毕业设计(论文)小型剪板机的设计说明书docx

  本科毕业论文（设计） 论文题目： 小型剪板机的设计 TOC \o 1-5 \h \z 姓 名： 学 号： 班 级： 年 级： 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 院： 机械工程学院 指导教师： 完成时间 2015年5月12日 作者声明 本毕业论文（设计）是在导师的指导下由本人独立撰写完成的，没有剽 窃、抄袭、造假等违反道德、学术规范和其他侵犯权利的行为。对本论文（设计） 的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。因本毕业 论文（设计）引起的法律结果完全由本人承担。 毕业论文（设计）成果归武昌工学院所有。 特此声明 作者专业作者学号 作者专业 作者学号 机械制造及其自动化 作者签名 年 月曰（手填时间） 小型剪板机的设计 The Desig n Of Small Shears 2015年5月12日 剪板机设计的基本要求其剪切厚度为3mm剪切宽度1000mm滑块的行程为80mm每分钟剪 切次数为30次。剪板机对胚料进行成型加工的锻压机械，设计中动力由电动机提供，经 过一级带传动和一级齿轮传动减速来完成整个传动的，其中设计中剪板机传动系统的旋转 运动是通过曲柄滑块机构转变为滑块的往复直线运动，实现对板料的剪切。曲柄滑块机构 的结构相对比较简单、容易加工、使用及维护方便、比较实用等优点，大范围的应用在机械设备中。首 先对剪板机的工作原理、背景和发展的新趋势等做了简要介绍；接着分析了简易剪板机的传动 方式；然后根据给定参数要求对传动方式和结构可以进行选型设计；接着对主要零部件进行了 相应的校核。最后，提出了简易剪板机设计过程中存在的不足，以便于今后设计的改进。 关键词： 剪板机；曲柄滑块；锻压机械 Abstract Sheari ng machi ne desig n requireme nts the shear thick ness to 3 mm, sheari ng width 1000 mm, slide block schedule for 80 mm per minute, and the number of shear for thirty times. Powered by the motor through a belt drive and a slowdown Gear. Shearing machine to embryo materials formi ng process of forgi ng mach in ery, desig n is drive n by motor provide, after level 1 belt drive and level of gear reduct ion to complete the en tire drive, the desig n of the sheari ng mach ine drive system of the rotary motio n is through the crank slider mecha nism in to slide block reciprocating linear motion, realize the shear sheet. Slider-crank mechanism is simple in structure, easy to mach ining, use and maintenance convenient, more practical adva ntages, widely used in the mecha ni cal equipme nt. First, I do a brief in troduct ion to the sheari ng mach ine work principle, the background and the trend of development. Then analysis the simple shearing machine transmission mode. Transmission and structure according to the given parameter requireme nts for select ion and desig n. Then desig ned mach ine on the main comp onents are corresp onding checked. The the simple sheari ng mach ine drive structure desig n represe nts of the gen eral process of desig n, selectio n of desig n work on the future of some refere nee value. Key words： cutting machine; crank and slide block; metal forming machinery 1 绪论 错误!未定义书签1.1剪板机简介 1.2剪板机的背景及趋势 1.3剪板机工作原理 1 绪论 错误!未定义书签 1.1剪板机简介 1.2剪板机的背景及趋势 1.3剪板机工作原理 错误!未定义书签。错误!未定义书签。 2 2总体方案的确定 3 \o Current Document 2.1凸轮机构方案 4 曲柄滑块机构方案 5 \o Current Document 本次设计米用的方案 6 \o Current Document 3电动机、离合器和制动器和刀具的选择 8 3.1 电动机的选择 3.2离合器的选用与计算 3.3制动器的选择 3.4刀具的选择 4 计算 4.1带传动的设计及其计算 4.2齿轮设计 4.3轴的设计 8 11 错误!未定义书签。2 错误!未定义书签。3 错误!未定义书签。4 错误!未定义书签。4 20 24 5曲柄连杆机构设计 28 TOC \o 1-5 \h \z \o Current Document 5.1材料的选择 28 5.2曲柄连杆结构运动规律 28 \o Current Document 5.3连杆的设计 30 6机身设计和紧固件选择 6机身设计和紧固件选择 31 6.1机身结构 31 6.1机身结构 31 6.2 机床的强度 32 \o Current Document 6.3紧固件的选用 32 \o Current Document 结论 33 \o Current Document 主要参考文献 34 1.1剪板机简介 跟着社会的发展和技术的进步，很多的工业部门、企业都在使用金属板材，都需要对 板材进行切断加工，所以剪板机在现代工业发展中起到了很大的作用。