鉚釘冷鐓機的設計

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1、設計說明 隨著社會的發(fā)展和人們的生產生活對于鉚釘?shù)男枨?鉚釘冷鐓機的重要性越來越大。傳統(tǒng)鉚釘冷鐓機生產效率過低，生產種類單一，已經(jīng)無法滿足當今社會的需求,因此對鉚釘冷鐓機的功能提出了新的要求。 本課題旨在設計一個能夠實現(xiàn)自動化生產的鉚釘冷鐓機，其結構包括冷鍛機構、送料機構、切料機構、脫模機構、校直機構等，主要內容是完成各個機構的設計以及機器的運動循環(huán)圖。運用SolidWorks軟件設計機器的各個部分并進行裝配。 關鍵詞：鉚釘，冷鐓機，自動化，三維造型，設計  Design Explanation With the continuous development of s

2、ociety and the increasing of peoples life, rivet of growing demand for cold heading machine. Traditional rivet cold heading machine production efficiency is too low, the production process of a single, already cannot satisfy the needs of todays society. So we put forward new requirements for rivet c

3、old heading machine. This subject is to design a cold heading machine can realize automation in the rivet, the structure include the establishment of cold forging, conveying mechanism, blanking institutions, demoulding mechanism, straightening mechanism, etc., the main content of this subject is to

4、 complete the design of the various agencies and machine cycle diagram. Use SolidWorks software to design parts of the machine and assemble them. Key words: rivet,Cold heading machine,institutions,automation, 3 d modeling,design  目錄 第1章 緒論 2 1.1課題的背景及意義 2 1.2鉚釘冷鐓

5、機在國內外的研究與發(fā)展 2 1.2.1鉚釘冷鐓機在國外的發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.2.2國內發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.3課題研究的主要內容 2 第2章 總體設計 2 2.1機器總功能設計 2 2.2送料機構設計 2 2.3切料機構設計 2 2.4冷鐓機構設計 2 2.5脫模機構設計 2 2.6鉚釘自動冷鐓機的機構系統(tǒng)總體設計 2 2.7鉚釘自動冷鐓機的運動循環(huán)圖設計 2 第3章 傳動系統(tǒng)設計 2 3.1電動機的選擇 2 3.2確定傳動比i 2 3.3確定裝置的傳動效率η 2 3.4初步計算傳動裝置運動參數(shù)和動力參數(shù) 2 3.4.1電動機軸輸出參數(shù) 2 3.4.2減速器

6、軸輸出參數(shù) 2 3.4．3曲軸輸出參數(shù) 2 3.5聯(lián)軸器的設計 2 3.6普通V帶傳動設計 2 3.6.1普通V帶的型號 2 3.6.2確定帶輪基準直徑dd1dd2 2 3.6.3驗算帶速度 2 3.6.4確定帶的長度Ld和中心距a 2 3.6.5驗算小帶輪的包角α 2 3.6.6確定普通帶型的根數(shù)z 2 3.6.7計算帶傳動作用在軸上的力FQ 2 3.6.8帶輪結構設計 2 3.7雙搖桿機構設計計算 2 3.8曲柄滑塊機構設計 2 3.9切料和送料機構中的曲柄滑塊機構設計 2 3.10頂針雙搖桿機構設計 2 3.11摩擦式棘輪機構設計計算 2 3.12齒輪的

7、設計計算 2 3.13切料和轉送機構中移動凸輪機構設計 2 3.14軸的設計 2 3.14.1軸一的設計 2 3.14.2已經(jīng)確定的運動參數(shù)和動力參數(shù) 2 3.14.3軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 2 3.14.4按扭轉強度概略計算軸的最小軸徑 2 3.14.5設計軸的結構并繪制軸的結構草圖 2 3.14.6預選滾動軸承并確定各軸段直徑 2 3.14.7按彎曲扭轉強度校核 2 3.14.8確定軸的危險截面并校核軸的強度 2 3.15軸的設計 2 3.15.1軸二的設計 2 3.15.2已經(jīng)確定的運動參數(shù)和動力參數(shù) 2 3.15.3軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 2

8、 3.15.4按扭轉強度概略計算軸的最小軸徑 2 3.15.5設計軸的結構并繪制軸的結構草圖 2 3.15.6預選滾動軸承并確定各軸段直徑 2 3.15.7按彎曲扭轉強度校核 2 3.15.8確定軸的危險截面并校核軸的強度 2 3.16曲軸的設計 2 第4章 致謝 2 參考文獻 2 附錄 2  4 緒論 第1章 緒論 1.1課題的背景及意義 鉚釘是釘形物件,有鉚釘頭和釘桿兩部分組成,在鉚接過程中，利用自身的形變或過盈配合被連接的零件。在生活中經(jīng)常使用的有沉頭、1200沉頭鉚釘、半沉頭、1200半沉頭鉚釘、平頭鉚釘、空心鉚釘、管狀鉚釘、半圓頭鉚釘

