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第 VI 頁
遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計（論文）
160T振動剪切機
摘要
本次設計的是160T振動剪切機。此次設計內(nèi)容包括總體方案設計、剪切機參數(shù)計算、剪切機電機容量的選擇、主要零部件的強度計算、潤滑方法的選擇。其中，剪切機參數(shù)計算又包括了刀臺、曲軸、連桿、齒輪的計算以及激振器的液壓缸、活塞桿、換向閥閥芯和殼體的設計計算剪切機是軋鋼車間生產(chǎn)的產(chǎn)品，一般都要經(jīng)過切頭、切尾并切成定尺長度，根據(jù)軋件的斷面形狀和對切斷面質(zhì)量的要求不同，所采取的切斷方法也不同，剪切機通常用來切斷方坯、扁坯、鋼板和一些小型鋼材。在此，根據(jù)給定參數(shù)對160T振動剪切機進行設計計算，從而對160T振動剪切機有一定了解，對剪切機的設計有一定的認識，加深對剪切機的工作原理以及剪切機的設計參數(shù)、零件尺寸等的理解，以便以后能對剪切機能更好的運用。
關鍵詞：剪切機；曲柄連桿機構；激振器；
160 t shears vibration
Abstract
The design of vibration shear machine is 160 t. This design content including overall scheme design, shear machine parameter calculation, shear mechanical and electrical machine capacity selection, strength calculation of main components, lubrication method choice. Among them, the parameters are calculated, including the knife cut machines, the calculation of the crankshaft, connecting rod, gear and hydraulic cylinder, piston rod, vibrator reversing valve core and shell design and calculation of the shear machine is the product of steel rolling workshop production, which is typically cut head, cut the tail and cut it into specified length, according to the shape of the cross section of the rolled piece and the requirement for the quality of cut surface, by use of cutting method is different also, shear machine is usually used to cut billet, slab and steel plate and some small steel. Here, according to the given parameters for design and calculation of the 160 t vibration shear machine, thus a better understanding of 160 t vibration shear machine, the design of shearer has certain understanding, deepened to the working principle of shearing machine and shearing machine understanding of design parameters, such as component size, so that to use shear function better in the future.
Key Words:Shearing machine,Crank connecting rod mechanism,Vibrator
目錄
1 緒論 1
1.1 選題背景與目的 1
1.2 國內(nèi)剪切機的發(fā)展歷史及研究現(xiàn)狀 1
1.2.1 國內(nèi)剪切機的發(fā)展歷史 1
1.2.2 國內(nèi)剪切機的研究現(xiàn)狀 1
1.3 設計方法和內(nèi)容 2
2 設計方案的確定 3
2.1 方案設計參數(shù) 3
2.2 剪切機的分類 3
2.2.1 平行刀片剪切機 3
2.2.2 斜刀片剪切機 3
2.2.3 圓盤式剪切機 4
2.2.4 飛剪機 4
2.3 剪切機工作原理 4
2.3.1 上切式平行刀片剪切機 4
2.3.2 下切式平行刀片剪切機 5
2.4設計方案的確定 5
3 剪切機參數(shù)計算 6
3.1 剪切機力能參數(shù) 6
