半自动平压模切机的设计说明书 任务书 审阅表等文档.doc
半自动平压模切机的设计【6张CAD图纸+PDF图】
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XXXXXX毕业设计说明书题 目： 半自动平压模切机的设计 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： XXXXXX 姓 名： XXXXXX 指导教师： XXXXXX 完成日期： 2012年5月24日 XXXXXX毕业论文（设计）任务书设计（论文）题目： 半自动平压模切机的设计 学号：XXXXXX 姓名： XXXXXX 专业： 机械设计制造及其自动化 指导教师： XXXXXX 系主任： 周友行 一、主要内容及基本要求：（1） 实现对各种规格的白纸板，厚度在4mm以下的瓦楞纸板，以及各种高级精细的印刷品进行压痕、切线、压凹凸。 （2）每小时压制纸板3000张。传动机构所用电机转速n1450r/min。 （3） 工作台面离地面的距离约1200mm。 （4）所设计机构的性能要良好，结构简单紧凑，节省动力，寿命长，便于制造。 （5）分析半自动平压模切机工作原理和技术及构思方案（含方案比较）。 （6）完成模切机传动系统的设计、机构设计（含执行机构、控制夹紧装置等的方案设计、运动分析和力分析）和结构设计。主要零部件的受力分析和强度计算。绘制所设计方案的机构运动简图；绘制模切机的装配图及主要的零件图。要求图纸工作量2.5张A0图纸以上（AutoCAD绘图）。 （7）设计说明书一份，电子文档一份。 （8）英文文献翻译（含原文）。要求：原文5000个单词以上，中文翻译要求通顺） 二、重点研究的问题： （1）模切机总体方案设计。 （2）模切机传动系统的设计。 （3）主执行机构设计（机构选型）及其结构设计。 三、进度安排 各阶段完成的内容起止时间1收集资料、查询相关文献2012年1月8日2月20日2掌握模切机工作原理和技术要求，进行方案构思与设计2012年2月21日 3月8日3完成传动系统及机构设计和主要零件设计计算2012年3月9日 3月31日4绘制装配图和零件图草图2012年4月1日5月2日5完成装配图和零件图的设计2012年5月3日5月15日6撰写毕业设计说明书及英文文献翻译2012年5月16日 5月26日7交毕业设计说明书，准备答辩2012年5月 27 日 5月28日四、应收集的资料及主要参考文献主要的收集资料有：机械设计手册、模切机相关文献 1张维凯，王曙光. AutoCAD2007中文版标准教程北京:清华大学出版社，2007. 2濮良贵，纪名刚.机械设计（第八版）.北京：高等教育出版社，2007. 3孙恒，陈作模.机械原理(第七版).北京：高等教育出版社，2006. 4徐灏机械设计手册（第2版）第1、2、3、4、5卷北京：机械工业出版社，2004.5吴宗泽机械零件设计手册北京：机械工业出版社，2006. 6. 成大先主编.机械设计手册.北京：化学工业出版社，2004 湘 潭 大 学毕业论文（设计）评阅表学号 XXXXXX 姓名 XXXXXX 专业 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计）题目： 半自动平压模切机的设计 评价项目评 价 内 容选题1.是否符合培养目标，体现学科、专业特点和教学计划的基本要求，达到综合训练的目的；2.难度、份量是否适当；3.是否与生产、科研、社会等实际相结合。能力1.是否有查阅文献、综合归纳资料的能力；2.是否有综合运用知识的能力；3.是否具备研究方案的设计能力、研究方法和手段的运用能力；4.是否具备一定的外文与计算机应用能力；5.工科是否有经济分析能力。论文（设计）质量1.立论是否正确，论述是否充分，结构是否严谨合理；实验是否正确，设计、计算、分析处理是否科学；技术用语是否准确，符号是否统一，图表图纸是否完备、整洁、正确，引文是否规范；2.文字是否通顺，有无观点提炼，综合概括能力如何；3.有无理论价值或实际应用价值，有无创新之处。综合评 价该同学已经完成了所有设计内容。其设计的半自动平压模切机的工作原理正确。毕业设计说明书的内容丰富，零件受力分析和强度设计计算正确，传动系统满足要求，格式符合要求。装配图和零件图本来有些错误，不过在老师的指导下，已经改正，基本达到要求。该同学朴实，好学，在设计中提高了自己的实践、运用能力。整个毕业设计工作体现了学科教学计划的基本要求，所完成的工作达到了本科毕业设计要求，推荐成绩为“中”，可参与答辩。评阅人： 2012年 月 日目录第一章 概述11.1课题来源11.2课题研究目的及意义1第二章 方案选型22.1 根据工艺动作要求拟定运动循环图22.2 送料模切机构选型32.3 机械运动方案的评定和选择62.4 电动机的选型11第三章 机械传动设计143.1传动比的分配143.2计算传动装置的运动参数和动力参数。143.3V带传动设计153.4减速器的齿轮设计163.5轴的设计203.6轴承的选择和校核计算243.7平面六杆滑块机构设计263.8凸轮机构的设计273.9链条及链轮的设计28参考文献总结致谢半自动平压模切机摘要机械设计是工科高等学校机械类，机电类等专业必修的一门技术基础课，我们在学习基础知识的同时，也应更加注重对知识的整体运用和实践。作者设计的半自动平压模切机是印刷包装行业压制纸盒、纸箱等纸制品的专用设备。本文从拟定运动循环图出发，通过查找机械设计手册，比较不同方案，选择了最合适的传动系统和执行机构，并且对其工作原理，结构设计和几何参数进行了深刻的分析和探讨。作者运用优秀的Auto cad将设计的装置形象，直观的描绘出来了。该模切机具有结构简单，紧凑，效率高，易操作的特点。