一种往复式平台送料机送料机构传动机构设计(不完整版)

1.1课题研究的意义和目的

随着我国工业水平的不断提高，传统的依靠劳动力搬运不能满足生产要求，送料机的出现逐渐取代劳动力，主要的使用范围包括搬运物料、对物料进行挑拣、在数控车床进行对工件进行搬运、在飞机场搬运包裹等，而且能够长时间从事重复的工作等。在一些恶劣的环境和工作场所都可以用送料机代替人力。送料机其使用范围囊括了大部分行业，尤其在机械制造、冶金、电子、轻工业和原子能等部门中更加被大量使用。经过几十年的不断发展，我们在各行各业都可以发现送料机正在代替工人进入生产线，而且应用非常广泛，随处能见其身影。随着我国人口老龄化严重，越来越多的行业出现用工难，而且劳动力成本不断上升，因此送料机逐渐发展起来，而且其智能化要求越来越高，送料机能代替劳动力在复杂的工况中作业，因此被广泛使用。中国老龄化越来越严重，而送料机的出现能够大大减少劳动力。因此送料机性能的好坏、结构的优劣，将直接影响其工作进度，进而影响着产品的生产效率。随着中国综合实力的飞跃，农业对送料机的需求也越来越大，从而在送料机市场上形成强制驱动，也只有不断开发出更好的机器，受到普遍企业的好评，才能够迅速占领市场。中国是一个人口大国，随着劳动成本的越来越高，尤其是我国的北方民族，人民生活水平在不断提高，在中国庞大的人口基数下，研究一款实用的搬运送料机具有非常重大的现实意义。送料机行业是一个技术要求相对较高的市场行业，改革开放以来，随着科学技术的提高以及国外送料机的引进，同时注重市场的研发，继而扩大市场份额，对中国的小型机械化行业具有一定的影响。企业在大量引进送料机代替劳动力的同时，如何寻求智能制造送料机的保养措施至关重要。

物料的搬运是一个技术难题，由于物料的种类和形状多种多样，有些极易损坏，有些很笨重，因此研究和开发搬运送料机技术可以有效的提高生产效率降低人力成本。由于物料的形状以及体积、重量的不同 ，因此物料送料机的设计也是我们需要考虑的一个重要因素。送料机能够重复工作而且在恶劣的环境长时间工作，随着我国人口红利逐渐消失，人工搬运的成本显著提高，因此采用一种智能化控制机械对物料搬运可以减少成本，因此送料机的设计和研发非常具有生产意义。

1.2 国外送料机的发展现状

国外带式输送机技术的发展很快，其主要表现在2个方面：

一方面是带式输送机的功能多元化、应用范围扩大化，如高倾角带输送机、管状带式输送机、空间转弯带式输送机等各种机型；

另一方面是带式输送机本身的技术与装备有了巨大的发展，尤其是长距离、大运量、高带速等大型带式输送机已成为发展的主要方向，其核心技术是开发应用于了带式输送机动态分析与监控技术，提高了带式输送机的运行性能和可靠性。

目前，在煤矿井下使用的带式输送机已达到表1所示的主要技术指标，其关键技术与装备有以下几个特点：

⑴设备大型化。其主要技术参数与装备均向着大型化发展，以满足年产300~500万t以上高产高效集约化生产的需要。

⑵应用动态分析技术和机电一体化、计算机监控等高新技术，采用大功率软起动与自动张紧技术，对输送机进行动态监测与监控，大大地降低了输送带的动张力，设备运行性能好，运输效率高。

⑶采用多机驱动与中间驱动及其功率平衡、输送机变向运行等技术，使输送机单机运行

长度在理论上已有受限制，并确保了输送系统设备的通用性、互换性及其单元驱动的可靠性。 ⑷新型、高可靠性关键元部件技术。如包含CST等在内的各种先进的大功率驱动装置与调速装置、高寿命高速托辊、自清式滚筒装置、高效贮带装置、快速自移机尾等。如英国FSW生产的FSW1200/（2~3）×400（600）工作面顺槽带式输送机就采用了液粘差速或变频调速装置，运输能力达3000 t/h以上，它的机尾与新型转载机（如美国久益公司生产的S500E）配套，可随工作面推移而自动快速自移、人工作业少、生产效率高。

