哈工大机械原理课程设计

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：机电学院班级：设计者：学号：指导教师：设计时间：一、绪论机械原理课程设计是在我们学习了机械原理之后的实践项目，通过老师和书本的传授，我们了解了机构的结构，掌握了机构的简化方式与运动规律，理论知识需要与实践相结合，这便是课程设计的重要性。我们每个人都需要独立完成一个简单机构的设计， 计算各机构的尺寸， 同时还需要编写符合规范的设计说明书，正确绘制相关图纸。通过这个项目，我们应学会如何收集与分析资料，如何正确阅读与书写说明书，如何利用现代化的设备辅助工作。这种

2、真正动手动脑的设计有效的增强我们对该课程的理解与领会，同时培养了我们的创新能力，为以后机械设计课程打下了坚实的基础。二、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=600 200200，小包装产品送至 A 处达到 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。产品包装生产线（方案一）功能简图三、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所示。

3、11执行构件一执行构件二0102运动循环图图中1是执行构件 1 的工作周期，01是执行构件 2 的工作周期，02 是执行构件 2 的动作周期。因此，执行构件 1 是做连续往复运动， 执行构件 2 是间歇运动，执行构件 2 的工作周期 01 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02 则只有执行构件1 的工作周期 T1 的二分之一左右。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，主动件每转动一周，从动件（执行构件 1）往复运动一次，主动件转速分别为 14,

4、22,30rpm14,22,30rpm执行机构1 的运动功能由于电动机的转速为 1430rpm，为了在执行机构 1 的主动件上分别得到 14、22、 30rpm 的转速，则由电动机到执行机构 1 之间的总传动比 i z 有 3 种，分别为i z1=1430 =102.1414i z2=1430 =65.0022i z3=1430 =47.6730总传动比由定传动比i c 和变传动比 i v 两部分构成，即i z1=ici v1i=iiz2c v2iz3=ici v33 种总传动比中 i z1 最大， i z3 最小。由于定传动比i c 是常数，因此， 3 种变传动比中 i v1 最大， i v

5、3最小。为满足最大传动比不超过4，选择 i v1 =4 。定传动比为ic=i z1= 102.14 =25.54i v14变传动比为iv2=i z2=65 =2.55i c25.54i v3=i z3=47.67=1.87i c25.54传动系统的有级变速功能单元如图所示。i=4,2.55,1.87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。过载保护同时还具有减速功能。i=2.5在传动系统中还要加减速运动功能单元，其减速比为i=10.22为了避免齿轮过大，采用两级减速。i 1=i 2=3.2减速运动功能单元如图6 所示。i 1=i 2=3.2减速

6、运动功能单元至此，驱动执行机构一的全部机构已经设计完毕，其总体结构如下图。1430rpmi=2.5i=4,2.55,1.87i1 =3.2i2=3.2执行构件由于只有一个原动件，为了同时驱动执行机构一、二，需要一个运动分支单元。一运动分支单元减速运动功能单元由于执行构件二为间歇运动， 且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= 14间批歇运动功能单元如图所示 =0.25间歇运动功能单元由于执行构件 1 的工作周期 T1 是执行构件 2 的工作周期 T2 的 2 倍，因此，驱动执行构件 2 的驱动机构的主动件的转速

7、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，如图所示。i=0.25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 实现其运动功能。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，如图所示。执行机构 2 的运动功能单元根据上述分析，整个系统的运动功能系统图，如图所示。1430rpmi=2.5i=4,2.55,1.87i11 =3.22i32=3.245执行构件一6789执行构件二101五、选定电动机转速、拟定机械系统运动方案1根据上图所示的运动功能系统图，选

8、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。上图中的运动功能单元 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，如图所示。1430rp电动机m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，如图所示。i=2.5皮带传动图中的运动功能单元 3 是有级变速功能，可以选择滑移齿轮变速传动代替，如图所示。i=4 ，2.55 ，1.87滑移齿轮变速运动功能单元 6 是运动分支功能单元，可以用圆锥齿轮传动替代。如图所示。运动输运动输出入运动输出锥齿轮替代运动分支单元运动功能单元 7 是把连续转动转换为连续往复摆动，可以选择直

