本科毕业设计论文--机械设计课程设计.doc

机械课程设计说明书题 目：块状物品推送机的机械结构作 者： 学 号： 班 级： 系 别： 机电及自动化工程系 专 业： 机械设计制造及其自动化 =年=月目录1.设计题目及要求21.1设计题目21.2设计数据与要求21.3设计任务22执行机构设计方案选择3 2.1实现推送机推送要求的执行机构设计方案32.2设计方案选定53凸轮基本参数的计算及UG建模53.1凸轮轮廓曲线计算公式 53.2凸轮最大压力角及尺寸的确定53.3在UG中建立凸轮轮廓曲线 7 3.3.1 从动件位移分析 7 3.3.2 UG表达式的推导8 3.4 基于UG的凸轮造型设计 84V带传动装置及参数计算 10 4.1 减速系统设计 11 4.2 V带参数计算 115传动零件设计计算及校核 12 5.1齿轮的设计计算 125.2齿轮的强度设计与校核 145.3轴的选材 145.4轴的设计及校核 146电机的选择及总传动比的分配 196.1电机的选择 196.2传动比计算 197.实体建模图及运动简图20总结 21参考文献 22一. 设计题目及要求图6-2 推送机工作要求1.1 设计题目在自动包裹机的包装作业过程中，经常需要将物品从前一工序转送到下一工序。现要求设计一用于糖果、香皂等包裹机中的物品推送机，将块状物品从一位置向上推送到所需的另一位置，如图所示。1.2设计数据与要求1.向上推送距离H=120mm，生产率为每分钟推送物品120件；2.推送机的原动机为同步转速为3000r/min的三相交流电动机，通过减速装置带动执行机构主动件等速转动；3.由物品处于最低位置时开始，当执行机构主动件转过1500时，推杆从最低位置运动到最高位置；当主动件再转过1200时，推杆从最高位置又回到最低位置；最后当主动件再转过900时，推杆在最低位置停留不动；4.设推杆在上升运动过程中，推杆所受的物品重力和摩擦力为常数，其值为500N；设推杆在下降运动过程中，推杆所受的摩擦力为常数，其值为100N； 5. 使用寿命10年，每年300工作日，每日工作16小时；6.在满足行程的条件下，要求推送机的效率高（推程最大压力角小于350），结构紧凑，振动噪声小。1.3设计任务(1)至少提出三种运动方案，然后进行方案分析评比，选出一种运动方案进行机构综合；(2) 确定电动机的功率与满载转速；(3)设计传动系统中各机构的运动尺寸，绘制推送机的机构运动简图；(4)在假设电动机等速运动的条件下，绘制推杆在一个运动周期中位移、速度和加速度变化曲线；(5)如果希望执行机构主动件的速度波动系数小于3%，求应在执行机构主动件轴上加多大转动惯量的飞轮（其他构件转动惯量忽略不计）； （6） 进行推送机减速系统的结构设计，绘制其装配图和两张零件图；（7） 编写课程设计说明书。 二.执行机构设计方案选择2.1实现推送机推送要求的执行机构设计方案方案一凸轮机构：如图63所示的凸轮机构，其结构简单，易于设计与制造，凸轮以等角速度回转，它的轮廓驱使从动件，可使推杆实现任意的运动规律，但行程较小。 图6-3方案二凸轮-齿轮组合机构：图6-4所示的凸轮-齿轮组合机构可以将摆动从动件的摆动转化为齿轮齿条机的往复运动。当扇形齿轮的分度圆半径大于摆杆长度时，可以加大齿条的位移量。对于因齿轮具有良好的耐磨性和稳定性，因而用此方案进行物品推送可以得到较好的效果。但是此机构的缺点是中间的扇形齿比较难加工。图6-4方案三凸轮-连杆机构：如图6-5所示的凸轮连杆组合机构推送物品可将推杆的行程进行适当的放大，但是效率较低。图6-5方案四连杆机构 图6-6所示的连杆机构由曲柄摇杆机构ABCD与曲柄滑块机构GHK通过连杆EF相联组合而成。连杆BC上E点的轨迹，在部分近似呈以F点为圆心的圆弧形，因此，杆FG在图示位置有一段时间实现近似停歇。