[工學]麥秸打包機機構設計計算說明書-王玥

1、機械原理課程設計設計計算說明書設計題目：麥秸打包機機構及傳動裝置設計設 計 者：王玥 學 號：20051017專業(yè)班級：機械工程及自動化四班指導教師：李 克 旺完成日期： 2007年11月25日天津理工大學機械工程學院- 35 -目 錄一 設計題目 1.1 設計目的21.2 設計題目21.3 設計條件及設計要求31.4 設計任務3二 執(zhí)行機構運動方案設計2.1功能分解與工藝動作分解42.2 方案選擇與分析42.3執(zhí)行機構設計192.4執(zhí)行機構運動分析212.5機械系統(tǒng)方案設計運動簡圖252.6執(zhí)行機構零件示例及仿真25三 傳動系統(tǒng)方案設計3.1傳動方案設計283.2電動機的選擇293.3傳動裝

2、置的總傳動比和各級傳動比分配303.4傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算31四 設計小結 32五 參考文獻 34六 附件一 設計題目1.1設計目的機械原理課程設計是我們第一次較全面的機械設計的初步訓練，是一個重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。設計的目的在于，進一步鞏固并靈活運用所學相關知識；培養(yǎng)應用所學過的知識，獨立解決工程實際問題的能力，使對機械系統(tǒng)運動方案設計(機構運動簡圖設計)有一個完整的概念，并培養(yǎng)具有初步的機構選型、組合和確定運動方案的能力，提高我們進行創(chuàng)造性設計、運算、繪圖、表達、運用計算機和技術數(shù)據(jù)諸方面的能力，以及利用現(xiàn)代設計方法解決工程問題的能力，以得到一次較完整的設計方法的基本訓練。機械原理

3、課程設計是根據(jù)使用要求對機械的工作原理、結構、運動方式、力和能量的傳遞方式、各個構件的尺寸等進行構思、分析和計算，是機械產(chǎn)品設計的第一步，是決定機械產(chǎn)品性能的最主要環(huán)節(jié)，整個過程蘊涵著創(chuàng)新和發(fā)明。為了綜合運用機械原理課程的理論知識，分析和解決與本課程有關的實際問題，使所學知識進一步鞏固和加深，我們參加了此次的機械原理課程設計。1.2設計題目麥秸打包機機構及傳動裝置設計設計一個機構，使人工將麥秸挑到料倉上方，撞板B上下運動（不一定是直線運動）將麥秸喂入料倉，滑塊A在導軌上水平往復運動，將麥秸向料倉前部推擠。每隔一定時間往料倉中放入一塊木板，木版的兩面都切出兩道水平凹槽。這樣，麥秸將被分隔在兩塊木

4、版之間并被擠壓成長方形。從料倉側面留出的空隙中將兩根彎成型的鐵絲穿過兩塊木版凹槽留出的空洞，在料倉的另一側將鐵絲絞接起來，麥秸即被打包，隨后則被推出料倉。打包機由電動機驅動，經(jīng)傳動裝置減速，再通過適當?shù)臋C構實現(xiàn)滑塊和撞板的運動。傳動裝置方案建議：帶傳動+二級圓柱斜齒輪減速器；1.3設計條件及設計要求執(zhí)行構件的位置和運動尺寸如圖所示，當滑塊處于極限位置A1和A2時，撞板分別處于極限位置B1和B2 ，依靠重力將麥秸喂入料倉。一個工作循環(huán)所需時間為T，打包機機構的輸入軸轉矩為M。其余尺寸見下表：T (s)M (N m)l1 (mm)l2 (mm)l3 (mm)l4 (mm)l5 (mm)l6 (mm

5、)2.01050320420270900210650說明和要求：（1） 工作條件：一班制，田間作業(yè)，每年使用二個月；（2） 使用年限：六年；（3） 生產(chǎn)批量：小批量試生產(chǎn)（十臺）；工作周期T的允許誤差為±3%之內；1.4設計任務1、執(zhí)行機構設計及分析1） 執(zhí)行機構的選型及其組合2） 擬定執(zhí)行機構方案，并畫出機械傳動系統(tǒng)方案示意圖3） 畫出執(zhí)行機構的運動循環(huán)圖4） 執(zhí)行機構尺寸設計，畫出總體機構方案圖，確定其基本參數(shù)、標明主要尺寸5） 畫出執(zhí)行機構運動簡圖6） 對執(zhí)行機構進行運動分析2、傳動裝置設計（1） 選擇電動機（2） 計算總傳動比，并分配傳動比（3） 計算各軸的運動和動力參數(shù)3、

