機械原理課程設計樣本

-.z.廣東工業(yè)大學華立學院課程設計（論文）課程名稱_________機械原理______題目名稱_____步進輸送機__________學生學部（系）_________________專業(yè)班級______________________學號______________________學生姓名______________________指導教師______________________年月日目錄一、步進輸料機的主要設計過程································4二、步進輸料機結構簡圖··········································4三、設計簡述·························································43.工作原理·····················································43.傳動方案·····················································53.3設計要求····················································6四、部分結構解析·················································64.直齒齒輪分析················································6精度分析········································74.1.齒輪副的側隙分析·····························94.1.3受力分析········································4.1.4載荷分析·······································4.1.5齒面接觸疲勞強度計算····················14.1.6齒根彎曲疲勞強度計算····················14.2V帶傳動分析···············································15帶傳動受力分析·····························15帶出動的傳動比·····························174.3凸輪機構及其設計·······································19強等加速減速運動規(guī)律···················19用解析法設計盤型凸輪輪廓·············21滾子直動從動件凸輪機構················224.4軸的分析及其設計······································244.4.14.4.2五、自我評價························································28六、參考書籍························································29七、附圖······························································29一、步進輸料機的主要設計過程二、步進輸料機結構簡圖（見書后附圖）三、設計簡述§3.1工作原理當電源接通后，電動機帶動帶輪1轉(zhuǎn)動，帶輪2通過V型帶與帶輪3相連，（其中帶輪3與齒輪4、凸輪5通過軸連接，）帶輪3內(nèi)部的星心輪把電動機的轉(zhuǎn)速ω降到一定的轉(zhuǎn)速ω1,則此時齒輪與凸輪的轉(zhuǎn)速相同，既是ω1。之后，凸輪的轉(zhuǎn)動控制桿機構6，使A桿的收縮和伸長控制工件是否落下（具體情況我們后面會提到桿機構6時的介紹和計算，其中A桿是在伸縮彈簧作用下進行工作的），落下一個工件后桿A伸長阻止下一個工件的落下，同時配合齒輪帶動齒形皮帶轉(zhuǎn)動把工件送到加工處5加工。齒輪的間歇配合使工件間歇運動。