機械原理課程設計——步進式工件輸送機...doc

機械設計基礎課程設計說明書設計題目：步進式工件輸送機設計專業(yè)班級：12機械1班學生姓名：馮劍學 號：1200101112完成日期：2013年12月第一章：設計題目設計題目：步進式輸送機設計設計原理：步進輸送機是一種能間歇地輸送工件，并使其間距始終保持穩(wěn)定步長的傳送機械。工件通過隔斷板釋放，滑落到輥道上，帶有推爪的滑架作往復直線運動，當向右運動時推爪推動工件的左端面一起運動，經(jīng)過多次的往復運動，最終把工件運送到指定位置。設計要求1）工件質量：70kg2）輸送步長H=400mm，可載58個工件3）運輸速度為0.44m/s，盡可能均勻，行程系數(shù)K=1.254）工作阻力2500N5）往復次數(shù)406）滑架導路水平線與安裝平面高度允許在800-1000mm。第二章：原動機的選擇減速器結構展開式二級圓柱直齒輪減速器。電動機選擇（一）工作機的功率Pw=、 、選用 （二）總效率查課程設計手冊表17（三）所需電動機功率Ped 大于等于Pd查機械零件設計手冊電動機選用三相異步電機籠型Y132M16 n滿 = 960r/min傳動比分配工作機的轉速： n滿為電動機滿載轉速，n為轉軸轉速。取 則i齒=i2i3i帶=i1=3；i2=3；i3=3.2動力運動參數(shù)計算轉速n=960r/min轉矩T=59.79(Nm)=808.26(Nm )第三章：總功能定義及功能分解運動和動力參數(shù)軸名功率P KW轉矩T Nm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸41179601軸3.923.81173403202軸3.83.6934010571073軸3.693.5810571026344軸3.583.581026102634第四章：工作原理及工藝動作分解 根據(jù)工藝過程，機構應具有一個電動機和兩個執(zhí)行構件（滑架、隔斷板）。(1) 滑架 作往復直線運動，推程時推動工件向前運動，回程時，工件靜止，工作行程L=400mm，工作平均速度v=0.44m/s。第五章：根據(jù)工藝動作和協(xié)調要求擬定運動循環(huán)圖擬定運動循環(huán)圖的目的是確定各機構執(zhí)行構件動作的先后順序、相位，以利于設計、裝配和調試。以主動件的轉角作為橫坐標(0、360)，以各機構執(zhí)行構件的位移為縱坐標作出位移曲線。主動軸每轉一圈為其準擬定的滑架機構運動循環(huán)圖如圖所示：第六章：執(zhí)行機構的選型與評價 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算.1 減速器結構展開式二級圓柱直齒輪減速器。.2 電動機選擇（一）工作機的功率Pw=、 、選用 （二）總效率查課程設計手冊表17（三）所需電動機功率Ped 大于等于Pd查機械零件設計手冊電動機選用三相異步電機籠型Y132M16 n滿 = 960r/min.3 傳動比分配工作機的轉速： n滿為電動機滿載轉速，n為轉軸轉速。取 則i齒=i2i3i帶=i1=3；i2=3；i3=3.2.4 動力運動參數(shù)計算（一）轉速n=960r/min（二）功率P（三）轉矩T=59.79(Nm)=808.26(Nm )運動和動力參數(shù)結果表3-1表3-1 運動和動力參數(shù)軸名功率P KW轉矩T Nm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸41179601軸3.923.81173403202軸3.83.6934010571073軸3.693.5810571026344軸3.583.581026102634齒輪的設計計算.1高速級齒輪傳動的設計計算（一）齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線直齒輪齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=24高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=iZ1 Z2=324=72 取Z=72 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。（二）初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計確定各參數(shù)的值:試選=1.3 見參考文獻機械設計公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)N=60nj =603201（283009）=8.310hN= =N1/i2=8.310h /3=2.810h #(3為齒數(shù)比,即3=)見參考文獻機械設計 10-19圖得：K=0.95 K=1齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1, 見參考文獻機械設計公式10-12得: 許用接觸應力 見參考文獻機械設計見參考文獻機械設計表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.510=95.5103.278/304=1.0310N.m3.