小型剪板机设计(原创)

河北农业大学现代科技学院
本科毕业设计
题目：小型剪板机设计
学院：
专业班级：
学号：
姓名：
指导教师：
指导教师职称：
2015年5月20日
摘要 (1)
Abstract (2)
第一章绪论 (3)
1.1 剪板机的介绍与分类 (3)
1.2 剪板机工作原理 (3)
第二章传动方案论证 (4)
2.1 凸轮机构 (4)
2.2曲柄滑块机构 (5)
第三章总体传动方案 (5)
第四章电动机的选择 (6)
4.1电动机种类和结构的选择 (6)
4.2电动机容量的确定 (6)
4.3计算传动装置的传动比和动力参数 (7)
4.3.1计算传动装置的合理传动比 (7)
4.3.2 计算动力参数 (8)
第五章带传动的设计与选择 (10)
5.1 功率的计算 (10)
5.2 带型的选择 (10)
5.3 计算从动轮基准直径 (10)
5.4中心距a和带轮基准长度的确定 (10)
5.5主动轮上的包角验算 (11)
5.6带的根数确定 (12)
5.7 带的预紧力的确定 (12)
5.8 带传动作用在轴上压轴力的计算 (12)
5.9 轮结构的设计 (13)
5.9.1 小带轮的结构设计 (13)
5.9.2 大带轮的结构设计 (14)
第六章轴的设计 (17)
6.1 主动轴设计 (17)
6.1.1轴的材料 (17)
6.1.2 轴的结构设计 (17)
6.1.3轴的强度计算 (18)
6.2从动轴设计 (19)
6.2.1 轴的材料 (19)
6.2.2 确定轴径的最小许用值 (19)
6.2.3拟定轴上零件的装配方案 (20)
6.2.4轴上的零件定位 (20)
6.2.5轴各段直径和长度的确定 (20)
6.2.6从动轴的结构简图 (20)
6.2.7计算轴的强度、安全校核 (21)
第七章齿轮设计 (23)
7.1 选择齿轮的材料、类型、精度等级和齿数 (23)
7.1.1选择齿轮的材料 (23)
7.1.2 齿轮类型的选择 (23)
7.1.3 选取精度等级 (23)
7.1.4 选定齿数 (23)
7.2 按齿面接触强度设计 (23)
7.2.1计算确定公式内的各个字母数值 (23)
7.2.2 计算小齿轮的分度圆直径，圆周速度，齿宽等系数 (24)
7.3 按齿根弯曲强度设计 (25)
7.3.1 确定上公式中各字母数值 (26)
7.3.2 计算大小齿轮的齿数 (27)
7.4 计算齿轮的几何尺寸 (27)
7.4.1 分度圆直径的计算 (27)
7.4.2 中心距的计算 (28)
7.4.3 齿轮宽度的计算 (28)
7.6 结构尺寸设计及绘制齿轮零件图 (28)
7.6.1 小齿轮结构的设计 (28)
7.6.2 大齿轮的机构设计 (29)
第八章曲柄滑块机构设计 (31)
8.1偏心轮的设计 (31)
8.2 曲柄滑块设计 (31)
8.3强度校核 (34)
8.4 电动机校核 (34)
第九章离合器和其他附件设计选择 (35)
9.1 离合器的选择 (35)
9.2 后挡料装置 (35)
9.3刀具的选择 (35)
第十章键的校核 (36)
总结 (37)
致谢 (37)
参考文献 (38)
摘要
本次设计的任务是小型剪板机，要求计算参数，校核强度，设计机构并进行三维建模。

具体要求为：可剪板厚5mm，最大板宽1000mm，剪切角<2°，后挡料最大距离600㎜，工作直线度0.3/m。

机械式曲柄滑块剪板机具有结构简单，维修方便，经济实用，性价比高等优点，是现阶段小型剪板机的主要机型。

这次设计通过选择合适的电机作为动力源，通过一级带传动和一级齿轮传动进行减速，通过两根轴传递动力，带动曲柄滑块机构，带动刀具机构，将旋转运动变为往复的直线运动，进行板材切割。

主要内容有电机、带、带轮、轴及轴系零件、齿轮、曲柄滑块机构的分析设计及使用SolidWorks进行三维建模。

关键词：机械式剪板机SolidWorks 曲柄滑块机构
Abstract
The task of the design is small shears, calculate parameters, check the intensity, mechanism design and 3D modeling. Specific requirements are: cutting thickness of 5mm, maximum width of 1000mm, the shear angle of <2 degrees, after the block a maximum distance of 600 mm, the work of straightness 0.3/m.
Mechanical crank slider shearing machine has the advantages of simple structure, convenient repair, economical and practical, cost advantages, is the main type of the present stage small shearing machine. This design by selecting the appropriate motor as power source, was slowed by a belt drive and gear drive, the drive shafts, slider crank mechanism, drives the cutter mechanism, the rotary motion into linear reciprocating motion, plate cutting. The main contents of a motor, belt, belt wheel, shaft, gear and shaft parts, analysis of slider crank mechanism design and the use of SolidWorks three-dimensional modeling.
Keywords: mechanical plate shears SolidWorks crank slider mechanism
第一章绪论
1.1 剪板机的介绍与分类
在金属板材实际实用的时候，都需要根据尺寸对板材进行切断加工，剪板机主要用于剪切金属板材。

