机械原理课程设计-产品包装生产线（方案8） .doc

产品包装生产线（方案8）设计说明书各专业全套优秀毕业设计图纸harbin institute of technology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8）院 系：班 级：设 计 者：学 号：指导教师：设计时间：目录产品包装生产线(方案8)31.题目要求632.题目解答63（1）工艺方法分析63（2）运动功能分析及运动功能系统图74（3）系统运动方案拟定8（4） 系统运动方案设计13执行机构1的设计13执行机构2的设计15执行机构3的设计17滑移齿轮传动设计17齿轮传动设计17（5） 运动方案执行构件的运动时序分析18曲柄15的初始位置18凸轮的初始位置19曲柄36的初始位置19(六) 机械系统运动分析20构件1运动分析21机构2运动分析22附录123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=600200200，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2400rpm，产品输送量分三档可调，每分钟向输送线2分别输送10、16、22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2所示。图2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作一个连续往复运动。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1/520。2t1=t2=t3t1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停降200停升205停降5停转 +90停转+90停执行构件3停进退停 t3 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10、16、22 rpm。 10、16、22rpm图3 执行机构1的运动功能由于电动机转速为2400rpm，为了在执行机构1的主动件上分别得到10、16、22 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=2400/10=240iz2=2400/16=150iz3=2400/22=109.091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 = 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则有：ic= iz1 iv1 = 60故定传动比的其他值为：iv2= iz2 ic=2.5iv3= iz3 ic=1.8182于是，有级变速单元如图4：i = 4 , 2.5 , 1.8182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 = 24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。2400rpm i = 2.5i = 4, 2.5, 1.8182 i = 24 执行构件1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=1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。 2400rpm i = 2.5 i = 4 , 2.5 , 1.8182 i =24 执行构件1执行构件2 图14 执行构件1、2的运动功能系统图 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15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3）往复运动一次。 图15 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16所示。 2400rpm i = 2.5 i=4 , 2.5 , 1.8182 i=24图16 产品包装生产线（方案6）的运动功能系统图（3）系统运动方案拟定根据图16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16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17所示。2400rpm1图17 电动机替代运动功能单元1图16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18所示。 2图18图16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19所示。 i=4 , 2.5 , 1.8182 图19 滑移齿轮变速替代运动功能单元3图16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20所示。i=24图20 2级齿轮传动替代运动功能单元4图16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21所示。图21 导杆滑块机构替代运动功能单元6图16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。i = 1 图22 圆锥齿轮传动替代减速运动功能单元7 图16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23所示。 图23 2个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元5图16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24所示。图24不完整齿和凸轮机构固联替代功能单元9和10图16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16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16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16中的运动功能单元13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30所示。图30 导杆滑块机构替代运动功能单元13根据上述分析，按照图16各个运动单元连接顺序把各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）（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：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。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之间作平行于c1c2的直线m，该线为滑枕21的导路，距离d点的距离为在c1点有机构最大压力角，设连导杆2022的长度为l1，最大压力角的正弦等于90.98mm要求最大压力角小于100，所以有l-lcosl1越大，压力角越小，取l1=200400mm。曲柄15的回转中心a应该选在过d点的竖直线线段c1c2的中垂线上，且曲柄越长，曲柄受力越小，可选ad的取值越大，曲柄受力越小。