鉚釘自動冷鐓機結構中傳動系統及機構運算計算案例目錄TOC\o"1-3"\h\u20385鉚釘自動冷鐓機結構中傳動系統及機構運算計算案例 -1-10172第1章傳動系統設計 -2-147891.1電動機的選擇 -2-19381.2確定傳動比i -3-229461.3確定裝置的傳動效率η -3-70351.4初步計算傳動裝置運動參數及動力參數 -3-119101.2.1電動機軸輸出參數 -3-106421.2.2減速器軸輸出參數 -4-87301.2.3曲軸輸出參數 -4-104741.5聯軸器的設計 -4-272641.6普通V帶傳動設計 -4-246111.6.1普通V帶的型號 -4-47541.6.2確定帶輪基準直徑dd1dd2 -5-245591.6.3驗算帶速度 -5-117261.6.4確定帶的長度Ld和中心距a -5-139481.6.5驗算小帶輪的包角α -6-186901.6.6確定普通帶型的根數z -6-167491.6.7計算帶的傳動力作用在軸上的力FQ -6-264111.6.8帶輪結構設計 -7-11298第1章機構運算 -8-207582.1雙搖桿機構設計計算 -8-8672.2曲柄滑塊機構設計 -8-212322.3切料及送料機構中的曲柄滑塊機構的設計 -9-48962.4頂針雙搖桿機構設計 -10-244412.5摩擦式棘輪機構設計計算 -10-182742.6齒輪的設計計算 -11-35152.7切料及轉送機構中移動凸輪機構的設計 -12-209032.7.1確定凸輪基圓半徑 -12-198172.8軸的設計 -13-77442.8.1軸一的設計 -13-203132.8.2確定軸的危險截面并校核軸的強度 -17-167372.9軸的設計 -18-191302.9.1軸二的設計 -18-5262.9.2曲軸的設計 -22-19690第3章基于solidworks建模 2364033.1solidworks軟件簡介 23289583.2零部件的建模 23113382.3裝配圖 26第1章傳動系統設計1.1電動機的選擇設計要求中，鉚釘冷鐓機的生產效率為60只/min，即1秒鐘生產一個Τ=1s,那么曲柄的轉速n所以依據工作要求和工作狀況選用Y系列三相籠型異步電動機，,由表17-7得選用Y112M-4電動機：額定功率P滿載轉速ne表3-1電動機主要參數名稱型號額定功率Pe滿載轉速ne電動機Y112M-42.014401.2確定傳動比i總傳動比根據曲柄轉速和電機轉速確定i=n這樣，對于每次曲柄旋轉，鐓頭都會完成兩次鐓壓；頂出機構完成一個周期，切割機構完成一個周期，物料進給一次。這使得三個機構具有相同的速度、傳動比，傳動比i=1機械傳動系統的總傳動比較大，因而選用兩級傳動，第一級傳動采用普通V帶傳動，其傳動比i1=3；第二級傳動采用減速器傳動，其傳動比1.3確定裝置的傳動效率η由表9-10查的：普通V帶的傳動效率η滑動軸承的效率η2深溝球軸承的效率η3減速器的傳動效率η聯軸器的效率η齒輪的傳遞效率η61.4初步計算傳動裝置運動參數及動力參數1.2.1電動機軸輸出參數PnT1.2.2減速器軸輸出參數PnT1.2.3曲軸輸出參數PnT1.5聯軸器的設計聯軸器的尺寸（型號）可根據配合處軸徑d及TcT查表15-7得許用轉矩T查表15-2得載荷系數K=1.3T因此選用GYS2型凸緣聯軸器1.6普通V帶傳動設計1.6.1普通V帶的型號查表13-4得K計算功率P由圖13-1選用A型普通V帶1.6.2確定帶輪基準直徑dd1dd查表13-4確定普通V帶A型帶輪最小基準直徑d選取主動輪直徑d取帶的滑動率ε=0.02則從動帶輪的直徑d由表13-4確定從動帶輪基準直徑標準值d普通V帶的實際傳動比i1.6.3驗算帶速度υ=υ在5-25m/s范圍內。