產品包裝生產線 設計方案 1. 題目要求 如圖 1 所示，輸送線 1 上為小包裝產品，其尺寸為長 *寬 *高 =600*200*200 采取步進式輸送方式，送第一包和第二包產品至托盤 A 上（托盤 A 上平面與輸送線 1 的上平面同高）后，每送一包產品托盤 A 下降 200第三包產品送到以后，托盤 A 上升 400后，把產品推入輸送線 2。原動機轉速為 1430品輸送量分三檔可調，每分鐘向輸送線 2 分別輸送 9、 18、 24 件小包裝產品。 圖 1 產品包裝生產線（方案 4）功能簡圖 2. 題目解答 （ 1） 工藝動作分析 由題目可以看出，產品包裝線共由 3 個執行機構組成。其中，控制產品在輸送線 1上作步進運動的是執行機構 1，在 A 處控制產品 上升、下降的是執行機構 2，在 A 處把產品推到輸入線 2 的是執行機構 3，三個執行構件的運動協調關系如圖 2 所示。 下圖中 的工作周期， 執行構件 2 的工作周期， 工作周期， 執行構件 3 的動作周期。由圖 2 可以看出，執行構件 1 是作連續往復移動的，而執行構件 2 則有一個間歇往復運動，執行構件 3 作一個間歇往復運動。三個執行構件的工作周期關系為： 3 1 執行構件 運動情況 執行 進 退 進 退 進 退 進 構件1 執行構件2 休 降 休 降 休 升 休 休 執行構件3 停 進 退 停 2 產品包裝生產線運動循環圖 （ 2） 運動功能分析及運動功能系統圖 根據前面的分析可知，驅動執行構件 1 工作的執行機構應該具有運動功能如圖 3 所示。該運動功能把一個連續的單向轉動轉換為連續的往復移動，主動件每轉動一周，從動件（執行構件 1）往復運動一次，主動件的轉速分別為 9、 18、 24 9、 18、 24 3 執行構件 1 的運動功能 由于電動機轉速為 1430了在執行機構 1 的主動件上分別得到 12、 18、 26 由電動機到執行機構 1 之間的傳動比 種分別為： = = = 傳動比由定傳動比 變傳動比 足以下關系式： ic*ic*ic*種傳動比中 大， 小。由于定傳動比 常數，因此 3 種傳動比中 大， 采用滑移齒輪變速，其最大傳動比最好不要大于 4，即： 則有： 定傳動比的其他值為： = = 是，有級變速單元如圖 4： i = 4, 圖 4 有級變速運動功能單元 為保證系統過載時不至于損壞，在電動機和傳動系統之間加一個過載保護環節。過載保護運動功能單元可采用帶傳動實現，這樣，該運動功能單元不僅具有過載保護能力，還具有減速功能，如圖 5 所示。 i= 5 過載保護運動功能單元 整個傳動系統僅靠過載保護功能單元的減速功能不能實現全部定傳動比，因此，在傳動系統中還要另加減速運動功能單元，減速比為 i = = 速運動功能單元如圖 6 所示。 i= 6 執行機構 1 的運動功能 根據上述運動功能分析，可以得到實現執行構件 1 運動的功能系統圖，如圖 7 所示。 1430 i= i=4, i= 7 實現執行構件 1 運動的運動功能系統圖 為了使用同一原動機驅動執行構件 2，應該在圖 7 所示的運動功能系統圖加上個運動分支功能單元，使其能夠驅動分支執行構件 2，該運動分支功能單元如圖 8 所示。執行構件 2有一個間歇單向轉動。執行構件 3 有一個執行運動，為間歇往復移動，其運動方向與執行構件 1 的運動方向垂直。