机械毕业设计（论文）-步进送料机的设计（全套图纸） .pdf

本科毕业设计说明书（论文） 1 1 绪论绪论 1.1 送料机的定义送料机的定义 送料机专门用于粒料,粉料,片状料，带状等材料的自动化，数控化，精确化的输送 【1】 。 在激烈竞争的时代,企业经营与发展必会面对劳工的短缺,人工成本上扬等问题。 省 力化、合理化与自动化将成为企业发展的趋向。因此数控送料机，自动送料机的应用也 十分广泛。在当今社会,越来越多的行业将采用机械化输送。这种自动送料机有较高的 精确度,而且又环保,又省时,还大大减少了劳动强度。真正的做到了低成本,高回报。在 今飞速发展的年代,这种自动化产品会受到越来越多厂家的青睐与喜欢! 所谓送料机，送料机就是输送材料的机器，是无论是轻工行业还是重工业都不可缺 少的设备。传统观念，送料机是借助于机器运动的作用力加力于材料，对材料进行运动 运输的机器。近代的送料机发生了一些变化，开始将高压空气、超声波等先进技术用于 送料技术中，但人们仍然将这些设备归纳在送料机类的设备中。 自动化程度高的送料设备有:由电脑控制的动头式送料机、激光送料机、高压气压 和电脑送料机等。另外，国外的司生产一种投影送料机这种设备的送台上设有感应器及 目察装置，用于对材料轮廓扫描，或在材料行投影以引导送料安排。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 1.2 送料机的原理及其种类送料机的原理及其种类 据了解，国内的数控送料机，都彩用微电脑控制技术，数字式显示，操作简单方便， 能有效控制在 0.02mm 以内做到送料精确，彻底解决了以往送料器送料不准，调节困难 的老大难问题。 1.2.1 送料机的原理及种类送料机的原理及种类 本科毕业设计说明书（论文） 2 1.2.1.1 带式送料机 带式送料机的一般结构主要由输送带、滚筒、支承装置、驱动装置、张紧装置、卸 料装置、清扫装置和机架等部件组成 【2】 。带式送料机是一种连续送料机械，它用一根环 绕于前、后两个滚筒上的输送带作为牵引及承载构件，驱动滚筒依靠摩擦力驱动输送带 运动，并带动物料一起运行，从而实现输送物料的目的。 1.2.1.2 埋刮板送料机 埋刮板送料机由封闭的壳体、刮板链条、驱动装置及张紧装置等部件组成。埋刮板 送料机工作时，物料经进料口进入机壳承载段，受到刮板的推力，与刮板链条形成整体 一同向前运动，到达料槽的卸料口自行排出，刮板链条沿机壳的空载段返回。因其在工 作时刮板链条被埋没在物料中与物料一起向前移动，故称为“埋刮板送料机” 。 1.2.1.3 斗式送料机 斗式送料机主要由牵引构件（橡胶带或链条） 、承载构件（料斗） 、头轮和底轮、驱 动装置、张紧装置、机壳等组成。闭合的牵引构件环绕于头轮和底轮上，并被张紧装置 张紧。在牵引构件的全长上，每个一定距离安装一个料斗。为防止物料的抛撒和灰尘飞 扬，这些运动的部件用机壳封闭。工作时，外部的驱动装置通过头轮带动牵引构件和料 斗运行。物料从机座的进料口进入机座底部，运动着的料斗挖起并向上提升。到达机头 后，物料在重力和离心力的作用下脱离料斗，从卸料口排出。 1.2.1.4 螺旋送料机 螺旋送料机主要由料槽、螺旋叶片和转动轴组成的螺旋体、两端轴承、中间悬挂轴 承及驱动装置所组成。当螺旋体转动时，进入机槽的物料受到旋转叶片的法向推力，该 推力的径向分量和叶片对物料的摩擦力将使物料绕轴转动；而物料的重力和机槽对物料 的摩擦力又阻止物料绕轴转动。当螺旋叶片对物料法向推力的轴向分量克服了机槽对物 料的摩擦力及法向推力的径向分量，物料不和螺旋一起旋转，只沿料槽向前远移。 1.2.1.5 振动送料机 振动送料机主要由输送槽、激振器、主振弹簧、导向杆、隔振弹簧、平衡底架、进 料装置和卸料装置组成。振动送料机是利用某一形式的激振器使槽体沿某一倾斜方向产 生振动，从而将物料由某一位置运送至另外一个位置。 1.2.2 送料机的作用送料机的作用 1.2.2.1 带式送料机 带式送料机是一种生产技术成熟、 使用极为广泛的 【3】输送设备， 具有最典型的连续 送料机的特点，近年来发展很快。其主要优点： （1）结构简单，自重轻，容易制造； （2）输送路线布置灵活，适应性广，可输送多种物料； （3）输送速度快，输送距离长，输送能力大，能耗低； 本科毕业设计说明书（论文） 3 （4）可连续输送，工作平稳，不损伤被输送物料；操作简单，安全可靠，保养检修 容易，维修管理费用低。 带式送料机的主要缺点是输送带易磨损，且其成本大（约占送料机造价的 40%） ；需 用大量滚动轴承；在中间卸料时必须加装卸料装置；普通胶带式不适用于输送倾角过大 的场合。 目前，带式送料机已经标准化、系列化、性能不断完善，而且不断有新机型问世。 1.2.2.2 埋刮板送料机 埋刮板送料机的主要优点是：适用范围广，输送物料的品种多，其他连续送料机械 难以输送的物料，许多都可以采用埋刮板送料机进行输送；密封性能好，物料在封闭的 机槽内输送，不抛撒，不泄露，能防尘、防水、防毒、防爆，大大改善了劳动条件，防 止环境污染；工艺布置十分灵活，可用于各不同方向的物料输送；容易实现多点加料或 多点卸料；体积小，占地面积小，可在比较狭窄的工作场地使用；输送过程中物料与刮 板链条之间基本上无相对运动，故对物料的损伤小；安装容易，操作、维修方便，运行 安全可靠。 