1、 .PAGE40 / NUMPAGES44 .本科畢業設計（論文）醫用瓶蓋沖塞機的墊片傳送與沖裁機構設計摘 錄隨著人們的生活水平不斷提高，對醫藥用品質量和用量的要求也在不斷增長。這勢必對相應醫藥包裝機械的性能提出了更高要求。作為包裝機械的一大門類產品，我國的醫藥包裝設備較之世界先進水平還是有不小的差距，集中體現在自動化程度低、加工速度慢、可靠性差、設備柔性和靈活性不夠等方面。雖然目前國仍在大量制造這類機械產品，但是多為低水平重復建設，成品設備大都結構簡單，技術落后。基于此，本文以自主研發一種高自動化高速度醫用瓶蓋沖塞機為目的，主要針對機械部件結構和控制電路兩個方面進行研究。首先，介紹了國外包裝

2、機械的發展現狀，并著重在技術特點上進行對比。然后提出了本課題的研究容，并簡要的說明了該項目的一些技術參數要求。其次，從控制任務要求角度出發，對該醫用瓶蓋沖塞機的機械部件進行了深入的研究分析，主要包括理蓋機構、送紙機構、送蓋機構、沖裁機構和壓入機構這五大部分。通過比較提出了機械設計圖和參數，并針對沖裁、送紙等關鍵部件，進行簡單的力學運動學分析和機械校核等。通過雙排式送蓋設計，該沖塞機較之同類產品，其加工速度能提高大約一倍。關鍵詞：瓶蓋沖塞機，偏心輪結構，雙排式送蓋，步進電機ABSTRACTWith the development of our living standard, the deman

3、ds of the curative products increased rapidly both in quality and quantity. The capability of package machine was come up stricktly. As a sort of package machine, medical package equipments of our country are much more unenlightened than machines of some other countries. The weaknesses focused on so

4、me aspects such as low level of automatic, low process speed, lack of reliability and flexibility etc. Although the facilities are manufactured on large scale in our country now, the technology and quality can hardly meet requirements of modernization. So, it is significant to design a new type of m

5、edical package machine. For increasing efficiency, the author mainly made research on mechanical structure and control method.First of all, the author introduced the current situation of medical package machine, the research background and the content of the thesis. The technical parameters of the p

6、roject were also introduced briefly.Secondly, the mechanical parts were lucubrated according to control requirement. It includes five pivotal devices as following: the coordinate part, the transmit part for lid, the transmit part for scrip, punch part and tunk part. The final plan was put forward th

7、rough detailed analyse and compare. Aiming at some crucial parts such as punch part and transmit part for scrip, exhaustive strength analyse was made carefully. Since applicated two parallel pathes, the process speed of the package machine of punch and tunk doubled.Keywords：package machine of punch

8、and tunk，eccentric mechanism，two parallel path structure, stepping motor目 錄TOC o 1-3 h z uHYPERLINK l _Toc295344676第1章 緒論 PAGEREF _Toc295344676 h 1HYPERLINK l _Toc2953446771.1 引言 PAGEREF _Toc295344677 h 1HYPERLINK l _Toc2953446781.2 課題研究的目的和意義 PAGEREF _Toc295344678 h 1HYPERLINK l _Toc2953446791.3 國外

9、包裝機械發展概況 PAGEREF _Toc295344679 h 2HYPERLINK l _Toc2953446801.4 國外包裝機械發展概況 PAGEREF _Toc295344680 h 4HYPERLINK l _Toc2953446811.5 論文的主要研究容 PAGEREF _Toc295344681 h 6HYPERLINK l _Toc2953446821.6 本章小結 PAGEREF _Toc295344682 h 6HYPERLINK l _Toc295344683第2章 送料機構 PAGEREF _Toc295344683 h 7HYPERLINK l _Toc2953

10、446842.1 引言 PAGEREF _Toc295344684 h 7HYPERLINK l _Toc2953446852.2 機械系統概述 PAGEREF _Toc295344685 h 7HYPERLINK l _Toc2953446862.3 送紙與送蓋相互配合的方案比較和確定 PAGEREF _Toc295344686 h 8HYPERLINK l _Toc2953446872.4 傳送機構設計 PAGEREF _Toc295344687 h 9HYPERLINK l _Toc2953446882.5 軸的直徑的確定 PAGEREF _Toc295344688 h 10HYPERL

11、INK l _Toc2953446892.5.1 主動軸直徑的確定 PAGEREF _Toc295344689 h 10HYPERLINK l _Toc2953446902.5.2 軸的結構設計 PAGEREF _Toc295344690 h 11HYPERLINK l _Toc2953446912.5.3 求軸上的載荷 PAGEREF _Toc295344691 h 13HYPERLINK l _Toc2953446922.6 軸的控制電動機的選擇 PAGEREF _Toc295344692 h 19HYPERLINK l _Toc295344693第3章 沖裁機構 PAGEREF _Toc

