机械毕业设计1599仪表壳自动化压装机的设计说明书.doc
机械毕业设计1599仪表壳自动化压装机的设计说明书
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机械毕业设计论文
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机械毕业设计1599仪表壳自动化压装机的设计说明书,机械毕业设计论文
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1 第一章 引言 1.1 序言 毕业设计是完成了全部基础课，技术基础课，专业课以及参加了生产实现之后，在大学四年学习中最后一个学期进行的。这是毕业之前对所学各课程的一次深入的综合性的总复习，也是一次理论联系实际的训练，通过这次毕业设计对未来从事的工作进行一次适应性训练，从中锻炼分析能力，解决问题能力，为今后的工作打下基础。 通过本次毕业设计，得到以下的收获与训练： 1.能熟悉运用理论力学，机械设计等课程的专业知识及设计计算。 2.结构设计的能力，能运用学过的知识，完成零件的结构与设计，并通过学过的软件完成绘图。 3.学会使 用图表及手册资料。熟悉查找与本课题相关的各种资料名称，出处，能做到熟悉运用。 1.2 课题来源 本课题来源于常州红梅电力设备厂，压装机可用于试制产品的压装，压装空间适用于各种产品。 应用的设计原理：采用高质量的交流伺服电机，减速器， PLC 传动方式，具有导向装置。向下压入的速度可调，采用无级调速方式。本课题旨在解决仪表生产中的锥形薄片压入仪表壳中的工序自动化问题，既要保证压入的位置，同时必须保证锥形薄片在同一位置产生精度相同的变形。本课题要求学生自动化锥形薄片自动化压装系统设计的压装机设计，完成 压装机构的运动分析、工序设计、结构设计及关键零部件设计。该课题与生产实践相结合，有较高的实用价值和借鉴价值，该课题主要培养学生产品设计的综合能力，协同工作能力等。 压装机可采用手动 /自动程序两种操纵方式进行控制。 1.3 设计要求 本课题旨在解决仪表生产中的锥形薄片压入仪表壳中的工序自动化问题，既要保证压入的位置，同时必须保证锥形薄片在同一位置产生精度相同的变形。本课题要求学生自动化锥形薄片自动化压装系统设计的压装机设计，完成压装机构的运动分析、工序设计、结构设计及关键零部件设计。该课题与生产实践相结合，有较 高的实用价值和借鉴价值，该课题主要培养学生产品设计的综合能力，协同工作能力等。 技术指标：每分钟完成任务 15 只 金属仪表盘的压装 ,压装精度满足生产要求。 nts 2 第二章 压装机的设计 2.1 仪表壳 图 2-1 锥形薄片 将锥形薄片压入仪表壳，既要保证压入的位置，同时必须保证锥形薄片在同一位置产生精度相同的变形，以完成仪表生产中的锥形薄片压入仪表壳中的工序自动化问题。 2.2 装配夹具 图 2-2 装配夹具 如图 2-2 所示，装备夹具用来固定锥形薄片，使其有准确的压装。 nts 3 2.3 压头 （ a） （ b）压头 图 2-3 如图 2-3所示，锥形薄片利用装备夹具的定位，由凸轮 1将其固定 (图 a)，外轴采用凸轮下降，其下端的锥形面使锥形薄片压紧于装配夹具里，然后内轴下降使下端的冲压头将锥形薄片的翼耳翻转并固定在装配夹具的凸缘上，压装完毕，内外轴向上缩回（图b）。 2.4 凸轮机构的设计 凸轮机构因机构中有一特征凸轮而得名。凸轮是指具有曲线轮廓或凹槽等特定形状的构件。凸轮通过高副接触带动从动件实现预期的运动，这样构成的机构成为凸轮结构 。 凸轮机构可分为平面凸轮机构，空间凸轮机构等类型。凸轮机构广泛用于各种机构中，特别是自动机械，自动控制装置和装配生产线 2.4.1 凸轮机构的组成 凸轮机构一般是由凸轮，从动件和机架组成的一种高副机构。 【 1-3】 2.4.2 凸轮机构的类型 凸轮机构可根据凸轮的形状，从动件的形状和运动方式及凸轮与从动件维持高副的 接触方法来分别分类。 