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機械原理課程設計 設計計算說明書 設計題目：步進輸送機 學 院 ：理 學 院 專 業(yè) ：機械電子工程 班 級 ： 12 學 號： 020841206 設 計 者：程滿 指導教師：范奎 2011年5月26日 湖北民族學院 目錄 一、設計題目 ………………………………………………………… 2 二 設計簡介…………………………………………………………… 3 2.1工作原理……………………………………………………… 3 2.2原始數(shù)據(jù)及設計要求………………………………………… 4 2.3 設計任務………………………………………………………5 三、運動方案的擬定……………………………………………………5 3.1 步進輸送機構…………………………………………………5 3.2 下料機構（插斷機構）………………………………………7 3.3運動方案的選定……………………………………………… 8 四、機構運動簡圖………………………………………………………8 五、運動分析……………………………………………………………11 5.1輸送機構的運動分析……………………………………… 11 5.2插斷機構（下料機構）的運動分析…………………………20 5.3飛輪的轉動慣量的計算…………………………………… 23 六、機構運動循環(huán)圖………………………………………………… 24 七、減速機構的設計……………………………………………………24 八、設計總結……………………………………………………………25 九、參考文獻……………………………………………………………25 一、 設計題目：步進輸送機 二、 設計簡介 2.1工作原理 步進輸送機是一種能間歇地輸送工件，并使其間距始終保持穩(wěn)定步長的傳送機械。圖1為運動示意圖，工件經過隔斷板從料輪滑落到輥道上，隔斷板作間歇往復直線運動，工件按一定的時間間隔向下滑落。輸送滑架作往復直線運動，工作行程時，滑架上位于最左側的推爪推動始點位置工件向前移動一個步長，當滑架返回時，始點位置又從料輪接受了一個新工件。由于推爪下裝有壓力彈簧，推爪返回時得以從工件底面滑過，工件保持不動。當滑架再次向前推進時，該推爪早已復位并推動新工件前移，與此同時，該推爪前方的推爪也推動前工位的工件一齊向前再移動一個步長。如此周而復始，實現(xiàn)工件的步進式傳輸。顯而易見，隔斷板的插斷運動必須與工件的移動協(xié)調，在時間和空間上相匹配。 圖1 步進輸送機示意圖 2.2 原始數(shù)據(jù)及設計要求 （1） 輸送工件形狀和尺寸如圖1，工件質量60kg，輸送步長H＝840mm，允許誤差0.2mm。 （2） 輥道上允許輸送工件最多8件。工件底面與輥道間的摩擦系數(shù)0.15（當量值），輸送滑架質量為240kg，當量摩擦系數(shù)也為0.15。 （3） 滑架工作行程平均速度為0.42m/s，要求保證輸送速度盡可能均勻,行程速比系數(shù)K≥1.7。 （4） 最大擺動件線質量為20 kg/m，質心在桿長中點，繞質心線轉動慣量為2 kg??m2/m，其余構件質量與轉動慣量忽略不計。發(fā)動機到曲柄軸的傳動系統(tǒng)的等效轉動慣量（視曲柄為等效轉動構件）近似取為2 kg??m2。。 （5） 允許速度不均勻速度為[δ]＝0.1。 （6） 滑架導路水平線與安裝平面高度允許在1100mm以下。 （7） 電動機規(guī)格自選。 2.3 設計任務 （1） 根據(jù)工藝動作要求擬定運動循環(huán)圖； （2） 進行插斷機構、步進輸送機構的選型； （3） 機械運動方案的評定和選擇； （4） 根據(jù)選定的原動機和執(zhí)行機構的運動參數(shù)擬定機械傳動方案，分配傳動比，并在報告上畫出傳動方案圖； （5） 進行工件停止在工位上的慣性前沖量計算； （6） 對機械傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構進行運動尺寸計算； （7） 畫出機械運動方案簡圖； （8） 編寫設計計算說明書。 三、運動方案的擬定 3.1 步進輸送機構 步進輸送機的主傳動機構的原動件是曲柄；從動件為推爪(滑塊),行程中有急回特性；機構應有較好的動力特性及在工作進程中速度要求較小且均勻。要滿足這些要求，用單一的四桿機構是難以實現(xiàn)的。