剪板机借助运动的上刀片和固定的下刀片，采用合理的刀片间隙，对各种厚度的金属板材施加剪切力，使板材按所需要的尺寸断裂分离。

剪板机按结构分为闸式剪板机和摆式剪板机，按传动方式分为机械传动剪板机和液压传动剪板机。

目前剪板机的主要分类：
平刃剪板机：剪切质量较好，板材扭曲变形小，但剪切力大，耗能大。

多为机械传动。

斜刃剪板机：分为闸式剪板机和摆式剪板机，剪切质量较前者差，板材有扭曲变形，但耗能小，适用于大中型剪板机。

多用途剪板机：板料折弯剪板机，即在同一台机器上可以完成两种工艺，一般下部进行板料剪切，上部进行折弯。

专用剪板机：气动剪板机大多用在非金属板材加工上，剪切速度快。

数控剪板机：可以对后挡料器进行位置编程，有自动送料系统，可实现多工步零件一次性自动加工，生产效率高。

1.2 剪板机工作原理
剪板机是借于运动的刀片和固定的另一刀片，采用合理的刀具间隙，对各种厚度的金属板材按要求进行切割分离。

一般的剪板机上刀片固定在刀架上，下刀片固定在下床面上，后挡料板用于板材定位，位置有调位销进行调节。

大型剪板机工作台上安装有托料球，以便于板料在上面滑动时不被划伤。

压料装置用于压紧板料，以防止板料在剪切时移动。

护栏是安全装置，以防发生工伤事故。

第二章传动方案论证
液压式剪板机一般分为液压闸式和液压摆式，剪切板材一般为厚10mm，宽2000mm 以上，功率大，耗能大，加工价格较高，机器构造复杂、体积大。

小型液压剪板机在市场上很少见，主要原因是性价比低，易损坏，维修费用高，油缸漏油率高。

本次设计要求剪切厚5mm，宽1000mm的板材，适合选择机械式剪板机，结构简单，不易损坏，维修方便，操作容易。

目前机械传动方案主要有两种，凸轮机构和曲柄滑块机构。

2.1 凸轮机构
图2-1 凸轮机构简图
如图2-1所示凸轮机构的工作原理：主轴转动带动凸轮转动，凸轮旋转过程中推动滑块做往复运动。

回程时，滑块在弹簧拉力的作用下上升到起始位置，准备下一个机械循环。

优点：凸轮机构可以根据从动件的运动规律来选择机构的尺寸从而确定凸轮的轮廓线。

缺点：凸轮机构其表面工作压力不能太大，否则会导致凸轮轮廓及推杆严重磨损，影响机构实现预期动作，使机器的运动不稳定，所以该方案否定。

2.2曲柄滑块机构
图2-2 曲柄滑块机构简图
如图2-2所示为曲柄滑块机构的工作原理简图，该机构通过主轴转动带动曲柄转动，曲柄带动连杆使滑块做上下运动，滑块连接刀架，实现剪板机的剪切动作。

有点：曲柄滑块机构职责加工容易，结构简单，维修方便，经济实用，因此采用曲柄滑块机构作为本次设计的执行机构。

第三章总体传动方案
本次剪板机设计的总体传动方案为电机经过一级带轮减速及一级齿轮减速，带动曲柄滑块机构，使刀架做直线往复运动。

设计传动系统简图如图3-1所示。

图3-1 剪板机传动系统简图
第四章电动机的选择
4.1电动机种类和结构的选择
电动机分为直流电动机和交流电动机两种。

由于生产单位一般多采用三相交流电源，所以无特殊要求时，均采用三相交流电动机。

如无特殊要求，一般采用Y系列三项交流异步电动机。

Y系列电动机为一般用途的全封闭自扇冷式电动机，实用于无特殊要求的各种机械设备，如机床、鼓风机、运输机以及农业机械和食品机械。

对于频繁启动、制动和换向的机械（如起重机械），宜选允许有较大振动和冲击、转动惯量小、过载能力大的YZ和YZR系列起重用三相交流异步电动机。

4.2电动机容量的确定
电动机的容量选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。

选择功率小鱼工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电机长期过载、发热大而过早损坏；选择功率过大，则电动机价格高，能力不能充分利用而造成浪费。

根据公式：
P=
2
b x
x
x
2
b
α1
0.6 σδ(1)
10δ
gα0.6δ1
σ
h tg
Z
t
y x
++
+
p-剪切力 b σ-被剪材料的强度极限，=260N/mm x σ-被剪材料的延伸率，x σ=25%
h-被剪材料的厚度
a-上刀刃的倾斜角度 a=2°
Z-弯曲力系数， Z=0.95
y-前刃侧间隙相对值， y=0.083
x-压具的影响系数 x=7.7
将已知数据带入公式
P=
22tan 210.6 2600.25(10.95)100.25
tan 20.60.2515000.0837.17h ︒⨯⨯⨯+⨯+⨯︒⨯+⨯⨯ 解得剪切力为6.066吨，查阅结构类似的Q11系列剪板机，Q115*1500电机功率为4kw ，6*1500为5.5kw ，为防止板材薄厚不均匀和延长机器寿命的角度考虑，使用5.5kw 电动机。

