某冷鐓機的機構(gòu)運算案例目錄TOC\o"1-3"\h\u4790某冷鐓機的機構(gòu)運算案例 1265291.1雙搖桿機構(gòu)設(shè)計計算 149081.2曲柄滑塊機構(gòu)設(shè)計 247601.3切料及送料機構(gòu)中的曲柄滑塊機構(gòu)的設(shè)計 3192911.4頂針雙搖桿機構(gòu)設(shè)計 311311.5摩擦式棘輪機構(gòu)設(shè)計計算 4219821.6齒輪的設(shè)計計算 5142241.7切料及轉(zhuǎn)送機構(gòu)中移動凸輪機構(gòu)的設(shè)計 6273341.8軸的設(shè)計 6220671.8.1軸一的設(shè)計 6267821.8.2確定軸的危險截面并校核軸的強度 11241851.9軸的設(shè)計 11133151.9.1軸二的設(shè)計 1148071.9.2曲軸的設(shè)計 161.1雙搖桿機構(gòu)設(shè)計計算由給定的數(shù)據(jù)可知曲軸的轉(zhuǎn)速n=60r/min,鉚釘長度為L=38mm，摩擦棘輪轉(zhuǎn)一圈生產(chǎn)9只鉚釘，即生產(chǎn)每一只鉚釘轉(zhuǎn)過的角度φ=40°。設(shè)雙搖桿的長度為l1=120mm,連桿的長度l2圖4-1雙搖桿機構(gòu)1.2曲柄滑塊機構(gòu)設(shè)計根據(jù)鉚釘運動循環(huán)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(shè)計如圖2.2所示：圖4-2曲柄滑塊機構(gòu)1.3切料及送料機構(gòu)中的曲柄滑塊機構(gòu)的設(shè)計根據(jù)鉚釘冷鐓機的運動循環(huán)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(shè)計如圖4-3所示：圖4-3曲柄滑塊機構(gòu)1.4頂針雙搖桿機構(gòu)設(shè)計根據(jù)鉚釘運動循環(huán)圖可知搖桿的擺動角為θ=44°，設(shè)雙搖桿的長度為l最大行H=sin設(shè)計如圖4-4所示：圖4-4雙搖桿機構(gòu)1.5摩擦式棘輪機構(gòu)設(shè)計計算根據(jù)棘輪轉(zhuǎn)一圈生產(chǎn)9只鉚釘，每只鉚釘?shù)拈L度l=38mm，即轉(zhuǎn)過一圈的長度L=9l=342mm。設(shè)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(shù)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(gòu)名稱參數(shù)模數(shù)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a21.6齒輪的設(shè)計計算由于在傳動系統(tǒng)中曲軸與送料機構(gòu)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(shù)m=2則：齒輪的分度圓直徑為齒數(shù)z=法面齒頂高系數(shù)h法面頂尖系數(shù)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(shù)名稱參數(shù)模數(shù)m2齒數(shù)z56法面齒頂高系數(shù)h1法面頂尖系數(shù)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a1121.7切料及轉(zhuǎn)送機構(gòu)中移動凸輪機構(gòu)的設(shè)計1.7.1確定凸輪基圓半徑將切料與轉(zhuǎn)送機構(gòu)中刀具的運動設(shè)計為對心直動滾子盤形凸輪機構(gòu)，所以偏心距e=0。由于在凸輪機構(gòu)中，必須預(yù)先設(shè)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(gòu)會自鎖，凸輪就會無法旋轉(zhuǎn)。所以對于直動從動件壓力角α的范圍應(yīng)當在25°~35°，此處就取凸輪機構(gòu)的最大壓力α=30°。在這個機構(gòu)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(xiàn)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(huán)圖可知切料和轉(zhuǎn)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(nèi)停止即可。設(shè)計圓柱滾子的直徑為10mm。1.8軸的設(shè)計1.8.1軸一的設(shè)計1、已經(jīng)確定的運動參數(shù)及動力參數(shù)PnT2、軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表10-10選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，其硬度為217~260HBS，許用[σ]?13、按扭轉(zhuǎn)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(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖由于齒輪的尺寸較大，軸一設(shè)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(yù)選滾動軸承并確定各軸段直徑根據(jù)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(jié)構(gòu)6、按彎曲扭轉(zhuǎn)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(nèi)M?RMFR校核H=0R無誤垂直平面內(nèi)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MMMMM1.8.2確定軸的危險截面并校核軸的強度根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)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。1.9軸的設(shè)計1.9.1軸二的設(shè)計1、已經(jīng)確定的運動參數(shù)和動力參數(shù)PnT2、軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表10-10可知軸采用45鋼，作調(diào)質(zhì)處理，硬度為210~260HBS，許用彎曲[σ]?13、按扭轉(zhuǎn)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(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖由于齒輪的尺寸較大，軸一設(shè)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(jié)構(gòu)5、預(yù)選滾動軸承并確定各軸段直徑根據(jù)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(zhuǎn)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(nèi)M?RMFR校核H=0R無誤垂直平面內(nèi)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(jù)軸的結(jié)構(gòu)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<