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1、直線振動輸送機的結構設計 摘要 面對我國經(jīng)濟近年來的快速發(fā)展，機械制造工業(yè)的壯大，在國民經(jīng)濟 中占重要地位的制造業(yè)領域得以健康快速的發(fā)展。制造裝備的改進，使得 作為工業(yè)重要設備的各類機械工藝裝備也有了許多新的變化，尤其是振動 機械產(chǎn)品，具在今天機械產(chǎn)品的地位越來越重要。 在原普通水平輸送機的基礎上，經(jīng)過市場與現(xiàn)場調(diào)研，應用非線性振 動理論，微彎等截面梁的彎曲振動理論、最優(yōu)化理論、共振理論以及 CAD技術，研制出振動機械新產(chǎn)品。該產(chǎn)品與國內(nèi)外同類產(chǎn)品相比具有 重量輕、體積小、節(jié)能、低噪聲、高效的特點，是一個極具有發(fā)展前景、 推廣及應用價值高的高新技術產(chǎn)品。本文從零件的分析、工藝規(guī)格設計和 夾

2、具的設計三個方面，闡述了直線振動輸送機設計與制造的全過程。尤其 在工藝規(guī)程設計中，我們運用了大量的科學的加工理論及計算公式，選擇 了基面，制定了工藝路線確定了機械加工余量、工序尺寸和毛坯尺寸，最 后確定了切削用量及基本工時。 關鍵詞 五自由度；工業(yè)機器人；非線性 2 The Design Of Five Degrees Of Freedom Of Rbotic Arm Abstract This design focuses on some knowledge and principles of industrial robots, including the compositi

3、on of industrial robots, classification, the main technical performance parameters and the motion analysis of industrial robots. The overall content of this design is the ability to move of the moving mechanism based on indicators, comparing the performance characteristics of existing mobile mechani

4、sm, to determine the optimal movement mechanism moves; design a joint manipulator of five degrees,to determine five degreesof freedom of an industrial robot main technical parameters and transmission relations and through various parts of the dynamic calculation of industrial robots to choosing the

5、right drive motor; identified the computer control system programs of the design of five degrees of freedom of industrial robots, as well as build a Pro / E model of the design of five degrees of freedom of industrial robots. The authors in reference to large number of documents on the basis,combina

6、tion of design requirements, and with reference to the structure of general-purposerobot for five degrees of freedom industrial robot design and design the computer control system. The robotic arm of this article is designed mainly by gripper, wrist, forearm, arm and base composition, while using th

7、e Pro / E computer program be a three-dimensional modeling,the robotic arm can be used to search for, capture pipe fittings underwater, cables, and other fine or long objects, it can also be other shapes objects for gripping, a certain versatility. Robot can automatically control, multi-functional,

8、there are five degrees of freedom,it can be fixed or moving, for the related automation systems. Keywords Five degrees of freedom Industrial robot; nolinear 摘 要 I Abstract IL 第1章緒論 1.. 1.1 前言 1.. 1.2 工作原理 1.. 1.3 特點 2.. 1.4 國內(nèi)外振動輸送機的發(fā)展趨勢與現(xiàn)狀 2 1.5 本章小結 3. 第2章 結構方案的擬訂 4. 2.1 振動運輸機整體方案設計

9、4. 2.2 本章小結 .6. 第3章振動輸送機力學模型及動力分析 7 3.1 模型設計與動力分析 .7. 3.2 本章小結 10 第4章振動輸送機的運動學參數(shù)與性能參數(shù) 1 1 4.1 運料參數(shù)計算 1.1 4.2 輸料槽的設計 1.2 4.3 彈簧系統(tǒng)計算分析 13 4.4 減振彈簧的設計 15 4.5 減振彈簧性能檢驗 16 4.6 非線性主振彈簧的設計 1.7 4.6.1 彈簧材料的計算與選擇 1.7 4.6.2 彈簧零部件的設計與計算 1.7 4.7 本章小結 1.9 第5章輸送機的校核與分析 1.9 5.1 槽體的強度校核 20 5.2

10、槽體的局部剛度校核 2.1 5.3 同步性分析 23 5.4 周期性分析 24 5.5 本章小結 24 總結 25 參考文獻 26 致謝 27 第1章緒論 1.1前言 在工業(yè)生產(chǎn)和生活中，人們都使用或接觸過許多機器，這些機器能承 擔人力不能或不便承擔的工作，能大大提高人們的勞動生產(chǎn)率，改進產(chǎn)品 質(zhì)量，還能改善人們的勞動環(huán)境，減輕勞動強度，尤其是使用機器可大規(guī) 模進行生產(chǎn)，實現(xiàn)高度的機械化生活的需要。因此使用機器進行生產(chǎn)的水 平是一個國家綜合國力的標志，也是這個國家工業(yè)化水平的標志。 此次我們設計的機器為直線振動輸送機。 該機用于各種顆粒狀，中等塊度以下的非粘性物料（含水

11、量小于 5%）。最適宜于輸送高磨耗，高溫度（ 300度以下的物料）如水泥，熟 料，烘干熱礦渣，沙等，還可以用于冶金，礦山，化工，電力等行業(yè)，是 一種理想的新型輸送設備。本機有以下特點： 1 .輸送量大，重量輕，電耗低。 2 .負載特性好，機槽振幅受電壓波動動輸送量的影響很?。? 3 .起動快，在滿足負載的情況下正常起動；起動快，停車時整機穩(wěn) 定。 4 .結構簡單，調(diào)試容易，磨損件少，維修量小。 5 .安裝方便，不需要專用的地基和地腳螺栓，便于移動位置。 6 .隔振性能好，故適宜水泥及礦渣庫頂輸送。 本機主要組成部分： 本機主要由出料槽體、底架、主振彈簧、減振彈簧、彈簧座、振動

