1、畢 業 設 計 論 文設計題目：步進式工件輸送機設計目錄容摘要 1關鍵詞 11、緒論 01.1 背景介紹 11.2 方案比較 21.3 設計方案綜述 32 、連桿機構的設計 42.1 連桿機構的定義及特點 42.2 平面曲柄搖桿機構 52.3 平面四連桿機構有曲柄的條件 52.4 連桿設計容 62.4.1 搖桿的擺角初選 62.4.2 鉸點位置和曲柄長度的設計 82.4.3 曲柄搖桿機構的設計 92.4.4 校核最小傳動角 93 、機構的運動和動力分析 103.1 概述 103.2 用矢量方程圖解法作平面連桿機構的速度分析 113.2.1 繪制機構運動簡圖 113.2.2 作速度分析 133.

2、3 用矢量方程圖解法作平面連桿機構的動態靜力分析 143.3.1 對機構進行運動分析 153.3.2 確定各構件的慣性力和慣性力偶矩 154 、 桿件的設計 164.1 桿件的類型 164.2 鋼材和截面的選擇 174.3 桿件間的聯結 174.3.1 剪切強度計算 174.3.2 擠壓強度計算 174.3.3 穩定性的校核 185 、 減速機的設計及選擇 185.1 電動機的選擇 185.1.1 選擇電動機類型和機構形式 185.1.2 功率的計算 185.1.3 電動機功率計算 195.1.4 傳動效率 195.1.5 確定電動機轉速 195.2 確定傳動裝置傳動比 195.2.1 總傳動

3、比 205.2.2 分配減速器的各級傳動比 206 、 機架的設計 206.1 機架鋼材料的選擇 206.2 鋼結構設計應滿足的要求 206.3 傳輸機附件的設計 20參考文獻 21致 22容摘要:在科技越來越發達的今天，各行各業中生產效率便顯得更加重要。 為提高生產效率，各行業對設備的自動化程度提出了更高的要求，各種 輸送機的用途也越來越大，與此同時對輸送機的要求也越來越高。在本 次工件輸送機的設計里，對輸送機的輸送距離、輸送速度及其精確度都 提出較高的要求。本次設計對步進式工件輸送機的各個部分進行選擇和 分析，并對產品的經濟性和質量的穩定性方面，也做了重要的把握。關鍵詞：輸送機；連桿機構；

4、齒輪傳動。1 緒論1.1 背景介紹進入 21 世紀以來， 隨著科學技術、工業生產水平的不斷發展和人們生活 條件的不斷改善市場愈加需要各種各樣性能優良、 質量可靠、價格低廉、效率高、 能耗低的機械產品，而決定產品性能、質量、水平、市場競爭能力和經濟效益的 重要環節是產品設計。企業為了贏得市場， 必須不斷開發符合市場需求的產品。 新產品的設計與制 造，其中設計是產品開發的第一步，是決定產品的性能、質量、水平、市場競爭 力和經濟效益的最主要因素 .機械原理課程設計結合一種簡單機器進行機器功能 分析、工藝動作過程確定、執行機構選擇、機械運動方案評定、機構尺度綜合、 機構運動方案設計等， 使學生進一步鞏

5、固、 掌握并初步運用機械原理的知識和理 論，對分析、運算、繪圖、文字表達及技術資料查詢等諸方面的獨立工作能力進 行初步的訓練，培養理論與實際結合的能力， 更為重要的是培養開發和創新能力。 因此，畢業論文設計在機械類專業學生的知識體系訓練中， 具有不可替代的重要 作用。本次我設計的是步進式工件輸送機，以小見大，設計并不是門簡單的課程， 它需要我們理性的思維和豐富的空間想象能力。 我們可以通過對步進式工件輸送 機的設計進一步了解機械設計的流程，為我們今后的設計工作奠定了基礎。1.2 方案比較經過反復調查研究，查閱相關資料，我們根據工件傳輸機的工作狀況的要求， 提出了以下四種方案：方案一：直接用帶傳

6、動和步進電動機來實現滑架的往返運動， 通過步進電動 機的正反轉控制往返運動，通過單片機控制驅動電路來設置相關的運動參數。方案二：運用齒輪齒條和步進電動機來實現滑架的往復運動， 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滑架的往返運動。方案三：采用液壓凸輪機構為主， 以達到設計要求。 本方案采用液壓動力裝 置以推動擋板左右往復運動。 再采用凸輪機構推動擋板做上下的往復運動。 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。方案四：運用連桿機構，減速機，普通電動機。通過普通電動機可以獲得運 動所需要的動力，減速機調整相應的速度和節奏，連桿機構實現不同的速度比， 節

