推板式送料机构设计【说明书+CAD+SOLIDWORKS】
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推板式送料机构设计【说明书+CAD+SOLIDWORKS】,说明书+CAD+SOLIDWORKS,板式,机构,设计,说明书,CAD,SOLIDWORKS
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推板式送料机构设计说明书目 录第1章 绪 论11.1 课题来源及研究目的和意义11.2推板式输送机的发展历程21.3推板式送料机构的方案分析51.2.1 结构分析51.2.2 机械结构总体方案和布局61.2.3 总体设计7第2章 机械结构的设计82.1电机的选用82.2轴的设计计算82.3轴承的设计计算.92.4键的选择.102.5轴的校核.102.6轴承的校核.112.7曲柄摇杆机构的设计102,8线性滑轨机构的设计. .11第3章 机架的设计24第4章 结构设计及三维建模264.1曲柄摇杆机构的建模.294.2升降装置的设计及建模304.3线性滑块副的设计及建模.304.4设计中用到的标准件建模30结 论32参 考 文 献33致 谢34第1章 绪 论1.1 课题来源及研究目的和意义一、选题背景和意义 我国和国外的生产和研究中，自动送料方式有很多种，但是在这些产品中，存在着一些问题。如日本的RF20SD-OR11机械手送料装置与冲床做成一体，从横向(侧面)送料，结构复杂，装配、制造、维修困难，价格昂贵，又不适合于我国冲床的纵向送料的要求。RF20SDOR11的结构由冲床上的曲轴输出轴通过花轴伸缩，球头节部件联接机械手齿轮，由伞齿轮、圆柱齿轮、齿条、凸轮、拨叉、丝杆等一系列传动件使机械手的夹爪作伸缩、升降、夹紧、松开等与冲床节拍相同的动作来完成送料，另设一套独立驱动可移式输送机，通过隔料机构将工件输送至预定位置，这样一套机构的配置仅局限于日本设备，不能应用于国产冲床。国内有的送料机构由冲床工作台通过连杆弹簧驱动滑块在滑道上水平滑动，将斜道上下来的料，通过隔料机构推到模具中心，并联动打板将冲好的料拨掉，往复运动的一整套机构比较简单，无输送机构，联动可靠，制造容易。但机械手不能将料提升、夹紧，料道倾斜放置靠料自重滑下，如规格重量变动，则料道上工件下滑速度不一致，易产生叠料，推料机构役有将料夹紧，定位不正，增加废品率，使用也不安全。1.2 课题的意义本课题主要是推板式送料机构的设计，要求自动送料，消除积累误差，同时可以减少劳动力成本。目前在生产中还是采用手工模式，即是一人看一台机器，人工送料，这种生产模式生产效率很低，既浪费劳动力也会让工人很疲倦，而且人工送料会产生累积误差。为了解决这些问题，减少生产成本，结合国内外送料机构的特点，采用伺服电机与送料机构为配合的主要装置。设计了具有推广意义的自动送料机。1.3 两种典型的送料机构1.3.1气动送料机1）冲床自动送料机的技术状态本文介绍的冲床自动送料机是一种用于冷挤压套圈类零件的送料机器，是冲床进行技术改造的理想附机。该送料机克服了国内外有关冲床送料机的不足。如日本的RF20SD0R11机械手送料装置与冲床做成一体，从横向(侧面)送料，结构复杂，装配、制造、维修困难，价格昂贵，又不适合于我国冲床纵向送料要求。RF20SD0R11无锡职业技术学院毕业设计说明书2 结构由冲床上曲轴输出轴，通过花键轴伸缩，球头节部件联接机械手齿轮，由伞齿轮、圆柱齿轮、齿条、凸轮、拨叉、丝杆等一系列传动件使机械手的夹爪作伸缩、升降、夹紧、松开等与冲床节拍相同的动作来完成送料，另设一套独立驱动可移式输送机，通过隔料机构将工件输送至预定位置，这样一套机构的配置仅局限于日本设备，不能应用于国产冲床。国内有的送料机构由冲床工作台通过连杆弹簧驱动滑块在滑道上水平滑动，将斜道上下来的料，通过隔料机构推到模具中心，并联动打板将冲好的料拨掉，往复运动的一整套机构比较简单，无输送机构，联动可靠，制造容易。但机械手不能将料提升、夹紧，料道倾斜放置靠料自重滑下，如规格重量变动，则料道上工件下滑速度不一致，易产生叠料，推料机构没有将料夹紧，定位不正，废品率较高，使用也不安全。结合国产冲床工作特点，采用机械手与输送机构配合为主要装置，再配合采用自动卸料安全保护，设计了具有较大应用价值和推广意义的自动送料机。2）气动送料机的原理自动送料机主要适用于物料的自动分配和传送，其基本功能可以完成准确的送料时间，达到精确的送料位置。研制的自动送料机由两个基本应用模块组成：物料分离模块及传送模块。