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常州工學(xué)院機電工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書
第一章 引言
1.1 序言
畢業(yè)設(shè)計是完成了全部基礎(chǔ)課,技術(shù)基礎(chǔ)課,專業(yè)課以及參加了生產(chǎn)實現(xiàn)之后,在大學(xué)四年學(xué)習(xí)中最后一個學(xué)期進(jìn)行的。這是畢業(yè)之前對所學(xué)各課程的一次深入的綜合性的總復(fù)習(xí),也是一次理論聯(lián)系實際的訓(xùn)練,通過這次畢業(yè)設(shè)計對未來從事的工作進(jìn)行一次適應(yīng)性訓(xùn)練,從中鍛煉分析能力,解決問題能力,為今后的工作打下基礎(chǔ)。
通過本次畢業(yè)設(shè)計,得到以下的收獲與訓(xùn)練:
1. 能熟悉運用理論力學(xué),機械設(shè)計等課程的專業(yè)知識及設(shè)計計算。
2. 結(jié)構(gòu)設(shè)計的能力,能運用學(xué)過的知識,完成零件的結(jié)構(gòu)與設(shè)計,并通過學(xué)過的軟件完成繪圖。
3. 學(xué)會使用圖表及手冊資料。熟悉查找與本課題相關(guān)的各種資料名稱,出處,能做到熟悉運用。
1.2 課題來源
本課題來源于常州紅梅電力設(shè)備廠,壓裝機可用于試制產(chǎn)品的壓裝,壓裝空間適用于各種產(chǎn)品。
應(yīng)用的設(shè)計原理:采用高質(zhì)量的交流伺服電機,減速器,PLC傳動方式,具有導(dǎo)向裝置。向下壓入的速度可調(diào),采用無級調(diào)速方式。本課題旨在解決儀表生產(chǎn)中的錐形薄片壓入儀表殼中的工序自動化問題,既要保證壓入的位置,同時必須保證錐形薄片在同一位置產(chǎn)生精度相同的變形。本課題要求學(xué)生自動化錐形薄片自動化壓裝系統(tǒng)設(shè)計的壓裝機設(shè)計,完成壓裝機構(gòu)的運動分析、工序設(shè)計、結(jié)構(gòu)設(shè)計及關(guān)鍵零部件設(shè)計。該課題與生產(chǎn)實踐相結(jié)合,有較高的實用價值和借鑒價值,該課題主要培養(yǎng)學(xué)生產(chǎn)品設(shè)計的綜合能力,協(xié)同工作能力等。 壓裝機可采用手動/自動程序兩種操縱方式進(jìn)行控制。
1.3設(shè)計要求
本課題旨在解決儀表生產(chǎn)中的錐形薄片壓入儀表殼中的工序自動化問題,既要保證壓入的位置,同時必須保證錐形薄片在同一位置產(chǎn)生精度相同的變形。本課題要求學(xué)生自動化錐形薄片自動化壓裝系統(tǒng)設(shè)計的壓裝機設(shè)計,完成壓裝機構(gòu)的運動分析、工序設(shè)計、結(jié)構(gòu)設(shè)計及關(guān)鍵零部件設(shè)計。該課題與生產(chǎn)實踐相結(jié)合,有較高的實用價值和借鑒價值,該課題主要培養(yǎng)學(xué)生產(chǎn)品設(shè)計的綜合能力,協(xié)同工作能力等。
技術(shù)指標(biāo):每分鐘完成任務(wù)15只金屬儀表盤的壓裝,壓裝精度滿足生產(chǎn)要求。
第二章 壓裝機的設(shè)計
2.1 儀表殼
圖2-1錐形薄片
將錐形薄片壓入儀表殼,既要保證壓入的位置,同時必須保證錐形薄片在同一位置產(chǎn)生精度相同的變形,以完成儀表生產(chǎn)中的錐形薄片壓入儀表殼中的工序自動化問題。