12、電 機等部件組成。 1 .輸送槽體截面采用優(yōu)化理論確定，槽體采用耐熱板制作，各段間的 連接部件要求平整。 2 .振動電機兩臺采用穿透螺栓連接，激振力可調(diào)。 3 .主振彈簧為非線形彈簧，可用調(diào)整螺栓調(diào)節(jié)其預壓縮量，以適應不 同比重的物料輸送。 該產(chǎn)品由于研制及小批量生產(chǎn)狀態(tài)，其工時、工裝費用較高，使成本 提高，在推廣新產(chǎn)品的同時，嚴格控制產(chǎn)品的各種消耗，在保證質(zhì)量的前 提下，進一步降低成本，降低費用，加強核算，就能使該產(chǎn)品的價格進一 步降低，取得更好的社會效益和經(jīng)濟利益。 1.2 工作原理 振動輸送機是通過激振源產(chǎn)生的激振力，強迫物料在振動輸送機的槽 i 體內(nèi)按一定方向做簡

13、諧運動。當其運動速度達到一定值時（大于重力加速 度），物料便在承載體（槽體）內(nèi)做微小的連續(xù)的拋擲運動，從而使物料 向前運動，實現(xiàn)輸送目的。激振源的選擇是振動機械設計的一個關鍵問 題，考慮上述工況下輸送機的載荷、速度情況等，參考國內(nèi)外的先進經(jīng) 驗，以振動電機為激振源可使結構簡化、調(diào)節(jié)方便、安裝維修量小、能耗 降低。激振電機是在電機軸上安裝偏心塊，振動電機工作時，電機帶動偏 心塊做回轉(zhuǎn)運動產(chǎn)生激振力，該類振動輸送機采用兩臺振動電機產(chǎn)生一個 合成的斜向上的振動力，使物料在槽體內(nèi)做斜向上簡諧運動。兩臺電機不 斷振動，物料連續(xù)做周期拋擲運動，從而達到輸送物料的目的。 1.3 特點 優(yōu)點： 該機結構

14、簡單、重量較輕、造價不高；能量消耗較少、設備運行費用 低；潤滑點與易損件少，維護保養(yǎng)方便；物料呈拋擲狀態(tài)運輸，對承載體 磨損少，可輸送磨琢性材料；可以多點給料和多點卸料；便于對含塵的、 有毒的、帶揮發(fā)性氣體的物料進行密閉輸送，有利于環(huán)境保護。 缺點： 向上輸送效率低；粉狀和含水量大、粘性物料輸送效果不佳；制造和 調(diào)試不良時噪音加大；某些機型對地基有一定的動載荷；輸送距離不長。 1.4國內(nèi)外振動輸送機的發(fā)展趨勢與現(xiàn)狀 由于振動理論的日趨成熟及振動電機在振動機械上的應用，使得世 界工業(yè)發(fā)達國家近年來在輸送機方面的開發(fā)與研制發(fā)展異常迅速。現(xiàn)已廣 泛用于礦山、冶金、建材、化工等各個領域。其發(fā)展趨

15、勢大致有以下幾個 方面： 1 .標含數(shù)優(yōu)化：重量最輕，造價最低、能耗最少；噪聲最小，效率最 高，輸送量最大； 2 .磨損輕，潤滑點少，磨損環(huán)節(jié)少，零部件壽命長，維修量小，維修 費用低； 3 .輸送高溫材料：允許輸送物料的溫度可達 350 C ,短時溫度可達 680 C —1000 C; 4 .承載構件做成密封結構，便于封閉輸送粉塵性大、有毒、有揮發(fā)性 異味、危害人體健康和環(huán)境衛(wèi)生的物料； 5 .輸送過程中，可同時完成其他工藝作業(yè)，如篩分、混合、烘干和加 熱、冷卻、清洗等，實現(xiàn)一機多用； 6 .可水平或傾斜安裝，一般向上、向下傾角分別不超過 12 ~15°。 近年來，國內(nèi)在振動輸

16、送機方面也得到迅速發(fā)展和應用。不少研制單 位、高校及廠家對 振動輸送機進行了廣泛的研究，但就其效率、功能、 規(guī)格、壽命等諸方面與發(fā)達國家相比，還有較大的差距。國內(nèi)較為成功的 結構形式主要有：單管、雙管輸送機、平衡式、不平衡式輸送機，單質(zhì) 體、雙質(zhì)體輸送機，偏心連桿式、慣性激振式、電磁激振式輸送機。慣性 式振動輸送機是近年來開始研制的，其長度多在 7m以下，個別樣機可達 12m。 目前，國內(nèi)同類產(chǎn)品存在主要問題如下： 1 .動裝置多采用偏心連桿機構，偏心連桿負荷大，應力高，槽體的彎 曲應力大，槽體的橫向剛度要求高，由此整機重量也成正比增加； 2 .結構較為復雜，加工件多，安裝、調(diào)試、維

