《步進(jìn)式工件輸送機(jī)的設(shè)計(jì)【附贈CAD圖紙】》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《步進(jìn)式工件輸送機(jī)的設(shè)計(jì)【附贈CAD圖紙】（42頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 I 步進(jìn)式工件輸送機(jī)的設(shè)計(jì)步進(jìn)式工件輸送機(jī)的設(shè)計(jì) 摘 要 輸送機(jī)的主要作用是在固定線路上連續(xù)輸送物料 它結(jié)構(gòu)簡單 輸送能力大 運(yùn)輸距 離長 且造價(jià)低 并且可在輸送的同時(shí)完成若干工藝操作 可進(jìn)行水平 垂直 傾斜輸送 因此輸 送機(jī)被廣泛應(yīng)用于農(nóng)業(yè) 采礦 電站 冶金 港口以及 工業(yè)企業(yè)等 工件步進(jìn)輸送機(jī)一般來說應(yīng) 具有電動機(jī) 聯(lián)軸器 減速器 工作機(jī)構(gòu) 滑架 推爪 輥道和機(jī)架等部分 本文首先調(diào)查分析了步進(jìn)式輸送機(jī)的現(xiàn)況及原理 通過對原理的分析提出了四種實(shí)現(xiàn)方案 方案對比后確定采用普通電機(jī)減速后驅(qū)動曲柄搖桿機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn) 接著采用作圖

2、法得出個(gè)桿件長度 并 進(jìn)行校核 最后選定電機(jī)并對個(gè)傳動裝置進(jìn)行設(shè)計(jì)及校核 關(guān)鍵詞 關(guān)鍵詞 輸送機(jī) 連桿機(jī)構(gòu) 齒輪傳動 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 II Stepping workpiece conveyor design Abstract The main role of the conveyor is in the fixed line continuous transportation of materials simple structure large transmission capacity long distance transpo

3、rt and low cost and can be completed at the same time conveying a number of process operation and can be horizontal vertical inclined transportation so the conveyor is widely used in agriculture mining power plants metallurgy ports and industrial enterprises Workpiece conveyor stepper motors in gene

4、ral should have coupling reducer work organization carriage pawl roller and rack components This paper analyzes the current status of the investigation and the principle of stepper conveyor through the analysis of the principles put forward four implementations after the program determine the use of

5、 contrast drive crank rocker mechanism to achieve common after the motor decelerates then have to adopt mapping out of a rod length and checked the final selection of a motor and gear design and verification Keywords Conveyor Linkage Gear 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 III 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 19

6、7216396 或 11970985 IV 目目 錄錄 第 1 章 緒 論 1 1 1引言 1 1 2 研究目的及意義 1 1 3 國內(nèi)外研究狀況 1 1 4 輸送機(jī)的發(fā)展趨勢 2 第 2 章 步進(jìn)式工件輸送機(jī)總體設(shè)計(jì) 3 2 1 設(shè)計(jì)要求 3 2 2 方案設(shè)計(jì)與選擇 3 2 2 1 原理分析 3 2 2 2 方案設(shè)計(jì) 4 2 2 3 方案選定 4 第 3 章 連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 5 3 1 桿件尺寸設(shè)計(jì) 5 3 1 1 搖桿的擺角初選 5 3 1 2 鉸點(diǎn)位置和曲柄長度的設(shè)計(jì) 5 3 1 3 曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 5 3 1 4 校核最小傳動角 6 3 2 運(yùn)動和動力分析 6 3 2 1 運(yùn)動分析

7、6 3 2 2 動態(tài)靜力分析 9 3 3 桿件形狀設(shè)計(jì) 13 3 3 1 桿件的類型 13 3 3 2 鋼材和截面的選擇 13 3 3 3 穩(wěn)定性的校核 14 3 4 桿件間的聯(lián)結(jié)設(shè)計(jì) 14 3 4 1 剪切強(qiáng)度計(jì)算 14 3 4 2 擠壓強(qiáng)度計(jì)算 15 第 4 章 電動機(jī)及聯(lián)軸器的選用 16 4 1 選擇電動機(jī)類型 16 4 1 1 選擇電動機(jī)容量 16 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 V 4 1 2 確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 17 4 2 電動機(jī)型號的選擇 17 4 3 聯(lián)軸器的選用 17 4 3 1 剛性聯(lián)軸器 18 4 3 2 撓性聯(lián)軸器 18 第 5

8、 章 減速機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 20 5 1 總傳動比 20 5 2 分配傳動比 20 5 3 運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算 20 5 3 1 各軸的轉(zhuǎn)速 20 5 3 2 各軸的輸入功率 20 5 3 3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 21 5 3 4 整理列表 21 5 4 高速級齒輪的設(shè)計(jì) 21 5 4 1 選精度等級 材料和齒數(shù) 21 5 4 2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 21 5 4 3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 23 5 4 4 幾何尺寸計(jì)算 24 5 5 低速級齒輪 25 5 6 開式齒輪 25 5 7 軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 26 5 7 1 高速軸的軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 26 5 7 2 中間軸的軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 29 5 7 3 低速軸

9、的軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 31 5 8 減速器箱體的設(shè)計(jì) 33 5 9 潤滑與密封 34 5 9 1 潤滑方式的選擇 34 5 9 2 密封方式的選擇 34 5 9 3 潤滑油的選擇 34 總 結(jié) 35 參考文獻(xiàn) 36 致 謝 37 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 1 第第 1 章章 緒緒 論論 1 1 引言引言 隨著科學(xué)技術(shù)的進(jìn)步 我國傳送裝置制造行業(yè)有了長足的進(jìn)步 傳送裝置的成套性 自動化程 度 定位精度和整體質(zhì)量都明顯提高 其應(yīng)用范圍正逐步擴(kuò)大 輸送機(jī)是在一定線路上連續(xù)輸送物 料的物料搬運(yùn)機(jī)械 又稱連續(xù)輸送機(jī) 它可進(jìn)行水平 傾斜和垂直輸送 也可組成空間輸

10、送線路 輸送線路一般是固定的 輸送機(jī)輸送能力達(dá) 運(yùn)距長 還可在輸送過程中同時(shí)完成若干工藝操作 所以應(yīng)用十分廣泛 工件步進(jìn)輸送機(jī)用于間歇地輸送工件 到達(dá)預(yù)定位置 工件步進(jìn)輸送機(jī)一般來說應(yīng)具有電動機(jī) 聯(lián)軸器 減速器 工作機(jī)構(gòu) 滑架 推爪 輥道和機(jī) 架等部分 其中減速器是工件步進(jìn)輸送機(jī)最關(guān)鍵的傳動裝置之一 它在傳送工件的過程中不僅擔(dān)負(fù) 著減速及增加轉(zhuǎn)矩的功能 同時(shí)也降低了負(fù)載的慣量 是步進(jìn)式輸送機(jī)的核心部件之一 1 2 研究目的及意義研究目的及意義 輸送機(jī)是可以在固定線路上連續(xù)輸送物料的機(jī)械 一般情況下它的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單 工作效率 高 造價(jià)低 有的甚至可以在輸送工件的同時(shí)對工件進(jìn)行一系列工藝操作 因