图6-6方案五固定凸轮连杆组合机构 图67所示的固定凸轮连杆组合机构，可视为连杆长度BD可变的曲柄滑块机构，改变固定凸轮的轮廓形状，滑块可实现预期的运动规律。此方案的设计看似简单，但是由于凸轮的计算复杂，制造困难，而且推杆机构必须进行运动放大后方可使用。图6-72.2设计方案选定经比较，方案三，其运动特性可实现直线间歇运动，并且传动平稳，运动精确，连杆KH的运动轨迹确定，可以根据连杆BA的摆动角度及物块上升H=120mm计算出连杆BH的长度。故选用方案三比较合理。三凸轮基本参数的计算及UG建模 通过比较上述五种方案，把凸轮-连杆机构作为最终方案，并在此基础上做了进一步的改进，利用齿轮上固化凸轮的结构。3.1凸轮轮廓曲线计算公式如图6-8所示，假定为凸轮基圆半径，取为摆杆的长，为摆动杆轴心与凸轮轴心之间的距离，为凸轮角速度，以摆动杆的轴心与凸轮轴心之连线为轴建立坐标系,点是摆动杆的推程起始位置,摆动杆与轴的夹角为初始角。当凸轮逆时针转过角时，根据反转法原理，相当于摆动杆及摆杆轴心顺针转过角，此时摆动杆处于图示的位置，其角位移为，速度为，轮廓法线，点凸轮的压力角为。凸轮机构的理论轮廓线、实际轮廓线、压力角、曲率半径按以下公式设计：(1) 凸轮理论轮廓方程。图6-8 反转法设计盘形凸轮式中： （1） (2) 凸轮实际工作轮廓曲线方程。式中：-凸轮机构滚子半径,滚子圆的包络线有两条,式中上面一组符号用于求解外凸轮的包络线方程,下面一组符号用于求解凸轮的包络线方程；。（3）摆动从动件凸轮的压力角 （2）凸轮与杆转动同向时式中取,反之,则取，将取绝对值后代入压力角计算公式。由上式计算压力角，有时为正，有时为负，正值表示轮廓接触点法线位于此时摆杆速度方向线的顺一侧，否则为逆一侧。（4）凸轮的理论轮廓线曲率半径。3.2凸轮最大压力角及尺寸的确定通过查阅相关资料后，得出结论：摆杆从动盘形凸轮压力角与是非独立的关系，增大基圆半径不一定能减小压力角，有可能反而增大。所以在确定基圆半径，中心距时，先拟定摆杆长某一定值1。基圆半径系数 ，中心距系数 。所以在此取，由（1）式得。以为函数作出凸轮转过一个周期函数图像，如图5-2；容易得出凸轮角位移在处分别取得最大值，满足设计要求。3.3在UG中建立凸轮轮廓曲线为了避免推程与回程相接处出现尖点，所以对设计要求稍作修改，在推程与回程间增加一远休阶段。3.3.1 从动件位移分析（1）推程阶段 （）(2)远休阶段 （3）回程阶段 （）(4)近休阶段 3.3.2 UG表达式的推导1）已知条件，驱动参数h=30 (角度,degree)/摆杆角位移h0=28.098 (角度,degree)/摆杆初始夹角R0=70（长度,mm）/基圆半径Rr=10（长度,mm）/滚子a=140（长度,mm）/中心距l=100（长度,mm）/摆杆长Angle01=150 (角度,degree)/推程角Angle02=20 (角度,degree)/远休止角Angle03=100 (角度,degree)/回程角Angle04=90 (角度,degree)/远休止角t=1 /UG 系统变量，无单位。2） 推程阶段：Angle01=150a1=0 /起始角，角度，degree;b1=150 /终止角, 角度，degree;J1=a1*(1-t)+b1*t /中间角变量, 角度，degree;s1=h*(J1/Angle01)* (J1/Angle01)* (J1/Angle01)*(10-15*(J1/Angle01)+6*(J1/Angle01)* (J1/Angle01) /角位移变量，角度，degree;x1=a*sin(J1)-l*sin(J1+s1+h0) /理论轮廓曲线X坐标值，长度，mm;y1=a*cos(J1)-l*cos(J1+s1+h0) /理论轮廓曲线Y坐标值，长度，mm;3） 