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摘要
本文簡(jiǎn)要介紹了振動(dòng)篩砂機(jī)的結(jié)構(gòu)和特點(diǎn)，給出了振動(dòng)篩砂機(jī)的設(shè)計(jì)，并對(duì)連桿的設(shè)計(jì)和傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方案要點(diǎn)進(jìn)行了簡(jiǎn)要說(shuō)明。本文重點(diǎn)介紹了振動(dòng)篩砂機(jī)各部分設(shè)計(jì)和校核。
本設(shè)計(jì)主要內(nèi)容分為三大部分：
1. 傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方案設(shè)計(jì)
2. 減速器機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
3. 工作機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
主要設(shè)計(jì)傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方案和工作機(jī)構(gòu)，確定了渦輪渦桿傳動(dòng)的各主要參數(shù)，對(duì)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)中的各部件進(jìn)行了選型,設(shè)計(jì),校核。
本設(shè)計(jì)的主要特點(diǎn)是：節(jié)省投資，控制方便。
關(guān)鍵詞 傳動(dòng)系統(tǒng)；連桿機(jī)構(gòu)；運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力分析；渦輪蝸桿減速器
Abstract
This paper introduces the sand-shaker of the structure and characteristics of the shaker is the design of sand, and link the design and transmission system for a sports programme elements summary statement. This article focuses on the shaker machine sand all parts of the design and verification.
The design of the main content is divided into three parts:
1. Transmission System Design Movement
2. Reducer Design
3. The design work
The main drive system design work and sports programmes, identified turbo-drive vortex of the main parameters of the drive mechanism in various parts of the selection, design, check.
The design of the main features are: saving investment, convenient control.
Keywords Transmission linkage movement Linkage mechanism Kinematics and dynamics Analysis retarder
II
目 錄
1 緒論 1
1.1 背景介紹 1
1.2方案比較 1
1.3設(shè)計(jì)方案綜述 2
2傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) 3
2.1 傳動(dòng)方案對(duì)比分析 3
3連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 5
3.1連桿機(jī)構(gòu)的特點(diǎn) 5
3.2連桿機(jī)構(gòu)的選擇 5
3.3平面四連桿機(jī)構(gòu)有曲柄的條件 6
3.4.1鉸點(diǎn)位置和曲柄長(zhǎng)度的設(shè)計(jì) 7
3.4.2曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 7
4 機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力分析 9
4.1概述 9
4.2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 9
4.2.1繪制機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖 9
4.2.2作速度分析 9
4.3作加速度分析 10
4.4用矢量方程圖解法作平面連桿機(jī)構(gòu)的動(dòng)態(tài)靜力分析 12
4.4.1對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析 12
4.4.2確定各構(gòu)件的慣性力和慣性力偶矩 12
4.4.3機(jī)構(gòu)的動(dòng)態(tài)靜力分析 13
5桿件的設(shè)計(jì) 18
5.1桿件的類型 18
5.2 鋼材和截面的選擇 18
5.3桿件間的聯(lián)結(jié) 18
5.3.1剪切強(qiáng)度計(jì)算 18
5.3.2擠壓強(qiáng)度計(jì)算 19
5.3.3穩(wěn)定性的校核 20
6 減速器的設(shè)計(jì) 21
6.1電動(dòng)機(jī)的選擇 21
6.1.1選擇電動(dòng)機(jī)類型和機(jī)構(gòu)形式 21
6.1.2 功率的計(jì)算 21
6.1.3電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算 21
6.1.4確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 22
6.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 23
6.2.1 總傳動(dòng)比 23
6.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 23
6.3.1各軸轉(zhuǎn)速 24
6.3.2各軸輸入功率 24
6.3.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩 24
6.4 減速器結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 24
6.4.1機(jī)體結(jié)構(gòu) 24
6.4.2鑄鐵減速器機(jī)體的結(jié)構(gòu)尺寸 24
6.5 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 25
6.5.1減速器外傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì) 25
6.5.2減速器內(nèi)傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì) 26
6.6裝配圖設(shè)計(jì)第一階段 30
6.6.1有關(guān)零部件的結(jié)構(gòu)和尺寸的確定 30
6.6.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 31
6.7滾動(dòng)軸承的選擇 34
6.7.1 選擇原則 34
6.7.2 選用方法 34
6.7.3滾動(dòng)軸承的失效 35
6.8軸承蓋上的螺紋強(qiáng)度計(jì)算 36
6.9 鍵的選擇和強(qiáng)度校核 37
6.10聯(lián)軸器的選擇計(jì)算 37
6.11裝配圖設(shè)計(jì)的第二階段 38
6.11.1軸承端蓋結(jié)構(gòu) 38
6.11.2軸承的潤(rùn)滑與密封 38
6.11.3減速器的潤(rùn)滑 38
6.12減速器附件設(shè)計(jì) 39
6.12.1窺視孔蓋和窺視孔 39
6.12.2放油螺塞 39
6.12.3油標(biāo) 39
6.12.4通氣器 39
6.12.5啟蓋螺釘 39
6.12.6環(huán)首螺釘,吊環(huán),和吊鉤 39
7 開(kāi)式齒輪的設(shè)計(jì) 40
7.1開(kāi)式齒輪計(jì)算公式 40
7.2計(jì)算參數(shù)的選取 40
7.3確定傳動(dòng)主要尺寸 41
結(jié) 論 42
致謝 43
參考文獻(xiàn) 44
附錄 45
英文翻譯 45
中文翻譯 51
57
1 緒論
1.1 背景介紹
