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　　买文档送CAD图纸，QQ摘 要 在人们追求方便、安全、环保和卫生的现代社会，纸杯正成为现代社会一次性杯子的主流。为满足日益增长的市场需求，纸杯成型机的研究、设计和改进工作也应与时俱进。 自动纸杯成型机通过自动送纸、冲底、封合、加热、翻底、滚花、卷边、卸杯等连续工序生产出成品纸杯。本设计主要设计纸杯整体成型及其传动系统部分，该部分主要包括纸杯的加热、滚花和卷边，以及成型纸杯的落料和卸杯等工序。纸杯成型机本部分的动作主要通过典型连杆机构，链传动机构，带传动机构，凸轮机构，间歇机构等机构来完成。本设计将依次进行纸杯成型机总体方案的确定，通过对纸杯成型机生产工艺过程分析，来选择机构和总体布局，并在此基础上进行传动装置总体设计以及传动零件的设计计算，主要对V带、链条、链轮、凸轮、偏心轮、主轴、弧面凸轮分度间歇机构进行详细的设计计算。本设计对纸杯成型机原理作了较详细的介绍，并确定其主要参数和结构。 该自动纸杯成型机结构合理，操作方便，功率较小，效率较高，性能稳定，能满足目前生产要求。 关键词：机械；自动纸杯成型机；纸杯 ABSTRACT In modern society, people pursuit of convenience, safety, environmental protection and health, so the paper cup is becoming the mainstream of one-off cup. To meet the growing market demand, the research ,design and improve of the paper cup forming machine should also advance with the times. The automatic paper cup forming machine through the automatic document feeder, red at the end of sealing, heating, over at the end of Knurling, curling, continuous processes, such as dumping cups of finished paper produced. The main design of the cup design and the transmission part of the overall shape of the cups of some of the major, including heating, rolling and crimping spending, as well as the shape of the cup and disposed of blanking processes Cup. Paper cup forming machine of this part of the action, mainly through a typical linkage, chain transmission, belt transmission, cam mechanisms, intermittent institutions agencies to complete. The design will be followed by paper cup machine for the determination of the overall program, through the production of paper machine process analysis, to select the institutions and the overall layout, and on this basis the overall design, as well as gear design and calculation of transmission components, mainly of the V belt, chain, sprocket, cam, eccentric wheel, spindle, cam Globoidal intermittent indexing agencies to