【 1-3】 (1).按照凸轮的形状分类：移动凸轮机构，盘型凸轮机构和圆柱凸轮机构。其中盘nts 4 型凸轮机构是凸轮机构中最基本的结构形式，应用最广。 (2). 按照从动件的形状分类：尖端从动件凸轮机构，曲面从动件凸轮机构，滚子从动件凸轮机构和平底从动件凸轮结构。 (3).按照从动件的运动形式分：移动从动件和摆动从动件凸轮机构。 (4).按照凸轮与从动件维持高副接触的方法分：力封闭型凸轮机构和形封闭型凸轮机构。其中形封闭型凸轮机构又可分为：槽型凸轮机构，等宽凸轮机构，等径凸轮机构和共轭凸轮机构。 【 1-3】 2.4.3 从动件常用运动规律特征比较及适用场合 【 20-23】 表 2-1 从动件常用运动规律 运动规律 相应方程 Vmax=（ hw/o） amax=(hw2/o2) 冲击 应用场合 多项式 等速 1.00 刚性 低速轻载荷 等加速等减速 2.00 4.00 柔性 中速轻载荷 3-4-5多项式 1.88 5.77 无 高速中载荷 三角函数 正弦加速度 2.00 6.28 无 中高速轻载荷 余弦加速度 1.57 4.93 柔性 中低速中载荷 2.4.4 运动规律的组合 从表 1-1 列出的基本运动规律及其方程 的运动特征可以看出，由于存在冲击或加速度的最大值 amax较大，使得基本运动规律应用于高速场合时的运动和动力性能较差。为了克服基本运动规律的缺陷，通常将不同的基本规律进行组合，以得到运动和动力性 能较佳的新的运动规律，一般也称这种运动规律为组合式运动规律。 组合式运动规律必须遵循以下两条原则： 【 2,3,9,17】 一，为避免刚性冲击，位移曲线和速度曲线必须连续；对于中、高速凸轮机构，还应该避免柔性冲击，也就是要求曲线也必须连续。所以，当用不同运动规律组合起来行成从动件完整的运动规律时，各段 运动规律的位移、速度和加速度曲线在连接点处的nts 5 值应分别相等，这也是运动规律组合时应满足的边界条件。 二，应使用组合后的运动规律的最大速度值 vmax、最大加速度值 amax、最大跃度值jmax和 vmax与 amax的乘积 mmax=vmax amax的值尽可能小。若从动件的负载是静态的，如弹簧力、重力和静态力的工作阻力，则驱动转矩与速度成正比，所以， vmax较小，则静态驱动转矩也较小。另外， vmax还与机构压力角有关， vmax较小，使得最大压力角 amax也小，这样，可使凸轮设计得较小。 amax较小，则惯性力 较小。跃度反映了惯性力变化的情况，jmax较小可减少机构的振动。 mmax称为机构的动力特征值，当 mmax较小时，由从动件的惯性引起的凸轮驱动转矩也较小，再设计高速凸轮机构时考虑这一因素。 2.4.5 从动件运动规律的选择 【 3,9,17】 从动件运动的选择除了要满足机械的具体工作要求外，还应使凸轮机构具有良好的动力特性，以及应使所设计的凸轮廓线便于加工等。而这些往往又是互相制约的，因此，在选择或设计从动件的运动规律时，必须根据使用场合、工作条件等分清主次综合考虑，确定选择或设计的运动规律的主要依据。 (1) 当机械的工作过程要求从动件实现一定的工作行程，而对运动规律无特殊要求时，应选择使凸轮机构具有较好的动力特性和便于加工的运动规律。对于低速轻载的凸轮机构，因为这时动力特性不是主要的，可主要从凸轮廓线便于加工考虑，选择圆弧、直线等便于加工的曲线作为凸轮廓线。而对于速度较高的凸轮机构，应主要考虑其动力特性，避免产生较大的冲击。 (2) 当机械的工作过程对从动件的运动规律有特殊要求时，而凸轮的转速又高时，应从满足工作需出发来选择从动件的运动规律，其次考虑其动力特性和便于加工。 (3) 当机械的工作过程对从动 件的运动规律有特殊要求，而凸轮的转速又较高时，应兼顾两者来设计从动件的运动规律。通常可选用组合运动规律来满足这种要求。 (4) 在选择或设计从动件运动规律时，除了要考虑其冲击特性外，还应考虑其具有的最大速度 vmax、最大加速度 amax、最大跃度 jmax和 mmax较小。