畢業(yè)論文--紙帶式穿孔機設計

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文檔簡介

1、　　紙帶式穿孔機設計　　摘要：本文研究的是“紙帶式穿孔機”，此設備形狀雖小，但結構上有其特別之處。由于加工對象是紙制品，在設計中，要根據紙帶的特性，區(qū)別于塑料薄膜式穿孔機，使其符合新的加工要求。一方面是關于它送料方式選擇，根據紙帶的特性，此穿孔機采取推的送料方式。為了達到這一要求，送料采用棘輪機構實現。另一方面，在送料過程中，首先要進行抬料

2、，然后才能送料，所以還需要抬料機構，故需要計算抬力。此外，紙制品中合理的成型工藝、先進的模具也是必不可少的重要因素。抬料和沖孔都是通過偏心輪的轉動帶動相應連接件，最后獲得所需要的力。為了滿足設計要求，計算出沖裁力的大小以及對軸的作用力的大小，從而確定了所需電動機的功率，為滿足要選用電機。其后通過計算彎矩、扭矩、強度要求等，確定選用軸。緊接著為保證達到棘輪每轉過一個角度就能帶動紙帶前進3mm的要求來選用棘輪。選用載荷、壽命均能打到要求的軸

3、承，并且計算設計凸輪、偏心輪與杠桿機構的詳細參數。　　關鍵詞：送料方式；抬料機構；棘輪機構；沖裁模具 　　The design of Paper tape puncher 　　Abstract: This article is about "paper tape puncher". Alt

4、hough the equipment shape is small, but the structure is very special. Because the processing object is paepr products. In design, according to the characteristics of paper tape, which is different from plastic film punc

5、her, make it conform to the new processing requirements. On the one hand, how to select the way of feeding? According to the characteristics of paper tape, the choice of feeding way about this piercer is to push. In orde

6、r t　　Keywords: feeding way; lift material structure; ratchet mechanism; punching mould　　目錄　　摘要i

7、Abstracti　　目錄ii　　1緒論1　　1.1課題的來源1　　1.2紙帶式穿孔機在國內外的發(fā)展前景1　　1.3課題的設計要求及參數

8、2　　1.3.1 設計的技術要求2　　1.3.2 原始條件及數據2　　2紙帶式穿孔機機械結構的分析3　　2.1與塑料薄膜穿孔機的區(qū)別3　　2.2紙帶式穿孔機采用推的送料方式3<p&g

9、t;　　2.2.1 推的送料方式所具有的機械機構3　　2.3紙帶式穿孔機的工作原理4　　3沖模設計6　　3.1模具結構設計6　　3.2沖頭設計6　　3.3沖裁力大小的分析與

10、計算6　　4動力元件的選擇8　　4.1電動機的選型8　　4.2聯軸器的選用9　　4.2.1 聯軸器的簡介9　　4.2.2 聯軸器的分類10　　4.2.3 聯軸器的選擇1

11、0　　5紙帶式穿孔機主要零部件設計12　　5.1主軸的設計12　　5.1.1 軸的材料選擇12　　5.1.2 軸的結構設計12　　5.1.3 軸的最小直徑估算13　　5.1.

12、4 軸的強度計算14　　5.2鍵的選擇16　　5.3偏心輪與杠桿機構的設計17　　5.4棘輪機構的設計17　　5.4.1 棘輪機構的工作原理17　　5.4.2 棘輪機構的幾何參數及尺寸計算18

13、　　5.5軸承的選用…………………………………………………………………………….. 21　　6放料裝置的設計21　　6.1凸輪機構的基本構成21　　6.2擺桿運動規(guī)律22　　6.3凸輪機構基本尺寸的確定22 &

14、lt;p>　　6.3.1 凸輪機構中的作用力和凸輪機構中的壓力角22　　6.3.2 凸輪基圓半徑的確定25　　6.3.3 凸?jié)L子擺桿滾子半徑的選擇25　　6.4用作圖法設計凸輪廓線26　　6.5凸輪機構部分受力分析27<p

15、>　　6.5.1 作用在滾子上的力27　　6.5.2 作用在凸輪上的力28　　7小結29　　致謝30　　參考文獻31

16、　　緒論　　如今，穿孔機被廣泛應用于諸多領域當中，市面上常見的有紙帶式穿孔機、各類金屬用穿孔機等。其材料成形工藝是先進加工技術的重要組成部分，制造方法簡單、生產效率高，可滿足工程需要。因此穿孔機的設計制造在成形加工中一直占有一席之地。　　課題的來源</p&

17、gt;　　本課題來源于上海盛加科技有限公司。　　紙帶式穿孔機在國內外的發(fā)展前景　　隨著全球經濟的發(fā)展，新技術革命不斷取得新的進展和突破，技術的飛躍發(fā)展已經成為現今世界經濟增長的重要因素。市場經濟的不斷發(fā)展，促使工業(yè)產品越來越向多品種、小批量、高質量、低成本的方向發(fā)展，穿孔機的加工制造也是如此，為了保持和加強產品在市場上的競爭力，產品

18、的開發(fā)周期、生產周期越來越短，于是對制造各種產品的關鍵工藝裝備要求越來越苛刻。并且隨著新材料、新技術的發(fā)展，其效率和應用范圍不斷擴大，類型不斷增多，創(chuàng)造的經濟效益和社會效益越來越顯著。　　我國穿孔機產業(yè)起步晚但是發(fā)展卻很快，走過了從無到有、從小到大、從弱到強的發(fā)展歷程，取得輝煌成就。穿孔機工業(yè)作為國民經濟的重要行業(yè)之一，目前已形成了門類齊全、品種豐富、規(guī)模相當、技術比較先進的產業(yè)體系。如今各類穿