物料分离模块由两个双作用气缸组成，分别实现物料的分离功能和定位夹紧功能。物料分离模块将物料从料仓中分离出来，通过分离气缸将位于料仓底部的物料从料仓中推出，料仓中的物料由于白重下落至料仓底部。定位夹紧气缸在物料推出后伸出将物料定位并夹紧。两气缸的行程位置通过磁电式接近开关检测。传送模块由一个旋转气缸和真空吸盘组成。它实现了气动搬运装置功能，实质上是一个个小型的机械手。真空吸盘将物料吸取，旋转气缸实现0180。的旋转，将物料传送至下一个工位。真空吸盘通过真空压力开关检测物料是否吸住，旋转气缸通过两个微动开关实现位置检测。3）气动系统的设计自动送料机的气动控制系统的原理图如图1.1所示。在气动系统原理图中，安装在分离气缸和定位夹紧气缸上方的元件x0、x1、x2、x3均为磁电式接近开关；安装旋转气缸两侧的元件X4、x5为微动行程开关；安装在真空系统回路中检测系统真空度(负压)的元件X6为真空开关。这些传感元件分别用于检测气缸的行程位置及吸盘工作情况。1.3.2 利用机械手自动送料1）该送料机的工作原理和结构特点机械手是以小车形式通过钢绳同滑块联接起来，由冲床滑块上升运动牵引小车作前进的水平运动完成送料，由通过钢绳连接的重物使小车作复位运动。机械手的提升、下降是靠安装在小车顶架板上的提升缸推动滑板作往复上下运动来完成；机械手的夹紧、放松是靠安装在滑板上的夹紧缸带动连杆铰链机构来完成机械手的运动程序如下：夹紧一提升一前进至中心一下降一放松一返回节拍是恒定的，且每一循环均需在3秒钟内完成。供油装置主要给夹紧缸、提升缸提供高压油，由齿轮泵产生高压油或者用气压驱动卸料机构是通过安装在模具边的鸭嘴管口瞬间高压气吹卸，使冲好的工件离开模具，通过料道进人料斗。安全保护机构由两部分组成：1 滑块上安装一玻璃罩，防止工件飞出，伤害工人。2安装两只行程开关，一只在小车前，一只装在滑块边，当小车没有及时退回时，两只开关断开，使滑块不再下滑，小车免受损坏。支承脚主要用来调整整机高度，使输送带的水平高度与模具高度相适应；同时也加宽了支承面，提高了稳定性。罩壳主要是防止灰尘侵人，保护安全，防止重物与电机、减速器相碰及美化外观而设计。1.2送料机构的发展历程随着自动化、半自动化在经济各行业的普及深入，自动送料装置已成为生产线一个不可缺少的环节，对其结构、噪音、工作原理、输送精度及控制难易程度等方面提出了更高的要求，传统的电磁振动送料装置已不能满足现状要求。因此近十几年利用压电陶瓷作为驱动源的新型振动送料装置正在快速发展起来. 压电振动送料装置是将压点技术应用于振动输送的一种新型振动送料装置，它利用压电片的逆压电效应产生振动，作为驱动源驱动料槽实现物料的输送。1)国内外的研究现状: 对于这种新型的振动送料装置，其结构和工作原理都不同于传统的电磁或机械驱动的振动送料装置，因此它具有许多传统振动送料装置所不具备的特点： （1）结构简单，安装和维护更加方便；（2）应用压电片作为驱动源，无需电机、电磁激振器等驱动装置，也无需轴、杆、皮带等机械传动部件，结构简单，易于加工制作；（3）改变驱动信号中的幅值、脉宽及频率中的任意一个，都可以调节输送率，控制参数多，可控性好；（4）无转动惯性，几乎没有加速和减速过程，启动、停止迅速，反应性能快；（5）不产生干扰电磁场，也不受电磁干扰信号的影响；（6）在低频率段或超声段工作，噪音小；（7）在共振或无共振状态下工作，因此能量消耗少；（8）驱动力略显不足，无法输送过重之料件，因此这类装置大多应用于物料的微量或精量输送。 压电振动送料装置是振动送料领域的一个重大的突破，国内外的科技人员都进行了不同程度的研究，取得了一定的成果，其按照物料前进的方式可将其分为直进型和螺旋型两种。2)国外的研究现况在工业发达国家或地区，日本、美国最具代表性，尤其是日本，对压电振动送料装置的理论、设计与计算的研究比较深入与完整，也推出了多种新型与异型机构的振动送料装置。 对于直进型压电驱动振动送料装置，日本现在已开发的装置有三种。 第一种结构为压电片采用双压电晶体片。在压电片上加交流电，双压电晶体片产生周期性的弯曲传动，带动料槽斜向传动，进而实现物料的输送。 第二种结构为压电片也采用了双压电晶体片。 第三种结构，它不是应用双压电晶体片，而是在一对压电片上所加的交流电相位相反。 