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1、 圖書分類號： 密 級： 畢業(yè)設計說明書 小型剪板機設計 Design of Small Plate Shearing Machine 學生姓名 學 號 班 級 機械設計制造及其自動化1班 指導教師 專業(yè)名稱 機械設計制造及其自動化 學院名稱 徐州工程學院 2021年 2月 24日 摘要 剪板機作為板材加工中使用最為普遍的剪切板材設備，本次設計的剪板機傳動系統(tǒng)的研究是從帶傳動，齒輪傳動和蝸桿傳動中通過查閱大量文獻，最終選擇了二級齒輪傳動減速器和曲軸作為

2、本次畢業(yè)設計的傳動系統(tǒng)設計方案，然后經過參考剪板機設計標準，對傳動方式、電動機的選擇、二級減速器的各級軸以及其所需的軸承、齒、，飛輪、和其他標準件都做出了合理的選擇并做出了科學的說明。 本畢業(yè)設計要求剪板機設計要求可以剪切厚度為630mm、寬度為2500mm，剪切行程210mm，每分鐘進行3-7次的剪切，電動機型號為JR125-6，主要是對傳動裝置進行設計，在傳動裝置設計中依據(jù)相應參數(shù)首先確定二級減速器的傳動尺寸，進一步根據(jù)要求設計齒輪、飛輪、軸承等的型號及其相關尺寸參數(shù)，然后繪制各零件的結構簡圖，之后對主要零件進行校核。 關鍵詞 2500mm；剪板機；傳動系統(tǒng)設計；強度校核 Ab

3、stract As the most common shearing equipment used in plate processing, the research on the transmission system of the shearing machine is from belt drive, gear drive and worm drive. Finally, the second gear drive reducer and crankshaft are selected as the transmission system design scheme of this g

4、raduation design. This graduation design requires that the shearing machine design requirements can shear thickness 630 mm、 width 2500 mm, shear stroke 210 times per minute, the motor model is JR125-6, mainly to design the transmission device, in the transmission design according to the correspond

5、ing parameters first determine the transmission size of the secondary reducer, further design gear, flywheel, bearing and related dimensions, then draw the structural diagram of each part, and then check the main parts. Keywords 2500 mm; Shearing Machine; Transmission System Design; Strength Che

6、ck II 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 目 錄 摘要 I Abstract II 1前言 1 2剪板機傳動系統(tǒng)方案 2 2.1傳動裝置方案確定 2 2.2動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) 3 2.2.1傳動軸轉速 3 2.2.2傳動軸功率 3 2.2.3傳動軸轉矩 3 3剪板機傳動裝置結構設計 4 3.1傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 4 3.1.1傳動軸轉速的計算 4 3.1.2傳動軸功率的計算 4 3.1.3傳動軸轉矩的計算 4 3.1.4計算結果統(tǒng)計表 5 3.2軸的結構尺寸設計計算 5 3.2.1號傳動軸結構設計 5 3.2.2二號傳

7、動軸結構設計 7 3.2.3三號傳動軸結構設計 8 3.3齒輪設計 10 3.3.1一級傳動軸齒輪設計 10 3.3.2二級傳動軸齒輪設計 13 3.4飛輪結構設計 17 3.4.1安裝飛輪的原因和目的 17 3.4.2飛輪設計的基本原理及參數(shù) 17 3.4.3基本尺寸計算 18 3.4.4設計參數(shù)表 18 3.4.5飛輪的結構圖 19 3.5軸承結構設計 19 3.5.1滾動軸承類型的選擇 19 3.5.2軸承設計公式及其參數(shù) 20 3.5.3一號傳動軸軸承設計分析計算 21 3.5.4二號傳動軸軸承設計計算 23 3.6傳動裝置結構設計簡圖 25 4主要零

8、件的強度校核 26 4.1一號傳動軸強度校核 26 4.1.1軸的校核計算方法的選擇 26 4.1.2軸強度校核 26 4.2傳動軸齒輪強度校核 29 4.2.1齒輪強度校核計算方法的選擇 29 4.2.2一級傳動軸齒輪齒面接觸強度和制造精度校核 29 4.2.3二級傳動軸齒輪齒面接觸強度和制造精度校核 29 結論 31 致謝 32 參考文獻 33 IV 1 前言 剪板機是一種加工鈑金成形機床的一種剪切設備，通過運動的上刀片（安裝在刀架上）和下刀片（固定在機床上）相互協(xié)作完成的一種往復運動。其傳動系統(tǒng)可以分為三類：液壓傳動、氣體傳動和機械傳動，大多數(shù)情況