剪切角2°，初设计每分钟剪切30次，外观2500*1970*1250mm 。

转速的确定：
传动由带和齿轮组成。

如果带传动传动比过大，可能使大带轮的外圆半径过大，造成安装困难，一般应使带传动的传动比小于齿轮传动的传动比。

取一级带传动比范围1i =2~4。

二级齿轮减速传动比范围2i =8~40，则总传动比范围为160~16=总i ，则电动机转
速范围为min /r 4800~480n *160~16n *==
=）（总i i 查表Y 系列三相异步电动机的参数，选择Y132M2-6型电动机，额定功率5.5kw ，同步转速960r/min ，6极。

4.3计算传动装置的传动比和动力参数
4.3.1计算传动装置的合理传动比
总传动比
3230960n n ===主总i 2
1*i i i =总 式中
1i 三角带传动比 2i 圆柱齿轮传动比
取41=i
84322==i
4.3.2 计算动力参数
1.各轴转速
1960
=
240r/min
4n n i ==主
12960=
30r/min
4*8n
n i i ==从
2.计算各轴的功率
圆柱齿轮：0.94～0.96 取2η=0.95
三角带传动：0.94～0.96 取1η=0.955
轴承(每对)：0.97～0.99 取3η=0.98
则总传递效率为：
总η=1η2η23η=298.0955.095.0⨯⨯ =87.0
1P =01η⨯d P =31ηη⨯⨯d P =98.0955.05.5⨯⨯=5.15kW
2P =0201ηη⨯⨯d P
= 2
321ηηη⨯⨯⨯d P
=298.095.0955.05.5⨯⨯⨯=4.79kW
3.各轴转矩
电T = w d n P 9550
式中 电T ——电动机的转矩；
电P ——电动机的功率；
w n ——满载时的转速；
电T = w n P 电9550=9605
.59550⨯
N·m =71.54N·m
从T = 010η⋅⋅i T 电
=98.0955.0471.54⨯⨯⨯m
N ⋅
=81.204 N·m
主T =020110ηη⋅⋅⋅⋅i i T 电
=95.098.098.0955.08471.54⨯⨯⨯⨯⨯⨯ N·m
=44.1525 N·m
表4-1为各轴数据统计表
轴号 功率kw 转矩n*m 转速r/min
电动机轴 5.5 54.71 960
主动轴 5.15 204.81 240
从动轴 4.79 1525.44 30
表4-1
第五章 带传动的设计与选择
根据工作原理不同，带传动分为摩擦型带传动和啮合齿型带传动。

常见的摩擦型带传动有平带传动、V 带传动、多楔带传动、圆带传动。

由于轮槽的楔形效应，在同样压力的作用下，V 带传动的摩擦力约为平带传动的3倍，故能传递较大载荷，在一般机械传动中应用最广。

本次设计使用应用最广，价格便宜的普通V 带。

5.1 功率的计算
根据传递的功率、载荷性质、原动机种类和工作情况等计算功率。

ca P =P K A ⋅
=6.65.52.1=⨯kW
其中 P -所需传动的额定功率
A K -工作情况系数
查表，每天工作时间10~16小时且≤7.5kw ，则A K =1.2
5.2 带型的选择
根据ca P 、主动小带轮转速w n n =1= 960r/min ，根据普通V 带选型图，选定A 型V 带。

小带轮基准直径的确定 d=112~140mm
根据V 带带轮的基准直径系列，初选小带轮的基准直径 d ≥mm d 75min =
取主动轮D =125mm 为基准直径。

验算带速度
V =)100060/()(11⨯⋅⋅n D π
=)1000
60/()96012514.3(⨯⨯⨯ =28.6m/s
一般应使带速在5~25m/s 之间，符合。

5.3 计算从动轮基准直径
mm D i D 5004*125*12===
符合圆整V 带的基准直径系列
5.4中心距a 和带轮基准长度的确定
1初步中心距0a 取
)(2)(7.021021D D a D D +<<+
代入1D 、 2D
得12505.4370<<a mm
2首取0a =500mm
则所需带的基准长度d L 为
'd L =02a +2π1(D + )2D +02
124)(a D D -
=2052mm
据表选取接近的基准长度mm L d 2240=
取d L =2100mm ，一般是可以调整V 带的中心距,采用下式进行计算
a =+0a 20
d d L L -
=22052
2240500-+
=549mm
考虑安装调整和补偿预紧力的需要，中心距的变化范围为
m m L a L a d d 2.661~4.560)
03.0(~)015.0(=+-
5.5主动轮上的包角验算
包角应当满足
︒
>=--︒=--︒=1208.1483.57*594125
5001803
.57*D D 1801
21a a
满足要求
5.6带的根数确定
l ca
k k p p p Z α)(0∆+=
其中 Z=3~6
αk -包角系数，
l k -长度系数，
0p -单根V 带的基本额定功率，
p ∆-单根V 带额定功率的增量,
Z =68.401.1924.0)11.04.1(6
.6=⨯⨯+
取Z=5根
5.7 带的预紧力的确定
保持适当的初拉力是保证带传动正常工作的重要因素，单根带的初拉力为：
0F =2)5.2(500να
q k k vZ p a
ca +-⨯
其中 q -V 带单位长度质量，取q =0.10kg/m
0F =N
2.18328.610.0)924.0924
.05.2(5*28.66
.65002
=⨯+-⨯
5.8 带传动作用在轴上压轴力的计算
在设计带轮的轴和轴承时，需要确定带传动作用在轴上的力a F
3.1741
28
.143s i n *2.183*5*22
s i n *21
0==≈a ZF F a
Z-带的根数
a F -单根带的预紧力
1a -主动轮上的包角
5.9 轮结构的设计
5.9.1 小带轮的结构设计
1.选择材料：HT200
2.确定带轮的结构
参考资料电机轴D =38mm ，电动机轴伸出长度L=80mm 小带轮的基准直径1D =125mm ，由公式9538*5.25.2==≤s d d d mm
因此采用小带轮腹板式结构，基准直径为125mm ，外径a d =168mm 。

