小型剪板机设计（原创）

河北农业大学现代科技学院本科毕业设计题目：小型剪板机设计学院：专业班级：学号：姓名：指导教师：指导教师职称：2015 年 5 月 20 日摘要 .1Abstract.2第一章 绪论 .31.1 剪板机的介绍与分类 .31.2 剪板机工作原理 .3第二章 传动方案论证 .42.1 凸轮机构 .42.2 曲柄滑块机构 .5第三章 总体传动方案 .5第四章 电动机的选择 .64.1 电动机种类和结构的选择 .64.2 电动机容量的确定 .64.3 计算传动装置的传动比和动力参数 .74.3.1 计算传动装置的合理传动比 .74.3.2 计算动力参数 .8第五章 带传动的设计与选择 .105.1 功率的计算 .105.2 带型的选择 .105.3 计算从动轮基准直径 .105.4 中心距 a 和带轮基准长度的确定 .105.5 主动轮上的包角验算 .115.6 带的根数确定 .125.7 带的预紧力的确定 .125.8 带传动作用在轴上压轴力的计算 .125.9 轮结构的设计 .135.9.1 小带轮的结构设计 .135.9.2 大带轮的结构设计 .14第六章 轴的设计 .176.1 主动轴设计 .176.1.1 轴的材料 .176.1.2 轴的结构设计 .176.1.3 轴的强度计算 .186.2 从动轴设计 .196.2.1 轴的材料 .196.2.2 确定轴径的最小许用值 .196.2.3 拟定轴上零件的装配方案 .206.2.4 轴上的零件定位 .206.2.5 轴各段直径和长度的确定 .206.2.6 从动轴的结构简图 .206.2.7 计算轴的强度、安全校核 .21第七章 齿轮设计 .237.1 选择齿轮的材料、类型、精度等级和齿数 .237.1.1 选择齿轮的材料 .237.1.2 齿轮类型的选择 .237.1.3 选取精度等级 .237.1.4 选定齿数 .237.2 按齿面接触强度设计 .237.2.1 计算确定公式内的各个字母数值 .237.2.2 计算小齿轮的分度圆直径，圆周速度，齿宽等系数 .247.3 按齿根弯曲强度设计 .257.3.1 确定上公式中各字母数值 .267.3.2 计算大小齿轮的齿数 .277.4 计算齿轮的几何尺寸 .277.4.1 分度圆直径的计算 .277.4.2 中心距的计算 .287.4.3 齿轮宽度的计算 .287.6 结构尺寸设计及绘制齿轮零件图 .287.6.1 小齿轮结构的设计 .287.6.2 大齿轮的机构设计 .29第八章 曲柄滑块机构设计 .318.1 偏心轮的设计 .318.2 曲柄滑块设计 .318.3 强度校核 .348.4 电动机校核 .34第九章 离合器和其他附件设计选择 .359.1 离合器的选择 .359.2 后挡料装置 .359.3 刀具的选择 .35第十章 键的校核 .36总结 .37致谢 .37参考文献 .381摘要本次设计的任务是小型剪板机，要求计算参数，校核强度，设计机构并进行三维建模。具体要求为：可剪板厚 5mm，最大板宽 1000mm，剪切角200mm,所以选择轮辐式。3 轮槽尺寸和小带轮轮槽尺寸一样4 其他具体尺寸带轮外径： aahDd22=500+23mm=506mm轮毂外径： =(1.52)2=(1.52) 35mm=(52.5 70)mm，取 =70mm2d轮毂长度：因为 =78mm1.5Bd=52.5mm 15=(1.52) 2LD=(1.52) 35mm=(52.5 70)mm，取 =60mm。 2L= 1h3290anZp=50.8mm 其中： -传递的功率，5.15kWP-带轮的转速，240r/minn轮辐数，取 4aZ= = mm=50.8mm1h3290anz32015.=0.8 =0.850.8mm=40.6mm2=0.4 =0.450.8mm=20.3mm1ah=0.8 =0.820.3mm=16.2mm2=0.2 =0.250.8mm=10.2mm1fh=0.2 =0.240.6mm=8.1mm2大带轮机构简图 5-2 所示：16图 5-217第六章 轴的设计轴是机械设备中的重要零件之一，它主要用来支撑作回转运动的传动零件，并传递运动及动力。按照承受载荷的不同，轴可分为转轴、心轴和传动轴 3 类。按轴线形状的不同，轴分为直轴和曲轴 2 类。本次设计引用既能承受弯矩又承受扭矩的转轴，是直轴的一种。