毕业设计（论文）对称式剪板机设计

1、摘要摘要 本次的设计题目是对称式剪板机，对称式剪板机是由铸铁铸成的 机身，采用低传动方式，主轴装在工作台下面，因此是机器的结构布 局非常紧凑，工作起来也颇为便利，容易维修。 其工作原理是:用电动机通过二级减速器带动曲柄滑块机构，使切 刀做往复的在竖直方向的垂直运动，在此过程中，由切刀进行对板料 的切削。设计参数：最大冲切力为 10t,滑块行程为 16mm,剪切次数为 40 次/分钟。 关键词：剪板机 冲切力 设计 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 目录 摘要摘要.1 abstract

4、.2 第第 1 章章 绪论绪论.4 第第 2 章章 方案的论证方案的论证.5 2.1 液压传动方案.5 2.2 凸轮运动结构方案.7 2.3 曲柄滑块机构方案.8 2.4 方案比较.9 2.5 方案的确定.10 第第 3 章章 方案设计方案设计.12 3.1 电动机的选择.12 3.2 皮带轮的设计.16 3.3 齿轮的设计.22 3.4 轴的设计.30 3.5 曲柄滑块的设计.40 3.6 其它部位的设计及方案改进.45 结束语结束语.46 参考文献参考文献.47 第第 1 章章 绪论绪论 对称式剪板机是由铸铁铸成的机身，采用低传动方式，主轴装在 工作台下面，因此是机器的结构布局非常紧凑，工

5、作起来也颇为便利， 容易维修。 本机器还设有后挡料机构，在限定的范围内可以调整拌料的宽度， 在剪切大量的同一宽度的板料时，可大大提高劳动率。 本机器的工作原理是用电动机通过二级减速器带动一曲柄滑块机 构，使滑块（即切刀）作往复的在竖直方向的垂直运动，再此过程中， 有切刀进行对板料的剪切。 本机器一般应用在：电器、电机、航空、船舶、建筑、五金行业 及薄板作业车间等单位，作为板材，剪料之用。 适用于金属板料的冷切（板料的强度极限 b50 公斤/mm2） 本设计主要内容是传动方案的设计，针对机器的主要部件曲柄 滑块机构，这种进行了运动分析，并由于制造加工误差对运动的影响 进行了更深一步的分析。并且在

6、方案论证时，对液压传动方案进行了 较为深入的分析。 由于时间仓促，调研不足和个人的能力有限，遗漏、错误不妥之 处在所难免，希望老师给予批评和指导。 第第 2 章章 方案的论证方案的论证 2.1 液压传动方案 图 2-1 剪板机液压系统原理图 将板料送进剪板机，板料依靠挡料杆来定位（结构如图纸所示）, 按动按钮开关， （dt 通电，便立即键入工序） ，压力油经减压阀 3、单 向阀 4 进入主缸的上腔，由于主缸、相串联，主缸的下腔的 作用面积等于主缸上腔的作用面积，故两缸串联同步，推动刀架向 下。主缸下腔的回油经阀 6 向蓄能器 8 充油，回收刀架下降部分的 势能，并使主缸下腔建立被压，使刀架下降

7、的速度平稳。 当刀架上的刀刃接触板料后，进入工序 2，这时上下刀刃剪切板料， 板料切断后，刀架碰形成快关 1xk。使 2dt 通电，阀 7 作为接入电路， 其余电磁铁断电，进入工序 3，这时泵的排油经阀 2 卸荷，蓄能器 8 中 的压力油经阀 6 进入液压主缸的下腔，使串联主缸、的活塞带 动刀架上升。主缸中的上腔的油液经电磁阀 10 流回油箱。 刀架上升碰行程开关 2xk 后，进入工序 4，道家停止运动。这时 电磁铁状态同工序 3，蓄能器 11 与主缸下腔相同。故向上的压力油 平衡刀架自重，使刀架悬空，泵输出的油经阀 2 卸荷回油箱。 由以上分析可知，该系统中，阀 2 用于调足剪切力，并在刀架

8、回 程时使泵 1 卸荷，阀中 9 是安全阀，保护蓄能器 8，蓄能器 8 起其被压 平衡作用，防止刀架超速下降，并能回收能量，在刀架悬空时托住刀 架。 俩个主液压缸的同步采取串联液压缸实现。由于工作中对剪切角 大小的要求不是很高，所以对同步精度的要求不高。工作时由于泄露 而使剪切角超过允许范围时，或当板料厚度改变要调整剪切角时，可 通过截至阀组 5 来调整，如果打开中间和右面俩个截至阀时，蓄能器 8 的油进入缸下腔，而上腔油排入油箱，使活塞上升，剪切角变大。 表 11 剪切机液压系统工作表 电磁铁 动作顺序 1dt2dt备注 1压料+- 泵 1 供油 按钮开关发 信号 2剪切+- 泵 1 供油

