直線振動輸送機的結構設計

直線振動輸送機的構造設計摘要面對我國經(jīng)濟近年來的快速開展，機械制造工業(yè)的壯大，在國民經(jīng)濟中占重要地位的制造業(yè)領域得以安康快速的開展。制造裝備的改良，使得作為工業(yè)重要設備的各類機械工藝裝備也有了許多新的變化，尤其是振動機械產(chǎn)品，其在今天機械產(chǎn)品的地位越來越重要。在原普通水平輸送機的根底上，經(jīng)過市場與現(xiàn)場調研，應用非線性振動理論，微彎等截面梁的彎曲振動理論、最優(yōu)化理論、共振理論以及CAD技術，研制出振動機械新產(chǎn)品。該產(chǎn)品與國內外同類產(chǎn)品相比具有重量輕、體積小、節(jié)能、低噪聲、高效的特點，是一個極具有開展前景、推廣及應用價值高的高新技術產(chǎn)品。本文從零件的分析、工藝規(guī)格設計和夾具的設計三個方面，闡述了直線振動輸送機設計與制造的全過程。尤其在工藝規(guī)程設計中，我們運用了大量的科學的加工理論及計算公式，選擇了基面，制定了工藝路線確定了機械加工余量、工序尺寸和毛坯尺寸，最后確定了切削用量及根本工時。關鍵詞五自由度；工業(yè)機器人；非線性TheDesignOfFiveDegreesOfFreedomOfRboticArmAbstractThisdesignfocusesonsomeknowledgeandprinciplesofindustrialrobots,includingthepositionofindustrialrobots,classification,themaintechnicalperformanceparametersandthemotionanalysisofindustrialrobots.Theoverallcontentofthisdesignistheabilitytomoveofthemovingmechanismbasedonindicators,paringtheperformancecharacteristicsofe*istingmobilemechanism,todeterminetheoptimalmovementmechanismmoves;designajointmanipulatoroffivedegrees,todeterminefivedegreesoffreedomofanindustrialrobotmaintechnicalparametersandtransmissionrelationsandthroughvariouspartsofthedynamiccalculationofindustrialrobotstochoosingtherightdrivemotor;identifiedtheputercontrolsystemprogramsofthedesignoffivedegreesoffreedomofindustrialrobots,aswellasbuildaPro/Emodelofthedesignoffivedegreesoffreedomofindustrialrobots.Theauthorsinreferencetolargenumberofdocumentsonthebasis,binationofdesignrequirements,andwithreferencetothestructureofgeneral-purposerobotforfivedegreesoffreedomindustrialrobotdesignanddesigntheputercontrolsystem.Theroboticarmofthisarticleisdesignedmainlybygripper,wrist,forearm,armandbaseposition,whileusingthePro/Eputerprogrambeathree-dimensionalmodeling,theroboticarmcanbeusedtosearchfor,capturepipefittingsunderwater,cables,andotherfineorlongobjects,itcanalsobeothershapesobjectsforgripping,acertainversatility.Robotcanautomaticallycontrol,multi-functional,therearefivedegreesoffreedom,itcanbefi*edormoving,fortherelatedautomationsystems.KeywordsFivedegreesoffreedom；Industrialrobot；nolinear目錄29443摘要 