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北京印刷學院 畢業(yè)設計（論文） 課 題 名 稱： 模切機總體和傳動部分設計 專 業(yè) 班 級： 機械工程及自動化10－1班 學 生 姓 名： 蘇世雄 學 生 學 號： 100110111 起迄日期： 2013年11月9日— 2014年5月23日 指導教師： 孫玉秋 孫建新 職稱： 副教授 日期： 2014年 5 月20 日 畢業(yè)設計說明書（論文）中文摘要 本文主要介紹模切機的發(fā)展狀況，模切機總體及傳動部分結構設計原理，模切機總體及傳動部分總體方案分析及確定，模切機總體及傳動部分結構設計內(nèi)容所包含的機械圖紙的繪制，總體及傳動部分的計算，結構設計結論與建議。 整機結構主要由電動機產(chǎn)生動力將需要的動力傳遞到帶輪上，提高勞動生產(chǎn)率和生產(chǎn)自動化水平。工業(yè)生產(chǎn)中經(jīng)常出現(xiàn)的笨重工件的搬運和長期、頻繁、單調(diào)的操作，采用總體及傳動部分是有效的；此外，它能在高溫、低溫、深水、宇宙、放射性和其它有毒、污染環(huán)境條件下進行操作，更顯示其優(yōu)越性，有著廣闊的發(fā)展前途。 本論文研究內(nèi)容： (1) 模切機總體及傳動部分總體結構設計。 (2) 模切機總體及傳動部分工作性能分析。 (3)電動機的選擇。 (4) 模切機總體及傳動部分的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件。 (5)對設計零件進行設計計算分析和校核。 (6)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。? ? 關鍵詞：模切機，總體及傳動部分，結構設計， 畢業(yè)設計說明書（論文）外文摘要 This paper mainly introduces the development status of the die-cutting, die-cutting machine and transmission part of the overall structural design principle, overall scheme and the overall analysis of the die-cutting machine transmission part and determine, drawing mechanical drawing die cutting machine and transmission part of the overall structural design contains, to calculate the overall and the transmission part, conclusion and suggestion of structure design. The whole structure was produced mainly by the motor power will need to transfer the power to the belt wheel, improve labor productivity and automation level of production. Industrial production in the often cumbersome workpiece handling and frequent, the long, monotonous operation, the general and the transmission part is effective; in addition, it can operate in high temperature, low temperature, water, the universe, radioactive and other toxic, environmental pollution condition, more show its superiority, has a promising broad. The research of this thesis: (1) part of the overall structure design of die cutting machine and the overall transmission. (2) performance analysis of die cutting machine and transmission part of the overall. (3) the choice of motor. (4) transmission system, execution parts die-cutting machine and transmission part of the overall. (5) the design of components for the design calculation and check. (6) to draw the assembly drawing and parts assembly diagram and parts diagram design. Keywords: die cutting machine, overall and transmission parts, structure design, 目 錄 1 緒 論 1 1.1 模切機定義 1 1.2 模切機工作原理及構成 1 1.3 模切機種類 2 2 模切機總體及傳動部分裝置總體方案設計 3 2.1模切機的設計要求 3 2.2模切機機械運動方案設計 3 3 模切機系統(tǒng)總體及傳動部分的機械計算 1 3.1 確定電機所需功率 1 3.2 帶輪的計算 3 3.2.1 帶傳動設計 3 3.2.2選擇帶型 4 3.2.