鋼板翻轉機構機械設計

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1、鋼板翻轉機構綜合一 答辯人：、 已知條件 1） 原動件由旋轉式電機驅動 2） 每分鐘翻鋼板20次； 3） 其他尺寸如圖所示； 4） 許用傳動角[Y]=50 ； |_ T 鋼板翻轉機構工作原理圖 :家機構運動過程分析 1, 當鋼板T由車昆道送至左翻板W1。 2, W1開始順時針方向轉動。轉至鉛垂位置偏左20左右時，與 逆時針方向轉動的右翻板W2會合。 W：［與W2—同轉至鉛垂位置偏右10。左右,4, W：［折回到水平 位置，與此同時，W2順時針方向轉動到水平位置，從而完成鋼 板翻轉任務。 仿真視頻 方案一 釆用對稱兩組四連桿機 構，兩套桿組的相位差

2、 20度，恰能夠在左翻板 到達豎直位置偏左10度 時與右翻板相遇并且一 起運動至右側十度再分 開。 不能滿足同時從水平位置出發(fā) 仿真視頻 曾方案確定 方案二 采用四個四桿機構，但是最外面兩組是平行四邊形桿組，故可以簡化成為兩個基本四桿機 構。但是桿長是經過多次嘗試確定，不可縮小，整體占面積過大。 會方案三 機構

3、簡圖 采用兩組曲柄搖桿實現翻轉要求 釆用兩組曲柄搖桿實現翻轉要求 參數設計與計算 1,極為夾角確定 為了保證交接過程平穩(wěn)可靠，即為了保證兩板在平行 位置能夠同時旋轉，基本上保持同步旋轉，兩套連桿 機構的極位夾角是一定的。左板轉動110度右板轉動 80度,極位夾角應該(11-8) /22*360 =32.72 四連桿在運動時搖桿的角速度不能隨意改變，故 相遇前左板w小于右板，相遇中兩板w相等,相遇 后左板W大于右板，不可能完全靠四桿機構完成 會參數設計與計算 2,兩套連桿尺寸設計（左） 1, 確定機架位置 2, 做出極限

4、位置桿位置 3, 測量相應桿長 計算思路 已知機架參數DE=600mm, CE=150mm,取如圖所示兩個極限位 置，由題知 ZACF=100,,曲柄長L1,連桿L2,搖桿L3 在ABCF中，L3=BC=CE/cos50=233.35mm BE=EF=CE*tan50 因為 BD=L2-L1, DF=L2+L1 又BD=DE-BE, DF=DE+EF 解得： Ll=178.77 mm, L2= 600mm, L3=233.38mm 曾參數設計與計算 2,兩套連桿尺寸設計（右） 思路 1, 確定機架位置 2, 做出極限位置桿位置 3, 測量相應桿長 計算 B

5、C-CD-AC 已知機架參數CE=400mm, CA=150mm, ZBDC=80 設曲柄長L1,連桿L2,搖桿L3 在三角形ABD中 BC=CD=AC*tan40 =125.86mm, L3=AB=AC/cos40 =195.81mm 因為 BE 二 BC+EC, DE=CE-CD 即 BE=L1+L2, DE=L2-L1, 解得： Ll=125.86mm L2=400 mm L3= 195.81mm 會參數設計與計算 3.曲柄存在條件驗證 Ll=178.77mm, L3=233.38mm Ll=125.86mm, L3= 195.81mm, L2

6、= 600mm, CD=618.47mm L2=400 mm AE=427mm L2+L3>L1+CD L2+L3>L1+AE # 電機選擇 1選擇電動機類型 電動機的類型根據動力源和工作要求(帶周期性變動負載 的機械，大中功率) 選用Y2系列(IP54)全封閉自扇冷式三相異步電動機，額定 電壓380V,頻率50HZo 2選擇電動機容量 對鋼板在不同翻板上分別仿真，在重力作用下，如圖3-2-1^ 鋼板在左翻板上時對左翻板施加3920N豎直向下的力，測得 左側輸入軸轉矩與時間圖 電機選擇 耶2 n