2.2 裝配夾具
圖2-2裝配夾具
如圖2-2所示,裝備夾具用來固定錐形薄片,使其有準(zhǔn)確的壓裝。
2.3 壓頭
(a)
(b)壓頭
圖2-3
如圖2-3所示,錐形薄片利用裝備夾具的定位,由凸輪1將其固定(圖a),外軸采用凸輪下降,其下端的錐形面使錐形薄片壓緊于裝配夾具里,然后內(nèi)軸下降使下端的沖壓頭將錐形薄片的翼耳翻轉(zhuǎn)并固定在裝配夾具的凸緣上,壓裝完畢,內(nèi)外軸向上縮回(圖b)。
2.4凸輪機構(gòu)的設(shè)計
凸輪機構(gòu)因機構(gòu)中有一特征凸輪而得名。凸輪是指具有曲線輪廓或凹槽等特定形狀的構(gòu)件。凸輪通過高副接觸帶動從動件實現(xiàn)預(yù)期的運動,這樣構(gòu)成的機構(gòu)成為凸輪結(jié)構(gòu)。
凸輪機構(gòu)可分為平面凸輪機構(gòu),空間凸輪機構(gòu)等類型。凸輪機構(gòu)廣泛用于各種機構(gòu)中,特別是自動機械,自動控制裝置和裝配生產(chǎn)線
2.4.1凸輪機構(gòu)的組成
凸輪機構(gòu)一般是由凸輪,從動件和機架組成的一種高副機構(gòu)?!?-3】
2.4.2凸輪機構(gòu)的類型
凸輪機構(gòu)可根據(jù)凸輪的形狀,從動件的形狀和運動方式及凸輪與從動件維持高副的
接觸方法來分別分類。【1-3】
(1).按照凸輪的形狀分類:移動凸輪機構(gòu),盤型凸輪機構(gòu)和圓柱凸輪機構(gòu)。其中盤型凸輪機構(gòu)是凸輪機構(gòu)中最基本的結(jié)構(gòu)形式,應(yīng)用最廣。
(2). 按照從動件的形狀分類:尖端從動件凸輪機構(gòu),曲面從動件凸輪機構(gòu),滾子從動件凸輪機構(gòu)和平底從動件凸輪結(jié)構(gòu)。
(3).按照從動件的運動形式分:移動從動件和擺動從動件凸輪機構(gòu)。
(4).按照凸輪與從動件維持高副接觸的方法分:力封閉型凸輪機構(gòu)和形封閉型凸輪機構(gòu)。其中形封閉型凸輪機構(gòu)又可分為:槽型凸輪機構(gòu),等寬凸輪機構(gòu),等徑凸輪機構(gòu)和共軛凸輪機構(gòu)?!?-3】
2.4.3從動件常用運動規(guī)律特征比較及適用場合【20-23】
表2-1 從動件常用運動規(guī)律
運動規(guī)律
相應(yīng)方程
Vmax=(hw/?o)×
amax=(hw2/?o2)×
沖擊
應(yīng)用場合
多項式
等速
1.00
∞
剛性
低速輕載荷
等加速等減速
2.00
4.00
柔性
中速輕載荷
3-4-5多項式
1.88
5.77
無
高速中載荷
三角函數(shù)
正弦加速度
2.00
6.28
無
中高速輕載荷
余弦加速度
1.57
4.93
柔性
中低速中載荷
2.4.4 運動規(guī)律的組合
從表1-1列出的基本運動規(guī)律及其方程的運動特征可以看出,由于存在沖擊或加速度的最大值amax較大,使得基本運動規(guī)律應(yīng)用于高速場合時的運動和動力性能較差。為了克服基本運動規(guī)律的缺陷,通常將不同的基本規(guī)律進(jìn)行組合,以得到運動和動力性
能較佳的新的運動規(guī)律,一般也稱這種運動規(guī)律為組合式運動規(guī)律。
組合式運動規(guī)律必須遵循以下兩條原則:【2,3,9,17】
