全自动书本打包机的推书机构设计毕业设计(编辑修改稿)

全自动书本打包机的推书机构设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

mm。 推书次数为： 50177。 /分。 南昌航空大学科技学院学士学位论文 7 图 推书机构运动简图 择 ： 按照设计要求推书机构只需实现直线往复运动，则 拟定了 图 间歇运动机构、图 传动运动机构和 图 直线运动机构三种机构 进行比较分析。 图 间歇运动机构 图 传动运动机构 图 直线运动机构 其中间歇运动机构可由槽轮机构或不完全齿轮、凸轮机构组成；传动运动机构可由圆柱齿轮、圆锥齿轮或蜗轮蜗杆；直线运 动机构可由曲柄滑块或凸轮机构组成。 通过 表 比较如下 ： 南昌航空大学科技学院学士学位论文 8 表 各运动机构比较 纵横推进机构 间歇运动机构 传动运动机构 直线运动机构 槽轮 机构 不完 全齿轮 凸轮 机构 圆柱 齿轮 圆锥 齿轮 蜗轮 蜗杆 曲柄 滑块 凸轮 机构 简单，易实现，成本低 运动 精确 运动精确 没冲击 易实现同向变 速 不同方向传动 和变速 垂直方向传动 加工简单成本低 运动精确，没冲击 运动 不精确 冲击 ，加 工 复杂，成本高 易磨损，加工成本高 只可同向传动 加工复杂 成本高，角度不易变 占空间，对杆长要求高 易磨损，加工成本高 综上，根据设计要求 ， 通过三种机构的对比， 选择间歇性运动机构当中的槽形凸轮机构。 本章小结 本章主要对推书机构进行了总体设计，并根据推书机构的要求进行了图表比较选用了较合适的推书机构零部件的组合。 南昌航空大学科技学院学士学位论文 9 3 槽形 凸轮的设计与计算 槽形 凸轮 设计 分析 凸轮机构是由凸轮、从动件和机架组成的 ， 三者作相对运动。 凸轮机构具有结构简单紧凑控制准确有效、性能稳定和适应性强等优点 ， 而且与其它机构配合可以 实现复杂的运动要求 ， 因此应用非常广泛 ， 特别是在印刷机、纺织机、内燃机以及各种自动机中应用更加普遍。 充分利用计算机技术 ， 实现凸轮轮廓曲线的计算机辅助设计 ，可以提高凸轮轮廓曲线的设计质量与精度 ， 缩短设计周期和提高产品质量。 推书机构要求等加速等减速运动，所谓等加速等减速运动 ， 即从动件在一个推程中先作等加速运动 , 后作等减速运动 ， 而在回程时先作等加速运动 ， 后作等减速运动。 故推书机构中的凸轮机构设计为一偏置槽形凸轮机构。 凸轮角速度 srad/11  ，逆时针转向，推杆最大行程 mmh 25 ，具体尺寸见附零件图。 该机构要实现间歇推书运动， 要执行构件 (推书滑块 )工作行程等速运动，快速退回。 凸轮 轮 廓线的 计算与绘制 对推书机构进行设计时，要求机构的传力性能好，推书滑块匀速推书并快速退回，而推书机构凸轮廓线设计是否合理，对该类机构的正常工作影响很大，所以下面将在对该类机构工作原理和工作要求进行分析的基础上，用解析法分析符合工作要求的凸轮轮廓曲线方程，并绘制凸轮廓线图。 建立如图 xNy. 图 机构安装及轮廓尺寸 简图 由封闭向量三角形 △ NKM得矢量方程式： 14 llrq  以复数形式表示：  ii ellre 14  南昌航空大学科技学院学士学位论文 10 欧拉展开得：  sinsin1 rl  41 co sco s lrl   削去 得：4cossin lr rtg    所以，凸轮的理论廓线方程为：   s inc o s)( 4  tg tglrr 其中 r 为凸轮向径，  为摇杆摆角，是中间变量， 可用如下 方法求解。 由图 封闭四边形 NABC的封闭矢量方程式 ： slll  023 以复数形式表示： 0023  iii selelel  。 其中 0 由机构安装尺寸确定。 欧拉展开得：  s ins ins in 302 lsl   c o sc o sc o s 3002 lsll  削去  得：   CB CBAAar c tg2222 ，其中 s i n)c o s(),c o s(2,s i n2 220203220203 sslllCsllBslA  ， 2l ， 3l 为相应杆长， 0l 由机构安装尺寸确定。 联解上式 即可求得凸轮轮廓曲线方程 )(r。 假设机构的极位夹角为 1 (可由给定的行程速度变化系数求出 )， 推书齿轮的工作行程为 h (即为mmH  )，取凸轮向径角度  和 h 相同的等分数为 N，则凸轮向径的转角  可表示为：   29018 0 1010  tN推书齿轮的位移：   ，其中 t为其等分数，取值范围为 (0 ,N )。 根据凸轮曲线方程 )(r 及从动件位移方程，绘制出凸轮廓线图如图 ： 南昌航空大学科技学院学士学位论文 11 1 理论轮廓线。 2 实际轮廓线 图 凸轮轮廓曲线和运动规律 本章重点介绍了凸轮的设计，主要内容包括 :槽形凸轮的分析和凸轮 相关计算并 在AutoCAD 上完成 凸轮轮廓曲线和凸轮运动规律的绘制 ,使设计、计算、绘图于一体 ，非常方便 ， 同时 让 推书机构 实现 了 间歇推书运动， 使得 执行构件 (推书滑块 )工作行程等速运动，快速退回 ，完成了设计的要求。 