剪板機結(jié)構(gòu)設計【含CAD圖紙】

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Powered by the motor through a belt drive and a slowdown Gear. Design of the implementation agencies right mind crank slider, This will shears transmission rotation slider into the reciprocating linear motion, the realization of the right of sheet metal shear. Crank slider is simple in structure, easy processing, easy to maintain and repair, economic and practical advantages in machinery, equipment widely used. The design, right through the plane crank slider mathematical modeling, Turbor C programming, input slider crank agencies that such remarks parameters and the parameters of the whole movement of the simulation process. Key words: Turbor C Motion simulation Crank and slide block Cutting machine 第1章 緒 論 1.1剪板機分類剪板機的分類：機械剪板機、數(shù)控剪板機、液壓剪板機、數(shù)控擺式剪板機、數(shù)控前送料擺式剪板機、液壓擺式剪板機、超厚液壓擺式剪板機、液壓閘式剪板機、深喉口剪板機、腳踏剪板機、精密剪板機?！笆濉逼陂g，液壓剪板機在結(jié)構(gòu)與配置方面跨越了各行其道的階段，逐步向國際主流靠攏。目前多數(shù)液壓剪板機，機架采用整體焊接結(jié)構(gòu)、經(jīng)時效處理、具有良好的強度、剛度和精度保持性；采用集成式液壓系統(tǒng)伺服驅(qū)動，極大提高了機床運行的可靠性；根據(jù)被剪板料的材質(zhì)、厚度和剪切長度，自動完成剪切角度、剪切行程、刀片間隙和后擋料的調(diào)整；可配備前送料系統(tǒng)或后托料裝置，集送料、卸料于一體，有效地提高了設備自動化程度。在使用金屬板材較多的工業(yè)部門，都需要根據(jù)尺寸要求對板材進行切斷加工，剪板機主要用于剪切金屬板材，是重要的金屬板材加工機床。其不僅用于機械制造業(yè)，還是金屬板材配送中心必不可少的裝備，應用范圍特別廣泛。剪板機是借于運動的上刀片和固定的下刀片，采用合理的刀片間隙，對各種厚度的金屬板材施加剪切力，使板材按所需要的尺寸斷裂分離。常用來剪裁直線邊緣的板料毛坯，主要應用于金屬加工行業(yè)。剪板機按結(jié)構(gòu)分為閘式剪板機和擺式剪板機兩類；按傳動方式分，有機械傳動剪板機和液壓傳動剪板機兩類。剪板機目前主要有以下幾種：平刃剪板機：剪切質(zhì)量較好，扭曲變形小，但剪切力大，耗能大。機械傳動的較多，該剪板機上下兩刃彼此平行，常用于軋鋼廠熱剪切初扎方坯和板坯。斜刃剪板機：分閘式剪板機和擺式剪板機，剪切質(zhì)量較前者差，有扭曲變形，但力能消耗較前者小，適用于中大型剪板機。多用途剪板機：板料折彎剪板機，即在同一臺機器上可完成兩種工藝，假期下部進行板料剪切，上部進行折彎，也有的機器前部進行剪切，后部進行板料折彎。專用剪板機：氣動剪板機大多用在剪切線上速度快，剪切次數(shù)高。數(shù)控剪板機：直接對后擋料器進行位置編程，可進行位置校正，具有多工步編程功能，可實現(xiàn)多步自動運行，完成多工步零件一次性加工，提高生產(chǎn)效率。剪板機是通過曲柄滑塊機構(gòu)將電動機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換 滑塊的直線往復運動，對板料進行剪切加工的剪切機械，機械剪板機是金屬板料剪切的專業(yè)設備，廣泛用于汽車、造船、建材、五金機械、金屬結(jié)構(gòu)的薄板剪切下料使用，被剪切板料以抗拉強度48公斤/毫米以內(nèi)為基準，如需剪切其他高強度板料時，應相應減少剪切板料厚度。為了提高本機的整體抗拉強度，采取鋼板焊接結(jié)構(gòu)，并具有結(jié)構(gòu)緊湊等特點所以剪板機就成為各工業(yè)部門使用最為廣泛的板料剪斷設備。1.2剪板機工作原理。剪板機是借于運動的刀片和固定的刀片，采用合理的刀片間隙，對各種厚度的金屬板材施加剪切力，使板材按所需要的尺寸斷裂分離的設備。剪板機常用來剪裁直線邊緣的板料毛坯。剪切能保證被剪板料剪切表面的直線性和平行度要求，并減少板材扭曲，以獲得高質(zhì)量的工件。