半自動平壓模切機包括內含CAD

-.z.半自動平壓模切機設計說明書要圖紙進群咨詢：332825716目錄一工作目的……………………二工作原理及工藝動作過程…………………三運動循圖……………………四送料、模切機構的選型……………………送料機構的選型………………模切沖壓機構的選型…………五機械運動方案的評定和選擇………………六電動機的選型………………七機械傳動設計………………傳動比的分配…………………齒輪組的設計…………………鏈輪和鏈條的設計……………軸承和鍵的設計………………V形帶的設計…………………剛性夾子和凸輪的設計………平面六桿曲柄滑塊機構的設計………………八機構運動簡圖………………九傳動和執(zhí)行機構的運動尺寸計算…………軸的運動參數(shù)…………………凸輪的運動曲線圖……………平面六桿曲柄滑塊機構的運動曲線圖………十飛輪的設計…………………設計目的通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，著手設計“半自動平壓模切機”。通過對機構的選型、設計；對機械傳動方案、機械運動方案的選擇和評價而培養(yǎng)結構設計，計算能力。熟悉一般的機械裝置設計過程。工作原理及工藝動作過程半自動平壓模切機是印刷，包裝行業(yè)壓制紙盒、紙箱制品的專用設備。它可以對各種規(guī)格的紙板、厚度在4mm一下的瓦楞紙板，以及各種高級精細的印刷品進行壓痕、切線、壓凹凸。經過壓痕、切線的紙板，用手工或機械沿切線除去掉邊料后，沿壓出的壓痕可折疊成各種紙盒、紙箱，或制成凹凸的商標。它的工藝動作主要有兩個：一是將紙板走紙到位，二是進行沖壓模切。其具體工作動作順序如下：半自動平壓模切機工藝動作順序紙盒余料松開走紙輸出走紙模切沖壓輸入走紙夾緊紙板印刷紙板紙盒余料松開走紙輸出走紙模切沖壓輸入走紙夾緊紙板印刷紙板運動循環(huán)圖機構運動要求從機器的工藝動作可以看出，可以把整個機構運動的運動分成兩個部分，一是輔助運動，它可以用于完成紙板的夾緊，走紙，松開等動作。對實現(xiàn)該運動的傳動機構要求做間歇運動；二是主運動，完成對紙板的壓切動作，要求裝有模板的滑塊做直線往復運動。其特點是行程短，受載大。本機構要求行程是50毫米，最大載荷是QUOTE，傳動機構所用電機轉速n＝1450r/min，工作速度是每小時壓制3000*。另外，主運動和輔運動要相互協(xié)調。運動示意圖走紙機構由上述機構運動要求，繪制如下運動示意草圖：走紙機構夾緊裝置夾緊裝置模切機構主軸夾緊裝置夾緊裝置模切機構主軸（三）各部件運動分析主軸的選擇和轉角運算為了計算和設計方便，選擇變速箱的輸出軸為運動分析主軸，如上圖所示。由原始數(shù)據(jù)和設計要求知，平面六桿機構的行程速比系數(shù)K=1.3，則極位夾角QUOTE°并知該運動周期分為兩部分，以156.5°（156.5°=180°-23.5°）為界分為0°---156.5°和156.5°--360°兩個過程。2、模切機構的分析當主軸轉角為0°---156.5°，下模從行程最低點開始，在平面六桿機構的帶動下向上移動至預定模切位置，進行沖壓模切；當主軸轉角為156.5°--360°，下模完成模切動作，快速急回運動至行程最低點即下一周期起點。3、走紙機構的分析當主軸轉角為0°---156.5°，特殊齒輪組（用于完成間歇運動）沒有嚙合運動，鏈輪鏈條處于靜止狀態(tài)；當主軸轉角為156.5°--360°，特殊齒輪組輪齒參與嚙合，帶動鏈輪鏈條運動，進行走紙運動。4、夾緊裝置的分析當主軸轉角為0°---156.5°，帶動夾子的凸輪走過推程，遠休止和回程使剛性彈簧夾完成夾紙動作；當主軸轉角為156.5°--360°，凸輪處于近休止狀態(tài)使剛性彈簧夾處于夾緊狀態(tài)。（四）綜上所述運動循環(huán)圖如下：主軸轉角0°156.5°(圖示位置)360°走紙機構停止運動夾緊裝置送料夾緊輸入走紙模切機構滑塊上升（模切）滑塊下降（回程）送料、模切機構的選型（一）送料機構的選型1、可選機構機構供選機構類型紙板的輸送雙列鏈輪傳動皮帶輪傳動紙板的停歇機構凸輪機構特殊齒輪組紙板的固定剛性彈簧夾普通夾子2、選型原因：(1)對于紙板的輸送構件，選用雙列鏈輪傳動：a、相對皮帶傳動而言，雙列鏈輪傳動精度較高，有利于紙板的精確走紙定位；b、適合于本機構的遠距離傳遞；c、本機構在長時間傳輸、模切時摩擦大，易發(fā)熱，而雙列鏈輪傳動機構適合于長時間在此惡劣環(huán)境下工作。另外，使用皮帶輪傳動其易打滑，易變形，傳輸精度低，傳遞效率低。