哈工大机械原理课程设计产品包装线设计(方案2)

1、Harbin Institute of Technology课程设计说明书（论文）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2）院 系： 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 设计时间： 哈尔滨工业大学 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）产品包装生产线(方案2)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，小包装产品送至A处（自由下落）达到3包时，被送到下一个工位进行包装。原动机转速为1430rpm，产品输送数量分三档可调，每分钟向下一工位分别输送12、21

2、、30件小包装产品。图1产品包装生产线（方案2）功能简图2.设计课题工艺分析由设计题目和图1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处把产品推向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。 执行构件运动情况执行构件1进退进退进退 执行构件2退停止进退图2产品包装生产线（方案2）运动循环图图2中是执行构件1的工作周期，是执行构件2 的工作周期，是执行构件2的动作周期。由图2 可以看出，执行构件1是作连续往复运动，执行构件2是间歇运动，执行构件2的工作周期是执行构件1的工作周期的3倍，执行构件2的动作周期则只有执行构件1的工作周期的四分之三左右，所以，执行构件2大

3、多数时间是在停歇状态。3.设计课题运动功能分析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12、21、30 rpm。 12、21、30 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12、21、30rpm的转速，则由电动机到执行机构1之间的传动比有3种分别为：= = 119.167= = 68.095 = = 47.667总传动比由定传动比与变传动比组成，即：=三种传动比中最大，最小。由于定

4、传动比是常数，因此3种传动比中最大，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：=4于是定传动比为：= = = 29.792故定传动比的其他值为：= = 2.286= = 1.600于是，传动系统的有级变速功能单元如图4：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

5、= = 11.9167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一运动分支功能单元，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。图8 运动分支功能单元由于执行构件2的工作周期是执行构件1的工作周期的3倍，也就是说，运动分支在驱动构件2之前应该减速，使其转速等于执行构件1的三分之一，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。i=3图9 减速运动功能单元由于

6、执行构件2是间歇运动，且由图2可以看出执行构件2的间歇时间是其工作周期的四分之三，也就是说其运动时间是其工作周期的四分之一。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的动作周期是执行构件1的工作周期的四分之三左右，因此，驱动执行构件2的驱动机构2的主动件的转速应该是驱动执行构件1的驱动机构1 的主动件的转速的左右。所以，间歇运动功能 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增速运动单元输出的运动驱动执行机构2实现执行机构2的运动功能。由于执行构件2作往复直线运动，因此，执行机构2的运动功能是把连续转

7、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。1430rpm i = 2.5 i = 4, 2.286，1.600 i = 11.9167图13 产品包装生产线（方案2）的运动功能系统图4.设计课题运动方案拟定根据图13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。1430rpm1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是过载保护单元兼

8、具减速功能，可以选择带传动实现，如图15所示。 2图15 带传动替代运动功能单元2图13中的运动功能单元3是有级变速功能单元，可以选择滑移齿轮变速传动替代，如图16所示。3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2级齿轮传动代替，如图17所示。 图17 2级齿轮传动替代运动功能单元4图13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18所示。图18 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19所示。i = 2 图19圆锥齿轮传动替代减速运动

9、功能单元7图13中运动功能单元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联替代，如图20所示。图20 2个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元5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，可以用槽轮机构替代。该运动功能单元的运动系数为由槽轮机构运动系数的计算公式有：式中，Z槽轮的径向槽数。则，槽轮的径向槽数为：该槽轮机构如图21所示。图21用槽轮机构替代运动功能单元8图13中的运动功能单元9是增速运动功能单元，可以圆柱齿轮传动代替，如图22所示。图22 用圆柱齿轮传动替代运动功能单元9图13中运动功能单元10是把连续转动转换为连续往复移动的运

10、动功能单元，可以用曲柄滑块机构替代，如图23所示。图 23用曲柄滑块机构替代运动功能单元10根据上述分析，按照图13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2）的运动方案简图，如图24所示。（a）1.电动机 2,4.皮带轮 3.皮带 5,6,7,8,9,10,11,12,13,14,26,27.圆柱齿轮 15,28.曲柄 16,17 圆锥齿轮 18,30.滑块 19.摇杆 20,29.连杆 21.滑枕22.棘轮 23.产品 24.拨盘 25.槽轮图24 产品包装生产线（方案2）的运动方案简图5. 设计课题运动方案设计1） 执行机构1的设计执行机构1驱动

11、执行构件1运动，由图24可知，执行机构1由曲柄15，滑块18，导杆19，连杆20和滑枕21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C1和C2位置。取定C1C2的长度，使其满足：利用平行四边形的特点，由下图可知滑块移动的距离E1E2= C1C2=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19的摆角就是，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。图25 导杆滑块机构设计先随意选定一点为D，以D为圆心，l为半径做圆。

12、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C1和C2点。则弧C1C2即为导杆顶部转过的弧线，当导轨从C1D摆到C2D的时候，摆角为30°。接着取最高点为C,在C和C1之间做平行于C1C2的直线m，该线为滑枕21的导路，距离D点的距离为在C1点有机构最大压力角，设导杆21的长度为，最大压力角的正弦等于要求最大压力角小于100，所以有越大，压力角越小，取=200400mm。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，可选取AD=500mm，据此可以得到曲柄15的长度2） 执行机构2的设计 执行机构2驱动执行构件2运动，有图24可知，执行

