半自动骑马订书机详细设计模板

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目录
绪论......................................................................11、设计题目和设计参数....................................................2 1.1设计题目...........................................................2 1.2设计参数...........................................................22、系统原理设计..........................................................2 2.1减速系统原理设计...................................................2 2.2确定实施构件数目和运动形式.........................................3 2.3确定运动循环图.....................................................3 2.4确定实施机构运动方案...............................................5 2.5评选实施机构运动方案...............................................6

3、系统参数计算..........................................................7
2.6综合分析...........................................................7

4、带轮设计..............................................................85、小齿轮设计............................................................9 5.1按齿面接触强度计算.................................................9 5.1.1确定公式内各计算值............................................9 5.1.2计算.........................................................10 5.2按齿根弯曲强度计算................................................11 5.2.1确定公式内计算数值...........................................11 5.2.2设计计算.....................................................11 5.3几何尺寸计算......................................................126、轴I计算.............................................................12

7、齿轮计算............................................................137.1 按齿面接触强度计算................................................137.1.1 确定公式内各计算值...........................................137.1.2 计算.........................................................147.2 按齿根弯曲强度计算................................................157.2.1 确定公式内计算数值...........................................157.2.2 设计计算.....................................................157.3 几何尺寸计算......................................................168、轴II计算............................................................169、轴III计算...........................................................1710、轴IV计算...........................................................18

12、棘轮设计............................................................20
11、凸轮设计............................................................19

绪论
骑马订书机一个快速高性能订书设备,大部分印刷厂全部配有该设备。传统骑马订书机设备,在高速工作状态下,很轻易发生堵纸现象。此次设计中对传统骑马订书机电气系统进行了改造,对订书机头增加了电磁控制装置,在轻易发生堵纸增加了微动开高速工作下关,增加了光电传感器检测装置,
从而很好地处理了,堵纸现象。

20世纪50年代,二次世界大战结束世界经济逐步发展,印刷行业业务量日益增加,传统订书机设备已不能满足大批量印刷要20世纪60年代骑马订书机逐步求,高效率骑马订书机应运而生。

7.5%以上高速增加,总产值突破15万亿大关。其它文化印刷品

也有很大提升。

半自动骑马订书机设计

1、设计题目和设计参数

1.1设计题目

半自动骑马订书机是用来将铁丝做成书钉,钉入书册,将书册锁紧订牢机器。该机经人工搭页后,即可自动送入书帖,自动装订,自动收书,含有操作简单、维修方便、可靠性高和生产效率高等特点。

工艺步骤图:

送帖出书

2）最大装订尺寸:450mm×305mm
3）最小装订尺寸:127mm×89mm
4）装订厚度:4mm
5）装订速度:30~100 本/min
6）送书滑块推程:490mm, 输送架距地面距离770mm,电动机轴距地面垂直距离280mm
7）弯角机构行程20mm
8）顶书叉对称线距轴水平距离500mm顶书叉行程为100mm,顶书叉最低高度距

动力圆中心垂直距离为630m。

2、系统原理设计
2.1 减速系统原理设计

2.2确定实施构件数目和运动形式
半自动骑马订书机关键由输送机构、订书机头、弯脚机构、出书机构、传动系 2）弯脚机构:使顶杆上下间歇往复移动实施机构。

3)顶书叉机构:使顶书叉间歇升降往复运动实施机构。

2.3确定运动循环图
输送机构、弯脚机构和出书装置中顶书叉机构运动循环图图1:

图1

说明:以轴Ⅰ转角表示运动时间,具体说明以下:（图2）

°到60°为空行程（即书册停止不动）时间。
送书滑块（图a）;轴Ⅰ从60°转动到180°为送书滑块推着书册向前运动时间;从180

弯脚机构顶杆（图b）

轴Ⅰ从20°转动到40°为顶杆从最低点上升到最高点准备顶图3-30 中两个弯脚时

间;再转动10°期间为顶杆在最高位置不动时间;再转动70°为顶杆从最高点下降到最

低点时间;当轴Ⅰ再转动260°时,顶杆停在最低点不动。

10°期间顶书叉在最高位置不动顶书;再转动90°为顶书叉从最高点下降到最低点时间;

当轴Ⅰ再转动240°时,顶书叉停在最低点不动。

2.4确定实施机构运动方案

1)送书滑块

○ ②

③

2)弯脚机构 3)订书叉机构

2.5评选实施机构运动方案

方案1 为曲柄滑块机构, 但为对心, 不能达成急回目标。

目标。

方案2 为偏心



1500

60曲柄滑块机构, 能实现水平前后往复运动和急回

2.6综合分析

省去减速系统半自动骑马订书机机构运动简图（未按百分比画出）

3、系统参数计算

3.1传动比分配

总传动比 , 其中带轮

i带



, 则减速器传动比为

				i		25 	6 . 25
	减		i	带		4

3.2传动装置运动和动力参数计算

0轴:即电动机轴



0 . 55 kw



1390

min



9 . 55

P 1



9 . 55



0 . 55





3 . 779



n 1

1390



轴：

P 1



01



0 . 55



0 . 96



0 . 528 kw

n 0 1390

i 01

P 1
4

0 . 52810
n 1  347 . 5 r

   

