纸带式穿孔机设计

1、纸带式穿孔机设计摘要：本文研究的是“纸带式穿孔机”，此设备形状虽小，但结构上有其特别之处。由于加工对象是纸制品，在设计中，要根据纸带的特性，区别于塑料薄膜式穿孔机，使其符合新的加工要求。一方面是关于它送料方式选择，根据纸带的特性，此穿孔机采取推的送料方式。为了达到这一要求，送料采用棘轮机构实现。另一方面，在送料过程中，首先要进行抬料，然后才能送料，所以还需要抬料机构，故需要计算抬力。此外，纸制品中合理的成型工艺、先进的模具也是必不可少的重要因素。抬料和冲孔都是通过偏心轮的转动带动相应连接件，最后获得所需要的力。为了满足设计要求，计算出冲裁力的大小以及对轴的作用力的大小，从而确定了所需电动机的功

2、率，为满足要选用电机。其后通过计算弯矩、扭矩、强度要求等，确定选用轴。紧接着为保证达到棘轮每转过一个角度就能带动纸带前进3mm的要求来选用棘轮。选用载荷、寿命均能打到要求的轴承，并且计算设计凸轮、偏心轮与杠杆机构的详细参数。关键词： 送料方式；抬料机构；棘轮机构；冲裁模具 The design of Paper tape puncher Abstract: This article is about paper tape puncher. Although the equipment shape is small, but the structure is very special. Beca

3、use the processing object is paepr products. In design, according to the characteristics of paper tape, which is different from plastic film puncher, 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,

4、 the choice of feeding way about this piercer is to push. In order to achieve the requirement, adopt ratchet mechanism to carry material. On the other hand, in the process of feeding, first to uplift material, and then feeding. So need to the mechanism of lift. In addition, the reasonable forming pr

5、ocess and advanced mould of paepr products are indispensable factors. Lift material and punching are driven by the twirl of eccentric wheel which transfers movement to corresponding fastenings, finally gain the acting force.choose Keywords: feeding way; lift material structure; ratchet mechanism; pu

6、nching mould目录摘要iAbstracti目录ii1绪论11.1课题的来源11.2纸带式穿孔机在国内外的发展前景11.3课题的设计要求及参数21.3.1 设计的技术要求21.3.2 原始条件及数据22纸带式穿孔机机械结构的分析32.1与塑料薄膜穿孔机的区别32.2纸带式穿孔机采用推的送料方式32.2.1 推的送料方式所具有的机械机构32.3纸带式穿孔机的工作原理43冲模设计63.1模具结构设计63.2冲头设计63.3冲裁力大小的分析与计算64动力元件的选择84.1电动机的选型84.2联轴器的选用94.2.1 联轴器的简介94.2.2 联轴器的分类104.2.3 联轴器的选择105纸带

7、式穿孔机主要零部件设计125.1主轴的设计125.1.1 轴的材料选择125.1.2 轴的结构设计125.1.3 轴的最小直径估算135.1.4 轴的强度计算145.2键的选择165.3偏心轮与杠杆机构的设计175.4棘轮机构的设计175.4.1 棘轮机构的工作原理175.4.2 棘轮机构的几何参数及尺寸计算18 5.5轴承的选用. 216放料装置的设计216.1凸轮机构的基本构成216.2摆杆运动规律226.3凸轮机构基本尺寸的确定22 6.3.1 凸轮机构中的作用力和凸轮机构中的压力角226.3.2 凸轮基圆半径的确定256.3.3 凸滚子摆杆滚子半径的选择256.4用作图法设计凸轮廓线2

8、66.5凸轮机构部分受力分析276.5.1 作用在滚子上的力276.5.2 作用在凸轮上的力287小结29致谢30参考文献311 绪论如今，穿孔机被广泛应用于诸多领域当中，市面上常见的有纸带式穿孔机、各类金属用穿孔机等。其材料成形工艺是先进加工技术的重要组成部分，制造方法简单、生产效率高，可满足工程需要。因此穿孔机的设计制造在成形加工中一直占有一席之地。1.1 课题的来源本课题来源于上海盛加科技有限公司。1.2 纸带式穿孔机在国内外的发展前景随着全球经济的发展，新技术革命不断取得新的进展和突破，技术的飞跃发展已经成为现今世界经济增长的重要因素。市场经济的不断发展，促使工业产品越来越向多品种、小

9、批量、高质量、低成本的方向发展，穿孔机的加工制造也是如此，为了保持和加强产品在市场上的竞争力，产品的开发周期、生产周期越来越短，于是对制造各种产品的关键工艺装备要求越来越苛刻。并且随着新材料、新技术的发展，其效率和应用范围不断扩大，类型不断增多，创造的经济效益和社会效益越来越显著。我国穿孔机产业起步晚但是发展却很快，走过了从无到有、从小到大、从弱到强的发展历程，取得辉煌成就。穿孔机工业作为国民经济的重要行业之一，目前已形成了门类齐全、品种丰富、规模相当、技术比较先进的产业体系。如今各类穿孔机的机械制造在世界中也占有一席之地，各类穿孔机年产量、加工制品生产也都名列世界前茅，发展势头良好。并且消费

