机械原理优秀课程设计摇摆式输送机.docx

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1、机械原理课程设计摇摆式输送机说明书 负 责 人： 何竞飞 学 院： 机电工程学院 班 级： 机械1102班 学 号： 日 期： 7月1 日 目录 1设计任务及原始参数 2运动方案设计 2.1 主机构方案 2.2 电动机主机构（齿轮传动机构方案） 2.3 总体方案图3. 电动机选择. 3.1 电动机型号 3.2 电动机功率 4. 传动比分配 5. 齿轮机构设计 5.1齿轮参数选择 5.2变位齿轮设计 6. 主机构设计 7. 主机构运动分析 8. 主机构受力分析 9. 主机构速度波动调整 9.1等效力矩确定 9.2最大盈亏功计算 9.3等效转动惯量计算 9.4飞轮转动惯量计算 10. 设计总结 1

2、. 课程设计任务机械原理课程设计任务是对机器主体机构进行运动分析、动态静力分析，求出全部运动副反力及平衡力矩。要求学生依据设计任务，绘制必需图纸（或编制计算程序），编写设计计算说明书。要达成课程设计目标，必需配以课程设计具体任务：根据选定机械总功效要求，分解成份功效，进行机构选型和组合；设计该机械系统多个运动方案，对各运动方案进行对比和选择；对选定方案中机构连杆机构、凸轮机构、齿轮机构，其它常见机构，组合机构等进行运动分析和参数设计；经过计算机编程，将机构运动循环图在计算机屏幕上动态地显示出来，并给出对应运动参数值。原始数据：参数项目 物料重量G（Kg） 曲柄转速n4 (r/min) 行程速比

3、系数K 位置角 1 () 3120 114 1.2 60 摇杆摆角角2() l (mm) h (mm) lCD (mm) 60 220 360 270 2. 运动方案设计 2.1主机构方案 经过查询分析多个经典运输机结构并分析其优缺点，结合自己改动确定了机构基础结构位置和转动方法。2.2 电动机主机构方案 2.3总体设计方案3.电动机选择3.1 电动机型号 结合功率及转速能够确定电动机型号为Y18L-4 选自 秦大同现代机械设计手册P25-24 “Y系列三相异步电动机数据”3.2 电动机功率 设经过皮带齿轮传动后加于主机构功率为Pr，地面和小车之间摩擦系数f=0.01，一个周期滑杆行进旅程为H

4、。 每次小车取得动能为W车，一秒完成周期数为n依据公式：W磨=2FrH，(3-1) f=0.1Fr=fG,(3-2) G=3120KgW车=0.5mVmax(3-3) H=0.27mW=n(W车+W磨)(3-4) n=1.9Pr=W/T, Vmax=2.1m/s能够求得:Pr=16.272Kw 选择V带传动和二级齿轮传动，传动装置 1=0.94 总效率=12345 2=3=4=0.98 5=0.99其中1为皮带传动效率，234为轴承传动 数据取自毛炳秋机械设计效率，5为齿轮传动效率。 课程设计P20 2-13得到=0.8711 实际电动机功率P=Pr/ P=18.6Kw, 结合功率及转速能够确

5、定电动机型号为Y18L-4 （选自 秦大同现代机械设计手册P25-24 “Y系列三相异步电动机数据”）4.主机构设计 主机构设计及各杆尺寸确实定经过CAD作图测量得到。关键过程：1.取一点D作为一个机架，过D做两条和水平线分别成60和120长为270mm直线，直线端点为C，BD=0.6CD=162mm，即可确定B点。行程速比系数K=1.2，由公式=180（K+1）/（K-1）能够求出角度为16.36以B1，B2点为角边做角度16.36，角顶点记为D点。以B1，B2，D三点画圆，以D点水平向左做一条长为220mm线段，垂直向上和圆交和O点，连接OB1和OB2,能够测量OB1=166.22mm，O

6、B2=314.14mm，依据主机构结构特点，B1，B2为两极限位置，则OA+AB=314.14mm，AB-OA=166.22mm。依据此方程求解得OA=74.09mm，AB=240.31mm。由h=360mm可知，另一机架和D点竖直距离为360mm。测得最小传动角为43，符合传动要求。主机构构件长度及位置确定完成。 参考4.传动比分配 计算总传动比： 公式：i=ndnr 能够得到i=12.6，本机构采取皮带轮加二级圆柱齿轮减速器组成。皮带轮传动比为i皮=2，则齿轮机构传 nd=1440r/min为动比i齿=12.6/2=6.2，齿轮机构设计图以下： nr=114r/min 公式：i齿=Z2Z3

