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畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
題 目
對稱傳動式剪板機(jī)
學(xué) 院
機(jī)電工程學(xué)院
專業(yè)班級
學(xué)生姓名
指導(dǎo)教師
成 績
66
摘 要
本次課題設(shè)計(jì)的是對稱傳動式剪板機(jī)，剪板機(jī)作為一種機(jī)械加工設(shè)備，體現(xiàn)現(xiàn)代機(jī)械化水平之一。隨著科學(xué)進(jìn)步的發(fā)展，剪板機(jī)技術(shù)也逐漸成熟。
此次設(shè)計(jì)為對稱傳動式剪板機(jī)要求連續(xù)沖切，剪切力為16 t，滑塊行程為108mm。剪切次數(shù)60次/min。本文主要介紹了對稱傳動式剪板機(jī)的設(shè)計(jì)方法及設(shè)計(jì)過程，包括電動機(jī)的選擇、帶傳動的設(shè)計(jì)、齒輪和軸等主要零部件的設(shè)計(jì)。主要是針對生產(chǎn)實(shí)習(xí)所遇到的老式剪板機(jī)的傳動裝置和執(zhí)行機(jī)構(gòu)等部分進(jìn)行設(shè)計(jì)。傳動裝置選用V帶傳動和齒輪傳動，執(zhí)行機(jī)構(gòu)選擇曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。設(shè)計(jì)過程中，對一些主要部件進(jìn)行了強(qiáng)度校核。在剪板機(jī)的零件設(shè)計(jì)中，合理選擇材料能夠有效的延長壓力機(jī)的使用壽命。在通過精心設(shè)計(jì)和提高加工零件尺寸精度的同時，也提高了勞動生產(chǎn)率，從而降低了產(chǎn)品的制造成本，增強(qiáng)了產(chǎn)品在市場上的競爭能力。
關(guān)鍵詞：機(jī)械；剪板機(jī)；曲柄滑塊；對稱傳動；
Abstract
As?a modern?mechanical?equipment, the?position?of?plate-cutting?in?modern?society, is?in dispensable .Shearing has been widely used in the national economy in all sectors of industrial production. With the continuous development of machinery industry needs more and more to work a variety of the plate-cutting.
The design is symmetric drive type, requiring continuous punching, punching strength 16 tons, stoke 108mm. This paper describes the design method of symmetric transmission-type level during the plate-cutting. Mainly for the inadequacies of the original machine, and presses the transmission and the implementing agencies and other parts of the system and structure design. V belt transmission gear selection and gear drive; implementing agencies selected slider-crank mechanism .Crank slider mechanism for selection of the implementation, Some of the major components of the design was checked. Part in the design of the plate-cutting, a reasonable choice of materials can effectively extend the service life of press. In improving the processing parts size precision at the same time, improve labor productivity, thereby reducing the manufacturing cost of the product, enhance the competition ability of products in the on the market.
Keywords: Mechanical、The plate-cutting、Machine Shearing、Symmetric transmission
目錄
摘 要 I
Abstract II
第 1 章 緒 論 1
1.1 課題背景 1
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1
1.3 本次設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容 1
第 2 章 方案論證 2
2.1 傳動方案的確定 2
2.1.1 液壓傳動方案 2
2.1.2 機(jī)械傳動方案 2
2.2 總體傳動方案 3
第 3 章 電動機(jī)的選擇 4
3.1 電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇 4
3.2 電動機(jī)的功率和轉(zhuǎn)速的選擇 4
3.2.1 確定連桿長度 4
3.2.2 確定連桿的長度 4
3.2.3 受力分析 5
3.2.4 剪板機(jī)對偏心軸的最大扭矩 6
3.3 計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 7
3.3.1 確定傳動比和分配各級傳動比 7
3.3.2 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速、功率、及扭矩 7
3.4 電動機(jī)的校核 8
第 4 章 帶傳動的設(shè)計(jì)及計(jì)算 9
4.1 帶輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 9
4.1.1 帶型的選擇 9
4.1.2 確定帶輪基準(zhǔn)直徑 10
4.1.3 確定帶的傳動中心距和基準(zhǔn)長度 10
4.1.4 驗(yàn)算主動輪上的包角 11
4.1.5 確定帶的根數(shù) 11