美国螺旋压电振动送料装置国外压电振动送料装置上的研究已经取得了长足的进步，它们除了具有上述压电振动送料装置的共同特点外，它们也有其独特之处：（1）压电片应用其度度方向上的伸缩振动模式；（2）采用特殊制造的双压电晶体片，或者在一对压电片上施加相位相反的电压，不但增加了生产成本，而且大大提高对电源的要求；（3）直进式压电振动送料装置都采用振动元件和料槽支撑元件分开的方式，这使振动元件的受力系统简单化；（4）多数需要增加振体来扩大振动幅度，使装置结构复杂化；（5）直进式第二种结构和螺旋压电振动送料装置属燃料槽（料舟）的支撑元件和振动元件分开，但是振动元件仍然承受料槽（料舟）及物料的重量，使振动元件受力复杂，会影响装置的工作稳定性；（6）直进式第二种结构和螺旋压电振动送料装置的振动元件都采用固定的安装方式，给料槽的传动带来很大约束，而且克服此约束将消耗更多的能量；3)国内研究现状我国对压电振动送料装置的研究整体水平仍然落后于发达国家和地区，成型产品很少，国内厂家的自动化生产线或设备上的压电振动送料装置大部分来自日本、美国等制造业相对发达的国家和地区。1.3.机械结构总体方案和布置根据课题，我们要设计的推板式送料机构，是针对那些工件数量很多，并且需要常常变换大小的设备，我们采用升降斗来进行取料，当与那个出料槽匹配的时候，料就从那个出料槽出去了。方案图如上，人工把工件一下子全部倒入料箱，电机通过曲柄摇杆机构驱动升降斗升降，当升降斗到了一定的位置，也就是刚好和那个出料槽匹配的时候，工件就从出料槽里面出料，达到了我们需要的目的。第2章 机械结构的设计2.1 电机的选用电机的种类很多，最常用的是Y系列三相异步电机（ZBK2200788），是按照国际电工委员会（IEC）标准设计的，具有国际互换行的特点。根据振动输送机的转速n=800-1000r/min和功率P=1.5KW，我们选用Y系列三相异步电机，在实际工作过程中考虑到其功率损失和传动效率，应该选用功率较大的电机，从参观调研中了解各个类型电机的性价比，我们选择电机型号为：Y90L-4。其相关基本参数如下表： 型号额定功率（KW）满载转速（r/min）额定转矩Nm最大额定矩Nm质量kgY90L-41.514702.02.265初取振动输送的转速 =980r/min 电机转速 =1470r/min 功率 P=1.5KW2.2轴的设计计算轴是组成机械的重要零件之一，它是安装各种传动零件，使之绕其轴线转动传动转矩或回转运动，并通过轴承与机座相联接。轴与其上的零件组成一个组合体轴系部件，在轴的设计中不能只考虑轴本身，必须和轴系零、不见的整个结构密切联系起来。 由于振动输送所用的轴即传递扭矩又承受弯矩，所以我所设计的阶梯轴为转轴，由于小带轮已经设计好，大带轮的尺寸也就定了，只剩下轴径的确定，轴的初步设计是根据扭转强度，校核弯曲强度，由于轴的材料很多，主要根据轴的使用条件，对轴的强度、刚度、和其他机械性能等的要求，采用热处理方式，同时考虑制造加工工艺并力求经济合理，通过设计计算来选择轴的材料，选用最常见的45#钢作为轴的材料,且其需用切应力为40MPa轴与其上的零件组合成一个组合体，在轴的设计中不能只考虑轴本身，必须和轴系零部件的整个结构密切联系起来。轴的结构设计是在初算轴径的基础上进行的。为满足轴上零件的定位、紧固要求和便于轴的加工和轴上零件的装拆，通常将轴设计成阶梯轴。轴的结构设计的任务是合理确定阶梯轴的形状和全部结构尺寸。轴的材料选用45号钢，为保证其力学性能，进行调质或正火处理。轴的计算内容：（以下设计内容参照机械设计课程设计P24-30及机械设计P310-319）1、初步计算轴的直径按照扭转强度估算轴的最小直径，写成设计公式，轴的最小直径mm，查表16.2，c=112, p=20.35, n=851,代入设计公式得=32.26mm。考虑到轴上有键槽以及其他因素的影响，应适当增加轴径以补偿键槽对轴强度的削弱。取轴的直径d为40mm，即最右端装带轮处的直径为40mm。装有密封元件和滚动轴承处的直径，应与密封元件和轴承的内孔径尺寸保持一致。轴上两个支点的轴承，应尽量采用相同的型号，便于轴承座孔的加工。相临轴段的直径不同形成轴肩。当轴肩用于轴上零件定位和承受轴向力时，应具有一定的高度，轴肩处的直径差一般取510mm，这里轴肩出的直径差选择5mm，然后协调各段轴的长度，考虑到要装轴承座和机构的合理性，还有螺钉等的长度及其他各方面的因素，初步确定轴的各段长度。2.3轴承的选择 轴承的选择并不是只考虑轴径一个因素，还要考虑到轴承的性能，一般要考虑到其寿命、可靠度（指该轴承达到或超过规定寿命的概率）、静载荷、动载荷、额定寿命、基本额定寿命、基本额定载荷等等很多因素。最主要的是允许空间、载荷的大小和方向、轴承工作转速、旋转精度、轴承的刚性（一般磙子轴承的刚性大于球轴承）、轴向游动、安装和拆卸。