机械原理课程设计报告Word文档下载推荐.doc
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（一）设计任务分配 34
（二）心得体会 34
第九部分设计评价 39
第十部分参考文献 40
第十一部分附录（matlab运行结果以及源程序） 41
（一）偏置曲柄滑块机构分析运行结果 41
（二）凸轮机构的运动分析 42
（三）连杆的运动分析程序 55
（四）凸轮机构运动分析程序 56
第一部分课题及设计任务
家用厨房切菜机
（二）设计任务
1．切割部分的连杆机构和凸轮机构设计，传动部分齿轮机构和飞轮机构的设计。
2．根据运动要达到的转向角度的要求设计转向机构里的各杆尺寸，根据要达到的切割速度等要求设计脚踏传动部分的连杆尺寸和飞轮尺寸，确定传动比。
3．在确定各机构在切菜机中的相对位置和尺寸后，利用MATLAB对其进行运动分析，分析其速度加速度以确定运动能否达到要求，是否存在刚性冲击，然后对原来的结果进行修正并绘制其运动线图。
4．杆长设计合理且进行运动分析之后对各杆进行受力分析，利用理论力学知识分析其在静平衡条件下的受力情况，确定其受力是否合理以及采用的材料种类。
5．编写MATLAB计算程序，运用MATLAB软件对函数关系进行绘图表达，最后输出图形，直观表达设计结果。
6.主要技术参数要求
①进给机构与凸轮切割机构的配合周期T=0.5s
②进给机构与曲柄滑块切割机构的配合周期T=1s
③每次进给量的最小值应不大于5mm
第二部分设计背景、市场调研及方案的比较选择
（一）设计背景
随着社会节奏的日益加快，做饭越来越成为现代人的一大难题，女性的社会地位在不断的提高着，其在生活和工作中扮演者越来越重要的角色，在做好工作的同时又要照顾好家庭，身上担负的压力也越来越大。
我们也了解到，因为觉得自己做饭费时又费力，绝大多数上班族选择了既不营养也不卫生的快餐。
为了让人们在每日三餐中享受乐趣，减少过多而繁杂的劳动，同时保证食品的卫生，保全人们的健康，我们希望能够设计一款可以用于家庭厨房，小巧便携的家用厨房切菜机，以减少广大女性的生活压力，也可以让绝大多数上班族们吃上营养健康的饭菜。
让机械产品能够走进千家万户，构筑我们的健康幸福的生活。
（二）市场调研
我们主要通过网络途径，对市场上的类似机械进行了调研，通过多方面的搜索，我们了解到市面上确有各类切菜机械，从应用的场所上来讲，其主要分为两个场所，一是应用于冷鲜肉制品加工厂，二是应用于酒店等菜品需求量较大的场所，而专门用于家庭厨房的机械产品却少之又少，其主要原因在于这类机械一般工艺构造和操作过程比较复杂，体积较大，价格较高，要求的功率也往往与家庭用电很不符。
据我们调研，某种家用切菜机产品设计的侧重点仅仅在于如何方便快捷的切好瓜果蔬菜，而没有切割肉制品等较难加工的菜品的设计，他们的功能目标是能将番茄、土豆、萝卜、南瓜等较硬的瓜果蔬菜快速切成丝或块，操作过程全手动，而相比之下，我们的设计目标是实现切割所有菜品，采用手动、电动两种形式，在断电的情况下依然可以使用，对于我们设计的这款家用厨房切菜机，其主要市场对象应该是单身的年轻人，他们刚刚进入社会，一方面缺乏经济实力，工作压力大；
另一方面不擅长厨艺，没有精力下厨。
所以我们设计一款简单易用，经济低廉的厨房切菜工具，定会适合他们的生活要求，也会为我们赢得一定的市场。
当然，通过市场调研，我们的设计劣势也是存在的，当前，我国绝大大都城市居民家庭没有考虑过使用切菜机，其拥有率只有1%左右，这表明家用厨房切菜机在中国尚处于市场初始阶段，潜在的市场空间宏大。
并且，根据我国城市居民家庭经济收入的进步和消费者对切菜机常识的调查，城市居民家庭对家用切菜机的普及有强烈的期望。
有关专家以为，从行业开展角度看，我国切菜机行业成长前史并不短，然则为什么这种产物没能获得疾速普及呢?