4.2 確定帶的預(yù)緊力及作用在軸上的軸壓力 12
4.2.1 計(jì)算預(yù)緊力 12
4.2.2 作用在軸上的軸壓力 12
4.3 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 12
4.3.1 小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 12
4.3.2 大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 14
第 5 章 齒輪設(shè)計(jì) 16
5.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 16
5.1.1 齒輪類型的選擇 16
5.1.2 齒輪材料和精度等級的選擇 16
5.1.3 齒數(shù)的選擇 16
5.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 17
5.2.1 計(jì)算許用應(yīng)力 17
5.2.2 計(jì)算幾何尺寸 18
5.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 19
5.3.1 確定公式內(nèi)各參數(shù)的值 19
5.3.2 設(shè)計(jì)計(jì)算 20
5.4 幾何尺寸計(jì)算 21
5.4.1 計(jì)算分度圓直徑 21
5.4.2 計(jì)算中心距 21
5.4.3 計(jì)算齒輪寬度 21
第 6 章 軸的設(shè)計(jì)與校核 22
6.1 傳動軸的設(shè)計(jì)及尺寸計(jì)算 22
6.1.1 軸材料的選擇 22
6.1.2 初步確定軸的最小直徑 22
6.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 22
6.2 主軸的設(shè)計(jì)及尺寸計(jì)算 29
6.2.1 軸材料的選擇 29
6.2.2 初步確定軸的最小直徑 29
6.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 29
第 7 章 軸承的選擇與校核 36
7.1 軸承的選擇 36
7.2 軸承的校核 36
第 8 章 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)及運(yùn)動學(xué)分析 37
8.1 連桿結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 37
8.2 曲柄滑塊的運(yùn)動學(xué)分析 39
8.2.1 位移分析 39
8.2.2 速度分析 40
8.2.3 加速度分析 40
8.3 剪切能力的計(jì)算 43
第 9 章 其他部件的設(shè)計(jì) 45
9.1 剪刀的設(shè)計(jì) 45
9.2 滑塊和導(dǎo)軌的設(shè)計(jì) 45
9.2.1 導(dǎo)軌截面的選擇 45
9.2.2 導(dǎo)軌材料及熱處理 45
9.2.3 導(dǎo)軌長度的選擇 46
9.3 機(jī)座的設(shè)計(jì) 46
9.3.1 機(jī)架的作用 46
9.3.2 對機(jī)座的主要要求 46
9.3.3 結(jié)構(gòu)尺寸 46
第 10 章 模具設(shè)計(jì) 47
第 11 章 三維設(shè)計(jì) 50
第 12 章 運(yùn)動仿真 53
第 13 章 數(shù)控編程 55
結(jié)論 63
參考文獻(xiàn) 64
致謝 66
第 1 章 緒 論
1.1 課題背景
在經(jīng)濟(jì)發(fā)達(dá)的今天，產(chǎn)品的市場競爭日趨激烈，在保證產(chǎn)品質(zhì)量的前提下，如何提高產(chǎn)品加工精度和降低生產(chǎn)成本是提高產(chǎn)品競爭力的關(guān)鍵所在。產(chǎn)品成本一般包括材料、工件的損耗、機(jī)床折舊、工人薪資和其他管理等費(fèi)用，它們與勞動生產(chǎn)率相關(guān)，因此對機(jī)械設(shè)備的改造創(chuàng)新以提高產(chǎn)品加工效率是降低產(chǎn)品成本最有效的途徑。
機(jī)械工業(yè)擔(dān)負(fù)著向國民經(jīng)濟(jì)各個部門提供技術(shù)裝備和促進(jìn)技術(shù)改造的重要任務(wù)，在現(xiàn)代化建設(shè)的進(jìn)程中起著主導(dǎo)和決定性作用。機(jī)械設(shè)計(jì)制造是機(jī)械產(chǎn)品研發(fā)的第一道工序，關(guān)系到產(chǎn)品的質(zhì)量性能、研發(fā)周期和技術(shù)經(jīng)濟(jì)效益。所以通過產(chǎn)品設(shè)計(jì)、制造和廣泛使用各種先進(jìn)的機(jī)器，就能大大的促進(jìn)國民經(jīng)濟(jì)快速發(fā)展，加速我國社會主義現(xiàn)代化建設(shè)進(jìn)程。機(jī)械在工業(yè)、農(nóng)業(yè)、國防等方面已得到廣泛的應(yīng)用，在國民經(jīng)濟(jì)中占據(jù)著重要的地位，機(jī)械工業(yè)的生產(chǎn)水平是國家現(xiàn)代化建設(shè)水平的主要標(biāo)志之一。工業(yè)、農(nóng)業(yè)、國防和科學(xué)技術(shù)的現(xiàn)代化程度，都會通過機(jī)械工業(yè)的發(fā)展反應(yīng)出來。
目前我國較多的機(jī)械制造企業(yè)中所使用的加工設(shè)備大多已陳舊過時，特別是剪板機(jī)，無論是從加工效率還是加工質(zhì)量上都遠(yuǎn)遠(yuǎn)落后于國外。對稱傳動式剪板機(jī)是一種典型的對稱傳動式機(jī)械設(shè)備，主要用于剪裁各種尺寸金屬板材的直線邊緣。該設(shè)備應(yīng)用廣泛，具有結(jié)構(gòu)簡單、維修方便、經(jīng)濟(jì)實(shí)用、成本低的優(yōu)點(diǎn)，所以本次要設(shè)計(jì)一臺解決老式剪板機(jī)的缺點(diǎn)，并且進(jìn)行改造創(chuàng)新。具有實(shí)際意義的對稱傳動式剪板機(jī)。
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
在汽車、航天、電子和家用電器領(lǐng)域，需要大量的金屬板殼零件，特別是汽車行業(yè)要求生產(chǎn)規(guī)模化、車型個性化和大型覆蓋件一體化。進(jìn)入21世紀(jì)，我國汽車制造業(yè)飛速發(fā)展，面對這一形式，我國的板材加工工藝及相應(yīng)的沖壓設(shè)備都有了長足的進(jìn)步。目前國內(nèi)的壓力機(jī)械通過自行研發(fā)與國外進(jìn)行多種方式的生產(chǎn)技術(shù)合作，有了較快的發(fā)展，質(zhì)量和技術(shù)水平有了明顯的提高，而不少國外的產(chǎn)品則展示了當(dāng)前國際上的先進(jìn)技術(shù)。