17、修工作量大，機體重量 大，功耗大，效率低； 3 .當設計、制造、安裝、調(diào)試不當時，常產(chǎn)生較大噪聲和振動，彈簧 易損壞，維修量過大，影響機器的正常工作； 4 .激震源效率低，壽命短，易出現(xiàn)故障，導致維護工作量大，成本提 高，以至整機壽命大大縮短； 5 .彈性或剛性連桿驅(qū)動集中作用于輸送機槽體和底架上，使該處極易 損壞或斷裂。 在本次設計中，我們設計的主要是雙質(zhì)體共振式慣性振動輸送機，即 我們說明的直線振動輸送機。 1.5本章小結 本節(jié)以前言開題，主要介紹了此次課題研究的振動輸送機的工作原理 與特點，并且講述了國內(nèi)外振動輸送機的發(fā)展趨勢與現(xiàn)狀，并且針對國內(nèi) 情況進行了研究分析。 27

18、 第2章結構方案的擬訂 2.1振動運輸機整體方案設計 輸送機械按其結構特點和用途可分 16類，有帶式輸送機、板式輸送 機、刮板式輸送機、振動輸送機、螺旋輸送機、氣力輸送機等。由于帶式 輸送機由于輸送帶上有覆蓋膠，因此不能輸送高溫物料；刮板式輸送機不 適于輸送不允許碾碎和磨損的脆性物料；鏈式輸送機是一種用于水平（或 傾斜0 15）輸送粒狀、粉狀的輸送機械，則它不使用于大塊物料的輸送； 埋刮板式輸送機是刮板鏈條埋于被輸送物料之中，故不適合傳送大塊物 料；螺旋式輸送機不適用于輸送，易變質(zhì)的、粘性大的、易結塊的及大塊 物料，因為這些物料在輸送時會粘結在螺旋上并隨之旋轉(zhuǎn)不前或吊在軸承 處形成

19、物料積塞，而使螺旋機不能正常工作；故根據(jù)設計要求，我們選擇 振動輸送機。 振動輸送機按其驅(qū)動裝置可分三類：偏心連桿式、回轉(zhuǎn)偏心重塊慣性 式及電磁驅(qū)動式。 偏心連桿式主要由帶輪、偏心軸軸承和連桿構成。軸承座固定在底架 上，電機通過帶輪使偏心軸轉(zhuǎn)動并帶動連桿往復運動，然后連桿推動槽體 按設計的振幅和頻率工作，我們以單質(zhì)體偏心連桿振動輸送機為例說明， 其結構示意圖2-1如下： 圖2-1單質(zhì)體連桿振動輸送機 這種結構復雜而且偏心連桿負荷大，應力高，設計必須精細，研制精度高，成本高，潤滑應良好，稍有不當，很快損壞，且連桿以巨大驅(qū)動力 作用于輸送槽體，有一個很大的橫向分力，使槽體易于產(chǎn)生

20、彎曲變形，因 此對槽體的剛度要求高，所以這種方案不適合。 慣性振動輸送機是利用偏心質(zhì)量旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生離心力作為激震力，其驅(qū) 動裝置就是利用上述兩種驅(qū)動裝置，具又分為單質(zhì)體和雙質(zhì)體。 單質(zhì)體慣性振動器同步驅(qū)動振動輸送機的結構示意圖 2-2如下： 圖2-2單質(zhì)體自同步慣性振動輸送機 圖2-3直線振動輸送機 這種結構簡單，但其傳給基礎的動態(tài)力很大，而且不能實現(xiàn)長距離輸 送，這是因為：物料在整個槽體內(nèi)其垂直方向上的分速度是不同的，當物 料被輸送到一定距離后，其垂直方向的速度變?yōu)?0,以至欲停止不前。 慣性式驅(qū)動裝置主要有慣性振動器驅(qū)動和電機拖動偏心重塊驅(qū)動兩種 形式，慣性振動器

21、由特種雙出軸振動電動機和裝在電動軸端的偏心重塊構 成外偏心塊與內(nèi)側(cè)固定偏心塊相對角度可以調(diào)整。以改變慣性力的大小， 調(diào)整方便。同時由知慣性振動器的激振力可很大，但電動功率很小。 雙質(zhì)體結構則克服單質(zhì)體的缺點，它是在底架下方另加一組減振彈 簧。由于這種彈簧較軟，而且振動幅值很小，因此傳給基礎的力很小，其 示意圖如上圖2-3所示. 這種結構中由于彈簧鋼板和主振彈簧的共同作用，使得槽體在進行輸 送時比較穩(wěn)定。 雙質(zhì)體結構的主振彈簧可以采用線性彈簧和非線性彈簧兩種方式。經(jīng) 實驗分析，非線性彈簧不僅具有線性彈簧的功能，而且具備如下優(yōu)點： 1 .運轉(zhuǎn)具有穩(wěn)定的振幅； 2 .可以采用比較接近共振點

22、的工作狀態(tài)，因此，激振力可以經(jīng)過線性 振動?。? 3 .結構上可以減小彈簧尺寸； 4 .調(diào)節(jié)非線性彈簧間隙可以容易地調(diào)整機器的工作點； 5 .承載能力大； 6 .電磁驅(qū)動裝置一般采用電磁振動器，電磁振動輸送機采用雙質(zhì)體近 共界調(diào)諧振動系統(tǒng)。這種振動機雖然使用壽命長，耗電少，可無級調(diào)速與 工藝系統(tǒng)設備配合容易實現(xiàn)自動控制，但這種結構大，重量大，且其振幅 僅為1.75mm,水平輸送距離僅在20m以內(nèi)。不宜采用，結合我們設計課 題要求，我們采用雙質(zhì)體近共振慣性振動輸送機，即直線振動輸送機。 7 .本機采用兩臺同步電機反向回轉(zhuǎn)驅(qū)動，電機上下垂直對稱安裝在底 架一端，底架和輸料槽之間由彈性連接（

