机械毕业设计（论文）-160t振动剪切机设计（全套图纸） .pdf

辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 i 页 160t 振动剪切机 摘要 本次设计的是 160t 振动剪切机。此次设计内容包括总体方案设计、剪切机参数计算、 剪切机电机容量的选择、主要零部件的强度计算、润滑方法的选择。其中，剪切机参数 计算又包括了刀台、曲轴、连杆、齿轮的计算以及激振器的液压缸、活塞杆、换向阀阀 芯和壳体的设计计算剪切机是轧钢车间生产的产品，一般都要经过切头、切尾并切成定 尺长度，根据轧件的断面形状和对切断面质量的要求不同，所采取的切断方法也不同， 剪切机通常用来切断方坯、扁坯、钢板和一些小型钢材。在此，根据给定参数对 160t 振动剪切机进行设计计算，从而对 160t 振动剪切机有一定了解，对剪切机的设计有一 定的认识，加深对剪切机的工作原理以及剪切机的设计参数、零件尺寸等的理解，以便 以后能对剪切机能更好的运用。 关键词：剪切机；曲柄连杆机构；激振器； 全套图纸，加 153893706 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 ii 页 160 t shears vibration abstract the design of vibration shear machine is 160 t. this design content including overall scheme design, shear machine parameter calculation, shear mechanical and electrical machine capacity selection, strength calculation of main components, lubrication method choice. among them, the parameters are calculated, including the knife cut machines, the calculation of the crankshaft, connecting rod, gear and hydraulic cylinder, piston rod, vibrator reversing valve core and shell design and calculation of the shear machine is the product of steel rolling workshop production, which is typically cut head, cut the tail and cut it into specified length, according to the shape of the cross section of the rolled piece and the requirement for the quality of cut surface, by use of cutting method is different also, shear machine is usually used to cut billet, slab and steel plate and some small steel. here, according to the given parameters for design and calculation of the 160 t vibration shear machine, thus a better understanding of 160 t vibration shear machine, the design of shearer has certain understanding, deepened to the working principle of shearing machine and shearing machine understanding of design parameters, such as component size, so that to use shear function better in the future. keywords:shearing machine,crank connecting rod mechanism,vibrator 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 iii 页 目录 1 绪论 1 1.1 选题背景与目的 1 1.2 国内剪切机的发展历史及研究现状 1 1.2.1 国内剪切机的发展历史 . 1 1.2.2 国内剪切机的研究现状 . 1 1.3 设计方法和内容 2 2 设计方案的确定 .4 2.1 方案设计参数 4 2.2 剪切机的分类 4 2.2.1 平行刀片剪切机 . 4 2.2.2 斜刀片剪切机 . 4 2.2.3 圆盘式剪切机 . 4 2.2.4 飞剪机 . 4 2.3 剪切机工作原理 4 2.3.1 上切式平行刀片剪切机 . 4 2.3.2 下切式平行刀片剪切机 . 5 2.4 设计方案的确定 . 