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 4 3.2.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 5 3.2.5確定帶的根數(shù)z 6 3.2.6確定帶輪的結構和尺寸 6 3.2.7確定帶的張緊裝置 6 3.3 總體部分到輸紙機構之間同步帶傳動計算 8 3.3.1 同步帶計算選型 8 3.3.2 同步帶的主要參數(shù)（結構部分） 12 3.3.3 同步帶的設計 14 3.3.4 同步帶輪的設計 14 3.4 軸的設計 15 3.5 軸的校核 15 3.6 鍵的校核 16 3.7 軸承的校核 16 4 墻板的設計及計算 18 4.1對墻板結構的基本要求 18 4.2 墻板的結構 19 4.3 橫梁設計 20 4.4 墻板的基本尺寸的確定 22 4.5 架子材料的選擇確定 22 4.6墻板的強度與剛度的計算 23 總 結 28 致 謝 29 參考文獻 30 1 緒 論 1.1 模切機定義 模切機（Die Cutting Machine ）又叫啤機、數(shù)控沖壓機，主要用于相應的一些非金屬材料、不干膠、EVA、雙面膠、電子、手機膠墊等的模切（全斷、半斷）、壓痕和燙金作業(yè)、貼合、自動排 廢，模切機利用鋼刀、五金模具、鋼線（或鋼板雕刻成的模版），通過壓印版施加一定的壓力，將印品或紙板軋切成一定形狀。是印后包裝加工成型的重要設備。 1.2 模切機工作原理及構成 平壓模切機是壓力機的一種形式，通過傳動系統(tǒng)把電動機的運動和能量傳給工作機構，從而使胚料獲得確定的外形和壓痕，制成所需的產(chǎn)品。圖2—1為半自動平壓模切機的工作示意圖。 圖2—1 其工作原理如下：由電動機通過V帶將運動傳給蝸桿，然后通過蝸輪蝸桿傳動帶動曲軸轉動，既而帶動平面六桿機構中的滑塊機構做周期性上下運動；與此同時，送料機構與下沖頭按一定的相位關系作周期性運動，保證胚料準確傳送到模切位置并在模壓后輸送到出料口。半自動平壓模切機在整個工作周期內(nèi)，沖壓模切機構僅在瞬間內(nèi)承受很大生產(chǎn)阻力，為了減小周期性速度波動可選用較小容量的電機，同時安裝飛輪以平衡能量。 依據(jù)上述的工作原理，半自動平壓模切機一般有以下幾部分組成: （1）原動機 （2）傳動機構 （3）工作機構 （4）其它輔助及附屬裝置 1.3 模切機種類 1、平壓平模切機 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(nèi)外生產(chǎn)廠家最多的機型。國內(nèi)的有上海亞華、唐山玉印、信川機 械、北人集團公司、河南新機集團、北京勝利偉業(yè)印刷機械有限公司等生產(chǎn)廠家；國外有瑞士BOBST、德國IMG、日本ASAHI、美國標準紙盒機械公司、 西班牙IBERICA、韓國YoungShin機械有限公司、日本IIJIMA以及等生產(chǎn)廠家。平壓平模切機可以用于各種類型的模切，既能人工續(xù)紙半自動 模切，也能全自動高速聯(lián)動模切；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。 立式平壓平模切機，俗稱老虎嘴，一說其工作時類似嘴的咬合動作，一說其工作起來不安全容易傷人，因而得名。不管怎 樣，形象地說明了立式平壓平模切機的工作特點。立式平壓平模切機在結構上主要分為機身和壓架兩大部分，模切版臺裝在機身上。按照其動作方式有兩種類型：單 擺式和雙擺式。所謂單擺式是指模切時，壓架擺動，機身不動（即版臺不動），版臺與壓架下部先接觸，上部后接觸，模切結束時上部先離開，下部后離開，這樣受 力時間不同，且受力不均，因此使用越來越少，慢慢淘汰了。雙擺式是指模切時，機身和壓架都有動作，接觸之前壓架平版和版臺是平行的，之間的接觸形式是平行 移動，因此壓力大而均勻。生產(chǎn)的立式平壓平模切機大部分屬于此種類型。立式平壓平模切機根據(jù)自動化程度又可以分為半自動和全自動兩種類型。目前國內(nèi)生產(chǎn)的 立式平壓平模切機（老虎嘴）主要是半自動的，模切是機器完成的，總體及傳動部分和收紙是靠人工完成。由于生產(chǎn)質(zhì)量和生產(chǎn)效率與操作者的熟練程度有關，且容易出安全事 故，所以美國等發(fā)達國家已經(jīng)明令禁止使用這種設備了。 2、圓壓圓模切機 ASAHI 全自動平壓模切機 CartonMaster 一個滾筒相當于壓印滾筒，模切時施加壓力；另外一個是滾筒刀模。