电子元件分选机毕业论文.docx
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电子元件分选机毕业论文
电子元件分选机毕业论文
目录
1绪论1
1.1课题背景及目的1
1.2课题设计意义1
1.3课题设计内容1
2电子元件分选机运动设计3
2.1分选对象的基本参数3
2.2系统运动方案设计3
2.2.1分选机的减速机构设计3
2.2.2分选机的间歇运动机构设计4
2.2.3分选机的挡料机构设计5
2.3系统整体方案设计6
2.4电机的选取7
2.5联轴器的选择8
3电子元件分选机传动件设计计算及其结构设计9
3.1蜗轮蜗杆的设计计算9
3.2槽轮机构的设计计算及其结构设计12
3.3齿轮的参数与几何尺寸计算13
3.4转盘的几何尺寸设计计算18
3.5托盘的几何尺寸设计计算18
3.6挡料机构的设计计算19
3.7其他标准件的校核计算21
4电子元件分选机的三维建模及装配26
4.1软件介绍26
4.2三维建模及其装配26
结论31
致谢32
参考文献33
附件34
1绪论
1.1、课题背景及目的
背景：
随着现代科技的发展与人民生活水平的提高，各种自动分选机层出不穷，现在简单介绍几种；①螺旋分选机：
物料在螺旋运动的过程中按密度分选的设备。
②水果分选机：
通过称重传感器按重量进行分选。
③红外线自动分选机：
把可再生的材料从混合的回收轻包装材料中鉴别分选出来。
本次毕业设计的课题要求我们学生综合力学、机械等理论基础知识，灵活运用工程软件（AutoCAD、UG、ADAMS）从事机械产品设计和开发，以培养我们的工程应用能力。
1.2、课题设计意义
通过对本课题进行设计，综合考虑实际情况，我们能够将课本上学到的力学、机械等理论知识更好地应用到专业领域当中去，同时更有针对性的进行方案设计，灵活运用工程软件（AutoCAD、UG、ADAMS）从事机械产品设计和开发，掌握一个产品的设计研发过程，培养我们的工程应用能力，有益于我们日后的学习工作。
此外我们还可以巩固所学到的知识，并在设计当中学到新的东西。
此次设计全部要求我们采用电脑作图、电脑制作毕业论文，更接近现代设计方法，为我毕业后的工作奠定了良好的基础。
1.3、课题设计内容
1、课题名称：
电子元件分选机设计
2、课题研究方法
设计自动化机械应以满足使用要求和保证高生产率为前提，做到技术先进，经济合理，制造方便，安全可靠，一般应具有以下性能：
①、使用性能。
②、技术性能。
③、经济性能[1]。
自动机械的设计过程可分为四个阶段：
初步设计阶段；技术设计阶段；工作图设计阶段；安装调试阶段。
在整个设计过程中可按以下几个程序进行：
①、熟悉设计任务书明确加工对象的材料、性能及要求，自动机械的使用范围、生产率要求等。
②、确定自动机械的加工循环时间。
③、确定自动机械的运动参数，拟定传动原理图，绘制传动系统图。
④、决定自动机械的运动特性，选
择执行机构的运动规律，进行运动分析和动力分析。
⑤、选择自动机械的执行机构，绘制机构运动简图，进行执行机构运动循环图和自动机械工作循环图的设计。
⑥、初步确定主要结构和尺寸。
⑦、确定自动机构的总体方案。
包括选择自动机械的控制方案，绘制控制系统原理图，进行总体方案可行性分析等。
⑧、确定自动机械的总体布局。
⑨、进行自动机械技术经济指标的初步估算以验证设计方案的先进合理性。
⑩、具体结构设计[1]。
3、课题设计构成及研究内容
本次论文构成主要有：
①、前置部分。
其中包括封面、扉页、中文摘要、英文摘要、目录等；②、正文部分。
其中主要包括绪论、正文主体、结论、致谢参考文献；③、附录部分；④、附件部分。
本次毕业设计论文的研究内容如下：
①、根据分选的要求选定所需要的电动机。
②、拟定传动原理图，绘制传动系统图。
③、通过蜗轮蜗杆减速，根据电机功率，计算蜗轮蜗杆的参数。
④、通过槽轮的间歇运动，使转盘在达到槽轮停歇时间时停止运动，检测头开始进行检测，同时挡料机构开始上料。