9、等。空心鉚釘是在原有半空心鉚釘?shù)幕A上對沉頭孔進行加工的，因為重量輕，釘頭單薄，不適用于非負載材料鉚接的場合。其中，管狀鉚釘用于非金屬材料負荷變動的鉚接鉚釘。半圓頭鉚釘主要用于橫向載荷較大的鉚接場合，它的使用領域最廣。沉頭、半沉頭、1200半沉頭鉚釘主要用于表面須平滑，載荷不大的鉚接場合。扁鉚釘一般用于小載荷鉚接場合。平頭鉚釘通常使用于鉚接金屬或皮革，帆布，木材等非金屬材料。大扁平頭鉚釘主要使用在非金屬材料的鉚接場合。冷鐓是一種在常溫下用模具進行金屬棒鐓粗（通常是局部鐓粗）的鑄造方法。常用于制造螺絲、螺栓、鉚釘?shù)?，可減少或更換切削。鍛造原材料一般有銅、鋁、碳鋼、合金鋼、不銹鋼和鈦合金，材料利用

10、率高達80～90%。冷鐓機上采用冷鐓機，便于連續(xù)、多工位、自動生產。在冷鐓機上，可實現(xiàn)切削、鐓鍛、堆積、成型、倒角、搓縮、切斷等加工。生產效力高﹐可達300件/分以上﹐最大冷鐓工件的直徑為48毫米。進給機構自動將桿料送入定長，切割機構將其切成毛坯，再將其送至壓料形狀和沖壓位置完成冷鐓成型。 鉚釘冷鐓機是根據(jù)金屬塑性成形原理，通過模具、原材料的擠壓、鐓粗等加工方法，使材料變形達到所要求的形狀。過去的鉚釘冷鐓機是兩工位的，生產效率低，加工鉚釘?shù)姆N類單一。我們現(xiàn)在所設計的鉚釘冷鐓機的工序由兩工位增加到了多工位，改善了此裝備的結構，一次可以完成多道工序，實現(xiàn)了鉚釘種類多樣化，生產效率比之前也有了提高

11、，而且節(jié)約材料。因此，多工位鉚釘冷鐓機在鉚釘生產過程中具有較高的市場應用價值。 1.2鉚釘冷鐓機在國內外的研究與發(fā)展 1.2.1鉚釘冷鐓機在國外的發(fā)展現(xiàn)狀 多工位冷鐓機作為一種自動化、精細化、高技術的成型設備，已廣泛應用于各行各業(yè)。目前，俄羅斯、德國、美國等國家的冷鐓機企業(yè)處于世界領先水平的標準。特別是德國在第二次世界大戰(zhàn)中，利用冷鍛技術制造炮彈。俄羅斯也是最早研究和應用冷鍛工藝的國家之一。在 1935年就建造出第一臺聯(lián)結冷鐓機, 螺釘?shù)某尚?搓絲一體機。德國在二十世紀40年代生產出了多工位自動冷鐓機。多工位全自動化鉚釘冷鐓機發(fā)展到今天己經(jīng)做到信息化掌管和冷鐓作業(yè)油霧處置處理一體機。

12、1.2.2國內發(fā)展現(xiàn)狀 在上世紀六十年代后期，海內起頭多工位鉚釘冷鐓機的鉆研開發(fā)。1968 年，上海螺帽五廠自行設計制造了海內第一臺立式M4鉚釘多工位自動化冷鐓機。1969年，上海市標準件公司組織設計制造成功海內第一臺 Z47—12 型多工位鉚釘冷鐓機，出產效能提高6倍多，原料利用率達到 90%左右。自1980以來，多工位自動鉚釘冷鐓機朝著節(jié)能、高效、高速的方向發(fā)展。已成功開發(fā)了z306型，Z308型，z312型等。1982年，上海市標準件公司研究所和上海標準件三廠一起策劃，由上海標準件機械廠研究成功 制造5Z41-24 型5工位大料小變形多工位自動化鉚釘冷鐓機，使質料開裂率從15%以上降低

13、到5%以下。上海標準件公司組織設計、成功制造出了ZM5-500 新式型大料小變形多工位自動化鉚釘冷鐓機，擴展了鉚釘?shù)漠a品規(guī)格，促進了鉚釘產業(yè)的發(fā)展。 有很多廠家在生產該設備，但90%以上的臺灣彈簧機械作為母體復制為主，沒有自主知識產權。目前，齊齊哈爾第二機床廠的主要代表在行業(yè)中處于搶先地位，特別是2004年與日本村機械交流協(xié)作后，隨后開發(fā)出BP-440SS 型和 BP-430SS 型冷鐓機，其綜合功能到達國外中等水平。但是綠色制造的概念和措施辦法沒有融入設計和工藝。就全體而言，雖然海內近幾年也采納了一些先進技術，但是相對于國際而言，在自動化水平、制造本領、制造精度、生產率及成本掌管上都有相當

14、大的差異。 1.3課題研究的主要內容 本課題研究的方法是從鉚釘冷鐓機的國內外現(xiàn)狀入手，分析現(xiàn)有鉚釘冷鐓機存在的不足之處，提出本課題的設計思路。 主要設計內容是鉚釘冷鐓機的鐓鍛、送料、切料、脫模、校直等機構以及工作臺進行設計，并采用SolidWorks三維繪圖軟件對所有機構進行繪制，畫出總裝圖。 1 總體設計 第2章 總體設計 2.1機器總功能設計 該機器的功能是實現(xiàn)鉚釘?shù)淖詣蛹庸?其原理是冷態(tài)(室溫)鐓鍛。 為了實現(xiàn)鉚釘冷鐓機的加工功能，將機器的總功能分為五個部分，分別進行設計，最后總裝。 總功能————加工成鉚釘

