喜歡這套資料就充值下載吧。資源目錄里展示的都可在線預覽哦。下載后都有，請放心下載，文件全都包含在內，有疑問咨詢QQ:1064457796
畢業(yè)設計（論文）
題 目
對稱傳動式剪板機
學 院
機電工程學院
專業(yè)班級
學生姓名
指導教師
成 績
66
摘 要
本次課題設計的是對稱傳動式剪板機，剪板機作為一種機械加工設備，體現(xiàn)現(xiàn)代機械化水平之一。隨著科學進步的發(fā)展，剪板機技術也逐漸成熟。
此次設計為對稱傳動式剪板機要求連續(xù)沖切，剪切力為16 t，滑塊行程為108mm。剪切次數(shù)60次/min。本文主要介紹了對稱傳動式剪板機的設計方法及設計過程，包括電動機的選擇、帶傳動的設計、齒輪和軸等主要零部件的設計。主要是針對生產實習所遇到的老式剪板機的傳動裝置和執(zhí)行機構等部分進行設計。傳動裝置選用V帶傳動和齒輪傳動，執(zhí)行機構選擇曲柄滑塊機構。設計過程中，對一些主要部件進行了強度校核。在剪板機的零件設計中，合理選擇材料能夠有效的延長壓力機的使用壽命。在通過精心設計和提高加工零件尺寸精度的同時，也提高了勞動生產率，從而降低了產品的制造成本，增強了產品在市場上的競爭能力。
關鍵詞：機械；剪板機；曲柄滑塊；對稱傳動；
Abstract
As?a modern?mechanical?equipment, the?position?of?plate-cutting?in?modern?society, is?in dispensable .Shearing has been widely used in the national economy in all sectors of industrial production. With the continuous development of machinery industry needs more and more to work a variety of the plate-cutting.
The design is symmetric drive type, requiring continuous punching, punching strength 16 tons, stoke 108mm. This paper describes the design method of symmetric transmission-type level during the plate-cutting. Mainly for the inadequacies of the original machine, and presses the transmission and the implementing agencies and other parts of the system and structure design. V belt transmission gear selection and gear drive; implementing agencies selected slider-crank mechanism .Crank slider mechanism for selection of the implementation, Some of the major components of the design was checked. Part in the design of the plate-cutting, a reasonable choice of materials can effectively extend the service life of press. In improving the processing parts size precision at the same time, improve labor productivity, thereby reducing the manufacturing cost of the product, enhance the competition ability of products in the on the market.
Keywords: Mechanical、The plate-cutting、Machine Shearing、Symmetric transmission
目錄
摘 要 I
Abstract II
第 1 章 緒 論 1
1.1 課題背景 1
1.2 國內外研究現(xiàn)狀 1
1.3 本次設計的主要內容 1
第 2 章 方案論證 2
2.1 傳動方案的確定 2
2.1.1 液壓傳動方案 2
2.1.2 機械傳動方案 2
2.2 總體傳動方案 3
第 3 章 電動機的選擇 4
3.1 電動機類型和結構形式的選擇 4
3.2 電動機的功率和轉速的選擇 4
