包装机械设计课程设计指导书(1) (1)

包装机械设计课程设计指导书（1）机械工程学院2011年八月一、课程设计的目的《包装机械设计》课程设计是本课程各教学环节中重要的一环,它让学习者联系实际进一步深入理解、掌握所学的理论知识。

其基本目的是：（1）培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用包装机械和有关先修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关包装机械设计方面的知识。

（2）通过制订设计方案，合理选择裹包机中块状物品推送机构和零件类型，正确计算零件工作能力、确定尺寸和选择材料，以及较全面地考虑制造工艺、使用和维护等要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件、包装机械经常采用的机构的设计过程和方法。

（3）进行设计基本技能的训练。

例如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据、进行经验估算和处理数据的能力。

二、设计内容与步骤（一）设计内容以裹包机中块状物品推送机构的典型机构——固定凸轮与连杆组合机构为题。

课程设计通常包括如下内容：读懂块状物品推送机构典型机构——固定凸轮与连杆组合机构，了解设计题目要求；分析该块状物品推送机构设计的可能方案；具体计算和设计该方案中机构的基本参数；进行机体结构及其附件的设计；绘制装配图及零件工作图；编写计算说明书以及进行设计答辩。

（二）设计步骤：（1）设计准备认真研究设计任务书，明确设计要求、条件、内容和步骤；通过阅读有关资料、图纸、参观实物或模型、观看电视教学片、挂图以及推送机构进行拆装实验等，了解设计对象；复习有关课程内容，熟悉零部件的设计方法和步骤；准备好设计需要的图书、资料和用具；拟定设计计划等。

（2）推送机构装置的总体设计决定推送机构装置的方案；选择机构的类型，计算机构装置的运动参数。

（3）装配图设计计算和选择机构的参数；确定机体结构和有关尺寸；绘制装配图草图；选择计算轴承和进行支承结构设计；进行机体结构及其附件的设计；完成装配图的其他要求；审核图纸。

（4）零件工作图设计（5）整理和编写计算说明书（6）设计总结和答辩三、设计要求在课程设计之前，准备好必要的设计手册或参考资料，以便在设计过程中逐步去学习查阅资料。

确定设计题目后，至少应复习在课程中学过的相关内容。

完成本课程设计的具体要求如下：１、设计说明书要全面反映设计思想、设计过程和结论性认识。

其工艺设计要有文字、计算、公式来源、参数选取的资料名称或代号、图表（草图）。

说明书用A4纸打印，约20页左右，并装订成册。

２、设计图样按“机械制图”、“公差与配合”等国家标准完成。

３、零件图按生产图样要求完成，零件的有关精度和技术要求要有合理的标注或说明。

设计过程中，提倡独立思考、深入钻研，主动地、创造性地进行设计，反对不求甚解、照抄照搬或依赖老师。

要求设计态度严肃认真、有错必改，反对敷衍塞责，容忍错误的存在。

只有这样，才能保证课程设计达到教学基本要求，在设计思想、设计方法和设计技能等方面得到良好的训练。

四、设计指导裹包机所包装的产品，绝大多数是单件或多件集合而成的块状物品。

包装作业线中前后机之间物品的输送、换向、排列组合，及单机内部的物品移动等，需要用各种各样的机构或装置完成。

以下是几种典型的推送块状物品的组合机构一一固定凸轮与连杆组合机构。

（一）概述图1所示，是该机构的结构简图，用于香皂、糖果等裹包机中，将物品向上推送较大距离。

原动杆件AB按逆时针方向转动，驱动铰销C上的滚动轴承6在固定槽凸轮4的槽内运动，再通过连杆CD使推送杆（即滑块）2按预定规律作上下往复移动。

这种直动从杆类型的固定凸轮与连杆组合机构相当于连杆长度可变的曲柄滑块机构，曲柄为AB，滑块为推送杆，连杆为BD，在运动过程中连杆BD的长度是变化的。

图1直动从动杆类型的固定凸轮和连杆组合的推送机构结构简图1－推送板2－推送杆3－导轨4－固定槽凸轮5－支座6－滚动轴承7－导轨图2固定凸轮与连杆组合机构示意图1-推料板 2－推料杆： 3－固定凸轮 4－滚子图3 摆动从动杆类型的固定凸轮与连杆组合机构示意图图3所示是摆动从动杆型固定凸轮与连杆组合机构简图。