为了很好的完成剪 板的功能，探索出一种既经济又节能的剪板机，从而选择了小型简易剪板机传动结构的设 计。 剪板机属于直线剪切类型机器，能剪裁各种尺寸金属板材的直线边缘。在轧钢、汽车 行业、电器、仪表仪器行业、船舶、桥梁、锅炉、能承受压力的容器等各个行业中都有广泛应用。 此外再根据剪板机的传动方式、结构及形式及使用性质的不同等来分，又可大致分为曲柄 剪板机、螺旋剪板机、高速剪板机、高速冲裁剪板机、多工位自动剪板机、冲压液压机、 冲模回转头剪板机和电磁剪板机。按其工艺用途和结构类型可分为：平刃剪板机、斜刃剪 板机、多用途剪板机、专用剪板机和数控剪板机。 1.2剪板机的背景及趋势 18世纪，英国工程师史密斯创制第一台蒸汽锤，开始了蒸汽动力锻压机械的时代。 1795年，英国的布拉默发明水压机，但直到19世纪中叶，因为大锻件的需要才应用于锻造 随着电动机的发明，十九世纪末出现了以电为动力的机械剪板机和空气锤，并获得快速 成长。近年来，生产的剪板机的效率在提高，剪切板料厚度也在增加，剪切精度也有很大 的提高，发展并努力降低噪音，创新改善设备，在安全性、自动化程度、劳动条件方面有 很大改善，特别是开始不断地采用自动化控制。 国内外的情况做分析，可知剪扳机的发展会有以下几种趋势： ?剪板机的可剪宽度在逐年增加，但机架凹口 （喉口）深度在逐渐的减小； ?必须提高剪切质量和加工精度，以满足市场需求； ?必须提高和完善安全设施，还需提高生产率和自动化程度，增加经济效益，减轻 工人的劳动强度； 4?液压传动的剪板机及液压与机械混合式传动的剪板机在逐渐增多； 5?用微机控制和数控型的的剪切机及其流水生产线剪板机工作原理 剪切机主要根据工艺需要对板材进行剪切下料，板料主要有黑色和有色金属的板料、 棒料等。对板料进行剪切时，需要合理选择压料力、刀刃口的间隙、剪切角和刀片间隙等 参数以及提高精度的方法，这样就可提高的质量。 剪板机的剪切是借助于运动的上刀片和固定的下刀片，采取了合理的刀片间隙，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的机械设备。剪板机属于直 线剪切机这种类型，主要是用来直线剪切一些厚度尺寸的金属板材，其剪切需要满足被剪 板料剪切表面的直线性和平行度的要求， 并且减少板材扭曲，从而来获得较高质量的工件， 一般大多数都用在轧钢、治金工业、飞机、桥梁、能承受压力的容器、农业机械制造、汽车行业、造船、 电器电气工程设备、餐饮家具、医疗机械、仪表仪器等各个机械工业部门。 剪板机的剪切过程由两个阶段组成：压入变形和剪切滑移。剪板机的刀架上装有上刀 片，而下刀片则是固定在机床的床面上。 在剪切滑移阶段，剪切应力增大，使板料被剪切, 当板料被剪切完后，就完成了剪切。机床的床面上安装有托球，以便于板料的移动，还有 便于送进板料。后挡料架主要是对板料做定位，再由调位销进行对其位置做调节，其 类型主要有有手动和机动两种类型。 本次设计的目的是，在前人设计的经验的基础上，集合自己的想法，把剪板机做得更 好。我设计的简易剪板机是物理运动的剪板机一种，能够对各种尺寸金属板材进行剪裁各 种尺寸。该设备应用广泛，具有结构相对比较简单，维修方便，经济实用的优点。在这次毕业设 计中我们学到了很多东西，让我受益匪浅，为我以后的工作打下了很好的基础。从而培 养我们解决工程实际问题的能力，通过这次设计是对我们所学专业相关知识的基本的理论的综 合运用，从而让我们的设计和计算能力及绘图能力和科研能力都得到了全面的训练。 2总体方案的确定 合理的传动方案需要满足设计的剪板机的性能要求好，还要能适应所需的工作条 件，另外剪板机的传动装置的结构也要尽量简单、尺寸紧凑、加工方便、经济实用、传动 效率高和使用维修方便，要同时满足上述的几个要求是很难的，所以我们要通过下面 的多种传递方案的分析，作比较，最终选择出符合本次设计的基本要求的最佳传动方案。 当采用由几种传动形式组成的多级传动时，要最大限度地考虑各种传动形式的特点 ，合理 的分配其传动顺序。在选择时，应注意以下几种传动件的特性： 1带传动的承载能力比较小，在传递相同的转矩时，较比其它的传动形而言，其所需 结构尺寸要大的多，但具有结构相对比较简单，传动平稳，能吸振缓冲，传动效率较高的特点，适 合布置在高速级。 2?链传动则只能实现平行轴间链轮的同向传动，在磨损后非常容易发生跳齿，有不 均匀有冲击，不适用于高速级，适合置于低速级。 3?斜齿圆柱齿轮传动适合用在速度高或传动平稳的场合，因为其传动平稳性和接触 疲劳强度比较的高。 4.圆锥齿轮传动的啮合性较其他齿轮传动要好，能承受高负载，而且寿命长，但由 于它的加工很难，所以要限制齿数、模数和传动比，故在高速级的传动中运用较多。 根据性能、工作条件、成本的各方面的因素，选择带传动和直齿圆柱齿轮进行若干个 减速级的传动。 优点：如果采用V带传动，传动效率则较高；成本会低廉，经济又实用；结构相对比较简单并 且尺寸紧凑传动平稳，还能承受较大的预紧力，具有过载保护；缓冲吸振等，还可减少 带传动的尺寸。 2.1凸轮机构方案 为凸轮机构是第一种方案，如图 2.1所示：凸轮的传动是由主轴的转动来带动的， 当凸轮在升程时就推动滑块（即刀片）进行剪切板料；在回程时，滑块则在弹簧力的作用下 上慢慢升到初始（开始）位置，准备下一个动作循环。 凸轮机构的优点是能够准确的通过推杆的运动规律来使凸轮的轮廓曲线和机构的尺寸，机构 简单，可靠性高。缺点是凸轮轮廓与推杆之间为点、线接触，易磨损，因为其工作所承受的压力不 能太大，本次设计的剪板机工作所承受的压力较大，会严重磨损凸轮的轮廓及推杆，严重影响机器 的稳定性，所以该方案不予采用。 凸轮机构工作原理图见图2.1 0 图2.1凸轮机构工作原理图 2.2曲柄滑块机构方案 曲柄滑块机构是第二种方案。通过图 2.2能够准确的看出其工作原理：由主轴 转动带动曲柄转动，从而通过连杆将旋转运动变成使滑块直线运动 （上下往复 运动），从而来实现剪切。 该机构具有结构相对比较简单、加工容易、维修方便、经济实用的优点，故采用此方案即曲 柄滑块机构作为执行机构较为贴切。 2.3本次设计米用的方案 本次设计的简易剪板机设计的总体方案为电动机经过一级带轮减速及一级齿轮减速 驱动主轴上的曲柄滑块机构，从而使刀架上下运动，刀架上的刀片对板料进行剪切。此次 设计的传动系统图如图2.3所示。 X n \1/1A r H r V/M X L L 」 L V//A —— X W1A \U1A X % 图2.3 系统传动简图 剪板机的技术参数 此次设计的的技术参数如下： 板料厚度 3mm 可剪板宽 1000mm 滑块行程 80mm 剪板次数 30次/min 剪板机可剪板料的厚度在某些特定的程度上受到剪板机构件强度的限制，最终主要由剪切 力来决定。刀刃口的间隙、刃口的锋利程度、被剪材料的强度及剪切断面的宽度等因素都 能影响到剪板机的剪切力，其中最主要的还是被剪切板料的强度。 