自動三面切書機設計【含CAD圖紙、說明書】,含CAD圖紙、說明書,自動,三面切書機,設計,cad,圖紙,說明書,仿單 I 摘 要 本文主要介紹的是三面切書機工藝過程 主要工作部件的設計計算 用三把切刀切凈書芯 雜質(zhì)等的機器稱為三面切書機 三面切書機可作為單機使 用 也可以作為裝訂聯(lián)動線中的一個機組 其區(qū)別是單機裁切高度大 聯(lián)動機裁切高 度小 具體設計內(nèi)容包括 蝸桿減速器 直齒輪傳動 曲軸 壓緊機構以及各種連接用 零件 蝸桿減速器結構緊湊 能夠?qū)崿F(xiàn)交錯軸間的傳動 節(jié)約空間 并且可以利用其自 鎖性作為安全裝置 曲軸作為時序控制系統(tǒng) 集中控制各個機構間的同步化 關鍵詞 三面 曲軸 同步化 II ABSTRACT In this paper the three sides of the machine cutting process and the main components Design and Calculation With all three of the exotic net movements impurities such as the cutting machine known as the three sides of the machine Design elements include specific Worm Reducer Gears Crankshaft Pinched agencies And various parts connected with the design Worm Reducer compact structure to achieve staggered between the drive shaft space saving and can use its self locking of a safety device As a crankshaft timing control system centralized control of various inter agency synchronization Keywords three sides Crankshaft Synchronization 畢業(yè)設計 論文 3 目 錄 第 1 章 緒論 1 1 1 切書機的構造特點 1 1 2 國內(nèi)切書機的技術水平 1 1 3 國外切書機技術發(fā)展趨勢和水平 2 1 4 我國切書機生產(chǎn)的未來之路 2 第 2 章 總體方案設計 4 2 1 總體布局設計 4 2 2 三面切書機的工作原理 4 2 3 三面切書機的主要機構 5 2 4 執(zhí)行機構的運動循環(huán)分析 7 第 3 章 設計計算 9 3 1 減速器的設計計算 9 3 1 1 蝸輪蝸桿的傳動設計 9 3 1 2 蝸輪蝸桿的結構設計 12 3 2 裁切機構傳動部件的設計計算 24 3 2 1 齒輪傳動的設計計算 24 3 2 2 傳動軸的設計計算 28 3 2 3 曲軸的設計計算 35 3 3 壓緊機構的設計計算 39 結論 41 參考文獻 42 致謝 43 畢業(yè)設計 論文 1 第 1 章 緒論 切書機是廣泛用于印刷企業(yè)印前及印后的裁切設備用于各種紙張印刷品的加工 隨粉國家經(jīng)濟的迅速發(fā)展使切書機得以在更為廣泛的使用范圍來為各行各業(yè)服務 三 面切書機主要作為裝訂生產(chǎn)線的組成部分 1 1 切書機的構造特點 目前國內(nèi)已有多種型號 多種規(guī)格 不同大小的切紙機可供各行各業(yè)用戶選擇但 它們的結構基本相似都由下列幾個主要部件組成 切刀 切桿 切紙臺 側規(guī) 后擋 紙規(guī)及壓紙器 機座 切刀是切紙機的重要部件切刀又長又重 處于機器的前方 固 定在刀架上當它向底座移動時 完成裁切工作 刀片的角度及材料要依據(jù)被切材料的 特性來選用和調(diào)節(jié) 現(xiàn)有適合不同硬度材料的切刀可供選擇 切桿是切書機另一個重 要部件位于切紙臺面上一個溝槽中 正對切刀下方 作用是防止切刀每次切過紙垛后 與金屬切紙臺相撞 否則切刀就極易變鈍甚至斷裂 側規(guī)和后擋規(guī)的作用是在裁切之 前 調(diào)正紙垛的位里 將紙垛準確定位在切刀下方 側規(guī)是固定不動的而后擋規(guī)能移動 可根據(jù)不同的裁切長度進行調(diào)整 壓紙器是一個與切刀平行的金屬棒與切紙臺成 9 0 度 它有兩個功能 一是裁切之前將紙垛中的空氣排出 另一個是在裁切過程中將 紙垛牢牢地固定在原位 切紙臺是切書機的工作臺 要求平面度 平直度精度高 剛 性好 保證推紙運行平穩(wěn) 受沖擊不位移確保裁切精度 1 2 國內(nèi)切書機的技術水平 切書機的技術性能水平首先表現(xiàn)在安全可靠性包括人身安全和機器運行安全等方 面 其次是裁切精度高精度保持性好自動化程度高 操作方便等 國產(chǎn)切書機技術水 平與國際先進水平有一定的差距主要表現(xiàn)在 控制系統(tǒng)比較落后 從控制系統(tǒng)來講 我 國剛開始在機上配備 PLC 系統(tǒng) 而國際上已經(jīng)采用全線計算機控制利用計算機對各種 執(zhí)行部件進行監(jiān)控和調(diào)整同時可預設參數(shù) 實行計算機控制下的自動調(diào)整大大縮短了 畢業(yè)設計 論文 2 輔助時間并保證了工作可靠 配套性差 國產(chǎn)切書機很少能配上成套設備 如裁切 及裝訂生產(chǎn)線 安全保證系統(tǒng)不夠先進和齊全 操作方便程度及外觀存在一定的 差距 目前國外切書機控制方式基本上都采用微機程序控制而國內(nèi)的切紙機產(chǎn)品還主要 以數(shù)顯為主同時各種規(guī)格機械式切書機缺乏可靠安全保護裝 微機控制切書機是發(fā)展 的趨勢并正以比較快的速度取代其它控制方式 因此國產(chǎn)切紙機要獲得更廣泛應用和 全面落實取代進口并進入國際市場必須自主創(chuàng)新 努力的方向如下 研發(fā)采用更先進 的控制系統(tǒng) 齊備全方位的安全保護系統(tǒng) 提高機械耐用性和可靠性 具備提供配 備上成套設備的能力 提供操作使用快捷方便的程序 具有新的造型提高全方位的 外觀質(zhì) 提高切紙機的裁切精度 適用于各行各業(yè)的各種裁切要求及規(guī)格 特別是 精度的保持性和穩(wěn)定性亟待提高 1 3 國外切書機技術發(fā)展趨勢和水平 國外切書機技術水平發(fā)展較快 主要表現(xiàn)在自動化程度的提高 如自動取紙 闖 紙 裁切 卸紙等全方位自動化整個生產(chǎn)線只需兩個人操作可以十分輕松而流暢地完 成 大大提高了工作效率 還可降低勞動強度 另外對切書機的安全保障 裁切精度 及精度保持 零部件的使用壽命及主要零部件的裝卸及維修的便捷 如切刀等零部件 都有創(chuàng)新 如 切紙機的安全系統(tǒng)采用多回路紅外光電保護 雙手同步按鈕 刀體防 跌落安全電子鎖 裁切過載保護 全封閉的防護罩 對人身和機器全方面的安全保護 