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1、齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 摘 要 該設計的對稱傳動剪板機，其沖剪力為10噸，滑塊的行程為22mm，每分鐘剪切30次。由電動機提供動力，經過一級帶傳動和一級齒輪傳動減速。設計中采用的執(zhí)行機構為對心曲柄滑塊機構，這一機構將剪板機傳動系統(tǒng)的旋轉運動轉變?yōu)榛瑝K的往復直線運動，實現對板料的剪切。曲柄滑塊機構具有結構簡單、加工容易、維修方便、經濟實用的優(yōu)點，在機械設備中應用廣泛。本設計中，通過對平面曲柄滑塊機構的數學建模，用Turbor C編程，輸入曲柄滑塊機構的機構參數和運功參數，實現對整個機構運動過程的仿真。 關鍵詞：Turbor C 運動仿真 曲柄滑塊 剪板機

2、 Abstract The design of symmetric transmission shears, shear-to 10 tons, the itinerary for the slider 22 mm per 30 minutes shear. Powered by the motor through a belt drive and a slowdown Gear. Design of the implementation agencies right mind crank slider, This will shears tr

3、ansmission rotation slider into the reciprocating linear motion, the realization of the right of sheet metal shear. Crank slider is simple in structure, easy processing, easy to maintain and repair, economic and practical advantages in machinery, equipment widely used. The design, right through the

4、plane crank slider mathematical modeling, Turbor C programming, input slider crank agencies that such remarks parameters and the parameters of the whole movement of the simulation process. Key words: Turbor C Motion simulation Crank and slide block Cutting machine 目 錄 摘要

5、 I Abstract II 第1章 緒論 1 第2章 方案論證 2 2.1 液壓傳動方案 2 2.2 機械傳動方案 3 2.2.1凸輪機構方案 3 2.2.2曲柄滑塊機構方案 4 第3章 總體傳動方案 5 第4章 電動機的選擇 6 4.1 電動機類型和結構形式的選擇 6 4.2 電動機功率的選擇 6 4. 3 計算傳動裝置的運動和動力參數 8 4.3.1計算傳動裝置的合理傳動比 8 4.3.2計算運動和動力參數 8 第5章 帶傳動的設計及計算 10 5.1 確定計算功率 10 5.2 選擇帶型 10

6、5.3 確定小帶輪的基準直徑 10 5.3.1初選小帶輪的基準直徑 10 5.3.2驗算帶的速度 11 5.3.3計算從動輪的基準直徑 11 5.4 確定中心距和帶輪的基準長度 11 5.5 驗算主動輪上的包角 12 5.6 確定帶的根數 13 5.7 確定帶的預緊力 13 5.8 計算帶傳動作用在軸上壓軸力 14 5.9 帶輪結構的設計 14 5.9.1小帶輪的結構設計 14 5.9.2大帶輪的結構設計 17 第6章 軸的設計 19 6.1 主動軸設計 19 6.1.1軸的材料 19 6.1.2 軸徑的最小許用值

7、 20 6.1.3確定軸上的零件的裝配方案 20 6.1.4 軸上的零件定位 20 6.1.5軸各段直徑和長度的確定 20 6.1.6 繪制主軸上零件的裝配圖及軸的結構圖 20 6.1.7軸的強度校核計算 21 6.2 從動軸的設計 23 6.2.1材料選擇 23 6.2.2軸徑的最小許用值 24 6.2.3確定軸上零件的裝配方案 24 6.2.4繪制從動軸上零件的裝配圖及軸的結構圖 24 第7章 齒輪設計 25 7.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 25 7.1.1齒輪類型的選擇 25 7.1.2齒輪材料的選擇 25 7.1.3選取精度等級

8、 25 7.1.4選擇齒數 25 7.2 按齒面接觸強度設計 25 7.2.1確定公式內的各個計算數值 26 7.2.2計算 27 7.3 按齒根彎曲強度設計 28 7.3.1確定公式內各計算數值 28 7.3.2設計計算 29 7.4 幾何尺寸計算 30 7.4.1計算分度圓直徑 30 7.4.2計算中心距 30 7.4.3計算齒輪寬度 30 7.5 驗算 31 7.6 結構設計及繪制齒輪零件圖 31 7.6.1對小齒輪的結構設計 31 7.6.2對大齒輪的機構設計 32 第8章 曲柄滑塊機構設計 34 8.1 材料的選

