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1、半自動平壓模切機 摘要 機械設計是工科高等學校機械類，機電類等專業(yè)必修的一門技術基礎課，我們在學習基礎知識的同時，也應更 加注重對知識的整體運用和實踐。作者設計的半自動平壓模切機是印刷包裝行業(yè)壓制紙盒、紙箱等紙制品的專用設 備。本文從擬定運動循環(huán)圖出發(fā)，通過查找機械設計手冊，比較不同方案，選擇了最合適的傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構， 并且對其工作原理，結構設計和幾何參數進行了深刻的分析和探討。作者運用優(yōu)秀的 Auto cad 將設計的裝置形象， 直觀的描繪出來了。該模切機具有結構簡單，緊湊，效率高，易操作的特點。由于某些原因，沒有上傳完整的畢業(yè) 設計（完整的應包括畢業(yè)設計說明書、相關圖紙

2、CAD/PRQE中英文文獻及翻譯等），此文檔也稍微刪除了一部分內 容（目錄及某些關鍵內容）如需要的朋友，請聯系我的叩扣 : 二二壹五八玖一壹五一 關鍵詞： 機械設計 半自動平壓模切機 Auto cad Semi automatic die-cutting machine Abstract Mechanical design is an engineering college machinery, electrical and other specialized types of a compulsory basic course of technology, we study the

3、 basic knowledge at the same time, should also pay more attention to the knowledge of the overall application and practice. The author designed semi-automatic die-cutting machine is the printing and packaging industry press boxes, cartons and other paper products and special equipment. This paper pr

4、oposed the motion cycle chart from the start, through the search of mechanical design manual, comparison of different options, select the most suitable transmission system and executing mechanism, and its working principle, structure design and geometric parameters of an in-depth analysis and discus

5、sion. The excellent Auto CAD will design the device image, intuitive outlined. The cutting machine has the advantages of simple structure, compact structure, high efficiency, easy to operate. Key words: Mechanical Design Semi automatic die-cutting machine AutoCAD 第一章 概述 1.1 課題來源 本課題屬于自主選題，其研究目標為

6、設計 可對各種規(guī)格的紙板、厚度在 4mm以下的瓦楞紙板，以及各種高級 精細的印刷品進行壓痕、切線、壓凹凸的模切機。本論文主要研究 設計傳動系統(tǒng)，進行機構設計，對主要零部進行 力和強度進行計算，并要 繪制所設計方案的機構運動簡圖，繪制模切機的裝配圖和重要零件的零件圖。 1.2 課題研究目的及意義 平壓平 模切 機是目前應用最廣泛的最普遍的類型，也是國內外生產廠家最多的機型。平壓平 模切 機可以用于各 種類型的 模切 ，既能 模切瓦楞紙 板、 卡紙 、 不干膠 ，又能 模切橡膠 、海綿、金屬板材等，既能人工續(xù)紙半 自動模切 ， 也能全 自動 高速聯動 模切 。半自動平壓模切機的精準度比

7、比一般的模切機要高。他的工作原理最具有代表性的。所 以研究它也及其重要。 平壓平模切機分為立式、臥式兩種。立式模切機俗稱“老虎嘴”機，其特點是精準度比圓壓圓模切機好，售價 便宜，突出的缺點是安全系數低，多年來始終沒有徹底解決杜絕傷殘事故問題，工傷事故時有發(fā)生，在當今國家重 點保證人身安全并已立法的大環(huán)境下，如果還是解決不了安全問題，必然要退出市場。臥式模切機分為半自動模切 機、全自動模切機以及帶清廢和不帶清廢四種。它們的共同特點是精準度比較準確，效率比“老虎嘴”機高，比圓 壓圓低，處于中位。 近二十年來， 平壓 模切 機是使用最廣泛且技術發(fā)展最快的機型。 萬丈高樓平地起， 作為一

8、個剛剛畢業(yè)的大學生， 要想有自己的技術進步與技術技術創(chuàng)新，就得先搞懂基本設備的基本原理。為以后實現模切機的數字化和智能化做 準備。 8 第二章方案選型 2.1根據工藝動作要求擬定運動循環(huán)圖 為保證機器的正常運行，防止出現卡紙，空壓等不良現象的出現，個個執(zhí)行機構必須在規(guī)定的時間內完成動作, 并且保證機構的運行到準確的位置。在設計半自動平壓模切機運動循環(huán)圖時，我主要確定沖壓模切，走紙兩個執(zhí)行 構件的先后順序。 各部件運動分析 1主軸轉角運算 選擇案速箱的輸出軸為運動分析主軸，平面六桿機構的行程速比系數 K=1.3,根據機械原理有關知識 9 = 180^ = 23.5 5并知

9、該運動周期以 156.5 =180 -23.5 為分界點，分為 0— ——156.5 和 156.50 — K+1 360兩個過程 2、模切機構的分析 當主軸轉角為0 ---156.5 ,下模從行程最低點開始，在平面六桿機構的帶動下向上移動至預定模切位置， 進行沖壓模切；當主軸轉角為156.50 --360 ,下模完成模切動作，快速急回運動至行程最低點即下一周期起點, 3、走紙機構的分析 當主軸轉角為0 -156.5 ,特殊齒輪組（用于完成間歇運動）沒有嚙合運動，鏈輪鏈條處于靜止狀態(tài)；當主 軸轉角為156.5 -360 ,特殊齒輪組輪齒參與嚙合，帶動鏈輪鏈條運動，進行走紙運動