3.轮槽尺寸
查资料得带轮的轮槽具体尺寸如下：
轮槽基准宽度d b =11.0mm
基准线上槽深min a h =2.75mm
基准线下槽深min f h =8.7mm
槽间距e =15±0.3mm
第一槽对称面距离端面f =9mm
最小轮缘厚度min δ=6mm
轮槽角φ=38°
4.小带轮外形尺寸的设计
带轮宽： B =f e Z 2)1(+-
=(5-1)³15+2³9=78mm
带轮外径： 1a d =a h D 21+
=125+2³3mm=131mm
轮缘外径： 1d =(1.8～2) d
=(1.8～2)³38mm=(68.4～76)mm ，取 1d =70mm
轮毂长度： B =80mm ＞1.5D =1.5³38mm=57mm
所以 1L =(1.5～2) D
=(1.5～2)³38mm=(57～76)mm ，取1L =60mm 。

'C =(1/7-1/4) B
=(1/7-1/4)³80mm=(11.43～20)mm 取'C =15mm
小带轮的结构形式如图5-1所示
图5-1
5.9.2 大带轮的结构设计
1 材料：HT200
2 带轮结构的确定
初步选择大带轮的轴直径40mm ，大带轮基准直径D=500mm>200mm,所以选择轮辐式。

3 轮槽尺寸和小带轮轮槽尺寸一样
4 其他具体尺寸
带轮外径： a a h D d 222+=
=500+2³3mm=506mm
轮毂外径： 2d =(1.5～2)d
=(1.5～2)³35mm=(52.5～70)mm ，取 2d =70mm
轮毂长度：因为 B =78mm ＞1.5d
=52.5mm
2L =(1.5～2) D
=(1.5～2)³35mm=(52.5～70)mm ，取 2L =60mm 。

1h =3290a
nZ p
=50.8mm
其中： P -传递的功率，5.15kW
n -带轮的转速，240r/min
a Z —轮辐数，取4
1h =3290a nz P =3424015
.5290 mm=50.8mm
2h =0.81h =0.8³50.8mm=40.6mm
1a =0.41h =0.4³50.8mm=20.3mm
2a =0.81a =0.8³20.3mm=16.2mm
1f =0.21h =0.2³50.8mm=10.2mm
2f =0.22h =0.2³40.6mm=8.1mm
大带轮机构简图5-2所示：
图5-2
第六章轴的设计
轴是机械设备中的重要零件之一，它主要用来支撑作回转运动的传动零件，并传递运动及动力。

按照承受载荷的不同，轴可分为转轴、心轴和传动轴3类。

按轴线形状的不同，轴分为直轴和曲轴2类。

本次设计引用既能承受弯矩又承受扭矩的转轴，是直轴的一种。

轴的设计主要包括结构设计和工作能力计算
轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的结构形式和尺寸。

轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等发面的计算。

6.1 主动轴设计
6.1.1轴的材料
轴的材料一般选择用碳钢和合金钢，钢轴的毛坯材料多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。

因为碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以使用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度。

顾采用碳钢制造轴尤为广泛，其中最常见的是45钢。

所以本次设计的轴选用45钢，进行热处理后进行调质处理。

6.1.2 轴的结构设计
1.拟定轴上零件的装配方案，如图6-1：
图6-1
1.轴端挡圈
2.大带轮
3.套筒 4深沟球轴承 5.小齿轮 6.轴承端盖 2.轴上零件定位
轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖来保证。

周向定位由键来保证。

3.初步确定轴的最小直径
主动轴上的参数：P=5.15kw T=204.81N*M n=240r/min 轴材料为45钢，调质处理，取1120=A ，得： mm n p A d 12.31240
15.5*11233
0min === 配合标准轴承，取d=35mm ，使用6007型深沟球轴承。

因后边计算发现强度不够，重新
计算的结果为45mm ，使用6009型深沟球轴承。

4.各轴段直径和长度确定
以整体机参考尺寸和带轮的尺寸初步估计轴段长度
轴许用最小直径45mm ，为安装大带轮处。

向右依次为套筒，左轴承，轴承端盖，向右为轴肩定位，取直径51mm ，一直到右端，右轴承，轴承端盖，套筒，小齿轮。

6.1.3轴的强度计算
主动轴受力分析如图6-2：
图6-2 初定轴颈d=35mm
m N n p M e *9.204240
15
.5*
9549*9549===
e M D
F F =-2
)
(' ⎪⎩⎪⎨⎧=+=-N F F N F F 1831
9.809'
'
N
F N F 5111320'
==
e e M d F M ==2
20
cos 1
1' N d M F e 545120
cos *10*809
.204*220cos 2312===
-
N F F t 512220cos 1== N MH F t 32.30760*1== N F F r 186420sin *1== 84.11160*==z r M F
N F F F F z z 174118cos 18cos ''=+=+ 2'65.11667*)(MH F F z z ==+
N F F F F y y 56618sin 18sin ''=+=+ 92.3767*)(2'==+MV F F y y 求得
7.3282
22
1=+=H H M M MH 09.118222
1=+=v v M M MV
3.34922=+=MV MH M T=20
4.81
[]Mpa Mpa W aT M ca 608635
*1.0)81.204*6.0(3.349)(135
2
222==+=+=-σσ＞ 强度不够，应增加轴径。

