單點開式曲柄式機械剪板機設計【全套含CAD圖紙和三維PROE圖紙說明書】

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In the machinery manufacturing industry, metal processing is an indispensable link in the process of mechanical manufacturing, and cold stamping technology is an important part of the field of modern metal processing, and it is an advanced technology to realize small chip or even no chip. In the modern industrial production, the shearing machine is one of the most important processing equipment, and the crank shears are one of the most important machines to realize the cold stamping technology using mechanical transmission, and it occupies a large proportion in the cold stamping process. The power of the crank shears is provided by the motor, and then the motion and energy of the motor are passed to the working mechanism through the transmission system, thus the deformation of the workpiece is determined and the purpose of shearing is achieved. The open type single point crank shearing machine with a nominal pressure of 60KN is designed. First, the overall scheme of the shearing machine is designed; then the mechanical transmission system of the machine is designed; the emphasis is on the analysis and design of the crank slider mechanism, and the ANSYS stress analysis is carried out on the blade of the main bearing member; the suitable clutch and pressure feeder are selected. key word：Shearing machine; transmission system; crank connecting rod; dynamic simulation. 目錄 摘要 I ABSTRACT II 1.緒論 1 1.1 剪板機概述 1 1.2 剪板機國內外發(fā)展狀況 3 1.3 剪板機的發(fā)展趨勢 5 1.4 研究目的及研究內容 6 1.5 本章小結 7 2.剪板機總體方案的確定 8 2.1 剪板機的基本參數要求 8 2.2剪板機設計總體方案的確定 9 2.3 本章小結 12 3.剪板機的傳動系統設計 13 3.1 電動機的選型 13 3.2帶傳動的設計及其計算 18 3.3本章小結 27 4.曲柄連桿機構的設計 27 4.1曲柄連桿機構簡介 27 4.2曲軸的設計計算及校核 28 4.3 連桿的設計 33 4.4 本章小結 35 5.離合器與制動器 35 5.1 離合器的選擇 36 5.2 制動器的選擇 37 6.上刀架的設計及上刀片的有限元分析 39 6.1上刀架的設計 39 6.2 刀片的選擇 40 6.3 上刀片的有限元分析 41 6.4 本章小結 45 7.簡易機械剪板機的技術經濟分析 46 7.1方案選擇的合理性分析 46 7.2技術經濟分析 49 總結與體會 50 參考文獻 51 致謝 53 附錄一 54 附錄二 72 IV 1.緒論 1.1 剪板機概述 剪板機（英文名稱：plate shears；guillotine shear）是用一個運動的上刀片相對另一固定的下刀片作往復直線運動剪切板材的機器。是借于運動的上刀片和固定的下刀片，采用合理的刀片間隙，對各種厚度的金屬板材施加剪切力，使板材按所需要的尺寸斷裂分離【1】。剪板機屬于鍛壓機械中的一種，主要作用于金屬加工行業(yè)。 