机械设计说明书终稿2

1、湘潭大学本科毕业论文目 录第一章 概述3 1.1选题依据31.2课题的意义3 第二章 方案选型42.1运动循环图的拟定42.2送料模切机构52.3机械运动方案的选择9 2.4电动机的选择13第三章 机械传动设计163.1传动比的分配163.2计算传动装置的运动参数和动力参数163.3 V带传动设计173.4减速器的齿轮设计183.5轴的设计223.6轴承的选择和校核273.7平面六杆滑块机构设计293.8链条及链轮的设计303.9凸轮机构的设计31总结33致谢34参考文献35半自动平压模切机摘要机械设计是工科高等学校机械类，机电类等专业必修的一门技术基础课，我们在学习基础知识的同时，也应更加注

2、重对知识的整体运用和实践。半自动平压模切机是印刷包装行业压制纸盒、纸箱等纸制品的专用设备,应用非常广泛。本文从拟定运动循环图出发，通过查找机械设计手册，比较不同方案，选择了最合适的传动系统和执行机构，并且对其工作原理，结构设计和几何参数进行了深刻的分析和计算。设计完成后，用Auto CAD画出半自动模切机的装配图以及相关的零件图。该模切机具有结构简单，紧凑，效率高，易操作等特点。关键词：机械设计 半自动平压模切机 Auto cad Semi automatic die-cutting machineAbstractMechanical design is engineering college

3、s machinery, mechanical and electrical and other technical professionals a compulsory basic course, we have to learn the basics, but also should pay more attention to the overall use of knowledge and practice. Semi automatic platen die-cutting machine is the printing and packaging industry to suppre

4、ss cartons, cardboard boxes and other paper products, special equipment, is widely used. This departure from the intended motion cycle chart, Mechanical Design Handbook by looking to compare different options and choose the most suitable transmission and executive bodies, and its working principle,

5、structure design and geometric parameters of the in-depth analysis and calculations. Design is complete, use Auto CAD draw semi-automatic cutting machine assembly drawings and associated parts diagram. The cutting machine has a simple and compact structure, high efficiency, easy operation and so on.

6、Key words: Mechanical Design Semi automatic die-cutting machine AutoCAD 第一章 概述1.1 选题依据： 本课题属于自拟课题，其研究目标为设计可对各种规格的纸板、厚度在4mm以下的瓦楞纸板，以及各种高级精细的印刷品进行压痕、切线、压凹凸的模切机。本课题主要研究设计传动系统，进行机构设计，对主要零部件进行力和强度的计算，并要求绘制所设计方案的机构运动简图，绘制模切机的装配图和重要零件的零件图。1.2 课题的意义： 平压平模切机是目前应用最广泛的最普遍的类型，也是国内外生产厂家最多的机型。平压平模切机可以用于各种类型的模切，既能

7、模切瓦楞纸板、卡纸、不干胶，又能模切橡胶、海绵、金属板材等，既能人工续纸半自动模切，也能全自动高速联动模切。半自动平压模切机的精准度比比一般的模切机要高。他的工作原理最具有代表性的，所以研究它也及其重要。平压平模切机分为立式、卧式两种。立式模切机俗称“老虎嘴”机，其特点是精准度比圆压圆模切机好，售价便宜，突出的缺点是安全系数低，多年来始终没有彻底解决杜绝伤残事故问题，工伤事故时有发生，在当今国家重点保证人身安全并已立法的大环境下，如果还是解决不了安全问题，必然要退出市场。卧式模切机分为半自动模切机、全自动模切机以及带清废和不带清废四种。它们的共同特点是精准度比较准确，效率比“老虎嘴”机高，比圆

8、压圆低，处于中位。近二十年来，平压模切机是使用最广泛且技术发展最快的机型。作为一个刚刚毕业的大学生，要想以后在实际的工作当中有自己的技术进步与技术创新，就必须先搞懂基本设备的基本原理以及各个部分的工作原理。为以后实现模切机的数字化和智能化做好充分准备。第二章 方案选型2.1 运动循环图的拟定 首先，为保证模切机的平稳运行，防止出现空压，卡纸等不良现象。各个执行机构必须在规定的时间内完成动作，且保证各个机构运行到准确的位置。我主要通过确定冲压模切，走纸两个执行构件的先后顺序来确定半自动平压模切机的运动循环图。下面是各部件的运动分析1主轴转角计算选择变速箱的输出轴为运动分析主轴，已知平面六杆机构的

