哈工大机械原理课程设计--棒料输送线布料装置方案1

1、Harbin Institute of Technology课程设计说明书（论文）课程名称：机械原理设计题目：棒料输送线布料装置(方案1)院 系：机电工程学院班 级：设 计 者:学 号：1指导教师：王洪祥设计时间：2014.6.23-2014.6.29哈尔滨工业大学目录1、题目要求22题目解答3（1）工艺动作分析3（2）运动功能分析及运动功能系统图3（3）系统运动方案拟定7（4）系统运动方案设计111）带传动设计112）滑移齿轮传动设计123）齿轮传动设计144）槽轮机构设计155）不完全齿轮机构设计166）执行机构2,3的设计18（5）运动方案执行构件运动时序分析18（6）参考文献19棒料输

2、送线布料装置（方案1）1、题目要求如图下图1所示棒料输送线布料装置的功能简图。料斗中分别装有直径35mm，长度150mm的钢料和铜料。在输送线上按照图2所示的规律布置棒料。原动机转速为1430r/min，每分钟布置棒料50,80,110块分3档可以调节。图1图22题目解答（1）工艺动作分析由设计题目和图1可以看出，推动输送带运动的是执行构件1，使钢料下落的是执行构件2，使铜料下落的是执行构件3，这三个构件的运动关系如图3所示。 T1 T1 T1 T1执行构件运动情况执行构件1运动停止运动停止运动停止运动停止执行构件2停止放料停止放料停止停止停止放料执行构件3停止停止停止放料停止停止停止停止 T

3、2 、T3图3 棒料输送线布料装置运动循环图 图3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，T3是执行构件3的工作周期。由图3可以看出，执行构件1是作间歇转动，执行构件2作间歇转动，执行构件3也作间歇转动，执行构件2和3的工作周期相等，且为执行构件1的3倍。（2）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的运动功能如图4所示。该运动功能单元把一个连续的单向转动转换为间歇转动，主动件每转动1周，从动件（执行构件1）作一次间歇转动。由题意可知，主动件的转速分别为50r/min,80r/min,110r/min。 50、80、110rpm图

4、4 执行机构1的运动功能由于电动机的转速为1430r/min，为了分别得到50,80,110r/min的转速，则由电动机到执行机构1之间的总传动比iz有3种，分别为总传动比由定传动比和变传动比两部分构成，即 3种总传动比中最大，最小。由于定传动比是常数，因此，3种变传动比中最大，最小。若采用滑移齿轮变速，其最大传动比最好不大于4，即于是定传动比为变传动比的其他值为于是，传动系统的有极变速功能单元如图5所示i=4,2.5,1.82图5 有极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

5、护能力，还具有减速功能，如图3所示。 i=2.5图6 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，其减速比为减速运动功能单元如图7所示。i=2.86图7 减速运动功能单元 由于减速输出的运动回转轴线与执行构件1的回转轴线垂直，因此增加如图8的运动功能单元。该单元可用圆锥齿轮传动。由于不需要变速，故圆锥齿轮的传动比为1。i=1图8 相交运动功能单元 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9所示。 1430rpm i=2.5 i=4,2.5,1.82 i=2.86图9 实现执行机构1运

6、动的运动功能系统图 为了使用同一原动机驱动执行机构2和3，应该在图9所示的运动功能系统图中增加运动分支功能单元，因为机构2和3具有相同的运动性质，所以此处只增加一个运动分支，该运动分支功能单元如图10所示。图10 运动分支功能单元 由于减速输出的运动回转轴线与执行构件2、3的回转轴线垂直，因此增加如图11的运动功能单元。该单元可用圆锥齿轮传动。由于分支部分不需要变速，故圆锥齿轮的传动比为1。i=1图11 相交运动功能单元 由于执行机构2和3的工作周期T2、T3是执行构件1的周期T1的3倍，所以运动分支在驱动执行构件2和3之前应该减速，使其转速等于执行构件1的主动件转速的三分之一。减速运动单元如

7、图12所示。i=3图12 减速运动功能单元 由于执行机构2和3的驱动机构是间歇转动，且将间歇转动转换为间歇往复直线移动，所以应该添加如图13、图14所示的运动功能单元。图13 间歇运动功能单元图14 往复间歇直线运动功能单元 由于执行构件1是间歇运动，且由图3可以看出执行构件1的间歇时间是其工作周期的二分之一，也就是其运动时间是其工作周期的二分之一。因此间歇运动功能单元的运动系数为=0.5。间歇运动功能单元如图15所示。=0.5图15 间歇运动功能单元 根据上述分析，可以画出整个系统的运动功能系统图，如图16所示。图16 棒料输送线布料装置（方案1）的运动功能系统图（3）系统运动方案拟定根据图

