1、Harbin Institute of Technology课程设计说明书（论文）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=600200200，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、30 件小包装产品。图 1 产品包装
2、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 退哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）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
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：= =
4、 119.167= = 68.095= = 47.667哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）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，
5、如图 5 所示。i = 2.5哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）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 = = 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
6、元哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）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
7、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哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）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 =
8、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。1430rpm哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）1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
9、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哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）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。哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）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
10、= 2图 19 圆锥齿轮传动替代减速运动功能单元 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哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）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
11、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哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）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）哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）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
12、,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）的运动方案简图哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）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
13、的长度，使其满足： h21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。 0183/297.sinkhlm哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）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。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
14、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 cos2ls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哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 1max2cossinl要求最大压力角小于 100，所以有 01maxsin1cos5297.6891.22inl m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 lA321取 AD=500mm，据此可以得到曲柄 15 的长度 02sin5si129.4lDm2） 执行机构 2 的设计执行机
15、构 2 驱动执行构件 2 运动，有图 24 可知，执行构件 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。若要求哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）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
16、的情况下暂定为 a=150mm 拨盘圆销的回转半径 槽轮半径 锁止弧张角哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文） 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齿轮 5 331 齿数齿轮 6 532 模数 23 压力角 204 齿顶高系数 15 顶隙系数 0.25哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）6 标准中心距 = ()/2=867 实际中心距 888 啮合
17、角 23.316齿轮 5 0.329 变位系数齿轮 6 0.25齿轮 5 =3.5010 齿顶高齿轮 6 =3.36齿轮 5 =1.8611 齿根高齿轮 6 =2.00齿轮 5 =6612分度圆直径 齿轮 6 =106齿轮 5 =73.0013 齿顶圆直 径齿轮 6 =112.72齿轮 5 =62.2814齿根圆直径 齿轮 6 =102.00齿轮 5 =31.8315齿顶圆压力角 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齿轮 7 271 齿数齿轮 8 60哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）2 模数 23 压力角 20
18、4 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齿轮 7 0.429 变位系数齿轮 8 0.08齿轮 7 =2.8410 齿顶高齿轮 8 =2.16齿轮 7 =1.6611 齿根高齿轮 8 =2.34齿轮 7 =5412分度圆直径 齿轮 8 =120齿轮 7 =50.68齿顶圆直径 齿轮 8 =115.32齿轮 7 =62.3814齿根圆直径 齿轮 8 =102.00齿轮 7 =31.76015齿顶圆压力角 齿轮 8 =24.90116 重合度 /=1.578表 3 滑移齿轮 9、10 参数13哈尔滨工业大学课程设计说明书（
19、论文）序号 项目 代号 计算公式及计算结果齿轮 9 171 齿数齿轮 10 692 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齿轮 9 0.479 变位系数齿轮 10 0.23齿轮 9 =3.5410 齿顶高齿轮 10 =3.06齿轮 9 =1.5611 齿根高齿轮 10 =2.04齿轮 9 =3412分度圆直径 齿轮 10 =138齿轮 9 =41.04齿顶圆直径 齿轮 10 =144.12齿轮 9 =30.8814齿根圆直径 齿轮 10 =133.92齿顶圆压 齿轮 9 =38.94613哈
20、尔滨工业大学课程设计说明书（论文）15 力角 齿轮 10 =25.87016 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齿轮 11 171 齿数齿轮 12 592 模数 23 压力角 204 齿顶高系数 15 顶隙系数 0.256 标准中心距
21、 = ()/2=767 实际中心距 788 啮合角 23.709齿轮 11 0.549 变位系数齿轮 12 0.5910 齿顶高 齿轮 11 =2.82哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）齿轮 12 =2.92齿轮 11 =1.4211 齿根高齿轮 12 =1.32齿轮 11 =3412分度圆直径 齿轮 12 =118齿轮 11 39.64齿顶圆直径 齿轮 12 =123.84齿轮 11 =30.8814齿根圆直径 齿轮 12 =115.36齿轮 11 =36.29415齿顶圆压力角 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
22、公式及计算结果齿轮 26 681 齿数齿轮 27 172 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=8513哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）7 实际中心距 878 啮合角 23.352齿轮 26 0.769 变位系数齿轮 27 0.54齿轮 26 =2.9210 齿顶高齿轮 27 =2.48齿轮 26 =0.9811 齿根高齿轮 27 =1.42齿轮 26 =13612分度圆直径 齿轮 27 =34齿轮 26 =141.8413 齿顶圆直 径齿轮 27 =38.96齿轮 26 =134.0414齿根圆直径 齿轮 27 =31.16齿轮 2
23、6 =25.71015齿顶圆压力角 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 参数哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）序号 项目 代号 计算公式及计算结果齿轮 16 171 齿数齿轮 17 512 模数 33 压力角 204 齿顶高系数 15 顶隙系数 0.2齿轮 16 =18.4356 分度圆锥角齿轮 17 =71.565齿轮 16 =517 分度圆直径齿轮 17 =1538 锥距 =80.64齿轮 16 =39 齿顶高齿轮 1
24、7 =3齿轮 16 =3.610 齿根高齿轮 17 =3.6齿轮 16 2=56.6911 齿顶圆直径齿轮 17 2=154.90齿轮 16 =44.1712 齿根圆直径齿轮 17 =150.7213 当量齿数 齿轮 16 =17.92哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）齿轮 17 =161.28齿轮 16 =14当量齿轮齿顶圆压力角齿轮 17 =15 重合度 /=1.6366. 设计课题运动方案分析曲柄 15 顺时针转动 曲柄 15 的初始位置如图 27 所示，曲柄顺时针转动时的初始位置由角确定。由于该曲柄导杆机构的 =30，因此，当导杆 19 位于左侧极限位置时，曲柄 15 与水平轴的夹角
25、=15 曲柄 28 的初始位置如图 28 所示，曲柄 28 逆时针转动时的初始位置由角确定。滑块 30 的起始极限位置在上方极限，因此，曲柄 28 与水平轴的夹角=90。 槽轮 25 的初始位置如图 28 所示槽轮 25 逆时针转动时的初始位置由角确定。槽轮的起始位置位于传动过程的因此，=22.5。 拨盘 24 的起始位置如图 28 所示，曲柄 24 逆时针转动时的初始位置由角确定。拨盘 24 逆时针转动时的初始位置位于右侧极限与槽轮由动到停的分界位置的中间位置，由正弦定理，得 ，因此，拨盘 24 与水平轴的夹角=10.3哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）图 27 曲柄导杆机构曲柄的起始位置
26、图 28 槽轮机构拨盘的起始位置曲柄 15 顺时针转动时的机械系统运动循环图如图 29 所示：构件 运动情况21 进 退 进 退 进 退哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）15 +210 +360 +570 +720 +93030 退 停 进 退28 停 24 +304.725 停 动 注：= 15， =90，=10.3,=22.5图 29 曲柄 15 顺时针转动时的机械系统运动循环图曲柄 15 顺时针转动时，步进送料机构的滑枕 21 的位移 s、速度 v、加速度a 随曲柄 15 的转动角度 之间的关系如图 30 所示：哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）0 1 2 3 4 5 60200400600与 与 /rad与与/(mm)与 与 与 与 与 与 与0 1 2 3 4 5 6-400-2000200与 与 /rad与与/(mm/s)与 与 与 与 与 与 与0 1 2 3 4 5 6-5000500与 与 /rad与与与/(mm/s2)与 与 与 与 与 与 与 与图 30 滑枕 21 的位移 s、速度 v、加速度 a 随曲柄 15 的转角 关系曲线
