哈工大机械原理课程设计 产品包装生产线方案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：ＸＸ学院

班级：ＸXXXX

设计者：ＸXX

学号：ＸＸXXXXX

指导教师：X XX

设计时间：2012年7月2日—7月8

哈尔滨工业大学

一、绪论

机械原理课程设计是学生学完了《机械原理》课程后，在学习掌握了把具体机器抽象成机构运动简图的方法、从本质上搞清机构的运动原理、掌握了基本概念，学习掌握课程中的一些基本概念和基本方法，学习研究各种机构的设计方法之后进一步了解机械设计的教学环节，是是学习深化与升华的重要过程，是对学生综合素质与工程实践的能力培养。

我们应在指导教师指导下独立完成一项给定的设计任务，编写符合要求的设计说明书，并正确绘制有关图纸。在课程设计工作中，应综合运用机械原理课程的理论、知识与技能，分析与解决工程问题。

该课程设计是我们学完本课程之后的一项重要的实践，是我们步入社会的一次深刻的链接，考察了我们独立设计，计算，绘图和分析的能力，我们应学会依据技术课题任务，进行资料的调研、收集、加工与整理和正确使用工具书；培养我们掌握有关工程设计的程序、方法与技术规范，提高工程设计计算、图纸绘制、编写技术文件的能力；锻炼我们分析与解决工程实际问题的能力。

二、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。

图1 产品包装生产线（方案一）功能简图

三、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，这两个执行构件的运动协调关系如图2所示。

T 1 T 1

执行构件 运 动 情 况 执行构件1 进 退 进 退 执行构件2 停 止 进 退 T `2 T 2

图2 生产包装线方案1 运动循环图

图2中T1 是执行构件1的工作周期， T2 是执行构件2的工作周期，T ’2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是简谐运动，执行构件2的工作周期T2 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T ’2则只有执行构件1的工作周期T1的二分之一左右，因此，执行构件2大多数时间是在停歇状态。

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3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，主动健美转动一周，从动件（执行构件1）往复运动一次，主动件转速分别为14,22,30转/分。

14,22,30rpm

图3执行机构1的运动功能

由于电动机的转速为1430转/分，为了在执行机构1的主动件上分别的到14、22、30转/分的转速，则由电动机到执行机构1之间的总传动比i z 有3种，分别为

i z1=

141430

=102.14 i z2=221430=65.00

i z3=130

1430=47.67

总传动比由定传动比i c 和变传动比i v 两部分构成，即

i z1=i c i v1 i z2=i c i v2 i z3=i c i v3

3种总传动比中i z1最大，i z3最小。由于定传动比i c 是常数，因此，3种变传动比中i v1最大，i v3最小。若采用滑移齿轮变速，其最大传动比最好不大于4，即

i v1=4

于是定传动比为 i c = v1

z1i i =4102.14=25.54

变传动比的其他值为 i v2=

c

z2i i =54.2565=2.55 i v3=

c

z3i i =54.2547.67=1.87 于是，传动系统的有级变速功能单元如图4所示。

i=4,2.55,1.87

图4有级变速运动功能单元

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功能还具有减速功能，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运动功能单元不能实现其全部定传动比，因此，在传动系统中还要另加减速运动功能单元，其减速比为

i= i c /2.5=25.54/2.5=10.22

减速运动功能单元如图6所示。

i=10.22

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运动的运动功能系统图，如图7所示。

为了使用统一原动机驱动执行构件2，应该在图8所示的运动功能系统图中加一运动分支功能单元，其运动分支驱动执行构件2，该运动分支功能单元如图7所示。由于执行构件2的工作周期T 2是执行构件1的工作周期T 1的2倍，也就是说，运动分支在驱动执行构件2之前应该减速，使其转速等于执行机构1的主动件转速的一半;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。

1430rpm i=2.5 i=4,2.55,1.87 i=10.22

图7 实现执行构件1运动的运动功能系统图

图8 运动分支功能单元

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1可以看出执行构件2的间歇时间是工作周期T 2的3/4，即其运动时间是其工作周期T 2的1/4。因此，间歇运动功能单元的运动系数为

τ=

4

1 间歇运动功能单元如图10所示

τ=0.25

图10 间歇运动功能单元

由于执行构件2的动作周期T ’

2是执行构件1的工作周期T 1的一半，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2倍左右。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11所示。

i=0.25

图11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实现执行构件2的运动功能。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12所示。

