机械原理课程设计计划书产品包装生产线(方案3)

1、哈尔滨工业大学机械原理课程设计机械原理课程设计任务书课程名称： 机械原理 设计题目：产品包装生产线（方案3）院 系： 机电工程学院 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 设计时间： 2014年6月25日星期三 哈尔滨工业大学目录一、 机械系统运动循环图-(2)二、 机械系统运动功能系统图-(3)三、 拟定机械运动方案-(6)四、 机械系统传动部分、执行机构运动尺寸-(9)1）滑移齿轮传动设计-(9)2）定轴齿轮传动设计-(14)2.1圆柱齿轮传动设计-(14)2.2圆锥齿轮传动设计-(16)3）执行构件1的设计-(17)4）执行构件2的设计-(20)5）执行构件3的设计-(22)6）传

2、送带的设计-(24)五、 机械系统实际运动循环-(25) （1）初始位置的确定-(25)（2）机械系统的机构运动循环图-(25)产品包装生产线(方案3)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200mm，然后把产品推入输送线2。原动机转速为1430r/min，产品输送量分三档可调，每分钟向输送线2分别输送8、16、24件小包装产品。图1 产品包装生产线之方案31. 机械系统运动循环图 由题目可以看出，产品包装线

3、共由3个执行机构组成。其中，控制产品在输送线1上作步进运动的是执行机构1（构件1），在A处控制产品上升、下降的是执行机构2（构件2），在A处把产品推到输入线2的是执行机构3（构件3），三个执行构件的运动协调关系如图2所示。图2 机构运动协作2. 机械系统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、4所示。该运动功能是先把一个连续的单向转动转换为间隙的单向转动，再把间隙的单向转动转换为间隙的单向直线运动，主动件每转动一周，从动件（执行构件1）向前推进960mm，主动件的转速分别为4、8、12r/min。 4、8、12r/min 图3 构件1的运动（1）

4、4、8、12r/min 图4 构件1的运动（2）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4、8、12 rpm的转速，则由电动机到执行机构之间的传动比iz有3种分别为：iz1=14304=357.5iz2=14308=178.75iz3=143012=120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=iciv1iz2=iciv2iz3=iciv3三种传动比中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=3574=90

5、故定传动比的其他值为：iv2= iz2 ic=178.7590=2iv3= iz3 ic=12090=1.33于是，有级变速单元如图5： i=4,2,1.33 图5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6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 = ic 2.5= 36减速运动功能单元如图7所示： i=36 图7执行机构1的

6、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8所示：1430r/min i=2.5 i=4,2,1.33 i=36图8 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8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，该运动分支功能单元如图9所示。执行构件2的执行运动是间歇往复移动。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，使用不完全锥齿轮，又改变了方向又使连续变间隙

7、成为可能，如图10所示:图9 运动分支功能单元图10 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的一个运动和执行构件3的一个运动。因此，需要再加一个运动分支功能分支单元，如图11所示:图11 运动分支功能单元执行构件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12、13所示： 图12 构件2的运动（1） 图13 构件2的运动（2）根据上述分析可以得出实现执行构件2运动功能的运动功能系统图，如图14所示：图14 执行构件2的运动功能图执行构件3需要进行间歇往复移动，为此，

8、需要将连续转动转换为间歇转动。考虑采用一个运动系数为=0.25的间歇运动单元，如图15所示：=0.25图15间歇运动功能单元尽管执行构件3在一个工作周期内，其间歇时间很长，运动时间很短，但是当其运动时，运动则是连续的、周期的。因此，需要把图15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=14图16 运动功能放大图17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18所示：图18 产品包装生产线（方案3）的运动功能系统图3.拟

9、定机械运动方案根据图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： 1430r/min图19 电动机替代运动功能单元1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： i=2.5 2 图20过载保护功能单元图18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21所示： i=4,2,1.33 3图21滑移齿轮变速替代运动功能单元3图18中的运动功能单元4是减速功能，可以

10、选择2级齿轮传动代替，如图22所示： i=36 4图22 2级齿轮传动替代运动功能单元4图18中的运动功能单元6将连续传动转换为间歇直线运动，可以选择不完全齿轮和齿条机构替代，如图23所示：图23 不完全齿轮和齿条机构替代运动功能单元6、7图18中的运动功能单元8是运动传递方向转换功能单元，可以用圆锥齿轮传动替代，如图24所示： 图24 圆锥齿轮传动运动功能单元8 图18中的运动功能单元11是将连续转动转换为间歇往复移动，可以用不完全齿轮和曲柄滑块机构实现，每次经过30度的有齿部分时，小齿轮都将转过半个周期，如图25所示： 11 图25 凸轮传动替代运动功能单元11图18中实现执行构件3的运动

