機械設(shè)計說明書終稿2

1、湘潭大學本科畢業(yè)論文目 錄第一章 概述3 1.1選題依據(jù)31.2課題的意義3 第二章 方案選型42.1運動循環(huán)圖的擬定42.2送料模切機構(gòu)52.3機械運動方案的選擇9 2.4電動機的選擇13第三章 機械傳動設(shè)計163.1傳動比的分配163.2計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)163.3 V帶傳動設(shè)計173.4減速器的齒輪設(shè)計183.5軸的設(shè)計223.6軸承的選擇和校核273.7平面六桿滑塊機構(gòu)設(shè)計293.8鏈條及鏈輪的設(shè)計303.9凸輪機構(gòu)的設(shè)計31總結(jié)33致謝34參考文獻35半自動平壓模切機摘要機械設(shè)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(shù)基礎(chǔ)課，我們在學習基礎(chǔ)知識的同時，也應更加注

2、重對知識的整體運用和實踐。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(shè)備,應用非常廣泛。本文從擬定運動循環(huán)圖出發(fā)，通過查找機械設(shè)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(gòu)，并且對其工作原理，結(jié)構(gòu)設(shè)計和幾何參數(shù)進行了深刻的分析和計算。設(shè)計完成后，用Auto CAD畫出半自動模切機的裝配圖以及相關(guān)的零件圖。該模切機具有結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，效率高，易操作等特點。關(guān)鍵詞：機械設(shè)計 半自動平壓模切機 Auto cad Semi automatic die-cutting machineAbstractMechanical design is engineering college

3、s machinery, mechanical and electrical and other technical professionals a compulsory basic course, we have to learn the basics, but also should pay more attention to the overall use of knowledge and practice. Semi automatic platen die-cutting machine is the printing and packaging industry to suppre

4、ss cartons, cardboard boxes and other paper products, special equipment, is widely used. This departure from the intended motion cycle chart, Mechanical Design Handbook by looking to compare different options and choose the most suitable transmission and executive bodies, and its working principle,

5、structure design and geometric parameters of the in-depth analysis and calculations. Design is complete, use Auto CAD draw semi-automatic cutting machine assembly drawings and associated parts diagram. The cutting machine has a simple and compact structure, high efficiency, easy operation and so on.

6、Key words: Mechanical Design Semi automatic die-cutting machine AutoCAD 第一章 概述1.1 選題依據(jù)： 本課題屬于自擬課題，其研究目標為設(shè)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。本課題主要研究設(shè)計傳動系統(tǒng)，進行機構(gòu)設(shè)計，對主要零部件進行力和強度的計算，并要求繪制所設(shè)計方案的機構(gòu)運動簡圖，繪制模切機的裝配圖和重要零件的零件圖。1.2 課題的意義： 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(nèi)外生產(chǎn)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

7、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(lián)動模切。半自動平壓模切機的精準度比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(shù)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

8、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(shù)發(fā)展最快的機型。作為一個剛剛畢業(yè)的大學生，要想以后在實際的工作當中有自己的技術(shù)進步與技術(shù)創(chuàng)新，就必須先搞懂基本設(shè)備的基本原理以及各個部分的工作原理。為以后實現(xiàn)模切機的數(shù)字化和智能化做好充分準備。第二章 方案選型2.1 運動循環(huán)圖的擬定 首先，為保證模切機的平穩(wěn)運行，防止出現(xiàn)空壓，卡紙等不良現(xiàn)象。各個執(zhí)行機構(gòu)必須在規(guī)定的時間內(nèi)完成動作，且保證各個機構(gòu)運行到準確的位置。我主要通過確定沖壓模切，走紙兩個執(zhí)行構(gòu)件的先后順序來確定半自動平壓模切機的運動循環(huán)圖。下面是各部件的運動分析1主軸轉(zhuǎn)角計算選擇變速箱的輸出軸為運動分析主軸，已知平面六桿機構(gòu)的

