电子元件分选机设计与研究毕业论文.doc

电子元件分选机设计与研究毕业论文目 录1 绪论11.1 课题背景及目的11.2 课题设计意义11.3 课题设计内容12 电子元件分选机运动设计32.1 分选对象的基本参数32.2 系统运动方案设计32.2.1 分选机的减速机构设计32.2.2 分选机的间歇运动机构设计42.2.3 分选机的挡料机构设计52.3 系统整体方案设计62.4 电机的选取72.5 联轴器的选择83 电子元件分选机传动件设计计算及其结构设计93.1 蜗轮蜗杆的设计计算93.2 槽轮机构的设计计算及其结构设计123.3 齿轮的参数与几何尺寸计算133.4 转盘的几何尺寸设计计算183.5 托盘的几何尺寸设计计算183.6 挡料机构的设计计算193.7 其他标准件的校核计算214 电子元件分选机的三维建模及装配264.1 软件介绍264.2 三维建模及其装配26结 论31致 谢32参考文献33附件3437 湖南大学毕业设计（论文） 第 37 页 1 绪 论1.1、课题背景及目的背景：随着现代科技的发展与人民生活水平的提高，各种自动分选机层出不穷，现在简单介绍几种；螺旋分选机：物料在螺旋运动的过程中按密度分选的设备。水果分选机：通过称重传感器按重量进行分选。红外线自动分选机：把可再生的材料从混合的回收轻包装材料中鉴别分选出来。本次毕业设计的课题要求我们学生综合力学、机械等理论基础知识，灵活运用工程软件（Auto CAD、UG、ADAMS）从事机械产品设计和开发，以培养我们的工程应用能力。1.2、课题设计意义通过对本课题进行设计，综合考虑实际情况，我们能够将课本上学到的力学、机械等理论知识更好地应用到专业领域当中去，同时更有针对性的进行方案设计，灵活运用工程软件（Auto CAD、UG、ADAMS）从事机械产品设计和开发，掌握一个产品的设计研发过程，培养我们的工程应用能力，有益于我们日后的学习工作。此外我们还可以巩固所学到的知识，并在设计当中学到新的东西。此次设计全部要求我们采用电脑作图、电脑制作毕业论文，更接近现代设计方法，为我毕业后的工作奠定了良好的基础。1.3、课题设计内容1、课题名称：电子元件分选机设计2、课题研究方法设计自动化机械应以满足使用要求和保证高生产率为前提，做到技术先进，经济合理，制造方便，安全可靠，一般应具有以下性能：、使用性能。、技术性能。、经济性能1。自动机械的设计过程可分为四个阶段：初步设计阶段；技术设计阶段；工作图设计阶段；安装调试阶段。在整个设计过程中可按以下几个程序进行：、熟悉设计任务书明确加工对象的材料、性能及要求，自动机械的使用范围、生产率要求等。、确定自动机械的加工循环时间。、确定自动机械的运动参数，拟定传动原理图，绘制传动系统图。、决定自动机械的运动特性，选择执行机构的运动规律，进行运动分析和动力分析。、选择自动机械的执行机构，绘制机构运动简图，进行执行机构运动循环图和自动机械工作循环图的设计。、初步确定主要结构和尺寸。、确定自动机构的总体方案。包括选择自动机械的控制方案，绘制控制系统原理图，进行总体方案可行性分析等。、确定自动机械的总体布局。、进行自动机械技术经济指标的初步估算以验证设计方案的先进合理性。、具体结构设计1。3、课题设计构成及研究内容本次论文构成主要有：、前置部分。其中包括封面、扉页、中文摘要、英文摘要、目录等；、正文部分。其中主要包括绪论、正文主体、结论、致谢参考文献；、附录部分；、附件部分。本次毕业设计论文的研究内容如下：、根据分选的要求选定所需要的电动机。、拟定传动原理图，绘制传动系统图。、通过蜗轮蜗杆减速，根据电机功率，计算蜗轮蜗杆的参数。、通过槽轮的间歇运动，使转盘在达到槽轮停歇时间时停止运动，检测头开始进行检测，同时挡料机构开始上料。计算出槽轮的运动参数。、计算齿轮的运动参数。使跟小齿轮固连在一起的槽轮转过90度时转盘只转过30度。、设计计算凸轮的运动参数。凸轮运动时带动四杆机构运动，使转盘在转动过程中时停止送料，转盘停止转动时开始送料。4、课题的设计任务总体要求：设计制定电子元件分选机设计系统运动方案，并利用UG、ADAMS、Auto CAD软件进行三维建模、装配，运动仿真、分析，结构设计、绘制二维工程图。技术指标（包括设计参数等）要求：工作频率为60100次/分钟，执行机构的功率：P=0.5kW，转速：n=5r/min。