滾筒刀模有木質(zhì)和金屬兩大類，前者主要模切很厚的瓦 楞紙板，后者有采用化學腐蝕或電子雕刻方法加工的金屬滾筒刀模，主要用于不干膠標簽及商標的模切，還有一種金屬滾筒刀模主要用于中高檔長線產(chǎn)品，采用壓切 式或剪切式形式。 3、圓壓平模切機 圓壓平模切機在市場上的應用很少，國內(nèi)沒有專業(yè)生產(chǎn)廠家，這里不贅述。 2 模切機總體及傳動部分裝置總體方案設計 2.1模切機的設計要求 最大輸紙尺寸（mm）：720*520 最大模切尺寸（mm）：710*510 最小輸紙尺寸（mm）:340*290 最高模切速度（s/h）：6000 最大工作壓力（t）：150 可加工紙厚度（mm）：瓦楞紙≤5；紙板0.1-1.5 2.2模切機機械運動方案設計 為了便于分析與研究，將所研究的半自動平壓模切及整個工作過程分為如下幾個階段：向送料機構放料→壓制紙板→送出成品。其工藝動作順序為：夾緊紙板→輸入走紙→模壓→輸出走紙→松開紙板。 總體設計思想： 1、 用一個電機提供動能以實現(xiàn)送料和模壓動作的同步協(xié)調(diào)。 2、 模壓采用上壓式。 3、 采用機械機構來實現(xiàn)送料動作。 三個階段的執(zhí)行機構必須協(xié)調(diào)，即要滿足如下要求： 1． 機器各機構的動作過程和先后次序要符合機器的生產(chǎn)工藝路線方案所提出的要求。 2． 機器各執(zhí)行機構的運動循環(huán)的時間同步化，即各執(zhí)行機構的循環(huán)時間間隔相同或按生產(chǎn)工藝過程要求成一定的倍數(shù)，使各執(zhí)行機構的動作不但保證在時間上有順序關系，而且能夠實現(xiàn)周而復始的循環(huán)協(xié)調(diào)動作。 3． 機器各執(zhí)行機構在運行過程中不僅要在時間上保證一定的順序關系，而且在一定運動循環(huán)時間間隔內(nèi)，運動軌跡互不干擾。模切機構和送料機構不僅要在時間上保持一致，更重要的是在相對工作位置上保持一致。這即所謂機器執(zhí)行機構運動循環(huán)空間同步化。 首先分析主運動機構的可行方案。主運動機構是通過電機來帶動沖壓頭的上下滑動從而實現(xiàn)切制紙板的。實現(xiàn)這一要求的可選方案有：移動推桿圓柱凸輪機構，移動推桿盤形凸輪機構，擺動推桿盤形凸輪與擺桿滑塊機構，曲柄滑塊機構，平面六桿（帶滑塊）機構等。 其次分析送料過程的可能實現(xiàn)方案。由于所加工的配料為紙板，所以只需實現(xiàn)平移運動即可。運動形式為連續(xù)轉動變換成帶停歇的往復直線移動?？蛇x機構有：圓柱凸輪間歇機構，蝸桿凸輪間歇機構，曲柄搖桿棘輪機構，不完全齒輪機構，槽輪機構等。 最后是傳動機構。傳動機構是把運動和力通過傳動裝置傳到工作部分去，實現(xiàn)這一要求的方案有：帶傳動，鏈傳動，蝸桿傳動，齒輪傳動，擺線針輪傳動，行星傳動等。 方案的提出 方案一：原動機采用電動機，通過帶傳動、蝸輪蝸桿傳動，帶動平面六桿機構實現(xiàn)模切動作，如圖2-2。 工作原理分析：該方案利用平面六桿機構實現(xiàn)模切動作，原動機采用電動機，通過V帶及蝸輪蝸桿傳動到六桿機構，同時得到工作所需的循環(huán)周期。該機構采用V帶傳動具有傳動平穩(wěn)緩沖吸震等特點，蝸桿傳動結構緊湊沖擊較小，平面六桿機構能準確實現(xiàn)模切動作，都適合用于沖壓機械。 圖2-1 圖中：1電動機、2V帶輪、3蝸桿軸、4蝸輪、5曲軸、6連桿、7擺桿、8滑塊 方案二：原動機采用電動機，通過齒輪減速器傳動，帶動平面六桿機構實現(xiàn)模切動作，如圖2-3。 工作原理分析：該方案利用平面六桿機構實現(xiàn)模切動作，原動機采用電動機，通過齒輪減速器傳動到六桿機構，同時得到工作所需的循環(huán)周期。相對于蝸桿傳動，齒輪傳動沖擊較大。 方案三：原動機采用電動機，通過帶傳動、蝸輪蝸桿傳動，帶動曲柄滑塊機構實現(xiàn)模切動作，如圖2-4。 工作原理分析：該方案利用曲柄滑塊機構實現(xiàn)模切動作，原動機采用電動機，通過V帶及蝸輪蝸桿傳動到曲柄滑塊機構，同時得到工作所需的循環(huán)周期。曲柄滑塊機構也能準確實現(xiàn)模切動作，但和六桿機構相比較而言，其承受的載荷較大且沒有急回功能。 圖2-2 方案一簡圖 圖中：1電動機、2齒輪、3曲軸、4連桿、5擺桿、6滑塊。 圖2-3 方案二簡圖 圖中：1電動機、2V帶輪、3蝸桿軸、4蝸輪、5曲軸、6滑塊。 圖2-4 方案三簡圖 在機械動力分析方面：平面六桿曲柄滑塊機構有良好的力學性能，在飛輪的調(diào)節(jié)下，能大大的降低因短時間承受很大生產(chǎn)阻力而帶來的沖擊震動；整個機構（特別是六桿機構和特殊齒輪組）具有很好的耐磨性能，可以長時間安全、穩(wěn)定的工作。相對凸輪機構而言，連桿機構的運動副一般均為低副，其運動副元素為面接觸，壓力較小，潤滑好，磨損小，則承載能力較大，有利于實現(xiàn)增力效果。 