机械设计医用瓶盖冲塞机的垫片传送与冲裁机构设计论文

1、 .PAGE40 / NUMPAGES44 .本科毕业设计（论文）医用瓶盖冲塞机的垫片传送与冲裁机构设计摘 录随着人们的生活水平不断提高，对医药用品质量和用量的要求也在不断增长。这势必对相应医药包装机械的性能提出了更高要求。作为包装机械的一大门类产品，我国的医药包装设备较之世界先进水平还是有不小的差距，集中体现在自动化程度低、加工速度慢、可靠性差、设备柔性和灵活性不够等方面。虽然目前国仍在大量制造这类机械产品，但是多为低水平重复建设，成品设备大都结构简单，技术落后。基于此，本文以自主研发一种高自动化高速度医用瓶盖冲塞机为目的，主要针对机械部件结构和控制电路两个方面进行研究。首先，介绍了国外包装

2、机械的发展现状，并着重在技术特点上进行对比。然后提出了本课题的研究容，并简要的说明了该项目的一些技术参数要求。其次，从控制任务要求角度出发，对该医用瓶盖冲塞机的机械部件进行了深入的研究分析，主要包括理盖机构、送纸机构、送盖机构、冲裁机构和压入机构这五大部分。通过比较提出了机械设计图和参数，并针对冲裁、送纸等关键部件，进行简单的力学运动学分析和机械校核等。通过双排式送盖设计，该冲塞机较之同类产品，其加工速度能提高大约一倍。关键词：瓶盖冲塞机，偏心轮结构，双排式送盖，步进电机ABSTRACTWith the development of our living standard, the deman

3、ds of the curative products increased rapidly both in quality and quantity. The capability of package machine was come up stricktly. As a sort of package machine, medical package equipments of our country are much more unenlightened than machines of some other countries. The weaknesses focused on so

4、me aspects such as low level of automatic, low process speed, lack of reliability and flexibility etc. Although the facilities are manufactured on large scale in our country now, the technology and quality can hardly meet requirements of modernization. So, it is significant to design a new type of m

5、edical package machine. For increasing efficiency, the author mainly made research on mechanical structure and control method.First of all, the author introduced the current situation of medical package machine, the research background and the content of the thesis. The technical parameters of the p

6、roject were also introduced briefly.Secondly, the mechanical parts were lucubrated according to control requirement. It includes five pivotal devices as following: the coordinate part, the transmit part for lid, the transmit part for scrip, punch part and tunk part. The final plan was put forward th

7、rough detailed analyse and compare. Aiming at some crucial parts such as punch part and transmit part for scrip, exhaustive strength analyse was made carefully. Since applicated two parallel pathes, the process speed of the package machine of punch and tunk doubled.Keywords：package machine of punch

8、and tunk，eccentric mechanism，two parallel path structure, stepping motor目 录TOC o 1-3 h z uHYPERLINK l _Toc295344676第1章 绪论 PAGEREF _Toc295344676 h 1HYPERLINK l _Toc2953446771.1 引言 PAGEREF _Toc295344677 h 1HYPERLINK l _Toc2953446781.2 课题研究的目的和意义 PAGEREF _Toc295344678 h 1HYPERLINK l _Toc2953446791.3 国外

9、包装机械发展概况 PAGEREF _Toc295344679 h 2HYPERLINK l _Toc2953446801.4 国外包装机械发展概况 PAGEREF _Toc295344680 h 4HYPERLINK l _Toc2953446811.5 论文的主要研究容 PAGEREF _Toc295344681 h 6HYPERLINK l _Toc2953446821.6 本章小结 PAGEREF _Toc295344682 h 6HYPERLINK l _Toc295344683第2章 送料机构 PAGEREF _Toc295344683 h 7HYPERLINK l _Toc2953

10、446842.1 引言 PAGEREF _Toc295344684 h 7HYPERLINK l _Toc2953446852.2 机械系统概述 PAGEREF _Toc295344685 h 7HYPERLINK l _Toc2953446862.3 送纸与送盖相互配合的方案比较和确定 PAGEREF _Toc295344686 h 8HYPERLINK l _Toc2953446872.4 传送机构设计 PAGEREF _Toc295344687 h 9HYPERLINK l _Toc2953446882.5 轴的直径的确定 PAGEREF _Toc295344688 h 10HYPERL

11、INK l _Toc2953446892.5.1 主动轴直径的确定 PAGEREF _Toc295344689 h 10HYPERLINK l _Toc2953446902.5.2 轴的结构设计 PAGEREF _Toc295344690 h 11HYPERLINK l _Toc2953446912.5.3 求轴上的载荷 PAGEREF _Toc295344691 h 13HYPERLINK l _Toc2953446922.6 轴的控制电动机的选择 PAGEREF _Toc295344692 h 19HYPERLINK l _Toc295344693第3章 冲裁机构 PAGEREF _Toc

