機械剪板機設計含11張CAD圖,機械,板機,設計,11,十一,cad 機械剪板機設計,,姓 名：XXX 指導教師：XXX,,,,,,目錄 1.工作原理 2.總裝配圖及部裝圖 3.重要零件設計,設計任務,剪切最大厚度6mm，剪切最大板寬為3200mm,材料的強度極限為450MPa，行程次數(shù)為50次/分，剪切角度為1.5，飛輪轉速為290r/min，后擋料架擋料長度為500mm,,機械剪板機工作原理,機器的傳動： 電動機通過皮帶輪驅動大三角皮帶輪（即飛輪）使飛輪軸旋轉，再通過齒輪傳動，使主軸帶動偏心輪旋轉，從而使滑塊作上下方向的運動，進行剪切。,傳動系統(tǒng)圖,裝配圖及部裝圖,,轉鍵離合器： 后擋料裝置： 制動器： 裝配圖： ：,,,重要零件設計,,小帶輪： 大帶輪： 齒輪軸： 大齒輪： 軸： 刀片：,謝謝各位老師,, 機械剪板機設計 摘 要 機械剪板機是一種我們生活中經(jīng)常使用的機器，它的作用是剪切板料，使其達到我們需要的寬度。它的傳動過程是將電動機傳出的動力經(jīng)過帶輪減速，然后再經(jīng)過齒輪減速，再經(jīng)過大齒輪帶動偏心輪，偏心輪通過滑塊帶動連接的上刀架，實現(xiàn)斜刃剪切，達到剪切板料得目的。 本設計通過結合工廠商品樣機，以及設計參數(shù)結合各種資料設計。根據(jù)機械剪板機的剪切力計算和機器的工作環(huán)境以及最后剪切所用的功率選擇電機。高速級采V帶傳動,因為v帶可以吸收部分電動機的振動，使剪切板料時的沖擊振動不致傳給電動機，v帶可以過載保護。齒輪傳動在平穩(wěn)可靠準確主要用于低速級。最后，通過偏心輪機構，將電動機傳動軸的旋轉運動轉化為刀架的上下往復直線運動，從而實現(xiàn)剪切板料的目的。剪切時，通過壓料架和后擋料機構，來保證剪切質(zhì)量。 關鍵詞：剪板機；齒輪軸；偏心輪；平衡彈簧 Abstract Mechanical shearing machine is a kind of machine that we often use in our life. Its function is to cut the plate and make it reach the width we need. Its transmission process is the power from the motor pulley to slow down, and then through the gear reduction, after big gear drives the eccentric, eccentric head on the slider to drive connections, realize the oblique shear blade, achieve shear sheet have to. This design combines the factory commodity prototype, and the design parameter combined with various data design. According to the shear force calculation of mechanical shearing machine and the working environment of the machine and the power selection motor used in the final shear. V belt transmission is adopted at the high speed, because the v-belt can absorb the vibration of part of the motor, so that the impact vibration of the shear plate is not transmitted to the motor, and the v-belt can overload protection. Gear transmission is stable and reliable and is mainly used for low speed. Finally, through the eccentric mechanism, the rotational motion of the motor drive shaft is converted into the upper and lower reciprocating linear motion of the knife frame, thus realizing the purpose of the shear plate. When shearing, the shear quality can be guaranteed by pressing the material rack and the backstop mechanism. Key words: shearing machine; Gear shaft; Eccentric; Balance spring 3 1 目 錄 第一章 引 言 1 1.1 概述 1 1.2現(xiàn)狀及展望 1 第二章 剪切力的計算及傳動方案擬定及分析 2 2.1 設計任務書 2 2.2 剪板機剪切力的計算 