毕业设计（论文）爆竹自动贴纸机设计

南昌航空大学学士学位论文 1 前 言1.1 选题的意义随着社会的发展，人类生活水平的提高。爆竹的应用越来越广并且成为了生活中不可缺少的一部分。爆竹与传统喜庆文化密不可分因此受到全世界人民的喜爱。尤其在我国爆竹的需求量很大。无论是过年过节，还是结婚嫁娶，进学升迁，以至大厦落成、商店开张等等，只要为了表示喜庆，人们都习惯放鞭炮来庆祝。这个习俗在我国已有2000多年的历史了。荆楚岁时记曾经这样记载，正月初一，鸡叫头一遍时，大家就纷纷起床，在自家院子里放爆竹，来逐退瘟神恶鬼。当时没有火药，没有纸张，人们便用火烧竹子，使之爆裂发声，以驱逐瘟神，这当然是迷信，但却反映了古代劳动人民渴求安泰的美好愿望。后来，炼丹家经过不断的化学试验，发现硝石、硫黄和木炭合在一起能引起燃烧和爆炸，于是发明了火药。有人将火药装在竹筒里燃放，声音更大，使得火烧竹子这一古老习俗发生了根本变化。北宋时，民间已经出现了用卷纸裹着火药的燃放物，还有丹响和双响的区别，改名“爆仗”，后又改为“鞭炮”。但我国目前爆竹生产自动化程度不高，很多工序都是人工操作，生产效率低，企业生产成本高。因此，研究爆竹自动贴纸机对于我国来说，显得尤为重要。1.2 国内外发展状况 随着科技化进程的逐步推进，高科技的运用越来越多，大型设备、高精度、高要求的机器的需求量也逐步上升。以前的爆竹自动贴纸机也已经满足不了工厂和社会的要求了，为此，爆竹自动贴纸机的改革和技术创新势在必行。爆竹自动贴纸机创新设计的理论、方法是基于现代设计理论和方法，应用于爆竹行业，以提高产品质量、造型、以及产品的功能、缩短产品开发周期为目的而进行的相应工作。爆竹自动贴纸机创新理论、方法与技术研究的宗旨是从爆竹自动贴纸机作为特种设备所要求的具有可调节爆竹及纸张尺寸功能，安全性和可靠性工作目标出发，在特定技术性、经济性约束条件下，创造性地完成爆竹自动贴纸机的创新设计，使其在满足用户性能要求的前提下做到技术性与经济性最佳搭配。爆竹机械的起源是上个世纪的八十年代，首先是引线机和卷筒机的研发成功和运用推广，九十年代插引机、全自动结鞭机的出台以及分纸机、浆引机、全自动卷筒机、切筒机、刁底机的研究成功获得推广使用，给烟花爆竹行业引发了一场新的划时代的革命。中国的爆竹自动贴纸机的发展经历了一个曲折的过程。以前多是以模仿设计为主，凭借设计者的经验，产品设计的局限性很大。从90年代起，开始了新产品、新部件的开发设计与实验研究工作，从而使设计从仿制和经验设计逐渐走向实验研究和计算分析阶段。对爆竹自动贴纸机工作的发展起了很大的推动作用1.3 论文的主要内容首先是了解该课题的特点以及发展状况,对所选课题有个初步的了解,为总体方案的提出打下基础.接下来是主功能零部件详细设计、辅助功能零部件详细设计、选择合理与标准的零部件,通过对传动方案的选择,从而完成整体设计.画出装配图,装配图画好后,从装配图中设计计算选择各零件以及完成对零件图的初步绘制, 用三维软件UG建立实体模型。完成设计后讨论设计的方案是否符合加工方案,不合适的地方再加以再进.最后使之能满足生产实际的需要。2竹自动贴纸机工作原理为改善爆竹生产自动化的生产，满足贴纸的需求，我们设计研制了一种爆竹自动贴纸机如图所示该机组主要有料斗、整料轮、机械手、动力装置、机架、电动机等部分组成。其工作原理为：爆竹至料斗加入后进入整料轮，再由整料轮按一定的顺序一个个传送到机械手3总体方案设计3.1 总体方案的提出以及特点3.2.1 方案方案图： 图2-1 方案总图组成：1.底座； 2.立柱； 3.支撑板； 4.大轴承；5.旋转轴； 6.夹具1； 7. 定轴； 8.夹具2；9.螺栓； 10.试件； 11.螺栓实体图：图2-2 方案1实体图3.2.2 特点主要特色是：结构简单、操作简单、拆装方便、较好的制造工艺，并且使用同步带的传动可以提高传动效率，具有调节爆竹及纸张尺寸功能。并且可以能够较好的满足设计的要求性能。机械手可以自动旋转，因此，可以说这套设计方案还是有其独特的地方。