10、。 4、夾緊裝置的分析 當主軸轉角為0 ---156.5 ,帶動夾子的凸輪走過推程，進入遠休止使剛性彈簧夾完成夾紙動作；當主軸轉 角為156.50 --360 ,凸輪處于近休止狀態(tài)使剛性彈簧夾處于夾緊狀態(tài)。 表2-1主軸轉角與機構的運動關系 主軸轉角 0 156.5 360 走紙機構 停止 運動 夾緊裝置 送料夾緊 輸入走紙 模切機構 滑塊上升（模切） 滑塊下降（回程） 2.2 送料模切機構選型 送料： 1,紙板的輸送：a雙列鏈傳動機構；b帶輪傳動機構 選用a雙列鏈采用傳動機構 ①采用鏈輪更易固定紙板夾子； ②鏈傳動機構是多對齒輪同時嚙合，承載

11、能力大，傳動效率高，并且可實現中心距較大的軸間傳動; ③模切時摩擦較大，易發(fā)熱，而雙列鏈適合長時間在惡劣環(huán)境下工作。 圖2-1雙列鏈傳動正視圖 2,紙板停歇：a凸輪；b特殊齒輪 選用b特殊齒輪鏈輪 ①采用特殊齒輪加工和維修方便，工作可靠； ②易實現從動件的運動時間與靜止時間的比例在較大范圍內調節(jié)； ③工作時面接觸為間歇運動，不易磨損。 主動鏈輪做單向間歇運動，選擇齒輪（4個）與不完全齒輪（1個）組合，將鏈條安放在完全齒輪上，在將完全 齒輪與不完全齒輪連接，不完全齒輪轉動帶動完全齒輪轉動。分別在這兩個齒輪上裝有凸形和凹形圓弧板，以起到 鎖止弧的作用。  圖2-2 不

12、完全齒輪 圖2-3不完全齒輪嚙合 不完全齒輪的齒數為15,有齒的部分為108度，無齒的部分為252度，分度圓r=25cm齒根圓r=23.5cm齒頂圓 r=26.5cm。完全齒輪齒數為40,模數m=10.6,齒根圓r=18cm,分度圓r=21.2cm ,齒頂圓r=24cm 。根據設計要求 知不完全齒輪的轉速為50r/min 。 3,紙板的固定：a剛性彈簧夾；b普通夾子 選用a剛性彈簧夾 圖2-4 剛性彈簧夾 ①剛性彈簧夾具有剛性彈簧力的作用，不僅可以自動的將紙板夾緊，而且可以準確平穩(wěn)的實現走紙運動； ②能準確、方便、自動的實現紙板的夾緊和松開動作。 4.夾緊裝置的機構 在送紙后，

13、要將紙板夾緊，因此機構在上升到一 定位置后需要有一段時間的停歇，所以要選擇具有一端停歇的往復移動的機構，可選取不完全齒輪、凸輪機構或連 桿機構。 （一） 不完全齒輪 由于不完全齒輪有較大的沖擊力，所以只適合低速輕載場合并且多使用與有特殊要求的專用機械中，所以我們不采 用它。 （二）連桿機構 連桿機構進行傳遞時，傳遞路線較長，易產生較大誤差同時機械效率也會降低，而連桿及滑塊所產生的慣性力難以 用一般平衡方法消除，不宜用于高速運動，所以也不采用它。 （三）凸輪機構 凸輪機構最大優(yōu)點是只要適當的設計出凸輪的輪廓曲線，就可以使推桿得到各種預期的運動，而且相應快速， 機構簡單。所以選用凸輪

14、機構很適合。 5平壓模切機構 （1）下圖機構為最簡單的往復直線運動機構之一，曲柄滑塊機構，不難看出該機構雖然簡單，但完全可以實 現下模的上下移動和沖壓過程，但由于它的承載能力很差，且下模在進行沖壓時在紙板上停留片刻才能保證壓模效 果，所以不能選用此機構。 24 圖2-5曲柄滑塊機構 (2)下面兩個沖壓機構也能完成工作，但是機構比較復雜，設計比較困難，并且傳動過程較長，能量易損失, 傳動效率低，所以不采用這兩種機構。 圖2-6 六桿機構 (3)圖是六桿機構，它彌補了方案一承載能力差和方案

15、二傳動效率低的缺點 機構結構穩(wěn)定承載能力強，且機 構結構并不復雜，所以采用此方案。 2-7 六桿機構 最終選型：紙板的輸送選用雙列鏈輪傳動；紙板的停歇殊齒輪組選用特殊齒輪；紙板的固選用剛性彈簧夾，其 中的夾緊機構用凸輪機構；平面模切選用平面六桿機構。 2.3 機械運動方案的評定和選擇 根據機構的功能，運動規(guī)律的形式，傳動精度高低，機構的工作性能，應用范圍可調性，運轉速度，承載能力， 機構的動力性能，加速度峰值，可靠性，經濟性， （制造難易，能耗大?。?，結構緊湊（尺寸，重量，結構復雜性） 等要求來選擇方案。 根據半自動平壓切模機的工作原理，把機器完成加工要求的動作分解成若

16、干種基本運動。 “半自動平壓模切機” 主要由三大部分組成，即：動力傳動機構；輸入走紙機構；沖壓模切機構。其中動力傳動機構又分為動力傳遞機構 和變速轉向機構。輸入走紙機構分為：紙板的輸送機構，紙板的停歇機構和紙板的固定機構。沖壓模切機構為急回 機構。對于本機構，我們必須從以下方面做重要分析 （1） 設計實現下模往復移動的機構時，要同時考慮機構應滿足運動條件和動力條件。 （2） 為滿足機器工藝需要，各機構執(zhí)行構件的動作在規(guī)定的位置和時間上必須協(xié)調，準確。 （ 3 ）毫無疑問，作為一個優(yōu)秀的設計工作者，也應特別注意合理性和經濟性 備選機構列表: 表2-2 機構類型比較 機構 供