埋刮板送料机的缺点是：输送距离和提升高度有一定的限制；刮板链条与机槽的磨 损较大，磨损部位主要是链条关节处、机槽底板及导轨，特别是输送磨琢性粉尘状物料 时磨损更为严重；功率消耗较大；不适于输送粘性大的、悬浮性大的、块度较大的及磨 损性很大的物料。 1.2.3 送料机通俗来分类送料机通俗来分类 高速滚轮送料机,新型式送料机,nc 滚轮送料机，数控送料机，冲床送料机，数控冲 床送料机，数控滚轮送料机，数控自动送料机。空气自动送料机，凸轮驱动送料机 空 气自动送料机(左右偏摆移位型) 空气自动送料机(特殊落地型) 【4】 。 平面送料机 （感应式） 高速滚轮送料机 nc 伺服滚轮送料机 高速滚轮送料机+冲床 高速滚轮送料机 nc 电脑厚板送料机 nc 厚板电脑精密整平送料机 nc 电脑精密整平送 料机 平面 （横） 式电子控制送料机各种专用设备！ 更专业自动送料器,高速滚轮送料器, 新型式送料器,nc 滚轮送料器，数控送料器，冲床送料器，数控冲床送料器，数控滚轮 送料器，数控自动送料器空气自动送料器，凸轮驱动送料器 空气自动送料器(左右偏摆 移位型)， 空气自动送料器(特殊落地型)，平面送料器（感应式） ， 高速滚轮送料器 ， nc 伺服滚轮送料器 ，高速滚轮送料器+冲床 ，高速滚轮送料器 nc 电脑厚板送料器 ， nc 厚板电脑精密整平送料器，nc 电脑精密整平送料器。 1.3 国内外送料机现状国内外送料机现状 1.3.1 国外送料机现状国外送料机现状 国外带式输送机技术的发展很快 【5】 ，其主要表现在 2 个方面：一方面是带式输送机 本科毕业设计说明书（论文） 4 的功能多元化、应用范围扩大化，如高倾角带输送机、管状带式输送机、空间转弯带式 输送机等各种机型；另一方面是带式输送机本身的技术与装备有了巨大的发展，尤其是 长距离、大运量、高带速等大型带式输送机已成为发展的主要方向，其核心技术是开发 应用于了带式输送机动态分析与监控技术，提高了带式输送机的运行性能和可靠性。其 关键技术与装备有以下几个特点： （1）设备大型化。其主要技术参数与装备均向着大型化发展，以满足年产 300-500 万 t 以上高产高效集约化生产的需要。 （2）应用动态分析技术和机电一体化、计算机监控等高新技术，采用大功率软起动 与自动张紧技术，对输送机进行动态监测与监控，大大地降低了输送带的动张力，设备 运行性能好，运输效率高。 （3）采用多机驱动与中间驱动及其功率平衡、输送机变向运行等技术，使输送机单 机运行长度在理论上已有受限制，并确保了输送系统设备的通用性、互换性及其单元驱 动的可靠性。 （4）新型、高可靠性关键元部件技术。如包含 cst 等在内的各种先进的大功率驱动 装置与调速装置、高寿命高速托辊、自清式滚筒装置、高效贮带装置、快速自移机尾等。 如英国 fsw 生产的 fsw1200/（2-3）400（600）工作面顺槽带式输送机就采用了液粘 差速或变频调速装置，运输能力达 3000 t/h 以上，它的机尾与新型转载机（如美国久 益公司生产的 s500e）配套，可随工作面推移而自动快速自移、人工作业少、生产效率 高。 1.3.2 国内送料机现状国内送料机现状 我国生产制造的带式输送机的品种、类型较多。在“八五”期间，通过国家一条龙 “日产万吨综采设备”项目的实施，带式输送机的技术水平有了很大提高，煤矿井下用 大功率、长距离带式输送机的关键技术研究和新产吕开发都取得了很大的进步。如大倾 角长距离带式输送机成套设备、高产高效工作面顺槽可伸缩带式输送机等均填补了国内 空白，并对带式输送机的减低关键技术及其主要元部件进行了理论研究和产品开发，研 制成功了多种软起动和制动装置以及以 plc 为核心的可编程电控装置，驱动系统采用调 速型液力偶合器和行星齿轮减速器。 1.3.3 国内外带式输送机的差距国内外带式输送机的差距 1.3.3.1 大型带式输送机的关键核心技术上的差距 （1）带式输送机动态分析与监测技术 长距离、大功率带式输送机的技术关键是 动态设计与监测，它是制约大型带式输送机发展的核心技术。目前我国用刚性理论来分 析研究带式输送机并制订计算方法和设计规范，设计中对输送带使用了很高的安全系统 （一般取 n=10 左右） ，与实际情况相差很远。实际上输送带是粘弹性体，长距离带式输 本科毕业设计说明书（论文） 5 送机其输送带对驱动装置的起、制动力的动态响应是一个非常复杂的过程，而不能简单 地用刚体力学来解释和计算。已开发了带式输送机动态设计方法和应用软件，在大型输 送机上对输送机的动张力进行动态分析与动态监测，降低输送带的安全系统，大大延长 使用寿命， 确保了输送机运行的可靠性， 从而使大型带式输送机的设计达到了最高水平， 并使输送机的设备成本尤其是输送带成本大为降低。 （2）可靠的可控软起动技术与功率均衡技术 长距离大运量带式输送机由于功率 大、距离长且多机驱动，必须采用软起动方式来降低输送机制动张力，特别是多电机驱 动时。