哈工大机械原理课程设计棒料输送线布装置设计方案.docx

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1、Harbin Institute of Technology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：棒料输送线布料装置（方案4）院 系： 机电工程学院 班 级： 1308302班 设 计 者： 吉曾纬 学 号： 1130830210 指导教师： 翟文杰 设计时间： 哈尔滨工业大学棒料输送线布料装置（方案4）1.题目要求如图下图1所示棒料输送线布料装置的功能简图。料斗中分别装有直径35mm，长度150mm的钢料与铜料。在输送线上按照图2所示的规律布置棒料。原动机转速为1430r/min，每分钟布置棒料35,55,75块分3档可以调节。功能简图2.题目解答（1）工艺方法分析由

2、题目与功能简图可以看出，推动输送带上运动的是执行机构1，在使钢料下落的是执行构件2，在使铜料下落的是执行构件3，三个执行构件的运动协调关/系如图所示。下图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，T3是执行构件3的动作周期。可以看出，执行构件1做间歇圆周运动，执行构件2、执行构件3都做间歇往复移动。三个执行构件的工作周期关系为：4T1= T2= T3。执行构件2、3的动作周期为其工作周期的1/8。执行构件1的动作周期为其工作周期的1/2。工作周期T2T1执行机构运动情况执行构件1运动静止运动静止运动静止运动静止运动静止运动静止执行构件2静止推动静止

3、推动静止推动静止执行构件3静止推动静止推动静止推动静止推动 T3图1运动循环图（2）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2所示。该运动功能把一个连续的单向转动转换为间歇转动移动，从而带动皮带运动来带动传送带。主动轮每转动半周，从动件（执行构件1）运动一周，主动件的转速分别为36、55、75 r/min。 36、55、75 r/min图2 执行机构1的运动功能由于电动机转速为1430r/min，为了在执行机构1的主动件上分别得到36、55、75 r/min的转速，则由电动机到执行机构1之间的传动比i/minz有3种分别为：iz1=143

4、036 = iz2=143055 = 26iz3=143075 = 19总传动比由定传动比ic，带传动比ip与变传动比iv组成，满足以下关系式：iz1 =ip* ic*iv1iz2= ip*ic*iv2iz3= ip*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，即：iv1=4取带传动的传动比为最大值，即： ip 则有：ic= iz1 ip*iv1 = =4故定传动比的其他值为：iv2= iz2 ip*ic= iv3= iz3 ip*ic= 于是，有级变速单元如图3：i = 4,

5、, 图3 有级变速运动功能单元为保证系统过载时不至于损坏，在电动机与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，如图所示。ip图4 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ic= iz1 ip*iv1 减速运动功能单元如图5所示。图5 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6所示。图6 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

6、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7所示。执行构件2、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与执行构件3的运动与执行构件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8所示。经过计算得到在三种布置杆数情况下带动执行构件2、3做往复直线运动的连续转动的转速 n1 n2 n3min因为沿用了前面的滑移齿轮与定传动比，只需设锥齿轮的传动比i=2即可。图7 运动分支功能单元i=2图8 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

7、分支分别驱动执行构件2的2个运动与执行构件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9所示。图9 运动分支功能单元执行构件2、3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10所示。图10 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、3的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11所示。图11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 续转动转换为间歇单向转动，如图12所示。图12 连续转动转换为间歇单向转动的运动功能

8、单元根据上述分析可以得出实现执行构件1与执行构件2、3运动功能的运动功能系统图即棒料输送线布料装置，如图13所示。1430r/min i = 4, 2.6, 1.9 i = 4i=12 1 2 3 4执行构件1i=1214 5 6 13执行构件2 7i=1214 9 10执行构件3 8 11 12图13 棒料输送线布料装置（方案4）的运动功能系统图（3）系统运动方案拟定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。1430r/

9、min1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是过载保护单元兼具减速功能，可以选择带传动实现，如图15所示。 2图15图13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2级齿轮传动代替，如图17所示。图17 二级齿轮传动替代运动功能单元4图13中的运动功能单元7是运动传递方向转换功能与减速运动功能单元，可以用圆锥齿轮传动替代，如图18所示。i = 2 图18 锥齿轮传动替代减速运动功能单元7图13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