15、 送料 鐓料 運轉 截斷 脫模 把料從校直機構送出且送出指定長度 推桿將模內的鉚釘頂出相互 刀具將料截至指定長度 沖頭將鉚釘沖出 工作臺通過下自身轉動把料送到?jīng)_頭 圖2-1機器總功能設計 2.2送料機構設計 送料機構應具有實現(xiàn)間歇送料的能力。以下要求如下： 方案一：不完全齒輪 圖2-2不完全齒輪 如圖2-2，用一個完全齒輪和一

16、個不完全齒輪，完全齒輪在電動機的啟動下勻速轉動，當不完全齒輪的輪齒與完全齒輪嚙合時，不完全齒輪帶動履帶輪轉動，運輸物料，轉過一定的弧長，即為送料長度。當不完全齒輪不進行嚙合時，毛坯料不動，可以在這一段時間內完成冷鐓和剪切。 優(yōu)點：不完全齒輪機構的構造簡單，容易制造，工作穩(wěn)定，設計時從動輪的運動時間和運動期間的比例在較大范圍內變動比較大。 缺點：當進入和退出嚙合時，轉速突然變化，造成剛性碰撞。 方案二：摩擦式棘輪機構 圖2-3摩擦式棘輪機構 如圖2-3，摩擦式棘輪機構是用偏心扇形楔塊替代齒式棘輪機構中的棘爪，用無齒摩擦取代棘輪。 優(yōu)點：是傳動平穩(wěn)、無噪音；動程可無級調度，布

17、局緊湊。 缺點：但因靠摩擦力傳動，會呈現(xiàn)打滑現(xiàn)象，雖然可起到安全保護性能，可是傳動的精度不高。適用于低速輕載的場合。 該方案比較：冷鐓螺釘每首60分鐘設計要求上述兩種，不完全齒輪送料的使用，驅動輪轉速n = 60r／min。用這個機構轉速較大，產生的剛性沖擊也比較大。若選用摩擦式棘輪機構，轉速較小，摩擦式棘輪相對不完全齒輪而言，產生的柔性沖擊較小，無速率突變。因此，優(yōu)先選用摩擦式棘輪機構。 2.3切料機構設計 方案一：直動從動件圓柱凸輪 圖2-4直動從動件圓柱凸輪 如圖2-4，在直動從動件圓柱凸輪中，滑塊通過圓柱上的輪廓曲線帶動直動桿完成上下移動。 優(yōu)點：滑塊運動性能較好，無

18、剛性沖擊和柔性沖擊。 缺點：制造過程較為復雜，外形尺寸較大。 圖2-5曲柄滑塊—移動凸輪機構 方案二：曲柄滑塊——移動凸輪機構 如圖2-5所示，曲柄滑塊-移動凸輪機構機構，以曲柄為原動件，經(jīng)過極點位置間的來回運動，然而完成位移的變化即機構的循環(huán)運動。 優(yōu)點：結構構造簡單，偏置曲柄滑塊機構有急回共性，對心曲柄滑塊無急回共性，可以根據(jù)需要自行選擇。 方案比較：本課題采用曲柄滑塊---移動凸輪作為切料機構，主要是單一機構，也可以達到間歇剪切材料的目的。當軌道停止進給時，加工材料處于夾緊狀態(tài)，實現(xiàn)冷鐓，此時滑塊只移動到加工材料的位置，而切削。然后在曲柄和連桿的帶動下，滑塊退回。在退

19、回和再次到達加工質料位置這個進程當中，機構完成了送料和預鐓的過程。這個機構是利用滑塊來控制定時的間歇切削時間。 2.4冷鐓機構設計 曲柄滑塊機構 圖2-6曲柄滑塊機構 如圖2-6所示 該機構采用曲柄滑塊機構完成冷鐓行程。利用曲柄滑塊機構的急回特性的優(yōu)點，在冷鐓過程中，預鐓與終鐓要同時進行，而且冷鐓頭包括兩個空心圓槽。當夾緊機構夾緊鉚釘時，冷鐓滑塊移動到原來的位置。 2.5脫模機構設計 動力源通過曲軸帶動曲柄滑塊鐓鍛機構運動，曲柄滑塊機構再帶動四連桿機構運動，使脫模機構水平運動，曲柄滑塊機構完成一次運動制造一只鉚釘，再由脫模機構中的頂針頂

20、出加工的零件，完成一次循環(huán)。曲柄滑塊機構每實現(xiàn)一次運動，具有一定的沖擊力，并且重量輕，制造簡單，結構單一。如圖2-7所示： 圖2-7脫模機構設計 2.6鉚釘自動冷鐓機的機構系統(tǒng)總體設計 由送料機構、切料機構、冷鐓機構、脫模機構進行裝配，得到系統(tǒng)總體設計，裝配示意圖2-8如下： 圖2-8裝配示意圖 2.7鉚釘自動冷鐓機的運動循環(huán)圖設計 選定鐓鍛機構主滑塊為定標件（定標件：用其運動位置轉角或位移作為確定其他執(zhí)行機構件運動先后次序的基準），通過動力源帶動曲柄和凸輪機構，把動力分配到鐓鍛機構和送料機構，送料機構把料從校直機構送出且送出指定長度，而后再由切料機構截切指定長度，之后

