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1、机械原理课程设计摇摆式输送机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：0806110229B期：2013年7月1日目录1 .设计任务及原始参数2 .运动方案设计1.1 1主机构方案1.2 电动机一一主机构（齿轮传动机构方案）1.3 总体方案图3 .电动机选择3.1 电动机型号3.2 电动机的功率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.主机构速度波动调节1. 1等效力矩确定9. 2最大盈亏功计算10. 3等效转动惯量计算11. 4飞轮转动惯量计算10.设
2、计总结1 .课程设计的任务机械原理课程设计的任务是对机器的主体机构进行运动分析、动态静力分析，求出所有的运动副反力及平衡力矩。要求学生根据设计任务，绘制必要的图纸(或者编制计算程序)，编写设计计算说明书。要达到课程设计的目的，务必配以课程设计的具体任务：按照选定的机械总功能要求，分解成分功能，进行机构的选型与组合；设计该机械系统的几种运动方案，对各运动方案进行对比与选择；对选定方案中的机构一一连杆机构、凸轮机构、齿轮机构，其他常用机构，组合机构等进行运动分析与参数设计；通过计算机编程，将机构运动循环图在计算机屏幕上动态地显示出来，并给出相应的运动参数值。原始数据：参数项目物料重量G(Kg)曲柄
3、转速n4(rmin)行程速比系数K位置角l()31201141.260摇杆摆角角2()1(mm)h(mm)ICD(mm)602203602702.运动方案设计2.1主机构方案通过查询分析几种经典的运送机结构并分析其优缺点，结合自己的改动确定了机构的基本结构位置与转动方式。2.2电动机主机构方案电动机一二级圆柱齿轮减速器一主机构示意图2.3总体设计方案电动机一二级圆柱齿轮减速器一主机构示意图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P25-24Y系列三相异步电动机数据”3.2 电动机的功率设通过皮带齿轮传动后加于主机构的功率为Pr,地
4、面与小车之间的摩擦系数f=0.01,一个周期滑杆行进的路程为Ho每次小车获得的动能为Mz车，一秒完成的周期数为n根据公式：Wl二2FrH,(3-1)f=0.1Fr=fG,(3-2)W车二05mnx(3-3)W=n(W车+W磨)(3-4)Pr=WT,能够求得：Pr=16.272Kw选择V带传动与二级齿轮传动，传动装置的总效率=123452其中Tll为皮带传动效率，D21314为轴承传动效率，r5为齿轮传动效率。得到=0.8711实际电动机功率P=PrG=3120KgH=0.27mn=l.9nax=2.lms1=0.94H2=n3=14=985=099数据取自毛炳秋机械设计课程设计P202-13P
5、=18.6Kw,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P25-24Y系列三相异步电动机数据”）4.主机构设计主机构的设计及各杆尺寸的确定通过CAD作图测量得到。要紧过程：L取一点D作为一个机架，过D做两条与水平线分别成60与120长为270mm的直线，直线端点为C,BD=O.6CD=162mm,即可确定B点。行程速比系数K=I.2,由公式0=180(K+1)/(K-I)能够求出角度为16.36以Bl,B2点为角的边做角度16.36,角的顶点记为D点。以Bl,B2,D三点画圆，以D点水平向左做一条长为220mm的线段，垂直向上与圆交与。点，连接OBI与0B2,
6、能够测量的OBI=I66.量mm,0B2=314.14mm,根据主机构结构特点，Bl,B2为两极限位置，则0A+AB=314.14mm,AB-OA=166.22mmo根据此方程求解得0A=74.09mm,AB=240.31mmo由h=360mm可知，另一机架与D点竖直距离为360mmo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毕。参考计算总传动比：公式：i=3nr能够得到i=L2.6,本机构使用皮带轮加二级圆柱齿nd=1440rminnr=114rmin轮减速器构成。皮带轮传动比为i2,则齿轮机构传为动比%=12,6/2二6.2,齿轮机构设计图如下：公式：i濯二笔，设齿轮1
7、与2间的传动比为ii，齿轮2与3之间的传动比为公式：i1=l.讥2=Jl4i防（毛炳秋机械设计课程设计P192-6i1=3,G=2.15.齿轮系的设计1 .齿轮基本数据的确定由第四步已经确定了齿轮间的传动比，根据公式能够确定各个齿的齿数。根据公式。2二孑能够得到：Z1=20Z2=Z,=20Z3=40取齿轮的模数m=5,能够得到齿轮的基本参数:项目代号小齿轮大齿轮模数m55压力角2020o分度圆直径dIOOmm300mm齿顶高ha5mm齿根高hf6.25mm齿全高h11.25mm齿顶圆直径daHOmm310mm齿根圆直径df87.5mm287.5mm基圆直径db94mm282mm齿距P15.7m
