機械剪板機設計,,姓 名：,,,,,,目錄1.工作原理2.總裝配圖及部裝圖3.重要零件設計,設計任務,剪切最大厚度6mm，剪切最大板寬為3200mm,材料的強度極限為450MPa，行程次數(shù)為50次/分，剪切角度為1.5°，飛輪轉速為290r/min，后擋料架擋料長度為500mm,,機械剪板機工作原理,機器的傳動：電動機通過皮帶輪驅動大三角皮帶輪（即飛輪）使飛輪軸旋轉，再通過齒輪傳動，使主軸帶動偏心輪旋轉，從而使滑塊作上下方向的運動，進行剪切。,傳動系統(tǒng)圖,裝配圖及部裝圖,,轉鍵離合器： 后擋料裝置： 制動器： 裝配圖：：,,,重要零件設計,,小帶輪： 大帶輪： 齒輪軸： 大齒輪： 軸： 刀片：,謝謝各位老師,,1摘 要機械剪板機是一種我們生活中經(jīng)常使用的機器，它的作用是剪切板料，使其達到我們需要的寬度。它的傳動過程是將電動機傳出的動力經(jīng)過帶輪減速，然后再經(jīng)過齒輪減速，再經(jīng)過大齒輪帶動偏心輪，偏心輪通過滑塊帶動連接的上刀架，實現(xiàn)斜刃剪切，達到剪切板料得目的。本設計通過結合工廠商品樣機，以及設計參數(shù)結合各種資料設計。根據(jù)機械剪板機的剪切力計算和機器的工作環(huán)境以及最后剪切所用的功率選擇電機。高速級采V 帶傳動,因為 v 帶可以吸收部分電動機的振動，使剪切板料時的沖擊振動不致傳給電動機，v 帶可以過載保護。齒輪傳動在平穩(wěn)可靠準確主要用于低速級。最后，通過偏心輪機構，將電動機傳動軸的旋轉運動轉化為刀架的上下往復直線運動，從而實現(xiàn)剪切板料的目的。剪切時，通過壓料架和后擋料機構，來保證剪切質量。關鍵詞：剪板機；齒輪軸；偏心輪；平衡彈簧12AbstractMechanical shearing machine is a kind of machine that we often use in our life. Its function is to cut the plate and make it reach the width we need. Its transmission process is the power from the motor pulley to slow down, and then through the gear reduction, after big gear drives the eccentric, eccentric head on the slider to drive connections, realize the oblique shear blade, achieve shear sheet have to.This design combines the factory commodity prototype, and the design parameter combined with various data design. According to the shear force calculation of mechanical shearing machine and the working environment of the machine and the power selection motor used in the final shear. V belt transmission is adopted at the high speed, because the v-belt can absorb the vibration of part of the motor, so that the impact vibration of the shear plate is not transmitted to the motor, and the v-belt can overload protection. Gear transmission is stable and reliable and is mainly used for low speed. Finally, through the eccentric mechanism, the rotational motion of the motor drive shaft is converted into the upper and lower reciprocating linear motion of the knife frame, thus realizing the purpose of the shear plate. When shearing, the shear quality can be guaranteed by pressing the material rack and the backstop mechanism.Key words: shearing machine; Gear shaft; Eccentric; Balance spring目 錄第一章 引 言 11.1 概述 11.2 現(xiàn)狀及展望 .1第二章 剪切力的計算及傳動方案擬定及分析 