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NOVEL METHOD OF REALIZING THE OPTIMAL TRANSMISSION OF THE CRANK-AND-ROCKER MECHANISM DESIGN Abstract: A novel method of realizing the optimal transmission of the crank-and-rocker mechanism is presented. The optimal combination design is made by finding the related optimal transmission parameters. The diagram of the optimal transmission is drawn. In the diagram, the relation among minimum transmission angle, the coefficient of travel speed variation, the oscillating angle of the rocker and the length of the bars is shown, concisely, conveniently and directly. The method possesses the main characteristic. That it is to achieve the optimal transmission parameters under the transmission angle by directly choosing in the diagram, according to the given requirements. The characteristics of the mechanical transmission can be improved to gain the optimal transmission effect by the method. Especially, the method is simple and convenient in practical use. Keywords： Crank-and-rocker mechanism, Optimal transmission angle, Coefficient of travel speed variation INTRODUCTION By conventional method of the crank-and-rocker design, it is very difficult to realize the optimal combination between the various parameters for optimal transmission. The figure-table design method introduced in this paper can help achieve this goal. With given conditions, we can, by only consulting the designing figures and tables, get the relations between every parameter and another of the designed crank-and-rocker mechanism. Thus the optimal transmission can be realized. The concerned designing theory and method, as well as the real cases of its application will be introduced later respectively. 1. ESTABLISHMENT OF DIAGRAM FOR OPTIMAL TRANSMISSION DESIGN It is always one of the most important indexes that designers pursue to improve the efficiency and property of the transmission. The crank-and-rocker mechanism is widely used in the mechanical transmission. How to improve work ability and reduce unnecessary power losses is directly related to the coefficient of travel speed variation, the oscillating angle of the rocker and the ratio of the crank and rocker. The reasonable combination of these parameters takes an important effect on the efficiency and property of the mechanism, which mainly indicates in the evaluation of the minimum transmission angle. The aim realizing the optimal transmission of the mechanism is how to find the maximum of the minimum transmission angle. The design parameters are reasonably combined by the method of lessening constraints gradually and optimizing separately. Consequently, the complete constraint field realizing the optimal transmission is established. The following steps are taken in the usual design method. Firstly, the initial values of the length of rocker 3l and the oscillating angle of rocker ? are given. Then the value of the coefficient of travel speed variation K is chosen in the permitted range. Meanwhile, the coordinate of the fixed hinge of crank A possibly realized is calculated corresponding to value K . 1.1 Length of bars of crank and rocker mechanism As shown in Fig.1, left arc GC2 is the permitted field of point A . The coordinates of point A are chosen by small step from point 2C to point G . The coordinates of point A are 02 hyy cA ?? (1) 22 AA yRx ?? (2) where 0h , the step, is increased by small increment within range(0,H ). If the smaller the chosen step is, the higher the computational precision will be. R is the radius of the design circle. d is the distance from 2C to G . 2c o s)2c o s (22c o s 33 ???? ?????? ???? lRld (3) Calculating the length of arc 1AC and 2AC , the length of the bars of the mechanism corresponding to point A is obtained[1,2]. 1.2 Minimum transmission angle min? Minimum transmission angle min? (see Fig.2) is determined by the equations[3] 32 2142322 m i n 2 )(c o s ll llll ????? (4) 32 2142322 m a x 2 )(c o s ll llll ????? (5) maxmin 180 ?? ???? (6) where 1l —— Length of crank(mm) 2l —— Length of connecting bar(mm) 3l —— Length of rocker(mm) 4l —— Length of machine frame(mm) Firstly, we choose minimum comparing min? with min?? . And then we record all values of min? greater than or equal to ?40 and choose the maximum of them. Secondly, we find the maximum of min? corresponding to any oscillating angle ? which is chosen by small step in the permitted range (maximum of min? is different oscillating angle ? and the coefficient of travel speed variation K ). Finally, we change the length of rocker 3l by small step similarly. Thus we may obtain the maximum of min? corresponding to the different length of bars, different oscillating angle ? and the coefficient of travel speed variation K . Fig.3 is accomplished from Table for the purpose of diagram design. It is worth pointing out that whatever the length of rocker 3l is evaluated, the location that the maximum of min? arises is only related to the ratio of the length of rocker and the length of machine frame 3l / 4l , while independent of 3l . 