毕业设计（论文）-回转式飞剪机机构设计及分析

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毕业论文（设计）回转式飞剪机机构设计及分析学院专业学生指导教师2024年5月21日 DesignandanalysisofthemechanismofrotaryflyingshearCandidate：Supervisor：May.21st,2024本科毕业论文（设计）原创性声明本人郑重声明：1．所呈交的毕业论文（设计），是本人在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。2．除文中已经注明引用的内容外，本论文（设计）不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品或成果。3．对本论文（设计）的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在论文（设计）中以明确方式标明。本声明的法律结果由本人承担。论文作者签名：年月日 摘要本论文针对回转式飞剪机的机构设计及分析进行了深入研究。首先从机构设计的理论基础出发，对回转式飞剪机的结构进行了详细分析，包括转动部分、切割部分、传动部分等。然后利用计算机辅助设计软件进行三维建模和运动仿真，验证了设计的合理性和可行性。最后对回转式飞剪机的性能进行了实际测试和评价，验证了其在农田作业中的实用性和效果。通过本论文的研究，可以为回转式飞剪机的设计和改进提供一定的参考和借鉴。关键词：回转式飞剪机；机构；设计ABSTRACTThispaperconductsin-depthresearchonthemechanismdesignandanalysisofrotaryflyingshears.Firstly,basedonthetheoreticalfoundationofinstitutionaldesign,adetailedanalysiswasconductedonthestructureoftherotaryflyingshearmachine,includingtherotatingpart,cuttingpart,transmissionpart,etc.Then,usingcomputer-aideddesignsoftwarefor3Dmodelingandmotionsimulation,therationalityandfeasibilityofthedesignwereverified.Finally,theperformanceoftherotaryflyingshearwastestedandevaluatedinpractice,verifyingitspracticalityandeffectivenessinagriculturaloperations.Throughtheresearchinthispaper,itcanprovidecertainreferenceandinspirationforthedesignandimprovementofrotaryflyingshears.Keywords:Rotaryflyingshearmachine;Institutions;design

目录TOC\o"1-3"\h\u74361引言 I1引言1.1研究背景及目的回转式飞剪机机构作为飞剪机的重要组成部分，在提高机械化收割效率、降低人力劳动强度方面发挥着至关重要的作用。因此，对回转式飞剪机机构进行深入的设计和分析具有重要的理论和实践意义。本文旨在探讨回转式飞剪机机构的设计及其性能分析，通过对机构结构、工作原理和动力传递机制等方面进行研究，以提高回转式飞剪机机构的工作效率和稳定性，为飞剪机的进一步优化和改进提供理论支持。通过本文的研究，在提高飞剪机的作业质量和效率的同时，也可以为相关领域的学术研究和实践应用提供有益启示，推动机械化领域的发展。希望本文能够为回转式飞剪机机构的设计和应用提供有益的参考和借鉴。