机械原理课设.docx
《机械原理课设.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械原理课设.docx（23页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
机械原理课设
成绩
机械原理课程设计报告
设计题目片剂胶囊包装机
计量系统
学院
专业年级
姓名学号
指导教师
（2011年6月）
中国农业大学教务处制
本科生课程设计任务书
2010—2011学年夏季学期
工学院机械设计制造及其自动化专业
课程设计名称：
机械原理课程设计
设计题目：
片剂胶囊包装机
完成期限：
自2011年6月26日至2011年7月6日共1.5周
设计依据、要求及主要内容（可另加附页）：
一、设计参数
由于是自拟题目，故设计参数需要根据背景调查，结合设计考虑，进行自行拟定。
二、设计任务
1、绘制整机工作的运动循环图
2、设计减速系统
3、设计执行机构
三、要求
1、设计报告正文中必须包含
必要的图示说明、解析式推导过程
编制程序的流程框图
解析式与程序中的符号对照表
源程序清单
打印结果（含量纲的数表、图形）
2、设计报告格式要求
word文档打印设计报告（用语规范，标点符号正确，无错别字）
C语言程序（或其它）进行运动分析与受力分析
excel（或其它）打印数表与曲线
cad、flash/PPT（或其它）
绘制机构运动简图
Inventor（或其它）表现三维效果——选做
3、课程设计报告装订顺序
统一格式封皮
统一格式任务书
统一格式目录
统一格式正文
设计总结（心得体会、建议等——言简意赅）
统一格式参考文献
四、参考文献
参阅《机械原理辅助教材》中所列参考文献
五、设计进度建议
第1周：
周四：
讲课，布置设计题目，课程设计实习
周五~周日：
查阅资料，绘制运动循环图，拟定运动方案，绘制机构运动简图
第2周：
周一~周三：
机构设计和分析，推导解析式，编制程序
周三~周五：
编制程序，上机调试，设计报告定稿
周五：
交设计报告，答辩
指导教师（签字）：
系主任（签字）：
批准日期：
2011年6月27日
课程设计目录
一、机器简介………………………………………………………………………………………5
1-1设计机器功能简介
1-2设计参数
1-3设计任务
二、绘制整机工作的运动循环图…………………………………………………………………6
绘制机器所有动作的运动循环图
三、设计减速系统…………………………………………………………………………………7
3-1计算减速比
3-2传动方案论证
构思2-3种方案，绘制传动简图
3-3分配各级减速比
分配各级减速比
说明过载保护装置
3-4设计齿轮传动
对其中的齿轮机构，进行变位传动设计，编程计算主要几何尺寸，校核啮合性能
四、设计执行机构——计量系统…………………………………………………………………11
4-1运动方案论证——实现步进进给过程的间歇机构
至少构思3个运动方案，绘制机构示意图
选定运动方案，设计机构运动尺寸，绘制机构运动简图
4-2机构运动分析——实现步进进给过程的间歇机构
计算输出构件的位移、速度、加速度
绘制输出构件的位移、速度、加速度图
运动分析后对运动方案的修正与说明
4-3执行机构其它部分的设计。
五、设计总结………………………………………………………………………………………23
六、参考文献………………………………………………………………………………………23
一、机器简介
1-1设计机器功能简介
包装机广泛用于医药、食品加工等行业，有片剂胶囊包装机、颗粒包装机、粉剂包装机、液体包装机等。
片剂胶囊包装机是将片剂或胶囊包装成袋的机器，用于药品、保健品、食品、种子、化工产品等片剂物品的自动包装，加料、制袋、填充、封口、商标定位、打码（打印）、裁切、计数全自动完成。
包装机主要组成部分有控制系统（含电源开关、主电动机开关、光电开关、计数开关、计数器、热封温控表、送料开关、计量调节旋钮等）、送料计量系统（含计量盘、挡料盘、离合器控制杆等）、送纸系统（含架纸轮、送纸电动机、胶轮等）、制袋系统（含制袋器、热封器、裁刀等）、拉袋系统、袋长控制系统、电眼控制系统（可靠地识别印有光标的包装材料，通过控制电路和机械补偿系统自动修正制袋长度，保证印刷图案完整）等。
主轴每转一周，完成一个运动循环，包装好一袋。
