畢業(yè)設(shè)計（論文）對稱式剪板機設(shè)計

1、摘要摘要 本次的設(shè)計題目是對稱式剪板機，對稱式剪板機是由鑄鐵鑄成的 機身，采用低傳動方式，主軸裝在工作臺下面，因此是機器的結(jié)構(gòu)布 局非常緊湊，工作起來也頗為便利，容易維修。 其工作原理是:用電動機通過二級減速器帶動曲柄滑塊機構(gòu)，使切 刀做往復的在豎直方向的垂直運動，在此過程中，由切刀進行對板料 的切削。設(shè)計參數(shù)：最大沖切力為 10t,滑塊行程為 16mm,剪切次數(shù)為 40 次/分鐘。 關(guān)鍵詞：剪板機 沖切力 設(shè)計 abstract the subject of the design is symmetrical shear trigger and symmetric shear trigger

2、 from the cast iron frame, the end of transmission used, spindle installed in table below, the use of mechanical layout of the structure of very intensive work up quite convenient and easier to maintain. the working principle is the use of motor driven through two reducer slider crank, make machetes

3、 for reciprocating in the vertical direction, the vertical movement, in this process, machetes wrenched right materials for the cutting. design parameters : maximum shear force of 10 t, slider trip to 16 mm, shear number of 40 times / hours. keywords : shear punching power design 目錄 摘要摘要.1 abstract

4、.2 第第 1 章章 緒論緒論.4 第第 2 章章 方案的論證方案的論證.5 2.1 液壓傳動方案.5 2.2 凸輪運動結(jié)構(gòu)方案.7 2.3 曲柄滑塊機構(gòu)方案.8 2.4 方案比較.9 2.5 方案的確定.10 第第 3 章章 方案設(shè)計方案設(shè)計.12 3.1 電動機的選擇.12 3.2 皮帶輪的設(shè)計.16 3.3 齒輪的設(shè)計.22 3.4 軸的設(shè)計.30 3.5 曲柄滑塊的設(shè)計.40 3.6 其它部位的設(shè)計及方案改進.45 結(jié)束語結(jié)束語.46 參考文獻參考文獻.47 第第 1 章章 緒論緒論 對稱式剪板機是由鑄鐵鑄成的機身，采用低傳動方式，主軸裝在 工作臺下面，因此是機器的結(jié)構(gòu)布局非常緊湊，工

5、作起來也頗為便利， 容易維修。 本機器還設(shè)有后擋料機構(gòu)，在限定的范圍內(nèi)可以調(diào)整拌料的寬度， 在剪切大量的同一寬度的板料時，可大大提高勞動率。 本機器的工作原理是用電動機通過二級減速器帶動一曲柄滑塊機 構(gòu)，使滑塊（即切刀）作往復的在豎直方向的垂直運動，再此過程中， 有切刀進行對板料的剪切。 本機器一般應(yīng)用在：電器、電機、航空、船舶、建筑、五金行業(yè) 及薄板作業(yè)車間等單位，作為板材，剪料之用。 適用于金屬板料的冷切（板料的強度極限 b50 公斤/mm2） 本設(shè)計主要內(nèi)容是傳動方案的設(shè)計，針對機器的主要部件曲柄 滑塊機構(gòu)，這種進行了運動分析，并由于制造加工誤差對運動的影響 進行了更深一步的分析。并且在

6、方案論證時，對液壓傳動方案進行了 較為深入的分析。 由于時間倉促，調(diào)研不足和個人的能力有限，遺漏、錯誤不妥之 處在所難免，希望老師給予批評和指導。 第第 2 章章 方案的論證方案的論證 2.1 液壓傳動方案 圖 2-1 剪板機液壓系統(tǒng)原理圖 將板料送進剪板機，板料依靠擋料桿來定位（結(jié)構(gòu)如圖紙所示）, 按動按鈕開關(guān)， （dt 通電，便立即鍵入工序） ，壓力油經(jīng)減壓閥 3、單 向閥 4 進入主缸的上腔，由于主缸、相串聯(lián)，主缸的下腔的 作用面積等于主缸上腔的作用面積，故兩缸串聯(lián)同步，推動刀架向 下。主缸下腔的回油經(jīng)閥 6 向蓄能器 8 充油，回收刀架下降部分的 勢能，并使主缸下腔建立被壓，使刀架下降

7、的速度平穩(wěn)。 當?shù)都苌系牡度薪佑|板料后，進入工序 2，這時上下刀刃剪切板料， 板料切斷后，刀架碰形成快關(guān) 1xk。使 2dt 通電，閥 7 作為接入電路， 其余電磁鐵斷電，進入工序 3，這時泵的排油經(jīng)閥 2 卸荷，蓄能器 8 中 的壓力油經(jīng)閥 6 進入液壓主缸的下腔，使串聯(lián)主缸、的活塞帶 動刀架上升。主缸中的上腔的油液經(jīng)電磁閥 10 流回油箱。 刀架上升碰行程開關(guān) 2xk 后，進入工序 4，道家停止運動。這時 電磁鐵狀態(tài)同工序 3，蓄能器 11 與主缸下腔相同。故向上的壓力油 平衡刀架自重，使刀架懸空，泵輸出的油經(jīng)閥 2 卸荷回油箱。 由以上分析可知，該系統(tǒng)中，閥 2 用于調(diào)足剪切力，并在刀架