1.6.4確定帶的長度Ld和中心距a初定中心距a按照0.7（即0.7（100+300)<280mm<初取a計算所需帶長LL=2×600+=1845mm表13-2選擇V帶的標準直徑長度Ld確定實際中心距a=安裝中心距aa1.6.5驗算小帶輪的包角αα≈1.6.6確定普通帶型的根數z查表13-3c得ndP根據ne=1440r/min,i查表13-2得K查表13-7得Kz=故需V帶根數為41.6.7計算帶的傳動力作用在軸上的力FQ計算單根普通型帶的張緊力F查表13-1得q=0.10kg/mF==135.58N計算帶傳動作用在軸上的力FF1.6.8帶輪結構設計查表13-6可知，主動帶輪為實心帶輪孔的徑直為dk鍵槽為A型，b×h×輪槽角φ=從動帶輪為四孔板式帶輪輻板厚度s=15mm孔徑根據減速器的軸徑設計確定（dk鍵槽為A型，b×h×輪槽角φ=兩帶輪的基準寬度bd基準線上槽深h基準線下槽深h槽間距?=槽邊距f最小輪緣厚δ帶輪寬度為Β=2f+帶輪材料選用HT250。

第1章機構運算2.1雙搖桿機構設計計算由給定的數據可知曲軸的轉速n=60r/min,鉚釘長度為L=38mm，摩擦棘輪轉一圈生產9只鉚釘，即生產每一只鉚釘轉過的角度φ=40°。設雙搖桿的長度為l1=120mm,連桿的長度l2圖4-1雙搖桿機構2.2曲柄滑塊機構設計根據鉚釘運動循環圖可知，滑塊的最大行程是CD=H=48mm，極位夾θ=35作CD=H;作射線CO使∠DCO=以C為圓心，CO為半徑畫圓。以A圓心，AC為半徑作弧交與E得：ll即曲柄的長度為24mm，連桿的長度為48mm設計如圖2.2所示：圖4-2曲柄滑塊機構2.3切料及送料機構中的曲柄滑塊機構的設計根據鉚釘冷鐓機的運動循環圖可知極位夾角θ=26°作射線CO使∠DCO=以C為圓心，CO為半徑作圓。以A圓心，AC為半徑作弧交與E得：ll得曲柄的長度為20mm，連桿的長度為40mm。設計如圖4-3所示：圖4-3曲柄滑塊機構2.4頂針雙搖桿機構設計根據鉚釘運動循環圖可知搖桿的擺動角為θ=44°，設雙搖桿的長度為l最大行H=sin設計如圖4-4所示：圖4-4雙搖桿機構2.5摩擦式棘輪機構設計計算根據棘輪轉一圈生產9只鉚釘，每只鉚釘的長度l=38mm，即轉過一圈的長度L=9l=342mm。設摩擦式棘輪的最大半徑為R，則：L=2πR即摩擦式棘輪的半徑R=56mm取摩擦棘輪的模數m=2棘輪齒高h=0.75m=1.5mm棘輪齒頂厚a=m=2mm棘輪齒頂圓直徑d棘輪齒根圓直徑d棘輪齒槽夾角θ=棘輪齒槽圓角半徑r=1.5mm棘輪厚度b=3mm棘爪工作長度l=棘爪高度h棘爪頂尖圓半徑r棘爪底長度a表4-1摩擦式棘輪機構名稱參數模數m2棘輪齒高h1.5棘輪齒頂圓直徑d112棘輪齒根圓直徑d100棘輪齒槽夾角θ60棘輪厚度b3棘爪工作長度l13棘輪齒槽圓半徑r1.5棘爪高度h1.5棘爪頂尖圓角半徑r2棘爪底長度a2棘輪齒頂厚a22.6齒輪的設計計算由于在傳動系統中曲軸與送料機構中的齒輪、摩擦式棘