8、16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16中的运动功能单元1是原动机。根据棒料输送线布料装置的工作要求，可以选择电动机作为原动机，如图17所示图17 电动机替代运动功能单元1 图16中的运动功能单元2是过载保护功能单元兼具减速功能，可以选择带传动替代，如图18所示。图18 带传动替代运动功能单元2 图16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19所示。图19 滑移齿轮变速替代运动单元3 图16中的运动功能单元4是减速功能，可以选择定齿轮传动替代，如图20所示。图20 定齿轮传动替代运动功

9、能单元4 图16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和传送带替代，如图21所示。图21 皮带轮代替运动功能单元5 图16中的运动功能单元6、7的运动输入轴与运动输出轴相互垂直，可以用圆锥齿轮传动替代，如图22所示。图22 圆锥齿轮替代运动功能单元6、7 图16中的运动单元8是把连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，可以用槽轮机构代替。如图23所示。图23 槽轮机构替代运动功能单元8 图16中的运动单元9是减速运动功能单元，可以用同步带传动代替，如图24所示。图24 同步带机构代替运动功能单元9 图16中的运动单元10是把连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，可以用不完全齿轮

10、代替，如图25所示。图25 不完全齿轮代替运动功能单元10 图16中的运功单元11是把间歇转动转换为间歇往复直线运动的运动功能单元，可以用曲柄滑块机构代替，如图26所示。图26 曲柄滑块机构代替运功动能单元11 执行构件2、3具有控制棒料释放的作用。设计的棒料释放机构如图27所示。不完全齿轮22、23等速同向转动，带动全齿轮33、36间歇转动，从而使曲柄滑块机构间歇工作，把料推到传送带上。22、23转动一周的时间内，钢料释放两个，铜料释放一个。图27 棒料释放机构 根据上述分析，按照图16中各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依次连接便形成了棒料输送线布料装置（方案1）的运动

11、方案简图，如图28所示。(a)(b)(c)1.电动机 2,4,16,18,19,21,25,28,30,32.皮带轮 3,17,20,26,31.皮带 5,6,7,8,9,10,11,12.圆柱齿轮 13,14,15,24.圆锥齿轮 27.拨盘 29.槽轮图28 棒料输送线布料装置（方案1）的运动方案简图（4）系统运动方案设计1）带传动设计 带传动分为摩擦型和啮合型两大类。摩擦型带传动过载时可以出现打滑，从而对机械系统起到过载保护的作用。但是，其传动比不准确。啮合型带传动可以实现主动轮与从动轮同步传动，实现准确的传动比。根据两种带传动的特性，选择2,3,4构成的带传动为摩擦型带传动，其余带传动

12、为啮合型带传动。带传动2,3,4的设计 原动机类型为电动机，额定转速为1430rpm，即带传动的高速轴（小带轮）的转速为n1=1430rpm其传动比为i=2.5采用V带传动进行设计，则设小带轮直径为d2，大带轮直径为d4，取d2=150mmd4=d2×i =150×2.5=375mm带传动16,17,18的设计 带轮16为主动轮，18为从动轮。此带传动机构要实现i=3的传动比，为了实现精确的传动比，采用同步带传动设计。设带轮16直径为d16，带轮18直径为d18，取d16=100mmd18=d16×i =100×3=300mm带传动19,20,21的设计

13、 此带传动起连接齿轮22、23，使之同步转动的作用，故传动比i=1, 为了实现精确的传动比，采用同步带传动设计。设带轮19直径为d19，带轮21直径为d21，取d19=d21=100mm带传动30,31,32的设计 带轮30为主动轮，32为从动轮,传动比为i=1。皮带31起传送带的作用。如题目所述，传送带每半周期移动200mm，之后停歇半个周期, 为了实现精确的传动比，采用同步带传动设计。故设带轮30直径为d30，带轮32直径为d32。取带传动25,26,28的设计 此带传动起连接作用，故传动比i=1, 为了实现精确的传动比，采用同步带传动设计。设带轮25直径为d25，带轮28直径为d28，取

14、d25=d28=100mm2）滑移齿轮传动设计 由前文的计算，得到滑移齿轮的传动比如下：取z9=17，则z10=iv1z9=68 为了改善传动性能应使相互啮合的传动齿轮齿数互为质数，于是可以取z10=69。其齿数和为z9+z10=17+69=86，另外两对啮合齿轮的齿数和应大致相同，即z7+z886，z5+z686 由于 iv2=86-z7z7= 2.5，为了更接近所要求的传动比，可取z7=25，z8=61同理可取z5=30，z6=55。 由于z7+z8= z9+z10=85，因此齿轮7、8，9、10可采用标准齿轮传动，其中心距相同。而z5+z6=85< 86，所以齿轮5,6应采用正传动