國外近十年來，機(jī)械傳動的剪板機(jī)結(jié)構(gòu)上并沒有多大發(fā)展，仍然是以曲柄機(jī)構(gòu)及偏心傳動為主，其中又有上傳動和下轉(zhuǎn)動之分，下傳動結(jié)構(gòu)重心低，高度小，立柱不承受負(fù)荷，全部負(fù)荷由偏心到刀架之間的連桿所承受，因此，重量輕，但下傳動裝置也有它的缺點(diǎn)，如裝板條的手推車不能推入剪板機(jī)內(nèi)直接靠近刀片。目前在國外，特別是工業(yè)發(fā)達(dá)的國家剪板機(jī)的發(fā)展已達(dá)到一個相當(dāng)高的水平。其發(fā)展趨勢向著平穩(wěn)、高精度、高質(zhì)量、節(jié)能、環(huán)保、數(shù)控、職能的方向發(fā)展。
1.3 本次設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容
本設(shè)計(jì)“對稱傳動式剪板機(jī)”具有機(jī)構(gòu)簡單，使用可靠，維修方面，成本低，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，生產(chǎn)效率高等優(yōu)點(diǎn)。本次設(shè)計(jì)主要是完成了動力源，為剪板機(jī)提供動力和運(yùn)動驅(qū)動部分；傳動系統(tǒng)，傳遞動力部分；執(zhí)行系統(tǒng)，完成執(zhí)行動作的部分以及其他輔助機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)。同時考慮剪板機(jī)的幾何精度、運(yùn)動精度、定位精度。具體的來說主要內(nèi)容包括電動機(jī)、帶傳動、齒輪、軸以及其他主要零件在老師的認(rèn)真指導(dǎo)下，使之更加完善，對部分系統(tǒng)及結(jié)構(gòu)進(jìn)行了改進(jìn)和創(chuàng)新，使之更適應(yīng)實(shí)際工作的要求。
第 2 章 方案論證
2.1 傳動方案的確定
2.1.1 液壓傳動方案
剪板機(jī)的傳動方式很多：液壓傳動、氣壓傳動、機(jī)械傳動等，液壓剪板機(jī)采用液壓傳動，使機(jī)器工作時平穩(wěn)、噪聲小、安全可靠、可以進(jìn)行單次連續(xù)剪切，剪切厚度也較機(jī)械傳動的厚。但是對液壓元件的精度、強(qiáng)度要求也高，制造成本也高，而且液壓傳動存在“泄露”問題造成污染，油溫的變化會引起油液粘度變化，從而影響液壓傳動工作的平穩(wěn)性，液壓剪板機(jī)的維修也不是很方便，需要掌握一定的專業(yè)知識。所以適應(yīng)環(huán)境能力小，因此，此次設(shè)計(jì)不選用液壓傳動方案。
綜上所述，選用機(jī)械傳動方案，機(jī)械傳動具有結(jié)構(gòu)簡單、易操作、成本低等優(yōu)點(diǎn)。
2.1.2 機(jī)械傳動方案
凸輪機(jī)構(gòu)和曲柄滑塊機(jī)構(gòu)都能實(shí)現(xiàn)剪板機(jī)的切削動作。如圖2-1所示，主軸的轉(zhuǎn)動帶動凸輪轉(zhuǎn)動，凸輪升程時推動滑塊（即刀片）作剪切動作?；爻虝r，滑塊在彈簧的作用下上升到開始位置，準(zhǔn)備下一個動作循環(huán)。凸輪機(jī)構(gòu)的優(yōu)點(diǎn)是可以根據(jù)從動件的運(yùn)動規(guī)律來選擇機(jī)構(gòu)的尺寸和確定凸輪輪廓線。缺點(diǎn)是凸輪機(jī)構(gòu)一般用于控制機(jī)構(gòu)而不是執(zhí)行機(jī)構(gòu)，因?yàn)槠涔ぷ鲏毫Σ荒芴?，否則會嚴(yán)重磨損凸輪的輪廓及推桿，故選取曲柄滑塊機(jī)構(gòu)（圖2-2），該機(jī)構(gòu)具有結(jié)構(gòu)簡單、加工容易、維修方便、經(jīng)濟(jì)實(shí)用等優(yōu)點(diǎn)。
2.2 總體傳動方案
綜合考慮，此次剪板機(jī)設(shè)計(jì)的總體方案為：由電動機(jī)經(jīng)過一級帶輪減速及一級齒輪減速驅(qū)動主軸上的對心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，使滑塊作往復(fù)運(yùn)動，進(jìn)行剪切動作，剪板機(jī)的剪切力是16t，行程是108mm，每分鐘剪板60次。設(shè)計(jì)傳動系統(tǒng)圖如圖2-3所示
圖 2-2 傳動系統(tǒng)圖
第 3 章 電動機(jī)的選擇
3.1 電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇
選擇電動機(jī)的原則是：保證正常工作，并具有一定過載保護(hù)能力的前提下，綜合考慮工作情況和經(jīng)濟(jì)性的要求，盡量選擇容量較小，通用性較強(qiáng)，電能消耗低的型號。
Y系列三相異步電動機(jī)為全封閉式自扇冷式籠型三相異步電動機(jī)，是按照國際電工委員會（IEC）標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計(jì)，具有國際互換性的特點(diǎn)，能防止灰塵、鐵屑或其他雜物侵入電機(jī)內(nèi)部，效率高，耗能少，性能好，噪音低，振動小，體積小，重量輕，運(yùn)行可靠，維修方便等優(yōu)點(diǎn)。
綜上所述，考慮選擇剪切力，行程及工作條件，選用Y系列一般用途的封閉自扇冷式籠型三相異步電動機(jī)。
3.2 電動機(jī)的功率和轉(zhuǎn)速的選擇
3.2.1 確定連桿長度
根據(jù)設(shè)計(jì)要求，滑塊的行程為108mm，則曲柄的半徑為
3.2.2 確定連桿的長度
由文獻(xiàn)[3]及[4]如圖3-1所示，角是在該位置（角）連桿的壓力角，角為傳動角。傳動角越大，對機(jī)構(gòu)越有利，為了保證機(jī)構(gòu)有良好的傳動性，取由關(guān)系得：
（3-1）
（3-2）
圖3-1 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)簡圖
由于的最大值為1，則由公式（3-2）得
（3-3）
對比樣機(jī)，綜合考慮剪板機(jī)的整體結(jié)構(gòu)尺寸最后取
3.2.3 受力分析
剪板機(jī)工作時，曲柄帶動連桿以力F帶動滑塊向下運(yùn)動，忽略導(dǎo)軌和滑塊的摩擦阻力，就將F向水平和豎直方向分解如圖所示：
圖 3-2 受力分析
為作用于板料的剪切力
為作用于導(dǎo)軌產(chǎn)生的摩擦力
因?yàn)?
（3-4）
（3-5）
當(dāng)時，公式（3-5）得
，則，故
故有：,.
