【正文】 = 36 0bsP td KN?? ? ? 式 (31) 穩(wěn)定性的校核 當作用在細長桿上的軸向力達到或超過一定限度的時候，桿件可能會突然產生彎曲，即失穩(wěn)現(xiàn)象。擠壓應力為 bsF ， 銷或孔的直徑為 d ， 耳片的厚度為 t ， 根據實驗分析結果得知 : bFbs td? ? 式 (29) Td表示受壓圓柱面在相應徑向平面上的投影 ； bs? 表示最大擠壓應力 ， 數(shù)值上與徑向截面的平均壓應力 相等。當擠壓應力過大時 ， 在孔 和 銷接觸的局部區(qū)域內 ， 將產生明顯的塑性變形 ， 導致影響孔 ， 銷間的正常配合。剪切面上的剪應力不得超過連接件上的許用 剪應力 []? ，即要求 []QA ?? QP? 也即 44 []Pd? ?? 式 (26) 其中許用剪切應力 []? 表示為連接件的剪 切極限應力除以安全系數(shù) 。根據受力情況可以看出，軸銷上主要受剪切力的作用。以下為計算軸和耳片 [3]。連結件的受力與變形都比較復雜，在工程實際中，我們常常采用簡化分析的方法。 查表得密度 10 /kg m? ?? 。 確定各構件的慣性力和慣性力偶矩 在對機械進行動態(tài)靜力分析時需要求出各構件的慣性力 ， 在新機械的設計中 ， 機構中各構件的結構尺寸 ， 質量和轉動慣量等參數(shù)都尚未確定 ， 根據設計經驗先給出各構件的質量和轉動慣量等參數(shù) ， 再進行靜力分析 ， 在這個基礎上進行各構件的強度驗算 ， 再根據驗算的結果對構件尺寸進行修正 ， 最后定出構件的結構尺寸。而進行力分析的順序一般是由離受平衡力作用的構件的最遠構件組開始 ， 逐步推算到平衡力作用的構件上 [7]。進行動態(tài)靜力分析首先是求出個構件的慣性力 ， 并把它們當作外力加于產生這些慣性力的構件上面。 2 2 2/ 0 . 0 0 0 2 5 5 ( / ) / 1 2 8 0 . 0 3 2 6 /Faa p f m s m s m m m m m s? ??? ? ? ? 式 (11) 5）求 2? ， 3? ， 4? 。 圖 4 加速度分析圖 Acceleration analysis diagram 如圖 33 所示，取點 p? 作為加速度多邊形的極點，并作 pb?? 代表 Ba ，則加速度比例尺可求得 2220 . 0 5 1 /200/ ( / ) / 0 . 0 0 0 2 5 5 ( / ) /msaB mma p b m s m m m s m m? ??? ? ?， 然后再按上式作圖，可求得 pc?? 代表 Ca ，其大小為 2 2 2/ 0 . 0 0 0 2 5 5 ( / ) / 1 2 5 0 . 0 3 1 9 /Caa p c m s m s m m m m m s? ??? ? ? ? 式 (9) 3）求 Ea 因為點 E和點 C都在桿 DEL 上 22550380 0 . 0 3 8 5 / 0 . 0 5 6 /DECDLECLa a m s m s? ? ? ? 式 (10) 4）求 Fa 利用點 F和點 E的相對運動關系可得 Fa ＝ Ea + nFEa + tFEa 方向 √ F→ E ⊥ FE 大小 水平向右 √ 24EFl ? 式中 Fa 的方向和 tFEa 的大小未知，用作圖法求解。 然后再求解 2? ， 3? ， 4? 1)求 Ba 因為曲柄 ABL 作等速回轉 ， 所以沒有切向加速度 。 如圖 3所示，取點 P作為速度多邊行的 極點，并作 pb 代表 Bv ，那么速度比例尺可以求得 0 . 0 7 7 /200/ ( / ) 0 . 0 0 0 3 8 5 ( / ) /msVB mmV p b m s m m m s m m? ? ? ?。 圖 3 速度分析圖 Velocity diagram 臨沂大學機械工程學院 2020 屆本科畢業(yè)設計 8 1）求 Bv 401 600 . 1 1 5 / 0 . 0 7 7 /B A Bv L m r a d s m s?? ? ? ? 式 (2) 方向垂直于 AB，指向與 1? 的轉向一致。 在用圖解法作機構的運動分析時， 需要先繪出該機構的運動簡圖，然后再根據運動簡圖進行速度和加速度的分析，求解的步驟說明如下： 繪制機構運動簡圖 根據前面所描繪的方法和步驟，選取尺寸比例尺 L? = ABL AB (m/mm)，并按照比例尺準確地繪制出機構的運動簡圖如圖 11所示。