5 3 剪切机参数计算 .6 3.1 剪切机力能参数 6 3.1.1 最大剪切力计算 . 6 3.1.2 剪切功的计算 . 7 3.1.3 剪切过程分析 . 7 3.2 剪切机结构参数 8 3.2.1 刀片行程 8 3.2.2 刀片尺寸 . 9 3.2.3 剪切次数 10 3.3 曲柄连杆机构的计算 10 3.3.1 曲轴偏心距的确定 . 10 图3.2刀片位移与曲轴转角关系图 11 3.3.2 刀片位移与曲轴转角的关系 . 11 3.3.3 剪切力与曲轴转角的关系 . 11 3.4 静力矩的计算 13 3.5 电机的选择和校核 14 3.6 传动比的计算 14 3.6.1 总传动比 . 15 3.6.2 分配传动比 . 15 3.7 传动装置动力参数 15 3.7.1 各轴转速 . 15 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 iv 页 3.7.2 各轴功率 . 16 3.7.3 各轴输入转矩 . 16 3.8 传动系统设计 17 3.8.1 皮带轮的计算 . 17 3.8.2 减速器的选用 . 19 3.9 曲轴与连杆的设计 22 3.9.1 曲轴 . 22 3.9.2 连杆 . 25 3.10 键的选择计算 25 3.10.1 小开式齿轮轴上的键的设计 . 25 3.10.2 大开式齿轮轴上的键的设计 . 26 3.11 激振器的设计计算 26 3.11.1 确定活塞的直径和机壳厚度 26 3.11.2 端盖螺栓的计算 . 27 3.11.3 换向阀设计 . 28 3.11.5 液压马达选择 30 3.11.6 其他零件设计 . 31 4 设备的可靠性与经济性评价 . 32 4.1 设备完好率与利用率 . 32 4.2 设备的可靠性 32 4.2.1 设备可靠度的计算 32 4.2.2 设备平均寿命 33 4.2.3 机械设备的有效度 33 4.3 设备的经济性评价 34 4.3.1 盈亏平衡分析 . 35 总 结 37 致 谢 38 参考文献 39 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 1 页 1 绪论 1.1 选题背景与目的 用于对轧件进行切头，切尾或剪切成规定尺寸的机械称为剪切机。剪切机的用途是 用来剪切定尺、切头、切尾、切边、切试样及切除轧件的局部缺陷等等。剪切机随着工 业自动化进程的深入而得到越来越广泛的应用。近二十年来，国内的轧钢生产得到了长 足的发展，由于市场对产品不断提出新的要求，生产厂对各种剪切机的需求也在不断变 化。 随着时代的发展和科学的进步，钢铁行业也得到了相应的发展。剪切机在钢铁行业 中一直扮演着重要的角色。在轧件的处理上剪切机是不可或缺的。剪切机的工作情况直 接影响到整个生产线的工作质量和工作效率。特别是在应对突发事故 12-切机更起到了 保护安全生产线的作用。由于其在轧钢机械辅助设备中的重要性，对于剪切机的技术改 革和创新从来都没有停止过。本设计主要对振动剪切机进行研究。 1.2 国内剪切机的发展历史及研究现状 1.2.1 国内剪切机的发展历史 随着时代的发展，对于剪切机的研究速度也在迅速发展。目前国内外有许多质量上 乘，性能优良的剪切机。我国剪切机的研制应用起步于 20 世纪 80 年代中期，主要是 作为废旧金属加工设备。原国家计委在发展中国钢铁工业中把废钢铁回收加工列入节能 项目, 宏观政策上鼓励发展。当时由商业部和国家物资局从捷克、日本、美国、西德等 组织引进了部分废钢打包机、剪切机。首先武装京、津、沪等大中城市。然后通过技术 引进、技术合作, 逐步形成了我国废金属加工设备生产体系。 1.2.2 国内剪切机的研究现状 技术水平是衡量一个企业是否具有先进性，是否具备市场竞争力，是否能不断领先 于竞争者的重要指标依据。随着国内液压剪切机市场的迅猛发展，与之相关的核心生产 技术应用与研发必将成为业内企业关注的焦点。了解国内外液压剪切机生产核心技术的 研发动向、工艺设备、技术应用及趋势，对于企业提升产品技术规格，提高市场竞争力 十分关键。 丁时锋等人针对板料剪切生产线采用人工控制，定长过程耗时过多，钢板长度尺寸 不一致，同时剪切过程总是简单的重复劳动，工人劳动强度大等问题，改为继电器接触 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 2 页 器控制，但控制柜接线复杂，使用维护不便。为了解决剪切过程中的板料定长问题，减 少加工工时，提高生产效率，同时为了提高生产的自动化程度，并保证生产的稳定，对 原系统进行了改造， 设计了一种基于 plc 的板料液压剪切机系统。 该系统工作性能稳定， 完全解决了剪切过程中板料的定长问题，提高了生产线的自动化程度，并切实提高了生 产线的生产效率。 在棒料剪切机液压系统的研究方面，杜诗文等人应用液压大系统建模方法建立了数 学模型， 构建了仿真模型， 对棒料高速剪切机液压系统动态特性进行了建模与仿真研究。 实践表明：采用液气联合驱动、径向夹紧的棒料高速剪切机，生产效率高，棒料剪切断 面质量得到显著提高。仿真结果表明：液压系统具有良好的动态特性，液压大系统建模 方法与理论可广泛应用于液压系统动态特性分析。 