畢業(yè)設計(論文)小型剪板機的設計說明書

1、本科畢業(yè)論文（設計）論文題目：小型剪板機的設計 TOC o 1-5 h z 姓名：學號：班級：年級：專業(yè)：機械設計制造及其自動化學院：機械工程學院指導教師：完成時間2015年5月12日作者聲明本畢業(yè)論文（設計）是在導師的指導下由本人獨立撰寫完成的，沒有剽 竊、抄襲、造假等違反道德、學術規(guī)范和其他侵權行為。對本論文（設計） 的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。因本畢業(yè) 論文（設計）引起的法律結果完全由本人承擔。畢業(yè)論文（設計）成果歸武昌工學院所有。特此聲明作者專業(yè)作者學號機械制造及其自動化作者簽名年 月曰（手填時間）小型剪板機的設計The Desig n Of Small

2、Shears2015年5月12日剪板機設計要求其剪切厚度為3mm剪切寬度1000mm滑塊的行程為80mm每分鐘剪 切次數(shù)為30次。剪板機對胚料進行成型加工的鍛壓機械，設計中動力由電動機提供，經(jīng) 過一級帶傳動和一級齒輪傳動減速來完成整個傳動的，其中設計中剪板機傳動系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn) 運動是通過曲柄滑塊機構轉(zhuǎn)變?yōu)榛瑝K的往復直線運動，實現(xiàn)對板料的剪切。曲柄滑塊機構 的結構簡單、容易加工、使用及維護方便、比較實用等優(yōu)點，廣泛應用在機械設備中。首 先對剪板機的工作原理、背景和發(fā)展趨勢等做了簡要介紹；接著分析了簡易剪板機的傳動 方式；然后根據(jù)給定參數(shù)要求對傳動方式和結構進行選型設計；接著對主要零部件進行了 相應的

3、校核。最后，提出了簡易剪板機設計過程中存在的不足，以便于今后設計的改進。關鍵詞： 剪板機；曲柄滑塊；鍛壓機械AbstractSheari ng machi ne desig n requireme nts the shear thick ness to 3 mm, sheari ng width 1000 mm, slide block schedule for 80 mm per minute, and the number of shear for thirty times. Powered by the motor through a belt drive and a slowdown

4、Gear. Shearing machine to embryo materials formi ng process of forgi ng mach in ery, desig n is drive n by motor provide, after level 1 belt drive and level of gear reduct ion to complete the en tire drive, the desig n of the sheari ng mach ine drive system of the rotary motio n is through the crank

5、 slider mecha nism in to slide block reciprocating linear motion, realize the shear sheet. Slider-crank mechanism is simple in structure, easy to mach ining, use and maintenance convenient, more practical adva ntages, widely used in the mecha ni cal equipme nt. First, I do a brief in troduct ion to

6、the sheari ng mach ine work principle, the background and the trend of development. Then analysis the simple shearing machine transmission mode. Transmission and structure according to the given parameter requireme nts for select ion and desig n. Then desig ned mach ine on the main comp onents are c

7、orresp onding checked. The the simple sheari ng mach ine drive structure desig n represe nts of the gen eral process of desig n, selectio n of desig n work on the future of some refere nee value.Key words： cutting machine; crank and slide block; metal forming machinery1 緒論錯誤!未定義書簽1.1剪板機簡介1.2剪板機的背景及趨

8、勢1.3剪板機工作原理錯誤!未定義書簽。錯誤!未定義書簽。22總體方案的確定3 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 2.1凸輪機構方案 4曲柄滑塊機構方案 5 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 本次設計米用的方案 6 HYPERLINK l bookmark22 o Current Document 3電動機、離合器和制動器和刀具的選擇 83.1 電動機的選擇3.2離合器的選用與計算 3.3制動器的選擇3.4刀具的選擇4 計算4.1帶傳動的設計及其計算 4.2齒輪設計4.3軸的設計811錯誤!未定

9、義書簽。2錯誤!未定義書簽。3錯誤!未定義書簽。4錯誤!未定義書簽。420245曲柄連桿機構設計28 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark42 o Current Document 5.1材料的選擇 285.2曲柄連桿結構運動規(guī)律 28 HYPERLINK l bookmark44 o Current Document 5.3連桿的設計 306機身設計和緊固件選擇316.1機身結構316.2 機床的強度32 HYPERLINK l bookmark52 o Current Document 6.3緊固件的選用 32 HYPERLINK l bookmark54

10、o Current Document 結論33 HYPERLINK l bookmark56 o Current Document 主要參考文獻341.1剪板機簡介隨著社會的發(fā)展和技術的進步，很多的工業(yè)部門、企業(yè)都在使用金屬板材，都需要對 板材進行切斷加工，所以剪板機在現(xiàn)代工業(yè)發(fā)展中起到了很大的作用。為了很好的完成剪 板的功能，探索出一種既經(jīng)濟又節(jié)能的剪板機，從而選擇了小型簡易剪板機傳動結構的設 計。剪板機屬于直線剪切類型機器，能剪裁各種尺寸金屬板材的直線邊緣。在軋鋼、汽車 行業(yè)、電器、儀表儀器行業(yè)、船舶、橋梁、鍋爐、壓力容器等各個行業(yè)中都有廣泛應用。此外再根據(jù)剪板機的傳動方式、結構形式及使用

11、性質(zhì)的不同等來分，又可以分為曲柄 剪板機、螺旋剪板機、高速剪板機、高速沖裁剪板機、多工位自動剪板機、沖壓液壓機、 沖?；剞D(zhuǎn)頭剪板機和電磁剪板機。按其工藝用途和結構類型可分為：平刃剪板機、斜刃剪 板機、多用途剪板機、專用剪板機和數(shù)控剪板機。1.2剪板機的背景及趨勢18世紀，英國工程師史密斯創(chuàng)制第一臺蒸汽錘，開始了蒸汽動力鍛壓機械的時代。 1795年，英國的布拉默發(fā)明水壓機，但直到19世紀中葉，因為大鍛件的需要才應用于鍛造 隨著電動機的發(fā)明，十九世紀末出現(xiàn)了以電為動力的機械剪板機以及空氣錘，并獲得快速 成長。近年來，生產(chǎn)的剪板機的效率在提高，剪切板料厚度也在增加，剪切精度也有很大 的提高，發(fā)展并努