6、撰寫課程設計說明書 二、執(zhí)行機構運動方案設計 2.1功能分解與工藝動作分解 1)功能分解 為了實現(xiàn)打包機打包的總功能，將功能分解為：滑塊的左右運動，撞板的上下運動。 2)工藝動作過程 要實現(xiàn)上述分功能，有下列工藝動作過程： (1)滑塊向前移動，將草桿向右推。 (2)滑塊快速向左移動同時撞板向下運動，將草桿打包。 (3)當撞板向下移動到最大位移處時，滑塊也將再次準備向右移動，至此，此機構完成了一個運動循環(huán)。 2.2 方案選擇與分析1. 概念設計根據(jù)以上功能分析，應用概念設計的方法，經(jīng)過機構系統(tǒng)搜索，可得“形態(tài)學矩陣”的組合分類表，如表1所示。表1 組合分類表滑塊左右移動曲柄導桿機構曲柄滑塊機構組

7、合機構連桿機構撞板上下移動曲柄導桿機構曲柄滑塊機構組合機構連桿機構因滑塊左右移動與撞板上下移動可用同一機構完成，故可滿足沖床總功能的機械系統(tǒng)運動方案有N個，即N2 X 2 X 2 X 2個16個。運用確定機械系統(tǒng)運動方案的原則與方法，來進行方案分析與討論。2. 方案選擇1) 滑塊移動機構的方案選擇滑塊左右運動的主要運動要求：主動件作回轉或擺動運動，從動件(執(zhí)行構件)作直線左右往復運動，行程中有等速運動段(稱工作段)，機構有較好的動力特性。根據(jù)功能要求，考慮功能參數(shù)（如生產(chǎn)率、生產(chǎn)阻力、行程和行程速比系數(shù)等）及約束條件，可以構思出如下能滿足從動件(執(zhí)行構件)作直線左右往復運動的一系列運動方案?；?/p>

8、塊左右運動方案1:曲柄滑塊機構滑塊左右運動方案2：槽輪滑塊機構滑塊左右運動方案3:外凸輪機構滑塊左右運動方案4:內凸輪機構滑塊左右運動方案5:曲柄導桿機構滑塊左右運動方案6:三角正弦機構滑塊左右運動方案7：連桿復合機構滑塊左右運動方案8：連桿復合機構滑塊左右運動方案9：凸輪連桿復合機構滑塊左右運動方案10：凸輪連桿齒輪齒條復合機構滑塊左右運動方案11：連桿復合機構滑塊左右運動方案12：連桿齒輪齒條復合機構表2.沖壓機構部分運動方案定性分析方 案 號 主 要 性 能 特 征 功 能 功 能 質 量 經(jīng) 濟 適 用 性 運動變換 增力 加壓時間 一級傳動角 二級傳動角 工作平穩(wěn)性 磨損與變形 效率

9、 復雜性 加工裝配難度 成本 運動尺寸 滿足 無 較短 較小 - 一般 一般 高 簡單 易 低 小 滿足 無 較短小- 較平穩(wěn)劇烈 較高 較復雜 易一般 小 滿足 無長 較小- 有沖擊劇烈較高較復雜較難較高 大 滿足 無長較小- 有沖擊劇烈較高較復雜較難一般大 滿足 無長 大 - 一般 一般 高 較復雜較難一般大 滿足 無較短 較小- 一般 一般 高 簡單 易低 大 滿足 強 短 較大大 一般 一般 高 較復雜難 一般小 滿足 較強 短 較大 大 一般 一般 高 較復雜較難一般小 9滿足弱長較大較大有沖擊劇烈較高最復雜最難高較小10滿足弱長較大較大有沖擊劇烈較高復雜最難高較小11滿足弱長大大一

