哈工大機械原理課程設計--棒料輸送線布料裝置(方案1)

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Harbin Institute of Technology 課程設計說明書（論文） 課程名稱：機械原理 設計題目：棒料輸送線布料裝置(方案1) 院 系：機電工程學院 班 級： 設 計 者: 學 號：1 指導教師：王洪祥 設計時間：2014.6.23--2014.6.29 哈爾濱工業(yè)大學 目錄 1、題目要求 2 2．題目解答 3 （1）工藝動作分析 3 （2）運動功能分析及運動功能系統圖 3 （3）系統運動方案擬定 7 （4）系統運動方案設計 11 1）帶傳動設計 11 2）滑移齒輪傳動設計 12 3）齒輪傳動設計 14 4）槽輪機構設計 15 5）不完全齒輪機構設計 16 6）執(zhí)行機構2,3的設計 18 （5）運動方案執(zhí)行構件運動時序分析 18 （6）參考文獻 19 棒料輸送線布料裝置（方案1） 1、題目要求 如圖下圖1所示棒料輸送線布料裝置的功能簡圖。料斗中分別裝有直徑35mm，長度150mm的鋼料和銅料。在輸送線上按照圖2所示的規(guī)律布置棒料。原動機轉速為1430r/min，每分鐘布置棒料50,80,110塊分3檔可以調節(jié)。 圖1 圖2 2．題目解答 （1）工藝動作分析 由設計題目和圖1可以看出，推動輸送帶運動的是執(zhí)行構件1，使鋼料下落的是執(zhí)行構件2，使銅料下落的是執(zhí)行構件3，這三個構件的運動關系如圖3所示。 T1 T1 T1 T1 執(zhí)行構件 運動情況 執(zhí)行構件1 運動 停止 運動 停止 運動 停止 運動 停止 執(zhí)行構件2 停止 放料 停止 放料 停止 停止 停止 放料 執(zhí)行構件3 停止 停止 停止 放料 停止 停止 停止 停止 T2 、T3 圖3 棒料輸送線布料裝置運動循環(huán)圖 圖3中T1是執(zhí)行構件1的工作周期，T2是執(zhí)行構件2的工作周期，T3是執(zhí)行構件3的工作周期。由圖3可以看出，執(zhí)行構件1是作間歇轉動，執(zhí)行構件2作間歇轉動，執(zhí)行構件3也作間歇轉動，執(zhí)行構件2和3的工作周期相等，且為執(zhí)行構件1的3倍。 （2）運動功能分析及運動功能系統圖 根據前面的分析可知，驅動執(zhí)行構件1工作的執(zhí)行機構應該具有的運動功能如圖4所示。該運動功能單元把一個連續(xù)的單向轉動轉換為間歇轉動，主動件每轉動1周，從動件（執(zhí)行構件1）作一次間歇轉動。由題意可知，主動件的轉速分別為50r/min,80r/min,110r/min。 50、80、110rpm 圖4 執(zhí)行機構1的運動功能 由于電動機的轉速為1430r/min，為了分別得到50,80,110r/min的轉速，則由電動機到執(zhí)行機構1之間的總傳動比iz有3種，分別為 總傳動比由定傳動比和變傳動比兩部分構成，即 3種總傳動比中最大，最小。由于定傳動比是常數，因此，3種變傳動比中最大，最小。若采用滑移齒輪變速，其最大傳動比最好不大于4，即 于是定傳動比為 變傳動比的其他值為 于是，傳動系統的有極變速功能單元如圖5所示 i=4,2.5,1.82 圖5 有極變速運動功能單元 為保證系統過載時不至于損壞，在電動機和傳動系統之間加一個過載保護環(huán)節(jié)。過載保護運動功能單元可采用帶傳動實現，這樣，該運動功能單元不僅具有過載保護能力，還具有減速功能，如圖3所示。 