I30866Abstract II23第1章緒論 1177721.1前言 1190431.2工作原理1133201.3特點2264101.4國內外振動輸送機的開展趨勢與現(xiàn)狀2124181.5本章小結 321355第2章構造方案的擬訂 4144182.1振動運輸機整體方案設計 43622.2本章小結 623720第3章振動輸送機力學模型及動力分析 734753.1模型設計與動力分析 7164673.2本章小結 1028475第4章振動輸送機的運動學參數(shù)與性能參數(shù) 1115264.1運料參數(shù)計算 11114204.2輸料槽的設計 144914.3彈簧系統(tǒng)計算分析 1349894.4減振彈簧的設計15189824.5減振彈簧性能檢驗 16175174.6非線性主振彈簧的設計 17241304.6.1彈簧材料的計算與選擇 1731904.6.2彈簧零部件的設計與計算1735054.7本章小結 1910667第5章輸送機的校核與分析 20279485.1槽體的強度校核20146045.2槽體的局部剛度校核21154135.3同步性分析 23165235.4周期性分析 249065.5本章小結 247736總結 2526650參考文獻 2611748致謝 27緒論前言在工業(yè)生產(chǎn)和生活中，人們都使用或接觸過許多機器，這些機器能承當人力不能或不便承當?shù)墓ぷ鳎艽蟠筇岣呷藗兊膭趧由a(chǎn)率，改良產(chǎn)品質量，還能改善人們的勞動環(huán)境，減輕勞動強度，尤其是使用機器可大規(guī)模進展生產(chǎn)，實現(xiàn)高度的機械化生活的需要。因此使用機器進展生產(chǎn)的水平是一個國家綜合國力的標志，也是這個國家工業(yè)化水平的標志。此次我們設計的機器為直線振動輸送機。該機用于各種顆粒狀，中等塊度以下的非粘性物料〔含水量小于5%〕。最適宜于輸送高磨耗，高溫度〔300度以下的物料〕如水泥，熟料，烘干熱礦渣，沙等，還可以用于冶金，礦山，化工，電力等行業(yè)，是一種理想的新型輸送設備。本機有以下特點：1.輸送量大，重量輕，電耗低。2.負載特性好，機槽振幅受電壓波動動輸送量的影響很小；3.起動快，在滿足負載的情況下正常起動；起動快，停車時整機穩(wěn)定。4.構造簡單，調試容易，磨損件少，維修量小。5.安裝方便，不需要專用的地基和地腳螺栓，便于移動位置。6.隔振性能好，故適宜水泥及礦渣庫頂輸送。本機主要組成局部：本機主要由出料槽體、底架、主振彈簧、減振彈簧、彈簧座、振動電機等部件組成。1.輸送槽體截面采用優(yōu)化理論確定，槽體采用耐熱板制作，各段間的連接部件要求平整。2.振動電機兩臺采用穿透螺栓連接，激振力可調。3.主振彈簧為非線形彈簧，可用調整螺栓調節(jié)其預壓縮量，以適應不同比重的物料輸送。該產(chǎn)品由于研制及小批量生產(chǎn)狀態(tài)，其工時、工裝費用較高，使本錢提高，在推廣新產(chǎn)品的同時，嚴格控制產(chǎn)品的各種消耗，在保證質量的前提下，進一步降低本錢，降低費用，加強核算，就能使該產(chǎn)品的價格進一步降低，取得更好的社會效益和經(jīng)濟利益。工作原理振動輸送機是通過激振源產(chǎn)生的激振力，強迫物料在振動輸送機的槽體內按一定方向做簡諧運動。當其運動速度到達一定值時〔大于重力加速度〕，物料便在承載體〔槽體〕內做微小的連續(xù)的拋擲運動，從而使物料向前運動，實現(xiàn)輸送目的。激振源的選擇是振動機械設計的一個關鍵問題，考慮上述工況下輸送機的載荷、速度情況等，參考國內外的先進經(jīng)歷，以振動電機為激振源可使構造簡化、調節(jié)方便、安裝維修量小、能耗降低。激振電機是在電機軸上安裝偏心塊，振動電機工作時，電機帶動偏心塊做回轉運動產(chǎn)生激振力，該類振動輸送機采用兩臺振動電機產(chǎn)生一個合成的斜向上的振動力，使物料在槽體內做斜向上簡諧運動。兩臺電機不斷振動，物料連續(xù)做周期拋擲運動，從而到達輸送物料的目的。