3.2.4 剪板機(jī)對偏心軸的最大扭矩
主軸所受最大扭距時，曲柄必垂直于連桿。由于角很小，,取時扭矩等于等于
（3-6）
根據(jù)設(shè)計(jì)要求剪切力 ，則
根據(jù)文獻(xiàn)[5]曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的輸入功率大于輸出功率,等效于電動機(jī)提供的扭矩要大于等于剪切阻力，則
（3-7）
又公式（4-7）的電動機(jī)的功率
取帶輪的傳動效率，滾動軸承的效率，齒輪的效率，則總效率為
（3-8）
則又公式（3-7）及（3-8）得所需電動機(jī)最小功率為
（3-9）
則根據(jù)，又文獻(xiàn)[4]表19-1，選取轉(zhuǎn)速為1500r/min4級型號為Y280S-4的電動機(jī)。其中參數(shù)如下所示：
表3-1 Y280S-4系列三相異步電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)
電動機(jī)型號
同步轉(zhuǎn)速
額定功率
滿載轉(zhuǎn)速
堵轉(zhuǎn)電流
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩
最大轉(zhuǎn)矩
Y280S—4
kw
額定電流
額定轉(zhuǎn)矩
額定轉(zhuǎn)矩
1500
75
1480
7.0
2.2
2.2
3.3 計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)
機(jī)器傳動系統(tǒng)的傳動參數(shù)，主要是指各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩，它是進(jìn)行傳動零件設(shè)計(jì)計(jì)算的重要依據(jù)。
3.3.1 確定傳動比和分配各級傳動比
設(shè)計(jì)希望剪板機(jī)在連續(xù)工作時每分鐘的剪切能力為60次/min，每剪一次，曲柄轉(zhuǎn)動一周，則取曲柄的轉(zhuǎn)速為，由于電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 則總傳動比為
（3-10）
由于
（3-11）
取帶輪的傳動比 則齒輪的傳動比
3.3.2 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速、功率、及扭矩
轉(zhuǎn)速：
電動機(jī)：
I軸：
II軸：
功率：
電動機(jī)：
I軸
II軸
扭矩：
電動機(jī)
I軸
II軸
3.4 電動機(jī)的校核
上述計(jì)算結(jié)果說明
，即
，即
所以電動機(jī)滿足要求
將上述計(jì)算匯如下表：
參數(shù)/軸名
電機(jī)軸
I軸
II軸
轉(zhuǎn)速
1480
370
60
功率
69.53
66.41
64.01
轉(zhuǎn)矩
448.66
1714.1
10188.26
傳動比
4
4
6.17
效率
1
0.955
0.965
第 4 章 帶傳動的設(shè)計(jì)及計(jì)算
帶傳動是一種撓性傳動。帶傳動的基本組件為帶輪（主動帶輪和從動帶輪）和傳動帶（圖 4 - 1）。當(dāng)主動輪1轉(zhuǎn)動時，利用帶輪和傳動帶的摩擦或嚙合作用，將運(yùn)動和動力通過傳動帶2傳遞給從動帶輪。帶傳動具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動平穩(wěn)、價格低廉和緩沖吸振等特點(diǎn)。
圖 4-1
4.1 帶輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
帶輪的計(jì)算功率是根據(jù)傳遞功率 并考慮到其本身性質(zhì)及每天工作的時間等因素確定的一個工況系數(shù)，來保證帶輪長期有效的工作
式中：
——計(jì)算的功率
——傳動的額定功率（）
——工況系數(shù)
又文獻(xiàn)[3]查的，由于載荷變動較大，每天工作時間小于10小時，取。
4.1.1 帶型的選擇
根據(jù)和小帶輪轉(zhuǎn)速，由文獻(xiàn)[9]查圖26-2選擇普通V帶D型。
4.1.2 確定帶輪基準(zhǔn)直徑
查參考文獻(xiàn)[3]查表8-8取主動輪直徑 。則外徑為
大帶輪的基準(zhǔn)直徑
則其外徑為
根據(jù)公式驗(yàn)算V帶輪速度
（4-3）
代入數(shù)據(jù)得
4.1.3 確定帶的傳動中心距和基準(zhǔn)長度
由于中心距未給出，可根據(jù)傳動的結(jié)構(gòu)需要初步中心距取
（4-4）
初選中心距
計(jì)算所需帶的基準(zhǔn)長度
（4-5）
由文獻(xiàn)[6]最后選取 ，則實(shí)際中心距為：，則實(shí)際的中心距為： （4-6）
取整最后得。
4.1.4 驗(yàn)算主動輪上的包角
（4-7）
所以滿足要求。
4.1.5 確定帶的根數(shù)
（4-8）
式中：
——包角系數(shù)，查得=0.95
——長度系數(shù)，查得文獻(xiàn)[3]得
——單根V帶的基本額定功率，查得15.63kw
——單根V帶額定功率的增量，查得
代入數(shù)據(jù)得:
取整Z=4
4.2 確定帶的預(yù)緊力及作用在軸上的軸壓力
4.2.1 計(jì)算預(yù)緊力
（4-9）
用帶入上式，并且考慮包角對所需預(yù)緊力的影響，可將的計(jì)算公式寫為：
（4-10）
式中：
——V帶單位長度的質(zhì)量
將已知量代入公式（5-10）得
4.2.2 作用在軸上的軸壓力
如果不考慮帶兩邊的壓力差，則軸壓力可近似以帶的預(yù)緊力 的合力來計(jì)算
（4-11）
式中：
Z—— 帶的根數(shù)
——單根帶的預(yù)緊力
——主動輪上的包角
4.3 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
4.3.1 小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1、材料：HT200
2、確定帶輪的形式
由電動機(jī)Y280S-4查參考文獻(xiàn)[4]得：電機(jī)軸，電機(jī)軸伸出長度為E=140mm，且已知小帶輪的基準(zhǔn)直徑 ，因?yàn)樗孕л啿捎幂嗇o式結(jié)構(gòu)。帶輪的基準(zhǔn)直徑為355mm，外徑371mm。
3、輪槽的尺寸
查文獻(xiàn)[7]表8-10得帶輪的輪槽尺寸如下：
輪槽基準(zhǔn)寬度
基準(zhǔn)線上槽深
基準(zhǔn)線下槽深
槽間距
第一槽對稱面至端面的距離
最小輪緣厚
輪槽角
輪槽結(jié)構(gòu)如圖4-2所示：
圖 4-2槽輪結(jié)構(gòu)
4、確定小帶輪外形結(jié)構(gòu)
帶輪寬：
帶輪外徑：
輪緣外徑：，取
輪轂長度：因?yàn)?
