各类型剪板机结构设计毕业设计论文

各类型剪板机结构设计毕业设计论文第1章绪论在使用金属板材较多的工业部门，都需要根据尺寸要求对板材进行切断加工，所以剪板机就成为各工业部门使用最为广泛的板料剪断设备。剪板机目前主要有以下几种：平刃剪板机：剪切质量较好，扭曲变形小，但剪切力大，耗能大。机械传动的较多，该剪板机上下两刃彼此平行，常用于轧钢厂热剪切初扎方坯和板坯。斜刃剪板机：分闸式剪板机和摆式剪板机，剪切质量较前者差，有扭曲变形，但力能消耗较前者小，适用于中大型剪板机。多用途剪板机：板料折弯剪板机，即在同一台机器上可完成两种工艺，假期下部进行板料剪切，上部进行折弯，也有的机器前部进行剪切，后部进行板料折弯。专用剪板机：气动剪板机大多用在剪切线上速度快，剪切次数高。数控剪板机：直接对后挡料器进行位置编程，可进行位置校正，具有多工步编程功能，可实现多步自动运行，完成多工步零件一次性加工，提高生产效率［1。］对称传动剪板机是一种典型的对称传动的机械，主要用于剪裁各种尺寸金属板材的直线边缘。该设备应用广泛，具有结构简单，维修方便，经济实用的优点。本机器的工作原理：动力源电动机通过二级传动（一级带轮传动，一级齿轮传动）减速驱动执行机构一曲柄滑块机构，该机构将电动机的旋转运动转化为往复的直线运动，在此过程中，由切刀（固定在滑块上）来进行对板料的切削。在这次设计中，针对该剪板机的执行机构一曲柄滑块机构，通过数学建模，运用TurborC强大的编程运算能力，研究了曲柄以匀角速度旋转时，曲柄滑块机构中滑块的位移、速度、加速度的变化规律。

第2草方案论证剪板机主要是通过滑块上刀片的往复直线运动来实现切断功能，能实现这个目的主要由液压传动和机械传动两种。液压传动方案剪板机液压传动系统原理图如图2-1所示，其原理：手动换向阀6推向左位（即左位接入系统），此时活塞在压力油的作用下向下运动，对板料进行剪切加工，当加工完成后，将阀6手柄推向右位（即右位接入系统），活塞向上运动，即刀片上抬，到了一定位置，将阀6手柄推入中位，这样活塞就停留在此位置不动。然后剪切第二次时，重复上述操作。手动换向阀6也可改为电气控制的换向阀，从而实现自动连续剪切，提高效率。1.油箱2.粗过滤器3.液压泵4.溢流阀5.调速阀6.手动三位四通换向阀7.液压缸8.滑块图2-1液压传动系统原理图液压剪板机采用液压传动，使机器工作时平稳，噪声小，安全可靠，可以进行单次连续剪切，剪板厚度也较机械传动的厚，但是液压系统是

利用液体作为中间介质来传递动力的，剪切力大时，油压也相应的高，对液压元件的精度、强度要求也高，制造成本也相应的较高，而且液压系统不可避免的存在，泄露问题，会造成污染，油温的变化会引起油液粘度变化，影响液压传动工作的平稳性，所以适应环境能力小［2］另外，液压剪板机的维修也不方便，需要掌握一定的专业知识，因此此次设计不选用此方案。机械传动方案2.2.1凸轮机构方案/////图/////图2-2凸轮机构原理图凸轮机构的工作原理如图2-2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2-3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。•7图2-3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]第3章总体传动方案综合考虑，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。kZdY7^图3-1系统传动简图kZdY7^图3-1系统传动简图第4章电动机的选择4.1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⑷。4.2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⑸：

