工件輸送機設計說明書

《工件輸送機設計說明書》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《工件輸送機設計說明書（43頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 工件輸送機設計 摘 要：在科技越來越發(fā)達的今天，在各行各業(yè)中生產(chǎn)效率變得成為了關(guān)鍵，而工件的運輸效率是提高生產(chǎn)效率的因素之一，于是工件輸送機的作用越來越大，各生產(chǎn)企業(yè)對工件輸送機的要求也變得更高。本設計主要致力于傳動裝置主要部件的設計，要求傳動機構(gòu)各部件能很好地配合，能很好地控制傳遞距離和速度，并在節(jié)省投資和控制方面有比較好的調(diào)節(jié)。 本設計的主要研究內(nèi)容是設計連桿結(jié)構(gòu)的尺寸以及齒輪傳動的主要參數(shù)等，對主要研究部分的部件進行了選型，設計，校核。 關(guān)鍵詞：輸送機；連桿機構(gòu)；齒輪傳動 The design on workpiece conveyor Abstract: Now

2、adays, science and technology is more and more developed, while the workpiece transportation efficiency is a factor to improve production efficiency. So the workpiece conveyor is more and more important role, each production company on the workpiece conveyor and demand much higher. This design mainl

3、y devote to drive the design of main parts, requires the components of the transmission mechanism with a good coordination, can well control the transmission distance and velocity, and in saving investment and control has better regulation. The main research contents of this design is design the si

4、ze of connecting rod structure and the main parameters of gear transmission and so on. To drive the various components of the selection, design and verification. Key words: conveyor；linkage mechanism；gear transmission  目 錄 摘要………………………………………………………………………………………… 1 1 前言……………………………………………

5、………………………………………… 2 1.1研究的目的及意義…………………………………………………………………2 1.2國內(nèi)外研究狀況……………………………………………………………………2 1.3 設計要求……………………………………………………………………………3 1.4方案比較……………………………………………………………………………3 2 連桿機構(gòu)的設計………………………………………………………………………… 5 2.1 連桿機構(gòu)的定義及特點……………………………………………………………5 2.2 平面曲柄搖桿機構(gòu)…………………………………………………………………5 2.

6、3 平面四連桿機構(gòu)有曲柄的條件……………………………………………………6 2.4 連桿設計內(nèi)容………………………………………………………………………6 2.4.1 搖桿的擺角初選……………………………………………………………6 2.4.2 鉸點位置和曲柄長度的設計………………………………………………6 2.4.3 曲柄搖桿機構(gòu)的設計………………………………………………………6 2.4.4 校核最小傳動角……………………………………………………………7 3 機構(gòu)的運動和動力分析…………………………………………………………………8 3.1 概述……………………………………………………

7、……………………………8 3.2 用矢量方程圖解法作平面連桿機構(gòu)的速度和加速度分析………………………8 3.2.1 繪制機構(gòu)運動簡圖…………………………………………………………8 3.2.2 作速度分析…………………………………………………………………8 3.2.3 作加速度分析………………………………………………………………9 3.3 用矢量方程圖解法作平面連桿機構(gòu)的動態(tài)靜力分析…………………………10 3.3.1 對機構(gòu)進行運動分析……………………………………………………11 3.3.2 確定各構(gòu)件的慣性力和慣性力偶矩……………………………………11 3.3.3 機構(gòu)的動態(tài)

8、靜力分析……………………………………………………12 4 桿件的設計………………………………………………………………………………16 4.1 桿件的類型………………………………………………………………………16 4.2 鋼材和截面的選擇………………………………………………………………16 4.3 桿件間的聯(lián)結(jié)……………………………………………………………………16 4.3.1 剪切強度計算……………………………………………………………17 4.3.2 擠壓強度計算……………………………………………………………17 4.3.3 穩(wěn)定性的校核………………………………………………………

9、……17 5 減速器的設計……………………………………………………………………………18 5.1 電動機的選擇……………………………………………………………………19 5.1.1 選擇電動機類型和機構(gòu)形式……………………………………………19 5.1.2 功率的計算………………………………………………………………19 5.1.3 電動機功率計算…………………………………………………………19 5.1.4 傳動效率…………………………………………………………………19 5.1.5 確定電動機轉(zhuǎn)速…………………………………………………………20 5.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配

10、傳動比………………………………………20 5.2.1 總傳動比…………………………………………………………………20 5.2.2 分配減速器的各級傳動比………………………………………………21 5.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)………………………………………………21 5.3.1 各軸轉(zhuǎn)速…………………………………………………………………21 5.3.2 各軸輸入功率……………………………………………………………21 5.3.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩……………………………………………………………21 5.4 減速器結(jié)構(gòu)的設計………………………………………………………………21 5.4

11、.1 機體結(jié)構(gòu)…………………………………………………………………21 5.4.2 鑄鐵減速器機體的結(jié)構(gòu)尺寸見下表5-2(單位㎜) ……………………22 5.5 傳動零件的設計計算……………………………………………………………23 5.5.1 減速器外傳動零件的設計………………………………………………23 5.5.2 減速器內(nèi)傳動零件的設計………………………………………………23 5.6 軸的設計…………………………………………………………………………26 5.6.1 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸的確定…………………………………………………26 5.6.2 軸的支點距離和力作用點的確定……………

12、…………………………26 5.7 滾動軸承的設計…………………………………………………………………30 5.7.1 選擇原則…………………………………………………………………30 5.7.2滾動軸承的失效……………………………………………………………30 5.7.3 軸承端蓋結(jié)構(gòu)……………………………………………………………31 5.7.4軸承的潤滑與密封………………………………………………………31 5.7.5減速器的潤滑……………………………………………………………32 5.8 軸承蓋上的螺紋強度計算………………………………………………………32 5.9 鍵的選擇和強度校核

13、……………………………………………………………33 5.10 聯(lián)軸器的選擇計算………………………………………………………………33 6 開式齒輪的設計…………………………………………………………………………34 6.1 開式齒輪計算公式………………………………………………………………34 6.2 計算參數(shù)的選取如下……………………………………………………………34 6.3 確定傳動主要尺寸………………………………………………………………35 7 機架的設計………………………………………………………………………………35 8輸送機附件的設計………………………………………………………