所以，取
， 取C=25
小帶輪的結(jié)構(gòu)如圖4-3所示
圖 4-3 小帶輪結(jié)構(gòu)
4.3.2 大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1、材料：HT200
2、確定帶輪的結(jié)構(gòu)形式
初選大帶輪的軸徑，已知大帶輪的基準(zhǔn)直徑，所以大帶輪選用輻射是結(jié)構(gòu)。
3、槽輪尺寸同小帶輪
4、輪緣及輪轂大小尺寸：
帶輪寬：
帶輪外徑：
輪轂外徑： ，取
輪轂長度; 由
所以
，取
(4-12)
式中：
P——傳遞的功率，為57.8kw
N——帶輪的轉(zhuǎn)速，為370r/min
——輪輻數(shù)，取=4
大帶輪的結(jié)構(gòu)如圖4-4
圖 4-4 大帶輪機(jī)構(gòu)
第 5 章 齒輪設(shè)計(jì)
齒輪傳動是機(jī)械傳動中最重要的傳動之一。形式很多，應(yīng)用廣泛，效率高，圓周速度可達(dá)200m/s，機(jī)構(gòu)緊湊，工作可靠，壽命長，傳動比穩(wěn)定。齒輪傳動具有效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、工作可靠、壽命長、傳動比穩(wěn)定等特點(diǎn)。本次采用半開式齒輪傳動。
此設(shè)計(jì)剪板機(jī)的齒輪傳動采用直齒圓柱齒輪傳動。應(yīng)根據(jù)保證齒面抗磨損及齒根抗折斷能力兩準(zhǔn)則進(jìn)行計(jì)算，但對齒面抗磨損能力的計(jì)算方法迄今不夠完善，故此次以保證齒根彎曲疲勞作為設(shè)計(jì)準(zhǔn)則。
5.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
5.1.1 齒輪類型的選擇
根據(jù)設(shè)計(jì)的傳動方案選擇直齒圓柱傳動。
5.1.2 齒輪材料和精度等級的選擇
由于機(jī)械工作時屬于中等沖擊，選取大小齒輪的材料均為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度：255HB，大齒輪的材料均為45鋼（?；┯捕?17HB。取中間值，則大齒輪為263.5HB，小齒輪為293.5HB.
因其表面進(jìn)過調(diào)制處理，故選用8級精度。
5.1.3 齒數(shù)的選擇
為了避免根切現(xiàn)象，對于壓力角為的標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪，應(yīng)選的小齒輪齒數(shù) ，而因剪板機(jī)所用的齒輪為開式齒輪傳動，現(xiàn)選取小齒輪的齒數(shù) ，則大齒輪的齒數(shù) ，取整之后的。
5.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
5.2.1 計(jì)算許用應(yīng)力
由文獻(xiàn)[3]得設(shè)計(jì)公式
（5-1）
式中
選取載荷系數(shù)
小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
由文獻(xiàn)[7]查取齒寬系數(shù)
查得材料的彈性影響系數(shù)
按齒面硬度查得大齒輪解除疲勞強(qiáng)度極限，小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（工作條件：假設(shè)工作壽命10年，每年按300天算，兩班制，，每班四個小時）
（5-2）
式中
齒輪的轉(zhuǎn)速
齒輪每轉(zhuǎn)一周同一齒面嚙合的次數(shù)j=1
工作壽命
由文獻(xiàn)[3]查得接觸疲勞壽命系數(shù)
計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1
（5-3）
（5-4）
5.2.2 計(jì)算幾何尺寸
1、小齒輪分度圓直徑
將以上所有數(shù)據(jù)代入公式（5-1）有
取整后得
2、計(jì)算圓周速度
（5-5）
3、計(jì)算齒寬
（5-6）
4、計(jì)算齒寬與齒高之比
模數(shù)
（5-7）
5、齒高
（5-8）
6、比值
（5-9）
計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)，8級精度，由文獻(xiàn)[3]查得動載荷系數(shù) ，由直齒輪假設(shè)；由表查得,。
小齒輪相對支撐為懸掛式
(5-10）
將數(shù)據(jù)代入公式得
并且由b/h=4.44, 8級精度，并且調(diào)質(zhì)處理，查得彎曲強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系數(shù)，故載荷系數(shù)
(5-11)
7、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑
（5-12）
8、計(jì)算模數(shù)
（5-13）
5.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
根據(jù)文獻(xiàn)[3]由齒根彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式
（5-14）
5.3.1 確定公式內(nèi)各參數(shù)的值
計(jì)算載荷系數(shù)
（5-15）
由文獻(xiàn)[7]查取齒型系數(shù)
，
查取應(yīng)力校正系數(shù)
,
小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
。
由文獻(xiàn)[7]查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
,。
計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由得
（5-16）
（5-17）
計(jì)算大、小齒輪的并加以比較
（5-18）
小齒輪的數(shù)值大
5.3.2 設(shè)計(jì)計(jì)算
（5-19）
對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算的模數(shù)7.9并就近圓取整為標(biāo)準(zhǔn)值m=8mm。接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪的齒數(shù)：
（5-20）
大齒輪齒數(shù)
取
這樣設(shè)計(jì)出的齒輪，既能滿足齒面解除疲勞強(qiáng)度，又能滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并且做到機(jī)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)，降低成本。
5.4 幾何尺寸計(jì)算
5.4.1 計(jì)算分度圓直徑
;
.