12、295344693 h 21HYPERLINK l _Toc2953446943.1 曲柄滑块机构和偏心轮机构 PAGEREF _Toc295344694 h 21HYPERLINK l _Toc2953446953.2 冲裁机构的设计 PAGEREF _Toc295344695 h 22HYPERLINK l _Toc2953446963.3 冲裁机构运动学分析 PAGEREF _Toc295344696 h 24HYPERLINK l _Toc2953446973.4 冲裁机构驱动电机的选择 PAGEREF _Toc295344697 h 26HYPERLINK l _Toc2953446

13、983.5 冲裁机构轴的直径的确定 PAGEREF _Toc295344698 h 27HYPERLINK l _Toc2953446993.5.1 偏心轴直径的确定 PAGEREF _Toc295344699 h 27HYPERLINK l _Toc2953447003.5.2 偏心轴的结构设计 PAGEREF _Toc295344700 h 28HYPERLINK l _Toc2953447013.5.3 求偏心轴上的载荷 PAGEREF _Toc295344701 h 29HYPERLINK l _Toc2953447023.5.4 从动轴直径的确定 PAGEREF _Toc295344

14、702 h 32HYPERLINK l _Toc2953447033.5.5 传动板方案的确定 PAGEREF _Toc295344703 h 33HYPERLINK l _Toc2953447043.5.6 冲头与冲刀方案的确定 PAGEREF _Toc295344704 h 34HYPERLINK l _Toc295344705结论 PAGEREF _Toc295344705 h 39HYPERLINK l _Toc295344706参考文献 PAGEREF _Toc295344706 h 40HYPERLINK l _Toc295344707致 PAGEREF _Toc295344707

15、 h 41第1章 绪论1.1 引言包装机械是包装工业的一大门类产品，是集机、电、光、气、生、磁为一体的机械电子设备，它给行业提供必要的技术设备，以完成所要求的产品包装工艺过程。包装机械包含包装工业采用的所有完成包装过程的机械设备。按照完成任务的不同，它主要分为加工包装材料或容器的机械和用于完成包装过程的机械。加工包装材料或容器的机械又分为：纸板加工机械、复合材料加工机械、纸盒（箱）加工机械、制袋机械、塑料容器加工机械、金属容器加工机械、玻璃容器加工机械等。用于完成包装过程的机械分为：充填机。灌装机、封口机、裹包机、贴标签机、清洗机、干燥机、杀菌机、捆扎机、多功能包装机、辅助包装设备等。本课题所

16、研究的医用瓶盖冲塞机，属于完成包装过程的设备中的充填机一类。目前国对类似的设备也有一些研究，但有两个很显著的劣势就是自动化程度不高和生产效率低。很多单签应用非常广泛的设备，还是将裁减纸垫片和冲塞入盖分成两个不同的步骤来完成的。国外技术先进而完善，但价格高昂的同时还对外严格技术封锁，而且仅仅依赖进口，也难以改变我国包装技术落后的现状。因此，研究搞生产率和高自动化的医用瓶盖冲塞机，是非常具有现实意义和经济价值的。1.2 课题研究的目的和意义包装机械发展到今天，技术已经相对比较成熟。但是，近年来人们的生活水平不断提高，对食品、乳制品、农副产品、医药产品、生活用品的需求量和质量要求也在不断增长。200

17、5年我国包装工业总产值已经达到3000亿元，年递增速度在7左右。这是一个潜力巨大的市场。而随着中国加入WTO，国外企业进入中国市场，国一些无力竞争的包装机械企业将被国外企业收购、兼并、甚至破产，其垄断化的趋势将越来越明显，并且垄断的围逐渐从香烟，饮料包装机械产品扩大到其他包装机械产品。既要把握市场机遇，又要抵御国外包装机械强国的冲击，研发具有自主知识产权的先进设备，就成了当务之急。医药包装设备作为包装机械的一大门类产品，目前国年产值约150亿元。根据发展势头，短期就能突破200亿，并满足国制药80的需求。但是我国医药包装产值仅占药品价值的10，远低于发达国家的30，因此具有非常广阔的发展空间。

