大型电机用冷轧硅钢片剪切设备的设计【3张CAD图纸、说明书全套】【YC系列】
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3张CAD图纸、说明书全套
YC系列
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大型电机用冷轧硅钢片剪切设备的设计目 录第一章 绪论31.1选题背景及其意义31.2国内外研究现状与发展趋势3第二章 钢片剪切设备总体设计52.1设计要求52.2方案论证52.2.1凸轮机构方案52.2.2曲柄滑块机构方案52.3总体传动方案确定62.4剪切机能力参数计算72.4.1 剪切过程分析72.4.2平行刀片剪切机的剪切力与剪切功72.5电动机的选择及总体参数计算92.5.1电动机类型和结构形式的选择92.5.2 电动机功率的选择92.5.3计算传动装置的运动和动力参数10第三章 传动系统的设计及计算123.1 V带传动的设计及计算123.1.1确定计算功率123.1.2选择带型123.1.3确定小带轮的基准直径123.1.4确定中心距和带轮的基准长度133.1.5验算主动轮上的包角133.1.6确定带的根数143.1.7确定带的预紧力143.1.8计算带传动作用在轴上压轴力143.1.9带轮结构的设计153.2齿轮传动设计183.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数183.2.2按齿面接触强度设计183.2.3按齿根弯曲强度设计203.2.4几何尺寸计算213.2.5验算223.2.6结构设计及绘制齿轮零件图223.3轴的设计243.3.1主动轴设计243.3.2从动轴的设计27第四章 曲柄滑块机构设计294.1曲柄滑块机构的运动学分析294.1.1建立曲柄滑块机构的数学模型294.1.2建立位移方程294.1.3建立速度方程304.1.4建立加速度方程304.2曲柄滑块机构设计304.2.1材料的选择314.2.2确定曲柄滑块杆件长度314.2.3结构设计324.2.4强度校核324.2.5电动机的校核33结 论34参考文献35致 谢36第一章 绪论1.1选题背景及其意义电机定子铁心冲片外径一般小于1m的用圆整冲片，大于0.99m的用扇形冲片，上海电机厂生产的大型电机定子铁心冲片为扇形的冷轧硅钢片冲制而成。为了提高硅钢片的下料利用率，剪切时必须考虑套裁，减料设备应能剪切出与两侧面成非直角的冷轧硅钢片。本课题是根据用户要求，进行大型电机用冷轧硅钢片剪切装置的合理设计，使其达到结构简单、操作方便、性能可靠、有效保证产品质量、产量的要求。本课题内容主要涉及工程力学、机械设计、制图公差等方面的知识，通过本次毕业设计，培养学生调查研究、检索中外文献和综述的能力，综合运用专业理论、知识分析解决实际问题的能力和计算机绘图等能力。1.2国内外研究现状与发展趋势随着时代的发展，对于剪切机的研究速度也在迅速发展。目前国内外有许多质量上乘， 性能优良的剪切机。 在国内2007年4月8日，经过马鞍山公司近一年的攻关研究，年产60万吨棒材生产线850吨冷剪切机及定尺机成套设备，顺利通过了中国冶金设备总公司的试车和验收，各项技术指标和参数完全符合设计要求。成为继河南洛阳矿山机械厂之后，国内第二家制造最大冶金剪切设备的厂家。 850吨冷剪切机及定尺机成套设备是年产60万吨棒材生产线设备。用于冷态圆钢，螺纹钢，棒材轧件定尺剪切，它的最大剪切力大于850t，剪刃有效剪切宽度大于1200mm，被剪切棒材规格12-50mm圆钢，螺纹钢，定尺长度6-12m。制作这台工艺复杂，技术难度空前的单体设备在该公司尚属首次，就是国内也只有河南洛阳矿山机械厂一家。为此，公司把它作为新产品开发项目。该公司工程技术人员大胆创新，按照意大利达涅利司图纸的技术要求，设计出一套行之有效加工和装配的工艺方案。为保证冷剪结构件箱体各相对面和内腔体的轴孔尺寸公差和形位公差在同轴度和位置度上，便于穿过和摆放偏心轴，该公司利用捷克250数控镗铣机进行数控编程，加工，确保万无一失。要在不足10平方米的箱体里装配偏心轴，多级硬齿面齿轮，润滑系统，液压系统，气动系统及上述系统到设备的管路，困难可想而知。