机械设计课程设计 块状物品推送机的机械结构

机械课程设计说明书

题目：块状物品推送机的机械结构

作者：学号：

班级：

系别：机电及自动化工程系

专业：机械设计制造及其自动化

二二年二月

目录

1.设计题目及要求.....................................................2

1.1设计题目.....................................................2

1.2设计数据与要求...............................................2

1.3设计任务.....................................................2

2.执行机构设计方案选择............................................

3

2.1实现推送机推送要求的执行机构设计方案.......................3

2.2设计方案选定................................................5

3.凸轮基本参数的计算及UG建

模.......................................5

3.1凸轮轮廓曲线计算公式......................................5

3.2凸轮最大压力角及尺寸的确定..................................5

3.3在UG中建立凸轮轮廓曲线......................................7

3.3.1从动件位移分析......................................7

3.3.2UG表达式的推导........................................8

3.4基于UG的凸轮造型设计.....................................8

4.V带传动装置及参数计算..........................................10

4.1减速系统设计.............................................11

4.2V带参数计算.............................................11

5.传动零件设计计算及校核.........................................12

5.1齿轮的设计计算.............................................12

5.2齿轮的强度设计与校核.......................................14

5.3轴的选材...................................................14

5.4轴的设计及校核.............................................14

6.电机的选择及总传动比的分

配.....................................19

6.1电机的选择.................................................19

6.2传动比计算.................................................19

7.实体建模图及运动简图.............................................20

总结..............................................................21

参考文献.........................................................22

一.设计题目及要求

1.1设计题目

在自动包裹机的包装作业过程中，经常需要将物品从前一工序转送到

下一工序。现要求设计一用于糖果、香皂等包裹机中的物品推送机，将

块状物品从一位置向上推送到所需的另一位置，如图所示。

1.2设计数据与要求

1.向上推送距离H=120mm,生产率为每分钟推送物品120件；

2.推送机的原动机为同步转速为3000r/min的三相交流电动机，通

过减速装置带动执行机构主动件等速转动；

图6-2推送机

3.由物品处于最低位置时开始，当执行机构主动件转过1500时,工作要求

推杆从最低位置运动到最高位置；当主动件再转过1200时，推

杆从最高位置又回到最低位置；最后当主动件再转过900时，推杆在最

低位置停留不动;