图12执行机构2的运动功能单元

执行构件

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=4，2.55，1.87 i=10.22

1 2 3 4 5 6 i=2 τ=0.25

i=0.25

7 8 9

图13 产品包装生产线方案1的运动功能系统图

五、选定电动机转速、拟定机械系统运动方案

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。

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是过载保护功能单元兼具减速功能，可以选择带传动代替，如图15所示。

i=2.5

10

1430rpm

执行构件1

执行构件2

图15 皮带传动替代运动功能单元2

图13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16所示。

i=4，2.55，1.87

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，可以选择行星齿轮传动代替，如图17所示。

图17行星齿轮传动替代运动功能单元4

图13中的运动功能单元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连替代。如图18所示。

运动输出

运动输入

运动输出

运动输出

运动输入 5

运动输出

图18 2运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元5

图13中的运动功能单元6是把连续转动转换为连续往复摆动，可以选择导杆滑块机构替代，如图19所示。

图19 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是减速功能，且其运动输入轴与运动输出轴相互垂直，可以用锥齿轮替代，如图20所示。

i=2

图20圆锥齿轮传动替代运动功能单元7

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τ=0.25，

根据槽轮机构运动系数的计算公式

τ= (Z-2)/2Z

式中Z----槽轮径向槽数。

于是槽轮的径向槽数为

Z=2/(1-2τ) =2/(1-2*0.25)=4

该槽轮机构如图21所示。

图21 槽轮机构替代连续转动转换为间歇转动的运动功能单元8

图13中的运动功能单元9是增速运动功能单元，可以用圆柱齿轮传动替代，如图22所示。

图22 圆柱齿轮传动替代增速运动功能单元9

图13中的运动功能单元10是把连续转动转换为连续往复移动的运动功能单元，可以用正弦机构替代，如图23所示。

图23 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，按照图13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形成了产品包装生产线的运动方案简图，如图24所示（见A3图纸）。

六、系统运动方案设计

（确定机械系统传动部分运动尺寸、执行机构运动尺寸并对机械系统进行运动分析）

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25可知，执行机构1由曲柄14，滑块17，导杆18，连杆19和滑枕20组成。由设计题目知，滑枕20的行程为

h=480mm

滑枕20的行程由导杆18的摆动实现。曲柄导杆机构是一种具有急回运动特性的机构，设在工作中该机构的行程速比系数为

K=1.4

则该机构的级位夹角为

θ=(K-1)/(K+1) *1800=0.4/2.4*1800=300

导杆18的摆角为φ=θ=300

由此可得导杆18的长度为l=错误！未找到引用源。

如图25所示，作直线Γ，在此直线上确定两点C1、C2，其距离为C1 C2=h

作线段C1 C2的中垂线，并以C1为圆心，以导杆长度l的为半径做圆弧交线段C1 C2的中垂线于点D，该点为导杆18的摆转中心。当导杆由位置C1D摆到位置C2D时，其摆角为Ψ，其轨迹为C1C’ C2。该轨迹的最高点为C’，最低点为C1，在最高点和最低点之间做平行于C1 C2的中线Γ’，该线为滑枕20的导路，距点D的距离为

