單層下切式機械剪的設(shè)計【含23張CAD圖紙】
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本科畢業(yè)設(shè)計
摘 要
本次畢業(yè)設(shè)計課題為單層下切式機械剪，設(shè)計內(nèi)容主要是機械剪的傳動方案的選擇，相關(guān)零部件的設(shè)計和校核，非標準件的機構(gòu)設(shè)計以及機架上零部件的布置問題。剪切機是軋鋼生產(chǎn)線上用于熱軋件的切頭切尾和薄鋼板的定尺長度的剪切，在軋鋼生產(chǎn)線上起了非常重要的作用。
本設(shè)計是經(jīng)過現(xiàn)場實習，依據(jù)平行刀片剪切機生產(chǎn)過程和工作原理。首先對剪切機的最大剪切力以及刀刃行程進行計算選擇，然后通過模擬機構(gòu)選出電動機，再根據(jù)工作方式和工作要求對減速器進行了設(shè)計，以及減速器的軸和鍵的強度校核，對各處使用的軸承進行選擇和強度校核，最終完成設(shè)計。
本文主要運用材料力學，機械制圖，機械設(shè)計，機械原理等內(nèi)容來設(shè)計校核相關(guān)的零部件，在現(xiàn)有的圖紙資料上進行分析和設(shè)計，并繪制出自己的機械剪裝配圖以及零部件。圖紙基本上采用Autocad2007和Caxa二維軟件進行繪圖。本次設(shè)計的目的是根據(jù)其要完成的功能來設(shè)計機械剪的結(jié)構(gòu)，以使機械剪能滿足相應(yīng)的生產(chǎn)要求，通過理論設(shè)計及計算，設(shè)計出了剪切質(zhì)量好、扭曲變形小、工作安全可靠的剪切機。
關(guān)鍵字: 剪切機; 減速器; 扭曲變形
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Abstract
The graduation project under the cut for the single mechanical shear, mechanical shear design is primarily aimed at the choice of transmission scheme, the relevant parts of the design and verification, non-standard parts of the body design and chassis parts layout problem. Shearing machine is used for hot rolling production line, cut the first piece of the tail and cut the length of thin steel plate shear length, in the rolling production line plays a very important role.
This design is the result of on-site training, according to the parallel shear blade production process and work. First, the maximum shear force shear blade stroke and calculated choice, and then elected by simulating the body motor, and work according to work requirements for the design of gear and gear shaft and the key strength check , on bearings used throughout the selection and strength check of the eventual design.
In this paper, the use of materials, mechanics, mechanical drawing, mechanical design, mechanical design principles, etc. to check the relevant parts, drawing on the existing data on the analysis and design, and draw their own mechanical shear assembly drawing and parts. Basically Autocad2007 and Caxa drawing two-dimensional drawing software. The purpose of this design is to be completed in accordance with its function to design the structure of mechanical shear, so that the corresponding mechanical shear to meet production requirements, through the theoretical design and calculation, design of shear quality, distortion is small, work safety Reliable shear.
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字典
Key words: Cutting-off machine; Reducer; Distorted
目 錄
1 引言 1
1.1 課題的背景和意義 1
1.2 剪切機的發(fā)展及現(xiàn)狀 1
1.2.1 剪切機的分類 1
1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 2
2 總體設(shè)計計算 4
2.1 現(xiàn)有剪切機結(jié)構(gòu)原理及存在問題 4
2.2 剪切機的主要參數(shù)計算 7
2.2.1 剪切力的計算 7
2.2.2 剪刃長度的確定 7
2.2.3 剪切次數(shù)的確定 8
2.2.4 最大剪切功 8
3 電機功率預選 9
3.1 靜力矩的計算 9
3.2 電機功率預選 10
4 齒輪傳動設(shè)計 12
4.1 設(shè)計傳動比1：8 12
4.2 齒輪材料選擇 12