4 贴纸机的结构设计4.1电动机的选择： 以知条件： 旋转架转速： 小于300r/min 旋转架启动平稳时间：180s 最大离心加速度：70g4.1.1 选择电动机的容量由于该回转实验台是空载实验，并不需要承受多大的载荷（估计就是一些系统上的摩擦力矩和风阻）。 所以该电机的功率主要是取决于启动时的功率。现假设该实验台作匀角加速度启动： 则 角速度 =3002/60=31.4 rad/s角加速度 =(1-2)/t=(3002/60-0)/180=0.17453 rad/s2 驱动转矩 T=J J为该系统的转动惯量 计算大约的最大回转半径：2maxrmax=amaxrmax=a/2 =70g/31.42=0.0710 m注意： 转速取小点 则回转半径要适量加大。 单个测试件 J=mr2 =150.07102 =1.06495 kgm2 试验时测试件是两边对称分布J=2J=2.5364 kg m2 T=J=2.53640.17453=2.5364N m 最大的驱动功率Pmax=Tmax=11.6724 w 考虑到回转台以及轴的JPmax=200Pmax=2334.48 w 再考虑到1对轴承与带的传动效率总=0.980.98=0.96 Pd=Pw/=2432w 因为忽略了风阻以及系统的一些摩擦力矩，电动机额定功率Pde大于Pd即可，由机械设计指导的表14-1选得 Y 系列电动机额定功率Pde为5.5 kW。4.1.2 选择电动机的转速 回转台的转约速为300r/min 通常，带轮轮传动i=24 ,故电动机的转速范围为6001200 r/min 从重量、价格以及传动比等考虑，选用 Y160M2-8 电动机。4.1.3确定电动机转速 同一类型、功率相同的电动机具有多种转速。如选用转速高的电动机，其尺寸和重量小，价格较低，但是会使传动装置的总传动比、尺寸结构和重量增加。选用速度低的情况刚好相反。因此，在综合考虑电动机及传动装置的尺寸、重量、价格，并且根据传动比的需要，选用电动机的同步转速为：1000 rmin。现由根据机械设计实用手册选电动机的型号为：Y160M28。具体参数如下：电动机技术数据型号 额定功率KW转速r/min 电流A 效率% 功率因素cos Y160M2-85.572013.3850.74堵转电流堵转转矩最大转矩转动惯量重量（Kg）6.02.02.00.9311194.1.4 电动机的安装B3型安装型式尺寸机座号国际机座号DFGELKH160M132M3838103380515121600-0.5A/2BCABACADHDA127210108330325255385254安装图样图3-1 电动机的结构设计4.2装配图的设计方案图： 图2-1 方案总图组成：1.底座； 2.立柱； 3.支撑板； 4.大轴承；5.旋转轴； 6.夹具1； 7. 定轴； 8.夹具2；9.螺栓； 10.试件； 11.螺栓实体图：图2-2 方案1实体图转臂的长度1987.85mm; 整体高度：1655mm箱体底座离转盘的距离：655mm4.3带传动的选择与计算以下公式参考机械设计手册单行本带传动和链传动P31表14.1331、选带：胶帆布平带2、小带轮直径：=（11001350）=（11001350）=216.6265.87mm取 =250mm3、带速：v=9.42 m/s 15008、曲饶次数：y= =2.099、带厚：=（）=6.258.33mm 取=7.2mm10、带截面积：A=工况系数：=1.1小带轮传递功率：P=5.5kw胶带单位面积所能传递的基本额定功率：=2.0包角修正系数：=0.97传动布置系数：=1.0计算得：A=311.8567mm2 11、带宽：b=43.31mm取 b=100mm 12、作用在轴上的力：Fr=1118.5340N为带的预紧应力，取=1.8MPa4.4轴的设计轴设计的主要包括结构设计和工作能力计算两方面的内容：（1）轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。