机械原理方案三.doc

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1、产品包装生产线（方案3）1设计课题概述如图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200mm， 然后把产品推入输送线2。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14、24、30件小包装产品。2. 设计课题工艺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，下降的是执行构件 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

2、如图所示。T3hkT2rT1H执行构件运动情况执行构件1进退进退进退进退执行构件2停降停升停:降停r升执行构件3停:进退停图2运动循环图图1中Ti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，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：2Ti= T2。执行构件3的动作周期为其工作周期的1/4。3. 设计课题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，

3、主动件每转动一周，从动件（执行构件1）往复运动两次，主动件的转速分别为 7、12、 15 rpm。7、12、15 rpmJk-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7、12、15 rpm的转速，则由电动机到执行机构之间的传动比iz有3种分别为：iz12400342.867iz2240020012iz3240016015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 = ici v1iz2=iciv2iz3=i ci v3三种传动比中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

4、用滑移齿轮变速，其最大传动比最好不要大于4,即:则有：iv1=4故定传动比的其他值为：iciz1iv1342.86485.72iv2iz22002.33ic85.72iz31601.87iv3i c85.72 2 于是，有级变速单元如图4:i = 4, 2.33, 1.87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, 此，在传动系统中

5、还要另加减速运动功能单元，减速比为34.29ic 85.72 i2.52.5减速运动功能单元如图6所示。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, 2.33 ,1.87i = 34.29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的执行运动是间歇往复移动。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

6、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2的一个运动和执行构件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

7、。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 考虑采用一个运动系数为的间歇运动单元，如图 15所示。图15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所其运动功能单元如示。然后，再把该运动功能单元输出地运动转换为往复移动, 图17所示。i =1/4才*图16运动放大功能单元18所示。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，如图图18产品包装生

8、产线（方案 8）的运动功能系统图4. 设计课题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。2400rpm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。1ZZZ1-2图20过载保护功能单元图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。4/二I Ii = 4, 2.33, 1.873图21滑移齿轮变速替代运动功能单元3图18中

9、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。i=34.29图222级齿轮传动替代运动功能单元图18中的运动功能单元6将连续传动转换为间歇往复摆动，可以选择不完全齿 轮和导杆滑块机构替代，如图23所示。图23不完全齿轮和导杆滑块机构替代运动功能单元6、7图18中的运动功能单元8是运动传递方向转换功能单元，可以用圆锥齿轮 传动替代，如图24所示。图24圆锥齿轮传动运动功能单元8图18中的运动功能单元10、11是将连续转动转换为间歇往复移动， 可以用 凸轮结构实现，如图25所示。IEI图25凸轮传动替代运动功能单元 11图18中实现执行构件3的运动功能单元14、15、16可

10、以通过槽轮传动和齿轮带动曲柄滑块机构得到，槽轮机构将主轴的连续转动转换为间歇转动，槽轮与曲柄滑块机构曲柄齿轮的主动轮固连，槽轮每转动0.25周期，曲柄转动一周，方案如图27所示。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 机构依次连接便形成了产品包装生产线（方案 3）的运动方案简图，如图28所 示。图 28（ a）图 28 (b)5. 设计课题运动方案设计1）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 ，Z10。由前面分析可知，ivi4iv2iZ22.33ici v3

11、iz3i.87|C按最小不根切齿数取 Z9=17,则zio= ivi 29=4X17= 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zio= 69。其齿数和为Z9+ zio=17+69=86，为满足传动比和中心距要求，三对齿轮均取角度变位齿轮，其齿数：Z5 30, Z6 56, Z7 26, Z8 60, Z9 17, zio 69。计算各个齿轮参数表i 滑移齿轮5、6参数序号项目代号计算公式及计算结果i齿数齿轮5Z530齿轮6Z6562模数m23压力角204齿顶咼系数ha15顶隙系数c0.256标准中心距aa m(z5 z6)/2867实际中心距a'88.78啮合角1