17、選機構類型 紙板的輸送 雙列鏈輪傳動 皮帶輪傳動 紙板的停歇 機構 凸輪機構 特殊齒輪組 紙板的固定 剛性彈簧夾 普通夾子 急回機構 直動推桿凸輪機構 平面六桿曲柄滑塊機構 動力傳遞機 構 聯軸器 V形帶 變速轉向機 構 圓柱齒輪傳動機 構 單級蝸桿傳動機 構 圓錐-圓柱齒輪傳 動機構 由上述備選機構中選出3種典型可行方案如下： 方案A:皮帶輪傳動----凸輪機構----普通夾子----直動桿凸輪機構----聯軸器----單級蝸桿傳動機構 方案B:雙列鏈輪傳動----凸輪機構----普通夾子----直動推桿凸輪機構----聯軸器----錐-圓柱齒

18、輪傳動機構 方案C:雙列鏈輪傳動----特殊齒輪組----剛性彈簧夾----平面六桿曲柄滑塊機構----V 形帶----圓柱齒輪傳動機 構 方案A 1、示意圖 圖2-8 傳動示意圖A 分析與評定 (1) 機械運動分析 V 帶雖然結構簡單，維護方便，成本低廉，沖擊力小，傳動平穩(wěn)，噪聲小，但是易磨損、打滑，傳動效率低，壽命 較短，走紙運動的精度不高，很難實現走紙定位與沖壓模切兩者之間的協(xié)調性。 (2) 機械動力分析 蝸桿減速器，結構緊湊，環(huán)

19、境適應好，但傳動效率低，易發(fā)熱，不適宜于連續(xù)長期工作。直動推桿凸輪機構難以承 受較大的生產阻力，如果長期在重載條件下工作，直動推桿凸輪機構將不能滿足沖壓模切的力學要求； (3) 機械機構合理性 該機構結構簡單緊湊，但是，凸輪機構的運用會造成整體機構的尺寸和重量都變大。 (4) 機械機構經濟性 使用普通夾子會降低了生產成本，但由于其易磨損，維修成本大，并且不便于紙板的自動化夾緊和松開，需要相應 輔助手段，經濟成本還是很大。凸輪機構和蝸桿機構也會是經濟成本增加。 總體上機械功能的實現很差 方案 B 圖2-9 傳動示意圖B 分析與評定： (1)機械運動分析 下模向上

20、運動進行模切運動時會產生很大的生產阻力，但是直動推桿凸輪機構不能承受很大的阻力，所以選用直動 推桿凸輪機構來完成沖壓模切并不是很合理；凸輪機構長時間帶動走紙機構進行間歇運動，將會使工作磨損變形產 生的微小誤差積累，這會造成走紙機構定位的準確性下降，最終引起各執(zhí)行機構間的配合運動失調。 (2)機械動力分析 直動推桿凸輪機構難以承受很大的生產阻力，不便長期在重載條件下工作，聯軸器的傳遞效率雖然高，但是減速效 果差。 （ 3）機械結構合理性 該機構結構簡單緊湊，但是，凸輪機構的運用會造成整體機構的尺寸和重量都變大。使用普通夾子不僅不便于紙板 的自動化夾緊和松開，而且需要相應輔助手段，增加了機構

21、的尺寸。 （ 4）機械機構經濟性 凸輪機構和錐圓柱齒輪的設計、制造較難，用料較大，生產成本較高，況且維修方面的技術含量較高，經濟成本較 高。 總體上機械功能的實現較差 方案 C 2-10 傳動示意圖C (1)機械的運動分析 雙列鏈傳動機構承載能力大，傳動效率高，可實現中心矩較大的軸間傳動。雙列鏈輪機構和特殊齒輪在主動輪的帶 動下完成完成走紙的間歇運動，并且能準確配合沖壓

22、模切運動，精度高 ；V形帶和齒輪的組合傳動，功率損失小, 機械效率高，可靠性高；剛性彈簧夾能自動的實現紙板的夾緊與松開 (2)機械的力學分析 平面六桿曲柄滑塊機構具有良好的力學性能，在承受載荷，加速度，耐磨性，制造難易，重量和結構復雜性這些具 體項目的性能明顯優(yōu)于連桿凸輪組合機構，它可以平穩(wěn)的完成模切任務。如果加上飛輪的調節(jié)，它能大大的降低因 短時間承受很大生產阻力而帶來的沖擊震動。所以選擇六連桿機構作為沖壓模切機構 (3 ) 機械結構合理性 該機構各構件結構簡單緊湊，尺寸設計簡單，機構重量適中。 (4 ) 機械結構經濟性 平面六桿曲柄滑塊機構設計，加工制造簡單，使用壽命長，維修容

23、易，經濟成本低。其他機構性價比也很高。最重 要是能很好的循環(huán)工作，這才是最大的經濟效益。 綜上所述，從、機械運動分析、機械動力分析、機械結構合理性與經濟性這四個方面綜合考慮，方案 A各方面性能 最優(yōu)。 2.4電動機的選型 表2-3常用原動機類型 運動形式 連續(xù)轉動 電動機 柴油機 油壓馬達 氣壓馬達 往復運動 直動電動機液壓機 往復擺動 擺動油缸擺動氣缸  考慮到原動機的機械特性與工作機相匹配，選擇電動機為原動機，電動機在起動，過載運轉，調速和控制等方 面都有良好的性能 原始數據有每小時壓制紙板3000張。傳動機構所用電機轉速n = 1450r/min