7、 田解1 gefgu) z 眾只iytfr 一 E.U03BU 二si

8、99x0.97‘=0?9 則所需電動機功率為 兀=2鳥冊=2.3】冊 查《機械課程設計手冊》表6-163, Y系列電動機技術數據，選電動機的額定功率弘為3k肌 曾電機選擇 3,轉速選擇 翻板工作轉速n=10r/mino 通常，二級圓柱齒輪減速器為「二8?60，故需要三級齒輪減速器，故可選同步轉速為 750r/mino 4, 型號選擇 一般而言，選用高速電動機，電動機重量較小，價格便宜，但是總的傳動比較大，總體尺寸 價格不一定低；但是選用低速電動機電動機的重量較大，價格偏高但是總的傳動比小， 總體尺寸價格卻不一定高。利弊權衡，從體積、價格以及總的傳動比等考慮，本設讓決定采 用

9、Y132S-8型電動機，該型電機性能良好，可以滿足要求。 査《運輸機械設計選用手冊》，它的主要性能參數如F表^ 曾電機選擇 Y132M-8里電動機主要性能參數 電動機型號 額定功率 kw 滿載 轉速r/min 電流A 效率％ 功率因數 Y132M-8 3 710 7. 7 82 0. 72 起動電流/額定電流 起動轉矩/額定 轉矩 最大轉矩/額定轉 矩 重量kg 6.0 2.0 2. 0 79 曾減速器的設計 1傳動裝置的總傳動比 翻板工作要求Imin完成十次翻板故曲柄軸轉速n=10r/min ，所選用電動機工作轉速為710r/

10、min, 電機與曲柄之間的總傳動比為：71 2分配傳動裝置各級傳動比 按照分配原則：使各級傳動的承載能力大致相等（齒面接 觸強度大致相等）:使減速器獲得最小外形尺寸：各級傳 動大齒輪浸油深度大致相等，查閱《機械設計手冊》［1 #減速器的設計 按等強度條件?并獲得較小的外形尺寸和重量時，傳動比分配可按圖選取 電動機和I軸之間，皿軸和曲柄盤之間用的都是聯軸器，故傳動比都是］。 電動機和I軸之間，皿軸和曲柄盤之間用的都是聯軸器，故傳動比都是］。 電動機和I軸之間，皿軸和曲柄盤之間用的都

11、是聯軸器，故傳動比都是］。 由圖查得高速級齒輪的傳動比il2 =3?4,23 =4.1。則根據公式Z12xz23xi34 =71 可求出 z34 二 5.59 電動機和I軸之間，皿軸和曲柄盤之間用的都是聯軸器，故傳動比都是］。 :創(chuàng)堿速器的動力參數 1 0軸即電動機軸的計算 P = P" = 3上 W n() = n = 71 Or / min % = 9550冬=40.352V ? m 刃() 1軸即高速軸的計算 片=P{}^ = 3 x 0.99 = 2.87kW nx — n — ^1 lOr / nin T、= 9550 冬=3&60 TV

12、? m 5 3 3 電動機和I軸之間，皿軸和曲柄盤之間用的都是聯軸器，故傳動比都是］。 3 2軸即中間軸的計算 208 ~4A =51r / min .1 = l\2 =710 =208r/min 3.4 P2 =片〃 2 =2.81kWx0.99 = 2.S4kW = 9550空 斤2 = 130.452* 加 4 3軸即低速軸的計算 厶=p2/j2 = 2.76 kWx 0.99 = 2J3kW T. =9550 空= 511.66N*加 n3 堿速器的動力參數 各軸運動和動力參數，列表如下: 軸 功率/圈 轉矩T/（N