10、量巨大，其经济效益在机械行业名列前茅，但是我国穿孔机产品结构组成单一且总体技术水平落后却是不争的事实，如何提高产品的竞争力是当前需要考虑的问题。我国穿孔机的发展虽然实现了历史性的跨越，取得令世人瞩目的成就，但同时也应该清醒的看到，中国穿孔机制造总体水平与发达国家相比还有一定的差距。国产穿孔机在效率、精度、稳定性、节能等方面与欧美、日本等先进企业相比，还有一定的差距，在某些类型的穿孔机产品领域，国产机还处于空白，产品同质化严重，产业升级面临巨大挑战。随着经济发展的持续深入，中国各行各业对各式穿孔机的市场需求不断上升，穿孔机制造行业正处于一个蓬勃发展的阶段。中国穿孔机的需求量每年都以一定速率增长。

11、而且随着各种新材料、新设备和新工艺不断地涌现，将促使中国穿孔机朝着品种多样化、专用化以及具备多功能加工的方向发展。我国第一代商品化的DNC产品开始于1990年，硬件采用Bondwell B220 笔记本电脑（硬件配置为8088CPU，两个720K的软驱，64 内存），取代了国内使用了20多年的纸带阅读机和纸带穿孔机。Bondwell B220笔记本电脑也是北京中关村销售的第一款笔记本电脑。由于考虑到电脑本身具有实现方便的编辑功能和数控机床加工程序的输入/输出等功能，由此取名为数控机床程序服务器。下面将介绍数控机床程序服务器所包括的各种数控机床通讯接口及其软件开发和国际流行的数控机床网络的概况。

12、胶纸带打孔机是生产胶合板内粘贴用打孔胶带纸专用设备。目前国内粘贴用打孔胶带靠国外进口，价格较贵，使胶合板的成本相应提高。我们研制的ZDK打孔机，结构简单、操作方便，效益高，无环境污染，可同时完成两排带打孔和收卷；采用可控硅无级调速技术，便于在收卷开始和结束时的操作和控制。能够实现开卷、收卷的张力调节，从而极大地改善了原纸卷的松紧度。该机的生产和应用，从根本上解决了我国打孔胶带依靠进口的状况，填补了国内一项空白。1.3 课题的设计要求及参数1.3.1 设计的技术要求（1） 设计冲裁模具，要求在宽度为50mm的纸带上每次冲下一排16个直径为1.5 mm的圆片。（2） 纸带式穿孔机的送料方式不同于塑

13、料薄膜穿孔机，它的进给方式是以推的方式进行的。同时在送料之前首先进行抬料，然后再送料，因此需要抬料机构。 （3） 送料机构采用棘轮机构，棘轮转过一个角度，推动纸带距离为3 mm 。 （4） 合理选用电机以及电器箱设计。（5） 具体工作：对纸带式穿孔机的机械结构进行设计以及对主要零件受力情况作理论上分析与计算。1.3.2 原始条件及数据（1） 提供厚度为0.08mm，宽度为50mm圈筒式纸带料。（2） 在纸带料每次冲下一排16个直径为1.5 mm园片。（3） 穿孔机械装置，电机以及电器箱等零部件都安置在一起。2 纸带式穿孔机机械结构的分析2.1 与塑料薄膜式穿孔机的区别纸带式穿孔机与塑料薄膜式穿

14、孔机最大的区别在于它们送料方式的不同。一般来说，带料上的圆片每次冲裁好以后的送料方式主要分为两种，一种是采用推的方式，另一种是采用拉的方式。在塑料薄膜式穿孔机当中，送料往往采用拉的方式，原因是对于塑料薄膜式穿孔机而言，在特性上其塑料材料不容易被拉断，因此送料采取拉的方式比较方便，容易达到送料的距离要求。但是，对于纸带式穿孔机而言，由于纸带容易出现被拉断的现象，从而达不到送料要求，因此不宜采用拉的方式，而应采用推的方式。这样设计的好处是能有效地缓解此类不良情况的发生，所以相比塑料薄膜式穿孔机，纸带式穿孔机需要在原有的机械结构上进行必要的改动，以满足新的工作要求。2.2 纸带式穿孔机采用推的送料方

15、式2.2.1 推的送料方式所具有的机械结构（1） 送料机构中的棘轮机构：由于塑料薄膜式穿孔机的送料是以推的方式进行，在经过抬料机构之后，送料机构采用棘轮机构，即棘轮转过一个角度，推动纸带前进一段距离，进而完成加工要求。（2） 常用棘轮机构可分为两大类型：A 齿式棘轮机构：齿式棘轮机构结构简单，制造方便；动与停的时间比可通过选择合适的驱动机构实现。该机构的缺点是行程只能作有级调节；噪音、冲击和磨损较大，故不宜用于高速。B 摩擦式棘轮机构：摩擦式棘轮机构是用偏心扇形楔块代替齿式棘轮机构中的棘爪，以无齿摩擦代替棘轮。它的特点是传动平稳、无噪音；动程可无级调节。但因靠摩擦力传动，会出现打滑现象，虽然可

