自动链条编结机设计.docx
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自动链条编结机设计.docx
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自动链条编结机设计
自动链条编结机
设计说明书
第28组
学院:
轮机工程学院
专业:
船机修造专业
指导老师:
毕艳丽
成员:
陈罗,覃向前,曲泰霖
2015年7月14日至7月24日
目录
课程设计任务书……………………………………………………………………1
第一部分机构设计………………………………………………………………2
1.1自动链条编结机功能及设计要求…………………………………………2
1.2工艺动作分解及运动循环图………………………………………………5
1.3电动机的选择与比较………………………………………………………5
1.4传动机构……………………………………………………………………5
1.4.1传动机构的选择与比较………………………………………………5
1.4.2传动比的计算…………………………………………………………5
1.4.3传动方案图……………………………………………………………5
1.5执行机构的选择与比较……………………………………………………5
第二部分机构尺寸计算与确定…………………………………………………2
2.1自动送料机构的尺寸与计算………………………………………………2
2.2切断压平机构的尺寸与计算………………………………………………5
2.3间歇转动机构的尺寸与计算………………………………………………5
2.4机构运动简图………………………………………………………………5
第三部分机构的运动分析………………………………………………………5
2.4运动线图……………………………………………………………………5
2.5运动模拟……………………………………………………………………5
课程设计总结………………………………………………………………………5
附录…………………………………………………………………………………5
参考文献……………………………………………………………………………5
自动链条编结机设计任务书
一、工作原理及工艺动作过程
自动链条编结机是用来制造自行车链条式车锁。
链条由一串链节编结而成,每个链节又被加工成扭曲立方形,使外形美观。
它的主要工艺动作:
(1)自动送料。
将成盘的直径为2.3~2.5mm的钢丝先进行较直,然后形成螺旋形状。
(2)切断并压平。
每次送料停止后,剪下一圈螺旋状钢丝,并将其平整为平的环形。
(3)链条扭曲。
在环形钢丝两头夹住,使一夹头旋转45°,将链条扭曲成立体环形,完成一个链节的成型。
(4)自动联结。
将螺旋料送进,使穿入成型链节,即既实现送料、又完成联结。
如此循环下去就形成车锁链条。
二、原始数据和设计要求
(1)每分钟生产35~45个链节。
(2)钢丝材料为低碳钢,直径为2.3~2.5mm,每个链节所用的钢丝长度为35mm,扭曲角度为45°。
(3)链条可以承受1200~1800N的拉力。
三、设计方案提示
(1)较直后钢丝自动间歇送料并绕成螺旋形状,采用间歇运动机构另加绕螺旋钢丝机构。
(2)切断压平机构可以采用平面连杆机构来实现。
(3)链节扭曲可以采用两头夹住,一头间歇转45°的间歇转动机构。
(4)自动联结可利用上述自动间歇送料机构。
四、设计任务
(1)根据工艺动作要求拟定运动循环图;
(2)进行间歇送料绕螺旋形状钢丝的组合机构、切断压平机构、链节扭曲机构的选型;
(3)机械运动方案的评定和选择;
(4)根据选定的原动机和执行机构的运动参数拟定机械传动方案,分配传动比,并在图纸上画出传动方案图;
(5)对机械传动系统和执行机构进行运动尺寸计算;
(6)画出机械运动简图;
(7)对执行机构进行运动分析,画出运动线图,进行运动模拟;
(8)编写设计计算说明书。
第一部分机构设计
1.1自动链条编结机功能及设计要求
1.1.1 功能
如图所示为链条编结机,左边校直钢丝并自动送料,将料送入中部,经过压断环节,然后使链条扭曲成立体环形,完成一个链节的成型,最后将螺旋料送进,使穿入成型链节,即实现送料,又完成联结。
其功能主要是用来制造自行车链条式车锁,并实现自动成型功能。
链条由一串链节编结而成,每个链节又被加工成扭曲立体形,使外形美观。
1.1.2设计要求及原始数据
(1)钢丝材料:
低碳钢,直径Ф2.5mm
(2)链节钢丝长度:
35mm/每个
(3)链节扭曲角:
45°
(4)生产率:
40个链节/min
(5)链条承受拉力:
1500N