7、奏，步長和滑架的運動軌跡。經過可行性調研，我們發現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， 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。 雖然如今步進電機已經被廣泛地應用， 但

8、步進電機并不能 象普通的直流電機， 交流電機在常規條件下使用。 它必須由雙環形脈沖信號、 功 率驅動電路等組成控制系統方可使用。 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。運動行程十分明了，缺點是該機構 有兩個自由度，所以運動難遇控制，不夠平穩。而且液壓機構成本太高，且維護 檢修復雜。 而方案四對于方案一方案二的問題有了很好的實現， 而且普通電動機 容易選擇，減速機和連桿機構，結構可靠，穩定性高 ,可以承受一定的沖擊，所 以此方案較合理。在整個設計過程中， 連桿機構的設計和分析應是本課題的重點， 運用機械設 計和機械原理的相關容來設計， 設計的主要容應包括

9、工作機構和傳動系統的運動 分析，連桿機構的運動和動力分析， 減速機及電機的選擇設計。 本課題的難點是 連桿機構的分析和動力運動的分析。1.3 設計方案綜述工件輸送機是一種實現往復傳送可以間歇性地輸送工件的機械， 通過傳動裝 置，電動機驅動滑架往復移動工件， 行程時， 滑架上的推爪推動工件前進一個步 長，當滑架返回的時候，因為推爪下部有壓縮彈簧，所以推爪從工件底面滑過， 工件保持不動，當滑架再次向前推進時，已復位，就這樣往返推動工件前移。設計意義：工件傳輸機在自動化流水線上的充分運用能提高工廠的生產率，減輕工人的勞動強度，保障工人的生命安全，為實現車間無人化提供了可靠的條 件。2 連桿機構的設計

10、2.1 連桿機構的定義及特點連桿機構是一種應用非常廣泛的機構， 折疊傘的收放機構， 機械手的傳動機 構以及人體假肢的設計等，都是連桿機構。連桿機構的定義： (1) 某原動件的運動都要經過一個不直接與機架相聯的中間構 件才能傳動從動件，中間構件稱為連桿。這些機構統稱為連桿機構。(2) 這些機構中的運動副一般均為低副。故連桿機構也稱低副機構。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。 又由于低副元素的幾何形狀比 較簡單，故容易加工。(2) 構件運動形式具有多樣性。連桿機構中既有繞定軸轉動的曲柄、繞定軸 往復

11、擺動的搖桿， 又有作平面一般運動的連桿、 作往復直線移動的滑塊等， 利用 連桿機構可以獲得各種形式的運動，這在工程實際中具有重要價值。(3) 在主動件運動規律不變的情況下，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不同的運動規律和運動要求。(4) 連桿曲線具有多樣性。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。 在機構的運動過程中， 固接在連桿平 面上的各點，將描繪出各種不同形狀的曲線，這些曲線稱為連桿曲線。(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

12、振動。 所以連桿機構一般不適于用在高速場合。(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。2.2 平面曲柄搖桿機構在鉸鏈四連桿機構中， 若兩個連架桿中一個為搖桿， 另一個為曲柄， 那么這 個四桿機構稱為曲柄搖桿機構。 在曲柄搖桿機構中， 當曲柄為原動件， 搖桿為從 動件時，可以把曲柄的連續轉動轉變為搖桿的往復擺動， 此種機構應用比較廣泛。2.3 平面四連桿機構有曲柄的條件(1) 桿長之和條件：平面四桿機構的最短桿和最長桿的長度之和小于或者等 于其余兩桿長度之和。(2) 在鉸鏈四桿機構中，如果某個轉動副能夠成為整

13、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。(3) 在有整轉副存在的鉸鏈四桿機構中，最短桿兩端的轉動副均為整轉副。 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。(4) 如果四桿機構不滿足桿長之和條件，則不論選取哪個構件為機架，所得 到機構均為雙搖桿機構。綜上所述： 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。2.4 連桿設計容輸送機的工作阻力Fr=5000N ,步長S=450mm ,往復次數N=40