10、般一般高較簡單一般一般大12滿足弱較短較小較大一般一般高復雜最難較高小注：加壓時間是指在相同施壓距離內，滑塊向右移動所用的時間，越長則越有利。一級傳動角指連桿機構的傳動角；二級傳動角指六桿機構或連桿復合機構中后一級機構的傳動角。評價項目應因機構功能不同而有所不同。對以上方案初步分析如表2。從表中的分析結果不難看出，方案1，2，9，10的性顯較差；方案3，4，5，6，7，8，11，12尚可行且有較好綜合性能并各自都有特點，這七個方案可作為被選方案，待運動設計，運動分析和動力分析后，通過定量評價選出最優(yōu)方案。2).撞板下壓機構方案選擇撞板下壓方案1：連桿復合機構撞板下壓方案2：凸輪機構撞板下壓方案

11、3：連桿復合機構撞板下壓方案4：齒輪復合機構撞板下壓方案5：凸輪復合機構撞板下壓方案6：連桿復合機構撞板下壓方案7：凸輪連桿齒輪齒條復合機構撞板下壓方案8：凸輪機構撞板下壓方案9：齒輪齒條機構撞板下壓方案10：連桿復合機構表3 送料機構部分運動方案定性分析方案號功能功 能 質 量經(jīng) 濟 適 用 性運動變換加壓時間一級傳動角二級傳動角平穩(wěn)性磨損與變形運動效率復雜性加工裝配難度成本運動尺寸1滿足較短較大較大一般小較大一般一般一般較小2滿足長較大-有沖擊大較大一般較難較高大3滿足較長較大較大一般小較大一般一般一般較大4滿足較短較大-較好較大一般較復雜較難高較小5滿足較長較大-有沖擊大較大一般較難較高

12、較大6滿足較短較大較大一般小較大較難一般一般一般7滿足較長較大較大一般大較大較難較難高小8滿足較長較大-有沖擊大較大一般一般較高大9滿足較短較大-較好一般一般一般一般一般較小10滿足較長較大較大一般小一般較復雜一般一般較大注：加壓時間是指在相同施壓距離內，撞板向下移動所用的時間，越長則越有利。一級傳動角指連桿機構的傳動角；二級傳動角指六桿機構或連桿復合機構中后一級機構的傳動角。評價項目應因機構功能不同而有所不同。對以上方案初步分析如表3。從表中的分析結果不難看出，方案2，4，5，7的性顯較差；方案1，3，6，8，9，10尚可行且有較好綜合性能并各自都有特點，這六個方案可作為被選方案，待運動設計

13、，運動分析和動力分析后，通過定量評價選出最優(yōu)方案。3. 執(zhí)行機構運動方案的形成機器中各工作機構都可按前述方法構思出來，并進行評價，從中選出最佳的方案。將這些機構有機地組合起來，形成一個運動和動作協(xié)調配合的機構系統(tǒng)。為使各執(zhí)行構件的運動、動作在時間上相互協(xié)調配合，各機構的原動件通常由同一構件統(tǒng)一控制。在選擇方案時還需要進行非機械行業(yè)的綜合考慮，例如機械的市場創(chuàng)新性，市場前瞻性，再開發(fā)性等各種各樣的因素，這樣會大大提高機械的價值和生命期。通過對上述方案的拼裝和組合，和多方因素的考慮，由此可以設計出以下組合方案以供選擇。 1) 齒輪齒條組合機構方案說明：如圖1所示，整個機構的動力傳輸由三個齒輪聯(lián)合組

14、成，齒輪傳動有著高穩(wěn)定性，可以承受重載和高速載荷等優(yōu)點，而且結構簡單，加工方便易于維護，整體方案相對節(jié)省空間。 圖1 齒輪齒條組合機構運動說明：主動曲柄轉動，帶動搖桿進行擺動，和搖桿同軸的齒輪使底部齒條移動的同時再將運動傳給下一級齒輪，而下一級齒輪的運動帶動最右邊的齒輪開始轉動，最右邊的齒輪帶動第二個齒條進行運動。2) 齒輪連桿組合機構方案說明：如圖2所示，主動件為齒輪機構，齒輪機構傳動穩(wěn)定，可以承受高速 載荷與重載，主動件帶動著其它的兩個齒輪進行轉動，使得整個機構的整轉副達到三個，如此多的穩(wěn)定勻速轉動的整轉副使得機構的擴展性很強，在這里，運用兩種連桿機構配合兩個整轉副完成打包機所需要的運動，