11、此工件輸送機(jī)在各行 各業(yè)中都被廣泛的應(yīng)用著 而我設(shè)計(jì)的這款步進(jìn)式工件輸送機(jī)與傳統(tǒng)的工件輸送機(jī)最大的不同就是它并非一直處于連續(xù)不 斷的輸送狀態(tài) 而是將工件輸送一段距離之后停下來 等待幾秒之后在繼續(xù)將工件往前輸送 他的 意義在于那停頓的幾秒可以對工件進(jìn)行加工或是包裝之類的處理 使其達(dá)到流水線生產(chǎn) 自動化生 產(chǎn)的目的 提高了生產(chǎn)效率 在如今這個(gè)效益至上的時(shí)代 實(shí)現(xiàn)在流水線生產(chǎn)或自動化生產(chǎn)上實(shí)現(xiàn)進(jìn)料出料自動化 大大提 高了生產(chǎn)效率 減少人工成本 實(shí)現(xiàn)高效生產(chǎn) 所以我設(shè)計(jì)的工件輸送機(jī)是典型的理論與實(shí)踐結(jié)合 的應(yīng)用 1 3 國內(nèi)外研究狀況國內(nèi)外研究狀況 步進(jìn)式工件輸送機(jī)在國外的發(fā)展已十分成熟 尤其是在一些

12、發(fā)達(dá)國家如美國 德國 日本 英 國 俄羅斯等 這些國家已實(shí)現(xiàn) 高負(fù)載輸送 高速度輸送 高傾角輸送的技術(shù) 此外還有一些新 型的輸送機(jī) 可實(shí)現(xiàn)檢測篩選功能 空間轉(zhuǎn)彎輸送 有的甚至結(jié)合機(jī)械手在輸送的同時(shí) 但無外乎 兩個(gè)方面 一是功能多元化 另一方面則是加強(qiáng)其輸送能力 這兩方面也是工件輸送機(jī)的主要研究 方向 在我國 工件輸送機(jī)的研發(fā)和使用與發(fā)達(dá)國家差距并不大 我國自主研發(fā)的生產(chǎn)制造的輸送機(jī) 的類型較多 最近幾年 在國家一個(gè)專門針對輸送機(jī)的項(xiàng)目 國家一條龍 日產(chǎn)萬噸綜采設(shè) 備 的指導(dǎo)和扶持下 我國輸送機(jī)技術(shù)飛速發(fā)展 其中也出現(xiàn)了一些新型輸送機(jī) 由 PLC 控制的 自動輸送機(jī) 有液壓驅(qū)動調(diào)速的輸送機(jī) 1

13、出了在增強(qiáng)輸送機(jī)能力方面 理他一些方面也是輸送機(jī)研究的方向 例如低能耗 低噪聲 專 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 2 門用來輸送易燃易爆物品的輸送機(jī)還有在特定環(huán)境中工作的輸送機(jī) 如高溫環(huán)境 有毒環(huán)境 粉塵 環(huán)境等 1 4 輸送機(jī)的發(fā)展趨勢輸送機(jī)的發(fā)展趨勢 1 繼續(xù)向大型化發(fā)展 大型化包括大輸送能力 大單機(jī)長度和大輸送傾角等幾個(gè)方面 水 力輸送裝置的長度已達(dá) 440 公里以上 帶式輸送機(jī)的單機(jī)長度已近 15 公里 并已出現(xiàn)由若干臺組 成聯(lián)系甲乙兩地的 帶式輸送道 不少國家正在探索長距離 大運(yùn)量連續(xù)輸送物料的更完善的輸送 機(jī)結(jié)構(gòu) 2 擴(kuò)大輸送機(jī)的使用范

14、圍 發(fā)展能在高溫 低溫條件下 有腐蝕性 放射性 易燃性物 質(zhì)的環(huán)境中工作的 以及能輸送熾熱 易爆 易結(jié)團(tuán) 粘性的物料的輸送機(jī) 3 使輸送機(jī)的構(gòu)造滿足物料搬運(yùn)系統(tǒng)自動化控制對單機(jī)提出的要求 如郵局 所用的自動 分揀包裹的小車式輸送機(jī)應(yīng)能滿足分揀動作的要求等 4 降低能量消耗以節(jié)約能源 已成為輸送技術(shù)領(lǐng)域內(nèi)科研工作的一個(gè)重要方面 已將 1 噸 物料輸送 1 公里所消耗的能量作為輸送機(jī)選型的重要指標(biāo)之一 5 減少各種輸送機(jī)在作業(yè)時(shí)所產(chǎn)生的粉塵 噪聲和排放的廢氣 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 3 第第 2 章章 步進(jìn)式工件輸送機(jī)總體設(shè)計(jì)步進(jìn)式工件輸送機(jī)總體

15、設(shè)計(jì) 2 1 設(shè)計(jì)要求設(shè)計(jì)要求 輸送機(jī)工作阻力 4000N r F 步長 S 300mm 每分鐘往返次數(shù) N 30 次 行程速比系數(shù) K 1 4 高度 H 800mm 滑架寬度為 250mm 阻力 Fr 為常數(shù) 載荷有中等沖擊 每天二班制工作 使用折舊期為 5 年 工作機(jī)構(gòu)效率為 0 95 三相交流電源 工作環(huán)境室內(nèi) 用于小批量生產(chǎn) 2 2 方案設(shè)計(jì)與選擇方案設(shè)計(jì)與選擇 2 2 1 原理分析原理分析 步進(jìn)輸送機(jī)是一種能間歇地輸送工件并使其間距始終保持穩(wěn)定步長的傳送機(jī)械 工件經(jīng)過隔斷 板從料輪滑落到輥道上 隔斷板做間歇往復(fù)直線運(yùn)動 工件按一定的時(shí)間間隔向下滑落 輸送滑架 作往復(fù)直線運(yùn)動 工作行程

16、時(shí) 滑架上位于最左側(cè)的推抓推動始點(diǎn)位置工件向前移動一個(gè)步長 當(dāng) 滑架返回時(shí) 始點(diǎn)位置又從料輪處接受了一個(gè)新工件 推爪下裝有壓力彈簧 推爪返回時(shí)得以從工 件底面滑過 工件保持不動 當(dāng)滑架再次向前推進(jìn)時(shí) 該推爪以復(fù)位并推動新工件前移 與此同時(shí) 該推爪前方的推爪也推動前工位的工件一起向前再移動一個(gè)步長 如此周而復(fù)始 實(shí)現(xiàn)工件的步進(jìn) 式傳輸 步進(jìn)式工件輸送機(jī)用于間歇的傳送工件 如圖 1 1 所示 電動機(jī)通過傳動裝置 工作機(jī)構(gòu)驅(qū)動 滑架往復(fù)移動 工作行程時(shí) 滑架上的推爪推動工件前移一個(gè)步長 當(dāng)滑架返回時(shí) 由于推爪與軸 間裝有扭簧 因此推爪從工件底面滑過 工件保持不動 當(dāng)滑架再次向前推進(jìn)是 推爪已復(fù)位 并