i=2.5 圖6 過載保護運動功能單元 整個傳動系統僅靠過載保護運動功能單元不能實現其全部定傳動比，因此，在傳動系統中還要另加減速運動功能單元，其減速比為 減速運動功能單元如圖7所示。 i=2.86 圖7 減速運動功能單元 由于減速輸出的運動回轉軸線與執(zhí)行構件1的回轉軸線垂直，因此增加如圖8的運動功能單元。該單元可用圓錐齒輪傳動。由于不需要變速，故圓錐齒輪的傳動比為1。 i=1 圖8 相交運動功能單元 根據上述運動功能分析，可以得到實現執(zhí)行構件1運動的運動功能系統圖，如圖9所示。 1430rpm i=2.5 i=4,2.5,1.82 i=2.86 圖9 實現執(zhí)行機構1運動的運動功能系統圖 為了使用同一原動機驅動執(zhí)行機構2和3，應該在圖9所示的運動功能系統圖中增加運動分支功能單元，因為機構2和3具有相同的運動性質，所以此處只增加一個運動分支，該運動分支功能單元如圖10所示。 圖10 運動分支功能單元 由于減速輸出的運動回轉軸線與執(zhí)行構件2、3的回轉軸線垂直，因此增加如圖11的運動功能單元。該單元可用圓錐齒輪傳動。由于分支部分不需要變速，故圓錐齒輪的傳動比為1。 i=1 圖11 相交運動功能單元 由于執(zhí)行機構2和3的工作周期T2、T3是執(zhí)行構件1的周期T1的3倍，所以運動分支在驅動執(zhí)行構件2和3之前應該減速，使其轉速等于執(zhí)行構件1的主動件轉速的三分之一。減速運動單元如圖12所示。 i=3 圖12 減速運動功能單元 由于執(zhí)行機構2和3的驅動機構是間歇轉動，且將間歇轉動轉換為間歇往復直線移動，所以應該添加如圖13、圖14所示的運動功能單元。 圖13 間歇運動功能單元 圖14 往復間歇直線運動功能單元 由于執(zhí)行構件1是間歇運動，且由圖3可以看出執(zhí)行構件1的間歇時間是其工作周期的二分之一，也就是其運動時間是其工作周期的二分之一。因此間歇運動功能單元的運動系數為 τ=0.5。間歇運動功能單元如圖15所示。 τ=0.5 圖15 間歇運動功能單元 根據上述分析，可以畫出整個系統的運動功能系統圖，如圖16所示。 圖16 棒料輸送線布料裝置（方案1）的運動功能系統圖 （3）系統運動方案擬定 根據圖16所示的運動功能系統圖，選擇適當的機構替代運動功能系統圖中的各個運動功能單元，便可擬定出機械系統運動方案。 圖16中的運動功能單元1是原動機。根據棒料輸送線布料裝置的工作要求，可以選擇電動機作為原動機，如圖17所示 圖17 電動機替代運動功能單元1 圖16中的運動功能單元2是過載保護功能單元兼具減速功能，可以選擇帶傳動替代，如圖18所示。 圖18 帶傳動替代運動功能單元2 圖16中的運動功能單元3是有級變速功能單元，可以選擇滑移齒輪變速傳動替代，如圖19所示。 圖19 滑移齒輪變速替代運動單元3 圖16中的運動功能單元4是減速功能，可以選擇定齒輪傳動替代，如圖20所示。 圖20 定齒輪傳動替代運動功能單元4 圖16中的運動功能單元5是運動分支功能單元，可以用圓錐齒輪傳動和傳送帶替代，如圖21所示。 圖21 皮帶輪代替運動功能單元5 圖16中的運動功能單元6、7的運動輸入軸與運動輸出軸相互垂直，可以用圓錐齒輪傳動替代，如圖22所示。 圖22 圓錐齒輪替代運動功能單元6、7 圖16中的運動單元8是把連續(xù)轉動轉換為間歇轉動的運動功能單元，可以用槽輪機構代替。如圖23所示。 圖23 槽輪機構替代運動功能單元8 圖16中的運動單元9是減速運動功能單元，可以用同步帶傳動代替，如圖24所示。 圖24 同步帶機構代替運動功能單元9 圖16中的運動單元10是把連續(xù)轉動轉換為間歇轉動的運動功能單元，可以用不完全齒輪代替，如圖25所示。 