12、力降低噪音，創(chuàng)新改善設備，在安全性、自動化程度、勞動條件方面有 很大改善，特別是開始不斷地采用自動化控制。國內(nèi)外的情況進行分析，可知剪扳機的發(fā)展會有以下幾種趨勢：剪板機的可剪寬度在逐年增加，但機架凹口 （喉口）深度在逐漸的減??；必須提高剪切質(zhì)量和加工精度，以滿足市場需求；必須提高和完善安全設施，還需提高生產(chǎn)率和自動化程度，增加經(jīng)濟效益，減輕 工人的勞動強度；4液壓傳動的剪板機及液壓與機械混合式傳動的剪板機在逐漸增多；5用微機控制和數(shù)控型的的剪切機及其流水生產(chǎn)線得到迅速發(fā)展。1.3剪板機工作原理剪切機主要根據(jù)工藝需要對板材進行剪切下料，板料主要有黑色和有色金屬的板料、 棒料等。對板料進行剪切時，

13、需要合理選擇壓料力、刀刃口的間隙、剪切角和刀片間隙等 參數(shù)以及提高精度的方法，這樣就可提高的質(zhì)量。剪板機的剪切是借助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的機械設備。剪板機屬于直 線剪切機這種類型，主要是用來直線剪切一些厚度尺寸的金屬板材，其剪切需要滿足被剪 板料剪切表面的直線性和平行度的要求， 并且減少板材扭曲，從而來獲得較高質(zhì)量的工件， 一般主要用于軋鋼、治金工業(yè)、飛機、橋梁、壓力容器、農(nóng)業(yè)機械制造、汽車行業(yè)、造船、 電器電氣工程設備、餐飲家具、醫(yī)療機械、儀表儀器等各個機械工業(yè)部門。剪板機的剪切過程由兩個階段組成：壓

14、入變形和剪切滑移。剪板機的刀架上裝有上刀 片，而下刀片則是固定在機床的床面上。 在剪切滑移階段，剪切應力增大，使板料被剪切, 當板料被剪切完后，就完成了剪切。機床的床面上安裝有托球，以便于板料的移動，還有 便于送進板料。后擋料架主要是對板料進行定位，再由調(diào)位銷進行對其位置進行調(diào)節(jié)，其 類型主要有有手動和機動兩種類型。本次設計的目的是，在前人設計的經(jīng)驗的基礎上，集合自己的想法，把剪板機做得更 好。我設計的簡易剪板機是機械傳動的剪板機一種，能夠?qū)Ω鞣N尺寸金屬板材進行剪裁各 種尺寸。該設備應用廣泛，具有結構簡單，維修方便，經(jīng)濟實用的優(yōu)點。在這次畢業(yè)設 計中我們學到了很多東西，讓我受益匪淺，為我以后的

15、工作打下了很好的基礎。從而培 養(yǎng)我們解決工程實際問題的能力，通過這次設計是對我們所學專業(yè)知識的基本的理論的綜 合運用，從而讓我們的設計和計算能力以及繪圖能力和科研能力都得到了全面的訓練。2總體方案的確定合理的傳動方案需要滿足設計的剪板機的性能要求好，還要能夠適應所需的工作條 件，另外剪板機的傳動裝置的結構也要盡量簡單、尺寸緊湊、加工方便、經(jīng)濟實用、傳動 效率高和使用維修方便，要同時滿足上述的幾個要求是比較困難的，所以我們要通過下面 的多種傳遞方案的分析，進行比較，最終選擇出符合本次設計要求的最佳傳動方案。當采用由幾種傳動形式組成的多級傳動時，要充分考慮各種傳動形式的特點，合理的分配其傳動順序。

16、在選擇時，應注意以下幾種傳動件的特性：1帶傳動的承載能力比較小，在傳遞相同的轉(zhuǎn)矩時，較比其它的傳動形而言，其所需 結構尺寸要大的多，但具有結構簡單，傳動平穩(wěn)，能吸振緩沖，傳動效率較高的特點，適 合布置在高速級。2鏈傳動則只能實現(xiàn)平行軸間鏈輪的同向傳動，在磨損后比較容易發(fā)生跳齒，有不 均勻有沖擊，不適用于高速級，適合置于低速級。3斜齒圓柱齒輪傳動適合用在速度高或傳動平穩(wěn)的場合，因為其傳動平穩(wěn)性和接觸 疲勞強度比較的高。4.圓錐齒輪傳動的嚙合性較其他齒輪傳動要好，能承受高負載，而且壽命長，但由 于它的加工比較困難，所以要限制齒數(shù)、模數(shù)和傳動比，故在高速級的傳動中運用較多。根據(jù)性能、工作條件、成本的

17、各方面的因素，選擇帶傳動和直齒圓柱齒輪進行若干個 減速級的傳動。優(yōu)點：如果采用V帶傳動，傳動效率則較高；成本會低廉，經(jīng)濟又實用；結構簡單并 且尺寸緊湊傳動平穩(wěn)，還可以承受較大的預緊力，具有過載保護；緩沖吸振等，還可減少 帶傳動的尺寸。2.1凸輪機構方案為凸輪機構是第一種方案，如圖 2.1所示：凸輪的傳動是由主軸的轉(zhuǎn)動來帶動的， 當凸輪在升程時就推動滑塊（即刀片）進行剪切板料；在回程時，滑塊則在彈簧力的作用下 上慢慢升到初始（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(jù)推桿的運動規(guī)律來使凸輪的輪廓曲線和機構的尺寸，機構 簡單，可靠性高。缺點是凸輪輪廓與推桿之間為點、線接觸，易磨損，因