9、行程速比系数K=1.3，由机械原理相关知识°，并知该运动周期以156.5°=180°-23.5°为分界点，也就是说分为0°156.5°和156.5°360°两个过程。2、走纸机构的分析当主轴转角为0°156.5°时，用来完成间歇运动的特殊齿轮组没有发生啮合运动，链轮链条此时处于静止状态；当主轴转角为156.5°-360°时，用来完成间歇运动的特殊齿轮组轮齿参与啮合，带动链条，进行走纸运动。3、模切机构的分析当主轴转角为0°156.5°时，下模从行程最低点开

10、始，在平面六杆机构的带动下向上移动至预定模切位置，然后进行冲压模切，完成相应的模切动作；当主轴转角为156.5°360°时，下模完成模切动作并快速急回运动至行程最低点，即下一个周期的起点。4、夹紧装置的分析当主轴转角为0°-156.5°时，凸轮带动夹子完成推程，进入远休止端，使刚性弹簧夹完成夹纸动作；当主轴转角为156.5°-360°时，凸轮处于近休止端，使刚性弹簧夹处于夹紧状态。下面是主轴转角与机构的运动关系表 表2-1 主轴转角与机构的运动关系主轴转角0° 156.5° 360°走纸机构停止运动夹紧装

11、置送料夹紧输入走纸模切机构滑块上升（模切）滑块下降（回程）2.2 送料模切机构送料机构：1，纸板的输送可采用：a双列链传动机构； b带轮传动机构 这里选用a双列链传动机构其主要理由有以下几点采用链轮能更好的固定纸板夹子；链传动机构是多对齿轮同时啮合，它的承载能力大，传动效率高，且可实现中心距较大的轴间传动；模切机进行模切动作时摩擦较大，易发热，而双列链正好适合长时间在恶劣环境下工作。 图2-1 双列链传动正视图2， 纸板停歇可采用：a凸轮；b特殊齿轮这里选则b特殊齿轮（不完全齿轮） 用特殊齿轮工作可靠性高，且加工和维修方便。 容易实现从动件的运动时间与静止时间的比例在较大范围内调节；工作时面接

12、触为间歇运动，不容易磨损。 在工作时，主动链轮做单向间歇运动，选择齿轮（4个）与不完全齿轮（1个）组合，将链条安放在完全齿轮上，再将完全齿轮与不完全齿轮连接，不完全齿轮转动带动完全齿轮转动。 图2-2 不完全齿轮 图2-3 不完全齿轮啮合 不完全齿轮的齿数为15，有齿的部分为108度，无齿的部分为252度，分度圆r=25cm齿根圆r=23.5cm齿顶圆r=26.5cm。完全齿轮齿数为50，模数m=10.6，齿根圆r=18cm，分度圆r=21.2cm ，齿顶圆r=24cm 。根据设计要求知不完全齿轮的转速为50r/min。3，纸板固定可选用：a刚性弹簧夹；b普通夹子 这里选则a刚性弹簧夹刚性弹簧

13、夹具有刚性弹簧力的作用，可以自动的将纸板夹紧，且可准确平稳的实现走纸运动；能够准确、方便的实现纸板的夹紧和松开。 图2-4 刚性弹簧夹4.夹紧装置 把纸送过去后，需要将纸板夹紧，于是机构在上升到一定位置后要有一段时间的停歇，所以要选择具有一端停歇的往复运动的机构，可选则凸轮机构或者连杆机构。 连杆机构 连杆机构虽然承载能力大，耐冲击。但在进行传递时，传递路线比较长，容易产生较大误差同时机械效率也会降低，连杆及滑块所产生的惯性力难以用一般平衡方法消除，不宜用于高速运动，况且它的设计方法比较复杂所以不采用它。 凸轮机构凸轮机构最大优点是只要适当的设计出凸轮的轮廓曲线，就可以使推杆得到各种预期的运动

14、，而且响应快速，机构简单。所以选用凸轮机构。5平压模切机构 （1）下图机构是最简单的往复直线运动机构，曲柄滑块机构，该机构虽然简单，但完全可以实现下模的上下移动和冲压过程，但由于它的承载能力很差，且下模在进行冲压时，必须在纸板上停留片刻才能保证压模效果，因此不能选用此机构。 图2-5 曲柄滑块机构 （2）下面这个六杆机构也能完成工作，但是机构比较复杂，在设计过程中比较困难，且传动过程较长，能量易损失使传动效率变低，所以不采用这种机构。图2-6 六杆机构 （3）下图是六杆机构，它弥补了上面两个方案缺点， 机构结构稳定承载能力强，且机构结构也不是很复杂，所以采用此方案。图2-7 六杆机构各机构的最