为了减少对电网的冲击，软起动时应有分时慢速起动；还要控制输送机起动加速 度 0.30.1 m/s2，解决承载带与驱动带的带速同步问题及输送带涌浪现象，减少对元 部件的冲击。由于制造误差及电机特性误差，各驱动点的功率会出现不均衡，一旦某个 电机功率过大将会引起烧电机事故，因此，各电机之间的功率平衡应加以控制，并提高 平衡精度。国内已大量应用调速型液力偶合器来实现输送机的软起动与功率平衡，解决 了长距离带式输送机的起动与功率平衡及同步性问题。但其调节精度及可靠性与国外相 比还有一定差距。此外，长距离大功率带式输送机除了要求一个运煤带速外，还需要一 个验带的带速，调速型液力偶合器虽然实现软启动与功率平衡，但还需研制适合长距离 的无级液力调速装置。当单机功率500 kw 时，可控 cst 软起动显示出优越性。由于可 控软起动是将行星齿轮减速器的内齿圈与湿式磨擦离合器组合而成（即粘性传动） 。通 过比例阀及控制系统来实现软起动与功率平衡， 其调节精度可达 98% 以上。 但价格昂贵， 急需国产化。 1.3.3.2 技术性能上差距 我国带式输送机的主要性能与参数已不能满足高产 【6】高效矿井的需要， 尤其是顺槽 可伸缩带式输送机的关键元部件及其功能如自移机尾、高效储带与张紧装置等与国外有 着很大差距。 （1）装机功率 我国工作面顺槽可伸缩带式输送机最大装机功率为 4250 kw，国 外产品可达 4970 kw，国产带式输送机的装机功率约为国外产品的 30%40%，固定带 式输送机的装机功率相差更大。 （2）运输能力 我国带式输送机最大运量为 3000 t/h，国外已达 5500 t/h。 （3）最大输送带宽度 我国带式输送机为 1400 mm，国外最大为 1830 mm。 （4）带速 由于受托辊转速的限制，我国带式输送机带速为 4m/s，国外为 5m/s 以上。 （5）工作面顺槽运输长度 我国为 3000 m，国外为 7300m。 （6）自移机尾 随着高产高效工作面的不断出现，要求顺槽可伸缩带式输送机机 尾随着工作面的快速推进而快速自移。国内自移机尾主要依赖进口，主要有 2 种： （a） 随转载机一起移动的由英国 longwall 公司生产的自移机尾装置。 （b）德国 dbt 公司生 产的自移机尾装置。前者只有一个推进油缸，后者则有 2 个推进油缸。longwall 公司生 本科毕业设计说明书（论文） 6 产的自称机尾用于在国内带宽 1.2 m 的输送机上， 缺点是自移机尾输送带的跑偏量太小， 纠偏能力弱，刚性差。德国生产的自移机尾在国内使用效果优于前者，水平、垂直 2 个 方向均有调偏油缸，纠偏能力强。因此，前者还需完善，后者则需研制。但对自移机尾 的要求是共同的，既要满足输送机正常工作时防滑的要求，又要满足在输送机不停机的 情况下实现快速自移。 （7）高效储带与张紧装置 我国采用封闭式储带结构和绞车红紧为主，张紧小车 易脱轨，输送带易跑偏，输送带伸缩时，托辊小车不自移，需人工推移，检修麻烦。国 外采用结构先进的开放式储带装置和高精度的大扭矩、大行程自动张紧设备，托辊小车 能自动随输送带伸缩到位。输送带有易跑偏，不会出现脱轨现象。 （8）输送机品种 机型品种少，功能单一，使用范围受限，不能充分发挥其效能， 如拓展运人、运料或双向运输等功能，做到一机多用；另外，我国煤矿的地质条件差异 很大，在运输系统的布置上经常会出现一些特殊要求，如弯曲、大倾角（+25）直至 垂直提升等，应开发特殊型专用机种带式输送机。 1.3.3.3 可靠性、寿命上的差距 （1）输送带抗拉强度 我国生产的织物整芯阻燃输送带最高为 2500 n/mm，国外为 3150 n/mm。钢丝绳芯阻燃输送带最高为 4000 n/mm，国外为 7000 n/mm。 （2）输送带接头强度 我国输送带接头强度为母带的 50%65%，国外达母带的 70%75%。 （3）托辊寿命 我国现有的托辊技术与国外比较，寿命短、速度低、阻力大，而 美国等使用的新型注油托辊，其运行阻力小，轴承采用稀油润滑，大大地提高了托辊的 使用寿命，并可作为高速托辊应用于带式输送机上，使用面广，经济效益显著。我国输 送机托辊寿命为 2 万 h，国外托辊寿命 59 万 h，国产托辊寿命仅为国外产品的 30% 40%。 （4）输送机减速器寿命 我国输送机减速器寿命 2 万 h，国外减速器寿命 7 万 h。 （5）带式输送机上下运行时可靠性差。 1.3.3.4 控制系统上差距 （1）驱动方式 我国为调速型液力偶合器和硬齿面减速器，国外传动方式多样， 如 boss 系统、cst 可控传动系统等，控制精度较高。 （2） 监控装置 国外输送机已采用高档可编程序控制器 plc， 开发了先进的程序软 伯与综合电源继电器控制技术以及数据采信、处理、存储、传输、故障诊断与查询等完 整自动监控系统。我国输送机仅采用了中档可编程序控制器来控制输送机的启动、正常 运行、停机等工作过程。虽然能与可控启（制）支装置配合使用，达到可控启（制）动、 带速同步、功率平衡等功能，但没有自动临近装置，没有故障诊断与查询等。 （3）输送机保护装置 国外带式输送机除安装防止输送带跑偏、打滑、撕裂、过 满堵塞、自动洒水降尘等保护装置外，近年又开发了很多新型监测装置：传动滚筒、变 本科毕业设计说明书（论文） 7 向滚筒及托辊组的温度监测系统；烟雾报警及自动消防灭火装置；纤维织输送带纵撕裂 及接头监测系统；防爆电子输送带秤自动计量系统。