因为在本设计的轴上径向载荷大，轴向载荷小，而且存在轴或壳体变形大以及安装对中性差的问题，所以选用调心滚子轴承，因为调心磙子轴承主要承受径向载荷，也可同时承受少量的双轴向载荷，而圆锥磙子轴承有打的锥角可承受大的径、轴向联合载荷。所以选用（双列向心）圆锥磙子轴承，有双内圈，并是可分离的轴承，根据d=80mm,由参考资料2P7356 表7278 带紧定套的调心滚子轴承（GB/T288-1994），选用22218CK/W33+H318轴承，其基本额定载荷为=240KN,=322KN, 根据轴承选用配套的轴承座，参考资料2P7-43表7-2-105 适用圆锥孔的异径孔滚动轴承座(GB/T7813-1998) SNK型轴承座，可选用SNK316型的轴承座。2.4 键的选择键联结是通过键实现轴和轴上零件的周向固定以传递运动和转矩。其中有类型也可以实现轴向固定和传递轴向力，有些类型并能实现轴向动联结，于在圆锥筛的轴上主要通过键来实现传递转矩和轴向固定所以，只需选用常见的普通平键，键的类型可根据使用要求、工作条件和联结的结构特点表5-3-15选定，键的长度根据轴毂的长度从标准中选取，键的bh根据径来确定。 轴和带轮的联结，d=70mm, 参考资料2P5-194表5-3-18 (GB/T1095-1979)选用B2012，B1811和B128的普通A型平键，键长分别为90，70，30。2.5 轴的受力分析和校核 轴的强度计算一般可分为三种：1）按扭转强度或刚度计算；2）按弯扭合成强度计算；3）精确强度校核计算。 当轴的支撑位置和轴所受的载荷大小、方向、作用点及载荷种类均已确定，支撑反力及弯矩可求得时，可按照弯曲或者弯扭合成强度进行轴的强度计算。作用在轴上的载荷一般按集中载荷考虑，如本设计中的带传动对轴的力，其作用点取在轮缘宽度的中点。计算时，通常把轴当作置于铰链支座上的双支点梁，一般轴的支点近似取为轴承宽度中点。由于本设计所用轴主要是受弯曲强度，很少的扭转强度，是根据扭转强度设计，应校核轴的弯曲强度，首先分析轴的受力，左端受的是圆锥筛的重力，右端是带轮对轴的力，中间是轴承座的两个支撑力。左端的作用力包括筛自身的重力、物料的重力、物料旋转产生的离心力。所以考虑圆锥筛对轴产生作用力时，仅是一个经验数据。在这里，假设圆锥筛为实心，对轴的作用力取其重力的。 筛的材料为不锈钢，密度是=7.38/,锥筛大端直径为D=，小端直径是d=360，H=1140，h=510，所以锥筛的体积即0.2;所以,筛的重力约为 故取G=3846.5N。轴径是按扭转强度初步设计的，所以要校核轴的弯曲强度，轴的强度校核也就是找出危险截面，看危险截面是否满足轴径条件，如果危险截面满 足，那么别的轴径肯定满足；根据轴的实际尺寸，承受的弯矩、扭矩图考虑应力集中，表面状态，尺寸影响等因素，及轴材料的疲劳极限，计算危险截面的情况是否满足条件。我所校核的轴是根据许用弯曲应力校核的，即由弯矩产生的弯曲应力不超过许用弯曲应力，一般计算顺序是先画出轴的空间受力图，将轴上作用力分解为水平面受力图和垂直面受力图，并求出水平面上和垂直面上的支承点反作用力。然后作出水平面上的弯矩和垂直面上的弯矩图，作出合成弯矩图和转矩图应用公式绘出当量弯矩图，式中是根据转矩性质而定的应力校正系数。对于不变的转矩，取；对于脉动的转矩，取；对于对称循环的转矩取。是材料在对称循环应力状态下的许用弯曲应力；是材料在静应力状态下的许用弯曲应力；是材料在脉动循环应力状态下的许用弯曲应力；在锥筛的设计过程中，轴的材料为45#钢，其基本参数为，；应满足 下列条件： 或 W为轴的抗弯截面系数；轴的受力，轴左端是锥筛对轴的力也就是锥筛的重力，右端是带轮对轴的压力。具体受力情况如下图：由材料力学的相关知识可得： 解得： 由 得： 可得轴的弯矩图则如下： 轴所受的转矩如下：转矩图如下：=；所以，=所以当量弯矩图为：可知轴承的危险截面在左边轴承支撑处，根据轴的校核条件可以算出：；即： 所以：根据校核，截面强度足够，其它截面也是足够安全的。2.6轴承的较核 轴承的选用在以上的说明中已经给出，选用的是带紧定套的滚子轴承，型号为22218CK/W33+H318，其基本参数为主要是额定载荷：C=240000N， =322000N，e=0.23,Y=2.5,，假定轴承的寿命为3年，每天工作10小时，一年工作300天，所以轴承的基本额定动载荷可按一下公式进行计算： C=其中：C基本额定动载荷计算值，N； P当量动载荷，按式计算，为轴承所受径向载荷，轴向动载荷，X为径向动载荷系数，Y为轴向动载荷系数； 寿命因数，按表7-2-8选取； 速度因数，按表7-2-9选取； 力矩载荷因数，力矩较小时=1.5,力矩较大时=2; 冲击载荷因数,按表7-2-10选取; 温度系数,按表7-2-11选取;轴承尺寸及性能表中所列基本额定动载荷;由表查得=1.19,=0.366,=1.5,=1.2（中等冲击）,=;1.0；因为轴向载荷=0，即，所以当量动载荷即， ,所以此轴承选的合适,能满足要求。