机械原理课程设计摇摆式输送机机构设计.docx

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1、课程设计说明书课程名称：摇摆式输送机设计 目 录一 课程设计目的及任务21.1课程设计目的21.2 课程设计任务2二 摇摆式输送机设计过程32.1 工作原理32.2 设计要求及原始数据42.2.1设计要求42.2.2原始数据42.3 设计内容及工作量42.4 其他设计方案62.5 利用图解法确定机构的运动尺寸72.6 连杆机构的运动分析82.6.1速度分析92.6.2 加速度分析112.7三维图模型简图渲染14三 传动系综合153.1 电机的初步选择153.2 减速器的选择163.3 V带的初步选择18四 课程设计总结21参考文献22一 课程设计目的及任务1.1课程设计目的 综合应用所学过的机

2、械原理知识，进行机构的选型、组合、分析与综合，并绘制相应的机构运动简图，以培养机械运动方案的设计能力和创新思维。1.2 课程设计任务 本课程设计提供了以下题目，每位同学所选题目的编号和学号末两位相同，每人一题，在规定的时间里按题目任务要求完成设计工作，设计应满足一定工艺动作过程和动作的机器运动方案，主要内容为： l 功能分解；l 机构选型与组合；l 机械运动方案的拟定、机构的组合方式、评价；l 机构运动循环图；l 机械运动简图。二 摇摆式输送机设计过程2.1 工作原理摇摆式输送机是一种水平传送材料用的机械，由齿轮机构和六连杆机构等组成。如图1所示，电动机1通过传动装置2使曲柄4回转，再经过连杆

3、机构6使输送槽9作往复移动，放置在槽上的物料10借助摩擦力随输送槽一起运动。物料的输送是利用机构在某些位置输送槽有相当大加速度，使物料在惯性力的作用下克服摩擦力而发生滑动，滑动的方向恒自左往右，从而达到输送物料的目的。2.2 设计要求及原始数据2.2.1设计要求该布置要求电机轴与曲柄轴垂直，使用寿命为5年，每日二班制工作。输送机在工作过程中，载荷变化较大，允许曲柄转速偏差为5%，六连杆执行机构的最小传动角不得小于40，执行机构的传动效率按0.95计算，按小批量生产规模设计。2.2.2原始数据2.3 设计内容及工作量机械原理部分： 1、根据摇摆式输送机的工作原理，拟订23个其他形式的机构，画出机

4、械系统传动简图，并对这些机构进行对比分析。2、根据设计数据确定六杆机构的运动尺寸，取lDB=0.6lDC。要求用图解法设计，并将设计结果和步骤写在设计说明书中。 3、连杆机构的运动分析。将连杆机构放在直角坐标系下，编制程序分析出滑块8的位移、速度、加速度及摇杆6的角速度和角加速度，作出运动曲线，并打印上述各曲线图。 4、机构的动态静力分析。物料对输送槽的摩擦系数f =0.35, 设摩擦力的方向与速度的方向相反。编制程序求出外加力大小，作出曲线并打印外加力的曲线，并求出曲柄最大平衡力矩和功率。 5、编写设计说明书一份。应包括设计任务、设计参数、设计计算过程等。以上工作完成后准备机械原理部分的答辩

5、机械设计部分： 1、确定传动装置的类型，画出机械系统传动简图。 2、选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。 3、传动装置中的传动零件设计计算。 4、绘制传动装置中减速器装配图一张（A0）。 5、绘制减速器低速级齿轮及轴的零件图各一张（A1）。6、编写设计计算说明书一份。完成以上工作后准备机械设计部分的答辩。2.4 其他设计方案图2-1图2-2以上两种机构的分析对比：图2-1为六杆机构，直接通过电动机带动曲柄滑块转动从而是连杆2摆动最终使滑块左右运动，从而达到输送货物的效果。其优点是成本比较低，结构简便，缺点是摩擦大，耗费能量多。图2-2是通过送料的往复运动，我们用曲柄滑块机构实现，当

6、输入构件等速转动时，输出构件带动滑块作往复移动，机构具有急回功能，但该方案不但设计计算比较复杂，滑块5和作平面复杂运动的连杆2和4的动平衡也比较困难。2.5 利用图解法确定机构的运动尺寸根据原始数据，可求得lDB=0.6lDC=0.60.27m=0.162m，并作出摇杆的两个极限位置DB1、DB2，利用公式=180(K-1)/K+1),计算出=10.19。选取一点P，使B1PB2。P点的简单做法是做B2M(B1B2) 和B1N（与B1B2成90-）的交点。通过P，B1，B2三点作圆。可知圆周上任取一点作为曲柄的轴心，机构的极位夹角均等于，此圆与直线GH的交点即为曲柄中心O。这样的位置有两个，可