(4-1)P=0.6。8生(1+Z业％+一-^―)

bxtga0.681(4-1)x1+oy2x式中气——被剪板料强度极限，实际中的板料a=500N/mmP——剪切力P=10x103式中气——被剪板料强度极限，实际中的板料a=500N/mm气——被剪板料延伸率，气=25%h——被剪板料厚度a——上刀刃倾斜a=2°Z——被剪部分弯曲力系数，Z=0.95y——前刃侧向间隙相对值，y=0.083X——压具影响系数x=7.7把已知数据代入式(4-1)10X02^)98000=0.6x500x0.25x生(1+0.95x膑°+—tg20.6x0.251+500x0.083x7.1710X02^)解得：h=4.63mm根据表8-2-2,Q11型剪板机技术参数I”，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i；=2〜4。二级圆柱齿轮减速器传动比七=8〜40，则总传动比合理范围为i「=16〜160，则电动机转速可选范围为：i'=i'•n=(16〜160)・n=480〜4800r/mindaww查表19.1Y系列三相异步电动机的技术数据⑹,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%。4.3计算传动装置的运动和动力参数4.3.1计算传动装置的合理传动比总传动比（4-2）/二=（4-2）dn、30王id'=ixi式中七式中七——三角带传动比i2——圆柱齿轮传动比取i=4•取i=4i=—=84.3.2计算运动和动力参数计算各轴转速n960―m==240r/mini4n960=30n960=30r/minn2ii4x812计算各轴的功率查得［各部件传动效率为:圆柱齿轮：0.94〜0.96门2=0.95三角带传动：0.94〜0.96气=0.955轴承（每对）：0.97〜0.99气=0.98则总传递效率为：门总=门］门2门；=0.95x0.955x0.982=0.87P=px门.=px^x门=5.5x0.955x0.98=5.15kW=5.5x0.955x0.95x0.982=4.79kW3.各轴转矩式中T电动机转矩;P电动机功率;n满载转速⑹wT=9550P=9550x里N・m=54.71N・m

dn960w〈轴=T"01=54.71x4x0.955x0.98N-m=204.81N・mT=T-i-iFF2轴d010102=54.71x4x8x0.955x0.98x0.99N・m=1510.19N・m第5章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。确定计算功率P=KA-P（5-1）=1.2x5.5=6.6kW式中P传动的额定功率（kW）匕——工作情况系数查表8-6［4］，载荷变动较大，软启动每天工作时间小于10小时，取七=1.2。选择带型根据P=6.6kW和主动带轮（小带轮）转速n=n=960r/min，查图8-8［4］中选定A型V带。确定小带轮的基准直径5.3.1初选小带轮的基准直径查参考文献［4］取主动轮基准直径D=125mm。5.3.2验算带的速度=(兀-D1-n1)/(60X1000)=(3.14x125x960)/(60x1000)=6.28m/s由于V过小，表示所选的D1过小，这将使所需要的有效拉力Fe过大，即所需要的跟数Z过多，于是带轮的宽度，轴径及轴承的尺寸都要随之增大。取D=160mm1=(兀-D1-七)/(60x1000)=(3.14x160x960)/(60x1000)m/s=8.04m/s5.3.3计算从动轮的基准直径D=i-D=160x4=640mm并按照V带轮的基准直径系列进行圆整,圆整后D2=640mm确定中心距a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a0取0.7(孔+D)<a0<2(气+D)代入D=160mm,D=640mm

560560a01600mm取a=600mm=600mm,根据带传动的几何关系，按下式计算所需带的基准长度、〜2叩云(I)：(DD、〜2叩云(I)：(DD)2)2)+源600-〜264016021—4a0640160)24600mm(5-2)=2552mmmm，由于V带的中心距一般由参考文献［7表33.1-9取匕'=27。0是可以调整的，故采用下式进行近似计算a〜amm，由于V带的中心距一般。八八27002552800弓mm2=874mm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0.015Ld=8740.0152700mm=8335mmamax=a0.03Ld=8740.03270Cbm=amax=a5.5验算主动轮上的包角

