剪板机结构设计含全套CAD图纸

1、摘要该设计的对称传动剪板机，其冲剪力为10吨，滑块的行程为22mm，每分钟剪切30次。由电动机提供动力，经过一级带传动和一级齿轮传动减速。设计中采用的执行机构为对心曲柄滑块机构，这一机构将剪板机传动系统的旋转运动转变为滑块的往复直线运动，实现对板料的剪切。曲柄滑块机构具有结构简单、加工容易、维修方便、经济实用的优点，在机械设备中应用广泛。本设计中，通过对平面曲柄滑块机构的数学建模，用TurborC编程，输入曲柄滑块机构的机构参数和运功参数，实现对整个机构运动过程的仿真。关键词：TurborC运动仿真曲柄滑块剪板机全套CAD图纸，联系6ABSTRACTThedesignofsymmetrictr

2、ansmissionshears,shear-to10tons,theitineraryfortheslider22mmper30minutesshear.PoweredbythemotorthroughabeltdriveandaslowdownGear.Designoftheimplementationagenciesrightmindcrankslider,Thiswillshearstransmissionrotationsliderintothereciprocatinglinearmotion,therealizationoftherightofsheetmetalshear.Cr

3、anksliderissimpleinstructure,easyprocessing,easytomaintainandrepair,economicandpracticaladvantagesinmachinery,equipmentwidelyused.Thedesign,rightthroughtheplanecrankslidermathematicalmodeling,TurborCprogramming,inputslidercrankagenciesthatsuchremarksparametersandtheparametersofthewholemovementofthes

4、imulationprocess.Keywords:TurborCMotionsimulationCrankandslideblockCuttingmachineIword格式支持编辑，如有帮助欢迎下载支持。 第1章绪论1.1剪板机分类剪板机的分类：机械剪板机、数控剪板机、液压剪板机、数控摆式剪板机、数控前送料摆式剪板机、液压摆式剪板机、超厚液压摆式剪板机、液压闸式剪板机、深喉口剪板机、脚踏剪板机、精密剪板机。“十五”期间，液压剪板机在结构与配置方面跨越了各行其道的阶段，逐步向国际主流靠拢。目前多数液压剪板机，机架采用整体焊接结构、经时效处理、具有良好的强度、刚度和精度保持性；采用集成式液压系

5、统伺服驱动，极大提高了机床运行的可靠性；根据被剪板料的材质、厚度和剪切长度，自动完成剪切角度、剪切行程、刀片间隙和后挡料的调整；可配备前送料系统或后托料装置，集送料、卸料于一体，有效地提高了设备自动化程度。在使用金属板材较多的工业部门，都需要根据尺寸要求对板材进行切断加工，剪板机主要用于剪切金属板材，是重要的金属板材加工机床。其不仅用于机械制造业，还是金属板材配送中心必不可少的装备，应用范围特别广泛。剪板机是借于运动的上刀片和固定的下刀片，采用合理的刀片间隙，对各种厚度的金属板材施加剪切力，使板材按所需要的尺寸断裂分离。常用来剪裁直线边缘的板料毛坯，主要应用于金属加工行业。剪板机按结构分为闸式

6、剪板机和摆式剪板机两类；按传动方式分，有机械传动剪板机和液压传动剪板机两类。剪板机目前主要有以下几种：平刃剪板机：剪切质量较好，扭曲变形小，但剪切力大，耗能大。机械传动的较多，该剪板机上下两刃彼此平行，常用于轧钢厂热剪切初扎方坯和板坯。斜刃剪板机：分闸式剪板机和摆式剪板机，剪切质量较前者差，有扭曲变形，但力能消耗较前者小，适用于中大型剪板机。多用途剪板机：板料折弯剪板机，即在同一台机器上可完成两种工艺，假期下部进行板料剪切，上部进行折弯，也有的机器前部进行剪切，后部进行板料折弯。专用剪板机：气动剪板机大多用在剪切线上速度快，剪切次数高。数控剪板机：直接对后挡料器进行位置编程，可进行位置校正，具

7、有多工步编程功能，可实现多步自动运行，完成多工步零件一次性加工，提高生产效率。剪板机是通过曲柄滑块机构将电动机的旋转运动转换滑块的直线往复运动，对板料进行剪切加工的剪切机械，机械剪板机是金属板料剪切的专业设备，广泛用于汽车、造船、建材、五金机械、金属结构的薄板剪切下料使用，被剪切板料以抗拉强度48公斤/毫米以内为基准，如需剪切其他高强度板料时，应相应减少剪切板料厚度。为了提高本机的整体抗拉强度，采取钢板焊接结构，并具有结构紧凑等特点所以剪板机就成为各工业部门使用最为广泛的板料剪断设备。剪板机工作原理。剪板机是借于运动的刀片和固定的刀片，采用合理的刀片间隙，对各种厚度的金属板材施加剪切力，使板材

