产品包装生产线设计——课程设计说明书

H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y
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：产品包装生产线（方案一）
院系：
班级：
设计者：Kingsley_Liu
学号：
指导教师：
设计时间：
哈尔滨工业大学
设计说明书
一、产品包装生产线使用功能描述
图中所示，输送线1上为小包装产品，其尺寸为长⨯宽⨯高=600⨯200⨯200，小包装产品送至A 处达到2包时，被送到下一个工位进行包装。

原动机转速为1430rpm ，每分钟向下一工位可以分别输送14，22，28件小包装产品。

图1 产品包装生产线（方案一）功能简图
二、 工艺方法分析
由设计题目和图1可以看出，使产品在输送线1上运动的是执行构件1，在A 处把产品推到下一工位的是执行构件2，这两个执行构件的运动协调关系如图2所示。

T 1 T 1
执行构件 运 动 情 况
执行构件1 进 进
执行构件2
进
退
停止
T '
2 T 2
图2 产品包装生产线（方案1 ）运动循环图
图2中1T 是执行构件1的工作周期， 2T 是执行构件2的工作周期，'
2T 是执行构件2的动作周期。

因此，执行构件1是做连续运动，执行构件2是简谐运动，执行构件2的工作周期2T 是执行构件1的工作周期1T 的2倍。

执行构件2的动作周期'2T 则只有执行构件1的工作周期1T 的二分之一左右，因此，执行构件2大多数时间是在停歇状态。

三、 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3所示。

运动功能单元把一个连续的单向传动转换为连续的单向直线运动，主动件每转动一周，从动件（执行构件1）单向直线运动一段距离，主动件转速分别为14、22、28转/分。

14、22、28 rpm
图3 执行机构1的运动功能
由于电动机的转速为1430转/分，为了在执行机构1的主动件上分别的到14、22、28转/分的转速，则由电动机到执行机构1之间的总传动比z i 有3种，分别为
143.102141430
1==
z i 652214302==z i
071.5128
14303==z i
总传动比由定传动比c i 和变传动比v i 两部分构成，即
11v c z i i i = 22v c z i i i = 33v c z i i i =
3种总传动比中1z i 最大，3z i 最小。

由于定传动比c i 是常数，因此，3种变传动比中1v i 最大，3v i 最小。

若采用滑移齿轮变速，其最大传动比最好不大于4，即
41=v i
于是定传动比为
54.254
14.10211===
v z c i i i 变传动比的其他值为
55.254.256522===
c z v i i i 254
.25071
.5133===
c z v i i i
于是，传动系统的有级变速功能单元如图4所示。

i=4，2.55，2
图4 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
22.105
.254.255.2===
c i i 减速运动功能单元如图6所示。

i=10.22
图6 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1运动的运动功能系统图，如图7所示。

为了使用统一原动机驱动执行构件2，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2，该运动分支功能单元如图7所示。

由于执行构件2的工作周期2T 是执行构件1的工作周期1T 的2倍，也就是说，运动分支在驱动执行构件2之前应该减速，使其转速等于执行机构1的主动件转速的一半；由于执行构件2与执行构件1的运动平面相互垂直，因此，该减速运动功能单元如图9所示。

1430rpm i=2.5 i=4，2.55，2 i=10.22
图7 实现执行构件1运动的运动功能系统图
图8 运动分支功能单元
i=2
图9 减速运动功能单元
由于执行构件2是间歇运动，且由图1可以看出执行构件2的间歇时间是工作周期2T 的3/4，即其运动时间是其工作周期2T 的1/4。

因此，间歇运动功能单元的运动系数为
4
1=
τ
间歇运动功能单元如图10所示
τ=0.25
图10 间歇运动功能单元
由于执行构件2的动作周期'
2T 是执行构件1的工作周期1T 的一半，因此，驱动执行构件2的驱动机构2的主动件的转速应该是驱动执行构件1的驱动机构1的主动件的转速的2倍左右。

所以，间歇运动功能单元输出的运动应经过增速运动功能单元增速，如图11所示。

i=0.25
图11 增速运动功能单元
增速运动功能单元输出的运动驱动执行机构2实现执行构件2的运动功能。

由于执行构件2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12所示。

图12 执行机构2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13所示。

图13 产品包装生产线方案1的运动功能系统图
四、系统运动方案拟定
根据图13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。

1430rpm
1
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是过载保护功能单元兼具减速功能，可以选择带传动代替，如图15所示。

i=2.5
图15 皮带传动替代运动功能单元2
图13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16所示。

i=4，2.55,2
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 2级齿轮传动替代运动功能单元4
图13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的主动轮与皮带传动的主动轮同轴固连替代。

