机械原理课程设计样本

广东工业大学华立学院课程设计（论文）课程名称_________机械原理______题目名称_____步进输送机__________学生学部（系）_________________专业班级______________________学号______________________学生姓名______________________指导教师______________________年月日目录一、步进输料机的主要设计过程································4二、步进输料机结构简图··········································4三、设计简述·························································43.工作原理·····················································43.传动方案·····················································53.3设计要求····················································6四、部分结构解析·················································64.直齿齿轮分析················································64.1.1精度分析········································74.1.齿轮副的侧隙分析·····························94.1.3受力分析········································94.1.4载荷分析·······································114.1.5齿面接触疲劳强度计算····················124.1.6齿根弯曲疲劳强度计算····················134.2V带传动分析···············································154.2.1带传动受力分析·····························154.2.2带出动的传动比·····························174.3凸轮机构及其设计·······································194.3.1强等加速减速运动规律···················194.3.2用解析法设计盘型凸轮轮廓·············214.3.3滚子直动从动件凸轮机构················224.4轴的分析及其设计······································244.4.1轴的概述······································244.4.2提高轴刚度和强度的措施················25五、自我评价························································28六、参考书籍························································29七、附图······························································29一、步进输料机的主要设计过程产品规划阶段市场需求调查提出开发计划设计任务书拟定总体布局寻求解决方案功能分析方案设计阶段机械运动方案设计原理方案图装配图总体结构设计主要尺寸及参数设计技术设计阶段零部件结构设计零件图技术文档步进输送机的主要设计过程二、步进输料机结构简图（见书后附图）三、设计简述§3.1工作原理当电源接通后，电动机带动带轮1转动，带轮2通过V型带与带轮3相连，（其中带轮3与齿轮4、凸轮5通过轴连接，）带轮3内部的星心轮把电动机的转速ω降到一定的转速ω1,则此时齿轮与凸轮的转速相同，既是ω1。之后，凸轮的转动控制杆机构6，使A杆的收缩和伸长控制工件是否落下（具体情况我们后面会提到杆机构6时的介绍和计算，其中A杆是在伸缩弹簧作用下进行工作的），落下一个工件后杆A伸长阻止下一个工件的落下，同时配合齿轮带动齿形皮带转动把工件送到加工处5加工。齿轮的间歇配合使工件间歇运动。每前进一次后，齿轮4的空隙时间用于工件的加工，达到步进的目的。§3.2传动方案此机构的传动方案大体上没什么不同，在杆结构6的问题上有所不同的意见，我们组进行了紧张的讨论：一种观点是采用从动件圆柱凸轮机构（图3-1），As=sψ图（3-1)图（3-1）第二种方案是采用齿轮与齿条的配合（图3-2）。As=sψω（图3-2）而另一种观点是采用从动件盘形凸轮与摇杆机构的组合图（3-3）。图（3-3）这三种方案的目的都是为了间隔性的阻止工件落在传送带上。考虑到设计时尺寸等作用，另外也借助杠杆的放大作用，我们最终选择了方案三。§3.3设计要求通过对《机械原理课程设计指导》（主编张永安编著张永安徐锦康王超英）一书中46页的题目八——步进送料机机构设计与分析的学习，并在伙伴们的帮助下认真分析总结，设计了此机构。此机构要求送料机自动送料，每分钟送料30个，且每次送料的距离相同，经加工后方可继续进料，准确无误的完成快速加工。四、部分结构解析§4.1直齿齿轮分析我们都知道齿轮传动是应用极为广泛的传动形式之一。其主要特点时：能够传递任意两轴间的运动和动力，传动平稳、可靠，效率高，寿命长，结构紧凑，传动速度和功率范围广。但是，齿轮需要专门设备制造，加工精度和安装精度较高，且不适宜远距离传动。