17、 推動新的工件前移 前方推爪也推動前一工位的工件前移 圖 1 1 工件步進(jìn)輸送機(jī) 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 4 2 2 2 方案設(shè)計(jì)方案設(shè)計(jì) 根據(jù)這些原理選定可通過如下四種方案實(shí)現(xiàn) 方案一 步進(jìn)電機(jī)作驅(qū)動元件 齒輪傳動做傳動系統(tǒng) 通過控制步進(jìn)電機(jī)的正反轉(zhuǎn)來實(shí)現(xiàn)推爪 的前進(jìn)與后退 方案二 步進(jìn)電機(jī)做驅(qū)動元件 帶輪傳動做傳動系統(tǒng) 通過控制步進(jìn)電機(jī)的正反轉(zhuǎn)來實(shí)現(xiàn)推爪 的前進(jìn)與后退 方案三 用液壓動力裝置與凸輪配合 實(shí)現(xiàn)推爪的左右往復(fù)運(yùn)動 方案四 用普通電機(jī)做驅(qū)動元件 減速機(jī)來控制速度和節(jié)奏 曲柄連桿機(jī)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)推爪的左右 往復(fù)運(yùn)動 2 2 3 方案選定

18、方案選定 通過查閱相關(guān)資料和計(jì)算 我最終選擇了方案四 電動機(jī)做驅(qū)動元件 由減速器控制速度和節(jié) 奏 用連桿機(jī)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)不同的步長 速度比和滑架的運(yùn)動軌跡 2 方案圖入下 在步進(jìn)輸送機(jī)工作時(shí) 電動機(jī)工作 通過聯(lián)軸器和軸 將動力傳遞到減速機(jī) 經(jīng)減速機(jī)變速后 以較慢的速度使連桿機(jī)構(gòu)工作 連桿機(jī)構(gòu)最后再驅(qū)使滑架作左右往復(fù)運(yùn)動 滑架上裝有推爪 推爪 將放在滑架上的工件往前推 每次往前進(jìn)一個(gè)步長 然后滑架返回 此時(shí)利用安裝在推爪和軸之間 的扭簧可以使推爪從工件下返回而不移動工件 而此時(shí) 前方的推爪也回到了原先的位置 它可以 再次推動工件往前移一個(gè)步長 這就是這臺步進(jìn)式工件輸送機(jī)的工作原理 經(jīng)過可行性調(diào)研 此方

19、案較合理 在設(shè)計(jì)過程中 減速器和連桿的設(shè)計(jì)是本設(shè)計(jì)的重點(diǎn) 運(yùn)用 機(jī)械原理和機(jī)械設(shè)計(jì)的相關(guān)內(nèi)容 設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容包括工作機(jī)構(gòu)和傳動系統(tǒng)的運(yùn)動分析 連桿機(jī)構(gòu) 的運(yùn)動和動力分析 減速器的設(shè)計(jì) 減速器零件的制造以及相關(guān)工藝流程 本課題的難點(diǎn)是連桿尺 寸的分析和動力運(yùn)動的分析 減速器的各軸和齒輪的計(jì)算設(shè)計(jì) 2 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 5 第第 3 章章 連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 3 1 桿件尺寸設(shè)計(jì)桿件尺寸設(shè)計(jì) 3 1 1 搖桿的擺角初選搖桿的擺角初選 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)所學(xué) 一般搖桿機(jī)構(gòu)的擺角為 40 50 左右 然后通過步進(jìn)式工件輸送機(jī)每次工 作的步長確定

20、搖桿長度 一般取 3 0 60 7 CDED LL 0 20 3 EFED LL 3 1 2 鉸點(diǎn)位置和曲柄長度的設(shè)計(jì)鉸點(diǎn)位置和曲柄長度的設(shè)計(jì) 通過之前的條件行程速比系數(shù)和要求傳動角大小可以計(jì)算出絞點(diǎn) A 曲柄和連桿的長度 再通 過行程速比系數(shù)計(jì)算出曲柄搖桿機(jī)構(gòu)在極位的各項(xiàng)參數(shù) 最后根據(jù)環(huán)境條件等設(shè)計(jì)出完整的曲柄搖 桿機(jī)構(gòu) 機(jī)構(gòu)運(yùn)動示意如圖 3 1 3 曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 根據(jù)公式 以及行程速比系數(shù) K 1 4 得到極位夾角 然后 1801 1KK 30 取一點(diǎn) D 以 D 為頂點(diǎn)作等腰三角形 兩腰分別為 DC1 DC2 并且 DC1 DC2 的長度等于 DC 設(shè) 作使 再作

21、 與 12 C DC 2 C N 21 9060C C N 2 C M 12 C C 2 C M 1 C N 的交點(diǎn) P 作 的外接圓 那么圓弧上任一點(diǎn) A 到和的連線所形成的夾角 21 PC C 12 C PC 1 C 2 C 都等于極位夾角 所以曲柄的軸心 A 應(yīng)在這個(gè)圓弧上 設(shè)曲柄的長度為 a 連桿的長 12 C AC 度為 b 那么 所以 a 2 于是以 A 為圓心 以為為半 1 AC ba 2 AC ba 1 AC 2 AC 2 AC 徑作圓弧交于點(diǎn) E 則得出 a 2 b 2 但設(shè)計(jì)時(shí)要注意 曲柄的軸心 A 不能選 1 AC 1 EC 1 AC 1 EC 在弧段上 否則機(jī)構(gòu)將不能連

22、續(xù)工作 根據(jù)上面公式算出這個(gè)四連桿機(jī)構(gòu)的桿長分別為 a 95 7mm b 295 7mm c 295 7mm d 259mm 圖 2 機(jī)構(gòu)的運(yùn)動示意圖 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 6 3 1 4 校核最小傳動角校核最小傳動角 在曲柄搖桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動的時(shí)候 傳動角的大小是在不斷變化的 但傳動角并非沒有要求 一般情 況下確保傳動角即可 而傳動力矩較大時(shí) 應(yīng)使傳動角 在一些受力相對較 min 40 min 50 小或是使用次數(shù)相對較少的環(huán)境中 允許連桿機(jī)構(gòu)的傳動角小一些 但是絕對不能發(fā)生自鎖 計(jì)算最小傳動角如下 式 1 222222 375380 390

23、125 22 375 380 arccosarccos40 5 bcd a bc 40 根據(jù)計(jì)算結(jié)果發(fā)現(xiàn)曲柄搖桿機(jī)構(gòu)中各個(gè)趕場滿足最小傳動角要求 因此可以定出該要求設(shè)計(jì)的 機(jī)構(gòu)的總體尺寸 即 95 7 AB Lamm 295 7 BC Lbmm 295 7 CD Lcmm 259 AD Ldmm 369 6 DE mLm 73 9 EF mLm 3 2 運(yùn)動和動力分析運(yùn)動和動力分析 3 2 1 運(yùn)動分析運(yùn)動分析 在理論力學(xué)中分析速度和加速度最常用到的方法是矢量圖法 運(yùn)用矢量圖法可以直觀的對速度 和加速度進(jìn)行分析求解 而矢量圖法的基本原理就是力的合成與分解 要用矢量圖法求解速度和加 速度首先要列