3.2.1 確定連桿長度 4
3.2.2 確定連桿的長度 4
3.2.3 受力分析 5
3.2.4 剪板機對偏心軸的最大扭矩 6
3.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 7
3.3.1 確定傳動比和分配各級傳動比 7
3.3.2 計算各軸的轉速、功率、及扭矩 7
3.4 電動機的校核 8
第 4 章 帶傳動的設計及計算 9
4.1 帶輪的設計計算 9
4.1.1 帶型的選擇 9
4.1.2 確定帶輪基準直徑 10
4.1.3 確定帶的傳動中心距和基準長度 10
4.1.4 驗算主動輪上的包角 11
4.1.5 確定帶的根數(shù) 11
4.2 確定帶的預緊力及作用在軸上的軸壓力 12
4.2.1 計算預緊力 12
4.2.2 作用在軸上的軸壓力 12
4.3 帶輪的結構設計 12
4.3.1 小帶輪的結構設計 12
4.3.2 大帶輪的結構設計 14
第 5 章 齒輪設計 16
5.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 16
5.1.1 齒輪類型的選擇 16
5.1.2 齒輪材料和精度等級的選擇 16
5.1.3 齒數(shù)的選擇 16
5.2 按齒面接觸強度設計 17
5.2.1 計算許用應力 17
5.2.2 計算幾何尺寸 18
5.3 按齒根彎曲強度設計 19
5.3.1 確定公式內各參數(shù)的值 19
5.3.2 設計計算 20
5.4 幾何尺寸計算 21
5.4.1 計算分度圓直徑 21
5.4.2 計算中心距 21
5.4.3 計算齒輪寬度 21
第 6 章 軸的設計與校核 22
6.1 傳動軸的設計及尺寸計算 22
6.1.1 軸材料的選擇 22
6.1.2 初步確定軸的最小直徑 22
6.1.3 軸的結構設計 22
6.2 主軸的設計及尺寸計算 29
6.2.1 軸材料的選擇 29
6.2.2 初步確定軸的最小直徑 29
6.2.3 軸的結構設計 29
第 7 章 軸承的選擇與校核 36
7.1 軸承的選擇 36
7.2 軸承的校核 36
第 8 章 曲柄滑塊機構的設計及運動學分析 37
8.1 連桿結構的設計 37
8.2 曲柄滑塊的運動學分析 39
8.2.1 位移分析 39
8.2.2 速度分析 40
8.2.3 加速度分析 40
8.3 剪切能力的計算 43
第 9 章 其他部件的設計 45
9.1 剪刀的設計 45
9.2 滑塊和導軌的設計 45
9.2.1 導軌截面的選擇 45
9.2.2 導軌材料及熱處理 45
9.2.3 導軌長度的選擇 46
9.3 機座的設計 46
9.3.1 機架的作用 46
9.3.2 對機座的主要要求 46
9.3.3 結構尺寸 46
第 10 章 模具設計 47
第 11 章 三維設計 50
第 12 章 運動仿真 53
第 13 章 數(shù)控編程 55
結論 63
參考文獻 64
致謝 66
第 1 章 緒 論
1.1 課題背景
在經濟發(fā)達的今天，產品的市場競爭日趨激烈，在保證產品質量的前提下，如何提高產品加工精度和降低生產成本是提高產品競爭力的關鍵所在。產品成本一般包括材料、工件的損耗、機床折舊、工人薪資和其他管理等費用，它們與勞動生產率相關，因此對機械設備的改造創(chuàng)新以提高產品加工效率是降低產品成本最有效的途徑。
機械工業(yè)擔負著向國民經濟各個部門提供技術裝備和促進技術改造的重要任務，在現(xiàn)代化建設的進程中起著主導和決定性作用。機械設計制造是機械產品研發(fā)的第一道工序，關系到產品的質量性能、研發(fā)周期和技術經濟效益。所以通過產品設計、制造和廣泛使用各種先進的機器，就能大大的促進國民經濟快速發(fā)展，加速我國社會主義現(xiàn)代化建設進程。機械在工業(yè)、農業(yè)、國防等方面已得到廣泛的應用，在國民經濟中占據(jù)著重要的地位，機械工業(yè)的生產水平是國家現(xiàn)代化建設水平的主要標志之一。工業(yè)、農業(yè)、國防和科學技術的現(xiàn)代化程度，都會通過機械工業(yè)的發(fā)展反應出來。
目前我國較多的機械制造企業(yè)中所使用的加工設備大多已陳舊過時，特別是剪板機，無論是從加工效率還是加工質量上都遠遠落后于國外。對稱傳動式剪板機是一種典型的對稱傳動式機械設備，主要用于剪裁各種尺寸金屬板材的直線邊緣。該設備應用廣泛，具有結構簡單、維修方便、經濟實用、成本低的優(yōu)點，所以本次要設計一臺解決老式剪板機的缺點，并且進行改造創(chuàng)新。具有實際意義的對稱傳動式剪板機。
1.2 國內外研究現(xiàn)狀