19、孔機的機械制造在世界中也占有一席之地，各類穿孔機年產量、加工制品生產也都名列世界前茅，發(fā)展勢頭良好。并且消費量巨大，其經濟效益在機械行業(yè)名列前茅，但是我國穿孔機產品結構組成單一且總體技術水平落后卻是不爭的事實，如何提高產品的競爭力是當前需要考慮的問題。　　我國穿孔機的發(fā)展雖然實現了歷史性的跨越，取得令世人矚目的成就，但同時也應該清醒的看到，中國穿孔機制造總體水平與發(fā)達國家相比還有一定的差距。國產

20、穿孔機在效率、精度、穩(wěn)定性、節(jié)能等方面與歐美、日本等先進企業(yè)相比，還有一定的差距，在某些類型的穿孔機產品領域，國產機還處于空白，產品同質化嚴重，產業(yè)升級面臨巨大挑戰(zhàn)。　　隨著經濟發(fā)展的持續(xù)深入，中國各行各業(yè)對各式穿孔機的市場需求不斷上升，穿孔機制造行業(yè)正處于一個蓬勃發(fā)展的階段。中國穿孔機的需求量每年都以一定速率增長。而且隨著各種新材料、新設備和新工藝不斷地涌現，將促使中國穿孔機朝著品種多樣化、專

21、用化以及具備多功能加工的方向發(fā)展。　　我國第一代商品化的DNC產品開始于1990年，硬件采用Bondwell B220 筆記本電腦（硬件配置為8088CPU，兩個720K的軟驅，64 內存），取代了國內使用了20多年的紙帶閱讀機和紙帶穿孔機。Bondwell B220筆記本電腦也是北京中關村銷售的第一款筆記本電腦。由于考慮到電腦本身具有實現方便的編輯功能和數控機床加工程序的輸入/輸出等功能，由此

22、取名為數控機床程序服務器。下面將介紹數控機床程序服務器所包括的各種數控機床通訊接口及其軟件開發(fā)和國際流行的數控機床網絡的概況。　　膠紙帶打孔機是生產膠合板內粘貼用打孔膠帶紙專用設備。目前國內粘貼用打孔膠帶靠國外進口，價格較貴，使膠合板的成本相應提高。我們研制的ZDK打孔機，結構簡單、操作方便，效益高，無環(huán)境污染，可同時完成兩排帶打孔和收卷；采用可控硅無級調速技術，便于在收卷開始和結束時的操作和控

23、制。能夠實現開卷、收卷的張力調節(jié)，從而極大地改善了原紙卷的松緊度。該機的生產和應用，從根本上解決了我國打孔膠帶依靠進口的狀況，填補了國內一項空白。　　課題的設計要求及參數　　設計的技術要求　　設計沖裁模具，要求在寬度為50mm的紙帶上每次沖下一排16個直徑為1.5 mm的圓片

24、。　　紙帶式穿孔機的送料方式不同于塑料薄膜穿孔機，它的進給方式是以推的方式進行的。同時在送料之前首先進行抬料，然后再送料，因此需要抬料機構。 　　送料機構采用棘輪機構，棘輪轉過一個角度，推動紙帶距離為3 mm 。 　　合理選用電機以及電器箱設計。　　具體工作：對

25、紙帶式穿孔機的機械結構進行設計以及對主要零件受力情況作理論上分析與計算。　　原始條件及數據　　提供厚度為0.08mm，寬度為50mm圈筒式紙帶料。　　在紙帶料每次沖下一排16個直徑為1.5 mm園片。　　穿孔機械裝置，電機以及電器箱等

26、零部件都安置在一起。　　紙帶式穿孔機機械結構的分析　　與塑料薄膜式穿孔機的區(qū)別　　紙帶式穿孔機與塑料薄膜式穿孔機最大的區(qū)別在于它們送料方式的不同。一般來說，帶料上的圓片每次沖裁好以后的送料方式主要分為兩種，一種是采用推的方式，另一種是采用拉的方式。在塑料薄膜式穿孔機當中，送料往往采用拉的方式，原因是對于塑料薄膜式

27、穿孔機而言，在特性上其塑料材料不容易被拉斷，因此送料采取拉的方式比較方便，容易達到送料的距離要求。但是，對于紙帶式穿孔機而言，由于紙帶容易出現被拉斷的現象，從而達不到送料要求，因此不宜采用拉的方式，而應采用推的方式。這樣設計的好處是能有效地緩解此類不良情況的發(fā)生，所以相比塑料薄膜式穿孔機，紙帶式穿孔機需要在原有的機械結構上進行必要的改動，以滿足新的工作要求。　　紙帶式穿孔機采用推的送料方式<

28、;/p>　　推的送料方式所具有的機械結構　　送料機構中的棘輪機構：由于塑料薄膜式穿孔機的送料是以推的方式進行，在經過抬料機構之后，送料機構采用棘輪機構，即棘輪轉過一個角度，推動紙帶前進一段距離，進而完成加工要求。　　常用棘輪機構可分為兩大類型：　　齒式棘輪機構：齒式棘輪機構結構簡單，制

29、造方便；動與停的時間比可通過選擇合適的驅動機構實現。該機構的缺點是行程只能作有級調節(jié)；噪音、沖擊和磨損較大，故不宜用于高速。　　摩擦式棘輪機構：摩擦式棘輪機構是用偏心扇形楔塊代替齒式棘輪機構中的棘爪，以無齒摩擦代替棘輪。它的特點是傳動平穩(wěn)、無噪音；動程可無級調節(jié)。但因靠摩擦力傳動，會出現打滑現象，雖然可起到安全保護作用，但是傳動精度不高。適用于低速輕載的場合。 <p

30、>　　從本次設計的穿孔機加工對象是紙帶來考慮，宜選用齒式棘輪機構。　　此外還有一些其他的分類方式：　　按嚙合方式分類　　棘輪機構按嚙合方式分類可分為外嚙合棘輪機構和內嚙合棘輪機構。外嚙合式棘輪機構的棘爪或楔塊均安裝在棘輪的外部，而內嚙合棘輪機構的棘爪或楔塊均在棘輪內部。

