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f

钢板翻转机构综合一

答辩人：

、

已知条件

1）原动件由旋转式电机驱动

2）每分钟翻钢板20次；

3）其他尺寸如图所示；

4）许用传动角M=50°；

|_

T

钢板翻转机构工作原理图

:

护机构运动过程分析

1,当钢板T由辗道送至左翻板W1。

2,W1开始顺时针方向转动。

转至铅垂位置偏左20°左右时，与逆时针方向转动的右翻板W2会合。

3,与W2—同转至铅垂位置偏右10。

左右昇，W1折回到水平位置，与此同时，W2顺时针方向转动到水平位置，从而完成钢板翻转任务。

仿真视频

釆用对称两组四连杆机构，两套杆组的相位差20度，恰能够在左翻板到达竖直位置偏左10度

时与右翻板相遇并且一

起运动至右侧十度再分开。

〔不能满足同时从水平位置出发

仿真视频

曾方案确定

方案二

采用四个四杆机构，但是最外面两组是平行四边形杆组，故可以简化成为两个基本四杆机构。

但是杆长是经过多次尝试确定，不可缩小，整体占面积过大。

會方案三

机构简图

采用两组曲柄摇杆实现翻转要求

机构简图

釆用两组曲柄摇杆实现翻转要求

参数设计与计算

1,极为夹角确定

为了保证交接过程平稳可靠，即为了保证两板在平行位置能够同时旋转，基本上保持同步旋转，两套连杆机构的极位夹角是一定的。

左板转动110度右板转动

80度,极位夹角应该（11-8）/22*360°=32.72°

四连杆在运动时摇杆的角速度不能随意改变，故相遇前左板w小于右板，相遇中两板w相等,相遇后左板W大于右板，不可能完全靠四杆机构完成

會参数设计与计算

2,两套连杆尺寸设计（左）

2,确定机架位置

2，做出极限位置杆位置

3,测量相应杆长

计算思路

已知机架参数DE=600mm,CE=150mmz取如图所示两个极限位置/由题知

ZACF=100°…曲柄长L1,连杆L2,揺杆L3

在ABCF中,L3=BC=CE/cos50°=233.35mm

BE=EF=CE*tan50°

因为BD=L2-L1,

DF=L2+L1

又BD=DE-BEfDF=DE+EF解得：

Ll=178.77mmzL2=600mmzL3=233.38mm

曾参数设计与计算

2,两套连杆尺寸设计（右）

思路

1,确定机架位置

2,做出极限位置杆位置

3,测量相应杆长

计算BC-CD-AC

已知机架参数CE=400mm,CA=150mm,ZBDC=80°

设曲柄长L1,连杆L2,摇杆L3

在三角形ABD中

BC=CD=AC*tan40°=125.86mm,

L3=AB=AC/cos40°=195.81mm因为BE二BC+EC,

DE=CE-CD

即

BE=L1+L2,

DE=L2-L1,

解得：

Ll=125.86mm

L2=400mm

L3=195.81mm

會参数设计与计算

3.曲柄存在条件验证

Ll=178.77mmzL2=600mmz

L3=233.38mmCD=618.47mm

Ll=125.86mm,L2=400mm

L3=195.81mm,AE=427mm

L2+L3>L1+CD

L2+L3>L1+AE

#电机选择

1选择电动机类型

电动机的类型根据动力源和工作要求（带周期性变动负载的机械，大中功率）

选用Y2系列（IP54）全圭寸闭自扇冷式三相异步电动机，额定电压380V,频率50HZo

2选择电动机容量

对钢板在不同翻板上分别仿真，在重力作用下，女口图3-2-1^钢板在左翻板上时对左翻板施加3920N竖直向下的力，测得左侧输入轴转矩与时间图

电机选择

田解1

g.uffs1S1W只坟til

一E.U03BU二s£i

当钢板在右翻板上时对左翻板施加3920N竖直向下的力，测得右侧输入轴转矩与时间图

因为翻板机匸作周期T-6s,曲柄盘转速n=10r/mino由仿真结果得机构所需力矩约为2000N^m翻板工作所需功率：

P=TXn/9550KW=2・09KW

电动机所需工作功率Sk时为"才I

3

传动装員的总效率为：

"=7172

査《机械课程设计手册》确定各部分效率为:

联轴器效率弘=°・99,闭式齿轮传动效率

%=0.97得：

〃=0・99x0・97‘=0・9

则所需电动机功率为

Pd=2鳥册=231册

查《机械课程设计手册》表6-163,Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率弘为3k肌

3,转速选择

翻板工作转速n-lOr/mino

通常，二级圆柱齿轮减速器为厂二8〜60,故需要三级齿轮减速器，故可选同步转速为

750r/mino

4,型号选择

一般而言，选用高速电动机，电动机重量较小，价格便宜，但是总的传动比较大，总体尺寸价格不一定低；但是选用低速电动机，电动机的重量较大，价格偏高，但是总的传动比小，总体尺寸价格却不一定高。

