振动筛砂机-本科毕业论文.doc

振动筛砂机毕业论文 振动筛砂机毕业论文 题目 振动筛砂机 目 录一．设计题目.……………………………………………………….1二．系统总体方案的确定.…..……………………………………….1三．设计原始数据……………………………………………………四．电动机的选择……………………………………………………五．传动比的分配……………………………………………………六．执行机构尺寸计算………………………………………………七．机构运动分析……………………………………………………八．V带设计………………………………………………………..九．传动装置的运动和动力参数…………………………………..齿轮的传动计算………………………………………………..减速器机体的尺寸设计……………………………………轴的设计……………………………………………………键的选择及强度较核………………………………………轴承寿命计算及静强度……………………………………轴的强度较核………………………………………………参考文献………………………………………………计 算 及 说 明主要结果一、设计题目：振动筛砂机机器的用途及功能要求筛沙机是在铸造车间中使用的一种筛取型砂（用于铸造工件）的机械，其基本功能就是使盛装型砂的砂箱往复运动执行筛沙动作，以便获得合格的型砂。

在筛沙过程中，砂箱作平面运动砂箱的重力G及工作阻力F（包括砂箱运动的惯性力）均作用在砂箱中间靠下的部位F沿水平方向，且与砂箱运动方向相反；G为铅锤方向筛沙机的工作环境灰尘较大，载荷有中等冲击，每天工作8小时，使用折旧期为10年设计要求和原始数据设计原动机为电动机的筛沙机(1)建议取工作机构为简单的曲柄摇杆机构，机构许用压力角[](2)机器工作时，砂箱应相对于某一铅锤面作左右对称运动，其水平(3)运动的距离为S，与水平面的最大摆角应小于；(4)工作机构的效率为0.95.设计原始数据为：重力G=900 工作阻力F=3200 往复次数 N=85(1/min) 水平运动距离=150mm砂箱 高度 H=(700~800) 砂箱尺寸（长宽高）二、系统方案设计评价决策方案（a）：圆柱齿轮传动承载能力和速度范围大，传动比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高，寿命长制造安装精度要求高，噪声较大，成本较高带传动传动平稳，噪声小，能缓冲吸振；结构简单 ，轴间距大，成本低外廓尺寸大，传动比不恒定，寿命短方案（b）：蜗杆传动结构紧凑，传动比大，传动平稳，噪声小效率较低，制造精度要求较高，成本较高带传动传动平稳，噪声小，能缓冲吸振；结构简单 ，轴间距大，成本低。

外廓尺寸大，传动比不恒定，寿命短方案（c）：锥齿轮传动适用于输入轴与输出轴轴线垂直相交的场合其制造安装复杂，成本高当其结构尺寸太大时，加工困难，承载不均匀现象严重圆柱齿轮传动承载能力和速度范围大，传动比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高，寿命长制造安装精度要求高，噪声较大，成本较高方案（d）：在方案（c）基础上加入带传动，使传动平稳，噪声小，能缓冲吸振；同时带的结构简单 ，轴间距大，成本低但是外廓尺寸大，传动比不恒定，寿命短方案（e）：皮带--二级圆柱圆锥减速器-滑块：工作机构摆角为零，筛沙效果好但摩擦大，消耗功率大，机构制造成本高2、传动方案的选择 由于电机与工作机构的输入部分有高度差，传动机构的摆放位置空间有限，输入轴和输出轴的轴线垂直相交，为单位生产，故选择带传动＋圆锥－圆柱减速器为传动机构3、执行机构的选择 根据任务说明书的设计要求，选择工作机构为曲柄－摇杆机构输入端为曲柄，砂箱固定的连杆上，连杆与摇杆的绞接点选择在砂箱中间靠下的部位三、电动机的选择： 电动机消耗功率：一个运动周期所经过的位移：=2×150=300(mm)，一个周期的时间：==0.70(s)；工作阻力：=3200N工作机构需要功率：= 带传动效率，轴承传动效率，圆锥齿轮传动效率，圆柱齿轮传动效率，工作机构效率传动装置总效率： 电动机消耗功率：=1.72(KW)电动机极数：；已知HZ综上，选择电动机，额定功率2.2KW，额定转速 五、执行机构尺寸计算：1．机构简图：2．尺寸选取：已知水平运动距离S=150mm；砂箱高度H∈(700~800)；则=S/2=75mm； mm；；取=600mm；mm；75+960.47=1035.47；600+753.74=1353.74mm；，铰链四杆机构存在曲柄。

六、机构运动分析：1．数学模型：AB+BC=AD+DC (1)将式的实部和虚部分别相等可得 (2) 为了消去角，将式和移项再平方后相加可得为求解，将上式改写为如下的三角方程 式中；； (5)为了便于用代数方法求解，令，于是；；从而，式可化成下列二次方程 (6)由式解出可得 因，则 连杆的位置角可由式和式求得 (11)速度分析：将式对时间求导可得 (12)将(12)式的实部与虚部分别相等可得 (13)由式(13)得 (14) (15)角速度的正负分别表示逆时针和顺时针方向转动加速度分析：将式(12)对时间再求导可得 (16)将式(16)的实部和虚部分别相等可得 (17) 由式(17)可解得 (18) (19) 2．框图设计：输入已知数输出，，，，，，，，求，，，()，，，，NEXT 比较，求出max得到最大摆角比较，求出max得到最大压力角IF () <，=ELSE =输出BC杆和CD杆的位置角，角速度，角加速度线图结束3．程序：(使用MATLAB分析摆角、压力角及做出线图)%含曲柄摇杆的铰链四杆机构运动分析rand('state',0)m=rand(1,361);n=rand(1,361);x=rand(1,361);y=rand(1,361);q1=rand(1,361);q2=rand(1,361);v2=rand(1,361);q3=rand(1,361);v3=rand(1,361);a3=rand(1,361);AB=75;BC=600;CD=754;AD=960;PI=3.141593;K=180/PI;W1=85*2*PI/60;i=1;for P1=0.29*PI:PI/180:2.29*PI; q1(i)=P1*K; T=AD*AD+CD*CD+AB*AB-BC*BC; A=-sin(P1);B=AD/AB-cos(P1);C=T/(2*AB*CD)-AD/CD*cos(P1); P3=2*atan((A+sqrt(A*A+B*B-C*C))/(B-C)); q3(i)=P3; p2=atan((CD*sin(P3)-AB*sin(P1))/(AD+CD*cos(P3)-AB*cos(P1))); q2(i)=p2; y(i)=P3-p2; if y(i)>PI/2 y(i)=y(i)-PI/2; else y(i)=PI/2-y(i); end P2=0.29*PI-p2; x(i)=P2; W2=AB*sin(P1-P3)*W1/(BC*sin(p2-P3)); v2(i)=W2; W3=AB*sin(P1-p2)*W1/(CD*sin(P3-p2)); v3(i)=W3; E3=(AB*W1*W1*cos(P1-p2)+BC*W2*W2-CD*W3*W3*cos(P3-p2))/(CD*sin(P3-p2)); a3(i)=E3; P1=P1*K P3=P3*K W3 E3 i=i+1;endi=1:1:361;plot(q1(i),q3(i),'r',q1(i),v3(i),'-.b',q1(i),a3(i),':g'),xlabel('AB杆位置角'),ylabel('CD杆运动参数'),title('运动分析线图')gridmaxPY=0;for i=1:1:361 if maxPY