根据对包角的要求，应保证D-Da〜180-_1X60X20^^iaa〜180-640-160x6。=147>120i〜874主动轮上的包角满足要求。5.6确定带的根数5.6确定带的根数(5-3)式中ka——包角系数，查得0.917—PZ—ca(p+Ap)kk(5-3)式中ka——包角系数，查得0.91七——长度系数，查得1.13p0——单根V带的基本额定功率，查得0.94kWAp——单根V带额定功率的增量，查得0.5kW[4]6.6代入数据得二5根Z=(0.94+0.5)x0.916.6二5根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F=500xJ(25-1)+qv2(5-4)oZvka式中q——V带单位长度的质量，查得q=0.10kg/mF=500x6.6G25-1)+0.10x8.042=1499n05x8.040.91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。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F^。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F0的合力来计算［4］，即以F=2ZFsm寸式中：z——带的根数F0——单根带预紧力a1——主动轮上的包角以F=2ZFsin—147=2x5X149.9xsin^^N2=1437.3N带轮结构的设计5.9.1小带轮的结构设计1.材料：HT200确定带轮的形式由参考文献［6］得：电机轴D=38mm，电机轴伸出长度为E=80mm,且已知小带轮的基准直径D=160mm,2.5D=2.5x38mm=95mm2.5DVDV300mm所以小带轮采用腹板式结构。带轮的基准直径为160mm,外径da=168mm。轮槽的尺寸查表8-10［得带轮的轮槽尺寸如下：轮槽基准宽度bd=11.0mm基准线上槽深气min=2.75mm基准线下槽深h§m，n=8.7mm槽间距e=15±0.3mm第一槽对称面至端面的距离/=10+2mm-1最小轮缘厚5=6mmmin轮槽角4=38°轮槽结构如图5-1所示。图5-1轮槽结构4.确定小带轮外形尺寸带轮宽：B=(Z—V)e+2f=(5-1)x15+2x10mm=80mm带轮外径：da1=D1+2ha=160+2x4mm=168mm轮缘外径：d1=(1.8〜2)d=(1.8〜2)x38mm=(68.4〜76)mm，取d=70mm1轮毂长度：因为B=80mm>1.5D=1.5x38mm=57mm所以«=(1.5〜2)D=(1.5〜2)x38mm=(57〜76)mm，取«=60mm。C=(1/7-1/4)B=(1/7-1/4)x80mm=(11.43〜20)mm取C=15mm小带轮的结构如图5-2

图5-2小带轮结构图5-2小带轮结构5.9.2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d=35mm,已知大带轮的基准直径D=640mm>300mm,所以大带轮选用轮辐式结构。[4]3、轮槽尺寸同小带轮。4、轮缘及轮毂的尺寸：带轮宽：B=(Z—1)e+2f=(5-1)x15+2x10mm=80mm带轮外径：d2=巳+2=640+2x4mm=648mm轮毂外径：七=(1.8〜2)d=(1.8〜2)x35mm=(63〜70)mm,取d2=70mm轮毂长度：因为B=80mm>1.5d=1.5x35mm=52.5mm所以L=(1.5〜2)D=(1.5〜2)x38mm=(57〜76)mm,取L=60mm。(5-5)式中:P——传递的功率，为5.15kWn带轮的转速，为240r/min'a——轮辐数，取4,，P:5.15h1=290［：=290,240~4mm=50.8mma七=0.8*=0"0.8命=40.6命b=0.4h=0.4x50.8mm=20.3mm11b2=0.8bi=0.8x20.3mm=16.2mmf=0.2h=0.2x50.8mm=10.2mm11孔=0.2h2=0.2x40.6mm=8.1mm大带轮的结构如图5-3图5-3大齿轮机构第6章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。主动轴设计6.1.1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A=103〜126，取4=116，^_1L60MP。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：足够的强度。