计算出槽轮的运动参数。
⑤、计算齿轮的运动参数。
使跟小齿轮固连在一起的槽轮转过90度时转盘只转过30度。
⑥、设计计算凸轮的运动参数。
凸轮运动时带动四杆机构运动，使转盘在转动过程中时停止送料，转盘停止转动时开始送料。
4、课题的设计任务
总体要求：
设计制定电子元件分选机设计系统运动方案，并利用UG、ADAMS、AutoCAD软件进行三维建模、装配，运动仿真、分析，结构设计、绘制二维工程图。
技术指标（包括设计参数等）要求：
工作频率为60—100次/分钟，执行机构的功率：
P=0.5kW，转速：
n=5r/min。
检测对象：
碳膜电阻，型号：
CF2W。
大小：
①、电阻体长度：
20mm。
②、电阻体直径：
6mm。
③、两端引脚长度：
30mm。
工作量要求：
绘制系统运动方案设计图，绘制二维装配图及部分零件的工作图，绘制三维建模及装配图，撰写设计说明书并翻译机械类英文文献（3000word）一篇。
2、电子元件分选机运动设计
2.1、分选对象的基本参数
这次毕业设计的分选对象如图2.1所示：
碳膜电阻，型号：
CF2W。
大小：
①、电阻体长度：
20mm。
②、电阻体直径：
6mm。
③、两端引脚长度：
30mm。
图2.1分选对象的基本参数
2.2、系统运动方案设计
要完成电子元件分选的全过程，该机械要完成四步操作动作，分别是：
电阻的挡料、电阻的送料、电阻的检测、电阻的分选。
下面分别介绍每一个动作的实现方案，通过多个方案的对比，综合考虑多方面因素，确定出一套合理、简捷的方案，绘制出系统运动方案图。
2.2.1、分选机的减速机构设计
如果直接把电机连接到执行机构上，那么执行机构的速度会非常大，这肯定是不满足设计要求的，所以需要设计一个减速机构，要实现电机的减速有多种方法，现讨论两种方案，如图2.2（a）（b）所示。
方案一：
通过蜗轮蜗杆减速。
方案一与其他方案相比，能实现大的传动比、机构很紧凑、冲击载荷小、传动平稳、噪声低、具有自锁性等特点，因此是比较符合这次设计的。
方案二：
通过一对直齿轮和一对锥齿轮减速。
齿轮传动具有效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长、传动比稳定等特点。
但是与方案一相比，所占空间位置较大。
综合以上考虑，选择方案一。
（a）蜗杆减速机构（b）齿轮减速机构
1－电机；2－蜗杆；3－蜗轮1－电机；2－直齿轮；3－锥齿轮
图2.2分选机的减速机构简图
2.2.2、分选机的间歇运动机构设计
要进行电阻的分选，就必须检测电阻值的大小，要检测电阻值的大小，机器就不能连续不断的运动，必须间歇运动，因此可选择棘轮机构、槽轮机构等。
但考虑到棘轮工作时有较大的冲击和噪声，而且运动精度较差，而槽轮机构结构简单，外形尺寸小，机械效率高，并且能够较平稳的、间歇地进行转位。
因此分选机的间歇运动机构选择槽轮机构。
如图2.3所示：
1－主动拨盘；2－从动槽轮；3－机架
图2.3分选机的间歇运动机构
2.2.3、分选机的挡料机构设计
排列有序的电阻通过管道传送过来后，因为分选机在送料的过程中是运动的，所以需要停止上料，而当电阻在检测时，分选机需要开始上料，故需要设计一个挡料机构，使电阻在分选机运动时停止上料，在检测时开始上料。
为此我选用了盘形凸轮机构，当凸轮处于推程时，推杆运动到最高点，此时，挡料块的下端离开，上端靠近，最下面的一个电阻下落，上面其余的电阻都被挡住，当凸轮处于远休止时，推杆将处于最高位置而静止不动，推杆推程和静止的时间与电阻的检测时间一致；当凸轮处于回程运动时，推杆在弹簧的作用下开始恢复，此时，挡料块的下端靠近，上端离开，所有的电阻开始下落，但都被挡料块下端挡住，当凸轮处于近休止时，推杆保持静止不动，凸轮回程和近休止时间与电阻的运动时间一致，当凸轮继续转动时，又将重复上述过程。
挡料机构设计简图如图2.4所示。