如图11-1，主要工序有计量、落料、送纸、制袋、封口、裁切等。
物料送入倾斜回转圆盘，靠自重落入圆盘漏孔内，随圆盘回转到卸料工位落料。
包装材料如纸带经成型器折叠成型，纵封成筒状，横封成袋并切断，落在输送带上（有的机器纵封、横封同时完成。
轮式封口器连续封口；L型封口器间歇封口，制袋尺寸较小。
）。
包装机封合袋口采用热封原理，通常有恒温热封、脉冲热封、高频热封、超声波热封等方式。
包装机一般均可无级调整包装速度、生产效率；针对不同包装剂量，包装机需要更换量杯（容积式或称重式计量装置）、调整制袋长度（袋长太短封口处夹料，太长不协调、浪费）；针对不同包装材料（如纸、塑料等），需调整热封温度，以便使封口美观结实；此外，还需要调整落料时间使落料时机与制袋快慢相匹配，调整热风器位置和压力使封口处网纹清晰均匀、封口牢固、延长传动部件使用寿命，调整光电系统和切刀位置以保证不破坏包装袋上完整色标图案，机器磨合期过后包袋速度需适当调高等。
图11-1
1-2设计参数
本题目设计参数如下：
包装材料为纸，纵封温度180ºC，横封温度190ºC；包装袋长90mm，包装袋宽75mm；包装速度120包/分；传动机构工作行程许用压力角
=40°，回程许用压力角
=70°；机器运转速度不均匀系数许用值
=0.03；电动机转速
=1500r/min；电动机功率储备系数
=1.2。
1-3设计任务
1．设计减速系统
①设计减速传动系统。
电动机转速
=1400r/min，要减到工作频率，试确定传动方案及各级减速传动比的大小，绘制传动简图。
说明机器的过载保护装置。
②设计齿轮传动。
若减速系统采用了齿轮传动，按等强度或等寿命条件设计齿轮传动，绘制齿轮传动啮合图。
编写程序计算基本几何尺寸，验算重合度、小轮齿顶厚度、不根切条件及过渡曲线不干涉条件。
2．设计计量系统（传动系统Ⅰ）
①设计运动方案，绘制机构示意图。
②设计机构尺寸，绘制机构运动简图。
③机构运动分析，打印结果数表，绘制输出构件的位移、速度、加速度图。
④若要改变填充物料的剂量，应如何调节机构或机构参数？
请提出你的设想。
试就变化的参数对机构进行运动分析和受力分析，输出必要的图表，得出对比结论。
二、绘制整机工作的运动循环图
三、设计减速系统
3-1计算减速比
我们所选的电动机转速是1500r/min，我们的主轴转速是120r/min，所以我们从电动机到主轴的减速比为i=1500:
120=25:
2；
3-2传动方案论证
带传动优点：
可用于中心距较大的两轴间的传动；有良好的挠性和弹性，能吸震和缓冲，传动平稳噪声小；有过载保护功能，当过载时轮圆打滑，防止其他零件损坏；结构简单，制作，安装和维护均较方便。
由于带轮的优势，因此其非常合适做第一级减速系统。
方案一：
带传动+圆柱斜齿轮传动。
因为减速器系统是一级减速，所以其传动比较大，大小齿轮的尺寸相差很大，两齿轮所受的力矩相差很大，齿轮承载能力相差很大。
传动简图如下：
方案二：
带传动+展开式两级圆柱齿轮减速器。
展开式两级圆柱齿轮减速器是两级减速器中最简单、应用最广泛的一种。
齿轮相对于轴承的位置不对称，要求轴有较大的刚度。
高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分的抵消，以减缓载荷沿轮齿宽度分布不均匀的现象。
用于载荷比较平稳的场合。
传动简图如下：
方案三：
带传动+同轴式两级圆柱齿轮减速器。
同轴式两级圆柱齿轮减速器的径向尺寸紧凑，但轴向的尺寸较大。
由于中间轴较长，轴在受载时的饶曲亦较大，因而沿齿宽上的载荷集中现象比较严重。
同时，由于两级齿轮的中心距必须一致，所以高速级齿轮的承载能力难以充分利用，而且位于减速器中间部分的轴承润滑也比较困难。
此外，减速器的输入轴端和输出轴端位于同一轴线的两端，给传动装置的总体配置带来一些限制。
用于载荷比较平稳的场合。
传动简图如下：
结论：
根据机器运转的平稳性、机器系统空间大小及减速器易于润滑等要求，结合三个传动方案的优点及局限性，最终决定采用方案二。
3-3分配各级减速比
分配我们所采用的减速系统的减速比：
带传动的i1=2：
1，减速器中一级减速的i2=5：
2，减速器中二级减速的i3=5:
2。
说明过载保护装置：
1：
皮带传动可以作为过载保护，当负载过大是，皮带可以通过打滑来保护电动机、从而实现过载保护。
2：
也可以加载欠压保护装置。
3-4设计齿轮传动
皮带传动部分：
