自動(dòng)三面切書機(jī)設(shè)計(jì)含開題及9張CAD圖

自動(dòng)三面切書機(jī)設(shè)計(jì)含開題及9張CAD圖,自動(dòng),三面切書機(jī),設(shè)計(jì),開題,CAD 自動(dòng)三面切書機(jī)設(shè)計(jì) 摘 要 本文主要介紹的是三面切書機(jī)工藝過程，主要工作部件的設(shè)計(jì)計(jì)算。 用三把切刀切凈書芯、雜質(zhì)等的機(jī)器稱為三面切書機(jī)。三面切書機(jī)可作為單機(jī)使用，也可以作為裝訂聯(lián)動(dòng)線中的一個(gè)機(jī)組，其區(qū)別是單機(jī)裁切高度大，聯(lián)動(dòng)機(jī)裁切高度小。 具體設(shè)計(jì)內(nèi)容包括：蝸桿減速器，直齒輪傳動(dòng)，曲軸，壓緊機(jī)構(gòu)以及各種連接用零件。 蝸桿減速器結(jié)構(gòu)緊湊，能夠?qū)崿F(xiàn)交錯(cuò)軸間的傳動(dòng)，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(shí)序控制系統(tǒng)，集中控制各個(gè)機(jī)構(gòu)間的同步化。 關(guān)鍵詞：三面，曲軸，同步化 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 3 目 錄 第1章 緒論 1 1.1 切書機(jī)的構(gòu)造特點(diǎn) 1 1.2 國內(nèi)切書機(jī)的技術(shù)水平 1 1.3 國外切書機(jī)技術(shù)發(fā)展趨勢(shì)和水平 2 1.4 我國切書機(jī)生產(chǎn)的未來之路 2 第2章 總體方案設(shè)計(jì) 4 2.1 總體布局設(shè)計(jì) 4 2.2 三面切書機(jī)的工作原理 4 2.3 三面切書機(jī)的主要機(jī)構(gòu) 5 2.4 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)循環(huán)分析 7 第3章 設(shè)計(jì)計(jì)算 9 3.1 減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算 9 3.1.1 蝸輪蝸桿的傳動(dòng)設(shè)計(jì) 9 3.1.2 蝸輪蝸桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 12 3.2 裁切機(jī)構(gòu)傳動(dòng)部件的設(shè)計(jì)計(jì)算 24 3.2.1 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 24 3.2.2 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 28 3.2.3 曲軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 35 3.3 壓緊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 39 結(jié)論 41 參考文獻(xiàn) 42 致謝 43 第1章 緒論 切書機(jī)是廣泛用于印刷企業(yè)印前及印后的裁切設(shè)備用于各種紙張印刷品的加工。隨粉國家經(jīng)濟(jì)的迅速發(fā)展使切書機(jī)得以在更為廣泛的使用范圍來為各行各業(yè)服務(wù)。三面切書機(jī)主要作為裝訂生產(chǎn)線的組成部分。 1.1切書機(jī)的構(gòu)造特點(diǎn) 目前國內(nèi)已有多種型號(hào)、多種規(guī)格、不同大小的切紙機(jī)可供各行各業(yè)用戶選擇但它們的結(jié)構(gòu)基本相似都由下列幾個(gè)主要部件組成:切刀、切桿、切紙臺(tái)、側(cè)規(guī)、后擋紙規(guī)及壓紙器、機(jī)座。切刀是切紙機(jī)的重要部件切刀又長又重.處于機(jī)器的前方，固定在刀架上當(dāng)它向底座移動(dòng)時(shí)，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(jī)另一個(gè)重要部件位于切紙臺(tái)面上一個(gè)溝槽中，正對(duì)切刀下方.作用是防止切刀每次切過紙垛后與金屬切紙臺(tái)相撞.否則切刀就極易變鈍甚至斷裂。側(cè)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(zhǔn)確定位在切刀下方。側(cè)規(guī)是固定不動(dòng)的而后擋規(guī)能移動(dòng)，可根據(jù)不同的裁切長度進(jìn)行調(diào)整。壓紙器是一個(gè)與切刀平行的金屬棒與切紙臺(tái)成90度，它有兩個(gè)功能:一是裁切之前將紙垛中的空氣排出，另一個(gè)是在裁切過程中將紙垛牢牢地固定在原位。切紙臺(tái)是切書機(jī)的工作臺(tái)，要求平面度、平直度精度高，剛性好，保證推紙運(yùn)行平穩(wěn)，受沖擊不位移確保裁切精度。 1.2國內(nèi)切書機(jī)的技術(shù)水平 切書機(jī)的技術(shù)性能水平首先表現(xiàn)在安全可靠性包括人身安全和機(jī)器運(yùn)行安全等方面:其次是裁切精度高精度保持性好自動(dòng)化程度高，操作方便等。國產(chǎn)切書機(jī)技術(shù)水平與國際先進(jìn)水平有一定的差距主要表現(xiàn)在①控制系統(tǒng)比較落后:從控制系統(tǒng)來講.我國剛開始在機(jī)上配備PLC系統(tǒng).而國際上已經(jīng)采用全線計(jì)算機(jī)控制利用計(jì)算機(jī)對(duì)各種執(zhí)行部件進(jìn)行監(jiān)控和調(diào)整同時(shí)可預(yù)設(shè)參數(shù)，實(shí)行計(jì)算機(jī)控制下的自動(dòng)調(diào)整大大縮短了輔助時(shí)間并保證了工作可靠。②配套性差:國產(chǎn)切書機(jī)很少能配上成套設(shè)備，如裁切及裝訂生產(chǎn)線。③安全保證系統(tǒng)不夠先進(jìn)和齊全。④操作方便程度及外觀存在一定的差距。 目前國外切書機(jī)控制方式基本上都采用微機(jī)程序控制而國內(nèi)的切紙機(jī)產(chǎn)品還主要以數(shù)顯為主同時(shí)各種規(guī)格機(jī)械式切書機(jī)缺乏可靠安全保護(hù)裝。微機(jī)控制切書機(jī)是發(fā)展的趨勢(shì)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(jī)要獲得更廣泛應(yīng)用和全面落實(shí)取代進(jìn)口并進(jìn)入國際市場(chǎng)必須自主創(chuàng)新.努力的方向如下:①研發(fā)采用更先進(jìn)的控制系統(tǒng):②齊備全方位的安全保護(hù)系統(tǒng):③提高機(jī)械耐用性和可靠性.