9、下應用最多的一般為液壓傳動。剪板機經過壓入變形和剪切滑移兩個不同階段，使板材按照設定的參數(shù)要求和尺寸進行剪切。剪板機廣泛應用于制造業(yè)中，主要是對各類鈑金件和金屬材料，按照工藝尺寸要求進行切割，如洗衣機外殼鈑金的切割加工，在很多鈑金件的制造企業(yè)都會見到剪板機的身影，廣泛適用于建筑、機械制造、航空等行業(yè)，由于機械傳動剪板機有著行程次數(shù)高、維護簡單、易操作于掌控等優(yōu)勢，所以應用范圍廣泛。 在汽車及家電等領域，對金屬板殼類零件需求量巨大，尤其是在汽車制造領域，其零件生產需要批量化、外觀個性化及外觀零件全覆蓋大型化。目前，面對我國汽車生產業(yè)快速發(fā)展這一局面，我們國家在板材加工及相關配套沖壓裝備的技術上

10、都有了極大程度的改善。隨著零件功能要求的發(fā)展，越來越多的特殊難加工材料投入到生產中，如鈦合金、復合材料等，同時加工的零件形狀也日趨復雜，精度也越來越高。這給液壓剪板機帶來了比較大的挑戰(zhàn)。 2 剪板機傳動系統(tǒng)方案 2.1 傳動裝置方案確定 設備傳動裝置的性能—原動機和工作機的傳輸紐帶，是衡量一個機器好壞的標準之一，因此，合理地進行傳動裝置設計是機械傳動的重要環(huán)節(jié)。傳動裝置是一個中間裝置，將運動和動力在原動機和工作機間進行傳遞?？梢詫⑦\行速度進行增大或者減小，也可以改變機構的走向，使其運動形式發(fā)生變換，進而實現(xiàn)動力的傳遞和分配。傳動裝置的設計還受到整機運轉性能、經費預算及整機大小的約束

11、，并且部件在整機經費開銷中占了極大比例。 剪板機傳動方案簡圖見圖2-1，可以從圖中明確地知曉設備的運行狀況及動力傳遞走向。 （1） （2） （3） （4） 圖2-1 剪板機傳動方案 在上圖中，圖（1）展示的設計方案是二級圓柱齒輪減速器設計，該方案結構緊湊，動力傳遞效率高，可以長期工作于惡劣環(huán)境；圖（2）的方案采用了一級帶傳動、一級閉式齒輪傳動，在該方案中，通過設計大的外廓尺寸，能在一定程度上減小振動并實現(xiàn)過載保護，不宜在繁重惡劣的條件下工作；圖（3）的方案設計中使用了一

12、級閉式齒輪傳動、一級開式齒輪傳動，該種設計花錢少，但使用時間段；該設計方案成本低，但壽命不長；圖（4）的方案采用一級蝸桿傳動設計，該方案結構小巧,但傳動效率低，性價比差。上述傳動設計方案雖說都能符合整機的設計需要，但是在結構包絡、性能參數(shù)、性價比等方面存在較為明顯的差別。我們在進行選擇的時候要根據(jù)具體情況來選擇。 在對剪板機進行選擇傳動方案時候，要充分綜合考慮各項因素。首先傳遞功率、轉速以及運動方式都必須要滿足性能要求，其次設計要求還要與工作環(huán)境相協(xié)調；再次就是設備工藝性、傳動效率等必須優(yōu)異，同時必須具有高的可靠性，結構精巧。正如我們所知，要想完全綜合所有的各個方面的設計要求非常困難，因為有

13、些設計要求之間就存在著矛盾關系，因此我們在設計過程中要解決主要矛盾，分清主次，最大限度的滿足各項要求，從而確定最終的傳動方案。 2.2 動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) 在進行傳動裝置設計時，需要利用工作軸的功率、轉速等參數(shù)來完成傳動件的計算。在這里，我們把傳動裝置的傳動軸按速度高低順序設成1軸、2軸、3軸、4軸，還有就是電動機軸設成0軸并令： 2.2.1 傳動軸轉速 2.2.2 傳動軸功率 2.2.3 傳動軸轉矩 3 剪板機傳動裝置結構設計 3.1 傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 根據(jù)設計要求，