8、m基圆齿距Pb14.75mm齿厚S7.85mm齿槽宽e7.85mm1.25mm顶隙c200mm标准中心距公式来源孙恒机械原理P18010-22 .变位齿轮的选取由于变速后使齿轮的的转速降低，加大了低速齿轮间的作用力，为了避免因应力过大而导致齿轮的磨损与破坏，将低速齿轮设计为变位齿轮以提高齿轮的承载能力。资料来源孙恒机械原理P191根据上表公式a=m(Z3+Z2)2a=150mm能够求得标准中心距，能够取变位后的Z2=40中心距=152mm=5公式：a,=arccos(:acos.Z3=2O变位系数%+x2-(inva-inva)(Z3+Z2)/(2tana)得到%+x22查表可得%=0.15,
9、x205参考公式孙恒机械原理P19110-28变位齿轮基本参数:名称符号不等变位齿轮传动变位系数XX1+%2=2节圆直径d,d,1=201mmd2=lOO.6mm啮合角a,21.2齿顶高ha3.75mm3.25mm齿根高hf5.5mm6mm齿顶圆直径da208.5mm107.1mm齿根圆直径df190mm88.6mm中心距a150.8中心距变动系数y0.4齿顶高降低系数y-0.2参考公式孙恒机械原理P19210-46.主机构运动分析使用CATIA完成1.构件的建立:使用CATIA将各个构件按照长度比例画出。OA杆：AB杆:CDff：滑块:机架:对主机构进行运动分析使用CATIA进行DMU运动仿
10、真，选取OA杆的转动角度为横坐标,以滑杆的速度加速度为纵坐标画出图像并进行导出o滑杆位移图像：滑杆的速度图像:滑杆的加速度图像:摆杆位移图像:摆杆角速度图像:摆杆角加速度图像:va-0.88msvb-Q. 5msvba-0. 6ms0%=L 5 ms2dg=l. 54 ms2W=10. 45ms2哈07,机构的受力分析机构分析步骤：L进行速度分析，画出每个点的速度矢量图。2 .进行加速度分析，画出加速度矢量图。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。时的机构进行力分析：7. 1速度分析：根据机构特点能够列
11、出速度矢量方程：为=%+BA(7-1)va=2rn160(7-2)画出速度矢量图：选定比例系数测量出三个速度大小7.2加速度分析根据公式-v2l(7-3)求出可ag唯根据加速度矢量方程式：好+g=W+吗+%+aACDCDOAOAAB1AB做出加速度矢量图:选取比例系数能够测量出QCQAas2aA7.3加惯性力公式M=Ja(7-4)能够求出AB杆上的惯性力矩F=ML(7-5)F=ma(7-6)求出加在AB杆上的惯性力F2及偏移量hac-ll.lmS2皈二6.8ms2as2=8,4ms2q%=5.6ms2MAB=2Kg.m2F2=403.2Nh=13mm7.4对机构进行力分析取滑块进行分析：将C的
12、加速度沿水平与竖直方向分解能够得到:%xcy对滑块进行受力分析：cx=10.7ms2acy-ti.lms2滑块受到的力：F34xF34yF54F4G4列出方程:fF34%F54=m%(77)F34y=562NF34y-G4=macy(7-8)F34x=749N对CD杆进行受力分析:CD杆受到的力有：F43xF43y763XI763yG3CD-IOOmm对I）点取矩得到公式:CDy=253mmICDXlCDyICBXlCBycx=50mm43xCDy+43yCDx+3ICBX23IBD+aBBD(7-9)ZFD=162mm=753NAB杆受到的力有F?G2碟 咯 G2=480N能够得到对AB杆进
13、行分析能够画出力的矢量图:F猊300N=990N选取比例系数能够求出验理2对OA杆进行分析将松目2反向并沿平行与垂直方向分解于OA杆上对。点求矩能够得到方程:Md=FlIIOA+IgI1OAxG1=150NI04-32mmMd=2L 8N. in用此方法分析其余两位置可得到其余参数。备注：若考虑小车及物料质量，在小车与物料存在时等效力矩将极大。9.主机构速度波动调节9.1matlab求解平衡力矩取曲柄OA为等效构件，根据机构位置与切削阻力Fr确定一个运动循环中的等效阻力矩Mr()o通过MATLAB建模能够得到整个机构的等效组力矩的图像，能够利用积分求出平均阻力矩，函数源代码如下：clearal
14、l;clc;%初始条件thetal=linspace(-25.72,334.28,100);%单位度thetal=thetal*pi/180;%转换为弧度制Wl=52.2*pi/30;%角速度单位rad/sH=O.4;%行程单位mLl=O.074*02A的长度单位川L3=0.24721;%03B的长度单位mL4=0.2718;%BF的长度单位InL6=0.38833;%0203的长度单位InL6u=0.62132;%03D的长度单位mZ=pi/180;%角度与弧度之间的转换dT=(thetal(3)-thetal(2)W1;%时间间隔forj=l:100t(j)=dT*(j-i)；%时间因素e
15、nd%求解S3、Theta3、Theta4与SE四个变量S3=(L6)2+(Ll)A2-2*L6*L1*cos(thetal+pi/2).八0.5;%求出03A的值for11:100%求解角度1。,3、Theta4与SE的长度theta3(i)=acos(Ll*cos(thetal(i)/S3(i);theta4(i)=asin(L6u-L3*sin(theta3(i)L4);SE(i)=L3*cos(theta3(i)+L4*cos(theta4(i);end%求解完成%求解完成%求解VS3、W3、W4与VE四个变量fori=l:100J=inv(cos(theta3(i),-S3(i)*s