4.设推杆在上升运动过程中，推杆所受的物品重力和摩擦力为常数，其值

为500N；设推杆在下降运动过程中，推杆所受的摩擦力为常数，其值为

100N；

5.使用寿命10年，每年300工作日，每日工作16小时；

6.在满足行程的条件下，要求推送机的效率高(推程最大压力角小于350),结

构紧凑，振动噪声小。

1.3设计任务

(1)至少提出三种运动方案，然后进行方案分析评比，选出一种运动方案

进行机构综合；

/2\

X(/)确定电动机的功率与满载转速；

3\

7设计传动系统中各机构的运动尺寸，绘制推送机的机构运动简图；

z4\

\(71在假设电动矶等速运动的条件下，绘制推杆在一个运动周期中位移、

速度和加速度变化曲线；

(5)如果希望执行机构主动件的速度波动系数小于3%,求应在执行机构主动

件轴上加多大转动惯量的飞轮(其他构件转动惯量忽略不计)；

(6)进行推送机减速系统的结构设计，绘制其装配图和两张零件图；

(7)编写课程设计说明书。

方案三

凸轮-连杆机构：如图6-5所示的凸轮一连杆组合机构

推送物品可将推杆的行程进行适当的放大，但是效率较低。

方案四

连杆机构图6-6所示的连杆机构由曲柄摇杆机构ABCD与曲柄滑块机构

GHK通过连杆EF相联组合而成。连杆BC上E点的轨迹,团在部分近似呈以

F点为圆心的圆弧形，因此，杆FG在图示位置有一段时间实现近似停歇。

方案五

固定凸轮一连杆组合机构图6—7所示的固定凸轮

一连杆组合机构，可视为连杆长度BD可变的曲柄滑块机构，改变固定凸

轮的轮廓形状，滑块可实现预期的运动规律。此方案的设计看似简单，但

是由于凸轮的计算复杂，制造困难，而且推杆机构必须进行运动放大后方

可使用。

2.2设计方案选定

经比较，方案三，其运动特性可实现直线间歇运动，并且传动平稳，运动精确，

连杆KH的运动轨迹确定，可以根据连杆BA的摆动角度及物块上升H=120mm计算

出连杆BH的长度。

故选用方案三比较合理。

三.凸轮基本参数的计算及UG建模

通过比较上述五种方案，把凸轮-连杆机构作为最终方案，并在此基础上做了

进一步的改进，利用齿轮上固化凸轮的结构。

3.1凸轮轮廓曲线计算公式

如图6-8所示，假定团为凸轮基圆半径，取团为摆杆团的长，团为摆动杆轴心团与凸轮

轴心团之间的距离，回为凸轮角速度，以摆动杆的轴心回与凸轮轴心团之连线为团轴

建立坐标系同团点是摆动杆的推程起始位置,摆动杆与团轴的夹角团为初始角。当凸

轮逆时针转过团角时，根据反转法原理，相当于摆动杆及摆杆轴心顺针转过角团,

此时摆动杆处于图示◎的位置，其角位移为团速度为团，轮廓法线团团点凸轮的压

力角为团。

(1)凸轮机构的理论轮廓线、实际轮廓线、压力角、曲率半径按以下公式设计:

(2)凸轮理论轮廓方程。

x=as\x\(p-lsin(^94-1//()+/)

y-acos(p-1cos(^9+1//0+夕)

图6-8反转法设计盘形凸

(3)式中：............(1)

(4)凸轮实际工作轮廓曲线方程。

xT=冗±弓cos。

yT=y±rTsin6

式中：

rT---------凸轮机构滚子半径,滚子圆的包络线有两条,式中上面一组符号用于

求解外凸轮的包络线方程，下面一组符号用于求解凸轮的包络线方程;

dy

(3)摆动从动件凸轮的压力角

IQ-M幽)

小二团3(…一丽&

(2)

W二①摆

d(p①轮

凸轮与杆转动同向时式中取，反之，则取,将取绝对值后代入压力角

计算公式。由上式计算压力角，有时为正，有时为负，正值表示轮廓接触点法线

位于此时摆杆速度方向线的顺一侧，否则为逆一侧。

(4)凸轮的理论轮廓线曲率半径

[(华)2+(半)2j

d(p__d(p__

dxd2ydyd2x

d(pd(p2d(pd(p:

3.2凸轮最大压力角及尺寸的确定

通过查阅相关资料后，得出结论：摆杆从动盘形凸轮压力角与是非独立的

关系，增大基圆半径不一定能减小压力角，有可能反而增大。所以在确定基

圆半径，中心距时，先拟定摆杆长某一定值1。基圆半径系数，中心

距系数。

所以在此取比由(1)式得乳以由为函数作出凸轮转过一个周期函数图像，如图

5-2；容易得出凸轮角位移在回处分别取得最大值团满足设计要求。

3.3在UG中建立凸轮轮廓曲线

为了避免推程与回程相接处出现尖点，所以对设计要求稍作修改，在推程与

回程间增加一远休阶段。

3.3.1从动件位移分析

(1)推程阶段中1二150

〃=30[10(需/-15(忐3+6(^^](0<^<150)

(2)远休阶段①2=2。

(3)回程阶段①3二10°

〃=30[1—10(需丁+15(言/—(0<9?<100)

⑷近休阶段①4二夕)

3.3.2IJG表达式的推导

1）已知条件，驱动参数

h=30(角度，degree)//摆杆角位移

hO=28.098(角度,degree)〃摆杆初始夹角

R0=70(长度,mm)〃基圆半径

Rr=10(长度,mm)〃滚子

a=140(长度,mm)〃中心距

1=100(长度，mm)〃摆杆长

Angle01=150(角度,degree)〃推程角

Angle02=20(角度，degree)〃远休止角

Angle03=100(角度,degree)〃回程角

Angle04=90(角度，degree)〃远休止角

t=l/UG系统变量，无单位。

2)推程阶段：Angle01=150

al=0//起始角，角度，degree;

bl=150〃终止角，角度，degree;

Jl=al*(l-t)+bl*t//中间角变量，角度，degree;

sl=h*(Jl/Angle01)*(Jl/AngleOl)*

(Jl/AngleOl)*(10-15*(Jl/AngleOl)+6*(Jl/AngleOl)*(Jl/AngleOl))〃角位

移变量，角度，degree;

xl=a*sin(JI)-l*sin(Jl+sl+hO)〃理论轮廓曲线X坐标值,长度，mm;

y1=a*cos(J1)-1*cos(J1+s1+h0)〃理论轮廓曲线Y坐标值，长度，皿n;

3)远休阶段：Angle02=20

a2=150;

b2=170;

J2=a2*(l-t)+b2*t;

s2=30;

x2=a*sin(J2)-l*sin(J2+s2+hO);

y2=a*cos(J2)-l*cos(J2+s2+h0);

4)推程阶段：Angle03=100

a3=170;

b3=270;

J3=a3*(l-t)+b3*t;

Je3=J3-170;

s3=h-h*(Je3/Angle03)*(Jc3/Angle03)*

(Je3/Angle03)*(10-15*(Je3/Angle03)+6*(Je3/Angle03)*(Je3/Angle03));

x3=a*sin(J3)-l*sin(J3+s3+h0);

y3=a*cos(J3)-l*cos(J3+s3+h0);