30 3 模切機系統(tǒng)總體及傳動部分的機械計算 3.1 確定電機所需功率 根據(jù)課題要求，最小輸紙尺寸（mm）:340*290 最高模切速度（s/h）：6000 最大工作壓力（t）：150 可加工紙厚度（mm）：瓦楞紙≤5；紙板0.1-1.5 根據(jù)最大工作壓力（t）：150 ，最高模切速度（s/h）：6000 預估參考這個http://www.zhongtaiste.com/moqieji.htm功率取7.5KW 查《機械設計課程設計手冊》得： 選擇，其銘牌如下表3-1： 表3-1 Y系列三相異步電動機 電動機型號 額定功率 KW 滿載轉速 r/min 堵轉轉矩/額定轉矩 最大轉矩/額定轉矩 質(zhì)量 Kg 　Y132M-4 　 7.5 同步轉速1500 r/min,4級 1440 2.2 2.2 　81 （a） （b） 圖3.1 電動機的安裝及外形尺寸示意圖 表3.2 電動機的安裝技術參數(shù) 中心高/mm 外型尺寸/mm L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝 尺寸A×B 地腳螺栓 孔直徑K 軸伸尺 寸D×E 裝鍵部位 尺寸F×GD 132 515× 345× 315 216 ×178 12 38× 80 10 ×43 3.2 帶輪的計算 3.2.1 帶傳動設計 輸出功率P=7.5kW,轉速n1=1440r/min,n2=500r/min 表4 工作情況系數(shù) 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4， 取KA＝1.1。即 3.2.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。 根據(jù)算出的Pd＝8.25kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。 3.2.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm 則取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得） 表3 V帶帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=250mm ① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 3.2.7確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。 3.8計算壓軸力 由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=8，則 對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。 表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應的基準直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖7 -6a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖7-6d。 （a） （b） （c） （d） 圖7-6 帶輪結構類型 根據(jù)設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b） 3.3 總體部分到輸紙機構之間同步帶傳動計算 3.3.1 同步帶計算選型 設計功率是根據(jù)需要傳遞的名義功率、載荷性質(zhì)、原動機類型和每天連續(xù)工作的時間長短等因素共同確定的，表達式如下： 式中 ——需要傳遞的名義功率 ——工作情況系數(shù)，按表2工作情況系數(shù)選取=1.7； 表2.工作情況系數(shù) 確定帶的型號和節(jié)距 可根據(jù)同步帶傳動的設計功率Pd'和小帶輪轉速n1，由同步帶選型圖中來確定所需采用的帶的型號和節(jié)距。 查表3-2-2 表3-2-2 選同步帶的型號為H：，節(jié)距為：Pb=8.00mm 3) 選擇小帶輪齒數(shù)z1，z2 可根據(jù)同步帶的最小許用齒數(shù)確定。查表3-3-3得。 查得小帶輪最小齒數(shù)14。 實際齒數(shù)應該大于這個數(shù)據(jù) 初步取值z1=34故大帶輪齒數(shù)為：z2=i×z1=1×z1=34。 故z1=34，z2=34。 4） 確定帶輪的節(jié)圓直徑d1，d2 小帶輪節(jié)圓直徑d1=Pbz1/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 大帶輪節(jié)圓直徑d2=Pbz2/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 5） 驗證帶速v 由公式v=πd1n1/60000計算得， s﹤vmax=40m/s,其中vmax=40m/s由表3-2-4查得。 10、同步帶帶長及其齒數(shù)確定 =() = =719.7mm 11、帶輪嚙合齒數(shù)計算 有在本次設計中傳動比為1，所以嚙合齒數(shù)為帶輪齒數(shù)的一半，即=17。 12、基本額定功率的計算 查基準同步帶的許用工作壓力和單位長度的質(zhì)量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。 