机械设计课程设计报告-荧光灯灯丝装架机上料机械手及芯柱传送机构设计|机械设计课程设计
目录
一．设计任务 2
二．设计任务初步分析 3
三． 芯柱传送链轮驱动机构设计 3
四．机械手臂驱动机构设计 9
五．机构运动学分析 14
六．机构传动分析 17
附录
心得体会
机械设计课程设计报告
一．设计任务：
选择设计任务B。
图1-1 执行机构相对关系
如图1-1所示，已知轴芯柱传送轴O2，上料机械手臂在轴I、II的驱动下配合运动，以达到生产目的。
图1-2 各执行机构运动循环图
上料机械手和芯柱传送轴的运动关系如图1-2所示。现要求以下设计内容：
1. 选择驱使芯柱传送链轮作单向间歇转动的机构，要求机构原动件与分配轴I或轴II回定作匀速转动，确定机构运动尺寸。
2. 计算确定图1-1中O5点位置及摆角。选择使上料机械手作间歇上下移动和间歇往复运动的机构，要求机构原动件与分配轴I或II固定作匀速转动，确定机构运动尺寸。
3. 编程计算所设计上述机构中执行构作的位移与分配轴I转角的对应关系，绘制位移规律图，并与图1-2所给位移规律作比较。
4. 选择电动机型号，确定电机到分配轴间的减速传运方案，并进行传动比分配和传动工作能力设计计算。
5. 对驱动链轮和上料机械手间歇运动的机构进行结构设计。
二．设计任务初步分析
1. 芯柱传送链轮机构选择
从图1-2可以看出，芯柱传送链轮处于低速轻载的运动链末端，且其转／停时间比为1:2，槽轮机构在时间上可以准确的实现这样的运动要求。因此拟用槽轮机构作为链轮单向间歇转动的核心机构。
2. 机械手间歇往复运动机构的选择
从图1-2可以看出，机械手的上下往复运动与摆动较为复杂，凸轮机构可以很好的实现复杂的间歇往复运动，因此拟选凸轮机构作为驱动机械手的核心机构。
三．芯柱传送链轮驱动机构设计
1. 槽轮机构的方案设计
a) 运动系数计算
由图1-2不难看出，槽轮运动系数的值为：
（3.1）
b) 槽轮槽数确定
为避免槽轮在启停时冲受到冲击，应使圆销在开始进入径向槽或从径向槽脱出的瞬间，圆销中心的线速度方向均沿着径向槽的中心线方向，由此，对与单梢的情况，不难得出槽轮的槽数z与系数的关系：
（3.2）
将运动系数代入式2可得，适合的槽轮槽数为z=6。
c) 槽轮与曲柄中心距
从图1-1可以看出，轴II到O2的距离为150mm，因此，从结构紧凑的方面考虑，槽轮机构的中心距设为100mm。
d) 槽轮驱动机构传动链设置
为了使槽轮运动周期和轴II的转动周期一致，且实现空间上的动力传送，整个槽轮机构需要用一对齿数比为1的锥齿轮将II轴的角速度正交的传进机构。由于槽轮运动系数为定值，应此选用z=6的槽轮后，在槽轮的一个运动周期中，槽轮转过的角度为的整数倍，而任务要求链轮每个运动周期转过，在只有一个圆销的情况下，需要一对传动比为5:3的齿轮部置在整个驱动机构的最末端。
e) 槽轮驱动构示意图绘制
图3-1和3-2分别为主视和俯视示意图。
2. 槽轮曲柄机构的力学设计
a) 减小冲击的进一步措施
由于圆销有半径，因此槽轮的实际半径Ra应比名义半径R大一些，根据勾股定理，
图3-1槽轮驱动机构示意图主视图
图3-2槽轮驱动机构示意图俯视图
槽轮的实际半径应为：
（3.3）
其中式（3.3）中为圆销半径，名义半径。
b) 槽轮的驱动力矩计算
对于本机构，诂计克服摩阻力和生产阻力所需的承载力矩不大于100Nm，则经过末端的传动比为5：3的齿轮后，作用于槽轮轴的承载力矩Mz诂计约为：
（3.4）
由链轮的直径为200mm，诂计折算到槽轮轴上的最大转动贯量Jn不会超过一个直径250mm，厚50mm的钢制圆盘（密度7.85g/mm3），即：
（3.5）
参考文献［1］，六槽槽轮最大类角加速度，槽轮的驱动力矩值为：
（3.6）
c) 圆销的半径计算
由文献［1］得，一般取：
（3.7）
式（3.7）中r为曲柄的半径，由几何关系可得，r=50mm,则圆销半径取r=8mm。
d) 槽轮的强度设计
参考文献［1］，六槽槽轮机构圆梢所受最大作用力的计算公式如下：
（3.8）
式（3.7）中a为中心距，参数c、d的取值查文献［1］为2.000、2.337，代入式（3.8）得，由以上较小结果得选择接触疲劳强度为设计准则，选择槽轮材料为45钢，感应淬火热处理，热处理等级MQ，表面硬度45HRC，圆销采用ZCuSn10P1锡青铜。由文献［3］得，45钢的弹性模量，泊松比，ZCuSn10P1锡青铜的弹性模量，泊松比，根据H.Hertz公式，槽轮与圆销的最短接触长度为：
（3.9）
由于圆销较易更换，且为耐磨材料，因此接触强度以槽轮为准，查文献［3］，设，代入式（3.9）得，由此得选用10mm厚的槽轮是非常安全的。
e) 各轴的直径诂算
参考文献［2］，按扭转强度计算轴径的最小值d为：
（3.10）
对于45钢的轴，因为存在一定的冲击，A取较大值120，将各轴所承受扭矩代入式（3.10）得槽轮和曲轴所在轴的最小直径应大于23mm，圆整为25mm，链轮轴由（3.10）式所计算结果略大于25mm，从设计方便的角度，也取25mm。限于工作台板和轴II的空间位置，本机构所用轴不可能太长，因此在这里不进行弯扭强度校核。
f) 键连接的强度计算
根据国家标准，直径25mm的轴的键高为7mm，按平键连接的挤压压强计算，最小工作键长l按以下式计算，取：
（3.10）
将各轴所受扭矩代入式（3.10），槽轮与曲柄所在轴的工作键长的最小值为不到13mm，键轮轴的为不到21mm。
3. 链轮驱动机构的齿轮设计计算
a) 传动比5:3的齿轮副设计计算
由于传递扭矩不大，采用直齿渐开线齿轮方案，由图3-1中所示几何关系可得，此对齿轮中心矩为50mm，采用开式齿轮，一般按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，并将模数增大15%，以考虑磨损的影响。