板金行業(yè)的下料剪切工具，廣泛適用于機械工業(yè)，治金工業(yè)，汽車、造船、電器電氣工程設備、板金加工、鋼管焊接、電子工業(yè)、航天航空工業(yè)、農(nóng)業(yè)機械制造、餐飲家具各種機械行業(yè)，主要作用就是用于金屬剪切在使用金屬板材較多的工業(yè)部門，都需要根據(jù)尺寸要求對板材進行切斷加工，所以剪板機就成為各工業(yè)部門使用最為廣泛的板料剪斷設備。上刀片固定在刀架上，下刀片固定在下床面上，床面上安裝有托球，以便于板料的送進移動，后擋料板用于板料定位，位置由調(diào)位銷進行調(diào)節(jié)。液壓壓料筒用于壓緊板料，以防止板料在剪切時翻轉(zhuǎn)。棚板是安全裝置，以防止發(fā)生工傷事故剪板機剪切后應能保證被剪板料剪切面的直線度和平行度要求，并盡量減少板材扭曲，以獲得高質(zhì)量的工件。剪板機的上刀片固定在刀架上，下刀片固定在工作臺上。 工作臺上安裝有托料球，以便于板料的在上面滑動時不被劃傷。 后擋料用于板料定位，位置由電機進行調(diào)節(jié)。 壓料缸用于壓緊板料，以防止板料在剪切時移動。 護欄是安全裝置，以防止發(fā)生工傷事故?；爻桃话憧康獨?，速度快，沖擊小。剪板機屬于鍛壓機械中的一種，主要應用在金屬加工行業(yè)。產(chǎn)品廣泛適用于：輕工、航空、船舶、冶金、儀表、電器、不銹鋼制品、鋼結(jié)構(gòu)建筑及裝潢行業(yè)。 剪板機是帶有自動送料裝置，可完成板料高效率、精密加工的機械剪板機，具有自動、高速、精密三個基本要素隨著中國加入WTO以來，我們回過頭來瞻望中國的制造業(yè)，就拿剪板機的成長來看吧剪板機床的成長越來越成為機械制造行業(yè)的中流砥柱，通用型高性能剪板機，廣泛適用于航空、汽車、農(nóng)機、電機、電器、儀器儀表、醫(yī)療器械、家電、五金。對稱傳動剪板機是一種典型的對稱傳動的機械，主要用于剪裁各種尺寸金屬板材的直線邊緣。該設備應用廣泛，具有結(jié)構(gòu)簡單，維修方便，經(jīng)濟實用的優(yōu)點。本機器的工作原理：動力源電動機通過二級傳動（一級帶輪傳動，一級齒輪傳動）減速驅(qū)動執(zhí)行機構(gòu)曲柄滑塊機構(gòu)，該機構(gòu)將電動機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為往復的直線運動，在此過程中，由切刀（固定在滑塊上）來進行對板料的切削。在這次設計中，針對該剪板機的執(zhí)行機構(gòu)曲柄滑塊機構(gòu)，通過數(shù)學建模，運用Turbor C強大的編程運算能力，研究了曲柄以勻角速度旋轉(zhuǎn)時，曲柄滑塊機構(gòu)中滑塊的位移、速度、加速度的變化規(guī)律。第2章 選擇方案對比及剪板機構(gòu)描述剪板機主要是通過滑塊上刀片的往復直線運動來實現(xiàn)切斷功能，能實現(xiàn)這個目的主要由液壓傳動和機械傳動兩種。2.1液壓傳動方案剪板機液壓傳動系統(tǒng)原理圖如圖2.1所示，其原理：手動換向閥6推向左位（即左位接入系統(tǒng)），此時活塞在壓力油的作用下向下運動，對板料進行剪切加工，當加工完成后，將閥6手柄推向右位（即右位接入系統(tǒng)），活塞向上運動，即刀片上抬，到了一定位置，將閥6手柄推入中位，這樣活塞就停留在此位置不動。然后剪切第二次時，重復上述操作。手動換向閥6也可改為電氣控制的換向閥，從而實現(xiàn)自動連續(xù)剪切，提高效率。圖2.1 液壓傳動系統(tǒng)原理圖液壓剪板機采用液壓傳動，使機器工作時平穩(wěn)，噪聲小，安全可靠，可以進行單次連續(xù)剪切，剪板厚度也較機械傳動的厚，但是液壓系統(tǒng)是利用液體作為中間介質(zhì)來傳遞動力的，剪切力大時，油壓也相應的高，對液壓元件的精度、強度要求也高，制造成本也相應的較高，而且液壓系統(tǒng)不可避免的存在，泄露問題，會造成污染，油溫的變化會引起油液粘度變化，影響液壓傳動工作的平穩(wěn)性，所以適應環(huán)境能力小。另外，液壓剪板機的維修也不方便，需要掌握一定的專業(yè)知識，因此此次設計不選用此方案。2.2機械傳動方案2.2.1凸輪機構(gòu)方案圖2.2 凸輪機構(gòu)原理圖凸輪機構(gòu)的工作原理如圖2.2所示：主軸的轉(zhuǎn)動帶動凸輪傳動，凸輪升程時推動滑塊（即刀片）作剪切動作。回程時，滑塊在彈簧的作用下上升到開始位置，準備下一個動作循環(huán)。凸輪機構(gòu)的優(yōu)點是可以根據(jù)從動件的運動規(guī)律來選擇機構(gòu)的尺寸和確定凸輪輪廓線。缺點是凸輪機構(gòu)一般用于控制機構(gòu)而不是用于執(zhí)行機構(gòu)，因為其工作壓力不能太大，否則會嚴重磨損凸輪的輪廓及推桿，導致該機構(gòu)不能實現(xiàn)預期的動作要求，不能保證機器的穩(wěn)定性，因此該方案不予采用。2.2.2曲柄連桿機構(gòu)方案曲柄連桿機構(gòu)的工作原理如圖2.3所示：通過主軸轉(zhuǎn)動帶動曲柄轉(zhuǎn)動，曲柄通過連桿使滑塊作上下往復運動，實現(xiàn)剪切動作。 該機構(gòu)具有結(jié)構(gòu)簡單、加工容易、維修方便、經(jīng)濟實用的優(yōu)點，故采用此方案即曲柄滑塊機構(gòu)作為執(zhí)行機構(gòu)比較合適。2.3剪板機構(gòu)設計描述剪切過程如圖所示，板料在剪板機的上.下剪切刀作用下受剪切產(chǎn)生分離變形。