这些新型保护系统我国基本处于空 白。而我国现有的打滑、堆煤、溜煤眼满仓保护，防跑偏、超温洒水，烟雾报警装置的 可靠性、灵敏性、寿命都较低。 1.4 带式输送机的发展趋势带式输送机的发展趋势 1.4.1 设备大型化、提高运输能力设备大型化、提高运输能力 为了适应高产高效集约化生产的需要，带式输 【7】送机的输送能力要加大。长距离、 高带速、大运量、大功率是今后发展的必然趋势，也是高产高效矿井运输技术的发展方 向。在今后的 10a 内输送量要提高到 30004000 t/h，还速提高至 46m/s，输送长度 对于可伸缩带式输送机要达到 3000m。 对于钢绳芯强力带式输送机需加长至 5000m 以上， 单机驱动功率要求达到 10001500 kw，输送带抗拉强度达到 6000 n/mm（钢绳芯）和 2500 n/mm（钢绳芯） 。尤其是煤矿井下顺槽可伸缩输送技术的发展，随着高产高效工作 面的出现及煤炭科技的不断发展，原有的可伸缩带式输送机，无论是主参数，还是运行 性能都难以适应高产高效工作面的要求，煤矿现场急需主参数更大、技术更先进、性能 更可靠的长距离、大运量、大功率顺槽可伸缩带式输送机，以提高我国带式输送机技术 的设计水平，填补国内空白，接近并赶上国际先进工业国的技术水平。其包含 7 个方面 的关键技术：带式输送机动态分析与监控技术；软起动与功率平衡技术；中间驱 动技术；自动张紧技术；新型高寿命高速托辊技术；快速自移机尾技术；高效 储带技术。 1.4.2 提高元部件性能和可靠性提高元部件性能和可靠性 设备开机率的高与低主要取决于元部件的性能和可靠性。除了进一步完善和提高现 有元部件的性能和可靠性，还要不断地开发研究新的技术和元部件，如高性能可控软起 动技术、动态分析与监控技术、高效贮带装置、快速自移机尾、高速托辊等，使带式输 送机的性能得到进一步的提高。 1.4.3 扩大功能，一机多用化扩大功能，一机多用化 拓展运人、运料或双向运输等功能，做到一机多用，使其发挥最大的经济效益。开 发特殊型带式输送机，如弯曲带式输送机、大倾角或垂直提升输送机等。 本科毕业设计说明书（论文） 8 本科毕业设计说明书（论文） 9 2 步进送料机的设计步进送料机的设计 2.1 设计说明设计说明 2.1.1 步进送料机步进送料机 设计某自动生产线的一部分步进送料机。 具体设计要求为： 1、电机驱动，即必须有曲柄。 2、输送架平动，其上任一点的运动轨迹近似为虚线所示闭合曲线（以下将该曲线 简称为轨迹曲线） 。 3、轨迹曲线为近似的水平直线段，轨迹曲线的最高点低于直线段的距离，以免零 件停歇时受到输送架的不应有的回碰。 2.1.2 设计思路设计思路 （1）设计步进送料机连杆送料机构和齿轮传动机构。 （2）设计传动系统并确定其传动比分配。 （3）图纸上画出步进送料机的机构运动方案简图和运动循环图。 （4）对平面连杆机构进行尺度综合，并进行运动分析；验证输出构件的轨迹是否满 足设计要求。 （5）完成步进送料机的连杆送料机构、齿轮传动机构总图和主要零部件图。 2.2 步进送料机的工作原理步进送料机的工作原理 步进送料机的工作原理。步进送料机概括的说就是能够实现间歇的输送工件的机 器，它的种类繁多，工作原理也不尽相同。图 2-1 为步进送料机工作原理图。电动机通 过传动装置驱动滑架往复移动，工作行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步长，当滑 架返回是，由于推爪与轴间有扭簧，推爪得一从工件底面滑过，工件保持不动，当滑架 再次向前推进时，推爪已复位，向前推动新的工件前移，前方推爪也推动前一工位的工 件前移。其传动装置常使用减速器，有时也用其他传动设备。 【8】 本科毕业设计说明书（论文） 10 图 2-1 步进送料机原理图 2.3 步进送料机运动方案的设计过程步进送料机运动方案的设计过程 2.3.1 工艺参数的给定及运动参数的确定工艺参数的给定及运动参数的确定 工艺参数是一部机器进行方案设计和机构设计的原始依据。所以在设计之前，必须 明确提出其工作任务，周边环境以及更详细的工艺要求。 2.3.2 执行构件件运动关系的确定执行构件件运动关系的确定 有时一部机器的工作任务是由多个执行机构共同完成的，这是各执行构件间必然有 一定协同动作关系，确定这宗关系的最直观的方法就是采用运动循环图。 2.3.3 动力源的选择及执行机构的确定动力源的选择及执行机构的确定 机械设备中应用的动力源主要是电、液、气动装置。因此原动机有电动机、液压马 达、气压马达、直线油缸及汽缸等。电动机应用最广泛。执行机构的运动按其运动类型 划分，主要有直线运动、回转运动、任意轨迹运动、点到点运动及位到位运动。上述运 动又分为连续运动和间歇运动两类。有些运动是单程的，有些运动是往复式的，不同的 运动应由不同的机构或多种机构的组合乃至整个机器来实现。 2.3.4 方案的比较与决策方案的比较与决策 一个设计可以由多个方案来实现，每个方案所使用的机构也不尽相同，有时只是迥 本科毕业设计说明书（论文） 11 异。