9、擇 34 8.2 確定曲柄滑塊桿件長度 34 8.3 結構設計 35 8.4 強度校核 36 8.5 電動機的校核 37 第9章 曲柄滑塊機構的運動學分析 38 9.1 建立曲柄滑塊機構的數學模型 38 9.1.1建立位移方程 38 9.1.2建立速度方程 39 9.1.3建立加速度方程 39 9.2 曲柄滑塊機構的運動仿真 40 結論 43 參考文獻 44 致謝 46 第1章 緒論 在使用金屬板材較多的工業(yè)部門，都需要根據尺寸要求對板材進行切斷加工，所以剪板機就成為各工業(yè)部門使用最為廣泛的板料剪斷設

10、備。 剪板機目前主要有以下幾種： 1． 平刃剪板機：剪切質量較好，扭曲變形小，但剪切力大，耗能大。機械傳動的較多，該剪板機上下兩刃彼此平行，常用于軋鋼廠熱剪切初扎方坯和板坯。 2． 斜刃剪板機：分閘式剪板機和擺式剪板機，剪切質量較前者差，有扭曲變形，但力能消耗較前者小，適用于中大型剪板機。 3． 多用途剪板機：板料折彎剪板機，即在同一臺機器上可完成兩種工藝，假期下部進行板料剪切，上部進行折彎，也有的機器前部進行剪切，后部進行板料折彎。 4． 專用剪板機：氣動剪板機大多用在剪切線上速度快，剪切次數高。 5． 數控剪板機：直接對后擋料器進行位置編程，可進行位置校正，具有多工步編

11、程功能，可實現多步自動運行，完成多工步零件一次性加工，提高生產效率[1]。 對稱傳動剪板機是一種典型的對稱傳動的機械，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，經濟實用的優(yōu)點。 本機器的工作原理：動力源電動機通過二級傳動（一級帶輪傳動，一級齒輪傳動）減速驅動執(zhí)行機構—曲柄滑塊機構，該機構將電動機的旋轉運動轉化為往復的直線運動，在此過程中，由切刀（固定在滑塊上）來進行對板料的切削。 在這次設計中，針對該剪板機的執(zhí)行機構—曲柄滑塊機構，通過數學建模，運用Turbor C強大的編程運算能力，研究了曲柄以勻角速度旋轉時，曲柄滑塊機構中滑塊的位移、速度、加速度

12、的變化規(guī)律。 第2章 方案論證 剪板機主要是通過滑塊上刀片的往復直線運動來實現切斷功能，能實現這個目的主要由液壓傳動和機械傳動兩種。 2.1 液壓傳動方案 剪板機液壓傳動系統(tǒng)原理圖如圖2-1所示，其原理：手動換向閥6推向左位（即左位接入系統(tǒng)），此時活塞在壓力油的作用下向下運動，對板料進行剪切加工，當加工完成后，將閥6手柄推向右位（即右位接入系統(tǒng)），活塞向上運動，即刀片上抬，到了一定位置，將閥6手柄推入中位，這樣活塞就停留在此位置不動。然后剪切第二次時，重復上述操作。手動換向閥6也可改為電氣控制的換向閥，從而實現自動連續(xù)剪切，提高效率。 １.油箱 ２.粗過

13、濾器 ３.液壓泵 4.溢流閥 5.調速閥 6.手動三位四通換向閥 7.液壓缸 8.滑塊 圖2-1 液壓傳動系統(tǒng)原理圖 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，剪板厚度也較機械傳動的厚，但是液壓系統(tǒng)是利用液體作為中間介質來傳遞動力的，剪切力大時，油壓也相應的高，對液壓元件的精度、強度要求也高，制造成本也相應的較高，而且液壓系統(tǒng)不可避免的存在，泄露問題，會造成污染，油溫的變化會引起油液粘度變化，影響液壓傳動工作的平穩(wěn)性，所以適應環(huán)境能力小[2]。另外，液壓剪板機的維修也不方便，需要掌握一定的專業(yè)知識，因此此次設計不選用此方案。 2.2 機械

14、傳動方案 2.2.1凸輪機構方案 圖2-2 凸輪機構原理圖 凸輪機構的工作原理如圖2-2所示：主軸的轉動帶動凸輪傳動，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用于執(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，導致該機構不能實現預期的動作要求，不能保證機器的穩(wěn)定性，因此該方案不予采用。 2.2.2曲柄滑塊機構方案 曲柄滑塊機構的工作原理如圖2-3所示：通過主軸轉動帶動曲柄轉動，

