機械系統設計大作業(yè)-螺釘排列機

1、遼 寧 工 業(yè) 大 學機械系統設計大作業(yè)題目： 螺釘排列機設計學 院： 機械工程與自動化學院 專業(yè)班級： 機設 081 學 號： 080103027 學生姓名： 游 龍 螺釘排列機設計摘要：螺絲排列機行業(yè)內也稱之為螺絲機、螺絲整列機、螺絲送料機等。主要是為在傳統螺絲鎖付工藝過程中簡化工人操作流程，降低工人勞動強度而開發(fā)設計的。主要作用是將螺絲整齊排列送至指定位置，由電批操作工直接取料，簡化傳統鎖付動作，提高生產效率。廣泛應用于電子產業(yè)。目前市場上主要是日本品牌和國產品牌占據市場主導地位，價格差異較大。根據國內市場的發(fā)展和各螺絲機生產廠家技術的不斷完善，國內少部分廠家的品質完全已經達到進口產品的

2、品質！其中深圳市尚格鼎工科技有限公司開發(fā)的HAOAN品牌旗下的GE1050可實現多種規(guī)格螺絲公用同一臺設備，依托其螺絲鎖付自動化的技術背景開發(fā)出垂直電批支架、螺絲鎖付控制系統，結合其螺絲排列機使用，可完全實現螺絲鎖付過程中漏鎖、浮鎖、滑牙、計數等功能，完全不同于市場上所謂計數螺絲機，可真真意義上實現上述功能！關鍵詞：螺絲機 螺釘排列 螺絲送料 螺絲整列目錄第一章總體方案設計51.1確定給定的設計任務51.2設計任務抽象化51.3確定工藝原理51.4工藝路線圖61.5功能分解、畫功能樹61.6確定每種功能方案、構造形態(tài)學矩陣61.7確定邊界條件61.8方案的評價、確定一種方案61.9方案簡圖71

3、.螺釘的供送機構72.螺釘的排列輸出機構71.10總體布置設計、畫出總體布置圖81.11主要參數的確定8第二章執(zhí)行系統設計92.1擬定運動方案，確定執(zhí)行機構類型及組合92.2運動分析（凸輪設計）91.確定凸輪機構的基本尺寸92.確定推桿的運動規(guī)律93.求凸輪工作廓線104.驗證壓力角并求推桿平底長度14第三章傳動系統設計153.1傳動系統類型選擇153.2傳動系統的運動設計151.系統運動設計152.執(zhí)行體統輸出功率的確定153.查表得出各傳動副的效率154.用靜態(tài)法計算動力機所需功率155.電動機的選擇166.計算總傳動比，分配傳動比167.減速器的選擇168.計算各軸功率和轉速169.傳動

4、零件（鏈）的設計計算18第一章總體方案設計51.1確定給定的設計任務51.2設計任務抽象化51.3確定工藝原理51.4工藝路線圖61.5功能分解、畫功能樹61.6確定每種功能方案、構造形態(tài)學矩陣61.7確定邊界條件61.8方案的評價、確定一種方案61.9方案簡圖71.螺釘的供送機構72.螺釘的排列輸出機構81.10總體布置設計、畫出總體布置圖81.11主要參數的確定9112循環(huán)圖設計9第二章執(zhí)行系統設計102.1擬定運動方案，確定執(zhí)行機構類型及組合102.2運動分析（凸輪設計）101.確定凸輪機構的基本尺寸102.確定推桿的運動規(guī)律103.求凸輪工作廓線114.驗證壓力角并求推桿平底長度15第

5、三章傳動系統設計16第一章 總體方案設計1.1確定給定的設計任務確定任務書 螺釘排列機設計任務書編號名稱螺釘排列機設計說明書設計單位遼寧工業(yè)大學起始時間11.11.25-11.12.01主要設計人員游龍設計費用設計要求1功能對螺釘的排序、定位、輸出2適應性工作對象：螺釘 環(huán)境：220V電源 3性能動力:50W 整機外形尺寸: 123mm*181mm*145mm（長*寬*高） 整機質量:3.0kg（凈重）4可靠度99.9%5使用壽命壽命可達53年，多次維修可達8年6經濟成本800元7人機功能人工控制起停,自動連續(xù)工作，人工上料，造型美觀總體方案設計1.21設計任務抽象化散亂的螺釘 排列好的螺釘電

6、 能 黑 箱 機械能驅動信號 - - 1.32確定工藝原理手動將螺釘放入料斗利用凸輪實現滑動板的上下移動通過特殊形狀的受料槽實現螺釘的排序利用重力實現螺釘的輸出排列整齊的螺釘散亂的螺釘1.43工藝路線圖 加工散亂的螺釘排列整齊的螺釘 1.54功能分解、畫功能樹螺釘排列機主功能動力功能控制功能螺釘排列人機輸送動停1.65確定每種功能方案、構造形態(tài)學矩陣1234A螺釘的向上輸送凸輪曲柄滑塊槽輪氣缸B螺釘的排列機械臂人工特殊形狀的槽C螺釘的輸出重力傳送帶吸盤1.76確定邊界條件螺釘的直徑6，長度16201.87方案的評價、確定一種方案確定的方案：A1+B3+C1方案評價：由于滑動板運動到最上面時需要