為了使執行構件 2 和執行構件 3 的運動和執行構件 1 的運動保持正確的空間關系，可以加一個運動傳動方向轉換功能單元，同時該運動單元具有減速的作用，傳動比 i=3,如圖 9 所示。 圖 8 運動分支功能單元 1 i=3 圖 9 運動傳 動方向轉換的運動功能單元 經過運動傳遞方向轉換功能單元輸出的運動需要分成兩個運動分支分別驅動執行構件執行構件 1 2 的運動和執行構件 3 的一個運動。因此，需要加一個運動分支功能分支單元，如圖 10 所示。 圖 10 運動分支功能單元 2 執行構件 2 的一個運動是間歇往復移動，可以通過一個運動單元將連續轉動轉換成間歇往復移動。如圖 11 所示。 圖 11 連續轉動轉換為間歇往復移動的運動功能單元 根據上述分析可以得出實現執行構件 1 和執行構件 2 運動功能的運動功能系統圖，如圖 12所示。 1430 i= i=4, i= 12 執行構件 1、 2 的運動功能系統圖 執行構件 3 需 要進行間歇往復移動，為此，需要將連續轉動轉換為間歇轉動。由圖 2可以看出，執行構件 3 在一個工作周期內，其間歇時間很長，運動時間很短。因此，需要采用一個間歇運動單元，再采用一個連續轉動的放大單元，其運動功能單元如圖 13 所示。 圖 13 間歇運動和連續轉動放大單元 然后，再把該運動功能單元輸出地運動轉換為往復移動，其運動功能單元如圖 14 所示。 圖 14 往復移動運動單元 根據上述分析，可以畫出整個系統的運動功能系統圖，如圖 15 所示。 執行構件 1 執行構件 2 圖 15 產品包裝生產線運動功能系統圖 （ 3） 系統運動方案擬定 根據圖 15所示的運動功能系統圖 ,選擇適當的機構替代運動功能系統圖中的各個運動功能單元 ,便可擬定出機械系統運動方案。 圖 15 中的運動功能單元 1 是原動機。根據產品包裝生產線的工作要求，可以選擇電動機作為原動機。如圖 16 所示。 圖 16 電動機替代運動功能單元 1 圖 15 中的運動功能單元 2 是過載保護單元兼具減速功能，可以選擇帶傳動實現，如圖17 所示。 1 2 3 4 5 6 7 8 9 執行構件 1 執行構件 2 執行構件 3 10 11 12 1430 2 圖 17 帶傳動替代運動單元 2 圖 15 中的運動功能單元 3 是有級變速功能單元，可以選擇滑移齒輪變速傳動替代，如圖 18 所示。 圖 18 滑移齒輪替代運動功能單元 3 圖 15 中的運動功能單元 4 是減速功能，可以選擇 2 級齒輪傳動代替，如圖 19 所示。 圖 19 2 級齒輪傳動替代運動功能單元 4 圖 15 中運動功能單元 5 是運動分支功能單元，可以用運動功能單元 7 錐齒輪傳動的主動輪、運動功能單元 6 導桿滑塊結構的曲柄與運動功能單元 4 的運動輸出齒輪固連替代，如圖 20 所示。 圖 20 2 個運動功能單元的主動件固聯替代運動功能單元 5 i = 4, i = 5 圖 15 中的運動功能單元 6 將連續傳動轉換為往復移動，可以選擇導桿滑塊機構替代，如圖 21 所示。 圖 21 導桿滑塊機構替代運動功能單元 6 圖 15 中的運動功能單元 7 是運動傳遞方向轉換功能和減速運動功能單元，可以用圓錐齒輪傳動替代，如圖 22 所示。 圖 22 圓錐齒輪傳動替代減速運動功能單元 7 運動單元 8 的類型與運動單元 5 相同。 圖 15 中運動功能單元 9 將連續傳動轉換為間歇往復移動，可以選用凸輪機構固聯來完成要求。