哈工大机械原理课程设计完美高分

1、Harbin Institute of Technology课程设计说明书（论文）课程名称： 机械原理课程设计 设计题目： 产品包装生产线（方案4） 院 系： 机电工程学院 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 陈明 设计时间： 2013年7月1日-7月4日 哈尔滨工业大学哈尔滨工业大学课程设计任务书 姓 名： 院 （系）：机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 号： 任务起至日期： 2013 年 7 月 2 日至 2013 年 7 月 9 日 课程设计题目： 产品包装生产线(方案4) 已知技术参数和设计要求： 工作量： 工作计划安排： 同组设计者及分工： 指导教师签字_

2、年 月 日 教研室主任意见： 教研室主任签字_ 年 月 日*注：此任务书由课程设计指导教师填写。哈尔滨工业大学课程设计说明书1、 功能描述如图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，送第一包和第二包产品至托盘A上（托盘A上平面与输送线1的上平面同高）后，每送一包产品托盘A下降200mm，当第三包产品送到以后，托盘A上升400mm，然后，把产品推入输送线2。原动机转速为1430rpm，产品输送量分三档可调，每分钟向输送线2分别输送9、18、24件小包装产品。图1功能简图2、 工艺动作分析由题目可以看出，推动产品在输送线1上运动的是执行机构1

3、，在A处使产品上升、下降的是执行构件2，在A处把产品推到输入线2的是执行构件3，三个执行构件的运动协调关系如图所示。下图中T1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，T3是执行构件3的动作周期。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：3T1= T2= T3。T2= T3T1 执行机构运动情况执行机构1进退进退进退执行机构2停降停 停降停升停执行机构3停进退停 图2 运动循环图 T3三、 运动功能分析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

4、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，主动件每转动一周，从动件（执行构件1）往复运动一次，主动件的转速分别为9、18、24 rpm。 9、18、24 rpm图3 执行机构1的运动功能由于电动机转速为1430rpm，为了在执行机构1的主动件上分别得到9、18、24 rpm的转速，则由电动机到执行机构1之间的传动比iz有3种分别为：iz1=1430/9=158.89iz2=1430/18=79.4444iz3=1430/24=59.58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 = ic*iv1iz2=ic*iv2iz3=ic*iv3三种传动比

5、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。若采用滑移齿轮变速，其最大传动比最好不要大于4，即：iv1=4则有：ic=iz1/iv1= 39.72故定传动比的其他值为：iv2=iz2/ic= 2.00iv3=iz3/ic= 1.50于是，有级变速单元如图4：i = 4, 2.0, 1.5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

6、功能单元的减速功能不能实现全部定传动比，因此，在传动系统中还要另加减速运动功能单元，减速比为i =ic/2.5 = 15.9减速运动功能单元如图6所示。 i=15.9图6 执行机构1的运动功能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。执行构件11430rpm 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为一个间歇往返移动动。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

7、构件2和执行构件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，同时该运动单元具有减速的作用，传动比i=3,如图9所示。图8 运动分支功能单元i=3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 运动分支功能单元下面依次说明构件2和3的运动情况：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

8、能单元经过运动传递方向转换功能单元后的运动，可以通过另一个运动功能单元把连续转动转换为间歇单向转动，如图12所示。图12 连续转动转换为间歇单向转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13所示。1430rpm i = 2.5 i = 4, 2.0, 1.5 i = 15.9 执行构件1执行构件2图13 执行构件1、2的运动功能系统图执行构件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。由图2可以看出，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。如图14所示。 图14运动放大功能单元和间歇运动功能单元尽管执行构件3

9、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14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15所示。然后，再把该运动功能单元输出地运动转换为往复移动，其运动功能单元如图16所示。i =0.25图15 运动放大功能单元执行构件3图16 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17所示。 1430rpm i = 2.5 i = 4, 2.0, 1.5 i = 15.9图17 产品包装生产线（方案4）的运动功能系统图四、机械系统运动方案拟定根据图17所示的

10、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17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18所示。 1430rpm 图18 电动机替代运动功能单元1图17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19所示。 图19图17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20所示。 i=4,2,1.5 图20 滑移齿轮变速替代运动功能单元3图17中的运动功能单元4是减速功能，可以选择2级齿轮传动代替，如图21所示。 图21 2级齿轮传动替代运动