为了解决精轧生产线取料问题，梁春光等人通过对剪切及剪应力的分析，同时根 据液压剪的工作原理，进行了 hc520-3 新型液压剪主要几何尺寸及其结构参数的设计。 实验结果证明： 该液压剪能快速剪切 20mm 以下的铬不锈钢以及合金钢等， 不但保证 了轧材的表面质量，还保护了设备，且经济效益显著。 1.3 设计方法和内容 此次本人设计的 160t 振动剪切机属于平行刀片剪切机，它的特点为两个刀片平行， 主要用于横向热剪切初轧坯和其它方形及矩形断面的钢坯， 故又称为钢坯剪切机。 有时， 也用；两个成型刀片来冷剪管坯及小型圆钢等。 设计的内容主要包括： 1.绪论和总体方案设计 2.剪切机参数计算 2.剪切机电机容量的选择 3.主要零部件的强度计算 4.润滑方法的选择 5.总图、部件装配图、零件图的绘制 6.整理说明书并打印 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 3 页 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 4 页 2 设计方案的确定 2.1 方案设计参数 此次设计的振动剪切机剪切钢坯断面尺寸为 115115mm，钢坯材质为 20 号钢，剪 切温度为 760c，剪切次数为 12- 15 次/分钟；激振频率为 400hz，激振振幅为 0.1mm。 2.2 剪切机的分类 根据剪切机刀片形状、配置以及剪切方式等特点，剪切机可分为平行刀片剪切机、 斜刀片剪切机、圆盘式剪切机和飞剪机。 2.2.1 平行刀片剪切机 平行刀片剪切机的特点为两个刀片平行，主要用于横向热剪切初轧坯和其它方形及 矩形断面的钢坯，故又称为钢坯剪切机。有时，也用；两个成型刀片来冷剪管坯及小型 圆钢等。 2.2.2 斜刀片剪切机 斜刀片剪切机的两个刀片中有一个相对于另一刀片是成某一角度倾斜布置的。一般 是上刀片倾斜，其倾斜角为 16。一般用来横向冷剪或热剪钢板 、带钢、薄板坯， 故又称之为钢板剪切机。有时也也用来剪切成束的小型钢材。 2.2.3 圆盘式剪切机 圆盘式剪切机两个刀片均呈圆盘状，用来纵向剪切运动中的钢板，或将钢板剪成窄 条一般均布置在连续式钢板轧机的纵向机组的作业线上。 2.2.4 飞剪机 飞剪机刀片在剪切轧件时随轧件一起运动。 一般用来横向剪切运动中的轧件 （钢坯、 钢板、带钢和小型型材、线材等），一般安装在连续式轧机的轧制线上，或横切机组在 作业线上。 2.3 剪切机工作原理 2.3.1 上切式平行刀片剪切机 这种剪切机的特点是下刀固定不动，上刀则是上下运动的。剪切轧件的动作则是由 上刀来完成的，其剪切机构是由最简单的曲柄连杆机构组成。剪切时上刀压着轧件下降 迫使摆动台也下降。当剪切完毕时上刀上升时，摆动台在其平衡装置作用下也回升至原 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 5 页 始位置。此类剪切机由于结构简单广泛用来剪切中小型钢坯。 1-下刀；2-上刀；3-剪切机构传动系统；4-轧件；5-摆动台 图 1.1 上切式平行刀片剪切机简图 2.3.2 下切式平行刀片剪切机 这种剪切机的特点是：上下刀都运动，但剪切轧件的动作由下刀完成，剪切时上刀 不会运动。由于剪切时下刀台将轧件抬离辊道（如图 1.2），故在剪切机后不设摆动台。 由于以上所述的特点，下切式平行刀片剪切机普遍用来剪切中型和大型钢坯和板坯。 1-压板；2-上刀台；3-下刀台；4-轧件 图 1.2 下切式平行刀片剪切机机构简图 2.4 设计方案的确定 此次设计方案确定为 160t 振动剪切机，振动剪切机又称冲型剪切机。传动原理是 由电动机通过带轮、曲轴、连杆系统带动刀杆作往复运动。 振动剪切机是一种万能板料加工设备。 振动剪切机除具有剪切功能外.还可以进行 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 6 页 冲孔、落料、冲口、冲栩、压肋、翻边、折弯、锁口等加工，用途非常广泛.最适用于 中小批量和单件板金件的生产。被加工的板料厚度一般小于 10 mm。 它的优点是，体积小，重且轻.结构简单。容易侧造.工艺适应范围广，操作工具简 单。它的缺点是，生产效率较低，剪切和工作时要人工操作，振动和嗓声大，加工精度 不高。 3 剪切机参数计算 3.1 剪切机力能参数 3.1.1 最大剪切力 max f计算 在设计剪切机时，首先要根据所剪切最大钢坯断面尺寸来确定剪切机的最大剪切 力。最大剪切机可由下式计算： fk=p maxmax （3.1） 式中 k对于小型剪切机，取 k=1.3 max 被剪金属在相应温度下最大单位剪切抗力；n/mm， f被剪金属原始横断面面积 mm = 1000000 115115 883 . 1 =1.51mn fk=p maxmax 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 7 页 3.1.2 剪切功的计算 当不考虑刀片磨钝等因素时，可按下式计算 fhahffa= ddz（3.2） 式中 f被剪金属原始横断面面积 mm h被剪金属原始横断面高度 mm a称为单位剪切功，查表得 a=47 则 a=fha =11511511547 =71.48knm 3.1.3 剪切过程分析 经过生产实践和科学证实：剪切过程由压入变形和剪切滑移两个阶段组成，剪切过 程的实质是金属塑性变形的过程。