忽略一些次要因素，剪切力可通过式（2.1）获得： F K bt2 / tan （ 式2.1） 式中：b――被剪板料强度极限 t――被剪板料厚度 ――剪切角 K——系数 剪切强度一般取500MPa如果已知剪切力和其他因素确定，就能够最终靠关系式计算 出剪板机剪板料的最大厚度。查资料查得现在国内外剪板机一般的最大剪切厚度都在 32mm 以下，厚度过大会损坏剪板机的设备。 可剪板宽：剪板机完成一次剪切过程，剪切板料的最大尺寸称为可剪板宽。可剪板 宽可根据板料的宽度和对生产的要求来确定，即剪刃长度大于可剪板宽的剪切方式称为横 切方式。对于条料宽度小于剪板机的凹口的剪切方式称为纵切方式， 它能进行多次的剪切， 且剪切的尺寸不受限制。随工业的持续不断的发展，剪板机的可见切宽度在不断地上升，目前 国外最大剪切板宽在10000mr已经比较普遍了。当板料剪切长度为 2000mr以下时，剪板机 剪切条料宽度最小公差如表2.1所示。 表2.1 剪切调料宽度最小公差 厚度t/mm 剪切板料宽度 25 25-50 50-100 100-200 宽度最小公差 0.5 0.3 0.3 0.4 0.5 0.5-1 0.4 0.4 0.5 0.6 1-2 0.5 0.5 0.6 0.7 2-3 0.6 0.6 0.7 0.7 3-4 一 0.8 0.8 1.0 4-5 一 一 1.0 1.3 5-6 一 一 1.3 1.2 行程次数：剪板机的一般要求是应该具有较高的行程次数，因为行程次数必然的联系 到生产效率。 3电动机、离合器和制动器和刀具的选择 3.1电动机的选择 电动机大体上分为交流电动机和直流电动机两种。然而在工厂和企业中生产的机械设 备一般都采用的是三相交流电源，所以本次设计采用三相交流电动机。常用的一种交流电 动机是三相异步电动机，由于三相异步交流电动机的性能较好，所以在机械生产中使用最 为广泛。 丫系列三相异步电动机具有效率高，耗能少，性能好，有较高的最大转矩和最小转 矩，其运转时产生的噪音也很低、振动也较小、体积小、机身轻、运行平稳可靠、安装形 式灵活多样、维修方便等特点。 根据工作环境和要求，选用 丫系列三相异步电动机。 在对电动机选择时，要考虑电动机容量的合理性，容量的选择很重要，因为它影 响到电动机的正常工作，合理的容量可减小经济投入。如果电机容量过大，电机效率不高, 这样就会导致电机容量不能够充分的利用，造成容量浪费和不必要的经济损失；但是选用 的电机容量过小的话，也会使电机超负荷工作，使电机过热过度，这样会降低电机寿命， 造成不必要的经济损失。在选电机时，还应考虑电机的其他条件，比如转速等。 在确定电动机的功率时，我们也要考虑以下问题对电动机的影响： 1 ?电动机的过载条件。剪板机在剪切工件时，受到力的作用，会使电动机得扭矩 上升，如果扭转上升到，当扭矩超过它的最大容许扭矩时，电动机就可能会损坏而停下， 这就是过载条件对电动机的限制。 2 ?电动机的发热条件。剪板机在剪切工件时，受到力的作用，电流会上升，也会 增加电动机的负载，这就增加了电动机的发热，使其温度上升；当完成剪切工作后，负载 会减小，相应的转发热会减少（热能的耗损也减小）。电动机运行一段时间后，其温度能 达到一稳定状态。如果电动机的温度长时间超出其正常的工作的范围，电动机就会因为过 热而损坏，这就是发热条件对电动机的限制。 该剪板机的剪切厚度为3mm根据诺沙里公式, P=0.6 b % P=0.6 b %上(1 tan 0.6 x 式 3.1) io x） by x 式中：P——剪切力大小 b――被剪板料的极限强度，取b 500N/mm被剪板料的可延伸率, b――被剪板料的极限强度，取 b 500N/mm 被剪板料的可延伸率, 25% h 板料厚度h 3mm ――上刀刃的倾斜角度 2 Z——被剪板料的弯曲力系数，Z 0.95 y 前刃侧向的间隙相对值，y 0.083 X——压具影响系数，x 7.7 和式中各参数，可得 32 0.25 （1 ta n2 由式(3.1) P=0.6 500 0.95 tan2 0.6 0.25 1 、 - 10 0.25 、 1 厂 500 0.0832 7.17 解得：P 根据资料的Q-11型剪板机，选取功率为 查表得12-1Y系列三相异步电动机的技术数据，选取 41157N 3kw的电动机。 Y132S-6型电动机,其技术参数 如下：功率为3kw,同步转速1000r/min，级数为6,满载时转速为960r/min。 在对传动比进行分配时，要应考虑以下原则： ?为了延长装置的常规使用的寿命和承载能力，选择的各级传动的传动比应保证在一定 合理范围内。 ?结构设计要匀称合理，同时要满足各级传动件传动的协调性，。 ?设计的传动装置的外形轮廓尺寸要紧凑。 .设计的传动零件之间要保证不会干涉现象和碰撞。 总传动比 nm id =- n主 式 3.2) 把 nm 960r/min ， n主 30r/min 代入式(3.2)的，得 id 32 id i0 i1 式中：i0 带传动比 式 3.3) i1 ――圆柱齿轮传动比 为保证带传动中外廓尺寸的合理，初步取io 4，则i1 8 1.计算各轴转速 轴转速的计算公式: nm 式 3.4) 2 ?计算各轴的功率 查资料得各部件传动效率: 带传动效率：0.94-0.96  nm n1 960 240r/min I0 4 960 n2 m 30r/min io h 4 8 取! 0.95 圆柱齿轮传动效率：0.94-0.96 取2 0.96 轴承（每对）传动效率：0.97-0.99 取3 0.98 所以总传动效率为： 式 3.5) 式 3.5) 总 1 2 3 把, 把,0.95， 2 0.96， 0.98代入式（3.5），得 2 2 总 i 2 3 0.95 0.96 0.98 0.876 Pd i 式 3.6) 把 1 0.95， 2 0.96，  0.98代入式（3.6），得 P2 Pd 3.计算轴的转矩 P Pd 0i Fd 01 02 P d 式中：Td——电动机转矩; 1 3 3 0.95 0.98 2.79kw Td 9550」 2 2 3 3 0.95 0.96 0.98 2.63kw 式 3.7) Pd 电动机功率； nw 满载转速。 Pd Td 9550 丿 9550 3 N m 29.84N m nw 960 T1轴 Td i。 01 29.84 4 0.95 0.98N m 111.1N m T2轴 Td i0 h 01 2 02 29.84 4 8 0.95 0.96 0.98 N m 836.4N m 3.2离合器的选用与计算 剪板机的离合器大体上分为刚性离合器和摩擦离合器两种。刚性离合器则通过键连接 把主动部分和从动部分连接起来。根据键类型的不同，可分为转键式、滑销式、滚柱式和 牙嵌式等几种，本次设计采用双转键式离合器。 