5)推程阶段：Angle04=90

a4=270;

b4=360;

J4=a4*(l-t)+b4*t;

s4=0;

x4=a*sin(J4)-l*sin(J4+s4+hO);

y4=a*cos(J4)-l*cos(J4+s4+h0);

3.4基于UG的凸轮造型设计

（1）建立表达式方程。在UG建模环境下，输入5.2中所推导的所有表达式。

（2）绘制理论凸轮轮廓曲线。参照前面说明执行绘制规律曲线命令，分别绘

制各段曲线，最后形成完整的凸轮理论轮廓曲线，如图5。

（3）绘制实际的凸轮轮廓曲线。执行偏置曲线命令，将凸轮理论轮廓曲线像

内偏置，偏置距离为滚子半径10,结果如图6,此即为凸轮的实际轮廓

曲线。

绘制凸轮中心孔。执行绘制圆弧命令，以原点为圆心，绘制一个直径为30的圆,

及和轴孔相匹配的键槽。

执行拉伸操作。选取凸轮的实际轮廓曲线以及中心孔，执行拉伸命令，拉伸厚度

为凸轮的厚度40.结果如图7所示。即为要求设计的凸轮实体。

图6实际轮廓曲^

执行机构运动简下图如图所示

在凸轮及摆杆尺寸的确定中己把摆杆的长度取为，凸轮的尺寸己较大：所

以选定的推杆离摆杆转动中心的距离。

四.V带传动装置及参数计算

4.1减速系统设计

本机构原动件为一高速电机，其转速为3000r/min,但我们所需要的转速是

120r/min,所以要减速。对于减速装置我们采用皮带加齿轮的方法。第一级降速

是用皮带减速，减为240r/min。第二级是用齿轮减为120r/min。皮带传动机构设

计分析如下：

带传动的优点：（1）适用于中心距较大的传动；（2）带具有良好的挠性，可

缓和冲击，吸收振动；（3）过载时带与带轮间会出现打滑，打滑虽然使传动失效,

但可防止损坏其他零件；（4）机构简单、成本低廉。

带传动的缺点：（1）传动的外廓尺寸较大；（2）需要张紧装置；（3）由于

带的滑动，不能保证固定不变的传动比；（4）带的寿命较短；（5）传动效率较低。

通常，带传动适用于中小功率的传动。目前V带传动应用最广，一般带速为

V=5^25m/s,传动比iW7,传动效率0.9至0.95.

4.2V带参数计算

皮带传动设计主要是采用两个半径不•的皮带轮来实现。

1)

确定计算功率由表9-7可得=1.2,则

Pa=KAP=1.2X2.2KW=2.64KW

2)选择带型根据匕=2.2KW和〃尸3000r/min由图9・8选定Z型带。

3)确定带轮直径并验算带速

1)确定小带轮直径团。并由表9-6并结合图9-8,确定团=63mm。

2)验算带速v

V=nn1/(60*1000)=9.891m/s

介于5-25m/s之间，所以团合适。

3)计算大带轮直径回。团二隹220.5mm,按表9-6圆整为标准系列值团二224mm。

(4)确定中心距及带长

1)在0.7(d(n+dJ2)<=。0<=2(4“+4/2)之间初选，，o=3OOmm。

2)计算带长

L/o=2d0+Ji(ddl+dJ2)/2+("m+4/2)("m+d42)/4fz0=1119.23mm

按表9-2选取标准长度LIQ=1000mmo

3)计算实际中心距a

A=%+(Ld—LJ())/2=240.385mm

中心距变化范围为200.9—574mm。

(5)校核小带轮包角生

4=141.6°>120°

(4)计算带的根

计算单根V带实际额定功率乳由0=63mm及回=3000r/min,查表9—3得回=0.41kw：

根据即3000r/min,i=3.5以及z型带，杳表9—4得花=0.04kw：分别杳表9—5及9

-2可得用=0.89,团=1.06,故有

Pd=(〃()+△Po)ka凝=L17kw0

2)