conduct a detailed design calculation. The design principle of the paper cup machine, introduced in more detail and to determine its main parameters and structures. The automatic paper cup forming machine have reasonable structure and stable performance, easy to operate, less power and more efficient, can meet current production requirements. Keywords: machinery; automatic paper cup forming machine;paper cup 目 录 1 绪论 1 1.1 课题研究的背景 1 1.2 课题研究的内容 2 1.3 纸杯及纸杯成型机的发展概况 2 1.4 课题研究的意义 3 2 总体方案的确定 6 2.1 纸杯成型机的功能与应用范围 6 2.1.1 纸杯成型机的主要工序 6 2.1.2 纸杯成型机的主要参数 6 2.1.3 纸杯成型机的主要结构 6 2.2 工艺分析 7 2.2.1 确定机器类型 7 2.2.2 确定成型工序，工艺路线 2.3.1 空间执行机构 9 2.3.2 纸料供送系统 9 2.3.3 纸杯整体成型系统 9 2.3.4 气动机构 9 2.3.5 卸杯机构 9 2.3.6 底座机架 10 2.3.7 传动系统 10 2.3.8 间歇机构 10 2.4 总体布局 10 2.4.1 执行机构的布局 10 2.4.2 传动系统的布局 11 2.4.3 选择支承形式和绘制总体布局图 12 2.5 编制工作循环图 13 2.5.1 分析工艺操作顺序 13 2.5.2 绘制工作循环图 14 2.6 确定电动机功率 15 3 传动方案的总体设计 16 3.1 确定传动方案 16 3.2 选择电动机 17 3.3 计算总传动比和分配各级传动比 18 3.4 计算传动装置的运动和动力参数 19 3.4.1 各轴转速 19 3.4.2 各轴功率 19 3.4.3 各轴转矩 20 4 传动系统的总体设计 21 4.1 V带及带轮的设计计算 21 4.1.1 主轴电机V带的设计计算 21 4.1.2 主轴电机带轮的设计计算 22 4.2 链条及链轮的设计计算 23 4.2.1 减速器输出链的设计计算 23 4.2.2 减速器输出链轮的设计计算 25 4.2.3 间歇传动箱输入链的设计计算 26 4.3 凸轮机构及偏心轮的设计计算 26 4.3.1 从动件的运动规律的确定 26 4.3.2 凸轮机构基本尺寸的确定 27 4.3.3 凸轮强度的校核 30 4.3.4 从动件的设计 31 4.3.5 偏心轮的设计 31 4.4 主轴的设计计算 31 4.4.1 确定轴上的功率，转速和转矩 31 4.4.2 求作用在轴上的零件上的力 31 4.4.3 初步确定轴的最小直径 32 4.4.4 轴的结构设计 32 4.4.5 轴的强度校核 33 4.5 弧面凸轮分度间歇机构的设计计算 35 4.5.1 弧面凸轮分度间歇机构及其工作原理 35 4.5.2 弧面凸轮分度间歇机构主要参数尺寸的确定 36 4.5.3 弧面凸轮分度间歇机构的结构设计 37 结论 38 参考文献 39 致谢 40 1 绪论 1.1 课题研究的背景 纸杯是在关注环境、关注健康、关注生命的历史潮流中的一种时代的产物，作为专业生产绿色环保纸杯的纸杯成型机越来越受到投资创业人士的关注。在各种大型酒店房地产、航空、铁路、医院、各大中小型商场超市纸杯的经历了四个阶段。用胶来粘合，较容易分离，必须尽快地使用。在侧壁加了折褶，以增加侧壁的强度和纸杯的耐用性，但要在这些折叠表面印上图案就较为困难，涂蜡纸杯其平滑的表面可以印上各种精美图案，提高促销效果，纸杯涂蜡，一方面可以避免饮料与纸材直接接触，而且能保护胶的粘合性，增强纸杯的耐用性，另一方面亦增加了侧壁的厚度，使纸杯的强度大大提高直壁双层杯我国目前生产的纸杯成型机几乎都是在韩国机型的基础上发展而来被称之为韩式纸杯成型机这种韩式机型具有结构简单操纵方便造价较低等优点在纸杯行业起步阶段起到了促进作用。