15、其傳動性能好效率高是此種方案的優(yōu)點，但是這種機構結構相對復雜，維護不便，裝配困難，占用空間大，使用成本高是此方案的問題。圖2 齒輪連桿組合機構運動說明：主動齒輪轉動，使得其它兩個齒輪開始轉動，而那兩個齒輪分別和連桿組成類曲柄滑塊機構，完成打包機所需的運動。3) 連桿組合機構方案說明：如圖3所示，目前此方案綜合性能不是很理想，傳動性能較差，但是可以將左右移動滑塊上方的槽去掉，用一個桿連接直接連接另一個槽的滑塊，可以大大改善此機構性能。圖3 連桿組合機構運動說明：此機構左端的曲柄搖桿機構的搖桿為復合桿，在曲柄工作時搖桿將動力輸出給左右運動的滑塊，滑塊又將動力通過正弦機構傳給上下運動的滑塊，從而完成

16、打包機所需要的運動。4) 連桿組合機構方案說明：此方案傳動性能可以滿足要求，運動有急回，結構雖簡單但緊湊，其全部由連桿組成使得加工與維護容易，成本較低。圖4 連桿組合機構運動說明：主動桿為一曲柄，它帶動從動復合桿做擺動運動，而復合桿的一端帶動滑塊進行上下運動，另一端帶動滑塊做左右運動。5) 凸輪連桿組合機構方案說明：此方案中由于主動件為凸輪使得此機構不能承受高速載荷，但在低速狀態(tài)下通過設計凸輪的形狀的不同可以達到不同的運動效果，使得機構運動規(guī)律比較靈活。圖5）凸輪連桿機構運動說明：凸輪帶動滾子從動件上下運動，連桿機構將運動分解成打包機所需要的形式。6) 凸輪連桿組合機構方案說明：此方案和圖9）

17、所示方案性能類似，不同點在于由于主動件變成了齒輪，齒輪所傳輸?shù)姆€(wěn)定動力使橫向移動的滑塊運動穩(wěn)定。圖6）凸輪連桿機構運動說明：主動件為齒輪，齒輪上連有凸輪，主動輪轉動時凸輪帶動擺動從動件使擺桿上下運動，同時主動件將運動又傳遞給另一個齒輪，另一個齒輪帶動連桿推動滑塊作左右運動。7) 凸輪連桿組合機構方案說明：此機構比起前一個機構精簡了結構，使得裝配難度下降而且占用空間下降，成本相對較低。圖7）凸輪連桿機構運動說明：主動件使滑塊左右移動，同時驅動凸輪，凸輪帶動擺桿從動件使撞板上下運動。8) 齒輪連桿組合機構方案說明：此機構運動穩(wěn)定，力學性能良好，結構既簡單又可以很好的滿足打包機的性能要求。圖8）齒輪

18、連桿機構運動說明：主動件是使導桿擺動，復合擺桿上有兩個滑塊，左端的滑塊帶動齒輪轉動，齒輪齒條嚙合，齒條帶動滑塊左右移動，右端的滑塊拉動撞板上下運動。9) 齒輪連桿組合機構方案說明：此方案力學性能良好，滑塊有急回運動，運動結構緊湊層次清晰，而且除了為打包機輸出所需的兩個運動之外，還可以輸出一個上下擺動的運動，為日后的再開發(fā)提供了幫助。圖9）齒輪連桿機構運動說明：主動桿帶動復合桿擺動，復合桿上部用滑塊連接齒輪，齒輪帶動齒條使撞板上下運動，復合桿下部拉動滑塊做左右運動。10) 齒輪連桿機構方案說明：其力學性能滿足要求，運動結構緊湊層次清晰。圖10）齒輪連桿機構運動說明：主動桿帶動滑塊運動滑塊帶動連桿

19、是撞板上下移動的同時也帶動齒條使齒輪轉動，齒輪上的連桿拉動滑塊做左右運動。4機構組合方案的確定根據(jù)所選方案是否能滿足要求的性能指針，結構是否簡單、緊湊；制造是否方便；成本是否低等選擇原則。經(jīng)過前述方案評價，采用系統(tǒng)工程評價法進行分析論證，列出下列表格，表3.總體方案定性分析性能指針方案1方案2方案3方案4方案5方案6方案7方案8方案9方案10運動性能運動規(guī)律平穩(wěn)平穩(wěn)急回急回任意平穩(wěn)平穩(wěn)急回急回平穩(wěn)運動速度及精度較高一般一般一般一般一般較高一般較高一般工作性能工作效率高高一般一般一般較高一般一般較高較高使用空間小較大較大一般較小較大較大較大一般一般動力性能承載能力大大較大較大較低一般一般一般較大

