机械原理课程设计样本
广东工业大学华立学院课程设计（论文）
课程名称_________机械原理____ __
题目名称_____步进输送机__________
学生学部（系）_________________
专业班级______________________
学号______________________
学生姓名______________________
指导教师______________________
年月日
目录
一、步进输料机的主要设计过程 (4)
二、步进输料机结构简图 (4)
三、设计简述 (4)
3.工作原理 (4)
3.传动方案 (5)
3.3设计要求 (6)
四、部分结构解析 (6)
4.直齿齿轮分析 (6)
4.1.1精度分析 (7)
4.1.齿轮副的侧隙分析 (9)
4.1.3受力分析 (9)
4.1.4载荷分析 (11)
4.1.5齿面接触疲劳强度计算 (12)
4.1.6齿根弯曲疲劳强度计算 (13)
4.2V带传动分析 (15)
4.2.1 带传动受力分析 (15)
4.2.2 带出动的传动比 (17)
4.3凸轮机构及其设计 (19)
4.3.1 强等加速减速运动规律 (19)
4.3.2用解析法设计盘型凸轮轮廓 (21)
4.3.3 滚子直动从动件凸轮机构 (22)
4.4轴的分析及其设计 (24)
4.4.1轴的概述 (24)
4.4.2提高轴刚度和强度的措施 (25)
五、自我评价 (28)
六、参考书籍 (29)
七、附图 (29)
一、步进输料机的主要设计过程
步进输送机的主要设计过程
二、步进输料机结构简图
（见书后附图）
三、设计简述
§3.1工作原理
当电源接通后，电动机带动带轮1转动，带轮2通过V型带与带轮3相连，（其中带轮3与齿轮4、凸轮5通过轴连接，）带轮3内部的星心轮把电动机的
转速ω降到一定的转速ω
1,则此时齿轮与凸轮的转速相同，既是ω
1
。之后，凸轮
的转动控制杆机构6，使A杆的收缩和伸长控制工件是否落下（具体情况我们后面会提到杆机构6时的介绍和计算，其中A杆是在伸缩弹簧作用下进行工作的），落下一个工件后杆A伸长阻止下一个工件的落下，同时配合齿轮带动齿形皮带转动把工件送到加工处5加工。齿轮的间歇配合使工件间歇运动。每前进一次后，
齿轮4的空隙时间用于工件的加工，达到步进的目的。
§3.2传动方案
此机构的传动方案大体上没什么不同，在杆结构6 的问题上有所不同的意见，我们组进行了紧张的讨论：一种观点是采用从动件圆柱凸轮机构（图3-1），
s=sψ
图（3-1)
图（3-1）
第二种方案是采用齿轮与齿条的配合（图3-2）。
s=s
ψ
而另一种观点是采用从动件盘形凸轮与摇杆机构的组合图（3-3）。
图（3-3）
这三种方案的目的都是为了间隔性的阻止工件落在传送带上。考虑到设计时尺寸等作用，另外也借助杠杆的放大作用，我们最终选择了方案三。
§3.3设计要求
通过对《机械原理课程设计指导》（主编张永安编著张永安徐锦康王超英）一书中46页的题目八——步进送料机机构设计与分析的学习，并在伙伴们的帮助下认真分析总结，设计了此机构。此机构要求送料机自动送料，每分钟送料30个，且每次送料的距离相同，经加工后方可继续进料，准确无误的完成快速加工。
四、部分结构解析
§4.1 直齿齿轮分析
我们都知道齿轮传动是应用极为广泛的传动形式之一。其主要特点时：能够传递任意两轴间的运动和动力，传动平稳、可靠，效率高，寿命长，结构紧凑，传动速度和功率范围广。但是，齿轮需要专门设备制造，加工精度和安装精度较高，且不适宜远距离传动。本设计中的变速箱
图（4-1）
在此，我们进行有关变速箱3中齿轮的各项分析。包括精度、受力、载荷、齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度等。
§4.1.1精度分析
我们都知道齿轮传动的工作性能、承载能力及使用寿命都与齿轮的制作精度有关，精度过低将影响齿轮传动的质量和寿命，而且精度过高又会增加制造成本。因此在设计齿轮传动时，应根据工作情况合理选择齿轮的精度。