23、主振彈簧和導向彈簧板）為了便 于制造和運輸以及市場鋼板的規(guī)格，本機的輸料槽做為 6m 一截，然后用 緊固螺釘連接裝配為一體。 2.2本章小結 本節(jié)主要介紹了此次研究課題運輸機的方案整體設計，包括了各種運 輸機的介紹與此次振動運輸機的選擇。其中包括了振動運輸機的結構設 計、電動機選擇和選擇方案的優(yōu)點等等。 第3章振動輸送機力學模型及動力分析 3.1模型設計與動力分析 為了更好地對振動機進行設計與分析，我們先對其進行力學模型分析 （如圖3-1）,下面分無阻尼自由振動和無阻尼強迫振動兩種情況（假定振 動物體沒有阻力，自由振動振幅是不變的。但經(jīng)驗證明，振幅是在隨時間 不斷減小，而振動是逐

24、漸被消滅的。由于阻尼的緣故，振幅是一個最大的 上限，它不會超過這個限變）。 圖3-1振動輸送機力學模型 分析說明: 圖3-2彈簧方程示意圖 圖3-3彈簧受力分析 m1x1'' = k1x2 (x2 x1) (3-1) m2x2''=—k2 (x2—x1) (3-2) 令 a=ki k2 b = 3 mi mi m2=-k2 (x2-xi) (3-3) 于是方程(3-1) (3-2)可以寫成： x1'' ax1 - bx2 = 0 (3-5) x2'' -cx1 cx2 = 0 (3-6) 這是二階常數(shù)線性齊次微分方程另其解為： xi = A

25、sin(pt ,■ ) (3-7) x2 = Asin( pt '■ ) (3-8) 其中振幅Ai與A2頻率P和相位角也都有待于確定，將(3-5)(3-6)式代 入(3-7)(3-8)式得: [(a -P2)A -bA2]s i npt ')=0 (3-9) [-cA2 (c - p2)A2]sin( pt '-)=0 (3-i0) 如果＜3＞式是方程組＜2＞的解，則＜4＞式包成立，由于Sin(pt+ 3包為 零。所以必須 , 2、 (a - p )Ai - BA2 = 0 2 -cAi (c - p )A2 =0 這是Ai和A2的線性齊次代數(shù)方程組，顯然 Ai=A2=0是其解

26、，但是這 僅僅適用系統(tǒng)處于平衡的情況，不是我們所需要的解。對于 Ai和A2具有 非零解的情況，方程組＜5＞的系統(tǒng)行列式必須等于零，即： 我們將其展開后得： P4 f(a c) p2 (ac-bc) = 0 (3-ii) 則式(3-11)的兩個特征根為 P=* 滬署］2+bc P2 沖 +/空2 +bc Pi和P2是兩個正實根，由于公式 Sin(pt+⑺，P表示頻率，而在公 式(6)中Pi和P2僅決定于系統(tǒng)本身的物理性質(zhì)(質(zhì)量和彈簧剛度)，因 此稱為振動系統(tǒng)的固有頻率，較低的稱為第一階固有頻率，較高的稱為第 二階固有頻率。 無阻尼強迫振動的微分方程及振幅⑴t 在質(zhì)體m上作用簡諧

27、振力psin⑴,t根據(jù)牛頓運動定律可以直接寫成系 統(tǒng)強迫振動的微分方程： m1x1'' (k1 k2)x1 - k2x2 = Psin t (3-12) m2x2''-k2x2 k2x1 =0 (3-13) 今(k1 k2) k2 q a 二 ,b mi mi c = k,f =上 m2 m1 則(3-12)(3-13)式可寫成： x1'' a1x1 -bx2 = 1 sin t x2' '-cx1 cx2 = 0 這是二階線性常系數(shù)齊次微分方程組，設其解為: x1 = B1 sin t x2 = B2 sin t 式中振幅B1 B2為待定系數(shù)，代入(3-16)(3-

28、17)式則有: (a - 2)B1 -bB2 = 2 — 2 _ -cB1 (c- ■ )B2 =0 解此系數(shù)方程組，得振幅式： B2 (C- 2) (2) s("2) 由式(3-20)(3-21)可知，其振幅不僅僅決定于激振力的大小(振幅 (3-14) (3-15) (3-16) (3-17) (3-18) (3-19) (3-20) (3-21) P) C 2 而且與系統(tǒng)的固有頻率有著很大的關系，當激振力等于 Pl或P2時，系統(tǒng) 的振幅無限大，即為共振。 采用彈性力為非線性特性線時，由于采用變徑或變距硬特性螺旋彈 簧，使該變質(zhì)量系統(tǒng)能在承受突加載

29、荷時，彈簧力增加，在突然減荷時， 彈性力減小，對于減少功耗，簡化機體結構，減輕整機重量起到了十分顯 著的效果。 3.2本章小結 本章主要介紹了選擇的振動運輸機的動力學模型設計，并且針對所設 計的動力學模型進行了動力計算，分析得到的各種方案，針對各種方案又 進行了無阻尼自由振動和無阻尼強迫振動兩種情況的分析，使得到的振動 運輸機合理、高效。 第4章 振動輸送機的運動學參數(shù)與性能參數(shù) 4.1 運料參數(shù)計算 1 .角頻率與槽體傾角 o的選擇 慣性共振動輸送機一般采用中等大小的頻率和振幅，振動次數(shù)通常為 700-1800次/分，最常用的為 700-1200次/分，單振幅為1-10mm,此次