1.3 国内送料机的发展现状

送料机进入我国的时间较短，大多是引进国外的先进送料机。部分产品已进入或达到国际水平，例如，深圳市协力智能科技有限公司、东莞市一川金品机械有限公司，已能生产多种规格的全自动送料机，而且其加工时间短，对于周而复始的循环工作能保证其质量，通过研究日本相关企业并引进其先进的管理经验和技术。目前深圳启程机械厂已经开发了20多个品种，可根据客户的要求，在能够达到不同的等级。力豪集团并且开始自主研发了很多不同种类的送料机，而且其加工成功率可以接近100%而且已经非常成功[14]。

随着改革开放的号角吹起，近几十年我国经济呈迅猛发展，尤其是沿海的一些大城市更加是焕然一新，我国的机械产品更是进展快速。很多国企和私人企业纷纷对送料机进行系统的开发和研究，短时间内取得了一定的成绩，但是由于我国工业基础薄弱，很多难题和技术都没有攻克，与国外的先机送料机相比还有一段很长是路要走，下面是国内的一些专家对送料机机构的研究。

2000年，深圳大学特种装配研究所的李玉对送料机连杆机构的时序图谱进行了分析，主要分析了其运动规律和连杆机构各个机构的运动性能[16]。

2005年，胡达年对送料机的整体结构进行动力学分析，并且着重研究了整个机构的运动性能以及其整体强度。

2011年，上海交通大学的吴大致等根据精度传递链的方法建立了送料机连杆机构的三维空间误差的数学模型，并采用单项误差测量法得到模型中各个几何误差项参数。并于2012年成功开发出了一种自动测量几何误差的误差测量系统，并提出了分离连杆机构的三维空间几何误差的识别方法。同年，用多项表达式来近似模拟所建立的连杆机构误差预测模型，并进行了验证实验。

中国是世界上的制造大国，而送料机的出现是提高产量规模化发展的重要因素也是生产加工的重要设备。其性能的好坏、结构的优劣将直接影响塑料件的外观、质量等性能指标，进而影响企业的经济效益和社会效益。随着中国综合国力的飞跃，消费者对塑料件的质量也愈发的关注，从而对塑料件市场形成了强制驱动，也只有不断开发出更好的机器，受到普遍消费者的喜爱，才能够迅速的占领市场。中国是一个人口大国，对塑料件的需求量也很大，尤其是我国的北方城市。因此机械化和智能化也或将成为主流并解放人们的双手，在降低生产成本的同时，提高产品质量。人民生活水平在不断提高，在中国庞大的人口基数下，研究一款实用的送料机具有非常重大的现实意义。送料机行业是一个技术要求相对较高的市场行业，改革开放以来，随着科学技术的提高以及国外送料机的引进，同时注重市场的研发，继而扩大市场份额，对中国的小型机械化行业具有一定的影响。所以加强研发和创新，增强国际竞争力成为我国的重要奋进目标。

2 总体方案的确定

2.1设计参数

本次设计的往复送料机的参数主要如下：

设计的传动机构，其功率较高，要求使用寿命较长，传动过程振动要小；

工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35摄氏度；

使用折旧期：5年

检修间隔期：六年一次大修，三年一次中修，一年一次小修； 动力来源：电力，三相交流，电压380/220v； 允许误差：±5%；

制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产； 其余工况及设计条件自定义。

机构设计主要参数：传力曲柄的最大拉力F为：7000 N；曲柄顶点工作速度V为：2.5 m/s；送料机送料平台的往复频率为每分钟往复12-15次，即往复一次需要4-5秒也就是2-2.5是一个运动周期，本次选用2.5s为一个周期。