2. DESIGN METHOD 2.1 Realizing the optimal transmission design given the coefficient of travel speed variation and the maximum oscillating angle of the rocker The design procedure is as follows. (1) According to given K and ? , taken account to the formula the extreme included angle ? is found. The corresponding ratio of the length of bars 3l / 4l is obtained consulting Fig.3. ????? 18011KK? (7) (2) Choose the length of rocker 3l according to the work requirement, the length of the machine frame is obtained from the ratio 3l / 4l . (3) Choose the centre of fixed hinge D as the vertex arbitrarily, and plot an isosceles triangle, the side of which is equal to the length of rocker 3l (see Fig.4), and ??? 21DCC . Then plot 212 CCMC ? , draw NC1 , and make angle ????? 9012 NCC . Thus the point of intersection of MC2 and NC1 is gained. Finally, draw the circumcircle of triangle 21CPC? . (4) Plot an arc with point D as the centre of the circle, 4l as the radius. The arc intersections arc GC2 at point A . Point A is just the centre of the fixed hinge of the crank. Therefore, from the length of the crank 2/)( 211 ACACl ?? (8) and the length of the connecting bar 112 lACl ?? (9) we will obtain the crank and rocker mechanism consisted of 1l , 2l , 3l , and 4l .Thus the optimal transmission property is realized under given conditions. 2.2 Realizing the optimal transmission design given the length of the rocker (or the length of the machine frame) and the coefficient of travel speed variation We take the following steps. (1) The appropriate ratio of the bars 3l / 4l can be chosen according to given K . Furthermore, we find the length of machine frame 4l (the length of rocker 3l ). (2) The corresponding oscillating angle of the rocker can be obtained consulting Fig.3. And we calculate the extreme included angle ? . Then repeat (3) and (4) in section 2.1 3. DESIGN EXAMPLE The known conditions are that the coefficient of travel speed variation 1818.1?K and maximum oscillating angle ??40? . The crankandrocker mechanism realizing the optimal transmission is designed by the diagram solution method presented above. First, with Eq.(7), we can calculate the extreme included angle ??15? . Then, we find 93.0/ 43 ?ll consulting Fig.3 according to the values of ? and ? . If evaluate 503?l mm, then we will obtain 76.5393.0/504 ??l mm. Next, draw sketch(omitted). As result, the length of bars is 161?l mm, 462?l mm, 503?l mm, 76.534 ?l mm. The minimum transmission angle is ?????? 3698.46 2 )(a r c c o s 32 2142322 m in ll llll? The results obtained by computer are 2227.161 ?l mm, 5093.442 ?l mm, 0000.503 ?l mm, 8986.534 ?l mm. Provided that the figure design is carried under the condition of the Auto CAD circumstances, very precise design results can be achieved. 4. CONCLUSIONS A novel approach of diagram solution can realize the optimal transmission of the crank-and-rocker mechanism. The method is simple and convenient in the practical use. In conventional design of mechanism, taking 0.1 mm as the value of effective the precision of the component sizes will be enough. 譯文：
認識曲柄搖臂機構(gòu)設計的最優(yōu)傳動方法
摘要：一種曲柄搖臂機構(gòu)設計的最優(yōu)傳動的方法被提出。這種優(yōu)化組合設計被用來找出最優(yōu)的傳遞參數(shù)。得出最優(yōu)傳遞圖。在圖中，在極小的傳動角度之間, 滑移速度變化系數(shù)，搖臂的擺動角度和桿的長度被直觀地顯示。 這是這種方法擁有的主要特征。根據(jù)指定的要求，它將傳動角度之下的最優(yōu)傳動參數(shù)直接地表達在圖上。通過這種方法，機械傳動的特性能用以獲取最優(yōu)傳動效果。特別是， 這種方法是簡單和實用的。
關鍵字：曲柄搖臂機構(gòu) 最優(yōu)傳動角度 滑移速度變化系數(shù)
介紹
由曲柄搖臂機構(gòu)設計的常規(guī)方法, 在各種各樣的參量之間很難找出優(yōu)化組合的最優(yōu)傳動。通過本文介紹的圖面設計方法可以幫助達到這個目的。在指定的情況下，通過觀查設計圖面, 我們就能得到每個參量和另外一個曲柄搖臂機構(gòu)設計之間的聯(lián)系。由因認識最優(yōu)傳動。
具體的設計的理論和方法， 以及它們各自的應用事例將在以下介紹。
1 優(yōu)化傳動設計的建立
優(yōu)化傳動的設計一直是設計師改進傳輸效率和追求產(chǎn)量的最重要的索引的當中一個。曲柄搖臂機構(gòu)被廣泛應用在機械傳動中。如何改進工作效率和減少多余的功率損失直接地與滑移速度變化系數(shù)，搖臂的擺動角度和曲柄搖臂的比率有關系。這些參數(shù)的合理組合采用對機械效率和產(chǎn)量有重要作用, 這些主要體現(xiàn)在極小的傳輸角度上。
認識機械優(yōu)化傳動目的是找到極小的傳輸角度的最大值。設計參數(shù)是適度地減少限制而且分開的合理優(yōu)化方法的結(jié)合。因此，完全限制領域的優(yōu)化傳動建立了。
以下步驟被采用在通常的設計方法。 首先，測量出搖臂的長度和搖臂的擺動角度的初始值。 然后滑移速度變化系數(shù)的值被定在允許的范圍內(nèi)。 同時，曲柄固定的鉸接座標可能被認為是任意值。
1.1 曲柄搖臂機構(gòu)桿的長度
由圖Fig.1，左弧是點被允許的領域。點的座標的選擇從點到點。
點的座標是
(1)
(2)
當，高度，在range(0 ，) 被逐漸增加。如果選的越小,計算精度將越高。 是設計圓的半徑。是從到的距離。
(3)
計算弧和的長度，機械桿對應于點的長度是obtained[1,2 ] 。
1.2 極小的傳動角度
極小的傳動角度 (參見Fig.2) 由equations[3]確定
(4)
(5)
(6)
由于——曲柄的長度(毫米)
——連桿的長度（毫米）
——搖臂的長度（毫米）
——機器的長度（毫米）
首先, 我們比較極小值和。 并且我們記錄所有的值大于或等于，然后選擇他們之間的最大值。
第二, 我們發(fā)現(xiàn)最大值對應于一個逐漸變小的范圍的任一個擺動的角度 (最大值是不同于擺動的角度和滑移速度變化系數(shù)) 。
最后, 我們相似地慢慢縮小搖臂的長度。 因而我們能獲得最大值對應于桿的不同長度, 另外擺動的角度和滑移速度變化系數(shù)。
Fig.3成功的表達設計的目的。
它確定了無論是搖臂的長度,最大值出現(xiàn)的地點，只與搖臂的長度和機械的長度的比率/有關, 當確定時。
2 設計方法
2.1 認識最優(yōu)傳動設計下滑移速度變化系數(shù)和搖臂的最大擺動的角度
設計步驟如下。
(1) 根據(jù)所給的和， 通常采取對發(fā)現(xiàn)極限角度的解釋。 桿的長度的對應的比率/是從圖Fig.3獲得的 。
(7)
(2) 根據(jù)工作要求選擇搖臂的長度， 機械的長度是從比率/獲得的。
(3) 任意地選擇固定的鉸接的中心作為端點，并且做一個等腰三角形,令一條邊與搖臂的長度相等 (參見Fig.4)，令。 然后做， 連接，并且做角度。 因而增加了交點和。 最后， 畫三角形。
(4)以點作為圓的中心，為半徑畫圓弧。 弧交點在點。 點是曲柄的固定鉸接的中心。
所以, 從曲柄的長度
(8)
并且連桿的長度
(9)
我們將獲得曲柄搖臂機構(gòu)包括，，和。因而優(yōu)化傳動加工會在指定的情況下進行。
2.2 認識優(yōu)化傳動設計下?lián)u臂的長度(或機械的長度) 和滑移速度變化系數(shù)
我們采取以下步驟。
(1)根據(jù)選擇的確定桿的適當比率/。 此外，我們得出機械 (搖臂的長度) 。
(2) 搖臂對應的擺動的角度可以從圖Fig.3 獲得。 并且我們計算出極限角度。
然后根據(jù)2.1重覆(3) 和(4)
3 設計例子
已知的條件是, 滑移速度變化系數(shù)和最大擺動角度。 提出曲柄搖臂機械優(yōu)化傳動圖方法設計方案。
首先， 通過公式(7)，我們能計算出極限角度。 然后，我們通過表格Fig.3 查出以及和的值。
假設mm, 然后我們將得出mm。
然后, 做sketch(omitted) 。
最后, 算出桿的長度分別是 mm, mm, mm, mm.