24、出矢量方程 然后再畫出速度分析圖和加速度分析圖 1 用矢量方程圖解法作平面連桿機(jī)構(gòu)的速度和加速度分析 首先先在連桿機(jī)構(gòu)上找一個(gè)速度和加速度都已知的點(diǎn) 用這個(gè)點(diǎn)作為已知量來再利用圖解法來 依次求解與該構(gòu)件相連的其他構(gòu)件上的點(diǎn)的速度和加速度 要分析連桿機(jī)構(gòu)的速度和加速度首先要畫出連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動簡圖 再根據(jù)圖解法來分析這個(gè)連 桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動情況 具體步驟如下 2 繪制機(jī)構(gòu)運(yùn)動簡圖 首先選取合適的比例尺畫出機(jī)構(gòu)的運(yùn)動簡圖 一般比例尺的大小為 m mm 然 LAB LAB 后根據(jù)相應(yīng)的比例畫出曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動簡圖 3 作速度分析 由用矢量方程圖解法作平面連桿機(jī)構(gòu)的速度分析可知 速度求解的步驟應(yīng)依次求出相

25、應(yīng)各點(diǎn)的 速度和桿件的角速度 6 圖 3 速度分析圖 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 7 1 求 B v 式 2 30 160 0 115 0 0575 BAB vLmrad sm s 方向 指向與的轉(zhuǎn)向一致 AB 1 2 求 B C 在連桿機(jī)構(gòu)中的同一桿件上 所以可以得到以下方程 C v C v B v CB v 方向 CD AB CB 大小 及方向已知 大小未知 用圖解法可以求出 的大小 C v CB v C v CB v 根據(jù)速度分析圖 將點(diǎn)看 P 作該連桿機(jī)構(gòu)速度多邊行的極點(diǎn) 并作代表 然后用速度 pb B v 比例尺算出 再分別以 B P

26、為垂足作垂 0 0575 200 0 000288 m s VBmm Vpb m s mmm smm 直于 BC CD 的直線 bc pc 代表 的方向線 兩線交于點(diǎn) C 并且由矢量 分別 CB v C v pc bc 代表和 最終求的 C v CB v C v 式 3 0 0575 200 210 0 060375 CV vpcm smmm smmm s 3 求 由圖可知點(diǎn) E 和點(diǎn) C 都在同一桿件上 所以點(diǎn) E 和點(diǎn) C 的角速度的是相同的 得 E v 到和的關(guān)系如下 E v C v 0 126 ECDC vLvm s 4 求 F v F v E v FE v 方向 FE 大小 式 4

27、于是有 式 5 0 000288 45 20 385 0 034 CBV CBCB Vbc LL rad srad s 式 6 0 000288 210 30 380 0 16 CDV CDCD Vpc LL rad srad s 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 8 式 7 0 000288 255 40 180 0 408 VEF EFEF pfV LL rad srad s 4 作加速度分析 算加速度的方法去算速度的方法相同 也是用圖解法來計(jì)算 先畫出加速度分析圖 然候在圖 上找一個(gè)速度和方向都已知的點(diǎn) 先依次求出 然后再求解 B a C a E

28、 a F a 2 3 4 1 求 因?yàn)榍鞯人倩剞D(zhuǎn) 所以沒有切向加速度 B a AB L 式 8 2222 30 160 0 115 0 0288 n BBAAB aaLm sm s 方向 B A 2 求 由圖上分析得到點(diǎn) C 與點(diǎn) B 點(diǎn) D 的相對運(yùn)動關(guān)系 C a C a n CD a t CD a B a n CB a t CB a 方向 C D CD B A C B CB 大小 2 3CD l 2 2CB l 式中和的方向都已知但是大小未知 根據(jù)圖解法求出大小 t CD a t CB a 圖 4 加速度分析圖 根據(jù)加速度分析圖 將點(diǎn)看作是連桿機(jī)構(gòu)加速度多邊形的極點(diǎn) 并作代表 根據(jù)加

29、p p b B a 速度比例尺算出 再根據(jù)相信 a 2 22 0 0288 200 0 000144 m s aBmm ap b m smmm smm 的比例畫出 其中代表 其大小為 p c p c C a 式 9 222 0 000144 1250 018 Ca ap cm sm smmmmm s 3 求 由于點(diǎn) E 點(diǎn) C 在連桿機(jī)構(gòu)的統(tǒng)一桿件上 因此可以得到 E a DE L 式 10 22 550 380 0 018 0 026 DE CD L ECL aam sm s 4 求 根據(jù)點(diǎn) E 和點(diǎn) F 在連桿機(jī)構(gòu)中的相對運(yùn)動關(guān)系列出下式 F a F a E a n FE a t FE a

30、 方向 F E FE 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 9 大小 水平向右 2 4EF l 由上式可發(fā)現(xiàn)式中的方向和的大小未知 用作圖法求解 F a t FE a 式 11 222 0 000144 1280 01843 Fa ap f m sm smmmmm s 5 求 由連桿機(jī)構(gòu)桿件的加速度和長度計(jì)算出角加速度 2 3 4 逆時(shí)針 式 12 2 2 234 0 000144 20 385 0 0875 t CBa CBCB an c LL rad s 順時(shí)針 式 13 3 2 110 0 000144 30 380 0 0417 t CDa CDC

31、D an c LL rad s 順時(shí)針 式 14 4 2 263 0 000144 40 180 0 2104 t aEF EFFE n ca LL rad s 3 2 2 動態(tài)靜力分析動態(tài)靜力分析 1 對機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動分析 根據(jù)對連桿機(jī)構(gòu)計(jì)算選出的長度比例尺 速度比例尺 加速度比例尺畫出機(jī)構(gòu)簡圖 I v a 和速度多邊形 2 確定各構(gòu)件的慣性力和慣性力偶矩 一般情況下 設(shè)計(jì)一臺新機(jī)器最重要的是確定機(jī)器中每個(gè)小零件的尺寸 而在確定小零件尺寸 首先要對各個(gè)進(jìn)行受力靜力分析 轉(zhuǎn)動慣量計(jì)算和強(qiáng)度校核 最后才能確定各部件的大小尺寸 a 計(jì)算各桿的質(zhì)量及轉(zhuǎn)動慣量 因?yàn)椴竭M(jìn)式工件輸送機(jī)中大多數(shù)桿件都承受拉力

32、或壓力 所以對材料的力學(xué)性能要求較高 因 此我首選 45 號鋼作為設(shè)計(jì)的材料 通過查詢鋼材密度表得到 45 號鋼的密度為 33 7 8 10 kg m 根據(jù)質(zhì)量 2 4 d mlkg 轉(zhuǎn)動慣量 22 1 12 Jml kg m 計(jì)算結(jié)果見表 1 表 1 桿件質(zhì)量特性表 桿件長度 mm直徑 mm質(zhì)量 kg 轉(zhuǎn)動慣量 kg 2 m AB L1151007 045 3 7 76 10 BC L385505 896 3 72 82 10 DE L5508021 564 3 543 59 10 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 10 EF L180807 057

33、 3 19 05 10 根據(jù)機(jī)構(gòu)示意圖發(fā)現(xiàn)在連桿機(jī)構(gòu)中 各桿件除了 BC 桿外 其余各桿的慣性力都在機(jī)架上 所 以可以忽略不計(jì) BC 桿的慣性力及慣性力偶矩為 式 2 2 5 8960 000144 1150 0976 BCBCBCaBC Pmamp skgm smmmmN 15 式 33 234 0 000144 222220 385 72 82 106 373 10 t BCSSCBBCSaBC MJJaLJn cLN m 16 把慣性力和慣性力偶合并成一個(gè)總慣性力 但合成后的總慣性力與質(zhì)心并不在 BC P BC M BC P 一個(gè)點(diǎn)上 與質(zhì)心的距離 BC P BC h 3 6 373 1