尤其是偏心轴与大齿轮采用大锥度无键联结，只能通过刮研的方法实施传动，研磨率要求85%以上，从而使剪刃的平行度在0.2到0.3mm范围之内，达垂直剪切。装配钳工自行设计定位块，偏正吊具等工装，反复试验，终于解决装配中这一技术难题。这套850吨冷剪机设备的成功制造，标志着该公司的轧刚设备制造能力达到国内一流水平。 美国拉邦迪公司生产有几种尺寸型号的移动式剪切机，主要用于废料场作业，剪切力为9.8-118百万吨。液压缸设计非常合理，易于联通挖掘机上的液压系统，上述剪切机所具有的剪切力可以切割车厢里的框架以及各类金属梁，管和各种截面的电源线。美国Allied Gotr 公司有AG,p,S三种型号的移动式剪切机。AG型剪切机由一个带有突出部分的三角形机架和一个饺装在机架上的双臂杠杆组成，双臂杠杆上除剪切刀杆之外。还装有一个带动液压缸的双节机械装置。机架前装有剪刀吊杆，而机架本身则固定在挖掘机悬臂上。由于是双节饺合悬臂上。由于是双节饺合机构，当剪切机处于较大剪切力时，可使剪口张大。P型剪切机再构造型式于AG型相同，但被剪切材料可应自动固定在刀区内，以使液压缸产生的作用力得到有效的利用。S型剪切机安装在带有2-3节悬臂的普通装载机上。这种剪切机的剪切力的利用率与P型剪切机相同。 根据国内外的剪切机发展不难发现，剪切机在轧钢方面的巨大作用。随着我国经济和科技的发展我相信我国剪切机的发展会更上一个台阶的。与世界现在剪切机的差距也会越来越小。第二章 钢片剪切设备总体设计2.1设计要求剪切机最大剪切力：400吨被剪钢坯最大端面尺寸2mm1000mm剪切温度800每分钟裁剪次数：18次刀片行程：300mm代表钢种50WW10002.2方案论证2.2.1凸轮机构方案图2-1 凸轮机构原理图凸轮机构的工作原理如图2-1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。2.2.2曲柄滑块机构方案 曲柄滑块机构的工作原理如图2-2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。图2-2 曲柄滑块机构原理图该机构具有结构简单、加工容易、维修方便、经济实用的优点，故采用此方案即曲柄滑块机构作为执行机构比较合适3。2.3总体传动方案确定综合考虑，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2-3 系统传动简图2.4剪切机能力参数计算2.4.1 剪切过程分析轧件的整个剪切过程可氛围两个阶段，即刀片压入金属与金属滑移。压入阶段作用在轧件的力，如图2-2所示。图2-4 轧件的剪切过程当刀片压入金属时，上下刀片对轧件的作用力P组成力矩Pa，此力矩是轧件沿图方向转动，而上下刀片侧面对轧件的作用力T组成的力矩Tc 将力图阻止轧件的转动，随着刀片的逐渐压入，轧件转动角度不断增大，当转过一个角度后便停止转动，此时力矩平衡，即Pa=Tc。轧件停止转动后，刀片压入达到一定深度时，为克服了剪切面上金属的剪切阻力，此时，剪切过程由压入阶段过渡到滑移阶段，金属沿剪切面开始滑移，直到剪断为止。2.4.2平行刀片剪切机的剪切力与剪切功（1）剪切公称能力的确定剪切机的力能参数包括剪切力和电机功率。剪切力是剪切机的主要参数，驱动剪切机的电机功率及剪切机主要零件尺寸的确定，完全使用或充分发挥剪切机的能力都与剪切力有关。在设计剪切机时，首先要根据所剪轧件最大断面尺寸来确定剪切机公称能力，它是根据计算的最大剪切力并参照有关标准和资料来确定的。1）.当轧件材料为Q235-A时 最大剪切力为： Pmax=KmaxFmax (2-5)式中：Fmax 被剪轧件最大的原始断面面积，mm max 被剪轧件材料在相应剪切温度下最大的单位剪切阻力，MPa根据图8-7.a（轧钢机械），取max=100MPa;K 考虑由于刀刃磨钝、刀片间隙增大而使剪切力提高的系数，其数值根据剪切机能力选择，中型剪切机，K=1.2。 