31、外嚙合式棘輪機構由于加工、安裝和維修方便，應用較廣。內嚙合棘輪機構的特點是結構緊湊，外形尺寸小。　　按從動件運動形式分類　　棘輪機構按從動件運動形式分類可分單動式棘輪機構、雙動式棘輪機構和雙向式棘輪機構。單動式棘輪機構當主動件按某一個方向擺動時，才能推動棘輪轉動。雙動式棘輪機構，在主動搖桿向兩個方向往復擺動的過程中，分別帶動兩個棘爪，兩次推動棘輪轉動。雙

32、動式棘輪機構常用于載荷較大，棘輪尺寸受限，齒數較少，而主動擺桿的擺角小于棘輪齒距的場合。以上介紹的棘輪機構，都只能按一個方向作單向間歇運動。雙向式棘輪機構可通過改變棘爪的擺動方向，實現棘輪兩個方向的轉動。　　根據設計要求，這里采用外嚙合與單動式棘輪機構。　　設計棘輪機構時，應滿足在受力時，棘爪能順利地滑入棘輪齒槽，且不會自行脫離棘齒的要求。</p&

33、gt;　　設計時主要應考慮以下幾個方面：①棘輪齒形的選擇 ②模數齒數的確定 ③齒面傾斜角的確定 ④行程和動停比的調節(jié)方法。　　紙帶式穿孔機工作原理　　首先按下電源啟動按鈕，發(fā)動齒輪減速電子調速電機，由聯軸器傳遞力帶動穿孔機主軸轉動，隨后穿孔機主軸帶動偏心輪轉動。　　由于對紙帶進行沖裁的沖頭是

34、連接在偏心套上，偏心套又是套在偏心輪上，偏心輪則固定在主軸上。當主軸運轉時，帶動偏心輪轉動，偏心輪再帶動偏心套做上下移動，最后通過連接件使沖頭連桿帶動沖頭進行沖裁運動。偏心輪是通過內六角螺釘固定在主軸上的，偏心輪一方面帶動穿孔臂完成機頭沖料，另一方面還帶動抬料杠桿抬料，產生紙帶帶動紙帶滾筒轉動的效果，使得紙帶放松。　　與此同時主軸也帶動凸輪機構進行轉動，凸輪獲得主軸傳遞過來的力矩后開始旋轉，從而

35、帶動凸輪擺桿擺動，依靠擺桿上的棘爪推動棘輪轉動相應的角度，從而達到傳送紙帶的目的。這里的棘輪機構由棘輪，棘爪，擺桿，止回棘爪組成。其中一個棘爪是隨擺桿移動的，另一個固定不動的，擺桿則空套在轉動軸上。棘輪固定裝在進級機構的轉動軸上，擺桿與凸輪之間靠滾子接觸。當擺桿順時針方向擺動的時候，其中連接在擺桿上的棘爪便插入棘輪的齒槽，推動棘輪轉動相應角度，此時由固定孔連接的止回棘爪在棘輪齒背上滑過。當擺桿逆時針方向擺動的時候，止回棘爪阻止棘輪逆時針

36、方向轉動，此時棘爪在棘輪的齒背上滑過，因此棘輪靜止不動。這樣棘輪便作單向間歇轉動，從而使進級機構達到傳輸紙帶的目的。　　凸輪和偏心輪的轉動是互不干擾的兩個過程，并且又是連續(xù)進行的。當穿孔機的機頭處在最低點時，機頭沖料，而抬料杠桿與偏心套連接點處于在最高位。當機頭回程達到最高點時，此時抬料杠桿進行了抬料動作。當穿孔機的機頭處在最低點與最高點之間的中間位置時擺桿運動處在推程狀態(tài)，棘輪轉動進行推料，杠

37、桿機構不作抬料動作，最后當擺桿運動至行程最遠處后，由拉簧作用短時間內將擺桿拉至最低點，擺桿繼續(xù)處于休止狀態(tài)，繼而反復循環(huán)。　　沖模設計　　模具結構設計　　在沖裁模具設計過程當中，首先要設計工作零件，工作零件是指與沖壓材料直接接觸，對其施加

38、壓力以完成材料沖壓工序的零件，包括凸模、凹模等，只有具備了凸模和凹模才能進行沖載。　　其次需要設計定位零件，定位零件的作用是確保毛坯或坯件在沖模中的正確位置，使沖壓件達到合格的形狀、尺寸要求。　　凸模在移動過程當中必須有導向裝置，導向裝置主要用來保證凸模和凹模相互位置的準確性。此外還需要設計一些沖模輔助零件，例如支承零件，用于連接和固定工作零件，使之成為

39、完整的模具結構。主要包括上模座、下模座、固定板等。支承零件除考慮結構需要外，應具備必要的強度及剛度。　　沖頭設計　　根據要求，此穿孔機需要有16個沖頭，對于沖紙帶的穿孔機來說，沖頭的設計必須要滿足快速沖裁的要求。也就是說，紙質圓片要迅速沖裁下來，圓片圓周邊必須光滑。因此沖裁沖頭設計有以下幾種設計方案可供選擇：一種是平

40、頭式；另一種是端面傾斜某個角度；還有一種是端面?zhèn)让娉扇切蔚摹τ诩垘覀儾捎枚嗣鎮(zhèn)让娉扇切蔚姆绞?，好處是選用這種形式的沖頭既能起到定位作用，又能像剪刀一樣對薄膜進行裁剪，從而達到所需加工薄膜的形狀。并且沖頭是安裝在滑塊上的。此外在設計過程中，還要考慮凸模刀口的鋒利程度，它直接影響到加工成品的質量。　　沖裁力大小的分析與計算　　計算沖裁力的目的是為了合

41、理地選用沖壓設備噸位和設計模具。　　沖裁模具的沖裁力計算：　　選擇平刃沖模沖裁時，沖裁力的計算公式為　　P0=Ltτ （3.1）　　P0——沖裁力，單位N；　　L——沖裁件沖