8、回 程時使泵 1 卸荷，閥中 9 是安全閥，保護蓄能器 8，蓄能器 8 起其被壓 平衡作用，防止刀架超速下降，并能回收能量，在刀架懸空時托住刀 架。 倆個主液壓缸的同步采取串聯(lián)液壓缸實現(xiàn)。由于工作中對剪切角 大小的要求不是很高，所以對同步精度的要求不高。工作時由于泄露 而使剪切角超過允許范圍時，或當板料厚度改變要調(diào)整剪切角時，可 通過截至閥組 5 來調(diào)整，如果打開中間和右面?zhèn)z個截至閥時，蓄能器 8 的油進入缸下腔，而上腔油排入油箱，使活塞上升，剪切角變大。 表 11 剪切機液壓系統(tǒng)工作表 電磁鐵 動作順序 1dt2dt備注 1壓料+- 泵 1 供油 按鈕開關(guān)發(fā) 信號 2剪切+- 泵 1 供油

9、按鈕末端 1xk 發(fā)信號 做下一個 動作 3 缸、 回程 -+ 蓄能器 8 供油 行程末 端 2xk 發(fā)信號 刀架 停止運動 4刀架懸空-+ 蓄能器 8 供油 行程末 端 2xk 發(fā)信號 刀架 停止運動 該系統(tǒng)用了恒功率變量泵 1 和電磁溢流閥 2，系統(tǒng)溢流損失少，蓄 能器 8 回收刀架下降過程的能量，供刀架上升用，整個回程油泵卸荷， 所以該系統(tǒng)的最大特點是節(jié)能、效率高，并且切削板料的厚度比一般 機械高。 圖 2-2 凸輪機 構(gòu) 2.2 凸輪 運動 結(jié)構(gòu) 方案 其 工作 原理如下： 主軸的轉(zhuǎn)動帶凸輪轉(zhuǎn)動，凸輪回轉(zhuǎn)使魚凸輪接觸的推桿（切刀作 往復運動，往復運動的規(guī)律由凸輪輪廓曲線的形狀決定。 2

10、.2.1 方案輪廓曲線的設(shè)計 由已知設(shè)計任務(wù)的要求，在推程應(yīng)有一最大的加速度來產(chǎn)生切削 板料的力，經(jīng)查凸輪上推桿的常用運動規(guī)律的圖例、選擇推桿按正弦 加速度規(guī)律運動15。 2.2.2 凸輪基本尺寸的確定 1、凸輪結(jié)構(gòu)中的作用力與凸輪結(jié)構(gòu)的壓力角 由圖 22 凸輪受力圖可得在理想狀態(tài)下凸輪的受力 切刀 pcos= p= cos 凸輪結(jié)構(gòu)在圖示位置的壓力角 壓力角 根據(jù)實踐經(jīng)驗在推程時許用壓力角取的值一般是： 對直動桿取=30，對擺動桿取=3545。在回程時，由 于這時推動推桿的力 p，而是比推程力 p 大很多的力，允許采用較大的 壓力角。故取=30 2、 凸輪及圓半徑的確定 根據(jù)對心直動磙子推桿

11、盤形凸輪機構(gòu)的諾模圖，有已知假設(shè)凸輪 轉(zhuǎn)動過運動角 0=45時，推桿以正弦加速度上升行程 h=4mm， =30查的值為 0.26,根據(jù) h/0=0.26 和 h=4mm,求凸輪的基準直徑 0 0= 0.26 h 15.38mm 3、 滾子推桿滾子半徑的選擇 r=(0.10.15) 0 =(0.10.15)*15.38 =1.542.31mm 2.3 曲柄滑塊機構(gòu)方案 工作原理： 通過主軸帶動曲柄作旋轉(zhuǎn)運動，曲柄再通過連桿使滑塊做上下往 復運動，從而進行切削運動。 圖 1-3 曲柄劃塊機構(gòu) 2.4 方案比較 2.4.1 液壓方案 優(yōu)點：液壓剪板機由于采用液壓傳動，工作平穩(wěn)、噪音小、安全 可靠，又

12、可以進行單次、連續(xù)、分段剪切；剪切角在一定范圍內(nèi)時可 調(diào)的. 缺點：液壓系統(tǒng)是利用液體作為中間傳動介質(zhì)來傳遞動力的。在 液壓元件和系統(tǒng)中各相對滑動件或各配合面間不可避免存在泄漏。油 溫的變化會引起油液的粘度變化，影響液壓傳動工作的平穩(wěn)性，所以， 環(huán)境適應(yīng)能力小。由于污染會使液壓元件磨損和堵塞，使性能變壞， 壽命縮短，因此防止油液的污染和良好的過濾。重要一點是：液壓元 件制造精度較高，因而價格較高。使用和維修要求較高的技術(shù)水平和 一定的專業(yè)知識7。 2.4.2 凸輪方案 優(yōu)點：可根據(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 廓線的畫法。 w 缺點：一般凸輪機構(gòu)用于控制機構(gòu)而不是用于執(zhí)行機構(gòu)。

13、并且由 于對凸輪輪廓的精度要求較高，所以不能承受較大的力的作用。 如選用此方案，按強度校核公式3： h=zeh公斤/mm2bpf / f凸輪與從動件接觸處的發(fā)向力（公斤） b凸輪與從動件接觸處的發(fā)向力（公斤） ze綜合彈性系數(shù)（）2/mmkg ze=0、48)21/(212eeee （e1、e2 分別為凸輪和從動件接觸端材料的彈性模量，選鋼對鋼 ze=60、6） h選取所列表中最大值為 20cr 滲碳淬火鋼 h=3hrc f=25、000 公斤 把已知帶入得 bf553.80106 實際的生產(chǎn)不可能選取凸輪與從動件的接觸寬度所以不選用此方 案。 2.4.3 曲柄滑塊方案 優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單，因而加