我的实际作法为，试选择齿数为15，25，模数为2.5的齿轮，小齿轮为避免根切，变位系数计算如下：
利用机械设计手册软件版R2.0渐开线圆柱齿轮传动设计程序V2.00进行校核计算，设置如下：
传递转矩60N.m
齿轮1转速5r/m，非对称布置（轴刚性较大），硬齿面，材料为45钢表面淬火，硬度（45-50）HRC，热处理质量要求MQ，精度等级三组偕6级，齿厚上下偏差F、L，齿宽20，变位系数0.12
齿轮2转速3r/m，非对称布置（轴刚性较大），硬齿面，材料为45钢表面淬火，硬度（45-50）HRC，热处理质量要求MQ，精度等级三组偕6级，齿厚上下偏差F、L，齿宽20，变位系数-0.12
两齿轮模数2，原动机轻微振动，工作机均匀平稳，开式传动，齿轮工作寿命10000小时，齿形作适当修形
程序校验结果表明这对齿轮在模数减小20%后弯曲疲劳强度依然足够大。（具体结果见附录1）
b) 传动比1：1锥齿齿轮副设计计算
依然采用开式传动，为减小齿轮直径并不产生根切，选用一对齿数为17的直齿锥齿齿轮，大端模数选试选5.5，齿宽系数选1/3，利用机械设计手册软件版R2.0，锥齿轮传动设计程序版本 1.50 进行模数减少18%弯曲疲劳强度较验
程序参数设置如下：
传递转矩70N.m，齿轮1、2转速20r/min
载荷特性：原动机均匀平稳，工作机轻微振动
预定寿命10000小时
工作齿面硬度：硬齿面
齿轮1、2的材料匀为45钢，表面淬火45～50（HRC），热处理质量要求MQ，齿数17，大端模数4.5，齿宽系数0.33，不等顶隙
计算弯曲强度设置：对称循环载荷，齿根表面粗糙度，齿条类别，，
程序结果表明这对齿轮在弯曲疲劳强度上相当安全，且符合模数放宽15%的要求。（具体结果见附录2）
4. 滚动轴承的布置
a) 布置的依据
为了提高支承的刚度，和承受一定的轴向载荷，有一锥齿齿轮悬挂的曲柄轴选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承进行反装配制。槽轮所在轴虽无很大的轴向载荷，但是为了提高安装精度，便于轴承预紧，也选用一对角接触球轴承。由于没有对链轮轴的上半部分进行设计，因此保险起见，链轮轴也选用正装角接触球轴承。
b) 布置示意图3-3
图3-4滚动轴承配制示意图
5. 机构具体设计中的有关计算与遇到的问题
a) 槽轮的实际半径和止动圆弧半径的选择
和式（3.3）得圆弧实距半径为，可得比较接近的槽轮半径的公差为R87f7，即R87
b) 止动圆盘的安全轮廓
由几何关系可以看出，止动圆盘的张角虽可以定为，但形状如选择不好将与槽轮发生运动干涉，因此在设计中发现有必要计算一下。如图3-4所示，在止动盘缺口范围内，与槽轮、曲柄公轴线呈α角方向上的最大向径OA与夹角α有以下关系：
图3-4 止动圆盘缺口上最大向径关系图
OA＝OB＝OC-CB； ∠HCG=∠DCB＝β；
∠AOB＝α＝∠HOG； CB=CD；
C、H、E三点共线；
图3-5
由以上关系可以推出：
（3.11）
则在止动盘缺口范围内，与槽轮、曲柄公轴线呈α角方向上的最大向径
（3.12）
由此编程计算止动圆盘的最大合理轮廊，如图3-5，极角-向径关系如图3-6（数据计算程序见附录）
图3-6
c) 滚动轴承选择的问题
对于槽轮轴，和曲柄轴，其受力情况比较复杂，很难明确的计算出各轴承的受力情况，也就无法明确的用文献［2］作列公式进行校核，只得以牺牲经济性，选择低中载情况下常用轴承。
四、机械手臂驱动机构设计
1. 方案设计
a) 机械手臂回转中心位置与摆角的计算
如图4-1建立坐标系，则点A的坐标()为（），点B的坐标()为（），AB间距离为：
（4.1）
则由几何关系可得，摆角为：
（4.2）
图4-1
式（4.2）中为机械臂长，接着为求点坐标作以下计算：
（4.3）
则点坐标（）为：
（4.4）
则点与轴II的水平距离为
b) 以直动滚子从动件凸轮机构为核心的驱动机构方案：
设计方案的示意图见图4-2，图中用了两套力锁合式直动滚子从动件凸轮分别控制机械手的两种运动。考虑到机械手在一个运动周其内上下两次，可以将驱动凸轮的转速提高一倍，由此减化凸轮设计，4-2中就用了一对1：2的加速齿轮副实现这一设想。
2. 凸轮机构运动设计
为了方便称呼，现称驱动机械手上下运动的凸轮为凸轮I，另一凸轮为凸轮II。先设计凸轮I，考虑到减小冲击，采用正弦运动作为推程和回程的运动规律。从动件运动规律函数为，其中行程：
(4.5)
图4-2
编程画凸轮I从动件运动线图于图4-3
图4-3
对于凸轮机构II，在图4-2中由作图法已知其行程为26.566mm，从动件运动规律函数为，运动线图见图4-4：
（4.6）
图4-4
3. 按许用压力角确定凸轮回转中心位置和基圆半径
由文献［2］得，正配制直动从动件盘形机构的压力角计算公式：
（4.7）
取推程压力角许用值，回程压力角许用值。由式（4.5），（4.6）可得：
（4.8）
（4.9）
将式（4.5），（4.6），（4.8），（4.9）代入式（4.7）即可得确定基圆半径和偏距下的压力角的函数，编程计算符合压力角许用值条件的范围，选凸轮I的基圆半径，则最好结果为，选凸轮II的基圆半径为45mm，计算结果为当r0=45.0, 凸轮II最好结果
4. 凸轮轮廓的计算
a) 理论轮廓的计算
由文献［2］得，正配制直动从动件凸轮机构的理论轮方线坐标方程为：
（4.10）
b) 实际轮廓的计算
由文献［2］得实际轮廓的坐标（X,Y）方程为：
（4.11）
由式（4.10）得：
（4.12）
选用滚子半径为，编程画理论轮廓与实际轮廓图于图4-5，4-6。
