机械原理优秀课程设计摇摆式输送机.docx

机械原理课程设计
摇摆式输送机说明书

负 责 人： 何竞飞
学 院： 机电工程学院
班 级： 机械1102班
学 号：
日 期： 7月1 日

目录

1．设计任务及原始参数……………………………………………
2．运动方案设计……………………………………………………
2.1 主机构方案…………………………………………………
2.2 电动机——主机构（齿轮传动机构方案）………………
2.3 总体方案图…………………………………………………
3. 电动机选择……………………………………………………….
3.1 电动机型号………………………………………………
3.2 电动机功率……………………………………………
4. 传动比分配………………………………………………………
5. 齿轮机构设计……………………………………………………
5.1齿轮参数选择…………………………………………………
5.2变位齿轮设计…………………………………………………
6. 主机构设计………………………………………………………
7. 主机构运动分析…………………………………………………
8. 主机构受力分析…………………………………………………
9. 主机构速度波动调整……………………………………………
9.1等效力矩确定………………………………………………
9.2最大盈亏功计算……………………………………………
9.3等效转动惯量计算…………………………………………
9.4飞轮转动惯量计算…………………………………………
10. 设计总结…………………………………………………………

1. 课程设计任务
机械原理课程设计任务是对机器主体机构进行运动分析、动态静力分析，求出全部运动副反力及平衡力矩。要求学生依据设计任务，绘制必需图纸（或编制计算程序），编写设计计算说明书。
要达成课程设计目标，必需配以课程设计具体任务：根据选定机械总功效要求，分解成份功效，进行机构选型和组合；设计该机械系统多个运动方案，对各运动方案进行对比和选择；对选定方案中机构——连杆机构、凸轮机构、齿轮机构，其它常见机构，组合机构等进行运动分析和参数设计；经过计算机编程，将机构运动循环图在计算机屏幕上动态地显示出来，并给出对应运动参数值。

原始数据：

参数项目
物料重量G（Kg） 曲柄转速n4 (r/min) 行程速比系数K 位置角 Φ1 (°)

3120 114 1.2 60

摇杆摆角角Φ2(°) l (mm) h (mm) lCD (mm)

60 220 360 270

2. 运动方案设计

2.1主机构方案

经过查询分析多个经典运输机结构并分析其优缺点，结合自己改动确定了
机构基础结构位置和转动方法。

2.2 电动机——主机构方案

2.3总体设计方案

3.电动机选择
3.1 电动机型号
结合功率及转速能够确定电动机型号为Y18L-4
选自 秦大同《现代机械设计手册》P25-24 “Y系列三相异步电动机数据”

3.2 电动机功率

设经过皮带齿轮传动后加于主机构功率为Pr，地面
和小车之间摩擦系数f=0.01，一个周期滑杆行进旅程为H。
每次小车取得动能为W车，一秒完成周期数为n
依据公式：
W磨=2FrH，…………………(3-1) f=0.1
Fr=fG,………………………(3-2) G=3120Kg
W车=0.5mVmax………………(3-3) H=0.27m
W=n(W车+W磨)………………(3-4) n=1.9
Pr=W/T, Vmax=2.1m/s
能够求得:Pr=16.272Kw
选择V带传动和二级齿轮传动，传动装置 η1=0.94
总效率η=η1η2η3η4η5² η2=η3=η4=0.98
η5=0.99
其中η1为皮带传动效率，η2η3η4为轴承传动 数据取自毛炳秋《机械设计
效率，η5为齿轮传动效率。 课程设计》P20 2-13
得到η=0.8711

实际电动机功率P=Pr/η
P=18.6Kw,
结合功率及转速能够确定电动机型号为Y18L-4
（选自 秦大同《现代机械设计手册》P25-24 “Y系列三相异步电动机数据”）