特點優(yōu)點：該機構造簡單、重量較輕、造價不高；能量消耗較少、設備運行費用低；潤滑點與易損件少，維護保養(yǎng)方便；物料呈拋擲狀態(tài)運輸，對承載體磨損少，可輸送磨琢性材料；可以多點給料和多點卸料；便于對含塵的、有毒的、帶揮發(fā)性氣體的物料進展密閉輸送，有利于環(huán)境保護。缺點：向上輸送效率低；粉狀和含水量大、粘性物料輸送效果不佳；制造和調試不良時噪音加大；*些機型對地基有一定的動載荷；輸送距離不長。國內外振動輸送機的開展趨勢與現(xiàn)狀由于振動理論的日趨成熟及振動電機在振動機械上的應用，使得世界工業(yè)興旺國家近年來在輸送機方面的開發(fā)與研制開展異常迅速。現(xiàn)已廣泛用于礦山、冶金、建材、化工等各個領域。其開展趨勢大致有以下幾個方面：1.標含數(shù)優(yōu)化：重量最輕，造價最低、能耗最少；噪聲最小，效率最高，輸送量最大；2.磨損輕，潤滑點少，磨損環(huán)節(jié)少，零部件壽命長，維修量小，維修費用低；3.輸送高溫材料：允許輸送物料的溫度可達350℃，短時溫度可達680℃—1000℃；4.承載構件做成密封構造，便于封閉輸送粉塵性大、有毒、有揮發(fā)性異味、危害人體安康和環(huán)境衛(wèi)生的物料；5.輸送過程中，可同時完成其他工藝作業(yè)，如篩分、混合、烘干和加熱、冷卻、清洗等，實現(xiàn)一機多用；6.可水平或傾斜安裝，一般向上、向下傾角分別不超過12°~15°。近年來，國內在振動輸送機方面也得到迅速開展和應用。不少研制單位、高校及廠家對振動輸送機進展了廣泛的研究，但就其效率、功能、規(guī)格、壽命等諸方面與興旺國家相比，還有較大的差距。國內較為成功的構造形式主要有：單管、雙管輸送機、平衡式、不平衡式輸送機，單質體、雙質體輸送機，偏心連桿式、慣性激振式、電磁激振式輸送機。慣性式振動輸送機是近年來開場研制的，其長度多在7m以下，個別樣機可達12m。目前，國內同類產(chǎn)品存在主要問題如下：1.動裝置多采用偏心連桿機構，偏心連桿負荷大，應力高，槽體的彎曲應力大，槽體的橫向剛度要求高，由此整機重量也成正比增加；2.構造較為復雜，加工件多，安裝、調試、維修工作量大，機體重量大，功耗大，效率低；3.當設計、制造、安裝、調試不當時，常產(chǎn)生較大噪聲和振動，彈簧易損壞，維修量過大，影響機器的正常工作；4.激震源效率低，壽命短，易出現(xiàn)故障，導致維護工作量大，本錢提高，以至整機壽命大大縮短；5.彈性或剛性連桿驅動集中作用于輸送機槽體和底架上，使該處極易損壞或斷裂。在本次設計中，我們設計的主要是雙質體共振式慣性振動輸送機，即我們說明的直線振動輸送機。本章小結本節(jié)以前言開題，主要介紹了此次課題研究的振動輸送機的工作原理與特點，并且講述了國內外振動輸送機的開展趨勢與現(xiàn)狀，并且針對國內情況進展了研究分析。構造方案的擬訂振動運輸機整體方案設計輸送機械按其構造特點和用途可分16類，有帶式輸送機、板式輸送機、刮板式輸送機、振動輸送機、螺旋輸送機、氣力輸送機等。由于帶式輸送機由于輸送帶上有覆蓋膠，因此不能輸送高溫物料；刮板式輸送機不適于輸送不允許碾碎和磨損的脆性物料；鏈式輸送機是一種用于水平〔或傾斜≤15°〕輸送粒狀、粉狀的輸送機械，則它不使用于大塊物料的輸送；埋刮板式輸送機是刮板鏈條埋于被輸送物料之中，故不適合傳送大塊物料；螺旋式輸送機不適用于輸送，易變質的、粘性大的、易結塊的及大塊物料，因為這些物料在輸送時會粘結在螺旋上并隨之旋轉不前或吊在軸承處形成物料積塞，而使螺旋機不能正常工作；故根據(jù)設計要求，我們選擇振動輸送機。振動輸送機按其驅動裝置可分三類：偏心連桿式、回轉偏心重塊慣性式及電磁驅動式。偏心連桿式主要由帶輪、偏心軸軸承和連桿構成。軸承座固定在底架上，電機通過帶輪使偏心軸轉動并帶動連桿往復運動，然后連桿推動槽體按設計的振幅和頻率工作，我們以單質體偏心連桿振動輸送機為例說明，其構造示意圖2-1如下：圖2-1單質體連桿振動輸送機這種構造復雜而且偏心連桿負荷大，應力高，設計必須精細，研制精度高，本錢高，潤滑應良好，稍有不當，很快損壞，且連桿以巨大驅動力作用于輸送槽體，有一個很大的橫向分力，使槽體易于產(chǎn)生彎曲變形，因此對槽體的剛度要求高，所以這種方案不適合。慣性振動輸送機是利用偏心質量旋轉時產(chǎn)生離心力作為激震力，其驅動裝置就是利用上述兩種驅動裝置，其又分為單質體和雙質體。