所以同步帶的基準額定功率為 ==0.21KW 表4-3 基準寬度同步帶的許用工作壓力和單位長度的質(zhì)量 13、計算作用在軸上力 = =71.6N 3.3.2 同步帶的主要參數(shù)（結構部分） 1、同步帶的節(jié)線長度 同步帶工作時，其承載繩中心線長度應保持不變，因此稱此中心線為同步帶的節(jié)線，并以節(jié)線周長作為帶的公稱長皮，稱為節(jié)線長度。在同步帶傳動中，帶節(jié)線長度是一個重要 參數(shù)。當傳動的中心距已定時，帶的節(jié)線長度過大過小，都會影響帶齒與輪齒的正常嚙合，因此在同步帶標準中，對梯形齒同步帶的各種哨線長度已規(guī)定公差值，要求所生產(chǎn)的同步帶節(jié)線長度應在規(guī)定的極限偏差范圍之內(nèi)（見表4-4）。 表4-4 帶節(jié)線長度表 2、帶的節(jié)距Pb 如圖4-2所示，同步帶相鄰兩齒對應點沿節(jié)線量度所得約長度稱為同步帶的節(jié)距。帶節(jié)距大小決定著同步帶和帶輪齒各部分尺寸的大小，節(jié)距越大，帶的各部分尺寸越大，承載能力也隨之越高。因此帶節(jié)距是同步帶最主要參數(shù)．在節(jié)距制同步帶系列中以不同節(jié)距來區(qū)分同步帶的型號。在制造時，帶節(jié)距通過鑄造模具來加以控制。梯形齒標準同步帶的齒形尺寸見表4-5。 3、帶的齒根寬度 一個帶齒兩側齒廓線與齒根底部廓線交點之間的距離稱為帶的齒根寬度，以s表示。帶的齒根寬度大，則使帶齒抗剪切、抗彎曲能力增強，相應就能傳動較大的裁荷。 圖4-2 帶的標準尺寸 表4-5 梯形齒標準同步帶的齒形尺寸 4、帶的齒根圓角 帶齒齒根回角半徑rr的大小與帶齒工作時齒根應力集中程度有關t齒根圓角半徑大，可減少齒的應力集中，帶的承載能力得到提高。但是齒根回角半徑也不宜過大，過大則使帶 齒與輪齒嚙合時的有效接觸面積城小，所以設計時應選適當?shù)臄?shù)值。 5、帶齒齒頂圓角半徑八 帶齒齒項圓角半徑八的大小將影響到帶齒與輪齒嚙合時會否產(chǎn)生于沙。由于在同步帶傳動中，帶齒與帶輪齒的嚙合是用于非共扼齒廓的一種嵌合。因此在帶齒進入或退出嚙合時， 帶齒齒頂和輪齒的頂部拐角必然會超于重疊，而產(chǎn)生干涉，從而引起帶齒的磨損。因此為使帶齒能順利地進入和退出嚙合，減少帶齒頂部的磨損，宜采用較大的齒頂圓角半徑。但與齒根圓角半徑一樣，齒頂圓角半徑也不宜過大，否則亦會減少帶齒與輪齒問的有效接觸面積。 6、齒形角 梯形帶齒齒形角日的大小對帶齒與輪齒的嚙合也有較大影響。如齒形角霹過小，帶齒縱向截面形狀近似矩形，則在傳動時帶齒將不能順利地嵌入帶輪齒槽內(nèi)，易產(chǎn)生干涉。但齒形角度過大，又會使帶齒易從輪齒槽中滑出，產(chǎn)生帶齒在輪齒頂部跳躍現(xiàn)象。 3.3.3 同步帶的設計 在這里，我們選用梯形帶。帶的尺寸如表4-6。帶的圖形如圖4-3。 表4-6 同步帶尺寸 型號 節(jié)距 齒形角 齒根厚 齒高 齒根圓角半徑 齒頂圓半徑 H 8 40。 6.12 4.3 1.02 1.02 圖4-3 同步帶 3.3.4 同步帶輪的設計 同步帶輪的設計的基本要求 1、保證帶齒能順利地嚙入與嚙出 由于輪齒與帶齒的嚙合同非共規(guī)齒廓嚙合傳動，因此在少帶齒頂部與輪齒頂部拐角處的干涉，并便于帶齒滑入或滑出輪齒槽。 2、輪齒的齒廊曲線應能減少嚙合變形，能獲得大的接觸面積，提高帶齒的承載能力即在選探輪齒齒廓曲線時，應使帶齒嚙入或嚙出時變形小，磨擦損耗小，并保證與帶齒均勻接觸，有較大的接觸面積，使帶齒能承受更大的載荷。 3、有良好的加了工藝性 加工工藝性好的帶輪齒形可以減少刀具數(shù)量與切齒了作員，從而可提高生產(chǎn)率，降低制造成本。 4、具有合理的齒形角 齒形角是決定帶輪齒形的重要的力學和幾何參數(shù)，大的齒形角有利于帶齒的順利嚙入和嚙出，但易使帶齒產(chǎn)生爬齒和跳齒現(xiàn)象；而齒形角過小，則會造成帶齒與輪齒的嚙合干涉，因此輪齒必須選用合理的齒形角。 3.4 軸的設計 可選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 1、軸的外形結構 2、根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度。 （1）、根據(jù)內(nèi)徑可得d67=30 mm，根據(jù)的寬度可得出L67=20 mm，右側采用軸肩定為，取d78=38 mm，L78=11 mm。 （2）、初選深溝球軸承D6204，其尺寸為dxDxB=20x47x14,故d45=d910=20 mm，根據(jù)裝配關系取L45=L910=15 mm 。 （3）、5處為一定位軸肩，故取d56=d89=25 mm，根據(jù)裝配關系，計算得L56=L89=383 mm 。 （4）、3處為一定位軸肩，故取d23=d910=16 mm，根據(jù)裝配關系，計算得L23=L910=33 mm。 （5）、1處為軸的最小直徑d=10 mm，攻螺紋，與螺母配合，選擇螺母為 GB/T 6172.1。通過查《機械設計手冊》的螺母厚度m=5 mm，由于采用雙螺母預緊，故取L12=L1213=19 mm。 （6）、4處為一定位軸肩，所以取d34=d1011=18 mm，根據(jù)裝配關系計算得出，L34=L1011=40 mm。 至此已經(jīng)確定了軸的各段長度和直徑。 3.5 軸的校核 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通常可驗算傳動軸中點處撓度（誤差<%3）. 當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見【5】表7-15.分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加，不在同一平面上進行向量疊加。 ：通過受力分析， 最大撓度： 查【1】表3-12許用撓度； 。 3.6 鍵的校核 鍵和軸的材料都是鋼，由【4】表6-2查的許用擠壓應力,取其中間值，。鍵的工作長度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由【4】式（6-1）可得 可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為： 3.7 軸承的校核 ⑴、軸軸承的校核 Ⅰ軸選用的是深溝球軸承6206，其基本額定負荷為19.5KN, 由于該軸的轉速是定值，所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據(jù)設計要求，應該對Ⅰ軸未端的滾子軸承進行校核。 ②軸傳遞的轉矩 ∴ 受力 根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為: 在水平面： 在水平面： ∴ ④因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，【4】表13-6查得載荷系數(shù)，取，則有： ⑤軸承的壽命計算:所以按軸承的受力大小計算壽命 故該軸承6206能滿足要求。⑵、其他軸的軸承校核同上，均符合要求。 4 墻板的設計及計算 4.1對墻板結構的基本要求 墻板是整個機床的基礎支持件，一般用來放置重要部件。為了滿足機床高速度、高精度、高生產(chǎn)率、高可靠性和高自動化程度的要求，與普通機床相比，機床應有高的靜、動剛度，更好的抗振性。 一、對機床的墻板主要在以下3 個方面提出了更高的要求： 1．很高的精度和精度保持性 在墻板上有很多安裝零部件的加工面和運動部件的導軌面，這些面本身的精度和相互位置精度要求都很高，而且要長時間保持。另外，機床在切削加工時，所有的靜、動載荷最后往往都傳到墻板上，所以，墻板受力很復雜。為此，為保證零部件之間的相互位置或相對運動精度，除了滿足幾何尺寸位置等精度要求外，還需要滿足靜、動剛度和抗振性、熱穩(wěn)定性、工藝性等方面的技術要求。 2．應具有足夠的靜、動剛度 靜剛度包括：墻板的自身結構剛度、局部剛度和接觸剛度，都應該采取相應的措施，最后達到有較高的剛度-質(zhì)量比。動剛度直接反映機床的動態(tài)性能，為了保證機床在交變載荷作用下具有較高的抵抗變形的能力和抵抗受迫振動及自激振動的能力，可以通過適當?shù)脑黾幼枘帷⑻岣吖逃蓄l率等措施避免共振及因薄壁振動而產(chǎn)生噪音。 3．較好的熱穩(wěn)定性 對機床來說，熱穩(wěn)定性已經(jīng)成了一個突出問題，必須在設計上要做到使整機的熱變形小，或使熱變形對加工精度的影響小。熱變形將直接影響墻板的原有的精度，從而是產(chǎn)品精度下降，如立軸矩臺平面磨床，立柱前臂的溫度高于后臂，是立柱后傾，其結果磨出的零件工作表面與安裝基面不平行；有導軌的墻板，由于導軌面與底面存在溫差，在垂直平面內(nèi)導軌將產(chǎn)生中凸或中凹熱變形。因此，墻板結構設計時應使熱變形盡量小。 二、墻板墻板設計的一般要求 ： 1） 在滿足強度和剛度的前提下，墻板的重量應要求輕、成本低； 2） 抗振性好。把受迫振動振幅限制在允許范圍內(nèi)； 3） 躁聲?。? 4） 溫度場分布合理，熱變形對精度的影響??； 5） 結構設計合理，工藝性良好，便于鑄造、焊接和機械加工； 6） 結構力求便于安裝與調(diào)整，方便修理和更換零部件； 7） 有導軌的墻板要求導軌面受力合理、耐磨性良好； 8） 造型好。使之既適用經(jīng)濟，有美觀大方。 4.2 墻板的結構 1．墻板結構 根據(jù)機床的類型不同，墻板的結構形式有各種各樣的形式。例如車床墻板的結構形式有平墻板、斜墻板、平墻板斜導軌和直立墻板等四種類型。 另外，斜墻板結構還能設計成封閉式斷面，這樣大大提高了墻板的剛度。鉆高精度立式萬能磨床、加工中心等這一類機床的墻板結構與車床有所不同。例如加工中心的墻板有固定立柱式和移動立柱式兩種。前者一般使用于中小型立式和臥式加工中心，而后者又分為整體T形墻板和前后墻板分開組裝的T形墻板。所謂T形墻板是指墻板是由橫置的前墻板和與它垂直的后墻板組成。整體式墻板，剛性和精度保持性都比較好，但是卻給鑄造和加工帶來很大不便，尤其是大中型機床的整體墻板，制造時需要大型設備。而分離式T形墻板，鑄造工藝性和加工工藝性都大大改善。前后墻板聯(lián)接處要刮研，聯(lián)接時用定位鍵和專用定位銷定位，然后再沿截面四周， 用大螺栓固緊。