16、in(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*-Ll*sin(thetal(i);Ll*cos(thetal(i);0;0;VS3(i)=K(l);W3(i)=K(2);W4(i)=K(3);VE(i)=K(4);end%求解完成%求解aS3、a3a4、aE四个变量fori=l:100J=inv(cos(theta3(i),-S3(i)*sin(theta3(
17、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*-Ll*cos(thetal(i);-Ll*sin(thetal(i);0;0;M=-W3*sin(theta3)，TS3*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(thet
18、a3(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(i)=K(l);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
19、fori=l:100if(abs(SE(I)-SE(i)0.05*Habs(SE(I)-SE(i)0.95*H)&(thetal(i)l.05*H&abs(SE(I)-SE(i)l.95*H)&(thetal(i)theta4(rad),);title(,角度Theta3、theta4与位移SE);axis(0,0.75,-0.2,2);figure(2);plot(t,W3,r,);holdon;gridon;lotyy(t,W4,t,VE);xlabel(,时间ts);ylabel(W3W4(rads)?);title(角度速度W3、W4与速度VE);axis(0,0.75,-5,3);f
20、igure(3);plot(t,a3,r,);holdon;plotyy(t,a4,t,aE);gridon;xlabel(,时间ts);ylabel(,a3a4(radss),);title(角度加速度a3、a4与加速度aE);axis(0,0.75,-80,80);%运动图画完%画反力图figure(4);plotyy(thetal,Fe,thetal,SE);xlabel(,Thetal(时间t);ylabel(,Fc);axis(thetal(1),thetal(100),-50,1400);title(,切削阻力FC与位移SE);gridon;figure(5);plotyy(the
21、tal,MM,thetal,Fe);xlabel(,Thetal(时间t);ylabel(,力矩);axis(thetal(1),thetal(100),-50,700);title(平衡力矩)；gridon;figure(6);plotyy(thetal,Ekk,thetal,SE);xlabel(,Thetal(时间t);ylabel(,Fc,);title(导杆、滑杆与滑块的总动能)；gridon;thetal(1)thetal(100)得到阻力矩的变化图像如下：9.2等效力矩使用数值积分的方法利用公式：MT()d=l-(p)9-1能够计算出叫)=34906J计算出等效力矩M5500Nm
22、9.3最大盈亏功A股由M(6)=Md-M()确定等效力矩M()o根据M()的值使用数值积分中的梯形法，计算一个运动循环中曲柄处于计算位置时等效力矩M()的功AW(6),将一个周期分为18等份，选出其中最大的盈亏功AI%Ix=440J9.4等效转动惯量Je根据公式：Je=J1+/2管+/3029-2313能够得到：Je=2.26Kg.m29.5外加飞轮转动惯量JF根据公式:JpWmax(m2)-Je9.3Wr-2442Kg.m2公式取自孙恒机械原理PlOl10.课程设计总结作为一名机械自动化专业的大二学生，我觉得做机械原理课程设计是十分有意义的，而且是十分必要的。在已度过的大学时间里，我们大多数
23、接触的是公共与专业基础课，在课堂上掌握的仅仅是专业课的理论知识，而做类似的课程设计就为我们提供了良好的实践平台，使我们能把所学的专业基础课理论知识运用到实践中去。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当属用AutoCAD画图与用CATIA建模仿真。在制作过程中，我对往常学过的技术更加熟练，同时又学到了更多的技术。两周的课程设计尽管已经结束了，但是从中学到的知识会让我受益终身。相信这次设计带给我们的严谨的学习态度与一丝不苟的科学作风将会给我们未来的工作与学习打下一个更坚实的基础。发现、提出、分析、解决问题与实践能力的提高都会受益于我在以后的学习、工作与生活中。附录：参考文献1龚港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，2006.53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2011年
