页数：86页文件大小：1.98 MB来源： 包装机械设计ppt课件
本课件讲裹包机械执行机构的设计，先说明裹包执行构件的运动形式与工作要求，再集中讨论作往复运动的执行机构：包括弧度型、正弦型、正切型等凸轮从动系统的运动规律与参数确定，以及曲柄摇杆、曲柄滑块机构的几何法求解与实例。
第六章 裹包机械：本章分为两节。
2裹包机的种类很多,随着机器所完成的裹包方式及其包装的物品和所用包装材料的不同,各种裹包机的生产率有着很大的差异。
但总的说来,其基本特点是:速度高(例如,糖果裹包机的生产率有的高达30pcs/s),应设法改变机械动力特性(振动与噪声)及润滑磨损等问题;再有,执行机构多,要求各执行机构具有较高的运动精度和准确的动作配合关系。
因此,必须采用新技术不断提高设计和制造裹包机的水平。
第一节 概述
移送时,有的还要完成一些折纸工序。
根据折纸部位的不同,可分为端面折纸、侧面折纸等。
裹包机主要完成的裹包操作:
5一种折叠式裹包机的工艺路线图,大体上表示用防潮玻璃纸裹包卷烟小包的全过程。
输送带14将被包装物品13送到工位Ⅰ,然后借水平步进式推料机构12(参阅图6.2所示)使之前移。
送纸辊11的表面匀布许多与真空室相通的小孔,以便吸附包装材料10并送至预定位置。
当推料板12将物品13推送到工位II时,包装材料遂被固定折纸板裹成“ㄈ”形。
接着,侧面折纸板l向上运动将包装材料折成“□”形。
托板2上升后,将物品上移一定距离,包装材料又被固定折纸板(图中未示)折成“”形。
在工位III,侧面热封器3将搭接在各个物品侧面的包装材料加以热压封合；
待垒满四个物品后,折角器9对移至顶部的物品两端伸出的包装材料进行折角,并将物品移向工位Ⅳ,在移送过程中由固定折角器(图中未示)完成另一侧折角。
到工位Ⅵ,端面折纸板4将两端下部的包装材料向上折叠,然后托板5将物品向上推送,推送过程中两端上部的包装材料又被固定折纸板(图中未示)折叠。
在工位V,端面热封器6和8对两端的包装材料热压封合；
待垒满四个物品后,由推板7将顶部的两个已裹包好的成品输出。
举一实例,作具体说明
7因要求侧面折纸板1和端面折纸板6作同步运动,故将它们固联,由凸轮28驱动。
托板2和7也作同步运动,故也将它们固联,由凸轮27驱动。
侧面热封器5和端面热封器9、11虽然工作行程方向各不相同,但其行程大小和工作时间是一致的,由圆柱凸轮3经齿轮4同时驱动。
折角器8由偏心轮13驱动。
输出推板10由凸轮12驱动。
步进式推料机构(即推料板23)借偏心轮26、29驱动按预定平面曲线轨迹运动,将被包装物品由工位I逐次推送到工位Ⅱ为止(参阅图6.l)。
压纸辊18和牵引辊24将包装材料15和撕裂带16夹紧并向前供送。
切口刀19可将已粘合在包装材料上的撕裂带切成一个“U”形切口,它由一对非圆齿轮17传动而作非匀速转动,调节一对非圆齿轮17在其轴上的周向位置,能改变切口刀切撕裂带时的角速度,从而可改变“U”形切口的长度。
切纸刀20将包装材料和撕裂带切断,由于牵引辊24的表面上匀布许多与真空室相通的小孔,所以包装材料被切断后仍被吸附在牵引辊表面上。
当牵引辊表面上的小孔转至与送纸辊25接触时被解除真空,包装材料遂被送纸辊25(其表面也匀布许多与真空室相通的小孔)吸附过去,并被送到预定位置。
8显然,为了完成裹包操作,裹包执行构件与被包装物品及包装材料之间应有适当的相对运动。
其中,有的物品及包装材料不动,而执行构件运动；
有的执行构件不动,而物品及包装材料运动；
还有的物品及包装材料同执行构件都要运动,但速度互不相同。
对静止的执行构件,只需作结构设计。
而对运动的执行构件却要根据裹包操作的要求,选择和设计合适的机构使之实现预期的运动规律。
9往复运动平面曲线运动空间曲线运动匀速转动非匀速转动常见的裹包执行构件的运动形式书山有路勤为径，学海无涯苦作舟。
10对执行构件作往复运动的裹包执行机构有如下工作要求:1)位移:执行构件作直线或摆动往复运动的总位移量,分别用表示。
根据工作行程或回程运动的起始端和终止端有无停留,可将往复运动分为:无停留往复运动;在行程的两端和中途均无停留;单停留往复运动;只在行程的起始端或者终止端有停留;双停留往复运动;在行程的两端均有停留。
上述三种往复运动是常用的。