2 2.2 電動機型號及參數(shù)選擇 2 2.3 傳動比分配與確定 3 第三章 帶輪傳動設計 4 3.1確定帶輪的型號與帶輪直徑 4 3.1.1確定計算功率 4 3.1.2確定帶型 4 3.1.3確定帶輪的基準直徑 4 3.2確定V帶的中心距和基準長度 4 3.3驗算包角 5 3.4計算帶的根數(shù) 5 3.4.1計算單根v帶的額定功率 5 3.4.2計算v帶的根數(shù) 5 3.5計算單根V帶的初拉力和壓軸力 5 3.6大小帶輪結構設計 5 3.6.1小帶輪結構設計 5 3.6.2大帶輪結構的設計 6 3.7飛輪設計 7 3.7.1轉動慣量計算 7 3.7.2飛輪的結構設計 7 第四章 齒輪的設計 8 4.1選定齒輪 9 4.2按照齒面接觸疲勞強度設計 9 4.2.1試算小齒輪分度圓直徑： 9 4.2.2計算齒輪參數(shù) 10 4.3按照齒輪的齒根彎曲的強度設計 11 4.3.1試算模數(shù) 11 4.3.2調(diào)整模數(shù) 12 4.4機械剪板機齒輪幾何尺寸的計算 13 4.4.1圓整中心距后的強度校核 13 4.4.2結構設計及繪制齒輪零件圖 14 第五章 曲柄連桿機構設計 15 5.1材料選擇 15 5.2曲柄連桿機構的結構分析 15 5.3確定偏心輪滑塊機構的尺寸 15 5.3.1偏心輪偏心距的確定 15 5.3.2偏心輪直徑的確定 16 5.4偏心輪結構強度校核 16 5.5結構設計 16 第六章 離合器和制動器的設計 17 6.1離合器 17 6.1.1轉鍵離合器的工作原理 17 6.1.2設計計算 18 6.1.3傳遞最大扭矩的計算 18 6.1.4離合器轉鍵圓柱部分直徑的計算 18 6.1.5轉鍵離合器的主要尺寸 18 6.1.6轉鍵離合器的校核 19 6.2制動器的設計 20 第七章 軸的設計 21 7.1 軸Ⅰ的設計 21 7.1.1 軸的材料的選擇 21 7.1.2估算最小直徑 21 7.1.3軸的結構設計 22 7.1.4 軸的強度計算 23 7.1.5軸承校核 28 7.2軸Ⅱ的機構設計 28 7.2.1軸的材料的選擇 28 7.2.2初步估算軸的最小直徑 29 7.2.3軸的強度計算 30 第八章 其他零件設計 35 8.1 平衡彈簧設計 35 8.1.1彈簧材料的選擇和許用應力 36 8.1.2平衡力的確定 36 8.1.3彈簧的尺寸計算 36 8.1.4彈簧的尺寸 36 8.2 刀片設計 37 8.2.1刀片材料的選擇 37 8.2.2刀片的結構設計 37 8.3 擋料架設計 38 8.4箱體設計 38 第九章 結論 38 參考文獻 39 謝 辭 40 第一章 引 言 1.1概述 剪板機的工藝用途是剪切各種長度的板料,可連續(xù)對各種長度的板料條料角板等進行剪切。機械剪板機是用位于上面的刀片相對位于下面的刀片作上下運動運動剪切的機器，將旋轉螺母調(diào)節(jié)到合理的刀片間隙，剪切一定長度。。壓料架用于壓緊板料，以防止未剪切的板料在剪切時移動，后擋料架通過旋轉軸和螺釘控制板料長度。如圖1-1所示： 圖1.1 機械剪板機系統(tǒng)傳動簡圖 1.2現(xiàn)狀及展望 剪板機的主要類型有：斜刃剪板機，平刃剪板機；聯(lián)合沖剪機;板料折彎剪切機;數(shù)控剪板機等。同我國較晚起步的汽車工業(yè)一樣，剪板機技術在19世紀中期才得以從美國引進，20 世紀 70 年代以前，中國的板材成形是通過雙作用機械剪切機和多臺單作用機械剪切機實現(xiàn)的,主機之間有一個工件反轉裝置。 通常，滑料板安裝在剪切機的后部,一般在剪板機后側加裝滑料板，料片固定板，承料板等機械結構。在我國，90%的這一階段的產(chǎn)品仍被保存至今并大量使用，即使在國外汽車行業(yè)，這種典型配置仍使用了近半個世紀之久經(jīng)過多年的新建和改造。國外剪板機最大可剪60x9000mm的板料，在剪3.4x3500mm以內(nèi)的板料，采用機械剪板機比液壓傳動剪板機多，傳動剪板機經(jīng)濟性好而且修理費用低。 機械剪板機的發(fā)展從人力蓄力到現(xiàn)在電腦控制，由簡單工具到采用先進技術，從而實現(xiàn)板料剪切的大型化和微型化；從低效大批生產(chǎn)到現(xiàn)在的高精尖，往專用設備發(fā)展。在提倡“互聯(lián)網(wǎng)+”的時代，機械剪板機發(fā)展目標是自動化智能化，當然在綠色發(fā)展保護環(huán)境的背景下，減少噪音，節(jié)省材料作為機器生產(chǎn)發(fā)展的方向之一。機械剪板機用處多，將會吸引國內(nèi)各方英才，學習追趕超越歐美國家的技術，迎來中國科技文明發(fā)展的春天。 第二章 剪切力的計算及傳動方案擬定及分析 2.1 設計任務書 這次畢業(yè)設計的老師所給的題目機械剪板機的設計，其中已知條件有:剪切最大厚度6mm，剪切最大板寬為3200mm,材料的強度極限為450MPa，行程次數(shù)為50次/分，剪切角度為1.5°，飛輪轉速為290r/min，后擋料架擋料長度為500mm。 2.2 剪板機剪切力的計算 機械剪板機的剪切力計算根據(jù)諾沙里公式來計算，根據(jù)已知條件以及類比樣機中的相關參數(shù)可得： （2-1） 式中 P-剪切力； -被剪板料極限強度，根據(jù)已知為，查找材料力學可知剪板材料為可鍛鑄鐵，由此可知為6%； 帶入得：剪切力.