《φ25棒料校直機(jī)設(shè)計畢業(yè)設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《φ25棒料校直機(jī)設(shè)計畢業(yè)設(shè)計（29頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 裝 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 訂 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 線 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ φ25棒料校直機(jī)設(shè)計 【摘要】隨著國民經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，近年內(nèi)，棒材生產(chǎn)不論在數(shù)量上還是品種上，都有相當(dāng)大的增長。新型高效率的棒材精整設(shè)備，尤其是棒材矯直機(jī)，是保證棒材質(zhì)量的重要關(guān)鍵。若棒料彎曲，就要用大棒料才能加工出一個小零件，材料利用率不高，經(jīng)濟(jì)性差。故在加工零件前需將棒料校直?，F(xiàn)要求設(shè)計一短棒料校直機(jī)。為進(jìn)一

2、步完善精整過程和提高軋制速度，必須制造新的高效率棒材矯直機(jī)。本文采用了行星式搓滾校直的方法來校直棒材。其動搓板為滾子1，作連續(xù)回轉(zhuǎn)運動；靜搓板為弧形構(gòu)件3，其上開的槽也是由深變淺而最后消失。這種方案不僅能將棒料校的很直，而且自動化程度和生產(chǎn)率高，所以采用此工作原理來為進(jìn)一步完善精整過程和提高軋制速度。 【關(guān)鍵詞】棒料 校直機(jī)構(gòu) 校直機(jī) Bar stock straightening machine straightening institutions 08 Mechanical Design, Manufacturing And Automation Tao Yu 08

3、0188 Instructor teacher Xiaojiang Li 【General Specification】 Along with the development of national economy, in recent years, regardless of the number of steel products in or species, has been increasing. A new type of high-efficient bar of finishing equipment, especially bar straightening m

4、achine, is to ensure that the quality of the bar key. If great material bending, be about to use material to work out a big stick a small parts, material utilization rate is not high, the poor economy. Therefore, in processing parts need before will bar stock straightening. For this design a short b

5、ar stock straightening machine. To further perfect finishing process and improve rolling speed, must make the new high efficiency bar straightening machine. This paper used the planet type rub roll straightening method came straight bar. The move for roller 1 hemilateral pan, a continuous rotary mov

6、ement; Static hemilateral pan for arc component 3, on the open of the slot also by the deep becomes shallow and finally disappeared. This scheme can not only will bar stock school very straight, and automation degree and high productivity, and use this principle to further perfect finishing process

7、and improve rolling speed. 【Keywords】Bar stock Straightening institutions Straightening machine 目錄 1 、系統(tǒng)總體方案設(shè)計工作原理 4 2、 總體方案設(shè)計 6 2.1執(zhí)行機(jī)構(gòu)運動方案的擬定 6 2.1.1滾子弧形搓板彈簧 6 2.1.2傳動系統(tǒng)運動方案的擬定 6 3、機(jī)構(gòu)設(shè)計計算 8 3.1執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計 8 3.1.1滾子設(shè)計 8 3.1.2滑塊設(shè)計 8 3.1.3擺桿設(shè)計 9 4、傳動系統(tǒng)設(shè)計 10 4.1電動機(jī)擇選 10 4.1.1 選擇電動機(jī)的類型

8、和結(jié)構(gòu) 10 4.1.2確定電動機(jī)功率和型號 10 4.2 傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 11 4.2.1各傳動比的計算 11 4.2.2 V帶傳動的設(shè)計與計算 12 4.3擺桿設(shè)計 13 4.3.1擺桿設(shè)計 13 4.4軸的設(shè)計 14 4.4.1滾子軸設(shè)計： 14 4.4.2凸輪軸設(shè)計： 19 4.4.3壓板軸設(shè)計： 22 4.5 鍵的設(shè)計與校核 23 4.5.1凸輪軸上鍵的設(shè)計與校核 23 4.5.2其他軸上鍵的設(shè)計與校核 24 4.6滾動軸承的校核 24 4.6.1計算滾子軸的軸承： 24 4.6.2計算凸輪軸的軸承： 25 4.6.3 其他軸承 25