7、Z1Z2 ,设齿轮1和2间传动比为i1，齿轮2和3之间传动比为i2. 公式：i1=1.4i2=1.4i齿（毛炳秋机械设计课程设计P19 2-6 i1=3，i2=2.1 5.齿轮系设计 1.齿轮基础数据确实定 由第四步已经确定了齿轮间传动比，依据公式能够确定各个齿齿数。 依据公式i12=Z2Z1能够得到： Z1=20 Z2=60 Z2=20 Z3=40 取齿轮模数m=5，能够得到齿轮基础参数： 项目 代号 小齿轮 大齿轮 模数 m 5 5 压力角 20 20 分度圆直径 d 100mm 300mm 齿顶高 h a 5mm 齿根高 h f 6.25mm 齿全高 h 11.25mm 齿顶圆直径 d

8、a 110mm 310mm 齿根圆直径 d f 87.5mm 287.5mm 基圆直径 d b 94mm 282mm 齿距 p 15.7mm基圆齿距 p b 14.75mm 齿厚 s 7.85mm 齿槽宽 e 7.85mm 顶隙 c 1.25mm 标准中心距 a 200mm 公式起源 孙恒机械原理P180 10-2 2.变位齿轮选择 因为变速后使齿轮转速降低，加大了低速齿轮间作用力，为了 避免因应力过大而造成齿轮磨损和破坏，将低速齿轮设计为变位齿轮以 提升齿轮承载能力。 资料起源 孙恒机械原理P191依据上表公式 a=m(Z3+Z2)/2a=150mm 能够求得标准中心距，能够取变位后 Z2=

9、40中心距a,=152mm m=5公式： ,=arccos(acosa,) Z3=20 得到,=21 变位系数x1+x2=(inv,-inv)(Z3+Z2)/(2tan) 得到x1+x2=0.2 查表可得x1=0.15，x2=0.05参考公式 孙恒机械原理P191 10-28变位齿轮基础参数：名称 符号 不等变位齿轮传动变位系数 x x1+x2=0.2节圆直径 d, d1,=201mm d2,=100.6mm啮合角 , 21.2齿顶高 h a 3.75mm 3.25mm齿根高 h f 5.5mm 6mm齿顶圆直径 d a 208.5mm 107.1mm齿根圆直径 d f 190mm 88.6m

10、m中心距 a 150.8中心距变动系数 y 0.4齿顶高降低系数 y -0.2参考公式 孙恒机械原理P192 10-46.主机构运动分析 使用CATIA完成1. 构件建立：使用CATIA将各个构件根据长度百分比画出。OA杆：AB杆：CD杆：滑块： 滑杆： 机架：整体效果图：对主机构进行运动分析：采取CATIA进行DMU运动仿真，选择OA杆转动角度为横坐标，以滑杆速度加速度为纵坐标画出图像并进行导出。滑杆位移图像：滑杆速度图像：滑杆加速度图像： 摆杆位移图像：摆杆角速度图像：摆杆角加速度图像：7，机构受力分析 机构分析步骤： 1.进行速度分析，画出每个点速度矢量图。 2.进行加速度分析，画出加速

11、度矢量图。 3.将角加速度及加速度化为等效惯性力。 4.取单个构件进行力矢量求解得到各个力并求出等效力矩 （孙恒 机械原理P57） 对当=150时机构进行力分析： 7.1速度分析： 依据机构特点能够列出速度矢量方程： vB=vA+vBA(7-1) vA=0.88m/s vA=2nl1/60(7-2) 画出速度矢量图： vB=0.5m/s vA vBA vBA=0.6m/s vB 选定百分比系数测量出三个速度大小 aBAn=1.5 m/s 7.2加速度分析 依据公式an=v2/l(7-3) aBn=1.54 m/s 求出aAn aBn aBAn aAn=10.45m/s 依据加速度矢量方程式：

12、aB=0 aB+aBn =aAn+aA+aBA+aBAn CD CD OA OA AB AB 做出加速度矢量图： ac aB aBn as2 ac=11.1m/s aB=6.8m/s aBA as2=8.4m/s aBn aBA=5.6m/s选择百分比系数能够测量出acaBas2aBA 7.3加惯性力 公式M=J.(7-4) MAB=2Kg.m 能够求出AB杆上惯性力矩 F=M/L(7-5) F2=403.2N F=ma(7-6) h=13mm 求出加在AB杆上惯性力F2及偏移量h 7.4对机构进行力分析 取滑块进行分析： acx=10.7m/s 将C加速度沿水平和竖直方向分解能够得到： ac