15、。 设它们的模数为2，齿顶高系数,顶隙系数，分度圆压力角，实际中心距a'=86mm。各齿轮参数设计如表1、2、3所示： 表1 齿轮5、6的几何尺寸序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮5Z530齿轮6Z6552模数m23压力角 20°4齿顶高系数ha*15顶隙系数c* 0.256标准中心距am(z5+z6)/2=857实际中心距a868啮合角 arccos(a×cos/a')=21.76°9变位系数齿轮5x50.4齿轮6x6(tan()- -tan()+ )×(z5+z6)/(2×tan()-x5=0.1210齿顶高齿轮5ha

16、5ha5=m( ha*+x5-y)=2.76齿轮6ha6ha6=m( ha*+x6-y)=2.2611齿根高齿轮5hf5hf5=m(ha*+c*-x5)=1.7齿轮6hf6hf6=m(ha*+c*-x6)=2.2612分度圆直径齿轮5d5d5=mz5=60齿轮6d6d6=mz6=11013齿顶圆直径齿轮5da5da5=d5+2ha5=65.5齿轮6da6da6=d6+2ha6=114.414齿根圆直径齿轮5df5df5=d5-2hf5=56.6齿轮6df6df6=d6-2hf6=105.515齿顶圆压力角齿轮5a5a5=arccos(d5cos/da5)=30.62°齿轮6a6a6=

17、arccos(d6cos/da6)=25.37°16重合度z5(tana5-tan)+z6(tana6- tan)/2=1.578 表2 齿轮7、8的几何尺寸序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮7Z725齿轮8Z8612模数m23压力角 20°4齿顶高系数ha*15顶隙系数c* 0.256标准中心距am(z7+z8)/2=867实际中心距a868啮合角 arccos(a×cos/a')=20°9变位系数齿轮7x70齿轮8x8010齿顶高齿轮7ha7ha7=m( ha*+x7-y)=2齿轮8ha8ha8=m( ha*+x8-y)=211齿根高齿

18、轮7hf7hf7=m(ha*+c*-x7)=2.5齿轮8hf8hf8=m(ha*+c*-x8)=2.512分度圆直径齿轮7d7d7=mz7=50齿轮8d8d8=mz8=12213齿顶圆直径齿轮7da7da7=d7+2ha7=54齿轮8da8da8=d8+2ha8=12614齿根圆直径齿轮7df7df7=d7-2hf7=45齿轮8df8df8=d8-2hf8=11715齿顶圆压力角齿轮7a7a7=arccos(d7cos/da7)=29.53°齿轮8a8a8=arccos(d8cos/da8)=24.51°16重合度z7(tana7-tan)+z8(tana8- tan)/2

19、=1.699 表3 齿轮9、10的几何尺寸序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮9Z917齿轮10Z10692模数m23压力角 20°4齿顶高系数ha*15顶隙系数c* 0.256标准中心距am(z9+z10)/2=867实际中心距a868啮合角 arccos(a×cos/a')=20°9变位系数齿轮9x90齿轮10x10010齿顶高齿轮9ha9ha9=m( ha*+x9-y)=2齿轮10ha10ha10=m( ha*+x10-y)=211齿根高齿轮9hf9hf9=m(ha*+c*-x9)=2.5齿轮10hf10hf10=m(ha*+c*-x10)=2.

20、512分度圆直径齿轮9d9d9=mz9=34齿轮10d10d10=mz10=14213齿顶圆直径齿轮9da9da9=d9+2ha9=38齿轮10da10da10=d10+2ha10=14214齿根圆直径齿轮9df9df9=d9-2hf9=29齿轮10df10df10=d10-2hf10=13315齿顶圆压力角齿轮9a9a9=arccos(d9cos/da9)=32.78°齿轮10a10a10=arccos(d10cos/da10)=24.05°16重合度z9(tana9-tan)+z10(tana10- tan)/2=1.663）齿轮传动设计圆柱齿轮传动设计 由图28(a)

21、可知，齿轮11、12实现图16中的运动功能4的减速运动功能，它所实现的传动比为2.86。齿轮11可按最小不根切齿数确定，即z11=17于是z12=2.86z11=48.62取z11=17，z12=49，它们的模数为2，齿顶高系数，顶隙系数，分度圆压力角，中心距a=66mm，按标准齿轮计算。圆锥齿轮传动设计 由图28可知圆锥齿轮13,15实现的是图16中的运动功能单元7的变化速度方向的作用，它的传动比为1，两圆锥齿轮的轴交角为 = 90°圆锥齿轮13、15的分度圆锥角为15 = arctanz15/z13 = 45° 13 =90°-45°=45°