切書機可實現(xiàn)系統(tǒng)故障診斷 機械系統(tǒng)保養(yǎng)記錄表和維修記錄 包括刀的變動和 夾緊力 提高工作臺的技術水平包括鑄件的材料 工作面的精度及表面鍍硬鉻達 到耐用和永不生銹的目的 通過微機處理程控切書機 控制集機 電 光 液與數(shù) 字技術一體化操作 全面落實提高切書機的外觀包括整機的造型 色彩等 隨著 服務領域內(nèi)產(chǎn)品不斷更新國外切書機裁切幅面可達 2500 一 3000mm 1 4 我國切書機生產(chǎn)的未來之路 畢業(yè)設計 論文 3 國內(nèi)外切紙機總體水平都在提高 自動化程度也愈來愈高 但自動切紙機的編程 存在一個誤區(qū) 那就是企圖實現(xiàn)的功能太多 造成操作和軟件方面的許多問題 國外一 些切紙機公司正在試圖簡化切紙機的控制軟件 自動切紙機在技術上也存在一些問題 主要是紙張不是完全穩(wěn)定的材料 因為經(jīng)過印刷整個過程后經(jīng)過印刷壓力及吸收水分 紙張后無法保持原先的尺寸造成裁切精度誤差的加大 國內(nèi)廠家也應注意這方面的問 題 目前我國印刷機械總體水平還落后國際先進水平 15 年以上 隨粉國家經(jīng)濟實力 的提高和科技發(fā)展迅速加快印刷界科技創(chuàng)新的成果顯著這種差距正在逐步縮小 國內(nèi) 切書機企業(yè)共有 30 多家 有實力的企業(yè)僅有幾家 為適應國內(nèi)外切書機的快速發(fā)展 應聯(lián)合起來擴大實力 走切書機高 新 快發(fā)展之路 畢業(yè)設計 論文 4 第 2 章 總體方案設計 2 1 總體布局 2 1 1 機型選擇 根據(jù)機械生產(chǎn)效率來看 屬于 中等批量生產(chǎn) 可選用自動機型 但從經(jīng)濟性角 度分析 可以去掉自動送料機構 根據(jù)工藝路線分析 實際需要 2 個工位 一個進料 裁切工位 另一個是出料工 位 2 1 2 執(zhí)行機構 根據(jù)工藝 確定自動機由下列執(zhí)行機構組成 1 供書機構 2 裁切機構 3 出書機構 2 2 三面切書機的工作原理 三面切書機的工作原理如圖 2 1 所示 把裁切物送到壓舌 10 的下面并齊整地放入夾書器的側規(guī) 12 和擋規(guī) 9 組成的定位 規(guī)矩內(nèi)定位 壓舌 10 在彈簧的作用下向下移動 自動將書疊壓緊 夾書器 11 沿導軌 將書疊自動送至壓書板 4 下面的裁切位置 壓書板 4 在千斤桿 5 的帶動下下降 將書 疊 6 壓住壓緊 夾書器的壓舌 10 上抬 夾書器 11 沿導槽 8 自動退回 左右側刀 2 和 7 同時下落 按規(guī)定尺寸裁切書刊的天頭和地腳 并迅速上升回復到原來停止裁切 的位置 門刀 3 在側刀上升的同時開始下落 按規(guī)定尺寸裁切書刊的切口邊 裁切完 畢后也迅速上升 同樣回復到原來停止裁切的位置 壓書板 4 自動上升 接觸對書疊 的壓力 出書機構的推書爪 或稱機械手 將被裁切好的書刊從裁切面板平穩(wěn)地推到 機器后面的輸送帶上 三面切書機由裁切刀片 送書機構 送書壓緊機構 壓書機構 裁切機構 和放書機構等組成 畢業(yè)設計 論文 5 圖 2 1 三面切書機的工作原理 1 工作臺面 2 左側刀 3 門刀 4 壓書板 5 千斤桿 6 毛本書 7 右側刀 8 導槽 9 擋規(guī) 10 壓舌 11 夾書器 12 側規(guī) 2 3 三面切書機的主要機構 2 3 1 裁切刀片 三面切書機的主要零件是裁切刀片 裁切刀片 圖 2 2 由刀架和刀片兩部分組 成 刀片的刀刃要求由硬度高 耐磨的碳鋼或合金鋼制造 刀片裁切角 的大小 對裁切質(zhì)量有直接的關系 應根據(jù)被裁切物的抗切力的大小選取 角越小 刀刃 就越鋒利 裁切機的磨損和功率消耗就越少 被裁切的產(chǎn)品也就越齊整 切口光潔 但 角太小 刀刃強度和耐磨性就會相應地降低 裁切速度和裁切質(zhì)量反而會下降 因此 在刀片材料允許的情況下 并在考慮被裁切物的抗切力大小的前提下 角 應盡量小 常用刀片裁切角 一般在 16 25 之間 裁切較硬的紙張或紙板時 角還可以略為增大 裁刀的運動形式如圖 2 3 所示 角一般為 5 左右 角 一般為 45 左右 為簡化機構 現(xiàn)采用斜刃刀片 畢業(yè)設計 論文 6 圖 2 2 裁切刀片 圖 2 3 裁刀的運動形式 1 刀片 2 刀架 2 3 2 自動供書機構 裝訂聯(lián)動線中的三面切書機都裝有自動供書機構 其結構如圖 2 4 所示 圖 2 4 自動供書機構 1 毛本書 2 推書板 3 推書小車 2 3 3 裁切機構 裁切機構是三面切書機的主體 機器在正常運轉(zhuǎn)過程中 刀架作升降運動 裁刀 下降時為裁切動作 同時送書器復位 上升或靜止的同時 完成裝書 自動或手動 送書等動作 裁切機構由曲軸 連桿 牽臂組成的間歇運動機構和刀架 刀片等機件組成 曲軸轉(zhuǎn) 畢業(yè)設計 論文 7 過一周 通過牽臂帶動裁切機構作一次升降運動 完成一次裁切動作 利用蝸桿減速 器的自鎖特性 防止裁刀由于重力作用而下降 保證了機器運轉(zhuǎn)的安全 2 3 3 1 刀架的結構設計 設計要求中紙疊 書 有 4 種型號 64 開 8 開 見表 2 1 紙疊 書 的擺放方式 影響到裁切刀片的布置 表 2 1 產(chǎn)品尺寸 開度 毛尺寸 凈尺寸 八開 393 5 273 375 260 十六開 273 262 3 260 185 三十二開 196 75 136 5 185 130 六十四開 136 5 98 37 120 80書 脊 線 a b 圖 2 5 毛本書的擺放方案 紙疊 書 有兩種擺放方案 如圖 2 5 圖 a 中書脊線共線 推書機構只需要將 紙疊 書 推到同一位置 然后定位 裁切即可 這種方案易于保證紙疊 書 定位 的精確性 但是壓緊機構過于復雜化 圖 b 為紙疊 書 中心線共線 在裁切不同尺寸紙疊 書 時 推書機構需要推進到 不同位置 但是只需要在同一中心位置定位 壓緊即可 相對于前一方案 變化推書 的行程要比變換壓緊機構容易 結構也更為簡單 作為經(jīng)濟型的三面切書機 本設備采用后一種紙疊 書 的擺放方案 由此定下切刀 的布置方案 2 4 確定執(zhí)行機構的運動循環(huán)機器組成區(qū)段 現(xiàn)在對三面切書機的推桿 壓板 刀架三個部分進行分析 根據(jù)工藝要求 這三 畢業(yè)設計 論文 8 個機構的運動循環(huán)分別包括下列區(qū)段 1 推桿 推書前進的時間 返回運動時間為 在初始位置停留時間 2 壓板 壓板下降運動時間 壓緊時的停留時間 返回運動時間 3 刀架 刀架下降運動時間 返回運動時間 這臺自動機械采用曲軸分配軸作為集中時序控制系統(tǒng) 分配軸勻速旋轉(zhuǎn) 每轉(zhuǎn)完 成一個工作循環(huán) 因此可用分配軸的轉(zhuǎn)角表示各機構的運動循環(huán) 與工作循環(huán)時間對 應的分配軸總轉(zhuǎn)角應為 各執(zhí)行機構各區(qū)段對應的轉(zhuǎn)角之和都等于036p