11、功能单元4图17中的运动功能单元6将连续传动转换为往复摆动，可以选择导杆滑块机构替代，如图22所示。图22 导杆滑块机构替代运动功能单元6图17中的运动功能单元7是运动传递方向转换功能和减速运动功能单元，可以用圆锥齿轮传动替代，如图23所示。i = 3 图23 圆锥齿轮传动替代减速运动功能单元7图17中运动功能单元5是运动分支功能单元，可以用运动功能单元7锥齿轮传动的主动轮、运动功能单元6导杆滑块结构的曲柄与运动功能单元4的运动输出齿轮固连替代，如图24所示。图24 2个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元5图17中运动功能单元9和10将连续传动转换为间歇往复移动，由于运动复杂，可以选用不

12、完整齿和凸轮机构固联来共同完成要求。不完全齿轮在一个工作周期内有三次停歇和和三次转动，且三次停歇的时间相同。于是，可以用不完全齿轮和凸轮机构固联来代替这两个运动功能单元。如图26所示。图25 不完整齿和凸轮机构固联替代功能单元9和10图17中运动功能单元8是运动分支功能单元，可以用运动功能单元9、运动功能单元11齿轮传动的主动轮与运动功能单元7的运动输出齿轮固联代替，如图26所示。图17中运动功能单元11是加速功能，可以选择齿轮传动代替，传动比为1/2.5，如图27所示。图27用齿轮传动替代运动功能单元11图17中运动功能单元12是把连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，可以用槽轮机构替代。该

13、运动功能单元的运动系数为由槽轮机构运动系数的计算公式有：式中，Z槽轮的径向槽数。则，槽轮的径向槽数为：该槽轮机构如下图所示。图27用槽轮机构替代运动功能单元12图17中的运动功能单元13是运动放大功能单元，把运动功能单元14中槽轮在一个工作周期中输出的1/4周的转动转换为一周的运动，用圆柱齿轮机构替代，其传动比为i=1/4。圆柱齿轮传动如图32所示。图28 用圆柱齿轮传动替代运动功能单元15图17中运动功能单元14是把连续转动转换为连续往复移动的运动功能单元，可以用曲柄滑块机构替代，如图所示。图 29用曲柄滑块机构替代运动功能单元15根据上述分析，按照图17各个运动单元连接顺序把个运动功能单元

14、的替代机构一次连接便形成了产品包装生产线（方案4）的运动方案简图，如图所示。（a）（b）（c）图30 产品包装生产线（方案8）的运动方案简图五、机械系统构件尺寸确定 （1）执行机构1的设计该执行机构是曲柄滑块机构，由曲柄，滑块，导杆，连杆和滑枕组成。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，在导杆与曲柄的轨迹圆相切时候，从动件处于两个极限位置，此时导杆的末端分别位于C1和C2位置。取定C1C2的长度，使其满足：利用平行四边形的特点，由下图可知滑块移动的距离E1E2= C1C2=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19的

15、摆角就是，取机构的行程速比系数K=1.4，由此可得极位夹角和导杆19的长度。图31 导杆滑块机构设计先随意选定一点为D，以D为圆心，l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15°，交圆与C1和C2点。则弧C1C2即为导杆顶部转过的弧线，当导轨从C1D摆到C2D的时候，摆角为30°。接着取最高点为C,在C和C1之间做平行于C1C2的直线m，该线为滑枕21的导路，距离D点的距离为在C1点有机构最大压力角，设导杆21的长度为l1，最大压力角的正弦等于要求最大压力角小于100，所以有l1越大，压力角越小，取l1=200400mm。则取l=300mm1曲柄1

16、5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=600mm，据此可以得到曲柄15的长度（2）执行机构2的设计凸轮如图30（b）所示，执行机构2的运动是将连续传动转换为间歇往复移动，可以选用齿轮传动和直动平底从动件盘形凸轮机构固联来共同完成要求。凸轮机构的设计凸轮机构在一个工作周期的运动为停0.26T2向下200mm（0.07T2）停0.13T2向下400mm（0.07T2）停0.26T2向下200mm（0.07T2）休止（0.13T2）下面设计凸轮的轮廓凸轮：采用无冲击的正弦加速度方式,得到如下表格：角度范围S0400T= 200T=0400 图32 凸轮运动的位移图可求出