對機構進行速度和加速度的分析時，首先要根據運動合成原理列出機構運動的矢量方程，然后再根據該方程來作圖進行解決。 因此可以定出該要求設計的機構的總體尺寸 ， 即 ABL =a=115mm， BCL =b=385mm,CDL =c=380mm, ADL =d=380mm, DEL =550mm, EFL =180mm。；對于一些受力很小或者不經常使用的操縱機構，則可允許傳動角小一些，只要不發(fā)生自鎖就可以。 圖 2 機構的運動 示意圖 Kinematic diagram of mechanism 校核最小傳動角 在機構運動過程中 ， 傳動角的大小是不停變化的 ， 為了保證機構的傳動性能要求 ，設計時應使 min? ≥ 40176。設計時應注意 ， 曲柄的軸心 A不能選在弧段上 ， 否則機構將不能滿足運動連續(xù)性的要求。作△ 21PCC 的外接圓 ,那么圓弧 12CPC 上任一點 A到 1C 和 2C 的連線所形成的夾角∠ 12CAC 都等于極位夾角 ? ， 所以曲柄的軸心 A應在這個圓弧上。 作 2CN使∠ 21CCN =90176。(K1)/(K+1)算出極位夾 角 ? 為 176。 曲柄搖桿機構的設計 臨沂大學機械工程學院 2020 屆本科畢業(yè)設計 6 通過擺角及行程速比系數(shù) K=。 鉸點位置和曲柄長度的設計 根據行程速比和傳動角要求鉸點 A 的位置及曲柄連桿長度。 50176。輸送時滑架受到的阻力 Fr 視為常數(shù)，滑架寬度為 250mm，使用折舊期為 5 年，每天二班制工作，載荷里有中 等沖擊，工作環(huán)境清潔，室內，三相交流電源，工作機構效率為 ，用于小批量生產。綜臨沂大學機械工程學院 2020 屆本科畢業(yè)設計 5 上所述：平面四桿機構中曲柄存在的條件是四個桿的長度關系，誰做機架決定是否會存在曲柄 [1]。此時，如果取最短桿為機架，則得到雙曲柄機構；若取最短桿的任何一個相連構件為機架，則得到曲柄搖桿機構；如果取最短桿對面構件為機架，則得到雙搖桿 機構。 (2)在鉸鏈四桿機構中，如果某個轉動副能夠成為整轉副，則它所連接的兩個構件中，必有一個為最短桿，并且四個構件的長度關系滿足桿長之和條件。在曲柄搖桿機構中，當曲柄為原動件，搖桿為從動件時，可以把曲柄的連續(xù)轉動轉 變?yōu)閾u桿的往復擺動，此種機構應用比較廣泛。 (6) 連桿機構中運動的傳遞要經過中間構件，而各構件的尺寸不可能做得絕對準確，再加上運動副間的間隙，故運動傳遞的累積誤差比較大 [3]。 (5) 在連桿機構的運動過程中，一些構件（如連桿）的質心在作變速運動，由此產生的慣性力不好平衡，因而會增加機構的動載荷，使機構產生強迫振動。連桿機構中的連桿，可以看作是在所有方向上無限擴展的一個平面，該平面稱為連桿平面。(3) 在主動件運動規(guī)律不變的情況下，只要改變連桿機構各構件的相對尺寸，就可以使從動件實現(xiàn)不同的運動規(guī)律和運動要求。 (2) 構件運動形式具有多樣性。 連桿機構的特點： (1) 連桿機構中構件間以低副相連，低副兩元素為面接觸，在承受同樣載荷的條件下壓強較低，因而可用來傳遞較大的動力。 (2)這些機構中的運動副一般均為低副。 連桿機構的定義： (1)原動件的運動都要經過一個不直接與機架相聯(lián)的中間構件才能傳動從動件，中間構件稱為連桿。本課題的難點是連桿尺寸的分析和動力運動的分析，減速器的各軸和齒輪的計算設計 [2]。所以此方案較合理。而且液壓機構成本太高，維護檢修復雜。方案二也存在類似的問題，方案三機構結構簡單，構造也較為普通，且運行時噪聲低。它必須由雙環(huán)形脈沖信號、功率驅動電路等組成控制系統(tǒng)方可使用。 經過可行性調研，我們發(fā)現(xiàn)方案一中步進電機的功率和工作狀況要求中的中度沖擊問題對步進電機的影響不能很好的解決，而且步進電機擁有一個很明顯的優(yōu)點，就是它有精確的正反轉功能，因為步進電機是將電脈沖信號轉化為角位移，或線位移的開環(huán)控制元件，在非超載的情況下，電機的轉速，停止的位置只取決于脈沖信號的頻率和脈沖數(shù)，而不受負載的變化而影響，即給電機加一個脈沖信號，電機則轉過一個步距角，這一線性關系的存在，加上步進電機只有同期性的誤差而 無累積誤差等特點，使得在速度控制領域用步進電機來控制變的非常簡單，而且低速精度高。