18、国产医药包装机械存在机械性能落后、控制水平低、功能单一、可扩展性差等诸多不足，性价比远远不与国外先进产品。而使用质次价低的国产设备，尤其是一些没有达到行业标准的私营作坊生产的机械，其加工质量、安全系数、使用寿命、医卫状况均难以达到令人满意的标准。因此，研制高生产率、高可靠性的自动化医用瓶盖冲塞机，不但能够满足医药包装市场扩大化的需求，还能在一定程度上提高我国包装行业的技术水平。本课题研究的目的是：设计一种高加工速度和高成品率，实现无人操作的医用瓶盖冲塞机为最终目的，在机械结构上，提出一种新型的双排式进盖机制，并将冲裁纸垫片和塞入进盖的两个动作一次完成，使其加工速度能够得到较大提升；在控制上，选

19、择合适的控制检测部件、控制执行部件以与控制芯片，并采用合适的控制方法，达到稳定、自动化的目的。理论意义：通过对医用瓶盖冲塞机的研究，吸收国外先进包装机械的机电一体化技术，理解包装机械设计的一些要求；通过对其控制方案、控制器件的研究，将先进的控制理论应用到实际中，并反过来促进控制技术的完善。实际应用价值：研制医用瓶盖冲塞机对提高国医药包装行业的技术水平、实现对医药用瓶盖快速高效的冲塞、提高生产率和合格产品率有十分重要的意义。此外，医用瓶盖冲塞机还能实现计数、错误报警等一系列功能。1.3 国外包装机械发展概况美国、日本、德国、意大利是当今世界四大包装机械强国。加拿大、英国、法国和瑞士也是世界上很重

20、要的包装机械生产国家。这些国家在包装领域的侧重点各有不同，具体如下：德国在包装机械设计、制造、技术性能方面居于领先地位。产品以高速度、高可靠性。高包装质量。高度自动化、高成套性等方面享誉全球。其设计尤其针对大型企业量身打造。主要特点体现在工艺流程和自动化程度越来越高、提高生产效率的同时降低生产成本、产品机械和包装机械一体化、提升产品的柔性和灵活性、普遍使用计算机仿真技术等诸多方面。是世界上最大的包装机械出口国。日本包装机械起初主要是引进、消化欧美设备，之后着力开发自己的新技术。主要集中在计算机和辅助马达驱动两种关键技术上。其包装机械制造厂以中小型企业为主，而食品包装机械占据全部产品的51，主要

21、针对国市场。意大利包装机械以工艺精确、性能优良、外观考究、价格便宜著称。目前意大利包装行业正在致力于两方面发展：首先是不断努力发展简单易用、维修少、改装配套容易的机器；另外，还在不懈发展更多完善的包装自动化生产线。美国是世界上包装机械发展历史较长的国家，已形成独立完整的包装机械生产体系，靠大批量来降低生产成本。其产品以高、大、精、尖居多，机械与计算机结合，实现机电一体化控制，销售也完全依赖母公司。加拿大的包装机械制造业以其灵活性的生产方式和可靠的质量享誉国际市场，尤其擅长制造用于大量不同流水线速度的设备，擅长设计弹性很大的设备。并且，加拿大的出口商在量身定做塑料设备方面建立了市场优势，为客户提

22、供灵活、创新、定做式解决方案。总体说来，国外的包装机械行业发展有如下几个特点：自动化程度越来越高。其中美国重视将自动化操作程序、数据收集系统、自动检验系统尽可能多应用也包装机械。而日本则擅长于微电子技术。高生产率和高可靠性。世界四大包装机械强国均十分重视市场与用户需求，把生产率和可靠性作为产品设计的重要目标。提高转速是提高生产率的重要途径，但也有相应的副作用。通过连续式工作或多工头工作方式，以与使生产机械和包装机械一体化，都能有效提高生产率。而故障分析系统的提出和改进，能最大限度的提高设备的可靠性。好的柔性和灵活性。随着市场竞争日益加剧，产品更新换代的周期越来越短，因此要求包装机械具有好的柔性

23、和灵活性，使其寿命远大于产品的寿命周期，这样才符合经济型要求。注重成套性和配套性。包装机械的成套性和配套性关系到包装机械的功能能否全部发挥，只重视主机生产，而不考虑配套设备的完善，将使包装机械应有的功能发挥不出来。国外医药包装机械普遍而言在包装机械行业中的市场占有比例并不高。也很少有相关的文献记载和报道。图1.1和1.2是德国产的食品包装机械，图1.3是日本产的食品包装机械。其外观考究，设备大型化，功能齐全，自动化程度高，技术含量远胜于国产同类型机械。图1.1 德产食品包装机械图1.2 德产食品包装机械图1.3 日产食品包装机械1.4 国外包装机械发展概况我国包装机械起步较晚，在新中国成立时几

