步進運輸機個工作階段截圖

1、目錄0. 課程設計任務書21. 設計題目32. 工作原理和工藝動作分解33.根據(jù)工藝動作和協(xié)調(diào)要求擬定運動循環(huán)圖54.步進式輸送機的功能分析與設計過程65.步進輸式送機構與插斷機構選型86.機械傳動系統(tǒng)的速比和變速機構117.步進式輸送機構的尺度設計128步進式輸送機的運動分析139.步進式輸送機三維圖設計1610.參考資料1711.設計總結18課程設計任務書2010 2011 學年第 2 學期 機械工程 學院（系、部） 機械 專業(yè) 0908 班級課程名稱： 機械原理課程設計 設計題目： 步進式輸送機設計 完成期限：自 2011 年 6 月 27 日至 2011 年 7 月 3 日共 1 周內(nèi)

2、容及任務一、工作原理及工藝動作過程簡介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。工件經(jīng)過隔斷板從料輪滑落到輥道上，隔斷板做間歇往復直線運動，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抓推動始點位置工件向前移動一個步長，當滑架返回時，始點位置又從料輪處接受了一個新工件。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，該推爪以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起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

3、動協(xié)調(diào)，從而在時間和空間上相匹配。二、設計要求與主要技術參數(shù)1）輸送工件形狀和尺寸如圖所示，工件質量為70kg，輸送步長H=860mm,允許誤差0.2mm。2）輥道上允許輸送工件最多為8件。工件底面與輥道間的摩擦系數(shù)為0.15（當量值），輸送滑架質量為240kg，當量摩擦系數(shù)可取為0.15。3）滑架工作行程平均速度為0.44m/s,要求保證輸送速度盡可能均勻，行程速度變化系數(shù)K1.5。三、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，并進行主要傳動幾何尺寸計算

4、，畫出傳動系統(tǒng)方案圖；5）執(zhí)行機構運動尺寸計算；6）畫出機構運動見圖；7）編寫設計計算說明書。進度安排起止日期工作內(nèi)容6.27-6.29構思該機械運動方案6.30-7.2運動分析及作圖7.3整理說明書與答辯主要參考資料1 朱理機械原理北京：高等教育出版社，2008：15-2002 鄒慧君機械原理課程設計北京：高等教育出版社，2009：15-250指導教師： 銀金光 2011年7 月 1 日1.設計題目：步進式輸送機設計1.1設計原理：工件通過隔斷板釋放，滑落到輥道上，帶有推爪的滑架作往復直線運動，當向右運動時推爪推動工件的左端面一起運動，經(jīng)過多次的往復運動，最終把工件運送到指定位置。1.2設計

5、要求1）工件質量：70kg2）輸送步長H=860mm，可載58個工件3）運輸速度為0.44m/s，盡可能均勻，行程系數(shù)K1.54）速度不均勻系數(shù)=0.15）滑架導路水平線與安裝平面高度允許在1100mm以下。2.工作原理和工藝動作分解2.1工作原理和工藝動作分解 根據(jù)工藝過程，機構應具有一個電動機和兩個執(zhí)行構件（滑架、隔斷板）。(1) 滑架 作往復直線運動，推程時推動工件向前運動，回程時，工件靜止，工作行程L=880mm，工作平均速度v=0.44m/s。(2) 隔斷板 作間隔往復直線運動，推程時隔板打開釋放工件，回程時隔板關閉，處于停歇狀態(tài)，工作行程h=80mm,其運動準確性要求不高。3.根據(jù)

6、工藝動作和協(xié)調(diào)要求擬定運動循環(huán)圖擬定運動循環(huán)圖的目的是確定各機構執(zhí)行構件動作的先后順序、相位，以利于設計、裝配和調(diào)試。以主動件的轉角作為橫坐標(0、360)，以各機構執(zhí)行構件的位移為縱坐標作出位移曲線。主動軸每轉一圈為其準擬定的運動循環(huán)圖如圖所示：圖2-3 機構運動循環(huán)圖4.步進式輸送機的功能分析與設計過程4.1步進式輸送機的功能分析由上述分析可知，步進式輸送機的功能分析可作總結如圖4-1所示步進式輸送機的功能分解隔斷板打開，工件下放至輥道后再關閉滑架右運動，推爪推動工件左端運動滑架返回，推爪滑過工件底面，回到起始點圖4-1步進式輸送機的功能分析圖由功能分析圖可知，其運動過程為下放工件滑架運送

