产品包装生产线 (2).doc

1、Harbin Institute of Technology机械原理课程设计设计题目：产品包装生产线（方案1）院 系：机电工程学院 班 级： 班分 析 者：学 号： 同 组 人:设计时间: 2011年6月30号哈尔滨工业大学产品包装生产线（方案I）1. 题目要求如图所示，输送线1上位小包装产品，其尺寸为长宽高600200200，采取步进式输送方式，小包装产品送至A处达到2包时，被送到下一个工位进行包装。原动机转速为1430rpm，产品输送数量为三档可调，每分钟向下一个工位可以分别输送14、22、30件小包装产品。2. 题目解答1） 工艺动作分析由设计题目和图形可以看出，推动产品在输送线1上运动

2、的是执行构件1，在A处把产品推到下一个工位的是执行构件2，这两个执行构件的云顶协调关系如下图所示：执行构件运动情况执行构件1进退进退执行构件2停止进退是执行构件1的工作周期，是执行构件2的工作周期，是执行构件2的动作周期。由上图可以看出，执行构件1是做连续往复运动，执行构件2是间歇运功，2的工作周期是1的工作周期的2倍。执行构件2的动作周期则只有1的工作周期的二分之一左右。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工作的执行构件应该具有的运动功能如下图所示 。该运动功能单元把一个连续的单向运动装换为连续的往复移动，主动件每转动一周，执行构件1往复运动一次，主动件的转速

3、分别为14、22、30r/min。由于电动机的转速为1430r/min，为了在执行构件1的主动件上分别得到14、22、30r/min的转速，则由电动机到执行构件1的总传动比有3种，分别为总的传动比由定传动比和变传动比组成，即 (k=1,2,3)三种传动比中最大，最小。由于定传动比是常数，因此，3种变传动比中最大，最小。若采用滑移齿轮变速，其最大传动比最好不要大于4，即于是定传动比和其他变传动比分别为于是，传动系统的有机变速功能单元图如下：为了保证系统过载是不至于随坏，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课采用带传动实现。这样一来，该运动功能单元不仅具有过载保护功能还有

4、减速功能，如下图。传动系统另外的减速功能单元的传动比为其运动功能单元为根据上述运动功能分析，可以得到实现构件1运动的运动功能系统图，如下I=10.214为了使用同一原动机驱动执行构件2，应该在上图所示的运动功能系统图中加一运动分支单元，其运动分支驱动执行构件2，该运动分支功能单元如下图所示。i=2由于执行构件2的工作周期是执行构件1的工作周期的2倍，因此，上述运动分支在驱动执行构件2之前应该减速为执行构件1的主动件转速的二分之一。由于执行构件1与2的运动平面是垂直的，故，该减速运动功能单元如下图。由于执行构件2是间歇运动，且其间歇时间是其工作周期的四分之三，其运动时间是其工作周期的四分之一。因

5、此，间歇运动功能单元的运动系数为间歇运动功能单元如下图所示由于执行构件2的动作周期是执行构件1动作周期二分之一左右，因此，驱动执行构件2的驱动机构的主动件的转速应该是驱动执行构件1的驱动构件的转速的2倍左右。故，间歇运动功能单元输出的运动应经过增速功能单元，如下图。由于执行构件2的功能是做往复直线运动，因此，执行构件2的功能是将连续的转动转化成往复直线运动，如下图。根据上述分析，可以画出整个系统的运动功能系统图，如下。3) 系统运动方案拟定根据整个系统的运动功能系统图，选择合适的机械系统来实现各个运动功能单元。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，课采用电动机来实现次功能。如下

6、图。运动功能单元2为过载保护功能单元兼有减速功能，可以选用带传动，如下图。运动功能单元3是有极变速功能单元，可以采用滑移齿轮变速传动。运动功能单元4是减速功能单元，可以选用两级齿轮传动，如下图。运动功能单元6是把连续转动装换为连续往复摆动，可以采用凸轮机构实现，如下图。运动功能单元7是减速功能单元，其运动输入轴与输出轴相垂直，可以采用锥齿轮传动。运动功能单元5是运动分支功能单元，可以用圆锥齿轮传动的主动轮与导杆滑块滑块机构的曲柄固联替代。如下图。运动功能单元8是把连续转动转化为间歇转动的运动功能单元，可以采用不完全齿轮机构来实现。该运动功能单元的运动系数为以实现主轮转动1周，从动轮转动四分之一