转键式离合器的一般结构如图所示:毎魁 才申帝3■梅 巨一弐套 转键式离合器的一般结构如图所示: 毎魁 才申帝 3■梅 巨一弐套 图3.1 离合器结构简图 转键离合器工作部分的构成关系如图 3.1所示，中套2装在大齿轮内孔中部，用平 键与大齿轮连接，跟随大齿轮转动。内套 6和外套5分别用平键与曲轴4连接。内、外套 的内孔上各加工出两个槽，而曲轴的右端加工出两个半月形的槽，两者组成两个圆孔，主 键和副键便装在这两个圆孔中，并可在圆孔中转动。 半圆形转键离合器，它的主动部分包括大齿轮 1、中套2和两个滑动轴承等；从动部 分包括曲轴&内套6和外套5等；接合件是两个转键（一个工作键也叫主键，一个副键）； 操纵机构由关闭器等组成。 如图3.1所示。踩下踏板后，离合器的工作键转过一个角度，使得中套上的半圆形槽 和传动轴上的半圆形槽对正，此时离合器就啮合了，这样从动轴会被大齿轮经中套和工作 键带动，以此来实现转动。操纵机构上有复位弹簧，可以使离合器复位，这样大齿轮就绕套 筒转动（从动轴就停转动），完成一个工作循环。 3.3制动器的选择 制动器都是通过摩擦作用来实现制动的，常用的制动器可大致分为圆盘式制动器、带 式制动器和闸瓦式制动器三种。本次设计采用的就是带式制动器，常用的有偏心带式制动 器、凸轮带式制动器和气动带式制动器。 本次设计采用凸轮带式制动器，结构简图如图 3.2所示，其中制动弹簧5是用来控 制制动带6的张紧，而凸轮I、杠杆4和滚轮用来控制其松开的，因此，在非制动行程时， 剪板机的制动带是松开的，而且这样能量损耗也会比较小。 1 —凸轮 2 —制动轮 3 —滚轮 4 —杠杆 5 —制动弹簧 6 —制动带 图3.2 凸轮带式制动器 3.4刀具的选择 剪板机的下刀片都具有四个刃。刀架沿前倾直线运动的剪板机上刀片能具有两个刃 或者四个刃。刀架沿弧线运动的剪板机上刀片只宜有两个刃，而且必须将上刀片用螺钉或 者垫片调整为一个空间曲面，因此上刀片的长度尽可能增大以减少接缝数。如果接缝处调 整不当将导致刀具磨损的加剧和被剪板边偏差的增大。 刀片顶面应稍低于工作台面，偏差为-0.20毫米。 国产剪板机刀片材料常用6CrW2Si,（热处理后硬度为RC58-60）。T7A,9CrSi，Cr12P1, Cr12Mo和Cr6VP也可作刀片的材料。国外实验用硬质合金 BK15或 BK2（镶在剪刀片上来提 高两次刃磨的间隔时间。 刀片的尺寸参阅下表3.2 表3.2 刀片尺寸 被剪板厚h （毫米） 刀片尺寸T*H（毫米） 螺孔直径d （毫米） 1 ?2.5 20*60 13 4?16 25*80 17 20 ?25 32*120 22 32 ?40 45*150 33 刀片刃部应经常保持清洁，并应涂上含有二硫化钼或石墨的润滑脂 4计算 4.1带传动的设计及其计算 作为挠性传动的一种，带传动的基本组成零件为带轮 （主动带轮和从动带轮）和传动 带。工作时是通过皮带和带轮之间的摩擦来完成动力的传递。在带传动中由于不同的截 面形状所传递的力不同，因此可分为平带传动、 V带传动、圆带传动、多楔带传动等。 带传动中有中间挠性件，所以其具有以下优点： 1 ?在传动中存在冲击载荷，带传动能减弱冲击； 2?运行比较平稳，且运转时没有噪声； 3?啮合传动的制造和安装是很严格，而带传动则没那么严格； 4?带传动能够完全满足工作场合中需要较大的中心距的要求，即通过增加带长来调节适 应。 由于V带套在带轮上以后，带与带轮轮槽的工作面紧密贴合，在张紧力相同和成本等 条件下，V带传动的工作上的能力比其他带传动要好。此外还具有传动比较大，传动平稳，成 本低等优点，故在近代机械中应用广泛。由于本次设计中要求转速高，为保证稳定传动皮 带不打滑，故选用V带传动。 由于带轮运转时有较大的载荷变动，还有每天的上班时间应小于 10小时，查表取 Ka 1.1， 计算功率公式： PCa Ka P （ 式 4.1） 其中 Ka 1.1， P 3kw Pea Ka P 1.1 3 3.3kw 式中：P ——带传动的额定功率（kw） Ka ――工作情况系数 根据FCa 3.3kw和主动带轮（小带轮）转速n nw 960r/min，查表选用A型V带。 其带速 1初选小带轮的基准直径 在一定功率条件下，选择的带轮直径要合适，太小会增加 V带根数和弯曲应力。一般 情况下，为避免应力过大，应保证 dd (dd)min。 根据《机械设计》第八版表8.6和表8.8，取小带轮的基准直径ddi 112mm 2 ?验算带的速度 带速的计算公式： nddini 60 1000 把 ddi 112mm 和 n 960r/min 代入式(4.2)，的 v 5.63m/s 因为5m/s v 30m/s，在合理范围内，所以带速合适。 3?计算大带轮的基准直径 查表得,计算大带轮的基准直径dd2 dd2 i dd1 ( 式4.3) 把 i 4 和 dd1 112mm 代入式(4.3)，得 dd2 448mm。 按照表《机械设计》表8-8对V带带轮基准直径系列进行圆整,圆整后取dd2 448mm。 式 4.4) 式 4.4) 0.7(dd1 d d2) a0 2(dd1 dd2) 将 dd1 将 dd1 112mm， dd2 448mm 代入式(4.4)，可得：392mm a0 1120mm。 初定中心距为a0 550mm。 带的基准长度，可有以下计算公式可得: 2031mm。式 4.5)2 n ?2 d 2031mm。 式 4.5) Ld0 2a0 ~ (dd 1 dd2) ■ 2 4a0 将 dd1 112mm， dd2 448mm， a。550mm 代入式(4.5)，得 Ld° 由《机械设计》第八版表8.2选带的基准长度Ld 2000mm。 为适应不一样工作场合，要对V带的中心距做调整，公式为: 式 4.6)Ld L 式 4.6) a a。 2 把 Ld 2000mm， Ld0 2031mm， & 550mm 代入式(4.6)，得 a 535mm 考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充紧张的需 要，常给出中心距的变化范围： a 0.015Ldamax a 0.015Ld amax a 0.03Ld 式 4.7) 式 4.8) 520mm， amax 610mm把 Ld 2000mm 代入式(4.7)和 520mm， amax 610mm 故中心距的变化范围为520~ 610mm。 由于小带轮上的包角总是小于大带轮上的包角，还有小带轮上的总摩擦力也总是小于 大带轮上的总摩擦力。因此，要发生打滑的话，那一定会发生在小带轮。考虑到带传动的 工作上的能力，则应满足以下条件： i 180 (dd2 ddi)573 120 ( 式 4.9) a 把 a 535mm， dd1 112mm， dd2 448mm 代入式(4.9)，得 1 144 120 1 ?计算单根V带的额定功率 为了使传动平稳，各根Vt受力大小要合适，为了减小带的受力增加根数，但根数也 少于10根。