机械原理多集转动机械Word格式文档下载.docx
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（2）设计传动系统并确定其传动比分配。
（3）设计平面连杆机构。
对所设计的平面连杆机构进行速度、加速度分析，绘制运动线图。
（4）设计凸轮机构。
（5）设计计算齿轮机构。
二、功能分解
送料机构由2种动作的组合：
一、做上下摆动
当料被抓紧后，通过凸轮对连杆一端的位置的改变进行对杆的摆角进行调整，从而实现对物料的拿起和放下的动作。
二、间歇的回转运动
当手臂上摆时，通过锥齿轮和不完全啮合齿轮实现间歇的回转运动
三、选用的机构
名称
作用
凸轮机构
通过轴的带动用凸轮使手臂实现上下摆动
不完全齿轮机构
通过不完全啮合齿轮达到间歇的效果
圆柱齿轮机构
通过齿轮达到减速效果
圆锥齿轮机构
通过锥齿轮的特点达到改变方向的效果
连杆机构
通过连杆实现转动
四、机构的运动循环图
五、原动机的选择
由发动机转速x可以知道功率为p=3kw。
总速比i总=η电动机/η工作机=96（其中η工作机为送料频率）。
六、传动比的分配
电动机转速:
960r/min,生产率:
次/10min。
凸轮完成一次周期的时间:
t1=6;
机械臂完成一次竖直运动或水平运动的时间:
t2=1.5;
;
与凸轮相连接的主动轴转速:
20r/min；
又因为上带轮减速倍率为2倍，下带轮减速倍率为4倍，带轮的从动轴转速为:
480r/min;
上执行机构中的两队减速齿轮的传动比为x1和x2，则x1*x2=480/20;
的出两个传动比分别为1:
4，1:
6。
七、主要机构介绍
Ⅰ、齿轮机构
减速齿轮
由于原动机的转速较高，nd=r/min，在此工作机不需要如此高的转速，我们需要设计减速齿轮降低转速，增大转矩，以实现工作机的正常稳定工作。
数据计算
1、数据计算
①工作机（输出轴）的转速计算
电机转速=x生产率=y
完成一次周期的时间：
t1=60/y
完成一次上下或平移的时间：
t2=t1/4
输出轴的转速：
2yr/min
2减速齿轮的传动比计算
因为带轮的减速为两倍，所以输入轴的转速为x/2r/min
第一级齿轮减速倍数（传动比）为：
x1
第二级齿轮减速倍数（传动比）为：
x2
x1*x2=（x/2）/2y
2、渐开线标准减速齿轮传动计算公式
代号
计算公式
小齿轮
大齿轮
模数
m
（根据齿轮受力情况和结构需要确定，选取标准值）
压力角
α
选取标准值
分度圆直径
d
d1=mz1
d2=mz2
齿顶高
ha
ha1=ha2=ha
齿根高
hf
hf1=hf2=（ha
+c
）m
齿全高
h
h1=h2=（2ha
齿顶圆直径
da
da1=（z1+2ha
da2=（z2+2ha
齿根圆直径
df
df1=（z1-2ha
-2c
df2=（z2-2ha
基圆直径
db
db1=d1cosα
db2=d2cosα
齿距
p
p=πm
基圆齿距
pb
pb=pcosα
齿厚
s
s=πm/2
齿槽宽
e
e=πm/2
顶隙
c
c=c
标准中心距
a
a=m（z1+z2）/2
传动比
i
i12=w1/w2=z2/z1=d2/d1=dh2/dh1
3、渐开线标准齿轮数据
参数
齿轮
1
2
3
4
5
6
7
8
齿数
z
100
25
150
20
200
50
300
2.5
4.5
204
54
304
195
45
295
187.93
46.98
281.90
6.28
5.90
3.14
v
0.25
1:
锥齿轮
机构为了能够实现既定运动，需要进行运动转向才能将电机的转动变成所需的运动，所以需要用到锥齿轮链接。
锥齿轮公式及其参数
分锥角
δ
=arctan（z1/z2）
ha=ha
m=m
hf（ha
）m=1.2m
2.4
d=mz
36
da=d+2hacosδ
41.64
df=d-2hfcosδ
32.475
锥距
r
r=m
/2
25.46
齿根角
θ
tanθ
=hf/r
顶锥脚
=δ
+θ
48
10
49
根锥角
=δ-θ
41
0.4
分度圆齿厚
当量齿数
=z
/cos
齿宽
b
r/3
视情况自己设定
18
Ⅱ、对心直动滚子推杆盘形凸轮机构
在该凸轮机构中，由凸轮的转动带动推杆在竖直方向做周期性运动。