如圖 23 所示。 圖 23 凸輪機構固聯替代功能單元 9 6 7 i=3 9 圖 15 中運動功能單元 10 是把連續轉動轉換為間歇轉動的運動功能單元，可以用槽輪機構替代。該運動功能單元的運動系數為 由槽輪機構運動系數的計算公式有： 式中， Z 槽輪的徑向槽數。 則，槽輪的徑向槽數為： 該槽輪機構如下圖所示。 圖 24 用槽輪傳動替代運動功能單元 10 圖 15 中的運動功能單元 11 是運動放大功能單元，把運動功能單元 10 中槽輪在一個工作周期中輸出的 1/4 周的轉動轉換為一周的運動，用圓柱齒輪機構替代，其傳動比為 i=1/4。圓柱齒輪傳動如圖 25 所示。 i= 25 用圓柱齒輪傳動 替代運動功能單元 11 圖 15 中運動功能單元 12 是把連續轉動轉換為連續往復移動 的運動功能單元，可以用曲柄滑塊機構替代，如圖所示。 10 11 圖 26 用 曲柄滑塊機構替代運動功能單元 12 根據上述分析，按照圖 15 各個運動單元連接順序把個運動功能單元的替代機構一次連接便形成了產品包裝生產線（方案 4）的運動方案簡圖，如圖所示。 (a) (b) 12 (c) 圖 27 產品包裝生產線（方案 4）的運動方案簡圖 （ 4） 系統運動方案設計 1） 執行機構 1 的設計 該執行機構是曲柄滑塊機構，由曲柄，滑塊，導桿，連桿和滑枕組成。其中大滑塊的行程 h=480對機構進行參數計算。 該機構具有急回特性，在導桿與曲柄的軌跡圓相切時候，從動件處于兩個極限位置，此時導桿的末端分別位于 2位置。取定 其滿足： 21 利用平行四邊形的特點，由下圖可知滑塊移動的距離 h，這樣就利用了機構急回運動特性，使滑塊移動了指定的位移。 設極位夾角為，顯然導桿 21的擺角就是，取機構的行程速比系數 K=此可得極位夾角和導桿 21的長度。 001 1 8 0 3 01/29 2 7 . 2 8 9s i m m 圖 28 導桿滑塊機構設計 先隨意選定一點為 D，以 D 為圓心， l 為半徑做圓。再過 D 作豎直線，以之為基礎線，左右各作射線，與之夾角 15，交圓與 2點。則弧 導軌從 到 時候，擺角為 30。接著取最高點為 C,在 C 和 1m，該線為滑枕 21 的導路，距離 c o s 22 在 導桿 21 的長度為 大壓力角的正弦等于 1m a x 22c o ss 要求最大壓力角小于 100，所以有 01 0m a xs i n 1 c o s 1 529 2 7 . 6 8 9 9 1 . 0 22 s i n 2 s i n 1 0m m 力角越小，取 00400取 l=300柄 15 的回轉中心在過 柄越長，曲柄受力越小，可選 221 取 00此可以得到曲柄 19的長度 2） 執行機構 2 的設計 如圖 27（ b）所示，執行機構 2 的運動是將連續傳動轉換為間歇往復移動，可以選用齒 輪傳動和直動平底從動件盤形凸輪機構固聯來共同完成要求。 凸輪機構在一個工作周期的運動為 凸輪 24：第一次遠休止角 80，第一次回程運動角 40，第二次休止角 80，第二次回程運動角 40 ,近休止角 80，推程運動角 30，遠休止角 10。從動件推程 50回程均采用無沖擊的正弦加速度方式。得到如下表格： 角度范圍 S 0 50 + ) + ) 0 2 50 停 下 200 停 下 200 停 下 400 休止（ 圖 29 凸輪運動的位移圖 根據凸輪的從動件運動規律，我們可以利用解析法設計出凸輪的輪廓。