14、工比較簡單，易得到較高的制造精度， 造價低廉。 缺點：由于采用雙曲柄機構(gòu)對曲柄的選擇需要更高的制造和安裝 精度。在實習期間，接觸的剪板機也是典型的曲柄滑塊機構(gòu)。 綜上分析論證，曲柄滑塊機構(gòu)作為執(zhí)行機構(gòu)是較為合理的，因而， 我選擇的執(zhí)行機構(gòu)是曲柄滑塊機構(gòu)。 2.5 方案的確定 用電動機帶動二級減速器（皮帶輪、齒輪機構(gòu)）帶動主軸上的曲柄 滑塊機構(gòu)。 第第 3 章章 方案設(shè)計方案設(shè)計 3.1 電動機的選擇 由于設(shè)計的機器的切削力為 25 噸，根據(jù)諾沙里公式10： p=0.6bx(h-z+) tga h2 x tga 6 . 0 xby x 2 10 1 1 式中：b被剪板料的強度極限，實際中的板料

15、b =500n/mm2 x=被剪板料的延伸率 x =25% 上刀刃傾斜角 =2.5 h被剪板料厚度 z被剪部分彎曲力系數(shù) z=0.95 y前刃傾向角間隙相對值 y=0.083 x壓具影響系數(shù) x=7.17 p 剪切角 p=251039.8 =245000n 把已知數(shù)據(jù)帶入 245000=0.65000.25（1+0.95+ 5 . 2 2 tg h 0.256 . 0 5 . 2 tg 17 . 7 083 . 0 500 25 . 0 10 1 1 2 解得 h=4.13mm 由 h=4.13mm 參照鍛壓機械樣本用類比的方法，選擇電動機的功 率為 7.5kw4。 轉(zhuǎn)速的確定： 由于傳動由皮

16、帶輪和齒輪組成的，按推薦的傳動副選擇比較合理 的范圍，三角帶傳動比 i1=24，二級圓柱齒輪減速器傳動比 i2=84011，則總的傳動比的合理范圍為 ia=16160，則電動機轉(zhuǎn)速 可選范圍為： nd =ia nw =(16160)nw nw主軸轉(zhuǎn)速 nw=40 轉(zhuǎn)/分鐘 （行程次數(shù)取 40 次每分鐘） nd=(16 160) nw=640 6400 轉(zhuǎn)/分鐘 由于 y 系列電動機為全封閉自扇冷式，并且易于啟動，可用于某 些需要大啟動轉(zhuǎn)矩的機器上，所以選擇 y 系列電動機。 查2符合這一范圍的有 750 r/min、 1000 r/min、 1500 r/min、 3000r/min，其基本數(shù)

17、據(jù)如表 3-1 所示4。 表 3-1 y 系列三相異步電動機的技術(shù)數(shù)據(jù) 滿載時 型 號功 率 電 流 (a) 轉(zhuǎn)速 (r/min) 功 率 (%) 功率 因數(shù) 額定 電流 額定 轉(zhuǎn)矩 y160l_87.517.7720860.755.22 y160m_67.517.0970860.786.52 y132m_47.515.41440870.857.02 y132s2_47.515292086.20.887.02 由于 1500 r/min、3000 r/min、使轉(zhuǎn)矩過大，而 750 r/min 使傳 動比有些小，還有一些其它原因，綜上所述應(yīng)選電動機為 y160m8， 其主要性能如表 3-2 所

18、示。 表 3-2 y160m_6 技術(shù)數(shù)據(jù) 滿載時 型 號功 率 電 流 (a) 轉(zhuǎn)速 (r/min) 功 率 (%) 功率因 數(shù) 額定 電流 額定 轉(zhuǎn)矩 y160m_67.517.0970860.786.52 外形和安裝尺寸如圖 3-1 所示4。 圖 3-1 電動機的安裝尺寸 3.1.1 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 計算傳動裝置的合理傳動比 id=24.25 zhu m n n 40 970 id = i1. i2 i1三角膠帶傳動比，i1取 3 i2圓柱齒輪傳動比，i2=8 3 24.25 3.1.2 計算運動和動力參數(shù) 1、各軸轉(zhuǎn)速 n= 1 i nm nm電動機滿載轉(zhuǎn)速 i1電動機到

19、 i 軸的傳動比 n=323.33 1 i nm 3 970 n=40.42 )( 21 ii nm 83 970 2各軸的功率 各個傳動部件傳動效率5 三角帶傳動 0.940.97 y1=0.955 圓柱齒輪 0.94 0.96 y2=0.95 滑動軸承（每對） 0.970.99 y3=0.98 ya= y1. y2. y32 ya傳動效率 ya =0.955 0.95 0.982 =0.87 p = pd y1.3=7.5 0.955 0.98 =7.02kw p =pd .y1.3. y2.3= pd. y1. y2. y32 =7.50.9550.950.982 =6.53kw 3各軸

20、轉(zhuǎn)矩 電動機轉(zhuǎn)矩 td=9550. w d n p td電動機轉(zhuǎn)矩 pd電動機功率 nw滿載轉(zhuǎn)速 td =9550. w d n p =9550 970 5 . 7 =73.84n.m t=td. i1.y3.y1 =73.8430.9550.98 =207.32n.m t= td. i1. i2. y1 .y2. y32 =207.3280.950.98 =1528.68n.m 3.2 皮帶輪的設(shè)計 帶傳動是由固聯(lián)于主動軸的帶輪（主動輪） 、固聯(lián)于從動軸的帶輪 （從動輪）和緊套在兩輪上的帶組成的。當原動機驅(qū)動主動輪時，由 于帶和帶輪間的摩擦（或嚙合） ，便拖動從動輪一起轉(zhuǎn)動，并傳遞一定 的動