14、次/分， 行程速比系數K=1.3 ,高度H=800mm 。輸送時滑架受到的阻力Fr視為常數，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, 工作環境清潔,室,三相交流電源,工作機構效率為 0.95 ,用于小批量生產。2.4.1 搖桿的擺角初選根據設計的常識一般初選擺角為 40 °-50 °左右,再由步長定搖桿長度 ,一般 取 LCD (0.6-0.7) LDE , LEF (0.2-0.3) LDE 。2.4.2 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。根據所給條件以 及現場的要求，和行程速比系數 K

15、,在設計四連桿時，可利用機構在極位時的幾 何關系,再運用其它輔助條件進行設計。2.4.3 曲柄搖桿機構的設計通過擺角及行程速比系數 K=1.3 和搖桿長度來設計該機構。首先按公式 =180 °(K-1)/(K+1) 算出極位夾角 為23.5 °。然后任取一點D,再用此點為頂點作等腰三角形,使兩腰的長度等于CD, C1DC2 。作 C2N 使 C2C1N =90 ° -,再作 C2M 丄 CC2, C2M 與CiN 的交點 卩。作厶PC2C1的外接圓，那么圓弧C1PC2上任一點A到Ci和C2的連線所形成的夾 角 C1AC2都等于極位夾角 ，所以曲柄的軸心A應在這個圓

16、弧上。設曲柄的長度為a,連桿的長度為b ,那么AC1=b+a, AC2 =b-a.所以 a=( AC1 - AC2 )/2于是以A為圓心，以為AC2為半徑作圓弧交AC1于點E,則得出 a=EG2,b= AC1- EC1/2。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性的要求。根據上面的方法可以算出平面四連桿機構的桿長分別為 a=115mm ， b=385mm ， c=380mm ， d=380mm 。2.4.4 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 40 °傳遞力矩比較大時，則應使 mi

17、n 50 °；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，只要不發生自鎖 就可以。最小傳動角與機構中各桿的長度有關。所以滿足最小傳動角的要求。因此可以定出該要求設計的機構的總體尺寸，即LAB =a=115mm ，LBC =b=385mm, LCD =c=380mm, LAD =d=380mm, LDE=550mm, LEF =180mm。上面的LAB是桿件AB的長度，LBC是桿件BC的長度，LCD是桿件CD的長度, LAD是桿件AD的長度，LDE是桿件DE的長度，LEF是桿件EF的長度。曲柄搖桿 機構的運動簡圖見下圖1-1。圖1-1曲柄搖桿機構的運動簡圖3機構

18、的運動和動力分析3.1概述用矢量方程圖解法進行機構的速度和加速度的分析，矢量方程圖解法依據 的基本原理是理論力學中的運動合成原理。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.3.2用矢量方程圖解法作平面連桿機構的速度分析根據構件上已知的一點的速度和加速度能夠求出另外的點的速度和加速度 (包括大小和方向),所以在以圖解法作機構的速度和加速度的分析的時候，應該先從具備這個條件的構件著手，再分析與該構件依次相連的其他各構件。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

19、說明如下：3.2.1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 = Lab. AB(mmm),并按照比例尺準確地繪制出機構的運動簡圖如圖1-1所示。3.2.2作速度分析根據用矢量方程圖解法作平面連桿機構的速度分析可知，速度求解的步驟應 依次求出相應各點的速度和桿件的角速度。Ur1、求 VBUUVB LAB 1 0.115m 60rad /s 0.077ms(3.1)方向垂直于AB ,指向與1的轉向一致。IU2、求VC因點C及點B都為同一構件2上的點，故得IUUUUlUVC=VB+VCBUu UuU式中VC及VCB的大小未知，所以用圖解法求解t'圖3-2速度分析圖UIr

20、Un如圖3-2所示，取點P作為速度多邊行的極點，并作Pb代表UVB ,U那么速度比 例尺。再分別自點B，P作垂直于BC，CDr的直線bc,pc,代表VCB，VC的方向線, 兩線交于點C,貝慶量PC，be分別代表VC和VCB ,于是得UUULTVC vpem/s 210mm 0077(ms)mm 0.08085ms(32)UU3)求VE由于E點和C點都在桿件3上，桿件3上的點的角速度都相同，所以UUVFUITV pfm/s255mm0.077200(ms)0.0982(33)UUUUVELCD VC 0.126msUU4) 求KVFUUUUUuUVF=VE+VFE于是有UUrVCB2LCB晉 r