剪切時下剪刀固定不動，上剪刀向下運動。開始剪切時，上剪刀刀刃壓入板料，產(chǎn)生一對剪力F及相應的力矩Fd，迫使被剪板料轉(zhuǎn)動。但在轉(zhuǎn)動過程中受到剪刀側(cè)面的阻擋，在剪刀的另一側(cè)面也產(chǎn)生一對側(cè)推力Ft及相應的力矩Ftc，其方向阻止板料的轉(zhuǎn)動。開始剪切時，板料轉(zhuǎn)角隨壓入深度的增大而增大，而力矩Ftc也隨之增大，故剪刀壓入一定深度后有Fd=Ftc，這時被剪板料就不再轉(zhuǎn)動，直至在剪力作用下被剪斷為止。這種剪切板料的設備稱為剪切機。圖2.3 曲柄滑塊機構(gòu)原理圖 剪板機屬于直線剪切機類型，主要用于剪切各種尺的金屬板材的直線邊緣。由于剪板機上設有后擋料裝置或前擋料裝置，顧可以對板料進行定尺寸剪切。 剪板機可以按其工藝用途和結(jié)構(gòu)類型分類如表2.4所示。剪切過程示意圖2.4剪板機的技術(shù)參數(shù)剪板機可剪板料厚度手剪板機構(gòu)件強度限制，最終取決于剪切力。影響剪切力的因素很多，如刃口間隙，刃口鋒利程度。剪切面的寬度等，而最主要的還是被剪材料的強度。略去一些次要因素則剪切力與其主要因素的關(guān)系為式中被剪材料抗拉強度值； t被剪材料厚度； 剪切角； k系數(shù)；通常剪切強度標準計算值為500MPa，在剪切力及其他因素確定的條件下，可以得到剪板機剪板料的最大厚度。目前國內(nèi)外剪板機的最大剪切厚度為32毫米以下，厚度過大對設備利用率和經(jīng)濟性來說是不可取的。剪切方式按剪切要求此類剪板機通常采用斜刃刀片，斜刃剪切是采用漸入剪切的方式如圖2.5所示，故瞬間剪切尺寸小于板料寬度。剪板機上、下刃口不平行，上、下刃口間的夾角稱為剪切角一般為0.5度到4度。剪切角與剪切力及板料變形有關(guān)，剪切角不同，剪切行程隨之改變，有些液壓剪切機的剪切角度是可調(diào)的，以適應不同情況。剪切角減小后，剪切行程也相應減小，行程次數(shù)即可提高從而提高生產(chǎn)率。斜刃剪切質(zhì)量不如平刃剪切，有扭曲變形現(xiàn)象，但是剪切力和能力消化比平刃要小得多，故斜刃剪切在中、大型剪板機中采用。圖2.4斜刃剪切可剪板寬 可剪板寬是指剪板機剪刃方向，一次剪切完板料的最大尺寸，它參照鋼板寬度和使用廠家的要求制定（可剪切寬度小于剪刃長度），這種剪切方式稱為橫切方式。縱切方式為多次接觸剪切，只要條料寬度小于剪板機只要條料寬度小于剪板機的凹口喉口，剪切尺寸不受限制。隨著工業(yè)的發(fā)展，要求剪板寬度不斷增大，目前剪板機寬度為0000毫米的剪板機已經(jīng)比較普遍，國外最大板寬已達10000毫米。用剪板機剪切沖壓加工用的條料，長度為2000以下時，剪板機剪切條料寬度最小公差如表格2.6所示。表2.6剪切調(diào)料寬度最小公差厚度t/mm剪裁條料寬度/mm2525-5050-100100-200寬度最小公差0.5一下0.30.30.40.50.-10.40.40.50.61-20.50.50.60.72-30.60.60.70.73-40.80.81.04-51.01.35-61.31.2采用縱切方式對剪板機的喉口深度會有要求，如圖2.7所示。目前剪板機趨勢是減少喉口深度，以提高機架的剛度。行程次數(shù)行程次數(shù)直接關(guān)系到生產(chǎn)效率，隨著生產(chǎn)發(fā)展及各種上、下料裝置的出現(xiàn)，要求剪板機應該具有較高的行程次數(shù)對于機械傳動的小型剪板機，一般要達到50次每分鐘以上。 圖2.72.4本章小結(jié)本章主要介紹剪板機的液壓傳動方案和機械傳動方案，從中了解凸輪機構(gòu)和曲柄滑塊機構(gòu)和減半機構(gòu)。對剪板機的的技術(shù)參數(shù)、剪切方式、可剪板寬、剪切角度進行了確定。 第3章 剪板機總體傳動方案 綜合考慮，本次剪板機設計的總體方案為電動機經(jīng)過一級帶輪減速及一級齒輪減速驅(qū)動主軸上的曲柄滑塊機構(gòu)，使滑塊作往復運動，進行剪切動作，剪板機的剪切力是10噸，行程為22mm，每分鐘剪板30次。設計傳動系統(tǒng)圖如圖3.1所示。圖3.1 系統(tǒng)傳動簡圖3.1電動機的選擇3.1.1電動機類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇本次設計所選用的電動機的類型和機構(gòu)形式應根據(jù)電源種類、工作條件、載荷大小和性質(zhì)變化、啟動性能、制動、正反轉(zhuǎn)的頻率程度等條件來選擇。電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源,因此,無特殊要求時,均應采用三相交流電動機。其中異步電動機是交流電動機的一種,它是把電能轉(zhuǎn)化為機械能的一種動力機械,一般以三相異步交流電動機應用最廣泛。Y系列三相異步電動機為封閉式三相異步電動機,能防止灰塵、鐵屑或其它雜物侵入電機內(nèi)部，效率高，耗能少，性能好，噪音低，振動小，體積小，重量輕，運行可靠，維修方便。不僅使用于水泵、鼓風機、金屬切削機床及運輸機械,更使用于灰塵較多、水土飛濺的地方,如碾米機,磨粉機,脫殼機及其它農(nóng)業(yè)機械,礦山機械等。