15、终选择：纸板的输送选择双列链轮传动；纸板的停歇选择殊齿轮传动；纸板的固选择刚性弹簧夹，夹紧机构选择凸轮机构；平面模切机构选择平面六杆机构。2.3 机械运动方案的选择 根据机构的各部分功能，运动规律的形式，应用范围，机械的可调性，运转速度，承载能力，加速度峰值，机构的动力性能，传动精度的高低，可靠性，经济性，结构是否紧凑（尺寸，结构复杂性，合理性）等要求来选择方案。 根据所设计的半自动平压切模机的工作原理，可把机器完成加工要求的动作分解成几种基本运动。动力传动机构；输入走纸机构；冲压模切机构。其中动力传动机构又分为动力传递机构和变速转向机构。输入走纸机构分为：纸板的输送机构，纸板的停歇机构和纸板

16、的固定机构。由上面的分析可列出备选机构列表：表2-2 机构类型比较机构 供选机构类型 夹紧装置连杆机构 凸轮机构 纸板的输送双列链轮传动皮带轮传动 纸板的停歇凸轮机构特殊齿轮组 纸板的固定刚性弹簧夹普通夹子 急回机构直动推杆凸轮机构平面六杆曲柄滑块机构 动力传递机构联轴器V形带 变速转向机构圆柱齿轮传动机构单级蜗杆传动机构圆锥-圆柱齿轮传动机构 由上述备选机构中选出3种典型可行方案如下：方案A：皮带轮传动-凸轮机构-连杆机构-普通夹子-直动杆凸轮机构-联轴器-单级蜗杆传动机构方案B：双列链轮传动-凸轮机构-连杆机构-普通夹子-直动推杆凸轮机构-联轴器-锥-圆柱齿轮传动机构方案C：双列链轮传动-

17、特殊齿轮组-凸轮机构-刚性弹簧夹-平面六杆曲柄滑块机构-V形带-圆柱齿轮传动机构方案A1、 示意图 图2-8 传动示意图A分析与评定(1) 机械运动分析V带虽然结构简单，传动平稳，维护方便，成本低廉，不需要润滑以及缓冲、吸震、易维护等特点。但是V带也有很多缺点；滑动损失：皮带在工作时，由于带轮两边的拉力差以及相应的变形经差形成弹性滑动，导致带轮与从动轮的速度损失。弹性滑动与载荷、速度、带轮直径和皮带的结构有关，弹性滑动率通常在1%-2%之间。有的皮带传动还有几何滑动。过载时将引起打滑，使皮带的运动处于不稳定状态，效率急剧下降，磨损加剧，严重影响皮带的寿命。 滞后损失：皮带在运行中会产生反复伸缩

18、，特别是带轮上的绕曲会使皮带体内部产生摩擦引起功率损失。空气阻力：高速传动时，运动中的风阻将引起转矩损耗，其损耗值与速度的平方成正比。因此，设计高速皮带传动时，皮带的表面积宜小，尽量用厚而窄的皮带，带轮的轮辐面要平滑，或用辐板以减小风阻。机械动力分析蜗杆减速器能够得到很大的转动比，结构紧凑，传动平稳，但传动效率低，易发热，不适宜于在大功率下长期连续工作。为了减摩耐磨，蜗轮齿圈需用贵重的青铜制造，成本较高。直动推杆凸轮机构难以承受较大的生产阻力，如果长期在重载条件下工作，直动推杆凸轮机构将不能满足冲压模切的力学要求；(2) 机械机构合理性该机构结构简单紧凑，但是，凸轮机构的运用会造成整体机构的尺

19、寸和重量都变大。(3) 机械机构经济性用普通夹子虽然降低了生产成本，但由于其易磨损，需要经常维修，并且不便于纸板的自动化夹紧和松开，达不到一次性夹紧的那种可靠性要求。需要相应的辅助手段来弥补，这使得经济成本还是很大。凸轮机构和蜗杆机构也会使经济成本增加。 这个方案总体上来说机械功能的实现很差。方案B图2-9 传动示意图B分析与评定：（1）机械运动分析下模向上运动进行模切时会产生较大的生产阻力，上面已经说到直动推杆凸轮机构不能承受很大的阻力，所以选用直动推杆凸轮机构来完成冲压模切并不是很合理；凸轮机构长时间带动走纸机构进行间歇运动，会使因工作磨损变形产生的微小误差积累，这会造成走纸机构定位的准确