按钢坯断面尺寸： 180180 mmmm Fmax=180180=32400 mm2 按钢坯断面尺寸： 165225 mmmm Fmax= 165225=37125 mm2故： Pmax=KmaxFmax=1.2100165225=3.89 MN2） 当轧件材料为27SiMn时因为该剪切材料无单位剪切阻力实验数据，所以最大剪切力为： Pmax=0.6KbtFmax (2-6)式中：K同轧件材料Q235-A一样，K=1.2； bt被剪轧件材料在相应剪切温度下的强度极限，MPa，根据表8-4（轧钢机械），取bt=200MPa； Fmax轧件最大的原始断面面积，mm2，根据上述 1） 中计算可知， Pmax=0.61.2200165225=5.35 MN综合以上计算结果，并考虑到今后剪切轧件品种的扩大，且结合我国国标所规定的系列标准，将剪切机公称剪切力确定为6.3 MN。而实际工程中，考虑到我们设计结构的要求，确定为5.0 MN，相当于500T液压键切机。（2）剪切功的计算根据剪切功可以近似而方便的计算出键切机功率。剪切功与剪切力和刀片行程有关，当不考虑刀片磨钝等因素时，可按以下公式计算： A= Pmaxh (2-7) 式中：A 剪切功，Nmh钢坯厚度，mPmax最大剪切力，N则： A= Pmaxh=5.351801000=963000 Nm2.5电动机的选择及总体参数计算2.5.1电动机类型和结构形式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4。2.5.2 电动机功率的选择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5：= （4-1）式中 剪切力 =101039.8=98000N 被剪板料强度极限，实际中的板料=500N/mm 被剪板料延伸率，=25% 被剪板料厚度 上刀刃倾斜=2 被剪部分弯曲力系数，=0.95 前刃侧向间隙相对值，=0.083 压具影响系数x=7.7把已知数据代入式（4-1） 解得：=4.63mm根据表8-2-2，Q11型剪板机技术参数1，类比实习时工厂的样机，选取电动机的功率为5.5kW。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=24。二级圆柱齿轮减速器传动比=840，则总传动比合理范围为 =16160,则电动机转速可选范围为： = =(16160) =4804800r/min查表19.1 Y系列三相异步电动机的技术数据6,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%。2.5.3计算传动装置的运动和动力参数（1）计算传动装置的合理传动比总传动比 = （4-2）=式中 三角带传动比圆柱齿轮传动比取=4 =（2）计算运动和动力参数1.计算各轴转速 = r/min= r/min2.计算各轴的功率查得4各部件传动效率为： 圆柱齿轮：0.940.96 =0.95 三角带传动：0.940.96 =0.955 轴承(每对)：0.970.99 =0.98 则总传递效率为：= = = =5.15kW= =4.79kW3.各轴转矩 = 式中 电动机转矩；电动机功率；满载转速6； = = Nm =Nm= = Nm= = Nm= Nm第三章 传动系统的设计及计算3.1 V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。3.1.1确定计算功率 = (5-1) =kW 式中 传动的额定功率（）工作情况系数查表8-64，载荷变动较大，软启动每天工作时间小于10小时，取=1.2。3.1.2选择带型根据=6.6kW和主动带轮（小带轮）转速= r/min，查图8-84中选定A型V带。3.1.3确定小带轮的基准直径(1)初选小带轮的基准直径查参考文献4取主动轮基准直径=mm。(2)验算带的速度=m/s 由于过小，表示所选的过小，这将使所需要的有效拉力过大，即所需要的跟数过多，于是带轮的宽度，轴径及轴承的尺寸都要随之增大。 取=mm= =m/s=m/s(3)计算从动轮的基准直径=640mm并按照V带轮的基准直径系列进行圆整,圆整后=640mm3.1.4确定中心距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取 代入=mm , =mmmm取=mm =mm,根据带传动的几何关系,按下式计算所需带的基准长度 + + (5-2)mm=mm由参考文献7表33.19取=mm，由于V带的中心距一般是可以调整的,故采用下式进行近似计算=mm=mm 考虑安装调整和补偿预紧力(如带伸长而松弛后的紧张)的需要，中心距的变化范围为=mmmm =mm=mm。 