p 整理如圖 2 6 圖 2 6 工作循環(huán)圖 推 書 塊壓 書 板刀 架曲 軸 畢業(yè)設計 論文 9 第 3 章 設計計算 3 1 減速器的設計計算 3 1 1 蝸輪蝸桿的傳動設計 3 1 1 1 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù) GB T 10085 1988 的推薦 利用漸開線蝸桿 ZI 3 1 1 2 選擇材料 考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大 速度較低 故蝸桿用 45 鋼 因希望效率高 些 耐磨性好些 故蝸桿螺旋齒面要求淬火 硬度為 45 55HRC 蝸輪用鑄錫 磷青銅 ZCuSN10P1 金屬模鑄造 為了節(jié)約貴重的有色金屬 僅齒圈用青銅制造 而輪芯用灰鑄鐵 HT100 制造 3 1 1 3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則 先按齒面接觸疲勞強度進行設計 在校核齒根 彎曲疲勞強度 由 機械設計 式 11 12 傳動中心距 22 HEZKTa 式中 K 載 荷 系 數(shù) 2T蝸 輪 上 的 轉(zhuǎn) 矩Z 蝸 桿 傳 動 的 接 觸 長 度 和 曲 率 半 徑 對 接 觸 強 度 的 影 響 系 數(shù) 簡 稱 接 觸 系 數(shù) 1 21 2 a 60aE MPMP 材 料 的 彈 性 影 響 系 數(shù) 單 位 為 對 于 青 銅 或 鑄 鐵 蝸 輪 與 鋼 蝸 桿 配 對 時 取 齒面許用接觸應力 單位 MPa H 確定式中各參數(shù) 3 1 1 3 1 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 2T 按 估取效率 則21 Z8 0 畢業(yè)設計 論文 10 661222 089 509 5 473671 PTNmni 3 1 1 3 2 確定載荷系數(shù) K 因工作載荷較穩(wěn)定 故取載荷分布不均系數(shù) 由表 11 5 選取1 K 使用系數(shù) 由于轉(zhuǎn)速不高 沖擊不大 可取動載系數(shù)15 A 則 0 VK21 05 1 VAK 3 1 1 3 3 確定彈性影響系數(shù) EZ 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪與鋼蝸桿相配 故 2 160MPaZE 3 1 1 3 4 確定接觸系數(shù) 先假設蝸桿分度圓直徑 和傳動中心距 的比值 從圖 11 1da35 1d 18 中可查得 9 2 Z 3 1 1 3 5 確定許用接觸應力 H 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1 金屬模鑄造 蝸桿螺旋齒面硬 度 45HRC 可從表 11 7 中查得蝸輪的基本許用應力 MPaH268 應力循環(huán)次數(shù) 72710602 10hNjnL 壽命系數(shù) 781 8 HK 則 0263NMPa 3 1 1 3 6 計算中心距 2310 91 2476 1 6338a m 取中心距 因 故從表 11 2 中取模數(shù) 蝸桿分60m i 畢業(yè)設計 論文 11 度圓直徑 這時 從圖 11 18 中可查得接觸系數(shù)163dm 1 0 39da 因為 所以以上計算結果可用 2 7pZ PZ 3 1 1 4 蝸桿與蝸輪得主要參數(shù)與幾何尺寸 3 1 1 4 1 蝸桿 軸向齒距 6 319782aPmm 直徑系數(shù) 10q 齒頂圓直徑 26 35 aadh 齒根圓直徑 12 63 1 02 47 8fadhmc m 分度圓導程角 8 蝸桿軸向齒厚 6 3912aS 3 1 1 4 1 蝸輪 蝸輪齒數(shù) 變位系數(shù) 412 Z50 2 x 驗算傳動比 1i 傳動比誤差應在 范圍內(nèi) 這時傳動比誤差為 5 3 是允許的 20 25 蝸輪分度圓直徑 6 41258 3dmZm 蝸輪喉圓直徑 22 6 70 9aah 蝸輪齒根圓直徑 22 58 31 243 18ffdh 蝸輪咽喉母圓半徑 2 605 0 5gardm 3 1 1 5 校核齒根彎曲疲勞強度 畢業(yè)設計 論文 12 FFaFYmdKT 2153 當量齒數(shù) 2334 8cos 6vZ 根據(jù) 從圖 11 19 中查得系數(shù)50 2 x2v 2 87FaY 螺旋角系數(shù) 1 310 924Y 許用彎曲應力 FNFK 從表 11 8 中查得 ZCuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應力 MPaF56 壽命系數(shù) 66997100 92 FNK 故 538 1MPaa 1 34670 921 35262 F FMPa 彎曲強度是滿足 3 1 1 6 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動 屬于通用機械減速器 從 GB T 10089 1988 圓柱蝸桿 蝸輪精度中選擇 8 級精度 側隙種類為 f 標注為 8fGB T 10089 1988 然后由 機械設計手冊 查得要求的公差項目及表面粗 糙度 3 1 2 蝸桿 蝸輪的基本尺寸設計 3 1 2 1 蝸桿基本尺寸設計 根據(jù)電動機的功率 P 2 2kw 滿載轉(zhuǎn)速為 710r min 電動機軸徑 md38 電 機 軸伸長 E 80mm 軸上鍵槽為 10 x8 3 1 2 1 1 初步估計蝸桿軸外伸段的直徑 d 0 8 1 0 30 4 38mm電 機d 3 1 2 1 2 計算轉(zhuǎn)矩 畢業(yè)設計 論文 13 21 54736109cTKNm 由 Tc d 根據(jù) 機械設計課程設計手冊 第二版表 8 3 可查得選用 GICL2 型 鼓形齒式聯(lián)軸器 確定蝸桿軸外伸端直徑為 38mm GICL2 型鼓形齒式聯(lián)軸器的結構尺寸如圖 3 1 圖 3 1 GICL2 型鼓形齒式聯(lián)軸器 型號 GICL2 公稱轉(zhuǎn)矩 120nTNm 許用轉(zhuǎn)速 4ir 軸孔直徑 1d2z30258 軸孔長度 L GICL Y 型 軸孔長度 L GICL J Z 型 6 畢業(yè)設計 論文 14 D 14 D1 20 D2 75 D3 9 B 6 A 4 C1 12 5 C2 30 C e 轉(zhuǎn)動慣量 20 kgm 潤滑脂用量 1l 重量 9 7 許用徑向位移 3 Y 根據(jù) GICL2 型鼓形齒式聯(lián)軸器的結構尺寸 確定蝸桿軸外伸端直徑為 38mm 的長度 為 60mm 由 機械設計課程設計手冊 第二版表 10 1 可查得普通平鍵 GB1096 79A 型鍵 10 40 蝸桿軸上的鍵槽寬 mm 槽深為 mm 聯(lián)軸器上槽深 鍵036 1 2 05 mt3 1 槽長 L 40mm 初步估計 d 64mm 3 1 