7、圆周。其结果如下运动功能单元9是增速运动功能运动单元，可以采用齿轮传动。如下图。运动功能单元10是把连续的转动装换成往复的直线移动的功能单元，可以采用曲柄滑块机构实现。如下图。 9根据以上分析，把各个功能单元按顺序连接起来就形成了运动方案见图，如下。4）系统运动方案设计（1）执行构件1的设计执行构件1驱动执行构件1运动， 执行构件1由凸轮19，链轮18，凸轮从动件20组成，凸轮从动件的行程为h=480mm凸轮的转动由链轮18带动实现。凸轮从动件的行程为h=480mm，为了使其有机会特性，设定推程运动角回程运动角分别为远休止角和近休止角都为。由于该凸轮的转速很小，故采用等速运动规律。编写VB程序

8、，画出曲线后，确定凸轮基圆半径、偏距、滚子半径分别为220mm，40mm，30mm。最终凸轮的轮廓线及机构运动简图下图由题目可知，从动件导杆的长度至少为480mm，为了使凸轮机构的结果紧凑，令从动件导杆长为L=500mm。凸轮的动力通过链轮由圆锥齿轮获得。(2) 执行机构2的设计执行机构2驱动执行构件2运动，它由曲柄28,、连杆29和滑枕22组成。滑块2的行程为h=620mm由此可确定该机构曲柄的长度连杆29的长度与机构的许用压力角、曲柄存在条件有关，即由此可知，连杆的长度越长，机构的许用压力角就越小。若要求则执行机构2的运动简图如下(3) 不完全齿轮的设计中心距不完全齿轮机构的中心距应该根据

9、具体结构确定，在结构尚不确定的情况下暂定为齿数z因从动轮每次转四分之一周，选主动轮齿数因要求中心距为150mm左右取取压力角和齿顶高系数主动轮齿顶压力角从动轮齿顶压力角一次间歇运动，从动轮转角主动轮末齿齿顶高系数和首齿高系数锁止弧半径主动轮齿顶圆半径，首齿顶圆半径和末齿顶圆半径从动员齿顶圆半径主动轮首、末两齿中心线夹角主动轮锁止弧中点的向径与首齿中心线间的夹角主动轮锁止弧起始的向径与末齿中心线间的夹角(4) 滑移齿轮传动设计确定齿轮齿数齿轮5、6、7、8、9、10组成了滑移齿轮有级变速运动功能单元，其齿数分别为、。由前面的分析可知按最小不根切齿数取 经讨论改善传动性能取其齿数和为另外两对啮合齿

10、轮的齿数和应该大致相同再由确定齿轮的齿数，同理可以得到，计算齿轮几何尺寸由，可知，齿轮9、10的齿数和与齿轮5、6的齿数和相等若取齿轮模数为，则这两对齿轮的标准中心距相同由于齿轮为标准传动，几何尺寸按照标准齿轮计算。由，知齿轮7、8的齿数和比齿轮5、6的齿数和小由此知齿轮7、8需要正变位。齿轮7、8为正传动，几何尺寸按照变位齿轮计算。(5) 齿轮传动设计圆柱齿轮传动设计齿轮11、12、13、14实现图中的运动功能4的减速功能，要实现的传动比为了实现精确的传动比，传动比分配如下，取模数，按标准齿轮计算几何尺寸。齿轮26、27实现的运动功能9的增速运动功能，欲实现的传动比为0.25。齿轮27可按最

11、小不根切齿数确定，则， 取模数，按标准齿轮计算几何尺寸。圆锥齿轮传动设计锥齿轮16、17实现运动功能7的减速运动功能，所实现传动比为2。两锥齿轮的轴交角为锥齿轮17的分度圆锥角为锥齿轮16的分度圆锥角为锥齿轮的最小不根切当量齿数锥齿轮16的齿数按最小不根切齿数确定，即，取锥齿轮17的齿数为锥齿轮16、17的模数取，几何尺寸按标准直齿锥齿轮传动计算。(6)带传动设计胶帆布平带传动的设计计算i=2.5序号计算项目参数单位1小带轮直径80mm2带速6m/s3大带轮直径200mm4带轮轴间距600mm5所需带长1646mm6带厚3.6mm7带宽20mm(7)链轮传动的设计项目符号参数单位传动比1小链轮

12、齿数25大链轮齿数25链条节距31.75mm链条节数47链条长度1.746mm中心距408.65mm实际中心距407.42mm(8)运动方案执行构件运动时序分析 i凸轮19逆时针转动凸轮逆时针转动初始位置时滚子处于进休止点。如下图所示曲柄28的初始位置如图，曲柄顺时针转动时的初始位置由来确定。滑块30的起始极限位置在左侧，因此，曲柄28与水平轴夹角iqu。不完全齿轮主动轮24的起始位置如图，齿轮顺时针转动的初始位置由角确定。主动轮24顺时针转动时的初始位置处于从动轮由动变停的分界位置，因此拨盘与水平轴夹角。凸轮逆时针转动时的机械系统运动循环图如下构件运动情况20进退进退19 22停进退28停