轴的设计主要包括结构设计和工作能力计算轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的结构形式和尺寸。轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等发面的计算。6.1 主动轴设计6.1.1 轴的材料轴的材料一般选择用碳钢和合金钢，钢轴的毛坯材料多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。因为碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以使用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度。顾采用碳钢制造轴尤为广泛，其中最常见的是 45 钢。所以本次设计的轴选用 45 钢，进行热处理后进行调质处理。6.1.2 轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案，如图 6-1：图 6-1181.轴端挡圈 2.大带轮 3.套筒 4 深沟球轴承 5.小齿轮 6.轴承端盖2.轴上零件定位轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖来保证。周向定位由键来保证。3.初步确定轴的最小直径主动轴上的参数：P=5.15kw T=204.81N*M n=240r/min轴材料为 45 钢，调质处理，取 ，得：120AmnpAd.3245.*1330min配合标准轴承，取 d=35mm，使用 6007 型深沟球轴承。因后边计算发现强度不够，重新计算的结果为 45mm，使用 6009 型深沟球轴承。4.各轴段直径和长度确定以整体机参考尺寸和带轮的尺寸初步估计轴段长度轴许用最小直径 45mm，为安装大带轮处。向右依次为套筒，左轴承，轴承端盖，向右为轴肩定位，取直径 51mm，一直到右端，右轴承，轴承端盖，套筒，小齿轮。6.1.3 轴的强度计算主动轴受力分析如图 6-2：图 6-2初定轴颈 d=35mmmNnpMe *9.20415.*94519eMDF2)(N1839.0F52eeMd0cos11 Ne 54120cos*89.2312 NFt 50cosHFt 32.761r842in*1 84.0*zrMz 17coss 2 65.17*)(MHFzNFFy 568ini 9.32 Vy求得7.3221HM0.1821vvV.49VT=204.81 MpapaWaTca 608635*1.0).246(49)( 1222 强度不够，应增加轴径。选择适合标准加工使用，d=45mm重新带入计算 ，安全。Mpca60.46.2 从动轴设计6.2.1 轴的材料同主动轴一样选择 45 钢，热处理后进行调质处理。6.2.2 确定轴径的最小许用值20 d310nPA=116 =62.94mm379.46.2.3 拟定轴上零件的装配方案轴左端依次为轴端挡板、深沟球轴承、轴承端盖、套筒、左曲柄机构，右边为右曲柄机构、轴承端盖、轴承、套筒、大齿轮。6.2.4 轴上的零件定位1.轴向定位由轴肩、套筒、轴端挡圈和轴承端盖来保证。2.采用键来保证零件在轴上的周向活动。6.2.5 轴各段直径和长度的确定根据零件的尺寸和主动轴的参数，初步确定轴长度轴最小许用直径 62.94，初选用 70mm，轴肩直径选 76mm,使用 6019 轴承。6.2.6 从动轴的结构简图从动轴结构如图 6-3 所示：图 6-31.沉头螺钉 2.深沟球轴承 3.大齿轮 4.轴承端盖 5 套筒216.2.7 计算轴的强度、安全校核（1）.由上述可知主动轴上的功率 P，转速 n 和转矩 T=1510.19 N*m， =4.79 kW ， =30r/min ，2T22（2）.计算大齿轮所受的压力 、tF1r因大齿轮与小齿轮相互作用，则依牛顿第三定律=- ， =tF1传tr1传2=5451N传2= =5451tan20N=1984N传rnta传轴上的曲柄，传到曲柄上时的转矩只有主轴的 1/3，因此作用在双曲柄的径向力= = /(3 2)=1525.44/(30.102)N=2540.7N232Tr（3）. 