根據(jù)工作環(huán)境和要求,選用Y系列三相異步電動機。3.1.2電動機功率的選擇電動機的容量選擇的是否合適,對電動機的正常工作和經(jīng)濟性都有影響。容量選的過小,不能保證工作機的正常的工作或使電動機因過載而過早的損壞;而容量選的過大,則電動機的價格較高,能力又不能充分利用,而且由于電動機經(jīng)常不滿載運行,其效率和功率因數(shù)都較低,增加電能消耗而造成能源的浪費。該剪板機的剪切力為10噸，根據(jù)諾沙里公式：= （3.1）式中 剪切力 =101039.8=98000N 被剪板料強度極限，實際中的板料=500N/mm 被剪板料延伸率，=25% 被剪板料厚度 上刀刃傾斜=2 被剪部分彎曲力系數(shù)，=0.95 前刃側(cè)向間隙相對值，=0.083 壓具影響系數(shù)x=7.7把已知數(shù)據(jù)代入式（3.1） 解得：=4.63mm根據(jù)文獻資料得，Q11型剪板機技術(shù)參數(shù)，類比實習時工廠的樣機，選取電動機的功率為5.5kW。轉(zhuǎn)速的確定：由于傳動由皮帶和齒輪組成的。按推薦的傳動副傳動比較合理的范圍，取三角帶傳動比=24。二級圓柱齒輪減速器傳動比=840，則總傳動比合理范圍為 =16160,則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為：= =(16160)=4804800r/min查表19.1 Y系列三相異步電動機的技術(shù)數(shù)據(jù),選取Y132-M2-6型電動機比較合適,其技術(shù)參數(shù)如下:功率為5.5kW，級數(shù)為6，滿載時的電流、轉(zhuǎn)速、效率分別為12.6A、960r/min、85.3%。3.1.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)總傳動比 = （3.2）=式中三角帶傳動比圓柱齒輪傳動比取=4 =計算各軸轉(zhuǎn)速 = r/min= r/min計算各軸的功率查得4各部件傳動效率為：圓柱齒輪：0.940.96 =0.95 三角帶傳動：0.940.96 =0.955 軸承(每對)：0.970.99 =0.98 則總傳遞效率為：= = = =5.15kW= =4.79kW各軸轉(zhuǎn)矩 = 式中電動機轉(zhuǎn)矩；電動機功率；滿載轉(zhuǎn)速6； = = Nm =Nm= = Nm= Nm= Nm3.2本章小結(jié) 本章主要根據(jù)了對上一章幾個方案對比確定了剪板機的總體傳動方案。從中選擇了電動機類型和結(jié)構(gòu)，規(guī)定了電動機的功率從中進行了計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算。第4章 帶傳動的設計及計算在同樣的張緊力下，V帶傳動較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力，V帶傳動允許的傳動比較大，結(jié)構(gòu)簡單較緊湊，造價低廉，傳動平穩(wěn)以及緩沖吸振等優(yōu)點。4.1 確定計算功率 = (4.1) =kW 式中 傳動的額定功率（）工作情況系數(shù)查文獻資料，載荷變動較大，軟啟動每天工作時間小于10小時，取=1.2。4.2 選擇帶型根據(jù)=6.6kW和主動帶輪（小帶輪）轉(zhuǎn)速= r/min，由文獻資料中選定A型V帶。4.3 確定小帶輪的基準直徑4.3.1初選小帶輪的基準直徑查參考文獻4取主動輪基準直徑=mm。4.3.2驗算帶的速度= = =m/s 由于過小，表示所選的過小，這將使所需要的有效拉力過大，即所需要的跟數(shù)過多，于是帶輪的寬度，軸徑及軸承的尺寸都要隨之增大。 取=mm= =m/s =m/s4.3.3計算從動輪的基準直徑=640mm并按照V帶輪的基準直徑系列進行圓整,圓整后=640mm4.4 確定中心距和帶輪的基準長度由于中心距未給出,可根據(jù)傳動的結(jié)構(gòu)需要初步中心距取 代入=mm , =mmmm取=mm =mm,根據(jù)帶傳動的幾何關(guān)系,按下式計算所需帶的基準長度 + + (4.2)mm=mm由參考文獻7表33.19取=mm，由于V帶的中心距一般是可以調(diào)整的,故采用下式進行近似計算=mm=mm 考慮安裝調(diào)整和補償預緊力(如帶伸長而松弛后的緊張)的需要，中心距的變化范圍為=mmmm =mm=mm。 4.5驗算主動輪上的包角 根據(jù)對包角的要求，應保證 主動輪上的包角滿足要求。4.6確定帶的根數(shù) (4.3)式中 包角系數(shù)，查得0.91長度系數(shù)，查得1.13單根V帶的基本額定功率，查得0.94kW單根V帶額定功率的增量,查得0.5kW4代入數(shù)據(jù)得=根4.7 確定帶的預緊力考慮離心力不利的影響，和包角對所需預緊力的影響，單根V帶的預緊力為= (4.4)式中V帶單位長度的質(zhì)量，查得=0.10kg/m=N由于新帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時的預緊力應為上述預緊力的1.5倍。4.8計算帶傳動作用在軸上壓軸力為了設計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的力。