2.7曲柄摇杆机构的设计如下图，曲柄摇杆机构与曲柄槽论机构相比，在这里具有明显的优点，所以在这里我们用曲柄摇杆机构替代曲柄槽论机构，实现升降斗的升降，从而达到出料的目的。已知曲柄半径等于75，那么根据经验，摇杆的形成就等于曲柄的直径，即为：2X75=150MM.2.2.1 线性滑轨副的设计计算。 线性运动系统由于使用方式种类多，设计需求上各自有所不同。而线性滑轨使用寿命长短依据许多变数，如使用负荷、使用速度、设计尺寸等种种使用因素，而这些变数参考孰重孰轻，往往造成初接触线性滑轨的使用者陷入如何选用的无穷回圈之中，所以使用标准的选用流程可让使用者避免选用规格错误或是花费太多比较设计变数权重的时间。以下是本公司建议的标准选用流程。2-1选用线性滑轨之流程图2-2确认使用条件选用线性滑轨通常需要计算负荷，其必要的条件需要得知: A.组合(跨距尺寸、滑块个数、滑轨根数)。 B.安装姿势(水平、竖、倾斜、壁挂、吊下)。 C.作用负荷(作用力的大小、方向、作用点、加速下是否产生惯性?)。 D.使用频率(负荷周期)。A.组合:1.跨距尺寸:滑座之间的相互尺寸，如上图所示之 L0与 L1。 L0:为机构上单支滑轨上滑座之间的距离(单位:mm)。 L1:为机构上双支滑轨之间的距离(单位:mm)。 L0与 L1之尺寸大小容易影响整组线性滑轨组合的刚性与使用寿命。2. 滑块个数:同一支滑轨上所使用的滑座数量。上图为一支滑轨使用 2个滑座。通常单支使用滑座数量多，则抵抗负重的能力与刚性都会增加。寿命也越高，但是使用的空间与移动行程则需要重新被考虑。3. 滑轨根数:组合所使用的滑轨数量。上图为使用 2支滑轨的组合。通常滑轨数目增加可以增加组合的滑块个数，也可以增加 X轴的力矩抵抗，刚性与寿命也会提升。B.安装姿势:1.水平安装水平安装(W为地心引力方向) 此为最常使用之组立方式，较能承受正向压力，常用在一般的机台定位和送料机构上。通常承受的方式如图所示。 W为重力方向指标，重力方向与滑座托盘平面成垂直。也与滑座移动方向成垂直。2.竖立安装竖立安装(W为地心引力方向) 选用上需要考虑滑座的跨距与承受力距的能力，重力方向与滑座托盘平面平行，也与滑座移动方向平行。常用在一般如升降机之类的机构上。使用上需要注意承受力之位置与大小造成的力矩。3.倾斜安装倾斜安装(W为地心引力方向) 又分为侧倾斜安装及前倾斜安装。左图为侧倾斜安装。侧倾斜安装:重力方向与托盘平面成一角度，与移动方向成垂直。前倾斜安装:重力方向与托盘平面成垂直，与移动方向成一角度。4.挂壁安装挂壁安装(W为地心引力方向) 使用方式与竖立安装相似，与滑座平面平行，但与滑座移动方向成垂直，主要受重力造成的力矩，所以大多用输送设备，但是选用上与竖立的方式相同，需多考虑力矩问题，所以空间跨距和滑座受力需要多被考虑。C.作用负荷:作用负荷所需要的之必要条件:1.作用负荷之大小，可以分为：物体质量：所荷重物体本身的重量。外力：所受其他机构造成的外力。可以有数个外力对组立机构造成负荷，所以可将所有分力合成为一个合力下去计算。计算可以简便许多。2.作用负荷之方向： 可以将合成之后的外力分成 XYZ3 轴向的分力。如右图之 Fx、Fy、Fz。 Fx为合力之 X轴向之分布力。 Fy为合力之 Y轴向之分布力。 Fz为合力之 Z轴向之分布力。3. 作用负荷之位置点：如右图:XYZ之原点都以推力中心做起点。推力中心可以为滚珠螺杆、油压缸甚至线性马达。易言之，就是驱动滑座组之动力来源，以此点为起始点，合力的位置点的 XYZ相对位置就可以被定义出来。Pfx:为合力与推力中心之 X方向距离。 Pfy:为合力与推力中心之 Y方向距离。 Pfz:为合力与推力中心之 Z方向距离。4. 跨距: L0与 L1指滑座与滑座之间的距离。(如右图所示)。5.速度图: 最高速度(V):即机械运转时的最高运动速度。如右图之 V，即是整个运作过程中最高速度。行程长度: 行程长度如右图之距离分布(D) 加速距离(D1):由静止加速至最高速度等速距离(D2):等速度移动距离。减速距离(D3):由最高速度减速至静止的距离。6. 滑座各方向受力: R1、R2、R3、R4为各别滑座之正向受力。 