在达到性能指标的前提下，应根据机构组合的复杂程度对精度所造成的影响，并根 据经济性和易维修性对不同方案进行比较和决策。 本科毕业设计说明书（论文） 12 3 送料机传动机构设计送料机传动机构设计 步进送料机的运动方案设计，机械运动方案是机械设计的重要环节，运动方案设计 的优劣，决定了这部机器的性能、造价、及市场前景。所谓运动方案的设计，即是设计 者通过何种机构组合为一部完成特定工作任务的机械系统的全面构思。 3.1 步进送料机传动机构的选择步进送料机传动机构的选择 3.1.1 步进送料机步进送料机常常用的传动机构用的传动机构 常用的送料机的传动机构有以下几种：齿轮机构；螺旋机构；带传动及链传动：连 杆机构；凸轮机构。 【9】 凸轮机构是一种高副机构。 一般由凸轮，从动件和机架三部分组成，凸轮大都为 原动件，当其运动(一般为等速连续转动，也有摆动或往复移动)时，通过其上一定的衄 线轮廓线或凹槽使从动件得到连续的或间歇的往复移动或摆动。 3.1.2 送料机传动机构的选择送料机传动机构的选择 由于送料机的加工过程中要求若干个相同的被输送的工件间隔相等的距离 350mm， 在导轨上向左依次间歇移动，即每个零件耗时 1 s 移动距离 350mm 后间歇时间 3 s。考 虑到动停时间之比 k=t1/t2之值较特殊，以及耐用性、成本、维修方便等因素，不宜采 用槽轮、凸轮等高副机构，而应设计平面连杆机构。 由于设计要求构件实现轨迹复杂并且封闭的曲线，所以输出构件采用连杆机构中的 连杆比较合适。 3.2 连杆连杆机构机构 3.2.1 连杆连杆机构的机构的特点特点 连杆机构构件运动形式多样，如可实现转动、摆动、移动和平面或空间复杂运动， 从而可用于实现已知运动规律和已知轨迹。此外，低副面接触的结构使连杆机构具有以 下一些优点：运动副单位面积所受压力较小，且面接触便于润滑，故磨损减小；制造方 便，易获得较高的精度；两构件之间的接触是靠本身的几何封闭来维系的，它不象凸轮 机构有时需利用弹簧等力封闭来保持接触。因此，平面连杆机构广泛应用于各种机械、 仪表和机电产品中。平面连杆机构的缺点是：一般情况下，只能近似实现给定的运动规 律或运动轨迹，且设计较为复杂；当给定的运动要求较多或较复杂时，需要的构件数和 运动副数往往较多，这样就使机构结构复杂，工作效率降低，不仅发生自锁的可能性增 加，而且机构运动规律对制造、安装误差的敏感性增加；机构中作复杂运动和作往复运 动的构件所产生的惯性力难以平衡，在高速时将引起较大的振动和动载荷，故连杆机构 常用于速度较低的场合。 本科毕业设计说明书（论文） 13 3.2.2 连杆机构的类型及应用连杆机构的类型及应用 近年来，随着连杆机构设计方法的发展，电子计算机的普及应用以及有关设计软件 的开发，连杆机构的设计速度和设计精度有了较大的提高，而且在满足运动学要求的同 时，还可考虑到动力学特性。尤其是微电子技术及自动控制技术的引入，多自由度连杆 机构的采用，使连杆机构的结构和设计大为简化，使用范围更为广泛。 根据构件之间的相对运动为平面运动或空间运动，连杆机构可分为平面连杆机构和 空间连杆机构。根据机构中构件数目的多少分为四杆机构、五杆机构、六杆机构等，一 般将五杆及五杆以上的连杆机构称为多杆机构。当连杆机构的自由度为 1 时，称为单自 由度连杆机构；当自由度大于 1 时，称为多自由度连杆机构。根据形成连杆机构的运动 链是开链还是闭链，亦可将相应的连杆机构分为开链连杆机构（机械手通常是运动副为 转动副或移动副的空间开链连杆机构）和闭链连杆机构。单闭环的平面连杆机构的构件 数至少为 4，因而最简单的平面闭链连杆机构是四杆机构，其他多杆闭链机构无非是在 其基础上扩充杆组而成；单闭环的空间连杆机构的构件数至少为 3，因而可由三个构件 组成空间三杆机构。 【10】 所有运动副均为转动副的平面四杆机构称为铰链四杆机构，它是平面四杆机构的最 基本的型式，其他型式的平面四杆机构都可看作是在它的基础上通过演化而成的。在此 机构中，构件 4 为机架，与机架构成运动副的构件 1、3 称为连架杆，不与机架组成运 动副的构件 2 称为连杆。若组成转动副的两构件能作整周相对转动，则该转动副称为整 转副，否则称为摆动副。与机架组成整转副的连架杆称为曲柄，与机架组成摆动副的连 架杆称为摇杆。因此，根据两连架杆为曲柄或摇杆的不同，铰链四杆机构可分为三种基 本型式： 曲柄摇杆机构: 其中两连架杆中有一杆是曲柄另一杆是摇杆； 双曲柄机构：其中两连架杆均为曲柄； 双摇杆机构：其中两连架杆均为摇杆。 3.2.3 铰链四杆机构铰链四杆机构 对于曲柄摇杆机构，由下一节整转副存在条件可知，曲柄所联接的两个转动副均为 整转副，而摇杆所联接的两个转动副均为摆动副。由于机构中任意两构件之间的相对运 动关系不因其中哪个构件是固定件而改变， 所以当将该机构的机架由4改换为构件1 时， 则构件 2、4 均变为曲柄，从而成为双曲柄机构；当取构件 3 为机架时，则成为双摇杆 机构；当取构件 2 为机架时，则仍为曲柄摇杆机构。这种通过更换机架而得到的机构称 为原机构的倒置机构。 