机械系统设计大作业-螺钉排列机的设计

辽机械系统设计大作业题目： 螺钉排列机设计学 院： 机械工程与自动化学院 专业班级： 学 号： 学生姓名： 学 号 学生姓名 专业班级设计题目螺钉排列机设计技术参数与要求本次设计的机器用于螺钉的排序、定位、输出1.螺钉直径：6 长度：16202.效率为2050个/分3.电源为220V，50Hz4.使用寿命为3年5.便于操作与维修工作量设计计算说明书一份工作计划编写设计说明书 4天评语：学生签字： 成绩： 指导教师签字： 年 月 日螺钉排列机设计摘要：螺丝排列机行业内也称之为螺丝机、螺丝整列机、螺丝送料机等。主要是为在传统螺丝锁付工艺过程中简化工人操作流程，降低工人劳动强度而开发设计的。主要作用是将螺丝整齐排列送至指定位置，由电批操作工直接取料，简化传统锁付动作，提高生产效率。广泛应用于电子产业。目前市场上主要是日本品牌和国产品牌占据市场主导地位，价格差异较大。根据国内市场的发展和各螺丝机生产厂家技术的不断完善，国内少部分厂家的品质完全已经达到进口产品的品质！其中深圳市尚格鼎工科技有限公司开发的HAOAN品牌旗下的GE1050可实现多种规格螺丝公用同一台设备，依托其螺丝锁付自动化的技术背景开发出垂直电批支架、螺丝锁付控制系统，结合其螺丝排列机使用，可完全实现螺丝锁付过程中漏锁、浮锁、滑牙、计数等功能，完全不同于市场上所谓计数螺丝机，可真真意义上实现上述功能！关键词：螺丝机 螺钉排列 螺丝送料 螺丝整列目录第一章总体方案设计51.1确定给定的设计任务51.2设计任务抽象化51.3确定工艺原理51.4工艺路线图61.5功能分解、画功能树61.6确定每种功能方案、构造形态学矩阵61.7确定边界条件61.8方案的评价、确定一种方案61.9方案简图71.螺钉的供送机构72.螺钉的排列输出机构71.10总体布置设计、画出总体布置图81.11主要参数的确定8第二章执行系统设计92.1拟定运动方案，确定执行机构类型及组合92.2运动分析（凸轮设计）91.确定凸轮机构的基本尺寸92.确定推杆的运动规律93.求凸轮工作廓线104.验证压力角并求推杆平底长度14第三章传动系统设计153.1传动系统类型选择153.2传动系统的运动设计151.系统运动设计152.执行体统输出功率的确定153.查表得出各传动副的效率154.用静态法计算动力机所需功率155.电动机的选择166.计算总传动比，分配传动比167.减速器的选择168.计算各轴功率和转速169.传动零件（链）的设计计算18第一章 总体方案设计1.1确定给定的设计任务确定任务书 螺钉排列机设计任务书编号名称螺钉排列机设计说明书设计单位辽宁工业大学起始时间11.11.25-11.12.01主要设计人员游龙设计费用设计要求1功能对螺钉的排序、定位、输出2适应性工作对象：螺钉 环境：220V电源 3性能动力:50W 整机外形尺寸: 123mm*181mm*145mm（长*宽*高） 整机质量:3.0kg（净重）4可靠度99.9%5使用寿命5年，多次维修可达8年6经济成本800元7人机功能人工控制起停,自动连续工作，人工上料，造型美观1.2设计任务抽象化散乱的螺钉 排列好的螺钉电 能 黑 箱 机械能驱动信号 - - 1.3确定工艺原理手动将螺钉放入料斗利用凸轮实现滑动板的上下移动通过特殊形状的受料槽实现螺钉的排序利用重力实现螺钉的输出1.4工艺路线图散乱的螺钉排列整齐的螺钉1.5功能分解、画功能树螺钉排列机主功能动力功能控制功能螺钉排列人机输送动停1.6确定每种功能方案、构造形态学矩阵1234A螺钉的向上输送凸轮曲柄滑块槽轮气缸B螺钉的排列机械臂人工特殊形状的槽C螺钉的输出重力传送带吸盘1.7确定边界条件螺钉的直径6，长度16201.8方案的评价、确定一种方案确定的方案：A1+B3+C1方案评价：由于滑动板运动到最上面时需要一个短暂的停歇使螺钉能够顺利的输送出去，又考虑到经济方便的问题，故选用凸轮实现螺钉的向上输送；考虑到成本、效率的问题，螺钉的排列采用特殊形状的受料槽；螺钉的输出利用重力则经济可靠。1.9方案简图 1.螺钉的供送机构 2.螺钉的排列输出机构 1.10总体布置设计、画出总体布置图1.11主要参数的确定动力参数：电源220V 功率50W尺寸参数：（1）整机外廓尺寸：123*181*145（2）特性尺寸：螺钉直径6 长度1620运动参数：凸轮转速12转/分第二章 执行系统设计2.1拟定运动方案，确定执行机构类型及组合为实现滑动板的往复式直线运动，且滑动板达到最高时需停顿一定时间使得螺钉滑出，执行机构可采用盘形凸轮。