單質體慣性振動器同步驅動振動輸送機的構造示意圖2-2如下：圖2-2單質體自同步慣性振動輸送機圖2-3直線振動輸送機這種構造簡單，但其傳給根底的動態(tài)力很大，而且不能實現(xiàn)長距離輸送，這是因為：物料在整個槽體內其垂直方向上的分速度是不同的，當物料被輸送到一定距離后，其垂直方向的速度變?yōu)?，以至欲停頓不前。慣性式驅動裝置主要有慣性振動器驅動和電機拖動偏心重塊驅動兩種形式，慣性振動器由特種雙出軸振動電動機和裝在電動軸端的偏心重塊構成外偏心塊與內側固定偏心塊相對角度可以調整。以改變慣性力的大小，調整方便。同時由知慣性振動器的激振力可很大，但電動功率很小。雙質體構造則克制單質體的缺點，它是在底架下方另加一組減振彈簧。由于這種彈簧較軟，而且振動幅值很小，因此傳給根底的力很小，其示意圖如上圖2-3所示.這種構造中由于彈簧鋼板和主振彈簧的共同作用，使得槽體在進展輸送時比擬穩(wěn)定。雙質體構造的主振彈簧可以采用線性彈簧和非線性彈簧兩種方式。經(jīng)實驗分析，非線性彈簧不僅具有線性彈簧的功能，而且具備如下優(yōu)點：1.運轉具有穩(wěn)定的振幅；2.可以采用比擬接近共振點的工作狀態(tài)，因此，激振力可以經(jīng)過線性振動??；3.構造上可以減小彈簧尺寸；4.調節(jié)非線性彈簧間隙可以容易地調整機器的工作點；5.承載能力大；6.電磁驅動裝置一般采用電磁振動器，電磁振動輸送機采用雙質體近共界調諧振動系統(tǒng)。這種振動機雖然使用壽命長，耗電少，可無級調速與工藝系統(tǒng)設備配合容易實現(xiàn)自動控制，但這種構造大，重量大，且其振幅僅為1.75mm，水平輸送距離僅在20m以內。不宜采用，結合我們設計課題要求，我們采用雙質體近共振慣性振動輸送機，即直線振動輸送機。7.本機采用兩臺同步電機反向回轉驅動，電機上下垂直對稱安裝在底架一端，底架和輸料槽之間由彈性連接〔主振彈簧和導向彈簧板〕為了便于制造和運輸以及市場鋼板的規(guī)格，本機的輸料槽做為6m一截，然后用緊固螺釘連接裝配為一體。本章小結本節(jié)主要介紹了此次研究課題運輸機的方案整體設計，包括了各種運輸機的介紹與此次振動運輸機的選擇。其中包括了振動運輸機的構造設計、電動機選擇和選擇方案的優(yōu)點等等。振動輸送機力學模型及動力分析模型設計與動力分析為了更好地對振動機進展設計與分析，我們先對其進展力學模型分析〔如圖3-1〕，下面分無阻尼自由振動和無阻尼強迫振動兩種情況〔假定振動物體沒有阻力，自由振動振幅是不變的。但經(jīng)歷證明，振幅是在隨時間不斷減小，而振動是逐漸被消滅的。由于阻尼的緣故，振幅是一個最大的上限，它不會超過這個限變〕。圖3-1振動輸送機力學模型分析說明：圖3-2彈簧方程示意圖圖3-3彈簧受力分析(3-1)〔3-2)令m2=-k2〔*2-*1〕(3-3)于是方程〔3-1〕〔3-2〕可以寫成：(3-5)(3-6)這是二階常數(shù)線性齊次微分方程另其解為：(3-7)(3-8)其中振幅A1與A2頻率P和相位角ψ都有待于確定，將(3-5)(3-6)式代入(3-7)(3-8)式得：(3-9)(3-10)如果<3>式是方程組<2>的解，則<4>式恒成立，由于Sin(pt+ψ)不恒為零。所以必須這是A1和A2的線性齊次代數(shù)方程組，顯然A1=A2=0是其解，但是這僅僅適用系統(tǒng)處于平衡的情況，不是我們所需要的解。對于A1和A2具有非零解的情況，方程組<5>的系統(tǒng)行列式必須等于零，即：我們將其展開后得：(3-11)則式(3-11)的兩個特征根為P1和P2是兩個正實根，由于公式Sin(pt+ψ)中，P表示頻率，而在公式〔6〕中P1和P2僅決定于系統(tǒng)本身的物理性質〔質量和彈簧剛度〕，因此稱為振動系統(tǒng)的固有頻率，較低的稱為第一階固有頻率，較高的稱為第二階固有頻率。無阻尼強迫振動的微分方程及振幅ωt在質體m上作用簡諧振力psinωt，根據(jù)牛頓運動定律可以直接寫成系統(tǒng)強迫振動的微分方程：(3-12)(3-13)令,,則(3-12)(3-13)式可寫成：(3-14) (3-15)這是二階線性常系數(shù)齊次微分方程組，設其解為：(3-16)(3-17)式中振幅B1B2為待定系數(shù)，代入(3-16)(3-17)式則有：(3-18)(3-19)解此系數(shù)方程組，得振幅式：(3-20)(3-21)由式(3-20)(3-21)可知，其振幅不僅僅決定于激振力的大小〔振幅P〕而且與系統(tǒng)的固有頻率有著很大的關系，當激振力等于P1或P2時，系統(tǒng)的振幅無限大，即為共振。