但是随着市场的深人纸杯使用领域的扩展用户要求的提高,这种机型暴露出来的缺点越来越制约行业的发展市场急需一种高速并且能一机多品的新一代纸杯成型机。韩式纸杯成型机主要以下方面的缺陷产量低韩式纸杯成型机虽然结构简单造价较低但是这种机型的固有结构限制了其生产率的提高。因为这种机型在其第一道工序——中封是单工位的。由于纸杯纸的淋膜层在中封过程中需要足够的温度和时间,才能把淋膜层中的PE膜熔化并有效粘合所以在韩式机中,这一工序就象瓶颈一样限制了其生产速度的提高。不管是国产还是韩国原产的这类成型机其生产速度都,其生产速度已远远不能满足市场的需求2．杯型变化范围小由于一次性塑料制品的退出纸杯的使用量及使用领域不断扩展,如咖啡杯、可乐杯、牛奶、热饮杯、冷饮杯、冰淇淋杯、方便面碗等,形式多样,而且变化很大,容量变化从2盎司盎司需求源源不断，市场永不枯竭。,为了满足市场对纸杯的需求,纸杯成型机的技术将随纸杯的需量的大增而迅猛发展，市场需求量也将急剧增长。针对韩氏纸杯成型机的诸多缺陷，现在研究纸杯成型机仍有十分重要的意义，尤其是对现有的纸杯成型机的结构进行改造十分必要。在“消除白色污染，改善环境卫生”的国策背景下，科研人员借鉴国外先进技术，潜心研制出具有国内领先水平的第二代纸杯成型机-智能高速纸杯成型机涂膜纸张将已经印刷好的扇纸片（杯子的展开形状）自动加工成型为纸杯状粘合纸杯杯壁纸杯底使用卷筒纸，自动送纸、冲裁：热空气吹气粘合滚花：纸杯底部粘合时，通过机械运动，滚上一层印痕卷边：纸杯的口部的卷边成型等连续工序生产出成品纸杯纸杯规格：9盎司×53×91）及其他的规格 纸质材料150—400g/平方米的一面涂膜纸张 出杯速度：只/分钟电源要求：380V 50Hz总 功 率：4 机器重量：1350 外形尺寸：(长宽高1400 2.1.3 纸杯成型机的主要结构 纸杯成型机需要完成自动送纸、冲底、封合、加热、翻底、滚花、卷边、卸杯等连续工序典型四连杆机构（曲柄、摇杆机构）、链传动机构、凸轮机构、间歇机构气动机构。纸杯成型机部分组成：：杯壁纸传输、杯壁成型及成型后；：杯底纸传送、杯底成型、杯壁与杯底结合，成型杯的自动传送和成型杯滚筋及卸杯；：主要包括预热、主热、滚花、卷边等机构、等。 图3 纸杯成型机本次设计部分效果图 2.2 工艺分析 2.2.1 确定机器类型 1．工位 由于纸杯生产量大，成型动作也较多，所以本设计选用多工位纸杯成型机。 2．运动形式 纸杯成型机需要将杯底送到封合的杯壁内，该工序需要转盘停顿，所以本设计选用间歇多工位纸杯成型机。 2.2.2 确定成型工序，工艺路线．成型工序 考虑到纸杯的生产步骤以及材料，纸杯成型机主要成型工序包括自动送纸、冲底、封合、加热、翻底、滚花、卷边、卸杯等。 2．工艺路线 间歇多工位纸杯成型机有杯壁纸和杯底纸的输送，又有在转盘上的杯底和杯壁的封和以及在转盘上的加热、翻底、滚花、卷边、滚筋、卸杯，所以本设计选用圆弧与直线 纸杯成型机的工艺原理图 3．工位数 从图4的成型工序分析可知，右边的工序盘至少需要6个工位，而左下方的工序盘至少需要7个工位，为了对称分布，所以本设计选择8个工位。 2.2.3 执行构件的运动 结合图4，各执行构件的运动要求分以下五个部分说明。 （1）杯壁传送及成型 为了将已印刷好的扇型纸片（的展开形状）自动加工成型为纸杯形状卷筒纸自动送纸冲裁纵、横、三维方向位置凸轮机构四连杆机构。卷筒纸链轮传动是完成纸杯生产各转动部分所需要的预定转速。间歇机构是实现准确的45分度 1—机架 2—偏心轮 3—轴承 4—连杆 5—支架 6—纸杯模 7—工序盘 8—翻底盘 9—滚花盘 10—卷边盘 11—间歇机构 12—链轮 13—主轴 14—凸轮 图5 执行机构布局图 2.4.2传动系统的布局 1—V带 2—减速器 3—链轮 4—链条1 5—偏心轮 6—轴承 7—凸轮 8—间歇机构 9—链条2 10—主轴 11—电动机1 图6 传动系统图 2.4.3 选择支承形式和绘制总体布局图 系统支承形式及整体布局图如图7所示。 1—机座 2—连杆 3—滑杆 4—滑块机构 5—工序盘轴 6—脱杯机构 7—花键轴承 8—带轮 9—电动机2 10—支架2 11—链条3 12—花键轴 13—偏心轮 14—减速器 15—链条1 16—支架1 16—工序盘 18—电动机1 19—V带 图7 总体布局图 如图5所示，将电动机、V带和减速器安置在机器的前面底座内部，通过链条带动主轴转动，再由主轴分别传动纸杯纸供送系统、支架系统和间歇机构。对于提供滚花和卷边轴的动力由电动机2（如图7），可在开启电动机1之前，滚花和卷边盘先转动，为滚花和卷边作好准备工作，以免影响滚花和卷边的质量。 