12、9;cos 1 (- cos )24 21'a'9变位系数齿轮5X50.6齿轮6X60.9io齿顶高齿轮5ha5ha5 m(hax5- y)=2.9齿轮6ha6ha6 m(hax6- y)=3.5ii齿根咼齿轮5hf5hf 5 m(hacx5) 1.3齿轮6hf6hf6 m(ha c x6)0.7i2分度圆直 径齿轮5d5d5 mz5 60齿轮6d6d6 mz6112io13齿顶圆直 径齿轮5da5da5 d 5 2ha5 65.8齿轮6da6da6 d6 2ha6 11914齿根圆直 径齿轮5df5df 5 d5 2hf 5 57.4齿轮6df6df6 d6 2hf6 110

13、.615齿顶圆压 力角齿轮5a5d5cosa5 arccos 31.03da5齿轮6a6d6cosa6 arccos 27.82da616重合度1z5(tan a5 tan ') z6(tan a6 tan ')1.38表2滑移齿轮7、8参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮7Z726齿轮8Z8602模数m23压力角204齿顶咼系数ha15顶隙系数c0.256标准中心距aa m(z7 z8)/2867实际中心距a'88.78啮合角1'cos 1 cos )24 21'9变位系数齿轮7X70.6齿轮8X80.910齿顶高齿轮7ha7ha7 m(hax

14、7- y)=2.9齿轮8ha8ha8 m(haX8- y)=3.511齿根咼齿轮7hf7hf7 m(hacx7) 1.3齿轮8hf8hf8 m(ha c X8)0.712分度圆直 径齿轮7d7d 7 mz7 52齿轮8d8d8 mz8 12013齿顶圆直 径齿轮7da7da7 d7 2ha7 57.8齿轮8da8da8 d8 2ha8 12714齿根圆直 径齿轮7df7df7 d7 2hf7 49.4齿轮8df8df8 d8 2hf8 118.615齿顶圆压 力角齿轮7a7a 7 arccos d7cos32.29da7齿轮8a8d8cosa8 arccos 27.39da816重合度1z7(

15、tan a7 tan ') z8(tan a8 tan ')1.37表3滑移齿轮9、10参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮9Z917齿轮10Z10692模数m23压力角204齿顶咼系数ha15顶隙系数c0.256标准中心距aa m(Z9 Z10)/ 2867实际中心距a'88.78啮合角1'cos 1 (- cos )24 21'a'9变位系数齿轮9X90.6齿轮10Xio0.910齿顶高齿轮9ha9ha9 m(haX9- y)=2.9齿轮10ha10ha10 m(ha X10- y)=3.511齿根高齿轮9hf9hf 9 m(ha c

16、X9) 1.3齿轮10hf10hf10 m(hacx10)0.712分度圆直 径齿轮9d9d9 mz9 34齿轮10d10d10 mz<0 13813齿顶圆直 径齿轮9da9da9 d9 2ha9 39.8齿轮10da10da10 d10 2ha10 14514齿根圆直 径齿轮9df9df9 d9 2hf9 31.4齿轮10df 10df10 d10 2hf10 136.615齿顶圆压 力角齿轮9a9d9cos”冲a9 arccos 36.61da9齿轮10a10d 10 cosa10 arccos 26.58da1016重合度1 Z9(tan a9 tan ') zw(tan

17、妣 tan ')1.312）定轴齿轮传动设计（1）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34.29。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确定z11 z13 17，于是Z12Z143.249 Z1155Z1117Z13 17Z1255Z1455由图28-（c）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1/4,齿轮33可按最小不根切齿数确定，即Z3317则齿轮32的齿数为17 4 68为使传动比更接近于要求，取Z3317Z32 69取模数m=2 mm，计算各个

18、齿轮参数。表4 定轴圆柱齿轮11、12参数（齿轮13、14与11、12对应相同）序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮11Z1117齿轮12Z12552模数m23压力角204齿顶咼系数ha15顶隙系数c0.256标准中心距aa m( z11 z12)/2727实际中心距a'74.268啮合角1'cos U COS )24 21'9变位系数齿轮11X110.6齿轮12X120.910齿顶咼齿轮11ha11han m(haX11- y)=2.9齿轮12ha12ha12 m(ha X12- y)=3.511齿根高齿轮11hfnhf11 m(hacx11) 1.3齿轮12hf