采用彈性力為非線性特性線時，由于采用變徑或變距硬特性螺旋彈簧，使該變質量系統(tǒng)能在承受突加載荷時，彈簧力增加，在突然減荷時，彈性力減小，對于減少功耗，簡化機體構造，減輕整機重量起到了十分顯著的效果。本章小結本章主要介紹了選擇的振動運輸機的動力學模型設計，并且針對所設計的動力學模型進展了動力計算，分析得到的各種方案，針對各種方案又進展了無阻尼自由振動和無阻尼強迫振動兩種情況的分析，使得到的振動運輸機合理、高效。振動輸送機的運動學參數(shù)與性能參數(shù)運料參數(shù)計算1.角頻率與槽體傾角α0的選擇慣性共振動輸送機一般采用中等大小的頻率和振幅，振動次數(shù)通常為700-1800次/分，最常用的為700-1200次/分，單振幅為1-10mm，此次設計綜合考慮到振動電機及主振彈簧的構造尺寸等因素，取n=1000r/min的主振電機，額定轉速n=960r/min.則其角頻率為：對于長距離振動輸送機，通常最大升角αma*≤10°~15°，對容易產(chǎn)生滾動的物體取最小值；對不易產(chǎn)生滾動的物體取最大值。此次設計為水平安裝，即取α=0°。2.振動方向角的選擇振動方向角β為激振力方向與槽體平面的夾角。雖然從理論上可以求出一個機械指數(shù)K相應的速度最大的振動方向角〔即最正確振動方向角〕，但實際上，在常用的那個角度*圍內，輸送速度的變化并不很明顯。因此，最正確振動方向角可在一定*圍內選取。當K=2~4時,β=31°~50°；當K=4~6時，β=24°~31°；當K=6~8時，β=20°~24°。而慣性振動輸送機的K一般取K=4~6，此處我們取K=5，查得β=30°。[2]3.拋擲指數(shù)的選擇拋擲指數(shù)是振動加速度的最大值在槽底法向的分量與重力加速度的在槽底法向分量的比值。當D>1時，即4π2f2sinβ>gcosα時，物料做拋擲運動。同時考慮無聊被拋起的時間不得超過振動周期，以免物料與槽底面沖擊過大和盡量減小功率消耗，一般D應限制在1.4~3.3之間，可按下式計算：此數(shù)值在上面限制*圍內，說明拋擲指數(shù)是適宜的。拋擲時間與振動周期之比為N，由D、K，N取0.82。[3]4.振幅的計算由公式：k=4π2f2A/g，得：A=kg/4π2f2 =kg/ω2=5×9.8/100.48=5.35mm5.物料的平均速度1)物料的理論平均速度當D=2~3.3時，物料的平均速度可按下式計算：=(0.86~0.95)=2.5時,=0.93得：=0.93 =0.93×100.48×5.35×cos30°=0.43m/s2)實際水平速度=1.0×0.95×0.9×1.05×0.43=0.39m/sCa：傾角影響系數(shù)。查得：Ca=1.0Ch：物料層厚度影響系數(shù)。查得：Ch=0.95Cm：物料性質影響系數(shù)。查得：Cm=0.9Cw：滑行運動影響系數(shù)。查得：Cw=1.05輸料槽的設計大多數(shù)槽體是壓制而成的，一般采用Q235-A鋼板或采用16Mn低合金鋼板，鋼板厚度3-8mm，為了減少慣性力，應盡量減輕槽體的重量。設計規(guī)格參數(shù)如下：總長度L根據(jù)輸送要求L=30米，為便于制造，運輸和鋼板尺寸及彎板機的生產(chǎn)能力。槽體制成每段6米的長度。槽寬B：根據(jù)用戶要求B=600mm槽深H：為滿足各種寬度物料的輸送取H=200mm1.上質體質量m1與下質體質量m2的計算〔1〕物料槽體的質量m2′：經(jīng)粗略估算m2′=1750kg〔2〕物料的結合質量m2〞槽體中物料質量mm=QL/(3600×V)∵Q=30×1000kg/h，L=30m,V=0.39m/s∴mm=30×1000×30/(3600×0.39)=641kg結合質量系數(shù)Km，取Km=0.17結合質量m2〞m2〞=Km×mm=0.17×641=109kg上質體參振質量m2=m2′+m2〞=1750+109=1859kg〔4〕下質體質量m1m1=2m2=1859×2=3718kg2.誘導質量的計算：誘導質量是將雙質體系統(tǒng)轉化為單質體系統(tǒng)的當量質量m=m1m2/(m1+m2)=3718×1859/(3718+1859) =1239kg3.