本課題來(lái)源于現(xiàn)場(chǎng)實(shí)際,屬于工程設(shè)計(jì)。車間振動(dòng)篩砂機(jī)是一種很常見(jiàn)的機(jī)械結(jié)構(gòu)，在自動(dòng)化流水生產(chǎn)線上有著廣闊的用途和作用，在石油工業(yè)和自動(dòng)進(jìn)給的輸送系統(tǒng)中都有很好的運(yùn)用，特別是在一些需要有間歇傳動(dòng)的進(jìn)給機(jī)構(gòu)中，振動(dòng)篩砂機(jī)承擔(dān)了相當(dāng)一部分的工作任務(wù)，如自動(dòng)化的包裝流水線上。通過(guò)該畢業(yè)能使學(xué)生將大學(xué)四年所學(xué)的知識(shí)能靈活的運(yùn)用于實(shí)踐。對(duì)于一個(gè)工程的整體設(shè)計(jì)有了更好的理解。有助于形成工程化的思想,對(duì)以后的設(shè)計(jì)打下很好的基礎(chǔ)。
隨著國(guó)民經(jīng)濟(jì)的不斷發(fā)展,多種類型的工件傳送機(jī)廣泛的運(yùn)用于石油，化工，農(nóng)業(yè)，輕工和服務(wù)業(yè)等不同的行業(yè)的各種場(chǎng)合。同時(shí)在各種場(chǎng)合對(duì)不同的工況所使用的振動(dòng)篩砂機(jī)也不盡相同，近年來(lái)由于振動(dòng)篩砂機(jī)的應(yīng)用范圍的擴(kuò)大，品種的增多以及質(zhì)量的不斷提高，對(duì)加工設(shè)計(jì)振動(dòng)篩砂機(jī)提出了更高的要求，特別是在一些大型的流水線上，振動(dòng)篩砂機(jī)承擔(dān)了很重要的工作任務(wù)。這些振動(dòng)篩砂機(jī)要求傳輸距離和速度，精度比較高。為此各廠家為了根據(jù)自己的需要，出于經(jīng)濟(jì)性和戰(zhàn)略方向的考慮，自行設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單可靠，生產(chǎn)價(jià)格便宜的振動(dòng)篩砂機(jī)。
1.2方案比較
經(jīng)過(guò)反復(fù)調(diào)研，查閱相關(guān)資料，我們根據(jù)振動(dòng)篩砂機(jī)工況要求，提出了以下三種方案：
方案一：直接運(yùn)用步進(jìn)電動(dòng)機(jī)和帶傳動(dòng)來(lái)實(shí)現(xiàn)滑架的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，通過(guò)步進(jìn)電動(dòng)機(jī)的正反轉(zhuǎn)程序控制往返運(yùn)動(dòng)，用單片機(jī)控制驅(qū)動(dòng)電路來(lái)設(shè)置相關(guān)的運(yùn)動(dòng)參數(shù)。
方案二：運(yùn)用步進(jìn)電機(jī)和齒輪齒條來(lái)實(shí)現(xiàn)滑架的往返運(yùn)動(dòng)，通過(guò)步進(jìn)電機(jī)的正反轉(zhuǎn)，齒條固定在滑架上，利用齒輪齒條間的傳動(dòng)來(lái)實(shí)現(xiàn)往返運(yùn)動(dòng)。
方案三：運(yùn)用普通電動(dòng)機(jī)，減速器，連桿機(jī)構(gòu)。通過(guò)電動(dòng)機(jī)可以獲得運(yùn)動(dòng)需要的動(dòng)力，減速器提供相應(yīng)的速度和節(jié)奏，連桿機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)不同的速比，節(jié)奏，步長(zhǎng)以及滑架的運(yùn)動(dòng)軌跡。
經(jīng)過(guò)可行性調(diào)研，我們發(fā)現(xiàn)方案三是合理的，也是最有實(shí)際意義的，同時(shí)，經(jīng)濟(jì)性也能很好的實(shí)現(xiàn)，方案一中步進(jìn)電機(jī)的功率和工況要求中的中度沖擊問(wèn)題對(duì)步進(jìn)電機(jī)的影響不能很好的解決，而且步進(jìn)電機(jī)擁有一個(gè)很明顯的優(yōu)點(diǎn)，就是它能夠精確的正反轉(zhuǎn)功能，因?yàn)椴竭M(jìn)電機(jī)是將電脈沖信號(hào)轉(zhuǎn)化為角位移，或線位移的開(kāi)環(huán)控制元件，在非超載的情況下電機(jī)的轉(zhuǎn)速，停止的位置只取決于脈沖信號(hào)的頻率和脈沖數(shù)，而不受負(fù)載的變化而影響，即給電機(jī)加一個(gè)脈沖信號(hào),電機(jī)則轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)步距角，這一線性關(guān)系的存在，加上步進(jìn)電機(jī)只有同期性的誤差而無(wú)累積誤差等特點(diǎn)，使得在速度控制領(lǐng)域用步進(jìn)電機(jī)來(lái)控制變的非常簡(jiǎn)單，而且低速精度高。
雖然步進(jìn)電機(jī)已被廣泛地應(yīng)用，但步進(jìn)電機(jī)并不能象普通的直流電機(jī)，交流電機(jī)在常規(guī)下使用。它必須由雙環(huán)形脈沖信號(hào)、功率驅(qū)動(dòng)電路等組成控制系統(tǒng)方可使用。因此用好步進(jìn)電機(jī)卻非易事，它涉及到機(jī)械、電機(jī)、電子及計(jì)算機(jī)等許多專業(yè)知識(shí)。方案二也存在類似的問(wèn)題，而方案三都能很好的實(shí)現(xiàn)，而且普通電動(dòng)機(jī)容易選擇，減速器和連桿機(jī)構(gòu)，結(jié)構(gòu)可靠，穩(wěn)定性高,可以允許有一定的沖擊，故此方案較合理。
在整個(gè)設(shè)計(jì)過(guò)程中，減速器部分和連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)和分析應(yīng)是本課題的重點(diǎn)，運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和機(jī)械原理的相關(guān)內(nèi)容來(lái)設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容應(yīng)包括工作機(jī)構(gòu)和傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)分析，連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力分析，減速器的設(shè)計(jì)，減速器零件的制造及相關(guān)工藝流程。本課題的難點(diǎn)的連桿尺寸的分析和動(dòng)力運(yùn)動(dòng)的分析，減速器各軸和齒輪的計(jì)算設(shè)計(jì)。
1.3設(shè)計(jì)方案綜述
振動(dòng)篩砂機(jī)是一種實(shí)現(xiàn)往復(fù)傳送的機(jī)械，電動(dòng)機(jī)通過(guò)傳動(dòng)裝置，驅(qū)動(dòng)滑架往復(fù)移動(dòng)工件，行程時(shí)滑架上的推爪推動(dòng)工件前進(jìn)一個(gè)步長(zhǎng)，當(dāng)滑架返回時(shí)，由于推爪與軸間裝有扭簧，推爪得以從工件底面滑過(guò)，工件保持不動(dòng)，當(dāng)滑架再次向前推進(jìn)時(shí)，已復(fù)位，往返推動(dòng)工件前移。
設(shè)計(jì)意義：振動(dòng)篩砂機(jī)在自動(dòng)化流水線上的充分運(yùn)用能提高工廠的生產(chǎn)率，減輕工人的勞動(dòng)強(qiáng)度，為實(shí)現(xiàn)車間無(wú)人化提供了可靠的條件。
2傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)
2.1 傳動(dòng)方案對(duì)比分析
一臺(tái)完整的機(jī)器，總是由原動(dòng)部分，傳動(dòng)部分，和執(zhí)行部分所組成，而傳動(dòng)部分的功能是將原動(dòng)機(jī)的動(dòng)力或運(yùn)動(dòng)形式傳遞給執(zhí)行部分或轉(zhuǎn)換成執(zhí)行機(jī)構(gòu)預(yù)期的動(dòng)作。實(shí)踐證明，傳動(dòng)部分的質(zhì)量和成本在整個(gè)機(jī)器中所占的比例很大，傳動(dòng)方案的選擇及布局是否合理在很大程度上決定了機(jī)器的工作性能和運(yùn)轉(zhuǎn)費(fèi)用。因此，合理擬定與選擇傳動(dòng)方案具有十分重要的意義。
合理的傳動(dòng)方案，除應(yīng)滿足工作機(jī)的性能要求，使用條件和工作可靠外，還應(yīng)使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、傳動(dòng)效率高及使用維護(hù)便利等。要同時(shí)滿足這許多要求，常常是困難的，實(shí)際上只能照顧重點(diǎn)要求?，F(xiàn)對(duì)設(shè)計(jì)提供的電動(dòng)機(jī)和減速器傳動(dòng)方案進(jìn)行對(duì)比分析。
經(jīng)查閱文獻(xiàn)《機(jī)械零件簡(jiǎn)明設(shè)計(jì)手冊(cè)》，方案（A）中減速器為圓柱齒輪展開(kāi)式二級(jí)減速器；方案（B）中減速器為圓錐、圓柱齒輪二級(jí)減速器；方案（C）中減速器為下置式蝸桿一級(jí)減速器。