剪板機根據結構類型可以分為閘式剪板機和擺式剪板機兩類；按傳動方式分，可以分為液壓傳動式剪板機和機械傳動剪板機兩類。此外，再根據剪板機的傳動方式、結構形式及使用性質的不同可以將剪板機分為曲柄剪板機、螺旋剪板機、高速剪板機、高速沖裁剪板機、多工位自動剪板機、沖壓剪板機等；按照工藝用途和結構類型可以分為平刃剪板機、斜刃剪板機、多用途剪板機、專用剪板機和數控剪板機。剪板機目前主要有以下幾種： 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。 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。 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。 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。 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【2】。圖1-1為引進國外先進技術制造的數控擺式剪板機。 圖1-1 數控擺式剪板機 剪板機的剪切原理:剪切過程是由壓入變形和剪切滑移兩個階段組成，剪切過程的實質是金屬塑性變形的過程。當上剪刃下移與鋼板接觸后，剪刃便開始壓入鋼板，由于剪切力力在開始階段比較小，在鋼板剪切斷面上產生的剪切力小于鋼板本身的杭前能力，因此鋼板只能發(fā)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，鋼板壓入變形增大，剪切力也不斷增加。當剪刃壓入到一定深度，即剪切力增加到一定值時，鋼板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斷過渡到剪切滑移階段的臨界狀態(tài)。當剪切力大于鋼板本身的抗剪能力時，鋼板沿著剪切面產生相對滑移，開始了真正的剪切，這一階段被稱為剪切滑移階段。在剪切滑移階段，由于剪切斷面不斷變小，剪切應力也不斷變小，直至鋼板的整個斷面被剪斷為止，完成一個剪切過程【3】。 1.2 剪板機國內外發(fā)展狀況 隨著社會的發(fā)展的技術的進步，很多的工業(yè)部門、企業(yè)都在使用金屬板材，都需要對板材進行剪斷加工，所以剪板機在現代工業(yè)發(fā)展中起著不可或缺的重要作用。隨著科技的發(fā)展，剪板機的功能和精度也得到了很大的提高。剪板機屬于直線剪切類機器，能剪切各種尺寸金屬板材的直線邊緣。在軋鋼、汽車行業(yè)、電器、儀表儀器行業(yè)、船舶、橋梁、壓力容器等各個行業(yè)中都有廣泛應用。 1842年，英國工程師史密斯制造第一臺蒸汽錘，開始了蒸汽動力鍛壓機械的時代；十九世紀末，出現了以電為動力的機械剪板機及空氣錘，并獲得快速成長。二十世紀初，鍛壓機械改變了向大型及重型方向發(fā)展的趨勢，轉而向高速、高效、自動、精密、多品種出產等方向發(fā)展。 自60年代以來，剪板機已經有了十分迅速的發(fā)展，其每分鐘行程次數已經從幾百次發(fā)展到現在的3000次左右，其噸位也已從十噸發(fā)展到上百噸?，F在剪板機首要用在電子、儀器儀表、輕工、汽車等職業(yè)中進行特大批量的沖壓出產。近年來，隨著模具技術以及沖壓技術的發(fā)展，剪板機的使用范圍在不斷地擴展，數量在不斷地增加【4】。 進入21世紀以來，工業(yè)技術飛速發(fā)展，裝備制造業(yè)在整個工業(yè)生產中占據了舉足輕重的地位，裝備制造業(yè)的發(fā)展離不開相應的原料加工機械設備，剪板機也隨著工業(yè)自動化進程的深入得到越來越廣泛的應用。近十多年來，隨著對發(fā)展先進技術的重要性獲得前所未有的共識，沖壓成型技術無論在深度和廣度上都取得了前所未有的進展，其特征是與高新技術結合，在方法和體系上開始發(fā)生很大變化。計算機技術、信息技術、現代測控技術等沖壓領域的滲透與文化交叉融合，推動了先進沖壓成型技術的形成和發(fā)展。 在汽車、航空航天、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)模化、車型個性化和覆蓋性大型一體化。進入21世紀，我國汽車制造業(yè)飛速發(fā)展，面對這一形勢，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。 發(fā)展數控技術，進而發(fā)展數控鍛壓機械是提高鍛壓生產技術水平的關鍵。近幾年來，數控技術廣泛應用于鍛壓機械的各個領域，國內的數控剪 圖1-2 數控閘式剪板機 板機也有了一定的發(fā)展。從1986年第一臺數控折彎機由天水鍛壓機床廠研制成功以來，國內在數控折彎、數控剪切技術發(fā)展較為有代表性的單位有濟南鑄造鍛壓機械研究所、黃石鍛壓機床廠和上海沖剪機床廠。圖1-2為我國自主制造的數控閘式剪板機。 現在的很多行業(yè)都離不開金屬板材，并且金屬板材都需要根據嚴格的尺寸要求進行裁剪，所以剪板機的地位可謂重中之重。我國剪板機的發(fā)展速度很快，而且結構也在不斷改善，品種也不斷齊全，已經有了完整的剪板機系列。