圖25 不完全齒輪代替運動功能單元10 圖16中的運功單元11是把間歇轉動轉換為間歇往復直線運動的運動功能單元，可以用曲柄滑塊機構代替，如圖26所示。 圖26 曲柄滑塊機構代替運功動能單元11 執(zhí)行構件2、3具有控制棒料釋放的作用。設計的棒料釋放機構如圖27所示。不完全齒輪22、23等速同向轉動，帶動全齒輪33、36間歇轉動，從而使曲柄滑塊機構間歇工作，把料推到傳送帶上。22、23轉動一周的時間內，鋼料釋放兩個，銅料釋放一個。 圖27 棒料釋放機構 根據上述分析，按照圖16中各個運動功能單元連接的順序把各個運動功能單元的替代機構依次連接便形成了棒料輸送線布料裝置（方案1）的運動方案簡圖，如圖28所示。 (a) (b) (c) 1.電動機 2,4,16,18,19,21,25,28,30,32.皮帶輪 3,17,20,26,31.皮帶 5,6,7,8,9,10,11,12.圓柱齒輪 13,14,15,24.圓錐齒輪 27.撥盤 29.槽輪 圖28 棒料輸送線布料裝置（方案1）的運動方案簡圖 （4）系統運動方案設計 1）帶傳動設計 帶傳動分為摩擦型和嚙合型兩大類。摩擦型帶傳動過載時可以出現打滑，從而對機械系統起到過載保護的作用。但是，其傳動比不準確。嚙合型帶傳動可以實現主動輪與從動輪同步傳動，實現準確的傳動比。根據兩種帶傳動的特性，選擇2,3,4構成的帶傳動為摩擦型帶傳動，其余帶傳動為嚙合型帶傳動。 ①帶傳動2,3,4的設計 原動機類型為電動機，額定轉速為1430rpm，即帶傳動的高速軸（小帶輪）的轉速為 n1=1430rpm 其傳動比為 i=2.5 采用V帶傳動進行設計，則設小帶輪直徑為d2，大帶輪直徑為d4，取 d2=150mm d4=d2i =1502.5=375mm ②帶傳動16,17,18的設計 帶輪16為主動輪，18為從動輪。此帶傳動機構要實現i=3的傳動比，為了實現精確的傳動比，采用同步帶傳動設計。設帶輪16直徑為d16，帶輪18直徑為d18，取 d16=100mm d18=d16i =1003=300mm ③帶傳動19,20,21的設計 此帶傳動起連接齒輪22、23，使之同步轉動的作用，故傳動比i=1, 為了實現精確的傳動比，采用同步帶傳動設計。設帶輪19直徑為d19，帶輪21直徑為d21，取 d19=d21=100mm ④帶傳動30,31,32的設計 帶輪30為主動輪，32為從動輪,傳動比為i=1。皮帶31起傳送帶的作用。如題目所述，傳送帶每半周期移動200mm，之后停歇半個周期, 為了實現精確的傳動比，采用同步帶傳動設計。故設帶輪30直徑為d30，帶輪32直徑為d32。取 ⑤帶傳動25,26,28的設計 此帶傳動起連接作用，故傳動比i=1, 為了實現精確的傳動比，采用同步帶傳動設計。設帶輪25直徑為d25，帶輪28直徑為d28，取 d25=d28=100mm 2）滑移齒輪傳動設計 由前文的計算，得到滑移齒輪的傳動比如下： 取z9=17，則 z10=iv1z9=68 為了改善傳動性能應使相互嚙合的傳動齒輪齒數互為質數，于是可以取z10=69。其齒數和為z9+z10=17+69=86，另外兩對嚙合齒輪的齒數和應大致相同，即 z7+z8≈86，z5+z6≈86 由于 iv2=86-z7z7= 2.5，為了更接近所要求的傳動比，可取z7=25，z8=61同理可取z5=30，z6=55。 由于z7+z8= z9+z10=85，因此齒輪7、8，9、10可采用標準齒輪傳動，其中心距相同。而z5+z6=85< 86，所以齒輪5,6應采用正傳動。 設它們的模數為2，齒頂高系數,頂隙系數，分度圓壓力角，實際中心距a=86mm。