16、起到安全保护作用，但是传动精度不高。适用于低速轻载的场合。 从本次设计的穿孔机加工对象是纸带来考虑，宜选用齿式棘轮机构。（3） 此外还有一些其他的分类方式：A 按啮合方式分类棘轮机构按啮合方式分类可分为外啮合棘轮机构和内啮合棘轮机构。外啮合式棘轮机构的棘爪或楔块均安装在棘轮的外部，而内啮合棘轮机构的棘爪或楔块均在棘轮内部。外啮合式棘轮机构由于加工、安装和维修方便，应用较广。内啮合棘轮机构的特点是结构紧凑，外形尺寸小。B 按从动件运动形式分类棘轮机构按从动件运动形式分类可分单动式棘轮机构、双动式棘轮机构和双向式棘轮机构。单动式棘轮机构当主动件按某一个方向摆动时，才能推动棘轮转动。双动式棘轮机构，

17、在主动摇杆向两个方向往复摆动的过程中，分别带动两个棘爪，两次推动棘轮转动。双动式棘轮机构常用于载荷较大，棘轮尺寸受限，齿数较少，而主动摆杆的摆角小于棘轮齿距的场合。以上介绍的棘轮机构，都只能按一个方向作单向间歇运动。双向式棘轮机构可通过改变棘爪的摆动方向，实现棘轮两个方向的转动。根据设计要求，这里采用外啮合与单动式棘轮机构。设计棘轮机构时，应满足在受力时，棘爪能顺利地滑入棘轮齿槽，且不会自行脱离棘齿的要求。设计时主要应考虑以下几个方面：棘轮齿形的选择 模数齿数的确定 齿面倾斜角的确定 行程和动停比的调节方法。2.3 纸带式穿孔机工作原理首先按下电源启动按钮，发动齿轮减速电子调速电机，由联轴器传

18、递力带动穿孔机主轴转动，随后穿孔机主轴带动偏心轮转动。由于对纸带进行冲裁的冲头是连接在偏心套上，偏心套又是套在偏心轮上，偏心轮则固定在主轴上。当主轴运转时，带动偏心轮转动，偏心轮再带动偏心套做上下移动，最后通过连接件使冲头连杆带动冲头进行冲裁运动。偏心轮是通过内六角螺钉固定在主轴上的，偏心轮一方面带动穿孔臂完成机头冲料，另一方面还带动抬料杠杆抬料，产生纸带带动纸带滚筒转动的效果，使得纸带放松。与此同时主轴也带动凸轮机构进行转动，凸轮获得主轴传递过来的力矩后开始旋转，从而带动凸轮摆杆摆动，依靠摆杆上的棘爪推动棘轮转动相应的角度，从而达到传送纸带的目的。这里的棘轮机构由棘轮，棘爪，摆杆，止回棘爪组

19、成。其中一个棘爪是随摆杆移动的，另一个固定不动的，摆杆则空套在转动轴上。棘轮固定装在进级机构的转动轴上，摆杆与凸轮之间靠滚子接触。当摆杆顺时针方向摆动的时候，其中连接在摆杆上的棘爪便插入棘轮的齿槽，推动棘轮转动相应角度，此时由固定孔连接的止回棘爪在棘轮齿背上滑过。当摆杆逆时针方向摆动的时候，止回棘爪阻止棘轮逆时针方向转动，此时棘爪在棘轮的齿背上滑过，因此棘轮静止不动。这样棘轮便作单向间歇转动，从而使进级机构达到传输纸带的目的。凸轮和偏心轮的转动是互不干扰的两个过程，并且又是连续进行的。当穿孔机的机头处在最低点时，机头冲料，而抬料杠杆与偏心套连接点处于在最高位。当机头回程达到最高点时，此时抬料杠

20、杆进行了抬料动作。当穿孔机的机头处在最低点与最高点之间的中间位置时摆杆运动处在推程状态，棘轮转动进行推料，杠杆机构不作抬料动作，最后当摆杆运动至行程最远处后，由拉簧作用短时间内将摆杆拉至最低点，摆杆继续处于休止状态，继而反复循环。3 冲模设计3.1 模具结构设计在冲裁模具设计过程当中，首先要设计工作零件，工作零件是指与冲压材料直接接触，对其施加压力以完成材料冲压工序的零件，包括凸模、凹模等，只有具备了凸模和凹模才能进行冲载。其次需要设计定位零件，定位零件的作用是确保毛坯或坯件在冲模中的正确位置，使冲压件达到合格的形状、尺寸要求。凸模在移动过程当中必须有导向装置，导向装置主要用来保证凸模和凹模相

21、互位置的准确性。此外还需要设计一些冲模辅助零件，例如支承零件，用于连接和固定工作零件，使之成为完整的模具结构。主要包括上模座、下模座、固定板等。支承零件除考虑结构需要外，应具备必要的强度及刚度。3.2 冲头设计根据要求，此穿孔机需要有16个冲头，对于冲纸带的穿孔机来说，冲头的设计必须要满足快速冲裁的要求。也就是说，纸质圆片要迅速冲裁下来，圆片圆周边必须光滑。因此冲裁冲头设计有以下几种设计方案可供选择：一种是平头式；另一种是端面倾斜某个角度；还有一种是端面侧面成三角形的。对于纸带我们采用端面侧面成三角形的方式，好处是选用这种形式的冲头既能起到定位作用，又能像剪刀一样对薄膜进行裁剪，从而达到所需加

