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1、 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7、14、21 rpm 7、14、21rpm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7、14、21 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= = 204.2857iz2= = 102.1429iz3= = 68.0952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：iz1 = ic*iv1iz2=i

2、c*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4.5，取：iv1=4则有：ic= =51.0714同理，变传动比的其他值为：= 2.0000= 1.3333于是，有级变速单元如图4：i = 4, 2.0000, 1.3333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。 图5 过载保护运动功能单元 整个传动系

3、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 = = =20.4286减速运动功能单元如图6所示。 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, 2.0000, 1.3333 i = 20.4286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，

4、另一个是间歇往复转动，并且这两个运动的运动平面互相垂直。执行构件3只有一个执行运动，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，可以加一个运动传递方向转换功能单元，如图9所示。图8 运动分支功能单元图9 运动传递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，将连续转动转换成间歇往复移动功能单元，如图11所示。图11

5、 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移动的运动功能单元 然后再把这个运动经过下一个运动单元把间歇往复移动转化成间歇往复转动，以驱动构件2的第二个运动，如图14所示。 图14 往复移动转换为往复转动的运动功能单元 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，

6、如图15所示。 1 2 3 4 5 6 7 9 8 10 11 12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15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，这样会导致使用的槽轮机构槽数过大。因此，需要采用一个连续转动的放大单元，使槽轮机构的时间系数增大，如图15所示。再采用一个运动系数为的间歇运动单元，如图16所示。 i = 1/2.5 图16运动放大功能单元和间歇运动功能单元 尽管执行构件3在一个工作周期内，其间歇时间很长，运动时间很短，但是当其运动时，运动则是连续的、周期的。因此，需要把图16中

7、的运动功能单元的输出运动转换为整周运动，于是在其后加一个运动放大功能单元，如图17所示。然后，再把该运动功能单元输出的运动转换为往复移动，其运动功能单元如图18所示。 i =1/4图17 运动放大功能单元图18 把连续转动转换为往复移动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19所示。1430rpm i = 2.5 i = 4, 2.0000, 1.3333 i = 20.43 修改图19 产品包装生产线（方案5）的运动功能系统图（3）系统运动方案拟定 根据图19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。

8、图19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20所示。 1430rpm 1图20 电动机替代运动功能单元1 图19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21所示。 2图21 图19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22所示。图22 滑移齿轮变速替代运动功能单元3图19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23所示。 图23 2级齿轮传动替代运动功能单元4 图19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24所示。图24 导

9、杆滑块机构替代运动功能单元6 图19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25所示。i = 2图25 圆锥齿轮传动替代减速运动功能单元7 图19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的运动输出齿轮固联替代，如图26所示。图26 2个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元5 图19中运动功能单元9将连续传动转换为间歇往复移动，可以选用凸轮机构替代，如图27。图27凸轮机构替代运动功能单元9图19中的功能单元10是改变传递方向的，可以选择圆锥齿轮传动替代，如图2

10、8所示。图27 不完整齿和凸轮机构固联替代功能单元9和10 图19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。 i = 1图28 圆锥齿轮传动机构代替运动功能单元10 图19中运动功能单元12连续转动运动功能单元转换为间歇往复移动运动功能单元，可以用凸轮机构构和齿条齿轮机构实现，如图29所示。图29 凸轮齿条传动替代运动功能单元12图19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10、运动功能单元11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30所示。图30 3个运动功能单元的主动件固联替代运

11、动功能单元8图19中运动功能单元13是加速功能，可以选择齿轮传动代替，传动比为1/2.5，如图31所示。图31 用齿轮传动替代运动功能单元13图19中运动功能单元14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31所示。图31用槽轮机构替代运动功能单元14 图18中的运动功能单元15是运动放大功能单元，把运动功能单元14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32所示。图32 用圆柱

12、齿轮传动替代运动功能单元15 图19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34所示。图 34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19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34所示。（a）（b）（c）图34 产品包装生产线（方案8）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

13、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，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。图35 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C