图4-5
图4-6
五、机构运动学分析
1. 槽轮运动分析
由式（3.11）可得芯柱传送轮在运动时的转角与轴I转角的关系为：
（5.1）
2. 凸轮I作驱动执行构件运动规律
由于设计时用得是直动从动件，因此机械手臂的上下运动规律就是
3. 凸轮II驱动执行机构运动规律
图5-1
如图5-1所示，对应图中BA段， ，由式（4.3），（4.4）得：，不难看出 （5.2）
4. 绘制运动循环图并与图1-2比较
所绘运动循环图为图5-2。
图5-2
相对于图1-2，设计之后的各执行机构的运动曲线比较平滑。
数值结果见下表：
轴I转角
链轮转角
机械手升高高度
机械手摆角
0
0
4.39
0
12
0
15
0
24
0
25.61
0
36
0
30
0
48
0
30
0
60
0
30
8.03
72
0
30
29.49
84
0
30
49.51
96
0
30
56.33
108
0
30
56.33
120
0.49
25.61
56.33
132
2.24
15
56.33
144
5.69
4.39
56.33
156
11.1
0
56.33
168
18
0
56.33
180
24.9
4.39
56.33
192
30.31
15
56.33
204
33.76
25.61
56.33
216
35.51
30
56.33
228
36
30
56.33
240
0
30
49.51
252
0
30
29.49
264
0
30
8.03
276
0
30
0
298
0
30
0
310
0
25.61
0
324
0
15
0
336
0
4.39
0
348
0
0
0
360
0
0
0
表5-1
六、机构传动分析
1. 电动机的选用
由于任务要求的系统中并没太大的载荷，工作机械中没有多大的冲击，因此从经济性考虑选用功率为0.75KW，1500r/min的电动机，由以上原则，选择电动机型号为Y802-4。
2. 减速传动方案
由于本系统传递功率不大，因此选用：V带→两级展开式→减速器→连轴器→轴I／II。
参考文献：
［1］ 机械设计手册单行本·机构·成大先主编
［2］ 机械设计·吴克坚 于晓红 钱瑞明 主编
［3］ 机械设计手册·成大先主编
附录1
渐开线圆柱齿轮传动设计报告
一、设计信息
设计者 Name=02001112
设计单位 Comp=seu me
设计日期 Date=2004-9-11
设计时间 Time=9:44:47
二、设计参数
传递功率 P=0.03142 (kW)
传递转矩 T=60.00592 (N.m)
齿轮1转速 n1=5 (r/min)
齿轮2转速 n2=3 (r/min)
传动比 i=1.66667
原动机载荷特性 SF=轻微振动
工作机载荷特性 WF=均匀平稳
预定寿命 H=10000 (小时)
三、布置与结构
结构形式 ConS=开式
齿轮1布置形式 ConS1=非对称布置（轴刚性较大）
齿轮2布置形式 ConS2=非对称布置（轴刚性较大）
四、材料及热处理
齿面啮合类型 GFace=硬齿面
热处理质量级别 Q=MQ
齿轮1材料及热处理 Met1=45<表面淬火>
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=45-50
齿轮1硬度 HBS1=48
齿轮1材料类别 MetN1=0
齿轮1极限应力类别 MetType1=11
齿轮2材料及热处理 Met2=45<表面淬火>
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=45-50
齿轮2硬度 HBS2=48
齿轮2材料类别 MetN2=0
齿轮2极限应力类别 MetType2=11
五、齿轮精度
齿轮1第Ⅰ组精度 JD11=6
齿轮1第Ⅱ组精度 JD12=6
齿轮1第Ⅲ组精度 JD13=6
齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F
齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L
齿轮2第Ⅰ组精度 JD21=6
齿轮2第Ⅱ组精度 JD22=6
齿轮2第Ⅲ组精度 JD23=6
齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F
齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L
六、齿轮基本参数
模数(法面模数) Mn=2
端面模数 Mt=2.00000
螺旋角 β=0.0000000 (度)
基圆柱螺旋角 βb=0.0000000 (度)
齿轮1齿数 Z1=15
齿轮1变位系数 X1=0.12000
齿轮1齿宽 B1=20.00000 (mm)
齿轮1齿宽系数 Φd1=1.33333
齿轮2齿数 Z2=25
齿轮2变位系数 X2=-0.12000
齿轮2齿宽 B2=20.00000 (mm)
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.80000
总变位系数 Xsum=0.00000
标准中心距 A0=40.00000 (mm)
实际中心距 A=40.00000 (mm)
齿数比 U=1.66667
端面重合度 εα=1.53452
纵向重合度 εβ=0.00000
总重合度 ε=1.53452
齿轮1分度圆直径 d1=30.00000 (mm)
齿轮1齿顶圆直径 da1=34.48000 (mm)
齿轮1齿根圆直径 df1=25.48000 (mm)
齿轮1齿顶高 ha1=2.24000 (mm)