每前進一次后，齒輪4的空隙時間用于工件的加工，達到步進的目的。§3.2傳動方案此機構的傳動方案大體上沒什么不同，在桿結構6的問題上有所不同的意見，我們組進行了緊張的討論：一種觀點是采用從動件圓柱凸輪機構（圖3-1），圖（3-1）第二種方案是采用齒輪與齒條的配合（圖3-2）。（圖3-2）而另一種觀點是采用從動件盤形凸輪與搖桿機構的組合圖（3-3）。圖（3-3）這三種方案的目的都是為了間隔性的阻止工件落在傳送帶上。考慮到設計時尺寸等作用，另外也借助杠桿的放大作用，我們最終選擇了方案三。§3.3設計要求通過對《機械原理課程設計指導》（主編張永安編著張永安徐錦康王超英）一書中46頁的題目八——步進送料機機構設計與分析的學習，并在伙伴們的幫助下認真分析總結，設計了此機構。此機構要求送料機自動送料，每分鐘送料30個，且每次送料的距離相同，經(jīng)加工后方可繼續(xù)進料，準確無誤的完成快速加工。四、部分結構解析§4.1直齒齒輪分析我們都知道齒輪傳動是應用極為廣泛的傳動形式之一。其主要特點時：能夠傳遞任意兩軸間的運動和動力，傳動平穩(wěn)、可靠，效率高，壽命長，結構緊湊，傳動速度和功率范圍廣。但是，齒輪需要專門設備制造，加工精度和安裝精度較高，且不適宜遠距離傳動。本設計中的變速箱中配有大量的齒輪（行星輪）如下圖（4-1）：圖（4-1）在此，我們進行有關變速箱3中齒輪的各項分析。包括精度、受力、載荷、齒面接觸疲勞強度、齒根彎曲疲勞強度等?！?.我們都知道齒輪傳動的工作性能、承載能力及使用壽命都與齒輪的制作精度有關，精度過低將影響齒輪傳動的質(zhì)量和壽命，而且精度過高又會增加制造成本。因此在設計齒輪傳動時，應根據(jù)工作情況合理選擇齒輪的精度。國家標準《漸開線圓柱齒輪精度》和《錐齒輪精度》中規(guī)定，將影響齒輪傳動的各項精度指標分為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個公差組。各公差組對傳動性能的影響如下。（1）第Ⅰ公差組精度等級用于限制齒輪在一轉(zhuǎn)內(nèi)其會轉(zhuǎn)角誤差不得超過*一限度，以保證運動傳遞的準確性。（2）第Ⅱ公差組精度等級用于限制傳動時瞬時傳動比的變化不得超過*一限度，以減少沖擊、震動和噪聲，使運動傳遞平穩(wěn)。（3）第Ⅲ公差組精度等級用于保證相嚙合的兩齒面接觸良好，載荷分布均勻。標準中還規(guī)定齒輪精度分為12個等級，第一級最高，第12級最低。一般機械中常用的精度等級為6～9級。齒輪的精度等級應根據(jù)傳動的用途、使用條件、傳動的功率、圓周速度及其他技術要求規(guī)定。選擇時，先根據(jù)齒輪的圓周速度確定第Ⅱ公差組的精度等級（見表4-1），第I公差組精度等級可比第Ⅱ公差組精度等級低一級或同級，第Ⅲ公差組精度等級不能低于第Ⅱ公差組精度等級。表4-1齒輪第公差組精度等級的選擇及應用應用6級≤15≤25≤97級≤10≤17≤68級≤5≤10≤39級≤3≤3.5≤2.5在此，根據(jù)我們的設計"步進送料機”的特點：齒輪強度高、轉(zhuǎn)速低、傳動穩(wěn)，應選取精度等級為9級、圓周速度為≤3的齒輪?！?.齒輪工作時，其非嚙合一側有一定的間隙，稱為齒側間隙。這個間隙對于儲存潤滑油，補償輪齒的制造誤差、受力變形和受熱膨脹均是必要的，否則齒輪在傳動中就有可能卡死或燒傷。側隙量的大小按齒輪工作條件決定，設計中所選定的最小極限側隙應能足以補償齒輪工作時的熱變形和貯油。國家標準規(guī)定了14種齒厚極限偏差及中心距極限偏差。標準中規(guī)定，在固定中心距極限偏差的情況下，通過改變齒厚偏差的大小而得到不同的最小側隙。通常買取中等價格的，市場價一般為2680元/套?！?.圖4-2（a）所示為一對標準直齒輪圓柱齒輪在標準中心距安裝條件下的受力情況。在分析齒輪傳動受力時，用齒寬中點的集中力代替沿齒寬的分布力，并忽略摩擦力。當轉(zhuǎn)矩T1由主動輪1傳遞給齒輪2時，齒輪間的作用力是沿著嚙合線作用在齒面上的，此力的方向即為齒面在該點的法線方向，故稱為法向力Fn。為了便于分析，在節(jié)點處將Fn分解為兩個互相垂直的力，圖4-2（b）表示出作用于齒輪1上的法向力Fn的分解情況：與分度圓相切的圓周力Ft和沿半徑方向作用的徑向力Fr。