此外,还有在行程的中途作一次或多次停留的,或者在一个工作周期内作多次不同行程和动停时间的往复运动等。
另一种为裹包操作对执行构件的运动速度无特殊要求,则可根据工作条件和结构自选合适的运动规律。
裹包执行机构大都属于后一种情况。
第二节 作往复运动的裹包执行机构的设计
11凸轮机构工作可靠、布局方便,特别是它能使从动杆实现任意的运动规律,因而在裹包机中应用广泛。
下面结合具体应用，着重讨论选择从动系统的运动形式设计问题，而确定参数这个问题不作为重点。
(一)从动系统的形式选择从动系统,要求构件数目少、传动效率高、结构简单。
为此,应尽量采用由凸轮直接驱动执行构件的方案。
但这不是经常能实现的。
对设计裹包机来说,有时还必须通过中间传动件,如执行构件远离凸轮轴、摆动执行构件的角位移过大、或者为减小凸轮几何尺寸以及便于布局等可考虑如下四种中间传动形式。
—与从动杆固连的扇形齿轮节圆半径；
s—直动执行构件的直线位移;—摆动执行构件的角位移；
—与摆动执行构件固联的扇形齿轮节圆半径。
c—摆动执行构件的有效长度；
其余符号同前。
如图6.6所示,(a)图为直动执行构件,当从动杆AB处于行程中间位置时(此时执行构件不一定处于行程中间位置),若使它与直动执行构件的运动运动轨迹相垂直,则4.连杆型从动系统（6-11）式中: b—连杆BC的长度；
其余符号同前。
当b较大,而又较小时,可用式(6-4)代替作近似计算。
（6-12）
图6.6 从动型从动系统方案1-执行构件,2-从动杆,3-主动凸轮对于图6.6(b)所示的摆动执行构件,当杆AB和CD各自的行程中间位置互相平行(不是两杆件同时到达行程中间位置)时,则
AB、CD两杆件的运动关系式为(6-14)以上四种从动系统的形式,都具有增大行程和便于总体布局的特点,不仅在凸轮机构中被广泛应用,而且在连杆机构中也经常采用。
(6-13)式中: β—从动杆AB处于行程中间位置与固定杆AD之间的夹角；
—杆AB的总摆角;—杆CD的总摆角；
a、b、c、d—分别为杆AB、BC、CD、AD的有效长度。
上述参数通常是按凸轮许用压力角确定的,推程运动的许用压力角一般可取30°。
在实践中,这种凸轮机构,往往压力角并未超过许用值而推力系数(凸轮对直动从动杆的推力与从动杆所承受的载荷的比值)却很大甚至自锁的情况时有发生；
也有凸轮压力角超过许用值而工作情况却良好。
所以,按许用压力角确定其参数,是不够妥善的。
为此,特介绍一种按机构传动效率确定其参数的方法。
由于当量摩擦圆半径一般甚小,可近似认为该力通过滚子中心A,亦即P与凸轮廓线的法线重合。
F—导轨对从动杆的反力,是和的合力。
(6-9)根据力的合成与平衡原理,F应通过与的交点B及Q与P的交点A,由图示几何关系得:(6.15)式中: —从动杆与其导轨的当量摩擦角；
—从动杆与其导轨的摩擦角；
—从动杆位移为s时的悬臂长度；
C —从动杆的宽度或直径。
计算结果表明, 和相比其值甚小,可略去不计,则上式简化为(6-16)
(6-9)根据Q、F、P三力平衡条件,得(6-17)显然,当时,该机构将产生自锁。
假定从动杆与其导轨之间没有摩擦,即,则(6-18)这样,可粗略地求出该机构的传动效率η为(6-19)式中:ξ—损失系数,其许用值用[ξ]表示。
欲保证机构有合理的传动效率通常,可取(6-20)
若用K表示推力系数,则(6-21)因为,故(6-22)举例:如图6.7所示的凸轮机构,直动从动杆的推程为等速运动,已定参数为,从动杆与其导轨间的摩擦系数0.15。
若按许用压力角[α]=30°确定轮基圆半径,则因其α和的最大值均发生在推程运动起始时刻,可由式(6-20)求得最大损失系数为
计算结果表明:该机构压力角虽末超过许用值,但损失系数已大于l,机构自锁。
由此可见,按许用压力角确定参数是不可靠的。
而按许用损失系数确定参数,既可以保证有合理的传动效率,也能保证推力系数不致过大。
因此,需要进一步讨论按许用损失系数来确定有关参数。
对图示的偏置直动从动杆盘形凸轮机构而言,设从动杆推程起始时刻凸轮的转角为零,当凸轮转动角度后,从动杆的位移为s,不难导出(6-23)将式(6-23)、(6-16)代人式(6-20),并经整理可得(6-24)
