推送机课程设计

目录目录1 1 设计任务书设计任务书 1 11.1工作原理及工艺动作过程.1 1.2原始数据及设计要求.1 1.3 设计任务 12 2 实现推送机推送要求的执行机构方案选定实现推送机推送要求的执行机构方案选定2 22.1 实现推送机推送要求的执行机构设计方案 2 2.2 设计方案选定 53 3 运动循环图运动循环图5 54 4 凸轮机构的参数设计凸轮机构的参数设计 5 53.1 减速系统设计 5 3.2 电动机的选择 6 3.3 带轮的选择 6 3.4 齿轮的选择 7 3.5 凸轮的设计 9 5 5 运动分析运动分析 1 11 1 5.1 位移分析 .11 5.2 速度分析 .125.3 加速度分析125.4 运动分析126.6.总结总结1212参考文献参考文献12121设计题目六：推送机设计题目六：推送机1.1.设计任务书设计任务书 1.1.1 工作原理及工艺动作过程工作原理及工艺动作过程 在自动包装作业过程中，经常需要将物品从前一工序推送到下一工序现要求设计一用于小块规则物品包装机中的物品推送机，实现将块状物品从如图所示一位置向上推送到所需的另一位置的运动要求1.2.2 原始数据及设计要求原始数据及设计要求 1）向上推送距离为L=100mm，生产率为W=150件/min。

2）原动机为同步转速为3000r／min的三相交流电动机，通过减速装置带动执行机构主动件等速转动 3）由物品处于最低位置时开始，当执行机构主动件转过 δ1=120°时，推杆从最低位置运动到最高位置；当主动件继续转过 δ2=120°时，推杆从最高位置又回到最低位置；最后当主动件继续转过 δ3=120°时，推杆在最低位置停留不动24）推杆在上升运动过程中，推杆所受的物品重力和摩擦力为常数，均为500N；设推杆在下降运动过程中，推杆所受的摩擦力为常数，其值为100N 5）在满足行程的条件下，要求推送机的效率高（推程最大压力角小于 35°），结构紧凑，振动噪声小1.31.3 设计任务设计任务 1）至少提出三种运动方案，然后进行方案分析，选出一种运动方案进行机构综合 2）设计传动系统中各机构的运动尺寸，绘制推送机的机构运动简图和运动循环图 3）在假设电动机等速运动的条件下，绘制推杆在一个运动周期中位移、速度和加速度变化曲线4）编写课程设计说明书2 2 实现推送机推送要求的执行机构方案选定实现推送机推送要求的执行机构方案选定2.12.1实现推送机推送要求的执行机构设计方案实现推送机推送要求的执行机构设计方案(方案1)凸轮机构凸轮机构是由凸轮，从动件和机架三个基本构件组成的高副机构。

凸轮是一个具有曲线轮廓或凹槽的构件，一般为主动件，作等速回转运动或往复直线运动与凸轮轮廓接触，并传递动力和实现预定的运动规律的构件，一般做往复直线运动或摆动，称为从动件3（图 1）凸轮机构在应用中的基本特点在于能使从动件获得较复杂的运动规律因为从动件的运动规律取决于凸轮轮廓曲线，所以在应用时，只要根据从动件的运动规律来设计凸轮的轮廓曲线就可以了凸轮机构广泛应用于各种自动机械、仪器和操纵控制装置凸轮机构之所以得到如此广泛的应用，主要是由于凸轮机构可以实现各种复杂的运动要求，而且结构简单、紧凑是机械中的一种常用机构，在自动化和半自动化机械中应用非常广泛 图1所示的凸轮机构，凸轮以等角速度回转，它的轮廓驱使从动件，可使推杆实现任意的运动规律，但行程较小 （方案 2）凸轮——齿轮机构图 2 所示的凸轮－齿轮组合机构，可以将摆动从动件的摆动转化为齿轮齿条机构的齿条直线往复运动当扇形齿轮的分度圆半径大于摆杆长度时，可以加大齿条的位移量4（图 2）（方案 3）连杆机构图 3 所示的连杆机构由曲柄摇杆机构 ABCD 与曲柄滑块机构 GHK 通过连杆 EF 相联组合而成连杆 BC 上 F 点的轨迹，在部分近似呈以F 点为圆心的圆弧形，因此，杆 FG 在图示位置有一段时间实现近似停歇。

利用等价的平面连杆机构实现机构的推送任务，几何封闭，传送稳定性高，通过设计合适的杆长可以实现预期的运动，当以 AB 杆作为原动件时，运动传到推杆 K 产生一定的增力效果，但是此机构由于运用了很多杆件，进行了多次中间传力，会导致机械效率的降低和误差的积累，而且连杆及滑块产生的惯性力难以平衡加以消除，因此5在高速推送任务中，不宜采用此机构方案 4)固定凸轮——连杆组合机构可视为连杆长度 BD 可变的曲柄滑块机构，改变固定凸轮的轮廓形状，滑块可实现预期的运动规律方案5）凸轮——连杆组合机构凸轮－连杆组合机构也可以实现行程放大功能，在水平面得推送任务中，优势较明显，但在垂直面中就会与机架产生摩擦，加上凸轮与摆6杆和摆杆与齿条的摩擦，积累起来，摩擦会很大，然后就是其结构较为复杂，非标准件较多，加工难度比较大，从而生产成本也比较大，连杆机构上端加工难度大，而且选材时，难以找到合适的材料，使其既能满足强度刚度条件又廉价，因此不宜选择该机构来实现我们的设计目的由于物品从低处运动至最高处，且有较大的停歇角，经比较，方案 1，其结构简单、紧凑，并且传动平稳，运动精确，由于该设计采用正弦加速度曲线运动规律，没有冲击，故选择方案 1。