24、, Pc = 2Mi06N,下模移動白Wf程長度H =50士 0.5mm 下模與滑塊的質量約 120kg。 根據設計要求，機械每小時沖壓 3000次，所以機構主動件的轉速 no=3000/60=50r/min 因為主動件轉速較低，所以可以選擇轉速較低的電動機，選擇三相異步籠型交流電動機，封 閉式，380V,鋰； 選擇電動機的容量工作機所需的功率 4 其中生產阻力Pc = 2M106行程速比系數k為1.3 s為有效模切行程、t 為周期，"w為0.96 s s 1.2 m vw "=廠=36^^ =1.769 s k 1 3000 1.3 1 = 3.54 kw 2 106

25、1.2 10 3600 1-3~~ 3000 1.3 1 “軸,”齒 分別為皮帶，軸承，齒輪的效率。 齒二 0.96 0.993 0.982 則=0.895 _ P w Po =一二3.96KW 選取電動機額定功率Pm,使Pm =(1-1.3) Po ,查得Pm = 4kw ,已知工作機轉速1 = 5以小，電動機轉速”。= 14507rm的 表2-4電動機方案選型 方 案 型號 額 士 7E 功 率% (k w) 滿載時 堵 轉 轉 矩 額 士 7E 轉 矩 堵 轉 電 流 額 士 7E 電 流 最 大 轉 矩 額 士 7E 轉 矩 噪 聲 /d

26、B 凈 重 /kg 轉 速 r/m in 電 流 /A 效 率 ( %) 功率 因素 cos中 1 Y112M- 4.0 289 8.1 85. 0.87 2.2 7.0 2.2 79 45 2 0 7 5 2 Y112M- 4.0 144 8.7 84. 0.82 2.2 7.0 2.2 74 43 4 0 7 5 3 Y132M1 4.0 960 9.4 84 0.77 2.0 6.5 2.0 71 75 -6

27、0 綜上所述4點，最終選型為：Y112M-4 表2-5 Y112M-4電動機安裝尺寸 型號 安裝尺寸（mm） 外形尺寸（mm） A B C D E F G H K AB AC AD HD L Y112M- 4 19 0 14 0 70 28 j6 60 8 24 16 0 12 24 5 24 0 19 0 26 5 40 0 AO 3.1 傳動比的分配 各級傳動比 1,傳動裝置總傳動比 第三章機械傳動設計 23 .nm i 二— nw 1440 50

28、 =28.8 59 2,分配各級傳動比 i=i帶ii齒「齒,初選i帶=2,則齒輪減速器的傳動比為 i 28.8 i帶一 2 = 144 按展開式的布置，取…M可算出i飛=3.33,則心詈4.32 3.2 計算傳動裝置的運動參數和動力參數。 1 ,各級轉速。 , nm n1 = 一 i帶 1440 2 = 720 rmin n1 n2 =—— i i齒 c n2 n3 =. i 2齒 720 4.32 167 3.33 二 167「min =50 rmin IV工作軸 n4=n3=50rmin

29、 2,各軸功率 I 軸 Pl =Po”帶=3.96M0.96kw =3.8kw ］軸 P2 = PE軸齒=3.8 - 0.99乂 0.98kw =3.96kw 田 軸 P3=P2“軸 ”2齒=3.69 義 0.99乂 0.98kw =3.58kw W 軸 P4 = P3”軸=3.54kw 3,各軸轉矩 I 軸 Ti =9550 P1 =9550 網 N m =50.4n n1 720 m II 軸 T2 =9550 P2 3 69 - —=9550 369N m =211n n2 167 m 田軸 T3 =9550 P3 3.58

30、 二9550 N m = 684 N n3 50 m IV軸 T4 =9550 P4 3.54 … -9550 N m - 676n i n4 50 m 3.3V帶傳動設計 設計傳動系統(tǒng)中第一級用普通 V帶傳動，已知電動機功率P=4kw轉 速小=1440外訪，傳動比i = 2,每天工作8 小時，（以下查表，圖均來自《機械設計》高教地八版 ） mm 1,確定計算功率Pca,由表8-7查得工作情況系數Ka = 1.1,故Pca= KAPm=1.lM4kW =4.4kw 2,選擇V帶的帶型，根據Pca,n1,由圖8-11選用A型。 3,確定帶輪的基準直徑dd,并驗算帶速

31、： ①初選小帶輪的基準直徑 d1,由表8-6,8-8 ,取小帶輪的基準直徑d1=90mm ②驗算帶速v 二 dn 60 1000 一二 90 1440 r =6.78 60 1000 min ③計算大帶輪的基準直徑，d2 d2 =id1 =2 90mm = 180mm 根據表 8-8 d2=180mm 4,確定V帶的中心距a和基準長度ld ①根據式 0.7(d1+d2)Ma。M2(d1+d2)初選中心距 a。= 550mm ②所需的基準長度 , 、2 2 二(d2-d1) 二 (180-90) Id =2a。 =2 500 — (90 180) 14

32、28mm 2 4ao 2 4 500 由表8-2選取帶基準長度ld=1400mm ③計算實際中心距 Id -Ido a = ao 2 二 500 1440-1428 二486mm 中心距變化范圍為465— 528mm 5,驗算小帶輪上的包角 a1 =1800 -(d2 -d1)57.30 /a =180 -(180 -90) ^573 =1690 . 90 486 6,計算單根V帶的額定功率Pr,由d1=90mm和n1=1440%in , i=2和A帶型，查表8-4b Wipo=0.17kw ,查表8-5 得 ka=0.985,查表 8-2 得 kc=0.96