II 轴:



P 1

12



0 . 528



0 . 96



0 . 99



0 . 502

n 1



n 1



347 . 5



55 . 6

min

i 12

6 . 25



9 . 55



9 . 55



0 . 502





86 . 225



55 . 6

III轴:

P	3		P	2	23							0 . 502			0 . 96			0 . 99				0 . 477	kw		m
n	3		55 . 6			r		/	min													81 . 931 N
			9 . 55				P		3			9 . 55			0 . 477				10	3
T	3	
							n		3						55 . 6

4、带轮设计

（1）计算功率查表机械设计P156表8-7知:KA1. 2

计算功率PcaKAP1. 20. 550. 66 kw

（2）选择V带类型由n1 1390r/min ,由图8-11选择V带为Z型

（3）确定带轮基准直径d并验算带速

1）由表8-4a 取单个Pa=0.25kw,

1

63 mm

2）验算带速

d



1390





9 . 17



, 符合条件

1000

3）计算大带轮基准直径







252

, 查表8-8 取

2

250

（4）确定中心距a 并选择V 带基准长度Ld

1）中心距由0 . 7 ( 63250a



626

a 0

取300mm

www.taodocs.com 2 2

（5）确定带初拉力

F 0

min



500

(

2 . 5



0 . 91 )



0 . 66



0 . 06



9 . 17



5 . 087

0 . 91



9 . 17

（6）计算带传动压轴力





5 . 087



sin

144





29 . 03

（7）V 带轮结构形式

2 . 5 d



2 . 5





47 . 5





, 所以采取腹板式; 轮宽





b d









38 mm

（8）带轮材料

铸铝

5、小齿轮设计

5.1按齿面接触强度计算

由设计计算公式进行试算

d 1 t



2 . 32

KT 1







Z E

H





d

5.1.1确定公式内各计算值
1）试选载荷系数Kt=1.3

2）计算小齿轮传输转矩

T 1



9 . 55



P 1



1 . 45





n 1

3）由表10-7 选择齿宽系数d



5）由图10-21d 查得小齿轮接触疲惫强度600

4）由表10-6 查得材料弹性系数

MPa

6）计算接触疲惫许用应力

H

1



KHN

1lim 1



0 . 9



600

MPa



540

MPa

H

2



KHN

2lim



0 . 9



550

MPa



522 . 5

MPa

5.1.2计算
1）小齿轮分度圆直径

d 1 t



2 . 32

T 1





(

Z E

H

)



2 . 32 3

1 . 3



1 . 45



7 . 25

(

189.8

)



33.028

d

0 . 5

6 . 25

522.5

2）计算圆周速度



d 1 t

n 1





33 . 028



337 . 5



0 . 583 m



1000



1000

3)计算齿宽b

d



d 1 t





33 . 028



33 . 028 mm

b
4）计算齿宽和齿高之比h

模数

m t



d 1 

z 1

33 . 028

1 . 65 mm

3 . 716

齿高



2 . 25 m t



2 . 25



1 . 65



33 . 028



8 . 89

3 . 716

5）计算载荷系数

依据v=0.583m/s, 查图10-8, 得



1 . 1

, 直齿轮

H



F



由表10-2 得使用系数



1 . 1

, 查表10-4 得

H



1 . 5

K
h

K A K V K HK H
b
由 8 . 89 K H1 故载荷系数

K t 1 . 3

7）计算模数m

m	d 1		42 . 956		2 . 15 ,	m取	2 . 25 mm
	z 1		20

5.2按齿根弯曲强度计算



KT 1



Y Fa Y Sa

F





d

z 1

5.2.1确定公式内计算数值

1）由图10-20c查得齿轮弯曲疲惫强度极限FE1500MPa

大齿轮弯曲强度极限FE2380MPa

2）由图10-18 取弯曲疲惫寿命系数

1

0 . 85

2

0 . 88

3）计算弯曲疲惫许用应力

取弯曲疲惫安全系数S=1.4,得







1FE



0 . 85



500



303 . 57

MPa

1 . 4







2FE



0 . 88



380



238 . 86

MPa

1 . 4

4）计算载荷系数K



FK

F





1 . 0



1 . 0



1 . 48



1 . 48

5）查取齿形系数

由表10-5 查得

Y Fa 1



2 . 80 ;