13、y=3.1m/s acx acy 对滑块进行受力分析： 滑块受到力：F34x F34y F54 Fa4 G4 列出方程： F34x-F54 =macx(7-7) F34y=562N F34y-G4=macy(7-8) F34x=749N 对CD杆进行受力分析： CD杆受到力有：F43x F43y F23 F63x F63y G3 lCDx=100mm 对D点取矩得到公式： lCDy=253mm lCDxlCDylCBxlCBy lCBx=50mm F43xlCDy+F43ylCDx+G3lCBx=F23lBD+aB/lBD (7-9) lBD=162mm 能够得到F23 F23=753N 对A

14、B杆进行分析 AB杆受到力有F2 G2 F32n F12n F12 G2=480N 能够画出力矢量图： F12n F12 G2 F2 F32n F12n=300N 选择百分比系数能够求出F12n F12 F12=990N 对OA杆进行分析 将F12n F12反向并沿平行和垂直方向分解于OA杆上 F21n F21 G1 对O点求矩能够得到方程： Md=F21lOA+12G1lOAx 用此方法分析其它两位置可得到其它参数。 G1=150N 备注：若考虑小车及物料质量，在小车和物料存在时 lOAx=32mm 等效力矩将极大。 Md=21.8N.m9主机构速度波动调整9.1 matlab求解平衡力矩取

15、曲柄OA为等效构件，依据机构位置和切削阻力Fr确定一个运动循环中等效阻力矩Mr（）。经过MATLAB建模能够得到整个机构等效组力矩图像，能够利用积分求出平均阻力矩，函数源代码以下： clear all;clc;%初始条件theta1=linspace(-25.72,334.28,100);%单位度theta1=theta1*pi/180;%转换为弧度制W1=52.2*pi/30;%角速度 单位rad/sH=0.4;%行程 单位mL1=0.074;%O2A长度 单位mL3=0.24721;%O3B长度 单位mL4=0.2718;%BF长度 单位mL6=0.38833;%O2O3长度 单位mL6u

16、=0.62132;%O3D长度 单位mZ=pi/180;%角度和弧度之间转换dT=(theta1(3)-theta1(2)/W1;%时间间隔for j=1:100 t(j)=dT*(j-1);%时间原因end %求解S3、Theta3、Theta4和SE四个变量S3=(L6)2+(L1)2-2*L6*L1*cos(theta1+pi/2).0.5;%求出O3A值for i=1:100%求解角度theta3、Theta4和SE长度 theta3(i)=acos(L1*cos(theta1(i)/S3(i); theta4(i)=asin(L6u-L3*sin(theta3(i)/L4); SE(

17、i)=L3*cos(theta3(i)+L4*cos(theta4(i);end%求解完成%求解完成%求解VS3、W3、W4和VE四个变量for i=1:100 J= inv(cos(theta3(i),-S3(i)*sin(theta3(i),0,0; sin(theta3(i),S3(i)*cos(theta3(i),0,0; 0,-L3*sin(theta3(i),-L4*sin(theta4(i),-1; 0,L3*cos(theta3(i),L4*cos(theta4(i),0); K=J*W1*-L1*sin(theta1(i);L1*cos(theta1(i);0;0; VS3(

18、i)=K(1); W3(i)=K(2); W4(i)=K(3); VE(i)=K(4);end%求解完成%求解aS3、a3、a4、aE四个变量for i=1:100 J= inv(cos(theta3(i),-S3(i)*sin(theta3(i),0,0; sin(theta3(i),S3(i)*cos(theta3(i),0,0; 0,-L3*sin(theta3(i),-L4*sin(theta4(i),-1; 0,L3*cos(theta3(i),L4*cos(theta4(i),0); P=W1*W1*-L1*cos(theta1(i);-L1*sin(theta1(i);0;0;

19、M=-W3(i)*sin(theta3(i),-VS3(i)*sin(theta3(i)-S3(i)*W3(i)*cos(theta3(i),0,0; W3(i)*cos(theta3(i),VS3(i)*cos(theta3(i)-S3(i)*W3(i)*sin(theta3(i),0,0; 0,-L3*W3(i)*cos(theta3(i),-L4*W4(i)*cos(theta4(i),0; 0,-L3*W3(i)*sin(theta3(i),-L4*W4(i)*sin(theta4(i),0; N=VS3(i);W3(i);W4(i);VE(i); K=J*(-M*N+P); aS3(

