摇摆式输送机设计

自动机械课程设计说明书

题目：摆式送料机构总体设计 姓名 学号：

专业：农业机械化及其自动化 班级:

学院：农业工程与食品科学学院

指导教师

2012年6月9日

自动机械设计课程设计 摆式送料机构总体设计

目 录

前言„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 第一章 课程设计的指导书 „„„„„„„„„„„„„„„„3 §1-1 课程设计目的„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 §1-2 课程设计任务„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 第二章 摇摆式输送机设计过程„„„„„„„„„„„„„„„4 §2-1 工作原理 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 §2-2 设计要求及原始数据„„„„„„„„„„„„„„„5 §2-3 设计内容及工作量„„„„„„„„„„„„„„„„5 §2-4 其他设计方案„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 §2-5 利用解析法确定机构的运动尺寸„„„„„„„„6 §2-6 连杆机构的运动分析„„„„„„„„„„„„„„12 第三章 传动系综合 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„14 §3-1 电机的初步选择„„„„„„„„„„„„„„„„„14 §3-2 V带的初步选择„„„„„„„„„„„„„„„„„15 第四章 课程设计总结„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„18 第五章 参考文献 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„18

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前 言

自动机械设计是一门以机构为研究对象的学科。自动机械课程设计是使学生较全面的、系统的巩固和加深自动机械课程的基本原理和方法的重要环节，是培养学生“初步具有确定机械运动方案，分析和设计机械的能力”及“开发创新能力”的一种手段。我们将从机构的运动学以及机器的动力学入手，研究机构运动的确定性和可能性，并进一步讨论机构的组成原理，从几何的观点来研究机构各点的轨迹、位移、速度和加速度的求法，以及按已知条件来设计新的机构的方法。

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第一章 自动机械设计课程设计指导书

一．自动机械设计课程设计的目的

自动机械设计课程设计是自动机械设计课程教学中最后的一个重要的实践性教学环节，是培养学个进行自动机械总体方案设计、运动方案设计、执行机构选型设计，传动方案设计控制系统设计以及利用用计算机对工程实际中各种机构进行分析和设计能力的一个重要的川练过程。其目的如下：

(1)通过课程设计，综合运用所学的知识，解决工程实际问题。并使学生进一步巩固和加深所学的理论知识。

(2)使学生得到拟定机械总体方案、运动方案的训练，并且有初步的机械选型与组合及确定传动方案的能力，培养学生开发、设计、创新机械产品的能力。 (3)使学生掌握自动机械设计的内容、方法、步骤，并对动力分析与设计有个较完整的概念。

(4)进一步提高学生的运算、绘图、表达及运用计算机和查阅有关技术资料的能力。

(5)通过编写说明书，培养学生的表达、归纳及总结能力。 二．自动机械课程设计的任务

自动机械课程设计的任务一般分为以下几部分。

(1)根据给定机械的工作要求，合理地进行机构的选型与组合。

(2)拟定该自动机械系统的总体、运动方案(通常拟定多个)，对各运动方案进行对比和选择，最后选定一个最佳方案作为个设计的方案，绘出原理简图。

(3)传动系统设计，拟定、绘制机构运动循环图。 三．课程设计步骤

1．机构设计和选型

（1）根据给定机械的工作要求，确定原理方案和工艺过程。 （2）分析工艺操作动作、运动形式和运动规律。

（3）拟定机构的选型与组合方案，多个方案中选择最佳的。 （4）设计计算。

（5）结构设计、画图。 （6）编写设计计算说明书。 2．自动机械总体方案设计

（1）根据给定机械的工作要求，确定实现功能要求原理方案。 （2）根据原理方案确定工艺方案和总体结构。 （3）拟定工作循环图。 （4）设计计算。 （5）画图。

（6）编写设计计算说明书。 3．自动机械传动系统设计

（1）分析工艺操作动作、各机构运动形式和运动规律选择动力机。 （2）确定传动机构方案和采用的传动形式，多个方案中选择最佳的。 （3）传动比分配、设计计算。 （4）传动系统结构设计。 （5）结构设计、画图。 （6）编写设计计算说明书。