9、动平底从动件盘形凸轮机构替代，如图所示。直动平底从动件盘形凸轮机构运动功能单元 9 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=4该槽轮机构如图21 所示。槽轮机构运动功能单元 9 是增速运动功能单元，可以用圆柱齿轮传动替代，如图所示。圆柱齿轮传动运动功能单元 10 是把连续转动转换为连续往复移动的运动功能单元，可以用曲柄摇杆机构替代，如图所示。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，按照各个运动功能单元连接的

10、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。六、系统运动方案设计1、 执行机构 1 的设计使用直动平底从动件盘形凸轮机构可以有效的解决最大压力角的问题，在理想情况下，摩擦力为 0，最大压力角为 0。同时，当偏距 e=0 时，凸轮的升程h=(r+d)-(r-d)由题目可知，执行机构的升程为280+200=480=2d因此d=240考虑到凸轮基圆半径不宜过小，故选择r=4002. 执行机构 2 设计执行机构 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 1，连杆 2，摇杆 3，连杆 4，滑块 5 组成。54231由设计题目可知，滑块3 的行程为

11、h=600由此可以确定曲柄1 长a=225连杆 2长b=525摇杆 3长c=405连杆 4长d=4203. 槽轮机构设计1) 确定槽轮槽数在拨盘圆销数 k=1 时，槽轮槽数z=4由图可知槽轮的槽间角为2 =3600 /z=360 0/4=90 02) 槽轮每次转位时拨盘的转角2=1800-2 =9003) 中心距a=150mm4) 拨盘圆销回转半径0.7071106.0655) 槽轮半径=0.7071R=a=0.7071*150=106.0656) 锁止弧张角=3600-2 =3600-90 0 =27007) 圆销半径rAr/6=106.065/6=17.6675mm8) 槽轮槽深h>

12、( +-1)a+r A=(0.7071+0.7071-1)*150+18=80.13mm9) 锁止弧半径rS<r-rA=106.065-18=88.065mm取RS=80mm4、滑移齿轮传动设计1) 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I v1=Z10/Z 9=4Iv287=2.55=Z/ZI v3=Z6/Z 5=1.87按最小不跟切齿数取zz9=18则10=i z=4*17=72v19为使相互啮合的齿轮齿数互为质数，可取z10=71其齿数和为z9+z10=18+

13、71=89另外两对啮合齿轮的齿数和应该大致相同I v2=2.55Z7=89/(1+i v2)=89/(1+2.55)25Z8 =2.55*25 64I v3=1.87Z5=89/(1+i v3)=89/(1+1.87)31Z6 =1.87*31 58可取Z5=31Z6=58Z7=25Z8=642) 计算齿轮几何尺寸齿轮 7、8 齿数和、齿轮 5、6 的齿数和均与齿轮9、10 的齿数和相等，即z9+z10=z5 +z6=89若模数相等 m=2，这两对齿轮的标准中心距相同a=m(Z9+Z10)/2=m(Z 5+Z6)/2=89mm这三对齿轮互为标准传动，其几何尺寸可按标准齿轮计算。5、齿轮传动设计

14、1）两级减速齿轮两级减速传动比均为3.2 ，标准齿轮不产生根切的最小齿数为 17，因此Z11=17，Z12=54.4为满足一对齿轮齿数最好互质，选择Z12=54同理Z13=17，Z14=542） 圆锥齿轮传动设计由结构简图可知，锥齿轮 15、16 实现图 21 中的运动功能 7 的减速运动功能，他所实现的传动比为 2 两锥齿轮的轴间角为锥齿轮 16 的分度圆锥角为锥齿轮 15 的分度圆锥角为锥齿轮的最小不根切当量齿数为锥齿轮 15 齿数按最小不根切齿数确定，即锥齿轮 16 的齿数为锥齿轮 15、16 的几何尺寸，取m=2mm，按标准直齿锥齿轮传动计算。七、机械系统实际运动循环图11执行构件一执