3.1.1 最大剪切力計算 6
3.1.2 剪切功的計算 6
3.1.3 剪切過程分析 7
3.2 剪切機結(jié)構參數(shù) 8
3.2.1 刀片行程 8
3.2.2 刀片尺寸 9
3.2.3 剪切次數(shù) 10
3.3 曲柄連桿機構的計算 10
3.3.1 曲軸偏心距的確定 10
圖3.2 刀片位移與曲軸轉(zhuǎn)角關系圖 11
3.3.2 刀片位移與曲軸轉(zhuǎn)角的關系 11
3.3.3 剪切力與曲軸轉(zhuǎn)角的關系 12
3.4 靜力矩的計算 14
3.5 電機的選擇和校核 14
3.6 傳動比的計算 15
3.6.1 總傳動比 15
3.6.2 分配傳動比 15
3.7 傳動裝置動力參數(shù) 15
3.7.1 各軸轉(zhuǎn)速 15
3.7.2 各軸功率 16
3.7.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 16
3.8 傳動系統(tǒng)設計 17
3.8.1 皮帶輪的計算 17
3.8.2 減速器的選用 19
3.9 曲軸與連桿的設計 23
3.9.1 曲軸 23
3.9.2 連桿 25
3.10 鍵的選擇計算 26
3.10.1 小開式齒輪軸上的鍵的設計 26
3.10.2 大開式齒輪軸上的鍵的設計 27
3.11 激振器的設計計算 27
3.11.1 確定活塞的直徑和機殼厚度 27
3.11.2 端蓋螺栓的計算 28
3.11.3 換向閥設計 29
3.11.5 液壓馬達選擇 31
3.11.6 其他零件設計 32
4 設備的可靠性與經(jīng)濟性評價 33
4.1 設備完好率與利用率 33
4.2 設備的可靠性 33
4.2.1 設備可靠度的計算 33
4.2.2 設備平均壽命 34
4.2.3 機械設備的有效度 34
4.3 設備的經(jīng)濟性評價 35
4.3.1 盈虧平衡分析 36
總 結(jié) 38
致 謝 39
參考文獻 40
第 50 頁
遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計（論文）
1 緒論
1.1 選題背景與目的
用于對軋件進行切頭，切尾或剪切成規(guī)定尺寸的機械稱為剪切機。剪切機的用途是用來剪切定尺、切頭、切尾、切邊、切試樣及切除軋件的局部缺陷等等。剪切機隨著工業(yè)自動化進程的深入而得到越來越廣泛的應用。近二十年來，國內(nèi)的軋鋼生產(chǎn)得到了長足的發(fā)展，由于市場對產(chǎn)品不斷提出新的要求，生產(chǎn)廠對各種剪切機的需求也在不斷變化。
隨著時代的發(fā)展和科學的進步，鋼鐵行業(yè)也得到了相應的發(fā)展。剪切機在鋼鐵行業(yè)中一直扮演著重要的角色。在軋件的處理上剪切機是不可或缺的。剪切機的工作情況直接影響到整個生產(chǎn)線的工作質(zhì)量和工作效率。特別是在應對突發(fā)事故12-切機更起到了保護安全生產(chǎn)線的作用。由于其在軋鋼機械輔助設備中的重要性，對于剪切機的技術改革和創(chuàng)新從來都沒有停止過。本設計主要對振動剪切機進行研究。
1.2 國內(nèi)剪切機的發(fā)展歷史及研究現(xiàn)狀
1.2.1 國內(nèi)剪切機的發(fā)展歷史
隨著時代的發(fā)展，對于剪切機的研究速度也在迅速發(fā)展。目前國內(nèi)外有許多質(zhì)量上乘，性能優(yōu)良的剪切機。我國剪切機的研制應用起步于20 世紀80 年代中期，主要是作為廢舊金屬加工設備。原國家計委在發(fā)展中國鋼鐵工業(yè)中把廢鋼鐵回收加工列入節(jié)能項目, 宏觀政策上鼓勵發(fā)展。當時由商業(yè)部和國家物資局從捷克、日本、美國、西德等組織引進了部分廢鋼打包機、剪切機。首先武裝京、津、滬等大中城市。然后通過技術引進、技術合作, 逐步形成了我國廢金屬加工設備生產(chǎn)體系。
1.2.2 國內(nèi)剪切機的研究現(xiàn)狀
技術水平是衡量一個企業(yè)是否具有先進性，是否具備市場競爭力，是否能不斷領先于競爭者的重要指標依據(jù)。隨著國內(nèi)液壓剪切機市場的迅猛發(fā)展，與之相關的核心生產(chǎn)技術應用與研發(fā)必將成為業(yè)內(nèi)企業(yè)關注的焦點。了解國內(nèi)外液壓剪切機生產(chǎn)核心技術的研發(fā)動向、工藝設備、技術應用及趨勢，對于企業(yè)提升產(chǎn)品技術規(guī)格，提高市場競爭力十分關鍵。?
丁時鋒等人針對板料剪切生產(chǎn)線采用人工控制，定長過程耗時過多，鋼板長度尺寸不一致，同時剪切過程總是簡單的重復勞動，工人勞動強度大等問題，改為繼電器接觸器控制，但控制柜接線復雜，使用維護不便。為了解決剪切過程中的板料定長問題，減少加工工時，提高生產(chǎn)效率，同時為了提高生產(chǎn)的自動化程度，并保證生產(chǎn)的穩(wěn)定，對原系統(tǒng)進行了改造，設計了一種基于PLC的板料液壓剪切機系統(tǒng)。該系統(tǒng)工作性能穩(wěn)定，完全解決了剪切過程中板料的定長問題，提高了生產(chǎn)線的自動化程度，并切實提高了生產(chǎn)線的生產(chǎn)效率。?