否则应选择其他带型的带传动。 由dd1 112mm和m 960r/min，查《机械设计》第八版表 8.4a，得F0 1.16kw。 根据n 960r/min，i 4和V型带，查《机械设计》第八版表8.4b，得Po 0.11kw。 查《机械设计》第八版表8.5，得K 0.906，表8.2得Kl 1.03，单根则的额定功率 Pr (F0 P。)K Kl ( 式 4.10) 把 P° 1.16kw， F0 0.11kw， K 0.906， Kl 1.03代入式(4.10)，得 P 1.185kw 2?计算则的根数 Pca z Pr ( 式 4.11) 把 Pr 1.185kW，Pca 3.3kw 代入式(4.11)， 得z 2.78 取则的根数z 3 根V带的初拉力的计算公式: 500(2.5 K )入K zv 500 (2.5 K )入 K zv 2 qv ( 式 4.12) 式中：q——V带单位长度的质量 由《机械设计》第八版表8.3得q 0.1kg/m，所以 (2.5 0.906) 3.3 2 (Fo)min [500 0.1 5.63 ]N 175N 0.906 3 5.63 由于新带在使用一段是时间后容易松弛，所以对没安装自动张紧装置的带传动，在安装新带后，为了能够更好的保证其能正常工作，预紧力要设置为上述预紧力的 1.5倍；对于V带运转 后的初拉力也有规定，一般为上述预紧力的1.3倍。 为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动时轴上要承受的力FP o FP 2zF0 sin 1 ( 式4.13) 2 式中：1为小带轮的包角； z 带的根数； F0 ――单根V带预紧力。 Fp 2 3 175 si 2 V带轮基准直径不同，考虑传动效率和成本等条件，应选不一样的结构。当带轮基 准直径为dd 2.5d (其中d为安装带轮的那根轴的直径)，可采用实心式；当dd 300mm时， 可米用腹板式；当dd 300mm，同时D1 d1 300mm时，可采用孔板式；当d 300mm时， 可米用轮辐式。 1 ?小带轮的结构设计 带轮形状一般都很复杂，而且造价成本比较高，因此选用 HT灰铸铁，因为它铸造 非常容易，又能达到形状要求，还能够大大减少加工成本；灰铸铁的主要结构成分是铁与碳， 碳含比较量高，相应的干润滑性能也非常好，而且不容易与其他零件粘接；拥有非常良好的摩 擦性能，能减少其打滑° 材料：HT200 确定带轮的形式。 查《机械设计课程设计设计手册》第3版知电动机的轴直径d 38mm，电动机的轴伸出 长度E 80mm，又知小带轮的基准直径 ddi 112mm， 2.5d 2.5 38mm 95mm。 2.5d ddi 300mm （ 式 4.14） 根据小带轮直径，选用腹板式带轮。它的直径为 dd1 112mm。 （3）轮槽的尺寸见表4.1。 表4.1 V带轮轮槽截面尺寸 项目 符号 结果 槽型 — A型 基准宽度（节宽）（mm） bp 11.0 基准线上槽深（mm） ha min 2.75 基准线下槽深（mm） h f min 8.7 槽间距（mm） e 15 0.3 第一槽对称面至端面的距离（mm） f 9 轮槽角- — 38 确定小带轮的外观尺寸。 带轮的宽度： B (z 1)e 2 f (3 1) 15 2 9mm 48mm 带轮的外径长度： da1 dd1 2ha 112 2 4mm 120mm 轮缘的长度：d1 (1.8- 2)d (1.^-2) 38mm (68.4 ?76)mm，取 d1 70mm 轮毂的长度：B 48mm 1.5d 又 L1 (1.5 ?2)d，取 L1 48mm。 如图4.1为一般V带轮槽的结构简图 —1 — 1 ■- .■ .7 1 J 1 I 300mm，所以式 300mm，所以 式 4.15) 0.2h1 8.3mm， 图4.1轮槽结构简图 2 ?大带轮的结构设计 ⑴材料：HT2O0 确定带轮的形式。 初定大带轮的轴的直径d 46mm，由于大带轮的基准直径dd2 448mm 大带轮采用轮辐式结构。 大带轮轮槽的尺寸与小带轮相同。 轮缘及轮毂的尺寸。 带轮的宽度： B (Z 1)e 2f (3 1) 15 2 9mm 48mm 带轮的外径长度：da2 dd2 2ha 448 2 4mm 456mm 轮缘的长度：d2 (1.8-2)d (1.8~2) 46mm (82.8 ?92)mm，取 d, 86mm 轮毂的长度：B 48mm 1.5d 又 L2 (15- 2)d，取 L2 48mm。 h1 2903-P V nZa 式中：P——传递的功率，为2.79kw n 带轮的转速，为240r/min Za——轮辐数，取4 贝U 0 2903/ 2.79 mm 41.4mm， b 0.80 33.1mm，bi 0.4h 16.6mm， f 240 4 b2 0.8b1 13.3mm。 4.2齿轮设计 根据传动方案和其他因素选择的齿轮为直齿圆柱齿轮。由于要满足强度等要求，要对 齿轮表面要调质处理，故选用8级精度(GB 10095-88),小齿轮选用45Cr(调质),取小齿轮 硬度为280HBS大齿轮选用45钢(调质)，查质料取大齿轮硬度240HBS两者材料硬度差为 40HBS 这里初步选取小齿轮的齿数Z 21，则可计算出大齿轮的齿数Z 这里初步选取小齿轮的齿数 Z 21，则可计算出大齿轮的齿数 Z2 21 168。 按以下公式进行计算 ditiKT dit iKT1 u 1 ZE 2 2十丁胃 式 4.16) 1.首先确定公式内变量的值 (1)选择载荷系数Kt 1.3。 计算小齿轮转矩。 式 4.17)95.5 105 式 4.17) n1 已知 P 2.79kw， 已知 P 2.79kw， n 240r/min，代入式(4.17) ，「 1.11 105N mm 《机械设计》第八版表10.7 《机械设计》第八版表 10.7选取齿宽系数d 《机械设计》第八版表10.6得材料的弹性影响系数1Ze 189.8MPa°《机械设计》第八版图10.21 《机械设计》第八版表 10.6得材料的弹性影响系数 1 Ze 189.8MPa° 《机械设计》第八版图 10.21得小齿轮的接触疲劳强度极限为 H lim1 600MPa，大 齿轮的接触疲劳强度极限为 Hlim2 550MPa 。 计算应力循环次数。 M 60nt jL M 60nt jLh N1 N1 60 240 1 2 8 300 15 9 1..0368 10 N2匹理卫9 2.592 4 Khn 2 0.99。接触疲劳寿命系数可从《机械设计》第八版图 10.19 Khn 2 0.99。 计算齿面接触疲劳的许用应力。 要求失效的概率为1%按可靠度要求，取安全系数 S 1， [h] limKHN ( 式4.19) S [h]i limlKHN1 600 0.94 564MPa S lim2 K HN2 [h 】2 550 0.99 544.5MPa S 2 ?