24、乎一片空白。上世纪80年代以前发展缓慢，只能生产几种水平很低的包装机械，主要用于烟草加工、制糖、制盐、酿酒等，还没有成为一个独立的行业。此后，由于改革开放，市场的需求、政府的重视、政策的引导和积极扶持，使我国包装机械得到迅速发展，年平均增长速度大于30，进入90年代后，仍以20的速度增长。经过多年发展，我国包装机械已经成为机械工业十大行业之一，无论是产品和品种，都取得了令人瞩目的成就，我国也已成为世界包装机械生产和消费的大国。但是较之国外的技术水平和产品数量质量，还是有不小的差距。主要体现在一下几个方面：低水平重复建设。据不完全统计，目前行业大约1/4的企业存在低水平重复生产的现象。那些档次比

25、较高、技术含量大的机械产品，由于成本较高，价格更贵，在市场上反而竞争不过低水平产品，这样的市场环境不利于整个行业的升级换代。技术水平落后。我国包装机械的技术水平从整体看落后先进国家2030年，在产品的开发、性能、质量、可靠性、服务等方面的竞争中完全处于劣势。盲目引进境外设备。先进和大型的包装设备长期依赖进口。但是在引进设备的种类和档次上表现出相当大的盲目性。这主要是由于信息不准确不畅通造成的。结构简单，技术含量较低的设备多，高技术附加值、高生产率的产品少；通用机械多，特殊要求、特殊物料加工与包装的机械少；单机多，成套流水线少，完整配套性尤差；重生产加工，轻开发研发，自主开发的创新产品很少。以国

26、同类型的包装机械来说，图1.4是市普陀双鱼药机包装厂研制的BCS-120/120I型自动冲塞机。用于制药、食品、化工等行业的塑料瓶与玻璃容器，在封口过程中，将盘带状铝箔片，先冲裁成圆片，自动塞入瓶盖。已经国少有的冲裁塞一次性连续完成的设备。但其生产能力只有40-60个/min，其速度只是国外同样设备的1/3-1/4。但其功能，可靠性，自动化程度已经是属于国相当领先的水平了。图1.4 BCS-120/120I型自动冲塞机图1.5是迪尔制药机械XX公司研制的SZ-1型自动塞纸机。要用于医药行业的片、丸类药品装瓶后的塞纸工序。该机能自动完成送瓶、送纸、剪纸、制纸片预变形、塞纸全部过程。通用性好，能适

27、应几种常用规格瓶和纸带盘。已经是国市场非常具有竞争力的一款设备。但是制约其大围推广的还是4060瓶/min的较低生产速度。图1.5SZ-1型自动塞纸机经过市场调研，在冲塞机这一款医用包装机械中，还有若干笑厂家也有生产。但是其性能和技术水平均难以达到BCS-120/120I型的水准。自动化程度最低的，冲裁圆铝箔片功能由机器完成，而塞入盖是由人手工操作。相对先进一点的设备，也是先冲裁铝箔片，然后理好，进入下一个工序，用类似吸盘的装置，每次吸5片圆铝箔，然后同时塞入五个瓶盖。自动化程度相对提高了，但是冲裁和塞的动作分成两步，系统集成化程度较低。这些机械无论是在可靠性还是稳定性方面都难以达到要求，而且

28、机器使用寿命短。最关键的是加工速度相当低，最快也只有6070个/min。1.5 论文的主要研究容主要研究容：医用瓶盖冲塞机的机械结构研究。提出一种新的双排式进盖机制和送料机构，并据此进行机械设计，让冲裁圆铝箔片和塞入盖能几乎同步完成。包括绘制各机械部件图和整机总装图。1.6 本章小结本章主要介绍了医用瓶盖冲塞机的研究目的和意义以与国外包转机械的发展现状，同时提出了本课题的主要研究容。第2章 送料机构2.1 引言机械部件是控制方法和控制程序的载体，更是各种加工工序的直接实施机构。机械结构设计的合理与否，将直接影响整个设备的性能。该设备采用了平行并排的双轨道同时送盖机制，这是在机械设计上的最大创新

29、点。另外，特型卡轮送盖和定位，滚筒送铝箔纸片等独创性设计。本章将一一介绍其工作原理与整个系统的组成。2.2 机械系统概述为了能完成120只/min的功能，设备的机械结构采用振动料斗理盖、双通道送盖、双刀口冲裁、两个步进电机控制送盖、一个步进电机控制送纸。电磁阀控制气缸带动活塞塞纸等设计。总体上在机械部分，系统地整体流程如图2.1所示，该瓶盖机的机械系统可以分为：理盖机构、瓶盖传送机构、垫片材料传送机构、冲裁机构和塞纸机构这五大部分。图2.1 系统加工工序流程图机械部分各个加工的功能如下：1、理盖机构使瓶盖恐朝上，以便能完成后续的工作。其机构原理可以通过振动和自重等原理使盖口朝上，在传送给冲裁机