2.5 编制工作循环图 2.5.1 分析工艺操作顺序 纸杯成型机工艺原理图如图4所示，主要包括以下五个主要工艺过程： （1）杯壁供送——吸纸机构将已印刷好的扇型纸片卷筒纸滚上一层印痕 设定纸杯成型机每分钟生产纸杯50个，则分配轴的转速为 n=50（r/min） （1） 分配轴每转的时间就是该机的工作循环，即等于各个执行机构的运动循环，所以 =60/50=1.2（s）=0.45S，杯壁筒钩出时间=0.45s，停顿时间为=0.8s，则相应的分配轴转角分别为 =360°×0.45÷1.7=95° （3） =360°×0.45÷1.7=95° （4） =360°×0.8÷1.7=170° （5） b．杯底冲栽机构运动循环内各区段的的时间及分配轴转角：根据上述的工艺过程，取杯底冲栽机构的工作行程时间=0.6S，返回行程时间=0.5s，停歇时间为=0.6s，则相应的分配轴转角分别为 =360°×0.6÷1.7=127° （6） =360°×0.5÷1.7=106° （7） =360°×0.6÷1.7=127° （8） c.根据上述的工艺过程，同理可取杯底和杯壁的封和机构、滚花机构、卷边机构运动循环内各区段的的时间及分配轴转角与杯底冲栽机构相同，即 =360°×0.6÷1.7=127° （9） =360°×0.5÷1.7=106° （10） =360°×0.6÷1.7=127°； （11） =360°×0.6÷1.7=127° （12） =360°×0.5÷1.7=106° （13） =360°×0.6÷1.7=127°； （14） =360°×0.6÷1.7=127° （15） =360°×0.5÷1.7=106° （16） =360°×0.6÷1.7=127°； （17） d．绘制各机构的循环图并时间同步化后可得到各机构的工作循环图，如图7所示： 图8 纸杯成型机工作循环图 2.6 确定电动机功率 参照国内外纸杯成型机，确定电动机1功率为1.5，电动机2功率为0.55。 3 传动方案的总体设计 3.1 确定传动方案 由第2部分传动系统的分析可知，此系统需要选用两台电动机，一台用于纸杯成型机传送机构和成型机构的动力，另一台用于滚花和卷边的动力，前者的功率要求比较大，后者功率可适当小些。与电动机相连的高速级传动选择V带传动，由于与减速器相连的主轴距离较远，可采用V带或链条传动，但由于V带有打滑的现象，所以选择链条传动，链传动完成纸杯生产各转动部分所需要的预定转速。预热主热预热主热滚花卷边滚花卷边滚花卷边和0.55，转速都为1400转/分钟，查机械设计手册可知电动机1为Y90L—4型，电动机2为Y801—4型。 两电动机详细参数见表1所示。 表1 电动机的技术参数 电机名称 电动机1 电动机2 型号规格 Y 90L—4 Y 801—4 防护等级 IP44 IP44 安装形式 B3 B3 转速 （r/min） 1400 1400 额定功率 （kw） 1.5 0.55 电压 （V） 380 380 堵转转矩/额定转矩 2.2 2.2 最大转矩/额定转矩 2.2 2.2 噪声 （dB(A)） 67 67 质量（kg） 26 17 额定电流 （A） 3.7 1.5 频率（HZ） 50 50 效率 （%） 79.0 73.0 功率因数 （cosφ） 0.79 0.76 堵转电流/额定电流 6.5 6.0 堵转转矩/额定转矩 2.3 2.4 最大转矩/额定转矩 6.5 6.0 转动惯量（kg·㎡） 0.0021 0.0018 机座号 90L 801 振动速度（mm /s） 1.8 1.8 长度 （mm） 335 285 宽度 （mm） 180 165 高度 （mm） 190 170 3.3 计算总传动比和分配各级传动比 主轴传动装置的总传动比为 （18） 式（18）中： ——电动机满载转速，； ——工序盘3的转速，。 为使整个纸杯成型机结构紧凑，减速器外廓尺寸应较小，故选用一级蜗杆减速器，其传动比也较大，从电动机到工序盘3经过4次变速，V带、减速器、2根链。为了安装的需要且蜗杆的圆周速度大于5，根据机械设计手册的要求，减速器选择蜗杆上置，为了使链轮设计制造简单、安装方便，故选择使用同一型号的链轮，两链条的传动比都定为1，传动比28分配到V带和减速器，考虑到带轮的大小，低速级的带轮不能太大，所以选择传动比为1.4，则减速器的传动比为20，综合考虑后根据机械设计手册选用WPS-100型减速器。 