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煤矿用皮带钉扣机的改进设计 摘要 7 9 4 3 8 0 皮带钉扣机是一种在煤矿、港口、码头等有皮带输送货物的工作场所广泛 使用的一种小型的机器设备。由于输送皮带用过一段时间就会变松拉长，致 使皮带和带轮之间的摩擦力减小而无法继续输送货物，因此需要将拉长的皮 带截掉一部分后将两个端头重新连接再使用，皮带钉扣机就是专门用来完成 这种工作的设备。本论文所研究的钉扣机主要用来在煤矿矿井下给皮带钉扣， 因此，工作环境限制了这种钉扣机不能使用电驱动，而只能手动驱动，这是 这种钉扣机的特点之一。 本文针对国内某企业仿制生产的国外某种型号的钉扣机，仔细地分析了 这种钉扣机存在的问题以及问题产生的原因，在此基础上提出了两种改进的 机构方案，并对两种方案进行了分析对比，选出了最优的机构运动方案；创 造性地提出了一体两廓线的凸轮设计思路，即在一个凸轮体上不同的角度范 围内设计两段不同的廓线分别驱动两个摆动从动件运动；针对新的机构运动 方案做了详细的设计计算，对凸轮的设计采用了解析法和“反转”作图法两 种设计方法，解析法用c + + 语言编写程序计算了凸轮轮廓，压力角以及曲率 半径等凸轮的重要参数，用“反转”作图法验证了解析法所得数据的正确性： 设计了偏心轴机构，扩大了钉扣机能钉皮带厚度的范围；在新机构设计和偏 心轴设计的基础上进行了整机的重新设计，用c a x a 绘制了整机的工程图纸； 用三维造型软件p r o e 完成了钉扣机所有零件的三维造型，并完成了虚拟样机 i 的装配，检验了设计的合理性，为生产加工提供了依据。 关键词：钉扣机皮带输送凸轮机构p r o e l l i m p r o v e m e n td e s i g no fb u c k l e b i n d 烈gm a c h i n e a b s t r a c t b u c k l e b i n d i n gm a c h i n ei sas m a l lt y p eo fe q u i p m e n tw h i c hi se x t e n s i v e l y u s e di nc o a lm i n ea n dp o r ta n dq u a ye t c ，b e l tw i l lb es t r e n c h e d l o n g e rt h a n n e c e s s a r ya f t e ri ti su s e ds o m et i m ea n dt h ef r i c t i o nw i l ld i m i n i s hs om u c ht h a ti t c a n tw o r kn o r m a l l ya n ym o r eu n t i lt h eb e l ti sc u ts h o r ta n dt h e nr e c o n n e c t e d t h e b u c k l e _ b i n d i n gm a c h i n ei n v o l v e di nt h i sp a p e ri sm a i n l yu s e di nc o a l m i n e s ot h i s t y p eo fm a c h i n ec a no n l yu s em a i l p o w e rr a t h e rt h a ne l e c t r i c i t ya si t sd r i v e p o w e r a n dt h i si sac h a r a c t e r i s t i co fs u c ht y p em a c h i n e t h i sp a p e ri sc o n c e r n e da b o u ts o m et y p eo fb u c k l e - b i n d i n gm a c h i n em a d ei n s o m ee n t e r p r i s eo fo u rc o u n t r y i ta n a l y s es c r u t i n i z i n g l yt h ep r o b l e m si nt h e o l d m a c h i n ea n dt h er e a s o n so ft h e s ep r o b l e m s o nt h i sb a s i si ta l s op u tu pw i t ht w o n e ws c h e m e so fm a c h i n em o v e m e n ta n ds e l e c tt h eo p t i m u mo n ea f t e rc o m p a r i n g a n da n a l y s i n gt h et o wn e ws c h e m e si nd e t a i l t h e ni t b r i n gf o r w a r dad e s i g n c o n c e p to fo n eb o d yw