毕业设计（论文）-组合式机构运动综合.doc

三江学院2013届本科生毕业设计（论文）第一章 绪论1.1设计背景和意义生活中有很多很多的机构在我们周围，几乎全是组合式的，比如说输送带，自行车，汽车里的汽缸，工厂里的冲裁模等。为什么要研究组合式机构运动综合实验？是因为在现实生活中出现的机构都有其通用的缺点如下： 1. 内部机构封闭，导致学生只能凭空的想象其内部设计和运行过程，印象不深刻； 2. 机械设备结构单一，导致所能开设的实验内容少，利用率低； 3. 大部分实验设备操作复杂，学生只能在一旁观看而不能亲手操作，无法实现教学实验锻炼学生动手能力的目的。目前，由于科技高速发展和招生规模扩大，大部分高校实验设备陈旧、落后、数量不足，根本无法满足高校教育的需求；实验设备的开发与实验教学严重脱节，开发者无法深入地了解实验教学的内容和目的，而实验设置者又因为工作忙等原因不能参与到实验设备的设计开发中，导致所开发的实验设备没有很好的实现为实验教学服务的目的；从用人单位的反映来看，我国大多数工科毕业生的实践能力、创新能力远远不能适应当前激烈市场竞争对人才的要求，如何通过先进的实验设备开设相关实验课程来培养学生的实践能力和创新精神，仍然是当前教育改革中的重要课题。所以现在开发组合式机构运动实验有利于学习一些专业知识，有助于学生对机构组成原理概念的进一步理解和强化，为今后进行机构运动方案创新设计奠定坚实的基础。该实验台由机架、装拆平台、电动机、皮带传动装置、曲柄滑块、凸轮、直齿轮、锥齿轮、槽轮、链等基本构件和联接件组成，可接装9种机构运动方案。1.2实验台现状近几年，机构运动综合实验台像雨后春笋般破土。而出现代工业的发展对机器的整机性能提出了越来越高的要求。为了确保准确的工艺动作,机器各运动部件之间必须保持严格的相对位置和速度关系;为了减小机构的动态变形与机械振动,降低噪音,对机器的加速度也有很高的要求。所以,各类机床、动力机械、织造机械及各种机械装置在设计、调试、鉴定及维修过程中,往往需要测试作往复直线运动构件的位移、速度、加速度,以及旋转构件（或摆动构件）的角位移、角速度、角加速度、转速和回转不匀率,从而进一步分析机器的动力特性。市场竞争十分激烈，促使各企业靠提高产品质量，开发新产品，采用新技术、新设备、新材料，降低生产成本来占领市场，全行业总体水平有待提高，我国虽然已经成为复杂试验台研究大国，但机构试验台产品水平有待提高，质量状况不容乐观，距成为强国仍有较大的差距1.3主要研究工作如下 1.设计研制出组合式、开放型机械系统。 突破了传统实验设备单一性、封闭性的设计模式，创造性地提出了组合式、暴露式的创新设计思想，选取四种机构方案并计算确定尺寸参数，完成各执行机构的选型，选择原动机，拟定机械传动方案并画出机构转速图；用SolidWorks三维造型对多方案综合集成进行了研究，很好地解决了可互换性和运动干涉等问题，设计研制出具有多方案组合、开放型的机械系统。 2. 采用了封闭多边形矢量法和杆长逼近法相结合的综合分析方法通过对机构运动学分析方法的深入研究。分别采用了机构转化法和封闭多边形矢量法，并对不同方法进行了较深入的应用研究探讨，应用实践表明，封闭多边形矢量法与杆长逼近法的综合分析方法对机构的运动分析具有很好的效果，具有推广应用价值；建立了高级杆组程序分析模块，并应用软件得到分析结果，验证了所采用方法及分析计算的正确性。 3. 对各机构方案进行了系统动力学研究。 根据系统动力学理论，构建出各机构方案等效模型，在对动力学参数进行研究分析的基础上，建立力矩形式的运动方程，对其结果进行分析，得到简化计算；综合运动分析，计算出等效阻力矩和电机额定功率，并通过二次曲线拟合得到电机特性曲线，完成机器真实运动规律数值法求解。采用解析法确定飞轮的转动惯量，并进行了飞轮的具体设计。 4. 构建出多参数测试系统。 构建出一套针对实验台的多参数测试系统。该系统包括硬件与软件两部分。硬件采用了封装设计，实现了测试数据的采集以及测试信号的传输、滤波、放大及A/D 转换；软件系统实现了采集数据的动静态显示以及数据保存。