顯然，方案（C）結(jié)構(gòu)最緊湊，但在長(zhǎng)期連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)的條件下，由于蝸桿傳動(dòng)效率低，功率損失較大；方案（B）的寬度尺寸較方案（A）小，但圓錐齒輪加工比圓柱齒輪困難。
所以，傳動(dòng)方案的選擇不但要考慮整個(gè)機(jī)器的動(dòng)力特性和運(yùn)動(dòng)要求，還要十分注意傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的類型特征及應(yīng)用范圍，即在擬定運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖時(shí)通常注意如下幾點(diǎn)：
（1）帶傳動(dòng)承載能力較低，在傳遞相同扭矩時(shí)結(jié)構(gòu)尺寸較嚙合傳動(dòng)大，但傳動(dòng)平穩(wěn)，能緩沖吸震，且有過(guò)載打滑保護(hù)作用，因此宜放在傳動(dòng)裝置的高速級(jí)；
（2）鏈傳動(dòng)具有運(yùn)動(dòng)不均勻性和多邊效應(yīng)沖擊，故宜布置在低速級(jí)；
（3）蝸桿傳動(dòng)工作平穩(wěn)，無(wú)噪音、傳動(dòng)比大，體積小，重量輕及結(jié)構(gòu)緊湊，但因摩擦發(fā)熱，其效率較其它普通齒輪嚙合傳動(dòng)低，只適宜用于中，小功率和間歇工作的場(chǎng)合。
（4）圓錐齒輪的加工比較困難，特別是大模數(shù)圓錐齒輪，應(yīng)盡量置于高速級(jí)，以減小其模數(shù)或直徑，但圓錐齒輪速度過(guò)高時(shí)，其精度相應(yīng)也需提高，還應(yīng)考慮能否制造及加工成本問(wèn)題。
（5）斜齒輪傳動(dòng)的平穩(wěn)性較直齒輪傳動(dòng)好，相應(yīng)地用于高速級(jí)；
（6）制動(dòng)器通常設(shè)在高速軸，但制動(dòng)器后面的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)不應(yīng)設(shè)置帶傳動(dòng)和摩擦傳動(dòng)。
（7）為簡(jiǎn)化傳動(dòng)裝置，總是將改變運(yùn)動(dòng)形式的機(jī)構(gòu)，如（連桿機(jī)構(gòu)，凸輪機(jī)構(gòu)）布置在傳動(dòng)系統(tǒng)的末端或低速級(jí)。
（8）傳動(dòng)裝置的布局要求結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊，勻稱，剛度和強(qiáng)度要好，并適合車間布置情況和工人操作，便于裝拆和維修。
通過(guò)三種方案的對(duì)比分析，方案（C）下置式蝸桿傳動(dòng)具有工作平穩(wěn)，無(wú)噪音，傳動(dòng)比大，體積小，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊，勻稱，剛度，強(qiáng)度要好。適合車間布置情況和小批量生產(chǎn)和相對(duì)較低的載荷和阻力。因此，我選擇方案（C）傳動(dòng)系統(tǒng)
3連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
3.1連桿機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)
連桿機(jī)構(gòu)是一種應(yīng)用十分廣泛的機(jī)構(gòu)，機(jī)械手的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，折疊傘的收放機(jī)構(gòu)以及人體假肢的設(shè)計(jì)等，都是連桿機(jī)構(gòu)。連桿機(jī)構(gòu)具有以下特點(diǎn):
1)連桿機(jī)構(gòu)中的運(yùn)動(dòng)副一般均為低副，低副兩元素為面接觸，故在傳遞同樣載荷的條件下，兩元素間的壓強(qiáng)較小，可以承受較大的載荷。低副兩元素間便于潤(rùn)滑，所以兩元素不易產(chǎn)生大的磨損。這些條件都能較好的滿足重型機(jī)械的要求。此外,低副兩元素的幾何形狀也比較簡(jiǎn)單，便于制造。
2)在連桿機(jī)構(gòu)中，當(dāng)原動(dòng)件以同樣的運(yùn)動(dòng)規(guī)律運(yùn)動(dòng)時(shí)，如果改變各構(gòu)件的相對(duì)長(zhǎng)度關(guān)系，便可以使從動(dòng)件得到不同的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。
3)在連桿機(jī)構(gòu)中，連桿上各不同點(diǎn)的軌跡是各種不同形狀的曲線，稱為連桿曲線，而且隨著各構(gòu)件相對(duì)長(zhǎng)短關(guān)系的改變，這些連桿曲線的形狀也將發(fā)生改變，從而可以得到各種不同形狀的曲線，我們可以利用這些曲線來(lái)滿足不同的軌跡要求。由于連桿機(jī)構(gòu)有了上述優(yōu)點(diǎn)，所以在各種機(jī)械和儀表中得到了廣泛的應(yīng)用。
4)此外，利用連桿機(jī)構(gòu)可以滿足各種運(yùn)動(dòng)規(guī)律和運(yùn)動(dòng)軌跡的設(shè)計(jì)要求，但要設(shè)計(jì)一種能夠準(zhǔn)確實(shí)現(xiàn)這種要求的連桿機(jī)構(gòu)卻是十分困難的。而且在多數(shù)情況下一般只能近似地得以滿足。正因?yàn)槿绱耍匀绾胃鶕?jù)最優(yōu)化要求來(lái)設(shè)計(jì)四桿機(jī)構(gòu),使其能夠最佳地滿足設(shè)計(jì)要求，一直是連桿機(jī)構(gòu)研究的一個(gè)重要課題。近年來(lái)對(duì)平面連桿機(jī)構(gòu)的研究，不論從研究范圍上還是方法上都有很大的進(jìn)展。從研究范圍來(lái)說(shuō)，已不再局限于單自由度四連桿機(jī)構(gòu)的研究,也已注意到對(duì)多桿，多自由度平面連桿機(jī)構(gòu)的研究，并且已提出了一些有關(guān)這類機(jī)構(gòu)的分析與綜合的方法。
3.2連桿機(jī)構(gòu)的選擇
另一方面,在設(shè)計(jì)要求上也不再局限于運(yùn)動(dòng)學(xué)要求的范圍內(nèi)，而且已注意到考慮機(jī)構(gòu)的動(dòng)力特性。根據(jù)構(gòu)成連桿機(jī)構(gòu)的各構(gòu)件間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)為平面運(yùn)動(dòng)還是空間運(yùn)動(dòng)，連桿機(jī)構(gòu)可分為平面連桿機(jī)構(gòu)和空間連桿機(jī)構(gòu)兩大類，在一般機(jī)械中采用的多數(shù)是平面連桿機(jī)構(gòu)
經(jīng)分析，參考方案中給出的工作機(jī)構(gòu)是鉸鏈四連桿機(jī)構(gòu)。
圖3－1 鉸鏈四連桿機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖
構(gòu)件之間都是用轉(zhuǎn)動(dòng)副連接的四桿機(jī)構(gòu)，成為鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)。如圖所示：其中，固定不動(dòng)的桿4稱為機(jī)架，與機(jī)架相連的桿1和桿3稱為連架桿，而連接兩連架桿的桿2稱為連桿。連桿2通常做平面運(yùn)動(dòng)，而連架桿1和3則繞各自回轉(zhuǎn)中心A和D轉(zhuǎn)動(dòng)。其中能做整周回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的連架桿稱為曲柄，僅能在小于360的某一角度范圍內(nèi)往復(fù)擺動(dòng)的連架桿稱為搖桿。
經(jīng)查閱文獻(xiàn)《機(jī)械設(shè)計(jì)》，在鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)中，按照連架桿是曲柄還是搖桿，將其分為三種基本形式：曲柄搖桿機(jī)構(gòu)；雙曲柄機(jī)構(gòu)和雙搖桿機(jī)構(gòu)。
1．）曲柄搖桿機(jī)構(gòu)
在鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)中，若兩連架桿中，有一桿為曲柄，另一桿為搖桿。
2．）雙曲柄機(jī)構(gòu)
具有兩個(gè)曲柄的鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)稱為雙曲柄機(jī)構(gòu)。雙曲柄機(jī)構(gòu)中，通常主動(dòng)曲柄做等速運(yùn)動(dòng)，從動(dòng)曲柄做變速轉(zhuǎn)動(dòng)。
3．）雙搖桿機(jī)構(gòu)
若兩連桿均為搖桿，則成為雙搖桿機(jī)構(gòu)。
根據(jù)設(shè)計(jì)要求，機(jī)器工作時(shí)，沙箱支承擺桿CD繞垂面左右做對(duì)稱擺動(dòng)。我們可以判斷連架桿CD為搖桿，而根據(jù)減速器工作原理，可知連架桿AB可做整周回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，因此它是曲柄。