一,為避免剛性沖擊,位移曲線和速度曲線必須連續(xù);對于中、高速凸輪機構(gòu),還應(yīng)該避免柔性沖擊,也就是要求曲線也必須連續(xù)。所以,當(dāng)用不同運動規(guī)律組合起來行成從動件完整的運動規(guī)律時,各段運動規(guī)律的位移、速度和加速度曲線在連接點處的值應(yīng)分別相等,這也是運動規(guī)律組合時應(yīng)滿足的邊界條件。
二,應(yīng)使用組合后的運動規(guī)律的最大速度值vmax、最大加速度值amax、最大躍度值jmax和vmax與amax的乘積mmax=vmax×amax的值盡可能小。若從動件的負(fù)載是靜態(tài)的,如彈簧力、重力和靜態(tài)力的工作阻力,則驅(qū)動轉(zhuǎn)矩與速度成正比,所以,vmax較小,則靜態(tài)驅(qū)動轉(zhuǎn)矩也較小。另外,vmax還與機構(gòu)壓力角有關(guān),vmax較小,使得最大壓力角amax也小,這樣,可使凸輪設(shè)計得較小。amax較小,則慣性力較小。躍度反映了慣性力變化的情況,jmax較小可減少機構(gòu)的振動。mmax稱為機構(gòu)的動力特征值,當(dāng)mmax較小時,由從動件的慣性引起的凸輪驅(qū)動轉(zhuǎn)矩也較小,再設(shè)計高速凸輪機構(gòu)時考慮這一因素。
2.4.5 從動件運動規(guī)律的選擇【3,9,17】
從動件運動的選擇除了要滿足機械的具體工作要求外,還應(yīng)使凸輪機構(gòu)具有良好的動力特性,以及應(yīng)使所設(shè)計的凸輪廓線便于加工等。而這些往往又是互相制約的,因此,在選擇或設(shè)計從動件的運動規(guī)律時,必須根據(jù)使用場合、工作條件等分清主次綜合考慮,確定選擇或設(shè)計的運動規(guī)律的主要依據(jù)。
(1) 當(dāng)機械的工作過程要求從動件實現(xiàn)一定的工作行程,而對運動規(guī)律無特殊要求時,應(yīng)選擇使凸輪機構(gòu)具有較好的動力特性和便于加工的運動規(guī)律。對于低速輕載的凸輪機構(gòu),因為這時動力特性不是主要的,可主要從凸輪廓線便于加工考慮,選擇圓弧、直線等便于加工的曲線作為凸輪廓線。而對于速度較高的凸輪機構(gòu),應(yīng)主要考慮其動力特性,避免產(chǎn)生較大的沖擊。
(2) 當(dāng)機械的工作過程對從動件的運動規(guī)律有特殊要求時,而凸輪的轉(zhuǎn)速又高時,應(yīng)從滿足工作需出發(fā)來選擇從動件的運動規(guī)律,其次考慮其動力特性和便于加工。
(3) 當(dāng)機械的工作過程對從動件的運動規(guī)律有特殊要求,而凸輪的轉(zhuǎn)速又較高時,應(yīng)兼顧兩者來設(shè)計從動件的運動規(guī)律。通??蛇x用組合運動規(guī)律來滿足這種要求。
(4) 在選擇或設(shè)計從動件運動規(guī)律時,除了要考慮其沖擊特性外,還應(yīng)考慮其具有的最大速度vmax、最大加速度amax、最大躍度jmax和mmax較小。這些因素會影響到機械系統(tǒng)工作的平穩(wěn)性,因此總希望其越小越好,特別是對于高速凸輪加工,這一點尤其重要。
2.4.6凸輪廓線的設(shè)計【5-21】
此壓裝機在凸輪軸上裝有三個盤型凸輪。設(shè)從動件的運動規(guī)律為等速。
第一個凸輪用于將裝配夾具夾緊,已知凸輪軸心與從動件轉(zhuǎn)軸之間的中心距a=16cm,凸輪基圓半徑rb=4cm,從動件長度l=16cm,擺角Φ=400.。
第二個凸輪用于壓緊錐形薄片,將其固定,已知凸輪軸心與從動件轉(zhuǎn)軸之間的中心