34、0 0 0976 0 065365 3 BCBCBC hMPmmm 式 17 3 機(jī)構(gòu)的動態(tài)靜力分析 在進(jìn)行動態(tài)靜力分析時(shí)一般先將慣性力作為外力來分析 然后逐個(gè)分析桿件的受力情況 分析桿件 EF 的受力情況 圖 5 桿 EF 受力分析 由于整個(gè)桿件受力平衡 因此可以得到 列出方程 0F 343445454 0 nn Gr RRFFRR 方向 EF EF EF EF 大小 上式中未知量有 其中可以先求出的是和 34 n R 34 R 54 n R 54 R 34 R 54 R F 點(diǎn)取力矩 0 F M 式 18 4434 G hRh 34 3060180NmmRmm 34 10RN 附贈有 CA

35、D 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 11 E 點(diǎn)取力矩 式 19 0 E M 5454 30605000122NmmRhNmm 54 3378RN 根據(jù)上面求出的和畫出桿件 BC 的受力情況 34 R 54 R 圖 6 桿 BC 力的分析 從圖上測量得到 54 3600RN 34 2880RN b 對桿件 ED 和 CB 進(jìn)行受力分析 圖 7 桿 2 3 的受力分析 4335353221212 0 nn I RGRRGPRR 方向 DE DE BC BC 大小 在方程中 都是未知量 其中可以直接求出的是和 再根 3 G 53 n R 12 R 12 n R 53 R

36、 12 R 據(jù)這兩個(gè)量來求得其他兩個(gè)量 B 點(diǎn)力矩 0 B M 式 20 434353532222GII R hRhG hP h 53 10342192220284781680 266223NmmRmmNmmNmmNmm 53 411RN E 點(diǎn)力矩 0 E M 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 12 式 21 12125353222233IIGG RhRhP hG hG h 12 4274115500 2662207821022092RmmNmmNmmNmmNmm 12 443RN 其負(fù)號說明的方向與原來假設(shè)方向相反 12 R 然后根據(jù)上面計(jì)算出的和

37、畫出力的矢量合成圖 53 R 12 R 圖 8 力的矢量合成圖 從圖上測量得到 53 658RN 12 1072RN c 根據(jù)上述求出的值再分析桿件 CB 的受力情況 設(shè)點(diǎn) M 為 CB 桿的中點(diǎn) 對點(diǎn) M 取矩 0 G M 式 22 32122EGBGI RhR hP h 3232 435RNR 圖 9 對桿件 CB 的受力分析 在畫出桿件 CB 的力矢量圖 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 13 圖 10 連桿 CB 的力矢量圖 從上圖測量得到 32 1408RN d 計(jì)算連桿機(jī)構(gòu)的平衡力 對桿件 1 進(jìn)行受力分析 圖 11 連桿 1 的機(jī)構(gòu)的平衡

38、圖 取 式 23 0 A M 21 2111Gp AB R hG hF l 1072806050115 P NmmNmmFmm 710 P FN 3 3 桿件形狀設(shè)計(jì)桿件形狀設(shè)計(jì) 在前面我已經(jīng)把連桿機(jī)構(gòu)中所有桿件的受力情況都分析好了 然后要根據(jù)受力情況和工作環(huán)境 來算出桿件的截面 3 3 1 桿件的類型桿件的類型 曲柄搖桿機(jī)構(gòu)在步進(jìn)式工件輸送機(jī)中每個(gè)桿件都只收到拉力或壓力 因此曲柄搖桿機(jī)構(gòu)中的桿 件都屬于拉壓桿 3 3 2 鋼材和截面的選擇鋼材和截面的選擇 1 拉壓桿在手里是主要受到軸向力的作用 因此相對的力學(xué)性能要求較高 通過對比鋼材的 力學(xué)性能 最后確定的材料為 45 號鋼 45 號鋼的各

39、項(xiàng)力學(xué)性能如下 45 號鋼力學(xué)性能 BMPa SMPa 5 3 kg mEGPa 45 號鋼600350167800206 2 選擇截面尺寸 在之前我已經(jīng)計(jì)算出了曲柄搖桿機(jī)構(gòu)中各個(gè)桿件受到的力 根據(jù)理論力學(xué)和材料力學(xué)所學(xué)即可 求出桿件的最小橫截面積 計(jì)算公式如下 式 24 max N A 許用應(yīng)力 S 安全系數(shù) S 必須大于 1 取 1 3 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 14 為極限屈服系數(shù) 查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊得到 45 號鋼的極限屈服系數(shù)為 350MPa 350 1 3 269 MPa S MPa 為方便計(jì)算 先假設(shè)連桿 CB 的截面是圓形的 直徑

40、為 式 25 41072 4 2 3 14 269 2 2 N dmm 從制造方面和結(jié)構(gòu)穩(wěn)定等因素考慮 基于制造困難和穩(wěn)定性的考慮取為初選參數(shù) 2 d 3 3 3 穩(wěn)定性的校核穩(wěn)定性的校核 在曲柄連桿機(jī)構(gòu)中 作用在桿件上的力過大時(shí) 桿件可能會出現(xiàn)失穩(wěn)的現(xiàn)象 失穩(wěn)的具體表現(xiàn) 就是桿件發(fā)生變形彎曲 一旦發(fā)生失穩(wěn)現(xiàn)象 輸送機(jī)將發(fā)生重大的工作誤差 甚至癱瘓 因此機(jī)器 工作時(shí) 必須要避免失穩(wěn)的發(fā)生 下面就來計(jì)算桿件的穩(wěn)定性 圖 12 軸銷受力示意圖 1 臨界載荷的計(jì)算 曲柄搖桿機(jī)構(gòu)中的桿件可以看作是鉸支壓桿 在之前的理論力學(xué)和材料力學(xué)中學(xué)過鉸支壓桿臨 界載荷的計(jì)算 式 32 2434334 222 20

41、6 1050 64 6464 375 4428 EdEd cr ll PKN 2 穩(wěn)定性校核 查表得到 45 號鋼的屈服應(yīng)力 再算出桿件所能承受的最大軸向壓應(yīng)力 350 s MPa 式 33 2 2 50350 44 6860 S d S PKN 鉸支壓桿在受到軸向壓力而不失穩(wěn)的條件是受到的最大軸向壓應(yīng)力 P 不能大于 Pst 計(jì)算公式 如下 式 34 cr st P stn PP 代表穩(wěn)定安全系數(shù) 代表穩(wěn)定許用壓力 st n st P 步進(jìn)式工件輸送機(jī)在工作時(shí) 桿件受到的沖擊屬于中等沖擊 因此取 4 st n 式 35 4428 4 14501107 KN PNKN 根據(jù)上述計(jì)算 桿件的最大