2 2 蝸輪基本尺寸設計 查 機械設計 表 11 3 及表 11 4 可計算得蝸輪基本尺寸 蝸輪采用裝配式結構 用六角頭螺栓聯(lián)接 100mm 輪芯選用灰鑄鐵 2d HT100 輪圈選用鑄錫磷青銅 ZcuSn10P1 單位 mm 中心距 a 160 蝸桿頭數(shù) 1 2Z 畢業(yè)設計 論文 15 蝸桿齒數(shù) 2 41Z 齒形角 0 模數(shù) m 6 3 傳動比 i 20 齒數(shù)比 u 20 蝸輪變位系數(shù) 50 2 x 蝸桿直徑系數(shù) q 10 蝸桿軸向齒距 19 782map 蝸桿導程 3564z 蝸桿分度圓直徑 1d q 蝸桿齒頂圓直徑 aa1a 2hd 7 m 蝸桿齒根圓直徑 f1f c 48 頂隙 6cm 蝸輪分度圓直徑 2d z583 蝸輪喉圓直徑 a2 h70 9a 蝸輪齒根圓直徑 2f 41f 蝸輪齒頂高 a22 3 15admxm 蝸輪齒根高 f2h07fhc 蝸輪齒高 221 86afafd 蝸輪咽喉母圓半徑 230 5grm 蝸桿軸向齒厚 9aS 蝸桿法向齒厚 cos 71n 畢業(yè)設計 論文 16 蝸桿節(jié)圓直徑 122 56 7dxmqxm 蝸輪節(jié)圓直徑 258 3 蝸輪寬度 10 7 aB 頂圓直徑 2 27091563280 5edmm 蝸桿齒寬 1 86 8 4 69bz m 3 1 2 3 蝸輪軸的尺寸設計與校核 蝸輪軸的材料為 45 鋼并調(diào)質(zhì)軸的直徑與長度的確定 3 1 2 3 1 求輸出軸上的功率 轉(zhuǎn)速 和轉(zhuǎn)矩3P3n3T 若取齒輪傳動效率 蝸桿傳動效率 均包括軸承效率 則10 97 20 8 312 8Pkw 又 753 5mini0rrni 于是 33 179943580 PTNm 3 1 2 3 2 求作用在蝸輪上的力 因已知蝸輪分度圓直徑為 26 341258 3dmzm 而 圓周力 24580372 tTFNd 徑向力 0tantan152 4coscos r 軸向力 0t372t67 aFN 3 1 2 3 3 初步確定軸的最小直徑 先按式 15 2 初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 根 據(jù)表 15 3 取 于是得012A 畢業(yè)設計 論文 17 33min01 72405PdAm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸6d6d 器的孔徑想適應 故需同時選取聯(lián)軸器型號 聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩 查表 14 1 考慮到轉(zhuǎn)矩變化小 故取 則 3caATK 1 5AK 31 54806520caATNm 按照計算轉(zhuǎn)矩 應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件 查標準 GB T 5014 85 選用 HL4ca 型彈性柱銷聯(lián)軸器 如圖 3 2 圖 3 2 HL4 型彈性柱銷聯(lián)軸器 型號 4HL 公稱轉(zhuǎn)矩 1250nTNm 許用轉(zhuǎn)速 387ir 軸孔直徑 1d2z5 軸孔長度 型 YL1 軸孔長度 型 J1Z84m 軸孔長度 型 2 D95m 畢業(yè)設計 論文 18 1D0m b45 S3 轉(zhuǎn)動慣量 I20 19kgm 質(zhì)量 m2 Y 型軸孔 其公稱轉(zhuǎn)矩為 1250000 半聯(lián)軸器的孔徑 故取N 5dm 半聯(lián)軸器長度 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 65d 12L 184L 3 1 2 3 4 軸的結構設計 1 擬定軸上零件的裝配方案 a b 畢業(yè)設計 論文 19 圖 3 3 軸上零件的裝配方案 顯而易見 圖 b 較圖 a 中多了一個用于軸向定位的長套筒 使機器的零件增多 質(zhì)量增大 相比之下 可知圖 a 中的裝配方案較為合理 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 圖 3 4 蝸輪軸的基本尺寸結構圖 1 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 軸段右端需制出一軸肩 故取 段的直 徑 右端用軸端擋圈定位 按軸端直徑取擋圈直徑 半聯(lián)軸器562Dm 65Dm 與軸配合的轂孔長度 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的184Lm 端面上 故 段的長度應比 略短一些 現(xiàn)取 1 80l 2 初步選擇滾動軸承 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 故選用單列圓錐 滾子軸承 參照工作要求并根據(jù) 由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙 62d 組 標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30313 其尺寸為 故 651403dDTm 5m 左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位 由 GB T 297 94 查得 30313 型軸承的定位軸肩 處直徑 因此 取 7a 7d 30313 圓錐滾子軸承的校核 畢業(yè)設計 論文 20 徑向力 0tantan237152 4coscos 3rFN 軸向力 0tt67 a 軸承轉(zhuǎn)速 裝軸承處的軸頸直徑 運轉(zhuǎn)時有輕微沖擊 預期計算37 5minr 65m 壽命 20 hLh 求比值 674 51arF 根據(jù) 機械設計 表 13 5 圓錐滾子軸承的最大 值為 0 35 故此時 earFe 初步計算當量動載荷 P 根據(jù)式 13 8a prafXFY 按照表 13 6 1 0 2 1 ppff 取 按照表 13 5 X 0 4 Y 1 7 則1 2 45 764 976 PN 根據(jù)式 13 6 求軸承應有的基本額定動載荷值 36 600 5209 54 11nLC N 按照軸承樣本查得此軸承的基本額定靜載荷 驗算如下 02C 校核 30313 型圓錐滾子軸承的壽命 根據(jù)式 13 5 663101095 337 8 1hCLhhnP 即遠高于于預期壽命 所以絕對滿足 3 安裝蝸輪處的軸段 的直徑 蝸輪的右端與右軸承之間采用套筒定位 70dm 已知蝸輪的寬度 為了使套筒端面可靠地壓緊蝸輪 此軸段應略短于輪轂54B 寬度 故取 蝸輪的左端采取軸肩定位 軸肩高度 取 0lm 0 7hd 5hm 畢業(yè)設計 論文 21 則軸環(huán)處直徑 軸環(huán)寬度 取 80dm 1 4bh 10lm 4 