4.3 初步設(shè)計計算 12
4.3.1 基本參數(shù) 12
4.3.2 主要參數(shù)的選取 12
4.3.3 接觸疲勞強度計算 13
4.3.4 齒根彎曲疲勞強度驗算 15
4.4 設(shè)計結(jié)果 16
5 變速箱輸入軸的設(shè)計計算 17
5.1 輸入軸的轉(zhuǎn)速計算 17
5.2 輸入軸的輸入功率計算 17
5.3 傳動軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 17
5.4 傳動軸的受力分析 17
5.5 傳動軸的直徑計算及校核 22
6 變速箱中間軸的設(shè)計計算 24
6.1 中間軸的轉(zhuǎn)速計算 24
6.2 輸入軸的輸入功率計算 24
6.3 傳動軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 24
6.4 傳動軸的受力分析 24
6.5 傳動軸的直徑計算及校核 29
7 主軸的設(shè)計計算 31
7.1 主軸的轉(zhuǎn)速計算 31
7.2 主軸的輸入功率計算 31
7.3 主軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 31
7.4 主軸的受力分析 32
7.5 主軸的直徑的計算與校核 37
8 軸承的選擇與校核計算 39
8.1 變速箱中間軸上軸承的選擇與校核計算 39
8.2 變速箱輸入軸上軸承的選擇與校核計算 39
8.3 變速箱輸出軸上軸承的選擇與校核計算 41
8.4 主軸上軸承的選擇與校核 42
9 鍵的選擇與校核 44
9.1 變速箱輸入軸鍵的選擇與校核 44
9.2 變速箱中間軸鍵的選擇與校核 44
9.3 變速箱輸出軸鍵的選擇與校核 44
9.4 主軸鍵的選擇與校核 44
結(jié) 論 45
參考文獻 46
致 謝 47
武漢科技大學本科畢業(yè)設(shè)計
1 引言
1.1 課題的背景和意義
剪切機是隨著工業(yè)自動化進程的深入而得到越來越廣泛的應(yīng)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)廠對各種剪切機的要求也在不斷的變化。
在鋼板彈簧的生產(chǎn)工藝中，鋼板剪切下料是關(guān)鍵工序之一，因此，下料機是其重要的板簧設(shè)備。過去的下料設(shè)備一般采用圓棒剪切機、機械鱷魚剪床等，都是采用皮帶輪、齒輪傳動，噪音大，占地面積大，節(jié)拍固定，靈活性差。因此，需要開發(fā)一種新形式的機械剪床，以適應(yīng)國內(nèi)外市場的需求。
精密加工是現(xiàn)代機械加工發(fā)展的方向之一，它對毛坯的體積（重量）誤差，斷面形狀及其他幾何參數(shù)提出越來越高的要求，而現(xiàn)在的下料方法普遍存在能耗高、效率低、材料消耗大和下料質(zhì)量差等問題。板料高速剪切機是一種新型的剪切下料設(shè)備，它采用機械系統(tǒng)驅(qū)動，實現(xiàn)高速剪切；板料高速剪切機的液壓系統(tǒng)，是保證板料高速剪切機實現(xiàn)動作循環(huán)和決定其性能優(yōu)劣的核心環(huán)節(jié)。板料高速剪切機要求機械系統(tǒng)工作可靠、響應(yīng)靈敏度高，具有廣闊的市場前景。因此，針對舊式剪切機的上述缺點，展開對單層下切式剪切機的研究是符合市場需要的
1.2 剪切機的發(fā)展及現(xiàn)狀
1.2.1 剪切機的分類
剪切機的種類很多。對剪切機的分類，從不同的角度出發(fā)，有不同的分法。按剪切方式可分為橫剪和縱剪；按被剪切鋼板的溫度分為熱剪和冷剪；按剪切機的驅(qū)動方式分為機械剪、液壓剪和氣動剪;按機架的形式分為開式剪和閉式剪；按剪切鋼板的品種又分為鋼坯剪切機、鋼板剪切機、型鋼剪切機和切管機等。通常，按剪切機的剪刃形狀與配置等特點可分為平行刃剪切機(見圖1.1)、斜刃剪切機(見圖1.2)和圓盤剪切機(見圖1.3)。下面按剪切機的剪刃形狀的分類對三種結(jié)構(gòu)分別進行介紹:
圖1.1 平行刃剪切機 圖1.2 斜刃剪切機 圖1.3 圓盤剪切機
（1）平行刃剪切機
平行刃剪切機的兩個剪刃是彼此平行的，它通常用來在熱態(tài)下橫向剪切方形及矩形斷面的鋼坯。也可用來冷剪型材，將刀片做成成型剪刃來剪切非矩形斷面的鋼板。平行刃剪切機按剪切機構(gòu)的運動特點，分為上切式和下切式兩種型式。上切式剪切機的下剪刃是固定的，由上剪刃的上下運動進行剪切。其剪切機構(gòu)通常采用曲柄連桿機構(gòu)。下切式剪切機的兩個剪刃都運動，剪切過程是通過下剪刃上升來實現(xiàn)剪切的，其剪切機構(gòu)通常有偏心軸式和浮動式。平行刃剪切機，在工作時能承受的最大剪切力是它的主要參數(shù)，故人們習慣上以最大剪切力來命名。
（2）斜刃剪切機
斜刃剪切機的一個剪刃相對另一個剪刃成某一角度放置。斜刃剪切機按剪切機構(gòu)的運動特點也可分為上切式、下切式和復合式等。
上切式斜刃剪:這種剪切機的下剪刃平直而固定，上剪刃是傾斜的并上下運動實現(xiàn)剪切。上切式斜刃剪通常是作為單獨設(shè)備，用來剪切寬的板材，當板材厚度大于20mm時，可用在連續(xù)作業(yè)線上橫切板材，但要有擺動輥道，另外，當板材厚度大于25mm不能用圓盤剪切邊時，在連續(xù)作業(yè)線上的兩邊設(shè)置上切式斜刃剪進行切邊。
下切式斜刃剪:這種剪切機的上剪刃是固定的，由下剪刃上下運動進行剪切。由于它是下剪刃向上運動進行剪切，故不需要設(shè)置擺動輥道，一般多用于連續(xù)作業(yè)線上橫切帶材。這種剪刃機的剪刃通常上剪刃是傾斜的，下剪刃是水平的。但近來采用上剪刃是水平的，下剪刃是傾斜的愈來愈多，生產(chǎn)經(jīng)驗證明，這種型式能夠保證鋼板的剪切面相對帶材中心線及表面垂直度。其缺點是由于壓板要放在下面而造成結(jié)構(gòu)復雜化。
復合式斜刃剪:在連續(xù)式作業(yè)線上的尾部，為了將原來焊接起來的長帶材分成一定重量的卷材，設(shè)有復合式斜刃剪切機。這種剪中間有固定的雙刃刀架，上下有活動刀架，也稱上下雙層斜刃剪切機。當帶材通過固定雙刃刀架上部，帶材由一臺卷取機卷取。當需要分卷時，上活動刀架下降切斷帶材，后面的帶材通過固定雙刃刀架下部，由另一臺卷取機卷取。
（3）圓盤式剪切機
這種剪切機的上下剪刃是圓盤狀的。剪切時，圓盤刀以相等于鋼板的運動速度做圓周運動，形成了一對無端點的剪刃。圓盤剪通常設(shè)置在板材或帶材的剪切線上，用來縱向剪切運動的板材或帶材。值得注意的還有塑性力學Durkcer公設(shè)的提出者Ducrker等力學家的工作。