如果不考慮帶的兩邊的拉力差，則壓軸力可以近似的按帶的預緊力的合力來計算，即= 式中： 帶的根數(shù) 單根帶預緊力 主動輪上的包角= N=1437.3N4.9 帶輪結(jié)構(gòu)的設計4.9.1小帶輪的結(jié)構(gòu)設計1.材料：HT2002.確定帶輪的形式由參考文獻6得：電機軸=38mm，電機軸伸出長度為E=80mm，且已知小帶輪的基準直徑=160mm，2.5=2.538mm=95mm2.5300mm所以小帶輪采用腹板式結(jié)構(gòu)。帶輪的基準直徑為160mm，外徑=168mm。3.輪槽的尺寸查文獻得帶輪的輪槽尺寸如下：輪槽基準寬度=11.0mm基準線上槽深=2.75mm基準線下槽深 =8.7mm槽間距=150.3mm 第一槽對稱面至端面的距離=mm最小輪緣厚=6mm輪槽角=38輪槽結(jié)構(gòu)如圖4.1所示。圖4.1 輪槽結(jié)構(gòu)4.確定小帶輪外形尺寸帶輪寬： =(5-1)15+210mm=80mm帶輪外徑：=160+24mm=168mm輪緣外徑： =(1.82) =(1.82)38mm=(68.476)mm，取=70mm輪轂長度： 因為=80mm1.5=1.538mm=57mm 所以=(1.52) =(1.52)38mm=(5776)mm，取=60mm。 =(1/7-1/4) =(1/7-1/4)80mm=(11.4320)mm 取=15mm小帶輪的結(jié)構(gòu)如圖4.2 圖4.2 小帶輪結(jié)構(gòu)4.9.2大帶輪的結(jié)構(gòu)設計1、材料：HT2002、確定帶輪的結(jié)構(gòu)形式初選大帶輪的軸徑=35mm，已知大帶輪的基準直徑=640mm300mm，所以大帶輪選用輪輻式結(jié)構(gòu)。 3、輪槽尺寸同小帶輪。4、輪緣及輪轂的尺寸：帶輪寬： =(5-1)15+210mm=80mm帶輪外徑：=640+24mm=648mm輪轂外徑：=(1.82)=(1.82)35mm=(6370)mm，取=70mm輪轂長度：因為=80mm1.5=1.535mm=52.5mm 所以=(1.52) =(1.52)38mm=(5776)mm，取=60mm。 = (4.5)式中： 傳遞的功率，為5.15kW 帶輪的轉(zhuǎn)速，為240r/min 輪輻數(shù)，取4=mm=50.8mm=0.8=0.850.8mm=40.6mm=0.4=0.450.8mm=20.3mm=0.8=0.820.3mm=16.2mm=0.2=0.250.8mm=10.2mm=0.2=0.240.6mm=8.1mm大帶輪的結(jié)構(gòu)如圖4.3 圖4.3 大齒輪機構(gòu)5.0本章小結(jié) 本章主要確定了帶傳動設計和計算，對帶傳動的功率、選擇帶型和小帶輪的基準直徑、中心距、帶著根數(shù)、帶著預緊力、主動輪上包角進行計算確定。從而對帶輪結(jié)構(gòu)和傳動作用在軸上壓軸力進行設計規(guī)范。第5章 軸的設計 軸是組成機器的主要零件之一。一切做回轉(zhuǎn)運動的傳動零件，都必須安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞，軸主要是支撐回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和動力。軸按照承受載荷的不同，可分為以下三類：（1）轉(zhuǎn)軸既承受彎矩又承受扭矩。 （2）心軸只承受彎矩不承受扭矩。 （3）傳動軸只承受扭矩不承受彎矩。按軸線形狀的不同，可分為兩種：（1）曲軸通過連桿可以將旋轉(zhuǎn)運動改變?yōu)橥鶑椭本€運動，或作相反的運動變換。（2）直軸又可按外形分為光軸和階梯軸。本次設計的剪板機采用的是直軸。5.1主動軸設計5.1.1軸的材料軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼廉價，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學處理的辦法提高耐磨性和抗疲勞強度。在載荷一定的情況下，好的材料能提高軸的工作性能及壽命，但同時要考慮到材料的經(jīng)濟性，故采用45號鋼，并做調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻8得 =103126，取=116，=60MP。軸的失效形式：主要有斷裂、磨損、超過允許范圍的變形和振動等，對于軸的設計應滿足下列要求：1. 足夠的強度。2. 足夠的剛度。3. 振動的穩(wěn)定性4。5.1.2 軸徑的最小許用值根據(jù)扭轉(zhuǎn)強度條件計算公式9 (5.1)=116=62.94mm5.1.3確定軸上的零件的裝配方案深溝球軸承、套筒和軸端擋圈從軸的左端依次安裝，深溝球軸承、套筒、齒輪、軸端擋圈從軸的右側(cè)依次安裝。軸承選擇6014型深溝球軸承。5.1.4 軸上的零件定位1. 軸向定位軸上的零件是以軸肩、套筒來保證的。2. 周向定位限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，本次設計采用鍵來固定。