关键词：机械设计 半自动平压模切机 Auto cad Semi automatic die-cutting machineAbstractMechanical design is an engineering college machinery, electrical and other specialized types of a compulsory basic course of technology, we study the 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 proposed 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 discussion. 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课题来源本课题属于自主选题，其研究目标为设计可对各种规格的纸板、厚度在4 mm以下的瓦楞纸板，以及各种高级精细的印刷品进行压痕、切线、压凹凸的模切机。本论文主要研究设计传动系统，进行机构设计，对主要零部进行力和强度进行计算，并要绘制所设计方案的机构运动简图，绘制模切机的装配图和重要零件的零件图。1.2课题研究目的及意义平压平模切机是目前应用最广泛的最普遍的类型，也是国内外生产厂家最多的机型。平压平模切机可以用于各种类型的模切，既能模切瓦楞纸板、卡纸、不干胶，又能模切橡胶、海绵、金属板材等，既能人工续纸半自动模切，也能全自动高速联动模切。半自动平压模切机的精准度比比一般的模切机要高。他的工作原理最具有代表性的。所以研究它也及其重要。平压平模切机分为立式、卧式两种。立式模切机俗称“老虎嘴”机，其特点是精准度比圆压圆模切机好，售价便宜，突出的缺点是安全系数低，多年来始终没有彻底解决杜绝伤残事故问题，工伤事故时有发生，在当今国家重点保证人身安全并已立法的大环境下，如果还是解决不了安全问题，必然要退出市场。卧式模切机分为半自动模切机、全自动模切机以及带清废和不带清废四种。它们的共同特点是精准度比较准确，效率比“老虎嘴”机高，比圆压圆低，处于中位。近二十年来，平压模切机是使用最广泛且技术发展最快的机型。万丈高楼平地起，作为一个刚刚毕业的大学生，要想有自己的技术进步与技术技术创新，就得先搞懂基本设备的基本原理。为以后实现模切机的数字化和智能化做准备。第二章 方案选型2.1 根据工艺动作要求拟定运动循环图 为保证机器的正常运行，防止出现卡纸，空压等不良现象的出现，个个执行机构必须在规定的时间内完成动作，并且保证机构的运行到准确的位置。在设计半自动平压模切机运动循环图时，我主要确定冲压模切，走纸两个执行构件的先后顺序。各部件运动分析1主轴转角运算 选择变速箱的输出轴为运动分析主轴，平面六杆机构的行程速比系数K=1.3，根据机械原理有关知识，并知该运动周期以156.5=180-23.5为分界点，分为0156.5和156.5360两个过程2、模切机构的分析当主轴转角为0-156.5，下模从行程最低点开始，在平面六杆机构的带动下向上移动至预定模切位置，进行冲压模切；当主轴转角为156.5-360，下模完成模切动作，快速急回运动至行程最低点即下一周期起点。3、走纸机构的分析当主轴转角为0-156.5，特殊齿轮组（用于完成间歇运动）没有啮合运动，链轮链条处于静止状态；当主轴转角为156.5-360，特殊齿轮组轮齿参与啮合，带动链轮链条运动，进行走纸运动。4、夹紧装置的分析当主轴转角为0-156.5，带动夹子的凸轮走过推程，进入远休止使刚性弹簧夹完成夹纸动作；当主轴转角为156.5-360，凸轮处于近休止状态使刚性弹簧夹处于夹紧状态。 表2-1 主轴转角与机构的运动关系主轴转角0 156.5 360走纸机构停止运动夹紧装置送料夹紧输入走纸模切机构滑块上升（模切）滑块下降（回程）2.2 送料模切机构选型送料：1，纸板的输送：a双列链传动机构; b带轮传动机构 选用a双列链采用传动机构采用链轮更易固定纸板夹子；链传动机构是多对齿轮同时啮合，承载能力大，传动效率高，并且可实现中心距较大的轴间传动；模切时摩擦较大，易发热，而双列链适合长时间在恶劣环境下工作。 图2-1 双列链传动正视图2， 纸板停歇：a凸轮；b特殊齿轮 选用b特殊齿轮链轮采用特殊齿轮加工和维修方便，工作可靠；易实现从动件的运动时间与静止时间的比例在较大范围内调节；工作时面接触为间歇运动，不易磨损。 主动链轮做单向间歇运动，选择齿轮（4个）与不完全齿轮（1个）组合，将链条安放在完全齿轮上，在将完全齿轮与不完全齿轮连接，不完全齿轮转动带动完全齿轮转动。分别在这两个齿轮上装有凸形和凹形圆弧板，以起到锁止弧的作用。 图2-2 不完全齿轮 图2-3 不完全齿轮啮合 不完全齿轮的齿数为15，有齿的部分为108度，无齿的部分为252度，分度圆r=25cm齿根圆r=23.5cm齿顶圆r=26.5cm。完全齿轮齿数为40，模数m=10.6，齿根圆r=18cm，分度圆r=21.2cm ，齿顶圆r=24cm 。根据设计要求知不完全齿轮的转速为50r/min。3，纸板的固定：a刚性弹簧夹；b普通夹子 选用a刚性弹簧夹刚性弹簧夹具有刚性弹簧力的作用，不仅可以自动的将纸板夹紧，而且可以准确平稳的实现走纸运动；能准确、方便、自动的实现纸板的夹紧和松开动作。 图2-4 刚性弹簧夹 4.夹紧装置的机构 在送纸后，要将纸板夹紧，因此机构在上升到一定位置后需要有一段时间的停歇，所以要选择具有一端停歇的往复移动的机构，可选取不完全齿轮、凸轮机构或连杆机构。 （一） 不完全齿轮 由于不完全齿轮有较大的冲击力，所以只适合低速轻载场合并且多使用与有特殊要求的专用机械中，所以我们不采用它。 （二） 连杆机构 连杆机构进行传递时，传递路线较长，易产生较大误差同时机械效率也会降低，而连杆及滑块所产生的惯性力难以用一般平衡方法消除，不宜用于高速运动，所以也不采用它。 (三）凸轮机构凸轮机构最大优点是只要适当的设计出凸轮的轮廓曲线，就可以使推杆得到各种预期的运动，而且相应快速，机构简单。