在棒料剪切機液壓系統(tǒng)的研究方面，杜詩文等人應用液壓大系統(tǒng)建模方法建立了數(shù)學模型，構建了仿真模型，對棒料高速剪切機液壓系統(tǒng)動態(tài)特性進行了建模與仿真研究。實踐表明：采用液氣聯(lián)合驅(qū)動、徑向夾緊的棒料高速剪切機，生產(chǎn)效率高，棒料剪切斷面質(zhì)量得到顯著提高。仿真結(jié)果表明：液壓系統(tǒng)具有良好的動態(tài)特性，液壓大系統(tǒng)建模方法與理論可廣泛應用于液壓系統(tǒng)動態(tài)特性分析。
為了解決精軋生產(chǎn)線取料問題，梁春光等人通過對剪切及剪應力的分析，同時根據(jù)液壓剪的工作原理，進行了HC520-3新型液壓剪主要幾何尺寸及其結(jié)構參數(shù)的設計。實驗結(jié)果證明：該液壓剪能快速剪切?Φ20mm以下的鉻不銹鋼以及合金鋼等，不但保證了軋材的表面質(zhì)量，還保護了設備，且經(jīng)濟效益顯著。
1.3 設計方法和內(nèi)容
此次本人設計的160T振動剪切機屬于平行刀片剪切機，它的特點為兩個刀片平行，主要用于橫向熱剪切初軋坯和其它方形及矩形斷面的鋼坯，故又稱為鋼坯剪切機。有時，也用；兩個成型刀片來冷剪管坯及小型圓鋼等。
設計的內(nèi)容主要包括：
1.緒論和總體方案設計
2.剪切機參數(shù)計算
2.剪切機電機容量的選擇
3.主要零部件的強度計算
4.潤滑方法的選擇
5.總圖、部件裝配圖、零件圖的繪制
6.整理說明書并打印
2 設計方案的確定
2.1 方案設計參數(shù)
此次設計的振動剪切機剪切鋼坯斷面尺寸為115×115mm2，鋼坯材質(zhì)為20號鋼，剪切溫度為760°C，剪切次數(shù)為12-15次/分鐘；激振頻率為400Hz，激振振幅為0.1mm。
2.2 剪切機的分類
根據(jù)剪切機刀片形狀、配置以及剪切方式等特點，剪切機可分為平行刀片剪切機、斜刀片剪切機、圓盤式剪切機和飛剪機。
2.2.1 平行刀片剪切機
平行刀片剪切機的特點為兩個刀片平行，主要用于橫向熱剪切初軋坯和其它方形及矩形斷面的鋼坯，故又稱為鋼坯剪切機。有時，也用；兩個成型刀片來冷剪管坯及小型圓鋼等。
2.2.2 斜刀片剪切機
斜刀片剪切機的兩個刀片中有一個相對于另一刀片是成某一角度傾斜布置的。一般是上刀片傾斜，其傾斜角為1°～6°。一般用來橫向冷剪或熱剪鋼板 、帶鋼、薄板坯，故又稱之為鋼板剪切機。有時也也用來剪切成束的小型鋼材。
2.2.3 圓盤式剪切機
圓盤式剪切機兩個刀片均呈圓盤狀，用來縱向剪切運動中的鋼板，或?qū)摪寮舫烧瓧l一般均布置在連續(xù)式鋼板軋機的縱向機組的作業(yè)線上。
2.2.4 飛剪機
飛剪機刀片在剪切軋件時隨軋件一起運動。一般用來橫向剪切運動中的軋件（鋼坯、鋼板、帶鋼和小型型材、線材等），一般安裝在連續(xù)式軋機的軋制線上，或橫切機組在作業(yè)線上。
2.3 剪切機工作原理
2.3.1 上切式平行刀片剪切機
這種剪切機的特點是下刀固定不動，上刀則是上下運動的。剪切軋件的動作則是由上刀來完成的，其剪切機構是由最簡單的曲柄連桿機構組成。剪切時上刀壓著軋件下降迫使擺動臺也下降。當剪切完畢時上刀上升時，擺動臺在其平衡裝置作用下也回升至原始位置。此類剪切機由于結(jié)構簡單廣泛用來剪切中小型鋼坯。
1-下刀；2-上刀；3-剪切機構傳動系統(tǒng)；4-軋件；5-擺動臺
圖1.1 上切式平行刀片剪切機簡圖
2.3.2 下切式平行刀片剪切機
這種剪切機的特點是：上下刀都運動，但剪切軋件的動作由下刀完成，剪切時上刀不會運動。由于剪切時下刀臺將軋件抬離輥道（如圖1.2），故在剪切機后不設擺動臺。由于以上所述的特點，下切式平行刀片剪切機普遍用來剪切中型和大型鋼坯和板坯。
1-壓板；2-上刀臺；3-下刀臺；4-軋件
圖1.2 下切式平行刀片剪切機機構簡圖
2.4設計方案的確定
此次設計方案確定為160T振動剪切機，振動剪切機又稱沖型剪切機。傳動原理是由電動機通過帶輪、曲軸、連桿系統(tǒng)帶動刀桿作往復運動。
振動剪切機是一種萬能板料加工設備。 振動剪切機除具有剪切功能外.還可以進行沖孔、落料、沖口、沖栩、壓肋、翻邊、折彎、鎖口等加工，用途非常廣泛.最適用于中小批量和單件板金件的生產(chǎn)。被加工的板料厚度一般小于10 mm。