綜上所述，我們選擇方案（1）中的曲柄搖桿機(jī)構(gòu)。
由上述我們所得到的資料，可以給出篩沙機(jī)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖：
圖3-2篩沙機(jī)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖
3.3平面四連桿機(jī)構(gòu)有曲柄的條件
1.）最短桿與最長(zhǎng)桿的長(zhǎng)度和應(yīng)小于或等于其他兩桿的長(zhǎng)度和,此條件通常為桿長(zhǎng)條件。
2.）組成該周轉(zhuǎn)副的兩桿中必有一桿為四桿中的最短桿。
上述條件表明:當(dāng)四桿機(jī)構(gòu)各桿的長(zhǎng)度滿足桿長(zhǎng)條件時(shí),其最短桿參與構(gòu)成的轉(zhuǎn)動(dòng)副都是周轉(zhuǎn)副。由此可知,上述四桿機(jī)構(gòu)中的轉(zhuǎn)動(dòng)副亦為周轉(zhuǎn)副,而轉(zhuǎn)動(dòng)副則只能的擺轉(zhuǎn)副。于是,四桿機(jī)構(gòu)有曲柄的條件是各桿的長(zhǎng)度需要滿足桿長(zhǎng)條件,且其最短桿為連架桿或機(jī)架。當(dāng)最短桿為連架桿時(shí),該四桿機(jī)構(gòu)將成為曲柄搖桿機(jī)構(gòu)。
3.4連桿設(shè)計(jì)內(nèi)容
輸送機(jī)的工作阻力F=3200N，步長(zhǎng)S=160㎜，往復(fù)次數(shù)N=80次/分，行程速比系數(shù)K=1.25，高度H=800㎜。輸送時(shí)滑架受到的阻力F視為常數(shù)，該機(jī)使用折舊期為10年，每天一班制工作，載荷中有中等沖擊，工作環(huán)境灰塵較大，工作機(jī)構(gòu)效率為0.95，沙箱往復(fù)次數(shù)的相對(duì)誤差不超過(guò)，按一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。
3.4.1鉸點(diǎn)位置和曲柄長(zhǎng)度的設(shè)計(jì)
根據(jù)行程速比和傳動(dòng)角要求點(diǎn)鉸點(diǎn)A的位置及曲柄連桿長(zhǎng)度。根據(jù)所給條件和現(xiàn)場(chǎng)的要求，和行程速比系數(shù)K設(shè)計(jì)四連桿時(shí)，可利用機(jī)構(gòu)在極位時(shí)的幾何關(guān)系，在根據(jù)其它輔助條件進(jìn)行設(shè)計(jì)。
3.4.2曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
已知擺角及行程速比系數(shù)K=1.25和搖桿長(zhǎng)度來(lái)設(shè)計(jì)該機(jī)構(gòu)。設(shè)計(jì)時(shí)先按公式=180°(K-1)/(K+1)算出極位夾角為20°。然后任取一點(diǎn)D,并以此點(diǎn)為頂點(diǎn)作等腰三角形,使兩腰之長(zhǎng)等于CD, ∠CDC=,作CM⊥CC,再作CN使∠CCN=90°-,得C2M與C1N的交點(diǎn)P。作△PC1C2的外接圓,則圓弧C1PC2上任一點(diǎn)A至C1和C2的連線的夾角∠C1AC2都等于極位夾角,所以曲柄的軸心A應(yīng)在此圓弧上。
設(shè)曲柄長(zhǎng)度為a,連桿的長(zhǎng)度為b，則故AC=b+a,AC=b-a.故a=(AC-AC)/2于是以A為圓心,以為AC半徑作弧交AC于點(diǎn)E,則得a=EC1/2,b=AC-EC/2。
設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)注意,曲柄的軸心A不能選在弧段上,否則機(jī)構(gòu)將不滿足運(yùn)動(dòng)的連續(xù)性要求。
根據(jù)上面的做法可以得出平面四連桿機(jī)構(gòu)的桿長(zhǎng)分別為a=134㎜,b=1300㎜,c=b=1300㎜,d=1820mm。
3.4.4校核最小傳動(dòng)角
在機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中,傳動(dòng)角的大小是變化的,為了保證機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)性能要求,設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)使≥40°傳遞力矩較大時(shí)，則應(yīng)使≥°；對(duì)于一些受力很小或不常使用的操縱機(jī)構(gòu)，則可允許傳動(dòng)角小些，只要不發(fā)生自鎖即可。最小傳動(dòng)角與機(jī)構(gòu)中的各桿的長(zhǎng)度有關(guān),見(jiàn)式（3.1）
=arccos 式（3.1）
= arccos
=42.7°
≥40°
故滿足最小傳動(dòng)角的要求。
所以可以定出該要求設(shè)計(jì)的機(jī)構(gòu)的總體尺寸,即L=a=134㎜,L=b=1300㎜,L=c=b=1300㎜,L=d=1820㎜.
以上L為桿件AB的長(zhǎng)度，L為桿件BC的長(zhǎng)度，L為桿件CD的長(zhǎng)度，L為桿件AD的長(zhǎng)度。
4 機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力分析
4.1概述
用矢量方程圖解法作機(jī)構(gòu)的速度和加速度分析, 矢量方程圖解法所依據(jù)的基本原理是理論力學(xué)中的運(yùn)動(dòng)合成原理。對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行速度和加速度分析時(shí),首先要根據(jù)運(yùn)動(dòng)合成原理列出機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)的矢量方程,然后在根據(jù)該方程進(jìn)行作圖求解.下面就在機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析:
4.2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
根據(jù)構(gòu)件上已知一點(diǎn)的速度和加速度可以求出另外的點(diǎn)的速度和加速度(包括大小和方向),故在以圖解法作機(jī)構(gòu)的速度和加速度的分析時(shí),應(yīng)先從具備這個(gè)條件的構(gòu)件著手,然后再分析與該構(gòu)件依次相連的其他各構(gòu)件。
在用圖解法作機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)分析時(shí)，需先繪出該機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖，然后再根據(jù)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖進(jìn)行速度和加速度分析，現(xiàn)在將求解的步驟說(shuō)明如下：
4.2.1繪制機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖
根據(jù)前面所繪制的運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖的方法和步驟，選取尺寸比例尺=L/（），并按照比例尺準(zhǔn)確地繪制出機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖1-1所示。
圖4-1 機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖
4.2.2作速度分析
根據(jù)以矢量方程圖解法求解機(jī)構(gòu)上某點(diǎn)速度的條件可知，其速度求解的步驟應(yīng)依次求出相應(yīng)各點(diǎn)的速度和桿件的角速度。
1） 求
v=l 式（4.1）
=0.134m3.4
=0.4556
其方向垂直AB，指向與的轉(zhuǎn)向一致。
2） 求 因點(diǎn)C及B為同一構(gòu)件2上的點(diǎn)，故得
= +
方向 CD AB CB
大小 ？ √ ？
圖4—2 運(yùn)動(dòng)分析圖
式中僅及的大小未知，故可以用圖解法求解。
如圖4-2所示，求點(diǎn)P作為速度多邊行的極點(diǎn)，并作代表，則速度比例尺= v/（）/㎜= =0.00325（）/㎜。再分別自點(diǎn)B，P作垂直于BC，CD的直線bc,pc,代表，的方向線，兩線交于點(diǎn)C，則矢量，即分別代表和，于是見(jiàn)式（4.2）
v= 式（4.2）
=70 （）/㎜
=0.238
3） 求 ，
瞬時(shí)針 式（4.3）
順時(shí)針 式（4.4）
4.3作加速度分析
與速度分析相同,其加速度求解的步驟也是先依次求出,。然后再求解，,
1) 求 因?yàn)榍鞯人倩剞D(zhuǎn),故無(wú)切向加速度見(jiàn)式（4.5）
== 式（4.5）
=0.134
=1.55
方向由B指向A.