30、构时进行检测，将朝下的瓶盖送回振动料斗中，再次进行振动处理，朝上的瓶盖送人瓶盖传送机构。2、瓶盖传送机构目的是将整理出来的瓶盖送人冲裁机构。目标是保证瓶盖的传输功能和准确进入冲裁位置，暂停并接受冲裁机构冲下来的纸片。3、垫片材料传送机构目的是将垫片材料送人冲裁机构。如果垫片材料是卷筒，需要先将卷料松开。4、冲裁机构瓶盖到达工位时，将垫片材料裁减后，冲入瓶盖。该机构的工作效率决定了加工速度，可以采用多个冲刀，同时加工多个瓶盖，从而提高效率。5、压入机构将裁减好的垫片材料，压紧到瓶盖里面，保证瓶盖翻转时垫片也不会脱落。该方案的保证速度的关键是传送机构和冲裁机构。采用多个冲刀的同时，相应的对传送机构

31、的要求也提高了。2.3 送纸与送盖相互配合的方案比较和确定为了保证垫片纸条更充分的利用，送盖和送纸的方向不能在一条直线上，而应该保持一定的角度。如图2.2所示。当采用a和b的排列方式时，铝箔垫片和盖列方向完全一致。其垫片材料利用率分别为78.5%和72.35%。但是无间隙排列时，刀具难以实现，所以a只是一种理想状况，必须像图b那样留下间隙。当采用c和d的排列方式时，铝箔垫片和盖列夹角为。其垫片材料利用率分别为84.13%和77.98%。同理，c也只是一种理想状况，难以具体实现。但是比较d和b，采用d方式时，垫片材料的利用率比b状况下提高了5.63%。作为一种生产效率较高，产量较大的加工机械来说

32、，原材料的节省能有效的降低成本，提高经济效益。因此本设备在设计是，铝箔纸垫片和盖列要设计成d方式，即夹角。利用率78.5% 利用率72.35%利用率84.13% 利用率77.98%图2.2 铝箔垫片材料利用率计算示意图2.4 传送机构设计本设备所用的垫片材料，是单面镀金属膜的纸条，有一定厚度和硬度。初始状态是卷在轴筒上，就如同日常生活所用卷筒纸。但是在纸条到达冲裁机构时，事先要拉直摊平，再传送到排列好的瓶盖正上方。考虑到在裁减之后，纸条中间会有规则排列的圆形孔洞，如果在冲裁机构后面用拉的方式送纸，可能会因为受力点过小而将纸条拉断。所以本课题拟在冲裁机构之前，用两个圆形滚筒来送纸。如图2.3所示

33、，主动滚筒由步进电机拖动。只要滚筒间距适当，能产生足够的摩擦力，而带动滚筒的电机功率足够，滚筒送纸还能有将原本卷曲的纸条压直的效用。总装图如图2.10所示。图2.3 垫片材料传送机构2.5 轴的直径的确定滚筒轴在载荷作用下，将产生弯曲或者扭转变形，若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机械应有的工作性能。2.5.1 主动轴直径的确定轴的扭转强度条件为： （2.1）其中，和分别表示扭转切应力和许用扭转切应力，单位为MPa；T表示轴所受的扭矩，单位为N.mm；表示轴的 抗扭截面系数，单位为；n表示轴的转速，单位为；P表示轴传递的功率，单位为Kw；d表示计算截面处轴的直径，单

34、位为mm。由上式可得轴的直径必须满足条件： （2.2）送纸滚筒轴承的材料为45钢，=2545MPa，则=103126，=103。又直径d100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%。按要求，取P=0.028Kw。滚筒运动状态为每转角停一次，总共耗时大概1秒钟，即，也就是说，转速n=。将上面的数据代入式（2.1），即，而设计用轴直径最小为12mm，因此送纸滚筒的主动轴扭转强度足可满足要求。此时可以选取联轴器型号。联轴器计算转矩，查表14-1，由于转矩变化较小，故去，则。按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查GB5843-2003，选用GY1型凸缘式联轴器，公称转矩为25000。半联轴器的孔

35、径为12mm，半联轴器的长度为L=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为=22mm。2.5.2 轴的结构设计1.轴的装配方案如图2.4所示。2.确定各段直径和长度（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，I-II段右端需有一轴肩，取轴肩高1.5mm，故II-III段的直径为=15mm；左轴承左端用轴端挡圈定位，取挡圈直径为D=35mm。由于半联轴器的毂孔长度为22mm，为使轴端挡圈不压在轴端上，故I-II段的长度应比毂孔长度略短，现取为=20mm。图2.4 轴的装配方案图（2）初步选择滚动轴承。由于轴承只需受径向力的作用，故可选深沟球轴承。根据=12mm，初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承