计算V带根数Z

Z=匕/p4=2.25,

取2根。

(7)确定初拉力《)查表9-1得到Z型带单位长度质量q=0.06kg/m,妆

2

稣=500(2.5-3)Pa/(kaZv)+qv=126.577N

(8)计算压轴力Q

Q=2Z与sin(卬/2)=1046N

五.传动零件设计计算及校核

5.1齿轮的设计计算

经皮带减速后的转速为240r/min,而我们所要的转速为120r/min,因此还需要的传

动比为2/1,选用的齿轮为标准齿轮。

中速轴转速=240r/min,传动功率=0.8kw,采用软齿

1）选择齿轮材料及确定许用应力

小齿轮用MnB调质，齿面硬度241-286HBS,=730Mpa

=600MPa（机械设计基础167页表11-1）

大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度为241〜269HBS,

,（机械设计基础167页表11-1）

由（机械设计基础171页表11-5）,取-1.1,-1.25,

=664MPa

[c〃2]=564MPa

包]=480MPa

吐]=408MPa

按齿面接触强度设计

设齿轮按9级度制造。取载荷系数K=1.5（机械设计基础169页

表11-3）,齿宽系数小齿轮上的转矩

7；=9（55?6—=3.18xio7N.mm

取=188,

齿数取=25,则=240/12025=50。故实际传动比i=50/25=2

模数根=位=78.9/25=3.156mm

21

齿宽=63.1mm,取=70,=65

取m-3mm,实际的-253-75,-503-150mm

中心距a二（4+心）/2=112.5mm

精度等级圆周速度v/（m/s）应用

直齿圆柱齿轮斜齿圆柱齿轮直齿锥齿轮

6级W15W30W12高速重载的齿

轮传动，如飞

机、汽车和机

床中的重要齿

轮，分度机构

的齿轮传动。

7级W10〈15W8高速中载或中

速重载的齿轮，

传动，如标准

系列减速器中

的齿轮，汽车

和机床中的齿

轮。

8级<6〈10W4机械制造中对

精度无特殊要习

的齿轮。

9级W2W4W1.5低速及对精度

要求低的传动。

验证轮齿弯曲强度

齿形系数=2.7,=1.6,=2.37,=1.7（见机械设计基础173T74）

=2舫41%]/Wz1=278^[aFl]=480MPa

二186W,安全

齿轮的圆周转速丫=皿W/60000=0.941m/s

对照表（机械设计基础可知选用9级精度是合适的，其他计算从略。

各齿轮硬度小于350HBs，所以是闭合式软齿面，所以齿面点蚀是主要的失效形

式。

5.2齿轮的强度设计与校核

查《机械设计基础》P250表11.19,因为齿轮是软齿面对称布置.，所以取

3d=1o

初选螺旋角3=15\

查《机械设计基础》P227表11.11,因为齿轮材料是锻钢，所以取弹性系数

ZE=189.8o

查《机械设计基础》P225图11.26,根据应力循环次数和材料以及热处理方式,

查取接触疲劳寿命系数：

ZN1=1,ZN2=1,齿面接触疲劳许用应力[6用：

5.3轴的选材

因为是一般用轴，所以选材料为45钢，调质。

查《机械设计基础》p333表16.1，查取6B=637Mpao

查《机械设计基础》D342表16.3,因为材料是碳素钢，所以取许用弯曲应

力[6Tb]=60Mpa。

查《机械设计基础》p341表16.2,因为是45钢，所以查取[T]=30〜

40Mpa,C=118-107o

5.4轴的设计

轴的选材：因为是一般用轴，所以选材料为45钢，调质。

查《机械设计基础》p333表16.1,查取6B=637Mpa。

查《机械设计基础》P342表16.3,因为材料是碳素钢，所以取许用弯曲应力

[6-lb]=60Mpao

查《机械设计基础》p341表16.2,因为是45钢，所以查取[T]=30〜40Mpa,

0118〜107。

1)中速轴的设计：d2C=(107-118)mm=29.2〜32.2mm

取d2=35mm选用轴承7207c具体参数如下图：

图4-4

2)低速轴的设计与强度校核：d3C=(107-118)mmM7.7-52.6mm

考虑最小直径要装联轴器，开键槽，要增大3%〜5%。故d3取50.1〜55.3mi

查《机械工程及自动化简明设计手册(上册)》p37表2-6,选联轴器型号为

YL11J型，d=55mmL=84mm,选轴承型号为7212c。

圆周力：Ft==2803/295.360=5.44kN

轴向力：Fa=Ft•tanB2=5.44tanl5.942«=1.56kN

径向力：Fr==5.44tan20o/cos15.942o=2.06kN

FA:-FA194+Fr(194-68)+Fad4/2=0解之得：FA=2.5

kN

FB:FA+FB=Fr解之得：FB=-0.44kN

Fi：F,=FtX(194-68)/194=3.54kN

F2:F2=Flx68/194=1.91kN

轴力图如下:

55.5

图4-5

2载面

图4-6

由图可知：1截面，2截面为危险截面

1截面的当量弯矩扎内7013a+11卅+(06x803)'=500.7N・m

2截面的当量鸾矩Me2=^14S>+24a7»+(0U6x803)'=557.8N-in

校核危险截面：6r代入数据得：61=23.2Mpa[6-lb]=60Mpa