i1=2，我们可以选择主皮带轮直径d=100mm，从动皮带轮的直径D=200mm。
减速器中齿轮传动部分:
第一级传动比i2=5:
2，第二级传动比为i3=5：
2，因为i2=i3，所以可以是两对一样的配合齿轮，高速级即小齿轮可选z1=10，低速级即大齿轮可选z2=25。
因为用于传递动力的齿轮，模数应该大于等于2.5，我们可选模数m=4。
可选齿顶高系数ha=1，顶隙系数c=0.25。
分度圆压力角为a=20°。
可选变位系数x1=1，x2=-1。
渐开线齿轮啮合如图如下：
编程计算（Matlab）：
>>PI=3.1415926
ha=1;
c=0.25;
a=0.349;
x1=1;
x2=-1;
z1=input（'请输入z1并回车：
'）;
z2=input（'请输入z2并回车：
'）;
m=input（'请输入m并回车：
'）;
d=（z1+z2+x1+x2）*m;
s=PI*m/2;
e=PI*m/2;
d1=z1*m;
d2=z2*m;
db1=d1*cos（a）;
db2=d2*cos（a）;
da1=z1*m+2*（ha+x1）*m;
da2=z2*m+2*（ha+x2）*m;
df1=z1*m-2*（ha+c-x1）*m;
df2=z2*m-2*（ha+c-x2）*m;
h=db1/da1;
k=db2/da2;
Aa1=acos（h）;
Aa2=acos（k）;
E=（z1*（tan（Aa1）-tan（a））+z2*（tan（Aa2）-tan（a）））/（2*PI）;
K=[d,s,e,d1,d2,db1,db2,da1,da2,df1,df2,Aa1,Aa2,E]
请输入z1并回车：
10
请输入z2并回车：
25
请输入m并回车：
4
K=[d,s,e,d1,d2,db1,db2,da1,da2,df1,df2,Aa1,Aa2,E]
Columns1through12
140.00006.28326.283240.0000100.000037.588693.971556.0000100.000038.000082.00000.8349
Columns13through14
0.34901.1784
（备注：
长度单位均为mm。
d为两齿轮的中心距，s为分度圆齿厚，e为分度圆齿距，d1和d2分别为高、低速级齿轮的分度圆直径，db1和db2分别为它们的基圆直径，da1和da2分别为它们的齿顶圆直径，df1和df2分别为它们的齿根圆直径，Aa1和Aa2分别为它们的齿顶圆压力角,E为重合度。
）
校核啮合性能：
重合度为1.1784>1,所以能连续传动。
z1+z2=35>=（2zmin=34）,所以不会产生根切现象。
四、设计执行机构——计量系统
设计的执行机构为计量系统。
主传动轴旋转将运动传递给计量机构。
物料送入倾斜回转计量盘，靠自重落入计量盘漏口内，随圆盘回转到卸料工位落料，计量送料是一个步进转位进给过程。
此机械中整个计量送料过程包括三部分：
步进进给过程，用间歇机构可以满足工作要求；
计量盘是倾斜转动的，则需要通过一对锥齿轮进行传动方向（角度）的转换；
因为回转计量盘计量时需要振动，所以还要有振动系统。
4-1运动方案论证——实现步进进给过程的间歇机构。
方案一：
外槽轮机构。
槽轮机构的组成及其工作原理：
槽轮机构由具有圆柱销的主动轮1、具有直槽的从动轮2及机架组成。
主动销轮1顺时针作等速连续转动，当院校A未进入径向槽时，槽轮因其内凹的锁止弧ββ被销轮外凸的锁止弧αα锁住而静止；当圆销A开始脱离径向槽时，槽轮因另一锁止弧ββ’又被锁住而静止，从而实现从动槽的单向间歇运动。
机构示意图如下：
方案二：
圆柱凸轮间歇运动机构。
圆柱凸轮间歇运动机构，其主动凸轮3的圆柱面上有一条两端开口、不闭合的曲线沟槽（或凸脊），从动转盘1的端面上有均匀分布的圆柱销2.当凸轮转动时，通过其曲线沟槽（或凸脊）拨动从动转盘1上的圆柱销，使从动转盘1做间歇运动。
机构示意图如下：
方案三：
蜗杆凸轮间歇运动机构。
蜗杆凸轮间歇运动机构，其主动凸轮1上有一条突脊，犹如圆弧面蜗杆，从动转盘2的圆柱面上均匀分布有圆柱销3，犹如涡轮的齿。
当蜗杆凸轮转动时，将通过转盘上的圆柱销推动从动转盘2做间歇运动。
机构示意图如下：
方案四：
不完全齿轮机构。
在不完全齿轮机构中，主动齿轮连续传动，当齿轮进入啮合时，从动轮开始转动，当主
动轮上的轮齿退出啮合后，由于两轮的凸、凹锁止弧的定位作用，从动齿轮可靠停歇，