齿轮1齿根高 hf1=2.26000 (mm)
齿轮1全齿高 h1=4.50000 (mm)
齿轮1齿顶压力角 αat1=35.154940 (度)
齿轮2分度圆直径 d2=50.00000 (mm)
齿轮2齿顶圆直径 da2=53.52000 (mm)
齿轮2齿根圆直径 df2=44.52000 (mm)
齿轮2齿顶高 ha2=1.76000 (mm)
齿轮2齿根高 hf2=2.74000 (mm)
齿轮2全齿高 h2=4.50000 (mm)
齿轮2齿顶压力角 αat2=28.611220 (度)
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.30952 (mm)
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.33155 (mm)
齿轮1固定弦齿厚 sch1=2.92837 (mm)
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.70704 (mm)
齿轮1公法线跨齿数 K1=2
齿轮1公法线长度 Wk1=9.44073 (mm)
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=2.96518 (mm)
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=1.80400 (mm)
齿轮2固定弦齿厚 sch2=2.61983 (mm)
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.28319 (mm)
齿轮2公法线跨齿数 K2=3
齿轮2公法线长度 Wk2=15.29676 (mm)
齿顶高系数 ha*=1.00
顶隙系数 c*=0.25
压力角 α*=20 (度)
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000
端面顶隙系数 c*t=0.25000
端面压力角 α*t=20.0000000 (度)
八、强度校核数据
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1150.0 (MPa)
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=640.0 (MPa)
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1462.5 (MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=457.1 (MPa)
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0 (MPa)
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0 (MPa)
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1462.5 (MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=457.1 (MPa)
接触强度用安全系数 SHmin=1.00
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
接触强度计算应力 σH=1470.4 (MPa)
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=不满足
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=361.9 (MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=353.3 (MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足
九、强度校核相关系数
齿形做特殊处理 Zps=特殊处理
齿面经表面硬化 Zas=不硬化
齿形 Zp=一般
润滑油粘度 V50=120 (mm^2/s)
有一定量点馈 Us=不允许
小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz＞6μm ( Ra＞1μm )
载荷类型 Wtype=对称循环载荷
齿根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm ( Ra≤2.6μm )
刀具基本轮廓尺寸 HMn=Hao/Mn＝1.25, Pao/Mn＝0.38
圆周力 Ft=4000.39467 (N)
齿轮线速度 V=0.00785 (m/s)
使用系数 Ka=1.10000
动载系数 Kv=1.00009
齿向载荷分布系数 KHβ=1.00000
综合变形对载荷分布的影响 Kβs=1.00000
安装精度对载荷分布的影响 Kβm=0.00000
齿间载荷分布系数 KHα=1.00000
节点区域系数 Zh=2.49457
材料的弹性系数 ZE=189.80000
接触强度重合度系数 Zε=0.90655
接触强度螺旋角系数 Zβ=1.00000
重合、螺旋角系数 Zεβ=0.90655
接触疲劳寿命系数 Zn=1.27175
润滑油膜影响系数 Zlvr=1.00000
工作硬化系数 Zw=1.00000
接触强度尺寸系数 Zx=1.00000
齿向载荷分布系数 KFβ=1.00000