22、工薄膜的形状。并且冲头是安装在滑块上的。此外在设计过程中，还要考虑凸模刀口的锋利程度，它直接影响到加工成品的质量。3.3 冲裁力大小的分析与计算计算冲裁力的目的是为了合理地选用冲压设备吨位和设计模具。冲裁模具的冲裁力计算：选择平刃冲模冲裁时，冲裁力的计算公式为P0=Lt （3.1）P0冲裁力，单位N；L冲裁件冲切轮廓长度，单位mm；t冲压材料厚度，单位mm；材料抗剪强度，单位MPa。此外，考虑到模具刃口的磨损、模具间隙的波动、材料机械性能变化和材料厚度偏差等各种其他因素的影响，实际所需冲裁力须增大30%，即 P=1.3P0=Ltb ，式中P计算冲裁力，N；b材料抗拉强度，MPa。根据纸制材料的

23、特性，当用管状凸模裁切时，抗剪强度可选70MPa，即P0=Lt=d0.0870=3.141.20.0870=21.11NP=1.3P0=1.321.11=27.44N由于每次冲裁16个圆片，所以P总=16P=1627.44=439.04N对主轴作用力FF29=26439.04F=393.62N4 动力元件的选择4.1 电动机的选型选择电机是一项专门性的技术工作。要合理选取电机，就必须对电动机的特性作分析。电动机的功率选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。当功率小于工作要求时，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载而过早损坏；若功率过大，则电动机的价格高，能力不能充分利用，

24、而且因为经常不在满载下运行，其效率和功率因数较低，造成浪费。电动机容量主要是由电动机运行时的发热条件决定的，而发热又与其工作情况有关。对于长期连续运转、载荷不变或变化很小、常温下工作的机械，选择电机时只要使电动机的负载不超过其额定值，电动机便不会过热。也就是可按电动机的额定功率Pm等于或略大于所需电动机的功率Pd，再选取相应的电动机型号。这类电动机的功率按下述步骤确定：Pw=FwVw/（1000）w （4.1）式中，Fw为工作机的阻力，单位N；vw为工作机的线速度，单位m/s；w为工作机的效率，带式输送机可取0.96，链板式输送机可取0.95，即Pw=439.040.1/10000.95=46

25、W电动机至工作机的总功率=123.n （4.2）式中，1，2，3为传动系统中各级传动机构、轴承以及联轴器的效率。所以，=0.950.970.99=0.91所需电动机的功率由工作机所需功率和传动装置的总效率按下式计算：Pd=Pw/=46/0.91=50.54W=0.05054kw根据所要求的功率和额定的转速查找选择电机：90YYJR90-3齿轮减速电子调速电机主要规格/特殊功能： 本系列产品具有结构简单、体积小、重量轻、输出转矩大、调速稳定、噪声低、使用方便等特点。 本系列产品广泛应用于金融机械、食品包装机械、印刷机械、办公机械、畜牧机械、医疗机械、广告设备、电子仪器等设备。 型号：90YYJR

26、90-3；极数：4；功率：90W；电压：220V；频率：50HZ；电流：1.2A；起动转矩：490（5000）NM；额定转矩：670（6750）NM；额定转速：1300RPM；电容：6/450。 图4.1 电机外形图4.2 联轴器的选择4.2.1 联轴器的简介联轴器是用来连接两轴使其一同回转兵传递运动和转矩的一种常用部件。回传过程中被连接的两轴不能脱开，必须在机器停车时将连接拆卸后才能使两轴分离。用联轴器连接的两轴，由于制造和安装误差、受载后的变形以及温度变化等因素的影响，往往不能保证严格对中，两轴间会产生一定程度的相对位移，见图4.2。因此，除了要求联轴器能传递所需的转矩，还应在一定程度上具

27、有补偿两轴间相对位移的性能。图4.2 两轴间的相对位移4.2.2 联轴器的分类联轴器种类繁多，按照被联接两轴的相对位置和位置的变动情况，可以分为：(1) 固定式联轴器。主要用于两轴要求严格对中并在工作中不发生相对位移的地方，结构一般较简单，容易制造，且两轴瞬时转速相同，主要有凸缘联轴器、套筒联轴器、夹壳联轴器等。(2) 可移式联轴器。主要用于两轴有偏斜或在工作中有相对位移的地方，根据补偿位移的方法又可分为刚性可移式联轴器和弹性可移式联轴器。刚性可移式联轴器利用联轴器工作零件间构成的动联接具有某一方向或几个方向的活动度来补偿，如牙嵌联轴器（允许轴向位移）、十字沟槽联轴器（用来联接平行位移或角位移

28、很小的两根轴）、万向联轴器（用于两轴有较大偏斜角或在工作中有较大角位移的地方）、齿轮联轴器（允许综合位移）、链条联轴器（允许有径向位移）等，弹性可移式联轴器（简称弹性联轴器）利用弹性元件的弹性变形来补偿两轴的偏斜和位移，同时弹性元件也具有缓冲和减振性能，如蛇形弹簧联轴器、径向多层板簧联轴器、弹性圈栓销联轴器、尼龙栓销联轴器、橡胶套筒联轴器等。4.2.3 联轴器的选择联轴器大多已经标准化和系列化，一般不需要自行设计，选择时先应根据工作要求选定合适的类型，然后按照轴的直径、传递转矩和工作转速等参数，由有关标准确定其型号和结构尺寸。这里我选用的是套筒联轴器。套筒联轴器通过一个公用套筒并采用键、销或花