i t ht o wc o n t o u r st h a ti st od e s i g nt o wd i f f e r e n tc o n t o u r so n t o wd i f f e r e n ta n g l es c a l eo ft h es a m ec a mb o d yt od r i v et o wr o c k e rf o l l o w e r s t h e a d v a n t a g eo fs u c hd e s i g ni ss a v i n gs p a c ea n dd i m i n i s hs i z eo fm a c h i n e i ta l s o m a d ea m p l ec o m p u t e r i z a t i o no fn e ws c h e m eo fm a c h i n e c a mi sd e s i g n e db yt o w m e t h o d sw h i c hi n c l u d ea n a l y s i sm e t h o da n dr e v e r s i o ng r a p h i c a l m e t h o d t h e a n a l y s i sm e t h o dc o m p u t ec o o r d i n a t eo fc a n lc o n t o u ra n dp r e s s u r e a n g l ea n d c u r v a t u r er a d i u sb yw r i t i n gc + + p r o g r a m a n dt h er e v e r s i o ng r a p h i c a lm e t h o di st o t e s tt h ec o r r e c t n e s so fa n a l y s i sm e t h o d i ta l s od e s i g ne c c e n t r i cs h a f tw h i c h e n l a r g e st h es c o p eo fb e l t i tc a nj o i n t a n dt h e ni tf i n i s hd e s i g no ft h ew h o l e m a c h i n e t h ef r u i to fd e s i g ni so f f e r e dw i t ht o wd i m e n s i o np r o j e c td r a w i n g sw h i c h i sm a d ew i t hc a x as o f t a l lp a r tm o d e l so ft h em a c h i n ea r em a d eb yt h r e e d i m e n s i o n sm o d e l i n gs o f tp r o ea n da l s of i n i s ha s s e m b l i n go fv i r t u a lm o d e l m a c h i n e s ow et e s tt h e r a t i o n a l i t y o f d e s i g n a n d p r o v i d e w a r r a n tf o r m a n u f a c t u r i n g k e y w o r d ：b u c k l e b i n d i n gm a c h i n e ，b e l t c o n v e y i n g ，c a mm e c h a n i s m s ，p r o e 第一章绪论 本课题的研究对象是国内某企业仿制生产的一种煤矿用皮带钉扣机，此机原是德 国产品，引进到我国后得到广泛的应用，尤其在煤矿，使用极为频繁和广泛。由于从 国外引进的费用较高，于是国内部分厂家纷纷仿制生产这种型号的钉扣机，但据调查， 目前所有仿制出的机器工作性能都存在不同程度的问题。本课题将就国内仿制生产的 某种钉扣机为对象进行机构和整机的改进设计。 i 1 钉扣机简介 在港口、码头、煤矿等工作场所用传送带输送货物时，经常遇到的问题是由于负 载和拉力的作用。传送带用过一段时间就会拉长变松，使传送带张力大为降低，不能 在传送带和带轮之间形成足够的摩擦力，以致无法进行正常的输送作业，为此就需要 把皮带拉长的多余部分截掉，再用专门的工具将截短后的两个皮带头重新连接，使传 送带恢复初始长度，保证皮带和带轮之间有足够的摩擦力，以使输送工作正常进行。 钉扣机就是针对此目的设计的一种小型专用设备。由于皮带钉扣这种工作是间断性 的，并且需要的功率也比较小，因此皮带钉扣机一般是体积比较小的手动机器，多用 于港口、码头、煤矿等有皮带输送货物的场合，尤其在煤矿应用更为广泛。煤矿上多 用皮带输送机将矿井下的煤运往地面，皮带使用负载较高，工作条件恶劣，工作连续 性强，皮带容易出现松动现象，于是经常要将皮带截短后再用。这时操作机动灵活， 移动方便的小型手动钉扣枫就成为运煤工作中必不可少的设备之一。 