具備提供配備上成套設(shè)備的能力:④提供操作使用快捷方便的程序;⑥具有新的造型提高全方位的外觀質(zhì)，;⑥提高切紙機(jī)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(jī)技術(shù)發(fā)展趨勢(shì)和水平 國外切書機(jī)技術(shù)水平發(fā)展較快，主要表現(xiàn)在自動(dòng)化程度的提高，如自動(dòng)取紙、闖紙、裁切、卸紙等全方位自動(dòng)化整個(gè)生產(chǎn)線只需兩個(gè)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(dòng)強(qiáng)度。另外對(duì)切書機(jī)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:①切紙機(jī)的安全系統(tǒng)采用多回路紅外光電保護(hù)，雙手同步按鈕。刀體防跌落安全電子鎖.裁切過載保護(hù)、全封閉的防護(hù)罩，對(duì)人身和機(jī)器全方面的安全保護(hù)。②切書機(jī)可實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)故障診斷、機(jī)械系統(tǒng)保養(yǎng)記錄表和維修記錄(包括刀的變動(dòng)和夾緊力)。③提高工作臺(tái)的技術(shù)水平包括鑄件的材料、工作面的精度及表面鍍硬鉻達(dá)到耐用和永不生銹的目的。④通過微機(jī)處理程控切書機(jī)，控制集機(jī)、電、光、液與數(shù)字技術(shù)一體化操作。⑤全面落實(shí)提高切書機(jī)的外觀包括整機(jī)的造型、色彩等。⑥隨著服務(wù)領(lǐng)域內(nèi)產(chǎn)品不斷更新國外切書機(jī)裁切幅面可達(dá)2500一3000mm。 1.4我國切書機(jī)生產(chǎn)的未來之路 國內(nèi)外切紙機(jī)總體水平都在提高，自動(dòng)化程度也愈來愈高。但自動(dòng)切紙機(jī)的編程存在一個(gè)誤區(qū).那就是企圖實(shí)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(jī)公司正在試圖簡化切紙機(jī)的控制軟件。自動(dòng)切紙機(jī)在技術(shù)上也存在一些問題主要是紙張不是完全穩(wěn)定的材料，因?yàn)榻?jīng)過印刷整個(gè)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(yīng)注意這方面的問題。目前我國印刷機(jī)械總體水平還落后國際先進(jìn)水平15年以上，隨粉國家經(jīng)濟(jì)實(shí)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(jī)企業(yè)共有30多家，有實(shí)力的企業(yè)僅有幾家。為適應(yīng)國內(nèi)外切書機(jī)的快速發(fā)展，應(yīng)聯(lián)合起來擴(kuò)大實(shí)力.走切書機(jī)高，新，快發(fā)展之路。 44 第2章 總體方案設(shè)計(jì) 2.1 總體布局 2.1.1機(jī)型選擇 根據(jù)機(jī)械生產(chǎn)效率來看，屬于 中等批量生產(chǎn)，可選用自動(dòng)機(jī)型。但從經(jīng)濟(jì)性角度分析，可以去掉自動(dòng)送料機(jī)構(gòu)。 根據(jù)工藝路線分析，實(shí)際需要2個(gè)工位，一個(gè)進(jìn)料、裁切工位，另一個(gè)是出料工位。 2.1.2執(zhí)行機(jī)構(gòu) 根據(jù)工藝，確定自動(dòng)機(jī)由下列執(zhí)行機(jī)構(gòu)組成： 1供書機(jī)構(gòu) 2裁切機(jī)構(gòu) 3出書機(jī)構(gòu) 2.2三面切書機(jī)的工作原理 三面切書機(jī)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(cè)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(dòng)，自動(dòng)將書疊壓緊。夾書器11沿導(dǎo)軌將書疊自動(dòng)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(dòng)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(dǎo)槽8自動(dòng)退回。左右側(cè)刀2和7同時(shí)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(fù)到原來停止裁切的位置。門刀3在側(cè)刀上升的同時(shí)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(fù)到原來停止裁切的位置。壓書板4自動(dòng)上升，接觸對(duì)書疊的壓力。出書機(jī)構(gòu)的推書爪（或稱機(jī)械手）將被裁切好的書刊從裁切面板平穩(wěn)地推到機(jī)器后面的輸送帶上。三面切書機(jī)由裁切刀片、送書機(jī)構(gòu)、送書壓緊機(jī)構(gòu)、壓書機(jī)構(gòu)、裁切機(jī)構(gòu)、和放書機(jī)構(gòu)等組成。 圖2-1 三面切書機(jī)的工作原理 1-工作臺(tái)面 2-左側(cè)刀 3-門刀 4-壓書板 5-千斤桿 6-毛本書 7-右側(cè)刀 8-導(dǎo)槽 9-擋規(guī) 10-壓舌 11-夾書器 12-側(cè)規(guī) 2.3三面切書機(jī)的主要機(jī)構(gòu) 2.3.1裁切刀片 三面切書機(jī)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α的大小，對(duì)裁切質(zhì)量有直接的關(guān)系，應(yīng)根據(jù)被裁切物的抗切力的大小選取。α角越小，刀刃就越鋒利，裁切機(jī)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α角太小，刀刃強(qiáng)度和耐磨性就會(huì)相應(yīng)地降低，裁切速度和裁切質(zhì)量反而會(huì)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，α角應(yīng)盡量小。常用刀片裁切角α一般在16°～25°之間。裁切較硬的紙張或紙板時(shí)，α角還可以略為增大。裁刀的運(yùn)動(dòng)形式如圖2-3所示。ε角一般為5°左右，θ角一般為45°左右。為簡化機(jī)構(gòu)，現(xiàn)采用斜刃刀片。 圖2-2裁切刀片 圖2-3 裁刀的運(yùn)動(dòng)形式 1-刀片 2-刀架 2.3.2自動(dòng)供書機(jī)構(gòu) 裝訂聯(lián)動(dòng)線中的三面切書機(jī)都裝有自動(dòng)供書機(jī)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)如圖2-4所示。 