12、295344693 h 21HYPERLINK l _Toc2953446943.1 曲柄滑塊機構和偏心輪機構 PAGEREF _Toc295344694 h 21HYPERLINK l _Toc2953446953.2 沖裁機構的設計 PAGEREF _Toc295344695 h 22HYPERLINK l _Toc2953446963.3 沖裁機構運動學分析 PAGEREF _Toc295344696 h 24HYPERLINK l _Toc2953446973.4 沖裁機構驅動電機的選擇 PAGEREF _Toc295344697 h 26HYPERLINK l _Toc2953446

13、983.5 沖裁機構軸的直徑的確定 PAGEREF _Toc295344698 h 27HYPERLINK l _Toc2953446993.5.1 偏心軸直徑的確定 PAGEREF _Toc295344699 h 27HYPERLINK l _Toc2953447003.5.2 偏心軸的結構設計 PAGEREF _Toc295344700 h 28HYPERLINK l _Toc2953447013.5.3 求偏心軸上的載荷 PAGEREF _Toc295344701 h 29HYPERLINK l _Toc2953447023.5.4 從動軸直徑的確定 PAGEREF _Toc295344

14、702 h 32HYPERLINK l _Toc2953447033.5.5 傳動板方案的確定 PAGEREF _Toc295344703 h 33HYPERLINK l _Toc2953447043.5.6 沖頭與沖刀方案的確定 PAGEREF _Toc295344704 h 34HYPERLINK l _Toc295344705結論 PAGEREF _Toc295344705 h 39HYPERLINK l _Toc295344706參考文獻 PAGEREF _Toc295344706 h 40HYPERLINK l _Toc295344707致 PAGEREF _Toc295344707

15、 h 41第1章 緒論1.1 引言包裝機械是包裝工業的一大門類產品，是集機、電、光、氣、生、磁為一體的機械電子設備，它給行業提供必要的技術設備，以完成所要求的產品包裝工藝過程。包裝機械包含包裝工業采用的所有完成包裝過程的機械設備。按照完成任務的不同，它主要分為加工包裝材料或容器的機械和用于完成包裝過程的機械。加工包裝材料或容器的機械又分為：紙板加工機械、復合材料加工機械、紙盒（箱）加工機械、制袋機械、塑料容器加工機械、金屬容器加工機械、玻璃容器加工機械等。用于完成包裝過程的機械分為：充填機。灌裝機、封口機、裹包機、貼標簽機、清洗機、干燥機、殺菌機、捆扎機、多功能包裝機、輔助包裝設備等。本課題所

16、研究的醫用瓶蓋沖塞機，屬于完成包裝過程的設備中的充填機一類。目前國對類似的設備也有一些研究，但有兩個很顯著的劣勢就是自動化程度不高和生產效率低。很多單簽應用非常廣泛的設備，還是將裁減紙墊片和沖塞入蓋分成兩個不同的步驟來完成的。國外技術先進而完善，但價格高昂的同時還對外嚴格技術封鎖，而且僅僅依賴進口，也難以改變我國包裝技術落后的現狀。因此，研究搞生產率和高自動化的醫用瓶蓋沖塞機，是非常具有現實意義和經濟價值的。1.2 課題研究的目的和意義包裝機械發展到今天，技術已經相對比較成熟。但是，近年來人們的生活水平不斷提高，對食品、乳制品、農副產品、醫藥產品、生活用品的需求量和質量要求也在不斷增長。200

17、5年我國包裝工業總產值已經達到3000億元，年遞增速度在7左右。這是一個潛力巨大的市場。而隨著中國加入WTO，國外企業進入中國市場，國一些無力競爭的包裝機械企業將被國外企業收購、兼并、甚至破產，其壟斷化的趨勢將越來越明顯，并且壟斷的圍逐漸從香煙，飲料包裝機械產品擴大到其他包裝機械產品。既要把握市場機遇，又要抵御國外包裝機械強國的沖擊，研發具有自主知識產權的先進設備，就成了當務之急。醫藥包裝設備作為包裝機械的一大門類產品，目前國年產值約150億元。根據發展勢頭，短期就能突破200億，并滿足國制藥80的需求。但是我國醫藥包裝產值僅占藥品價值的10，遠低于發達國家的30，因此具有非常廣闊的發展空間。

18、國產醫藥包裝機械存在機械性能落后、控制水平低、功能單一、可擴展性差等諸多不足，性價比遠遠不與國外先進產品。而使用質次價低的國產設備，尤其是一些沒有達到行業標準的私營作坊生產的機械，其加工質量、安全系數、使用壽命、醫衛狀況均難以達到令人滿意的標準。因此，研制高生產率、高可靠性的自動化醫用瓶蓋沖塞機，不但能夠滿足醫藥包裝市場擴大化的需求，還能在一定程度上提高我國包裝行業的技術水平。本課題研究的目的是：設計一種高加工速度和高成品率，實現無人操作的醫用瓶蓋沖塞機為最終目的，在機械結構上，提出一種新型的雙排式進蓋機制，并將沖裁紙墊片和塞入進蓋的兩個動作一次完成，使其加工速度能夠得到較大提升；在控制上，選