20、性下降，导致各执行机构间的配合运动失调。（2）机械动力分析直动推杆凸轮机构难以承受很大的生产阻力，不便长期在重载条件下工作，联轴器的传递效率虽然高，但是减速效果差，很难在机械最精简化的情况下满足工作要求。（3）机械结构合理性该机构结构简单紧凑，但是，凸轮机构的运用会造成整体机构的尺寸和重量都变大。使用普通夹子不仅不便于纸板的自动化夹紧和松开，而且需要相应辅助手段来弥补，不仅增加了机构的尺寸，还使得制造成本增加。（4） 机械机构经济性凸轮机构和锥圆柱齿轮的设计、制造较难，用料较大，生产成本较高，况且维修方面的技术含量较高，经济成本较高。总体上，这个方案机械功能的实现较差方案C2-10 传动示意图

21、C分析与评定：(1) 机械的运动分析双列链传动机构没有弹性的滑动和打滑，承载能力大，传动效率高，可实现中心矩较大的轴间传动。双列链轮机构和特殊齿轮在主动轮的带动下完成完成走纸的间歇运动，并且能准确配合冲压模切运动，精度比较高； V形带和齿轮的组合传动，功率损失较小，机械效率高，可靠性高； 刚性弹簧夹能自动的实现纸板的夹紧与松开，可靠性较好。（2） 机械的力学分析平面六杆曲柄滑块机构具有较好的力学性能，在承受载荷，耐磨性，制造难易，重量，加速度和结构复杂性这些具体项目的性能明显优于连杆凸轮组合机构，它可以平稳的完成模切任务。所以选择六连杆机构作为冲压模切机构。( 3 ) 机械结构合理性该机构各构

22、件结构简单紧凑，尺寸设计简单合理，机构重量在可以接受的范围内。( 4 ) 机械结构经济性刚性弹簧夹虽然比普通夹子稍贵，但是它工作可靠且使用寿命长，长远来看很经济。平面六杆曲柄滑块机构，加工制造简单，使用寿命长，维修容易，经济成本低。其他机构性价比也很高。综上所述，从机械运动分析、机械动力分析、机械结构合理性和经济性这四个方面综合考虑，方案C各方面性能最优。固选择方案C。2.4 电动机的选择 选择电动机为原动机，就需要根据所给数据的要求，通过计算得到相关数据，从而选得合适的电动机。原始数据有每小时压制纸板3000张, 传动机构所用电机转速n1450r/min，N，下模移动的行程长度H50

23、7;0.5mm,下模与滑块的质量可以假设约为120kg。 根据设计要求，机械每小时冲压 3000 次，所以机构主动件的转速 no=3000/60=50r/min , 因为主动件转速较低，所以可以选择转速较低的电动机，选择三相异步笼型交流电动机，封闭式，380V，Y型；选择电动机的容量工作机所需的功率，其中生产阻力行程速比系数k为1.3，s为有效模切行程、t为周期， 为0.96。设 分别为皮带，轴承，齿轮的效率。则 选取电动机额定功率，使，查得，已知工作机转速，电动机转速。 表2-4电动机方案选型方案型号额定功率（kw） 满载时堵转转矩额定转矩 堵转电流额定电流最大转矩额定转矩噪声/dB净重/k

24、g转速 r/min电流/A效率（）功率因素1Y112M-24.028908.1785.50.872.27.02.279452Y112M-44.014408.7784.50.822.27.02.274433Y160M1-84.07209.82830.732.06.52.068118综合考虑上述因素，最终选则电动机型号为：Y112M-4。表2-5 Y112M-4电动机安装尺寸型号安装尺寸(mm)外形尺寸(mm)ABCDEFGHKABACADHDLY112M-41901407028j66082416012245240190265400 图2-11 电动机第三章 机械传动设计3.1传动比的分配各级传动

