小型板材剪板機的結構設計含開題及4張CAD圖

小型板材剪板機的結構設計含開題及4張CAD圖,小型,板材,板機,結構設計,開題,cad 設計（XX）任務書 姓 名： 系 （部）： 專 業(yè)： 班 號： 任務起至日期：20XX年 8 月21日 至 20XX 年 12 月17 日 畢業(yè)設計（論文）題目：小型剪板機的結構設計 立題的目的和意義： 經(jīng)過此課題的設計，掌握剪板機的工作原理，實現(xiàn)剪板機的運動機能。也掌握其外形的大小的設計過程。從而可實現(xiàn)系列化設計并保證設計原理的正確性。 剪板機常用來剪裁直線邊緣的板料毛坯，剪切能保證被剪板料剪切表面的直線性和平行度要求，并減少板材扭曲，以獲得高質量的工件。板金行業(yè)的下料剪切工具，廣泛適用于機械工業(yè)、冶金工業(yè)、造車、造船、電器電氣工程設備、板金加工、電子工業(yè)、航天航空工業(yè)、農(nóng)業(yè)機械制造，主要作用就是用于金屬剪切在使用金屬板材較多的工業(yè)部門，都需要根據(jù)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)部門使用作為廣泛的板料剪斷設備。 技術要求與主要內容： 主要內容: 1．繪出剪板機的裝配圖 2．主要設計計算 3．繪出一部分零件的零件圖 4．校核重要零件的受力情況 技術要求： 序號 規(guī)格名稱 單位 數(shù)值 1 最大剪切板厚 mm 6 2 最大剪切板寬 mm 2000 3 材料的強度極限 MPa 4 行程次數(shù) 次/分 50 5 最大載荷時連續(xù)剪切次數(shù) 次/分 28 6 剪切角度 度 7 后擋料架擋料長度 mm 500 進度安排： 1．2018年8月21日--2018年9月16日，調研、收集相關文獻，確定設計方案，完成畢業(yè)實習調研報告，撰寫開題報告： 2．2018年9月17日，開題答辯； 3．2018年9月18日--2018年10月28日，方案設計、整體結構的設計，設計計算和校核：??? 4．2018年10月29日，中期答辯； 5．2018年10月30日--2018年12月2日，結構設計研究，繪制裝配圖和零件圖；??? 6. 2018年12月3日，結題驗收： 7. 2018年12月4日--2018年12月13日，撰寫論文，修改圖紙； 8. 2018年12月14日--2018年12月16日，準備答辯； 9. 2018年12月17日，畢業(yè)答辯。 （字體要求宋體五號）行間距應為1.17倍 同組設計者及分工： （以下字體要求宋體五號）行間距應為1.17倍 指導教師簽字_______________（此處需要指導教師簽字） 系主任簽字_______________ 2018年8 月21日 XXX XX設計（XX）開題報告 專 業(yè) 學 生 學 號 班 號 指導教師 開題日期 20XX年9月17日 20XX年9月17日  一、課題題目和課題研究現(xiàn)狀 課題題目：小型剪板機的結構設計。 課題研究現(xiàn)狀： 本課題的國內外概況，國內現(xiàn)狀在使用金屬板材較多的工業(yè)部門都需要根據(jù)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備。但是與世界上工業(yè)發(fā)達的國家相比，我國鍛壓設備的技術和水平還有一定的差距，如品種和規(guī)格不全，特別是大、高、尖、精的鍛壓設備有些還依賴進口。主機可靠性和自動化程度還有待于進一步提高，在國際市場上還缺乏競爭力。為了適應科學技術的發(fā)展和鍛壓生產(chǎn)的需要，滿足國內裝備制造業(yè)的需求，擴大出口創(chuàng)匯，促進經(jīng)濟發(fā)展，應該加快我國鍛壓設備制造業(yè)的發(fā)展，改造傳統(tǒng)設備加快科技進步和技術創(chuàng)新。提高我國鍛壓設備技術水平和自動化程度。 國外現(xiàn)狀隨著微電子技術、自動控制技術的發(fā)展和廣泛應用，工業(yè)發(fā)達國家鍛壓設備自動化水平和數(shù)控技術有很大幅度的提高，開發(fā)出了不同規(guī)格的數(shù)控回轉頭壓力機、數(shù)控彎管機、數(shù)控卷板機、數(shù)控折彎機、數(shù)控激光切割機，板材柔性加工系統(tǒng)和板材柔性加工單元等各類數(shù)控鍛壓設備，提高了設備自動化程度，安全性和可靠性，提高了生產(chǎn)率和生產(chǎn)質量，改善了生產(chǎn)條件。 二、選題的目的和意義 經(jīng)過此課題的設計，掌握剪板機的工作原理，實現(xiàn)剪板機的運動機能。也掌握其外形的大小的設計過程。從而可實現(xiàn)系列化設計并保證設計原理的正確性。 剪板機常用來剪裁直線邊緣的板料毛坯，剪切能保證被剪板料剪切表面的直線性和平行度要求，并減少板材扭曲，以獲得高質量的工件。板金行業(yè)的下料剪切工具，廣泛適用于機械工業(yè)、冶金工業(yè)、造車、造船、電器電氣工程設備、板金加工、電子工業(yè)、航天航空工業(yè)、農(nóng)業(yè)機械制造，主要作用就是用于金屬剪切在使用金屬板材較多的工業(yè)部門，都需要根據(jù)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)部門使用作為廣泛的板料剪斷設備。 3、 課題的基本內容 1.查閱資料，分析設計需要的各種參數(shù)； 2.參考文獻，對剪板機進行設計挑選； 3.設計總體方案； 4.設計剪板機總裝圖； 5.設計剪板機主要部分零件圖； 6.設計機械系統(tǒng)； 7.控制系統(tǒng)的分析； 8.編寫設計說明書。 四、研究方案及預期達到的目標 研究方案： 1. 機械傳動方案的確定； 2. 剪斷機構的設計； 3. 選擇電動機型號； 4. 整體布局和傳動機構設計； 5. 刀具選擇。 目標：要求達到剪切厚度2mm，剪切寬度500mm，剪斷時間<10s。 