如图18所示。

图18 2运动功能单元的主动件固联替代运动功能单元5
图13中的运动功能单元6是把连续转动转换为连续的单向直线运动，可以选择皮带轮传动机构替代，如图19所示。

图19 皮带轮传动机构替代运动功能单元6
图13中的运动功能单元7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20所示。

i=2
图20 圆锥齿轮传动替代运动功能单元7
图13中运动功能单元8是把连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，可以用槽轮机构替代。

该运动功能单元的运动系数为
25.0=τ
根据槽轮机构运动系数的计算公式
Z
Z 22
-=
τ 式中,Z ——槽轮径向槽数。

于是槽轮的径向槽数为
425
.0212
212=⨯-=-=
τZ
该槽轮机构如图21所示。

=0.25
8
图21 槽轮机构替代连续转动转换为间歇转动的运动功能单元8
图13中的运动功能单元9是增速运动功能单元，可以用圆柱齿轮传动替代，如图22所示。

i=0.25
9
图22 圆柱齿轮传动替代增速运动功能单元9
图13中的运动功能单元10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23所示。

图23 曲柄滑块机构替代连续转动转化为间隙转动的运动功能单元10
根据以上分析，按照图13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产品包装生产线（方案一）的运动方案简图，如图24所示（见A3图纸）。

1.电动机2,4,15,18.皮带轮3,19.皮带5,6,7,8,9,10,11,12,13,14,22,23.圆柱齿轮16,17.圆锥齿轮20.拨盘21.槽轮24.曲柄25.连杆26.滑块
图24 产品包装生产线（方案一）的运动方案简图
五、 系统运动方案设计
1. 执行机构1的设计
执行机构1驱动执行构件1运动，由图24可知，执行机构1由皮带轮主动轮15、皮带轮从动轮18和皮带轮皮带19组成。

由设计题目知，皮带轮主动轮转一周皮带走过的的行程为
mm h 480=
则皮带轮主动轮和从动轮的直径为
mm h
d 8.152480
==
=
π
π
图25 皮带轮传输机构设计
2.执行机构2设计
执行机构2驱动执行构件2运动，由图24可知，执行机构2由曲柄24，连杆25和滑块26组成。

由设计题目可知，滑块26的行程为
mm h 620=
由此可以确定该机构曲柄的长度
mm h l 3102
1
1==
连杆25的长度2l 与机构的许用压力角、曲柄存在条件及结构有关，即
βαsin sin 2
1
⨯=
l l 90=β时，α有最大值
2
1
max sin l l =
α 由此可以看出，连杆25的长度2l 越大，机构的最大压力角越小。

若要求
30max ≤α
则
mm l l 62030sin 310
sin max
12==
≥
α
执行机构2如图26所示。

图26 曲柄滑块机构设计
3.槽轮机构设计 1) 确定槽轮槽数
在拨盘圆销数k=1时，槽轮槽数z=4，该槽轮的各几何尺寸关系如图27所示。

图27 槽轮机构几何尺寸关系
2) 槽轮槽间角
由图27可知槽轮的槽间角为
904
3603602===z β
3) 槽轮每次转位时拨盘的转角
9021802=-=βα
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
mm a 150=
5) 拨盘圆销回转半径
7071.045sin sin ====
βλa
r
mm a r 065.1061507071.0=⨯==λ
6) 槽轮半径
7071.01cos 2=-===
λβξa
R
mm a R 065.1061507071.0=⨯==ξ
7) 锁止弧张角
270903602360=-=-=αγ
8) 圆销半径
mm r r A 6675.176
065.1066==≈
圆整
mm r A 18=
9) 槽轮槽深
相对槽深
1-+>-ξλa
r h A
mm r a h A 13.8018150)17071.07071.0()1(=+⨯-+=+-+>ξλ
10) 锁止弧半径
mm r r r A S 065.8818065.106=-=-<
取
mm r S 80=
4、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
49
10
1==
z z i v 55.27
8
2==
z z i v 25
6
3==
z z i v
按最小不跟切齿数取
179=z
则
681749110=⨯==z i z v
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=+=+z z
可取
⎩⎨
⎧==6917
10
9z z 另外两对啮合齿轮的齿数和应该大致相同
8687≈+z z 8665≈+z z
55.2186867
772=-=-=
z z z i v 2455
.2186
18627≈+=+=
v i z
6224868678=-=-=z z
为了更接近于所要求的传动比并改善传动性能，可取
⎩⎨
⎧==6124
87z z 8665≈+z z
2186
865
553=-=-=
z z z i v 292
186
18635≈+=+=
v i z
5729868656=-=-=z z
可取
⎩⎨⎧==5729
6
5z z 2) 计算齿轮几何尺寸
齿轮9、10的齿数和齿轮5、6的齿数和相等，即
8665109=+=+z z z z
若取齿轮模数为mm m 2=，则这两对齿轮的标准中心距相同
mm z z m z z m a 86862
2
)(2)(265109=⨯=+=+=
这两对齿轮互为标准传动，其几何尺寸可按标准齿轮计算。