远休阶段：Angle02=20a2=150;b2=170;J2=a2*(1-t)+b2*t;s2=30;x2=a*sin(J2)-l*sin(J2+s2+h0);y2=a*cos(J2)-l*cos(J2+s2+h0);4）推程阶段：Angle03=100a3=170;b3=270;J3=a3*(1-t)+b3*t;Je3=J3-170;s3=h-h*(Je3/Angle03)* (Je3/Angle03)* (Je3/Angle03)*(10-15*(Je3/Angle03)+6*(Je3/Angle03)* (Je3/Angle03);x3=a*sin(J3)-l*sin(J3+s3+h0);y3=a*cos(J3)-l*cos(J3+s3+h0);5） 推程阶段：Angle04=90a4=270;b4=360;J4=a4*(1-t)+b4*t;s4=0;x4=a*sin(J4)-l*sin(J4+s4+h0);y4=a*cos(J4)-l*cos(J4+s4+h0);3.4 基于UG的凸轮造型设计（1） 建立表达式方程。在UG建模环境下，输入5.2中所推导的所有表达式。（2） 绘制理论凸轮轮廓曲线。参照前面说明执行绘制规律曲线命令，分别绘制各段曲线，最后形成完整的凸轮理论轮廓曲线，如图5。（3） 绘制实际的凸轮轮廓曲线。执行偏置曲线命令，将凸轮理论轮廓曲线像内偏置，偏置距离为滚子半径10，结果如图6，此即为凸轮的实际轮廓曲线。（4） 绘制凸轮中心孔。执行绘制圆弧命令，以原点为圆心，绘制一个直径为30的圆，及和轴孔相匹配的键槽。（5） 执行拉伸操作。选取凸轮的实际轮廓曲线以及中心孔，执行拉伸命令，拉伸厚度为凸轮的厚度40.结果如图7所示。即为要求设计的凸轮实体。 执行机构运动简下图如图所示 在凸轮及摆杆尺寸的确定中已把摆杆的长度取为，凸轮的尺寸已较大，所以选定的推杆离摆杆转动中心的距离。四V带传动装置及参数计算4.1 减速系统设计本机构原动件为一高速电机,其转速为3000r/min,但我们所需要的转速是120r/min,所以要减速。对于减速装置我们采用皮带加齿轮的方法。第一级降速是用皮带减速,减为240r/min。第二级是用齿轮减为120r/min。皮带传动机构设计分析如下:带传动的优点：（1）适用于中心距较大的传动；（2）带具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收振动；（3）过载时带与带轮间会出现打滑，打滑虽然使传动失效，但可防止损坏其他零件；（4）机构简单、成本低廉。带传动的缺点：（1）传动的外廓尺寸较大；（2）需要张紧装置；（3）由于带的滑动，不能保证固定不变的传动比；(4)带的寿命较短；（5）传动效率较低。通常，带传动适用于中小功率的传动。目前V带传动应用最广，一般带速为V=525m/s，传动比i7，传动效率0.9至0.95.4.2 V带参数计算皮带传动设计主要是采用两个半径不一的皮带轮来实现。1)确定计算功率 由表9-7可得=1.2，则 =P=1.2X2.2KW=2.64KW2）选择带型 根据=2.2KW和=3000r/min 由图9-8选定Z型带。3）确定带轮直径并验算带速1）确定小带轮直径。并由表9-6并结合图9-8，确定=63mm。2）验算带速vV=/(60*1000)= 9.891m/s介于5-25m/s之间，所以合适。3）计算大带轮直径。=i=220.5mm，按表9-6圆整为标准系列值=224mm。（4）确定中心距及带长1）在0.7（+）=120（6） 计算带的根1） 计算单根V带实际额定功率。