它的優(yōu)點是，體積小，重且輕.結(jié)構簡單。容易側(cè)造.工藝適應范圍廣，操作工具簡單。它的缺點是，生產(chǎn)效率較低，剪切和工作時要人工操作，振動和嗓聲大，加工精度不高。
3 剪切機參數(shù)計算
3.1 剪切機力能參數(shù)
3.1.1 最大剪切力計算
在設計剪切機時，首先要根據(jù)所剪切最大鋼坯斷面尺寸來確定剪切機的最大剪切力。最大剪切機可由下式計算：
（3.1）
式中 K—對于小型剪切機，取K=1.3
—被剪金屬在相應溫度下最大單位剪切抗力；N/mm2，
F—被剪金屬原始橫斷面面積mm2
=
=1.51MN
3.1.2 剪切功的計算
當不考慮刀片磨鈍等因素時，可按下式計算
（3.2）
式中 F—被剪金屬原始橫斷面面積mm2
h—被剪金屬原始橫斷面高度mm
a—稱為單位剪切功，查表得a=47
則
A=Fha
=115×115×115×47
=71.48kN·m
3.1.3 剪切過程分析
經(jīng)過生產(chǎn)實踐和科學證實：剪切過程由壓入變形和剪切滑移兩個階段組成，剪切過程的實質(zhì)是金屬塑性變形的過程。如圖3-1所示，當上剪刃下移與軋件接觸后，剪刃便開始壓入軋件，由于P在開始階段較小，在軋件斷面上產(chǎn)生的剪切力小予軋件本身的抗剪能力，因此軋件只產(chǎn)生局部塑性變形，故這一階段稱為壓入變形階段。隨著上剪刃下移量增加，軋件壓入變形增大，力P也不斷增加。當剪刃壓入到一定深度，軋件的局部壓入變形阻力與剪切斷面的剪切力達到相等，剪切過程處于由壓入變形階段到剪切滑移階段的臨界狀態(tài)。當大于軋件本身的抗剪能力時，軋件沿著剪切面產(chǎn)生相對滑移，開始了真正的剪切，這一階段稱為剪切滑移階段。在剪切滑移階段，由于剪切斷面不斷變小，剪切力也不斷變小直至軋件的整個截面被剪斷為止，完成一個剪切過程。當剪刃壓入軋件后，上下剪刃對軋件的壓力P形成一力偶Pa，此力偶使軋件轉(zhuǎn)動，但在軋件轉(zhuǎn)動過程中，將遇到剪刃側(cè)面給軋件以側(cè)推力T，則上下剪刃的側(cè)推力又構成另一力偶Tc，隨著刀片的逐漸壓入，軋件轉(zhuǎn)動角度不斷增大當轉(zhuǎn)過一個角度γ，兩力矩平衡，便停止轉(zhuǎn)動。即
Pa=Tc （3.3）
假設在壓入變形階段，沿面積x和0.5z上的單位壓力均勻且相等，則
（3.4）
（3.5）
式中 z—剪刃壓入軋件的深度。
圖3.1 平行刃剪切機剪切過程受力分析
在此，為了使側(cè)推力減小，減小刀架滑板的磨損和傾斜角度，故選擇有壓板剪切
γ=5°～10° T≈（0.1～0.18）P 取γ=8°
刀片切入深度為：
z=2htan2γ
=2×115×tan28°
=3.67mm
3.2 剪切機結(jié)構參數(shù)
3.2.1 刀片行程
刀片行程是剪切機最主要的結(jié)構參數(shù)，它決定了剪切機的高度。在剪切能力允許的范圍內(nèi)，它也決定了剪切的軋件最大斷面高度。刀片行程根據(jù)軋件最大斷面高度、剪切終了時刀片的重疊量以及下刀片與輥道表面的距離等參數(shù)，計算公式如下：
（3.6）
式中：H—刀片行程；
h—被軋軋件最大斷面高度；
f—軋件上表面與壓板間距離；
q?—壓板下表面與上刀的距離；
q?—下刀低于輥道表面的距離；
S —上下刀片重疊量。
已知
h=115mm
取
f=50mm
q?=15mm
q?=10mm
S=10mm
則根據(jù)式（3.6）
H=115+50+15+10+10=200mm
3.2.2 刀片尺寸
刀片尺寸包括刀刃長度l，刀片橫斷面高度h′及寬度b′。這些尺寸可以根據(jù)被切鋼坯最大斷面尺寸來選取。
1.刀片尺寸中最重要的是刀片長度l。由于該剪切機主要用于剪切方形鋼坯，屬于小型剪切機。
其計算公式為：
l=(3～4)bmax （3.7）
式中：—被剪軋件（鋼坯）橫截面最大寬度。
已知：
=115mm
則有：
l=(3～4)=345～460mm
取
l=450mm
2.刀片高度的確定及刀片斷面寬度：
h′=(0.65～1.5)h （3.8）
b′=?h′/(2.5～3) （3.9）
