剪板機結構設計【含CAD圖紙】

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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 要摘…………………………..……………………………………………………Ⅰ ABSTRACT……..…………………………………………………………………Ⅱ 第1章緒論 1 1.1剪板機分類 1 1.2剪板機工作原理 2 第2 章選擇方案對比 4 2.1液壓傳動方案 4 2.2機械傳動方案 4 2.2.1凸輪機構方案 5 2..2.2曲柄滑塊機構方案. 5 2.3剪板機結構設計描述 5 2.4本章小結 9 第3章總體傳動方案 10 3.1電動機的選擇 10 3.1.1電動機類型結構形式的選擇 10 3.1.2 電動機功率的選擇 10 3.1.3計算傳動裝置運動和動力參數 12 3.2本章小結 12 第4章帶傳動的設計及計算 14 4.1確定計算功率 14 4.1選擇帶型 14 4.3確定小帶輪的基準直徑 14 4.3.1初選小帶輪的基準直徑 14 4.3.2計算帶的速度 14 4.3.3計算從動輪的基準直徑 15 4.4確定中心距a和帶輪的基準長度 15 4.5驗算主動輪上的包角 16 4.6確定帶的根數 16 4.7確定帶的預緊力 16 4.8計算帶傳動作用在軸上的壓軸力 17 4.9帶輪結構的設計 17 4.9.1小帶輪的結構設計 17 4.9.2大帶輪的結構設計 19 5.0本章小結 20 第5章軸的設計 21 5.1主動軸設計 21 5.1.1軸的材料 21 5.1.2軸頸的最小許用值 21 5.1.3確定軸上的零件的裝配方案 22 5.1.4軸上零件定位 22 5.1.5軸各段直徑和長度的確定 22 5.1.6繪制主軸上零件的裝配圖及軸的結構圖 22 5.1.7軸的強度校核計算 22 5.2從動軸的設計 22 5.2.1材料選擇 22 5.2.2軸頸的最小許用值 22 5.2.3確定軸上零件的裝配方案 22 5.2.4繪制從動軸上零件的裝配圖的結構圖 22 5.2.5軸的強度校核 22 5.3本章小結 25 第6章齒輪設計 26 6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 26 6.1.1齒輪類型的選擇 26 6.1.2齒輪材料的選擇 26 6.1.3選取精度等級 26 6.1.4選擇齒數 26 6.2按齒面接觸強度設計 26 6.2.1確定公式內容計算數值 26 6.2.2計算 27 6.3按齒根彎曲強度設計 28 6.3.1確定公式內容計算數值 29 6.3.2設計計算 29 6.4幾何尺寸計算 30 6.4.1計算分度圓直徑 30 6.4.2計算中心距 30 6.4.3計算齒輪寬度 30 6.5驗算 30 6.6結構設計及繪制齒輪零件圖 31 6.6.1對小齒輪的結構設計 31 6.6.2對大齒輪的機構設計 31 6.7本章小結 33 第7章曲柄滑塊機構設計 34 7.1材料的選擇 34 7.2確定曲柄滑塊機構桿件長度 34 7.3結構設計 35 7.4強度校核 35 7.5電動機校核 36 7.6建立曲柄滑塊機構的數學模型 36 7.6.1建立位移方程 37 7.6.2建立速度方程 37 7.6.3建立加速度方程 37 7.7本章小結 38 結論 39 參考文獻 40 致謝 41 摘 要 該設計的對稱傳動剪板機，其沖剪力為10噸，滑塊的行程為22mm，每分鐘剪切30次。由電動機提供動力，經過一級帶傳動和一級齒輪傳動減速。設計中采用的執(zhí)行機構為對心曲柄滑塊機構，這一機構將剪板機傳動系統的旋轉運動轉變?yōu)榛瑝K的往復直線運動，實現對板料的剪切。曲柄滑塊機構具有結構簡單、加工容易、維修方便、經濟實用的優(yōu)點，在機械設備中應用廣泛。本設計中，通過對平面曲柄滑塊機構的數學建模，用Turbor C編程，輸入曲柄滑塊機構的機構參數和運功參數，實現對整個機構運動過程的仿真。 關鍵詞：Turbor C 運動仿真 曲柄滑塊 剪板機  ABSTRACT The design of symmetric transmission shears, shear-to 10 tons, the itinerary for the slider 22 mm per 30 minutes shear. 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、數控剪板機、液壓剪板機、數控擺式剪板機、數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，液壓剪板機在結構與配置方面跨越了各行其道的階段，逐步向國際主流靠攏。目前多數液壓剪板機，機架采用整體焊接結構、經時效處理、具有良好的強度、剛度和精度保持性；采用集成式液壓系統伺服驅動，極大提高了機床運行的可靠性；根據被剪板料的材質、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整；可配備前送料系統或后托料裝置，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)。剪板機按結構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，剪切次數高。 數控剪板機：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，可實現多步自動運行，完成多工步零件一次性加工，提高生產效率。 剪板機是通過曲柄滑塊機構將電動機的旋轉運動轉換 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、金屬結構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，采取鋼板焊接結構，并具有結構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，位置由調位銷進行調節(jié)。液壓壓料筒用于壓緊板料，以防止板料在剪切時翻轉。