哈工大机械原理课程设计——棒料输送线布料装置设计说明书

1HarbinInstituteofTechnology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10）院系：机电工程学院班级：1108104班设计者：柏添学号：1110810426指导教师：唐德威设计时间：2013.07.01-2011.07.052一、棒料输送装置使用功能描述如下图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1430rmp，每分钟布置棒料50，75，100块分三档可以调节。图1-1棒料输送装置（方案10）功能简图二、工艺动作分析根据设计题目，各个执行构件的运动循环图如图1-1所示。执行机构运动情况执行构件1进退停停停停执行构件2停停停停进退执行构件3停停进退停停执行构件4停进停进停进说明：1、执行构件1为铝料装料机构；执行构件2为铜料装料机构；T2T1图1-2棒料输送线布料装置运动循环图3执行构件3为钢料装料机构；执行构件4为输送线推动机构；2、T1是执行构件1、2、3的工作周期；T2是执行构件4的工作周期。三、运动功能分析及功能系统图1、根据分析可知，驱动执行构件4工作的执行机构应该具有的功能如图2-1所示，该功能单元把连续的单项转动变为连续直线运动，带动输送线前进。图2-1执行机构4的运动功能单元2、电动机转速为1430转/分，为了得到50、75、100转/分的转速，电动机执行机构的总传动比Iz有3中:Iz1=1430/50=28.6Iz2=1430/75=19.07Iz3=1430/100=14.3总传动比由定传动Ic比和动传动比Iv两部分组成，即Iz=Ic*Iv采用滑移齿轮变速，变速后的转速比满足n1:n2:n3=50:75:100=2:3:4由于最大传动比最好不要大于4，取Iv1=4Ic=Iz1/Iv1=28.6/4=7.15Iv2=Iz2/Ic=19.07/7.15=2.67Iv2=Iz3/Ic=14.3/7.15=2于是传动系统有级变速功能单元如图2-2i=4，2.67，2图2-2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4具有减速功能，如图2-3所示。i=2.2图2-3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=Ic/2.2=7.15/2.2=3.25减速运动功能单元如图2-4所示。i=3.25图2-4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4运动的运动功能系统图，如图2-5所示。1430rpmi=2.2i=4，2.67，2i=3.25图2-5实现执行构件4运动的运动功能系统图3、为了使用统一原动机驱动执行构件1,2,3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1,2,3该运动分支功能单元如图3-1所示。图3-1运动分支功能单元由于执行构件1,2,3的工作周期T1是执行构件4的工作周期T2的3倍，也就是说，运动分支在驱动执行构件1,2,3之前应该减速，使其转速等于执行机构4的主动件转速的1/3；由于执行构件1,2,3与执行构件4的运动平面相互垂直，因此，该减速运动功能单元如图3-2所示。5i=3图3-2减速运动功能单元由于执行构件1,2,3是间歇运动，且由图1-1可以看出执行构件1的间歇时间是工作周期T1的1/3，因此，间歇运动功能单元的运动系数为τ=1/3间歇运动功能单元如图3-3所示τ=1/3图3-31,2,3间歇运动功能单元其运动功能单元与构件4相同，如图3-4τ=0.5图3-44间歇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1、2、3实现执行构件1、2、3的运动功能。由于执行构件1、2、3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3-6所示。图3-6执行机构3-5的运动功能单元6根据上述分析，可以画出整个系统的运动功能系统图，如图3-6所示。图3-6棒料输送装置的运动功能系统图四、系统运动方案拟定1根据图3-6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3-1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4-1所示。1图4-1电动机替代运动功能单元11430rpm72、图3-6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4-2所示i=2.2图4-2皮带传动替代运动功能单元23、图3-6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4-3所示。i=4，2.67,2图4-3滑移齿轮变速替代运动功能单元34、图3-6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4-4所示。8图4-42级齿轮传动替代运动功能单元45、图3-6的运动功能单元5是运动分支功能单元，如图4-5所示。图4-5动功能单元56、图3-6中运动功能单元7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。取k=2;Z=4。该槽轮机构如图4-6所示。图4-6用槽轮机构替代运动功能单元693/17、图3-6中的运动功能单元8是把连续转动转换为直线移动的运动功能单元，可以用链传动机构代替，如图4-7所示。图4-7链传动机构代功能单元78、图3-6中的运动功能单元8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4-8所示。