下面介紹擬定的幾種方案。 圖1-1 1.如上圖1-1所示，牛頭刨床的主傳動 機構采用導桿機構、連桿滑塊機構組成的6桿機構。采用導桿機構，滑塊3與導桿之間的傳動角始終為o，且適當確定構件尺寸，可以保證機構工作行程速度較低并且均勻，而空回行程速度較高，滿足急回特性要求。適當確定推爪的導路位置，可以使壓力角盡量小。 2、如圖1-2所示，步進輸送機的主傳動機構采用凸輪機構和搖桿滑塊機構。適當選擇凸輪運動規(guī)律，設計出凸輪廓線，可以實現(xiàn)刨頭的工作行程速度較低，而返回行程速度較高的急回特性；在推爪往復運動的過程中，避免加減速度的突變發(fā)生(采用正弦加速度運動規(guī) 律）。 3、如圖1-3所示，步進輸送機主傳動機構采用曲柄導桿機構機構。導桿做往復擺動其速度有點波動，并且也具有急回特性。 圖1-2 圖1-3 4、如圖1-4所示，步進輸送機的主傳動機構采用曲柄搖桿機構和搖桿滑塊機構。曲柄搖桿機構可以滿足工作進給時推爪的速度較低，在運動過程中曲柄搖桿機構的從動件搖桿3的壓力角是變化的。 3.2 下料機構（插斷機構） 一種方案是采用齒輪與齒條的配合（圖2-1）。 （圖2-1） 而另一種方案是采用從動件盤形凸輪與搖桿機構的組合圖（2-2），利 用彈簧的彈力使?jié)L子從動件始終緊靠在凸輪上 圖2-2 3.3運動方案的選定 經過小組討論最終確定選輸送機構的方案1和插斷機構的方案2作為此次課程設計所要求的運動方案。 四、機構運動簡圖 運動簡圖 1.初始狀態(tài) 2.工件輸送階段 3.工件到達工位點 4.輸送架回程及下料階段 五、運動分析 5.1輸送機構的運動分析 圖5.1.1 1.要求條件：輸送滑架輸送步長S=840mm+20mm=860mm, 滑架工作行程的平均速度為0.42m/s, 輸送速度盡可能均勻， 行程速比系數(shù)K≥1.7。 2.制定參數(shù)：令K=2，推爪（滑塊）的導路X-X在導桿運動弧長的平分線上。 極為夾角θ=180(K-1)/(K+1)=60，即∠O2O4A=30。 由輸送架工作行程平均速度0.42m/s,且輸送步長S=860mm可得導桿O4B的長度O4B=860mm。 工作進程的時間t1=0.86m/0.42m/s=2.0476s 回程時間t2= t1/2=1.0238s， 有Wt=θ知W=2.0457 rad/s。 轉速n=60W/(2*3.14)=19.5r/min。 由∠O2O4A=30知O2A=O2O4/2, 又X-X在導路所在弧長的平分線上，取H約為(860+860*cos30)/2即令H=802mm。 又要求工作過程中傳動平穩(wěn)，速度均勻，即BC桿的傳動角γ越大越好。 最大的傳動角γ=90-arcsin[(860-860*cos30)/BC]。為保證機構的傳力效果，應使傳動角的最小值γmin大于或等于其許用值[γ],即γmin≥[γ]。一般機械中，推薦[γ]=40-50。 取BC=200mm, γ=74.38。 推爪形狀如下圖： 尺寸如上圖所示，單位：cm 由上述結論，確定輸送架運動的6桿機構的長度分別為： BC=200mm O4B=860mm O2O4=500mm O2A=250mm 。 3.用相對運動圖解法做平面機構的運動分析 將曲柄端點的運動軌跡的圓周12等份，初始位置為1如上圖5.1.1 例如計算滑塊處于位置8時機構的速度、加速度。 1、求C點的速度： ⑴確定構件3上A點的速度： 構件2與構件3用轉動副A相聯(lián)，所以υA3=υA2 而υA2==0.51m/s ⑵求的速度： υA4 = υA3 + υA4A3 方向： ⊥BO4 ⊥AO2 ∥BO4 大小： ？ 　 ？ 用圖解法求解如圖1：、 式中υA3、υA4表示構件3和構件4上 A點的絕對速度，υA4A3表示構件4上A點相對于構件3上A點的速度，其方向平行于線段BO4，大小未知；構件4上A點的速度方向垂直于線段BO4，大小未知。在圖上任取一點P，作υA3 的方向線pO3 ，方向垂直于AO2，指向與ω2的方向一致，長度等于υA3/μv，（其中μv為速度比例尺）。過點p作直線垂直于BO4 代表υA4的方向線，再過O3作直線平行于線段BO4 代表υA4A3的方向線這兩條直線的交點為O4，則矢量pO4和O3O4分別代υA4和υA4A3 。 易知PO3、PO4同向，由速度多邊形PO3O4得： υA4=0.51m/s υA4A3=0 3 求BO 4的角速度： =VA4/=0.68rad/s VB=BO4=0.59m/s ⑷ 求C點的速度υc： υc = υB + υCB 方向： ∥X-X ⊥BO4 ⊥BC 大小： ？ ω4lO4B　 ？ 速度圖見圖2： 式中υc 、υB 表示點的絕對速度。υCB表示點C相對點B的相對速度其方向垂直于構件CB，大小未知，點C的速度方向平行于X-X，大小未知，圖上任取一點p作代表υB的矢量pb其方向垂直于BO4指向于轉向相反，長度等于（為速度比例尺）。過點p作直線平行于X-X，代表υc的方向線，再點b作直線垂直于BC代表υCB的方向線，這兩方向線的交點為C則矢量pc和bc便代表 υc、υCB 則C點的速度為：υc=0.58m/s，υCB=0。 加速度也可按相對圖解法計算。 4.編制程序計算各點的速度，加速度，位置。 1)主程序源代碼如下 #include "stdio.h" /*包含頭文件*/ #include "stdlib.h" #include "math.h" const double PI=3.14159; /*圓周率*/ /*全局變量*/ double L[10]; /*存儲桿長*/ double X[10],Y[10]; /*存儲各點x，y坐標*/ double V[10],U[10]; /*存儲各點x，y方向速度分量*/ double A[10],B[10]; /*存儲各點x，y方向加速度分量*/ double F[10],W[10],E[10]; /*存儲各桿轉 角，角速度，角加速度*/ double S[10],C[10]; /*中間計算變量*/ /*計算主程序*/ void main() { int ii,Index,iFlag； double p1,F9,Res[3],N1; p1=PI/180; L[1]=250; [2]=0; L[3]=860; L[4]=0; N1=117.2; /*初始參數(shù)*/ X[1]=0; Y[1]=500; X4]=0; Y[4]=0; printf("L(1)=60 ，L(2)=0 ，L(3)=200 ， L(4)=0 ， W(1)=30 E(1)=0\n"); printf("F(1) Deg ，F(xiàn)(3)Deg ， W(4)/s ，S mm V m/s A m/S^2\n"); / W[1]=N1*PI/30; for(ii=0;ii<=12;ii++) { F[1]=ii*30*p1; F9=0; Mcrank(1,1,1,2,F9); iFlag=Mrpr(2,3,4,2,2,4,3,1,Res) ; if(iFlag==1) printf("%10.2f,%10.2f,%10.2f,%10.2f,%10.2f,%10. 2f,%10.2f\n", F[1]/p1,F[3]/p1,W[3],E[3],Res[0],Res[1]/10 00,Res[2]/1000); else printf("Because of wrong data, the Caculation failed!\n"); } } 計算結果： L(1)=250mm L(2)=0 L(3)=900mm L(4)=0 W(1)=2.0457rad/s E(1)=0 F(1) Deg F(4) Deg W(4)rad/s S mm V m/s a m/ S^2 0 63.43 0.41 559.02 0.46 -0.38 30 70.89 0.59 661.44 0.34 -0.57 60 80.10 0.66 727.33 0.00 -0.70 90 90.00 0.68 750.00 0.00 -0.70 120 99.90 0.66 727.33 -0.18 -0.67 150 109.11 0.59 661.44 -0.34 -0.57 180 116.56 0.41 559.02 -0.46 -0.38 210 120.00 0.00 433.01 -0.51 -0.00 240 113.79 -0.98 309.83 -0.41 0.92 270 90.00 -2.05 250.00 -0.00 2.10 300 66.21 -0.98 309.83 0.41 0.92 330 60.00 -0.00 433.01 0.51 0.00 360 63.43 0.41 559.02 0.46 -0.38 L(1)表示曲柄的長度， L(3)表示導桿的長度， W(1)表示曲柄的轉速， F(1)表示曲柄轉過的角度， F(4)表示導桿的轉角， W(4)表示導桿的角速度， S表示滑塊在導桿上的位移， V表示滑塊沿導桿的滑動， A表示滑塊的沿導桿的加速度。 