7、工件滑架空程返回（下放工件）起始位置。4.2步進式輸送機的設計過程（1）隔斷板做間隙往復直線運動，當滑架往右運輸工件時，隔斷板處于關閉停歇狀態(tài)，當滑架回程時，隔斷板往左運動下放工件，在滑架未回到起始位置前，隔斷板右運動又關閉。故該機構要有兩次間歇功能。（2）輥道 兩排間隙相等的輥輪，間隙s=90mm,兩輥道相距一定距離使推爪能夠順利通過；輥道至少能承載(70x8)kg的工件,輥道上允許最多8個工件。（3）滑架做往復直線運動，要求工作行程平均速度為0.44m/s，輸送速度盡可能均勻，且到終點位置時速度逐漸減為0m/s,以保證工件速度也變?yōu)?m./s,每個步長誤差不超過0.2mm，行程速度變化系數(shù)

8、K1.5?；苌涎b有8個推爪，間距為860mm,誤差0.2mm。為保證推爪在推動工件前保持推程狀態(tài)，行程應比工件輸送步長大20mm左右，即滑架在起始位置時推爪距第一個工件左端面為20mm,滑架行程為880mm0.2mm。5.滑架機構與隔板機構的選型5.1滑架機構的選型根據(jù)往復直線運動的功能，可選1曲柄滑塊機構2曲柄搖桿機構3雙滑塊曲柄機構機構圖特點機構無急回特性，傳動的行程可調(diào)，但可調(diào)的行程過大時，影響各件的剛度或對傳遞的工件有一定的限制。但此機構傳動較平穩(wěn)。機構具有急回特性，傳動的行程可調(diào)，剛性比較好，易傳遞較大的工件。改變機架的長度，可以使設計出來的機械體積不是很大，傳動比較平穩(wěn)。機構無急

9、回特性，傳動的行程可調(diào)。但可調(diào)的行程過大時，影響各件的鋼度或對傳遞的工件有一定的限制。但此機構傳動很平穩(wěn)。對整個機器的磨損小。但設計出來的機器由于導軌的存在，使整個機器顯得笨重。綜合上述的方案，此機器的執(zhí)行機構采用機構二曲柄搖桿機構比較合理。成本低、易制造、適應各種工廠中工件的傳輸、再加上該機構本身的特點等，所以選 取方案2為最優(yōu)，其具體機構圖如圖所示：滑架機構5-15.2隔斷板機構的選型隔斷板機構做間隔往復直線運動，運動準確性要求不高，可選方案有：1.圖5-2此機構簡單，動力傳遞性能較好，能達到間歇運動的要求，造價低廉，但機構外觀復雜，體積相對較大2. 圖5-3機構符合間隙運動要求，但機構復

10、雜，槽機構動力傳遞性能差，錐齒輪較難造，制造成本高。3. 圖5.4機構簡單，此機構簡單，動力傳遞性能較好，能達到間歇運動的要求，造價低廉，機構體積小，外觀美。綜合上述，隔斷板機構應選方案35.3機構簡圖 圖5-5 機構簡圖設計計算及說明結果一、 電動機選擇根據(jù)電源及工作條件，選用Y90S-4額定功率：1.1KW滿載轉速：1400r/min二、 幾何參數(shù)確定1、 擺桿長度確定1）由給定的行程速比系數(shù)K=1.65，由參考文獻【1】P118式8-6得2）由幾何關系擺桿長度2、 齒輪轉速確定由給定的滑架工作行程平均速度為0.42m/s，計算滑架推程所需時間為。此時齒輪轉過角度為。故齒輪角速度齒輪轉速r