足够的刚度。振动的稳定性址6.1.2轴径的最小许用值根据扭转强度条件计算公式[9](6-1)、，Pd^^^2—1。3：nL1(6-1)=116x3,4'9=62.94mm306.1.3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。6.1.4轴上的零件定位轴向定位轴上的零件是以轴肩、套筒来保证的。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。6.1.5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。6.1.6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眄，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6-1主轴的机构几装配图6.1.7轴的强度校核计算输出轴上的功率P,转速n和转矩TP=4.79kW，n=30r/min，T=1510.19N・m222求大齿轮上所受的力F1t、F大齿轮与小齿轮相互作用，依据牛顿第三定律F1=七传，F疽F准F2传=2TJd=2x204.81/(100x10-3)N=4096.2N(d为小齿轮的分度圆直径)F2传=%传•tg履=4096.2xtg20°N=1490.89N所以F=+4096.2N，F1=-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F2，F为F2=F3=T/(3xrx2)=1510.19/(3x0.11x2)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|七1+R2+。=0R+F+F+R+F=0TOC\o"1-5"\h\z<V123V21rRx(L+L+L)+Fx(L+L+L+L)=0H22341t2345FxL+Fx(L+L)+Rx(L+L+L)+Fx(L+L+L+L)=0122323V22341r2345已知：L=135mm，L=1180mm，L=135mm，L=50mm，F=-1490.89N，F=F=2288.17N，F=4096.2N1r231t解方程组得R=141.25N，R=-4237.45N，R=-2339.58N，R=-745.87NH1H2V1V2M=R(L+L+L)L/(L+L+L+L)H1H223452345=4237.45x(135+1180+135)x50/(135+1180+135+50)=204810.08N・mmMv1=Rv1L2=2339.58x135N-mm=315843.3N-mmTOC\o"1-5"\h\zM=R(L+L)-FLV2V12323=2339.58x(135+1180)-2288.17x1180N-mm=376507.1N-mmM=R(L+L+L)-F(L+L4)-FLV3V12342334=2339.58x(135+1180+135)-2288.17x1180-2288.17x135N-mm=383447.45N-mm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1:—32■:—叔M2+0.75T2=节凯；+0.75T2

图6-2主轴的受力分析图(38344：45x103)2+0.75x1510192x10^6mp=3.14x(70x103)3a_40.49MPaV[g]_60MPa安全从动轴的设计6.2.1材料选择类比主轴，选用45号钢，调质处理。

6.2.2轴径的最小许用值TOC\o"1-5"\h\zd>AI1匕(6-2)1,11：5?15=116x3mm3240=32.24mm6.2.3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。6.2.4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6-3传动轴的结构及装配图第7章齿轮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。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数7.1.1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。7.1.2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271〜316HBS,大齿轮为241〜286HBS，取中间值，则大齿轮为263.5HBS，小齿轮为293.5HBS®。7.1.3选取精度等级因其表面经过调质处理，故选用8级精度。7.1.4选择齿数选小齿轮齿数为Z1=20，大齿轮齿数Z2=uZ1=8x20=160按齿面接触强度设计由设计公式［4］进行试算，既：d1>2-23F学［句(7-1)d'H/7.2.1确定公式内的各个计算数值试选载荷系数k=1.3计算小齿轮传递的转矩p5.15T==95.5x105xN・mm=2.049x105N・mm1n2403.选取齿宽系数4d=0.6材料的弹性影响系数1z=189.8MPa2接触疲劳强度小齿轮按齿面硬度查得a大齿轮接触疲劳强度极限ahi，2=610MPa,的接触疲劳强度极限a=650MPaHlim1小齿轮计算应力循环次数N=60njLnN广60n1化=60x240x1x（30如队）=1.O368X109N=N1=1.0368-109=0.1296X1092i28接触疲劳强度查得「4]K=1.0,K=1.18.计算接触疲劳许用应力取失效效率为1%,安全系数s=1,有[b]__Hlim1=1.0x650=650MPaH1S

Q］=Kg2°HIim2=1.1x610=671MPaH2S7.2.2计算小齿轮分度圆直径将以上所有数据代入公式(7-1)有/*灵kTu土11Zd1t>2.23-^^1r\七u=2.32x『.3x2.049，105、世［性］2\0.68"650)=81.016mm计算圆周速度冗dnV=60X1000兀x81.016兀x81.016x24060X1000m/s=1.018m/s计算齿宽b=4•d=0.6x81.016=48.610mm4.计算齿宽与齿高之比b/h模数d81.016模数d81.016=^t-=气20=4.051mm齿高h=2.25m=2.25x4.051mm=8.041mmb/h=48.610/9.115=5.333计算载荷系数根据v=1.081mm/s,8级精度，查得动载系数K^=1.1;直齿轮假设K&b>100N/mm由表查得、=*=1.2；KA=1.5；查得齿向载荷分

