产品包装线设计(方案)

1、HarbinInstituteofTechnology课程设计说明书（论文）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5）院系：机电学院班级：11108107设计者：学号：指导教师：林琳设计时间：2013.07.01-2013.07.05哈尔滨工业大学产品包装生产线（方案8）1 .题目要求如图1所示，/&送线1上为小包装产品，其尺寸为长*宽*高=500*200*200,采取步进式输送方式，把产品送至托盘A上（托盘A上平面与输送线1的上平面等高）托盘A上升5mm顺时车+回转90后，把产品推入输送线2。然后，托盘A逆时针回转90、下降5mm恢复原始位置。原动机转速为1430rpm,产

2、品输送量分三档可调，每分钟向输送线2分别输送7、14、21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。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往复转动，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：T1=T2=T3=ToT1=T2=T3执行机构运动情况执行

3、构件1进(0.6T)退(0.4T)执行构件2停(0.6T)升(0.1T)停(0.2T)降(0.1T)停(0.7T)转+90(0.05T)停(0.1T)转-90(0.05T)停(0.05T)执行构件3停(0.75T)进(0.06T)退(0.04T)_停(0.15T)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7、14、21rpm7、14、21rpm图3执行机构1的运动功能由于电动机转速为1430r

4、pm,为了在执行机构1的主动件上分别得到7、14、21rpm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：H30iz1=204.2857140iz2=102.142914moiz3=-=68.0952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*iv1iz2=ic*iv2iz3=ic*iv3三种传动比中izi最大，iz3最小。由于定传动比ic是常数，因此3种传动比中ivi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4.5,取：ivi=4则有：in204,2857ic=-：=51.07141VlT同理，变传动比的其他值为：1=2.0000

5、1=-=1.3333于是，有级变速单元如图4:i=4,2.0000,1.3333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&5L0714i=-=20.4286减速运动功能单元如图6所示。1 = 20.4286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

6、图，如图7所示。1430rpm i = 2.5i = 4,2.0000,1.3333i = 20.4286誓执行构件1图71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，另一个是间歇往复转动，并且这两个运动的运动平面互相垂直。执行构件3只有一个执行运动，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，可以加一个运动传递方向转换功能单元，如

7、图9所示。图8运动分支功能单元图9运动传递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，将连续转动转换成间歇往复移动功能单元，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往复转动，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

8、个运动功能单元把连续转动转换为间歇往复移动，如图13所示。图13连续转动转换为间歇往复移动的运动功能单元然后再把这个运动经过下一个运动单元把间歇往复移动转化成间歇往复转动，以驱动构件2的第二个运动，如图14所示。图14往复移动转换为往复转动的运动功能单元1和执行构件2运动功能的运动功能系i = 20.4286图15执行构件1、2的运动功能系统图根据上述分析可以得出实现执行构件 统图，如图15所示。1430rpm i = 2.5 i = 4, 2.0000, 1.3333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15可以看出，执行构件3在一个工作周期内，其间歇时间很

9、长，运动时间很短，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1增大，如图15所示。再采用一个运动系数为t=0.25的间歇运动单元，如图16所示。i=1/2.5图16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16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17所示。然后，再把该运动功能单元输出的运动转换为往复移动，其运动功能单元如图18所示。i=1/4图18把连续转动转换为往复移动的运动功能单元根据上述分

10、析，可以画出整个系统的运动功能系统图，如图19所示。1430rpm i = 2.5i = 4, 2.0000, 1.3333i = 20.43图19产品包装生产线(方案5)的运动功能系统图(3)系统运动方案拟定根据图19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19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20所示。1430rpm图20电动机替代运动功能单元图19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21所示。图21图19中的运动功能单元3是有级变速功能

11、单元，可以选择滑移齿轮变速传动替代，如图22所示。i = 4r 2.0000,1,3333图22滑移齿轮变速替代运动功能单元3图19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23所示。j=20.4286+图232级齿轮传动替代运动功能单元4图19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24所示。图24导杆滑块机构替代运动功能单元6图19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25所示。i=2图25圆锥齿轮传动替代减速运动功能单元7图19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

12、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的运动输出齿轮固联替代，如图26所示。图262个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元5图19中运动功能单元9将连续传动转换为间歇往复移动，可以选用凸轮机构替代，如图27。图27凸轮机构替代运动功能单元9图19中的功能单元10是改变传递方向的，可以选择圆锥齿轮传动替代，如图28所示。T图27不完整齿和凸轮机构固联替代功能单元9和10图19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。图28圆锥齿轮传动机构代替运动功能单元10图19中运动功能单元12连续转动运动功能单元转换为间歇往复移动运动功能单

13、元，可以用凸轮机构构和齿条齿轮机构实现，如图29所示。图29凸轮齿条传动替代运动功能单元12图19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、运该槽轮机构如图31所示t = 025,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30所示。图303个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元8图19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31所示。图31用齿轮传动替代运动功能单元13图19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