凸轮运动分为3个阶段，推程阶段，回程阶段，近休止阶段。
1、凸轮机构基本尺寸的确定。
如下图建立Oxy直角坐标系。
凸轮基圆半径r0的确定，在偏距一定推杆的运动规律已知的条件下，加大基圆半径r0,可以减小压力角α，从而改善机构的传力特性，但如果过大又会使机构的尺寸过于庞大，故定基圆半径r0=50mm。
凸轮滚子推杆滚子半径的选择，用p1表示凸轮工作廓线的曲率半径，用p表示理论廓线的曲率半径。
所以有p1=p±
r1；
为了避免发什么失真现象，应该是p的最小值大于0，即使p>
另一方面滚子的尺寸还受其强度，结构的限制，不能太小通常取滚子半径：
r1=（0.1~0.5）*r0。
在此，取r1=0.2*r0=10mm。
2、原始数据及分析。
已知数据，推程运动结束时的凸轮总转角，d1=150o，其中（d1-d0）为推程角；
回程运动结束时的凸轮总转角，d2=300o，其中（d2-d1）为回程角；
近休止运动结束时的凸轮总转角，d3=360o,其中（d3-d2）为近程休止角；
凸轮中心到推杆中心轴线的偏距，e=0；
基圆半径，r0=50；
从动杆的总行程，h=59；
凸轮角速度，ω=1r/s；
滚子半径，r1=10。
待求数据，推动从动杆的位移，s；
推动从动杆的速度，v；
推动从动杆的加速度，a；
以凸轮中心为原点竖直和水平方向分别为x,y轴，建立平面直角坐标系。
凸轮轮廓的轨迹x轴坐标点，x；
凸轮轮廓的轨迹y轴坐标点，y。
3、推杆的运动规律及凸轮的轮廓线方程。
①推程过程:
0＜d≤150o
a、等加速推程阶段:
0＜d≤75o
推杆从动杆的位移:
s=2hδ2/δ02=2hd2/d12
推杆从动杆的速度:
v=4hωδ/δ02=4hωd/d12
推杆从动杆的加速度:
a=4hω2/δ02=4hω2/d12
b、等减速推程阶段:
75o＜d≤150o
s=h-2h（δ0-δ）2/δ02=2h（d1-d）2/d12
v=4hω（δ0-δ）/δ02=4hω（d1-d）/d12
a=-4hω2/δ02=-4hω2/d12
②回程过程:
150o＜d≤300o
a、等加速回程阶段:
150o＜d≤225o
推杆从动杆的位移:
s=h-2hδ2/δ02=h-2hd2/（d2-d1）2
v=-4hωδ/δ02=-4hωd/（d2-d1）2
a=-4hω2/δ02=-4hω2/（d2-d1）2
b、等减速回程阶段:
225o＜d≤300o
s=2h（δ0-δ）2/δ02=2h（d2-d1-d）2/（d2-d1）2
v=-4hω（δ0-δ）/δ02
=-4hω（d2-d1-d）/（d2-d1）2
a=4hω2/δ02=4hω2/（d2-d1）2
③近休止过程:
300o＜d≤360o
推杆从动杆的位移:
s=0
推杆从动杆的速度:
v=0
推杆从动杆的加速度:
a=0
推程过程及其回程过程中凸轮轮廓轨迹:
x=x1-r1cosθy=y1-r1sinθ
其中理论轮廓线方程:
x=（s0+s）sinδ+e*cosδ=（s0+s）sinδ
y=（s0+s）cosδ-e*sinδ=（s0+s）cosδ……其中s0=（r02+e2）1/2=r0
图中B点处法线n-n斜率:
tanθ=dx/-dy=（dx/dδ）/（-dy/dδ）=sinθ/cosθ
由上述三式可得:
sinθ=（dx/dδ）[（dx/dδ）2+（dy/dδ）2]1/2
cosθ=-（dy/dδ）[（dx/dδ）2+（dy/dδ）2]1/2
凸轮运动与机械臂运动关系如下表所示。
推程阶段
回程阶段
近休止阶段
凸轮总转角
150o
300o
360o
用时
5/8
1/4
机械臂运动
上摆15o
下摆15o
水平静止夹料
Ⅲ、不完全齿轮机构设计
1、主要特点。
从动轮每转一周停歇的次数，每次停歇时间的长短，每次运动转过的角度，主动轮没赚一周从动轮停歇的次数等，可调幅度比槽轮机构大得多，设计相对较为灵活。
从啮合过程来看，从动轮在每次运动的开始与终止时刻冲击较大，故不完全齿轮机构的动力学特性较差。
可以采取措施，例如附加顺心线机构以改善力学性能，但增加了机构的复杂程度。
故不完全齿轮机构一般用于低速轻载的场合。
2、设计步骤。
已知:
从动轮每一次转角ψ2=120o，停动比k∈[0.45~0.55]
主、从动轮上齿数z1=z2=48,模数m=2，压力角α=20o,ha2*=1。