11、功能单元14、15、16可以通过不完全齿轮和齿轮带动曲柄滑块机构得到，不完全齿轮将主轴的连续转动转换为间歇转动，小齿轮与曲柄滑块机构曲柄齿轮的主动轮固连，每转过一次不完全齿轮有齿的地方一次，曲柄转动一周，方案如图26所示：图26 不完全齿轮和曲柄滑块机构替代运动功能14、15、16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依次连接便形成了产品包装生产线（方案3）的运动方案简图，如图27所示：（手工作业画图，详见A3图纸）4.机械系统传动部分、执行机构运动尺寸1）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

12、z5， z6 ，z7 ，z8 ，z9 ，z10。由前面分析可知：iv1=4iv2= iz2 ic= 2iv3= iz3 ic= 1.33按最小不根切齿数取z9=17，则z10= iv1 z9=3×17= 51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= 51。其齿数和为z9+ z10=17+69=86，为满足传动比和中心距要求，三对齿轮均取角度变位齿轮。 计算齿轮几何尺寸齿轮表1 齿轮5、齿轮6序号项目代号计算公式及计算结果最后结果1齿数齿轮534齿轮6342模数 m23压力角20度4齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距687实际中心距 688啮合角20度9变位系

13、数齿轮50.60.6齿轮60.90.610齿顶高齿轮52齿轮6211齿根高齿轮52.5齿轮62.512分度圆直径齿轮568齿轮66813齿顶圆直径齿轮572齿轮67214齿根圆直径齿轮564齿轮66415齿顶圆压力角齿轮527.441度齿轮627.441度16重合度1.680齿轮表2 齿轮7、齿轮8序号项目代号计算公式及计算结果最后结果1齿数齿轮722齿轮8462模数 m23压力角20度4齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距687实际中心距 688啮合角20度9变位系数齿轮70.60.6齿轮80.90.910齿顶高齿轮72齿轮8211齿根高齿轮72.5齿轮82.512分度圆直径齿轮744

14、齿轮89213齿顶圆直径齿轮748齿轮89614齿根圆直径齿轮740齿轮88815齿顶圆压力角齿轮730.527度齿轮825.771度16重合度1.660齿轮表3 齿轮9、齿轮10序号项目代号计算公式及计算结果最后结果1齿数齿轮917齿轮10512模数 m23压力角20度4齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距687实际中心距 688啮合角20度9变位系数齿轮90.60.6齿轮100.90.910齿顶高齿轮92齿轮10211齿根高齿轮92.5齿轮102.512分度圆直径齿轮934齿轮1010213齿顶圆直径齿轮938齿轮1010614齿根圆直径齿轮930齿轮109815齿顶圆压力角齿轮93

15、2.778度齿轮1025.280度16重合度1.636 2）定轴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36。由于齿轮11、12、13、14、15、16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=7×z11119z11=17z12=119 z13=17z14=119 z15=17z16=119取模数m=2 mm，各尺寸均按标准齿轮计算。由图28-（c）可知，齿轮17、18实现运动功能单元15的放大功能，它所实现的传动比为1/4，齿轮18按最小不根切齿数确定，即z18=

16、17则齿轮17的齿数为17×4=68为使传动比更接近于要求，取z18=17z17=69齿轮17、18的几何尺寸，取模数m=2 mm，按标准齿轮计算。由上述齿轮齿数配比可得最后输出转速分别为4.16r/min、8.33r/min、12.50r/min（11、12和13、14和15、16均使用以下这组齿轮参数，代号使用11、12）齿轮表4 齿轮11、齿轮12序号项目代号计算公式及计算结果最后结果1齿数齿轮111717齿轮121191192模数 m23压力角20度4齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距1367实际中心距 1368啮合角20度9变位系数齿轮1100齿轮120010齿顶高

17、齿轮112齿轮12211齿根高齿轮112.5齿轮122.512分度圆直径齿轮1134齿轮1223813齿顶圆直径齿轮1138齿轮1224214齿根圆直径齿轮1130齿轮1223415齿顶圆压力角齿轮1132.778度齿轮1222.458度16重合度1.693圆锥齿轮传动设计由图27可知，圆锥齿轮19、20均起改变运动方向的作用，两圆锥齿轮的轴交角为90度，齿数取最小不根切当量齿数17即可，取模数m=3mm,尺寸按标准齿轮计算。齿轮表5 齿轮19、齿轮20序号项目代号计算公式及计算结果最后结果1齿数齿轮1917齿轮20172模数33压力角20度4齿顶高系数15顶隙系数0.26分度圆锥角齿轮194

