产品包装生产线课程设计(方案三)。

课 程 设 计 说 明 书

课程名称： 机械原理课程设计 设计题目：产品包装生产线（方案三） 院（系）： 船舶与海洋工程学院

专业： 机械设计制造及其自动化 班级： 12级机械四班 班号： 1213104 设计者： 刘胜男 学号： 121310402 指导老师： 杨绪剑 设计时间：2014.06.30-2014.07.07

哈尔滨工业大学（威海）

页脚内容 目录

产品包装生产线(方案3)

1.设计课题概述

如下图所示，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200mm，然后，把产品推入输送线2。原动机转速为2400rpm，产品输送数量分三档可调，每分钟向输送线2分别输送 8 ，16 ， 24 件小包装产品。

22801A图1功能简图

2.设计课题工艺分析

由题目和功能简图可以看出，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，下降的是执行构件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。 T3 T2

运动情况 页脚内容 T1 执行构件 目录 执行构件1 执行构件2 执行构件3 进 停 退 降 停 进 停 退 升 进 停 进 退 退 降 进 停 停 退 升 图2 运动循环图

图1中T1为执行构件1的工作周期，T2是执行构件2的工作周期，T3是执行构件3的工作周期。由图2可以看出，执行构件1是作连续往复移动的，而执行构件2则有一个间歇往复运动，执行构件3作一个间歇往复运动。三个执行构件的工作周期关系为：2T1= T2。执行构件3的动作周期为其工作周期的1/4。

3.设计课题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）往复运动两次，主动件的转速分别为4、8、12 rpm。

图3 执行机构1的运动功能

由于电动机转速为2400rpm，为了在执行机构1的主动件上分别得到4、8、

12 rpm的转速，则由电动机到执行机构之间的传动比iz有3种分别为：

iz1iz2iz3n2400600n14n2400300 n28n2400200n312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 = iciv1 iz2=iciv2 iz3=iciv3

页脚内容 目录 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种变传动比中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：

iv14

令：

iv1=4

则有：

iciz1600150 iv14故变传动比的其他值为：

iv2iv3iz23002ic150iz32004ic1503

于是，有级变速单元如图4：

i = 4, 2, 1.33

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

iic15060 2.52.5页脚内容 目录 减速运动功能单元如图6所示。 i=60

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。

2400rpm i = 2.5 i = 4, 2 ,1.33 i =60

图7 实现执行构件1运动的运动功能系统图

执行构件1 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。

图8 运动分支功能单元

执行构件2的执行运动是间歇往复移动。执行构件3的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。

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两个运动分支分别驱动执行构件2的一个运动和执行构件3的一个运动。因此，需要加一个运动分支

页脚内容 目录 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，考虑采用两个运动单元，将连续转动转换成间歇单向转动，再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

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12所示。

图12 执行构件1、2的运动功能系统图

执行构件2 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。考虑采用一个运动系数为的间歇运动单元，如图13所示。

图13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13中的运动功能单元

页脚内容 目录 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14所示。

i =1/4

图14 运动放大功能单元

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15所示。

图15 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16所示。 1 2 3 4

6 5

7 8 9

10 11 执行构件3 12 执行构件2

图16 产品包装生产线（方案3）的运动功能系统图

页脚内容 目录 4.设计课题运动方案拟定

根据图16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16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17所示。

2400rpm

图17 电动机替代运动功能单元1

1

图16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18所示。

图18 带传动替代过载保护功能单元2

2

图16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19所示。

i4,2,1.33

图19 滑移齿轮变速替代运动功能单元3

页脚内容

目录 图16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20所示。

i=60

图20 2级齿轮传动替代运动功能单元4

图16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21所示。

5

图21 2个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元5

图16中的运动功能单元6将连续传动转换为间歇往复移动，可以选择导杆滑块机构替代，如图22所示。

页脚内容 目录 图22 导杆滑块机构替代运动功能单元6

图16中的运动功能单元7是运动传递方向转换功能单元，可以用圆锥齿轮传动替代，如图23所示。

图23圆锥齿轮传动替代运动功能单元7

运动单元8的类型与运动单元5相同。

图16中的运动功能单元9是将连续转动转换为间歇往复移动，可以用凸轮机构固联来实现，如图24所示。

图24凸轮机构固联替代功能单元9

图16中运动功能单元10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。如图25所示。

该槽轮机构如下图所示。

页脚内容 10

目录

图25 用槽轮传动替代运动功能单元10

图16中的运动功能单元11是运动放大功能单元，把运动功能单元10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。

