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1、机械原理课程设计机械原理课程设计摇摆式输送机摇摆式输送机说明书说明书负负 责责 人：人：何竞飞何竞飞学学院：院：机电工程学院机电工程学院班班级：级：机械机械 11021102 班班学学号：号：0806110229 0806110229日日期：期：2013 2013 年年 7 7 月月 1 1 日日1设计任务及原始参数目录 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
2、受力分析 9.主机构速度波动调节 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 1.1.课程设计的任务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，必须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和选择；对选定方案中的机构连杆机构、凸轮机构、齿轮机构，其他常用机构，组合机构
3、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：原始数据：参数项目参数项目物料重量 G（Kg）曲柄转速 n4(r/min)行程速比系数 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 2702.2.运动方案设计运动方案设计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和转动方式。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可以确定电动机型号为
4、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 电动机的功率设经过皮带齿轮传动后加于主机构的功率为Pr，地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 H。每次小车获得的动能为车，一秒完成的周期数为 n根据公式：磨=2FrH，(3-1)f=0.1Fr=fG,(3-2)G=3120Kg车=0.5m(3-3)H=0.27mW=n(车+磨)(3-4)n=1.9Pr=W/T,=2.1m/s可以求得:Pr=16.272Kw选择 V 带传动和二级齿轮传动，传动装置1=0.94的总效率=123452=3=4=0.985=0.99其中1为皮带传动效率
5、，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,结合功率及转速可以确定电动机型号为 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”）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。主要过程：1.取一点 D 作为一个机架，过D 做两条与水平线分别成 60和 120 长为 270mm的直线，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）可以求
6、出角度为16.36以 B1，B2 点为角的边做角度 16.36，角的顶点记为 D 点。以 B1，B2，D 三点画圆，以 D 点水平向左做一条长为 220mm 的线段，垂直向上与圆交与 O 点，连接 OB1 和 OB2,可以测量的 OB1=166.22mm，OB2=314.14mm，根据主机构结构特点，B1，B2 为两极限位置，则 OA+AB=314.14mm，AB-OA=166.22mm。根 据 此 方 程 求 解 得OA=74.09mm，AB=240.31mm。由 h=360mm 可知，另一机架与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毕。
7、参考4.传动比的分配计算总传动比：公式：i=可以得到 i=12.6，本机构采用皮带轮加二级圆柱齿轮减速器构成。皮带轮传动比为皮=2，则齿轮机构传为动比齿=12.6/2=6.2，齿轮机构设计图如下：公式：23齿=12,设齿轮 1 和 2 间的传动比为1，齿轮2 和 3 之间的传动比为2.公式：1=1.42=1.4齿（毛炳秋机械设计课程设计P19 2-61=3，2=2.1=1440r/min=114r/min 5.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，根据公式可以确定各个齿的齿数。根据公式12=可以得到：121=202=602=203=40取齿轮的模数 m=5，可以
8、得到齿轮的基本参数：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 5mm齿根高 6.25mm齿全高 h 11.25mm齿顶圆直径 110mm 310mm齿根圆直径 87.5mm 287.5mm基圆直径 94mm 282mm齿距p 15.7mm基圆齿距 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公式来源 孙恒机械原理P180 10-2 2.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和破坏，将低速齿轮设计为变位齿轮以提高齿轮的
9、承载能力。资料来源孙恒机械原理P191根据上表公式a=m(3+2)/2a=150mm可以求得标准中心距，可以取变位后的2=40中心距,=152mm m=5公式：,=arccos(acos,)3=20得到,=21变位系数1+2=(inv,inv)(3+2)/(2tan)得到1+2=0.2查表可得1=0.15，2=0.05参考公式 孙恒机械原理P191 10-28变位齿轮基本参数：名称符号不等变位齿轮传动变位系数 x1+2=0.2,节圆直径,1=201mm2=100.6mm啮合角,21.2齿顶高3.75mm 3.25mm齿根高5.5mm 6mm齿顶圆直径 208.5mm 107.1mm齿根圆直径1
10、90mm 88.6mm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P192 10-46.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：CD 杆：滑块：滑杆：机架：整体效果图：对主机构进行运动分析：采用 CATIA 进行 DMU 运动仿真，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。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：7，机构的受力分析机构分析步骤：1.进行速度分析，画出每个点的速度矢量