如图 3-1 所示，当上剪刃下移与轧件接触后，剪刃便 开始压入轧件，由于 p 在开始阶段较小，在轧件断面上产生的剪切力小予轧件本身的抗 剪能力，因此轧件只产生局部塑性变形，故这一阶段称为压入变形阶段。随着上剪刃下 移量增加，轧件压入变形增大，力 p 也不断增加。当剪刃压入到一定深度，轧件的局部 压入变形阻力与剪切断面的剪切力达到相等，剪切过程处于由压入变形阶段到剪切滑移 阶段的临界状态。当大于轧件本身的抗剪能力时，轧件沿着剪切面产生相对滑移，开始 了真正的剪切， 这一阶段称为剪切滑移阶段。 在剪切滑移阶段， 由于剪切断面不断变小， 剪切力也不断变小直至轧件的整个截面被剪断为止，完成一个剪切过程。当剪刃压入轧 件后，上下剪刃对轧件的压力 p 形成一力偶 pa，此力偶使轧件转动，但在轧件转动过程 中，将遇到剪刃侧面给轧件以侧推力 t，则上下剪刃的侧推力又构成另一力偶 tc，随着 刀片的逐渐压入， 轧件转动角度不断增大当转过一个角度， 两力矩平衡， 便停止转动。 即 pa=tc （3.3） 假设在压入变形阶段，沿面积 x 和 0.5z 上的单位压力均匀且相等，则 （3.4） 0.5z t = x p xz5 . 0 pt = 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 8 页 ） x z5 . 0 (pt =（3.5） 式中 z剪刃压入轧件的深度。 图3.1 平行刃剪切机剪切过程受力分析 在此，为了使侧推力减小，减小刀架滑板的磨损和倾斜角度，故选择有压板剪切 =510 t（0.10.18）p 取=8 刀片切入深度为： z=2htan =2115tan8 =3.67mm 3.2 剪切机结构参数 3.2.1 刀片行程 刀片行程是剪切机最主要的结构参数，它决定了剪切机的高度。在剪切能力允许的 范围内，它也决定了剪切的轧件最大断面高度。刀片行程根据轧件最大断面高度、剪切 终了时刀片的重叠量以及下刀片与辊道表面的距离等参数，计算公式如下： s+q+q+f+h=h 21 （3.6） 式中：h刀片行程； h被轧轧件最大断面高度； f轧件上表面与压板间距离； 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 9 页 q压板下表面与上刀的距离； q下刀低于辊道表面的距离； s 上下刀片重叠量。 已知 h=115mm 取 f=50mm q=15mm q=10mm s=10mm 则根据式（3.6） h=115+50+15+10+10=200mm 3.2.2 刀片尺寸 刀片尺寸包括刀刃长度 l， 刀片横断面高度 h及宽度 b。 这些尺寸可以根据被切 钢坯最大断面尺寸来选取。 1.刀片尺寸中最重要的是刀片长度 l。 由于该剪切机主要用于剪切方形钢坯， 属于小型 剪切机。 其计算公式为： l=(34)bmax（3.7） 式中： max b被剪轧件（钢坯）横截面最大宽度。 已知： max b=115mm 则有： l=(34) max b=345460mm 取 l=450mm 2.刀片高度的确定及刀片断面宽度： 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 10 页 h=(0.651.5)h （3.8） b= h/(2.53)（3.9） 已知 h=115mm 则 h=(0.651.5)h =（0.651.5）115 =74.75172.5mm 取 h=150mm 则 b=150/（2.53）=5060mm 取 b=50mm 3.2.3 剪切次数 根据已知，剪切次数为 12- 15 次/分 3.3 曲柄连杆机构的计算 3.3.1 曲轴偏心距的确定 对曲柄连杆机构，曲轴偏心距 r 是刀片行程 h 的一半。 r=h/2 =200/2 =100mm 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 11 页 图3.2刀片位移与曲轴转角关系图 3.3.2 刀片位移与曲轴转角的关系 根据上图刀片位移与曲轴转角关系图,曲轴偏心距 r,ab 表示连杆长度，当 a 点转 到上极限位置 1 a 点时， 上刀架处于 1 b 处； 当 a 点转到下极限位置点 1 a 时， 上刀架移到 1 b 。 因此，点 21b b间的距离对于曲轴连杆式剪切机就是上刀片行程 h； 取上刀架最高位置 1 b 点为计算原点，此时曲轴转角=0，据图中的几何关系，刀片的 行程 h 与曲轴转角的关系为： (1 cos)(1 cos2 ) 4 hr =+（3.10） 经一系列关系转换，可得式 ： 2 1 2(1)(1) cos 1 2(1) kk k + = + （3.11） 式中，k为刀片行程与偏心距的比值； h上刀片行程，由上刀片下死点计算； 曲柄转角，由曲柄上死点位置起计算； 连杆系数，=r/l,取 =1/9，l=r/=100/1/9=900 。 3.3.3 剪切力与曲轴转角的关系 当 =0.3 时,有最大剪切力 max 1(? ) 2 (?=180 ) r o 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 12 页 h=h+s- h =115+10- 0.3x115 =90.5mm k=h/r =90.5/100 =0.905 根据式（3.11） 2 1 2(1)(1) cos 1 2(1) kk k + = + 0.15- 905 . 