29、键等连接零件，使两轴相连接。在采用键或滑键连接时，应采用锥顶紧定螺钉作轴向固定。为了保证连接具有一定的对中精度和便于套筒的装拆，套筒与轴常采用H7/k6的配合。制造套筒的材料一般采用35或45钢，低速传动或不重要的场合也可采用铸铁。采用花键连接时，需要经处理至240HBS以上。图4.2 套筒联轴器套筒联轴器的优点是结构简单，制造方便，径向尺寸小，成本较低。套筒联轴器通常适用于两轴间对中性良好、工作平稳、传递转矩不大、径向尺寸受限制、转速低于250r/min的场合，轴的直径一般小于100mm。 5 纸带式穿孔机主要零部件的设计5.1 主轴的设计轴主要用于支承转动的带毂零件（如齿轮、带轮等）并传递

30、运动和动力，同时它又被滑动轴承或滚动轴承所支承。轴是机械传动中必不可少的重要零件之一。5.1.1 轴的材料选择轴的常用材料是碳素钢、合金钢及球墨铸铁。碳钢比合金钢低廉，对应力集中的敏感性低，经热处理或化学处理可得到较高的综合力学性能，应用最多。本次设计采用的是45钢调质。调质钢在化学成分上的特点是，碳含量0.30.5%，并含有一种或几种合金元素，具有较低或中等的合金化程度。钢中合金元素的作用主要是提高钢的淬透性和保证零件在高温回火后获得预期的综合性能。 热处理工艺是在临界点以上一定温度加热后淬火成马氏体，并在500-650回火。热处理后的金相组织是回火索氏体。这种组织具有强度、塑性和韧性的良好

31、配合。 调质钢的质量要求，除一般的冶金方面的低倍和高倍组织要求外，主要为钢的力学性能以及与工作可靠性和寿命密切相关的冷脆性转变温度、断裂韧性和疲劳抗力等。在特定条件下，还要求具有耐磨性、耐蚀性和一定的抗热性。由于调质钢最终采用高温回火，能使钢中应力完全消除，钢的氢脆破坏倾向性小，缺口敏感性较低，脆性破坏抗力较大，但也存在特有的高温回火脆性。 5.1.2 轴的结构设计轴的结构设计就是要确定轴合理的外形和结构，以及包括各轴段长度、直径及其他细小尺寸在内的全部结构尺寸。轴的结构主要取决以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴的毛坯种类；轴上作用力的大小和分布情况；轴上零件的布置及固定方式；轴承类型及

32、位置；轴的加工工艺以及其他一些要求。由于影响因素很多，且其结构形式又因具体情况的不同而异，所以轴没有标准的机构，设计具有较大的灵活性和多样性。由于本课题所用的主轴直径很小，其上连接件是靠螺钉与之固定，所以主轴的大致形状如下图5.1所示：图5.1 主轴结构5.1.3 轴的最小直径估算转轴受弯扭组合作用，在轴的机构设计前，其长度、跨度、支反力及其作用点的位置等都未知，尚无法确定轴上弯矩的大小和分布情况，因此也无法按弯扭组合强度来确定转轴上各轴段的直径。为此应先按扭转强度条件估算转轴上仅受转矩作用的轴段的直径轴的最小直径d0min，然后才能通过结构设计确定各轴的直径。轴的扭转强度条件为： (5.1)

33、式中，T轴的扭转切应力，单位为Mpa； T轴传递的转矩，单位为Nmm； P轴传递的功率，单位为kW； n轴的转速，单位为r/min； WT轴的抗扭截面系数，单位为mm3 T许用扭转切应力，单位为MPa，查表5.2。表5.2 轴常用材料的和C值由此推得实心圆轴的最小直径为 (5.2)式中，C计算常数， (5.3)取决于轴的材料和受载情况，查表5.2。如轴段上开有键槽时，应适当增大直径以考虑键槽对轴的强度的削弱，d100mm时，单键槽增大3%，双键槽增大7%；d100mm时，单键槽增大5%-7%，双键槽增大10%-15%。最后对d进行圆整。根据公式，T取30到40之间，P=0.05054kw，n=

34、100r/min，并考虑到轴上要安装部件所带来的影响，最后应对d进行圆整，得出结论：轴的最小直径为9mm。5.1.4 轴的强度计算：许用切应力计算（扭转强度计算）：轴传递的转矩：T=9550P/n=95500.05054/100=4.83Nm轴的扭转强度条件：T=T/WT T轴的抗扭截面系数：WT=d3/16=0.2d3=0.293=145.8mm3由此得出：T=(4.83/145.8)1000=33.1MPa30，40符合强度要求。轴所受的载荷一般是分布载荷，计算时则常将其简化为集中载荷，并取载荷分布段得中点作为力的作用点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度中点起算。轴由轴承支承，其支点