2) 求 根據(jù)點(diǎn)C 分別相對(duì)于點(diǎn)D和點(diǎn)B的的相對(duì)運(yùn)動(dòng)關(guān)系,可得
= + = + + 式（4.6）
方向 CD CD BA CB CB
大小 ？ √ ？
式中僅有和的大小未知，故可用作圖法求解。
圖 4-3 加速度分析圖
如圖4-3所示，取點(diǎn)作為加速度多邊形的極點(diǎn)，并作代表，則加速度比例尺
（）/㎜ 式（4.6）
然后再按上式作圖，可求得代表，而其大小為
=0.00775（）/㎜70㎜=0.5425
3）求，,。根據(jù)前述求構(gòu)件角加速度的方法可得見(jiàn)式（4.7）和式（4.8）
=== 逆時(shí)針 式（4.7）
=== 順時(shí)針 式（4.8）
4.4用矢量方程圖解法作平面連桿機(jī)構(gòu)的動(dòng)態(tài)靜力分析
動(dòng)態(tài)靜力分析是工程中常用的方法,它是根據(jù)達(dá)朗貝爾原理將慣性力和外力加在機(jī)構(gòu)的相應(yīng)的構(gòu)件上，用靜力平衡的條件求出各運(yùn)動(dòng)副中的反力和原動(dòng)件上的平衡力。進(jìn)行動(dòng)態(tài)靜力分析的步驟首先是求出個(gè)構(gòu)件的慣性力,并把它們視為外力加于產(chǎn)生這些慣性力的構(gòu)件上。然后在根據(jù)靜定條件將機(jī)構(gòu)分解為若干個(gè)構(gòu)件組和平衡力作用的構(gòu)件。而進(jìn)行力分析的順序一般是由離平衡力作用的構(gòu)件最遠(yuǎn)的構(gòu)件組(即外力全部為已知的構(gòu)件組)開(kāi)始,逐步推算到平衡力作用的構(gòu)件。
4.4.1對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析
在前面的運(yùn)動(dòng)分析中已經(jīng)，已經(jīng)用選定的長(zhǎng)度比例尺,速度比例尺,加速度比例尺,作出了機(jī)構(gòu)圖及其速度多邊形和加速度多邊形。
4.4.2確定各構(gòu)件的慣性力和慣性力偶矩
對(duì)機(jī)械進(jìn)行動(dòng)態(tài)靜力分析時(shí)需要求出各構(gòu)件的慣性力,在新機(jī)械的設(shè)計(jì)時(shí),機(jī)構(gòu)的各構(gòu)件的結(jié)構(gòu)尺寸,質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等參數(shù)尚未確定,根據(jù)經(jīng)驗(yàn)初步給出各構(gòu)件的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等參數(shù),從而進(jìn)行靜力分析,在此基礎(chǔ)上進(jìn)行各構(gòu)件的強(qiáng)度驗(yàn)算,再根據(jù)驗(yàn)算的結(jié)果對(duì)構(gòu)件尺寸進(jìn)行修正,合理的定出構(gòu)件的結(jié)構(gòu)尺寸。
(1) 計(jì)算各桿的質(zhì)量及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量
根據(jù)各桿都是拉壓桿件,要求力學(xué)綜合性能較高,選45號(hào)鋼,各桿應(yīng)初選直徑。
查表得密度=7.810㎏/m.見(jiàn)式（4.9）和式（4.10）
根據(jù) 質(zhì)量 m=l㎏, 式（4.9）
轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 J=ml㎏·㎡ 式（4.10）
計(jì)算見(jiàn)下表4-4。
表4-4 桿件質(zhì)量特性表
桿件
長(zhǎng)度㎜
直徑㎜
重量㎏
轉(zhuǎn)動(dòng)慣量㎏·㎡
L
134
100
5.887
0.069
L
1300
50
7.850
0.092
1300
80
22.105
0.557
1820
60
2.800
0.00756
各桿除了2桿外,慣性力都可以作用在機(jī)架上,所以在進(jìn)行動(dòng)態(tài)靜力分析時(shí)可以忽略不計(jì),作用在連桿2上的慣性力及慣性力偶矩為：見(jiàn)式（4.10）
P=ma 式（4.10）
= m
=7.850㎏0.00325（）/㎜1300㎜
=33.17
M=J 式（4.11）
= Ja/l
= J/ l
=0.0690.145
將P及M合并成一個(gè)總慣性力P,其作用線從質(zhì)心S處偏移一距離h，其值為h= M/ P=0.048=48㎜
4.4.3機(jī)構(gòu)的動(dòng)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(yīng)的構(gòu)件上，并按靜定條件將機(jī)構(gòu)分解為兩個(gè)構(gòu)件組4，3，2和作用有平衡力的構(gòu)件1。為便于求解，未知力一般都能分別列于方程的首尾。
1)下面對(duì)構(gòu)件4分析
圖4-4 桿4受力分析
由整個(gè)桿組平衡條件=0 得 見(jiàn)式（4.11）
=0 式（4.11）
方向 ∥EF ⊥EF √ √ ∥EF ⊥EF
大小 ？ ？ √ √
上式中未知數(shù)有四個(gè)，因此先要算出其中兩個(gè)。
對(duì)F點(diǎn)取矩=0
對(duì)D點(diǎn)取矩=0