从而实现从动齿轮的间歇运动。
机构示意图如下：
方案分析及选定：
以上各个方案均能实现间歇运动，但是外槽轮机构在起动和停止时加速度变化太大，冲击载荷较大，不适合于高速传动，不完全齿轮机构，在进入和退出啮合时速度有突变，会引起刚性冲击，不宜于高速传动，而凸轮式间歇运动机构通过适当选择从动件的运动规律和合理设计凸轮的轮廓曲线，可减小动载荷和避免冲击，以适应于高速传动要求，在实际机械生产中常作为高速、高精度的步进进给、分度转位等机构。
因为该机器主轴转速为120r/min，速度较高，所以选用凸轮式间歇运动机构。
然后考虑到便于安装，选用方案三：
蜗杆凸轮间歇运动机构。
设计机构运动尺寸：
凸轮头数z1=1；从动转盘滚子数z2=8；分度数z=z2：
z1=8；转位角ψ=2π/z2=2π/8=π/4；动停时间比K=0.5；分度角为120°；停歇角为240°；
滚子外径d=40mm；滚子高度h=15mm；从动转盘厚度δ=d=40mm；从动转盘分度园半径R=100mm；从动转盘的体积公式为v=δπ（R-h/2）2+Zπhd2/4（在保持中心距不变的情况下，v越小越好）。
轴间距为150mm。
绘制机构运动简图如下：
4-2机构运动分析
由于该机构属于空间凸轮机构，凸轮的曲线为非封闭式曲线。
其工作特点是从动转盘始终是单向的一转一停循环，不同于一般的摆动式从动件有升程有回程，从动件运动规律完全取决于凸轮轮廓曲线的形状。
因此，平面凸轮机构从动件所用的各种运动规律，均适用于该机构
因为蜗杆凸轮间歇机构的从动转盘的位移是转角而不是位移，故分析其角位移，角速度，角加速度。
由于此包装机主轴转速较高，故凸轮采取摆线运动规律。
θ是从动转盘的转角，w是从动转盘的角速度，a是从动转盘的角加速度。
w。
为主动凸轮的角速度为120r/min=4π（rad/s）。
δ为主动凸轮转过的角度。
运动方程：
θ=（π/4）*[δ/2π-1/2π*sin（δ）=（1/8）*[δ-sin（δ）]
W=（1/8）*w。
*[1-cos（δ）]=π/2[1-cos（δ）]
a=（1/8）*w。
*w。
*sin（δ）=2*π*π*sin（δ）
Matlab编程计算：
（程序中的i即为上面方程中的δ，th即为上面方程中的θ）
>>PI=3.1415926;
fori=0:
1:
65
n=i/10;
th=（1/8）*（i/10-sin（i/10））;
w=PI*（1-cos（i/10））/2;
a=2*PI*PI*sin（i/10）;
K（i+1,:
）=[n,th,w,a];
end
plot（K（:
1）,K（:
2）,'*r'）
xlabel（'主动轮转角'）
ylabel（'从动转盘的转角'）
plot（K（:
1）,K（:
3）,'*r'）
xlabel（'主动轮转角'）
ylabel（'从动转盘的角速度'）
plot（K（:
1）,K（:
4）,'*r'）
xlabel（'主动轮转角'）
ylabel（'从动转盘的角加速度'）
结果
K=
0000
0.10000.00000.00781.9706
0.20000.00020.03133.9216
0.30000.00060.07025.8333
0.40000.00130.12407.6868
0.50000.00260.19239.4635
0.60000.00440.274411.1456
0.70000.00700.369412.7163
0.80000.01030.476414.1600
0.90000.01460.594415.4623
1.00000.01980.722116.6100
1.10000.02610.858317.5917
1.20000.03351.001618.3977
1.30000.04211.150619.0199
1.40000.05181.303819.4520
1.50000.06281.459719.6898
1.60000.07511.616719.7308
1.70000.08851.773219.5747
1.80000.10331.927719.2230
1.90000.11922.078618.6792
2.00000.13632.224517.9488
2.10000.15462.363817.0391
2.20000.17392.495215.9591