42、切輪廓長度，單位mm；　　t——沖壓材料厚度，單位mm；　　τ——材料抗剪強度，單位MPa。　　此外，考慮到模具刃口的磨損、模具間隙的波動、材料機械性能變化和材料厚度偏差等各種其他因素的影響，實際所需沖裁力須增大30%，即 P=1.3P0=Ltσb ，式中　　P——計算沖

43、裁力，N；　　σb——材料抗拉強度，MPa。　　根據紙制材料的特性，當用管狀凸模裁切時，抗剪強度τ可選70MPa，即　　P0=Ltτ=πd×0.08×70=3.14×1.2×0.08×70=21.11N　　P=1.3

44、15;P0=1.3×21.11=27.44N　　由于每次沖裁16個圓片，所以　　P總=16×P=16×27.44=439.04N　　對主軸作用力F　　F×29=26×439.04<

45、;/p>　　F=393.62N　　動力元件的選擇　　電動機的選型　　選擇電機是一項專門性的技術工作。要合理選取電機，就必須對電動機的特性作分析。電動機的功率選擇是否合適，對

46、電動機的工作和經濟性都有影響。當功率小于工作要求時，電動機不能保證工作機的正常工作，或使電動機因長期過載而過早損壞；若功率過大，則電動機的價格高，能力不能充分利用，而且因為經常不在滿載下運行，其效率和功率因數較低，造成浪費。　　電動機容量主要是由電動機運行時的發(fā)熱條件決定的，而發(fā)熱又與其工作情況有關。對于長期連續(xù)運轉、載荷不變或變化很小、常溫下工作的機械，選擇電機時只要使電動機的負載不超過其額定

47、值，電動機便不會過熱。也就是可按電動機的額定功率Pm等于或略大于所需電動機的功率Pd，再選取相應的電動機型號。這類電動機的功率按下述步驟確定：　　Pw=FwVw/（1000）ηw （4.1）　　式中，Fw為工作機的阻力，單位N；vw為工作機的線速度，單位m/s；ηw為工作機的效率，帶式輸送

48、機可取0.96，鏈板式輸送機可取0.95，即　　Pw=439.04×0.1/1000×0.95=46W　　電動機至工作機的總功率η　　η=η1×η2×η3...ηn （4.2）

49、;　　式中，η1，η2，η3為傳動系統中各級傳動機構、軸承以及聯軸器的效率。　　所以，η=0.95×0.97×0.99=0.91　　所需電動機的功率由工作機所需功率和傳動裝置的總效率按下式計算：　　Pd=Pw/η=46/0.91=50.54W=0.05054kw</

50、p>　　根據所要求的功率和額定的轉速查找選擇電機：　　90YYJR90-3齒輪減速電子調速電機　　主要規(guī)格 / 特殊功能：　　● 本系列產品具有結構簡單、體積小、重量輕、輸出轉矩大、調速穩(wěn)定、噪聲低、使用方便等特點。 　　●

51、本系列產品廣泛應用于金融機械、食品包裝機械、印刷機械、辦公機械、畜牧機械、醫(yī)療機械、廣告設備、電子儀器等設備。 　　● 型號：90YYJR90-3；極數：4；功率：90W；電壓：220V；頻率：50HZ；電流：1.2A；起動轉矩：490（5000）NM；額定轉矩：670（6750）NM；額定轉速：1300RPM；電容：6/450。 　　圖4.1 電機外

52、形圖　　聯軸器的選擇　　聯軸器的簡介　　聯軸器是用來連接兩軸使其一同回轉兵傳遞運動和轉矩的一種常用部件?；貍鬟^程中被連接的兩軸不能脫開，必須在機器停車時將連接拆卸后才能使兩軸分離。　　用聯軸器連接

53、的兩軸，由于制造和安裝誤差、受載后的變形以及溫度變化等因素的影響，往往不能保證嚴格對中，兩軸間會產生一定程度的相對位移，見圖4.2。因此，除了要求聯軸器能傳遞所需的轉矩，還應在一定程度上具有補償兩軸間相對位移的性能。　　圖4.2 兩軸間的相對位移　　聯軸器的分類　　聯軸器種類

54、繁多，按照被聯接兩軸的相對位置和位置的變動情況，可以分為：　　(1) 固定式聯軸器。主要用于兩軸要求嚴格對中并在工作中不發(fā)生相對位移的地方，結構一般較簡單，容易制造，且兩軸瞬時轉速相同，主要有凸緣聯軸器、套筒聯軸器、夾殼聯軸器等。　　(2) 可移式聯軸器。主要用于兩軸有偏斜或在工作中有相對位移的地方，根據補償位移的方法又可分為剛性可移式聯軸器和彈性可移式

55、聯軸器。剛性可移式聯軸器利用聯軸器工作零件間構成的動聯接具有某一方向或幾個方向的活動度來補償，如牙嵌聯軸器（允許軸向位移）、十字溝槽聯軸器（用來聯接平行位移或角位移很小的兩根軸）、萬向聯軸器（用于兩軸有較大偏斜角或在工作中有較大角位移的地方）、齒輪聯軸器（允許綜合位移）、鏈條聯軸器（允許有徑向位移）等，彈性可移式聯軸器（簡稱彈性聯軸器）利用彈性元件的彈性變形來補償兩軸的偏斜和位移，同時彈性元件也具有緩沖和減振性能，如蛇形彈簧聯軸器、徑向

56、多層板簧聯軸器、彈性圈栓銷聯軸器、尼龍栓銷聯軸器、橡膠套筒聯軸器等。　　聯軸器的選擇　　聯軸器大多已經標準化和系列化，一般不需要自行設計，選擇時先應根據工作要求選定合適的類型，然后按照軸的直徑、傳遞轉矩和工作轉速等參數，由有關標準確定其型號和結構尺寸。　　這里我選用的是套筒聯

