麦秸打包机_课程设计_机械原理2.doc

福州大学机械原理及设计综合课程设计任务书学生姓名 XXX 序号 XX 一、 设计题目：麦秸打包机机构及传动装置设计二、 打包机工作原理简介A2A1B2B1图 1人工将麦秸挑到料仓上方，撞板B上下运动（不一定是直线运动）将麦秸喂入料仓，滑块A在导轨上水平往复运动，将麦秸向料仓前部推挤。每隔一定时间往料仓中放入一块木板，木版的两面都切出两道水平凹槽。这样，麦秸将被分隔在两块木版之间并被挤压成长方形。从料仓侧面留出的空隙中将两根弯成型的铁丝穿过两块木版凹槽留出的空洞，在料仓的另一侧将铁丝绞接起来，麦秸即被打包，随后则被推出料仓。工作行程负载打包机由电动机驱动，经传动装置减速，再通过适当的机构实现滑块和撞板的运动。传动装置有以下三种方案：空回行程负载I：带传动+二级圆柱斜齿轮减速器；II：圆锥圆柱齿轮减速器；图 2III：蜗杆减速器。三、 设计参数及说明执行构件的位置和运动尺寸如图1所示，当滑块处于极限位置A1和A2时，撞板分别处于极限位置B1和B2。一个工作循环所需时间为T。撞板的质量m = 15kg，依靠重力将麦秸喂入料仓。滑块所受载荷如图2所示，其中P1 = 50N，P2 及其余尺寸见下表：序 号123456789101112131415161718传 动 装 置IIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIT(s)1.001.001.051.051.081.081.101.101.121.121.141.150.320.320.340.340.350.35P2(N)780079007800790079008000800081008200830084008500170018001800190020002100l1(mm)300300300300300300300300300300300300320320320320320320l2(mm)400400400400400400400400400400400400420420420420420420l3(mm)250250260260260260260260250250250250280280270270280270l4(mm)800800820820840840840840830820810820850840860850870880l5(mm)200200200200200200200200200200200200210210210210210210l6(mm)600600600600600600600600600600600600650650650650650650序 号192021222324252627282930313233343536传 动 装 置IIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIIT(s)0.360.360.380.380.400.400.830.850.870.890.910.930.950.970.991.011.031.05P2(N)210022002100220023002200360037003700380038003900400041004200420043004300l1(mm)320320320320310310310310310310310310310310310310310310l2(mm)420420420420410410410410410410410410410410410410410410l3(mm)280270270270260260260260260270260260270270260270270270l4(mm)890900900910900910850850850860850840860860850860860860l5(mm)210210210210200200200200200200200200200200200200200200l6(mm)650650650650620620620620620620620620620620620620620620说明和要求：（1） 工作条件：一班制，田间作业，每年使用二个月；（2） 使用年限：六年；（3） 生产批量：小批量试生产（十台）；（4） 生产条件：一般机械厂，可加工7级精度齿轮、蜗杆及蜗轮；（5） 动力来源：三相交流电（220V/380V）；（6） 工作周期T的允许误差为3%之内；四、 设计任务及进度（一） 执行机构设计及分析1 运动方案拟定；（1天）2 机构运动设计；（2天）3 机构受力分析计算。