20、較大傳力性能大大較大較大一般一般一般一般一般一般震動與噪聲較小較大較大較大較小較大較大較大較大較大經(jīng)濟性加工難度一般一般易易較難難較難一般一般一般維護難度易較易較易較易較難難較難一般一般一般能耗大小一般一般一般一般一般一般一般一般一般一般使用壽命較長較長較長較長一般一般一般較長較長較長結構機構尺寸小大大較大較小較大較大較大較大較大機構重量重重輕輕較重重一般一般一般一般復雜程度簡單復雜一般簡單簡單復雜復雜簡單一般一般經(jīng)過分析，發(fā)現(xiàn)方案9最滿足設計任務的要求，并且綜合性能良好，易于再開發(fā)，所以將方案9作為執(zhí)行機構的最終方案。2.3執(zhí)行機構設計1.執(zhí)行機構設計執(zhí)行機構分別為: 齒輪齒條撞板上下沖壓機

21、構。 連桿推塊左右沖壓機構。撞板上下運動沖壓機構的設計:四桿機構的設計；曲柄導桿機構的設計；齒輪機構的設計；滑塊左右運動沖壓機構的設計:曲柄滑塊機構的設計；圖11.機構運動循環(huán)圖2機構設計方法曲柄滑塊機構的設計-解析法 曲柄導桿機構的設計-解析法和實驗法 四桿機構的設計-實驗法用解析法設計分解圖中的機構：設AB=AC;為保證C點傳力良好，設Q1的初始角度為50度，Q1角向上轉過30度后C點應向右移動900mm，則ABC三點向X軸投影得：|2*AB*cos50°- 2*AB*cos0°|= 900 解之得:AB=BC= 1250(mm)用解析法和實驗法設計分解圖中的機構：由圖

22、中條件設置圖的初始參數(shù)，圖中Q1角的兩極限位置分別為20°和70°在此機構中導桿上的滑塊連接齒輪它會帶動齒輪轉40°，這里要求齒輪在轉動過程中帶動齒條移動650mm，則齒輪節(jié)圓半徑R為：50/360 * 2 * 3.1416 * R = 650 解之得:R=372.42(mm)為曲柄導桿機構的傳力性良好在齒輪節(jié)圓范圍內選取適當?shù)幕瑝K位置，作Q1極位夾角的角平分線，作滑塊運動軌跡曲線，在極限位置作和滑塊速度方向相垂直的線，此線和極位夾角的角平分線的夾角便是齒輪中心點所在的位置，確定位置后，通過測量得：齒輪中心點坐標為(496，230)L1的長度為300mm用實驗法設

23、計分解圖I中的機構：在極限位置，圖I中Q1等于70°時，設曲柄AB長度為420mm，AD長度為1000mm，CD桿長度在設置時為了保證和滑塊不發(fā)生干涉而且要保證良好的傳力性，選取CD桿的長度為1300mm，作圖連接四桿機構，通過測量得:連桿BC長度為:827mm其他參數(shù)設置：齒輪節(jié)圓半徑 = 分度圓半徑 = 372.42(mm)；基圓半徑 = 390(mm)；模數(shù) = 30；2.4 執(zhí)行機構運動分析分析方法：計算機輔助分析所用軟件：計算機輔助分析設計程序（詳細內容請看本說明書附件）1).對機構中四桿機構的分析原始數(shù)據(jù)：角Q1和Q3關系曲線圖:（結果列表請看附件）2).對機構中曲柄導桿

