1、Harbin Institute of Technology机械原理课程设计说明书课程名称： 机械原理 设计题目： 产品包装生产线（方案 1）院 系： 机电学院 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 设计时间： 21、绪论机械原理课程设计是在我们学习了机械原理之后的实践项目，通过老师和书本的传授，我们了解了机构的结构，掌握了机构的简化方式与运动规律，理论知识需要与实践相结合，这便是课程设计的重要性。我们每个人都需要独立完成一个简单机构的设计，计算各机构的尺寸，同时还需要编写符合规范的设计说明书，正确绘制相关图纸。通过这个项目，我们应学会如何收集与分析资料，如何正确阅读与书写说明书，如何
2、利用现代化的设备辅助工作。这种真正动手动脑的设计有效的增强我们对该课程的理解与领会，同时培养了我们的创新能力，为以后机械设计课程打下了坚实的基础。2、设计题目产品包装生产线使用功能描述图中所示，输送线 1 上为小包装产品，其尺寸为长 宽 高=600 200 200，小包装产品送至 A 处达到 2 包时，被送到下一个工位进行包装。原动机转速为 1430rpm，每分钟向下一工位可以分别输送14，22，30 件小包装产品。产品包装生产线（方案一）功能简图3、设计机械系统运动循环图由设计题目可以看出，推动产品在输送线 1 上运动的是执行构件 1，在 A 处把产品推到下一工位的是执行构件 2，这两个执行
3、构件的运动协调关系如图所示。1 1 执行构件一执行构件二01 02 运动循环图3图中 1 是执行构件 1 的工作周期， 01 是执行构件 2 的工作周期， 02 是执行构件 2 的动作周期。因此，执行构件 1 是做连续往复运动，执行构件 2 是间歇运动，执行构件 2 的工作周期 01 是执行构件1 的工作周期 T1 的 2 倍。执行构件 2 的动作周期 02 则只有执行构件 1 的工作周期 T1 的二分之一左右。 四、 设计机械系统运动功能系统图根据分析，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所示。运动功能单元把一个连续的单向传动转换为连续的往复运动，主动件每转动一周，从动件（
4、执行构件 1）往复运动一次，主动件转速分别为 14,22,30rpm14,22,30rpm执行机构 1 的运动功能由于电动机的转速为 1430rpm，为了在执行机构 1 的主动件上分别得到 14、22、30rpm 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iz1= =102.1440iz2= =65.002iz3= =47.67301总传动比由定传动比 ic和变传动比 iv两部分构成，即iz1=iciv1iz2=iciv2iz3=iciv33 种总传动比中 iz1最大，i z3最小。由于定传动比 ic是常数，因此，3 种变传动比中 iv1最大，i v3最小。为满足
5、最大传动比不超过 4，选择 iv1 =4 。定传动比为 i c= = =25.54v1zi402.变传动比为 i v2= = =2.55cz2i5.6iv3= = =1.87cz34.7传动系统的有级变速功能单元如图所示。i=4,2.55,1.87有级变速运动功能单元4为了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。过载保护同时还具有减速功能。i=2.5在传动系统中还要加减速运动功能单元，其减速比为i=10.22为了避免齿轮过大，采用两级减速。i1=i2=3.2减速运动功能单元如图 6 所示。i1=i2=3.2减速运动功能单元至此，驱动执行机构一的全部机构已经设计完毕，
