元 12 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，如图所示。 10 11 图 26 用 曲柄滑块机构替代运动功能单元 12 根据上述分析，按照图 15 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 4）的运动方案简图，如图所示。 (a) (b) 12 (c) 图 27 产品包装生产线（方案 4）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，滑块，导杆，连杆和滑枕组成。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，在导杆与曲柄的轨迹圆相切时候，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 21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 21的长度。 001 1 8 0 3 01/29 2 7 . 2 8 9s i m m 图 28 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 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取 l=300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 19的长度 2） 执行机构 2 的设计 如图 27（ b）所示，执行机构 2 的运动是将连续传动转换为间歇往复移动，可以选用齿 轮传动和直动平底从动件盘形凸轮机构固联来共同完成要求。 凸轮机构在一个工作周期的运动为 凸轮 24：第一次远休止角 80，第一次回程运动角 40，第二次休止角 80，第二次回程运动角 40 ,近休止角 80，推程运动角 30，远休止角 10。从动件推程 50回程均采用无冲击的正弦加速度方式。得到如下表格： 角度范围 S 0 50 + ) + ) 0 2 50 停 下 200 停 下 200 停 下 400 休止（ 图 29 凸轮运动的位移图 根据凸轮的从动件运动规律，我们可以利用解析法设计出凸轮的轮廓。具体设计流程： 做出 像，利用压力角的要求可以做出凸轮的基圆和偏距，这样，可以利用解析法求出凸轮的形状。由于电动机的转向是可以调整的，往右边看凸轮是顺时针转动的。取凸轮偏距为0，即设计成对心的滚子凸轮机构。 图 30 凸轮图 经查表许用压力角采用 40确定凸轮的基圆为 子半径采用 20轴承。 理论轮廓坐标方程： =(+s) y=(+s) 带上滚子半径的实际轮廓半径，滚子是在实际轮廓外部。 实际轮廓坐标： X= ； Y=y+ ； 理论轮廓和实际轮廓图如下图所示： 图 31 凸轮的理论轮廓和实际轮廓图 3） 执行机构 3 的设计 图 32 执行机构 3 执行机构 3 驱动构件 2 运动，由图可知，执行构件 3 由曲柄 27，连杆 29 和滑块 30 组成。 由题可知，滑块 30 的行程是： 则曲柄的长度可以确定为 连杆 29 的长度与许用压力角有关，即 : 一般， 则， =600） 槽轮机构设计 1. 确定槽轮槽数 在拨盘圆销数 k=1 时，槽轮槽数 z=4。 2. 槽轮槽间角 2 = 3. 槽轮每次转位时拨盘的转角 2 =180 90 4. 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 8. 圆销半径 整： . 槽轮槽深 h( + a+=0. 锁止弧半径 ） 齿轮机构设计 滑移齿轮传动设计 确定齿轮齿数 如图 18 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 = =86-=57 为了更接近所要求的传动比，可取， =57， 同理可取 ， 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 9,10 的齿数和小，为了使齿轮 5,6 的实际中心距与齿轮 7,8 的标准中心距相同，齿轮 5,6 应采用正变位。齿轮 5,6 为正传动，其几何尺寸按变位齿轮计算。 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 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 为使传动比更接近于运动功能单元 4 的传动比 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 15 的放大功能，它所实现的传动比为可按最小不根切齿数确定，即 则齿轮 36 的齿数为 17/i=68 齿轮 36、 37 的几何尺寸，取模数 m=2 标准齿轮计算。 如图所示，齿轮是为了实现凸轮输出的传动比的扩大， 26,27,28 总传动比为 8， ,齿轮按不根切的最小齿数算，即 =17，则齿轮 27 的齿数为 17，又让 ,=4，则 =4*17=68。 齿轮的几何尺寸，取模数 m=2 标准齿轮计算。 由图 34-（ a）可知，齿轮 29,30 图 18 中的运动功能单元 12 减速运动功能，其传动比为 6，则 各个齿轮的具体参数如下 : 序号 项目 代号 齿轮 5,6 齿轮 7,8 齿轮 9,10（ 11,12） 齿轮 13,14 1 齿数 齿轮 z 34 29 17 17 齿轮 51 57 69 67 2 模数 2 2 2 2 3 压力角 20 20 20 20 4 齿顶高系数 1 1 1 1 5 顶隙系数 标准中心距 85 86 86 84 7 实际中心距 86 86 86 84 8 啮合角 0 20 20 9 变位系数 齿轮 0 0 齿轮 0 0 10 齿顶高 齿轮 2 2 齿轮 2 2 11 齿根高 齿轮 5 齿轮 2 分度圆直径 齿轮 68 58 34 34 齿轮 102 114 138 134 13 齿顶圆直径 齿轮 2 38 38 齿轮 18 142 138 14 齿根圆直径 齿轮 3 29 29 齿轮 09 133 129 15 齿顶圆压力角 齿轮 轮 6 重合度 号 项目 代号 齿轮 32,33(26,27) 齿轮 29,30 1 齿数 齿轮 5 17 17 齿轮 6 68 51 2 模数 2 2 3 压力角 20 20 4 齿顶高系数 1 1 5 顶隙系数 6 标准中心距 85 68 7 实际中心距 85 68 8 啮合角 20 20 9 变位系数 齿轮 0 0 齿轮 0 0 10 齿顶高 齿轮 2 2 齿轮 2 2 11 齿根高 齿轮 轮 2 分度圆直径 齿轮 34 34 齿轮 136 102 13 齿顶圆直径 齿轮 38 38 齿轮 140 106 14 齿根圆直径 齿轮 29 29 齿轮 131 97 15 齿顶圆压力角 齿轮 轮 6 重合度 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 3，两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 ,其计算结果如下表所示。 序号 项目 代号 计算公式及计算结果 1 齿数 齿轮 16 16 齿轮 17 48 2 模数 3 3 压力角 20 4 齿顶高系数 1 5 顶隙系数 分度圆锥角 齿轮 15 齿轮 16 7 分度圆直径 齿轮 15 轮 16 锥距 齿顶高 齿轮 15 轮 16 0 齿根高 齿轮 15 轮 16 1 齿顶圆直径 齿轮 15 轮 16 2 齿根圆直径 齿轮 15 轮 16 3 当量齿数 齿轮 15 轮 16 4 当量齿轮 齿顶圆压力角 齿轮 15 =轮 16 5 重合度 /2 =） 传送带设计 传动带选用平带的开口传动，根据传动比 5.2i ，可定带轮的直径为 7） 运动方案执行构件的运动时序分析 1. 曲柄 19 的初始位置 如图 33 所示，曲柄 19 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 21 处于左侧极限位置时，曲柄 19 与水平轴的夹角。 图 33 系统运动示意图 2. 凸轮的初始位置 如图 34 可知凸轮为顺时针转动。其初始位移应为 100图中，左图为连接