具體設計流程： 做出 像，利用壓力角的要求可以做出凸輪的基圓和偏距，這樣，可以利用解析法求出凸輪的形狀。由于電動機的轉向是可以調整的，往右邊看凸輪是順時針轉動的。取凸輪偏距為0，即設計成對心的滾子凸輪機構。 圖 30 凸輪圖 經查表許用壓力角采用 40確定凸輪的基圓為 子半徑采用 20軸承。 理論輪廓坐標方程： =(+s) y=(+s) 帶上滾子半徑的實際輪廓半徑，滾子是在實際輪廓外部。 實際輪廓坐標： X= ； Y=y+ ； 理論輪廓和實際輪廓圖如下圖所示： 圖 31 凸輪的理論輪廓和實際輪廓圖 3） 執行機構 3 的設計 圖 32 執行機構 3 執行機構 3 驅動構件 2 運動，由圖可知，執行構件 3 由曲柄 27，連桿 29 和滑塊 30 組成。 由題可知，滑塊 30 的行程是： 則曲柄的長度可以確定為 連桿 29 的長度與許用壓力角有關，即 : 一般， 則， =600） 槽輪機構設計 1. 確定槽輪槽數 在撥盤圓銷數 k=1 時，槽輪槽數 z=4。 2. 槽輪槽間角 2 = 3. 槽輪每次轉位時撥盤的轉角 2 =180 90 4. 中心距 槽輪機構的中心距應該根據具體結構確定，在結構尚不確定的情況下暫定為a=150. 撥盤圓銷的回轉半徑 = r= *a=50=. 槽輪半徑 = R= *a=50=. 鎖止弧張角 =360 270 8. 圓銷半徑 整： . 槽輪槽深 h( + a+=0. 鎖止弧半徑 ） 齒輪機構設計 滑移齒輪傳動設計 確定齒輪齒數 如圖 18 中齒輪 5， 6， 7， 8， 9， 10 組成了滑移齒輪有級變速單元，其齒數分別為 前面分析可知， = = 最小不根切齒數取 7，則 *17=68 為了改善傳動性能應使相互嚙合的齒輪齒數互為質數，取 69。 其齒數和為 7+69=86， 另外兩對嚙合齒輪的齒數和應大致相同，即 86， 86 = =86-=57 為了更接近所要求的傳動比，可取， =57， 同理可取 ， 計算齒輪幾何尺寸 取模數 m=2 5， 6， 9， 10 這兩對齒輪的標準中心距相同 a= 這兩對齒輪為標準齒輪，其幾何尺寸可按標準齒輪計算。 由上面知齒輪 7,8 的齒數和比 9,10 的齒數和小，為了使齒輪 5,6 的實際中心距與齒輪 7,8 的標準中心距相同，齒輪 5,6 應采用正變位。齒輪 5,6 為正傳動，其幾何尺寸按變位齒輪計算。 圓柱齒輪傳動設計 由圖可知，齒輪 11、 12、 13、 14 實現運動功能單元 4 的減速功能，它 所實現的傳動比為 于齒輪 11、 12、 13、 14 是 2 級齒輪傳動，這 2 級齒輪傳動的傳動比可如此確定 ， 于是 為使傳動比更接近于運動功能單元 4 的傳動比 取模數 m=2 標準齒輪計算。 由圖 34-（ b）可知，齒輪 32、 33 實現運動功能單元 15 的放大功能，它所實現的傳動比為可按最小不根切齒數確定，即 則齒輪 36 的齒數為 17/i=68 齒輪 36、 37 的幾何尺寸，取模數 m=2 標準齒輪計算。 如圖所示，齒輪是為了實現凸輪輸出的傳動比的擴大， 26,27,28 總傳動比為 8， ,齒輪按不根切的最小齒數算，即 =17，則齒輪 27 的齒數為 17，又讓 ,=4，則 =4*17=68。 齒輪的幾何尺寸，取模數 m=2 標準齒輪計算。 