通過普通電動機可以獲得運動所需要的動力，減速器調整相應的速度和節(jié)奏，連桿機構實現(xiàn)不同的速度比，節(jié)奏，步臨沂大學機械工程學院 2020 屆本科畢業(yè)設計 3 長和滑架的運動軌跡 [2]。該機構由液壓機構和凸輪機構相互配合，使擋板做曲線運動。本方案采用液壓動力裝置以推動擋板左右往復運動。 方案二：運用齒輪齒條和步 進電動機來實現(xiàn)滑架的往復運動，通過步進電機的正反轉，齒條固定在滑架上，利用齒輪齒條間的傳動來實現(xiàn)滑架的往返運動。輸送時滑架受到的阻力 Fr 視為常數(shù)，滑架寬度為 250mm，使用折舊期為 5 年，每天二班制工作，載荷里有中等沖擊，工作環(huán)境清潔，室內，三相交流電源，工作機構效率為 ，用于小批量生產。如大傾角長距離輸送機成套設備、高產高效工作面順槽可伸縮輸送機等均填補了國內空白，并對輸送機的減低關鍵技術及其主要元部件進行了理論研究和產品開發(fā)，研制成功了多種軟起動和制動裝置以及以 PLC 為核心的可編程電控裝置，驅動系統(tǒng)采用調速型液力偶合器和行星齒輪減速器 [1]。 我國生產制造的輸送機的品種、類型較多。 （ 4）新型、高可靠性關鍵元部件技術。 （ 2）應用動態(tài)分析技術和機電一體化、計算機監(jiān)控等高新技術，采用大功率軟起動與自動張緊技術，對 輸送機進行動態(tài)監(jiān)測與監(jiān)控，大大地降低了輸送帶的動張力，臨沂大學機械工程學院 2020 屆本科畢業(yè)設計 2 設備運行性能好，運輸效率高。目前，在煤礦井下使用的輸送機已達到表 1 所示的主要技術指標，其關鍵技術與裝備有以下幾個特點： （ 1）設備大型化。采用什么機構或傳動方式、速度及加速度、運動軌跡的設計是其中的核心問題，某些結構的優(yōu)化設計也可成為設計的內容，本課題是典型的機械設計及理論的應用 [1]。 本課題來源于社會生產實踐，屬于工程設計類。 在越來越注重生產效益的今天，自動化的輸送可以節(jié)省很多不必要的時間和人力資源，從而可以獲得最高的收益。在任何的設備生產線上，不管是物料，還是工件及部件的輸送都要用到輸送機。它結構簡單、造價低、輸送 能力大，運輸距離長，還可在輸送過程中同時完成若干工藝操作，可進行水平、傾斜輸送，也可組成空間輸送線路，有很高的生產率。 本設計的主要研究內容是設計連桿結構的尺寸以及齒輪傳動的 主要參數(shù)等，對主要研究部分的部件進行了選型，設計，校核。 畢業(yè)論文（設計） 工件輸送機設計 摘要 在科技越來越發(fā)達的今天，在各行各業(yè)中生產效率變得成為了關鍵，而工件的運輸效率是提高生產效率的因素之一，于是工件輸送機的作用越來越大，各生產企業(yè)對工件輸送機的要求也變得更高。本設計主要致力于傳動裝置主要部件的設計，要求傳動機構各部件能很好地配合，能很好地控制傳遞距離和速度，并在節(jié)省投資和控制方面有比較好的調節(jié)。 關鍵詞 ： 輸送機；連桿機構；齒輪傳動 臨沂大學機械工程學院 2020 屆本科畢業(yè)設計 ABSTRACT Nowadays, science and technology is more and more developed, while the workpiece transportation efficiency is a factor to improve production efficiency. So the workpiece conveyor is more and more important role, each production pany on the workpiece conveyor and demand much higher. This design mainly devote to drive the design of main parts, requires the ponents of the transmission mechanism with a good coordination, can well control the transmission distance and velocity, and in saving investment and control has bette