机械课程设计说明书。
题目：块状物品推送机的机械结构。
作者： 学号：
班级。系别机电及自动化工程系
专业： 机械设计制造及其自动化
2024年3月。
目录。1.设计题目及要求2
1.1设计题目2
1.2设计数据与要求2
1.3设计任务2
2．执行机构设计方案选择3
2.1实现推送机推送要求的执行机构设计方案3
2.2设计方案选定5
3．凸轮基本参数的计算及ug建模5
3.1凸轮轮廓曲线计算公式5
3.2凸轮最大压力角及尺寸的确定5
3.3在ug中建立凸轮轮廓曲线7
3.3.1 从动件位移分析7 3.3.2 ug表达式的推导8
3.4 基于ug的凸轮造型设计8
4．v带传动装置及参数计算10 4.1 减速系统设计11
4.2 v带参数计算11
5．传动零件设计计算及校核12
5.1齿轮的设计计算12
5.2齿轮的强度设计与校核14
5.3轴的选材14
5.4轴的设计及校核14
6．电机的选择及总传动比的分配19
6.1电机的选择19
6.2传动比计算19
7.实体建模图及运动简图20
总结21参考文献22
一。 设计题目及要求。
1.1 设计题目。
在自动包裹机的包装作业过程中，经常需要将物品从前一工序转送到下一工序。现要求设计一用于糖果、香皂等包裹机中的物品推送机，将块状物品从一位置向上推送到所需的另一位置，如图所示。
1.2设计数据与要求。
1.向上推送距离h=120mm，生产率为每分钟推送物品120件；
2.推送机的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1500时，推杆从最低位置运动到最高位置；当主动件再转过1200时，推杆从最高位置又回到最低位置；最后当主动件再转过900时，推杆在最低位置停留不动；
4.设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，其值为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. 使用寿命10年，每年300工作日，每日工作16小时；
6.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350），结构紧凑，振动噪声小。
1.3设计任务。
1)至少提出三种运动方案，然后进行方案分析评比，选出一种运动方案进行机构综合；
2) 确定电动机的功率与满载转速；
3)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；
4)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；
5)如果希望执行机构主动件的速度波动系数小于3%，求应在执行机构主动件轴上加多大转动惯量的飞轮（其他构件转动惯量忽略不计）；
（6） 进行推送机减速系统的结构设计，绘制其装配图和两张零件图；
7） 编写课程设计说明书。
二。执行机构设计方案选择。
凸轮机构：如图6－3所示的凸轮机构，其结构简单，易于设计与制造，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。
图6-3凸轮-齿轮组合机构：图6-4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的往复运动。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。
对于因齿轮具有良好的耐磨性和稳定性，因而用此方案进行物品推送可以得到较好的效果。但是此机构的缺点是中间的扇形齿比较难加工。
图6-4凸轮-连杆机构：如图6-5所示的凸轮－连杆组合机构推送物品可将推杆的行程进行适当的放大，但是效率较低。
图6-5连杆机构图6-6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e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。
图6-6固定凸轮－连杆组合机构图6－7所示的固定凸轮－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。此方案的设计看似简单，但是由于凸轮的计算复杂，制造困难，而且推杆机构必须进行运动放大后方可使用。
图6-7经比较，方案三，其运动特性可实现直线间歇运动，并且传动平稳，运动精确，连杆kh的运动轨迹确定，可以根据连杆ba的摆动角度及物块上升h=120mm计算出连杆bh的长度。
故选用方案三比较合理。
三．凸轮基本参数的计算及ug建模。
通过比较上述五种方案，把凸轮-连杆机构作为最终方案，并在此基础上做了进一步的改进，利用齿轮上固化凸轮的结构。
3.1凸轮轮廓曲线计算公式。
如图6-8所示，假定为凸轮基圆半径，取为摆杆的长，为摆动杆轴心与凸轮轴心之间的距离，为凸轮角速度，以摆动杆的轴心与凸轮轴心之连线为轴建立坐标系，点是摆动杆的推程起始位置，摆动杆与轴的夹角为初始角。当凸轮逆时针转过角时，根据反转法原理，相当于摆动杆及摆杆轴心顺针转过角，此时摆动杆处于图示的位置，其角位移为，速度为，轮廓法线，点凸轮的压力角为。
凸轮机构的理论轮廓线、实际轮廓线、压力角、曲率半径按以下公式设计：
1) 凸轮理论轮廓方程。
式中1） 2) 凸轮实际工作轮廓曲线方程。
式中：---凸轮机构滚子半径，滚子圆的包络线有两条，式中上面一组符号用于求解外凸轮的包络线方程，下面一组符号用于求解凸轮的包络线方程；
3）摆动从动件凸轮的压力角
凸轮与杆转动同向时式中取，反之，则取，将取绝对值后代入压力角计算公式。由上式计算压力角，有时为正，有时为负，正值表示轮廓接触点法线位于此时摆杆速度方向线的顺一侧，否则为逆一侧。
4）凸轮的理论轮廓线曲率半径。
3.2凸轮最大压力角及尺寸的确定。
通过查阅相关资料后，得出结论：摆杆从动盘形凸轮压力角与是非独立的关系，增大基圆半径不一定能减小压力角，有可能反而增大。所以在确定基圆半径，中心距时，先拟定摆杆长某一定值1。
基圆半径系数，中心距系数。
所以在此取，由（1）式得。以为函数作出凸轮转过一个周期函数图像，如图5-2；容易得出凸轮角位移在处分别取得最大值，满足设计要求。
3.3在ug中建立凸轮轮廓曲线。
为了避免推程与回程相接处出现尖点，所以对设计要求稍作修改，在推程与回程间增加一远休阶段。
3.3.1 从动件位移分析。
1）推程阶段
2)远休阶段
3）回程阶段
4)近休阶段
3.3.2 ug表达式的推导。
1）已知条件，驱动参数。
h=30 (角度，degree)//摆杆角位移。
h0=28.098 (角度，degree)//摆杆初始夹角。
r0=70（长度，mm）//基圆半径。
rr=10（长度，mm）//滚子。
a=140（长度，mm）//中心距。
l=100（长度，mm）//摆杆长。
angle01=150 (角度，degree)//推程角。
angle02=20 (角度，degree)//远休止角。
angle03=100 (角度，degree)//回程角。
angle04=90 (角度，degree)//远休止角。
t=1 /ug 系统变量，无单位。
2） 推程阶段：angle01=150
a1=0 //起始角，角度，degree;
b1=150 //终止角， 角度，degree;
j1=a1*(1-t)+b1*t //中间角变量， 角度，degree;
s1=h*(j1/angle01)* j1/angle01)* j1/angle01)*(10-15*(j1/angle01)+6*(j1/angle01)* j1/angle01)) 角位移变量，角度，degree;
x1=a*sin(j1)-l*sin(j1+s1+h0) /理论轮廓曲线x坐标值，长度，mm;
y1=a*cos(j1)-l*cos(j1+s1+h0) /理论轮廓曲线y坐标值，长度，mm;
3） 远休阶段：angle02=20
a2=150;
b2=170;
j2=a2*(1-t)+b2*t;
s2=30;
x2=a*sin(j2)-l*sin(j2+s2+h0);
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