9、4.7壓板的設(shè)計校核 25 4.8彈簧的校核 27 4.8.1擺桿處拉伸彈簧 27 4.8.2壓板處壓縮彈簧 28 參考文獻(xiàn) 29 謝詞 30 第 29 頁 共 29 頁 1 、系統(tǒng)總體方案設(shè)計工作原理 校直機(jī)的工作原理：輥子的位置與被校直制品運動方向成某種角度，兩個或三個大的是主動壓力輥，由電動機(jī)帶動作同方向旋轉(zhuǎn)，另一邊的若干個小輥是從動的壓力輥，它們是靠著旋轉(zhuǎn)著的圓棒或管材摩擦力使之旋轉(zhuǎn)的。為了達(dá)到輥子對制品所要求的壓縮，這些小輥可以同時或分別向前或向后調(diào)整位置，一般輥子的數(shù)目越多，校直后制品精度越高。制品被輥子咬入之后，不斷地作直線或旋轉(zhuǎn)運動，因而使制品承受各方面

10、的壓縮、彎曲、壓扁等變形，最后達(dá)到校直的目的。 1)用平面壓板搓滾棒料校直（圖2）。此方法的優(yōu)點是簡單易行，缺點是因材料的回彈，材料校得不很直。 2)用槽壓板搓滾棒料校直?？紤]到“糾枉必須過正”，故將靜搓板作成帶槽的形狀，動、靜搓板的橫截面作成圖3所示形狀。用這種方法既可能將彎的棒料校直，但也可能將直的棒料弄彎了，小很理想。 3)用壓桿校直。設(shè)計一個類似于圖4所示的機(jī)械裝置，通過一電動機(jī)，一方面讓棒料回轉(zhuǎn)，另一方面通過凸輪使壓桿的壓下量逐漸減小，以達(dá)到校直的目的。其優(yōu)點是可將棒料校得很直；缺點是生產(chǎn)率低，裝卸棒料需停車。 4)用斜槽壓板搓滾校直。靜搓板的縱截面形狀如圖5所示，其槽深是由

11、深變淺而最后消失。其工作原理與上一方案使壓下量逐漸減小是相同的，故也能將棒料校得很直。其缺點足動搓板作往復(fù)運動，有空程，生產(chǎn)效率小夠高。雖可利用如圖所示的偏置曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的急回作用，來減少空程損失，但因動搓板質(zhì)量大，又作往復(fù)運動，其所產(chǎn)生的慣性力不易平衡，限制了機(jī)器運轉(zhuǎn)速度的提高，故生產(chǎn)率仍不理想。 5)行星式搓滾校直。如圖6所示，其動搓板變成了滾子l，作連續(xù)回轉(zhuǎn)運動，靜搓板變成弧形構(gòu)件3，其上開的槽也是由深變淺而最后消失。這種方案小僅能將棒料校得很直，而且自動化程度和生產(chǎn)率高，所以最后確定采用此工作原理。 圖2 平面壓板搓滾棒料校直 圖3

12、 槽壓板搓滾棒料校直 圖4 壓桿校直 圖5 斜槽壓板搓滾校直 圖6 行星式搓滾校直 2、 總體方案設(shè)計 2.1執(zhí)行機(jī)構(gòu)運動方案的擬定 2.1.1滾子弧形搓板彈簧 圖7給出了兩種校直機(jī)構(gòu)方案。其中（圖a）為曲柄搖桿機(jī)構(gòu)與齒輪，齒條機(jī)構(gòu)組合，圖b)為擺動推桿盤形形凸輪機(jī)構(gòu)與導(dǎo)軒滑塊機(jī)構(gòu)的組合，曲柄（或凸輪）每轉(zhuǎn)一周送出一根棒料。由于凸輪機(jī)構(gòu)能使送料機(jī)構(gòu)的動作和搓板滾子的運動能更好的協(xié)調(diào)，故圖b）的執(zhí)行機(jī)構(gòu)運動方案優(yōu)于閣a)，下面設(shè)計計算針對圖b）方案進(jìn)行。 圖7

