哈工大机械原理课程设计--棒料输送线布料装置(方案1).docx

Harbin Institute of Technology
课程设计说明书（论文）

课程名称：机械原理
设计题目：棒料输送线布料装置(方案1)
院 系：机电工程学院
班 级：
设 计 者:
学 号：1
指导教师：王洪祥
设计时间：2014.6.23--2014.6.29

哈尔滨工业大学

目录
1、题目要求 2
2．题目解答 3
（1）工艺动作分析 3
（2）运动功能分析及运动功能系统图 3
（3）系统运动方案拟定 7
（4）系统运动方案设计 11
1）带传动设计 11
2）滑移齿轮传动设计 12
3）齿轮传动设计 14
4）槽轮机构设计 15
5）不完全齿轮机构设计 16
6）执行机构2,3的设计 18
（5）运动方案执行构件运动时序分析 18
（6）参考文献 19

棒料输送线布料装置（方案1）
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的钢料和铜料。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50,80,110块分3档可以调节。

图1

图2

2．题目解答
（1）工艺动作分析
由设计题目和图1可以看出，推动输送带运动的是执行构件1，使钢料下落的是执行构件2，使铜料下落的是执行构件3，这三个构件的运动关系如图3所示。
T1 T1 T1 T1

执行构件
运动情况
执行构件1
运动
停止
运动
停止
运动
停止
运动
停止
执行构件2
停止
放料
停止
放料
停止
停止
停止
放料
执行构件3
停止
停止
停止
放料
停止
停止
停止
停止
T2 、T3

图3 棒料输送线布料装置运动循环图
图3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，T3是执行构件3的工作周期。由图3可以看出，执行构件1是作间歇转动，执行构件2作间歇转动，执行构件3也作间歇转动，执行构件2和3的工作周期相等，且为执行构件1的3倍。
（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的运动功能如图4所示。该运动功能单元把一个连续的单向转动转换为间歇转动，主动件每转动1周，从动件（执行构件1）作一次间歇转动。由题意可知，主动件的转速分别为50r/min,80r/min,110r/min。
50、80、110rpm

图4 执行机构1的运动功能
由于电动机的转速为1430r/min，为了分别得到50,80,110r/min的转速，则由电动机到执行机构1之间的总传动比iz有3种，分别为

总传动比由定传动比和变传动比两部分构成，即

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

于是定传动比为

变传动比的其他值为

于是，传动系统的有极变速功能单元如图5所示

i=4,2.5,1.82

图5 有极变速运动功能单元
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3所示。
i=2.5

图6 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

减速运动功能单元如图7所示。
i=2.86

图7 减速运动功能单元
由于减速输出的运动回转轴线与执行构件1的回转轴线垂直，因此增加如图8的运动功能单元。该单元可用圆锥齿轮传动。由于不需要变速，故圆锥齿轮的传动比为1。
i=1

图8 相交运动功能单元
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9所示。
1430rpm i=2.5 i=4,2.5,1.82 i=2.86

图9 实现执行机构1运动的运动功能系统图
为了使用同一原动机驱动执行机构2和3，应该在图9所示的运动功能系统图中增加运动分支功能单元，因为机构2和3具有相同的运动性质，所以此处只增加一个运动分支，该运动分支功能单元如图10所示。

图10 运动分支功能单元
由于减速输出的运动回转轴线与执行构件2、3的回转轴线垂直，因此增加如图11的运动功能单元。该单元可用圆锥齿轮传动。由于分支部分不需要变速，故圆锥齿轮的传动比为1。
i=1

图11 相交运动功能单元
由于执行机构2和3的工作周期T2、T3是执行构件1的周期T1的3倍，所以运动分支在驱动执行构件2和3之前应该减速，使其转速等于执行构件1的主动件转速的三分之一。减速运动单元如图12所示。
i=3

图12 减速运动功能单元
由于执行机构2和3的驱动机构是间歇转动，且将间歇转动转换为间歇往复直线移动，所以应该添加如图13、图14所示的运动功能单元。

图13 间歇运动功能单元

图14 往复间歇直线运动功能单元
由于执行构件1是间歇运动，且由图3可以看出执行构件1的间歇时间是其工作周期的二分之一，也就是其运动时间是其工作周期的二分之一。因此间歇运动功能单元的运动系数为
τ=0.5。间歇运动功能单元如图15所示。
τ=0.5