57、軸器。套筒聯軸器通過一個公用套筒并采用鍵、銷或花鍵等連接零件，使兩軸相連接。在采用鍵或滑鍵連接時，應采用錐頂緊定螺釘作軸向固定。為了保證連接具有一定的對中精度和便于套筒的裝拆，套筒與軸常采用H7/k6的配合。　　制造套筒的材料一般采用35或45鋼，低速傳動或不重要的場合也可采用鑄鐵。采用花鍵連接時，需要經處理至240HBS以上。　　圖4.2 套筒聯軸器&

58、lt;/p>　　套筒聯軸器的優(yōu)點是結構簡單，制造方便，徑向尺寸小，成本較低。套筒聯軸器通常適用于兩軸間對中性良好、工作平穩(wěn)、傳遞轉矩不大、徑向尺寸受限制、轉速低于250r/min的場合，軸的直徑一般小于100mm。 　　紙帶式穿孔機主要零部件的設計　　主軸的設計

59、;　　軸主要用于支承轉動的帶轂零件（如齒輪、帶輪等）并傳遞運動和動力，同時它又被滑動軸承或滾動軸承所支承。軸是機械傳動中必不可少的重要零件之一。　　軸的材料選擇　　軸的常用材料是碳素鋼、合金鋼及球墨鑄鐵。　　碳鋼比合金鋼低廉，對應力集

60、中的敏感性低，經熱處理或化學處理可得到較高的綜合力學性能，應用最多。本次設計采用的是45鋼調質。　　調質鋼在化學成分上的特點是，碳含量0.3－0.5%，并含有一種或幾種合金元素，具有較低或中等的合金化程度。鋼中合金元素的作用主要是提高鋼的淬透性和保證零件在高溫回火后獲得預期的綜合性能。 　　熱處理工藝是在臨界點以上一定溫度加熱后淬火成馬氏體，并在500℃

61、-650℃回火。熱處理后的金相組織是回火索氏體。這種組織具有強度、塑性和韌性的良好配合。 　　調質鋼的質量要求，除一般的冶金方面的低倍和高倍組織要求外，主要為鋼的力學性能以及與工作可靠性和壽命密切相關的冷脆性轉變溫度、斷裂韌性和疲勞抗力等。在特定條件下，還要求具有耐磨性、耐蝕性和一定的抗熱性。由于調質鋼最終采用高溫回火，能使鋼中應力完全消除，鋼的氫脆破壞傾向性小，缺口敏感性較低，脆性破壞抗力較大

62、，但也存在特有的高溫回火脆性。 　　軸的結構設計　　軸的結構設計就是要確定軸合理的外形和結構，以及包括各軸段長度、直徑及其他細小尺寸在內的全部結構尺寸。　　軸的結構主要取決以下因素：軸在機器中的安裝位置及形式；軸的毛坯種類；軸上作用力的大小和分布情況；軸上零件的布置及固定方式

63、；軸承類型及位置；軸的加工工藝以及其他一些要求。由于影響因素很多，且其結構形式又因具體情況的不同而異，所以軸沒有標準的機構，設計具有較大的靈活性和多樣性。　　由于本課題所用的主軸直徑很小，其上連接件是靠螺釘與之固定，所以主軸的大致形狀如下圖5.1所示：　　圖5.1 主軸結構&

64、lt;b>　　軸的最小直徑估算　　轉軸受彎扭組合作用，在軸的機構設計前，其長度、跨度、支反力及其作用點的位置等都未知，尚無法確定軸上彎矩的大小和分布情況，因此也無法按彎扭組合強度來確定轉軸上各軸段的直徑。為此應先按扭轉強度條件估算轉軸上僅受轉矩作用的軸段的直徑——軸的最小直徑d0min，然后才能通過結構設計確定各軸的直徑。　　軸

65、的扭轉強度條件為：　　(5.1)　　式中，τT——軸的扭轉切應力，單位為Mpa；　　T——軸傳遞的轉矩，單位為N·mm；　　P——軸傳遞的功率，單位為kW；　　n——軸的轉速，單位為

66、r/min；　　WT——軸的抗扭截面系數，單位為mm3　　[τT]——許用扭轉切應力，單位為MPa，查表5.2。　　表5.2 軸常用材料的[τ]和C值　　由此推得實心圓軸的最小直徑為　　(5.2)</b&g

67、t;　　式中，C——計算常數，　　(5.3)　　取決于軸的材料和受載情況，查表5.2。　　如軸段上開有鍵槽時，應適當增大直徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，d>100mm時，單鍵槽增大3%，雙鍵槽增大7%；d≤100mm時，單鍵槽增

68、大5%-7%，雙鍵槽增大10%-15%。最后對d進行圓整。　　根據公式，[τT]取30到40之間，P=0.05054kw，n=100r/min，并考慮到軸上要安裝部件所帶來的影響，最后應對d進行圓整，得出結論：軸的最小直徑為9mm。　　軸的強度計算：　　許用切應力計算（扭轉強

69、度計算）：　　軸傳遞的轉矩：T=9550P/n=9550×0.05054/100=4.83N·m　　軸的扭轉強度條件：τT=T/WT≤ [τT]　　軸的抗扭截面系數：WT=πd3/16=0.2d3=0.2×93=145.8mm3　　由此得出：

70、τT=(4.83/145.8)×1000=33.1MPa∈[30，40]　　符合強度要求。　　軸所受的載荷一般是分布載荷，計算時則常將其簡化為集中載荷，并取載荷分布段得中點作為力的作用點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度中點起算。軸由軸承支承，其支點可簡化為鉸鏈約束。<p

71、>　　圖5.3 主軸受力圖　　在主軸受力圖5.3中，F1為偏心輪對主軸的作用力，F2為凸輪對主軸的作用力。　　F1=0.24N，F2=0.097N　　所以支反力FRA=(0.24×37×10-3+0.097×16×10-3)/(78.9×10-3)=0.13

72、2N　　FRB=0.24+0.097-0.132=0.205N　　四個集中力作用的截面上的彎矩分別是　　MA=0，MB=0，　　Mv1=FRA×42×10-3=5.54×10-3N·m，Mv2=FRB×16×10