图1 往复送料机

2.2往复平台送料机的工作原理

往复平台送料机的工作原理向加热炉内送料，由电动机驱动，室内工作，通过传动装置使装料机推杆作往复移动，将物料送入加热炉内。

2.3 传动送料机构的方案选择

常用的送料机的传动机构有以下几种：齿轮机构；螺旋机构；带传动及链传动：连杆机构；凸轮机构。

凸轮机构是一种高副机构。一般由凸轮，从动件和机架三部分组成，凸轮大都为原动件，当其运动一般为等速连续转动，也有摆动或往复移动)时，通过其上一定的衄线轮廓线或凹槽使从动件得到连续的或间歇的往复移动或摆动。

传送机构的总体传送方案的选择：

方案一：采用双作用缸实现物料的分离功能和定位夹紧功能。

气动送料机由两个基本应用模块组成：物料分离模块及传送模块。物料分离模块由两个双作用气缸组成，分别实现物料的分离功能和定位夹紧功能。为保证真空系统的气流通畅，以提高真空发生器的真空度，回路4中的真空控制回路不安装节流阀。同时，回路4中的所有连接气管应尽可能的短， 以减小空气流通阻力，提高真空度。

采用气缸的优点：减少了物料的运送步骤，缩短了加工时间，操作简单。 缺点：对物料的放置有很高的精度要求，造价高昂，一般的小型企业不采用

方案二：采用伺服电机控制工作台进行送料。

由单片机产生驱动脉冲信号，步进电机的驱动器收到驱动脉冲信号后，步进电机将会按照设定的方向转动一个固定的角度，将电脉冲转化成交位移。电机的转速由脉冲信号频率来控制决定，再由电机控制工作台进行送料冲压。

优点：

1、可以连续生产，并且能实现一人控制几台机器

2、可靠性高，由于送料机构外部由步进电机控制，所以每次的行程都是固定值。 3、低功耗，低电压。在许多没有电力供应的应用场合，较低的功耗和工作电压是生产便捷化的必要条件。

4、维护方便，经济实用。

加热炉装料机结构是由电动机、减速器、联轴器、H形架、连杆、底板(给料槽)、传动平台、漏斗闸门、托辊等组成。

方案三：采用电机带动减速器，然后带动连杆机构实现往复运动。

传动原理：当电动机开动后，经弹性联轴器、减速器、曲柄连杆机构拖动倾斜的底板在托辊上作直线往复运动，当底板正行时，将仓和槽形机体内的带到机体前端;底板逆行时，槽形机体内的被机体后部的斜板挡住，底板与之间产生相对滑动，机体前端的自行落下。将均匀地卸到运输机械或其它筛选设备上。该机设有带漏斗、带调节阀门和不带漏斗、不带调节阀门两种形式。

综合以上的比较，选择方案三来作为运煤机构。

图2-1 传动总方案布置图

平面连杆机构的缺点是：一般情况下，只能近似实现给定的运动规律或运动轨迹，且设计较为复杂；当给定的运动要求较多或较复杂时，需要的构件数和运动副数往往较多，这样就使机构结构复杂，工作效率降低，不仅发生自锁的可能性增加，而且机构运动规律对制造、安装误差的敏感性增加；机构中作复杂运动和作往复运动的构件所产生的惯性力难以平衡，在高速时将引起较大的振动和动载荷，故连杆机构常用于速度较低的场合。

（1）机构分析

①执行机构由电动机驱动，原动件输出等速圆周运动。传动机构应有运动转换功能，将原动件的回转运动转变为推杆的直线往复运动，因此应有急回运动特性。同时要保证机构具有良好的传力特性，即压力角较小。 ②为合理匹配出力与速度的关系，电动机转速快扭矩小，因此应设置蜗杆减速器，减速增扭。 （2）机构选型

方案一：用摆动导杆机构实现运动形式的转换功能。 方案二：用偏置曲柄滑块机构实现运动形式的转换功能。

方案三：用曲柄摇杆机构和摇杆滑块机构串联组合，实现运动形式的转换功能。

方案一

方案二 方案三

（3）不同方案的对比

方案一：结构简单，尺寸适中，最小传动角适中，传力性能良好，且慢速行程为工作行程，快速行程为返回行程，工作效率高。

方案二：结构简单，但是不够紧凑，且最小传动角偏小，传力性能差。

方案三：结构复杂，且滑块会有一段时间作近似停歇，工作效率低，不能满足工作周期4.3秒地要求。

综上所述，方案一作为送料机执行机构的实施方案较为合适。 （4）传动方式的选择

由于输入轴与输出轴有相交，因此传动机构应选择锥齿轮或蜗轮蜗杆机构。 方案一：二级圆锥——圆柱齿轮减速器。 方案二：齿轮——蜗杆减速器。 方案三：蜗杆——齿轮减速器。