15、曲柄通過連桿使滑塊作上下往復運動，實現剪切動作。 圖2-3 曲柄滑塊機構原理圖 該機構具有結構簡單、加工容易、維修方便、經濟實用的優(yōu)點，故采用此方案即曲柄滑塊機構作為執(zhí)行機構比較合適[3]。  第3章 總體傳動方案 綜合考慮，本次剪板機設計的總體方案為電動機經過一級帶輪減速及一級齒輪減速驅動主軸上的曲柄滑塊機構，使滑塊作往復運動，進行剪切動作，剪板機的剪切力是10噸，行程為22mm，每分鐘剪板30次。設計傳動系統(tǒng)圖如圖3-1所示。 圖3-1 系統(tǒng)傳動簡圖  第4章 電動機的選擇 4.1 電動

16、機類型和結構形式的選擇 本次設計所選用的電動機的類型和機構形式應根據電源種類、工作條件、載荷大小和性質變化、啟動性能、制動、正反轉的頻率程度等條件來選擇。 電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產單位一般多采用三相交流電源,因此,無特殊要求時,均應采用三相交流電動機。其中異步電動機是交流電動機的一種,它是把電能轉化為機械能的一種動力機械,一般以三相異步交流電動機應用最廣泛。 Y系列三相異步電動機為封閉式三相異步電動機,能防止灰塵、鐵屑或其它雜物侵入電機內部，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。不僅使用于水泵、鼓風機、金屬切削機床及運輸機械,

17、更使用于灰塵較多、水土飛濺的地方,如碾米機,磨粉機,脫殼機及其它農業(yè)機械,礦山機械等。 根據工作環(huán)境和要求,選用Y系列三相異步電動機[4]。 4.2 電動機功率的選擇 電動機的容量選擇的是否合適,對電動機的正常工作和經濟性都有影響。容量選的過小,不能保證工作機的正常的工作或使電動機因過載而過早的損壞;而容量選的過大,則電動機的價格較高,能力又不能充分利用,而且由于電動機經常不滿載運行,其效率和功率因數都較低,增加電能消耗而造成能源的浪費。 該剪板機的剪切力為10噸，根據諾沙里公式[5]： = （4-1） 式中 ——剪切力 =101039.8=9

18、8000N ——被剪板料強度極限，實際中的板料=500N/mm ——被剪板料延伸率，=25% ——被剪板料厚度 ——上刀刃傾斜=2 ——被剪部分彎曲力系數，=0.95 ——前刃側向間隙相對值，=0.083 ——壓具影響系數x=7.7 把已知數據代入式（4-1） 解得：=4.63mm 根據表8-2-2，Q11型剪板機技術參數[1]，類比實習時工廠的樣機，選取電動機的功率為5.5kW。 轉速的確定： 由于傳動由皮

19、帶和齒輪組成的。按推薦的傳動副傳動比較合理的范圍，取三角帶傳動比=2～4。二級圓柱齒輪減速器傳動比=8～40，則總傳動比合理范圍為 =16～160,則電動機轉速可選范圍為： = =(16～160) =480～4800r/min 查表19.1 Y系列三相異步電動機的技術數據[6],選取Y132-M2-6型電動機比較合適,其技術參數如下:功率為5.5kW，級數為6，滿載時的電流、轉速、效率分別為12.6A、960r/min、85.3%。 4. 3 計算傳動裝置的運動和動力參數 4.3.1計算傳動裝置的合理傳動比 總傳動比 =

20、 （4-2） = 式中 ——三角帶傳動比 ——圓柱齒輪傳動比 取=4 = 4.3.2計算運動和動力參數 1.計算各軸轉速 = r/min = r/min 2.計算各軸的功率 查得[4]各部件傳動效率為： 圓柱齒輪：0.94～0.96 =0.95 三角帶傳動：0.94～0.96 =0.955 軸承(每對)：0.97～0.99 =0.98 則總傳遞效率為： == = == ==5.15kW = = ==4.79kW 3.各軸轉矩 = 式中 ——電動機轉