五、為完成課題已具備和所需的條件 大學期間學習了《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》等相關機械設計制造類書籍。并且熟練掌握AutoCAD、UG6.0、CAXA等相關繪圖軟件。以及制圖工具、實物參考、教師指導。 由于對剪板機相關知識的缺乏，需要向指導教師多多請教，還需參考《機械式剪板機的優(yōu)化分析》、《機械剪板機凸輪—連桿機構的改進》等關于剪板機的資料文獻。 六、預計研究過程中可能遇到的困難和問題，以及解決的措施 在設計過程中，對剪板機的結構設計不夠了解。 通過請教指導教師，查閱相關書籍，對剪板機整體結構和內部細節(jié)有了充分的了解。 七、進度安排 1．2018年8月21日--2018年9月16日，調研、收集相關文獻，確定設計方案，完成畢業(yè)實習調研報告，撰寫開題報告： 2．2018年9月17日，開題答辯； 3．2018年9月18日--2018年10月28日，方案設計、整體結構的設計，設計計算 和校核：??? 4．2018年10月29日，中期答辯； 5．2018年10月30日--2018年12月2日，結構設計研究，繪制裝配圖和零件圖；??? 6. 2018年12月3日，結題驗收： 7. 2018年12月4日--2018年12月13日，撰寫論文，修改圖紙； 8. 2018年12月14日--2018年12月16日，準備答辯； 9. 2018年12月17日，畢業(yè)答辯。 8、 參考文獻 [1]王連明,宋寶玉主編.機械設計課程設計.哈爾濱工業(yè)大學出版社，2005.7 [2]陳鐵鳴主編.機械設計.哈爾濱工業(yè)大學出版社，2006.7 [3]機械設計實用手冊編委會主編.機械設計實用手冊.機械工業(yè)出版社,2009.4 [4]陸玉主編.機械設計課程設計[M] —4版.機械工業(yè)出版社，2006.12（2011.8重?。? [5]程燕平主編.理論力學.哈爾濱工業(yè)大學出版社,2008.7 [6]譚悅磊主編.機械剪板機凸輪—連桿機構的改進[J].中國高新技術企業(yè)，2008-12-01 [7]上官林建，孔垂雨，嚴大考主編.基于SolidWorks的機械式剪板機的虛擬設計[J].機械設計與制造，2011.1.8 [8]施倚主編.剪板機的安全技術措施有哪些[J].勞動保護，2013.6 [9]楊聯(lián)英主編.機械式剪板機的優(yōu)化分析[J].黑龍江科學，2014.2 [10]史榮主編.斜刃剪板機剪切能力測定與機架有限元分析[J].冶金設備，2011年2期 [11]Editorial:?Rapid?technologies:?solution?for?today?and?tomorrow.?Computer?Aided?Design,?2002,?34,?679—683. [12]Sang?C.?Park?and?etc.?Tool-path?generation?from?measured?data.?Computer?Aided?Design,?2003,?35,?467—475. 九、備注 摘要 機械式剪板機不論是在傳統(tǒng)機械還是現(xiàn)代機械中地位都是極其重要的。由于其結構簡單、維修方便、性價比高等優(yōu)點，所以在板材切割上廣泛適用。本次設計以給出的設計參數(shù)中的電機作為動力源，先是通過一級帶傳動和一級齒輪傳動使其減速，然后通過前后兩根軸傳遞動力，帶動凸輪機構，帶動刀架，將旋轉運動變?yōu)樯舷峦鶑椭本€運動，滿足切割厚度2mm，寬度500mm的板材。主要是設計分析帶和帶輪、齒輪、軸及軸系零件、凸輪機構。 關鍵詞 機械式剪板機；帶傳動；齒輪傳動；凸輪機構 Abstract Mechanical shears are extremely important in both traditional and modern machinery. Due to its simple structure, convenient maintenance and high cost performance, it is widely used in sheet metal cutting. In this design, the motor in the given design parameters is used as the power source. Firstly, it is decelerated by the first belt drive and the first gear transmission, and then the power is transmitted through the front and rear axles to drive the cam mechanism to drive the tool holder. The movement becomes a linear motion of up and down reciprocating, which satisfies the cutting of a plate having a thickness of 2 mm and a width of 500 mm. Mainly to design analysis belts and pulleys, gears, shafts and shafting parts, cam mechanisms. Keywords Mechanical shearing machine;Belt drive;Gear transmission;Cam mechanism 目錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 概述 1 1.1.1 研究的主要內容 1 1.1.2 本論文的主要設計參數(shù) 1 1.2 