18、為其工作壓力不 能太大，本次設計的剪板機工作壓力較大，會嚴重磨損凸輪的輪廓及推桿，嚴重影響機器 的穩(wěn)定性，所以該方案不予采用。凸輪機構工作原理圖見圖2.1 0圖2.1凸輪機構工作原理圖2.2曲柄滑塊機構方案曲柄滑塊機構是第二種方案。通過圖2.2可以看出其工作原理：由主軸轉(zhuǎn)動帶動曲柄轉(zhuǎn)動，從而通過連桿將旋轉(zhuǎn)運動變成使滑塊直線運動（上下往復運動），從而來實現(xiàn)剪切。該機構具有結構簡單、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 柄滑塊機構作為執(zhí)行機構比較合適。2.3本次設計米用的方案本次設計的簡易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，從而使刀

19、架上下運動，刀架上的刀片對板料進行剪切。此次 設計的傳動系統(tǒng)圖如圖2.3所示。Xn1/1ArHrV/MXLLLV/AXW1AU1AX%圖2.3系統(tǒng)傳動簡圖剪板機的技術參數(shù)此次設計的的技術參數(shù)如下：板料厚度3mm可剪板寬1000mm滑塊行程80mm剪板次數(shù)30次/min剪板機可剪板料的厚度在一定程度上受到剪板機構件強度的限制，最終主要由剪切 力來決定。刀刃口的間隙、刃口的鋒利程度、被剪材料的強度及剪切斷面的寬度等因素都 能影響到剪板機的剪切力，其中最主要的還是被剪切板料的強度。忽略一些次要因素，剪切力可通過式（2.1）獲得：F K bt2 / tan（式2.1）式中：b被剪板料強度極限t被剪板料

20、厚度剪切角K系數(shù)剪切強度一般取500MPa如果已知剪切力和其他因素確定，就可以通過關系式計算 出剪板機剪板料的最大厚度。查資料查得現(xiàn)在國內(nèi)外剪板機一般的最大剪切厚度都在32mm以下，厚度過大會損壞剪板機的設備?？杉舭鍖挘杭舭鍣C完成一次剪切過程，剪切板料的最大尺寸稱為可剪板寬?？杉舭?寬可根據(jù)板料的寬度和對生產(chǎn)的要求來確定，即剪刃長度大于可剪板寬的剪切方式稱為橫 切方式。對于條料寬度小于剪板機的凹口的剪切方式稱為縱切方式，它能進行多次的剪切，且剪切的尺寸不受限制。隨著工業(yè)的不斷發(fā)展，剪板機的可見切寬度在不斷地上升，目前 國外最大剪切板寬在10000mr已經(jīng)比較普遍了。當板料剪切長度為 2000m

21、r以下時，剪板機 剪切條料寬度最小公差如表2.1所示。表2.1 剪切調(diào)料寬度最小公差厚度t/mm剪切板料寬度2525-5050-100100-200寬度最小公差0.50.30.30.40.50.5-10.40.40.50.61-20.50.50.60.72-30.60.60.70.73-4一0.80.81.04-5一一1.01.35-6一一1.31.2行程次數(shù)：剪板機的一般要求是應該具有較高的行程次數(shù)，因為行程次數(shù)直接關系到生產(chǎn)效率。3電動機、離合器和制動器和刀具的選擇3.1電動機的選擇電動機一般分為交流電動機和直流電動機兩種。然而在工廠和企業(yè)中生產(chǎn)的機械設 備一般都采用的是三相交流電源，所以

22、本次設計采用三相交流電動機。常用的一種交流電 動機是三相異步電動機，由于三相異步交流電動機的性能較好，所以在機械生產(chǎn)中使用最 為廣泛。丫系列三相異步電動機具有效率高，耗能少，性能好，有較高的最大轉(zhuǎn)矩和最小轉(zhuǎn) 矩，其運轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的噪音也很低、振動也較小、體積小、機身輕、運行平穩(wěn)可靠、安裝形 式靈活多樣、維修方便等特點。根據(jù)工作環(huán)境和要求，選用 丫系列三相異步電動機。在對電動機選擇時，要考慮電動機容量的合理性，容量的選擇非常重要，因為它影 響到電動機的正常工作，合理的容量可減小經(jīng)濟投入。如果電機容量過大，電機效率不高, 這樣就會導致電機容量不能夠充分的利用，造成容量浪費和不必要的經(jīng)濟損失；但是選用

23、的電機容量過小的話，也會使電機超負荷工作，使電機過熱過度，這樣會降低電機壽命， 造成不必要的經(jīng)濟損失。在選電機時，還應考慮電機的其他條件，比如轉(zhuǎn)速等。在確定電動機的功率時，我們也要考慮以下問題對電動機的影響：1 電動機的過載條件。剪板機在剪切工件時，受到力的作用，會使電動機得扭矩 上升，如果扭轉(zhuǎn)上升到，當扭矩超過它的最大容許扭矩時，電動機就可能會損壞而停下， 這就是過載條件對電動機的限制。2 電動機的發(fā)熱條件。剪板機在剪切工件時，受到力的作用，電流會上升，也會 增加電動機的負載，這就增加了電動機的發(fā)熱，使其溫度上升；當完成剪切工作后，負載 會減小，相應的轉(zhuǎn)發(fā)熱會減少（熱能的耗損也減?。?。電動機

24、運行一段時間后，其溫度可以 達到一穩(wěn)定狀態(tài)。如果電動機的溫度長時間超出其正常的工作的范圍，電動機就會因為過 熱而損壞，這就是發(fā)熱條件對電動機的限制。該剪板機的剪切厚度為3mm根據(jù)諾沙里公式,P=0.6 b %上(1tan0.6 x式 3.1)1io x）by x式中：P剪切力大小b被剪板料的極限強度，取b 500N/mm被剪板料的可延伸率,25%h板料厚度h 3mm上刀刃的傾斜角度2Z被剪板料的彎曲力系數(shù)，Z 0.95y前刃側向的間隙相對值，y 0.083X壓具影響系數(shù)，x 7.7 和式中各參數(shù)，可得320.25（1ta n2由式(3.1)P=0.6 5000.95 tan20.6 0.251