21、通過工作臺把料送到?jīng)_頭下，沖頭將鉚釘沖出，最終由脫模機構將模內的鉚釘頂出，實現(xiàn)一次循環(huán)，圖2-9是鉚釘冷鐓機的運動循環(huán)圖。 圖2-9鉚釘冷鐓機的運動循環(huán)圖  傳動系統(tǒng)設計 第3章 傳動系統(tǒng)設計 3.1電動機的選擇 設計要求中，鉚釘冷鐓機的生產效率為60只/min，即1秒鐘生產一個Τ=1s,那么曲柄的轉速 n0=60T=60r/min 所以依據(jù)工作要求和工作狀況選用Y系列三相籠型異步電動機，,由表17-7得選用Y112M-4電動機： 額定功率 Pe=4.0kW； 滿載轉速 ne=1440r/min； 表3-1電動機主要參數(shù) 名稱 型號 額定功率Pe/K

22、W 滿載轉速ne(r/min) 電動機 Y112M-4 4.0 1440 3.2確定傳動比i 總傳動比根據(jù)曲柄轉速和電機轉速確定 i=nen0=24。 這樣曲柄每轉一周，鐓頭完成兩次鐓壓；頂料機構完成一次循環(huán)，截料機構完成一次循環(huán)，送料一次。這使得三個機構具有相同的速度、傳動比，傳動比i=1.機器完成全部動作，實現(xiàn)一次循環(huán)，生產一件產品，滿足生產效率每分鐘60只的要求。 機械傳動系統(tǒng)的總傳動比較大，因而選用兩級傳動，第一級傳動采用V帶傳動，其傳動比i1=3；第二級傳動采用減速器傳動，其傳動比i2=8，這樣經(jīng)過二級級傳動，傳動裝置的總傳動比就滿足上述要求。

23、3.3確定裝置的傳動效率η 由表9-10查的： 普通V帶的傳動效率 η1=0.96 滑動軸承的效率 η2=0.98（一對） 深溝球軸承的效率 η3=0.99（兩對） 減速器的傳動效率 η4=0.98 聯(lián)軸器的效率 η5=0.98 齒輪的傳遞效率 η6=0.97（8級，一對） 3.4初步計算傳動裝置運動參數(shù)和動力參數(shù) 3.4.1電動機軸輸出參數(shù) Pe=4.0kW ne=1440r/min Te=9550Pene=95504.01440=26.528N?m 3.4.2減速器軸輸出參數(shù) P1=Peη1=4.00.96=3.84Kw

24、 n1=nei1=14404=360r/min T1=9550P1n1=95503.84360=101.9N?m 3.4．3曲軸輸出參數(shù) P2=P1η2η4η5=3.840.980.980.98=3.6kW n2=n1i2=3606=60r/min T2=9550P2n2=95503.660=573N?m 3.5聯(lián)軸器的設計 聯(lián)軸器的尺寸（型號）可根據(jù)配合處軸徑d及Tc進行選擇，選擇時應滿足如下強度條件： Tc=KT≤Tn(N?m) 查表15-7得 許用轉矩Tn=10000 N?m 查表15-2得 載荷系數(shù)K=1.3 Tc=KT=1.3573=744.9N?m≤Tn(

25、N?m) 因此選用GYS2型凸緣聯(lián)軸器 3.6普通V帶傳動設計 3.6.1普通V帶的型號 查表13-4得KA=1.2 計算功率 PC=KAPe=1.24=4.8kW 由圖13-1選用A型普通V帶 3.6.2確定帶輪基準直徑dd1dd2 查表13-4確定普通V帶A型帶輪最小基準直徑ddmin=75mm 選取主動輪直徑dd1=100mm 取帶的滑動率ε=0.02 則從動帶輪的直徑dd2=i1dd11?ε=31001?0.02=294mm 由表13-4確定從動帶輪基準直徑標準值dd2=300mm 普通V帶的實際傳動比 i1=dd1dd2=300100=3 3.6.3

26、驗算帶速度 υ=πdd1ne601000=π1001440601000=7.536m/s υ在5-25 m/s范圍內。 3.6.4確定帶的長度Ld和中心距a 初定中心距a0 按照0.7（dd1+dd2）

27、800 GB/T11544-1997 確定實際中心距 a=a0+Ld?Ld02=600+1800?18452=577.5mm≈578mm 安裝中心距 amin=a?0.015Ld=600?0.0151800=573mm amax=a+0.03Ld=600+0.031800=654mm 3.6.5驗算小帶輪的包角α α≈180?dd2?dd1a57.3=180?300?10057857.3=160.17>120 3.6.6確定普通帶型的根數(shù)z 查表13-3c得 ne=1440r/min dd1=100mm P0=1.32kW 根據(jù)ne=1440r/min

28、,i=3和A型帶 查表13-3c得△P0=0.17kW 查表13-2得 KL=0.96 查表13-7得 Ka=0.95 z=Pc(P0+?P0)KaKL=4.8(1.32+0.17)0.950.96=3.5 故需V帶根數(shù)為4 3.6.7計算帶傳動作用在軸上的力FQ 計算單根普通型帶的張緊力F0 查表13-1得 q=0.10kg/m F0=1000Pc2zυ2.5Ka?1+qυ2 =10004.8247.5362.50.95?1+0.107.5632 =135.58N 計算帶傳動作用在軸上的力FQ FQ=2zF0sinα2=24135.58sin160.172=