(2)對于紙板的停歇，選用特殊齒輪組：a、相對凸輪機構相比而言，特殊齒輪組制造容易，工作可靠。b、特殊齒輪組在設計時，易實現(xiàn)從動件的運動時間和靜止時間的比例在較大*圍內調節(jié)，適用*圍廣。c、特殊齒輪組在工作時由于面接觸且是間歇運轉，因此不易磨損，使用壽命長。另外凸輪機構制造加工困難，易磨損。(3)對于紙板的固定，選用剛性彈簧夾：a、在走紙時，相對普通夾子而言，由于剛性彈簧力的作用，可以自動的將紙板夾緊，并準確平穩(wěn)的走紙；b、在夾緊和松開紙板時，運用凸輪機構和剛性彈簧的配合使用，能準確、方便、自動的實現(xiàn)紙板的夾緊和松開動作。另外，使用普通夾子較難實現(xiàn)紙板的自動夾緊和松開的工藝動作以及平穩(wěn)走紙的目的。3、最終選型：紙板的輸送選用雙列鏈輪傳動；紙板的停歇殊齒輪組選用特；紙板的固選用剛性彈簧夾。（二）模切沖壓機構的選型1、可選機構機構供選機構急回機構直動推桿凸輪機構平面六桿曲柄滑塊機構2、選型原因：a、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。b、連桿機構的設計、加工制造容易，經濟性好，且低副一般為幾何封閉，工作的可靠性好。c、在滿足運動要求的條件下，連桿機構可以靈活改變各桿件的相對長度來調節(jié)運動規(guī)律，適用性強。另外，凸輪機構增力效果差，設計加工制造困難，適用性差。最終選型：平面六桿曲柄滑塊機構。機械運動方案的評定和選擇由上述運動循環(huán)圖及題設要求可知，“半自動平壓模切機”主要分為三大部分：動力傳動機構；走紙機構；沖壓模切機構。其中動力傳動機構又分為動力傳遞機構和變速轉向機構。走紙機構分為：紙板的輸送機構，紙板的停歇機構和紙板的固定機構。沖壓模切機構為急回機構。備選機構列表：機構供選機構類型紙板的輸送雙列鏈輪傳動皮帶輪傳動紙板的停歇機構凸輪機構特殊齒輪組紙板的固定剛性彈簧夾普通夾子急回機構直動推桿凸輪機構平面六桿曲柄滑塊機構動力傳遞機構聯(lián)軸器V形帶變速轉向機構圓柱齒輪傳動機構單級蝸桿傳動機構錐--圓柱齒輪傳動機構由上述備選機構可得32種備選機械運動方案，從中選出3種典型可行方案如下：方案A：雙列鏈輪傳動----特殊齒輪組----剛性彈簧夾----平面六桿曲柄滑塊機構----V形帶----圓柱齒輪傳動機構方案B：雙列鏈輪傳動----凸輪機構----剛性彈簧夾----直動推桿凸輪機構----聯(lián)軸器----錐--圓柱齒輪傳動機構方案C：皮帶輪傳動----凸輪機構----普通夾子----直動桿凸輪機構----聯(lián)軸器----單級蝸桿傳動機構典型可行方案評定方案A：1、示意圖剛性彈簧夾剛性彈簧夾2、分析與評定(1)機械功能的實現(xiàn)質量由于V形帶和齒輪的組合傳動，功率損失小，機械效率高，可靠性高；平面六桿曲柄滑塊機構能夠承受很大的生產阻力，增力效果好，可以平穩(wěn)的完成模切任務；使用剛性彈簧夾自動的實現(xiàn)紙板的夾緊與松開動作，并運用特殊齒輪組完成走紙的間歇運動和準確的定位，以實現(xiàn)與沖壓模切的協(xié)調配合。(2)機械的運動分析在同一傳動機構的帶動下，特殊齒輪和雙列鏈輪機構共同完成走紙的準確定位，運動精度高，并且能和沖壓模切運動很好的配合完成要求動作工藝。(3)機械動力分析平面六桿曲柄滑塊機構有良好的力學性能，在飛輪的調節(jié)下，能大大的降低因短時間承受很大生產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。(4)機械結構合理性該機構各構件結構簡單緊湊，尺寸設計簡單，機構重量適中。(5)機械經濟性平面六桿曲柄滑塊機構設計，加工制造簡單，使用壽命長，維修容易，經濟成本低，雖然特殊齒輪組設計加工難度較大，成本偏高，但與其他等效備選機構相比，其能更好的實現(xiàn)工作要求，以帶來更大的經濟效益。方案B：示意圖2、分析與評定(1)機械功能的實現(xiàn)質量相較于方案A的V形帶，聯(lián)軸器的傳遞效率雖然高，但是減速效果差；采用直動推桿凸輪機構難承受很大的生產阻力，不能很好的完成沖壓模切功能；運用凸輪機構帶動走紙機構間歇運動，由于長時間工作而磨損變形，會造成走紙機構無法準確定位。雖然能實現(xiàn)總體功能要求，但實現(xiàn)的質量較差。(2)機械運動分析凸輪的長期間歇運動導致微小誤差積累，從而引起走紙定位的準確性下降，最終引起各執(zhí)行機構間的配合運動失調。