30、設 計綜合考慮到振動電機及主振彈簧的結構尺寸等因素，取 n=1000r/min的 主振電機，額定轉(zhuǎn)速 n=960r/min. 則其角頻率為： 2二n 960 =——=2 3.14 ——=100.4rad/s 60 60 對于長距離振動輸送機，通常最大升角 的ax0100 ~1,5對容易產(chǎn)生滾 動的物體取最小值；對不易產(chǎn)生滾動的物體取最大值。此次設計為水平安 裝，即取a=0； 2 .振動方向角的選擇 振動方向角B為激振力方向與槽體平面的夾角。 雖然從理論上可以求出一個機械指數(shù) K相應的速度最大的振動方向角 （即最佳振動方向角），但實際上，在常用的那個角度范圍內(nèi)，輸送速度 的變

31、化并不很明顯。因此，最佳振動方向角可在一定范圍內(nèi)選取。當 K=2~4 時，0=31° ~5;0°當 K=4~6 時，0=24° ~31;° 當 K=6~8 時， B =200 ~24° 而慣性振動輸送機的 K 一般取 K=4~6 ,此處我們?nèi)?K=5 ,查得 B =30。[2] 3 .拋擲指數(shù)的選擇 拋擲指數(shù)是振動加速度的最大值在槽底法向的分量與重力加速度的在 槽底法向分量的比值。 _ ksin ： D 二 cos a 當D>1時，即4, f 2 sin B >gcos機 物料做拋擲運動。同時考慮無聊 被拋起的時間不得超過振動周期，以免物料與槽底面沖擊過大和盡量減小 功率消耗

32、，一般D應限制在1.4~3.3之間，可按下式計算： D=Ksin?"5 sin30'=2.5 此數(shù)值在上面限制范圍內(nèi)，說明拋擲指數(shù)是適宜的。 拋擲時間與振動周期之比為 N,由D、K, N取0.82。[3] 4 .振幅的計算 由公式：k=4 Tt2f2A/g ,得: A=kg/4 號f2 2 =kg/ ⑴ =5X9.8/100.48 =5.35mm 5 .物料的平均速度 1)物料的理論平均速度 當D=2~3.3時，物料的平均速度可按下式計算： Vd =(0.86~0.95) Acos D=2.5 時，f(D)=0.93 自： Vd =0.93 Acos =0.9

33、3 100.48 5.35 cos30 ° =0.43m/s 2)實際水平速度 V =CaChCmCwVd =1.0 8.95 0.9 1.05 0.43 =0.39m/s Ca：傾角影響系數(shù)。查得：Ca=1.0 Ch：物料層厚度影響系數(shù)。查得：Ch=0.95 Cm：物料性質(zhì)影響系數(shù)。查得：Cm=0.9 Cw：滑行運動影響系數(shù)。查得：Cw=1.05 4.2 輸料槽的設計 大多數(shù)槽體是壓制而成的，一般采用 Q235-A鋼板或采用16Mn低合 金鋼板，鋼板厚度3-8mm,為了減少慣性力，應盡量減輕槽體的重量。設 計規(guī)格參數(shù)如下： 總長度L根據(jù)輸送要求L=30米，為便于制造

34、，運輸和鋼板尺寸及彎 板機的生產(chǎn)能力。槽體制成每段 6米的長度。 槽寬B:根據(jù)用戶要求B=600mm 槽深H :為滿足各種寬度物料的輸送取 H=200mm 1 .上質(zhì)體質(zhì)量m1與下質(zhì)體質(zhì)量m2的計算 (1)物料槽體的質(zhì)量m2,： 經(jīng)粗略估算m2, =1750kg (2)物料的結合質(zhì)量m2〃 槽體中物料質(zhì)量 mm=QL/(3600 V) vQ=3(X 1000kg/h , L=30m ,V=0.39m/s mm=30X1000 >30/(3600 (X39)=641kg 結合質(zhì)量系數(shù)Km,取Km=0.17 結合質(zhì)量m2〃 m2〃 =Km>mm=0.17 641=109k

35、g (3)上質(zhì)體參振質(zhì)量 m2=m2' +2m =1750+109=1859kg (4)下質(zhì)體質(zhì)量mi mi=2m2=1859 >2=3718kg 2 .誘導質(zhì)量的計算： 誘導質(zhì)量是將雙質(zhì)體系統(tǒng)轉(zhuǎn)化為單質(zhì)體系統(tǒng)的當量質(zhì)量 m=m1m2/(m1+m2) =3718X859/(3718+1859) =1239kg 3 .主振系統(tǒng)的頻率比Z: 為了使振動輸送機體有較穩(wěn)定的振幅及傳動部件承受較小的作用力， 頻率比一般在大于1的范圍內(nèi)選取，該機取 Zof=1.2,則系統(tǒng)的高階固有頻 率wog應為： -1 ag=co /%f =100.48/1.2=83.73s 4.3 彈簧系

36、統(tǒng)計算分析 1 .主振彈簧的剛度： k2=1/ Zof ( 3g m) =1/1.22X1239 >83.732 =6032134N/m 則單個彈簧的剛度為： K2' =kn=100535 N/m 2 .減振彈簧的頻率比： 通常取Zog=4-5，該振動輸送機Zog=4 3 .減振系統(tǒng)彈簧剛度： 由于主振彈簧剛度較大，可以將 m1、m2視為一個單質(zhì)體M,即: M= m1+ m2=3718+1859=5577kg 故減振彈簧在主振方向上的剛度為： K1=1/ Zof2( M J) =1/4,5577 X00.482) =3519167N/m 4 .校核計算機主振系統(tǒng)固有頻率