检测对象：碳膜电阻，型号：CF2W。大小：、电阻体长度：20mm。、电阻体直径：6mm。、两端引脚长度：30mm。工作量要求：绘制系统运动方案设计图，绘制二维装配图及部分零件的工作图，绘制三维建模及装配图，撰写设计说明书并翻译机械类英文文献（3000 word）一篇。2、电子元件分选机运动设计2.1、分选对象的基本参数这次毕业设计的分选对象如图2.1所示： 碳膜电阻，型号：CF2W。 大小： 、电阻体长度：20mm。 、电阻体直径：6mm。 、两端引脚长度：30mm。 图2.1 分选对象的基本参数2.2、系统运动方案设计要完成电子元件分选的全过程，该机械要完成四步操作动作，分别是：电阻的挡料、电阻的送料、电阻的检测、电阻的分选。下面分别介绍每一个动作的实现方案，通过多个方案的对比，综合考虑多方面因素，确定出一套合理、简捷的方案，绘制出系统运动方案图。2.2.1、分选机的减速机构设计如果直接把电机连接到执行机构上，那么执行机构的速度会非常大，这肯定是不满足设计要求的，所以需要设计一个减速机构，要实现电机的减速有多种方法，现讨论两种方案，如图2.2（a）（b）所示。方案一：通过蜗轮蜗杆减速。方案一与其他方案相比，能实现大的传动比、机构很紧凑、冲击载荷小、传动平稳、噪声低、具有自锁性等特点，因此是比较符合这次设计的。方案二：通过一对直齿轮和一对锥齿轮减速。齿轮传动具有效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长、传动比稳定等特点。但是与方案一相比，所占空间位置较大。综合以上考虑，选择方案一。 （a） 蜗杆减速机构 （b）齿轮减速机构 1电机；2蜗杆；3蜗轮 1电机；2直齿轮；3锥齿轮 图2.2 分选机的减速机构简图2.2.2、分选机的间歇运动机构设计要进行电阻的分选，就必须检测电阻值的大小，要检测电阻值的大小，机器就不能连续不断的运动，必须间歇运动，因此可选择棘轮机构、槽轮机构等。但考虑到棘轮工作时有较大的冲击和噪声，而且运动精度较差，而槽轮机构结构简单，外形尺寸小，机械效率高，并且能够较平稳的、间歇地进行转位。因此分选机的间歇运动机构选择槽轮机构。如图2.3所示： 1主动拨盘；2从动槽轮；3机架 图2.3 分选机的间歇运动机构2.2.3、分选机的挡料机构设计排列有序的电阻通过管道传送过来后，因为分选机在送料的过程中是运动的，所以需要停止上料，而当电阻在检测时，分选机需要开始上料，故需要设计一个挡料机构，使电阻在分选机运动时停止上料，在检测时开始上料。为此我选用了盘形凸轮机构，当凸轮处于推程时，推杆运动到最高点，此时，挡料块的下端离开，上端靠近，最下面的一个电阻下落，上面其余的电阻都被挡住，当凸轮处于远休止时，推杆将处于最高位置而静止不动，推杆推程和静止的时间与电阻的检测时间一致；当凸轮处于回程运动时，推杆在弹簧的作用下开始恢复，此时，挡料块的下端靠近，上端离开，所有的电阻开始下落，但都被挡料块下端挡住，当凸轮处于近休止时，推杆保持静止不动，凸轮回程和近休止时间与电阻的运动时间一致，当凸轮继续转动时，又将重复上述过程。挡料机构设计简图如图2.4所示。 1弹簧；2主动凸轮；3四杆机构；4挡料块 图2.4 挡料机构结构简图2.2.3、分选机的送料机构设计由于碳膜电阻体积小，重量轻，不易定位等特点，对于电阻的送料机构选用转盘多工位送料，下面固定一个托盘，以使电阻不会掉下去，因为槽轮的槽数为4，每次转动为90度，为了充分利用转盘的空间资源，同时降低执行机构的转动速度，中间连接一对传动比为u=3的齿轮，送料机构的结构简图如图2.5（a）（b）所示： （a） 转盘 （b）送料机构 1齿轮；2托盘；3转盘 图2.5 送料机构结构简图2.3、系统整体方案设计将实现各个功能的最佳方案组合起来，如图2.6即是系统的整体运动方案。1蜗轮；2槽轮；3齿轮；4托盘；5转盘；6上料管；7挡料块； 8四杆机构；9弹簧；10电机；11蜗杆； 图2.6 系统整体方案简图系统工作原理：本方案如图2.6所示，电机通过蜗轮蜗杆减速，蜗轮与槽轮的拨盘固连，拨盘带动槽轮运动，槽轮上固连一个齿轮，通过齿轮传动，使槽轮转过90度时转盘转过30度，上料的时间控制通过与拨盘固连的凸轮实现。