8、按所需要的尺寸断裂分离的设备。剪板机常用来剪裁直线边缘的板料毛坯。剪切能保证被剪板料剪切表面的直线性和平行度要求，并减少板材扭曲，以获得高质量的工件。板金行业的下料剪切工具，广泛适用于机械工业，治金工业，汽车、造船、电器电气工程设备、板金加工、钢管焊接、电子工业、航天航空工业、农业机械制造、餐饮家具各种机械行业，主要作用就是用于金属剪切在使用金属板材较多的工业部门，都需要根据尺寸要求对板材进行切断加工，所以剪板机就成为各工业部门使用最为广泛的板料剪断设备。上刀片固定在刀架上，下刀片固定在下床面上，床面上安装有托球，以便于板料的送进移动，后挡料板用于板料定位，位置由调位销进行调节。液压压料筒用于

9、压紧板料，以防止板料在剪切时翻转。棚板是安全装置，以防止发生工伤事故剪板机剪切后应能保证被剪板料剪切面的直线度和平行度要求，并尽量减少板材扭曲，以获得高质量的工件。剪板机的上刀片固定在刀架上，下刀片固定在工作台上。工作台上安装有托料球，以便于板料的在上面滑动时不被划伤。后挡料用于板料定位，位置由电机进行调节。压料缸用于压紧板料，以防止板料在剪切时移动。护栏是安全装置，以防止发生工伤事故。回程一般靠氮气，速度快，冲击小。剪板机属于锻压机械中的一种，主要应用在金属加工行业。产品广泛适用于：轻工、航空、船舶、冶金、仪表、电器、不锈钢制品、钢结构建筑及装潢行业。剪板机是带有自动送料装置，可完成板料高效

10、率、精密加工的机械剪板机，具有自动、高速、精密三个基本要素随着中国加入WTO以来，我们回过头来瞻望中国的制造业，就拿剪板机的成长来看吧剪板机床的成长越来越成为机械制造行业的中流砥柱，通用型高性能剪板机，广泛适用于航空、汽车、农机、电机、电器、仪器仪表、医疗器械、家电、五金。对称传动剪板机是一种典型的对称传动的机械，主要用于剪裁各种尺寸金属板材的直线边缘。该设备应用广泛，具有结构简单，维修方便，经济实用的优点。本机器的工作原理：动力源电动机通过二级传动（一级带轮传动，一级齿轮传动）减速驱动执行机构曲柄滑块机构，该机构将电动机的旋转运动转化为往复的直线运动，在此过程中，由切刀（固定在滑块上）来进行

11、对板料的切削。在这次设计中，针对该剪板机的执行机构曲柄滑块机构，通过数学建模，运用TurborC强大的编程运算能力，研究了曲柄以匀角速度旋转时，曲柄滑块机构中滑块的位移、速度、加速度的变化规律。第2章选择方案对比及剪板机构描述剪板机主要是通过滑块上刀片的往复直线运动来实现切断功能，能实现这个目的主要由液压传动和机械传动两种。2.1液压传动方案剪板机液压传动系统原理图如图2.1所示，其原理：手动换向阀6推向左位（即左位接入系统），此时活塞在压力油的作用下向下运动，对板料进行剪切加工，当加工完成后，将阀6手柄推向右位（即右位接入系统），活塞向上运动，即刀片上抬，到了一定位置，将阀6手柄推入中位，这

12、样活塞就停留在此位置不动。然后剪切第二次时，重复上述操作。手动换向阀6也可改为电气控制的换向阀，从而实现自动连续剪切，提高效率。图2.1液压传动系统原理图液压剪板机采用液压传动，使机器工作时平稳，噪声小，安全可靠，可以进行单次连续剪切，剪板厚度也较机械传动的厚，但是液压系统是利用液体作为中间介质来传递动力的，剪切力大时，油压也相应的高，对液压元件的精度、强度要求也高，制造成本也相应的较高，而且液压系统不可避免的存在，泄露问题，会造成污染，油温的变化会引起油液粘度变化，影响液压传动工作的平稳性，所以适应环境能力小。另外，液压剪板机的维修也不方便，需要掌握一定的专业知识，因此此次设计不选用此机械传

13、动方案图2.2凸轮机构原理图凸轮机构的工作原理如图2.2所示：主轴的转动带动凸轮传动，凸轮升程时推动滑块（即刀片）作剪切动作。回程时，滑块在弹簧的作用下上升到开始位置，准备下一个动作循环。凸轮机构的优点是可以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。缺点是凸轮机构一般用于控制机构而不是用于执行机构，因为其工作压力不能太大，否则会严重磨损凸轮的轮廓及推杆，导致该机构不能实现预期的动作要求，不能保证机器的稳定性，因此该方案不予采用。曲柄连杆机构的工作原理如图2.3所示：通过主轴转动带动曲柄转动，曲柄通过连杆使滑块作上下往复运动，实现剪切动作。该机构具有结构简单、加工容易、维修方便、经济