21、矩； ——電動機功率； ——滿載轉速[6]； = = Nm =Nm = = = Nm = = Nm = Nm  第5章 帶傳動的設計及計算 在同樣的張緊力下，V帶傳動較平帶傳動能產生更大的摩擦力，V帶傳動允許的傳動比較大，結構簡單較緊湊，造價低廉，傳動平穩(wěn)以及緩沖吸振等優(yōu)點[4]。 5.1 確定計算功率 = (5-1) =kW 式中 ——傳動的額定功率（） ——工作情況系

22、數 查表8-6[4]，載荷變動較大，軟啟動每天工作時間小于10小時，取=1.2。 5.2 選擇帶型 根據=6.6kW和主動帶輪（小帶輪）轉速= r/min，查圖8-8[4]中選定A型V帶。 5.3 確定小帶輪的基準直徑 5.3.1初選小帶輪的基準直徑 查參考文獻[4]取主動輪基準直徑=mm。 5.3.2驗算帶的速度 = = =m/s 由于過小，表示所選的過小，這將使所需要的有效拉力過大，即所需要的跟數過多，于是帶輪的寬度，軸徑及軸承的尺寸都要隨之增大

23、。 取=mm = =m/s =m/s 5.3.3計算從動輪的基準直徑 ===640mm 并按照V帶輪的基準直徑系列進行圓整,圓整后 =640mm 5.4 確定中心距和帶輪的基準長度 由于中心距未給出,可根據傳動的結構需要初步中心距取 代入=mm , =mm mm 取=mm =mm,根據帶傳動的幾何關系,按下式計算所需帶的基準長度 ≈++ + (5-2) ≈mm =mm 由參考文獻[7

24、]表33.1－9取=mm，由于V帶的中心距一般是可以調整的,故采用下式進行近似計算 ≈ =mm =mm 考慮安裝調整和補償預緊力(如帶伸長而松弛后的緊張)的需要，中心距的變化范圍為 ==mm＝mm ==mm=mm。 5.5 驗算主動輪上的包角 根據對包角的要求，應保證 ≈ ≈ 主動輪上的包角滿足要求。 5.6 確定帶的根數 (5-3) 式中 ——包角系數，查得0.91 ——長度系數，查得1.13 ——單根V帶的基本額定功率，查得0.94kW ——單根V

25、帶額定功率的增量,查得0.5kW[4] 代入數據得 ==根 5.7 確定帶的預緊力 考慮離心力不利的影響，和包角對所需預緊力的影響，單根V帶的預緊力為 = (5-4) 式中 ——V帶單位長度的質量，查得=0.10kg/m ==N 由于新帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時的預緊力應為上述預緊力的1.5倍[4]。 5.8 計算帶傳動作用在軸上壓軸力 為了設計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的力。如果不考慮帶的兩邊的拉力差，則壓軸力可以近似的按帶的預緊力的合力來計算[4]，即 = 式中：

26、 ——帶的根數 ——單根帶預緊力 ——主動輪上的包角 = = N =1437.3N 5.9 帶輪結構的設計 5.9.1小帶輪的結構設計 1.材料：HT200 2.確定帶輪的形式 由參考文獻[6]得：電機軸=38mm，電機軸伸出長度為E=80mm，且已知小帶輪的基準直徑=160mm，2.5=2.538mm=95mm 2.5＜＜300mm 所以小帶輪采用腹板式結構。帶輪的基準直徑為160mm，外徑=168mm。 3.輪槽的尺寸 查表8-10 [4]得帶輪的輪槽尺寸如下： 輪槽基準

27、寬度=11.0mm 基準線上槽深=2.75mm 基準線下槽深 =8.7mm 槽間距=150.3mm 第一槽對稱面至端面的距離=mm 最小輪緣厚=6mm 輪槽角=38 輪槽結構如圖5-1所示。 圖5-1 輪槽結構 4.確定小帶輪外形尺寸 帶輪寬： ==(5-1)15+210mm=80mm 帶輪外徑：==160+24mm=168mm 輪緣外徑： =(1.8～2) =(1.8～2)38mm=(68.4～76)mm，取=70mm 輪轂長度： 因為=80mm＞1.5=1.538mm=57mm 所以=(1.5～2) =(1.5～2)38mm=(57～76)mm，取=60

28、mm。 =(1/7-1/4) =(1/7-1/4)80mm=(11.43～20)mm 取=15mm 小帶輪的結構如圖5-2 圖5-2 小帶輪結構 5.9.2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=35mm，已知大帶輪的基準直徑=640mm＞300mm，所以大帶輪選用輪輻式結構。[4] 3、輪槽尺寸同小帶輪。 4、輪緣及輪轂的尺寸： 帶輪寬： ==(5-1)15+210mm=80mm 帶輪外徑：=640+24mm=648mm 輪轂外徑：=(1.8～2)=(1.8～2)35mm=(63～70)mm，取=70mm 輪轂長