其首要缘由：
一是价钱较高;
二是我国城市居民家庭厨房遍及较小;
三是绝大多数消费者对产物的认知度还较低。
现在，我们以此为题，设计一款家用厨房切菜机，相信它的市场前景是不可估量的！
（三）方案的比较和选择
1、切割部分方案
方案
（一）
利用偏置曲柄滑块机构带动切刀作铅直方向的切割动作。
偏心轮带动杆2、3运动，杆3末端连着切刀进行切割。
该机构有一定的急回特性，在下刀的时候保证匀速，退刀的时候保证速度要快，以便于皮带轮传输。
偏置曲柄滑块机构
方案
（二）
采用凸轮机构，因为凸轮机构可准确实现任意预期的运动规律，现根据凸轮工作要求合理选择从动件的运动规律和凸轮机构的型式，对不同种类的凸轮机构进行比较。
平底推杆凸轮机构
注）平底推杆凸轮机构的传动性虽然很好，但是容易磨损。
偏置滚子推杆盘形凸轮机构
注:
利用滚子推杆来实现传动可以很好地避免平底推杆易磨损的缺点。
通过比较，决定采用滚子凸轮机构，使滚子推杆进行铅直方向往复运动，同时可控制刀具的推程和回程速度，从而保证刀具可以将待切制的菜等距离的切断，达到厨房切菜的效果。
但是凸轮机构有它的固有缺点，它属于高副机构，凸轮与推杆之间为高副接触，易磨损，多用于要求实现复杂运动规律而传力不大的场合，通常可用于低速传动，因此必须对推杆受力进行精确的分析。
最终方案
将方案一、二巧妙结合，用偏置曲柄滑块机构控制刀的运动，使偏心轮机构的运动特点得以实现，滚子推杆凸轮机构相对于尖顶推杆凸轮机构和平底推杆凸轮机构具有不易磨损、受力好、润滑好的特点。
凸轮机构可适用于高速场合，但是如果在切割较硬的东西时，凸轮会因受力大而产生变形。
所以切割较硬东西时换用曲柄滑块机构，在切蔬菜等物品时用凸轮机构。
2、变速部分方案
由于不同的菜品所要求切制的长度、大小不同，所以我们选择通过控制切刀的下落速度来控制切块的长短。
应用离合器的变速原理来控制切刀的速度，利用离合变速器的变速机构，往往采用两个离合器，利用它们闭合（接通）和断开的不同组合可使输出轴得到不同的转速；
利用离合器变速的特点是参与变速的齿轮无论参不参加工作，都永远处于啮合状态，而且变速只能在一定范围内，因此噪声较大，齿面磨损较快，传动效率较低，而且往往还会出现所谓“超速”现象，加剧上述缺点。
为了克服变速机构变速范围小这一缺点，决定采用圆柱圆盘式摩擦轮变速机构。
摩擦轮传动容易实现无级变速,大都能适应轴间距较大的传动场合,过载打滑还能起到缓冲和保护传动装置的作用，但这种传动一般不能用于大功率的场合，也不能保证准确的传动比，并且在生产中对摩擦轮的要求也较高。
方案（三）
利用无极变速的皮带轮来传动，变速器与传送带相连，通过改变皮带轮的传动比来控制传送带的速度，这样便可以控制切割的长度。
这种皮带轮结构简单，传动平稳，缓冲吸震。
摩擦型带传动具有过载时将引起带在带轮上打滑，起到防止其他零件损坏的作用，即过载保护。
但是带与轮面之间存在相对滑动，导致传动效率低，传动比不准确，带的寿命较短。
最终方案
考虑到生产和实际操作等各方面问题，采用容易无极变速皮带轮更合适，能达到任意变速和平稳运行的目的。
3、夹持部分方案
传送带a带动b转动，b所在的轴上套有较软的海绵，b轴可绕a的圆心转动并保证皮带传动的平稳性。
在切割蔬菜时，将b轴调整到适当的位置来让海绵与蔬菜接触来给予蔬菜适当的压力。
部分三维图如图所示
第三部分整体方案设计
电动机的转动经过行星轮减速后由Z1传递传递给滑移齿轮Z2。
当需要用连杆切割时，让Z3处离合器接通，间歇齿轮Z3分别带动Z7和齿轮Z5转动。
Z7带动切刀而Z5则带动无极变速皮带轮转动进而带动工作台和夹持部分工作。
当需要用凸轮来切割时，让Z3处的离合器断开，而间歇齿轮Z4处的离合器接通并带动齿轮Z8和齿轮Z6传动。
然后带动凸轮和工作台和夹持部分运动。
当停电的时候，电动部分用手动代替。