配系数用内差法得K=1.23，并且b/h=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K=1.16；故载荷系数邓K=KAKvK^K^=1.5x1.1x1.2x1.23=2.4354按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d3、£=81.016x3‘24354mm=99.87mm113Kt31.3计算模数m=Jz199.87…mm=4.99mm20按齿根弯曲强度设计由齿根弯曲强度的设计公式「4]：(7-2)m>牛4)

—伸gf](7-2)7.3.1确定公式内各计算数值弯曲疲劳强度查得®小齿轮的弯曲疲劳强度极限。m=426MPa。大齿轮的弯曲疲劳强度极限a=430MPa。FE2弯曲疲劳寿命系数查得K^1=0.88,Kfn2=0.9。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由［日=以虹得SQ]=Kfn?fe1=0.88*426=267.77MPaf1S1.4Kfn2QFE2=0.9x430=276.4MPaS1.44.载荷系数KK=KAKvKFa*p载荷系数K=KA载荷系数K=KAKvFa邛5.计算大、小齿轮的4X并加以比较［。］F=2.8。x技5=0.01621

[。fL267.77"=D2*=0.01422[q]276.4F小齿轮的数值大7.3.2设计计算0.6x202：2"2.297"°49x1050.6x202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=25d99.87

z=^==251m4大齿轮齿数Z2=wZi=8x25=200取Z2=200几何尺寸计算7.4.1计算分度圆直径d=Zm=25x4=100mmd=Zm=200x4=800mm7.4.2计算中心距a=2(d1+d2)=2(100+800)=450mm7.4.3计算齿轮宽度b=4d1=0.6x100=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5〜10mm故取小齿轮的齿宽B1=65mm大齿轮的齿宽B=60mm。

7.5验算2T——idi2x2.049x7.5验算2T——idi2x2.049x1054098N=4098NKF_1.5x4098

bt607.6结构设计及绘制齿轮零件图7.6.1对小齿轮的结构设计计算小齿轮结构参数齿顶高h=mh*=4x1mm=4mm齿根高气=m(h*+c*)=4x(1+0.25)mm=5mm齿全高h=h+h=12+15mm=27mm齿顶圆直径d=d+2h=100+2x4mm=108mm齿根圆直径d=d-2h=100-2x5mm=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a=20°齿距p=兀m=3.14x4mm=12.56mm基圆直径d=d/osa=100xcos20°mm=93.97mm基圆齿距p=pcosa=12.56xcos20°mm=11.80mm

齿槽宽e=p/2=12.56/2mm=6.28mm顶隙c=mc*=4x0.25mm=1.0mm齿厚s=p/2=12.56/2mm=6.28mm因为小齿轮的齿顶圆直径d=108mmV160mm，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。7.6.2对大齿轮的机构设计1.计算大齿轮结构参数齿顶圆直径d=d+2h=800+2x4mm=800mm齿根圆直径d=d-2h=800-2x5mm=790mm由于大齿轮的齿顶圆直径d=790mm在400〜1000mm之间，，所以选用轮辐式结构的齿轮4。图7-1小齿轮结构图2.轮辐的设计轮辐数取6d=D=65mm....4因为大齿轮的材料为铸钢，所以D=1.6D=1.6x65mm=104mm---—-—-—3A牝(3-4)m=(12〜16)mm取A=15mmA"(1-1.2)A=(15〜18)mm取A=16mmDH总0.8D=0.8x104mm=52mm取H=52mm4H牝0.8H=0.8x52mm=41.6mm取H=41.6mm1........1C=H/5=52/5mm=10.4mm取C=10.4mmC"H/6=52/6mm=8.7mm取C=8.7mm11R=0.5H=0.5x52=26mm取R=26mm1.5D=97.5>L淘=60mm取L=60mm4大齿轮如图7-2所示：图7-2大齿轮结构图第8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]O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，应力虹]=238MPa,Ly]=238MPa,LL142MPa[13]。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AB=H/2=22/2mm=11mm。机构在图8-1所示位置时的传动角Y=90°-a，为了保证曲柄滑块的性能⑶，ymin>40°