19、擇合適的控制檢測部件、控制執行部件以與控制芯片，并采用合適的控制方法，達到穩定、自動化的目的。理論意義：通過對醫用瓶蓋沖塞機的研究，吸收國外先進包裝機械的機電一體化技術，理解包裝機械設計的一些要求；通過對其控制方案、控制器件的研究，將先進的控制理論應用到實際中，并反過來促進控制技術的完善。實際應用價值：研制醫用瓶蓋沖塞機對提高國醫藥包裝行業的技術水平、實現對醫藥用瓶蓋快速高效的沖塞、提高生產率和合格產品率有十分重要的意義。此外，醫用瓶蓋沖塞機還能實現計數、錯誤報警等一系列功能。1.3 國外包裝機械發展概況美國、日本、德國、意大利是當今世界四大包裝機械強國。加拿大、英國、法國和瑞士也是世界上很重

20、要的包裝機械生產國家。這些國家在包裝領域的側重點各有不同，具體如下：德國在包裝機械設計、制造、技術性能方面居于領先地位。產品以高速度、高可靠性。高包裝質量。高度自動化、高成套性等方面享譽全球。其設計尤其針對大型企業量身打造。主要特點體現在工藝流程和自動化程度越來越高、提高生產效率的同時降低生產成本、產品機械和包裝機械一體化、提升產品的柔性和靈活性、普遍使用計算機仿真技術等諸多方面。是世界上最大的包裝機械出口國。日本包裝機械起初主要是引進、消化歐美設備，之后著力開發自己的新技術。主要集中在計算機和輔助馬達驅動兩種關鍵技術上。其包裝機械制造廠以中小型企業為主，而食品包裝機械占據全部產品的51，主要

21、針對國市場。意大利包裝機械以工藝精確、性能優良、外觀考究、價格便宜著稱。目前意大利包裝行業正在致力于兩方面發展：首先是不斷努力發展簡單易用、維修少、改裝配套容易的機器；另外，還在不懈發展更多完善的包裝自動化生產線。美國是世界上包裝機械發展歷史較長的國家，已形成獨立完整的包裝機械生產體系，靠大批量來降低生產成本。其產品以高、大、精、尖居多，機械與計算機結合，實現機電一體化控制，銷售也完全依賴母公司。加拿大的包裝機械制造業以其靈活性的生產方式和可靠的質量享譽國際市場，尤其擅長制造用于大量不同流水線速度的設備，擅長設計彈性很大的設備。并且，加拿大的出口商在量身定做塑料設備方面建立了市場優勢，為客戶提

22、供靈活、創新、定做式解決方案。總體說來，國外的包裝機械行業發展有如下幾個特點：自動化程度越來越高。其中美國重視將自動化操作程序、數據收集系統、自動檢驗系統盡可能多應用也包裝機械。而日本則擅長于微電子技術。高生產率和高可靠性。世界四大包裝機械強國均十分重視市場與用戶需求，把生產率和可靠性作為產品設計的重要目標。提高轉速是提高生產率的重要途徑，但也有相應的副作用。通過連續式工作或多工頭工作方式，以與使生產機械和包裝機械一體化，都能有效提高生產率。而故障分析系統的提出和改進，能最大限度的提高設備的可靠性。好的柔性和靈活性。隨著市場競爭日益加劇，產品更新換代的周期越來越短，因此要求包裝機械具有好的柔性

23、和靈活性，使其壽命遠大于產品的壽命周期，這樣才符合經濟型要求。注重成套性和配套性。包裝機械的成套性和配套性關系到包裝機械的功能能否全部發揮，只重視主機生產，而不考慮配套設備的完善，將使包裝機械應有的功能發揮不出來。國外醫藥包裝機械普遍而言在包裝機械行業中的市場占有比例并不高。也很少有相關的文獻記載和報道。圖1.1和1.2是德國產的食品包裝機械，圖1.3是日本產的食品包裝機械。其外觀考究，設備大型化，功能齊全，自動化程度高，技術含量遠勝于國產同類型機械。圖1.1 德產食品包裝機械圖1.2 德產食品包裝機械圖1.3 日產食品包裝機械1.4 國外包裝機械發展概況我國包裝機械起步較晚，在新中國成立時幾