輪都是定比傳動1:1，所以齒輪的齒頂圓直徑等于摩擦式棘輪的齒頂圓半徑da=56mm，取齒輪的模數m=2則：齒輪的分度圓直徑為齒數z=法面齒頂高系數h法面頂尖系數c齒頂高h齒根高h齒圓直徑d齒根圓直徑d中心距a=m齒寬b=表4-2齒輪參數名稱參數模數m2齒數z56法面齒頂高系數h1法面頂尖系數c0.25齒頂高h2齒根高h2.5分度圓直徑d112齒頂圓直徑d114齒根圓直徑d107齒寬b44中心距a1122.7切料及轉送機構中移動凸輪機構的設計2.7.1確定凸輪基圓半徑將切料與轉送機構中刀具的運動設計為對心直動滾子盤形凸輪機構，所以偏心距e=0。由于在凸輪機構中，必須預先設定壓力角的范圍，就是壓力角α的容許值。當實際壓力角小于或大于允許值時，凸輪機構會自鎖，凸輪就會無法旋轉。所以對于直動從動件壓力角α的范圍應當在25°~35°，此處就取凸輪機構的最大壓力α=30°。在這個機構中，要求凸輪的承載能力比較大，而且尺寸不能太大，所以當凸輪與從動件之間出現最大壓力角時，凸輪的基圓半徑r0通過鉚釘自動冷鐓機運動循環圖可知切料和轉送在前進、前停、退的距離為35mm，在后停過程中只要圓柱滾子在指定范圍內停止即可。設計圓柱滾子的直徑為10mm。2.8軸的設計2.8.1軸一的設計1、已經確定的運動參數及動力參數PnT2、軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表10-10選用45鋼調質處理，其硬度為217~260HBS，許用[σ]?13、按扭轉強度概粗略的計算軸的最小軸徑由表12-1A=100d≥A由于最小軸段，軸的直徑小于30mm,因此在截面上開有1個鍵槽，所以將軸徑增大6%。d4、設計軸的結構并繪制軸的結構草圖由于齒輪的尺寸較大，軸一設計成普通階梯軸，顯然只能從軸的兩端分別裝入和拆卸齒輪1和棘輪1及兩個軸承，所以普通平鍵，A型，b×h=6×6mm(GBT1096?2003),槽深t=3.5mm,長L=36mm5、預選滾動軸承并確定各軸段直徑根據受力情況，主要是受到徑向載荷，因此受軸向力較小，擬選用深溝球軸承6204，尺寸d×D×B=20×47×14mm圖4-5軸一結構6、按彎曲扭轉強度校核畫軸一的受力分析總圖，如圖4-6所示計算作用在軸上的力齒輪1圓周力F齒輪1徑向力F棘輪1圓周力F棘輪1徑向力F計算作用與軸上的支座反力水平面內M?RMFR校核H=0R無誤垂直平面內MFRMRR校核H=0F無誤繪制水平平面彎矩圖MMMMM繪制垂直平面彎矩圖MMM繪制合成彎矩圖圖4-6軸一受力分析MMC右=MC左=MD右=MD左=繪制扭矩圖T繪制當量彎矩圖MMMMM2.8.2確定軸的危險截面并校核軸的強度根據軸的結構圖和當量彎矩圖進行判斷，軸的橫截面C處當量彎矩最大，即C處是軸的危險截面。截面Cα=5MPA<因此，軸一的彎曲強度足夠。2.9軸的設計2.9.1軸二的設計1、已經確定的運動參數和動力參數PnT2、軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表10-10可知軸采用45鋼，作調質處理，硬度為210~260HBS，許用彎曲[σ]?13、按扭轉強度概略計算軸的最小軸徑由表12-1A=100d≥A由于最小軸段，軸的直徑小于30mm,因此截面上開有1個鍵槽，所以將軸徑增大7%。