国家标准《渐开线圆柱齿轮精度》和《锥齿轮精度》中规定，将影响齿轮传动的各项精度指标分为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三个公差组。各公差组对传动性能的影响如下。
（1）第Ⅰ公差组精度等级用于限制齿轮在一转内其会转角误差不得超过某一限度，以保证运动传递的准确性。
（2）第Ⅱ公差组精度等级用于限制传动时瞬时传动比的变化不得超过某一限度，以减少冲击、震动和噪声，使运动传递平稳。
（3）第Ⅲ公差组精度等级用于保证相啮合的两齿面接触良好，载荷分布均匀。
标准中还规定齿轮精度分为12个等级，第一级最高，第12级最低。一般机械中常用的精度等级为6～9级。
齿轮的精度等级应根据传动的用途、使用条件、传动的功率、圆周速度及其他技术要求规定。选择时，先根据齿轮的圆周速度确定第Ⅱ公差组的精度等级（见表4-1），第I公差组精度等级可比第Ⅱ公差组精度等级低一级或同级，第Ⅲ公差组精度等级不能低于第Ⅱ公差组精度等级。
在此，根据我们的设计“步进送料机”的特点：齿轮强度高、转速低、传动稳，应选取精度等级为9级、圆周速度为≤3的齿轮。
§4.1.2齿轮副的侧隙分析
齿轮工作时，其非啮合一侧有一定的间隙，称为齿侧间隙。这个间隙对于储存润滑油，补偿轮齿的制造误差、受力变形和受热膨胀均是必要的，否则齿轮在传动中就有可能卡死或烧伤。
侧隙量的大小按齿轮工作条件决定，设计中所选定的最小极限侧隙应能足以补偿齿轮工作时的热变形和贮油。国家标准规定了14种齿厚极限偏差及中心距极限偏差。标准中规定，在固定中心距极限偏差的情况下，通过改变齿厚偏差的大小而得到不同的最小侧隙。通常买取中等价格的，市场价一般为2680元/套。
§4.1.3 受力分析
图4-2（a）所示为一对标准直齿轮圆柱齿轮在标准中心距安装条件下的受力情况。在分析齿轮传动受力时，用齿宽中点的集中力代替沿齿宽的分布力，并忽略摩擦力。当转矩T1由主动轮1传递给齿轮2时，齿轮间的作用力是沿着啮合线作用在齿面上的，此力的方向即为齿面在该点的法线方向，故称为法向力F n。为了便于分析，在节点处将F n分解为两个互相垂直的力，图4-2（b）表示出作用于齿轮1上的法向力F n的分解情况：与分度圆相切的圆周力F t和沿半径方向作用的径向力F r。
(a)
(b)
图4-2 直齿圆柱齿轮传动的作用力
1
1
2tan cos t r t t
n T F N d F F N F F N αα?=
???
=???
=??
圆周力
径向力法向力 （4-1）
式中： T 1为主动轮传递的转矩，即()6
111=9.5510P /n N mm T ?
其中， P 1为主动齿轮传递的功率（kW ），n 1为主动齿轮的转速（r/min ）；
d 1为主动齿轮的分度圆直径（mm ）；α为分度圆的压力角。
作用在主动轮和从动轮上的各对力等值反向。各分力的方向为：①主动轮上的圆周力F t 1是阻力，它与主动轮的回转方向相反；从动轮上的圆周力是F t 2驱动力，它与从动轮的回转方向相同；②两齿轮的径向力F r 1、F r 2分别指向各自的轮心。
§4.1.4 载荷分析
按式（4-1）计算的F t 、F r 和F n 均是作用在齿轮上的名义载荷。在实际工作中，还有考虑多方面因素的影响，①由于原动机或工作机的工作特性不同，其振动和冲击也不相同；②由于齿轮的制造误差，两齿轮啮合的基圆不会完全接触，使得瞬时速度比变化而产生动载荷；③由于齿轮安装时的误差，或轴因受弯矩产生弯曲变形、受转矩产生扭转变形等原因，使得载荷沿齿宽方向分布不均匀，如图（4-3）。当
齿轮相对轴承不对称布置，或载荷集中现象严重时，综合考虑轴弯曲和扭转变形的影响。非对称布置时，齿轮远离转矩输入端会使载荷分布不均匀现象得以缓和。
图（4-3）齿轮载荷沿齿宽分布不均匀性
考虑以上因素，应将名义载荷乘以阻碍和系数，修正为计算载荷。进行齿轮的强度计算时，按计算载荷进行设计，与法向力对应的计算载荷为
nc n 4-2
F KF
（）式中：K为载荷系数，按表4-2选取。
§4.1.5 齿面接触疲劳强度分析
一个齿轮的啮合可看作两个圆柱体的接触。因此，轮齿表面最大的接触应力可近似运用弹性力学中的赫兹公式计算。即