S=错误！未找到引用源。

图25 导杆滑块机构设计

连杆20的长度l1可以按照许用压力角在考虑结构来确定。执行机构在工作过程中其最大压力角为

= 错误！未找到引用源。

sinα

max

由此式可以看出，连杆19的长度l1越大，最大压力角αmax越小。若要求

αmax≦10°

则

≥错误！未找到引用源。

l

1

考虑到结构问题，可以选

l1=200-400mm

曲柄14的回转中心点A应该选在线段C1C2的中垂线上，且

AD=1/2l-2/3l

AD的取值越大，曲柄的受力越小。考虑到结构因素，可以选

AD=500mm

据此可以得到曲柄14的长度

l2=ADsinΨ/2=500*sin150=129.41mm

2.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27，推杆28，滑块29，滑槽30组成。

由设计题目可知，推杆28的行程为

h=420mm

由此可以确定该机构曲柄的长度

l1=h/2=210mm

由曲柄运动可知滑槽最小长度

L2=2l1=420mm

执行机构2如图26所示。

图26.正弦机构设计

3.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，该槽轮的各尺寸关系如图27所示

槽轮图

图27 槽轮机构几何尺寸关系

2)槽轮槽间角

由图27可知槽轮的槽间角为

2β=3600/z=3600/4=900

3)槽轮每次转位时拨盘的转角

2α=1800-2β=900

4)中心距

槽轮机构的中心距应该根据具体结构确定，在结构尚不明确的情况下暂定为

a=150mm

5)拨盘圆销回转半径

错误！未找到引用源。

错误！未找到引用源。

6)槽轮半径

错误！未找到引用源。=0.7071

R=ξa=0.7071*150=106.065

7)锁止弧张角

γ=3600-2α=3600-900=2700

8)圆销半径

r A≈r/6=106.065/6=17.6675mm

圆整

R A=18mm

9)槽轮槽深

h>(λ+ξ-1)a+r A=(0.7071+0.7071-1)*150+18=80.13mm

10)锁止弧半径

r S

取

R S=80mm

4、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、z6、z7、z8、z9、z10。由前面的分析可知

I v1=Z10/Z9=4

I v2=Z8/Z7=2.55

I v3=Z6/Z5=1.87

按最小不跟切齿数取

z9= 17

则 z10=i v1z9=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，于是可取

z10=69

其齿数和为

z9+z10=17+69=86

可取 z9= 17

z10=69

另外两对啮合齿轮的齿数和应该大致相同

Z7+Z8≈86

Z5+Z6≈86

I v2=(86-Z7)/Z7=86/Z7-1=2.55

Z7=86/(1+i v2)=86/(1+2.55)≈24

Z8=86-Z7=86-24=62

为了更接近于所要求的传动比，可取

Z7=24

Z8=61

Z5+Z6≈86

I v3=(86-Z5)/Z5=86/Z5-1=1.87

Z5=86/(1+i v3)=86/(1+1.87)≈30

Z6=86-Z5=86-30=56

可取

Z5=30

Z6=56

2)计算齿轮几何尺寸

由式55和66可知，齿轮9、10的齿数和齿轮5、6的齿数和相等，即

z9+z10=z5+z6=86

若取齿轮模数为m=2mm，则这两对齿轮的标准中心距相同

a=m(Z9+Z10)/2=m(Z5+Z6)/2=86mm

这两对齿轮互为标准传动，其几何尺寸可按标准齿轮计算。

由式61可知，齿轮7、8的齿数和比齿轮5、6的齿数和小，即

z7+z8≦86

为了使齿轮7、8的实际中心距与齿轮5、6的标准中心距相同，齿轮7、8需要正变位，齿轮7、8为正传动，其几何尺寸按变位齿轮计算。

总变位系数

XΣ=2mm

5、齿轮传动设计

1）圆柱齿轮传动设计

由结构简图可知，齿轮11、12、13实现图16中的运动功能4的减速运动功能，他所实现的传动比为10.22。由于齿轮11、12、13构成行星轮系，因此，齿数可如此分配：

I H11,12=(n11-n H)/(n12-n H)=-Z12/Z11

而 n12=0

故:

I H11,12=-n11/n H+1=-10.22+1=9.22

Z12/Z11=9.22

齿轮11，12可按最小不根切齿数设计 即： Z 11=17 所以：

Z 12=9.22*17=157 由中心距匹配可确定：

Z 12= Z 11+2 Z 13 Z 13=70 取模数m=3可求出三齿轮直径为： d 11=51mm d 12=471mm d 13=210mm

由结构简图可知，齿轮25、26实现图21中的运动功能9的增速运动功能，它所实现的传动比为0.25.齿轮26可按最小不根切齿数确定，即

2617z =

齿轮25的齿数为

262517

680.250.25

z z =

== 齿轮25、26的几何尺寸，取模数m=2mm ，按标准齿轮计算。

2） 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

16

1615

arctan

arctan 263.435z z δ=== 锥齿轮15的分度圆锥角为

15169063.43526.565δδ=∑-=-=

锥齿轮的最小不根切当量齿数为

min 17v z =

锥齿轮15齿数按最小不根切齿数确定，即

16min 16cos 17cos26.56515.20515v z z δ==?=≈

锥齿轮16的齿数为

1615221530z z ==?=

锥齿轮15、16的几何尺寸，取m=2mm ，按标准直齿锥齿轮传动计算。

七、总结

通过查资料，画出了机械系统运动循环见图，画出了机械系统运动功能系统图，选定电动机转速、拟定机械系统运动方案，确定机械系统传动部分运动尺寸、执行机构运动尺寸并对机械系统进行运动分析，画出机械系统的运动简图和机械系统实际运动循环图，完成了设计任务。

八、心得与体会

就我个人而言，我希望能通过这次课程设计，了解并认识一个机械结构设计的工艺过程，巩固和加深已学过的技术基础课和专业课的知识，理论联系实际，从中锻炼自己分析问题、解决问题的能力，为今后的工作打下一个良好的基础，并且为后续课程的学习大好基础。

我深知自己知识、能力和经验的不足正是这种不足让我在今后的工作中更加谦虚谨慎、脚踏实地、不断进步，敬请各位老师多多指教。