同时，结合实际测试数据，再次应用运动学、动力学分析理论进行计算，得到的计算结果更加具有科学性和符实性。 5. 测试系统与仿真系统紧密结合。 论文集机构分析与综合、测试技术与方法于一体，充分体现了现代手段、测试理论技术的紧密结合。所开发的多功能综合实验台在国内尚属首创。第二章 设计方案及计算2.1方案的制订本实验台要求综合性强，能组装各种典型机构，并实现电动和手动的运动，性能可靠，机构简单，经济。所以选用下面较为常用的机构：直齿圆柱齿轮，直齿圆锥齿轮，蜗轮蜗杆机构，凸轮机构，曲柄滑块机构，槽轮机构，链传动。演示实验时，各个机构通过联轴器可以自由组合，支座的固定选用压板，便于机构的装拆。2.2主要技术参数为了便于机构的观察，要求转速较低。电动的选择要造价低廉，所以选用90S-6型电动机，转速为910r/min。需要进行减速，电动机第一次用V带减速，第二次用减速器减速，减速器输出轴的转速为40r/min,所选机构的输入转速均为40r/min，额定转矩为0.75Kw。为了保证各个机构可以互换拆装，所有机构轴到工作台的距离为150mm。2.3电动机的选择本实验台要求造价低廉，结构简单，所有机构只做实验演示用，传递扭矩小，所以选择Y系列三相异步电动机型号为90S-6型，其额定功率为0.75Kw，转速为910r/min，电流为2.25A，飞轮矩为0.029Nm2。表2-1 Y系列三相异步电动机90S-6型额定功 率额定电 流转速效率功率因数堵转转矩堵转电流最大转矩噪声振动速度重量额定转矩额定电流额定转矩1级2级KWAr/min%倍倍倍dB(A)mm/skg0.752.391072.50.72.05.52.256651.8212.4 减速器的选择为了演示实验台各机构运动情况，要求各机构低速转动，由于电机的转速为910r/min，需要用减速器减速。本实验台选用112型标准减速器，尺寸为385512267mm，按ZBj19-112-88。2.5 带传动设计带传动是由固定于主动轮上的主动轮、固定于从动轮上的从动轮和紧套在带轮上的传动带组成的。当原动机驱动主动轮转动时，由于带和带轮间的摩擦（或啮合），便拖动从动轮一起转动,并传动一定动力。带传动具有结构简单、传动平稳、造价低廉以及缓冲吸振等特点。本实验台选用V带传动。2.5.1 计算功率由表2-2查得表2-2 工况系数工况 空、轻载启动重载启动每天工作小时数（h）1010161610101616载荷变动最小液体搅拌机、通风机和鼓风机（7.5kW）、离心式水泵和压缩机、轻负荷输送机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式输送机（不均匀负荷）、通风机（7.5kW）、旋转式水泵和压缩机（非离心式）、发电机、金属切削机床、印刷机、旋转筛、锯木机和木工机械1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大制砖机、斗式提升机、往复式水泵和压缩机、起重机、磨粉机、冲剪机床、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载输送机1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）、磨碎机（球磨、棒磨、管磨）1.31.41.51.51.61.82.5.2 选择带的截型选用普通V带。按图2-1，据，应选用A型V带。图2-1 普通V带选型图2.5.3 确定带轮基准直径按表2-3，A型V带，应选用 按表2-3 取表2-3 V带轮的基准直径系列2.5.4 验算带速和传动比1. 带速在525之间,可以.2. 传动比 3. 传动比误差 在误差范围内，故可以.2.5.5 初定中心距按要求取，一般规定在之间,合适。2.5.6 确定带的基准长度 （2-1）查表2-4，取表2-4带的基准长度2.5.7 实际中心距 （2-2）2.5.8 小带轮的包角 （2-3） 2.5.9 求V带根数 （2-4）根数取根.