由=63mm及=3000r/min，查表93得=0.41kw；根据=3000r/min，i=3.5以及z型带，查表94得=0.04kw；分别查表95及92可得=0.89，=1.06，故有 =（+）=1.17kw。2）计算V带根数Z Z=/=2.25, 取2根。（7）确定初拉力 查表91得到Z型带单位长度质量q=0.06kg/m,故 =500（2.5-）/(Zv)+q=126.577N(8)计算压轴力QQ=2Zsin（/2）=1046N五传动零件设计计算及校核5.1齿轮的设计计算经皮带减速后的转速为240r/min,而我们所要的转速为120r/min。因此还需要的传动比为2/1,选用的齿轮为标准齿轮。中速轴转速=240r/min，传动功率=0.8kw，采用软齿1) 选择齿轮材料及确定许用应力小齿轮用MnB调质，齿面硬度241286HBS，=730Mpa=600MPa （机械设计基础167页表11-1）大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度为241269HBS，（机械设计基础167页表11-1）由（机械设计基础171页表11-5），取=1.1，=1.25，=/=664MPa按齿面接触强度设计设齿轮按9级度制造。取载荷系数K=1.5（机械设计基础169页表11-3），齿宽系数小齿轮上的转矩=3.18 N.mm取=188，齿数取=25，则=240/12025=50。故实际传动比i=50/25=2模数=78.9/25=3.156mm齿宽=63.1mm，取=70，=65取m=3mm，实际的=253=75，=503=150mm中心距a=（+）/2=112.5mm精度等级圆周速度v/(m/s)应用直齿圆柱齿轮斜齿圆柱齿轮直齿锥齿轮6级153012高速重载的齿轮传动，如飞机、汽车和机床中的重要齿轮，分度机构的齿轮传动。7级10158高速中载或中速重载的齿轮，传动，如标准系列减速器中的齿轮，汽车和机床中的齿轮。8级6104机械制造中对精度无特殊要求的齿轮。9级241.5低速及对精度要求低的传动。验证轮齿弯曲强度齿形系数=2.7，=1.6，=2.37，=1.7（见机械设计基础173-174）=278=186，安全齿轮的圆周转速0.941m/s对照表（机械设计基础可知选用9级精度是合适的，其他计算从略。各齿轮硬度小于350HBS,所以是闭合式软齿面，所以齿面点蚀是主要的失效形式。 5.2齿轮的强度设计与校核查机械设计基础p250 表11.19 ， 因为齿轮是软齿面对称布置，所以取 d=1 。初选螺旋角 =15。查机械设计基础p227 表11.11 ，因为齿轮材料是锻钢，所以取弹性系数 ZE=189.8。查机械设计基础p225 图 11.26 ，根据应力循环次数和材料以及热处理方式，查取接触疲劳寿命系数：ZN1=1 ， ZN2=1 ， 齿面接触疲劳许用应力H：H =5.3轴的选材因为是一般用轴，所以选材料为45钢 ，调质。 查机械设计基础p333 表16.1 ，查取B=637Mpa。查机械设计基础p342 表16.3 ，因为材料是碳素钢，所以取许用弯曲应力-1b=60Mpa。查机械设计基础p341 表16.2 ， 因为是45钢，所以查取=3040Mpa ， C=118107。5.4轴的设计轴的选材：因为是一般用轴，所以选材料为45钢 ，调质。 查机械设计基础p333 表16.1 ，查取B=637Mpa。查机械设计基础p342 表16.3 ，因为材料是碳素钢，所以取许用弯曲应力-1b=60Mpa。查机械设计基础p341 表16.2 ， 因为是45钢，所以查取=3040Mpa ， C=118107。1）中速轴的设计： d2C=(107118)mm=29.232.2mm 取d2=35mm 选用轴承 7207C 具体参数如下图：图4-42）低速轴的设计与强度校核： d3C=(107118) mm=47.752.6mm考虑最小直径要装联轴器，开键槽，要增大3%5%。 