24、機構進行分析原始數(shù)據(jù)：角Q1和Q3的關系曲線圖：（結果列表請看附件）3).對機構中的曲柄滑塊進行分析原始數(shù)據(jù):Q1與S的運動位置關系曲線：（結果列表請看附件）2.5 機械系統(tǒng)運動方案簡圖圖12.整體系統(tǒng)圖2.6 傳動機構零件示例及仿真支盤齒輪齒條齒條滑槽導桿滑塊輔助連接零件復合桿滑塊連桿輔助桿連桿曲柄銷釘小銷釘支稱桿撞板撞板套桿裝配與拆解仿真三、傳動系統(tǒng)方案設計3.1傳動方案設計傳動系統(tǒng)位于原動機和執(zhí)行系統(tǒng)之間，將原動機的運動和動力傳遞給執(zhí)行系統(tǒng)。除進行功率傳遞，使執(zhí)行機構能克服阻力作功外，它還起著如下重要作用：實現(xiàn)增速、減速或變速傳動；變換運動形式；進行運動的合成和分解；實現(xiàn)分路傳動和較遠距

25、離傳動。傳動系統(tǒng)方案設計是機械系統(tǒng)方案設計的重要組成部分。當完成了執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計和原動機的預選型后，即可根據(jù)執(zhí)行機構所需要的運動和動力條件及原動機的類型和性能參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)的方案設計。在保證實現(xiàn)機器的預期功能的條件下，傳動環(huán)節(jié)應盡量簡短，這樣可使機構和零件數(shù)目少，滿足結構簡單，尺寸緊湊，降低制造和裝配費用，提高機器的效率和傳動精度。根據(jù)設計任務書中所規(guī)定的功能要求，執(zhí)行系統(tǒng)對動力、傳動比或速度變化的要求以及原動機的工作特性，選擇合適的傳動裝置類型。根據(jù)空間位置、運動和動力傳遞路線及所選傳動裝置的傳動特點和適用條件，合理擬定傳動路線，安排各傳動機構的先后順序，完成從原動機到各執(zhí)行機構之間

26、的傳動系統(tǒng)的總體布置方案。機械系統(tǒng)的組成為：原動機 傳動系統(tǒng)(裝置) 工作機（執(zhí)行機構）原動機：Y系列三相異步電動機；傳動系統(tǒng)(機構)：常用的減速機構有齒輪傳動、行星齒輪傳動、蝸桿傳動、皮帶傳動、鏈輪傳動等，根據(jù)運動簡圖的整體布置和各類減速裝置的傳動特點，選用二級減速。第一級采用皮帶減速，皮帶傳動為柔性傳動，具有超載保護、噪音低、且適用于中心距較大的場合；第二級采用齒輪減速，因斜齒輪較之直齒輪具有傳動平穩(wěn)，承載能力高等優(yōu)點，故在減速器中采用斜齒輪傳動。根據(jù)運動簡圖的整體布置確定皮帶和齒輪傳動的中心距，再根據(jù)中心距及機械原理和機械設計的有關知識確定皮帶輪的直徑和齒輪的齒數(shù)。故傳動系統(tǒng)由“V帶傳動

27、+二級圓柱斜齒輪減速器”組成。原始資料：已知工作機（執(zhí)行機構原動件）主軸：轉速：nW=30 （r/min）轉矩：Mb =1050 (N.m)3.2電動機的選擇1） 選擇電動機類型按已知工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動。2） 選擇電動機容量a工作軸輸出功率 ： PW=M/1000 (KW) =nW /30=30/30=3.14159 (rad/s)PW=M/1000=1050*3.14159/1000=3.29867 KW注：工作軸執(zhí)行機構原動件軸。b所需電動機的功率：Pd= PW /aa-由電動機至工作軸的傳動總效率a =帶×軸承3×齒輪2&

28、#215;聯(lián) 查表可得：對于V帶傳動: 帶 =0.96 對于8級精度的一般齒輪傳動：齒輪=0.97對于一對滾動軸承：軸承 =0.99對于彈性聯(lián)軸器：聯(lián)軸器=0.99則 a =帶×軸承3×齒輪2×聯(lián)=0.96×0.993×0.972×0.99= 0.868Pd= PW /a=3.29867/0.868=3.8 KW查各種傳動的合理傳動比范圍值得：V帶傳動常用傳動比范圍為 i帶=24，單級圓柱齒輪傳動比范圍為i齒=35，則電動機轉速可選范圍為nd=i帶 ×i齒2×nW=(24)( 35)2 ×nW =（18

29、100 ）×nW=(18100)×30=5403000 r/min符合這一轉速范圍的同步轉速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min，根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案。方案電動機型號額定功率ped/kw電動機轉速/ r/min電動機質量/kg傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比V帶傳動比齒輪傳動1Y112M-24300028904596.33332.112Y112M-441500144043483163Y132M1-64100096073322.512.84Y160M1-84750720118