13、恤） 轉速n/min 傳動比 電機軸 3 40. 35 710 1 軸1 2. 87 38. 6 710 3. 4 軸2 2. 84 130.45 208 4. 1 軸3 2. 73 511. 66 51 1 密咸速器的齒輪設計 一、高速級齒輪傳動設計 由前面的計算結果知高速級齒輪傳動的最大傳遞功率為31 呷，小齒輪最高轉速為 71 Or/mins最大扭曲為40. 35 N ?氐 閉式齒輪的小齒齒數Z】e [2040] K定齒輪類型.荊度等級、材料極其齒數 (1)按設計給定的方案，選用直齒圓柱齒輪口 (2)運輸機為一般工作機

14、器，速度不高，固選7級精度。 ⑶小齒輪材料為4OCt (調質〉，6更度為280HBS； 大齒輪材料為40Cr (調質)，硬度為240HBS。 選 Zl=25,則 Z2 =1^ ^=3. 4X25=85 按齒面接觸疲勞強度訃算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 2、按齒面接觸強度設計  ⑵、訃算：帶入［巾］中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑的右最小值為 密咸速器的齒輪設計 2、按為ifti按觸強度設il 二47.58加仍 2 323產皿皿x 3^1 y空2 V 0.8 3.4 572 取K. =1.2 ,則小齒輪傳翅的轉距為4

15、0. 35N*m 1 選齒寬系數①& =0?8,由表査得材料的彈性影響系數Zg=189?8MP席。由圖按齒血 碩度査得小齒輪的接觸疲勞強度極限％匾二600Wa ,大齒輪的鮭疲勞強度為 圓周速度: 計算齒寬: b =①J ?d] = 0.8x47.58 = 38mm %応=550MPQ c ⑴、由式N = 60 ” J Lh計算應力循懷次數 N、=60^jZa. = 60x710x1x8x300x10 = 1.02X109 =^- = 3.01xl0s >12 取按觸疲勞壽命系數Khm = 0.97, Km = 1?4 取效率為1%,安全系數s=i,則： [%]二 &松

16、営=0.97： 600 二 82吻； [% ]=尺皿皿 2 = L04x55Q = 572隔 S 1 計算齒寬與齒高比：模數 葉”警“9。叭 齒同h = 2.25m t = 4.275mm b 38 h 4.275 二&89 il坤載荷系熱 根據r = 1.77xl0-bn/s 7級相度，査得動栽系數Kr=1.12 對了直齒輪K^=KFa=l 査得使用系敖K, = l用插值弘査得7級椿度小齒輪菲對稱布置時, K勵=1.287 山& = 8.89, Kw = 1.287 可杳得 KF^=1.28 h 故載荷系數 K二Kr ? Kv> K曲?K曲二1.46 校止分度圜包

17、 X 1 / :的咸速器的齒輪設計 計算模數: m = — 2.03niin Z】 3.按齒根彎曲強度計堆 f 2KT Y~Y 彎曲強度的設訃公武為///> <7陽二 500MPa Km -0.86 <7jt2 = 380APa K^2 =0.89 取彎曲疲勞安全系數5 = 1.4 9"=上心血= 307.14MPa s y 仏二 241.57問 x s 栽荷系數 K 二 K』? Kp K& ? K” =1.41 杳取為形系數

18、YFal = 2.65 丫曲=2.19 査取應力校正系數 丫釧二1.58 Y&2= 1.785 2.65 xl.58 307.14 丫站丫購. ■ = 0.01363 2.19x1.785 241.57 = 0.0162 圓整 ??. ill > I m=2nm 2xl.41x4.035xl04 0.8x25? *0.0162 = 1.54nmi =蟲=25 in Z2 =3?4Z] = 85 4幾何尺寸ih 分度闘直徑; d, = Zjin = 25x 2 = 50m