9、按钮末端 1xk 发信号 做下一个 动作 3 缸、 回程 -+ 蓄能器 8 供油 行程末 端 2xk 发信号 刀架 停止运动 4刀架悬空-+ 蓄能器 8 供油 行程末 端 2xk 发信号 刀架 停止运动 该系统用了恒功率变量泵 1 和电磁溢流阀 2，系统溢流损失少，蓄 能器 8 回收刀架下降过程的能量，供刀架上升用，整个回程油泵卸荷， 所以该系统的最大特点是节能、效率高，并且切削板料的厚度比一般 机械高。 图 2-2 凸轮机 构 2.2 凸轮 运动 结构 方案 其 工作 原理如下： 主轴的转动带凸轮转动，凸轮回转使鱼凸轮接触的推杆（切刀作 往复运动，往复运动的规律由凸轮轮廓曲线的形状决定。 2

10、.2.1 方案轮廓曲线的设计 由已知设计任务的要求，在推程应有一最大的加速度来产生切削 板料的力，经查凸轮上推杆的常用运动规律的图例、选择推杆按正弦 加速度规律运动15。 2.2.2 凸轮基本尺寸的确定 1、凸轮结构中的作用力与凸轮结构的压力角 由图 22 凸轮受力图可得在理想状态下凸轮的受力 切刀 pcos= p= cos 凸轮结构在图示位置的压力角 压力角 根据实践经验在推程时许用压力角取的值一般是： 对直动杆取=30，对摆动杆取=3545。在回程时，由 于这时推动推杆的力 p，而是比推程力 p 大很多的力，允许采用较大的 压力角。故取=30 2、 凸轮及圆半径的确定 根据对心直动磙子推杆

11、盘形凸轮机构的诺模图，有已知假设凸轮 转动过运动角 0=45时，推杆以正弦加速度上升行程 h=4mm， =30查的值为 0.26,根据 h/0=0.26 和 h=4mm,求凸轮的基准直径 0 0= 0.26 h 15.38mm 3、 滚子推杆滚子半径的选择 r=(0.10.15) 0 =(0.10.15)*15.38 =1.542.31mm 2.3 曲柄滑块机构方案 工作原理： 通过主轴带动曲柄作旋转运动，曲柄再通过连杆使滑块做上下往 复运动，从而进行切削运动。 图 1-3 曲柄划块机构 2.4 方案比较 2.4.1 液压方案 优点：液压剪板机由于采用液压传动，工作平稳、噪音小、安全 可靠，又

12、可以进行单次、连续、分段剪切；剪切角在一定范围内时可 调的. 缺点：液压系统是利用液体作为中间传动介质来传递动力的。在 液压元件和系统中各相对滑动件或各配合面间不可避免存在泄漏。油 温的变化会引起油液的粘度变化，影响液压传动工作的平稳性，所以， 环境适应能力小。由于污染会使液压元件磨损和堵塞，使性能变坏， 寿命缩短，因此防止油液的污染和良好的过滤。重要一点是：液压元 件制造精度较高，因而价格较高。使用和维修要求较高的技术水平和 一定的专业知识7。 2.4.2 凸轮方案 优点：可根据从动件的运动规律来选择机构的尺寸和确定凸轮轮 廓线的画法。 w 缺点：一般凸轮机构用于控制机构而不是用于执行机构。

13、并且由 于对凸轮轮廓的精度要求较高，所以不能承受较大的力的作用。 如选用此方案，按强度校核公式3： h=zeh公斤/mm2bpf / f凸轮与从动件接触处的发向力（公斤） b凸轮与从动件接触处的发向力（公斤） ze综合弹性系数（）2/mmkg ze=0、48)21/(212eeee （e1、e2 分别为凸轮和从动件接触端材料的弹性模量，选钢对钢 ze=60、6） h选取所列表中最大值为 20cr 渗碳淬火钢 h=3hrc f=25、000 公斤 把已知带入得 bf553.80106 实际的生产不可能选取凸轮与从动件的接触宽度所以不选用此方 案。 2.4.3 曲柄滑块方案 优点：结构简单，因而加

