哈工大机械原理课程设计—产品生产包装线设计方案-黄建青

1、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7）系:能源科学与工程学院级:1302402者:黄建青号:1130240222指导教师:陈明设计时间:2015.07.6-2015.07.ilHar bi n I nst i t ut e of Technol ogy课程设计说明书（论文）哈尔滨工业大学产品包装生产线（方案7）1. 设计课题概述如图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，托盘A下降200mm第二包产品送到后，托盘 A上升205mm顺 时针旋转90&

2、#176;，把产品推入输送线2，托盘A逆时针回转90°、下降5mm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10、16、 22件小包装产品。图1功能简图2. 设计课题工艺分析（1）工艺方法分析推动产品在输送线1上运动的是执行机构1,在A处使产品上升、转位的是 执行构件2,在A处把产品推到下一个工位的是执行构件 3,三个执行构件的运 动协调关系如图所示。执行构件1、2、3的工作周期分别为、T2、T3，构件3的动作周期是T3 三个执行构件的工作周期关系为：2T1= T2= T3,T3' =1/20T3。执行机构运动情况执行构件1进1退1进2退2执

3、行构件2停降200停升205停降5停转+90 °停转-90 °执行构件3停进退图2运动循环图3. 运动功能分析及运动功能系统图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 10、16、 22 rpm。10、16、22 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10、16、22 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：iz1143010= 1

4、431430iz216= 89.375iz3143022总传动比由定传动比i c与变传动比i v组成，满足以下关系式:Iz1 = lc 1 v1 iz2 = ic 1 v2 iz3 = ic i v3三种传动比中i zi最大，i z3最小。由于定传动比i c是常数，因此3种传动比 中i vi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：则有:ic匕二 35.75ivi故定传动比的其他值为:iv2iv3空=2.5iciz320ic 11于是，有级变速单元如图4：i = 4, 2.5, 20/11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

5、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 上 14.32.5减速运动功能单元如图6所示。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。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1个运动分支功能单元，使其能够驱动分支执行构件 2,该运

6、动分支功能单元 如图8所示。执行构件2有两个执行运动，一个是间歇往复移动，另一个是间歇 单向转动。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，如图9所示,因为2Ti= T2= T3，所以此处锥齿轮的传动比为i=2图8运动分支功能单元图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三个运动分支分别驱 动执行构件2的2个运动和执行构件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

7、元执行构件2的一个运动是间歇往复移动，可以通过一个运动单元将连续转动 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能单元执行构件2的另一个运动是间歇往复转动，且其运动平面与第一个运动（间 歇往复移动）的运动平面垂直，因此，可以选用运动传递方向转换功能单元，如 图12所示。图12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往复移动，如图13所示。图13连续转动转换为间歇往复运动功能单元将运动转换为间歇往复移动之后，可通过另一运动功能单元将间歇往复移动转换为间歇往复转动，如图14所示。图14往复运

8、动转换为往复转动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15所示1430rpm i = 2.5i = 4, 2.5, 20/11i = 14.3图15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。因此，需要采用一个间歇运动单元，再采用一个连续转动的放大单元，其运 动功能单元如图16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17所示。i = 1/5i = 1/4图16间歇运动功能单元和运动

9、放大功能单元图17将连续转动转换为往复移动的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18所示。i = 1/5图18产品包装生产线（方案 7）的运动功能系统图4. 系统运动方案拟定根据图18所示的运动功能系统图，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18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19所示。1430rpm1图18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20所示。27图20带传动代替过载保护单元2图18中的运动功能单元3是有级变速功能单元，

10、可以选择滑移齿轮变速传 动替代，如图21所示。77T二 ；二"i = 4,2.5,L =- 3图21滑移齿轮变速替代运动功能单元3图18中动代替，如匚的运动功能单元4是减速功能，可以选择2级齿轮传图22所示图22 2级轮传动替代运动功能单元 4图18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23所示。图23导杆滑块机构替代运动功能单元6图18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24所示。图24圆锥齿轮传动替代减速运动功能单元7图18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