(3)機械動力分析直動推桿凸輪機構難以承受很大的生產阻力，不便長期在重載條件下工作，不能很好的滿足沖壓模切的力學要求；該方案中的凸輪機構（包括機構中的兩個凸輪機構）耐磨性差。(4)機械結構合理性該機構結構簡單緊湊，但由于凸輪機構的使用，造成整體機構的尺寸很重量都較大。(5)機械經濟性由于凸輪機構和錐圓柱齒輪的設計、加工制造較難，用料較大，維修不易，故而生產和維修經濟成本均較高。方案C：1、示意圖普通夾子2、分析與評定普通夾子機械功能的實現(xiàn)質量相對于方案B，皮帶傳送很難實現(xiàn)走紙的準確定位；普通夾子不便于紙板的自動化夾緊和松開，需要相應輔助手段較多；采用蝸桿減速器，結構緊湊，環(huán)境適應好，但傳動效率低，不適宜于連續(xù)長期工作?？傮w上機械功能的實現(xiàn)質量很差。機械運動分析皮帶傳送易磨損、打滑，走紙運動的精度低，又因很難實現(xiàn)準確定位與沖壓模切的協(xié)調性差。機械動力分析直動推桿凸輪機構難以承受很大的生產阻力，不便長期在重載條件下工作，不能很好的滿足沖壓模切的力學要求；該方案中的凸輪機構（包括機構中的兩個凸輪機構）和平帶耐磨性差。機械機構合理性該機構結構簡單緊湊，但由于凸輪機構的使用，造成整體機構的尺寸很重量都較大。機械機構經濟性由于普通夾子的使用，降低了生產成本，但由于其易磨損，維修成本大，又由于凸輪機構和蝸桿機構的存在，經濟成本還是很大。綜上所述，從機械功能的實現(xiàn)質量、機械運動分析、機械動力分析、機械結構合理性、機械經濟性等各方面綜合考慮，方案A各方面性能均優(yōu)，故選擇其為最優(yōu)方案。電動機的選型類型和結構形式：原始數(shù)據(jù)有每小時壓制紙板3000*。傳動機構所用電機轉速n＝1450r/min，N，下模移動的行程長度H＝50±0.5mm。下模與滑塊的質量約120kg。根據(jù)設計要求，機械每小時沖壓3000次，所以機構主動件的轉速no=3000/60=50r/min因為主動件轉速較低，所以可以選擇轉速較低的電動機，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，其中生產阻力行程速比系數(shù)k為1.3s為有效模切行程、t’為周期，為0.96電動機類型表2-3常用原動機類型運動形式類型連續(xù)轉動電動機柴油機油壓馬達氣壓馬達往復運動直動電動機液壓機往復擺動擺動油缸擺動氣缸表2-3Y型；3、功率：QUOTE=5.897kw（QUOTE---功率、QUOTE---生產阻力、s---有效模切行程、t’---周期、k---行程速比系數(shù)）QUOTE（QUOTE分別為皮帶，軸承和齒輪的效率）故QUOTEkwQUOTE4、轉速：QUOTE(QUOTEQUOTE=8~40分別為皮帶和減速器的傳動比)則QUOTE5、電動機方案選型方案型號（kw）轉速r/min重量N參考價格（元）傳動比同步滿載總傳動比V帶減速器1Y160M1-111300029301170135058.62.820.932Y160M-411150014601230180029.22.511.683Y160L-61110009701470160019.429.7綜上所述4點，最終選型為：型號（kw）滿載時起動電流額定電流起動轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩轉速r/min電流（380V）效率%功率因數(shù)Y160M1-111293020.887.20.887.02.02.2安裝尺寸：型號安裝尺寸(mm)外形尺寸(mm)ABCDEFGHKABACADHDLY160M1-125421010842110123716015330335265385605七、機械傳動設計7.1傳動比的分配各級傳動比1，傳動裝置總傳動比2，分配各級傳動比，初選，則齒輪減速器的傳動比為按展開式的布置，取，可算出=3.33，則=7.2計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)。1，各級轉速。Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ工作軸2，各軸功率Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸3，各軸轉矩Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸7.3V帶傳動設計設計傳動系統(tǒng)中第一級用普通V帶傳動，已知電動機功率P=4kw，轉速，傳動比，每天工作8小時，（以下查表，圖均來自《機械設計》高教地八版)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dd，并驗算帶速：①初選小帶輪的基準直徑d1，由表8-6,8-8，取小帶輪的基準直徑d1=90mm②驗算帶速v=6.78③計算大帶輪的基準直徑，d2根據(jù)表8-8d2=180mm4，確定V帶的中心距a和基準長度ld①根據(jù)式初選中心距②所需的基準長度由表8-2選取帶基準長度ld=1400mm③計算實際中心距中心距變化*圍為465—528mm5，驗算小帶輪上的包角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=0.96②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型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以=130N應使帶實際初拉力8，計算壓軸力最小值=1294N7.4減速器的齒輪設計設計此帶式減速器的高級齒輪傳動，已知輸入功率，小齒輪轉速n1=720r/min，齒數(shù)比4.32，電動機驅動工作壽命15年（設每年工作300天）兩班制，以下查表，圖均來自《機械設計》高教地八版)1，選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)。①選用斜齒輪圓柱齒輪傳動②模切機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）③材料選擇，由表10—1選擇小齒輪材料為40Cr（調質）硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。④選擇小齒輪z1=20，大齒輪齒數(shù)z2=204.32=86.4取87，⑤選取螺旋角，初選2，按齒面接觸強度設計確定公式內的各計算數(shù)值①試選②由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)③由圖10-26查得，=0.74+0.87=1.61④計算應力循環(huán)次數(shù)，=607201（2830015）=3.11⑤計算小齒輪傳動轉矩=5.04⑥由表10-7選取齒寬系數(shù)⑦由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)⑧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⑨由圖10-19取得接觸疲勞壽命系數(shù)⑩計算接觸疲勞選用應力取失效效率為，安全系數(shù)s=1，所以計算①試計算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得②計算圓周速度③計算齒寬b及模數(shù)=2.2518mm=4.905④計算縱向重合度，=0.318⑤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)=⑥按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，由式⑦計算模數(shù)mn3，按齒輪彎曲強度設計由式<1>確定計算參數(shù)①計算載荷系數(shù)②根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)③計算當量齒數(shù)，④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)⑤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⑥由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù).⑦計算彎曲疲勞選用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,⑧計算大小齒輪的并且加以比較。<2>設計計算=1.52mm對比計算結果，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來計算應有齒數(shù)取z1=23，z2=994>幾何尺寸計算①計算中心距將中心距圓整為126mm②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③計算大小齒輪分度圓直徑④計算齒輪寬度圓整后取B2=45mm,B1=50mm7.5軸的設計以低速軸為例進行設計。