1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀
技術(shù)工藝是衡量一個企業(yè)是否具有先進性，是否具備市場競爭力，是否能不斷領(lǐng)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(guān)的核心生產(chǎn)技術(shù)應(yīng)用與研發(fā)必將成為業(yè)內(nèi)企業(yè)關(guān)注的焦點。了解國內(nèi)外液壓剪切機生產(chǎn)核心技術(shù)的研發(fā)動向、工藝設(shè)備、技術(shù)應(yīng)用及趨勢，對于企業(yè)提升產(chǎn)品技術(shù)規(guī)格，提高市場競爭力十分關(guān)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(shè)計了一種基于PLC的板料機械剪切機系統(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。
在棒料剪切機機械系統(tǒng)的研究方面，杜詩文等人應(yīng)用液壓大系統(tǒng)建模方法建立了數(shù)學模型，構(gòu)建了仿真模型，對棒料高速剪切機機械系統(tǒng)動態(tài)特性進行了建模與仿真研究。實踐表明：采用機械驅(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：機械系統(tǒng)具有良好的動態(tài)特性，且系統(tǒng)建模方法與理論可廣泛應(yīng)用于機械系統(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(yīng)力的分析，同時根據(jù)機械剪的工作原理，進行了 HC520-3新型機械剪主要幾何尺寸及其結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計。實驗結(jié)果證明：該機械剪能快速剪切 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(shè)備，且經(jīng)濟效益顯著。
2 總體設(shè)計計算
2.1 現(xiàn)有剪切機結(jié)構(gòu)原理及存在問題
通過生產(chǎn)實踐和科學實驗證實: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(zhì)是金屬塑性變形的過程。如圖1.1所示，當上剪刃下移與鋼板接觸后，剪刃便開始壓入鋼板，由于P力在開始階段比較小，在鋼板剪切斷面上產(chǎn)生的剪切力小于鋼板本身的抗剪能力，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，力P也不斷增加。當剪刃壓入到一定深度，即力P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(chǎn)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(yīng)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。下面分析一下剪切過程中作用力的變化。為了便于分析，應(yīng)該忽略剪刃與鋼板之間的摩擦力、剪刃的間隙、鋼板的重量以及其它因素。
由圖2-1看出，當剪刃壓入鋼板后，上下剪刃對鋼板的壓力P形成一力偶Pa, 此力矩使鋼板轉(zhuǎn)動，但在鋼板轉(zhuǎn)動過程中，將遇到剪刃側(cè)面的阻擋，即剪刃側(cè)面給鋼板以側(cè)推力T，則上下剪刃的側(cè)推力又構(gòu)成另一力偶Tc，力圖阻止鋼板轉(zhuǎn)動。隨著刀片的逐漸壓入，鋼板轉(zhuǎn)動角度不斷增大，當轉(zhuǎn)過一個角度Y后便停止轉(zhuǎn)動，此時兩個力矩平衡，即
圖2.1 剪切原理圖
P·a=T·C （2.1）
假設(shè)在壓入變形階段，沿面積x和0.5Z(這里取鋼板寬度為1)上的單位壓力均勻分布且相等，則
（2.2）
（2.3）
式中：z—剪刃壓入鋼板的深度。
由圖2-1中的幾何關(guān)系，得
（2.4）
（2.5）
將式(2-3)、(2-4)、(2-5)代入式(2-1)中可得，剪切時，鋼板的轉(zhuǎn)角γ與剪刃壓入深度z的關(guān)系
（2.6）
由式(2-6)知，剪刃的壓入深度z越大，鋼板轉(zhuǎn)角了也越大，這會導致鋼板剪切質(zhì)量下降。并且鋼板被剪斷后，翹起的鋼板端部會對設(shè)備產(chǎn)生沖擊。由式(2-3)知，當鋼板轉(zhuǎn)角了增大時，側(cè)推力T隨之增大。這樣，不僅使剪刃臺與機架的滑道磨損加劇，而且當上下剪刃臺的剛性較差時，還會改變剪刃的間隙，以致造成剪切困難。因此了角的增大對設(shè)備是很不利的。為了克服鋼板在剪切過程中轉(zhuǎn)動帶來的缺點，一般剪切機都設(shè)置了專門的壓板裝置，其作用是給鋼板一個壓力Q，把鋼板緊緊壓在下剪刃臺上，從而達到克服鋼板轉(zhuǎn)動的目的。在剪刃的壓入變形階段，鋼板作用在剪刃的力為
（2.7）
由式（2-6）可得 ，則
（2.8）
設(shè)，則式（2-8）可改寫為
（2.9）
式中: p——單位面積上的壓力(N/mm2);
b——鋼板的寬度(mm);
h——鋼板的厚度(mm);
￡——相對切入深度(%)。
由上式可知，若認為剪刃壓入階段的單位壓力P為常數(shù)，則總壓力P隨z值增加，即按一個拋物線增大，直到鋼板開始沿整個剪切斷面產(chǎn)生滑移時，P力達到最大值Pmxa。在剪切滑移階段，剪切力P按下式計算:
（2.10）
式中τ——被剪切鋼板單位面積上的剪切抗力(N/mm2)。
從上述分析可得出，剪切過程中作用力及其變化規(guī)律:剪切力隨著z的增加而變化，當剪切力P為最大值后，鋼板開始產(chǎn)生滑移。剪切力P的值是同單位剪切抗力丁有關(guān)。單位剪切抗力丁并非常數(shù)，其數(shù)值大小和鋼板材質(zhì)、剪切溫度、剪切速度、剪刃形狀、剪刃間隙及相對切入深度等因素有關(guān)。單位剪切抗力T的確定有實驗曲線法和理論計算法兩種。以下對影響單位剪切抗力公的因素進行定性的描述:
（1）金屬性質(zhì):金屬材料的強度極限越高，則單位剪切抗力越大;塑性越低，對應(yīng)于。
剪斷時的相對切入深度越小，即金屬斷的越早。因此單位剪切抗力與金屬的強度和塑性有關(guān)。