22.1 設計任務書 22.2 剪板機剪切力的計算 22.2 電動機型號及參數(shù)選擇 22.3 傳動比分配與確定 3第三章 帶輪傳動設計 43.1 確定帶輪的型號與帶輪直徑 .43.1.1 確定計算功率 .43.1.2 確定帶型 .43.1.3 確定帶輪的基準直徑 .43.2 確定 V 帶的中心距和基準長度 .43.3 驗算包角 .53.4 計算帶的根數(shù) .53.4.1 計算單根 v 帶的額定功率 .53.4.2 計算 v 帶的根數(shù) .53.5 計算單根 V 帶的初拉力和壓軸力 .53.6 大小帶輪結構設計 .53.6.1 小帶輪結構設計 .53.6.2 大帶輪結構的設計 .63.7 飛輪設計 .73.7.1 轉動慣量計算 .73.7.2 飛輪的結構設計 .7第四章 齒輪的設計 84.1 選定齒輪 .94.2 按照齒面接觸疲勞強度設計 .94.2.1 試算小齒輪分度圓直徑： .94.2.2 計算齒輪參數(shù) .104.3 按照齒輪的齒根彎曲的強度設計 .114.3.1 試算模數(shù) .114.3.2 調整模數(shù) .124.4 機械剪板機齒輪幾何尺寸的計算 .134.4.1 圓整中心距后的強度校核 .134.4.2 結構設計及繪制齒輪零件圖 .14第五章 曲柄連桿機構設計 155.1 材料選擇 .155.2 曲柄連桿機構的結構分析 .155.3 確定偏心輪滑塊機構的尺寸 .155.3.1 偏心輪偏心距的確定 .155.3.2 偏心輪直徑的確定 .165.4 偏心輪結構強度校核 .165.5 結構設計 .16第六章 離合器和制動器的設計 176.1 離合器 .176.1.1 轉鍵離合器的工作原理 .176.1.2 設計計算 .186.1.3 傳遞最大扭矩的計算 .186.1.4 離合器轉鍵圓柱部分直徑的計算 .186.1.5 轉鍵離合器的主要尺寸 .186.1.6 轉鍵離合器的校核 .196.2 制動器的設計 .20第七章 軸的設計 217.1 軸Ⅰ的設計 217.1.1 軸的材料的選擇 217.1.2 估算最小直徑 .217.1.3 軸的結構設計 .227.1.4 軸的強度計算 237.1.5 軸承校核 .287.2 軸Ⅱ的機構設計 .287.2.1 軸的材料的選擇 .287.2.2 初步估算軸的最小直徑 .297.2.3 軸的強度計算 .30第八章 其他零件設計 358.1 平衡彈簧設計 358.1.1 彈簧材料的選擇和許用應力 .368.1.2 平衡力的確定 .368.1.3 彈簧的尺寸計算 .368.1.4 彈簧的尺寸 .368.2 刀片設計 378.2.1 刀片材料的選擇 .378.2.2 刀片的結構設計 .378.3 擋料架設計 388.4 箱體設計 .38第九章 結論 38參考文獻 39謝 辭 401第一章 引 言1.1 概述剪板機的工藝用途是剪切各種長度的板料,可連續(xù)對各種長度的板料條料角板等進行剪切。機械剪板機是用位于上面的刀片相對位于下面的刀片作上下運動運動剪切的機器，將旋轉螺母調節(jié)到合理的刀片間隙，剪切一定長度。。壓料架用于壓緊板料，以防止未剪切的板料在剪切時移動 ，后擋料架通過旋轉軸和螺釘控制板料長度。如圖 1-1 所示： 圖 1.1 機械剪板機系統(tǒng)傳動簡圖1.2 現(xiàn)狀及展望剪板機的主要類型有：斜刃剪板機，平刃剪板機；聯(lián)合沖剪機;板料折彎剪切機;數(shù)控剪板機等。同我國較晚起步的汽車工業(yè)一樣，剪板機技術在 19 世紀中期才得以從美國引進，20 世紀 70 年代以前，中國的板材成形是通過雙作用機械剪切機和多臺單作用機械剪切機實現(xiàn)的,主機之間有一個工件反轉裝置。 通常，滑料板安裝在剪切機的后部,一般在剪板機后側加裝滑料板，料片固定板，承料板等機械結構。在我國，90%的這一階段的產(chǎn)品仍被保存至今并大量使用，即使在國外汽車行業(yè)，這種典型配置仍使用了近半個世紀之久經(jīng)過多年的新建和改造。國外剪板機最大可剪 60x9000mm 的板料，在剪 3.4x3500mm 以內(nèi)的板料，采用機械剪板機比液壓傳動剪板機多，傳動剪板機經(jīng)濟性好而且修理費用低。機械剪板機的發(fā)展從人力蓄力到現(xiàn)在電腦控制，由簡單工具到采用先進技術，從而實現(xiàn)板料剪切的大型化和微型化；從低效大批生產(chǎn)到現(xiàn)在的高精尖，往專用設備發(fā)展。在提倡“互聯(lián)網(wǎng)+”的時代，機械剪板機發(fā)展目標是自動化智能化，當然在綠色發(fā)展保護環(huán)境的背景下，減少噪音，節(jié)省材料作為機器生產(chǎn)2發(fā)展的方向之一。機械剪板機用處多，將會吸引國內(nèi)各方英才，學習追趕超越歐美國家的技術，迎來中國科技文明發(fā)展的春天。第二章 剪切力的計算及傳動方案擬定及分析2.1 設計任務書這次畢業(yè)設計的老師所給的題目機械剪板機的設計，其中已知條件有:剪切最大厚度 6mm，剪切最大板寬為 3200mm,材料的強度極限為 450MPa，行程次數(shù)為50 次/分，剪切角度為 1.5°，飛輪轉速為 290r/min，后擋料架擋料長度為500mm。