代入(2-2)： （2-2） 式中T-工作機的阻力矩，N·m; N-軸的轉速，r/min’ 計算得到剪板機所需功率。 2.2 電動機型號及參數(shù)選擇 剪板機可否進行正常的工作以及能量消耗是否合理取決于電動機的選擇。電動機功率計算公式： (2-3) 式中—工作機所消耗的功率，KW；η-傳動環(huán)節(jié)的總效率?？傂适怯山M成傳動鏈的各環(huán)節(jié)效率乘積，即η=，查找機械設計手冊，可得 -V帶效率為=0.98；-離合器效率為=0.99；-深溝球軸承效率一般為=0.98；-曲柄連桿機構效率一般為=0.95；-閉式齒輪傳動效率，7級精度為 =0.99；算得η=0.876，=10.774kw. 電動機的功率如果選的過小，則不能保證剪板機正常的工作；如果選的過大，將導致電動機的能力不能及時的得到應用，當一直處于欠載狀態(tài)工作，其效率和功率都將會下降，造成經(jīng)濟損失。由計算得到，電機功率p=10.774KW， 因此選取的電動機功率為，。同步轉速為4級1500轉/分鐘系列電動機，電動機型號為Y160M-4,額定功率，滿載轉速為。 2.3 傳動比分配與確定 已知飛輪轉速為290r/min,偏心輪機構為50r/min，帶傳動比范圍是；帶輪傳動比范圍；總傳動比范圍為?？傻每倐鲃颖龋虼丝傻茫骸?，≤8。 電機軸上功率： ： ： 第三章 帶輪傳動設計 3.1確定帶輪的型號與帶輪直徑 3.1.1確定計算功率 確定工況系數(shù)：查表機械設計（后面同書）表8-8可得：工況系數(shù)，由可得: 3.1.2確定帶型 由,主動帶輪轉速為1460r/min,根據(jù)表格8-11，選取B型V帶較為合適。 3.1.3確定帶基準直徑 1） 初選小帶輪的 2） 基準直徑：查表機械設計8-7和8-9，B型帶最適直徑為140mm,取; 合適。 3） 計算大帶輪的基準直徑： . 根據(jù)表8-9取標準直徑 3.2確定V帶的中心距和基準長度 1）初選帶輪的中心距 2）基準長度：由表8-2， 選帶的基準長度為2700mm。 3）計算實際中心距：， 中心距變化范圍：； ， 可得中心距變化范圍為559.5mm≤a≤681mm，取實際中心距. 3.3驗算包角 α=125.565°≥120°(3-8)符合要求。 3.4計算帶的根數(shù) 3.4.1計算單根v帶的額定功率 由，，查表8-4得，由，，查表8-5，得△P=0.461kw,(單根普通v帶額定功率的增率），查表8-6，根據(jù)小帶輪的包角α=125.565°，修正系數(shù)中包角為，帶長為， 3.4.2計算v帶的根數(shù) 可以計算普通v帶的根數(shù)， 取V帶的根數(shù)為Z=4根。 3.5計算單根V帶的初拉力和壓軸力 查機械設計中表8-3，B型帶單根v帶的質(zhì)量q=0.17kg/m,故,計算壓軸力：， 根據(jù)帶輪的速度v=10.69m/s≤20m/s，故帶輪的材料選取為HT150. 3.6大小帶輪結構設計 3.6.1小帶輪結構設計 查機械設計計算手冊得電動機軸的直徑為42mm；小帶輪直徑小于300mm,采用腹板式，查表可得小帶輪齒頂圓直徑為147mm.其寬度小帶輪的寬度為 B=（Z-1）e+2f=81mm.其結構如圖3.1所示： 圖3.1小帶輪結構圖 3.6.2大帶輪結構的設計 大帶輪的基圓直徑大于，采用六橢圓輪輻式。尺寸如下：B=81mm, f=12mm.其結構如圖3.2所示： 圖3.2大帶輪結構圖 3.7飛輪設計 飛輪安裝在主軸上具有能夠儲存轉動慣量的零件。軸轉速升高，飛輪動能提高，貯蓄能量；軸轉速下降，飛輪動能降低，釋放能量。飛輪可以用來減少軸運動過程的速度波動。剪切時做需要的轉靠電機和飛輪承擔。設計時，先根據(jù)剪切力和轉速參數(shù)，然后確定轉動慣量，再確定主電機功率及轉速，最后選擇，從而減少能耗。 3.7.1轉動慣量計算 皮帶輪降速后飛輪轉速在，根據(jù)已知，轉速為290r/min。轉動慣量為： 式中P-總剪切力,P=59347.629N=6055.881kg;=； B-板寬，3200mm; Φ-剪切角，1.5°；δ-剪板機中一般取14%; K -效率系數(shù)，范圍K=1.15~1.18，取K=1.16； 可得=588.646kg·m, 3.7.2飛輪的結構設計 根據(jù)飛輪轉動慣量結構上的參數(shù)，可以確定飛輪的尺寸為:,假定轉動慣量全部集中在輪緣上，因為(3-17) 式中：m為輪緣質(zhì)量；R為慣性半徑， 又有， 可知飛輪輪緣平均直徑D的平方與質(zhì)量成反比。平均直徑D選擇依據(jù)需考慮飛輪的安裝空間和控制圓周速度，防止因過大的離心力使輪輞破裂。由于大帶輪直徑為710mm，類比工廠樣機可得飛輪的輪緣平均直徑為710mm；根據(jù)上面計算公式，可得飛輪的質(zhì)量為Q=388.423kg。根據(jù)飛輪質(zhì)量計算公式： 對于較大的飛輪，其高寬比為H/b=1.5,對于較小的飛輪，其比值為2,。因為剪板機中飛輪的轉動慣量較小，因此比值取2.選取飛輪材料為HT250,可得灰鑄鐵材料的密度為7.35g/cm,即r=72030N/m.根據(jù)計算得到：b=0.049m，H=2b=0.098m.可取b=50mm,H=100mm. 驗算飛輪轉速：，符合要求。 其結構如圖3.3： 圖3.3飛輪結構圖 第4章 齒輪的設計 根據(jù)機械剪板機的傳動方案和剪板機的傳動原理圖，齒輪來為機器傳遞動力。 