主振系統(tǒng)的頻率比Z：為了使振動輸送機體有較穩(wěn)定的振幅及傳動部件承受較小的作用力，頻率比一般在大于1的*圍內選取，該機取Zof=1.2,則系統(tǒng)的高階固有頻率ωog應為：ωog=ω/Zof=100.48/1.2=83.73s-1彈簧系統(tǒng)計算分析1.主振彈簧的剛度：k2=1/Zof2(ωog2m) =1/1.22×1239×83.732 =6032134N/m則單個彈簧的剛度為：K2’=k2/n=100535N/m2.減振彈簧的頻率比：通常取Zog=4-5，該振動輸送機Zog=43.減振系統(tǒng)彈簧剛度：由于主振彈簧剛度較大，可以將m1、m2視為一個單質體M，即：M=m1+m2=3718+1859=5577kg故減振彈簧在主振方向上的剛度為：K1=1/Zof2(Mω2)=1/42×(5577×100.482)=3519167N/m4.校核計算機主振系統(tǒng)固有頻率由前面公式得：P122=(a+c)/2±√[(a-c)/2]2+bc其中，a=(k1+k2)/m1=(6032134+3519167)/3718=2569b=k2/m1=3519167/3718=947=947c=k2/m2=3519167/1859=1893∴P122=2231±1381∴P1=60，P2=33∴主振頻率為：Zof=ω/P1=1.65.振幅的計算采用激振力F=4000N，應用公式〔12〕，振幅B1=(c-ω2)f1/Δ(ω2)B2=cf1/Δ(ω2)C=1893,ω=100.48f1=p/m1=Fcosβ/m1=4000×cos30°/3718=9.3Δ(ω2)=(p12-ω2)(p22-ω2)=(602-100.482)(332-100.482)=58509472故下質體m1的振幅為：B1=(c-w2)f1/Δ(ω2)=(1839-100.482)×9.3/58509472=1.3mm6.電動機功率的計算〔1〕振動阻尼所消耗的功率NZ式中Nz=fω3mA2/2000ηη為效率，取η=0.9f為綜合阻系數(shù)，取f=0.14m為誘導質量，m=1239kgNz=0.14×100.483×1239×0.005352/2000×0.9=2.8kw(2)激振器軸承摩擦消耗的功率NfNf=μFωd/2000η式中μ為滾動摩擦系數(shù)，μ=0.04F為激振力，F(xiàn)=4500ND為滾動軸承中徑，d=0.07mNf=μFωd/2000η=0.04×4500×100.48×0.07/1800=0.7kw〔3〕總功率∑N∑N=Nz+Nf=2.8+0.7=3.5kw〔4〕電機安裝功率N=k∑N式中K為電機裕量系數(shù)，K=1.5N=1.5×3.5=5.25kw采用兩臺2.2KW的電機；故實際電機的安裝功率為：2×3.0＝6kW彈性元件的設計與選擇減振彈簧的設計1.彈簧材料的選取根據(jù)該彈簧受力，屬中等應力，選材料為60Si2Mn的熱軋圓柱鋼絲外表氮化處理，熱處理硬度HRC45-50。知:G=8000MPa,E=200000GPa,[τ]=640MPa,[δ]b=800MPa[6]∴選擇旋繞比C=52.彈簧鋼絲直徑的設計與選擇彈簧鋼絲直徑d可按下式計算：d≥√(8KFC)/〔π[δ]〕式中K為補償系數(shù)，可按下式計算：K≈(4C-1)/(4C-4)+0.65/C＝1.304最大工作載荷初步估值:F＝4500N，λ＝45mm∴d≥1.6√〔6×4500×1.304〕/800d≈9.6mm查表取d＝10mm彈簧的中徑：D2=C×d=5×10=50mm3.計算彈簧的圈數(shù)由公式：n=Gdλ/(8FC3)=(8×104×10×45)/(8×4500×125)=8圈取n=8圈，取支承圈數(shù)n2=2圈則總圈數(shù)n1=n+n2=8+2=10取螺旋升角α=arctg(t/πd)=arctg(25/3.14×50)=9°〔其中t為節(jié)距，t一般取D/3—D/2，這里取t=0.4×D=25mm〕則自由高度H0為：H0=nt+1.5d=8×24+1.5×12=215mm減振彈簧性能檢驗1.穩(wěn)定性驗算與檢查最小間隙高徑比：b=H0/D2=215/50=4.36＜5.3不需要進展穩(wěn)定性驗算。軸向間距：δ=t-d=25-10=15mm單圈彈簧的最大變形量：λ2/n=45/8=5.625mm最小間隙：δ1＝δ－λ2/n＝15－5.625＝9.375＞0.1d=1mm2.確定彈簧能構承受的極限載荷Fj及變形量λj彈簧能夠承受的極限載荷Fj≤FS，能夠承受的極限應力τj≤τs。