这些因素会影响到机械系统工作的平稳性，因此总希望其越小越好，特别是对于高速凸轮加工，这一点尤其重要。 2.4.6 凸轮廓线的设计 【 5-21】 此压装机在凸轮轴上装有三个盘型凸轮。设从动件的运动规律为等速。 第一个凸轮用于将装配夹具 夹紧，已知凸轮轴心与从动件转轴之间的中心距a=16cm，凸轮基圆半径 rb=4cm，从动件长度 l=16cm，摆角 =400.。 第二个凸轮用于压紧锥形薄片，将其固定，已知凸轮轴心与从动件转轴之间的中心 距 a=16cm，凸轮基圆半径 rb=7cm，从动件长度 l=16cm，摆角 =200。 第三个凸轮用于将薄片的翼耳压翻转，已知凸轮轴心与从动件转轴之间的中心距a=16cm，凸轮基圆半径 rb=6cm，从动件长度 l=14cm，摆角 =200。 利用反转法原理设计凸轮轮廓。 【 1-5】 设凸轮的轮廓曲线已按 预定的从动件运动规律设计。当凸轮以角速度 1绕轴 O转动时，从动件的尖顶沿凸轮轮廓曲线相对其导路按预定的运动规律移动。现设想给整个凸 轮机构加上一个公共角速度 -1，此时凸轮将不动。根据相对运动原理，凸轮和从动件之间的相对运动并未改变。这样从动件一方面随导路以角速度 -1绕轴 O 转动，另一方nts 6 面又在导路中按预定的规律作往复移动。由于从动件尖顶始终与凸轮轮廓相接触，显然，从动件在这种复合运动中，其尖顶的运动轨迹即是凸轮轮廓曲线。这种以凸轮作动参考系，按相对运动原理设计凸轮轮廓曲线的方法称为 反转法 ( 如图 1 - 4 ) 。 图 2-4 反转法原理 凸轮轮廓曲线设计步骤： 1） 选取适当的的比例尺，作出从动件的位移线图，并将推程和回程区间位移曲线的横坐标各分成若干等份，将设凸轮一得偏角为零，则凸轮二的偏角相对凸轮一为 400，凸轮三相对凸轮一为 900。如图 2-5所示。 nts 7 图 2-5 从动件运动位移线图 该机构要求凸轮的动作为 :第一个凸轮先运动夹紧装配夹具，然后第二个凸轮将其固定，最后第三个凸轮将锥形薄片的翼耳压翻过来。返回时，第二个凸轮先缩回，然后 是第三个凸轮，最后是第一个凸轮。 图 2-5 中纵坐标代表从动件的摆角，因此纵坐标的比例尺是 1mm 代表多少度。 2） 以 D0为圆心、以 rb为半径作为基圆，并根据已知的中心距 a，确定从动件转轴A的位置 A0。然后以 A0为圆心，以从动件杆长 l为半径作圆弧，交基圆于 C0。 A0C0即代nts 8 表从动件的初始位置， C0即为从动件滚子圆心的初始位置。 3） 以 D0为圆心，以 a 为半径作转轴圆，并自 A0点开始沿着 -方向将该圆分成如图 1-5中横坐标对应的区间和等份，得点 A1,A2,.。他们代表反转过程中从动件转轴 A依次占据的位置。 4） 以上述各 点为圆心，以从动件杆长 l 为半径，分别作圆弧，交基圆于 C1,C2,.各点，得线段 A1C1,A2C2.;以 A1C1,A2C2， .为一边，分别作 C1A1B1, C2A2B2,.使他们分别等于图 1-5 中对应的角位移，得线段 A1B1,A2B2,.。这些线段即代表反转过程中从动件所依次占据的位置。 B1,B2,.即为反转过程中从动件滚子圆心的运动轨迹。 5） 将点 B0,B1,B2,.连成光滑的曲线，即得凸轮的理论轮廓线。 【 1-5,11-23】 图 2-6 凸轮一轮廓曲线 nts 9 图 2-7 凸轮二轮廓曲线 图 2-6 为第一个凸轮的轮廓曲线，图 2-7 为第二个凸轮的轮廓曲线，图 2-8 为第三个凸轮的轮廓曲线 nts 10 图 2-8 凸轮三轮廓曲线 2.4.7 凸轮轮廓的加工方法 【 15-16】 （一）铣、锉削加工 用于低速、轻载场合的凸轮 （二）数控加工 用于高速、重载的场合，加工精度高。 2.4.8凸轮机构的压力角 压力 角 ：凸轮机构从动件速度方向与该点受力方向的夹角。 