14、实用的优点，故采用此方案即曲柄滑块机构作为执行机构比较合适。剪板机构设计描述剪切过程如图所示，板料在剪板机的上.下剪切刀作用下受剪切产生分离变形。剪切时下剪刀固定不动，上剪刀向下运动。开始剪切时，上剪刀刀刃压入板料，产生一对剪力F及相应的力矩Fd,迫使被剪板料转动。但在转动过程中受到剪刀侧面的阻挡，在剪刀的另一侧面也产生一对侧推力Ft及相应的力矩Ftc，其方向阻止板料的转动。开始剪切时，板料转角随压入深度的增大而增大，而力矩Ftc也随之增大，故剪刀压入一定深度后有Fd=Ftc,这时被剪板料就不再转动，直至在剪力作用下被剪断为止。这种剪切板料的设备称为剪切机。图2.3曲柄滑块机构原理图剪板机属于

15、直线剪切机类型，主要用于剪切各种尺的金属板材的直线边缘。由于剪板机上设有后挡料装置或前挡料装置，顾可以对板料进行定尺寸剪切。剪板机可以按其工艺用途和结构类型分类如表2.4所示。剪切过程示意图2.4剪板机的技术参数剪板机可剪板料厚度手剪板机构件强度限制，最终取决于剪切力。影响剪切力的因素很多，如刃口间隙，刃口锋利程度。剪切面的宽度等，而最主要的还是被剪材料的强度。略去一些次要因素则剪切力与其主要因素的关系为F二Ko12/tan*b式中。被剪材料抗拉强度值；t被剪材料厚度；*剪切角；k系数；通常剪切强度标准计算值为500MPa，在剪切力及其他因素确定的条件下，可以得到剪板机剪板料的最大厚度。目前国

16、内外剪板机的最大剪切厚度为32毫米以下，厚度过大对设备利用率和经济性来说是不可取的。剪切方式按剪切要求此类剪板机通常采用斜刃刀片，斜刃剪切是采用渐入剪切的方式如图2.5所示，故瞬间剪切尺寸小于板料宽度。剪板机上、下刃口不平行，上、下刃口间的夹角称为剪切角一般为0.5度到4度。剪切角与剪切力及板料变形有关，剪切角不同，剪切行程随之改变，有些液压剪切机的剪切角度是可调的，以适应不同情况。剪切角减小后，剪切行程也相应减小，行程次数即可提高从而提高生产率。斜刃剪切质量不如平刃剪切，有扭曲变形现象，但是剪切力和能力消化比平刃要小得多，故斜刃剪切在中、大型剪板机中采用。图2.4斜刃剪切可剪板宽可剪板宽是指

17、剪板机剪刃方向，一次剪切完板料的最大尺寸，它参照钢板宽度和使用厂家的要求制定（可剪切宽度小于剪刃长度），这种剪切方式称为横切方式。纵切方式为多次接触剪切，只要条料宽度小于剪板机只要条料宽度小于剪板机的凹口喉口，剪切尺寸不受限制。随着工业的发展，要求剪板宽度不断增大，目前剪板机宽度为0000毫米的剪板机已经比较普遍，国外最大板宽已达10000毫米。用剪板机剪切冲压加工用的条料，长度为2000以下时，剪板机剪切条料宽度最小公差如表格2.6所示。表2.6剪切调料宽度最小公差厚度t/mm剪裁条料宽度/mm2525-5050100100-200宽度最小公差0.5一下土0.3土0.3土0.4土0.50.-

18、1土0.4土0.4土0.5土0.61-2土0.5土0.5土0.6土0.72-3土0.6土0.6土0.7土0.73-4土0.8土0.8土1.04-5+1.0土1.35-6土1.3土1.2采用纵切方式对剪板机的喉口深度会有要求，如图2.7所示。目前剪板机趋势是减少喉口深度，以提高机架的刚度。行程次数行程次数直接关系到生产效率，随着生产发展及各种上、下料装置的出现，要求剪板机应该具有较高的行程次数对于机械传动的小型剪板机，一般要达到50次每分钟以上。锻口深度图2.72.4本章小结本章主要介绍剪板机的液压传动方案和机械传动方案，从中了解凸轮机构和曲柄滑块机构和减半机构。对剪板机的的技术参数、剪切方式、