極小傳動角度是
結(jié)果由計算可得 mm， mm， mm， mm。
在運用Auto CAD 制圖設計的情況, 可達到非常精確設計結(jié)果。
4結(jié)論
認識圖解法解答曲柄搖臂機構(gòu)的最優(yōu)傳動。這種方法是簡單和實用的。通常在機械設計中, 將0.1 毫米作為最小有效精度是足夠的。
湘潭大學機械工程學院畢業(yè)論文（設計）工作中期檢查表
系 機電系 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 班級 機 二
姓 名
李小冬
學 號
2010962920
指導教師
趙又紅
指導教師職稱
副教授
題目名稱
半自動平壓模切機
題目來源
科研 企業(yè) ■ 其它
課題名稱
半自動平壓模切機
題目性質(zhì)
■ 工程設計 理論研究 科學實驗 軟件開發(fā) 綜合應用 其它
資料情況
1、選題是否有變化 有 ■ 否
2、設計任務書 ■ 有 否
3、文獻綜述是否完成 ■ 完成 未完成
4、外文翻譯 完成 ■ 未完成
由
學
生
填
寫
目前研究設計到何階段、進度狀況：
分析確定了半自動平壓模切機的設計方案；設計出了運動循環(huán)圖；并通過計算分析，對半自動平壓模切機傳動機構(gòu)，執(zhí)行機構(gòu)進行了設計和分析；并畫出了部分零件的CAD草圖。
由
老
師
填
寫
工作進度預測（按照任務書中時間計劃）
提前完成
按計劃完成
拖后完成
無法完成
工作態(tài)度（學生對畢業(yè)論文的認真程度、紀律及出勤情況）：
認真
較認真
一般
不認真
質(zhì)量評價（學生前期已完成的工作的質(zhì)量情況）
優(yōu)
良
中
差
存在的問題與建議：
指導教師（簽名）：
年 月 日
建議檢查結(jié)果：
通過
限期整改
緩答辯
系意見：
簽名：
年 月 日
注：1、該表由指導教師和學生填寫。
2、此表作為附件裝入畢業(yè)設計（論文）資料袋存檔。
湘潭大學興湘學院本科畢業(yè)論文
摘要
機械設計是工科高等學校機械類，機電類等專業(yè)必修的一門技術基礎課，我們在學習基礎知識的同時，也應更加注重對知識的整體運用和實踐。半自動平壓模切機是印刷包裝行業(yè)壓制紙盒、紙箱等紙制品的專用設備,應用非常廣泛。本文從擬定運動循環(huán)圖出發(fā)，通過查找機械設計手冊，比較不同方案，選擇了最合適的傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構(gòu)，并且對其工作原理，結(jié)構(gòu)設計和幾何參數(shù)進行了深刻的分析和計算。設計完成后，用Auto CAD畫出半自動模切機的裝配圖以及相關的零件圖。該模切機具有結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，效率高，易操作等特點。
關鍵詞：機械設計 半自動平壓模切機 Auto cad
Abstract
Mechanical design is engineering colleges machinery, mechanical and electrical and other technical professionals a compulsory basic course, we have to learn the basics, but also should pay more attention to the overall use of knowledge and practice. Semi automatic platen die-cutting machine is the printing and packaging industry to suppress cartons, cardboard boxes and other paper products, special equipment, is widely used. This departure from the intended motion cycle chart, Mechanical Design Handbook by looking to compare different options and choose the most suitable transmission and executive bodies, and its working principle, structure design and geometric parameters of the in-depth analysis and calculations. Design is complete, use Auto CAD draw semi-automatic cutting machine assembly drawings and associated parts diagram. The cutting machine has a simple and compact structure, high efficiency, easy operation and so on.
Key words: Mechanical Design Semi automatic die-cutting machine AutoCAD
第一章 概述
1.1 選題依據(jù)：
本課題其研究的目標為設計可實現(xiàn)對各種規(guī)格的白紙板，厚度在4mm以下的瓦楞紙板，以及各種高級精細的印刷品進行壓痕、切線、壓凹凸。本課題主要研究模切機總體方案設計，模切機傳動系統(tǒng)的設計，主執(zhí)行機構(gòu)設計（機構(gòu)選型）及其結(jié)構(gòu)設計，對主要零部件進行強度和力的計算，產(chǎn)要求繪制所設計方案的機構(gòu)運動簡圖，繪制模切機的裝配和重要零件的零件圖。
1.2 課題的意義：
平壓平模切機是目前應用最廣泛的最普遍的類型，也是國內(nèi)外生產(chǎn)廠家最多的機型。平壓平模切機可以用于各種類型的模切，既能模切瓦楞紙板、卡紙、不干膠，又能模切橡膠、海綿、金屬板材等，既能人工續(xù)紙半自動模切，也能全自動高速聯(lián)動模切。半自動平壓模切機的精準度比比一般的模切機要高。他的工作原理最具有代表性的，所以研究它也及其重要。平壓平模切機分為立式、臥式兩種。立式模切機俗稱“老虎嘴”機，其特點是精準度比圓壓圓模切機好，售價便宜，突出的缺點是安全系數(shù)低，多年來始終沒有徹底解決杜絕傷殘事故問題，工傷事故時有發(fā)生，在當今國家重點保證人身安全并已立法的大環(huán)境下，如果還是解決不了安全問題，必然要退出市場。臥式模切機分為半自動模切機、全自動模切機以及帶清廢和不帶清廢四種。它們的共同特點是精準度比較準確，效率比“老虎嘴”機高，比圓壓圓低，處于中位。
近二十年來，平壓模切機是使用最廣泛且技術發(fā)展最快的機型。作為一個剛剛畢業(yè)的大學生，要想以后在實際的工作當中有自己的技術進步與技術創(chuàng)新，就必須先搞懂基本設備的基本原理以及各個部分的工作原理。為以后實現(xiàn)模切機的數(shù)字化和智能化做好充分準備。
當前，國外先進自動平壓平模切機的工作速度普遍在7500～9000張／小時左右。瑞士BOBST公司生產(chǎn)的SPRINT?EPA106-PER?自動模切壓痕機(帶全清廢單元)達到了12000張／小時的單機模切壓痕速度。與此相比較，我國生產(chǎn)的自動平壓平模切機工作速度較低，一般在5500～7500張／小時左右。從模切精度上講，國外先進自動平壓模切機的模切精度通常可以控制在0．1mm左右，而國產(chǎn)自動平壓模切機的模切精度絕大多數(shù)在0．15ham～0．2mm范圍內(nèi)，只有少量機型能夠達到0．1mm的模切精度。另外，國產(chǎn)自動平壓平模切機在高速工作時，模切精度大幅度下降，并伴有大量噪聲，機器磨損非常嚴重，影響了國產(chǎn)自動平壓平模切機在國內(nèi)和國際市場的競爭力。如何解決以上問題，使產(chǎn)品向高速、高精度、高穩(wěn)定性的方向
第二章 半自動平壓模切機的方案選型
2.1 送料模切機構(gòu)
送料機構(gòu)的選擇：
1， 紙板的輸送可采用：
a.鏈傳動機構(gòu)； b.帶輪傳動機構(gòu):
在這里我選用的是鏈傳動機構(gòu)
其主要理由有以下幾點
①采用鏈輪傳動可以更好的固定紙板夾子；
②鏈傳動無彈性滑動和整體打滑現(xiàn)象,因而能保持準確的平均傳動比,承載能力大，傳動效率高，且可實現(xiàn)中心距較大的軸間傳動；
③模切機在進行模切動作時摩擦較大，易發(fā)熱，而鏈傳動正好可以適合長時間在惡劣環(huán)境下工作。
圖2-1 雙列鏈傳動正視圖
2， 紙板停歇可采用：
a. 凸輪；b.不完全齒輪.
我這里選擇的是b不完全齒輪
① 用不完全齒輪機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單,工作可靠,造價低廉，維修方便。
② 可以容易的實現(xiàn)從動件的運動時間和靜止時間的比例在很大范圍內(nèi)的調(diào)節(jié)；
③工作時面接觸不容易磨損。
在工作時，不完全齒輪帶動主動鏈輪做單向間歇運動，不完全齒輪機構(gòu)的主動輪每轉(zhuǎn)3圈,從動輪回轉(zhuǎn)一周,將鏈條安放在鏈輪上，鏈條隨著鏈輪做間歇運動,不完全齒輪的主動輪固定在輸入軸(分配軸)上,從動輪及鏈輪安裝在輸出軸上 .