1 2 钉扣机在国内的研究生产及使用情况 通过市场调查后发现，目前国内对钉扣机的需求量非常大，可是国内生产钉扣 机的厂家却为数不多，其中仅上海高罗公司引进法国技术生产的钉扣机为合格产品， 而其他厂家生产的机器都存在不同程度的问题，这就使得市场出现供不应求的状况。 在一部分煤矿，连接皮带头时仍采用的是在两个皮带端头分别用螺钉螺母装订一排夹 子，将两端头的夹子交错插入，再以一根钢销插入夹子的孔来连接皮带头，这种原始 的连接方式费时费力，而且效率极为低下，不符合现代化工业高效、批量的要求，对 煤炭运输效率产生很大的影响。因此，研究、生产及推广专用皮带钉扣机显得尤为迫 切与重要。 1 3 课题研究的意义 目前国内使用的钉扣机多是从国外引进的产品，核心技术仍掌握在外国人手中， 国内在这方面的研究较少，或者说给予钉扣机这一产品的重视程度不够。即使引进的 各种钉扣机，其工作性能仍远远不能令人满意，它们都不同程度地存在着各种问题。 就本课题所研究的钉扣机而言，它主要的问题在于主钉扣机构设计的不合理导致了钉 扣过程中上下钉锤运动的不确定，而这种运动的不确定性导致了钉扣时钉子钉歪或断 钉的现象，严重影响皮带头的连接强度。此外其步进机构和止动机构方面也存在缺陷， 导致机头运动过程中出现“惯性前赶”的现象，这将影响机头的定位精度，同样会导 致钉子钉偏的现象发生。我国工业在飞速发展，皮带输送已经频繁地在各种场合大量 使用，因此，作为皮带输送工作的重要辅助产品之一的钉扣机也将具有广阔的市场前 景，我们应该在这方面多做研究，改进已有设备，开发新产品。这将具有一定的理论 价值和实际意义，同时也将填补国内在这方面的空白。 1 4 课题的主要任务 本论文针对所研究的钉扣机，主要完成下面三项任务： 1 重新拟定钉扣机工作部件结构方案，选择新的工作机构，并对所选的机构进行深入 的运动学分析与综合，在此过程中编写了相关的计算机程序进行分析和设计计算。 2 对钉扣机进行整机设计，重新设计步进机构和止动机构尺寸参数，使其满足工作要 求。用c a x a 绘图软件，将设计成果以工程图纸的形式提供。 3 力争制作出改进后的钉扣机样机或用三维造型软件p r o e 实现改进后装置及其机构 的三维造型。 第二章原机方案的论证分析与新机构方案的设计 2 1 原机方案的论证分析 2 1 1 钉扣机结构剖析 d k l 、d k 一2 型钉扣机可分为三大部件：机架部件，工作部件及棘条部件。其技术 特征如表2 1 所示，外观造型如图2 1 。 型号适宜装钉皮带厚度体积重量 ( m 9( m m 3 )( k g ) d k 18 1 0 5 1 1x 4 3 3 9 03 6 d k 21 2 1 4 表2 1 钉扣机技术特征 机架部件为整机的支撑件。为减轻重量，采用空心钢管与角钢焊接而成；棘条部件主 要有前后定位槽板与梳形板，分别用于固定钉子和接头扣；工作部件较为复杂，从功能来 分可以分为主钉扣机构，步迸机构以及止动机构。其中主钉扣机构由两个并联的五杆机构 带动上下钉锤完成钉扣工作，步进机构主要是使工作部件移动换位，使机器一次能完成多 个夹子的装订，而止动机构的主要功能 是保证工作部件在钉扣过程中不会左右 移动，保证钉扣过程的可靠性和稳定性。 除了上述主要机构及部件外，还有几个 重要的辅助构件或零件，如主轴，压带 部件，套筒，接头扣和钉子。主轴是钉 扣机重要的辅助构件，它支撑工作部件， 工作部件在主轴上左右移动；压带部件 主要用于压紧皮带使其在钉扣过程中不 能左右移动，以防止夹子钉斜或钉空， 图2 1 钉扣机 它上的两个固定手柄供操作者移动机器 f i g 2 - - lb u c k l e - b i n d i n gm a c h i n e 时使用；套筒是操作者在钉扣过程中的一种增力工具；接头扣和钉子的图示及说明见表2 2 。 3 i 朋黝弘i 滩 j j i k 日v a 翻 一 矗l l l 1 一 l 。_ 一 i 交土一 l lyy 一 。 f 1 - - 一 l 、 一一 h l 图1 输送带接头用“钉”图2 输送带接头用“扣” 型适用 号带厚 mbhhl l l 中brh i 8 l o2982 04 12 8 52 5742 3 i i 1 2 1 42982 0 4 3 2 8 5 2 5 7 62 3 2 1 2 钉扣机工作过程及工作原理 表2 2 1 钉扣机工作过程 钉扣的完整过程可分为切制输送带接头，调整钉扣机冲头( 下钉锤) 与冲模( 上钉锤) 的距离，钉扣与穿钢销几个动作，每个操作动作及图示说明要求见表2 3 。 项目图示 操作说明及要求 1 用专用9 0 。弯尺为 基准，切制每端输送 带接头。使接头边与 输送带两边保持垂丁 卅接头 2 输送带接头的两 切制输送带接头 - _ l 直 b - - 侧应切去一个三角 形，k = 2 5 3 0 图1 4 调整钉扣机冲头 与冲模的距离 图6 用右手朝着操作者 的方向拉棘爪释放 手柄，用左手施加平 衡压力，使机头慢慢 滑向钉扣机右端 将u 形钉装入槽板， 钉尖向上，钉腿插入 定位槽内 将接头扣装入梳形 板内，从第一个到最 后一个，分别固定在 梳形板的两端，将梳 形板销子插好。 