【文章內(nèi)容簡介】 后，開口朝上落入下料道中，在重力作用下沿著傾斜的下料道下落。這樣就大大降低其下 料速度（由滾動轉(zhuǎn)化為滑動），且開口朝上，此狀態(tài)有利于保護裝配完的滾針。 綜上所述，此種方案切實可行。 凸輪機構(gòu) 兩種方案的比較選擇 在各種機械中，特別是自動機械中，廣泛的應(yīng)用各種類型的凸輪機構(gòu)。凸輪機構(gòu)之所以得到如此廣泛的應(yīng)用，主要是由于凸輪機構(gòu)可以實現(xiàn)各種復(fù)雜的運動要求，而且結(jié)構(gòu)簡單緊湊。 本裝配機中，推套的運動為往復(fù)直線運動。為了實現(xiàn)此種運動，設(shè)計為用凸輪機構(gòu)。因本裝配機推套的運動和動力的輸入為都是豎直平面內(nèi)，所以有兩種設(shè)計方案。 方案一：凸輪機構(gòu)選用擺動推桿盤形凸輪機構(gòu)。動力輸入方 式選用一對錐齒輪傳動，其結(jié)構(gòu)簡圖如圖 310： 21 圖 310 方案一簡圖 其工作原理為：動力由軸 1 輸入，通過錐齒輪傳給軸 2，然后帶動凸輪轉(zhuǎn)動，推動滾子擺動，通過鉸支點的杠桿作用，帶動推套左右擺動，從而實現(xiàn)裝配。 方案二：采用擺動推桿圓柱凸輪機構(gòu)。其示意簡圖如圖 311： 22 圖 311 方案二簡圖 其工作原理為：由于凸輪形狀為圓柱凸輪，它很好的解決了動力輸入的問題。其工作時，圓柱凸輪轉(zhuǎn)動，推動滾子在溝槽中運動。另一方面，擺桿也繞著鉸接點擺動，帶動推套左右直線運動。 兩方案比較：兩方案都可實現(xiàn)預(yù)先的運 動。方案一采用平面凸輪機構(gòu)，動力輸入采用一對錐齒輪。而方案二采用圓柱凸齒輪機構(gòu)，大大簡化了結(jié)構(gòu)。所以采用方案二。 凸輪輪廓曲線設(shè)計 推桿的運動規(guī)律，是指推桿在推程或回程時，其位移、速度和加速度隨時間變化的規(guī)律。通常推桿的運動規(guī)律有等速運動、等加速等減速運動、簡諧運動和正弦加速度運動等。 本裝配機推桿的運動規(guī)律可以有兩種： ? 等速運動 23 在推程階段，凸輪以等角速度 ω 轉(zhuǎn)動，經(jīng)過時間 t0 ，凸輪轉(zhuǎn)動的推程角為 δ0 ，而推桿等速度完成的推程為 h。則推程時推桿的運動方程式為： S=h?δ/δ0 V=h?ω/δ0 a=0 回程時基本相似，不再重復(fù)。 推桿做等速運動時的運動線圖（推程）如圖 312 所示。 24 圖 312 等速運動線圖 則擺桿在推程和回程時運動速度是恒定的，比較平穩(wěn)。這是它的優(yōu) 25 點。但由加速度圖線可知，在運動開始和終止的瞬間，速度有突變，所以這時推桿的加速度在理論上由零值突變?yōu)闊o窮大，致使凸桿突然產(chǎn)生非常大的慣性力，因而使凸輪機構(gòu)受到極大的沖擊，使機構(gòu)損壞的較 快。另外，這種沖擊使整個裝配機也產(chǎn)生很大的擺動，對整個裝配過程不利。 ? 正弦加速度運動 為了使推桿的加速度按更理想的規(guī)律變化，同理可得出推桿在推程時運動方程式為： S=h[δ/δ0sin(2? δ/δ0)/2? V=hω[1cos(2? δ/δ0)] /δ0 a=2? hω2 sin(2? δ/δ0)/ δ02 其運動線圖（推程）時如圖 313 所示。 26 圖 313 正弦加速度運動線圖 則由圖可知，推桿在剛開始和到達最高點時，其速度都為 0，加速度也為 0，故不存在有沖擊，所以運動比較平穩(wěn)，故具有較好的動力性能。而在中部分時，其速度逐漸增大，使推套在裝配前具有一定速度，這也提高了裝配效率。