哈工大-机械原理课程设计-说明书.

哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）第页HHaarrbbiinnIInnssttiittuutteeooffTTeecchhnnoollooggyy机机械械原原理理课课程程设设计计说说明明书书课程名称：机械原理课程设计设计题目：分度冲压机(方案1)院系：机电工程学院班级：1308XXX设计者：XXXXX学号：11308XXXXX指导教师：设计时间：哈尔滨工业大学哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）第页分度冲压机设计方案一、设计课题概述分度冲压机（方案一）功能描述如图1所示。原动机转速为min/1430r，冲头每分钟冲压次数为18、28、40，分三档可以调节，冲头行程为mm200，判刑工作台上均布8个工位，工作台逆时针间歇转动，每转过一个工位，冲头冲压一次。图1二、设计课题工艺分析由设计课题可知，分度冲压机在冲压平面时为冲头向下冲压，冲压完毕后，冲头上升，水平工作台逆时针转过一个工位（45），然后进行下一次冲压。冲压的时候水平工作台不能转动，待冲压完毕后方可转动。综上，分度冲压机有两个输出运动，分别是：冲头的上下冲压运动，分度盘的间歇逆时针转动。可得分度冲压机的运动循环图，如图2。冲头工作行程空回行程分度盘停止转动停止图2分度冲压机运动循环图三、设计课题运动功能分析1.分度冲压机的运动功能分析由设计课题可知，分度冲压机由一台原动机驱动，有两个执行构件（冲头和分度盘）。分度冲压机的运动传递途径如图3所示。图中由原动机到冲头的运动传递路径为主传动链，由主传动链分解一个运动到水平工作台即分度盘的运动传递路径为辅传动链。哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）第页1)分度冲压机主传动链运动功能分析根据分度冲压机的使用功能描述，冲压机每分钟冲压次数为18、28和40次。通常情况下，原动机的转速都要远大于min/40r。因此，需要减速，即传动比1i。也就是说，机械传动部分应该具有运动缩小功能，把一个较大的输入转动转换为转速较小的输出传动。又因为该分度冲压机有调节档位的功能，故需要变速机构。(1)原动机运动功能。一般情况下，冲压机是在工厂使用。在工厂车间里应用的设备绝大多数原动机是电动机，具有连续回转的运动形式。根据要求，电动机转速为min/1430r，因此，分度冲压机原动机的运动功能单元表达符号如图4所示。n=1430r/min图4(2)主传动链减速运动及变速功能。由原动机到执行机构需要减速，同时，由于该冲压机档位可调，故需加变速机构，其运动单元表达符号如图5所示。i=79.44,51.07,35.75图5(3)过载保护功能。金属加工机床的原动机与传动部分之间通常回家一个过载保护单元，以便在过载时保护机床免遭损坏。多数情况下，这一过载保护功能同时还具有减速功能（1i），因此其表达符号如图6所示。1i图6(4)冲头运动的执行机构运动功能。由冲压机功能可知，分度冲压机冲头的运动形式为连续往复直线运动，并且每分钟分别往复运动18次、28次和40次。而冲头运动执行机构的主动件的运动应该是其前面机械传动部分的输出传动。因此，冲头运动执行机构应该具有将连续转动转换为往复连续直线移动的功能，其运动功能单元表达符号如图7所示。n=18,28,40r/min图7(5)运动分支运动功能。原动机除了为冲头运动执行机构提供动力外还要为分度盘运动执行机构提供动力。为此，在主传动链中加一个运动分支单元，把一个输入运动分解成两个输出运动，其运动功能单元表达符号如图8所示。图3图8哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）第页根据上述运动功能分析，可以绘制出分度冲压机主运动链的运动功能系统图，如图9所示。1430r/mini=79.44,51.07,35.75图92)分度冲压机辅传动链运动功能分析根据分度冲压机功能要求，冲压机的冲头每冲压一次，分度盘随即转过一个工位，且在冲压时分度盘不动。冲压结束后分度盘转动，即分度盘是间歇运动。(1)分度盘运动驱动机构的运动功能。分度盘运动驱动机构的输出运动是转动运动，可用直齿轮实现该运动。其运动功能表达符号如图10所示。图10(2)间歇运动机构的运动功能。当分度盘运动运动驱动机构是输入的单向间歇转动，综合考虑，使用槽轮实现转动转换为间歇转动即可。运动功能表达符号如图11所示。图11(3)辅传动链输入运动功能。辅传动链输入运动为连续转动，方向为水平，需将其变为垂直的连续转动运动。运动功能表达符号如图12所示。图122.分度冲压机的运动功能系统图18,28,40r/min哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）第页根据上述分析的分度冲压机由原动机到执行机构的运动传递与转换关系，可以绘出分度冲压机的运动功能系统图，如图13所示。图13四、设计课题运动方案拟定1.根据运动功能单元确定替代机构(1)图13中运动功能单元1的实现载体采用三相交流电动机，额定转速为1430r/min。(2)图13中运动功能单元2为过载保护机构，可采用带传动机构。(3)图13中运动功能单元3为变速机构，可采用滑移齿轮变速机构。(4)图13中运动功能单元4为减速机构，可采用圆柱齿轮传动。同时，变速机构也具有减速功能。(5)图13中运动功能单元5的功能是把运动功能单元4的一个输出运动分支成两个运哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）第页动。(6)图13中运动功能单元6为冲头运动执行机构，可采用移动从动件盘型凸轮结构。(7)图13中运动功能单元7实现的功能是将连续转动运动转换成垂直的连续转换运动，故可用锥齿轮来实现此运动变换。(8)图13中运动功能单元8实现的功能是将连续转动运动转换为间歇转动运动，故可采用槽轮机构。(9)图13中运动功能单元9实现的功能是减速功能，即使槽轮每转过90度，分度盘转过45度。可用圆柱齿轮传动。2.