13、 行星式棒料校直機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)運動方案 2.1.2傳動系統(tǒng)運動方案的擬定 初步擬定的傳動方案如圖8所示。驅(qū)使動搓板滾子1轉(zhuǎn)動的為主傳動鏈，為提高其傳動效率，主傳動鏈應(yīng)盡可能簡短，而且還要求沖擊振動小，故圖中采用了一級帶傳動和一級齒輪傳動。傳動鏈的第一級采用帶傳動有下列優(yōu)點：電動機(jī)的布置較自由，電動機(jī)的安裝精度要求較低，帶傳動有緩沖減振和過載保護(hù)作用。 圖8 行星式棒料校直機(jī)傳動方案 3、機(jī)構(gòu)設(shè)計計算 3.1執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計 由于動搓板滾子1直接裝在機(jī)器主軸上，只有執(zhí)行構(gòu)件，沒有執(zhí)行機(jī)構(gòu)，故只需對送料機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計

14、。 對于圖7 b）所示的運動力案，送料機(jī)構(gòu)的設(shè)計，實際上就是擺動推桿盤狀凸輪機(jī)構(gòu)的設(shè)計。 凸輪軸的轉(zhuǎn)動是由滾子軸（傳動主軸）的轉(zhuǎn)動經(jīng)過齒輪機(jī)構(gòu)傳動減速而得到的。下面來討論滾子軸與凸輪軸間的傳動比應(yīng)如何確定。 應(yīng)注意在校直棒料時，不允許兩根棒料同時進(jìn)入校直區(qū)，否則將因兩根棒料的相互干擾，可能一根棒料也未被校直。所以一定要待前一根棒料退出落下后，后一根棒料才能進(jìn)入校直區(qū)。 3.1.1滾子設(shè)計 設(shè)滾子1的直徑，棒料的直徑為，校直區(qū)的工作角為，從棒料進(jìn)入到退出工作區(qū)，滾子l的轉(zhuǎn)角為。因在棒料校直時的運動狀態(tài)跟行星輪系傳動一樣，弧形搓板相當(dāng)于固定的內(nèi)齒輪，其內(nèi)徑為，角相當(dāng)于行星架的轉(zhuǎn)角，根據(jù)周

15、轉(zhuǎn)輪系的計算式，即可求得滾子l的相應(yīng)轉(zhuǎn)角，即 故 設(shè)已確定為了校直棒料，棒料需在校直區(qū)轉(zhuǎn)過的轉(zhuǎn)數(shù)為=2，校直區(qū)的工作角為，則滾子l的直徑，可由下式確定： 為了保證不出現(xiàn)兩根棒料同時在校直區(qū)的現(xiàn)象，應(yīng)在滾子1轉(zhuǎn)過角度時，送料凸輪4才轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，由此可定出齒輪的傳動比為 對于題目數(shù)據(jù)，設(shè)校直區(qū)的工作角為，則由上面公式可求得滾子l的直徑=[(2/)+1] 25=175mm，滾子l的轉(zhuǎn)角為=2 (175+25) /175=，故取=300，從而求得帶輪的傳動比為=/=0.83。 3.1.2滑塊設(shè)計 送料滑塊應(yīng)將棒料推送到A點，則可求得滑塊行程約為 L=d2+預(yù)留=50彈簧設(shè)計

16、設(shè)計速度為80根／分。彈簧拉回速度要快。 F=kx 彈簧的彈性系數(shù)k取F/x=20 3.1.3擺桿設(shè)計 若取擺桿長160mm，則其擺角為8.88。 4、傳動系統(tǒng)設(shè)計 4.1電動機(jī)擇選 4.1.1 選擇電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu) 因為裝置的載荷平穩(wěn)，且在有粉塵的室內(nèi)環(huán)境下工作，溫度不超過35℃，因此可選用Y系列三相異步電動機(jī)，它具有國際互換性，有防止粉塵鐵、屑或其他雜物侵入電動機(jī)內(nèi)部的特點，B級絕緣，工作環(huán)境也能滿足要求。而且結(jié)構(gòu)簡單、價格低廉。 4.1.2確定電動機(jī)功率和型號 校