73、-3=3.28×10-3N·m　　見圖5.4所示。　　圖5.4 軸的彎矩圖　　圖5.5 軸的扭矩圖　　合成彎矩M圖如圖5.6所示。　　圖5.6 軸的合成彎矩圖</p&

74、gt;　　則合成彎矩為：（5.4）　　式中，α——折算系數，用以考慮扭轉切應力τ與彎曲正應力σ循環(huán)特性不同的影響。這里視扭轉切應力τ為脈動循環(huán)變應力，取α≈0.6。　　軸的彎扭合成強度計算：結合軸的結構分析彎矩圖和扭矩圖，確定危險截面，進行彎扭合成強度校核計算，

75、有公式　?。?.5）　　式中，σca——軸的彎扭合成計算應力，單位為MPa；　　W——危險截面的抗彎截面系數，單位為mm3　　[σ-1]——彎曲正應力σ是對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力　　圖

76、5.7 抗彎、抗扭截面系數計算公式　　W=πd3/32≈0.1d3=0.1×93=72.9mm3　　由于主軸采用的材料及熱處理為45調質，所以　　[σ-1]=60/MPa　　將參數帶入公式計算得，σca=39.75MPa＜[σ-1]<

77、;p>　　符合強度。　　偏心輪與杠桿機構的設計　　料帶軸承的形式：主要是要讓紙帶滾動體能夠輕松轉動，所以滾動體的設計方案有以下幾種，一種是在滾動體上裝軸承，另一種是在支架上裝軸承。但是考慮到紙帶的裝拆方便，所以采用在滾動體上裝軸承的方案。　　抬料機構主要是依據杠桿原理，

78、力臂的長短來支配抬料的長度。可采用凸輪機構，把輪形零件裝在軸上，軸孔偏向一邊，即偏心輪。主軸旋轉時帶動偏心輪運動，輪的外緣推動另一機件，產生往復運動。偏心輪帶動杠桿抬料，從而實現預定運動規(guī)律和傳遞動力的目的。　　鍵的選擇　　為了實現軸上零件的周向固定并傳遞轉矩，需要用到鍵連接。鍵連接是應用最多的軸轂連接方式，它結構簡

79、單，拆裝方便、工作可靠。　　鍵連接的主要內容是：1選擇類型；2確定尺寸；3強度校核。　　根據次設備的特性，我選用平鍵連接的方式。常用的平鍵有普通平鍵、薄型平鍵、導向平鍵和滑鍵4種。其中普通平鍵和薄型平鍵用于靜連接，導向平鍵和滑鍵用于動連接。　　平鍵的兩惻面是工作面，工作時靠鍵與鍵槽側面間的擠壓來傳遞轉矩。鍵的上表

80、面與輪轂槽底之間留有間隙，因此，平鍵連接定心性好、結構簡單、裝拆方便，應用最為廣泛。但平鍵連接不能承受軸向力，對軸上零件不能起到軸向固定的作用。　　這里我選用的是普通平鍵，其主要尺寸為截面尺寸b、h和長度L。b、h可根據軸的直徑d由標準中查取；長度L可參照輪轂長度B從標準中選取，一般取L=B-(5~10)mm。鍵的材料一般用強度極限不低于600MPa的碳素鋼，通常用45鋼。

81、　　最后進行強度校核：普通平鍵連接的主要失效形式是工作面的壓潰，按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。　　查表得：b*h=3*3（剪切力計算）　　鍵連接的強度計算：普通平鍵連接的擠壓強度條件　?。?.6）　　式中T

82、——傳遞的轉矩，T=F×y≈F×d/2，單位為N·mm；　　k——鍵與輪轂的接觸高度，k=h/2，h為鍵的高度，單位為mm；　　d——軸的直徑，單位為mm；　　l——鍵的工作長度，單位為mm。　　這里l=L-b=6-3=3mm</p&g

83、t;　　所以：σp=2×4.83/(1000×9×1.5×3)=2.39×10-4MPa＜[σp]　　符合強度要求。　　棘輪機構的設計　　棘輪機構的

84、工作原理　　棘輪機構是一種間歇運動機構，此次設計的棘輪機構就是其中的一種，它由棘輪，棘爪，擺桿，止回棘爪組成。棘輪固定裝在進級機構的傳動軸上，而擺桿則是空套在傳動軸上，擺桿與凸輪機構相連。當擺桿順時針方向擺動的時候，棘爪便插入棘輪的齒槽，推動棘輪轉動30度，此時止回棘爪在棘輪齒背上滑過。當擺桿逆時針方向擺動的時候，止回棘爪阻止棘輪逆時針方向轉動，此時棘爪在棘輪的齒背上滑過，因

85、此棘輪靜止不動。這樣，當主動擺桿作連續(xù)的往復擺動時，從動棘輪作單向間歇轉動，進級機構達到傳輸紙帶的目的。　　棘輪機構的結構簡單，制造方便，運動可靠；而且棘輪軸每次轉動的角度的大小可以在較大的范圍內調節(jié)，這些都是它的優(yōu)點。其缺點是工作的時候有較大的沖擊和噪聲，而且運動精度較差。所以棘輪機構常用于速度較低和載荷不大的場合。 　　根據結構特點，常用棘輪機構可分

86、為齒輪式和摩擦式兩大類型。　　此次設計為齒輪式棘輪機構。　　棘輪機構的幾何參數及尺寸計算　　1 棘爪自動嚙緊的條件：　　設計棘輪機構時，主要應滿足在受力時，棘爪能順利地滑入棘輪齒槽，且不會自行脫離棘齒的要求。棘爪在工作負荷作用下，能自動滑向齒根，這一特性稱為自動嚙緊性。這