10、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19所示。图19运动功能单元的主动件与锥齿固联替代运动功能单元5图13中运动功能单元6将连续转动转换为间歇转动，单元13将间歇转动转换成间歇移动，可以通过不完全齿轮与传送带实现，如下图所示，不完全齿轮带动全齿齿轮，不完全齿轮转半周，完全齿轮转一周，皮带轮固连在完全齿轮上，从而带动传动带间歇移动。图20 不完全齿轮与传动带代替运动功能单元6与13图13中运动功能单元9与10将连续传动转换为间歇往复移动，由于运动复杂，可以选用不完整齿与曲柄滑块机构来共同完成要求。不完全齿轮在一个工作周期内二次停歇与与二次转动

11、，且二次停歇的时间不相同，曲柄与最后一齿轮固联实现整周运动。如图26所示。因为执行构件2的运动节奏与执行构件3相同，只是运动相位不同，所以功能单元11、12与9、10相同。图21 不完整齿轮与曲柄滑块机构替代功能单元9与10图13中运动功能单元7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 = 2图22 圆锥齿轮传动机构代替运动功能单元7图13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11的主动不完全齿轮与锥齿轮传动的从动轮固联，如图29所示。图23 2个运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元8根据上述分析，按照图13各个运动单元连接顺序把个

12、运动功能单元的替代机构连接，便形成了棒料输送线布料装置（方案4）的运动方案简图，如图24所示。 （a）（b）（c）图24棒料输送线布料装置（方案4）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由不完全齿轮与带传动机构组成。其中一个运动是连续转动转换为单向间歇转动，由不完全齿轮13、19实现。另一个运动是将单向间歇转动转换为间歇移动，可以选用带传动（20、21、22）来完成要求。不完全齿轮13、19的设计设其传动比为1/2，可知主动轮转动一周，主动轮与从动轮的运动关系为转180转180停转360取z19=25，则主动轮的假想齿数为z13=50。取模数为2 mm，齿轮1

13、9为完全齿轮，其集合尺寸可按照标准齿轮计算。齿轮26为不完全齿轮，其上的有一段齿数为25的齿形，夹角为45。图25 不完全齿轮传动13、19设计皮带轮20、21与转速的设计 这组不完全齿轮可以得到主动轮转半周从动轮转一周的效果，因此在从动轮上固联皮带轮20的周长c=2r=200，得到直径。轮20、21相同。 主动轮转速的选择：以每分钟布料55为例。应为一个工作周期落料4个，可得T=455min，有因为皮带轮的运动周期为工作周期的八分之一，T8=1110，说明在T8时间内主动不完全齿轮转半周得n=0.51/110=55。其他两种情况同理可得。2）执行机构2、3的设计 执行机构2与执行机构3相同，

14、下面以执行机构2的设计为例。如图机构运动简图（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单向间歇转动，由不完全齿轮17、22实现。另一个运动是将单向间歇转动转换为间歇往复移动，可以选用整齿传动（24、25）与将曲柄滑块机构的曲柄与轮25固联来共同完成要求。主动轮17转速的设计 以每分钟35个为例，因为一个工作周期布料2个，T=235min,因为在传送带停止的T/8时间内，不完全齿轮17转过45度使轮23转动从而使曲柄转一周得n=1T=17.5rpm不完全齿轮17、23的设计设其传动比为1/2，可知主动轮转动一周，主动轮与从动轮的运动关系为转45转45转225转45转9

15、0停转90停齿轮23可按可按最小不根切齿数确定，但为了使不完全齿轮17的齿数为整数，取z23=20，则主动轮的假想齿数为z17=40。取模数为2 mm，齿轮23为完全齿轮，其几何尺寸可按照标准齿轮计算。齿轮17为不完全齿轮，其上的有两段齿数均为5的齿形，夹角为45。图26 不完全齿轮传动17、23设计定轴齿轮24、25的设计i23=z25z24=14 为了使轮25不发生根切,且不超过最大传动比 设计z25=20 z24=80 模数m=2，其几何尺寸可按照标准齿轮计算。24与25为标准齿轮，其齿数分别取：z24 =20 ，z25 =80 。它们的齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.25，

16、分度圆压力角=20，标准中心距a =100mm。序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮11z24 20齿轮12z25 802模数m23压力角 204齿顶高系数ha*15顶隙系数c*6标准中心距a1007实际中心距a1008啮合角209变位系数齿轮24x24齿轮25x2510齿顶高齿轮24ha24ha24=（ha*+x24）*m=2齿轮25ha25 ha25=（ha*+x25）*m=211齿根高齿轮24hf24hf24=( ha*+c*-x24齿轮25hf25 hf25=( ha*+c*-x2512分度圆直径齿轮24d24d24=m*z24=40齿轮25d25 d25=m*z25=16013齿