（2天）（二） 传动装置的设计1 选择电动机、联轴器，分配传动比；（0. 5天）2 各级传动的设计计算；（1天）3 轴的设计；（0. 5天）4 轴承的选择和验算；（0. 5天）5 键连接的验算；6 减速器的设计；（7天）7 零件图设计；（1.5天）8 撰写设计计算说明书；（2天）9 考核。（2天）五、 设计完成工作量1 执行机构的机构运动简图；2 减速器装配图；3 零件图2张（低速级大齿轮或蜗轮和低速轴）；4 设计计算说明书（计算机程序作为附件）。六、 设计说明书包括的主要内容1 多个运动方案示意图及其分析比较和最佳方案确定；2 确定机构运动参数，画机构运动简图，机构位置分析，画出两执行构件的运动循环图（计算机画出），检验不干涉条件；3 机构力分析，编程计算原动件所需转矩和各运动副反力；4 选择电动机、联轴器，分配传动比；5 各级传动的设计计算；6 低速轴的设计；7 低速轴轴承的选择和验算；8 键连接的验算；9 减速器的设计的辅助计算和说明。七、 考核方法1 出勤和进度考核；2 工作能力；3 工作量完成质量；4 考试；5 答辩。指 导 教 师： 蓝 兆 辉 系 主 任： 陈 亮 2010 年 11 月 29 日设计内容计算过程及其说明结 果一.执行机构方案设计和分析(一)方案设计方案一方案二方案三方案四方案五(二)方案的选择(1).五个方案的比较二.麦秸打包机设计及分析(一)机构设计1曲柄滑块机构设计2撞板引导杆的确定3曲柄摇杆的设计4、机构的串接5完成结构简图（二）机构分析机构运动循环图，验证不干涉条件2机构受力分析根据要求编辑主程序linkrrrlinklink绘制机构动画绘制曲线图三动力和传动分析（一）选择传动方案（二）选择电动机功率确定总效率确定转速确定电动机四计算传动装置传动参数各轴输入功率计算各轴的输入转矩四传动零件的设计计算（一）箱内零件设计1选择蜗杆传动类型2选择蜗杆的头数3按齿面接触疲劳强度进行设计载荷系数弹性影响系数接触系数许用接触应力确定中心距验算中心距和模数五蜗轮与蜗杆的主要参数与尺寸蜗杆各项参数蜗轮的各项参数与尺寸(三)校核齿根弯曲疲劳强度（四）验算效率（五）热平衡计算（六）精度等级公差和表面粗糙度的确定（七）轮滑油的选择及装油量的选择六蜗轮的设计计算（一）估算最小轴径选择联轴器（二）设计蜗轮轴各段直径和长度（三）蜗轮轴上零件的周向定位七.蜗杆轴的结构设计（1）估算最小轴径（2）.设计蜗杆轴各段直径八.轴的校核和计算（一）蜗轮粗校核确定轴承支点间距求水平承受的载荷求水平平面弯矩垂直平面弯矩求出合成弯矩作出转矩图确定危险截面（二）蜗轮轴的精校核刚度校核（1）危险截面的选择（2）强度校核计算安全系数Sca精校核截面右侧计算安全系数九轴承的校核1求支反力2计算内部轴向力3计算轴承所受的轴向载荷4计算当量动载荷5寿命计算其他校核十.键的设计和计算蜗轮轮毂与轴连接处键的设计联轴器与轴连接处键的设计和计算十一.润滑和密封的选择及说明十二.箱体的结构一执行机构方案设计及分析、比较 为了实现麦秸打包机打包的总功能，机构需要有两个功能：滑块的左右运动，撞板的上下运动。滑块向前移动，将草杆向右推；滑块快速向左移动同时撞板向下运动，将草杆打包；当撞板向下移动到最大位移处时，滑块也将再次准备向右移动，至此，此机构完成了一个运动循环。（一）方案设计、选择、比较分析 麦秸打包机工作精度要求不高。故首先排除一些有高精度的机构。打包机水平移动的滑块受力大，排除使用高副机构。在此基础上，提出5个方案。 方案一 齿轮齿条组合机构方案说明：如图1所示，机构的动力传输由三个齿轮联合组成，齿轮传动有着高稳定性，可以承受重载和高速载荷等优点，而且结构简单，加工方便易于维护，整体方案相对节省空间。 图1 齿轮齿条组合机构运动说明：主动曲柄转动，带动摇杆进行摆动，和摇杆同轴的齿轮使底部齿条水平移动的同时再将运动传给下一级齿轮，而下一级齿轮的运动带动最右边的齿轮开始转动，最右边的齿轮带动第二个齿条进行竖直运动。方案二 连杆组合机构方案说明：如图2此方案传动性能可以满足要求，运动有急回，结构虽简单但紧凑，其全部由连杆和滑块组成使得加工与维护容易，成本较低。图2 连杆组合机构运动说明：主动杆为一曲柄，它带动从动复合杆做摆动运动，而复合杆的一端带动滑块进行上下运动，另一端带动滑块做水平运动。方案三 连杆滑块组合机构此方案传动性能类似方案二，有急回性能。由连杆和滑块组成。成本低。图3 连杆滑块组合机构运动说明：主动杆为一曲柄，它带动从动复合杆做摆动运动，而复合杆的一端带动连杆上的滑块进行上下运动，另一端带动滑块做水平运动。方案四 连杆滑块组合机构方案说明：其力学性能满足要求，运动结构紧凑层次清晰。