29、度：因為=80mm＞1.5=1.535mm=52.5mm 所以=(1.5～2) =(1.5～2)38mm=(57～76)mm，取=60mm。 = (5-5) 式中： ——傳遞的功率，為5.15kW ——帶輪的轉速，為240r/min ——輪輻數，取4 ==mm=50.8mm =0.8=0.850.8mm=40.6mm =0.4=0.450.8mm=20.3mm =0.8=

30、0.820.3mm=16.2mm =0.2=0.250.8mm=10.2mm =0.2=0.240.6mm=8.1mm 大帶輪的結構如圖5-3 圖5-3 大齒輪機構  第6章 軸的設計 軸是組成機器的主要零件之一。一切做回轉運動的傳動零件，都必須安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞，軸主要是支撐回轉零件及傳遞運動和動力。 軸按照承受載荷的不同，可分為以下三類： （1）轉軸 既承受彎矩又承受扭矩。 （2）心軸 只承受彎矩不承受扭矩。 （3）傳動軸 只承受扭矩不承受彎矩。 按軸線形狀的不同，可分為兩種： （1）曲軸 通過連桿可以將

31、旋轉運動改變?yōu)橥鶑椭本€運動，或作相反的運動變換。 （2）直軸 直軸又可按外形分為光軸和階梯軸[4]。 本次設計的剪板機采用的是直軸。 6.1 主動軸設計 6.1.1軸的材料 軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，鋼軸的毛坯多數用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼廉價，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耐磨性和抗疲勞強度。在載荷一定的情況下，好的材料能提高軸的工作性能及壽命，但同時要考慮到材料的經濟性，故采用45號鋼，并做調質處理，查參考文獻[8]得 =103～126，取=116，=60MP。 軸的失效形式：主要有斷裂、磨損、超過允

32、許范圍的變形和振動等，對于軸的設計應滿足下列要求： 1. 足夠的強度。 2. 足夠的剛度。 3. 振動的穩(wěn)定性[4]。 6.1.2 軸徑的最小許用值 根據扭轉強度條件計算公式[9] ≥ (6-1) =116=62.94mm 6.1.3確定軸上的零件的裝配方案 深溝球軸承、套筒和軸端擋圈從軸的左端依次安裝，深溝球軸承、套筒、齒輪、軸端擋圈從軸的右側依次安裝。軸承選擇6014型深溝球軸承。 6.1.4 軸上的零件定位 1. 軸向定位 軸上的零件是以軸肩、套筒來保證的。 2. 周向定位

33、 限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉動，本次設計采用鍵來固定。 6.1.5軸各段直徑和長度的確定 類比工廠樣機，確定主軸的各段直徑及長度。 6.1.6 繪制主軸上零件的裝配圖及軸的結構圖 根據以上計算及裝配定位要求[10]，繪制主軸上零件的裝配圖及軸的結構圖如圖6-1所示。 1.沉頭螺釘 2.套筒 3.深溝球軸承 4.螺釘鎖緊擋圈 5.偏心輪 6.大齒輪 7.軸端擋圈 圖6-1 主軸的機構幾裝配圖 6.1.7軸的強度校核計算 1.輸出軸上的功率P，轉速n和轉矩T =4.79 kW ， =30r/min ， =1510.19 Nm 2.求大齒輪上所受的力、 大齒輪與小齒

34、輪相互作用，依據牛頓第三定律 =-，= ==2204.81/(10010-3)N=4096.2N(d為小齒輪的分度圓直徑) = =4096.2tg20N=1490.89N 所以=+4096.2N，=-1490.89N 軸上曲柄的作用力，由于制動帶的作用，傳到曲柄上的轉矩只有主軸的1/3，作用在雙曲柄的徑向力，為 == /(32)=1510.19/(30.112)N=2288.17N 3. 主軸的受力分析 主軸的受力如圖6-2所示，由圖根據物體的平衡條件[11]可知 已知：=135mm，=1180mm，=135mm，=50mm，=-1490.89N，==2288.17N