考虑到结构因素，可选取ad=500mm，据此可以得到曲柄15的长度执行机构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(27、28、29)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（31、32、33）和直动平底从动件盘形凸轮机构（34、30）固联来共同完成要求。不完全齿轮27、28、29的设计 不完全齿轮27在一个工作周期内的运动为停 （0.029/24 t2）停 （0.8811/24t2）转（0.041/24t2）+90转+90（0.041/12t2）+90停 （0.029/24 t2）设定系统所采用的锥型齿轮传动比均为1：1，且所有齿轮均为标准齿轮。根据表2所设定时间，可得锥齿轮25转动一周，齿轮29转动90，即传动比为1：6，分配传动比为1：2，与1：3。齿轮29设定齿数为z=7224，则齿轮218齿数为z=2472，齿轮276为z=144。齿轮27为不完全齿轮，齿轮2918转90，齿轮27转6个齿。所以不完全齿轮27上有两段齿数均为6齿形，夹角为135。不完全齿轮31的设计 凸轮30与齿轮29为固连，取定凸轮轮廓为偏心圆如下图：直径为100mm图34 凸轮轮廓图齿轮31转动一周的情况下杆件301的运动为:停 （0.402511/24t2）降 升（0.091/24t2）停 （0.3011/24 t2）降 升（0.021/24t2）停 （0.1011/24 t2）升 降（0.091/24t2） 即凸轮为一次升程一次回程，每次转角为180，由时间关系得，齿轮31与33传动比为1：12。取齿轮33 齿数为z=18，齿轮32齿数为z=54，齿轮31为z=216,齿轮31为不完全齿轮，其上有两段齿数均为9的齿形，夹角为150。图36 不完全齿轮传动31、32设计凸轮机构的设计凸轮机构在一个工作周期的运动为 向下5mm（0.021t2）停 （0.14t2）向上205mm（0.1t2）停0.41t2凸轮的主动件与齿轮33固联，其停歇和运动由齿轮33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：升升程升程运动角回程运动角2055mm180180执行机构3的设计（与执行机构1参数完全相同）滑移齿轮传动设计 确定齿轮齿数如图1921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=4iv2= iz2 ic= 2.53158iv3= iz3 ic= 1.81826296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+ z886，z5+ z686iv2= 86-z7z7= 2.53158z725 z726, z8=86-z7=610为了更接近所要求的传动比，可取z7=25z7=26，z8z8=610，同理可取z5=31z5=33 ，z6=55z6=53 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=m2z5+z6=m2z7+z8=m2z9+z10=86mm这三对齿轮为标准齿轮，其几何尺寸可按标准齿轮计算。齿轮传动设计圆柱齿轮传动设计由图20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13。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分配z12/z11=z14/z13=133.6齿轮11、13可按最小不根切齿数确定，即确定z11=z13=17，于是z12=3.6z11=3.61761 z12=z14=3.6*z1161为使齿轮11、12、13、14的使传动比更接近于运动功能单元4的传动比13，取z11=17z12=61 z13=17z14=62取模数m=2 mm，按标准齿轮计算。圆锥齿轮传动设计方案中所有圆锥齿轮均为转向作用，传动比均为1:1。齿数均相同。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 zv min=17圆锥齿轮齿数可按最小不根切齿数确定，即z=17齿轮16、17、24、25的几何尺寸，取模数m=2 mm，按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逆时针转动时的初始位置由角15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15=15。15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5mm。如图38所示。图38 凸轮转动方向示意图曲柄36的初始位置如图39所示，曲柄36顺时针转动时的初始位置由角36确定。由于该曲柄导杆机构的极位夹角=30，因此，当导杆3719处于右侧极限位置时，曲柄3615与水平轴的夹角36=15。36图39 系统运动示意图该机械系统的机构运动循环图如图40所示图40机械系统机构运动循环图(六) 机械系统运动分析在该设计方案中，原动机2400rpm的转速依次通过的皮带轮第一次减速、i = 4, 2.53158, 1.81826296的滑移变速齿轮组第二次减速和i =2413的3级齿轮第三次减速输出到传送带的主动轮上，主动轮转动一周执行机构1前进480mm，实现每分钟输送10211,169,227件小包装产品。同时，通过一个与传送带主动轮同轴固联的锥齿轮引出一运动分支，并通过的锥齿轮改变运动方向、导杆滑块机构将动力输出到执行构件3上。执行构件3的构造与构件1完全相同，结构简单，可以使构件在较短的动作时间内完成一个h=480mm的工作行程。该方案所设计的产品包装生产线机构结构简单，仅由带传动、齿轮传动和凸轮传动组成的传动系统，凸轮和曲柄滑块机构组成的运动执行结构，再加上原动机组成。整体结构紧凑、简单、有效，尺寸适中。由于该机构主要是由标准齿轮和简单的曲柄滑块机构组成，其加工组装容易，制造成本低廉。该机构能很好满足题目所给出的运动要求。构件1运动分析图411.曲柄15的运动分析 建立如题41坐标系，根据机械原理中机构运动分析的数学模型，可以写出图41中曲柄15上b点的位置方程x15=l15cos15y15=l15sin15式中15为曲柄15与x轴正向所夹的角, l15=129.41mm。得b点的速度方程y15= l15cos15x15=-l15sin15b点的加速度方程x15=-l15cos15y15=-l15sin1515=15*t , 15=193011302730;2.构件19,20组成的rpr基本杆组的运动分析根据机械原理中rpr基本杆组运动分析的数学模型，可以写出图41中连杆19上c1点的位置方程19=cos-1ad2+bd2-ab22ad*bd ,式中19是导杆19与x轴正向所夹的角。xc1=xd+l19cos19yc1=yd+l19sin19,d(0,-500), l19=927.289mm得b点的速度方程y19= l19cos19x19=-l19sin19b点的加速度方程x19=-l19cos19y19=-l19sin193.滑块的运动分析导轨m距x轴的距离h=91.2mm，点c的位置方程l202=(xc-xc1)2+(yc-yc1)2yc=91.2xc=xc1+l202+(yc-yc1)2yc=91.2机构2运动分析凸轮机构运动分析系统所使用的凸轮为偏心轮，如图36，当主动轮转动一周，凸轮的运动状况如下图:升程为5mm附录1构件尺寸，所有齿轮均为标准齿轮，模数m=2mm。序号名称符号尺寸1齿轮5齿数zz53132齿轮6齿数z6z65533齿轮7齿数z7z72564齿轮8齿数z8z86105齿轮9齿数z9z9176齿轮10齿数z10z10697齿轮11齿数z11z11178齿轮12齿数z12z12619齿轮13齿数z13z131710齿轮14齿数z14z146211锥齿轮16，17，24，25齿数z16z16, z17z17, z24, z25z24,z2517912齿轮28齿数z28z2824