已知h=115mm
則
h′=(0.65～1.5)h
=（0.65～1.5）×115
=74.75～172.5mm
取
h′=150mm
則
b′=150/（2.5～3）=50～60mm
取
b′=50mm
3.2.3 剪切次數(shù)
根據(jù)已知，剪切次數(shù)為12-15次/分
3.3 曲柄連桿機構的計算
3.3.1 曲軸偏心距的確定
對曲柄連桿機構，曲軸偏心距R是刀片行程H的一半。
R=H/2
=200/2
=100mm
圖3.2 刀片位移與曲軸轉(zhuǎn)角關系圖
3.3.2 刀片位移與曲軸轉(zhuǎn)角的關系
根據(jù)上圖刀片位移與曲軸轉(zhuǎn)角關系圖,曲軸偏心距R,AB表示連桿長度，當A點轉(zhuǎn)到上極限位置點時，上刀架處于處；當A點轉(zhuǎn)到下極限位置點時，上刀架移到。因此，點間的距離對于曲軸連桿式剪切機就是上刀片行程H；
取上刀架最高位置點為計算原點，此時曲軸轉(zhuǎn)角=0，據(jù)圖中的幾何關系，刀片的行程H與曲軸轉(zhuǎn)角的關系為：
（3.10）
經(jīng)一系列關系轉(zhuǎn)換，可得式 ：
（3.11）
式中，K—為刀片行程與偏心距的比值；
H—上刀片行程，由上刀片下死點計算；
α—曲柄轉(zhuǎn)角，由曲柄上死點位置起計算；
λ—連桿系數(shù)，λ=R/L,取λ=1/9，L=R/λ=100/1/9=900 。
3.3.3 剪切力與曲軸轉(zhuǎn)角的關系
當 ε =0.3時,有最大剪切力
H=h+s-εh
=115+10-0.3x115
=90.5mm
K=H/R
=90.5/100
=0.905
根據(jù)式（3.11）
得α=109.6°
α與β 的關系：
（3.12）
根據(jù)式（3.12）
=7.0°
當剪切開始時的曲軸轉(zhuǎn)角 此時上刀片剛與鋼坯接觸，ε=0，剪切力P=0。根據(jù)式 (3.6)
H=h+s-εh
=115+10
= 125mm
K=H/R
=125/100
=1.25
則根據(jù)式（3.11）
得α=87.2°
根據(jù)式（3.12）
當剪切剪斷時的曲軸轉(zhuǎn)角，此時ε=0.72；根據(jù)式（3.6）得
H=h+s-εh
=115+10-0.72x115
= 42.5mm
K=H/R
=42.5/100
=0.425
根據(jù)式（3.11）
得α=127.6°
3.4 靜力矩的計算
本設計中，由于只用到平均靜力矩Mm，故需要計算平均靜力矩。
由剪切功確定平均靜力矩；
=A180°/(απ) （3.13）
式中： A —剪切功，此處用最大剪切功即可滿足，A=0.07148MN?m；
α—完成一次剪切偏心軸的實際工作角度，當剪切115x115mm鋼坯時，α=127.6°。
根據(jù)式（3-17） =A180°/(απ)
=0.07148x180°/［（127.6°-87.2）π］
=0.101kN?m
3.5 電機的選擇和校核
預選電機的額定轉(zhuǎn)速為750r/min，則總傳動比i=750/15=50
式中—曲柄軸上平均靜力矩，kN?m；
—預選電機額定轉(zhuǎn)速，r/min;
—電動機過載系數(shù)，取=1.5;
i—總傳動比。
所以，選擇電機為Y315L2—8，表3.1為其詳細性能參數(shù)
表3.1 電機參數(shù)
電機銘牌
額定轉(zhuǎn)速
效率
功率
質(zhì)量
Y315L2—8
740r/min
93.3%
110KW
1230kg
3.6 傳動比的計算
傳動裝置的總傳動比可根據(jù)電機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機軸的轉(zhuǎn)速求出
（3.14）
圖3.3 傳動裝置簡圖
3.6.1 總傳動比
總傳動比可由電機滿載轉(zhuǎn)速n電和曲軸轉(zhuǎn)速n確定
=740/15
=49.33
3.6.2 分配傳動比
總傳動比為每一級傳動比的乘積
為帶傳動傳動比為一級減速機傳動比為開式齒輪傳動比，根據(jù)文獻[7]表17-9取=3，=4，=4.11 即i=3x4x4.11=49.32