14、………………35 8.1 輥子設計………………………………………………………………………………36 8.2 推爪和扭簧設計………………………………………………………………………36 9 結(jié)論………………………………………………………………………………………37 參考文獻……………………………………………………………………………………37 致謝…………………………………………………………………………………………381 前言 1.1 研究目的及意義 輸送機是在一定線路上連續(xù)輸送物料的物料搬運機械，又稱連續(xù)輸送機。它結(jié)構(gòu)簡單、造價低、輸送能力大，運輸距離長，還可在輸送過程中同時完

15、成若干工藝操作，可進行水平、傾斜輸送，也可組成空間輸送線路，有很高的生產(chǎn)率。在實際應用中，可以單機輸送，也可以多機組成或與其他輸送設備組成水平或傾斜的輸送系統(tǒng)，以滿足不同工藝布置形成的需要。在任何的設備生產(chǎn)線上，不管是物料，還是工件及部件的輸送都要用到輸送機。它被廣泛應用于農(nóng)業(yè)、冶金、采礦、煤炭、電站、港口以及 工業(yè)企業(yè)等。 在越來越注重生產(chǎn)效益的今天，自動化的輸送可以節(jié)省很多不必要的時間和人力資源，從而可以獲得最高的收益。工件傳輸機在自動化流水線上的充分運用能提高工廠的生產(chǎn)率，減輕工人的勞動強度，保障工人的生命安全，為實現(xiàn)車間無人化提供了可靠的條件。 本課題來源于社會生產(chǎn)實踐，屬于工程設

16、計類。在自動化生產(chǎn)線中進料及出料都要求實現(xiàn)自動化，本課題即是為了解決這一實際問題的。采用什么機構(gòu)或傳動方式、速度及加速度、運動軌跡的設計是其中的核心問題，某些結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設計也可成為設計的內(nèi)容，本課題是典型的機械設計及理論的應用[1]。 1.2國內(nèi)外研究狀況 國外輸送機技術(shù)的發(fā)展很快，其主要表現(xiàn)在二個方面：一方面是輸送機的功能多元化、應用范圍擴大化，如高傾角帶輸送機、管狀輸送機、空間轉(zhuǎn)彎輸送機等各種機型；另一方面是輸送機本身的技術(shù)與裝備有了巨大的發(fā)展，尤其是長距離、大運量、高帶速等大型輸送機已成為發(fā)展的主要方向，其核心技術(shù)是開發(fā)應用于了輸送機動態(tài)分析與監(jiān)控技術(shù)，提高了輸送機的運行性能和可靠性

17、。目前，在煤礦井下使用的輸送機已達到表1所示的主要技術(shù)指標，其關(guān)鍵技術(shù)與裝備有以下幾個特點： （1）設備大型化。其主要技術(shù)參數(shù)與裝備均向著大型化發(fā)展，以滿足年產(chǎn)300-500萬t以上高產(chǎn)高效集約化生產(chǎn)的需要。 （2）應用動態(tài)分析技術(shù)和機電一體化、計算機監(jiān)控等高新技術(shù)，采用大功率軟起動與自動張緊技術(shù)，對輸送機進行動態(tài)監(jiān)測與監(jiān)控，大大地降低了輸送帶的動張力，設備運行性能好，運輸效率高。 （3）采用多機驅(qū)動與中間驅(qū)動及其功率平衡、輸送機變向運行等技術(shù)，使輸送機單機運行長度在理論上已有受限制，并確保了輸送系統(tǒng)設備的通用性、互換性及其單元驅(qū)動的可靠性。 （4）新型、高可靠性關(guān)鍵元部件技術(shù)。如包含

18、CST等在內(nèi)的各種先進的大功率驅(qū)動裝置與調(diào)速裝置、高壽命高速托輥、自清式滾筒裝置、高效貯帶裝置、快速自移機尾等。 我國生產(chǎn)制造的輸送機的品種、類型較多。近年來，通過國家一條龍“日產(chǎn)萬噸綜采設備”項目的實施，輸送機的技術(shù)水平有了很大提高，煤礦井下用大功率、長距離輸送機的關(guān)鍵技術(shù)研究和新產(chǎn)呂開發(fā)都取得了很大的進步。如大傾角長距離輸送機成套設備、高產(chǎn)高效工作面順槽可伸縮輸送機等均填補了國內(nèi)空白，并對輸送機的減低關(guān)鍵技術(shù)及其主要元部件進行了理論研究和產(chǎn)品開發(fā)，研制成功了多種軟起動和制動裝置以及以PLC為核心的可編程電控裝置，驅(qū)動系統(tǒng)采用調(diào)速型液力偶合器和行星齒輪減速器[1]。 1.3設計要求：

19、輸送機的工作阻力=5000N，步長S=450mm，往復次數(shù)N=40次/分，行程速比系數(shù)K=1.3，高度H=800mm。輸送時滑架受到的阻力Fr視為常數(shù)，滑架寬度為250mm，使用折舊期為5年，每天二班制工作，載荷里有中等沖擊，工作環(huán)境清潔，室內(nèi)，三相交流電源，工作機構(gòu)效率為0.95，用于小批量生產(chǎn)。 1.4 方案比較 經(jīng)過反復調(diào)查研究，查閱相關(guān)資料，我們根據(jù)工件傳輸機的工作狀況的要求，提出了以下四種方案： 方案一：直接用帶傳動和步進電動機來實現(xiàn)滑架的往返運動，通過步進電動機的正反轉(zhuǎn)控制往返運動，通過單片機控制驅(qū)動電路來設置相關(guān)的運動參數(shù)。 方案二：運用齒輪齒條和步進電動機來實現(xiàn)滑架的往