24、乎一片空白。上世紀80年代以前發展緩慢，只能生產幾種水平很低的包裝機械，主要用于煙草加工、制糖、制鹽、釀酒等，還沒有成為一個獨立的行業。此后，由于改革開放，市場的需求、政府的重視、政策的引導和積極扶持，使我國包裝機械得到迅速發展，年平均增長速度大于30，進入90年代后，仍以20的速度增長。經過多年發展，我國包裝機械已經成為機械工業十大行業之一，無論是產品和品種，都取得了令人矚目的成就，我國也已成為世界包裝機械生產和消費的大國。但是較之國外的技術水平和產品數量質量，還是有不小的差距。主要體現在一下幾個方面：低水平重復建設。據不完全統計，目前行業大約1/4的企業存在低水平重復生產的現象。那些檔次比

25、較高、技術含量大的機械產品，由于成本較高，價格更貴，在市場上反而競爭不過低水平產品，這樣的市場環境不利于整個行業的升級換代。技術水平落后。我國包裝機械的技術水平從整體看落后先進國家2030年，在產品的開發、性能、質量、可靠性、服務等方面的競爭中完全處于劣勢。盲目引進境外設備。先進和大型的包裝設備長期依賴進口。但是在引進設備的種類和檔次上表現出相當大的盲目性。這主要是由于信息不準確不暢通造成的。結構簡單，技術含量較低的設備多，高技術附加值、高生產率的產品少；通用機械多，特殊要求、特殊物料加工與包裝的機械少；單機多，成套流水線少，完整配套性尤差；重生產加工，輕開發研發，自主開發的創新產品很少。以國

26、同類型的包裝機械來說，圖1.4是市普陀雙魚藥機包裝廠研制的BCS-120/120I型自動沖塞機。用于制藥、食品、化工等行業的塑料瓶與玻璃容器，在封口過程中，將盤帶狀鋁箔片，先沖裁成圓片，自動塞入瓶蓋。已經國少有的沖裁塞一次性連續完成的設備。但其生產能力只有40-60個/min，其速度只是國外同樣設備的1/3-1/4。但其功能，可靠性，自動化程度已經是屬于國相當領先的水平了。圖1.4 BCS-120/120I型自動沖塞機圖1.5是迪爾制藥機械XX公司研制的SZ-1型自動塞紙機。要用于醫藥行業的片、丸類藥品裝瓶后的塞紙工序。該機能自動完成送瓶、送紙、剪紙、制紙片預變形、塞紙全部過程。通用性好，能適

27、應幾種常用規格瓶和紙帶盤。已經是國市場非常具有競爭力的一款設備。但是制約其大圍推廣的還是4060瓶/min的較低生產速度。圖1.5SZ-1型自動塞紙機經過市場調研，在沖塞機這一款醫用包裝機械中，還有若干笑廠家也有生產。但是其性能和技術水平均難以達到BCS-120/120I型的水準。自動化程度最低的，沖裁圓鋁箔片功能由機器完成，而塞入蓋是由人手工操作。相對先進一點的設備，也是先沖裁鋁箔片，然后理好，進入下一個工序，用類似吸盤的裝置，每次吸5片圓鋁箔，然后同時塞入五個瓶蓋。自動化程度相對提高了，但是沖裁和塞的動作分成兩步，系統集成化程度較低。這些機械無論是在可靠性還是穩定性方面都難以達到要求，而且

28、機器使用壽命短。最關鍵的是加工速度相當低，最快也只有6070個/min。1.5 論文的主要研究容主要研究容：醫用瓶蓋沖塞機的機械結構研究。提出一種新的雙排式進蓋機制和送料機構，并據此進行機械設計，讓沖裁圓鋁箔片和塞入蓋能幾乎同步完成。包括繪制各機械部件圖和整機總裝圖。1.6 本章小結本章主要介紹了醫用瓶蓋沖塞機的研究目的和意義以與國外包轉機械的發展現狀，同時提出了本課題的主要研究容。第2章 送料機構2.1 引言機械部件是控制方法和控制程序的載體，更是各種加工工序的直接實施機構。機械結構設計的合理與否，將直接影響整個設備的性能。該設備采用了平行并排的雙軌道同時送蓋機制，這是在機械設計上的最大創新

29、點。另外，特型卡輪送蓋和定位，滾筒送鋁箔紙片等獨創性設計。本章將一一介紹其工作原理與整個系統的組成。2.2 機械系統概述為了能完成120只/min的功能，設備的機械結構采用振動料斗理蓋、雙通道送蓋、雙刀口沖裁、兩個步進電機控制送蓋、一個步進電機控制送紙。電磁閥控制氣缸帶動活塞塞紙等設計。總體上在機械部分，系統地整體流程如圖2.1所示，該瓶蓋機的機械系統可以分為：理蓋機構、瓶蓋傳送機構、墊片材料傳送機構、沖裁機構和塞紙機構這五大部分。圖2.1 系統加工工序流程圖機械部分各個加工的功能如下：1、理蓋機構使瓶蓋恐朝上，以便能完成后續的工作。其機構原理可以通過振動和自重等原理使蓋口朝上，在傳送給沖裁機