25、 、 -10 0.25、1廠500 0.0832 7.17解得：P根據(jù)資料的Q-11型剪板機，選取功率為 查表得12-1Y系列三相異步電動機的技術數(shù)據(jù)，選取41157N3kw的電動機。Y132S-6型電動機,其技術參數(shù)如下：功率為3kw,同步轉(zhuǎn)速1000r/min，級數(shù)為6,滿載時轉(zhuǎn)速為960r/min。在對傳動比進行分配時，要應考慮以下原則：為了延長裝置的使用壽命和承載能力，選擇的各級傳動的傳動比應保證在一定 合理范圍內(nèi)。結構設計要勻稱合理，同時要滿足各級傳動件傳動的協(xié)調(diào)性，。設計的傳動裝置的外形輪廓尺寸要緊湊。.設計的傳動零件之間要保證不會干涉現(xiàn)象和碰撞。總傳動比nm id =- n主式

26、3.2)把 nm 960r/min ， n主 30r/min 代入式(3.2)的，得 id 32id i0 i1式中：i0 帶傳動比式 3.3)i1 圓柱齒輪傳動比為保證帶傳動中外廓尺寸的合理，初步取io 4，則i181.計算各軸轉(zhuǎn)速軸轉(zhuǎn)速的計算公式:nm式 3.4)2 計算各軸的功率 查資料得各部件傳動效率:帶傳動效率：0.94-0.96nm n1960240r/minI04960n2m30r/minio h4 8取!0.95圓柱齒輪傳動效率：0.94-0.96 取2 0.96軸承（每對）傳動效率：0.97-0.99 取3 0.98所以總傳動效率為：式 3.5)2總 1 23把,0.95，2

27、0.96，0.98代入式（3.5），得2 2總 i 2 30.95 0.96 0.980.876Pdi式 3.6)把 10.95，20.96，0.98代入式（3.6），得P2Pd3.計算軸的轉(zhuǎn)矩PPd0iFd0102 P d式中：Td電動機轉(zhuǎn)矩;133 0.95 0.982.79kwTd 95502 233 0.95 0.96 0.982.63kw式 3.7)Pd電動機功率；nw滿載轉(zhuǎn)速。PdTd 9550 丿 95503N m 29.84N mnw960T1軸Td i。 01 29.84 40.95 0.98N m 111.1N mT2軸Td i0 h 0120229.84 4 8 0.95

28、 0.96 0.98 N m 836.4N m3.2離合器的選用與計算剪板機的離合器一般分為剛性離合器和摩擦離合器兩種。剛性離合器則通過鍵連接 把主動部分和從動部分連接起來。根據(jù)鍵類型的不同，可分為轉(zhuǎn)鍵式、滑銷式、滾柱式和 牙嵌式等幾種，本次設計采用雙轉(zhuǎn)鍵式離合器。轉(zhuǎn)鍵式離合器的一般結構如圖所示:毎魁 才申帝3梅 巨一弐套圖3.1 離合器結構簡圖轉(zhuǎn)鍵離合器工作部分的構成關系如圖 3.1所示，中套2裝在大齒輪內(nèi)孔中部，用平 鍵與大齒輪連接，跟隨大齒輪轉(zhuǎn)動。內(nèi)套 6和外套5分別用平鍵與曲軸4連接。內(nèi)、外套 的內(nèi)孔上各加工出兩個槽，而曲軸的右端加工出兩個半月形的槽，兩者組成兩個圓孔，主 鍵和副鍵便裝

29、在這兩個圓孔中，并可在圓孔中轉(zhuǎn)動。半圓形轉(zhuǎn)鍵離合器，它的主動部分包括大齒輪 1、中套2和兩個滑動軸承等；從動部 分包括曲軸&內(nèi)套6和外套5等；接合件是兩個轉(zhuǎn)鍵（一個工作鍵也叫主鍵，一個副鍵）； 操縱機構由關閉器等組成。如圖3.1所示。踩下踏板后，離合器的工作鍵轉(zhuǎn)過一個角度，使得中套上的半圓形槽 和傳動軸上的半圓形槽對正，此時離合器就嚙合了，這樣從動軸會被大齒輪經(jīng)中套和工作 鍵帶動，從而實現(xiàn)轉(zhuǎn)動。操縱機構上有復位彈簧，可以使離合器復位，這樣大齒輪就繞套 筒轉(zhuǎn)動（從動軸就停轉(zhuǎn)動），完成一個工作循環(huán)。3.3制動器的選擇制動器都是通過摩擦作用來實現(xiàn)制動的，常用的制動器可以分為圓盤式制動器、帶 式制動器

30、和閘瓦式制動器三種。本次設計采用的就是帶式制動器，常用的有偏心帶式制動 器、凸輪帶式制動器和氣動帶式制動器。本次設計采用凸輪帶式制動器，結構簡圖如圖 3.2所示，其中制動彈簧5是用來控 制制動帶6的張緊，而凸輪I、杠桿4和滾輪用來控制其松開的，因此，在非制動行程時， 剪板機的制動帶是松開的，而且這樣能量損耗也會比較小。1 凸輪 2 制動輪3 滾輪 4 杠桿 5 制動彈簧 6 制動帶圖3.2凸輪帶式制動器3.4刀具的選擇剪板機的下刀片都具有四個刃。刀架沿前傾直線運動的剪板機上刀片可以具有兩個刃 或者四個刃。刀架沿弧線運動的剪板機上刀片只宜有兩個刃，而且必須將上刀片用螺釘或 者墊片調(diào)整為一個空間曲