图15 间歇运动功能单元
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。

图16 棒料输送线布料装置（方案1）的运动功能系统图
（3）系统运动方案拟定
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。根据棒料输送线布料装置的工作要求，可以选择电动机作为原动机，如图17所示

图17 电动机替代运动功能单元1
图16中的运动功能单元2是过载保护功能单元兼具减速功能，可以选择带传动替代，如图18所示。

图18 带传动替代运动功能单元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。

图19 滑移齿轮变速替代运动单元3
图16中的运动功能单元4是减速功能，可以选择定齿轮传动替代，如图20所示。

图20 定齿轮传动替代运动功能单元4
图16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和传送带替代，如图21所示。

图21 皮带轮代替运动功能单元5
图16中的运动功能单元6、7的运动输入轴与运动输出轴相互垂直，可以用圆锥齿轮传动替代，如图22所示。

图22 圆锥齿轮替代运动功能单元6、7
图16中的运动单元8是把连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，可以用槽轮机构代替。如图23所示。

图23 槽轮机构替代运动功能单元8
图16中的运动单元9是减速运动功能单元，可以用同步带传动代替，如图24所示。

图24 同步带机构代替运动功能单元9
图16中的运动单元10是把连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，可以用不完全齿轮代替，如图25所示。

图25 不完全齿轮代替运动功能单元10
图16中的运功单元11是把间歇转动转换为间歇往复直线运动的运动功能单元，可以用曲柄滑块机构代替，如图26所示。

图26 曲柄滑块机构代替运功动能单元11
执行构件2、3具有控制棒料释放的作用。设计的棒料释放机构如图27所示。不完全齿轮22、23等速同向转动，带动全齿轮33、36间歇转动，从而使曲柄滑块机构间歇工作，把料推到传送带上。22、23转动一周的时间内，钢料释放两个，铜料释放一个。

图27 棒料释放机构
根据上述分析，按照图16中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依次连接便形成了棒料输送线布料装置（方案1）的运动方案简图，如图28所示。

(a)

(b)

(c)
1.电动机 2,4,16,18,19,21,25,28,30,32.皮带轮 3,17,20,26,31.皮带 5,6,7,8,9,10,11,12.圆柱齿轮 13,14,15,24.圆锥齿轮 27.拨盘 29.槽轮
图28 棒料输送线布料装置（方案1）的运动方案简图
（4）系统运动方案设计
1）带传动设计
带传动分为摩擦型和啮合型两大类。摩擦型带传动过载时可以出现打滑，从而对机械系统起到过载保护的作用。但是，其传动比不准确。啮合型带传动可以实现主动轮与从动轮同步传动，实现准确的传动比。根据两种带传动的特性，选择2,3,4构成的带传动为摩擦型带传动，其余带传动为啮合型带传动。
①带传动2,3,4的设计
原动机类型为电动机，额定转速为1430rpm，即带传动的高速轴（小带轮）的转速为
n1=1430rpm
其传动比为
i=2.5
采用V带传动进行设计，则设小带轮直径为d2，大带轮直径为d4，取
d2=150mm
d4=d2×i =150×2.5=375mm
②带传动16,17,18的设计
带轮16为主动轮，18为从动轮。此带传动机构要实现i=3的传动比，为了实现精确的传动比，采用同步带传动设计。设带轮16直径为d16，带轮18直径为d18，取
d16=100mm
d18=d16×i =100×3=300mm
③带传动19,20,21的设计
此带传动起连接齿轮22、23，使之同步转动的作用，故传动比i=1, 为了实现精确的传动比，采用同步带传动设计。设带轮19直径为d19，带轮21直径为d21，取
d19=d21=100mm
④带传动30,31,32的设计
带轮30为主动轮，32为从动轮,传动比为i=1。皮带31起传送带的作用。如题目所述，传送带每半周期移动200mm，之后停歇半个周期, 为了实现精确的传动比，采用同步带传动设计。故设带轮30直径为d30，带轮32直径为d32。取

⑤带传动25,26,28的设计
此带传动起连接作用，故传动比i=1, 为了实现精确的传动比，采用同步带传动设计。设带轮25直径为d25，带轮28直径为d28，取
d25=d28=100mm
2）滑移齿轮传动设计
由前文的计算，得到滑移齿轮的传动比如下：