在汽車、航天、電子和家用電器領域，需要大量的金屬板殼零件，特別是汽車行業(yè)要求生產規(guī)?；④囆蛡€性化和大型覆蓋件一體化。進入21世紀，我國汽車制造業(yè)飛速發(fā)展，面對這一形式，我國的板材加工工藝及相應的沖壓設備都有了長足的進步。目前國內的壓力機械通過自行研發(fā)與國外進行多種方式的生產技術合作，有了較快的發(fā)展，質量和技術水平有了明顯的提高，而不少國外的產品則展示了當前國際上的先進技術。
國外近十年來，機械傳動的剪板機結構上并沒有多大發(fā)展，仍然是以曲柄機構及偏心傳動為主，其中又有上傳動和下轉動之分，下傳動結構重心低，高度小，立柱不承受負荷，全部負荷由偏心到刀架之間的連桿所承受，因此，重量輕，但下傳動裝置也有它的缺點，如裝板條的手推車不能推入剪板機內直接靠近刀片。目前在國外，特別是工業(yè)發(fā)達的國家剪板機的發(fā)展已達到一個相當高的水平。其發(fā)展趨勢向著平穩(wěn)、高精度、高質量、節(jié)能、環(huán)保、數(shù)控、職能的方向發(fā)展。
1.3 本次設計的主要內容
本設計“對稱傳動式剪板機”具有機構簡單，使用可靠，維修方面，成本低，運轉平穩(wěn)，生產效率高等優(yōu)點。本次設計主要是完成了動力源，為剪板機提供動力和運動驅動部分；傳動系統(tǒng)，傳遞動力部分；執(zhí)行系統(tǒng)，完成執(zhí)行動作的部分以及其他輔助機構的設計。同時考慮剪板機的幾何精度、運動精度、定位精度。具體的來說主要內容包括電動機、帶傳動、齒輪、軸以及其他主要零件在老師的認真指導下，使之更加完善，對部分系統(tǒng)及結構進行了改進和創(chuàng)新，使之更適應實際工作的要求。
第 2 章 方案論證
2.1 傳動方案的確定
2.1.1 液壓傳動方案
剪板機的傳動方式很多：液壓傳動、氣壓傳動、機械傳動等，液壓剪板機采用液壓傳動，使機器工作時平穩(wěn)、噪聲小、安全可靠、可以進行單次連續(xù)剪切，剪切厚度也較機械傳動的厚。但是對液壓元件的精度、強度要求也高，制造成本也高，而且液壓傳動存在“泄露”問題造成污染，油溫的變化會引起油液粘度變化，從而影響液壓傳動工作的平穩(wěn)性，液壓剪板機的維修也不是很方便，需要掌握一定的專業(yè)知識。所以適應環(huán)境能力小，因此，此次設計不選用液壓傳動方案。
綜上所述，選用機械傳動方案，機械傳動具有結構簡單、易操作、成本低等優(yōu)點。
2.1.2 機械傳動方案
凸輪機構和曲柄滑塊機構都能實現(xiàn)剪板機的切削動作。如圖2-1所示，主軸的轉動帶動凸輪轉動，凸輪升程時推動滑塊（即刀片）作剪切動作?；爻虝r，滑塊在彈簧的作用下上升到開始位置，準備下一個動作循環(huán)。凸輪機構的優(yōu)點是可以根據(jù)從動件的運動規(guī)律來選擇機構的尺寸和確定凸輪輪廓線。缺點是凸輪機構一般用于控制機構而不是執(zhí)行機構，因為其工作壓力不能太大，否則會嚴重磨損凸輪的輪廓及推桿，故選取曲柄滑塊機構（圖2-2），該機構具有結構簡單、加工容易、維修方便、經濟實用等優(yōu)點。
2.2 總體傳動方案
綜合考慮，此次剪板機設計的總體方案為：由電動機經過一級帶輪減速及一級齒輪減速驅動主軸上的對心曲柄滑塊機構，使滑塊作往復運動，進行剪切動作，剪板機的剪切力是16t，行程是108mm，每分鐘剪板60次。設計傳動系統(tǒng)圖如圖2-3所示
圖 2-2 傳動系統(tǒng)圖
第 3 章 電動機的選擇
3.1 電動機類型和結構形式的選擇
選擇電動機的原則是：保證正常工作，并具有一定過載保護能力的前提下，綜合考慮工作情況和經濟性的要求，盡量選擇容量較小，通用性較強，電能消耗低的型號。
Y系列三相異步電動機為全封閉式自扇冷式籠型三相異步電動機，是按照國際電工委員會（IEC）標準設計，具有國際互換性的特點，能防止灰塵、鐵屑或其他雜物侵入電機內部，效率高，耗能少，性能好，噪音低，振動小，體積小，重量輕，運行可靠，維修方便等優(yōu)點。
綜上所述，考慮選擇剪切力，行程及工作條件，選用Y系列一般用途的封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。
3.2 電動機的功率和轉速的選擇
3.2.1 確定連桿長度
根據(jù)設計要求，滑塊的行程為108mm，則曲柄的半徑為
3.2.2 確定連桿的長度
由文獻[3]及[4]如圖3-1所示，角是在該位置（角）連桿的壓力角，角為傳動角。傳動角越大，對機構越有利，為了保證機構有良好的傳動性，取由關系得：
（3-1）
（3-2）
圖3-1 曲柄滑塊機構簡圖
由于的最大值為1，則由公式（3-2）得
（3-3）
對比樣機，綜合考慮剪板機的整體結構尺寸最后取
3.2.3 受力分析
剪板機工作時，曲柄帶動連桿以力F帶動滑塊向下運動，忽略導軌和滑塊的摩擦阻力，就將F向水平和豎直方向分解如圖所示：
圖 3-2 受力分析
為作用于板料的剪切力
為作用于導軌產生的摩擦力
因為
（3-4）
（3-5）
當時，公式（3-5）得
，則，故
故有：,.