初步计算 (1)把[h]中值小的代入式(4.20)可得小齿轮的分度圆直径d1t。 du式 4.20) du 式 4.20) 3 1.3 1.11 10 9 189.8 2 所以 d1t 2.3231 -( ) mm 62.6mm V 1 8 544.5 ⑵计算圆周速度v。 把 d1t 62.6mm , n 240r/min 代入式(4.2)，得 n1t n n1t n1 n 62.6 240 m/s 0.8m/s v 60 1000 60 1000 ⑶计算齿宽b。 b d d ( (4)齿宽与齿高之比。 模数 b d d1t 1 62.6mm 62.6mm d ( m - z 式 4.21) 式 4.22) 把 d1t 62.6mm ,乙 21 代入式(4.22)，得 齿高￡ 62.6m mmZ 21h 2.25 齿高 ￡ 62.6m mm Z 21 h 2.25讥 2.25 2.98mm 2.98mm 6.71mm b 62.6 h 6.71 9.33 载荷系数。 根据v 0.8m/s, 8级精度，由《机械设计》第八版图10.8查得动载系数为Kv 1.1。直 齿轮，Kh Kf 1.2。由《机械设计》第八版表10.2得使用系数Ka 1.5。由《机械设计》 第八版表10.4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支持非对称布置时，取 Kh 1.450。由 b 9.33， Kh 1.450查《机械设计》第八版图10.13得Kf 1.36 ；故载荷系数 h K 心心心Kf ( 式4.23) 把 Ka 1.5， Kv 1.1，Kh 1.450，心 1.2代入式(4.23)，得 K KaKvKh Kh 1.5 1.1 1.2 1.45 2.871 根据《机械设计》第八版式(10.10a)校正分度圆的直径。 d1 d 1t3 ( 式 4.24) 把 d1t 62.6mm，K 2.871, Kt 1.3 代入式(4.24)，得 HT J2.871 d1 d1t3 62.6 3 82mm Kt 1.3 模数m。 d1把 d! 62.6mm，z, 21 代入式(4.22) d1 3.90mm82mm 3.90mm 21 按齿根弯曲强度设计 齿根弯曲强度设计公式: 式 4.25)QTY； 式 4.25) 1.确定公式内的计算参数 (1)由《机械设计》第八版图10.20c (1)由《机械设计》第八版图 别为 FE1 500MPa 和 FE2 380MPa。 ⑵ 弯曲疲劳寿命系数可根据《机械设计》第八版图10.18查得Kfn1 0.88，Kfn2 0.89 计算大小齿轮的弯曲疲劳许用应力。 取安全系数S 1.4，计算公式如下： [f] ( 式4.26) S 把 FE1 500MPa， FE2 380MPa， K FN 1 0.88 ， K fn 2 0.89 代入式(4.26) ，得 KfN 1 FE1 0.88 500” [F】1 MPa 314.29MPa S 1.4 K FN 2 FE 2 0.89 380 [F ]2 MPa 241.57MPa S 1.4 载荷系数K。 把 Ka 1.5, Kv 1.1 , Kf 1.36 , Kf 1.2 代入式(4.23)，得 K KaKvKf Kf 1.5 1.1 1.2 1.36 2.693 查取齿形系数。 由《机械设计》第八版图10.5查取齿形系数YFa! 2.76 ； YFa2 2.133 查取齿轮应力的校正系数。 根据《机械设计》第八版图10.5查校正Ysa1 1.56 ； Ysa2 1.843。 计算和比较大齿轮和小齿轮的YFaYsa。 模数2KT1 Y$aY 模数 2KT1 Y$aY Sa 5 2 2.693 1.11 10 2 1 21 0.01627mm 2.81 根据计算所得的模数 根据计算所得的模数2.81，取近似圆整值m 3mm，由此能够算出小齿轮齿数。 Z1d1 Z1 d1 m 82 3 28 则可算出大齿轮的齿数 则可算出大齿轮的齿数Z2 8 28 224 分度圆直径d1z,m 分度圆直径d1 z,m 28 3mm 84mm， d2 z2m 224 3mm 672mm。 84 672 mm 378mm，齿轮宽度b dd1 1 84mm 84mm。 [ YFa 1Ysa1 [F】1 Y Fa2^^Sa2 [F ]2 f] 2.76 1.56 314.29 2.133 1.843 0.01627 241.57 大齿轮的数值大。 2?计算 把 d 1， K 2.693，T1 1.11 105N mm 和 YFa2YSa2 0.01627代入式(4.25)可算出齿轮的 [F ]2  取 B2 84mm , B1 89mm。 根据上面的计算得出齿轮尺寸值，见表 4.2 : 表4.2 圆柱齿轮几何尺寸 名称 代号 公式 小齿轮 大齿轮 模数 m m 3 压力角 =20 分度圆直 径 d d1 mz 3 28mm 84mm d2 mz2 3 224mm 672mm 齿顶高 也 ha1 ha2 1.0 3mm 3mm 齿根高 hf hf1 hf2 1.25m 1.25 3mm 3.75mm 齿全高 h hi h2 ha hf 6.75mm 齿顶圆直 径 da da1 d1 2ha 90mm da2 d2 2ha 678mm 齿根圆直 径 df df1 d1 2hf 76.5mm df2 d2 2hf 664.5mm 基圆直径 db db1 d1 cos 79mm db2 d2 cos 632mm 齿距 P p nm 9.42mm 基圆齿距 Pb Pb pcos 8.85mm 齿厚 s m s 5mm 2 标准中心 距 a m(Z1 Z2) crc a 378mm 2 4.3轴的设计 选用45钢调质，硬度为217-255HBS查参考文献［16］得，A 103~126，取A 120 轴直径的计算公式 式 4.27) 把 A 120, R 2.79kw , m 240r/min 代入式(4.27)，得 d 120 d 120 3 2.79mm V 240 27.18mm 初取取d 46mm。 1 .计算小齿轮所受的力 1 . 计算小齿轮所受的力 Ft 2T1 d1 ( Fr Fttg ( Ft Fn ( tg 把T 111.1N/m， d1 0.084m 代入式(4.28)，得 2T1 2 111.1 Ft 1 N 2645N di 0.084 式 4.28) 式 4.29) 式 4.30) 把Ft 2645N， 代入式(4.29)，得 Fr Fttg 2645 tg20 N 963N 把Fr 963N， 代入式(4.30)，得 FnF Fn Fttg 7267N 式中：T；——主轴的扭矩; ——压力角； d； 小齿轮分度圆直径 2?