35、可简化为铰链约束。图5.3 主轴受力图在主轴受力图5.3中，F1为偏心轮对主轴的作用力，F2为凸轮对主轴的作用力。F1=0.24N，F2=0.097N所以支反力FRA=(0.243710-3+0.0971610-3)/(78.910-3)=0.132N FRB=0.24+0.097-0.132=0.205N四个集中力作用的截面上的弯矩分别是MA=0，MB=0，Mv1=FRA4210-3=5.5410-3Nm，Mv2=FRB1610-3=3.2810-3Nm见图5.4所示。图5.4 轴的弯矩图图5.5 轴的扭矩图合成弯矩M图如图5.6所示。图5.6 轴的合成弯矩图则合成弯矩为： （5.4）式中，

36、折算系数，用以考虑扭转切应力与弯曲正应力循环特性不同的影响。这里视扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6。轴的弯扭合成强度计算：结合轴的结构分析弯矩图和扭矩图，确定危险截面，进行弯扭合成强度校核计算，有公式 （5.5）式中，ca轴的弯扭合成计算应力，单位为MPa； W危险截面的抗弯截面系数，单位为mm3 -1弯曲正应力是对称循环变应力时轴的许用弯曲应力图5.7 抗弯、抗扭截面系数计算公式W=d3/320.1d3=0.193=72.9mm3由于主轴采用的材料及热处理为45调质，所以-1=60/MPa将参数带入公式计算得，ca=39.75MPa-1符合强度。5.2 偏心轮与杠杆机构的设计料带轴承的形

37、式：主要是要让纸带滚动体能够轻松转动，所以滚动体的设计方案有以下几种，一种是在滚动体上装轴承，另一种是在支架上装轴承。但是考虑到纸带的装拆方便，所以采用在滚动体上装轴承的方案。抬料机构主要是依据杠杆原理，力臂的长短来支配抬料的长度。可采用凸轮机构，把轮形零件装在轴上，轴孔偏向一边，即偏心轮。主轴旋转时带动偏心轮运动，轮的外缘推动另一机件，产生往复运动。偏心轮带动杠杆抬料，从而实现预定运动规律和传递动力的目的。5.3 键的选择为了实现轴上零件的周向固定并传递转矩，需要用到键连接。键连接是应用最多的轴毂连接方式，它结构简单，拆装方便、工作可靠。键连接的主要内容是：1选择类型；2确定尺寸；3强度校核

38、。根据次设备的特性，我选用平键连接的方式。常用的平键有普通平键、薄型平键、导向平键和滑键4种。其中普通平键和薄型平键用于静连接，导向平键和滑键用于动连接。平键的两恻面是工作面，工作时靠键与键槽侧面间的挤压来传递转矩。键的上表面与轮毂槽底之间留有间隙，因此，平键连接定心性好、结构简单、装拆方便，应用最为广泛。但平键连接不能承受轴向力，对轴上零件不能起到轴向固定的作用。这里我选用的是普通平键，其主要尺寸为截面尺寸b、h和长度L。b、h可根据轴的直径d由标准中查取；长度L可参照轮毂长度B从标准中选取，一般取L=B-(510)mm。键的材料一般用强度极限不低于600MPa的碳素钢，通常用45钢。最后进

39、行强度校核：普通平键连接的主要失效形式是工作面的压溃，按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。查表得：b*h=3*3（剪切力计算）键连接的强度计算：普通平键连接的挤压强度条件 （5.6）式中T传递的转矩，T=FyFd/2，单位为Nmm； k键与轮毂的接触高度，k=h/2，h为键的高度，单位为mm； d轴的直径，单位为mm； l键的工作长度，单位为mm。这里l=L-b=6-3=3mm所以：p=24.83/(100091.53)=2.3910-4MPap符合强度要求。5.4 棘轮机构的设计5.4.1 棘轮机构的工作原理棘轮机构是一种间歇运动机构，此次设计的棘轮机构就是其中的一种，它由棘轮，棘爪，摆杆

40、，止回棘爪组成。棘轮固定装在进级机构的传动轴上，而摆杆则是空套在传动轴上，摆杆与凸轮机构相连。当摆杆顺时针方向摆动的时候，棘爪便插入棘轮的齿槽，推动棘轮转动30度，此时止回棘爪在棘轮齿背上滑过。当摆杆逆时针方向摆动的时候，止回棘爪阻止棘轮逆时针方向转动，此时棘爪在棘轮的齿背上滑过，因此棘轮静止不动。这样，当主动摆杆作连续的往复摆动时，从动棘轮作单向间歇转动，进级机构达到传输纸带的目的。棘轮机构的结构简单，制造方便，运动可靠；而且棘轮轴每次转动的角度的大小可以在较大的范围内调节，这些都是它的优点。其缺点是工作的时候有较大的冲击和噪声，而且运动精度较差。所以棘轮机构常用于速度较低和载荷不大的场合。

41、 根据结构特点，常用棘轮机构可分为齿轮式和摩擦式两大类型。此次设计为齿轮式棘轮机构。5.4.2 棘轮机构的几何参数及尺寸计算1 棘爪自动啮紧的条件：设计棘轮机构时，主要应满足在受力时，棘爪能顺利地滑入棘轮齿槽，且不会自行脱离棘齿的要求。棘爪在工作负荷作用下，能自动滑向齿根，这一特性称为自动啮紧性。这一性质是由几何条件来保证的。图5.8 棘爪的受力分析如图5.7所示，为了使棘爪的轴受力最小，轴心O1，O2，与棘轮齿顶尖A的相对位置应使O1AO2A。设棘轮齿对棘爪的法向反作用力为N时，为棘爪自动滑向棘轮齿根部，则应使N对O1轴的力矩大于摩擦力F对O1轴的力矩，即：NO1AsinFO1Acos。因为