雖然近幾十年來我國剪板機技術取得了巨大的進步，但是相比較于發(fā)達國家，我國的鍛壓設備還有一定的差距，如品種和規(guī)格不全，尤其是大、高、精、尖的鍛壓設備還依賴于進口；設備的穩(wěn)定性和自動化程度還有待提高，國際市場競爭力差；由于應用的越來越廣泛，剪板機的發(fā)展也是非常的迅速，雖然功能越來越完善，但是還是普遍存在著生產效率差，自動化程度低等問題。 1.3 剪板機的發(fā)展趨勢 隨著工業(yè)技術的不斷進步，國內的設備生產發(fā)展也是飛速猛進，剪板機的性能也有很大的改善。但是工業(yè)的發(fā)展和對產品要求的不斷提高也對加工設備提出了更高的要求，這就促使剪板機需要不斷地創(chuàng)新，不斷地更新換代，以滿足更高的生產要求和更高的經濟效益，如果不采用高效自動化設備，產品的成本與質量在國內乃至國際市場上將失去競爭能力。因此制造和使用大噸位、高效率的自動剪板機，已成為工業(yè)先進國家的發(fā)展方向之一。 近年來，剪板機械正向著高效率、高噸位、高精度的方向發(fā)展并努力降低噪音，提高安全性，擴大自動化程度，改善勞動條件，特別是開始不斷地采用自動化控制。通過對剪板機發(fā)展進程及現狀問題的分析，我們可以發(fā)現剪板機有以下幾種發(fā)展趨勢： ⑴用微機控制的剪板機和數控剪板機會迅速發(fā)展。 ⑵生產率和自動化程度會越來越高。 ⑶由于所需產品的多樣性要求提高剪板機的剪切能力。 ⑷附件會越來越多，功能越加完善，可操作性提高，促使工人的工作環(huán)境及安全性也大幅改善。 1.4 研究目的及研究內容 本次設計的傳動方案既要滿足設計的剪板機的性能要求，還要能適應工作條件，工作可靠，另外剪板機傳動裝置結構也要盡量簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、經濟實用、傳動效率高。而且本次設計除了基本的傳動方案的設計外還通過對剪板機的曲軸部位進行受力分析以及上刀片的ANSYS分析，可以清楚的看出剪板機的關鍵部位是否滿足設計要求，以對本次設計起指導作用。 本次設計的主要研究內容總結為以下幾項： ⑴利用圖書館或者互聯網收集充足的資料，充分認識并了解剪板機傳動系統的主要工作原理、傳動類型及結構組成，了解剪板機發(fā)展歷程、現狀及存在的問題； ⑵根據本次畢業(yè)設計的具體參數和剪板機工作原理，擬定出一個較為合適的傳動方案； ⑶電動機的選型及相關計算； ⑷傳動系統選型及設計計算，包括帶傳動的設計計算，并用CAD繪制關鍵零件圖紙； ⑸曲軸的設計計算及連桿的設計計算，并繪制曲軸的CAD圖紙； ⑹剪板機上刀片的三維模型的建立與分析 將剪板機上刀片的三維模型進行合理的簡化，然后導入到ANSYS軟件中對其進行剛度、強度分析，確定是否滿足設計要求。 1.5 本章小結 本章首先介紹了現今剪板機的概述，包括其分類以及工作原理；了解了剪板機的國內外發(fā)展概況；并分析了剪板機可能的發(fā)展趨勢，同時對現如今剪板機的發(fā)展現狀進行了一定的總結并說明了一些存在的問題。介紹了本次設計的主要研究目的及內容，陳述了本次設計要做的工作，可以使自己在設計的時候更具有目的性，也促使自己對新的軟件進行學習，同時便于安排時間。 2.剪板機總體方案的確定 2.1 剪板機的基本參數要求 剪板機的工作能力主要通過技術參數反映出來，剪切工件的尺寸范圍等指標也通過參數反映出來，本次設計的技術參數如下表所示： 表2-1 剪板機基本參數表 項目 數據 可剪最大板厚（mm） 2 可剪最大板寬（mm） 400 剪切角 2 被剪材料強度（MPa） 200 剪板次數（次/分） 120 公稱壓力（KN） 60 曲軸半徑（mm） 37 2.2剪板機設計總體方案的確定 合理的傳動方案既要滿足設計的剪板機的性能要求，還要能適應工作條件，工作可靠，另外剪板機傳動裝置結構也要盡量簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、經濟實用、傳動效率高。要同時滿足上述幾個要求是比較困難的，所以我們要做如下多種方案的分析，進行比較最終選出符合本次設計的最終方案。 2.2.1液壓傳動方案 液壓式剪板機根據帕斯卡原理設計，其液壓傳動系統原理圖如圖2-1所示，手動換向閥6左位接入系統，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右位接入系統，活塞向上運動，即刀片上抬，到了一定位置，將閥6接入中位，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。 圖2-1 液壓傳動系統原理圖 液壓剪板機采用液壓傳動，可以令機器工作時平穩(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【5】。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。 