圖2-4自動(dòng)供書機(jī)構(gòu) 1-毛本書 2-推書板 3-推書小車 2.3.3裁切機(jī)構(gòu) 裁切機(jī)構(gòu)是三面切書機(jī)的主體，機(jī)器在正常運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，刀架作升降運(yùn)動(dòng)，裁刀下降時(shí)為裁切動(dòng)作，同時(shí)送書器復(fù)位；上升或靜止的同時(shí)，完成裝書（自動(dòng)或手動(dòng)）、送書等動(dòng)作。 裁切機(jī)構(gòu)由曲軸、連桿、牽臂組成的間歇運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)和刀架、刀片等機(jī)件組成。曲軸轉(zhuǎn)過一周，通過牽臂帶動(dòng)裁切機(jī)構(gòu)作一次升降運(yùn)動(dòng)，完成一次裁切動(dòng)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(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)的安全。 2.3.3.1刀架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)要求中紙疊（書）有4種型號(hào)，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 ( 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(jī)構(gòu)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(jī)構(gòu)過于復(fù)雜化。 圖b為紙疊（書）中心線共線，在裁切不同尺寸紙疊（書）時(shí)，推書機(jī)構(gòu)需要推進(jìn)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(duì)于前一方案，變化推書的行程要比變換壓緊機(jī)構(gòu)容易，結(jié)構(gòu)也更為簡單。 作為經(jīng)濟(jì)型的三面切書機(jī)，本設(shè)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(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)循環(huán)機(jī)器組成區(qū)段 現(xiàn)在對(duì)三面切書機(jī)的推桿，壓板，刀架三個(gè)部分進(jìn)行分析。根據(jù)工藝要求，這三個(gè)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)循環(huán)分別包括下列區(qū)段： 1推桿 推書前進(jìn)的時(shí)間，返回運(yùn)動(dòng)時(shí)間為，在初始位置停留時(shí)間 2壓板 壓板下降運(yùn)動(dòng)時(shí)間，壓緊時(shí)的停留時(shí)間，返回運(yùn)動(dòng)時(shí)間 3刀架 刀架下降運(yùn)動(dòng)時(shí)間，返回運(yùn)動(dòng)時(shí)間 這臺(tái)自動(dòng)機(jī)械采用曲軸分配軸作為集中時(shí)序控制系統(tǒng)，分配軸勻速旋轉(zhuǎn)，每轉(zhuǎn)完成一個(gè)工作循環(huán)。因此可用分配軸的轉(zhuǎn)角表示各機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)循環(huán)。與工作循環(huán)時(shí)間對(duì)應(yīng)的分配軸總轉(zhuǎn)角應(yīng)為，各執(zhí)行機(jī)構(gòu)各區(qū)段對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)角之和都等于 整理如圖2-6 圖2-6 工作循環(huán)圖 第3章 設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1.1蝸輪蝸桿的傳動(dòng)設(shè)計(jì)： 3.1.1.1選擇蝸桿傳動(dòng)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(dòng)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(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，在校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（11-12），傳動(dòng)中心距 式中： 。 ——齒面許用接觸應(yīng)力，單位MPa。 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 按，估取效率，則 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選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動(dòng)載系數(shù)則 3.1.1.3.3確定彈性影響系數(shù) 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪與鋼蝸桿相配，故 3.1.1.3.4確定接觸系數(shù) 先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動(dòng)中心距的比值，從圖11-18中可查得 3.1.1.3.5確定許用接觸應(yīng)力 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(yīng)力 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) 則 3.1.1.3.6計(jì)算中心距 取中心距，因，故從表11-2中取模數(shù)，蝸桿分度圓直徑，這時(shí)，從圖11-18中可查得接觸系數(shù)。因?yàn)椋砸陨嫌?jì)算結(jié)果可用。 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 直徑系數(shù) 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導(dǎo)程角 蝸桿軸向齒厚 3.1.1.4.1蝸輪 蝸輪齒數(shù)；變位系數(shù)； 驗(yàn)算傳動(dòng)比 傳動(dòng)比誤差應(yīng)在范圍內(nèi)，這時(shí)傳動(dòng)比誤差為，是允許的 蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓半徑 3.1.1.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)，，從圖11-19中查得系數(shù) 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 從表11-8中查得ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力 壽命系數(shù) 故 彎曲強(qiáng)度是滿足。 