为研究方便,再将上式无因次化,得(6-25)式中:为与从动杆推程总位移相对应的凸轮转角(弧度)；
S、V分别为从动杆推程无因次运动的位移与速度。
又设φ为凸轮的无因次转角,A为从动杆的无因次运动加速度。
则无因次运动与实际运动的关系为:(6-26)(6-27)(6-28)(6-29)
关于最大损失系数,可能发生在推程的起始位置,即时刻。
故由式(6-25)可得(6-30)但也有可能发生在ξ的极大值,得(6-31)(6-32)当凸轮机构有关参数已确定时,便可利用式(6-30)、(6-31)、(6-32)验算损失系数。
方法是:先将式(6-31)和式(6-32)联立,消去Ra后得(6-33)由上式求得值,将其代入式(6-32),经整理得(6-34)另外,还须满足式(6-30)的要求,即(6-35)当然,应从Rap、Ra0中选取较大者作为设计依据。
若将从动杆设计成非悬臂的结构形式,则亦即应使。
例如,当[ξ]=0.2, 时,须使就是说,对于非悬臂结构,虽然凸轮的压力角较大,但仍可有良好的传动效率。
而当悬臂长度很大时,情况则相反。
对于力封闭的形式,凸轮轴应按推程运动正向偏置,通常取,当所取e值使Rap=Ra0时,则可以使凸轮获得最小尺寸,此最佳偏距值可由式(6-33)、(6-34)、(6-35)联立求得,不再赘述。
283)凸轮的许用最小基圆半径可按[ξ]求出。
根据(6-36)(6-37)(6-38)图6.8 直动从动杆圆柱凸轮机构展开图
将式(6-38)对求导,令,求与ξ的极大值相应的值,整理后可得: (6-39)(6-40)(6-41)3.按许用损失系数确定参数(1)弧度型从动系统如图8.9(a)所示,因对执行构件的驱动力F和执行构件的运动方向之间的夹角α恒等于齿轮齿条的压力角,且执行构件的悬臂长度也为常量,故由式(6-16)可知
(6-9)(2)正弦型从动系统如图6.9(b)所示,直动执行构件的受力情况为:所承受的工作载荷Q,驱动执行构件施动的力P,因滚子与其销轴的当量摩擦圆半径甚小,近似认为P与执行构件的运动方向平行；
导轨对执行构件的作用力的合力F,它通过与的交点O,方向与执行构件的运动方向相反。
将P、Q对点O求矩得(6-44)解得(6-45)假定执行构件与其导轨之间没有摩擦力, ,则(6-46)故(6-47)式中（6-48）
则(6-43)例如,当图8.9直动执行构件受力图
为保证ξ≤[ξ],应使(6-49)式中: —滚子中心B至执行构件导轨中心线间的距离的最大值。
欲减小ξ,应尽量减小。
因此,当杆且AB处于行程中间位置时,最好与执行构件的导轨垂直,且取。
若是这样,一般就无须检验ξ值。
若杆AC的行程中间位置与执行构件的导轨垂直,则滚于处于极左位置C时损失系数最大,即因
故应保证(6-57)式中:Sm—直动执行构件的总行程。
若杆AB的行程中间位置与执行构件的导轨相垂直,且取e≈a,由于α甚小,一般无须检验ξ值。
综合上述,正弦型和连型秆从动系统均有较高的传动效率,弧度型和正切型从动系统的传动效率却较低,须按[ξ]确定或校验及的值。
由于连杆机构具有容易制造、运转较平稳、使用寿命长,并能承受较大载荷以及适合高速等特点,在裹包机中的应用日趋增多。
但执行构件的运动速度变化规律不能任意选定,且结构不够紧凑。
(一)无停留往复摆动执行构件作无停留往复摆动,采用曲柄摇杆机构和摆动导杆机构最为简单。
但由于加工和布局等原因,常采用曲柄摇杆机构。
裹包操作对曲柄摇杆机构的运动要求,主要有如下几种1.给定曲柄与摇杆在外极限位置前(或后)的一对相应角移量如图6.10(a)所示为折纸机构简图。
折纸板l从开始折纸到折纸终了的摆角,曲柄转角,据此,设计曲柄摇杆机构ABCD各杆长。
35图6.10 折纸机构1-折纸板,2-纸,3-糖块图(b)所示为该折纸机构示意图。
当折纸终了时,因折纸板已到达最高位置,故此时曲柄摇杆机构应处于外极限位置AB0C0D。
这样,当折纸板由开始折纸位置运动到折纸终了位置时,要求摇杆CD由位置C1D运动到位置C0D,其转角∠C1DC0=9°；
而对于曲柄AB,若是沿顺时针转动,则转角,而当其沿逆时针转动时,则转角。
但是,不管曲柄转向如何,折纸工序所要求的曲柄与摇杆的一对相应角移量,都处于外极限位置之前。