29、367.943N 3.6.8帶輪結構設計 查表13-6可知，主動帶輪為實心帶輪 孔的徑直為dk=42mm(和電動機伸出端配合) 鍵槽為A型，bht1=1283.3mm 輪槽角φ=34 從動帶輪為四孔板式帶輪 輻板厚度s=15mm 孔徑根據(jù)減速器的軸徑設計確定（dk=24mm） 鍵槽為A型，bht1=873.3mm 輪槽角φ=38 兩帶輪的基準寬度bd=11.0mm； 基準線上槽深hamin=2.75mm 基準線下槽深hfmin=11.0mm 槽間距?=（150.3）mm 槽邊距fmin=9.0mm 最小輪緣厚δmin=6.0mm 帶輪寬度為Β=2f+z?1?=

30、29+4?115=63mm 帶輪材料選用HT250。 3.7雙搖桿機構設計計算 由給定的數(shù)據(jù)可知曲軸的轉速n=60r/min,鉚釘長度為L=38mm，摩擦棘輪轉一圈生產9只鉚釘，即生產每一只鉚釘轉過的角度φ=40。設雙搖桿的長度為l1=120mm, 連桿的長度l2=100mm，最大行程H=sin20l1=0.34120=40.8mm 取H=41mm，設計如圖3-1所示： 圖3-1雙搖桿機構 3.8曲柄滑塊機構設計 根據(jù)鉚釘運動循環(huán)圖可知，滑塊的最大行程是CD=H=48mm，極位夾 θ=35, 作CD=H; 作射線CO使∠DCO=90?θ,作射線DO使∠CDO=90?

31、θ。 以C為圓心，CO為半徑畫圓。 以A圓心，AC為半徑作弧交與E得： l1=ED2= CD=H2=24mm； l2=AD?ED2= 48mm； 即曲柄的長度為24mm，連桿的長度為48mm 設計如圖3-2所示： 圖3-2曲柄滑塊機構 3.9切料和送料機構中的曲柄滑塊機構設計 根據(jù)鉚釘冷鐓機的運動循環(huán)圖可知極位夾角θ=26;設最大行程為H=40mm；作CD=H; 作射線CO使∠DCO=90?θ,作射線DO使∠CDO=90?θ。 以C為圓心，CO為半徑作圓。 以A圓心，AC為半徑作弧交與E得： l1=ED2= CD=H2=20mm； l2=AD?ED2=

32、 40mm； 即曲柄的長度為20mm，連桿的長度為40mm。 設計如圖3-3所示： 圖3-3曲柄滑塊機構 3.10頂針雙搖桿機構設計 根據(jù)鉚釘運動循環(huán)圖可知搖桿的擺動角為θ=44，設雙搖桿的長度為l1=100mm, 連桿的長度l2=80mm 最大行H=sin22l1=0.38100=38mm 設計如圖3-4所示： 圖3-4雙搖桿機構 3.11摩擦式棘輪機構設計計算 根據(jù)棘輪轉一圈生產9只鉚釘，每只鉚釘?shù)拈L度l=38mm，即轉過一圈的長度L=9l=342mm。設摩擦式棘輪的最大半徑為R，則：L=2πR，R=54.4m，取R=56mm 即摩擦式棘輪的半徑R

33、=56mm 取摩擦棘輪的模數(shù)m=2 棘輪齒高h=0.75m=1.5mm 棘輪齒頂厚a=m=2mm 棘輪齒頂圓直徑da=56mm 棘輪齒根圓直徑df=da?2h=50mm 棘輪齒槽夾角θ=60 棘輪齒槽圓角半徑r=1.5mm 棘輪厚度b=3mm 棘爪工作長度l=2πm=12.56mm 取l=13mm 棘爪高度h1=h+2~3mm=3.5mm 棘爪頂尖圓半徑r1=2mm 棘爪底長度a1=0.8~1m=2mm 表3-2摩擦式棘輪機構 名稱 參數(shù) 模數(shù)m 2 棘輪齒高h 1.5 棘輪齒頂圓直徑da 112 棘輪齒根圓直徑df 100 棘輪齒槽夾

34、角θ 600 棘輪厚度b 3 棘爪工作長度l 13 棘輪齒槽圓半徑r 1.5 棘爪高度h1 3.5 棘爪頂尖圓角半徑r1 2 棘爪底長度a1 2 棘輪齒頂厚a 2 3.12齒輪的設計計算 由于在傳動系統(tǒng)中曲軸與送料機構中的齒輪、摩擦式棘輪都是定比傳動1:1，所以齒輪的齒頂圓直徑等于摩擦式棘輪的齒頂圓半徑da=56mm，取齒輪的模數(shù)m=2則：齒輪的分度圓直徑為da=112mm 齒數(shù)z=dm=56 法面齒頂高系數(shù)?a?=1 法面頂尖系數(shù)c?=0.25 齒頂高?a=?a?m=2mm 齒根高?f=?a?+c?m=2.5mm 齒圓直徑da=d+2?a?