对直动从动件凸轮机构 a=30 38 摆动从动件凸轮机构 a=40 50 工作行程 a=7080 回程 2.5 轴的设计 nts 11 图 2-9 轴 根据轴径选键， 20 选的平键 b h为 8 7（图 2-9），配合为 20H7/k6, 25H7/k6（如图 2-10） 【 1-3,11-18】 图 2-10 轴 图 2-10 为凸轮轴，图 2-11 和 2-12 分别为控制压和夹紧凸轮的轴。 nts 12 图 2-11 轴 图 2-12 轴 nts 13 第三章 减速箱的设计 3.1 减速箱的示意图 图 3-1 减速箱示意图 3.2 各主要部件的选择 表 3-1 分析对象 过程分析 结论 动力源 一般选用交流电动机 三相交流电动机 带 V带允许的传动比大 ,结构紧凑 V带 齿轮 直齿传动平稳 高速级、低速级都可用 直齿 轴承 此减速器轴承承受轴向载荷很小 球轴承 联轴器 有吸振和缓冲能力 ,耐久性好 弹性柱销联轴器 3.3 电动机的选择 压装机每分钟压 15 个，即减速箱输出为 15r/min, 查表知 V 带传动常用传动比范 围 为 2 4,单级圆柱齿轮的传动比范围为 3 6,则电动机的转速的可选范围为： )13m i n (/2160270156)(34)(2 2 公式齿带 rnivn wdnts 14 因此 ,可选同步转速为 1500r/min 的电动机，型号为 Y112M-4。 【 26-28】 3.4 分配传动比 表 3-2 传动比分配 分析对象 过程分析 结论 分配传动比 传动系统的总传动比 i=nm/nw(式 3-2)其中 i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积； nm是电动机的满 载转速， r/min； nw 为工作机输入轴的转速， r/min。 计算如下 nm=1440r/min nw =15r/min i=nm/nw=1440/15=96 V带 ,初取 4带i则减速器传动比为 :i 减 =i/i 带 (式 3-3) =96/4=24 按展开式布置 ,考虑没有润滑条件 ,为使两级齿轮直径相近 , 取高速级 41i ,则低速级 i2=i 减 /i1=6 4带i 41i 62i 3.5 V 带传动的设计 【 9,17】 已知电动机的功率 P=3.8kw,转速 N=1500r/min。 1、由于载荷平稳 ,选用普通 V 带。 2、确定计算功率，取工况系数 KA =1 Pca=KAP=1*4=4（ 式 3-4） 3、 选择带型 根据 Pca 与 N=1500r/min,由机械设计手册确定 选用 A型 4、 确定带轮基准直径并验算带速 初取主动轮的基准直径 dd1=90 mm V= dd1n1/(60 1000)（ 式 3-5） = sm /1 0 0 060 96.01 5 0 09014.3 =6.7824m/s90 因此 ,主动轮上的包角合适。 7计算普通 V 带的根数 Z 由 n1=1500r/min， dd1=90 mm， i=4，查手册得 PO=0.68Kw PO=0.17Kw 查表得 K =0.93, KL=1.03 由)( Loo ca KKPPPZ （ 式 3-10）得 66.403.193.0)17.068.0(8.3)( Loo ca KKPPPZ故取 Z=5. 8.计算预紧力 F0 查表得 q=0.10kg/m, 20 2 .55 0 0 ( 1 )caaPF q vzv K （ 式 3-11） =99.2N 9.计算作用在轴上的压轴力 Fp 由 Fp=2ZF0 sin21 （ 式 3-12）得 Fp=2ZF0 sin 21 =2 5 99.2 sin 2155 =968.5N 10.V 带轮的选择 nts 16 由 主、 从动轮的基准直径 ,选用轮辐式 V 带轮 其宽度 B=(Z-1)e+2f（ 式 3-13） =(5-1) 12+2 7=62mm 3.6 设计高速级齿轮 表 3-3 高速级齿轮设计 分析对象 过程分析 结论 选精度等级材料和齿数 1.