凸轮运动时带动四杆机构运动，使转盘在转动过程中时停止送料，转盘停止转动时开始送料。系统运动循环图如图2.7所示： 图2.7 系统运动循环图2.4、电机的选取由于本次毕业设计做的是碳膜电阻的分选，碳膜电阻体积小，重量轻，所需功率较小，经查阅相关资料和经过实际调查，可拟定转盘的转速为：=5r/min。功率为：=0.5kw。在传动系统中，蜗轮蜗杆传动比为：=20 槽轮传动比为：=4 齿轮传动比为：=3 传动系统总传动比为：i=240则电机应选转速：n= i=1200r/min系列。计算电机所需功率，查机械设计手册知： 蜗轮蜗杆的传动效率： 0=0.75 电动机轴与联轴器的传动效率：1=0.995 联轴器与工作轴的传动效率： 2=0.94 槽轮的传动效率： 3=0.95 一对圆柱齿轮传动效率： 4=0.97 一对轴承传动效率： 5=0.995 电机所需的功率为：p=/012345=0.5/(0.750.9950.940.950.970.995)=0.777kw由电机转速查表选择全封闭自散式笼型三相异步电动机：Y系列型号为Y802-4。其额定功率：P=0.75KW；转速：N=1390 r/min.。同步转速：1500r/min。2.5 联轴器的选择因为这次毕业设计的课题转速较低，无冲击，因此选用构造简单，成本较低的刚性联轴器，查阅相关资料选取YLD13型号凸缘刚性联轴器。3、 电子元件分选机传动件设计计算及其结构设计传动件的设计计算、结构设计主要包括各部分的蜗轮蜗杆传动、槽轮传动、齿轮传动、凸轮传动、四杆机构传动、转盘、托盘、轴等的设计计算及其结构设计，另外，在本章也介绍了轴承、键等标准件的选型与校核。3.1、蜗轮蜗杆的设计计算3.1.1、选择蜗杆传动类型因为蜗轮蜗杆传动的特点，并考虑到传动系统空间的布置，和啮合等特点选择为圆柱蜗杆传动。并根据GB/T 10085-1998 的推荐，在此传动系统中采用渐开线蜗杆（ZI蜗杆）。3.1.2、选择材料因为考虑到蜗杆传动的功率不大，速度只是中等，所以蜗杆用45钢；又因希望效率高些，耐磨性好些，所以蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度选为45-55 HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，用金属模铸造。并且为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，但轮芯用灰铸铁HT100 制造。3.1.3、按齿面接触疲劳强度进行设计从根据闭式蜗杆传动的设计准则，首先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由机械设计中式（11-12），传动中心距为： （3.1）、确定作用在蜗轮上的转矩T1按z1=2，故取效率=0.8，则T1=9.55106p1/n1=9.55106p/(n/i12)=9.55106N.mm=8.245104Nmm（2） 、确定载荷系数K因为工作载荷较稳定，故载荷分布不均匀系数K=1;由表11-5选取使用系数K=1.15；由于转速一般不高，冲击载荷也不大，可取动载荷系数Kv=1.05；则 K=KKKv=1.051.151=1.21(3)、确定弹性影响系数ZE因为选用的蜗轮材料是铸锡磷青铜，蜗杆材料是45号钢，因此弹性影响系数ZE=160MPa1/2(4)、确定接触系数Zp我们先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值为d1/a=0.35，因此我们可以从机械设计图11-18中可查到：Zp=2.9。(5)、确定许用接触应力H因为根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，采用金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，因此我们可以从机械设计表11-7中查到蜗轮的基本许用应力是：H=268MPA。