主轴的受力分析如图 6-4 所示：图 6-4 主轴的受力分析图根据力的平衡条件可知 0)()()( 00543214323232 5143211 LFLRLFRrVtHrVt已知：=135mm， =1180mm， =135mm， =50mm， =-1984N， 2L345r122= =2540N， =5451N2F3tF1解得=76223N， =-5639N， =-2608N， =-487.6N1HR2H1VR2V=M)/()( 54325432 LL=5639(135+1180+135)50/(135+1180+135+50)=337953Nmm= =2608135Nmm1V2=352080 Nmm=232)(LFR=2608(135+1180)-25401180 Nmm=432320 Nmm=3VM43324321 )()( LF=2608(135+1180+135)-25401180-2288.17135 Nmm=441500 Nmm可以看出 C 截面为最危险截面，根据第四强度理论进行校核=2275.01TW22375.0TMdV= 62233 10)4.6.()14)1(4.3 =41.36MPa -1=60MPa 所以轴是安全的23第七章 齿轮设计齿轮传动是机器中传递运动和动力的最主要形式之一。按轴分置方式可分为平行轴、相交轴、交错轴。按齿向分为直齿、斜齿、人字齿、曲线齿。按工作条件分为闭式、开式、半开式。按齿面硬度分为软齿面和硬齿面。齿轮传动的特点：瞬时传动比保持不变，结构紧凑，传动效率高， ，工作可靠，使用寿命长，功率和速度应用范围广。但齿轮制造复杂，成本较高，不适于轴间距离过大的传动。7.1 选择齿轮的材料、类型、精度等级和齿数7.1.1 选择齿轮的材料依据机器工作时受到中等冲击，为开式齿轮工作方式，因此在选取大小齿轮的材料时都选择 40Cr 并进行调质处理。取值：大齿轮齿面硬度 240HBW，小齿轮为 280HBW。7.1.2 齿轮类型的选择依据剪板机设计一开始的传动方案，选择标准直齿圆柱齿轮传动。7.1.3 选取精度等级查表，锻压机床精度等级 69，取 7 级7.1.4 选定齿数初选定小齿轮的齿数 ，大齿轮的齿数201Z1602*812uZ7.2 按齿面接触强度设计参考试算设计公式，得：2.23 td1321HEdtZuTk7.2.1 计算确定公式内的各个字母数值1.载荷系数的初选=1.3tk2.计算小齿轮传递的转矩24= =9.55 Nmm=2.049 Nmm1TnP610245. 5103.齿宽系数的选定=0.6d4.材料的弹性影响系数的选择=189.8EZMpa5. 接触疲劳强度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 =650MPa1limH大齿轮接触疲劳强度极限 =610MPa，2li6.计算应力循环次数预定工作 20 年，一年 300 天，一天 10 小时njLN60=602401（1030020）=1 810*64.= =2i 880*.64.7.计算接触疲劳强度查得 =1.0, =1.11HNK2HN8. 接触疲劳许用应力的确定安全系数 =1，得S= =1.0650=650MPa1HHN1lim= =1.1610=671MPa2SK2li7.2.2 计算小齿轮的分度圆直径，圆周速度，齿宽等系数1.小齿轮分度圆直径的计算将以上所得出的数据代入公式，代入 中较小的值Hd1t2.23 321HEdtZuTk=2.323 25608.196.0491=81.016mm2.圆周速度的计算25=V106ndt= m/s24.8=1.018m/s3.齿宽的计算=btd1=0.681.016=48.610mm4.齿宽与齿高之比 b/h 的计算模数 = = =4.051mmtm1zdt206.8齿高 =2.25 =2.254.05mm=9.115mmh=48.610/9.115=5.333b/5.计算载荷系数公式为： =KAVH查表，使用系数 ，假设 ，由表得 ，根据1.a mNbFKtA/101.HaKv=1.018m/s， 7 级精度，由表得动载荷系数 .v用插值法查表，小齿轮相对于支承非对称布置时， ，故：20.= =1.11.11.11.20=1.6105KAVH6.按实际载荷系数校正所得分度圆直径= =81.0161dt3 m01.873.6517.模数的计算 = =m1z5.420.87对于开式齿轮传动，为了补偿齿面磨损，通常将计算得到模数再增大 1015，即4.795.00mm。查表，优先选用第一系列，取 m=5mm分度圆直径： mzd102*51齿轮圆周速度： snv /257.16467.3 按齿根弯曲强度设计齿根弯曲强度设计公式 m)(21FSadYZKT267.3.1 确定上公式中各字母数值1.