36、6003，其尺寸为，故=17mm；。轴肩高取1.5mm，则右端轴承采用轴端挡圈进行轴向定位。（3）轴端挡圈的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆与便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖端面与半联轴器右端面间距离为20mm，故取，。3.轴上零件的周向定位半联轴器的周向定位采用平键连接。查机械设计表6-1，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4.确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角为0.8，各轴肩处圆角半径见图。2.5.3 求轴上的载荷1.主动轴上的载荷。（1）对于6003型深沟球轴承，在简支梁的轴的支承跨距为

37、150mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图2.5所示，其计算如下：对轴进行受力分析，（b）图：以B为旋转中心，则， (2.3)d=45mm，代人数据，得,且。（c）图：以B为旋转中心，在垂直平面，滚筒受力为均布力，q=，则 (2.4)代人数据，得。则在时，该点（设为E）与B点的距离为BE=54.99mm，于是，而。由E点计算，得。(d)图：。 (2.5)主动轴的受力如表2.1所示：表2.1 主动轴的受力表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩,扭矩T图2.5 主动轴受力图（2）按弯扭合成应力校核主动轴的强度由图2.5可以看出，C点处为危险截面。根据机械设计式（15-5）与表2.

38、1数据，以与轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力。 (2.6)前面已经选定轴的材料为45号钢，调质处理，由机械设计表15-1得，所以主动轴是安全的。图2.6 主动轴三维图2.从动轴上的载荷（1）对于6003型深沟球轴承，在简支梁的轴的支承跨距为150mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图2.6所示，其计算如下：对轴进行受力分析，（b）图：以A为旋转中心，则， (2.7)d=45mm，代人数据，得,且。（c）图：以A为旋转中心，在垂直平面，滚筒受力为均布力，q=，则 (2.8)代人数据，得。则在时，该点（设为D）与B点的距离为BD=54.99mm，于是，而。由D点

39、计算，得。(d)图：。 (2.9)从动轴的受力如表2.2所示：表2.2 从动轴的受力表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩,扭矩T图2.7 从动轴受力图（2）按弯扭合成应力校核从动轴的强度由图2.7可以看出，B点处为危险截面。根据机械设计式（15-5）与表2.2数据，以与轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力。 (2.10)前面已经选定轴的材料为45号钢，调质处理，由机械设计表15-1得，所以从动轴也是安全的。图2.8 从动轴三维图2.6 轴的控制电动机的选择根据滚筒的直径尺寸、要求的加工速率、待加工瓶盖的直径等参数，可以计算出带动滚筒的电动机额定速率。根据纸片的厚度和硬

40、度，调整两个滚筒之间的距离。通过试验，可以测得带动滚筒送纸所需要的转矩。以摩擦力为30N，主动轴直径15mm计，则步进电机负载转矩必须不小于。根据上述参数要求，送纸滚筒选取固若金电子的型号为57BYG007-4的四相步进电机。其外观和参数如图2.9所示。图2.9 57BYG007-4的四相步进电机图2.10 送料机构总装图第3章 冲裁机构3.1 曲柄滑块机构和偏心轮机构曲柄滑块机构如图3.1所示。它是由铰链四杆机构的演化而来。当机架4和摇杆3的长度同时无限增长，铰链D无限延移时，这时杆3上C点的运动轨迹由左图中弧mm变为直线mm，杆3的运动变为移动，此运动可用杆3固联的滑块与机架固联的导轨来实

41、现，就演化为曲柄滑块机构。此机构为含有一个移动副的四杆机构，若不考虑哪个杆作机架，就是含有一个移动副的4构件系统。曲柄滑块机构中滑块C点的运动轨迹成为导路，C点在两个极限位置之间的距离称为行程，用H表示，如果导路通过曲柄回转中心，称为对心曲柄滑块机构。如果导路不通过曲柄的回转中心，称为偏置曲柄滑块机构。 a b图3.1 曲柄滑块机构原理示意图当曲柄滑块机构的行程H很小时，曲柄很短，受力又很大，此时可以将转动副B的尺寸扩大到超过曲柄的长度，则曲柄AB就演化成几何中心B不与转动中心A重合的圆盘，称为偏心轮。如图3.2所示，图a中，杆1为圆盘，其几何中心为B。A和B之间的距离e称为偏心距。按照相对运