[]()3.5243H H Z σσ=≤-
式中：u 为两齿轮的齿数比，“+”用于外齿轮，“-”用于内齿轮。为了便于设计计算，引入齿宽系数ψd =b/d 1，代入上式，得到齿面接触疲劳强度的设计公式为：
()144d ≥-
Z E
区域系数。设计中我们采用的材料都是钢，
E Z =将其分别代入式（4-3）和式（4-4）,
得到一对钢
制齿
轮的齿面接触疲劳强度的设计公式：
()145d ≥-
一对钢制齿轮的齿面接触
疲劳强度校核公式为
[]()46H H σσ=≤-
应用上述公式时应注意：一对齿轮啮合时，两齿轮间的接触应力σH 1和σH 2相等，但许用接触应力［σH 1］和［σH 2］一般不相等，应将［σH 1］和［σH 2］中较小的值代入公式计算。
§4.1.6 齿根弯曲疲劳强度分析
齿根弯曲疲劳强度计算是为了防止齿根出现疲劳折断。因此，我们还考虑力应保证齿根最大应力σF 不大于齿轮材料的许用弯曲应力［σF ］。
在此我们把齿轮看作为一悬臂梁。根据材料力学的相关理论并结合齿轮传动的特点，得齿根弯曲疲劳强度的校核公式为
[]()11
2
11
2247F F S F S F KT KT Y Y Y Y bmd bm z σσ=
=≤-
式中：T 1是主动轮的转矩，单位为N ·mm ；Y F 称为齿形系数，见表（4-3）；
Y S 称为应力修正系数，见表（4-4）；b 为齿轮的接触宽度，单位为mm ；m 为模数；z 1是主动轮齿数；［σF ］是轮齿的许用弯曲应力，单位为MPa 。
表4-4 标准外齿轮的齿形系数S
引入齿宽系数ψd =b/d 1，代入式（4-7），得到齿根弯曲疲劳强度的设计公式为
[]
()1214-8F S
d F KT Y F m z σ≥
应用此公式时应注意：齿数不同，故两齿轮的齿形系数Y F 和应力修正系数Y S 也是不同的，且两齿轮的许用弯矩应力［σF ］也不一定相同，因此必须分别校核两齿轮的齿根弯曲疲劳强度。所以我们在设计时，将两齿轮的Y F Y S /［σF ］值进行比较，取较大值代入式(4-8)中计算的。计算所得的值根据表4-5查出标准模数。
4.2 V 带传动分析
§4.2.1带传动受力分析
由于带传动以初拉力F 0张紧地套在两个带轮上，在F 0的作用下，带与带轮的接触面上产生正压力。未工作时，带两边的拉力相等，且都等于F 0，如图（4-4）。
当工作时，主动轮对带的摩擦力F f 与带的运动方向相反。所以主动边（即下边）被拉紧，拉力又F 0增加到F 1；从动边（即上边）被放松，拉力由F 0减少到F 2，如图（4-5）。此时，即形成了紧边和松边。其中，F 1称为紧边拉力，F 2称为松边拉力。如果近似认为带在工作时的总长度不变，则带的紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即
F 1 - F 0 = F 0 - F 2 （4-9）
或
F 1 + F 2 = 2F 0 （4-10）
图（4-4）
图（4-5）
在图（4-5）中，取绕在主动轮上的带为分离体，若主动轮的直径为D 2,按力矩平衡条件可得
10204114122
2
e e
F F F F
F F --=+
=+（）
（）
带传动传递的功率为
=
(413)1000
e F v P -
由以上的式子可知，若带的速V 不变，传递的功率P 取决于带与带轮之间的摩
擦力F f 。当初压力F 0一定且其他条件不变时，摩擦力F f 有一个极限值，这就是带所能传递的最大有效拉力。当摩擦力达到极限时，带的紧边拉力F 1与松边拉力F 2的关系可用摩擦的Eluter 公式表示，即：
1
12(414)fa
F F e =-
式中： e ———— 自然数的底，e 约等于2.718；
? ———— 摩擦因数（对于V 带，用当量摩擦因数?v ）；
α1 ———— 带与小带轮接触所对的圆心角，称为包角，单位为：rad 。 由图（4-4），可得带在带轮上的包角为
21
121
2-18060-18060o o o o D D a
D D
a
αα≈-?
≈+?