5.4.2 計(jì)算中心距
（5-21）
5.4.3 計(jì)算齒輪寬度
為了避免大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導(dǎo)致嚙合齒寬減少而增加大齒輪的工作載荷，通常將小齒輪的齒寬在圓整數(shù)值的基礎(chǔ)上加寬5～10mm。
故取小齒輪的齒寬
大齒輪的齒寬
第 6 章 軸的設(shè)計(jì)與校核
軸是組成機(jī)器的主要零件之一。一切作回轉(zhuǎn)運(yùn)動的傳動零件（例如齒輪、蝸輪等），都必須安裝在軸上才能進(jìn)行運(yùn)動及動力的傳遞。軸的合理外形和全部結(jié)構(gòu)尺寸，為軸設(shè)計(jì)的重要步驟。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是根據(jù)軸上的零件安裝、定位以及軸的制造工藝的要求，合理的確定軸的結(jié)構(gòu)形式和尺寸。所以軸的設(shè)計(jì)很重要！
6.1 傳動軸的設(shè)計(jì)及尺寸計(jì)算
6.1.1 軸材料的選擇
軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，鋼軸的毛坯多數(shù)用壓制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼價格便宜，對應(yīng)力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學(xué)處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強(qiáng)度，故采用碳鋼制造傳動軸比較合理。故選用45號鋼作為軸的材料。
6.1.2 初步確定軸的最小直徑
由于軸的材料為45號鋼，查文獻(xiàn)[3]由公式：
（6-1）
取得
考慮到穩(wěn)定性要求和結(jié)構(gòu)的需要，參考樣機(jī)尺寸對軸進(jìn)行放大，故
6.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
（1）、選用滾動軸承：
因?yàn)檩S承不承受軸向力和定位要求，可選普通滾動軸承即可，選用深溝球軸承，從文獻(xiàn)[10]查表7-2-43得選軸承217號?；境叽鐬?
（2）、初步設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)
為了滿足大帶輪的軸向定位要求5-6右端設(shè)計(jì)出一軸肩。取C、D處直徑d=80mm
其他尺寸見圖6-1傳動軸的結(jié)構(gòu)及尺寸。
圖 6-1 傳動軸的結(jié)構(gòu)及尺寸
（3）、軸上零件的軸向定位
齒輪和皮帶輪與軸的軸向定位均采用平鍵聯(lián)接。有文獻(xiàn)[3]查得，平鍵軸與小齒輪選用平鍵，長度取L=110mm，與大齒輪選用平鍵，長度取125mm
（4）、鍵的校核
鍵傳遞的扭矩為：T=1714.1
由文獻(xiàn)[3]選
取[P]——鍵、軸和輪轂三者中最弱材料的許用壓力為120MPa
取k——鍵與輪轂的接觸高度，k=0.5h，k=0.514=7
由公式
（6-2）
鍵的強(qiáng)度通過。
（5）圓角和倒角
由文獻(xiàn)[3]表15-2選取倒角為 ，各軸肩圓角半徑R=2.5mm
（6）支撐反力、彎矩及扭矩的計(jì)算
支撐力：
軸的受力情況如圖6-2所示
水平受力圖如下
根據(jù)圖 6-3所示列方程得
,,
水平受力圖如下
根據(jù)圖 6-3所示列方程得
(6-3)
(6-4)
解得,，
根據(jù)圖6-4所示列方程
解得
,，
彎矩：
(6-5)
(6-6)
(6-7)
(6-8)
(6-9)
水平、垂直以及合力彎矩圖如圖6-5（a,b,c）所示
圖 6-5 彎矩圖
扭矩：
大帶輪的扭矩：
小帶輪的扭矩：
扭矩圖如下圖6-6
圖 6-6 扭矩圖
（7） 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
<1> 判斷危險(xiǎn)截面
根據(jù)應(yīng)力集中部位和載荷分布對選取的六個方面進(jìn)行分析，截面1、2、3、與4、5、6尺寸相同但后者載荷較小，所以不用考慮。2、3面彎矩相差不大但應(yīng)力集中不如3嚴(yán)重，所以最后的危險(xiǎn)面取1、2。
<2>截面1右側(cè)
抗彎截面系數(shù) (6-10)
抗扭截面系數(shù) (6-11)
截面上的彎曲應(yīng)力
(6-12)
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
(6-13)
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)[7]表15-1查得:
,,
截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及 按表3-2查取。因
,
經(jīng)插值后可查得
,
又由文獻(xiàn)[3]附圖3-1可查得軸的材料的敏感系數(shù)為
,
故有效應(yīng)力集中系數(shù)為
(6-14)
(6-15)
由文獻(xiàn)[3]附圖3-2得尺寸系數(shù);
由文獻(xiàn)[3]附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)；
由文獻(xiàn)[3]附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為。
軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為
(6-16)
(6-17)
又由合金鋼的特征系數(shù)，且，即，故取
,
于是，計(jì)算安全系數(shù)值，則
(6-18)
(6-19)
(6-20)
故可知其安全。因無過大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性。故略去靜強(qiáng)度的校核。
截面2的校核和截面1的校核類似
所以滿足要求
6.2 主軸的設(shè)計(jì)及尺寸計(jì)算
6.2.1 軸材料的選擇
由于該軸傳遞的功率不大，但其受力和力矩作用大，故軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取 。
6.2.2 初步確定軸的最小直徑
由于軸的材料為45鋼，查文獻(xiàn)[3]則取
由公式 （6-21）
式中，
考慮到曲柄收到的阻力較大，大齒輪的結(jié)構(gòu)也很大，所以取
6.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
（1）、選用滾動軸承
因?yàn)檩S承不承受軸向力，可選用普通滾動軸承即選取深溝球軸承，從文獻(xiàn)[10] 查表7-2-43得選軸承330號?；境叽鐬?