将切好的输送带接 头插入梳形板的后 面( 从输送带的左端 开始钉扣) 将输送带压板手柄 压下，使它压紧输送 带不能左右前后移 动 钉扣 图7 检查操作手柄是否 仍在向前的位置上， 然后向前推棘爪释 放手柄，向左测移动 机头。 6 钉扣 不停用右手将操作 同图7 手柄向后和向前扳 动，把梳形板上的 钉、扣钉完 松开输送带压板，拨 出梳形板销子，卸下 钉好部分“钉”，“扣” 的输送带，重复上述 重复操作钉扣 操作步骤将“钉”， “扣”装入梳形板 内，继续钉，直至钉 完全部接头 殳l 用钢丝绳销子穿入 两端输送带接头，输 穿钢丝销 送带接头即制作完 成。 该钉扣机工作部件为两个相互并联的五杆机构，分别驱动上下两个钉锤完成钉扣的工 作，首先在钉扣机梳形板内放置好一排接头扣，将钉子插入到相应的槽板内成一排，并且 使钉子尖对准接头扣下面的定位孔，将要连接的两个皮带头的一个插进接头扣的开口，压 板下压固定皮带后，驱动手柄就可以进行钉扣了。钉扣时随着手柄被扳动，上下两个钉锤 分别挤压接头扣上表面和钉子底面，使钉子依次穿过接头扣下定位孑l ，皮带以及上定位孔， 最后再由上钉锤把钉子头压弯，这样就完成了一个接头扣的装订；然后棘条机构会带动钉 扣机机头向下一个接头扣方向移动个接头扣的距离，再进行第二个接头扣的装订。重复 这样的动作，完成一排所有接头扣的装订。一个皮带头装订好后再按同样方法给第二个皮 7 带头装订好接头扣，最后把两个皮带头的接头扣交错插入，用一根钢销从接头扣连接孔穿 过，完成皮带头的连接。这种给皮带头装订接头扣的原理和订书机工作原理较为相似。 2 。1 3 原机存在的问题及原因分析 此钉扣机目前存在的主要问题是钉扣时经常出现钉歪或断钉现象，而且扳动手柄使工 作部件在主轴上向下一个工作位置移动时，如果操作者用力过大，则会出现工作部件在手 柄每扳动一次时走过的步距大于每两个夹予相应的距离，亦即出现工作部件向前“赶”的 现象，将会严重地影响钉扣的效果。 经过对钉扣过程认真仔细的分 析，认为合理的钉扣过程应当是在 上钉锤下压作为皮带和皮带扣的依 托后，下钉锤才可上行将钉子顶入 皮带( 见钉扣工艺过程图) 。这一过 程可以用钉扣工艺图2 3 中第一 个图到第二个图的过程来表示，在 这个过程中，上下钉锤在摆杆的带 动下同时开始运动，只是上下摆杆 运动的角位移量不同，而摆杆作为 凸轮摆杆机构中的从动件又受到主 动件凸轮的驱动，因此，在凸轮摆 杆滑快组成的串联机构中，这一过 图2 2 原机工作部件结构方案 f i g 2 2 s t r u c t u r es c h e m eo f o l dm a c h i n e 1 一曲柄，2 一连接杆，3 一连杆，4 一摆杆，5 一滑快 6 一滑快销轴，7 上钉锤，8 一下钉锤 程就表现为凸轮在开始运动的一段角位移内，上下钉锤同时运动，并在下钉锤顶到钉子使 钉子尖碰到皮带下表面之前，上钉锤必须将夹子和皮带由第一图压紧到第二图状态，这样， 在随后下钉锤上行将钉子顶入皮带的过程中，皮带才不会发生向上弯曲而使钉子穿出皮带 上表面进入皮带扣上定位孔时发生歪斜，而这种穿出时的歪斜，正是原机钉扣过程中出现 钉子钉歪或断钉韵最主要原因之。我们通过观察原机的钉扣过程发现，上下钉锤的动作 顺序不固定，亦即在凸轮的初始转角内，上下钉锤的运动不始终满足上面提出的合理运动 要求，而是出现随即现象，而每当在下钉锤推动钉子使其接触到皮带下表面之前上钉锤还 未达到第二图所示状态，亦即未压紧接头扣和皮带时，所钉的钉子多出现偏斜或折断现象。 8 经过对原机工作部件的机构进行分析，原机的工作部件采用的是并联的五杆机构，而 通过计算，并联五杆机构的自由度是2 ，而本机的主动件只有1 个，机构自由度数不等于 主动件个数，由机械原理知本机构的运动不确定，因此出现了上面所述的上下钉锤运动的 随即性现象。因此我们认为原机的主要问题来自于不合理的运动机构，因此，我们将为钉 扣机重新选择其工作部件结构方案，设计新的机构以克服已有的问题。 图2 3 钉扣工艺过程图 f i 9 2 3t e c h n o l o g i c a lp r o c e s so fb u c k l e - b i n d i n g 1 一上钉锤，2 一接头扣，3 一皮带，4 一u 形钉，5 一下钉锤 计算图2 1 机构的自由度数： f = 3 n 一2 p l p h l l l l 其中n 为活动构件数，p i 为机构低副数，p h 为机构高副数，图2 1 中，n = 1 0 ，p i = 1 4 p h = 0 。代入公式得f = 2 ，即机构自由度为2 。 2 2 新机构方案的设计及论证 2 2 1 机械运动方案设计准则 机械的运动方案设计包括从原动机传动机构执行机构的整个系统的设计，其结果是 给出一份满足运动性能要求的运动简图，设计出的机构方案应满足以下的设计准则1 1 3 】 【1 4 1 9 1 。 1 传动链应尽可能短； 2 机械效率应尽可能高： 3 传动比的分配应尽可能合理： 4 传动机构的顺序安排应尽可能恰当： q 5 机械的安全运转必须保证。 2 2 2 机械运动方案的评价标准 实现同一工作任务，且满足工艺要求和性能指标时，可以设计出多种机械运动方案来。 必须经过充分的、细致的分析比较，以决定取舍，最后保留的设计方案应是最优方案。