式中:按附表1查得,:按表2-5查得；查表2-5得。表2-5 包角修正系数2.5.10 单根V带的初拉力 （2-5）2.5.11 作用于轴上的力 （2-6）2.5.12 带轮的结构带轮由轮缘、轮幅和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，装在轴上的筒形部分称为轮毂，中间部分称为轮幅。如图2-2：图22 V带轮的结构带轮结构形式按直径大小常用的有S型实心带轮（用于尺寸较小的带轮）、P型腹板带轮（用于中小尺寸的带轮）、H型孔板带轮（用于尺寸较大的带轮轮毂和轮缘之间距离超过100mm）及E型椭圆轮幅带轮（用于大尺寸的带轮）。选大带轮为腹板式，材料为HT200，腹板厚，按结构定：孔直径为.轮缘及轮槽尺寸为：, , , , ,取, , ,。大带轮具体尺寸见工作图。小带轮选实心结构， 的，。2.6 圆锥齿轮设计齿轮传动是机械传动中最主要的一类传动，应用广泛，传递的功率可打数十千万瓦，圆周速度可达200m/s。齿轮传动的特点有：效率高，结构紧凑，工作可靠、寿命长，传动比稳定。但齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格较贵切不宜用于传动距离较大的场合。选锥齿轮材料为HT200。2.6.1 初步设计1. 设计公式 （2-7）2.载荷系数查表2-6取 表2-6 载荷系数K工作机工作特性原动机工作特性电动机平稳运行或燃气轮机燃气轮机、电动机和液压马达多缸内燃机单缸内燃机均匀平稳载荷平稳的发电机、带式或板式运输机、机床进给机构、轻型离心机、螺旋输送机、搅拌机、包装机等1.001.101.251.50轻微冲击带式输送机（不均匀负荷）、通风机（7.5kW）、机床主传动机构、变密度物料搅拌机、起重机回转装置、多缸活塞泵等1.251.351.501.75中等冲击橡胶挤压机、轻型球磨机、木工机械、钢坯轧机、起重装置、单缸活塞泵等1.501.601.752.00严重冲击挖掘机、重型球磨机、冷轧机、钻机、压坯机、破碎机、橡胶挤压机等1.751.852.002.253.数比 4.估算时的齿轮许用接触应力式中，试验齿轮的接触疲劳强度极限，估算时的安全系数5.估算结果2.6.2 几何计算1. 齿数 取,2. 分锥角3. 大端模数查表2-7取2-7 锥齿轮模数（摘自GB12368-90）11.1251.251.3751.51.7522.252.52.7533.253.53.7544.555.566.5784. 大端分度圆直径5.外锥距6.齿宽系数 取7.齿宽 取实际齿宽系数8.中点平均模数9.中点平均分度圆直径10. 切向变位系数 ,11.高变位系数 , 12.顶隙 GB12369-90齿制13.大端齿顶高,14.大端齿根高15.全齿高16齿顶角,17.顶锥角和根锥角18.大端齿顶圆直径19.安装距 ,20.冠顶距2.6.3 接触疲劳强度校荷1. 计算公式 （2-8）2. 中点分度圆的切向力3. 使用系数 查表2-5 4. 载荷分布系数按式，查表2-8，取表2-8 载荷分布系数应用范围锥齿轮副支承情况两轮均用两端支承一轮两端支承一轮悬臂支承两轮均用悬臂支承工业机器、船舶1.101.251.50车辆、飞机1.001.101.255. 载荷分配系数 6. 节点区域系数 7. 弹性系数 8. 重合度和旋转角系数 9. 锥齿轮系数 10. 计算接触应力 11. 许用接触应力12. 试验齿轮接触疲劳强度极限13. 寿命系数 14. 润滑油模影响系数 15. 尺寸系数 16. 工作硬化系数 17. 最小安全系数 18. 许用接触应力值 19. 结论,在允许范围内故通过。2.6.4 弯曲疲劳校荷1. 计算公式 （2-9）2. 使用系数 3. 动载荷系数 4. 顶载荷分布系数 5. 动载荷分配系数 6. 中点分度圆的切向力 7. 复合齿形系数 按, ,8. 重合度和螺旋角系数 9. 计算齿根应力10. 许用弯曲应力 （2-10）11. 