半自動(dòng)騎馬訂書機(jī)詳細(xì)設(shè)計(jì)

1、 目錄緒論11、設(shè)計(jì)題目和設(shè)計(jì)參數(shù)21.1設(shè)計(jì)題目21.2設(shè)計(jì)參數(shù)22、系統(tǒng)原理設(shè)計(jì)22.1減速系統(tǒng)原理設(shè)計(jì)22.2擬定執(zhí)行構(gòu)件的數(shù)目和運(yùn)動(dòng)形式32.3擬定運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖32.4擬定執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)方案52.5評(píng)選執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)方案62.6綜合分析73、系統(tǒng)參數(shù)計(jì)算73.1傳動(dòng)比分配73.2傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算74、帶輪的設(shè)計(jì)85、小齒輪的設(shè)計(jì)95.1按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算95.1.1確定公式內(nèi)的各計(jì)算值95.1.2計(jì)算105.2按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算115.2.1確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值115.2.2設(shè)計(jì)計(jì)算115.3幾何尺寸計(jì)算126、軸I的計(jì)算127、 齒輪計(jì)算137.1按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算137.1.

2、1確定公式內(nèi)的各計(jì)算值137.1.2計(jì)算147.2按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算157.2.1確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值157.2.2設(shè)計(jì)計(jì)算157.3幾何尺寸計(jì)算168、軸II的計(jì)算169、軸III的計(jì)算1710、軸IV的計(jì)算1811、凸輪設(shè)計(jì)1912、棘輪設(shè)計(jì)2013、參考文獻(xiàn)21緒論 騎馬訂書機(jī)一種快速高性能的訂書設(shè)備，大部分印刷廠都配有該設(shè)備。傳統(tǒng)的騎馬訂書機(jī)設(shè)備，在高速工作狀態(tài)下，很容易發(fā)生堵紙現(xiàn)象。本次設(shè)計(jì)中對(duì)傳統(tǒng)的騎馬訂書機(jī)的電氣系統(tǒng)進(jìn)行了改造，對(duì)訂書機(jī)頭增加了電磁控制裝置，在容易發(fā)生堵紙?jiān)黾恿宋?dòng)開關(guān)，增加了光電傳感器檢測(cè)裝置，從而很好地解決了，高速工作下的堵紙現(xiàn)象。 20世紀(jì)50年代，二次世界

3、大戰(zhàn)結(jié)束世界經(jīng)濟(jì)逐步發(fā)展，印刷行業(yè)的業(yè)務(wù)量日益增加，老式的訂書機(jī)設(shè)備已不能滿足大批量的印刷的要求，高效率的騎馬訂書機(jī)應(yīng)運(yùn)而生。20世紀(jì)60年代騎馬訂書機(jī)逐步在各個(gè)國(guó)家得到應(yīng)用，極大地提高了，印刷行的工作效率。 近年來(lái)，我國(guó)經(jīng)濟(jì)飛速發(fā)展，其中廣告類印刷品，連續(xù)5年保持7.5%以上的高速增長(zhǎng)，2011年的總產(chǎn)值突破15萬(wàn)億大關(guān)。其它的文化印刷品也有很大的提高。半自動(dòng)騎馬訂書機(jī)設(shè)計(jì)1、設(shè)計(jì)題目和設(shè)計(jì)參數(shù)1.1設(shè)計(jì)題目半自動(dòng)騎馬訂書機(jī)是用來(lái)將鐵絲做成書釘，釘入書冊(cè)，將書冊(cè)鎖緊訂牢的機(jī)器。該機(jī)經(jīng)人工搭頁(yè)后，即可自動(dòng)送入書帖，自動(dòng)裝訂，自動(dòng)收書，具有操作簡(jiǎn)單、維修方便、可靠性高和生產(chǎn)效率高等特點(diǎn)。工藝流程

