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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4 ） 院 系： 机电工程学院 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 陈照波 设计时间： 2013年7月1日-7月7日 哈尔滨工业大学哈尔滨工业大学课程设计任务书 姓 名： 院 （系）：机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 号： 任务起至日期： 2013 年 7 月 1 日至 2013 年 7 月 7 日 课程设计题目： 产品包装生产线(方案4) 已知技术参数和设计要求： 工作量： 工作计划安排： 同组设计者及分工： 指导教师签字
2、_ 年 月 日 教研室主任意见： 教研室主任签字_ 年 月 日*注：此任务书由课程设计指导教师填写哈尔滨工业大学课程设计说明书1. 题目要求如图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，送第一包和第二包产品至托盘A上（托盘A上平面与输送线1的上平面同高）后，每送一包产品托盘A下降200mm，当第三包产品送到以后，托盘A上升400mm，然后，把产品推入输送线2。原动机转速为1430rpm，产品输送量分三档可调，每分钟向输送线2分别输送9、18、24件小包装产品。图1 产品包装生产线（方案4）功能简图2. 题目解答（1） 工艺动作分析由题目可以看
3、出，产品包装线共由3个执行机构组成。其中，控制产品在输送线1上作步进运动的是执行机构1，在A处控制产品上升、下降的是执行机构2，在A处把产品推到输入线2的是执行机构3，三个执行构件的运动协调关系如图2所示。下图中T1为执行构件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，T3是执行构件3的动作周期。由图2可以看出，执行构件1是作连续往复移动的，而执行构件2则有一个间歇往复运动，执行构件3作一个间歇往复运动。三个执行构件的工作周期关系为：3T1= T2= T3。T2 T1执行构件运动情况执行构件1进退进退进退进执行构件2休降休降休升休休执行构件3停进退停T3图2 产品包装
4、生产线运动循环图（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9、18、24 rpm。 9、18、24 rpm图3 执行构件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、18、26 rpm的转速，则由电动机到执行机构1之间的传动比iz有3种分别为：iz1=14309 = 158.89iz2=143018 = 79.4444iz3=143024 = 59.58总传动比由定
5、传动比ic与变传动比iv组成，满足以下关系式：iz1 = ic*iv1iz2=ic*iv2iz3=ic*iv3三种传动比中iz1最大，iz3最小。由于定传动比ic是常数，因此3种传动比中iv1最大，iv3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：iv1=4则有：ic= iz1 iv1 = 39.72故定传动比的其他值为：iv2= iz2 ic= 2.00iv3= iz3 ic= 1.50于是，有级变速单元如图4：i = 4, 2.0, 1.5 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
6、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 = ic 2.5 = 15.9减速运动功能单元如图6所示。i=15.9图6 执行机构1的运动功能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。 1430rpm i=2.5 i=4,2.0,1.5 i=15.9执行构件1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个运动分支功能单元，
7、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。执行构件2有一个间歇单向转动。执行构件3有一个执行运动，为间歇往复移动，其运动方向与执行构件1的运动方向垂直。为了使执行构件2和执行构件3的运动和执行构件1的运动保持正确的空间关系，可以加一个运动传动方向转换功能单元，同时该运动单元具有减速的作用，传动比i=3,如图9所示。图8 运动分支功能单元1i=3图9 运动传动方向转换的运动功能单元经过运动传递方向转换功能单元输出的运动需要分成两个运动分支分别驱动执行构件2的运动和执行构件3的一个运动。因此，需要加一个运动分支功能分支单元，如图10所示。图10 运动分支功能单元2执行构件2的一个运
8、动是间歇往复移动，可以通过一个运动单元将连续转动转换成间歇往复移动。如图11所示。图11连续转动转换为间歇往复移动的运动功能单元根据上述分析可以得出实现执行构件1和执行构件2运动功能的运动功能系统图，如图12所示。1430rpm i=2.5 i=4,2.0,1.5 i=15.9执行构件1执行构件2图12 执行构件1、2的运动功能系统图执行构件3需要进行间歇往复移动，为此，需要将连续转动转换为间歇转动。由图2可以看出，执行构件3在一个工作周期内，其间歇时间很长，运动时间很短。因此，需要采用一个间歇运动单元，再采用一个连续转动的放大单元，其运动功能单元如图13所示。图13 间歇运动和连续转动放大单