而在裝配結(jié)束時，即推套行程 最大時速度為 0， 27 使之有一定的停頓，這樣更有利于裝配。 綜合比較之下，選擇 ? 的運動規(guī)律。整個凸輪的輪廓線的設(shè)計采用作圖法，詳見附錄電算程序 PROGRAM 。 傳動系統(tǒng)設(shè)計 通常機械傳動中典型的傳動方式有齒輪傳動、帶傳動、鏈傳動、摩擦傳動等，其各自都具有自己的特點。 帶傳動具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動平穩(wěn)、造價低廉、不需潤滑以及緩沖吸振等特點，比較適合于高速運動。 齒輪傳動的特點有瞬時傳動比恒定、傳動比范圍大、傳動效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、制造成本較高等。 鏈傳動屬于具有中間撓性件的 嚙合運動，它兼有齒輪和帶傳動的一些特點。與齒輪傳動相比，鏈傳動的制造和安裝的精度要求較低；鏈齒輪受力情況較好，承載能力較大；有一定的緩沖和減振性能；中心距可大而結(jié)構(gòu)輕便。與帶傳動相比，鏈傳動的平均傳動比準(zhǔn)確；傳動效率較高；鏈條對軸的拉力較小；同樣使用條件下，結(jié)構(gòu)尺寸更為緊湊；鏈條的磨損伸長緩慢，張緊調(diào)節(jié)工作量較小。 結(jié)合本裝配機的自身特點，要求的轉(zhuǎn)速較低，所以不宜用帶傳動；另一方面，傳動中，各軸之間不要求精確的傳動比，所以不宜采用齒輪傳動。綜之，本裝配機采用鏈傳動更為適宜。 電機的選擇 綜合觀察本裝配，其消 耗功率的地方主要有：滾針的上料機構(gòu)、軸承外圈的上料機構(gòu)、裝配和卸料機構(gòu)、凸輪機構(gòu)。其中只有軸承外圈上料機構(gòu)消耗的功率最大?？纱篌w估算如下：設(shè)每只軸承外圈的質(zhì)量為，在此機構(gòu)中，推塊的行程為 100mm，推塊每上升一次最多可攜 28 帶三只，則推塊在一次行程中所做的功為： w = mg h = ? 3? 10? = (J) 由于前面已要求裝針數(shù) 量為每分鐘十只左右，所以此軸的轉(zhuǎn)速估計為 n = 10r/min，則推塊消耗的功率為： P = ? 10/60 = (w) 為了增大其安全系數(shù)，所得功率值可乘以一安全系數(shù) 5，得其功率值為 P = ，則此功率值可以假定為其他三個機構(gòu)各自所消耗之功率，則整個裝配機所消耗的功率為： P 總 = 4? = 2w 選擇電機時，只要電動功率滿足機器所能消耗的功率即可，因此，電機選為 Y8014 型， 滿載功率為 ，滿載時電機轉(zhuǎn)速為 1440r/min。 減速器的選擇 由于本裝配機所最終要求之轉(zhuǎn)速較低（ 10r/min 左右），而電機轉(zhuǎn)速較高，所以選擇減速器的原則為 ? 降速比大；? 結(jié)構(gòu)尺寸小。綜合考慮之下，減速器選擇擺線針輪減速器（ JB298281）。根據(jù)動力傳入方式，選擇為臥式，電動機直聯(lián)型單級減速器。機型號為 15，傳動比為43，輸入功率為 ，輸入轉(zhuǎn)速為 1500r/min。 滾子鏈傳動 由圖 0005 可知，本裝配機的動力輸入路線為：動力由電機經(jīng)減速器，然后輸入裝配裝置軸，然后再由此軸 分別傳給滾針上料機構(gòu)軸和凸輪機構(gòu)軸，然后再由凸輪機構(gòu)軸傳給軸承外圈上料機構(gòu)軸。共有四條鏈和四對鏈輪需進行設(shè)計。 ? 減速器軸與裝配裝置軸的鏈傳動設(shè)計 電機轉(zhuǎn)速為 1500r/min，減速器降速比為 43，則減速器輸出軸，即 29 小鏈輪轉(zhuǎn)速為： n1=1500/43=。