选择适合标准加工使用，d=45mm 重新带入计算 Mpa ca 606.40＜=σ，安全。

6.2从动轴设计 6.2.1 轴的材料
同主动轴一样选择45钢，热处理后进行调质处理。

6.2.2 确定轴径的最小许用值
d≥
3
1
1 0n
P A
=116³3
30
79
.4
=62.94mm
6.2.3拟定轴上零件的装配方案
轴左端依次为轴端挡板、深沟球轴承、轴承端盖、套筒、左曲柄机构，右边为右曲柄机构、轴承端盖、轴承、套筒、大齿轮。

6.2.4轴上的零件定位
1.轴向定位由轴肩、套筒、轴端挡圈和轴承端盖来保证。

2.采用键来保证零件在轴上的周向活动。

6.2.5轴各段直径和长度的确定
根据零件的尺寸和主动轴的参数，初步确定轴长度
轴最小许用直径62.94，初选用70mm，轴肩直径选76mm,使用6019轴承。

6.2.6从动轴的结构简图
从动轴结构如图6-3所示：
图6-3
1.沉头螺钉
2.深沟球轴承
3.大齿轮
4.轴承端盖5套筒
6.2.7计算轴的强度、安全校核
（1）.由上述可知主动轴上的功率P ，转速n 和转矩T
2T =1510.19 N*m ，2P =4.79 kW ， 2n =30r/min ， （2）.计算大齿轮所受的压力t F 1、r F 1
因大齿轮与小齿轮相互作用，则依牛顿第三定律 t F 1=-传t F 2，r F 1=传r F 2 传
t F 2=5451N 传
r F 2= n t F αtan 2⋅传=5451³tan20°N=1984N
轴上的曲柄，传到曲柄上时的转矩只有主轴的1/3，因此作用在双曲柄的径向力 2F =3F = 2T /(3³r ³2)=1525.44/(3³0.10³2)N=2540.7N （3）. 主轴的受力分析如图6-4所示：
图6-4 主轴的受力分析图 根据力的平衡条件可知
⎪⎪⎩
⎪⎪
⎨
⎧=+++⨯+++⨯++⨯+⨯=+++⨯+++⨯=++++=++0
)()()(0
)()(0
05432143223232254321432212321121L L L L F L L L R L L F L F L L L L F L L L R F R F F R F R R r V t H r V V t H H 已知：
2L =135mm ，3L =1180mm ，4L =135mm ，5L =50mm ，r F 1=-1984N ， 2F =3F =2540N ，
t F 1=5451N
解得
1H R =76223N ，2H R =-5639N ，1V R =-2608N ，2V R =-487.6N
1H M =)/()(543254322L L L L L L L L R H +++++
=5639³(135+1180+135)³50/(135+1180+135+50) =337953N ²mm 1V M =1V R 2
L =2608³135N ²mm =352080 N ²mm 2V M =3
2321)(L F L L R V -+
=2608³(135+1180)-2540³1180 N ²mm =432320 N ²mm
3V M =4
3324321)4()(L F L L F L L L R V -+-++ =2608³(135+1180+135)-2540³1180-2288.17³135 N ²mm =441500 N ²mm
可以看出C 截面为最危险截面，根据第四强度理论进行校核
2275.01T M W +=2
233
75.032T M d V +π
=6
2233
310)44.15256.0()10441500)1070(14.332---⨯⨯+⨯⨯⨯
=41.36MPa ＜[σ-1]=60MPa 所以轴是安全的
第七章 齿轮设计
齿轮传动是机器中传递运动和动力的最主要形式之一。

按轴分置方式可分为平行轴、相交轴、交错轴。

按齿向分为直齿、斜齿、人字齿、曲线齿。

按工作条件分为闭式、开式、半开式。

按齿面硬度分为软齿面和硬齿面。

齿轮传动的特点：
瞬时传动比保持不变，结构紧凑，传动效率高，，工作可靠，使用寿命长，功率和速度应用范围广。

但齿轮制造复杂，成本较高，不适于轴间距离过大的传动。

7.1 选择齿轮的材料、类型、精度等级和齿数 7.1.1选择齿轮的材料
依据机器工作时受到中等冲击，为开式齿轮工作方式，因此在选取大小齿轮的材料时都选择40Cr 并进行调质处理。