14、在本次設計過程中選用型號為JR125-6的電動機。其額定功率為，按照總傳動比來設計，各級傳動比分配情況為： 3.1.1 傳動軸轉速的計算 3.1.2 傳動軸功率的計算 為獲得機械的傳遞效率，直接查閱《機械課程設計簡明手冊》即可。 3.1.3 傳動軸轉矩的計算 3.1.4 計算結果統(tǒng)計表 表3-1 傳動系統(tǒng)的動力和運動參數(shù) 軸號 輸入功率Pkw 轉矩 TN*m 轉速n(rmin) 傳動比i 效率 Ⅰ 130 1260.20 980 1 1 Ⅱ 127.413 4208.12 287

15、.64 3.407 0.98 Ⅲ 168.982 18877.34 85.04 3.368 0.98 3.2 軸的結構尺寸設計計算 3.2.1 號傳動軸結構設計 通過手冊查找，我們選用35CrMo調質，材料的強度極限為 （1）計算基本直徑 通過查閱《機械課程設計簡明手冊》，當軸端彎矩較小時有: 由于聯(lián)軸器的安裝存在著鍵，所以軸在通常的基礎上需要加大則 （2）繪制結構簡圖 圖3-1 一號傳動軸結構圖 （3）對各軸段的尺寸進行敲定 一、各軸段直徑 二、各軸段長

16、 （4）段：，軸承蓋突出飛輪預留空間 螺旋軸軸承突出 （6）段：軸承輪轂長。要小于輪轂 （7）段：，定位尺寸。 （8）段：軸套長度+左螺旋套預留長度。 （9）段：，飛輪輪轂長度635mm-輪轂比軸長。 （10）段：，軸套右螺旋套輪轂比軸長。 （11）段：，軸承輪轂長。 總軸長及支撐點間距 總軸長： 軸承間距： 3.2.2 二號傳動軸結構設計 選用35CrMo并進行調質，查閱《機械設計手冊》可得材料的強度極限為：，軸的材料及載荷系數(shù)為：C=135。 1、計算基本直徑 當軸的一端有較小的彎矩： 因為聯(lián)軸器的安裝需要用到鍵，所以需要把軸進行加粗，那么

17、 所以軸徑 2、繪制結構簡圖 圖3-2 二號傳動軸結構設計 3、各軸段尺寸 進行各個軸段的直徑確認 進行軸上各軸段的長度確認 （1）段：，預留長度16mm （2）段：，軸端配合長度40mm （3）段：，軸端推力軸承的尺寸95mm （4）段：，軸承寬度72mm，比軸段多出 （5）段：，定位尺寸42mm （6）段：，定位尺寸36mm （7）段：，部件總長535mm （8）段：，定位套長度5mm （9）段：，大齒輪+軸承及其配合零件總長度537mm （10）段：，軸承寬度58mm，比軸段多3mm （11）段：，齒輪長

18、度377mm-突出軸段長度7mm （12）段，軸承蓋與軸配合長度21mm+軸承寬度132mm+齒輪突出軸段長度7mm 總軸長： 3.2.3 三號傳動軸結構設計 進行材料選取，并完成許用應力確認 選用35CrMo，并調質處理，依照有關設計手冊對軸及常用材料的介紹，知道該材料的強度極限 基本直徑的計算 由相關簡明手冊，可知軸的材料及載荷系數(shù)是：C=135。軸的端面有小的彎矩存在時 為了留有鍵槽尺寸，所以軸要加粗到5%左右，那么 所以軸徑 結構簡圖繪制如下 圖3-3 三號傳動軸結構設計 1、進行各軸段的尺寸敲定 進行各軸段的直徑確認

19、 進行軸上各軸段長度的確認 （1）段：，預留長度16mm （2）段：，軸端配合長度40mm （3）段：，軸端推力軸承的尺寸95mm （4）段：，軸承寬度72mm，比軸段多出 （5）段：，定位尺寸42mm （6）段：，定位尺寸36mm （7）段：，推力軸承+耦合器及其配合零件總長度535mm 總軸長： 3.3 齒輪設計 3.3.1 一級傳動軸齒輪設計 1、材料選取及確定許用應力 為了獲得更為小巧的結構布局，設計時使用硬齒面的組合，具體指標： 小齒輪42CrMo調質，齒面硬度48 ~52HRC,接觸疲勞極限彎曲疲勞強度； 大齒輪35CrMo調質，齒面硬度40 ~

