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1、目 录设计题目：驱动直线步进机械设备的槽轮机构设计（4）11、 设计参数12、 设计内容13、 设计任务1动静比的计算2拨销的选取3功率的计算4角速度与角加速度的动态指标及槽轮参数的确定5轴承的选择10键的选取和较核10感 想12参考文献13设计题目：驱动直线步进机械设备的槽轮机构设计（4）一个外啮合4槽轮槽轮机构，带动一水平循环的传送带设备做步进运动。1、 设计参数（1间歇移动的距离为H=200mm;(2)运动-停歇的周期时间为10s;(3)槽轮机构的传动效率为0.9;（4）槽轮轴立式发装，工作台通过一组轴承与机架相连，转臂轴与槽轮轴的中心距设定为150mm。（5）传送带上有40辆小车，每辆
2、小车重20kg，摩擦系数为f=0.2.2、 设计内容（1）根据要求，确定工作台的静止和转位时间；（2）计算主动拨销的转速；（3）对槽轮进行运动学分析，列出槽轮的角位移、角速度和角加速度的方程，并做出相应的曲线图。（4）对槽轮进行受力分析。计算转臂轴上需要的最大驱动力矩和平均功率，确定驱动电机的功率；求出拨销和转臂之间的最大反力，校核转臂轴直径和槽轮轴直径是否满足强度和刚度的要求。3、 设计任务 （1）槽轮及转臂组件的装配图（含箱体） （2）转臂、拨销。拨销轴和槽轮的零件图。动静比的计算槽轮的转角（rad）=槽数为8，代入公式得，=曲柄的转角（即转臂或拨销盘的转角）=（）槽数为4，代入公式，得=
3、将值代入式 cos= ，和=1-将式=（）代入上两式，得= =（）= (s)拨销的选取2是多拨销存在的必要条件2=当拨销数为m时，应满足下列条件，即m=4采用多拨销槽轮机构，可以在不提高拨销盘转速（即不增加惯性力矩）情况下，使槽轮在拨销盘转一周时，转过2的倍数，或者能够得到静止时间相等式不相等的两次转角，但些时静止时间将减少，由课本表7-1得，槽数z=4时，最多=4； 圆销数m=1 （前面已经算过）； m=2时；=1；本题目用m=1= = = =6 (r/min)=功率的计算在传送带上，机械设备一般都 在低速情况下工作，计算扭矩时，通常可忽略惯性力矩而仅考虑摩擦阻力矩。功率相等原理有，F=FH
4、 = 2 F = nmgf, (取g=9.8) f=0.2 n=40 m=20kg =40209.80.2 =1568 N=199.75 N/m为平均转矩拨销盘支承轴上的转矩 由课本7-35式，并查表7-1得=2.407 =199.75=534.22N/m= = =54.48 ()驱动功率的计算主动拨销盘轴上的平均扭矩求得后，即可算出所需的驱动电机功率=代入=54.48N/m=6r/min ，得=0.0335（kW）如果拨销盘由专用电动机通过减速装置驱动，上式求出的需除以减速装置的传动效率后选择驱动电机的额定功率。N=0.0373(kW)选取电动机时，选择功率为2.2 kW 转速710r/mi
5、n此时通过用无级降速器降到6r/min有效功率80.5%。角速度与角加速度的动态指标及槽轮参数的确定tan=令=，把它代入上式，得=arctan , L 中心距 L取150mm 为圆销的回转半径=sin=sin()=sin=0.71将式对时间t求一价和二阶导数，得。= rad/s为曲柄转角若槽轮机构运动平稳无冲击的要求，则拨销在进入退出槽轮的速度和加速度为最小值。于是，由式（720），得 =0即cos=时，=，所以当曲柄拨销在垂直角 r进入时可以避免第一冲击，些时槽轮的角加速度由式（721）可得，=式中（rad/）为拨销进入槽轮时的角速度，将=cos代入上式可得=cot 可见，曲柄销进入槽轮时
6、存在角速度产生的第二冲击。=2.448对定位精度要求较高时，刚可主动转臂上锁止弧所对中心角，应与槽轮在静止时的转臂转角相等，故=2-2销止弧的半径应为:,R 拨盘上圆销中心的轨迹半径 b 槽轮在槽口处的长度拨盘上回销的半径槽轮的名义外圆半径是指当圆销开始进入槽轮（即当圆销中心A处在位置,如图3-11（a）所示时槽轮轴心到滚子中心A之间的距离为=Lcos=1500.71=106.1.如果槽轮lcos为外圆半径则当圆销进入槽轮时，将与轮槽两侧顶端有一间隙，如图3-11（b）所示，使冲击加剧，因些槽轮实际外圆半径应是槽轮轴心到轮槽边延长线与圆销切点D之间的距离，即=D=106.4mm =X106.1