距a=16cm,凸輪基圓半徑rb=7cm,從動件長度l=16cm,擺角Φ=200。
第三個凸輪用于將薄片的翼耳壓翻轉(zhuǎn),已知凸輪軸心與從動件轉(zhuǎn)軸之間的中心距a=16cm,凸輪基圓半徑rb=6cm,從動件長度l=14cm,擺角Φ=200。
利用反轉(zhuǎn)法原理設(shè)計凸輪輪廓?!?-5】
設(shè)凸輪的輪廓曲線已按預(yù)定的從動件運動規(guī)律設(shè)計。當(dāng)凸輪以角速度w1繞軸O轉(zhuǎn)動時,從動件的尖頂沿凸輪輪廓曲線相對其導(dǎo)路按預(yù)定的運動規(guī)律移動?,F(xiàn)設(shè)想給整個凸
輪機構(gòu)加上一個公共角速度-w1,此時凸輪將不動。根據(jù)相對運動原理,凸輪和從動件之間的相對運動并未改變。這樣從動件一方面隨導(dǎo)路以角速度-w1繞軸O轉(zhuǎn)動,另一方面又在導(dǎo)路中按預(yù)定的規(guī)律作往復(fù)移動。由于從動件尖頂始終與凸輪輪廓相接觸,顯然,從動件在這種復(fù)合運動中,其尖頂?shù)倪\動軌跡即是凸輪輪廓曲線。這種以凸輪作動參考系,按相對運動原理設(shè)計凸輪輪廓曲線的方法稱為反轉(zhuǎn)法(如圖1-4)。
圖2-4反轉(zhuǎn)法原理
凸輪輪廓曲線設(shè)計步驟:
1) 選取適當(dāng)?shù)牡谋壤?,作出從動件的位移線圖,并將推程和回程區(qū)間位移曲線的橫坐標(biāo)各分成若干等份,將設(shè)凸輪一得偏角為零,則凸輪二的偏角相對凸輪一為400,凸輪三相對凸輪一為900。如圖2-5所示。
圖2-5從動件運動位移線圖
該機構(gòu)要求凸輪的動作為:第一個凸輪先運動夾緊裝配夾具,然后第二個凸輪將其固定,最后第三個凸輪將錐形薄片的翼耳壓翻過來。返回時,第二個凸輪先縮回,然后
是第三個凸輪,最后是第一個凸輪。
圖2-5中縱坐標(biāo)代表從動件的擺角ψ,因此縱坐標(biāo)的比例尺是1mm代表多少度。
2) 以D0為圓心、以rb為半徑作為基圓,并根據(jù)已知的中心距a,確定從動件轉(zhuǎn)軸A的位置A0。然后以A0為圓心,以從動件桿長l為半徑作圓弧,交基圓于C0。A0C0即代表從動件的初始位置,C0即為從動件滾子圓心的初始位置。
3) 以D0為圓心,以a為半徑作轉(zhuǎn)軸圓,并自A0點開始沿著-ω方向?qū)⒃搱A分成如圖1-5中橫坐標(biāo)對應(yīng)的區(qū)間和等份,得點A1,A2,...。他們代表反轉(zhuǎn)過程中從動件轉(zhuǎn)軸A依次占據(jù)的位置。
4) 以上述各點為圓心,以從動件桿長l為半徑,分別作圓弧,交基圓于C1,C2,...各點,得線段A1C1,A2C2...;以A1C1,A2C2,...為一邊,分別作∠C1A1B1,∠C2A2B2,...使他們分別等于圖1-5中對應(yīng)的角位移,得線段A1B1,A2B2,...。這些線段即代表反轉(zhuǎn)過程中從動件所依次占據(jù)的位置。B1,B2,...即為反轉(zhuǎn)過程中從動件滾子圓心的運動軌跡。
5) 將點B0,B1,B2,...連成光滑的曲線,即得凸輪的理論輪廓線?!?-5,11-23】
圖2-6凸輪一輪廓曲線
圖2-7凸輪二輪廓曲線
圖2-6為第一個凸輪的輪廓曲線,圖2-7為第二個凸輪的輪廓曲線,圖2-8為第三個凸輪的輪廓曲線
圖2-8凸輪三輪廓曲線
2.4.7凸輪輪廓的加工方法【15-16】
(一)銑、銼削加工
用于低速、輕載場合的凸輪
(二)數(shù)控加工
用于高速、重載的場合,加工精度高。