所以选用凸轮机构很适合。5平压模切机构 （1）下图机构为最简单的往复直线运动机构之一，曲柄滑块机构，不难看出该机构虽然简单，但完全可以实现下模的上下移动和冲压过程，但由于它的承载能力很差，且下模在进行冲压时在纸板上停留片刻才能保证压模效果，所以不能选用此机构。 图2-5 曲柄滑块机构 （2）下面两个冲压机构也能完成工作，但是机构比较复杂，设计比较困难，并且传动过程较长，能量易损失，传动效率低，所以不采用这两种机构。 图2-6 六杆机构 （3）图是六杆机构，它弥补了方案一承载能力差和方案二传动效率低的缺点 机构结构稳定承载能力强，且机构结构并不复杂，所以采用此方案。 图2-7 六杆机构最终选型：纸板的输送选用双列链轮传动；纸板的停歇殊齿轮组选用特殊齿轮；纸板的固选用刚性弹簧夹，其中的夹紧机构用凸轮机构；平面模切选用平面六杆机构。2.3 机械运动方案的评定和选择 根据机构的功能，运动规律的形式，传动精度高低，机构的工作性能，应用范围可调性，运转速度，承载能力，机构的动力性能，加速度峰值，可靠性，经济性，（制造难易，能耗大小），结构紧凑（尺寸，重量，结构复杂性）等要求来选择方案。 根据半自动平压切模机的工作原理，把机器完成加工要求的动作分解成若干种基本运动。“半自动平压模切机”主要由三大部分组成，即：动力传动机构；输入走纸机构；冲压模切机构。其中动力传动机构又分为动力传递机构和变速转向机构。输入走纸机构分为：纸板的输送机构，纸板的停歇机构和纸板的固定机构。冲压模切机构为急回机构。对于本机构，我们必须从以下方面做重要分析 (1)设计实现下模往复移动的机构时，要同时考虑机构应满足运动条件和动力条件。 (2)为满足机器工艺需要，各机构执行构件的动作在规定的位置和时间上必须协调，准确。 （3）毫无疑问，作为一个优秀的设计工作者，也应特别注意合理性和经济性备选机构列表： 表2-2 机构类型比较机构供选机构类型 纸板的输送双列链轮传动皮带轮传动 纸板的停歇机构凸轮机构特殊齿轮组 纸板的固定刚性弹簧夹普通夹子 急回机构直动推杆凸轮机构平面六杆曲柄滑块机构 动力传递机构联轴器V形带 变速转向机构圆柱齿轮传动机构单级蜗杆传动机构圆锥-圆柱齿轮传动机构 由上述备选机构中选出3种典型可行方案如下：方案A：皮带轮传动-凸轮机构-普通夹子-直动杆凸轮机构-联轴器-单级蜗杆传动机构方案B：双列链轮传动-凸轮机构-普通夹子-直动推杆凸轮机构-联轴器-锥-圆柱齿轮传动机构方案C：双列链轮传动-特殊齿轮组-刚性弹簧夹-平面六杆曲柄滑块机构-V形带-圆柱齿轮传动机构方案A1、 示意图 图2-8 传动示意图A分析与评定(1) 机械运动分析V带虽然结构简单，维护方便，成本低廉，冲击力小，传动平稳，噪声小，但是易磨损、打滑，传动效率低，寿命较短，走纸运动的精度不高，很难实现走纸定位与冲压模切两者之间的协调性。(2) 机械动力分析蜗杆减速器，结构紧凑，环境适应好，但传动效率低，易发热，不适宜于连续长期工作。直动推杆凸轮机构难以承受较大的生产阻力，如果长期在重载条件下工作，直动推杆凸轮机构将不能满足冲压模切的力学要求；(3) 机械机构合理性该机构结构简单紧凑，但是，凸轮机构的运用会造成整体机构的尺寸和重量都变大。(4) 机械机构经济性使用普通夹子会降低了生产成本，但由于其易磨损，维修成本大，并且不便于纸板的自动化夹紧和松开，需要相应辅助手段，经济成本还是很大。凸轮机构和蜗杆机构也会是经济成本增加。 总体上机械功能的实现很差方案B 图2-9 传动示意图B分析与评定：（1）机械运动分析下模向上运动进行模切运动时会产生很大的生产阻力，但是直动推杆凸轮机构不能承受很大的阻力，所以选用直动推杆凸轮机构来完成冲压模切并不是很合理；凸轮机构长时间带动走纸机构进行间歇运动，将会使工作磨损变形产生的微小误差积累，这会造成走纸机构定位的准确性下降，最终引起各执行机构间的配合运动失调。（2）机械动力分析直动推杆凸轮机构难以承受很大的生产阻力，不便长期在重载条件下工作，联轴器的传递效率虽然高，但是减速效果差。（3）机械结构合理性该机构结构简单紧凑，但是，凸轮机构的运用会造成整体机构的尺寸和重量都变大。使用普通夹子不仅不便于纸板的自动化夹紧和松开，而且需要相应辅助手段，增加了机构的尺寸。（4） 机械机构经济性凸轮机构和锥圆柱齿轮的设计、制造较难，用料较大，生产成本较高，况且维修方面的技术含量较高，经济成本较高。总体上机械功能的实现较差方案C 2-10 传动示意图C(1) 机械的运动分析双列链传动机构承载能力大，传动效率高，可实现中心矩较大的轴间传动。双列链轮机构和特殊齿轮在主动轮的带动下完成完成走纸的间歇运动，并且能准确配合冲压模切运动，精度高; V形带和齿轮的组合传动，功率损失小，机械效率高，可靠性高; 刚性弹簧夹能自动的实现纸板的夹紧与松开（2） 机械的力学分析平面六杆曲柄滑块机构具有良好的力学性能，在承受载荷，加速度，耐磨性，制造难易，重量和结构复杂性这些具体项目的性能明显优于连杆凸轮组合机构，它可以平稳的完成模切任务。如果加上飞轮的调节，它能大大的降低因短时间承受很大生产阻力而带来的冲击震动。所以选择六连杆机构作为冲压模切机构( 3 ) 机械结构合理性该机构各构件结构简单紧凑，尺寸设计简单，机构重量适中。( 4 ) 机械结构经济性平面六杆曲柄滑块机构设计，加工制造简单，使用寿命长，维修容易，经济成本低。其他机构性价比也很高。最重要是能很好的循环工作，这才是最大的经济效益。综上所述，从、机械运动分析、机械动力分析、机械结构合理性与经济性这四个方面综合考虑，方案A各方面性能最优。2.4 电动机的选型 表2-3常用原动机类型运动形式类型连续转动电动机 柴油机 油压马达 气压马达往复运动直动电动机 液压机往复摆动摆动油缸 摆动气缸 考虑到原动机的机械特性与工作机相匹配，选择电动机为原动机，电动机在起动，过载运转，调速和控制等方面都有良好的性能原始数据有每小时压制纸板3000张。 