因此，轴的结构设计是轴设计中的重要内容。（2）轴的工作能力计算是指轴的强度、刚度和震动稳定性等方面的计算。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需对轴进行强度计算，以防止锻裂和塑性变形。而对刚度要求高的轴和受力的细长轴，还应进行刚度计算，以防止工作是产生过大的弹性变形。4.4.1轴的设计设计过程如下： 以下数据均出自机械设计1.初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据表15-3，取A0=126,于是得dmin=A0=126=39.20mmP1=P=5.50.980.99=5.3361KW r为空心轴内外径比,取r=0.8为安全，乘安全系数1.8，d=39.201.8=70.56mm，现取d=70mm考虑轴上开有两个键槽应增大10%-15%即d=80mm.输出轴的最小直径显然是安装下端轴承的直径d-，参照轴承设计手册，选取内径d=80mm，外径D=140mm代号为33216的圆锥滚子轴承。2.轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案2)根据轴向的定位要求确定轴的各段直径和长度(1)为了满足轴承的轴向的定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，参照轴承安装尺寸，故取-段的直径为90mm。-段的长度参照轴承宽度尺寸，现取l-=70mm。-段的长度暂时定为60mm。轴承与轴的配合公差为H7/r6。确定轴上圆角和倒角尺寸，取轴端倒角为245。（2）轴-段为轴与大带轮配合。根据大带轮直径确定内径d=120mm，所以取段轴直径d-=120mm，带轮与轴的配合公差为H7/r6。长度方向上，为满足轴向定为，此段轴长应大于大带轮轮缘宽度，取L-=130mm。（3）轴-段为支撑段，考虑受力及带轮直径，现取d-=180mm，l-=220mm. （4）轴-段位支撑板，考虑大带轮外径及安装要求，取代号为30630的圆锥滚子轴承配合安装，参照轴承的安装尺寸，取d-=630mm，=25mm。转盘直径d=1100mm，=50mm。 （5）轴-段位固定夹具段，根据测试件长度及旋转半径尺寸，现取d-=120mm，l-=1000mm。3)内轴设计 内轴的作用是：（1）将测试件上应变片的引线通过集流环引出； （2）在旋转轴发生意外的时候起到一定得保护作用。参照旋转轴，取 外径=54mm 内径=46mm 长度l=1615mm底部为11015，孔8.84均布4.5 底座设计此方案的底座主要承受装置的压力，因此选用铸造TH250刚，结构如下图：具体尺寸入下图：3.6 立柱设计为方便带传动的工作，本方案采用的是八根支撑整个试验台结构，由于立柱只承受试验台的压力，整个装置的扭矩可以忽略，因此拟定这八根立柱的材料为铸钢TH250,具体尺寸如下： 长L=370mm，两边联接处厚度各为20mm联接孔的定位：在直径为100mm的圆周上均布13.58的直径孔。5 主要零件的设计验算4.1轴的校核 4.1.1 轴强度校核进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。这次设计主要是既承受弯矩又承受扭矩的轴（转轴），应按弯扭合成强度条件进行计算。其计算步骤如下：1） 作出轴的计算简图（即力学模型）轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关，通过查表确定。