9、行程速比系數(shù)K=1.3，由機械原理相關(guān)知識°，并知該運動周期以156.5°=180°-23.5°為分界點，也就是說分為0°156.5°和156.5°360°兩個過程。2、走紙機構(gòu)的分析當主軸轉(zhuǎn)角為0°156.5°時，用來完成間歇運動的特殊齒輪組沒有發(fā)生嚙合運動，鏈輪鏈條此時處于靜止狀態(tài)；當主軸轉(zhuǎn)角為156.5°-360°時，用來完成間歇運動的特殊齒輪組輪齒參與嚙合，帶動鏈條，進行走紙運動。3、模切機構(gòu)的分析當主軸轉(zhuǎn)角為0°156.5°時，下模從行程最低點開

10、始，在平面六桿機構(gòu)的帶動下向上移動至預定模切位置，然后進行沖壓模切，完成相應的模切動作；當主軸轉(zhuǎn)角為156.5°360°時，下模完成模切動作并快速急回運動至行程最低點，即下一個周期的起點。4、夾緊裝置的分析當主軸轉(zhuǎn)角為0°-156.5°時，凸輪帶動夾子完成推程，進入遠休止端，使剛性彈簧夾完成夾紙動作；當主軸轉(zhuǎn)角為156.5°-360°時，凸輪處于近休止端，使剛性彈簧夾處于夾緊狀態(tài)。下面是主軸轉(zhuǎn)角與機構(gòu)的運動關(guān)系表 表2-1 主軸轉(zhuǎn)角與機構(gòu)的運動關(guān)系主軸轉(zhuǎn)角0° 156.5° 360°走紙機構(gòu)停止運動夾緊裝

11、置送料夾緊輸入走紙模切機構(gòu)滑塊上升（模切）滑塊下降（回程）2.2 送料模切機構(gòu)送料機構(gòu)：1，紙板的輸送可采用：a雙列鏈傳動機構(gòu)； b帶輪傳動機構(gòu) 這里選用a雙列鏈傳動機構(gòu)其主要理由有以下幾點采用鏈輪能更好的固定紙板夾子；鏈傳動機構(gòu)是多對齒輪同時嚙合，它的承載能力大，傳動效率高，且可實現(xiàn)中心距較大的軸間傳動；模切機進行模切動作時摩擦較大，易發(fā)熱，而雙列鏈正好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， 紙板停歇可采用：a凸輪；b特殊齒輪這里選則b特殊齒輪（不完全齒輪） 用特殊齒輪工作可靠性高，且加工和維修方便。 容易實現(xiàn)從動件的運動時間與靜止時間的比例在較大范圍內(nèi)調(diào)節(jié)；工作時面接

12、觸為間歇運動，不容易磨損。 在工作時，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，再將完全齒輪與不完全齒輪連接，不完全齒輪轉(zhuǎn)動帶動完全齒輪轉(zhuǎn)動。 圖2-2 不完全齒輪 圖2-3 不完全齒輪嚙合 不完全齒輪的齒數(shù)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(shù)為50，模數(shù)m=10.6，齒根圓r=18cm，分度圓r=21.2cm ，齒頂圓r=24cm 。根據(jù)設(shè)計要求知不完全齒輪的轉(zhuǎn)速為50r/min。3，紙板固定可選用：a剛性彈簧夾；b普通夾子 這里選則a剛性彈簧夾剛性彈簧

13、夾具有剛性彈簧力的作用，可以自動的將紙板夾緊，且可準確平穩(wěn)的實現(xiàn)走紙運動；能夠準確、方便的實現(xiàn)紙板的夾緊和松開。 圖2-4 剛性彈簧夾4.夾緊裝置 把紙送過去后，需要將紙板夾緊，于是機構(gòu)在上升到一定位置后要有一段時間的停歇，所以要選擇具有一端停歇的往復運動的機構(gòu)，可選則凸輪機構(gòu)或者連桿機構(gòu)。 連桿機構(gòu) 連桿機構(gòu)雖然承載能力大，耐沖擊。但在進行傳遞時，傳遞路線比較長，容易產(chǎn)生較大誤差同時機械效率也會降低，連桿及滑塊所產(chǎn)生的慣性力難以用一般平衡方法消除，不宜用于高速運動，況且它的設(shè)計方法比較復雜所以不采用它。 凸輪機構(gòu)凸輪機構(gòu)最大優(yōu)點是只要適當?shù)脑O(shè)計出凸輪的輪廓曲線，就可以使推桿得到各種預期的運動