30、構時進行檢測，將朝下的瓶蓋送回振動料斗中，再次進行振動處理，朝上的瓶蓋送人瓶蓋傳送機構。2、瓶蓋傳送機構目的是將整理出來的瓶蓋送人沖裁機構。目標是保證瓶蓋的傳輸功能和準確進入沖裁位置，暫停并接受沖裁機構沖下來的紙片。3、墊片材料傳送機構目的是將墊片材料送人沖裁機構。如果墊片材料是卷筒，需要先將卷料松開。4、沖裁機構瓶蓋到達工位時，將墊片材料裁減后，沖入瓶蓋。該機構的工作效率決定了加工速度，可以采用多個沖刀，同時加工多個瓶蓋，從而提高效率。5、壓入機構將裁減好的墊片材料，壓緊到瓶蓋里面，保證瓶蓋翻轉時墊片也不會脫落。該方案的保證速度的關鍵是傳送機構和沖裁機構。采用多個沖刀的同時，相應的對傳送機構

31、的要求也提高了。2.3 送紙與送蓋相互配合的方案比較和確定為了保證墊片紙條更充分的利用，送蓋和送紙的方向不能在一條直線上，而應該保持一定的角度。如圖2.2所示。當采用a和b的排列方式時，鋁箔墊片和蓋列方向完全一致。其墊片材料利用率分別為78.5%和72.35%。但是無間隙排列時，刀具難以實現，所以a只是一種理想狀況，必須像圖b那樣留下間隙。當采用c和d的排列方式時，鋁箔墊片和蓋列夾角為。其墊片材料利用率分別為84.13%和77.98%。同理，c也只是一種理想狀況，難以具體實現。但是比較d和b，采用d方式時，墊片材料的利用率比b狀況下提高了5.63%。作為一種生產效率較高，產量較大的加工機械來說

32、，原材料的節省能有效的降低成本，提高經濟效益。因此本設備在設計是，鋁箔紙墊片和蓋列要設計成d方式，即夾角。利用率78.5% 利用率72.35%利用率84.13% 利用率77.98%圖2.2 鋁箔墊片材料利用率計算示意圖2.4 傳送機構設計本設備所用的墊片材料，是單面鍍金屬膜的紙條，有一定厚度和硬度。初始狀態是卷在軸筒上，就如同日常生活所用卷筒紙。但是在紙條到達沖裁機構時，事先要拉直攤平，再傳送到排列好的瓶蓋正上方。考慮到在裁減之后，紙條中間會有規則排列的圓形孔洞，如果在沖裁機構后面用拉的方式送紙，可能會因為受力點過小而將紙條拉斷。所以本課題擬在沖裁機構之前，用兩個圓形滾筒來送紙。如圖2.3所示

33、，主動滾筒由步進電機拖動。只要滾筒間距適當，能產生足夠的摩擦力，而帶動滾筒的電機功率足夠，滾筒送紙還能有將原本卷曲的紙條壓直的效用。總裝圖如圖2.10所示。圖2.3 墊片材料傳送機構2.5 軸的直徑的確定滾筒軸在載荷作用下，將產生彎曲或者扭轉變形，若變形量超過允許的限度，就會影響軸上零件的正常工作，甚至會喪失機械應有的工作性能。2.5.1 主動軸直徑的確定軸的扭轉強度條件為： （2.1）其中，和分別表示扭轉切應力和許用扭轉切應力，單位為MPa；T表示軸所受的扭矩，單位為N.mm；表示軸的 抗扭截面系數，單位為；n表示軸的轉速，單位為；P表示軸傳遞的功率，單位為Kw；d表示計算截面處軸的直徑，單

34、位為mm。由上式可得軸的直徑必須滿足條件： （2.2）送紙滾筒軸承的材料為45鋼，=2545MPa，則=103126，=103。又直徑d100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大5%7%。按要求，取P=0.028Kw。滾筒運動狀態為每轉角停一次，總共耗時大概1秒鐘，即，也就是說，轉速n=。將上面的數據代入式（2.1），即，而設計用軸直徑最小為12mm，因此送紙滾筒的主動軸扭轉強度足可滿足要求。此時可以選取聯軸器型號。聯軸器計算轉矩，查表14-1，由于轉矩變化較小，故去，則。按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查GB5843-2003，選用GY1型凸緣式聯軸器，公稱轉矩為25000。半聯軸器的孔

35、徑為12mm，半聯軸器的長度為L=32mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為=22mm。2.5.2 軸的結構設計1.軸的裝配方案如圖2.4所示。2.確定各段直徑和長度（1）為滿足半聯軸器的軸向定位要求，I-II段右端需有一軸肩，取軸肩高1.5mm，故II-III段的直徑為=15mm；左軸承左端用軸端擋圈定位，取擋圈直徑為D=35mm。由于半聯軸器的轂孔長度為22mm，為使軸端擋圈不壓在軸端上，故I-II段的長度應比轂孔長度略短，現取為=20mm。圖2.4 軸的裝配方案圖（2）初步選擇滾動軸承。由于軸承只需受徑向力的作用，故可選深溝球軸承。根據=12mm，初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承

