哈工大机械原理课程设计产品生产包装线设计方案黄建青.docx
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哈工大机械原理课程设计产品生产包装线设计方案黄建青
HarbinInstituteofTechnology
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7）
院系：
能源科学与工程学院
班级：
1302402
设计者：
黄建青
学号：
指导教师：
陈明
设计时间：
2015.07.6-2015.07.11
哈尔滨工业大学
产品包装生产线（方案7）
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=600*200*200，采取步进式输送方式，送第一包产品至托盘A上（托盘A上平面与输送线1的上平面同高）后，托盘A下降200mm，第二包产品送到后，托盘A上升205mm、顺时针旋转90°，把产品推入输送线2，托盘A逆时针回转90°、下降5mm。
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10、16、22件小包装产品。
图1功能简图
2.设计课题工艺分析
（1）工艺方法分析
推动产品在输送线1上运动的是执行机构1，在A处使产品上升、转位的是执行构件2，在A处把产品推到下一个工位的是执行构件3，三个执行构件的运动协调关系如图所示。
执行构件1、2、3的工作周期分别为T1、T2、T3，构件3的动作周期是T3’。
三个执行构件的工作周期关系为：
2T1=T2=T3,T3’=1/20T3。
执行机构
运动情况
执行构件1
进1
退1
进2
退2
执行构件2
停
降200
停
升205
停
降5
停
转+90°
停
转-90°
执行构件3
停
进
退
图2运动循环图
3.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10、16、22rpm。
10、16、22rpm
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10、16、22rpm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：
总传动比由定传动比ic与变传动比iv组成，满足以下关系式：
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：
则有：
故定传动比的其他值为：
于是，有级变速单元如图4：
i=4,2.5,20/11
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，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
减速运动功能单元如图6所示。
i=14.3
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。
1430rpmi=2.5i=4,2.5,20/11i=14.3
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1个运动分支功能单元，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。
执行构件2有两个执行运动，一个是间歇往复移动，另一个是间歇单向转动。
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，如图9所示,因为2T1=T2=T3，所以此处锥齿轮的传动比为i=2。
图8运动分支功能单元
i=2
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三个运动分支分别驱动执行构件2的2个运动和执行构件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
执行构件2的一个运动是间歇往复移动，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
执行构件2的另一个运动是间歇往复转动，且其运动平面与第一个运动（间歇往复移动）的运动平面垂直，因此，可以选用运动传递方向转换功能单元，如图12所示。
图12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后的运动，可以通过另一个运动功能单元把连续转动转换为间歇往复移动，如图13所示。
图13连续转动转换为间歇往复运动功能单元
将运动转换为间歇往复移动之后，可通过另一运动功能单元将间歇往复移动转换为间歇往复转动，如图14所示。
图14往复运动转换为往复转动运动功能单元
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15所示。
1430rpmi=2.5i=4,2.5,20/11i=14.3
i=2
图15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16所示。
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17所示。
i=1/5i=1/4
图16间歇运动功能单元和运动放大功能单元
图17将连续转动转换为往复移动的功能单元
根据上述分析，可以画出整个系统的运动功能系统图，如图18所示。
1430rpmi=2.5i=4,2.5,20/11i=14.3
i=2
i=1/5i=1/4
图18产品包装生产线（方案7）的运动功能系统图
4.系统运动方案拟定
根据图18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18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19所示。
图19电动机替代运动功能单元1
图18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20所示。
2
图20带传动代替过载保护单元2
图18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21所示。
图21滑移齿轮变速替代运动功能单元3
图18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22所示。
图222级轮传动替代运动功能单元4
图18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23所示。
图23导杆滑块机构替代运动功能单元6
图18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24所示。
i
图24圆锥齿轮传动替代减速运动功能单元7
图18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25所示。
图252个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元5
图18中运动功能单元9将连续传动转换为间歇往复移动，可以选用不完全齿轮啮合和凸轮机构固联来完成要求。
如图26所示。
图26凸轮机构固联替代功能单元9
图18中运动功能单元11是运动传递方向转换功能，可以用圆锥齿轮传动代替，如图27所示。
图27圆锥齿轮传动机构代替运动功能单元10
图18中运动功能单元11和运动功能单元12是把连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，由运动循环图可知该运动功能单元在一个工作周期之内有两次停歇和两次转动，于是可以用凸轮机构代替运动功能11，用齿轮齿条机构代替该运动功能单元12，如图28所示。