22、; 又最小不根切当量齿数为zvmin = 17则最小不根切齿数为zmin = zvmin × cos 45°=12.0212即圆锥齿轮齿数可取z13 = 12z15= 12 圆锥齿轮的13,15的几何尺寸按模数m = 2mm 的标准直齿圆锥齿轮计算。 由图28可知圆锥齿轮14,24实现的是图16中的运动功能单元6的变化速度方向的作用，它的传动比为1，两圆锥齿轮的轴交角为 = 90°圆锥齿轮14、24的分度圆锥角为14 = arctanz14/z24 = 45° 24=90°-45°=45° 又最小不根切当量齿数为zvmin

23、= 17则最小不根切齿数为zmin = zvmin × cos 45°=12.0212即圆锥齿轮齿数可取z14 = 12z24= 12圆锥齿轮的14,24的几何尺寸按模数m = 2mm 的标准直齿圆锥齿轮计算。4）槽轮机构设计 由前所述可知槽轮槽数z=4 和拨盘的圆销数为k=2 ，该槽轮的各几何尺寸关系如图29所示图29 槽轮机构几何尺寸关系由图29可知槽轮的槽尖角为2=360°/z=360°/4=90°槽轮每次转位时拨盘的转角2=180°2=90°令槽轮机构的中心距a=150mm拨盘圆销的回转半径=r/a=sin=sin4

24、5°=0.7071r=a=0.7071×150=106.065mm槽轮半径R=a=0.7071×150=106.065mm锁止弧张角=360°2=360°90°=270°圆销半径rA=r/6=106.065/6=17.6675mmrA =18mm槽轮槽深h>(+1)a+rA=(0.7071+0.070711)×150+18=80.13mm锁止弧半径rs<𝑟rA=106.06518=88.065取rs=80mm5）不完全齿轮机构设计 由图3和图27可以看出，不完全齿轮22旋转一周，从动轮3

25、3间歇作两次整周回转。经计算，不完全齿轮22共有两段工作齿，每段工作齿所在圆弧的圆心角为60°，这两段工作齿间隔120°，并且每一段工作齿在工作时都能使齿轮33刚好完成一次整周回转。齿轮22和33的啮合情况如图30所示。 图30 齿轮22、33的啮合情况 图31 齿轮25、36的啮合情况 为方便起见，取齿轮33的齿数为10，则齿轮22每段工作齿的齿数也为10。为避免根切，要对齿轮进行正变位。取模数m=2，齿顶高系数,顶隙系数，分度圆压力角，实际中心距a'=71mm，得到齿轮22和33的参数如表4所示。表4 齿轮24、35的几何尺寸序号项目代号计算公式及计算结果1齿数

26、齿轮22Z2260齿轮33Z33102模数M23压力角 20°4齿顶高系数ha*15顶隙系数c* 0.256标准中心距am(z22+z33)/2=707实际中心距a718啮合角 arccos(a×cos/a')=22.11°9变位系数齿轮22X220.48齿轮33X33(tan()- -tan()+ )×(z22+z33)/(2×tan()-x22=0.0510齿顶高齿轮22ha22ha5=m( ha*+x22-y)=2.91齿轮33ha33ha6=m( ha*+x33-y)=2.0411齿根高齿轮22hf22hf22=m(ha*+c*

27、-x22)=1.54齿轮33hf33hf33=m(ha*+c*-x33)=2.4112分度圆直径齿轮22d22d22=mz22=120齿轮33d33d33=mz33=2013齿顶圆直径齿轮22da22da22=d22+2ha22=125.8齿轮33da33da33=d33+2ha33=24.0814齿根圆直径齿轮22df22df22=d22-2hf22=116.92齿轮33df33df33=d33-2hf33=15.1815齿顶圆压力角齿轮22a22a22=arccos(d22cos/da22)=26.33°齿轮33a33a33=arccos(d33cos/da33)=38.7°16重合度z22(tana22-tan)+z33(tana33- tan)/2=1.47 由图3和图27可以看出，不完全齿轮23旋转一周，从动轮34间歇作一次整周回转。经计算，不完全齿轮23有一段工作齿，工作齿所在圆弧的圆心角为60°，并且工作齿在工作时能使齿轮34刚好完成一次整周回转。齿轮23和34的啮合情