21、力。 帶傳動的特點：結(jié)構(gòu)簡單、傳動平穩(wěn)、造價低廉以及緩沖及吸振 等特點。 3.2.1 確定計算功率 pca = ka.p 式中：p 傳動的額定功率 p =7.5kw ka工作情況系數(shù)，以載荷變動較大，軟啟動，每天工作小時 數(shù) 10(h) pca =1.2 7.5 =9kw 3.2.2 選擇帶型 在帶傳動中，常用的有平帶傳動、v 帶傳動、多楔帶傳動和同步帶 傳動等。 平帶傳動結(jié)構(gòu)簡單，帶輪也容易制造，在中心距較大的情況下應(yīng) 用較多。常用的平帶有帆布芯平帶、編制平帶（棉織、毛織和縫合棉 布帶） 、綿綸片復合平帶等數(shù)種。其中以帆布芯平帶應(yīng)用最廣，它的規(guī) 格可查國家標準或手冊。 在一般機械傳動中，應(yīng)用

22、最廣的是 v 帶傳動。v 帶的橫截面呈等腰 梯形，帶輪上也可做出相應(yīng)的輪槽。傳動時，v 帶只和輪槽的兩側(cè)面接 觸，既以兩側(cè)面為工作面。根據(jù)槽面摩擦的原理，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。這是 v 帶傳動性能上的最大 主要優(yōu)點。再加上 v 帶傳動允許的傳動比較大，結(jié)構(gòu)緊湊，以及 v 帶 多已標準化并大量生產(chǎn)等優(yōu)點，因而我選擇 v 帶傳動。 由 pca =9kw，小帶輪轉(zhuǎn)速 n1=nw=970r/min 查的 b 型 v 帶5 3.2.3 確定帶輪的基準直徑 d1 和 d2 初選小帶輪的基準直徑 d1 取主動輪基準直徑 d1=132mm4 3.2.4 驗算帶的速度 v

23、v = 100060 11 nd 100060 970132 =6.7m/s 由于 v 過小，則表示所選的 d1過小，這樣使所需的有效拉力 fe過 大，既需要的根數(shù)過多，于是帶輪的寬度、軸徑及軸承的尺寸都隨之 增大。 取 d1=160mm v= 100060 11 nd = 100060 970160 =8.12m/s35m/s 帶的速度合適 3.2.5 計算從動輪的基準直徑 d2 d2= i1. d1 =3160 =480mm 并按照 v 帶輪的基準直徑系列進行圓整，圓整后：d2=475mm4 3.2.6 確定 v 帶的基準直徑和傳動中心距 根據(jù) 0.7（d1+ d2）a02（d1+ d2）

24、 424.9 a01214 初步確定中心距 a0=600mm 根據(jù)帶傳動的幾何關(guān)系，按下式計算所需要的基準長度 ld ld2a0+（d1+ d2）+ 2 0 2 12 4 )( a dd 2600+(475+132) + 2 6004 )132475( 2 2202.49mm 選帶的基準長度4 ld =2240mm 再根據(jù) ld計算實際中心距 由于 v 帶傳動的中心距一般是可以調(diào)整的，故可以采用下式近似 計算，即 a a0+ 2 dl-ld 600+ 2 49.22022240 618.76mm = 620mm 考慮安裝調(diào)整和補償預(yù)緊力（如帶伸長而松弛后的張緊的需要） 中心距的變動范圍為： a

25、min =a-0.015ld=620-0.0152240 =586.4mm amax=a+0.03ld=620+0.032240 =687.2mm 3.2.7 驗算主動輪上的包角 1 根據(jù)對包角的要求，應(yīng)保證： 1 180-60120(至少 90) a dd 12 1 180-60 620 132475 180-33.19 146.81120 滿足要求 3.2.8 確定帶的根數(shù) z z= l ca kkpp p )( 0 式中：ka 考慮包角不同時的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù)，查得=019 kl 考慮帶的不同長度時的包角系數(shù)，簡稱長度系數(shù)，查得 kl =0.92 p0 單根 v 帶的基本額定功率，

26、查得=1.69 p 計入傳動比的影響時，單根 v 帶額定功率的增量，查得 p =0.22 z= l ca kkpp p )( 0 = 92 . 0 91 . 0 )22 . 0 69. 1 ( 9 5.769 取 z=6 根 3.2.9計算預(yù)緊力 f0（考慮離心力的不利影響） 單根 v 帶的所需的預(yù)緊力為5： f0=500(-1)+9v2 zv pca a k 5 . 2 q-v 帶單位長度的質(zhì)量，查10得 q=0.17kg/m f0=500(-1)+0.178.122 12 . 8 6 9 91 . 0 5 . 2 =172.59n 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(yù)

27、緊力應(yīng)為上述預(yù)緊力的 1.5 倍。 3.2.10 計算帶傳動作用在軸上的力 q 為了設(shè)計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的力 q,如 果不考慮帶的兩邊的壓力差，則軸力可以近似地按帶的兩邊的預(yù)緊力 f0的合力來計算。 q=2zf0 sin 2 1 =26172.59sin 2 81.146 =1984.81n 式中：z帶的根數(shù) f0單根帶的預(yù)緊力 主動輪上的包角 1 3.2.11 v 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 材料：采用鑄鐵 ht20010，v 帶輪的輪槽尺寸 圖 3-2 v 帶輪的輪槽尺寸 小帶輪的結(jié)構(gòu) 圖 3-3、小帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸 大帶輪的結(jié)構(gòu) 圖 2-4、大帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸 3.3 齒輪的