33、 Pr =(Po ：Po) ka ki =1.064 0.17) 0.98 0.96kw =1.17kw ②計算V帶的根數z Pca 4.4 z 3.76 Pr 1.17 取4根。 7計算單根V帶的初拉力的最小值(F。)min,由表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m,所以 、(2.5 -ka Pca 2 、(2.5-0.985 4.4 2 (Fo) min =500 qv =500 0.1 6.78 ka z v 0.985 4 6.78 = 130N 應使帶實際初拉力F0 > (F0)min 8,計算壓軸力最小值 (Fp) =2 z (F0) 1

34、69 min =2 5 130 sin =1294N 2 3.4減速器的齒輪設計 設計此帶式減速器的高級齒輪傳動，已知輸入功率 P〔 = 3.8kw ,小齒輪轉速n1=720r/min ,齒數比4.32 ,電動機 驅動工作壽命15年(設每年工作300天)兩班制，以下查表，圖均來自《機械設計》高教地八版 ) 1,選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數。 ①選用斜齒輪圓柱齒輪傳動 ②模切機為一般工作機器，速度 b不高，故選用7級精度(GB 10095-88) ③材料選擇，由表10—1選擇小齒輪材料為40Cr （調質）硬度為280HBs大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBs 二

35、者材料硬度差為40HBS ④選擇小齒輪z1=20,大齒輪齒數z2=20m 4.32=86.4取87, ⑤選取螺旋角，初選一:二140 2,按齒面接觸強度設計 2kt Ti u _1 /ZhZe、2 dit 之3 （ ）2 \ 中d ? a U [二H] 1 .確定公式內的各計算數值 ①試選kt =1.6 ②由圖10-30選取區(qū)域系數Zh =2.433 ③由圖 10-26 查得% = 0.74,編=0.82,邑=% + %=0.74+0.87=1.61 ④計算應力循環(huán)次數， Ni =60mjLh =60父720父1父（2父8M300M15） =3.11 109

36、N2 _ _ 9 3.11 10 4.32 = 7.20 108 ⑤計算小齒輪傳動轉矩 T1 =9550 3-8n m=5.04 104N mm 720 ⑥由表10-7選取齒寬系數4=1 1 ⑦由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa ⑧由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Glim1=600MPa ,大齒輪的接觸疲勞強度極限仃Hlim2= 550MPa ⑨由圖10-19取得接觸疲勞壽命系數 Khn1=0.91, Khn2=0.96 ⑩計算接觸疲勞選用應力 取失效效率為1%,安全系數s=1,所以 KHN1；：lim1 [二

37、H]1 0,91 600MPa =546MPa S KHN 2；=lim 2 [0h]2 = =0.96 550MPa=528MPa S [二H]1 [二H]2 _ [；:h] =[-]—[-]- =537MPa 2 2 .計算 ①試計算小齒輪分度圓直徑d1t,由計算公式得而至行1,6父5,04出532 2^33^11 2 1 1,61 4.32 537 d1t _3 91224 ： 45mm ②計算圓周速度 二d〔tm 二 45 720 , _m v = = = 1.7 m 門 60 1000 60 1000 s ③計算齒寬b及模數mn1 b - ：d

38、d〔t =1 45mm = 45mm dit cos： 45mm cos140 _ _ mnt 2.18 z1 20 h =2.25mnt=2.25 18mm=4.905 b 45 9.17 h 4.905 ④計算縱向重合度 邙， ：二三0.318：dZ1tan： =0.318 1 20 tan140 =1.586 ⑤計算載荷系數k 已知使用系數ka=1,根據v=1.7 ms,7級精度，由圖10-8查得動載系數kv=1.04。 由表10-4用插值法查得7級精度,S小齒輪相對支撐非對稱布置，KHp = 1.32,由表10-3查得KfB= 1.418,2= 9.17,由 圖

39、 10-13 查得 KfP = 1.32 ,由表 10-3 查得 KHa = KFa = 1.2 ,故載荷系數 K = KAKVKHaKHp = 1M1.04M1.2M 1.418 = 1.77 ⑥按實際的載荷系數校正所得分度圓直徑，由式 d = d1t3 : = 453 1 77 c =46.54mm 1.6 d〔cos ： 46.54 cos140 ⑦計算模效 mn mn = = = 2.26mm zi 2 3,按齒輪彎曲強度設計由式 2kT1Y cos2: YFaYSa mn -3 , 2 -V Z%Z12 a ［汨 <1>確定計算參數 ①計算載荷系數

40、 K = KAKvKFaKF -： = 1 1.04 1.32 1.2 =1.65 ②根據縱向重合度 邙= 1.903,從圖10-28查得螺旋角影響系數YB = 0.88 ③計算當量齒數， Zv1 = Z1 20 COS3 : -COS3140 20 =21.89 0.914 ZV2 =- Z2 COS3 : = 95.24 ④查得齒形系數 由表 10-5 查得 YFa1=2.80, YFa2 =2.214, 由表10-5查得應力校正系數YSa1=1.55, Ysa2 = 1.775 ⑤由圖10-20C查得小

41、齒輪的彎曲疲勞強度極限 bE1=500MPa,大齒輪的彎曲強度極限仃FE2= 380MPa ⑥由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數Kfn2=0.98. ⑦計算彎曲疲勞選用應力 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4 [of]i = Kfi；”Fe1 =303.57, [；=f]2 = KF2； FE2 =241.57 S S ⑧計算大小齒輪的 經角并且加以比較。 [E YFalYsal [E1 2.80 1.55 303.57 = 0.01430 YFa2Ysa2 2.214 1.775 [二 f]2 - 241.57 =0.01627 ＜2＞設計計算 2 M 1.65X5

