麥秸打包機機構及傳動裝置設計機械原理課程設計說明書

1、機械原理課程設計設計計算說明書設計題目：麥秸打包機機構及傳動裝置設計設 計 者： 王添丁 學 號： 20090498 專業(yè)班級： 機械工程及自動化11班 指導教師： 呂惠娟 完成日期： 2011年12月4日 天津理工大學機械工程學院目 錄一、設計題目11.1設計目的11.2設計題目11.3設計條件及設計要求21.4設計任務2二、執(zhí)行機構運動方案設計42.1功能分解與工藝動作分解42.2功能機構方案的分析與選擇52.3執(zhí)行機構運動方案的分析與選擇122.4執(zhí)行機構的整體設計162.5機械系統(tǒng)方案設計運動簡圖：23三、傳動系統(tǒng)方案設計243.1傳動方案設計243.2電動機的選擇253.3傳動裝置的

2、總傳動比和各級傳動比分配273.4傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算27四、設計小結29五、參考文獻31一、設計題目1.1設計目的機械原理課程設計是我們第一次較全面的機械設計的初步訓練，是一個重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。設計的目的在于，進一步鞏固并靈活運用所學機械原理的相關知識；培養(yǎng)應用所學過的知識、獨立解決工程實際問題的能力，使對機械系統(tǒng)運動方案設計(機構運動簡圖設計)有一個完整的概念，并培養(yǎng)具有初步的機構選型、組合和確定運動方案的能力，提高我們進行創(chuàng)造性設計、運算、繪圖、表達、運用計算機和技術資料諸方面的能力，以及利用現(xiàn)代設計方法解決工程問題的能力，以得到一次較完整的設計方法的基本訓練。機械原理課程設

3、計是根據使用要求對機械的工作原理、結構、運動方式、力和能量的傳遞方式、各個構件的尺寸等進行構思、分析和計算，是機械產品設計的第一步，是決定機械產品性能的最主要環(huán)節(jié)，整個過程蘊涵著創(chuàng)新和發(fā)明。為了綜合運用機械原理課程的理論知識，分析和解決與本課程有關的實際問題，使所學知識進一步鞏固和加深，我們參加了此次的機械原理課程設計。1.2設計題目麥秸打包機機構及傳動裝置設計設計一麥秸打包機的喂料機構，打包機構及傳動系統(tǒng)，其工藝簡圖如圖所示，當人工將麥秸挑到料倉上方時，撞板上下運動將麥秸喂入料倉，滑塊在導軌上水平往復運動，將麥秸向料倉前部推擠。每隔一定時間往料倉中放入一塊木板，木版的兩面都切出兩道水平凹槽。

4、這樣，麥秸將被分隔在兩塊木版之間并被擠壓成長方形。從料倉側面留出的空隙中將兩根彎成型的鐵絲穿過兩塊木版凹槽留出的空洞，在料倉的另一側將鐵絲絞接起來，麥秸即被打包，隨后則被推出料倉。打包機由電動機驅動，經傳動裝置減速，再通過適當?shù)臋C構實現(xiàn)滑塊和撞板的運動。傳動裝置方案建議：帶傳動+二級圓柱斜齒輪減速器；1.3設計條件及設計要求執(zhí)行構件的位置和運動尺寸如圖所示，當滑塊處于極限位置a1和a2時，撞板分別處于極限位置b1和b2 ，依靠重力將麥秸喂入料倉。一個工作循環(huán)所需時間為t（秒），打包機機構的輸入軸轉矩為m?？晒┻x擇的方案及尺寸見下表：方案號 12345678910分配軸轉速n(r/min) n)

5、n(r/min)nnnn)n(r/min)30 303030252525202020分配軸轉矩t(nm)480500520530540550560570580590l1 (mm)300320300320300320300320300320l2 (mm)400420400420400420400420400420l3 (mm)250260260270260270250270260270l4 (mm)800900820900840900820900860900l5 (mm)200210200210200210200210200210l6 (mm)60065060065060063060065062