17、直機(jī)機(jī)構(gòu)輸出的功率： 行星式搓滾校直機(jī)的工作效率取=0.90 滾子的轉(zhuǎn)矩T=FL=(0.0051.5)87.5=0.66Nm Pw = (nT/9550)/ = 0.66x66.7/(9550x0.90) (kw)=0.005 kw 傳動系統(tǒng)總的效率： 電機(jī)所電動機(jī)所需的功率為：kw 由題意知，選擇57BL-1010H1-LS-B比較合理，額定功率=0.1kw,滿載轉(zhuǎn)速1000r/min.。 4.2 傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 4.2.1各傳動比的計算 滾子的轉(zhuǎn)速 總傳動比: 取電機(jī)與減速器間的V帶的傳動比為: 減速器的傳動比為： 故采用單級斜齒圓柱齒

18、輪減速器。 （2）各軸的轉(zhuǎn)速（r/min）。 （3）各軸的輸入功率（kw） 滾子軸 凸輪軸取PI/10，PII=PI/10=0.008 （4） 各軸輸入扭矩的計算（） 4.2.2 V帶傳動的設(shè)計與計算 （1） 確定計算功率Pca 由表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.3,故 Pca=KAP=1.30.006kw=0.008kw （2）選擇V帶的型號 由于校直機(jī)的尺寸小、帶傳動的負(fù)載輕，故選用Y型。 （3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd ,并驗算帶速 ① 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=45mm ②

19、驗算帶速v。根據(jù)式（8-13），驗算帶的速度 V=3.14 dd1/（601000）=3.144580/（601000）=0.188m/s 因為V＜25m/s，故帶速合適。 ③ 計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2 dd2=dd1/i=45/0.83=54.2(mm) （4） 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度L0 0.7（dd1+dd2）≦a≦2（dd1+dd2）得 69.44≦a≦198.4 ①根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=170（mm）。 ②由式（8-22）計算帶所需的基準(zhǔn)長度 L0=2a+3.14（dd1+dd2）/2+(

20、dd2-dd1)2/4a = 2170+3.14（45+54.2）+（54.2-45 ）2/(4170)=651.61（mm） 由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度L=630（mm） ③按式（8-23）得實際中心距: a= a0+（L- L0）/2=170+（630-651.61）/2=159.2（mm） ④按式（8-24）得 amin=149.75,amax=178.1,中心距的變化范圍 149.75—178.1 （5）驗算小帶輪上的包角 =1800 -（dd2-dd1）57.30 /a =1800 -（54.2-45）57.30/170=176.90≥1200 合適。 （6）確定帶

21、的根數(shù) Z= Pca/{（P0+△P）Ka KL }; 查表（8-4a）表（8-4b）表（8-5）表（8-2） P0=0.08（kw），△P=0（kw），Ka=0.98,KL=1 Z=0.008/{(0.13+0)0.981}=0.063 取Z=1根 查表（8-10）得 B取15 （7）確定初拉力和計算軸上的壓力 查表（8-3）得Y型帶的單位長度質(zhì)量q=0.02 (kg/m) 初拉力F0=500 Pca（2.5-Ka）/（ Ka zv）+qv2=5000.008（2.5-0.98）/（0.9810.188）+0.020.1882=33.04(N) （8）計算壓