14、工比较简单，易得到较高的制造精度， 造价低廉。 缺点：由于采用双曲柄机构对曲柄的选择需要更高的制造和安装 精度。在实习期间，接触的剪板机也是典型的曲柄滑块机构。 综上分析论证，曲柄滑块机构作为执行机构是较为合理的，因而， 我选择的执行机构是曲柄滑块机构。 2.5 方案的确定 用电动机带动二级减速器（皮带轮、齿轮机构）带动主轴上的曲柄 滑块机构。 第第 3 章章 方案设计方案设计 3.1 电动机的选择 由于设计的机器的切削力为 25 吨，根据诺沙里公式10： p=0.6bx(h-z+) tga h2 x tga 6 . 0 xby x 2 10 1 1 式中：b被剪板料的强度极限，实际中的板料

15、b =500n/mm2 x=被剪板料的延伸率 x =25% 上刀刃倾斜角 =2.5 h被剪板料厚度 z被剪部分弯曲力系数 z=0.95 y前刃倾向角间隙相对值 y=0.083 x压具影响系数 x=7.17 p 剪切角 p=251039.8 =245000n 把已知数据带入 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 参照锻压机械样本用类比的方法，选择电动机的功 率为 7.5kw4。 转速的确定： 由于传动由皮

16、带轮和齿轮组成的，按推荐的传动副选择比较合理 的范围，三角带传动比 i1=24，二级圆柱齿轮减速器传动比 i2=84011，则总的传动比的合理范围为 ia=16160，则电动机转速 可选范围为： nd =ia nw =(16160)nw nw主轴转速 nw=40 转/分钟 （行程次数取 40 次每分钟） nd=(16 160) nw=640 6400 转/分钟 由于 y 系列电动机为全封闭自扇冷式，并且易于启动，可用于某 些需要大启动转矩的机器上，所以选择 y 系列电动机。 查2符合这一范围的有 750 r/min、 1000 r/min、 1500 r/min、 3000r/min，其基本数

17、据如表 3-1 所示4。 表 3-1 y 系列三相异步电动机的技术数据 满载时 型 号功 率 电 流 (a) 转速 (r/min) 功 率 (%) 功率 因数 额定 电流 额定 转矩 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、使转矩过大，而 750 r/min 使传 动比有些小，还有一些其它原因，综上所述应选电动机为 y160m8， 其主要性能如表 3-2 所

18、示。 表 3-2 y160m_6 技术数据 满载时 型 号功 率 电 流 (a) 转速 (r/min) 功 率 (%) 功率因 数 额定 电流 额定 转矩 y160m_67.517.0970860.786.52 外形和安装尺寸如图 3-1 所示4。 图 3-1 电动机的安装尺寸 3.1.1 计算传动装置的运动和动力参数 计算传动装置的合理传动比 id=24.25 zhu m n n 40 970 id = i1. i2 i1三角胶带传动比，i1取 3 i2圆柱齿轮传动比，i2=8 3 24.25 3.1.2 计算运动和动力参数 1、各轴转速 n= 1 i nm nm电动机满载转速 i1电动机到

19、 i 轴的传动比 n=323.33 1 i nm 3 970 n=40.42 )( 21 ii nm 83 970 2各轴的功率 各个传动部件传动效率5 三角带传动 0.940.97 y1=0.955 圆柱齿轮 0.94 0.96 y2=0.95 滑动轴承（每对） 0.970.99 y3=0.98 ya= y1. y2. y32 ya传动效率 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各轴

20、转矩 电动机转矩 td=9550. w d n p td电动机转矩 pd电动机功率 nw满载转速 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 皮带轮的设计 带传动是由固联于主动轴的带轮（主动轮） 、固联于从动轴的带轮 （从动轮）和紧套在两轮上的带组成的。当原动机驱动主动轮时，由 于带和带轮间的摩擦（或啮合） ，便拖动从动轮一起转动，并传递一定 的动

21、力。 带传动的特点：结构简单、传动平稳、造价低廉以及缓冲及吸振 等特点。 3.2.1 确定计算功率 pca = ka.p 式中：p 传动的额定功率 p =7.5kw ka工作情况系数，以载荷变动较大，软启动，每天工作小时 数 10(h) pca =1.2 7.5 =9kw 3.2.2 选择带型 在带传动中，常用的有平带传动、v 带传动、多楔带传动和同步带 传动等。 平带传动结构简单，带轮也容易制造，在中心距较大的情况下应 用较多。常用的平带有帆布芯平带、编制平带（棉织、毛织和缝合棉 布带） 、绵纶片复合平带等数种。其中以帆布芯平带应用最广，它的规 格可查国家标准或手册。 在一般机械传动中，应用