4.主机构设计

主机构设计及各杆尺寸确实定经过CAD作图测量得到。
关键过程：1.取一点D作为一个机架，过D做两条和水平线分别成60°和120长为270mm直线，直线端点为C，BD=0.6CD=162mm，即可确定B点。
行程速比系数K=1.2，由公式θ=180（K+1）/（K-1）能够求出角度为16.36°
以B1，B2点为角边做角度16.36°，角顶点记为D点。以B1，B2，D三点画圆，以D点水平向左做一条长为220mm线段，垂直向上和圆交和O点，连接OB1和OB2,能够测量OB1=166.22mm，OB2=314.14mm，依据主机构结构特点，B1，B2为两极限位置，则OA+AB=314.14mm，AB-OA=166.22mm。
依据此方程求解得OA=74.09mm，AB=240.31mm。由h=360mm可知，另一机架和D点竖直距离为360mm。测得最小传动角为43°，符合传动要求。
主机构构件长度及位置确定完成。

参考

4.传动比分配

计算总传动比：
公式：i=ndnr

能够得到i=12.6，本机构采取皮带轮加二级圆柱齿
轮减速器组成。皮带轮传动比为i皮=2，则齿轮机构传 nd=1440r/min
为动比i齿=12.6/2=6.2，齿轮机构设计图以下： nr=114r/min

公式：i齿=Z2Z3Z1Z'2 ,设齿轮1和2间传动比为i1，齿轮
2和3之间传动比为i2.
公式：i1=1.4i2=1.4i齿
（毛炳秋《机械设计课程设计》P19 2-6
i1=3，i2=2.1

5.齿轮系设计

1.齿轮基础数据确实定
由第四步已经确定了齿轮间传动比，依据公式能够确定各个齿齿数。
依据公式i12=Z2Z1能够得到：
Z1=20 Z2=60 Z'2=20 Z3=40
取齿轮模数m=5，能够得到齿轮基础参数：

项目 代号 小齿轮 大齿轮

模数 m 5 5
压力角 α 20° 20°
分度圆直径 d 100mm 300mm
齿顶高 h a 5mm
齿根高 h f 6.25mm
齿全高 h 11.25mm
齿顶圆直径 d a 110mm 310mm
齿根圆直径 d f 87.5mm 287.5mm
基圆直径 d b 94mm 282mm
齿距 p 15.7mm
基圆齿距 p b 14.75mm
齿厚 s 7.85mm
齿槽宽 e 7.85mm

顶隙 c 1.25mm
标准中心距 a 200mm

公式起源 孙恒《机械原理》P180 10-2

2.变位齿轮选择
因为变速后使齿轮转速降低，加大了低速齿轮间作用力，为了
避免因应力过大而造成齿轮磨损和破坏，将低速齿轮设计为变位齿轮以
提升齿轮承载能力。
资料起源 孙恒《机械原理》P191
依据上表公式 a=m(Z3+Z2)/2
a=150mm
能够求得标准中心距，能够取变位后 Z2=40
中心距a,=152mm m=5
公式： α,=arccos⁡(acosαa,) Z3=20
得到α,=21°
变位系数x1+x2=(invα,-invα)(Z3+Z2)/(2tanα)
得到x1+x2=0.2 查表可得x1=0.15，x2=0.05
参考公式 孙恒《机械原理》P191 10-28
变位齿轮基础参数：

名称 符号 不等变位齿轮传动
变位系数 x x1+x2=0.2
节圆直径 d, d1,=201mm d2,=100.6mm
啮合角 α, 21.2°
齿顶高 h a 3.75mm 3.25mm
齿根高 h f 5.5mm 6mm
齿顶圆直径 d a 208.5mm 107.1mm
齿根圆直径 d f 190mm 88.6mm
中心距 a 150.8
中心距变动系数 y 0.4
齿顶高降低系数 ∆y -0.2