5.1.5軸各段直徑和長度的確定類比工廠樣機，確定主軸的各段直徑及長度5.2軸的設計5.2.1材料選擇類比主軸，選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。5.2.2軸徑的最小許用值 (5.2)=116mm=32.24mm5.2.3繪制軸上零件的裝配圖及軸的結(jié)構(gòu)圖5.2.4確定軸上零件的裝配方案軸承、套筒、皮帶輪、軸端擋圈從左端向右依次安裝。軸承、套筒、齒輪、軸端擋圈依次從軸的右端向左安裝，軸承選擇6007型深鉤球軸承。傳動軸的零件裝配及軸的機構(gòu)如圖5.1所示。5.2.5軸的強度校核計算1.輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T=4.79 kW ， =30r/min ， =1510.19 Nm2.求大齒輪上所受的力、大齒輪與小齒輪相互作用，依據(jù)牛頓第三定律=-，= 圖5.1 傳動軸的結(jié)構(gòu)及裝配圖 =2204.81/(10010-3)N=4096.2N(d為小齒輪的分度圓直徑)= =4096.2tg20N=1490.89N所以=+4096.2N，=-1490.89N軸上曲柄的作用力，由于制動帶的作用，傳到曲柄上的轉(zhuǎn)矩只有主軸的1/3，作用在雙曲柄的徑向力，為= /(32)=1510.19/(30.112)N=2288.17N3. 主軸的受力分析主軸的受力如圖5.2所示，由圖根據(jù)物體的平衡條件可知 已知：=117，=404，=144，=-1490.89N，=2288.17N，=4096.2N解方程組得=141.25N，=-4237.45N，=-2339.58N，=-745.87N=4237.45(135+1180+135)50/(135+1180+135+50)=204810.08Nmm=2339.58135Nmm=315843.3 Nmm=2339.58(135+1180)-2288.171180 Nmm=376507.1 Nmm=2339.58(135+1180+135)-2288.171180-2288.17135 Nmm=383447.45 Nmm由圖可以看出C截面為最危險截面，按第四強度理論校核=圖5.2 主軸的受力分析圖=MPa=40.49MPa-1=60MPa 安全5.3本章小結(jié) 本章主要對剪板機的軸進行了設計。從而對剪板機主動軸的材料、軸徑最小許用值、軸上的零件定位進行了確定并且繪制軸上的零件裝備圖以及軸的結(jié)構(gòu)圖，最終對軸的強度進行校核計算。第6章 齒輪設計齒輪傳動是機械傳動中最重要最常用傳動之一,效率高,機構(gòu)緊湊,工作可靠,壽命長,傳動比穩(wěn)定。缺點是造價高，安裝精度高，易磨損。6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)6.1.1齒輪類型的選擇根據(jù)設計的傳動方案選擇直齒圓柱齒輪傳動。6.1.2齒輪材料的選擇由于機器工作時屬于中等沖擊，選取大小齒輪的材料均為45Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度：小齒輪271316HBS，大齒輪為241286HBS，取中間值，則大齒輪為263.5HBS，小齒輪為293.5HBS。6.1.3選取精度等級 因其表面經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理，故選用8級精度。6.1.4選擇齒數(shù)選小齒輪齒數(shù)為Z1=20，大齒輪齒數(shù)Z2=uZ1=820=1606.2按齒面接觸強度設計由設計公式進行試算，既： 2.23 (6.1)6.2.1確定公式內(nèi)的各個計算數(shù)值試選載荷系數(shù)=1.3計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=95.5105Nmm=2.049105 Nmm選取齒寬系數(shù)=0.6材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa 接觸疲勞強度按齒面硬度查得大齒輪接觸疲勞強度極限=610MPa，小齒輪的接觸疲勞強度極限=650MPa計算應力循環(huán)次數(shù)=602401（303008）=1.0368109=0.1296109接觸疲勞強度查得4=1.0, =1.1計算接觸疲勞許用應力取失效效率為1%，安全系數(shù)=1，有=1.0650=650MPa=1.1610=671MPa6.2.2計算小齒輪分度圓直徑將以上所有數(shù)據(jù)代入公式(7-1)有d1t2.23 =2.32 =81.016mm計算圓周速度= =m/s=1.018m/s計算齒寬=0.681.016=48.610mm計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù) =4.051mm齒高 =2.25=2.254.051mm=8.041mm=48.610/9.115=5.333計算載荷系數(shù)根據(jù)=1.081mm/s，8級精度，查得動載系數(shù)=1.1;直齒輪假設100N/mm;由表查得=1.2；=1.5；查得齒向載荷分配系數(shù)用內(nèi)差法得 =1.23，并且=4.44，8級精度，并調(diào)質(zhì)處理，查得彎曲強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)=1.16；故載荷系數(shù) =1.51.11.21.23=2.4354按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 =81.016mm=99.87mm計算模數(shù) =mm=4.99mm6.3按齒根彎曲強度設計由齒根彎曲強度的設計公式： (6.2)6.3.1確定公式內(nèi)各計算數(shù)值彎曲疲勞強度查得8小齒輪的彎曲疲勞強度極限=426MPa。