22、最广的是 v 带传动。v 带的横截面呈等腰 梯形，带轮上也可做出相应的轮槽。传动时，v 带只和轮槽的两侧面接 触，既以两侧面为工作面。根据槽面摩擦的原理，在同样的张紧力下， v 带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。这是 v 带传动性能上的最大 主要优点。再加上 v 带传动允许的传动比较大，结构紧凑，以及 v 带 多已标准化并大量生产等优点，因而我选择 v 带传动。 由 pca =9kw，小带轮转速 n1=nw=970r/min 查的 b 型 v 带5 3.2.3 确定带轮的基准直径 d1 和 d2 初选小带轮的基准直径 d1 取主动轮基准直径 d1=132mm4 3.2.4 验算带的速度 v

23、v = 100060 11 nd 100060 970132 =6.7m/s 由于 v 过小，则表示所选的 d1过小，这样使所需的有效拉力 fe过 大，既需要的根数过多，于是带轮的宽度、轴径及轴承的尺寸都随之 增大。 取 d1=160mm v= 100060 11 nd = 100060 970160 =8.12m/s35m/s 带的速度合适 3.2.5 计算从动轮的基准直径 d2 d2= i1. d1 =3160 =480mm 并按照 v 带轮的基准直径系列进行圆整，圆整后：d2=475mm4 3.2.6 确定 v 带的基准直径和传动中心距 根据 0.7（d1+ d2）a02（d1+ d2）

24、 424.9 a01214 初步确定中心距 a0=600mm 根据带传动的几何关系，按下式计算所需要的基准长度 ld ld2a0+（d1+ d2）+ 2 0 2 12 4 )( a dd 2600+(475+132) + 2 6004 )132475( 2 2202.49mm 选带的基准长度4 ld =2240mm 再根据 ld计算实际中心距 由于 v 带传动的中心距一般是可以调整的，故可以采用下式近似 计算，即 a a0+ 2 dl-ld 600+ 2 49.22022240 618.76mm = 620mm 考虑安装调整和补偿预紧力（如带伸长而松弛后的张紧的需要） 中心距的变动范围为： a

25、min =a-0.015ld=620-0.0152240 =586.4mm amax=a+0.03ld=620+0.032240 =687.2mm 3.2.7 验算主动轮上的包角 1 根据对包角的要求，应保证： 1 180-60120(至少 90) a dd 12 1 180-60 620 132475 180-33.19 146.81120 满足要求 3.2.8 确定带的根数 z z= l ca kkpp p )( 0 式中：ka 考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数，查得=019 kl 考虑带的不同长度时的包角系数，简称长度系数，查得 kl =0.92 p0 单根 v 带的基本额定功率，

26、查得=1.69 p 计入传动比的影响时，单根 v 带额定功率的增量，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计算预紧力 f0（考虑离心力的不利影响） 单根 v 带的所需的预紧力为5： f0=500(-1)+9v2 zv pca a k 5 . 2 q-v 带单位长度的质量，查10得 q=0.17kg/m f0=500(-1)+0.178.122 12 . 8 6 9 91 . 0 5 . 2 =172.59n 由于新带容易松弛，所以对非自动张紧的带传动安装新带时的预

27、紧力应为上述预紧力的 1.5 倍。 3.2.10 计算带传动作用在轴上的力 q 为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的力 q,如 果不考虑带的两边的压力差，则轴力可以近似地按带的两边的预紧力 f0的合力来计算。 q=2zf0 sin 2 1 =26172.59sin 2 81.146 =1984.81n 式中：z带的根数 f0单根带的预紧力 主动轮上的包角 1 3.2.11 v 带轮的结构设计 材料：采用铸铁 ht20010，v 带轮的轮槽尺寸 图 3-2 v 带轮的轮槽尺寸 小带轮的结构 图 3-3、小带轮的结构尺寸 大带轮的结构 图 2-4、大带轮的结构尺寸 3.3 齿轮的

28、设计 齿轮传动时机械中最主要的一类传动，型式很多，应用广泛，传 递的功率可达数十万千瓦，圆周速度可达 200m/s。 齿轮传动的特点是： 效率高 在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率最高，如一级 援助齿轮传动的效率可达 99%。这对大功率传动十分重要，因为即使效 率值提高 1%，也有很大的经济意义。 结构紧凑 在同样的使用条件下，齿轮传动所需要的空间尺寸一 般较少。 工作可靠、寿命长 设计制造合理、使用维护良好的齿轮传动， 工作十分可靠，寿命可达一、二十年之久，这也是其它机械传动所不 能比拟的。 传动比平稳 传动比平稳往往是对传动性能能的基本要求。齿轮 传动获得广泛的应用，也就是由于具有这一特