4.1選定齒輪 （1）選齒輪精度為7級，油潤滑，用直齒圓柱齒輪，其壓力角為20°； （2）根據(jù)表10-1，取機械剪板機小齒輪的材料是40Cr調(diào)質(zhì)處理，查機械設計計算手冊得其硬度為280HBS；取機械剪板機大齒輪的材料是45鋼，同樣進行調(diào)質(zhì)處理，其硬度為240HBS,硬度差40HBS提高大齒輪的疲勞極限. （3）小齒輪齒數(shù)取20，大齒輪齒數(shù)為117. 4.2按照齒面接觸疲勞強度設計 4.2.1試算小齒輪分度圓直徑： （1） 確定公式各個數(shù)值；1） 查相關的資料和手冊取載荷系數(shù)為； 2） 計算小齒輪的轉矩：， 3） 查表10-7取機械剪板機齒寬系數(shù)為； 4） 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù); 5） 查機械設計計算手冊表8-65取機械剪板機彈性影響系數(shù)； 6） 接觸疲勞強度重合度系數(shù)的計算： 8）查圖8-22取機械剪板機小齒輪的接觸疲勞極限；取機械剪板機大齒輪的接觸疲勞強度； 9）查相關資料和手冊公式計算出機械剪板機應力的循環(huán)次數(shù)； 10）查圖8-24選定機械剪板機齒輪的接觸疲勞的系數(shù)是;; 11）計算接觸疲勞的許用應力； 查資料取齒齒輪的失效的概率是1%，齒輪齒條式鋼筋切斷機安全系數(shù)取S=1，根據(jù)查得的公式計算的： 4.2.2計算齒輪參數(shù) 1） 計算小齒輪分度圓直徑，帶入中的小者： 2） 計算圓周速度V： 3） 計算機械剪板機的齒輪寬帶度b： 4） 計算齒寬和齒高的比值b/h： 5） 模數(shù)等于和齒高： 5)計算載荷系數(shù)； 根據(jù)v=1.064m/s，7級精度，查圖10-8（以下參考同書）查得動載系數(shù)為得; 圓周力 根據(jù)齒寬與齒高的比值，查得； 查10-2，查得使用系數(shù)； 查表10-3得直齒輪齒間載荷分配系； 查表10-4，插值法得齒向載荷分布系數(shù)齒輪的載荷系數(shù)為： 6)根據(jù)機械剪板機的載荷系數(shù)來修正齒輪的分度圓直徑，根據(jù)手冊查得的公式得： 7)計算齒輪模數(shù) 4.3按照齒輪的齒根彎曲的強度設計 4.3.1試算模數(shù) （1） 確定公式各數(shù)值； 1） 由式10-5計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)， 2） 試選 3） 計算 由圖10-17查得齒形系數(shù)為:; 由圖10-18查得應力修正系數(shù)為：； 由圖10-23c得小齒輪的彎曲疲勞極限是；大齒輪的是； 查圖10-22，得齒輪的彎曲疲勞系數(shù)是,; 4）計算彎曲疲勞及其許用應力； 查資料取疲勞安全系數(shù)是S=1.4，根據(jù)相關公式得： ， 由于大齒輪的比值大于小齒輪，所以取 （2） 機械剪板機齒輪參數(shù)的計算； 4.3.2調(diào)整模數(shù) 1） 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備： ①齒輪的寬高比： ②齒寬b： ③圓周速度： 2） 計算實際載荷系數(shù). ①由表10-4用插值法得，結合，查圖10-13得，，載荷系數(shù)為： ②由， 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)： ③根據(jù)v=1.067m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) 3） 由式10-13，按實際載荷系數(shù)得到模數(shù) 機械剪板機齒根彎曲疲勞強度得到模數(shù)比根據(jù)機械剪板機齒面接觸疲勞強度算出來的模數(shù)還要大，查取相關的資料可以得出機械剪板機齒輪模數(shù)的大小和彎曲強度計算出來的齒輪的承載能力有關，齒面接觸疲勞強度得到齒輪承載能力，只與齒輪的直徑有一定的關系；因此我們可以使用由機械剪板機彎曲強度計算而得出的模數(shù)3.941來使用，然后根據(jù)機械制圖表7-3標準模數(shù)表，取出機械剪板機齒輪的模數(shù)為m=4，使用齒面接觸疲勞強度計算出來的分度圓直徑=70.365mm，來作為,機械剪板機齒輪的分度圓直徑，最后可以計算出機械剪板機小齒輪的齒數(shù)： 相對的大齒輪的齒數(shù)等于：=5.8X21=122, 4.4機械剪板機齒輪幾何尺寸的計算 計算機械剪板機齒輪的分度圓直徑： 計算齒輪齒條式鋼筋切斷機高速軸的中心距： ɑ== 計算機械剪板機齒輪的寬帶：b==1×84=84mm考慮安裝誤差，保證齒寬，選小齒輪略加寬，大齒輪齒寬，小齒輪齒寬。 4.4.1圓整中心距后的強度校核 上述中心距不便設計和制造，需要調(diào)整。中心距圓整為,其他幾何參數(shù)不變，圓整之后變位系數(shù)和不超過工作范圍。變位后，齒輪副尺寸變化，需要重新校核強度，確定是否合理。 （1）變位系數(shù)和：①計算相關數(shù)據(jù)： ， 從圖10-21a可知，變位系數(shù)和提高齒輪強度降低重合度。分配變位系數(shù)X1,X2，由圖10-21b坐標點位于和之間,做射線得到縱坐標0.646和0.647. 