19、 12hf12 m(hacX12)0.712分度圆直 径齿轮11dudu mzn 34齿轮12d12d12 mz<211013齿顶圆直 径齿轮11da11da11 d11 2ha1139.8齿轮12da12da12d12 2ha12 108.614齿根圆直 径齿轮11dfndfn du 2hf11 31.4齿轮12df12df12 d12 2hf12 108.615齿顶圆压 力角齿轮11a11ducosa11 arccos36.61da11齿轮12a12d 12 cosa12 arccos27.94da1216重合度1 zii(tan aii tan ') z%tan ai2 t

20、an ')1.47表5 定轴齿轮26、27参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮26Z2617齿轮27Z27692模数m23压力角204齿顶咼系数ha15顶隙系数c0.256标准中心距aa m(z26 z27)/2867实际中心距a'88.78啮合角1'cos 1 (- cos )24 21'a'9变位系数齿轮26X260.6齿轮27X270.910齿顶高齿轮26ha26ha26m(haX26 - y)=2.9齿轮27ha27ha27m(haX27 - y)=3.511齿根咼齿轮26hf26hf26 m(hacx26) 1.3齿轮27hf 27hf

21、 27 m(hac X27)0.712分度圆直 径齿轮26d26d 26 mz26 34齿轮27d 27d27 mz27 13813齿顶圆直 径齿轮26da26da26 d26 2ha26 39.8齿轮27da27da27 d27 2ha2714514齿根圆直 径齿轮26df26df26 d26 2hf26 31.4齿轮27df27df27 d27 2hf27 136.615齿顶圆压 力角齿轮26a26d 26 cosa26 arccos 36.61da26齿轮27a27d27 cosa27 arccos 26.58da2716重合度1Z26(tan a26 tan ')Z27(tan

22、 a27 tan ')1.31(2)圆锥齿轮传动设计由图28-( a)可知，圆锥齿轮17、18, 23、24均起改变运动方向的作用， 两圆锥齿轮的轴交角为90。，齿数取最小不根切当量齿数 17即可，取模数 m=2m m,尺寸按标准齿轮计算。表5圆锥齿轮16、17参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮16Z1617齿轮17Z17512模数m33压力角204齿顶咼系数ha15顶隙系数c0.26分度圆锥角齿轮1616Z1716 arc cot18.435Z16齿轮171717 901671.5657分度圆直径齿轮16d16d16 mz16 51齿轮17d17d17 mzi7 1538锥

23、距RR v d162 d 17280.6429齿顶咼齿轮16ha16ha16 mha3齿轮17ha17ha17 mha 310齿根高齿轮16hf16hf16 m(hac ) 3.6齿轮17hf17hf17 m(ha c )3.611r 1 丁百齿轮16da16da16 d16 2ha16COS 16 56.69齿顶圆直径齿轮17da17da17 d17 2ha17COS 17154.9012齿根圆直径齿轮16df16df16 d16 2hf16cos 16 44.17齿轮17dwdf17 d17 2hf17cos 17 150.7213当量齿数齿轮16Zv16Z16zv1617.92cos 1

24、6齿轮17Zv17Z17ZV17161.28cos 1714当里齿轮齿顶圆压力角齿轮16va16mzv16cos” ”va16 arccos 32.78mzv16 2ha16齿轮17va17mzv17cosva17 arccos 25.28mzv17 2ha1715重合度1Z26(tan a26 tan ') Z27(tan a27 tan ')1.643）执行机构1的设计该执行机构是曲柄滑块机构，由曲柄 19,滑块，导杆20，连杆21和滑 枕22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20与曲柄19的轨迹圆相切时候，从动件 处于两个