2.4.8凸輪機構(gòu)的壓力角
壓力角 :凸輪機構(gòu)從動件速度方向與該點受力方向的夾角。
對直動從動件凸輪機構(gòu)[a]=30~38°
擺動從動件凸輪機構(gòu)[a]=40~50°工作行程
[a]=70~80° 回程
2.5軸的設(shè)計
圖2-9軸
根據(jù)軸徑選鍵,Φ20選的平鍵b×h為8×7(圖2-9),配合為Φ20H7/k6,Φ25H7/k6(如圖2-10)【1-3,11-18】
圖2-10軸
圖2-10為凸輪軸,圖2-11和2-12分別為控制壓和夾緊凸輪的軸。
圖2-11軸
圖2-12軸
第三章 減速箱的設(shè)計
3.1 減速箱的示意圖
圖3-1減速箱示意圖
3.2各主要部件的選擇
表3-1
分析對象
過程分析
結(jié)論
動力源
一般選用交流電動機
三相交流電動機
帶
V帶允許的傳動比大,結(jié)構(gòu)緊湊
V帶
齒輪
直齒傳動平穩(wěn)
高速級、低速級都可用直齒
軸承
此減速器軸承承受軸向載荷很小
球軸承
聯(lián)軸器
有吸振和緩沖能力,耐久性好
彈性柱銷聯(lián)軸器
3.3電動機的選擇
壓裝機每分鐘壓15個,即減速箱輸出為15r/min, 查表知V帶傳動常用傳動比范圍 為2~4,單級圓柱齒輪的傳動比范圍為3~6,則電動機的轉(zhuǎn)速的可選范圍為:
因此,可選同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機,型號為Y112M-4?!?6-28】
3.4 分配傳動比
表3-2 傳動比分配
分析對象
過程分析
結(jié)論
分配傳動比
傳動系統(tǒng)的總傳動比i=nm/nw(式3-2)其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比,多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積;nm是電動機的滿載轉(zhuǎn)速,r/min;nw 為工作機輸入軸的轉(zhuǎn)速,r/min。
計算如下? nm=1440r/min
nw =15r/min
i=nm/nw=1440/15=96
V帶,初取
則減速器傳動比為:i減=i/i帶(式3-3)
=96/4=24
按展開式布置,考慮沒有潤滑條件,為使兩級齒輪直徑相近,
取高速級 ,則低速級i2=i減/i1=6
3.5 V帶傳動的設(shè)計【9,17】
已知電動機的功率P=3.8kw,轉(zhuǎn)速N=1500r/min。
1、由于載荷平穩(wěn),選用普通V帶。
2、確定計算功率,取工況系數(shù)KA =1
Pca=KAP=1*4=4(式3-4)
3、 選擇帶型
根據(jù)Pca 與N=1500r/min,由《機械設(shè)計手冊》確定選用A型
4、 確定帶輪基準(zhǔn)直徑并驗算帶速
初取主動輪的基準(zhǔn)直徑 dd1=90 mm
V=πdd1n1/(601000)(式3-5)
= =6.7824m/s<25 m/s
于是從動輪基準(zhǔn)直徑dd2= dd1i01=904=360mm
5、確定普通V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距Ld
根據(jù)0.7(dd1+ dd2)
90
因此,主動輪上的包角合適。
7.計算普通V帶的根數(shù)Z
由 n1=1500r/min,dd1=90 mm,i=4,查手冊得
PO=0.68Kw △PO=0.17Kw
查表得K=0.93, KL=1.03由(式3-10)得
故取Z=5.