大齒輪的彎曲疲勞強度極限=430MPa。彎曲疲勞壽命系數(shù)查得=0.88，=0.9。計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) =1.4 由得=267.77MPa=276.4MPa載荷系數(shù)K =載荷系數(shù) =1.51.11.21.116=2.297。計算大、小齒輪的并加以比較=0.01621=0.01422小齒輪的數(shù)值大 6.3.2設計計算=3.99mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得模數(shù)3.99并就近圓整為標準植m=4mm。按接觸強度算得的分度圓直徑d1=99.87mm，算出小齒輪齒數(shù)=25大齒輪齒數(shù) =825=200 取Z2=2006.4 幾何尺寸計算6.4.1計算分度圓直徑=254=100mm=2004=800mm6.4.2計算中心距=450mm6.4.3計算齒輪寬度=0.6100=60mm為防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大大齒輪的工作載荷，常將小齒輪的齒寬在圓整數(shù)值的基礎(chǔ)上人為地加寬510mm故取小齒輪的齒寬=65mm大齒輪的齒寬=60mm。6.5 驗算=N=4098N= N/mm =102.45N/mm100 N/mm合適。6.6 結(jié)構(gòu)設計及繪制齒輪零件圖6.6.1對小齒輪的結(jié)構(gòu)設計計算小齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)齒頂高 =41 mm =4mm 齒根高 =4（1+0.25） mm =5mm 齒全高 =12+15mm=27mm 齒頂圓直徑 =100+24mm =108mm 齒根圓直徑 =100-25mm =90mm 由于小齒輪直徑不大，且中間有軸傳動，故選用實心結(jié)構(gòu)的齒輪。壓力角 =20齒距 =3.144mm =12.56mm 基圓直徑 =100cos20mm =93.97mm 基圓齒距 =12.56cos20mm =11.80mm 齒厚 =12.56/2mm =6.28mm 齒槽寬 =12.56/2mm =6.28mm 頂隙 =40.25mm=1.0mm因為小齒輪的齒頂圓直徑 =108mm160mm，所以小齒輪可以做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪4。小齒輪的結(jié)構(gòu)如圖6.1所示。6.6.2對大齒輪的機構(gòu)設計 計算大齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)齒頂圓直徑 =800+24mm=800mm 齒根圓直徑 =800-25mm =790mm 由于大齒輪的齒頂圓直徑=790mm在4001000mm之間，所以選用輪輻式結(jié)構(gòu)的齒輪4。圖6.1 小齒輪結(jié)構(gòu)圖輪輻的設計輪輻數(shù)取= 65mm因為大齒輪的材料為鑄鋼，所以=1.665mm=104mm=(1216)mm 取=15mm=(1518)mm 取=16mm=0.8104mm=52mm 取=52mm=0.852mm=41.6mm 取=41.6mm=52/5mm=10.4mm 取=10.4mm=52/6mm=8.7mm 取=8.7mm=0.552=26mm 取=26mm=97.5=60mm 取=60mm大齒輪如圖6.2所示：圖 6.2 大齒輪結(jié)構(gòu)圖6.7本章小結(jié) 本章主要對剪板機的齒輪進行了設計，從而選定了齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。對齒面接觸強度、齒根彎曲強度、幾何尺寸進行了計算和驗算并且對剪板機齒輪設計的這些參數(shù)繪制了零件圖。第7章 曲柄連桿機構(gòu)設計 曲柄連桿機構(gòu)是曲柄剪板機的典型機構(gòu)，這一機構(gòu)將剪板機傳動系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)檫B桿的往復運動，實現(xiàn)剪切工藝。同時，機構(gòu)還具有力的放大作用（即工作載荷大于傳動系統(tǒng)輸入的作用力），滿足剪板機瞬時峰值力的要求。 7.1材料的選擇 由于曲柄連桿機構(gòu)需要承受10噸的沖壓力，應選擇剛度較大的鋼，選擇45號鋼，應力=238MPa, =238MPa, =142MPa。