2） 作出弯矩图根据简图，分别按水平和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出水平面上的弯矩MH图和垂直面上的弯矩图MV；然后按下式计算总弯矩并作出M图； M=3） 作出弯矩图4） 校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴径可能不足的截面）作弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力ca=式中：ca轴的计算应力，单位为MPa; M轴所受的弯矩，单位为Nmm T轴所受的扭矩，单位为Nmm W轴的抗弯截面系数，单位为mm3, -1对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。5）旋转轴的校核T=9550000=174166.67NmmFt=2902.78N Fr=1118.534N轴的计算简图如下：图4-2轴的载荷分析图水平面上的受力图：水平面上的弯矩图：垂直面上的受力图：垂直面上的弯矩图：合成弯矩图：扭矩图：从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH MV 及M的值列于下表表4-1载荷水平面H垂直面V支反力Y1=2068.648N Y2=843.132NZ1=-797.116N Z2=321.418N弯矩MH=258581N.mmMv=99639.5Nmm总弯矩M=277114.0Nmm扭矩T=174166.67Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度由于的截面变化不是很大，所以通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩 截面（即截面C）的强度。因为扭转切应力为脉动循环应力，所以取=0.6ca= =3MPa前面已经选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表15-1查得-1=60MPa.因此caFd1=322.257 所以1轴承为压紧端Fa2=Fd2=791.754N Fa1=Fd2+Fa=12922.257NFa1/Fr1=12922.257/902.23=14.32e=0.43 X=0.4 Y=1.4 所以P=fp(XFr+YFa)回转台并不承受大载荷，所以只能是轻微冲击，P1取1.1 P1=1.1 (0.4902.32+1.412922.257)=18452.088NFa2/Fr2=791.754/2216.912=0.357P2.所以以轴承1来校核寿命。 Lh= h Lh=12000 h故所选轴承可满足寿命要求。4.3螺栓与螺钉的选择与校核4.3.1各螺栓与螺钉直径与数目的确定：1） 底座与立柱联接和立柱与大轴承支撑板的直径与数目：所选螺钉直径d=12mm,数目为888=128个。2） 套内轴与底座联接用的螺钉数目与直径：确定螺钉直径d=8mm，数目为4个。3） 旋转轴与夹具联接用的螺钉直径与数目：据机械设计指导P表D，确定螺钉直径d=20mm，数目为4个。4） 固定夹具和测试件的螺栓直径与数目：先拟定确定螺栓直径d=16mm,数目为4个。4.3.2校核： 1.旋转轴与夹具的螺钉：据机械设计手册P表322，预紧联接，径向静载荷，全部螺栓承受的径向载荷FX=G+Fcos450=204.419.8+1500=3059.7N单个螺栓承受的径向力FA=769.925N所以螺栓杆与孔壁的挤压强度：=螺栓杆的剪切强度：=式中As为螺纹部分危险截面之计算面积,As=mm，d为螺纹小径，mm；As=254.34 mm，所以=1.28MP=72 MP = =3.03 MP=72 MP2.固定试件的螺钉校核同上。3.底座与支撑柱联接用的螺栓和支撑柱与支撑板联接用的螺栓从装配图结构看，由于旋转架及其以上各零件的重力作用，这两处螺栓的强度没有必要校核，此处不校核。地脚螺栓：用类比法确定的，不校核。