0 912 905 . 0 911905 . 0 2 2 = + + = ）（ ）（）（ 得 =109.6 与 的关系： sin sin l r =（3.12） 根据式（3.12） ）（ sin arcsin l r = ）（ o 109sin900 100 arcsin= =7.0 当剪切开始时的曲轴转角 此时上刀片刚与钢坯接触， =0， 剪切力p=0。 根据式 (3.6) h=h+s- h =115+10 = 125mm k=h/r =125/100 =1.25 则根据式（3.11） 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 13 页 2 1 2(1)(1) cos 1 2(1) kk k + = + 20 . 0 25 . 1 912 25 . 1 -91125 . 1 2 2 = + + = ）（ ）（）（ 得 =87.2 根据式（3.12） sin sin l r = ）（ sin arcsin l r = = = 9 . 6 2 . 87sin900 100 arcsin）（ 当剪切剪断时的曲轴转角，此时 =0.72；根据式（3.6）得 h=h+s- h =115+10- 0.72x115 = 42.5mm k=h/r =42.5/100 =0.425 根据式（3.11） 2 1 2(1)(1) cos 1 2(1) kk k + = + 61 . 0 425 . 0 912 425 . 0 911425 . 0 2 2 = + + = ）（ ）（）（ 得 =127.6 3.4 静力矩的计算 本设计中，由于只用到平均静力矩 mm，故需要计算平均静力矩。 由剪切功确定平均静力矩； m m =a180/()（3.13） 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 14 页 式中：a 剪切功，此处用最大剪切功即可满足，a=0.07148mnm； 完成一次剪切偏心轴的实际工作角度，当剪切 115x115mm 钢坯时，=127.6。 根据式（3-17） m m =a180/() =0.07148x180/（127.6- 87.2） =0.101knm 3.5 电机的选择和校核 预选电机的额定转速为 750r/min，则总传动比 i=750/15=50 i9550 n1000000 1 m h m n = kw76.105 505 . 19550 750101 . 0 1000000 = = 式中 m m 曲柄轴上平均静力矩，knm； h n 预选电机额定转速，r/min; 1 电动机过载系数，取 1 =1.5; i总传动比。 所以，选择电机为 y315l28，表 3.1 为其详细性能参数 表 3.1 电机参数 电机铭牌 额定转速 效率 功率 质量 y315l28 740r/min 93.3% 110kw 1230kg 3.6 传动比的计算 传动装置的总传动比可根据电机的满载转速和工作机轴的转速求出 n n i 电 总 =（3.14） 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 15 页 图3.3传动装置简图 3.6.1 总传动比 总传动比可由电机满载转速 n 电和曲轴转速 n 确定 n n i 电 = =740/15 =49.33 3.6.2 分配传动比 总传动比为每一级传动比的乘积 49.33iiii 21 = 1 i 为带传动传动比 2 i 为一级减速机传动比 3 i 为开式齿轮传动比，根据文献7表 17- 9 取 1 i =3， 2 i =4， 3 i =4.11 即 i=3x4x4.11=49.32 3.7 传动装置动力参数 3.7.1 各轴转速 根据已求得的传动比求得各轴转速： 1 n =740r/min 2 n =n1/i1=740/3=246.67r/min 3 n =n2/i2=61.66r/min 4 n =n3/i3=15r/min 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 16 页 3.7.2 各轴功率 由文献7表 17- 9 取得传动效率： 95 . 0 = 带 97 . 0 = 轴承 97 . 0 = 齿轮 由传动效率求得各轴传递的功率为： 1 p =105.76kw 带 12 pp =105.76x0.95=100.47kw 123齿轮轴承 pp =100.47x0.97x0.97=94.53kw 2234齿轮轴承 pp =87.11kw 3.7.3 各轴输入转矩 根据转矩公式 t=9.55p/n (3.15) 求得 1 1 1 n 55 . 9 p t =9.55105.761000/740=1364.88nm 2 2 2 n 55 . 9 p t =9.55100.471000/246.67=3889.77nm 3 3 3 n 55 . 9 p t =9.5594.531000/61.66=14640.96nm 4 4 4 n 55 . 