20、復運動，通過步進電機的正反轉(zhuǎn)，齒條固定在滑架上，利用齒輪齒條間的傳動來實現(xiàn)滑架的往返運動。 方案三：采用液壓凸輪機構(gòu)為主，以達到設計要求。本方案采用液壓動力裝置以推動擋板左右往復運動。再采用凸輪機構(gòu)推動擋板做上下的往復運動。該機構(gòu)由液壓機構(gòu)和凸輪機構(gòu)相互配合，使擋板做曲線運動。 方案四：運用連桿機構(gòu)，減速器，普通電動機。通過普通電動機可以獲得運動所需要的動力，減速器調(diào)整相應的速度和節(jié)奏，連桿機構(gòu)實現(xiàn)不同的速度比，節(jié)奏，步長和滑架的運動軌跡[2]。 方案圖入下： 1.機架 2.連桿機構(gòu) 3.滑架 4.推爪 5.減速機構(gòu) 6.滾筒 1.Rack 2.C

21、onnecting Rod 3.Sliding Frame 4.The Thrust Claw 5Retarder 6.Roller 圖1 工件輸送機結(jié)構(gòu)圖 Table 1 Workpiece Conveyor 工作時，電動機通過傳動裝置、連桿機構(gòu)，驅(qū)動滑架往復移動工件，工作行程時，滑架上的推爪推動工件前移一個步長，當滑架返回時，因為推爪與軸之間裝有扭簧，所以推爪從工件下滑過，工件保持不動，當滑架再次向前推進時，推爪已復位，前方推爪也推動前一工件前移，如此周而復始，工件不斷前移。 經(jīng)過可行性調(diào)研，我們發(fā)現(xiàn)方案一中步進電機的功率和工作狀況要求中的中度沖擊問題對步進電機的影

22、響不能很好的解決，而且步進電機擁有一個很明顯的優(yōu)點，就是它有精確的正反轉(zhuǎn)功能，因為步進電機是將電脈沖信號轉(zhuǎn)化為角位移，或線位移的開環(huán)控制元件，在非超載的情況下，電機的轉(zhuǎn)速，停止的位置只取決于脈沖信號的頻率和脈沖數(shù)，而不受負載的變化而影響，即給電機加一個脈沖信號，電機則轉(zhuǎn)過一個步距角，這一線性關(guān)系的存在，加上步進電機只有同期性的誤差而無累積誤差等特點，使得在速度控制領(lǐng)域用步進電機來控制變的非常簡單，而且低速精度高。雖然如今步進電機已經(jīng)被廣泛地應用，但步進電機并不能像普通的直流電機，交流電機在常規(guī)條件下使用。它必須由雙環(huán)形脈沖信號、功率驅(qū)動電路等組成控制系統(tǒng)方可使用。因此用好步進電機卻非易事，它涉

23、及到機械、電機、電子及計算機等太多的專業(yè)知識。方案二也存在類似的問題，方案三機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單，構(gòu)造也較為普通，且運行時噪聲低。運動行程一眼明了，缺點是該機構(gòu)有兩個自由度，所以運動難遇控制，不夠平穩(wěn)。而且液壓機構(gòu)成本太高，維護檢修復雜。而方案四相對于方案一、方案二的問題有了很好的實現(xiàn)，而且普通電動機容易選擇，減速器和連桿機構(gòu)，結(jié)構(gòu)可靠，穩(wěn)定性高，可以承受一定的沖擊，在連桿與連桿之間采用滾輪連接，有效的減小了摩擦力。所以此方案較合理。在整個設計過程中，減速器部分和連桿機構(gòu)的設計和分析應是本課題的重點，運用機械設計和機械原理的相關(guān)內(nèi)容來設計，設計的主要內(nèi)容應包括工作機構(gòu)和傳動系統(tǒng)的運動分析，連桿機構(gòu)的運

24、動和動力分析，減速器的設計，減速器零件的制造以及相關(guān)工藝流程。本課題的難點是連桿尺寸的分析和動力運動的分析，減速器的各軸和齒輪的計算設計[2]。 2 連桿機構(gòu)的設計 2.1 連桿機構(gòu)的定義及特點 連桿機構(gòu)是一種應用非常廣泛的機構(gòu)，折疊傘的收放機構(gòu)，機械手的傳動機構(gòu)以及人體假肢的設計等，都是連桿機構(gòu)。 連桿機構(gòu)的定義：(1)原動件的運動都要經(jīng)過一個不直接與機架相聯(lián)的中間構(gòu)件才能傳動從動件，中間構(gòu)件稱為連桿。這些機構(gòu)統(tǒng)稱為連桿機構(gòu)。(2)這些機構(gòu)中的運動副一般均為低副。故連桿機構(gòu)也稱低副機構(gòu)。 連桿機構(gòu)的特點：(1) 連桿機構(gòu)中構(gòu)件間以低副相連，低副兩元素為面接觸，在承受同樣載荷的條件下

25、壓強較低，因而可用來傳遞較大的動力。又由于低副元素的幾何形狀比較簡單，故容易加工。(2) 構(gòu)件運動形式具有多樣性。連桿機構(gòu)中既有繞定軸轉(zhuǎn)動的曲柄、繞定軸往復擺動的搖桿，又有作平面一般運動的連桿、作往復直線移動的滑塊等，利用連桿機構(gòu)可以獲得各種形式的運動，這在工程實際中具有重要價值。(3) 在主動件運動規(guī)律不變的情況下，只要改變連桿機構(gòu)各構(gòu)件的相對尺寸，就可以使從動件實現(xiàn)不同的運動規(guī)律和運動要求。(4) 連桿曲線具有多樣性。連桿機構(gòu)中的連桿，可以看作是在所有方向上無限擴展的一個平面，該平面稱為連桿平面。在機構(gòu)的運動過程中，固接在連桿平面上的各點，將描繪出各種不同形狀的曲線，這些曲線稱為連桿曲線。