6、其总体结构如下图。1430rpm i=2.5 i=4,2.55,1.87i1=3.2 i2=3.2 由于只有一个原动件，为了同时驱动执行机构一、二，需要一个运动分支单元。运动分支单元减速运动功能单元由于执行构件二为间歇运动，且间歇时间是工作周期 T2的 3/4，即其运动时间是其工作周期 T2的1/4。因此，间歇运动功能单元的运动系数为= 41间批歇运动功能单元如图所示执行构件一5=0.25间歇运动功能单元由于执行构件 1 的工作周期 T1是执行构件 2 的工作周期 T2的 2 倍，因此，驱动执行构件 2 的驱动机构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 2 倍左
7、右。所以，间歇运动功能单元输出的运动应经过增速运动功能单元增速，如图所示。i=0.25增速运动功能单元增速运动功能单元输出的运动驱动执行机构 2 实现其运动功能。由于执行构件 2 做往复直线运动，因此，执行构件 2 的运动功能是把连续转动转换为往复直线运动，如图所示。执行机构 2 的运动功能单元根据上述分析，整个系统的运动功能系统图，如图所示。1430rpm i=2.5 i=4,2.55,1.87i1=3.2 i2=3.2 执行构件一执行构件二1 2 34 56 78 910 116五、选定电动机转速、拟定机械系统运动方案根据上图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
8、动功能单元，便可拟定出机械系统运动方案。上图中的运动功能单元 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，如图所示。电动机运动功能单元 2 是过载保护功能单元兼具减速功能，可以选择带传动代替，如图所示。皮带传动图中的运动功能单元 3 是有级变速功能，可以选择滑移齿轮变速传动代替，如图所示。滑移齿轮变速运动功能单元 6 是运动分支功能单元，可以用圆锥齿轮传动替代。如图所示。1430rpmi=2.5i=4，2.55，1.877锥齿轮替代运动分支单元运动功能单元 7 是把连续转动转换为连续往复摆动，可以选择直动平底从动件盘形凸轮机构替代，如图所示。直动平底从动件盘形凸轮机构
9、运动功能单元 9 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，根据槽轮机构运动系数的计算公式=(Z-2)/2Z式中 Z-槽轮径向槽数。于是槽轮的径向槽数为Z=4该槽轮机构如图 21 所示。槽轮机构运动输入运动输出运动输出8运动功能单元 9 是增速运动功能单元，可以用圆柱齿轮传动替代，如图所示。圆柱齿轮传动运动功能单元 10 是把连续转动转换为连续往复移动的运动功能单元，可以用曲柄摇杆机构替代，如图所示。正弦机构替代连续转动转化为间隙转动的运动功能单元 10根据以上分析，按照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以此链接便
10、形成了产品包装生产线的运动方案简图。六、系统运动方案设计1、 执行机构 1 的设计使用直动平底从动件盘形凸轮机构可以有效的解决最大压力角的问题，在理想情况下，摩擦力为 0，最大压力角为 0。同时，当偏距 e=0 时，凸轮的升程h=(r+d)-(r-d)由题目可知，执行机构的升程为280+200=480=2d因此d=240考虑到凸轮基圆半径不宜过小，故选择r=40092.执行机构 2 设计执行机构 2 驱动执行构件 2 运动，由结构简图可知，执行机构 2 由曲柄 1，连杆 2，摇杆 3，连杆 4，滑块 5 组成。由设计题目可知，滑块 3 的行程为h=600由此可以确定曲柄 1 长a=225连杆
11、2 长b=525摇杆 3 长c=405连杆 4 长d=4203.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由图可知槽轮的槽间角为2=360 0/z=3600/4=9002) 槽轮每次转位时拨盘的转角2=180 0-2=90 03) 中心距a=150mm4) 拨盘圆销回转半径12345100.7071106.0655) 槽轮半径=0.7071R=a=0.7071*150=106.0656) 锁止弧张角=360 0-2=360 0-900=27007) 圆销半径rAr/6=106.065/6=17.6675mm8) 槽轮槽深h(+-1)a+r A=(0.7071+0.7