25、比1，传动装置的总传动比2，各级传动比的分配，初选，则齿轮减速器的传动比为取，可算出=3.33，则=3.2计算传动装置的运动参数和动力参数。 1，各级转速。 轴 轴 轴 工作轴 2，各轴功率轴轴轴轴3，各轴转矩轴轴轴轴 3.3V带传动设计 传动系统中第一级用普通V带传动，已知电动机功率P=4kw，转 速，传动比，每天工作8小时，（以下查表与图均来自西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的机械设计高教第八版)。1,确定计算功率，由表8-7查得工作情况系数，故2，选择V带的带型，根据，由图8-11选用A型。3，确定带轮的基准直径d1,d2，并校核带速；选取小带轮的基准直径d1，由表8-6,8-8

26、，取小带轮的基准直径d1=90mm验算带速v=6.78计算大带轮的基准直径d2；根据表8-8可知 d2=180mm。4，确定V带的中心距a和基准长度ld；根据式初选中心距所需的基准长度由表8-2选取带基准长度ld=1400mm计算实际中心距中心距变化范围为465528mm。5，校核小带轮上的包角6，计算单根V带的额定功率Pr，由d1=90mm，和n1=1440，i=2和A带型，查表8-4b的，查表8-5得ka=0.985，查表8-2得kc=0.96计算V带的根数z 取4根。7计算单根V带的初拉力的最小值，由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以=130N应使带实际初拉力。8计算

27、压轴力最小值=1294N3.4减速器的齿轮设计 已知输入功率，小齿轮的转速n1=720r/min，齿数比4.32，电动机驱动工作寿命15年（假设每年工作300天）两班制，以下查表与图均来自西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的机械设计高教第八版)。1，选定齿轮类型，精度等级，齿数及材料。 齿轮类型采用斜齿圆柱齿轮。 精度等级选择；模切机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88） 材料选择，由表101可知小齿轮材料选择40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料选45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。可初选择小齿轮z1=20，大齿轮齿数z2=

28、204.32=86.4取87，选取螺旋角，一般选2，按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各数值。 初选由图10-30选取区域系数由图10-26查得，=0.74+0.87=1.61计算应力循环次数，=607201（2830015）=3.11计算小齿轮传动转矩=5.04由表10-7选取齿宽系数由表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限由图10-19取得接触疲劳寿命系数计算接触疲劳选用应力取失效效率为，安全系数s=1，所以2. 计算计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽b及模数=2.2518mm=4.905计算

29、纵向重合度， =0.318计算载荷系数k已知使用系数ka=1，根据v=1.7,7级精度，由图10-8查得动载系数kv=1.04。由表10-4用插值法查得精度等级为7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置，由表10-3查得，由图10-13查得，由表10-3查得，故载荷系数=。按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式计算模数mn 3，按齿轮弯曲强度设计由式<1>确定计算参数计算载荷系数 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数，查得齿形系数由表10-5查得，由表10-5查得应力校正系数由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限由图10-18取弯曲疲

30、劳寿命系数.计算弯曲疲劳选用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4， ,计算大小齿轮的并且加以比较。<2>设计计算=1.52mm对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm已可以满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算的分度圆直径d1=46.54mm来计算实际应有齿数所以取z1=23，z2=99。4>几何尺寸计算计算中心距在这里将中心距圆整为126mm。按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多，故参数等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取B2=45mm,B1=50mm用相同原理可选,则计

31、算得74,用相同方法可算得分度圆直径,。 齿宽，。 。3.5轴的设计 以低速轴为例进行设计。已知=3.58kw ，=50r/min ，=684，齿轮齿宽 B=115mm, 齿数=74，=。1、求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =259.5 而 F= F= F F= Ftan=311.20×0.246734=76.78N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图3-2示。2、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据机械设计查取。 因为轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，所选的直径要与联轴器的孔径相适应，这里为后面选取联轴器提供依据。而且轴端需开键槽，所以要

32、将最小轴径增加5%，变为44.625mm。查机械设计手册，取标准直径45mm。4、初选轴承齿轮是斜齿轮，故轴承同时受有径向力和轴向力的作用。选用角接触球轴承为最佳。以上分析输出端的直径为45mm，从轴承产品目录中选取滚动轴承的型号为7210C，它的尺寸（内径×外径×宽度）为d×D×b=50×100×21。3、选择联轴器查机械设计图表14-1，取=1.3 ，则。根据轴的转速、最小轴径、计算转矩、，查GB5014-85，选用弹性柱销联轴器，其型号为：，公称转矩为930N.m,半联轴器的孔径为45，与轴配合的轮毂长度为84。1)拟定轴上零件