6、0630（本設計選擇“設計條件及設計要求”中的方案號1中的尺寸.）說明和要求：（1） 工作條件：一班制，田間作業(yè)，每年使用二個月；（2） 使用年限：六年；（3） 生產批量：小批量試生產（十臺）；（4） 分配軸轉速n的允許誤差為5%之內；（5） 分配軸 ：與減速器輸出軸(聯(lián)軸器處)相連接（各執(zhí)行機構的輸入軸）。1.4設計任務（1） 執(zhí)行機構設計及分析1） 執(zhí)行機構的選型及其組合2） 擬定執(zhí)行機構方案，并畫出機械傳動系統(tǒng)方案示意圖3） 畫出執(zhí)行機構的運動循環(huán)圖4） 執(zhí)行機構尺寸設計，畫出總體機構方案圖，確定其基本參數(shù)、標明主要尺寸5） 畫出執(zhí)行機構運動簡圖6） 對執(zhí)行機構進行運動分析（2） 傳動裝

7、置設計1） 選擇電動機2） 計算總傳動比，并分配傳動比3） 計算各軸的運動和動力參數(shù)（3） 撰寫課程設計說明書二、執(zhí)行機構運動方案設計 2.1功能分解與工藝動作分解（1） 功能分解： 為了實現(xiàn)打包機打包的總體功能，將總功能分解為：滑塊的左右運動和撞板的上下運動。（2） 工藝動作過程： 要實現(xiàn)上述兩個分功能，有下列工藝動作過程：1） 滑塊向右移動，將麥秸右推，到達最右端后迅速返回；2） 滑塊快速向左返回同時撞板向下運動，當滑塊返回到最左端時，撞板位于最下端，將草桿打包。3） 此時，滑塊將再次準備向右運動，至此，此機構完成了一個運動循環(huán)。2.2功能機構方案的分析與選擇（1） 水平滑塊機構運動方案的

8、設計、分析與選擇水平滑塊機構主要運動要求：主動件作回轉運動，從動件作直線往復運動，機構有較好的動力特性。根據功能要求，考慮功能參數(shù)及約束條件，可以構思出如下能滿足運動要求的一系列運動方案。1）方案1結構分析：自由度：f=33-24-0=1，滿足運動條件，結構簡單，易于加工，容易裝配，成本較低，磨損較小，效率高，但運動平穩(wěn)性一般，運動尺寸大，但能滿足急回要求。2）方案2結構分析：自由度：f=33-24-0=1，滿足運動條件，結構簡單，易于加工，容易裝配，成本較低，摩損較小，但運動平穩(wěn)性一般，效率較低，運動尺寸大。 3）方案3結構分析：自由度：f=35-27-0=1，滿足運動條件，結構簡單，易于加

9、工，容易裝配，成本較低，摩損較小，效率較高，但運動平穩(wěn)性一般，運動尺寸大。4）方案4結構分析：自由度：f=35-27-0=1，滿足運動條件，結構簡單，易于加工，容易裝配，成本較低，摩損較小，效率高，但運動平穩(wěn)性一般，運動尺寸大。5）方案6結構分析：自由度：f=34-25-1=1，滿足運動條件，結構較簡單，易于加工，成本較低，摩損較小，效率高，但運動平穩(wěn)性差，運動尺寸大。對以上方案初步分析可以看出。水平滑塊的機構方案中，方案2、3、4的綜合性能較差；方案5和6尚可行，方案1有較好綜合性能，且各有特點，這3個方案可作為被選方案，待運動設計，運動分析和動力分析后，通過定量評價選出最優(yōu)方案。（2） 豎