S1、S2、S3、S4为各别滑座之侧向受力。其受力影响与计算方式将于负荷计算将有明确的介绍。2-3型式尺寸确认1.使用合适的型式(BGX、BGC)依组装使用之机器设备选用合适之系列产品类别。相关选用参考请见后续本公司 BGX、BGC等各系列产品的介绍。2 .假定合适的尺寸(15、20、25、30、35型)基本上可依照流程使用条件，先假设一个较符合实际需要的滑座。建议先以尺寸需要为优先，受力负荷为次之的考虑下去设计，因为在初期计算时较难判断受力与寿命问题，有时候可以负载不代表寿命也符合实际需求，所以可以先以尺寸为第一个考虑重点，等到计算寿命与负荷时的数值与实际需要有一段落差时，在往承受负荷较稳健的型号下去选用滑座。 2-4负荷大小确认滑座所受的垂直分力:滑座所受的侧向分力:计算范例 :这个范例被区分为三部分 第一部分取决于 W(重量) Fx(W):(W/g)*(+A)(加速度)- Fx(A)第二部分取决于 W(重量) Fx(W):第三部分取决于 W(重量) Fx(W):(W/g)*(-A)(加速度)- Fx(-A)若线性滑轨系统采用: BGXH20FN2 L4000 NZ0 C = 1463 kgf C0 = 3110 kgf D1 = 1000 mm D2 = 2000 mm 2 . D1 D3 = 1000 mm V = 1 m/s V0 = 0 m/s = (A) = 0.5 m/s2 加速度 V = 0 m/s V0 = 1 m/s = (-A) = -0.5 m/s2 减速度Fx(W) = 98 kgf Fy(W) = 0 Fz(W) = 0 Fx(A) = (98/9.8)*0.5 = 5kg Fy(A) = 0 Fz(A) = 0 Fx(-A) = (98/9.8)*(-0.5) = -5kgf Fy(-A) = 0 Fz(-A) = 0 Pfx = 80 mm Pfy = 250 mm Pfz = 280 mm L0 = 300 mm L1 = 500 mm fw = 1.5计算荷重 : 单纯考虑重力加速度:考虑行进间加速时之加速度: 考虑行进间减速时之加速度:第一部分的荷重 : R1(section1) =R1(W ) + R1(A) = -48.06kgf R2(section1) = R2(W ) + R2(A) = 48.06kgf R3(section1) = R3(W ) + R3(A) = 48.06kgf R4(section1) = R4(W ) + R4(A) = -48.06kgf S1(section1) = S1(W ) + S1(A) = -42.91kgf S2(section1) = S2(W ) + S2(A) = 42.91kgf S3(section1) = S3(W ) + S3(A) = 42.91kgf S4(section1) = S4(W ) + S4(A) = -42.91kgf第二部分的荷重: R1(section2) =R1(W ) = -45.73kgf R2(section2) = R2(W ) = 45.73kgf R3(section2) = R3(W ) = 45.73kgf R4(section2) = R4(W ) = -45.73kgf S1(section2) = S1(W ) = -40.83kgf S2(section2) = S2(W ) = 40.83kgf S3(section2) = S3(W ) = 40.83kgf S4(section2) = S4(W ) = -40.83kgf第三部分的荷重: R1(section3) =R1(W ) + R1(-A) = -43.4kgf R2(section3) = R2(W ) + R2(-A) = 43.4kgf R3(section3) = R3(W ) + R3(-A) = 43.4kgf R4(section3) = R4(W ) + R4(-A) = -43.4kgf S1(section3 = S1(W ) + S1(-A) = -38.75kgf S2(section3) = S 2(W ) + S2(-A) = 38.75kgf S3(section3) = S3(W ) + S3(-A) = 38.75kgf S4(section3) = S4(W ) + S4(-A) = -38.75kgf2-5等效负荷计算将线性滑轨轨所承受的各方向负荷换算成等效负荷单一等值负载的计算: 当径向负载( Rn) 和侧向负载 (Sn) 