传动机构所用电机转速n1450r/min，N，下模移动的行程长度H500.5mm。下模与滑块的质量约120kg。 根据设计要求，机械每小时冲压 3000 次，所以机构主动件的转速 no=3000/60=50r/min 因为主动件转速较低，所以可以选择转速较低的电动机，选择三相异步笼型交流电动机，封闭式，380V，Y型；选择电动机的容量工作机所需的功率，其中生产阻力行程速比系数k为1.3 s为有效模切行程、t为周期， 为0.96设 分别为皮带，轴承，齿轮的效率。则 选取电动机额定功率，使，查得，已知工作机转速，电动机转速 表2-4电动机方案选型方案型号额定功率（kw） 满载时堵转转矩额定转矩 堵转电流额定电流最大转矩额定转矩噪声/dB净重/kg转速 r/min电流/A效率（）功率因素1Y112M-24.028908.1785.50.872.27.02.279452Y112M-44.014408.7784.50.822.27.02.274433Y132M1-64.09609.40840.772.06.52.07175综上所述4点，最终选型为：Y112M-4 表2-5 Y112M-4电动机安装尺寸型号安装尺寸(mm)外形尺寸(mm)ABCDEFGHKABACADHDLY112M-41901407028j66082416012245240190265400 图2-11 电动机第三章 机械传动设计3.1传动比的分配各级传动比1，传动装置总传动比2，分配各级传动比，初选，则齿轮减速器的传动比为按展开式的布置，取，可算出=3.33，则=3.2计算传动装置的运动参数和动力参数。 1，各级转速。 轴 轴 轴 工作轴 2，各轴功率轴轴轴轴3，各轴转矩轴轴轴轴 3.3V带传动设计 设计传动系统中第一级用普通V带传动，已知电动机功率P=4kw，转 速，传动比，每天工作8小时，（以下查表，图均来自机械设计高教地八版)1,确定计算功率，由表8-7查得工作情况系数，故2，选择V带的带型，根据，由图8-11选用A型。3，确定带轮的基准直径dd，并验算带速：初选小带轮的基准直径d1，由表8-6,8-8，取小带轮的基准直径d1=90mm验算带速v=6.78计算大带轮的基准直径，d2根据表8-8 d2=180mm4，确定V带的中心距a和基准长度ld根据式初选中心距所需的基准长度由表8-2选取带基准长度ld=1400mm计算实际中心距中心距变化范围为465528mm5，验算小带轮上的包角6，计算单根V带的额定功率Pr，由d1=90mm，和n1=1440，i=2和A带型，查表8-4b的，查表8-5得ka=0.985，查表8-2得kc=0.96计算V带的根数z 取4根。7计算单根V带的初拉力的最小值，由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以=130N应使带实际初拉力8，计算压轴力最小值=1294N3.4减速器的齿轮设计 设计此带式减速器的高级齿轮传动，已知输入功率，小齿轮转速n1=720r/min，齿数比4.32，电动机驱动工作寿命15年（设每年工作300天）两班制，以下查表，图均来自机械设计高教地八版)1，选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。选用斜齿轮圆柱齿轮传动模切机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）材料选择，由表101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。选择小齿轮z1=20，大齿轮齿数z2=204.32=86.4取87，选取螺旋角，初选2，按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选由图10-30选取区域系数由图10-26查得，=0.74+0.87=1.61计算应力循环次数，=607201（2830015）=3.11计算小齿轮传动转矩=5.04由表10-7选取齿宽系数由表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限由图10-19取得接触疲劳寿命系数计算接触疲劳选用应力取失效效率为，安全系数s=1，所以2. 计算 试计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽b及模数=2.2518mm=4.905计算纵向重合度， =0.318计算载荷系数k已知使用系数ka=1，根据v=1.7,7级精度，由图10-8查得动载系数kv=1.04。由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置，由表10-3查得，由图10-13查得，由表10-3查得，故载荷系数=按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式计算模数mn 3，按齿轮弯曲强度设计由式确定计算参数 计算载荷系数 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数，查得齿形系数由表10-5查得，由表10-5查得应力校正系数由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数.计算弯曲疲劳选用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ,计算大小齿轮的并且加以比较。