22、軸力 =2Z F0Sin(/2)=2149.31Sin（176.90/2）=66.1(N) 4.3擺桿設(shè)計 4.3.1擺桿設(shè)計 推桿材料為HT200，密度為7.0千克/立方米，棒材的密度為7.8千克/立方米。則擺桿推推桿受到的阻力為 f=N取1.6N 彈簧的最大拉力需大于=1.3取1.5N 由下往上，mm，mm，54mm ①求解凸輪推力 得FC=6.18N ②繪制彎矩圖 Mc=200.34Nmm Mb=75.64Nmm 擺桿的材料為16Mn，其容許拉應(yīng)力，容許壓應(yīng)力。 （1） 桿內(nèi)力 由受力分析圖得 最大彎矩M=200.34Nm （2） 桿截面特性

23、 截面行心距底邊為Yc=D/2=10/2=5mm 截面對中性軸的慣性矩 Iz=10103/12=833mm4 (3)校核桿的強(qiáng)度 因為桿的許用拉、壓應(yīng)力不同，所以必須校核桿的最大彎矩截面（截面C） C截面強(qiáng)度校核： 最大壓應(yīng)力發(fā)生在截面左邊緣處，最大拉應(yīng)力發(fā)生在截面右邊緣處。 經(jīng)計算，C截面的強(qiáng)度足夠。 4.4軸的設(shè)計 4.4.1滾子軸設(shè)計： （1）材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，查表15-3取=35Mpa，A=110 （2）各軸段直徑的確定 由，P=0.081kw,則 右起第一段裝聯(lián)軸器，初選聯(lián)軸器TL6，所以取d1=38mm；為了便于安裝，取；

24、右起第三段裝軸承，初選軸承6009，其內(nèi)徑為45mm，所以取=45mm；左端用軸肩定位；左端軸肩高（0.07~0.1）d，取6mm，則59mm；第五段裝滾子，所以50mm；左端用套筒定位；為了便于安裝，取40mm；左起第一段裝帶輪，所以，36。 根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸進(jìn)行潤滑，取滾子距箱體內(nèi)壁13mm，609軸承厚16mm，滾子寬100mm，軸承端蓋厚6mm，帶輪寬15mm,且箱體壁厚為8mm，所以從右往左初取82mm,39mm,25mm,11mm,98mm,38mm,34mm,13mm。 綜上所述：該軸的長度L=340mm （3）校核該軸 由于帶輪拉力較小，可以忽略，所以

25、去掉帶輪，輸入軸的功率P1，轉(zhuǎn)速n1，和轉(zhuǎn)矩T1 P1=0.081kw n1=66.7r/mm T1=11.6Nm 滾子的材料為Q235，密度為7.8103kg/m3,則其重力為 G=mg= 所以G=224N 帶輪的材料為45鋼，則其重力為 ① 求解支座約束力 G+Fcos30=1523N Fsin30=750N G+Fcos30-- （G+Fcos30）- 得， ② 求解支座Y向約束力 Fsin30--=0 Fsin30-(+=0 =375N =375N ③繪制Z向彎矩圖 ④繪制Y向彎矩圖 ⑤求合成彎矩圖： ⑥求危

26、險截面當(dāng)量彎矩： 從圖可見，A處截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)） ⑦計算危險截面處軸的應(yīng)力 因為材料選擇45號調(diào)質(zhì)，查表15-1得，許用彎曲應(yīng)力 MPa＜60MPa 所以該軸是安全的 （4）彎矩及軸的受力分析圖如下： (4)按疲勞強(qiáng)度條件進(jìn)行精確校核 ①判斷危險截面 截面F只受扭矩作用雖然鍵槽軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度 但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，且扭矩很小，所以截面I J 均無需校核。截面A B D E F均有彎矩及扭矩的作用，但扭矩很小，可忽略不計，則由受力分析圖可知，危險處為BC及CD截面。 從應(yīng)

27、力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看截面G和F處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載的情況來看截面B和截面D的相近, 但截面D上軸的直徑比截面E大 ,故截面D也不必校核 由第三章附錄可知鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小 ,因而該軸只需校核截面C即可。 ②截面C 抗彎截面系數(shù) W==0.1503=12500mm3 抗扭截面系數(shù) 0.2503=25000mm3 截面F上的彎矩M為 M=66.21（67-48）/67=18.77Nm 截面F上的扭矩T=656.25Nmm 截面上的彎曲應(yīng)力 66.21/12500=0.005MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 656.25/25000=0.0