各齒輪參數設計如表1、2、3所示： 表1 齒輪5、6的幾何尺寸 序號 項目 代號 計算公式及計算結果 1 齒數 齒輪5 Z5 30 齒輪6 Z6 55 2 模數 m 2 3 壓力角 α 20 4 齒頂高系數 ha* 1 5 頂隙系數 c* 0.25 6 標準中心距 a m(z5+z6)/2=85 7 實際中心距 a’ 86 8 嚙合角 α’ arccos(acosα/a)=21.76 9 變位系數 齒輪5 x5 0.4 齒輪6 x6 (tan(α’)- α’-tan(α)+ α)(z5+z6)/(2tan(α))-x5=0.12 10 齒頂高 齒輪5 ha5 ha5=m( ha*+x5-?y)=2.76 齒輪6 ha6 ha6=m( ha*+x6-?y)=2.26 11 齒根高 齒輪5 hf5 hf5=m(ha*+c*-x5)=1.7 齒輪6 hf6 hf6=m(ha*+c*-x6)=2.26 12 分度圓直徑 齒輪5 d5 d5=mz5=60 齒輪6 d6 d6=mz6=110 13 齒頂圓直徑 齒輪5 da5 da5=d5+2ha5=65.5 齒輪6 da6 da6=d6+2ha6=114.4 14 齒根圓直徑 齒輪5 df5 df5=d5-2hf5=56.6 齒輪6 df6 df6=d6-2hf6=105.5 15 齒頂圓壓力角 齒輪5 αa5 αa5=arccos(d5cosα/da5)=30.62 齒輪6 αa6 αa6=arccos(d6cosα/da6)=25.37 16 重合度 ε [z5(tanαa5-tanα’)+z6(tanαa6- tanα’)]/2π=1.578 表2 齒輪7、8的幾何尺寸 序號 項目 代號 計算公式及計算結果 1 齒數 齒輪7 Z7 25 齒輪8 Z8 61 2 模數 m 2 3 壓力角 α 20 4 齒頂高系數 ha* 1 5 頂隙系數 c* 0.25 6 標準中心距 a m(z7+z8)/2=86 7 實際中心距 a’ 86 8 嚙合角 α’ arccos(acosα/a)=20 9 變位系數 齒輪7 x7 0 齒輪8 x8 0 10 齒頂高 齒輪7 ha7 ha7=m( ha*+x7-?y)=2 齒輪8 ha8 ha8=m( ha*+x8-?y)=2 11 齒根高 齒輪7 hf7 hf7=m(ha*+c*-x7)=2.5 齒輪8 hf8 hf8=m(ha*+c*-x8)=2.5 12 分度圓直徑 齒輪7 d7 d7=mz7=50 齒輪8 d8 d8=mz8=122 13 齒頂圓直徑 齒輪7 da7 da7=d7+2ha7=54 齒輪8 da8 da8=d8+2ha8=126 14 齒根圓直徑 齒輪7 df7 df7=d7-2hf7=45 齒輪8 df8 df8=d8-2hf8=117 15 齒頂圓壓力角 齒輪7 αa7 αa7=arccos(d7cosα/da7)=29.53 齒輪8 αa8 αa8=arccos(d8cosα/da8)=24.51 16 重合度 ε [z7(tanαa7-tanα’)+z8(tanαa8- tanα’)]/2π=1.699 表3 齒輪9、10的幾何尺寸 序號 項目 代號 計算公式及計算結果 1 齒數 齒輪9 Z9 17 齒輪10 Z10 69 2 模數 m 2 3 壓力角 α 20 4 齒頂高系數 ha* 1 5 頂隙系數 c* 0.25 6 標準中心距 a m(z9+z10)/2=86 7 實際中心距 a’ 86 8 嚙合角 α’ arccos(acosα/a)=20 9 變位系數 齒輪9 x9 0 齒輪10 x10 0 10 