半自动骑马订书机详细设计

目录绪论 (1)1、设计题目和设计参数 (2)1.1设计题目 (2)1.2设计参数 (2)2、系统原理设计 (2)2.1减速系统原理设计 (2)2.2拟定执行构件的数目和运动形式 (3)2.3拟定运动循环图 (3)2.4拟定执行机构运动方案 (5)2.5评选执行机构运动方案 (6)2.6综合分析 (7)3、系统参数计算 (7)3.1传动比分配 (7)3.2传动装置的运动和动力参数计算 (7)4、带轮的设计 (8)5、小齿轮的设计 (9)5.1按齿面接触强度计算 (9)5.1.1确定公式内的各计算值 (9)5.1.2计算 (10)5.2按齿根弯曲强度计算 (11)5.2.1确定公式内的计算数值 (11)5.2.2设计计算 (11)5.3几何尺寸计算 (12)6、轴I的计算 (12)7、齿轮计算 (13)7.1按齿面接触强度计算 (13)7.1.1确定公式内的各计算值 (13)7.1.2计算 (14)7.2按齿根弯曲强度计算 (15)7.2.1确定公式内的计算数值 (15)7.2.2设计计算 (15)7.3几何尺寸计算 (16)8、轴II的计算 (16)9、轴III的计算 (17)10、轴IV的计算 (18)11、凸轮设计 (19)12、棘轮设计 (20)13、参考文献 (21)绪论骑马订书机一种快速高性能的订书设备，大部分印刷厂都配有该设备。

传统的骑马订书机设备，在高速工作状态下，很容易发生堵纸现象。

本次设计中对传统的骑马订书机的电气系统进行了改造，对订书机头增加了电磁控制装置，在容易发生堵纸增加了微动开关，增加了光电传感器检测装置，从而很好地解决了，高速工作下的堵纸现象。

20世纪50年代，二次世界大战结束世界经济逐步发展，印刷行业的业务量日益增加，老式的订书机设备已不能满足大批量的印刷的要求，高效率的骑马订书机应运而生。

20世纪60年代骑马订书机逐步在各个国家得到应用，极大地提高了，印刷行的工作效率。

近年来，我国经济飞速发展，其中广告类印刷品，连续5年保持7.5%以上的高速增长，2011年的总产值突破15万亿大关。

其它的文化印刷品也有很大的提高。

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，将书册锁紧订牢的机器。

该机经人工搭页后，即可自动送入书帖，自动装订，自动收书，具有操作简单、维修方便、可靠性高和生产效率高等特点。

工艺流程如图：1.2设计参数1）主电机：0.55 kw2）最大装订尺寸：450mm×305mm3）最小装订尺寸：127mm×89mm4）装订厚度：4mm5）装订速度：30~100本/min6）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280mm7）弯角机构行程20mm8）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的垂直距离为630m。

2、系统原理设计2.1减速系统原理设计2.2拟定执行构件的数目和运动形式半自动骑马订书机主要由输送机构、订书机头、弯脚机构、出书机构、传动系统等组成。

主要共有输送机构、弯脚机构和出书装置中的顶书叉机构的设计三部分。

1）输送机构：使送书滑块前后往复移动的执行机构,具有急回特征。

2）弯脚机构：使顶杆上下间歇往复移动的执行机构。

3)顶书叉机构：使顶书叉间歇升降往复运动的执行机构。

2.3拟定运动循环图输送机构、弯脚机构和出书装置中的顶书叉机构的运动循环图如图1：图1说明：以轴Ⅰ的转角表示运动时间，具体说明如下：（图2）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°到60°为空行程（即书册停止不动）时间。

弯脚机构的顶杆（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。

顶书叉（图c）轴Ⅰ从230°转动到250°为顶书叉从最低点上升到最高点准备顶书时间；再转动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拟定执行机构运动方案1)送书滑块○1②③2)弯脚机构 3)订书叉机构2.5评选执行机构运动方案方案1为曲柄滑块机构，但为对心，不能达到急回的目的。