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=FF=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4①示。2、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)《機械設計》查取。因為軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，需開鍵槽，所以要將最小軸徑增加5%，變?yōu)?4.625mm。查《機械設計手冊》，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，從軸承產品目錄中選取滾動軸承的型號為7210C，它的尺寸（內徑×外徑×寬度）為d×D×b=50×100×21。3、選擇聯(lián)軸器查《機械設計》圖表，取=1.3，則。根據(jù)軸的轉速、最小軸徑、計算轉矩、，查GB5014-85，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，其型號為：，公稱轉矩為930N.m,半聯(lián)軸器的孔徑為45，與軸配合的輪轂長度為84。1)擬定軸上零件的裝配方案要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構形狀。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。采取過盈使軸承對稱固定安裝于齒輪的兩側，軸向用軸肩固定。初步選定軸結構尺寸如下圖。圖3-1軸上零件裝配與軸的結構示例(2)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5～10mm即可保證聯(lián)軸器的可靠性，所以可以取軸段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圈直徑，為55mm。考慮拆卸的方便，軸段3的直徑只要比軸段4的直徑大1～2mm就行了，這里取為58mm。軸段2處的軸環(huán)，右側可用來定位齒輪，左側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59mm)大5～10mm的要求，查滾動軸承的手冊，可得該型號的滾動軸承內圈安裝尺寸最小為65mm，故這段直徑最終取為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，選用平鍵為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2～3mm，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116mm)短2～3mm，故該段軸長取為112mm。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，應距箱體內壁一段距離，取5mm。已知滾動軸承寬度為21mm，齒輪輪轂長為100mm,則軸段4的長度為：10＋5＋(115-113)+21=38mm(5)取軸端倒角為2×45°。6、按彎扭合成校核(1)畫受力簡圖圖①：軸空間受力圖②和圖③：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矩，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②)水平面內支反力=455.08N垂直面內支反力((圖③)－=(－)=-79.52N=400.03圖④：垂直面的彎矩圖圖⑤：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⑥：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⑦：轉矩圖圖⑧：當量彎矩轉矩按脈動循環(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彎矩最大處。