28、設(shè)計 齒輪傳動時機械中最主要的一類傳動，型式很多，應(yīng)用廣泛，傳 遞的功率可達數(shù)十萬千瓦，圓周速度可達 200m/s。 齒輪傳動的特點是： 效率高 在常用的機械傳動中，以齒輪傳動的效率最高，如一級 援助齒輪傳動的效率可達 99%。這對大功率傳動十分重要，因為即使效 率值提高 1%，也有很大的經(jīng)濟意義。 結(jié)構(gòu)緊湊 在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需要的空間尺寸一 般較少。 工作可靠、壽命長 設(shè)計制造合理、使用維護良好的齒輪傳動， 工作十分可靠，壽命可達一、二十年之久，這也是其它機械傳動所不 能比擬的。 傳動比平穩(wěn) 傳動比平穩(wěn)往往是對傳動性能能的基本要求。齒輪 傳動獲得廣泛的應(yīng)用，也就是由于具有這一特

29、點。 但是齒輪的制造和安裝精度要求高，易磨損，價格較貴，且不用 于傳動距離過大的場合。 3.3.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1齒輪類型的選擇 按下圖所示的傳動方案選擇直齒圓柱齒輪較合理（結(jié)構(gòu)簡單、造 價低廉） 1、電動機 2、皮帶輪 3、曲柄劃塊機構(gòu) 4、刀架 5、離合器 6、齒輪 圖 2-5、剪板機傳動簡圖 2由于此工作機器屬于中等沖擊，且傳動比較大，選擇小齒輪的 材料為 40cr，調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為 4855hcr，取 51.5hcr。 大齒輪的材料為 40cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為 241286hrc14。 3選取精度等級 大齒輪因表面只經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理，故其精度等級選

30、擇 8 級精度。小 齒輪因其表面調(diào)質(zhì)后表面淬火，故其精度等級初選 7 級精度9。 4選小齒輪齒數(shù) z1=20，則 z2=i.z1=820=160 3.3.2、按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進行計算 d1t2.32 mm ztk h e d t2 3 1 )( 1 . 式中：kt載荷系數(shù) 選 t1小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 t1= 6 1 1 p 95.5 10 . n 6 7.02 95.5 10 323.33 =2.0735105n.mm d齒寬系數(shù) 小齒輪作懸臂布置 0.4d0.6 取 d=0.5 ze材料的彈性影響系數(shù) ze=189.8mpa 按小齒輪齒面硬度 51.5hrc，查得小齒輪的接觸

31、疲勞強度極限 =1170mpa hlrn 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) n1=60n1jlh=60323.331(1830030) =1.397109 （取一班制，8 小時、300 天、30 年） n2=1.397109/8 =1.746108 查得接觸疲勞許用應(yīng)力 khn1=1.0 khn2=1.1 取失效概率為 1%，安全系數(shù) s=1 mpa s k mpa s k hlimhn h hlimhn h 128711701 . 1 . 1170 1 11700 . 1 . 22 2 11 1 3.3.3 計算 1試算小齒輪分渡圓直徑 d1t,代入h中較小的值 mm ztk d h e d t t 41.

32、5865106.1596032 . 2 ) 1170 8 . 189 ( 8 18 5 . 0 100735 . 2 3 . 1 32 . 2 )( 1 .32 . 2 3 3 2 5 3 21 1 2計算圓周速度 v v=sm nd t /99 . 0 100060 33.32341.58 100060 . 11 3計算齒寬 mmdb td 21.2941.585 . 0. 1 4計算齒寬與齒高比 模數(shù) mmzdm tt 92 . 2 20/41.58/ 11 齒高 mmmh t 57 . 6 92 . 2 25 . 2 25 . 2 4460 . 4 57 . 6 /921 . 2 /hb

33、 5計算載荷系數(shù) kv根據(jù) v=0.99m/s,8 級精度，查得動載系數(shù) kv=1.10 k 齒間載荷分配系數(shù)，直齒輪，假設(shè) 100n/mm2 b .ft ka 查得 kh =kh=1.2 ka使用系數(shù) 查得 ka=1.50 kh齒向載荷分配系數(shù) 查得 kh=1.22 kf8 級精度，并經(jīng)調(diào)質(zhì)淬火處理，查得彎曲強度計算用的齒向載 荷分布系數(shù) kf=1.16 故載荷系數(shù) k= ka.kv. k . kh =1.501.101.21.22 =2.4156 6按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分渡圓直徑 d1=d1t. kt k 3 =58.4. 3 . 1 4156 . 2 3 =71.81mm 7計算

34、模數(shù) m=3.590 1 1 z d 20 71.81 3.3.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度的設(shè)計公式為：批 mmm) . .( . 2 3 2 1 1 f safa d yy z kt f彎曲疲勞壽命系數(shù) f = . s k fefn11. kfn1彎曲疲勞壽命系數(shù)，查得 kfn1=0.90 kfn2=0.92 fe彎曲疲勞強度的極限，查得 fe1=430mpa fe2=435mpa s彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4 則彎曲疲勞許用應(yīng)力 f1 = s k fefn!1. = 4 . 1 43090 . 0 =276.43mpa f2= 4 . 1 43592 . 0 =285.86mpa

35、k載荷系數(shù) k=ka .kv.k. kf =1.51.101.21.16 =2.2968 查取齒形系數(shù) yf1=2.80 yf2=2.136 查取應(yīng)力校正系數(shù) ysa1=1.55 ysa2=1.837 計算大/小齒輪的 并加以比較 f safa yy . 11 = 1 11 . f safa yy 43.276 55 . 1 80 . 2 =0.01570 = 2 11 . f safa yy 86.285 837 . 1 136 . 2 =0.01373 小齒輪的數(shù)值較大 m0157 . 0 205 . 0 100735 . 2 2968 . 2 2 3 2 5 =4.21 對計算結(jié)果，有齒