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、鋼結構建筑及裝潢行業(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，具有結構簡單，維修方便，經濟實用的優(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）減速驅動執(zhí)行機構—曲柄滑塊機構，該機構將電動機的旋轉運動轉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—曲柄滑塊機構，通過數學建模，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時，曲柄滑塊機構中滑塊的位移、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切斷功能，能實現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），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），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，從而實現自動連續(xù)剪切，提高效率。 圖2.1 液壓傳動系統原理圖 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，但是液壓系統是利用液體作為中間介質來傳遞動力的，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凸輪機構方案 圖2.2 凸輪機構原理圖 凸輪機構的工作原理如圖2.2所示：主軸的轉動帶動凸輪傳動，凸輪升程時推動滑塊（即刀片）作剪切動作?；爻虝r，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)。 凸輪機構的優(yōu)點是可以根據從動件的運動規(guī)律來選擇機構的尺寸和確定凸輪輪廓線。缺點是凸輪機構一般用于控制機構而不是用于執(zhí)行機構，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，導致該機構不能實現預期的動作要求，不能保證機器的穩(wěn)定性，因此該方案不予采用。 2.2.2曲柄連桿機構方案 曲柄連桿機構的工作原理如圖2.3所示：通過主軸轉動帶動曲柄轉動，曲柄通過連桿使滑塊作上下往復運動，實現剪切動作。 該機構具有結構簡單、加工容易、維修方便、經濟實用的優(yōu)點，故采用此方案即曲柄滑塊機構作為執(zhí)行機構比較合適。 2.3剪板機構設計描述 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，產生一對剪力F及相應的力矩Fd，迫使被剪板料轉動。但在轉動過程中受到剪刀側面的阻擋，在剪刀的另一側面也產生一對側推力Ft及相應的力矩Ftc，其方向阻止板料的轉動。 開始剪切時，板料轉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構類型分類如表2.4所示。 剪切過程示意圖2.4 剪板機的技術參數 剪板機可剪板料厚度手剪板機構件強度限制，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系為 式中σ被剪材料抗拉強度值； t被剪材料厚度； 剪切角； k系數； 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，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，行程次數即可提高從而提高生產率。斜刃剪切質量不如平刃剪切，有扭曲變形現象，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剪切調料寬度最小公差 厚度t/mm 剪裁條料寬度/mm 25 25-50 50-100 100-200 寬度最小公差 0.5一下 0.3 0.3 0.4 0.5 0.-1 0.4 0.4 0.5 0.6 1-2 0.5 0.5 0.6 0.7 2-3 0.6 0.6 0.7 0.7 3-4 — 0.8 0.8 1.0 4-5 — — 1.0 1.3 5-6 — — 1.3 1.2 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 行程次數直接關系到生產效率，隨著生產發(fā)展及各種上、下料裝置的出現，要求剪板機應該具有較高的行程次數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2.7 2.4本章小結 本章主要介紹剪板機的液壓傳動方案和機械傳動方案，從中了解凸輪機構和曲柄滑塊機構和減半機構。對剪板機的的技術參數、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過一級帶輪減速及一級齒輪減速驅動主軸上的曲柄滑塊機構，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。設計傳動系統圖如圖3.1所示。 圖3.1 系統傳動簡圖 3.1電動機的選擇 3.1.1電動機類型和結構形式的選擇 本次設計所選用的電動機的類型和機構形式應根據電源種類、工作條件、載荷大小和性質變化、啟動性能、制動、正反轉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,脫殼機及其它農業(yè)機械,礦山機械等。 根據工作環(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,而且由于電動機經常不滿載運行,其效率和功率因數都較低,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，根據諾沙里公式： = （3.1） 式中 ——剪切力 =10×103×9.8=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，=0.95 ——前刃側向間隙相對值，=0.083 ——壓具影響系數x=7.7 把已知數據代入式（3.1） 解得：=4.63mm 根據文獻資料得，Q11型剪板機技術參數，類比實習時工廠的樣機，選取電動機的功率為5.5kW。 