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四．基本要求

1．课程设计必须独立的进行，每人必须完成设计图样A3一张，能够较清楚地表达所设计内容的原理、空间位置及有关结构。

2．根据设计任务书要求，合理的确定尺寸、运动及动力等有关参数。 3．进行相关的设计计算。

4．正确的运用手册、标准，设计图样必须符合国家标准规定。

5．编写设计计算说明书，说明方案确定的方法、依据，并进行分析和有关设计计算，把设计中所涉及的问题说明清楚。说明书力求用工程术语，文字通顺简练，字迹工整、插图清晰，5000字左右。 五．时间安排

共一周5天

查资料 1天 确定方案 1天 设计计算 1天 绘图 1天 写设计说明书 1天 六．需交材料

1．A3图纸一张（手画和计算机绘图均可）。 2．设计计算说明书一份（手写和打印均可）。

第二章 摆式送料机构总体设计过程

一 工作原理

1．工作原理

摆动式搬运机是生产中经常用来对较笨重的货物或工件进行移位搬运的机械，其工作原理如图所示，电动机通过减速轮系(减速器)驱动一个六杆机构，原动构件1为该机构的物柄O1A，而滑块5为其输出构件，利用沿块5的往复移动来搬运货物或工件。

2．设计数据

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设计数据见表。

3．设计提示

为机器运转平稳曲柄轴应设有飞轮。

二 设计方案

图2-2

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图2-3

以上两种机构的对比：图2-2所示送料的往复运动，我们用曲柄滑块机构实现，当输入构件匀速转动时，输出构件带动滑块作往复移动，机构具有急回特性，但该方案中不但设计计算比较复杂，滑块5和作平面复杂运动的连杆3和4的动平衡也比较困难。图2-3为六杆机构，直接通过电动机带动曲柄滑块转动从而使连杆2摆动最终使滑块左右运动，从而达到输送货物的效果。其优点是成本比较低，结 构简单，缺点是摩擦大，耗费能量多。 三 利用解析法确定机构的运动尺寸

如下图所示，选取摇杆分别处于左、右极限位置时，由解析法进行分析。

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图2-4

机构的自由度为：F=3n-2PL-PH=3?52?70=1

根据设计数据的要求，曲柄4的转速n4=114r/min,其角速度ω4为： 极位夹角：

q=1800w4=114´2prad/s=11.94rad/s60

K-11.2-1=1800?K+11.2+116.360

以D为原点，建立如图2-4所示的直角坐标系DXY，各点的坐标如下： D(0,0) B(-78,783) B'(78,783) C'(130,1303) O(225,Oy) C(-130,1303)

则：OB=(-303,783-Oy) OB'=(-147,783-Oy) BB'=(156,0) OC=(-355,1303-Oy) OC'=(-95,1303-Oy) OD=(-225,-Oy)

OB'2+OB2-BB'2cosq=2OB'OB由余弦定理得：

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解之得：Oy1=239.4193 Oy2=30.7806 Oy3=562.0679 Oy4=-291.8679

图2-5

①当Oy1=239.4193时：OA=OA'=70.1006 mm AB=A'B'=250.3546mm

OB'=180.2540mm OB=320.4552mm

OC'=96.0632mm B'C'=104mm OC=355.2860mm

机构在左极限位置时，在ΔOB'C'中(如图2-5所示)，可算得此时机构的传动角:

OB'2+B'C'2-OC'2g1=arccos=24.640<4002OB'B'C'

机构在右极限位置时，在ΔOBC(如图2-5所示)中，可算得此时机构的传动角：

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00g=g=24.64<401 所以，min，不满足设计要求，故舍去。 ②当 Oy2=30.7806 时：OA=OA'=70.1006 mm AB=A'B'=250.3546mm