取值：大齿轮齿面硬度240HBW ，小齿轮为280HBW 。

7.1.2 齿轮类型的选择
依据剪板机设计一开始的传动方案，选择标准直齿圆柱齿轮传动。

7.1.3 选取精度等级
查表，锻压机床精度等级6~9，取7级 7.1.4 选定齿数
初选定小齿轮的齿数201=Z ，大齿轮的齿数16020*812===uZ Z 7.2 按齿面接触强度设计 参考试算设计公式，得：
t d 1≥2.23
[]3
2
11⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛±H E d t Z u u T k σφ
7.2.1计算确定公式内的各个字母数值 1.载荷系数的初选
t k =1.3
2.计算小齿轮传递的转矩
1T =11n P =9.55³610³24015
.5N ²mm=2.049³510N ²mm 3.齿宽系数的选定 d φ=0.6
4.材料的弹性影响系数的选择 E Z =189.8Mpa
5. 接触疲劳强度
查得小齿轮的接触疲劳强度极限1lim H σ=650MPa 大齿轮接触疲劳强度极限2lim H σ=610MPa ，
6.计算应力循环次数
预定工作20年，一年300天，一天10小时
n
njL N 60=
n
jL n N 1160==60³240³1³（10³300³20）=810*64.8
2N =21
i N =88
10*08.18
1064.8=⨯
7.计算接触疲劳强度 查得
1
HN K =1.0,
2
HN K =1.1
8. 接触疲劳许用应力的确定 安全系数H S =1，得
1][H σ=S
K H HN 1
lim 1σ=1.0³650=650MPa
2][H σ=S K H HN 2lim 2σ=1.1³610=671MPa
7.2.2 计算小齿轮的分度圆直径，圆周速度，齿宽等系数
1.小齿轮分度圆直径的计算
将以上所得出的数据代入公式，代入[]H σ中较小的值
d1t ≥2.23
[]3
2
11⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛±H E d t Z u u T k σφ
=2.32³3
2
56508.1898186.010049.23.1⎪
⎭
⎫
⎝⎛+⨯⨯⨯
=81.016mm
2.圆周速度的计算
V =1000601
1⨯n d t π
=
1000
60240016.81⨯⨯⨯πm/s
=1.018m/s 3.齿宽的计算 b =t d d 1⋅φ
=0.6³81.016 =48.610mm
4.齿宽与齿高之比b/h 的计算
模数 t m =11z d t =20016.81=4.051mm 齿高 h =2.25t m =2.25³4.05mm=9.115mm h b /=48.610/9.115=5.333
5.计算载荷系数
公式为：K =A K V K αH K βH K
查表，使用系数1.1=a K ，假设mm N b
F
K t A /100≥，由表得1.1=Ha K ，根据v=1.018m/s ，7
级精度，由表得动载荷系数1.1=v K
用插值法查表，小齿轮相对于支承非对称布置时，210.1=βH K ，故：
K =A K V K αH K βH K =1.1³1.1³1.1³1.20=1.6105
6.按实际载荷系数校正所得分度圆直径
1d =t d 13
Kt K
=81.016³mm 01.873
.16105.13=
7.模数的计算
m =11
z d =mm 35.420
01.87=
对于开式齿轮传动，为了补偿齿面磨损，通常将计算得到模数再增大10％~15％，即4.79~5.00mm 。

查表，优先选用第一系列，取m=5mm
分度圆直径：mm mz d 10020*511=== 齿轮圆周速度：s m n d v /257.11000
*60240
*100*1000
*601
1==
=
ππ
7.3 按齿根弯曲强度设计 齿根弯曲强度设计公式
m ≥
)][(22
11F
Sa
Fa d Y Y Z KT σϕ
7.3.1 确定上公式中各字母数值 1.计算载荷系数
根据v=1.257m/s ，7级精度，取v k =1.2
根据插值法查表，小齿轮相对于支承非对称布置时，212.1=βH k 25.115*25.225.2===n m h ，由32.425
.11610.48==h b ，212.1=βH k 查图得，16.1=βF k 故载荷系数为：
K =βαF F V A K K K K =1.1³1.2³1.1³1.16=1.684
2.弯曲疲劳强度
查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Mpa FE 4501=σ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限
Mpa FE 4302=σ
3.计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S =1.4 由
S K N lim
][σσ=
得
S K FE FN F 1
11][σσ==4.14509.0⨯=289.29MPa
S K FE FN F 2
21][σσ=
=4
.143088.0⨯=270.29MPa 4.计算大、小齿轮的[]Fa Sa
F Y Y σ
由表查齿形系数：80.21=Fa Y 55.11=Sa Y
13.22=Fa Y 840.12=Sa Y
小齿轮 ：1
11][F Sa Fa Y Y σ=
29
.28955
.180.2⨯=0.0150
大齿轮：
2
22][F Sa Fa Y Y σ=
29
.270840
.113.2⨯=0.0145
应取较大者代入公式计算
公式：
m ≥
3
2
11]
[·2F Sa
Fa d Y Y Z KT δφ
=32
5
0150.0206.010
049.2684.12⨯⨯⨯⨯⨯
=3.507mm
5.计算圆周力
N d T F t 4098100
10*049.2*225
11===
6.计算齿根弯曲应力 Mpa Y Y bm KF S F t F 29.28903.15455.1*80.2*4*610.484098
*684.1111＜===αασ Mpa Y Y bm KF S F t F 29.27010.139840.1*13.2*4
*610.484098*684.1222＜===αασ
满足强度要求 7.3.2 计算大小齿轮的齿数
模数m 主要影响齿根弯曲强度，对齿面接触强度没有直接影响，齿面接触强度主要
与1d 和齿数比有关。