35、，=4096.2N 解方程組得 =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

36、 由圖3-5可以看出C截面為最危險截面，按第四強度理論[9]校核 = 圖6-2 主軸的受力分析圖 =MPa =40.49MPa＜[σ-1]=60MPa 安全 6.2 從動軸的設計 6.2.1材料選擇 類比主軸，選用45號鋼，調質處理。 6.2.2軸徑的最小許用值 ≥ (6-2) =116mm =32.24mm 6.2.3確定軸上零件的裝配方案 軸承、套筒、皮帶輪、軸端擋圈從左端向右依次安裝。軸承、套筒、齒輪、軸端擋圈依次從軸的右端向左安裝，軸承選擇6007型深鉤球軸承。 6.2

37、.4繪制從動軸上零件的裝配圖及軸的結構圖 類似主動軸，傳動軸的零件裝配及軸的機構如圖6-3所示。 1.軸端擋圈 2.大帶輪 3.套筒 4.深溝球軸承 5.小齒輪 圖6-3 傳動軸的結構及裝配圖  第7章 齒輪設計 齒輪傳動是機械傳動中最重要最常用傳動之一,效率高,機構緊湊,工作可靠,壽命長,傳動比穩(wěn)定。缺點是造價高，安裝精度高，易磨損[4]。 7.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 7.1.1齒輪類型的選擇 根據設計的傳動方案選擇直齒圓柱齒輪傳動。 7.1.2齒輪材料的選擇 由于機器工作時屬于中等沖擊，選取大小齒輪的材料均為45Cr（調質），

38、齒面硬度：小齒輪271～316HBS，大齒輪為241～286HBS，取中間值，則大齒輪為263.5HBS，小齒輪為293.5HBS[8]。 7.1.3選取精度等級 因其表面經過調質處理，故選用8級精度。 7.1.4選擇齒數 選小齒輪齒數為Z1=20，大齒輪齒數Z2=uZ1=820=160 7.2 按齒面接觸強度設計 由設計公式[4]進行試算，既： ≥2.23 (7-1) 7.2.1確定公式內的各個計算數值 1.試選載荷系數 =1.3 2.計算小齒輪傳遞的轉矩 ==95.5105Nmm=2

39、.049105 Nmm 3.選取齒寬系數 =0.6 4.材料的彈性影響系數 =189.8MPa 5. 接觸疲勞強度 按齒面硬度查得[4]大齒輪接觸疲勞強度極限=610MPa，小齒輪的接觸疲勞強度極限=650MPa 6.計算應力循環(huán)次數 =602401（303008）=1.0368109 ===0.1296109 7.接觸疲勞強度 查得[4]=1.0, =1.1 8. 計算接觸疲勞許用應力 取失效效率為1%，安全系數=1，有 ==1.0650=650MPa ==1.1610=671MPa 7.2.2計算 1.小齒輪分度圓直徑 將以上所有數據代入公式(7-1

40、)有 d1t≥2.23 =2.32 =81.016mm 2.計算圓周速度 = =m/s =1.018m/s 3.計算齒寬 = =0.681.016 =48.610mm 4.計算齒寬與齒高之比b/h 模數 ===4.051mm 齒高 =2.25=2.254.051mm=8.041mm =48.610/9.115=5.333 5.計算載荷系數 根據=1.081mm/s，8級精度，查得動載系數=1.1;直齒輪假設≥100N/mm;由表查得==1.2

41、；=1.5；查得齒向載荷分配系數用內差法得 =1.23，并且=4.44，8級精度，并調質處理，查得彎曲強度計算用的齒向載荷分布系數=1.16；故載荷系數 ==1.51.11.21.23=2.4354 6.按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 ==81.016mm=99.87mm 7.計算模數 ==mm=4.99mm 7.3 按齒根彎曲強度設計 由齒根彎曲強度的設計公式[4]： ≥ (7-2) 7.3.1確定公式內各計算數值 1.彎曲疲勞強度 查得[8]小齒輪的彎曲疲

42、勞強度極限=426MPa。大齒輪的彎曲疲勞強度極限=430MPa。 2.彎曲疲勞壽命系數 查得=0.88，=0.9。 3.計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 =1.4 由得 ==267.77MPa ==276.4MPa 4.載荷系數K = 載荷系數 ==1.51.11.21.116=2.297。 5.計算大、小齒輪的并加以比較 ==0.01621 ==0.01422 小齒輪的數值大 7.3.2設計計算 ≥ = =3.99mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所