按
1.15o
3、数据列表
序号
符号
计算公式或确定方法
数据值
分度圆压力角
标准值（一般取20o）
20o
从动轮齿
顶高系数
ha2*
标准值（一般取1）
一对标准齿轮齿顶圆的
两个焦点间所对从动轮
中心角之半
β2
β2=arcos{[z2（z1+z2）+2（z2-z1）]/（z1+z2）（z2+2）}
16.26o
从动轮顶圆压力角
αa2
αa2=arcos[z2cosα/（z2+2ha2*）]
25.25o
从动轮顶圆齿厚所对中心角之半
θ2
θ2=[π/2z2-（invαa2-invα）]
0.88o
单齿传动（z’=1）中从动轮每次运动所转角度ψ的齿数
k
K’=z2[2β2-2π/Z2+2θ2]/2π计算结果去掉小数部分后所得的整数
单齿传动（z1=1）中从动轮每次转角
δ2
δ2=2πk/z2
22.5o
从开始啮合时，与主动轮首齿啮合的从动轮齿厚中心线与连心线间夹角
r2
r2=（k-1）π/z2
7.5o
9
主动轮末齿齿顶高系数
ha1*’’
ha1*’’=[z1+（z12-2G）1/2]/2
0.52
主动轮首齿齿顶高系数
ha1*’
按ha1*’≤ha1*’’条件选取
11
主动轮首齿齿圆压力角
αa1
αa1=arcos[z1cosα/z1+2ha1*’’]
22.44o
12
啮合角
α‘
一般为标准中心距安装α‘=α
13
第一对与第二队齿间重叠系数
ε
ε=[z1（tanαa1tanα’）]+z2
（tanαa2-tanα’）/2π
1.24
14
主动轮末齿齿顶圆压力角
αa2=arccos[z2cosα/z1+2ha1*’’]
22.43o
15
主动轮顶圆齿厚所对中心角之半
θ1
θ1=（π/2z2）-（invαa2-invα）
1.5o
16
主动轮末齿中心线与过锁止狐起点下的半径
ψ1
ψ1=arcsin[（z2+2ha2*）sin（δ2-r2-θ2）/（z1+2ha1*）]-θ1
12.9o
17
从动轮每次一转角
ψ
N=2π/ψ必须为整数，按工作要求确定
11.14o
从动轮每次转过的齿数
z2’
z2’=ψz2/2π=z2/N
19
主动轮上两锁弧间的实际齿数
z1’
z1’=z2’-k+1
主动轮首末两齿中心线间的夹角
ξ
ξ=2π（z1’-1）/z1
97.51o
21
从动轮每一次运动的时间
tf
tf=T（ψ+ξ+ψ1）/2π
0.338T
22
从动轮每一次停歇的时间
td
td=T-tf
0.663T
23
动停比
k=tf/td
0.51
24
从动轮顶圆齿厚为0.5mm时所对中心角
λ2
λ2=1/（z2+2ha2*）
锁止弧半径
R
R=m[（z2+2）2+（z1+z2）2-2（z2+2）
（z1+z2）cos（r2+θ2-λ2）]1/2/2
46.86
不完全齿轮运动与机械臂运动关系如下表:
机械臂运动/齿轮3运动
不完全齿轮1
不完全齿轮2
与齿轮3啮合
下上15o/停止
顺时针900
逆时针90o
与齿1不啮合
与齿2不啮合
1.5
逆时针120o
顺时针90o
与齿1啮合
顺时针120o
与齿2啮合
第一阶段第二阶段第三阶段第四
（其中双线表示不完全齿轮带齿部分，单线表不带齿部分）
八、设计方案的评价
该方案通过凸轮实现凸轮实现机械臂上下摆动15o的工作要求，通过不完全齿轮实现间歇和机械臂水平120o的转动。
上下两部分执行机构衔接较为得当。
动力分配合理，整个方案设计简单，同时能很好完成要求的运动工作。
九、总结
这是我们步入大学之后的第一次做课程设计，虽然有些茫然和不知所措，但是在老师的指导和同学的互相帮助下还是按时完成了设计。
这次课程设计让我体会很深，也学到了很多新东西，作为一名机械系，机械设计制造及其自动化专业的大学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。
十、参考文献
1、《机械原理》（第七版）-------------孙桓，陈作模等主编
2、《间歇运动机构设计与应用创新》------邹慧君，殷鸿梁主编
3、《机械原理课程设计》----------------高英武，杨文敏主编
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