开式齿轮传动，轮齿主要为磨损失效，为使齿轮不致过小，故小齿轮不宜选用过多的齿数，一般可取1Z =17~20,。

为使齿轮避免根切，对于a=20°的标准直齿圆柱齿轮，应取171≥Z ，取整 201=Z 。

小齿轮的齿数75.214
01
.8711==
=m d Z 大齿轮齿数 16020*812===uZ Z
为了防止轮齿的磨损集中于某几个齿上，而造成齿轮过早报废，1Z 与2Z 一般互为指
数，所以取2Z =161。

7.4 计算齿轮的几何尺寸 7.4.1 分度圆直径的计算
1d =m Z 1=20³4=80mm 2d =m Z 2=161³4=644mm
7.4.2 中心距的计算
a =)(2121d d +=)64480(2
1+=362mm 7.4.3 齿轮宽度的计算
b =1d d φ=0.6³80=48mm
为了便于安装和调整，小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽大5~10mm ，以防止配对齿轮因装配误差产生轴向错位时，导致工作齿宽减少而增大轮齿的工作载荷。

故确定大小齿轮的宽度为：
大齿轮的齿宽 2B =50mm 。

小齿轮的齿宽 1B =55mm
7.6 结构尺寸设计及绘制齿轮零件图
7.6.1 小齿轮结构的设计
小齿轮结构参数的计算
齿根高 f h =)(**+c h m a =4³（1+0.25） mm =5mm
齿顶高 a h =*
a mh =4³1 mm =4mm
齿全高 h =mm m c h a 94*)25.01*2()2(**=+=+ 齿顶圆直径 1a d =a h d 21+=80+2³4mm =88mm
齿根圆直径 1f d =f h d 21-=80-2³5mm =70mm
齿轮的结构形式选用实心结构的齿轮。

齿距 p =m π=3.14³4mm =12.56mm
压力角 α=20°
基圆直径 1b d =αcos 1d =80³cos20°mm =75.18mm
基圆齿距 b p =αcos p =12.56³cos20°mm =11.80mm
齿厚 s =2/p =12.56/2mm =6.28mm
齿槽宽 e =2/p =12.56/2mm =6.28mm
顶隙 c =*mc =4³0.25mm=1.0mm
因为小齿轮的齿顶圆直径 1a d =88mm ＜200mm ，所以小齿轮可以做成实心结构的齿轮。

小齿轮的结构如图7-1所示：
图7-1
7.6.2 大齿轮的机构设计
1.大齿轮结构参数的
齿顶圆直径 2a d =a h d 22+=644+2³4mm=652mm
齿根圆直径 2f d =f h d 22-=644-2³5mm =634mm
因大齿轮的齿顶圆直径2a d ＞400mm ，可采用轮辐式。

2. 设计轮辐
轮辐的数量确定为6
d =4D = 65mm
由于铸钢材料大齿轮，则
3D =D 6.1=1.6³65mm=104mm
n m )4~3(1≈∆=(12～16)mm 取1∆=15mm 12)2.1~1(∆≈∆=(15～18)mm 取2∆=16mm 48.0D H ≈=0.8³104mm=52mm 取H =52mm H H 8.01≈=0.8³52mm=41.6mm 取1H =41.6mm
5/H C ≈=52/5mm=10.4mm 取C =10.4mm 6/1H C ≈=52/6mm=8.7mm 取1C =8.7mm
H R 5.0≈=0.5³52=26mm 取R =26mm
5.1D=97.5﹥L≥B=60mm 取L=60mm
4
大齿轮结构简图如7-2所示：
图7-2
第八章 曲柄滑块机构设计
本次设计选取的执行机构为曲柄滑块机构，利用偏心轮将轴与该机构连接，使轴的旋转运动变为往复的直线运动。

8.1偏心轮的设计
结构简图如图8-1所示：
图8-1
1材料选择
偏心轮与连杆相接触，套与从动轴上。

受到中等冲击，表面易磨损，所以选择45钢，热处理后进行调质处理。

2内圆直径78mm
3外圆直径初选120mm
4偏心轮偏心距
初定滑块行程20mm ，偏心距mm H h 102
202=== 5 初定偏心轮厚度30mm
8.2 曲柄滑块设计
曲柄结构原理图如图8-2所示
图8-2
1材料选择
此次曲柄滑块机构所承受的冲压力为 6.07吨，选择45钢进行热处理，查表得[]Mpa 2851=σ，[]Mpa 135=τ
2杆件长度确定
1滑块的行程：H=20mm
2传动角度：γ=90°-α且min γ≥40°
3 在图中：⋅AB θsin =⋅BC α
sin =⋅BC γcos
又min γ≥40°，所以min cos γ≤ 40cos
⋅AB θsin / BC ≤ 40cos
BC ≥⋅AB θsin / 40cos
θsin 的最大值为1
BC ≥AB / 40cos BC ≥10/ 40cos mm=13.05mm
参照Q11系列剪板机样本，初选BC 的长度为400mm
3结构设计
曲柄结构简图如图8-3所示：
图8-3
下部大外轮直径140mm ，内径120mm 。