43、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（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得模數3.99并就近圓整為標準植m=4mm。按接觸強度算得的分度圓直徑d1=99.87mm，算出小齒輪齒數 ===25 大齒輪齒數 ==825=200 取Z2=200 7.4 幾何尺寸計算 7.4.1計算分度圓直徑 ==254=100mm ==2004=800mm 7.4.2計算中心距 ===450mm 7.4.3計算齒輪寬度 ==0.6100=60mm 為防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大大齒輪的工作載荷，常將小齒輪的齒寬在圓

44、整數值的基礎上人為地加寬5~10mm 故取小齒輪的齒寬=65mm 大齒輪的齒寬=60mm。 7.5 驗算 ==N=4098N = N/mm =102.45N/mm＞100 N/mm 合適。 7.6 結構設計及繪制齒輪零件圖 7.6.1對小齒輪的結構設計 計算小齒輪結構參數 齒頂高 ==41 mm =4mm 齒根高 ==4（1+0.25） mm =5mm 齒全高 ==12+15mm=27mm 齒頂圓直徑

45、 ==100+24mm =108mm 齒根圓直徑 ==100-25mm =90mm 由于小齒輪直徑不大，且中間有軸傳動，故選用實心結構的齒輪。 壓力角 =20 齒距 ==3.144mm =12.56mm 基圓直徑 ==100cos20mm =93.97mm 基圓齒距 ==12.56cos20mm =11.80mm 齒厚 ==12.56/2mm =6.28mm 齒槽寬

46、 ==12.56/2mm =6.28mm 頂隙 ==40.25mm=1.0mm 因為小齒輪的齒頂圓直徑 =108mm＜160mm，所以小齒輪可以做成實心結構的齒輪[4]。小齒輪的結構如圖7-1所示。 7.6.2對大齒輪的機構設計 1.計算大齒輪結構參數 齒頂圓直徑 ==800+24mm=800mm 齒根圓直徑 ==800-25mm =790mm 由于大齒輪的齒頂圓直徑=790mm在400～1000mm之間，，所以選用輪輻式結構的齒輪[4]。 圖7-1 小齒輪結構

47、圖 2. 輪輻的設計 輪輻數取 == 65mm 因為大齒輪的材料為鑄鋼，所以 ==1.665mm=104mm =(12～16)mm 取=15mm =(15～18)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 大齒輪如圖7-2所示： 圖 7-2 大齒輪結構圖  第8章 曲柄滑塊

48、機構設計 曲柄滑塊機構是曲柄剪板機的典型機構，這一機構將剪板機傳動系統(tǒng)的旋轉運動轉變?yōu)榛瑝K的往復運動，實現剪切工藝。同時，機構還具有力的放大作用（即工作載荷大于傳動系統(tǒng)輸入的作用力），滿足剪板機瞬時峰值力的要求[12]。 8.1 材料的選擇 由于曲柄滑塊機構需要承受10噸的沖壓力，應選擇剛度較大的鋼，選擇45號鋼，應力=238MPa, =238MPa, =142MPa[13]。 8.2 確定曲柄滑塊桿件長度 已知滑塊的行程為22mm，本次設計采用對心曲柄滑塊機構，如圖3-8所示。所以曲柄長=/2=22/2mm=11mm。機構在

49、圖8-1所示位置時的傳動角=90-，為了保證曲柄滑塊的性能[3]， ≥40。 圖8-1 曲柄滑塊機構示意圖 由圖8-1可知：== 因為≥40，所以≤ / ≤ ≥/ 的最大值為1 ≥/ ≥11/mm=14.36mm 類比工廠樣機，選=400mm。 8.3 結構設計 參考工廠樣機，確定曲柄連桿的機構，如圖8-2所示 圖8-2 曲柄連桿的機構 8.4 強度校核 該剪板機的剪切力為10噸，因此 =101039.8N=9.8104N 由于轉矩產生的最大力發(fā)生在曲柄與導軌垂直的位置[14

50、]，作用在曲柄上的力 =/ (-安全適用系數取1.2) =1.29.8104/N=11.76104N =11.76N 因為采用雙曲柄傳動，所以 =/2=11.76104/2N=5.88104N =/=5.8104/238mm2=247mm2 從圖8-2可以看出φ30處是該機構的最薄弱環(huán)節(jié)，其面積=（70-30）35mm2=1400mm2＞247mm2，因此滿足強度要求。 曲柄滑塊上連接部分剪切強度校核 =/=9.8104/142mm2=690mm2 = =(30/2)2=706.5＞ 安全。