由于工作周期为4-5秒，相当于12-15r/min， 而电动机同步转速为1000r/min或1500r/min，故总传动比为100-125 ， 较大，因此传动比较小的方案一不合适，应在方案二与方案三中选。而方案二与方案三相比，结构较紧凑，且蜗杆在低速级，因此方案二较为合适。

方案一 方案二 方案三

2.4 机构行程计算

选定行程变化系数K=2，则极位夹角θ=180°×k+1=60°，取工作范围为±15°。 取机架oo1=100mm，由几何关系得：oa=oo1*cos60°

k−1

=50mm。

由行程可得：bb’=cc’=250mm，摇杆o1a=bb’=250mm。

c

c’

b

b’

a

O

O1

O1

取滑轨位置距o1距离L=2(o1b+o1bcos15°)，此时滑轨与摇杆轨迹相对位置为：

相等 相等

L

1

滑轨与摇杆顶端处于工作极限时距离相等，此时最大压力角最小。 ∴取L=(o1b+o1bcos15°)=245.74mm

21

圆整为L=246mm。 最大压力角取25°

由4)可知摇杆o1b位于最高点时压力角最大 此时sinαmax=

o1b−Lbc

,bc=

o1b−Lsinαmax

=40.225mm

圆整为bc=40mm。

此时最大压力角αmax=24.35°。

α

（2）机构简图及机构特性

机架oo1=100mm； 曲柄oa=50mm； 摆杆o1b=250mm； 连杆bc=40mm；

导轨与o1距离L=246mm，工作段行程250mm。

3 电动机选择、传动系统运动和动力参数计算

3.1电动机的选择

1.确定电动机类型

按工作要求和条件，选用y系列三相交流异步电动机。 2.确定电动机的容量

由于曲柄轴的功率为3.5KW，曲柄轴的线速度速度为2.5m/s， 根据周期计算公式 T2 ww4.25rad/s4.25/(2*3.14)r/s0.6768r/s40.60r/min3.选择电动机转速

由[2]表13-2推荐的传动副传动比合理范围 圆柱齿轮传动 i齿小于8 蜗轮蜗杆传动 i齿=8～40 则传动装置总传动比的合理范围为

i‘总=（2～8）×（8～40）=（16～200） 电动机转速的可选范围为 故电动机转速可选范围为nd

ianW223.22790r/min。符合这一范围的同步转速

根据电动机所需功率和同步转速，查[2]表12-1，符合这一范围的常用同步转速有1500rmin、1000rmin。

估算由电动机至运输带的传动的总效率为

a212334

21为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表1初选为蜗杆传动的传动效率为轴承的传动效率出选

10.99

23320.8 0.98

34为卷筒的传动效率出选

40.96

311a0.990.80.980.960.960.6816

2121估算由电动机至运输带的传动的总效率为

a212334

为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表1初选为蜗杆传动的传动效率为轴承的传动效率出选为卷筒的传动效率出选

10.99

23320.8

30.98 0.96



445为一对齿轮的传动效率出选

50.96

工作机所需的功率：

PdP工作机a3.55.13kw0.6816

4 确定电动机的型号

选上述不同转速的电动机进行比较，查《机械基础》P499附录50及相关资料得电动机数据和计算出总的传动比，列于下表： 表3-1 电机参数比较表

方案 1 2 3 电机型号 Y132S-4 Y132M2-6 Y160M2-8 额定功率kW 5.5 5.5 5.5 电机转速r/min 同步 转速 1500 1000 750 满载转速 1440 940 710 电机质量kg 38 63 79 参考 价格（元） 760 1022 800 选用同步转速为:1500 r/min 为降低电动机重量和价格，由表二选取同步转速为1500r/min的Y系列电动机，型号为Y132S-4。