圖4-2直齒圓柱齒輪傳動的作用力（4-1）式中：T1為主動輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，即其中，P1為主動齒輪傳遞的功率（kW），n1為主動齒輪的轉(zhuǎn)速（r/min）；d1為主動齒輪的分度圓直徑（mm）；α為分度圓的壓力角。作用在主動輪和從動輪上的各對力等值反向。各分力的方向為：①主動輪上的圓周力Ft1是阻力，它與主動輪的回轉(zhuǎn)方向相反；從動輪上的圓周力是Ft2驅(qū)動力，它與從動輪的回轉(zhuǎn)方向相同；②兩齒輪的徑向力Fr1、Fr2分別指向各自的輪心?！?.按式（4-1）計算的Ft、Fr和Fn均是作用在齒輪上的名義載荷。在實際工作中，還有考慮多方面因素的影響，①由于原動機或工作機的工作特性不同，其振動和沖擊也不相同；②由于齒輪的制造誤差，兩齒輪嚙合的基圓不會完全接觸，使得瞬時速度比變化而產(chǎn)生動載荷；③由于齒輪安裝時的誤差，或軸因受彎矩產(chǎn)生彎曲變形、受轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形等原因，使得載荷沿齒寬方向分布不均勻，如圖（4-3）。當齒輪相對軸承不對稱布置，或載荷集中現(xiàn)象嚴重時，綜合考慮軸彎曲和扭轉(zhuǎn)變形的影響。非對稱布置時，齒輪遠離轉(zhuǎn)矩輸入端會使載荷分布不均勻現(xiàn)象得以緩和。圖（4-3）齒輪載荷沿齒寬分布不均勻性考慮以上因素，應將名義載荷乘以阻礙和系數(shù)，修正為計算載荷。進行齒輪的強度計算時，按計算載荷進行設計，與法向力對應的計算載荷為式中：K為載荷系數(shù)，按表4-2選取。表(4-2)載荷系數(shù)K原動機工作機械的載荷特性均勻中等沖擊較大沖擊電動機1.0～1.21.2～1.61.6～1.8多缸內(nèi)燃機1.2～1.61.6～1.81.9～2.1單缸內(nèi)燃機1.6～1.81.8～2.02.2～2.4§齒面接觸疲勞強度分析一個齒輪的嚙合可看作兩個圓柱體的接觸。因此，輪齒表面最大的接觸應力可近似運用彈性力學中的赫茲公式計算。即式中：u為兩齒輪的齒數(shù)比，"+”用于外齒輪，"-”用于內(nèi)齒輪。為了便于設計計算，引入齒寬系數(shù)ψd=b/d1，代入上式，得到齒面接觸疲勞強度的設計公式為：ZE為節(jié)點區(qū)域系數(shù)。設計中我們采用的材料都是鋼，將其分別代入式（4-3）和式（4-4）,得到一對鋼制齒輪的齒面接觸疲勞強度的設計公式：一對鋼制齒輪的齒面接觸疲勞強度校核公式為應用上述公式時應注意：一對齒輪嚙合時，兩齒輪間的接觸應力σH1和σH2相等，但許用接觸應力［σH1］和［σH2］一般不相等，應將［σH1］和［σH2］中較小的值代入公式計算?！忑X根彎曲疲勞強度分析齒根彎曲疲勞強度計算是為了防止齒根出現(xiàn)疲勞折斷。因此，我們還考慮力應保證齒根最大應力σF不大于齒輪材料的許用彎曲應力［σF］。在此我們把齒輪看作為一懸臂梁。根據(jù)材料力學的相關理論并結合齒輪傳動的特點，得齒根彎曲疲勞強度的校核公式為式中：T1是主動輪的轉(zhuǎn)矩，單位為N·mm；YF稱為齒形系數(shù)，見表（4-3）；YS稱為應力修正系數(shù)，見表（4-4）；b為齒輪的接觸寬度，單位為mm；m為模數(shù)；z1是主動輪齒數(shù)；［σF］是輪齒的許用彎曲應力，單位為MPa。表4-3標準外齒輪的齒形系數(shù)YFZ121618202530405080≥100YF3.473.032.912.812.652.542.412.352.252.18表4-4標準外齒輪的齒形系數(shù)YSZ121618202530405080≥100YS1.441.511.541.561.591.631.671.711.771.80引入齒寬系數(shù)ψd=b/d1，代入式（4-7），得到齒根彎曲疲勞強度的設計公式為應用此公式時應注意：齒數(shù)不同，故兩齒輪的齒形系數(shù)YF和應力修正系數(shù)YS也是不同的，且兩齒輪的許用彎矩應力［σF］也不一定相同，因此必須分別校核兩齒輪的齒根彎曲疲勞強度。