OB'=180.2540mm OB=320.4552mm

OB2+BC2-OC2g1'=p-arccos=79.0002OBBC OC'=216.3583mm B'C'=104mm OC=404.7356mm

机构在左极限位置时，在ΔOB'C'(如图2-5所示)中，可算得此时机构的传动角：

OB'2+B'C'2-OC'2g2=p-arccos=2OB'B'C'84.640

机构在右极限位置时，在ΔOBC(如图2-5所示)中，可算得此时机

构的传动角：

OB2+BC2-OC2g2'=arccos=2OBBC41.000

0g=g=41.00>402 由于，min，故满足设计要求。

③当 Oy3=562.0679时：OA=OA'=35.9956 mm AB=A'B'=487.5601mm

OB'=451.5646mm OB=523.5557mm

OC'=350.0392mm B'C'=104mm OC=489.4154mm

机构在左极限位置时，在ΔOB'C'(如图2-5所示)中，可算得此时机构的传动角：

OB'2+B'C'2-OC'2g3=arccos=11.000<2OB'B'C'400

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机构在右极限位置时，在ΔOBC(如图2-5所示)中，可算得此时机

构的传动角：

OB2+BC2-OC2g3'=arccos=2OBBC65.360

300g=g=11.00<40 所以，min，不满足设计要求，故舍去。

④当 Oy4=-291.8679时：OA=OA'=35.9956 mm AB=A'B'=487.5601mm

OB'=451.5646mm OB=523.5557mm

OC'=525.6897mm B'C'=104mm OC=627.1760mm

机构在左极限位置时，在ΔOB'C'(如图2-5所示)中，可算得此时机构的传动角：

OB'2+B'C'2-OC'2g4=p-arccos=2OB'B'C'49.000

机构在右极限位置时，在ΔOBC(如图2-5所示)中，可算得此时机

构的传动角：

OB2+BC'2-OC2g4'=p-arccos=2OBBC5.360<400

所以，gmin=g4'=5.360<400，不满足设计要求，故舍去。

综上所述：当Oy2=30.7806 时，机构的各参数满足设计要求。 机构的各杆长尺寸如下:曲柄OA=70.1006mm 连杆AB=250.3546mm 摇杆DC=260mm 四 连杆机构的运动分析

⑴速度分析

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图2-6

为方便分析与计算，取机构处于右极限位置时(如图2-6所示)的数据分析：

A点的线速度为：

V= AOAw4=70.1006创11.938010-3m/s=0.8369m/s

由图得，点B为AB杆的速度瞬心，则连杆AB的角速度为：

wAB=VA0.8369=?10-3rad/sAB250.35463.3429rad/s

摇杆DC上，B点、C点的线速度为：

V=V=0

BC摇杆DC的角速度为：

w=wBDCD=

VC=CD0

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⑵加速度分析

图2-7

以A为基点，将B点处的所有加速度作(如图2-7所示)的分解，则：

B

a+a=a+a+a+atBnBtAnAtBAnBnBA„„„„„„„„„„①

点的法向加速度为：

a a

A

=BDw2BD=0

由于曲柄OA作匀速转动，则A点得切向加速度为：

tA=OA¶OA=0

点得法向加速度为：

nAa

=OAw=70.1006创11.93802410-3m/s2=9.9904m/s2

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故①式可变为： a=a+a+atBnAtBAnBA„„„„„„„„„„„„„„„②

在ΔOBD中，由余弦定理得：

cosq=

OB2+BD2-OD2320.45522+1562-227.09572==0.75472OBBD2创320.4552156

2sinq=1-cosq=0.6561

将②式中的各加速度分别在图示的

tBnAnBAX轴、Y轴上投影有：

tBAX轴上：a=asinq+asinq-acosq„„„„„„„„③ Y轴上: 0=acosq+acosq+asinq„„„„„„„„④ 联解③④得：a=-14.71m/s方向与图中假设方向相反 a=19.4915m/snAnBAtBAtBA2

tB2所以，摇杆CD的角加速度为：

抖=CDBDa=tB

BD=19.4915´103rad/s=124.9457rad/s2156

在误差允许的范围内，上述理论分析结果与下列曲线上对应时刻的数据基本一致，故计算是正确的。

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第三章 传动系综合

图3—1 初步确定传动系统总体方案如图4—1所示。

选择V带传动和二级减速器(锥齿轮-斜齿轮)。传动装置的总效率：

h＝h1h2h3h4h52＝0.94×0.98×0.98×0.98×0.99＝0.867；

h1为V带的效率，h2为轴承1的效率，h3为第一对轴承的效率，h4为第

二对轴承的效率，h5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为6级精度，稀油润滑）。

一 电机的初步选择

电动机所需工作功率为： Pd＝Pw /h＝38/0.867＝43.83kw。执行机构的曲柄转速为n＝114r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1＝2～4，一级圆锥齿轮减速器的传动比i2=2～4,

