《机械设计基础》课程设计说明书设计题目：步进式工件输送机设计专业班级：学生姓名：学号：指导老师：完成日期： 2010年12月目录第1章课程设计任务书1.1 设计题目 (3)1.2 工作原理 (3)1.3 已知条件 (3)1.4 设计要求 (3)1.5 设计任务 (4)第2章机构选型设计2.1 传动方案 (5)第3章机构尺度综合3.1 整体的设计思路 (7)3.3 曲柄摇杆机构的设计尺寸 (7)3.2 偏重式推爪的设计尺寸 (7)第4章机构动力学分析4.1 机构的运动分析 (8)4.2 曲柄摇杆机构的动力学分析 (8)4.3 确定铰链中心A点的位置 (9)4.4 设计减速器 (12)第5章几何尺寸的计算5.1 计算分度圆直径 (16)5.2 计算中心距 (16)5.3 计算齿轮的宽度 (16)第6章绘制齿轮图 (16)第7章电动机的选择 (16)附件1 大齿轮图 (17)附件2 小齿轮图 (18)附件3 工件输送机系统总图 (19)第1章课程设计任务书1.1设计题目：设计步进式工件运输机1.2 工作原理步进式工件输送机能间歇的工作，电动机能过通过传动装置，工件机构驱动滑架往返移动。
工作行程是滑架上的推爪推动工件前移一个步长，滑架返回时，由于推爪与轴间有扭簧，因此推爪从工件底面滑过，工件保持不动。
当滑架再次向前推动时，推爪一复位，并推动新的工件前移，前方推爪也推动前一工件前移。
起传动装置常由减速器和一级开式齿轮传动组成。
1.3 已知条件1. 工作阻力Fr(N)：25002. 往返次数N(min):303. 形成速比系数K:1.154. 步长S(mm):4755. 滑架宽度d(mm)：2606. 高度H（mm）：800—10007. 工作机构效率：0.958. 使用年限（年）：59. 工作制度（班/日）：210. 载荷：中等载荷11. 使用电源：三相交流电源1.4设计要求1. 设计出满足已知条件要求工件主要的部分2. 滑架往复次数误差≤±0.053. 机构最小传动角r≥40°4. 摇杆的摆角初选40°～50°，再由步长确定摇杆的长度。
5. 推荐取L CD≈(0.6～0.7)L DE L EF≈(0.3～0.6)L DE.6. 根据形成速比系数及传动角要求确定绞点A的位置及曲柄，连杆的长度。
1.5设计任务1. 拟定出工作机构和传动系统运动方案，并进行多方面的分析。
2. 画出工件输送机系统的运动简图。
3. 工作行程时，对原动机曲柄每转30°时的工作机构的各位置进行运动和动力分析。
4. 设计绘制减速器总装配图一张5. 设计绘制零件图各二张。
6. 设计绘制工件输送机的系统总图一张。
7. 编写设计说明书一份第2章机构选型设计2.1传动方案机构1：采用减速器图2.3减速器机构图2.1减速器机构齿轮减速器通过齿轮间的传动，达到减速要求，它依靠轮齿齿廓直接接触来传递空间任意两轴的运动和动力，并具有传递功率范围大、传动效率高、传动比准确、使用寿命长、工作可靠等优点。
故选择齿轮减速器。
—————摘自西北工业大学《机械原理（第七版）》机构2: 采用曲柄摇杆机构。
图 2.2曲柄摇杆机构平面四杆机构是主要的常用基本机构之一，应用十分广泛，也是其他多杆机构的基础，尤其是曲柄摇杆机构，在实际工程中应用十分广泛。
曲柄摇杆机构支撑可靠、耐磨损、加工方便、有利于制造精度的提高。
之所以不选择凸轮机构是因为凸轮廓线与推杆之间为点、线接触，易磨损，且制造较困难。
而槽轮机构传动时尚存在柔性冲击，常用于速度不太高的场合。
————摘自西北工业大学《机械原理（第七版）》机构3：采用偏重式推爪机构图2.2偏重式推爪机构图2.3偏重式推爪机构由机械设计任务书的两种推爪机构相比较，上下移动式推爪采用弹簧返回的摆动推爪机构，复位靠弹簧力结构较复杂，可靠性不高，且对润滑和维护的要求较高。