20、50HRC,接觸疲勞極限彎曲疲勞強度; 依照有關機械設計知識，有以下參數(shù)： 輪齒彎曲疲勞強度安全系數(shù)： 齒面接觸疲勞安全系數(shù) 彈性系數(shù)。 從以往經驗數(shù)據(jù)可知，標準齒輪的區(qū)域系數(shù)。 那么該對嚙合齒輪具有的許用彎曲應力為： 許用接觸應力是： 2、按齒輪彎曲疲勞強度設計計算 由課程設計的相關手冊中的齒輪參數(shù)可以知道，我們把6級精度選為齒輪的制造精度，載荷系數(shù)k選為1.6，齒輪系數(shù)參數(shù)?d=0.53。 由此可以對小齒輪的轉矩進行計算： 螺旋角β擬選為30°。 齒輪齒數(shù)的選定：若令小齒輪的齒數(shù)z1=27，那么大齒輪的齒數(shù)，圓整，則大小齒輪的齒數(shù)之比：，這個結果和預設

21、的傳動比相近。計算齒形系數(shù)為 計算得到當量齒數(shù)： 比對參數(shù)： 所以小齒輪設計時要對其彎曲強度進行核算。 3、齒輪基本尺寸計算 齒輪的法向模數(shù)計算： 中心距： 對上面的結果進行圓整，取825mm。 齒輪螺旋角β計算： 由上述螺旋角β的計算值，計算得到螺旋角系數(shù)： 齒輪的分度圓直徑為： 齒輪齒寬： 則可以得到大齒輪的齒寬： 計算得到齒輪的分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 注明：以上公式來源《機械設計手冊》第3版、《機械設計基礎》. 4、斜齒輪參數(shù)設計結果表 表3-2

22、斜齒輪參數(shù)表 齒數(shù)z 模數(shù)/mm 分度圓直徑d/mm 齒頂圓直徑da/mm 齒寬b/mm 傳動比 中心距/mm 螺旋角β 齒形 齒輪1 z1=27 m=12 d1=374.123 da1=391.123 b=200 i=3.407 a=825 β=30 人字齒 齒輪2 z2=92 d2=1274.79 da2=1298.79 b=200 5、齒輪結構圖 圖3-4 一級高速齒輪結構圖 圖3-5 一級低速齒輪結構圖 3.3.2 二級傳動軸齒輪設計 一.材料選型

23、及許用應力的確定 為了得到緊湊的結構設計，在該系統(tǒng)中選用硬齒面進行搭配。 小齒輪選取35CrMo，并進行40~50HRC要求的調質處理，接觸疲勞極限參數(shù)為,彎曲疲勞強度參數(shù)為； 大齒輪選用35CrMo，并進行40~50HRC要求的調質處理，接觸疲勞極限參數(shù)為,彎曲疲勞強度參數(shù)為； 通過查詢相關機械設計的內容，知道輪齒的彎曲疲勞強度安全系數(shù)為 ,齒面的接觸疲勞安全系數(shù)為，選彈性系數(shù)為。 由經驗數(shù)據(jù)可知，標準齒輪的區(qū)域系數(shù)是。 故嚙合齒輪組合的許用彎曲應力、許用接觸應力分別是： 二.按齒輪彎曲疲勞強度設計計算 由課程設計的相關手冊中的齒輪參數(shù)可以知道，我們把8級精度選為齒

24、輪的制造精度，載荷系數(shù)k選為1.6，齒輪系數(shù)參數(shù)?d=0.65。 對小齒輪的轉矩進行計算： 螺旋角β的初始擬定值為8° 齒輪齒數(shù)的選?。毫钚↓X輪齒數(shù)z1=19,那么大齒輪的齒數(shù)，對結果圓整取值為64，因此齒數(shù)比是，結果跟預設的傳動比相近。 當量齒數(shù)的計算結果為： 由課程設計手冊規(guī)定的齒形系數(shù)，齒根應力集中參數(shù)，可以得知齒形系數(shù)，則齒根應力集中系數(shù)分別為： 進行參數(shù)比對： 所以小齒輪設計時要計算彎曲強度。 三.齒輪基本尺寸計算 進行法向模數(shù)計算： 進行中心距計算： 對結果進行圓整，取值。 螺旋角為： 根據(jù)螺旋角計算結果，得出螺旋角系數(shù)