4、如圖：送帖檢測(cè)訂書出書1.2設(shè)計(jì)參數(shù)1）主電機(jī)：0.55 kw 2）最大裝訂尺寸：450mm×305mm 3）最小裝訂尺寸：127mm×89mm 4）裝訂厚度：4mm 5）裝訂速度：30100本/min 6）送書滑塊推程：490mm，輸送架距地面距離770mm，電動(dòng)機(jī)軸距地面垂直距離280mm 7）彎角機(jī)構(gòu)行程20mm 8）頂書叉對(duì)稱線距軸水平距離500mm頂書叉行程為100mm，頂書叉最低高度距動(dòng)力圓中心的垂直距離為630m。2、系統(tǒng)原理設(shè)計(jì)2.1減速系統(tǒng)原理設(shè)計(jì)2.2擬定執(zhí)行構(gòu)件的數(shù)目和運(yùn)動(dòng)形式半自動(dòng)騎馬訂書機(jī)主要由輸送機(jī)構(gòu)、訂書機(jī)頭、彎腳機(jī)構(gòu)、出書機(jī)構(gòu)、傳動(dòng)系統(tǒng)等組成

5、。主要共有輸送機(jī)構(gòu)、彎腳機(jī)構(gòu)和出書裝置中的頂書叉機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)三部分。 1）輸送機(jī)構(gòu)：使送書滑塊前后往復(fù)移動(dòng)的執(zhí)行機(jī)構(gòu),具有急回特征。 2）彎腳機(jī)構(gòu)：使頂桿上下間歇往復(fù)移動(dòng)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)。3)頂書叉機(jī)構(gòu)：使頂書叉間歇升降往復(fù)運(yùn)動(dòng)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)。 2.3擬定運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖輸送機(jī)構(gòu)、彎腳機(jī)構(gòu)和出書裝置中的頂書叉機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖如圖1：圖1說明：以軸的轉(zhuǎn)角表示運(yùn)動(dòng)時(shí)間，具體說明如下：（圖2）送書滑塊（圖a） ;軸從60°轉(zhuǎn)動(dòng)到180°為送書滑塊推著書冊(cè)向前運(yùn)動(dòng)時(shí)間；從180°到60°為空行程（即書冊(cè)停止不動(dòng)）時(shí)間。 彎腳機(jī)構(gòu)的頂桿（圖b） 軸從20°轉(zhuǎn)動(dòng)到40

6、76;為頂桿從最低點(diǎn)上升到最高點(diǎn)準(zhǔn)備頂圖3-30中兩個(gè)彎腳時(shí)間；再轉(zhuǎn)動(dòng)10°期間為頂桿在最高位置不動(dòng)時(shí)間；再轉(zhuǎn)動(dòng)70°為頂桿從最高點(diǎn)下降到最低點(diǎn)時(shí)間；當(dāng)軸再轉(zhuǎn)動(dòng)260°時(shí)，頂桿停在最低點(diǎn)不動(dòng)。 頂書叉（圖c） 軸從230°轉(zhuǎn)動(dòng)到250°為頂書叉從最低點(diǎn)上升到最高點(diǎn)準(zhǔn)備頂書時(shí)間；再轉(zhuǎn)動(dòng)10°期間頂書叉在最高位置不動(dòng)頂書；再轉(zhuǎn)動(dòng)90°為頂書叉從最高點(diǎn)下降到最低點(diǎn)時(shí)間；當(dāng)軸再轉(zhuǎn)動(dòng)240°時(shí)，頂書叉停在最低點(diǎn)不動(dòng)。2.4擬定執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)方案1)送書滑塊2)彎腳機(jī)構(gòu) 3)訂書叉機(jī)構(gòu)2.5評(píng)選執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)方案方案1為曲柄滑塊機(jī)

7、構(gòu)，但為對(duì)心，不能達(dá)到急回的目的。 方案2為偏心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，能實(shí)現(xiàn)水平前后往復(fù)運(yùn)動(dòng)和急回的目的。 方案3雖同樣能達(dá)到目的，但設(shè)計(jì)工藝涉及到凸輪結(jié)構(gòu)，較為復(fù)雜。 綜上分析，故選取方案2作為送書滑塊的執(zhí)行機(jī)構(gòu)。2.6綜合分析 省去減速系統(tǒng)的半自動(dòng)騎馬訂書機(jī)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖（未按比例畫出）3、系統(tǒng)參數(shù)計(jì)算3.1傳動(dòng)比分配總傳動(dòng)比 ，其中帶輪，則減速器傳動(dòng)比為3.2傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算0軸：即電動(dòng)機(jī)軸II軸：III軸：4、帶輪的設(shè)計(jì) （1）計(jì)算功率 查表機(jī)械設(shè)計(jì)P156表8-7知： 計(jì)算功率（2）選擇V帶類型 由，由圖8-11選取V帶為Z型（3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗(yàn)算帶速1）由表8-4a取單