30、242.59.6對于電動機來說，在額定功率相同的情況下，額定轉速越高的電動機尺寸越小，重量和價格也低，即高速電動機反而經(jīng)濟。若原動機的轉速選得過高，勢必增加傳動系統(tǒng)的傳動比，從而導致傳動系統(tǒng)的結構復雜。由表中四種方案，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、結構和帶傳動及減速器的傳動比，認為方案2的傳動比較合適，所以選定電動機的型號為Y112M-4。Y112M-4電動機資料如下: 額定功率：4 Kw滿載轉速：n滿=1440 r/min同步轉速：1500 r/min3.3傳動裝置的總傳動比和各級傳動比分配1傳動裝置的總傳動比i總= n滿/ nW =1440/30= 482 分配各級傳動比根據(jù)機械設計課程

31、設計表2.2選取，對于三角v帶傳動,為避免大帶輪直徑過大,取i12=2.8；則減速器的總傳動比為 i減=i總/2.8=48/2.8=17.1429對于兩級圓柱斜齒輪減速器,按兩個大齒輪具有相近的浸油深度分配傳動比,取 ig=1.3idi減= ig×id = 1.3i2d =17.1429i2d =17.1429/1.3=13.1868id =3.63ig=1.3id=1.3×3.63=4.72 注：ig -高速級齒輪傳動比；id 低速級齒輪傳動比；3.4傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算計算各軸的轉速：電機軸：n電= 1440 r/min軸 n= n電/i帶=1440/2.8=5

32、14.29 r/min軸 n= n/ ig=514.29/4.72=108.96 r/min軸 n=n/ id =108.96/3.63=30 r/min 計算各軸的輸入和輸出功率：軸： 輸入功率 P= Pd帶=3.8×0.96=3.648 kw 輸出功率 P= 3.648軸承=3.648×0.99=3.612 kw軸： 輸入功率 P=3.612×齒輪=3.612×0.97=3.50 kw 輸出功率 P= 3.50×軸承=3.50×0.99=3.465 kw軸 輸入功率 P=3.465×齒輪=3.465×0.97=

33、3.36 kw 輸出功率 P= 3.36×軸承=3.36×0.99=3.33 kw計算各軸的輸入和輸出轉矩：電動機的輸出轉矩 Td=9.55×106×Pd /n電=9.55×106×3.8/1440=25.2×103 N·mm軸： 輸入轉矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×3.648/514.29=67.74×103 N·mm 輸出轉矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×3.61

34、2/514.29=67×103 N·mm軸： 輸入轉矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×3.5/108.96=306.8×103 N·mm輸出轉矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×3.465/108.96=303.7×103 N·mm軸 輸入轉矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×3.36/30=1070×103 N·mm輸出轉矩 T=9.

35、55×106×P / n=9.55×106×3.33/30=1060×103 N·mm 將運動和動力參數(shù)計算結果進行整理并列于下表：軸名功率p/kw轉矩T ( N·mm)轉速n/r·min-1傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸3.825.2×10314402.80.95軸3.6483.61267.7×10367×103514.294.720.96軸3.503.465306.8×103303.7×103108.963.630.96軸3.363.331070×

36、1031060×10330四、設計小結這次課程設計，我拿到的題目是麥秸打包機。其實麥秸打包機的兩種運動就是運用機械原理課上所學過的各種機構來實現(xiàn)的。針對這次的設計任務所出的題目定制計劃，我首先借閱書籍搜集資料，通過資料啟發(fā)靈感并設計方案，并通過篩選和優(yōu)化確定最終方案和最終方案的參數(shù)。然后為最終方案的運動分析設計程序，并進行程序的開發(fā)和方案的運動分析，接下來對方案進行實體造型仿真，將仿真結果以動畫形式輸出，最后整理資料編寫設計說明書，完成設計任務在這次設計任務中，我確實遇到了許多自己無法解決的問題，不過通過書籍，互聯(lián)網(wǎng)和老師的幫助，所有問題得以解決，最終保證了這次設計任務順利進行。在機械原理課上所學的知識是比較理論化的，通過這些理論我了解了一些機構的運動方案與運動軌跡，至于這些構件、這些機構真正要派些什么用場，在我腦中的概念還是挺