25、 進行齒輪分度圓直徑計算： 進行齒輪齒寬計算： 所以大齒輪的齒寬為 進行分度圓直徑計算： 齒輪齒頂高為 齒輪的齒根高為 齒輪的齒頂圓直徑為 齒輪的齒根圓直徑為 注明：以上公式來源《機械設計手冊》第3版、《機械設計基礎》. 四、斜齒輪參數(shù)設計結果表 表3-3 斜齒輪參數(shù) 齒數(shù)z 模數(shù)/mm 分度圓直徑d/mm 齒頂圓直徑da/mm 齒寬b/mm 傳動比 中心距/mm 螺旋角β 齒形 齒輪1 z1=19 m=20 d1=383.73 da1=423.73 b=250 i=3.368 a=838.15 β=

26、8 斜齒輪 齒輪2 z2=64 d2=1292.58 da2=1332.58 b=250 五、二級傳動齒輪的結構圖 圖3-6 一級高速齒輪的結構圖  圖3-7 二級低速齒輪的結構圖 3.4 飛輪結構設計 3.4.1 安裝飛輪的原因和目的 機械是在驅動力和阻力的共同作用下實現(xiàn)運轉。機械驅動力所作的功即為輸入功，阻力所作的功即為承受機械運轉時的輸出功。當輸入功與輸出功差值大于零時機械動能增加，差值小于零時機械動能減小，如果輸入功恒等于輸出功時，機械主軸即可保持勻速轉動。在實際工作情況下，驅動力和

27、阻力不斷發(fā)生變化，所以在實際運轉期間輸入功跟輸出功是不對等。若運行期間的輸入功比輸出功高，出現(xiàn)盈功現(xiàn)象，盈功值的高低會促使機械動能增加，反之，會導致機械動能減小。盈虧功會造成機械運轉速度的波動，直接影響機械的工作效率和可靠性，同時機械強度使用期限也要受到制約，制造精度及工藝性低下，使得產品品質降低。所以通過飛輪的安裝調節(jié)機械運動速度的波動，使得波動在容許范圍之內。同時飛輪的安裝可以減少自身的動能，限制機器轉速降低的速度。 3.4.2 飛輪設計的基本原理及參數(shù) 1、設計原理 在機械運轉速度不均勻系數(shù)δ的容許范圍內，對飛輪的轉動慣量予以確認。 2、設計所需參數(shù)的計算 最大的盈虧功為：

28、 根據(jù)上式可以得到主軸上的飛輪轉動慣量： 根據(jù)理論力學知識，對于實心圓盤式飛輪，確定出圓盤直徑D，通過下面的公司對飛輪的質量m及寬度進行計算： 3.4.3 基本尺寸計算 進行設計手冊查詢，機械運轉速度不均勻系數(shù)選為δ=0.002。 根據(jù)實際需求，選D=?900mm 3.4.4 設計參數(shù)表 表3-4 設計參數(shù) 平均直徑mm 寬度mm 質量kg D=?900 B=700 m=34.8 密度kgm3 轉動慣量kg.m2 最大盈虧功N.m ρ=7.8 J=0.35 Wmax=7.37 3.4.5

29、 飛輪的結構圖 圖3-8 飛輪結構圖 3.5 軸承結構設計 3.5.1 滾動軸承類型的選擇 1、軸承的載荷 在進行軸承選型時，兼顧考慮軸承所受載荷的各個特征量，進行一下深入分析： a）依據(jù)軸承所受載荷的大小，進行軸承的選型，對于滾子軸承和球軸承而言，由于他們作用方式的不同，對載荷的承受能力也不盡相同，前者適合大載荷場景的應用，后者適合于小或中等載荷場景的應用。 b）通過載荷的性質和方向，一般情況下會推薦選用推力軸承。在承受大的單一的軸向載荷情形下，推力滾子軸承是不錯的選擇；較小時，則選型推力球軸承。而在僅有徑向載荷存在時，通?？蛇x用深溝球軸承、滾針

30、軸承、圓柱滾子軸承，深溝球軸承在承受徑向載荷的同時也承受了不太大的軸向載荷。使軸向載荷和徑向載荷分別作用在與之對應的軸承之上，最后再把類型不同的軸承載荷組合到一塊，比如推力軸承和向心軸承。 2、軸承載荷 在以往進行軸承選型時，一般都不會考慮轉速因子的約束。倘若應用場景的轉速比較高，那么這個因子就會在我們選型過程中充當重要的角色。軸承最大的允許轉速為各類軸承的極限轉速。但這已經是在正常的冷卻條件下，載荷比較小的情況之下能夠承受的轉速最大值。但不可否認的是，使轉速極大值在工作中受到最大影響的是溫度的升高，因此，要想把作為一個界限，那么轉速的極值必須要滿足一定的條件方可。從工作轉軸到軸承的力是軸