手摇偏心轮Z9经Z10、Z11、Z12转动后让滑移齿轮Z2与Z13啮合，Z13带动Z2转动，接着便与电动部分的传动相同。
整体简图如图所示
第四部分工作原理、工艺过程及运动循环图
（一）工作原理
将食物切成一定长度的切菜机可以有两种剪切方式。
一种是传送带匀速将蔬菜连续送进，并且采用间歇机构，当下切时工作台保持静止，切刀在凸轮机构的带动下切断蔬菜。
另外一种是当要切割的是像鸡、鸭、鱼以及冷冻等较硬的东西时，通过调节离合器来换用曲柄滑块机构带动另一把切刀进行切割。
蔬菜被送过来后，与偏心轮或凸轮连接的切刀开始下切。
通过离合器来控制齿轮3、4的转动来选用不同的切刀
与2相连的杆带动切割部分和传送带部分运动。
电动机转动减速后带动3转动，手摇部分带动1转动。
通过控制2与1、3的相连来实现电动和手动的转换。
通过调节皮带的位置来改变工作台进给的距离，而切刀的速度不变，这样便能调节所要切割的长度。
（二）工艺流程图
（三）运动循环图
第五部分详细设计
（一）传动部分的设计
1.电机的选择
①选型：
Y（IP44）型
本机械所需电动机对启动性能，调速性能及转速差无特殊要求，属于一般驱动源，但因放入厨房，油烟灰尘较多，需要选用封闭式电机，所以Y型最合适。
②选择机座号：
132s1型（额定装速n=750r/min,额定功率p=2.2kw）
1）考虑到电机与减速器的配合，减速器的输出端的转速w2=2π，转速很低，如果电动机转速过高则要求减速器的传动比i12较高，致使减速器很大很重，造价也很高。
2）又考虑到电动机的功率不用太大，所以要选用低功率的电机，低功率的电机转速往往很高，高功率电机转速可以很低，价格相应也较贵。
电机的尺寸也不应该过大。
综合1）、2）考虑，选用机座号为132s1型，转速n=750r/min,额定功率p=2.2kw。
型号
转速r/min
额定功率/kw
宽度A/mm
高度H/mm
Y（IP44）132S1
750
2.2
216
132
2.一般齿轮的设计
1）电动部分
根据曲柄滑块切割机构的运动周期为T=1s可得，曲柄的角速度ω=2π/T=2πrad/s。
所以与曲柄同轴的齿轮的角速度ω7=ω=2πrad/s，因为传动速度较小，取传动比为i37=1。
由于齿轮5与变速器相连，为保证进给的合理性，取不完全齿轮3的齿数为Z3=8（全齿为16），齿轮5的齿数为Z5=32，齿轮7的齿数Z7=8。
②根据凸轮机构的运动周期为T=0.5s可得，凸轮的角速度ω=2π/T=4πrad/s。
所以与凸轮同轴的齿轮的角速度ω8=4πrad/s，取传动比i48=2。
由于不完全齿轮4与齿轮6相连，齿轮6经变速器而带动进给部分，为保证进给的合理性，取不完全齿轮4的齿数为Z4=12（全齿为24），齿轮6的齿数Z6=48，齿轮8的齿数Z8=6。
2）手动部分
手摇曲柄的转速一般是60r/min,根据机构结构分析，取齿轮9、10传动比为i=1/2,所以ω10=4πrad/s。
取Z9=20、Z10=10、m9=m10=4。
链轮的角速度ω11=ω10=4πrad/s，结合进给机构运动尺寸分析，选定Z11=11。
与Z12用链条连接的为飞轮，取Z12=11，则ω12=4πrad/s。
ω13=ω12=4πrad/s，与其啮合的齿轮Z2的角速度ω2=2πrad/s，所以传动比i=ω13/ω2=2，所以取Z13=8，m13=4。
（3）飞轮分析
根据机构传动比已选取链轮的齿数Z=11的链轮，飞轮的设计参照自行车上飞轮参数，选取直径φA＝45.08mm，φB＝37.28mm。
（4）可调节进给机构设计
根据主要基本参数中所选择的皮带轮大小和为了保证进给量的要求，选择带轮a的最大半径rmax=30mm，最小半径rmin=15mm；
带轮b的最大半径rmax=100mm，最小半径rmin=50mm带轮的长度为60mm。
则变速皮带轮的传动比ia/bmax=3/5,ia/bmin=3/20。