這樣聯(lián)接成的墻板，再剛度和精度保持性方面，基本能滿足使用要求。這種分離式T形墻板適用于大中型臥式加工中心。 由于墻板導軌的跨距比較窄，致使工作臺在橫溜板上移動到達行程的兩端時容易出現(xiàn)翹曲，將會影響加工精度，為了避免工作臺翹曲，有的立式加工中心增設了輔助導軌。 2．墻板的截面形狀 機床的墻板通常為箱體結構，合理設計墻板的截面形狀及尺寸，采用合理布置的肋板結構可以在較小質(zhì)量下獲得較高的靜剛度和適當?shù)墓逃蓄l率。墻板肋板一般根據(jù)墻板結構和載荷分布情況，驚醒設計，滿足墻板剛度和抗振性要求，V形肋板有利于加強導軌支承部分的剛度；斜方肋和對角肋結構可明顯增強墻板的扭轉剛度，并且便于設計成全封閉的箱形結構。 此外，還有縱向肋板和橫向肋板，分別對抗彎剛度和抗扭剛度有明顯效果；米字形肋板和井字形肋板的抗彎剛度也較高，尤其是米字形肋板更高。 3．墻板的結構設計 墻板結構設計時，應盡量避免薄壁結構并簡化表面形狀。根據(jù)本設計的具體情況及要求，墻板的結構設如下： 4.墻板的設計步驟 ⑴根據(jù)墻板上的零件、部件情況和設計要求初步確定墻板及墻板的結構形狀和尺寸，以保證墻板內(nèi)外的零件能正常運動 ⑵根據(jù)產(chǎn)品批量和結構形式初步確定制造方法，合理選擇材料，單件小批量的非標準設備墻板可以采用焊接和鍛喊結合的墻板 ⑶分析承載情況，根據(jù)承載情況合理的選擇截面形式，確定主要設計參數(shù) ⑷畫出結構草圖，進行必要的強度和剛度計算和尺寸修改 ⑸對重要設備的墻板，還應該進行模擬實驗設計和模擬實驗，并根據(jù)實驗結果對設計進行修改。 4.3 橫梁設計 梁設計的要求與軸心受壓相仿，鋼梁設計應考慮強度、剛度、整體穩(wěn)定和局部穩(wěn)定各個方面滿足要求。 (1)梁的強度計算主要包括抗彎、抗剪和折算應力等強度應足夠。 (2)剛度主要是控制最大撓度不超過按受力和使用要求規(guī)定的容許值。 (3)整體穩(wěn)定指梁不會在剛度較差的側向發(fā)生彎扭失穩(wěn)，主要通過對梁的受壓翼緣設足夠的側向支承，或適當加大梁截面以降低彎曲壓應力至臨界應力以下。 (4)局部穩(wěn)定指梁的翼緣和腹板等板件不會發(fā)生局部凸曲失穩(wěn)，在梁中主要通過限制受壓翼緣和腹板的寬厚比不超過規(guī)定，對組合梁的腹板則常設置加勁肋以提高其局部穩(wěn)定性。 梁的截面選擇 一、型鋼梁截面的選擇 型鋼梁截面應滿足梁的強度、剛度、整體穩(wěn)定和局部穩(wěn)定四個要求，其中強度包括抗彎、抗剪、局部壓應力和折算應力。由于型鋼截面的翼緣和腹板等板件常有足夠的厚度，一般不必驗算局部穩(wěn)定，無很大孔洞削弱時一般也不必驗算剪應力。局部壓應力和折算應力只在有較大集中荷載或支座反力時計算。 型鋼梁設計通常是先按抗彎強度(當梁的整體穩(wěn)定有保證或Mmax處截面有較多孔洞削弱時)或整體穩(wěn)定(當需計算整體穩(wěn)定時)選擇型鋼截面，然后驗算其它項目是否足夠，不夠時再作調(diào)整。為了節(jié)省鋼材，應盡量采用牢固連接于受壓翼緣的密鋪面板或足夠的側向支承以達到不需計算整體穩(wěn)定的要求。 按抗彎強度或整體穩(wěn)定(φb值可先估計假定)選擇單向(強軸)彎曲梁的型鋼截面時，所需要的截面抵抗矩為： 2、腹板尺寸 梁高確定后腹板高也就確定了，腹板高為梁高減兩個翼緣的厚度，在取腹板高時要考慮鋼板的規(guī)格尺寸，一般使腹板高度為50mm的模數(shù)。從經(jīng)濟角度出發(fā)，腹板薄一些比較省鋼，但腹板厚度的確定要考慮腹板的抗剪強度，腹板的局部穩(wěn)定和構造要求。從抗剪強度角度來看，應滿足下式： 3、翼緣尺寸 由式5.2.1求得需要的凈截面模量，則整個截面需要的慣性矩為： 4.4 墻板的基本尺寸的確定 墻板是支撐及其自動變速器所有附件的可移動機構。要保證拆裝自動變速器方便、安全；重量要輕，便于移動；架子要有足夠的空間安裝。而且自動變速器每個總成之間要考慮它們之間的協(xié)調(diào)關系。考慮到這些方面的因素后要確定的一些自動變速器尺寸根據(jù)這些數(shù)據(jù)，大概確定架子的長高。這樣架子的地面的結構就確定了。支撐自動變速器的部件是支撐板，支撐板固定在支承軸上，支承軸安裝在墻板上。 為了使墻板能夠方便移動，須在架子上裝輪子，因此在架子的4個側面通過螺栓各連接兩個輪子，使得架子和輪子連接牢固。靠近轉盤這端安裝有鎖止裝置，使得架子在任何位置都能停止固定。 4.5 架子材料的選擇確定 架子的結構確定后，就需要準備材料，買材料時要考慮鋼材的性能，同時也要考慮成本，再者還要考慮到其美觀，通過到市場調(diào)查分析后，臺架選用60㎜×60㎜的方鋼和50×50的角鋼組合制作。其規(guī)格如表一所示。 受力比較小的底架就用50㎜的角鋼制作，其他的受力大的轉架就用60㎜的方鋼制作。在轉架與支撐板的固定處需要用軸連接。 表一 鋼材的尺寸 規(guī)格 60㎜×60㎜ 50㎜×50㎜ 橫截面圖 長度 500㎜ 567㎜ 材料 Q235 Q235 4.6墻板的強度與剛度的計算 由于橫梁是三個方向上尺寸相差不太多的箱體零件，用材料力學的強度分析方法不能全面地反應它的應力狀況。目前，在進行初步設計計算時，還只能將橫梁簡化為簡支梁進行粗略核算，而將許用應力取得很低。