7、一個短暫的停歇使螺釘能夠順利的輸送出去，又考慮到經濟方便的問題，故選用凸輪實現螺釘的向上輸送；考慮到成本、效率的問題，螺釘的排列采用特殊形狀的受料槽；螺釘的輸出利用重力則經濟可靠。1.98方案簡圖 1a.螺釘的供送機構 2b.螺釘的排列輸出機構 1.108總體布置設計、畫出總體布置圖1.119主要參數的確定動力參數：電源220V 功率50W尺寸參數：（1）整機外廓尺寸：123*181*145（2）特性尺寸：螺釘直徑6 長度1620運動參數：凸輪轉速12轉/分112循環(huán)圖設計無第二章 執(zhí)行系統設計2.1擬定運動方案，確定執(zhí)行機構類型及組合為實現滑動板的往復式直線運動，且滑動板達到最高時需停頓一定

8、時間使得螺釘滑出，執(zhí)行機構可采用盤形凸輪。2.2運動分析（凸輪設計）根據任務要求可采用對心直動平底推桿盤形凸輪機構1a.確定凸輪機構的基本尺寸行程30mm新版機械設計手冊第2卷 圖 13.5-5作圖求得Rp = 100mm，則2b.確定推桿的運動規(guī)律由于工作條件為中高速輕載，應選用和較小的運動規(guī)律，以保證推桿運動的平穩(wěn)性和工作精度。由教材機械原理表91可知，對該凸輪推程運動規(guī)律可選用正弦加速度運動規(guī)律，回程運動規(guī)律可選用五次多項式運動規(guī)律。規(guī)律3c.求凸輪工作廓線如上圖所示，設取坐標系的y軸與推桿軸線重合，當凸輪轉角為時，推桿的位移為s，根據反轉法可知，此時推桿平底與凸輪應在B點相切。又由瞬心

9、知識可知，此時凸輪與推桿的相對瞬心在P點，故推桿的速度為或 而由圖可知，B點的坐標為 (a)此即為凸輪工作廓線的方程式式中，位移s應分段計算推程階段 取 遠休止階段 取 s30 假設凸輪轉速為12r/min，則凸輪轉一周時間T5s，可得凸輪轉過遠休止階段的時間為1/4T即1.25s驗證在這個時間內，螺釘是否能滑出受料槽當滑動板運動到最高時對螺釘進行受力分析：螺釘質量：取最小螺釘計算得： 7.2g通過上網查得摩擦系數0.005假設受料槽傾斜角度為30°則螺釘所受合力為代入數值計算得：0.035N假設滑動板寬度為L30mm則螺釘滑出受料槽的時間為代入數值計算得：=0.38s<1.2

10、5s因此，螺釘能順利的從受料槽滑出?；爻屉A段 取 近休止階段 取 推程段的壓力角和回程段的壓力角 取計算間隔為5°，將以上各相應值代入式(a)計算工作廓線上各點坐標值，在計算時，推程階段取 = 0，遠休止階段取=0 +01+02，回程階段取=0 +01+2，近休止階段取=0 +01+02 +03 計算結果見下表：sds/dxy推 程000085050.033640931.1517887398.5585984.60970.77603100.2642497764.46823159419.206483.1932.99981150.8650371089.54931475831.447580.

11、46776.34595201.96456429915.7821817844.574176.322110.286253.63123705622.4150534257.772270.854114.1926305.86505464628.6479037770.242464.367417.499358.59760997933.7289556181.314657.324419.81724011.7003405637.0453562790.536350.264320.96154515.0000350838.1970970297.720243.701120.90535018.2997253637.04526

12、029102.94438.021319.72885521.4024437633.72877524106.50633.400717.58826024.1349804328.64766075108.83829.757614.70816526.3687751322.41477707110.40726.751511.37967028.0354235215.78190543111.61623.82997.948197529.134927829.549071742112.71720.31634.782498029.735696484.468051221113.76915.52312.230098529.9

13、66293151.151692766114.6298.872260.573959029.999929852.06149E-09115-0.00041E-09遠休止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

14、-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18529.84736695.015026844-15.006-113.972.5003319028.9351851916.57860114-36.112-109.338.2789319526.8945312530.21450057-58.158.846-100.2615.11120023

15、.703703742.44121891-77.061-87.63221.327120519.6014178250.77196598-90.222-73.34325.89122101553.71466769-96.519-59.74428.242321510.3985821850.77196598-96.309-49.02328.02222206.29629629642.44121891-91.196-42.65624.93242253.1054687530.21450057-83.665-40.93418.92862301.06481481516.57860114-76.586-42.6211