(6)、计算循环次数： N=60jn1Lh=6011390/2012000=5.004107(7)、寿命系数: KHN=0.8177则：H = KHN H=0.8177268MPA=219MPA(8)、计算中心距 =76.5mm考虑到本次设计中传动系统的空间布局，涡轮转速较低，所需功率较低的特殊性，因此为了设计的合理性选取中心距a=125，因为传动比为：i=20，因此我们可以从机械设计表11-2中取模数m=5，蜗杆分度圆直径：d1=50mm。这时d1/a=0.4，从机械设计图11-18中可查得接触系数Zp=2.74，所以ZpZp，所以以上计算结果可用。3.1.4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1) 、蜗杆蜗杆的主要参数与几何尺寸如表3.1所示：表3.1 蜗杆几何参数名称代号计算数值蜗杆的头数Z12蜗杆直径的系数q10蜗杆分度圆的直径d150蜗杆齿顶圆的直径da160蜗杆齿根圆的直径df138蜗杆轴向的齿距pa16分度圆的导程角111836 (2) 、蜗轮蜗轮的主要参数与几何尺寸如表3.2所示：表3.2 蜗轮几何参数名称代号计算数值蜗轮的齿数Z241涡轮分度圆的直径d2205蜗轮齿根圆的直径df2193蜗轮喉圆的直径da2217变位系数X2-0.5涡轮的宽度B453.1.5、校核弯曲疲劳强度 （3.2）当量齿数：zv2=z2/cos3=41/（cos111836）3=42.42因为x2=-0.5，zv2=42.42， 从机械设计图11-19中查到齿形的系数YFA2=2.87。所以螺旋角的系数： YB=1-11.31/140=0.9192。因为蜗轮的制造材料为ZCuSn10P1，从 机械设计表11-8中查得基本许用弯曲应力为：F=56 MPa寿命系数： KFN=0.647 许用弯曲应力： F = KFN F=0.64756MPa=36.232MPa F=MPa=7.8MPa所以弯曲强度是满足的。3.2、槽轮机构的设计计算及其结构设计3.2.1、槽轮机构的工作原理槽轮机构也叫做马尔他机构，也叫做马氏机构或者是马氏盘。是自动机械中应用很广泛的一种间歇运动机构，常见的槽轮机构有三种基本结构形式。、平面外槽轮机构。、平面内槽轮机构。、空间球面槽轮机构3。槽轮机构由带圆销的拨盘、带有径向槽的槽轮组成。拨盘和槽轮上都有锁止弧：槽轮上的凹圆弧、拨盘上的凸圆弧，起锁止作用。槽轮机构工作时拨盘连续回转，当两锁止弧接触时，槽轮静止；反之槽轮运动。从而将连续回转运动变换为间歇转动。槽轮机构具有结构简单、制造容易、工作可靠、机械效率高，能平稳地、间歇地进行转位运动的特点。但是因为槽轮运动过程中角速度有变化 ，所以不适合高速运动的场合3。3.2.2、槽轮机构的几何尺寸计算公式槽轮机构的几何尺寸计算公式如表3.3所示：表3.3 槽轮几何尺寸计算公式参 数计算公式或依据槽数z由工作要求确定圆销数n中心距L 由安装空间确定回转半径R R=Lsin=Lsin(/z)圆销半径r 由受力大小确定 rR/6槽顶半径s s=Lcos=Lcos(/z)槽深h hs-(L-R-r)拨盘轴径d1 d12(L-s)槽轮轴径d2 d22(L-R-r)槽顶侧壁厚b b=310 mm 经验确定锁止弧半径r0 r0=R-r-b 3.2.3、槽轮机构的几何尺寸计算结果因为槽轮机构中当拨盘的角速度一定时，槽轮的角速度及角加速的变化取决于槽轮的槽数Z。并且槽轮运动的角速度和角加速度的最大值随槽数Z的减小而增大。且槽轮的槽数Z越少，柔性冲击越大。所以可拟取槽轮的槽数为4，圆销数为1。因为涡轮的喉直径是217mm，为了防止涡轮与槽轮轴在运动时没有干涉，可拟取槽轮机构的中心距为200mm。几何尺寸如表3.4所示：表3.4 槽轮的几何尺寸参 数计算公式或依据（mm）槽数z4圆销数n1中心距L 200回转半径R 142圆销半径r 24槽顶半径s 142槽深h 108拨盘轴径d1 40槽轮轴径d2 50槽顶侧壁厚b 8锁止弧半径r0 1103.3、齿轮的参数与几何尺寸计算3.3.1、齿轮初始条件在所有的机械传动中，齿轮传动是最重要的传动方式之一，而且其形式有很多种，而且拥有传动效率高、结构紧凑、工作可靠和传动比稳定四大特点，因此一直是被广泛地应用于工程机械之中3。在本次毕业设计中，为了使槽轮转动90度时，转盘只转动30度，能够充分利用转盘空间，并且传动平稳，现拟取齿轮传动比为：u=3。工作寿命为15年（设每年工作300天），两班制。