3.7 傳動裝置動力參數(shù)
3.7.1 各軸轉(zhuǎn)速
根據(jù)已求得的傳動比求得各軸轉(zhuǎn)速：
=740r/min
=n1/i1=740/3=246.67r/min
=n2/i2=61.66r/min
=n3/i3=15r/min
3.7.2 各軸功率
由文獻[7]表17-9取得傳動效率：
由傳動效率求得各軸傳遞的功率為：
=105.76kW
=105.76x0.95=100.47kW
=100.47x0.97x0.97=94.53kW
=87.11kW
3.7.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩
根據(jù)轉(zhuǎn)矩公式
T=9.55P/n (3.15)
求得
=9.55105.761000/740=1364.88N·m
=9.55100.471000/246.67=3889.77N·m
=9.5594.531000/61.66=14640.96N·m
=9.5587.111000/15=55460.03N·m
運動和動力參數(shù)結(jié)果如表3.2：
表3.2 運動和動力參數(shù)
軸號
功率P/kW
轉(zhuǎn)矩T/（N·m）
轉(zhuǎn)速n/（r/min）
1
105.76
1364.88
740
2
100.47
3889.77
246.67
3
94.53
14640.96
61.66
4
87.11
55460.03
15
3.8 傳動系統(tǒng)設計
3.8.1 皮帶輪的計算
1.確定計算功率
計算功率是由傳遞的功率P和帶的工作情況系數(shù)決定的：
(3.16)
取=1.3
則根據(jù)式(3.16)
=110x1.3=143kW
2.選擇V帶的帶型
根據(jù)計算功率=143kW和轉(zhuǎn)速=740r/min，從文獻[13]圖8-11選取普通V帶帶型為D。
3.初選小帶輪的基準直徑為=375mm，則帶速
（3.17）
=πx375x740/60000
=14.52m/s
則大帶輪的直徑為=400x3=1125mm，根據(jù)文獻[13]表8-8圓整取=1120mm
4.確定中心距a，并選擇V帶的基準長度
(1）一般初選的中心距為
（3.18）
則
1046.5mm2990mm
初選=1200mm
(2）計算相應的帶長
由文獻[13]表8-2選取=5000mm
(3） 計算中心距及其變動范圍
=a-0.015 =1193.61mm
=a+0.03 =1418.61mm
(4)驗算小帶輪上的包角
=180°-57.3°（1120-375）/1268.61
=146.35°≥90°
(5)確定帶的根數(shù)z
圓整取z=9
式中 —單根V帶額定功率，由文獻[14]表8-4a查得=16.27kW；
—單根V帶額定功率的增量，由文獻[14]表8-4b查得=2.19kW；
—包角修正系數(shù)，查文獻[14]表8-5取 =0.91；
—帶長修正系數(shù)，查文獻[14]表8-2取=0.96。
5.帶輪的設計
常用的帶輪材料為HT150或HT200，大小帶輪均采用輪輻式。
3.8.2 減速器的選用
1.選用減速器的公稱輸入功率
(3.20)
式中 —機械強度計算功率；
—負載功率；
—工況系數(shù)，由文獻[5]表16-2-8查得=2；
—安全系數(shù)，查文獻[5]表16-2-9得 =1.4；
—減速器公稱輸入功率，kW。
則根據(jù)式（3.20）
=100.47x2x1.4
=281.316kW
按i=4，及=246.67r/min；查表16-2-4：ZDY 400 =750r/min =844kW 當n1=246.67r/min時，折算功率為
=844x246.67/750=297.84kW
則 =281.316kW＜=297.84kW，可以選用ZDY 400減速器
2.校核熱平衡許用功率
（3.21）
式中 —計算熱功率，kW；
—環(huán)境溫度系數(shù)，查文獻[5]表16-2-10得 =1.65或1.3
—載荷率系數(shù)，查文獻[5]表16-2-10得 =1
—公稱功率利用系數(shù)，查文獻[5]表16-2-10得 =1.55