3.2.4 剪板機對偏心軸的最大扭矩
主軸所受最大扭距時，曲柄必垂直于連桿。由于角很小，,取時扭矩等于等于
（3-6）
根據(jù)設計要求剪切力 ，則
根據(jù)文獻[5]曲柄滑塊機構的輸入功率大于輸出功率,等效于電動機提供的扭矩要大于等于剪切阻力，則
（3-7）
又公式（4-7）的電動機的功率
取帶輪的傳動效率，滾動軸承的效率，齒輪的效率，則總效率為
（3-8）
則又公式（3-7）及（3-8）得所需電動機最小功率為
（3-9）
則根據(jù)，又文獻[4]表19-1，選取轉速為1500r/min4級型號為Y280S-4的電動機。其中參數(shù)如下所示：
表3-1 Y280S-4系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)
電動機型號
同步轉速
額定功率
滿載轉速
堵轉電流
堵轉轉矩
最大轉矩
Y280S—4
kw
額定電流
額定轉矩
額定轉矩
1500
75
1480
7.0
2.2
2.2
3.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
機器傳動系統(tǒng)的傳動參數(shù)，主要是指各軸的轉速、功率和轉矩，它是進行傳動零件設計計算的重要依據(jù)。
3.3.1 確定傳動比和分配各級傳動比
設計希望剪板機在連續(xù)工作時每分鐘的剪切能力為60次/min，每剪一次，曲柄轉動一周，則取曲柄的轉速為，由于電動機的轉速 則總傳動比為
（3-10）
由于
（3-11）
取帶輪的傳動比 則齒輪的傳動比
3.3.2 計算各軸的轉速、功率、及扭矩
轉速：
電動機：
I軸：
II軸：
功率：
電動機：
I軸
II軸
扭矩：
電動機
I軸
II軸
3.4 電動機的校核
上述計算結果說明
，即
，即
所以電動機滿足要求
將上述計算匯如下表：
參數(shù)/軸名
電機軸
I軸
II軸
轉速
1480
370
60
功率
69.53
66.41
64.01
轉矩
448.66
1714.1
10188.26
傳動比
4
4
6.17
效率
1
0.955
0.965
第 4 章 帶傳動的設計及計算
帶傳動是一種撓性傳動。帶傳動的基本組件為帶輪（主動帶輪和從動帶輪）和傳動帶（圖 4 - 1）。當主動輪1轉動時，利用帶輪和傳動帶的摩擦或嚙合作用，將運動和動力通過傳動帶2傳遞給從動帶輪。帶傳動具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、價格低廉和緩沖吸振等特點。
圖 4-1
4.1 帶輪的設計計算
帶輪的計算功率是根據(jù)傳遞功率 并考慮到其本身性質及每天工作的時間等因素確定的一個工況系數(shù)，來保證帶輪長期有效的工作
式中：
——計算的功率
——傳動的額定功率（）
——工況系數(shù)
又文獻[3]查的，由于載荷變動較大，每天工作時間小于10小時，取。
4.1.1 帶型的選擇
根據(jù)和小帶輪轉速，由文獻[9]查圖26-2選擇普通V帶D型。
4.1.2 確定帶輪基準直徑
查參考文獻[3]查表8-8取主動輪直徑 。則外徑為
大帶輪的基準直徑
則其外徑為
根據(jù)公式驗算V帶輪速度
（4-3）
代入數(shù)據(jù)得
4.1.3 確定帶的傳動中心距和基準長度
由于中心距未給出，可根據(jù)傳動的結構需要初步中心距取
（4-4）
初選中心距
計算所需帶的基準長度
（4-5）
由文獻[6]最后選取 ，則實際中心距為：，則實際的中心距為： （4-6）
取整最后得。
4.1.4 驗算主動輪上的包角
（4-7）
所以滿足要求。
4.1.5 確定帶的根數(shù)
（4-8）
式中：
——包角系數(shù)，查得=0.95
——長度系數(shù)，查得文獻[3]得
——單根V帶的基本額定功率，查得15.63kw
——單根V帶額定功率的增量，查得
代入數(shù)據(jù)得:
取整Z=4
4.2 確定帶的預緊力及作用在軸上的軸壓力
4.2.1 計算預緊力
（4-9）
用帶入上式，并且考慮包角對所需預緊力的影響，可將的計算公式寫為：
（4-10）
式中：
——V帶單位長度的質量
將已知量代入公式（5-10）得
4.2.2 作用在軸上的軸壓力
如果不考慮帶兩邊的壓力差，則軸壓力可近似以帶的預緊力 的合力來計算
（4-11）
式中：
Z—— 帶的根數(shù)
——單根帶的預緊力
——主動輪上的包角
4.3 帶輪的結構設計
4.3.1 小帶輪的結構設計
1、材料：HT200
2、確定帶輪的形式
由電動機Y280S-4查參考文獻[4]得：電機軸，電機軸伸出長度為E=140mm，且已知小帶輪的基準直徑 ，因為所以小帶輪采用輪輔式結構。帶輪的基準直徑為355mm，外徑371mm。
3、輪槽的尺寸
查文獻[7]表8-10得帶輪的輪槽尺寸如下：
輪槽基準寬度
基準線上槽深
基準線下槽深
槽間距
第一槽對稱面至端面的距離
最小輪緣厚
輪槽角
輪槽結構如圖4-2所示：
圖 4-2槽輪結構
4、確定小帶輪外形結構
帶輪寬：
帶輪外徑：
輪緣外徑：，取
輪轂長度：因為
所以，取
， 取C=25