齒頂高 齒輪9 ha9 ha9=m( ha*+x9-?y)=2 齒輪10 ha10 ha10=m( ha*+x10-?y)=2 11 齒根高 齒輪9 hf9 hf9=m(ha*+c*-x9)=2.5 齒輪10 hf10 hf10=m(ha*+c*-x10)=2.5 12 分度圓直徑 齒輪9 d9 d9=mz9=34 齒輪10 d10 d10=mz10=142 13 齒頂圓直徑 齒輪9 da9 da9=d9+2ha9=38 齒輪10 da10 da10=d10+2ha10=142 14 齒根圓直徑 齒輪9 df9 df9=d9-2hf9=29 齒輪10 df10 df10=d10-2hf10=133 15 齒頂圓壓力角 齒輪9 αa9 αa9=arccos(d9cosα/da9)=32.78 齒輪10 αa10 αa10=arccos(d10cosα/da10)=24.05 16 重合度 ε [z9(tanαa9-tanα’)+z10(tanαa10- tanα’)]/2π=1.66 3）齒輪傳動設計 ①圓柱齒輪傳動設計 由圖28(a)可知，齒輪11、12實現圖16中的運動功能4的減速運動功能，它所實現的傳動比為2.86。齒輪11可按最小不根切齒數確定，即 z11=17 于是 z12=2.86z11=48.62 取z11=17，z12=49，它們的模數為2，齒頂高系數，頂隙系數，分度圓壓力角，中心距a=66mm，按標準齒輪計算。 ②圓錐齒輪傳動設計 由圖28可知圓錐齒輪13,15實現的是圖16中的運動功能單元7的變化速度方向的作用，它的傳動比為1，兩圓錐齒輪的軸交角為 φ = 90 圓錐齒輪13、15的分度圓錐角為 δ15 = arctanz15/z13 = 45 δ13 =90-45=45 又最小不根切當量齒數為 zvmin = 17 則最小不根切齒數為 zmin = zvmin cos 45=12.02≈12 即圓錐齒輪齒數可取 z13 = 12 z15= 12 圓錐齒輪的13,15的幾何尺寸按模數m = 2mm 的標準直齒圓錐齒輪計算。 由圖28可知圓錐齒輪14,24實現的是圖16中的運動功能單元6的變化速度方向的作用，它的傳動比為1，兩圓錐齒輪的軸交角為 φ = 90 圓錐齒輪14、24的分度圓錐角為 δ14 = arctanz14/z24 = 45 δ24=90-45=45 又最小不根切當量齒數為 zvmin = 17 則最小不根切齒數為 zmin = zvmin cos 45=12.02≈12 即圓錐齒輪齒數可取 z14 = 12 z24= 12 圓錐齒輪的14,24的幾何尺寸按模數m = 2mm 的標準直齒圓錐齒輪計算。 4）槽輪機構設計 由前所述可知槽輪槽數z=4 和撥盤的圓銷數為k=2 ，該槽輪的各幾何尺寸關系如圖29所示 圖29 槽輪機構幾何尺寸關系 由圖29可知槽輪的槽尖角為 2β=360/z=360/4=90 槽輪每次轉位時撥盤的轉角 2α=180?2β=90 令槽輪機構的中心距 a=150mm 撥盤圓銷的回轉半徑 λ=r/a=sinβ=sin45=0.7071 r=λa=0.7071150=106.065mm 槽輪半徑 R=ξa=0.7071150=106.065mm 鎖止弧張角 γ=360?2α=360?90=270 圓銷半徑 rA=r/6=106.065/6=17.6675mm rA =18mm 槽輪槽深 h>(λ+ξ?1)a+rA=(0.7071+0.07071?1)150+18=80.13mm 鎖止弧半徑 rs

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