、—分別為無冷卻裝置和有冷卻裝置減速機熱功率查文獻[5]表16-2-7得=415kW =1000kW
則根據(jù)式（3.21）
=100.47x1.3x1x1.55 或=100.47x1.65x1.55
=202.44kW 或=256.95kW
可知=256.95≤=415kW，因此可以選定ZDY 400型減速器，采用油池潤滑，不需冷卻。
3.8.3 齒輪的設計計算
選用直齒圓柱齒輪傳動由文獻［13］表10-1選擇小齒輪為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS;大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，8級精度。
1.選取小齒輪齒數(shù)為=36，則大齒輪齒數(shù)
=36x4.11=147.96 圓整為149
2.開式齒輪按齒根彎曲強度計算
(1)計算公式為
(3.22)
式中 K—載荷系數(shù)，初選1.3；
—齒型系數(shù)，由文獻［13］表10-5查得=2.46 =2.1480；
—應力校正系數(shù)，由文獻［13］表10-5查得=1.654 =1.8292；
—齒寬系數(shù)，表文獻［13］10-7查得=0.5；
(2） 由文獻［13］取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4求得
=314.29MP
=249.71MP
(3) 計算出大小齒輪的 并加以比較。
=2.461.654/314.29=0.01295
=2.14081.8292/249.71=0.01568
大齒輪的數(shù)值大
(4) 已知傳遞的轉(zhuǎn)矩為=14640.96x103N·mm，設計計算
=9.13mm 取標準值=12mm
則
mm
(5)計算齒寬
=0.5x432=216mm
(6)計算齒寬與齒高之比b/h
齒高
=2.25x12=27mm
b/h=8.004
(7)計算圓周速度v
(8)計算載荷系數(shù)
(3.23)
式中 —使用系數(shù)，由文獻［13］表10-2查得為1.75；
—動載系數(shù)，由文獻［13］圖10-8查得為1.1；
—直齒輪， =1；
—由表10-4插值求得 =1.26；
=2.4235
(9)按實際載荷數(shù)算得分度圓直徑
(10)計算模數(shù)
=204.961/20=14.48mm 取m=14mm
(5)幾何尺寸計算
分度圓直徑
=1436=504mm
=14914=2086mm
中心距 a==1295mm
齒寬 b==0.5508=254mm
取=254mm，=260mm
3.9 曲軸與連桿的設計
3.9.1 曲軸
曲軸式剪切機上傳遞運動的主要零件，工作時既受彎矩又受扭矩作用，而且所受的力不斷變化，工作情況比較復雜。所以無論在設計、制造和使用方面都應給予特別注意。
曲軸分類：剪切機的曲軸形狀可分為偏心軸、單曲軸、雙曲軸。偏心軸在上切式鋼坯剪切機上用的很廣泛，單曲軸用于結(jié)構剪切機，而雙曲軸通常用于斜刀片剪切機上。中小型的曲軸材料通常用45鋼或40Cr鋼，也可用35SiMn鋼代替。在這里選擇40Cr，其=500Mpa。
為了保證其強度和韌性，曲軸的鍛造比取2.5～3，。在曲軸粗車之后，應進行調(diào)質(zhì)處理，加熱到800～820℃后油冷至550~680℃回火，使金屬組織均勻和細化。再熱處理后，要從曲軸兩端取樣，進行材料機械性能試驗。為了延長使用壽命，在軸頸部位，特別是圓角處，要求用滾子碾壓強化。曲軸與其他零件有相對運動的部位需要精車，表面粗糙度為0.8。軸的曲柄部位承受很大的作用力和沖志載荷，加工不允許有刀痕、裂紋和摺疊等缺陷。軸上有孔，軸表面開有曲形油溝，便于潤滑。
1.曲軸的主要尺寸：
圖3.4 曲軸計算簡圖
曲軸軸頸直徑的結(jié)構參數(shù)，可根據(jù)剪切機最大剪切力Pmax按軋鋼機械理論與結(jié)構設計（下冊）表11-4所列的經(jīng)驗公式初步確定，然后進行驗算校核。
據(jù)表11-4經(jīng)驗公式，=1510kN
，此處取=400mm
（0.55～0.77）=240mm