（2）剪切溫度:鋼板剪切時的溫度越高，單位剪切抗力越小，對應(yīng)于剪斷時相對切入深度則越大。
（3）變形速度:熱剪時，理論上變形速度與剪切速度成正比關(guān)系，單位剪切抗力隨變形速度增加而增加;冷剪時，剪切速度對單位剪切抗力的影響很小，一般可不加以考慮。
（4）剪刃側(cè)向間隙:剪刃側(cè)向間隙的大小，可以使剪切時的受力狀況發(fā)生變化。當側(cè)向間隙由零逐漸增大時，鋼板的受力狀況分別為壓縮~剪切~彎曲狀態(tài)，側(cè)向間隙過小或過大都會使單位剪切抗力增加。因此，合理選擇和保持剪刃側(cè)向間隙的大小，對于正確使用剪切機是十分重要得。
（5）刀鈍半徑:刀鈍半徑的大小，直接影響單位剪切抗力的大小。刀鈍半徑越大，刀就越不“快”，剪切抗力就越大。但在壓入階段剪切力的計算中，不考慮刀鈍半徑的影響是允許得。
（6）剪切斷面的寬高比b/h：當b/h小于1時，τ與b/h幾乎無關(guān)；當b/h大于1時，τ值隨b/h的增大而迅速增大。
除上述因素影響外，壓板、剪刃與鋼板的摩擦系數(shù)及剪刃的幾何形狀等因素，對單位剪切抗力也都有一定的影響，但這些因素相對來說影響很小，可以忽略不計。現(xiàn)有剪切機一般存在占地面積廣、噪音大、節(jié)拍固定、靈活性差等問題，尚需解決。
2.2 剪切機的主要參數(shù)計算
2.2.1 剪切力的計算
在設(shè)計剪切機時，首先要根據(jù)所剪軋件最大斷面尺寸來確定剪切機公稱能力，它是根據(jù)計算的最大剪切力并參照有關(guān)標準和資料確定的。
最大剪切力Pmax可按下式計算：
Pmax=Kmax Fmax （2.11）
Fmax——被剪軋件最大的原始斷面面積，mm2；
max——被剪軋件材料在相應(yīng)剪切溫度下最大的單位剪切阻力，MPa；
K——考慮由于刀刃磨鈍、刀片間隙增大而使剪切力提高的系數(shù)，其數(shù)值根據(jù)剪切機能力選??；
小型剪切機（P<1.6MN） K=1.3
中型剪切機（P=2.5~8.0MN） K=1.2
大型剪切機（P>10MN） K=1.1
在本設(shè)計課題中，選K=1.3。
當所剪材料無單位剪切阻力實驗數(shù)據(jù)時，可按下式計算最大剪切力
Pmax=0.6Kσb Fmax （2.12）
σb——被剪軋件材料在相應(yīng)剪切溫度下的強度極限，MPa。
式中的系數(shù)0.6是考慮單位剪切阻力與強度極限的比例系數(shù)。
表2.1 45鋼在相應(yīng)剪切溫度下的強度極限
溫度
1000
950
900
850
800
45鋼
80
90
110
120
150
在本設(shè)計課題中，選45鋼溫度為1000攝氏度，此時σb=80MPa。
Fmax=2mm*1200mm=2400mm2
所以，最大剪切力Pmax=0.6*1.3*80*2400 MN=0.15MN
2.2.2 剪刃長度的確定
剪刃尺寸包括剪刃長度、高度和寬度。這些尺寸主要根據(jù)所剪軋件的最大截面尺寸來選定。剪刃長度可按下述經(jīng)驗公式確定。對剪切小方坯的剪切機，考慮經(jīng)常同時剪切幾根軋件，取剪刃長度L為被軋件寬度的3~4倍，即
L=(3~4)Bmax （mm） （2.13）
式中Bmax —被軋件最大寬度，mm。
對于剪切大、中型方坯的剪切機，剪刃長度L
L=(2~2.5) Bmax （mm）
對剪切板坯的剪切機，取剪刃長度
L= Bmax +(100~300) (mm)
剪刃高度和寬度，可按下式確定
hˊ=（0.65~1.5）hmax （m） （2.14）
b= hˊ∕（2.5~3） （mm）
式中 hˊ——剪刃斷面高度，mm；
hmax——被軋件最大高度，mm；
由以上可知，本課題中設(shè)計的剪切機主要用于板坯，故剪刃長度L=Bmax+（100-300）mm，而B=1200mm，取L=1400mm
剪刃高度hˊ=1.25×hmax=1.25×2=2.5mm
剪刃寬度b= hˊ /2.5=1mm
2.2.3 剪切次數(shù)的確定
根據(jù)生產(chǎn)要求，剪切機所要求達到的剪切次數(shù)確定為最快每分鐘30次。
2.2.4 最大剪切功
A= Pmax* Fmax* a （2.15）
式中 a ----單位剪切功，它等于單位剪切阻力曲線所包圍的面積，也就是剪切高度為1mm，斷面為1mm2 試件所需要的剪切功。
根據(jù)經(jīng)驗公式，單位剪切功可按下式近似確定
a =(0.72~0.96) σbδ （2.16）
其中，σb =80MPa, δ=0.17
所以，a=0.72*0.17*80=9.792N*mm/mm3
因此，最大剪切功A=9.792*2400*0.15=3.589kN*m
武漢科技大學本科畢業(yè)設(shè)計
3 電機功率預選
剪切機的驅(qū)動:一般分為電動和液壓兩種方式.電動方式又分為直流電機驅(qū)動與交流電機驅(qū)動,大型剪切機一般采用直流電機,并采用起運工作制,這類剪切機多屬于下切式結(jié)構(gòu),大多數(shù)上切式剪切要,采用交流電機驅(qū)動,屬于連續(xù)運轉(zhuǎn)的長期工作制,其傳動系統(tǒng)的高速軸上均裝有飛輪,也有采用直流電機驅(qū)動達到高速狀態(tài)的.保證飛輪達到所需求的能量儲備,因此,在預選電機功率時,應(yīng)區(qū)分帶飛輪和不帶飛輪兩種情況并分別進行計算。
不論是帶飛輪或是不帶飛輪,其電機功率的確定,都要以剪切時電機軸上所應(yīng)承擔的靜力矩為依據(jù),所以這里應(yīng)首先計算靜力矩。
3.1 靜力矩的計算
偏心軸上靜力矩隨著偏心軸的轉(zhuǎn)動而改變著,可按下式計算,
（3.1）
式中, ——偏心軸上的靜力矩；
——剪切力矩；
——空載力矩；
P——剪切各斷面的剪切力；
C——剪切力的推算力臂。
當偏心軸旋轉(zhuǎn)到某一角度時,曲柄連桿機構(gòu)的桿件占有的位置OAB如圖3-1所示
圖3.1模擬受力分析
各絞結(jié)中心以下列半徑作摩擦圓
=0.1*190=19mm
=0.1*240=24mm
=0.1*450=45mm
作A及B處摩擦圓的公切線.與B摩擦圓相切于F點,假設(shè)FD線段等于作用在連桿AB上的力.則由剪切力在偏心軸上產(chǎn)生的靜力矩為
（3.2）
式中 ——作用在連桿上的力,考慮到A及B的摩擦影響,則該力是沿著DF直線方向的m力臂作圖比例
通過D點偏一摩擦角作直線DM直線與直線BM相交,則有同一比例的線DK將等于作用于滑座滑槽上的垂直壓力N
N=sin （3.3）
線段KM將等于滑座滑槽中摩擦力,KM=Ntg=N
線段MF將等于剪切力P.