1.2工艺动作分解及其运动循环图
根据以上要求,我们可以知道自动链条编结机需要完成的工艺动作有一下四个:
1.自动间歇送料
2.切断
3.压平
4.链条扭曲
5.自动联结
根据工艺动作需求拟定运动循环图如下所示
1.3电动机的选择与比较
型号
功率/kw
电流/A
转速/(r/min)
满载
效率/%
功率因数/(cos/)
Y2-132S-6
3
7.4
960
81.0
0.76
堵转电流/实际电流
堵转转矩/额定转矩
最大转矩/额定转矩
6.5
2.1
2.1
选择的电动机的额定功率必须满足负载要求,而且必须保证在启动时可以顺利地运行,对于电动机来说,转速选择960r/min合适,可以保证运行的稳定性。
另外转速也不可过高,这样造成功率因素过低,这也是不经济的。
电动机的运动参数为转速。
电动机的速度越高,其尺寸和质量也就越大,价格也就越高,但当执行构件的速度较低时,若选用高速电动机,势必需要大减速比的减速装置,反而可能会造成机械传动系统的过分庞大和制造成本的显著增加。
在此机械运动中执行构件要求的效率不是很大,经过多方面的考虑我们选960转/min的电动机。
型号为Y2-132S-6。
1.4传动机构
1.4.1传动机构的选择与比较
机械系统中传动机构是由原动机输出的机械能动、传递给执行机构并实现能量的分配,转速的改变和运动形式的改变等作用的中间装置。
传动机构常见的有齿轮传动机构,摩擦传动机构,带传动机构,他们的特点如下:
(1)齿轮传动:
齿轮传动机构是现代机械系统中应用最为广泛的一种。
它可以用来传递空间任意两轴之间的运动和力,而且传动准确,平衡,稳定,机械效率高,使用寿命长,工作可靠。
(2)摩擦传动:
摩擦传动的主要功能是通过两构件之间的摩擦来传递运动和动力的,其主要优点是机构简单,而且实现无级变速传动,同时,当过载时,由于两轮间可发生滑动,因而不致造成机器的损坏。
但是,这种传动的最大缺点是传动不准确,同时,由传动过程中两轮必须压紧,以求产生足够大的摩擦力而达到传动的目的,所以两轮子、容易疲劳破坏,而且传动的机械效率也比较低。
(3)带传动:
这种传动机构是靠带拥护带轮之间的摩擦力来传动的,它的主要优点是机构简单,传动平稳,造价低廉以及缓冲吸震等,可用于传递距离较远的两轴间的运动,且与摩擦轮转动一样也有过载保安性。
但是由于不能安全避免带与带轮之间的相对滑动,所以传动的精度比较低。
此外,为了使带与带轮间产生足够的摩擦里,必张紧在两轮上,这将增大带轮轴中的压力,从而加大轴承轴颈的磨损,并降低了机械效率。
(4)蜗杆传动:
结构紧凑,单级传动能得到很大传动比,传动平稳,无噪音;可制成自锁机构,传动比大,滑动速度低,效率低;中高速传动需要昂贵的减磨材料;制造精度高,刀具费用贵。
由以上几种主要传动装置相互比较可知,由于传动比比较大,故选择齿轮传动,齿轮传动机构具有传动可靠、结构简单、强度高、结构尺寸小等优点。
第一级传动选择带传动,带传动机构具有传动可靠、结构简单、安装方便、制造成本低等优点。
尽管带传动机构具有结构尺寸较大、传递运动精度较低等缺点,在对尺寸要求不严格、传动精度要求不高的链条编结机中,可以选用带传动机构满足过载保护的功能,对电动机起过载保护,带传动机构除了具有过载保护功能外还具有减速功能。
因此,选用带传动机构和齿轮传动机构共同满足运动缩小的功能。
1.4.2传动比的计算
(1)传动比的分配
由于生产率是40个链节/min,电动机的转速为960r/min,则总传动比为:
考虑到齿轮传动机构的结构因素,采用两级齿轮减速。
将传动比分配为:
带传动机构中,设其带传动的传动比为:
则齿轮的传动的传动比为:
取
则
取
,则
,取
取
,则
,取
(2)齿轮传动的几何尺寸
序号
名称
代号
公式
第一级传动
第二级传动
齿轮1
齿轮2
齿轮3
齿轮4
1
模数
m
无
m=2mm
2
齿数
z
3
分度圆压力角
α
4
齿顶高系数
5
顶隙系数
6
分度圆直径
d
d=mz
7
基圆直径
8
齿距
p
p=πm
p=6.28
9
基圆齿距
10
全齿高
h
h=4.5
1.4.3传动方案图
1.5执行机构的选择
(1)自动间歇送料:
方案一:
棘轮机构
优点:
棘轮机构的结构简单、制造方便、运动可靠;而且棘轮每次转过的角度大小都可以在较大的范围内调节
缺点:
棘轮机构在工作时有较大的冲击和噪声,而且运动精度较差
所以,棘轮机构常用于速度较低和载荷不大的场合
方案二:
槽轮机构
优点:
槽轮机构的结构简单,外形尺寸小,机械效率高,并能平稳地,间歇地进行转位
缺点:
存在柔性冲击
所以,槽轮机构常用于速度不太高的场合
方案三:
凸轮式间歇运动机构
优点:
只要适当设计出主动凸轮的轮廓,就可以使从动盘的动载荷小,无刚性冲击和柔性冲击,能适应高速运转的要求
缺点:
加工精度要求高,对装配、调整要求严格
所以常用于高速度高精度的场合
方案四:
不完全齿轮机构
优点:
不完全齿轮机构的结构简单,制造容易,工作可靠,设计时从动轮的运动时间和静止时间的比例可在较大的范围内变化
缺点:
有较大冲击
所以,只宜用于低速、轻载场合
综上比较,我们选择了槽轮机构。
原因如下:
第一,自动链条编结机生产速度在35-45链节每分钟左右,属于中低速场合;第二,槽轮机构相对其他间歇机构来说,性价比更合适,中等精度要求的同时结构简单,装配要求相对来说较低;第三,棘轮机构精度太差,凸轮机构加工精度要求过高,而且用在高速度高精度的场合,不完全齿轮有较大的冲击,而槽轮机构存在柔性冲击,相对其他机构来说,缺点并不是特别突出。
通过槽轮机构和摩擦轮同轴联结,间歇传动给摩擦轮,使其实现间歇送料的功能。
(2)切断压平
能够实现该运动功能系统的载体有:
曲柄滑块机构、六连杆滑块机构、移动从动件凸轮机构、不完全齿轮齿条机构、连杆组合机构等等。
由于冲头需要完成切断和压平动作,剪切钢丝时,剪切力比较大,需要执行机构传递较大的力。
因此,应选用低副机构作为执行机构。
为了提高编结机的工作效率,在冲头返回时应比切削时的平均速度快一些。
这就是说,应使执行机构具有急回特性。
根据以上分析,选用六连杆滑块机构作为执行机构完成切断压平动作。
(3)链条扭曲
采用曲柄滑块机构和凸轮机构配合完成。
链条被平整为平的环形之后,需要扭曲成立体环形。
通过曲柄滑块机构从两侧合十之后,凸轮机构再进行推压合十,完成一个链节的成型。
(4)自动联结
由于自动联结过程中,既要实现送料又要完成联结,故采用可以进给正反转的正反转圆柱凸轮机构。
如下图所示,为能实现正反转运动的圆柱凸轮机构,其中绕固定轴线
摆动的摇杆1为输入构件,其上的滚子3位于圆柱凸轮2的螺旋槽内,使该凸轮绕固定轴线往复运动。
由摇杆传动凸轮的可能性在于该凸轮的螺旋槽具有较大的升程角。
在机构运动的一个周期内,凸轮在某一方向回转两圈。
该机构用于运动转向。
综上可知,
自动间歇送料
槽轮机构
切断压平
六连杆滑块机构
链条扭曲
曲柄滑块机构和凸轮机构
自动联结
正反转圆柱凸轮机构
第二部分机构尺寸计算与确定
2.1自动间歇送料机构的尺寸与计算
槽轮机构的尺寸确定
设:
比例尺为1:
10,槽轮的动停比为:
k=1:
4
则:
槽轮的槽数:
z=4.
圆销:
n=1(n<=2z/(z-2)=8/2=4)
中心距:
L=70mm
圆销半径:
r=2mm
拨盘转角:
2
=90°
槽轮槽间角:
=90°
槽轮轮叶齿顶厚度:
b=5mm
圆销中心轨迹半径:
R=Lsin(
)=49.5mm
槽轮外径:
s=Lcos(
)=49.5mm
拨盘回转轴直径:
d1=12mm(d1<=2(L-s)=41)
槽轮轴直径:
d2=12mm(d2<2(L-R-r)=37)
销与槽底间隙:
δ=3mm
槽轮深度:
h=R+r-L+δ=32mm
画出依上要求的槽轮机构简图,如下图所示
2.2切断压平机构的尺寸与计算
六连杆滑块机构的尺寸确定
设:
比例尺为1:
10,滑块冲头从最高点冲下最低点的行程为H=25mm,并假设连杆BC驱动滑块冲头的最大压力角为:
该六杆滑块机构的行程速比系数为:
K=1.5
如图所示,
当
时,连杆BC驱动滑块冲头的最大压力角最小,即:
由图可知,滑块冲头的行程为
曲柄摆动摇杆的极位夹角为
根据已知行程速比系数,极位夹角为
于是,导杆
的长度为
连杆BC的长度为
设导杆
的长度与曲柄、导杆转动中心距离的比为
则曲柄、导杆转动中心距离为
曲柄
的长度为
六连杆滑块机构的机构简图如下
2.3链条扭曲机构的尺寸与计算
2.3.1凸轮轮廓的设计
根据需要,我们确定的凸轮为对心摆动平底推杆盘型凸轮机构。
推杆的运动规律为正弦加速度运动规律,适合中高速轻载,既无刚性冲击也无柔性冲击。
2.3.1.1基本尺寸的确定
设比例尺为1:
10
(1)对于摆动推杆,所以
(2)设从动件的行程h=30mm,
(3)根据诺模图,可知
从而得出基圆半径
(4)凸轮的推程运动角
(5)凸轮的远休止角为0°
(6)凸轮的回程运动角
(7)凸轮的近休止角为270°
(8)摆杆长度为10mm
2.3.1.2解析法设计凸轮轮廓,并进行仿真模拟
用MATLAB软件直接设计凸轮的轮廓,MATLAB语言详见附录,凸轮的轮廓如图所示,
2.3.1.3解析法与图解法的比较
2.4链条联结机构的尺寸与计算
第三部分机构的运动分析
六连杆滑块冲头机构的运动分析
3.2.1解析法
3.2.2图解法
3.2.3解析法与图解法的比较
课程设计总结
附录