軸承端蓋的總寬度為 12 根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便利對軸承添加潤滑脂的 要求 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器端面的距離 故取 3l 42l 5 取蝸輪距箱體內(nèi)壁之距離 考慮到箱體的鑄造誤差 在確定滾動軸承16a 位置時 應距箱體內(nèi)壁一段距離 取 已知滾動軸承寬度 則s8m36Tm 540 384lTsa 16l 至此 已初步確定了軸的各段直徑和長度 3 軸上零件的周向定位 蝸輪 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接 按 由手冊查得平鍵截面d GB T 1096 79 鍵槽用鍵槽銑刀加工 長為 40 標準鍵長18mbh m GB T 1095 79 蝸輪軸鍵槽深度 聯(lián)軸器上鍵槽深度0 207t 同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性 故選擇蝸輪輪轂與軸0 214t 的配合為 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76Hk 尺寸公差為 m 4 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考 機械設計 表 15 2 取軸端倒角為 各個軸肩處圓角半徑分別為 R1 60245 和 R2 軸的結果設計采用階梯狀 階梯之間有圓弧過度 減少應力集中 具體 尺寸和要求見零件圖 2 蝸輪中間軸 3 1 2 3 5 裝蝸輪處軸的鍵槽設計及鍵的選擇 當軸上裝有平鍵時 鍵的長度應略小于零件軸的接觸長度 一般平鍵長度比輪轂 長度短 5 10mm 由參考文獻 1 表 2 4 30 圓整 可知該處選擇鍵 2 5 110 高 h 14mm 軸上鍵槽深度為 輪轂上鍵槽深度為 軸上鍵槽寬2 09 t 2 014 5 t 畢業(yè)設計 論文 22 度為 輪轂上鍵槽深度為052 b 026 15 b 3 1 2 4 減速器箱體的結構設計 根據(jù) 機械設計課程設計手冊 表 11 1 可計算得 箱體的結構尺寸如 表 3 1 表 3 1 箱體的結構尺寸 減速器箱體采用 HT200 鑄造 必須進行去應力處理 設計內(nèi)容 計 算 公 式 計算結果 箱座壁厚度 0 04 160 3 9 40 438a m a 為蝸輪蝸桿中心距 取 12m 箱蓋壁厚度 1 0 85 12 10mm10 85 取10 箱座凸緣厚度 b 1 28bm 8bm 箱蓋凸緣厚度 115 1 箱座底凸緣厚度 22 30230 地腳螺釘直徑 fd0 361 6127 6fam 取fd 地腳螺釘數(shù)目 n 4n 軸承旁聯(lián)接螺栓 直徑 1d 10 75 2015fdm 15dm 畢業(yè)設計 論文 23 蓋與座聯(lián)接螺栓 直徑 2d 2 0 5 60 5 6 210 fddm 取210d 聯(lián)接螺栓 的間 距 l 1502l 軸承端蓋螺釘直 徑 3d 3 0 4 4 8 10fddm 310d 視孔蓋螺釘直徑 4 4 0 3 26f 48 定位銷直徑 d2 0 7 8 7 8 17dm d 至外箱12fd 壁距離 C 查表 11 2 126C 取130C 至凸緣邊緣2f 距離 查表 11 2 24m 取25m 軸承旁凸臺半徑 1R2C1R 凸臺高度 h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定 以便于 扳手操作為準 取 50 外箱壁至軸承座 端面距離 1l 12 5 0 32560Cm 160lm 鑄造過渡尺寸 x y查表 1 38 1xy 蝸輪外圓與內(nèi)箱 壁距離 1 1 2 4 m 取16m 畢業(yè)設計 論文 24 蝸輪輪轂端面與 內(nèi)箱壁距離 2 21m 取214m 箱蓋 箱座肋厚 1m 110 85 08 5m 2 軸承端蓋外徑 2D 23 Dd 軸承外徑 軸承旁聯(lián)接螺栓 距離 S 2S 3 2 裁切機構傳動部件的設計計算 3 2 1 齒輪傳動 已知輸入功率 輸出齒輪轉(zhuǎn)速 傳動比 2 081 76Pkw 37 5 minnr 1 875i 工作壽命為 15 年 設每年工作 300 天 兩班制 3 2 1 1 選定齒輪類型 精度等級 材料及齒數(shù) 3 2 1 1 1 按傳動方案 選用直齒圓柱齒輪傳動 3 2 1 1 2 切書機為一般工作機器 速度不高 故選用 7 級精度 GB 10095 88 3 2 1 1 3 材料選擇 由表 10 1 選擇小齒輪材料為 40 調(diào)質(zhì) 硬度 280HBS 大齒rC 輪材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì) 硬度 240 HBS 3 2 1 1 4 選用小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)124Z 21 8754Z 3 2 1 2 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式 10 9a 進行試算 即 3211 2 HEdtt ZuTKd 3 2 1 2 1 確定公式內(nèi)得各計算數(shù)值 畢業(yè)設計 論文 25 1 試選載荷系數(shù) 3 1 tK 2 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 5551132 9 0 9 060317TPnNm 3 由表 10 7 選取齒寬系數(shù) d 4 由表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) 218 9MPaZE 5 由圖 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH601lim 大齒輪的解除疲勞強度極限 H502lim 6 由式 10 13 計算應力循環(huán)次數(shù) 816037 1 831 620hNnjL 28 40 5 7 由圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) 1 98HNK21HN 8 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數(shù) S 1 由式 10 12 得 0 9865HMPa 20 3 2 1 2 2 計算 1 試算小齒輪分度圓直徑 代入 中較小的值td1 H 3 2112 HEdtt ZuTK 233 5602 87519 1109mm 2 計算圓周速度 v05 937 028 661tdns 3 計算齒寬 b 畢業(yè)設計 論文 26 1 205 91327 096dtbm 4 計算齒寬與齒高之比 h 模數(shù) 1 4 132ttmZ 齒高 5 9 