1.2研究现状目前，国内对回转式飞剪机机构设计及分析的研究已经取得了一定的进展。在设计方面，国内学者致力于优化机构结构，提高回转式飞剪机的性能，例如提高切割精度、提升工作效率等。在分析方面，国内研究者着重研究飞剪机的动力学特性、材料切削原理等，以便更好地理解机构的工作原理和性能。郭显平与2024年在《飞剪机齿轮过盈装配及压装影响因素》文中指出为确保飞剪机齿轮与曲轴过盈配合的可靠性，根据齿轮轮毂与曲轴的实际结构参数和工况，修正过盈量的取值范围，采用有限元法对过盈装配过程进行仿真分析，并结合实际压装数据验证仿真模型的正确性[1]。郑祥臣与2024年在《滚筒式飞剪设计计算和分析》文中认为滚筒飞剪在冷压带钢生产线上扮演着核心角色，本文着重探讨了在借鉴土耳其一家钢铁厂锌板生产线创新成果的基础上，对传统平直剪和螺旋线剪进行了深度优化，设计出一种新型的斜直剪刃滚筒式飞剪。这种设计旨在提升对超薄带钢的精准切割能力。文章详尽阐述了斜直剪刃倾斜角度设计的策略，以及如何通过精确计算剪切力、电机转速和功率需求来保证其高效运行。相较于螺旋线剪，斜直剪刃的剪刃间隙虽然呈现出非均一性，但其实隐藏着特定的规律[2]。我们提出了一种通过精细打磨滚筒上的剪刃槽，以调整剪刃间隙的均匀性，从而有效应对薄带钢的剪切挑战。这种方法不仅提高了剪切效率，还确保了工艺的精确性和一致性。刘军与2024年在《基于目标定尺的双偏心摆式飞剪机控制参数计算》文中该研究深入探讨了双侧非对称摆动飞剪的连续定尺剪切操作机制，并构建了一个精确的目标尺寸预测模型。通过这个模型，我们开发出了一套完整的以目标定尺长度为导向的双偏心摆动飞剪传动控制参数优化算法。首先，我们设计了一套曲轴转速变化规律，然后运用它来构建动力学方程，进而数值求解出曲轴的角速度变化，进而衍生出角加速度的变化趋势、加减速过程的持续时间、恒定转速阶段的速度以及维持此状态的时间等一系列关键控制参数。[3]张淑贤与2023年在《镁合金卷板精整线工艺设计》文中提出文章主要从工艺流程、工艺设备和公辅介质三个方面，详细介绍了镁合金卷板精整线的工艺设计。通过对镁合金卷板进行加热、连续剪切、时效矫直、精剪、连续砂光、冲洗干燥等工序，解决了某厂针对大卷重宽幅薄板镁合金卷的连续精整难题，生产出质量较高的宽幅镁合金板，用于汽车、轨道交通、3C、蚀刻板等行业使用。[4]郑祥臣与2023年在《螺旋线式滚筒飞剪剪刃受力分析》文中研究说明滚筒式飞剪是连续生产线关键设备。建立了简化后滚筒式飞剪弯曲应力和扭转切应力计算模型，推导出螺旋角与弯曲应力和扭转切应力表达式[5]。王岩与2023年在《飞剪冗余剪切技术》文中进行了进一步梳理主要在现有的飞剪技术中，我们既采用了传统的HMD剪切模式，也引进了加拿大K.ELK公司的高效优化剪切系统。HMD剪切方法作为初始操作手段，通过调控电机的转速来执行剪切任务。然而，当K.ELK优化剪切系统全面启用后，飞剪切换至更为先进的操作模式，即HMD剪切方式被解除对电机的直接控制，取而代之的是优化剪切仪通过直接扭矩控制策略，直接对电机进行精确操控[6]。相比国内，国外在回转式飞剪机机构设计及分析方面发展更为成熟。许多国外著名大学和研究机构都对飞剪机进行了深入研究，并取得了一些重要成果。他们主要关注飞剪机的创新设计、高效工作原理及应用领域拓展等方面。同时，国外学者还注重模拟仿真和实验验证，以验证机构设计的合理性和性能优劣，为飞剪机的实际应用提供技术支持。综上所述，目前国内外对回转式飞剪机机构设计及分析的研究仍在不断深入，未来仍有许多问题和挑战需要进一步探讨和解决。