21、ad/sLCB0.000385 450.3850.045rads(34)VCD3LCDIUr占rad s CD0.000385 2100.3800.2128rad s(35)IUUVEF4LEF-V Pf0.000385 255LEFrad Z S0.1800.5454rad / S(36)3.3用矢量方程圖解法作平面連桿機構的動態靜力分析動態靜力分析是根據達朗貝爾原理將慣性力和外力加在機構的相應構件上， 用靜力平衡的條件求出各運動副中的反力和原動件上的平衡力的一種比較常用 的工程方法。進行動態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。然后再根據靜定條件將

22、機構分解為若干個平衡 力和構件組作用的構件。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。331對機構進行運動分析在之前的運動分析里，已經用選定好的長度比例尺I,速度比例尺V,加速度比例尺a,繪出了機構簡圖及其速度多邊形和加速度多邊形。3.3.2確定各構件的慣性力和慣性力偶矩在對機械進行動態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，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

23、結構尺 寸。（1）計算各桿的質量及轉動慣量因為各桿都是拉壓桿件，要求力學綜合性能較高，所以選45號鋼,各桿應初選 直徑。見表3-1表3-1桿件質量特性表桿件長度mm直徑mm重量kg轉動慣量kg m2LAB1151005.4160.00597LBC385507.6460.0944LDE5508022.1050.557LEF180602.8000.00756各桿中除了桿2外,慣性力都可以作用在機架上，因此在進行動態靜力分析時 可以忽略不計，作用在連桿2上的慣性力及慣性力偶矩為：2P12 mas2 m> aps27.646kg 0.000255(ms )/mm 113mm 0.220N(3 1

24、4)Mi2 Js2 2 Js2acBtLBcJs2 a P c / Lbc0.0059700009N m(3 15)將Pi2及Mi2合并成一個總慣性力Pi2 ,其作用線從質心S2處偏移一距離h2 ,其值為 h2 M12/R2000090.0041m4.1mm(3 16)4桿件的設計根據上一章已經計算出來的桿件受力情況和工作狀況，現在要求分析桿的類 型和一系列的穩定性以及截面的設計。4.1桿件的類型桿件是四連桿結構，根據受力的方向得知，屬于拉壓桿。4.2鋼材和截面的選擇1、因為拉壓桿的綜合性能要求比較高，根據用途選 45鋼，有關物理屬性見 下表4-1 O表4-1桿件材料的質量系數材料BMPaSM

25、Pa5%3kg /mE GPa456003501678002062、選擇截面尺寸根據上一章各軸之間力的計算可以知道拉壓桿所受的外力，根據強度條件可 以確定所需要的橫截面面積。式中S為大于1的安全系數取S=1.3其中 為極限屈服系數。選連桿2作校核由于所選的是圓形桿件，所以確定直徑為基于制造困難和穩定性的考慮，于是取 d2 為初選的參數。4.3 桿件間的聯結拉壓桿與其它構件之間，或者一般構件與構件之間，常采用銷軸，耳片，螺 栓等相聯接。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。 他的要點是： 對連接件的受力與應力分布進行簡化， 然后計算出 各部分的名義應力。以

26、下為計算軸和耳片。4.3.1 剪切強度計算考慮圖中所示的軸銷， 它的受力情況如圖所示， 可以看出， 作用在軸銷上面 的外力有以下幾個特點： 外力垂直作用于軸銷的軸線， 且作用線之間的距離很小 (軸銷一般都是短而粗的) 。根據受力情況可以看出， 軸銷上主要受剪切力的作 用。在工程力學計算中， 通常都假設剪切面上的剪應力是均勻分布的。 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Q P(4 1)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。4.3.2 擠壓強度計算在外力作用下 ,孔與銷軸直接接觸 ,接觸面上的應力稱為擠壓應力。當擠壓應 力過大時 ,在孔和銷接觸的局部區域 ,

27、 將產生明顯的塑性變形 ,導致影響孔 ,銷間的 正常配合。最大擠壓應力bs 發生在該表面的中部。擠壓應力為 Fbs ,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：圖4-1軸銷受力示意圖Fb bs td(42)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，數值上與徑向截面的平均壓應力相等。由上述分析可知，為了防止擠壓造成破壞，最大擠壓應力 bs不得超過連接 件的許用壓應力bs,即要求bs表示連接件的擠壓極限應力除以安全系數。因此，從擠壓強度考慮，接頭的許用載荷是P td bs=4030 300=36OKN433穩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