19、可剪板宽、剪切角度进行了确定。第3章剪板机总体传动方案综合考虑，本次剪板机设计的总体方案为电动机经过一级带轮减速及一级齿轮减速驱动主轴上的曲柄滑块机构，使滑块作往复运动，进行剪切动作，剪板机的剪切力是10吨，行程为22mm，每分钟剪板30次。设计传动系统图如图3.1所示。图3.1系统传动简图3.1电动机的选择本次设计所选用的电动机的类型和机构形式应根据电源种类、工作条件、载荷大小和性质变化、启动性能、制动、正反转的频率程度等条件来选择。电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源,因此,无特殊要求时，均应采用三相交流电动机。其中异步电动机是交流电动机的一种，它是把电能

20、转化为机械能的一种动力机械，一般以三相异步交流电动机应用最广泛。Y系列三相异步电动机为封闭式三相异步电动机，能防止灰尘、铁屑或其它杂物侵入电机内部，效率高，耗能少，性能好，噪音低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。不仅使用于水泵、鼓风机、金属切削机床及运输机械,更使用于灰尘较多、水土飞溅的地方,如碾米机,磨粉机,脱壳机及其它农业机械,矿山机械等。根据工作环境和要求,选用Y系列三相异步电动机。电动机的容量选择的是否合适,对电动机的正常工作和经济性都有影响。容量选的过小,不能保证工作机的正常的工作或使电动机因过载而过早的损坏;而容量选的过大,则电动机的价格较高,能力又不能充分利用,而且由

21、于电动机经常不满载运行,其效率和功率因数都较低,增加电能消耗而造成能源的浪费。该剪板机的剪切力为10吨，根据诺沙里公式：3.1)P=0.606吐(1+Z-+1)bxtga0.661106x1+式中0y2xbP剪切力P=10 x103x9.8=98000N被剪板料强度极限，实际中的板料e=500N/mmbbe被剪板料延伸率，e=25%xxh被剪板料厚度a上刀刃倾斜a=2Z被剪部分弯曲力系数，Z=0.95y前刃侧向间隙相对值，y=0.083x压具影响系数x=7.7把已知数据代入式（3.1）解得：h=4.63mm根据文献资料得，Q11型剪板机技术参数，类比实习时工厂的样机，选取电动机的功率为5.5k

22、W。转速的确定：由于传动由皮带和齿轮组成的。按推荐的传动副传动比较合理的范围，取三角带传动比i=24。二级圆柱齿轮减速器传动比i=840，则总传动比合理范围为i12a=16160,则电动机转速可选范围为：i=in=(16160)n=4804800r/mindaww查表19.1Y系列三相异步电动机的技术数据，选取Y132-M2-6型电动机比较合适,其技术参数如下:功率为5.5kW，级数为6,满载时的电流、转速、效率分别为12.6A、960r/min、85.3%。总传动比n960i=m=32dn30主i=ixid123.2)式中i三角带传动比1圆柱齿轮传动比取i=4i=8124计算各轴转速nn=m

23、1i1960=240r/minnn=m2ii12960=30r/min计算各轴的功率耳=0.952查得各部件传动效率为：圆柱齿轮：0.940.96三角带传动：0.940.96耳=0.9551轴承（每对）：0.970.99耳=0.983则总传递效率为：耳=耳耳耳2=0.95x0.955x0.982=0.87总123P=Pxq=Pxqxq=5.5x0.955x0.98=5.15kW1d01d13P=Pxqxq2d0102=Pxqxqxq2d123=5.5x0.955x0.95x0.982=4.79kW各轴转矩PT=9550fdnw式中T电动机转矩；dP电动机功率；dn满载转速6；wP5.5T=95

24、50f=9550 xNm=54.71Nmdn960wT=T-if1轴d001=54.71x4x0.955x0.98N-m=204.81NmT=T-i-iFF2轴d010102=54.71x4x8x0.955x0.98x0.99Nm=1510.19Nm本章小结本章主要根据了对上一章几个方案对比确定了剪板机的总体传动方案。从中选择了电动机类型和结构，规定了电动机的功率从中进行了计算传动装置的运动和动力参数的计算。第4章带传动的设计及计算在同样的张紧力下，V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力，V带传动允许的传动比较大，结构简单较紧凑，造价低廉，传动平稳以及缓冲吸振等优点。4.1确定计算功率P=K-P

25、(4.1)caA=1.2x5.5=6.6kW式中P传动的额定功率(kW)K工作情况系数A查文献资料，载荷变动较大，软启动每天工作时间小于10小时，取K=1.2。A选择带型根据P=6.6kW和主动带轮(小带轮)转速n=n=960r/min，由文献资料中选定Aca1w型V带。确定小带轮的基准直径查参考文献4取主动轮基准直径D=125mm。=(兀-D-n)/(60 x1000)11=(3.14x125x960)/(60 x1000)=6.28m/s由于V过小，表示所选的D过小，这将使所需要的有效拉力F过大，即所需要的1e跟数Z过多，于是带轮的宽度，轴径及轴承的尺寸都要随之增大。取D=160mm1=(