42、.04 父104 M 0.88 乂 (cos14)2 1 202 1.01 0.01627=1.52mm 對比計算結果，由齒輪接觸疲勞強度計算的法面模數 mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取 mn=2.0mnE 可以滿足彎曲強度。但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度算的分度圓直徑 d1=46.54mm^計算應有齒數 Z1 d〔cos ： _ 46.54 cos140 mn 2 = 22.58 取 z1=23, z2=99 4＞幾何尺寸計算 ①計算中心距 (z1 +z2)mn (23+99)x2 a = =- = 0- mm = 125.73mm 2cos

43、 2 cos14 將中心距圓整為126mm ②按圓整后的中心距修正螺旋角 「arccojz1 z2)mn] = arccos。19)2 = 14w 2a 2 126 因為P值改變不多，故參數 匕，kP, Zh等不必修正 ③計算大小齒輪分度圓直徑 z1mn 23 2 cos: cos14.48 =47.5mm d2 = Z2mn 99 2 0 = 204.5mm cos14.480 ④計算齒輪寬度 b =6d1 =1 M47.

44、5 =47.5 圓整后取 B2=45mm,B1=50mm 3.5軸的設計 以低速軸為例進行設計。 已知 P川=3.58kw , nm =50r/min , T川=684N m,齒輪齒寬 B=115mm,齒數工=74, 1、求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d4 =259.5 mm = =11 36"。  而 Ft=2T3 = 2 684 d2 259.5 10 -871N =f tan 二 n t cos : = 871 tan 20o cos11 36" = 311.20N F a= Fttan ： =311.203 0.246734

45、=76.78N 圓周力Ft,徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖4①示。 2、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據《機械設計》W Ao =110 dmin =入需=42.5mm 因為軸的最小直徑是安裝聯軸器處軸的直徑，需開鍵梢，所以要將最小軸徑增加 5%變?yōu)?4.625mm查《機 械設計手冊》，取標準直徑45mm 4、初選軸承 齒輪是斜齒輪，故軸承同時受有徑向力和軸向力的作用。選用角接觸球軸承為最佳。以上分析輸出端的直徑為 45mm從軸承產品目錄中選取滾動軸承的型號為 7210C,它的尺寸（內徑3外徑3寬度）為 d3 D3 b=503 1003 21。 3

46、、選擇聯軸器 查《機械設計》圖表，取 Ka=1.3 ,貝UTca =KaT3 =1.3M684 = 889.2N，m。 根據軸的轉速、最小軸徑、計算轉矩、，查GB5014-85,選用彈性柱銷聯軸器，具型號為：HL3JC45『84GB5014-85, JC45 84 公稱轉矩為930N.m,半聯軸器的孔徑為45,與軸配合的輪轂長度為84。 1）擬定軸上零件的裝配方案 要我們必須先確定軸上零件的拆裝順序和固定方式才能確定軸的結構形狀。采取齒輪從軸的右端裝入，齒輪的 右端用套筒固定，左端用軸肩定位。此時，齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵連接。采 取過盈使軸承對稱固定

47、安裝于齒輪的兩側，軸向用軸肩固定。初步選定軸結構尺寸如下圖。 ―*1-M M M M M 21 18 113 38 45 82 圖3-1軸上零件裝配與軸的結構示例 （2）確定軸的各段直徑（從右到左） 聯軸器型號已確定，聯軸器的右端用軸端擋圈定位，左端用軸肩進行定位。故軸段 6的直徑即為相配合的半聯 軸器的直徑，取為45mm 軸段5的軸肩可對聯軸器進行軸向定位，軸段 5要比軸段6的直徑大5?10mnW可保證聯軸器的可靠性，所以 可以取軸段5的直徑為52mm 由于軸段1和軸段4是放置滾動軸承的，所以軸段的直徑取決于滾動軸承內圈直徑， 為55mm考慮拆卸的方便, 軸段3的直徑

48、只要比軸段4的直徑大1?2mmt行了，這里取為58mm 軸段 2 處的軸環(huán)， 右側可用來定位齒輪， 左側可用來定位滾動軸承， 軸環(huán)的直徑要滿足比軸段 3 的直徑 ( 為 59mm) 大5?10mm的要求，查滾動軸承的手冊，可得該型號的滾動軸承內圈安裝尺寸最小為 65mm故這段直徑最終取為 66mm。 (3) 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接。對于齒輪，由手冊查得平鍵的截面尺寸寬 3高 =163 10(GB1095-79),鍵梢用鍵梢銃刀加工，長為 80mm標準鍵長見GB1096-79),同時為了保證齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6;同樣，半聯軸器與軸

49、的聯接，選用平鍵為 143 93 63,半聯軸器與軸的配合為 H7/k6。滾動軸承與軸的周向 定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 k6。 ( 4)確定軸的各段長度 軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，軸段 6的長度比半聯軸器的轂孔長度(為85mm要短2?3mm 故該段軸長取為 82mm。 同理，軸段3的長度要比齒輪的輪轂寬度(為116mm犯2?3mm故該段軸長取為112mm 軸段 1 的長度即滾動軸承的寬度，查手冊為可取為 21mm。 軸環(huán) 2 寬度可取為 18mm。 軸承端蓋的總寬度為 18mm。 根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求， 取端