i=3图4-8圆锥齿轮传动替代运动功能单元89、图3-7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。该槽轮机构如图所示。图4-9用槽轮机构替代运动功能单元1010、图3-7中的运动功能单元11是把连续转动转换成直线运动，可用链传动实现，如图4-10所示。图4-10用槽轮机构替代运动功能单元11根据上述分析，按照图3-6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棒料输送线布料装置（方案10）的运动方案简图，如下图所示。图4-12棒料输送装置的运动方案简图11五、系统运动方案设计1.槽轮机构设计a.执行机构4槽轮机构设计1)确定槽轮槽数在拨盘圆销数k=2时，槽轮槽数z=4，该槽轮的各几何尺寸关系如图5-1所示。图5-1槽轮机构几何尺寸关系2)槽轮槽间角由图5-1可知槽轮的槽间角为9043603602z3)槽轮每次转位时拨盘的转角9021802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mma1505)拨盘圆销回转半径7071.045sinsinarmmar065.1061507071.06)槽轮半径7071.01cos2aRmmaR065.1061507071.0127)锁止弧张角18018036023608)圆销半径mmrrA6675.176065.1066圆整mmrA189)槽轮槽深相对槽深1arhAmmrahA13.8018150)17071.07071.0()1(10)锁止弧半径mmrrrAS065.8818065.106取mmrS80b.执行机构1、2、3槽轮机构设计11)确定槽轮槽数在拨盘圆销数k=1时，槽轮槽数z=6，该槽轮的各几何尺寸关系如图5-2所示。图5-2槽轮机构几何尺寸关系12)槽轮槽间角由图5-2可知槽轮的槽间角为6063603602z1313)槽轮每次转位时拨盘的转角1202180214)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mma15015)拨盘圆销回转半径5.045sinsinarmmar751505.016)槽轮半径866.01cos2aRmmaR9.129150866.017)锁止弧张角24090360236018)圆销半径mmrrA65.2169.1296圆整mmrA2219)槽轮槽深相对槽深1arhAmmrahA9.7622150)1866.05.0()1(20)锁止弧半径mmrrrAS9.107229.129取mmrS1002、滑移齿轮传动设计1)确定齿轮齿数结构简图24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5z、6z、7z、8z、9z、10z。由前面的分析可知49101zziv1467.2782zziv2563zziv按最小不跟切齿数取179z则681749110zizv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6910z其齿数和为866917109zz可取6917109zz另外两对啮合齿轮的齿数和应该大致相同8687zz8665zz67.2186867772zzziv2367.218618627viz6323868678zz可取632387zz8665zz2186865553zzziv1529218618635viz5729868656zz可取572965zz2)计算齿轮几何尺寸齿轮9、10的齿数，齿轮7、8以及齿轮5、6的齿数和相等，即86z6587109zzzzz若取齿轮模数为mmm2，则这两对齿轮的标准中心距相同mmzzmzzma868622)(2)(265109这三对齿轮互为标准传动，其几何尺寸可按标准齿轮计算。3、齿轮传动设计1）圆柱齿轮传动设计由结构简图24可知，齿轮11、12、13、14实现图17中的运动功能4的减速运动功能，它所实现的传动比为8.125。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分配：齿轮11可按最小不根切齿数确定，即1711z第一级传动取传动比4，于是6817441112zz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69171211zz第一级传动取传动比为8.125/4=2，于是齿轮13可按最小不根切齿数确定，即1711z第一级传动取传动比4，于是3417213z16为了使齿轮11、12、13、14的传动比更接近于图13中运动功能4的传动比10.214，取35171413zz齿轮11、12、13、14的几何尺寸，取模数mmm2，按标准齿轮计算。由结构简图24可知，齿轮22、23实现图22中的运动功能9的增速运动功能，它所实现的传动比为0.5。齿轮23可按最小不根切齿数确定，即1723z齿轮23的齿数为345.01722z取17352322zz齿轮22、23的几何尺寸，取模数mmm2，按标准齿轮计算。齿轮22的齿数为345.01722z取17352322zz齿轮22、23的几何尺寸，取模数mmm2，按标准齿轮计算。2）圆锥齿轮传动设计由结构简图24可知，锥齿轮20、21实现图13中的运动功能7的减速运动功能，它所实现的传动比为4。两锥齿轮的轴间角为90锥齿轮20的分度圆锥角为964.754arctanarctan212017zz锥齿轮16的分度圆锥角为036.14964.75901716锥齿轮的最小不根切当量齿数为min17vz17锥齿轮16齿数按最小不根切齿数确定，即1614.036cisx17Z16锥齿轮17的齿数为6416421617zz取64