由此可以繪制出力的矢量合成圖
圖4-5 桿5力的分析
由圖測(cè)得
2)對(duì)構(gòu)件2，3進(jìn)行力的分析
圖4-6 桿2、3的受力分析
式（4.11）
方向 √ √ ⊥DE ∥DE √ √ ⊥BC ∥BC
大小 √ √ √ √
此方程未知數(shù)超過(guò)兩個(gè)，需求出或才能求出
對(duì)B點(diǎn)取矩=0
式（4.12）
對(duì)E點(diǎn)取矩=0見(jiàn) 式（4.13）
負(fù)號(hào)表示和假設(shè)方向相反。
由此可以繪制出力的矢量合成圖見(jiàn)下圖
圖4-7 力的矢量合成圖
由圖測(cè)的
3).分析連桿2的受力，把連桿2分離出來(lái)
對(duì)桿件的中點(diǎn)取矩：=0見(jiàn)式（4.14）
式（4.14）
圖 4-8 對(duì)桿件2的受力分析
可以繪制出連桿2的力矢量圖
圖4-9 連桿2的力矢量圖
由上圖可以知道
4) 求 機(jī)構(gòu)的平衡力
對(duì)桿1進(jìn)行分析
圖4-10 連桿1的機(jī)構(gòu)的平衡圖
取見(jiàn)式（4.15）
式（4.15）
=
5桿件的設(shè)計(jì)
根據(jù)上一章已經(jīng)計(jì)算出來(lái)的桿件受力情況和工況要求分析桿的類型和一系列的穩(wěn)定性和截面的設(shè)計(jì)。
5.1桿件的類型
桿件是四連桿結(jié)構(gòu),根據(jù)受力的方向判斷，屬于拉壓桿。
5.2 鋼材和截面的選擇
1）.拉壓桿的綜合性能要求比較高，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選45 鋼，有關(guān)質(zhì)量系數(shù)見(jiàn)下表4-1。
表5-1 桿件材料的質(zhì)量系數(shù)
材料
MPa
MPa
%
E
45
600
350
16
7800
206
2） 選擇截面尺寸
有上一章各軸之間力的計(jì)算可以知道拉壓桿所受的外力，根據(jù)強(qiáng)度條件可以確定所需橫截面面積。見(jiàn)式（4.16）
其中許用應(yīng)力
式中S 為大于1的安全系數(shù)取1.3
于是
=
式中為極限屈服系數(shù)。
選連桿2作校核由于所選的是圓形桿件，所以直徑為
==2.2㎜
由于制造困難和穩(wěn)定性的考慮，于是取為初選的參數(shù)
5.3桿件間的聯(lián)結(jié)
拉壓桿與其它構(gòu)件之間，或一般構(gòu)件與構(gòu)件之間，常采用耳片，銷軸，螺栓等相聯(lián)接。連結(jié)件的受力與變形均較復(fù)雜，在工程實(shí)際中，通常采用簡(jiǎn)化分析的方法。其要點(diǎn)是：一方面對(duì)連接件的受力與應(yīng)力分布進(jìn)行簡(jiǎn)化，從而計(jì)算出各部分的名義應(yīng)力。以下計(jì)算軸和耳片的連接。
5.3.1剪切強(qiáng)度計(jì)算
考慮圖所示軸銷，其受力情況如圖所示，可以看出，作用在軸銷上的外力有以下特點(diǎn)：外力垂直作用與軸銷的軸線，且作用線之間的距離很?。ㄒ?yàn)檩S銷一般都是短而粗的）。有受力情況可以看出，軸銷主要受剪切力的作用。在工程力學(xué)計(jì)算中，通常均假設(shè)剪切面上的剪應(yīng)力均勻分布。剪切面上的剪應(yīng)力不得超過(guò)連接件的許用剪應(yīng)力，即要求
也即
其中許用剪切應(yīng)力等于連接件的剪切極限應(yīng)力除以安全系數(shù).見(jiàn)式（4.17）
即
==
所以
式（4.17）
5.3.2擠壓強(qiáng)度計(jì)算
在外力作用下,銷軸與孔直接接觸,接觸面上的應(yīng)力稱為擠壓應(yīng)力。當(dāng)擠壓應(yīng)力過(guò)大時(shí),在孔,銷接觸的局部區(qū)域內(nèi),將產(chǎn)生顯著的塑性變形,以至影響孔,銷間的正常配合。最大擠壓應(yīng)力發(fā)生在該表面的中部。擠壓應(yīng)力為,耳片的厚度為,銷或孔的直徑為,根據(jù)實(shí)驗(yàn)分析結(jié)果得:
圖5-1 軸銷受力示意圖
式中：——受壓圓柱面在相應(yīng)徑向平面上的投影;
——最大擠壓應(yīng)力,數(shù)值上等于徑向截面的平均壓應(yīng)力。
由上述分析可知,為防止擠壓破壞,最大擠壓應(yīng)力不得超過(guò)連接件的許用壓應(yīng)力[],即要求
[]
[]為連接件的擠壓極限應(yīng)力除以安全系數(shù).
因此,從擠壓強(qiáng)度考慮,接頭的許用載荷為
5.3.3穩(wěn)定性的校核
當(dāng)作用在細(xì)長(zhǎng)桿上的軸向力達(dá)到或超過(guò)一定限度時(shí)，桿件可能突然變彎，即產(chǎn)生失穩(wěn)現(xiàn)象。因此，對(duì)于軸向受壓桿件，除了應(yīng)考慮其強(qiáng)度與剛度問(wèn)題外，還應(yīng)考慮其穩(wěn)定問(wèn)題。
1）臨界載荷的計(jì)算
該連桿為兩端鉸支細(xì)長(zhǎng)壓桿，有材料力學(xué)中公式可知，其臨界載荷為：
式（4.18）
=
2）校核
45鋼的屈服應(yīng)力，因此，連桿壓縮屈服所需之軸向壓力為
由以上分析可知,為了保證壓桿在軸向壓力作用下不致失穩(wěn),必須滿足下述穩(wěn)定條件:見(jiàn)式（4.19）
式（4.19）
式中:為穩(wěn)定安全系數(shù);為穩(wěn)定許用壓力.