因此,这可按给定的曲柄与摇秆在外极限位置前的一对相应角移量,设计曲柄摇杆机构各杆长。
另外,也有要求摇杆由外极限位置往回摆角度,相应的曲柄转角为的。
它相当于(b)图中摇杆由摆动到,曲柄则由转动到。
显然,这一对相应角移量是处于外极限位置之后。
鉴于曲柄摇杆机构的运动具有可逆性,因此,所给定的一对相应角移量,无论是在外极限位置之前还是之后,实质上都是一样的。
实用中,这类设计问题采用几何法求解比较直观,也便于检查,其步骤大体如下：
首先,判别所给定的曲柄与摇杆在外极限位置前(或后)的一对相应角移量是转向相同还是转向相反。
对(a)图所示的折纸机构来说,当曲柄顺时针转动时,给定的一对相应角移量为其转向是相同的；
当曲柄逆时针转动时,则给定的一对相应角移量为,其转向是相反的。
下面就上述两种情况分别加以讨论。
(l)转向相同的求解给定曲柄与摇杆在外极限位置前(或后)的一对相应角移量为,且它们的转向相同。
实际上,符合此条件的解可有无穷多个,现假定图6.11所示的曲柄摇杆机构ABCD是其中的一个解, 为其外极限位置,则以外极限位置的摇杆作参考平面(即把看作为固定杆),求这一对相应角移量的相对极点,即:将四边形绕点D回转角度,使重合,得四边形;分别作的中垂线物,此两中垂线交点即为所求相对极点。
图6.11 给定的一对相应角移量转向相同的求解图显然,中垂线是的角平分线,即。
又根据相对极点的性质,得的延长线AL与直线AD间的夹角为。
综上所述,参见图6.12(a)所示,可以得出如下的求解步骤:图6.12 按给定外极限位置前(或后)一对相应角移量的图解1)作线段AD,它表示固定杆长度,A、D分别为曲柄和摇杆的支点。
使,所得AL的延长线与DK的交点R,即为所求的相对极点。
连接为摇杆的外极限位置,而为曲柄与连杆的长度之和。
这样,所曲柄摇杆机构的外极限位置为。
用a、b、c、d分别表示曲柄、连杆、摇杆及固定杆的长度,即、。
通常取许用压力角[α]=50°,高速及重载时取[α]=40°。
若压力角过大,可能是由于点的位置选择不当,则应重新选择点；
也有可能是由于给定的值不合理(如值过小或值过大),则应修改给定值。
显然,在给定的同时,还可以附加其他条件。
例如,根据结构条件给定摇杆长度,以及摇杆的外极限位置等。
使,所得AL与DK两线的交点R。
此点即是以外极限位置的摇杆为参考平面,并假定摇杆位于AD上方时,所给定的这一对相应角移量的相对极点。
421.给定曲柄与摇杆在外极限位置前(或后)的一对相应角移量如图6.10(a)所示为折纸机构简图。
折纸板l从开始折纸到折纸终了的摆角,曲柄转角,据此,设计曲柄摇杆机构ABCD各杆长。
图(b)所示为该折纸机构示意图。
当折纸终了时,因折纸板已到达最高位置,故此时曲柄摇杆机构应处于外极限位置AB0C0D。
这样,当折纸板由开始折纸位置运动到折纸终了位置时,要求摇杆CD由位置C1D运动到位置C0D,其转角∠C1DC0=9°；
而对于曲柄AB,若是沿顺时针转动,则转角,而当其沿逆时针转动时,则转角。
但是,不管曲柄转向如何,折纸工序所要求的曲柄与摇杆的一对相应角移量,都处于外极限位置之前。
因此,这可按给定的曲柄与摇秆在外极限位置前的一对相应角移量,设计曲柄摇杆机构各杆长。
另外,也有要求摇杆由外极限位置往回摆角度,相应的曲柄转角为的。
它相当于(b)图中摇杆由摆动到,曲柄则由转动到。
显然,这一对相应角移量是处于外极限位置之后。
鉴于曲柄摇杆机构的运动具有可逆性,因此,所给定的一对相应角移量,无论是在外极限位置之前还是之后,实质上都是一样的。
实用中,这类设计问题采用几何法求解比较直观,也便于检查,其步骤大体如下：首先,判别所给定的曲柄与摇杆在外极限位置前(或后)的一对相应角移量是转向相同还是转向相反。
对(a)图所示的折纸机构来说,当曲柄顺时针转动时,给定的一对相应角移量为,其转向是相同的；
当曲柄逆时针转动时,则给定的一对相应角移量为,其转向是相反的。
下面就上述两种情况分别加以讨论。
(l)转向相同的求解给定曲柄与摇杆在外极限位置前(或后)的一对相应角移量为,且它们的转向相同。
实际上,符合此条件的解可有无穷多个,现假定图6.11所示的曲柄摇杆机构ABCD是其中的一个解, 为其外极限位置, 则。