WPS-100型减速器的参数见表2。 表2 WPS-100型减速器参数 型号 规格 传动比 长 宽 高 输入轴 输出轴 质量 WPS 100 1:20 322 254 334 直径 长度 键槽 直径 长度 键槽 35 ㎏ 25 50 8×4 38 75 10×5 滚花轴到电动机有一根轴，滚花和卷边需要的速度为200 r/min左右，根据V带的适应范围可知，其传动比在2-4之间，此处传动比选择4。 3.4 计算传动装置的运动和动力参数 从电动机1到工序盘有四轴，依次命名为为轴Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ，其中轴Ⅰ为减速器输入轴，轴Ⅱ为减速器输出轴，轴Ⅲ为纸杯成型机主轴，轴Ⅳ为工序盘主轴。 3.4.1 各轴转速 (19) (20) (21) (22) 式中： ——电动机1满载转速，； 、、、——依次为轴Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的转速，； 、、、——依次为由电动机轴至高速轴Ⅰ，轴Ⅰ与轴Ⅱ，轴Ⅱ与轴Ⅲ，轴Ⅲ与轴Ⅳ间的传动比。 3.4.2 各轴功率 (23) (24) (25) (26) 式中： ——电动机输出功率，； ——轴Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ输入功率，； 、、、——依次为电动机轴与Ⅰ轴，轴Ⅰ与轴Ⅱ，轴Ⅱ与轴Ⅲ，轴Ⅲ与轴Ⅳ间的传动效率。查[13]表10—2确定各部分效率为：=0.96，=0.9，=0.96，=0.96。 3.4.3 各轴转矩 (27) (28) (29) (30) 式中： ——电动机轴的输出转矩，； ， （31） ，，，——轴Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ输入转矩。 从电动机2到滚花盘和卷边盘之间有一轴，此处选择传动比为4，则该轴： 转速 =1400/4=350 功率 =0.55×0.96=0.53 转矩 = 4 传动零件的设计计算 4.1 V带及带轮的设计计算 4.1.1 主轴电机V带的设计计算 1．确定计算功率 已知电动机功率为1.5KW，由[1]表8-7查得工作情况系数=1.1，故 ==1.1×1.5=1.65KW （32） 2．选取V带带型 根据为1.65KW，为1400，考虑到结构紧凑等要求，则尽量减小V带的条数，由[1]图8-11确定V带选用B型。 3．确定带轮基准直径并验算带速 由[1]表8-6和表8-8，取主动轮基准直径 由[1]式（8-15a），计算从动轮基准直径 （33） 根[1]表8-8将从动轮基准直径圆整，取 按[1]式（8-13）验算带的速度 (34) 则带速合适。 4．确定窄V带的基准长度和传动中心 根据[1]式（8-20）初步确定中心距 ，取中心距。 根据[1]式（8-22）计算带所需的基准长度 （35） 由[1]表（8-2）选带的基准长度 按[1]式（8-23）计算实际中心距 （36） 5．验算主动轮上的包角 由[1]式（8-7）得 (37) 则主动轮上的包角合适。 6．计算窄V带的根数z 由[1]式（8-26）可知 （38） 由=1400 r/min、=80、=1.4，查[1]表8-4a和表8-4b得近似值 由包角为174.87°,查[1]表8-5得， 查[1]表8-2得，则 （39） 所以取z=1根。 7．计算预紧力 由[1]式（8-27）可知 (40) 查[1]表8-3得q=0.17㎏/，故 (41) 8．计算作用在轴上的压轴力 由[1]式（8-28）可知 （42） 4.1.2 主轴电机带轮的设计计算 1．V带轮设计的要求 V带轮应满足下列要求：质量小；结构工艺性好；无过大的铸造内应力；质量分布均匀，要经过动平衡；轮槽工作表面要精加工；各槽的尺寸和角度应保持一定的精度等。 2．带轮的材料 两带轮的材料选用牌号为HT200的铸铁。 3．结构尺寸 两V带结构采用实心式，据[1]表8-10可知该V带带轮各部分的尺寸如下： 基准宽度 ； 基准线上槽深 ； 第一槽对称面至端面的最小距离； 带轮宽 ； 外径 ； （43） 轮毂直径 ； （44） 轮毂长度 =2=2×20=40； （45） =2=2×25=50； （46） 其中分别为电动机1轴和减速器输入轴直径，。 4.2 链条及链轮的设计计算 4.2.1 减速器输出链的设计计算 由第2部分可知，链条需要增加张紧轮，为使传动平稳，增强链条的强度，传递功率比较大，故选用双排链。 