26、兀-D-n)/(60 x1000)11=(3.14x160 x960)/(60 x1000)m/s=8.04m/sD=i-D=160 x4=640mm21并按照V带轮的基准直径系列进行圆整,圆整后D=640mm24.4确定中心距a和带轮的基准长度由于中心距未给出,可根据传动的结构需要初步中心距a取0代入D=160mm,D=640mm12560a1201a1801640160874x60=147120主动轮上的包角满足要求。4.6确定带的根数(4.3)式Z=L(p+Ap)kk0al中k包角系数，查得0.91a 2 k长度系数，查得1.13lp单根V带的基本额定功率，查得0.94kW0Ap单根V带

27、额定功率的增量，查得0.5kW4代入数据得Z=5根6.6(0.94+0.5)x0.91x1.13确定带的预紧力考虑离心力不利的影响，和包角对所需预紧力的影响，单根V带的预紧力为p2.5F=500 xJ(-1)+qv2(4.4)oZvka式中qV带单位长度的质量，查得q=0.10kg/mF=500 x6.6(空1)+0.10 x8.042=1499n05x8.040.91由于新带容易松弛，所以对非自动张紧的带传动，安装新带时的预紧力应为上述预紧力的1.5倍。计算带传动作用在轴上压轴力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F。如果不考虑带的两边的拉力差，则压轴力可以近似的按带的预

28、紧力F的合力来计算，即0aF=2ZFsm1p02式中：Z带的根数F单根带预紧力0主动轮上的包角F=2ZFsin殳p02=2x5x149.9xsinN=1437.3N4.9带轮结构的设计材料：HT200确定带轮的形式由参考文献6得：电机轴D=38mm,电机轴伸出长度为E=80mm,且已知小带轮的基准直径D=160mm,2.5D=2.5x38mm=95mm2.5DVDV300mm1所以小带轮采用腹板式结构。带轮的基准直径为160mm,外径d=168mm。a轮槽的尺寸查文献得带轮的轮槽尺寸如下：轮槽基准宽度b=11.0mmd基准线上槽深h=2.75mmamin基准线下槽深h=8.7mmfmin槽间距

29、e=150.3mm第一槽对称面至端面的距离f=10+2mm-1最小轮缘厚5.=6mmmin轮槽角0=38轮槽结构如图4.1所示。图4.1轮槽结构确定小带轮外形尺寸带轮宽：B=(Z1)e+2f=(5-1)x15+2x10mm=80mm带轮外径：d=D+2h=160+2x4mm=168mma11a轮缘外径：d=(1.82)d=(1.82)x38mm=(68.476)mm,取d1=70mm轮毂长度：因为B=80mm1.5D=1.5x38mm=57mm所以L=(1.52)D=(1.52)x38mm=(5776)mm,取L=60mm。C=(l/7-l/4)B=(l/7-l/4)x80mm=(11.432

30、0)mm取C=15mm小带轮的结构如图4.2图4.2小带轮结构1、材料:HT2002、确定带轮的结构形式初选大带轮的轴径d=35mm,已知大带轮的基准直径D=640mm300mm,所以大带轮选用轮辐式结构。3、轮槽尺寸同小带轮。4、轮缘及轮毂的尺寸:带轮宽：B=(Z1)e+2f=(5-1)x15+2x10mm=80mm带轮外径：d=D+2h=640+2x4mm=648mma22a轮毂外径：d2=(1.82)d=(1.82)x35mm=(6370)mm,取d2=70mm轮毂长度：因为B=80mm1.5d=1.5x35mm=52.5mm所以L=(1.52)D=(1.52)x38mm=(5776)m

31、m,取L=60mm。ip=2903：(4.5)13nz1a式中：P传递的功率，为5.15kWn带轮的转速,为240r/minZ轮辐数，取4ah=290-P=29O3mm=50.8mm13nz2404ah=0.8h=0.8x50.8mm=40.6mm21b=0.4h=0.4x50.8mm=20.3mm11b=0.8b=0.8x20.3mm=16.2mm21f=0.2h=0.2x50.8mm=10.2mm11=0.2h=0.2x40.6mm=8.1mm22大带轮的结构如图4.3图4.3大齿轮机构5.0本章小结本章主要确定了带传动设计和计算，对带传动的功率、选择带型和小带轮的基准直径、中心距、带着根

32、数、带着预紧力、主动轮上包角进行计算确定。从而对带轮结构和传动作用在轴上压轴力进行设计规范。第5章轴的设计轴是组成机器的主要零件之一。一切做回转运动的传动零件，都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递，轴主要是支撑回转零件及传递运动和动力。轴按照承受载荷的不同，可分为以下三类：（1）转轴既承受弯矩又承受扭矩。（2）心轴只承受弯矩不承受扭矩。（3）传动轴只承受扭矩不承受弯矩。按轴线形状的不同，可分为两种：（1）曲轴通过连杆可以将旋转运动改变为往复直线运动，或作相反的运动变换（2）直轴又可按外形分为光轴和阶梯轴。本次设计的剪板机采用的是直轴。主动轴设计轴的材料主要是碳钢和合金钢，钢轴的毛坯多数用轧