以外极限位置的摇杆作参考平面(即把看作为固定杆),求这一对相应角移量的相对极点,即:将四边形绕点D回转角度,使重合,得四边形;分别作的中垂线物,此两中垂线交点即为所求相对极点。
显然,中垂线是的角平分线,即。
又根据相对极点的性质,得的延长线AL与直线AD间的夹角为。
综上所述,参见图6.12(a)所示,可以得出如下的求解步骤:
图6.12 按给定外极限位置前(或后)一对相应角移量的图解1)作线段AD,它表示固定杆长度,A、D分别为曲柄和摇杆的支点。
使,所得AL的延长线与DK的交点R,即为所求的相对极点。
连接为摇杆的外极限位置,而为曲柄与连杆的长度之和。
过相对极点R作RN线,使两线的交点即为所求点。
这样,所求曲柄摇杆机构的外极限位置为。
用a、b、c、d分别表示曲柄、连杆、摇杆及固定杆的长度,即、。
通常取许用压力[α]=50°,高速及重载时取[α]=40°。
若压力角过大,可能是由于点的位置选择不当,则应重新选择点；
也有可能是由于给定的值不合理(如值过小或值过大),则应修改给定值。
显然,在给定的同时,还可以附加其他条件。
例如,根据结构条件给定摇杆长度,以及摇杆的外极限位置等。
使,所得AL与DK两线的交点R。
此点即是以外极限位置的摇杆为参考平面,并假定摇杆位于AD上方时,所给定的这一对相应角移量的相对极点。
则为所求曲柄摇杆机构的外极限位置。
其中、5)检查压力角是否超过许用值。
由于拆纸终了时曲柄摇杆机构处于内极限位置,因此,这可按给定曲柄与摇杆在内极限位置前(或后)的一对相应角移量,设计曲柄摇杆机构。
图6.13 折纸机构简图其求解方法和步骤与前述的相同,即:1)判别所给定的一对相应角移量的转向是相同还是相反；
在图6.14中,(a)图为转向相同,而(b)图为转向相反,DK、AL、RN各线的方向都是假定摇杆处于固定杆上方求得。
设计举例:有一折纸机构如图6.15(a)所示,折纸板为完成折纸须摆动15°,相应的曲柄转角为90°。
已知A、D两支点的距离为200mm,折纸终了时的CD杆与AD杆的夹角为98°,[α]=50°,试设计曲柄摇秆机构的其它三个杆的长度。
解:折纸终了时,曲柄摇杆机构处于外极限位置,因此,它是给定曲柄与摇杆在外极限位置前的一对相应角移量的设计问题, 。
折纸时,摇杆应作顺时针转动,而曲柄作逆时针转动,故这一对相应角移量转向相反,如图6.12(b)和图6.15(b)所示:1)取作图比例为1:4,作固定杆AD＝200/4=50mm。
并取摇杆实长为80mm(任意选取),按作图比例,取=20mm。
故曲柄AB和连杆BC的实长为量得值的四倍,即分别为18mm和208mm。
图6.14 按给定内极限位置前(或后)的一对相应角移量的图解
图6.15 折纸机构的几何法求解3.给定曲柄与摇杆在极限位置前后的两对相应角移量图6.16所示为某糖果裹包机的送糖机构示意图。
推糖板2与接糖板5将糖块3和包糖纸4夹紧,并将它们向左送入工序盘内(图中未示),移送的距离(弧长)为30mm。
送糖(和纸)操作对两个曲柄摇杆机构、分别提出如下运动要求。
图6.16 送糖机构示意图1-输送带,2-推搪板,3-糖块,4-纸,5-接糖板曲柄摇杆机构驱动推糖扳2作往复摆动,从开始推糖到推糖终了,摇杆的摆角(逆时针)9°,相应的曲柄的转角为90°,推糖终了时处于内极限位置。
另外,还要求推糖板由推糖终了位置往回摆动9°(回程运动),相应的曲柄的转角为85°。
显然,推糖工作行程曲柄与摇杆的一对相应角移量(90°-9°)处于内极限位置之前,而回程运动的一对相应角移量(85°-9°)则处于内极限位置之后。
因此,这可按给定曲柄与摇杆在内极限位置前后的两对相应角移量,设计曲柄摇杆机构。
对驱动接糖板5运动的曲柄摇杆机构来说,接糖工作行程起始时,它处于图示的外极限位置。
在外极限位置后,接糖板5配合推糖板2将糖块和纸夹紧向左运动的摆角为9°,相应的曲柄的转角为90°,这是工作行程。
而在外极限位置前,摇杆顺时针摆动9°到达图示的外极限位置,要求相应的曲柄的转角为85°,这是回程运动。
因此,这可按给定曲柄与摇杆在外极限位置前后的两对相应角移量,设计曲柄摇杆机构。
对上述两种情况分别做进一步讨论。
先看图6.17(a),若规定曲柄与摇杆的两对相应角移量为、。