由圖 34-（ a）可知，齒輪 29,30 圖 18 中的運動功能單元 12 減速運動功能，其傳動比為 6，則 各個齒輪的具體參數如下 : 序號 項目 代號 齒輪 5,6 齒輪 7,8 齒輪 9,10（ 11,12） 齒輪 13,14 1 齒數 齒輪 z 34 29 17 17 齒輪 51 57 69 67 2 模數 2 2 2 2 3 壓力角 20 20 20 20 4 齒頂高系數 1 1 1 1 5 頂隙系數 標準中心距 85 86 86 84 7 實際中心距 86 86 86 84 8 嚙合角 0 20 20 9 變位系數 齒輪 0 0 齒輪 0 0 10 齒頂高 齒輪 2 2 齒輪 2 2 11 齒根高 齒輪 5 齒輪 2 分度圓直徑 齒輪 68 58 34 34 齒輪 102 114 138 134 13 齒頂圓直徑 齒輪 2 38 38 齒輪 18 142 138 14 齒根圓直徑 齒輪 3 29 29 齒輪 09 133 129 15 齒頂圓壓力角 齒輪 輪 6 重合度 號 項目 代號 齒輪 32,33(26,27) 齒輪 29,30 1 齒數 齒輪 5 17 17 齒輪 6 68 51 2 模數 2 2 3 壓力角 20 20 4 齒頂高系數 1 1 5 頂隙系數 6 標準中心距 85 68 7 實際中心距 85 68 8 嚙合角 20 20 9 變位系數 齒輪 0 0 齒輪 0 0 10 齒頂高 齒輪 2 2 齒輪 2 2 11 齒根高 齒輪 輪 2 分度圓直徑 齒輪 34 34 齒輪 136 102 13 齒頂圓直徑 齒輪 38 38 齒輪 140 106 14 齒根圓直徑 齒輪 29 29 齒輪 131 97 15 齒頂圓壓力角 齒輪 輪 6 重合度 錐齒輪傳動設計 由圖 34-（ a）可知，圓錐齒輪 16、 17 實現圖 18 中的運動功能單元 7 的減速運動功能，它所實現的傳動比為 3，兩圓錐的齒輪的軸交角為 =90 圓錐齒輪 17 的分度圓錐角為 圓錐齒輪 16 的分度圓錐角為 圓錐齒輪的最小不根切當量齒數為 圓錐齒輪 16 的齒數可按最小不根切齒數確定，即 則圓錐齒輪 17 的齒數為， 齒輪 16、 17 的幾何尺寸，取模數 m=2 標準直齒錐齒輪傳動計算 ,其計算結果如下表所示。 序號 項目 代號 計算公式及計算結果 1 齒數 齒輪 16 16 齒輪 17 48 2 模數 3 3 壓力角 20 4 齒頂高系數 1 5 頂隙系數 分度圓錐角 齒輪 15 齒輪 16 7 分度圓直徑 齒輪 15 輪 16 錐距 齒頂高 齒輪 15 輪 16 0 齒根高 齒輪 15 輪 16 1 齒頂圓直徑 齒輪 15 輪 16 2 齒根圓直徑 齒輪 15 輪 16 3 當量齒數 齒輪 15 輪 16 4 當量齒輪 齒頂圓壓力角 齒輪 15 =輪 16 5 重合度 /2 =） 傳送帶設計 傳動帶選用平帶的開口傳動，根據傳動比 5.2i ，可定帶輪的直徑為 7） 運動方案執行構件的運動時序分析 1. 曲柄 19 的初始位置 如圖 33 所示，曲柄 19 順時針轉動時的初始位置由角確定。由于該曲柄導桿機構的極位夾角 =30，因此，當導桿 21 處于左側極限位置時，曲柄 19 與水平軸的夾角。 圖 33 系統運動示意圖 2. 凸輪的初始位置 如圖 34 可知凸輪為順時針轉動。其初始位移應為 100圖中，左圖為連接