选用直齿圆柱齿轮传 2.选用 7级精度 3.材料选择。小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 4.选小齿轮齿数 Z1 4， 5.大齿轮齿数 Z2 1 Z1 4 24=96 小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为240HBS nts 17 按齿面接触强度设计 按 式试算，即 3 21 )(132.2HEdttt ZuuTkd （ 式 3-14） ）确定公式内的各计算数值 （）试选 3.1tK （ 2）计算小齿轮传递的转矩 4.9290241500 96.08.31055.91055.9 61161 n PTmmN （ 3）由 机械设计表 12.13，选取齿宽系数 0.1d（ 4）由表机械设计表 12.12 查得材料的弹性影响系数2/18.189 MPaZ E （ 5）由图机械设计 图 12.17c 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim ，大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim （ 6）计算应力循环次数，由机械设计表 12.15，估计hL811 106.8163 0 08141 5 0 06060 hjLnN （ 式3-15） 8812 1087.23106.8 iNN （ 7）由图机械设计查得接触疲劳强度寿命系数0.11 05.12 （ 8）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为，安全系数为 S=1，得 M P aM P aSK HHNH 6006000.1 1l i m11 （ 式3-16） nts 18 按齿面接触强度设计 M P aM P aSK HHNH 5.57755005.1 2l i m22 M P aHHH 5.577),( m i n21 ）计算 （）试算小齿轮分度圆直径 td1 ，由计算公式 3-14 得 mmdt 7 5 3.39)5.5 7 78.1 8 9(31312 6 8 7 03.132.2 3 21 （）计算圆周速度 smndv t /78.0100060 41500753.3914.3100060 11 （）计算齿宽 mmdb td 753.39753.3911 （）计算齿宽与齿高比 模数 mmZdm tt 6 5 6.1247 5 3.3911 666.10727.3/753.39/727.3656.125.225.2hbmmmh t （）计算载荷系数 K 已知使用系数 1AK 根据 smv /78.0 ，级精度，由图 12.9 查得动载荷系数 08.1VK 查表得 1 FH KK417.1 FH KK故载荷系数 530.1417.1108.11 HHVA KKKKK（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 mmKKdd tt 9 7 5.413.1/5 3 0.17 5 3.39/ 3311 （）计算模数 m mmZdm 6 5 6.1247 5 3.3911 按齿面接触强度设计 ,模数 m=1.656mm nts 19 按齿根弯曲强度设计 由式 3 211 2FSFdYYZKTm （ 式 3-16） ） 确定计算参数 （）计算载荷系数 5 3 0.14 1 7.1108.11 FFVA KKKKK（ 2）查取齿形系数 由机械设计图 12.21 查得 65.21 FaY24.22 FaY（ 3）查取应力校正系数 由机械设计图 12.22 查得 58.11 SaY75.12 SaY（ 4）由机械设计图 12.23c 查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802 （ 