42、F/N=f=tg所以 tgtg即 式中：为棘轮齿面偏斜角；f和分别为棘轮棘爪接触面间的摩擦系数和摩擦角。在棘轮齿受力较大的时候，为增加轮齿强度，可取=0，为满足棘爪自动啮紧条件，应使棘轮齿面法线n-n与轴心连线O1O2的交点K位于O1和O2之间，即O1AO290+。当f=0.2时，=1130，故取152 棘轮机构的主要参数和几何尺寸（1）齿数Z棘爪每次至少要拨动棘轮转过一个齿，即棘爪的转角应大于棘轮的齿距角2/z，因此，可根据所要求的棘轮最小转角来确定棘轮齿数z。通常取z在830之间。为方便计算，棘轮每次转角取30，即z=12。（2）棘轮的模数m与齿轮一样，棘轮齿距的大小也用模数来衡量。但棘轮

43、的齿距和模数都是从齿顶圆上来度量的。齿顶圆直径da，齿距p和齿数Z的关系为 Zp=d （5.7）令m=p/，称为棘轮的模数，故da=mz由设计要求，纸带的传送距离由棘轮所转动的角度所决定，课题要求每次纸带送料的间距为3mm，将机构传送误差计算在内，又因模数已标准化，故模数取m=1。（3）其它尺寸齿数和模数确定以后，棘轮和棘爪的主要尺寸计算如下：1棘轮的几何尺寸齿顶圆直径 da=mz=112=12mm齿距 p=m=3.141=3.14mm齿高 h=(0.81)m=1m=1mm (m5时)齿顶弦厚 a=m=1mm齿槽夹角 =60齿宽 B=(16)m=1.5m=1.5mm2棘爪几何尺寸棘爪长度 L=

44、2p=23.14=6.28mm棘爪工作长度 h1=h+(23)mm=1+2=3mm (m2.5时)棘爪底长度 a1=(0.81)m=11=1mm棘爪齿形角 =505.5 轴承的选用5.5.1 轴承的寿命 （5.8）式中 P轴承所受的当量载荷，单位为N； 轴承的寿命指数，选用滚子轴承=10/3； L10轴承的基本额定寿命，单位为106r； 载荷系数； 温度系数。 （5.9） （5.10）经计算得当量载荷为7710N，寿命约为20138个小时，可以选用。6 放料装置的设计凸轮机构是由具有曲线轮廓的构件，通过高副接触带动从动件实现预期运动规律的一种高副机构。它广泛地应用于各种机械，特别是自动机械、自

45、动控制装置和装配生产线中。在设计机械时，当需要其从动件必须准确地实现某种预期的运动规律时，常采用凸轮机构。6.1 凸轮机构的基本构成凸轮机构一般由三个零件组成：凸轮，从动件与支架，当凸轮绕固定轴转动时，其廓线推动从动件作往复摆动或者往复移动，本次设计中，从动件作往复摆动，则称为摆杆。显然，摆杆的运动规律取决于凸轮廓线的形状。反之，当给定了摆杆的运动规律时，也可以设计出能满足要求的凸轮廓线，此次设计就属于后者情况。工程实际中所使用的凸轮机构种类很多，常用的分类方法有以下几种：1 按凸轮形状分主要有盘形凸轮，移动凸轮，圆柱凸轮等，此次设计选用盘形凸轮。2 按从动件形状分主要分为尖顶从动件，滚子从动

46、件，平底及曲底从动件，此次设计选用滚子摆杆。图6.1 摆动滚子从动件凸轮机构3 按凸轮与从动件保持接触的方式分凸轮机构在运转过程中，其凸轮与从动件必须始终保持高副接触，以使从动件实现预定的运动规律。保持高副劫持常用以下几种方式： （1）几何封闭几何封闭利用凸轮或从动件本身的特殊几何形状使从动件与凸轮保持接触。 （2）力封闭力封闭凸轮机构是指利用重力、弹簧力或其他外力使从动件与凸轮保持接触。此次设计中设有拉簧并使摆杆保持与凸轮面接触，因此选用的是力封闭方式。与其它机构相比，凸轮机构的构件数目较少，结构上简单紧凑，且能够借助于凸轮廓线的形状比较容易地实现任意复杂的运动要求，具有其它机构难代替的优点

47、，因此，一直广泛应用于各种机械设备。6.2 摆杆运动规律在凸轮机构当中，通常来说，凸轮为主动件，且作等速转动，即=常数。由课程设计内容所要求，冲料次数为80100次/分，即主轴转动为80100圈/分，为方便计算，取100次/分，即T0.6s，=2/T=10/3 rad/s。凸轮机构的一次转动，在这0.6s内，主轴上偏心轮带动穿孔臂完成机头冲料，凸轮摆杆带动棘轮转动角度传送纸带，这两个过程互不干扰，且又连续进行，故设计为：摆杆处在休止状态时，机头冲料，摆杆运动推程状态时，棘轮转动，最后当摆杆运动至行程最高点处后，由拉簧作用短时间内将摆杆拉至最低点，摆杆继续处于休止状态，继而反复循环。故：摆杆的运