20、i)=K(1); a3(i)=K(2); a4(i)=K(3); aE(i)=K(4);end%求解完成%动态静力分析%初始条件M4=194.1;M5=48.54;M6=62;Js4=6.775;Js5=0.106;Fc=4000;Ls4=0.5*L3;Ls5=0.5*L4;%给摩擦力赋值for i=1:100 if(abs(SE(1)-SE(i)0.05*H&abs(SE(1)-SE(i)0.95*H)&(theta1(i)1.05*H&abs(SE(1)-SE(i)1.95*H)&(theta1(i)pi) Fc(i)=200; else Fc(i)=0; end endend%赋值完成%

21、求解平衡力矩J4=Js4+M4*(0.5*L3)*(0.5*L3);%导杆对点O3转动惯量for i=1:100 Ekk(i)=(M6*VE(i)*VE(i)+Js5*W4(i)*W4(i)+M5*VE(i)*VE(i)+J4*W3(i)*W3(i)/2;%计算总动能enddEkk(1)=Ekk(1)-Ekk(100);%动能改变量for i=2:100 dEkk(i)=Ekk(i)-Ekk(i-1);%动能改变量endfor i=1:100 MM(i)=(dEkk(i)+Fc(i)*abs(VE(i)/W1;%求平衡力矩end%画图%画运动图figure(1);plot(t,theta3,r

22、);hold on;plotyy(t,theta4,t,SE);grid on;xlabel(时间t/s);ylabel(theta3、theta4(rad);title(角度Theta3、theta4和位移SE);axis( 0 , 0.75,-0.2,2);figure(2);plot(t,W3,r);hold on;grid on;plotyy(t,W4,t,VE);xlabel(时间t/s);ylabel(W3、W4(rad/s);title(角度速度W3、W4和速度VE);axis(0 , 0.75,-5,3);figure(3);plot(t,a3,r);hold on;ploty

23、y(t,a4,t,aE);grid on;xlabel(时间t/s);ylabel(a3、a4(rad/s/s);title(角度加速度a3、a4和加速度aE);axis(0 , 0.75,-80,80);%运动图画完%画反力图figure(4);plotyy(theta1,Fc,theta1,SE);xlabel(Theta1（时间t）);ylabel(Fc);axis(theta1(1) ,theta1(100),-50,1400);title(切削阻力Fc和位移SE);grid on;figure(5);plotyy(theta1,MM,theta1,Fc);xlabel(Theta1（

24、时间t）);ylabel(力矩);axis(theta1(1) ,theta1(100),-50,700);title(平衡力矩);grid on;figure(6);plotyy(theta1,Ekk,theta1,SE);xlabel(Theta1（时间t）);ylabel(Fc);title(导杆、滑杆和滑块总动能);grid on;theta1(1)theta1(100)得到阻力矩改变图像以下：9.2等效力矩采取数值积分方法利用公式：0Mrd=Wr()9-1能够计算出Wr()=34906J计算出等效力矩Md=5500N.m9.3最大盈亏功Wmax由M（）MdM（）确定等效力矩M（）。依

25、据M（）值采取数值积分中梯形法，计算一个运动循环中曲柄处于计算位置时等效力矩M（）功W（），将一个周期分为18等份，选出其中 最大盈亏功Wmax Wmax=440J9.4等效转动惯量Je 依据公式：Je=J1+J2(21)+J3(31)9-2 能够得到：Je=2.26Kg.m 9.5外加飞轮转动惯量JF 依据公式：JF=Wmax/(m)- Je9.3 得JF=2442Kg.m公式取自 孙恒机械原理 P101 10.课程设计总结作为一名机械自动化专业大二学生，我认为做机械原理课程设计是十分有意义，而且是十分必需。在已度过大课时间里，我们大多数接触是公共和专业基础课，在课堂上掌握仅仅是专业课理论知

26、识，而做类似课程设计就为我们提供了良好实践平台，使我们能把所学专业基础课理论知识利用到实践中去。在做此次课程设计过程中，我感慨最深当属用AutoCAD画图和用CATIA建模拟真。在制作过程中，我对以前学过技术愈加熟练，同时又学到了更多技术。两周课程设计即使已经结束了，不过从中学到知识会让我受益终生。相信这次设计带给我们严谨学习态度和一丝不苟科学作风将会给我们未来工作和学习打下一个更坚实基础。发觉、提出、分析、处理问题和实践能力提升全部会受益于我在以后学习、工作和生活中。附录：参考文件1龚溎义 罗圣国 主编机械设计课程设计指导书 高等教育出版社 1990年4月第二版机械设计课程设计图册2 孙桓 陈作摸 葛文杰机械原理（第七版）主编 高等教育出版社，.53沈乃勋主编 机械原理课程设计高等教育出版社 公开出版 1998年。4秦大同主编现代机械设计手册化学工业出版社