2.2 剪板機剪切力的計算機械剪板機的剪切力計算根據(jù)諾沙里公式來計算，根據(jù)已知條件以及類比樣機中的相關參數(shù)可得： （2-1）)106.tan1(t6.022 xyzhpbxxb ????式中 P-剪切力；-被剪板料極限強度，根據(jù)已知為 ，查找材料力學可知剪板材b? MPa450料為可鍛鑄鐵，由此可知 為 6%；x?Ⅰ1.5=αⅠ-α 6mhh7.X 0.83y-YⅠ.9=Z Z?查 材 料 力 學帶入得：剪切力 .代入(2-2) ： （2-2）NP2934?950Tnpw?式中 T-工作機的阻力矩，N·m;N-軸的轉速，r/min’計算得到剪板機所需功率 。kpw.2.2 電動機型號及參數(shù)選擇剪板機可否進行正常的工作以及能量消耗是否合理取決于電動機的選擇。電動機功率計算公式： (2-3)?dpηw式中 —工作機所消耗的功率，KW；η-傳動環(huán)節(jié)的總效率。總效率是由組成wp303.529146?i )72min(/5069)5i(/14Ⅰ2312????rinrm的 轉 速 ：軸 的 轉 速 ：軸電 機 軸 的 轉 速 ：入 功 率 計 算 ：Ⅰ傳動鏈的各環(huán)節(jié)效率乘積，即 η= ，查找機械設計手冊，可得54321ηη??-V 帶效率為 =0.98； -離合器效率為 =0.99； -深溝球軸承效率一般1η1η2 3為 =0.98； -曲柄連桿機構效率一般為 =0.95； -閉式齒輪傳動效率，734 45級精度為 =0.99；算得 η=0.876， =10.774kw.5η?dpηw電動機的功率如果選的過小，則不能保證剪板機正常的工作；如果選的過大，將導致電動機的能力不能及時的得到應用，當一直處于欠載狀態(tài)工作，其效率和功率都將會下降，造成經(jīng)濟損失。由計算得到，電機功率 p=10.774KW，因此選取的電動機功率為， 。同步轉速為 4 級 1500 轉/分鐘系列電動kwpd1?機，電動機型號為 Y160M-4,額定功率 ，滿載轉速為 。KWmin160r2.3 傳動比分配與確定已知飛輪轉速為 290r/min,偏心輪機構為 50r/min，帶傳動比范圍是；帶輪傳動比范圍 ；總傳動比范圍為 ?？?~2?帶i 85~3??齒i 56~?總i得總傳動比，因此可得： ≤7， 8.029≤8。電機軸上功率：：：各 軸 輸 入 轉 矩 )12(476.1809552.3)10(9.71033221 ????? ?mNnPTn的 輸 入 轉 矩 ：軸 的 輸 入 轉 矩 ：軸電 機 軸 的 輸 入 轉 矩 ：??8256.10η212 ???kwp9-33w)42(.90146?wmni4)23(.1???kwPKAC電第三章 帶輪傳動設計 3.1 確定帶輪的型號與帶輪直徑3.1.1 確定計算功率確定工況系數(shù)：查表機械設計（后面同書）表 8-8 可得：工況系數(shù)，由 可得:2.1?AKkwP1電3.1.2 確定帶型由 ,主動帶輪轉速為 1460r/min,根據(jù)表格 8-11，選取 B 型 V 帶較pca.3為合適。 3.1.3 確定帶基準直徑1）初選小帶輪的2）基準直徑：查表機械設計 8-7 和 8-9，B 型帶最適直徑為 140mm,取;合適。3）計算大帶輪的基準直徑：. mD140?根據(jù)表 8-9 取標準直徑3.2 確定 V 帶的中心距和基準長度1）初選帶輪的中心距 ma60?2）基準長度：由表 8- 2，選帶的 基準長度為2700mm。3）計算實際中心距： ，)53(062.15200 ?????mLad中心距變化范圍： ；)(915.mind，783ax可得中心距變化范圍為 559.5mm≤a≤681mm，取實際中心距 .615???)4(87.94214.302120 DLda -/0/69.0614.3smndv?? 3.3.5???mdiD71253.3 驗算包角α= 125.565°≥120°(3-8)符合要求。??????aD3.57180123.4 計算帶的根數(shù)3.4.1 計算單根 v 帶的額定功率由 ， min/1460rn?，查表 8-4 得 ，由D140? KwP82.0?mi/6rn， ，查表 8-5，得△P=0.461kw,(單根普通 v 帶3.529額定功率的增率），查表 8-6，根據(jù)小帶輪的包角 α=125.565°，修正系數(shù)中包角為 ，帶長為 ，85.0??k0.1?lk3.4.2 計算 v 帶的根數(shù)可以計算普通 v 帶的根數(shù)，取 V 帶的根數(shù)為 Z=4 根。3.5 計算單根 V 帶的初拉力和壓軸力查機械設計中表 8-3，B 型帶單根 v 帶的質量 q=0.17kg/m,故,計算壓軸力：，根據(jù)帶輪的速度 v=10.69m/s≤20m/s，故帶輪的材料選取為 HT150.3.6 大小帶輪結構設計3.6.1 小帶輪結構設 計查機械設計計算手冊得電動機軸的直徑為 42mm；小帶輪直徑小于 300mm,采用腹板式，查表可得小帶輪齒頂圓直徑為 147mm.