3.3.2、齿轮计算1、选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数1）、根据前面图2.4所述的传动方案，选定用直齿圆柱齿轮传动。2）、电子元件分选机是一般工作机器，功率较低，速度小，所以选用7级精度（GB 10095-88）。3）、齿轮材料的选择。查机械设计中表“常用齿轮材料及其力学特征”，选定小齿轮材料为40号钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料也为45号钢（调质），硬度为240HBS。4）现拟取选小齿轮的齿数为 Z1=30，则大齿轮的齿数为：Z2=Z13=90。2、按齿面接触强度进行设计由机械设计中计算公式（10-9a）进行试算，即： (3.3)K载荷系数T2 小齿轮的转速齿宽系数u传动比ZE弹性影响系数接触疲劳许用应力(1)、确定公式内的各计算数值1)、试选载荷系数Kt=1.3。2）、计算小齿轮传递的转矩： n2=n1/i1=68/4r/min=17r/min P2=p13=0.560.95kw=0.53kw T2=95.5105P2/n2=95.51050.53/17Nmm=2.977105Nmm3）、由机械设计中表10-7可选取齿宽系数：d=1。4）、由机械设计中表10-6中查得材料的弹性影响系数 ：ZE=189.8Mpa1/2；5）、由机械设计中图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim1= 550MPa, 大齿轮的接触疲劳强度极限同样为：Hlim2=550MPa。6）、由机械设计中式10-13计算应力循环次数。 N1=60n2j Lh=6017 (2830015) =7.344107 N2=N1/u =7.344107/3=2.4491077） 、由机械设计中图10-19可取小齿轮触疲劳寿命系数KHN1=0.90 ；大齿轮： KHN2=0.95。8）、计算接触疲劳许用应力。可取失效概率为1%，安全系数S=1，则由机械设计中式（10-12）得： H1=KHN1lim1/S=0.90550/1MPa=495 MPa H2=KHN2lim2/S=0.95550/1MPa=522.5 MPa(2)、计算1） 、试算小齿轮分度圆直径 ，带入H中较小的值。 2）、计算齿宽b。 b=dd1t =198.432mm=98.432 （3.4）3）、计算齿宽与齿高之比b/h。 模数：mt=d1t/z1=98.432/30=3.28mm 齿高：h=2.25mt=7.38mm 则 b/h=13.344）、计算载荷系数由机械设计中图10-8可查得动载系数KV =1.12；因为齿轮是直齿轮，所以：KHa=KFa=1；由机械设计中表10-2查得使用系数KA=1；由机械设计中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置，所以KH=1.423；由b/h=13.34，KH=1.423查图10-13可得KF=1.35；所以载荷系数为：K=KAKVKHKH=1.5945）、按照实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计中式（10-10a）得： d1=105.354mm （3.5）6）、计算模数 m。 m=d1/z1=105.354/30=3.5118。 （3.6）3、按齿根弯曲的强度设计由机械设计中式（10-5）可得设计公式（弯曲强度）为： m (3.7)(1)、确定公式里面的各计算值1）、由机械设计中图10-20c可查得小齿轮的强度极限（弯曲疲劳）：FE1=380Mpa；大齿轮同样也是：FE2=380Mpa；2）、由机械设计中图10-18可取弯曲疲劳的寿命系数：K FN1=KFE2=0.88；3）、计算弯曲疲劳的许用应力。根据要求可取弯曲疲劳的安全系数为：S=1.4，由机械设计中式（10-12）得：F 1 =F 2 =K FN1FE1/s=0.88380/1.4Mpa=238.86Mpa4）计算载荷的系数K。 K=KAKVKHKH=11.1211.35=1.5125）查取齿形的系数。