7、以验证以O为曲柄中心的传动角1小于40(最小传动角发生在曲柄与机架的两个共线位置，如下图所示)，与要求相矛盾，故排除。由lOB1=207.65mm，lOB2=386.54mm可得：lOA=lOB2lOB12=89.45mmlAB=lOB2+lOB12=297.09mm2.6 连杆机构的运动分析如下图所示，选取杆6与垂直线的夹角为30时的位置,用图解法进行分析。根据原始数据要求，杆件4的转速n4=110rmin，其角速度4为4=110260rads=11.5rads2.6.1速度分析A点的线速度vA=4lOA=11.520.08945ms=1.03msvB=vA+vBA大小： ？ ？方向：DB

8、OA AB选取速度比例尺v=0.01(ms)mm，作速度分析图（如下图所示）可得：vB=vpb=0.0184ms=0.84msvBA=vab=0.0132ms=0.32ms由此可得：杆5的角速度为：5=vBAlAB=0.320.29709rads=1.08rads摇杆6的角速度为：6=vBlDB=0.840.162rads=5.19radsC点的速度为：vc=6lDC=5.190.27ms=1.40msv8=vC7+v8C7大小： ？ ？方向：水平 DC 垂直其中vC7=vC=1.40ms。选取速度比例尺v=0.01(ms)mm，作速度分析图（如下图所示）可得：v8C7=0.0170ms=0.

9、70ms v8=0.01121ms=1.21ms 2.6.2 加速度分析A点的加速度为：aA=42lOA=11.5220.08945ms2=11.87ms2B点相对于D点的法向加速度为：aBDn=62lDB=5.1920.162ms2=4.36ms2B点相对于A点的法向加速度为：aBAn=52lAB=1.0820.29709ms2=0.35ms2aB=aD+aBDn+aBD=aA+aBAn+aBA大小： 0 ？ ？方向： BD DB A0 BA AB选取加速度比例尺a=0.01(ms2)mm，作加速度分析图（如上图所示）可得：aB=0.1124.7ms2=12.47ms2 aBD=0.1116

10、8ms2=11.68ms2 由此可得：摇杆6的角加速度为：6=aBDlDB=11.680.162rads2=72.10rads2C点的加速度为：aC=62lDC=5.1920.27ms2=7.27ms2a8=aC7+a8C7k+a8C7r大小： ？ ？方向： 水平 CD 水平 垂直其中,aC7=aC=7.27ms2， a8C7k=6v8C7=25.190.70ms2=7.27ms2 选取加速度比例尺a=0.01(ms2)mm，作加速度分析图（如上图所示）可得：aB=0.136.3ms2=3.63ms22.7三维图模型简图渲染已知各杆件长度及各固定点相对位置，用catia作三维模型简图。三 传

11、动系综合初步确定传动系统总体方案如图31所示。选择V带传动和二级减速器(锥齿轮-斜齿轮)。传动装置的总效率：hh1h2h3h4h50.940.980.980.980.990.867；h1为V带的效率，h2为轴承1的效率，h3为第一对轴承的效率，h4为第二对轴承的效率，h5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为6级精度，稀油润滑）。3.1 电机的初步选择电动机所需工作功率为：PdPw380.86743.83kw。执行机构的曲柄转速为n114r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i124，一级圆锥齿轮减速器的传动比i2=24,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i318，则总传动比合理范围为

12、i4128，电动机转速的可选范围为nin（4128）11445614592r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y2280S6的三相异步电动机，额定功率为45kW，额定电流85.9A，满载转速n0980r/min，同步转速1000r/min。传动装置的总传动比和传动比分配如下：(1)总传动比由选定的电动机满载转速n0和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为in0/n980/1148.6。(2)传动装置传动比分配ii1i2式中i1，i2分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i13.61，则减速器传动比为i2i/i

13、18.6/3.612.38。3.2 减速器的选择 由于从电机输出的较高的转速(1500r/min),必须经过一系列降速机构,才能达到曲柄的转速要求(110r/min),所以要在设计中加放减速机构,减速机构我们选择二级圆柱斜齿轮减速器。各轴的运动和动力参数主要是指轴的转速、功率和转矩，它是进行传动零部件设计计算的重要依据。现以图31所示的双级圆柱齿轮减速器为例，说明机器传动系统各轴的转速、功率及转矩的计算。图31双级圆柱齿轮减速器简图1电动机轴；2高速轴；3中间轴；4低速轴；5工作机轴；6电动机；7带传动；8高速齿轮传动；9低速齿轮传动；10联轴器；11工作机1.各轴的转速n（r/min）电动机