齿间载荷分布系数 KFα=1.00000
抗弯强度重合度系数 Yε=0.73875
抗弯强度螺旋角系数 Yβ=1.00000
抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.73875
寿命系数 Yn=1.00000
齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000
齿根表面状况系数 Yrr=1.00000
尺寸系数 Yx=1.00000
齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.45270
齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.55979
齿轮2复合齿形系数 Yfs2=4.34699
齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.53285
附录2
锥齿轮设计结果报告
一、锥齿轮设计输入参数
1. 传递功率 P 0.13 (kW)
2. 传递转矩 T 60.00 (N.m)
3. 齿轮1转速 n1 20.00 (r/min)
4. 齿轮2转速 n2 20.00 (r/min)
5. 传动比 i 1.00
6. 齿数比 U 1.00
7. 预定寿命 H 10000 (小时)
8. 原动机载荷特性 均匀平稳
9. 工作机载荷特性 轻微振动
二、材料及热处理
1. 齿面类型 硬齿面
2. 热处理质量要求级别 MQ
3. 齿轮 1 的材料及热处理
材料名称 45
热处理 表面淬火
硬度范围 45～50(HRC)
硬度取值 48 (HRC)
接触强度极限应力 σb(H1) 1150 (N/mm^2)
接触强度安全系数 S(H1) 1.10
弯曲强度极限应力 σb(F1) 321 (N/mm^2)
弯曲强度安全系数 S(F1) 1.40
4. 齿轮 2 的材料及热处理
材料名称 45
热处理 表面淬火
硬度范围 45～50(HRC)
硬度取值 48 (HBS)
接触强度安全系数 S(H2) 1.10
弯曲强度极限应力 σb(F2) 321 (N/mm^2)
弯曲强度安全系数 S(F2) 1.40
弯曲强度许用应力 [σ](F2) 438 (N/mm^2)
四、接触强度、弯曲强度校核结果和参数
4. 齿轮1弯曲强度许用应力[σF]1 437.54 (N/mm^2)
5. 齿轮1弯曲强度计算应力σF 243.63 (N/mm^2) 满足
6. 齿轮2弯曲强度许用应力[σF]2 437.54 (N/mm^2)
7. 齿轮2接触强度计算应力σF 243.63 (N/mm^2) 满足
30. 载荷类型 对称循环载荷
31. 齿根表面粗糙度 Rz≤16μm
32. 基本齿条类别 hf/Mnm = 1.25, pf/Mnm = 0.20
附录3 各编程计算所用源方程代码（采用Matlab 6.5作为计算工具）
dsphiI.m：
function y = dsphiI(x)
%sbyphi means s by phi x is the angle of radian unit
%this function returns the value of s(/phi) in the mission
usalconst; %load usual constant
if (x<0)|(x>2*pi)
error('Input Range error(0~2*pi)');
else
h=30; %凸轮从动件行程
if x<(72*deg)&(x>=0)
y=15/16*h*cos(15/8*(x-24*deg));
else
if(x>=72*deg)&(x<216*deg)
y=0;
else
if(x>=216*deg)&(x<312*deg)
y=-15/16*h*sin((x-216*deg)*15/8);
else
if x>=312*deg&x<336*deg
y=0;
else
y=15/16*h*cos(15/8*x);
end
end
end
end
dsphiII.m:
function y=dsphiII(x)
usalconst;
h=26.566; %凸轮2行程
if (x<0)|(x>2*pi)
error('输入范围出错');
end
if (x<48*deg)|(x>=(276*deg))
y=0;
else
if x>=48*deg&x<96*deg
y=15/8*h*cos(15/4*(x-72*deg));
else
if x>=96*deg&x<228*deg
y=0;
else
y=-15/8*h*sin(15/4*(x-228*deg));
end
end
end
function [y1,y2]=maxtanaI(e,s0)
%y1,y2 is the Max forward and backward press angle
%e, s0 see the Textbook P145
usalconst; %Load usual constant
st=5*deg; %搜索步长
phi=0;
y1=0; %储存推程最大压力角
y2=0; %存回程最大压力角
while(phi<=2*pi) %粗取最大压力角的范围
t=tanaI(phi,e,s0);
if dsphiI(phi)>=0; %判断是推程还是回程
if(t>=y1)
y1=t;
x1=phi;%储存推程最大压力角位置
end
else
if(t>y2)
y2=t;
x2=phi;%储存回程最大压力角位置
end
end
phi=phi+st;
end