（2）、初步設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)
為了滿足大齒輪的軸向定位要求1左端設(shè)計(jì)出一軸肩。其他尺寸見圖6-7
圖 6-7 主軸的結(jié)構(gòu)及尺寸
（3）、鍵的選擇與校核
曲柄偏心輪連接處的平鍵由文獻(xiàn)[10]選取，L=120mm
校核：鍵傳遞的扭矩為：T=10188 .26/2=5094.3N.m
由文獻(xiàn)[3]選
取[P]——鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用應(yīng)力120MPa
取k——鍵與輪轂的接觸高度，k=0.5h ，k=0.525=12.5
鍵的強(qiáng)度滿足要求。
（4）、圓角和倒角
由文獻(xiàn)[3]表15-2選取倒角為，各軸肩圓角半徑為R=3mm
（5）、支撐反力、彎矩及扭矩的計(jì)算
支撐力：
,,
圖 6-8 主軸受力圖
水平受力如下圖6-9
根據(jù)圖6-9列下列方程：
解得：
,.
圖 6-9 水平受力圖
垂直受力如下圖6-10
根據(jù)圖6-10列下列方程
解得
，
圖 6-10 主軸垂直受力圖
即：
，
彎矩：
(6-5)
(6-6)
水平、垂直以及合力彎矩圖如圖7-11（a、b、c）所示
a 水平彎矩圖
b 垂直彎矩圖
c 合力彎矩圖
圖 6-11 彎矩圖
扭矩：大齒輪的扭矩：T=10188026
扭矩圖6-12
圖 6-12 扭矩圖
（7）、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
<1>、危險(xiǎn)截面的判斷
截面234與截面789，二者都有相同的尺寸和應(yīng)力集中，但后者載荷小，故不予考慮，截面456，56的應(yīng)力集中不如截面4嚴(yán)重，所以56不予以考慮，2載荷小不予以考慮。最后確定危險(xiǎn)面為1、3、4。
<2>、取[S]=1.8，要求安全系數(shù)S[S]=1.8
由表7-1計(jì)算說明
表6-1 各參數(shù)計(jì)算公式和數(shù)據(jù)
參數(shù)名
計(jì)算公式
截面1
截面3
截面4
T（）
5064.13
10188.26
10188.2
M（）
2094.27
8013.34
18187.3
304.9
337
372.4
609.8
674
744.8
275
275
275
155
155
155
故軸的強(qiáng)度滿足工作性能
第 7 章 軸承的選擇與校核
7.1 軸承的選擇
傳動軸與主軸的軸承皆選擇深溝球軸承，其型號分別為：217和330
傳動軸軸承所受的徑向力
主軸軸承所受的徑向力
根據(jù)受力情況需校核傳動軸A處和主軸B處
7.2 軸承的校核
由文獻(xiàn)[10]查得額定靜負(fù)荷的計(jì)算公式
（7-1）
式中
——基本額定載荷的計(jì)算值 （N）
——當(dāng)量靜載荷，其中，
——旋轉(zhuǎn)軸承的安全系數(shù)，選取
所以軸承滿足要求
第 8 章 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)及運(yùn)動學(xué)分析
8.1 連桿結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)
由于所受的最大力為，曲柄所受的最大阻力矩為。連桿為兩端受力的二力桿。因此連桿的主要失效形式為穩(wěn)定失效。為了增強(qiáng)連桿的穩(wěn)定性，連桿設(shè)計(jì)為“工”型截面，初步確定尺寸如下圖8-1所示
連桿的受力穩(wěn)定性的校核：
連桿選材為45鋼，正火處理。查文獻(xiàn)[13]得，，，，穩(wěn)定安全系數(shù)
穩(wěn)定安全系數(shù)。已知：，.
圖 8-1 連桿結(jié)構(gòu)示意圖
查文獻(xiàn)[13]壓桿柔度公式
(8-3)
代入數(shù)據(jù)得
由于連桿簡化為兩端鉸支鏈，故，“工”字型截面的慣性矩為：
(8-2)
代入數(shù)據(jù)得
截面積
連桿的柔度
(8-3)
式中：
——桿的長度
——截面的慣性半徑
——壓桿長度系數(shù)
帶入數(shù)據(jù)得
由于所以不能用歐拉公式
由文獻(xiàn)[13]查得優(yōu)質(zhì)碳鋼的a和b，其中：，
由文獻(xiàn)[13]查得公式
(8-4)
式中
由此可見應(yīng)按強(qiáng)度問題計(jì)算，所以
，
根據(jù)文獻(xiàn)[13]第四強(qiáng)度理論公式
(8-5)
帶入數(shù)據(jù)得
所以滿足強(qiáng)度要求，穩(wěn)定性滿足要求。
8.2 曲柄滑塊的運(yùn)動學(xué)分析
曲柄滑塊的運(yùn)動分析如下圖8-2
OA+AB=OB
圖 8-2 曲柄滑塊的運(yùn)動分析
8.2.1 位移分析
由公式：
(8-6)
取實(shí)部虛部得
其中
解得
當(dāng)時，
當(dāng)時，，而.
8.2.2 速度分析
已知,,,,,,,求,.
對（8-6）式兩邊求導(dǎo)得
由上式得
8.2.3 加速度分析
已知,,,,,,,,,,,,,,,,.
求,.