仿照前面，計算式10-10中參數(shù)， 齒根彎曲疲勞強度校核 按照上面的類似做法，先計算機械設計10-6中的各參數(shù)， 4.4.2結構設計及繪制齒輪零件圖 根據(jù)上面計算結果，將所計算結果列入表4-1齒輪設計參數(shù)： 表4-1 齒輪的設計參數(shù) 小齒輪 大齒輪 齒數(shù)Z 齒頂高 齒根高 傳動比 嚙合角α 齒高h 中心距 模數(shù) 分度圓直徑 齒寬 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 節(jié)圓直徑 第五章 曲柄連桿機構設計 曲柄連桿機構是機械剪板機的典型結構，使上刀架上下移動，達到剪切的目的，同時，還具有放大力的作用。 5.1材料選擇 由于曲柄連桿機構要承受較大的的剪切力，所以應當選用剛度較大的鋼，選擇材料為45鋼。其應力為 5.2曲柄連桿機構的結構分析 曲柄連桿機構的滑塊的移動中心線通過曲柄連桿機構的中心，稱為對中式曲柄滑塊機構。由于機構需要，曲柄滑塊機構改為偏心輪，偏心輪中心與回轉中心的長度稱為偏心距，偏心距就是實際曲柄的長度，這種零件稱為偏心輪機構。偏心輪機構就是轉動副軸頸半徑大于曲柄長度曲柄滑塊機構。 曲柄存在的條件：a為最短，且a+e≤b,曲柄滑塊機構的極限位置與行程：s=2a, 曲柄滑塊機構的急回特性為的機構 最小傳動角在曲柄與導路垂直的位置，對心式曲柄滑塊機構。 5.3確定偏心輪滑塊機構的尺寸 根據(jù)曲柄滑塊的行程為20mm,采用對心式曲柄滑塊機構。 5.3.1偏心輪偏心距的確定 根據(jù)已知曲柄滑塊的行程為s=20mm,又機械原理中公式 式中工作段始點的轉角，一般取=0;工作段終點的轉角，一般取 代入數(shù)據(jù)，得偏心距為20mm。 5.3.2偏心輪直徑的確定 偏心輪直徑由自鎖條件決定，自鎖的基本條件是圓偏心輪工作時，偏心輪直徑D取決于自鎖條件，得e/R≤f(5-3) 式中R一圓偏心輪的半徑;f-摩擦系數(shù). 根據(jù)偏心輪鋼與軸之間的無潤滑摩擦，可取f=0.15.故D/e≥14即D≥14x20=280mm這里取D=280mm.一般取偏心輪的手柄長度是偏心輪直徑的4~5倍，即l/d=1.8~2.5，即L=540mm,取偏心輪的手柄長度為540mm。根據(jù)機械設計手冊中推薦的回轉軸半徑與偏心輪半徑之比為：得r=37.5mm.又因為偏心輪與軸連接的周向定位，使用鍵連接，故軸徑增大5%，取軸的直徑為115mm。 5.4偏心輪結構強度校核 剪切力,作用在曲柄上的最大的力,查機械原理公式： K為安全使用系數(shù)，查機械設計手冊得k=1.2，，計算得到N=71818.154N，因為采用雙偏心輪結構，因此每個偏心輪承受的力為 該曲柄連桿機構的最薄弱環(huán)節(jié)為上面部分，其面積為A=（70-30）X40=1600mm,大于最小需用面積，故該設計符合要求。 強度校核： (5-8) 因此此結構設計安全。 5.5結構設計 類比工廠樣機，可以確定曲柄連桿機構的結構如圖5.1所示： 圖5.1 偏心輪結構圖 第六章 離合器和制動器的設計 在曲柄壓力傳動系統(tǒng)會裝有離合器和制動器，控制軸以及其連接件的運動和停止，從而可以提高剪切速度和效率，降低電動機開關使用的次數(shù)。這樣延長電動機的壽命，機器可以在穩(wěn)定的環(huán)境中啟停，從而延長剪板機的壽命。 6.1離合器 轉鍵離合器不僅制造簡單不需要氣源，而其它的接合速度，可以承受的轉矩范圍是在，因為剪板機主軸的速度為，因此在此次機械剪板機的離合器選擇上選用轉鍵離合器。不過零件也有不完美的地方，它的缺點主要是容易損壞，噪音太高，無法實現(xiàn)緊急停車，遇到危險情況不能夠做相應的處理。上死點才能脫開這一缺點是由其結構與工作原理造成的，這樣就給操作者在操作剪板機的過程中帶來危險，所以操作員必須要小心謹慎，以免造成不必要的人身傷害，畢竟安全第一。 6.1.1轉鍵離合器的工作原理 與普通零件安裝鍵的作用不同，轉鍵離合器傳遞軸的扭矩是通過鍵在軸套中轉過一定的角度來實現(xiàn)的。當鍵達到傳遞運動的要求時，它就會卡在軸套的鍵槽中。機械剪板機采用單鍵離合器，主要結構是中套和前后端套置于齒輪輪轂中，作為離合器軸與運動原件之間連接的結構。轉鍵離合器中的變速鍵的長度必須制成等于中間套筒半月板部分的長度。當鍵在從動軸上進入鍵槽，那么該齒輪會處于空轉狀態(tài)，不能實現(xiàn)剪切。工作轉鍵一端裝撥爪，另一端裝曲柄連桿機構，通過它來連接工作轉鍵和反沖轉鍵，這樣就可以實現(xiàn)的正反轉。彈簧將轉鍵壓入曲軸內(nèi)，這樣離合器就處于分離狀態(tài)，運動就會停止。當撥爪和轉鍵被撥轉90°時，離合器就會接合一次。 6.1.2設計計算 轉鍵離合器接合一次轉鍵就會受到?jīng)_擊載荷一次，因此要選用能夠經(jīng)受沖擊載荷的材料。選中套內(nèi)套和外套材料用45鋼，熱處理硬度為；轉鍵材料為合金鋼,熱處理硬度為，。兩端處回火至；關閉器采用,熱處理硬度為. 