13、构件2由曲柄28，连杆29和滑块30组成。由设计题目可知，滑块30的行程为由此可确定该机构曲柄的长度连杆29的长度与机构的许用压力角、曲柄存在条件及结构有关，即由此可以看出，连杆29的长度越大，机构的最大压力角就越小。若要求则执行机构2如图26图26 曲柄滑块机构设计3） 槽轮机构的设计 确定槽轮槽数根据图21可知，在拨盘圆销数k=1时，槽轮槽数z=4。 槽轮槽间角2 槽轮每次转位时拨盘的转角2=90 中心距槽轮机构的中心距应该根据具体结构确定，在结构尚不确定的情况下暂定为a=150mm 拨盘圆销的回转半径 槽轮半径 锁止弧张角 圆销半径圆整： 槽轮深度 锁止弧半径取4） 齿轮传动设计 滑移齿

14、轮设计根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，选择齿轮5、6、7、8、9和10为角度变位直齿轮，其齿数：，各个齿轮参数如下表： 表1 滑移齿轮5、6参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮533齿轮6532模数23压力角204齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距 = ()/2=867实际中心距888啮合角23.316°9变位系数齿轮50.32齿轮60.2510齿顶高齿轮5=3.50齿轮6=3.3611齿根高齿轮5=1.86齿轮6=2.0012分度圆直径齿轮5=66齿轮6=10613齿顶圆直径齿轮5=73.00齿轮6=112.7214齿根圆直径齿轮5=62.28齿轮6=1

15、02.0015齿顶圆压力角齿轮5=31.83齿轮6=27.9116重合度 /=1.829表2 滑移齿轮7、8参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮727齿轮8602模数23压力角204齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距 = ()/2=877实际中心距888啮合角21.718°9变位系数齿轮70.42齿轮80.0810齿顶高齿轮7=2.84齿轮8=2.1611齿根高齿轮7=1.66齿轮8=2.3412分度圆直径齿轮7=54齿轮8=12013齿顶圆直径齿轮7=50.68齿轮8=115.3214齿根圆直径齿轮7=62.38齿轮8=102.0015齿顶圆压力角齿轮7=31.76

16、0齿轮8=24.90116重合度 /=1.578表3 滑移齿轮9、10参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮917齿轮10692模数23压力角204齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距 = ()/2=867实际中心距888啮合角23.316°9变位系数齿轮90.47齿轮100.2310齿顶高齿轮9=3.54齿轮10=3.0611齿根高齿轮9=1.56齿轮10=2.0412分度圆直径齿轮9=34齿轮10=13813齿顶圆直径齿轮9=41.04齿轮10=144.1214齿根圆直径齿轮9=30.88齿轮10=133.9215齿顶圆压力角齿轮9=38.946齿轮10=25.870

17、16重合度 /=1.613 定轴齿轮设计根据定轴齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求， 选择齿轮11、12、13和14为角度变位直齿轮，其齿数：,。 根据定轴齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，选择齿轮26和27为角度变位直齿轮，其齿数：，。各个齿轮参数如下表：表4 定轴圆柱齿轮11、12参数（齿轮13、14与11、12对应相同）序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮1117齿轮12592模数23压力角204齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距 = ()/2=767实际中心距788啮合角23.709°9变位系数齿轮110.54齿轮120.5910齿顶高齿轮11=2.82齿轮12

18、=2.9211齿根高齿轮11=1.42齿轮12=1.3212分度圆直径齿轮11=34齿轮12=11813齿顶圆直径齿轮1139.64齿轮12=123.8414齿根圆直径齿轮11=30.88齿轮12=115.3615齿顶圆压力角齿轮11=36.294齿轮12=26.44316重合度 /=1.345表5 定轴齿轮26、27参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮2668齿轮27172模数23压力角204齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距 = ()/2=857实际中心距878啮合角23.352°9变位系数齿轮260.76齿轮270.5410齿顶高齿轮26=2.92齿轮27=2.

19、4811齿根高齿轮26=0.98齿轮27=1.4212分度圆直径齿轮26=136齿轮27=3413齿顶圆直径齿轮26=141.84齿轮27=38.9614齿根圆直径齿轮26=134.04齿轮27=31.1615齿顶圆压力角齿轮26=25.710齿轮27=34.91016重合度 /=1.258 圆锥齿轮设计根据圆锥齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，齿轮16和17选择为标准齿轮，。各个齿轮参数如下表：表5 圆锥齿轮16、17参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮1617齿轮17512模数33压力角204齿顶高系数15顶隙系数0.26分度圆锥角齿轮16=18.435齿轮17=71.5657分度圆直径齿轮16=51齿轮17=1538锥距=80.649齿顶高齿轮16=3齿轮17=310齿根高齿轮16=3.6齿轮17=3.611齿顶圆直径齿轮162=56.69齿轮172=154.9012齿根圆直径齿轮16=44.17齿轮17=150.7213当量齿数齿轮16=1