33、制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢廉价，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学处理的办法提高耐磨性和抗疲劳强度。在载荷一定的情况下，好的材料能提高轴的工作性能及寿命，但同时要考虑到材料的经济性，故采用45号钢，并做调质处理，查参考文献得A=103126,取A=116,L=60MP。001轴的失效形式：主要有断裂、磨损、超过允许范围的变形和振动等,对于轴的设计应满足下列要求：足够的强度。足够的刚度。3.振动的稳定性4。5.1.2轴径的最小许用值(5.1)根据扭转强度条件计算公式90ni1479=116x3=62.94mm330深沟球轴承、套筒和轴端挡圈从轴的左端依次安装,

34、深沟球轴承、套筒、齿轮、 23 轴端挡圈从轴的右侧依次安装。轴承选择6014型深沟球轴承。5.1.4轴上的零件定位1.轴向定位轴上的零件是以轴肩、套筒来保证的。2.周向定位限制轴上零件与轴发生相对转动，本次设计采用键来固定。类比工厂样机，确定主轴的各段直径及长度轴的设计类比主轴，选用45号钢，调质处理。PdJ(5.2)03ni,5.15=116x3mm3240=32.24mm轴承、套筒、皮带轮、轴端挡圈从左端向右依次安装。轴承、套筒、齿轮、轴端挡圈依次从轴的右端向左安装，轴承选择6007型深钩球轴承。传动轴的零件装配及轴的机构如图5.1所示。1输出轴上的功率P,转速n和转矩TP=4.79kW,

35、n=30r/min,T=1510.19Nm2222求大齿轮上所受的力J、F1r大齿轮与小齿轮相互作用，依据牛顿第三定律F=-F，F=F1t2t传1r2r传图5.1传动轴的结构及装配图F=2T/d=2x204.81/(100 x10-3)N=4096.2N(d为小齿轮的分度圆直径)TOC o 1-5 h z2t传1F=F-tga=4096.2xtg20N=1490.89N2r传2t传n所以F=+4096.2N,F=-1490.89N1t1r轴上曲柄的作用力,由于制动带的作用,传到曲柄上的转矩只有主轴的1/3,作用在双曲柄的径向力F,F为F=F=T/(3xrx2)=1510.19/(3x0.11x

36、2)N=2288.17NTOC o 1-5 h z232主轴的受力分析主轴的受力如图5.2所示，由图根据物体的平衡条件可知已知：L=117,L=404,L=144,F=-1490.89N,F=F=2288.17N,F=4096.2N2341r231t解方程组得R=141.25N,R=-4237.45N,R=-2339.58N,R=-745.87NH1H2V1V2M=4237.45x(135+1180+135)x50/(135+1180+135+50)H1=204810.08NmmM=RL=2339.58x135NmmTOC o 1-5 h zV1V12=315843.3NmmM=R(L+L)-

37、FLV2V12323=2339.58x(135+1180)-2288.17x1180Nmm=376507.1NmmM=R(L+L+L)-F(L+L4)-FLV3V12342334=2339.58x(135+1180+135)-2288.17x1180-2288.17x135Nmm=383447.45Nmm由图可以看出C截面为最危险截面，按第四强度理论校核132-M2+0.75T2=M2+0.75T2W=兀d3、V3图5.2主轴的受力分析图32=(38344.45x103)2+0.75x1510192x106MPa3.14x(70 x10-3)3=40.49MPaV叩=60MPa安全本章小结本章

38、主要对剪板机的轴进行了设计。从而对剪板机主动轴的材料、轴径最小许用值、轴上的零件定位进行了确定并且绘制轴上的零件装备图以及轴的结构图,最终对轴的强度进行校核计算。第6章齿轮设计齿轮传动是机械传动中最重要最常用传动之一,效率高,机构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定。缺点是造价高，安装精度高，易磨损。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据设计的传动方案选择直齿圆柱齿轮传动。由于机器工作时属于中等冲击，选取大小齿轮的材料均为45Cr(调质)，齿面硬度：小齿轮271316HBS,大齿轮为241286HBS,取中间值，则大齿轮为263.5HBS,小齿轮为293.5HBS。因其表面经过调质处理，故选用8

39、级精度。选小齿轮齿数为Z1=20，大齿轮齿数Z2=uZ=8x20=160按齿面接触强度设计(6.1)由设计公式进行试算，既：d2.23竺凹11eud试选载荷系数k=1.3t计算小齿轮传递的转矩P5.15T=才=95.5x105xNmm=2.049x105Nmm1n240选取齿宽系数e=0.6d材料的弹性影响系数1Z=1898MPa2E接触疲劳强度按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限b=610MPa，小齿轮的接触疲劳强Hlim2度极限b=650MPaHlim1计算应力循环次数N二60njL=60 x240 x1x(30 x300 x8)=1.0368x10911n 201 接触疲劳强度NN2i2