欲使它们处于外极限位置的前后,则应使,如(b)图所示。
这样,也可把看作是一对相应角移量。
所以,对于给定曲柄与摇杆在极限位置前后两对相应角移量的设计问题,实质上可以认为是给定了曲柄与摇杆的三对相应角移量,求曲柄摇杆机构。
由(b)图可见,不管曲柄转向如何, 这一对相应角移量总是转向相同,而的一对相应角移量总是转向相反。
现分别用来表示转向相同和转向相反的两对相应角移量, 即, , 。
根据连杆机构的几何法综合理论,对于给定曲柄与摇杆三对相应角移量的设计问题,可利用中心曲线(又称圆心曲线)或圆点曲线来求解。
下面,简要介绍用中心曲线求解的原理。
首先,以外极限位置的摇杆作为参考平面,对照图6.17(b)和图6.18,即可求出三对相应角移量、、的六个相对极点:1) 的相对极点：作和DK线,使、,延长线则两直线的交点为点。
和两位置的极点即为。
显然与点重合。
简言之。
将AD线绕D点顺时针转角度后所得点即为。
图6.18 图解法求中心曲线
然后,取[ , ]和[ ]这两对相对对极组成对极四边形。
借此对极四边形即可求得中心曲线。
由图6.18可见,DK线是线的中垂线,亦即相对对极[ , ]位于另一相对极[ ]连线的中垂线上。
这样,中心曲线分为两支,一为直线DK;另一为圆弧,该圆弧的求法是：将对极四边形的对边和分别延长而交于π点。
再作中垂线与DK线交于O点。
以O为圆心,作半径为OA的圆弧。
摇杆两铰销的外极限位置点D、必位于上述的中心曲线上。
因D点已确定,则点必位于圆弧上。
又因为上述中心曲线是假定摇杆处于AD的上方而求得的,再加上受曲柄存在条件以及压力角的限制,故点只能在圆弧上的粗实线范围内选取。
确定后,相应的点也随之确定。
图6.19 按绘定外极限位置前后两对相应角移量的图解综上所述,按照给定的曲柄与摇杆在外极限位置前后的两对相应角移量,求曲柄摇杆机构的步骤如下：1)作线段AD,表示固定杆长度(如图6.19所示)。
图6.20 按给定内极限位置前后两对相应角移量的图解1)作线段AD,表示固定杆长度;2)求中心曲线:画AM和DK线,分别使,,以AM、DK两直线的交点O为圆心,OA且为半径画圆弧。
这是以内极限位置的摇杆为参考平面,且假定摇杆处于固定杆上方时的中心曲线。
再画RN线,使=,得到RN线与延长线的交点。
即为所求曲柄摇扦机构的内极限位置,,,,。
若超过许用值,应重新选取点。
当没有满足压力角要求时,则需修正给定的值。
曲柄AB为主动件,通过开钳凸轮l驱动糖2作开闭运动。
对曲柄摇杆机构的运动要求是:曲柄AB沿逆时针每转一圈,摇杆CD完成一次往复摆动,总行程。
与摇杆逆时针摆动30°相应的曲柄转角为(这时曲柄与摇杆转向相同,故用表示)而与摇杆顺时针摆动30°相应的曲柄转角为170°(转向相反,故用表示)。
这样,极位角在确定机构布局和曲柄转向时应尽量使θ为正值。
这可按给定摇扦总摆角和极位角,求曲柄摇杆机构。
图6.21 开钳机构1-开钳凸轮, 2一糖钳参见图6.22所示,几何法求解步骤如下:1)作线段AD,表示固定杆长度。
图6.22 按给定摇杆总摆角和极位角的求解图2)求中心曲线和:画AM、AM’和DK、DK’线, 分别使,,得AM和DK两线的交点。
分别以O和为圆心,OA和(OA=)为半径作圆弧和。
使。
则为曲柄摇杆机构得外极限位置,,,,。
由图可见,令β为外极限位置得连杆与固定杆得夹角,则a、b、c、d存在如下关系:(6-51)(6-52)(6-53)计算时,先选取适当得β值,再计算值,然后,确定四杆中任何一个杆长,其它三个杆件便可算出。
(二)无停留住复移动用连杆机构驱动裹包执行构件作无停留往复移动,常见的有如下几种类型。
由于它们具有增大行程和便于布局等特点,故在包装机中被广泛采用。
例1曲柄摇杆机构与弧度型机构串联组合。
图6.23为图6.22糖果裹包机的推糖机构简图。
推糖杆1将糖块2由位置I推送到位置II,移送距离为32mm,相应的曲柄AB的转角为90°。
而推糖杆由推糖终了位置后退32mm,相应的曲柄转角为85°。
已知固定杆AD=250mm,扇形齿轮节圆半径R＝75mm,
[α]=50°,试设计AB、BC、CD三个杆件的长度。