FS，τs分別為到達彈簧的屈服點的極限載荷，極限剪應力。τs＝1.25[τ]＝1.25×640＝800MPa∴τj＝τs＝800MPa∴Fj＝πd2τs/8kC=3.14×100×800/8×1.304×5=4816N∴CS=Gd/(8C3n)=8×105/(8×53×10)=80λj=Fj/CS=60.2mm3.計算彈簧的最小工作載荷F1和變形量λ1：∵F1＝〔0.1～0.5〕F2=450～2250N取F1=1100N，則最小變形量為：λ1＝F1/CS＝13.75mm在最大工作載荷下的實際變形量λ2＝F2/CS＝56.25mm4.確定彈簧的其它幾何參數(shù)：最小工作載荷下的高度：H1=H0-λ1=215-13.75=201.25mm最大工作載荷下的高度：H2=H0-λ2=215-56.25=158.75mm極限載荷下的高度：Hj=H0-λj=215-60.2=154.8mm彈簧的外徑：D=D2+d=50+10=60mm彈簧的外徑：D1=D2-d=50-10=40mm彈簧的展開長度：L＝πD2n1/cosα＝1589.6≈1590mm非線性主振彈簧的設計不等節(jié)距圓柱壓縮旋轉彈簧,它的節(jié)距大小不等,這種彈簧在受載后,當載荷到達一定程度時,隨著載荷的增加,從小節(jié)距開場到大節(jié)距依次逐漸產(chǎn)緊,剛度也逐漸增大,特性線由線性關系變?yōu)榉蔷€性關系,從而有利于防止彈簧共振和顫振現(xiàn)象的發(fā)生.彈簧材料的計算與選擇根據(jù)該彈簧受載的特點,選擇彈簧材料為60Si2Mn的熱軋圓柱鋼絲,外表氮化處理,熱處理硬度為HRC45-50,查表知G=78.5GPa根據(jù)受載特點,可知載荷為第Ⅱ類[τ]=627MPa由于該彈簧所受的最小載荷即為靜載荷,由以上計算知上質體參振質量為1750㎏,所以單個彈簧的靜載荷為:P0=1750×9.8/60=28508N此時的最小變形量為2mm。因為主振彈簧振幅為4.3，為防止彈簧與彈簧座別離，則彈簧的靜變形量A0≥4.3mm,為了平安取A0=5mm，即為最大變形量。彈簧最大載荷的計算：凈重：1750×9.8÷2÷30=285.8N動載荷：0.0043×167389.9=719N預壓縮量：動載荷×120%=836.7N∴最大載荷=凈重＋動載荷＋預壓縮量=1869.4N故彈簧的受載*圍為：285.8N～1869.4N彈簧零部件的設計與計算1.彈簧鋼絲的設計與計算由所選材料取繞比C=5，則查表知Kc=1.31取中徑為：60mmC=D2/d可得d=D2/C=12mm驗算彈簧強度τ=K8D2P/πd3=413MPa滿足強度要求由公式知組成彈簧各圈的剛度：P′=np′=Gd4/8D23=942N/mm2，彈簧的圈數(shù)彈簧在未發(fā)生并圈以前整個彈簧剛度為：P〞=285.8/2.3=124.3N/mm∴彈簧的有效工作圈數(shù)為：n1=P′/P〞=942/124.3=7.6取整n1=8圈取支承圈數(shù)n2=2圈彈簧的總圈數(shù)為：n=n1＋n2=103.彈簧特性線方程的推導我們設特性線方程為：P=〔AF＋B〕2由以上計算可列285.8=〔2A＋B〕21869.4=〔5A＋B〕2解得：A=2.7，B=8.5該彈簧的特性線方程：P=〔2.7F＋8.5〕24.計算幾何尺寸由以下計算第一圈時的參數(shù)情況依次類推可求出其他參數(shù)，現(xiàn)將計算結果列于下表5-1：表5-1尺寸計算幾何表并圈圈數(shù)各圈剛度(N/mm)各圈并圈后剛度〔N/mm〕各圈并圈時的載荷〔N〕間距〔mm〕節(jié)距〔mm〕0942124.3285.81942142.8815.60.9912.992942169.511421.6713.6739422081730.52.1914.19494223829162.914.9594214.9694214.9794214.9第一圈的節(jié)距和間距可按以下步驟計算第一圈并圈后彈簧的剛度P1′可按下式計算1/pi′=1/p〞－1/p′=1/124.3－1/942∴142.9=〔2.7F＋8.5〕解得：F=0.99mm=δ1所以第一圈的節(jié)距t1=d＋δ1=0.99＋12=12.99mm根據(jù)特性線方程P=〔2.7F＋8.5〕2得P′=dp/dF=5.4p1/2從而得任意褡圈時，所加載荷Pi和剛度Pi′的關系為1/Pi′=〔n－1〕/Pi∴Pi=0.04Pi′2由以上計算可以看出，第四圈并圈時的載荷P4=2916N，已超過工作最大載荷的要求，此時以下各圈取等節(jié)距。