2.2运动分析（凸轮设计）根据任务要求可采用对心直动平底推杆盘形凸轮机构1.确定凸轮机构的基本尺寸行程30mm新版机械设计手册第2卷 图 13.5-5作图求得Rp = 100mm，则2.确定推杆的运动规律由于工作条件为中高速轻载，应选用和较小的运动规律，以保证推杆运动的平稳性和工作精度。由教材机械原理表91可知，对该凸轮推程运动规律可选用正弦加速度运动规律，回程运动规律可选用五次多项式运动规律3.求凸轮工作廓线如上图所示，设取坐标系的y轴与推杆轴线重合，当凸轮转角为时，推杆的位移为s，根据反转法可知，此时推杆平底与凸轮应在B点相切。又由瞬心知识可知，此时凸轮与推杆的相对瞬心在P点，故推杆的速度为或 而由图可知，B点的坐标为 (a)此即为凸轮工作廓线的方程式式中，位移s应分段计算推程阶段 取 远休止阶段 取 s30 假设凸轮转速为12r/min，则凸轮转一周时间T5s，可得凸轮转过远休止阶段的时间为1/4T即1.25s验证在这个时间内，螺钉是否能滑出受料槽当滑动板运动到最高时对螺钉进行受力分析：螺钉质量：取最小螺钉计算得： 7.2g通过上网查得摩擦系数0.005假设受料槽倾斜角度为30则螺钉所受合力为代入数值计算得：0.035N假设滑动板宽度为L30mm则螺钉滑出受料槽的时间为代入数值计算得：=0.38s1.25s因此，螺钉能顺利的从受料槽滑出。回程阶段 取 近休止阶段 取 推程段的压力角和回程段的压力角 取计算间隔为5，将以上各相应值代入式(a)计算工作廓线上各点坐标值，在计算时，推程阶段取 = 0，远休止阶段取=0 +01+02，回程阶段取=0 +01+2，近休止阶段取=0 +01+02 +03 计算结果见下表：sds/dxy推 程000085050.033640931.1517887398.5585984.60970.77603100.2642497764.46823159419.206483.1932.99981150.8650371089.54931475831.447580.46776.34595201.96456429915.7821817844.574176.322110.286253.63123705622.4150534257.772270.854114.1926305.86505464628.6479037770.242464.367417.499358.59760997933.7289556181.314657.324419.81724011.7003405637.0453562790.536350.264320.96154515.0000350838.1970970297.720243.701120.90535018.2997253637.04526029102.94438.021319.72885521.4024437633.72877524106.50633.400717.58826024.1349804328.64766075108.83829.757614.70816526.3687751322.41477707110.40726.751511.37967028.0354235215.78190543111.61623.82997.948197529.134927829.549071742112.71720.31634.782498029.735696484.468051221113.76915.52312.230098529.966293151.151692766114.6298.872260.573959029.999929852.06149E-09115-0.00041E-09远休止95300114.562-10.0230100300113.253-19.970105300111.081-29.7650110300108.064-39.3330115300104.225-48.602012030099.5926-57.5012530094.2021-65.962013030088.0947-73.921013530081.3168-81.318014030073.9201-88.096014530065.9607-94.203015030057.4994-99.593015530048.6004-104.23016030039.3316-108.06016530029.7634-111.08017030019.9688-113.25017530010.0221-114.560180300-0.0008-1150回 