1－弹簧；2－主动凸轮；3－四杆机构；4－挡料块
图2.4挡料机构结构简图
2.2.3、分选机的送料机构设计
由于碳膜电阻体积小，重量轻，不易定位等特点，对于电阻的送料机构选用转盘多工位送料，下面固定一个托盘，以使电阻不会掉下去，因为槽轮的槽数为4，每次转动为90度，为了充分利用转盘的空间资源，同时降低执行机构的转动速度，中间连接一对传动比为u=3的齿轮，送料机构的结构简图如图2.5（a）（b）所示：
（a）转盘（b）送料机构
1－齿轮；2－托盘；3－转盘
图2.5送料机构结构简图
2.3、系统整体方案设计
将实现各个功能的最佳方案组合起来，如图2.6即是系统的整体运动方案。
1－蜗轮；2－槽轮；3－齿轮；4－托盘；5－转盘；6－上料管；7－挡料块；
8－四杆机构；9－弹簧；10－电机；11－蜗杆；
图2.6系统整体方案简图
系统工作原理：
本方案如图2.6所示，电机通过蜗轮蜗杆减速，蜗轮与槽轮的拨盘固连，拨盘带动槽轮运动，槽轮上固连一个齿轮，通过齿轮传动，使槽轮转过90度时转盘转过30度，上料的时间控制通过与拨盘固连的凸轮实现。
凸轮运动时带动四杆机构运动，使转盘在转动过程中时停止送料，转盘停止转动时开始送料。
系统运动循环图如图2.7所示：
图2.7系统运动循环图
2.4、电机的选取
由于本次毕业设计做的是碳膜电阻的分选，碳膜电阻体积小，重量轻，所需功率较小，经查阅相关资料和经过实际调查，可拟定转盘的转速为：
=5r/min。
功率为：
=0.5kw。
在传动系统中，蜗轮蜗杆传动比为：
=20
槽轮传动比为：
=4
齿轮传动比为：
=3
传动系统总传动比为：
i=
×
×
=240
则电机应选转速：
n=
×i=1200r/min系列。
计算电机所需功率，查《机械设计手册》知：
蜗轮蜗杆的传动效率：
η0=0.75
电动机轴与联轴器的传动效率：
η1=0.995
联轴器与工作轴的传动效率：
η2=0.94
槽轮的传动效率：
η3=0.95
一对圆柱齿轮传动效率：
η4=0.97
一对轴承传动效率：
η5=0.995
电机所需的功率为：
p=
/η0η1η2η3η4η5=0.5/（0.75×0.995×0.94×0.95×0.97×0.995）=0.777kw
由电机转速查表选择全封闭自散式笼型三相异步电动机：
Y系列型号为Y802-4。
其额定功率：
P=0.75KW；转速：
N=1390r/min.。
同步转速：
1500r/min。
2.5联轴器的选择
因为这次毕业设计的课题转速较低，无冲击，因此选用构造简单，成本较低的刚性联轴器，查阅相关资料选取YLD13型号凸缘刚性联轴器。
3、电子元件分选机传动件设计计算及其结构设计
传动件的设计计算、结构设计主要包括各部分的蜗轮蜗杆传动、槽轮传动、齿轮传动、凸轮传动、四杆机构传动、转盘、托盘、轴等的设计计算及其结构设计，另外，在本章也介绍了轴承、键等标准件的选型与校核。
3.1、蜗轮蜗杆的设计计算
3.1.1、选择蜗杆传动类型
因为蜗轮蜗杆传动的特点，并考虑到传动系统空间的布置，和啮合等特点选择为圆柱蜗杆传动。
并根据GB/T10085-1998的推荐，在此传动系统中采用渐开线蜗杆（ZI蜗杆）。
3.1.2、选择材料
因为考虑到蜗杆传动的功率不大，速度只是中等，所以蜗杆用45钢；又因希望效率高些，耐磨性好些，所以蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度选为45-55HRC。
蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，用金属模铸造。
并且为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，但轮芯用灰铸铁HT100制造。
3.1.3、按齿面接触疲劳强度进行设计
从根据闭式蜗杆传动的设计准则，首先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。