36、根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)大于有齒根彎曲疲 勞強度計算的模數(shù)。模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載的 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的模數(shù) 4，查2并就近圓 整為標準值 m=4,按接觸強度算得的分渡圓直徑 d1=71.81mm z1=17.95 取 z1=30 m d171.81 4 z2=u.z1=830=240 3.3.4 幾何尺寸計算 1計算分渡圓直徑 d 1= z1.m=304=120mm d 2= z2.m= 2404=960mm 2計算中心距 a= 2 )( 21 dd = 2 960120 =540mm 3

37、計算齒輪寬度 查3 b=d.d1=0.9120mm=108mm 圓整，取 b1=103mm b2=108mm 4驗算 ft= 1 1 2 d t = 72 100735 . 2 2 5 =5759.72n = b fk ta 36 22.575950 . 1 =239.97n/mm100n/m 合適 3.3.5 結(jié)構(gòu)設(shè)計 小齒輪采用實心式結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)尺寸如下： 圖 3-6 小齒輪結(jié)構(gòu)尺寸 大齒輪采用輪輻式結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)齒輪如下： 圖 3-7、大齒輪結(jié)構(gòu)尺寸 3.4 軸的設(shè)計 軸是組成機械的一個重要零件，它支承其他回轉(zhuǎn)件并傳遞轉(zhuǎn)矩， 同時它又通過軸承和機架連接。所以軸上零件都圍繞軸心線做回轉(zhuǎn)運 動

38、，形成一個以軸為基準的組合體軸系部件。所以，在軸的設(shè)計中， 不能只考慮軸本身，還必須和軸系零件的整個和結(jié)構(gòu)密切聯(lián)系起來。 軸設(shè)計的特點是：在軸系部件的具體結(jié)構(gòu)未定之前，軸上力的作 用點和支點之間的跨距無法精確確定，故彎矩大小和分布情況不能求 出，因此在軸的設(shè)計中，必須把軸的強度計算和軸系零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計 交錯進行，邊畫圖、邊計算、邊修改。 3.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 傳動軸的裝配方案：套筒、皮帶輪、軸承端蓋從左端向右安裝離 合器、齒輪、軸承端蓋從軸的右側(cè)向左安裝。 1 和 9、軸端擋圈 2、皮帶輪 3 和 7、套筒 4 和 5、機壁 6、軸肩 8、齒輪 圖 3-8、傳動軸的裝配方案 3.

39、4.2 軸上零件的定位 為了防止軸上零件變力時發(fā)生沿軸向或周向德相對運動，軸上零 件除了有游動或空轉(zhuǎn)的要求外，都必須進行軸上和周向定位，以保證 其準確的工作位置。 1零件的軸向定位 如圖 所示 3-8，軸上的零件是以三軸肩、套筒軸承端蓋來保證的。 套筒定位的優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單，定位可靠，軸上不需要開槽，鉆孔和切 制螺紋，因而不影響軸的疲勞強度，主要用于軸上兩個零件之間的定 位16。 2零件的周向定位 周向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對的轉(zhuǎn)動，本設(shè)計中 用的周向定位的零件是鍵。 3.4.3 各段直徑和長度的確定 長度有機器的結(jié)構(gòu)尺寸來確定的，而各段的直徑詳見軸的計算。 1軸的強度校核計算 由于

40、主動軸和傳動軸都是既要承受彎矩又承受扭矩的軸。 傳動軸的強度校核計算 （1） 求輸出軸上的功率 p，轉(zhuǎn)速 n 和軸的轉(zhuǎn)矩 t p=7.02kw n=323.33r/min t=207.32n.m （2） 求皮帶輪上的力和力矩及作用在軸上的齒輪上的力 t皮=tdi =73.8430.9550.98 =207.32n.m f皮=1984.81n 用 f1 來代表皮帶輪的力，t1 代表皮帶輪上作用的力矩，f2 代表 作用在齒輪上的力。 f2t= (d=m.z)= d t2 3 1072 32.2072 =5758.89n f2r= f2t.tgn=5758.89tg20 =1871.18n ft代表

41、圓周力 fr 代表徑向力 2 初步確定軸的最小直徑 先估算軸的最小直徑，選取軸的材料為 45#鋼，調(diào)質(zhì)處理。查資料 得 a0=126103 ,取 a0=126 dmin= a0.=126 n p 3 33.323 02 . 7 3 =35.15mm 由2并參照樣機初選最小直徑定為 55mm 3.4.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案選用圖 3-8 的裝配方案 2根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度 （1） 、為了防止軸向竄動，在軸的右端制出軸肩，并且可以滿足 小齒輪軸向定位的要求，軸肩的寬度為 12mm3。 （2） 、取安裝齒輪處的周端的直徑 d=55mm,齒輪左端與軸

42、肩采用 套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為 36mm，齒輪左端的軸肩高度 h(0.070.1)d4，取 h=8mm。 （3） 、軸左端的皮帶輪依靠左端的軸承端蓋，右端通過套筒與右 端階梯軸來定位。 （4） 、軸承的選擇 由于滾動軸承是現(xiàn)代機器中廣泛應(yīng)用的部件之一，它是依靠主要 元件間的滾動接觸來支承運動轉(zhuǎn)動零件的。與滑動軸承相比，滾動軸 承具有摩擦力小，功率消耗少，啟動容易等優(yōu)點。 深溝球軸承主要承受徑向載荷,也可同時承受小的軸向載荷。當量 摩擦系數(shù)最小。在高轉(zhuǎn)速時了用來承受純軸向載荷工作中允許內(nèi)、 外圈周線偏斜量816，大量生產(chǎn)，價格最低5。 所以我選擇深溝球軸承。 材料的選擇 選擇錫青銅，這類