小帶輪的結構如圖4-3所示
圖 4-3 小帶輪結構
4.3.2 大帶輪的結構設計
1、材料：HT200
2、確定帶輪的結構形式
初選大帶輪的軸徑，已知大帶輪的基準直徑，所以大帶輪選用輻射是結構。
3、槽輪尺寸同小帶輪
4、輪緣及輪轂大小尺寸：
帶輪寬：
帶輪外徑：
輪轂外徑： ，取
輪轂長度; 由
所以
，取
(4-12)
式中：
P——傳遞的功率，為57.8kw
N——帶輪的轉速，為370r/min
——輪輻數(shù)，取=4
大帶輪的結構如圖4-4
圖 4-4 大帶輪機構
第 5 章 齒輪設計
齒輪傳動是機械傳動中最重要的傳動之一。形式很多，應用廣泛，效率高，圓周速度可達200m/s，機構緊湊，工作可靠，壽命長，傳動比穩(wěn)定。齒輪傳動具有效率高、結構緊湊、工作可靠、壽命長、傳動比穩(wěn)定等特點。本次采用半開式齒輪傳動。
此設計剪板機的齒輪傳動采用直齒圓柱齒輪傳動。應根據(jù)保證齒面抗磨損及齒根抗折斷能力兩準則進行計算，但對齒面抗磨損能力的計算方法迄今不夠完善，故此次以保證齒根彎曲疲勞作為設計準則。
5.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
5.1.1 齒輪類型的選擇
根據(jù)設計的傳動方案選擇直齒圓柱傳動。
5.1.2 齒輪材料和精度等級的選擇
由于機械工作時屬于中等沖擊，選取大小齒輪的材料均為45鋼（調質），齒面硬度：255HB，大齒輪的材料均為45鋼（?；┯捕?17HB。取中間值，則大齒輪為263.5HB，小齒輪為293.5HB.
因其表面進過調制處理，故選用8級精度。
5.1.3 齒數(shù)的選擇
為了避免根切現(xiàn)象，對于壓力角為的標準直齒圓柱齒輪，應選的小齒輪齒數(shù) ，而因剪板機所用的齒輪為開式齒輪傳動，現(xiàn)選取小齒輪的齒數(shù) ，則大齒輪的齒數(shù) ，取整之后的。
5.2 按齒面接觸強度設計
5.2.1 計算許用應力
由文獻[3]得設計公式
（5-1）
式中
選取載荷系數(shù)
小齒輪傳遞的轉矩
由文獻[7]查取齒寬系數(shù)
查得材料的彈性影響系數(shù)
按齒面硬度查得大齒輪解除疲勞強度極限，小齒輪的接觸疲勞強度極限
計算應力循環(huán)次數(shù)（工作條件：假設工作壽命10年，每年按300天算，兩班制，，每班四個小時）
（5-2）
式中
齒輪的轉速
齒輪每轉一周同一齒面嚙合的次數(shù)j=1
工作壽命
由文獻[3]查得接觸疲勞壽命系數(shù)
計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1
（5-3）
（5-4）
5.2.2 計算幾何尺寸
1、小齒輪分度圓直徑
將以上所有數(shù)據(jù)代入公式（5-1）有
取整后得
2、計算圓周速度
（5-5）
3、計算齒寬
（5-6）
4、計算齒寬與齒高之比
模數(shù)
（5-7）
5、齒高
（5-8）
6、比值
（5-9）
計算載荷系數(shù)
根據(jù)，8級精度，由文獻[3]查得動載荷系數(shù) ，由直齒輪假設；由表查得,。
小齒輪相對支撐為懸掛式
(5-10）
將數(shù)據(jù)代入公式得
并且由b/h=4.44, 8級精度，并且調質處理，查得彎曲強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)，故載荷系數(shù)
(5-11)
7、按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑
（5-12）
8、計算模數(shù)
（5-13）
5.3 按齒根彎曲強度設計
根據(jù)文獻[3]由齒根彎曲強度的設計公式
（5-14）
5.3.1 確定公式內各參數(shù)的值
計算載荷系數(shù)
（5-15）
由文獻[7]查取齒型系數(shù)
，
查取應力校正系數(shù)
,
小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限
。
由文獻[7]查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
,。
計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由得
（5-16）
（5-17）
計算大、小齒輪的并加以比較
（5-18）
小齒輪的數(shù)值大
5.3.2 設計計算
（5-19）
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算的模數(shù)7.9并就近圓取整為標準值m=8mm。接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪的齒數(shù)：
（5-20）
大齒輪齒數(shù)
取
這樣設計出的齒輪，既能滿足齒面解除疲勞強度，又能滿足齒根彎曲疲勞強度，并且做到機構緊湊，避免浪費，降低成本。
5.4 幾何尺寸計算
5.4.1 計算分度圓直徑
;
.