thm 齒高之比 1031067 b 5 計算載荷系數(shù) 已知 7 級精度 由圖 10 8 查得動載系數(shù)近似 28 vms 1VK 直齒輪 假設 由表 10 3 查得 10 AtKFNmb 2 FH 根據(jù)已知條件 由表 10 2 查得使用系數(shù) 1 AK 由表 10 4 查得 7 級精度 小齒輪相對支承對稱布置時 bdH320 8 01 將數(shù)據(jù)代入后得 23 17 96 48K 由 查圖 10 13 得 故載荷系數(shù)1067bh 1408H FK 25 02 AV 6 按實際得載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑 由式 10 10a 得 331 110 94 ttKd m 7 計算模數(shù) m124 5 9Z 3 2 1 3 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度得設計公式為 321 FSadYZKTm 3 2 1 3 1 確定公式內(nèi)得各計算值 畢業(yè)設計 論文 27 1 由圖 10 20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲MPaFE501 疲勞強度極限 MPaFE3802 2 由圖 10 18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 9FNK92 FN 3 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 由式 10 12 得4 S 10 531 4FNEMPa K729 822 4 計算載荷系數(shù) 1 5 13 4AVF 5 查取齒形系數(shù) 由表 10 5 查得 12 6FaY2 Fa 6 查取應力校正系數(shù) 由表 10 5 查得 1 58Sa 1 8Sa 計算兩齒輪的 并加以比較 FY 12 65180 3234aSF 2 5197aSFY 大齒輪的數(shù)值大 3 2 1 3 2 設計計算 321 FSadYZKTm 532 94 603 18 m 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) 大于由齒根彎曲疲 勞強度計算的模數(shù) 由于齒輪模數(shù) 的大小取決于彎曲強度所決定的承載m 能力 而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑 即模數(shù)與 畢業(yè)設計 論文 28 齒數(shù)的乘積 有關 可取由彎曲強的算得的模數(shù) 3 944mm 并就近圓整為標 準值 按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪4m 124 5dm 齒數(shù) 124 53dZm 大齒輪齒數(shù) 21 8760u 這樣設計出的齒輪傳動 既滿足了齒面接觸疲勞強度 又滿足了齒根 彎曲疲勞強度 并做到結構緊湊 避免浪費 3 2 1 4 幾何尺寸計算 3 2 1 4 1 計算分度圓直徑 132418dZm 260 3 2 1 4 2 計算中心距 12841842dam 3 2 1 4 3 計算齒輪寬度 1 53 6db 取 2154Bm 60 3 2 1 5 驗算 512 31874 tTFNd 合適 25874 7 0 36AtKmmb 3 2 2 傳動軸的尺寸設計與校核 傳動軸的材料為 45 鋼并調(diào)質(zhì)軸的直徑與長度的確定 3 2 2 1 求輸出軸上的功率 轉(zhuǎn)速 和轉(zhuǎn)矩 d3P3n3T 畢業(yè)設計 論文 29 若取聯(lián)軸器傳動效率 蝸桿傳動效率 均包括軸承效率 則10 97 20 8 2231 865Pkw 又 753 mini0rrni 于是 33 1994207 5PTNm 3 2 2 2 求作用在齒輪上的力 因已知齒輪分度圓直徑為 128dm 而 圓周力 3124065 8tTFNd 徑向力 0tantan2 389 coscosr 軸向力 0t65 taFN 3 2 2 3 初步確定軸的最小直徑 先按式 15 2 初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 根 據(jù)表 15 3 取 于是得012A 33min0 65407Pdm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸6d6d 器的孔徑想適應 故需同時選取聯(lián)軸器型號 聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩 查表 14 1 考慮到轉(zhuǎn)矩變化小 故取 則 3caATK 1 5AK 31 54806520caATNm 按照計算轉(zhuǎn)矩 應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件 查標準 GB T 5014 85 選用 HL4ca 型彈性柱銷聯(lián)軸器 見圖 3 2 其公稱轉(zhuǎn)矩為 1250000 半聯(lián)軸器的孔徑Nm 畢業(yè)設計 論文 30 故取 半聯(lián)軸器長度 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長5dm 65dm 12Lm 度 184L 3 2 2 4 軸的結構設計 3 2 2 4 1 擬定軸上零件的裝配方案 對于跨距較大的軸 考慮到軸工作溫度升高時的熱伸長量 應采用一支點雙向固 定 另一支點游動的支承結構 作為固定支承的軸承 應能承受雙向軸向載荷 故內(nèi) 外圈在軸向都要固定 作為補償軸的熱膨脹的游動軸承 若使用的是內(nèi)外圈不可分離 型軸承 只需固定內(nèi)圈 其外圈在座孔內(nèi)應可以軸向游動 如圖 3 5 所示 圖 3 5 軸上零件的裝配方案 3 2 2 4 2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 圖 3 6 傳動軸的基本尺寸結構圖 畢業(yè)設計 論文 31 1 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 軸段左端需制出一軸肩 故取 段的直徑 左端軸承用彈性擋圈定位 按軸端直徑取擋圈直徑 半聯(lián)軸265Dm 60Dm 器與軸配合的轂孔長度 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸12Lm 的端面上 故 段的長度應比 略短一些 現(xiàn)取 1 80l 2 初步選擇滾動軸承 因軸承主要受有徑向力作用 可能伴有不大軸向力 故可選用深溝球軸承 圓周力 3256093714tTFNd 徑向力 0tantan2389 2coscosrFN 軸向力是變化的 暫取為 1600N 