上部外径50mm ，内径
30mm 。

厚度30mm ，长400mm
8.3强度校核
该剪切机的剪切力为6.07吨，剪切力为N F 4310*95.58.9*10*07.6==，因在曲柄与导轨垂直的位置时转矩产生最大力，作用在曲柄上的力：
N =⋅A K F /αcos ，取A K 安全系数1.2，
N =1.2³5.95³410/2)400/10(1-N=410*14.7N
采用双曲柄传动，1N =2N =N /2=7.14³410/2=3.57³410N
A =N /[]1σ=410*57.3/285=1252m m
在直径φ30处时该机构处于最薄弱的环节，计算其面积A =（50-30）³30=6002m m ＞1252m m ，满足强度要求。

8.4 电动机校核
已知曲柄上最大力71400N ，曲柄对主轴的转矩：
m N AB N T *71410*10*71400*3===-
电动机提供的转矩传递到从动轴的转矩m N T *44.1525
2= 2T T ＜，所选电动机符合设计要求。

第九章离合器和其他附件设计选择
9.1 离合器的选择
本剪板机从动轴转矩大，转速低，经常开合启动。

可采用摩擦片式离合器。

查询，可用Vm20-160多摩擦片式电磁离合器，动摩擦扭矩1600N*m，静摩擦扭矩2500N*m，和脚踏开关相结合，可实现单次剪切和连续剪切，安全方便。

9.2 后挡料装置
后挡料装置采用挡板在铁槽中滑动的方法进行板料定位，最长可达600mm。

具体形式见总装配图
9.3刀具的选择
根据剪切力的确定，选择9CrSi低速低合金工具钢刀片，规格为20*80*1100mm。

第十章 键的校核
本次设计使用的键均为静连接，载荷有轻微冲击，查表得钢的需用挤压力为100~120Mpa ，取中间值110Mpa 。

小带轮、大带轮、小齿轮均使用普通平头平键。

普通平键连接强度条件：[]
p p kld
T σσ≤=2 小带轮键10*8：Mpa kld T p 110938
*80*410*71.54*223
<===σ，符合 大带轮键14*9：Mpa kld T p 1109.2545
*78*5.410*81.204*223
<===σ，符合 小齿轮键 14*9：，M p a k l d T p 1078.3645
*55*5.410*81.204*223
<===σ符合 大齿轮键 20*12：Mpa kld T p 11028.14570
*50*610*44.1525*223
>===σ，不符合；采用双键经计算也不符合，所以采用花键，初试用4花键式 花键静连接强度条件为：[]
p m p zhld T σψσ≤=2 查表7.0=ψ，z=4，h=6-2*0.5=5 则Mpa zhld T m p 11026.6270
*50*5*4*7.010*44.1525*223
<===ψσ，符合 偏心轮键 22*14：Mpa kld T p 11016.19176*
30*710*44.1525*223
>===σ，不符合；采用双键经计算也不符合，所以采用花键，试试用4花键式
Mpa zhld T m p 11058.9576
*30*5*4*7.010*44.1525*223
<===ψσ，符合
总结
通过这次毕业设计，我收获很多。

看似简单的一个机械设计，其实包含的内容纷繁复杂，把我大学四年学到的几乎所有的知识都包括了进去，从搜集资料到确定思路，让我学会了站在高处看远处，全面布局，合理的安排时间进度；从进行每一个零部件的设计计算到检验，让我学会了细心耐心的去对待问题、解决问题；从向老师的讨教和询问中感受到了从事机械这一行业实践经验的重要性。

从简单的螺丝选定到复杂的齿轮计算，每每都少不了翻阅多本教材书籍和机械工具书，不知不觉间将材料力学、机械原理、机械设计、机械制图等学过的书中的知识慢慢联系到了一起，形成一个有机的整体，从而对大学四年学到的知识有了更高更深的认识。

在设计画图中，主要利用SolidWorks进行建模作图，配合使用AutoCAD和CaXa。

通过对多个零件和整个装配体的操作画图，让我使用制图软件的熟练度又上了一个台阶。

近些年来，机械行业发展迅速，对机械类人才的需求量也越来越高。

随着整个行业科技技术含量的提高，对互联网和自动化的依赖程度越来越高，我们应不断提高自己，跟上时代的步伐。

通过对剪板机的设计，我也看到了机床类行业的现状和发展前景，从而对自己提出了新的要求。

同时也对以后工作有了心理准备，调整自己，以最好的姿态去迎接未来。

由于个人能力有限和经验不足，本次设计可能有许多不足之处，希望老师可以指正，帮助我改进。

致谢
在这次毕业设计中，我十分感谢老师和老师，他们给予了我莫大的帮助。

虽然老师们还有教学任务，但扔会抽出时间给我解答疑问，给我看设计相关的视频资料，给我耐心讲解我不懂的机械结构和工作原理，同时对我的设计思想给予指引，让我能快速准确的抓住重点，攻破难点。

王泽河老师对我的总体设计结构进行指导、改进和延伸，让我对该次设计的产品有了更深的认识；通过向王伟老师多次的讨教，我的设计结果在细节性和完整性上又有了更好的提高。

在此我由衷的感谢我的指导老师们。

同时也谢谢图书馆的管理员老师，他们不嫌麻烦，耐心的给我找到相关的书籍并借阅给我学习参考。