2飞剪机总体方案设计该飞剪机主要用于1300mm宽度以下的薄钢板的裁剪作业，加工钢板厚度1mm~8mm。2.1传动方案的确定2.1.1液压传动方案剪切技术的驱动手段繁多，涵盖了如机械动力、气体动力以及液压传动等多种形式。相比之下，机械剪切机依赖于机械传动，其工作特性稳健，噪音控制优良，安全系数高，且能实现单次或持续剪切，其剪切厚度在性能上超越了液压系统的同类设备。然而，机械传动对元件的耐用性和精度有较高要求，成本相对较低，但机械构造的维护相对复杂，对操作者的专业知识有一定的依赖。机械传动对于环境适应性较弱，这在一定程度上限制了其广泛应用。鉴于以上考量，本次设计倾向于选择机械传动方案。机械传动的优势在于其结构简洁，易于操控，且经济成本更为亲民。这些特性使得机械传动成为更为合适的选择。2.1.2机械传动方案图2-1描述主轴转动驱动凸轮旋转的场景，进而当凸轮升起时，它促使滑块（即刀片）执行剪切任务。在返回行程中，得益于弹簧的作用，滑块回升至起始位置，为下一轮操作做好准备。凸轮机构的亮点在于能够依据从动件的运动特性来定制机构尺寸并设计凸轮轮廓。然而，其缺点是通常被用作控制而非执行机构，因为过大的工作压力可能导致凸轮轮廓和推杆的显著磨损。因此，我们选择了图2-2所示的曲柄滑块机构，这个机构以结构简洁、制造简便、维护便捷和经济高效而著称。2.2总体传动方案在全面评估后，我们所提出的剪板机设计策略是：首先，通过电动机驱动装置，经历两阶段的减速过程，即初始的皮带轮减速配合后续的齿轮减速，它们共同作用于主轴，驱动内部的核心对称连杆滑块机制。这一机制促使滑块以连续的往返运动执行剪切操作。该剪板机具备强大的剪切能力，达到了16吨的力矩，其工作行程设定为108毫米，而且具有高效的工作频率，每分钟能完成60次剪切任务。相应的传动系统结构图详细描绘在图2-3中，清晰展示了各部件间的协同作用。图2-2传动系统图2.3飞剪机的工艺流程飞剪机在线体中的工艺流程通常包括以下步骤：1.原料准备：将需要剪切或裁剪的原料准备好，确保原料的质量和数量符合要求。2.设定参数：根据需要，将飞剪机的参数（如速度、刀口间距、刀口压力等）设置到正确的数值，并确保设备处于正常工作状态。3.装载原料：将原料放置到飞剪机的进料口，调整原料的位置和方向，确保其能够顺利通过刀口进行切割。4.开始工作：启动飞剪机，让设备开始工作。飞剪机会根据设定的参数和程序，自动进行切割或裁剪操作。5.监控生产：在飞剪机运行过程中，需要不断监控设备的运行情况，确保切割质量良好，同时及时处理可能出现的故障或异常情况。6.完成工作：当所有原料都经过飞剪机完成切割或裁剪后，停止设备运行，取出加工好的产品，进行必要的检验和质量控制。7.清洁维护：及时清理飞剪机上的切屑和杂物，对设备进行日常的维护保养，保持设备的良好状态，以便下次使用。通过以上的工艺流程，飞剪机在线体可以高效地完成原料的切割和裁剪工作，提高生产效率和产品质量。

3电动机的选择3.1电动机类型和结构形式的选择在挑选电动机时，首要目标是确保其能在常规工作条件下稳定运行并具备适当的过载防护，同时兼顾经济性和实用性。优先选择功率适中、通用性强、能效高的电机型号。具体来说，Y系列的三相异步电动机采用先进的全封闭自通风结构，符合国际电工委员会（IEC）的标准，确保了全球范围内的互换性。这种设计有助于抵挡尘埃、金属碎片等外来物侵入，显著提升了电机的运行效率，降低了能耗，表现出卓越的性能，低噪音、低振动，以及紧凑的体积和轻巧的重量。此外，其可靠性高，维护简便，使得整体使用体验更加便捷。基于以上各项考量，针对剪切力需求、工作行程以及操作环境，我们倾向于选用Y系列作为通用型的封闭自通风三相异步电动机。3.2电动机的功率和转速的选择3.2.1确定连杆长度根据设计要求，滑块的行程为108mm，则曲柄的半径为3.2.2确定连杆的长度由文献[3]及[4]如图3-1所示，角是在该位置（角）连杆的压力角，角为传动角。传动角越大，对机构越有利，为了保证机构有良好的传动性，取由关系得：（3-1）（3-2）图3-1 曲柄滑块机构简图由于的最大值为1，则由公式（3-2）得（3-3）对比样机，综合考虑剪板机的整体结构尺寸最后取3.2.3受力分析剪板机工作时，曲柄带动连杆以力F带动滑块向下运动，忽略导轨和滑块的摩擦阻力，就将F向水平和竖直方向分解如图所示：图3-2受力分析 为作用于板料的剪切力 为作用于导轨产生的摩擦力因为（3-4）（3-5）当时，公式（3-5）得，则，故故有：,.3.2.4剪板机对偏心轴的最大扭矩主轴所受最大扭距时，曲柄必垂直于连杆。