26、(5) 在連桿機構(gòu)的運動過程中，一些構(gòu)件（如連桿）的質(zhì)心在作變速運動，由此產(chǎn)生的慣性力不好平衡，因而會增加機構(gòu)的動載荷，使機構(gòu)產(chǎn)生強迫振動。所以連桿機構(gòu)一般不適于用在高速場合。(6) 連桿機構(gòu)中運動的傳遞要經(jīng)過中間構(gòu)件，而各構(gòu)件的尺寸不可能做得絕對準確，再加上運動副間的間隙，故運動傳遞的累積誤差比較大[3]。 2.2 平面曲柄遙感機構(gòu) 在鉸鏈四連桿機構(gòu)中，若兩個連架桿中一個為搖桿，另一個為曲柄，那么這個四桿機構(gòu)稱為曲柄搖桿機構(gòu)。在曲柄搖桿機構(gòu)中，當曲柄為原動件，搖桿為從動件時，可以把曲柄的連續(xù)轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)變?yōu)閾u桿的往復擺動，此種機構(gòu)應用比較廣泛。 2.3 平面四連桿機構(gòu)有曲柄的條件 (1)桿

27、長之和條件：平面四桿機構(gòu)的最短桿和最長桿的長度之和小于或者等于其余兩桿長度之和。(2)在鉸鏈四桿機構(gòu)中，如果某個轉(zhuǎn)動副能夠成為整轉(zhuǎn)副，則它所連接的兩個構(gòu)件中，必有一個為最短桿，并且四個構(gòu)件的長度關(guān)系滿足桿長之和條件。(3)在有整裝副存在的鉸鏈四桿機構(gòu)中，最短桿兩端的轉(zhuǎn)動副均為整轉(zhuǎn)副。此時，如果取最短桿為機架，則得到雙曲柄機構(gòu)；若取最短桿的任何一個相連構(gòu)件為機架，則得到曲柄搖桿機構(gòu)；如果取最短桿對面構(gòu)件為機架，則得到雙搖桿機構(gòu)。(4)如果四桿機構(gòu)不滿足桿長之和條件，則不論選取哪個構(gòu)件為機架，所得到機構(gòu)均為雙搖桿機構(gòu)。綜上所述：平面四桿機構(gòu)中曲柄存在的條件是四個桿的長度關(guān)系，誰做機架決定是否會存在

28、曲柄[1]。 2.4 連桿設計內(nèi)容 輸送機的工作阻力=5000N，步長S=450mm，往復次數(shù)N=40次/分，行程速比系數(shù)K=1.3，高度H=800mm。輸送時滑架受到的阻力Fr視為常數(shù)，滑架寬度為250mm，使用折舊期為5年，每天二班制工作，載荷里有中等沖擊，工作環(huán)境清潔，室內(nèi)，三相交流電源，工作機構(gòu)效率為0.95，用于小批量生產(chǎn)。 2.4.1 搖桿的擺角初選 根據(jù)設計的常識一般初選擺角為40-50左右,再由步長定搖桿長度,一般取≈(0.6-0.7) , ≈(0.2-0.3) 。 2.4.2 鉸點位置和曲柄長度的設計 根據(jù)行程速比和傳動角要求鉸點A的位置及曲柄連桿長度。根據(jù)所給

29、條件以及現(xiàn)場的要求，和行程速比系數(shù)K，在設計四連桿時，可利用機構(gòu)在極位時的幾何關(guān)系，再運用其它輔助條件進行設計，機構(gòu)運動示意圖如圖2。 2.4.3 曲柄搖桿機構(gòu)的設計 通過擺角及行程速比系數(shù)K=1.3和搖桿長度來設計該機構(gòu)。首先按公式=180(K-1)/(K+1)算出極位夾角為23.5。然后任取一點D，再用此點為頂點作等腰三角形,使兩腰的長度等于CD，∠。作使∠=90-，再作⊥, 與的交點P。作△的外接圓,那么圓弧上任一點A到和的連線所形成的夾角∠都等于極位夾角 ，所以曲柄的軸心A應在這個圓弧上。設曲柄的長度為a，連桿的長度為b，那么=b+a， =b-a，所以a=(-)/2于是以A為圓心，

30、以為為半徑作圓弧交于點E，則得出a=/2,b=-/2。設計時應注意，曲柄的軸心A不能選在弧段上，否則機構(gòu)將不能滿足運動連續(xù)性的要求。根據(jù)上面的方法可以算出平面四連桿機構(gòu)的桿長分別為a=115mm，b=385mm，c=380mm，d=380mm。 圖2 機構(gòu)的運動示意圖 Fig.2 Kinematic diagram of mechanism 2.4.4 校核最小傳動角 在機構(gòu)運動過程中，傳動角的大小是不停變化的，為了保證機構(gòu)的傳動性能要求，設計時應使≥40傳遞力矩比較大時，則應使≥50；對于一些受力很小或者不經(jīng)常使用的操縱機構(gòu)，則可允許傳動角小一些，只要不發(fā)生自鎖就可以。最小傳動角

31、與機構(gòu)中各桿的長度有關(guān)，見下面的公式: 式(1) 所以滿足最小傳動角的要求。 因此可以定出該要求設計的機構(gòu)的總體尺寸，即=a=115mm，=b=385mm, =c=380mm, =d=380mm, =550mm,=180mm。 上面的是桿件AB的長度，是桿件BC的長度，是桿件CD的長度，是桿件AD的長度，是桿件DE的長度，是桿件EF的長度 3 機構(gòu)的運動和動力分析 3.1 概述 用矢量方程圖解法進行機構(gòu)的速度和加速度的分析，矢量方程圖解法依據(jù)的基本原理是理論力學中的運動合成原理。對機構(gòu)進行速度和加速度的分析時，首先要根據(jù)運動合成原理列出機構(gòu)運動的矢

32、量方程，然后再根據(jù)該方程來作圖進行解決。 3.2 用矢量方程圖解法作平面連桿機構(gòu)的速度和加速度分析 根據(jù)構(gòu)件上已知的一點的速度和加速度能夠求出另外的點的速度和加速度(包括大小和方向)，所以在以圖解法作機構(gòu)的速度和加速度的分析的時候，應該先從具備這個條件的構(gòu)件著手，再分析與該構(gòu)件依次相連的其他各構(gòu)件。 在用圖解法作機構(gòu)的運動分析時，需要先繪出該機構(gòu)的運動簡圖，然后再根據(jù)運動簡圖進行速度和加速度的分析，求解的步驟說明如下： 3.2.1 繪制機構(gòu)運動簡圖 根據(jù)前面所描繪的方法和步驟，選取尺寸比例尺= (m/mm)，并按照比例尺準確地繪制出機構(gòu)的運動簡圖如圖1-1所示。 3.2.2 作速度