图4 连杆滑块组合机构运动说明：主动杆带动滑块运动，滑块上下移动的同时，带动撞板竖直运动，同时拉动滑块做水平运动。方案五 连杆组合机构方案说明：如图5此方案传动性能可以满足要求，运动有急回，结构虽简单但紧凑，方案有平行四边形机构，代替了滑块，使机构更简单，加工与维护容易，成本降低。图5 连杆组合机构运动说明：主动杆为曲柄，它带动从动复合杆做摆动运动，而复合杆的另一端带动滑块进行上下运动由于平行四边形机构的存在，使撞板运动产生一定的幅度，幅度在允许范围内，另一组为曲柄滑块机构，带动滑块做水平运动。（二）机构组合方案的确定根据所选方案是否能满足要求的性能指针，结构是否简单、紧凑；制造是否方便；成本是否低等选择原则。经过前述方案评价，采用系统工程评价法进行分析论证，列出下列表格。表1.总体方案定性分析性能指针一二三四方五运动性能运动规律平稳急回急回平稳急回运动速度及精度较高一般一般一般一般工作性能工作效率高一般一般较高较高使用空间小一般一般一般一般动力性能承载能力大较大较大较大较大传力性能大较大较大一般较大震动与噪声较小较大较大较大较大经济性加工难度一般易易一般易维护难度易较易较易一般易能耗大小一般一般一般一般一般使用寿命较长较长较长较长较长结构机构尺寸小较大较大一般较大机构重量重轻轻一般轻复杂程度简单简单简单一般简单经过分析，发现方案五最满足设计任务的要求，并且综合性能良好所以将方案五作为执行机构的最终方案。二最终打包机机构设计及分析（一） 机构设计执行机构分别为: 曲柄滑块左右冲压机构设计；撞板引导杆的确定；曲柄摇杆机构设计；机构的串接。1、曲柄滑块机构设计按l4作出C1C2，取极位夹角=1020，作直角C1C2M并作其外接圆。取适当的偏距e，作C1C2的平行线，交外接圆与A，则曲柄滑块机构确定。曲柄长：连杆长：2、撞板导引杆的确定参照曲柄固定转动副A的位置，适当选定F点作为撞板导引杆转动副位置。量取F点到撞板的水平距离FQ，则摇杆FM的摆角3曲柄摇杆机构设计任取一长度，按照摇杆摆角作出摇杆的两个极限位置FE1、FE2，以 E1E2 为一直角边作直角rE1E2P，使作rE1E2P的外接圆，在圆上选一点A，可确定一曲柄摇杆机构ADEF。验算其最小传动角。量取线段AF和AF的长度，按照AF/AF比值放大或缩小曲柄摇杆机构ADEF，使其机架长为AF 4、机构的串接移动缩放后的曲柄摇杆机构，使其机架落到AF位置上。使曲柄滑块机构处于右极限位置，而曲柄摇杆机构处于摇杆的左极限位置，将两曲柄合二为一。再加上杆组GHM，构成平行四边形机构FGHM。根据撞板的下极限位置，延长杆HM至N。机构简图完成。（二）、机构分析作机构结构分析可知，该机构由曲柄ABD、RRP杆组、RRR杆组和机架组成。建立坐标系，确定机架上各运动副的位置，从滑块处于右极限位置开始，曲柄每转5作一次运动分析，求出运动副B、C、D、E、M的位置坐标，求出连杆BC、DE的倾角BC、DE，也求出滑快右上角T点和撞板N点的坐标，将其位移曲线画出，作为机构运动循环图。 分析：当撞板运动到和滑块同一高度时，即YNYT时，撞板的水平位置在滑块的右边，即XNXT。如图所示，两个运动不干涉。满足条件。2、机构受力分析首先，根据滑块的位移确定滑块上的外载荷P:推程：回程：由滑块力平衡得：撞板为三力构件，由力平衡条件可知，撞板重量Q=mg将都作用在摇杆EFM上。考虑摇杆EFM的力平衡,由对F点的力矩平衡条件得：求F点支座反力由水平方向力平衡方程得：由垂直方向力平衡方程得：考虑曲柄ABD的力平衡，由对A点的力矩平衡方程得：求A点支座反力由水平方向力平衡方程得：由垂直方向力平衡方程得：程序：SET WINDOW -100,300,-100,200OPTION NOLETFOR I=0 TO 360 STEP 5 CALL LINK(0,0,0,0,0,0,I*PI/180,7.57,0,412.08, XB,YB,VBX,VBY,ABX,ABY) CALL RRP(1,-200,909.16, YB, VBY, ABY, QBC,WBC,EBC) CALL LINK(XB,YB,VBX,VBY,ABX,ABY, QBC,WBC,EBC,909.16,XC,YC,VCX,VCY,ACX,ACY) XT=XC+205 YT=YC+155 QAD=(I-79) *PI/180 CALL LINK(0,0,0,0,0,0,QAD,7.57,0,308.21,XD,YD,VDX,VDY,ADX,ADY)CALL