利聲权衡，从体积、价格以及总的传动比等考虑，本设计决定采用Y132S-8型电动机，该型电机性能良好，可以满足要求。

査《运输机械设计选用手册》，它的主要性能参数如下表：

电机选择

Y132M-8里电动机主要性能参数

电动机型号

额定功率

kw

满载

转速r/min

电流A

效率％

功率因数

Y132M-8

3

710

7.7

82

0.72

起动电流/额定电流

起动转矩/额定转矩

最大转矩/额定转矩

重量kg

6.0

2.0

2.0

79

曾减速器的设计

1传动装置的总传动比

翻板工作要求2min完成十次翻板故曲柄轴转速nJOr/min,所选用电动机工作转速为710r/min,电机与曲柄之间的总传动比为：

71

2分配传动装置各级传动比

按照分配原则：

使各级传动的承载能力大致相等（齿面接触强度大致相等）：

使减速器获得最小外形尺寸:

各级传动大齿轮浸油深度大致相等,查阅《机械设计手册》［1

炉减速器的设计

按等强度条件•并获得较小的外形尺寸和重量时，传动比分酉

由图查得高速级齿轮的传动比几2=3.4/23=4.1。

则根据公式bx

可求山

>34=5.59

电动机和I轴Z间，HI轴和曲柄盘之间用的都是联轴器，故传动比都是1

E可按图选取

I

:

朋碱速器的动力参数

10轴即电动机轴的计算

口）=P"=3W

no=n=71Or/min

T°=9550冬=40.352V•m

刃（）

1轴即高速轴的计算

片=P{}^=3x0.99=2.87kW

nx—n—1lOr/nin

T\=9550竺=3&60TV•m533

n\

32轴即中间轴的计算

P2=片〃2=2.81kWx0.99=2.S4kW

*二

Z12

二710=208r/min

3.4

=9550空

斤2

=130.452*加

43轴即低速轴的计算

厶=p2fj2=2.76kWx0.99=2.73kWn2208.

n3===51厂/min

‘234.1

T.=9550空=511.66N*加

:

朋碱速器的动力参数

各轴运动和动力参数，列表如下:

轴

功率伽

转矩T/（N*m）

转速n/min

传动比

电机轴

3

40.35

710

1

轴1

2.87

38.6

710

3.4

轴2

2.84

130.45

208

4.1

轴3

2.73

511.66

51

1

密咸速器的齿轮设计

一、高速级齿轮传动设计

由前面的计算结果知高速级齿轮传动的垠大传递功率为3kW,小齿轮最高转速为

71Or/mins最大扭建为40.35N•m&闭式齿轮的小齿齿数Z】e[20*40]

K定齿轮类型.精度等级.材料极其齿数

⑴按设il给定的方案，选用直齿圆柱齿轮。

（2）运输机为一般工作机器，速度不高，固选了级精度。

（3）小齿轮材料为403（调质〉，硬度为280HBS；

大齿轮材料为40"（调质〉'硬度为240HBS。

选Zl=2o,则Z.=i^Z^3.4X25=85

按齿而接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

2.按齿面接触强度设讣

>2.323

⑵、讣算：

带入［巾］中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的右最小值为

密咸速器的齿轮设计

2、按为ifti按触强度设il

2323产皿皿x3^1y空2

V0.83.4572

取K.=1.2,则小齿轮传翅的转距为40.35N*m

1

选齿宽系数①&=0・8,由表査得材料的弹性影响系数Zg=189・8MP席。

由图按齿血硕度査得小齿轮的接触疲劳强度极限％匾二600Wa,大齿轮的鮭疲劳强度为

圆周速度:

计算齿宽:

b=①J・d]=0.8x47.58=38mm

7沁=550MPQc

⑴、由式N二60”JLh计算应力循怀次数

N、=60^72^.=60x710xlx8x300x10=1.02xl09计算齿宽与齿高比：

模数叫=”讐=1.90皿齿高h=2.25m:

=4.275mm

=^-=3.01xl0s

>12

取按触疲劳寿命系数Khn、=0.97,Krv2=1・°4取效率为1%,安全系数s二I,则：

[%]=$1

[可：

]==L04x55Q=siZMPa

S1

il算载荷系数根据v=1.77x1O-37；j/s7级精度，直得动我系敖Kr=1.12

对J：

直齿轮KVa=Kfa=l

査得使用系敖心=1用插值汰査得7级精度小齿轮非对称布置时,

K^=1.287山卫=8.89,K血=1.287可杳得KFi?