35、=114mm 齒根圓直徑df=d?2?f=107mm 中心距a=m2cosβ(z1+z2)=112mm 齒寬b=φaa=44mm φa=0.4（由表13?36） 表3-3齒輪參數(shù) 名稱 參數(shù) 模數(shù)m 2 齒數(shù)z 56 法面齒頂高系數(shù)?a? 1 法面頂尖系數(shù)c? 0.25 齒頂高?a 2 齒根高?f 2.5 分度圓直徑d 112 齒頂圓直徑da 114 齒根圓直徑df 107 齒寬b 44 中心距a 112 3.13切料和轉送機構中移動凸輪機構設計 確定凸輪基圓半徑 將切料與轉送機構中刀具的運動設計為對心直動滾子盤形凸

36、輪機構，所以偏心距e=0。由于在凸輪機構中，必須要提前設定一個壓力角的范圍，也就是壓力角的許用值α，當實際的壓力角小于或大于許用值時凸輪機構發(fā)生自鎖，凸輪無法轉動。所以對于直動從動件壓力角α的范圍應當在25~35，此處取凸輪機構的最大壓力α=30。在這個機構中，要求凸輪的承載能力比較大，而且尺寸不能太大，所以當凸輪與從動件之間出現(xiàn)最大壓力角時，凸輪的基圓半徑r0必須要盡可能小，才不會影響整體結構的裝配。 通過鉚釘自動冷鐓機運動循環(huán)圖可知切料和轉送在前進、前停、退的距離為35mm，在后停過程中只要圓柱滾子在指定范圍內停止即可。設計圓柱滾子的直徑為10mm。 3.14軸的設計 3.14.1軸

37、一的設計 3.14.2已經(jīng)確定的運動參數(shù)和動力參數(shù) P2=P1η2η4η5=3.840.980.980.98=3.6kW n2=n1i2=3606=60r/min T2=9550P2n2=95503.660=573N?m 3.14.3軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表10-10選用45鋼調質處理，硬度為217~260HBS，許用彎曲[σ]?1=60MPa應力。 3.14.4按扭轉強度概略計算軸的最小軸徑 由表12-1 A=100 d≥A3Pn=10033.6573=18.45mm 由于最小軸段，軸的直徑小于30mm,因此在截面上開有1個鍵槽，所以將軸徑增大7%。 dm

38、in=1+0.07d=1.0718.45=19.37mm 取dmin=20mm 3.14.5設計軸的結構并繪制軸的結構草圖 由于齒輪的尺寸較大，軸一設計成普通階梯軸，顯然只能從軸的兩端分別裝入和拆卸齒輪1和棘輪1及兩個軸承，選用普通平鍵，A型，bh=66mm(GBT 1096?2003),槽深t=3.5mm,長L=36mm；定位軸間?=28mm。 3.14.6預選滾動軸承并確定各軸段直徑 根據(jù)受力情況，主要是受到徑向載荷，因此受軸向力較小，擬選用深溝球軸承6204，尺寸dDB=204714mm 圖3-5軸一結構 3.14.7按彎曲扭轉強度校核

39、 畫軸一的受力分析總圖，如圖3-6所示 計算作用在軸上的力 齒輪1圓周力 Ft1=2T2d1=2573103112=10232N 齒輪1徑向力 Fr1=Ft1tanαncosβ=10232tan20cos0=3684N 棘輪1圓周力 Ft2=2T2d1=2573103112=10232N 棘輪1徑向力 Fr2=Ft1tanαncosβ=10232tan20cos0=3684N 計算作用與軸上的支座反力 水平面內 MB=0 ?RAHl1+l2+l3+Fr2l1?Fr1l1+l2=0 RAH=?1685N MA=0 Fr1l3+RBHl1+l2+l3?Fr2l2

40、+l3=0 RBH=1685N 校核 H=0 RBH+Fr2+Fr1?RAH=0 無誤 垂直平面內 MB=0 Ft2l1?Ft1l1+l2?RAVl1+l2+l3=0 RAV=?4681N MA=0 RBVl1+l2+l3+Ft2l2+l3?Ft1l3=0 RBV=4681N 校核 H=0 Ft2+Ft1?RAV+RVB=0 無誤 繪制水平平面彎矩圖 MAH=MBH=0 MCH右=?RAHl2=?(?1685)91=153335N?mm MCH左=Fa2d2?RAHl1=?RAHl1=?168556=94630N?mm MDH右=RBHl1?Fa1

41、d2=168556=94360N?mm MDH左=RBHl1=168556=94360N?mm 繪制垂直平面彎矩圖 MAV=MBV=0 MCV=RAVl3=?468191=?425971N?mm MDV=RBVl1=?468156=?262136N?mm 繪制合成彎矩圖 圖3-6軸一受力分析 MA=MB=0 MC右=2MCH右2+MCv2=1533352+（?425971）2=452728N?mm MC左=2MCH左2+MCv2=946302+（?425971）2=436355N?mm MD右=2MDH右2+MDv2=946302+（?262136）2

42、=278693N?mm MD左=2MDH左2+MDv2=946302+（?262136）2=278693N?mm 繪制扭矩圖 T2=573000N?mm 繪制當量彎矩圖 MVA=MVB=0 MCV右=MC右2+(αT)2=4527282+(0.6573000)2=568472N?mm MCV左=MC左2+(αT)2=4363552+(0.6573000)2=555521N?mm MDV右=MD右2+(αT)2=2786932+(0.6573000)2=442570N?mm MDV左=MD左2+(αT)2=2786932+(0.6573000)2=442570N?mm

43、 3.14.8確定軸的危險截面并校核軸的強度 根據(jù)軸的結構圖和當量彎矩圖進行判斷，軸的橫截面C處當量彎矩最大，即C處是軸的危險截面。 截面C αVC=MVCπdC332?btdC?t22dC=568472π112332?63.5112?3.522112 =5MPA<σ?1=60MPa 因此，軸一的彎曲強度足夠。 3.15軸的設計 3.15.1軸二的設計 3.15.2已經(jīng)確定的運動參數(shù)和動力參數(shù) P2=P1η2η4η5=3.840.980.980.98=3.6kW n2=n1i2=3606=60r/min T2=9550P2n2=95503.660=573N?m 3.