由于角很小，,取时扭矩等于等于（3-6）根据设计要求剪切力，则根据文献[5]曲柄滑块机构的输入功率大于输出功率,等效于电动机提供的扭矩要大于等于剪切阻力，则（3-7）又公式（4-7）的电动机的功率取带轮的传动效率，滚动轴承的效率，齿轮的效率，则总效率为（3-8）则又公式（3-7）及（3-8）得所需电动机最小功率为（3-9）则根据，又文献[4]表19-1，选取转速为1500r/min4级型号为Y280S-4的电动机。其中参数如下所示：表3-1Y280S-4系列三相异步电动机技术数据电动机型号同步转速额定功率满载转速堵转电流堵转转矩最大转矩Y280S—4kw额定电流额定转矩额定转02.22.23.3计算传动装置的运动和动力参数机器传动系统的传动参数，主要是指各轴的转速、功率和转矩，它是进行传动零件设计计算的重要依据。3.3.1确定传动比和分配各级传动比设计希望剪板机在连续工作时每分钟的剪切能力为60次/min，每剪一次，曲柄转动一周，则取曲柄的转速为，由于电动机的转速则总传动比为（3-10）由于（3-11）取带轮的传动比则齿轮的传动比3.3.2计算各轴的转速、功率、及扭矩转速：电动机：I轴：II轴：功率：电动机：I轴II轴扭矩：电动机I轴II轴3.4电动机的校核上述计算结果说明，即，即所以电动机满足要求将上述计算汇如下表：参数/轴名电机轴I轴II轴转速148037060功率69.5366.4164.01转矩448.661714.110188.26传动比446.17效率10.9550.9654带传动的设计及计算挠性动力传输的典范是带传动系统，它由核心元件构成，包括驱动滚轮（主动带轮和被动带轮）以及传动介质——皮带，如图4-1所示。当主动滚轮1启动运转时，其动力通过带轮与皮带间的摩擦或齿轮咬合机制，有效地传导至被动滚轮。这种传动方式以其构造简易、运行平顺、成本效益高以及能有效吸收冲击力而著称。图4-14.1带轮的设计计算带轮的计算功率是根据传递功率并考虑到其本身性质及每天工作的时间等因素确定的一个工况系数，来保证带轮长期有效的工作式中：——计算的功率——传动的额定功率（）——工况系数又文献[3]查的，由于载荷变动较大，每天工作时间小于10小时，取。 4.1.1带型的选择根据和小带轮转速，由文献[9]查图26-2选择普通V带D型。4.1.2确定带轮基准直径查参考文献[3]查表8-8取主动轮直径。则外径为大带轮的基准直径则其外径为根据公式验算V带轮速度 （4-3）代入数据得4.1.3确定带的传动中心距和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取（4-4）初选中心距计算所需带的基准长度（4-5）由文献[6]最后选取，则实际中心距为：，则实际的中心距为： （4-6）取整最后得。4.1.4验算主动轮上的包角（4-7）所以满足要求。4.1.5确定带的根数（4-8）式中： ——包角系数，查得=0.95 ——长度系数，查得文献[3]得——单根V带的基本额定功率，查得15.63kw——单根V带额定功率的增量，查得代入数据得:取整Z=44.2确定带的预紧力及作用在轴上的轴压力4.2.1计算预紧力（4-9）用带入上式，并且考虑包角对所需预紧力的影响，可将的计算公式写为：（4-10）式中：——V带单位长度的质量将已知量代入公式（5-10）得4.2.2作用在轴上的轴压力如果不考虑带两边的压力差，则轴压力可近似以带的预紧力的合力来计算（4-11）式中：Z——带的根数——单根带的预紧力——主动轮上的包角4.3带轮的结构设计4.3.1小带轮的结构设计1、材料：HT2002、确定带轮的形式由电动机Y280S-4查参考文献[4]得：电机轴，电机轴伸出长度为E=140mm，且已知小带轮的基准直径，因为所以小带轮采用轮辅式结构。带轮的基准直径为355mm，外径371mm。3、轮槽的尺寸查文献[7]表8-10得带轮的轮槽尺寸如下：轮槽基准宽度基准线上槽深基准线下槽深槽间距第一槽对称面至端面的距离最小轮缘厚轮槽角轮槽结构如图4-2所示：图4-2槽轮结构4、确定小带轮外形结构带轮宽：带轮外径：轮缘外径：，取轮毂长度：因为所以，取，取C=254.3.2大带轮的结构设计1、材料：HT2002、确定带轮的结构形式初选大带轮的轴径，已知大带轮的基准直径，所以大带轮选用辐射是结构。3、槽轮尺寸同小带轮4、轮缘及轮毂大小尺寸：带轮宽：带轮外径：轮毂外径：，取轮毂长度;由所以 ，取(4-12)式中：P——传递的功率，为57.8kw N——带轮的转速，为370r/min ——轮辐数，取=4