根據(jù)軸的結構尺寸和當量彎矩圖可知，a-a截面處彎矩最大,且截面尺寸也非最大，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，僅受純轉矩作用，雖d-d截面尺寸最小，但由于軸最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，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）=18.7MPa=15.94MPa查表得＝50MPa，所以安全。圖3-2軸的載荷分析圖7.6軸承的選擇和校核計算已知軸承的預計壽命為=40800h，轉速n=50r/min，=76.78N。如上以選用角接觸球軸承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《機械設計》可知70000C型軸承，軸承派生力，其中判斷系數(shù)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，=0.0121225兩次計算的相差不大，因此確定，，=446.92N，==242.51N。3、求軸承當量動載荷因為，查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)軸承A，；軸承B，因工作情況平穩(wěn)，查取=1.2，則由=（*+Y）得=1.2×（0.45×461.98+1.474×446.29）=1038.86N=1.2×（1×606.67+0）=728.004N4、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。（五）V形帶的設計由上圖得：皮帶的長度l=α·QUOTE+2a·sinα+（π-α）QUOTE其中cosα=QUOTEQUOTE故皮帶A：QUOTEQUOTEa=800mm則α=1.4005l=2517.785mm查普通V帶的基準（GB/T11544--1997）得此皮帶型號為：A2500GB/T11544-1997皮帶B：QUOTEQUOTEa=295.68mm則α=1.518l=1111.315mm查表得此皮帶型號為：A1120GB/T11544-1997皮帶C：QUOTEQUOTEa=1016.07mm則α=1.5549l=2551.505mm查表得此皮帶型號為：A2500GB/T11544-1997（六）剛性彈簧夾及其配合凸輪的設計剛性彈簧夾及其配合凸輪的尺寸如上，按設計要求配合凸輪只需完成在規(guī)定時間內將夾子頂開和松弛兩個動作，故采用勻速運動規(guī)律即可滿足運動要求。雖然受剛性沖擊，但是作用力很小，運動要求簡單，所以可以滿足設計要求。故可得，推桿的位移曲線圖如下：其中QUOTE（QUOTE為模塊上升時間，t為周期）凸輪角速度為QUOTE,轉速：QUOTE（七）平面六桿滑塊機構設計βθAB=b-a,BC=e，CD=c，AD=d，CG=f，AC=a+bβθ由設計要求可得極位夾角θ=QUOTE H=50mm在?ABC和?BCD中，由余弦定理得：同理，在?BDF和?CDG中分別可得：cosQUOTEcosQUOTE則QUOTE在?ABC中，得QUOTEβ=90°--QUOTE故d=QUOTE另外桿a為曲柄的條件為：在a、b、c、d四桿中，a為最小，c為最大；a+c≤b+d根據(jù)以上分析，可取l=500mmc=400mmf=300mm帶入以上公式可得QUOTE=480考慮a為曲柄的條件，可得各桿長a=15mmb=36.2mmc=400mmd=387.9mmf=300mml=500mm機構運動簡圖4321=5\*ROMANV=6\*ROMANVI=4\*ROMANIV=3\*ROMANIII=2\*ROMANII4321=5\*ROMANV=6\*ROMANVI=4\*ROMANIV=3\*ROMANIII=2\*ROMANII=1\*ROMANI傳動和執(zhí)行機構運動尺寸計算（一）軸的參數(shù)各軸轉速=1\*ROMANI．QUOTE=2\*ROMANII.QUOTE=3\*ROMANIII.QUOTEr/min（2）各軸輸入功率QUOTEQUOTEQUOTE輸出功率：QUOTEQUOTEQUOTE各軸輸入轉矩：QUOTEQUOTEQUOTE輸出轉矩：QUOTEQUOTEQUOTE由上述各項得：軸名功率P（kw）轉矩T（QUOTE）轉速nr/min傳動比i效率η輸入輸出輸入輸出電動機軸6.93822.6129302.80.96=1\*ROMANI軸6.666.5360.7959.57104