33、分析 根據(jù)用矢量方程圖解法作平面連桿機構(gòu)的速度分析可知，速度求解的步驟應依次求出相應各點的速度和桿件的角速度[6]。 圖3 速度分析圖 Fig.3 Velocity diagram 1）求 式(2) 方向垂直于AB，指向與的轉(zhuǎn)向一致。 2）求因點C及點B都為同一構(gòu)件2上的點，故得 = + 方向 大小 √ 式中及

34、的大小未知，所以用圖解法求解。 如圖3所示，取點P作為速度多邊行的極點，并作代表，那么速度比例尺可以求得。再分別自點B，P作垂直于BC，CD的直線bc、pc，代表，的方向線，兩線交于點C，則矢量，分別代表和，于是得 式(3) 3）求 由于E點和C點都在桿件3上，桿件3上的點的角速度都相同，所以 4）求 = + 方向 √ 大小 √ 式

35、(4) 于是有 式(5) 式(6) 式(7) 3.2.3 作加速度分析 加速度求解的步驟與速度分析相同，也是先依次求出，，，。然后再求解，， 1)求 因為曲柄作等速回轉(zhuǎn)，所以沒有切向加速度。 式(8) 方向由B指向A. 2）求 根據(jù)點C分別對于點D和點B的相對運動關(guān)系可得 = + = + + 方向　　　　　　C→D　　　　⊥CD　　　B→A　　　 C→B ⊥CB 大小　　　　　　　　　　 　　

36、　　√　　　　　　　　 式中和的大小未知，故可用作圖法求解。 圖4 加速度分析圖 Fig.4 Acceleration analysis diagram 如圖3-3 所示，取點作為加速度多邊形的極點，并作代表，則加速度比例尺可求得，然后再按上式作圖，可求得代表，其大小為 式(9) 3）求 因為點E和點C都在桿上 式(10) 4）求 利用點F和點E的相對運動關(guān)系可得 　　　　　　　　?。健　　　　　?　　　　　+　　　　 　　方向　　　 　　　　　　√　　　　　　　F→E ⊥FE 大小　　水平向右　　　　√

37、　　　　　　　　　　　　　　 式中的方向和的大小未知，用作圖法求解。如圖所示。 式(11) 5）求，，。根據(jù)上面求構(gòu)件角加速度的方法可得 逆時針 式(12) 順時針 式(13) 順時針 式(14) 3.3 用矢量方程圖解法作平面連桿機構(gòu)的動態(tài)靜力分析 動態(tài)靜力分析是根據(jù)達朗貝爾原理將慣性力和外力加在機構(gòu)的相應構(gòu)件上，用靜力平衡的條件求出各運動副中的反力和原動件上的平衡力的一種比較常用的工程方法。進行動態(tài)靜力分析首先是求出個構(gòu)件的慣性力，并把它們當作外力加于產(chǎn)生這些慣性力的構(gòu)件上面。然后再根據(jù)靜定條件將機構(gòu)

38、分解為若干個平衡力和構(gòu)件組作用的構(gòu)件。而進行力分析的順序一般是由離受平衡力作用的構(gòu)件的最遠構(gòu)件組開始，逐步推算到平衡力作用的構(gòu)件上[7]。 3.3.1 對機構(gòu)進行運動分析 在之前的運動分析里，已經(jīng)用選定好的長度比例尺，速度比例尺，加速度比例尺，繪出了機構(gòu)簡圖及其速度多邊形和加速度多邊形。 3.3.2 確定各構(gòu)件的慣性力和慣性力偶矩 在對機械進行動態(tài)靜力分析時需要求出各構(gòu)件的慣性力，在新機械的設計中，機構(gòu)中各構(gòu)件的結(jié)構(gòu)尺寸，質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量等參數(shù)都尚未確定，根據(jù)設計經(jīng)驗先給出各構(gòu)件的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量等參數(shù)，再進行靜力分析，在這個基礎上進行各構(gòu)件的強度驗算，再根據(jù)驗算的結(jié)果對構(gòu)件尺寸進行修正，

39、最后定出構(gòu)件的結(jié)構(gòu)尺寸。 （1）計算各桿的質(zhì)量及轉(zhuǎn)動慣量 因為各桿都是拉壓桿件，要求力學綜合性能較高，所以選45號鋼，各桿應初選直徑。 查表得密度。 根據(jù)質(zhì)量， 轉(zhuǎn)動慣量 計算結(jié)果見表1 表1 桿件質(zhì)量特性表 Table 1 Rod quality characteristics table 桿件 長度（mm） 直徑（mm） 　　　 重量（kg ）　　 轉(zhuǎn)動慣量 115 　　 100 　　　 5.416 　　 0.00597 385

40、 　 50 　　　 7.646 　　 0.0944 550 　 80 　　 　 22.105 　　0.557 180 　 60 　　 　2.800 　　 0.00756 各桿中除了桿2外，慣性力都可以作用在機架上，因此在進行動態(tài)靜力分析時可以忽略不計，作用在連桿2上的慣性力及慣性力偶矩為： 式(15)式(16) 將及合并成一個總慣性力，其作用線從質(zhì)心處偏移一距離，其值為 式(17)

41、 3.3.3 機構(gòu)的動態(tài)靜力分析 先將各構(gòu)件產(chǎn)生的慣性力視為外力加于相應的構(gòu)件上，并按照靜定條件將機構(gòu)分解為兩個構(gòu)件組4、3、2 和有平衡力作用的構(gòu)件1。為方便求解，未知力一般都能分別列在方程的首尾。 1) 下面對構(gòu)件4分析 圖5 桿4受力分析 Fig.5 Stress analysis 由整個桿組平衡條件得 方向　∥EF ⊥EF √ √ ∥EF ⊥EF 　　　　　　　大小　　 　　 　√　√ 上式中有四個未知數(shù)，因此先要算出其中的兩個。 F點取矩 式(18) E