50、蓋的外端面與半聯軸器 右端面間的距離l=27mm，故取軸段5的長度為45mm 取齒輪距箱體內壁之距離為10mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離， 取5mm已知滾動軸承寬度為21mm齒輪輪轂長為100mm則軸段4的長度為：10+5 + (115-113)+21=38mm (5) 取軸端倒角為 23 45。 6、按彎扭合成校核 （1）畫受力簡圖 圖①：軸空間受力 圖②和圖③：軸上作用力分解為垂直面受力和水平受力。 零件作用于軸上的分布載荷或轉矩，可當作集中力作用于軸上零件的寬度中點 軸上的支反力（（圖②） 水平面內支反力 Fha = Fh

51、9二455.08N 2 Fr4 Fa4 d 21 垂直面內支反力（（圖③） 一 311.196 305.47 259.5. =( 一 )=-79.52 N 2 2 169 FVB =Fr4 —Fva =311.196 — (—78.932)=400.03 圖④：垂直面的彎矩圖 圖⑤：水平面上的彎矩圖 支反力的位置，隨軸承類型和布置方式不同而異，一般可按圖 5取定，其中a值參見滾動軸承樣本，跨距較大 時可近似認為支反力位于軸承寬度的中點。故 1 =18 + 113+38 = 169mm。 圖⑥：合成彎矩 垂直面的彎矩圖和水平面上的彎矩圖，按 M=

52、M2+MV2計算合成 圖⑦：轉矩圖 圖⑧：當量彎矩轉矩 按脈動循環(huán)變化計算，取修正系數口為0.6 ,則 二 T =0.6 420402 =252241 N.mm (2)校核軸的強度 對危險截面進行校核來判斷軸的強度是否滿足要求，而軸的危險截面多發(fā)生在當量彎矩較大且軸的直徑較小處 或當量彎矩最大處。根據軸的結構尺寸和當量彎矩圖可知， a-a截面處彎矩最大，且截面尺寸也非最大，屬于危險 截面； a-a 截面處當量彎矩為 Mca =3m 2 +(訂 f =Ji607i22 +2522412 =299100N.mm b-b截面處當量彎矩不大但是軸徑較小，也屬于危險截面。 b- b

53、截面處當量彎矩為 m ba = \；M 2 +9t 2 =v53227 2 +2522412 =257798N.mm c-c、d-d截面尺寸，僅受純轉矩作用，雖 d-d截面尺寸最小，但由于軸最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確 定的，故強度肯定滿足，無需校核彎扭合成強度。 強度校核：考慮鍵梢的影響，查表計算， Wa =16cm3 (b=0.16cm, t=0.1cm) a ca a ca Wa =0.1d 16.8cm 299 098 _ _ 299.098 =18.7MPa 16 b ca ca Mca 267.806 16.8 =15.94MPa

54、 查表得［o」］b = 50 MPa %4工1,或二口J 所以安全。 FtA a卡 M丹坦 ,『丁[『t] 1 圖3-2軸的載荷分析圖 3.6軸承的選擇和校核計算 已知軸承的預計壽命為Lh=40800h,轉速n=50r/min , Fa4=76.78N。如上以選用角接觸球軸承 7210C, 查滾動軸承樣本知7210c的基本額定動載荷 C=30600N基本額定靜載荷C0=20O0ON 1、求兩軸承的徑向載荷 F

55、rA = JfHa FV2A- i；455.082 79.522 =461.98N FrB -；fHb 低一 =J455.482 400.132- =606.27 N 2、求兩軸承的計算軸向力 查《機械設計》可知70000c型軸承，軸承派生力Fd=eFr,其中判斷系數e=互，可初取e=0.4,所以 C。 FdA =0.4FrA =184.79N, FdB =0.4FrB=242.51N 故 FaA =Fa4 +FdA=76.78+184.792=261.5N , f,b = FdB=242.51N FaA = 261.5 =0.013075, FaB = 242.51 =0.012

56、1254 Co 20000 Co 20000 查表可得 eA =0.382 , eB =0.380 所以可得 FaA =Fa4 FdA=446.29N, f.b = FdB=242.51N FdA =0.382FrA=176.47N, FdB -0.380FrB =230.38N FaA C0 48371 =0.022315, FB 當6.8 =0.0121225 20000 兩次計算的Fa相差不大, C0 因此確定 eA =0.382, eB =0.380, FaA=446.92N, FaB ==242.51N。 3、求軸承當量動載荷P 因為 FaA =4462

57、9 =0.966 FrA 461.98 FaB 230.38 aB =32吧=0.379 = eB FrB 606.37 查表或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數 軸承 A Xa=0.45, Ya =1.474；軸承 B Xb=1, Yb = 0 因工作情況平穩(wěn)，查取fp=1.2,則 由 P = fp (XFr+YFa)得 Pa = 1.2 3 ( 0.45 3 461.98+1.474 3 446.29) =1038.86N Pb = 1.2 3 ( 13 606.67+0) =728.004N 4、驗算軸承壽命 因為Pa〉Pb,所以按軸承A的受力大小驗算。由 =

58、過(&)；=」0^ ( 30500)3 =15910101h>Lh=40800h 60n PA 60 50 1038.86 20000 C0 故所選用軸承滿足壽命要求 3.7平面六桿滑塊機構設計 圖3-3 六桿曲柄滑塊機構的分析 圖 AB=b-a,BC=e, CD=g AD=d, CG= AC=a+b 由設計要求可得極位夾角 =錯 誤！未找到引用源。 H=50mm 在?AB5口？BCM,由余弦定理得: 在?ABC+,得 錯誤！未找到引用源。 9 = 900 1^ -a 故 d=J(a + b) +c2-2 (b + a)*c ? cos[J 另外桿a為曲柄的條件為：

