哈工大机械原理课程设计 产品包装生产线方案1

1、Harbin Institute of Technology机械原理课程设计说明书课程名称： 机械原理 设计题目： 产品包装生产线方案1院 系： 学院 班 级： XXXX 设 计 者： XX 学 号： XXXXX 指导教师： X XX 设计时间： 2021年 7月2日 7月8 哈尔滨工业大学绪论机械原理课程设计是学生学完了?机械原理?课程后，在学习掌握了把具体机器抽象成机构运动简图的方法、从本质上搞清机构的运动原理、掌握了根本概念，学习掌握课程中的一些根本概念和根本方法，学习研究各种机构的设计方法之后进一步了解机械设计的教学环节，是是学习深化与升华的重要过程，是对学生综合素质与工程实践的能力培

2、养。我们应在指导教师指导下独立完成一项给定的设计任务，编写符合要求的设计说明书，并正确绘制有关图纸。在课程设计工作中，应综合运用机械原理课程的理论、知识与技能，分析与解决工程问题。该课程设计是我们学完本课程之后的一项重要的实践，是我们步入社会的一次深刻的链接，考察了我们独立设计，计算，绘图和分析的能力，我们应学会依据技术课题任务，进行资料的调研、收集、加工与整理和正确使用工具书；培养我们掌握有关工程设计的程序、方法与技术标准，提高工程设计计算、图纸绘制、编写技术文件的能力；锻炼我们分析与解决工程实际问题的能力。设计题目产品包装生产线使用功能描述图中所示，输送线1上为小包装产品，其尺寸为长宽高=

3、600200200，小包装产品送至A处到达2包时，被送到下一个工位进行包装。原动机转速为1430rpm，每分钟向下一工位可以分别输送14，22，30件小包装产品。图1 产品包装生产线方案一功能简图设计机械系统运动循环图由设计题目可以看出，推动产品在输送线1上运动的是执行构件1，在A处把产品推到下一工位的是执行构件2，这两个执行构件的运动协调关系如图2所示。 T1 T1执行构件运 动 情 况执行构件1进退进退执行构件2停 止进退 T2 T2图2 生产包装线方案1 运动循环图图2中T1 是执行构件1的工作周期， T2 是执行构件2的工作周期，T2是执行构件2的动作周期。因此，执行构件1是做连续往复

4、运动，执行构件2是简谐运动，执行构件2的工作周期T2 是执行构件1的工作周期T1的2倍。执行构件2的动作周期T2那么只有执行构件1的工作周期T1的二分之一左右，因此，执行构件2大多数时间是在停歇状态。四、 设计机械系统运动功能系统图根据分析，驱动执行构件1工作的执行机构应该具有的运动功能如图3所示。运动功能单元把一个连续的单向传动转换为连续的往复运动，主动健美转动一周，从动件执行构件1往复运动一次，主动件转速分别为14,22,30转/分。 14,22,30rpm图3执行机构1的运动功能由于电动机的转速为1430转/分，为了在执行机构1的主动件上分别的到14、22、30转/分的转速，那么由电动机

5、到执行机构1之间的总传动比iz有3种，分别为iz1=iz2=iz3=1总传动比由定传动比ic和变传动比iv两局部构成，即iz1=iciv1iz2=iciv2iz3=iciv33种总传动比中iz1最大，iz3最小。由于定传动比ic是常数，因此，3种变传动比中iv1最大，iv3最小。假设采用滑移齿轮变速，其最大传动比最好不大于4，即iv1=4于是定传动比为 ic= =变传动比的其他值为 iv2= =iv3=于是，传动系统的有级变速功能单元如图4所示。图4有级变速运动功能单元为了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

6、单元不仅具有过载保护功能还具有减速功能，如图5所示。图5 过载保护运动功能单元整个传动系统仅靠过载保护运动功能单元不能实现其全部定传动比，因此，在传动系统中还要另加减速运动功能单元，其减速比为i= ic减速运动功能单元如图6所示。 图6 减速运动功能单元根据上述运动功能分析，可以得到实现执行构件1运动的运动功能系统图，如图7所示。为了使用统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中加一运动分支功能单元，其运动分支驱动执行构件2，该运动分支功能单元如图7所示。由于执行构件2的工作周期T2是执行构件1的工作周期T1的2倍，也就是说，运动分支在驱动执行构件2之前应该减速，使其转速等于执