10、直撞板機構運動方案的設計、分析與選擇垂直撞板機構主要運動要求：主動件作回轉運動，從動件作直線往復運動，機構有較好的動力特性。根據功能要求，考慮功能參數(shù)及約束條件，可以構思出如下能滿足運動要求的一系列運動方案。1）方案1結構分析：自由度：f=33-24-0=1，滿足運動條件，結構簡單，易于加工，容易裝配，成本較低，運動較為平穩(wěn)，摩損較小，效率高，可以實現(xiàn)急回要求，但運動尺寸較大。2）方案2結構分析：自由度：f=32-22-1=1，滿足運動條件，運動較為平穩(wěn)，效率高，成本較低，但運動尺寸大，有沖擊，摩損劇烈。3）方案3結構分析：自由度：f=35-27-0=1，滿足運動條件，結構簡單，易于加工，成本

11、較低，摩損較小，效率高，但較難裝配，運動平穩(wěn)性差，運動尺寸大。4）方案4結構分析：自由度：f=35-27-0=1，滿足運動條件，結構簡單，易于加工，容易裝配，成本較低，運動較為平穩(wěn)，摩損較小，效率高，但運動尺寸較大。5）方案5結構分析：自由度：f=34-25-1=1，滿足運動條件，運動平穩(wěn)，效率高，運動尺寸小，但結構復雜，較難加工，裝配較難，成本較高。6）方案6 結構分析：自由度：f=32-22-1=1，滿足運動條件，結構簡單，運動較為平穩(wěn)，效率高，運動尺寸小，可以實現(xiàn)間歇運動。但較難加工，摩損較大。7）方案7結構分析：自由度：f=35-27-0=1，滿足運動條件，結構簡單，易于加工，容易裝配

12、，成本較低，摩損較小，效率高，但運動平穩(wěn)性一般，運動尺寸較大。8）方案8結構分析：自由度：f=35-27-0=1，滿足運動條件，結構簡單，易于加工，容易裝配，成本較低，摩損較小，效率高，但運動平穩(wěn)性一般，運動尺寸較大。9）方案9結構分析：自由度：f=35-27-0=1，滿足運動條件，結構簡單，易于加工，容易裝配，成本較低，摩損較小，效率高，但運動平穩(wěn)性一般，運動尺寸較大。10）方案10結構分析：自由度：f=33-24-0=1，滿足運動條件，運動較為平穩(wěn)，效率高，運動尺寸小，可以實現(xiàn)間歇運動，但結構較復雜，加工裝配較難，成本高，摩損劇烈。對以上方案初步分析可以看出。垂直撞板機構方案中，方案2、3

13、、5、7、10的綜合性能較差；方案4、8、9尚可行，方案1、6有較好綜合性能，且各有特點，這5個方案可作為被選方案，待運動設計，運動分析和動力分析后，通過定量評價選出最優(yōu)方案。2.3執(zhí)行機構運動方案的分析與選擇機器中各工作機構都可按前述方法構思出來，并進行評價，從中選出最佳的方案。將這些機構有機地組合起來，形成一個運動和動作協(xié)調配合的機構系統(tǒng)。為使各執(zhí)行構件的運動、動作在時間上相互協(xié)調配合，各機構的原動件通常由同一構件統(tǒng)一控制。在選擇方案時還需要進行非機械行業(yè)的綜合考慮，例如機械的市場創(chuàng)新性，市場前瞻性，再開發(fā)性等各種各樣的因素，這樣會大大提高機械的價值和生命期。通過對上述方案的拼裝和組合，和

14、多方因素的考慮，可以設計出很多供選擇的方案。下面對其中幾個較為合理的方案進行分析。（1） 方案1（曲柄滑塊機構）結構分析：自由度：f=37-210-0=1，滿足運動條件。水平和垂直方向都為簡單的連桿機構，適當選擇連桿長度，可以實現(xiàn)水平和垂直方向的交替往復直線運動，達到打包目的，但由于空間結構大，不能傳遞較大力。（2） 方案2（凸輪-連桿滑塊機構）結構分析：自由度：f=36-28-1=1，滿足運動條件。動力傳輸由凸輪和連桿滑塊機構組成，水平和垂直往復直線運動都由滑塊運動完成，由于空間的連接主要為連桿，且滾子從動件盤形凸輪磨損較大，所以不能傳遞較大力，傳遞累計誤差比較大。（3） 方案3（曲柄滑塊機