31、面，因此上刀片的長度盡可能增大以減少接縫數(shù)。如果接縫處調(diào) 整不當將導致刀具磨損的加劇和被剪板邊偏差的增大。刀片頂面應稍低于工作臺面，偏差為-0.20毫米。國產(chǎn)剪板機刀片材料常用6CrW2Si,（熱處理后硬度為RC58-60）。T7A,9CrSi，Cr12P1, Cr12Mo和Cr6VP也可作刀片的材料。國外實驗用硬質(zhì)合金 BK15或 BK2（鑲在剪刀片上來提 高兩次刃磨的間隔時間。刀片的尺寸參閱下表3.2表3.2刀片尺寸被剪板厚h （毫米）刀片尺寸T*H（毫米）螺孔直徑d （毫米）1 2.520*601341625*801720 2532*1202232 4045*15033刀片刃部應經(jīng)常保持

32、清潔，并應涂上含有二硫化鉬或石墨的潤滑脂4計算4.1帶傳動的設計及其計算作為撓性傳動的一種，帶傳動的基本組成零件為帶輪（主動帶輪和從動帶輪）和傳動帶。工作時就是通過皮帶和帶輪之間的摩擦來完成動力的傳遞。在帶傳動中由于不同的截 面形狀所傳遞的力不同，因此可分為平帶傳動、V帶傳動、圓帶傳動、多楔帶傳動等。帶傳動中有中間撓性件，所以其具有以下優(yōu)點：1 在傳動中存在沖擊載荷，帶傳動能減弱沖擊；2運行比較平穩(wěn)，且運轉(zhuǎn)時沒有噪聲；3嚙合傳動的制造和安裝是非常嚴格，而帶傳動則沒那么嚴格；4帶傳動可以滿足工作場合中需要較大的中心距的要求，即通過增加帶長來調(diào)節(jié)適 應。由于V帶套在帶輪上以后，帶與帶輪輪槽的工作面

33、緊密貼合，在張緊力相同和成本等 條件下，V帶傳動的工作能力比其他帶傳動要好。此外還具有傳動比較大，傳動平穩(wěn)，成 本低等優(yōu)點，故在近代機械中應用廣泛。由于本次設計中要求轉(zhuǎn)速高，為保證穩(wěn)定傳動皮 帶不打滑，故選用V帶傳動。由于帶輪運轉(zhuǎn)時有較大的載荷變動，還有每天的工作時間應小于10小時，查表取Ka 1.1，計算功率公式：PCa Ka P（式 4.1）其中 Ka 1.1， P 3kwPea Ka P 1.1 33.3kw式中：P 帶傳動的額定功率（kw）Ka 工作情況系數(shù)根據(jù)FCa 3.3kw和主動帶輪（小帶輪）轉(zhuǎn)速n nw 960r/min，查表選用A型V帶。其帶速1初選小帶輪的基準直徑在一定功率

34、條件下，選擇的帶輪直徑要合適，太小會增加V帶根數(shù)和彎曲應力。一般情況下，為避免應力過大，應保證 dd (dd)min。根據(jù)機械設計第八版表8.6和表8.8，取小帶輪的基準直徑ddi 112mm2 驗算帶的速度帶速的計算公式：nddini60 1000把 ddi 112mm 和 n 960r/min 代入式(4.2)，的 v 5.63m/s因為5m/s v 30m/s，在合理范圍內(nèi)，所以帶速合適。3計算大帶輪的基準直徑查表得,計算大帶輪的基準直徑dd2dd2 i dd1(式4.3)把 i 4 和 dd1 112mm 代入式(4.3)，得 dd2 448mm。按照表機械設計表8-8對V帶帶輪基準直

35、徑系列進行圓整,圓整后取dd2 448mm。式 4.4)可根據(jù)下面的公式求得中心距。0.7(dd1 d d2) a02(dd1dd2)將 dd1 112mm， dd2 448mm 代入式(4.4)，可得：392mma01120mm。初定中心距為a0550mm。帶的基準長度，可有以下計算公式可得:2031mm。式 4.5)2 n2 dd1)Ld02a0 (dd 1 dd2)24a0將 dd1 112mm， dd2 448mm， a。550mm 代入式(4.5)，得 Ld由機械設計第八版表8.2選帶的基準長度Ld 2000mm。為適應不同工作場合，要對V帶的中心距進行調(diào)整，公式為:式 4.6)Ld

36、Ld0aa。2把 Ld 2000mm， Ld0 2031mm， &550mm 代入式(4.6)，得 a 535mm考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充緊張的需 要，常給出中心距的變化范圍：a 0.015Ldamax a0.03Ld式 4.7)式 4.8)520mm， amax610mm把 Ld2000mm 代入式(4.7)和(4.8)，得 amin故中心距的變化范圍為520 610mm。由于小帶輪上的包角總是小于大帶輪上的包角，還有小帶輪上的總摩擦力也總是小于 大帶輪上的總摩擦力。因此，要發(fā)生打滑的話，那一定會發(fā)生在小帶輪。考慮到帶傳動的 工作能力，則應滿足以下條

37、件：i 180 (dd2 ddi)573 120(式 4.9)a把 a 535mm， dd1 112mm， dd2 448mm 代入式(4.9)，得 11441201 計算單根V帶的額定功率為了使傳動平穩(wěn)，各根Vt受力大小要合適，為了減小帶的受力增加根數(shù)，但根數(shù)也 少于10根。否則應選擇其他帶型的帶傳動。由dd1 112mm和m 960r/min，查機械設計第八版表 8.4a，得F0 1.16kw。根據(jù)n 960r/min，i 4和V型帶，查機械設計第八版表8.4b，得Po 0.11kw。查機械設計第八版表8.5，得K 0.906，表8.2得Kl 1.03，單根則的額定功率Pr (F0P。)K