8.計算預(yù)緊力F0
查表得q=0.10kg/m,
(式3-11)
=99.2N
9.計算作用在軸上的壓軸力Fp 由 Fp=2ZF0 sin(式3-12)得
Fp=2ZF0 sin=2 5 99.2sin=968.5N
10.V帶輪的選擇
由主、從動輪的基準(zhǔn)直徑,選用輪輻式V帶輪
其寬度B=(Z-1)e+2f(式3-13)
=(5-1)12+27=62mm
3.6 設(shè)計高速級齒輪
表3-3 高速級齒輪設(shè)計
分析對象
過程分析
結(jié)論
選精度等級材料和齒數(shù)
1.選用直齒圓柱齒輪傳
2.選用7級精度
3.材料選擇。小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。
4.選小齒輪齒數(shù)Z1=24,
5.大齒輪齒數(shù)Z2=i1·Z1=4×24=96
小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為
280HBS,大齒輪材料為
45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS
按齒面接觸強度設(shè)計
按式試算,即
(式3-14)
1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
(1)試選
(2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
(3)由 《機械設(shè)計》表12.13,選取齒寬系數(shù)
(4)由表《機械設(shè)計》表12.12查得材料的彈性影響系數(shù)
(5)由圖《機械設(shè)計》圖12.17c按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限
(6)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù),由《機械設(shè)計》表12.15,估計
?。ㄊ?-15)
(7)由圖《機械設(shè)計》查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
(8)計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力
取失效概率為1%,安全系數(shù)為S=1,得
(式3-16)
按齒面接觸強度設(shè)計
2)計算
(1)試算小齒輪分度圓直徑,由計算公式3-14得
(2)計算圓周速度
?。ǎ常┯嬎泯X寬b
(4)計算齒寬與齒高比
模數(shù)
(5)計算載荷系數(shù)K
已知使用系數(shù)
根據(jù),7級精度,由圖12.9查得動載荷系數(shù)
查表得
故載荷系數(shù)
?。ǎ叮┌磳嶋H的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,得
(7)計算模數(shù)m
按齒面接觸強度設(shè)計,模數(shù)m=1.656mm
按齒根彎曲強度設(shè)計
由式?。ㄊ?-16)
1) 確定計算參數(shù)
(1)計算載荷系數(shù)
(2)查取齒形系數(shù)
由《機械設(shè)計》圖12.21查得
(3)查取應(yīng)力校正系數(shù)
由《機械設(shè)計》圖12.22查得
?。?)由《機械設(shè)計》圖12.23c查得,小齒輪的彎曲疲勞強度極限
大齒輪的彎曲疲勞強度極限
(5)由《機械設(shè)計》查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)
(6)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得
(7)計算大小齒輪的
大齒輪的數(shù)據(jù)大
2) 設(shè)計計算
按齒面彎曲強度設(shè)計,模數(shù)m=1.313mm,