RRR(495.38,351.25,0,0,0,0,XD,YD,VDX,VDY,ADX,ADY,531.58,488.54,QFE,WFE,EFE,QDE,WDE,EDE) CALL LINK(495.38,351.25,0,0,0,0,QFE,WFE,EFE,531.58,XE,YE,VEX,VEY,AEX,AEY) QFM=QFE-145*PI/180 CALL LINK(495.38,351.25,0,0,0,0,QFM,WFE,EFE,526.05,XM,YM,VMX,VMY,AMX,AMY) XN=XM YN=YM-286.13 XG=501.35 YG=630 XH=XM YH=YM+180 P1=50 P2=3700 Q=150 L4=850 QAD1=-80.56*PI/180 QAD2=84.37*PI/180 IF QAD1QAD AND QAD45HRC，根据【2】*254页，表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力H=268MPa。（5）工作寿命 Lh按 300 个工作日，单班制计算。每天工作八小时 ！Lh=62308 = 2880 h应力循环次数，根据【2】*254页，=60172.2892880=1.25107寿命系数： （6）计算中心距= 125.0mm根据文献【2】*245页，表11-2，选取中心距a=160mm，m=6.3，=63mm，根据文献【2】*253页，图11-18，接触系数因为3=0.8，满足弯曲强度，因此不用重算。（五）热平衡计算滑动速度Vs=4.8m/s 取t=20C 从K=1417.5 取K=17W/（mC） 由【2】*267页，式（11-23） =43.95C 85C （六）精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所涉及的蜗杆传动时动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 10089-1988圆柱蜗轮、蜗杆精度中选择8级精度，测隙种类为f，标注为8f GB/T 10089-1988。蜗杆齿面粗糙度Ra为1.6，蜗杆顶圆粗糙度Ra为1.6蜗轮齿面粗糙度Ra为1.6，蜗轮顶圆粗糙度Ra为3.2（七）轮滑油的选择及装油量的选择减速器内装SH0094-1991蜗轮蜗杆油680至规定高度，浸油深度应为蜗杆的一个齿高，油温不超过60C。六蜗轮轴的设计计算（一）.估算最小轴径初选蜗轮轴的材料为45钢，由文献【1】，查得C=118-106，由于轴段有键槽，故，由转矩估算最小轴径，由文献【2】*370页，公式15-2 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需要同时选择联轴器的型号。联轴器的计算转矩 考虑到转矩变化小，故取使用系数=1.3 联轴器的计算转矩查文献【1】*97页，表8-5，选择LT7型联轴器标记：LT7联轴器选择联轴器选取= 40mm（二）设计蜗轮轴各段直径和长度轴段（1）估算轴径为38.6mm，因其与联轴器有配合关系，故按标准尺寸系列选取轴段（1）的直径=40 轴段（1）的长度取决于半联轴器毂孔长度84mm，为使轴端挡圈工作可靠，挡圈压在半联轴器上而不压在轴的端面上，轴段（1）的长度应略小于半联轴器毂孔长度，现取为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段（1）、（2）间为定位轴肩，故轴肩高度 同时考虑密封圈，查文献【3】*81页，选取毡圈 48 故取h=4mm，则轴段（3）为轴径，（2）、（3）间的轴肩是为便于轴承安装而设置的非定位轴肩，故不宜比大太多。其直径应符合轴承内径标准，考虑到输出轴既受到径向载荷又受到轴向载荷，并且载荷不是很大，初选轴承型号30210，圆锥滚子轴承，根据文献【1】*75页，表6-7，滚动轴承 30210 GB/T 297-1994其尺寸：dDT=509021.75，轴段由此可选定右端轴承采用甩油盘进行定位，长度应该由甩油环尺寸确定，为便于蜗轮的安装，取安装蜗轮处的轴端直径，蜗轮的左端与左轴承之间采用甩油环定位。一直蜗轮轮毂的宽度为82mm，为了使套筒端面可靠地压紧蜗轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，蜗轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度取h=3.5mm，则轴环处的直径。轴环宽度b1.4h，取mm轴承端盖总厚度为37.2mm（有减速器及轴承端