40、1.0368x109=0.1296x109查得4=1.0,K=1.1HN1HN2计算接触疲劳许用应力取失效效率为1%,安全系数S=1,有0=-H1cN4_Hlim1=1.0 x650=650MPaSb=-H2Hlim2=1.1x610=671MPaS小齿轮分度圆直径将以上所有数据代入公式(7-1)有diW3:dikTu土1(Z=2.32X3卩3x2049x105x业竺10.68J650丿=81.016mm计算圆周速度兀dnV=1_160 x1000兀x81.016x240/m/s60 x1000=1.018m/s计算齿宽b=0-dd1t=0.6x81.016=48.610mm计算齿宽与齿高之比

41、b/h模数d81.016m=t-=4.051mmtz齿高h=2.25m=2.25x4.051mm=8.041mmtb/h=48.610/9.115=5.333计算载荷系数根据V=1.081mm/s,8级精度，查得动载系数K=1.1;直齿轮假设VKF/bN100N/mm由表查得K=K=1.2；K=1.5；查得齿向载荷分配系数用内差ATHaFaA法得K,=1.23，并且b/h=4.44,8级精度，并调质处理，查得弯曲强度计算用的齿向H0载荷分布系数K=1.16；故载荷系数K=KKKK=1.5x1.1x1.2x1.23=2.4354AVHa邸按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,c,I12.435

42、4cccrd=d3=81.O16x3mm=99.87mm11汽Kt31.3计算模数dm=二z199.87mm=4.99mm20按齿根弯曲强度设计(6.2)由齿根弯曲强度的设计公式：m4(FaSa)申Z2Qd1F弯曲疲劳强度查得8小齿轮的弯曲疲劳强度极限b=426MPa。大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1b=430MPa。FE2弯曲疲劳寿命系数查得K=0.88，K=0.9。FN1FN2计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由b=K*恤得S载荷系数K1KcFN1FE1SKcO=FN2FE2F1S载荷系数K=KKKKAVFaFP0.88x4261.40.9x4301.4K=KKKK=267.7

43、7MPa=276.4MPaAVFaFP=1.5x1.1x1.2x1.116=2.297。计算大、小齿轮的d并加以比较OFYYFa1Sal二OF1n。1621YY2.132x1.843Fa2Sa2=0.01422o276.4F2小齿轮的数值大0.6x202,：2x22297x2.49x15从。.。画=3.99mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，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模数3.99并就近圆整为标准植m=4mm。按接触强度算得的分度

44、圆直径d=99.87mm，算出小齿轮齿数Z=幺=竺=251m4大齿轮齿数Z=uZ=8x25=200取Z2=2002126.4几何尺寸计算d=Zm=25x4=100mm11d=Zm=200 x4=800mm22a=(d+d)=丄(100+800)=450mm2122b=0d=0.6x100=60mmd1为防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大大齿轮的工作载荷，常将小齿轮的齿宽在圆整数值的基础上人为地加宽510mm故取小齿轮的齿宽B=65mm1大齿轮的齿宽B=60mm。26.5验算2TF=i-=td1二2x2.049x105n=4O98N4098KFAt二b二60N/mm=10

45、2.45N/mm100N/mm合适。结构设计及绘制齿轮零件图计算小齿轮结构参数齿顶高h=mh*=4x1mm=4mmaa齿根高h=m(h*+c*)=4x(1+0.25)mm=5mmfa齿全高h=h+h=12+15mm=27mmaf齿顶圆直径d=d+2h=100+2x4mm=108mma11a齿根圆直径d=d一2h=100-2x5mm=90mmf11f由于小齿轮直径不大，且中间有轴传动，故选用实心结构的齿轮。压力角a=20齿距p=兀m=3.14x4mm=12.56mm基圆直径d=dcosa=100 xcos20mm=93.97mmb11基圆齿距p=pcosa=12.56xcos20mm=11.80

46、mmb齿厚s=p/2=12.56/2mm=6.28mm齿槽宽e=p/2=12.56/2mm=6.28mm顶隙c=mc*=4x0.25mm=1.0mm因为小齿轮的齿顶圆直径d=108mmV160mm,所以小齿轮可以做成实心结构a1的齿轮4。小齿轮的结构如图6.1所示。计算大齿轮结构参数齿顶圆直径d=d+2h=800+2x4mm=800mma22a齿根圆直径d=d-2h=800-2x5mm=790mmf22f由于大齿轮的齿顶圆直径d=790mm在4001000mm之间，所以选用轮辐式结a2构的齿轮4。图6.1小齿轮结构图轮辐的设计轮辐数取6d=D=65mm4因为大齿轮的材料为铸钢，所以D=1.6D