4.4 键的选择与校核:4.4.1选择：据机械设计指导表925，确定键如下：带轮与轴的联接键：键bh=3218 GB/T 109679；4.4.2校核:键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表62查得许用挤压应力 =100120Mp，取其平均值，=110Mp,键的工作长度l=Lb=10832=76mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.518=9mm,由机械设计式（61）可得：= 式中：T 传递的转矩，单位为Nm； k 键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h,此处h为键的高度，单位为mm； l 键的工作长度，单位为mm,圆头平键l=Lb,平头平键l=L,这里L为键的公称长度，单位为mm；b为键的宽度，单位为mm； d 轴的直径，单位为mm。 T=9550=9550Nm=729.52 Nm，所以 =Mpa=17.78Mpa=110Mpa （合适）6 润滑的选择6.1 概述与比较 润滑剂的主要作用是降低摩擦、减少磨损、提高效率、延长机件的使用寿命，同时还起到冷却、缓冲、防腐蚀、密封和排污等作用。脂润滑结构简单、易于密封，但是润滑效果不如油润滑，故常用于开式齿轮的传动、开式蜗杆传动和低速滚动轴承（）的润滑。并且在这里考虑以简单设计为原则，若使用油的润滑方式，不仅要考虑到由于油路的设计而造成的成本的提高，而且对于这种直力式的设计方案，同时也不方便使用油的设计方式。现根据运动速度、载荷大小、工作环境温度、摩擦副表面、周围环境、润滑装置等方面考虑，确定齿轮副用油润滑，其余部分用脂润滑。6.2 润滑剂的选择 大轴承的设计转速为300r/min,其极限脂转速为320r/min,顾用脂润滑可以满足设计要求，轴承部分用润滑脂标号为：GB 3600188；名称为：钙钠基润滑脂；牌号为：ZGN2。第六章 工件的夹紧6.1工件的夹紧的要求一般情况下，工件在转动情况下需要夹紧。因为在旋转过程中工件受到离心力及重力等外力的作用，若不夹紧，工件在外力作用下就可能发生移动，轻则使测量出来的参数有错误，重则工件夹紧装置，以至危害人的安全，甚至发生人生事故。同时，工件在定位过程中获得的既定位置，也要依靠夹紧来保持，有时工件的定位也是在夹紧过程中实现的，因此夹紧装置是此设计的重要组成部分。对夹紧机构和装置有下列基本要求：（1）在夹紧过程中应能保证工件更好的得到定位；（2）夹紧应该可靠和适当。（3）夹紧机构应操作安全、方便、省力；（4）夹紧机构的自动化程度及复杂程度应尽量相适应。设计夹紧装置时，首先要合理选择夹紧点、夹紧力作用方向，并且正确确定所需要夹紧力大小。然后设计合适的夹紧机构予以保证。实验台开始工作时，通过齿轮传动带动转动轴的转动，固定在转架上测试件随着转架一起旋转。现在，我们要通过操作装置的简便性、安全性，并且在实验时尽可能的多点与多角度测试工件的参数。于是，我们就要想一套方案，怎么把测试件固定在转盘上。6.2 方案 图61 固定架图62 装夹图6.2.2 方案的特点：此方案我们把一块方形的轴固定在旋转台上，同时我们在上面，前后两面上打了12个螺钉孔。这里我们选用了三个地方夹紧。分别是上，中，下夹紧装置。上，中夹紧装置，我们选用了，上面打上螺钉孔，具体尺寸及位置见零件图。分别安装在轴的前后两面，通过螺栓联接和轴固定起来。当实验台工作的时候，担心由于离心力引起的螺栓松动，我们还选用了拉杆直接将前后压板固定联接。下夹紧装置，我们选用的是承力块下夹紧装置。通过螺栓联接把夹座和前后两块压板连接在一起。这样实验时很安全，装夹也很牢固，中途不会出现什么问题。但此方案也存在不少问题，一看此装置就知道中间要有一根很大的轴，还要有好几块大的压板，这样就显得这装置很笨重，转动起来风阻也特别大，测量角度也是非常有限。参考文献1. 王昆等主编机械设计,机械设计基础课程设计,19952. 曹维庆等主编.机构设计.机械工业出版社，20003. 洪家娣等主编.机械设计指导.江西高校出版社，20014. 吴宗泽主编.机械设计实用手册. 化学工业出版社，1991 5. 