17、顶圆直径齿轮24da24 da24=d24+2*ha24=44齿轮25da25 da25=d25+2*ha25=16414齿根圆直径齿轮24df24df24=d24-2*hf24=35齿轮25df25 df25=d25-2*hf25=1552） 曲柄滑块机构的设计摇杆固联在轮25上，每周期完成2个圆周运动，其余的时间静止不动。该机构有曲柄26、连杆27与滑块28组成。滑块的行程h=150mm=料长度。由此可以确定该机构曲柄的长度l1=h/2=75mm连杆长度l2与机构的许用压力角、曲柄存在条件及结构有关，及 sinmax=l1l2由此可以看出，连杆的长度l2越大，机构的最大压力角越小。若要求m

18、ax30 则l2l1sinmax=75sin30=150mm 所以取l2=150mm 3）滑移齿轮传动设计 确定齿轮齿数机构运动简图a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= iz2 ip*iciv3= iz3 ip*ic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。其齿数与为z9+ z10=17+69=86，标准齿轮，其齿数分别取：z9=17，z10=69；它们的齿顶高系数ha*=1，径向间隙

19、系数c*=0.25，分度圆压力角=20，实际中心距a =71mm。序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮9z917齿轮10z10 692模数m23压力角 204齿顶高系数ha*15顶隙系数c*6标准中心距a867实际中心距a868啮合角 209变位系数齿轮9x9齿轮10x1010齿顶高齿轮9ha9ha9=（ha*+x9）*m=2齿轮10ha10 ha10=（ha*+x10）*m=211齿根高齿轮9hf9hf9=( ha*+c*-x9)*m=齿轮10hf10 hf10=( ha*+c*-x10)*m=12分度圆直径齿轮9d9d9=m*z9=34齿轮10d10 d10=m*z10=13813齿顶

20、圆直径齿轮9da9da9=d9+2*ha9=38齿轮10da10 da10=d10+2*ha10=14214齿根圆直径齿轮9df9df9=d9-2*hf9=29齿轮10df10 df10=d10-2*hf10=133另外两对啮合齿轮的齿数与应大致相同，即z7+ z886，z5+ z686iv2= 86-z7z7z724 ,z8=86-z7=62标准齿轮7，8，其齿数分别取： z7=24， z8=62；它们的齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.25，分度圆压力角=20，实际中心距a =86mm。序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮7z724齿轮8z8 6222模数m23压力角 204

21、齿顶高系数ha*15顶隙系数c*6标准中心距a867实际中心距a868啮合角 209变位系数齿轮7x7齿轮8x810齿顶高齿轮7ha7ha7=（ha*+x7）*m=2齿轮8ha8 ha8=（ha*+x8）*m=211齿根高齿轮7hf7hf7=( ha*+c*-x7)*m=齿轮8hf8 hf8=( ha*+c*-x8)*m=12分度圆直径齿轮7d7d7=m*z7=48齿轮8d8 d8=m*z8=12413齿顶圆直径齿轮7da7da7=d7+2*ha7=52齿轮8da8 da8=d8+2*ha8=12814齿根圆直径齿轮7df7df7=d7-2*hf7=43齿轮8df8 df8=d8-2*hf8=

22、119为了更接近所要求的传动比，可取z7=23，z8=60，iv3= z6-z5z5z530 ,z6=86-z5=56齿轮5与6齿数分别取： z5=30 ，z6 =56；它们的齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.25，分度圆压力角=20，实际中心距a =64mm。序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮5z530齿轮6z6562模数m23压力角 204齿顶高系数ha*15顶隙系数c*6标准中心距a867实际中心距a868啮合角209变位系数齿轮5x5齿轮6x610齿顶高齿轮5ha5ha5= ha* (m+x5)=2齿轮6ha6 ha6=ha* (m+x6)=211齿根高齿轮5hf5hf

23、5=m*(ha*+c*_x5)齿轮6hf6 hf6=m*(ha*+c*_x6)12分度圆直径齿轮5d5d5=m*z5=60齿轮6d6 d6=m*z6=11213齿顶圆直径齿轮5da5 da5=d5+2*ha5=64齿轮6da6 da6=d6+2*ha6=11614齿根圆直径齿轮5df5df5=d5-2*hf5=55齿轮6df6 df6=d6-2*hf6=107为了更接近所要求的传动比，可取z5=30 ，z6=57 计算齿轮几何尺寸取模数m=2 mm，则取a=m2z9+z10=86这9,10齿轮为标准齿轮，其几何尺寸可按标准齿轮计算。由上面知齿轮7,8的齿数与比9,10的齿数与小，为了使齿轮7,