取z9=17，则
z10=iv1z9=68
为了改善传动性能应使相互啮合的传动齿轮齿数互为质数，于是可以取z10=69。其齿数和为z9+z10=17+69=86，另外两对啮合齿轮的齿数和应大致相同，即
z7+z8≈86，z5+z6≈86
由于 iv2=86-z7z7= 2.5，为了更接近所要求的传动比，可取z7=25，z8=61同理可取z5=30，z6=55。
由于z7+z8= z9+z10=85，因此齿轮7、8，9、10可采用标准齿轮传动，其中心距相同。而z5+z6=85< 86，所以齿轮5,6应采用正传动。
设它们的模数为2，齿顶高系数,顶隙系数，分度圆压力角，实际中心距a'=86mm。各齿轮参数设计如表1、2、3所示：
表1 齿轮5、6的几何尺寸
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
1
齿数
齿轮5
Z5
30
齿轮6
Z6
55
2
模数
m
2
3
压力角
α
20°
4
齿顶高系数
ha*
1
5
顶隙系数
c*
0.25
6
标准中心距
a
m(z5+z6)/2=85
7
实际中心距
a’
86
8
啮合角
α’
arccos(a×cosα/a')=21.76°
9
变位系数
齿轮5
x5
0.4
齿轮6
x6
(tan(α’)- α’-tan(α)+ α)×(z5+z6)/(2×tan(α))-x5=0.12
10
齿顶高
齿轮5
ha5
ha5=m( ha*+x5-∆y)=2.76
齿轮6
ha6
ha6=m( ha*+x6-∆y)=2.26
11
齿根高
齿轮5
hf5
hf5=m(ha*+c*-x5)=1.7
齿轮6
hf6
hf6=m(ha*+c*-x6)=2.26
12
分度圆直径
齿轮5
d5
d5=mz5=60
齿轮6
d6
d6=mz6=110
13
齿顶圆直径
齿轮5
da5
da5=d5+2ha5=65.5
齿轮6
da6
da6=d6+2ha6=114.4
14
齿根圆直径
齿轮5
df5
df5=d5-2hf5=56.6
齿轮6
df6
df6=d6-2hf6=105.5
15
齿顶圆压力角
齿轮5
αa5
αa5=arccos(d5cosα/da5)=30.62°
齿轮6
αa6
αa6=arccos(d6cosα/da6)=25.37°
16
重合度
ε
[z5(tanαa5-tanα’)+z6(tanαa6- tanα’)]/2π=1.578

表2 齿轮7、8的几何尺寸
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
1
齿数
齿轮7
Z7
25
齿轮8
Z8
61
2
模数
m
2
3
压力角
α
20°
4
齿顶高系数
ha*
1
5
顶隙系数
c*
0.25
6
标准中心距
a
m(z7+z8)/2=86
7
实际中心距
a’
86
8
啮合角
α’
arccos(a×cosα/a')=20°
9
变位系数
齿轮7
x7
0
齿轮8
x8
0
10
齿顶高
齿轮7
ha7
ha7=m( ha*+x7-∆y)=2
齿轮8
ha8
ha8=m( ha*+x8-∆y)=2
11
齿根高
齿轮7
hf7
hf7=m(ha*+c*-x7)=2.5
齿轮8
hf8
hf8=m(ha*+c*-x8)=2.5
12
分度圆直径
齿轮7
d7
d7=mz7=50
齿轮8
d8
d8=mz8=122
13
齿顶圆直径
齿轮7
da7
da7=d7+2ha7=54
齿轮8
da8
da8=d8+2ha8=126
14
齿根圆直径
齿轮7
df7
df7=d7-2hf7=45
齿轮8
df8
df8=d8-2hf8=117
15
齿顶圆压力角
齿轮7
αa7
αa7=arccos(d7cosα/da7)=29.53°
齿轮8
αa8
αa8=arccos(d8cosα/da8)=24.51°
16
重合度
ε
[z7(tanαa7-tanα’)+z8(tanαa8- tanα’)]/2π=1.699