29、点。 但是齿轮的制造和安装精度要求高，易磨损，价格较贵，且不用 于传动距离过大的场合。 3.3.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1齿轮类型的选择 按下图所示的传动方案选择直齿圆柱齿轮较合理（结构简单、造 价低廉） 1、电动机 2、皮带轮 3、曲柄划块机构 4、刀架 5、离合器 6、齿轮 图 2-5、剪板机传动简图 2由于此工作机器属于中等冲击，且传动比较大，选择小齿轮的 材料为 40cr，调质后表面淬火，齿面硬度为 4855hcr，取 51.5hcr。 大齿轮的材料为 40cr，经调质处理，齿面硬度为 241286hrc14。 3选取精度等级 大齿轮因表面只经过调质处理，故其精度等级选

30、择 8 级精度。小 齿轮因其表面调质后表面淬火，故其精度等级初选 7 级精度9。 4选小齿轮齿数 z1=20，则 z2=i.z1=820=160 3.3.2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算 d1t2.32 mm ztk h e d t2 3 1 )( 1 . 式中：kt载荷系数 选 t1小齿轮传递的转矩 t1= 6 1 1 p 95.5 10 . n 6 7.02 95.5 10 323.33 =2.0735105n.mm d齿宽系数 小齿轮作悬臂布置 0.4d0.6 取 d=0.5 ze材料的弹性影响系数 ze=189.8mpa 按小齿轮齿面硬度 51.5hrc，查得小齿轮的接触

31、疲劳强度极限 =1170mpa hlrn 计算应力循环次数 n1=60n1jlh=60323.331(1830030) =1.397109 （取一班制，8 小时、300 天、30 年） n2=1.397109/8 =1.746108 查得接触疲劳许用应力 khn1=1.0 khn2=1.1 取失效概率为 1%，安全系数 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 计算 1试算小齿轮分渡圆直径 d1t,代入h中较小的值 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计算圆周速度 v v=sm nd t /99 . 0 100060 33.32341.58 100060 . 11 3计算齿宽 mmdb td 21.2941.585 . 0. 1 4计算齿宽与齿高比 模数 mmzdm tt 92 . 2 20/41.58/ 11 齿高 mmmh t 57 . 6 92 . 2 25 . 2 25 . 2 4460 . 4 57 . 6 /921 . 2 /hb

33、 5计算载荷系数 kv根据 v=0.99m/s,8 级精度，查得动载系数 kv=1.10 k 齿间载荷分配系数，直齿轮，假设 100n/mm2 b .ft ka 查得 kh =kh=1.2 ka使用系数 查得 ka=1.50 kh齿向载荷分配系数 查得 kh=1.22 kf8 级精度，并经调质淬火处理，查得弯曲强度计算用的齿向载 荷分布系数 kf=1.16 故载荷系数 k= ka.kv. k . kh =1.501.101.21.22 =2.4156 6按实际的载荷系数校正所算得的分渡圆直径 d1=d1t. kt k 3 =58.4. 3 . 1 4156 . 2 3 =71.81mm 7计算

34、模数 m=3.590 1 1 z d 20 71.81 3.3.3 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为：批 mmm) . .( . 2 3 2 1 1 f safa d yy z kt f弯曲疲劳寿命系数 f = . s k fefn11. kfn1弯曲疲劳寿命系数，查得 kfn1=0.90 kfn2=0.92 fe弯曲疲劳强度的极限，查得 fe1=430mpa fe2=435mpa s弯曲疲劳安全系数 s=1.4 则弯曲疲劳许用应力 f1 = s k fefn!1. = 4 . 1 43090 . 0 =276.43mpa f2= 4 . 1 43592 . 0 =285.86mpa

35、k载荷系数 k=ka .kv.k. kf =1.51.101.21.16 =2.2968 查取齿形系数 yf1=2.80 yf2=2.136 查取应力校正系数 ysa1=1.55 ysa2=1.837 计算大/小齿轮的 并加以比较 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 小齿轮的数值较大 m0157 . 0 205 . 0 100735 . 2 2968 . 2 2 3 2 5 =4.21 对计算结果，有齿