但是因為傳遞動力的齒輪模數(shù)應(yīng)取大于等于1.5mm,所以模數(shù)取m=1.5mm
對比計算結(jié)果
對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強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),可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.313并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1.5mm,按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由
則
按齒根彎曲強度設(shè)計,得模數(shù)
m>1.313,綜合比較可得高速級兩齒數(shù):
幾何尺寸計算
(1)計算分度圓直徑
(2)計算中心距
圓整為102
(3)計算齒輪寬度
??;
中心距
分度圓直徑
齒輪寬度
3.7 設(shè)計低速級齒輪
根據(jù)表3-3的計算方法,得:小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,小齒輪齒數(shù)Z1=33,大齒輪齒數(shù)Z2=i2·Z1=6×33=198,模數(shù)m=2.430mm,中心距a=211mm,分度圓直徑d1=57.75mm =346.5mm,齒輪寬度B2=60mm B1=65mm。
3.8齒輪潤滑方式的選擇
因為潤滑脂承受的負(fù)荷能力較大、粘附性較好、不易流失,齒輪靠機
體油的飛濺潤滑。I,II,III軸的速度因子,查機械設(shè)計手冊可選用鈉基潤滑劑2號。【1-3,18】
3.9密封方式的選擇
由于I,II,III軸與軸承接觸處的線速度,所以采用氈圈密封。
第四章 聯(lián)軸器的設(shè)計選擇
聯(lián)軸器的選型【21-23】
聯(lián)軸器是用來連接進(jìn)給機構(gòu)的兩根軸使之一起回轉(zhuǎn)以傳遞扭矩和運動的一種裝置。機器運轉(zhuǎn)時,被連接的兩軸不能分離,只有停車后,將聯(lián)軸器拆開,兩軸才能脫開。
目前聯(lián)軸器的類型繁多,有液壓式、電磁式和機械式。機械式聯(lián)軸器是應(yīng)用最廣泛的一種,它借助于機械構(gòu)件相互間的機械作用力來傳遞扭矩,大致可將聯(lián)軸器劃分為剛性聯(lián)軸器和彈性聯(lián)軸器兩類。
(1)剛性聯(lián)軸器可分為以下兩類。
①固定式聯(lián)軸器,主要有套筒聯(lián)軸器、凸緣聯(lián)軸器和夾殼聯(lián)軸器等。
②可移式聯(lián)軸器,主要有齒輪聯(lián)軸器、十字滑塊聯(lián)軸器和萬向聯(lián)軸器等。
(2)彈性聯(lián)軸器可分為以下兩類。
①金屬彈性件聯(lián)軸器,主要有套筒聯(lián)軸器、膜片聯(lián)軸器和波形管聯(lián)軸器等。
②非金屬彈性聯(lián)軸器,主要有輪胎式聯(lián)軸器、整圈橡膠聯(lián)軸器和橡膠塊聯(lián)軸器等。
凸緣聯(lián)軸器
凸緣聯(lián)軸器是把兩個帶有凸緣的半聯(lián)軸器分別與兩軸連接,然后用螺栓把兩個半聯(lián)軸器聯(lián)成一體,以傳遞動力和扭矩。凸緣聯(lián)軸器還有兩種對中,另一種則是共同與另一部分環(huán)相配合而對中。前者在裝拆時軸必須作軸向移動,后者則無此缺點。連接螺栓可以采用半精制的普通螺栓,此時螺栓桿與釘孔壁間存有間隙,扭矩靠半聯(lián)軸器結(jié)合面間的摩擦力來傳遞;也可采用鉸質(zhì)孔用螺栓,此時螺栓桿與釘孔為過渡配合,靠螺栓桿承受擠壓與剪切來傳遞扭矩凸緣聯(lián)軸器可制成帶防護邊的或不帶防護邊的。
凸緣聯(lián)軸器的材料可用HT250或碳鋼,重載或圓周速度大于30m/s時應(yīng)用鑄鋼或鍛鋼。