42、承受壓力已經(jīng)確定 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 15 3 4 桿件間的聯(lián)結(jié)桿件間的聯(lián)結(jié)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì) 在一般情況下 兩根桿件相連一般采用銷軸連接 螺栓連接等方式 在步進(jìn)式工件輸送機(jī)的設(shè) 計(jì)中 我同樣采用銷軸連接的方式來用作曲柄搖桿機(jī)構(gòu)中的各拉壓桿之間的連接 3 4 1 剪切強(qiáng)度計(jì)算剪切強(qiáng)度計(jì)算 銷軸連接受力情況如下圖所示 從圖中可以發(fā)現(xiàn)銷軸在連接處主要受到的力是剪切力 理論力 學(xué)和材料力學(xué)中剪切力的計(jì)算通常是將剪切力看作是均勻分布的 在銷軸的剪切面上的作用的剪應(yīng) 力不允許超過許用剪應(yīng)力 即 式 26 Q A QP 4 4 P d 許用剪切應(yīng)力的計(jì)算如下

43、式 27 400 4 100 MPa S MPa 式 28 2 2 50100 44 1962 d MPa PKN 3 4 2 擠壓強(qiáng)度計(jì)算擠壓強(qiáng)度計(jì)算 當(dāng)銷軸用于桿件之間的連接時(shí) 銷軸受到兩個(gè)桿件同誰對他反向且不在同一直線上的拉力 對 這個(gè)拉力分析可發(fā)現(xiàn)這個(gè)拉力實(shí)際是作用在銷軸表面的擠壓應(yīng)力 這個(gè)擠壓應(yīng)力過大時(shí)會是銷軸發(fā) 生形變 甚至斷裂 因此這個(gè)銷軸受到的擠壓應(yīng)力不得超過銷軸所能承受的最大擠壓應(yīng)力 一般情 況下 銷軸受到的最大擠壓應(yīng)力在銷軸表面的中間部分 擠壓應(yīng)力為 銷軸 孔的直徑為 bs bs F d 耳片的厚度為 t 最大擠壓應(yīng)力與所受擠壓應(yīng)力 銷軸 孔的直徑 d 及耳片厚度 t 的

44、bs bs F 關(guān)系如下式 式 29 b F bsTd Td 表示銷軸表面與孔接觸部分的徑向投影 當(dāng)最大擠壓應(yīng)力超過銷軸的許用壓應(yīng)力時(shí) 銷軸就會被破壞 因此為了防止銷軸被 bs bs 破壞 必須要求 式 30 bsbs 的值由銷軸的極限壓應(yīng)力和安全系數(shù)相除得到 bs 桿件連接處的許用載荷 式 31 40 30 300 360 bs PtdKN 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 16 第第 4 章章 電動機(jī)及聯(lián)軸器的選用電動機(jī)及聯(lián)軸器的選用 4 1 選擇電動機(jī)類型選擇電動機(jī)類型 電動機(jī)的類型根據(jù)動力源和工作要求選用 Y 系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動

45、機(jī) 電壓 380V 4 1 1 選擇電動機(jī)容量選擇電動機(jī)容量 送料機(jī)在工作時(shí)的阻力為 4000N 對送料機(jī)構(gòu)進(jìn)行受力分析如下圖 圖 4 有如下方程成了 mm7 59F M cos41F cos48F mm 6 952F 7 8mm33F 4000N F 21 1232 2343 34 計(jì)算得 m 15N8 M 根據(jù)設(shè)計(jì)要求送料機(jī)每分鐘往返次數(shù) N 30 次 則曲柄盤轉(zhuǎn)速 n 30r min 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 17 平面連桿送料機(jī)構(gòu)工作所需功率 kW56 2kW 9550 nM w P 電動機(jī)所需工作功率 kW 為 d P w d P P

46、 傳動裝置的總效率為 2 3 3 21 按 機(jī)械課程設(shè)計(jì)手冊 表 2 5 確定各部分效率為 聯(lián)軸器效率 滾動軸承效率 一 99 0 1 對 共五對 閉式齒輪傳動效率 開式齒輪傳動效率代入得 99 0 2 98 0 3 97 0 4 87 0 97 0 98 0 99 0 99 0 252 所需電動機(jī)功率為 kWkW p p w d 94 2 87 0 56 2 電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速根據(jù)生產(chǎn)機(jī)械的要求而選定 因載荷平穩(wěn) 電動機(jī)額定功率略大于即可 ed P 本設(shè)計(jì)所采用的電動機(jī)的總功率為 2 94kW 由 機(jī)械課程設(shè)計(jì)手冊 表 6 163 Y 系列電動機(jī) 技術(shù)數(shù)據(jù) 選電動機(jī)的額定功率為 3 0kW ed

47、 P 4 1 2 確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 送料機(jī)構(gòu)曲柄盤工作轉(zhuǎn)速 n 30r min 通常 二級圓柱齒輪減速器為 故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 60 8 i min 1800 240min 2060 8 rrnind 故可選同步轉(zhuǎn)速為 1000r min 4 2 電動機(jī)型號的選擇電動機(jī)型號的選擇 一般而言 選用高速電動機(jī) 電動機(jī)重量較小 價(jià)格便宜 但是總的傳動比較大 總體尺寸價(jià) 格不一定低 但是選用低速電動機(jī) 電動機(jī)的重量較大 價(jià)格偏高 但是總的傳動比小 總體尺寸 價(jià)格卻不一定高 利弊權(quán)衡 從體積 價(jià)格以及總的傳動比等考慮 本設(shè)計(jì)決定采用 Y132S 8 型電 動機(jī) 該型電機(jī)性能良好 可以滿

48、足要求 查 運(yùn)輸機(jī)械設(shè)計(jì)選用手冊 它的主要性能參數(shù)如下表 表 1 Y132S 8 型電動機(jī)主要性能參數(shù) 滿載 電動機(jī)型號 額定功率 kw轉(zhuǎn)速 r min電流 A效率 功率因數(shù) cos Y132S 6310007 2830 76 起動電流 額定電流 起動轉(zhuǎn)矩 額定 轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn) 矩 重量 kg 6 52 02 263 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 18 4 3 聯(lián)軸器聯(lián)軸器的選用的選用 本次傳動裝置的設(shè)計(jì)中 采用了聯(lián)軸器 這里對其做簡單介紹 聯(lián)軸器是機(jī)械傳動中常用的部 件 它用來把兩軸聯(lián)接在一起 機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)兩軸不能分離 只有在機(jī)器停車并將聯(lián)

49、接拆開后 兩軸 才能分離 聯(lián)軸器所聯(lián)接的兩軸 由于制造及安裝誤差 承載后的變形以及溫度變化的影響等 往往不能 保證嚴(yán)格的對中 而是存在著某種程度的相對位移 這就要求設(shè)計(jì)聯(lián)軸器時(shí) 要從結(jié)構(gòu)上采取各種 不同的措施 使之具有適應(yīng)一定范圍的相對位移的性能 根據(jù)對各種相對位移有無補(bǔ)償能力 即能否在發(fā)生相對位移條件下保持聯(lián)接的功能 聯(lián)軸器 可分為剛性聯(lián)軸器 無補(bǔ)償能力 和撓性聯(lián)軸器 有補(bǔ)償能力 兩大類 撓性聯(lián)軸器又可按是否具 有彈性元件分為無彈性元件的撓性聯(lián)軸器和有彈性元件的撓性聯(lián)軸器兩個(gè)類別 4 3 1 剛性聯(lián)軸器剛性聯(lián)軸器 這類聯(lián)軸器有套筒式 夾殼式和凸緣式等 凸緣聯(lián)軸器是把兩個(gè)帶有凸緣的半聯(lián)軸器聯(lián)成

