工件输送机设计毕业论文(编辑修改稿)

工件输送机设计毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

s     式 (5) 0 . 0 0 0 3 8 5 2 1 03 0 . 3 8 0/ 0 . 2 1 2 8 /C D VC D C DV p cLL r a d s r a d s     式 (6) 0 . 0 0 0 3 8 5 2 5 54 0 . 1 8 0/ 0 . 5 4 5 4 /VEFE F E FpfVLL r a d s r a d s     式 (7) 作加速度分析 加速度求解的步骤与速度分析相同 ， 也是先依次求出 Ba ， Ca ， Ea ， Fa。 然后再求解 2 ， 3 ， 4 1)求 Ba 因为曲柄 ABL 作等速回转 ， 所以没有切向加速度。 2 2 2 2401 600 . 1 1 5 ( ) / 0 . 0 5 1 /nB B A A Ba a L m s m s     式 (8) 方向由 B指向 A. 临沂大学机械工程学院 2020 届本科毕业设计 9 2）求 Ca 根据点 C分别对于点 D和点 B的相对运动关系可得 Ca = nCDa + tCDa = Ba + nCBa + tCBa 方向 C→ D ⊥ CD B→ A C→ B ⊥ CB 大小 23CDl  √ 2CBl  式中 tCDa 和 tCBa 的大小未知，故可用作图法求解。 图 4 加速度分析图 Acceleration analysis diagram 如图 33 所示，取点 p 作为加速度多边形的极点，并作 pb 代表 Ba ，则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   ， 然后再按上式作图，可求得 pc 代表 Ca ，其大小为 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 因为点 E和点 C都在杆 DEL 上 22550380 0 . 0 3 8 5 / 0 . 0 5 6 /DECDLECLa a m s m s    式 (10) 4）求 Fa 利用点 F和点 E的相对运动关系可得 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，用作图法求解。 如图所示。 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。 根 据上面求构件角加速度的方法可得 2 22 3 4 0 . 0 0 0 2 5 52 0 . 1 5 5 /tC B aC B C Ba n cLL r a d s       逆时针 式 (12) 临沂大学机械工程学院 2020 届本科毕业设计 10 3 21 1 0 0 . 0 0 0 2 5 53 0 . 0 7 4 /tC D aC D C Da n cLL r a d s       顺时针 式 (13) 4 22 6 3 0 . 0 0 0 2 5 54 0 . 3 7 3 /t aEFE F F EncaLL r a d s       顺时针 式 (14) 用矢量方程图解法作平面连杆机构的动态静力分析 动态静力分析是根据达朗贝尔原理将惯性力和外力加在机构的相应构件上，用静力平衡的条件求出各运动副中的反力和原动件 上的平衡力的一种比较常用的工程方法。 进行动态静力分析首先是求出个构件的惯性力 ， 并把它们当作外力加于产生这些惯性力的构件上面。 然后再根据静定条件将机构分解为若干个平衡力和构件组作用的构件。 而进行力分析的顺序一般是由离受平衡力作用的构件的最远构件组开始 ， 逐步推算到平衡力作用的构件上 [7]。 对机构进行运动分析 在之前的运动分析里，已经用选定好的长度比例尺 I ， 速度比例尺 v ， 加速度比例尺 a ， 绘出了机构简图及其速度多边形和加速度多边形。 确定各构件的惯性力和惯性力偶矩 在对机械进行动态静力分析时需要求出各构件的惯性力 ， 在新机械的设计中 ， 机构中各构件的结构尺寸 ， 质量和转动惯量等参数都尚未确定 ， 根据设计经验先给出各构件的质量和转动惯量等参数 ， 再进行静力分析 ， 在这个基础上进行各构件的强度验算 ， 再根据验算的结果对构件尺寸进行修正 ， 最后定出构件的结构尺寸。 （ 1）计算各 杆的质量及转动惯量 因为各杆都是拉压杆件 ， 要求力学综合性能较高 ，所以 选 45号钢 ， 各杆应初选直径。 查表得密度 10 /kg m 。 根据质量 24dm lkg ， 转动惯量 22112J ml kg m 计算结果见表 1 杆件间的联结 拉压杆与其它构件之间，或者一般构件与构件之间，常采用销轴，耳片，螺栓等相联接，本设计采用销轴、 耳片。 连结件的受力与变形都比较复杂，在工程实际中，我们常常采用简化分析的方法。 他的要点是：对连接件的受力与应力分布进行简化，然后计算出各部分的名义应力。 以下为计算轴和耳片 [3]。 剪切强度计算 考虑图中所示的轴销，它的受力情况如图所示，可以看出，作用在轴销上面的外力有以下几个特点：外力垂直作用于轴销的轴线，且作用线之间的距离很小（轴销一临沂大学机械工程学院 2020 届本科毕业设计 11 般都是短而粗的）。 根据受力情况可以看出，轴销上主要受剪切力的作用。 在工程力学计算中，通常都假设剪切面上的剪应力是均匀分布的。 剪切面上的剪应力不得超过连接件上的许用 剪应力 [] ，即要求 []QA  QP 也即 44 []Pd  式 (26) 其中许用剪切应力 [] 表示为连接件的剪 切极限应力除以安全系数。 400 4[ ] 100M PaS M Pa    式 (27) 2 2[] 5 0 1 0 044[ ] 1 9 6 2d M P aP K N     式 (28) 挤压强度计算 在外力作用下 ， 孔与销轴直接接触 ， 接触面上的应力称为挤压应力。 