5）由机械设计查得弯曲疲劳强度寿命系数 88.01 FNK91.02 FNK（ 6）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1.4，得 M P aSK FEFNF 286.3144.1 50088.0 111 M P aSK FEFNF 2 4 74.1 3 8 091.0 222 （ 7）计算大小齿轮的 FSaFaYY0 1 5 8 7 0.02 4 775.124.20 1 3 3 2 2.02 8 6.3 1 458.165.2222111FSaFaFSaFaYYYY 大齿轮的数据大 ） 设计计算 mmm 313.10 1 5 8 7 0.0241 2 6 8 7 0530.123 2 按齿面弯曲强度设计 ,模数m=1.313mm， 但是因为 传递动力的齿轮模数应取大于 等于1.5mm,所以模数取m=1.5mm nts 20 对比计算结果 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力 ,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力 ,仅与齿轮直径 (即模数与齿数的乘积 )有关 ,可取由弯曲强度算得的模数 1.313 并就近圆整为标准值 m=1.5mm,按 接触疲劳强度算得的分度圆直径mmd 753.391 来计算应有的齿数。于是由275.1 753.3911 mdZ 则 1082742 Z 按齿根弯曲强度设计 ,得模数 m1.313,综合比较可得高速级两齿数 : 1082721 ZZ 几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径 mmmZdmmmZd1625.11085.405.1272211 (2)计算中心距 mmdda 25.1 0 12/)( 21 圆整为 102 (3)计算齿轮宽度 mmdb d 5.405.4011 取 mmB 402 ； mmB 451 中心距 mma 102 分度圆直径 mmdmmd1625.4021 齿轮宽度 mmB 402 mmB 451 3.7 设计低速级齿轮 根据表 3-3 的计算方法，得： 小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢 （调质），硬度为 240HBS，小齿轮齿数 1 33，大齿轮齿数 2 2 1 6 33=198， 模数 m=2.430mm，中心距 a=211mm，分度圆直径 d1=57.75mm =346.5mm,齿轮宽度 B2=60mm B1=65mm。 3.8 齿轮润滑方式的选择 因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机 体油的飞溅润滑。 I， II， III 轴的速度因子 m in10)35.1( 5 rmmdn ，查机械设计手册可选用钠基润滑剂 2 号。 【 1-3,18】 3.9 密封方式的选择 由 于 I， II， III 轴与轴承接触处的线速度 smv 10 ，所以采用毡圈密封。 nts 21 第四章 联轴器的设计选择 联轴器的选型 【 21-23】 联轴器是用来连接进给机构的两根轴使之一起回转以传递扭矩和运动的一种装置。机器运转时，被连接的两轴不能分离，只有停车后，将联轴器拆开，两轴才能脱开。 目前联轴器的类型繁多，有液压式、电磁式和机械式。机械式联轴器是应用最广泛的一种，它借助于机械构件相互间的机械作用力来传递扭矩，大致可将联轴器划分为刚性联轴器和弹性联轴器两类。 （ 1）刚性联轴器可分为以下 两类。 固定式联轴器，主要有套筒联轴器、凸缘联轴器和夹壳联轴器等。 可移式联轴器，主要有齿轮联轴器、十字滑块联轴器和万向联轴器等。 （ 2）弹性联轴器可分为以下两类。 金属弹性件联轴器，主要有套筒联轴器、膜片联轴器和波形管联轴器等。 