38、Kl(式 4.10)把 P 1.16kw，F(xiàn)00.11kw， K 0.906，Kl 1.03代入式(4.10)，得 P1.185kw2計算則的根數(shù)PcazPr(式 4.11)把 Pr 1.185kW，Pca3.3kw 代入式(4.11)，得z 2.78取則的根數(shù)z3根V帶的初拉力的計算公式:500(2.5 K )入K zv2qv(式 4.12)式中：qV帶單位長度的質(zhì)量由機械設計第八版表8.3得q 0.1kg/m，所以(2.5 0.906) 3.32(Fo)min 5000.1 5.63 N 175N0.906 3 5.63由于新帶在使用一段是時間后容易松弛，所以對沒有安裝自動張緊裝置的帶傳動

39、，在安裝新帶后，為了保證其能正常工作，預緊力要設置為上述預緊力的1.5倍；對于V帶運轉(zhuǎn)后的初拉力也有規(guī)定，一般為上述預緊力的1.3倍。為了設計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動時軸上要承受的力FP oFP 2zF0 sin 1(式4.13)2式中：1為小帶輪的包角；z帶的根數(shù)；F0 單根V帶預緊力。Fp 2 3 175 si2V帶輪基準直徑不同，考慮傳動效率和成本等條件，應選擇不同的結構。當帶輪基準直徑為dd 2.5d (其中d為安裝帶輪的那根軸的直徑)，可采用實心式；當dd 300mm時，可米用腹板式；當dd 300mm，同時D1 d1 300mm時，可采用孔板式；當d 300mm時， 可米用輪輻

40、式。1 小帶輪的結構設計帶輪形狀一般都比較復雜，而且造價成本較高，因此選用HT灰鑄鐵，因為它鑄造比較容易，又能達到形狀要求，還可以減少加工成本；灰鑄鐵的主要結構成分是鐵與碳， 碳含比較量高，相應的干潤滑性能也非常好，而且不容易與其他零件粘接；具有良好的摩 擦性能，能減少其打滑材料：HT200確定帶輪的形式。查機械設計課程設計設計手冊第3版知電動機的軸直徑d 38mm，電動機的軸伸出 長度E 80mm，又知小帶輪的基準直徑 ddi 112mm， 2.5d2.5 38mm 95mm。2.5d ddi 300mm（式 4.14）根據(jù)小帶輪直徑，選用腹板式帶輪。它的直徑為dd1 112mm。（3）輪槽

41、的尺寸見表4.1。表4.1 V帶輪輪槽截面尺寸項目符號結果槽型A型基準寬度（節(jié)寬）（mm）bp11.0基準線上槽深（mm）ha min2.75基準線下槽深（mm）h f min8.7槽間距（mm）e150.3第一槽對稱面至端面的距離（mm）f9輪槽角-38確定小帶輪的外形尺寸。帶輪的寬度： B (z 1)e 2 f (3 1) 15 2 9mm 48mm帶輪的外徑長度：da1 dd1 2ha 112 2 4mm 120mm輪緣的長度：d1(1.8- 2)d(1.-2) 38mm (68.4 76)mm，取 d1 70mm輪轂的長度：B 48mm 1.5d又 L1(1.5 2)d，取 L1 48

42、mm。如圖4.1為一般V帶輪槽的結構簡圖1- .71J1I300mm，所以式 4.15)0.2h18.3mm，圖4.1輪槽結構簡圖2 大帶輪的結構設計材料：HT2O0確定帶輪的形式。初定大帶輪的軸的直徑d 46mm，由于大帶輪的基準直徑dd2 448mm 大帶輪采用輪輻式結構。大帶輪輪槽的尺寸與小帶輪相同。輪緣及輪轂的尺寸。帶輪的寬度： B (Z 1)e 2f (3 1) 15 2 9mm 48mm帶輪的外徑長度：da2 dd2 2ha 448 2 4mm 456mm輪緣的長度：d2 (1.8-2)d (1.82) 46mm (82.8 92)mm，取 d, 86mm 輪轂的長度：B 48mm

43、 1.5d又 L2 (15- 2)d，取 L2 48mm。h12903-PV nZa式中：P傳遞的功率，為2.79kwn帶輪的轉(zhuǎn)速，為240r/minZa輪輻數(shù)，取4貝U 0 2903/ 2.79 mm 41.4mm， b 0.80 33.1mm，bi 0.4h 16.6mm， f 240 4b20.8b113.3mm。4.2齒輪設計根據(jù)傳動方案和其他因素選擇的齒輪為直齒圓柱齒輪。由于要滿足強度等要求，要對 齒輪表面要調(diào)質(zhì)處理，故選用8級精度(GB 10095-88),小齒輪選用45Cr(調(diào)質(zhì)),取小齒輪 硬度為280HBS大齒輪選用45鋼(調(diào)質(zhì))，查質(zhì)料取大齒輪硬度240HBS兩者材料硬度差

44、為 40HBS這里初步選取小齒輪的齒數(shù)Z 21，則可計算出大齒輪的齒數(shù)Z221168。按以下公式進行計算ditiKT1 u 1 ZE 2 2十丁胃式 4.16)1.首先確定公式內(nèi)變量的值(1)選擇載荷系數(shù)Kt 1.3。計算小齒輪轉(zhuǎn)矩。式 4.17)95.5 105Rn1已知 P 2.79kw， n 240r/min，代入式(4.17) ，1.11105Nmm機械設計第八版表10.7選取齒寬系數(shù)d機械設計第八版表10.6得材料的彈性影響系數(shù)1Ze 189.8MPa機械設計第八版圖10.21得小齒輪的接觸疲勞強度極限為H lim1600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限為Hlim2 550MPa 。

45、計算應力循環(huán)次數(shù)。M 60nt jLh式 4.18)N160 240 12 8 300 1591.0368 10N2匹理衛(wèi)92.5924Khn 20.99。接觸疲勞壽命系數(shù)可從機械設計第八版圖10.19查得Khn1 0.94，計算齒面接觸疲勞的許用應力。 要求失效的概率為1%按可靠度要求，取安全系數(shù) S 1，h limKHN(式4.19)Shi limlKHN1 600 0.94 564MPaSlim2 K HN2h 】2550 0.99544.5MPaS2 初步計算(1)把h中值小的代入式(4.20)可得小齒輪的分度圓直徑d1t。du式 4.20)3 1.3 1.11 109 189.8 2