Y Fa



2 . 14

6）查取应力校正系数

7）计算大、小齿轮 Y FaY并加以比较
由表10-5 查得 Y Sa 1

Y FaY Sa



2 . 14



1 . 83



0 . 01639

F2

238 . 86

大齿轮数值大

5.2.2设计计算

m		3	2		1 . 48			86225			0 . 01639		0 . 81 mm
					1		20		2

对比计算结果,由齿面接触疲惫强度计算模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数,因

为齿轮模数m大小关键取决于弯曲强度所决定承载能力,而齿面接触疲惫强度所决定承

载能力,仅和齿轮直径（即模数和齿数乘积）相关,可取由弯曲强度算得模数m=2.25

5.3几何尺寸计算

1）计算分度圆直径

d 1



z 1 m





2 . 25



45 mm



125



2 . 25



281 . 25 mm

2）计算中心距



d 1







281 . 25



163 . 125 mm

3）计算齿轮宽度

d

d 1







35 mm

取

B 2

35 mm

B 1

6、轴I计算

（1）输出轴功率

P 1

转速和转矩

n 1

P 1

0 . 528 kw

n 1

347 . 5 r

min

Ft 2 T 1 214 . 51110116 N
（2）大带轮上力

选择轴材料45 钢, 调质处理。依据表15-3, 取 A 0112 , 于是得

min



A 0

P 3



112



0 . 528



12 . 876

347 . 5

n 3

（4）轴结构设计

V-VI 段安装大带轮, 所以

L V

-VI



25 mm

; II-III 段安装小齿轮, 故

;

选择深沟球轴承6204轴承,故dI-IIdIV-V20mm ;轴肩h=3mm,故dIII-IV26mm ,

dV-VI15mm , dII-III23mm , LIII-IV5mm , LI-II25mm , LIV-V20mm ;因为

dII-III23mm ,所以II-III段键槽为87,长度为28mm;由dV-VI15mm得,V-VI 段

键槽为55,长度为14mm。

（5）轴上载荷

载荷

水平面H

垂直面V

支反力F

F NH



122 . 1 N

F NH



587

F NV



20 . 55

F N



215 . 55

弯矩M

M	H	1		4026	N		mm
M				46960	N		mm
	H	2

M	V	1		678 . 15		N		mm
M				17244	N		mm
	V	2

扭矩T

ca
M 2

W
(T 3 ) 2


50025 . 96

0
2

. 1



(

23
0 . 6

3
14511 ) 3

41 . 73 MPa160 MPa

故安全

7、齿轮计算

7.1按齿面接触强度计算

d 1 t



2 . 32

KT 1







Z E

H





d

由设计计算公式进行试算

7.1.1确定公式内各计算值

1）试选载荷系数Kt=1.3

2）计算小齿轮传输转矩

T 1



56 . 225





500

MPa

3）由表10-7 选择齿宽系数d



4）由表10-6 查得材料弹性系数

ZE 

189 MPa

5）由图10-21d 查得小齿轮接触疲惫强度H

lim

6）计算接触疲惫许用应力

			KHNlim 1		0 . 95		500	MPa		475	MPa
H			S

7.1.2计算

1）小齿轮分度圆直径

d1t2. 32 3
K


t

d
T1u

u1
2

(
189.8

475
)276 . 46 mm

ww~~w.tao~~docs.com3)计算齿宽b

bdd1t 176. 4676. 46 mm

4）计算齿宽和齿高之比h

模数

m t



d 1 t



76 . 46



3 . 823 mm

z 1

齿高



2 . 25 m t



2 . 25



1 . 65



8 . 602



76 . 46



9 . 486

8 . 602

5）计算载荷系数

依据v=222m/s,查图10-8,得Kv1. 0 ,直齿轮KK 1

由表10-2得使用系数KA1. 0 ,查表10-4得K 1. 45

由



8 . 89

H



1 . 5

查图10-13 得



1 . 48

故载荷系数



F



HK

H



1 . 0



1 . 0



1 . 45



1 . 45

6）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径

d 1		d 1 t	3	K			76 . 46	3	1 . 45		79 . 29	mm
				K	t				1 . 3

7）计算模数m

m	d 1		79 . 29		3 . 96 ,	m取	4	mm
	z 1		20

7.2按齿根弯曲强度计算

m3


2

d
KT

z12 1Y


FaY

F
Sa

   