圖2-2 不完全齒輪
圖2-3 不完全齒輪嚙合
不完全齒輪的齒數(shù)為20，有齒的部分為126度，無齒的部分為234度，分度圓r=25cm齒根圓r=23.5cm齒頂圓r=26.5cm。完全齒輪齒數(shù)為50，模數(shù)m=10.6，齒根圓r=18cm，分度圓r=21.2cm ，齒頂圓r=24cm 。根據(jù)設計要求知不完全齒輪的轉(zhuǎn)速為50r/min 。
3， 紙板固定可選用：
a.采用剛性彈簧夾；b.采用普通夾子
我在這里選用了a剛性彈簧夾
①剛性彈簧夾具有剛性彈簧力的作用，可以自動的將紙板夾緊，且可準確平穩(wěn)的實現(xiàn)走紙運動；
②能夠準確、方便的實現(xiàn)紙板的夾緊和松開。
4.夾緊裝置
在遞紙過程中，需要將紙板夾緊，于是采用的機構(gòu)要在在上升到一定位置時可以有一段時間的停歇動，所以要選擇具有要可以實現(xiàn)停歇的往復運動的機構(gòu)，則我們可以選擇凸輪機構(gòu)或者連桿機構(gòu)。
①連桿機構(gòu)
連桿機構(gòu)雖然承載能力大，耐沖擊。但在進行傳遞時，傳遞路線比較長，容易產(chǎn)生較大誤差同時機械效率也會降低，連桿及滑塊所產(chǎn)生的慣性力難以用一般平衡方法消除，不宜用于高速運動，況且它的設計方法比較復雜所以不采用它。
②凸輪機構(gòu)
凸輪機構(gòu)最大優(yōu)點是只要適當?shù)脑O計出凸輪的輪廓曲線，就可以使推桿得到各種預期的運動，而且響應快速，機構(gòu)簡單。所以選用凸輪機構(gòu)。
5平壓模切機構(gòu)
（1）下圖機構(gòu)是最簡單的往復直線運動機構(gòu)，曲柄滑塊機構(gòu)，該機構(gòu)雖然簡單，但完全可以實現(xiàn)下模的上下移動和沖壓過程，但由于它的承載能力很差，且下模在進行沖壓時，必須在紙板上停留片刻才能保證壓模效果，因此不能選用此機構(gòu)。
圖2-4 曲柄滑塊機構(gòu)
（2）下面這個六桿機構(gòu)也能完成工作，但是機構(gòu)比較復雜，在設計過程中比較困難，且傳動過程較長，能量易損失使傳動效率變低，所以不采用這種機構(gòu)。
圖2-5 六桿機構(gòu)
（3）下圖是六桿機構(gòu)，它彌補了上面兩個方案缺點， 機構(gòu)結(jié)構(gòu)穩(wěn)定承載能力強，且機構(gòu)結(jié)構(gòu)也不是很復雜，所以采用此方案。
圖2-6 六桿機構(gòu)
各機構(gòu)的最終選擇：
紙板的輸送選擇鏈輪傳動；
紙板的停歇選擇不完全傳動；
紙板的固選擇剛性彈簧夾，
紙板的夾緊機構(gòu)選擇凸輪機構(gòu)；
平面模切機構(gòu)選擇平面六桿機構(gòu)。
2.2 機械運動方案的選擇
根據(jù)機構(gòu)的各部分功能，運動規(guī)律的形式，應用范圍，機械的可調(diào)性，運轉(zhuǎn)速度，承載能力，加速度峰值，機構(gòu)的動力性能，傳動精度的高低，可靠性，經(jīng)濟性，結(jié)構(gòu)是否緊湊（尺寸，結(jié)構(gòu)復雜性，合理性）等要求來選擇方案。
根據(jù)所設計的半自動平壓切模機的工作原理，可把機器完成加工要求的動作分解成幾種基本運動。動力傳動機構(gòu)；輸入走紙機構(gòu)；沖壓模切機構(gòu)。其中動力傳動機構(gòu)又分為動力傳遞機構(gòu)和變速轉(zhuǎn)向機構(gòu)。輸入走紙機構(gòu)分為：紙板的輸送機構(gòu)，紙板的停歇機構(gòu)和紙板的固定機構(gòu)。
由上面的分析可列出備選機構(gòu)列表：
表2-1 機構(gòu)類型比較
機構(gòu) 供選機構(gòu)類型
夾緊裝置
連桿機構(gòu) 凸輪機構(gòu)
紙板的輸送
鏈輪傳動
皮帶輪傳動
紙板的停歇
凸輪機構(gòu)
不完全齒輪
紙板的固定
剛性彈簧夾
普通夾子
急回機構(gòu)
直動推桿凸輪機構(gòu)
平面六桿曲柄滑塊機構(gòu)
動力傳遞機構(gòu)
聯(lián)軸器
V形帶
變速轉(zhuǎn)向機構(gòu)
圓柱齒輪傳動機構(gòu)
單級蝸桿傳動機構(gòu)
圓錐--圓柱齒輪傳動機構(gòu)
由上述備選機構(gòu)中選出3種典型可行方案如下：
方案A：皮帶輪傳動----凸輪機構(gòu)----連桿機構(gòu)----普通夾子----直動桿凸輪機構(gòu)----皮帶輪----單級蝸桿傳動機構(gòu)
方案B：鏈輪傳動----凸輪機構(gòu)----連桿機構(gòu)----普通夾子----直動推桿凸輪機構(gòu)----皮帶輪----錐--圓柱齒輪傳動機構(gòu)
方案C：鏈輪傳動----不完全齒輪機構(gòu)----凸輪機構(gòu)----剛性彈簧夾----平面六桿曲柄滑塊機構(gòu)----V形帶----圓柱齒輪傳動機構(gòu)
方案A
1、 示意圖
圖2-7 傳動示意圖A
分析與評定
(1) 機械運動分析
V帶雖然結(jié)構(gòu)簡單，傳動平穩(wěn)，維護方便，成本低廉，不需要潤滑以及緩沖、吸震、易維護等特點。
但是V帶也有很多缺點；
滑動損失：皮帶在工作時，由于帶輪兩邊的拉力差以及相應的變形經(jīng)差形成彈性滑動，導致帶輪與從動輪的速度損失。彈性滑動與載荷、速度、帶輪直徑和皮帶的結(jié)構(gòu)有關，彈性滑動率通常在1%-2%之間。有的皮帶傳動還有幾何滑動。過載時將引起打滑，使皮帶的運動處于不穩(wěn)定狀態(tài)，效率急劇下降，磨損加劇，嚴重影響皮帶的壽命。
滯后損失：皮帶在運行中會產(chǎn)生反復伸縮，特別是帶輪上的繞曲會使皮帶體內(nèi)部產(chǎn)生摩擦引起功率損失。
空氣阻力：高速傳動時，運動中的風阻將引起轉(zhuǎn)矩損耗，其損耗值與速度的平方成正比。因此，設計高速皮帶傳動時，皮帶的表面積宜小，盡量用厚而窄的皮帶，帶輪的輪輻面要平滑，或用輻板以減小風阻。
機械動力分析
蝸桿減速器能夠得到很大的轉(zhuǎn)動比，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動平穩(wěn)，但傳動效率低，易發(fā)熱，不適宜于在大功率下長期連續(xù)工作。為了減摩耐磨，蝸輪齒圈需用貴重的青銅制造，成本較高。直動推桿凸輪機構(gòu)難以承受較大的生產(chǎn)阻力，如果長期在重載條件下工作，直動推桿凸輪機構(gòu)將不能滿足沖壓模切的力學要求；
(2) 機械機構(gòu)合理性
該機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單緊湊，但是，凸輪機構(gòu)的運用會造成整體機構(gòu)的尺寸和重量都變大。
(3) 機械機構(gòu)經(jīng)濟性
用普通夾子雖然降低了生產(chǎn)成本，但由于其易磨損，需要經(jīng)常維修，并且不便于紙板的自動化夾緊和松開，達不到一次性夾緊的那種可靠性要求。需要相應的輔助手段來彌補，這使得經(jīng)濟成本還是很大。凸輪機構(gòu)和蝸桿機構(gòu)也會使經(jīng)濟成本增加。