所以我們在設計時，將兩齒輪的YFYS/［σF］值進行比較，取較大值代入式(4-8)中計算的。計算所得的值根據(jù)表4-5查出標準模數(shù)。表4-5標準模數(shù)系列（GB1357－87）第一系列11.251.522.5345681012162025324050第二系列1.752.252.753.54.55.5791418222836454.2V帶傳動分析§帶傳動受力分析由于帶傳動以初拉力F0張緊地套在兩個帶輪上，在F0的作用下，帶與帶輪的接觸面上產(chǎn)生正壓力。未工作時，帶兩邊的拉力相等，且都等于F0，如圖（4-4）。當工作時，主動輪對帶的摩擦力Ff與帶的運動方向相反。所以主動邊（即下邊）被拉緊，拉力又F0增加到F1；從動邊（即上邊）被放松，拉力由F0減少到F2，如圖（4-5）。此時，即形成了緊邊和松邊。其中，F(xiàn)1稱為緊邊拉力，F(xiàn)2稱為松邊拉力。如果近似認為帶在工作時的總長度不變，則帶的緊邊拉力的增加量應等于松邊拉力的減少量，即F1-F0=F0-F2（4-9）或F1+F2=2F0圖（4-4）圖（4-5）在圖（4-5）中，取繞在主動輪上的帶為分離體，若主動輪的直徑為D2,按力矩平衡條件可得帶傳動傳遞的功率為由以上的式子可知，若帶的速V不變，傳遞的功率P取決于帶與帶輪之間的摩擦力Ff。當初壓力F0一定且其他條件不變時，摩擦力Ff有一個極限值，這就是帶所能傳遞的最大有效拉力。當摩擦力達到極限時，帶的緊邊拉力F1與松邊拉力F2的關系可用摩擦的Eluter公式表示，即：式中：e————自然數(shù)的底，e約等于2.718；?————摩擦因數(shù)（對于V帶，用當量摩擦因數(shù)?v）；α1————帶與小帶輪接觸所對的圓心角，稱為包角，單位為：rad。由圖（4-4），可得帶在帶輪上的包角為整理后，可得出帶所能傳遞的最大有效拉力Fema*為由以上公式可知最大有效拉力Fema*與初拉力F0，包角α和摩擦因數(shù)?有關?！鞄鲃拥膫鲃颖热魏蝹鲃訕嫾紶可娴絺鲃颖鹊膯栴}，帶動輪也不例外，但由于帶動輪中帶是柔性的而不是剛性的，而且是依靠其與摩擦力來進行傳動的，所以又具有一定特殊性，通常都會牽涉到帶的彈性滑動和打滑問題，下面對其進行適當?shù)姆治觥菑椥泽w。在傳動過程中，由于受拉力而產(chǎn)生彈性變形，但由于緊邊和送邊的拉力不同，因而彈性變形也不同。如圖（4-6）所示，當緊邊在A1點上繞上主動輪轉(zhuǎn)動時，其所受的拉應力為F1，此時帶的線速度V和主動輪的圓周速度V1相等。在帶由A1到B1點的過程中帶所受到的拉力由F1逐漸降到F2，帶的彈性變形也就隨之逐漸變小，因而帶沿帶輪傳動是一邊繞進，一邊后縮，所以帶的速度便逐漸過度到低于主動輪的圓周速度V1。這就說明帶在繞主動輪邊緣的過程中，帶與主動輪邊緣發(fā)生了相對滑動。同理，相對滑動也發(fā)生在從動輪上，但情況恰恰相反，帶在繞過從動輪時，拉力由F2增加到F1，帶的彈性變形也就隨之逐漸變大，因而帶沿帶輪傳動是一邊繞進，一邊伸長，所以帶的速度便逐漸過度到高于從動輪的圓周速度V2，亦即帶與從動輪間也發(fā)生了相對滑動。這就是帶傳動正常工作時固有的特性，也是不可避免的。彈性滑動引起的后果是：從動輪的圓周運動產(chǎn)生了速度損失；降低了傳動效率增加了帶的磨損，使帶的溫度升高，減少了帶的壽命；圖（4-6）其降低率用滑動率ε表示，即所以，帶傳動的傳動比為帶傳動的滑動率一般為ε=0.01～0.02。由于ε數(shù)值較小，對運動的準確性要求不高時，可忽略。在本設計中我們采用ε=0.01時較合適。MACROBUTTONMTEditEquationSection2SEQMTEqn\r\hSEQMTSec\r1\hSEQMTChap\r1\h§4.3凸輪機構及其設計§等加速等減速運動規(guī)律有物理學可知，初速度為零的物體加速運動時，其位移方程為(4―16)式中凸輪轉(zhuǎn)角φ的變化范圍為0o~。當φ=時，，代入上式得(4―17)將上式代入位移方程，并對時間求導，可得位移速度和加速度方程：(4―18)式中轉(zhuǎn)角的變化范圍為0o~（圖3-8）。根據(jù)位移曲線的對成性，可得等減速運動時位移、速度和加速度方程為(4―19)式中轉(zhuǎn)角φ的變化范圍為~φ。