31、承主要承載的力，因此，我們要選擇軸承的類型，我們應該依據(jù)下面幾個方面： a由于球軸承的轉速相較于滾子軸承的轉速要高一些，所以對于較高速度情況，我們通常選擇球軸承。 b對于速度較高的情況，比較適合選取內徑相同的系列并且其軸承外徑較小。軸承的外徑越小，那么其滾動體就會越小，從而其運轉時的離心力也越小轉動的速度也越快。如果我們選取的軸承外徑較小，但是它承受載荷的能力又無法滿足我們工作的要求，在這種情況之下，我們一方面可以把兩個軸承采用并裝的方式結合在一塊，另一方面可以采取寬度系列的軸承。此外，對于外徑較大的軸承，我們通常把它用在速度低且載荷大的情況。 c保持架的結構及它的材料是影響軸承轉速的主

32、要因素。青銅實體保持架、 實體保持架和沖壓保持架所允許的轉速依次減小。 d對于極限轉速較低的情況，我們通常會選取推力軸承。對于工作轉速比較高及軸向載荷較大的情況，我們采用角接觸軸承來承受它的軸向力。 e如果工作轉速稍微大于實驗得到的轉速極限值，那么我們通常選取公差等級較高的軸承以及軸承游隙較大的。此外，如果我們采用油霧潤滑或者循環(huán)的方式來進行，我們就可以進一步提升此類軸承的高速性能。特別定制的高速滾動軸承則被我們應用在工作轉速超過極限轉速的情況。 3、軸承的調心性能 由于種種誤差的存在，軸承座與軸的中心線并不共軸，會造成一定的角度偏差，當軸經受來自外部的力的時候導致發(fā)生偏斜或應力折彎

33、，從而影響軸承內外軸線的同軸度，這兩者情況會發(fā)生在調心軸承級帶座外球面的球軸承中。這類軸承工作正常與否不受上述偏斜情況影響。 3.5.2 軸承設計公式及其參數(shù) 1、滾動軸承當量載荷計算 事先進行載荷條件預設，進而完成軸承的額定動載荷的確認。所以先假設載荷條件為：推力軸承是僅承受軸向載荷軸承；向心軸承是只承受徑向載荷軸承。軸承在很多的實際應用場合中發(fā)現(xiàn)，在同一個軸承上既有半徑方向的載荷又有軸線上的載荷，因此在對其開展壽命計算時，要進行載荷變換，得到與理論計算要求一致的載荷，這個載荷就是當量動載荷。當量動載荷有沿軸承徑向和沿軸承軸向兩類，前者沿軸承徑向的當量動載荷是沿徑向恒定載荷，而后者是

34、順著軸向的固定載荷。 當徑向載荷和軸向載荷的大小和方向不變時，當量動載荷的計算公式如下： 其中 P——當量動載荷,N Fr——軸承所受徑向載荷,N Fa——軸承所受軸向載荷,N —向動載荷系數(shù) Y——軸向動載荷系數(shù) 2、軸承壽命與基本額定動載荷關系 軸承壽命與基本額定動載荷關系的關系可表示如下 或 其中L ——基本額定壽命，106r Lh——基本額定壽命,h C ——基本額定動載荷,N P ——當量動載荷, N ft——溫度系數(shù)，軸承工作環(huán)境溫度在100攝氏度以上時，會影響基本額定壽命，需要用到溫度系數(shù)進行修訂 fp——載荷系數(shù)，軸承壽命受到運轉時

35、沖擊和振動的影響，需用到載荷系數(shù)修訂 n ——軸承工作轉速rmin ε——壽命指數(shù)（球軸承ε=3，滾子軸承ε=103） 3.5.3 一號傳動軸軸承設計分析計算 選用調心滾子軸承,分別計算軸承軸向和徑向載荷和，根據(jù)受力分析可知，兩個斜齒輪軸的向力相互抵消，故只需計算圓周力Fte和徑向力Fre即可。 計算兩軸承所經受的徑向載荷 進行受力分析，可得： 進行軸承的軸向力的計算 式中的值由的條件下得來的。 求比值取e值 查閱《機械設計手冊》可得左軸承值，右軸承值 當量動載荷： 根據(jù)《機械設計》可知軸承的