根據(jù)工作條件選取深溝球軸承 軸承轉(zhuǎn)速 裝軸承處的軸頸直徑可在 內(nèi)選取 運轉(zhuǎn)時有輕微37 5minr 60 7m 沖擊 預期計算壽命 20 3hLh 1 求比值 60 4835arF 根據(jù) 機械設計 表 13 5 深溝球軸承的最大 值為 0 44 故此時 earFe 2 初步計算當量動載荷 P 根據(jù)式 13 8a prafXFY 按照表 13 6 1 0 2 1 ppff 取 按照表 13 5 X 0 56 Y 暫取一近似中間值 Y 1 5 則1 2 563 56 35 6PN 3 根據(jù)式 13 6 求軸承應有的基本額定動載荷值 36 6007 201 197 31nLC N 4 按照軸承樣本或設計手冊選取 的 6013 軸承 此軸承的基本額定靜C 畢業(yè)設計 論文 32 載荷 驗算如下 0248CN 求相對軸向載荷對應的 值和 Y 值e 按表 13 5 注 1 對深溝球軸承取 則相對軸向載荷為014 7f 在表中介于 之間 對應的 值為04 760 982afF 0 689 1 3e Y 值為 26 8 5 用線性插值法求 Y 值 1 130 4 51 5 689 故 0 6 X 求當量動載荷 P1 2 03 960 538 4N 5 校核 6013 型深溝球軸承的壽命 根據(jù)式 13 5 66310 850337 50 4hCLhhnP 即高于預期壽命 所以滿足 參照工作要求并根據(jù) 由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組 標準精 6dm 度級的深溝球軸承 6013 其尺寸為 故6518dDTm 65d 左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位 由 GB T 297 94 查得 6013 型軸承的定位軸肩 處直徑 因此 取 am 65d 3 安裝齒輪處的軸段 的直徑 齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位 70m 已知齒輪的寬度 為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪 此軸段應略短于輪轂10B 寬度 故取 齒輪的左端采取軸肩定位 軸肩高度 取 56l 0 7hd 5hm 則軸環(huán)處直徑 軸環(huán)寬度 取 8d 1 4bh 1lm 4 軸承端蓋的總寬度為 12 根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便利對軸承添加潤滑脂的要m 求 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器端面的距離 故取 30l 42l 5 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 考慮到箱體的鑄造誤差 在確定滾動軸承位16a 畢業(yè)設計 論文 33 置時 應距箱體內(nèi)壁一段距離 取 已知滾動軸承寬度 則s8m 18Tm 540 1864lTsa 63l 至此 已初步確定了軸的各段直徑和長度 3 2 2 4 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 按 由手冊查得平鍵截面d GB T 1096 79 鍵槽用鍵槽銑刀加工 長為 40 標準鍵長201mbh m GB T 1095 79 齒輪軸鍵槽深度 聯(lián)軸器上鍵槽深度0 2075t 同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性 故選擇齒輪輪轂與軸0 2149t 的配合為 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76Hh 尺寸公差為 m 3 2 2 4 4 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考 機械設計 表 15 2 取軸端倒角為 各個軸肩處圓角半徑為 R2 0245 3 2 2 5 軸的校核 對于僅承受轉(zhuǎn)矩或者主要承受轉(zhuǎn)矩的傳動軸 可以直接用轉(zhuǎn)矩法 對承受彎矩 轉(zhuǎn)矩 復合作用的軸 常用此法作軸徑估算 軸的強度條件為 pTTPWn 扭應力 T 轉(zhuǎn)矩 軸的抗扭系數(shù) 見 中國機械設計大典 表 21 1 10 許用應力 見 中國機械設計大典 表 21 1 8 pT 代入數(shù)據(jù) 420 6318 4 6T 符合要求 根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖 見圖 3 7 畢業(yè)設計 論文 34 軸 的 受 力 圖 T 420 Fr2 65 NFr1 65 NFAH 683NBH9BV7 3FAV 83 625NFt1 80NFt2 80NFr2r1t2 t1軸 的 平 面 受 力 圖FV H N平 面 彎 矩 圖MV H N m合 成 彎 矩 圖M Nm轉(zhuǎn) 矩 圖 T N m 當 量 彎 矩 圖Me Nm 圖 3 7 軸的載荷分析圖 畢業(yè)設計 論文 35 根據(jù) 中國機械設計大典 式 21 1 3 計算結果應滿足下列強度條件 1ebpMW 式中 當量彎矩產(chǎn)生的彎曲應力e 當量彎矩 軸的抗彎截面系數(shù) 計算得 41 560eMPa 滿足要求 根據(jù) 中國機械設計大典 表 21 1 9 選取1bp 此軸合適的話 那么蝸輪軸也一定合適 3 2 3 曲軸 曲軸的材料為 45 鋼并調(diào)質(zhì) 軸的直徑與長度的確定 3 2 3 1 求曲軸上的功率 轉(zhuǎn)速 和轉(zhuǎn)矩3P3n3T 若取聯(lián)軸器傳動效率 蝸桿減速器傳動效率 均包括軸承效率 則10 97 20 8 2231 865Pkw 又 275mini rrni 于是 33 1 90907852PTNm 3 2 3 2 求作用在齒輪上的力 因已知齒輪分度圓直徑為 240dm 而 圓周力 3127856 40tTFNd 徑向力 0tantan2 389 coscosr 軸向力 0t65 taFN 畢業(yè)設計 論文 36 3 2 3 3 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 根據(jù)表 15 3 取 于是得012A 33min01 65407Pdm 軸的最小直徑顯然是安裝軸承的直徑 為了使所選的軸直徑 與軸承的孔徑相適6d6d 應 故需同時選取軸承型號 圓周力 256039714tTFNd 徑向力 0tantan2356 coscos1 r 軸向力 0t9037t87 4aFN 根據(jù)工作條件選取深溝球軸承 軸承轉(zhuǎn)速 裝軸承處的軸頸直徑可在 內(nèi)選取 運轉(zhuǎn)時有輕微沖2minr 60 m 擊 預期計算壽命 0 3hLh 1 求比值 