44、15.3軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表10-10可知軸采用45鋼，作調質處理，硬度為210~260HBS，許用彎曲[σ]?1=60MPa應力。 3.15.4按扭轉強度概略計算軸的最小軸徑 由表12-1 A=100 d≥A3Pn=10033.6573=18.45mm 由于最小軸段，軸的直徑小于30mm,因此截面上開有1個鍵槽，所以將軸徑增大7%。 dmin=1+0.07d=1.0718.45=19.37mm 取dmin=20mm 3.15.5設計軸的結構并繪制軸的結構草圖 由于齒輪的尺寸較大，軸一設計成普通階梯軸，顯然只能從軸的兩端分別裝入和拆卸齒輪1和棘輪1及

45、兩個軸承，選用普通平鍵，A型，bh=66mm(GBT 1096?2003),槽深t=3.5mm,長L=36mm；定位軸間?=28mm。 圖3-7軸二結構 3.15.6預選滾動軸承并確定各軸段直徑 根據(jù)受力情況，主要是受徑向載荷，因此受軸向力較小，擬選用深溝球軸承6204，尺寸dDB=204714mm 3.15.7按彎曲扭轉強度校核 畫軸二的受力總圖，如圖3-7所示 計算作用在軸上的力 齒輪2圓周力 Ft3=2T2d1=2573103112=10232N 齒輪2徑向力 Fr3=Ft3tanαncosβ=10232tan20cos0=3684N 棘

46、輪2圓周力 Ft4=2T2d1=2573103112=10232N 棘輪2徑向力 Fr4=Ft4tanαncosβ=10232tan20cos0=3684N 計算作用與軸上的支座反力 水平面內 MB=0 ?RAHl1+l2+l3+Fr4l1?Fr3l1+l2=0 RAH=?2391N MA=0 Fr3l3+RBHl1+l2+l3?Fr4l2+l3=0 RBH=2391N 校核 H=0 RBH+Fr2+Fr1?RAH=0 無誤 垂直平面內 MB=0 Ft4l1?Ft3l1+l2?RAVl1+l2+l3=0 RAV=?6642N MA=0 RBVl

47、1+l2+l3+Ft4l2+l3?Ft3l3=0 RBV=6642N 校核 H=0 Ft4+Ft3?RAV+RVB=0 無誤 繪制水平平面彎矩圖 MAH=MBH=0 MCH右=?RAHl2=?(?2391)124=296484N?mm MCH左=Fa4d2?RAHl1=?RAHl1=??239128=66948N?mmMDH右=RBHl1?Fa3d2=239128=66948N?mm MDH左=RBHl1=168556=66948N?mm 圖3-7軸二受力分析 繪制垂直平面彎矩圖 MAV=MBV=0 MCV=RAVl3=?664239=?259038N?mm

48、MDV=RBVl1=?664239=?259038N?mm 繪制合成彎矩圖 MA=MB=0 MC右=2MCH右2+MCv2=2964842+（?259038）2=393704N?mm MC左=2MCH左2+MCv2=9669482+（?259038）2=393704N?mm MD右=2MDH右2+MDv2=669482+（?259038）2=267549N?mm MD左=2MDH左2+MDv2=669482+（?259038）2=267549N?mm 繪制扭矩圖 T2=573000N?mm 繪制當量彎矩圖 MVA=MVB=0 MCV右=MC右2+(αT)2=393

49、7042+(0.6573000)2=522686N?mm MCV左=MC左2+(αT)2=3937042+(0.6573000)2=522686N?mm MDV右=MD右2+(αT)2=2675492+(0.6573000)2=435638N?mm MDV左=MD左2+(αT)2=2675492+(0.6573000)2=435638N?mm 3.15.8確定軸的危險截面并校核軸的強度 根據(jù)軸的結構圖和當量彎矩圖進行判斷，軸的截面C處當量彎矩最大，C處是軸的危險截面。 截面C αVC=MVCπdC332?btdC?t22dC=522686π112332?63.5112?3.5

50、22112 =3.8MPA<σ?1=60MPa 因此，軸二的彎曲強度足夠。 3.16曲軸的設計 根據(jù)鐓鍛主滑塊、切料和轉送機構、擺桿的位置可以確定出搖桿1、搖桿2、搖桿3的位置，通過鉚釘自動冷鐓機的運動循環(huán)圖可以求出曲軸的偏轉夾角： θ1=40 θ2=35 θ3=26 設計曲軸夾角為40的曲軸直徑為20，軸長為40mm,曲軸偏轉角為35的曲軸直徑為20mm，軸長為40mm，曲軸偏轉夾角為26的曲軸直徑為20mm，軸長40mm，設計結構如圖3-8所示 圖3-8曲軸  致謝 第4章 致謝 四年的大學生活即將結束，在這四年的學習生涯中我學到了許許多多的專業(yè)知