需注意的是双摇杆机构有两种类型：一种为上图曲柄摇杆机构取构件 3 为机架的倒 置机构，电扇摇头机构，即采用这种含两个整转副的双摇杆机构，其中电机安装在摇杆 本科毕业设计说明书（论文） 14 4 上，转动副 a 处装有一与连杆 1 固结成一体的蜗轮，蜗轮与电机轴上的蜗杆相啮合。 电机转动时，通过蜗杆和蜗轮使连杆 1 和摇杆 4 作整周相对转动，从而使连架杆 2 和 4 作往复摆动， 达到风扇摇头的目的； 对于机构中四个转动副均为摆动副的铰链四杆机构， 则属另一种双摇杆机构，其三种倒置机构均为双摇杆机 【11】构。 3.2.4 铰链四杆机构设计的基本问题和方法铰链四杆机构设计的基本问题和方法 连杆机构设计通常包括选型、运动设计、承载能力计算、结构设计和绘制机构装配 图与零件工作图等内容，其中选型是确定连杆机构的结构组成，包括构件数目以及运动 副的类型和数目；运动设计是确定机构运动简图的参数，包括各运动副之间的相对位置 尺寸以及描绘连杆曲线的点的位置尺寸等等；承载能力计算是基于强度理论，确定关键 零件的主要结构参数；结构设计是在综合考虑安装、调整、加工工艺性等因素情况下对 各零件结构参数的全面细化。 平面连杆机构的运动设计是我们主要研究的内容，它一般可归纳为以下三类基本问 题： 1）实现构件给定位置（亦称刚体导引），即要求连杆机构能引导某构件按规定顺 序精确或近似地经过给定的若干位置。 2) 实现已知运动规律（亦称函数生成），即要求主、从动件满足已知的若干组对 应位置关系，包括满足一定的急回特性要求，或者在主动件运动规律一定时，从动件能 精确或近似地按给定规律运动。 3) 实现已知运动轨迹（亦称轨迹生成），即要求连杆机构中作平面运动的构件上 某一点精确或近似地沿着给定的轨迹运动。 在进行平面连杆机构运动设计时，往往是以上述运动要求为主要设计目标，同时还 要兼顾一些运动特性和传力特性等方面的要求，如整转副要求、压力角或传动角要求、 机构占据空间位置要求等。另外，设计结果还应满足运动连续性要求，即当主动件连续 运动时，从动件也能连续地占据预定的各个位置，而不能出现错位或错序等现象。 平面连杆机构运动设计的方法主要是几何法和解析法，此外还有图谱法和模型实验 法。几何法是利用机构运动过程中各运动副位置之间的几何关系，通过作图获得有关运 动尺寸，所以几何法直观形象，几何关系清晰，对于一些简单设计问题的处理是有效而 快捷的，但由于作图误差的存在，所以设计精度较低。 将 k=1/3 带入，=90。 已知摇杆最大的摇摆距离为 350mm，又知极位夹角为 90，我们根据给定的急回要 求设计四连杆机构。 根据急回运动要求设计四杆机构，主要利用机构在极位时的几何关系。 设计时，先利用公式 3-1 算出极位夹角，并画出及最大摆程的直线 c1 c2。下面来 求固定铰链 a 。为此，方程加以描述，通过方程的求解获得有关运动尺寸，故其直观性 本科毕业设计说明书（论文） 15 差，但设计精度高。随着数值计算方法的发展和计算机的普及应用，解析法已成为各类 平面连杆机构运动设计的一种有效方法。 【12】 3.3 传动机构的模拟计算传动机构的模拟计算 各杆长计算 已知 t1 、t2 则行程速度变化系数 k= 2 1 t t 本设计中 t1=1 t2=3 则 k=1/3 然后根据行程速度变化系数 k，求极位夹角 ) 1/() 1(180o+=kk （3-1） 分别做 c2m 垂直于 c1c2 和 c2c1n =90-,c2m 与 c1n 交于点 p，再做pc1c2 的 外接圆，则圆弧 21pc c上任意一 a 都满足c1ac2=，所以固定铰链应选在此段位置上。 由于本设计中=90，故 p 点与 c1c2 直线重合，则 c1c2 即为该圆的直径。在圆弧上 任选一点 a， 连接 ac1 和 ac2 ， 以 a 为圆心画一圆， 该圆交 ac1 和 ac2 于点 b1 和 b2 （由 于 c2d 为左侧极值位置，故 b 点在 c2a 延长线上） ，最后确定 d 点，由于 cd 杆所走的轨 迹为一对称图形，故 d 点应该在 c1c2 的中垂线上，最后所确定的各杆长应该满足曲柄 摇杆机构的杆长特点： 最长杆+最短杆其余连杆之和 （3-2） 根据这一方法画出图 3-2，其中 ab=72 bc=163 cd=252 ad=164 ce=102 c1c2=250 e1e2=350 将本机构各杆长带入公式 3-1 中：72+252163+164 符合曲柄摇杆机构的杆长条件 经过验证， 轨迹曲线的 e1e2 段的最高点高于直线段 ab 的距离为 46， 避免了零件停歇时 受到输送架的不应有的回碰。 本科毕业设计说明书（论文） 16 b ee 图 3-1 四杆机构设计模拟图 本科毕业设计说明书（论文） 17 4 其他部件的设计及其计算其他部件的设计及其计算 4.1 电电动机的选择动机的选择 表 4.1 电动机的选择 过程分析 结论 类型 根据一般带式输送机选用的电动机选择 选用 y 系列封闭式 三相异步电动机 功率 工作机所需有效功率为 kw2 . 3 15 04 . 5 95509550= n m pw 圆柱齿轮传动(8 级精度)效率(两对)为10.97 2 滚动轴承传动效率(四对)为20.98 4 带动的效率30.96 电动机输出有效功率为： kw p p w 73 . 