其寬度小帶輪的寬度為B=（Z-1）e+2f=81mm.其結構如圖 3.1 所示：)103(.2695.20??????? NqpzKFca)(14.7αsin0Zr ??)93(746.Ⅰp1?????ldkZ6圖 3.1 小帶輪結構圖3.6.2 大帶輪結構的設計大帶輪的基圓直徑大于 ，采用六橢圓輪輻式。尺寸如下：B=81mm,m30f=12mm.其結構如圖 3.2 所示：)123(6.529031 ???mnzphamh89.42?)13(49.2.01hb)143(59.178.02 ??b716)-Φ(3tan1bkpEz?)193(4.??DHBrQ圖 3.2 大帶輪結構圖3.7 飛輪設計飛輪安裝在主軸上具有能夠儲存轉動慣量的零件。軸轉速升高，飛輪動能提高，貯蓄能量；軸轉速下降，飛輪動能降低，釋放能量。飛輪可以用來減少軸運動過程的速度波動。剪切時做需要的轉靠電機和飛輪承擔。設計時，先根據(jù)剪切力和轉速參數(shù)，然后確定轉動慣量，再確定主電機功率及轉速，最后選擇，從而減少能耗。3.7.1 轉動慣量計算皮帶輪降速后飛輪轉速在 ，根據(jù)已知，轉速為 290r/min。min/460~28r轉動慣量為： 式中 P -總剪切力 ,P=59347.629N=6055.881kg; = ；zn 1min/290rB-板寬，3200mm;Φ-剪切角，1.5°；δ-剪板機中一般取 14%;K -效率系數(shù)，范圍 K=1.15~1.18，取 K=1.16；可得 =588.646kg·m,1E??2495.mkgJf ??3.7.2 飛輪的結構設計根據(jù)飛輪轉動慣量結構上的參數(shù)，可以確定飛輪的尺寸為:,假定轉動慣量全部集中在輪緣上，因為(3-17)??2495.mkgJf ??式中：m 為輪緣質量；R 為慣 性半徑， 2DR?又有，可知飛輪輪緣平均直徑 D 的平 方與質量成反比。平均直徑 D 選擇依據(jù)需考慮飛輪的安裝空間和控制圓周速度，防止因過大的離心力使輪輞破裂。由于大帶輪直徑為 710mm，類比工廠樣機可得飛輪的輪緣平均直徑為 710mm；根據(jù)上面計算公式，可得飛輪的質量為 Q=388.423kg。根據(jù)飛輪質量計算公式：對于較大的飛輪，其高寬比為 H/b=1.5,對于較小的飛輪，其比值為 2,。因為剪板機中飛輪的轉動慣量較小，因此比值取 2.選取飛輪材料為 HT250,可得灰鑄鐵)8(42?gQJf2mRJf?5δ/9021f8)203(/7/582.09?????smwrv材料的密度為 7.35g/cm ,即 r=72030N/m .根據(jù)計算得到：33b=0.049m，H=2b=0.098m.可取 b=50mm,H=100mm.驗算飛輪轉速： ，符合要求。其結構如圖 3.3：圖 3.3 飛輪結構圖第 4 章 齒輪的設計根據(jù)機械剪板機的傳動方案和剪板機的傳動原理圖，齒輪來為機器傳遞動力。4.1 選定齒輪（1）選齒輪精度為 7 級，油潤滑，用直齒圓柱齒輪，其壓力角為 20°；（2）根據(jù)表 10-1，取機械剪板機小齒輪的材料是 40Cr 調質處理，查機械設計計算手冊得其硬度為 280HBS；取機械剪板機大齒輪的材料是 45 鋼，同樣進行調質處理，其硬度為 240HBS,硬度差 40HBS 提高大齒輪的疲勞極限.（3）小齒輪齒數(shù)取 20，大齒輪齒數(shù)為 117.9??)24(19.3)2/(arcos111 ??????hz??)54(89.034?????Z4.2 按照齒面接觸疲勞強度設計4.2.1 試算小齒輪分度圓直徑： ??)14(13 21 ???????????HEdt ZuKT???（1） 確定公式各個數(shù)值；1） 查相關的資料和手冊取載荷系數(shù)為 ；3.1?htK2） 計算小齒輪的轉矩： ，mNT??752.3413） 查表 10-7 取機械剪板機齒寬系數(shù)為 ；1?d?4） 由圖 10-20 查得區(qū)域系數(shù) ;.HZ5） 查機械設計計算手冊表 8-65 取機械剪板機彈性影響系數(shù) ；219.8MPaZE?6） 接觸疲勞強度重合度系數(shù) 的計算：ε 8）查圖 8-22 取機械剪板機小齒輪的接觸疲勞極限 ；取機械剪MPa601lim????板機大齒輪的接觸疲勞強度 ；MPa52lim???9）查相關資料和手冊公式計算出機械剪板機應力的循環(huán)次數(shù)； )54(103.8)08(13606 81 ??????hjLnN)4.8582?10）查圖 8-24 選定機械剪板機齒輪的接觸疲勞的系數(shù)是 ;9.1HNK;9.02?HNK11）計算接觸疲勞的許用應力；22? )(65./)tan(t)tn(t 211 ???ZZ10)124(506.31??mzdtt查資料取齒齒輪的失效的概率是 1%，齒輪齒條式鋼筋切斷機安全系數(shù)取S=1，根據(jù)查得的公式計算的：4.2.2 計算齒輪參數(shù)1）計算小齒輪分度圓直徑 ，帶入 中的小者 ：td1??H?2） 計算圓周速度 V：3） 計算機械剪板機的齒輪寬帶度 b：4） 