14、，而且響應快速，機構(gòu)簡單。所以選用凸輪機構(gòu)。5平壓模切機構(gòu) （1）下圖機構(gòu)是最簡單的往復直線運動機構(gòu)，曲柄滑塊機構(gòu)，該機構(gòu)雖然簡單，但完全可以實現(xiàn)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，必須在紙板上停留片刻才能保證壓模效果，因此不能選用此機構(gòu)。 圖2-5 曲柄滑塊機構(gòu) （2）下面這個六桿機構(gòu)也能完成工作，但是機構(gòu)比較復雜，在設(shè)計過程中比較困難，且傳動過程較長，能量易損失使傳動效率變低，所以不采用這種機構(gòu)。圖2-6 六桿機構(gòu) （3）下圖是六桿機構(gòu)，它彌補了上面兩個方案缺點， 機構(gòu)結(jié)構(gòu)穩(wěn)定承載能力強，且機構(gòu)結(jié)構(gòu)也不是很復雜，所以采用此方案。圖2-7 六桿機構(gòu)各機構(gòu)的最

15、終選擇：紙板的輸送選擇雙列鏈輪傳動；紙板的停歇選擇殊齒輪傳動；紙板的固選擇剛性彈簧夾，夾緊機構(gòu)選擇凸輪機構(gòu)；平面模切機構(gòu)選擇平面六桿機構(gòu)。2.3 機械運動方案的選擇 根據(jù)機構(gòu)的各部分功能，運動規(guī)律的形式，應用范圍，機械的可調(diào)性，運轉(zhuǎn)速度，承載能力，加速度峰值，機構(gòu)的動力性能，傳動精度的高低，可靠性，經(jīng)濟性，結(jié)構(gòu)是否緊湊（尺寸，結(jié)構(gòu)復雜性，合理性）等要求來選擇方案。 根據(jù)所設(shè)計的半自動平壓切模機的工作原理，可把機器完成加工要求的動作分解成幾種基本運動。動力傳動機構(gòu)；輸入走紙機構(gòu)；沖壓模切機構(gòu)。其中動力傳動機構(gòu)又分為動力傳遞機構(gòu)和變速轉(zhuǎn)向機構(gòu)。輸入走紙機構(gòu)分為：紙板的輸送機構(gòu)，紙板的停歇機構(gòu)和紙板

16、的固定機構(gòu)。由上面的分析可列出備選機構(gòu)列表：表2-2 機構(gòu)類型比較機構(gòu) 供選機構(gòu)類型 夾緊裝置連桿機構(gòu) 凸輪機構(gòu) 紙板的輸送雙列鏈輪傳動皮帶輪傳動 紙板的停歇凸輪機構(gòu)特殊齒輪組 紙板的固定剛性彈簧夾普通夾子 急回機構(gòu)直動推桿凸輪機構(gòu)平面六桿曲柄滑塊機構(gòu) 動力傳遞機構(gòu)聯(lián)軸器V形帶 變速轉(zhuǎn)向機構(gòu)圓柱齒輪傳動機構(gòu)單級蝸桿傳動機構(gòu)圓錐-圓柱齒輪傳動機構(gòu) 由上述備選機構(gòu)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(gòu)-連桿機構(gòu)-普通夾子-直動桿凸輪機構(gòu)-聯(lián)軸器-單級蝸桿傳動機構(gòu)方案B：雙列鏈輪傳動-凸輪機構(gòu)-連桿機構(gòu)-普通夾子-直動推桿凸輪機構(gòu)-聯(lián)軸器-錐-圓柱齒輪傳動機構(gòu)方案C：雙列鏈輪傳動-