對上式兩邊求導(dǎo)得
所以
解
故
根據(jù)上面的滑塊和曲柄連桿的運(yùn)動學(xué)關(guān)系，用C語言編程，求得曲柄每轉(zhuǎn)過45度時，滑塊的位移、速度、加速度的值。
C語言程序如下：
#include "math.h"
main ()
{float A1=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;
int T,t1=0,t2=0,t3=0,t4=0;
printf ("%s\n","T A3 V3 Y3 W2 Z2");
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);
else
T2=PI/2;
else
T2=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","
T MAX");
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 ();
}
根據(jù)程序運(yùn)行的結(jié)果，作出曲柄滑塊運(yùn)動特性表8-1。由表8-1可以知道，曲柄角位移為90°、270°時，滑塊在兩個極端位置，其速度為最小值，角速度達(dá)到最大值。曲柄角位移為0°、180°、360°時，滑塊位于平衡位置，其速度達(dá)到最大值，角速度達(dá)到最小值。
表8-1 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)運(yùn)動特性
曲柄的角位移
T滑塊的位移A3
滑塊的速V3
滑塊的加速Y3
0
397.258724
57.445663
8.212397
45
415.747545
41.518524
-214.255714
90
414.015600
0.0000000
-301.784596
135
407702545
-41.518520
-213.122529
180
399.848724
-48.556873
8.296367
225
392.146179
-27.978956
21.241531
270
371.000000
-0.0000005
293.278015
315
397.147310
39.934341
213.789545
360
345.838724
57.578963
8.296313
8.3 剪切能力的計(jì)算
(8-7)
式中：
——被剪切材料的強(qiáng)度極限
——被剪切材料的相對切入厚度，對于碳鋼一般取
——被剪材料的最大厚度
——剪板機(jī)上刀片的傾角
——與刀片有關(guān)的系數(shù)，查文獻(xiàn)[6]表7-1得，由于故K=1.6
由于剪板機(jī)的型號已確定，所以式中,,的為常數(shù)，而最大剪切力也可視為常數(shù)。故
而
由
推出 (8-8)
由公式（8-8）推出S=（8-9）
將數(shù)據(jù)代入公式（8-10）就能求出剪板機(jī)剪切20鋼（）
的最大剪切厚度
同一臺剪板機(jī)剪切不同材料時可用下公式（8-9）來進(jìn)行換算
(8-9)
式中：
——為實(shí)際被剪切材料的強(qiáng)度極限
——實(shí)際被剪材料的最大厚度
這樣根據(jù)鋼板材料的不同就能計(jì)算出剪板機(jī)的剪切能力了。
第 9 章 其他部件的設(shè)計(jì)
9.1 剪刀的設(shè)計(jì)
剪刀是剪板機(jī)的關(guān)鍵部件。由文獻(xiàn)[14]查得制造剪刀的流程為：選材、鍛造、退火、粗加工、淬火、精磨。淬火是制造剪刀的關(guān)鍵工序。經(jīng)研究了熱處理工藝對J49鋼剪刀片力學(xué)性能及金相組織的影響。結(jié)果表明，剪刀在鍛后及時在860 退火,并使淬火溫度控制在1060-1080，在二次回火的時候JG9鋼就能產(chǎn)生硬化，就有良好的紅硬性和沖擊韌性，能很好的剪切相應(yīng)的鋼材。
9.2 滑塊和導(dǎo)軌的設(shè)計(jì)
9.2.1 導(dǎo)軌截面的選擇
為了保證精度，滑塊導(dǎo)軌的設(shè)計(jì)要求：精度保持性好，有足夠的精度，低速運(yùn)動穩(wěn)定性好，溫度變化小，結(jié)構(gòu)簡單，工藝性好。
表9-1 導(dǎo)軌的對比
優(yōu)點(diǎn)
缺點(diǎn)
矩形刀軌
結(jié)構(gòu)簡單易制造，承載能力大，安裝調(diào)整 方便
磨損后不能自動調(diào)整，應(yīng)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)補(bǔ)償
三角形導(dǎo)軌
導(dǎo)向性好，制造方便，剛度高
加工困難
燕尾形導(dǎo)軌
調(diào)整方便，承受力矩大，可承受傾覆力矩
剛度差，加工檢查維修不方便
9.2.2 導(dǎo)軌材料及熱處理
本次設(shè)計(jì)的導(dǎo)軌要求耐磨性強(qiáng)、工藝性好而且成本低的材料。為了節(jié)約成本，提高耐磨性，應(yīng)該不同件選擇不同的材料。若采用相同的材料，則運(yùn)動件為鑄鐵材料，承載導(dǎo)軌材料為鑄鐵，鑄鐵選用HT30，導(dǎo)軌采用接觸表面淬火。
9.2.3 導(dǎo)軌長度的選擇
取導(dǎo)軌長度，充分考慮到刀具架的尺寸較大故
9.3 機(jī)座的設(shè)計(jì)
9.3.1 機(jī)架的作用
（1）、安裝機(jī)械零件，使之嚴(yán)格的相互定位。
（2）、承受機(jī)械運(yùn)轉(zhuǎn)時所產(chǎn)生的力，使整個機(jī)械穩(wěn)定及機(jī)架在地基上。
9.3.2 對機(jī)座的主要要求
（1）、足夠大強(qiáng)度；
（2）、耐磨性好；
（3）、結(jié)構(gòu)工藝性好。
9.3.3 結(jié)構(gòu)尺寸
根據(jù)以上要求，綜合考慮外形尺寸、工作臺高度以及傳動關(guān)系，擬定尺寸見裝配圖。
第 10 章 模具設(shè)計(jì)
鍛造模具分為：熱鍛模，溫鍛模和冷鍛模，它們在高動態(tài)載荷或靜載荷下的反復(fù)工作，工作應(yīng)力是非常高的，尤其是在冷鍛模具，長期，在模具材料的屈服點(diǎn)附近的反復(fù)工作，即在負(fù)載瞬時應(yīng)力急劇增加而卸荷應(yīng)力消失，工作環(huán)境十分惡劣。
1．熱鍛模具
熱鍛模具除了承受很高的應(yīng)力的動態(tài)和靜態(tài)荷載的反復(fù)作用外，還承受熱鍛模具的循環(huán)應(yīng)力作用，通常在使用前150℃~ 400℃預(yù)熱。熱鍛模具型腔在鍛造，沖擊或靜態(tài)高壓時與450℃（鋁合金），950℃（鈦合金），1160℃（合金），甚至1230 C（碳鋼）的熾熱鍛件短時間的密切接觸時，溫度迅速上升，取出鍛件后，鍛模型腔表面溫度迅速下降；在負(fù)載的瞬態(tài)溫度