37、 由前面公式得： Pi22=(a+c)/2 ±Vc[(2]2+bc 其中， a=(ki+k2)/mi=(6032134+3519167)/3718=2569 b=k”mi=3519167/3718=947=947 c=k2/m2=3519167/1859=1893 _ 2 ，一 ?.. P12 =2231—381 P1=60, P 2=33 主振頻率為： Zof= CD / P=1.6 5 .振幅的計算 采用激振力F=4000N,應用公式(12),振幅 B1=(c-c/)f1/ A (2a B2=cf1/ A (2? C=1893…=100.48 f1 =p/m1

38、=Fcos B /m =4000>Cos30/3718 =9.3 A / 2 2 2 2 2、 △( Q = (P12-W)(P22CD)2 2 =(60-100.48 )(33 -100.48) =58509472 故下質(zhì)體m1的振幅為： B1 =(c-w2)f1/ A (2)⑴ =(1839-100.482) 9.3/58509472 =1.3mm 6 .電動機功率的計算 (1)振動阻尼所消耗的功率 Nz 式中 Nz=f G?mA2/2000 4 “為效率，取4=0.9 f為綜合阻系數(shù)，取f=0.14 m為誘導質(zhì)量，m=1239kg Nz=0.14 ￥00.483X

39、1239>0.005352/2000 0.9 =2.8kw (2)激振器軸承摩擦消耗的功率 Nf Nf=p Fcod/2000 4 式中以為滾動摩擦系數(shù)， 尸0.04 F為激振力，F(xiàn)=4500N D為滾動軸承中徑，d=0.07m Nf=仙 Feo d/2000 4=0.04 X 4500X 100.48 X 0.07/1800 =0.7kw (3)總功率Z2N EN= M+Nf=2.8+0.7=3.5kw (4)電機安裝功率 N=kEN 式中K為電機裕量系數(shù)， K=1.5 _ N=1.5>3.5=5.25kw 采用兩臺2.2KW的電機； 故實際電機的安裝功率為：2

40、M.0= 6kW 彈性元件的設計與選擇 4.4 減振彈簧的設計 1 .彈簧材料的選取 根據(jù)該彈簧受力，屬中等應力，選材料為 60Si2Mn的熱軋圓柱鋼絲表 面氮化處理，熱處理硬度 HRC45-50。 知： G=8000MPa,E=200000GPa,[p ]=640MPa,[ 6 ]b=800榭Pa ???選擇旋繞比C=5 2 .彈簧鋼絲直徑的設計與選擇 彈簧鋼絲直徑d可按下式計算： d>V(8KFC)/ 兀[￡] 式中K為補償系數(shù)，可按下式計算： K= (4C1)/ (4C-4)+0.65/C =1.304 最大工作載荷初步估值: F = 4500N , 仁

41、45mm .,^>1.6^6X4500X1.304) /800 d= 9.6mm 查表取d = 10mm 彈簧的中徑： D2=C Xd=5 X10=50mm 3 .計算彈簧的圈數(shù) 由公式： n=Gd入/(8FC3) 二(8 M04X0M5)/(8 4500X25) =8圈 取n=8圈，取支承圈數(shù)n2=2圈 則總?cè)?shù) n〔=n+n2=8+2=10 取螺旋升角 a =arctg(t/兀d) =arctg(25/3.14 50丫 (其中t為節(jié)距，t 一般取D/3—D/2,這里取t=0.4 D=25mm) 則自由高度Ho為： Ho=nt+1.5d =8X24+1.5

42、位 =215mm 4.5 減振彈簧性能檢驗 1 .穩(wěn)定性驗算與檢查最小間隙 高徑比：b=Ho/D2=215/50=4.36< 5.3不需要進行穩(wěn)定性驗算 軸向間距： 6 =td=25-10=15mm 單圈彈簧的最大變形量： 22/n=45/8=5.625mm 最小間隙： &= 6— Mn=15— 5.625=9.375> 0.1d=1mm 2.確定彈簧能構承受的極限載荷 Fj及變形量入］ 彈簧能夠承受的極限載荷Fj&S,能夠承受的極限應力 T

43、=下=800MPa ? ?Fj=冗 2M8kC=3.14 100>800/8 1.304 5=4816N ? .Cs=Gd/(8C3n)=8 X05/(8 53X10)=80 = Fj/ Cs=60.2mm 3 .計算彈簧的最小工作載荷F1和變形量入1 . Fi= (0.1 ?0.5) F2=450?2250N 取F1=1100N,則最小變形量為： 21 = Fi/ CS= 13.75mm 在最大工作載荷下的實際變形量 加=F2/ CS= 56.25mm 4 .確定彈簧的其它幾何參數(shù)： 最小工作載荷下的高度： H1=H0- /1=215-13.75=201.25mm