15、構）結構分析：自由度：f=35-27-0=1，滿足運動條件。動力傳輸由連桿傳輸，使得兩個滑塊實現(xiàn)水平和垂直運動，連桿機構幾何形狀簡單易于加工，且價格低廉，運動平穩(wěn)性一般，慣性力不能很好的平衡，易產生強迫振動，不能用于高速場合，傳遞累計誤差比較大。（4） 方案4（凸輪-連桿滑塊機構）結構分析：自由度：f=38-211-1=1，滿足運動條件。動力傳輸由凸輪和連桿滑塊機構組成，水平和垂直往復直線運動都由滑塊運動完成，由于空間的連接主要為連桿，且滾子從動件盤形凸輪磨損較大，所以不能傳遞較大力，傳遞累計誤差比較大。（5） 方案5（曲柄滑塊機構-凸輪機構）結構分析：自由度：f=36-28-1=1，滿足運動

16、條件。水平運動中偏心滑塊結構有急回特性，可以提高生產率；垂直的凸輪機構傳動平穩(wěn)，適當進行凸輪廓線的設計，可以較好的實現(xiàn)水平和垂直方向的交替往復直線運動。兩基本機構之間由帶傳動，空間結構緊湊，總體性能良好。根據所選方案是否能滿足要求的性能指標，結構是否簡單、緊湊；制造是否方便；成本是否低等選擇原則。經過前述方案評價，采用系統(tǒng)工程評價法進行分析論證，確定方案5是上述5個方案中最為合理的方案。2.4執(zhí)行機構的整體設計執(zhí)行機構中的功能機構有: 水平的曲柄滑塊機構 垂直的槽形凸輪機構。（1） 水平曲柄滑塊機構的設計:已知：轉速：n=30r/min；行程：s=800mm；行程速比系數(shù)k=1.057，許用壓

17、力角=50根據已知條件，則急回夾角=180=5如圖（比例尺：1:10）：作直線c1c2=80mm，過點c2作c1c2w=85，過c1點作c2c1n=90，兩條線交于p點，再以直線段c2p為直徑作圓，則曲柄中心a可以取在圓周的任意位置，且極位夾角均為5。由圖中的兩極限位置可知：ac1=b1c1-ab1=47mmac2=ab2+b2c2=126mm則可以解得曲柄長度為：ab=39.5mm則連桿長度為：bc=ac2-ab2=86.5mm在選定合適的曲柄中心位置a后，并結合相應的比例尺，最終得到曲柄滑塊機構的相關尺寸為：曲柄ab=395mm；連桿長度bc=865mm；偏心距為：110mm為了保證機構具

18、有良好的傳力性能，所以對壓力角檢驗計算如下：如圖，通過對曲柄ab在一個周期的運動分析可知：當ab轉至ab1位置時，滑塊運動到左極限位置c1；當ab轉至ab2位置時，滑塊運動到右極限位置c2；當ab轉至ab3、ab4位置時，機構壓力角=0；當ab轉至ab5、ab6位置（即曲柄ab與滑塊軌道垂直）時，機構壓力角出現(xiàn)極大值5、6.在rtdb5c5中：db5=ab5-ad=(395-110)mm=285mmb5c5=865mm由：sinb5c5d=得：b5c5d=19.24即5=19.24在rtdb6c6中：db6=ab6-ad=(395+110)mm=505mmb6c6=865mm由：sinb6c6

19、d=得：b6c6d=35.72即6=35.72綜上所述，最大壓力角mam=6=35.72 =50則最小傳動角min=90-mam=90-35.72=54.28通過計算，最大壓力角和最小傳動角均符合設計要求。仿真繪制位移、速度、加速度線圖如下：仿真檢驗：由仿真結果可以看出，通過圖解法計算得出的最小壓力角與仿真結果是一致的。（2） 垂直槽形凸輪機構的設計:已知：轉速：n=30r/min；升程：600mm；許用壓力角=35工作要求：由靜止經過150上升到600mm；再經過150返回，近休角為60，接著開始下一個循環(huán)。整個過程中不允許有剛性和柔性沖擊。從動件運動規(guī)律的選擇：根據工作要求，可以選擇擺線運