6.1.3傳遞最大扭矩的計算 計算轉矩：根據(jù)表7.3-2離合器的計算轉矩 得到公式: 其中式中 K-離合器的工況系數(shù); T-軸的計算轉矩 表7.3-3離合器的工況系數(shù)，機械剪板機的轉鍵離合器工況系數(shù)K=1.25 計算的轉矩為 6.1.4離合器轉鍵圓柱部分直徑的計算 根據(jù)機械設計手冊中公式：，計算得到，取轉鍵直徑為 6.1.5轉鍵離合器的主要尺寸 根據(jù)表7.3-7，可得轉鍵的主要尺寸： 曲軸直徑： 擠壓面積： 轉鍵計算半徑公式： 又有壓力角計算公式為： 得到壓力角 6.1.6轉鍵離合器的校核 作用在轉鍵上的圓周力： 作用在轉鍵上的徑向力： 轉鍵擠壓應力:，符合要求 轉鍵離合器的剪切應力：，符合要求 轉鍵離合器單位長度的拉力為： 轉鍵離合器的彎曲應力： 驗算轉鍵離合器的速度：，因此工作速度安全。綜合上面的設計計算結果，可得零件圖6.1為： 圖6.1轉鍵離合器裝置圖 6.2制動器的設計 制動器利用摩擦力來降低部件運動速度或者迫使其停止運動。因相同直徑時帶式制動器的轉動力矩是塊式的，選用帶式制動器。 （1） 圓周力：根據(jù)軸的轉矩，軸的直徑為。代入公式 （2） 張力：帶入歐拉公式： 式中μ為摩擦系數(shù)，根據(jù)表格可得，α為制動輪包角，一般取代入公式得： （3） 帶寬B： 根據(jù)帶材料取，帶入:,根據(jù)推薦值取 （4） 厚度δ：厚度公式為 式中-σ為許用應力，鋼帶材料為45鋼，故；d為鉚釘直徑，取；m為鉚釘數(shù)，取，得到，，取厚度為。 （5） 鉚釘?shù)募羟袕姸? 剪切強度 鉚釘設計符合要求。 第七章 軸的設計 7.1 軸Ⅰ的設計 傳動零件的工作需要支撐和安裝的位置以及空間，這就需要軸來發(fā)揮它的作用。各個零件在軸上安裝隨著軸線的旋轉，就可以來傳遞動力和運動，然后通過軸承與機架相連，各部分就可以構成傳動系統(tǒng)，來實現(xiàn)機器的正常運轉。在機械剪板機中，主要用的是直軸中的階梯軸。 7.1.1 軸的材料的選擇 通過軸的應用條件以及運動，采用合理的熱處理方式，考慮工藝性和經(jīng)濟性的要求來選擇軸的材料。選用軸Ⅰ的材料為應用最廣泛的45鋼，并進行調(diào)制處理。根據(jù)表10-1軸的常用材料及其力學性能，45鋼調(diào)制處理后的力學性能： 7.1.2估算最小直徑 設計軸時通常需要先估算軸的最小直徑，不能小于最小直徑，將其作為軸的直徑和長度的設計依據(jù)。根據(jù)軸的強度設計，轉軸受彎扭聯(lián)合作用，軸會受到彎曲和扭曲以減小許用應力。首先，根據(jù)扭轉強度條件，估計受扭矩影響的軸部分的最小直徑，然后通過結構設計確定每個軸段的直徑。 根據(jù)表10-2軸常用材料的幾種材料的及A值，軸的材料為45鋼，其，A=，取A=115，根據(jù)軸Ⅰ的功率，轉速為。帶入公式計算：，取。小齒輪齒頂圓直徑，故該段軸制成齒輪軸。 7.1.3軸的結構設計 為了估算軸的直徑，合理地布置軸上各零件的軸向定位。根據(jù)軸的結構設計，軸部的軸向位置是固定的，軸部的圓周連接容易，軸結構容易制造，軸部件方便。 軸上零件的裝配和拆卸，也是考慮軸設計是否合理的依據(jù)，并解決或減少壓力集中等問題，只有各方面都得到考慮，軸才能夠符合使用要求。 （1） 軸段①的結構設計 該段軸上安裝飛輪，根據(jù)前面計算結果，飛輪的直徑為710mm，飛輪的寬度為50mm。軸的軸向尺寸，根據(jù)飛輪輪轂寬度確定，因此該段軸的長度為48mm，根據(jù)初算，由于飛輪處安裝鍵槽，故軸徑增大5%，取軸的直徑為46mm。 選取普通平鍵來連接軸與飛輪，根據(jù)軸的直徑為55mm，查手冊中表4-3-18得到，鍵的公稱尺寸，選擇其長度為40mm. 校核鍵強度： （2） 軸段②的結構設計 該軸段用于對飛輪和帶輪定位，采用套筒。取該段軸的長度為，根據(jù)，得軸的直徑為 （3）軸段③的設計 軸段③安裝大帶輪，根據(jù)前面計算結果大帶輪的直徑為710mm,大帶輪的寬度為81mm。軸的軸向尺寸應該略小于大帶輪的輪轂寬度，因此取該段的軸長度為76mm，該段軸的直徑為. 帶輪在軸上安裝需要鍵進行周向定位。選取普通平鍵來連接軸與帶輪，同時為了滿足飛輪在軸上的軸向固定，根據(jù)軸的直徑為，機械設計手冊中表4-3-18得到，鍵的公稱尺寸，選擇其長度為70mm 校核鍵強度 （4）軸段④的結構設計 帶輪軸向固定軸肩,考慮密封原因同上，直徑為,長度為，H為帶輪端面與軸承端蓋間的距離，為避免干涉，取；e軸承端蓋的厚度，取15mm；m軸承蓋止推套筒長度，近似取 （5）軸段⑤的結構設計 安裝軸承，取直徑為由于剪切力較大需要承載能力大且適用于重載或振動載荷的軸承,選軸承為調(diào)心球軸承，初選軸承型號為1213，，則。 （6）軸段⑥的結構設計 該軸段為中間軸段，作為軸承的定位軸肩取該軸段的直徑為，該段長度應大于剪板機可剪板料的長度，取該段長為. （7）軸段⑦的設計 齒輪軸段，根據(jù)齒輪尺寸得軸的直徑為，該段長度應接近剪板機可剪板料的長度，長度. （8） 軸段⑧的設計 該軸段將做成齒輪軸，直徑為，長度為 （9）軸段⑨的設計 查表得到軸承1213的安裝尺寸為，取該段軸的直徑為74mm,長度為. （10）軸段⑩的設計 ，直徑為。 軸的結構如圖7.1所示： 圖7.1齒輪軸結構圖 7.1.4 軸的強度計算 輸入軸裝配草圖如圖7.2所示： 圖7.2齒輪軸裝配草圖 根據(jù)機械剪板機軸的彎扭合成應力校核機械剪板機軸的強度 計算作用在機械剪板機齒輪軸上所受的力 剪板機作用在小齒輪上的力 計算機械剪板機齒輪軸上所受的支反力 垂直面上的分力， ； ； 齒輪軸受力草圖如圖7.3所示： 圖7.3齒輪軸受力草圖 水平面的分力 由機械剪板機各裝配零件沒有產(chǎn)生水平分力，得N 力支點上產(chǎn)生的支反力 N 由于Fp方向沒有確定，所以我們按照最不利的情況進行考慮: 機械剪板機在軸上垂直面產(chǎn)生的彎矩圖如圖7.4所示： 圖7.4齒輪軸受力彎矩圖 水平面上產(chǎn)生的彎矩：由于平方向上沒有力的作用，因此水平面上的彎矩也沒有。 