44、最大工作載荷下的高度： H2=H0- 22=215-56.25=158.75mm 極限載荷下的高度： Hj=H 0- j=215-60.2=154.8mm 彈簧的外徑： D= D2+d=50+10=60mm 彈簧的外徑： Di= D2-d=50-10=40mm 彈簧的展開長度： L=兀 D2n/cos / 1589.6 = 1590mm 4.6非線性主振彈簧的設計 不等節(jié)距圓柱壓縮旋轉(zhuǎn)彈簧，它的節(jié)距大小不等，這種彈簧在受載后，當 載荷達到一定程度時，隨著載荷的增加，從小節(jié)距開始到大節(jié)距依次逐漸產(chǎn) 緊，剛度也逐漸增大，特性線由線性關系變?yōu)榉蔷€性關系，從而有利于防止彈 簧共振

45、和顫振現(xiàn)象的發(fā)生. 4.6.1 彈簧材料的計算與選擇 根據(jù)該彈簧受載的特點，選擇彈簧材料為60Si2Mn的熱軋圓柱鋼絲，表 面氮化處理，熱處理硬度為HRC45-50,查表知 G=78.5GPa 根據(jù)受載特點，可知載荷為第II類 [r ]=627MPa 由于該彈簧所受的最小載荷即為靜載荷，由以上計算知上質(zhì)體參振質(zhì)量 為1750 kg,所以單個彈簧的靜載荷為： Po=1750>9.8/60=28508N 此時的最小變形量為2mm。 因為主振彈簧振幅為4.3,為防止彈簧與彈簧座分離，則彈簧的靜變 形量A0> 4.3mmfe了安全取A0=5mm,即為最大變形量。 彈簧最大載荷的計算

46、： 凈重：1750>9.8 N與0=285.8N 動載荷：0.0043 X67389.9=719N 預壓縮量：動載荷X120%=836.7N ??.最大載荷=凈重+動載荷+預壓縮量=1869.4N 故彈簧的受載范圍為：285.8N?1869.4N 4.6.2彈簧零部件的設計與計算 1 .彈簧鋼絲的設計與計算 由所選材料取繞比C=5,則查表知Kc=1.31 取中徑為：60mm C=D2/d 可得 d=D2/C=12mm 驗算彈簧強度r =K8DP/兀3=413MPa 滿足強度要求 由公式知組成彈簧各圈的剛度： P' =np' =/8D23=942N/mm 2,彈簧的

47、圈數(shù) 彈簧在未發(fā)生并圈以前整個彈簧剛度為： P〃 =285.8/2.3=124.3N/mm 「?彈簧的有效工作圈數(shù)為： m=p' /P =942/124.3=7.6 取整ni=8圈 取支承圈數(shù)n2=2圈 彈簧的總?cè)?shù)為： n=ni+ n2=10 3.彈簧特性線方程的推導 我們設特性線方程為： _ ，一 一、 2 P= (AF + B) 由以上計算可列 一 一 ，一 一、2 285.8= (2A + B) , _、 2 1869.4= (5A + B) 解得： A=2.7, B=8.5 該彈簧的特性線方程： 一 ，一 _ 一、 2 P= (2.7F+

48、8.5) 2 4.計算幾何尺寸 由以下計算第一圈時的參數(shù)情況依次類推可求出其他參數(shù)，現(xiàn)將計算 結果列于下表5-1: 表5-1尺寸計算幾何表 并圈圈 數(shù) 各圈剛度 (N/mm) 各圈并圈后剛 度(N/mm) 各圈并圈時的載 荷(N) 間距 (mm) 節(jié)距 (mm ) 0 942 124.3 285.8 1 942 142.8 815.6 0.99 12.99 2 942 169.5 1142 1.67 13.67 3 942 208 1730.5 2.19 14.19 4 942 238 2916 2.9

49、14.9 5 942 14.9 6 942 14.9 7 942 14.9 第一圈的節(jié)距和間距可按下列步驟計算 第一圈并圈后彈簧的剛度Pi可按下式計算 1/pi' =1/p—1/p' =1/124.3— 1/942 解得： 所以第一圈的節(jié)距 ? .142.9= (2.7F+8.5) F=0.99mm= 1 ti=d+ &=0.99+12=12.99mm 根據(jù)特性線方程P= (2.7F+ 8.5) 2得 P' =dp/dF=5.4p 從而得任意裕圈時，所加載荷 Pi和剛度Pi的關系為 1/ Pi' Wn—1) /P

50、i ??. Pi=0.04 P，2 由以上計算可以看出，第四圈并圈時的載荷 P4=2916N,已超過工作 最大載荷的要求，此時以下各圈取等節(jié)距。 「?彈簧的自由高度由公式得： Ho = E1+ d =12+101.16 =113.16mm 根據(jù)以上計算即可得到彈簧的結構尺。 4.7本章小結 本節(jié)主要介紹了彈簧的設計過程，其中包括了減震彈簧的設計與性能 檢驗，同時針對非線性主彈簧進行了設計，進行彈簧材料的計算，并進行 了選擇，而且對余下的彈簧零部件進行了正式設計。 第5章 輸送機的校核與分析 5.1 槽體的強度校核 槽體材料選用 Q235,其 a=235MPa,￡=375

51、MPa . 槽體長度 L = 30m, B = 600mm,h=200mm. 在槽體內(nèi)充滿物料時可以進似把槽體看做受均勻載荷的簡支梁(在這 圖5-1槽體的強度分析圖 解： 1 .求支座的支反力Fa,Fb,如圖所示，有平衡條件EMb=0, EFy=0, 可得： FA=FB=ql/2 2 .列剪力方程和彎矩方程 距梁左端A為x的任意截面上的剪力和 彎矩為： Q(x)=FA-qx=ql/2-qx (0