查《机械基础》P500附录51，得到电动机的主要参数以及安装的有关尺寸(mm)，见以下两表：

具体参数表如下：

表3-2 电动机的技术数据 电动机型号 额定功率 （kw） 同步转速 （r/min） 满载转速 （r/min） 堵转转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2 2.2

图3-1

3.2 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配

1.传动装置总传动比

i总=

nm1440=35.47 nw40.60式中nm----电动机满载转速:1440r/min; nw----工作机的转速:40.60 r/min。 2.分配传动装置各级传动比 齿轮传动比为0.7，

那么取蜗轮蜗杆减速比为50。

需要详细计算......

4 圆柱齿轮传动零件的设计计算

4.1 选择齿轮材料及精度等级

根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度，要求齿面粗糙度Ra1.6~3.2m。 因为载荷中有轻微振动，传动速度不高，传动尺寸无特殊要求，属于一般的齿轮传动，故两齿轮均可用软齿面齿轮。查《机械设计》P322表14－10，小齿轮选用45号钢，调质处理，硬度236HBS；大齿轮选用45号钢，正火处理，硬度为190HBS。

取小齿轮齿数Z140，则大齿轮齿数Z2i21Z10.74028，使两齿轮的齿数互为质数，取值Z240,选取螺旋角。初选螺旋角12

由表610[1]取d0.9（因非对称布置及软齿面）。

4.2按齿面接触疲劳强度设计

因两齿轮均为钢制齿轮，所以由课本公式得：

3d1t确定有关参数如下：

1）确定公式内的各计算数值 1)试选

2KtT1du1ZHZE2() u[H]Kt=1.2

2）选取区域系数 ZH=2.43 3）则

10.78 20.845

120.680.751.43

4)计算小齿轮传递的转矩

T19.55106P11.46478104Nmm n1 5)由表10-7选取齿宽系数

d=0.9

6）由表10-6查得材料的弹性影响系数（4）、许用接触应力H

ZE189.8MPa

12HHlimZNTSN

由图633C[1]查得Hlim1770MPa，Hlim2500MPa 由式652[1]计算应力循环次数NL

NL160n1rth60473.3110283651.65109

NL2NL186.85310 •i由图634[1]查得接触疲劳的寿命系数ZNT10.89，ZNT20.93

通用齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求选取安全系数SH1.0。所以计算两轮的许用

接触应力：

H1H2故得：

3Hlim1ZNT1SH7700.89MPa685.3MPa

1.05000.93MPa465MPa

1.0Hlim2ZNT2SHd1t2KtT1du1ZHZE2() u[H]421.21.4647810212.43189.82 3()

0.91.43246547.066mm

则模数：

mtd1tcos47.066cos122.26 z120由表61[1]取初步选择标准模数：m2.5

（5）、校核齿根弯曲疲劳强度

4.3 根据齿根弯曲疲劳强度设计

由式（10-17）

3mn（1） 确定计算参数

1） 计算载荷系数

2KT1Ycos2dZ21YFYS [F]KKAKVKFKF11.041.11.321.510

2） 根据纵向重合度1.903从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88 3） 计算当量齿数

4） 查齿形系数

由表10-5查得YFa12.72,YFa22.45

5)查应力校正系数

由表10-3查得，YSa11.57,YSa21.67

6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限EN1500MPa；大齿轮的弯曲疲劳

强度极限EN2380MPa

7）由图10-18取弯曲疲劳系数KFN10.85,KFN20.90 8）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

[F]1KFN1FE1SKFN2FE2S0.85500303.57MPa

1.40.9380244.286MPa

1.4[F]2 9）计算大小齿轮的

YFaYSa,并加以比较 [F]YFa1YSa[F]112.721.570.01406

303.57YFa2YSa2[F]2（1） 设计计算

2.451.670.01674

244.286大齿轮的数值较大

4221.5104.6873100.88cos12mn30.016041.475

0.92021.43对比计算结果，由齿根接触疲劳强度计算法面模数mn大于齿面弯曲疲劳强度计算带模数，去mn2.5mm，以满足弯曲强度。