20、動規(guī)律和3-4-5次多項式運動規(guī)律，但考慮到擺線運動規(guī)律的簡便，所以選擇擺線運動規(guī)律。根據擺線運動規(guī)律計算并繪制位移、速度、加速度線圖如下：（位移線圖比例尺： ）根據凸輪基本參數(shù)設計公式及多次仿真實驗，得出凸輪相關參數(shù)如下：基圓半徑：400mm；偏心距：e=100mm，偏向為軸的右側；滾子半徑：35mm用反轉法進行凸輪廓線設計如下：將位移線圖按角度分為12等份，每一份對應的角度和位移如下表：分號012345（）0306090120150s（mm）029.2183.9416.1570.8600分號6789101112（）180210240270300330360s（mm）570.8416.118

21、3.929.2000由此數(shù)據設計凸輪如下圖所示：（比例尺： ）為了保證機構具有良好的傳力性能，所以對壓力角檢驗計算如下：如圖，通過對凸輪一個周期的運動情況分析，壓力角的變化情況如下：凸輪轉角（）02364127150壓力角極大不變極小值最大值極小值極大值壓力角變化情況減小增大減小增大減小凸輪轉角（）1732362773300壓力角極小值最大值極小值極大不變極大不變壓力角變化情況增大減小增大保持不變由此可以看出，由于升程和回程階段的對稱性，當凸輪轉至64和236時出現(xiàn)最大值。以64時為例，如圖：（比例尺： ）測量并按比例換算得到：pd=346.415mm；bd=633.962mm則：tan=0.

22、54642865=28.65即max=28.65 =35符合傳動要求。仿真檢驗：由仿真結果可以看出，最大壓力角mam=29.103 =35，與圖解法計算得出的最大壓力角結果在誤差允許的范圍內是一致的。（3）.執(zhí)行機構運動循環(huán)圖:2.5機械系統(tǒng)方案設計運動簡圖：三、傳動系統(tǒng)方案設計3.1傳動方案設計傳動系統(tǒng)位于原動機和執(zhí)行系統(tǒng)之間，將原動機的運動和動力傳遞給執(zhí)行系統(tǒng)。除進行功率傳遞，使執(zhí)行機構能克服阻力作功外，它還起著如下重要作用：實現(xiàn)增速、減速或變速傳動；變換運動形式；進行運動的合成和分解；實現(xiàn)分路傳動和較遠距離傳動。傳動系統(tǒng)方案設計是機械系統(tǒng)方案設計的重要組成部分。當完成了執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計

23、和原動機的預選型后，即可根據執(zhí)行機構所需要的運動和動力條件及原動機的類型和性能參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)的方案設計。在保證實現(xiàn)機器的預期功能的條件下，傳動環(huán)節(jié)應盡量簡短，這樣可使機構和零件數(shù)目少，滿足結構簡單，尺寸緊湊，降低制造和裝配費用，提高機器的效率和傳動精度。根據設計任務書中所規(guī)定的功能要求，執(zhí)行系統(tǒng)對動力、傳動比或速度變化的要求以及原動機的工作特性，選擇合適的傳動裝置類型。根據空間位置、運動和動力傳遞路線及所選傳動裝置的傳動特點和適用條件，合理擬定傳動路線，安排各傳動機構的先后順序，完成從原動機到各執(zhí)行機構之間的傳動系統(tǒng)的總體布置方案。機械系統(tǒng)的組成為：原動機 傳動系統(tǒng)(裝置) 工作機（執(zhí)行機