凸轮轮廓曲线设计的MATLAB程序
%1.已知参数
clear;
r0=30;%基圆半径
h=12;%行程
delta0=45;%推程运动角
delta1=0;%远休角
delta01=45;%回程运动角
delta2=270;%近休角
hd=pi/180;
du=180/pi;
w=1;%凸轮角速度
%2.凸轮曲线设计
n=360;
fori=1:
n
%计算推杆运动规律
ifi<=delta0%推程
s(i)=h*(i/delta0-(sin(2*pi*i/delta0))/(2*pi));%正弦运动
ds(i)=h*w*(1-(cos(2*pi*i/delta0)))/(delta0*hd);ds=ds(i);
elseif(i-delta0)<=delta1%远休角度-推程角<=远休角
s(i)=h;
ds=0;
elseif(i-delta0-delta1)<=delta01%回程角度-推程角-远休<=回程角
s(i)=h-h*((i-delta0-delta1)/delta01-sin(2*pi*(i-delta0-delta1)/delta01)/(2*pi));%正弦运动
ds(i)=-h*w*(1-cos(2*pi*(i-delta0-delta1)/delta01))/(delta01*hd);ds=ds(i);
elseif(i-delta0-delta1-delta01)<=delta2%近休角度-推程角-回程角<=近休角
s(i)=0;ds=0;
end
%计算凸轮轨迹曲线
x(i)=((r0+s(i))*sin(i*hd)+ds*cos(i*hd));
y(i)=((r0+s(i))*cos(i*hd)-ds*sin(i*hd));
end
%3.输出凸轮轮廓曲线
figure
(1);
holdon;gridon;axisequal;
axis([-(r0+h+20)(r0+h+20)-(r0+h)(r0+h+20)]);
text(r0+h+3,4,'X');
text(3,r0+h+15,'Y');
text(-4,3,'O');
title('对心平底直动推杆凸轮设计');
xlabel('x/mm')
ylabel('y/mm')
holdon;gridon;
plot([-(r0+h+10)(r0+h+10)],[00],'k');%水平轴
plot([00],[-(r0+h)(r0+h)],'k');%垂直轴
plot([-3232],[r0r0],'r');%绘制推杆
plot([00],[r0(r0+40)],'r');
plot(x,y,'b-');%绘制凸轮轮廓曲线
ct=linspace(0,2*pi);
plot(r0*cos(ct),r0*sin(ct),'g');%绘制基圆
%4.凸轮机构运动仿真
figure
(2);
m=moviein(20);
j=0;
fori=1:
360
i=10*i;
j=j+1;
delta(i)=i*hd;%凸轮转角
xy=[x',y'];%凸轮实际轮廓曲线坐标
Al=[cos(delta(i)),sin(delta(i));%凸轮曲线坐标旋转矩阵
-sin(delta(i)),cos(delta(i))];
xy=xy*Al;%旋转后凸轮实际轮廓曲线坐标
clf;
%绘制凸轮
plot(xy(:
1),xy(:
2));%绘制凸轮
holdon;axisequal;axis([-80420-70100]);
plot([-(r0+h+20)(r0+h+10)],[00],'k');%水平轴
plot([00],[-(r0+h+10)(r0+h+10)],'k');%s垂直轴
plot(r0*cos(ct),r0*sin(ct),'g');%凸轮基圆
plot([-3232],[r0+s(i)(r0+s(i))],'r');%绘制推杆
plot([00],[r0+s(i)r0+40+s(i)],'r');
%绘制推杆线
plot([1:
360]+r0+h,s+r0);%绘制推杆曲线
plot([(r0+h)(r0+h+360)],[r0r0],'k')%绘制水平轴
plot([(r0+h)(r0+h)],[r0r0+h],'k')%绘制垂直轴
plot(i+r0+h,s(i)+r0,'r.');%绘制推杆曲线坐标点动点
title('对心直动平底推杆盘形凸轮设计');
xlabel('x/mm')
ylabel('y/mm')
m(j)=getframe;
end
movie(m);
参考文献
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- 自动 链条 编结 设计