由《机械设计》中式（11-12），传动中心距为：
（3.1）
⑴、确定作用在蜗轮上的转矩T1
按z1=2，故取效率η=0.8，则
T1=9.55×106p1/n1=9.55×106pη/（n/i12）=9.55×106×
N.mm=8.245×104N·mm
（2）、确定载荷系数K
因为工作载荷较稳定，故载荷分布不均匀系数Kβ=1;由表11-5选取使用系数KΑ=1.15；由于转速一般不高，冲击载荷也不大，可取动载荷系数Kv=1.05；则
K=KΑKβKv=1.05×1.15×1=1.21
（3）、确定弹性影响系数ZE
因为选用的蜗轮材料是铸锡磷青铜，蜗杆材料是45号钢，因此弹性影响系数ZE=160MPa1/2
（4）、确定接触系数Zp
我们先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值为d1/a=0.35，因此我们可以从《机械设计》图11-18中可查到：
Zp=2.9。
（5）、确定许用接触应力[σH]
因为根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，采用金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，因此我们可以从《机械设计》表11-7中查到蜗轮的基本许用应力是：
[σH]'=268MPA。
（6）、计算循环次数：
N=60jn1Lh=60×1×1390/20×12000=5.004×107
（7）、寿命系数:
KHN=
=0.8177
则：
[σH]=KHN×[σH]'=0.8177×268MPA=219MPA
（8）、计算中心距
=
=76.5mm
考虑到本次设计中传动系统的空间布局，涡轮转速较低，所需功率较低的特殊性，因此为了设计的合理性选取中心距a=125，因为传动比为：
i=20，因此我们可以从《机械设计》表11-2中取模数m=5，蜗杆分度圆直径：
d1=50mm。
这时d1/a=0.4，从《机械设计》图11-18中可查得接触系数Z'p=2.74，所以Z'p3.1.4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
（1）、蜗杆
蜗杆的主要参数与几何尺寸如表3.1所示：
表3.1蜗杆几何参数
名称
代号
计算数值
蜗杆的头数
Z1
2
蜗杆直径的系数
q
10
蜗杆分度圆的直径
d1
50
蜗杆齿顶圆的直径
da1
60
蜗杆齿根圆的直径
df1
38
蜗杆轴向的齿距
pa
16
分度圆的导程角
11°18′36″
（2）、蜗轮
蜗轮的主要参数与几何尺寸如表3.2所示：
表3.2 蜗轮几何参数
名称
代号
计算数值
蜗轮的齿数
Z2
41
涡轮分度圆的直径
d2
205
蜗轮齿根圆的直径
df2
193
蜗轮喉圆的直径
da2
217
变位系数
X2
-0.5
涡轮的宽度
B
45
3.1.5、校核弯曲疲劳强度
（3.2）
当量齿数：
zv2=z2/cos3
=41/（cos11°18′36″）3=42.42
因为x2=-0.5，zv2=42.42，从《机械设计》图11-19中查到齿形的系数YFA2=2.87。
所以螺旋角的系数：
YB=1-11.31/140=0.9192。
因为蜗轮的制造材料为ZCuSn10P1，从《机械设计》表11-8中查得基本许用弯曲应力为：
[σF]'=56MPa
寿命系数：
KFN=
=0.647
许用弯曲应力：
[σF]=KFN×[σF]'=0.647×56MPa=36.232MPa
σF=
MPa=7.8MPa
所以弯曲强度是满足的。
3.2、槽轮机构的设计计算及其结构设计
3.2.1、槽轮机构的工作原理
槽轮机构也叫做马尔他机构，也叫做马氏机构或者是马氏盘。
是自动机械中应用很广泛的一种间歇运动机构，常见的槽轮机构有三种基本结构形式。