9 p t =9.5587.111000/15=55460.03nm 运动和动力参数结果如表 3.2： 表 3.2 运动和动力参数 轴号 功率 p/kw 转矩 t/（nm） 转速 n/（r/min） 1 105.76 1364.88 740 2 100.47 3889.77 246.67 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 17 页 3 94.53 14640.96 61.66 4 87.11 55460.03 15 3.8 传动系统设计 3.8.1 皮带轮的计算 1.确定计算功率 计算功率 ca p 是由传递的功率 p 和带的工作情况系数 a k 决定的： a pkp = ca (3.16) 取 a k =1.3 则根据式(3.16) ca p =110x1.3=143kw 2.选择 v 带的带型 根据计算功率 ca p =143kw 和转速 1 n =740r/min，从文献13图 8-11 选取普通 v 带带 型为 d。 3.初选小带轮的基准直径为 1d d =375mm，则带速 60000 nd v 11d =（3.17） =x375x740/60000 =14.52m/s 则大带轮的直径为 11d2d idd=400x3=1125mm，根据文献13表 8-8 圆整取 d2 d =1120mm 4.确定中心距 a，并选择 v 带的基准长度 d l (1）一般初选的中心距为 ）（）（ d21d0d21d dd2add7 . 0+（3.18） 则 1046.5mm 0 a2990mm 初选 0 a =1200mm 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 18 页 (2）计算相应的带长 0d l 0 2 2d1d2d1d 00d a4 dd 2 dd a2 ）（）（ + + + l mm78.4862 12004 3751120 2 1120375 12002 2 + + + ）（）（ 由文献13表 8-2 选取 d l =5000mm (3）计算中心距及其变动范围 2 aa d0d 0 ll + mm61.1268 2 78.48625000 1200 + min a=a- 0.015 d l =1193.61mm max a=a+0.03 d l =1418.61mm (4)验算小带轮上的包角 1 a d-d3 .57 180 1d2d 1 ）（ = =180- 57.3（1120- 375）/1268.61 =146.3590 (5)确定带的根数 z l a kkpp pk p p )( z 00r ca + = 8 . 8 96 . 0 91 . 0 )19 . 2 27.16( 143 = + = 圆整取 z=9 式中 0 p 单根 v 带额定功率，由文献14表 8- 4a 查得 0 p =16.27kw； 0 p单根 v 带额定功率的增量，由文献14表 8- 4b 查得 0 p=2.19kw； 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 19 页 k 包角修正系数，查文献14表 8- 5 取 k =0.91； l k 带长修正系数，查文献14表 8- 2 取 l k =0.96。 5.带轮的设计 常用的带轮材料为 ht150 或 ht200，大小带轮均采用轮辐式。 3.8.2 减速器的选用 1.选用减速器的公称输入功率 12m2 pskpp aa =(3.20) 式中 m2 p机械强度计算功率； 2 p 负载功率； a k 工况系数，由文献5表 16- 2- 8 查得 a k =2； a s 安全系数，查文献5表 16- 2- 9 得 a s =1.4； 1 p 减速器公称输入功率，kw。 则根据式（3.20） 12m2 pskpp aa = =100.47x2x1.4 =281.316kw 按 i=4，及 2 n =246.67r/min；查表 16- 2- 4：zdy 400 1 n =750r/min 1 p =844kw 当 n1=246.67r/min 时，折算功率为 1 p =844x246.67/750=297.84kw 则 m2 p=281.316kw 1 p =297.84kw，可以选用 zdy 400 减速器 2.校核热平衡许用功率 213212t2 fff gg pppp或=（3.21） 式中 t2 p 计算热功率，kw； 1 f 环境温度系数，查文献5表 16- 2- 10 得 1 f =1.65 或 1.3 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 20 页 2 f 载荷率系数，查文献5表 16- 2- 10 得 2 f =1 3 f 公称功率利用系数，查文献5表 16- 2- 10 得 3 f =1.55 1g p 、 2g p分别为无冷却装置和有冷却装置减速机热功率查文献5表 16- 2- 7 得 1g p =415kw 2g p =1000kw 则根据式（3.21） 3212t2 fffpp = =100.47x1.3x1x1.55 或=100.47x1.65x1.55 =202.44kw 或=256.95kw 可知 t2 p =256.95 1g p =415kw，因此可以选定 zdy 400 型减速器，采用油池润滑， 不需冷却。 