2.2.2 機械傳動方案 選擇機械傳動方案時，要充分考慮各種傳動形式的特點，合理分配傳動順序： ⑴帶傳動承載能力小，較其他傳動形式，在傳遞相同扭矩的時候，所需結構尺寸要大得多，但是帶傳動具有結構簡單、價格便宜、傳動平穩(wěn)、傳動效率高等特點，宜布置在高速級。 ⑵鏈傳動的要求較高，只能實現平行軸間的同向傳動，易磨損，且磨損后傳動不均勻有沖擊，不適合布置在高速級，應布置在低速級。 ⑶直齒圓柱齒輪傳動適合用在速度高或者傳動平穩(wěn)的場合，對潤滑要求較高，適合布置在低速級。 ⑷圓錐齒輪傳動的嚙合性較其他齒輪傳動要好，承載能力高，而且壽命長，但是加工困難，所以要限制齒數、模數和傳動比，多布置在高速級。 ⑸凸輪機構的傳動是由主軸的轉動來帶動的，當凸輪在升程時推動刀片進行剪切，回程時，刀片慢慢回到初始位置，準備下一個動作循環(huán)。凸輪機構優(yōu)點是可以根據推桿的運動規(guī)律來設計凸輪輪廓曲線和機構尺寸，機構簡單?？煽啃愿?；缺點是承載力小，易磨損，穩(wěn)定性不高。如下圖所示： 圖2-1 凸輪機構原理圖 ⑹曲柄滑塊機構由主軸轉動帶動曲柄轉動，通過連桿將旋轉運動轉變成刀片的直線往復運動，從而實現剪切。該機構結構簡單、加工容易、經濟適用、承載能力較大【6】。如下圖所示： 圖2-2 曲柄滑塊機構原理圖 根據性能、工作條件、成本及難易程度各方面的因素，本次剪板機傳動系統的設計選擇帶傳動作為減速機構。執(zhí)行機構選擇曲柄連桿機構較為合適?？傮w方案為由電動機提供剪板機運行所需要的動力，經由一級帶傳動減速，帶動曲柄連桿機構，將曲軸的旋轉運動轉化為刀具的上下往復運動，使刀具完成剪切。傳動系統簡圖如下所示： 圖2-3 傳動系統簡圖 由于生產工藝的需要，系統中裝有離合器與制動器，實現間斷運動。剪板機在整個工作周期內進行有效工藝操作的時間很短，大部分為無負荷的空程時間。為了使電動機的負荷均勻，有效地利用能量，有些結構中裝有飛輪，有時，大皮帶輪即起到飛輪作用。 2.3 本章小結 在本章中初步給出了剪板機的具體性能參數，為后面的計算做準備；并具體介紹了剪板機液壓傳動系統和機械傳動系統的優(yōu)缺點，了解了凸輪機構和曲柄滑塊機構工作原理及各種傳動的優(yōu)缺點，最后確定出了本次設計的主要傳動方案為機械傳動方案，具體要求是電動機提供動力，經過一級帶傳動后驅使曲柄連桿機構的運動，達到剪切目的。 3.剪板機的傳動系統設計 3.1 電動機的選型 3.1.1 電動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,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。 根據工廠工作環(huán)境要求,選用Y系列三相異步電動機。 3.1.2 電動機功率的選擇 在選擇電機時，要考慮電機容量的合理性，因為容量對電機的正常工作影響很大，合理的容量可以減小經濟投入。如果電機容量過大，電機效率不高，會造成不必要的經濟損失；如果電機容量過小，會使電機超負荷工作，會降低電機壽命，造成損失【7】。 ⑴確定剪切力，剪切力公式由諾沙里公式求出，即 （3-1） 式中：——剪切力的大小，； ——被剪板料強度極限，本設計中取=200MPa； ——被剪板料延伸率，=25%； ——被剪板料厚度； ——上刀刃傾斜角，本設計中取=2°； ——前刃側向間隙相對值，=0.005； ——壓料腳距離的相對值，x=10； ——被剪部分彎曲力系數。 式3-1中的被剪部分彎曲力系數由下式決定： （3-2） 當時，； 當時，。 式中：——被剪掉板料的長度。 前刃側向間隙相對值由式（3-3） （3-3） 式中：——刀片間隙的相對值； ——刀片間隙,其大小約為板料厚度的0.05倍。 壓料腳到下刀刃的距離由式（3-4） （3-4） 式中 ——壓料腳軸線到下刀刃的距離，查資料得當板料厚度為2-6.3時，mm 綜上求得 。 ⑵確定剪切功，剪切功由公式（3-5） （3-5） 式中：——工作行程時剪板機所消耗的能量； ——剪切深度； ——板料寬度； ——材料產生裂紋時，剪切刃進入材料的深度（mm）； 注：剪切刃進入材料的深度與材料厚度之比約為33%，即： 綜上求得。 ⑶確定主軸上的扭矩，由式（3-6） （3-6） 式中：——主軸上的最大扭矩； ——上刀架傳遞的剪切力，即； ——主軸曲柄的半徑，大小為37mm； ——主軸曲柄半徑和連桿長度之比，根據通用壓力機一般取植范圍在0.1～0.3之間.由總體結構設計,初步選取=0.27； ——摩擦系數，??； ——曲柄旋轉的角度； ——曲柄頸直徑，大小為55mm； ——連桿銷直徑，由公式決定，； ——主軸兩端支撐處軸徑，。 綜上求得主軸上最大扭矩： ⑷確定電動機的功率 （3-7） 式中：——電動機軸的扭矩； ——主軸上的最大扭矩； ——工作行程中所消耗的能量； ——主軸的工作角度，大小為160°； ——剪板機刀架每分鐘行程次數； ——電動機額定轉速； ——傳遞效率，取。 求得 電動機的功率按照下式確定： （3-8） （3-9） （3-10） 式中：——工作行程的相對持續(xù)時間； ——剪板機行程次數的利用系數，對于手工送料剪板機取30%； ——總傳動比，??； ——空行程的相對轉矩。 