3.1.5验算主动轮上的包角 根据对包角的要求，应保证主动轮上的包角满足要求。3.1.6确定带的根数 (5-3)式中 包角系数，查得0.91长度系数，查得1.13单根V带的基本额定功率，查得0.94kW单根V带额定功率的增量,查得0.5kW4代入数据得=根3.1.7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= (5-4)式中 V带单位长度的质量，查得=0.10kg/m=N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4。3.1.8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。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紧力的合力来计算4，即= 式中： 带的根数 单根带预紧力 主动轮上的包角= N=1437.3N3.1.9带轮结构的设计(1)小带轮的结构设计1.材料：HT2002.确定带轮的形式由参考文献6得：电机轴=38mm，电机轴伸出长度为E=80mm，且已知小带轮的基准直径=160mm，2.5=2.538mm=95mm2.5300mm所以小带轮采用腹板式结构。带轮的基准直径为160mm，外径=168mm。3.轮槽的尺寸查表8-10 4得带轮的轮槽尺寸如下：轮槽基准宽度=11.0mm基准线上槽深=2.75mm基准线下槽深 =8.7mm槽间距=150.3mm 第一槽对称面至端面的距离=mm最小轮缘厚=6mm轮槽角=38轮槽结构如图5-1所示。图3-1 轮槽结构4.确定小带轮外形尺寸带轮宽： =(5-1)15+210mm=80mm带轮外径：=160+24mm=168mm轮缘外径： =(1.82) =(1.82)38mm=(68.476)mm，取=70mm轮毂长度： 因为=80mm1.5=1.538mm=57mm 所以=(1.52) =(1.52)38mm=(5776)mm，取=60mm。 =(1/7-1/4) =(1/7-1/4)80mm=(11.4320)mm 取=15mm小带轮的结构如图5-2图3-2 小带轮结构(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=35mm，已知大带轮的基准直径=640mm300mm，所以大带轮选用轮辐式结构。43、轮槽尺寸同小带轮。4、轮缘及轮毂的尺寸：带轮宽： =(5-1)15+210mm=80mm带轮外径：=640+24mm=648mm轮毂外径：=(1.82)=(1.82)35mm=(6370)mm，取=70mm轮毂长度：因为=80mm1.5=1.535mm=52.5mm 所以=(1.52) =(1.52)38mm=(5776)mm，取=60mm。 = (5-5)式中： 传递的功率，为5.15kW 带轮的转速，为240r/min 轮辐数，取4=mm=50.8mm=0.8=0.850.8mm=40.6mm=0.4=0.450.8mm=20.3mm=0.8=0.820.3mm=16.2mm=0.2=0.250.8mm=10.2mm=0.2=0.240.6mm=8.1mm大带轮的结构如图5-3图5-3 大齿轮机构3.2齿轮传动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4。3.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）齿轮类型的选择根据设计的传动方案选择直齿圆柱齿轮传动。（2）齿轮材料的选择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293.5HBS8。（30选取精度等级 因其表面经过调质处理，故选用8级精度。（4）选择齿数选小齿轮齿数为Z1=20，大齿轮齿数Z2=uZ1=820=1603.2.2按齿面接触强度设计由设计公式4进行试算，既： 2.23 (7-1)（1）确定公式内的各个计算数值1.试选载荷系数=1.32.计算小齿轮传递的转矩=95.5105Nmm=2.049105 Nmm3.