7、行机构1的主动件转速的一半;由于执行构件2与执行构件1的运动平面相互垂直，因此，该减速运动功能单元如图9所示。执行构件11430rpm i=2.5i=4,2.55,1.87 i=10.22执行构件1图7 实现执行构件1运动的运动功能系统图图8 运动分支功能单元图9减速运动功能单元由于执行构件2是间歇运动，且由图1可以看出执行构件2的间歇时间是工作周期T2的3/4，即其运动时间是其工作周期T2的1/4。因此，间歇运动功能单元的运动系数为=间歇运动功能单元如图10所示 图10 间歇运动功能单元由于执行构件2的动作周期T2是执行构件1的工作周期T1的一半，因此，驱动执行构件2的驱动机构2的主动件的转

8、速应该是驱动执行构件1的驱动机构1的主动件的转速的2倍左右。所以，间歇运动功能单元输出的运动应经过增速运动功能单元增速，如图11所示。 图11增速运动功能单元增速运动功能单元输出的运动驱动执行机构2实现执行构件2的运动功能。由于执行构件2做往复直线运动，因此，执行构件2的运动功能是把连续转动转换为往复直线运动，如图12所示。 图12执行机构2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13所示。执行构件1执行构件1执行构件2 1 2 3 4 5 6 i=2 7 8 91010图13 产品包装生产线方案1的运动功能系统图五、选定电动机转速、拟定机械系统运动方案根据图13所示

9、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13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14所示。1430rpm1430rpm图14 电动机替代运动功能单元1图13中的运动功能单元2是过载保护功能单元兼具减速功能，可以选择带传动代替，如图15所示。图15 皮带传动替代运动功能单元2图13中的运动功能单元3是有级变速功能，可以选择滑移齿轮变速传动代替，如图16所示。图16 滑移齿轮变速替代运动功能单元3图13中的运动功能单元4是减速功能，可以选择行星齿轮传动代替，如图17所示。图17行星齿轮

10、传动替代运动功能单元4图13中的运动功能单元5是运动分支功能单元，可以用圆锥齿轮传动的主动轮与导杆滑块机构的曲柄固连替代。如图18所示。 运动输出 运动输入 运动输出运动输出 运动输入 5 运动输出 图18 2运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元5图13中的运动功能单元6是把连续转动转换为连续往复摆动，可以选择导杆滑块机构替代，如图19所示。图19 导杆滑块机构替代运动功能单元6图13中的运动功能单元7是减速功能，且其运动输入轴与运动输出轴相互垂直，可以用锥齿轮替代，如图20所示。 i=2图20圆锥齿轮传动替代运动功能单元7图13中运动功能单元8是把连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，可

11、以用槽轮机构替代。该运动功能单元的运动系数为 =0.25，根据槽轮机构运动系数的计算公式=(Z-2)/2Z式中Z-槽轮径向槽数。于是槽轮的径向槽数为Z=2/(1-2) =2/(1-2*0.25)=4该槽轮机构如图21所示。 图21 槽轮机构替代连续转动转换为间歇转动的运动功能单元8图13中的运动功能单元9是增速运动功能单元，可以用圆柱齿轮传动替代，如图22所示。 图22 圆柱齿轮传动替代增速运动功能单元9图13中的运动功能单元10是把连续转动转换为连续往复移动的运动功能单元，可以用正弦机构替代，如图23所示。图23 正弦机构替代连续转动转化为间隙转动的运动功能单元10根据以上分析，按照图13各

12、个运动功能单元连接的顺序把各个运动功能单元的替代机构以此链接便形成了产品包装生产线的运动方案简图，如图24所示见A3图纸。六、系统运动方案设计确定机械系统传动局部运动尺寸、执行机构运动尺寸并对机械系统进行运动分析执行机构1的设计执行机构1驱动执行构件1运动，由图25可知，执行机构1由曲柄14，滑块17，导杆18，连杆19和滑枕20组成。由设计题目知，滑枕20的行程为h=480mm滑枕20的行程由导杆18的摆动实现。曲柄导杆机构是一种具有急回运动特性的机构，设在工作中该机构的行程速比系数为那么该机构的级位夹角为 =(K-1)/(K+1)*1800=0.4/2.4*1800=300导杆18的摆角为