由圖3.1知
（3.4）
所得到的推算力臂的解析式可以用圖解法來代替,由點D偏過一摩擦角作直線DT由點E對直線OB作垂線,使與直線DT相交,則線段ET=c
用圖解法計算出偏心軸由0旋轉(zhuǎn)到180中的各個位置的推算力臂,再乘以作圖比例m,便可得到實際推算力臂值
找出不同的時的值和前面計算出的剪切力P值,即可計算出在剪切板材時的剪切力矩(包括了摩擦力矩),該剪切機的空載力矩= 0.15兆牛.米 這樣,偏心軸上的靜力矩就可以求出。
3.2 電機功率預選
這臺剪切機為不帶飛輪的這類剪切機在剪切時,其全部靜負載轉(zhuǎn)矩由電機直接承擔,電機功率按下式計算:
（3.5）
式中: ——偏心軸上的靜力矩
——所選電機的額定轉(zhuǎn)速
——所選電機的過載系數(shù)一般=1.3~1.7
i—— 電機到偏心軸的速比
偏心軸上的靜力矩是隨的不同而變化著,故在計算時要用平均靜力矩.可以由兩種方法確定
由剪切功確定
（3.6）
式中: A——剪切功
——完成一次剪切,偏心軸的實際工作角度,對于本例剪切鋼板時, =
綜合以上數(shù)據(jù)及公式得
= 1.37MN*m
=1.12kW
按照所得電機功率值選用同步轉(zhuǎn)速最高為1500r/min的YCTD系列電磁調(diào)速電動機.型號為YCTD112-4A/B.額定功率1.5kW
4 齒輪傳動設(shè)計
4.1 設(shè)計傳動比1：8
4.2 齒輪材料選擇
小齒輪采用40Cr.調(diào)質(zhì)處理,品質(zhì)中等,齒面硬度為241HBS~256HBS
大齒輪采用45鋼,調(diào)質(zhì)處理,品質(zhì)中等,齒面硬度為217HBS~255HBS
4.3 初步設(shè)計計算
4.3.1 基本參數(shù)
小齒輪傳遞功率
小齒輪轉(zhuǎn)矩, （4.1）
參考文獻[1]:
齒寬系數(shù)由具體工作情況表10-10取=0.8
接觸疲勞極限由圖10-6查得
=710N/
=570N/
許用接觸應(yīng)力的粗略值由式=(0.7~0.9) 可得
=0.9=0.9*710=639N/
=0.9=0.9*570=513N/
由表10-9.選取=88
小齒輪直徑的初步計算
由式10-21得:
58.6
取為60mm
4.3.2 主要參數(shù)的選取
根據(jù)傳動要求選取傳動比u=8
試選齒數(shù),模數(shù)
取=30,則,
模數(shù)2為標準值,即=30
=8*30=240
計算中心距
=270mm
此為整數(shù)且為標準值,
=60
=480
驗算齒數(shù)比
與要求相等
4.3.3 接觸疲勞強度計算
圓周速度V
0.294m/s （4.2）
根據(jù)V的值,參考表10-4 選取精度等級.選取9級精度
使用系數(shù)由表10-5選取=1.75
動載系數(shù)由表10-11查得=1.05
齒間載荷分配系數(shù)由表10-6:
=643.27N
35.14N/mm<100N/mm
=1.76
=0.86
=1.35
齒向載荷分布系數(shù)由表10-7
=1.23+0.18+0.61Xb
=1.1764
載荷系數(shù)K
=2.84
彈性系數(shù)由表10-8查取 =189.8
節(jié)點區(qū)域系數(shù)由圖10-15查取 =2.5
重合度系數(shù)
端面重合度
==0.87
工作接觸應(yīng)力
=532.67N/
齒輪總工作時間：
=10*240*1641600h
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N：
=0.289
接觸疲勞強度壽命系數(shù)：
由表10-2,對取m=17.56(m為疲勞曲線方程指數(shù))
=1.0737
對取m=17.56(m為疲勞曲線方程指數(shù))
=1.2210
接觸疲勞強度最小安全系數(shù)按表10-3查得=1
許用接觸疲勞應(yīng)力
=753.427N/
=617.31N/
接觸疲勞強度驗算
=532.67< <
4.3.4 齒根彎曲疲勞強度驗算
重合度系數(shù)
（4.3）
齒間載荷分布系數(shù)由表10-6
1.47
齒向載荷分布系數(shù)
載荷系數(shù)K
2.973
齒形系數(shù)按圖10-17查取=2.56 =2.08
應(yīng)力修正系數(shù)按圖10-18查取=1.64 =1.9
齒根工作應(yīng)力
彎曲疲勞極限按圖10-17查取=300N/ =280N/
彎曲壽命系數(shù)查表10-2:
m=49.91(m為疲勞曲線方程指數(shù))
=0.83
=0.87
尺寸系數(shù)按圖10-8查取=1.0
彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)按表10-3查取=1.25
許用彎曲疲勞應(yīng)力
223.7 N/
219.6 N/
彎曲疲勞強度驗算
=188.9 N/< =223.7 N/
=174.1 N/< =219.6 N/
4.4 設(shè)計結(jié)果
取=b+(5-10)mm=60mm
取=b=55mm
m=2mm a=270mm =30 =240 =60mm =55mm