根据任务要求，故选择偏重式推爪机构。
————摘自西北工业大学《机械原理（第七版）》第3章机构尺度综合3.1整体的设计思路3.2偏重式推爪的设计尺寸由已知步长S＝475mm, 滑架宽度d＝260mm，为安全起见，设计该步进式工件输送机的步长为S＝475mm，d＝260mm。
3.3.曲柄摇杆机构的设计尺寸往返一次的时间由已知条件知偏重式推爪的往返次数为30次，且往返次数误差为≤±5%。
所以经过计算得往返一次的时间为t1＝60/30＝2。
符合误差范围的允许值。
第4章机构动力学分析4.1机构的运动分析1.偏重式推爪的运动轨迹2.曲柄摇杆机构的运动轨迹3.运动学分析结果4.2曲柄摇杆机构的动力学分析（详见计算步骤）图4.1由工件输送机的工作参数得步长S＝475，取E1E2＝480 Cos450＝DE12+DE22- E1E22/2DE1DE2,而DE1＝DE2＝DE代入数字解得：Cos45O ＝ 2DE2-4802/2DE2＝0.707则 DE ＝ 626.63mm设AB＝L1 BC＝L 2 CD＝L3 AD＝L4取L3＝0.6DE＝375.978mm≈376 mm取摆角ψ＝45o行程变化系数K＝1.15由θ＝180o×(K-1)/(K+1)得：极位夹角θ＝180o×（1.15-1）/(1.15+1)≈12.55o4.3确定铰链中心A点的位置⑴由给定的行程速度变化系数K，求出极位夹角θ为12.55o⑵如图4.2，任选固定铰链中心D的位置，由摇杆长度L3和摆角ψ，作出摇杆两个极限位置C1D和C2D。
⑶连接C1和C2,并作C1M垂直于C1C2.。
⑷∠C1C2N＝900-θ，C2N与C1M相交于P点，由图可见∠C1PC2＝θ.。
⑸作△C1PC2的外接圆，在此圆周（弧C1C2和弧EF除外）上任取一点A作为曲柄的固定铰链中心。
连接AC1和AC2，因同一圆弧的圆周角相等，故∠C1AC2＝∠C1PC2＝θ。
⑹因极限位置处曲柄与连杆共线，故AC1＝ L2-L1 ，AC2＝L2+L1，从而得曲柄长度L1＝（AC2 - AC1）/2＝115mm，连杆长度L2＝（AC2 + AC1）/2＝565mm。
由图量得L4＝AD＝480mm。
则cos∠BCD＝(L 22+L32- L12- L42+2 L1 L4cosψ)/2 L 2 L3＝(319225+141376-13225-230400+78053)/424880＝0.69则∠BCD＞400满足设计要求。
图4.2设定连杆EF与水平方向的夹角为β，设机架高100mm 由力学分析有：图4.3F EF cosβ＝F r F BC cosβ＝F EF设定机架高为100mm,工件输送机的高度取800mm.而 sinβ＝ (700- L DE×cos22.5)/0.3L DE解得 sinβ＝ 0.64 cosβ＝0.77所以 F BC＝ 4.22KNF DE＝ F EF×cos（β-22.5°）＝ 3.24×（cosβcos22.5°+sinβsin22.5°）≈3.1KN由杠杆原理F DE×L DE ＝ F DC×L DC得F DC ≈ 5.2KNSinγmin＝ 0.69由 L DB／Sinγmin ＝L DC／Sine＝3.5／0.68推出 sine＝0.68F垂直曲柄＝ F BC／sine＝4.22／0.68 ＝6.202≈6.2KN 由转矩公式Me（N·m）＝ 9549Pkw／n（r／min）得曲柄功率 P ＝ Me×n／9549＝6.2×121×30／9549＝2.35≈2.4KW4.4设计减速器一、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿轮数1、按图示传动方案，选直齿轮圆柱齿轮传动2、传输机为一般工作机器转速不高，故选8级工作精度（GB10095—88）3、材料选择，由表11-1（教材），选小齿轮40Gr（调制）HBS＝280，大齿轮45（调质）HBS＝240，二者材料HBS差为404、选小齿轮为Z＝24，设计传动μ＝3，Z2＝24×3＝72二、按齿面接触强度设计，由公式11-3有：d≥1t1、确定公式中的参数（1）选用载荷系数K＝1.5（2）计算小齿轮传递的转矩按功率传递η=90％计算，转速设计为n=1000r/minP小齿轮＝P／η≈2.8KWT1＝9.55×106×P／n＝9.55×106×2.8／1000＝2.674×104 N／mm(3)由表10-6选定齿轮的齿宽系数1φ；=d(4)由表10-4查得材料的弹性影响系数Z E＝189.812MPa(5)由图10-1按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ1lim H ＝600Mpa,大齿轮的接触疲劳强度极限σ2lim H ＝550MPa(6)计算应力循环次数N1＝L n h j 160＝60⨯103×1×（2×5×300×8）＝1.44×1092N＝N 1/u ＝1.44×109/3＝0.48×109（7）由图查疲劳寿命系数1HN K ＝0.90 2HN K＝0.95（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S ＝1，得[]S KHN H1lim 11σσ=＝540MPa []SKHN H2lim 22σσ=＝522.5 MPa2、计算接触疲劳许用应力。
（1）计算小齿轮分度圆直径td1，带入[]Hσ中较小的值1td≥＝44.499mm（2）计算圆周的速度V10006011⨯=ndV tπ＝3.14×44.1×1000/60000＝2.328 m/s（3）计算齿宽b ，齿宽系数Φd 取1tddb 1φ=＝1⨯44.499mm ＝44.499mm（4）计算齿宽和齿高之比b/h模数m ＝d 1/z 1＝44.499/24＝1.854mm 齿高t m h 25.2=＝2.25⨯1.854＝4.172mm则=hb 44.499/4.172＝10.67 (5）计算载荷系数。
根据V ＝2.328mm/s ，8级精度，可查得动载系数vk＝1.32（表11-3）直齿轮 ααF K=H k＝1由表查得使用系数 Ak ＝1用插图法查得，小齿轮相对支承非对称布置时，βH k＝1.423由=hb 10.7，βH k＝1.423 可得βF K＝1.35故载荷系数βαH H VAKKKKK ⨯⨯⨯=＝1.931(6）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径311tt KKdd=＝48.407mm(7）计算模数m11zd m =＝48.407/24＝2.02mm三、按齿根弯曲强度设计 1、弯曲强度的计算公式 []321)(12σφFSa Fa dY Y z KT m ≥；（1）确定公式内各计算数值由表11-1查小齿轮弯曲强度极限：ðlim =500MPa由表11-1查大齿轮弯曲强度极限：ðlim =380MPa（2）查表可得弯曲疲劳寿命系数1FN K ＝0.85, 2FN K＝0.88（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S ＝1.4，由式可得[]S KFE FN 111Fαα=＝0.85×500/1.4＝303.57 Mpa []SKFE FN 222Fαα=＝ 0.88×380/1.4 ＝238.86Mpa（4）计算载荷系数K βαF F VAKKKKK =＝1.878（5）查取齿形系数 由图（11-8）查得 =1Fa Y 2.65 =2Fa Y2.06（6)查取应力校正系数。