设计计算=1.52mm对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm已可以满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算的分度圆直径d1=46.54mm来计算应有齿数取z1=23，z2=994几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为126mm按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多，故参数等不必修正计算大小齿轮分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取B2=45mm,B1=50mm3.5轴的设计 以低速轴为例进行设计。已知=3.58kw ，=50r/min ，=684，齿轮齿宽 B=115mm, 齿数=74，=。1、求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =259.5 而 F= F= F F= Ftan=311.200.246734=76.78N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图4示。2、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据机械设计查取。 因为轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，需开键槽，所以要将最小轴径增加5%，变为44.625mm。查机械设计手册，取标准直径45mm。4、初选轴承齿轮是斜齿轮，故轴承同时受有径向力和轴向力的作用。选用角接触球轴承为最佳。以上分析输出端的直径为45mm，从轴承产品目录中选取滚动轴承的型号为7210C，它的尺寸（内径外径宽度）为dDb=5010021。3、选择联轴器查机械设计图表，取=1.3 ，则。根据轴的转速、最小轴径、计算转矩、，查GB5014-85，选用弹性柱销联轴器，其型号为：，公称转矩为930N.m,半联轴器的孔径为45，与轴配合的轮毂长度为84。1)拟定轴上零件的装配方案 要我们必须先确定轴上零件的拆装顺序和固定方式才能确定轴的结构形状。采取齿轮从轴的右端装入，齿轮的右端用套筒固定，左端用轴肩定位。此时，齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。采取过盈使轴承对称固定安装于齿轮的两侧，轴向用轴肩固定。初步选定轴结构尺寸如下图。 图3-1轴上零件装配与轴的结构示例(2)确定轴的各段直径（从右到左）联轴器型号已确定，联轴器的右端用轴端挡圈定位，左端用轴肩进行定位。故轴段6的直径即为相配合的半联轴器的直径，取为45mm。轴段5的轴肩可对联轴器进行轴向定位，轴段5要比轴段6的直径大510mm即可保证联轴器的可靠性，所以可以取轴段5的直径为52mm。由于轴段1和轴段4是放置滚动轴承的，所以轴段的直径取决于滚动轴承内圈直径，为55mm。考虑拆卸的方便，轴段3的直径只要比轴段4的直径大12mm就行了，这里取为58mm。轴段2处的轴环，右侧可用来定位齿轮，左侧可用来定位滚动轴承，轴环的直径要满足比轴段3的直径(为59mm)大510mm的要求，查滚动轴承的手册，可得该型号的滚动轴承内圈安装尺寸最小为65mm，故这段直径最终取为66mm。 (3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。对于齿轮，由手册查得平键的截面尺寸宽高=1610(GB1095-79)，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm(标准键长见 GB1096-79),同时为了保证齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为14963，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。（4）确定轴的各段长度轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，轴段6的长度比半联轴器的毂孔长度(为85mm)要短23mm，故该段轴长取为82mm。同理，轴段3的长度要比齿轮的轮毂宽度(为116mm)短23mm，故该段轴长取为112mm。轴段1的长度即滚动轴承的宽度，查手册为可取为21mm。轴环2宽度可取为18mm。轴承端盖的总宽度为18mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=27mm，故取轴段5的长度为45mm。取齿轮距箱体内壁之距离为10mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取5mm。已知滚动轴承宽度为21mm，齿轮轮毂长为100mm,则轴段4的长度为：105(115-113)+21=38mm (5)取轴端倒角为245。6、按弯扭合成校核 (1)画受力简图图：轴空间受力图和图：轴上作用力分解为垂直面受力和水平受力。零件作用于轴上的分布载荷或转矩，可当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。轴上的支反力(图)水平面内支反力=455.08N垂直面内支反力(图)=()=-79.52 N=400.03 图：垂直面的弯矩图图：水平面上的弯矩图支反力的位置，随轴承类型和布置方式不同而异，一般可按图5取定，其中a值参见滚动轴承样本，跨距较大时可近似认为支反力位于轴承宽度的中点。故。图：合成弯矩垂直面的弯矩图和水平面上的弯矩图，按M计算合成图：转矩图图：当量弯矩转矩按脉动循环变化计算, 取修正系数为0.6 , 则N.mm(2)校核轴的强度对危险截面进行校核来判断轴的强度是否满足要求，而轴的危险截面多发生在当量弯矩较大且轴的直径较小处或当量弯矩最大处。根据轴的结构尺寸和当量弯矩图可知，a-a 截面处弯矩最大, 且截面尺寸也非最大，属于危险截面；a-a 截面处当量弯矩为=299100N.mmb-b截面处当量弯矩不大但是轴径较小，也属于危险截面。