5.4.2 計算中心距
（5-21）
5.4.3 計算齒輪寬度
為了避免大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減少而增加大齒輪的工作載荷，通常將小齒輪的齒寬在圓整數(shù)值的基礎上加寬5～10mm。
故取小齒輪的齒寬
大齒輪的齒寬
第 6 章 軸的設計與校核
軸是組成機器的主要零件之一。一切作回轉運動的傳動零件（例如齒輪、蝸輪等），都必須安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞。軸的合理外形和全部結構尺寸，為軸設計的重要步驟。軸的結構設計是根據(jù)軸上的零件安裝、定位以及軸的制造工藝的要求，合理的確定軸的結構形式和尺寸。所以軸的設計很重要！
6.1 傳動軸的設計及尺寸計算
6.1.1 軸材料的選擇
軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，鋼軸的毛坯多數(shù)用壓制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼價格便宜，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造傳動軸比較合理。故選用45號鋼作為軸的材料。
6.1.2 初步確定軸的最小直徑
由于軸的材料為45號鋼，查文獻[3]由公式：
（6-1）
取得
考慮到穩(wěn)定性要求和結構的需要，參考樣機尺寸對軸進行放大，故
6.1.3 軸的結構設計
（1）、選用滾動軸承：
因為軸承不承受軸向力和定位要求，可選普通滾動軸承即可，選用深溝球軸承，從文獻[10]查表7-2-43得選軸承217號?；境叽鐬?
（2）、初步設計軸的結構
為了滿足大帶輪的軸向定位要求5-6右端設計出一軸肩。取C、D處直徑d=80mm
其他尺寸見圖6-1傳動軸的結構及尺寸。
圖 6-1 傳動軸的結構及尺寸
（3）、軸上零件的軸向定位
齒輪和皮帶輪與軸的軸向定位均采用平鍵聯(lián)接。有文獻[3]查得，平鍵軸與小齒輪選用平鍵，長度取L=110mm，與大齒輪選用平鍵，長度取125mm
（4）、鍵的校核
鍵傳遞的扭矩為：T=1714.1
由文獻[3]選
取[P]——鍵、軸和輪轂三者中最弱材料的許用壓力為120MPa
取k——鍵與輪轂的接觸高度，k=0.5h，k=0.514=7
由公式
（6-2）
鍵的強度通過。
（5）圓角和倒角
由文獻[3]表15-2選取倒角為 ，各軸肩圓角半徑R=2.5mm
（6）支撐反力、彎矩及扭矩的計算
支撐力：
軸的受力情況如圖6-2所示
水平受力圖如下
根據(jù)圖 6-3所示列方程得
,,
水平受力圖如下
根據(jù)圖 6-3所示列方程得
(6-3)
(6-4)
解得,，
根據(jù)圖6-4所示列方程
解得
,，
彎矩：
(6-5)
(6-6)
(6-7)
(6-8)
(6-9)
水平、垂直以及合力彎矩圖如圖6-5（a,b,c）所示
圖 6-5 彎矩圖
扭矩：
大帶輪的扭矩：
小帶輪的扭矩：
扭矩圖如下圖6-6
圖 6-6 扭矩圖
（7） 精確校核軸的疲勞強度
<1> 判斷危險截面
根據(jù)應力集中部位和載荷分布對選取的六個方面進行分析，截面1、2、3、與4、5、6尺寸相同但后者載荷較小，所以不用考慮。2、3面彎矩相差不大但應力集中不如3嚴重，所以最后的危險面取1、2。
<2>截面1右側
抗彎截面系數(shù) (6-10)
抗扭截面系數(shù) (6-11)
截面上的彎曲應力
(6-12)
截面上的扭轉切應力
(6-13)
軸的材料為45鋼，調質處理。由文獻[7]表15-1查得:
,,
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及 按表3-2查取。因
,
經插值后可查得
,
又由文獻[3]附圖3-1可查得軸的材料的敏感系數(shù)為
,
故有效應力集中系數(shù)為
(6-14)
(6-15)
由文獻[3]附圖3-2得尺寸系數(shù);
由文獻[3]附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)；
由文獻[3]附圖3-4得表面質量系數(shù)為。
軸未經表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為
(6-16)
(6-17)
又由合金鋼的特征系數(shù)，且，即，故取
,
于是，計算安全系數(shù)值，則
(6-18)
(6-19)
(6-20)
故可知其安全。因無過大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性。故略去靜強度的校核。
截面2的校核和截面1的校核類似
所以滿足要求
6.2 主軸的設計及尺寸計算
6.2.1 軸材料的選擇
由于該軸傳遞的功率不大，但其受力和力矩作用大，故軸的材料選用45鋼，調質處理。取 。
6.2.2 初步確定軸的最小直徑
由于軸的材料為45鋼，查文獻[3]則取
由公式 （6-21）
式中，
考慮到曲柄收到的阻力較大，大齒輪的結構也很大，所以取
6.2.3 軸的結構設計
（1）、選用滾動軸承
因為軸承不承受軸向力，可選用普通滾動軸承即選取深溝球軸承，從文獻[10] 查表7-2-43得選軸承330號?；境叽鐬?