表3 齿轮9、10的几何尺寸
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
1
齿数
齿轮9
Z9
17
齿轮10
Z10
69
2
模数
m
2
3
压力角
α
20°
4
齿顶高系数
ha*
1
5
顶隙系数
c*
0.25
6
标准中心距
a
m(z9+z10)/2=86
7
实际中心距
a’
86
8
啮合角
α’
arccos(a×cosα/a')=20°
9
变位系数
齿轮9
x9
0
齿轮10
x10
0
10
齿顶高
齿轮9
ha9
ha9=m( ha*+x9-∆y)=2
齿轮10
ha10
ha10=m( ha*+x10-∆y)=2
11
齿根高
齿轮9
hf9
hf9=m(ha*+c*-x9)=2.5
齿轮10
hf10
hf10=m(ha*+c*-x10)=2.5
12
分度圆直径
齿轮9
d9
d9=mz9=34
齿轮10
d10
d10=mz10=142
13
齿顶圆直径
齿轮9
da9
da9=d9+2ha9=38
齿轮10
da10
da10=d10+2ha10=142
14
齿根圆直径
齿轮9
df9
df9=d9-2hf9=29
齿轮10
df10
df10=d10-2hf10=133
15
齿顶圆压力角
齿轮9
αa9
αa9=arccos(d9cosα/da9)=32.78°
齿轮10
αa10
αa10=arccos(d10cosα/da10)=24.05°
16
重合度
ε
[z9(tanαa9-tanα’)+z10(tanαa10- tanα’)]/2π=1.66

3）齿轮传动设计
①圆柱齿轮传动设计
由图28(a)可知，齿轮11、12实现图16中的运动功能4的减速运动功能，它所实现的传动比为2.86。齿轮11可按最小不根切齿数确定，即
z11=17
于是
z12=2.86z11=48.62
取z11=17，z12=49，它们的模数为2，齿顶高系数，顶隙系数，分度圆压力角，中心距a=66mm，按标准齿轮计算。
②圆锥齿轮传动设计
由图28可知圆锥齿轮13,15实现的是图16中的运动功能单元7的变化速度方向的作用，它的传动比为1，两圆锥齿轮的轴交角为
φ = 90°
圆锥齿轮13、15的分度圆锥角为
δ15 = arctanz15/z13 = 45°
δ13 =90°-45°=45°
又最小不根切当量齿数为
zvmin = 17
则最小不根切齿数为
zmin = zvmin × cos 45°=12.02≈12
即圆锥齿轮齿数可取
z13 = 12
z15= 12
圆锥齿轮的13,15的几何尺寸按模数m = 2mm 的标准直齿圆锥齿轮计算。
由图28可知圆锥齿轮14,24实现的是图16中的运动功能单元6的变化速度方向的作用，它的传动比为1，两圆锥齿轮的轴交角为
φ = 90°
圆锥齿轮14、24的分度圆锥角为
δ14 = arctanz14/z24 = 45°
δ24=90°-45°=45°
又最小不根切当量齿数为
zvmin = 17
则最小不根切齿数为
zmin = zvmin × cos 45°=12.02≈12
即圆锥齿轮齿数可取
z14 = 12
z24= 12
圆锥齿轮的14,24的几何尺寸按模数m = 2mm 的标准直齿圆锥齿轮计算。
4）槽轮机构设计
由前所述可知槽轮槽数z=4 和拨盘的圆销数为k=2 ，该槽轮的各几何尺寸关系如图29所示

图29 槽轮机构几何尺寸关系
由图29可知槽轮的槽尖角为
2β=360°/z=360°/4=90°
槽轮每次转位时拨盘的转角
2α=180°−2β=90°
令槽轮机构的中心距
a=150mm
拨盘圆销的回转半径
λ=r/a=sinβ=sin45°=0.7071
r=λa=0.7071×150=106.065mm
槽轮半径

R=ξa=0.7071×150=106.065mm
锁止弧张角
γ=360°−2α=360°−90°=270°
圆销半径
rA=r/6=106.065/6=17.6675mm
rA =18mm
槽轮槽深
h>(λ+ξ−1)a+rA=(0.7071+0.07071−1)×150+18=80.13mm
锁止弧半径
rs<𝑟−rA=106.065−18=88.065
取
rs=80mm
5）不完全齿轮机构设计
由图3和图27可以看出，不完全齿轮22旋转一周，从动轮33间歇作两次整周回转。经计算，不完全齿轮22共有两段工作齿，每段工作齿所在圆弧的圆心角为60°，这两段工作齿间隔120°，并且每一段工作齿在工作时都能使齿轮33刚好完成一次整周回转。齿轮22和33的啮合情况如图30所示。