46、所以 d1t2.3231 -() mm 62.6mmV 18 544.5計算圓周速度v。把 d1t 62.6mm , n 240r/min 代入式(4.2)，得n1t n1n 62.6 240m/s 0.8m/sv60 1000 60 1000計算齒寬b。b d d(4)齒寬與齒高之比。 模數(shù)b d d1t 1 62.6mm62.6mmd(m - z式 4.21)式 4.22)把 d1t 62.6mm ,乙 21 代入式(4.22)，得齒高 62.6mmmZ 21h 2.25譏 2.25 2.98mm2.98mm6.71mmb62.6h 6.719.33載荷系數(shù)。根據(jù)v 0.8m/s, 8級精

47、度，由機械設計第八版圖10.8查得動載系數(shù)為Kv 1.1。直齒輪，Kh Kf 1.2。由機械設計第八版表10.2得使用系數(shù)Ka 1.5。由機械設計第八版表10.4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支持非對稱布置時，取Kh 1.450。由b 9.33， Kh 1.450查機械設計第八版圖10.13得Kf1.36 ；故載荷系數(shù)hK 心心心Kf(式4.23)把 Ka 1.5， Kv 1.1，Kh 1.450，心 1.2代入式(4.23)，得K KaKvKh Kh 1.5 1.1 1.2 1.452.871根據(jù)機械設計第八版式(10.10a)校正分度圓的直徑。d1 d 1t3(式 4.24)把 d1t

48、62.6mm，K 2.871, Kt 1.3 代入式(4.24)，得HTJ2.871d1 d1t362.6 382mmKt1.3模數(shù)m。d1把 d! 62.6mm，z, 21 代入式(4.22)，得3.90mm82mm21按齒根彎曲強度設計齒根彎曲強度設計公式:式 4.25)QTY；)1.確定公式內(nèi)的計算參數(shù)(1)由機械設計第八版圖10.20c可以查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為 FE1 500MPa 和 FE2 380MPa。 彎曲疲勞壽命系數(shù)可根據(jù)機械設計第八版圖10.18查得Kfn1 0.88，Kfn2 0.89計算大小齒輪的彎曲疲勞許用應力。取安全系數(shù)S 1.4，計算公式如下

49、：f(式4.26)S把 FE1 500MPa， FE2 380MPa，K FN 10.88 ， K fn 20.89 代入式(4.26)，得KfN 1FE10.88 500”F】1MPa314.29MPaS1.4K FN 2FE 20.89 380F 2MPa241.57MPaS1.4載荷系數(shù)K。把 Ka 1.5, Kv 1.1 , Kf 1.36 , Kf 1.2 代入式(4.23)，得KKaKvKf Kf 1.5 1.1 1.2 1.36 2.693查取齒形系數(shù)。由機械設計第八版圖10.5查取齒形系數(shù)YFa!2.76 ； YFa2 2.133查取齒輪應力的校正系數(shù)。根據(jù)機械設計第八版圖10

50、.5查校正Ysa1 1.56 ； Ysa2 1.843。計算和比較大齒輪和小齒輪的YFaYsa。模數(shù)2KT1 Y$aY Sa52 2.693 1.11 1021 210.01627mm2.81根據(jù)計算所得的模數(shù)2.81，取近似圓整值m 3mm，由此可以算出小齒輪齒數(shù)。Z1d1m82328則可算出大齒輪的齒數(shù)Z2 8 28 224分度圓直徑d1z,m 28 3mm84mm， d2 z2m 224 3mm 672mm。84 672mm378mm，齒輪寬度bdd11 84mm 84mm。YFa 1Ysa1F】1Y Fa2Sa2F 2f2.76 1.56314.292.133 1.8430.01627

51、241.57大齒輪的數(shù)值大。2計算把 d 1， K 2.693，T11.11 105Nmm 和 YFa2YSa20.01627代入式(4.25)可算出齒輪的F 2取 B2 84mm , B1 89mm。根據(jù)上面的計算得出齒輪尺寸值，見表4.2 :表4.2圓柱齒輪幾何尺寸名稱代號公式小齒輪大齒輪模數(shù)mm 3壓力角=20分度圓直徑dd1 mz 3 28mm 84mmd2 mz23 224mm672mm齒頂高也ha1 ha2 1.0 3mm 3mm齒根高hfhf1 hf2 1.25m1.25 3mm 3.75mm齒全高hhi h2 ha hf 6.75mm齒頂圓直徑dada1 d1 2ha 90mm

52、da2 d2 2ha 678mm齒根圓直徑dfdf1 d1 2hf 76.5mmdf2 d2 2hf 664.5mm基圓直徑dbdb1 d1 cos79mmdb2 d2 cos632mm齒距Pp nm 9.42mm基圓齒距PbPb pcos8.85mm齒厚sms 5mm2標準中心距am(Z1 Z2) crca378mm24.3軸的設計選用45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為217-255HBS查參考文獻16得，A 103126，取A 120軸直徑的計算公式式 4.27)把 A 120, R 2.79kw , m 240r/min 代入式(4.27)，得d 120 3 2.79mmV 24027.18mm初取取d

53、 46mm。1 .計算小齒輪所受的力Ft2T1d1(FrFttg(FtFn(tg把T111.1N/m， d10.084m 代入式(4.28)，得2T12 111.1Ft1N 2645Ndi0.084式 4.28)式 4.29)式 4.30)把Ft 2645N，代入式(4.29)，得Fr Fttg2645 tg20 N 963N把Fr 963N，代入式(4.30)，得FnFttg7267N式中：T；主軸的扭矩;壓力角；d；小齒輪分度圓直徑2受力分析juiuLUlLLKLUJ川 n f|l|J,.45542416604C2484748N mm圖4.2主軸載荷分析圖已知：1 BC1186mm，1CD