36、6003，其尺寸為，故=17mm；。軸肩高取1.5mm，則右端軸承采用軸端擋圈進行軸向定位。（3）軸端擋圈的總寬度為20mm，根據軸承端蓋的裝拆與便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋端面與半聯軸器右端面間距離為20mm，故取，。3.軸上零件的周向定位半聯軸器的周向定位采用平鍵連接。查機械設計表6-1，選用平鍵為，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4.確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表15-2，取軸端倒角為0.8，各軸肩處圓角半徑見圖。2.5.3 求軸上的載荷1.主動軸上的載荷。（1）對于6003型深溝球軸承，在簡支梁的軸的支承跨距為

37、150mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖2.5所示，其計算如下：對軸進行受力分析，（b）圖：以B為旋轉中心，則， (2.3)d=45mm，代人數據，得,且。（c）圖：以B為旋轉中心，在垂直平面，滾筒受力為均布力，q=，則 (2.4)代人數據，得。則在時，該點（設為E）與B點的距離為BE=54.99mm，于是，而。由E點計算，得。(d)圖：。 (2.5)主動軸的受力如表2.1所示：表2.1 主動軸的受力表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩,扭矩T圖2.5 主動軸受力圖（2）按彎扭合成應力校核主動軸的強度由圖2.5可以看出，C點處為危險截面。根據機械設計式（15-5）與表2.

38、1數據，以與軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力。 (2.6)前面已經選定軸的材料為45號鋼，調質處理，由機械設計表15-1得，所以主動軸是安全的。圖2.6 主動軸三維圖2.從動軸上的載荷（1）對于6003型深溝球軸承，在簡支梁的軸的支承跨距為150mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖2.6所示，其計算如下：對軸進行受力分析，（b）圖：以A為旋轉中心，則， (2.7)d=45mm，代人數據，得,且。（c）圖：以A為旋轉中心，在垂直平面，滾筒受力為均布力，q=，則 (2.8)代人數據，得。則在時，該點（設為D）與B點的距離為BD=54.99mm，于是，而。由D點

39、計算，得。(d)圖：。 (2.9)從動軸的受力如表2.2所示：表2.2 從動軸的受力表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩,扭矩T圖2.7 從動軸受力圖（2）按彎扭合成應力校核從動軸的強度由圖2.7可以看出，B點處為危險截面。根據機械設計式（15-5）與表2.2數據，以與軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力。 (2.10)前面已經選定軸的材料為45號鋼，調質處理，由機械設計表15-1得，所以從動軸也是安全的。圖2.8 從動軸三維圖2.6 軸的控制電動機的選擇根據滾筒的直徑尺寸、要求的加工速率、待加工瓶蓋的直徑等參數，可以計算出帶動滾筒的電動機額定速率。根據紙片的厚度和硬

40、度，調整兩個滾筒之間的距離。通過試驗，可以測得帶動滾筒送紙所需要的轉矩。以摩擦力為30N，主動軸直徑15mm計，則步進電機負載轉矩必須不小于。根據上述參數要求，送紙滾筒選取固若金電子的型號為57BYG007-4的四相步進電機。其外觀和參數如圖2.9所示。圖2.9 57BYG007-4的四相步進電機圖2.10 送料機構總裝圖第3章 沖裁機構3.1 曲柄滑塊機構和偏心輪機構曲柄滑塊機構如圖3.1所示。它是由鉸鏈四桿機構的演化而來。當機架4和搖桿3的長度同時無限增長，鉸鏈D無限延移時，這時桿3上C點的運動軌跡由左圖中弧mm變為直線mm，桿3的運動變為移動，此運動可用桿3固聯的滑塊與機架固聯的導軌來實

41、現，就演化為曲柄滑塊機構。此機構為含有一個移動副的四桿機構，若不考慮哪個桿作機架，就是含有一個移動副的4構件系統。曲柄滑塊機構中滑塊C點的運動軌跡成為導路，C點在兩個極限位置之間的距離稱為行程，用H表示，如果導路通過曲柄回轉中心，稱為對心曲柄滑塊機構。如果導路不通過曲柄的回轉中心，稱為偏置曲柄滑塊機構。 a b圖3.1 曲柄滑塊機構原理示意圖當曲柄滑塊機構的行程H很小時，曲柄很短，受力又很大，此時可以將轉動副B的尺寸擴大到超過曲柄的長度，則曲柄AB就演化成幾何中心B不與轉動中心A重合的圓盤，稱為偏心輪。如圖3.2所示，圖a中，桿1為圓盤，其幾何中心為B。A和B之間的距離e稱為偏心距。按照相對運