43、材料主要用于中速重載及承載變載荷軸承10。 （5） 、軸的其它尺寸由機器本身所決定， 其中 l1=190mm，l2=1360mm，l3=220mm。 （6） 、軸上零件的周向定位 齒輪、皮帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，由查得鍵面 bh=1610,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 88mm4，同時為了保證齒輪 與軸配合有良好的對稱性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 8。 h7 n6 （7） 、確定軸上的圓角和倒角尺寸。 零件倒角 c 與圓角半徑 r 的推薦值軸段倒角為 1.645，各軸 肩出的圓角半徑為 r1.612。 2求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，并根據(jù)軸的計算簡圖做出軸 的彎矩圖，

44、扭矩圖和計算彎矩圖6。見圖 2-8 從軸的結(jié)構(gòu)圖和軸的彎矩圖中可以看出 c 處的計算彎矩最大，是 軸的危險面，現(xiàn)將其 mh，mv，m 及 mca的計算過程如下： 對 a 截面處： 垂直支反力： rv1l2=f2rl3 rv1= 2 32 . l lf r = 1500 16018.1871 =199.59n rv2.l2=f2r(l2+l3) rv2= 2 322 )( l llf r = 1500 )1601500(18.1871 =2070.77n 水平支反力： rh1.l2=-f1(l1+l2) rh1= 2 211 )( l llf rh1= 1500 )1500120(81.1984

45、 =-2143.59n f1.l1=rh2.l2 rh2= 2 11. l lf f1a b c d t at rh1 l1l? l3 rv1 f2r f 2t rh 2 rv2 rv rv1 rv2 mv rh mh m mv1 f1 rh1rh2 f2t mh1 mh2 m1 m2 ma 圖 2-9、傳動軸的應(yīng)力圖 = 1500 12081.1984 =158.78n 垂直彎矩： mv1=rv1.l2 =199.591500 =299385n.mm 水平彎矩： mh2=f2tl3 =5758.89160 =921422.4n.mm 總彎矩： m2= 2 2 2 1 mhmv = 22 4

46、. 921442299385 =968840.73n.mm 計算彎矩： mc2= 2 2 )(2 pi tm = 232 )1032.2076 . 0(73.968840 =976793.86n.mm 3按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 軸上承受最大計算彎矩的截面的強度（按第三強度理論） c = w mc 2 c計算彎曲應(yīng)力 mc2危險截面的彎矩 w抗彎截面模量 w= 32 3 d = 32 55. 3 = 4209.24 c= 24.4209 86.976793 =59.80mpa 根據(jù)選定的材料 45#鋼，調(diào)質(zhì)處理查得-1=60mpa 因此，c-1，故安全 圖 3-10 傳動軸結(jié)構(gòu)尺寸 3.4.

47、5 主動軸的強度校核計算 1求輸出軸上的功率 p，轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 t-1=60mpa p=6.53kw n=40.42r/min t=1528.68n.m 2求齒輪上所受的力 f1t，f1r 大齒輪與小齒輪相互作用，依據(jù)牛頓第三定律有 f1t=-f2t =5758.89n f1r=f2r =1871.18n 3軸上曲柄滑塊的作用力 由于制動帶的作用，傳到曲柄上的轉(zhuǎn)矩只有主軸的，作用在 1 3 曲柄的徑向力 f2、f3為： f2=f3= 008 . 0 23 t = 048. 0 68.1528 =31847.5n 3.4.6 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為 45

48、#鋼，調(diào)質(zhì)處理。 查資料3得 a0=103126，取 a0=126 dmina0 n p 3 126. 42.40 53 . 6 3 =68.62mm 查2并參照樣機，軸的最小值直徑初步定為 70mm。 3.4.7 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 除在主軸兩側(cè)用鉤頭鍵安裝曲柄滑塊機構(gòu)，其余均與傳動軸相 同。 其余部分尺寸如下： l1=60mm l2=120mm l3=1200mm l4=120mm l5=150mm 軸上零件的周向定位： 齒輪、曲柄、制動器的定位主要依靠鍵來定位，制動器上采用的 是平鍵聯(lián)結(jié)，曲柄則是依靠鉤頭楔鍵聯(lián)結(jié)，并通過一擋塊來固定其位 置，防止軸向竄動引起的誤差。 確定軸上的圓角和倒角尺寸：

49、 參照9，取軸端的倒角為 2.0，軸肩處的圓角半徑為 r2。 1求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計算簡圖。并根據(jù)軸的計算簡圖做出 軸的彎矩圖，扭矩圖和計算簡圖。并根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩 圖，扭矩圖和計算彎矩圖。 （見圖 3-10） 從軸的結(jié)構(gòu)圖和軸的彎矩圖中可以看出 f3的計算彎矩最大。是軸 的危險截面，現(xiàn)將計算截面 c 處的 mh、mv、r 的如下： 求水平面的支反力 rh1(l2+l3+l4)=f1tl5 rh1 = 432 51 lll lft = )1201200120( 15089.5758 =599.88n rh2(l2+l3+l4)=f1t （l2 + l3 + l4

50、+ l5 ) rh2 = 432 54321 )( lll llllft = )1201200120( )1501201200120(89.5758 =6857.1n 水平面上的彎矩： mh1=f1t l5 =5758.89150 =863833.5 nmm 垂直面上的彎矩： rv1(l2 +l3+l4)+f2(l3+l4)+f3l4=f1rl5 rv1 = 321 4343251 )( lll lfllflft = 1201200120 120 5 . 31847)1201200( 5 . 3184715018.1871 =-31652.59 n rv2l4+ f1r(l4 +l5)= f2