b-b 截面处当量弯矩为=257798N.mmc-c、d-d 截面尺寸，仅受纯转矩作用，虽d-d 截面尺寸最小，但由于轴最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故强度肯定满足，无需校核弯扭合成强度。 强度校核：考虑键槽的影响，查表计算，（b=0.16cm，t=0.1cm）=18.7MPa=15.94MPa查表得50 MPa， 所以安全。 图3-2轴的载荷分析图3.6轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=40800h，转速n=50r/min，=76.78N。如上以选用角接触球轴承7210C，查滚动轴承样本知7210C的基本额定动载荷C=30600N，基本额定静载荷=20000N1、求两轴承的径向载荷NN2、求两轴承的计算轴向力查机械设计可知70000C型轴承，轴承派生力，其中判断系数e=，可初取=0.4，所以=184.79N， =242.51N故=76.78+184.792=261.5N， =242.51N=0.013075， =0.0121254查表可得，所以可得=446.29N，=242.51N=176.47N，=230.38N=0.022315，=0.0121225两次计算的相差不大，因此确定，=446.92N，=242.51N。 3、求轴承当量动载荷因为，查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承A ，；轴承B ，因工作情况平稳，查取=1.2，则 由=（X+Y）得=1.2（0.45461.98+1.474446.29）=1038.86N=1.2（1606.67+0）=728.004N 4、验算轴承寿命因为，所以按轴承A的受力大小验算。由 =15910101h=40800h 故所选用轴承满足寿命要求。3.7平面六杆滑块机构设计 图3-3 六杆曲柄滑块机构的分析图AB=b-a,BC=e，CD=c，AD=d，CG=f，AC=a+b由设计要求可得极位夹角= H=50mm在ABC和BCD中，由余弦定理得：在ABC中，得 故d=另外杆a为曲柄的条件为：（1） 在a、b、c、d四杆中，a为最小，c为最大；（2） a+cb+d 根据以上分析，可取 l=510mm c=410mm f=310mm 带入以上公式可得 考虑a为曲柄的条件，可得各杆长 a=16mm b=29.3mm c=420mm d=367.8mm f=310mm l=510mm3.8凸轮机构的设计 设计一对心直动滚子推杆盘形凸轮机构，其工作条件为等速轻载。对推杆得运动要求为，当凸轮转过推杆上升50mm，凸轮继续转到，推杆停止不动，凸轮在继续转到，推杆下降50mm，凸轮转过其余角度时，推杆又停止不动。1，确定凸轮机构的基本尺寸设初步确定凸轮的基圆半径为。选定推杆的运动规律，因其工作条件为等速轻载，应选用较小的运动规律，以保证推杆运动的平稳性和工作精度。由表9-1可知，推程，回程都可选用等速运动规律。2，理论轮廓线对对心直动滚子推杆盘形凸轮机构，凸轮的理论廓线的坐标可令，中的e=0，求的式中，位移s应分段计算。推程阶段 远休止阶段 回程阶段 = 远休止阶段 推程段的压力角和回程段的压力角 在推程阶段取，在远休止阶段取，在回程阶段取，在近休止阶段 表3-1（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）7.432.4303.9链条及链轮的设计 设计平压模切机的链传动，已知额定驱动功率，主动链轮转速传动比i=3.2，载荷平稳，中心线水平布置（以下查表，图均来自机械设计高教地八版)1. 选择链轮齿数 取小链轮齿数，大链轮为2.确定计算功率由表9-6查得，由图9-13查得，双列链，则计算功率3. 选择链条型号和齿距 根据Pca=5kw，查图9-11，可选32A-2，查表9-1，链条节距为P=50.8mm 4.计算链节距和中心距，取ao=1600mm，相应的链节数为=105.27取链节数为=105节，查表9-7得中心距计算系数f1=0.24421则链传动最大中心距为=1613mm5. 计算链速V，确定润滑方式，由V=0.4和链号3A-2查得图9-14可知应采取油池润滑或油盘飞溅润滑6. 计算压轴力Fp有效圆周力为:链轮水平布置时的压轴力系数,则压轴力为链轮的设计分度圆直径d=齿顶圆直径 齿根圆内链节内宽，齿宽轮厚度，k取9.5 h=29轮直径=158轮长度 l=3.3h=95.7总结在做这个课题之前我对机械设计这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少，而且就算上课的时候再认真听课，光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题， 必须要靠自己学习。我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD的画图水平有所提高，Word输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。通过这次的课程设计,极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了手册和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。致 谢经过半年的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声。作为一个本科生，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不全的地方，如果没有导师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。 