齿轮7、8的齿数和比齿轮5、6的齿数和小，即
86612487<+=+z z
为了使齿轮7、8的实际中心距与齿轮5、6的标准中心距相同，齿轮7、8需要正变位，齿轮7、8为正传动，其几何尺寸按变位齿轮计算。

中心距
mm z z m a 85)6124(2
2
)(287=+=+=
实际中心距
mm a 86'=
计算啮合角
757.21)20cos 8685arccos()cos arccos(
'
'===ααa
a 计算变位系数和
52134.020
tan 2)
6124)(20757.21(tan 2))((87'21=+-=+-=+=∑
inv inv z z inv inv x x x ααα 因54.224/61/78≈==z z u ，故应按变位系数线图左部斜线④分配变位系数。

得
43.01=x
09134.043.052134.012=-=-=∑x x x
5、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10.22。

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：
2.322.1013
14
1112≈≈≈z z z z
齿轮11、12可按最小不根切齿数确定，即
171311==z z
于是
54172.32.31112≈⨯==z z
取
⎩⎨
⎧==54
17
1211z z 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
⎩⎨
⎧==5517
14
13z z 齿轮11、12、13、14的几何尺寸，取模数mm m 2=，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0.25。

齿轮23可按最小不根切齿数确定，即
1723=z
齿轮22的齿数为
6825
.017
25.02322===
z z 取
⎩⎨
⎧==1768
23
22z z 齿轮22、23的几何尺寸，取模数mm m 2=，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16、17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2。

两锥齿轮的轴间角为
90∑=
锥齿轮17的分度圆锥角为
435.632arctan arctan
16
17
17===z z δ 锥齿轮16的分度圆锥角为
565.26435.63901716=-=-∑=δδ
锥齿轮的最小不根切当量齿数为
min 17v z =
锥齿轮16齿数按最小不根切齿数确定，即
16min 16cos 17cos26.56515.20515v z z δ==⨯=≈
锥齿轮17的齿数为
3015221617=⨯==z z
取
⎩⎨
⎧==30
15
1716z z 锥齿轮16、17的几何尺寸，取模数mm m 2=，按标准直齿锥齿轮传动计算。

六．机械系统运动分析
在该设计方案中，原动机1430rpm 的转速依次通过5.2=i 的皮带轮第一次减速、2,545
.2,4=i 的滑移变速齿轮组第二次减速和2=i 的2级齿轮第三次减速输出到传送带的主动轮上，主动轮转动一
周带动传送带前进480mm ，实现每分钟输送14,22,28件小包装产品。

同时，通过一个与传送带主动轮同轴固联的锥齿轮引出一运动分支，并通过2=i 的锥齿轮减速、25.0=τ的槽轮传动、25.0=i 齿轮加速和曲柄滑块机构将动力输出到执行构件2上。

其中，锥齿轮16转动两周对应锥齿轮17转过一周，即实现槽处产品到达2包时，执行构件2工作将这2包推送到下一工位；而25.0=τ的槽轮则保证执行构件2的动作时间只占自身周期的
4
1
；25.0=i 的加速齿轮使得执行构件2在较短的动作时间内完成一个mm h 620=的工作行程。

该方案所设计的产品包装生产线机构结构简单，仅由带传动、齿轮传动和槽轮传动组成的传动系统，带传动和曲柄滑块机构组成的运动执行结构，再加上原动机组成。

整体结构紧凑、简单、有效，尺寸适中。

由于该机构主要是由标准齿轮和简单的曲柄滑块机构组成，其加工组装容易，制造成本低廉。

在执行机构1中改用带传动，在一定程度上避免了刚性冲击和柔性冲击，减小了生产时可能产生的振动，使得机构传动更加稳定，同时也避免了产品因受到过大冲击而损坏。

该机构能很好满足题目所给出的运动要求。