設計計算小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬bb=67.1mm計算摸數(shù)m=計算齒寬與高之比 計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度, 查課本由圖10-8得動載系數(shù)K=1.05,見參考文獻機械設計由表10-4得K的計算公式:K=1見參考文獻機械設計由圖10-13得: K=1見參考文獻機械設計由表10-2 得: K=1故載荷系數(shù):KK K K K =11.0511.423=1.494按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑計算模數(shù)4. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式確定公式內各計算數(shù)值小齒輪傳遞的轉矩102Nm確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z24，zi z3.032472傳動比誤差iuz/ z78/243.03i0.0325，允許 初選齒寬系數(shù)按對稱布置，由表查得1載荷系數(shù)K查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y見參考文獻機械設計由表10-5得:齒形系數(shù)Y2.65 Y2.236應力校正系數(shù)Y1.58 Y1.754計算大小齒輪的 安全系數(shù)由表查得S1.25見參考文獻機械設計由圖10-20c得到彎曲疲勞強度極限小齒輪 大齒輪見參考文獻機械設計由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.9；K=0.94 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 大齒輪的數(shù)值大.選用.設計計算 計算模數(shù) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2.5mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=70.29來計算應有的齒數(shù).于是由:z=28 取z=28那么z=328=84 尺寸計算 計算大.小齒輪的分度圓直徑2.計算中心距 計算齒輪寬度取，5.2低速級齒輪傳動的設計計算1.齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線直齒輪（1）齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計確定各參數(shù)的值: =1.3 參考文獻機械設計公式10-13計算應力值環(huán)數(shù) 參考文獻機械設計 10-19圖得：K=0.98 K=1齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1, 見參考文獻機械設計公式10-12得: 許用接觸應力 見參考文獻機械設計由表10-6得： 由表10-7得: =13.設計計算小齒輪的分度圓直徑計算圓周速度計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b計算摸數(shù)m 計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度, 見參考文獻機械設計由圖10-8得動載系數(shù)K=1見參考文獻機械設計由表10-4得K的計算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.423見參考文獻機械設計由圖10-13得: K=1.3見參考文獻機械設計由表10-2 得: K=1.0927故載荷系數(shù):按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=83.58=88.42計算模數(shù) 4. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式（一）式內的各參數(shù)值1.由機械設計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；2.由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，3.計算彎曲疲勞許用應力；取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，應力修正系數(shù),得 4.計算載荷系數(shù)K 5.