（2）、初步設計軸的結構
為了滿足大齒輪的軸向定位要求1左端設計出一軸肩。其他尺寸見圖6-7
圖 6-7 主軸的結構及尺寸
（3）、鍵的選擇與校核
曲柄偏心輪連接處的平鍵由文獻[10]選取，L=120mm
校核：鍵傳遞的扭矩為：T=10188 .26/2=5094.3N.m
由文獻[3]選
取[P]——鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用應力120MPa
取k——鍵與輪轂的接觸高度，k=0.5h ，k=0.525=12.5
鍵的強度滿足要求。
（4）、圓角和倒角
由文獻[3]表15-2選取倒角為，各軸肩圓角半徑為R=3mm
（5）、支撐反力、彎矩及扭矩的計算
支撐力：
,,
圖 6-8 主軸受力圖
水平受力如下圖6-9
根據(jù)圖6-9列下列方程：
解得：
,.
圖 6-9 水平受力圖
垂直受力如下圖6-10
根據(jù)圖6-10列下列方程
解得
，
圖 6-10 主軸垂直受力圖
即：
，
彎矩：
(6-5)
(6-6)
水平、垂直以及合力彎矩圖如圖7-11（a、b、c）所示
a 水平彎矩圖
b 垂直彎矩圖
c 合力彎矩圖
圖 6-11 彎矩圖
扭矩：大齒輪的扭矩：T=10188026
扭矩圖6-12
圖 6-12 扭矩圖
（7）、精確校核軸的疲勞強度
<1>、危險截面的判斷
截面234與截面789，二者都有相同的尺寸和應力集中，但后者載荷小，故不予考慮，截面456，56的應力集中不如截面4嚴重，所以56不予以考慮，2載荷小不予以考慮。最后確定危險面為1、3、4。
<2>、取[S]=1.8，要求安全系數(shù)S[S]=1.8
由表7-1計算說明
表6-1 各參數(shù)計算公式和數(shù)據(jù)
參數(shù)名
計算公式
截面1
截面3
截面4
T（）
5064.13
10188.26
10188.2
M（）
2094.27
8013.34
18187.3
304.9
337
372.4
609.8
674
744.8
275
275
275
155
155
155
故軸的強度滿足工作性能
第 7 章 軸承的選擇與校核
7.1 軸承的選擇
傳動軸與主軸的軸承皆選擇深溝球軸承，其型號分別為：217和330
傳動軸軸承所受的徑向力
主軸軸承所受的徑向力
根據(jù)受力情況需校核傳動軸A處和主軸B處
7.2 軸承的校核
由文獻[10]查得額定靜負荷的計算公式
（7-1）
式中
——基本額定載荷的計算值 （N）
——當量靜載荷，其中，
——旋轉軸承的安全系數(shù)，選取
所以軸承滿足要求
第 8 章 曲柄滑塊機構的設計及運動學分析
8.1 連桿結構的設計
由于所受的最大力為，曲柄所受的最大阻力矩為。連桿為兩端受力的二力桿。因此連桿的主要失效形式為穩(wěn)定失效。為了增強連桿的穩(wěn)定性，連桿設計為“工”型截面，初步確定尺寸如下圖8-1所示
連桿的受力穩(wěn)定性的校核：
連桿選材為45鋼，正火處理。查文獻[13]得，，，，穩(wěn)定安全系數(shù)
穩(wěn)定安全系數(shù)。已知：，.
圖 8-1 連桿結構示意圖
查文獻[13]壓桿柔度公式
(8-3)
代入數(shù)據(jù)得
由于連桿簡化為兩端鉸支鏈，故，“工”字型截面的慣性矩為：
(8-2)
代入數(shù)據(jù)得
截面積
連桿的柔度
(8-3)
式中：
——桿的長度
——截面的慣性半徑
——壓桿長度系數(shù)
帶入數(shù)據(jù)得
由于所以不能用歐拉公式
由文獻[13]查得優(yōu)質碳鋼的a和b，其中：，
由文獻[13]查得公式
(8-4)
式中
由此可見應按強度問題計算，所以
，
根據(jù)文獻[13]第四強度理論公式
(8-5)
帶入數(shù)據(jù)得
所以滿足強度要求，穩(wěn)定性滿足要求。
8.2 曲柄滑塊的運動學分析
曲柄滑塊的運動分析如下圖8-2
OA+AB=OB
圖 8-2 曲柄滑塊的運動分析
8.2.1 位移分析
由公式：
(8-6)
取實部虛部得
其中
解得
當時，
當時，，而.
8.2.2 速度分析
已知,,,,,,,求,.
對（8-6）式兩邊求導得
由上式得
8.2.3 加速度分析
已知,,,,,,,,,,,,,,,,.
求,.