5 變速箱輸入軸的設(shè)計計算
考慮到傳動比要求,軸上零件布置和定位,固定方式,軸承的類型和尺寸,兼顧到軸的強度要求,初步設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)形式如下圖所示：
圖5.1 軸的初步設(shè)計
5.1 輸入軸的轉(zhuǎn)速計算
此軸的轉(zhuǎn)速與電機轉(zhuǎn)速相等,因所選電機為可控調(diào)速電機,故選取電機最高轉(zhuǎn)速要求,因所選電機為YCTD112-4A/B型,查機械設(shè)計手冊為
=1500r/min
5.2 輸入軸的輸入功率計算
按電機所需功率計算
=1.5*98%=1.47Kw （5.1）
式中: ——聯(lián)軸器的傳動效率；
——電機的最大輸出功率。
5.3 傳動軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算
傳動軸的輸入轉(zhuǎn)矩為
（5.2）
5.4 傳動軸的受力分析
5.4.1 根據(jù)傳動軸上的齒輪及軸承載荷的分布畫出該軸的受力分析圖 圖5.2 軸的受力分析
圖中A處為電機輸出端與輸入軸由聯(lián)軸器相聯(lián)接的部分,承受扭矩,不承受彎矩,B處裝有軸承,承受彎矩不受扭矩,故其受力可簡化為絞支座受力,C處裝有齒輪,承受彎矩和扭矩,因是直齒漸開線齒輪傳動,故軸向受力可忽略不計,D處裝有軸承,與B處相同,只承受彎矩.可簡化為絞支座.
首先分析齒輪受力.
齒輪工作時,參與嚙合的齒輪所受載荷為沿嚙合線的分布力且在一個輪齒參與嚙合的過程中,力作用線(即嚙合線)的位置也是變化的,但為分析問題的方便,將分布力簡化成一集中力,作用點為齒寬中點的分度圓并忽略齒面間摩擦力,則該集中力為沿嚙合線而指向齒面的法向力,記為將其分解可得與節(jié)圓相切的切向力和指向各輪心的徑向力.如圖5.3所示:
圖5.3 齒輪的受力分析
783.7N
233.3N
893.1N
5.4.2 該軸H平面受力分圖如下:
圖5.4 H平面受力分析
其中: =0, ==233.3N
計算的大小
對B點的力矩平衡:
有
解得
=187.4N
對D點力矩平衡：
解得
=117.8N
計算C點彎矩:
9332.2N*m
作出H平面彎矩如圖5.5:
圖5.5 H平面彎矩圖
5.4.3 該軸V平面的受力分析分圖如下:
圖5.6 V平面受力分析
其中: =0 ==793.7N
計算 的大小
對B點的力矩平衡:
有
解得
=667.5N
對D點力矩平衡
解得:
=379.3N
計算C點彎矩:
26700N*m
作出H平面彎矩圖如圖5.7:
圖5.7 H平面彎矩圖
5.4.4 合成H平面和V平面的彎矩得到該軸的合成彎矩圖5.8
圖5.8 總彎矩圖
由圖中可以看出.最危險的截面出現(xiàn)在C點處.故作軸徑的估算時應(yīng)以此處的扭矩和彎矩作計算依據(jù),然后再進行校核。
5.4.5 根據(jù)軸傳遞的扭矩作出其扭矩圖如圖5.9:
圖5.9 扭矩圖
5.5 傳動軸的直徑計算及校核
按當量彎矩計算軸的直徑
對于同時承受彎矩和扭矩的轉(zhuǎn)軸,應(yīng)根據(jù)在彎矩和扭矩同時作用下所產(chǎn)生的合成應(yīng)力來計算軸的直徑,亦即按當量彎矩計算,對于用優(yōu)質(zhì)碳素鋼和一般合金鋼(即延性金屬材料)制造的軸,按彎矩,扭矩同時作用時的合成應(yīng)力計算通常采用第三強度理論,即最大應(yīng)力理論進行合成,其強度條件為:
由許用應(yīng)力為彎曲應(yīng)力可知,當量應(yīng)力相當于彎曲應(yīng)力性質(zhì),對于直徑為d的實心圓軸,
（5.3）
即:
對于一般的彎軸,彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)應(yīng)力,而扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力常常不是對稱循環(huán),所以當量彎矩常用以下公式表示:
其中: 為考慮和的循環(huán)特性不同而取的折算系數(shù),對不變化的扭矩, 0.3,對脈動彎化的扭矩, 0.6,對頻繁正反轉(zhuǎn)的對稱循環(huán)變化的扭矩, 1,通常,對于不是頻繁正反轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)軸,而扭矩彎化規(guī)律又不能確切判定時,可按脈動循環(huán)處理,即取0.6,這樣,可得到軸的強度校核公式和設(shè)計公式分別為:
（5.4）
式中: 對稱循環(huán)下許用彎曲應(yīng)力.本例取值65N/
本例中傳動軸傳遞的扭矩不彎化,但由于離合器的存在,可判定屬于以上中的脈動循環(huán)處理,即0.6
當量彎矩 =1019.9N*m
所以軸徑
=13.66mm（中）
取軸的最小軸徑19mm
故軸徑大于13.66mm時即安全,此軸的各尺寸見附圖。
6 變速箱中間軸的設(shè)計計算
考慮到傳動比要求,軸上零件布置和定位,固定方式,軸承的類型和尺寸,兼顧到軸的強度要求,初步設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)形式如下圖所示,