查取齒形系數(shù)、和應力修正系數(shù)、由機械設計表查得；6.計算大、小齒輪的并加以比較；大齒輪大7.設計計算 對比計算結果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的魔術大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.07并就進圓整為標準值=3mm 接觸強度算得的分度圓直徑=96mm，算出小齒數(shù)大齒輪 （二）幾何尺寸設計1.計算分圓周直徑、 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度取，。帶齒輪各設計參數(shù)附表齒輪各設計參數(shù)附表 1.各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪333.2表5-12. 各軸轉速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)3201073434表5-23. 各軸輸入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)3.92 3.83.693.58表5-34. 各軸輸入轉矩 T(Nm)(Nm)(Nm) (Nm)11734010571026第七章：傳動機構的選型與評價傳動機構的確定常用的傳動機構有以下幾種：齒輪機構；螺旋機構；帶傳動及鏈傳動；連桿機構；凸輪機構（表列舉了幾種常有傳動機構的基本特性）。表1-1 常用傳動機構的基本特性齒輪傳動螺旋傳動帶傳動鏈傳動連桿傳動凸輪傳動螺旋傳動優(yōu)點傳動比準確，外廓尺寸小，功率高，壽命長，功率及速度范圍廣，適宜于短距離傳動傳動比大，可實現(xiàn)反向自鎖，用于空間交錯軸傳動，傳動平穩(wěn)中心距變化范圍廣，可用于長距離傳動，可吸振，能起到緩沖及過載保護中心距變化范圍廣，可用于長距離傳動，平均傳動比準確，特殊鏈可用于傳送物料適用于寬廣的載荷范圍，可實現(xiàn)不同的運動軌跡，可用于急回、增力，加大或縮小行程等能實現(xiàn)各種運動規(guī)律，機構緊湊可改變運動形式；轉動變移動，傳動比較大缺點制造精度要求高效率較低用打滑現(xiàn)象，軸上受力較大有振動沖擊，有多邊形效應設計復雜，不宜高速度運動易磨損，主要用于運動的傳遞滑動螺旋剛度較差，效率不高效率開式0.92-0.96閉式0.96-0.99開式0.5-0.7閉式0.7-0.9自鎖0.4-0.45平帶0.92-0.98V帶0.92-0.94同步帶0.96-0.98開式0.9-0.93閉式0.95-0.97在運動過程中隨時發(fā)生變化隨運動位置和壓力角不同，效率也不同滑動0.3-0.6滾動0.85-0.98速度6級精度直齒v18m/s6級精度非直齒v36m/s5級精度直齒v200m/s滑動速度v15-35m/sV帶v25m/s同步帶v50m/s滾子鏈v15m/s齒形鏈v30m/s功率漸開線齒輪50000kw圓弧齒輪6000kw錐齒輪1000kw小于750kw常用于50kw以下V帶40同步帶200-750kw最大可達3500kw通常為100kw以下傳動比一對圓柱齒輪i10通常i5一對圓錐齒輪i8通常i3開式i100常用i15-60閉式i60常用i10-40平帶i5V帶i7同步帶i10滾子鏈i7-10齒形鏈i15其他主要用于傳動主要用于傳動常用于傳動鏈的高速端常用于傳動鏈中速度較低處既可為傳動機構又可做為執(zhí)行機構主要用于執(zhí)行機構主要用于轉變運動形式，可做為調整機構根據(jù)以上分析，我們選擇開始齒輪傳動。第八章：機械運動方案的選擇與評價方案（1）采用液壓凸輪機構為主，以達到設計要求。本方案采用液壓動力裝置以推動擋板左右往復運動。再采用凸輪機構推動擋板做上下的往復運動。該機構由液壓機構和凸輪機構相互配合，使擋板做曲線運動。該機構結構簡單，構造也較為普通，切運行時噪聲低。運動行程一眼明了。缺點是該機構有兩個自由度，所以運動難于控制，不夠平穩(wěn)。而且液壓機構成本太高，且維護檢修復雜。方案（2）采用曲柄連桿機構。曲柄連桿機構的特點：1） 其運動副元素為面接觸，壓力較小，承載能力較大，潤滑好，磨損小，加工制造容易，且連桿機構中的低副一般是幾何封閉，對保證機構的可靠性有利。2） 在曲柄連桿機構中，在原動件的運動規(guī)律不變的條件下，可用改變各機構的相對長度來使從動件得到不同的運動規(guī)律。3） 在曲柄連桿機構中，在連桿上各點的軌跡是各種不同的形狀的曲線，其形狀隨著各構件的相對長度的改變而改變，故連桿曲線的形式多樣，可用來滿足一些特定的工作需要。利用連桿機構還可以很方便地改變運動的傳遞方向，擴大行程，實現(xiàn)增力和遠距離傳動等目的 根據(jù)對比分析，我們選擇曲柄連桿機構作為工作機構，實現(xiàn)步進式輸送。參考文獻 1 邱宣懷. 機械設計. 第4版. 高等教育出版社，1997 2 陳秀寧，施高義. 機械設計課程設計. 第2版. 浙江大學出版社，20043 謝進，萬朝燕，杜立杰. 機械原理. 高等教育出版社，20044高玉芳，