51、識、做人道理、社交能力等，這些知識將在我以后的社會生涯中增添絢爛色彩。 首先，我要感謝我的指導老師，在這大學四年的學習期間，經(jīng)過系統(tǒng)性的學習專業(yè)課知識，導師作為我的領路人，將我?guī)肓藱C械設計與制造領域，豐富了我的大學生活，讓我從一個學生轉變?yōu)樵O計者的角色，提高了我的設計思維能力，開拓了我的的知識面。本學期以來，導師一絲不茍，兢兢業(yè)業(yè)的指導，特別是在這次論文的選題、撰寫至完成的整個過程之中，除了自己的努力之外，還有導師花費時間與精力是不可估量的。 其次，還要衷心的感謝我的家人，通過父親的指引和寬容，他帶給我巨大力量，母親的鞭策和期待讓我認清自己的目標和定位，他們這么多年來對我的無私奉獻與關

52、愛是我奮斗與前進的最大動力。最后，感謝在我大學期間給我代課的老師、論文答辯的各位評委老師！ 參考文獻 參考文獻 [1] 曾宗福，徐杰，朱紅玉.機械設計基礎課程設計[M].化學工業(yè)出版社，2009.08. [2] 鄒慧君，張青.機械原理課程設計手冊[M].高等教育出版社，2010.06. [3] 范順成.機械設計基礎（多學時）[M].機械工業(yè)出版社，2007.08. [4] 濮良貴，陳定國，吳立言.機械設計第九版[M].高等教育出版社，2013.05. [5] 高英敏，馬璇等.機械設計基礎[M]. 化學工業(yè)出版社，

53、2010.02. [6] 李瑞琴，喬峰麗.機械原理課程設計.電子工業(yè)出版社，2010.06 [7] Vakaramoyev LYa., Balyura PCx Non linear phenomena in materials science Il. Sov.J.Opt.Technology, 1974(10) [8]j Loh, N.H., Tam S.C., Mtyazawa S.A. Residual stresses in wire parts after straightening and bending, Journal of Mechanical Working Tech

54、nology, 1989(2) 附錄 附錄 外文文獻 Mechanical Design Abstract A machine is a combination of mechanisms and other components which transforms, transmits. Examples are engines, turbines, vehicles, hoists, printing presses, washing machines, and movie cameras. Many of

55、the principles and methods of design that apply to machines also apply to manufactured articles that are not true machines. The term "mechanical design" is used in a broader sense than "machine design" to include their design. the motion and structural aspects and the provisions for retention and en

56、closure are considerations in mechanical design. Applications occur in the field of mechanical engineering, and in other engineering fields as well, all of which require mechanical devices, such as switches, cams, valves, vessels, and mixers. Keywords: Mechanical Design mechanisms Design Process T

57、he Design Process Designing starts with a need real. Existing apparatus may need improvements in durability, efficiency, weight, speed, or cost. New apparatus may be needed to perform a function previously done by men, such as computation, assembly, or servicing. With the objective wholly or partly

58、 In the design preliminary stage, should allow to design the personnel fully to display the creativity, not each kind of restraint. Even if has had many impractical ideas, also can in the design early time, namely in front of the plan blueprint is corrected. Only then, only then does not send to st

59、ops up the innovation the mentality. Usually, must propose several sets of design proposals, then perform the comparison. Has the possibility very much in the plan which finally designated, has used certain not in plan some ideas which accepts. When the general shape and a few dimensions of the sev

60、eral components become apparent, analysis can begin in earnest. The analysis will have as its objective satisfactory or superior performance, plus safety and durability with minimum weight, and a competitive cost. Optimum proportions and dimensions will be sought for each critically loaded section,

61、together with a balance between the strengths of the several components. Materials and their treatment will be chosen. These important objectives can be attained only by analysis based upon the principles of mechanics, such as those of static for reaction forces and for the optimum utilization of fr

62、iction; of dynamics for inertia, acceleration, and energy; of elasticity and strength of materials for stress and deflection; of physical behavior of materials; and of fluid mechanics for lubrication and hydrodynamic drives. The analyses may be made by the same engineer who conceived the arrangement

63、 of mechanisms, or, in a large company, they may be made by a separate analysis division or research group. Design is a reiterative and cooperative process, whether done formally or informally, and the analyst can contribute to phases other than his own. Product design requires much research and dev

64、elopment. Many Concepts of an idea must be studied, tried, and then either used or discarded. Although the content of each engineering problem is unique, the designers follow the similar process to solve the problems. Product liability suits designers and forced in material selection, using the be

65、st program. In the process of material, the most common problems for five (a) dont understand or not use about the latest application materials to the best information, (b) failed to foresee and consider the reasonable use material may (such as possible, designers should further forecast and conside

66、r due to improper use products. In recent years, many products liability in litigation, the use of products and hurt the plaintiff accused manufacturer, and won the decision), (c) of the materials used all or some of the data, data, especially when the uncertainty long-term performance data is so, (d) quality control method is not suitable and unproven