1807 4536arF 根據(jù) 機械設計 表 13 5 深溝球軸承的最大 值為 0 44 故此時 earFe 2 初步計算當量動載荷 P 根據(jù)式 13 8a prafXFY 按照表 13 6 1 0 2 1 ppff 取 按照表 13 5 X 0 56 Y 暫取一近似中間值 Y 1 5 則1 2 563 587 4 590 7PN 3 求軸承應有的基本額定動載荷值 畢業(yè)設計 論文 37 36 6007 520459 17589 11nLCPN 4 按照軸承樣本或設計手冊選取 的 6013 軸承 此軸承的基本額定靜載荷C 驗算如下 028N 求相對軸向載荷對應的 值和 Y 值e 按表 13 5 注 1 對深溝球軸承取 則相對軸向載荷為014 7f 在表中介于 之間 對應的 值為04 780 2afFC 03 1 8e Y 值為 28 35 用線性插值法求 Y 值 1 1 3 07 451 548 故 0 6 4X 求當量動載荷 P12 0 63 807 59 N 5 校核 6013 型深溝球軸承的壽命 根據(jù)式 13 5 66310 150302059 7hCLhhnP 即高于預期壽命 所以滿足 安裝軸承處直徑 同傳動軸 安裝齒輪處結構設計也可參照傳動軸 dm 曲軸采用整體鑄造 3 2 4 曲軸的疲勞強度校核 曲軸各過渡圓角處 由于應力集中大 是曲軸最容易發(fā)生疲勞破壞的部位 因此 需要考慮疲勞缺口因數(shù)和尺寸因數(shù) 疲勞強度的校核公式為 2pS 1mK 1S 式中 只考慮彎矩作用時的安全因數(shù) 畢業(yè)設計 論文 38 只考慮轉(zhuǎn)矩作用時的安全因數(shù) S 彎曲和扭轉(zhuǎn)的平均應力m 彎曲和扭轉(zhuǎn)應力幅 材料的彎曲和扭轉(zhuǎn)疲勞極限 1 彎曲和扭轉(zhuǎn)時曲軸的疲勞缺口因數(shù) K 曲軸的尺寸因數(shù) 材料對應力循環(huán)不對稱性的敏感因數(shù) 在大多數(shù)情況下 曲軸過渡圓角處疲勞強度的計算過程中 分母中的第二項遠小 于第一項 故可略去 將簡化后的兩式代入公式得 1222 pSSK 推薦 5 30p 式中的 和 按下式計算 maxin2yyMW axinT 式中 曲軸旋轉(zhuǎn)一周過程中 作用在曲柄過渡圓角所在界面處maxinyy 的最大和最小繞 軸的彎矩 曲軸旋轉(zhuǎn)一周過程中 作用在曲頸過渡圓角所在截面處的最大和axinT 最小繞 軸的轉(zhuǎn)矩 曲柄抗彎截面系數(shù)yW 曲頸抗扭截面系數(shù) x 畢業(yè)設計 論文 39 可分別從 中國機械設計大典 3 圖 21 1 26 圖 21 1 27 和圖K 21 1 28 中查取 0 8 3 6 2 代入計算得 即曲軸強度合適 49pS 3 3 壓緊機構的設計計算 壓緊書籍的力由圓柱壓縮彈簧提供 彈簧的最大工作載荷的確定 已知斜刃刀片的刃傾角為 設力為 則裁07120FN 切時書本受到的水平力為 要保持書本靜止 工作臺01sin 2si14FN 面應提供較大的摩擦力 設工作臺面與書之間的摩擦系數(shù)為 摩擦力 f 彈簧提供的下壓力可取為 1500N 即為彈簧的最大工作負載 1fF 彈簧變形量 的確定 曲軸行程為 200mm 即壓緊機構的行程為 200mm 考慮到彈簧2f 的彈性極限 選取彈簧時應將行程擴大 不妨取為 250mm 查取 機械設計手冊 表 30 2 8 GB2089 80 選取圓柱螺旋壓縮彈簧的尺寸及參數(shù) 材料直徑 8dm 彈簧中徑 702D 節(jié)距 22 4p 工作極限載荷 1510limFN 單圈彈簧工作極限載荷下變形量 12 88jdfm 單圈彈簧剛度 117 k 最小導筒直徑 83minD 根據(jù) 機械設計手冊 30 2 10 查取導桿 導套與彈簧的間隙值 直徑差 為 5m 根據(jù)圓柱螺旋壓縮彈簧設計計算基本公式 248FfGd 畢業(yè)設計 論文 40 式中 工作載荷作用下的變形量 f m 彈簧的工作載荷 FN 彈簧中徑 2D 彈簧的有效圈數(shù)n 切變模量 GMPa 材料直徑 dm 求得彈簧的有效圈數(shù) 取 51 9n 052 4Hnp 壓縮彈簧穩(wěn)定性驗算 高徑比 較大的壓縮彈簧 軸向載荷達到一定程度就會產(chǎn)生側向彎曲而失去穩(wěn)定性 b 為了保證使用的穩(wěn)定 一般彈簧的高徑比應按下列情況選取 兩端固定 5 3b 一端固定另一端回轉(zhuǎn) 7 兩端回轉(zhuǎn) 26 此壓縮彈簧高徑比為 021 HD 所以可以保證穩(wěn)定性 強度驗算 疲勞強度安全系數(shù) 的計算公式為n012 75pSS 式中 彈簧材料的脈動疲勞極限 0 由工作載荷 和 產(chǎn)生的切應力 分別按下式計算12 2F1 138KDd 221 為曲度系數(shù) 由公式 其中 C 為旋繞比 410 65CK 2DCd 畢業(yè)設計 論文 41 許用安全系數(shù) 當彈簧的設計計算和材料試驗精確度高時 取pS 當精確度低時 取1 3 7p 1 8 2pS 對于印刷機械 零部件壽命要求約為 20000 小時 變載荷作用次數(shù) 約為N 查 機械設計手冊 表 30 2 11 得 72062 410N 0 3b 帶入數(shù)據(jù)算得 S 共振驗算 對于高速運轉(zhuǎn)中承受變載荷的 I 類彈簧 需進行共振驗算 此機器屬于低速機械 故 可略去共振驗算 畢業(yè)設計 論文 42 結 論 通過本次對自動三面切書機的設計 本人最后設計出了一臺效率為每分鐘 20 本 左右的自動三面切書機 結構簡單 能滿足課題要求 為了實現(xiàn)刀架的上下移動 我首先采用了凸輪機構 凸輪推動導桿帶動刀架上下 移動的設計 如此設計原理上固然能滿足設計的要求 但實際上如此設計并能保證凸 輪機構的強度 凸輪的磨損更使整機的造價變高 后來我發(fā)現(xiàn)如果將凸輪改為曲軸的 話 能使整機機構得到精簡 在壓緊機構的設計中 我原本設定壓緊機構隨切書型號的不同而更換 雖然能滿 足設計要求 機構過于復雜 于是我便讓壓緊機構固化 而采用調(diào)節(jié)推書機構的方案 最后 目前自動切書機的發(fā)展趨勢是 氣動 液壓 來簡化機械結構 PLC 自 動控制 以利于縮短設備升級換代的周期 雖然本設計能保證自動切書 但是在自動 控制上還是有不足的地方 畢業(yè)設計 論文 43 致 謝 在論文完成之際 我要特別感謝我的指導老師老師的熱情關懷和悉心指導 在我撰寫論文的過程中 談老師傾注了大量的心血和汗水 無論是在論文的選題 構思和資料的收集方面 還是在論文的研究方法以及成文定稿方面 我都得到了 談老師悉心細致的教誨和無私的幫助 特別是他廣博的學識 深厚的學術素養(yǎng) 嚴謹?shù)闹螌W精神和一絲不茍的工作作風使我終生受益 在此表示真誠地感謝和深 深的謝意 在設計過程中 也得到了許多同學的寶貴建議 在此一并致以誠摯的謝意 感謝所有關心 支持 幫助過我的良師益友 最后 向在百忙中抽出時間對本文進行評審并提出寶貴意見的各位老師表示 衷心地感謝 學生簽名 日 期 2008