3.1.1.6精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng)，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T 10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級(jí)精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8fGB/T 10089-1988。然后由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得要求的公差項(xiàng)目及表面粗糙度。 3.1.2蝸桿、蝸輪的基本尺寸設(shè)計(jì) 3.1.2.1蝸桿基本尺寸設(shè)計(jì) 根據(jù)電動(dòng)機(jī)的功率P=2.2kw，滿載轉(zhuǎn)速為710r/min，電動(dòng)機(jī)軸徑，軸伸長E=80mm 軸上鍵槽為10x8。 3.1.2.1.1初步估計(jì)蝸桿軸外伸段的直徑 d=（0.8～1.0）=30.4～38mm 3.1.2.1.2計(jì)算轉(zhuǎn)矩 由Tc、d根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(jié)構(gòu)尺寸如圖3-1 圖3-1 GICL2型鼓形齒式聯(lián)軸器 型號(hào): GICL2 公稱轉(zhuǎn)矩 許用轉(zhuǎn)速 軸孔直徑 、、: 軸孔長度L GICL, Y型: 軸孔長度L GICL,J、Z型: D: D1: D2: D3: B: A: C1: C2: C: : 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量: 潤滑脂用量: 重量: 許用徑向位移 根據(jù)GICL2型鼓形齒式聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)尺寸，確定蝸桿軸外伸端直徑為38mm的長度為60mm。由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》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，鍵槽長L=40mm。 初步估計(jì)d=64mm。 3.1.2.2蝸輪基本尺寸設(shè)計(jì) 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》 表11-3及表11-4可計(jì)算得蝸輪基本尺寸。 蝸輪采用裝配式結(jié)構(gòu)，用六角頭螺栓聯(lián)接（100mm）,輪芯選用灰鑄鐵 HT100 ，輪圈選用鑄錫磷青銅ZcuSn10P1 單位：mm 中心距 a=160 蝸桿頭數(shù) 蝸桿齒數(shù) 齒形角 模數(shù) m=6.3 傳動(dòng)比 i=20 齒數(shù)比 u=20 蝸輪變位系數(shù) ； 蝸桿直徑系數(shù) q=10 蝸桿軸向齒距 蝸桿導(dǎo)程 蝸桿分度圓直徑 蝸桿齒頂圓直徑 蝸桿齒根圓直徑 頂隙 蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪齒頂高 蝸輪齒根高 蝸輪齒高 蝸輪咽喉母圓半徑 蝸桿軸向齒厚 蝸桿法向齒厚 蝸桿節(jié)圓直徑 蝸輪節(jié)圓直徑 蝸輪寬度 頂圓直徑 蝸桿齒寬 3.1.2.3蝸輪軸的尺寸設(shè)計(jì)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 若取齒輪傳動(dòng)效率,蝸桿傳動(dòng)效率（均包括軸承效率），則 又 于是 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 而 圓周力 徑向力 軸向力 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 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)軸器的孔徑想適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取，則： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-85，選用HL4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(hào): 公稱轉(zhuǎn)矩 許用轉(zhuǎn)速 軸孔直徑、、: 軸孔長度 型 : 軸孔長度 ,,型 : 軸孔長度,,型 : : : : : 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量: 質(zhì)量: Y型軸孔，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000。半聯(lián)軸器的孔徑，故?。话肼?lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 3.1.2.3.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）擬定軸上零件的裝配方案 a) b) 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(gè)用于軸向定位的長套筒，使機(jī)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(jié)構(gòu)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端面上，故段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。 （2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30313，其尺寸為，故。 左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)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。 30313圓錐滾子軸承的校核 徑向力 軸向力 軸承轉(zhuǎn)速,裝軸承處的軸頸直徑，運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)有輕微沖擊，預(yù)期計(jì)算壽命。 求比值 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-5，圓錐滾子軸承的最大值為0.35，故此時(shí)。 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P，根據(jù)式（13-8a） 按照表13-6， 按照表13-5，X=0.4， Y=1.7，則 根據(jù)式（13-6），求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值 按照軸承樣本查得此軸承的基本額定靜載荷。