图30 齿轮22、33的啮合情况 图31 齿轮25、36的啮合情况
为方便起见，取齿轮33的齿数为10，则齿轮22每段工作齿的齿数也为10。为避免根切，要对齿轮进行正变位。取模数m=2，齿顶高系数,顶隙系数，分度圆压力角，实际中心距a'=71mm，得到齿轮22和33的参数如表4所示。
表4 齿轮24、35的几何尺寸
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
1
齿数
齿轮22
Z22
60
齿轮33
Z33
10
2
模数
M
2
3
压力角
Α
20°
4
齿顶高系数
ha*
1
5
顶隙系数
c*
0.25
6
标准中心距
a
m(z22+z33)/2=70
7
实际中心距
a’
71
8
啮合角
α’
arccos(a×cosα/a')=22.11°
9
变位系数
齿轮22
X22
0.48
齿轮33
X33
(tan(α’)- α’-tan(α)+ α)×(z22+z33)/(2×tan(α))-x22=0.05
10
齿顶高
齿轮22
ha22
ha5=m( ha*+x22-∆y)=2.91
齿轮33
ha33
ha6=m( ha*+x33-∆y)=2.04
11
齿根高
齿轮22
hf22
hf22=m(ha*+c*-x22)=1.54
齿轮33
hf33
hf33=m(ha*+c*-x33)=2.41
12
分度圆直径
齿轮22
d22
d22=mz22=120
齿轮33
d33
d33=mz33=20
13
齿顶圆直径
齿轮22
da22
da22=d22+2ha22=125.8
齿轮33
da33
da33=d33+2ha33=24.08
14
齿根圆直径
齿轮22
df22
df22=d22-2hf22=116.92
齿轮33
df33
df33=d33-2hf33=15.18
15
齿顶圆压力角
齿轮22
αa22
αa22=arccos(d22cosα/da22)=26.33°
齿轮33
αa33
αa33=arccos(d33cosα/da33)=38.7°
16
重合度
ε
[z22(tanαa22-tanα’)+z33(tanαa33- tanα’)]/2π=1.47
由图3和图27可以看出，不完全齿轮23旋转一周，从动轮34间歇作一次整周回转。经计算，不完全齿轮23有一段工作齿，工作齿所在圆弧的圆心角为60°，并且工作齿在工作时能使齿轮34刚好完成一次整周回转。齿轮23和34的啮合情况如图31所示。齿轮23、34的参数分别和22、33的参数相等，这里不再计算。
为了使齿轮22、33、23、34能够同步转动，且角速度相等，因此将他们和执行机构2,3以及带传动机构19,20,21做如图32所示装配。

图32 执行机构2,3及关联机构
6）执行机构2,3的设计
执行机构2如图32所示，将35、37、39分离出来，如图33所示。

图33 执行机构2
由设计题目可知，滑块39的行程为
h≥150mm
不妨令
h=150mm
采用对心曲柄滑块机构，行程速比系数K=1。则可确定曲柄的长度为
l1=12h=75mm
考虑最大压力角αmax≤50°，连杆37的长度l2与机构许用压力角α、曲柄存在条件，即
sinαmax=l1l2
由此可以看出，连杆37的长度l2越大，机构的最大压力角越小。
若取αmax=30°，则l2=2l1=150mm。
同样地，执行机构3也采用如上参数。
（5）运动方案执行构件运动时序分析
拨盘27和槽轮29的初始位置如图34所示

图34 拨盘27和槽轮29的初始位置
执行机构2,3的初始位置如图35所示

图35 执行机构2,3的初始位置
各执行机构的运动时序表如表5所示。
表5 运动时序表
执行构件
运动情况
27
运动180o
运动360 o
运动180o
运动360 o
运动180o
运动360 o
运动180o
运动360 o
29
运动180o
停止180o
运动360o
停止360 o
运动180o
停止180 o
运动360o
停止360 o
22
运动60o
运动120o
运动180 o
运动240 o
运动300 o
运动360 o
运动60 o
运动120 o
33
停止
运动360 o
停止
运动360 o
停止
停止
停止
运动360 o
39
停止
放料
停止
放料
停止
停止
停止
放料
23
运动60o
运动120o
运动180 o
运动240 o
运动300 o
运动360 o
运动60 o
运动120 o
34
停止
停止
停止
运动360 o
停止
停止
停止
停止
40
停止
停止
停止
放料
停止
停止
停止
停止

（6）参考文献
[1]王知行,邓宗全《机械原理（第二版）》北京：高等教育出版社，2006年
[2]陈明,刘福利《机械原理习题解答》哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2004年
[3]刘毅《机械原理课程设计》武汉：华中科技大学出版社，2008年