36、根弯曲疲劳强度计算的模数大于有齿根弯曲疲 劳强度计算的模数。模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载的 能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模 数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 4，查2并就近圆 整为标准值 m=4,按接触强度算得的分渡圆直径 d1=71.81mm z1=17.95 取 z1=30 m d171.81 4 z2=u.z1=830=240 3.3.4 几何尺寸计算 1计算分渡圆直径 d 1= z1.m=304=120mm d 2= z2.m= 2404=960mm 2计算中心距 a= 2 )( 21 dd = 2 960120 =540mm 3

37、计算齿轮宽度 查3 b=d.d1=0.9120mm=108mm 圆整，取 b1=103mm b2=108mm 4验算 ft= 1 1 2 d t = 72 100735 . 2 2 5 =5759.72n = b fk ta 36 22.575950 . 1 =239.97n/mm100n/m 合适 3.3.5 结构设计 小齿轮采用实心式结构，其结构尺寸如下： 图 3-6 小齿轮结构尺寸 大齿轮采用轮辐式结构，其结构齿轮如下： 图 3-7、大齿轮结构尺寸 3.4 轴的设计 轴是组成机械的一个重要零件，它支承其他回转件并传递转矩， 同时它又通过轴承和机架连接。所以轴上零件都围绕轴心线做回转运 动

38、，形成一个以轴为基准的组合体轴系部件。所以，在轴的设计中， 不能只考虑轴本身，还必须和轴系零件的整个和结构密切联系起来。 轴设计的特点是：在轴系部件的具体结构未定之前，轴上力的作 用点和支点之间的跨距无法精确确定，故弯矩大小和分布情况不能求 出，因此在轴的设计中，必须把轴的强度计算和轴系零部件结构设计 交错进行，边画图、边计算、边修改。 3.4.1 拟定轴上零件的装配方案 传动轴的装配方案：套筒、皮带轮、轴承端盖从左端向右安装离 合器、齿轮、轴承端盖从轴的右侧向左安装。 1 和 9、轴端挡圈 2、皮带轮 3 和 7、套筒 4 和 5、机壁 6、轴肩 8、齿轮 图 3-8、传动轴的装配方案 3.

39、4.2 轴上零件的定位 为了防止轴上零件变力时发生沿轴向或周向德相对运动，轴上零 件除了有游动或空转的要求外，都必须进行轴上和周向定位，以保证 其准确的工作位置。 1零件的轴向定位 如图 所示 3-8，轴上的零件是以三轴肩、套筒轴承端盖来保证的。 套筒定位的优点：结构简单，定位可靠，轴上不需要开槽，钻孔和切 制螺纹，因而不影响轴的疲劳强度，主要用于轴上两个零件之间的定 位16。 2零件的周向定位 周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对的转动，本设计中 用的周向定位的零件是键。 3.4.3 各段直径和长度的确定 长度有机器的结构尺寸来确定的，而各段的直径详见轴的计算。 1轴的强度校核计算 由于

40、主动轴和传动轴都是既要承受弯矩又承受扭矩的轴。 传动轴的强度校核计算 （1） 求输出轴上的功率 p，转速 n 和轴的转矩 t p=7.02kw n=323.33r/min t=207.32n.m （2） 求皮带轮上的力和力矩及作用在轴上的齿轮上的力 t皮=tdi =73.8430.9550.98 =207.32n.m f皮=1984.81n 用 f1 来代表皮带轮的力，t1 代表皮带轮上作用的力矩，f2 代表 作用在齿轮上的力。 f2t= (d=m.z)= d t2 3 1072 32.2072 =5758.89n f2r= f2t.tgn=5758.89tg20 =1871.18n ft代表

41、圆周力 fr 代表径向力 2 初步确定轴的最小直径 先估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45#钢，调质处理。查资料 得 a0=126103 ,取 a0=126 dmin= a0.=126 n p 3 33.323 02 . 7 3 =35.15mm 由2并参照样机初选最小直径定为 55mm 3.4.4 轴的结构设计 1拟定轴上零件的装配方案 装配方案选用图 3-8 的装配方案 2根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度 （1） 、为了防止轴向窜动，在轴的右端制出轴肩，并且可以满足 小齿轮轴向定位的要求，轴肩的宽度为 12mm3。 （2） 、取安装齿轮处的周端的直径 d=55mm,齿轮左端与轴