這個方案總體上來說機械功能的實現(xiàn)很差。
方案B
圖2-8 傳動示意圖B
分析與評定：
（1）機械運動分析
下模向上運動進行模切時會產(chǎn)生較大的生產(chǎn)阻力，上面已經(jīng)說到直動推桿凸輪機構(gòu)不能承受很大的阻力，所以選用直動推桿凸輪機構(gòu)來完成沖壓模切并不是很合理；凸輪機構(gòu)長時間帶動走紙機構(gòu)進行間歇運動，會使因工作磨損變形產(chǎn)生的微小誤差積累，這會造成走紙機構(gòu)定位的準確性下降，導致各執(zhí)行機構(gòu)間的配合運動失調(diào)。
（2）機械動力分析
直動推桿凸輪機構(gòu)難以承受很大的生產(chǎn)阻力，不便長期在重載條件下工作，聯(lián)軸器的傳遞效率雖然高，但是減速效果差，很難在機械最精簡化的情況下滿足工作要求。
（3）機械結(jié)構(gòu)合理性
該機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單緊湊，但是，凸輪機構(gòu)的運用會造成整體機構(gòu)的尺寸和重量都變大。使用普通夾子不僅不便于紙板的自動化夾緊和松開，而且需要相應輔助手段來彌補，不僅增加了機構(gòu)的尺寸，還使得制造成本增加。
（4） 機械機構(gòu)經(jīng)濟性
凸輪機構(gòu)和錐圓柱齒輪的設計、制造較難，用料較大，生產(chǎn)成本較高，況且維修方面的技術含量較高，經(jīng)濟成本較高。
總體上，這個方案機械功能的實現(xiàn)較差
方案C
2-9 傳動示意圖 C
分析與評定：
(1) 機械的運動分析
鏈傳動機構(gòu)沒有彈性的滑動和打滑，承載能力大，傳動效率高，可實現(xiàn)中心矩較大的軸間傳動。雙列鏈輪機構(gòu)和特殊齒輪在主動輪的帶動下完成完成走紙的間歇運動，并且能準確配合沖壓模切運動，精度比較高； V形帶和齒輪的組合傳動，功率損失較小，機械效率高，可靠性高； 剛性彈簧夾能自動的實現(xiàn)紙板的夾緊與松開，可靠性較好。
（2） 機械的力學分析
平面六桿曲柄滑塊機構(gòu)具有較好的增力性能，在承受載荷，耐磨性，制造難易，重量，加速度和結(jié)構(gòu)復雜性這些具體項目的性能明顯優(yōu)于連桿凸輪組合機構(gòu)，它可以平穩(wěn)的完成模切任務。所以選擇六連桿機構(gòu)作為沖壓模切機構(gòu)。
( 3 ) 機械結(jié)構(gòu)合理性
該機構(gòu)各構(gòu)件結(jié)構(gòu)簡單緊湊，尺寸設計簡單合理，機構(gòu)重量在可以接受的范圍內(nèi)。
( 4 ) 機械結(jié)構(gòu)經(jīng)濟性
剛性彈簧夾雖然比普通夾子稍貴，但是它工作可靠且使用壽命長，長遠來看很經(jīng)濟。平面六桿曲柄滑塊機構(gòu)，加工制造簡單，使用壽命長，維修容易，經(jīng)濟成本低。其他機構(gòu)性價比也很高。
綜上所述，從機械運動分析、機械動力分析、機械結(jié)構(gòu)合理性和經(jīng)濟性這四個方面綜合考慮，方案C各方面性能最優(yōu)。固選擇方案C。
2.3 運動循環(huán)圖的擬定
首先，為保證模切機的平穩(wěn)運行，防止出現(xiàn)空壓，卡紙等不良現(xiàn)象。各個執(zhí)行機構(gòu)必須在規(guī)定的時間內(nèi)完成動作，且保證各個機構(gòu)運行到準確的位置。我主要通過確定沖壓模切，走紙兩個執(zhí)行構(gòu)件的先后順序來確定半自動平壓模切機的運動循環(huán)圖。
下面是各部件的運動分析
1主軸轉(zhuǎn)角計算
選擇變速箱的輸出軸為運動分析主軸，已知平面六桿機構(gòu)的行程速比系數(shù)K=1.3，由機械原理相關知識 ,動周期以156.5°=180°-23.5°為分界點，也就是說分為0°——156.5°和156.5°——360°兩個過程。
2、走紙機構(gòu)的分析
當主軸轉(zhuǎn)角為0°——126°時，用來完成間歇運動的不完全齒輪機構(gòu)發(fā)生嚙合運動，鏈輪鏈條此時處于運動狀態(tài)；當主軸轉(zhuǎn)角為126°-360°時，用來完成間歇運動的不完全輪齒機構(gòu)沒有參與嚙合，鏈條靜止，進行走紙運動。
3、模切機構(gòu)的分析
當主軸轉(zhuǎn)角為156.5°——360°時，下模從行程最低點開始，在平面六桿機構(gòu)的帶動下向上移動至預定模切位置，然后進行沖壓模切，完成相應的模切動作；當主軸轉(zhuǎn)角為0°——156.5°時，下模完成模切動作并快速急回運動至行程最低點，即下一個周期的起點。
4、夾緊裝置的分析
當主軸轉(zhuǎn)角為0°---50°時，凸輪帶動夾子完成推程運動，當主軸從50°--207°進入遠休止端，使剛性彈簧夾完成夾紙動作；當主軸轉(zhuǎn)角為207°--257°時，凸輪做回程運動.當主軸轉(zhuǎn)角為257°---360°時,凸輪處于近休止端，使剛性彈簧夾處于夾緊狀態(tài)。
下面是主軸轉(zhuǎn)角與機構(gòu)的運動關系表
表2-2主軸轉(zhuǎn)角與機構(gòu)的運動關系
主軸轉(zhuǎn)角
0° 156.5° 360°
走紙機構(gòu)
停止
運動
夾緊裝置
送料夾緊
輸入走紙
模切機構(gòu)
滑塊上升（模切）
滑塊下降（回程）
第三章 半自動平壓模切機的傳動設計
3.1 電動機的選擇
選擇電動機為原動機，就需要根據(jù)所給數(shù)據(jù)的要求，通過計算得到相關數(shù)據(jù)，從而選得合適的電動機。
原始數(shù)據(jù)有每小時壓制紙板3000張, 傳動機構(gòu)所用電機轉(zhuǎn)速n＝1450r/min，N，下模移動的行程長度H＝50±0.5mm,下模與滑塊的質(zhì)量可以假設約為120kg。 根據(jù)設計要求，機械每小時沖壓 3000 次，所以機構(gòu)主動件的轉(zhuǎn)速
no=3000/60=50r/min , 因為主動件轉(zhuǎn)速較低，所以可以選擇轉(zhuǎn)速較低的電動機，選擇三相異步籠型交流電動機，封閉式，380V，Y型；
選擇電動機的容量工作機所需的功率，其中生產(chǎn)阻力行程速比系數(shù)k為1.3，s為有效模切行程、t’為周期， 為0.96。
設 分別為皮帶，軸承，齒輪的效率。
則
選取電動機額定功率，使，查得，已知工作機轉(zhuǎn)速，電動機轉(zhuǎn)速。
表3-1電動機方案選型
方案
型號
額定功率
（kw）
滿載時
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩
堵轉(zhuǎn)
電流
額定
電流
最大
轉(zhuǎn)矩
額定
轉(zhuǎn)矩
噪聲/dB
凈重/kg
轉(zhuǎn)速 r/min
電流/A
效率（）
功率因素
1
Y112M-2
4.0
2890
8.17
85.5
0.87
2.2
7.0
2.2
79
45
2
Y112M-4
4.0
1440
8.77