Fp力對機械剪板機軸的彎矩。 帶輪對軸的彎矩圖如圖7.5所示： 圖7.5帶輪的彎矩圖 合成機械剪板機齒輪軸的彎矩 合成彎矩圖如圖7.6所示： 圖7.6 齒輪軸所受合力彎矩圖 機械剪板機齒輪軸相應的轉矩如圖7.6所示： 圖7.6齒輪軸轉矩圖 根據(jù)相關資料和手冊，取軸的彎曲系數(shù)=0.6，則 計算機械剪板機軸的合成彎矩圖如圖7.7所示 圖7.7 齒輪軸合成彎矩圖 7)根據(jù)根據(jù)機械剪板機軸的強度 由彎矩圖可以知到，a截面上的計算彎矩是其中最大，這處的計算應力是 Ⅵ截面上的計算應力是 Ⅴ截面的計算應力為 應力值小于材料的許用應力=60MPa，所以軸安全。 7.1.5軸承校核 調(diào)心球軸承可以承受徑向載荷不宜承受軸向載荷，向心軸承的當量動載荷為，剪板機所受載荷較大故，軸承承受徑向力為 帶入可得。 計算軸承壽命：可靠度為0.98的軸承壽命系數(shù)為。設機器在該力的作用下循環(huán)次數(shù)為壽命，根據(jù) 球軸承，得≤，軸承選用合理，采用脂潤滑。 7.2軸Ⅱ的機構設計 7.2.1軸的材料的選擇 軸Ⅱ的材料45鋼調(diào)制處理。 7.2.2初步估算軸的最小直徑 根據(jù)表10-2軸常用材料的幾種材料的及A值，軸的材料為45鋼，其，A=118~107，取A=115。根據(jù)軸Ⅱ的功率，轉速為。帶入公式計算：。 （1）軸段①的結構設計 該段軸上安裝大齒輪，根據(jù)前面系統(tǒng)圖可知，大齒輪是安裝在轉鍵離合器外面的，因此該段安裝的是轉鍵離合器。根據(jù)前面計算結果，轉鍵處曲軸的直徑為100mm,該段長度為207mm. （2）軸段②的結構設計 該段安裝轉鍵離合器的端部，對轉鍵離合器進行軸間定位。根據(jù)轉鍵設計結果，可得該段的直徑為106mm,該段長度為90mm. （3）軸段③的結構設計 該段軸用來安裝偏心輪，根據(jù)對偏心輪的計算，可知該段軸的直徑為115mm,又根據(jù)偏心輪的寬度為70mm，因此選取該段軸的長度略短于偏心輪的長度，因此取該段的長度為68mm.軸與偏心輪連接需要鍵，根據(jù)軸的直徑選擇鍵的尺寸：，選擇鍵長為63mm. 校核鍵的強度：，因此該鍵符合使用要求。 (5)軸段⑤的設計 該段軸在兩個偏心輪之間，取兩個偏心輪之間的距離為,該段軸直徑為. （6）軸段⑥的設計 該段用于安裝制動器，根據(jù)制動器的寬度，直徑為。故該段軸的,直徑為。 制動器與軸的連接需要鍵連接，根據(jù)直徑選擇鍵的尺寸為：，選鍵寬為.校核鍵： （7）軸段⑦的設計 該段對制動器進行軸向定位，取其直徑為，長度為。 （8）軸段⑧的設計 該段軸用來安裝偏心輪，根據(jù)前面可知該段軸的直徑為115mm,該段的長度為68mm. （9）軸段⑨的設計 該段用來對偏心輪進行軸向定位，并安裝箱體。取該段長度為，直徑為。 根據(jù)上面數(shù)據(jù)，畫出軸與轉鍵離合器的結構圖如圖7.8所示： 圖7.8軸及轉鍵離合器結構圖 7.2.3軸的強度計算 軸裝配草圖如圖7.9所示： 圖7.9 軸的裝配草圖 根據(jù)軸的彎扭合成應力校核強度 計算作用在軸上所受的力 剪板機作用在大齒輪上的力 計算齒輪在軸上的支反力 垂直面上的分力， ； ； 作用在偏心輪上的力: , 由于齒輪也對該面有力的作用得支反力為： 制動器的受力： 作用在偏心輪上的力: 畫出各力在軸上受力方向如圖7.10所示： 圖7.10 軸受力草圖 對其在軸上產(chǎn)生力矩的計算： 可得軸受齒輪作用的力的彎矩圖如圖7.11所示： 圖7.11 齒輪作用在軸上的彎矩圖 水平面的分力 由軸上的各零件主要產(chǎn)生徑向載荷，其軸向載荷很小可忽略不計，得N由于平方向上沒有力的作用，因此水平面上的彎矩也沒有。 力對軸的彎矩。 制動器作用在軸上的彎矩圖如圖7.12所示： 圖7.12制動器作用在軸上的彎矩圖 合成軸的彎矩 齒輪軸受力合力彎矩圖如圖7.13所示： 圖7.13軸受力合力彎矩圖 機械剪板機齒輪軸相應的轉矩圖如圖7.14所示： 圖7.14 軸的轉矩圖 根據(jù)相關資料和手冊，取軸的彎曲系數(shù)=0.6，則 計算機械剪板機軸的合成彎矩圖如圖7.15所示： 圖7.15 軸合成彎矩圖 7)校核軸 由彎矩圖可以知到，a截面上的計算彎矩是其中最大，這處的計算應力是 Ⅵ截面上的計算應力是 Ⅴ截面的計算應力為 應力值小于材料的許用應力，所以軸安全。 第八章 其他零件設計 8.1 平衡彈簧設計 壓料架的作用是為防止板料在剪切過程中，如果沒有壓料裝置就會發(fā)生擺動，這樣會影響剪切質(zhì)量，容易產(chǎn)廢棄板料造成經(jīng)濟損失。平衡裝置設置的目的是為了防止有上刀架向下運動超速就會具有沖擊載荷，而且壓料架也有質(zhì)量，在高速且較重的條件下就會有較大的慣性載荷。壓料力是通過改變壓料彈簧的壓縮量，壓料彈簧就會壓緊與拉長，進行調(diào)整。圓柱螺旋壓縮彈簧的特性接近于直線型，剛度穩(wěn)定，應用最廣。因此在生產(chǎn)中利用圓形截面圓柱彈簧，它的伸縮將會使壓料架的上下運動。 