33、的装配方案首先我们必须先确定轴上零件的拆装顺序和固定方式，才能确定轴的结构形状。采取齿轮从轴的右端装入，齿轮的右端用套筒固定，左端用轴肩定位。此时，齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。采取过盈配合使轴承对称固定安装于齿轮的两侧，轴向用轴肩固定。初选定轴结构尺寸如下图。图3-1轴上零件装配与轴的结构示例(2)根据轴向定位要求确定轴的各段直径（从右到左）联轴器型号已确定，联轴器的右端用轴端挡圈定位，左端用轴肩进行定位。故轴段6的直径即为相配合的半联轴器的直径，取为45mm。轴段5的轴肩可对联轴器进行轴向定位，轴段5要比轴段6的直径大510mm即可保证联轴器的可靠性，所以可以

34、取轴段5的直径为52mm。由于轴段1和轴段4是放置滚动轴承的，所以轴段的直径取决于滚动轴承内圈直径，为55mm。考虑拆卸的方便，轴段3的直径只要比轴段4的直径大23mm就可以了，这里取为58mm。轴段2处的轴环，右侧可用来定位齿轮，左侧可用来定位滚动轴承，轴环的直径要满足比轴段3的直径(为58mm)大510mm的要求，查滚动轴承的手册，可得该型号的滚动轴承内圈安装尺寸最小为65mm，故这段直径取为66mm。 (3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。对于齿轮，由手册查得平键的截面尺寸宽×高=16×10(GB1095-79)，键槽用键槽铣刀加工，长

35、为80mm(标准键长见 GB1096-79),同时为了保证齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键宽×高×长=14×9×63，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。（4）确定轴的各段长度轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，轴段6的长度比半联轴器的毂孔长度(为85mm)要短23mm，故该段轴长取为82mm。同理，轴段3的长度要比齿轮的轮毂宽度(为115mm)短23mm，故该段轴长取为113mm。轴段1的长度即滚动轴承的宽度，查手册为可取为21mm。轴环2宽

36、度可取为18mm。轴承端盖的总宽度为18mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=27mm，故取轴段5的长度为45mm。取齿轮距箱体内壁之距离为10mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取5mm。已知滚动轴承宽度为21mm，齿轮轮毂长为115mm,则轴段4的长度为：105(115-113)+21=38mm。 (5)由于轴端需要倒角，可取2×45°。6、按弯扭合成应力校核轴的强度 (1)画受力简图图：轴的空间受力。图和图：轴上作用力分解为垂直面受力和水平受力。零件作用于轴上的分布载荷或转矩

37、，可当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。轴上的支反力(图)水平面内支反力=455.08N垂直面内支反力(图)=()=-79.52 N=400.03 图：垂直面的弯矩图图：水平面上的弯矩图支反力的位置，随轴承类型和布置方式不同而异，一般可按图5取定，其中a值参见滚动轴承样本，跨距较大时可近似认为支反力位于轴承宽度的中点。故。图：合成弯矩垂直面的弯矩图和水平面上的弯矩图，按M计算合成图：转矩图图：当量弯矩转矩按脉动循环变化计算, 取修正系数为0.6 , 则N.mm(2) 校核轴的强度危险截面的判断对危险截面进行校核来判断轴的强度是否满足要求，而轴的危险截面多发生在当量弯矩较大且轴的直径较小处或当量

38、弯矩最大处。根据轴的结构尺寸和当量弯矩图可知，A-A截面处弯矩最大,属于危险截面；A-A截面处当量弯矩为=299100N.mmB-B截面处当量弯矩不大但是轴径较小，也属于危险截面。B-B截面处当量弯矩为=257798N.mmC-C、D-D截面尺寸，仅受纯转矩作用，虽D-D 截面尺寸最小，但由于轴最小直径是按扭转强度确定的，计算时已经留有余地。故强度肯定满足，无需校核弯扭合成强度。 强度校核：考虑键槽的影响，查表计算，（b=0.16cm，t=0.1cm） =0.1=18.7MPa=15.94MPa查表得50 MPa , ， 所以安全。 图3-2轴的载荷分析图3.6轴承的选择和校核已知轴承的预计寿

39、命为=40800h，转速n=50r/min，=76.78N。由以上数据可选用角接触球轴承7210C，查滚动轴承样本知7210C的基本额定动载荷C=30600N，基本额定静载荷=20000N1、求两轴承的径向载荷NN2、求两轴承的计算轴向力查机械设计可知70000C型轴承，轴承派生力，其中判断系数,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13-5可得，所以可得=446.29N，=242.51N=143.214N，=186.73N=0.022315，=0.0121225两次