28、26MPa 軸的材料為45鋼 調(diào)質(zhì)處理 由表15-1 查得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查取 因r/d=2/45, D/d=50/45 經(jīng)插值后可查得 2.01 1.40 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為1 1故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式為 1+1*(2.01-1)=2.01 1+1*(1.40-1)=1.40 由附圖3-2的尺寸系數(shù)0.60 由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.80 軸按磨削加工 由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為0.92 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理 即 則得綜合系數(shù)為2.01/0.60+1/0.92-1=3.44 1.

29、40/0.80+1/0.92-1=1.84 又由3-1和3-2得碳鋼的特性系數(shù) 取 于是計算安全系數(shù)Sca值 得 39.77 8516 8516>>S=1.5 故可知安全 4.4.2凸輪軸設(shè)計： （1）材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，查表15-3取=35Mpa，A=115 （2）各軸段直徑的確定： 由, p=0.008Kw，n=80r/min，則mm, 段要裝配圓錐滾子軸承，選用TIMKENA2047軸承，=12mm，=10mm。故取=12mm；左端用擋塵環(huán)定位，擋塵環(huán)由段定位，軸肩高度為（0.0

30、7~0.1）d，取1mm，則=14mm；第四段裝凸輪，則=16mm；右端軸肩定位，軸肩高度為（0.07~0.1）d，則=19mm；與一樣，=14mm；段裝小帶輪，=10mm。 根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸進(jìn)行潤滑，TIMKENA2047軸承，L=10mm，凸輪寬30mm，擋塵環(huán)寬9mm，帶輪寬15mm,且箱體內(nèi)外壁寬度為45mm，由結(jié)構(gòu)決定，所以從右往左初取20mm，47mm，3mm，72mm，62mm，13mm。 綜上所述：該軸的長度L=217mm （3）校核該軸 由于帶輪拉力較小，可以忽略不計，所以去掉帶輪，輸入軸的功率P2，轉(zhuǎn)速n2，和轉(zhuǎn)矩T2 P2=0.008kw n2

31、=80r/mm T2=0.955Nm 凸輪的功率P2=P20.97=0.008kw，轉(zhuǎn)矩T1=955Nmm 從右往左，=86mm，=86mm， 凸輪的材料為Q235，密度為7.8g/cm2,則其重力為 G=mg=N≈2.5N 因凸輪軸所受轉(zhuǎn)矩極小，故省略計算。 ①求解支座Z向約束力 得， ②求解支座Y向約束力 得， ③繪制Z向彎矩圖 ④繪制Y向彎矩圖 ⑤求合成彎矩圖： ⑥求危險截面當(dāng)量彎矩： 從圖可見，A處截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)） ⑦計算危險截面處軸的應(yīng)力 因為材料選擇45號調(diào)質(zhì)，查表15-1得，許用彎曲應(yīng)力 MPa＜

32、60MPa 所以該軸是安全的。 （4）彎矩及軸的受力分析圖如下： 4.4.3壓板軸設(shè)計： （1）材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，查表15-3取=35Mpa，A=110 （2）各軸段直徑的確定： 段要裝配深溝球軸承，軸承型號為6300，內(nèi)徑10mm，寬度 11mm。故取=10mm；左端用軸肩定位，取4mm，則=18mm；第三段裝壓板，則=10mm；=12mm；根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸進(jìn)行潤滑，6300軸承，L=11mm，壓板寬110mm，所以從右往左初取28mm，6mm，109mm，35mm。 所以該軸的總長為