d4、設計軸的結構并繪制軸的結構草圖由于齒輪的尺寸較大，軸一設計成普通階梯軸，顯然只能從軸的兩端分別裝入和拆卸齒輪1和棘輪1及兩個軸承，選用普通平鍵，A型，b×h=6×6mm(GBT1096?2003),槽深t=3.5mm,長L=36mm圖4-7軸二結構5、預選滾動軸承并確定各軸段直徑根據受力情況，主要是受徑向載荷，因此受軸向力較小，擬選用深溝球軸承6204，尺寸d×D×B=20×47×14mm6、按彎曲扭轉強度校核畫軸二的受力總圖，如圖4-7所示計算作用在軸上的力齒輪2圓周力F齒輪2徑向力F棘輪2圓周力F棘輪2徑向力F計算作用與軸上的支座反力水平面內M?RMFR校核H=0R無誤垂直平面內MFRMRR校核H=0F無誤繪制水平平面彎矩圖MMMM圖4-7軸二受力分析繪制垂直平面彎矩圖MMM繪制合成彎矩圖MMC右=MC左=MD右=MD左=繪制扭矩圖T繪制當量彎矩圖MMMMM7、確定軸的危險截面并校核軸的強度根據軸的結構圖和當量彎矩圖進行判斷，軸的截面C處當量彎矩最大，C處是軸的危險截面。截面Cα=3.8MPA<因此，軸二的彎曲強度足夠。2.9.2曲軸的設計根據鐓鍛主滑塊、切料和轉送機構、擺桿的位置可以確定出搖桿1、搖桿2、搖桿3的位置，通過鉚釘自動冷鐓機的運動循環圖可以求出曲軸的偏轉夾角：θθθ設計曲軸夾角為40°的曲軸直徑為20，軸長為40mm,曲軸偏轉角為35°的曲軸直徑為20mm，軸長為40mm，曲軸偏轉夾角為第3章基于solidworks建模3.1solidworks軟件簡介隨著計算機的技術日新月異的不斷發展，計算機輔助設計、制造、工程等軟件得到充分的發展，特別是三維制圖軟件也隨著得到促進發展，其中為人們常用又效果較好的當屬PRO/E、UG、solidworks、catia等，它們的三維建模各具特色。Pro/E、UG在裝配以及曲面建模優勢明顯，solidworks的優勢在于它人性化操作桌面，catia在機械領域有著無可替代的優勢。他們都是以三維建模作為軟件的核心，其他的一系列功能，有如說裝配、制圖、仿真、加工等都是在此之上進行的。可見建模的重要性。本課題通過使用solidworks軟件對設計的冷鐓鉚釘機進行建模、裝配。在設計的過程之中，對自己的建模能力有了一定提升。為自己以后的工作、學習提供幫助。solidworks作為一款人們較為常用的三維設計軟件，它在建模，裝配，仿真，工程圖，處理等方面具有獨特的優勢。它是西門子公司研發的一種幫助人們更好的完成產品工程設計方案的軟件。作為用于計算機輔助設計和制造的交互式軟件，它具有強大的功能，基本可以滿足所有產品的設計要求。特別是Solidworks的建模功能可以適應多曲率曲面的設計。如果不斷學習勤加練習，它會幫助你很快完成設計。如果再次渲染，則可以讓你更快的完成新產品的設計。在不斷降低成本和增加對收入和利潤的需求之間取得平衡。3.2零部件的建模Solidworks這款三維軟件對零部件的建模也十分的簡單快捷，使用方式經過一定的培訓和學習就可以較為闇練的操作了，本課題中的圓盤、軸、軸承端蓋的屬于常規設計，所以使用solidworks起來較為方便，如圖3.1所示是帶輪模型，主要是依據計算的大小進行確定的。模型主要通過繪制草圖、拉伸、鉆孔等命令。圖3.1帶輪模型如圖5-2所示是軸的模型，軸的尺寸主要根據以上計算的尺寸進行設計的，軸的作用主要傳遞扭矩以及轉速。在建模的過程之中，通過旋轉的命令完成。然后鍵槽的地方通過