預(yù)期假設(shè)裝配軸轉(zhuǎn)速為 25r/min，則傳動比 i = 35/25 = 。 ① 鏈輪齒數(shù)計算 為了防止根切，再加上本機構(gòu)結(jié)構(gòu)尺寸要求，小鏈輪齒數(shù)選為 Z1 = 19，則大鏈輪 齒數(shù) Z2 = iZ1 = ? 19 = 取 Z2 = 27 。 ② 鏈條節(jié)距 P 由于本裝配機實際消耗功率較低，再之小鏈輪轉(zhuǎn)速也較低，由圖2222（見機械設(shè)計手冊第 3 冊）選得節(jié)距 P 為 08A,即 P = 。 ③ 檢驗小鏈輪孔徑 由表 ， dkmax = 41，而減速器輸出軸直徑為 35〈 41，結(jié)構(gòu)可以。 ④ 初定中心距 a0 由于結(jié)構(gòu)上有限 制，暫取 a0 = 12P。 ⑤ 鏈長節(jié)數(shù) Lp = 2a0p+(z1+z2)/2+C/a0p = 2? 12+(19+27)/2+ = 取 Lp = 47 節(jié) 式中 a0p = a0/P C= [(Z2Z1)/2? ]2 ⑥ 鏈條長度 L L = Lp? P/1000 = 47? ⑦ 理論中心距 a a = P(2LpZ2Z1)Ka = (2? 472719)? = 30 式中 Ka = ，表 ⑧ 實際中心距 a’ a’= a△ a = ? = ⑨ 鏈速 V V= Z1? n1? P /(60? 1000)= 19? 35? (60? 1000) = ⑩ 兩鏈輪設(shè)計 a 小鏈輪的設(shè)計計算 小鏈輪齒數(shù)為 Z1=19，則 分度圓直徑 d 為 ： d = P/sin(180176。/Z1)=(180176。/19)=(mm) 齒頂圓直徑為： da=P[+ctg(180176。/Z)]= [+ctg(180176。/19)]= (mm) 齒根圓直徑為： df = ddr = = 式中 dr = 分度圓弦齒高 ha 為： ha = = ? = 齒側(cè)凸緣直徑 dg 為： dgPctg(180176。/Z) =? ctg(180176。/19)? = b 大鏈 輪的設(shè)計計算 同理可得鏈輪 Z2的分度圓直徑為： d2 = (180176。/27)= 31 齒頂圓直徑 da =[+ctg(180176。/27)]= 齒根圓直徑 df =ddr= 齒側(cè)凸緣直徑 dg ? 裝配裝置軸與滾針上料機構(gòu)軸的鏈傳動設(shè)計 由上可知，裝配軸轉(zhuǎn)速為 25r/min,而整個裝配機的要求為每分鐘 10只左右。而凸輪軸每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)就完成一個裝配過程，所以凸輪軸的轉(zhuǎn)速為10 r/min 左右。滾針上料機構(gòu)的齒形輪 直徑是裝配軸裝針部分直徑的 3倍，所以它的轉(zhuǎn)速 10 r/min 左右即可。軸承外圈上料機構(gòu)推塊寬度大約為軸承直徑之 3 倍，它的軸每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，推塊就完成一個工作循環(huán)，所以此軸轉(zhuǎn)速 10 r/min 左右即可。總之，裝配軸與滾針上料機構(gòu)軸的傳動比為 2，裝配軸與凸輪軸的傳動比為 2，凸輪軸與軸承外圈上料機構(gòu)軸的傳動比為 1。 