17、凸轮轮廓，如下图： 图34 凸轮的理论轮廓和实际轮廓图（3）执行机构3的设计 图35 曲柄滑块机构执行机构3驱动构件2运动，由图可知，执行构件3由曲柄34，连杆35和滑块36组成。由题可知，滑块36的行程是： h=600mm则曲柄的长度可以确定为l34=1/2h=300mm连杆35的长度与许用压力角有关，即:一般有则=600mm（4）、槽轮机构的设计1） 确定槽轮槽数在拨盘圆销数k=1时，槽轮槽数z=4。2） 槽轮槽间角2=90°3） 槽轮每次转位时拨盘的转角2=180°-2=90°4） 中心距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=

18、150mm5） 拨盘圆销的回转半径=r/a=sin=0.7071r=*a=0.7071*150=106.065 mm6） 槽轮半径=0.7071R=*a=0.7071*150=106.065 mm7） 锁止弧张角=360°-2=270°8） 圆销半径 rA=r/6=106.065/6=17.6675mm圆整： rA=18mm9） 槽轮槽深 h>(+-1)*a+=80.13 mm(1)锁止弧半径rs<r-rA=88.065mm 取rs=75mm（5）、齿轮设计滑移齿轮传动设计 确定齿轮齿数如图20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

19、为z5， z6 ，z7 ，z8 ，z9 ，z10。由前面分析可知，iv1=4iv2=iz2/ic= 2.0iv3=iz3/ic= 1.5按最小不根切齿数取z9=17，则z10= iv1 z9=4*17=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z10= 69。其齿数和为z9+ z10=17+69=86，另外两对啮合齿轮的齿数和应大致相同，即z7+ z886，z5+ z686iv2=(86-z7)/z7= 2.0Z7=29 ,z8=86-z7=57为了更接近所要求的传动比，可取z7=29，z8=57，同理可取 z5=34，z6=51 计算齿轮几何尺寸取模数m=2 mm，则5，6， 9

20、，10这两对齿轮的标准中心距相同a=m(z5+z6)/2=m(z9+z10)/2=86这两对齿轮为标准齿轮，其几何尺寸可按标准齿轮计算。由上面知齿轮7,8的齿数和比9,10的齿数和小，为了使齿轮5,6的实际中心距与齿轮7,8的标准中心距相同，齿轮5,6应采用正变位。齿轮5,6为正传动，其几何尺寸按变位齿轮计算。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15.89。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z12=z14=3.4521*z11=68为使传动比更接近于运动功能单元4

21、的传动比11.9167，取z11=17,z12=69z13=17,z14=67 取模数m=2 mm，按标准齿轮计算。由图34-（b）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可按最小不根切齿数确定，即z=17则齿轮36的齿数为17/i=68齿轮36、37的几何尺寸，取模数m=2 mm，按标准齿轮计算。 如图所示，齿轮是为了实现凸轮输出的传动比的扩大，26,27,28总传动比为8，,齿轮按不根切的最小齿数算，即=17，则齿轮27的齿数为z27=17，又让i2=4，则z28=4*17=68。齿轮的几何尺寸，取模数m=2 mm，按标准齿轮计算。由图34-（a）可知，齿轮2

22、9,30图17中的运动功能单元12减速运动功能，其传动比为6，则z29=17,z30=102各个齿轮的具体参数如下:序号项目代号齿轮5,6齿轮7,8齿轮9,10（11,12）齿轮13,141齿数齿轮z34291717齿轮515769672模数22223压力角202020204齿顶高系数11115顶隙系数0.250.250.250.256标准中心距858686847实际中心距868686848啮合角21.762020209变位系数齿轮0.4000齿轮0.1200010齿顶高齿轮2.76222齿轮2.222211齿根高齿轮1.72.52.525齿轮2.252.52.52.512分度圆直径齿轮685

23、83434齿轮10211413813413齿顶圆直径齿轮73.51623838齿轮106.411814213814齿根圆直径齿轮64.6532929齿轮97.4910913312915齿顶圆压力角齿轮29.6328.4732.7832.78齿轮25.7324.7924.04624.1516重合度1.591.711.661.66序号项目代号齿轮32,33(26,27)齿轮29,301齿数齿轮51717齿轮668512模数223压力角20204齿顶高系数115顶隙系数0.250.256标准中心距85687实际中心距85688啮合角20209变位系数齿轮00齿轮0010齿顶高齿轮22齿轮2211齿根高齿轮2.52.5齿轮2.52.512分度圆直径齿轮3434齿轮13610213齿顶圆直径