=1.28

h

故我荷系数K=Ka・KV・K田・K曲=1.46

、1X

:

萨咸速器的齿轮设计

计算模数:

m=—2.03niin

Z】

3.按齿根弯曲强度计堆f2KTY~Y

弯曲强度的设讣公武为///>

<7阳二500MPaKm-0.86

<7jt£2=380A£PaK^2=0.89

取弯曲疲劳安全系数5=1.4

9"=上心血=307.14MPa

s

y仏二241.57问

xs

栽荷系数K二K』•KpK&•K”=1.41

杳取为形系数YFal=2.65丫曲=2.19

査取应力校正系数丫釧二1.58Y&2=1.785

2.65xl.58

307.14

丫站丫购.

■

=0.01363

2.19x1.785

241.57

=0.0162

圆整

・•.ill>I

2xl.41x4.035xl04

0.8x25?

*0.0162

=1.54nmi

m=2nm

£=虫=25

in

Z2=3・4Z]=85

4几何尺寸ih

分度闘直径;

d,=Zjin=25x2=50mindr=Z?

m=85x2=170mm

中心距a=«空2=lOOrnin

2

■

齿轮宽度：

b二①d・d]=0・8x47・58=38mm

取B]=357H?

fiB、=40"讪

至此，高速级齿轮的计算完毕。

同理计算低速级齿轮参数：

密咸速器的齿轮设计

各级齿轮参数

高速级

低速级

低速级

Z1

Z2

Z1

Z2

Z1

Z2

齿数

25

85

25

102

25

140

分度圆直径mm

50

170

50

204

50

280

模数mm

2

2

2

曾链轮设计

1选择链轮齿数及传动比

由设计•要求，该链轮仅传递转动，传动比i二1,为了减小空间占用选取Z1二Z2=17。

2计算当量的单排链计算功率Pea

（6-1）

根据链传动的工作情况、主动链轮齿数和链条排数，将链传动所传递的功率修正为当量的单排链计算功率

“Kp

查表得工况系数K.、=1.0主动链轮齿数系数Kz=1・54多排链系数嗨=1

传递得功率P==95kW,代入式（6—1）

55050

得Pca=1.463kW

3确定链条型号和节距p

查《机械设计》【2】图9-11选区链号为20A,再查表9-1得节距p二31.75mm

4计算链节数和中心距

初选中心距a0=46p=1460.5mm讣算链节数

oa0zl+z2^=27+^

计算最大中心距

am.=P（P2Z）=

1AQ|7

=31.75x（）-1460.5nm>1449.94（15计•所需中心距）

2

曾运动仿真

B3»4

角度时间图与角速度时间图对应起来看，翻版左可以实现转100度，右翻版可以实现80

度，并且当左翻版转100度与右翻版交接时角速度接近0,使得交接过程非常平稳

會关键部位校核

74翻板静应力校核

7.2连杆连接轴校核

7.3长连杆拉应力校核

7.4翻板轴校核

7.5轴承的校核

详细计算过程见word说明书P26-31

:

取联轴器的选择

根据本次设计的要求选择凸缘联轴器。

原因：

该联轴器对两轴中性的要求很高，且当两轴有相对位移存在时，就会在机件内引起附加载荷，使工作情况恶化。

但是该联轴器的构造简单、成本低、可传递较大的扭矩，故对于该步进送料机构运用凸缘联轴器完全满足要求。

＞三维建模及各零件设计

2整体构型

1

左右翻板

二维建模及各零件设计

翻板轴支架

翻板轴

翻板轴轴套

巒三维建模及各零件设计

右侧输入轴

齿轮轴

#三维建模及各零件设计

3装配体装配

输入轴支座

#三维建模及各零件设计

翻板轴支座

三维建模及各零件设计

联轴器及装配

曾设计总结

在翻转机的设计过程中，利用三维软件做仿真分析我发现，三维软件对复杂机构进行设计具有准确性高和设计效率高的优点，而且仿真分析对机构验证和安装调试具有很好的指导作用。

詁计过程中参照的翻转机，工作可靠，钢板交接平稳，逆向翻转也没问题，能够很好的完成翻板任务。

由于翻转机节省能源，安全可靠，后期维护费用低，可以用在钢厂中厚板车间使用，尤其在翻转厚钢板方面有更加突出优势，能够有效提高产品质量，增强产品竞争力。

系统运行稳定、可靠，故障点容易查找，维护量小，大大减少人工劳动强度，延长设备使用寿命，减少维护量，提高综合效益。

f

谢谢！

答辩人：