绘制机械运动简图哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）第页五、设计课题运动方案设计哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）第页1.带传动设计按传递功率4kW进行设计。(1)传动带类型和带传动形式。普通V带开口传动。(2)普通V带传动设计计算。序号计算项目符号单位计算公式和参数选定1设计功率dPkW4.1AK,kWPKPAd6.544.12选定带型A型普通V带3初定传动比i5i4小带轮基准直径1ddmmmmdd10015大带轮基准直径2ddmmmmdd20026传动比i不计滑动率2i计入滑动率04.2)1(12ddddi，取02.07带速vm/ssmndvd/487.7100060118初定轴间距0amm)(2)(7.021021ddddddadd6002100a，取5000a9所需基准长度0dLmm021221004)()(22addddaLdddddmmLd20.14760，取mmLd140010实际轴间距amm200ddLLaamma88.46111小带轮包角1()29.1673.57180121adddd2.齿轮机构设计(1)分配传动比哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）第页上述带传动设计计算中得到的带传动比为2带i带传动与齿轮传动的总传动比为75.35,07.51,44.79321iii则齿轮传动的传动比为88.1734.2572.39321齿齿齿，，iii齿轮传动的总传动比由变传动比和定传动比两部分组成，即fviii齿为避免一对滑移齿轮的齿数差过大，可以先假定变传动比的最大值为41vi据此，可以求出定传动比为93.94/72.39/11vfiii齿采用二级减速，故15.321fffiii根据已求得的定传动比可以确定其他变传动比为57.293.9/54.25/22fviii齿80.193.9/88.17/33fviii齿(2)配凑中心距实现变传动比的三对滑移齿轮分别安装在两根轴上，这就意味着这三对滑移齿轮的中心距都是相同的。4341zziv57.2562zziv80.1783zziv取171z68174413zizv为使传动质量更好，取674z。4362565zzzizzzv哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）第页则6011.59,2452.2365zz同理307z，548z(3)定轴传动齿数确定取179z，5489.5315.31710z取1711z，5489.5315.31712z取5413z(4)齿轮设计计算滑移齿轮几何尺寸计算序号名称代号公式滑移齿轮3、4滑移齿轮5、6滑移齿轮7、8齿轮3齿轮4齿轮5齿轮6齿轮7齿轮81模数m32齿数z1767246030543分度圆柱螺旋角04分度圆压力角205齿顶高系数*ah16顶隙系数*c0.257分度圆直径dmzd5120172180901628基圆直径bdcosddb47.92188.8867.66169.1484.57152.239齿距pmp9.42510基圆齿距bpcosppb8.85611齿顶高ahmhhaa*312齿根高fhmchhaf)(**3.7513全齿高hfahhh6.7514齿顶圆直径adaahdd257207781869616815齿根圆直径fdffhdd243.5193.564.5172.582.5154.5哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）第页16中心距a221dda12612612617齿顶压力角a)arccos(aabdd32.7924.1529.8424.5828.2425.0218重合度)tan(tan21)tan(tan212a21a1zz1.6581.6931.710定轴齿轮几何尺寸计算（主运动链）序号名称代号公式定轴齿轮9、10定轴齿轮11、12定轴齿轮13齿轮9齿轮10齿轮11齿轮121模数m32齿数z17541754543分度圆柱螺旋角04分度圆压力角205齿顶高系数*ah16顶隙系数*c0.257分度圆直径dmzd51162511621628基圆直径bdcosddb47.92152.2347.92152.23152.239齿距pmp9.42510基圆齿距bpcosppb8.85611齿顶高ahmhhaa*312齿根高fhmcha)(**3.7513全齿高hfahhh6.7514齿顶圆直径adaahdd2571685716816815齿根圆直径fdffhdd243.5154.543.5154.5154.5哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）第页16中心距a221dda106.5106.516217齿顶压力角a)arccos(aabdd32.7925.0232.7925.0225.0218重合度)tan(tan21)tan(tan212a21a1zz1.6411.6411.766定轴齿轮几何参数计算（辅运动链锥齿轮）序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮1414z17齿轮1515z172模数m33压力角204齿顶高系数*ah15顶隙系数*c0.26分度圆锥角齿轮1414141514arccotzz45齿轮1515151415arccotzz457分度圆直径齿轮1414d51齿轮1515d518锥距R06.3621215214ddR9齿顶高齿轮1414ah3齿轮1515ah310齿根高齿轮1414fh3.6齿轮1515fh3.6哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）第页11齿顶圆直径齿轮1414ad14141414cos2aahdd55.24齿轮1515ad151515152cosaaddh55.2412齿根圆直径齿轮1414fd14141414cos2ffhdd45.91齿轮1515fd15151515cos2ffhdd45.9113当量齿数齿轮1414vz141414coszzv24齿轮1515vz151515cos