驗(yàn)算如下： 校核30313型圓錐滾子軸承的壽命，根據(jù)式（13-5） 即遠(yuǎn)高于于預(yù)期壽命，所以絕對(duì)滿足。 （3）安裝蝸輪處的軸段Ⅳ的直徑；蝸輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。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(yīng)略短于輪轂寬度，故取。蝸輪的左端采取軸肩定位，軸肩高度，取，則軸環(huán)處直徑。軸環(huán)寬度，取。 （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(duì)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。 （5）取蝸輪距箱體內(nèi)壁之距離?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動(dòng)軸承寬度，則 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(cè)查得平鍵截面（GB/T 1096-79），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40(標(biāo)準(zhǔn)鍵長GB/T 1095-79)，蝸輪軸鍵槽深度聯(lián)軸器上鍵槽深度同時(shí)為了保證蝸輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇蝸輪輪轂與軸的配合為。滾動(dòng)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。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-2，取軸端倒角為，各個(gè)軸肩處圓角半徑分別為R1.6和R2。 軸的結(jié)果設(shè)計(jì)采用階梯狀，階梯之間有圓弧過度，減少應(yīng)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(shè)計(jì)及鍵的選擇 當(dāng)軸上裝有平鍵時(shí)，鍵的長度應(yīng)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(xiàn)1表2.4—30圓整，可知該處選擇鍵2.5×110，高h(yuǎn)=14mm，軸上鍵槽深度為，輪轂上鍵槽深度為，軸上鍵槽寬度為輪轂上鍵槽深度為 3.1.2.4減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 根據(jù)〈〈機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》表11-1可計(jì)算得，箱體的結(jié)構(gòu)尺寸如表3-1： 表3-1箱體的結(jié)構(gòu)尺寸 減速器箱體采用HT200鑄造，必須進(jìn)行去應(yīng)力處理。 設(shè)計(jì)內(nèi)容 計(jì) 算 公 式 計(jì)算結(jié)果 箱座壁厚度 =0.04×160+3=9.4 a為蝸輪蝸桿中心距 取 箱蓋壁厚度 =0.85×12=10mm 取 箱座凸緣厚度 箱蓋凸緣厚度 箱座底凸緣厚度 地腳螺釘直徑 取 地腳螺釘數(shù)目 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 取 聯(lián)接螺栓的間距 軸承端蓋螺釘直徑 視孔蓋螺釘直徑 定位銷直徑 至外箱壁距離 查表11-2， 取 至凸緣邊緣距離 查表11-2， 取 軸承旁凸臺(tái)半徑 凸臺(tái)高度 根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)。 取50 外箱壁至軸承座端面距離 鑄造過渡尺寸 查表1-38， 蝸輪外圓與內(nèi)箱壁距離 取 蝸輪輪轂端面與內(nèi)箱壁距離 取 箱蓋、箱座肋厚 軸承端蓋外徑 ——軸承外徑 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 3.2 裁切機(jī)構(gòu)傳動(dòng)部件的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.2.1齒輪傳動(dòng) 已知輸入功率，輸出齒輪轉(zhuǎn)速，傳動(dòng)比，工作壽命為15年（設(shè)每年工作300天），兩班制。 3.2.1.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 3.2.1.1.1按傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 3.2.1.1.2切書機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)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) 3.2.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10—9a）進(jìn)行試算，即 3.2.1.2.1確定公式內(nèi)得各計(jì)算數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù) 2) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3) 由表10-7選取齒寬系數(shù) 4) 由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù) 5) 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限； 6) 由式10－13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7) 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)； 8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得 3.2.1.2.2計(jì)算 1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 2) 計(jì)算圓周速度 3) 計(jì)算齒寬 4) 計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù)： 齒高： 齒高之比： 5) 計(jì)算載荷系數(shù) 已知，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)近似； 直齒輪，假設(shè)，由表10-3查得； 根據(jù)已知條件，由表10-2查得使用系數(shù)； 由表10-4查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承對(duì)稱布置時(shí) 將數(shù)據(jù)代入后得： 由，查圖10-13得，故載荷系數(shù) 6) 按實(shí)際得載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑，由式（10-10a）得 7) 計(jì)算模數(shù) 3.2.