是同时发生的，这单一等值负载为: 线性滑轨系统的方程式以下列方表达: Re = Rn + Sn单一等值负载值 第一部分(A区) : Re1(section A), Re2(section A), Re3(section A) & Re4(section A) Re1(section A) = | R1(section A) | + | S1(section A) | = 90.97 kgf Re2(section A) = | R2(section A) | + | S2( section A) | = 90.97 kgf Re3(section A) = | R3(section A) | + | S3(section A) | = 90.97 kgf Re4(section A) = | R4(section A) | + | S4(section A) | = 90.97 kgf单一等值负载值 第二部分(B区) : Re1(section B), Re2(section B), Re3(section B) & Re4(section B) Re1(section B) = | R1(section B) | + | S1(section B) | = 86.56 kgf Re2(section B) = | R2(section B) | + | S2(section B) | = 86.56 kgf Re3(section B) = | R3(section B) | + | S3(section B) | = 86.56 kgf Re4(section B) = | R4(section B) | + | S4(section B) | = 86.56 kgf单一等值负载值 第三部分(C区) : Re1(section C), Re2(section C), Re3(section C) & Re4(section C) Re1(section C) = | R1(section C) | + | S1(section C) | = 82.15 kgf Re2(section C) = | R2(section C) | + | S2(section C) | = 82.15 kgf Re3(section C) = | R3(section C) | + | S3(section C) | = 82.15 kgf Re4(section C) = | R4(section C) | + | S4(section C) | = 82.15 kgf2-6确认静安全系数安全系数之定义: 静额定负载计算安全因数:容许静力矩计算安全因数: 接触系数(fc) 将 LM滑块靠紧着使用时, 受力矩或安装面的精度之影响, 很难得到均匀的负荷分布. 因此, 复数的滑块靠紧使用时请将基本额定动负荷 (C), (C0) 乘以下面的接触系数.靠紧时滑块的个数接触系数 fc20.8130.7240.6650.61通常使用1依照计算范例: 所有等效负载中最大之值，如上例范例:Re单一等效负载中最大值为 90.97kgf 若线性滑轨系统采用: BGXH20FN基本动额定负载 C = 1463 kgf 基本静额定负载 C0 = 3110 kgf 基本容许静力矩 Mx = 31.4 kgf-m基本容许静力矩 My = 22.5 kgf-m基本容许静力矩 Mz = 22.5 kgf-m fc(正常使用)= 1 另外当静力矩计算时，假如计算结果低于静额定负载计算出的结果时。则取的安全因数值则取较小值。例如一组结构: 当静额定负载计算安全因数为 5.6。但容许静力矩计算安全因数为 2.3。则此结构之安全因数取较小值为 2.3。2-7静安全系数判断以下为静安全系数的参考值 :操作条件负载条件最小之 fs一般静止轻冲击和偏移1.0 1.3重冲击和扭转2.0 3.0一般运行轻冲击和扭转1.0 1.5重冲击和扭转2.5 5.02-8计算平均负荷主要负载之计算我们必须先计算出主要负载变动量的值, 然后才可评估出此线性 滑轨系统的寿命.步进式的负载Pm = (P1nxL1+P2nxL2. +PnnxLn)/L 1/nPm: Mean load ( kgf )Pn : Varying load ( kgf ) L : Total length of travel ( mm ) Ln : Length of travel carrying Pn ( mm ) n = 3 when the rolling elements are balls. 