84.5
0.82
2.2
7.0
2.2
74
43
3
Y160M1-8
4.0
720
9.82
83
0.73
2.0
6.5
2.0
68
118
綜合考慮上述因素，最終選則電動機型號為：Y112M-4。
表3-2 Y112M-4電動機安裝尺寸
型號
安裝尺寸(mm)
外形尺寸(mm)
A
B
C
D
E
F
G
H
K
AB
AC
AD
HD
L
Y112M-4
190
140
70
28j6
60
8
24
160
12
245
240
190
265
400
圖3-1 電動機
3.2傳動比的分配
各級傳動比
1，傳動裝置的總傳動比
`
2，各級傳動比的分配
，初選，則齒輪減速器的傳動比為
取，可算出=2.87，則=
3.3計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)。
1，各級轉(zhuǎn)速。
Ⅰ軸
Ⅱ軸
Ⅲ 軸
Ⅳ工作軸
2，各軸功率
Ⅰ軸
Ⅱ軸
Ⅲ軸
Ⅳ軸
3，各軸轉(zhuǎn)矩
Ⅰ軸
Ⅱ軸
Ⅲ軸
Ⅳ軸
3.4 V帶傳動設計
傳動系統(tǒng)中第一級用普通V帶傳動，已知電動機功率P=4kw，轉(zhuǎn) 速，傳動比.5，每天工作8小時，（以下查表與圖均來自西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編著的《機械設計》高教第八版)。
1,確定計算功率，由表8-7查得工作情況系數(shù)，故
2，選擇V帶的帶型，根據(jù)，由圖8-11選用A型。
3，確定帶輪的基準直徑,，并校核帶速；
①選取小帶輪的基準直徑d，由表8-6,8-8，取小帶輪的基準直徑=90mm
②驗算帶速v
=6.78
③計算大帶輪的基準直徑d2；
根據(jù)表8-8可知=250mm。
4，確定V帶的中心距a和基準長度ld；
①根據(jù)式初選中心距
②所需的基準長度
由表8-2選取帶基準長度ld=1600mm
③計算實際中心距
中心距變化范圍為436—553mm。
5，校核小帶輪上的包角
6，計算單根V帶的額定功率Pr，由=90mm，和=1440，i=2.5和A帶型，查表8-4b的，查表8-5得ka=0.952，查表8-2得kc=0.99
②計算V帶的根數(shù)z
取4根。
7計算單根V帶的初拉力的最小值，由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以
=136.5N
應使帶實際初拉力。
8計算壓軸力最小值
=1077N
3.5減速器的齒輪設計
已知輸入功率，小齒輪的轉(zhuǎn)速=576r/min，齒數(shù)比4.01，電動機驅(qū)動工作壽命15年（假設每年工作300天）兩班制，以下查表與圖均來自西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編著的《機械設計》高教第八版)。
1，選定齒輪類型，精度等級，齒數(shù)及材料。
① 齒輪類型采用斜齒圓柱齒輪。
② 精度等級選擇；模切機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）
③ 材料選擇，由表10—1可知小齒輪材料選擇40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料選45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
④可初選擇小齒輪=24，大齒輪齒數(shù)=244.01=97取97，
⑤選取螺旋角，一般選
2，按齒面接觸強度設計
1. 確定公式內(nèi)的各數(shù)值。
① 初選
②由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)
③由圖10-26查得，=0.78+0.87=1.65.
④計算應力循環(huán)次數(shù)，
=605761（2830015）
=2.49
⑤計算小齒輪傳動轉(zhuǎn)矩
=6.3
⑥由表10-7選取齒寬系數(shù)
⑦由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)
⑧由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限
⑨由圖10-19取得接觸疲勞壽命系數(shù)
⑩計算接觸疲勞選用應力
取失效效率為，安全系數(shù)s=1，所以
2. 計算
①計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式得
②計算圓周速度
③計算齒寬b及模數(shù)
=2.251085mm=4.16
④計算縱向重合度，
=0.318
⑤計算載荷系數(shù)k
已知使用系數(shù)ka=1，根據(jù)v=1.7,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)kv=1.04。
由表10-4用插值法查得精度等級為7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置，，由表10-3查得，，由圖10-13查得，
由表10-3查得，故載荷系數(shù)=。
⑥按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，由式
⑦計算模數(shù)mn
3，按齒輪彎曲強度設計由式
<1>確定計算參數(shù)
①計算載荷系數(shù)
②根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)
③計算當量齒數(shù)，
④查得齒形系數(shù)
由表10-5查得，
由表10-5查得應力校正系數(shù)
⑤由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲強度極限
⑥由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù).
⑦計算彎曲疲勞選用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， ,
⑧計算大小齒輪的并且加以比較。
<2>設計計算
=1.39mm
對比計算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=1.5mm已可以滿足彎曲強度。但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度算的分度圓直徑d1=47.3mm來計算實際應有齒數(shù)
所以取=31，=125。
4>幾何尺寸計算
①計算中心距
在這里將中心距圓整為122mm。
②按圓整后的中心距修正螺旋角
因為值改變不多，故參數(shù)等不必修正。
③計算大小齒輪分度圓直徑
④計算齒輪寬度
圓整后取B2=45mm,B1=50mm
用相同原理可選第二對齒輪的齒數(shù)23,74 .