51、 所以曲柄滑塊機構結構設計合理。 8.5 電動機的校核 由以上的計算可知作用在曲柄上的最大力為11.76104N，曲柄對主軸的轉矩==11.761041110-3Nm=1293.6Nm。 電動機提供的轉矩經皮帶和齒輪傳遞到主軸的轉矩=1510.19Nm。 ＜ 所以電動機的選擇符合設計要求。  第9章 曲柄滑塊機構的運動學分析 9.1 建立曲柄滑塊機構的數學模型 曲柄滑塊機構的數學模型如圖9-1所示，已知常量：曲柄的長度 ==11mm，連桿長度=400mm，曲柄旋轉角度= =30，滑塊與x軸所夾的角度=9

52、0 圖 9-1 曲柄滑塊的數學模型 9.1.1建立位移方程 建立位移方程[15]： 將矢量方程轉化為解析形式，有 （9-1） 已知，，，，解方程組（9-1）得 當>0時 = 當<0時 =+ 當=0時 =， 9.1.2建立速度方程 對方程組（9-1）兩邊對時間求導，整理得 （9-2） 已知 解方程組（9-1）得 9.1.3建立加速度方程 對方程組（9-2）兩邊對時間求導整理得 （9-3） 已知，，，，，，，，解方程組（9-3）得 9.2 曲柄滑塊機構的運動仿真 根據

53、上面的滑塊和曲柄連桿的運動學函數關系，編譯C語言程序[16]，求曲柄每轉過5度時的滑塊的位移、速度、加速度值[17]。 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

54、 (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=A

55、1*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;} prin

56、tf ("%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(); } 根據程序運行的結果，作出曲柄滑塊運動特性表9-1。由表9-1可以知道，曲柄角

57、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9-1 曲柄滑塊機構運動特性 曲柄的角位移T（） 滑塊的位移A3（mm） 滑塊的速度V3（mm/s） 滑塊的加速度Y3（mm/s2） 0 399.848724 57.595863 8.296367 45 407.702545 41.518524 -213.244614 90 411.000000 0.0000000 -309.864441 135 407.702545 -41.5185

58、20 -213.244629 180 399.848724 -57.595863 8.296367 225 392.146179 -39.934326 213.241531 270 389.000000 -0.0000002 293.278015 315 392.146210 39.934341 213.241455 360 399.848724 57.595863 8.296314  結 論 經過為期十周的畢業(yè)設計，我對四年來所學的機械理論知識有了進一步的理解。剛開始學這些理論知識時，總感覺很乏味，不知道它的價值在哪，導致學習

59、熱情不高，只是為了完成學習任務，學習效率也很低。在這次設計中，我又回顧了四年來我們學過的所有知識，并把它們綜合起來，應用在設計中的各個環(huán)節(jié)，我感覺這些知識活了起來，它們不再是枯燥無味的了，在設計中遇到每個難題，我在它們中間都能找到答案，我越來越喜歡這門科學了。 近幾年來，機械工業(yè)迅速發(fā)展，結合計算機技術后，這個行業(yè)的技術水平也越來越高，機器的自動化、智能化程度也越來越高。在這次設計中，我嘗試著運用計算機編程實現對曲柄滑塊機構的運動仿真，探索了曲柄滑塊輸入量和輸出量之間的關系，當由于經驗不足，能力有限， 分析的過程和結果有許多不盡人意的地方，但我已盡了最大的努力，而且在這個

60、過程中，我也收獲了很多。 我相信，只要我繼續(xù)保持在這次設計中的刻苦創(chuàng)新精神，努力學習，不斷的要求自我，改造自我，進入社會后，遇到再大的困難，我也能冷靜的面對，找到解決問題的方法，不斷鍛煉自己，成為一個有所作為的機械人，為社會和國家服務！  參考文獻 [1] 俞新陸，何德譽．鍛壓手冊，第3卷，鍛壓車間設備．北京：機械工業(yè)出版社，2002． [2] 左健民．液壓與氣壓傳動．第三版．北京：機械工業(yè)出版社,1996． [3] 孫桓，陳作模．機械原理．第六版．北京：高等教育出版社，2001． [4] 濮良貴，紀名剛．機械設計．第七版.北京：高等教育出版社，2001． [

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