8.1.1彈簧材料的選擇和許用應力 彈簧在變載荷下工作，為使彈簧工作可靠，彈簧材料的彈性極限和疲勞強度高，韌性和熱處理性能號。根據(jù)表16-2，具有較高的疲勞強度彈性好的材料是，，切變模量，彈性模量為,硬度范圍40~50MPa.根據(jù)表16-3得旋繞比為C=8 彈簧曲度系數(shù) 8.1.2平衡力的確定 在剪切過程中，上刀片對板料的力水平向前，為防止其移動，壓料架摩擦力大于剪切力。剪切開始，板料的摩擦力的為.當剪切繼續(xù)，頂面摩擦力為,底面摩擦力不變， 因此，時， 總壓料力為： 壓料裝置上安裝有兩個彈簧，所以 8.1.3彈簧的尺寸計算 試算彈簧絲直徑: 根據(jù)表16-6，取彈簧絲直徑為，第二系列。 對于壓縮彈簧，根據(jù)變性條件求出彈簧的工作圈數(shù) ， 取，則.取0.5圈圈，有效圈數(shù)，則總圈數(shù)為16圈。 彈簧的剛度為：。 8.1.4彈簧的尺寸 彈簧的初拉力： 初應力： 按照圖16-9，當C=8時，則，因此該彈簧的應力符合要求。 極限工作拉力，取 極限工作載荷： 彈簧的零件圖如圖8.1所示： 圖8.1 平衡彈簧零件圖 8.2 刀片設計 剪板機上刀刃運動，下刀刃固定。為了讓刀架均勻連續(xù)剪切，上刀刃沿著刀架回轉中心為圓心，以剪切半徑的圓弧擺動，擺動角度為剪切角。 8.2.1刀片材料的選擇 剪板機中的刀片要承受較大的剪切力，因此在選擇刀片材料是應該要求能承受沖擊載荷而且要求耐磨。根據(jù)刀片要求查找資料選取刀片的材料為，鉻硅鋼中加入一定量的鎢而形成的鋼種。 8.2.2刀片的結構設計 上刀刃自左至右既要沿弧線上又要沿剪切角上升，其軌跡方程為：，其中θ為剪切角。根據(jù)前面已知，剪切行程為20mm,剪切角為1.5°。 計算擺動中心到下刀架的距離a: 回轉半徑為： 刀片左邊線和右邊線距擺線中心距的距離： 刀片墊片的厚度為： 根據(jù)上面計算結果，查得刀片的尺寸為。 因為機械剪板機剪板的最大寬度為3200mm,因此應該要有8片刀片，上下兩組每組4片。刀片結構如圖8.2所示： 圖8.2 刀片零件圖 8.3 擋料架設計 后擋料架裝置的作用是控制板料剪切的長度，首先將螺釘松開，旋轉軸，移動擋料架達到板料剪切所需要的長度，再固定好螺釘，為了保證加工中板料的剪切質(zhì)量擋料架與下刀刃之間的距離不能小于10mm，以防出現(xiàn)剪切振動以及板料剪切的長度無法達到預期效果。根據(jù)后擋料架機構的擋料長度為500mm。類比工作樣機：擋料軸設計長為,擋料軸的直徑設計為50mm。 8.4箱體設計 箱體采用鑄造加工，由于承受較大的沖擊載荷材料選為鑄鋼，由于板料較長而且需要承受較大的機身重量，取剪板機的箱體壁厚為，長度為，寬為，高為。 第九章 結論 我們這次設計的是機械剪板機，工作原理簡單，適用范圍比一般的機器更加的廣，同時機械剪板機的造價便宜，機器功能也比較穩(wěn)定，因此在機械加工中得到廣泛的應用。雖然科技在不斷地進步，機械剪板機進展不是特別快，不管是機器的結構上面還是易損件的改變上以及刀口間隙調(diào)整上，都沒有做出有效的成果。使用時不能實現(xiàn)全自動，操作員工作條件比較危險，維修時費時費力。 在設計機械剪板機的過程中，必須對在大學四年里所學的知識進行重新的整理歸納的過程，在設計過程中還必須查取大量的文獻和書籍資料。這次的畢業(yè)設計所設計的機械原理中最為重要的是偏心輪機構。這對于我個人而言，從找資料到設計，是非常艱難的過程。這對個人所學知識進行了極大的考驗。通過資料和工廠中的樣機結合在一起，將設計中所涉及的知識讀懂看透，才可以真真正正的完成這次機械剪板機的設計。 這次設計的機械剪板機還有很多不足的地方，今后還需要很長時間的實驗與修改。在經(jīng)過接近3個月的剪板機設計中，我懂得了設計源于積累，只有厚積才能薄發(fā)。非常感謝我的指導老師，是她帶領我將機械剪板機的設計一步一步地走向終點。 參考文獻 [1] Zhihong Liang, Kun Yang, Yaowei Sun. 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[11] 濮良貴，紀名剛.機械設計（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2006 [12] Huo R,Nakamachi Eiji. 3- D Dynamic explicit fin nit element simulation of plane forming. Proceedings of 4th ICTP, China1828-1833,1993. 謝 辭 經(jīng)過老師孜孜不倦的教誨，同學的熱心幫助，我自己的認真努力，終于走到了畢業(yè)設計這最重要的一步，在這里我非常感謝我的女神指導老師金春花教授，是她用自己的知識和耐心讓我的畢業(yè)設計從懵懵懂懂，我一直以學如不及,猶恐失之的心態(tài)緊跟老師指導的步伐，到現(xiàn)在終于可以將畢業(yè)設計做到了尾聲。跟著老師我學習到的不僅僅是機械設計方面的知識，更是對待知識的尊重，對待研究的態(tài)度，對待設計的精益求精，以及老師對我們每個人的耐心指導。每次老師對我們做的對與錯以及該如何修改，她都會用更專業(yè)的知識來講解，這讓我很感動，是她幫助我在這段時間里有很大的進步。 42