工況為一般中度沖擊條件,所以取4,
式（4.20）
上述計(jì)算說(shuō)明，細(xì)長(zhǎng)桿的承壓能力是有穩(wěn)定性要求確定的。
6 減速器的設(shè)計(jì)
減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動(dòng)，蝸輪傳動(dòng)或齒輪-蝸輪傳動(dòng)所組成的獨(dú)立部件，常在動(dòng)力機(jī)與工作機(jī)之間作為減速的傳動(dòng)裝置；在少數(shù)場(chǎng)合下也用作增速的傳動(dòng)的傳動(dòng)裝置。減速器由于結(jié)構(gòu)緊湊,效率較高,傳遞運(yùn)動(dòng)準(zhǔn)確可靠，使用維護(hù)簡(jiǎn)單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代機(jī)器中應(yīng)用很廣。減速器類型很多，有圓柱齒輪減速器，圓錐齒輪減速器，蝸桿減速器等。
6.1電動(dòng)機(jī)的選擇
6.1.1選擇電動(dòng)機(jī)類型和機(jī)構(gòu)形式
電動(dòng)機(jī)是常用的原動(dòng)機(jī)，并且是系列化和標(biāo)準(zhǔn)化產(chǎn)品。機(jī)械設(shè)計(jì)中需要根據(jù)工作機(jī)的工作情況和運(yùn)動(dòng)，動(dòng)力參數(shù)，合理地選擇電動(dòng)機(jī)類型，結(jié)構(gòu)形式，傳遞的功率和轉(zhuǎn)速,確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)。
電動(dòng)機(jī)有交流電動(dòng)機(jī)和直流電動(dòng)機(jī)之分,工業(yè)上常采用交流電動(dòng)機(jī)。交流電動(dòng)機(jī)有異步電動(dòng)機(jī)和同步電動(dòng)機(jī)兩類，異步電動(dòng)機(jī)又分為籠型和繞線型兩種，其中以普通籠型異步電動(dòng)機(jī)應(yīng)用最廣泛。如無(wú)特殊需要,一般優(yōu)先選用Y系列籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，因其具有高效，節(jié)能，噪音小，振動(dòng)小，安全可靠的特點(diǎn),且安裝尺寸和功率等級(jí)符合國(guó)際標(biāo)準(zhǔn),適用于無(wú)特殊要求的各種機(jī)械設(shè)備。
根據(jù)工作場(chǎng)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。選擇電動(dòng)機(jī)為Y系列380V三相籠型異步電動(dòng)機(jī)。
6.1.2 功率的計(jì)算
電動(dòng)機(jī)的功率選擇是否合適將直接影響到電動(dòng)機(jī)的工作性能和經(jīng)濟(jì)性能。如果選用額定功率小于工作機(jī)所要求的功率,就不能保證工作機(jī)正常工作,甚至使電動(dòng)機(jī)長(zhǎng)期過(guò)載而過(guò)早損壞,如果選用額定功率大于工作機(jī)所需要的功率,則電動(dòng)機(jī)價(jià)格高,功率未得到充分的利用,從而增加電能的消耗,造成浪費(fèi)。
在設(shè)計(jì)過(guò)程中,由于振動(dòng)篩砂機(jī)一般為長(zhǎng)期連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn),載荷不變或很少變化的機(jī)械,并且傳遞功率較小，故只需使電動(dòng)機(jī)的額定功率等于或梢大于電動(dòng)機(jī)的實(shí)際輸出功率,即。這樣電動(dòng)機(jī)在工作時(shí)就不會(huì)過(guò)熱,一般不需要對(duì)電動(dòng)機(jī)進(jìn)行熱平衡計(jì)算和校核啟動(dòng)力矩。
6.1.3電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算
電動(dòng)機(jī)所需的輸出功率見(jiàn)式（6.1）
kw 式（6.1）
式中 ----表示工作機(jī)所需的功率;
----表示由電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)間傳動(dòng)裝置的總機(jī)械效率。
工作機(jī)所需工作功率一般根據(jù)工作機(jī)的生產(chǎn)阻力和運(yùn)動(dòng)參數(shù)見(jiàn)式（6.2）
=kw 式（6.2）
式中，----表示工作機(jī)的生產(chǎn)阻力，N;
----表示工作機(jī)的線速度，;
----表示工作機(jī)的阻力矩，；
----表示工作機(jī)的轉(zhuǎn)速，；
----表示工作機(jī)的效率。
總效率按下式計(jì)算見(jiàn)式（6.3）
式（6.3）
式中分別為傳動(dòng)裝置中每一傳動(dòng)副（齒輪，渦桿，帶或鏈傳動(dòng)）中，每對(duì)軸承或每個(gè)聯(lián)軸器的效率，其值可參考表：
由已知條件，工作機(jī)構(gòu)的效率為0.95,
, N，S160，
NS；
.
.
.
因此電動(dòng)機(jī)的額定功率應(yīng)大于其所需功率取2.2kw.
其中:分別為每一傳動(dòng)副,每對(duì)軸承,每個(gè)連軸器的效率.傳動(dòng)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(dòng)軸承 0.98-0.995
滑動(dòng)軸承 0.97-0.99
彈性連軸器 0.99-0.995
齒輪連軸器 0.99
萬(wàn)向連軸器 0.97-0.98
6.1.4確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速
容量相同的同類電動(dòng)機(jī),有幾種不同的轉(zhuǎn)速系列供使用者選擇,如三相異步電動(dòng)機(jī)常用的有四種同步轉(zhuǎn)速,即3000,1500,1000,750r/min(相應(yīng)的電動(dòng)機(jī)定子繞組的極對(duì)數(shù)為2,4,6,8)。同步轉(zhuǎn)速為由電流頻率與極對(duì)數(shù)而定的磁場(chǎng)轉(zhuǎn)速,電動(dòng)機(jī)空轉(zhuǎn)時(shí)才可能達(dá)到同步轉(zhuǎn)速,負(fù)載時(shí)的轉(zhuǎn)速都低于同步轉(zhuǎn)速。
為了合理的設(shè)計(jì)傳動(dòng)裝置，根據(jù)工作機(jī)的主軸轉(zhuǎn)速要求和各傳動(dòng)比范圍，可推算出電動(dòng)機(jī)裝速的可選范圍，其中包括電動(dòng)機(jī)可選轉(zhuǎn)速范圍，傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的合理范圍，以及工作機(jī)主軸轉(zhuǎn)速。
選定電動(dòng)機(jī)類型,結(jié)構(gòu),對(duì)電動(dòng)機(jī)可選的轉(zhuǎn)速進(jìn)行比較,選定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速并計(jì)算出所需容量后,即可在電動(dòng)機(jī)產(chǎn)品目錄中查出所要的電動(dòng)機(jī)。
根據(jù)工況和計(jì)算所選電動(dòng)機(jī)見(jiàn)下表6-1。
表6-1 電動(dòng)機(jī)參數(shù)表
型號(hào)
額定功率
滿載時(shí)
起動(dòng)電流
起動(dòng)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
Y100L1-4
2.2
1420
5.0
81.0
0.82
7.0
2.2
2.2
6.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比
6.2.1 總傳動(dòng)比
由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速,可得到傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比見(jiàn)式（6.4）
i= 式（6.4）
其中n為選擇電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速,n為工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速。該設(shè)計(jì)中n為1420,n為204。所以
i===7
總傳動(dòng)比為各級(jí)傳動(dòng)比i,i,i…i的乘積,見(jiàn)式（6.5）
i=i·i 式（6.5）
i, i分別為減速器各級(jí)傳動(dòng)比.
6.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
為進(jìn)行傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算,要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩(或功率)。如將傳動(dòng)裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ,Ⅱ軸。
i, i----表示相鄰兩軸間的傳動(dòng)比;
,----表示相鄰兩軸間的傳動(dòng)效率;
P,P----表示各軸的輸入功率(KW);
T,T----表示各軸的輸入轉(zhuǎn)矩(N·m);
n,n----表示各軸的轉(zhuǎn)速().
則可按電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)運(yùn)動(dòng)傳遞路線推算,得到各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)。
6.3.1各軸轉(zhuǎn)速
n= = =154.8
式中n——選擇電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速,
i——電動(dòng)機(jī)至軸的傳動(dòng)比.
以及
n== ==38.5.
6.3.2各軸輸入功率
P=P· KW=1.95×0.99=1.9305 KW, =
P= P·= P·· KW=1.95×0.99×0.98×0.98=1.8541 KW, =·
式中,,分別為連軸器,軸承,齒輪的傳動(dòng)效率.