3.8.3 齿轮的设计计算 选用直齿圆柱齿轮传动由文献13表 10-1 选择小齿轮为 40cr（调质），硬度为 280hbs;大齿轮为 45 钢（调质），硬度为 240hbs，8 级精度。 1.选取小齿轮齿数为 1 z =36，则大齿轮齿数 312 izz =36x4.11=147.96 圆整为 149 2.开式齿轮按齿根弯曲强度计算 (1)计算公式为 3 2 1d aa1 z 2 m f sfy ykt (3.22) 式中 k载荷系数，初选 1.3； af y 齿型系数，由文献13表 10- 5 查得 a1f y=2.46 a2f y=2.1480； as y 应力校正系数，由文献13表 10- 5 查得 a1s y=1.654 a2s y=1.8292； d 齿宽系数，表文献1310- 7 查得 d =0.5； (2）由文献13取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 求得 s k fefn f 11 1 =314.29mp 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 21 页 s k fefn f 22 2 =249.71mp (3) 计算出大小齿轮的 1 1a1a f sf yy 并加以比较。 1 1a1a f sf yy =2.461.654/314.29=0.01295 2 2a2a f sf yy =2.14081.8292/249.71=0.01568 大齿轮的数值大 (4) 已知传递的转矩为 1 t =14640.96x10nmm，设计计算 3 2 1d aa1 t z 2 m f sfy ykt 3 2 3 365 . 0 01568 . 0 1096.146403 . 12 = =9.13mm 取标准值 t m =12mm 则 4321236mzd t11t =mm (5)计算齿宽 t 1d db=0.5x432=216mm (6)计算齿宽与齿高之比 b/h 齿高 t m25 . 2 h =2.25x12=27mm b/h=8.004 (7)计算圆周速度 v (8)计算载荷系数 ffva kkkkk =(3.23) s/m39. 1 100060 66.61432 100060 nd v 1t1 = = = 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 22 页 式中 a k 使用系数，由文献13表 10-2 查得为 1.75； v k 动载系数，由文献13图 10-8 查得为 1.1； f k直齿轮， f k=1； f k由表 10-4 插值求得 f k=1.26； hhva kkkkk = 26. 111 . 175. 1= =2.4235 (9)按实际载荷数算得分度圆直径 mm 7 . 531 3 . 1 4235 . 2 432dd 3 t 3 t 11 = k k (10)计算模数 1 1 z d m =204.961/20=14.48mm 取 m=14mm (5)几何尺寸计算 分度圆直径 mzd 11= =1436=504mm mzd 22 =14914=2086mm 中心距 a= 2 dd 21+ =1295mm 齿宽 b= 1dd =0.5508=254mm 取 2 b =254mm， 1 b =260mm 3.9 曲轴与连杆的设计 3.9.1 曲轴 曲轴式剪切机上传递运动的主要零件，工作时既受弯矩又受扭矩作用，而且所受的 力不断变化， 工作情况比较复杂。 所以无论在设计、 制造和使用方面都应给予特别注意。 曲轴分类：剪切机的曲轴形状可分为偏心轴、单曲轴、双曲轴。偏心轴在上切式钢 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 23 页 坯剪切机上用的很广泛，单曲轴用于结构剪切机，而双曲轴通常用于斜刀片剪切机上。 中小型的曲轴材料通常用 45 钢或 40cr 钢，也可用 35simn 钢代替。在这里选择 40cr， 其 s =500mpa。 为了保证其强度和韧性，曲轴的锻造比取 2.53，。在曲轴粗车之后，应进行调质 处理，加热到 800820后油冷至 550680回火，使金属组织均匀和细化。再热处理 后，要从曲轴两端取样，进行材料机械性能试验。为了延长使用寿命，在轴颈部位，特 别是圆角处，要求用滚子碾压强化。曲轴与其他零件有相对运动的部位需要精车，表面 粗糙度为 0.8。轴的曲柄部位承受很大的作用力和冲志载荷，加工不允许有刀痕、裂纹 和摺叠等缺陷。轴上有孔，轴表面开有曲形油沟，便于润滑。 1.曲轴的主要尺寸： 图3.4曲轴计算简图 曲轴轴颈直径的结构参数，可根据剪切机最大剪切力 pmax 按轧钢机械理论与结构设 计（下册）表 11-4 所列的经验公式初步确定，然后进行验算校核。 据表 11-4 经验公式， max p=1510kn mm34.27015101 . 0221 . 