1．选择链轮齿数, 假定链速=0.1～3，选取小链轮齿数=25，则从动链轮齿数= =1×25=25。 2．计算功率 由[1]表9-6查得工况系数=1，由[1]图9-13查得链轮齿数系数 。双排链时多排链系数=1.75，又已知其传递的功率，由[1] 式（9-15） （47） 3．确定链条型号和节距 根据链轮转速=50及功率，由[1]图9-11选链号为10A双排链。再由[1]表9-1查得链的节距。 4．确定链节数和中心距 初选中心距 取，由[1]式（9-16）则链节数为 （48） 取链长节数节。 中心距减小量 =(0.002～0.004) =(0.002～0.004)×492.125=0.98425～1.9685 （49） 实际中心距 =492.125-(0.98425～1.9685) =490.1565～491.14075 (50) 取=491 5．验算链速并确定润滑方式 (51) 链速与原假设相符。由和链号10A，查[1]图9-14可知应采用定期人工润滑。 6．计算压轴力 有效圆周力 (52) 对于水平传动压轴力系数=1.15，则由[1]式（9-18） (53) 4.2.2 减速器输出链轮的设计计算 1．链轮的主要参数 因为选用的链条为10A双排链，查[1]表9-1得链轮的基本参数： 节距=15.875，滚子外径，排距，内链接内宽，内链板高度，抗拉载荷。 又因为齿数z=25，由[1]表9-3可得链轮的主要尺寸： 分度圆直径=/sin(180°/z)=25.4/sin(180°/25)=126.66 （54） 齿顶圆直径 取 （55） 齿根圆直径 （56） 最大齿侧凸缘直径 （57） 倒角宽 ，取 倒角半径 ，取 排间槽圆角半径 齿宽 链宽齿总宽 轮毂厚度 （58） 轮毂长度 （59） 轮毂直径 （60） 齿面圆弧半径 （61） 齿沟圆弧半径 （62） 齿沟角 （63） 2．链轮齿形 为减少刀具，采用标准刀具加工，故链轮的齿形选用三圆弧一直线．链轮的结构 因链轮的直径较小，因此制成整体式。 4．链轮的材料 因链轮受力比较大，且要求耐磨损，根据机械设计手册，材料选择20Cr，经淬火、回火热处理，齿面硬度为40～50HRC。 5．链轮的定位 为防止链轮在轴上转动和滑动，保证传动的稳定可靠，链轮需要严格的定位，由于此链轮传动的力比较大，所以此处选用螺钉和键定位。由减速器输出轴直径为30mm，选用键规格为：键8×56。 4.2.3 间歇传动箱输入链的设计计算 为方便设计计算，间歇传动箱输入链链轮的参数、尺寸、齿形、结构、材料与减速器输出链链轮相同。 根据减速器输出链设计的过程，可得到间歇传动箱输入链的下列主要参数：齿数==25；计算功率=1.25；节数=112节；节距=15.875；传递的功率=0.64；中心距=491；链速=0.2315；作用在轴上的压轴力=6457.88。 4.3 凸轮机构及偏心轮的设计计算 当从动件的位移、速度和加速度必须严格地按照预定规律变化，尤其当原动件作连续运动而从动件必须作间歇运动时，则以采用凸轮机构最为简便。 凸轮是纸杯成型机主要典型机构，它可以将主轴的旋转运动转换成为滑块的往复的间歇运动，而且机构简单紧凑，运动可靠。凸轮设计的主要任务是根据工作要求选择合适的凸轮机构的型式，和推杆运动规律的确定，并合理的选定有关的结构尺寸，然后根据选定的推杆的运动规律设计合适的凸轮的轮廓曲线。根据纸杯成型机的工作特点选用对心移动滚子盘形凸轮机构，采用几何形封闭方式。 4.3.1 从动件的运动规律的确定 由支架的运动规律：上—停—下—停—上（行程=140），可知从动件的一运动类型为双停歇（推—停—回—停—推）。为了使凸轮设计和加工简单，从动件运动规律选择改进等速运动规律(如图10)，因基本等速运动在运动开始和终止的瞬时，因速度有突变，所以这时从动件的加速度在理论上将出现瞬时的无穷大值，致使从动件突然产生非常大的惯性力，因而使凸轮机构受到极大的冲击，即存在刚性冲击，这就是基本等速运动规律的缺点，因此选择改进等速运动规律。等速运动规律=1，是最大加速度最小的一种运动规律，压力叫角也比较小，对于对心移动从动件盘形凸轮，其轮廓为阿基米德螺线，可用范成法加工，所以该凸轮的设计和加工就简单了。为使支架的运动平稳，从动件采用沿两圆柱道轨上下运动的滑块。 凸轮以等角速度ω转动，S是从动件的位移，V是从动件的速度，A是从动件的加速度。 图10 改进等速运动规律 4.3.2凸轮机构基本尺寸的确定 1．