28、度的時候，桿件可能會突然產 生彎曲，即失穩現象。因此，對于軸向受壓桿件，除了應考慮它的強度和剛度問 題外，還應考慮它的穩定問題。1、臨界載荷 該連桿為兩端鉸支細長壓桿2、校核,必須鋼的屈服應力 ，所以，連桿壓縮屈服所需的軸向壓力 由以上的分析可以得知 ,為了保證壓桿在軸向壓力的作用下不被導致失穩 滿足下面的穩定條件。式中： 代表穩定安全系數； 代表穩定許用壓力。 工況為一般的中度沖擊。上述表明，細長桿的承壓能力是由穩定性的要求確定的。5 減速機的設計及選擇減速機是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置， 用來降低轉速和增大 轉矩，以滿足工作需要，在某些場合也用來增速，稱為增速器。選用減速機時應

29、根據工作機的選用條件， 技術參數，動力機的性能， 經濟性 等因素，比較不同類型、品種減速機的外廓尺寸，傳動效率，承載能力，質量， 價格等， 選擇最適合的減速機。 減速機是一種相對精密的機械， 使用它的目的是 降低轉速，增加轉矩。5.1 電動機的選擇5.1.1 選擇電動機類型和機構形式電動機是常用的原動機， 并且是標準化和系列化的產品。 機械設計中要根據 工作機的工作情況和運動，動力參數等，選擇合適的電動機類型，結構形式，傳 遞的功率和轉速 ,再根據這些確定電動機的型號。電動機有交流電動機和直流電動機之分 ,工業上常采用交流電動機。交流電 動機有異步電動機和同步電動機兩類， 異步電動機又分為籠型

30、和繞線型兩種， 其 中普通籠型異步電動機在平時應用最廣泛。在一般的設計中，優先選用Y系列籠型三相異步電動機， 因為它具有高效， 噪音小， 振動小， 節能， 安全可靠的特點 , 而且安裝尺寸和功率等級符合國際標準 ,適用于那些無特殊要求的各種機械設 備。根據所給條件中工作場地的要求 :每天二班制工作，載荷中有中度沖擊，工 作環境清潔，室，三相交流電源。所以選擇電動機為 Y系列380V三相籠型異步 電動機。5.1.2 功率的計算電動機在功率方面的選擇是否合適將直接影響到電動機在工作性能和經濟 性能方面的體現。如果選用的電動機額定功率小于工作機所要求的功率，那么工作機就不能正常工作，而且容易是電動機

31、因為長期過載而導致過早損壞，如果選 用的電動機額定功率大于工作機所要求的，那么相比于電動機的價格，沒有得到 充分的應用，而導致浪費。在設計過程中，由于工件傳輸機一般為長期連續運轉，載荷不變或很少變化 的機械,并且傳遞功率較小，故只需使電動機的額定功率Ped等于或梢大于電動機 的實際輸出功率Pd ,即Ped Pd。這樣電動機在工作時就不會過熱，一般不需要對 電動機進行熱平衡計算和校核啟動力矩。5.1.3電動機功率計算IPW電動機所需工作功率為Fd-T式中：PW工作機所需工作功率，指工作機主動端運輸帶所需功率。a由電動機至工作機主運動端運輸帶的總效率。工作機所需工作功率，應由機器工作阻力和運動參數

32、計算T工作機的阻力矩一工作機的角速度5.1.4傳動效率傳動裝置的總效率應為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積,1 ? 2 ? 3n其中:分別為每一傳動副，每對軸承,每個連軸器的效率傳動副的效率數值可 按下列選取，軸承及連軸器效率的概略值為：滾動軸承0.98-0.995 ,滑動軸承 0.97-0.99 ,彈性連軸器0.99-0.995,齒輪連軸器0.99 ,萬向連軸器0.97-0.985.1.5確定電動機轉速容量相同的同類電動機，有幾種不同的轉速系列供使用者選擇，如三相異步 電動機常用的有四種同步轉速，即3000,1500,1000,750rmi n（相應的電動機定子繞組的極對數為2,4,6,

33、8）。同步轉速為由電流頻率與極對數而定的磁場轉速 電動機空轉時才可能達到同步轉速，負載時的轉速都低于同步轉速。為了合理的設計傳動裝置，根據工作機的主軸轉速要求和各傳動比圍， 可推 算出電動機裝速的可選圍，其中包括電動機可選轉速圍，傳動裝置總傳動比的合理圍，以及工作機主軸轉速。選定電動機類型，結構,對電動機可選的轉速進行比較，選定電動機轉速并計 算出所需容量后，即可在電動機產品目錄中查出所要的電動機。根據工況和計算 所選電動機見下表5-1 O表5-1電動機參數表型號額定 功率kW滿載時起動電 流起動轉 矩最大轉 矩轉速電流效率功率因 素額定電 流額定轉 矩額定轉 矩YR132M1-63960rm