由机械设计中表10-5可查得：YFa1=2.52；YFa2=2.206） 查取应力校正的系数。YSa1=1.625； YSa2=1.787）计算大、小齿轮的并相对比较分析。=0.01714 =0.01639综上计算：小齿轮的计算值比较大（2）、设计计算m=2.579mm对比以上的计算结果，我们可以发现由齿根弯曲疲劳的强度计算得到的模数小于由齿面接触疲劳的强度计算得到的模数m，但齿轮模数的大小主要由弯曲强度的承载能力所决定，而齿面接触疲劳强度的承载能力，仅仅与齿轮直径（就是模数与齿数的乘积）相关，所以理应取由计算弯曲强度得到的模数2.579，并就近圆整为标准值m=3mm。可得按接触强度算得的分度圆直径d1=105.354，算出小齿轮齿数为： z1=d1/m=105.354/3=35 z2=335=105通过以上计算所得出的齿轮传动方案既满足了齿面接触疲劳强度，又能够满足齿根弯曲疲劳强度，并且有效地节省了资源，因此无论从设计角度还是实际制造角度来看都是可行的。4、几何尺寸的计算1）、计算的分度圆直径为： d1=z1m=353=105mm d2=z2m=1053=315mm2） 、计算中心距： a=（d1+d2）/2=210mm3） 、计算齿轮宽度： b=dd1=84mm取大齿轮B2=84mm，小齿轮B1=90mm。4） 、齿顶圆直径： da1= d1+2m=111mm da2=d2+2m=321mm5） 、齿根圆直径： df1= d1-2m-2c*=105-23-20.25=98.5mm df2= d2-2m-2c*=315-23-20.25=308.5mm3.4、转盘的几何尺寸设计计算3.4.1、材料选择本次毕业设计是分选碳膜电阻，因为碳膜电阻的体积小，重量轻，所需的功率不大，综合以上考虑，可选择转盘的材料为：HT100，硬度为：85HBS。3.4.2、转盘的工作原理转盘在这里主要起送料的作用，转盘的边缘均匀的分布着12个比电阻体直径略大的通孔，转盘的下边放置一个托盘，当转盘处在停歇位置时，电阻经挡料机构落下，正好掉到转盘的通孔里，转盘开始转动时随着转盘运动到检测位置。3.4.3、几何尺寸、由于蜗轮的分度圆直径为：205mm，齿轮的分度圆直径为：315mm，综合以上两个尺寸，可取转盘的最大直径为：d=250mm。、因为电阻体的直径为：6mm，为了保证电阻体能够准确的落入转盘的孔中，孔的直径应该大于电阻体的直径，可取：d1=8mm。、转盘的轴孔直径为：d3=55mm。、因为转盘直径较大，电阻体直径非常小，所以为了节约材料，在转盘的中间均匀的分布6个孔，孔的直径为：d2 =40mm。、电阻体的长度为：L=20mm，因此可取转盘的厚度为：b=40mm。3.5、托盘的几何尺寸设计计算3.5.1、材料选择托盘的材料可选择跟转盘一样为：HT100，硬度为：85HBS。3.5.2、托盘的工作原理当转盘转动时，电阻同时要跟着转动，为了使电阻不会掉下去，现设计了这个托盘，托盘的边缘有一个凹槽，这是为了容纳电阻的引脚。托盘是与机器的箱体固连在一起的，当转盘转动时，托盘是固定不动的。3.5.3、托盘的几何尺寸、因为要与转盘相一致，所以取托盘的最大直径为d=250mm。、因为电阻两端引脚的直径为：1mm，长度为：30mm，为了保证电阻能够在托盘中正常运动，凹槽的宽度应该大于引脚直径，取：2mm，深度也应该大于引脚长度，取：32mm。、因为分选时电阻要能够正常落下，所以分选孔直径应该大于电阻体直径，可取：d1=10mm、托盘的轴孔直径为：d2=60mm。、电阻两端引脚的长度为：L=30mm，因此可取转盘的厚度为：b=40mm。、同样因为托盘直径较大，电阻体直径非常小，所以为了节约材料，在转盘的中间均匀的分布6个孔，孔的直径为：d3=40mm。因为托盘较厚，为了节约材料，把托盘做成如图3.5-2所示，孔的直径为：d4=200mm。深度为：h=30mm。3.6、挡料机构的设计计算分选机的挡料机构为凸轮、四杆机构的组合机构，现在先进行四杆机构的设计计算。其计算如下：如图3.1（a）所示，因为电阻体的直径为6mm，长度为30mm，管道壁厚为8mm，所以取挡料片的长度为18mm，挡料块的竖直长度为30mm，故计算取得的角度分别为：=cos-1(10/18)=60o。=0.2360=72o。