受力分析 ■j^uiuLUlLLKLUJ川 n f]lJ^?, ■j^uiuLUlLLKLUJ川 n f]lJ^?, .455424 16604C .455424 16604C2 484748N mm 已知： 1 BC 1186mm， 1CD 172mm Rbh Rch Ft Rbh (172 1186) f^CH 172 0 求得： Rbh 384N， Rch 3029N Rbv K^v Fr Rbv (172 910) Rcv 172 0 求得： Rbv 140N， &v 1103N M bh Rch L 384 1186 455424N mm M bv Rcv L 140 1186 166040N mm Mb ,MCh MCv 按第四理论强度校核 0.75T2 式 4.31) 把 M 484748N/mm , T 111000N/mm 代入式(4.31)，得 M 0.75T 32 2 32 2 2 3 M 0.75T 3 . 484748 0.75 111000 MPa 51.7MPa W n3 n 463 因为51.7MPa60MP,所以符合强度要求。 其中 AB 208mm , BC 770mm , CD 208mm , DE 172mm , F 2322N，根据物体的 平衡条件，解方程组得 R/1 2462N , Rv2 1219N , Rh1 2707N , Rh 2 4569N , Mh 904756N , Mv 614186N , M MH M； 1093530N mm 图4.3 图4.3从动轴载荷分析图 把 M 1093530N mm , T 836400N/mm 代入式(4.31)，得 ——0.75T 323 M 0.75T2 32 30.75 8364002MPa 48.7MPa W nd n 65 因为48.7MPa60MPa所以符合强度要求。 5曲柄连杆机构设计 曲柄连杆机构能将剪板机的传动系统的旋转运动转变为上刀架的直线往复运动， 通过刀架上的刀片对板料进行剪切（实现剪切工艺）。同时，该机构还具有力的放大作用（即 工作载荷大于传动系统输入的作用力），满足剪板机瞬时峰值力的要求。 5.1材料的选择 常见的曲柄连杆主要有曲轴和偏心轮形式等。曲柄连杆结构是剪板机的一个重要零 件，本次设计的曲柄连杆机构受力情况复杂，制造条件要求比较高。曲柄连杆的材料应选用 刚度较大的钢，选择40Cr调质。考虑到偏心轮的常规使用的寿命，用滚子辗压对圆角处进行强化。 5.2曲柄连杆结构运动规律 曲柄连杆结构由连杆、曲柄和滑块组成，如图 5.1所示。图中旋转中心为 0, A为连 杆与曲柄的交点，B为连杆与滑块的交点，0A为曲柄的半径，AB是连杆的长度。 该机构中以0为中心，以一定的角速度 绕0作旋转运动，则刀架（滑块）以一定 速度v作直线往复运动。刀架（滑块）位移和转角 的关系能够准确的通过几何关系推导出： TOC \o 1-5 \h \z OB Rcos 丄l（Rsi n—）2 （ 又知s R L B 由以上两式整理可得： s R（1 cos ） L[1 （RSin ）2] （ 又由于一般取值为： 0.3， 由二项式定理得（1 1 2 2 又有倍角关系知sin2 1罗2 ，将上式代入式（5.2）得， s R[（1 cos （1 cos2 （ 4 式中：s――滑块的位移（即刀架运动的从上下止点的距离）； ——曲柄的转角，从下止点开始算起，方向与曲柄转向相反； R——曲柄长； 式 5.1)式 5.2)式 5.3)对式 s R[(1 cos-（1 cos2 两边时间求导，可推导出:4VR[(1 cos—(1 cos24 式 5.1) 式 5.2) 式 5.3) 对式 s R[(1 cos -（1 cos2 两边时间求导，可推导出: 4 V R[(1 cos —(1 cos2 4 ( 式 5.4) 式中：V 滑块的速度; ――曲柄连杆的角速度; L ――连杆AB的长度。 180* 图5.1曲柄连杆机构运动关系计算简图 由计算可知，尽管曲柄做匀速转动，但滑块在运动中各点的速度是不等的。当滑块运动到上止（ ）点和下止点（0 ）的时候，其运动速度等于零，即v 0。当滑块运动 到点（ 75 -90 ）和（ 270 -285 ）的时候，它的运动速度是最大的。 曲柄连杆机构中当 AB长度很短或承受力很大时，就用偏心轮代替曲柄，偏心轮的强 度和刚度比曲柄大多了而且结构也要简单很多。因此，偏心轮机构大范围的应用于传力较大的 剪床、冲床、内燃机等机械中。 在曲柄摇杆机构中，曲柄上的销轴与连杆上的轴孔共同组成了转动副 B,在运动时销 轴要承受较大的载荷作用，如果曲柄 AB较短时，为保证曲柄连杆机构正常工作，则要相应 增大销轴的直径，这样的话连杆的轴孔也要随之相应增加。如果要承受较大的力，曲柄的 销轴直径就需要加大，当直径大于曲柄 AB的长度时，连杆的轴孔就会出现环状，相当于曲 柄AB变成了一个圆盘（也就是偏心轮），该圆盘还是绕A点转动。曲柄连杆在结构形状上虽 然发生了很大的改变，但是杆件（杆AB杆BC杆CD杆AD）的长度都没发生改变，所以 本质上没改变各构件间发生相对运动关系。偏心距的长度为点 B到点A的距离，即等于曲 柄的长度。这种偏心轮机构适用于曲柄短、受力大的场合。 5.3连杆的设计 参考资料和经验数据确定连杆的主要尺寸，初定连杆的材料为 HT2O0结构简图如图 5.3所示。 图5.3 连杆结构简图 6机身设计和紧固件选择 6.1机身结构 剪板机所有的零部件都要安设在机身上，在工作时全部的工件变形力要全部作用在 机身上，因此机身是剪板机的非常基本部件之一。因此，机身的设计一定要合理，合理的 设计既能减轻机体的质量，减少制造成本，又能提高其系统刚度，还能减少制造机械所发 费的时间，都具有很大的影响。 剪板机的机身有开式机身，还有闭式机身这两大种。开式机身敞开式的，这样的设计 操作方便，但刚度则会差些，主要用在中小型剪板机设计中；闭式机身的，刚度较好，但 机身是封闭的，这样操作性就不如不如开式的方便，适用于中大型机剪板机，还有一些对 精度要求有特别的条件的小型机械。 开式剪板机机的机身背后是有开口区分，可分为双柱机身的剪板机和单柱机身的剪板 机；机身是可以倾斜的，倾斜的是可倾机身和不可倾的不可倾机身；工作台是可以设计为 移动或固定的，按此可分为固定台和活动台。机身形式不同，则它的用途也会有差别，采 用双柱可倾机身能便于卸料，容易实现冲压工作的机械化和自动化。活动台机身能改变 剪板机的闭合高度，而且变动范围较大，故其适合使用的范围较其他要大。 本机机身的材料选为HT20Q 剪板机结构简图。 图6.1 剪板机结构简图 6.2机床的强度 机床的刚度会影响工件精度和常规使用的寿命等，因此应按刚度设计。在进行机床床身刚度 校核前，要先确定机床机身的主要结构尺寸， 然后再计算和校核。因此，为了方便于设计， 需要先对强度进行设计，接着进行刚度的校验。为了考虑机床机身的刚度，在对机床的强 度设计时，一般取较低的许用压力。 