最后求得電動機功率 綜上所述，并查《機械設計課程設計手冊》三相異步電動機的技術數據，本次選取Y160M1-8型電動機，其技術參數如下：功率為4kw，轉速為750r/min，滿載轉速720r/min【8】。 3.2帶傳動的設計及其計算 帶傳動作為撓性傳動的一種，其基本組成零件是帶輪和傳送帶。工作時是通過皮帶與帶輪之間的摩擦來完成動力傳遞，在傳動中由于不同的截面形狀所以傳遞的力也有所不同，因此可分為平帶傳動、V帶傳動、圓帶傳動等。 帶傳動中有中間撓性件，具有沖擊載荷小、傳動平穩(wěn)、噪聲小、安裝方便、安全性高、適應性強等優(yōu)點。 由于V帶套在帶輪上以后，帶與帶輪輪槽的工作面緊密貼合，在張緊力相同和成本相等的條件下，V帶傳動的工作能力比其他帶傳動要好。此外還具有傳動比大、傳動平穩(wěn)、成本低等優(yōu)點，在近現代機械中應用廣泛，所以本次設計中采用V帶傳動。 3.3.1確定計算功率 由于帶輪在運轉時有較大的載荷變動，還要滿足每日工作時間要求，查,《機械設計》第九版表8-8，取KA=1.1。 功率計算公式： Pca=KA×P （3-11） 式中： P——帶傳動的額定功率； KA——工作情況系數。 代入數據KA=1.1，P=4KW， 得出Pca=4.4KW 3.3.2 選擇V帶的類型 根據功率Pca=4.4KW和主動帶輪轉速n=720r/min，查《機械設計》第九版圖8-11選擇A型V帶。 3.3.3 確定小帶輪直徑并驗算帶速 ⑴初選小帶輪直徑 在一定功率下，選擇帶輪秩序井要合適，太小會增加V 帶根數和彎曲應力。一般情況下，為避免應力過大，應保證dd>（dd）min，查《機械設計》第九版表8-9選取小帶輪的基準直徑. ⑵驗算帶速 帶速的計算公式： v=πdd1n60×1000 （3-12） 將相應數據代入得v=3.768m/s，在合理范圍內，所以帶速合適。 ⑶計算大帶輪的基準直徑dd2 根據《機械設計》第九版式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑 （3-13） 帶入數據求得，根據《機械設計》表8-9選取合適的大帶輪直徑=630mm。 3.3.4 確定中心距并選擇V帶的基準長度 ⑴中心距大，可以增加帶輪的包角，減少單位時間內帶的循環(huán)次數，有利于提高帶的壽命，但是中心距過大，則會加劇帶的波動，降低傳動平穩(wěn)性；中心距小，則有相反的弊端。所以，一般初選帶傳動的中心距可以根據《機械設計》中公式： （3-14） 式中：——初選的帶傳動中心距。 本次初選帶傳動中心距=730mm ⑵計算相應的帶長，由式（3-15） （3-15） 代入數據求得mm 帶的基準長度根據查《機械設計》表8-2選出。 ⑶中心距及其變動范圍。 傳動的實際中心距近似為 （3-16） 求得。 考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產生的補充張緊的需要，常常給出中心距的變動范圍如下： （3-17） （3-18） 求得中心距的變化范圍為 3.3.5 驗算小帶輪上的包角 通常小帶輪上的包角小于大帶輪上的包角，小帶輪上的臨界摩擦力小于大帶輪上的臨界摩擦力。因此，打滑通常發(fā)生在小帶輪上。為了提高工作能力，應使得： （3-19） 3.3.6 計算單根V 帶的額定功率 ⑴為了傳動的平穩(wěn)，V 帶的受力要合適，同時要求根數也不宜過多，一般應少于10根。 單根V帶的額定功率計算公式如下： P單=（P0+△P0）KaKL （3-20） 其中P0可以根據dd1和n的大小查《機械設計》第九版表8-4得出，P0=1.16KW， △P0可以根據n、i帶和V型帶查《機械設計》第九版表8-5得出，△P0=0.11KW，Ka為包角修正系數，參見《機械設計》第九版表8-6，取Ka=0.9，KL為長度修正系數，參見《機械設計》第九版表8-2，取KL=1.03。 計算求得 P單=1.185KW ⑵計算V帶根數 （3-21） 代入數據，并取整，所以取4根V帶。 3.3.7 計算單根V帶壓力最小值及壓軸力 ⑴單根V 帶壓力最小值計算公式： （F0）min=500（2.5-Ka）PcaKazv+qv2 （3-22） 其中q為V帶單位長度的質量，查表得A型V帶的單位長度質量q=0.1kg/m，代入數據求出 由于新帶容易松弛，所以在安裝新帶后，為保證正常工作，預緊力要設置為上述預緊力的1.5倍，對于V帶而言一般是1.3倍。 ⑵為了設計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動時軸上要承受的力。 （3-23） 式中：——小帶輪包角； ——帶的根數； F0——單根V帶預緊力。 求得。 3.3.8 小帶輪的結構設計 V帶輪中的典型帶輪根據輪輻結構來分可分為實心式帶輪、腹板式帶輪、孔板式帶輪和輪輻式帶輪。V帶輪的基準直徑不同，考慮傳動效率和成本等條件，應選擇不同的結構。當帶輪基準直徑（d為安裝帶輪的那根軸的直徑），可采用實心式；當時，可采用腹板式；當，同時時，可采用孔板式；當時，可采用輪輻式【9】。 ⑴帶輪形狀一般都比較復雜。