選題的目的、意義和背景 1 1.2.1 選題的目的和意義 1 1.2.2 剪板機的背景 2 1.2.3 剪板機的國內外發(fā)展概況 3 第2章 整體方案和傳動系統(tǒng)的設計 4 2.1 整體方案的確定 4 2.1.1 傳動方法 4 2.1.2 傳動簡圖 4 2.2 傳動數(shù)據(jù)的計算 4 2.2.1 根據(jù)轉速計算總傳動比 4 2.2.2 各軸轉速的確定 5 2.2.3 各軸輸入功率的確定 5 2.2.4 輸入轉矩的確定 5 2.3 本章小結 6 第3章 主要零件的設計 7 3.1 V帶傳動的計算 7 3.1.1 設計功率 7 3.1.2 帶型的選擇 7 3.1.3 確定帶輪的基準直徑 7 3.1.4 帶的速度計算 7 3.1.5 帶長與中心距計算 8 3.1.6 小輪包角的計算 8 3.1.7 計算V帶個數(shù) 8 3.1.8 初拉力計算 9 3.1.9 計算作用在軸上的壓力 9 3.1.10 帶輪寬度計算 10 3.2 離合器的設計 10 3.2.1 離合器的基本性能關系式 10 3.2.2 選擇合適的后備系數(shù) 10 3.3 大小齒輪的設計 10 3.3.1 直齒輪傳動設計 10 3.3.2 齒輪的傳動尺寸 11 3.3.3 計算傳動尺寸 12 3.4 齒面齒根接觸疲勞強度計算 13 3.4.1 齒根許用彎曲應力的確定 13 3.4.2 校核齒根疲勞強度 14 3.5 軸的設計 14 3.5.1 結構設計部分 15 3.5.2 軸上載荷的計算 16 3.6 精確校核軸的疲勞強度 16 3.6.1 分析判斷危險截面 16 3.6.2 計算是否安全 16 3.7 軸的結構設計 19 3.8 偏心輪的設計 20 3.8.1 選擇偏心輪的材料 20 3.8.2 初定偏心輪尺寸 20 3.9 本章小結 20 第4章 設計主要部件 21 4.1 主要部件的設計 21 4.1.1 機身的設計 21 4.1.2 制動器的設計 21 4.1.3 后檔料裝置的設計 21 4.1.4 壓料架與平衡裝置的設計 21 4.2 日常注意事項 22 4.2.1 機器搬運和潤滑 22 4.2.2 機器的試車與操作 22 4.3 機器的維護 22 4.4 本章小結 23 結論 24 致謝 25 參考文獻 26 附錄1 27 附錄2 31 IV 第1章 緒論 1.1 概述 1.1.1 研究的主要內容 總體包括三大方面，一是總體方案和傳動系統(tǒng)的設計，二是主要零件的設計，三是主要部件的設計[1]。 1.1.2 本論文的主要設計參數(shù) 本課題設計的是機械剪板機，其主要技術參數(shù)為： 1.剪切最大板厚：6mm； 2.剪切最大板寬：2000mm； 3.材料的強度極限：≤450MPa； 4.行程次數(shù)：50次/分； 5.最大負荷時連續(xù)剪切次數(shù)：28次/分； 6.剪切角度：2°； 7.后擋料架擋料長度：500mm； 8.立柱間距離：2288mm； 9.飛輪轉速：286轉/分； 10.電動機型號：Y132M-4,功率7.5kW,轉速1440轉/分； 11.機器外形尺寸：長3023mm，寬1650mm，高1602mm； 12.機器重量：4300kg。 1.2 選題的目的、意義和背景 1.2.1 選題的目的和意義 經(jīng)過此課題的設計，掌握剪板機的工作原理，實現(xiàn)剪板機的運動機能。也掌握其外形的大小的設計過程。從而可實現(xiàn)系列化設計并保證設計原理的正確性。 剪板機常用來剪裁直線邊緣的板料毛坯，剪切能保證被剪板料剪切表面的直線性和平行度要求，并減少板材扭曲，以獲得高質量的工件。板金行業(yè)的下料剪切工具，廣泛適用于機械工業(yè)、冶金工業(yè)、造車、造船、電器電氣工程設備、板金加工、電子工業(yè)、航天航空工業(yè)、農(nóng)業(yè)機械制造，主要作用就是用于金屬剪切在使用金屬板材較多的工業(yè)部門，都需要根據(jù)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)部門廣泛使用的板料剪斷設備。 1.2.2 剪板機的背景 隨著中國鍛造工業(yè)的不斷發(fā)展，剪板機床已經(jīng)是機械制造業(yè)不可或缺的一部分，行業(yè)中的剪板機床，大多應用在航空工業(yè)、汽車制造、電機制造、電器制造、儀表儀器制造、醫(yī)療器械、五金制造等行業(yè)。由于近些年技術的不斷更新，可以通過編寫程序更嚴謹?shù)目刂破毡橥ㄓ玫臋C床、專用機床、組合機床，還可以和半自動設備一起組建成生產(chǎn)線，通過計算機來更好的控制機床工作，這樣既能更好的控制機床工作，也能利用計算機編寫程序比較容易、適應性快、節(jié)約成本等優(yōu)點使我國機械類自動化技術方面更上一個臺階[2]。 鍛壓機械設備就是利用外力使材料變成所需的形狀或分離開的設備，十九世紀四十年代，隨著第一個蒸汽錘的出現(xiàn)，世界進入了利用蒸汽動力鍛壓機械的時代。十八世紀末，水壓機由英國一位工程師創(chuàng)造出來，卻一直等到十九世紀中葉由于大鍛件難加工才將水壓機用在鍛壓上。隨著偉大發(fā)明電動機的出現(xiàn)，十九世紀的末尾發(fā)明出了利用電力為動力的機械式剪板機床和空氣錘，發(fā)展速度極快。二十世紀初期，十九世紀偏向重型以及大型方向創(chuàng)造的趨勢得以改變。 開始向高效率、自動化、精度高、專用型等方向研發(fā)。出現(xiàn)了行程兩千次每分鐘的剪板機，每分鐘行程的次數(shù)為普通剪板機的五至十倍。 現(xiàn)如今剪板機的發(fā)展令人咂舌，傳統(tǒng)剪板機的行程次數(shù)每分鐘只有幾百次，而新型的機器每分鐘次數(shù)達到了三千次上下，這不僅是數(shù)字的變化，更是質的飛躍，剪板機的噸位也翻了十倍有余，企業(yè)對剪板機的需求數(shù)量越來越大，可想而知在不久的將來，剪板機會以更多種的樣式以及更多的使用方式出現(xiàn)在機械行業(yè)。 