戴曙等主编.金属切削机床.机械工业出版社,20006. 濮良贵等主编.机械设计.高等教育出版社，20017. 孙桓等主编.机械原理.高等教育出版社，20018. 机械工程手册编辑委员会编.机械工程师手册.机械工业出版社，19929. 王先逵主编.机械制造工艺学.清华大学出版社，199910. 李越森.叶定友.利凤翔. 横向加速度对飞行发动机绝热层烧蚀影响的实验研究.航空动力学报.200419（2）：279-28211. 相瑜才等主编.工程材料及机械制造基础.机械工业出版社，199712. 王彬.武晓松.余陵.王栋.固体火箭发动机高速旋转试验台设计.南京理工大学学报,2005,29(5):536-53913.刘鸿文主编.材料力学.高等教育出版社，1999 14.廖念钊等主编.互换性与技术测量.中国计量出版社，200215.国家教委高等教育司编.高等学校毕业设计（论文）指导手册（机械卷）.高等教育出版社，200216.于进勇.顾文锦.张友安.导弹过载控制系统线性反演设计.弹箭与制导学报.2004.s1（4）399-40317.关为群.殷兴良.美国THAAD导弹能量管理控制机动研究.现代防御技术.2005，33（3）：43-4718.Shigley J E, Uicher J J. 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Bezdek , J.C., Pattern recognition with fuzzy objective function algorithms, New York, Plenum Press, 1981.小 结 三个月的毕业设计即将结束，在许瑛老师的指导下，经过自己的努力，我了解了试验台用途及工作原理，熟悉了试验台的设计步骤，锻炼了工程设计实践能力，培养了自己独立设计能力。此次毕业设计既是对我专业知识的一次实际检验和巩固，同时也是走向工作岗位前的一次热身，为我们今后走上工作岗位打下了基础。毕业设计让我收获很多，不仅学会了查找相关资料相关标准，分析数据，提高了自己的绘图能力，也懂得了许多经验公式的获得是前人不懈努力的结果，在整个毕业设计过程中，老师的指导和同学们的交流，让我知道了团队的力量，有了团队的力量，就有了自己的成功，这是一个即将走向社会的大学生必须学会的。但同时，毕业设计也暴露出自己专业基础的很多不足之处。比如缺乏综合应用专业知识的能力，对材料的不了解，仍有很多课题需要后辈去努力去完善。在这三个月里我也学会了如何合理的安排好自己的时间，持之以恒的把它完成。同时做毕业设计也是一个自我监督的过程,独立完成是很重要的,因为走上工作岗位后,我们不可能再去依靠别人，只有做到勤学好问，才会使自己的路越走越好。致 谢此次论文能够按时顺利地完成，得力于许瑛老师的耐心指导。他严谨治学的精神，精益求精的工作作风，深深地激励着我。从课题的选择到论文的最终完成，许老师都始终给予我细心的指导。在这为期三个月里，多次给我们辅导和答疑，不厌其烦的传授和解答，同时提供了许多相关有用的资料，并在毕业设计的构思等方面提出宝贵的意见和建议。在此谨向许老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意！在此还需要感谢大学四年中所有教导过我的老师，您们的谆谆教诲，不仅帮助我完成毕业设计，而且引导我进入机械这个行业，让我受益一生。同时还需要感谢050313班的全体同学，很荣幸能够和你们一起度过这愉快的四年大学生活，在学习上相互帮助，一起进步。在即将来到的毕业设计答辩中，给予考核的各位老师表示由衷的感谢，大学四年里，给予我知识以及其他老师和同学表示我衷心的祝福，祝各位老师和同学工作顺利，生活愉快！最后我要特别感谢我的父母，是他们含辛茹苦的把我养大并供我上完了大学，他们是伟大的！特别要感谢还有母校和所有母校的教师，是他们让我这四年里学有所成，我将不负诸位期望，将自己所学投入到祖国的建设中去。30