42、动的关系，该机构运动简图如c所示。由图可知，偏心轮是回转副B扩大到包括回转副A形成的，e即曲柄的长度。同理，图b所示的偏心轮机构能用d来表示。当曲柄长度很小时，通常都把曲柄做成偏心轮，这样不仅增大了轴颈的尺寸，提高了偏心轴的强度和刚度，而且，当轴颈位于中部时，还可以安装整体式连杆，使结构简化。偏心轮机构结构简单，其轴颈的强度和刚度大，广泛应用于曲柄长度要求较短、冲击较强和体积较大的机械设备中。图3.2 偏心轮机构原理示意图3.2 冲裁机构的设计因为本设备所用的材料是单面镀金属膜的纸条，它有一定的厚度和硬度，所以本机构拟采用由交流伺服电机带动驱动轴，直接利用一个偏心轴，接上冲压模具的曲柄滑块机构

43、进行纸片的冲压，这种机构相对于利用液压缸或其他机构，省去了中间的转换和控制部分，具有机构运行稳定可靠、磨损小寿命长等优点。本设备冲裁机构设计如图3.3所示。a图为冲裁机构的主视图，b图为冲裁机构的侧视图。本设备总装图如图3.16所示。当给主动轴提供动力，让其旋转时，由主动轴带动的偏心轮将通过传动板，带动冲头支架在导轨上下滑动。冲头支架以与冲头冲刀，相当于3.2中的滑块，传动板相当于曲柄，而主动轴圆心即为传动中心A。冲裁机构设计的机械理论依据就是曲柄滑块演变的偏心轮机构。 a b3.3 冲裁机构机械设计示意图3.3 冲裁机构运动学分析偏心轮机构和曲柄连杆机构具有等效性，因此，冲裁机构可以等效成图

44、3.4所示的模型。其中，O为偏心轮结构的旋转中心，也是主动轴轴心，B为从动轴的轴心，A为偏心轮的几何中心，r为偏心距，l为A和B之间的距离。假设偏心轮绕O顺时针方向以角速度匀速转动。推导滑块的运动方程如下：取A为基点，则点B的速度用矢量方程表示为， (3.1)而,方向垂直于OA指向左上方；竖直向上，大小未知；垂直AB，大小未知。则根据式(3.1)，可以列出方程组 （3.2）将代人式（3.2）可得 （3.3）则由可得 （3.4）如图3.4点B的加速度可以用矢量方程表示为， （3.5）其中，方向由A指向O；竖直向上，大小未知；由B指向A，大小为， （3.6）垂直于AB，大小未知。图3.4 偏心轮结

45、构运动学模型则根据式（3.5）可以列出方程组如下 （3.7）将已知条件代入式（3.7），可得， （3.8）另外根据模型还有几何关系。加工要求大约每秒冲刀冲裁一次，则，偏心距为，而。将具体数值代入式（3.3）和（3.8）即可得到任一驱动角时冲刀的即时速度和即时加速度。3.4 冲裁机构驱动电机的选择冲裁机构由交流电机通过皮带传动。电机所提供的动能，除了裁纸时克服摩擦阻力做工外，主要转化为各部件的动能，以与轴间的摩擦生热。不管是冲裁0.8mm厚的纸条做功还是损耗的热能，比较起冲裁机构各部件的动能来说，都可以忽略不计。因此电机的功率，最主要就是用来拖动冲裁机构运动。图3.4所示的滑块在轨道上下往返，行

46、程H=2r。运动模型可以类比为单摆：在最高位置和最低位置，其加速度最大，速度为零；在正中间位置时，速度最大，瞬时加速度为零。当滑块恰好运动到最中间位置时，由几何知识易得三角形OAB为等腰三角形，其中,则解此三角形可得：，将r=5mm，而代入，可得，将之代入式（3.3），可得，则此时冲刀支架消耗最大功率可以用如下方程计算，取冲头支架为18Kg，。传动板运动形态不规则，无法准确计算其消耗功率。根据传动板和冲头支架的质量比，估测传动板消耗功率为，则冲裁系统总共消耗功率大约为60W。不计两个轴承上的摩擦损耗。电机的功率可以根据经验公式计算如下：，其中，经验系数取，可得至少要选取功率为108W的电机。根

47、据冲压力估算，冲刀最大冲压力约100N，偏心轴偏心为5mm，所以所需的转矩至少为500。由上述条件可选用型号为YY90-120的低转速电动机。其外观图见图3.5。图3.5 YY90-120型电机外观图该交流电机主要参数如下：功率120W，驱动电压220V50Hz,额定电流2.4A，额定转矩882.1，最大转矩倍数1.25，额定转速1300，电容量8/450()。同时有配套变频器可供选购。变频器采用无级调速，能实现我们需要的转速60-75r/min。但是转速具体数值并不能精确控制。3.5 冲裁机构轴的直径的确定3.5.1 偏心轴直径的确定轴的扭转强度条件为： （3.9）其中，和分别表示扭转切应力