每 一部机器都是由原动机，执行机构及传动机构组成的，因此需分别对原动机及各机构进行 评价，然后经综合可获得对一部机器整机的评价。建立评价体系是量化评价的方法之一。 评价体系可将机构评价指标划分为五大类型，它们是：( 1 ) 机构的功能( 2 ) 机构的工作性能 ( 3 ) 机构的动力性能( 4 ) 经济性及( 5 ) 机构紧凑性。评价时分别对五大类型及更为细致的子 项给出分值，然后对整机进行比较。 假定设计方案均满足( 1 ) 、( 2 ) 两大类型要求，则应对不同方案重点进行( 3 ) 、( 4 ) 、( 5 ) 的比较。运转平稳、加速度小、无冲击和噪声，这对大型机械是十分重要的评价指标，尤 其对未获得在基座上平衡的连杆机构更是如此。机械的结构简单、尺寸紧凑、重量轻、传 动链短、工作可靠是又一重要的评价指标。制造难易，调整的方便性，维修的方便性直接 影响着机构及机械的经济性，这是不可忽视的第三方面的评价指标。综合考虑各方面评价 指标，才能在诸多设计的机械运动方案中选出最优者。 2 2 3 各种机构运动方案的提出及比较 通过对钉扣机钉扣过程及工作原理的分析，新方案应满足自由度为l ，上下钉锤动作 满足合理钉扣过程的要求。以下提出两种新的机构运动方案。 2 2 3 1 限制自由度的连杆机构 1 连杆机构简介 平面连杆机构是一种应用十分广泛的机构，太阳能电池的展开机构，机械手的传动机 构，折叠伞的收放机构，以及人体假肢等都是连杆机构2 引。 1 ) 杆机构具有一下一些传动特点： 连杆机构的运动副一般为低副( 正因如此，连杆机构一般称为低副机构) ，低副 元素为面接触，在传动同一样载荷条件下，低副元素处压强要小于高副元素处压强，故低 副元素较高副元素能承载更大的载荷，且低副元素间便于润滑，两元素不易产生大的磨损。 低副元素形状e e 较简单，便于加工制造。 i o 在连杆机构中，当原动件以同样的运动规律运动时，如果改变构件的相对长度关 系，便可使从动件得到不同的运动规律。 在连杆机构中，连杆上不同点的轨迹是各种不同形状的曲线( 成为连杆曲线) ， 而且随着各种构件相对长度的改交，这些连杆曲线也将改变，从而可以得蜀不同形状的盏 线，我们可以利用这些曲线来满足不同轨迹的要求，此外连杆机构还可以很方便地得到增 力，扩大行程和实现较远距离传动的目的。 2 ) 连杆机构存在以下一些缺点： 由于连杆机构中运动必须经过中间构件传递。因而连杆机构一般具有较长的运动 链，所以各种构件的尺寸误差和运动副的间隙将使连杆机构产生累计误差，同时也会使机 械效率降低。 在连杆机构的运动过程中，连杆及滑块的质心所产生的惯性难以用一般的平衡方 法加以消除，因而会增加机构的动载荷，所以连杆机构一般不适用于高速运动。此外，虽 然如上所述，利用连杆机构可以满足各种运动规律和运动轨迹的设计要求，但要设计一种 能够准确实现这种要求的连杆机构却是十分繁琐的，而且在大多数情况下一般只能近似的 得以满足。正因为如此，所以如何根据最优化要求来设计连杆机构，使其能够最佳的满足 设计要求，一直是连杆机构研究的一个重要课题。 近年来对平面机构的研究，不论从研究范围还是从方法上都有很大进展。从研究 范围方面来说，已不再局限于单自由度四杆机构的研究，也已注意到对多杆、多自由 度平面机构的研究，并且已提出了一些有关这类机构的分析及综合的方法。另一方面， 在设计要求上也不再局限于运动学要求的范围内，而且已注意到考虑机构的动力学特 性。以提高连杆机构动力性能为目标的机构设计已获得应用。从研究方法来说，优化 方法和计算机辅助设计方法的应用已成为研究连杆机构的重要方法，并已相应地编制 出大量的应用范围广、计算机时少、使用方便的通用软件。随着计算技术的提高和现 代数学工具的日趋完善，很多用一般常规方法不易解决甚至难以解决的复杂平面连杆 机构设计问题可能逐步得到解决。因而平面连杆机构的应用一定会更为广泛。 根据构成连杆机构的相对运动为平面运动还是空间机构，连杆机构可分为平面连 杆机构和空间连杆机构两大类，在般机械中采用的多数是平面连杆机构。 在连杆机构中，其构件多呈杆状，故常见简称为“杆”。连杆机构又常根据其所 含之杆数而命名，如把含有四个杆件的连杆机构称为四杆机构，把含有六个构件的连 杆机构称为六杆机构等等。其中平面四杆机构不但应用特别广泛，而且常是多杆机构 的基础。四杆机构虽然结构简单，设计比较方便，但机械工程对连杆机构提出的多方 面的要求，采用四杆机构有时难于满足，这时不得不借助于多杆机构。应用多杆机构 可以达到以下一些目的： ( 1 ) 取得有利的传动角从动件摆角较大，机械的外廓尺寸或铰链位置的布置受 到严格限制的地方，采用四杆机构往往不能获得有利的传动角，而采用多杆机构则可 以使传动角条件得到改善。 ( 2 ) 可获得较大机械效率。 ( 3 ) 改变从动件的运动特性在刨床、插床、 插齿机构等机械中，都要求刀具 的运动具有急回特性。用一般的四杆急回机构，虽可满足急回要求，但其工作行程的 等速性能往往不好。采用多杆机构就可得到改善。 ( 4 ) 实现机构从动件带停歇的运动在某些机械( 如织布机等) 中，要求从动件 在运动过程中具有较长的停歇，利用多杆机构可以使运动点处于近似停歇状态。 ( 5 ) 扩大机构从动件的行程采用多杆机构，可使有些从动件的行程大幅度扩 大。 ( 6 ) 使机构从动件的行程可调 某些机械根据工作需要，要求其从动件的行程 ( 或摆角) 可调。利用多孝于机构可将从动件调到不同位置或得到不同的摆角。 由于多杆机构具有上述四杆机构难以实现的功能，故在现代机械中，多杆机构的应用 已日益广泛。不过四杆机构仍是连杆机构的基础，将为多杆机构的研究提供有利的条件。 2 采用连杆机构的方案及论证分析 通过对原钉扣机并联五杆机构的分析，得出机构的自由度为2 ，于是我们设想如果能 合理地限制一个自由度，则可通过合理的设计使原机构满足工作要求，因此便提出了限制 自由度连杆机构这种方案，即设想在原并联五杆机构的下摆杆处加一拉力弹簧，因上钉锤 下行未碰到接头扣之前遇到的阻力较小，故在下摆杆处加一强度足够大的拉力弹簧后，扳 动手柄开始钉扣时，下摆杆由于弹簧拉力作用而自由度为零，这时机构等效为图2 - - 4 所 示机构。上摆杆在力矩驱使下转动并带动上钉锤下行接触到接头扣，至此再向下运动，上 钉锤下行将受到接头扣和皮带的阻挡力，此阻挡力由小变大最后将完全限制上摆杆的自由 度，此时继续扳动手柄时，下摆杆将克服弹簧作用而开始转动，从而带动下钉锤上行将钉 子顶入皮带。 此方案通过在下摆杆处加一拉力弹簧使得钉扣过程中上钉锤压紧阶段和钉子进入皮 带阶段均只有一个自由度，而且满足上钉锤先动，下钉锤后动的工作要求。此方案的不足 之处是在下摆杆处加一弹簧使得钉扣开始阶段下钉锤不动而使机构自由度减为l ，但弹簧 的存在也会使钉子顶入皮带过程中曲柄所需力增大，亦即扳动的入力增大，这对钉扣是不 利的。再者如果弹簧的拉力太小，则不能提供足够的弹力以限制下摆杆的自由度。还有就 图2 4 限制自由度的连杆机构 f i g 2 - 4 r o c k e rm a c h i n eo fr e s t r i c t e df r e e d o md e g r e e 是弹簧使用时间长了会出现失效，亦即拉伸或压缩相应的长度却不能产生相应的弹力，所 以采用这种方法来限制自由度有一定的不稳定性。 2 2 _ 3 2 凸轮摆杆滑快串联机构 1 方案提出 这种方案机构示意图如图2 5 所示，一般情况下，一个凸轮机构只驱动一套从动件 机构，然而根据本机的工作特点，与主动件固结为一体的手柄在人力的作用下做往复运动， 且手柄两极限位置所夹角大约为9 0 。，因此可以在一个凸轮体上设计两段不同的廓线，分 别驱动上下两个摆动从动件。这样做的优点在于节省空间，缩d , t 机构尺寸，增加了机动 灵活的特性。 2 方案自由度计算 由机械原理：f = 3 x n - - 2 x p i p h ，在本文研究钉扣机工作部件机构中：n = 7 ，p i - - - - 9 ， p h 2 2 ，代入自由度计算公式得f - - - - 1 ，即机构自由度为l 。又因钉扣机只有一个原动件，即 机构自由度和原动件数量相同，所以新机构具有确定的运动。通过正确合理的设计就能够 实现需要的运动，满足既定的功能。 图2 5 凸轮摆杆运动机构 f i g 2 - 5 m a c h i n eo f c a mr e e k e r 3 机构工作循环图 3 1 自动机械的工作循环和执行机构的运动循环 在间歇作用型自动机械中，产品在机器中周期性地承受加工，其顺序给出两相邻产品 之间的时间间隔，称之为“工作循环”。自动机械工作循环是衡量这类自动机械的主要参数。 设计自动机械时，应力求缩短其工作循环，从而使生产率获得提高。在自动机械工作循环 内，自动机械的各执行机构均完成一定的周期性运动。执行机构周期性地回到初始位置之 间的时间间隔称为执行机构的“运动循环” 1 2 1 。 自动机械的工作循环瓦由基本工艺时间孔和辅助时间n 组成。辅助时间可进一步分 为空行程时间乃和等待停歇时间兀两部分，如下式所示； = 瓦+ t f = t k + t d + 死 ( 2 - 1 ) 自动机械的工作循环实际上是与自动机械中任一执行机构的运动循环相等的。因此，可以 用执行机构的运动循环表示自动机械的工作循环瓦。自动机械的理论生产率具有以下形 式： q ，2 毒2 丽赫( 2 - 2 ) 1 4 式中，月为产品特征的就算单位系数。 由上式可知，为了提高自动机械的理论生产率，必须减少执行机构的运动循环。通过 减少n ，乃或兀，均可减少运动循环。其中孔与工艺过程的工艺参数有关，可以通过先 进工艺的采用来缩短；死与执行机构的运动规律有关，可以通过高速而平稳的运动规律来 减少；t o 则与自动机械的循环图有关，应尽量减少或消除机构的无用停歇。 2 2 运动循环图设计 多数机器不只有一个执行构件，往往是许多执行构件协调工作以完成同一任务。运动 循环图即可表示出各执行机构间的时序协调关系。另一种情况是，某些机械的多个执行构 件在完成同一任务时，需有准确而协调的运动时间和运动顺序的安排，以防止出现某一执 行构件工作不到位或两个以上执行构件在同一空间发生干涉。 自动机械的循环图设计是表示自动机械各执行机构的运动循环在自动机械工作循环内 相互关系的示意图。正确的循环图设计可以 s 保证自动机械具有较高的生产率和较低的 能耗。它不但是指导分配轴凸轮轮廓设计的 基础，而且也是指导程控系统逻辑框架图设 计的依据。