022d max02 =p，此处取 02 d =400mm = 01 d（0.550.77） 02 d =240mm a d =（0.650.0.68） 02 d =200mm 根据设计的开式齿轮，段轴长 1 l =260mm，直径 1 d =230mm；段安装滑动轴承， 长度 2 l =240mm段为过渡轴取 31 d =260mm， 32 d =360mm；段安装滑动轴承，长度取 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 24 页 4 l =200mm；段为偏心部分，偏心距 r=100mm，长度取 5 l =230mm。 2.曲轴滑动轴承的设计与计算 选择对开式径向滑动轴承，已知 max p=1.51mn,轴颈直径 01 d =240mm, 02 d =400mm， 转速 n=15r/min （1）宽经比 b/d：低速重载的轴承，为提高轴承整体刚性，小径轴承宽经比取为 1， 大径轴承宽经比取为 2，则 02 b =240mm， 01 b =200mm。 （2）计算轴颈圆周速度 100060 d v 01 1 = =240x15/60000=0.1884m/s 100060 d v 02 2 = =400x15/60000=0.314m/s （3）轴承工作压力 1 max 1 db p p =1510000/(0.24x0.24)=26.22mpa 2 max 2 db p p =1510000/(0.4x0.4)=9.44mpa （4）计算轴承的 pv(mpa.m/s)值 = 11v p26.22x0.1884=4.94mpa.m/s = 22v p9.44x0.314=2.96mpa.m/s （5）选择轴瓦材料 查文献4表8- 2- 5， 在保证pp， vv,pvpv条件下， 选定轴承材料zcupd30(30 铅青铜) （6）选定润滑方式 3 vpk = = 3 1 1884 . 0 22.26k0.4192 = 3 2 314 . 0 44 . 9 k0.542 根据文献4表 17- 3- 11，决定采用脂润滑 （7）滑动轴承脂润滑的选择 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 25 页 根据 1 p =26.22mpa， 2 p =9.44mpa， 1 v =0.1884m/s， 2 v =0.314m/s 由表 17- 3- 13 选择 1 号钙-钠基脂 3.9.2 连杆 连杆式将曲柄轴的旋转运动变为上刀台的往复运动的一个主要零件，连杆比试决定连 杆长度的主要参数， 当刀片行程相同， 而连杆比不同时， 曲柄连杆机构受力情况就不同， 连杆比（ r l =）小的剪切机,设备高度低、刚性好，但曲柄轴扭矩大，刀台的侧向推力 大，影响轧件的剪切质量。 由于是小型剪切(1.6mn),选=l/r=9，此时 l=900mm，r=100mm 连杆式剪切机中承受全部工作负荷的重要部件，通常用 zg35 制成。 s =400mpa 据式 ab p =p/(cos- sin)(3.24) 此时，=7 ab p =p/(cos- sin) =1510/（cos7- 0.1sin7） =1536kn 连杆横截面积 s ab p s = =1536x1000/400000000 =3840mm s4 dmin=70mm 取连杆直径为 100mm 3.10 键的选择计算 3.10.1 小开式齿轮轴上的键的设计 1.根据小开式齿轮轴直径 d=160mm，由机械设计表 6-1 中选择平键截面尺寸为 b=40mm，高度 h=22mm，由轮毂宽度并参考键的长度系列选取键的长度 l=250mm ,采 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 26 页 用普通圆头平键。 2.小开式齿轮键连接强度校核 由表 6-2 查得p=90mpa，键的工作长度 l=l- b=210mm，接触高度 k=0.5h=11mm kld 102 3 3 p = t 16021011 1096.146402 3 = =79.2mpa p =90mpa 可见连接的强度合适，标记为：键 40x250gb/t 1096- 2003 3.10.2 大开式齿轮轴上的键的设计 1.根据大开式齿轮轴直径 d=230mm，由文献13表 6-1 中选择平键截面尺寸为 b=56mm，高度 h=32mm，由轮毂宽度并参考键的长度系列选取键的长度 l=320mm ， 采用圆头普通平键。 2.大开式齿轮键连接强度校核 由表 6-2 查得p=90mpa，键的工作长度 l=l- b=mm，接触高度 k=0.5h=16mm kld 102 3 4 p = t 23026416 1003.554602 3 = =114.17mpa p =90mpa 可见连接的强度不够，因此改为双键，相隔 120 度布置。此时 l=1.5x320=396mm，可 得 23039616 1003.554602 3 p =76.11mpa p =90mpa 3.11 激振器的设计计算 3.11.1 确定活塞的直径和机壳厚度 1.根据激振频率 f=400hz， 激振振幅 a=0.1mm， 预选流量 q=200l/min， 油压为 10mpa 冲击周期 t=1/f=1/400 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第 27 页 活塞最大可能行程 max s=a=0.1mm 冲击速度 maxc sv =/t=0.04m/s 无杆腔的有效面积 2 c 1 m083 . 0 04 .