x11=x1;
x22=x2;
while(st>0.01*deg) %精搜索
range=st;
phi=-1*st;
st=st*0.1; %精搜索步长
while(phi
phi=phi+st;
t1=tanaI(phi+x1,e,s0);
t2=tanaI(phi+x2,e,s0);
if (t1>y1)&(dsphiI(phi+x1)>0)
y1=t1;
x11=phi+x1; %精搜索最值位置
end
if (t2>y2)
y2=t2;
x22=phi+x2; %精搜索最值位置
end
end
x1=x11;
x2=x22;
end
function [y1,y2]=maxtanaII(e,s0)
%y1,y2 is the Max forward and backward press angle
%e, s0 see the Textbook P145
usalconst; %Load usual constant
st=5*deg; %搜索步长
phi=0;
y1=0; %储存推程最大压力角
y2=0; %存回程最大压力角
while(phi<=2*pi) %粗取最大压力角的范围
t=tanaII(phi,e,s0);
if dsphiII(phi)>=0; %判断是推程还是回程
if(t>=y1)
y1=t;
x1=phi;%储存推程最大压力角位置
end
else
if(t>y2)
y2=t;
x2=phi;%储存回程最大压力角位置
end
end
phi=phi+st;
end
x11=x1;
x22=x2;
while(st>0.01*deg) %精搜索
range=st;
phi=-1*st;
st=st*0.1; %精搜索步长
while(phi phi=phi+st;
if(phi+x1<2*pi&phi+x1>=0)
t1=tanaII(phi+x1,e,s0);
end
t2=tanaII(phi+x2,e,s0);
if (t1>y1)&(dsphiII(phi+x1)>0)
y1=t1;
x11=phi+x1; %精搜索最值位置
end
if (t2>y2)
y2=t2;
x22=phi+x2; %精搜索最值位置
end
end
x1=x11;
x2=x22;
end
function y = sphiI(x)
%sbyphi means s by phi x is the angle of radian unit
%this function returns the value of s(/phi) in the mission
usalconst; %load usual constant
if (x<0)|(x>2*pi)
error('Input Range error(0~2*pi)');
else
h=30; %从动件行程
if x<(72*deg)&(x>=0)
y=0.5*h*(1+sin(15/8*(x-24*deg)));
else
if(x>=72*deg)&(x<216*deg)
y=h;
else
if(x>=216*deg)&(x<312*deg)
y=0.5*h*(1+cos((x-216*deg)*15/8));
else
if x>=312*deg&x<336*deg
y=0;
else
y=0.5*h*(1+sin(15/8*x));
end
end
end
end
end
function y=sphiII(x)
usalconst;
h=26.566;
if (x<0|x>2*pi)
error('输入范围出错');
end
if (x<48*deg)|(x>=(276*deg))
y=0;
else
if x>=48*deg&x<96*deg
y=0.5*h*(1+sin(15/4*(x-72*deg)));
else
if x>=96*deg&x<228*deg
y=h;
else
y=0.5*h*(1+cos(15/4*(x-228*deg)));
end
end
end
function y=tanaI(x,e,s0)
%tanalpha means tan(/alpha), alpha means press angle
%x has a unit of radian range[0,2*pi]
%e s0(s_0) see TextBook P145 8.6 s0=(r0^2-e^2)^0.5
usalconst; %Load constand
t=dsphiI(x)-e;
if(x<0)|(x>2*pi)
error('Input sector x has not got a right range ([0,2*pi])');
return;
end
if(e<0)|(s0<0)
error('Input sector e or s0 has not got a right range (>0)');
end
if (t<0)
t=t*-1;
end
y=t/(sphiI(x)+s0);
function y=tanaII(x,e,s0)
%tanalpha means tan(/alpha), alpha means press angle
%x has a unit of radian range[0,2*pi]
%e s0(s_0) see TextBook P145 8.6 s0=(r0^2-e^2)^0.5
usalconst; %Load constand
t=dsphiII(x)-e;
if(x<0)|(x>2*pi)
error('Input sector x has not got a right range ([0,2*pi])');
return;