在这里首先要感谢我的导师XXXXXX老师。在我做毕业设计的每个阶段，从查阅资料，开题报告，到设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细的设计，装配草图的确定等过程都给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂烦琐，但是赵老师仍然细心地纠正图纸中的错误。除了赵老师的专业水平外，她的治学严谨和科学研究精神也是我永远学习的榜样，这也将积极影响我今后的学习和工作。值此毕业之际，特向导师表示最诚挚的谢意!参考文献1张维凯，王曙光. AutoCAD2007中文版标准教程北京:清华大学出版社，2007. 2濮良贵，纪名刚. 机械设计（第八版）.北京：高等教育出版社，2007. 3孙恒，陈作模. 机械原理(第七版).北京：高等教育出版社，2006.4徐灏机械设计手册（第2版）第1、2、3、4、5卷北京：机械工业出版社，20045吴宗泽机械零件设计手册北京：机械工业出版社，2006.6 成大先主编. 机械设计手册. 北京：化学工业出版社，20047吴宗泽，罗圣国. 机械设计课程设计手册.第三版.北京：高等教育出版社.20068周良德，朱泗芳. 现代工程图学.第1、21章.湖南：湖南科学技术出版社.20029齿轮手册编委会. 齿轮手册上册.第二版. 北京：机械工业出版社.200610肖亚彬. 模切机活动平台驱动机构创新设计. 西安理工大学印刷包装工程学院，200611黄梅，张海燕.模切机链条传动的受力分析. 西安理工大学印刷包装工程学院.200612郭冠敏，张选生，成刚虎. 卧式平压平模机的间歇机构与定位机构浅析 200513梁锦华，刘钊，一个主执行机构的设计. 合肥工业大学14詹启贤，自动机械设计，轻工业出版. 1987 查询网址 科学指导 摩擦学 /locate/triboint国际摩擦学 40 (2007) 613-619螺旋齿轮接触建模与齿偏转Juha Hedlund*，Arto Lehtovaara坦佩雷理工大学，机械设计，P.O. Box 589，33101芬兰坦佩雷可用2006年1月4日摘要齿轮摩擦学研究大部分是对直齿圆柱齿轮。然而，螺旋齿轮，一般用于工业，和他们的接触行为更值得关注，建立了详细的摩擦，磨损和寿命研究的现实基础。本研究着重于螺旋齿轮接触齿偏转建模。介绍了一个螺旋齿轮接触分析计算模型。螺旋齿轮表面轮廓构造齿轮刀具几何通过模拟滚齿机过程。该模型采用三维有限元，牙挠度的计算，包括齿弯曲，剪切和牙齿的基础灵活性。该模型结合接触，以避免大的网格结构分析的分析。齿基础的灵活性，发现有一个啮合齿之间的接触负载分担的重要作用，而接触的灵活性只扮演一个小角色。还研究了在不同的地方接触计算方法的能力。 2005 Elsevier Ltd。保留所有权利。3. 介绍螺旋齿轮一般都是用在工业,他们的接触齿轮更值得关注，建立了详细的研究，为齿轮的摩擦，磨损和生活的现实基础。齿轮接触强调牙齿接触力和几何的确定齿轮点蚀，即生活中的表现是非常重要的。沿齿面接触部队的行动路线本质上取决于啮合齿之间的负载分担，因此，螺旋齿轮接触了实事求是的分析，还需要对结构变形，如牙齿偏转的信息。圆柱齿轮的齿轮接触分析在摩擦学研究的大部分。一般来说，牙齿的行动路线，通过联系，作为一个不断变化的滚子接触，其半径为蓝本，从速度和负载近似理想的渐开线齿轮的几何在给定的工作条件。齿轮接触比1-2和平等的负荷分布在两个牙齿接触（单齿负荷的一半）的情况下，通常假定。根据赫兹线接触理论计算变形，否则假定刚性齿的行为。一些研究是由切片系列圆柱齿轮和螺旋齿轮视为正齿轮这些片1。基于有限元计算模型被广泛接受的计算结构变形和直齿轮和斜齿轮在集中载荷的情况下讲的。在齿轮传动和动态分析，典型的变形研究用圆柱齿轮二维（2D）有限元法2-4。忸怩作态和超5研究了有限元网格的大小尺寸覆盖赫兹接触。Du等人。6和阿拉法等7后增强结构分析的一部分接触齿轮变形计算的差距元素使用的建模只有少数的斜齿轮接触的研究，其中包括齿轮的结构变形，已进行三维有限元8,9。这主要是因为在这种情况下，有限元接触模型计算是昂贵和费时由于小网格大小齿轮侧面表面上是必要的。已引入不同的方法来克服这个问题。vedmar10分离结构相结合的有限元方法和韦伯Banaschek变形公式，研究了渐开线斜齿轮的接触行为和接触分析。，布劳尔11利用全球当地的有限元方法，它结合了当地的密集和全球粗粮元网格，将它应用到计算在防反弹锥形齿轮传动误差。pimsarn和Kazerounian12避免接触单元使用一个齿轮对啮合刚度的计算方法引入一个快速伪干扰。计算二维平面元素。这种方法是基于弹性地基模型。在本文中，介绍一个螺旋齿轮接触分析的参数计算模型。基于三维有限元模型。该模型结合接触分析和结构分析，以避免大的网格。齿啮合齿之间的负载分担的基础和赫兹变形的影响进行了分析与开发模式。伪干扰的方法利用三维有限元接触计算能力也进行了研究。通讯作者。电话：358331154442。E-mail地址：juha.hedlundtut.fi（J.Hedlund），arto.lehtovaaratut.fi（ALehtovaara）。0301-679X/$ -见前面的问题R 2005爱思唯尔有限公司保留所有权利。