齿根应力基本值 12.寿命系数 13相对齿根圆角敏感系数 14. 相对齿根表面状况系数 15. 尺寸系数 16. 最小安全系数 17. 许用弯曲应力值18. 结论在允许范围内故通过。2.6.5 结构和工作图小轮结构为齿轮轴，工作图见附图。大轮为铸造腹板式。2.7 链传动设计链传动是应用较广的一种机械传动。它是由链条和主、从动链轮组成，链轮上制有特殊齿形的齿，依靠链轮轮齿与链节的啮合来传递运动和动力。链传动是属于带有中间扰性件的啮合传动，与属于摩擦传动的带传动相比，链传动无弹性滑动和打滑现象，因而能保持准确的平均传动比，传动效率较高：链传动结构较为紧凑，能在高温及速度较低的情况下工作。链传动主要用在要求工作可靠，且两轴相距较远，以及其它不宜采用齿轮传动的场合。2.7.1 链轮齿数小链轮齿数 大链轮齿数 2.7.2 实际传动比 2.7.3计算功率查表2-9得工况系数KA=1 表2-9 载荷系数载荷种类原动机电动机或汽轮机内燃机均匀平稳1.01.1中等冲击1.41.5严重冲击1.81.9齿形系数 2.7.4链条节距采用单排链，查表2-10： 表2-10 多排链系数排数1234561.01.72.53.34.04.6 （2-11）由计算功率和查图2-3得链节距图2-3 单排A系列滚子链2.7.5 检验小链轮轴孔直径查手册得,合适2.7.6 初定中心距按要求取,小于22.5，合适。2.7.7 链条节数 （2-12）2.7.8 链条长度2.7.9 理论中心距 （2-13） 按，查表9-5得2.7.10 实际中心距2.7.11 链速2.7.12 有效圆周力2.7.13 作用于轴上的力F2.7.14 润滑方式根据及查图2-4应采用人工定期润滑。图2-4 链条润滑方式2.7.15 链条的标记根据计算结果，应选用单排10A滚子链，节距为15.875mm（10A），节数116，标记为2.7.16 链轮主要尺寸1. 端面齿形选用 2. 分度圆直径3. 齿顶圆直径4. 齿根圆直径5.齿测凸缘直径6. 齿宽7. 倒角宽取2mm8. 倒角半径取9. 小链轮量柱测量10. 链轮工作图见附图2.8 圆柱齿轮设计齿轮传动是机械传动中最主要的一类传动，应用广泛，传递的功率可打数十千万瓦，圆周速度可达。齿轮传动的特点有：效率高，结构紧凑，工作可靠、寿命长，传动比稳定。但齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格较贵切不宜用于传动距离较大的场合。2.8.1 选择材料确定实验齿轮的疲劳极限应力查附表3选择大小齿轮材料 小齿轮：,调质，硬度 大齿轮：,调质，硬度按MQ级质量要求取值，查得，；，。2.8.2 按齿面接触强度1. 初步确定中心距，并初选主要参数。 （2-14）式中小齿轮传递的转矩T1：载荷系数K:考虑到齿轮对称轴承布置,速度较低,冲击负荷较小,故按表2-11取K=1.2.表2-11 载荷系数K原 动 机工作机械的载荷特性均 匀中等冲击严重冲击电动机1-21.2-1.61.6-1.8多缸内燃机1.2-1.61.6-1.81.9-2.1单缸内燃机1.6-1.81.8-2.02.2-2.42.齿宽系数:查表2-12取。表2-12 齿宽系数齿轮相对于轴承的位置齿面硬度软齿面硬齿面对称布置0.8-1.40.4-0.9非对称布置0.2-1.20.3-0.6悬臂布置0.3-0.40.2-0.253.齿数比：暂时取。4.许用接触应力：表2-13 最小安全系数参考值使用要求高可靠度（失效概率1/10000）1.52.0较高可靠度（失效概率1/1000）1.251.6一般可靠度（失效概率1、100）1.01.25按表2-13，取最小安全系数，按大齿轮计算5.将以上数据代入计算中心距的公式得取标准中心距。6.按经验公式，取标准模数。7.初取，。取，8.精求螺旋角所以， 2.8.3 校核齿面接触疲劳强度1.按 （2-15）式中，分度圆上的圆周力:使用系数：查表2-14，表2-14 使用系数KA 工作机的工作特性原动