9、元然后，再把该运动功能单元输出地运动转换为往复移动，其运动功能单元如图14所示。图14 往复移动运动单元根据上述分析，可以画出整个系统的运动功能系统图，如图15所示。执行构件1执行构件2143265897执行构件3101112图15 产品包装生产线运动功能系统图（3） 系统运动方案拟定根据图15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15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16所示。1430rpm1图16 电动机替代运动功能单元1图15中的运动功能单元2是过载保护单元兼具减速功
10、能，可以选择带传动实现，如图17所示。2图17 带传动替代运动单元2图15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18所示。i = 4, 2.0,1.53图18 滑移齿轮替代运动功能单元3图15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19所示。i = 14.34图19 2级齿轮传动替代运动功能单元4图15中运动功能单元5是运动分支功能单元，可以用运动功能单元7锥齿轮传动的主动轮、运动功能单元6导杆滑块结构的曲柄与运动功能单元4的运动输出齿轮固连替代，如图20所示。5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15中的运动功能单元6
11、将连续传动转换为往复移动，可以选择导杆滑块机构替代，如图21所示。6 图21 导杆滑块机构替代运动功能单元6图15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22所示。7i=3图22 圆锥齿轮传动替代减速运动功能单元7运动单元8的类型与运动单元5相同。图15中运动功能单元9将连续传动转换为间歇往复移动，可以选用凸轮机构固联来完成要求。如图23所示。9图23凸轮机构固联替代功能单元9图15中运动功能单元10是把连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，可以用槽轮机构替代。该运动功能单元的运动系数为=0.25由槽轮机构运动系数的计算公式有：=Z-22Z式中，
12、Z槽轮的径向槽数。则，槽轮的径向槽数为：Z= 21-2=21-2*0.25=4该槽轮机构如下图所示。10图24 用槽轮传动替代运动功能单元10图15中的运动功能单元11是运动放大功能单元，把运动功能单元10中槽轮在一个工作周期中输出的1/4周的转动转换为一周的运动，用圆柱齿轮机构替代，其传动比为i=1/4。圆柱齿轮传动如图25所示。11 i=0.25 图25 用圆柱齿轮传动替代运动功能单元11图15中运动功能单元12是把连续转动转换为连续往复移动的运动功能单元，可以用曲柄滑块机构替代，如图所示。12图 26用曲柄滑块机构替代运动功能单元12根据上述分析，按照图15各个运动单元连接顺序把个运动功
13、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4）的运动方案简图，如图所示。(a)(b)(c) 图27 产品包装生产线（方案4）的运动方案简图（4） 系统运动方案设计1） 执行机构1的设计该执行机构是曲柄滑块机构，由曲柄，滑块，导杆，连杆和滑枕组成。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，在导杆与曲柄的轨迹圆相切时候，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
14、21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21的长度。图28 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。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l1，最大压力角的正弦等于要求最大压力角小于100，所以有l1越大，压力角越小，取l1=200400mm。则取l=300mm1曲柄15的回转中心在过D
15、点的竖直线上，曲柄越长，曲柄受力越小，可选取AD=600mm，据此可以得到曲柄19的长度l2=ADsin2=600sin15=155.3mm2） 执行机构2的设计如图27（b）所示，执行机构2的运动是将连续传动转换为间歇往复移动，可以选用齿轮传动和直动平底从动件盘形凸轮机构固联来共同完成要求。凸轮机构在一个工作周期的运动为停0.22T2向下200mm（0.11T2）停0.22T2向下400mm（0.083T2）停0.22T2向下200mm（0.11T2）休止（0.028T2）凸轮24：第一次远休止角80，第一次回程运动角40，第二次休止角80，第二次回程运动角40,近休止角80，推程运动角30
16、，远休止角10。从动件推程50mm，推回程均采用无冲击的正弦加速度方式。得到如下表格：角度范围S049504923160-180 + 12.5 sin(9)231092510943240-180 + 12.5 sin(9)431690169351816003+300 - 25sin(12-1929)3518250 图29 凸轮运动的位移图根据凸轮的从动件运动规律，我们可以利用解析法设计出凸轮的轮廓。具体设计流程：做出dsd-s图像，利用压力角的要求可以做出凸轮的基圆和偏距，这样，可以利用解析法求出凸轮的形状。由于电动机的转向是可以调整的，往右边看凸轮是顺时针转动的。取凸轮偏距为0，即设计成对心