17、特殊齒輪組-凸輪機構(gòu)-剛性彈簧夾-平面六桿曲柄滑塊機構(gòu)-V形帶-圓柱齒輪傳動機構(gòu)方案A1、 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(jié)構(gòu)簡單，傳動平穩(wěn)，維護方便，成本低廉，不需要潤滑以及緩沖、吸震、易維護等特點。但是V帶也有很多缺點；滑動損失：皮帶在工作時，由于帶輪兩邊的拉力差以及相應的變形經(jīng)差形成彈性滑動，導致帶輪與從動輪的速度損失。彈性滑動與載荷、速度、帶輪直徑和皮帶的結(jié)構(gòu)有關(guān)，彈性滑動率通常在1%-2%之間。有的皮帶傳動還有幾何滑動。過載時將引起打滑，使皮帶的運動處于不穩(wěn)定狀態(tài)，效率急劇下降，磨損加劇，嚴重影響皮帶的壽命。 滯后損失：皮帶在運行中會產(chǎn)生反復伸縮

18、，特別是帶輪上的繞曲會使皮帶體內(nèi)部產(chǎn)生摩擦引起功率損失?？諝庾枇Γ焊咚賯鲃訒r，運動中的風阻將引起轉(zhuǎn)矩損耗，其損耗值與速度的平方成正比。因此，設(shè)計高速皮帶傳動時，皮帶的表面積宜小，盡量用厚而窄的皮帶，帶輪的輪輻面要平滑，或用輻板以減小風阻。機械動力分析蝸桿減速器能夠得到很大的轉(zhuǎn)動比，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動平穩(wěn)，但傳動效率低，易發(fā)熱，不適宜于在大功率下長期連續(xù)工作。為了減摩耐磨，蝸輪齒圈需用貴重的青銅制造，成本較高。直動推桿凸輪機構(gòu)難以承受較大的生產(chǎn)阻力，如果長期在重載條件下工作，直動推桿凸輪機構(gòu)將不能滿足沖壓模切的力學要求；(2) 機械機構(gòu)合理性該機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單緊湊，但是，凸輪機構(gòu)的運用會造成整體機構(gòu)的尺

19、寸和重量都變大。(3) 機械機構(gòu)經(jīng)濟性用普通夾子雖然降低了生產(chǎn)成本，但由于其易磨損，需要經(jīng)常維修，并且不便于紙板的自動化夾緊和松開，達不到一次性夾緊的那種可靠性要求。需要相應的輔助手段來彌補，這使得經(jīng)濟成本還是很大。凸輪機構(gòu)和蝸桿機構(gòu)也會使經(jīng)濟成本增加。 這個方案總體上來說機械功能的實現(xiàn)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運動進行模切時會產(chǎn)生較大的生產(chǎn)阻力，上面已經(jīng)說到直動推桿凸輪機構(gòu)不能承受很大的阻力，所以選用直動推桿凸輪機構(gòu)來完成沖壓模切并不是很合理；凸輪機構(gòu)長時間帶動走紙機構(gòu)進行間歇運動，會使因工作磨損變形產(chǎn)生的微小誤差積累，這會造成走紙機構(gòu)定位的準確

20、性下降，導致各執(zhí)行機構(gòu)間的配合運動失調(diào)。（2）機械動力分析直動推桿凸輪機構(gòu)難以承受很大的生產(chǎn)阻力，不便長期在重載條件下工作，聯(lián)軸器的傳遞效率雖然高，但是減速效果差，很難在機械最精簡化的情況下滿足工作要求。（3）機械結(jié)構(gòu)合理性該機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單緊湊，但是，凸輪機構(gòu)的運用會造成整體機構(gòu)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來彌補，不僅增加了機構(gòu)的尺寸，還使得制造成本增加。（4） 機械機構(gòu)經(jīng)濟性凸輪機構(gòu)和錐圓柱齒輪的設(shè)計、制造較難，用料較大，生產(chǎn)成本較高，況且維修方面的技術(shù)含量較高，經(jīng)濟成本較高?？傮w上，這個方案機械功能的實現(xiàn)較差方案C2-10 傳動示意圖

21、C分析與評定：(1) 機械的運動分析雙列鏈傳動機構(gòu)沒有彈性的滑動和打滑，承載能力大，傳動效率高，可實現(xiàn)中心矩較大的軸間傳動。雙列鏈輪機構(gòu)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模切運動，精度比較高； V形帶和齒輪的組合傳動，功率損失較小，機械效率高，可靠性高； 剛性彈簧夾能自動的實現(xiàn)紙板的夾緊與松開，可靠性較好。（2） 機械的力學分析平面六桿曲柄滑塊機構(gòu)具有較好的力學性能，在承受載荷，耐磨性，制造難易，重量，加速度和結(jié)構(gòu)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(gòu)，它可以平穩(wěn)的完成模切任務(wù)。所以選擇六連桿機構(gòu)作為沖壓模切機構(gòu)。( 3 ) 機械結(jié)構(gòu)合理性該機構(gòu)各構(gòu)