且造價成本高，因此選用灰鑄鐵，因為灰鑄鐵鑄造方便、成本低；灰鑄鐵碳含量高，相應的潤滑性能好，不容易與其他零件粘接；并且具有良好的摩擦性能，能減少打滑，所以確定材料為Q235。 ⑵查閱《機械設計手冊》知Y160M1-8型電動機的電動機軸D=42mm，電機軸伸出長度為E=110mm，且已知小帶輪的基準直徑=100mm，2.5=2.5×42mm=105mm ＜2.5 所以小帶輪采用實心式結構。帶輪的基準直徑為100mm，外徑=105.5mm。 ⑶輪槽的尺寸如表3-1所示： 槽輪結構如下圖所示： 圖3-1 槽輪結構圖 項目 符號 結果 槽型 無 A型 基準寬度（節(jié)寬）（mm） 11.0 基準線上槽深（mm） 2.75 基準線下槽深（mm） 8.7 槽間距（mm） 第一槽對稱面至端面的距離（mm） 9 最小輪緣厚（mm） 6 槽輪角（°） 34° 表3-1 V帶輪輪槽截面尺寸表 ⑷確定小帶輪外形尺寸 帶輪寬： ==(4-1)×15+2×9mm=63mm 帶輪外徑：==100+2×2.75mm=105.5mm 輪緣外徑： =(1.8～2) =(1.8～2)×42mm=(75.6～84)mm，取=80mm 所以=(1.5～2) =(1.5～2)×42mm=(63～84)mm，取=70mm =(1/7-1/4) =(1/7-1/4)×63mm=(9～15.75)mm，取=12mm。 3.3.9 大帶輪的結構設計 ⑴材料：HT200 ⑵確定帶輪的結構形式 根據以下公式確定軸的直徑 （3-24） 式中：——帶輪軸直徑； ——軸的材料相關系數，材料為45鋼時，=126-103,這里取=110； ——傳遞的功率； ——軸的轉速； 求得mm。 所以初選大帶輪的軸徑405mm，已知大帶輪的基準直徑=630mm＞300mm，所以大帶輪選用輪輻式結構。 ⑶輪槽尺寸同小帶輪。 ⑷輪緣及輪轂的尺寸： 帶輪寬： ==(4-1)×15+2×9mm=63mm 帶輪外徑：=630+2×2.75mm=635.5mm 輪轂外徑：=(1.8～2)=(1.8～2)×35mm=(63～70)mm，取=65mm 輪轂長度：因為=63mm＞1.5=1.5×35mm=52.5mm 所以=(1.5～2) =(1.5～2)×35mm=(52.5～70)mm，取=55mm。 （3-25） 式中： ——傳遞的功率，為3.76kW； ——帶輪的轉速，為120r/min； ——輪輻數，取4。 ==mm=57.4mm =0.8=0.8×56.2mm=46mm =0.4=0.4×56.2mm=23mm =0.8=0.8×22.5mm=18mm =0.2=0.2×56.2mm=11.2mm =0.2=0.2×44.9mm=8.9mm 主要設計結論如下：本次帶傳動設計選用A型普通V帶4根，帶基準長度為2500mm。小帶輪基準直徑為100mm，大帶輪基準直徑為630mm，中心距控制在786~899mm，單根帶初拉力為262N。其三維示意圖如圖3-2所示： 3.3本章小結 本章主要給出了剪板機的技術參數，并根據技術參數選擇了電機的型號，并對傳動機構做了具體的計算，包括帶傳動的設計計算及大小帶輪的計算和齒輪傳動的設計計算及大小齒輪的設計。并繪制了這些零件的二維零件圖。 圖3-2 帶傳動三維示意圖 4.曲柄連桿機構的設計 4.1曲柄連桿機構簡介 曲柄連桿機構由主軸轉動帶動曲柄轉動，通過連桿將旋轉運動轉變成直線往復運動，從而實現目標操作。該機構結構簡單、加工容易、經濟適用、承載能力較大。我國機械行業(yè)中采用的通用機械壓力機，普遍采用曲柄連桿機構，這一機構將剪板機傳動系統的旋轉運動轉變?yōu)檫B桿的往復直線運動，實現剪切工藝。 目前應用較為廣泛的曲柄連桿機構的驅動方式分以下幾種： ⑴曲軸驅動式，該類型的曲軸軸徑較大，適用于公稱行程較大的壓力機。 ⑵偏心軸驅動式，該類型的曲柄頸短而粗，支座間距小、結構緊湊、剛性好；缺點是偏心直徑大，摩擦損耗多，制造困難，適用于行程小的壓力機。 ⑶曲拐驅動式，曲拐頸在軸的一端，形成懸臂，剛性較差，適用于開式單柱壓力機。 ⑷偏心齒輪驅動式，應用于中大型壓力機，芯軸僅受彎矩，偏心齒輪受扭矩作用，負荷分配合理，制造方便；但維修較復雜，而且偏心軸直徑大，磨損較為嚴重。 4.2曲軸的設計計算及校核 軸類零件是組成機械的主要零件之一。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，軸類零件的主要作用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： ⑴轉軸既承受彎矩又承受扭矩。 ⑵心軸只承受彎矩不承受扭矩。 ⑶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： ⑴曲軸通過連桿可以將旋轉運動改變?yōu)橥鶑椭本€運動，或作相反的運動變換。 ⑵直軸又可按外形分為光軸和階梯軸。 結合各種曲柄連桿機構各種驅動形式的優(yōu)缺點及成本，本次設計的剪板機曲柄連桿機構采用的是曲軸驅動式。其結構簡圖如4-1所示： 圖4-1 曲柄連桿機構簡圖 4.2.1 曲軸的尺寸確定 在曲柄壓力機中，常見的曲軸有三種形式，即曲軸、曲拐軸和偏心軸。