11、/s=18.6r/min3、 凸輪輪廓設計1） 確定凸輪機構選用對心直動滾子推桿盤形凸輪機構。2） 幾何參數(shù)確定（1） 凸輪相關參數(shù)選定以下參數(shù)：基圓半徑：。對心（2）推桿相關參數(shù)選定以下參數(shù)：推桿長度：810mm。插板長度：1117.36mm。由幾何關系確定：推程：180mm。斜桿：689.22mm。3） 為減少凸輪運動過程中的剛性沖擊和柔性沖擊，選用正弦運動規(guī)律設計凸輪輪廓。a.回程運動角：b.近休止角：工件下落50mm所需時間：t=工件下落80mm所需時間：t=所以插板要在第0.11s開始關閉。由于凸輪轉動角速度所以凸輪近休止角為c.推程運動角：d.遠休止角由參考文獻【1】P157 式9

12、-10a得推程運動方程：回程運動方程：4） 由MATLAB計算出凸輪轉角與推桿行程關系，繪制出運動曲線，用反轉法作出凸輪輪廓。凸輪轉角與推桿行程關系圖表見附錄。4、 齒輪齒數(shù)確定i34=z4/z3=5i1H=i/(i34*i傳)=75.3/(5*5)=3i34=z4/z3=5z4=75z2=51z3=25z1=17i34=5i傳=5Y90S-4額定功率：1.1KW滿載轉速：1400r/minL=1090mmn=18.6r/minZ1=17Z2=51Z3=25Z4=1256.機械傳動的速比和變速機構6.1傳動方案的確定設計內(nèi)容傳動方案示意圖傳動方案示意設計 簡要說明該傳動方案是由電動機的轉動帶動

13、皮帶輪轉動，從而使三聯(lián)滑移齒輪轉動，通過齒輪的嚙合實現(xiàn)了從動件的轉動，其中三聯(lián)滑移齒輪能實現(xiàn)三種不同速度的從動件轉動（i=36 、i=48、i=60）。此機構在運動過程中運轉較平穩(wěn)，傳動效率高、功率大。各分傳動比i = n電 / n執(zhí) = d1/d1 * Z2/Z2 * Z6/Z5=720/12= 60i = n電/n執(zhí) = d1/d1 * z3/z3 * z6/z5 = 720/15 = 48 i= n電/n執(zhí) = d1/d1 * z4/z4 * z6/z5 = 720/20 = 36 由中心距的關系有：1/2 m*( Z2 +Z2) = 1/2 m*(Z3 + Z3) = 1/2 m*(Z

14、4 + Z4).取模數(shù)M = 4mm 且 Z5應大于17 故: 取 Z5 =18 ， Z6 = 72，d1= 418mm d1 = 100 mm 。由式及以上已知條件可得Z4/Z4 = 3/2 ， Z3/Z3 = 2 ， Z2/Z2 = 5/2且 定 變速齒輪的中心距a = 210 mm由以上可得下列數(shù)據(jù) 帶傳動 齒輪傳動 d d n Z 2 Z 2 Z 3 Z 3 Z 4 Z 4 Z 5 Z 6 模數(shù) M 100 418 720 mm mm r/min 30 75 35 70 42 63 18 72 4 mm7.步進式輸送機機的尺度設計計算7.1滑架機構的尺度設計取AO=300mm,滑架實際

15、行程H=860+20=880mm,滑架板長900mm,則有：最大擺動件線質量為20kg/m,對質心轉動慣量為2. ，由J=(1/12)*m*L*L，得： AC=L=1062.65mm,=2*arcsin(H/2)/L=2*24.46=48.92,k=(180+)/( 180-)=1.750B=AO sin(/2)=124.22mm,7.2插斷凸輪機構的尺度設計隔斷板運動時，推程和回程均做等加速等減速運動，行程h=80mm,取凸輪基圓r0=100mm,如圖所示8步進式輸送機的運動分析 1. t=H/v0=0.88/0.44=2(s),w=(180+)/t=114.46/s ,即n=19r/min