22、件結(jié)構(gòu)簡單緊湊，尺寸設(shè)計簡單合理，機構(gòu)重量在可以接受的范圍內(nèi)。( 4 ) 機械結(jié)構(gòu)經(jīng)濟性剛性彈簧夾雖然比普通夾子稍貴，但是它工作可靠且使用壽命長，長遠來看很經(jīng)濟。平面六桿曲柄滑塊機構(gòu)，加工制造簡單，使用壽命長，維修容易，經(jīng)濟成本低。其他機構(gòu)性價比也很高。綜上所述，從機械運動分析、機械動力分析、機械結(jié)構(gòu)合理性和經(jīng)濟性這四個方面綜合考慮，方案C各方面性能最優(yōu)。固選擇方案C。2.4 電動機的選擇 選擇電動機為原動機，就需要根據(jù)所給數(shù)據(jù)的要求，通過計算得到相關(guān)數(shù)據(jù)，從而選得合適的電動機。原始數(shù)據(jù)有每小時壓制紙板3000張, 傳動機構(gòu)所用電機轉(zhuǎn)速n1450r/min，N，下模移動的行程長度H50

23、7;0.5mm,下模與滑塊的質(zhì)量可以假設(shè)約為120kg。 根據(jù)設(shè)計要求，機械每小時沖壓 3000 次，所以機構(gòu)主動件的轉(zhuǎn)速 no=3000/60=50r/min , 因為主動件轉(zhuǎn)速較低，所以可以選擇轉(zhuǎn)速較低的電動機，選擇三相異步籠型交流電動機，封閉式，380V，Y型；選擇電動機的容量工作機所需的功率，其中生產(chǎn)阻力行程速比系數(shù)k為1.3，s為有效模切行程、t為周期， 為0.96。設(shè) 分別為皮帶，軸承，齒輪的效率。則 選取電動機額定功率，使，查得，已知工作機轉(zhuǎn)速，電動機轉(zhuǎn)速。 表2-4電動機方案選型方案型號額定功率（kw） 滿載時堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 堵轉(zhuǎn)電流額定電流最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩噪聲/dB凈重/k

24、g轉(zhuǎn)速 r/min電流/A效率（）功率因素1Y112M-24.028908.1785.50.872.27.02.279452Y112M-44.014408.7784.50.822.27.02.274433Y160M1-84.07209.82830.732.06.52.068118綜合考慮上述因素，最終選則電動機型號為：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)ABCDEFGHKABACADHDLY112M-41901407028j66082416012245240190265400 圖2-11 電動機第三章 機械傳動設(shè)計3.1傳動比的分配各級傳動

25、比1，傳動裝置的總傳動比2，各級傳動比的分配，初選，則齒輪減速器的傳動比為取，可算出=3.33，則=3.2計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)。 1，各級轉(zhuǎn)速。 軸 軸 軸 工作軸 2，各軸功率軸軸軸軸3，各軸轉(zhuǎn)矩軸軸軸軸 3.3V帶傳動設(shè)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(zhuǎn) 速，傳動比，每天工作8小時，（以下查表與圖均來自西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編著的機械設(shè)計高教第八版)。1,確定計算功率，由表8-7查得工作情況系數(shù)，故2，選擇V帶的帶型，根據(jù)，由圖8-11選用A型。3，確定帶輪的基準直徑d1,d2，并校核帶速；選取小帶輪的基準直徑d1，由表8-6,8-8

26、，取小帶輪的基準直徑d1=90mm驗算帶速v=6.78計算大帶輪的基準直徑d2；根據(jù)表8-8可知 d2=180mm。4，確定V帶的中心距a和基準長度ld；根據(jù)式初選中心距所需的基準長度由表8-2選取帶基準長度ld=1400mm計算實際中心距中心距變化范圍為465528mm。5，校核小帶輪上的包角6，計算單根V帶的額定功率Pr，由d1=90mm，和n1=1440，i=2和A帶型，查表8-4b的，查表8-5得ka=0.985，查表8-2得kc=0.96計算V帶的根數(shù)z 取4根。7計算單根V帶的初拉力的最小值，由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以=130N應使帶實際初拉力。8計算