线型的负载型式 Pm(Pmin+2xPmax)/3 Pmim : Minimum load ( kgf ) Pmax : Maximum load ( kgf )2-9计算额定寿命公式: L :额定寿命 (km) C : 基本额定动负荷(kgf) P : 计算负荷(kgf):计算出之平均负载 fc : 接触系数: 请参照 1-3 g. fh : 硬度系数: 请参照 1-3 a. ft : 温度系数: 请参照 1-3 i fw : 负荷系数: 请参照 1-3j 范例: BGXH20FN 基本动额定负载 C = 1463 kgf 假设硬度为 HRC58度。 fh = 1。 假设温度为常温。ft =1。 假设接触方式为正常接触。fc = 1。 假设速度为15Pm = 86.68 kgf 依上范例: BGXH25FN 基本动额定负载 C = 2052 kgf 假设硬度为 HRC55度。 fh =0.7。假设温度为常温。ft =1。假设接触方式为 2个滑座靠仅接触。fc =0.81。假设速度为V= 60 m/s 。fw = 2。 Pm = 150 kgf2-10计算寿命时间推演寿命时间: 公式(A)计算小时 Ln:寿命时间。(h) L:额定寿命(km)Ls:行程长度。(mm) N1:每分钟往返次数。(min-1)公式(B)计算年 Ly:寿命时间。(year) L:额定寿命(km) Ls:行程长度。(mm) N1:每分钟往返次数。(min-1) M:每小时运作分钟数。(min/hr) H:每日运作小时数。(hr/day) D:每年运作工作日数。(day/year)范例 1:有一工作母机使用线性滑轨，计算之额定寿命为 45000km，求使用寿命(hr) 已知: Ls:行程长度 = 3000mm。(mm) N1:每分钟往返次数 4次。(min-1)范例 2:有一工作母机使用线性滑轨，计算之额定寿命为 70939km，求使用寿命(year) 已知: Ls:行程长度:为 4000mm。(mm) N1:每分钟往返次数为 5次。(min-1) M:每小时运作 60分钟。(min/hr)H:每日运作 24小时。(hr/day) D:每年运作工作日数 360日。(day/year) 则使用寿命为:2-11比较需求寿命当计算出之使用寿命假如不符合开始定出的需求寿命的话，基本上可以将程序退回流程图中一开始的 1.确定使用条件。或者 2.型式尺寸确认。 1.确定使用条件中则重新确认 A. 组合(跨距尺寸、滑块个数、滑轨根数)。跨距尺寸是否需要增大? 滑块数目是否需要增多? 滑轨根数是否需要增加? B. 安装姿势(水平、竖、倾斜、壁挂、吊下)。是否需要修正现有的结构?C. 作用负荷。是否在负荷上可以有缩减的空间等。点图进入相册第三章： 机架的设计 如图：由于工件是直接倒在料箱里面的，所以我们只要考虑如何把料箱固定住就可以。方钢做焊接的架子强度高，刚性好，成本低廉，适合这种送料装置使用。第4章 结构设计及三维建模4.1曲柄摇杆机构的建模 通过二维装配图和零件图的绘制，我们通过SOLIDWORKS三维设计软件将上料，曲柄摇杆结构进行三维建模，主要结构的三维建模如下动力电机的建模曲柄的建模摇杆的建模轴承座的建模4.2升降装置的建模出料槽的建模升降斗的建模料箱的建模滑轨安装板的建模滑块的建模 整个装置的三维建模如下图：4.4设计中应用的标准件建模本次设计中选取的有电机、滑块、线性导轨、深沟球轴承6206等 深沟球轴承6206五、三维软件机械设计总结通过此次设计，又一次提升了运用三维软件的水平，并吸收了不少经验，总结为一下几点。（1） 有零件图纸作图与空想设计作图不同，零件尺寸已经给出，作图时先不考虑尺寸是否真的合适，根据尺寸作出零件的三维图，但到装配时必须要考虑尺寸是否合适，由于AutoCAD图纸效果不好，导致尺寸会有出错，甚至有出现欠定义尺寸，所以，此时必须通过配合后在衡量尺寸，再进行修改，直到满足配合要求。（2） 工具集的确方便了作图，通过选择零件类型，输入数据，就能生成出标准零件，但有时需要用到的零件在工具集上也未必能找到，所以此时要随机应变，运用其他零件代替并通过修改或添加零件使其满足要求。（3） 作三维图时要灵活变通，解决问题的方法总比问题多，当一种方法不能正常作图时，试试另一种方法，这不但能完成零件制作，同时也可以培养出更好的作图思路，和打破规矩的新想法。（4） 规则的零件，要学会使用一些能够节省时间的命令，如镜向
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