11、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25所示。图25 2个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元5图18中运动功能单元9将连续传动转换为间歇往复移动，可以选用不完全齿轮啮合和凸轮机构固联来完成要求。如图 26所示。9图26凸轮机构固联替代功能单元9图18中运动功能单元11是运动传递方向转换功能，可以用圆锥齿轮传动代 替，如图27所示。图27圆锥齿轮传动机构代替运动功能单元10图18中运动功能单元11和运动功能单元12是把连续转动转换为间歇转动 的运动功能单元，由运动循环图可知该运动功能单元在一个工作周期之内有两次 停歇和两次转动，于是可以

12、用凸轮机构代替运动功能11，用齿轮齿条机构代替该运动功能单元12,如图28所示。11 12图28用凸轮机构和齿轮齿条机构替代运动功能单元11、12图18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10锥齿轮传动的主动轮、运动功能单元13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29所示。图29 3个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元图18中运动功能单元13是将连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，可以选择不完全齿轮传动代替，传动比为 1/5,如图30所示。图30用齿轮传动替代运动功能单元13i=1/513图18中运动功能单元14是是加速功能

13、单元，可以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31所示。/777Z7ZZi=1/4/才15图31用圆柱齿轮传动替代运动功能单元15图18中运动功能单元15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 32所示。图32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 18各个运动单元连接顺序把个运动功能单元的替代机构一次连接便形成了产品包装生产线（方案8）的运动方案简图，如图 33所示。(a)(b)（c）图33产品包装生产线（方案 8）的运动方案简图5. 系统运动方案设计1）执行机构1的设计该执行机构是曲柄滑块机构，由曲柄 15,滑块

14、18,导杆19,连杆20和 滑枕21组成。其中大滑块的行程h=500mm现对机构进行参数计算。该机构具有急回特性，在导杆19与曲柄15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Ci和C2位置。取定CiC2的长度， 使其满足：C1C2 =h利用平行四边形的特点，由下图可知滑块移动的距离日匕=GC2=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9，显然导杆19的摆角就是9，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。v - 180。=30。k 1h / 2丨二=965.926mmsin 一2c图34导杆滑块机构设计先随意选定

15、一点为D,以D为圆心，I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C和C2点。则弧CC2 即为导杆顶部转过的弧线，当导轨从 GD摆到GD的时候，摆角为30°。接 着取最高点为C,在C和C之间做平行于GQ的直线m该线为滑枕21的导 路，距离D点的距离为QI -1 coss = I- = 949.469mm2在C点有机构最大压力角，设连杆 20的长度为li，最大压力角的正弦 等于sin :-maxeI -1 cos22h要求最大压力角小于10°,所以有9I -I coso=94.770mm11越大，压力角越小，取11=200mm

16、曲柄15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1 2 ADI I23li2 =965.926 1 7°s15 2sin amax2sin10取AD=500m,据此可以得到曲柄15的长度e0J=ADsin 500 sin 15 = 129.41mm22）执行机构2的设计如图34 （ b）所示，执行机构2由两个运动复合而成。其中一个运动是 连续转动转换为往复间歇转动，由直动平底从动件盘形凸轮机构（26）和齿轮齿条机构（27、28）实现。另一个运动是将连续传动转换为间歇往复移动， 可以选用不完全齿轮啮合（37、38）和直动平底从动件盘形凸轮机构（29） 来共同完成要求。

17、齿轮齿条机构（27、28）的设计由齿轮齿条机构的运动特性知齿条的线速度与齿轮分度圆上任一点线速 度相等，即角速度与分度圆半径的乘积，为使结构尺寸尽可能小，选用齿数1为17模数为1的齿轮（28）。分度圆半径为r=mz= 8.5mm。2凸轮机构（26）的设计齿轮28转过90°时齿条移动距离为h = r6.676mm。因此凸轮294的升程为h=6.676mm则凸轮26在一个工作周期的运动为凸轮26存在远休止行程和近休止行程。采用平底从动件盘形凸轮机构, 凸轮的运动参数如下：构件名称参数尺寸基圆半径（mm）30平底从动件盘形凸轮26升程(mm)6.676偏距0升程运动角14.4s回程运动角1