图28用凸轮机构和齿轮齿条机构替代运动功能单元11、12
图18中运动功能单元8是运动分支功能单元，可以用运动功能单元9、运动功能单元10锥齿轮传动的主动轮、运动功能单元13齿轮传动的主动轮与运动功能单元7的运动输出齿轮固联代替，如图29所示。
图293个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元8
图18中运动功能单元13是将连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，可以选择不完全齿轮传动代替，传动比为1/5，如图30所示。
图30用齿轮传动替代运动功能单元13
图18中运动功能单元14是是加速功能单元，可以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31所示。
图31用圆柱齿轮传动替代运动功能单元15
图18中运动功能单元15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32所示。
15
图32用曲柄滑块机构替代运动功能单元15
根据上述分析，按照图18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8）的运动方案简图，如图33所示。
（a）
（b）
（c）
图33产品包装生产线（方案8）的运动方案简图
5.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=500mm,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θ，显然导杆19的摆角就是θ，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。
图34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，设连杆20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=200mm。
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
取AD=500mm，据此可以得到曲柄15的长度
2）执行机构2的设计
如图34（b）所示，执行机构2由两个运动复合而成。
其中一个运动是连续转动转换为往复间歇转动，由直动平底从动件盘形凸轮机构（26）和齿轮齿条机构（27、28）实现。
另一个运动是将连续传动转换为间歇往复移动，可以选用不完全齿轮啮合（37、38）和直动平底从动件盘形凸轮机构（29）来共同完成要求。
齿轮齿条机构（27、28）的设计
由齿轮齿条机构的运动特性知齿条的线速度与齿轮分度圆上任一点线速度相等，即角速度与分度圆半径的乘积，为使结构尺寸尽可能小，选用齿数为17模数为1的齿轮（28）。
分度圆半径为
。
凸轮机构（26）的设计
齿轮28转过90°时齿条移动距离为
。
因此凸轮29的升程为h=6.676mm。
则凸轮26在一个工作周期的运动为
凸轮26存在远休止行程和近休止行程。
采用平底从动件盘形凸轮机构，凸轮的运动参数如下：
构件名称
参数
尺寸
平底从动件盘形凸轮26
基圆半径（mm）
30
升程（mm）
6.676
偏距
0
升程运动角
回程运动角
远休止角
近休止角
不完全齿轮37、38的设计
不完全齿轮37在一个周期内的运动为：
取其传动比为1/1。
齿轮38可按最小不根切齿数确定，但为了使不完全齿轮37的齿数为整数，取z38=20，则主动轮的假想齿数为z37=100。
取模数m=2mm,齿轮38为完全齿轮，其几何尺寸可按照标准齿轮计算。
齿轮37为不完全齿轮，其上有固联的三段齿数分别为9、10和1的齿形，无齿部分的夹角分别为90°、50.4°、147.6°。
图36不完全齿轮传动37、38设计
凸轮（29）的设计
凸轮29在一个工作周期的运动为
凸轮29的主动件与齿轮38固联，其停歇和运动由齿轮38控制，故凸轮设计成偏心圆形，无休止行程。
采用平底从动件盘形凸轮机构，取偏距e=0，则凸轮圆半径R与基圆半径
以及凸轮圆心C到固定点O之间距离OC=
则满足：
所以
取R=300mm,则
由上面分析可得凸轮的运动参数为：
构件名称
参数
尺寸
平底从动件盘形凸轮29
基圆半径（mm）
197.5
升程（mm）
205
偏距
0
升程运动角
回程运动角
远休止角
近休止角
3）不完全齿轮的设计
齿轮31在一个周期内的运动为：
取其传动比为1/5。
齿轮31可按最小不根切齿数确定，但为了使不完全齿轮30的齿数为整数，取z30=5，假想齿数为100，齿轮39齿数为z39=100，齿轮31齿数为z31=20。
取模数m=2mm,齿轮31为完全齿轮，其几何尺寸可按照标准齿轮计算。
齿轮30为不完全齿轮，其上有一段段齿数分别为5的齿形。
图33不完全齿轮传动30，齿轮31、39设计
3）滑移齿轮传动设计
1确定齿轮齿数
如图21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=4
iv2=2.5
iv3=20/11
按最小不根切齿数取z5=17，则z6=iv1*z5=4*17=68
为了改善传动性能应使相互啮合的齿轮齿数互为质数，取z6=66。
其齿数和为z5+z6=17+66=83，
另外两对啮合齿轮的齿数和应大致相同，即
z7+z8≈83，z9+z10≈83
可取z7=24，z8=59，z9=30，z10=53。
2计算齿轮几何尺寸
取模数m=2mm，则5、6、7、8、9、10这两对齿轮的标准中心距相同
a=83mm
这三对齿轮均为标准齿轮，其几何尺寸可按标准齿轮计算。
4）齿轮传动设计
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14.3。
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
于是
为使传动比更接近于运动功能单元4的传动比14.3，取
取模数m=2mm，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14的放大功能，它所实现的传动比为1/4。
齿轮33可按最小不根切齿数确定，即
则齿轮32的齿数为：
齿轮32、33的几何尺寸，取模数m=2mm，按标准齿轮计算。
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2，两圆锥的齿轮的轴交角为
Σ=90°
圆锥齿轮17的分度圆锥角为
圆锥齿轮16的分度圆锥角为
圆锥齿轮的最小不根切当量齿数为
圆锥齿轮16的齿数可按最小不根切齿数确定，即
则圆锥齿轮17的齿数为
齿轮16、17的几何尺寸，取模数m=2mm，按标准直齿锥齿轮传动计算。
由图34-（b）可知，圆锥齿轮24、25实现图18中的运动功能单元10的运动方向变换功能，它所实现的传动比为1，两圆锥的齿轮的轴交角为
Σ=90°
两圆锥齿轮的分度圆锥角均为45°
圆锥齿轮的最小不根切当量齿数为
圆锥齿轮24、25的齿数可按最小不根切齿数确定，即
齿轮24、25的几何尺寸，取模数m=2mm，按标准直齿锥齿轮传动计算。
（5）运动方案执行构件的运动时序分析
该机械系统的机构运动循环图如图41所示
构件
运动情况
曲柄15
210°
360°
570°
720°
执行构件1
进1
退1
进2
退2
齿轮37
147.6°
180°
270°
306°
356.4°
360°
执行构件2
停
降200
停
升205
停
降5
锥齿轮24
313.2°
327.6°
338.4°
352.8°
360°
执行构件2
停
转+90°
停
转-90°
停
齿轮30
327.6°
336.6°
345.6°
360°
执行构件3
停
进
退
停
图41机械系统机构运动循环图
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