42、肩采用 套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为 36mm，齿轮左端的轴肩高度 h(0.070.1)d4，取 h=8mm。 （3） 、轴左端的皮带轮依靠左端的轴承端盖，右端通过套筒与右 端阶梯轴来定位。 （4） 、轴承的选择 由于滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要 元件间的滚动接触来支承运动转动零件的。与滑动轴承相比，滚动轴 承具有摩擦力小，功率消耗少，启动容易等优点。 深沟球轴承主要承受径向载荷,也可同时承受小的轴向载荷。当量 摩擦系数最小。在高转速时了用来承受纯轴向载荷工作中允许内、 外圈周线偏斜量816，大量生产，价格最低5。 所以我选择深沟球轴承。 材料的选择 选择锡青铜，这类

43、材料主要用于中速重载及承载变载荷轴承10。 （5） 、轴的其它尺寸由机器本身所决定， 其中 l1=190mm，l2=1360mm，l3=220mm。 （6） 、轴上零件的周向定位 齿轮、皮带轮与轴的周向定位均采用平键联接，由查得键面 bh=1610,键槽用键槽铣刀加工，长为 88mm4，同时为了保证齿轮 与轴配合有良好的对称性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 8。 h7 n6 （7） 、确定轴上的圆角和倒角尺寸。 零件倒角 c 与圆角半径 r 的推荐值轴段倒角为 1.645，各轴 肩出的圆角半径为 r1.612。 2求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，并根据轴的计算简图做出轴 的弯矩图，

44、扭矩图和计算弯矩图6。见图 2-8 从轴的结构图和轴的弯矩图中可以看出 c 处的计算弯矩最大，是 轴的危险面，现将其 mh，mv，m 及 mca的计算过程如下： 对 a 截面处： 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 图 2-9、传动轴的应力图 = 1500 12081.1984 =158.78n 垂直弯矩： mv1=rv1.l2 =199.591500 =299385n.mm 水平弯矩： mh2=f2tl3 =5758.89160 =921422.4n.mm 总弯矩： m2= 2 2 2 1 mhmv = 22 4

46、. 921442299385 =968840.73n.mm 计算弯矩： mc2= 2 2 )(2 pi tm = 232 )1032.2076 . 0(73.968840 =976793.86n.mm 3按弯扭合成应力校核轴的强度 轴上承受最大计算弯矩的截面的强度（按第三强度理论） c = w mc 2 c计算弯曲应力 mc2危险截面的弯矩 w抗弯截面模量 w= 32 3 d = 32 55. 3 = 4209.24 c= 24.4209 86.976793 =59.80mpa 根据选定的材料 45#钢，调质处理查得-1=60mpa 因此，c-1，故安全 图 3-10 传动轴结构尺寸 3.4.

47、5 主动轴的强度校核计算 1求输出轴上的功率 p，转速 n 和转矩 t-1=60mpa p=6.53kw n=40.42r/min t=1528.68n.m 2求齿轮上所受的力 f1t，f1r 大齿轮与小齿轮相互作用，依据牛顿第三定律有 f1t=-f2t =5758.89n f1r=f2r =1871.18n 3轴上曲柄滑块的作用力 由于制动带的作用，传到曲柄上的转矩只有主轴的，作用在 1 3 曲柄的径向力 f2、f3为： f2=f3= 008 . 0 23 t = 048. 0 68.1528 =31847.5n 3.4.6 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45

48、#钢，调质处理。 查资料3得 a0=103126，取 a0=126 dmina0 n p 3 126. 42.40 53 . 6 3 =68.62mm 查2并参照样机，轴的最小值直径初步定为 70mm。 3.4.7 轴的结构设计 除在主轴两侧用钩头键安装曲柄滑块机构，其余均与传动轴相 同。 其余部分尺寸如下： l1=60mm l2=120mm l3=1200mm l4=120mm l5=150mm 轴上零件的周向定位： 齿轮、曲柄、制动器的定位主要依靠键来定位，制动器上采用的 是平键联结，曲柄则是依靠钩头楔键联结，并通过一挡块来固定其位 置，防止轴向窜动引起的误差。 确定轴上的圆角和倒角尺寸：

49、 参照9，取轴端的倒角为 2.0，轴肩处的圆角半径为 r2。 1求轴上的载荷 根据轴的结构图，做出轴的计算简图。并根据轴的计算简图做出 轴的弯矩图，扭矩图和计算简图。并根据轴的计算简图做出轴的弯矩 图，扭矩图和计算弯矩图。 （见图 3-10） 从轴的结构图和轴的弯矩图中可以看出 f3的计算弯矩最大。是轴 的危险截面，现将计算截面 c 处的 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 水平面上的弯矩： mh1=f1t l5 =5758.89150 =863833.5 nmm 垂直面上的弯矩： 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 垂直面上的弯矩： mv2=rv1l4+f1r(l4 +l5) =33757.66120+1871.18(120+150) =4556137.8 nmm 总弯矩： m2= 2 2 2 1 mvmh = 22 8 . 446137 5 . 863833 =972238.27n.mm