5.用solidworks仿真繪制速度、加速度、位移曲線。 推爪（滑塊）的速度曲線 推爪（滑塊）的加速度曲線 推爪（滑塊）的位移曲線 5.2插斷機構（下料機構）的運動分析 1.凸輪的設計 凸輪的遠休止角Φ=40， 近休止角Φ=240,推程運動角Φ=40， 回程運動角Φ=40。 凸輪輪廓的最大圓半徑（遠休止部分），最小圓半徑（近休止部分）即基圓半徑r0=120mm。 凸輪的回程、推程輪廓采用五次多項式運動規(guī)律的曲線過渡。因為五次運動規(guī)律的曲線既不存在剛性沖擊也不存在柔性沖擊，運動平穩(wěn)性好。 2.擺動滾子從動件的滾子在凸輪上的位移曲線為： 滾子在凸輪上的速度曲線為： 加速度曲線為： 3.凸輪的壓力角計算 擺動滾子從動件凸輪機構壓力角的計算公式： tanα=[a*cos(Ψ+Ψ0)-l(1-dΨ/dθ)]/[a*sin(Ψ+Ψ0)] a表示機架之間的距離 l表示擺桿的長度，Ψ0表示擺桿的初始的擺角。 Ψ=h[(10*θ3/Φ3)-(15*θ4/Φ4)-(6*θ5/Φ5)]是表示擺桿的擺角，其中Φ是推程運動角，θ是凸輪的轉角。 用matlab可以算出凸輪機構的最大壓力角αmax=28.12，滿足擺動從動件許用壓力角[α]=30～50 先建立m函數(shù) Function f=myfun(x) f=0.5*cosd(14.28+0.040*(10*x^3/(40^3)-15*x^4/(40^3)+6*x^5/(40^3)))-0.420*(1-0.040*117.2*(30*x^2/(40^3)-60*x^3/(40^3)+30*x^4/(40^5)))/0.500/(sind(14.28+0.040*(10*x^3/(40^3)-15*x^4/(40^3)+6*x^5/(40^3)))); 再在matlab程序中輸入x=fminbnd(@myfun,0,40) 4.凸輪曲率半徑的校核 運動仿真時有滾子的位移曲線知五次曲線的曲率半徑滿足要求。 5.3 飛輪的轉動慣量的計算 等效驅動力矩Md為常數(shù)，在一個運轉周期內做的功等于該周期內運動機構運動所需要的功。 2π*Md=8*(1/2m1v2)+m1gμ1+2m2gμ2+8*(1/2m2v2) Md=115.4465Nm 安裝在曲柄軸上的轉動慣量為： Jf=(Emax-Emin)/ (δ*ω22) 而Emax-Emin=61.74 J 要求的速度不均勻系數(shù)[δ]=0.1, ω2=2.0457rad/s。 Jf=147.5308kgm2 若安裝在曲柄上的飛輪轉動慣量過大，也可以把飛輪安裝在電動機于曲柄軸之間的變速機構的軸上。 5.4 工件停止在工位上的前沖量 沖量F*t=mv=60*0.15=9 Ns 六、機構運動循環(huán)圖 七、減速機構的設計 減速機構采用三級減速。電動機的轉速為1400r/min,減速機機構的一級傳動采用皮帶傳動，二級、三級減速都采用齒輪傳動。 設定每級傳動的傳動效率都為1，即η1=η2=η3=η4=η5=η6=1。 皮帶輪的傳動比i12=3； 齒輪減速的一級傳動比i34=4，二級傳動比i34=6.14。 總傳動比i= i12 *i34 *i34=73.68 執(zhí)行機構（曲柄）的轉速n=(1/i)*1400r/min=19.54r/min,曲柄的角速度w=2.0457rad/s。 八、設計總結 在這次課程設計中，我看到了我們班同學團結互助的精神，也看到了同學們刻苦鉆研的學習精神。課程設計是對我們思維能力的一種鍛煉，也是理論與實踐結合的一次過渡，同學們興趣濃厚，并有著創(chuàng)新的意識。同時通過本次課程設計，在完成設計任務的同時能夠進一步理解和鞏固所學課程內容，并將所學知識綜合運用到實際設計中，不僅加強了學習更鍛煉了實際操作能力和設計經驗。在設計計算過程中，通過組內的討論和交流，加深了對基礎知識的理解；在老師的細心指導下，讓我們了解到更多的機械實際設計方面的知識，開闊了視野。通過這次課程設計，我才發(fā)現(xiàn)理論知識的重要性，好的設計是建立在塌實的理論知識之上的。 九、參考文獻 1、《機械原理》 高等教育出版社 孫桓等 主編 （第七版）2006 2、《機械原理課程設計》 科學出版社，王淑仁主編 2006 3、《機械原理課程設計手冊》 高等教育出版社，鄒慧君主編 2007 4、其它機械原理課程設計書籍和有關機械方案設計手冊