选取齿宽系数=0.64.材料的弹性影响系数=189.8MPa5. 接触疲劳强度按齿面硬度查得4大齿轮接触疲劳强度极限=610MPa，小齿轮的接触疲劳强度极限=650MPa6.计算应力循环次数=602401（303008）=1.0368109=0.12961097.接触疲劳强度查得4=1.0, =1.18. 计算接触疲劳许用应力取失效效率为1%，安全系数=1，有=1.0650=650MPa=1.1610=671MPa（2）计算1.小齿轮分度圆直径将以上所有数据代入公式(7-1)有d1t2.23=2.32=81.016mm2.计算圆周速度=m/s=1.018m/s3.计算齿宽=0.681.016=48.610mm4.计算齿宽与齿高之比b/h模数 =4.051mm齿高 =2.25=2.254.051mm=8.041mm=48.610/9.115=5.3335.计算载荷系数根据=1.081mm/s，8级精度，查得动载系数=1.1;直齿轮假设100N/mm;由表查得=1.2；=1.5；查得齿向载荷分配系数用内差法得 =1.23，并且=4.44，8级精度，并调质处理，查得弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数=1.16；故载荷系数 =1.51.11.21.23=2.43546.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径=81.016mm=99.87mm7.计算模数 =mm=4.99mm3.2.3按齿根弯曲强度设计由齿根弯曲强度的设计公式4： (7-2)（1）确定公式内各计算数值1.弯曲疲劳强度查得8小齿轮的弯曲疲劳强度极限=426MPa。大齿轮的弯曲疲劳强度极限=430MPa。2.弯曲疲劳寿命系数查得=0.88，=0.9。3.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 =1.4 由得=267.77MPa=276.4MPa4.载荷系数K =载荷系数 =1.51.11.21.116=2.297。5.计算大、小齿轮的并加以比较=0.01621=0.01422小齿轮的数值大 （2）设计计算=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圆直径d1=99.87mm，算出小齿轮齿数=25大齿轮齿数 =825=200 取Z2=2003.2.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径=254=100mm =2004=800mm（2）计算中心距=450mm(3)计算齿轮宽度=0.6100=60mm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=65mm大齿轮的齿宽=60mm。3.2.5验算=N=4098N= N/mm =102.45N/mm100 N/mm合适。3.2.6结构设计及绘制齿轮零件图(1)对小齿轮的结构设计计算小齿轮结构参数齿顶高 =41 mm =4mm 齿根高 =4（1+0.25） mm =5mm 齿全高 =12+15mm=27mm 齿顶圆直径 =100+24mm =108mm 齿根圆直径 =100-25mm =90mm 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 =20齿距 =3.144mm =12.56mm 基圆直径 =100cos20mm =93.97mm 基圆齿距 =12.56cos20mm =11.80mm 齿厚 =12.56/2mm =6.28mm 齿槽宽 =12.56/2mm =6.28mm 顶隙 =40.25mm=1.0mm因为小齿轮的齿顶圆直径 =108mm160mm，所以小齿轮可以做成实心结构的齿轮4。小齿轮的结构如图7-1所示。(2)对大齿轮的机构设计 1.计算大齿轮结构参数齿顶圆直径 =800+24mm=800mm 齿根圆直径 =800-25mm =790mm 由于大齿轮的齿顶圆直径=790mm在4001000mm之间，所以选用轮辐式结构的齿轮4。图4-3 小齿轮结构图2. 