50、一體 以傳遞運(yùn)動和轉(zhuǎn)矩 凸緣聯(lián)軸器的材料可用灰鑄鐵或碳鋼 重載時(shí)或圓周速度大于 30m s 時(shí)應(yīng)用鑄 鋼或碳鋼 由于凸緣聯(lián)軸器屬于剛性聯(lián)軸器 對所聯(lián)兩軸的相對位移缺乏補(bǔ)償能力 故對兩軸對中 性的要求很高 當(dāng)兩軸有相對位移存在時(shí) 就會在機(jī)件內(nèi)引起附加載荷 使工作情況惡化 這是它 的主要缺點(diǎn) 但由于構(gòu)造簡單 成本低 可傳遞較大轉(zhuǎn)矩 故當(dāng)轉(zhuǎn)速低 無沖擊 軸的剛性大 對 中性較好時(shí)亦常采用 4 3 2 撓性聯(lián)軸器撓性聯(lián)軸器 這類聯(lián)軸器因具有撓性 故可補(bǔ)償兩軸的相對位移 但因無彈性元件 故不能緩沖減振 常用 的有以下幾種 1 無彈性元件的撓性聯(lián)軸器 1 十字滑塊聯(lián)軸器 十字滑塊聯(lián)軸器由兩國在端面上開有凹

51、槽的半聯(lián)軸器和一個(gè)兩面帶有凸牙的中間盤所組成 因 凸牙可在凹槽中滑動 故可補(bǔ)償安裝及運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)兩軸間的相對位移 這種聯(lián)軸器零件的材料可用 45 鋼 工作表面須進(jìn)行熱處理 以提高其硬度 要求較低時(shí)也可 用 Q275 鋼 不進(jìn)行熱處理 為了減少摩擦及磨損 使用時(shí)應(yīng)從中間盤的油孔中注油進(jìn)行潤滑 因?yàn)榘肼?lián)軸器與中間盤組成移動副 不能發(fā)生相對轉(zhuǎn)動 故主動軸與從動軸的角速度應(yīng)相等 但在兩軸間有相對位移的情況下工作時(shí) 中間盤就會產(chǎn)生很大的離心力 從而增大動載荷及磨損 因此選用時(shí)應(yīng)注意其工作轉(zhuǎn)速不得大于規(guī)定值 這種聯(lián)軸器一般用于轉(zhuǎn)速 軸的剛度較大 且無劇烈沖擊處 效率 250 minnr 這里為摩擦系數(shù) 一般取為

52、 0 12 0 25 為兩軸間徑向位移量 單位為 1 3 5 y f d fy 為軸徑 單位為 mmdmm 2 滑塊聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器與十字滑塊聯(lián)軸器相似 只是兩邊半聯(lián)軸器上的溝槽很寬 并把原來的中間盤改為 兩面不帶凸牙的方形滑塊 且通常用夾布膠木制成 由于中間滑塊的質(zhì)量減小 又具有較高的極限 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 19 轉(zhuǎn)速 中間滑塊也可用尼龍 6 制成 并在配制時(shí)加入少量的石墨或二硫化鉬 以便在使用時(shí)可以自 行潤滑 這種聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單 尺寸緊湊 適用于小功率 高轉(zhuǎn)速而無劇烈沖擊處 3 十字軸式萬向聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器可以允許兩軸間有較大的

53、夾角 夾角最大可達(dá) 而且在機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí) 00 35 45 夾角發(fā)生改變?nèi)钥烧鲃?但當(dāng)過大時(shí) 傳動效率會顯著降低 這種聯(lián)軸器的缺點(diǎn)是 當(dāng)主動 軸角速度為常數(shù)時(shí) 從動軸的角速度并不是常數(shù) 而是在一定范圍內(nèi)變化 因而在傳動中將產(chǎn)生附 加動載荷 為了改善這種情況 常將十字軸式萬向聯(lián)軸器成隊(duì)使用 這種聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)緊湊 維護(hù)方便 廣泛應(yīng)用于汽車 多頭鉆床等機(jī)器的傳動系統(tǒng)中 小型十字 軸式萬向聯(lián)軸器已標(biāo)準(zhǔn)化 設(shè)計(jì)時(shí)可按標(biāo)準(zhǔn)選用 4 齒式聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器能傳遞很大的轉(zhuǎn)矩 并允許有較大的偏移量 安裝精度要求不高 但質(zhì)量較大 成 本較高 在重型機(jī)械中廣泛使用 5 滾子鏈聯(lián)軸器 滾子鏈聯(lián)軸器的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單 尺寸

54、緊湊 質(zhì)量小 裝拆方便 維修容易 價(jià)廉并具有一定 的補(bǔ)償性能和緩沖性能 但因鏈條的套筒與其相配件間存在間隙 不宜用于逆向傳動 起動頻繁或 立軸傳動 同時(shí)由于受離心力影響也不宜用于高速傳動 2 有彈性元件的撓性聯(lián)軸器 這類聯(lián)軸器因裝有彈性元件 不僅可以補(bǔ)償兩軸間的相對位移 而且具有緩沖減振的能力 彈 性元件所能儲存的能量愈多 則聯(lián)軸器的緩沖能力愈強(qiáng) 彈性元件的彈性滯后性能與彈性變形時(shí)零 件間的摩擦功愈大 則聯(lián)軸器的減振能力愈好 彈性套柱銷聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器的構(gòu)造與凸緣聯(lián)軸器相似 只是套有彈性套的柱銷代替了聯(lián)接螺栓 因?yàn)橥ㄟ^蛹狀 的彈性套傳遞轉(zhuǎn)矩 故可緩沖減振 這種聯(lián)軸器制造容易 裝拆方便 成本較

55、低 但彈性套易磨損 壽命較短 他適用于聯(lián)接載荷平穩(wěn) 需正反轉(zhuǎn)或起動頻繁的傳遞中小轉(zhuǎn)矩的軸 2 彈性柱銷聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器與彈性套柱銷聯(lián)軸器很相似 但傳遞轉(zhuǎn)矩的能力很大 結(jié)構(gòu)更為簡單 安裝 制造 方便 耐久性好 也有一定的緩沖和吸振能力 允許被聯(lián)接兩軸有一定的軸向位移以及少量的徑向 位移和角位移 適用于軸向竄動較大 正反轉(zhuǎn)變化較多和起動頻繁的場合 3 梅花形彈性聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器的半聯(lián)軸器與軸的配合孔可作成圓柱形或圓錐形 裝配聯(lián)軸器時(shí)將梅花形彈性件的 花瓣部分夾緊在兩半聯(lián)軸器端面凸齒交錯(cuò)插進(jìn)所形成的齒側(cè)空間 以便在聯(lián)軸器工作時(shí)起到緩沖減 振的作用 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 1972163