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度得設(shè)計(jì)公式為： 3.2.1.3.1確定公式內(nèi)得各計(jì)算值 1) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 2) 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 3) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（10-12）得 4) 計(jì)算載荷系數(shù) 5) 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得， 6) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得， 計(jì)算兩齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 3.2.1.3.2設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)的算得的模數(shù)3.944mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 3.2.1.4幾何尺寸計(jì)算 3.2.1.4.1計(jì)算分度圓直徑 3.2.1.4.2計(jì)算中心距 3.2.1.4.3計(jì)算齒輪寬度 取， 3.2.1.5驗(yàn)算 ，合適。 3.2.2傳動(dòng)軸的尺寸設(shè)計(jì)與校核 傳動(dòng)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d 若取聯(lián)軸器傳動(dòng)效率,蝸桿傳動(dòng)效率（均包括軸承效率），則 又 于是 3.2.2.2求作用在齒輪上的力 因已知齒輪分度圓直徑為 而 圓周力 徑向力 軸向力 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 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)軸器的孔徑想適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取，則： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-85，選用HL4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，故??；半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 3.2.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.2.2.4.1擬定軸上零件的裝配方案 對(duì)于跨距較大的軸，考慮到軸工作溫度升高時(shí)的熱伸長量，應(yīng)采用一支點(diǎn)雙向固定，另一支點(diǎn)游動(dòng)的支承結(jié)構(gòu)。作為固定支承的軸承，應(yīng)能承受雙向軸向載荷，故內(nèi)外圈在軸向都要固定。作為補(bǔ)償軸的熱膨脹的游動(dòng)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(yīng)可以軸向游動(dòng)。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(dòng)軸的基本尺寸結(jié)構(gòu)圖 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)軸器上而不壓在軸的端面上，故段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。 2）初步選擇滾動(dòng)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 徑向力 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(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)有輕微沖擊，預(yù)期計(jì)算壽命。 （1）求比值 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-5，深溝球軸承的最大值為0.44，故此時(shí)。 （2）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P，根據(jù)式（13-8a） 按照表13-6， 按照表13-5，X=0.56， Y暫取一近似中間值Y=1.5，則 （3）根據(jù)式（13-6），求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值 （4）按照軸承樣本或設(shè)計(jì)手冊(cè)選取的6013軸承，此軸承的基本額定靜載荷。驗(yàn)算如下： 求相對(duì)軸向載荷對(duì)應(yīng)的值和Y值 按表13-5注1，對(duì)深溝球軸承取，則相對(duì)軸向載荷為，在表中介于之間，對(duì)應(yīng)的值為，Y值為 用線性插值法求Y值 故 求當(dāng)量動(dòng)載荷 （5）校核6013型深溝球軸承的壽命，根據(jù)式（13-5） 即高于預(yù)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(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6013，其尺寸為，故。 左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)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。 3）安裝齒輪處的軸段Ⅳ的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。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(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采取軸肩定位，軸肩高度，取，則軸環(huán)處直徑。軸環(huán)寬度，取。 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(duì)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。