轉速的確定： 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=2～4。二級圓柱齒輪減速器傳動比=8～40，則總傳動比合理范圍為 =16～160,則電動機轉速可選范圍為： = · =(16～160)·=480～4800r/min 查表19.1 Y系列三相異步電動機的技術數據,選取Y132-M2-6型電動機比較合適,其技術參數如下:功率為5.5kW，級數為6，滿載時的電流、轉速、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 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：0.94～0.96 =0.95 三角帶傳動：0.94～0.96 =0.955 軸承(每對)：0.97～0.99 =0.98 則總傳遞效率為： == = == ==5.15kW = = ==4.79kW 各軸轉矩 = 式中——電動機轉矩； ——電動機功率； ——滿載轉速[6]； = = N·m =N·m = = = N·m = = N·m = N·m 3.2本章小結 本章主要根據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構，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生更大的摩擦力，V帶傳動允許的傳動比較大，結構簡單較緊湊，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 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=6.6kW和主動帶輪（小帶輪）轉速= 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/s 4.3.3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 =640mm 4.4 確定中心距和帶輪的基準長度 由于中心距未給出,可根據傳動的結構需要初步中心距取 代入=mm , =mm mm 取=mm =mm,根據帶傳動的幾何關系,按下式計算所需帶的基準長度 ≈++ + (4.2) ≈mm =mm 由參考文獻[7]表33.1－9取=mm，由于V帶的中心距一般是可以調整的,故采用下式進行近似計算 ≈ =mm =mm 考慮安裝調整和補償預緊力(如帶伸長而松弛后的緊張)的需要，中心距的變化范圍為 ==mm＝mm ==mm=mm。 4.5驗算主動輪上的包角 根據對包角的要求，應保證 ≈ ≈ 主動輪上的包角滿足要求。 4.6確定帶的根數 (4.3)式中 ——包角系數，查得0.91 ——長度系數，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0.5kW[4] 代入數據得 ==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 ——單根帶預緊力 ——主動輪上的包角 = = N =1437.3N 4.9 帶輪結構的設計 4.9.1小帶輪的結構設計 1.材料：HT200 2.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=2.5×38mm=95mm 2.5＜＜300mm 所以小帶輪采用腹板式結構。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=15±0.3mm 第一槽對稱面至端面的距離=mm 最小輪緣厚=6mm 輪槽角=38° 輪槽結構如圖4.1所示。 圖4.1 輪槽結構 4.確定小帶輪外形尺寸 帶輪寬： ==(5-1)×15+2×10mm=80mm 帶輪外徑：==160+2×4mm=168mm 輪緣外徑： =(1.8～2) =(1.8～2)×38mm=(68.4～76)mm，取=70mm 輪轂長度： 因為=80mm＞1.5=1.5×38mm=57mm 所以=(1.5～2) =(1.5～2)×38mm=(57～76)mm，取=60mm。 =(1/7-1/4) =(1/7-1/4)×80mm=(11.43～20)mm 取=15mm 小帶輪的結構如圖4.2 圖4.2 小帶輪結構 4.9.2大帶輪的結構設計 1、材料：HT200 2、確定帶輪的結構形式 初選大帶輪的軸徑=35mm，已知大帶輪的基準直徑=640mm＞300mm，所以大帶輪選用輪輻式結構。 3、輪槽尺寸同小帶輪。 4、輪緣及輪轂的尺寸： 帶輪寬： ==(5-1)×15+2×10mm=80mm 帶輪外徑：=640+2×4mm=648mm 輪轂外徑：=(1.8～2)=(1.8～2)×35mm=(63～70)mm，取=70mm 輪轂長度：因為=80mm＞1.5=1.5×35mm=52.5mm 所以=(1.5～2) =(1.5～2)×38mm=(57～76)mm，取=60mm。 = (4.5) 式中： ——傳遞的功率，為5.15kW ——帶輪的轉速，為240r/min ——輪輻數，取4 ==mm=50.8mm =0.8=0.8×50.8mm=40.6mm =0.4=0.4×50.8mm=20.3mm =0.8=0.8×20.3mm=16.2mm =0.2=0.2×50.8mm=10.2mm =0.2=0.2×40.6mm=8.1mm 大帶輪的結構如圖4.3 圖4.3 大齒輪機構 5.0本章小結 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、帶著預緊力、主動輪上包角進行計算確定。從而對帶輪結構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濟性，故采用45號鋼，并做調質處理，查參考文獻[8]得 =103～126，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 根據扭轉強度條件計算公式[9] ≥ (5.1) =116×=62.94mm 5.1.3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，調質處理。 