图16中运动功能单元12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26所示。

12

图 26用曲柄滑块机构替代运动功能单元12

根据上述分析，按照图16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3）的运动方案简图，如图27所示。

图27-(a)

页脚内容 目录

图27-(b)

图27-(c)

图27 产品包装生产线（方案3）的运动方案简图

5. 设计课题运动方案设计

1） 滑移齿轮传动设计

A. 确定齿轮齿数

如图19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4iv22iv341.333

页脚内容 目录 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=86，为满足传动比和中心距要求，三对齿轮均取角度变位齿轮，其齿数：z530,z656,z726,z860,z917,z1069。

B. 计算齿轮几何尺寸

表1 滑移齿轮5、6参数

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 项目 齿轮5 齿数 齿轮6 代号 计算公式及计算结果 30 56 2 20 1 0.25 86 88.7 24.21 0.6 0.9 2.9 3.5 1.3 0.7 60 112 65.8 119 页脚内容 z5 z6 模数 压力角 齿顶高系数 顶隙系数 标准中心距 实际中心距 啮合角 齿轮5 变位系数 齿轮6 齿轮5 m  ha c a a' ' x5 x6 ha5 ha6 hf5 hf6 d5 d6 10 齿顶高 齿轮6 齿轮5 11 齿根高 分度圆直齿轮6 齿轮5 齿轮6 齿轮5 齿轮6 12 径 齿顶圆直da5 da6 13 径 目录 齿根圆直14 15 16 径 齿顶圆压力角 齿轮5 齿轮6 齿轮5 齿轮6 df5 df6 57.4 110.6 31.03 27.82 1.38 a5 a6 重合度  表2 滑移齿轮7、8参数

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 项目 齿轮7 齿数 齿轮8 代号 计算公式及计算结果 26 60 2 20 1 0.25 86 88.7 24.21 0.6 0.9 2.9 3.5 1.3 0.7 52 100 57.8 页脚内容 z7 z8 模数 压力角 齿顶高系数 顶隙系数 标准中心距 实际中心距 啮合角 齿轮7 变位系数 齿轮8 齿轮7 m  ha c a a' ' x7 x8 ha7 ha8 hf7 hf8 d7 d8 10 齿顶高 齿轮8 齿轮7 11 齿根高 分度圆直齿轮8 齿轮7 齿轮8 齿轮7 12 13 径 齿顶圆直da7 目录 径 齿根圆直14 15 16 径 齿顶圆压力角 齿轮8 齿轮7 齿轮8 齿轮7 齿轮8 da8 df7 df8 127 49.4 118.6 32.29 27.39 1.37 a7 a8 重合度  表3 滑移齿轮9、10参数

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 项目 齿轮9 齿数 齿轮10 代号 计算公式及计算结果 17 69 2 20 1 0.25 86 88.7 24.21 0.6 0.9 z9 z10 模数 压力角 齿顶高系数 顶隙系数 标准中心距 实际中心距 啮合角 齿轮9 变位系数 齿轮10 齿轮9 m  ha c a a' ' x9 x10 ha9 2.9 ha10 hf9 hf10 10 齿顶高 齿轮10 齿轮9 3.5 1.3 0.7 34 11 齿根高 分度圆直齿轮10 齿轮9 d9 页脚内容 目录 12 13 径 齿顶圆直径 齿根圆直齿轮10 齿轮9 齿轮10 齿轮9 齿轮10 齿轮9 齿轮10 d10 da9 138 39.8 145 31.4 136.6 36.61 26.58 1.31 da10 df9 14 15 16 径 齿顶圆压力角 df10 a9 a10 重合度  2） 定轴齿轮传动设计

