哈工大机械原理课程设计产品包装线设计方案8doc.docx
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哈工大机械原理课程设计产品包装线设计方案8doc
精品
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8)
院系:
班级:
设计者:
学号:
指导教师:
设计时间:
2011.06.27-2011.07.03
哈尔滨工业大学
welcome
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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=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1430rpm,产品输送量分三档可调,每分钟向输送线2分别输送
12、18、26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
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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:
2T1=T2=
T3。
执行构件3的动作周期为其工作周期的1/20。
T2=T3
T1
执行机构
运动情况
执行构件
进1/2
退1/2T1
进1/2T1
退1/2T1
1
T1
停
升
停
升
停
降
执行构件2
转
转
停
停
停
+90°
+90°
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12、18、
26rpm。
12、18、26rpm
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12、
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18、26rpm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:
1430
iz1=12=119.1667
iz2=
1430
=79.4444
21
iz3=
1430
=55
27
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*iv1
iz2=ic*iv2
iz3=ic*iv3
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
=29.7917
iv1
故定传动比的其他值为:
iv2
=
iz2
ic
iv3
=
iz3
ic
=2.6667
=1.8462
于是,有级变速单元如图4:
i=4,2.6667,1.8462
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
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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。
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
ic
=11.9167
i=
2.5
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。
1430rpmi=2.5i=4,2.6667,1.8462i=11.9167
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
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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=2
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
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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。
1430rpmi=2.5i=4,2.6667,1.8462i=11.9167
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
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,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
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大单元,使槽轮机构的时间系数τ增大,如图15所示。
再采用一个运动系数为
τ=0.25的间歇运动单元,如图15所示。
i=1/2.5τ=0.25
图15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15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
16所
示。
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17所示。
i=1/4
图16运动放大功能单元
图17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18所示。
1430rpmi=2.5i=4,2.6667,1.8462i=11.9167
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图18产品包装生产线(方案8)的运动功能系统图
(3)系统运动方案拟定
根据图18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18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19所示。
1430rpm
1
图19电动机替代运动功能单元1
图18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20所示。
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2
图20
图18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21所示。
图21滑移齿轮变速替代运动功能单元3
图18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
22所示。
图222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将连续传动转换为往复摆动,
可以选择导杆滑块机构替代,如图23所示。
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图23导杆滑块机构替代运动功能单元6
图18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24所示。
i=2
图24圆锥齿轮传动替代减速运动功能单元7
图18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25所示。
图252个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元5
图18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
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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26所示。
图26不完整齿和凸轮机构固联替代功能单元9和10
图18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18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
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图18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、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29所示。
图293个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元
8
图18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30所示。
图30用齿轮传动替代运动功能单元13
图18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。
该运动功能单元的运动系数为
τ=0.25
由槽轮机构运动系数的计算公式有:
Z-2
τ=
2Z
式中,
Z——槽轮的径向槽数。
则,槽轮的径向槽数为:
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2
2
Z=
1-2τ=
1-2?
0.25
=4
该槽轮机构如图
31所示。
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。
图32用圆柱齿轮传动替代运动功能单元15
图18中运动功能单元16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33所示。
图33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18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。
welcome
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(a)
(b)
welcome
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(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,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:
C1C2h
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θ,显然导杆19的摆角就是θ,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。
k11800300k1
h/2
l927.289mm
sin
2
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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之间做平行于C1C2的直线m,该线为滑枕21
的导路,距离D点的距离为
llcos
sl
2
2
在C1点有机构最大压力角,设导杆21的长度为l1,最大压力角的正弦等于
llcos
sin
2
max
2l1
要求最大压力角小于100,所以有
llsin
1
0
2
cos15
927.689
91.02mm
l1
sin100
2sinmax
2
l1越大,压力角越小,取l1=200~400mm。
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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
AD1l~2l
23
取AD=500mm,据此可以得到曲柄15的长度
l2ADsin500sin150129.41mm
2
2)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26、27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(30、31)和直
动平底从动件盘形凸轮机构(28、29)固联来共同完成要求。
不完全齿轮26、27的设计
不完全齿轮27在一个工作周期内的运动为
转+90°(1/40T2)停(1/20T2)转+90°(1/40T2)
停(18/20T2)
设其传动比为1/3,可知主动轮转动一周,主动轮和从动轮的运动关系
为
转30°转60°转30°转+240°
转90°停转90°停
齿轮27可按可按最小不根切齿数确定,但为了使不完全齿轮26的齿数
为整数,取z27=20,则主动轮的假想齿数为z26=60。
取模数为2mm,齿轮27为完全齿轮,其集合尺寸可按照标准齿轮计
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算。
齿轮27为不完全齿轮,其上的有两段齿数均为5的齿形,夹角为60°。
图35不完全齿轮传动26、27设计不完全齿轮30、31的设计
不完全齿轮30在一个周期内的运动为:
停0.41T2转0.09T2停0.25T2转0.1T2
停0.14T2转0.01T2
取其传动比为1/5。
齿轮30可按可按最小不根切齿数确定,但为了使不
完全齿轮31的齿数为整数,取z30=20,则主动轮的假想齿数为z31=100。
取模数m=2mm,齿轮30为完全齿轮,其几何尺寸可按照标准齿轮计
算。
齿轮31为不完全齿轮,其上有30固联三段齿数分别为9、10和1的
齿形,夹角分别为90°、50.4°、147.6°。
图36不完全齿轮传动30、31设计
凸轮机构的设计
凸轮机构在一个工作周期的运动为
停0.41T2向下200mm(0.09T2)停0.25T2
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向上205mm(0.1T2)停0.14T2向下5mm(0.01T2)
凸轮的主动件与齿轮30固联,其停歇和运动由齿轮30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:
升程升程运动角回程运动角
205mm180°180°
3)槽轮机构的设计
①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。
②槽轮槽间角
360°
2β=z=90°
③槽轮每次转位时拨盘的转角2α=180°-2β=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=150mm
⑤拨盘圆销的回转半径
r
λ=a=sinβ=0.7071
r=λ*a=0.7071*150=106.065mm
⑥槽轮半径
R
ξ=a=cosβ=0.7071
R=ξ*a=0.7071*150=106.065mm
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⑦锁止弧张角
γ=360°-2α=270°
⑧圆销半径
r
106.065
rA≈6=
6
=17.6675mm
圆整:
rA=18mm
⑨槽轮槽深
h>(λ+ξ-1)*a+rA=80.13mm
⑩锁止弧半径
rS
?
-rA=88.065mm
取rS=80mm
4)滑移齿轮传动设计
①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,z10。
由前面分析可知,
iv1=4
iv2
iz2
=
ic
iv3
iz3
=
ic
=2.6667
=1.8462
按最小不根切齿数取z9=17,则z10=iv1z9=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+z8≈86,z5+z6≈86
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精品
iv2=
86-z7=2.6667
z7
z7≈24,z8=86-z7=62
为了更接近所要求的传动比,可取z7=23,z8=62,
同理可取z5=30,z6=56
②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=
m
m
(z5+z6)=
(z9+z10)=86
2
2
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5,6的齿数和小,为了使齿轮7,8的实际
中心距与齿轮5,6的标准中心距相同,齿轮7,8应采用正变位。
齿轮7,8为
正传动,其几何尺寸按变位齿轮计算。
5)齿轮传动设计
圆柱齿轮传动设计
由图可知,
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