計算齒寬和齒高的比值 b/h：5） 模數(shù)等于和齒高：5)計算載荷系數(shù)；根據(jù) v=1.064m/s，7 級精度，查圖 10-8（以下參考同書）查得動載系數(shù)為得 ;10.?VK圓周力??)74(501lim1 ??MPaSKHN?)8(23li22mZuKTEdt12.70523.89.018.560.34. )4(233 21? ???????????????????????)104(/06.16???smndvt?)14(2.701.1??dbt? )3(8.7.25.??ht )14(8.b)154(0918.231 ???NdTFtt )6(/46./1?mbKtA11根據(jù)齒寬與齒高的比值，查得 ；87120?hb31.?HK35.1??F查 10-2，查得使用系數(shù) ；AK查表 10-3 得直齒輪齒間載荷分配系 ；.?FH查表 10-4，插值法得齒向載荷分布系數(shù) 齒輪的載荷系數(shù)為：31??6)根據(jù)機械剪板機的載荷系數(shù)來修正齒輪的分度圓直徑，根據(jù)手冊查得的公式得： 7)計算齒輪模數(shù)4.3 按照齒輪的齒根彎曲的強度設計4.3.1 試算模數(shù) ??)204(231????????FSadYZKTm??（1）確定公式各數(shù)值；1）由式 10-5 計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)， )214(75.0.25.0?????Y2）試選 3.1?ftK3）計算 ??Fsa?由圖 10-17 查得齒形系數(shù)為: ;23.;75.21?FaFaY由圖 10-18 查得應力修正系數(shù)為： ；781ss由圖 10-23c 得小齒輪的彎曲疲勞極限是 ；大齒輪的是a0MPFE?)174(581???????HVAKK)184(759.8131??mdtt )9(0.2.1Zm12????2348.25122 ??MPaSKFENF?????79.7???mcht；a402MPFE??查圖 10-22，得齒輪的彎曲疲勞系數(shù)是 , ;85.01?FNK8.02FN4）計算彎曲疲 勞及其許用應力；查資料取疲勞 安全系數(shù)是 S=1.4，根據(jù)相關公式得： )(7.3011FENF，????)254(01821??FsafsfY?由于大齒輪的比值大于小齒輪，所以取018.?SYaF（2）機械剪板機齒輪參數(shù)的計算； ??264518.30.2312 ????mZTKmdFt??4.3.2 調整模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備：①齒輪的寬高比：②齒寬 b：③圓周速度： ??314/067.16)(31???smndvz?)284(9.??hb)9(36.701md?132）計算實際載荷系數(shù) .FK①由表 10-4 用插值法得 ，結合 ，查圖 10-13 得，429.1??Hk89.?hb，載荷系數(shù)為：45.1??Hk )324(7.??FaVAFKk②由 ，NdTFt 312084.9?? ??34/10/475.1???mNbtA查表 10-3 得齒間載荷分配系數(shù)： 2.Fak③根據(jù) v=1.067m/s,7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) 05.1?VK3）由式 10-13，按實際載荷系數(shù)得到模數(shù) ??3491.3??mkmftt機械剪板機齒根彎曲疲勞強度得到模數(shù)比根據(jù)機械剪板機齒面接觸疲勞強度算出來的模數(shù)還要大，查取相關的資料可以得出機械剪板機齒輪模數(shù)的大小和彎曲強度計算出來的齒輪的承載能力有關，齒面接觸疲勞強度得到齒輪承載能力，只與齒輪的直徑有一定的關系；因此我們可以使用由機械剪板機彎曲強度計算而得出的模數(shù) 3.941 來使用，然后根據(jù)機械制圖表 7-3 標準模數(shù)表，取出機械剪板機齒輪的模數(shù)為 m=4，使用齒面接觸疲勞強度計算出來的分度圓直徑 =70.365mm，來作為,機械剪板機齒輪的分度圓直徑，最后可以計算出機械1d剪板機小齒輪的齒數(shù)：相對的大齒輪的齒數(shù)21:,439.2075.81 ??? zmZ取 小 齒 輪 齒 數(shù) 為等于： =5.8X21=122,2互 質與 21z4.4 機械剪板機齒輪幾何尺寸的計算計算機械剪板機齒輪的分度圓直徑： )364(8521??mZd14計算齒輪齒條式鋼筋切斷機高速軸的中心距：ɑ= =21d?)374(2864??m計算機械剪板機齒輪的寬帶：b= =1×84=84mm 考慮安裝誤差，保證齒寬，1d?選小齒輪略加寬 ，大齒輪齒寬 ，小齒輪齒寬 。 m10~5 m904.4.1 圓整中心距后的強度校核上述中心距不便設計和制造，需要調整。中心距圓整為 ,其他幾a2?何參數(shù)不變，圓整之后變位系數(shù)和不超過工作范圍。