54、172mmRbhRchFtRbh(1721186)fCH1720求得：Rbh384N，Rch3029NRbvKvFrRbv(172910)Rcv1720求得：Rbv140N，&v1103NMbhRchL384 1186455424N mmMbvRcvL140 1186166040N mmMb ,MCh MCv按第四理論強度校核0.75T2式 4.31)把 M 484748N/mm , T 111000N/mm 代入式(4.31)，得M 0.75T32232223 M 0.75T3. 4847480.75 111000 MPa 51.7MPaWn3n 463因為51.7MPa60MP,所以符合強

55、度要求。其中 AB 208mm , BC 770mm , CD 208mm , DE 172mm , F 2322N，根據(jù)物體的平衡條件，解方程組得R/12462N , Rv21219N , Rh12707N , Rh 24569N , Mh 904756N , Mv 614186N ,M MH M；1093530N mm圖4.3從動軸載荷分析圖把 M 1093530N mm , T 836400N/mm 代入式(4.31)，得0.75T323 M 0.75T232 3 10935302 0.75 8364002MPa 48.7MPaWndn 65因為48.7MPa60MPa所以符合強度要求。

56、5曲柄連桿機構設計曲柄連桿機構能將剪板機的傳動系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)樯系都艿闹本€往復運動， 通過刀架上的刀片對板料進行剪切（實現(xiàn)剪切工藝）。同時，該機構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。5.1材料的選擇常見的曲柄連桿主要有曲軸和偏心輪形式等。曲柄連桿結構是剪板機的一個重要零 件，本次設計的曲柄連桿機構受力情況復雜，制造條件要求較高。曲柄連桿的材料應選用 剛度較大的鋼，選擇40Cr調(diào)質(zhì)。考慮到偏心輪的使用壽命，用滾子輾壓對圓角處進行強化。 5.2曲柄連桿結構運動規(guī)律曲柄連桿結構由連桿、曲柄和滑塊組成，如圖5.1所示。圖中旋轉(zhuǎn)中心為 0, A為連

57、桿與曲柄的交點，B為連桿與滑塊的交點，0A為曲柄的半徑，AB是連桿的長度。該機構中以0為中心，以一定的角速度 繞0作旋轉(zhuǎn)運動，則刀架（滑塊）以一定 速度v作直線往復運動。刀架（滑塊）位移和轉(zhuǎn)角 的關系可以根據(jù)幾何關系推導出： TOC o 1-5 h z OB Rcos丄l（Rsi n）2（又知s R L B由以上兩式整理可得：s R（1 cos ） L1 （RSin ）2（又由于一般取值為：0.3，由二項式定理得（1122又有倍角關系知sin21羅2 ，將上式代入式（5.2）得，s R（1 cos （1 cos2（4式中：s滑塊的位移（即刀架運動的從上下止點的距離）；曲柄的轉(zhuǎn)角，從下止點開始算

58、起，方向與曲柄轉(zhuǎn)向相反；R曲柄長；式 5.1)式 5.2)式 5.3)對式 s R(1 cos-（1 cos2兩邊時間求導，可推導出:4VR(1 cos(1 cos24(式 5.4)式中：V滑塊的速度;L連桿長度（當連桿的長度可調(diào)時，取最短時的值）。曲柄連桿的角速度; L 連桿AB的長度。180*圖5.1曲柄連桿機構運動關系計算簡圖由計算可知，盡管曲柄做勻速轉(zhuǎn)動，但滑塊在運動中各點的速度是不等的。當滑塊運動到上止（）點和下止點（0 ）的時候，其運動速度等于零，即v 0。當滑塊運動到點（75 -90 ）和（270 -285 ）的時候，它的運動速度是最大的。曲柄連桿機構中當 AB長度很短或承受力很

59、大時，就用偏心輪代替曲柄，偏心輪的強 度和剛度比曲柄大多了而且結構也要簡單很多。因此，偏心輪機構廣泛應用于傳力較大的 剪床、沖床、內(nèi)燃機等機械中。在曲柄搖桿機構中，曲柄上的銷軸與連桿上的軸孔共同組成了轉(zhuǎn)動副B,在運動時銷軸要承受較大的載荷作用，如果曲柄 AB較短時，為保證曲柄連桿機構正常工作，則要相應 增大銷軸的直徑，這樣的話連桿的軸孔也要隨之相應增加。如果要承受較大的力，曲柄的 銷軸直徑就需要加大，當直徑大于曲柄 AB的長度時，連桿的軸孔就會出現(xiàn)環(huán)狀，相當于曲 柄AB變成了一個圓盤（也就是偏心輪），該圓盤還是繞A點轉(zhuǎn)動。曲柄連桿在結構形狀上雖 然發(fā)生了很大的改變，但是桿件（桿AB桿BC桿CD

60、桿AD）的長度都沒有發(fā)生改變，所以 本質(zhì)上沒有改變各構件間發(fā)生相對運動關系。偏心距的長度為點B到點A的距離，即等于曲柄的長度。這種偏心輪機構適用于曲柄短、受力大的場合。5.3連桿的設計參考資料和經(jīng)驗數(shù)據(jù)確定連桿的主要尺寸，初定連桿的材料為HT2O0結構簡圖如圖5.3所示。圖5.3連桿結構簡圖6機身設計和緊固件選擇6.1機身結構剪板機所有的零部件都需要安裝在機身上，在工作時全部的工件變形力要全部作用在 機身上，因此機身是剪板機的非?；静考弧Ｒ虼?，機身的設計一定要合理，合理的 設計既能減輕機體的質(zhì)量，減少制造成本，又能提高其系統(tǒng)剛度，還能減少制造機械所發(fā) 費的時間，都具有很大的影響。剪板機的