25、极限位置，此时导杆的末端分别位于Ci和C2位置。取定CiC2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日巳=CC2=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 20的摆角就是取机构的行程速比系数 K=1.5，由此可得极位夹角和导杆20的长度。K 10 518018036K 12.5h2240I -776.656mmsin- sin182图35导杆滑块机构设计先随意选定一点为D,以D为圆心，I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 18°，交圆与C和C2点。则弧CC2 即为导杆顶部转过的

26、弧线，当导轨从 GD摆到C2D的时候，摆角为36°。接 着取最高点为C,在C和C之间做平行于GQ的直线m该线为滑枕22的导 路，距离D点的距离为AD丄JiI s I在C点有机构最大压力角，设导杆 等于I cos2221的长度为I 1，最大压力角的正弦I I cossin max22l1要求最大压力角小于10°,所以有I I sinI12776.6561 cos18109.452 mm2 sin max2 sin 10I i越大，压力角越小，取I i=200400mm曲柄19的回转中心在过D点的竖直线上，曲柄越长，曲柄受力越小，可选取AD=500m，据此可以得到曲柄19的长度

27、|2 ADsin500 sin18 154.51mm2不完全齿轮16、17的设计曲柄由不完全齿轮控制其转动周期和动停时间比，由运动周期得到主动 轮与从动轮运动周期之比为1:4，主动轮16从0°转到180°，从动轮17转两 周，主动轮从180°转到360°期间，从动轮停止，故确定主动轮为不完全齿轮， 一半有齿，另一半无齿，从动轮为标准完全齿轮，确定模数为3mm主动轮假想齿数和从动轮齿数分别为101和25,则中心距a=136.5mm4）执行机构2的设计如图28 （b）所示，执行机构2有一个运动是将连续传动转换为间歇往 复移动，选用直动平底从动件盘形凸轮机构（

28、27、29）来实现。凸轮基圆半 径100mm，无偏距，升程为200mm。推程为正弦加速，回程为余弦加速。直动平底从动件盘形凸轮轮廓5）执行构件3的设计（1）槽轮机构的设计 确定槽轮槽数根据图28（c）可知，在拨盘圆销数k=1时，槽轮槽数z=4 槽轮槽间角36090 槽轮每次转位时拨盘的转角 中心距2a =180o-2 B =90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rsin 0.7071ar=入 a=0.7071*150=106.065 mm 槽轮半径Rcos 0.7071aR= E a=0.7071*150=106.065 mm

29、Y =360° -2 a =270° 锁止弧张角 圆销半径rA -106.065 17.6675mm6 6圆整：rA 18 mmh>（入 + E -1）*a+=80.13 mm 槽轮槽深rs < r rA=88.065mm 锁止弧半径取mm(2)曲柄滑块机构设计 由题目可知，滑块的行程为 h=200mm，考虑到曲柄滑块的急回特性， 使滑块导轨与曲柄轴心之间增加适当的偏距，取其速比系数K=1.4,则极位夹角B为K 10.418018030K 12.4取曲柄34的长为l1=l/2=100mm,由最大压力角正弦满足丨1 esinI2由最大压力角 max 30，取 ma

30、x 30又由几何关系可知(|2|1)2 l22 l2cos2l2(l1 l2)解得连杆35的长度b=288.29mm，故偏距e 44.145 44 mm。6. 设计课题运动方案分析(1)运动方案执行构件的运动时序分析 确定各执行构件的起始位置。T=0时，执行构件1的摇杆20处于左侧极限位置，执行构件2中的平底 从动件29处于s=200mm位置；执行构件3中滑块36处于最左端，即行程为零位置机械系统的机构运动循环图构件运动情况主动轮16/:0+90+180+270+360从动轮17/0+360+720+720+720滑枕22/mm0+480 -480+480-48000凸轮270+90P +180+270+360平底从动件29/mm200-200停+205-5拨盘圆销300+90+180+270+360槽轮310+0+0+0+90曲柄340+0+0+0+360凸轮机构运动情况分析1rL/ V .1-V 1 11 67cr¥°ern平底从动件盘形凸轮位移、速度、加速度分析