当挤压应力过大时 ， 在孔 和 销接触的局部区域内 ， 将产生明显的塑性变形 ， 导致影响孔 ， 销间的正常配合。 最大挤压应力 bs 发生在该表面的中部。 挤压应力为 bsF ， 销或孔的直径为 d ， 耳片的厚度为 t ， 根据实验分析结果得知 : bFbs td  式 (29) Td表示受压圆柱面在相应径向平面上的投影 ； bs 表示最大挤压应力 ， 数值上与径向截面的平均压应力 相等。 由上述分析可知 ， 为了防止挤压造成破坏 ， 最大挤压应力 bs 不得超过连接件的许用压应力 []bs ,即要求 []bs bs 式 (30) []bs 表示连接件的挤压极限应 力除以安全系数。 因此 ， 从挤压强度考虑 ， 接头的许用载荷是 [ ] [ ] = 40 30 30 0 = 36 0bsP td KN   式 (31) 稳定性的校核 当作用在细长杆上的轴向力达到或超过一定限度的时候，杆件可能会突然产生弯曲，即失稳现象。 因此，对于轴向受压杆件，除了应考虑它的强度和刚度问题外，还应考虑它的稳定问题。 临沂大学机械工程学院 2020 届本科毕业设计 12 图 12 轴销受力示意图 the anxial force diagram 1） 临界载荷的计算 该连杆为两端铰支细长压 杆，根据材料力学中公式可知，它的临界载荷为： 2 4 3 4 3 3 42 2 22 0 6 1 0 5 064 6 4 6 4 3 7 5 4428E d E dcr llP K N           式 (32) 2） 校核 45 钢的屈服应力 350s MPa  ， 所以，连杆压缩屈服所需的轴向压力为 2 25 0 3 5 044 6860SdSP K N     式 (33) 由以上的分析可以得知 ， 为了 保证压杆在轴向压力的作用下不被导致失稳 ,必须满足下面的稳定条件 ： []crstP stnPP 式 (34) 式中 ： stn 代表稳定安全系数 ； []stP 代表稳定许用压力。 工况为一般的中度冲击条件 ， 所以 stn 取 4 4428 41450 1107KNP N K N   式 (35) 上述计算表明，细长杆的承压能力是由稳定性的要求确定的。 5 减速器的设计 减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。 选用减速器时应根据工作机的选用条件、技术参数、动力机的性能、经济性等因素比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸、传动效率、承载能力、质量、价格等，选择最适合的减速器。 减速器是一种相对精密 的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩 [10]。 临沂大学机械工程学院 2020 届本科毕业设计 13 电动机的选择 选择电动机类型和机构形式 电动机是常用的原动机，并且是标准化和系列化的产品。 机械设计中要根据工作机的工作情况和运动，动力参数等，选择合适的电动机类型、结构形式、传递的功率和转速 ，再根据这些 确定电动机的型号。 电动机有交流电动机和直流电动机之分 ， 工业上常采用交流电动机。 交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中普通笼型异步电动机在平时应用最广泛。 在一般的设计中，优先选用 Y系列笼型三相异步电 动机，因为它具有高效、噪音小、振动小、节能、安全可靠的特点 ，而 且安装尺寸和功率等级符合国际标准 ， 适用于那些无特殊要求的各种机械设备。 根据所给条件中工作场地的要求 ： 每天二班制工作，载荷中有中度冲击，工作环境清洁 ， 室内，三相交流电源。 所以选择电动机为 Y系列 380V三相笼型异步电动机。 功率的计算 电动机在功率方面的选择是否合适将直接影响到电动机在工作性能和经济性能方面的体现。 如果选用的电动机额定功率小于工作机所要求的功率，那么工作机就不能正常工作，而且容易是电动机因为长期过载而导致过早损坏，如果选 用的电动机额定功率大于工作机所要求的，那么相比于电动机的价格，没有得到充分的应用，而导致浪费。 在设计过程中 ， 由于工件传输机一般为长期连续运转 ， 载荷不变或很少变化的机械 ,并且传递功率较小，故只需使电动机的额定功率 edP 等于或梢大于电动机的实际输出功率 dP ,即 ed dPP。 这样电动机在工 作时就不会过热 ， 一般不需要对电动机进行热平衡计算和校核启动力矩。 电动机功率计算 电动机所需工作功率为 waPdP  式中 ： wP 工作机所需工作功率 ， 指工作机主动端运输带所需功率。 a 由电动机至工作机主运动端运输带的总效率。 工作机所需工作功率 ,应由机器工作阻力和运动参数计算 求得 . 5 6 0 0 . 1 2 5 4 0 /1 0 0 0 1 0 0 0 2 . 8aT N m r a d swP k W k W k W    式 (36) T— 工作机的阻力矩  — 工作机的角速度 传动效率 传动装置的总效率应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘临沂大学机械工程学院 2020 届本科毕业设计 14 积 , 1 2 3 n       … 其中分别为每一传动副 ， 每对轴承 ， 每个连轴器的效率 、 传动副的效率数值可按下列选取 ， 轴承及连轴器效率的概 略值为 : 滚动轴承 ， 滑动轴承 弹性连轴器 ， 齿轮连轴器 ， 万向连轴器。 确定电动机转速 容量相同的同类电动机 ， 有几种不同的转速系列供使用者选择 ， 如三相异步电动机常用的有四种同步转速 ， 即 3000、 1500、 1000、 750r/min(相应的电动机定子绕组的极对数为 8)。 同步转速为由电流频率与极对数而定的磁场。