在本設計采用曲軸形勢，曲軸為壓力機械的重要零件，受力復雜，故制造條件要求較高。材料選用45#調質鋼。曲軸支撐頸需加以精車或磨光（Ra0.8）。為了延長曲軸壽命，在各軸頸特別是圓角處，最好用滾子輾壓強化。 本設計的剪板機采用對心曲柄連桿機構，其運動簡圖如下圖所示： 圖4-2曲柄連桿機構運動簡圖 曲柄AB作為原動件，通過連桿帶動剪板機刀片C的上下運動，當曲柄與連桿到達下死點位置時，剪板機刀片C到達最低點完成剪切。由于本次設計的剪板機采用對心曲柄連桿機構，故剪板機的剪切行程即曲軸半徑的兩倍，曲軸半徑是曲軸結構最重要的尺寸，曲軸的其他相關尺寸尺寸通常由經驗公式決定，曲軸的尺寸簡圖如下： 圖4-3 曲軸尺寸簡圖 曲軸的有關尺寸根據經驗公式?。? ,取， 式中——壓力機公稱壓力（KN） 其他各部分尺寸見下表4.1 表4.1 曲柄尺寸經驗數據 曲軸各部分尺寸名稱 代號 經驗數據 實際尺寸（mm） 曲柄頸直徑 55 支撐頸長度 91 曲柄兩臂外側面向長度 133 曲柄頸長度 82 圓角半徑 r 3 曲柄臂寬度 a 67 曲柄臂高度 h 93 4.2.2 曲軸的強度計算 由材料力學知識可知，曲柄受力后發(fā)生彎曲變形，曲柄頸中部的變形遠遠大于兩邊的變形，因此，連桿給予曲柄頸的作用力是一組非均布載荷，兩端大，中間小，所以將其簡化為兩個集中力作用在曲柄頸兩端，即載荷分為兩個集中力，作用在距離曲柄臂2r出，所以將曲軸簡化后的受力簡圖如4-4所示。 認為A-A、B-B危險截面，后對載荷作如下簡化 1 齒輪對曲軸的作用力比連桿對它的作用力小得多，可忽略不計。 ⑵連桿對曲軸的作用力近似看成公稱壓力Pg,并分 別以Pg/2作用于連桿兩側。 因為曲柄連桿系統在運動時會受到很多處阻力，如滑塊與導軌面之見的阻力、連桿銷處與連桿小頭的阻力、曲柄頸與耐磨軸套的阻力等，所以實際情況下，作用于曲軸上的總扭矩應該為工件變形抗力所引起的扭矩和摩擦所引起的扭矩之和。 所以曲軸上動力輸入端即B-B界面上所受的扭矩之和為： Mq= （4-1） （4-2） 式中：R——曲軸半徑，R=37mm； ——曲軸旋轉角度，； 為連桿銷直徑，由公式決定，； 根據通用壓力機一般取植范圍在0.1～0.3之間.由總體結構設計,選取=0.27，取。 最大剪應力為： （4-3） 式中：——抗扭截面模量。 最后求得 對于危險截面A-A彎矩 （4-4） A- A截面的最大應力 （4-5） 在曲軸頸上，除了受彎矩外，還受到扭矩作用，應按彎扭組合作用計算。但是由于彎矩比扭矩大的多，所以可以忽略扭矩。所以 強度符合要求【11】。 圖4-4 曲軸受力簡圖 4.3 連桿的設計 4.3.1 連桿工作情況及材料確定 ⑴工作情況 連桿小頭與上刀架相連接，與刀具一起做上下往復運動，連桿大頭與曲柄銷相連并和曲軸一起做旋轉運動。所以，連桿除做上下運動外，還左右擺動，做復雜的平面運動。 ⑵材料選擇 連桿主要承受壓力和往復慣性力所產生的交變載荷，所以，應首先保證連桿具有足夠的疲勞強度和結構鋼度。為保證連桿在結構輕巧的條件下有足夠的剛度和強度，初定材料為45鋼（調質）。 4.3.2 連桿長度的確定 ⑴連桿大頭的結構設計 連桿大頭的結構與尺寸主要由曲柄頸直徑、曲柄頸長度、連桿軸瓦厚度決定，其中與在曲軸的設計中確定，，，為了減少磨損，通常在連桿大頭孔中以一定過盈量壓入耐磨襯套，軸套厚度按照經驗公式確定，取。取壁厚，所以，連桿大頭的寬度，連桿大頭孔直徑。上下連桿間的分開面采用平切口。連桿螺栓直徑。連桿大頭的主要結構尺寸如下圖所示： 圖4-5 連桿大頭結構簡圖 ⑵連桿小頭的結構設計 連桿小頭與上刀架相連接，連桿小頭軸套內徑和連桿小頭寬度根據上刀架的結構初步選定，取連桿小頭的孔徑為，連桿小頭寬度。 ⑶連桿桿身的結構設計 設計連桿時首先需要確定連桿大小頭孔之間的距離，即連桿長度，連桿長度可以根據以下公式確定： 式中——曲柄半徑 ——連桿長度 ——連桿比，通常取。 此處取連桿長度為176mm。 為了確保傳動的穩(wěn)定性，連桿的過渡處要選用較大半徑的圓弧過度【12】。 4.4 本章小結 本章從原理和分類方面了解了曲柄滑塊機構，對曲柄滑塊機構進行了設計，從中對材料的選擇、曲柄滑塊桿件長度確定和曲柄的設計計算，確定出了曲柄的尺寸，并對曲柄的受力情況做了分析。 5.離合器與制動器 在剪板機傳動系統中，一般都裝有離合器和制動器，用來控制工作機構的運動和停止。剪板機常用的離合器可分為剛性離合器和摩擦離合器兩類；常用的制動器有圓盤式制動器、帶式制動器和閘瓦式制動器。 5.1 離合器的選擇 離合器在機器運轉中可將傳動系統隨時分離或者接合。對離合器的基本要求有：結合平穩(wěn)、分離迅速而徹底；調節(jié)和修理方便；外廓尺寸小、質量??；操縱方便省力。壓力機的離合器都是由主動部分、從動部分、聯接零件以及操縱機構組成。剛性離合器，一般是靠結合零件把主動部分和從動零件連接起來。這類離合器根據結合零件的類型，可分為轉鍵式、滑銷式、滾柱式和牙嵌式等幾種。本機選用半圓形雙轉鍵式離合器。其工作原理如下： 半圓形雙轉鍵離合器的組成包括主動部分、接合部分和從動部分。離合器中套的內壁有四個缺月形槽，軸的外壁有兩個豐月形槽，外套和內套各有兩個缺月形的槽。