参考公式 孙恒《机械原理》P192 10-4

6.主机构运动分析

使用CATIA完成
1. 构件建立：
使用CATIA将各个构件根据长度百分比画出。
OA杆：

AB杆：

CD杆：

滑块：

滑杆：

机架：

整体效果图：

对主机构进行运动分析：
采取CATIA进行DMU运动仿真，选择OA杆转动角度为横坐标，以滑杆速度加速度为纵坐标画出图像并进行导出。
滑杆位移图像：

滑杆速度图像：

滑杆加速度图像：

摆杆位移图像：

摆杆角速度图像：

摆杆角加速度图像：

7，机构受力分析
机构分析步骤：
1.进行速度分析，画出每个点速度矢量图。
2.进行加速度分析，画出加速度矢量图。
3.将角加速度及加速度化为等效惯性力。
4.取单个构件进行力矢量求解得到各个力并求出等效力矩
（孙恒 《机械原理》P57）
对当θ=150°时机构进行力分析：
7.1速度分析：
依据机构特点能够列出速度矢量方程：
vB=vA+vBA…………………………(7-1) vA=0.88m/s
vA=2πnl1/60…………………………(7-2)
画出速度矢量图： vB=0.5m/s
vA
vBA vBA=0.6m/s
vB
选定百分比系数测量出三个速度大小 aBAn=1.5 m/s²
7.2加速度分析
依据公式an=v2/l…………………………(7-3) aBn=1.54 m/s²
求出aAn aBn aBAn aAn=10.45m/s²
依据加速度矢量方程式： aBτ=0
aBτ+aBn =aAn+aAτ+aBAτ+aBAn
⊥CD ∥CD ∥OA ∥OA ⊥AB ⊥AB

做出加速度矢量图：
ac

aBτ
aBn as2 ac=11.1m/s²
aBτ=6.8m/s²
aBAτ as2=8.4m/s²
aBn aBAτ=5.6m/s²
选择百分比系数能够测量出acaBτas2aBAτ
7.3加惯性力
公式M=Jα……………………………………….(7-4) MAB=2Kg.m²
能够求出AB杆上惯性力矩
F=M/L……………………………………………(7-5) F2=403.2N
F=ma………………………………………………(7-6) h=13mm
求出加在AB杆上惯性力F2及偏移量h

7.4对机构进行力分析
取滑块进行分析： acx=10.7m/s²
将C加速度沿水平和竖直方向分解能够得到： acy=3.1m/s²
acx acy
对滑块进行受力分析：
滑块受到力：F34x F34y F54 Fa4 G4

列出方程：
F34x-F54 =macx………………………………………(7-7) F34y=562N
F34y-G4=macy………………………………………(7-8) F34x=749N
对CD杆进行受力分析：
CD杆受到力有：F43x F43y F23τ F63x F63y G3 lCDx=100mm
对D点取矩得到公式： lCDy=253mm
lCDxlCDylCBxlCBy lCBx=50mm
F43xlCDy+F43ylCDx+G3lCBx=F23τlBD+aBτ/lBD ………(7-9) lBD=162mm
能够得到F23τ F23τ=753N
对AB杆进行分析
AB杆受到力有F2 G2 F32n F12n F12τ G2=480N
能够画出力矢量图：

F12n
F12τ G2

F2 F32n
F12n=300N
选择百分比系数能够求出F12n F12τ F12τ=990N
对OA杆进行分析
将F12n F12τ反向并沿平行和垂直方向分解于OA杆上
F21n

F21τ
G1

对O点求矩能够得到方程：
Md=F21τlOA+12G1lOAx

用此方法分析其它两位置可得到其它参数。 G1=150N
备注：若考虑小车及物料质量，在小车和物料存在时 lOAx=32mm
等效力矩将极大。 Md=21.8N.m