6.3紧固件的选用 标准紧固件在选用时，按使用场合和其使用功能等做出合理的选择确定， 一般有十二种类型。 1在同一种机械设计中，为了加快加工的装配的效率，所以紧固件的品种选用能越 少越好； 2?在选用时，要优先选用紧固件品种，这样做才能够降低成本； 3?在根据剪板机的型式、机械性能和精度等方面考虑确定选用哪种时，要满足紧固 件预期的使用上的要求。 我们大家都知道螺栓的种类很多，大体上分为六角头型螺栓和方头螺栓。六角头螺栓在机械 制造中广泛使用，按制造精度和产品质量来区分产品等级的， 一般常见的有A、B、C等级, 在装配精度要求高以及受冲击、变动载荷和一些重要的地方，以A和B级类型的应用最多。 六角头螺栓头部支承面积大小不同对承受载荷有影响，还有安装的地方尺寸对六角头螺栓也 有影响，可分为六角头螺栓与大六角头螺栓两种；在需要锁紧时，可在头部或螺杆开孔。 方头螺栓能承受较大的力，因为方头尺寸较大，这样受力表面就大，也便于用扳手或者其 他零件转动。常用螺栓有 GB8 GB5780-5790等。 剪板机选用的是铰制孔用螺栓，使用螺栓时，将其密镶入铰制孔内，这样减小工件错 位对其的影响，螺母垫圈使用配套的。 结论 剪板机大范围的应用于在板材加工中，是一种常见的剪板设备。本次设计从机械式中的凸 轮机构和曲柄滑块机构方案中选择了曲柄滑块 （偏心轮）式的剪板机方案，然后参照剪板机 的设计标准，从曲柄滑块机构设计、传动方案的选择、电动机选择、离合器及制动器的选 择、标准件的选择等方面展开设计和论述的，还绘制了剪板机的 CAD二维图。 在设计过程中，去工厂实习看到剪板机的实物和怎么来实现传动的，还有各部件间的相 关性，让我深刻感到实践的重要性。 1根据剪板机所剪板的厚度计算剪切力，在类比实习厂的剪板机，选择合理电动机 的功率。 根据电动机的功率对各机构的尺寸进行初选。以齿轮为依据，选取齿数、模数、 齿面接触强度计算、齿根弯曲强度设计、结构设计、材料选择等。 在对离合器和制动器的类型做出合理的选择时，要考虑剪板机的工作要求 （实现空转）和 相关的结构，并确定其相关尺寸。 在设计中对CAD的操作更加熟悉，如零件的设计，装配各组件及 CAD的绘制方法 和技巧。 回想本次毕业设计，由于本人设计水平有限，还有一些有待完善的地方： 本次毕业的剪板机没有实现自动化。 在对机身设计时很简单，不进行精确的计算，没有对其进行有限元分析。 没有很有效的解决剪板机的加工精度。 主要参考文献 崔占全，邱平善.机械工程材料[M].哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，2001.9. 付桂芹，郝敬志，邵玉翠等.电气制造[J].山东达驰电气.2011,9: 23-25. 何德誉，俞新陆.锻压手册[M],第3卷，锻压车间设备.北京：机械工业岀版社,2002. 纪名刚，濮良贵.机械设计.第七版[M].北京：高等教育出版社，2007. 刘鸿文.材料力学.第四版[M].北京：高等教育出版社，2004. 1. ⑹ 李金山，徐会彩.斜刃剪板机剪切力的研究[J].锻压装备与制造技术，2009, 4: 18-21. 李建，王建新，殷文齐.六连杆机械压力机传动机构优化设计 [J]. 一重技术，2011, 1: 75-79. 刘培锷，张世杰.平行刃剪切机剪刃弹性压入金属阶段的光弹应力分析 [J].锻压技术,1984, 4: 36-40. 罗圣国，吴宗泽.机械设计课程设计手册.第3版[M].北京：高等教育出版社,2006. 5. 梁应彪.板材剪切力的测试[M].北京：锻压技术,1992. 2, 第六期. 王世刚，张春宜，徐起贺.机械设计实践[M].哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社,2004. 祝益人.冲床送料机构的小改革[J]. 机械工人.冷加工，1983, 10: 30-35. 哈尔滨工业大学理论力学教研室 .理论力学.第七版[M].北京：高等教育出版社,2009. 7. 辽阳锻压机床股份[J]. 锻压装备与制造技术，2010, 6: 5-7. Bruno J. J. Wientzek. Press-Shears for Cutting and/or Baling Scrap Metal[J]. Metallurgist, 2003, 47: 11-12. Chen Z F,Shi H Y,An Y J.Globally convergent approach based on chaotic theory for underwater robot motor optimization.lnternational on Robotics,lntelligent Systems and Signal Processing.Chansha[C], 2003: 996-1001. TOC \o 1-5 \h \z G. N. Sandor, R .E . Kaufman: Kinematics Synthesis of Geared Linkages, J. Mechanisms[M], 1970. 1. G. N. Sandor, R .E . Kaufman: Kinematics Synthesis of Geared Linkages, J. Mechanisms[M], 1970. 1. G. N. Sandor, R .E . Kaufman: Kinematics Synthesis of Geared Linkages, J. Mechanisms[M], 1970. 1. John T.Winship, P.E. Press Brake Bend Toword CNC[J]. Metal Stamping, 1988: 200-203. M. Dolinska, Professor C. B. Besant. Dynamic control of flexible manufacturing systems[J]. The International Journal of Advanced Manufacturing Technology, 1995, 10(2) : 115-116 .

  2023年国产飞机上装用的进口发动机和机载设备翻修项目构思建设方案.docx

  2021-2022学年肇庆市端州区颂德学校七年级下学期期中数学试卷(含答案解析).docx

  2023年自然资源部国土卫星遥感应用中心公开招聘考前自测高频考点模拟试题（共500题）含答案详解.docx

  原创力文档创建于2008年，本站为文档C2C交易模式，即用户上传的文档直接分享给其他用户（可下载、阅读），本站只是中间服务平台，本站所有文档下载所得的收益归上传人所有。原创力文档是网络服务平台方，若您的权利被侵害，请发链接和相关诉求至 电线) ，上传者