其余长度分别如图3.1（b）所示： （a） 挡料块尺寸 （b） 连杆尺寸 图3.1 四杆机构结构尺寸简图3.6.1、凸轮传动的设计计算凸轮所在轴的转速为68r/min，可知凸轮和槽轮一个运动循环的时间为：t=60/68=0.88s。槽轮静止时间为：td=（1/2-1/4）0.88=0.22s，运动时间为：tj=t-td=0.88-0.22=0.66s。因此可分配凸轮各区段的运动时间如下：推程和回程阶段的时间为： t1=0.07s转角为： 360ot1/t=30o远休止阶段停留时间为： t2=0.15s转角为 ： 360ot2/t=60o近休止阶段停留时间为： t3=0.59s转角为： 360ot3/t=240o凸轮的运动循环图如图3.2所示： 图3.2 凸轮运动循环图（1） 、凸轮机构的压力角根据经验，对于摆动推杆压力角取3545，此处取=40。（2） 、凸轮基圆半径的确定由凸轮的基圆半径计算公式： （3.8）其中，s为推程长度，s=16mm；为推程角度，=30=0.52rad；e为偏心距，e=0；为许用压力角，=40；所以： =20.67mm因为考虑到安装空间尺寸，此处取r0=45mm。（3） 、凸轮轮廓曲线的设计采用作图法，根据基圆半径r0=45mm，以及摆杆的运动规律绘制出理论轮廓如图3.3所示： 图3.3 凸轮轮廓曲线3.7、其他标准件的校核计算3.7.1、轴的设计计算轴是组成机器的主要零件之一。轴可分为转轴、心轴和传动轴三类。轴按照轴线形状的不同，分为曲轴和直轴两大类。轴的设计也和其他零件的设计相似，包括结构设计和工作能了计算两方面的内容。轴的材料主要是碳钢和合金钢。轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。轴的计算通常都是在初步完成轴的结构设计后进行校核计算，计算准则是要满足轴的刚度或强度要求，轴的校核方法有两种：、按扭转强度计算。、按弯曲合成强度计算。3（1）、轴的材料的选择因为分选机所传递的功率比较小，对轴的重量和尺寸也没有什么特殊的要求，所以全部选择为常用的材料：45#钢。（2）、轴的结构设计、初步确定各轴的最小直径根据已知的数据，列出各轴的转速、功率和转矩如表3.5所示：表3.5 轴的转速 功率和转矩项目轴轴轴转速（r/min）68175.67功率（kw）0.560.530.51转矩(n.m)78.6297.7859传动比20.543效率0.750.950.97按机械设计中式（15-2）估算最小直径： （3.9）根据表15-3，可查得A0=112。于是可算得：轴： 22.6mm轴： 35.3mm轴： 50.2mm、各段轴径的确定初步估计出轴的最小直径后，就可以按照轴上零件的安装顺序，从上往下开始确定轴的各段直径。轴：最上面安装轴承，该段直径可选择为：30mm。从而可从机械设计课程设计中表15-3中查得轴承的型号为：6006。外形尺寸为：d1=30mm，D1=55mm，B1=13mm。该段长度为：20mm。轴承依靠轴肩定位，所以该段的直径为：35mm，下面接一个凸轮，凸轮上端与轴承之间用套筒定位，套筒长度为：30mm，下端靠轴肩定位，该段长度为：60mm。下面接一个槽轮的拨盘，拨盘与凸轮之间用套筒定位，套筒长度为：40mm，拨盘厚度为60mm，下面靠轴肩定位，所以该段长度为：100mm。再下段接的是蜗轮，该段直径为：45mm，蜗轮与拨盘之间也靠套筒定位，套筒长度为：20mm，蜗轮厚度为：50mm，所以该段长度为：70mm。蜗轮下端靠轴肩定位，该段直径为：50mm，长度为：20mm。接下来的是轴承，轴承内圈靠轴肩定位，该段直径为：35mm，长度为：20mm，最后那段的直径为：30mm，长度为：20mm。如图3.4所示： 图3.4 轴1的结构轴：最上面安装轴承，该段直径可选择为：40mm。从而可从机械设计课程设计中表15-3中查得轴承的型号为：6008。外形尺寸为：d2=40mm，D2=68mm，B2=15mm。该段长度为：40mm。轴承依靠轴肩定位，所以该段的直径为：45mm，这段所接的为一个小齿轮，齿轮宽度为90mm，该段长度为小齿轮宽度：90mm，槽轮与小齿轮之间通过套筒定位，长度为：20mm，槽轮所在段直径为：50mm，槽轮厚度为：45mm ,最后各段分别为：直径：55mm ,长度：30mm。