1.2.3 剪板機的國內外發(fā)展概況 以下是機械剪板機的國內外發(fā)展概況，在我國，大多數(shù)的制造剪板機的企業(yè)以銷售低端的產(chǎn)品或者是代工貼牌，大部分高端的產(chǎn)品技術依舊握在歐美國家的手中，在機械行業(yè)不斷發(fā)展的過程中，低端剪板機的利潤不斷被壓縮，許多國內企業(yè)不能繼續(xù)以價格來作為自身的競爭優(yōu)勢，所以我國首要任務就是需要完成國產(chǎn)化，走出一條創(chuàng)造高端產(chǎn)品的道路，剪板機制造行業(yè)只有通過自主創(chuàng)新，自身掌握核心技術，才能使我國從一個進口機床的大國轉型成制造機床的強國，爭取減小在機械制造方面與發(fā)達國家的差距。 在國內有許多機械加工行業(yè)需要使用剪板機來加工切割相應尺寸的板材，而機械剪板機在其中占了一個很大的比重，所以在國內方面來看剪板機有著極其重要的地位。但是眼觀國外鍛壓技術的飛速發(fā)展，我國仍然處于比較落后的位置，比如在大型高精尖型的設備上國內發(fā)展速度較慢，可以說是很多依靠進口，還做不到自己設計制造。 國外現(xiàn)狀隨著微電子技術、自動控制技術的發(fā)展和廣泛應用，工業(yè)發(fā)達國家鍛壓設備自動化水平和數(shù)控技術有很大幅度的提高，開發(fā)出了不同規(guī)格的數(shù)控回轉頭壓力機、數(shù)控彎管機、數(shù)控卷板機、數(shù)控折彎機、數(shù)控激光切割機，板材柔性加工系統(tǒng)和板材柔性加工單元等各類數(shù)控鍛壓設備，提高了設備自動化程度，安全性和可靠性，提高了生產(chǎn)率和生產(chǎn)質量，改善了生產(chǎn)條件。 第2章 整體方案和傳動系統(tǒng)的設計 2.1 整體方案的確定 2.1.1 傳動方法 主電動機和主軸分別位于主運動傳動鏈的兩末端。運動由電動（7.5kW，1440r/min）經(jīng)V帶輪傳動副Φ112mm/Φ560mm傳至主軸箱中的軸。軸上安裝離合器，離合器通過螺釘緊固在立柱上成為整體，通過控制，操作轉鍵嚙合與離開，主軸正轉或者停止，帶動凸輪機構，使刀架做直線往復運動。 2.1.2 傳動簡圖 小型機械剪板機的總體傳動簡圖如下圖2-1所示。 圖2-1 小型機械剪板機總體傳動簡圖 2.2 傳動數(shù)據(jù)的計算 從上圖中分析傳動路線，現(xiàn)可以確定出以下幾組數(shù)據(jù)。 2.2.1 根據(jù)轉速計算總傳動比 傳動路線中主軸的最低轉速為50r/min，最高轉速為電機轉速1440r/min，計算總傳動比根據(jù)公式（2-1） （2-1） =28.8 式中 i——總傳動比； nmax——最高轉速(r/min)； nmin——最低轉速(r/min)。 所以一級傳動比和二級傳動比分別為： i1=5.03 i2=5.73 2.2.2 各軸轉速的確定 選擇電動機Y132M-4，最大轉速n1=1440r/min。技術參數(shù)中要求行程次數(shù)為50次/分，所以主軸最大轉速n2=50r/min。計算前軸最大轉速根據(jù)公式（2-2） n3= （2-2） =286(r/min) 式中 n3——前軸最大轉速(r/min)； i1——一級傳動比。 2.2.3 各軸輸入功率的確定 電動機選擇的型號是Y132M-4，電動機功率P=7.5kW。 分析傳動路線，計算前軸功率。P1=7.06kW。 分析傳動路線，計算主軸功率。P2=6.78kW。 2.2.4 輸入轉矩的確定 計算輸入轉矩根據(jù)公式（2-3） （2-3） 式中 T——輸入轉矩(N·mm)； P——輸入功率(kW)； n——轉速(r/min)。 T=2.2×104(N·mm) T1=1.0×105(N·mm) T2=5.7×105(N·mm) T為電動機輸入轉矩，T1為前軸輸入轉矩，T2為主軸輸入轉矩[3]。 經(jīng)過以上計算，各傳動參數(shù)如表2-1所示。 表2-1 傳動參數(shù)統(tǒng)計表 軸 功率kW 轉矩N·mm 轉速r/min 電動機 7.5 2.2×104 1440 前軸 7.06 1.0×105 286 大軸 6.78 5.7×105 50 2.3 本章小結 通過對設備要求的研究，確定了剪板機整體的傳動方案，然后通過查閱大量資料，計算確定了傳動比、功率、轉矩等傳動參數(shù)。實現(xiàn)裝置帶輪減速、齒輪減速的方法，充分利用已知條件，分析計算我所需要的數(shù)據(jù)，為接下來的計算做好了鋪墊。 第3章 主要零件的設計 3.1 V帶傳動的計算 3.1.1 設計功率 計算由公式（3-1） P=Pd·KA （3-1） 式中 Pd——設計功率(kW)； P——電機功率(kW)； KA——工作情況系數(shù)。 經(jīng)查閱[3]，可得：工作情況系數(shù)KA=1.2[4]。 所以Pd=6.25kW。 3.1.2 帶型的選擇 經(jīng)查閱，可得：因Pd=6.25kW，n=286r/min，所以選擇A型帶合適[5]。 3.1.3 確定帶輪的基準直徑 經(jīng)查閱，可得：因dd1范圍在112mm至114mm之間，大輪直徑是傳動比與小輪直徑的乘積，所以大輪直徑dd2范圍在563.36mm至704.2mm之間，當dd1=112mm，dd2=560mm的時候，△i=3%，數(shù)值小于5%[6]。 3.1.4 帶的速度計算 根據(jù)公式（3-2） （3-2） =8.45(m/s) 式中 v——速度(m/s)； d——帶輪直徑(mm)； n——帶輪轉速(r/min)。 經(jīng)計算，v為8.45m/s。 數(shù)值小于25m/s，所以可以使用。 3.1.5 帶長與中心距計算 根據(jù)公式（3-3） 0.7（dd1+dd2）＜a0＜2（dd1+dd2） （3-3） 式中 a0——中心距(mm)。 