①、平面外槽轮机构。
②、平面内槽轮机构。
③、空间球面槽轮机构［3］。
槽轮机构由带圆销的拨盘、带有径向槽的槽轮组成。
拨盘和槽轮上都有锁止弧：
槽轮上的凹圆弧、拨盘上的凸圆弧，起锁止作用。
槽轮机构工作时拨盘连续回转，当两锁止弧接触时，槽轮静止；反之槽轮运动。
从而将连续回转运动变换为间歇转动。
槽轮机构具有结构简单、制造容易、工作可靠、机械效率高，能平稳地、间歇地进行转位运动的特点。
但是因为槽轮运动过程中角速度有变化，所以不适合高速运动的场合[3]。
3.2.2、槽轮机构的几何尺寸计算公式
槽轮机构的几何尺寸计算公式如表3.3所示：
表3.3槽轮几何尺寸计算公式
参数
计算公式或依据
槽数z
由工作要求确定
圆销数n
中心距L
由安装空间确定
回转半径R
R=Lsinφ=Lsin（π/z）
圆销半径r
由受力大小确定r≈R/6
槽顶半径s
s=Lcosφ=Lcos（π/z）
槽深h
h≥s-（L-R-r）
拨盘轴径d1
d1≤2（L-s）
槽轮轴径d2
d2≤2（L-R-r）
槽顶侧壁厚b
b=3~10mm经验确定
锁止弧半径r0
r0=R-r-b
3.2.3、槽轮机构的几何尺寸计算结果
因为槽轮机构中当拨盘的角速度一定时，槽轮的角速度及角加速的变化取决于槽轮的槽数Z。
并且槽轮运动的角速度和角加速度的最大值随槽数Z的减小而增大。
且槽轮的槽数Z越少，柔性冲击越大。
所以可拟取槽轮的槽数为4，圆销数为1。
因为涡轮的喉直径是217mm，为了防止涡轮与槽轮轴在运动时没有干涉，可拟取槽轮机构的中心距为200mm。
几何尺寸如表3.4所示：
表3.4槽轮的几何尺寸
参数
计算公式或依据（mm）
槽数z
4
圆销数n
1
中心距L
200
回转半径R
142
圆销半径r
24
槽顶半径s
142
槽深h
108
拨盘轴径d1
40
槽轮轴径d2
50
槽顶侧壁厚b
8
锁止弧半径r0
110
3.3、齿轮的参数与几何尺寸计算
3.3.1、齿轮初始条件
在所有的机械传动中，齿轮传动是最重要的传动方式之一，而且其形式有很多种，而且拥有传动效率高、结构紧凑、工作可靠和传动比稳定四大特点，因此一直是被广泛地应用于工程机械之中[3]。
在本次毕业设计中，为了使槽轮转动90度时，转盘只转动30度，能够充分利用转盘空间，并且传动平稳，现拟取齿轮传动比为：
u=3。
工作寿命为15年（设每年工作300天），两班制。
3.3.2、齿轮计算
1、选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数
1）、根据前面图2.4所述的传动方案，选定用直齿圆柱齿轮传动。
2）、电子元件分选机是一般工作机器，功率较低，速度小，所以选用7级精度（GB10095-88）。
3）、齿轮材料的选择。
查《机械设计》中表“常用齿轮材料及其力学特征”，选定小齿轮材料为40号钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料也为45号钢（调质），硬度为240HBS。
4）现拟取选小齿轮的齿数为Z1=30，则大齿轮的齿数为：
Z2=Z1×3=90。
2、按齿面接触强度进行设计
由《机械设计》中计算公式（10-9a）进行试算，即：
（3.3）
K——载荷系数
T2——小齿轮的转速
——齿宽系数
u——传动比
ZE——弹性影响系数
——接触疲劳许用应力
（1）、确定公式内的各计算数值
1）、试选载荷系数Kt=1.3。
2）、计算小齿轮传递的转矩：
n2=n1/i1=68/4r/min=17r/min
P2=p1η3=0.56×0.95kw=0.53kw
T2=95.5×105P2/n2=95.5×105×0.53/17N·mm=2.977×105N·mm
3）、由《机械设计》中表10-7可选取齿宽系数：
Φd=1。
4）、由《机械设计》中表10-6中查得材料的弹性影响系数：
ZE=189.8Mpa1/2；