56、96 或 11970985 20 第第 5 章章 減速機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)減速機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 5 1 總傳動比總傳動比 已知送料機(jī)構(gòu)曲柄盤工作轉(zhuǎn)速 n 30r min 所選用電動機(jī)工作轉(zhuǎn)速為 1440r min 則電機(jī)與曲柄 之間的總傳動比為 32 30 960 n n w m i 5 2 分配傳動比分配傳動比 為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào) 結(jié)構(gòu)勻稱 不發(fā)生干涉現(xiàn)象 選開式齒輪傳動比 5 2 3 i 則減速器的傳動比為 8 12 5 2 32 3 i i i減 考慮兩級齒輪潤滑問題 兩級大齒輪應(yīng)該有相近的浸油深度 則兩級齒輪的高速級與低速級傳 動比的值取為 1 3 取 21 3 1 ii 則 4 8 123 13

57、1 1 ii 2 3 4 8 12 1 2 i i i 減 5 3 運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算 5 3 1 各軸的轉(zhuǎn)速各軸的轉(zhuǎn)速 1 軸 min 960 1 rnn m 2 軸 min 240 4 960 1 1 2 r i n n 3 軸 min 75 2 3 240 2 2 3 r i n n 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 21 曲柄軸 min 30 5 2 75 3 3 r i n nw 5 3 2 各軸的輸入功率各軸的輸入功率 1 軸 kwPP97 2 99 0 3 101 2 軸 kwPP881 2 98 099 0 97 2

58、3212 3 軸 kwPP796 2 98 0 99 0881 2 3223 曲柄軸 kwPP685 2 97 0 99 0 796 2 4234 5 3 3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 1 軸 mN n P T 55 29 960 97 2 95509550 1 1 1 2 軸 mN n P T 64 114 240 881 2 95509550 2 2 2 3 軸 mN n P T 02 356 75 796 2 95509550 3 3 3 曲柄軸 mN n P T 73 854 30 685 2 95509550 4 4 4 5 3 4 整理列表整理列表 軸 名 功率 kwP 轉(zhuǎn)矩

59、mNT 轉(zhuǎn)速 min rn 傳動 比 1 軸 2 9729 55 960 1 2 軸 2 881114 64240 4 3 軸 2 796356 0275 3 2 電 機(jī)軸 2 685854 7330 2 5 5 4 高速級齒輪的設(shè)計(jì)高速級齒輪的設(shè)計(jì) 5 4 1 選精度等級 材料和齒數(shù)選精度等級 材料和齒數(shù) 采用 7 級精度由表 6 1 選擇小齒輪材料為 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度為 280HBS 大齒輪材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì) 硬度為 240HBS 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 22 選小齒輪齒數(shù) 20 1 Z 大齒輪齒數(shù) 取 80204 122 ZiZ

60、80 2 Z 5 4 2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算 即 3 21 1 1 32 2 H E d t t Z u uTk d 1 確定公式各計(jì)算數(shù)值 1 試選載荷系數(shù) 6 1 t K 2 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 mNT 55 29 1 3 小齒輪相對兩支承非對稱分布 選取齒寬系數(shù) 8 0 d 4 由表 6 3 查得材料的彈性影響系數(shù) 2 1 8 189 MPaZE 5 由圖 6 14 按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 MPa H 600 1lim 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 MPa H 550 2lim 6 由式 6 11 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9 1

61、1 1038 1 283005 19606060 h jLnN 8 9 2 1046 3 4 1038 1 N 7 由圖 6 16 查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) 86 0 1 N Z9 0 2 N Z 8 計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取失效概率為 1 安全系數(shù)為 S 1 由式 10 12 得 MPaMPa S Z HN H 51660086 0 1lim1 1 MPaMPa S Z HN H 4955509 0 2lim2 2 9 計(jì)算 試算小齒輪分度圓直徑 代入中的較小值 t d1 H mmd t 05 37 495 8 189 4 5 8 0 1055 296 1 32 2 3 2 3 1 計(jì)算

62、圓周速度 v 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 23 sm nd v t 86 1 600000 96005 3714 3 100060 11 計(jì)算齒寬 b mmdb td 64 2905 378 0 1 計(jì)算齒寬與齒高之比 b h 模數(shù) mm Z d m t nt 853 1 20 05 37 1 1 齒高 89 817 4 05 37 17 4853 1 25 2 25 2 hb mmmh nt 計(jì)算載荷系數(shù) K 根據(jù) 7 級精度 查得動載荷系數(shù) smv 82 1 05 1 V K 假設(shè) 由表查得 mmNbFK tA 100 0 1 FH KK 由

63、表 5 2 查得使用系數(shù) 25 1 A K 由表查得 293 1 H K 查得 26 1 F K 故載荷系數(shù) 697 1 293 1 0 105 1 25 1 HHVA KKKKK 10 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 由式可得 mmKKdd tt 78 376 1 697 1 05 37 3 3 11 11 計(jì)算模數(shù) mmZdm853 1 20 05 37 11 5 4 3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 3 2 1 1 2 F SF d n YY Z KT m 1 確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值 由圖 6 15 查得 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPa FE 500

64、 1 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPa FE 380 2 由圖 6 16 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 85 0 1 N Z88 0 2 N Z 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1 安全系數(shù)為 S 1 3 由式 10 12 得 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 24 MPa S Z FEN F 9 326 3 1 50085 0 11 1 MPa S Z FEN F 2 257 3 1 38088 0 22 2 計(jì)算載荷系數(shù) 654 1 26 1 0 105 1 25 1 FFVA KKKKK 2 查取齒形系數(shù) 由表 6 4 查得 8 2 1 Fa Y21

65、 2 2 Fa Y 3 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 6 4 查得 55 1 1 Sa Y775 1 2 Sa Y 4 計(jì)算大小齒輪的 并比較 F SaFaY Y 01491 0 1 263 775 1 21 2 013276 0 9 326 55 1 8 2 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YY YY 大齒輪的數(shù)據(jù)大 5 設(shè)計(jì)計(jì)算 mmm66 1 01491 0 208 0 1055 29654 1 2 3 2 3 對比計(jì)算結(jié)果 由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) 可 取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 1 66mm 于是取標(biāo)準(zhǔn)值 m 2 0mm 并按接觸強(qiáng)度算

66、得的分度圓直徑 mmd78 37 1 算出小齒輪齒數(shù) 取 9 182 78 37 11 mdZ19 1 Z 大齒輪齒數(shù) 取 76194 122 ZiZ76 2 Z 5 4 4 幾何尺寸計(jì)算幾何尺寸計(jì)算 1 計(jì)算分度圓直徑 mmmZd mmmZd 152276 38219 22 11 2 計(jì)算中心距 mmdda952 15238 2 21 3 計(jì)算齒寬寬度取 32mm mmdb d 4 30388 0 1 序號名稱符號計(jì)算公式及參數(shù)選擇 1齒數(shù)Z19 76 附贈有 CAD 圖紙 領(lǐng)取加 Q 197216396 或 11970985 25 2模數(shù)m2mm 3分度圓直徑 21d dmmmm152 38 4齒頂高 a hmm2 5齒根高 f h mm5 2 6全齒高h(yuǎn)mm5 4 7頂隙cmm5 0 8齒頂圓直徑 21 ddmmmm156 42 9齒根圓直徑 43ff ddmmmm147 33 10中心距amm95 5 5 低速級齒輪低速級齒輪 1 計(jì)算分度圓直徑 mmmZd mmmZd m 270390 84328 0 3 22 11 2 計(jì)算中心距 mmdda1772 27084 2 21