12、071-1)*150+18=80.13mm9) 锁止弧半径rSr-rA=106.065-18=88.065mm取RS=80mm4、滑移齿轮传动设计1) 确定齿轮齿数结构简图中齿轮 5、6、7、8、9、10 组成了滑移齿轮有级变速运动功能单元，其齿数分别为z5、z 6、z 7、z 8、z 9、z 10。由前面的分析可知Iv1=Z10/Z9=4Iv2=Z8/Z7=2.55Iv3=Z6/Z5=1.87按最小不跟切齿数取z9= 18则 z 10=iv1z9=4*17=72为使相互啮合的齿轮齿数互为质数，可取z10=71其齿数和为z9+z10=18+71=89另外两对啮合齿轮的齿数和应该大致相同 Iv2
13、=2.55Z7=89/(1+iv2)=89/(1+2.55)25Z8=2.55*2564Iv3=1.87Z5=89/(1+iv3)=89/(1+1.87)31Z6=1.87*3158可取Z5=31Z6=58Z7=2511Z8=642) 计算齿轮几何尺寸齿轮 7、8 齿数和、齿轮 5、6 的齿数和均与齿轮 9、10 的齿数和相等，即 z9+z10=z5+z6=89若模数相等 m=2，这两对齿轮的标准中心距相同a=m(Z9+Z10)/2=m(Z5+Z6)/2=89mm这三对齿轮互为标准传动，其几何尺寸可按标准齿轮计算。5、齿轮传动设计1）两级减速齿轮两级减速传动比均为 3.2，标准齿轮不产生根切的
14、最小齿数为 17，因此Z11=17，Z 12=54.4为满足一对齿轮齿数最好互质，选择Z12=54同理Z13=17，Z 14=542） 圆锥齿轮传动设计由结构简图可知，锥齿轮 15、16 实现图 21 中的运动功能 7 的减速运动功能，他所实现的传动比为 2 两锥齿轮的轴间角为90锥齿轮 16 的分度圆锥角为16165arctnarct263.45z锥齿轮 15 的分度圆锥角为151690锥齿轮的最小不根切当量齿数为min7vz锥齿轮 15 齿数按最小不根切齿数确定，即 1520.562cos*1cos5min15 vz锥齿轮 16 的齿数为1653z锥齿轮 15、16 的几何尺寸，取 m=2
15、mm，按标准直齿锥齿轮传动计算。127、机械系统实际运动循环图1 1执行构件一执行构件二01 02 运动循环图8、总结通过检索与阅读资料，结合题目的有关要求，绘制出运动循环图。根据执行机构一、二的动作，设计机械系统运动功能图。在已知电动机转速及执行机构转速的情况下，确定机械系统传动部分尺寸，并进行运动分析，最后建立运动模型，绘制实际运动循环图。这是我们在进入大学后的首个课程设计，并没有意识到它的重要性，在深入的了解到其中所包含的内容以后，才发现这是整个机械原理课程的缩影，要想完成一个合理的机构设计，我们要学会分析与解决问题。任何复杂的机构都是由无数个简单机构所构成的，无论是连杆、凸轮还是齿轮轮
16、系，都是必不可少的，真正掌握每个机构的运动规律，能够通过运动规律来设计机构的尺寸，才是我们的目的。我深知自己知识、能力的不足，我会在今后的学习中更加谦虚谨慎、不断进步，请各位老师不吝赐教 。13附录 1 滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算1、滑移齿轮 5 和齿轮 6序号 项目 代号 计算公式及计算结果齿轮 5 311 齿数 齿轮 6582 模数 23 压力角 204 齿顶高系数 15 顶隙系数 0.256 标准中心距 a=m( )/2=89mm7 实际中心距 89mm8 啮合角齿轮 5 0.39 变位系数齿轮 6 -0.3齿轮 5 2.600mm10 齿顶高齿轮 6 1.400m