根據(jù)上式可畫出從動件的運動線圖，如上圖所示。由圖可以看出這種運動規(guī)律，通常是在前半程中，作等加速運動；在后半程中，作等減速運動。有圖可知，這種運動規(guī)律的速度曲線是連續(xù)的，不產(chǎn)生剛性沖擊。但在三處加速度有突變，這表明慣性力也有突變，不過這是有限制的突變。因此一般可用于中速凸輪機構。§用解析法設計盤型凸輪輪廓§.1尖頂直動從動件盤型凸輪輪廓圖（4-7）所示為正偏置尖頂直動從動件盤型凸輪機構,凸輪以等角速ω按順時針方向回轉(zhuǎn)。已知偏距e基圓半徑r以及從動件的運動規(guī)律s=s(ψ)。取凸輪軸心O為極點,與初始向經(jīng)OB。重合的O*軸為極軸。當凸輪轉(zhuǎn)過任意角ψ后,從動件上升的位移s可按s=s(ψ)求得。利用反轉(zhuǎn)法原理,畫出從動見轉(zhuǎn)過角度ψ后的位置,如圖中虛線所。此時從動件的尖頂與凸輪輪廓B點接觸,由圖（4-7）中的幾何關系,可求得B點向經(jīng)r角θ為(4―20)式中可按下求得令(4―21)圖（4-7）式中可按下求得(4―22)為了使凸輪輪廓的坐標方程不同轉(zhuǎn)向的凸輪，向角θ應引入正負號。若凸輪的轉(zhuǎn)向為順時針方向時為正值若凸輪轉(zhuǎn)向為負時針方向時，為負值于是偏值尖頂直從動件盤型凸輪輪廓極坐標方程的一般表達式為(4―23)§滾子直動從動件凸輪機構從圖中可知，從Β點做理論輪廓的法線此法線nn，此法線與滾子圓的交點K就是工作輪廓的對應點。法線nn與向經(jīng)r之間的加角λ可通過(b)所示的關系求得。設滾子中心Β沿理論輪廓移到Β1點的位置，其向經(jīng)和向角的增量分別為Δr和Δθ。當Δθ趨于零時，直線ΒΒ1與理論輪廓上Β點的切線重合?！螼ΒE此時趨于直角，故角∠Β1ΒE＝λ。由直角三角形Β1EΒ可近似求得(4―24)當Δθ~0時(4―25)式中和可由理論輪廓極坐標方程求得。對于偏直滾子直動從動件盤型凸輪機構，其和可將上式對ψ求導數(shù)而得(4―26)圖（4-8）由圖(a)可得工作輪廓上對應點的極坐標方程(4―27)式中分別為工作輪廓上任意一點K的向經(jīng)與向角；rt為滾子半徑；λ為工作輪廓上點的向經(jīng)與理論輪廓上對應點Β的向經(jīng)之間的夾角，可由Δ0ΒK求得(4―28)§4.4軸的分析§軸的概述軸是組成機器的重要零件之一，其功能主要是用來支撐做回轉(zhuǎn)運動的零件，如齒輪、渦輪、帶輪、鏈輪、凸輪等，并傳遞運動和動力，承受彎矩和轉(zhuǎn)矩。例如下圖：一般軸的常用材料很多，選擇時應主要考慮以下幾項因素：軸的強度、剛度及耐磨性要求；熱處理方法；工藝要求；來源和價格等。在此，經(jīng)我們組全體討論結果，選用含碳量0.35%～0.5%的優(yōu)質(zhì)碳素鋼，尤其是45號鋼的應用，另外我們也選用了Q235A普通碳素鋼作為備用。由于周在工作時可能會發(fā)生失效現(xiàn)象，如：剛度不足產(chǎn)生過大的彈性變形；轉(zhuǎn)速極高的軸發(fā)生共振而失穩(wěn)等。因此，需要提高軸的剛度和強度?！焯岣咻S剛度和強度的措施§.1合理布置軸上零件軸上零件的合理布置可改善軸的受力狀況，提高軸的剛度和強度。1)使彎矩合理分布合理改進軸的零件結構,可減少軸的載荷.改善其應力狀態(tài),圖（4-9）提高軸的強度和剛度,對于圖(4-9a)所示的輪軸.轂配合面分為兩段(4-9b),則可減少軸所受力的最大彎矩,使載荷分布更趨合理。2)使轉(zhuǎn)矩合理分布圖（4-10）在圖中,軸上裝有三個轉(zhuǎn)動輪,輸入轉(zhuǎn)矩為T1+T2。若將輸入輪布置在軸的一端(4-10a),此時軸所承受的最大轉(zhuǎn)矩為T1+T2。若將輸入輪布置在兩個輸入輪之間(4-10b),時則軸的最大轉(zhuǎn)矩減小為T13)改善受力狀態(tài)圖（4-11）圖(4-11a)所示的卷揚機,其卷筒軸工作時,即彎矩又受轉(zhuǎn)矩的作用。當卷筒的安裝結構改為圖(4-11b)時,大齒輪與卷筒固聯(lián),卷筒軸則只受彎矩作用,因此改善軸的受力狀態(tài),即縮短了軸的長度,使結構緊湊,自我評價經(jīng)過幾天不斷的努力，身體有些疲憊，但看到勞