42、點取矩 式(19) 根據(jù)這個可以繪制出力的矢量合成圖 圖6 桿5力的分析 Fig.6 Stress analysis of rod 5 由圖測得 2）對構(gòu)件2，3進行力的分析 圖7 桿2、3的受力分析 Fig.7 Stress analysis of rod 2 and 3 方向　√　√　⊥DE ∥DE √ √ ⊥BC ∥BC 大小　√　　　√　　　　　√　√ 此方程中未知數(shù)超過了兩個，需要先求出或才能求出 B點取矩

43、 式(20) E點取矩 式(21) 負號表示和假設方向相反。 根據(jù)這個可以繪制出力的矢量合成圖見下圖 圖8 力的矢量合成圖 Fig.8 Stress analysis of rod 8 由圖測得 3）分析連桿2的受力狀況，把連桿2分離出來 對桿件的中點取矩： 式(22) 圖9 對桿件2的受力分析 Fig.9 Stress analysis of rod 2 由此可以繪制出連桿2的力矢量圖 圖10 連桿2的力矢量圖 Fig.10 Stress

44、 vector of rod 2 由上圖可以得知 4）求機構(gòu)的平衡力 對連桿1進行分析 圖11 連桿1的機構(gòu)的平衡圖 Fig.11 Mechanism’s equilibrium diagram of rod 1 取　　 式(23) 4 桿件的設計 根據(jù)前面已經(jīng)計算出來的桿件受力情況和工作狀況，現(xiàn)在要求分析桿的類型和一系列的穩(wěn)定性以及截面的設計。 4.1 桿件的類型 桿件是四連桿結(jié)構(gòu)，根據(jù)受力的方向得知，屬于拉壓桿。 4.2 鋼材和截面的選擇 1）因為拉壓桿的綜合性能要求比較高，根據(jù)用途選45鋼，有關(guān)物理屬性見下表

45、2。 表2 桿件材料的質(zhì)量系數(shù) Table 2 Rod material quality coefficient 材料 　　 　　 45 600 　　350 　　　 16 　　 7800 206 2）選擇截面尺寸 根據(jù)上一章各軸之間力的計算可以知道拉壓桿所受的外力，根據(jù)強度條件可以確定所需要的橫截面面積。 式(24) 其中許用應力 式中S為大于1的安全系數(shù)取S=1.3 于是 其

46、中為極限屈服系數(shù)。 選連桿2作校核由于所選的是圓形桿件，所以確定直徑為 式(25) 基于制造困難和穩(wěn)定性的考慮，于是取為初選的參數(shù)。 4.3 桿件間的聯(lián)結(jié) 拉壓桿與其它構(gòu)件之間，或者一般構(gòu)件與構(gòu)件之間，常采用銷軸，耳片，螺栓等相聯(lián)接，本設計采用銷軸、耳片。連結(jié)件的受力與變形都比較復雜，在工程實際中，我們常常采用簡化分析的方法。他的要點是：對連接件的受力與應力分布進行簡化，然后計算出各部分的名義應力。以下為計算軸和耳片[3]。 4.3.1 剪切強度計算 考慮圖中所示的軸銷，它的受力情況如圖所示，可以看出，作用在軸銷上面的外力有以下幾個特點：外力垂

47、直作用于軸銷的軸線，且作用線之間的距離很小（軸銷一般都是短而粗的）。根據(jù)受力情況可以看出，軸銷上主要受剪切力的作用。在工程力學計算中，通常都假設剪切面上的剪應力是均勻分布的。剪切面上的剪應力不得超過連接件上的許用剪應力，即要求 也即 式(26) 其中許用剪切應力表示為連接件的剪切極限應力除以安全系數(shù)。 式(27) 式(28) 4.3.2 擠壓強度計算 在外力作用下，孔與銷軸直接接觸，接觸面上的應力稱為擠壓應力。當擠壓應力過大時，在孔和銷接觸的局部區(qū)域內(nèi)，將產(chǎn)生明顯的塑性變形，導致影響孔，銷間的正常配合

48、。最大擠壓應力發(fā)生在該表面的中部。擠壓應力為，銷或孔的直徑為d ，耳片的厚度為t ，根據(jù)實驗分析結(jié)果得知: 式(29) Td表示受壓圓柱面在相應徑向平面上的投影； 表示最大擠壓應力，數(shù)值上與徑向截面的平均壓應力相等。 由上述分析可知，為了防止擠壓造成破壞，最大擠壓應力不得超過連接件的許用壓應力,即要求 式(30) 表示連接件的擠壓極限應力除以安全系數(shù)。 因此，從擠壓強度考慮，接頭的許用載荷是 式(31) 4.3.3 穩(wěn)定性的校核 當作用在細長桿

49、上的軸向力達到或超過一定限度的時候，桿件可能會突然產(chǎn)生彎曲，即失穩(wěn)現(xiàn)象。因此，對于軸向受壓桿件，除了應考慮它的強度和剛度問題外，還應考慮它的穩(wěn)定問題。 圖12 軸銷受力示意圖 Fig.12 the anxial force diagram 1）臨界載荷的計算 該連桿為兩端鉸支細長壓桿，根據(jù)材料力學中公式可知，它的臨界載荷為： 式(32) 2）校核 鋼的屈服應力，所以，連桿壓縮屈服所需的軸向壓力為 式(33) 由以上的分析可以得知，為了保證壓桿在軸向壓力的作用下不被導致失穩(wěn),必須滿足下面的穩(wěn)定條件：

50、 式(34) 式中：代表穩(wěn)定安全系數(shù)； 代表穩(wěn)定許用壓力。 工況為一般的中度沖擊條件，所以取4 式(35) 上述計算表明，細長桿的承壓能力是由穩(wěn)定性的要求確定的。 5 減速器的設計 減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩，以滿足工作需要，在某些場合也用來增速，稱為增速器。選用減速器時應根據(jù)工作機的選用條件、技術(shù)參數(shù)、動力機的性能、經(jīng)濟性等因素比較不同類型、品種減速器的外廓尺寸、傳動效率、承載能力、質(zhì)量、價格等，選擇最適合的減速器。減速器是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉(zhuǎn)速，增加轉(zhuǎn)矩[10]。 5.1 電動機的選擇