非金属弹性联轴器，主要有轮胎式联轴器、整圈橡胶联轴器和橡胶块联轴器等。 凸缘联轴器 凸缘联轴器是把两个带有凸缘的半联轴器分别与两轴连接，然后用螺栓把两个半联轴器联成一体，以传递动力和扭矩。凸缘联轴器还有两种对中，另一种则是共同与另一部分环相配合而对中。前者在装拆时 轴必须作轴向移动，后者则无此缺点。连接螺栓可以采用半精制的普通螺栓，此时螺栓杆与钉孔壁间存有间隙，扭矩靠半联轴器结合面间的摩擦力来传递；也可采用铰质孔用螺栓，此时螺栓杆与钉孔为过渡配合，靠螺栓杆承受挤压与剪切来传递扭矩凸缘联轴器可制成带防护边的或不带防护边的。 凸缘联轴器的材料可用 HT250 或碳钢，重载或圆周速度大于 30m/s 时应用铸钢或锻钢。 凸缘联轴器对于所连接的两轴的对中性要求很高，当两轴间有位移与倾斜存在时，就在机件内引起附加载荷，使工作情况恶化，这是它的主要缺点。但由于其结构简单、成本低以及可传递 较大扭矩，故当转速低、无冲击、轴的刚度大以及对中性较好时亦常采用。 根据工作需要选择凸缘联轴器 根据轴径选折 YLD5 凸缘联轴器具体参数如下：（机械设计手册表 29.2-5P29-26） 型号 许用转矩 T 许用转速 （ n） 轴孔直径 轴孔长度 D D0 螺栓 L0 重量 m 转动惯量 mm 数量 直径 d (r/min) mm nts 22 图 4.1 凸缘联轴器 N.m 铁 钢 铁 钢 Y型 J J1型 mm n mm Y型 J J1型 kg Kg/m2 YLD5 63 5500 9000 28 28 62 4 100 80 4 M8 128 92 3.19 0.013 nts 23 第五章 总结 本次毕业设计 完成压装机构的运动分析、工序设计、结构设计及关键零部件设计 。此压装机主要依靠三个凸轮的运动实现。第一个凸轮通过其摆动从动件控制夹紧轴的水平移动，第二个与第三个凸轮通过其摆动从动件，分别控制内轴与外轴垂直移动，使其定位和冲压。进行了结构设计及关键零部件设计，其中有仪表壳的尺寸，装配夹具形状及尺寸 ，从动件的位移线图的设计，凸轮的设计，其中为了压装机的运作设计了减速箱，减速箱里包括电机的选择， V带的设计和齿轮的设计，最后选择了连接压装机和减速箱的联轴器。 本次设计的仪表壳的自动化压装机具有结构简单，可以保证锥形薄片在同一位置产生精度相同的变形的特点。在设计过程中遇到了各种实际问题，比如在方案论证过程中，通过各种途径查阅了大量资料，一步步改良完善方案；在着手画装配图的过程中，视图的规范画法，如何表达视图才能达到最佳的效果等，这些都需要我在画图的过程中，真正将自己摆在一个设计人员的角度，从实际出发，充 分考虑加工事实，将图画的更准确，这使我将来从事设计能更加得心应手；在装配图画完之后，开始标注尺寸公差与配合，工差配合是每个设计人员都需要重视的问题，它从另一个方面体现了一个设计人员的基本素质， nts 24 第六章 致谢 在此次的设计中，我要非常感谢刘天军老师的悉心指导，他渊博的知识，开阔的思维，勇于创新实践精神，严谨求实的治学态度，兢兢业业一丝不苟的工作作风，时刻督促我努力学习和工作。从论文的选题、实践研究到撰写，期间一直得到刘老师的悉心指导和关怀。每个星期他都会抽出时间来辅导我们的 设计，时刻关注我们的设计进程，及时纠正设计中的错误，随时提出宝贵的建议，积极鼓励我们勤思考、勤探讨、勤查阅，真正将四年所学的知识融会贯通，应用起来得心应手，使我获益匪浅。再次对刘老师的辛勤工作表示深深的感谢！ 感谢刘天军老师在毕业设计期间给我提出了宝贵的要求和建议，他的严格要求不断的激励我，在后来的设计中不断改进，使设计更加完善。 陈天平 2010 年 6月 1日 nts 25 参考文献 1. 徐景康，蔡慧官 .机械设计 M.北京：机械工业出版社， 2001.217-320 2. 濮良贵，纪明刚 .机械设计 M.北京：高等教育出版社， 1
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