图6.23 无停留往复移动的推糖机构简图l-推糖杆,2-糖块解:根据题意,推糖杆的推程为32mm,相应的扇形齿轮即摇杆CD的摆角为:,曲柄AB的转角为90°。
推糖杆回程运动(由推糖终了位置后退)32mm,相应的摇杆摆角也为24.4°,曲柄转角为85°。
推糖至终了位置时,曲柄摇杆机构ABCD应处于外极限位置。
因此,可按给定曲柄与摇杆在外极限位置前后的两对相应角移量来求曲柄摇杆机构。
现曲柄沿顺时针转动,则推程时曲柄与摇杆转向相同,回程时则转向相反。
从而可确定＝90°,=85°,用几何法求解,如图6-24所示:图2.24 推糖机构的几何法作图
画AM线,使=,得到DK、AM两线的交点O。
以O点为圆心,OA为半径作圆弧。
再作RN线,使得RN和A 两线的交点。
由图上量得, , 故求得曲柄实长, 连杆实长=257.5mm,摇杆实长。
附带说明,从减小压力角考虑,可将点沿圆弧取得偏上一些,以适当增大,从而使值增大。
但是,本例要求尽量
减小曲柄尺寸,以便可将曲柄设计成偏心的结构形式,所以不宜过长。
例2 曲柄摇杆机构与正切型机构组合。
图4.25所示是糖果裹包机推糖机构的另一种结构。
推糖杆将糖块移送,相应曲柄转角为90°。
当推糖杆由推糖终了位置后退30mm时,相应的曲柄转角为85°。
已知AD＝180mm,要求开始推糖时杆DE处于的位置,且DE＝245mm,。
试设计AB、BC和CD杆长度及CD与ED间的夹角。
终了时,曲柄摇杆机构ABCD处于外极限位置,因此可按给定的曲柄与摇杆在外极限位置前后的两对相应角移量,设计曲柄摇杆机构。
图6.25 推糖机构简图图6.26 推糖机构的几何法作图1-推糖杆, 2-糖块设推糖终了时刻的杆DE处于位置。
由于推糖起始时刻的DE杆处于垂直位置,故推糖30mm相应的DE杆摆角。
推糖时摇杆与曲柄都作顺时针转动,而回程运动时则是转向相反,故,=85°,。
同样,可仿照上例几何法求解,如图6.26所示,求得各杆实长为a＝12mm,b=233.5mm,c=126.5mm,,适用。
对照图6.25和图6.26,推糖终了时刻的杆DE与固定杆DA之间的夹角应为故杆DE与杆DC之间的夹角。
例3曲柄摇杆机构与连杆型机构串联组合。
图6.27所示是糖果裹包机的一种接糖机构示意图。
它的接糖杆1与推糖机构的推糖杆3配合,将糖块2由位置I向右移送30mm而到达位置II,在此期间,曲柄AB的转角为。
而接糖杆1由接糖终了位置向左运动30mm到达接糖起始位置(回程)时,曲柄AB的转角为85°。
已知AD＝180mm,e＝245mm,DE＝245mm,接糖终了位置时杆DE位于垂直位置(它不是极限位置),且。
试设计曲柄摇杆机构。
图6.27 接糖机构示意图图6.28 接糖机构的几何法求解图解:先求与接糖杆工作行程30mm相对应的摇杆摆角:因工作行程终了时的摇杆处于垂直位置,DE长度与工作行程相比甚大,故鉴于接糖工作行程起始时的曲柄摇杆机构ABCD处于图示的内极限位置,故可按给定的曲柄与摇杆在内极限位置前后的两对相应角移量来设计曲柄摇杆机构。
又因工作行程曲柄与
摇杆都沿顺时针转动,而回程运动的转向相反,故,,如图6.28所示,用几何法求得曲柄摇杆机构各杆实际长度a=20mm,b=163mm,c=160mm,适用。
但由于它受到曲柄轴偏置距离的限制,而且没有增大行程作用,以致它在裹包机中的应用并不如前述的串联组合机构广泛。
对曲柄滑块机构的运动要求有如下几种。
显然,所给定的一对相应位移量无论是在外极限位置前还是后,也无论曲柄的转向是顺时针还是逆时针,总可以归结为两种情况:
(图6.29(b))和（图6.29(c))。
图6.29 按给定外极限位置前(或后)一对相应位移量的图解由于曲柄滑块机构实质上是由曲柄摇杆机构演化而来,由此,两者的几何法求解其原理基本一致。
对第一种情况(位于线的上侧),它的几何法求解,如图6.29(b)所示,步骤如下:1)取点A表示曲柄的回转中心。
过A作x-y直角坐标轴,使轴与滑块的导轨平行。
再画AL线,使其与y轴的夹角为。
得到AL与两线的交点R,该点即为以外极限位置的滑块为参考平面,并假定滑抉位于y轴右方时这对相应位移量的相对极点。
点可选在x轴上或x轴的上下方,但为减小压力角,e值不宜过大,而值不宜过小。
则为所求曲柄滑块机构的外极限位置,。