轮辐的设计轮辐数取= 65mm因为大齿轮的材料为铸钢，所以=1.665mm=104mm=(1216)mm 取=15mm=(1518)mm 取=16mm=0.8104mm=52mm 取=52mm=0.852mm=41.6mm 取=41.6mm=52/5mm=10.4mm 取=10.4mm=52/6mm=8.7mm 取=8.7mm=0.552=26mm 取=26mm=97.5=60mm 取=60mm大齿轮如图7-2所示：图 4-4 大齿轮结构图3.3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 直轴又可按外形分为光轴和阶梯轴4。本次设计的剪板机采用的是直轴。3.3.1主动轴设计(1)轴的材料轴的材料主要是碳钢和合金钢，钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，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8得 =103126，取=116，=60MP。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：1. 足够的强度。2. 足够的刚度。3. 振动的稳定性4。(2)轴径的最小许用值根据扭转强度条件计算公式9=116=62.94mm(3)确定轴上的零件的装配方案深沟球轴承、套筒和轴端挡圈从轴的左端依次安装，深沟球轴承、套筒、齿轮、轴端挡圈从轴的右侧依次安装。轴承选择6014型深沟球轴承。(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。(5)轴各段直径和长度的确定类比工厂样机，确定主轴的各段直径及长度。(6)绘制主轴上零件的装配图及轴的结构图根据以上计算及装配定位要求10，绘制主轴上零件的装配图及轴的结构图如图6-1所示。1.沉头螺钉 2.套筒 3.深沟球轴承 4.螺钉锁紧挡圈 5.偏心轮 6.大齿轮 7.轴端挡圈图4-6 主轴的机构几装配图(7)轴的强度校核计算1.输出轴上的功率P，转速n和转矩T=4.79 kW ， =30r/min ， =1510.19 Nm2.求大齿轮上所受的力、大齿轮与小齿轮相互作用，依据牛顿第三定律=-，=2204.81/(10010-3)N=4096.2N(d为小齿轮的分度圆直径)= =4096.2tg20N=1490.89N所以=+4096.2N，=-1490.89N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，为= /(32)=1510.19/(30.112)N=2288.17N3. 主轴的受力分析主轴的受力如图6-2所示，由图根据物体的平衡条件11可知 已知：=135mm，=1180mm，=135mm，=50mm，=-1490.89N，=2288.17N，=4096.2N解方程组得=141.25N，=-4237.45N，=-2339.58N，=-745.87N=4237.45(135+1180+135)50/(135+1180+135+50)=204810.08Nmm=2339.58135Nmm=315843.3 Nmm =2339.58(135+1180)-2288.171180 Nmm =376507.1 Nmm=2339.58(135+1180+135)-2288.171180-2288.17135 Nmm =383447.45 Nmm由图3-5可以看出C截面为最危险截面，按第四强度理论9校核=图6-2 主轴的受力分析图=MPa=40.49MPa-1=60MPa 安全3.3.2从动轴的设计(1)材料选择类比主轴，选用45号钢，调质处理。(2)轴径的最小许用值 (6-2)=116mm=32.24mm(3)确定轴上零件的装配方案轴承、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。(4)绘制从动轴上零件的装配图及轴的结构图类似主动轴，传动轴的零件装配及轴的机构如图6-3所示。1.轴端挡圈 2.大带轮 3.套筒 4.深沟球轴承 5.小齿轮图3-8 传动轴的结构及装配图第四章 曲柄滑块机构设计曲柄滑块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滑块的往复运动，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12。 