對上式兩邊求導得
所以
解
故
根據(jù)上面的滑塊和曲柄連桿的運動學關系，用C語言編程，求得曲柄每轉過45度時，滑塊的位移、速度、加速度的值。
C語言程序如下：
#include "math.h"
main ()
{float A1=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;
int T,t1=0,t2=0,t3=0,t4=0;
printf ("%s\n","T A3 V3 Y3 W2 Z2");
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);
else
T2=PI/2;
else
T2=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","
T MAX");
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 ();
}
根據(jù)程序運行的結果，作出曲柄滑塊運動特性表8-1。由表8-1可以知道，曲柄角位移為90°、270°時，滑塊在兩個極端位置，其速度為最小值，角速度達到最大值。曲柄角位移為0°、180°、360°時，滑塊位于平衡位置，其速度達到最大值，角速度達到最小值。
表8-1 曲柄滑塊機構運動特性
曲柄的角位移
T滑塊的位移A3
滑塊的速V3
滑塊的加速Y3
0
397.258724
57.445663
8.212397
45
415.747545
41.518524
-214.255714
90
414.015600
0.0000000
-301.784596
135
407702545
-41.518520
-213.122529
180
399.848724
-48.556873
8.296367
225
392.146179
-27.978956
21.241531
270
371.000000
-0.0000005
293.278015
315
397.147310
39.934341
213.789545
360
345.838724
57.578963
8.296313
8.3 剪切能力的計算
(8-7)
式中：
——被剪切材料的強度極限
——被剪切材料的相對切入厚度，對于碳鋼一般取
——被剪材料的最大厚度
——剪板機上刀片的傾角
——與刀片有關的系數(shù)，查文獻[6]表7-1得，由于故K=1.6
由于剪板機的型號已確定，所以式中,,的為常數(shù)，而最大剪切力也可視為常數(shù)。故
而
由
推出 (8-8)
由公式（8-8）推出S=（8-9）
將數(shù)據(jù)代入公式（8-10）就能求出剪板機剪切20鋼（）
的最大剪切厚度
同一臺剪板機剪切不同材料時可用下公式（8-9）來進行換算
(8-9)
式中：
——為實際被剪切材料的強度極限
——實際被剪材料的最大厚度
這樣根據(jù)鋼板材料的不同就能計算出剪板機的剪切能力了。
第 9 章 其他部件的設計
9.1 剪刀的設計
剪刀是剪板機的關鍵部件。由文獻[14]查得制造剪刀的流程為：選材、鍛造、退火、粗加工、淬火、精磨。淬火是制造剪刀的關鍵工序。經研究了熱處理工藝對J49鋼剪刀片力學性能及金相組織的影響。結果表明，剪刀在鍛后及時在860 退火,并使淬火溫度控制在1060-1080，在二次回火的時候JG9鋼就能產生硬化，就有良好的紅硬性和沖擊韌性，能很好的剪切相應的鋼材。
9.2 滑塊和導軌的設計
9.2.1 導軌截面的選擇
為了保證精度，滑塊導軌的設計要求：精度保持性好，有足夠的精度，低速運動穩(wěn)定性好，溫度變化小，結構簡單，工藝性好。
表9-1 導軌的對比
優(yōu)點
缺點
矩形刀軌
結構簡單易制造，承載能力大，安裝調整 方便
磨損后不能自動調整，應有間隙調整機構補償
三角形導軌
導向性好，制造方便，剛度高
加工困難
燕尾形導軌
調整方便，承受力矩大，可承受傾覆力矩
剛度差，加工檢查維修不方便
9.2.2 導軌材料及熱處理
本次設計的導軌要求耐磨性強、工藝性好而且成本低的材料。為了節(jié)約成本，提高耐磨性，應該不同件選擇不同的材料。若采用相同的材料，則運動件為鑄鐵材料，承載導軌材料為鑄鐵，鑄鐵選用HT30，導軌采用接觸表面淬火。
9.2.3 導軌長度的選擇
取導軌長度，充分考慮到刀具架的尺寸較大故
9.3 機座的設計
9.3.1 機架的作用
（1）、安裝機械零件，使之嚴格的相互定位。
（2）、承受機械運轉時所產生的力，使整個機械穩(wěn)定及機架在地基上。
9.3.2 對機座的主要要求
（1）、足夠大強度；
（2）、耐磨性好；
（3）、結構工藝性好。
9.3.3 結構尺寸
根據(jù)以上要求，綜合考慮外形尺寸、工作臺高度以及傳動關系，擬定尺寸見裝配圖。
第 10 章 模具設計
鍛造模具分為：熱鍛模，溫鍛模和冷鍛模，它們在高動態(tài)載荷或靜載荷下的反復工作，工作應力是非常高的，尤其是在冷鍛模具，長期，在模具材料的屈服點附近的反復工作，即在負載瞬時應力急劇增加而卸荷應力消失，工作環(huán)境十分惡劣。
1．熱鍛模具
熱鍛模具除了承受很高的應力的動態(tài)和靜態(tài)荷載的反復作用外，還承受熱鍛模具的循環(huán)應力作用，通常在使用前150℃~ 400℃預熱。熱鍛模具型腔在鍛造，沖擊或靜態(tài)高壓時與450℃（鋁合金），950℃（鈦合金），1160℃（合金），甚至1230 C（碳鋼）的熾熱鍛件短時間的密切接觸時，溫度迅速上升，取出鍛件后，鍛模型腔表面溫度迅速下降；在負載的瞬態(tài)溫度