当滑块的铰销C与其导轨的距离(悬臂长度)较大时,则应检验其损失系数,应使。
对第二种情况(位于线的下侧),如图6.29(c)所示,它的几何法求解步骤与第一种情况基本相同,只是AL和RN两直线的方向有所不同。
而给定的一对相应位移量,可能属于,也有可能属于。
它的几何法求解步骤与前相同,但线和AL及RN线的位置和方向不同。
(b)图示出了一对相应位移量属于时的解法,(c)图示出了一对相应位移量属于-时解法,不再赘述。
图6.30按给定内极限位置前(或后)的—对相应位移量的图解(3)给定曲柄与滑块在外极限位置前后的两对相应位移量如图6.31(a)所示,取为外极限位置。
现给定曲柄与
滑块在外极限位置前后的两对相应位移量为、,且。
可按给定曲柄与滑块在外极限位置前后的两对相应位移量,设计曲柄滑块机构。
如图6.31(b)所示,它的几何法求解步骤如下:图6.31 按给定外极限位置前后两对相应位移量的图解
以A为原点作直角坐标,使x轴与滑块轨道平行。
再作AM线使其与y轴的夹角为,得AM与两线的交点O。
以A为圆心,OA为半径画圆弧。
此圆弧即是以外极限位置的滑块作为参考平面,并假定滑块位于y轴右方时,所给定的外极限位置前后两对相应位移量和()的中心曲线。
显然,当时,变为与x轴重合的直线。
连接点和A,则A=a+b,点至x轴间的距离即为偏距e。
再画RN线,使,得RN与A两线的交点。
则为所求曲柄滑块机构的外极限位置,。
若压力角超过许用值,应重新选取点。
假如没有满足压力角要求的点时,说明给定的值相差太大,则应作适当修正。
须注意两点:1)上述求解步骤只适用于的情况。
并且,在图6.31(a)中,假定了,故,.因而(b)图中圆心点O和点总是位于x铀的上方(时点位于x轴上)。
但在设计中,也有给定的情况,这时(b)图中点O和点应位于x轴的下方。
为使(b)图所示图解法普遍适用,可以按下述方法设计:首先,根据给定的两对相应位移量以及曲柄回转中心且的偏置方向来确定曲柄的转向,或者根据给定的运动要求和曲柄转向来确定曲柄回转中心的A偏置方向。
然后,按(b)图
所示的几何法来求解曲柄和连杆的长度及偏置距离。
就是说,(b)图中支点且对滑块的偏置方向并不一定与实际相符。
例如,某裹包机的推料机构运动简图如图6.31(a)所示,工作行程要求滑块由点运动至点,,相应的曲柄转角为。
回程运动滑块由点运动至点,,相应的曲柄转角为。
在图示的偏置情况下,曲柄AB必须沿顺时针转动；
若曲柄沿逆时针转动,则必须使支点A偏置在线的上方。
然后,令,,可按(b)图求解a、b、e。
(b)图可见,若令线与x轴的夹角为β,则线与x轴的夹角为δ,可得a、b、e的关系式:(6-54)(6-55)
(6-56)(6-57)(6-58)计算时,先选取合适的β值,便可求算a、b、e当时,β和e恒等于零,则可先确定k值,然后求算a、b。
要求设计曲柄滑抉机构。
它的求解步骤是:首先根据给定的运动要求及偏置位置来确定曲柄转向,或根据曲柄转向确定偏置位置。
然后,如图6.32(b)所示,按前述的作图步骤求a、b、e,但所画的线及AM、AL和RN线的位置却不相同。
图6.32 按给定内极限位置前后两对相应位移量的图解令内极限位置的连杆与x轴的夹角为,线与x轴的夹角为,,可得a、b、e的关系式:
(6-59)(6-60)(6-61)(6-62)(6-63)先给定值,便可求算a、b、e。
当时,e和恒等于零,可先给定值,然后求算a、b。
利用几何图解法求曲柄滑块机构的步骤如下:
图6.33 按给定滑块总行程和极位角的图解1)取曲柄回转中心点A,如(b)图所示,并以A为原点作x-y直角坐标,使x轴与滑块运动方向平行。
过A点在Ay线两侧作夹角为θ的两斜线分别交和线于和点。
再分别以和为圆心,画通过A点的圆弧和。
圆弧是外极限位置的中心曲线,而圆弧是内极限位置的中心曲线。
过该点作与x轴平行的直线,得线和圆弧的交点。
连接和线,得b-a,,。
令外极限位置的连杆与x轴的夹角为，可得：
(6-61)(6-62)(6-63)计算时,先选取合适的值,便可求算a、b、e。
若θ=0时,则,值可任取。
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