单级圆柱斜齿轮减速器传动比i3＝1～8，则总传动比合理范围为i＝

4～128，电动机转速的可选范围为n'＝i×n＝（4～128）×114＝456～14592r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传

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动、减速器的传动比，选定型号为Y2—280S—6的三相异步电动机，额定功率为45kW，额定电流85.9A，满载转速n0＝980 r/min，同步转速1000r/min。

传动装置的总传动比和传动比分配如下： (1)总传动比

由选定的电动机满载转速n0和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为i＝n0/n＝980/114＝8.6。 (2)传动装置传动比分配

i＝i1×i2式中i1，i2分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i1＝3.61，则减速器传动比为i2＝i/ i1＝8.6/3.61＝2.38。 二 Ｖ带传动的设计 (1)确定计算功率

Pc=kAP245o=1.?54kwkA，式中为工作情况系数， Po为电

机输出功率。 (2)选择带型号

根据Pc=54kw，n0=980r/min，查图初步选用Ｃ型带。 (3)选取带轮基准直径dd1，dd2

查表选取小带轮基准直径dd1=280mm，则大带轮基准直径

dd2=i1(1-x)dd1=3.61´(1-0.01)?2801000.692mm, 式中x为带的滑动率，通常取（1%～2%），查表后取dd2=800mm。

(4)验算带速V

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V=pdd1n0=p创280980=14.36m/s60创1000601000，

在１０～２０m/s范

围内，Ｖ带充分发挥。 (5)确定中心距 在

a和带的基准长度Ld

2(dd1+dd2)范围内，初定中心距

0.7(dd1+dd2)＃a0a0=1500mm，所以带长为:

Ld0=2a0+

p(dd1+2(dd2-dd1)2dd2)+4d0

2(100-0280)1000)+4´1500

=2´150+0p(280+2=5096mm

2Ld-p(dd1+dd2)+2Ld-p(dd1+dd2)2-8(dd1-dd2)28

L=5000mm，得实际中心距为：

查图选取Ｃ型带的基准长度da==2?5000p?(2801000)+2?5000p?(2801000)2-8?(1000280)28=1450.53mm

故，取

a=1451mm

0(6)验算小带轮包角a1

a=180-10dd2-dd1´57.30=1800-1000-280´57.301451a

0

=151.5³120

所以，包角合适。 (7)确定V带根数Z

因dd1=280mm，带速V=14.36m/s，传动比i1=3.61,查表得单

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根V带所能传递的功率P0=8.59kw，功率增量P0=0.83kw，包角修正系数Ka=0.925，带长修正系数KL=10.7，则由公式得

Pc54Z===5.79(P0+P0)KaKL(8059+0.83)创0.9251.07 故选6根带。

带轮齿形及V带外观示意图：

图3-2

图3-3

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第四章 课程设计总结

这次自动机械课程设计虽然耗时相当长，也很辛苦，但当着手去做的过程中学到很多知识，我的专业能力有了较大的提高。在这次设计中我深刻体会到理论知识与实践相结合的重要性，确实也印证了“实践是检验真理的唯一标准”。没有理论的支撑，实践就没有意义；没有实际实践结果的检验，理论就是一纸空谈。在设计的过程中我翻阅了许多资料书：理论力学、材料力学、自动机械、软件的相关资料等，还多次上网查资料，通过借鉴相关专业人士在设计中的分析问题的突破口；处理问题的方法、途径来指导自己的整个设计。其次，这次课程设计让我对AUTOCAD 2007的应用更加熟悉。也感谢所有帮助过我的同学，感谢老师让我学到很多知识让我的理论知识和动手能力提高了很多！

第五章 参考文献

[1]《自动机械设计》 宋井玲 国防工业出版社 2011年10月第1 版

[2]《自动机械》 冯鉴 何俊 雷智翔 西南交通大学出版社 2008 年8月第1版

[3]《理论力学》 江晓仑 中国铁道出版社 2004年7月第1版

[4]《材料力学》 江晓禹 西南交通大学出版社 2009年2月第4版

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