11、图。2.进行加速度分析，画出加速度矢量图。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：根据机构特点可以列出速度矢量方程：=+(7-1)=21/60(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=v2/l(7-3)求出根据加速度矢量方程式：+=+CDCD OA OA ABAB=0.88m/s=0.5m/s=0.6m/s=1.5 m/s=1.54 m/s=10.45m/s=0 3.做出加速度矢量图：2选取比例系数可以测量出2 7.3 加惯性力公式
12、 M=J.(7-4)可以求出 AB 杆上的惯性力矩 F=M/L(7-5)F=ma(7-6)h=13mm求出加在 AB 杆上的惯性力2及偏移量 h 7.4 对机构进行力分析取滑块进行分析：将 C 的加速度沿水平和竖直方向分解可以得到：对滑块进行受力分析：滑块受到的力：34345444=11.1m/s=6.8m/s2=8.4m/s=5.6m/s=2Kg.m2=403.2N=10.7m/s=3.1m/s列出方程：34-54=m(7-7)34=562N34-4=m(7-8)34=749N对 CD 杆进行受力分析：CD 杆受到的力有：43432363633=100mm对 D 点取矩得到公式：43+43+
13、3=23+/(7-9)可以得到23对 AB 杆进行分析 AB 杆受到的力有22321212可以画出力的矢量图：12122232选取比例系数可以求出1212对 OA 杆进行分析将1212反向并沿平行和垂直方向分解于 OA 杆上2121=253mm=50mm=162mm23=753N2=480N12=300N12=990N1对 O 点求矩可以得到方程：=21+121用此方法分析其余两位置可得到其余参数。1=150N备注：若考虑小车及物料质量，在小车和物料存在时=32mm等效力矩将极大。=21.8N.m9主机构速度波动调节9.1 matlab 求解平衡力矩取曲柄 OA 为等效构件，根据机构位置和切削
14、阻力 Fr 确定一个运动循环中的等效阻力矩 Mr（）。通过 MATLAB 建模可以得到整个机构的等效组力矩的图像，可以利用积分求出平均阻力矩，函数源代码如下：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的长度单位mL3=0.24721;%O3B的长度单位mL4=0.2718;%BF的长度单位mL6=0.38833;%O2O3的长度单位mL6u=0.62132;%O3D的
15、长度单位mZ=pi/180;%角度与弧度之间的转换dT=(theta1(3)-theta1(2)/W1;%时间间隔for j=1:100 t(j)=dT*(j-1);%时间因素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的值for i=1:100%求解角度theta3、Theta4和SE的长度 theta3(i)=acos(L1*cos(theta1(i)/S3(i);theta4(i)=asin(L6u-L3*sin(theta3(i)/L4);SE(i)=L3*cos(thet
16、a3(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(i)=K(1);W3(i)=K(2);W
17、4(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;M=-W3(i)*sin(theta3(i),-VS3(i
18、)*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(i)=K(1);a3(i)=K(2);a4(i)=K(3);aE(i)
19、=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=1:100if(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;endendend%赋值完成%求解平衡力矩J4=Js4+M4*(0.5*L3)*(0.5*L3);%导杆对点O3的转
20、动惯量for i=1:100Ekk(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);%动能的改变量for i=2:100 dEkk(i)=Ekk(i)-Ekk(i-1);%动能的改变量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);hold on;plotyy(t,theta4,t,SE);grid on;x
21、label(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;plotyy(t,a4,t,aE);grid on;xlabel(时间t/s);ylabel(a3、a
22、4(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与位移SE);grid on;figure(5);plotyy(theta1,MM,theta1,Fc);xlabel(Theta1（时间t）);ylabel(力矩);axis(theta1(1),theta1(100),-50,7
23、00);title(平衡力矩);grid on;figure(6);plotyy(theta1,Ekk,theta1,SE);xlabel(Theta1（时间t）);ylabel(Fc);title(导杆、滑杆和滑块的总动能);grid on;theta1(1)theta1(100)得到阻力矩的变化图像如下：9.2 等效力矩采用数值积分的方法利用公式：()=()9-10可以计算出()=34906J计算出等效力矩=5500N.m9.3 最大盈亏功由 M（）MdM（）确定等效力矩 M（）。根据 M（）的值采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 W（），将一
24、个周期分为 18 等份，选出其中最大的盈亏功=440J9.4 等效转动惯量11根据公式：=1+2(2)+3(3)9-2可以得到：=2.26Kg.m9.5 外加飞轮转动惯量根据公式：=/()-9.3得=2442Kg.m公式取自孙恒机械原理 P10110.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，我们大多数接触的是公共和专业基础课，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 Au
25、toCAD 画图和用 CATIA 建模仿真。在制作过程中，我对以前学过的技术更加熟练，同时又学到了更多的技术。两周的课程设计虽然已经结束了，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和一丝不苟的科学作风将会给我们未来的工作和学习打下一个更坚实的基础。发现、提出、分析、解决问题和实践能力的提高都会受益于我在以后的学习、工作和生活中。附录：参考文献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，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