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動(dòng)軸承寬度，則 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(cè)查得平鍵截面（GB/T 1096-79），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40(標(biāo)準(zhǔn)鍵長GB/T 1095-79)，齒輪軸鍵槽深度聯(lián)軸器上鍵槽深度同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動(dòng)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。 3.2.2.4.4確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-2，取軸端倒角為，各個(gè)軸肩處圓角半徑為R2。 3.2.2.5軸的校核 對(duì)于僅承受轉(zhuǎn)矩或者主要承受轉(zhuǎn)矩的傳動(dòng)軸，可以直接用轉(zhuǎn)矩法，對(duì)承受彎矩、轉(zhuǎn)矩復(fù)合作用的軸，常用此法作軸徑估算。軸的強(qiáng)度條件為 —扭應(yīng)力 T—轉(zhuǎn)矩 —軸的抗扭系數(shù)，見《中國機(jī)械設(shè)計(jì)大典》表21.1-10 —許用應(yīng)力，見《中國機(jī)械設(shè)計(jì)大典》表21.1-8。 代入數(shù)據(jù) 符合要求 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖，見圖3-7 圖3-7 軸的載荷分析圖 根據(jù)《中國機(jī)械設(shè)計(jì)大典》式21.1-3計(jì)算結(jié)果應(yīng)滿足下列強(qiáng)度條件： 式中：——當(dāng)量彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力 ——當(dāng)量彎矩 ——軸的抗彎截面系數(shù) 計(jì)算得 滿足要求 —根據(jù)《中國機(jī)械設(shè)計(jì)大典》表21.1-9選取 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 若取聯(lián)軸器傳動(dòng)效率,蝸桿減速器傳動(dòng)效率（均包括軸承效率），則 又 于是 3.2.3.2求作用在齒輪上的力 因已知齒輪分度圓直徑為 而 圓周力 徑向力 軸向力 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 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應(yīng)，故需同時(shí)選取軸承型號(hào)。 圓周力 徑向力 軸向力 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(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)有輕微沖擊，預(yù)期計(jì)算壽命。 1)求比值 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-5，深溝球軸承的最大值為0.44，故此時(shí)。 2)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P，根據(jù)式（13-8a） 按照表13-6， 按照表13-5，X=0.56， Y暫取一近似中間值Y=1.5，則 3)求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值 4)按照軸承樣本或設(shè)計(jì)手冊(cè)選取的6013軸承，此軸承的基本額定靜載荷。驗(yàn)算如下： 求相對(duì)軸向載荷對(duì)應(yīng)的值和Y值 按表13-5注1，對(duì)深溝球軸承取，則相對(duì)軸向載荷為，在表中介于之間，對(duì)應(yīng)的值為，Y值為 用線性插值法求Y值 故 求當(dāng)量動(dòng)載荷 5)校核6013型深溝球軸承的壽命，根據(jù)式（13-5） 即高于預(yù)期壽命，所以滿足。 安裝軸承處直徑，同傳動(dòng)軸，安裝齒輪處結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)也可參照傳動(dòng)軸。 曲軸采用整體鑄造. 3.2.4曲軸的疲勞強(qiáng)度校核 曲軸各過渡圓角處，由于應(yīng)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(qiáng)度的校核公式為： 式中 ——只考慮彎矩作用時(shí)的安全因數(shù)； ——只考慮轉(zhuǎn)矩作用時(shí)的安全因數(shù)； ——彎曲和扭轉(zhuǎn)的平均應(yīng)力 ——彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅； ——材料的彎曲和扭轉(zhuǎn)疲勞極限； ——彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)曲軸的疲勞缺口因數(shù)； ——曲軸的尺寸因數(shù)； ——材料對(duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)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(qiáng)度的計(jì)算過程中，分母中的第二項(xiàng)遠(yuǎn)小于第一項(xiàng)，故可略去。將簡化后的兩式代入公式得 推薦 式中的和按下式計(jì)算： 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最小繞軸的轉(zhuǎn)矩； ——曲柄抗彎截面系數(shù) ——曲頸抗扭截面系數(shù)。 可分別從《中國機(jī)械設(shè)計(jì)大典》（3）圖21.1-26、圖21.1-27和圖21.1-28中查取。 代入計(jì)算得，即曲軸強(qiáng)度合適。 3.3壓緊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)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(shè)力為，則裁切時(shí)書本受到的水平力為，要保持書本靜止，工作臺(tái)面應(yīng)提供較大的摩擦力。設(shè)工作臺(tái)面與書之間的摩擦系數(shù)為，摩擦力，，彈簧提供的下壓力可取為1500N，即為彈簧的最大工作負(fù)載。 彈簧變形量的確定。曲軸行程為200mm，即壓緊機(jī)構(gòu)的行程為200mm，考慮到彈簧的彈性極限，選取彈簧時(shí)應(yīng)將行程擴(kuò)大，不妨取為250mm。 