方案2为偏心曲柄滑块机构，能实现水平前后往复运动和急回的目的。

方案3虽同样能达到目的，但设计工艺涉及到凸轮结构，较为复杂。

综上分析，故选取方案2作为送书滑块的执行机构。

2.6综合分析省去减速系统的半自动骑马订书机机构运动简图（未按比例画出）3、系统参数计算3.1传动比分配总传动比 ，其中带轮4=带i ，则减速器传动比为 25.6425===带减i ii3.2传动装置的运动和动力参数计算0轴：即电动机轴m N n P T r n kwP ∙=⨯⨯====779.313901055.055.955.9min/139055.0311000256015000==w n nm N n P T r i n n kw∙=⨯⨯======⨯=∙=I 511.145.34710528.055.955.9min /5.34741390528.096.055.0P P 311101010101η轴：II 轴：m N n P T r i n n kw∙=⨯⨯======⨯⨯=∙=225.866.5510502.055.955.9min /6.5525.65.347502.099.096.0528.0P P 322212111212ηIII 轴：m N n P T r n kw ∙=⨯⨯====⨯⨯=∙=931.816.5510477.055.955.9min/6.55477.099.096.0502.0P P 333332323η4、带轮的设计（1）计算功率 查表机械设计P156表8-7知：2.1=A K计算功率kw P K P A ca 66.055.02.1=⨯==（2）选择V 带类型 由min /13901r n =，由图8-11选取V 带为Z 型（3）确定带轮的基准直径d 并验算带速1）由表8-4a 取单个Pa=0.25kw ，mm d d 631=2）验算带速s m s m d v d /30/17.960110001139021≤=⨯⨯⨯=π ，符合条件 3）计算大带轮的基准直径 mm d d d d 252634412=⨯==，查表8-8取mm d d 2502=（4）确定中心距a 并选择V 带的基准长度Ld 1）中心距 626a 1.219)25063(2)25063(7.000≤≤+≤≤+得由a ，0a 取300mm2) 相应带长mm 300a 8.11203004)63250()25063(23002020取，=⨯-+++⨯≈πd L 3）计算中心距mm L L a a d d 6.29928.11201120300200=-+-+≈ （5）确定带的初拉力N F 087.517.906.017.9391.066.0)91.05.2(5002m in 0=⨯+⨯⨯⨯-= （6）计算带传动的压轴力 N F p 03.292144sin 087.532=⨯⨯⨯= （7）V 带轮结构形式 635.47195.25.2=≤=⨯=d d d ，所以采用腹板式；轮宽mm f b B d 38142522=+=+⨯=（8）带轮材料铸铝5、小齿轮的设计5.1按齿面接触强度计算由设计计算公式进行试算5.1.1确定公式内的各计算值1）试选载荷系数Kt=1.32）计算小齿轮传递的转矩mm N n P T ∙⨯=⨯=411511045.11055.9 3）由表10-7选取齿宽系数1=d φ4）由表10-6查得材料的弹性系数218.189MPa Z E =5）由图10-21d 查得 小齿轮接触疲劳强度MPa H 6001lim =σ 大齿轮接触疲劳强度MPa H 5502lim =σ []3211132.2⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+∙≥H E d t Z u u KT d σφ6）计算接触疲劳许用应力[]MPa MPa S K HN H 5406009.01lim 11=⨯==σσ[]MPa MPa SK HN H 5.5225509.02lim 22=⨯==σσ5.1.2计算1）小齿轮分度圆直径[]33.028)522.5189.8(25.625.75.01045.13.132.2)(132.23243211=⨯⨯⨯=+∙≥H E d t t Z u u T K d σφ 2）计算圆周速度 s m n d v t /583.01000605.337028.3310006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ3)计算齿宽b mm d b t d028.33028.3311=⨯=∙=φ4）计算齿宽与齿高之比hb 模数 mm z d m t t 65.120028.3311==齿高 mm m h t 716.365.125.225.2=⨯== 89.8716.3028.33==h b 5）计算载荷系数根据v=0.583m/s ，查图10-8，得 1.1=v K ，直齿轮1==ααF H K K 由表10-2得使用系数1.1=A K ，查表10-4 得5.1=βH K由89.8=hb5.1=βH K 查图10-13得0.1=βF K 故载荷系数86.26.211.11=⨯⨯⨯==αβH H V A K K K K K 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm K K d d t t 956.423.186.2028.333311=== 7）计算模数m mm 25.2m ,15.220956.4211取===z d m5.2按齿根弯曲强度计算 []32112⎪⎪⎭⎫⎝⎛≥F Sa Fa d Y Y z KT m σφ 5.2.1确定公式内的计算数值1）由图10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ 大齿轮的弯曲强度极限MPa FE 3802=σ 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数85.01=FN K ，88.02=FN K 3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得[]MPa S K FE FN F 57.3034.150085.0111=⨯==σσ[]MPa S K FE FN F 86.2384.138088.0222=⨯==σσ4）计算载荷系数K48.148.10.10.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K 5）查取齿形系数由表10-5查得 14.2;80.221==Fa Fa Y Y 6）查取应力校正系数由表10-5查得 83.1;55.121==Sa Sa Y Y 7）计算大、小齿轮的[]F SaFa Y Y σ并加以比较[]01429.057.30355.180.2111=⨯=F Sa Fa Y Y σ[]01639.086.23883.114.2222=⨯=F Sa Fa Y Y σ大齿轮的数值大 5.2.2设计计算 mm m 81.001639.02018622548.1232=⨯⨯⨯⨯≥对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数m=2.255.3几何尺寸计算1）计算分度圆直径 mm m z d 4525.22011=⨯==mm m z d 25.28125.212522=⨯==2）计算中心距 mm d d a 125.163225.28145221=+=+=3）计算齿轮宽度 mm d b d 353511=⨯==φ 取mm B 352= mm B 401=6、轴I 的计算（1）输出轴功率1P 转速和转矩1n kw P 528.01= min /5.3471r n = （2）大带轮上的力N d T F t 11625010511.1422311=⨯⨯== （3）初步确定轴的最小直径选取轴的材料45钢，调质处理。