圖6.1 軸的初步設(shè)計
6.1 中間軸的轉(zhuǎn)速計算
此軸的轉(zhuǎn)速可根據(jù)電機的滿載轉(zhuǎn)速與相鄰軸間的傳動比計算:
（6.1）
其中: ——變速箱中間軸的轉(zhuǎn)速；
——變速箱輸入軸的轉(zhuǎn)速；
——變速箱第一對齒輪的傳動比。
6.2 輸入軸的輸入功率計算
按電機所需功率計算
=1.47*95%=1.396Kw （6.2）
式中——直齒輪的傳動效率；
——輸入軸的通過齒輪傳遞的功率。
6.3 傳動軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算
傳動軸的輸入轉(zhuǎn)矩為
（6.3）
6.4 傳動軸的受力分析
6.4.1 根據(jù)傳動軸上的齒輪及軸承載荷的分布畫出該軸的受力分析如下
圖6.2 軸的受力分析
圖中A處裝有軸承,承受彎矩不受扭矩,故其受力可簡化為絞支座受力,B處裝有齒輪,承受彎矩和扭矩,因是直齒漸開線齒輪傳動,故軸向受力可忽略不計,C處裝有齒輪,承受彎矩和扭矩,因是直齒漸開線齒輪傳動,故軸向受力可忽略不計,D處裝有軸承,與A處相同,只承受彎矩.可簡化為絞支座.
首先分析齒輪受力.
齒輪工作時,參與嚙合的齒輪所受載荷為沿嚙合線的分布力且在一個輪齒參與嚙合的過程中,力作用線(即嚙合線)的位置也是變化的,但為分析問題的方便,將分布力簡化成一集中力,作用點為齒寬中點的分度圓并忽略齒面間摩擦力,則該集中力為沿嚙合線而指向齒面的法向力,記為將其分解可得與節(jié)圓相切的切向力和指向各輪心的徑向力.如圖6.3所示:
圖6.3 齒輪受力分析
大齒輪: 小齒輪：
2613.3N 1708.2N
768.3N 517.1N
2687.5N 1779.6N
6.4.2 該軸H平面受力分圖如圖6.4:
圖6.4 H平面受力分析
其中: = 768.3N =571.1N
計算的大小
對A點的力矩平衡:
有
解得
=426N
對D點力矩平衡
解得:
=335.5N
計算B.C點彎矩:
26735N*m
=20188.3N*m
作出H平面彎矩圖如圖6.4:
圖6.5 H平面彎矩圖
6.4.3 該軸V平面的受力分析分圖如圖6.6:
圖6.6 V平面受力分析
其中: = 2613.3 N =1708.2N
計算 的大小
對A點的力矩平衡:
解得
=1948.6N
對D點力矩平衡
解得:
=1597.6N*m
計算B.C點彎矩:
113768N*m
=93567N*m
作出H平面彎矩圖如下:
圖6.7 H平面彎矩圖
6.4.4 合成H平面和V平面的彎矩得到該軸的合成彎矩圖如圖6.8
圖6.8 總彎矩圖
由圖中可以看出.最危險的截面出現(xiàn)在E點處.故作軸徑的估算時應(yīng)以此處的扭矩和彎矩作計算依據(jù),然后再進行校核。
6.4.5 根據(jù)軸傳遞的扭矩作出其扭矩圖如圖6.9:
圖6.9 扭矩圖
6.5 傳動軸的直徑計算及校核
按當量彎矩計算軸的直徑
對于同時承受彎矩和扭矩的轉(zhuǎn)軸,應(yīng)根據(jù)在彎矩和扭矩同時作用下所產(chǎn)生的合成應(yīng)力來計算軸的直徑,亦即按當量彎矩計算,對于用優(yōu)質(zhì)碳素鋼和一般合金鋼(即延性金屬材料)制造的軸,按彎矩,扭矩同時作用時的合成應(yīng)力計算通常采用第三強度理論,即最大應(yīng)力理論進行合成,其強度條件為:
（6.4）
由許用應(yīng)力為彎曲應(yīng)力可知,當量應(yīng)力相當于彎曲應(yīng)力性質(zhì),對于直徑為d的實心圓軸,
（6.5）
即:
對于一般的彎軸,彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)應(yīng)力,而扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力常常不是對稱循環(huán),所以當量彎矩常用以下公式表示:
（6.6）
其中: 為考慮和的循環(huán)特性不同而取的折算系數(shù),對不變化的扭矩, 0.3,對脈動彎化的扭矩, 0.6,對頻繁正反轉(zhuǎn)的對稱循環(huán)變化的扭矩, 1,通常,對于不是頻繁正反轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)軸,而扭矩彎化規(guī)律又不能確切判定時,可按脈動循環(huán)處理,即取0.6,這樣,可得到軸的強度校核公式和設(shè)計公式分別為:
（6.7）
式中: 對稱循環(huán)下許用彎曲應(yīng)力.本例取值65N/
本例中傳動軸傳遞的扭矩不彎化,但由于離合器的存在,可判定屬于以上中的脈動循環(huán)處理,即0.6
當量彎矩 =177583N*m
所以軸徑
=27.51mm
取該軸最小部分軸徑38mm
故軸徑大于27.51mm時即安全,此軸的各尺寸見附圖。
7 主軸的設(shè)計計算
考慮到偏心輪位置要求,軸上零件布置和定位,固定方式,軸承的類型和尺寸,兼顧到軸的強度要求,初步設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)形式如下圖所示,