用相同方法可算得分度圓直徑
齒寬
3.6軸的設計
以低速軸為例進行設計。
已知=3.58kw ，=50r/min ，=684，齒輪齒寬 B=80mm, 齒數(shù)=5，=。
1、求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為
=234
而 F=
F= F
F= Ftan=1588N
圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖3-2①示。
2、初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)《機械設計》查取。
因為軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，所選的直徑要與聯(lián)軸器的孔徑相適應，這里為后面選取聯(lián)軸器提供依據(jù)。而且軸端需開鍵槽，所以要將最小軸徑增加5%，變?yōu)?7.5mm。查《機械設計手冊》，取標準直徑58mm。
4、初選軸承
齒輪是斜齒輪，故軸承同時受有徑向力和軸向力的作用。選用角接觸球軸承為最佳。以上分析輸出端的直徑為48mm，從軸承產(chǎn)品目錄中選取滾動軸承的型號為7212C，它的尺寸（內(nèi)徑×外徑×寬度）為d×D×b=60×110×22。
3、選擇聯(lián)軸器
查《機械設計》圖表14-1，取=1.3 ，則。
根據(jù)軸的轉(zhuǎn)速、最小軸徑、計算轉(zhuǎn)矩、，查GB5014-85，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，其型號為：，公稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m,半聯(lián)軸器的孔徑為48，與軸配合的輪轂長度為84。
1)擬定軸上零件的裝配方案
首先我們必須先確定軸上零件的拆裝順序和固定方式，才能確定軸的結(jié)構(gòu)形狀。采取齒輪從軸的右端裝入，齒輪的右端用套筒固定，左端用軸肩定位。此時，齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵連接。采取過盈配合使軸承對稱固定安裝于齒輪的兩側(cè)，軸向用軸肩固定。初選定軸結(jié)構(gòu)尺寸如下圖。
圖3-2軸上零件裝配與軸的結(jié)構(gòu)示例
(2)根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑（從右到左）
①聯(lián)軸器型號已確定，聯(lián)軸器的右端用軸端擋圈定位，左端用軸肩進行定位。故軸段7的直徑即為相配合的半聯(lián)軸器的直徑，取為48mm。
②軸段6的軸肩可對聯(lián)軸器進行軸向定位，軸段6要比軸段的直徑大5～10mm即可保證聯(lián)軸器的可靠性，所以可以取軸段6的直徑為567mm。
③由于軸段1和軸段5是放置滾動軸承的，所以軸段的直徑取決于滾動軸承內(nèi)圈直徑，為60mm。考慮拆卸的方便，軸段4的直徑只要比軸段5的直徑大2～3mm就可以了，這里取為69mm。
④軸段3處的軸環(huán)，右側(cè)可用來定位齒輪，左側(cè)可用來定位滾動軸承，軸環(huán)的直徑要滿足比軸段2的直徑(為69mm)大5～10mm的要求，查滾動軸承的手冊，可得該型號的滾動軸承內(nèi)圈安裝尺寸最小為79mm，故這段直徑取為79mm。
(3) 軸上零件的周向定位
齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。對于齒輪，由手冊查得平鍵的截面尺寸寬×高=16×10(GB1095-79)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80mm(標準鍵長見 GB1096-79),同時為了保證齒輪輪轂與軸的配合為H7/ k6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵寬×高×長=20×12×63，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。
（4）確定軸的各段長度
軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，軸段6的長度比半聯(lián)軸器的轂孔長度(為85mm)要短2～3mm，故該段軸長取為82mm。
同理，軸段2的長度要比齒輪的輪轂寬度(為75mm)短2～3mm，故該段軸長取為72.5mm。
軸段1的長度即滾動軸承的寬度, 齒輪輪轂長為75mm,同時考慮到齒輪與箱體內(nèi)壁就有一距離，可取為45mm。
軸環(huán)3寬度可取為12.5mm。
考慮到軸承端蓋的總寬度。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取軸段6的長度為26mm。
取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離為10mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取5mm。已知滾動軸承寬度為22mm，,則軸段4的長度為36mm。
(5)由于軸端需要倒角，可取2×45°。
6、按彎扭合成應力校核軸的強度
(1)畫受力簡圖
圖①：軸的空間受力。
圖②和圖③：軸上作用力分解為垂直面受力和水平受力。
零件作用于軸上的分布載荷或轉(zhuǎn)矩，可當作集中力作用于軸上零件的寬度中點。
軸上的支反力((圖②)
水平面內(nèi)支反力
由
從而得出
又因為
從而可知 =3900.1
垂直面內(nèi)支反力((圖③)
由 +
又
圖④：垂直面的彎矩圖
圖⑤：水平面上的彎矩圖
支反力的位置，隨軸承類型和布置方式不同而異，一般可按圖5取定，其中a值參見滾動軸承樣本，跨距較大時可近似認為支反力位于軸承寬度的中點。故。
圖⑥：合成彎矩
垂直面的彎矩圖和水平面上的彎矩圖，按M＝計算合成
3
圖⑦：轉(zhuǎn)矩圖
圖⑧：當量彎矩轉(zhuǎn)矩
按脈動循環(huán)變化計算, 取修正系數(shù)為0.6 , 則
N.mm
(2) 校核軸的強度
危險截面的判斷
對危險截面進行校核來判斷軸的強度是否滿足要求，而軸的危險截面多發(fā)生在當量彎矩較大且軸的直徑較小處或當量彎矩最大處。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸和當量彎矩圖可知，截面處彎矩最大,屬于危險截面；
=4923141.65N.mm
C-C、D-D截面尺寸，僅受純轉(zhuǎn)矩作用，雖D-D 截面尺寸最小，但由于軸最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度確定的，計算時已經(jīng)留有余地。故強度肯定滿足，無需校核彎扭合成強度。
強度校核：考慮鍵槽的影響，查表計算，
查表得＝275 MPa
所以安全。
圖3-3軸的載荷分析圖
3.7軸承的選擇和校核
已知軸承的預計壽命為=40800h，轉(zhuǎn)速n=50r/min，=76.78N。由以上數(shù)據(jù)可選用角接觸球軸承7216C，
查滾動軸承樣本知7216C的基本額定動載荷C=61000N，基本額定靜載荷=48500N
1、求兩軸承的徑向載荷
N
N
2、求兩軸承的計算軸向力
查《機械設計》可知70000C型軸承，軸承派生力，其中判斷系數(shù),可初取=0.4，所以
=1857.43N， =788.43N
故=76.78+184.792=261.5N， =788.8N
=0.058， =0.0162
查表13-5可得，
所以可得=2761N，=758N
=143.214N，=186.73N
=0.052，=0.015
兩次計算的相差不大，因此確定，，=2761N，==758N。
3、求軸承當量動載荷
因為，
查表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)。