14、1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。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间歇往复转动，为使从动件运转平稳，由凸轮25和以齿条26为从动件的直动滚子盘形凸轮机构带动齿轮28往复转动实现，其中与齿条26啮合的齿轮选择齿数稍大的标准齿轮，来达到提

15、高转动精度的目的，故确定齿数为32，模数为2mm，因此，齿条的行程为凸轮机构的设计凸轮机构在一个工作周期的运动为停0.2T2向上5mm（0.1T） 停0.6T2向下5mm（0.1T2）近休程角推程角远休程角回程角2163672凸轮基圆半径50mm，无偏距，升程为5mm,回程也为5mm。推程为正弦加速，回程为余弦加速。3） 槽轮机构的设计1 确定槽轮槽数根据图31可知，在拨盘圆销数k=1时，槽轮槽数z=4。2 槽轮槽间角2=3 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=r=*a=0

16、.7071*150=106.065 mm6 槽轮半径 =R=*a=0.7071*150=106.065 mm7 锁止弧张角=360-2=2708 圆销半径 mm圆整：9 槽轮槽深 h（+-1）*a+=80.13 mm10 锁止弧半径mm取 mm4） 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，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=8

17、6，另外两对啮合齿轮的齿数和应大致相同，即z7+ z886，z5+ z686 ,取=29,=86-=57同理可取 ，2 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=这三对齿轮均为标准齿轮，其几何尺寸可按标准齿轮计算。5） 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20.4286。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，于是为使传动比已非常接近运动功能单元4的传动比20.4286，故取取模数m=2 mm，按标准齿轮计算。由图34-（b）可知，齿轮

18、32、33实现运动功能单元13的放大功能，它所实现的传动比为1/2.5。齿轮32可按最小不根切齿数确定，即则齿轮32的齿数为17*2.5=43为使传动比更接近于要求，取齿轮32、33的几何尺寸，取模数m=2 mm，按标准齿轮计算。由图34-（b）可知，齿轮36、37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。齿轮37可按最小不根切齿数确定，即则齿轮36的齿数为17/0.25=68齿轮36、37的几何尺寸，取模数m=2 mm，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

19、角为=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=2 mm，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11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两圆锥齿轮的分度圆锥角均为45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=2 mm，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1 曲柄15的初始位置如图37所示，曲柄1

20、5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极位夹角=30，因此，当导杆19处于左侧极限位置时，曲柄15与水平轴的夹角。图37 系统运动示意图2 凸轮的初始位置如图37可知凸轮为顺时针转动。其初始位移应为0mm。如图38所示。图38 凸轮转动方向示意图3 曲柄38的初始位置如图39所示，曲柄38逆时针转动时的初始位置由角确定。滑块40的起始极限位置在左侧，因此，曲柄38与水平轴的夹角。图39 槽轮机构运动示意图4、滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算4.1滑移齿轮5和齿轮6序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮537齿轮6492模数3压力角204齿顶高系数5顶隙系数0.

21、256标准中心距 =（）/2=867实际中心距868啮合角9变位系数0.12-0.1210齿顶高2.2400mm1.7600mm11齿根高2.2600mm12分度圆直径98mm13齿顶圆直径78.4800mm101.5200mm14齿根圆直径69.4800mm92.5200mm15齿顶圆压力角27.618924.890916重合度 /2=1.71774.2滑移齿轮7和齿轮8 齿轮729齿轮857 20 = （）/2=860.24-0.242.4800mm1.5200mm2.0200mm2.9800mm58mm114mm62.9600mm117.0400mm53.9600mm108.0400mm

22、30.041423.7538 /2=1.67984.3滑移齿轮9和齿轮10齿轮917齿轮1068550.22-0.222.44mm1.56mm1.660mm2.06mm28.000mm82.000mm32.88mm85.12 mm24.68mm77.88mm36.8724.49 /2=1.4575、定轴齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算5.1圆柱齿轮11与齿轮12 齿轮11齿轮1233 = （）/2=75500.220-0.2203.660mm2.340mm3.09mm4.41mm51mm99mm58.32mm103.68mm44.82mm90.18mm34.7126.23 /2=1.5665.2圆柱齿轮13与齿轮14齿轮1319齿轮1440 = （）/2=88.559