=（0.65～0.0.68）=200mm
根據(jù)設計的開式齒輪，①段軸長=260mm，直徑=230mm；②段安裝滑動軸承，長度=240mm③段為過渡軸取=260mm，=360mm；④段安裝滑動軸承，長度取=200mm；⑤段為偏心部分，偏心距R=100mm，長度取=230mm。
2.曲軸滑動軸承的設計與計算
選擇對開式徑向滑動軸承，已知=1.51MN,軸頸直徑=240mm,=400mm，轉(zhuǎn)速n=15r/min
（1）寬經(jīng)比B/d：低速重載的軸承，為提高軸承整體剛性，小徑軸承寬經(jīng)比取為1，大徑軸承寬經(jīng)比取為2，則=240mm，=200mm。
（2）計算軸頸圓周速度
=240πx15/60000=0.1884m/s
=400πx15/60000=0.314m/s
（3）軸承工作壓力
=1510000/(0.24x0.24)=26.22MPa
=1510000/(0.4x0.4)=9.44MPa
（4）計算軸承的pv(MPa.m/s)值
26.22x0.1884=4.94Mpa.m/s
9.44x0.314=2.96Mpa.m/s
（5）選擇軸瓦材料
查文獻[4]表8-2-5，在保證p≤[p]，v≤[v],pv≤[pv]條件下，選定軸承材料ZCuPd30(30鉛青銅)
（6）選定潤滑方式
0.419＜2
0.54＜2
根據(jù)文獻[4]表17-3-11，決定采用脂潤滑
（7）滑動軸承脂潤滑的選擇
根據(jù) =26.22MPa，=9.44MPa，=0.1884m/s，=0.314m/s
由表17-3-13選擇1號鈣-鈉基脂
3.9.2 連桿
連桿式將曲柄軸的旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)樯系杜_的往復運動的一個主要零件，連桿比試決定連桿長度的主要參數(shù)，當?shù)镀谐滔嗤B桿比不同時，曲柄連桿機構受力情況就不同，連桿比（）小的剪切機,設備高度低、剛性好，但曲柄軸扭矩大，刀臺的側(cè)向推力大，影響軋件的剪切質(zhì)量。
由于是小型剪切(1.6MN),選λ=L/r=9，此時L=900mm，r=100mm
連桿式剪切機中承受全部工作負荷的重要部件，通常用ZG35制成。=400Mpa
據(jù)式
=P/(cosβ-μsinβ) (3.24)
此時，β=7°
=P/(cosβ-μsinβ)
=1510/（cos7°-0.1sin7°）
=1536KN
連桿橫截面積
=1536x1000/400000000
=3840mm2
=70mm
取連桿直徑為100mm
3.10 鍵的選擇計算
3.10.1 小開式齒輪軸上的鍵的設計
1.根據(jù)小開式齒輪軸直徑d=160mm，由機械設計表6-1中選擇平鍵截面尺寸為b=40mm，高度h=22mm，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列選取鍵的長度L=250mm ,采用普通圓頭平鍵。
2.小開式齒輪鍵連接強度校核
由表6-2查得［σp］=90MPa，鍵的工作長度l=L-b=210mm，接觸高度k=0.5h=11mm
=79.2MPa＜=90MPa
可見連接的強度合適，標記為：鍵40x250GB/T 1096-2003
3.10.2 大開式齒輪軸上的鍵的設計
1.根據(jù)大開式齒輪軸直徑d=230mm，由文獻[13]表6-1中選擇平鍵截面尺寸為b=56mm，高度h=32mm，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列選取鍵的長度L=320mm ，采用圓頭普通平鍵。
2.大開式齒輪鍵連接強度校核
由表6-2查得［σp］=90MPa，鍵的工作長度l=L-b=mm，接觸高度k=0.5h=16mm
=114.17MPa＞=90MPa
可見連接的強度不夠，因此改為雙鍵，相隔120度布置。此時l=1.5x320=396mm，可得
=76.11MPa＜=90MPa
3.11 激振器的設計計算
3.11.1 確定活塞的直徑和機殼厚度
1.根據(jù)激振頻率f=400Hz，激振振幅A=0.1mm，預選流量q=200L/min，油壓為10MPa