5齿轮的设计设计齿轮传动在机械传动体系中占据核心地位，其类型丰富，适用范围广泛，能实现高效运转，最高周速可至200米/秒，同时结构紧密，运行稳定，耐用性出色，具有恒定的传动比。这种传动方式以其高效率、紧凑构造、稳定性强、寿命长和传动比例固定等优点而备受青睐。本项目所选的是半开放式齿轮传动方案。针对此次剪板机的齿轮设计，我们选用的是直齿圆柱齿轮传动。设计时，主要依据确保齿面耐磨损和齿根抗折断的双重标准来进行计算。然而，当前对于齿面耐磨损的计算方法尚存不足，因此，本次设计我们将齿根的弯曲疲劳强度保障作为主要的设计考量依据。5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数5.1.1齿轮类型的选择根据设计的传动方案选择直齿圆柱传动。5.1.2齿轮材料和精度等级的选择在考虑到机械运作期间承受的适度振动负荷，对于大小齿轮的材料选择均基于标准45#钢材，其中大齿轮经过调质处理提升性能，其齿面硬度达到217HB，而小齿轮则保持在255HB的较高硬度。为了平衡两者特性，我们采用平均值作为参考，即大齿轮硬度设为235HB，小齿轮则维持在275HB。鉴于它们表面的精细工艺要求，我们决定选取精密至8级的加工标准，以确保齿轮的啮合质量和耐用性。5.1.3齿数的选择为了避免根切现象，对于压力角为的标准直齿圆柱齿轮，应选的小齿轮齿数，而因剪板机所用的齿轮为开式齿轮传动，现选取小齿轮的齿数，则大齿轮的齿数，取整之后的。5.2按齿面接触强度设计5.2.1计算许用应力由文献[3]得设计公式（5-1）式中选取载荷系数小齿轮传递的转矩由文献[7]查取齿宽系数查得材料的弹性影响系数按齿面硬度查得大齿轮解除疲劳强度极限，小齿轮的接触疲劳强度极限计算应力循环次数（工作条件：假设工作寿命10年，每年按300天算，两班制，，每班四个小时）（5-2）式中齿轮的转速齿轮每转一周同一齿面啮合的次数j=1工作寿命由文献[3]查得接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1（5-3）（5-4）5.2.2计算几何尺寸1、小齿轮分度圆直径将以上所有数据代入公式（5-1）有取整后得2、计算圆周速度（5-5）3、计算齿宽（5-6）4、计算齿宽与齿高之比模数（5-7）5、齿高 （5-8）6、比值 （5-9）计算载荷系数根据，8级精度，由文献[3]查得动载荷系数，由直齿轮假设；由表查得,。小齿轮相对支撑为悬挂式(5-10）将数据代入公式得并且由b/h=4.44,8级精度，并且调质处理，查得弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数，故载荷系数(5-11)7、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径（5-12）8、计算模数（5-13）5.3按齿根弯曲强度设计根据文献[3]由齿根弯曲强度的设计公式（5-14）5.3.1确定公式内各参数的值计算载荷系数（5-15）由文献[7]查取齿型系数，查取应力校正系数,小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。由文献[7]查得弯曲疲劳寿命系数,。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由得（5-16）（5-17）计算大、小齿轮的并加以比较（5-18）小齿轮的数值大5.3.2设计计算（5-19）经过比较分析，齿面接触疲劳强度评估的模数在数值上超越了齿根弯曲疲劳强度评估的模数。鉴于齿轮模数m的主要设计依据是弯曲强度对应的负载承受能力，而并非由齿面接触疲劳强度所决定的负载能力，这个能力仅与齿轮的直径有直接关联。