9．主机构速度波动调整

9.1 matlab求解平衡力矩
取曲柄OA为等效构件，依据机构位置和切削阻力Fr确定一个运动循环中
等效阻力矩Mr（φ）。
经过MATLAB建模能够得到整个机构等效组力矩图像，能够利用积分求
出平均阻力矩，函数源代码以下：
clear all;clc;
%初始条件
theta1=linspace(-25.72,334.28,100);%单位度
theta1=theta1*pi/180;%转换为弧度制
W1=52.2*pi/30;%角速度 单位rad/s
H=0.4;%行程 单位m
L1=0.074;%O2A长度 单位m
L3=0.24721;%O3B长度 单位m
L4=0.2718;%BF长度 单位m
L6=0.38833;%O2O3长度 单位m
L6u=0.62132;%O3D长度 单位m
Z=pi/180;%角度和弧度之间转换
dT=(theta1(3)-theta1(2))/W1;%时间间隔
for j=1:100
t(j)=dT*(j-1);%时间原因
end
%求解S3、Theta3、Theta4和SE四个变量
S3=((L6)^2+(L1)^2-2*L6*L1*cos(theta1+pi/2)).^0.5;%求出O3A值
for i=1:100%求解角度theta3、Theta4和SE长度
theta3(i)=acos(L1*cos(theta1(i))/S3(i));
theta4(i)=asin((L6u-L3*sin(theta3(i)))/L4);
SE(i)=L3*cos(theta3(i))+L4*cos(theta4(i));
end%求解完成
%求解完成
%求解VS3、W3、W4和VE四个变量
for i=1:100
J= inv([cos(theta3(i)),-S3(i)*sin(theta3(i)),0,0;
sin(theta3(i)),S3(i)*cos(theta3(i)),0,0;
0,-L3*sin(theta3(i)),-L4*sin(theta4(i)),-1;
0,L3*cos(theta3(i)),L4*cos(theta4(i)),0]);
K=J*W1*[-L1*sin(theta1(i));L1*cos(theta1(i));0;0];
VS3(i)=K(1);
W3(i)=K(2);
W4(i)=K(3);
VE(i)=K(4);
end%求解完成
%求解aS3、a3、a4、aE四个变量
for i=1:100
J= inv([cos(theta3(i)),-S3(i)*sin(theta3(i)),0,0;
sin(theta3(i)),S3(i)*cos(theta3(i)),0,0;
0,-L3*sin(theta3(i)),-L4*sin(theta4(i)),-1;
0,L3*cos(theta3(i)),L4*cos(theta4(i)),0]);
P=W1*W1*[-L1*cos(theta1(i));-L1*sin(theta1(i));0;0];
M=[-W3(i)*sin(theta3(i)),-VS3(i)*sin(theta3(i))-S3(i)*W3(i)*cos(theta3(i)),0,0;
W3(i)*cos(theta3(i)),VS3(i)*cos(theta3(i))-S3(i)*W3(i)*sin(theta3(i)),0,0;
0,-L3*W3(i)*cos(theta3(i)),-L4*W4(i)*cos(theta4(i)),0;
0,-L3*W3(i)*sin(theta3(i)),-L4*W4(i)*sin(theta4(i)),0];
N=[VS3(i);W3(i);W4(i);VE(i)];
K=J*(-M*N+P);
aS3(i)=K(1);
a3(i)=K(2);
a4(i)=K(3);
aE(i)=K(4);
end%求解完成
%动态静力分析
%初始条件
M4=194.1;
M5=48.54;
M6=62;
Js4=6.775;
Js5=0.106;
Fc=4000;
Ls4=0.5*L3;
Ls5=0.5*L4;
%给摩擦力赋值
for i=1:100
if((abs(SE(1)-SE(i))>0.05*H&&abs(SE(1)-SE(i))<0.95*H)&&(theta1(i)<pi))
Fc(i)=4000;
else
if((abs(SE(1)-SE(i))>1.05*H&&abs(SE(1)-SE(i))<1.95*H)&&(theta1(i)<pi))
Fc(i)=200;
else
Fc(i)=0;
end
end
end%赋值完成
%求解平衡力矩
J4=Js4+M4*(0.5*L3)*(0.5*L3);%导杆对点O3转动惯量
for i=1:100
Ekk(i)=(M6*VE(i)*VE(i)+Js5*W4(i)*W4(i)+M5*VE(i)*VE(i)+J4*W3(i)*W3(i))/2;%计算总动能
end
dEkk(1)=Ekk(1)-Ekk(100);%动能改变量
for i=2:100
dEkk(i)=Ekk(i)-Ekk(i-1);%动能改变量
end
for i=1:100
MM(i)=(dEkk(i)+Fc(i)*abs(VE(i)))/W1;%求平衡力矩
end
%画图
%画运动图
figure(1);
plot(t,theta3,'r');hold on;
plotyy(t,theta4,t,SE);grid on;
xlabel('时间t/s');
ylabel('theta3、theta4(rad)');
title('角度Theta3、theta4和位移SE');
axis([ 0 , 0.75,-0.2,2]);
figure(2);
plot(t,W3,'r');hold on;grid on;
plotyy(t,W4,t,VE);
xlabel('时间t/s');
ylabel('W3、W4(rad/s)');
title('角度速度W3、W4和速度VE');
axis([0 , 0.75,-5,3]);
figure(3);
plot(t,a3,'r');hold on;
plotyy(t,a4,t,aE);grid on;
xlabel('时间t/s');
ylabel('a3、a4(rad/s/s)');
title('角度加速度a3、a4和加速度aE');
axis([0 , 0.75,-80,80]);
%运动图画完
%画反力图
figure(4);
plotyy(theta1,Fc,theta1,SE);
xlabel('Theta1（时间t）');
ylabel('Fc');
axis([theta1(1) ,theta1(100),-50,1400]);
title('切削阻力Fc和位移SE');grid on;
figure(5);
plotyy(theta1,MM,theta1,Fc);
xlabel('Theta1（时间t）');
ylabel('力矩');
axis([theta1(1) ,theta1(100),-50,700]);
title('平衡力矩');grid on;
figure(6);
plotyy(theta1,Ekk,theta1,SE);
xlabel('Theta1（时间t）');
ylabel('Fc');
title('导杆、滑杆和滑块总动能');grid on;
theta1(1)
theta1(100)
得到阻力矩改变图像以下：