13、24 25停 动 5）机械系统运动分析 执行构件1的运动分析由于执行构件1与凸轮的从动件相连，故根据凸轮的运动特性，就可的出执行构件1的运动特性。由于凸轮采用的等速运动规律，故除了速度突变点外，从动件的加速度都为零。 执行构件1的运动分析执行构件2为曲柄滑块机构，运动规律图线如下6）机械系统动力分析3附表齿轮参数如下序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮15号齿轮30齿轮26号齿轮562模数2mm3压力角4齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距86 mm7实际中心距86 mm8啮合角9变位系数齿轮1标准齿轮为00齿轮2标准齿轮为0010齿顶高齿轮12 mm齿轮22 mm11齿根高齿轮12.

14、5 mm齿轮22.5 mm12分度圆直径齿轮160mm齿轮2112 mm13齿顶圆直径齿轮164 mm齿轮2116 mm14齿根圆直径齿轮155 mm齿轮2107 mm15齿顶圆压力角齿轮128.24齿轮224.8716重合度1.7141序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮17号齿轮24齿轮28号齿轮612模数2mm3压力角4齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距85 mm7实际中心距86 mm8啮合角21.7579变位系数齿轮10齿轮2010齿顶高齿轮12.855 mm齿轮22.18 mm11齿根高齿轮11.64 mm齿轮22.482 mm12分度圆直径齿轮148mm齿轮2122 mm

15、13齿顶圆直径齿轮153.71mm齿轮2126.36mm14齿根圆直径齿轮144.72 mm齿轮2117.04mm15齿顶圆压力角齿轮132.88齿轮224.8716重合度1.5696序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮19号齿轮17齿轮210号齿轮692模数2mm3压力角4齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距86 mm7实际中心距86 mm8啮合角9变位系数齿轮1标准齿轮为00齿轮2标准齿轮为0010齿顶高齿轮12 mm齿轮22 mm11齿根高齿轮12.5 mm齿轮22.5 mm12分度圆直径齿轮134 mm齿轮2138 mm13齿顶圆直径齿轮138 mm齿轮2142 mm14齿根圆

16、直径齿轮129 mm齿轮2133 mm15齿顶圆压力角齿轮132.78齿轮224.0516重合度1.6614序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮111号齿轮20齿轮212号齿轮652模数2mm3压力角4齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距85 mm7实际中心距85 mm8啮合角9变位系数齿轮1标准齿轮为00齿轮2标准齿轮为0010齿顶高齿轮12 mm齿轮22 mm11齿根高齿轮12.5 mm齿轮22.5 mm12分度圆直径齿轮140 mm齿轮2130 mm13齿顶圆直径齿轮144 mm齿轮2134 mm14齿根圆直径齿轮135 mm齿轮2125 mm15齿顶圆压力角齿轮131.32齿轮

17、224.2716重合度1.6775序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮113号齿轮21齿轮214号齿轮662模数2mm3压力角4齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距87 mm7实际中心距87 mm8啮合角9变位系数齿轮1标准齿轮为00齿轮2标准齿轮为0010齿顶高齿轮12 mm齿轮22 mm11齿根高齿轮12.5 mm齿轮22.5 mm12分度圆直径齿轮142 mm齿轮2132 mm13齿顶圆直径齿轮146 mm齿轮2136 mm14齿根圆直径齿轮147 mm齿轮2127 mm15齿顶圆压力角齿轮130.91齿轮224.2116重合度1.6844序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮1

18、26号齿轮68齿轮227号齿轮172模数2mm3压力角4齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距85 mm7实际中心距85 mm8啮合角9变位系数齿轮1标准齿轮为00齿轮2标准齿轮为0010齿顶高齿轮12 mm齿轮22 mm11齿根高齿轮12.5 mm齿轮22.5 mm12分度圆直径齿轮1136mm齿轮234 mm13齿顶圆直径齿轮1140 mm齿轮238 mm14齿根圆直径齿轮1131 mm齿轮229 mm15齿顶圆压力角齿轮124.10齿轮232.7816重合度1.6596序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮116号齿轮40齿轮217号齿轮162模数23 mm3压力角4齿顶高系数15顶隙系数0.26分度圆锥角齿轮126.565齿轮263.4357分度圆直径齿轮132 mm齿轮264 mm8锥距35.772 mm9齿顶高齿轮12 mm齿轮22 mm10齿根高齿轮12.4 mm齿轮22.4 mm11齿顶圆直径齿轮135.577 mm齿轮267.678mm12齿根圆直径齿轮127.673 mm齿轮261.853mm13当量齿数齿轮117.889齿轮2143.10814当量齿轮齿顶压力角齿轮127.134齿轮222.06815重合度1.1784.忽略此处.