36、載荷系數(shù)范圍，可取 首先近似Y=2.3，可得到： 假定軸承在基本額定動載荷的情況下，每天工作8小時，預期壽命Lh=15000h，調心滾子軸承22236（左），調心滾子軸承22228（右）： 表3-4 軸承參數(shù)表 軸承代號 內徑dmm 外徑Dmm 寬度Bmm 22228 140 250 68 22236CC/W33 180 320 86 基本額定載荷Cr/KN 油潤滑極限轉速/r.min-1 計算數(shù)據(jù)e 計算數(shù)據(jù)Y1 478 1400 0.29 2.3 1010 1300 0.25 2.7 3.5.4 二號傳動軸軸承設計計算

37、根據(jù)實際參數(shù)要求選用調心滾子軸承,分別計算軸承軸向和徑向載荷和 ，根據(jù)受力分析可知，兩斜齒輪的軸向受力為零，所以只對圓周力Fte和徑向力Fre進行計算。 由斜齒輪的受力分析結果，對各個受力進行計算： 通過進行受力分析，可以得到： 軸承的軸向力計算 其中Y是FaFr≤e的初選值 求比值取e值 查閱《機械設計手冊》可得，左右軸承的值分別為 軸承的載荷系數(shù)范圍為取則 一號端使用 二號段使用 假定軸承在基本額定動載荷的情況下，每天工作8小時，預期壽命調心滾子軸承22228（左），

38、調心滾子軸承22236（右） 表3-6 軸承參數(shù)表 軸承代號 內徑dmm 外徑Dmm 寬度Bmm 22338 190 400 132 23064 320 480 121 基本額定載荷Cr/KN 油潤滑極限轉速/r.min-1 計算數(shù)據(jù)e 計算數(shù)據(jù)Y1 1390 850 0.36 1.8 1380 500 0.26 3.8 3.6 傳動裝置結構設計簡圖 圖3-8 傳動裝置結構簡圖 4 主要零件的強度校核 4.1 一號傳動軸強度校核 4.1.1 軸的校核計算方法的選擇

39、 對軸的強度進行核算，先對軸受力情況和分布情況再進行許用應力的選取，最后進行強度公式校核。只承受扭矩的傳動軸直接用扭轉強度校核公式計算；對于心軸，直接使用彎曲強度校核公式計算；轉軸，使用彎扭合成強度校核公式。在一些特殊的情況下需要利用疲勞強度校核公式精確校核。本次畢業(yè)設計中對軸強度的核算，利用的彎扭合成強度條件的方法。 4.1.2 軸強度校核 1、軸的受力分析 為了使各傳動軸的承受能力得到保障，所以在進行傳動裝置設計的時候，采用了很多的約束條件。在實際工程中，在滿足支撐的前提下再加一個約束力，這樣可大大減少梁的應力和彎曲變形，超靜定梁的應用就能實現(xiàn)這一結果。在本設計的傳動裝置中，就使

40、用了相似的超靜定結構支撐手段，我們假設：軸的各軸段的彎曲剛度相同。 2、超靜定結構計算 由人字齒輪的受力分析結果：兩個斜齒輪軸向受力為零，只需對圓周力Ft及徑向力Fr進行計算。 解除的支撐力Fvc在B點的撓度為 根據(jù)平衡約束可知 則 處于水平狀態(tài)的齒輪上的Ft和飛輪F在B點的撓度為wbh1 解除的支撐力Fhc在B點的撓度為wbh2 根據(jù)平衡約束wb=0可知 則 3、軸的強度校核 A B點所受到的支撐反力可以由對A點的求矩獲得： 進行垂直面的支撐反力計算 A B點的支撐反力為： b 進行危險截面的彎

41、矩計算，并完成彎矩繪制 進行垂直面的彎矩計算 計算人字齒輪中心受到的彎矩值 對B點受到的彎矩進行計算 計算飛輪處所受到的彎矩 進行水平面上的彎矩計算 計算人字齒輪中心所受到的彎矩 計算B點所受到的彎矩 計算飛輪處所受到的彎矩計算 繪制的彎矩圖如4-1所示： 圖4-1 彎矩圖 C 計算合成彎矩 合成彎矩圖 圖4-2 合成彎矩圖 d 計算危險截面當量彎矩 e 計算危險截面處的軸的直徑 故符合條件，原設計尺寸合理。 注明：以上公式來源《機械設計手冊》第3版.中國機械工程,