a0應該同時滿足大于0.7（dd1+dd2）小于2（dd1+dd2）。 470.4mm＜a0＜1344mm 由于結構要緊湊，所以a0可取480mm。 經(jīng)查閱，可得：V帶長度:Ld=2000mm[7]。 計算實際中心距，根據(jù)公式（3-4） （3-4） =420.25(mm) 式中 Ld——基準長度(mm)。 3.1.6 小輪包角的計算 計算小輪包角，根據(jù)公式（3-5） （3-5） 3.1.7 計算V帶個數(shù) 經(jīng)查閱，可得：V帶單個傳遞功率為P0=1.5kW。 經(jīng)查閱，可得：Kb=0.7725×10-3。 計算功率增量，根據(jù)公式（3-6） （3-6） =0.13 式中 n——帶輪的轉速(r/min)； Kb——彎曲影響系數(shù)； Ki——傳動比系數(shù)。 經(jīng)查閱，可得：Kα=0.82。 經(jīng)查閱，可得：KL=1.03。 計算帶的個數(shù)，根據(jù)公式（3-7） （3-7） =2.39(根) 式中 Z——帶的個數(shù)(根)； Kα——包角修正系數(shù)； KL——長度系數(shù)。 Z=2.39，則帶的個數(shù)為3根。 3.1.8 初拉力計算 經(jīng)查閱，可得：m=0.1kg/m。 計算根據(jù)公式（3-8） （3-8） =553.63(N) 式中 F0——帶的拉力(N)； Pd——電機的功率(kW)； v——帶的速度(m/s)； Kα——包角修正系數(shù)； m——每米V帶長度的質量(kg)。 3.1.9 計算作用在軸上的壓力 計算根據(jù)公式（3-9） （3-9） =1904.49(N) 式中 Q——壓力(N)； Z——帶的個數(shù)(根)； F0——帶的拉力(N)； α——小輪包角(度)。 3.1.10 帶輪寬度計算 計算帶輪寬度根據(jù)公式（3-10） （3-10） =35(mm) 3.2 離合器的設計 3.2.1 離合器的基本性能關系式 對離合器輪廓尺寸有影響的參數(shù)分別是摩擦片的外徑和從動盤的外徑，由于工作時需要將發(fā)動機的最大轉矩全部傳遞下去，還需保證最大轉矩Tcmax穩(wěn)定地傳遞下去，而Tc作為靜摩擦力矩應大于Tcmax，Tc的數(shù)值又取決于它的摩擦系數(shù)f、摩擦面數(shù)Z、摩擦片平均摩擦半徑Rm及作用在摩擦面上的總壓緊力PΣ[8]，計算根據(jù)公式（3-11） （3-11） =190(N·m) 式中 β——離合器后備系數(shù)； f——摩擦系數(shù)。 f取3.0時，靜摩擦力矩Tc為570N·m。 3.2.2 選擇合適的后備系數(shù) 在選擇后備系數(shù)時，首先需要考慮傳動系是否會過載，還需考慮摩擦片磨損后滑磨時間過于長以及能否繼續(xù)穩(wěn)定傳遞Tcmax。 3.3 大小齒輪的設計 經(jīng)過計算可知i=5.73，n1=286，n2=50，P=7.06。 3.3.1 直齒輪傳動設計 選擇45鋼作為齒輪材料，齒面選軟齒面，小齒輪需經(jīng)過調質處理，小齒輪齒面硬度需大于217HBS小于255HBS。大齒輪需經(jīng)過正火處理，大齒輪齒面硬度需大于162HBS小于217HBS，平均硬度差46HBS大于30HBS小于50HBS，選用8級精度處理[9]。 3.3.2 齒輪的傳動尺寸 根據(jù)計算齒輪直徑的公式（3-12） （3-12） 式中 d——齒輪直徑大小(mm)； T——小齒輪傳遞轉矩(N·mm)； K——載荷系數(shù)； Φd——齒寬系數(shù)； u——齒數(shù)比； ZH——節(jié)點區(qū)域系數(shù)； ZE——彈性系數(shù)； Zβ——螺旋角系數(shù)； Zε——重合度系數(shù)； [δ]H——接觸疲勞極限應力。 已經(jīng)計算出小齒輪傳遞轉矩T=1.0×104N·mm。 經(jīng)查閱，可得：載荷系數(shù)Kt=1.3。 經(jīng)查閱，可得：其齒輪寬度系數(shù)為1.4。 經(jīng)查閱，可得：其彈性系數(shù)為189.8。 經(jīng)查閱，可得：節(jié)點區(qū)域系數(shù)為2.5。 齒數(shù)比：u=i=5.73。 若Z1=20,則Z2=115。 經(jīng)查閱，可得：Zε=0.876。 σ1=570MPa，σ2=390MPa，SH=1.0。 經(jīng)查閱，可得：壽命系數(shù)ZN1=1.0,ZN2=1.06。 [σ]H1= =570 [σ]H2= =413 所以[σ]H=[σ2]H2=413。 ≈92.54(mm) 3.3.3 計算傳動尺寸 1.經(jīng)查閱，可得：載荷系數(shù)數(shù)值:KA=1.5。 根據(jù)公式（3-13）計算齒輪線的速度 （3-13） =1.39(m/s) 經(jīng)查閱，可得：Kv=1.12。 經(jīng)查閱，可得：Kβ=1.225。 經(jīng)查閱，可得：Kα=1.2。 根據(jù)計算載荷系數(shù)的公式（3-14） K= （3-14） =2.47 式中 K——載荷系數(shù)； Kv——動載系數(shù)； KA——使用系數(shù)； Kα——齒向載荷分配系數(shù)； Kβ——齒向載荷分布系數(shù)。 由于Kt=1.3，數(shù)值與實際K值差距比較大[10]，所以修正： d1= =114.75(mm) 由此可得v=1.72，而Kv=1.15，所以K=2.5≈2.47。 2.確定模數(shù) 計算模數(shù)根據(jù)公式（3-15） （3-15） 式中 z1——大齒輪齒數(shù)。 經(jīng)過計算可知模數(shù)為6。 3.中心距 計算中心距根據(jù)公式（3-16） （3-16） =405(mm) 4.分度圓 計算分度圓根據(jù)公式（3-17） （3-17） =120(mm) =690(mm) =48(mm) b1=b2+(5~10)，所以b1取55mm。 