凸緣聯(lián)軸器對于所連接的兩軸的對中性要求很高,當(dāng)兩軸間有位移與傾斜存在時,就在機件內(nèi)引起附加載荷,使工作情況惡化,這是它的主要缺點。但由于其結(jié)構(gòu)簡單、成本低以及可傳遞較大扭矩,故當(dāng)轉(zhuǎn)速低、無沖擊、軸的剛度大以及對中性較好時亦常采用。
根據(jù)工作需要選擇凸緣聯(lián)軸器
根據(jù)軸徑選折YLD5凸緣聯(lián)軸器具體參數(shù)如下:(機械設(shè)計手冊表29.2-5P29-26)
型號
許用轉(zhuǎn)矩
[T]
許用轉(zhuǎn)速
(n)
軸孔直徑
軸孔長度
D
D0
螺栓
L0
重量
m
轉(zhuǎn)動慣量
mm
數(shù)量
n
直徑
d
(r/min)
mm
N.m
鐵
鋼
鐵
鋼
Y型
J J1型
mm
mm
Y型
J J1型
kg
Kg/m2
YLD5
63
5500
9000
28
28
62
4
100
80
4
M8
128
92
3.19
0.013
圖4.1凸緣聯(lián)軸器
第五章 總結(jié)
本次畢業(yè)設(shè)計完成壓裝機構(gòu)的運動分析、工序設(shè)計、結(jié)構(gòu)設(shè)計及關(guān)鍵零部件設(shè)計 。此壓裝機主要依靠三個凸輪的運動實現(xiàn)。第一個凸輪通過其擺動從動件控制夾緊軸的水平移動,第二個與第三個凸輪通過其擺動從動件,分別控制內(nèi)軸與外軸垂直移動,使其定位和沖壓。進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計及關(guān)鍵零部件設(shè)計,其中有儀表殼的尺寸,裝配夾具形狀及尺寸,從動件的位移線圖的設(shè)計,凸輪的設(shè)計,其中為了壓裝機的運作設(shè)計了減速箱,減速箱里包括電機的選擇,V帶的設(shè)計和齒輪的設(shè)計,最后選擇了連接壓裝機和減速箱的聯(lián)軸器。
本次設(shè)計的儀表殼的自動化壓裝機具有結(jié)構(gòu)簡單,可以保證錐形薄片在同一位置產(chǎn)生精度相同的變形的特點。在設(shè)計過程中遇到了各種實際問題,比如在方案論證過程中,通過各種途徑查閱了大量資料,一步步改良完善方案;在著手畫裝配圖的過程中,視圖的規(guī)范畫法,如何表達(dá)視圖才能達(dá)到最佳的效果等,這些都需要我在畫圖的過程中,真正將自己擺在一個設(shè)計人員的角度,從實際出發(fā),充分考慮加工事實,將圖畫的更準(zhǔn)確,這使我將來從事設(shè)計能更加得心應(yīng)手;在裝配圖畫完之后,開始標(biāo)注尺寸公差與配合,工差配合是每個設(shè)計人員都需要重視的問題,它從另一個方面體現(xiàn)了一個設(shè)計人員的基本素質(zhì),
第六章 致謝
在此次的設(shè)計中,我要非常感謝劉天軍老師的悉心指導(dǎo),他淵博的知識,開闊的思維,勇于創(chuàng)新實踐精神,嚴(yán)謹(jǐn)求實的治學(xué)態(tài)度,兢兢業(yè)業(yè)一絲不茍的工作作風(fēng),時刻督促我努力學(xué)習(xí)和工作。從論文的選題、實踐研究到撰寫,期間一直得到劉老師的悉心指導(dǎo)和關(guān)懷。每個星期他都會抽出時間來輔導(dǎo)我們的設(shè)計,時刻關(guān)注我們的設(shè)計進(jìn)程,及時糾正設(shè)計中的錯誤,隨時提出寶貴的建議,積極鼓勵我們勤思考、勤探討、勤查閱,真正將四年所學(xué)的知識融會貫通,應(yīng)用起來得心應(yīng)手,使我獲益匪淺。再次對劉老師的辛勤工作表示深深的感謝!
感謝劉天軍老師在畢業(yè)設(shè)計期間給我提出了寶貴的要求和建議,他的嚴(yán)格要求不斷的激勵我,在后來的設(shè)計中不斷改進(jìn),使設(shè)計更加完善。
陳天平
2010年6月1日
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