5）、由《机械设计》中图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限：
σHlim1=550MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限同样为：
σHlim2=550MPa。
6）、由《机械设计》中式10-13计算应力循环次数。
N1=60n2jLh=60×17×（2×8×300×15）=7.344×107
N2=N1/u=7.344×107/3=2.449×107
7）、由《机械设计》中图10-19可取小齿轮触疲劳寿命系数KHN1=0.90；大齿轮：
KHN2=0.95。
8）、计算接触疲劳许用应力。
可取失效概率为1%，安全系数S=1，则由《机械设计》中式（10-12）得：
[σH]1=KHN1×σlim1/S=0.90×550/1MPa=495MPa
[σH]2=KHN2×σlim2/S=0.95×550/1MPa=522.5MPa
（2）、计算
1）、试算小齿轮分度圆直径
，带入[σH]中较小的值。
2）、计算齿宽b。
b=Φd×d1t=1×98.432mm=98.432（3.4）
3）、计算齿宽与齿高之比b/h。
模数：
mt=d1t/z1=98.432/30=3.28mm
齿高：
h=2.25×mt=7.38mm
则b/h=13.34
4）、计算载荷系数
由《机械设计》中图10-8可查得动载系数KV=1.12；
因为齿轮是直齿轮，所以：
KHa=KFa=1；
由《机械设计》中表10-2查得使用系数KA=1；
由《机械设计》中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置，所以KHβ=1.423；
由b/h=13.34，KHβ=1.423查图10-13可得KFβ=1.35；
所以载荷系数为：
K=KAKVKHαKHβ=1.594
5）、按照实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由《机械设计》中式（10-10a）得：
d1 =
=105.354mm （3.5）
6）、计算模数m。
m=d1/z1=105.354/30=3.5118。
（3.6）
3、按齿根弯曲的强度设计
由《机械设计》中式（10-5）可得设计公式（弯曲强度）为：
m≥
（3.7）
（1）、确定公式里面的各计算值
1）、由《机械设计》中图10-20c可查得小齿轮的强度极限（弯曲疲劳）：
σFE1=380Mpa；大齿轮同样也是：
σFE2=380Mpa；
2）、由《机械设计》中图10-18可取弯曲疲劳的寿命系数：
KFN1=KFE2=0.88；
3）、计算弯曲疲劳的许用应力。
根据要求可取弯曲疲劳的安全系数为：
S=1.4，由《机械设计》中式（10-12）得：
[σF]1=[σF]2=KFN1σFE1/s=0.88×380/1.4Mpa=238.86Mpa
4）计算载荷的系数K。
K=KAKVKHαKHβ=1×1.12×1×1.35=1.512
5）查取齿形的系数。
由《机械设计》中表10-5可查得：
YFa1=2.52；YFa2=2.20
6）查取应力校正的系数。
YSa1=1.625；YSa2=1.78
7）计算大、小齿轮的
并相对比较分析。
=0.01714
=0.01639
综上计算：
小齿轮的计算值比较大
（2）、设计计算
m≥
=
=2.579mm
对比以上的计算结果，我们可以发现由齿根弯曲疲劳的强度计算得到的模数小于由齿面接触疲劳的强度计算得到的模数m，但齿轮模数的大小主要由弯曲强度的承载能力所决定，而齿面接触疲劳强度的承载能力，仅仅与齿轮直径（就是模数与齿数的乘积）相关，所以理应取由计算弯曲强度得到的模数2.579，并就近圆整为标准值m=3mm。
可
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