52、矩圖是二次拋物線，要確定曲線上的幾點，才能畫出這條直線。 x=0 M(x)=0 x=l/4 M(x)=3ql 2/32 x=l/2 M(x)=ql 2/8 x=3l/4 M(x)=3ql 2/32 x=l M(x)=0 通過這幾點可以作出梁的彎矩圖。 從圖中截面可以看出當 x=l/2時彎矩最大，所以該截面可能為危險截 面，因此要計算出該截面的彎矩， 2 Mmax=ql2/8 二(1667 0.6 8.6)/8 =75kN.m 則對該截面進行強度校核 —Mmax/Wz =75>6/(0.6 0>2 0.2 0.2) =93.75MPa< [W 所以該槽體具有較大的承載能力因

53、此符合設計要求。 5.2 槽體的局部剛度校核 計算槽體剛度，目的是測知它的固有頻率。當激振頻率接近或等于槽 體固有頻率時，就會使槽體產(chǎn)生共振或近共振，從而使槽體的彎曲振幅顯 著增大而加速槽體的破壞。因此所計算得到的固有頻率越小越好。 為計算方便，將振動輸送機的各個部位簡化為四種典型的力學模型。 1 .均布載荷簡支梁(振動輸送機兩導向桿間的隔段槽體)如圖 5-2: 2 .一端懸臂的均勻載荷分布的簡支梁(兩端區(qū)段)如圖 6-3所示 因為 l/l 1=0.5,取 a=2.5。 ⑴仔(a/1) 2VEI/p =(2.5/0.6) 2Vz (2.06 105 M2) /(600 /6

54、0.23) =22.6 s1< ⑴ 圖6-3 一端懸臂的均勻載荷分布 有均勻分布，又有集中載荷的簡支梁 (為給料口的輸送機段)如圖5-4 所示。 圖5-4給料口的輸送機段簡支梁 CD01 =V (m/l+0.94pl)ab2 = 1.8 S-1<

55、同步運行，為此，我們必須 對電機的轉(zhuǎn)動進行一下同步性分析。 如圖7-1: 設△如=巾2—巾1 圖5-6電機同步運行校對圖 巾T目對某一初始時刻的相位角 巾=⑴t △ 60=巾2 —巾1 —振動電機2上偏心塊超前電機1上的偏心塊相位 則由自同步原理得：00= (AMg-AMf) /(m02巾2r2⑴) 其中 △ Mg一兩電機轉(zhuǎn)距之差 △ Mf一兩電機摩擦轉(zhuǎn)距之差 mo -電機質(zhì)量 r—偏心塊偏心距 ⑴一穩(wěn)定系數(shù)，由電機主軸到振動質(zhì)體重心的距離確定。 co是實現(xiàn)同步運轉(zhuǎn)的必要條件，所以要盡盡可能使用同步性指數(shù) D = mo巾2r2⑴/(\Mg—AMf) 遠大于 1

56、 所以為了實現(xiàn)自同步，要采取以下措施： 1 .選擇同一型號，特性曲線相同或轉(zhuǎn)差率接近或相同的電機。 2 .合理選擇與調(diào)整主軸的安裝位置。 即可滿足此次課題設計的要求 5.4周期性分析 物料在拋擲過程中，為了減小不必要的能量損耗和提高振動機的工作 效率，應使物料每拋擲一次振動體做一個周期振動，且拋擲一次時間小于 一個振動周期，即拋離系數(shù) Id<1 （Id —拋擲一次時間與一個振動周期之 比），這種情況下，物料下落正處于振方體做起拋段，此時，工作面的加速 度dy

57、于D與iD的關系可知： （2 二 id cos2二 id -1） 2 D =[ ]-1 （2二id -sin2二id） 當 iD<1 時，貝U D<3.3。 根據(jù)D的大小不同，物料將出現(xiàn)周期性和非周期振動，當 D>3.3時， 振動出現(xiàn)非周期振動，此時，物料下落期間，正處于拋起區(qū) （dy

58、塊質(zhì)量 m0,偏心距r的大小確定的。所以 改變振動電機的偏心塊質(zhì)量或偏心距，可以改變振幅和拋擲指數(shù)，以滿足 不同物料的輸送要求。 5.5本章小結 本節(jié)主要介紹了物料槽的校核過程，其中包括了其強度校核與剛度驗 算，同時為了運輸機的正常運轉(zhuǎn)，本小節(jié)介紹了其同步性分析與周期性的 驗證。 結論 針對當代國內(nèi)外的輸送機的現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢，進行了此次課題的設計 ——直線振動輸送機的結構設計。 先是進行了整體的方案設計，在偏心連桿式、回轉(zhuǎn)偏心重塊慣性式及 電磁驅(qū)動式三類中選擇最適合的振動運輸機，然后針對振動運輸機進行了 動力模型分析與動力計算，研究了其中的彈性特性，確定了基本的方案模 型。 對于

59、已確定的振動運輸機，進行了細致的參數(shù)計算，確定了電機參 數(shù)，如角頻率、轉(zhuǎn)速等等，選擇了最佳電動機。針對輸料槽個彈簧的各種 要求，計算分析，得到輸料槽與彈簧的參數(shù)，進行最合適選擇。 最后的 校正與驗算，確定了最終方案的可以執(zhí)行性，以完成基本工作。 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 參考文獻 徐廣民.工程力學.中國鐵道出版社，1987 余夢生.機械零部件手冊造型設計指導.機械工業(yè)出版社， 1999 戴曙金屬切削機床設計.機械工業(yè)出版社，1981 張六生.金屬材料學.上海交

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