查取《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》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 8 彈簧中徑 70 節(jié)距 22.4 工作極限載荷 1510 單圈彈簧工作極限載荷下變形量 12.88 單圈彈簧剛度 117 最小導(dǎo)筒直徑 83 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》30.2-10 查取導(dǎo)桿、導(dǎo)套與彈簧的間隙值（直徑差）為 根據(jù)圓柱螺旋壓縮彈簧設(shè)計(jì)計(jì)算基本公式： 式中：——工作載荷作用下的變形量 ——彈簧的工作載荷 ——彈簧中徑 ——彈簧的有效圈數(shù) ——切變模量 ——材料直徑 求得彈簧的有效圈數(shù)，取5 壓縮彈簧穩(wěn)定性驗(yàn)算 高徑比較大的壓縮彈簧，軸向載荷達(dá)到一定程度就會(huì)產(chǎn)生側(cè)向彎曲而失去穩(wěn)定性。為了保證使用的穩(wěn)定，一般彈簧的高徑比應(yīng)按下列情況選取 兩端固定 一端固定另一端回轉(zhuǎn) 兩端回轉(zhuǎn) 此壓縮彈簧高徑比為 所以可以保證穩(wěn)定性。 強(qiáng)度驗(yàn)算 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)的計(jì)算公式為 式中：——彈簧材料的脈動(dòng)疲勞極限。 ——由工作載荷和產(chǎn)生的切應(yīng)力，分別按下式計(jì)算 為曲度系數(shù)，由公式，其中C為旋繞比， ——許用安全系數(shù)。當(dāng)彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算和材料試驗(yàn)精確度高時(shí)，取，當(dāng)精確度低時(shí)，取 對(duì)于印刷機(jī)械，零部件壽命要求約為20000小時(shí)，變載荷作用次數(shù)約為，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表30.2-11得，。 帶入數(shù)據(jù)算得。 共振驗(yàn)算 對(duì)于高速運(yùn)轉(zhuǎn)中承受變載荷的I類彈簧，需進(jìn)行共振驗(yàn)算。此機(jī)器屬于低速機(jī)械，故可略去共振驗(yàn)算。 長沙學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 結(jié) 論 通過本次對(duì)自動(dòng)三面切書機(jī)的設(shè)計(jì)，本人最后設(shè)計(jì)出了一臺(tái)效率為每分鐘20本左右的自動(dòng)三面切書機(jī)，結(jié)構(gòu)簡單，能滿足課題要求。 為了實(shí)現(xiàn)刀架的上下移動(dòng)，我首先采用了凸輪機(jī)構(gòu)，凸輪推動(dòng)導(dǎo)桿帶動(dòng)刀架上下移動(dòng)的設(shè)計(jì)。如此設(shè)計(jì)原理上固然能滿足設(shè)計(jì)的要求，但實(shí)際上如此設(shè)計(jì)并能保證凸輪機(jī)構(gòu)的強(qiáng)度，凸輪的磨損更使整機(jī)的造價(jià)變高。后來我發(fā)現(xiàn)如果將凸輪改為曲軸的話，能使整機(jī)機(jī)構(gòu)得到精簡。 在壓緊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)中，我原本設(shè)定壓緊機(jī)構(gòu)隨切書型號(hào)的不同而更換，雖然能滿足設(shè)計(jì)要求，機(jī)構(gòu)過于復(fù)雜。于是我便讓壓緊機(jī)構(gòu)固化，而采用調(diào)節(jié)推書機(jī)構(gòu)的方案。 最后，目前自動(dòng)切書機(jī)的發(fā)展趨勢(shì)是“氣動(dòng)”、“液壓”來簡化機(jī)械結(jié)構(gòu)，PLC自動(dòng)控制，以利于縮短設(shè)備升級(jí)換代的周期。雖然本設(shè)計(jì)能保證自動(dòng)切書，但是在自動(dòng)控制上還是有不足的地方。 長沙學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 致 謝 在論文完成之際，我要特別感謝我的指導(dǎo)老師談峰老師的熱情關(guān)懷和悉心指導(dǎo)。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(gòu)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(xì)致的教誨和無私的幫助，特別是他廣博的學(xué)識(shí)、深厚的學(xué)術(shù)素養(yǎng)、嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)精神和一絲不茍的工作作風(fēng)使我終生受益，在此表示真誠地感謝和深深的謝意。 在設(shè)計(jì)過程中，也得到了許多同學(xué)的寶貴建議，在此一并致以誠摯的謝意。 感謝所有關(guān)心、支持、幫助過我的良師益友。 最后，向在百忙中抽出時(shí)間對(duì)本文進(jìn)行評(píng)審并提出寶貴意見的各位老師表示衷心地感謝！ 學(xué)生簽名：鄧俊杰 日 期：2008.6.5 長沙學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 參考文獻(xiàn) [1] 徐灝 等．《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第3卷．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1991. [2]?卜炎．《中國機(jī)械設(shè)計(jì)大典》第3卷．江西：科學(xué)技術(shù)出版社，2002． [3] 濮良貴，紀(jì)名剛．《機(jī)械設(shè)計(jì)》第七版．北京：高等教育出版社，2001． [4] 尚久浩，張淳，李思益．《自動(dòng)機(jī)械設(shè)計(jì)》第二版．北京：中國輕工業(yè)出版社，2002． [5] 吳宗澤，羅圣國．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》第二版.北京：高等教育出版社，1999． [6] 孫恒，陳作模．《機(jī)械原理》第六版．北京：高等教育出版社，2001． [7] 朱張校．《工程材料》第三版．北京：清華大學(xué)出版社，2001． [8] 劉鴻文．《材料力學(xué)》第4版．北京：高等教育出版社，2004． [9] 徐楠楠．《AutoCAD2004機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)訓(xùn)教程》．北京：中國宇航出版社，2004． [10] 龔溎義 潘沛霖 陳秀 嚴(yán)國良．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)》．北京：高等出版社，1989．