曲軸及中、內、外套的槽直徑相同。轉鍵的中部為豐月形實體，兩端為圓柱形軸頸，軸頸支承在由曲軸上的槽與內、外套的槽共同形成的圓形軸孔中;轉鍵中部的豐月形實體與曲軸的豐月形槽配合，并在操縱機構控制下可繞轉鍵自身的軸線在曲軸槽內轉動。這樣可能出現兩種情況，當轉鍵的豐月形實體與曲軸的豐月形槽完全重合時，轉鍵與曲軸共同組成一個實整圓(見圖5-1中D-D的左剖視圖)，該整圓可相對中套滑動，曲軸不隨大齒輪轉動，離合器處于分離狀態(tài);當大齒輪中套缺月形槽與曲軸豐月形槽對正成完整圓槽時，如恰好轉鍵轉動，卡在該圓槽中(見圖5-1中D-D的右剖視圖)，則大齒輪帶動曲軸轉動，離合器處于結合狀態(tài)。 本次設計選用的離合器采用手動控制，按下手柄，擋塊向下運動，曲軸就同中套一起轉動。手柄上有拉伸彈簧，可以使手柄復位，這樣曲軸就停止轉動，完成一個工作循環(huán)。 圖5-1 離合器原理簡圖 5.2 制動器的選擇 壓力機械上常用的制動器有三種，圓盤式制動器、帶式制動器和閘瓦式制動器。本機采用帶式制動器。常用的帶式制動器有3種：偏心帶式制動器、凸輪帶式制動器和氣動帶式制動器。 圖5-2是凸輪帶式制動器。制動帶6的張緊是靠制動彈簧5，而松開是靠凸輪l、滾輪和杠桿4，因此，剪板機在非制動行程時可以完全松開制動帶，能量損耗較小。有調查顯示，J 23—10壓力機，制動器改為凸輪帶式制動器以后，能量損耗與壓力機電動機功率之比變?yōu)?．67％，下降約50％。順便應說明—點，由于小型機一般沒有滑塊平衡裝置，因此，在壓力機空程向下時，為了防止連桿等零件的“超前”現象，應提供一定的制動力矩。故非制動行程一般指回程。圖中3為滾輪，2為制動輪。 圖5-2 凸輪帶式制動器 5.3本章小結 本章主要了解了剪板機離合器和制動器的作用，并選取了離合器和制動器的類型，以及他們各自的工作原理。 6.上刀架的設計及上刀片的有限元分析 6.1上刀架的設計 現在很多行業(yè)都離不開金屬板材，并且金屬板材需要剪板機進行切割，所以剪板機是這些部分必不可少的加工設備，其中刀架更是剪板機不可或缺的部件，被加工板料的精度以及質量在很大程度上由刀架決定，所以刀架的設計要注意強度和剛度。刀架的上部與連桿小頭相連固定，在上刀架背面裝有刀架滑柄，與機身上的導軌相連。 目前常見的刀架結構有三種：整體焊接的直線運動刀架、組合焊接的直線運動刀架以及整體焊接的擺動刀架。該剪板機采用整體焊接的直線運動刀架，由于上刀架上裝有上刀片，是剪切功能的主要承接裝置，所以上刀架的強度要有保證，結合曲軸的材料選擇，本設計的上刀架采用45#調質鋼，刀架結構簡圖如圖6-1所示： 圖6-1 上刀架結構圖 上刀架主要由刀架底部的刀片、刀架前方的壓料器以及刀架后方的導軌組成，刀片部分完成切割功能，導軌部分限制上刀架的位移，頂部鎖環(huán)與連桿的小頭相連，跟隨連桿，使刀架一直做往復直線運動，完成剪切。 6.2壓料器的選型 剪板機的壓料裝置是確保剪切時壓緊板料，以防發(fā)生板料位移而影響剪切質量的裝置。實踐論證，剪板機的合理壓料力應為剪切力的1/3～1/6。所以，設計一種既可以實現合理壓料力又不影響整機結構和性能的理想壓料裝置，便成為剪板機設計中的重要一環(huán)。 目前國內中小型剪板機普遍使用的機械壓料裝置主要有兩種： ⑴螺旋彈簧變壓壓料裝置。該裝置的壓料力隨著上刀架的下行而逐漸增大，初始剪切時最小，剪切終了時最大。由于該裝置對于上刀架也起到了平衡作用，所以壓料力的提高也受到限制，最大只能達到剪切力的1/2，繼續(xù)增大既會消耗剪切能量，又會引起上刀架的回程沖擊。 ⑵螺旋彈簧恒壓壓料裝置。該裝置雖然提高了剪切初始時的壓料力并保持恒壓壓料，但它的壓料力也只能達到剪切力的1/10，繼續(xù)增大就必須使用大規(guī)格的螺旋彈簧或增加螺旋彈簧的數量，從而使設計結構發(fā)生困難。 考慮到結構和操作的簡易型，本次設計的剪板機壓料器選用螺旋彈簧變壓壓料器，實現變壓力壓料。 6.2 刀片的選擇 ⑴刀片材料 剪板機刀片是整個設備最核心的結構，執(zhí)行剪切動作的時候，刀片受到擠壓、彎曲和摩擦的作用，刀片的材料和性能對整個剪切質量有很大的影響。因此要求刀片材料要有高的硬度和耐磨性，并且要有足夠的剛度和韌性，同時要求具有良好的耐熱性和導熱性。 因此我們此次選擇合金鋼為刀片材料，合金鋼具有高強度、高剛度、韌性好等優(yōu)點，而且具有良好的導熱性，符合刀片材料的選擇原則。 ⑵刀片尺寸 刀片尺寸的確定根據《剪板機設計手冊》刀片尺寸表確定，刀片尺寸表如下： 被剪板厚h（mm） 刀片尺寸T·H（mm2） 1～2.5 20·60 4～16 25·80 20～25 32·120 32～40 45·150 根據減半機刀架的尺寸參數，確定上刀片的尺寸為20·60·400mm。 6.3 上刀片的有限元分析 ANSYS軟件是融結構、流體、電場、磁場、聲場分析于一體的大型通用有限元分析軟件，軟件主要包括三個部分：前處理模塊、分析計算模塊和后處理模塊。其中前處理模塊提供了一個強大的實體建模及網格劃分工具，用戶可以方便的構造有限元模型；分析計算模塊可以進行結構分析、流