34、in8.280.50.696.52.52.85.2確定傳動裝置傳動比5.2.1總傳動比由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速，可得到傳動裝置的總傳動比為ia其中nm為選擇電動機的滿載轉速,n為工作機主動軸轉速。該設計中nm為960rmi n,n為 40rmi n。所以i2m960rm in24ian40r min24(52)總傳動比為各級傳動比i1,i2,i3 in的乘積，即iaio iio, i1分別為減速器各級傳動比。5.2.2分配減速器的各級傳動比考慮潤滑的條件我們選用閉式布置，為使兩級大齒輪直徑相近，可由二級圓 柱齒輪減速器傳動比分配圖資料查得io 6.2 ,則i1 i/io 24/

35、6.2 3.87。6 機架的設計機器的全部重量將通過機架傳至基礎上 .機架零件還負有承受機器工作時的 作用力和使機器穩定在基礎上的作用。運輸機的機架的設計 :機架的設計使用槽 鋼焊接成 ,根據實際情況和工作需要選取、滑架部分軸加滾套的形式來實現工件 在工作臺上的滑動 ,工作行程時滑架上的推爪下部有壓縮彈簧 ,推爪得以從工件 底面滑過 ,工件保持不動 ,推爪已復位 ,并推動新的工件前移 ,前方推爪也推動前一 工件前移 ,如此周而復始 ,工件不斷前移。減速機和曲柄之間用連軸器來傳遞扭矩 和轉速。對于機架零件一般要有以下要求： 1、足夠的強度和剛度； 2、形狀簡單 ,便 于制造； 3、便于在機架上安

36、裝附件。對于帶有缸體 ,導軌等的機架零件 ,還應有 良好的耐磨性 ,以保證機器有足夠的使用壽命， .高速機器的機架零件還應滿足振 動穩定性的要求。強度和剛度是評判機架零件工作能力的基本準則。機架的零件的形狀復雜 , 受外界的因素的影響很多 ,設計時通常都是先根據機器的工作要求和類型相近的 機器擬訂機架的結構形狀和尺寸 ,然后進行初略計算以核驗其危險截面的強度。6.1 機架鋼材料的選擇在工程結構中， 鋼結構是應用比較廣泛的一種建筑結構， 一些高度或跨度比 較大的結構，載荷或吊起重量很大的結構， 有較大的結構， 有較大的振動的結構， 高溫車間的結構等等， 采用其他建筑材料， 目前尚有困難或不很經濟

37、， 則可考慮 用鋼結構， 而本設計中用到的鋼結構用于整個傳動裝置的支承的主框架結構， 用這種鋼結構具有以下的幾個優點：1、材料強度高在相同的載荷條件下， 采用鋼結構時， 結構的自重較小， 當跨度和滿載相同 時，由于重量輕，便于運輸安裝。2、安全可靠 鋼材質地均勻，各向同性，彈性模量大，有良好的塑性和韌性。3、工業化生產程度高 與其它結構相比，鋼結構工業化生產程度高， 能成批大量生產， 制造精度高， 采用工廠制造，工地安裝的施工方法，可縮短周期，降低造價，提高經濟效益。4、具有一定的耐熱性溫度在 35度以鋼的性質變化很小，溫度達到 30 度以后強度逐漸下降達到 45度60度時，強度為零。一般用于溫度不高于 25度的場合。該機器工作場 合是室 ,所以符合要求。6.2 鋼結構設計應滿足的要求1、結構必須有足夠的強度，鋼性和穩定性；2、要符合工作機的使用要求，要有良好的耐久性；3 、盡可能節約鋼材，減輕鋼結構重量；4、盡可能縮短制造安裝時間，節約勞動時間；5 、結構要便于運輸、維護；6、可能條件下，盡量注意美觀，特別是外露機構。根據以上各項要求， 鋼結構設計應該重視貫徹和研究節約鋼材， 降低造價的 各種措施，做到技術先進，經濟合理，安全適用，確保質量。根據以上各原則和工作機器的工況要求