48、动规律如下表：序号凸轮运动角度摆杆的运动规律10180摆杆休止2180300摆动303300360拉簧作用，迅速回程到初始位置根据课题设计要求，此凸轮机构属于中速的情况，假设其轻载，参考彭国勋，肖正扬主编自动机械的凸轮机构设计1990年12月第一版机械工业出版社P65表24凸轮曲线的特性值，故选择Am与Jm较小的曲线，为等加速度运动规律，以保证从动件运转时的工作精度。6.3 凸轮机构基本尺寸的确定6.3.1 凸轮机构中的作用力和凸轮机构中的压力角凸轮与摆杆正压力的方向线（即公法线n-n）与摆杆受力点速度的方向线所夹之锐角，称为凸轮机构的压力角。如图6.2所示，图6.2 凸轮机构压力角简图压力角

49、是影响凸轮机构受力情况的一个重要参数。越大，摆杆在摆动方向上的有效分力越小，效率则随之降低，当增大到一定程度时，机构就会自锁。工程上，为了避免机械效率偏低，改善其受力情况，规定压力角不得超过许用压力角，推程时，通常对摆杆取=3545，故此次设计取=40。回程时，由于通常受力较小且一般无自锁问题，许用压力角可取得较大，通常取=7080。一般来说，凸轮廓线在不同点处的压力角是不同的，为了保证凸轮机构正常运转，设计上应使最大压力角max小于许用压力角，即max。滚子从动件凸轮机构压力角的通用计算公式：f+(1-1/2)式中：1 farctan(Q1/Q2) 其中：Q1lflccos(1 2)+c2s

50、in1 Q2lf(21)lcsin(12)c2cos1式中：lf为常量，即摆杆长度，lc 为变量，即凸轮运动参数，c为摆杆与凸轮相对位置的中心距，1，2分别为摆杆与凸轮运动随时间转动的角度。（参考彭国勋，肖正扬主编自动机械的凸轮机构设计1990年12月第一版机械工业出版社P90 358 P79 338式 P84各类基本平面凸轮机构的参数）本次设计中lf=30mm，c=42mm，2(t)t10t/3，lc0。1(t)=( 为能保证凸轮回程运动中拉簧能够顺利准确地将摆杆拉回初始位置，故加入为初始角度，30，凸轮运动一周T=0.6s)，则：Q1c10sin1/3 Q2lf（10/31）c10cos1

51、/3取特殊点计算，当t=0s即t=0.6s时Q1=4210sin30/3=70Q2=30(10/30)4210cos30/3=10070farctan(Q1/Q2)arctan3.295=73.12f+(1-1/2)=73.12+/2=16.88t=0.3s时Q1=4210sin30/3=70Q2=30(10/35/6)4210cos30/3=7570farctan(Q1/Q2)arctan1.51=56.55f+(1-1/2)=56.55+/2=33.45t=0.5s时Q1=4210sin60/3=70Q2=30(10/3+5/3)4210cos60/3=80farctan(Q1/Q2)ar

52、ctan1.52=56.58f+(1-1/2)=56.58+/2=146.58 即33.41由计算可得出，最大压力角max在摆杆升程的时候产生，max33.45，即机构不会产生自锁现象。凸轮与摆动从动件的运动关系如图6.3所示：图6.3 摆动从动件凸轮机构的压力角6.3.2 凸轮基圆半径的确定若从受力和效率的角度讲，压力角越小越好；若从结构紧凑的角度讲，则基圆的半径越小越好，但是减小rb会使增大。这是一对矛盾，必须适当兼顾。设计上通常采用下述原则处理：根据凸轮机构的最大压力角max不超过其许用压力角为先决条件，来确定出最小的基圆半径。rb（参考彭国勋，肖正扬主编自动机械的凸轮机构设计1990年

53、12月第一版机械工业出版社P92365a）注意：rb是滚子中心轨迹（不是凸轮轮廓）的基圆半径。式中，对于摆动从动件凸轮，h=lfh，即以滚子中心在一个行程中走过的弧长代替h，h是摆动从动件在一个行程中转过的角度，则：h=300.5215.71mmh是完成一个升程（或者回程），凸轮所转过的角度，称为动程角，即h1202/3V是从动件运动的无因次速度，由选定的运动规律决定，即当V=Vm的时候，max，故：因运动规律为等加速度运动规律， 则：Vm2p为最大允许压力角，代替max33.45。则rb14.92mm6.3.3 滚子摆杆滚子半径的选择采用滚子摆杆时，滚子半径的选择要考虑滚子的结构，强度及凸轮轮廓曲线的形状等多方面的因素，避免变尖现象以及失真现象。对于外凸的凸轮轮廓曲线，应使滚子半径rr小于理论轮廓的最小曲率半径min，另一方面，滚子的尺寸还受其强度，结构的限制，因而也不能做的太小，通常取滚子半径rr=（0.10.5）r0，故而此次设计rr=0.3 r0。在6.3.2节中rb14.92mm，则rb=r0+rr=r0+0.3r0=14.92mm则r0=11.47mmr0为