19、in dr = Z?m = 85x2 = 170mm 中心距 a = 空2 = lOOrnin 2 ■ 齒輪寬度： b二①d?d] =0?8x47?58 = 38mm 取 B]= 357H?fi B、= 40"訕 至此，高速級齒輪的計算完畢。 同理計算低速級齒輪參數： 鏈輪設計 1選擇鏈輪齒數及傳動比 山設計?要求，該鏈輪僅傳遞轉動，傳動比i二1,為了減小空間占用選取Z1二Z2=17。 2計算當量的單排鏈計算功率Pea 根據鏈傳動的工作情況、主動鏈輪齒數和鏈條排數，將鏈傳動所傳遞的功率修正 為 當 量

20、的 單 排 鏈 計 算 功 率 K.\ ?K, Pca= K P <6-l) 查表得工況系數Ka =1.0 主動鏈輪齒數系數Kz = 1.54 多排鏈系數匕=1 傳遞得功率P = 11*1 = 914x10 = 0.95kW,代入式(6 — 1) 9550 9550 得 P“ = 1.463kW 3確定鏈條型號和節(jié)距p 查《機械設計》【2】圖9-11選區(qū)鏈號為20A,再查表9-1得節(jié)距p二31. 75mm 4計算鏈節(jié)數和中心距 初選中心距a0=46p=1460. 5mm 計算鏈節(jié)數 a+zl1^ = 109 兇 p 2 計算最大中心距 （）7.75 嚀！

21、）=堿曲＞1445（設計所需中心距） 運動仿真 J|66 3M €H >K 1200 IS 00 <8 00 2! 00 24 00 2T 00 308 ODO 3 Ct coo > cc 1210 ia:o 21 Ot M 27 OC 21S I30C 時曰2es "DO <3 00

22、 角度時間圖與角速度時間圖對應起來看，翻版左可以實現轉100度，右翻版可以實現80 度，并且當左翻版轉100度與右翻版交接時角速度接近0,使得交接過程非常平穩(wěn) ⑨關鍵部位校核 74翻板靜應力校核 7.2連桿連接軸校核 7.3長連桿拉應力校核 7.4翻板軸校核 7.5軸承的校核 詳細計算過程見word說明書P26-31 :巒聯軸器的選擇 根據本次設計的要求選擇凸緣聯軸器。 原因：該聯軸器對兩軸中性的要求很高，且當兩軸有 相對位移存在時，就會在機件內引起附加載荷，使工 作情

23、況惡化。但是該聯軸器的構造簡單、成本低、可 傳遞較大的扭矩，故對于該步進送料機構運用凸緣聯 軸器完全滿足要求。 ＞三維建模及各零件設計 2整體構型 ?、 、、 T ◎ 3 三維建模及各零件設計 々三維建模及各零件設計 2零件建模 左右翻板 翻板軸支架 翻板軸 左側輸入軸 翻板軸軸套

24、＞三維建模及各零件設計 右側輸入軸 齒輪軸 連桿連接軸 構架方管 3裝配體裝配 輸入軸支座 三維建模及各零件設計 翻板軸支座  > 三維建模及各零件設計 聯軸器及裝配

25、 、_ —「 二—一 _ — __ 二 設計 曾設計總結 在翻轉機的設計過程中，利用三維軟件做仿真分析我發(fā)現， 三維軟件對復雜機構進行設計具有準確性高和設計效率高的 優(yōu)點，而且仿真分析對機構驗證和安裝調試具有很好的指導 作用。 詁計過程中參照的翻轉機，工作可靠，鋼板交接平穩(wěn)， 逆向翻轉也沒問題，能夠很好的完成翻板任務。 由于翻轉機節(jié)省能源，安全可靠，后期維護費用低，可 以用在鋼廠中厚板車間使用，尤其在翻轉厚鋼板方面有更加 突出優(yōu)勢，能夠有效提高產品質量，增強產品競爭力。系統(tǒng) 運行穩(wěn)定、可靠，故障點容易查找，維護量小，大大減少人 工勞動強度，延長設備使用壽命，減少維護量，提高綜合效 益。 謝謝! 答辯人：