因此，循环图的设计，在自动机 械的设计中占有重要的地位。 s 具体到钉扣机，由钉扣过程知，要克服 一 原机出现的问题，改进后的机构动作上必须 满足在下钉锤顶着钉子进入皮带之前，上钉 锤已经压紧皮带，即上钉锤开始从初始位置 运动过程中，下钉锤也开始从初始位置运动 至接触钉子下底面，当上钉锤运动至紧贴传 输带和夹子表面时，下钉锤开始顶着钉子进 图2 6 机构工作循环图 f i g 2 6t h ec y c l eg r a p ho f m a c h i n e 入带体，以此动作顺序设计机构工作循环图，可以确定出钉扣机工作机构循环图如图2 6 所示。 按照循环图，凸轮转角在o 。到2 0 。内，上钉锤运动而下钉锤不动，凸轮转角在2 0 。到 4 0 。内，上钉锤运动至压紧传输带上表面的同时，下钉锤也开始向上运动至接触钉子下底 面，凸轮继续从4 0 。转到8 5 。，为钉子穿过夹子下定位孔进入到皮带体以及钉子头被压弯 的过程，即钉扣过程，在钉扣过程中，传输带和接头扣均不能上下移动，防止了钉子钉偏 的现象，最后从8 5 0 到9 0 0 ，上下钉锤均保持不动。至此便完成了一个接头扣的整个装订 过程。 2 2 4 新机构运动方案的选择 结合上述机械运动方案评价标准，凸轮机构相对连杆机构具有设计、加工、制造容易。 工作可靠稳定，结构紧凑，行程容易控制，性能稳定，持久耐用等诸多优点，而限制自由 度连杆机构虽然可以用弹簧的方法来限制它的一个自由度，但弹簧的强度必须足够大，这 样又人为地增加了钉扣时对手柄所需施加的力，甚至可能超出人力能扳动的范围，即使这 样，弹簧的存在并不能完全保证在钉扣开始阶段能稳定地限制下摆杆的自由度，而且弹簧 使用时间长了会失效，也就是说不够可靠，因此这种方案相对凸轮摆杆机构而言可靠性， 稳定性要差一些。综合各方面，本论文选择凸轮摆杆机构为新的机构运动方案。 2 4 本章小结 本章对钉扣机原有的结构方案作了论证分析，详细阐述了钉扣机的工作过程及工作原 理，分析研究了钉扣机存在的问题及其原因，在此基础上提出了几种可能的新的机构运动 方案。对这几种方案作了详细的分析对比，最终选择具有较多优点的“凸轮摆杆串连机构” 作为新的机构运动方案，并计算了机构的自由度，绘制了机构的运动循环图。 1 6 第三章凸轮机构和偏心轴机构的设计计算 3 i 凸轮机构简介 凸轮机构是一种由凸轮，从动件和机架组成的传 动机构，图3 一i 是它的最简单形式。凸轮绕着自身旋 转轴旋转时，促使从动件沿着机架上的导轨做往复运 动。通常是以凸轮作为机构的原动件。凸轮的运动方式 主要是连续回转，也可以是往复移动或往复摆动，在有 的机器中，根据工作性能的要求，还可以将凸轮与机架 固定连接，令与从动件以运动副连接的构件为原动件。 凸轮机构是常用的典型机构之一，在各种机构中，凸 轮机构由于具有许多其他机构无法比拟的优点，因 图3 1 凸轮机构组成 而被广泛用于轻工，纺织，造纸，服装，印刷等各 f i g 3 - 1s 仃u 。t u r 。o f 。a m m a c h i n e 工业领域的自动机械中。具体地讲，凸轮机构具有 以下优点【7 】： 1 设计简单，适应性强，与其他机构配合可以实现复杂的运动要求； 2 结构简单紧凑，控制准确有效，运动特性好。使用方便； 3 性能稳定，故障少，维护保养方便； 凸轮与从动件系统的组合机构，作为凸轮机构的一种类型，也被广泛应用于机械 行业，特别是在自动机械中。它不但具有使凸轮尺寸紧凑，可放大输出等优点，而且 可以满足空间配置和运动配置等要求。因而，凸轮组合机构也是多年来人们一直研究 的领域。 凸轮机构的主要缺点是易于磨损，可调性差，制造比较麻烦。不过，由于计算机辅助 设计与制造技术日益普及，凸轮的加工已变得越来越方便，制造精度和耐磨性也有了显著 提高，可以预计，今后凸轮将在自动机械中得到更为广泛的应用。人类对凸轮机构的认识 由来已久，但直到十九世纪，人类对凸轮机构还未曾有过系统的研究，随着资本主义工业 化的发展，要求设计出高效自动机械，以改善内燃机配气机构的工作性能，所以直至本世 纪初，凸轮机构的研究才开始受到重视。然而，四十年代以前，除了对配气机构用的凸轮 机构做过一些研究外，其他方面的进展不大，四十年代候，特别是近半个世纪以来，由于 机械运转速度的提高，国内外许多学者开始对凸轮机构进行了深入研究，并从经验设计过 渡到有理论根据的运动学与动力学分析，因此可以说，凸轮机构的理论研究一直是机械学 科中十分重要的研究课题。 3 2 凸轮机构的分类1 1 6 1 凸轮按其形状分，可以分为盘形凸轮，移动凸轮和圆柱凸轮。其图示见表3 一l 。 按凸轮的形状分类 盘形凸轮移动凸轮圆柱凸轮 表3 l 凸轮按其从动件形状分，可以分为，尖端，滚子，曲线和平底，从动件运动方式有移 动和摆动。其图示见表3 2 。 表3 2 1 8 凸轮按其高副接触维持方式可分为力锁合与形锁合。其举例图示见表3 3 。 力锁合形锁合 3 3 凸轮机构的运动规律 表3 3 力锁合与形锁合 凸轮的从动件运动就是凸轮机构的输出运动，其规律与特性值直接影响整个凸轮机构 的运动学和动力学特性：运动精度，冲击，震动和噪音的大小，所以正确地选定从动件运 动规律曲线是凸轮机构设计的重要内容。 