15、行构件二0102运动循环图八、总结通过检索与阅读资料，结合题目的有关要求，绘制出运动循环图。根据执行机构一、二的动作，设计机械系统运动功能图。在已知电动机转速及执行机构转速的情况下，确定机械系统传动部分尺寸，并进行运动分析，最后建立运动模型，绘制实际运动循环图。这是我们在进入大学后的首个课程设计， 并没有意识到它的重要性， 在深入的了解到其中所包含的内容以后，才发现这是整个机械原理课程的缩影，要想完成一个合理的机构设计，我们要学会分析与解决问题。任何复杂的机构都是由无数个简单机构所构成的，无论是连杆、凸轮还是齿轮轮系，都是必不可少的，真正掌握每个机构的运动规律，能够通过运动规律来设计机构的尺寸

16、，才是我们的目的。我深知自己知识、能力的不足，我会在今后的学习中更加谦虚谨慎、 不断进步，请各位老师不吝赐教 。附录 1滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算1 、滑移齿轮 5 和齿轮 6序项目代号计算公式及计算结果号1齿数齿轮 531齿轮 6582模数23压力角20°4齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距a=m()/2=89mm7实际中心距89mm8啮合角=20齿轮 50.39 变位系数齿轮 6-0.3齿轮 510 齿顶高2.600mm齿轮 61.400mm11齿轮 51.300mm齿根高齿轮 63.700mm齿轮 562.000mm12 分度圆直径齿轮 6116.

17、000mm13齿顶圆直径齿轮 567.200mm齿轮 6118.800mm14齿根圆直径齿轮 559.400mm齿轮 6109.600mm齿轮 529.89 °15 齿顶圆压力角齿轮 623.43 °16 /2 重合度=1.682 、滑移齿轮 7 和齿轮 8序项目代号计算公式及计算结果号1齿数齿轮 725齿轮 8642模数23压力角20°4齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距= ()/2=89mm7实际中心距89mm8啮合角9变位系数齿轮 70齿轮 8010齿轮 72.000mm齿顶高齿轮 82.000mm齿轮 73.000mm11 齿根高齿轮 83.000

18、mm12分度圆直径齿轮 750.000mm齿轮 8128.000mm13齿顶圆直径齿轮 754.000mm齿轮 8132.000mm齿轮 744.000mm14 齿根圆直径齿轮 8122.000mm齿轮 729.53 °15 齿顶圆压力角齿轮 824.32 ° /216重合度=1.7023 、滑移齿轮 9 和齿轮 10序项目代号计算公式及计算结果号1齿数齿轮 918齿轮 10712模数23压力角20°4齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距= ()/2=897实际中心距898啮合角9齿轮 90变位系数齿轮 10010齿轮 92.000mm齿顶高齿轮 102.0

19、00mm齿轮 93.000mm11 齿根高齿轮 103.000mm12齿轮 936.000mm分度圆直径齿轮 10142.000mm13齿顶圆直径齿轮 940.000mm齿轮 10146.000mm14齿根圆直径齿轮 932.000mm齿轮 10138.000mm齿轮 932.25 °15 齿顶圆压力角齿轮 1023.94 ° /216重合度=1.670附录二定轴齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算1 、圆柱齿轮 11 与齿轮 12 ( 齿轮 13同齿轮 11 ，齿轮 14 同齿轮 12)序项目代号计算公式及计算结果号1齿数齿轮 1117齿轮 12542模数33压力角20°4齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距= ()/2=106.57实际中心距106.58啮合角°9齿轮 110变位系数0齿轮 1210齿轮 113.000mm齿顶高齿轮 123.000mm齿轮 113.750mm11 齿根高齿轮 123.750mm齿轮 1151mm12 分度圆直径齿轮 12