（二）减速器设计
符合要求1.确定传动比
根据电机与输出转速确定传动比，电机转速n=750r/min，即w1==rad/s,
根据进给运动周期为2s可得，w2==rad/s=2πrad/s，减速器的传动比i12===12.5
2.选择减速器的类型为2K-H型行星减速器，行星X轮数k=3，并采用标准齿轮传动。
根据配齿公式得：
Z1：
Z2：
Z3：
N=Z1：
：
Z1（12.5-1）：
取Z1=12，则Z2=69，Z3=138，Z4=50
检查
①传动比
i1H=1+=1+=12.5
②邻接条件
该齿轮传动应满足（Z1+Z2）sin>
Z2+2ha*，（12+138）sin>
69+21即129.94>
71,故合适
（三）凸轮设计
（1）凸轮机构结构类型的选择
因为从动杆运动平面与凸轮轴垂直，所以选用径向凸轮。
然后选择滚子从动杆，采用弹簧力来保证接触。
（2）从动杆的运动规律的选择
①一般蔬菜的尺寸为50mm，最大一般为60mm，因为当升程过大时会使压力角过大，所以选择凸轮的升程为80mm。
根据所需要得到的速度与运动规律，选定推程运动角为130度，远休止角为20度，回程运动角为100度，近休止角为30度。
②因为机构为中速轻载，所以选择从动杆运动规律为等加速等减速运动。
（3）凸轮机构基本尺寸的确定
①初始选定凸轮基圆半径为50mm，经过程序运算后发现压力角太大，超过许用压力角，改变基圆半径，经过几次调试后，确定基圆半径为60mm。
②考虑到滚子轴需要的强度与刚度，以及从动杆运动失真问题，取滚子半径r=10mm。
（4）凸轮轮廓的设计计算
凸轮的基圆半径为60mm，滚子半径为10mm，行程h=80mm。
偏心直动滚子推杆盘形凸轮机构的理论廓线的坐标可表示为
x=（s0+s）sinδ+ecosδy=（s0+s）cosδ+esinδ
推程阶段;
s=2hδ2δ02v=4hωδ/δ02δ[0,750]
s=h-2h（δ0-δ）2/δ02v=4hω（δ0-δ）/δ02δ[750,1300]
远休止阶段：
s=hv=0δ[1300,1500]
回程阶段：
s=h[1+cos（πδ/δ0）]/2v=-πhωsin（πδ/δ0）/（2δ0）δ[1300,1800]
s=h[1-cos（πδ/δ0’）]/2v=πhωsin（πδ/δ0’）/（2δ0’）δ[1800,2300]
近休止阶段：
s=0v=0δ[2300,3600]
（5）滚子从动杆滚子半径的验算
根据数学公式ρ=，编写程序运算可得理论廓线最小曲率半径ρmin=14.54mm，因为rr<
0.8ρmin，所以所选滚子半径合格。
（四）夹持部分设计
a经皮带轮传动，带动b转动。
由于在机构中存在间歇运动，当切刀开始切时，b不动而保持夹持蔬菜的功能，在进给时，a和b都会转动，要保证夹持部分的线速度小于工作台的速度，可设定a与b的传动比为1/1.处海绵部分直径R=40mm，高度调节的范围h=70mm，b的轴心与工作台的高度最小为20mm。
第六部分齿轮数据清单
齿轮
Z1
Z2
Z3
Z4
Z5
Z6
Z7
Z8
Z9
Z10
Z11
Z12
Z13
R14
R15
齿数
16
8
全齿16
12
全齿24
32
48
6
20
10
11
×
模数
4
2
半径
64
96
40
25
第七部分运动分析
（一）偏置曲柄滑块机构的运动分析
1、偏置曲柄滑块机构的尺寸确定
①根据切割的物体的基本长度，选定W1=2πrad/s。
②根据运动分析和机器的大小以及用户的需要，确定速度变化系数k=1.2，选定行程为h=80mm，偏心距e=50mm根据公式
=1800
a=
b=
可以计算出l1=45mm，l2=153mm，选取l3=200mm
已知条件：
W1=4π，l1=45mm，l2=153mm，l3=200mm，e=60mm
求切刀的运动位移，速度，加速度；
求连杆l2的角位移，角速度，角加速度。