6.3.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩
T=T·i· N·m 式（6.6）
其中T為電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩，按下列計(jì)算：
T=9550 N·m=9550×N·m=13.12 N·m
T=T·i· N·m=13.12×1×0.99 N·m =12.98 N·m；
T= T·i· N·m =12.98×9.2×0.98×0.99 N·m =115.85 N·m；
同一根軸的輸出功率與輸入功率數(shù)值不同，需要精確計(jì)算時(shí)應(yīng)取不同的數(shù)值。
6.4 減速器結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)
6.4.1機(jī)體結(jié)構(gòu)
減速器機(jī)體是用以支持和固定軸系的零件,是保證傳動(dòng)零件的嚙合精度,良好潤(rùn)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(jī)體結(jié)構(gòu)對(duì)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(jī)體材料用灰鐵(HT150或HT200)制造,機(jī)體的結(jié)構(gòu)用剖分式機(jī)體。
6.4.2鑄鐵減速器機(jī)體的結(jié)構(gòu)尺寸
見(jiàn)下表6-2(單位㎜)
表6-2減速器機(jī)體的結(jié)構(gòu)尺寸表
名稱
符號(hào)
減速器尺寸關(guān)系
機(jī)座壁厚
0.025a+1≥8
機(jī)蓋壁厚
0.02a+3≥8
機(jī)座凸緣厚度
b
1.5=12
機(jī)蓋凸緣厚度
b
1.5=12
機(jī)座底凸緣厚度
b
2.5=20
地腳螺釘直徑
d
0.036a+12=18
地腳螺釘數(shù)目
n
a>500時(shí),n=8
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
d
0.75 d=13.5
機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑
d
(0.5-0.6) d=10
聯(lián)接螺栓d的間距
l
150-200
軸承端蓋螺釘直徑
d
(0.4-0.5) d
窺視孔蓋螺釘直徑
d
(0.3-0.4) d=8
定位銷直徑
d
(0.7-0.8) d=6.5
d,d,d至外機(jī)壁距離
c
見(jiàn)表4
d,d至凸緣邊緣距離
c
見(jiàn)表4
軸承旁凸臺(tái)半徑
R
c=16
凸臺(tái)高度
h
根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定
外機(jī)壁至軸承座端面距離
l
c+ c+(8-12)=44
頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離
＞1.2=10
齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離
＞=10
機(jī)蓋,機(jī)座肋厚
m,m
m≈0.85=6.8, m≈0.85=6.8
軸承端蓋凸緣厚度
t
(1-1.2) d
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
s
盡量靠近,
軸承端蓋外徑
D
軸承孔直徑+(5-5.5) d
表6-2續(xù)表螺栓直徑
螺栓直徑
M8
M10
M12
M16
M20
M24
M30
c
13
16
18
22
26
34
40
c
11
14
16
20
24
28
34
沉頭座直徑
20
24
26
32
40
48
60
注:多級(jí)傳動(dòng)時(shí),a取低速級(jí)中心距.
6.5 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算
傳動(dòng)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(dòng)零件。支撐零件和聯(lián)接零件都要根據(jù)傳動(dòng)零件的要求來(lái)設(shè)計(jì)，因此一般應(yīng)先設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)零件，確定其尺寸，參數(shù)，材料和結(jié)構(gòu)。為了使設(shè)計(jì)減速器時(shí)的原始條件比較準(zhǔn)確，通常應(yīng)先設(shè)計(jì)減速器外的傳動(dòng)零件，如鏈傳動(dòng)，和連軸器等。
6.5.1減速器外傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)
考慮到工作現(xiàn)場(chǎng)的空間和減少傳動(dòng)鏈的原則，該設(shè)計(jì)直接采用連軸器，通過(guò)連軸器直接把電動(dòng)機(jī)和減速器聯(lián)結(jié)。
6.5.2減速器內(nèi)傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)
1）圓柱齒輪傳動(dòng)
a)齒輪材料的選擇
因傳動(dòng)尺寸和批量較小,小齒輪設(shè)計(jì)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(dòng)的計(jì)算方法
1. 初步計(jì)算
轉(zhuǎn)矩T=9550×10 =9550×=27854N㎜
齒寬系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取=1.0
接觸疲勞極限由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取=710MP
=580 MP
初步計(jì)算的許用接觸應(yīng)力[]0.9=0.9×710=639 MP
[]0.9=0.9×580=522 MP
A值由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取A=85
初步計(jì)算的小齒輪
=85×
=41.77㎜
取=45㎜
初步齒寬==45㎜
2校核計(jì)算
圓周速度 ===2.26
精度等級(jí) 選8級(jí)精度
齒數(shù)和模數(shù) 初取齒數(shù)=21,= =130
===2.14
由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取=2.5
===18
=6.218=111
使用系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取=1.5
動(dòng)載系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取=1.2
齒間載荷分配系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表先取
===1238N
==41.3<100
=[1.88-3.2(+)]
=1.88-3.2(+)=1.644
===0.88
由此得
===1.29
齒向載荷分布系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取
=+()+
=1.17+0.161+0.61=1.957
載荷系數(shù)===4.54
彈性系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取=189.8
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取=2.5
接觸最小安全系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取=1.05
總工作時(shí)間==4800
總應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表估計(jì), 則指數(shù)=8.78
==()
=60
=5.79
原估計(jì)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)正確
== 5.79/6.2=0.93
接觸壽命系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取=1.18
=1.31
許用接觸應(yīng)力[]
[]===798
[]===723
驗(yàn)算:
=
==713<[]
計(jì)算結(jié)果表明,接觸疲勞強(qiáng)度較為合適,齒輪尺寸無(wú)需調(diào)整。
3.確定傳動(dòng)主要尺寸
實(shí)際分度圓直徑 ， 因模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值時(shí),齒數(shù)已重新確定,故分度圓直徑不會(huì)改變,即
==2.518=45㎜
==277㎜
中心距==161㎜
齒寬 ==45㎜ =55㎜
=45㎜
計(jì)算說(shuō)明：
1)齒輪強(qiáng)度計(jì)算公式中，載荷和幾何參數(shù)是用小齒輪輸出轉(zhuǎn)矩T和直徑d來(lái)表示的，不論強(qiáng)度計(jì)算是針對(duì)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(yīng)是小齒輪的數(shù)值；
2)根據(jù)=求齒寬，b應(yīng)是一對(duì)齒輪的工作寬度，為易于補(bǔ)償齒輪軸向位置誤差，應(yīng)使小齒輪的寬度大于大齒輪寬度，應(yīng)此大齒輪寬度取45mm,
3)而小齒輪寬度取b=b+(5-10)㎜,齒寬數(shù)值應(yīng)圓整；
4)圓柱齒輪的傳動(dòng)系數(shù)。
計(jì)算所得的參數(shù)見(jiàn)下表6-3
表6-3 齒輪參數(shù)表
名稱
代號(hào)
單位
小齒輪
大齒輪
中心距
a
㎜
161
傳動(dòng)比
i
6.2
模數(shù)
m
㎜
2.5
2.5
螺旋角
度
0
0
端面壓力角
度
0
0
嚙合角
度
20
20
齒數(shù)
z
個(gè)
18
111
分度圓直徑
d
㎜
45
277
齒頂圓直徑
d
㎜
50
282
齒根圓直徑
d
㎜
41.25
271.25
齒寬
b
㎜
55
45
4.按齒根彎曲強(qiáng)度進(jìn)行校合計(jì)算
重合度系數(shù)
齒間載荷分布系數(shù) 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取
=
齒向載荷分布系數(shù)
=
載荷系數(shù)見(jiàn)式（6.7）
式（6.7）
=
齒形系數(shù) 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取=2.46
應(yīng)力修正系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取
彎曲疲勞極限 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取
彎曲最小安全系數(shù) 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取
應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表估計(jì), 則指數(shù)計(jì)算如式（6.8）
=8.78
==() 式（6.9）
=60
=5.79
原估計(jì)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)正確見(jiàn)式（6.10）
= 式（6.10）
= 5.79/6.2=0.93
彎曲壽命系數(shù) 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取
尺寸系數(shù) 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表取
=1.0
許用彎曲應(yīng)力[]見(jiàn)式（6.11）
[]= 式（6.11）
=
=798
[]=
=
=723
驗(yàn)算
=
=
=
=
它們均小于許用彎