59、(1)在a、b、c、d四桿中，a為最小，c為最大； (2) a+cwb+d 根據以上分析，可取l=510mm c=410mm f=310mm 帶入以上公式可得 a2Ml.92+b2M0.08 =560 考慮a為曲柄的條件，可得各桿長 a=16mm b=29.3mm c=420mm d=367.8mm f=310mm l=510mm 3.8凸輪機構的設計 設計一對心直動滾子推桿盤形凸輪機構，其工作條件為等速輕載。對推桿得運動要求為，當凸輪轉過 1200推桿 上升50mm凸輪繼續(xù)轉到150,推桿停止不動，凸輪在繼續(xù)轉到2400,推桿下降50mm凸輪轉過其余角度時，推桿 又停止不動。

60、1,確定凸輪機構的基本尺寸設初步確定凸輪的基圓半徑為 r0 = 20mm。選定推桿的運動規(guī)律，因其工作條件為等速輕載，應選用amax和jmax較小的運動規(guī)律，以保證推桿運動的平穩(wěn)性和工作精度。由表 9-1可知，推程，回程都可 選用等速運動規(guī)律。 2,理論輪廓線 對對心直動滾子推桿盤形凸輪機構，凸輪的理論廓線的坐標可令 x = (so + s) sin6+ecosd, y = (so s) cos* - esinc 中的e=0, so=ro ,求的 x = (ro s) sin、 y = (ro s) cos、 式中，位移s應分段計算。 ①推程階段 、.oi=12O =2二/3

61、 、1 習0,2二 / 3] 、2=[0,二 /6] c 3 = [0,二 /2] 、4 =[0,2二 /3] si =2h、：i2/、；2oi ②遠休止階段 :。2 = 300 =二/ 6 s2 = 50 ③回程階段 。。3 = 900 =二/2 s3 = h -2hC 32 / C.2 03 ④遠休止階段 、.04 =120 =2二/3 s4 = 0 ⑤推程段的壓力角和回程段的壓力角 ds/d、 a = arctan| | 6=601+602 + 63,在近休止階段 6=601 + 602 + 603 + 5 ro s 在推程階段取6=61,在逃

62、休止階段取6=601+62,在回程階段取 表3-1 6 （度） 0 10 20 30 40 50 60 S (mrm 0 3.85 7.69 11.54 15.39 19.23 23.08 6 （度） 70 80 90 100 110 120 S (mrm 27.92 31.78 36.62 41.46 45.31 20 6 （度） 150 160 170 180 190 200 210 S (mrm 50 47.57 42.57 36.67 25 20.62 15.32 6

63、（度） 220 230 240 S (mrm 7.43 2.43 0 3.9鏈條及鏈輪的設計 設計平壓模切機的鏈傳動，已知額定驅動功率 P5 = P4 ,力帶=3.54M 0.96 = 3.4kw ,主動鏈輪轉速m = " =變=25；＜ 傳 i 帶 2 min 動比i=3.2 ,載荷平穩(wěn)，中心線水平布置（以下查表，圖均來自《機械設計》高教地八版 ） 1 .選擇鏈輪齒數 取小鏈輪齒數Zi=19,大鏈輪為Z2=i 2=3.2父19 = 61 2 .確定計算功率由表 9-6 查得 Ka = 1.0,由圖 9-13 查得 Kz =1.

64、52,雙列鏈，則計算功率 Pca= Ka,Kz,P = 1M 1.52M 3.4kw = 5.168kw 3 .選擇鏈條型號和齒距 根據Pca=5kw n1=25/in查圖9-11 ,可選32A-2,查表9-1 ,鏈條節(jié)距為P=50.8mm 4 .計算鏈節(jié)距和中心距ao =(30 --50)p=152mm--2540 mm ,取ao=1600m3相應的鏈節(jié)數為 , 小ao Lpo =2 — P Z1 Z2 Z2-Z1 十( )2 —=105.27 ao 取鏈節(jié)數為 5.計算鏈速 Lp =105節(jié)，查表9-7得中心距計算系數f1=0.24421則鏈傳

65、動最大中心距為a= f1 .P[2Lp-(Z1+Z2)]=1613mm V,確定潤滑方式V=靠濡=04%,由V=0.共和鏈號3A-2查得圖9-14可知應采取油池潤滑或油 盤飛濺潤滑 6.計算壓軸力Fp 有效圓周力為：Fe = 1000P=8500N鏈輪水平布置時的壓軸力系數 Kfp =1.15，則壓軸力為Fp = KfpFe = 9775N 鏈輪的設計 V 分度圓直徑d=- J =308.64 ,1800 sin z 齒頂圓直徑 damax =d 1.25P -dr =343.56 damin =d + (1 -16) P -dr =326.58 Z 齒根圓 df =d

66、-dr =280.06 內鏈節(jié)內寬 bi=31.55,齒寬 bf =0.93父31.55 = 29.34 輪厚度 h = k dk 0.01d d>150 , k 取 9.5 h=29 輪直徑 dh =dk - 2h=158 輪長度 l=3.3h=95.7 總結 在做這個課題之前我對 《機械設計》 這門課的認識是很膚淺的， 實際動手設計的時候才發(fā)現自己學得知識太少， 而且就算上課的時候再認真聽課，光靠課堂上學習的知識根本就無法解決實際問題， 必須要靠自己學習。 我的設計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正過來的了。盡管 設計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學到很多東西。首先，我體會到參考資料的重要性，利用一切可以利用 的資源對設計來說是至關重要的。往往很多數據在教材上是沒有的，我們找到的參考資料也不齊全，這時參考資料 的價值就立時體現出來了。其次，從設計過程中，我復習了以前學過的機械制圖知識， AUTOCAD畫圖水平有所提 高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應該是我