A. 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60。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

z11z1317，

于是

z12z143.249z1155

z1117z1255

z1317z1455

由图27 -（c）可知，齿轮32、33实现运动功能单元15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

z3317

则齿轮32的齿数为：17468 为使传动比更接近于要求，取

z3317z3269

取模数m=2 mm，计算各个齿轮参数。

页脚内容 目录 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 1 2 3 4 5 6 7 8 9 项目 齿轮11 齿数 齿轮12 代号 z11 z12 计算公式及计算结果 17 55 2 20 1 0.25 72 74.26 24.21 0.6 0.9 2.9 3.5 1.3 0.7 34 110 模数 压力角 齿顶高系数 顶隙系数 标准中心距 实际中心距 啮合角 齿轮11 变位系数 齿轮12 齿轮11 m  ha c a a' ' x11 x12 ha11 ha12 hf11 hf12 10 齿顶高 齿轮12 齿轮11 11 齿根高 分度圆直齿轮12 齿轮11 齿轮12 齿轮11 齿轮12 齿轮11 齿轮12 齿轮11 齿轮12 d11 d12 12 径 齿顶圆直da11 39.8 da12 108.6 13 径 齿根圆直14 15 径 齿顶圆压力角 df11 df12 31.4 108.6 36.61 27.94 a11 a12 页脚内容 目录 16

重合度  代号 z32 z33 1.47 表5 定轴齿轮32、33参数

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 项目 齿轮32 齿数 齿轮33 计算公式及计算结果 17 69 2 20 1 0.25 86 88.7 24.21 0.6 0.9 2.9 3.5 模数 压力角 齿顶高系数 顶隙系数 标准中心距 实际中心距 啮合角 齿轮32 变位系数 齿轮33 齿轮32 m  ha c a a' ' x32 x33 ha32 ha33 10 齿顶高 齿轮33 齿轮32 hf32 1.3 hf33 11 齿根高 分度圆直齿轮33 齿轮32 齿轮33 齿轮32 齿轮33 齿轮32 齿轮33 齿轮32 0.7 34 138 39.8 145 31.4 136.6 36.61 页脚内容 d32 12 径 齿顶圆直d33 da32 da33 13 径 齿根圆直14 径 齿顶圆压df32 df33 a32 目录 15 16 力角 齿轮33 a33 26.58 1.31 重合度  B. 圆锥齿轮传动设计

由图27-（a）可知，圆锥齿轮17、18，23、24均起改变运动方向的作用，两圆锥齿轮的轴交角为90o，齿数取最小不根切当量齿数17即可，取模数m=2mm,尺寸按标准齿轮计算。

表6圆锥齿轮17、18参数

序号 1 2 3 4 5 6 角 项目 齿轮17 齿数 齿轮18 代号 z17 z18 计算公式及计算结果 17 51 3 20 1 0.2 18.435 71.565 51 153 80. 3 3 3.6 3.6 56.69 154.90 页脚内容 模数 压力角 齿顶高系数 顶隙系数 分度圆锥齿轮17 齿轮18 齿轮17 齿轮18 锥距 齿轮17 齿顶高 m  ha c 17 18 分度圆直7 径 8 9 d17 d18 R ha17 ha18 hf17 hf18 da17 da18 齿轮18 齿轮17 10 齿根高 齿顶圆直齿轮18 齿轮17 齿轮18 11 径 目录 齿根圆直12 径 13 当量齿数 当量齿轮 14 齿顶圆压力角 15

齿轮17 齿轮18 齿轮17 齿轮18 齿轮17 齿轮18 df17 df18 zv17 zv18 44.17 150.72 17.92 161.28 32.78 25.28 1. va17 va18 重合度  C. 执行机构1的设计

该执行机构是曲柄滑块机构，由曲柄19，滑块，导杆20，连杆21和滑枕22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20与曲柄19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：

C1C2h

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20的摆角就是θ，取机构的行程速比系数K=1.5，由此可得极位夹角和导杆20的长度。