27、壓軸力最小值=1294N3.4減速器的齒輪設(shè)計 已知輸入功率，小齒輪的轉(zhuǎn)速n1=720r/min，齒數(shù)比4.32，電動機驅(qū)動工作壽命15年（假設(shè)每年工作300天）兩班制，以下查表與圖均來自西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編著的機械設(shè)計高教第八版)。1，選定齒輪類型，精度等級，齒數(shù)及材料。 齒輪類型采用斜齒圓柱齒輪。 精度等級選擇；模切機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88） 材料選擇，由表101可知小齒輪材料選擇40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料選45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。可初選擇小齒輪z1=20，大齒輪齒數(shù)z2=

28、204.32=86.4取87，選取螺旋角，一般選2，按齒面接觸強度設(shè)計1. 確定公式內(nèi)的各數(shù)值。 初選由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)由圖10-26查得，=0.74+0.87=1.61計算應力循環(huán)次數(shù)，=607201（2830015）=3.11計算小齒輪傳動轉(zhuǎn)矩=5.04由表10-7選取齒寬系數(shù)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限由圖10-19取得接觸疲勞壽命系數(shù)計算接觸疲勞選用應力取失效效率為，安全系數(shù)s=1，所以2. 計算計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式得計算圓周速度計算齒寬b及模數(shù)=2.2518mm=4.905計算

29、縱向重合度， =0.318計算載荷系數(shù)k已知使用系數(shù)ka=1，根據(jù)v=1.7,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)kv=1.04。由表10-4用插值法查得精度等級為7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置，由表10-3查得，由圖10-13查得，由表10-3查得，故載荷系數(shù)=。按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，由式計算模數(shù)mn 3，按齒輪彎曲強度設(shè)計由式<1>確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)計算當量齒數(shù)，查得齒形系數(shù)由表10-5查得，由表10-5查得應力校正系數(shù)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲強度極限由圖10-18取彎曲疲

30、勞壽命系數(shù).計算彎曲疲勞選用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， ,計算大小齒輪的并且加以比較。<2>設(shè)計計算=1.52mm對比計算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2.0mm已可以滿足彎曲強度。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來計算實際應有齒數(shù)所以取z1=23，z2=99。4>幾何尺寸計算計算中心距在這里將中心距圓整為126mm。按圓整后的中心距修正螺旋角因為值改變不多，故參數(shù)等不必修正。計算大小齒輪分度圓直徑計算齒輪寬度圓整后取B2=45mm,B1=50mm用相同原理可選,則計

31、算得74,用相同方法可算得分度圓直徑,。 齒寬，。 。3.5軸的設(shè)計 以低速軸為例進行設(shè)計。已知=3.58kw ，=50r/min ，=684，齒輪齒寬 B=115mm, 齒數(shù)=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 =259.5 而 F= F= F F= Ftan=311.20×0.246734=76.78N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖3-2示。2、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)機械設(shè)計查取。 因為軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，所選的直徑要與聯(lián)軸器的孔徑相適應，這里為后面選取聯(lián)軸器提供依據(jù)。而且軸端需開鍵槽，所以要

32、將最小軸徑增加5%，變?yōu)?4.625mm。查機械設(shè)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(chǎn)品目錄中選取滾動軸承的型號為7210C，它的尺寸（內(nèi)徑×外徑×寬度）為d×D×b=50×100×21。3、選擇聯(lián)軸器查機械設(shè)計圖表14-1，取=1.3 ，則。根據(jù)軸的轉(zhuǎn)速、最小軸徑、計算轉(zhuǎn)矩、，查GB5014-85，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，其型號為：，公稱轉(zhuǎn)矩為930N.m,半聯(lián)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