5.2.2軸徑的最小許用值 ≥ (5.2) =116×mm =32.24mm 5.2.3繪制軸上零件的裝配圖及軸的結構圖 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，轉速n和轉矩T =4.79 kW ， =30r/min ， =1510.19 N·m 2.求大齒輪上所受的力、 大齒輪與小齒輪相互作用，依據牛頓第三定律 =-，= 圖5.1 傳動軸的結構及裝配圖 ==2×204.81/(100×10-3)N=4096.2N(d為小齒輪的分度圓直徑) = =4096.2×tg20°N=1490.89N 所以=+4096.2N，=-1490.89N 軸上曲柄的作用力，由于制動帶的作用，傳到曲柄上的轉矩只有主軸的1/3，作用在雙曲柄的徑向力，為 == /(3××2)=1510.19/(3×0.11×2)N=2288.17N 3. 主軸的受力分析 主軸的受力如圖5.2所示，由圖根據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) =204810.08N·mm ==2339.58×135N·mm =315843.3 N·mm = =2339.58×(135+1180)-2288.17×1180 N·mm =376507.1 N·mm = =2339.58×(135+1180+135)-2288.17×1180-2288.17×135 N·mm =383447.45 N·mm 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＜[σ-1]=60MPa 安全 5.3本章小結 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構圖，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 6.1.1齒輪類型的選擇 根據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（調質），齒面硬度：小齒輪271～316HBS，大齒輪為241～286HBS，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 因其表面經過調質處理，故選用8級精度。 6.1.4選擇齒數 選小齒輪齒數為Z1=20，大齒輪齒數Z2=uZ1=8×20=160 6.2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確定公式內的各個計算數值 試選載荷系數 =1.3 計算小齒輪傳遞的轉矩 ==95.5×105×N·mm=2.049×105 N·mm 選取齒寬系數 =0.6 材料的彈性影響系數 =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 =60×240×1×（30×300×8）=1.0368×109 ===0.1296×109 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=1，有 ==1.0×650=650MPa ==1.1×610=671MPa 6.2.2計算 小齒輪分度圓直徑 將以上所有數據代入公式(7-1)有 d1t≥2.23 =2.32× =81.016mm 計算圓周速度 = =m/s =1.018m/s 計算齒寬 = =0.6×81.016 =48.610mm 計算齒寬與齒高之比b/h 模數 ===4.051mm 齒高 =2.25=2.25×4.051mm=8.041mm =48.610/9.115=5.333 計算載荷系數 根據=1.081mm/s，8級精度，查得動載系數=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用內差法得 =1.23，并且=4.44，8級精度，并調質處理，查得彎曲強度計算用的齒向載荷分布系數=1.16；故載荷系數 ==1.5×1.1×1.2×1.23=2.4354 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 ==81.016×mm=99.87mm 計算模數 ==mm=4.99mm 6.3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確定公式內各計算數值 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 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 =1.4 由得 ==267.77MPa ==276.4MPa 載荷系數K = 載荷系數 ==1.5×1.1×1.2×1.116=2.297。 計算大、小齒輪的并加以比較 ==0.01621 ==0.01422 小齒輪的數值大 6.3.2設計計算 ≥ = =3.99mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數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（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得模數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 ===25 大齒輪齒數 ==8×25=200 取Z2=200 6.4 幾何尺寸計算 6.4.1計算分度圓直徑 ==25×4=100mm ==200×4=800mm 6.4.2計算中心距 ===450mm 6.4.3計算齒輪寬度 ==0.6×100=60mm 為防止大小齒輪因裝配誤差產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值的基礎上人為地加寬5~10mm 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/mm＞100 N/mm 合適。 