24、8的实际中心距与齿轮9,10的标准中心距相同，齿轮7,8应采用正变位。齿轮7,8为正传动，其几何尺寸按变位齿轮计算。同理齿轮5,6采用负变位。4） 齿轮传动设计圆柱齿轮传动设计由图可知，齿轮11、12实现运动功能单元4的减速功能，它所实现的传动比为4， z11=17，于是z12=69取模数m=2 mm，按标准齿轮计算。11与12为标准齿轮，其齿数分别取：z11 = 17，z12 = 69。它们的齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.25，分度圆压力角=20，标准中心距a =86mm。序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮11z11 17齿轮12z12 692模数m23压力角 204齿顶

25、高系数ha*15顶隙系数c*6标准中心距a867实际中心距a868啮合角209变位系数齿轮11x11齿轮12x1210齿顶高齿轮11ha11ha11=（ha*+x11）*m=2齿轮12ha12 ha12=（ha*+x12）*m=211齿根高齿轮11hf11hf11=( ha*+c*-x11)*m=齿轮12hf12 hf12=( ha*+c*-x12)*m=12分度圆直径齿轮11d11d11=m*z11=34齿轮12d12 d12=m*z12=13813齿顶圆直径齿轮11da11da11=d11+2*ha11=38齿轮12da12 da12=d12+2*ha12=14214齿根圆直径齿轮11df

26、11df11=d11-2*hf11=29齿轮12df12 df12=d12-2*hf12=137圆锥齿轮传动设计由机构运动简图（a）可知，圆锥齿轮15、16实现功能系统图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=90圆锥齿轮16的分度圆锥角为16=tan-1z16z15=63.435圆锥齿轮15的分度圆锥角为15=-16=26.565圆锥齿轮的最小不根切当量齿数为 zv min=17圆锥齿轮15的齿数可按最小不根切齿数确定，即z15=zv mincos1515则圆锥齿轮16的齿数为z16=2z15=30，齿轮15、16的几何尺寸，取模数m=2 mm，按

27、标准直齿锥齿轮传动计算。根据圆锥齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，齿轮15与16选择为标准齿轮，齿轮参数如下表： 圆锥齿轮15、16参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮15Z1515齿轮16Z16302模数m23压力角204齿顶高系数ha*15顶隙系数c*6分度圆锥角齿轮15 1515=arccotz16z15=26.565齿轮161616=90-15=63.4357分度圆直径齿轮15d15d15=m*z15=30齿轮16d16d16=m*z16=608锥距RR=1/2*d152+d162=9齿顶高齿轮15ha15ha15=m*ha*=2齿轮16ha16ha16=m* ha*=210

28、齿根高齿轮15hf15hf15=m*( ha*+ c*齿轮16hf16hf16=m*( ha*+ c*11齿顶圆直径齿轮15da15da15=d15+2* ha15*cos齿轮16da16da16=d16+2* ha16*cos16=12齿根圆直径齿轮15df15df15=d15-2*hf15*cos齿轮16df16df16=d15-2*hf16*cos16=13当量齿数齿轮15Zv15Zv15=z15/cos齿轮16Zv16Zv16=z16/cos16=67（5） 运动方案执行构件的运动时序分析 曲柄的初始位置如机构运动简图c所示，执行机构2,3的曲柄顺时针转动时的初始位置应该在左极限位置。

29、图27 执行机构二、三简图 执行机构2、3的不完全齿轮初始位置执行机构2的不完全齿轮初始位置与转向如下图所示 图27 执行机构2的不完全齿轮初始位置与转向执行机构3的不完全齿轮初始位置与转向如下图所示图28 执行机构3的不完全齿轮初始位置与转向 执行机构1的不完全齿轮初始位置与转向如下图所示 图29 图30执行机构1的不完全齿轮初始位置与转向 转向示意图最后得出电机顺时针转动。图31 系统传动方向图（6）系统运动循环图执行机构运动情况0执行构件1（主动轮13转角）运动180360静止运动720540静止900运动1080静止1260运动静止1440运动1800静止1620运动21601980静止执行构件2（主动轮17转角）45静止900推动静止315推动360静止405推动450静止执行构件3（主动轮18转角）静止0推动4590静止135推动405180静止推动静止450495推动第 27 页