16、.2.滑架的位移即為C點在水平方向的位移，設速度為V,則有： 速度 VB2=VB1 + VB2B1大小 ？ W1*OB ？方向 VB2=VB1 sinB=VB1 COSarcsin(OA sin/OB),VC=AC*VB2/AB=AC*VB1* COSarcsin(OA sin/OB)/(OACOS+(OB -OA sinB ) )V=vc COS= AC*VB1* COS*COSarcsin(OA sin/OB)/(OACOS+(OB -OA sinB ) )W2=VC/AC= VB1* COSarcsin(OA sin/OB)/(OACOS+(OB -OA sinB ) )加速度anb3

17、+ atb3 = ab2 + ab3b2 + akb3b2大小 w2*AB w*OB 2*w2*VB3B2方向 得：aB3=(aB2sinarcsin(OAsin/OB) akB3B2) anB3 ) =(w*OB *OA*sin2*w2*VB3B2) (w2*AB )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(nèi)做的功等于該周期內(nèi)運動機構運動所需要的功。2*Md=8*(1/2m1v2)+m1g1+2m2g2+8*(1/2m2v2)Md=115.4465Nm安裝在曲柄軸上的轉動慣量為：Jf=(Emax-Emin)/ (*22)而Emax-Emin=61.74J要求的速度不

18、均勻系數(shù)=0.1, 2=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。五、運動分析5.1輸送機構的運動分析 圖5.1.11.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)K1.7。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=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O4

19、B=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=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桿的傳動角越大越好。最大的傳動角=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min大于或等于其許用值,即min。一般機械中，推薦=40-50。取BC=

20、200mm, =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 。1） 采用曲柄搖桿機構 2）采用曲柄搖桿機構和搖桿滑塊機構 3）采用齒輪與齒條的配合下料機構的設計（插板的移動）我們組經(jīng)過討論運用了：1） 采用凸輪導桿機構 2）采用從動件盤形凸輪與搖桿機構的組合 3）采用四桿機構結構運動簡圖優(yōu)點缺點此機構簡單，動力傳遞性能較好，能達到間歇運動的要求，造價低廉。機構外觀復雜，凸輪與推桿間易磨損。利用彈簧的彈力使?jié)L子從動件始終緊靠在凸輪上，急回比較靈敏。凸輪的磨損

21、大，外形計算比較麻煩。機構運動副面接觸，耐磨損，潤滑好，曲柄搖桿也能達到間歇運動。桿長比較難以確定，精度不高。三.主要機構的設計計算1.導桿機構的桿長設計1）有關系數(shù)計算項目內(nèi)容結果1） 計算極位角2） 計算速度3) 計算周期，角速度=180=180x = 46.7K= v2= kv1 = 1.7x0.42=0.714 m/st1= =1.98 s 推程t2= =1.16 s 急回周期T=t1+t2 =3.14 s角速度=2 rad/s = 46.7v1=0.42m/sv2=0.714m/s周期T=3.14s角速度=2 rad/s2） 桿長計算項目內(nèi)容結果AC的距離BC桿長 AB桿長令AC=6

22、00 BC=AC x COS =600xcos 23.35。 =551 AB= = =237.5AC=600 BC=551mm AB=237.5mm CD桿長CD=1047CD物體寬的一半270/2=135mm 滿足條件=614mm=182.4mm利用剛化法作圖如下 圖4.1連接FJ,取FJ=628mm，以F為圓心，F(xiàn)H為半徑畫圓弧，取FH=1300mm，JI順時針轉過25到JI,連接JH,JH逆時針轉過25到JH連接HH畫中垂線JI交與I點。點I就是所求一點，連接IH,四邊形FIJH就是所求的四桿機構，可量得IJ=310mm IH=815mm。5. 速度和加速度的分析與計算（圖解法）當曲柄轉過0時：陳秋琴090854(1)位移量取S=415mm（2）速度分析結論：VB2= VB1= = + 方向 DC AB DC大小 ？ w1AB ？ VB3 =0 方向 大?。?？ （3）加速度分析結論：= 方向 BA BC 大小 ？ 0 ？ 方向 /CD 大小 ? 0.95 ? 0當曲柄轉過72時：劉朝孟090861(1)位移量取S=205.4mm（2）速度分析結論：VB2= VB1= = + 方向 DC AB DC大小 ？ w1AB ？VB3 =0.148m/s VB2B3 = 方向 大小 ？ ？ 0.111