33、：L=178mm 4.5 鍵的設(shè)計與校核 選擇A型普通鍵 =100~120 4.5.1凸輪軸上鍵的設(shè)計與校核 (1) 與V帶輪聯(lián)接的鍵 由d=30mm，選 bh=108，取L=11則K=3.5 所以 所以所選鍵為:bhl=10811 (2) 與V帶輪聯(lián)接的鍵 由d=10mm，選 bh=44，取L=11則K=3.5 所以 所以所選鍵為:bhl=4411 （3）與滾子聯(lián)接的鍵 由d=50mm，選 bh=1610，取L=90則K=6 所以 所以所選鍵為:bhl=161090 (4)與聯(lián)軸器聯(lián)接的鍵 由d=38mm，選 b

34、h=128，取L=75則K=4 所以 所以所選鍵為:bhl=12875。 4.5.2其他軸上鍵的設(shè)計與校核 因其他軸上鍵所傳遞的轉(zhuǎn)矩極小，故不再計算。 4.6滾動軸承的校核 4.6.1計算滾子軸的軸承： 由軸承校核的過程可知： （1）軸承型號為6009 由表15-3，知 =21000N， =14800N，（脂潤滑） D=75mm，B=16mm （2）查表15-3，因為滾子軸不承受軸向力，故Fa=0N，F(xiàn)a/Fr≤e 則取X=1，Y=0 當(dāng)量動載荷 由式（13-5a） 其中， 由表13-4，知：軸承工作溫度≤120℃，， 得出： 說

35、明軸承可用。 4.6.2計算凸輪軸的軸承： 由軸承校核的過程可知： （1）軸承型號為30200 由表知 =20000N， =22000N，（脂潤滑） D=32mm，B=10mm （2）因為滾子軸不承受軸向力，故Fa=0N，F(xiàn)a/Fr≤e 查表，取X=1，Y=0 當(dāng)量動載荷 由式（13-5a） 其中， 由表13-4，知：軸承工作溫度≤120℃，， 得出： 說明軸承可用。 4.6.3 其他軸承 擺桿軸、壓板軸軸承經(jīng)校核同樣可用。 4.7壓板的設(shè)計校核 由題意，棒材受到的校直力為1.5KN，壓板可用板類校核方法校核 繪制彎矩圖 Mc=4175N

36、m 壓板的材料為16Mn，其容許拉應(yīng)力，容許壓應(yīng)力。 （1）桿內(nèi)力 由受力分析圖得 最大彎矩M=112.5Nm （2）桿截面特性 截面行心距底邊為Yc=D/2=20/2=10mm 截面對中性軸的慣性矩 Iz=24.5110110110/12=2717458 (3)校核桿的強(qiáng)度 因為桿的許用拉、壓應(yīng)力不同，所以必須校核桿的最大彎矩截面（截面C） C截面強(qiáng)度校核： 最大壓應(yīng)力發(fā)生在截面左邊緣處，最大拉應(yīng)力發(fā)生在截面右邊緣處。 經(jīng)計算，C截面的強(qiáng)度足夠。 4.8彈簧的校核 4.8.1擺桿處拉伸彈簧 （1）根據(jù)工作條件選擇材料并確定其許用應(yīng)力 初取彈

37、簧中徑D=5mm，當(dāng)彈簧壓縮變形量=40mm時，=1.5N；當(dāng)彈簧壓縮變形量=5mm時，=0.5N 因彈簧在一般載荷條件下工作，可以按第III類彈簧來考慮?，F(xiàn)選用碳素彈簧鋼絲C級。并初取彈簧絲直徑d=1mm。由表16-3暫選MPa,則根據(jù)表16-2可知 （2）根據(jù)強(qiáng)度條件計算彈簧鋼絲直徑 現(xiàn)選取旋繞比C=D/d=5，則由式（16-4）得 根據(jù)式（16-10）得 故可取d=1mm，D=5mm，則彈簧外徑cD+d=6mm （3）計算彈簧圈數(shù)n 由表16-2取G=82000MPa，則彈簧圈數(shù)n為 取n=15 （4)驗算 ①極限工作應(yīng)力 取，則 =0.562000=