因此，我们选择以基于弯曲强度计算出的模数5.9为基准，并考虑到实际应用中的便捷性，将此值四舍五入至最接近的整数，即标准模数m设定为6mm。接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮的齿数：（5-20）大齿轮齿数取这样设计出的齿轮，既能满足齿面解除疲劳强度，又能满足齿根弯曲疲劳强度，并且做到机构紧凑，避免浪费，降低成本。5.4几何尺寸计算5.4.1计算分度圆直径;.5.4.2计算中心距 （5-21）5.4.3计算齿轮宽度为了避免大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减少而增加大齿轮的工作载荷，通常将小齿轮的齿宽在圆整数值的基础上加宽5～15mm。故取齿轮的齿宽取85mm。

6轴的设计与校核6.1传动轴的设计及尺寸计算6.1.1轴材料的选择轴心材料的基础构成主要源自不锈钢和高级合金钢，原型零件大多数源于模压的圆形钢材和锻造成型，也有些直接选用圆钢形式。尽管合金钢在价格上稍显优势，但由于其对应力集中有较低的敏感度，并且可以通过热处理或化学工艺提升其抗磨损性和抗疲劳性能，因此从经济性和技术可行性考虑，选用碳钢作为传动轴的制作材料更为恰当。因此，我们决定45#碳钢作为轴的首选材料。6.1.2初步确定轴的最小直径由于轴的材料为45号钢，查文献[3]由公式：（6-1） 取得考虑到稳定性要求和结构的需要，参考样机尺寸对轴进行放大，故6.1.3轴的结构设计（1）、选用滚动轴承：因为轴承不承受轴向力和定位要求，可选普通滚动轴承即可，选用深沟球轴承，从文献[10]查表7-2-43得选轴承217号。基本尺寸为 （2）、初步设计轴的结构为了满足大带轮的轴向定位要求5-6右端设计出一轴肩。取C、D处直径d=80mm其他尺寸见图6-1传动轴的结构及尺寸。图6-1传动轴的结构及尺寸（3）、轴上零件的轴向定位齿轮和皮带轮与轴的轴向定位均采用平键联接。有文献[3]查得，平键轴与小齿轮选用平键，长度取L=110mm，与大齿轮选用平键，长度取125mm（4）、键的校核键传递的扭矩为：T=1714.1由文献[3]选取[P]——键、轴和轮毂三者中最弱材料的许用压力为120MPa取k——键与轮毂的接触高度，k=0.5h，k=0.514=7由公式（6-2）键的强度通过。（5）圆角和倒角由文献[3]表15-2选取倒角为，各轴肩圆角半径R=2.5mm（6）支撑反力、弯矩及扭矩的计算支撑力：轴的受力情况如图6-2所示水平受力图如下根据图6-3所示列方程得,,水平受力图如下根据图6-3所示列方程得 (6-3) (6-4)解得,，根据图6-4所示列方程解得 ,，弯矩： (6-5)(6-6) (6-7)(6-8) (6-9)水平、垂直以及合力弯矩图如图6-5（a,b,c）所示图6-5弯矩图扭矩：大带轮的扭矩：小带轮的扭矩：扭矩图如下图6-6图6-6扭矩图（7）精确校核轴的疲劳强度<1>判断危险截面根据应力集中部位和载荷分布对选取的六个方面进行分析，截面1、2、3、与4、5、6尺寸相同但后者载荷较小，所以不用考虑。2、3面弯矩相差不大但应力集中不如3严重，所以最后的危险面取1、2。<2>截面1右侧抗弯截面系数(6-10)抗扭截面系数(6-11)截面上的弯曲应力(6-12)截面上的扭转切应力(6-13)轴的材料为45钢，调质处理。由文献[7]表15-1查得:,,截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按表3-2查取。因,经插值后可查得,又由文献[3]附图3-1可查得轴的材料的敏感系数为,故有效应力集中系数为(6-14)(6-15)由文献[3]附图3-2得尺寸系数;由文献[3]附图3-3得扭转尺寸系数；由文献[3]附图3-4得表面质量系数为。轴未经表面强化处理，即，则综合系数为(6-16)(6-17)又由合金钢的特征系数，且，即，故取,于是，计算安全系数值，则(6-18)(6-19)(6-20)故可知其安全。