33、的裝配方案首先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(jié)構(gòu)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。采取過盈配合使軸承對稱固定安裝于齒輪的兩側(cè)，軸向用軸肩固定。初選定軸結(jié)構(gòu)尺寸如下圖。圖3-1軸上零件裝配與軸的結(jié)構(gòu)示例(2)根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑（從右到左）聯(lián)軸器型號已確定，聯(lián)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(lián)軸器的直徑，取為45mm。軸段5的軸肩可對聯(lián)軸器進行軸向定位，軸段5要比軸段6的直徑大510mm即可保證聯(lián)軸器的可靠性，所以可以

34、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(nèi)圈直徑，為55mm?？紤]拆卸的方便，軸段3的直徑只要比軸段4的直徑大23mm就可以了，這里取為58mm。軸段2處的軸環(huán)，右側(cè)可用來定位齒輪，左側(cè)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58mm)大510mm的要求，查滾動軸承的手冊，可得該型號的滾動軸承內(nèi)圈安裝尺寸最小為65mm，故這段直徑取為66mm。 (3) 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。對于齒輪，由手冊查得平鍵的截面尺寸寬×高=16×10(GB1095-79)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長

35、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(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵寬×高×長=14×9×63，半聯(lián)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(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，軸段6的長度比半聯(lián)軸器的轂孔長度(為85mm)要短23mm，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115mm)短23mm，故該段軸長取為113mm。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

36、度可取為18mm。軸承端蓋的總寬度為18mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)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(nèi)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(nèi)壁一段距離，取5mm。已知滾動軸承寬度為21mm，齒輪輪轂長為115mm,則軸段4的長度為：105(115-113)+21=38mm。 (5)由于軸端需要倒角，可取2×45°。6、按彎扭合成應力校核軸的強度 (1)畫受力簡圖圖：軸的空間受力。圖和圖：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(zhuǎn)矩

37、，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)水平面內(nèi)支反力=455.08N垂直面內(nèi)支反力(圖)=()=-79.52 N=400.03 圖：垂直面的彎矩圖圖：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。圖：合成彎矩垂直面的彎矩圖和水平面上的彎矩圖，按M計算合成圖：轉(zhuǎn)矩圖圖：當量彎矩轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)變化計算, 取修正系數(shù)為0.6 , 則N.mm(2) 校核軸的強度危險截面的判斷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

38、彎矩最大處。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸和當量彎矩圖可知，A-A截面處彎矩最大,屬于危險截面；A-A截面處當量彎矩為=299100N.mmB-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截面處當量彎矩為=257798N.mmC-C、D-D截面尺寸，僅受純轉(zhuǎn)矩作用，雖D-D 截面尺寸最小，但由于軸最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度確定的，計算時已經(jīng)留有余地。故強度肯定滿足，無需校核彎扭合成強度。 強度校核：考慮鍵槽的影響，查表計算，（b=0.16cm，t=0.1cm） =0.1=18.7MPa=15.94MPa查表得50 MPa , ， 所以安全。 圖3-2軸的載荷分析圖3.6軸承的選擇和校核已知軸承的預計壽

39、命為=40800h，轉(zhuǎn)速n=50r/min，=76.78N。由以上數(shù)據(jù)可選用角接觸球軸承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=20000N1、求兩軸承的徑向載荷NN2、求兩軸承的計算軸向力查機械設(shè)計可知70000C型軸承，軸承派生力，其中判斷系數(shù),可初取=0.4，所以=184.79N， =242.51N故=76.78+184.792=261.5N， =242.51N=0.013075， =0.0121254查表13-5可得，所以可得=446.29N，=242.51N=143.214N，=186.73N=0.022315，=0.0121225兩次

40、計算的相差不大，因此確定，=446.29N，=242.51N。 3、求軸承當量動載荷因為，查表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)。軸承A ，；軸承B ，因工作情況平穩(wěn)，查表13-6得=1.2，則 由=（X+Y）得=1.2×（0.44×461.98+1.47×446.29）=1031.181N=1.2×（1×606.27+0）=727.524N 4、驗算軸承壽命因為，所以按軸承A的受力大小驗算。由 =15910101h>=40800h 故所選用軸承滿足壽命要求。3.7平面六桿滑塊機構(gòu)設(shè)計 圖3-3 六桿曲柄滑塊機構(gòu)的分析圖AB=b-a,B