14、运动系数为t=0.25式中，Z槽轮的径向槽数。则，槽轮的径向槽数为:1-2t=12*0,25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i=1%图32用圆柱齿轮传动替代运动功能单元15图34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 19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。(a)图19中运动功能单元15是把连续转动转换为连

15、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34所示。(b)36(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见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G和G位置。取定GG的长度，使其满足：C1C2=h利用平行四边形的特点，由下图可知滑块移动的距离EE=GQ=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9,显然导杆19的

16、摆角就是9,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。k 1 h/2二-y180=30.9sin=927.289mm2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C和G点。则弧CG即为导杆顶部转过的弧线，当导轨从GD摆至UGD的时候，摆角为30。接着取最高点为C,在C和C之间做平行于GG的直线m,该线为滑枕21的导路，距离D点的距离为el-1coss=l 1越大，压力角越小，取11=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12AD =T -

17、 l32在C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sin、J max2liel-1cos2要求最大压力角小于100,所以有li 一0l f sin 一2 =927.6891 -cos152Sin、max2 sin100=91.02mm取AD=500mm据此可以得到曲柄15的长度0l2=ADsin=500sin15129.41mm22)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间歇往复转动，为使从动件运转平稳，由凸轮25和以齿条26为从动件的直动滚子盘形凸轮机构带动齿轮28往复转动实现，其中与齿条26啮合的齿轮选择齿数稍大的

18、标准齿轮，来达到提高转动精度的目的，故确定齿数为32,模数为2mm因此，齿条的行程为32s=xttih=HX3.14X2=50.24mm4凸轮机构的设计凸轮机构在一个工作周期的运动为近休程角推程角远休程角回程角216360720360凸轮基圆半径50mm无偏距，升程为5mm回程也为5mm推程为正弦加速，回程为余弦加速。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3602p=90槽轮每次转位时拨盘的转角2a=1800-2B=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二一一u.0.

19、I八41r=入*a=0.7071*150=106.065mm槽轮半径己$=858=0.7071r=E*a=0.7071*150=106.065mm锁止弧张角Y=360-2a=270圆销半径r106.065_：_mm圆整：，mm槽轮槽深h（入+E-1）*a+5=80.13mm锁止弧半径.S二：;一二一三5mm取；mm4）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,Zio。由前面分析可知，ivi=41=2.0000c1=1.3333c按最小不根切齿数取Z9=17,则Z10=iv1z9=4*17=68为了改善

20、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+z17+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=8686Z7=2.0000r火28.67,取27=29产=86-叩=57同理可取砧=37,%=49计算齿轮几何尺寸取模数m=2mm则5,6,9,10这两对齿轮的标准中心距相同a=.1_-i.这三对齿轮均为标准齿轮，其几何尺寸可按标准齿轮计算。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20.4286。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

21、比可如此确定=17于是4的传动比20.4286 ,故取117214= 77Z12=且144.5198率比1177为使传动比已非常接近运动功能单元/卬=172=77取模数m=2mm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，它所实现的彳动比为1/2.5。齿轮32可按最小不根切齿数确定，即=17则齿轮32的齿数为17*2.5=43为使传动比更接近于要求，取如=18=45齿轮32、33的几何尺寸，取模数m=2mm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，它所实现的彳动比为0.25。齿轮37可按最小不根切齿数确定，即工3

22、7=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=2mm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2=90圆锥齿轮17的分度圆锥角为O121717=Uin-1=63.4350zi&圆锥齿轮16的分度圆锥角为616=S-617=26,5650圆锥齿轮的最小不根切当量齿数为I二圆锥齿轮16的齿数可按最小不根切齿数确定，即/16二工vmiR。*816551t15则圆锥齿轮17的齿数为臼7=2岫=3,齿轮16、17的几何尺寸，取模数m=2mm按标准直齿锥

23、齿轮传动计算。由图34-(b)可知，圆锥齿轮24、25实现图18中的运动功能单元11的运动方向变换功能，它所实现的传动比为1,两圆锥的齿轮的轴交角为2=90两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.圆锥齿轮24、25的齿数可按最小不根切齿数确定，即力4=725-15齿轮24、25的几何尺寸，取模数m=2mm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顺时针转动时的初始位置由角口飞确定。由于该曲柄导杆机构的极位夹角8=30,因此，当导杆19处于左侧极限位置时，曲柄15与水平轴的夹角口15=1S;图37系统运动示意图凸轮

24、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0mm如图38所示图38凸轮转动方向示意图曲柄38的初始位置如图39所示，曲柄38逆时针转动时的初始位置由角口3计确定。滑块40的起始极限位置在左侧，因此，曲柄38与水平轴的夹角口38=0口。图39槽轮机构运动示意图4、滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算4.1 滑移齿轮5和齿轮6序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮5Zj537齿轮6当&492模数n23压力角b一204齿顶局系数hh115顶隙系数c0.256标准中心距Ja=门（右+如）/2=867实际中心距Ja868啮合角f-a,fcosa鼻=arccosp,1=209变位