按簡支梁計算出的橫梁中間截面的應力值和該處實測應力值還比較接近，因此作為粗略核算，這種方法還是可行的。但無法精確計算應力集中區(qū)的應力，那里的最大應力要大很多。 橫梁的強度及剛度計算： （1）集中載荷 如對鍛造液壓機砧座的窄邊，可看作集中載荷，受力簡圖如下： 圖中簡支梁的跨度為立柱窄邊或寬邊中心距由砧座的放置位置而定。 最大彎矩： Mmax = PL /4 最大撓度： ?max = PL3/48EJ－KPL/4GF 各符號代表意義同前。 （2）均布載荷 一般是對砧座寬邊或模鍛，鐓粗等情況，受力簡圖如下： 最大彎矩為： Mmax =PL/4－qL12/8 式中： q —— 均布力，q =P/L1（N/cm）； L1 —— 均布力分布寬度（cm）。 若設L1 =2/3L，則最大撓度為： ?max =11/648×PL3/EJ +KPL/6GF 最大彎矩為： Mmax =Pɑ/2 最大剪力為： Qmax =P/2 1受力分析 橫梁I-I截面受力圖及剪力彎矩圖。 均布載荷 圖3-3 橫梁受力圖 在I-I截面上彎矩為： （3-13） 截面(Ⅱ-Ⅱ)剪力： （3-17） 2截面Ⅱ-Ⅱ強度計算 截面寬度 截面高度 截面積 （3-18） 面積重心至x軸距離 截面對x軸的靜面矩 （3-19） 靜面矩S與面積重心至x軸距離乘積 （3-20） 各截面積的慣性矩 （3-21） 重心至x軸的慣性矩 截面對x軸的慣性矩 （3-22） 截面對x軸的慣性矩 （3-23） 受壓截面和受拉截面彎曲應力相等為 （3-24） 由此可得，在截面Ⅱ-Ⅱ上彎曲應力小于許用應力，安全。 3截面Ⅱ-Ⅱ剪切強度計算 由分析得，最大應力在中心橫斷面及截面Ⅱ-Ⅱ上。 （3-25） 式中： Q—截面Ⅱ-Ⅱ剪切力 B—簡化截面寬度 H—簡化截面高度 代入得： （3-26） 由此可得，在截面Ⅱ-Ⅱ上剪切強度小于許用剪切強度，安全。 總 結 本文設計了一種總體及傳動部分，詳細地設計了移動總體及傳動部分的各個部分，在全面分析各個系統(tǒng)的基礎上，對系統(tǒng)研究過程中所遇到的一些問題也進行了深入的研究。 總體及傳動部分是一種具有很大的研究價值和應用前景的總體及傳動部分，在不方便操作的地方都扮演著很重要的角色，本次設計對總體及傳動部分的結構進行了設計，包括機身、肘關節(jié)、腕關節(jié)和手爪，主要工作如下： l 通過功能和設計任務的分析，初步制定了總體及傳動部分的總體方案。 l 接下來進行了結構的設計。 l 重要零部件的受力分析與校核。 l 電機選型與計算。 l 主要零件工程圖繪制。 通過本次設計，把大學期間所學的知識都綜合的利用起來，這再次加深了我對所學知識的印象，提高了我對知識的利用能力。但是，由于本人的水平和能力有限，本次設計一定存在一些不合理之處，希望老師給予批評和指正。 致 謝 本論文是在導師XX的悉心指導下完成的，在這次畢業(yè)設計中，老師給了我很大的幫助，不僅讓我在規(guī)定時間能完成了畢業(yè)設計，還使我學到了很多有用的經(jīng)驗。在這里我衷心的感謝高老師。我還要感謝這四年能教授我知識的老師們，還有曾經(jīng)幫過我的同學們。 經(jīng)過幾個月的努力，畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲。由于實踐經(jīng)驗的匱乏，本次設計難免有考慮不周的地方。如果沒有老師的悉心指導以及本組人員的支持，恐怕設計不會這么順利完成。自開題一來老師一直認真指導設計的每個環(huán)節(jié)，從資料的查閱到具體方案的修改，老師都提出了寶貴的建議，讓我受益匪淺。除此之外，老師科學嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和淵博的專業(yè)知識更是我永遠學習的榜樣。再次對老師及本組的同學表示衷心的感謝！ 最后還要感謝曾指導過和給我?guī)椭睦蠋?！是你們曾?jīng)辛勤的付出才有了我今天知識的積累。 參考文獻 [11] 濮良貴,紀名剛主編 , 機械設計(第七版), 高等教育出版社, 2001 [12] 周開勤主編, 機械設計手冊(第五版), 高等教育出版社,2001 [13] 華大年主編, 機械原理(第二版), 高等教育出版社, 1994 [14] 達道安主編, 真空設計手冊(第三版), 國防工業(yè)出版社,2004 [15] 朱輝,曹桄,唐保寧,陳大復等編, 畫法幾何及工程制圖(第五版), 上?？茖W技術出版社,2003 [16] 王永華主編,宋寅卯,陳玉國,鄭安平副主編, 現(xiàn)代電氣控制及PLC應用技術,北京航空航天大學出版社,2003 [17] 劉明保 ，呂春紅等.機械手的組成機構及技術指標的確定.河南高等專科學校學報,2004.1.1 [18] 李超，氣動通用上下料機械手的研究與開發(fā).陜西科技大學，2003 [19] 陸祥生 ，楊繡蓮.機械手.中國鐵道出版社,1985.1 [20] 張建民.工業(yè)機械人.北京：北京理工大學出版社,1992 [21] 史國生.PLC在機械手步進控制中的應用.中國工控信息網(wǎng),2005.1 [22] 李允文.工業(yè)機械手設計.機械工業(yè)出版社,1996.4 [23] 蔡自興.機械人學的發(fā)展趨勢和