本设计中的变速箱中配有大量的齿轮（行星轮）如下图（4-1）：1234562'图（4-1）在此，我们进行有关变速箱3中齿轮的各项分析。包括精度、受力、载荷、齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度等。§4.1.1精度分析我们都知道齿轮传动的工作性能、承载能力及使用寿命都与齿轮的制作精度有关，精度过低将影响齿轮传动的质量和寿命，而且精度过高又会增加制造成本。因此在设计齿轮传动时，应根据工作情况合理选择齿轮的精度。国家标准《渐开线圆柱齿轮精度》和《锥齿轮精度》中规定，将影响齿轮传动的各项精度指标分为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三个公差组。各公差组对传动性能的影响如下。（1）第Ⅰ公差组精度等级用于限制齿轮在一转内其会转角误差不得超过某一限度，以保证运动传递的准确性。（2）第Ⅱ公差组精度等级用于限制传动时瞬时传动比的变化不得超过某一限度，以减少冲击、震动和噪声，使运动传递平稳。（3）第Ⅲ公差组精度等级用于保证相啮合的两齿面接触良好，载荷分布均匀。标准中还规定齿轮精度分为12个等级，第一级最高，第12级最低。一般机械中常用的精度等级为6～9级。齿轮的精度等级应根据传动的用途、使用条件、传动的功率、圆周速度及其他技术要求规定。选择时，先根据齿轮的圆周速度确定第Ⅱ公差组的精度等级（见表4-1），第I公差组精度等级可比第Ⅱ公差组精度等级低一级或同级，第Ⅲ公差组精度等级不能低于第Ⅱ公差组精度等级。表4-1齿轮第公差组精度等级的选择及应用精度等级圆周速度υ/（m/s）应用直齿圆柱齿轮直齿圆柱齿轮直齿圆柱齿轮6级≤15≤25≤9高速重载的齿轮传动，如飞机、机床中的齿轮，分度机构中齿轮传动7级≤10≤17≤6高速重载或中速重载的齿轮传动，如标准系列减速器的齿轮、汽车和机床的齿轮传动8级≤5≤10≤3机械制造中对精度无特殊要求得齿轮传动9级≤3≤3.5≤2.5低速及对精度要求低得齿轮传动在此，根据我们的设计“步进送料机”的特点：齿轮强度高、转速低、传动稳，应选取精度等级为9级、圆周速度为≤3的齿轮。§4.1.2齿轮副的侧隙分析齿轮工作时，其非啮合一侧有一定的间隙，称为齿侧间隙。这个间隙对于储存润滑油，补偿轮齿的制造误差、受力变形和受热膨胀均是必要的，否则齿轮在传动中就有可能卡死或烧伤。侧隙量的大小按齿轮工作条件决定，设计中所选定的最小极限侧隙应能足以补偿齿轮工作时的热变形和贮油。国家标准规定了14种齿厚极限偏差及中心距极限偏差。标准中规定，在固定中心距极限偏差的情况下，通过改变齿厚偏差的大小而得到不同的最小侧隙。通常买取中等价格的，市场价一般为2680元/套。§4.1.3受力分析图4-2（a）所示为一对标准直齿轮圆柱齿轮在标准中心距安装条件下的受力情况。在分析齿轮传动受力时，用齿宽中点的集中力代替沿齿宽的分布力，并忽略摩擦力。当转矩T1由主动轮1传递给齿轮2时，齿轮间的作用力是沿着啮合线作用在齿面上的，此力的方向即为齿面在该点的法线方向，故称为法向力Fn。为了便于分析，在节点处将Fn分解为两个互相垂直的力，图4-2（b）表示出作用于齿轮1上的法向力Fn的分解情况：与分度圆相切的圆周力Ft和沿半径方向作用的径向力Fr。O1O2d12d22N1N2FnFtT1ttttO1O2Fn(主动)(主动)（从动）FnN1(a)(b)Frαω1ααd12T1ω2图4-2直齿圆柱齿轮传动的作用力112tancostrttnTFNdFFNFFN圆周力径向力法向力（4-1）式中：T1为主动轮传递的转矩，即6111=9.5510P/nNmmT其中，P1为主动齿轮传递的功率（kW），n1为主动齿轮的转速（r/min）；d1为主动齿轮的分度圆直径（mm）；α为分度圆的压力角。作用在主动轮和从动轮上的各对力等值反向。各分力的方向为：①主动轮上的圆周力Ft1是阻力，它与主动轮的回转方向相反；从动轮上的圆周力是Ft2驱动力，它与从动轮的回转方向相同；②两齿轮的径向力Fr1、Fr2分别指向各自的轮心。§4.1.4载荷分析按式（4-1）计算的Ft、Fr和Fn均是作用在齿轮上的名义载荷。在实际工作中，还有考虑多方面因素的影响，①由于原动机或工作机的工作特性不同，其振动和冲击也不相同；②由于齿轮的制造误差，两齿轮啮合的基圆不会完全接触，使得瞬时速度比变化而产生动载荷；③由于齿轮安装时的误差，或轴因受弯矩产生弯曲变形、受转矩产生扭转变形等原因，使得载荷沿齿宽方向分布不均匀，如图（4-3）。当齿轮相对轴承不对称布置，或载荷集中现象严重时，综合考虑轴弯曲和扭转变形的影响。非对称布置时，齿轮远离转矩输入端会使载荷分布不均匀现象得以缓和。WmaxWmin图（4-3）齿轮载荷沿齿宽分布不均匀性考虑以上因素，应将名义载荷乘以阻碍和系数，修正为计算载荷。进行齿轮的强度计算时，按计算载荷进行设计，与法向力对应的计算载荷为ncn4-2FKF（）式中：K为载荷系数，按表4-2选取。表(4-2)载荷系数K原动机工作机械的载荷特性均匀中等冲击较大冲击电动机1.0～1.21.2～1.61.6～1.8多缸内燃机1.2～1.61.6～1.81.9～2.1单缸内燃机1.6～1.81.8～2.02.2～2.4§4.1.5齿面接触疲劳强度分析一个齿轮的啮合可看作两个圆柱体的接触。因此，轮齿表面最大的接触应力可近似运用弹性力学中的赫兹公式计算。即12113.5243HEHKTuZbdu式中：u为两齿轮的齿数比，“+”用于外齿轮，“-”用于内齿轮。为了便于设计计算，引入齿宽系数ψd=b/d1，代入上式，得到齿面接触疲劳强度的设计公式为：2113113.5244EdHKTuZduZE为节点区域系数。设计中我们采用的材料都是钢，189.8EZMpa将其分别代入式（4-3）和式（4-4）,得到一对钢制齿轮的齿面接触疲劳强度的设计公式：131176.4345dHKTudu一对钢制齿轮的齿面接触疲劳强度校核公式为121166846HHKTubdu