16、0.90332350.1526331025.015026844-72.63-44.7333.3705124000-73.613-42.4990近休止24500-77.037-35.922025000-79.874-29.071025500-82.104-21.999026000-83.709-14.759026500-84.677-7.4073027000-850.00094027500-84.6767.40919028000-83.70814.7611028500-82.10322.0006029000-79.87429.0727029500-77.03635.9235030000-73.6

17、1242.5009030500-69.62748.7549031000-65.11354.6378031500-60.10360.1048032000-54.63665.1145032500-48.75369.6286033000-42.49973.6127033500-35.92177.0367034000-29.07179.8743034500-21.99882.104035000-14.75983.7089035500-7.40784.67670360000.001258504d.驗證壓力角并求推桿平底長度推程段最大壓力角為20.9615°,相應的凸輪轉角為40°，回

18、程段最大壓力角為28.2423°，相應的凸輪轉角為210°，因推程時 = 20.9615°< = 30°,回程時 = 30.83°< = 70°80°（力封閉的凸輪機構），所以r0 取值合適。推桿平底長度l為：查上表可得=53.7,代入上式得：l115mm第三章 傳動系統設計3.1傳動系統類型選擇由任務書要求，根據實際要求，傳動系統可采用機械式固定傳動比的減速傳動機構3.2傳動系統的運動設計1a.系統運動設計傳動系統采用減速器,鏈初步選定減速器為兩級硬齒面圓柱齒輪減速器，鏈為單排滾子鏈2b.執(zhí)行體統輸出功率的確定

19、通過類比可知，執(zhí)行系統的輸出功率為50W3c.查表得出各傳動副的效率鏈傳動效率： = 0.955聯軸器效率： = 0.99深溝球軸承： =0.99斜齒輪嚙合效率：= 0.97減速器效率： 0.972* 0.9940.90傳動總效率: = 0.95 *0.90*0.99=0.854d.用靜態(tài)法計算動力機所需功率 所需電動機功率 : =0.05/0.850.0588kW58.8W5e.電動機的選擇執(zhí)行機構凸輪的轉速n12r/min查機械設計手冊，可選Y系列三相異步電動機Y90S-6，額定功率P00.75kW，同步轉速1000r/min;或選Y2系列三相異步電動機Y2-801-8，額定功率P0=0.

20、18kW，同步轉速630r/min.均滿足P0>Pr。電動機數據及傳動比方案號電機型號額定功率效率同步轉速滿載轉速質量總傳動比1Y90S-60.750.72510009102375.82Y2-801-80.180.517506301752.5比較兩種方案可見，方案2選用的電動機質量和價格較低，傳動比也不太大。也使得傳動裝置緊湊，所以決定選用方案2電動機型號為Y2-801-8.查表得其主要性能如下電動機額定功率 P0/ kw0.18電動機軸伸長度E/mm40電動機滿載轉速 n0/(r/min)630電動機中心高H/mm80電動機軸伸直徑 D/mm19電動機效率/%516f.計算總傳動比，分

21、配傳動比總傳動比: I總=no/n =630/12=52.5 鏈V帶傳動比為<724，取 3則減速器的傳動比：=52.5/3=17.57g.減速器的選擇查機械設計手冊第3卷：選用減速器ZLY 112-17.5-，其主要性能如下(單位：mm)：長A385寬B215高H265輸入輸出軸間距a192輸入軸伸直徑d122輸出軸伸直徑d248輸入軸伸長l136輸出軸伸長l282輸入軸距中心長L1141輸出軸距中心長L2192輸入軸鍵槽寬b16輸出軸鍵槽寬b214輸入軸鍵高t124.5輸出軸鍵高t251.58h.計算各軸功率和轉速0軸：即電機軸P0=0.18*0.51=0.0918kW=91.8Wn

22、0=630r/min T0=9550×P0/n0=9550×91.8×0.0010.18/630=12.3973軸：即減速器高速軸P1= 91.8×0.995=90.987.2Wn1= n0/ =630/13=630210r/minT1=9550×P1/n1=9550×90.987.2×0.001/63210=1.383.97軸：即減速器低速軸P2= P1·=90.987.2×0.90=81.878.5Wn2=n1/=630210/17.5=3612r/minT2=9550×P2/n2=9550×81.878.5×0.001/3612=21.7062.47軸：即凸輪軸P3= P2·=81.8×0.95=77.71Wn3=n2/=36/3=12r/minT2=9550×P2/n2=9550×77.71×0.001/12=61.84將上述結果匯總如下表：各軸運動及動力參數軸序號功 率P/ W轉 速n/(r/min)轉 矩T/N.m傳動形式傳動比i效率0軸91.86302.73帶傳動3095軸87.2