24、構）原動機：y系列三相異步電動機；傳動系統(tǒng)(機構)：常用的減速機構有齒輪傳動、行星齒輪傳動、蝸桿傳動、皮帶傳動、鏈輪傳動等，根據運動簡圖的整體布置和各類減速裝置的傳動特點，選用二級減速。第一級采用皮帶減速，皮帶傳動為柔性傳動，具有超載保護、噪音低、且適用于中心距較大的場合；第二級采用齒輪減速，因斜齒輪較之直齒輪具有傳動平穩(wěn)，承載能力高等優(yōu)點，故在減速器中采用斜齒輪傳動。根據運動簡圖的整體布置確定皮帶和齒輪傳動的中心距，再根據中心距及機械原理和機械設計的有關知識確定皮帶輪的直徑和齒輪的齒數(shù)。故傳動系統(tǒng)由“v帶傳動+二級圓柱斜齒輪減速器”組成。原始資料：已知工作機（執(zhí)行機構原動件）主軸：轉速：nw

25、=30（r/min）轉矩：mb =480 (n.m)3.2電動機的選擇（1） 選擇電動機類型按已知工作要求和條件選用y系列一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動。（2） 選擇電動機容量1） 工作軸輸出功率 ： =2nw /60=60/60=3.14 (rad/s)pw=m/1000=480*3.14/1000=1.51 kw注：工作軸執(zhí)行機構原動件軸。2） 所需電動機的功率：pd= pw /aa-由電動機至工作軸的傳動總效率a =帶軸承3齒輪2聯(lián) 查表可得：對于v帶傳動: 帶 =0.96 對于8級精度的一般齒輪傳動：齒輪=0.97對于一對滾動軸承：軸承 =0.99對于彈性聯(lián)軸器：聯(lián)軸器=0.

26、99則： a =帶軸承3齒輪2聯(lián)=0.960.9930.9720.99= 0.868pd= pw /a=1.51/0.868=1.737 kw3） 電動機的轉速范圍：查各種傳動的合理傳動比范圍值得：v帶傳動常用傳動比范圍為 i帶=24，單級圓柱齒輪傳動比范圍為i齒=35，則電動機轉速可選范圍為nd=i帶 i齒2nw=(24)( 35)2 nw =（18 100 ）nw=(18100)30=10846000 r/min符合這一轉速范圍的同步轉速有1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min，根據容量和轉速，由有關手冊查出三種適用的電動機型號，因此有三種供選擇方案。方案電動機型

27、號額定功率/kw同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)1y112m-62.210009402.02.02y100l1-42.215001 4202.22.23y90l-22.230002 8402.22.24） 電動機的選擇：對于電動機來說，在額定功率相同的情況下，額定轉速越高的電動機尺寸越小，重量和價格也低，即高速電動機反而經濟。若原動機的轉速選得過高，勢必增加傳動系統(tǒng)的傳動比，從而導致傳動系統(tǒng)的結構復雜。由表中三種方案，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、結構和帶傳動及減速器的傳動比，認為方案2的傳動比較合適，所以選定電動機的型號為y100l1-4。y100l1-4電動機資料如下: 額定

28、功率：2.2 kw同步轉速：1500 r/min滿載轉速：n滿=1420 r/min3.3傳動裝置的總傳動比和各級傳動比分配（1） 傳動裝置的總傳動比i總= n滿/ nw =1420/30= 47.33（2） 分配各級傳動比根據機械設計課程設計表2.2選取，對于三角v帶傳動,為避免大帶輪直徑過大,取i12=2.8；則減速器的總傳動比為 i減=i總/2.8=47.33/2.8=16.9對于兩級圓柱斜齒輪減速器,按兩個大齒輪具有相近的浸油深度分配傳動比,取 ig=1.3id則：i減= igid = 1.3i2d =16.9i2d =16.9/1.3=13.0037id =3.61ig=1.3id=