25、系数齿轮5K50.12齿轮6-0.1210齿顶局齿轮5hg=m（h；+/-Ay）=2.2400mm齿轮6h蔗=m（h；*Ay）=1.7600mm11齿根高齿轮5叫M=m（h；+c-刈）=2.2600mm齿轮6hg=m（h+c*-kJ=2.740。mm12分度圆直径齿轮5d5d5=mzs=74rnm齿轮6比心二EZfi.98mm13齿顶圆直径齿轮5=a+2加5=78.4800mm齿轮6九=d6+2M=101.5200mm14凶根圆直径齿轮5g2h（s=69.4800mm齿轮6d缶=2hf6=92.5200mm齿顶圆压力角齿轮5=arccosJ=27.618915齿轮6=arccos=24.890

26、916重合度de=工式End)十(忸n%6-tana)/2兀=1.71774.2 滑移齿轮7和齿轮8序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮7*729齿轮8Ze572模数23压力角d204齿顶局系数15顶隙系数0.256标准中心距ja=m(幻+工日)/2=867实际中心距j-a868啮合角ki/coscta=arcvasla,1=209变位系数齿轮70.24齿轮8姆-0.2410齿顶局齿轮7%?=m(h；+xxAy)=2.4800mm齿轮8Ilh=m(h；+x-5)=1.5200mm11齿根高齿轮7shf?=m(hj+u,-x7)=2.0200mm齿轮8h皓=m(hj+c,-Xj)=2.980

27、0mm12分度圆直径齿轮7闽d?二m幻二58mm齿轮8屯=m?甘=114mm13齿顶圆直径齿轮747tin7=d7+2m7=62.9600mm齿轮8必a=dB+2ha8=117.0400mm齿根圆直径齿轮7g=d”2h(-=53.9600mm14齿轮8dftt=加-2卜出=108.0400mm15齿顶圆压力角齿轮7口37aj7=arccos3%J=30.0414齿轮8口疏fclufosax风用二arccos=23.753816重合度Lt-z7(tanaa7-Laim)+斌13四酒一tan。)/2兀=1.67984.3 滑移齿轮9和齿轮10序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮917齿轮10山

28、。682模数til23压力角d204齿顶局系数h.；15顶隙系数c”0.256标准中心距aa=Dl(Z+*)/2=867实际中心距ra558啮合角a,cosaa=arwusla*,1=209变位系数齿轮9必0.22齿轮10X|0-0.2210齿顶局齿轮9hrha9=m(h；+x(j-Ay)=2.44mm齿轮10hli)h41o=m(h；+xio-Ay)=1.56mm11齿根高齿轮9h声m(h；+c，)=1.660mm齿轮10Mihfi=m(h；+L-xu)=2.06mm12分度圆直径齿轮9如如二m罚二28.000mm齿轮10山口=mzio=82.000mm13齿顶圆直径齿轮9d我&=函+=32

29、.88mm齿轮10心1产5+2hal(f=85.12mm14齿根圆直径齿轮9山”i将=山-2hv)=:24.68mm齿轮10曲10=S-2hfl0-77.88mm15齿顶圆压力角齿轮9式汕y=arccosU-J-36.87齿轮10知（1ia)Q=arccos/d1cros10/24.4916重合度L=两(31%9-Wnot)+On斯1口Enct)/2兀=1.4575、定轴齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算5.1圆柱齿轮11与齿轮12序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮115；1117齿轮12712332模数E33压力角d204齿顶局系数h；15顶隙系数c”0.256标准中心距J=

30、：(Z11+*2)/2=757实际中心距fa508啮合角r-acosaXa=arcvasla1=20。9变位系数齿轮11Xjl0.220齿轮12Ma-0.22010齿顶局齿轮111Ihall=m(h：+肛lAy)=3.660mm齿轮12%1之1hi?=m(h；i+X|2-Ay)=2.340mm11齿根高齿轮11hfnlitit=ni(h；+cr-nu)=3.09mm齿轮12hu?=m(h；+b-XJ=4.41mm12分度圆直径齿轮11d11Ju=小工口=51mm齿轮12ddl2=mz12=99mm13齿顶圆直径齿轮11dui也”=dH+2haU=58.32mm齿轮12=dz+2h工二103.68mm14凶根圆直径齿轮11diuAu=di-2h(u=44.82mm齿轮12d|匕lfi2=d12-2h(LZ=90.18mm15齿顶圆压力角齿轮11ctfliia,a11-arccos|弧J-34.71齿轮12a,it2-arccos%.J-26.2316重合度L卜二打-q