40、计算的相差不大，因此确定，=446.29N，=242.51N。 3、求轴承当量动载荷因为，查表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数。轴承A ，；轴承B ，因工作情况平稳，查表13-6得=1.2，则 由=（X+Y）得=1.2×（0.44×461.98+1.47×446.29）=1031.181N=1.2×（1×606.27+0）=727.524N 4、验算轴承寿命因为，所以按轴承A的受力大小验算。由 =15910101h>=40800h 故所选用轴承满足寿命要求。3.7平面六杆滑块机构设计 图3-3 六杆曲柄滑块机构的分析图AB=b-a,B

41、C=e，CD=c，AD=d，CG=f，AC=a+b由设计要求已知极位夹角 , H=50mm。在ABC和BCD中，由余弦定理得： 在ABC中，得 故d=另外杆a为曲柄的条件为：（1） 在a、b、c、d四杆中，a为最小，c为最大；（2） a+cb+d 根据以上分析，可取 l=510mm c=410mm f=310mm 带入以上公式可得 代入上述两个条件验算，符合要求。于是可得各杆长 a=16mm b=29.3mm c=420mm d=367.8mm f=310mm l=510mm3.8链条及链轮的设计链条的设计 已知额定驱动功率，主动链轮转速传动比i=3.2，载荷平稳，中心线水平布置（以下查表，图

42、均来自机械设计高教地八版)1. 选择链轮齿数 由于一般链轮齿数在17112之间。于是可取小链轮齿数，大链轮齿数。2.确定计算功率由表9-6查得，由图9-13查得，双列链，则计算功率3. 选择链条型号和节距 根据Pca=5.168kw，查图9-11，可选32A-2，查表9-1，链条节距为P=50.8mm，滚子直径d1=28.58。4.计算链节数和中心距初选中心距,取ao=1600mm，相应的链节数为=105.27取链节数为=105节，查表9-7得中心距计算系数f1=0.24421则链传动最大中心距为=1613mm5. 计算链速V，确定润滑方式，由V=0.4和链号32A-2查得图9-14可知应采取

43、滴油润滑。6. 计算压轴力Fp有效圆周力为:链轮水平布置时的压轴力系数,则压轴力为链轮的设计分度圆直径d=齿顶圆直径 齿根圆内链节内宽，查表9-4可知，齿宽轮厚度，k取9.5 h=39.253，这里取h=40。轮直径=200轮长度 l=3.3h=120由于半自动平压模切机在工作时不会有剧烈震动和冲击，所以参考表9-5可知，材料采用40，热处理为淬火、回火。热处理后的硬度为4050HRC。3.9凸轮机构的设计 首先确定凸轮机构的样式为对心直动滚子推杆盘形凸轮，其工作条件为等速轻载。对推杆的运动基本要求为，当凸轮转过推杆上升50mm，凸轮继续转到，推杆停止不动，凸轮在继续转到，推杆下降50mm，凸

44、轮转过其它角度时，推杆又停止不动。1， 确定凸轮机构的基本尺寸先假定凸轮的基圆半径为。选定推杆的运动规律，因其工作条件为等速轻载，应选用较小的运动规律，以保证推杆运动的平稳性和工作精度。参考<<机械原理>>高教第七版，由表9-1可知，推程，回程都可选用等速运动规律。2，理论轮廓线对于对心直动滚子推杆盘形凸轮机构，凸轮的理论轮廓线坐标可设为其中上面方程中的e=0，求得对于上式中的位移s，应分段计算。推程阶段 休止阶段 回程阶段 = 远休止阶段 推程段的压力角和回程段的压力角 在推程阶段取，在远休止阶段取，在回程阶段取，在近休止阶段于是可以得出下面列表，体现在各个角度时的位移。表3-1角度与位移关系（度）0102030405060 S（mm）03.857.6911.5415.3919.2323.08（度）708090100110120 S（mm）27.9231.7836.6241.4645.3120（度）150160170180190200210 S（mm）5047.5742.5736.672520.6215.32（度）220230240 S（mm）7.432.430总结经过几个月的努力，终于完成了这项机械毕业设计任务。本来自己有关机械方面的知识就学的不是很好，经过这次毕业设计，才真正发现自己学的知识太少，就算在读书