14、轴的转速 n1=nm高速轴的转速n2=n1ib=nmib=中间轴的转速n3=n2ig1=nmibig1低速轴的转速 n4=n3ig2=nmibig1ig2工作机轴的转速n5=n4=式中 nm电动机的满载转速； ib带传动的传动比；ig1第一级齿轮传动的传动比； ig2第二级齿轮传动的传动比。2.各轴的输入功率 电动机轴的功率P1=P4高速轴的功率P2=P1b=P4bh=中间轴的功率P3=P2g1=P4bg1低速轴的功率P4=P3g2=P4bg1ghh工作机轴的功率P5=P4c=P4bgc 式中 P4机械传动系统的设计功率，对于通用机器，常用电动机的额定功率作为设计功率；对于专用机器，常用电动机

15、的输出功率作为设计功率；h b带传动的效率； g1第一级齿轮传动的效率（包括齿轮啮合效率和轴承效率）； g2第二级齿轮传动的效率（包括齿轮啮合效率和轴承效率）；h g双级齿轮减速器的效率，g=g1g2； c联轴器的效率。3.各轴的输入转矩T（Nm）由下式计算各轴的转矩Ti=9550Pini (i=1,2,5)3.3 V带的初步选择(1)确定计算功率Pc=kAPo，式中kA为工作情况系数，Po为电机输出功率。(2)选择带型号根据Pc=54kw，n0=980rmin，查图初步选用型带。(3)选取带轮基准直径dd1dd2查表选取小带轮基准直径dd1=280mm，则大带轮基准直径dd2=i11xdd1

16、3.6110.01280=1000.692mm,式中x为带的滑动率，通常取（1%2%），查表后取dd2=800mm。(4)验算带速VV=pdd1n0601000=p280980601000=14.36ms , 在1020m/s范围内，带充分发挥。(5)确定中心距a和带的基准长度Ld在0.7(dd1+dd2)2(dd1+dd2)范围内，初定中心距a0=1500mm，所以带长为:Ld0=2a0+p2dd1+dd2+(dd2dd1)24d0 =21500+p2280+1000+100028024d0 =5096mm查图选取型带的基准长度Ld=5000mm，得实际中心距为：a=2Ldpdd1+dd2

17、2Ldpdd1+dd228(dd2dd1)28=25000p280+1000+25000p280+100028100028028=1450.53mm故，取a=1451mm(6)验算小带轮包角a1a1=1800(dd2dd1)a57.30 =18001000280145157.30=151.50所以，包角合适。(7)确定V带根数Z因dd1=280mm，带速v=14.36ms，传动比i1=3.61,查表得单根V带所能传递的功率P0=8.59kw，功率增量P0=0.83kw，包角修正系数Ka=0.925，带长修正系数KL=10.7，则由公式得Z=PC(P+P0)KaKL=548059+0.830.

18、9251.07=5.79故选6根带。带轮齿形及V带外观示意图：(如图3-2、3-3所示)四 课程设计总结经过一周的努力,我终于将机械原理课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足。在这次机械原理课程设计中,利用我们所学的知识,应用到实践之中去设计摇摆式输送机,使得我们对课本知识的具体应用有了一定的了解,能够更贴切于实际,也为以后的各种设计打下了一定的基础。在这次设计中我深刻体会到理论知识与实践相结合的重要性，确实也印证了“实践是检验真理的唯一标准”。没有理论的支撑，实践就没有意义；没有实际实践结

19、果的检验，理论就是一纸空谈。在设计的过程中我翻阅了许多资料书：理论力学、材料力学、机械原理、软件的相关资料等，还多次上网查资料，通过借鉴相关专业人士在设计中的分析问题的突破口；处理问题的方法、途径来指导自己的整个设计。其次，这次课程设计让我对AutoCAD2007、CATIA等软件的应用更加熟悉。也感谢所有帮助过我的同学，感谢老师让我学到很多知识让我的理论知识和动手能力提高了很多！参考文献1孙恒,陈作模,葛文杰.机械原理.北京：高等教育出版社,2013.2江晓仑.理论力学.北京：高等教育出版社，2002.3刘鸿文.材料力学.北京：高等教育出版社，2003.4吴宗泽, 罗圣国.机械设计课程设计手册.北京：北京科技大学出版社，2010.22