18、5度齿轮2045度7分度圆直径齿轮1934齿轮20348锥距24.0429齿顶高齿轮193齿轮20310齿根高齿轮193.6齿轮203.611齿顶圆直径齿轮1938.243齿轮2038.24312齿根圆直径齿轮1928.909齿轮2028.90913当量齿数齿轮1924.042齿轮2024.04214当量齿轮齿顶圆压力角齿轮1929.828度齿轮2029.828度15重合度 1.6323）执行构件1的设计这里是由1个不完全齿轮、小齿轮及一个履带齿条构成。我们从图2的构件运动时间等了解到，整个循环一圈正好需要60秒也就是1圈。我们设计齿轮21为一个60齿，0-30度无齿（5齿）、30-102度有

19、齿（12齿）、102-288度无齿（31齿）、288-360度有齿（12齿），取模数m=2 mm，齿顶高系数1,顶隙系数0.25。中间有一个和不完全齿轮一样，但是完全的齿轮36，用于过度。小齿轮和齿条的齿的形状大小一样，保证30度过后走了（200+280）mm。将其设计为一个382齿，分度圆直径为764mm的齿轮。齿条和小齿轮完全啮合，附着在传送带上。 齿轮表6 不完全齿轮21、齿轮36序号项目代号计算公式及计算结果最后结果1齿数齿轮2160齿轮36602模数 m23压力角20度4齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距1207实际中心距 1208啮合角20度9变位系数齿轮2100齿轮360

20、010齿顶高齿轮212齿轮36211齿根高齿轮212.5齿轮362.512分度圆直径齿轮21120齿轮3612013齿顶圆直径齿轮21124齿轮3612414齿根圆直径齿轮21116齿轮3611615齿顶圆压力角齿轮2124.581度齿轮3624.581度16重合度1.785齿轮表7 齿轮22序号项目代号计算公式及计算结果最后结果1齿数齿轮223823822模数 m23压力角20度4齿顶高系数15顶隙系数0.256齿顶高齿轮2227齿根高齿轮222.58分度圆直径齿轮227649齿顶圆直径齿轮2276810齿根圆直径齿轮2276011齿顶圆压力角齿轮2220.805度 4）执行构件2的设计 这

21、里是由1个不完全齿轮、小齿轮及一个曲柄滑块构成。我们从图2的构件运动时间等了解到，整个循环一圈正好需要60秒也就是1圈。我们设计齿轮24为一个204齿，0-30度有齿（17齿）、30-102度无齿（41齿）、102-132度有齿（17齿）、132-360度无齿（129齿），取模数m=2 mm，齿顶高系数1,顶隙系数0.25。 小齿轮我们取了34齿，在不完全齿轮经过17齿时，小齿轮走过半圈，曲柄滑块处于升程顶端；经过另外17齿时，小齿轮走完全圈，曲柄滑块到达最底端。取模数m=2 mm，齿顶高系数1,顶隙系数0.25。 曲柄滑块，由题目可知，滑块的行程为h=200mm，考虑到曲柄滑块的急回特性，使

22、滑块导轨与曲柄轴心之间增加适当的偏距，取其速比系数K=1.4,则极位夹角为=180° K-1K+1=180°×0.42.4=30°取曲柄27的长为l1=l2=100mm，由最大压力角正弦满足sinmax=l1+el2由最大压力角_max30°，取_max=30°又由几何关系可知cos=l2+l12+l22-l22l2l1+l2解得连杆28的长度l2=288.29mm，故偏距e=44.14544mm。齿轮表8 不完全齿轮24、齿轮25序号项目代号计算公式及计算结果最后结果1齿数齿轮24 204齿轮25 342模数 m23压力角20度4齿

23、顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距2427实际中心距 2428啮合角20度9变位系数齿轮2400齿轮250010齿顶高齿轮242齿轮25211齿根高齿轮242.5齿轮252.512分度圆直径齿轮24408齿轮256813齿顶圆直径齿轮24412齿轮257214齿根圆直径齿轮24404齿轮256415齿顶圆压力角齿轮2421.477度齿轮2527.441度16重合度1.7975）执行构件3的设计这里是由1个不完全齿轮、小齿轮及一个曲柄滑块构成。我们从图2的构件运动时间等了解到，整个循环一圈正好需要60秒也就是1圈。我们设计齿轮30为一个34齿，0-180度有齿（17齿），180-360度无齿（17齿） ，取模数m=2 mm，齿顶高系数1,顶隙系数0.25。