51、 5.1.1 選擇電動機類型和機構(gòu)形式 電動機是常用的原動機，并且是標準化和系列化的產(chǎn)品。機械設計中要根據(jù)工作機的工作情況和運動，動力參數(shù)等，選擇合適的電動機類型、結(jié)構(gòu)形式、傳遞的功率和轉(zhuǎn)速，再根據(jù)這些確定電動機的型號。 電動機有交流電動機和直流電動機之分，工業(yè)上常采用交流電動機。交流電動機有異步電動機和同步電動機兩類，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種，其中普通籠型異步電動機在平時應用最廣泛。在一般的設計中，優(yōu)先選用Y系列籠型三相異步電動機，因為它具有高效、噪音小、振動小、節(jié)能、安全可靠的特點，而且安裝尺寸和功率等級符合國際標準，適用于那些無特殊要求的各種機械設備。 根據(jù)所給條件中工作場

52、地的要求：每天二班制工作，載荷中有中度沖擊，工作環(huán)境清潔，室內(nèi)，三相交流電源。所以選擇電動機為Y系列380V三相籠型異步電動機。 5.1.2 功率的計算 電動機在功率方面的選擇是否合適將直接影響到電動機在工作性能和經(jīng)濟性能方面的體現(xiàn)。如果選用的電動機額定功率小于工作機所要求的功率，那么工作機就不能正常工作，而且容易是電動機因為長期過載而導致過早損壞，如果選用的電動機額定功率大于工作機所要求的，那么相比于電動機的價格，沒有得到充分的應用，而導致浪費。 在設計過程中，由于工件傳輸機一般為長期連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷不變或很少變化的機械,并且傳遞功率較小，故只需使電動機的額定功率等于或梢大于電動機的實際

53、輸出功率 ,即。這樣電動機在工作時就不會過熱，一般不需要對電動機進行熱平衡計算和校核啟動力矩。 5.1.3 電動機功率計算 電動機所需工作功率為 式中：工作機所需工作功率，指工作機主動端運輸帶所需功率。 由電動機至工作機主運動端運輸帶的總效率。 工作機所需工作功率,應由機器工作阻力和運動參數(shù)計算求得. 式(36) T—工作機的阻力矩 —工作機的角速度 5.1.4 傳動效率 傳動裝置的總效率應為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積, 其中分別為每一傳動副，每對軸承，每個連軸器的效率、傳動副的效率數(shù)值可按下列選取，軸承及連軸器效率的概略值為: 滾動軸承

54、0.98-0.995 ，滑動軸承0.97-0.99 彈性連軸器0.99-0.995 ，齒輪連軸器0.99，萬向連軸器0.97-0.98。 5.1.5 確定電動機轉(zhuǎn)速 容量相同的同類電動機，有幾種不同的轉(zhuǎn)速系列供使用者選擇，如三相異步電動機常用的有四種同步轉(zhuǎn)速，即3000、1500、1000、750r/min(相應的電動機定子繞組的極對數(shù)為2、4、6、8)。同步轉(zhuǎn)速為由電流頻率與極對數(shù)而定的磁場轉(zhuǎn)速，電動機空轉(zhuǎn)時才可能達到同步轉(zhuǎn)速，負載時的轉(zhuǎn)速都低于同步轉(zhuǎn)速。 為了合理的設計傳動裝置，根據(jù)工作機的主軸轉(zhuǎn)速要求和各傳動比范圍，可推算出電動機裝速的可選范圍，其中包括電動機可選轉(zhuǎn)速范

55、圍，傳動裝置總傳動比的合理范圍，以及工作機主軸轉(zhuǎn)速。 選定電動機類型，結(jié)構(gòu)，對電動機可選的轉(zhuǎn)速進行比較，選定電動機轉(zhuǎn)速并計算出所需容量后，即可在電動機產(chǎn)品目錄中查出所要的電動機。根據(jù)工況和計算所選電動機見下表5-1。 表3 電動機參數(shù)表 Table 3 Motor parameters 型號 額定功 率kW 滿載時 起動電流 起動轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 電流 效率 功率因素 額定電流 額定轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 YZR132M1-6 3 960r/min 8.2 80.5 0.69 6.5 2.5 2.8 5.2 確定傳動裝置

56、的總傳動比和分配傳動比 5.2.1 總傳動比 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速，可得到傳動裝置的總傳動比為 其中為選擇電動機的滿載轉(zhuǎn)速，n為工作機主動軸轉(zhuǎn)速。該設計中為960r/min，n為40r/min。所以 式(37) 總傳動比為各級傳動比,,…的乘積，即 ，分別為減速器各級傳動比。 5.2.2 分配減速器的各級傳動比 按轉(zhuǎn)開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，可由二級圓柱齒輪減速器傳動比分配圖資料查得，則。 5.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 為進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩(或功率)。如將

57、傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ、Ⅱ軸，分別為： ， --相鄰兩軸間的傳動比； ，--相鄰兩軸間的傳動效率； , --各軸的輸入轉(zhuǎn)矩(Nm)； ， --各軸的轉(zhuǎn)速(r/min )； 則可按電動機至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)。 5.3.1 各軸轉(zhuǎn)速 式(38) 式中為選擇電動機的滿載轉(zhuǎn)速，為電動機至I軸的傳動比。 式(39) 5.3.2 各軸輸入功率 ， 式(40)， 式(41) 式中，，分別為連軸器，軸承，齒輪的傳動效率。 5.3.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩

58、 式(42) 其中為電動機的輸出轉(zhuǎn)矩，按下列計算： 式(43) 式(44) 式(45) 同一根軸的輸出功率與輸入功率數(shù)值不同，需要精確計算時應取不同的數(shù)值。 5.4 減速器結(jié)構(gòu)的設計 5.4.1 機體結(jié)構(gòu) 減速器機體是用以支持和固定軸系的零件，是保證傳動零件的嚙合精度，良好潤滑及密封的重要零件，其重量約占減速器總重量的50%。因此,機體結(jié)構(gòu)對減速器的工作性能,加工工藝，材料消耗,重量及成本等有很大的影響。 機體材料用灰鐵(HT150 或HT200)制造，機體的結(jié)構(gòu)用剖分式機體[11]。 5.4.2 鑄鐵減速器機