8、個(gè)Pa=0.25kw， 2）驗(yàn)算帶速 ，符合條件 3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 ，查表8-8取 （4）確定中心距a并選擇V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld1）中心距 ，取300mm 2) 相應(yīng)帶長(zhǎng) 3）計(jì)算中心距（5）確定帶的初拉力（6）計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力 （7）V帶輪結(jié)構(gòu)形式，所以采用腹板式；輪寬（8）帶輪材料 鑄鋁5、小齒輪的設(shè)計(jì)5.1按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算5.1.1確定公式內(nèi)的各計(jì)算值1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3）由表10-7選取齒寬系數(shù) 4）由表10-6查得材料的彈性系數(shù) 5）由圖10-21d查得 小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度 大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度 6）計(jì)算接觸疲勞許

9、用應(yīng)力5.1.2計(jì)算1）小齒輪分度圓直徑 2）計(jì)算圓周速度 3)計(jì)算齒寬b 4）計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.583m/s，查圖10-8，得 ，直齒輪 由表10-2得使用系數(shù)，查表10-4 得 由 查圖10-13得 故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 7）計(jì)算模數(shù)m5.2按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算5.2.1確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值1）由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限2） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，3） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 4）計(jì)算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 6

10、）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大5.2.2設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)m=2.255.3幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算分度圓直徑 2）計(jì)算中心距 3）計(jì)算齒輪寬度 取6、軸I的計(jì)算 （1）輸出軸功率轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 （2）大帶輪上的力 （3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得 （4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)V-VI段

11、安裝大帶輪，所以；II-III段安裝小齒輪，故；選用深溝球軸承6204軸承，故；軸肩h=3mm，故，；由于，所以II-III段鍵槽為，長(zhǎng)度為28mm；由得，V-VI段鍵槽為，長(zhǎng)度為14mm。（5）軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T（6）彎扭合成應(yīng)力校核軸強(qiáng)度 故安全7、 齒輪計(jì)算7.1按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算7.1.1確定公式內(nèi)的各計(jì)算值1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3）由表10-7選取齒寬系數(shù) 4）由表10-6查得材料的彈性系數(shù) 5）由圖10-21d查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度6）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力7.1.2計(jì)算 1）小齒輪分度圓直

12、徑 2）計(jì)算圓周速度 3)計(jì)算齒寬b 4）計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v=222m/s，查圖10-8，得 ，直齒輪 由表10-2得使用系數(shù)，查表10-4 得 由 查圖10-13得 故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 7）計(jì)算模數(shù)m7.2按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算7.2.1確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值1）由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 4）計(jì)算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較7

13、.2.2設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)m=47.3幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算分度圓直徑 2）計(jì)算中心距 3）計(jì)算齒輪寬度 8、軸II的計(jì)算 （1）輸出軸功率轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 （2）齒輪上的力 （3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得 （4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 由（3）可得，由于VI-VII段安裝凸輪，故；軸肩h=3mm，軸承選用6206深溝球軸承，故，；IV-

14、V段安裝齒輪，齒輪寬80mm，故，；軸肩h=3mm，軸環(huán)寬度b=5mm，故，；I-II段安裝大齒輪，齒輪寬30mm，故，；因?yàn)镮-II段，故鍵槽為，長(zhǎng)度為18mm；由于IV-V段，故鍵槽尺寸為，長(zhǎng)度為50mm；由于，故鍵槽尺寸為，長(zhǎng)度為140mm。（5）軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T （6）彎扭合成應(yīng)力校核軸強(qiáng)度 故安全9、軸III的計(jì)算 （1）輸出軸功率轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 （2）齒輪上的力（3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得 （4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 由（3）得，I-II段安裝連桿，故；選用6206深溝球軸承，故，；軸肩高h(yuǎn)=5mm，軸環(huán)寬b=8mm，故，；IV-V段安裝齒輪，齒輪寬80mm，故，；由于，故鍵槽尺寸為，長(zhǎng)度為10mm；由，故鍵槽尺寸為，長(zhǎng)度為50mm。10、軸IV的計(jì)算 VI-VII段安裝凸輪，故取，；