图8-1曲柄滑块机构示意图由图8-1可知：AB-sin0=BC-sina=BC-cosy因为y_>40°，所以cosy.<cos40。AB-sin0/BC<cos40。BC>AB-sin0/cos40。sin0的最大值为1BC>AB/cos40°BC>11/cos40°mm=14.36mm类比工厂样机，选BC=400mm。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8-2曲柄连杆的机构强度校核该剪板机的剪切力为10吨，因此F=10x103x9.8N=9.8x104N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N=KA-F/cosa（Ka-安全适用系数取1.2）N=1.2x9.8x104/、,1—（11/400）2N=11.76x104N=11.76N因为采用双曲柄传动，所以N1=N/2=11.76x104/2N=5.88x104NA=N/la］=5.8x104/238mm2=247mm21从图8-2可以看出@3（处是该机构的最薄弱环节，其面积A（70-30）x35mm2=1400mm2>247mm2，因此满足强度要求。曲柄滑块上连接部分剪切强度校核A.=N/[]=9.8x104/142mm2=690mm2A=兀R2=兀x(30/2)2=706.5>amin安全。所以曲柄滑块机构结构设计合理。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11.76X104N，曲柄对主轴的转矩T=N-AB=11.76x104x11x10-3N・m=1293.6N・m。电动机提供的转矩经皮带和齿轮传递到主轴的转矩T=1510.19N・m。TVT2所以电动机的选择符合设计要求。第9章曲柄滑块机构的运动学分析9.1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QA=\=11mm，连杆长度AB=400mm，曲柄旋转角度七=3T=30T,滑块与x轴所夹的角度七=90°图9-1曲柄滑块的数学模型9.1.1建立位移方程建立位移方程[15]OA+AB=OB将矢量方程转化为解析形式，有acos6+acos6=acos6〈112233(9-1)asin6+asin6=asin6l112233已知a,a,6，巾，解方程组（9-1）得1213cos6=-acos6/a

sin6=、-1-cos262l2当cos62>0时6=arctan(sin6/cos6)当cos62<0时6=n+arctan(sin6/cos6)当cos6=0时=n/2,a=asin6+asin6TOC\o"1-5"\h\z2311229.1.2建立速度方程对方程组（9-1）两边对时间求导，整理得-a6sin6-a6sin6=acos611122233(9-2)a6cos6+a6cos6=asin611122233已知a,a,a,6,6,6,61231231解方程组(9-1)得6=-a6sin6/(cicos6)

a=a6cos6+a6cos6、31112229.1.3建立加速度方程对方程组（9-2）两边对时间求导整理得TOC\o"1-5"\h\z一a02cos6+&cos6-a6sin6-a62cos6=acos6、V1112222222233(9-3)•.•-a62sin6+a6cos6-a62sin6=asin611122222233已知a,a,a,6,6,6,击，击，解方程组(9-3)得12312312r6=-a6sin6/(acos6)a=a6cos6+a6cos6

、3111222曲柄滑块机构的运动仿真根据上面的滑块和曲柄连杆的运动学函数关系，编译C语言程序［16］求曲柄每转过5度时的滑块的位移、速度、加速度值［17』C语言程序如下：#include"math.h”main(){floatA1=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;intT,t1=0,t2=0,t3=0,t4=0;printf("%s\n","TA3V3Y3W2Z2");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);elseT2=PI/2;elseT2=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","TMAX");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();}根据程序运行的结果，作出曲柄滑块运动特性表9-1。由表9-1可以知道，曲柄角位移为90°、270°时，滑块在两个极端位置，其速度为最小值，角速度达到最大值。曲柄角位移为0°、180°、360°时，滑块位于平衡位置，其速度达到最大值，角速度达到最小值。

表9-1曲柄滑块机构运动特性曲柄的角位移T(°)滑块的位移A3(mm)滑块的速度V3(mm/s)滑块的加速度Y3(mm/s2)0399.84872457.5958638.29636745407.70254541.518524-213.24461490411.0000000.0000000-309.864441135407.702545-41.518520-213.244