K10.518036K12.5h2240l776.656mmsin18sin2

180 设计的曲柄滑块机构如图28所示

页脚内容 目录

图28 曲柄滑块机构设计

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18°，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36°。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22的导路，距离D点的距离为

llcossl22

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

llcossinmax2l12

要求最大压力角小于100，所以有

l12776.6561cos18109.452mm

2sinmax2sin10llsin l1越大，压力角越小，取l1=200~400mm。

页脚内容 目录 曲柄19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

12ADl~l23

取AD=500mm，据此可以得到曲柄19的长度

l2ADsin2500sin18154.51mm

D. 不完全齿轮16、17的设计

曲柄由不完全齿轮控制其转动周期和动停时间比，由运动周期得到主动轮与从动轮运动周期之比为1:4，主动轮16从0o转到180o，从动轮17转两周，主动轮从180o转到360o期间，从动轮停止，故确定主动轮为不完全齿轮，一半有齿，另一半无齿，从动轮为标准完全齿轮，确定模数为3mm，主动轮假想齿数和从动轮齿数分别为101和25，则中心距a=136.5mm。

E. 执行机构2的设计

如图27（b）所示，执行机构2有一个运动是将连续传动转换为间歇往复移动，选用直动平底从动件盘形凸轮机构（27、29）来实现。凸轮基圆半径100mm，无偏距，升程为200mm。推程为正弦加速，回程为余弦加速。

页脚内容 目录 图29 直动平底从动件盘形凸轮轮廓

F. 执行构件3的设计

（1）槽轮机构的设计

① 确定槽轮槽数

根据图27（c）可知，在拨盘圆销数k=1时，槽轮槽数z=4。 ② 槽轮槽间角

236090 z③ 槽轮每次转位时拨盘的转角2α=180o-2β=90° ④ 中心距

槽轮机构的中心距应该根据具体结构确定，在结构尚不确定的情况下暂定为a=150mm

⑤ 拨盘圆销的回转半径 rsin0.7071 a r=λa=0.7071*150=106.065 mm

⑥ 槽轮半径

R=ξa=0.7071*150=106.065 mm

⑦ 锁止弧张角

γ=360°-2α=270°

⑧ 圆销半径

rAr106.06517.6675mm 66Rcos0.7071 a圆整后得： rA18 mm ⑨ 槽轮槽深

h>(λ+ξ-1)*a+=80.13 mm

⑩ 锁止弧半径

rs < r－rA=88.065mm

页脚内容 目录 取 88mm。

（2）曲柄滑块机构设计

由题目可知，滑块的行程为h=200mm，考虑到曲柄滑块的急回特性，使滑块导轨与曲柄轴心之间增加适当的偏距，取其速比系数K=1.4,则极位夹角θ为

180K10.418030 K12.4l1e l2取曲柄34的长为l1=l/2=100mm，由最大压力角正弦满足

由最大压力角max30，取max30 又由几何关系可知

sinmax(l2l1)2l22l2 cos2l2(l1l2)

解得连杆35的长度l2=288.29mm，故偏距e44.14544mm。

6.设计课题运动方案分析

（1） 运动方案执行构件的运动时序分析

① 确定各执行构件的起始位置。

T=0时，执行构件1的摇杆20处于左侧极限位置，执行构件2中的平底从动件29处于s=200mm位置；执行构件3中滑块36处于最左端，即行程为零位置。

② 机械系统的机构运动循环图

表7 各构件的运动情况

构件 主动轮16/ 从动轮17/ 滑枕22/mm 凸轮27 0 0 0 0 +90 +360 运动情况 +180 +720 +270 +720 0 +270 +205 +270 +360 +720 0 +360 -5 +360 +480 -480 +480-480 +90 -200 +90 页脚内容 +180 停 +180 平底从动件29/mm 200 拨盘圆销30 0 目录 槽轮31 曲柄34 0 0 +0 +0 +0 +0 +0 +0 +90 +360 （2） 凸轮机构运动情况分析

平底从动件盘形凸轮位移、速度、加速度分析线图如图28所示

图30 平底从动件盘形凸轮位移、速度、加速度分析线图

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