计算载荷系数根据 v=1.257m/s，7 级精度，取 =1.2vk根据插值法查表，小齿轮相对于支承非对称布置时， 21.Hk，由 ， 查图得，25.1*.25.nmh 32.45.1608hb. 16.Fk故载荷系数为：= =1.11.21.11.16=1.684KFVA2.弯曲疲劳强度查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限MpaFE4501MpaFE43023.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 =1.4 由 得SSKNlim= =289.29MPaKFENF114.509= =270.29MPaSFEF21.1384.计算大、小齿轮的 FaSY由表查齿形系数： 80.21Fa5.1Sa3.2Y840.2小齿轮 ： = =0.01501FSa9.850大齿轮： = =0.01452FSaY.7043应取较大者代入公式计算公式：27m321FSadYZKT= 32501.6.0498=3.507mm5.计算圆周力NdTFt 40981*.2516.计算齿根弯曲应力MpaYbmKSFtF 29.803.154.*2460.811 t .7.1.922 满足强度要求7.3.2 计算大小齿轮的齿数模数 m 主要影响齿根弯曲强度，对齿面接触强度没有直接影响，齿面接触强度主要与 和齿数比有关。1d开式齿轮传动，轮齿主要为磨损失效，为使齿轮不致过小，故小齿轮不宜选用过多的齿数，一般可取 =1720,。为使齿轮避免根切，对于 a=20的标准直齿圆柱齿轮，1Z应取 ，取整 。71Z20小齿轮的齿数 75.214.81md大齿轮齿数 60*2uZ为了防止轮齿的磨损集中于某几个齿上，而造成齿轮过早报废， 与 一般互为1Z2指数，所以取 =161。27.4 计算齿轮的几何尺寸7.4.1 分度圆直径的计算= =204=80mm 1dmZ= =1614=644mm2287.4.2 中心距的计算= = =362mma)(212d)6480(17.4.3 齿轮宽度的计算= =0.680=48mmb1d为了便于安装和调整，小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽大 510mm，以防止配对齿轮因装配误差产生轴向错位时，导致工作齿宽减少而增大轮齿的工作载荷。故确定大小齿轮的宽度为：大齿轮的齿宽 =50mm。2B小齿轮的齿宽 =55mm17.6 结构尺寸设计及绘制齿轮零件图7.6.1 小齿轮结构的设计小齿轮结构参数的计算 齿根高 = =4（1+0.25） mm =5mm fh)(cma齿顶高 = =41 mm =4mm 齿全高 = hmca 94*)25.0()2(*齿顶圆直径 = =80+24mm =88mm 1d齿根圆直径 = =80-25mm =70mm ffh齿轮的结构形式选用实心结构的齿轮。齿距 = =3.144mm =12.56mm pm压力角 =20基圆直径 = =80cos20mm =75.18mm 1bdcos基圆齿距 = =12.56cos20mm =11.80mm p齿厚 = =12.56/2mm =6.28mm s2/齿槽宽 = =12.56/2mm =6.28mm ep29顶隙 = =40.25mm=1.0mmcm因为小齿轮的齿顶圆直径 =88mm200mm，所以小齿轮可以做成实心结构的齿1ad轮。小齿轮的结构如图 7-1 所示：图 7-17.6.2 大齿轮的机构设计 1.大齿轮结构参数的齿顶圆直径 = =644+24mm=652mm 2adah齿根圆直径 = =644-25mm =634mm ff因大齿轮的齿顶圆直径 400mm，可采用轮辐式。2a2. 设计轮辐轮辐的数量确定为 6= = 65mmd4D由于铸钢材料大齿轮，则= =1.665mm=104mm3.1=(1216)mm 取 =15mmnm)(1=(1518)mm 取 =16mm12. 