9.2等效力矩

采取数值积分方法利用公式：0φMrφdφ=Wr(φ)………………9-1
能够计算出Wr(φ)=34906J
计算出等效力矩Md=5500N.m

9.3最大盈亏功ΔWmax
由M（φ）＝Md－M（φ）确定等效力矩M（φ）。
依据M（φ）值采取数值积分中梯形法，计算一个运动循环中曲柄处于计算位置时等效力矩M（φ）功ΔW（φ），将一个周期分为18等份，选出其中
最大盈亏功ΔWmax
ΔWmax=440J
9.4等效转动惯量Je
依据公式：Je=J1+J2(ω2ω1)²+J3(ω3ω1)²………………………………9-2
能够得到：Je=2.26Kg.m²
9.5外加飞轮转动惯量JF
依据公式：JF=ΔWmax/(ωm²σ)- Je………………………………9.3
得JF=2442Kg.m²

公式取自 孙恒《机械原理》 P101

10.课程设计总结

作为一名机械自动化专业大二学生，我认为做机械原理课程设计是十分有意义，而且是十分必需。在已度过大课时间里，我们大多数接触是公共和专业基础课，在课堂上掌握仅仅是专业课理论知识，而做类似课程设计就为我们提供了良好实践平台，使我们能把所学专业基础课理论知识利用到实践中去。
在做此次课程设计过程中，我感慨最深当属用AutoCAD画图和用CATIA建模拟真。在制作过程中，我对以前学过技术愈加熟练，同时又学到了更多技术。
两周课程设计即使已经结束了，不过从中学到知识会让我受益终生。相信这次设计带给我们严谨学习态度和一丝不苟科学作风将会给我们未来工作和学习打下一个更坚实基础。发觉、提出、分析、处理问题和实践能力提升全部会受益于我在以后学习、工作和生活中。 

附录：
参考文件
[1]龚溎义 罗圣国 主编《机械设计课程设计指导书》 高等教育出版社 1990年4月第二版机械设计课程设计图册
[2] 孙桓 陈作摸 葛文杰《机械原理》（第七版）主编 高等教育出版社，.5
[3]沈乃勋主编 《机械原理课程设计》高等教育出版社 公开出版 1998年。
[4]秦大同主编《现代机械设计手册》化学工业出版社