end
if(e<0)|(s0<0)
error('Input sector e or s0 has not got a right range (>0)');
end
if (t<0)
t=t*-1;
end
y=t/(sphiII(x)+s0);
附录4 所编脚本与计算结果
genchk.m:
%槽轮的驱动力矩计算
Mz=60; %诂计克服摩擦阻力和生产阻力所需的承载力矩
w=20*pi/60; %曲柄角速度
c=2; %文献1所查系数
d=2.337; %同上
a=100e-3; %中心距(m)
R=125e-3; %诂计的折算后回转体径(m)
b=50e-3; %诂计的折算后回转体厚度(m)
p=7.85e3; %回转体的材料（45钢）密度(kg/m^3)
Jdn=0.5*pi*p*b*R^4 %由诂计的值计算折算后回转体转动惯量(kg*m^2)
A=Jdn*w^2/Mz;
M2=Jdn*1.35*w^2+Mz
%end of槽轮的驱动力矩计算
%槽轮的强度计算
Fmax=Mz*(c+d*A)/a %由诂计值计算的最大圆销作用力(N),文献[1]
Fn=Fmax; %接触压力(N)
rT=8e-3; %圆销半径(m)
u1=0.24; %槽材料(45钢)泊松比
E1=203e9; %槽材料弹性模量 (pa)
u2=0.33; %销材料(ZGuSn10P1锡青铜)泊松比
E2=110e9; %销材料弹性模量(pa)
RouH=1100e6; %最大接触应力(45钢，感应淬火，MQ，48HRC)
t=Fn/((pi*rT)*((1-u1^2)/E1+(1-u2^2)/E2)); %根据H.Hertz公式所得
Lmin=t/(1150e6)^2*1e3 %圆销与槽诂计最小接触长度(mm)
%end of槽轮的强度计算
%轴的直径诂算
A=120; %文献［3］所查用于计算轴径的系数
T=[100,Mz,M2]*1000; %链轮轴，槽轮轴，曲柄轴所受轴矩 (N.mm)
d=A*(T/9.55e6).^(1/3) %各轴的最小直径(mm)
%end of轴的直径诂算
%最小键长诂算
d=25; %轴径(mm)
h=7; %键高(mm)
RouP=110; %许用压应力(Mpa)
lmin=(4*T)/(d*h*RouP) %根据文献2式15.29所得最短键长(mm)
%end of最小键长诂算
结果：
Jdn =
0.1505
M2 =
60.2228
Fmax =
1.2039e+003
Lmin =
2.8422
d =
26.2531 22.1427 22.1701
lmin =
20.7792 12.4675 12.5138
Genshell.m
%本角本用来计算锁止弧理最大轮廊
clear;
usalconst;
i=0;
step=0.5;
while (i*step<=120)
t=i*deg*step;
b=atan(sin(pi/3-t)/(2-cos(pi/3-t)))
rouT=100-rouB(pi/6-b);
X(i+1)=-cos(t)*rouT;
Y(i+1)=sin(t)*rouT;
Rou(i+1)=rouT;
T(i+1)=t/deg;
i=i+1;
end;t
plot(T,Rou);
grid on;
计算结果：图3-6
shellI.m
%本脚本用来生成凸轮I理论轮廓和实际轮廓
clear;
usalconst;
i=1;
r0=35; %基圆半径
rT=6.5
e=11.5; %偏距
eta=1; %凸轮顺时钉转向
s0=(r0^2-e^2)^0.5;
st=0.05*deg;%步长
phi=0;
while(phi<2*pi)
x(i)=(sphiI(phi)+s0)*cos(eta*phi)-e*sin(eta*phi);
y(i)=(sphiI(phi)+s0)*sin(eta*phi)+e*cos(eta*phi);
dxdphi=dsphiI(phi)*cos(eta*phi)-eta*(sphiI(phi)+s0)*sin(eta*phi)-e*eta*cos(eta*phi);
dydphi=dsphiI(phi)*sin(eta*phi)+eta*(sphiI(phi)+s0)*cos(eta*phi)-e*eta*sin(eta*phi);
t=(dxdphi^2+dydphi^2)^0.5;
X(i)=x(i)-rT*dydphi/t;
Y(i)=y(i)+rT*dxdphi/t;
i=i+1;
phi=phi+st;
end
plot(x,y,X,Y)
grid on
计算结果：图4-5
shellII.m
%本脚本用来生成凸轮II理论轮廓和实际轮廓
clear;
usalconst;
i=1;
r0=45; %基圆半径
rT=6.5
e=18; %偏距
eta=-1; %凸轮逆时针转向
s0=(r0^2-e^2)^0.5;
st=0.05*deg;%步长
phi=0;
while(phi<2*pi)
x(i)=(sphiII(phi)+s0)*cos(eta*phi)-e*sin(eta*phi);
y(i)=(sphiII(phi)+s0)*sin(eta*phi)+e*cos(eta*phi);
dxdphi=dsphiII(phi)*cos(eta*phi)-eta*(sphiII(phi)+s0)*sin(eta*phi)-e*eta*cos(eta*phi);
dydphi=dsphiII(phi)*sin(eta*phi)+eta*(sphiII(phi)+s0)*cos(eta*phi)-e*eta*sin(eta*phi);
t=(dxdphi^2+dydphi^2)^0.5;