47、=1.6x65mm=104mm3A沁(34)m=(1216)mm取A=15mm1n1Aq(11.2)A=(1518)mm取A=16mm212Hq0.8D=0.8x104mm=52mm取H=52mm4Hq0.8H=0.8x52mm=41.6mm取H=41.6mm11CqH/5=52/5mm=10.4mm取C=10.4mmCqH/6=52/6mm=8.7mm取C=8.7mm11Rq0.5H=0.5x52=26mm取R=26mm1.5D4=91.5LB=60mm取L=60mm大齿轮如图6.2所示：图6.2大齿轮结构图本章小结本章主要对剪板机的齿轮进行了设计，从而选定了齿轮类型、精度等级、材料及齿数。

48、对齿面接触强度、齿根弯曲强度、几何尺寸进行了计算和验算并且对剪板机齿轮设计的这些参数绘制了零件图。第7章曲柄连杆机构设计曲柄连杆机构是曲柄剪板机的典型机构，这一机构将剪板机传动系统的旋转运动转变为连杆的往复运动，实现剪切工艺。同时，机构还具有力的放大作用（即工作载荷大于传动系统输入的作用力），满足剪板机瞬时峰值力的要求。7.1材料的选择由于曲柄连杆机构需要承受10吨的冲压力，应选择刚度较大的钢，选择45号钢应力L=238MPa,L3=238MPa,订=142MPa。1y确定曲柄连杆杆件长度已知摇杆的行程为22mm,本次设计采用对心曲柄连杆机构，如图7.1所示。所以曲柄长AB=H/2=22/2m

49、m=11mm。机构在图7.1所示位置时的传动角丫=90-a，为了保证曲柄连杆的性能，丫40omin图7.1曲柄连杆机构示意图由图8-1可知：AB-sin0=BC-sina=BCcosy因为Y40，所以cosy三cos40minminABsin0/BCABsin0/cos40sin0的最大值为1BCAB/cos40BC11/cos40mm=14.36mm类比工厂样机，选BC=400mm。结构设计参考工厂样机，确定曲柄连杆的机构，如图7.2所示图7.2曲柄连杆的机构强度校核该剪板机的剪切力为10吨，因此F=10 x103x9.8N=9.8x104N由于转矩产生的最大力发生在曲柄与导轨垂直的位置1，

50、4作用在曲柄上的力N=K-F/cosa(K-安全适用系数取1.2)AAN=1.2x9.8x104/匸(11/400)2N=11.76x104N=11.76N因为采用双曲柄传动，所以N=N/2=11.76x104/2N=5.88x104N1A=N/L=5.8x104/238mm2=247mm21从图8-2可以看出(p30处是该机构的最薄弱环节，其面积A=(70-30)x35mm2=1400mm2247mm2，因此满足强度要求。曲柄连杆上连接部分剪切强度校核A=N/=9.8x104/142mm2=690mm2minA=nr2=兀x(30/2)2=706.5A安全。min所以曲柄连杆机构结构设计合理

51、。 22 7.5电动机的校核由以上的计算可知作用在曲柄上的最大力为11.76x104N,曲柄对主轴的转矩T=N-AB=11.76x104x11x10-3Nm=1293.6Nm。电动机提供的转矩经皮带和齿轮传递到主轴的转矩T=1510.19Nm,TVT22所以电动机的选择符合设计要求。7.6建立曲柄连杆机构的数学模型曲柄连杆机构的数学模型如图7.3所示，已知常量：曲柄的长度OA=a=llmm,1连杆长度AB=400mm，曲柄旋转角度=T=30T，连杆与x轴所夹的角度=9013图7.3曲柄连杆的数学模型建立位移方程15OA+AB二OB将矢量方程转化为解析形式，有acos+acos=acos0时=a

52、rctan(sin/cos)222当cos0时d=n+arctan(sin/cos)222当cos=0时2d=n/2,a=asin+asin231122对方程组(7.1)两边对时间求导，整理得-asina&sin=acos11122233(7.2)acos+acos=asin11122233已矢口a,a,a,1231231解方程组(7.1)得对方程组(7.2)两边对时间求导整理得TOC o 1-5 h z-a2cos+acos-a*sin-a2cos=acos、1112222222233(7.3)-a2sin+a*cos-a2sin=asin11122222233已知a，a，a，解方程组(7.3)得12312312表7.1曲柄连杆机构运动特性曲柄的角位移T()连杆的位移A3(mm)连杆的速度V3(mm/s)连杆的加速度Y3(mm/s2)0399.84872457.5958638.29636745407.70254541.518524-213.24461490411.0000000.0000000-309.864441135407.702545-41.518520-213.244629180399.848724-57.5958638.296367225392.146179-39.9