2.30000.19432.617414.7196
2.40000.21562.729113.3331
2.50000.23772.829211.8134
2.60000.26062.916810.1756
2.70000.28412.99098.4361
2.80000.30813.05086.6124
2.90000.33263.09604.7226
3.00000.35743.12592.7856
3.10000.38233.14020.8208
3.20000.40733.1389-1.1523
3.30000.43223.1219-3.1138
3.40000.45693.0894-5.0442
3.50000.48133.0418-6.9242
3.60000.50532.9794-8.7350
3.70000.52872.9030-10.4585
3.80000.55152.8132-12.0776
3.90000.57352.7111-13.5760
4.00000.59462.5975-14.9387
4.10000.61482.4737-16.1521
4.20000.63392.3409-17.2042
4.30000.65202.2004-18.0844
4.40000.66902.0536-18.7839
4.50000.68471.9019-19.2957
4.60000.69921.7470-19.6147
4.70000.71251.5903-19.7377
4.80000.72451.4334-19.6635
4.90000.73531.2778-19.3928
5.00000.74491.1252-18.9284
5.10000.75320.9771-18.2748
5.20000.76040.8349-17.4387
5.30000.76650.7000-16.4283
5.40000.77160.5738-15.2538
5.50000.77570.4576-13.9268
5.60000.77890.3525-12.4607
5.70000.78130.2596-10.8701
5.80000.78310.1798-9.1709
5.90000.78420.1139-7.3800
6.00000.78490.0626-5.5154
6.10000.78530.0263-3.5957
6.20000.78540.0054-1.6401
6.30000.78540.00020.3319
6.40000.78540.01072.3006
6.50000.78560.03684.2463
绘制输出构件关于主动凸轮的角位移、角速度、角加速度图：
运动分析后对运动方案的修正与说明：
计量系统可以通过改变计量圆盘的计量孔数目来改变物料的剂量。
4-3执行机构其它部分的设计。
计量盘是倾斜转动的，则需要通过一对锥齿轮进行传动方向（角度）的转换；因为回转计量盘计量时需要振动，所以还要有振动系统。
、计量盘倾斜转动：
利用一对锥齿轮（传动比为1：
1）的啮合传动来进行传动方向（角度）的转换，设计的转盘与水平方向夹角为30°，则得到两锥齿轮的轴交∑为30°，设计两锥齿轮的参数为：
齿顶高系数ha=1;模数m=2;顶隙系数c=0.2;分度圆压力角a=0.349;齿数z1=z2=30。
编程计算其余数据。
Matlab编程计算：
PI=3.1415926
ha=1;m=2;c=0.2;a=0.349;
z1=input（'请输入z1并回车：
'）;
z2=input（'请输入z2并回车：
'）;
y1=atan（z1/z2）;………………………………1齿轮的分度圆锥角
y2=PI/6-y1;………………………………2齿轮的分度圆锥角
d1=z1*m;………………………………1齿轮的分度圆直径
d2=z2*m;………………………………2齿轮的分度圆直径
da1=d1+2*ha*m*cos（y1）;…………………………1齿轮的齿顶圆直径
da2=d2+2*ha*m*cos（y2）;…………………………2齿轮的齿顶圆直径
df1=d1-2*（ha+c）*m*cos（y1）;……………………1齿轮的齿根圆直径
df2=d2-2*（ha+c）*m*cos（y2）;……………………2齿轮的齿根圆直径
R=0.5*m*sqrt（z1*z1+z2*z2）;……………………两齿轮的锥距
A
升级会员 