程18529.84736695.015026844-15.006-113.972.5003319028.9351851916.57860114-36.112-109.338.2789319526.8945312530.21450057-58.846-100.2615.11120023.703703742.44121891-77.061-87.63221.327120519.6014178250.77196598-90.222-73.34325.89122101553.71466769-96.519-59.74428.242321510.3985821850.77196598-96.309-49.02328.02222206.29629629642.44121891-91.196-42.65624.93242253.1054687530.21450057-83.665-40.93418.92862301.06481481516.57860114-76.586-42.62110.90332350.1526331025.015026844-72.63-44.7333.3705124000-73.613-42.4990近休止24500-77.037-35.922025000-79.874-29.071025500-82.104-21.999026000-83.709-14.759026500-84.677-7.4073027000-850.00094027500-84.6767.40919028000-83.70814.7611028500-82.10322.0006029000-79.87429.0727029500-77.03635.9235030000-73.61242.5009030500-69.62748.7549031000-65.11354.6378031500-60.10360.1048032000-54.63665.1145032500-48.75369.6286033000-42.49973.6127033500-35.92177.0367034000-29.07179.8743034500-21.99882.104035000-14.75983.7089035500-7.40784.67670360000.001258504.验证压力角并求推杆平底长度推程段最大压力角为20.9615,相应的凸轮转角为40，回程段最大压力角为28.2423，相应的凸轮转角为210，因推程时 = 20.9615 = 30,回程时 = 30.83Pr。电动机数据及传动比方案号电机型号额定功率效率同步转速满载转速质量总传动比1Y90S-60.750.72510009102375.82Y2-801-80.180.517506301752.5比较两种方案可见，方案2选用的电动机质量和价格较低，传动比也不太大。也使得传动装置紧凑，所以决定选用方案2电动机型号为Y2-801-8.查表得其主要性能如下电动机额定功率 P0/ kw0.18电动机轴伸长度E/mm40电动机满载转速 n0/(r/min)630电动机中心高H/mm80电动机轴伸直径 D/mm19电动机效率/%516.计算总传动比，分配传动比总传动比: I总=no/n =630/12=52.5 链传动比为7，取 3则减速器的传动比：=52.5/3=17.57.减速器的选择查机械设计手册第3卷：选用减速器ZLY 112-17.5-，其主要性能如下(单位：mm)：长A385宽B215高H265输入输出轴间距a192输入轴伸直径d122输出轴伸直径d248输入轴伸长l136输出轴伸长l282输入轴距中心长L1141输出轴距中心长L2192输入轴键槽宽b16输出轴键槽宽b214输入轴键高t124.5输出轴键高t251.58.计算各轴功率和转速0轴：即电机轴P0=0.18*0.51=0.0918kW=91.8Wn0=630r/min T0=9550P0/n0=955091.80.001/630=1.39轴：即减速器高速轴P1= 91.80.99=90.9Wn1= n0/ =630/1=630r/minT1=9550P1/n1=955090.90.001/630=1.38轴：即减速器低速轴P2= P1=90.90.90=81.8Wn2=n1/=630/17.5=36r/minT2=9550P2/n2=955081.80.001/36=21.70轴：即凸轮轴P3= P2=81.80.95=77.71Wn3=n2/=36/3=12r/minT2=9550P2/n2=955077.710.001/12=61.84将上述结果汇总如下表：各轴运动及动力参数轴序号功 率P/ W转 速n/(r