42、動的關系，該機構運動簡圖如c所示。由圖可知，偏心輪是回轉副B擴大到包括回轉副A形成的，e即曲柄的長度。同理，圖b所示的偏心輪機構能用d來表示。當曲柄長度很小時，通常都把曲柄做成偏心輪，這樣不僅增大了軸頸的尺寸，提高了偏心軸的強度和剛度，而且，當軸頸位于中部時，還可以安裝整體式連桿，使結構簡化。偏心輪機構結構簡單，其軸頸的強度和剛度大，廣泛應用于曲柄長度要求較短、沖擊較強和體積較大的機械設備中。圖3.2 偏心輪機構原理示意圖3.2 沖裁機構的設計因為本設備所用的材料是單面鍍金屬膜的紙條，它有一定的厚度和硬度，所以本機構擬采用由交流伺服電機帶動驅動軸，直接利用一個偏心軸，接上沖壓模具的曲柄滑塊機構

43、進行紙片的沖壓，這種機構相對于利用液壓缸或其他機構，省去了中間的轉換和控制部分，具有機構運行穩定可靠、磨損小壽命長等優點。本設備沖裁機構設計如圖3.3所示。a圖為沖裁機構的主視圖，b圖為沖裁機構的側視圖。本設備總裝圖如圖3.16所示。當給主動軸提供動力，讓其旋轉時，由主動軸帶動的偏心輪將通過傳動板，帶動沖頭支架在導軌上下滑動。沖頭支架以與沖頭沖刀，相當于3.2中的滑塊，傳動板相當于曲柄，而主動軸圓心即為傳動中心A。沖裁機構設計的機械理論依據就是曲柄滑塊演變的偏心輪機構。 a b3.3 沖裁機構機械設計示意圖3.3 沖裁機構運動學分析偏心輪機構和曲柄連桿機構具有等效性，因此，沖裁機構可以等效成圖

44、3.4所示的模型。其中，O為偏心輪結構的旋轉中心，也是主動軸軸心，B為從動軸的軸心，A為偏心輪的幾何中心，r為偏心距，l為A和B之間的距離。假設偏心輪繞O順時針方向以角速度勻速轉動。推導滑塊的運動方程如下：取A為基點，則點B的速度用矢量方程表示為， (3.1)而,方向垂直于OA指向左上方；豎直向上，大小未知；垂直AB，大小未知。則根據式(3.1)，可以列出方程組 （3.2）將代人式（3.2）可得 （3.3）則由可得 （3.4）如圖3.4點B的加速度可以用矢量方程表示為， （3.5）其中，方向由A指向O；豎直向上，大小未知；由B指向A，大小為， （3.6）垂直于AB，大小未知。圖3.4 偏心輪結

45、構運動學模型則根據式（3.5）可以列出方程組如下 （3.7）將已知條件代入式（3.7），可得， （3.8）另外根據模型還有幾何關系。加工要求大約每秒沖刀沖裁一次，則，偏心距為，而。將具體數值代入式（3.3）和（3.8）即可得到任一驅動角時沖刀的即時速度和即時加速度。3.4 沖裁機構驅動電機的選擇沖裁機構由交流電機通過皮帶傳動。電機所提供的動能，除了裁紙時克服摩擦阻力做工外，主要轉化為各部件的動能，以與軸間的摩擦生熱。不管是沖裁0.8mm厚的紙條做功還是損耗的熱能，比較起沖裁機構各部件的動能來說，都可以忽略不計。因此電機的功率，最主要就是用來拖動沖裁機構運動。圖3.4所示的滑塊在軌道上下往返，行

46、程H=2r。運動模型可以類比為單擺：在最高位置和最低位置，其加速度最大，速度為零；在正中間位置時，速度最大，瞬時加速度為零。當滑塊恰好運動到最中間位置時，由幾何知識易得三角形OAB為等腰三角形，其中,則解此三角形可得：，將r=5mm，而代入，可得，將之代入式（3.3），可得，則此時沖刀支架消耗最大功率可以用如下方程計算，取沖頭支架為18Kg，。傳動板運動形態不規則，無法準確計算其消耗功率。根據傳動板和沖頭支架的質量比，估測傳動板消耗功率為，則沖裁系統總共消耗功率大約為60W。不計兩個軸承上的摩擦損耗。電機的功率可以根據經驗公式計算如下：，其中，經驗系數取，可得至少要選取功率為108W的電機。根

47、據沖壓力估算，沖刀最大沖壓力約100N，偏心軸偏心為5mm，所以所需的轉矩至少為500。由上述條件可選用型號為YY90-120的低轉速電動機。其外觀圖見圖3.5。圖3.5 YY90-120型電機外觀圖該交流電機主要參數如下：功率120W，驅動電壓220V50Hz,額定電流2.4A，額定轉矩882.1，最大轉矩倍數1.25，額定轉速1300，電容量8/450()。同時有配套變頻器可供選購。變頻器采用無級調速，能實現我們需要的轉速60-75r/min。但是轉速具體數值并不能精確控制。3.5 沖裁機構軸的直徑的確定3.5.1 偏心軸直徑的確定軸的扭轉強度條件為： （3.9）其中，和分別表示扭轉切應力