凸轮压力角 根据机械设计手册在推程时，对心移动从动件，许用压力角[]的值一般为[]=30°，推程的压力角≤[]=30°，形封时回程的压力角≤[]=30°。 2．凸轮基圆半径 查《现代机械传动手册》对心移动从动件凸轮机构的基圆为： (64)考虑到滑块的行程，取=130，则 滚子的半径，。 3．凸轮材料 凸轮材料选为HT200，经过高频淬火处理，表面硬度为56-60HRC,芯部硬度为45-50HRC。滚子材料选为GCr15，经淬火处理，硬度为HRC58～62。 4．凸轮机构中的作用力 图11 凸轮机构受力图 凸轮机构受力如图11所示，为简化运算可以忽略滚子和凸轮之间的摩擦力，在这种情况下，以从动件为示力体，则其静力平衡方程式为： （65） 其中，为摩擦因子，用代替，是从动件悬臂长度与导向支承长度之比，则 （66） 其中，从动件上升时取“+” ，从动件下降时取“-” ；取的平均值=0.1， 为了减少从动件支承处的反作用力，减少导轨的磨损，应尽量增大支承处的长度和减小从动件悬臂长度故取ξ=0.8，则=0.15。 沿支杆方向的力 (67) 凸轮轴上的扭矩量（两个凸轮） (68) 其中，是从凸轮轴中心到所述点的半径，最大扭矩决定于凸轮轴上的载荷,即驱动系统所需的功率。 据[1]式（4.52），推杆对凸轮轴的作用力：（两个凸轮） （69） 则： 据[1]式（4.53），凸轮轴上的扭矩量为： （70） 5．凸轮廓线的设计 确定从动件的运动规律,用作图法设计凸轮的廓线.其中S为从动件的位移(单位:), Ф为从动件的转角(单位:度)。 已知：开启曲线，在工作过程中，推杆等速上升， ， 。图4.3为从动件运动规律S—Ф曲线 从动件运动规律S—Ф曲线的比例尺画基圆、S—Ф曲线）及从动件起始位置。以滚子中心B为扫描点。在从动件处于起始位置时，扫描点应位于基圆上的B0点。 （2）按运动角等分Q坐标（停歇段可不等分），同时从B0点起逆w方向对应等分基圆于A1、A2…。分点越多，画出的凸轮廓线）从凸轮转动中心O开始向各等分点作射线…。并沿各射线向外按图所示的对应位移量截取线）光滑连接B0、B1…等点，得到凸轮的工作廓线的粗实线 凸轮强度的校核 为了传动安全，需对滚子及凸轮轮廓面间的接触强度进行校核。 滚子从动件盘形凸轮的强度校核公式为： （71） 式中： F—凸轮与从动件在接触处的法向力，； b—凸轮与从动件的接触宽度，； —综合曲率半径。 , 两个外凸面接触用“+” ，外凸与内凹接触时用“-” ； —综合弹性系数（）； （72） 式中 ,分别为凸轮和从动件接触端材料的弹性模量,； ；根据机械设计手册，该凸轮机构的极限接触应力为。 则由公式（23）可见，该凸轮机构的接触应力为： （73） 故安全，因此该凸轮机构的接触应力满足条件，设计出的凸轮机构符合要求。 4.3.4 从动件的设计 根据凸轮机构的设计，滚子的材料选择GCr15，从动件（滑块）的材料选为45号钢。滚子和从动件用铆钉联结，滑块设计为50×50×130长方体，倒角距离取10,其内孔孔径为25，其上安装一弹簧，使凸轮机构能顺利通过死点位置，弹簧下端固定在滑块上，上端固定在机架固定块上。 4.3.5 偏心轮的设计 由于上支架需要上下运动而距离主轴较远，利用凸轮机构实现该运动的话会使凸轮直径过大，所以上支架的运动通过偏心轴和连杆配来传递主轴的运动和速度，通过偏心轮和连杆带动滑块沿着固定的轨道上下滑动，而滑块与上支架固定在一起。其相当于曲柄结构，偏心距L即为曲柄长度，根据整体尺寸，偏心轮直径定为130，偏心距定为52.4，连杆定为590，滑块设计为50×50×130的长方体，倒角距离取10。由于其滑杆直径为25，所以其内孔孔径也为25，间隙配合。滑块总行程取为260，偏心轴作用在主轴上力为它们的重力， =500。 4.4 主轴的设计计算 4.4.1 确定轴上的功率，转速和转矩 由第3部分计算可知，主轴的功率=1.25，转速=50 ，转矩=237.6。 4.4.2 求作用在轴上的零件上的力 由4.2可知，减速器输出链轮对主轴的力=6457.88，主轴输出链对主轴的力=6457.88，间歇传动箱输入链轮对主轴的力=3885，凸轮对主轴的力=576.5，偏心轮作用在主轴上力=500。两轴承对主轴的最大支持力=576.5+500=1076.5。 4.4.3 初步确定轴的最小直径 先按[1]式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据[1]表15-3，取，于是得 （74） 由于轴上零件凸轮，链轮与轴均用螺栓、螺钉和键联结，因此在轴上至少有6个螺纹孔，考虑到螺纹孔对轴的强度的削弱程度，应该适当的增大轴的直径。