哈工大机械原理课程设计-棒料输送线布料装置(方案1)

HarbinInstituteofTechnology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 32．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τ=0.5。间歇运动功能单元如图15所示。τ=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，其余带传动为啮合型带传动。=1\*GB3①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=2\*GB3②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=3\*GB3③带传动19,20,21的设计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=4\*GB3④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=5\*GB3⑤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+z8≈86，z5+z6≈86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。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α20°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a’868啮合角α’arccos(a×cosα/a')=21.76°9变位系数齿轮5x50.4齿轮6x6(tan(α’)-α’-tan(α)+α)×(z5+z6)/(2×tan(α))-x5=0.1210齿顶高齿轮5ha5ha5=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5αa5αa5=arccos(d5cosα/da5)=30.62°齿轮6αa6αa6=arccos(d6cosα/da6)=25.37°16重合度ε[z5(tanαa5-tanα’)+z6(tanαa6-tanα’)]/2π=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α20°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a’868啮合角α’arccos(a×cosα/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7αa7αa7=arccos(d7cosα/da7)=29.53°齿轮8αa8αa8=arccos(d8cosα/da8)=24.51°16重合度ε[z7(tanαa7-tanα’)+z8(tanαa8-tanα’)]/2π=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α20°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a’868啮合角α’arccos(a×cosα/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)=2.512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9αa9αa9=arccos(d9cosα/da9)=32.78°齿轮10αa10αa10=arccos(d10cosα/da10)=24.05°16重合度ε[z9(tanαa9-tanα’)+z10(tanαa10-tanα’)]/2π=1.663）齿轮传动设计=1\*GB3①圆柱齿轮传动设计由图28(a)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。=2\*GB3②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φ=90°圆锥齿轮13、15的分度圆锥角为δ15=arctanz15/z13=45°δ13=90°-45°=45°又最小不根切当量齿数为zvmin=17则最小不根切齿数为zmin=zvmin×cos45°=12.02≈12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φ=90°圆锥齿轮14、24的分度圆锥角为δ14=arctanz14/z24=45°δ24=90°-45°=45°又最小不根切当量齿数为zvmin=17则最小不根切齿数为zmin=zvmin×cos45°=12.02≈12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2β=360°/z=360°/4=90°槽轮每次转位时拨盘的转角2α=180°−2β=90°令槽轮机构的中心距a=150mm拨盘圆销的回转半径λ=r/a=sinβ=sin45°=0.7071r=λa=0.7071×150=106.065mm槽轮半径R=ξa=0.7071×150=106.065mm锁止弧张角γ=360°−2α=360°−90°=270°圆销半径rA=r/6=106.065/6=17.6675mmrA=18mm槽轮槽深h>(λ+ξ−1)a+rA=(0.7071+0.07071−1)×150+18=80.13mm锁止弧半径rs<𝑟−rA=106.065−18=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33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齿数齿轮22Z2260齿轮33Z33102模数M23压力角Α20°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a’718啮合角α’arccos(a×cosα/a')=22.11°9变位系数齿轮22X220.48齿轮33X33(tan(α’)-α’-tan(α)+α)×(z22+z33)/(2×tan(α))-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*-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22αa22αa22=arccos(d22cosα/da22)=26.33°齿轮33αa33αa33=arccos(d33cosα/da33)=38.7°16重合度ε[z22(tanαa22-tanα’)+z33(tanαa33-tanα’)]/2π=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的啮合情况如图31所示。齿轮23、34的参数分别和22、33的参数相等，这里不再计算。为了使齿轮22、33、23、34能够同步转动，且角速度相等，因此将他