48、和許用扭轉切應力，單位為MPa；T表示軸所受的扭矩，單位為N.mm；表示軸的 抗扭截面系數，單位為；n表示軸的轉速，單位為；P表示軸傳遞的功率，單位為Kw；d表示計算截面處軸的直徑，單位為mm。由上式可得軸的直徑必須滿足條件： ， （3.10）送紙滾筒軸承的材料為45鋼，=2545MPa，則=103126，=103。又直徑d100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大5%7%。按要求，取P=0.108Kw。滾筒運動狀態為每秒轉角，即轉速n=。將上面的數據代入式（3.10），即，而設計用軸直徑最小為15mm，因此沖裁機構的主動軸扭轉強度足可滿足要求。此時可以選取聯軸器型號。聯軸器計算轉矩，查表14-1

49、，由于轉矩變化較小，故去，則，按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查GB5843-2003，選用GY2型凸緣式聯軸器，公稱轉矩為63000。半聯軸器的孔徑為16mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為=42mm。3.5.2 偏心軸的結構設計1.軸的裝配方案如圖3.6所示。2.確定各段直徑和長度（1）由聯軸器的孔徑為16mm，取。為滿足半聯軸器的軸向定位要求，I-II段右端需有一軸肩，取軸肩高2mm，故II-III段的直徑為=20mm；左軸承左端用軸端擋圈定位，取擋圈直徑為D=47mm。由于半聯軸器的轂孔長度為42mm，為使軸端擋圈不壓在軸端上，故I-II段的長度應比轂孔長度略短，現取為=38mm

50、。圖3.6 偏心軸的裝配方案圖（2）初步選擇滾動軸承。由于軸承只需受徑向力的作用，故可選深溝球軸承。根據=16mm，初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6005，其尺寸為，故=25mm；取。軸肩高取4mm，則，由于右端需要偏心，且偏心距為5mm，因此取，。又因為軸的最小直徑為16mm，所以取。于是此處的軸承初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6004，其尺寸為。右端需用彈性擋圈軸向定位，因此取。（3）軸端擋圈的總寬度為20mm，根據軸承端蓋的裝拆與便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋端面與半聯軸器右端面間距離為20mm，故去。3.軸上零件的周向定位半聯軸器的周向定位采用平鍵連接。

51、查機械設計表6-1，選用平鍵為，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4.確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表15-2，取軸端倒角為1.0，各軸肩處圓角半徑見圖。3.5.3 求偏心軸上的載荷（1）對于6005型深溝球軸承，在簡支梁的軸的支承跨距為112mm，最右端軸承與中間軸承的跨距為44mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖3.7所示，其計算如下，對軸進行受力分析：（b）圖：以B為旋轉中心，則， (3.11)d=16mm，代人數據，得,且。（c）圖：以B為旋轉中心，在垂直平面，,為沖壓力，則 (3.12)代人數據，得。 。

52、(d)圖：。 (3.13)偏心軸的受力如表3.1所示：表3.1 偏心軸的受力表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T圖3.7 偏心軸受力圖（2）按彎扭合成應力校核偏心軸的強度由圖3.7可以看出，C點處為危險截面。根據機械設計式（15-5）與表2.3數據，以與軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力。 (3.14)前面已經選定軸的材料為45號鋼，調質處理，由機械設計表15-1得，所以偏心軸是安全的。圖3.8 偏心軸三維圖3.5.4 從動軸直徑的確定（1）軸的剪切強度條件為： （3.15）其中，和分別表示剪切應力和許用剪切應力，單位為MPa；F表示軸所受的剪切力，單位為N；

53、d表示計算截面處軸的直徑，單位為mm。由上式可得軸的直徑必須滿足條件：， （3.16）沖裁機構從動軸的材料為45鋼，=60MPa，F=180N。將上面的數據代入式（3.16），即，而設計用軸直徑最小為15mm，因此沖裁機構的從動軸剪切強度足可滿足要求。（2）從動軸的裝配方案如圖3.9所示。由于它的強度已經足夠，所以軸的設計只需滿足裝配要求即可。右端的軸承應與主動軸右端的軸承配套，選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6004，其尺寸為。右端需用彈性擋圈軸向定位，因此取。軸承左端應用一軸肩定位，取軸肩高為2mm。軸承外圈與與傳動板配套，因此傳動板的厚度為5+12+4=21（mm），且。傳動板左端用一軸肩進行軸向定位，取軸肩高為3mm。為滿足裝配要求，分別取。為了使軸的大小比較勻稱，取。圖3.9 沖裁機構從動軸的裝配方案圖（3）軸上零件的周向定位沖頭的周向定位采用平鍵連接。查機械設計表6-1，選用平鍵為，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