87、一性質是由幾何條件來保證的。　　圖5.8 棘爪的受力分析　　如圖5.7所示，為了使棘爪的軸受力最小，軸心O1，O2，與棘輪齒頂尖A的相對位置應使O1A⊥O2A。　　設棘輪齒對棘爪的法向反作用力為N時，為棘爪自動滑向棘輪齒根部，則應使N對O1軸的力矩大于摩擦力F對O1軸的力矩，即：NO1Asinα＞FO1Acosα

88、。　　因為F/N=f=tgψ　　所以 tgα＞tgψ　　即 α＞ψ　　式中：α為棘輪齒面偏斜角；f和ψ分別為棘輪棘爪接觸面間的摩擦系數和摩擦角。　　在棘輪齒受力較大的時候，為增加輪齒強度，可取

89、α=0°，為滿足棘爪自動嚙緊條件，應使棘輪齒面法線n-n與軸心連線O1O2的交點K位于O1和O2之間，即∠O1AO2≥90°+ψ。　　當f=0.2時，ψ=11°30′，故取α＝15°　　2 棘輪機構的主要參數和幾何尺寸　?。?）齒數Z&

90、lt;/p>　　棘爪每次至少要撥動棘輪轉過一個齒，即棘爪的轉角應大于棘輪的齒距角2π/z，因此，可根據所要求的棘輪最小轉角來確定棘輪齒數z。通常取z在8~30之間。　　為方便計算，棘輪每次轉角取30°，即z=12。　?。?）棘輪的模數m

91、　與齒輪一樣，棘輪齒距的大小也用模數來衡量。但棘輪的齒距和模數都是從齒頂圓上來度量的。　　齒頂圓直徑da，齒距p和齒數Z的關系為　　Zp=πd （5.7）　　令m=p/π，稱為棘輪的模數，故da=mz　　由設計要求，紙

92、帶的傳送距離由棘輪所轉動的角度所決定，課題要求每次紙帶送料的間距為3mm，將機構傳送誤差計算在內，又因模數已標準化，故模數取m=1。　?。?）其它尺寸　　齒數和模數確定以后，棘輪和棘爪的主要尺寸計算如下：　　1．棘輪的幾何尺寸</p

93、>　　齒頂圓直徑 da=mz=1×12=12mm　　齒距 p=πm=3.14×1=3.14mm　　齒高 h=(0.8~1)m=1×m=1mm (m≤5時)　　齒頂弦厚 a=m=1mm　　齒槽夾角 θ=60°

94、;　　齒寬 B=(1~6)m=1.5×m=1.5mm　　2．棘爪幾何尺寸　　棘爪長度 L=2p=2×3.14=6.28mm　　棘爪工作長度 h1=h+(2~3)mm=1+2=3mm (m≤2.5時)</p&g

95、t;　　棘爪底長度 a1=(0.8~1)m=1×1=1mm　　棘爪齒形角 φ=50°　　軸承的選用　　軸承的壽命　?。?.8）</

96、b>　　式中 P——軸承所受的當量載荷，單位為N；　　ε——軸承的壽命指數，選用滾子軸承ε=10/3；　　L10——軸承的基本額定壽命，單位為106r；　　——載荷系數；<b&g

97、t;　　——溫度系數。　　（5.9）　?。?.10）　　經計算得當量載荷為7710N，壽命約為20138個小時，可以選用。　　放料裝置的設計

98、;　　凸輪機構是由具有曲線輪廓的構件，通過高副接觸帶動從動件實現預期運動規(guī)律的一種高副機構。它廣泛地應用于各種機械，特別是自動機械、自動控制裝置和裝配生產線中。在設計機械時，當需要其從動件必須準確地實現某種預期的運動規(guī)律時，常采用凸輪機構。　　凸輪機構的基本構成　　凸輪機構一

99、般由三個零件組成：凸輪，從動件與支架，當凸輪繞固定軸轉動時，其廓線推動從動件作往復擺動或者往復移動，本次設計中，從動件作往復擺動，則稱為擺桿。顯然，擺桿的運動規(guī)律取決于凸輪廓線的形狀。反之，當給定了擺桿的運動規(guī)律時，也可以設計出能滿足要求的凸輪廓線，此次設計就屬于后者情況。　　工程實際中所使用的凸輪機構種類很多，常用的分類方法有以下幾種：

100、;　　按凸輪形狀分　　主要有盤形凸輪，移動凸輪，圓柱凸輪等，此次設計選用盤形凸輪。　　按從動件形狀分　　主要分為尖頂從動件，滾子從動件，平底及曲底從動件，此次設計選用滾子擺桿。　　圖6.1 擺動滾子從動件凸輪機構&

101、lt;/p>　　按凸輪與從動件保持接觸的方式分　　凸輪機構在運轉過程中，其凸輪與從動件必須始終保持高副接觸，以使從動件實現預定的運動規(guī)律。保持高副劫持常用以下幾種方式：　?。?）幾何封閉　　幾何封閉利用凸輪或從動件本身的特殊幾何形狀使從動件與凸輪保

102、持接觸。　　（2）力封閉　　力封閉凸輪機構是指利用重力、彈簧力或其他外力使從動件與凸輪保持接觸。　　此次設計中設有拉簧并使擺桿保持與凸輪面接觸，因此選用的是力封閉方式。　　與其它機構相比，凸輪機構的構件數目較少，結構上簡單緊湊，且能夠

103、借助于凸輪廓線的形狀比較容易地實現任意復雜的運動要求，具有其它機構難代替的優(yōu)點，因此，一直廣泛應用于各種機械設備。　　擺桿運動規(guī)律　　在凸輪機構當中，通常來說，凸輪為主動件，且作等速轉動，即ω=常數。　　由課程設計內容所要求，沖料次數為80～100次/分，即主軸轉動為80～1