51、l3+ rv1(l2 +l3) f2l2 + f3(l2 +l3)+rv2(l2 +l3+l4)+f1r(l2+l3+l4 +l5)=0 rv2=- 432 3232254321 )()( lll llflfllllf r =- 1440 1440 5 . 31847147018.1871 =- 33757.66 n 垂直面上的彎矩： mv2=rv1l4+f1r(l4 +l5) =33757.66120+1871.18(120+150) =4556137.8 nmm 總彎矩： m2= 2 2 2 1 mvmh = 22 8 . 446137 5 . 863833 =972238.27n.mm

52、扭矩： t=1528.68103n.mm 計算彎矩： mc= 2 2 2 )( tm = 232 )1068.15286 . 0(27.972238 =1336606.81n.mm 校核軸的強度 針對危險截面作強度校和計算，按第三強度理論計算彎曲 應(yīng)力： c=-1 w mc 式中： w軸的抗彎截面系數(shù) -1軸的許用彎曲應(yīng)力 w軸的抗扭截面系數(shù) w= 32 3 d c= 32 70 81.1336606 3 =39.69mpa 由已選定軸的材料為 45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，查資料10得-1=60mpa 因此 c-1。 故安全 圖 3-11 主動軸結(jié)構(gòu)尺寸 3.5 曲柄滑塊的設(shè)計 3.5.1 材料的選擇

53、計計 曲柄連桿機構(gòu)的形狀如圖 3-12 由于曲柄滑塊機構(gòu)承受較大的沖擊力，應(yīng)選擇剛度較大的鋼，因 此我選擇優(yōu)質(zhì)碳素鋼 45#。 3.5.2 確定曲柄滑塊各段的長度 1確定曲柄的長度(ab) 參照同等功率樣機 q11-6.32000 型剪板機技術(shù)數(shù)據(jù)，滑塊 行程為 16mm,則取滑塊行程的 13。 2 1 ab=8mm 2 l l滑塊行程為 16mm 2確定傳動桿的長度 如圖 3-13 所示： 圖 3-12 曲柄滑塊機構(gòu) 在曲柄滑塊機構(gòu)中，若不考慮各運動副的摩擦力及構(gòu)件重力和慣 性力的影響，由主動件 ab 經(jīng)由連桿 bc 傳遞給滑塊 c 的 p 將沿 bc 的方向如 圖 3-13 所示，設(shè) 是作

54、用于 c 點的力 p 與點 c 速度方向 之間的銳角，則 稱為機械在此位置的壓力角。由于曲柄滑塊機構(gòu)從 圖可以得出 始終小于 90，說明連桿 bc 與從動件滑塊 c 運動方向 的垂直方向之間的夾角為銳角。 =90- 機構(gòu)在此位置時的傳動角 在機構(gòu)的運動過程中，傳動角 是變化的，為保證機構(gòu)的傳動性 能良好3。 min40 圖 3-13 曲柄滑塊受力簡圖 如圖 3-13 列平衡方程 ab.sin=bc.sin 即：ab.sin=bc.cos 要保證： min40 則： cosmincos40 即： cos40 bc absin bc 40cos sinab =9.888 mm 參照其它樣機資料選取

55、 bc=420mm 3.5.3 結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于剪切力為 25t 則： f=251039.8 =2.45105n 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，作用在曲柄上 的力 n= cos fka 式中 ka 安全使用系數(shù) 取 ka=1.2 cos在大力時連桿和曲柄之間的夾角 cos= 2 ) 50 8 (1 =0.99 n= cos fka = 99 . 0 1045 . 2 2 . 1 5 =2.97105n 由于采用雙曲柄結(jié)構(gòu) n1=n2=1，49105n 2 n 則 a= 1 n 238 1049 . 1 5 =526.05mm2 在此結(jié)構(gòu)中薄弱環(huán)節(jié)是連桿與滑塊的連接處，現(xiàn)在先設(shè)計

56、曲柄、 連桿的尺寸結(jié)構(gòu) 參照樣機的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計結(jié)構(gòu)尺寸如圖 2-14 圖 3-14、曲柄滑塊機構(gòu)尺寸 3.5.4 強度校核 從圖 2-14 可以看出在此結(jié)構(gòu)中的薄弱環(huán)節(jié)是 40 的孔處，其面 積 a: a=36)4090( =5654.87 527mm2 滿足強度要求 對曲柄滑塊上連接部分剪切強度校核 amin=1049.30 mm2 n 142 1049 . 1 5 因此，曲柄上機架聯(lián)接的結(jié)構(gòu)符合設(shè)計要求。所以，整個曲柄滑 塊的結(jié)構(gòu)符合設(shè)計要求。 3.6 其它部位的設(shè)計及方案改進 其他部位的尺寸設(shè)計要求的作用不算太大，可以參考樣機的尺寸。 現(xiàn)在對某些部分進行改進： 3.6.1 對加工板料不易測量 方案：增加測量裝置，讓其即可進行位置和長度的測量又可進 行送料的長度 方案：在機器上一些附加裝置，即便于測量，在工作臺上用工 具可出一些未知的數(shù)值，它是以工作臺的下刀刃外側(cè)為測量基點來進 行定數(shù)值。在工作臺的兩側(cè)有凸型孔，可用螺栓在版面上固定在某位 置。這樣對下扳料多次定長切斷有利。在極其有可增加兩軸助長桿。 也可仿前面的方法，作輔助測量裝置。 對以上兩種翻案進行對比。方案 1 定位的精度比方案 2 高，有可 手動供料且可避免直接手動這成的誤差，方案 2 簡單適