自动链条编结机设计

真诚为您提供优质参考资料，若有不当之处，请指正。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21.1 自动链条编结机功能及设计要求21.2 工艺动作分解及运动循环图51.3 电动机的选择与比较51.4 传动机构51.4.1 传动机构的选择与比较51.4.2 传动比的计算51.4.3 传动方案图51.5 执行机构的选择与比较5第二部分 机构尺寸计算与确定22.1 自动送料机构的尺寸与计算22.2 切断压平机构的尺寸与计算52.3 间歇转动机构的尺寸与计算52.4 机构运动简图5第三部分 机构的运动分析52.4 运动线图52.5 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2.32.5mm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3545个链节。（2） 钢丝材料为低碳钢，直径为2.32.5 mm，每个链节所用的钢丝长度为35 mm，扭曲角度为45。（3） 链条可以承受12001800N 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2.5mm（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：1500 N1.2 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-637.496081.00.76堵转电流/实际电流堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩652.12.1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1.41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41模数m无m=2mm2齿数z3分度圆压力角4齿顶高系数5顶隙系数6分度圆直径dd=mz7基圆直径8齿距pp=mp=6.289基圆齿距10全齿高hh=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 (d22(L-R-r)=37)销与槽底间隙：=3mm槽轮深度：h=R+r-L+=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10mm2.3.1.2 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;for i=1:n %计算推杆运动规律 if i=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);hold on;grid on;axis equal;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)hold on;grid on;plot(-(r0+h+10) (r0+h+10),0 0,k);%水平轴plot(0 0,-(r0+h) (r0+h),k);%垂直轴plot(-32 32,r0 r0,r);%绘制推杆plot(0 0,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;for i=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 hold on;axis equal;axis(-80 420 -70 100); plot(-(r0+h+20) (r0+h+10),0 0,k);%水平轴 plot(0 0,-(r0+h+10) (r0+h+10),k);%s垂直轴 plot(r0*cos(ct),r0*sin(ct),g);%凸轮基圆 plot(-32 32,r0+s(i) (r0+s(i),r);%绘制推杆 plot(0 0,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),r0 r0,k)%绘制水平轴 plot(r0+h) (r0+h),r0 r0+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- 20 - / 21