52、扭矩： t=1528.68103n.mm 计算弯矩： mc= 2 2 2 )( tm = 232 )1068.15286 . 0(27.972238 =1336606.81n.mm 校核轴的强度 针对危险截面作强度校和计算，按第三强度理论计算弯曲 应力： c=-1 w mc 式中： w轴的抗弯截面系数 -1轴的许用弯曲应力 w轴的抗扭截面系数 w= 32 3 d c= 32 70 81.1336606 3 =39.69mpa 由已选定轴的材料为 45#钢，调质处理，查资料10得-1=60mpa 因此 c-1。 故安全 图 3-11 主动轴结构尺寸 3.5 曲柄滑块的设计 3.5.1 材料的选择

53、计计 曲柄连杆机构的形状如图 3-12 由于曲柄滑块机构承受较大的冲击力，应选择刚度较大的钢，因 此我选择优质碳素钢 45#。 3.5.2 确定曲柄滑块各段的长度 1确定曲柄的长度(ab) 参照同等功率样机 q11-6.32000 型剪板机技术数据，滑块 行程为 16mm,则取滑块行程的 13。 2 1 ab=8mm 2 l l滑块行程为 16mm 2确定传动杆的长度 如图 3-13 所示： 图 3-12 曲柄滑块机构 在曲柄滑块机构中，若不考虑各运动副的摩擦力及构件重力和惯 性力的影响，由主动件 ab 经由连杆 bc 传递给滑块 c 的 p 将沿 bc 的方向如 图 3-13 所示，设 是作

54、用于 c 点的力 p 与点 c 速度方向 之间的锐角，则 称为机械在此位置的压力角。由于曲柄滑块机构从 图可以得出 始终小于 90，说明连杆 bc 与从动件滑块 c 运动方向 的垂直方向之间的夹角为锐角。 =90- 机构在此位置时的传动角 在机构的运动过程中，传动角 是变化的，为保证机构的传动性 能良好3。 min40 图 3-13 曲柄滑块受力简图 如图 3-13 列平衡方程 ab.sin=bc.sin 即：ab.sin=bc.cos 要保证： min40 则： cosmincos40 即： cos40 bc absin bc 40cos sinab =9.888 mm 参照其它样机资料选取

55、 bc=420mm 3.5.3 结构设计 由于剪切力为 25t 则： f=251039.8 =2.45105n 由于转矩产生的最大力发生在曲柄与导轨垂直的位置，作用在曲柄上 的力 n= cos fka 式中 ka 安全使用系数 取 ka=1.2 cos在大力时连杆和曲柄之间的夹角 cos= 2 ) 50 8 (1 =0.99 n= cos fka = 99 . 0 1045 . 2 2 . 1 5 =2.97105n 由于采用双曲柄结构 n1=n2=1，49105n 2 n 则 a= 1 n 238 1049 . 1 5 =526.05mm2 在此结构中薄弱环节是连杆与滑块的连接处，现在先设计

56、曲柄、 连杆的尺寸结构 参照样机的结构尺寸设计结构尺寸如图 2-14 图 3-14、曲柄滑块机构尺寸 3.5.4 强度校核 从图 2-14 可以看出在此结构中的薄弱环节是 40 的孔处，其面 积 a: a=36)4090( =5654.87 527mm2 满足强度要求 对曲柄滑块上连接部分剪切强度校核 amin=1049.30 mm2 n 142 1049 . 1 5 因此，曲柄上机架联接的结构符合设计要求。所以，整个曲柄滑 块的结构符合设计要求。 3.6 其它部位的设计及方案改进 其他部位的尺寸设计要求的作用不算太大，可以参考样机的尺寸。 现在对某些部分进行改进： 3.6.1 对加工板料不易测量 方案：增加测量装置，让其即可进行位置和长度的测量又可进 行送料的长度 方案：在机器上一些附加装置，即便于测量，在工作台上用工 具可出一些未知的数值，它是以工作台的下刀刃外侧为测量基点来进 行定数值。在工作台的两侧有凸型孔，可用螺栓在版面上固定在某位 置。这样对下扳料多次定长切断有利。在极其有可增加两轴助长杆。 也可仿前面的方法，作辅助测量装置。 对以上两种翻案进行对比。方案 1 定位的精度比方案 2 高，有可 手动供料且可避免直接手动这成的误差，方案 2 简单适