因无过大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性。故略去静强度的校核。截面2的校核和截面1的校核类似所以满足要求6.2主轴的设计及尺寸计算6.2.1轴材料的选择由于该轴传递的功率不大，但其受力和力矩作用大，故轴的材料选用45钢，调质处理。取。6.2.2初步确定轴的最小直径由于轴的材料为45钢，查文献[3]则取由公式（6-21）式中，考虑到曲柄收到的阻力较大，大齿轮的结构也很大，所以取6.2.3轴的结构设计（1）、选用滚动轴承因为轴承不承受轴向力，可选用普通滚动轴承即选取深沟球轴承，从文献[10]查表7-2-43得选轴承330号。基本尺寸为.（2）、初步设计轴的结构为了满足大齿轮的轴向定位要求1左端设计出一轴肩。其他尺寸见图6-7图6-7主轴的结构及尺寸（3）、键的选择与校核曲柄偏心轮连接处的平键由文献[10]选取，L=120mm校核：键传递的扭矩为：T=10188.26/2=5094.3N.m由文献[3]选取[P]——键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用应力120MPa取k——键与轮毂的接触高度，k=0.5h，k=0.525=12.5 键的强度满足要求。（4）、圆角和倒角由文献[3]表15-2选取倒角为，各轴肩圆角半径为R=3mm（5）、支撑反力、弯矩及扭矩的计算 支撑力：,,图6-8主轴受力图水平受力如下图6-9根据图6-9列下列方程：解得：,.图6-9水平受力图垂直受力如下图6-10根据图6-10列下列方程 解得 ，图6-10主轴垂直受力图即：，弯矩：(6-5)(6-6) 水平、垂直以及合力弯矩图如图7-11（a、b、c）所示a水平弯矩图b垂直弯矩图c合力弯矩图图6-11弯矩图扭矩：大齿轮的扭矩：T=10188026扭矩图6-12图6-12扭矩图（7）、精确校核轴的疲劳强度<1>、危险截面的判断截面234与截面789，二者都有相同的尺寸和应力集中，但后者载荷小，故不予考虑，截面456，56的应力集中不如截面4严重，所以56不予以考虑，2载荷小不予以考虑。最后确定危险面为1、3、4。<2>、取[S]=1.8，要求安全系数S[S]=1.8由表6-1计算说明表6-1各参数计算公式和数据参数名计算公式截面1截面3截面4T（）5064.1310188.2610188.2M（）2094.278013.3418187.3304.9337372.4609.8674744.8275275275155155155故轴的强度满足工作性能7轴承的选择与校核7.1轴承的选择传动轴与主轴的轴承皆选择深沟球轴承，其型号分别为：217和330传动轴轴承所受的径向力主轴轴承所受的径向力根据受力情况需校核传动轴A处和主轴B处7.2轴承的校核 由文献[10]查得额定静负荷的计算公式（7-1） 式中——基本额定载荷的计算值（N）——当量静载荷，其中，——旋转轴承的安全系数，选取所以轴承满足要求

8曲柄滑块机构的设计及运动学分析8.1连杆结构的设计 由于所受的最大力为，曲柄所受的最大阻力矩为。连杆为两端受力的二力杆。因此连杆的主要失效形式为稳定失效。为了增强连杆的稳定性，连杆设计为“工”型截面，初步确定尺寸如下图8-1所示 连杆的受力稳定性的校核： 连杆选材为45钢，正火处理。查文献[13]得，，，，稳定安全系数稳定安全系数。已知：，.图8-1连杆结构示意图 查文献[13]压杆柔度公式(8-1) 代入数据得 由于连杆简化为两端铰支链，故，“工”字型截面的惯性矩为：(8-2) 代入数据得 截面积 连杆的柔度 (8-3) 式中：——杆的长度——截面的惯性半径——压杆长度系数 带入数据得 由于所以不能用欧拉公式由文献[13]查得优质碳钢的a和b，其中：， 由文献[13]查得公式(8-4)式中 由此可见应按强度问题计算，所以，根据文献[13]第四强度理论公式(8-5) 带入数据得 所以满足强度要求，稳定性满足要求。8.2曲柄滑块的运动学分析曲柄滑块的运动分析如下图8-2OA+AB=OB图8-2 曲柄滑块的运动分析8.2.1位移分析由公式： (8-6)取实部虚部得其中解得当时，当时，，而.8.2.2速度分析已知,,,,,,,求,.