由于＜120，故轴需增大20%～35%，取35%，因此有，这为偏心轮和轴承段的直径，此即轴的最小直径，利用轴肩定位时，轴肩的高度=（0.07～0.1），故取=5 ，故安装凸轮段轴直径为50,安装链轮段轴直径定为60。 4.4.4 轴的结构设计 1．拟定轴上零件的装配方案 拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提，根据设计的要求，轴上必须安装轴承，轴承座，凸轮，链轮，偏心盘等零件。 2．根据位置要求确定零件在轴上的安装距离 轴两端所用轴承选择滚动轴承，因轴承几乎只受径向力作用，故选择深沟球轴承。又，所以选择轴承型号为6008，其尺寸。取轴总长866，结合图3.1纸杯成型机传动方案简图来确定零件之间的距离。偏心轮与轴承的距离取为39.5，轴承与凸轮的距离取86，凸轮与左链轮距离取115.5，右凸轮与右链轮的距离取为105.5，右边两链轮因为距离仅为66，故设计为一体，左右两链轮距离取313。 3．轴上零件的定位 轴上零件都采用螺栓和键定位，如图14所示。 图14 轴的结构设计及轴上零件的定位 4.4.5 轴的强度校核 1．确定轴上的载荷 根据轴的结构，作出轴的计算简图（图15）。 图15 主轴的计算简图 根据轴的计算简图，可求得轴上的作用力为： 根据轴的计算简图和各力的大小，画出轴的弯矩、扭矩图和计算弯矩图（图16）。 图16 轴的载荷分布图 从轴的结构图和计算弯矩图可以看出截面E处的总弯矩最大，是轴的危险截面。现将计算出的截面E处的、和的值列与表3中。 表3 截面E处的、和的值 载荷 水平面 垂直面 支反力 弯矩 总弯矩 扭矩 2．按弯扭合成应力校核轴的强度 在校核时只对承受最大计算弯矩的截面（截面E）进行校核，根据轴的强度校核公式及表3中的数据有： （75） 由于已选定轴材料为40Cr，调质处理，查[1]表15-1得，所以，故轴安全。 4.5 弧面凸轮分度间歇机构的设计计算 4.5.1 弧面凸轮分度间歇机构及其工作原理 主轴需带动工序盘轴转动，而工序盘所需的转动不是连续而是间歇运动的的。所以主轴与工序盘轴间需设计一间歇机构来完成所需运动。 弧面凸轮分度间歇机构用于两垂直交错轴间分度传动的弧面凸轮机构。主凸轮为轮廓呈突脊状的圆弧回转体，从动转盘上装有几个沿周向均匀的滚子。凸轮旋转时，其分度段轮廓推动滚子，使转盘分度转位；当凸轮转到其停歇段轮廓时，转盘上的两个滚子跨夹在凸轮的圆环面凸脊上，使转盘停止转动。定位圆环面在凸轮中央，适用于高速、轻载和滚子较少的场合；定位圆环面位于凸轮两端，适用于滚子较多的中低速和中、重载场合。弧面分度凸轮类似于具有变螺旋角的弧面蜗杆，转盘相当于具有滚子齿的涡轮。所以弧面分度凸轮也有单头、多头和左旋、右旋之分，凸轮和转盘转动方向间的关系，可用类似于蜗杆涡轮传动的方法来判定。根据本弧面凸轮分度间歇机构的工作特点，可设计成单头左旋八滚子凸轮。如图17所示为弧面凸轮分度间歇机构简图。 弧面凸轮1如一个变螺角的弧面蜗杆，滚子4在从从盘3上沿径向呈幅射状均匀排列。当输入运动使凸轮轴5带动凸轮做匀速转动时，从动滚子4与凸轮凸脊的侧面啮合。在凸轮凸脊的螺旋角为0的曲面段与滚子啮合时，仅带动滚子自转，从动凸盘3处与静止状态，没有运动输出。当凸轮凸脊的螺旋角不为0时，曲面工作曲面与滚子啮合，驱动带动从动盘3绕轴2的轴线输出运动，这样，从动盘上的滚子依次与凸轮啮合，就实现了输出运动的间歇转位运动。 1—弧面凸轮 2—输出轴 3—从动盘 4—滚子 5—凸轮轴 图17 弧面凸轮分度间歇机构简图 4.5.2 弧面凸轮分度间歇机构主要参数尺寸的确定 根据工位数和传动系统分析可知，其为8工位，即从动盘在回转一的过程中转动（停歇）8次，其主要的参数：分度数=8；动静比；分度角；动程角；凸轮头数；滚子数=8；中心距=180。 弧面凸轮分度间歇机构的主要结构尺寸： 1．滚子尺寸 根据接触钢度确定滚子宽度和半径 滚子宽度 滚子半径。 2．从动盘尺寸 从动盘节圆半径 从动盘基圆半径 从动盘最大外径 3．径距比 径距比 4．凸轮尺寸 凸轮外轮廓圆弧面半径 凸轮最大外圆直径 凸轮宽度 凸轮槽深。 4.5.3 弧面凸

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