X(i)=x(i)-rT*dydphi/t;
Y(i)=y(i)+rT*dxdphi/t;
i=i+1;
phi=phi+st;
end
plot(x,y,X,Y)
grid on
结果，图4-6
eszoneI.m
%本脚本用于寻找对应r0的最佳e值
clear;
usalconst;
r0=35; %r0的值
st=0.5; %搜索间隙mm
af=35*deg; %推程许用压力角
ab=75*deg; %回程许用压力角
e=0;
result(1)=-1;
n=1;
best=1;
bestaf=af;
bestab=ab;
while(e s0=(r0^2-e^2)^0.5;
[y1,y2]=maxtanaI(e,s0);
if(y1 result(n)=e;
if(y1 bestaf=y1;
bestab=y2;
best=n;
end
n=n+1;
end
e=e+st;
end;
if result(1)==-1
fprintf('failed')
else
fprintf('当r0=%2.1f, 凸轮I最好结果 e=%2.1f,a=%2.2f,a`=%2.2f',r0,result(best),bestaf/deg,bestab/deg)
end
结果：当r0=35.0, 凸轮I最好结果 e=11.5,a=20.42,a`=50.80
eszoneII.m
%本脚本用于寻找对应r0的最佳e值
clear;
usalconst;
r0=45; %r0的值
st=0.5; %搜索间隙mm
af=35*deg; %推程许用压力角
ab=75*deg; %回程许用压力角
e=0;
result(1)=-1;
n=1;
best=1;
bestaf=af;
bestab=ab;
while(e s0=(r0^2-e^2)^0.5;
[y1,y2]=maxtanaII(e,s0);
if(y1 result(n)=e;
if(y1 bestaf=y1;
bestab=y2;
best=n;
end
n=n+1;
end
e=e+st;
end;
if result(1)==-1
fprintf('failed')
else
fprintf('当r0=%2.1f, 凸轮I最好结果 e=%2.1f,a=%2.2f,a`=%2.2f',r0,result(best),bestaf/deg,bestab/deg)
end
结果：当r0=35.0, 凸轮I最好结果 e=11.5,a=20.42,a`=50.80
subplot.m
%本脚本用以绘制所有设计的执行机构关于I轴的运动循环图
clear;
usalconst;
i=1;
phi=0;%轴I转角
st=1*deg;
while(phi<2*pi)
x(i)=phi/deg;
if(phi<=228*deg)&(phi>108*deg)
th(i)=3/5*(pi/6-atan(sin(108*deg+pi/3-phi)/(2-cos(108*deg+pi/3-phi))))/deg; %链轮转角
else
th(i)=0;
end
if(phi t=2*phi;
else
t=(phi-pi)*2;
end
s1(i)=sphiI(t); %机械手臂上下运动
psi(i)=(atan((sphiII(phi)-14.207)/25)+asin(6.5/((sphiII(phi)-14.207)^2+25^2)^0.5))/deg+16.5447; %机械手臂摆动
i=i+1;
phi=phi+st;
end
subplot(3,1,1);plot(x,th);grid on;title('槽轮转角\theta (\phi)');
subplot(3,1,2);plot(x,s1);grid on;title('机械手竖直位移s(\phi)');
subplot(3,1,3);plot(x,psi);grid on;title('机械手摆角\psi (\phi)');
i=1;
while(i<=360)
fprintf('%3.2f\n',th(i));
i=i+12;
end
i=1;
fprintf('\n');
while(i<=360)
fprintf('%3.2f\n',s1(i));
i=i+12;
end
fprintf('\n');
i=1;
while(i<=360)
fprintf('%3.2f\n',psi(i));
i=i+12;
end
结果：图5-2，表5-1
心得体会
本次任务设计自我感觉很失败，心得实在不感说什么，总结本次最大的教训有三点：
一．设计是一项反复的过程，不能急于求成
本次设计可以毫不诲言的说让我很狼狈，最后几天几乎没有睡觉得赶着赶那，回头想想其实四个星期以来很多时间是白费了的。其实我在第一个星期就开始用Solidworks建模，可到最后这些工夫几乎是白费，花了大量的时间进行编程，想了很多种优化算法，到最后几天才发现真正不容易做的还是方案制定的部分，特别是动力传动，凸轮机构装配图完成80%时了才发现有运动干涉，只好从来，可以说到现在都是“踩着钢丝上的”实在是教训。
二．不能肓目祟尚装备
本次设计如果说是失败的话，我觉得最大的失败就是一天始把宝压在了Solidworks上，结果不出事还好，一但Solidworks出了问题，只好半途用Autocad。
三．没有条理等于自杀
其实在前两周基本上本报告中的数据我都试着算过，但在写报告时才发现自己的记录东一榔头西一棒的，到头来前面花的工时实在不能说是派上了用场的。
转自:http://me.seu.edu.cn/course/mechdesign/files/kcsj/02/design(2)-(1)-02001112.htm