2、运动分析算法
由矢量封闭三角形ABC可得封闭矢量方程
l1+l2=s3+e
l1cos1+l2cos2=s3
l1sin1+l2sin2=e
解得
2=arcsin[（e-l1sin1）/l2]
s3=l1cos1+l2cos2
3、速度分析
l1W21et1+l2w2et2=v3i
w2=-l1W1cos1/（l2cos2）
v3=-l1W1sin（1-2）/cos2
4、加速度分析
l1W21en1+l2a2et2+l2w2en2=a3i
a2=-[l1W21sin1+l2w22sin2]/l2cos2
a3=-[l1W21cos（2-1）+l2w22]/cos2
5、用matlab编程（见附录一），分析运动特点
分析该图线可以看出切刀具有明显的急回特性，在切刀切削时，即切刀位移最大时，切刀速度约为0，使切削均匀，此时角速度很大，切削力大，满足了切削要求。
（二）凸轮机构的运动分析
1、运动规律确定
由于夹紧装置是低速轻载，故采用等速运动规律。
2、理论廓线方程
初步设计：
凸轮的基圆半径为60mm，滚子半径为10mm（凸轮半径与凸轮机构的压力角有关，凸轮半径确定后，压力角必须小于许用值）h=80mm。
由程序调试后最后得出凸轮角速度w=4πrad/s。
因为w6=w5=πrad/s，所以i67=2。
偏置直动滚子推杆盘形凸轮机构的理论廓线的坐标可表示为
X=（s0+s）sin+ecos
Y=（s0+s）cos-ecos
式中，e为偏距；
s0=（r20-e2）0.5
推程阶段：
s1=h·
1／0，v=h·
w／0，1【0，13／18】；
（0为升程角）
s2=h，v=0，2【0，／6】；
s3=h·
（1-1／0‘），v=-h·
w／0‘，3【0，／2】；
（0为回程角）
s4=0，v=0，4【0，11／18】；
压力角：
=arctanￜ（ds／d）／（r0+s）ￜ
3、求工作廓线方程
x‘=x-rcosy’=y-rsin
其中：
sin=（dx／d）／【（dx／d）2+（dy／d）2】1／2
cos=-（dy／d）／【（dx／d）2+（dy／d）2】1／2
凸轮机构的matlab分析结果
********偏置移动从动件盘形凸轮设计********
已知条件:
凸轮作逆时针方向转动,从动件偏置在凸轮轴心的右边
从动件在推程作等加速/等减速运动,在回程作余弦加速度运动
基圆半径rb=60.0000mm
滚子半径rt=10.0000mm
推杆偏距e=15.0000mm
推程升程h=80.0000mm
推程运动角ft=130.0000度
远休止角fs=20.0000度
回程运动角fh=100.0000度
推程许用压力角alp=30.0000度
计算过程和输出结果:
1-计算凸轮理论轮廓的压力角和曲率半径
1-1推程（等加速/等减速运动）
最大压力角atm=29.5082度
对应的位置角ftm=65.0000度
轮廓最小曲率半径ptn=63.7711mm
对应的位置角ftn=66.0000度
1-2回程（余弦加速度运动）
最大压力角ahm=31.9579度
对应的位置角fhm=209.0000度
轮廓最小曲率半径phn=54.9747mm
对应的位置角fhn=250.0000度
绘制凸轮的理论轮廓和实际轮廓:
第八部分设计任务分配及心得体会
（一）设计任务分配
我们团队由072102班的四名同学组成，分别是蔡诗龙，王凯杰，雷明佳和毛燕语。
课程设计开始时，我们就决定自主选题，经过几番淘汰，我们在讨论和资料的查找下，决定以“家用厨房切菜机”为题开始我们的设计。
课题拟定后，我们根据老师的要求——要保证每个人的工作量，开始进行了任务分配，我们的分工如下：
蔡诗龙：
负责对设计需要的凸轮机构、连杆机构等必要机构进行matlab分析和修改，得出各机构运动分析所需要的图像，参与方案选定的讨论。
王凯杰：
负责整体机构简
升级会员 