3 96 . 0 98 . 0 97 . 0 2 . 3 4 321 = = 电动机输出功率为 p=3.73kw 型号 查得型号 y132m1-6 封闭式三相异步电动机参数如下 p=4kw 转速为 960r/min 同步转速 1000 r/min 选用 型号y132m1-6 封 闭式三相异步电动 机 本科毕业设计说明书（论文） 18 4.2 传动比的分配传动比的分配 4.2 传动比的分配 目的 过程分析 结论 分 配 传 动 比 传动系统的总传动比 w m n n i = 其中 i 是传动系统的总传动比，多级串联传 动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是 电动机的满载转速， 单位为 r/min； nw 为工作机输 入轴的转速，单位为 r/min。 计算如下 min/970rnm=, min/15 4 60 rnw= 7 . 64 15 960 = w m n n i 取5 . 4 1 =i 6 . 14 5 . 4 7 . 64 1 2 = i i i 2lh iii= 取 l i=3.5 h i=4.2 i:总传动比 1 i：带传动比 l i：低速级齿轮 传动比 h i：高速级齿轮传动比 5 . 4 1= i 2 i=14.6 l i=3.5 h i=4.2 4.3 传动传动齿轮齿轮的设计的设计 4.3.1 选选精度等级精度等级、材材料及料及齿齿数，数，齿齿型型 1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮。 2） 材料选择小齿轮材料为 40cr（调质） ，硬度为 280hbs，大齿轮材料为 45 钢（调 质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度差为 40hbs。 3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。 本科毕业设计说明书（论文） 19 4）选小齿轮齿数 z124，大齿轮齿数 z21z14.224=100.8,取 z2=101。 5）选取螺旋角。初选螺旋角 o 14=。 4.3.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 按公式试算，即 3 2 1 ) ( 12 h eh d tt t zz u utk d + （4-1） 4.3.2.1 确定公式内的各计算数值 （1）试选3 . 1= t k （2）选取区域系数433 . 2 = h z （3）计算小齿轮传递的转矩 554 111 95.5 10/95.5 104.244/14402.8146 10tp n= n mm （4-2） （4）由表选取齿宽系数1=d （5）由表查得材料的弹性影响系数 2/1 8 . 189 mpaze= （6）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限mpa h 600 1lim =，大齿轮的 接触疲劳强度极限 lim2 550 h mpa= （7）由公式计算应力循环次数 9 1 604.147 10 h nnjl= 99 2 3.32 10 /4.20.790 10n = （8）由图查得接触疲劳强度寿命系数 90 . 0 1 = hn k95 . 0 2 = hn k （9）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为，安全系数为 s=1，由式得 mpampa s k hhn h 5406009 . 0 1lim1 1 = mpampa s k hhn h 5 . 52255095 . 0 2lim2 2 = 4.3.2.2 计算 （1）试算小齿轮分度圆直径 t d1，由计算公式得 2 4 3 1 2 1.6 2.8146 105.22.433 189.8 37.10 1 1.654.2531.25 t dmm = （2）计算圆周速度 本科毕业设计说明书（论文） 20 11 37.10 1440 2.8/ 60 100060 1000 t d n vm s = （4-3） （3）计算齿宽及模数 nt m 1 1 37.1037.10 dt bdmm= = = （4-4） 1 1 cos37.10 cos14 1.50 24 t nt d mmm z = o （4-5） 2.252.25 1.503.375 /37.10/3.37510.99 nt hmmm b h = = （4-6） （4）计算纵向重合度 903 . 1 14tan241318 . 0 tan318 . 0 1 = o z d （4-7） （5）计算载荷系数 k 已知使用系数1 a k = 根据 smv/2 . 1= ，级精度，由图查得动载荷系数 1.11 v k = 由表查得 223 223 1.120.18(10.6)0.23 10 1.120.18(10.6 1 ) 10.23 1037.101.417 hdd kb =+ + =+= 由图查得1.34 f k = 假定100/ at k f n mm b ，由表查得4 . 