變位后，齒輪副尺寸變化，需要重新校核強度，確定是否合理。（1）變位系數(shù)和：①計算相關數(shù)據(jù)：，??)42(93.01)40(93.1)tan/()'(3941384.2'/)cosar'2' ????????????yxmazivnz齒 頂 高 降 低 系 數(shù) ：中 心 距 變 動 系 數(shù) 和 ：變 位 系 數(shù) 和 ：齒 數(shù) 和 ：嚙 合 角 ： ????從圖 10-21a 可知，變位系數(shù)和提高齒輪強度降低重合度。分配變位系數(shù)X1,X2，由圖 10-21b 坐標點 位于 和 之間,做射線得??65.,712,???????z14L5到縱坐標 0.646 和 0.647.仿照前面，計算式 10-10 中參數(shù)， ??符 合 要 求代 入 式 )43(597.164)1(2,8.0,8.19 5.2,8.,4,1/752347231 ??????? ???HEHdHHE HdH MPaZiTKMPaZ zimN??????齒根彎曲疲勞強度校核按照上面的類似做法，先計算機械設計 10-6 中的各參數(shù)，15??符 合 要 求符 合 要 求代 入 式 )46(602.142 53.71.,8,5.,63.1,45. 4,21/728 22131212 ???????FdFaSFF saFaSaFa dMPzmYTKaYY miZNT???????4.4.2 結構設計及繪制齒輪零件圖根據(jù)上面計算結果，將所計算結果列入表 4-1 齒輪設計參數(shù)：表 4-1 齒輪的設計參數(shù)小齒輪 大齒輪齒數(shù) Z 2112齒頂高 ah??myxha4.5?????? ??myxha4.5??????齒根高 ??ychaf 82.3??傳動比 .51?i嚙合角 α '920??齒高 h mycha38.)(????中心距模數(shù) 4分度圓直徑 8448齒寬 90齒頂圓直徑 admhdaa2.?? mhdaa32.9??齒根圓直徑 f ff 3476?ff 480?節(jié)圓直徑 'd1.8cos''?.cos''?第五章 曲柄連桿機構設計曲柄連桿機構是機械剪板機的典型結構，使上刀架上下移動，達到剪切的目的，同時，還具有放大力的作用。165.1 材料選擇由于曲柄連桿機構要承受較大的的剪切力，所以應當選用剛度較大的鋼，選擇材料為 45 鋼。其應力為 MPaPaMpps184~60,240,,33811???? ????5.2 曲柄連桿機構的結構分析曲柄連桿機構的滑塊的移動中心線通過曲柄連桿機構的中心，稱為對中式曲柄滑塊機構。由于機構需要，曲柄滑塊機構改為偏心輪，偏心輪中心與回轉中心的長度稱為偏心距，偏心距就是實際曲柄的長度，這種零件稱為偏心輪機構。偏心輪機構就是轉動副軸頸半徑大于曲柄長度曲柄滑塊機構。曲柄存在的條件：a 為最短，且 a+e≤b,曲柄滑塊機構的極限位置與行程：s=2a,曲柄滑塊機構的急回特性為 的機構1?K)5(08?????k?最小傳動角 在曲柄與導路垂直的位置，對心式曲柄滑塊機構min?。??ba/rcosmin??5.3 確定偏心輪滑塊機構的尺寸根據(jù)曲柄滑塊的行程為 20mm,采用對心式曲柄滑塊機構。5.3.1 偏心輪偏心距的確定根據(jù)已知曲柄滑塊的行程為 s=20mm,又機械原理中公式 )25(cos1???e式中 工作段始點的轉角，一般取 =0; 工作段終點的轉角，一般取1? 2 ?902??代入數(shù)據(jù)，得偏心距為 20mm。5.3.2 偏心輪直徑的確定偏心輪直徑由自鎖條件決定，自鎖的基本條件是圓偏心輪工作時，偏心輪直徑 D 取決于自鎖條件 ，得 e/R≤f(5-3)???max式中 R 一圓偏心輪的半徑;f-摩擦系數(shù).根據(jù)偏心輪鋼與軸之間的無潤滑摩擦，可取 f=0.15.故 D/e≥14 即D≥14x20=280mm 這里取 D=280mm.一般取偏心輪的手柄長度是偏心輪直徑的 4~517倍，即 l/d=1.8~2.5，即 L=540mm,取偏心輪的手柄長度為 540mm。根據(jù)機械設計手冊中推薦的回轉軸半徑與偏心輪半徑之比為： 得 r=37.5mm.又因25.0/?Rr為偏心輪與軸連接的周向定位，使用鍵連接，故軸徑增大 5%，取軸的直徑為115mm。5.4 偏心輪結構強度校核剪切力 ,作用在曲柄上的最大的力,查機械原理公式：NF629.5347?)45(???COSFKAK 為安全使用系數(shù)，查機械設計手冊得 k=1.2， ，92.061cos???計算得到 N=71818.154N，因為采用雙偏心輪結構，因此每個偏心輪承受的力為 該曲柄連桿機構的最薄弱環(huán)節(jié)為上面部分，其面積為 A=（70-30）X40=1600mm ,大2于最小需用面積，故該設計符合要求。強度校核： )75(923.70min ??mFA?(5-8)6.2?R?因此此結構設計安全。5.5 結構設計類比工廠樣機，可以確定曲柄連桿機構的結構如圖 5.1 所示：)5(07.35921?NN642??18圖 5.1 偏心輪結構圖第六章 離合器和制動器的設計在曲柄壓力傳動系統(tǒng)會裝有離合器和制動器，控制軸以及其連接件的運動和停止，從而可以提高剪切速度和效率，降低電動機開關使用的次數(shù)。