它相当于连杆长度可变的曲柄摇杆机构，原动件为曲柄AB，从动件为摇杆DE，连杆BD长是变化的，其值由杆件BC、CD的长度和它们的夹角（由凸轮确定）决定。

以上两图所示推送机构，除了从动杆的运动形式不同之外，还有一个重要差别：前者是曲柄AB推着杆件BC运动，杆件BC承受压力；后者是曲柄AB拉着BC杆运动，杆件BC 承受拉力。

这是两种不同的驱动方案。

当然，无论是前者还是后者，都可以在两种驱动方案中任意选择。

（二）基本参数为研究方便，特规定：以曲柄回转中心A为坐标的原点，并作x、y轴。

对于直动从动类型（见图1所示），y 轴与从动杆的运动方向平行；对于摆动从动杆类型（见图3所示）y 轴与铰销D 的两个运动极限位置之连线D 0D 1平行。

考虑到曲柄有两种转向，又规定y 轴的正轴逆着曲柄转向旋转900后所得轴为χ轴的正轴，于是，前者χ 轴的正轴向右，而手者则向左。

基本参数有：e ——y 轴与D 0D 1线的间距，简称偏心距；h ——铰销D 至χ轴的最小距离；a ——曲柄AB 长；b 1、b 2——杆件BC 、CD 长；l ——摆动从动杆DE 长；δ ——从动杆升程运动起始时刻的曲柄位置AB 0和y 轴负轴的夹角，δ=1800 －∠B 0AY 。

铰销B 和D 的距离用b 表示，b=BD ，它的最大值和最小值分别用b max 、b min 表示。

固定凸轮与连杆组合机构的特点是，从动杆的运动可以象凸轮机构的从动杆那样实现停留和按照定规律（如余弦加速度）运动。

从动杆的行程、动停时间、运动速度由工艺要求预先给定。

这样，当参数c 、h 、α 、δ、l 确定后，每一运动时刻的b 值及b mas 、b min 值也随之确定。

显然，b 1、b 2应满足下式⎭⎬⎫=-=+m i n 12m a x 21b b b b b b (5-1) 因此，应根据从动杆的运动规律和确定的c 、h 、α、δ、l 值，先计算出b max 、b min ，然后用下式求算b 1、b 2值：⎪⎭⎪⎬⎫+=-=)(21b2)(21b1min max min max b b b b (5-2) （三）设计步聚1、确定驱动方案它对凸轮的压力角机构的传动效率影响较大。

应根据运动要求确定之。

用下列符号表示运动要求：S m 、m ψ——分别为直动总行程和摆动总行程；ϕ1——升程运动对应的曲柄转角；2ϕ——最高位置停留对应的曲柄转角；3ϕ——降程运动对应的曲柄转角；4ϕ——最低位置停留对应的曲柄转角；4321ϕϕϕϕ+++=3600 。