1= fh kk 故载荷系数1 1.11 1.4 1.422.21 avhh kk k kk = = （4-8） （6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 3 3 11 /37.10 2.21/1.641.32 tt ddk kmm= (4-9） （7）计算模数 n m 1 1 cos41.32 cos14 1.67 24 n d mmm z = o （4-10） 4.3.3 按齿根弯曲强度按齿根弯曲强度设计设计 由式 3 2 1 2 1 cos2 f sf d n yy z ykt m 可得出mn （4-11） 4.3.3.1 确定计算参数 （1）计算载荷系数 1 1.11 1.4 1.342.08 avff kk k kk = = （4-12） （2）根据纵向重合度903 . 1 = ，从图中查得螺旋角影响系数 88 . 0 = y 本科毕业设计说明书（论文） 21 （3）计算当量齿数 1 1 33 2 2 33 24 26.27 coscos 14 101 110.56 coscos 14 v v z z z z = = o o （4-13） （4）查取齿形系数 由表查得592 . 2 1 = fa y 2 2.172 fa y= （5）查取应力校正系数 由表查得596 . 1 1 = sa y 2 1.798 sa y= （6）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限mpa fe 500 1 = 大齿轮的弯曲疲劳强度极限mpa fe 380 2 = （7）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数 85 . 0 1 = fn k 88 . 0 2 = fn k （8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s1.4，由式得 mpa s k fefn f 57.303 4 . 1 50085 . 0 11 1 = = mpa s k fefn f 86.238 4 . 1 38088 . 0 22 2 = = （9）计算大小齿轮的 f safay y 11 1 22 2 2.592 1.596 0.01363 303.57 2.172 1.798 0.01635 238.86 fasa f fasa f yy yy = = 大齿轮的数据大 4.3.3.2 设计计算 42 3 2 2 2.08 2.8146 100.88 cos 14 0.016351.186 1 241.65 n mmm = o 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 n m 大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的法面模数，取 n m 1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度， 须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 1 41.32dmm=来计算应有的齿数。于是有 本科毕业设计说明书（论文） 22 1 1 cos41.32 cos14 26.7 1.5 n d z m = o （4-14） 取 1 27z =，则 211 4.2 27113.4114zi z= 4.3.4 几何尺寸几何尺寸计计算算 1）计算中心距 12 ()(27114) 1.5 108.99 2cos2 cos14 n zzm amm + = o （4-15） 将中心距圆整为 109mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12 ()(27 114) 1.5 arccosarccos14.03 22 109 n zzm a + = o （4-16） 因 值改变不多，故参数 、 k、 h z等不必修正。 3)计算大、小齿轮的分度圆直径 1 1 22 2 27 1.5 41.75 coscos14.03 114 1.5 176.25 coscos14.03 n z m dmm z m dmm = = o o （4-17） 4）计算大、小齿轮的齿根圆直径 11 22 2.541.752.5 1.538 2.5176.252.5 1.5172.5 fn fn ddmmm ddmmm = = （4-18） 5）计算齿轮宽度 1 1 41.7541.75 d bdmm= = = （4-19） 圆整后取 2 45bmm=； 1 50bmm= 4.3.5 验算验算 1 1 22 28146 1348.3 41.75 t t fn d = （4-20） 1 1348.3 32.3/100/ 41.75 at k f n mmn mm b = （4-21） 合适 4.3.6 低速级