7.2確定曲柄連桿桿件長度 已知搖桿的行程為22mm，本次設計采用對心曲柄連桿機構(gòu)，如圖7.1所示。所以曲柄長=/2=22/2mm=11mm。機構(gòu)在圖7.1所示位置時的傳動角=90-，為了保證曲柄連桿的性能， 40。圖7.1 曲柄連桿機構(gòu)示意圖 由圖8-1可知：=因為40，所以 / / 的最大值為1 / 11/mm=14.36mm類比工廠樣機，選=400mm。7.3結(jié)構(gòu)設計參考工廠樣機，確定曲柄連桿的機構(gòu)，如圖7.2所示 圖7.2 曲柄連桿的機構(gòu)7.4強度校核 該剪板機的剪切力為10噸，因此=101039.8N=9.8104N 由于轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的最大力發(fā)生在曲柄與導軌垂直的位置14，作用在曲柄上的力 =/ (-安全適用系數(shù)取1.2)=1.29.8104/N=11.76104N =11.76N 因為采用雙曲柄傳動，所以=/2=11.76104/2N=5.88104N=/=5.8104/238mm2=247mm2 從圖8-2可以看出30處是該機構(gòu)的最薄弱環(huán)節(jié)，其面積=（70-30）35mm2=1400mm2247mm2，因此滿足強度要求。 曲柄連桿上連接部分剪切強度校核=/=9.8104/142mm2=690mm2= =(30/2)2=706.5 安全。所以曲柄連桿機構(gòu)結(jié)構(gòu)設計合理。7.5電動機的校核由以上的計算可知作用在曲柄上的最大力為11.76104N，曲柄對主軸的轉(zhuǎn)矩=11.761041110-3Nm=1293.6Nm。 電動機提供的轉(zhuǎn)矩經(jīng)皮帶和齒輪傳遞到主軸的轉(zhuǎn)矩=1510.19Nm， 所以電動機的選擇符合設計要求。7.6建立曲柄連桿機構(gòu)的數(shù)學模型曲柄連桿機構(gòu)的數(shù)學模型如圖7.3所示，已知常量：曲柄的長度 =11mm，連桿長度=400mm，曲柄旋轉(zhuǎn)角度= =30，連桿與x軸所夾的角度=90 圖 7.3 曲柄連桿的數(shù)學模型7.6.1建立位移方程建立位移方程15：將矢量方程轉(zhuǎn)化為解析形式，有 （7.1）已知，解方程組（7.1）得當0時=當0時=+當=0時=，7.6.2建立速度方程對方程組（7.1）兩邊對時間求導，整理得 （7.2）已知解方程組（7.1）得7.6.3建立加速度方程對方程組（7.2）兩邊對時間求導整理得 （7.3）已知，解方程組（7.3）得 表7.1 曲柄連桿機構(gòu)運動特性曲柄的角位移T（）連桿的位移A3（mm）連桿的速度V3（mm/s）連桿的加速度Y3（mm/s2）0399.84872457.5958638.29636745407.70254541.518524-213.24461490411.0000000.0000000-309.864441135407.702545-41.518520-213.244629180399.848724-57.5958638.296367225392.146179-39.934326213.241531270389.000000-0.0000002293.278015315392.14621039.934341213.241455360399.84872457.5958638.2963147.7本章小結(jié) 本章了解了剪板機的曲柄滑塊，對曲柄滑塊機構(gòu)進行了設計，從中對材料的選擇、曲柄滑塊桿件長度確定和電動機校核，并且對曲柄滑塊機構(gòu)進行相對數(shù)學模型設計計算。結(jié) 論 經(jīng)過為期十周的畢業(yè)設計，我對四年來所學的機械理論知識有了進一步的理解。剛開始學這些理論知識時，總感覺很乏味，不知道它的價值在哪，導致學習熱情不高，只是為了完成學習任務，學習效率也很低。在這次設計中，我又回顧了四年來我們學過的所有知識，并把它們綜合起來，應用在設計中的各個環(huán)節(jié)，我感覺這些知識活了起來，它們不再是枯燥無味的了，在設計中遇到每個難題，我在它們中間都能找到答案，我越來越喜歡這門科學了。 近幾年來，機械工業(yè)迅速發(fā)展，結(jié)合計算機技術(shù)后，這個行業(yè)的技術(shù)水平也越來越高，機器的自動化、智能化程度也越來越高。在這次設計中，我嘗試著運用計算機編程實現(xiàn)對曲柄滑塊機構(gòu)的運動仿真，探索了曲柄滑塊輸入量和輸出量之間的關(guān)系，當由于經(jīng)驗不足，能力有限，分析的過程和結(jié)果有許多不盡人意的地方，但我已盡了最大的努力，而且在這個過程中，我也收獲了很多。 我相信，只要我繼續(xù)保持在這次設計中的刻苦創(chuàng)新精神，努力學習，不斷的要求自我，改造自我，進入社會后，遇到再大的困難，我也能冷靜的面對，找到解決問題的方法，不斷鍛煉自己，成為一個有所作為的機械人，為社會和國家服務！參考文獻1 俞新陸，何德譽鍛壓手冊，第3卷，鍛壓車間設備M北京：機械工業(yè)出版社，2002.52 左健民液壓與氣壓傳動第三版M北京：機械工業(yè)出版社,2006.43 孫桓，陳作模機械原理