29、1.33.61=4.69 注：ig -高速級齒輪傳動比；id 低速級齒輪傳動比；3.4傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算（1） 計算各軸的轉速：電機軸：n電= 1420 r/min軸 n= n電/i帶=1420/2.8=507.14 r/min軸 n= n/ ig=507.14/4.69=108.13 r/min軸 n=n/ id =108.13/3.61= 30 r/min（2） 計算各軸的輸入和輸出功率：軸： 輸入功率 p= pd帶=1.7370.96=1.668 kw 輸出功率 p= 1.668軸承=1.6680.99=1.65 kw軸： 輸入功率 p=1.65齒輪=1.650.97=1.60

30、 kw 輸出功率 p= 1.60軸承=1.600.99=1.59 kw軸 輸入功率 p=1.59齒輪=1.590.97=1.538 kw 輸出功率 p= 1.538軸承=1.5380.99=1.52 kw（3） 計算各軸的輸入和輸出轉矩：電動機的輸出轉矩 td=9.55106pd /n電=9.551061.737/1420=11.7103 nmm軸： 輸入轉矩 t=9.55106p / n=9.551061.668/507.14=31.4103 nmm 輸出轉矩 t=9.55106p / n=9.551061.65/507.14=31.07103 nmm軸： 輸入轉矩 t=9.55106p /

31、 n=9.551061.60/108.13=141.31103 nmm輸出轉矩 t=9.55106p / n=9.551061.59/108.13=140.43103 nmm軸 輸入轉矩 t=9.55106p / n=9.551061.538/30=489.60103 nmm輸出轉矩 t=9.55106p / n=9.551061.52/30=483.87103 nmm 將運動和動力參數(shù)計算結果進行整理并列于下表：軸名功率p/kw轉矩t ( nmm)轉速n/rmin-1傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸1.73711.710314202.80.96軸1.6681.6531.410331.071

32、03507.144.690.97軸1.601.59141.31103140.43103108.133.610.97軸1.5381.53489.60103483.8710330四、設計小結這次課程設計，我拿到的題目是麥秸打包機機構及傳動裝置設計。其實麥秸打包機機構的設計就是運用機械原理課上所學過機構的運動設計（如：連桿機構、凸輪機構、齒輪機構等）、機械的動力設計（如：平衡設計、效率計算等）和總體方案設計的方法原理，設計合理的機構，達到麥秸打包的目的。在拿到這次設計任務之后，我首先仔細的閱讀設計題目和要求，明確已知條件和需要解決的問題，并根據設計題目，把所學過的機械原理相關知識進行了快速復習，找到

33、相關知識。之后，我通過網絡和相關書籍進行有關麥秸打包機方面的查詢，找到很多相關的資料，對我的設計工作有很大的啟發(fā)和幫助。接著，我進行了實地的估計測量，確定打包機總體機構的大致尺寸。在完成這些準備工作之后，接下來就是具體機構的設計，我首先把整體機構分解成執(zhí)行機構、傳動系統(tǒng)的設計，其中執(zhí)行機構又分解成水平曲柄滑塊機構和豎直的凸輪機構。接著進行每一個功能機構的詳細設計，再將各種功能機構進行組合，形成打包機的整體機構設計。最后，整理資料，編寫設計說明書，完成本次設計任務。在這次設計過程中，我常常遇到自己不能解決的問題，如：滑塊機構壓力角過大，以及曲柄滑塊機構用圖解法求出的傳動角與仿真結果不一致，凸輪機構的基圓半徑、滾子半徑等尺寸不能確定等等，但我沒有氣餒和放棄，通過老師的幫助、查閱相關資料和手冊，以及通過軟件一次次的模擬仿真，最終得到了解決。在機械原理課上所學的知識是比較理論化的，通過這些理論知識，我了解了一些機構的運動方案與運動軌跡，至于這些構件、這些機構在實際生活中是如何運用的，在我腦中的概念還是挺模糊的，但通過這次機械原理課程設計，我開始對傳授機械原理這門課的真正意義有了初步了解。換句話說，通過這次課程設計，我把理論知識與實踐運用結合了起來，達到了學以致用的目的。