4.1曲柄滑块机构的运动学分析4.1.1建立曲柄滑块机构的数学模型曲柄滑块机构的数学模型如图9-1所示，已知常量：曲柄的长度 =11mm，连杆长度=400mm，曲柄旋转角度= =30，滑块与x轴所夹的角度=90图 4-1 曲柄滑块的数学模型4.1.2建立位移方程建立位移方程15：将矢量方程转化为解析形式，有 （9-1）已知，解方程组（9-1）得当0时=当0时=+当=0时=，4.1.3建立速度方程对方程组（9-1）两边对时间求导，整理得 （9-2）已知解方程组（9-1）得4.1.4建立加速度方程对方程组（9-2）两边对时间求导整理得 （9-3）已知，解方程组（9-3）得 4.2曲柄滑块机构设计4.2.1材料的选择由于曲柄滑块机构需要承受10吨的冲压力，应选择刚度较大的钢，选择45号钢，应力=238MPa, =238MPa, =142MPa13。4.2.2确定曲柄滑块杆件长度已知滑块的行程为22mm，本次设计采用对心曲柄滑块机构，如图3-8所示。所以曲柄长=/2=22/2mm=11mm。机构在图8-1所示位置时的传动角=90-，为了保证曲柄滑块的性能3， 40。图8-1 曲柄滑块机构示意图 由图8-1可知：=因为40，所以 / / 的最大值为1 / 11/mm=14.36mm类比工厂样机，选=400mm。4.2.3结构设计参考工厂样机，确定曲柄连杆的机构，如图8-2所示图4-2 曲柄连杆的机构4.2.4强度校核该剪板机的剪切力为440吨，因此 =4001039.8N=3.92106N 由于转矩产生的最大力发生在曲柄与导轨垂直的位置14，作用在曲柄上的力 =/ (-安全适用系数取1.2) =1.29.8104/N=11.76104N =11.76N 因为采用双曲柄传动，所以 =/2=11.76104/2N=5.88104N =/=5.8104/238mm2=247mm2 从图8-2可以看出30处是该机构的最薄弱环节，其面积=（70-30）35mm2=1400mm2247mm2，因此满足强度要求。 曲柄滑块上连接部分剪切强度校核 =/=9.8104/142mm2=690mm2 = =(30/2)2=706.5 安全。所以曲柄滑块机构结构设计合理。4.2.5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11.76104N，曲柄对主轴的转矩=11.761041110-3Nm=1293.6Nm。 电动机提供的转矩经皮带和齿轮传递到主轴的转矩=1510.19Nm。 所以电动机的选择符合设计要求。结 论经过为期十周的毕业设计，我对四年来所学的机械理论知识有了进一步的理解。刚开始学这些理论知识时，总感觉很乏味，不知道它的价值在哪，导致学习热情不高，只是为了完成学习任务，学习效率也很低。在这次设计中，我又回顾了四年来我们学过的所有知识，并把它们综合起来，应用在设计中的各个环节，我感觉这些知识活了起来，它们不再是枯燥无味的了，在设计中遇到每个难题，我在它们中间都能找到答案，我越来越喜欢这门科学了。 近几年来，机械工业迅速发展，结合计算机技术后，这个行业的技术水平也越来越高，机器的自动化、智能化程度也越来越高。在这次设计中，我尝试着运用计算机编程实现对曲柄滑块机构的运动仿真，探索了曲柄滑块输入量和输出量之间的关系，当由于经验不足，能力有限， 分析的过程和结果有许多不尽人意的地方，但我已尽了最大的努力，而且在这个过程中，我也收获了很多。 我相信，只要我继续保持在这次设计中的刻苦创新精神，努力学习，不断的要求自我，改造自我，进入社会后，遇到再大的困难，我也能冷静的面对，找到解决问题的方法，不断锻炼自己，成为一个有所作为的机械人，为社会和国家服务！参考文献1 俞新陆，何德誉锻压手册，第3卷，锻压车间设备北京：机械工业出版社，20022 左健民液压与气压传动第三版北京：机械工业出版社,19963 孙桓，陈作模机械原理第六版北京：高等教育出版社，20014 濮良贵，纪名刚机械设计第七版.北京：高等教育出版社，20015
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