17、m齿轮 5 1.300mm11 齿根高齿轮 6 3.700mm齿轮 5 62.000mm12分度圆直径齿轮 6 116.000mm齿顶圆直径 齿轮 5 67.200mm13 齿轮 6 118.800mm=2014齿轮 5 59.400mm14齿根圆直径齿轮 6 109.600mm齿轮 5 29.8915齿顶圆压力角齿轮 6 23.4316 重合度 /2=1.682、滑移齿轮 7 和齿轮 8序号项目 代号 计算公式及计算结果齿轮 7 251 齿数 齿轮 8642 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=89mm7 实际中心距 89mm8 啮
18、合角齿轮 7 09 变位系数 齿轮 80齿轮 7 2.000mm10 齿顶高齿轮 8 2.000mm15齿轮 7 3.000mm11 齿根高齿轮 8 3.000mm齿轮 7 50.000mm12分度圆直径齿轮 8 128.000mm齿顶圆直径 齿轮 7 54.000mm13 齿轮 8 132.000mm齿轮 7 44.000mm14齿根圆直径齿轮 8 122.000mm齿轮 7 29.5315齿顶圆压力角齿轮 8 24.3216 重合度 /2=1.7023、滑移齿轮 9 和齿轮 10序号项目 代号 计算公式及计算结果齿轮 9 181 齿数 齿轮 10712 模数 23 压力角 204 齿顶高系
19、数 15 顶隙系数 0.256 标准中心距 = ( )/2=89167 实际中心距 898 啮合角齿轮 9 09 变位系数 齿轮 100齿轮 9 2.000mm10 齿顶高齿轮 10 2.000mm齿轮 9 3.000mm11 齿根高齿轮 10 3.000mm齿轮 9 36.000mm12分度圆直径齿轮 10 142.000mm齿顶圆直径 齿轮 9 40.000mm13 齿轮 10 146.000mm齿轮 9 32.000mm14齿根圆直径齿轮 10 138.000mm齿轮 9 32.2515齿顶圆压力角齿轮 10 23.9416 重合度 /2=1.670附录二 定轴齿轮变速传动中每对齿轮几何
20、尺寸及重合度的计算171、圆柱齿轮 11 与齿轮 12 (齿轮 13 同齿轮 11，齿轮 14 同齿轮 12)序号项目 代号 计算公式及计算结果齿轮 11 171 齿数 齿轮 12542 模数 33 压力角 204 齿顶高系数 15 顶隙系数 0.256 标准中心距 = ( )/2=106.57 实际中心距 106.58 啮合角 齿轮 11 09 变位系数 齿轮 120齿轮 11 3.000mm10 齿顶高齿轮 12 3.000mm齿轮 11 3.750mm11 齿根高齿轮 12 3.750mm齿轮 11 51mm12分度圆直径齿轮 12 162mm齿顶圆直径 齿轮 11 57.000mm13
21、 齿轮 12 168.000mm齿轮 11 43.500mm14齿根圆直径齿轮 12 154.500mm18齿轮 11 32.77815齿顶圆压力角齿轮 12 25.02416 重合度 /2 =1.6422、圆锥齿轮 15 与 16序号 项目 代号 计算公式及计算结果齿轮 15 151 齿数 齿轮 16302 模数 23 压力角 204 齿顶高系数 15 顶隙系数 0.2齿轮 15 25.576 分度圆锥角齿轮 16 63.43齿轮 15 30.000mm7 分度圆直径齿轮 16 60.000mm8 锥距 33.54mm齿轮 15 2.000mm9 齿顶高齿轮 16 2.000mm10 齿根高
22、 齿轮 15 2.400mm19齿轮 16 2.400mm齿轮 15 2 33.608mm11 齿顶圆直径齿轮 16 2 61.789mm齿轮 15 25.670mm12 齿根圆直径齿轮 16 57.853mm齿轮 15 16.62913 当量齿数齿轮 16 67.070齿轮 15 32.98614当量齿轮齿顶圆压力角齿轮 16 24.14915 重合度/2=1.656附录三 槽轮机构几何尺寸主要运动参数的计算序号 项目 代号 计算结果1 槽数 z 42 槽轮的槽间角 2903 中心距 a 1504 槽轮每次转位时拨盘的转角 905 拨盘圆销回转半径 r 106.0656 槽轮名义半径 R 106.0657 锁止弧张角 270208 圆销半径 rA 17.66759 槽轮槽深 h 80.1312 锁止弧半径 rS 80