故d3取50.155.3mm查机械工程及自动化简明设计手册（上册）p37 表2-6，选联轴器型号为YL11 J型， d=55mm L=84mm, 选轴承型号为7212C 。 圆周力：Ft=2803/295.360=5.44kN 轴向力：Fa=Fttan2=5.44tan15.942。=1.56kN径向力：Fr=5.44tan20。/cos15.942。=2.06kN FA: -FA194+ Fr(194-68)+ Fad4/2=0 解之 得： FA=2.5 kNFB: FA+ FB=Fr 解之得：FB=-0.44 kNF1: F1= Ft(194-68)/194=3.54 kNF2: F2= Ft68/194=1.91 kN轴力图如下： 图4-5 图4-6 由图可知：1截面 ，2截面 为危险截面 1截面的当量弯矩Me1= =500.7Nm 2截面的当量弯矩Me2= =557.8 Nm校核危险截面：1= 代入数据得：1=23.2Mpa-1b=60Mpa 2= 代入数据得：2=16.3 Mpa-1b=60Mpa 因此该轴满足刚度条件。六电机的选择及总传动比的分配6.1电机的选择根据设计要求，所选择的电机型号为Y90L-2同步转速为3000r/min的三相交流电动机，功率为6.2传动比i=3000/120=25为了减少成本及保护执行机构，电机与减速器的连接采用V带连接。所以V带的传动比取；减速器的传动比总传动比误差满足许用要求 七.实体建模图及运动简图 启动电机，通过传送带传动齿轮带动凸轮转动，凸轮推动推杆运动。当凸轮从最低点运动到最高点作推程运动时，推杆推送物品作上升运动。凸轮从最高点作回程运动时，推杆在自身重力的作用下作下降运动。电动机不断地提供电能带动整个装置的传动，完成构件上下往复运动，把一个物品从一个位置推送到另一个位置。总结通过这次课程设计，使我认识到上课时的内容虽然已经很很丰富，但如果没有实践的话，学习再多的理论也只是纸上谈兵，就像用到的各种符号，往往就同其它的一些符号相混，结果往往是张冠李戴。通过这次设计，查找资料的能力也得到了很大的提高。更重要的是，我们初步尝试了去独立地去发现问题，解决问题，反思问题的能力，并且设计的是一个整体，所以考虑问题的方向也全面了，不单单是去解一道题目，而是去解决一系列相关联的题目链，大大地提高了我们在这方面的能力，而且这种能力的培养恰恰是在学校学习阶段很难得接触到的，但却在以后踏上工作岗位中常常会遇到的。在学习中也始终感受着指导老师的精心指导和无私的关怀，使我们受益匪浅。在此向刘斌彬老师表示深深的感谢和崇高的敬意。 在课程设计规定的时间内，我收集了很多技术资料。阅读了大量的专业文献，并将它们应用到了课程设计当中，我学到了许多课本上没有学到的知识，把课本上的理论知识比较充分的运用到实践中，增强了对理论知识的理解和比较全面的掌握。在综合训练中验证了自己所学到的专业知识，从而把理性的认识与感性的认识有机的结合起来，加深了对基础知识的掌握和对自己即将从事的工作进一步认识。 参考文献1机械设计基础 陈国定 主编 机械工业出版社 2005年05月2机械原理与设计课程设计 王三民 主编 机械工业出版社 20043机械设计课程设计手册(第3版) 吴宗泽 罗圣国主编 高等教育出版社. 2006.34连杆机构 伏尔默主编 北京机械工业出版社5机械原理 曹龙华主编 北京：高等教育出版杜19876机构组成原理 曹惟庆主编 北京：高等教育出版社19857机械制造工艺学 王先逵主编 机械工程出版社. 2006.8金属工艺学 郑文英主编 高等教育出版社. 2000.9材料力学 单辉祖主编 高等教育出版社. 2004. - 23 -