南昌航空大学科技学院学士学位论文 12 4 齿轮齿条的设计与计算 齿轮齿条参数设计 齿轮传动是近代机器中最常见的一种机械传动，是传递机器动力和运动的一 种主要形式，是实现旋转运动和直线运动相互转换的一种极佳传动方案。 齿轮齿条传动的特点是：齿条齿廓为直线，齿廓上各点具有相同的压力角，且在传动过程中始终保持相同的标准齿形角，和与其它传动相比，具有传递的功率大、速度范围广、效率高、工作可靠、寿命长、结构紧凑、能保证恒定传动比等特点。 齿轮齿条在传动的过程中是相当稳定的，所以在相似的技术当中算是比较稳定的一种， 齿轮传动是应用最为广泛的一种传动形式。 所以 根据推书机构 的设计 要求 选用 了 齿轮齿条 传动机构，其中齿轮为圆柱直齿轮， 现设计齿轮齿条参数如下表 所示 ： 表 齿轮齿条参数 名称 符号 齿数  1Z 齿条  2Z 模数 m 2 2 齿数 z 21 287 压力角 a 20 20 齿顶高系数 ah 1 1 顶隙系数 c 几何尺寸的计算 (1) 分度圆直径 d ： mmmzd 4221211  (2) 齿顶高 ah ： mmmhhh aaa 22121  (3) 齿顶圆直径 ad ： mmmhzd aa 462)1221()2( 11   (4) 齿根圆直径 fd ： 南昌航空大学科技学院学士学位论文 13 mmmchzd af 372)()22( 11   (5) 基圆直径 bd ： mmdd b o s42c o s 011  重合度的校核 齿轮齿条传动机构具有传动效率高和结构紧凑等优点，齿轮齿条设计中重合度的大小对设计的合理性和传动的平稳性影响较大。 所以对打包机纵向推书机构中齿轮齿条的重合度进行校核验算是非常重要的。 在安装时要根据上表的设计参数计算出重合度，以校核该齿轮齿条设计能否满足工作要求。 根据上述 的几何尺寸经计算得 01 31a ，绘出的齿轮齿条啮合重合度如 图 所示：     s inc o s2t a nt a n2 1 11 mhz aaa      000 20s i n20c o s 21220t a n31t a n212 1 o  图 齿轮齿条啮合简图 计算结果表明，推书机构中齿轮齿条传动的重合度数值为 ，根据相关资料，认为重合度在 ～ 范围内比较合理。 据此判断，推书机构中齿轮齿条机构的设计参数合理，能够满足工作要求。 齿轮的强度校核 南昌航空大学科技学院学士学位论文 14 齿 轮齿条传动，不存在高转速、长时间工作条件（要求），且应力循环次数比齿轮传动小的太多了，所以，就不存在轮齿弯曲疲劳强度、接触疲劳（点蚀等）强度计算问题。 比起直齿轮传动，齿轮齿条传动的重合系数要高，每个齿承受的力相对要小。 所以，对齿轮齿条传动进行强度校核，只要通过轮齿受力分析计算，满足轮齿弯曲强度即可。 ：圆柱直齿轮， 40Cr，调质处理，硬度 300HBS； ： FLFCF bFF KKS 1lim][   查表有： 21lim /600 mmNbF  取 2FS ，单向传动取 1FcK ，因为， 608  FHFV NNN 所以取 1FLK ，则有： 21l i m1 /300][ mmNKKS FLFCF bFF   3 验算弯曲应力： ndVFF md KKTY  2112 其中 ,20  FYz (x=0), mNT  ， Kv mmd 401  mmmk nd 2,1   211 / 00][ mmNYFF  则 1221 11 ][/2Fnd VFF mmNmdKKTY    所以齿轮弯曲强度符合要求。 本章小结 本章重点介绍了齿轮齿条机构的设计，主要内容包括 : (1) 分析设计了齿轮齿条机构的参数； (2) 对齿轮齿条进行了重合度的校核及对齿轮弯曲强度的校核。 南昌航空大学科技学院学士学位论文 15 5 其它 零 部件的设计 与计算 轴的设计与校核 推书机构的齿轮传动轴和凸轮轴都采用平键。 电动机正常工作的转速为n0=960r/min。 齿轮的转速 n1=n0/i1=960/2=480r/min；功率 P1=10KW。 凸轮轴的转速n2=n1/i2=480r/min； 功率 P2=10KW。 因此各轴的转速如下： 齿轮轴： n1=480r/min； 凸轮轴： n2=480r/min； 1．确定齿轮轴最小直径 轴的扭转强度条件为： ][95500003 TTT dnPWT   式中： T —扭转切应力，单位 MPa ； T—轴所受的扭距，单位 mmN ； TW —轴的抗扭截面系数，单位 3mm ； n—轴的转速，单位 min/r ； P —轴传递的功率。 单位 KW； d —计算截面处轴的直径，单位 mm ； [ T ]—许用扭转切应力，单位 MPa ； 由上式可得轴的直径： 30333 ][][ nPAnP。