3.4 齒面齒根接觸疲勞強度計算 3.4.1 齒根許用彎曲應力的確定 計算齒根許用彎曲應力，根據(jù)公式（3-18） （3-18） =360 3.4.2 校核齒根疲勞強度 計算齒輪齒根疲勞強度的校核根據(jù)公式（3-19） （3-19） 式中 YF——齒形系數(shù)； YS——應力修正系數(shù)； Yε——重合度系數(shù)。 3.5 軸的設計 計算軸最細端直徑需要根據(jù)公式（3-20） （3-20） 式中 d——軸的直徑(mm)； C——由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)； P——軸的傳遞功率(N·mm)； N——軸的轉速(r/min)。 初步確定主軸的最小直徑根據(jù)公式（3-20） =57.74(mm) 實際尺寸要比計算尺寸大3%，所以d2=59.27mm。 3.5.1 結構設計部分 軸的零件安裝圖如下圖3-1所示。 圖3-1 軸的零件安裝圖 1.確定各段軸的直徑 (1)軸I至II部分需要安裝軸承6213，考慮軸承尺寸，所以該段直徑定為65mm。 (2)軸II至III部分因為需要軸肩固定的方式固定軸承部分，所以該段直徑為44mm。 (3)軸III至IV部分用于連接小齒輪，所以直徑定為90mm。 (4)軸IV至V部分需要隔開兩齒輪，所以直徑定為55mm。 (5)軸V至VI部分用于安裝大齒輪，所以直徑定為40mm。 (6)軸VI至VIII部分需要安裝套筒以及軸承，所以直徑定為35mm。 2.確定各段軸的長度 (1)此段需要安裝的軸承寬度為22.75mm，所以I至II段長度設定為22.75mm。 (2)因為齒輪和箱體之間有間隙，間隙大小為12mm，箱體與軸承之間也有間隙，間隙為4mm，所以II至III段長度為其和16mm。 (3)因為此段需要安裝小齒輪，小齒輪寬度90mm，所以III至IV段長度等于90mm。 (4)此段是在兩齒輪之間，為了使兩齒輪之間保持固定距離，所以IV至V段長度為120mm。 (5)此段需考慮齒輪寬度，安裝大齒輪的間隙應該略小，所以V至VI段長度為83mm。 (6)因安裝軸承以及套筒，所以VI至VIII長度為44mm。 3.5.2 軸上載荷的計算 分析軸上的載荷，如圖3-2所示。 圖3-2 軸的受力圖 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 因為軸承6213的Y值為1.6，所以Fd1=443N，F(xiàn)d2=189N。 由于旋轉中兩齒輪旋向相同同為左旋，所以Fa1=638N，F(xiàn)a2=189N。 3.6 精確校核軸的疲勞強度 3.6.1 分析判斷危險截面 截面IV處在兩齒輪之間的空隙，而且此段軸的直徑比較小，承受的壓力比較大，因此判斷截面IV處為軸的危險截面[11]。 3.6.2 計算是否安全 1.計算轉切應力大小 因為軸選擇的是45鋼，并且經(jīng)過調質處理，計算軸上截面IV部分右側轉切應力大小，判斷是否安全。 經(jīng)查閱，可得：，，。 2.計算綜合系數(shù) 經(jīng)查閱，可得：由，經(jīng)直線插入，可知因軸肩而形成的理論應力集中為，。 經(jīng)查閱，可得：材料的敏感系數(shù)為，，所以計算有效應力集中系數(shù)根據(jù)公式（3-21） （3-21） =2.5 式中 qσ——材料的敏感系數(shù)； ασ——理論應力。 經(jīng)查閱，可得：尺寸系數(shù)為，扭轉尺寸系數(shù)為。 經(jīng)查閱，可得：加工方式選用車削加工，表面質量系數(shù)為。 軸表面未經(jīng)強化處理，即，則計算綜合系數(shù)值根據(jù)公式（3-22） （3-22） =2.93 3.首先確定碳鋼系數(shù)，碳鋼特性系數(shù)取，。 4.計算軸的疲勞安全系數(shù)根據(jù)公式（3-23） （3-23） =6.92 通過計算，可知選擇的軸安全。 初步確定小軸的最小直徑根據(jù)公式（3-20） 實際尺寸要比計算尺寸大3%，所以d1=33.45mm。 3.7 軸的結構設計 確定軸上零件的裝配方案，軸上零件方案圖如下圖3-3所示。 圖3-3 零件裝配方案圖 1.通過軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1)由于聯(lián)軸器兩端分別連接著電動機和輸入軸，而電動機的外伸對尺寸有影響，所以直徑定為25mm。 (2)考慮到聯(lián)軸器必須保證軸向定位可靠的原因，所以定位軸肩的高度應達到2.5mm，所以直徑為30mm。 (3)此段需要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用6208型，即該段直徑定為40mm。 (4)該段軸需要安裝齒輪，考慮到軸肩需要有2mm圓角，經(jīng)過標準化，所以直徑定為40mm。 (5)為了保證齒輪軸向定位的準確，所以定位軸肩高度應達到5mm，所以直徑定為46mm。 (6)此段為軸肩固定軸承部分，所以直徑定為42mm。 2.各段長度的確定 各段長度的確定從左到右分述如下： (1)此段軸依次安裝軸承和擋油盤，所以考慮軸承寬度，此段長度定為18.25mm。 (2)此段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。 (3)此段需要安裝齒輪，而齒輪的長度比輪轂短2mm，輪轂寬度為90mm，所以根據(jù)齒輪長度定為88mm。 (4)該段通過綜合考慮，齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁的距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬度18.25mm，定為41.25mm。 (5)此段需分別計算，有箱體的突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度以及聯(lián)軸器的安裝尺寸，所以定為57mm。 (6)此段需查看聯(lián)軸器孔長，所以長度定為42mm。 3.8 偏心輪的設計 3.8.1 選擇偏心輪的材料 偏心輪的結構如圖3-4所示。 圖3-4 偏心輪結構圖 在偏心輪轉動時，因為偏心輪和連桿是連接的，所以會發(fā)生碰撞，所受的沖壓力較大，因為偏心輪表面經(jīng)常碰撞導致磨損，所以選擇45鋼，并進行熱處理調質處理[12]。 3.8.2 初定偏心輪尺寸 內圓直徑161mm，外圓直徑初選216mm，計算偏心輪偏心距，初定滑塊行程55mm，偏心距h=27.5mm，初定偏心輪厚度170mm。 3.9 本章小結 通過查閱相關資料文獻，以及指導教師的指導，確定了齒輪、軸、偏心輪等傳動參數(shù)。實現(xiàn)裝置帶輪減速、齒輪減速的數(shù)據(jù)，利用已知條件，進行了設備重要部件的選擇計算，確定了帶輪、齒輪、軸、偏心輪的數(shù)據(jù)。 第4章 設計主要部件 4.1 主要部件的設計 4.1.1 機身的設計 機身是由左右立柱用鋼管連接，工作臺通過螺釘緊固在立柱上成為整體，為保證操作人員的安全，工作臺還裝有安全防護柵。 4.1.2 制動器的設計 制動器是由固定在主軸上的制動輪和制動帶所構成，其工作原理是：由于制動輪是偏心的，當上刀架停在上死點時，使制動帶通過固定軸抱緊制動輪，保證上刀架停止在上死點上，當主軸旋轉180°時，即上刀架在下死點時，制動帶松開制動輪。當上刀架開始回程時，制動帶就逐漸拉緊，待主軸旋轉360°時，上刀架又位于上死點，制動帶重新抱緊制動輪。 如果制動力矩不夠，可以通過調整螺母來調整壓緊彈簧，從而達到適當?shù)闹苿恿亍? 4.1.3 后檔料裝置的設計 后檔料架能夠控制剪切板材的所需長度，并且可以達到規(guī)定的剪切質量。后檔料架調整和校正時，首先將螺釘松開，旋轉軸，移動擋料架，達到板料剪切所需長度，再固定好螺釘。檔料架與小刀片刃口質檢距離不得小于10mm。 4.1.4 壓料架與平衡裝置的設計 壓料架是為了防止剪切過程中板料的位移而設置，壓料力的大小可通過調節(jié)壓料彈簧的壓縮量進行調整。 如用戶因更換刀片或維修設備拆卸壓料梁，重新安裝時，在上刀架處于上死點的位置，用調整螺釘調節(jié)壓料梁開口，其開口高度絕對不得大于上刀左端刀尖的開口高度，否則會出現(xiàn)先剪切后壓料現(xiàn)象而造成板料位移，甚至危及人身安全。 平衡裝置是為了防止因上刀架向下運動超速產(chǎn)生慣性沖擊而設置。 4.2 日常注意事項 4.2.1 機器搬運和潤滑 由于剪板機的內部結構原因，所以在搬運時需要保持平衡，在裝載或裝卸剪板機時要更加注意，尤其是利用吊車起吊剪板機時應找木頭或橡膠等軟物墊起，避免鋼絲繩和機體直接接觸。 潤滑過程中應該注意，開動機以前，應向各潤滑點按照要求加油，潤滑方式選擇的是單獨油潤滑。 4.2.2 機器的試車與操作 當試車前的一切準備工作完畢后，首先接通電源，隨即按下氣動按鈕，使電動機開始運轉，為保證安全，在剪切板材之前應先空剪一次，如果機器運動正常，可以開始試切，只踩一次腳踏開關為單次剪切，若踩住腳踏開關即為連續(xù)剪切，松開腳踏開關即停止工作，剪切工序即結束。 4.3 機器的維護 1.本機器必須專人負責使用，操作者必須詳細閱讀相關資料。 2.本機器必須保持整潔干凈，未經(jīng)涂漆表面以及滑動部分均需涂防銹油脂。 3.刀片應時刻保證鋒利。 4.應選擇沒有腐蝕性且不會產(chǎn)生雜物的潤滑油。 5.按照操作程序進行剪切，操作者不能使機器承受載荷過大，防止零件或者刀片損壞無法正常工作。 6.如果機器在工作時出現(xiàn)任何不正?，F(xiàn)象，都應該立刻停止機器，切斷電源，通知相關技術人員檢修。 7.在結束剪板后，應及時關閉電源，并且保持機器的干凈整潔。 8.軸承內潤滑劑必須定期更換，并檢查電器設備。 9.機器工作前后需要檢查皮帶，如發(fā)現(xiàn)皮帶有損壞或者斷裂，需要及時更換。 10.剪切前應觀察板料表面是否有異物，避免因此影響剪切效果， 板料表面不平整誤差應符合標準。 11.在送板料進行剪切時，應避免撞到后擋料板，避免影響精度，送料速度不能大于100mm/s。 4.4 本章小結 通過不斷地研究，確定了剪板機的結構，通過查閱大量文獻資料，確定了零件的材料以及作用。從而實現(xiàn)了通過帶輪減速、齒輪減速，利用偏心輪和連桿的連接，使刀架上下往復運動。 結論 本次設計主要是對小型機械剪板機進行整體結構設計，為了完成本次設計，搜集查閱了許多相關的資料和文獻。通過分析機械剪板機的工作原理，在原本的基礎上進行了一些細節(jié)的改進，經(jīng)過本次對小型機械剪板機結構的設計，我完成了以下幾項工作內容：1.設計出整體傳動方案并計算出傳動數(shù)據(jù)；2.對帶輪以及齒輪進行了細節(jié)設計；3.嚴謹?shù)挠嬎悴⑿：肆溯S的強度；4.分析離合器的相關參數(shù)并計算出所需數(shù)據(jù)。 對剪板機的傳動系統(tǒng)進行了詳細設計，包括傳動比、各軸轉速、輸入功率以及輸入轉矩的數(shù)據(jù)計算，還對傳動過程中極其重要的凸輪機構進行了設計計算。匯總我計算出的重要數(shù)據(jù)，利用CAD軟件對所設計的結構進行了圖紙的繪制。 致謝 在這次畢業(yè)設計中，我十分感謝XX老師，他給予了我莫大的幫助。即使老師還有教學任務，但仍會抽出時間給我們解答疑問，同時對我的設計思想給予指引，讓我能快速準確的抓住重點，攻破難點。XX老師還對我的總體設計結構進行指導、改進和延伸，讓我對此次設計的機械剪板機有了更深的認識。 孫老師淵博的專業(yè)知識，嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，精益求精的工作作風，誨人不倦的高尚師德，嚴以律己、寬以待人的崇高風范，使我受益匪淺。