整理后，可得出带所能传递的最大有效拉力F emax 为 11
max
01
2(415)1
fa e fa e F F e -=-+
由以上公式可知最大有效拉力F emax 与初拉力F 0，包角α和摩擦因数?有关。
§4.2.2带传动的传动比
任何传动构件都牵涉到传动比的问题，带动轮也不例外，但由于带动轮中
带是柔性的而不是刚性的，而且是依靠其与摩擦力来进行传动的，所以又具有一定特殊性，通常都会牵涉到带的弹性滑动和打滑问题，下面对其进行适当的分析。 带是弹性体。在传动过程中，由于受拉力而产生弹性变形，但由于紧边和送边的拉力不同，因而弹性变形也不同。
如图（4-6）所示，当紧边在A 1点上绕上主动轮转动时，其所受的拉应力为
F 1，此时带的线速度V 和主动轮的圆周速度V 1相等。在带由A 1到B 1点的过程中带所受到的拉力由F 1逐渐降到F 2，带的弹性变形也就随之逐渐变小，因而带沿带轮传动是一边绕进，一边后缩，所以带的速度便逐渐过度到低于主动轮的圆周速度V 1。这就说明带在绕主动轮边缘的过程中，带与主动轮边缘发生了相对滑动。同理，相对滑动也发生在从动轮上，但情况恰恰相反，带在绕过从动轮时，拉力由F 2增加到F 1，带的弹性变形也就随之逐渐变大，因而带沿带轮传动是一边绕进，一边伸长，所以带的速度便逐渐过度到高于从动轮的圆周速度V 2，亦即带与从动轮间也发生了相对滑动。这就是带传动正常工作时固有的特性，也是不可避免的。
弹性滑动引起的后果是：从动轮的圆周运动产生了速度损失；降低了传动效率增加了带的磨损，使带的温度升高，减少了带的寿命；
图（4-6）
其降低率用滑动率ε表示，即
1212
11
100%100%d d d d d v v v d ε--=?=? 所以，带传动的传动比为
12
21(1-)
n D i n D ε=
= 带传动的滑动率一般为ε=0.01～0.02。由于ε数值较小，对运动的准确性要
求不高时，可忽略。在本设计中我们采用ε=0.01时较合适。
§4.3 凸轮机构及其设计
§4.3.1 等加速等减速运动规律
有物理学可知，初速度为零的物体加速运动时，其位移方程为
2
2
4a h ω?= (4―16)
式中凸轮转角φ的变化范围为0o~
2
?。当φ=
2
?时，，代入上式得
2
21122s
at a ?ω??
= ???
(4―17) 将上式代入位移方程，并对时间求导，可得位移速度和加速度方程：
2
20
44h
s h v ??ω??
?
=?
?
??=?
(4―18)
式中转角φ0
2
s
v a
根据上式可画出从动件的运动线图，如上图所示。由图可以看出这种运动规律，通常是在前半程中，作等加速运动；在后半程中，作等减速运动。
有图可知，这种运动规律的速度曲线是连续的，不产生刚性冲击。但在A.B.C 三处加速度有突变，这表明惯性力也有突变，不过这是有限制的突变。因此一般可用于中速凸轮机构。
§4.3.2 用解析法设计盘型凸轮轮廓
§4.3.2.1尖顶直动从动件盘型凸轮轮廓
图（4-7）所示为正偏置尖顶直动从动件盘型凸轮机构,凸轮以等角速ω按顺时针方向回转。已知偏距e 基圆半径r 以及从动件的运动规律s=s(ψ)。取凸轮轴心O 为极点,与初始向经OB 。重合的OX 轴为极轴。当凸轮转过任意角ψ后,从动件上升的位移s 可按s=s(ψ)求得。利用反转法原理,画出从动见转过角度ψ后的位置,如图中虚线所。此
时从动件的尖顶与凸轮轮廓B 点接触,由图（4-7）中的几何关系,可求得B 点向经r 角θ为
r=OB ==
0()θ?ββ=+- (4―20)
式中可按下求得
令
010s s s s
=??=+??
(4―21)
图（4-7）
式中可按下求得
100arc ()arc ()s
tg e
s tg e ββ?
=?
?
??
?
=?
(4―22) 为了使凸轮轮廓的坐标方程不同转向的凸轮，向角θ应引入正负号。若凸轮的转向为顺时针方向时为正值若凸轮转向为负时针方向时，为负值于是偏值尖顶直从动件盘型凸轮轮廓极坐标方程的一般表达式为
()0r θ?ββ==??=+-??
(4―23)
§4.3.3 滚子直动从动件凸轮机构
从图中可知，从Β点做理论轮廓的法线此法线nn ，此法线与滚子圆的交点K 就是工作轮廓的对应点。法线nn 与向经r 之间的加角λ可通过(b )所示的关系求得。设滚子中心Β沿理论轮廓移到Β1点的位置，其向经和向角的增量分别为Δr 和Δθ。当Δθ趋于零时，直线ΒΒ1与理论轮廓上Β点的切线重合。∠O ΒE 此时趋于直角，故角∠Β1ΒE ＝λ。由直角三角形Β1E Β可近似求得
2r
tg r λθ
B E ?≈
=BE ? (4―24)
当Δθ~0时
/1/r r d d d tg rd d d ?
θθ?
λλ== (4―25)
式中/r
d d ?和/d d θ?可由理论轮廓极坐标方程求得。对于偏直滚子直
动从动件盘型凸轮机构，其/r
d d ?和/d d θ?可将上式对ψ求导数而得
12
1s
r s d d s d r d d d e d r d ??θ?
??=????
?
?=+??
(4―26)
（a)
（b)
图（4-8）
由图(a )可得工作轮廓上对应点的极坐标方程
k r θθγ
K =
??=±??