這樣延長電動機的壽命，機器可以在穩(wěn)定的環(huán)境中啟停，從而延長剪板機的壽命。 6.1 離合器轉鍵離合器不僅制造簡單不需要氣源，而其它的接合速度 ，可min/20r?以承受的轉矩范圍是在 ，因為剪板機主軸的速度為 ，mN?370~1 5因此在此次機械剪板機的離合器選擇上選用轉鍵離合器。不過零件也有不完美的地方，它的缺點主要是容易損壞，噪音太高，無法實現(xiàn)緊急停車，遇到危險情況不能夠做相應的處理。上死點才能脫開這一缺點是由其結構與工作原理造成的，這樣就給操作者在操作剪板機的過程中帶來危險，所以操作員必須要小心謹慎，以免造成不必要的人身傷害，畢竟安全第一。6.1.1 轉鍵離合器的工作原理與普通零件安裝鍵的作用不同，轉鍵離合器傳遞軸的扭矩是通過鍵在軸套中轉過一定的角度來實現(xiàn)的。當鍵達到傳遞運動的要求時，它就會卡在軸套的鍵槽中。機械剪板機采用單鍵離合器，主要結構是中套和前后端套置于齒輪輪19轂中，作為離合器軸與運動原件之間連接的結構。轉鍵離合器中的變速鍵的長度必須制成等于中間套筒半月板部分的長度。當鍵在從動軸上進入鍵槽，那么該齒輪會處于空轉狀態(tài)，不能實現(xiàn)剪切。工作轉鍵一端裝撥爪，另一端裝曲柄連桿機構，通過它來連接工作轉鍵和反沖轉鍵，這樣就可以實現(xiàn)的正反轉。彈簧將轉鍵壓入曲軸內(nèi)，這樣離合器就處于分離狀態(tài)，運動就會停止。當撥爪和轉鍵被撥轉 90°時，離合器就會接合一次。6.1.2 設計計算轉鍵離合器接合一次轉鍵就會受到?jīng)_擊載荷一次，因此要選用能夠經(jīng)受沖擊載荷的材料。選中套內(nèi)套和外套材料用 45 鋼，熱處理硬度為 ；45~0HRC轉鍵材料為合金鋼 ,熱處理硬度為 ，Cr405~0HRC。兩端 處回火至 ；關閉器采MPaabs75;50??m433用 ,熱處理硬度為 .r45~R6.1.3 傳遞最大扭矩的計算計算轉矩：根據(jù)表 7.3-2 離合器的計算轉矩得到公式:其中式中K-離合器的工況系數(shù); T-軸的計算轉矩表 7.3-3 離合器的工況系數(shù)，機械剪板機的轉鍵離合器工況系數(shù) K=1.25計算的轉矩為 mNTc???6103.26.1.4 離合器轉鍵圓柱部分直徑的計算根據(jù)機械設計手冊中公式： ，計算得到ctt TMdM???其 中,203，取轉鍵直徑為md6.48?d56.1.5 轉鍵離合器的主要尺寸根據(jù)表 7.3-7，可得轉鍵的主要尺寸： mDamBlmllL 150,48,,154,7,30,27321 ???曲軸直徑： dd0,).~(取擠壓面積： )26(7.2sin1 ?rlA?轉鍵計算半徑公式： )3(cos?????????rHrRc ??)16(3??KTC20又有壓力角計算公式為： )46(2arcos90????RrH??得到壓力角 mRC6,145.??6.1.6 轉鍵離合器的校核作用在轉鍵上的圓周力： )56(104857.34???NTFct作用在轉鍵上的徑向力： .os4tn?轉鍵擠壓應力: ，符合要)76(5.216.40.61 ????MPaMPaAspp ??求轉鍵離合器的剪切應力： ，符合要)8(93.72Fpt ??求轉鍵離合器單位長度的拉力為： )96(/28.6??mNlqn轉鍵離合器的彎曲應力： )16(857.3924.1421.568),0(.03max244 ?????MPaMPaIyqLdI sbpb ???代 入 式驗算轉鍵離合器的速度： ，)126(/7.0~4/.0???smsDv??因此工作速度安全。綜合上面的設計計算結果，可得零件圖 6.1 為：21圖 6.1 轉鍵離合器裝置圖6.2 制動器的設計制動器利用摩擦力來降低部件運動速度或者迫使其停止運動。因相同直徑時帶式制動器的轉動力矩是塊式的 ，選用帶式制動器。倍5~2（1）圓周力：根據(jù)軸的轉矩 ，軸的直徑為 。代入公mNT??476.180m120式 )3(.32. ???DF（2）張力：帶入歐拉公式： )156(421??????eF式中 μ 為摩擦系數(shù)，根據(jù)表格可得 ，α 為制動輪包35.0,4.~30.??取角，一般取 代入公式得：?2370??22NeFNe4568.7300568.379112.12 2305.???????????（3）帶寬 B： )16(][?DpFb根據(jù)帶材料取 ，帶入: ,根據(jù)推5.1][p m502.12.0568379][21??薦值取 mB0?（4）厚度 δ：厚度公式為 )76(])[(1????mdbF式中-σ 為許用應力，鋼帶材料為 45 鋼，故 ；d 為鉚釘直徑，取MPa80；m 為鉚釘數(shù)，取 ，得到，d1?3，取厚度為 。bF15.80)410(6.379])[( ?????? m9??（5）鉚釘?shù)募羟袕姸? )186(7.243.?Nms剪切強度 )196(03.10568.7922 ?????MPadF??