∴彈簧的自由高度由公式得：H0=∑t1＋d=12＋101.16=113.16mm根據(jù)以上計算即可得到彈簧的構造尺。本章小結本節(jié)主要介紹了彈簧的設計過程，其中包括了減震彈簧的設計與性能檢驗，同時針對非線性主彈簧進展了設計，進展彈簧材料的計算，并進展了選擇，而且對余下的彈簧零部件進展了正式設計。輸送機的校核與分析槽體的強度校核槽體材料選用Q235，其δs=235MPa,δb=375MPa.槽體長度L＝30m，B＝600mm,h=200mm.在槽體內充滿物料時可以進似把槽體看做受均勻載荷的簡支梁〔在這里我們取兩導向板之間的距離l=0.6m〕如圖6-1所示：圖5-1槽體的強度分析圖解：1.求支座的支反力FA,FB,如下圖，有平衡條件∑MB=0,∑Fy=0,可得：FA=FB=ql/22.列剪力方程和彎矩方程距梁左端A為*的任意截面上的剪力和彎矩為：Q(*)=FA-q*=ql/2-q*(0＜*＜L)M(*)=Fa*-q*(*/2)=(ql/2)*-q*2/2(0＜*＜L)3.畫剪力彎矩圖由上式可知，剪力圖式一條斜直線。由上式知，彎矩圖是二次拋物線，要確定曲線上的幾點，才能畫出這條直線。*=0M(*)=0*=l/4M(*)=3ql2/32*=l/2M(*)=ql2/8*=3l/4 M(*)=3ql2/32*=l M(*)=0通過這幾點可以作出梁的彎矩圖。從圖中截面可以看出當*=l/2時彎矩最大，所以該截面可能為危險截面，因此要計算出該截面的彎矩，Mma*=ql2/8 =(1667×0.6×0.6)/8=75kN.m則對該截面進展強度校核δ＝Mma*/Wz=75×6/(0.6×0.2×0.2×0.2)=93.75MPa＜[δ]所以該槽體具有較大的承載能力因此符合設計要求。槽體的局部剛度校核計算槽體剛度，目的是測知它的固有頻率。當激振頻率接近或等于槽體固有頻率時，就會使槽體產(chǎn)生共振或近共振，從而使槽體的彎曲振幅顯著增大而加速槽體的破壞。因此所計算得到的固有頻率越小越好。為計算方便，將振動輸送機的各個部位簡化為四種典型的力學模型。1.均布載荷簡支梁〔振動輸送機兩導向桿間的隔段槽體〕如圖5-2:圖5-2均布載荷簡支梁一端懸臂的均勻載荷分布的簡支梁〔兩端區(qū)段〕如圖6-3所示因為l/l1=0.5,取a=2.5。ω1=〔a/1〕2√EI/pⅠ=(2.5/0.6)2√〔2.06×105×12〕/(600×0.6×0.23)=22.6s-1<ω圖6-3一端懸臂的均勻載荷分布有均勻分布，又有集中載荷的簡支梁(為給料口的輸送機段)如圖5-4所示。×1圖5-4給料口的輸送機段簡支梁ω01=√(m/l+0.94pl)a2b2=1.8s-1<<ω有均勻分布，又有集中載荷的懸臂梁〔有出料口的槽段〕如圖6-5所示。圖5-5出料口的槽段懸臂梁ω01=√(EI)/(m/l+0.24pl)a2b2=0.6s-1<<ω綜上,槽體的固有頻率遠遠小于激振頻率，因此該槽體有足夠的剛度。同步性分析為了此輸送機能正常工作，兩臺電機必須同步運行，為此，我們必須對電機的轉動進展一下同步性分析。如圖7-1：設△α0=ψ2－ψ1圖5-6電機同步運行校對圖ψ—相對*一初始時刻的相位角ψ=ωt△α0=ψ2－ψ1—振動電機2上偏心塊超前電機1上的偏心塊相位角。則由自同步原理得：α0=〔△Mg－△Mf〕/(m02ψ2r2ω)其中△Mg—兩電機轉距之差△Mf—兩電機摩擦轉距之差m0—電機質量r—偏心塊偏心距ω—穩(wěn)定系數(shù)，由電機主軸到振動質體重心的距離確定。α0是實現(xiàn)同步運轉的必要條件，所以要盡盡可能使用同步性指數(shù)Dα=m0ψ2r2ω/(△Mg－△Mf)遠大于1所以為了實現(xiàn)自同步，要采取以下措施：1.選擇同一型號，特性曲線一樣或轉差率接近或一樣的電機。2.合理選擇與調整主軸的安裝位置。即可滿足此次課題設計的要求。周期性分析物料在拋擲過程中，為了減小不必要的能量損耗和提高振動機的工作效率，應使物料每拋擲一次振動體做一個周期振動，且拋擲一次時間小于一個振動周期，即拋離系數(shù)ID<1(ID—拋擲一次時間與一個振動周期之比)，這種情況下,物料下落正處于振動體做起拋段，此時，工作面的加速度dy<gcosα，物料下落后，便與工作面結合并滑行一小段距離，接著進展第二次拋起，這樣，循環(huán)往復，即物料做周