当31ϕϕ 时，先用曲柄AB 拉着杆件BC 运动的方案；当31ϕϕ 时，应选用曲柄AB 推着BC 杆运动的方案。

31ϕϕ=时，可任选其中一种方案。

2、确定e直动从动杆，取e=0～0.2S m ；摆动从动杆，取e=0～0.4lsin 2mψ。

3、确定h从结构紧凑和减小凸轮压力角考虑，应将h 值取小些。

但h 值愈小，对从动杆驱动力的压力角也愈大。

通常取h ≥S m 或h ≥2l sin 2mψ。

4、确定α若a 值过小，会使凸轮压力角明显增大，甚至不能实现预期动动。

可取a=0.6~0.9S m 或a=1.2~1.8lsin 2mψ。

5、确定l摆动从动杆长l 由执行构件所完成的推送物品要求而定。

应该强调指出，摆动从动杆支点E 的位置对传动效率也有较大影响，应选用e E χ的方案，E χ为支点E 的χ轴坐标。

6、确定δ其值对凸轮的压力角影响极大，δ过小，尤其是过大，会使压力角急剧增加。

在前述参数确定后，最好将δ优化，目标函数为a 1m (δ)（a 1m ）min 式中a 1m 为凸轮的最大压力角。

7. 求算b 1、b 2须先求算b max 、b min 。

（1）直动从动杆类型参阅图4，依据铰销B 、D 的坐标，可建立它们之间距离的公式。

B 的坐标为 ⎭⎬⎫+-=+=)cos() sin(ϕδϕδa y a X B B （3）D 的坐标为⎭⎬⎫+==S h y eX D D （4） 式中 ϕ——曲柄转角，取升程起始时的ϕ =0°；S ——与ϕ相对应的从动杆位移，即铰销D 至其最低位置的距离。

S 值分为升程（ϕ=0～ϕ1）、最高位置停留（ϕ=ϕ1～ϕ1+ϕ2）、降程（ϕ=ϕ1+ϕ2～ϕ1+ϕ2+ϕ3）、最低位置停留（ϕ=ϕ1+ϕ2+ϕ3～360°）四个阶段求算。

b 值为b=22)()(D B D B y y x x -+- (5)将式（3）、（4）代入式（5），求算b nax 、b min ，然后用式（2）算得 b 1、 b 2。

（2）摆动从动杆类型参阅图5，铰销B 的坐标同式（3），铰销D 的坐标为2sin 2sin 22cos 2sin 2ψψψψψψ-±=-+=mD m l e x l h y D （6） 式中 ψ——从动杆的角位移，计算方法同S 。

x D 式的正负运算符号取决于支点E 的位置。

当x E ＜e 时取“+”；X E ＞e 时取“—”。

利用式（5）求算b 、b max 、b min 。

8、设计凸轮廊线固定凸轮的理论廊线就是滚子中心C 的运动轨迹线，根据铰销B 、D 的位置及b 1、b 2值可确定C 的位置。

图4 直动从动杆类型的固定凸轮与连杆组合机构示意图图5摆动从动杆类型的固定凸轮与连杆组合机构的示意图参阅图4与图5，令铰销B 、D 的连线BD 与D O D 1线（或y 轴）的夹角为θ，BD 与CD 的夹角为β，则BD D BD B y y x x arctg b X x --=-=arcsin θ （7） 2212222arccos bb b b b -+=β （8） 显然，X B ＞X D 时θ为正值，反之则为负值，而β始终为正值。

这样，铰销C 的坐标为⎭⎬⎫±-=±+=)cos()sin(22βθβθb y y b x x D c D c （9） 该式对直动和摆动两种从动杆类型都适用，运算符号“+”和“—”的确定原则是：令B=b max 时的ϕ为ϕ m ， b=b 时的ϕ为ϕ′m ，则对于AB 推动BC 的驱动方案（如图4所示），在ϕ =ϕ m ～ϕ′m 区间，取“—”号；在ϕ =0～ϕ m 和ϕ =ϕ′m ～360°区间，取“+”对于AB 拉动BC 的驱动方案，则刚好相反。

9、检验压力角 （1）凸轮的压力角α1参阅图4与图5，α1为P C 和V c 的夹角。

P C 为驱动铰销运动的力(不考虑摩擦力)，BC 重合，v c 为铰链C 的运动方向,，与C 点的凸轮廊线切线重合。

用K 1、K 2分别表示P C 、v c 的斜率，则K 1 =Bc Bc x x y y -- （10）ϕϕd dx d dy dx dy K c c c c //2==（11） 211211K K K K arctga +-= （12）应保证1a 的最大值不超过许用值，即)(11a a m ≤。