18、4.4°远休止角10.8。近休止角320.4°不完全齿轮37、38的设计不完全齿轮37在一个周期内的运动为:停 0.41T2转 0.09 T 2停 0.25T2<=>转 0.1 T 2转 0.01 T2<=>取其传动比为1/1。齿轮38可按最小不根切齿数确定，但为了使不完全 齿轮37的齿数为整数，取Z38=20，则主动轮的假想齿数为Z37=100。取模数m=2 mm齿轮38为完全齿轮，其几何尺寸可按照标准齿轮计算。 齿轮37为不完全齿轮，其上有固联的三段齿数分别为9、10和1的齿形,无齿部分的夹角分别为90°、50.4 °、147

19、.6 °。图36不完全齿轮传动37、38设计凸轮（29）的设计凸轮29在一个工作周期的运动为停 0.41T2| A 向下 200mm( 0.09T2) 丨 A 停 0.25T 21>向上 205mm(O.IT2)=>停 0.14T2向下 5m( 0.01T 2)凸轮29的主动件与齿轮38固联，其停歇和运动由齿轮38控制，故凸轮 设计成偏心圆形，无休止行程。采用平底从动件盘形凸轮机构，取偏距e=0, 则凸轮圆半径R与基圆半径ro以及凸轮圆心C到固定点0之间距离OC=a,则满足:所以a = h/2 = 102.5mm取 R=300mmJ则 r0 =300 -102.5 =19

20、7.5mm由上面分析可得凸轮的运动参数为:构件名称参数尺寸平底从动件盘形凸轮29基圆半径（mm）197.5升程（mm）205偏距0升程运动角180纺回程运动角180°远休止角0。近休止角0"3）不完全齿轮的设计齿轮31在一个周期内的运动为:停 0.91T3转 0.05 T 3> 停 0.04T3取其传动比为1/5。齿轮31可按最小不根切齿数确定，但为了使不完全齿 轮30的齿数为整数，取Z30=5，假想齿数为100，齿轮39齿数为Z39=100,齿轮 31齿数为Z31=20。取模数m=2mm齿轮31为完全齿轮，其几何尺寸可按照标准 齿轮计算。齿轮30为不完全齿轮，其上有

21、一段段齿数分别为5的齿形。图33不完全齿轮传动30,齿轮31、39设计3）滑移齿轮传动设计 确定齿轮齿数如图21中齿轮5, 6, 7, 8, 9, 10组成了滑移齿轮有级变速单元，其齿 数分别为Z5, Z6, Z7 , Z8, Z9, Z10。由前面分析可知，ivi=4iv2= 2.5iv3= 20/11按最小不根切齿数取 Z5=17,则Z6= i v1 *z 5=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Z6= 66。其齿数和为Z5+ z 6=17+66=83,另外两对啮合齿轮的齿数和应大致相同，即Z7+ z 8 83, Z9+ z 10 83可取乙=24, Z8=59

22、, Z9=30, Z10=53o 计算齿轮几何尺寸取模数m=2 mm则5、6、7、8、9、10这两对齿轮的标准中心距相同a=83mm这三对齿轮均为标准齿轮，其几何尺寸可按标准齿轮计算。4) 齿轮传动设计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14.3。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 = Z|4 =14.3 z)1=64.3为使传动比更接近于运动功能单元 4的传动比14.3，取Z11 二 z3 二 17Z12 = Z14 =65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14的放大功能，它 所实现的传动比为1/4。齿轮33可按最小不根切齿数确定，即Z33=17则齿轮32的齿数为：Z32 =17*4=68齿轮32、33的几何尺寸，取模数 m=2 mm按标准齿轮计算。圆锥齿轮传动设计由图34-(a)可知，圆锥齿轮16、17实现图18中的运动功能单元7的 减速运动功能，它所实现的