104、00圈/分，為方便計算，取100次/分，即T＝0.6s，ω=2π/T=10π/3 rad/s。　　凸輪機構的一次轉動，在這0.6s內，主軸上偏心輪帶動穿孔臂完成機頭沖料，凸輪擺桿帶動棘輪轉動角度傳送紙帶，這兩個過程互不干擾，且又連續(xù)進行，故設計為：擺桿處在休止狀態(tài)時，機頭沖料，擺桿運動推程狀態(tài)時，棘輪轉動，最后當擺桿運動至行程最高點處后，由拉簧作用短時間內將擺桿拉至最低點，擺桿繼續(xù)處于休止狀態(tài)，

105、繼而反復循環(huán)。　　故：擺桿的運動規(guī)律如下表：　　根據課題設計要求，此凸輪機構屬于中速的情況，假設其輕載，參考彭國勛，肖正揚主編《自動機械的凸輪機構設計》1990年12月第一版機械工業(yè)出版社P65表2－4凸輪曲線的特性值，故選擇Am與Jm較小的曲線，為等加速度運動規(guī)律，以保證從動件運轉時的工作精度。　　凸輪機構基本

106、尺寸的確定　　凸輪機構中的作用力和凸輪機構中的壓力角　　凸輪與擺桿正壓力的方向線（即公法線n-n）與擺桿受力點速度的方向線所夾之銳角，稱為凸輪機構的壓力角。如圖6.2所示，　　圖6.2 凸輪機構壓力角簡圖　　壓力角α是影響凸輪機構受力情況的一個重要參數。α越大，擺桿在擺動

107、方向上的有效分力越小，效率則隨之降低，當α增大到一定程度時，機構就會自鎖。工程上，為了避免機械效率偏低，改善其受力情況，規(guī)定壓力角α不得超過許用壓力角[α]，推程時，通常對擺桿取[α]=35°～45°，故此次設計取[α]=40°?；爻虝r，由于通常受力較小且一般無自鎖問題，許用壓力角可取得較大，通常取[α]=70～80°。　　一般來說，凸輪廓線在不同點處的壓

108、力角是不同的，為了保證凸輪機構正常運轉，設計上應使最大壓力角αmax小于許用壓力角，即αmax≤[α]。　　滾子從動件凸輪機構壓力角的通用計算公式：　　α＝βf+(1-δ1/2)π　　式中：δ1＝ 　　βf＝arctan(Q1/Q2)

109、 　　其中：Q1＝lf－lccos(θ1 –θ2)+cθ2sinθ1　　Q2＝lf(θ2–θ1)－lcsin(θ1－θ2)－cθ2cosθ1　　式中：lf為常量，即擺桿長度，lc 為變量，即凸輪運動參數，c為擺桿與凸輪相對位置的中心距，θ1，θ2分別為擺桿與凸輪運動隨時間轉動的角度。<

110、;p>　?。▍⒖寂韲鴦?，肖正揚主編《自動機械的凸輪機構設計》1990年12月第一版機械工業(yè)出版社P90 3－58 P79 3－38式 P84各類基本平面凸輪機構的參數）　　本次設計中l(wèi)f=30mm，c=42mm，θ2(t)＝ωt＝10πt/3，lc＝0。　　θ1(t)=

111、　　( 為能保證凸輪回程運動中拉簧能夠順利準確地將擺桿拉回初始位置，故加入為初始角度，＝30°，凸輪運動一周T=0.6s)，　　則：Q1＝c10πsinθ1/3　　Q2＝lf（10π/3－θ1）－c10πcosθ1/3　　取特殊點計算，當t=0s即t=0.6s時

112、　　Q1=42×10πsin30°/3=70π　　Q2=30×(10π/3－0)－42×10πcos30°/3=100π－70π　　βf＝arctan(Q1/Q2)＝arctan－3.295=－73.12°　　α＝βf+(1-δ1/2)π=－73.12&

113、#176;+π/2=16.88°　　t=0.3s時　　Q1=42×10πsin30°/3=70π　　Q2=30×(10π/3－5π/6)－42×10πcos30°/3=75π－70π<p

114、>　　βf＝arctan(Q1/Q2)＝arctan－1.51=－56.55°　　α＝βf+(1-δ1/2)π=－56.55°+π/2=33.45°　　t=0.5s時　　Q1=42×10πsin60°/3=70π<

115、/p>　　Q2=30×(10π/3+5π/3)－42×10πcos60°/3=80π　　βf＝arctan(Q1/Q2)＝arctan1.52=56.58°　　α＝βf+(1-δ1/2)π=56.58°+π/2=146.58° 即α＝33.41°</p

116、>　　由計算可得出，最大壓力角αmax在擺桿升程的時候產生，αmax＝33.45°≤[α]，即機構不會產生自鎖現象。　　凸輪與擺動從動件的運動關系如圖6.3所示：　　圖6.3 擺動從動件凸輪機構的壓力角　　凸輪基圓半徑的確定</p&

117、gt;　　若從受力和效率的角度講，壓力角越小越好；若從結構緊湊的角度講，則基圓的半徑越小越好，但是減小rb會使α增大。這是一對矛盾，必須適當兼顧。設計上通常采用下述原則處理：根據凸輪機構的最大壓力角αmax不超過其許用壓力角[α]為先決條件，來確定出最小的基圓半徑。　　rb＝　?。▍⒖寂韲鴦?，肖

118、正揚主編《自動機械的凸輪機構設計》1990年12月第一版機械工業(yè)出版社P923－65a）　　注意：rb是滾子中心軌跡（不是凸輪輪廓）的基圓半徑。　　式中，對于擺動從動件凸輪，h=lfτh，即以滾子中心在一個行程中走過的弧長代替h，τh是擺動從動件在一個行程中轉過的角度，則：h=30×0.52＝15.71mm<p&g

119、t;　　θh是完成一個升程（或者回程），凸輪所轉過的角度，稱為動程角，即　　θh＝120°＝2π/3　　V是從動件運動的無因次速度，由選定的運動規(guī)律決定，即當V=Vm的時候，α≈αmax，故：因運動規(guī)律為等加速度運動規(guī)律，則：Vm＝2　　αp為最大允許壓力角，代替αmax＝33.45°。&l

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