17、的滚子凸轮机构。图30 凸轮s-dsd图经查表许用压力角采用40确定凸轮的基圆为353.17mm，滚子半径采用20mm的轴承。理论轮廓坐标方程： x=(r0+s)cos+ecos；y=(r0+s)sin-esin；带上滚子半径的实际轮廓半径，滚子是在实际轮廓外部。实际轮廓坐标：X=x-rrdyddxd2+dyd2 ；Y=y+rrdxddxd2+dyd2 ；理论轮廓和实际轮廓图如下图所示： 图31 凸轮的理论轮廓和实际轮廓图3） 执行机构3的设计图32 执行机构3执行机构3驱动构件2运动，由图可知，执行构件3由曲柄27，连杆29和滑块30组成。由题可知，滑块30的行程是：h=600mm则曲柄的长
18、度可以确定为l34=12h=300mm连杆29的长度与许用压力角有关，即:sinmax=l34l35一般有max30，则，l35l34sinmax=600mm4） 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。2. 槽轮槽间角2=360z=903. 槽轮每次转位时拨盘的转角2=180-2=904. 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=150mm5. 拨盘圆销的回转半径=ra=sin=0.7071r=*a=0.7071*150=106.065 mm6. 槽轮半径=Ra=cos=0.7071R=*a=0.7071*150=106.065
19、 mm7. 锁止弧张角=360-2=2708. 圆销半径rAr6=106.0656=17.6675 mm圆整： rA=18 mm9. 槽轮槽深 h(+-1)*a+rA=80.13 mm10. 锁止弧半径rSr-rA=88.065 mm取rS=75mm5） 齿轮机构设计滑移齿轮传动设计 确定齿轮齿数如图18中齿轮5，6，7，8，9，10组成了滑移齿轮有级变速单元，其齿数分别为z5， z6 ，z7 ，z8 ，z9 ，z10。由前面分析可知，iv1=4iv2= iz2 ic= 2.0iv3= iz3 ic= 1.5按最小不根切齿数取z9=17，则z10= iv1 z9=4*17=68为了改善传动性能
20、应使相互啮合的齿轮齿数互为质数，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+ z686iv2= 86-z7z7= 2.0z729 ,z8=86-z7=57为了更接近所要求的传动比，可取z7=29，z8=57，同理可取z5=34 ，z6=51 计算齿轮几何尺寸取模数m=2 mm，则5，6， 9，10这两对齿轮的标准中心距相同a=m2z5+z6=m2z9+z10=86这两对齿轮为标准齿轮，其几何尺寸可按标准齿轮计算。由上面知齿轮7,8的齿数和比9,10的齿数和小，为了使齿轮5,6的实际中心距与齿轮7,8的标准中心距相同
21、，齿轮5,6应采用正变位。齿轮5,6为正传动，其几何尺寸按变位齿轮计算。圆柱齿轮传动设计由图可知，齿轮11、12、13、14实现运动功能单元4的减速功能，它所实现的传动比为15.89。由于齿轮11、12、13、14是2级齿轮传动，这2级齿轮传动的传动比可如此确定z11=z13=17，于是z12=z14=3.4521*z1168为使传动比更接近于运动功能单元4的传动比11.9167，取z11=17z12=69 z13=17z14=67取模数m=2 mm，按标准齿轮计算。由图34-（b）可知，齿轮32、33实现运动功能单元15的放大功能，它所实现的传动比为0.25可按最小不根切齿数确定，即z37=
22、17则齿轮36的齿数为17/i=68齿轮36、37的几何尺寸，取模数m=2 mm，按标准齿轮计算。 如图所示，齿轮是为了实现凸轮输出的传动比的扩大，26,27,28总传动比为8，i总=i1i2,齿轮按不根切的最小齿数算，即z26=17，则齿轮27的齿数为z27=17，又让i2,=4，则z28=4*17=68。齿轮的几何尺寸，取模数m=2 mm，按标准齿轮计算。由图34-（a）可知，齿轮29,30图18中的运动功能单元12减速运动功能，其传动比为6，则z29=17z30=102各个齿轮的具体参数如下:序号项目代号齿轮5,6齿轮7,8齿轮9,10（11,12）齿轮13,141齿数齿轮z342917
23、17齿轮z515769672模数m22223压力角202020204齿顶高系数ha*11115顶隙系数c*0.250.250.250.256标准中心距a858686847实际中心距a868686848啮合角21.762020209变位系数齿轮x10.4000齿轮x20.1200010齿顶高齿轮ha2.76222齿轮ha2.222211齿根高齿轮hf1.72.52.525齿轮hf2.252.52.52.512分度圆直径齿轮d68583434齿轮d10211413813413齿顶圆直径齿轮da73.51623838齿轮da106.411814213814齿根圆直径齿轮df64.6532929齿轮d