2=0.8104mm=52mm 取 =52mm480DHH=0.852mm=41.6mm 取 =41.6mm.1 1=52/5mm=10.4mm 取 =10.4mm5/CC=52/6mm=8.7mm 取 =8.7mm6=0.552=26mm 取 =26mmR.0R30=97.5 =60mm 取 =60mm45.1DLBL大齿轮结构简图如 7-2 所示： 图 7-231第八章 曲柄滑块机构设计本次设计选取的执行机构为曲柄滑块机构，利用偏心轮将轴与该机构连接，使轴的旋转运动变为往复的直线运动。8.1 偏心轮的设计结构简图如图 8-1 所示：图 8-11 材料选择偏心轮与连杆相接触，套与从动轴上。受到中等冲击，表面易磨损，所以选择 45钢，热处理后进行调质处理。2 内圆直径 78mm3 外圆直径初选 120mm4 偏心轮偏心距初定滑块行程 20mm，偏心距 mHh1025 初定偏心轮厚度 30mm8.2 曲柄滑块设计曲柄结构原理图如图 8-2 所示32图 8-2331 材料选择此次曲柄滑块机构所承受的冲压力为 6.07 吨，选择 45 钢进行热处理，查表得，Mpa2851pa1352 杆件长度确定1 滑块的行程：H=20mm2 传动角度： =90- 且 40min3 在图中： = =ABsiCsBcos又 40 ，所以 minico40/ s40 / Cis的最大值为 1i / 10/ mm=13.05mmBAcoBCcos参照 Q11 系列剪板机样本，初选 的长度为 400mm3 结构设计曲柄结构简图如图 8-3 所示：图 8-3下部大外轮直径 140mm，内径 120mm。上部外径 50mm，内径 30mm。厚度30mm，长 400mm348.3 强度校核该剪切机的剪切力为 6.07 吨，剪切力为 ，因在曲柄NF4310*95.810*7.6与导轨垂直的位置时转矩产生最大力，作用在曲柄上的力：= / ，取 安全系数 1.2，NAKFcosAK=1.25.95 / N= N4102)0/(41.采用双曲柄传动， = = /2=7.14 /2=3.57 NN0410= / = /285=125*57.3m在直径 30 处时该机构处于最薄弱的环节，计算其面积 =（50-30）A30=600 125 ，满足强度要求。2m28.4 电动机校核已知曲柄上最大力 71400N，曲柄对主轴的转矩：mNABNT*7140*714*3电动机提供的转矩传递到从动轴的转矩 NT*4.52，所选电动机符合设计要求。235第九章 离合器和其他附件设计选择9.1 离合器的选择本剪板机从动轴转矩大，转速低，经常开合启动。可采用摩擦片式离合器。查询，可用 Vm20-160 多摩擦片式电磁离合器，动摩擦扭矩 1600N*m，静摩擦扭矩 2500N*m，和脚踏开关相结合，可实现单次剪切和连续剪切，安全方便。9.2 后挡料装置后挡料装置采用挡板在铁槽中滑动的方法进行板料定位，最长可达 600mm。具体形式见总装配图9.3 刀具的选择根据剪切力的确定，选择 9CrSi 低速低合金工具钢刀片，规格为 20*80*1100mm。36第十章 键的校核本次设计使用的键均为静连接，载荷有轻微冲击，查表得钢的需用挤压力为100120Mpa，取中间值 110Mpa。小带轮、大带轮、小齿轮均使用普通平头平键。普通平键连接强度条件： ppkldT2小带轮键 10*8： ，符合Mpalp 10938*047.5大带轮键 14*9： ，符合kd.25.2小齿轮键 14*9：， 符合palTp 1078.64*.3大齿轮键 20*12： ，不符合；采用双键经计kd2.505612算也不符合，所以采用花键，初试用 4 花键式花键静连接强度条件为： pmpzhlT查表 ，z=4，h=6-2*0.5=57.0则 ，符合MpazhldTmp 1026.70*54.1.223偏心轮键 22*14： ，不符合；采用双键经pakldTp 106.9734. 计算也不符合，所以采用花键，试试用 4 花键式，符合pazhldTmp 1058.976*3054.1.2237总结通过这次毕业设计，我收获很多。看似简单的一个机械设计，其实包含的内容纷繁复杂，把我大学四年学到的几乎所有的知识都包括了进去，从搜集资料到确定思路，让我学会了站在高处看远处，全面布局，合理的安排时间进度；从进行每一个零部件的设计计算到检验，让我学会了细心耐心的去对待问题、解决问题；从向老师的讨教和询问中感受到了从事机械这一行业实践经验的重要性。从简单的螺丝选定到复杂的齿轮计算，每每都少不了翻阅多本教材书籍和机械工具书，不知不觉间将材料力学、机械原理、机械设计、机械制图等学过的书中的知识慢慢联系到了一起，形成一个有机的整体，从而对大学四年学到的知