对（8-6）式两边求导得由上式得8.2.3加速度分析已知,,,,,,,,,,,,,,,,.求,.对上式两边求导得所以 解故 根据上面的滑块和曲柄连杆的运动学关系，用C语言编程，求得曲柄每转过45度时，滑块的位移、速度、加速度的值。C语言程序如下：#include"math.h"main(){floatA1=11,A2=400,PI=4*atan(1),T1,T2,A3,c,s,W1,W2,V3,Z2,Y3，V=0,Y=0,W=0,Z=0;intT,t1=0,t2=0,t3=0,t4=0;printf("%s\n","TA3V3Y3W2Z2");for(T=0;T<=360;T+=5){T1=PI*T/180;c=-A1*cos(T1)/A2;s=sqrt(1-c*c);if(c>=0)if(c>0)T2=atan(s/c);elseT2=PI/2;elseT2=atan(s/c)+PI;A3=A1*sin(T1)+A2*sin(T2);W1=2*PI*50/60;W2=-A1*W1*sin(T1)/(A2*sin(T2));V3=A1*W1*cos(T1)+A2*W2*cos(T2);Z2=-(A1*W1*W1*cos(T1)+A2*W2*W2*cos(T2))/(A2*sin(T2));Y3=-A1*W1*W1*sin(T1)-A2*W2*W2*sin(T2)+A2*Z2*cos(T2);if(V3>=V){V=V3;t1=T;}if(Y3>Y){Y=Y3;t2=T;}if(W2>W){W=W2;t3=T;}if(Z2>Z){Z=Z2;t4=T;}printf("%d,%f,%f,%f,%f,%f\n",T,A3,V3,Y3,W2,Z2);}printf("%s\n","

TMAX");printf("%s,%d,%f\n","V",t1,V);printf("%s,%d,%f\n","Y",t2,Y);printf("%s,%d,%f\n","W2",t3,W2);printf("%s,%d,%f\n","Z",t4,Z);getch();}通过对程序运行数据的深入解析，我们创建了表8-1来揭示曲柄滑块系统的动态特性。观察表中的数据，当曲柄转角为90°和270°时，滑块处于运动路径的两个极限点，此时滑块的速度触达最低谷，而角速度却攀升至峰值。相反，在曲柄转角为0°、180°以及完整的360°周期点，滑块恰好处于平衡位置，其速度表现最为显著，然而角速度却相应地降至最低水平。这一规律清晰地描绘了系统动力学的微妙变化。表8-1 曲柄滑块机构运动特性曲柄的角位移T滑块的位移A3滑块的速V3滑块的加速Y30397.25872457.4456638.21239745415.74754541.518524-214.25571490414.0156000.0000000-301.784596135407702545-41.518520-213.122529180399.848724-48.5568738.296367225392.146179-27.97895621.241531270371.000000-0.0000005293.278015315397.14731039.934341213.789545360345.83872457.5789638.2963138.3剪切能力的计算 (8-7)式中：——被剪切材料的强度极限——被剪切材料的相对切入厚度，对于碳钢一般取——被剪材料的最大厚度——剪板机上刀片的倾角——与刀片有关的系数，查文献[6]表7-1得，由于故K=1.6由于剪板机的型号已确定，所以式中,,的为常数，而最大剪切力也可视为常数。故而由推出(8-8)由公式（8-8）推出S=（8-9）将数据代入公式（8-10）就能求出剪板机剪切20钢（）的最大剪切厚度同一台剪板机剪切不同材料时可用下公式（8-9）来进行换算、(8-9)式中： ——为实际被剪切材料的强度极限 ——实际被剪材料的最大厚度这样根据钢板材料的不同就能计算出剪板机的剪切能力了