2）由图10-18取弯曲疲惫寿命系数KFN10. 85

3）计算弯曲疲惫许用应力

取弯曲疲惫安全系数S=1.4,得







FNFE



0 . 85



500



303 . 57

MPa

1 . 4

4）计算载荷系数K



FK

F





1 . 0



1 . 0



1 . 48



1 . 48

5）查取齿形系数

由表10-5 查得	Y Fa		2 . 80
6）查取应力校正系数
由表10-5 查得	Y Sa		1 . 55

7）计算大、小齿轮

Y FaY Sa

F

并加以比较

0 . 01429

Y FaY Sa



2 . 80



1 . 55



F

303 . 57

7.2.2设计计算

21. 4886225

m3

12020. 016390. 81 mm

对比计算结果,由齿面接触疲惫强度计算模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数,因

为齿轮模数m大小关键取决于弯曲强度所决定承载能力,而齿面接触疲惫强度所决定承

载能力,仅和齿轮直径（即模数和齿数乘积）相关,可取由弯曲强度算得模数m=4

7.3 几何尺寸计算







2）计算中心距



d 1





3）计算齿轮宽度

d

d 1







8、轴II计算

（1）输出轴功率

P 1

转速和转矩

n 1

T 2



86 . 225



P 2

0 . 502

n 2

55 . 6

min

（2）齿轮上力



2 T 2





86 . 225



2156 . 25

784 . 81 N



2156 . 25



tan





tan

n

cos



（3）初步确定轴最小直径

min

选择轴材料45 钢, 调质处理。依据表15-3, 取

A 0

112

, 于是得



A 0

P 2



112



0 . 502



23 . 32

55 . 6

n 2

（4）轴结构设计

由（3）可得dVI-VII24mm ,因为VI-VII段安装凸轮,故LVI-VII200mm ;轴肩

h=3mm,轴承选择6206深沟球轴承,故 dV-VIdII-III30mm , LV-VI20mm ,

LII-III16mm ;IV-V 段安装齿轮,齿轮宽80mm,故dIV-V36mm ,LIV-V80mm ;轴

肩h=3mm,轴环宽度b=5mm,故dIII-IV42mm ,LIII-IV5mm ;I-II段安装大齿轮,齿轮宽

30mm,故dI-II27mm ,LI-II30mm ;因为I-II段dI-II27mm ,LI-II30mm ,故键槽

为87,长度为18mm;因为IV-V段dIV-V36mm ,LIV-V80mm ,故键槽尺寸为

108,长度为50mm;因为dVI-VII24mm ,LVI-VII200mm ,故键槽尺寸为87,长度为

140mm。

（5）轴上载荷

载荷

水平面H

垂直面V

支反力F

F NH



135 . 7

F NH



611 N

F NV



31 . 07

F N V



222 . 73

弯矩M

M	H	1		4221 N			mm
M				47689	N		mm
	H	2

M	V	1		715 . 32	N		mm
M				17991 N		mm
	V	2

扭矩T

T 1

86225



（6）弯扭合成应力校核轴强度

ca		M	2		(T 3	)	2		50969 . 76	2			(	0 . 6			86225 )	2		26 . 898	MPa		1			60	MPa
				W					0 . 1				30		3

故安全

9、轴III计算
（1）输出轴功率

（2）齿轮上力



2 T 3





81931



2048 . 28



372 . 71 N



2048 . 28



tan



tan

n

cos



（3）初步确定轴最小直径

min



选择轴材料45 钢, 调质处理。依据表15-3, 取

A 0

112

, 于是得

A 0

P 3



112



0 . 477



22 . 93 mm

n 3

55 . 60

（4）轴结构设计

由（3）得dI-II23mm ,I-II 段安装连杆,故LI-II20mm ;选择6206深沟球轴承,

故dII-IIIdV-VI30mm ,LII-III16mm ,LV-VI20mm ;轴肩高h=5mm,轴环宽b==8mm,故

dIII-IV40mm ,LIII-IV8mm ;IV-V 段安装齿轮,齿轮宽80mm,故dIV-V36mm ,

LIV-V78mm ;因为dI-II23mm ,LI-II20mm ,故键槽尺寸为87,长度为10mm;由

10、轴IV计算
dIV-V36mm ,LIV-V78mm ,长度为50mm。

VI-VII段安装凸轮,故取dVI-VII30mm ,LVI-VII220mm ;轴肩高h=2.5mm,故

dV-VI35mm ,LV-VI220mm ;轴承选择6208深沟球轴承,故dI-IIdIV-V40mm ,

LI-II18mm ,LIV-V16mm ;轴肩高h=7mm,轴环宽7mm,故dIII-IV54mm ,LIII-IV7mm ;

II-III段安装棘轮,故 dII-III45mm , LII-III40mm ;因为dVI-VII30mm ,

LVI-VII220mm ,故键槽尺寸为87,长度为140mm;因为dII-III45mm ,LII-III40mm ,

故键槽尺寸为

14

, 长度为28mm。

11、凸轮设计

图
图

12、棘轮设计图

13、参考文件
巩云鹏等., 机械设计课程设计.北京:科学出版社
蒲良贵等., 机械设计（第八版）.北京:高等教育出版社孙桓等., 机械原理（第七版）.北京:高等教育出版社

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