鉚釘設計符合要求。第七章 軸的設計7.1 軸Ⅰ的設計傳動零件的工作需要支撐和安裝的位置以及空間，這就需要軸來發(fā)揮它的作用。各個零件在軸上安裝隨著軸線的旋轉，就可以來傳遞動力和運動，然后通過軸承與機架相連，各部分就可以構成傳動系統(tǒng)，來實現(xiàn)機器的正常運轉。在機械剪板機中，主要用的是直軸中的階梯軸。7.1.1 軸的材料的選擇通過軸的應用條件以及運動，采用合理的熱處理方式，考慮工藝性和經(jīng)濟性的要求來選擇軸的材料。選用軸Ⅰ的材料為應用最廣泛的 45 鋼，并進行調制處理。根據(jù)表 10-1 軸的常用材料及其力學性能，45 鋼調制處理后的力學性能：23,15306 ,6502~7,20eMPaR MPaRHBWmm? ?????對 稱 扭 轉 疲 勞 極 限 ，對 稱 彎 曲 疲 勞 極 限抗 拉 屈 服 強 度 ， 力 學 性 能 ： 抗 拉 強 度硬 度 為毛 坯 直 徑7.1.2 估算最小直徑設計軸時通常需要先估算軸的最小直徑，不能小于最小直徑，將其作為軸的直徑和長度的設計依據(jù)。根據(jù)軸的強度設計，轉軸受彎扭聯(lián)合作用，軸會受到彎曲和扭曲以減小許用應力。首先，根據(jù)扭轉強度條件，估計受扭矩影響的軸部分的最小直徑，然后通過結構設計確定每個軸段的直徑。根據(jù)表 10-2 軸常用材料的幾種材料的 及 A 值，軸的材料為 45 鋼，其??T?，A= ，取 A=115，根據(jù)軸 Ⅰ的功率??MPaT40~3??107~8，轉速為 。帶入公式計算：kwp56.η212?min/29r?，取 。小齒輪齒頂圓直徑 ，故該段軸制mnAd7?d 12Dda?成齒輪軸。7.1.3 軸的結構設計為了估算軸的直徑，合理地布置軸上各零件的軸向定位。根據(jù)軸的結構設計，軸部的軸向位置是固定的，軸部的圓周連接容易，軸結構容易制造，軸部件方便。 軸上零件的裝配和拆卸，也是考慮軸設計是否合理的依據(jù)，并解決或減少壓力集中等問題，只有各方面都得到考慮，軸才能夠符合使用要求。（1）軸段①的結構設計該段軸上安裝飛輪，根據(jù)前面計算結果，飛輪的直徑為 710mm，飛輪的寬度為 50mm。軸的軸向尺寸，根據(jù)飛輪輪轂寬度確定，因此該段軸的長度為48mm，根據(jù)初算，由于飛輪處安裝鍵槽，故軸徑增大 5%，取軸的直徑為 46mm。選取普通平鍵來連接軸與飛輪，根據(jù)軸的直徑為 55mm，查手冊中表 4-3-18得到，鍵的公稱尺寸 ，選擇其長度為 40mm. 106?校核鍵強度： ??)17(9098.349752.40 ?????MPaPahldTpp ??（2）軸段②的結構設計 該軸段用于對飛輪和帶輪定位，采用套筒。取該段軸的長度為 ，m26根據(jù) ，得軸的直徑為mc6~4)3( m52（3）軸段③的設計軸段③安裝大帶輪，根據(jù)前面計算結果大帶輪的直徑為 710mm,大帶輪的寬度為 81mm。軸的軸向尺寸應該略小于大帶輪的輪轂寬度，因此取該段的軸長度為 76mm，該段軸的直徑為 .54帶輪在軸上安裝需要鍵進行周向定位。選取普通平鍵來連接軸與帶輪，同時為了滿足飛輪在軸上的軸向固定，根據(jù)軸的直徑為 ，機械設計手冊中m54表 4-3-18 得到，鍵的公稱尺寸 ，選擇其長度為 70mm hb106??校核鍵強度 ??)27(908.3597102.44 ???? MPaPahldTpp ??24（4）軸段④的結構設計帶輪軸向固定軸肩,考慮密封原因同上，直徑為 ,長度為m64，H 為帶輪端面與軸承端蓋間的距離，為避免干涉，取meL63??；e 軸承端蓋的厚度，取 15mm；m 軸承蓋止推套筒長度，近似取H021（5）軸段⑤ 的結構設計安裝軸承，取直徑為 由于剪切力較大需要承載能力大且適用于重載或65振動載荷的軸承,選軸承為調心球軸承，初選軸承型號為 1213，，則 。mBDd23106???L235?（6）軸段⑥的結構設計該軸段為中間軸段，作為軸承的定位軸肩取該軸段的直徑為 ，該段長度m70應大于剪板機可剪板料的長度，取該段長為 .（7）軸段⑦的設計齒輪軸段，根據(jù)齒輪尺寸得軸的直徑為 ，該段長度應接近剪板機可74剪板料的長度，長度 .m3605（8）軸段⑧的設計該軸段將做成齒輪軸，直徑為 ，長度為 m90（9）軸段⑨的設計查表得到軸承 1213 的安裝尺寸為 ，取該段軸的直徑為 74mm,長d74max?度為 .mL167?（10）軸段⑩的設計，直徑為 。2385軸的結構如圖 7.1 所示：圖 7.1 齒輪軸結構圖7.1.4 軸的強度計算輸入軸裝配草圖如圖 7.2 所示：25圖 7.2 齒輪軸裝配草圖根據(jù)機械剪板機軸的彎扭合成應力校核機械剪板機軸的強度計算作用在機械剪板機齒輪軸上所受的力剪板機作用在小齒輪上的力 )37(102.975102.342F31 ?????NdTt計算機械剪板機齒輪軸上所受的支反力垂直面上的分力，；??0MV2 ??4-70LF)(F2t121NV??NLtN 65.93369721 ????；?0V??-70F)(F1t21NV??LtN 34.53697212 ????齒輪軸受力草圖如圖 7.3 所示：