3.3.运动循环图运动循环图74.4.凸轮机构的参数设计凸轮机构的参数设计4.14.1减速系统的设计减速系统的设计机构原动件为一高速电动机，其同步转速为 3000r/min,但我们所需要的是转速是 150r/min,所以要减速，对于减速装置我们采用的是皮带加齿轮的方法第一级降速是用皮带减速，减为 500r/min,第二级采用齿轮减速至 150r/min.4.24.2 电动机的选择电动机的选择根据设计要求，所选用的电动机型号为 Y90S-2,额定功率为 1.5KW，转速为 2840r/min总传动比为93.181502840I总8分配传动比，采用二级减速器，第一级减至 580r/min，第二级减至150r/min，故选择传动比分别为 4.90 和 3.864.34.3带轮的选择带轮的选择1、设计功率PKPAcKWP5 . 11.1AK KWPKPAc65. 11 . 15 . 12、选择 V 带型号根据计算功率及小带轮转速选择 Z 型 V 带3、确定小带轮基准直径和1d2dmmd5011 21 228401=50 (1 0.02)239.93580nddmmn选取标准值mmd2402smndv/43. 71000601105/25/m sam s故符合要求4.确定中心距 a 和 v 带的基准长度dL初定中心距 )(2)(7 . 021021ddaddmmamm5802030选择mma5000V 带基准长度:mmddddaLd147450042)^24050()24050(2500250042)^()(2221 210选取接近基准长度:91 . 1 1500 cd KmmL5、实际中心距mmLLaadd5002/ )14741500(5002/ )(00mmamm5802030故mma5006、小带轮包角1583 .57)(18012 add946. 0K符合要求1207、确定 V 带根数 ZKWP26. 01KWP04. 01 5 . 5)(65. 1110PPPPZC取5Z8、确定初拉力0FNvvKvPFC1 .37q) 15 . 2(2500 0 9、计算作用在带轮轴上的压力QFNFZFQ139158sin204.4.4.4.齿轮的选择齿轮的选择：：10传递的功率为 小齿轮转速为 580r/min 传动比kw5 . 11P为 4.901.确定材料及许用应力小齿轮用 40Cr(调质） ，齿面硬度为 280HBSlim1600MpaHlim1500MpaF大齿轮用 45 钢(调质） ，齿面硬度为 240HBS2lim380FMPa2lim550HMPa取1HS , 1.4FS lim11600]600Mpa1[HHHSlim2 2550[]550Mpa1H HHSlim1 1500[]357Mpa1.4F FFSlm2 2380[]271Mpa1.4F FFS2.按齿面接触疲劳强度设计该齿轮按 7 级精度制造，载荷系数 K=1 齿宽系数1d 小齿轮上转矩为64 11.659.55 102.72 10580NmmT取 1 2189.8EMPaZ2.5HZ 21311d236.53mm()[]dKZZuEHTuH11取齿数301Z214.9 30147iZZ模数,取标准值 Z=1.5 11m1.22d Z1145mmdmZ2254.795mmdmZ则齿宽 取 1bd45mmd150mmb245mmb3.验证轮齿弯曲强度齿形系数 12.52aFY11.625aSY22.124aFY21.774aSY111113212aa73.3Mpa[]mSFdKFFYT Y Z  2221211aa67.4Mpa[] aaSFSFFFFYY YY 4.齿轮圆周速度111.36m/s60 1000d nV故选择 7 级精度制造是合适的123.5.3.5.凸轮的设计凸轮的设计从动件的运动规律遵循二次多项式动运规律推程运动角为 回程运动角为 远休120 0＝'120 0＝止角为 01＝0近休止角为120 02＝转速为 n150r / minh100mm0050mm=rS215.7/60nrad s推程前半段推程前半段： []0 60－2202hS＝204hV＝2204ha 推程后半段：推程后半段： []60 120－20202h()hS ＝20204h()V＝2204ha  回程前半段回程前半段： []120 180－'2202hhS＝'204hV ＝'2204ha 回程后半段：回程后半段： []180 240－13'22002h'()S＝''20 04h()V＝-'2204ha近休止段：近休止段：S=0, V=0. a=0求得轮廓曲线各点的坐标公式如下：00(sin()cosXSYSS S＝）r00S代入各已知条件用 EXCEL 求解，得轮郭曲线图和各阶段运动图1415推程0.0020.0040.0060.0080.00100.00120.000 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 300 320 340 360SS速度-2000.00-1500.00-1000.00-500.000.00500.001000.001500.002000.000 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 300 320 340 360δvυ16加速度-30000.00-20000.00-10000.000.0010000.0020000.0030000.00020406080 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 300 320 340 360aa5.5.运动分析运动分析5.15.1位移分析位移分析：由曲线可知，在一个周期内推杆位移先增加（0°-120°）后减 小(120°-240°)后不变(240°-36。