48、和许用扭转切应力，单位为MPa；T表示轴所受的扭矩，单位为N.mm；表示轴的 抗扭截面系数，单位为；n表示轴的转速，单位为；P表示轴传递的功率，单位为Kw；d表示计算截面处轴的直径，单位为mm。由上式可得轴的直径必须满足条件： ， （3.10）送纸滚筒轴承的材料为45钢，=2545MPa，则=103126，=103。又直径d100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%。按要求，取P=0.108Kw。滚筒运动状态为每秒转角，即转速n=。将上面的数据代入式（3.10），即，而设计用轴直径最小为15mm，因此冲裁机构的主动轴扭转强度足可满足要求。此时可以选取联轴器型号。联轴器计算转矩，查表14-1

49、，由于转矩变化较小，故去，则，按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查GB5843-2003，选用GY2型凸缘式联轴器，公称转矩为63000。半联轴器的孔径为16mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为=42mm。3.5.2 偏心轴的结构设计1.轴的装配方案如图3.6所示。2.确定各段直径和长度（1）由联轴器的孔径为16mm，取。为满足半联轴器的轴向定位要求，I-II段右端需有一轴肩，取轴肩高2mm，故II-III段的直径为=20mm；左轴承左端用轴端挡圈定位，取挡圈直径为D=47mm。由于半联轴器的毂孔长度为42mm，为使轴端挡圈不压在轴端上，故I-II段的长度应比毂孔长度略短，现取为=38mm

50、。图3.6 偏心轴的装配方案图（2）初步选择滚动轴承。由于轴承只需受径向力的作用，故可选深沟球轴承。根据=16mm，初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6005，其尺寸为，故=25mm；取。轴肩高取4mm，则，由于右端需要偏心，且偏心距为5mm，因此取，。又因为轴的最小直径为16mm，所以取。于是此处的轴承初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6004，其尺寸为。右端需用弹性挡圈轴向定位，因此取。（3）轴端挡圈的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆与便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖端面与半联轴器右端面间距离为20mm，故去。3.轴上零件的周向定位半联轴器的周向定位采用平键连接。

51、查机械设计表6-1，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4.确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角为1.0，各轴肩处圆角半径见图。3.5.3 求偏心轴上的载荷（1）对于6005型深沟球轴承，在简支梁的轴的支承跨距为112mm，最右端轴承与中间轴承的跨距为44mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图3.7所示，其计算如下，对轴进行受力分析：（b）图：以B为旋转中心，则， (3.11)d=16mm，代人数据，得,且。（c）图：以B为旋转中心，在垂直平面，,为冲压力，则 (3.12)代人数据，得。 。

52、(d)图：。 (3.13)偏心轴的受力如表3.1所示：表3.1 偏心轴的受力表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T图3.7 偏心轴受力图（2）按弯扭合成应力校核偏心轴的强度由图3.7可以看出，C点处为危险截面。根据机械设计式（15-5）与表2.3数据，以与轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力。 (3.14)前面已经选定轴的材料为45号钢，调质处理，由机械设计表15-1得，所以偏心轴是安全的。图3.8 偏心轴三维图3.5.4 从动轴直径的确定（1）轴的剪切强度条件为： （3.15）其中，和分别表示剪切应力和许用剪切应力，单位为MPa；F表示轴所受的剪切力，单位为N；

53、d表示计算截面处轴的直径，单位为mm。由上式可得轴的直径必须满足条件：， （3.16）冲裁机构从动轴的材料为45钢，=60MPa，F=180N。将上面的数据代入式（3.16），即，而设计用轴直径最小为15mm，因此冲裁机构的从动轴剪切强度足可满足要求。（2）从动轴的装配方案如图3.9所示。由于它的强度已经足够，所以轴的设计只需满足装配要求即可。右端的轴承应与主动轴右端的轴承配套，选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6004，其尺寸为。右端需用弹性挡圈轴向定位，因此取。轴承左端应用一轴肩定位，取轴肩高为2mm。轴承外圈与与传动板配套，因此传动板的厚度为5+12+4=21（mm），且。传动板左端用一轴肩进行轴向定位，取轴肩高为3mm。为满足装配要求，分别取。为了使轴的大小比较匀称，取。图3.9 冲裁机构从动轴的装配方案图（3）轴上零件的周向定位冲头的周向定位采用平键连接。查机械设计表6-1，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