24、f97.4910913312915齿顶圆压力角齿轮a29.6328.4732.7832.78齿轮a25.7324.7924.04624.1516重合度1.591.711.661.66序号项目代号齿轮32,33(26,27)齿轮29,301齿数齿轮5z1717齿轮6z68512模数m223压力角20204齿顶高系数ha*115顶隙系数c*0.250.256标准中心距a85687实际中心距a85688啮合角20209变位系数齿轮x100齿轮x20010齿顶高齿轮ha22齿轮ha2211齿根高齿轮hf2.52.5齿轮hf2.52.512分度圆直径齿轮d3434齿轮d13610213齿顶圆直径齿轮da
25、3838齿轮da14010614齿根圆直径齿轮df2929齿轮df1319715齿顶圆压力角齿轮a32.7832.78齿轮a24.1025.2716重合度1.671.64圆锥齿轮传动设计由图34-（a）可知，圆锥齿轮16、17实现图18中的运动功能单元7的减速运动功能，它所实现的传动比为3，两圆锥的齿轮的轴交角为=90圆锥齿轮17的分度圆锥角为17=tan-1z17z16=71.57圆锥齿轮16的分度圆锥角为16=-17=18.43圆锥齿轮的最小不根切当量齿数为 zv min=17圆锥齿轮16的齿数可按最小不根切齿数确定，即z16=zv mincos1616则圆锥齿轮17的齿数为z17=3z1
26、6=48，齿轮16、17的几何尺寸，取模数m=2 mm，按标准直齿锥齿轮传动计算,其计算结果如下表所示。序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮16z1616齿轮17z17482模数m33压力角204齿顶高系数ha*15顶隙系数c*0.256分度圆锥角齿轮151515=arccot(z15/z16)=71.57齿轮161616=90-15=18.437分度圆直径齿轮15d15d15=mz15=48.000mm齿轮16d16d16=mz16=144.000mm8锥距RR=12d152+d162=75.895mm9齿顶高齿轮15ha15ha15=mha*=3.000mm齿轮16ha16ha16=m
27、ha*=3.000mm10齿根高齿轮15hf15hf15=mha*+c*=3.7500mm齿轮16hf16hf16=mha*+c*=3.750mm11齿顶圆直径齿轮15da15da15=d15+2ha15cos15=49.90mm齿轮16da16da16=d16+2ha16cos16=149.69mm12齿根圆直径齿轮15df15df15=d15-2hf15cos15=45.63mm齿轮16df16df16=d16-2hf16cos16=136.885mm13当量齿数齿轮15z15z15=z15cos15=50.610齿轮16z16z16=z16cos16=151.78514当量齿轮齿顶圆压力
28、角齿轮15a15a15=arccosmz15cosmz15+2ha15=39.19齿轮16a16a16=arccosmz16cosmz16+2ha16=27.52615重合度=z15tana15-tan+z16tana16-tan /2=3.1956） 传送带设计传动带选用平带的开口传动，根据传动比，可定带轮的直径为7） 运动方案执行构件的运动时序分析1. 曲柄19的初始位置如图33所示，曲柄19顺时针转动时的初始位置由角15确定。由于该曲柄导杆机构的极位夹角=30，因此，当导杆21处于左侧极限位置时，曲柄19与水平轴的夹角15=15。图33 系统运动示意图2. 凸轮的初始位置如图34可知凸轮
29、为顺时针转动。其初始位移应为100mm。下图中，左图为连接示意图，右图为凸轮的轮廓图。图34 凸轮转动方向示意图3. 曲柄27的初始位置如图35所示，曲柄27逆时针转动时的初始位置由角38确定。滑块30的起始极限位置在左侧，因此，曲柄27与水平轴的夹角38=120。图35 槽轮机构运动示意图4. 拨盘34的起始位置如图35所示，拨盘33逆时针转动时的初始位置由角34确定，拨盘33逆时针转动时的初始位置处于槽轮由动变停的分界位置，因此，拨盘33与水平轴的夹角34=-35（5） 设计课题运动方案分析推料的曲柄滑块机构的位移，速度以及加速度随角度的变化如图所示：下面三个图依次是滑块的位移，速度，加速
30、度随时间的变化曲线：本题中，有三种送料方式，由原动机转速为1430rpm，产品输送量分三档可调，每分钟向输送线2分别输送9、18、24件小包装产品。则输出的转速为14302.5415.9=9rpm,则输出的角速度为0.942rad/s，同理另外两种的角速度分别为1.885rad/s，2.513rad/s，经过的减速以及中间一系列的传动后曲柄19的角速度依次为:0.628rad/s,1.26 rad/s,1.67rad/s,则图形曲线与上图大致相同，这里仅仅贴出当角速度为0.628rad/s时的图： 下面分析凸轮的位移速度，加速度的变化曲线：位移：速度：加速度：以曲柄19的角速度为2.541ra
31、d/s时为例，画出滑枕20的加速度，速度以及位移随曲柄运动的角度的变化曲线如下图所示以曲柄19的角速度为2.541rad/s时为例，画出滑枕20的加速度，速度以及位移随时间的变化曲线如下图所示：该机械系统的机构运动循环图如图36所示各构件的时序情况与运动情况执行构件1T1T2T3T420进退进退进退进退1915 15+ 210 15+ 360 15+ 210 15 +360 15 +210 15+210 15 +210执行构件24角度0 80120 200 240 320350运动休止下降200mm 休止 下降200mm 休止 上升400mm 执行构件326-35 80 32026槽轮转动休止槽轮转动休止37曲柄转动休止曲柄转动休止30推+回休止推料+回程休止图36 机械系统机构运动循环图