1 运动参数的无因次化 6 1 凸轮从动端的操作要求千差万别，因而从动件曲线也就各不相同。为了便于研究从动 件运动规律的共同特征，便于统一化，标准化，常常把运动曲线的参数进行归一化处理， 把各运动量( 如位移j ，速度v 和加速度a 等运动参数) 和输入量时间r 都转化为只表示相 对比例关系的无因次量，一般习惯将有因次量用小写字母表示，而用大写字母表示无因次 量。 因为静止段所有的运动量都为零，所以在研究运动规律时可以不考虑( 只需在循环图 中考虑b pp - i ) 。另外回程运动段总是可以看成是某个升程运动的对称曲线，所以也可以不 考虑，这样，只需考虑各个升程段的运动规律就行了。 无因次量定义如下： 1 9 i s ( 1 一r ) = 1 - s ( r ) y ( 1 - t ) = v ( t ) ( 3 - - 1 ) l 一( 1 丁) = - 一( 丁) 式中， 为丹程和回程的总时间间隔，h 为与靠相对应的位移。 无因次时间r 和无因次位移s 与具体的升回程总时间“或总位移h 无关，在o 1 范 围内变化。无因次速度v 可看成是实际速度v 与升程或回程的平均速度h t h 的比值，所以 也称为速度系数。无因次加速度a ，跃度山跳度q 等具有类似的物理意义。 2 运动曲线的类型 既然运动曲线都是分段考察的， 各段运动曲线两端相互衔接的问题， 根据运动开始之前和终了之 后是否为停留状态，一般可将曲 线分为三种类型，如图3 2 所示， 现分述如下： f 1 ) 双停留曲线( d r d ) 如图3 2 ( a ) 所示，双停留 运动规律是凸轮机构最常用的运 那么，为了保证运动曲线总体的连续性，就必须注意 既要考察运动曲线的连续性和边界条件。 kk 虹 bc a ) 双停留b ) 单停留c ) 无停留 图3 2 运动曲线类型 动规律，也是连杆机构及其他机构不易实现的运动规律。在双停留运动规律中，其运动参 数在一个运动循环周期t p 内，有两段不随时间变化，即停一升一停一回。大多数机构的凸 轮曲线都属于这一类型。 根据上述关于无因次量的定义，对时间和位移进行归一化处理后，双停留运动规律的 起止边界条件可写成： 卜o ! 20 , v 钏，a = 0 ( 3 - - 2 ) it = 1 时，s = 1 ，v = 0 ，a = 0 ( 2 ) 单停留曲线( d r r ) 在单停留曲线中，运动参数在一个运动循环中，只有一段停留，这种曲线常用于上升 到顶点立即返回的机构中。图3 - - 2 ( b ) 所示的单停留曲线是停一升一回，即在最低位置 停留，最高位置处无停留。但是，单停留曲线也可以是停一回一升，即在最高位置处停留， 而在最低位置处无停留。 单停留运动规律的起止边界条件是： 2 0 髓t 署j s s 影1v0 0a 4 纂意值 c 。吲 i= l 时，= ， = ，= 任意值 ( 3 ) 无停留蓝线( r r r ) 运动参数在运动循环周期内连续变化，只有升一回，如图3 2 ( c ) 所示，一般用于 连杆机构或曲柄滑快机构，其起止边界条件是： r = o 譬，s = o ，v = o ，a = 任萝乎( 3 - - 4 ) 【t = 1 时，s = l ，v = 0 ，a = 任意值 至于双停留曲线来说，只要两端的速度，加速度都为零，连续条件就能满足，对 于单停留曲线的非停留端和无停留曲线的两端来说，如果不满足其边界条件，就会导 致实际速度，加速度在边界点不连续，从而会引起机构的冲击，影响运动精度，如果 运动规律满足如下关系： fs ( 1 丁) = l s ( r ) v ( 1 一t ) = 矿( t ) ( 3 - - 5 ) ia ( 1 - t ) = ra ( 丁) 则称为对称运动规律。显然，对于这种运动规律，当t = 0 5 时，有s = 0 5 ，速度达到最大 值，加速度为零。对称运动规律数学表达式简单，速度与加速度达到最大值，a 。比 较小，在一般的凸轮机构中被广泛采用。反之，不满足关系式( 3 5 ) 的运动规律，称为 非对称运动规律，采用不同的非对称运动规律可以达到不同的设计目的，最常见的非对称 运动规律是使减速段所占时问间隔大于o 5 ，负加速度的最大值( 绝对值) 小于最大正加 速度值。这样设计的非对称运动规律，可以减少终止点处跃度值，达到减少停留时的残 留震动，保证运动精度的目的。另外，对于采用弹簧作封闭力的凸轮机构，当最大负加速 度值( 绝对值) 较低时，可以选取较小的弹簧刚度或预载，然而，这种非对称运动规律的 最大加速度较大，导致凸轮载荷增大，不利于减少磨损和能耗。因此，在一些凸轮机构， 特别是在几何封闭凸轮机构中，要求设计成加速段较长的非对称运动规律，以便降低最低 载荷值，减小磨损。 3 运动曲线的特性值 从动件运动曲线的特性值与凸轮机构的运动学、动力学特性，效率，寿命等都有密切 的关系，为了定量地表示运动曲线的各种特性，常常将一些重要的参数定为特性值，以作 为评定运动曲线性能的标准，运动曲线常用的特性值有以下几种，现分述如下： ( 1 ) 最大速度 表示的最大无因次速度，其物理意义是所考察的运动区间中的最大速度与平均速度 的比值。 众所周知，具有一定质量的工作机构的速度越大，其动量就越大，当因意外事故而要 求紧急制动时，工作机构的动量就会转