7、=17.6拨盘上的圆销半径，L 中心距 槽轮运动角之半取=16mm，当较小时，可近似取= cos=sin=150sin =106.1 mm 取拨销与轮槽底部的径向间隙一般选 （36）mm 本设计取5mmh= +=106.1+106.4-150+16+5=83.5mm圆销中心轨迹半径（即曲柄长） h 槽轮的槽深拨盘的回转轴如果支承在槽轮的二侧面，则其轴颈2(L)如果结构上不允许上式成立，则只能采用悬臂式安装 槽轮轴的直径应满足2（L）2(150106.4) =87.8mm2(150106.4165) = 45.2mm因为该轴受弯矩不大，所以按扭转强度条件计算，轴的扭转强度为式中扭转切应力，；T
8、轴所受的扭矩，Nmm；轴的抗扭截面系数，；n 轴的转速，r/mm；P 轴的传递的功率，kW；d 计算截面处轴的直径，mm；许用扭转切应力，,由上式可得轴的直径d轴选用45号钢，取120，n=6rmin;算出18.8mm 36.8mm综合强度与经验公式选取小轴最小直径为25mm，大轴的最小直径为65mm可免去轴的较核。取槽轮在槽口处厚度b=5mm由式,得=106.4516= 85.4 mm = =-当槽轮时发生角加速度取最大值加速度与角加速度分析角速度分析，=0.71=当=0时 代入后得=2.95当=15时 代入后得=2.13当=30时 代入后得=1.13当=45时 代入后得=0.0106角加速
9、度分析= 当=0时 代入后得=0 当=15时 代入后得=5.1当=30时 代入后得=2.99当=45时 代入后得=1.23最大功率的计算=489.04=F =106.4 mm F= 4596.2 N轴承的选择分别选为圆锥滚子轴承 32914 32906 圆珠滚子轴承61913 61905键的选取和较核根据机械零件手册表71选取 直径 60的轴上选用bh=1811,深度t为公称尺寸7mm长度L=22mm直径70的轴上选用bh=2012,深度t为公称尺寸7.5mm长度L=22mm直径30的轴上选用bh=87,深度t为公称尺寸4.0mm长度L=40mm直径25的轴上选用bh=87,深度t为公称尺寸4
10、.0mm长度L=25mm平键连接传递转矩时，连接中各零件的受力情况见图66。对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键连接（静连接），其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重的过载，一般不会出现键的剪断（图66中沿aa面前断）。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度较核计算。 假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为式中:T传递的转矩（T=FyF）,Nm; k键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h,此处h为键的高度，mm l键的工作长度，mm，圆头平键l=L-b，平头平键=L,这里为键的公称长度,mm;b为键的宽度，mm;d轴的直径，mm;键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用
11、挤夺应力，M,见表62；p键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用应力，M,见表62根据公式代入70的轴上选用bh=2012,深度t为公称尺寸7.5mm长度L=22mm该轴上的=0.339=100感 想 在完成课设的过程中，对原先学习过的知识进行了复习，把原先不太清晰的基础知识弄清晰，不太懂的弄懂。没接触过的槽轮机构，在这次课程设计中，通过查阅资料，对其结构，工作原理，有所了解。了解到四槽的槽轮性能最差，速度曲线，与加速度曲线变化的很大。我做的是8槽的槽轮，性能较优越。但依旧不能用于过高转速的停歇运动。在这次课设中的不足是，没有做好拨销的结构，采用了最简单的套筒做为拨销，没有用滚动轴承。所以性能可能有所不足。参考文献1尚久浩主编 张淳 李思益 副主编 .自动机械设计，北京;中国轻工业出版社20102濮良贵 纪名刚 主编 . 机械设计 高等教育出版社20093周开勒 主编 机械零件手册（第五版）高等教育出版社2009