論文以及圖紙在老師的多次指導下最終完成，謹向孫老師表示崇高的敬意和衷心地感謝！ 向所有未提及的其他老師和同學們表示感謝，向在百忙中參與答辯的各位教授表示感謝，向培養(yǎng)我的哈爾濱華德學院表示感謝！ 參考文獻 [1] 王連明，宋寶玉．機械設計課程設計[M]．哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2005． [2] 陳鐵鳴．機械設計[M]．哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2006． [3] 機械設計實用手冊編委會．機械設計實用手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2009． [4] 陸玉．機械設計課程設計[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2011． [5] 程燕平．理論力學[M]．哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2008． [6] 譚悅磊．機械剪板機凸輪—連桿機構的改進[J]．高新技術企業(yè)，2008，(01)：3-8． [7] 上官林建，孔垂雨，嚴大考．基于SolidWorks的機械式剪板機的虛擬設計[J]．機械設計與制造，2011，(03)：10-15． [8] 施倚．剪板機的安全技術措施有哪些[J]．勞動保護，2013，(03)：31-34． [9] 楊聯(lián)英．機械式剪板機的優(yōu)化分析[J]．黑龍江科學，2014，(05)：37-45. 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We will study gears with three-dimensional coordinates. Therefore, in the case of a helical gear, its tooth direction is not parallel to the axis of rotation. In the case of a bevel gear, the axes of rotation are not parallel to each other. As we have to discuss, there are other reasons to learn and master. A helical gear is used to transmit motion between parallel axes. The angle of inclination is the same for each gear, but one must be right-handed and the other must be left-handed. The shape of the tooth is a spiral surface of a splash. If a sheet of paper cut into a parallelogram is enclosed on a gear cylinder, the corner edge of the paper on which the teeth are printed becomes a diagonal line. If I unfold the paper, an involute curve occurs at every point on the edge of the blood corner. The initial contact of the spur gear teeth is the line that extends across the entire tooth surface. The initial contact of the helical gear teeth is a point that becomes a line as the teeth enter more engagement. In spur gears, the contact is parallel to the axis of revolution. In helical gears, this is the diagonal across the flank. It is the gear that gradually meshes and smoothly transfers motion from one tooth to the other, so that the helical gear has the ability to smoothly transmit motion under high speed and heavy load. The helical gears subject the bearings of the shaft to radial and axial forces. When the axial thrust becomes large or has some effect due to other reasons, then the herringbone gear can be used. The double helical gear (herringbone gear) is equivalent to two helical gears that are mounted side by side on the same shaft. They produce the opposite axial thrust action, which eliminates the axial thrust. When two or more one-way heli