哈工大机械原理课程设计

1、产品包装生产线（方案3）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200mm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8 16、24件小包装产品。图1功能简图2. 设计课题工艺分析由题目和功能简图可以看出，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，下降的是执行构件 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

2、件的运动协调关系如图所示。亠T-FT1r执行构件运动情况执行构件1进退进退进退进退执行构件2停降停升：停降停升执行构件3停进退停图2运动循环图图1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。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：2T1= T20执行构件3的动作周期为其工作周期的1/4。3. 设计课题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

3、移动，主动件每转动一周，从动件（执行构件1）往复运动两次，主动件的转速分别为 4、8、12 rpm。4、8、12 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：1430i z1 = = 357.5i z2 =1430""8"=178.751430总传动比由定传动比i z3 =百=120i c与变传动比i v组成，满足以下关系式:i z1 = i ci v1i z2 = i ci v2i z3 = i ci v3三种传动比中i z1最大，i

4、 z3最小。由于定传动比i c是常数，因此3种传动比中i v1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：i v1=4则有：故定传动比的其他值为：于是，有级变速单元如图i z1357i c =i v1"4 -i z2 178.75v2-i c-90i z3120v3 =ic ='90 -ii901.334：i = 4, 2, 1.33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

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，减速比为减速运动功能单元如图6所示。i=36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。1430rpm i = 2.5i = 4, 2 ,1.33i = 36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,该运动分支功能单元 如图8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

6、，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。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能单元根据上

7、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14所示。图14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 考虑采用一个运动系数为T = 0.25的间歇运动单元，如图15所示。t = 0.25二图15间歇运动功能单元尽管执行构件3在一个工作周期，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 =1/4图16

8、运动放大功能单元图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 8）的运动功能系统图4. 设计课题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19电动机替代运动功能单元图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。图20过载保护功能单兀2477；a 1,:I II/

9、77T?1 = 4.25, 1.8183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。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，可以选择2级齿轮传动代替，如图 22所示。i = 28.6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往复摆动，可以选择不完 全齿轮和导杆滑块机构替代，如图 23所示。图23不完全齿轮和导杆滑块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。7777T图24圆锥齿轮传动运动功能单元8图18

10、中的运动功能单元10、11是将连续转动转换为间歇往复移动， 可以用 凸轮结构实现，如图25所示。图18中实现执行构件 轮带动曲柄滑块机构得到， 曲柄滑块机构曲柄齿轮的主动轮固连，槽轮每转动 方案如图27所示。图25凸轮传动替代运动功能单元 113的运动功能单元14、15、16可以通过槽轮传动和齿 槽轮机构将主轴的连续转动转换为间歇转动， 槽轮与0.25周期，曲柄转动一周，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28所 示。5. 设计课题运动方案设计1) 滑移齿轮传动设计确定齿轮齿数如图21中齿轮5，6

11、，7, 8, 9，10组成了滑移齿轮有级变速单元，其齿 数分别为Z5，z 6，Z7 ，Z8，Z9 ，Z10。由前面分析可知，i v1=4i v2= 2I c心=弓=1.33I c按最小不根切齿数取 Z9=17，则Z10= i v1 z 9=4X17= 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+ z 10=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5678910变位系数0.60.90.60.90.61.3齿数314125501769啮合角24.7024.7024.090重合度1.4681.4441.4

12、68取模数m=2 mm齿顶高系数1,顶隙系数0.25，得实际中心距为89.99mm2) 定轴齿轮传动设计(1)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、15'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. XZ11 52Z11 = 17Z13 = 17Z15 = 17Z12 = 52Z14 = 52Zi5' = 52取模数m=2 mr，各尺寸均按标准齿轮计算。由图28-(c)可知，齿轮32、33实现运动功能单元

13、15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17 X4= 68为使传动比更接近于要求，取Z33 = 17Z32 = 69齿轮32、33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7.93rpm、8.06rpm、12.06rpm <(2)圆锥齿轮传动设计由图28- (a)可知，圆锥齿轮17、18, 23、24均起改变运动方向的作 用，两圆锥齿轮的轴交角为90°,齿数取最小不根切当量齿数17即可，取模 数m=2mn尺寸按标准齿轮计算。3) 执行机构1的设计该执行机构是曲柄滑

14、块机构，由曲柄 19,滑块，导杆20,连杆21和滑 枕22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20与曲柄19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：C1C2h利用平行四边形的特点，由下图可知滑块移动的距离日巳=CC2=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 20的摆角就是取机构的行程速比系数 K=1.5，由此可得极位夹角和导杆20的长度。K- 1O0.5K+ 12.536sin -2240sin18=776.656mm图35导杆滑块机

15、构设计先随意选定一点为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 18°，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C2D的时候，摆角为36°。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22的导 路，距离D点的距离为I I cos22在C点有机构最大压力角，设导杆 等于21的长度为li，最大压力角的正弦I I cossinmax22Ii要求最大压力角小于100，所以有I - Isin -2-2si n a max=776.656 X1 - cos182 Xsin10109.452mm

16、I 1越大，压力角越小，取11=200400mm曲柄19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AD取AD=500m，据此可以得到曲柄19的长度9I 2 = ADsin2= 500 Xsin18 ° = 154.51mm不完全齿轮16、17的设计曲柄由不完全齿轮控制其转动周期和动停时间比，由运动周期得到主动 轮与从动轮运动周期之比为1:4，主动轮16从0°转到180°，从动轮17转两 周，主动轮从180°转到360°期间，从动轮停止，故确定主动轮为不完全齿轮， 一半有齿，另一半无齿，从动轮为标准完全齿轮，确定模数为3mm主动轮

17、假想齿数和从动轮齿数分别为101和25,则中心距a=136.5mm4) 执行机构2的设计如图28 （b）所示，执行机构2有一个运动是将连续传动转换为间歇往 复移动，选用直动平底从动件盘形凸轮机构（27、29）来实现。凸轮基圆半 径100mm无偏距，升程为200mm推程为正弦加速，回程为余弦加速。5）执行构件3的设计（1）槽轮机构的设计确定槽轮槽数根据图28（c）可知，在拨盘圆销数k=1时，槽轮槽数z=4槽轮槽间角360°2B = z =90 ° 槽轮每次转位时拨盘的转角2 a =180°-2 B =90° 中心距槽轮机构的中心距应该根据具体结构确定，在结

18、构尚不确定的情况下暂定为 a=150mm拨盘圆销的回转半径r入=a = sin B = 0.7071r=入 a=0.7071*150=106.065 mm槽轮半径RE =a = cos B = 0.7071aR=E a=0.7071*150=106.065 mm 锁止弧角 圆销半径丫 =360° -2 a =270°r 106.065r a 6 =6= 17.6675 mm圆整：r a = 18 mm 槽轮槽深h>(入 + E -1)*a+ r a=80.13 mm 锁止弧半径rs < ?- rA = 88.065 mm取r = 80 mm(2)曲柄滑块机构设计由题目可知，滑块的行程为h=200mm考虑到曲柄滑块的急回特性，使 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 B为K- 1O0.4K+ 12.430取曲柄34的长