圖7.1 軸結(jié)構(gòu)初步設(shè)計
7.1 主軸的轉(zhuǎn)速計算
此軸的轉(zhuǎn)速可根據(jù)電機的滿載轉(zhuǎn)速與變速箱的變速比計算:
（7.1）
其中——主軸的轉(zhuǎn)速
——變速箱輸入軸的轉(zhuǎn)速
——變速箱的變速比
7.2 主軸的輸入功率計算
按電機所需功率計算
=1.47*95%*95%*98%=1.300Kw （7.2）
式中——電動機輸出軸與變速箱輸入軸聯(lián)軸器的傳動效率；
——變速箱高速級變速齒輪的傳動效率；
——變速箱低速級變速齒輪的傳動效率；
——變速箱輸出軸與主軸聯(lián)軸器的傳動效率；
——輸入軸的通過齒輪傳遞的功率。
7.3 主軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算
傳動軸的輸入轉(zhuǎn)矩為
（7.3）
7.4 主軸的受力分析
7.4.1 根據(jù)主軸上的齒輪及軸承載荷的分布畫出該軸的受力分析如下
圖7.2 主軸受力分析
圖中E點裝有齒輪,承受變矩和扭矩,軸向承受一部分力,因該剪切機是斜刃的,故在剪切時有一軸向分力,A處裝有軸承,承受彎矩及一部分軸向力,C處和D處是安裝的下刀架的,通過偏心套簡和連桿與下刀架聯(lián)接,兩處承受彎矩和扭矩,但考慮到剪切時的不確定因素,兩處并不一定平分剪切力,可能一處承受全部的剪切力,另一處不受剪切力,也可能兩處平分剪切力,故在受力分析,畫彎矩圖時要分三種情況,C.D兩處只有一處受力或兩處平分剪切力.B處裝有軸承,承受彎矩及一部分剪切力。（句號）
以下分三種情況進行彎矩圖分析,找出存在最危險截面的情況,然后進行軸的設(shè)計與校核
7.4.1.1 如上所述,第一種情況是剪切力完全加載在一個偏心套簡上,即C點受力,D點不受力
此情況下該軸H平面的受力分圖如下
圖7.3 H平面受力分析
其中: =0, =5350N =0
下面計算.的大小
對B點的力矩平衡:
代入數(shù)據(jù),解得:
=3759.3N
對A點的力矩平衡:
代入數(shù)據(jù),解得:
=1267.6N
計算C點彎矩:
=456733N*m : 圖7.4 彎矩圖
此情況下該軸V平面的受力分圖如圖7.5:
圖7.5 V平面受力分析
圖中: 0 =1745.2N =0
下面計算. 的大小
對B點的力矩平衡：
代入數(shù)據(jù),解得:
=1346.2N
對A點的力矩平衡:
代入數(shù)據(jù),解得:
=434.7N
計算C點彎矩:
=173522N*m
作出主軸V平面的彎矩圖如圖7.6:
圖7.6 彎矩圖
合成主軸H平面與V平面的彎矩得到該軸在第一種情況下的合成彎矩圖如下
圖7.7 合成彎矩圖
由圖中可以看出,最危險截面出現(xiàn)在C點處,此處彎矩為5371452N*m
7.4.1.2 第二種情況是剪切力完全加載在D點上,由于在B端無彎矩存在,即在C處和D處的受力情況是一樣的,即若剪切力完全加載在D點上,最危險截面出現(xiàn)在D點,其彎矩=5371452N*m
7.4.1.3 第三種情況是剪切力在兩個偏心套簡上平分,即C點與D點承受同樣大小的力
此情況下該軸H平面的受力分圖如下
圖7.8 H平面受力分析
其中 =0 ==2665N
下面計算.的大小
對B點的力矩平衡:
代入數(shù)據(jù),解得:
=1735.5N
對A點的力矩平衡:
代入數(shù)據(jù),解得:
=1735.5N
計算C.D兩點彎矩:
=242903N
=242903N
然后作出主軸H平面的彎矩圖如下:
圖7.9 彎矩圖
此時該軸V平面的受力分析圖如下:
圖7.10 V平面受力分析
其中: =0 ==872.6N
下面計算下面計算.的大小
對B點的力矩平衡
代入數(shù)據(jù),解得:
=573.5N
對A點的力矩平衡:
代入數(shù)據(jù),解得:
=573.5N
計算C點彎矩:
=80253N*m
=80253N*m
作出主軸V平面的彎矩圖如下:
圖7.11 彎矩圖
合成主軸H平面與V平面的彎矩得到第三種情況下該軸的合成彎矩圖如下
圖7.12 總彎矩圖
由圖中可以看出,C點與D點處彎矩一樣,是為最危險截面.
7.5 主軸的直徑的計算與校核
綜合以上三種情況的分析,最危險截面出現(xiàn)在剪切力完全加載在D點或C點的情況下,故軸徑按該情況進行校核計算
根據(jù)該軸傳遞的扭矩作出扭矩圖如下.
圖7.13 扭矩圖
本例主軸傳遞的扭矩不變化,取=0.3
當量彎矩
=261335N*m （7.4）
所以 軸徑
=36.57mm （7.5）
取軸最小部分軸徑40mm。
故軸徑大于36.57mm時即安全,此軸的各尺寸見附圖。
8 軸承的選擇與校核計算
8.1 變速箱中間軸上軸承的選擇與校核計算
由機械設(shè)計手冊：
查表7-2-52,試選軸承代號6206,d=30mm,
（8.1）
查表7-2-51,e=0.19,
C
故所選合適。
下面校核軸承的額定靜載荷:
1563.4N
取1.563kN <
故軸
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