則滾針上料機構(gòu)軸的轉(zhuǎn)速為： n2 = n1/i = 25/2 = ① 鏈輪齒數(shù) 小鏈輪齒數(shù)，為了滿足結(jié)構(gòu)要求和不使小鏈輪根切，選擇 Z1 = 15，則大鏈輪齒數(shù) Z2 = 30。 ② 鏈條節(jié)距 P 同理鏈條節(jié)距取 08A，即 P = ③ 檢驗小鏈輪孔徑 由表 ， dkmax = 28mm，而實際軸徑為 18mm28mm，可以。 ④ 初定中心距 a0 由于受到結(jié)構(gòu)限制，初定中心距為 a0 = 16P。 ⑤ 鏈長節(jié)數(shù) Lp 32 Lp = 2a0p+(Z1+Z2)/2+c/a0p = 2? 16+(15+30)/2+取 Lp = 54 節(jié) 式中 C= [(Z2Z1)/2? ]2 = ⑥ 鏈條長度 L L = Lp? P/1000 = 54? (m) ⑦ 理論中心距 a a = P(2LpZ2Z1)Kd =(2? 543015)? = ⑧ 實際中心距 a’ a’= a△ a = ? = ⑨ 鏈速 V V = Z1? n1? P/(1000? 60 )= 15? 25? (1000? 60 )= ⑩ 兩鏈輪的設(shè)計 a 小鏈輪的設(shè)計計算 小鏈輪 Z1 = 15，則其分度圓直徑 d 為： d = P/sin(180176。/Z1)=(180176。/15)=(mm) 其齒頂圓直徑為： da=P[+ctg(180176。/Z1)] = [+ctg(180176。/15)]=(mm) 齒根圓直徑 df為： df = ddr = = 其分度圓弦齒高 ha為： ha = = 齒側(cè)凸緣直徑 dg 為： 33 dgPctg(180176。/Z1) =? ctg(180176。/15)? = b 大鏈輪的設(shè)計計算 大齒輪 Z2 = 30,同理可得 分度圓直徑 d = 齒頂圓直徑 da = 齒根圓直徑 df = 齒側(cè)凸緣直徑 dg ? 裝配軸與凸輪軸的鏈傳動設(shè)計 由上述可知， 裝配軸與凸輪軸的傳動比為 2，小鏈輪取 Z1 = 15，大鏈輪取 Z2 = 30， 鏈節(jié)距 P取 08A，則大小鏈輪形狀同 ? 所設(shè)計。不同點在于鏈長和鏈速。 初定中心距為： 根據(jù)結(jié)構(gòu)要求，設(shè) a0 = 10P，則鏈條節(jié)數(shù) Lp 為： Lp = 2a0p+(Z1+Z2)/2+C/a0p = 2 ? 10+(15+30)/2+取 43節(jié) 則理論中心距 a 為： a = P(2LpZ2Z1)ka = (2? 433015) ? = 實際中心距 a’ 為： a’=a△ a= 鏈速 V 為： V=15? 25? (1000? 60) = 。 ? 凸輪軸和軸承外圈上料機構(gòu)軸的鏈傳動設(shè)計 此兩軸之間的傳動比為 1；根據(jù)前述可取 Z1 = Z2 = 15， 34 兩鏈輪結(jié)構(gòu)同前述。同理 初定中心距 a0為 a0 = 10P，則 鏈長節(jié)數(shù) Lp 為： Lp=2a0p+(Z1+Z2)/2+C/a0p=2? 10+15=35 節(jié) 式中 C=0 理論中心距 a為： a = P/2(LpZ) = （ 3515） = (mm) 實際中心距 a’ 為： a’= a△ a =(mm) 鏈速 V 為： V = 15? ? (1000? 60) = 綜上所述， 裝配軸的轉(zhuǎn)速是其他各軸轉(zhuǎn)速 2 倍，此種設(shè)計方案能保證裝配時，裝配軸左端齒形槽中均填有滾針，使裝配時不致有缺針現(xiàn)象。由估算結(jié)果可知，本裝配機所消耗功率很小，各傳動軸直徑取在 Φ20左右，足夠用，所以其強度校驗部分可