41、C=e，CD=c，AD=d，CG=f，AC=a+b由設(shè)計要求已知極位夾角 , H=50mm。在ABC和BCD中，由余弦定理得： 在ABC中，得 故d=另外桿a為曲柄的條件為：（1） 在a、b、c、d四桿中，a為最小，c為最大；（2） a+cb+d 根據(jù)以上分析，可取 l=510mm c=410mm f=310mm 帶入以上公式可得 代入上述兩個條件驗算，符合要求。于是可得各桿長 a=16mm b=29.3mm c=420mm d=367.8mm f=310mm l=510mm3.8鏈條及鏈輪的設(shè)計鏈條的設(shè)計 已知額定驅(qū)動功率，主動鏈輪轉(zhuǎn)速傳動比i=3.2，載荷平穩(wěn)，中心線水平布置（以下查表，圖

42、均來自機械設(shè)計高教地八版)1. 選擇鏈輪齒數(shù) 由于一般鏈輪齒數(shù)在17112之間。于是可取小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪齒數(shù)。2.確定計算功率由表9-6查得，由圖9-13查得，雙列鏈，則計算功率3. 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)Pca=5.168kw，查圖9-11，可選32A-2，查表9-1，鏈條節(jié)距為P=50.8mm，滾子直徑d1=28.58。4.計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距,取ao=1600mm，相應的鏈節(jié)數(shù)為=105.27取鏈節(jié)數(shù)為=105節(jié)，查表9-7得中心距計算系數(shù)f1=0.24421則鏈傳動最大中心距為=1613mm5. 計算鏈速V，確定潤滑方式，由V=0.4和鏈號32A-2查得圖9-14可知應采取

43、滴油潤滑。6. 計算壓軸力Fp有效圓周力為:鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù),則壓軸力為鏈輪的設(shè)計分度圓直徑d=齒頂圓直徑 齒根圓內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬，查表9-4可知，齒寬輪厚度，k取9.5 h=39.253，這里取h=40。輪直徑=200輪長度 l=3.3h=120由于半自動平壓模切機在工作時不會有劇烈震動和沖擊，所以參考表9-5可知，材料采用40，熱處理為淬火、回火。熱處理后的硬度為4050HRC。3.9凸輪機構(gòu)的設(shè)計 首先確定凸輪機構(gòu)的樣式為對心直動滾子推桿盤形凸輪，其工作條件為等速輕載。對推桿的運動基本要求為，當凸輪轉(zhuǎn)過推桿上升50mm，凸輪繼續(xù)轉(zhuǎn)到，推桿停止不動，凸輪在繼續(xù)轉(zhuǎn)到，推桿下降50mm，凸

44、輪轉(zhuǎn)過其它角度時，推桿又停止不動。1， 確定凸輪機構(gòu)的基本尺寸先假定凸輪的基圓半徑為。選定推桿的運動規(guī)律，因其工作條件為等速輕載，應選用較小的運動規(guī)律，以保證推桿運動的平穩(wěn)性和工作精度。參考<<機械原理>>高教第七版，由表9-1可知，推程，回程都可選用等速運動規(guī)律。2，理論輪廓線對于對心直動滾子推桿盤形凸輪機構(gòu)，凸輪的理論輪廓線坐標可設(shè)為其中上面方程中的e=0，求得對于上式中的位移s，應分段計算。推程階段 休止階段 回程階段 = 遠休止階段 推程段的壓力角和回程段的壓力角 在推程階段取，在遠休止階段取，在回程階段取，在近休止階段于是可以得出下面列表，體現(xiàn)在各個角度時的位移。表3-1角度與位移關(guān)系（度）0102030405060 S（mm）03.857.6911.5415.3919.2323.08（度）708090100110120 S（mm）27.9231.7836.6241.4645.3120（度）150160170180190200210 S（mm）5047.5742.5736.672520.6215.32（度）220230240 S（mm）7.432.430總結(jié)經(jīng)過幾個月的努力，終于完成了這項機械畢業(yè)設(shè)計任務(wù)。本來自己有關(guān)機械方面的知識就學的不是很好，經(jīng)過這次畢業(yè)設(shè)計，才真正發(fā)現(xiàn)自己學的知識太少，就算在讀書