59、體的結(jié)構(gòu)尺寸見下表4(單位㎜) 表4 減速器機體的結(jié)構(gòu)尺寸表 Table 4 Reducer body structure size 名 稱 符 號 尺 寸 機座壁厚 10 機蓋壁厚 8 機座凸緣厚度 15 機蓋凸緣厚度 12 機座底凸緣厚度 25 地腳螺釘直徑 16 地腳螺釘數(shù)目 時， 名 稱 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 符 號 尺 寸 12 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 9 軸承端蓋螺釘直徑 8 窺視孔蓋螺釘直徑 6 定位銷直徑 7 ，，至外機壁距離 20 ，至凸緣邊緣距離

60、 16 軸承旁凸臺半徑 8 凸臺高度 15 外機壁至軸承座端面距離 6 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 10 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 10 機蓋，機座肋厚 , 6，6 軸承端蓋凸緣厚度 6 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 盡量靠近 軸承端蓋外徑 軸承孔直徑 續(xù)表5-2 螺栓直徑 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 13 16 18 22 26 34 40 11 14 16 20 24 28 34 沉頭座直徑 20 24 26 32 40 48 60 注:多

61、級傳動時，a取低速級中心距。 5.5 傳動零件的設計計算 傳動裝置包括各種類型的零件，其中決定其工作性能，結(jié)構(gòu)布置和尺寸大小的主要是傳動零件。支撐零件和聯(lián)接零件都要根據(jù)傳動零件的要求來設計，因此一般應先設計計算傳動零件，確定其尺寸，參數(shù)，材料和結(jié)構(gòu)。為了使設計減速器時的原始條件比較準確，通常應先設計減速器外的傳動零件，如鏈傳動，和連軸器等[14]。 5.5.1 減速器外傳動零件的設計 考慮到工作現(xiàn)場的空間和減少傳動鏈的原則，該設計直接采用連軸器，通過連軸器直接把電動機和減速器聯(lián)結(jié)。 5.5.2 減速器內(nèi)傳動零件的設計 （1） 圓柱齒輪傳動 a) 齒輪材料的選擇 因傳動尺寸和

62、批量較小，小齒輪設計成齒輪軸，選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB-286HB，平均取240HB。 b) 齒輪傳動的計算方法 1. 初步計算 轉(zhuǎn)矩 齒寬系數(shù)由機械設計手冊查表取 =1.0 接觸疲勞極限由機械設計手冊查表取=710MPa, =580MPa 初步計算的許用接觸應力 值由機械設計手冊查表取=85 初步計算的小齒輪 式(45) 取 初步齒寬 2 校核計算 圓周速度 精度等級選8級精度 齒數(shù)z和模數(shù)m 初

63、取齒數(shù), 式(46) 由機械設計手冊查表取m =2.5 式(47) 式(48) 使用系數(shù)由機械設計手冊查表取=1.5 動載系數(shù)由機械設計手冊查表取=1.2 齒間載荷分配系數(shù)由機械設計手冊查表，先取 式(49) 式(50) 式(51) 式(52)

64、 式(53) 齒向載荷分布系數(shù)由機械設計手冊查表取 式(53) 載荷系數(shù) 彈性系數(shù)由機械設計手冊查表取 節(jié)點區(qū)域系數(shù)由機械設計手冊查表取=2.5 接觸最小安全系數(shù)由機械設計手冊查表取=1.05 總工作時間 總應力循環(huán)次數(shù) 由機械設計手冊查表估計， 則指數(shù)m =8.78 式(54) 原估計應力循環(huán)次數(shù)正確 式(55) 接觸壽命系數(shù)由機械設計手冊查表取=1.18，=1.31 許用接觸應力 式(56) 式(57) 驗算 式(58) 計算結(jié)果表明，接觸疲勞強度較為合

65、適，齒輪尺寸無需調(diào)整。 3.確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑d，因模數(shù)取標準值時，齒數(shù)已重新確定，故分度圓直徑不會改變，即 d?=mz?=2.5111=277mm 中心距 齒寬b 計算所得的參數(shù)見下表5 表5 齒輪參數(shù)表 Table 5 Gear parameters table 名稱 代號 單位 小齒輪 大齒輪 中心距 A mm 161 傳動比 I 6.2 模數(shù) mn mm 2.5 2.5 螺旋角 β 度 0 0 端面壓力角 αt 度 0 0 嚙合角 α,t 度 20 2

66、0 齒數(shù) Z 個 18 111 分度圓直徑 D mm 45 277 齒頂圓直徑 d0 mm 50 282 齒根圓直徑 df mm 41.25 271.25 齒寬 B mm 55 45 計算說明： 1)齒輪強度計算公式中，載荷和幾何參數(shù)是用小齒輪輸出轉(zhuǎn)矩和直徑來表示的，不論強度計算是針對小齒輪還是大齒輪，公式中的轉(zhuǎn)矩，齒輪直徑或齒數(shù)，都應是小齒輪的數(shù)值； 2)根據(jù)求齒寬，b應是一對齒輪的工作寬度，為易于補償齒輪軸向位置誤差，應使小齒輪的寬度大于大齒輪寬度，因此大齒輪寬度取45mm； 3)而小齒輪寬度取，齒寬數(shù)值應圓整； 4)圓柱齒輪的傳動系數(shù)。 5.6 軸的設計 5.6.1 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸的確定 當軸的支承距離未定時，無法由強度確定軸徑，要用初步估算的辦法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應力確定軸徑d，計算公式為： 式中：P-軸所傳遞的功率，KW； n-軸的轉(zhuǎn)速，r/min； A-由軸的許用切應力所確定的系數(shù)。 軸常用材料及A 的關(guān)系見下表6 表6 軸常用材料表 Tabl