DOI：10.1016/j.triboint.2005.11.004J.Hedlund，A.Lehtovaara/摩擦学国际40（2007）613-619命名法一个接触椭圆半径b触点椭圆半径BG齿轮宽度d在接触变形的联络中心弹性模量 E0的减少模量弹性冒2=E0录12陆冒1V21脼=E1的镁冒1V22脼=E2的脼etij接触表面轮廓的区别FC计算的总接触力FIJ力在表面节点I，JH1的距离间距线I，J表示网格节点kij刚度值在网格点（I，J）keqij降低总刚度L有效的行动路线长度MG1旋转矩阵M2G翻译矩阵智库变换矩阵M12变换矩阵MN正常模块p型接触压力P0最大的接触压力r1x，r1y1固体主要半径R2X，r2y2固体主要半径RP1间距半径表面的初步分离齿轮扭矩接触正常变形W总力应用X，X0坐标Y，Y0坐标Z深度坐标Z1，Z2齿数b螺旋角，复合刚体运动如总接触比zij被迫节点位移列印泊松比x坐标沿线的行动半径rf旋转角标1指的是身体1二是指身体2案件适用测试用例2。几何模型用于创建数值方法模拟滚齿加工螺旋齿轮几何。这种方法是基于对一系列广泛的数值计算和同步，使渐开线的几何形状的偏差。两个可移动的坐标系统的使用，这是硬性连接齿轮（X1，Y1）和机架（X2，Y2），如图所示。1。坐标变换矩阵智库组成的旋转矩阵和平移矩阵。一个反演变换矩阵提供一个固定的坐标系统中的齿廓。旋转矩阵为在一个螺旋齿轮的情况下转换矩阵 变换矩阵M12的描述没有左右滑动齿轮节圆工具机架轧制，在滚齿机情况。从曲线图可以创建齿轮齿廓。2。齿轮齿廓沿挤出一个螺旋曲线，三维表面几何。接触线是由两个变形的交配表面之间的最小距离搜索。最后，牙齿对表面几何和接触线的数值。图1。旋转和平移坐标系13图2.工具架左右的节圆滚动，曲线的集合。3.有限元模型利用三线八节点六面体单元的有限元模型。发达国家的模式有其自己的网格生成器，求解和后处理。MATLAB在被用来作为编程工具。利用有限元模型的表面几何形状的几何模型获得的数据。从表面数据参数化的网格生成器创建的三维实体元素，又增加了下面的牙齿，其中包括牙齿的基础参数网。刚度和质量矩阵集成后，这两个网格，总结了在装配过程。刚度矩阵和质量矩阵装配过程进行自由使用元素自由表指针技术。联系负载值共享等效节点荷载。最后，该模型给出了节点刚度，位移和应力值作为输出。齿轮啮合刚度值可以从这些节点位移值计算。4.联系方案齿轮接触两个非共形几何描述光滑的表面，如图所示。3.在正常负载W的行动，这两个机构都变形，互相接近的距离d。在实际接触，弹性变形U（x）的增加与初步分离，S（X）必须是平等的刚体运动以外的真正接触大于dd和如下：图3.变形的光滑表面接触型材示意图此外，所产生的压力分布必须满足正常的方向与总力W的接触体的力量平衡中的应用。它如下：对于三维弹性接触问题的Boussinesq配方都可以使用。（X）之间的半无限固体表面的基本方程在z方向的表面压力变形u是14联系任意变形的表面轮廓需要用数值方法解决的问题。数值解的过程通常是迭代的，因为压力分布和实际接触面积分布是未知的，而总负荷，材料性能和初次接触几何已知的参数。接触固体变形的几何可以笼统地表示，两个椭球的情况下，根据著名的赫兹接触问题的解决。该解决方案需要计算椭圆参数和完整的椭圆积分。15提出了一个简化的解决方案的经典Hertz理论的椭圆形的接触解决方案。这种计算方法是非迭代和快速。该解决方案包括一个弹性半空间的假设。4.1.基于有限元接触模型最初，几何之间的联络机构重叠选择产生大于最后的接触面积计算域。加载矢量在计算域是节点位移（重叠）和零负荷的组合，产生非均匀的有限元边界条件。这种方法适用于计算域的动力分配。力分布FIJ，这是在位于表面，用于计算接触刚度值在每一个节点如下Kij（I，J）：减少电网之间的联络机构的刚度值确定如下：后减少接触刚度建立和初步分离变形的表面被称为接触参数接近的联络机构，逐步实现负载平衡，直到（式（11）计算。在每个结点的迭代步检查的接触条件，即参数etij更新。被确定为总接触力基于有限元接触模型需要考虑到结构的边界，即没有半空间假设是必要的。5.结果与讨论5.1.联系模型试验情况基于有限元接触模型测试反对简化赫兹的公式15在圆形和椭圆形的接触情况。测试用例的尺寸和负载条件下都显示在表1和表2的结果。两个表面具有相同的材料性能。椭圆形的测试用例选择评估加冕齿轮接触。4500每接触人体的元素，在测试的情况下计算网格大小是有限的。一个表面计算域由900个结点。变形的接触面和计算网格的圆形接触的情况下（图4）所示。结果表明，基于有限元接触模型给出合理的近似接触考虑到相当粗的网格大小的参数。未成年人的半椭圆轴，特别是患有网格尺寸。网目尺寸和形状上有一定影响的结果，除网目尺寸不够精细。很明显，结果的准确性会表1测试用例规格案件 通告 椭圆的GPAE（下）2060.3r1x（毫米）12.3 12.3R2X（毫米）18.6 18.6r1y（毫米）12.31000r2y（毫米）18.61000W（N）1000 5000表2比较结果A型（毫米）b（毫米）深（mm）P0（GPA）赫兹/圆形0.37 0.3718.13.56有限元/通函0.4 0.419.13.11赫兹/椭圆0.274.1320.72.11有限元/椭圆形0.44.020.22.36图4.变形的接触面5.2.螺旋齿轮接触的情况下在螺旋齿轮啮合，接触比直齿圆柱齿轮的情况下，更复杂。的接触面积，有一个真正的3D性质，这使得沿接触线接触曲率变化和行动路线。此外，轮齿之间的负载分担是复杂的部分，因为总兵力往往三齿之间对共享。单个牙的现实力量，在任何位置沿行的行动是在摩擦接触研究的基本参数。部队之间的啮合齿对分布在开发模式进行了研究。四个不同的测试用例，建立模型允许：（3） 刚性接触牙齿和牙齿地基变形;（2）牙齿和牙齿地基变形与接触变形;（3）与刚性基础和刚性接触牙齿变形;（4）牙齿和接触变形与刚性基础牙齿对刚度载体由沿线的行动计算30个百分点。在每一个计算点解决两个一千九百二十六个元素，每颗牙齿。一个单一的齿轮副的刚度载体复制抵消代表接触的其他牙齿。总网的齿轮副的刚度载体，通过总结这些单一的刚度向量。最后，沿行动线位移计算，解决了一个单齿的接触力。联系刚度沿行的行动动力分配使用测试用例1赫兹线接触公式计算。计算过接触线
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