13、=300由此可得导杆18的长度为l= QUOTE 如图25所示，作直线，在此直线上确定两点C1、C2，其距离为C1 C2=h作线段C1 C2的中垂线，并以C1为圆心，以导杆长度l的为半径做圆弧交线段C1 C2的中垂线于点D，该点为导杆18的摆转中心。当导杆由位置C1D摆到位置C2D时，其摆角为，其轨迹为C1C C2。该轨迹的最高点为C，最低点为C1，在最高点和最低点之间做平行于C1 C2的中线，该线为滑枕20的导路，距点D的距离为S= QUOTE 图25 导杆滑块机构设计连杆20的长度l1可以按照许用压力角在考虑结构来确定。执行机构在工作过程中其最大压力角为sinmax= QUOTE 由此式可

14、以看出，连杆19的长度l1越大，最大压力角max越小。假设要求max10那么l1 QUOTE 考虑到结构问题，可以选l1=200-400mm曲柄14的回转中心点A应该选在线段C1C2的中垂线上，且AD=1/2l-2/3l AD的取值越大，曲柄的受力越小。考虑到结构因素，可以选AD=500mm据此可以得到曲柄14的长度 l2=ADsin/2=500*sin150执行机构2驱动执行构件2运动，由结构简图可知，执行机构2由曲柄27，推杆28，滑块29，滑槽30组成。由设计题目可知，推杆28的行程为h=420mm 由此可以确定该机构曲柄的长度l1=h/2=210mm 由曲柄运动可知滑槽最小长度 L2=

15、2l1=420mm执行机构2如图26所示。 确定槽轮槽数在拨盘圆销数k=1时，槽轮槽数z=4，该槽轮的各尺寸关系如图27所示槽轮图图27 槽轮机构几何尺寸关系槽轮槽间角 由图27可知槽轮的槽间角为2=3600/z=3600/4=900槽轮每次转位时拨盘的转角2=1800-2=900中心距槽轮机构的中心距应该根据具体结构确定，在结构尚不明确的情况下暂定为 a=150mm拨盘圆销回转半径 QUOTE QUOTE 槽轮半径 QUOTE R=锁止弧张角 =3600-2=3600-900=2700圆销半径 rA圆整 RA=18mm槽轮槽深 h(+-1)a+rA锁止弧半径 rSr-rA取 RS=80mm4

16、、滑移齿轮传动设计确定齿轮齿数结构简图中齿轮5、6、7、8、9、10组成了滑移齿轮有级变速运动功能单元，其齿数分别为z5、z6、z7、z8、z9、z10。由前面的分析可知Iv1=Z10/Z9=4Iv2=Z8/Z7Iv3=Z6/Z5按最小不跟切齿数取z9=17那么 z10=iv1z9=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，于是可取z10=69其齿数和为z9+z10=17+69=86可取 z9= 17 z10=69另外两对啮合齿轮的齿数和应该大致相同 Z7+Z886 Z5+Z686 Iv2=(86-Z7)/Z7=86/Z7 Z7=86/(1+iv2)=86/(1+2.55)

17、24 Z8=86-Z7=86-24=62为了更接近于所要求的传动比，可取 Z7=24 Z8=61 Z5+Z686 Iv3=(86-Z5)/Z5=86/Z5 Z5=86/(1+iv3)=86/(1+1.87)30 Z6=86-Z5=86-30=56可取 Z5=30 Z6=56计算齿轮几何尺寸由式55和66可知，齿轮9、10的齿数和齿轮5、6的齿数和相等，即 z9+z10=z5+z6=86 假设取齿轮模数为m=2mm，那么这两对齿轮的标准中心距相同a=m(Z9+Z10)/2=m(Z5+Z6)/2=86mm这两对齿轮互为标准传动，其几何尺寸可按标准齿轮计算。由式61可知，齿轮7、8的齿数和比齿轮5、

18、6的齿数和小，即z7+z886为了使齿轮7、8的实际中心距与齿轮5、6的标准中心距相同，齿轮7、8需要正变位，齿轮7、8为正传动，其几何尺寸按变位齿轮计算。总变位系数 X=2mm5、齿轮传动设计1圆柱齿轮传动设计 由结构简图可知，齿轮11、12、13实现图16中的运动功能4的减速运动功能，他所实现的传动比为10.22。由于齿轮11、12、13构成行星轮系，因此，齿数可如此分配： IH11,12=(n11-nH)/(n12-nH)=-Z12/Z11而 n12=0故: IH11,12=-n11/nH Z12/Z11齿轮11，12可按最小不根切齿数设计 即： Z11=17 所以： Z12=9.22*17=157由中心距匹配可确定： Z12= Z11+2 Z13 Z13=70 取模数m=3可求出三齿轮直径为： d11=51m