6.6 結構設計及繪制齒輪零件圖 6.6.1對小齒輪的結構設計 計算小齒輪結構參數 齒頂高 ==4×1 mm =4mm 齒根高 ==4×（1+0.25） mm =5mm 齒全高 ==12+15mm=27mm 齒頂圓直徑 ==100+2×4mm =108mm 齒根圓直徑 ==100-2×5mm =90mm 由于小齒輪直徑不大，且中間有軸傳動，故選用實心結構的齒輪。 壓力角 =20° 齒距 ==3.14×4mm =12.56mm 基圓直徑 ==100×cos20°mm =93.97mm 基圓齒距 ==12.56×cos20°mm =11.80mm 齒厚 ==12.56/2mm =6.28mm 齒槽寬 ==12.56/2mm =6.28mm 頂隙 ==4×0.25mm=1.0mm 因為小齒輪的齒頂圓直徑 =108mm＜160mm，所以小齒輪可以做成實心結構的齒輪[4]。小齒輪的結構如圖6.1所示。 6.6.2對大齒輪的機構設計 計算大齒輪結構參數 齒頂圓直徑 ==800+2×4mm=800mm 齒根圓直徑 ==800-2×5mm =790mm 由于大齒輪的齒頂圓直徑=790mm在400～1000mm之間，，所以選用輪輻式結構的齒輪[4]。 圖6.1 小齒輪結構圖 輪輻的設計 輪輻數取 == 65mm 因為大齒輪的材料為鑄鋼，所以 ==1.6×65mm=104mm =(12～16)mm 取=15mm =(15～18)mm 取=16mm =0.8×104mm=52mm 取=52mm =0.8×52mm=41.6mm 取=41.6mm =52/5mm=10.4mm 取=10.4mm =52/6mm=8.7mm 取=8.7mm =0.5×52=26mm 取=26mm =97.5﹥≥=60mm 取=60mm 大齒輪如圖6.2所示： 圖 6.2 大齒輪結構圖 6.7本章小結 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。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繪制了零件圖。 第7章 曲柄連桿機構設計 曲柄連桿機構是曲柄剪板機的典型機構，這一機構將剪板機傳動系統的旋轉運動轉變?yōu)檫B桿的往復運動，實現剪切工藝。同時，機構還具有力的放大作用（即工作載荷大于傳動系統輸入的作用力），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，如圖7.1所示。所以曲柄長=/2=22/2mm=11mm。機構在圖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結構設計 參考工廠樣機，確定曲柄連桿的機構，如圖7.2所示 圖7.2 曲柄連桿的機構 7.4強度校核 該剪板機的剪切力為10噸，因此 =10×103×9.8N=9.8×104N 由于轉矩產生的最大力發(fā)生在曲柄與導軌垂直的位置[14]，作用在曲柄上的力 =/ (-安全適用系數取1.2) =1.2×9.8×104/N=11.76×104N =11.76N 因為采用雙曲柄傳動，所以 =/2=11.76×104/2N=5.88×104N =/=5.8×104/238mm2=247mm2 從圖8-2可以看出φ30處是該機構的最薄弱環(huán)節(jié)，其面積=（70-30）×35mm2=1400mm2＞247mm2，因此滿足強度要求。 曲柄連桿上連接部分剪切強度校核 =/=9.8×104/142mm2=690mm2 = =×(30/2)2=706.5＞ 安全。 所以曲柄連桿機構結構設計合理。 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11.76×104N，曲柄對主軸的轉矩==11.76×104×11×10-3N·m=1293.6N·m。 電動機提供的轉矩經皮帶和齒輪傳遞到主軸的轉矩=1510.19N·m，＜ 所以電動機的選擇符合設計要求。 7.6建立曲柄連桿機構的數學模型 曲柄連桿機構的數學模型如圖7.3所示，已知常量：曲柄的長度 ==11mm，連桿長度=400mm，曲柄旋轉角度= =30，連桿與x軸所夾的角度=90° 圖 7.3 曲柄連桿的數學模型 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） 0 399.848724 57.595863 8.296367 45 407.702545 41.518524 -213.244614 90 411.000000 0.0000000 -309.864441 135 407.702545 -41.518520 -213.244629 180 399.848724 -57.595863 8.296367 225 392.146179 -39.934326 213.241531 270 389.000000 -0.0000002 293.278015 315 392.146210 39.934341 213.241455 360 399.848724 57.595863 8.296314 7.7本章小結 本章了解了剪板機的曲柄滑塊，對曲柄滑塊機構進行了設計，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進行相對數學模型設計計算。 結 論 經過為期十周的畢業(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，結合計算機技術后，這個行業(yè)的技術水平也越來越高，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對曲柄滑塊機構的運動仿真，探索了曲柄滑塊輸入量和輸出量之間的關系，當由于經驗不足，能力有限，分析的過程和結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，2002.5． [2] 左健民．液壓與氣壓傳動．第三版[M]．北京：機械工業(yè)出版社,2006.4． [3] 孫桓，陳作模．機械原理