直径：45mm，长度：90mm。直径：40mm，长度：20mm。如图3.5所示： 图3.5 轴2的结构轴：最上面安装轴承，该段直径可选择为：55mm。从而可该段长度为：40mm。下接大齿轮，大齿轮与轴承之间通过套筒定位，套筒长度为：20mm，大齿轮所在段的直径为：60mm，大齿轮宽度为85mm。最后各段分别为：直径：65mm ,长度：50mm。直径60mm，长度：120mm。直径55mm，长度：20mm。如图3.6所示： 图3.6 轴3的结构3.7.2、轴承的选择因为轴承受一定的轴向力的作用，所以选用角接触轴承。轴：从机械设计课程设计中表15-3中查得轴承的型号为：36206。外形尺寸为：d1=30mm，D1=62mm，B1=16mm。轴：从机械设计课程设计中表15-3中查得轴承的型号为：36208。外形尺寸为：d2=40mm，D2=80mm，B2=18mm。轴：从机械设计课程设计中表15-3中查得轴承的型号为：36211。外形尺寸为：d3=55mm，D3=100mm，B3=21mm。蜗杆轴：从机械设计课程设计中表15-3中查得轴承的型号为：36206。外形尺寸为：d3=30mm，D3=62mm，B3=16mm。3.7.3、键的选择键的类型有平键、半圆键、切向键等，是一种实现轴与轮毂间周向固定、用以传递转矩的标准件，应用非常地广泛。3、凸轮所用键：凸轮所在轴径为35mm，从机械设计中表14-1中查得键宽为：b=10mm，键高为：h=8mm，从键的长度系列可选择L=20mm。、拨盘所用键：拨盘所在轴径为40mm，从机械设计中表14-1中查得键宽为：b=12mm，键高为：h=8mm，从键的长度系列可选择L=32mm。、蜗轮所用键：蜗轮所在轴径为50mm，从机械设计中表14-1中查得键宽为：b=14mm，键高为：h=9mm，从键的长度系列可选择L=40mm。、小齿轮所用键：小齿轮所在轴径为45mm，从机械设计中表14-1中查得键宽为：b=14mm，键高为：h=9mm，从键的长度系列可选择L=70mm。、槽轮所用键：槽轮所在轴径为50mm，从机械设计中表14-1中查得键宽为：b=14mm，键高为：h=9mm，从键的长度系列可选择L=28mm。、大齿轮所用键：大齿轮所在轴径为60mm，从机械设计中表14-1中查得键宽为：b=18mm，键高为：h=11mm，从键的长度系列可选择L=63mm。、转盘所用键：转盘所在轴径为55mm，从机械设计中表14-1中查得键宽为：b=16mm，键高为：h=10mm，从键的长度系列可选择L=20mm。4、 电子元件分选机的三维建模及装配4.1、软件介绍UG(Unigraphics NX)软件是Siemens PLM Software公司出品的设计软件。本设计过程中使用的版本是UG NX6.0，由于NX 允许以数字化的方式建模、仿真、确认和优化产品及其开发过程，通过构建虚拟产品，就能够很快地评估仿真结果，减少或消除了对于物理样机的浪费，并且可以大大地缩短设计周期，提高产品质量和性能。4.2、三维建模及其装配采用UG三维建模较方便，装配时主要是按照零件的相互位置关系进行约束即可。典型零件和整机装配的三维建模图如图4.14.20所示。图4.1 蜗杆轴 图4.2 蜗轮 图4.3 转盘 图4.4 拨盘 图4.5 槽轮 图4.6 大齿轮 图4.7 小齿轮 图4.8 挡料机构 图4.9 凸轮 图4.10 上箱体正面 图4.11 上箱体反面 图4.12 托盘正面 图4.13 托盘反面图4.14 下箱体图4.15 一号轴图4.16 二号轴图4.17 三号轴 图4.18 装配图a 图4.19 装配图b图4.120 装配图c结 论时间过得真的很快，将近半年的毕业设计已经快要走到尾声了，在大学的四年间，我们做过各种各样的课程设计，也去过许多企业参观实习过，可是这些跟我们现在所做的毕业设计还是存在一些差距，毕业设计需要我们能够把我们所做过的课程设计的知识都综合应用起来，当我们碰到难题时也不能像那时一样和小组成员讨论，只能自己去查阅资料或请教导师。纵观整个毕业设计，我的课题还是比较综合性的一个重要课题，它涉及到了齿轮传动、蜗轮蜗杆传动、槽轮传动、凸轮传动等非常重要的传动计算，在整个设计过程中，我首先查阅大量资料数据，运用所学过的专业知识设计计算，根据数据分析，