凸轮推送料型自动打印机设计_毕业设计(编辑修改稿)

凸轮推送料型自动打印机设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

名称 符号 计算公式 结果 分度圆直径 d )180(sin zpd  齿顶圆直径 ad 1m a x1m in)(dpdddzpddaa 73mm 齿根圆直径 fd 1dddf  齿高 ah zpdphdphaa )(1m a x1m in 确定的最大轴凸缘直径 gd o t2  hzpd g 54mm 齿侧半径 公称xr prx 公称 齿宽 1fb 11 bbf  表 3 毕业设计 9 ⑶ 计算链速 v 及压轴力 pF ： smzpnv / 1   由链速和链号，查参考文献 [8]图 914 可知应采用定期人工润滑 ,润滑油采用全损耗系统用油 LAN46。 有效圆周力为 NvPFe 2 1 0 0 01 0 0 03  ， 取压轴力系数  ，则压轴力为 NFKF eFpp  打印凸轮设计 ⑴ 确定凸轮机构基本尺寸 运动规律 最大速度maxv )/( 0h 最大加速度maxa )/( 202 h 最大跃度maxj )/( 303 h 适用场合 等速运动  低速轻载 等加速等减速  中速轻载 余弦加速度  中低速重载 正弦加速度 中高速轻载 五次多项式 高速中载 表 4 该机构转速低载荷小，由表 4选用等速运动规律设计打印凸轮机构。 根据上文所述可知，该对心直动盘形凸轮机构的压力角 39。 arctan rh（ h 为推杆的行程， 39。 r 为凸轮的工作基圆直径，  为推程运动角）。 根据实践经验，推程时取许用压力角 ][ =30176。 ，则打印凸轮的最小工作基圆半径 39。 r =，取 39。 r =20mm。 推杆滚子半径为 r =6mm，理论基圆半径 0r =26mm。 推杆行程 h=17mm，凸轮轮盘宽度0B =15mm，凸轮整体宽度 B=30mm，凸轮安装孔直径 D=17mm，凸轮基准孔精度 H7。 凸轮副材料为 45Cr，表面粗糙度等级 ，轮廓向径偏差。 毕业设计 10 ⑵ 求理论廓线 对于该对心直动滚子推杆盘形凸轮机构，仅初定推杆行程对推程、回程的工作过程中推杆位置要求精度不高，故采用作图法设计，如图 7 所示。 转角 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 行程 43 43 转角 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 行程 43 43 43 43 43 43 转角 250 260 270 280 290 300 310 320 330 340 350 360 行程 26 26 26 26 26 26 26 26 表 5 绘制凸轮廓线 图 7 毕业设计 11 推送凸轮设计 等宽凸轮机构即凸轮廓线上任意两条平行切线间的距离都等于框架内测的宽度，缺点是从动件的运动规律受到一定的限制，当 180176。 范围内的凸轮廓线根据从动件运动规律确定后，其余 180176。 内的凸轮廓线必须符合等宽原则。 根据表 4，设定凸轮推杆为等速运动。 ⑴ 等宽凸轮基本尺寸设计 由文献 [8]可得等宽凸轮基圆半径 0r 最小值的计算公式：  s in)](39。 39。 )([ m in)1(m in0 ssr   s in})](39。 39。 )({[ m a x)2(m in0 hssr  )0(   },m ax{ )2(m in0)1(m in0m in0 rrr  )0(   其中， s 为推程及远休止间的推杆位移，则等速运动的推杆位移为 hs )(（  1800  ），故 0)(39。 39。 s。  为从动件平底与从动件导路间的夹角，此处取  =90176。 ，初定推杆行程 h=30mm，则凸轮基圆最小半径取 min0r =≈ 16mm，则平底间距即凸轮向径为 hr  02 =62mm。 凸轮轮盘宽度取 14mm，凸轮轴向总宽度30mm，安装孔直径取 17mm，配合公差 H7。 直动推杆平底宽度取 100mm。 ⑵ 绘制等宽凸轮廓线 设取坐标系的 y轴与推杆轴线重合，当凸轮转角为  时，推杆的位移为 s，则凸轮工作廓线的方程式为： }s in)/(c os)( c os)/(s in)( 00   ddssry ddssrx   则可计算出各点坐标绘制凸轮廓线。 图 8是通过 Solid Edge 建立的三维实体模型。 毕业设计 12 图 8 弹簧的设计 由打印时打印头的受力情况知弹簧最大工作载荷 maxF =300N，此时的变形量  ，最小载荷即预紧压力为 NF 60min  ，此时的变形量 1 =，该部分所查表格均来自参考文献 [8]。 ⑴ 根据工作条件选择材料并确定其许用应力 圆柱螺旋压缩弹簧是滚子直动从动件平面凸轮机构的重要组成部分，驱使凸轮推杆回到近休止状态。 因弹簧在一般载荷条件下工作，可以按照第 Ⅲ 类弹簧来考虑。 现选用碳素弹簧钢丝 C级，估取弹簧钢丝直径为 d’ =3mm，由表 163 暂选MPaB 1570 ，则根据表 162 可知 M P aB 7 8 51 5 7 ][  。 毕业设计 13 ⑵ 根据强度条件计算弹簧钢丝直径 由表 166现选取旋绕比 C=6，则由式（ 164）得 1 1646 1 14   CCCK 根据式（ 1610）得 mmKCFd 785 ][39。 m a x   故取弹簧钢丝直径不变 d=3mm。 取弹簧中径 D=18mm，则弹簧外径mmmmmmdDD 213182  ⑶ 根据刚度条件计算弹簧圈数 n 由式（ 169）得弹簧刚度为  12 m inm ax  FFkF由表 162取 G=82020MPa，则弹簧圈数 n为 0 08 38 2 0 0 08 3m a x3m a x   CF Gdn = 取 n=10 圈。 此时弹簧各基本尺寸如表 6所示： 参数名称 计算公式 结果 弹簧钢丝直径 d 3mm 中径 D 18mm 内径 1D dDD 1 15mm 外径 2D dDD 2 21mm 节距 p P=（ ～ ） D 螺旋角  Dp arctan 176。 有效圈数 n 10 圈 自由高度 0H dpnH )2~(0  55mm 轴向间距  dp 压缩弹簧长细比 b DHb 0 在合理范围内 展开长度 L cos1DnL 表 6 毕业设计 14 图 9 轴 Ⅰ （输入轴）的设计计算 选择材料：选取 45 钢为轴的材料，调制处理，根据参考文献 [8]表 153，取A=112. ⑴ 求轴 Ⅰ 上的功率 1P 、转速 1n 和转矩 1T 取联轴器的效率为 ，滚动轴承效率为 ，则 WP  又知转速 min/61 rn  ，于是 mmNnPT  4 0 5 5 09 5 5 0 111 ⑵ 求作用在轴上的力 可知轴 Ⅰ 上的运动机构有滚子链传动机构和等宽凸轮机构，等宽凸轮机构仅受到摩擦力及自身重力的作用，故其对轴的作用力忽略不计，链轮圆周力NFt  ，压轴力即径向力 rF =。 ⑶ 初步确定轴的最小直径 按参考文献 [8]式 152 初步估算轴的最小直径 mmnPAd 1 2 3 33110m in   输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适。