軸承A ，；軸承B ，
因工作情況平穩(wěn)，查表13-6得=1.5，則
由=（X+Y）得
=1.5×（0.44×1643.35+1.33×758）=48162N
=1.5×（1×1971+0）=2310N
4、驗算軸承壽命
因為，所以按軸承A的受力大小驗算。由
=58000h>=40800h
故所選用軸承滿足壽命要求。
第四章 半自動平壓模切機的模切機構(gòu)設計
4.1平面六桿滑塊機構(gòu)設計
圖4-1 六桿曲柄滑塊機構(gòu)的分析圖
AB=b-a,BC=e，CD=c，AD=d，CG=f，AC=a+b
由設計要求已知極位夾角θ=23.5 , H=50mm
在?ABC和?BCD中，由余弦定理得：
同理，在?BDF和?CDG中分別可得：
cos cos 則 =4.85：
在?ABC中，得
另外桿a為曲柄的條件為：
（1） 在a、b、c、d四桿中，a為最小，c為最大；
（2） a+c≤b+d
根據(jù)以上分析，可取 l=mm c=840mm f=840mm 帶入以上公式可得
代入上述兩個條件驗算，符合要求。于是可得各桿長
a=40mm b=339.4mm c=840mm d=308mm f=840mm l=840mm
4.2 鏈條及鏈輪的設計
⑴鏈條的設計
已知額定驅(qū)動功率，由于主動鏈輪由不完全齒輪機構(gòu)傳遞的運動,所以可以大概估計主動鏈輪的轉(zhuǎn)速為25比i=1，載荷平穩(wěn)，中心線水平布置（以下查表，圖均來自《機械設計》高教地八版)
1. 選擇鏈輪齒數(shù)
由于一般鏈輪齒數(shù)在17—112之間。于是可取小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪齒數(shù)。
2.確定計算功率
由表9-6查得，由圖9-13查得，則計算功率
3. 選擇鏈條型號和節(jié)距
根據(jù)Pca=5.168kw，查圖9-11，可選32A-2，查表9-1，鏈條節(jié)距為P=38.1mm，滾子直徑d1=`22.23。
4. 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距
初選中心距a=1134—1905,取ao=1600mm，相應的鏈節(jié)數(shù)為=105.27
取鏈節(jié)數(shù)為=105節(jié)，查表9-7得中心距計算系數(shù)f1=0.24421則鏈傳動最大中心距為=1613mm
5. 計算鏈速V，確定潤滑方式
，由V=0.3和鏈號32A-2查得圖9-14可知應采取滴油潤滑。
6. 計算壓軸力Fp
有效圓周力為:鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù),則壓軸力為
⑵鏈輪的設計
分度圓直徑d=
齒頂圓直徑
齒根圓
內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬，查表9-4可知，齒寬
輪厚度
由于半自動平壓模切機在工作時不會有劇烈震動和沖擊，所以參考表9-5可知，材料采用40，熱處理為淬火、回火。熱處理后的硬度為40—50HRC。
4.3 凸輪機構(gòu)的設計
首先確定凸輪機構(gòu)的樣式為對心直動滾子推桿盤形凸輪，其工作條件為等速輕載。對推桿的運動基本要求為，當凸輪轉(zhuǎn)過推桿上升50mm，凸輪繼續(xù)轉(zhuǎn)到，推桿停止不動，凸輪在繼續(xù)轉(zhuǎn)到，推桿下降50mm，凸輪轉(zhuǎn)過其它角度時，推桿又停止不動。
1， 確定凸輪機構(gòu)的基本尺寸
先假定凸輪的基圓半徑為。選定推桿的運動規(guī)律，因其工作條件為等速輕載，應選用較小的運動規(guī)律，以保證推桿運動的平穩(wěn)性和工作精度。參考<<機械原理>>高教第七版，由表9-1可知，推程，回程都可選用等速運動規(guī)律。
2，理論輪廓線
對于對心直動滾子推桿盤形凸輪機構(gòu)，凸輪的理論輪廓線坐標可設為
其中上面方程中的e=0，，求得
對于上式中的位移s，應分段計算。
①推程階段
②休止階段
③回程階段 =
④遠休止階段
⑤推程段的壓力角和回程段的壓力角
于是可以得出下面列表，體現(xiàn)在各個角度時的位移。
表3-3角度與位移關系
（度）
0
10
20
30
40
50
60
S（mm）
0
10
20
30
40
50
50
（度）
70
80
90
100
110
120
S（mm）
50
50
50
50
50
50
（度）
150
160
170
180
190
206
219
S（mm）
50
50
50
50
50
50
40
（度）
226
236
246
256
266
S（mm）
30
20
10
0
0
總 結(jié)
經(jīng)過幾個月的努力，終于完成了這項機械畢業(yè)設計任務。本來自己有關機械方面的知識就學的不是很好，經(jīng)過這次畢業(yè)設計，才真正發(fā)現(xiàn)自己學的知識太少，就算在讀書上課的時候認真的聽，弄懂了每一節(jié)課的內(nèi)容，一旦到自己親手設計一個東西的時候，就會發(fā)現(xiàn)那些知識遠遠不能夠解決實際問題， 必須要靠自己學習，親手查閱相關資料，設計的每一個步驟都自己去完成，這樣才會有進步。
我的設計中存在很多小問題、或者是錯誤的地方，甚至有些地方我自己也沒有搞明白，但由于時間的原因，不可能將它們一一糾正過來。盡管設計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學到不少的東西。首先，我體會到參考資料的重要性和繁瑣性。利用一切可以利用的資源對設計來說是至關重要的。往往很多數(shù)據(jù)在教材上是沒有的，我們找到的參考資料也不齊全，這時參考資料的價值體現(xiàn)出來了。同時，查閱參考資料是一件很繁瑣的事情，這就要求我們必須要有耐心，每一步都認認真真。其次，在做這個畢業(yè)設計的過程中，我復習了以前學過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，再次，經(jīng)過這次畢業(yè)設計，在大體方向上掌握了機械設計的基本要求。嚴謹理性的態(tài)度在設計中是最基本的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，這樣前面已經(jīng)算好的就全部作廢了。
通過這次的畢業(yè)設計,極大的提高了我們對機械設計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標準的使用，并把我們所學的知識和將來的生產(chǎn)實際相結(jié)合，提高了我們分析問題和解決問題的能力，也提高了我們各個方面的素質(zhì)，有利于我們今后更順利地走上工作崗位。
致謝
在完成畢業(yè)設計的過程中，我的指導老師和同學們給了我很大的幫助，這里我向他們表示誠摯的謝意。
當我把畢業(yè)設計完成時，心里不由的松了一口氣，大學四年終于即將畫上一個句號。這個畢業(yè)設計當然不是我一個人的智慧，我想向在這次畢業(yè)設計過程中給予我?guī)椭耐瑢W余老師表示衷心的感謝。
首先，我要感謝指導教師趙又紅老師，通過這次畢業(yè)設計她教會了我機械設計的步驟，怎么去設計，以及在最初構(gòu)思時，應該注意的各種問題。她嚴謹治學的態(tài)度、不辭辛勞指導我做畢業(yè)設計，嚴于律己，寬以待人的為人都給我留下了深深的印象。這一切將對我以后的學習和工作有很大的幫助。我還要感謝進行畢業(yè)設計中期檢查的各位領導和機械工程系的其他老師，他們及時的給我指出了畢業(yè)設計當中的錯誤，并且給予我很多完成設計的便利條件。
當然，我還要感謝身邊的每一個同學，當我有什么不懂的時候，我總能從他們那里的到不少的幫助。
在各位老師和同學的大力幫助下，才使我的畢業(yè)設計得以完成。最后，再次對他們給予我的幫助，表示衷心的感謝！
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