38、1120MPa ②極限工作載荷 （5）進(jìn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計 選定兩端鉤環(huán)，并計算出全部尺寸（從略）。 4.8.2壓板處壓縮彈簧 初取彈簧中徑D=35mm；彈簧絲直徑d=3mm 因為棒料校直前最大曲率半徑為200r/mm，最大校直力為1.5KN。由此得：當(dāng)彈簧壓縮變形量=14.3mm時，F(xiàn)=1.5KN。 則彈簧外徑=D+d=38mm；內(nèi)徑=D-d=32mm；旋繞比C=D/d=11.7；節(jié)距p=（0.28~0.5）D，取p=10mm；螺旋角α=arctan（p/πD）=5.20 同理，經(jīng)校核，該彈簧符合要求。 參考文獻(xiàn) [1] 濮良貴,紀(jì)名剛主編.機(jī)械設(shè)計（第七版）.北京

39、:高等教育出版社，2001 [2] 鄭文緯,吳克堅主編.機(jī)械原理.高等教育出版社.2007 [3] 鄭堤，唐可洪主編.機(jī)電一體化設(shè)計.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2005 [4] 張建民著.機(jī)電一體化系統(tǒng)設(shè)計（第二版）.北京:高教出版社,2001.8 [5] 馮辛安主編.機(jī)械制造裝備設(shè)計.大連:機(jī)械工業(yè)出版社,1999.10 [6] 劉杰等編著.機(jī)電一體化技術(shù)基礎(chǔ)與產(chǎn)品設(shè)計.北京:冶金工業(yè)出版社,2003 [7] 孫訓(xùn)方,方孝淑編著.材料力學(xué).人民教育出版社 [8] 徐灝主編.機(jī)械設(shè)計手冊.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，1991 [9] 孫開元,李長娜主編.機(jī)械制圖新標(biāo)準(zhǔn)解讀及畫法示例

40、.化學(xué)工業(yè)出版社.2006 [10] 趙大興主遍.工程制圖. 高等教育出版社,2006 謝詞 行文至此，我的這篇論文已接近尾聲；歲月如梭，我四年的大學(xué)時光也即將敲響結(jié)束的鐘聲。離別在即，站在人生的又一個轉(zhuǎn)折點上，心中難免思緒萬千，一種感恩之情油然而生。在歷時將近兩個月論文寫做過程中，我遇到了無數(shù)的困難和障礙，但都在同學(xué)和老師的幫助下度過了。在此要特別感謝我的導(dǎo)師老師的指導(dǎo)與督促，同時感謝他的諒解與包容。他對我進(jìn)行了無私的指導(dǎo)和幫助，不厭其煩的幫助進(jìn)行論文的修改和改進(jìn)。沒有老師的幫助也就沒有今天的這篇論文。而且，在校圖書館查找資料的時候，圖書館的老師也給我提供了很多方面的

41、支持與幫助。另外，感謝我的班主任老師，謝謝她在這四年中為我們?nèi)嗨龅囊磺?，她不求回報，無私奉獻(xiàn)的精神很讓我感動，再次向她表示由衷的感謝。然后還要感謝大學(xué)四年來所有的老師，為我們打下機(jī)械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)知識的基礎(chǔ)；同時還要感謝所有的同學(xué)們，正是因為有了你們的支持和鼓勵。此次畢業(yè)論文才會順利完成。 在此向幫助和指導(dǎo)過我的各位老師表示最中心的感謝！此外，還要感謝我的同學(xué)和朋友，在我寫論文的過程中給予了我很多數(shù)據(jù)素材，還在論文的撰寫和排版等過程中提供熱情的幫助。 感謝這篇論文所涉及到的各位學(xué)者。本文引用了數(shù)位學(xué)者的研究文獻(xiàn)，如果沒有各位學(xué)者的研究成果的幫助和啟發(fā)，我將很難完成本篇論文的寫作。在此，向各學(xué)術(shù)界的前輩們致敬！ 由于我的學(xué)術(shù)水平有限，所寫論文難免有不足之處，懇請各位老師和學(xué)友批評和指正！并衷心地感謝各位專家、教授在百忙之中評閱我的論文和參加答辯!