42、《機械設計基礎》. 4.2 傳動軸齒輪強度校核 4.2.1 齒輪強度校核計算方法的選擇 假如設計中的齒輪傳動形式使用開式軟齒輪傳動，對于其齒輪結構的相關設計可通過齒根彎曲疲勞強度公式來給出設計值；倘若以閉式軟齒輪為傳動設計方案，通常情況下軟齒面的接觸強度都不是很高，因此在開展結構設計計算時，首選齒面接觸強度公式，第一步是尺寸大小的確認，完成后，再利用齒根彎曲疲勞強度公式進行核算，有利于提升工藝性。 4.2.2 一級傳動軸齒輪齒面接觸強度和制造精度校核 取標準齒輪的區(qū)域系數(shù)為 取螺旋角系數(shù)為 1、對齒面接觸強度進行驗算 所以，該齒輪安全。 2、對齒輪的圓周速度進行驗算

43、 所以選取的6級制造精度與計算要求相符。 4.2.3 二級傳動軸齒輪齒面接觸強度和制造精度校核 1、驗算齒面接觸強度 .. 該齒輪是安全的。 2、齒輪的圓周速度 因此選8級制造精度符合計算要求 結論 剪板機作為板材加工中使用最為普遍的剪切板材裝備，在進行此次剪板機傳動系統(tǒng)設計時，查閱了大量相關傳動設計資料，最后確定的方案是使用二級齒輪傳動減速器和曲軸，并借鑒相關剪板機的設計標準，對與設計相關的各個要件都進行了合理的選擇并做出了科學的說明。并且對有關關重零件進行了強度核算，在計算得到相關設計數(shù)據(jù)后，以CAD軟件作為制圖工具，進行了系統(tǒng)總裝配圖及關重部件的圖樣

44、繪制。 通過開展剪板機設計，加深了對其裝配、傳動實現(xiàn)的認識，也對系統(tǒng)內各部件間的相關聯(lián)系更為了解。由被剪板材的厚度來計算得出所要求的剪切力，從而結合現(xiàn)有設計經驗，完成對電動機相關參數(shù)的合理選型。并以選取到的電動機的功率參數(shù)為基礎，完成對軸相關參數(shù)的計算，最后完成軸零件尺寸的確認。各個分系統(tǒng)部件設計結束后，綜合系統(tǒng)的實際工作需求及系統(tǒng)結構布局，完成關聯(lián)尺寸的確認。通過在本次設計中，長時間運用CAD進行繪制各種圖形，進行裝配圖和零件圖的繪制，操作更為流場。 致謝 時光如水，悄無聲息的流走，再也不復返。在即將畢業(yè)之際，想起剛入學的情形，恍如昨日?；仡欁约旱膶W習生涯，收獲很多，雖也有遺憾，

45、但更多的是感恩。 首先，要感謝的是我的論文指導老師。老師作為我學習道路上的引導者，不僅教給我豐富的專業(yè)知識，還在現(xiàn)實生活中給我很多幫助。尤其是在寫論文的過程中，我從最初的選題迷茫，不知如何下筆，到如今完成初稿，都要感謝老師給我的指點。使我能夠在寫作過程中不偏離方向，嚴格要求自己。對導師的治學態(tài)度，我由衷的佩服：高山仰止，景行行止，雖不能至，然心向往之。在此，對老師真摯的說聲：“感謝您！” 其次，也要感謝我親愛的同學們，是緣分讓大家相遇，是共同的學習目標將大家聚到一起，海內存知己天涯若比鄰，美好的回憶都留存心中，感謝他們對我的包容和陪伴。 最后，感謝所有的親人朋友，以及給予過我?guī)椭娜恕?

46、 參考文獻 [1] 張玲. 基于ARM剪板機數(shù)控系統(tǒng)精確定位設計[J]. 中國設備工程, 2019, 000(011):166-167. [2] 傅曉耕, 馮瀟瀟. 基于PLC的剪板機電氣控制系統(tǒng)設計與研究[J]. 機械制造與自動化, 2018, 47(06):209-212. [3] 竇高強. 閘式剪板機液壓系統(tǒng)控制剪切角調整的設計[J]. 鍛壓裝備與制造技術, 2019, v.54;No.319(01):43-45. [4] 李明. 基于PLC實現(xiàn)對剪板機自動控制的設計[J]. 數(shù)字技術與應用, 2019. [5] 黃真駒. 基于現(xiàn)代設計方法的剪板機機身結構性能研究[D].

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