机械式剪板机的设计和三维建模毕业设计论文(编辑修改稿)

机械式剪板机的设计和三维建模毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

本次设计所选用的电动机的类型和机构形式应根据电源种类、工作条件、载荷大小和性质变化、启动性能、制动、正反转的 频率程度等条件来选择。 根据工作环境和要求 ,选用 Y 系列三相异步电动机。 电动机功率的选择 考虑电动机的工作和经济性的影响，必须对电动机的功率进行选择 ,功率选的过小 ,则不能保证工作机的正常运转或电动机因过载而过早的损坏。 而功率选的过大 ,则使电动机的价格高功率又不能充分利用 ,而且由于电动机经常不满载运行 ,增加电能消耗而造成能源的浪费。 电动机功率确定： 根据要求该剪板机剪切力 10 吨，根据公式： P = )σδ101 α1(g αδσ 0 . 62b xx2xbxytgZth （ 41） 其中： P 剪切力 P =10103=98000N bσ 被剪材料的强度极限， bσ =500N/mm XXXX 大学本科毕业设计（论文） 19 xσ 被剪材料的延伸率， xσ =25% h 被剪材料的厚度  上刀刃的倾斜角度 =2176。 Z 弯曲力系数， Z = y 前刃侧的向间隙相对值， y = x 压具的影响系数 x= 把已知数据代入式（ 41） )1(g20 . 2 5500 0 . 6 9 8 0 0 022tgth 解得： h = 根据表， Q11 型剪板机技术参数，类比工厂样机，确定电动机的功率为。 转速的确定： 传动由皮带和齿轮组成。 推荐的传动副传动比较合理的范围，取一级三角带传动比合理范围为 1i =2～ 4。 二级圆柱齿轮减速器传动比合理范围为 2i =8～ 40，则总传动比范围为 39。 总i =16～ 160,则电动机转速范围为： 总i = 39。 总i wn =(16～ 160)wn =480～ 4800r/min 查表 Y 系列三相异步电动机的数据参数 ,选取 Y132M26 型电动机 ,其技术参数为 :功率 ， 6 级，满载电流 、转速 960r/min、效率分别为 %。 4. 3 计算传动装置的传动比和动力参数 计算传动装置的合理传动比 总传动比 39。 总i = 3230960 主nnm （ 42） 39。 总i =1i 2i 式中 1i 三角带传动比 XXXX 大学本科毕业设计（论文） 20 2i 圆柱 齿轮传动比 取 1i =4 2i = 8432 计算动力参数 从n = 24049601imn r/min 主n = 308496021 iinm r/min 查得各部件传动效率合理范围为： 圆柱齿轮： ～ 取 2 = 三角带传动： ～ 取 1 = 轴承 (每对 )： ～ 取 3 = 则总传递效率为： 总 = 1 2 23 =  = 1P = 01dP = 31 dP =  = 2P = 0201  dP = 2321  dP =  = 轴转矩 电T = wdnP9550 式中 电T —— 电动机的转矩； 电P —— 电动机的功率； wn —— 满载时的转速； XXXX 大学本科毕业设计（论文） 21 电T = wnP电9550 =  Nm = Nm 从T = 010 iT电 =  mN = Nm 主T = 020200   iiT电 = 5  Nm = Nm XXXX 大学本科毕业设计（论文） 22 第五章 带传动的设 选择与设计 在相同的张紧力下， V 带传动允许的传动比大，结构比较紧凑，价格低廉， V 带比平带传动能产生较大的摩擦力，传动平稳。 功率的计算 caP = PKA (51) =  kW 其中 P传动的额定功率（ kW ） AK 工作情况系数 查表，每天工作时间不超过 10 小时，则 AK =。 带型的选择 根据 caP 、主动小带轮转速 wnn1 = 960r/min，选定 A型 V带。 小带轮基准直径的确定 初选小带轮的基 准直径 取主动轮 D =125mm 为基准直径。 验算带速度 V = )100060/()( 11  nD = )100060/()(  = m/s 由于 V 较小，所选的 1D 过小，会导致所需要的拉力过大。 取 1D =160mm V = )100060/()( 11  nD = )100060/()(  m/s XXXX 大学本科毕业设计（论文） 23 = m/s 计算从动轮基准直 径 2D = 1Di = 4160 =640mm 按圆整 V 带轮的基准直径系列 2D =640mm 中心距 a 和带轮的基准长度的确定 1 初步中心距 0a 取 )(2)( 21021 DDaDD  代入 1D 、 2D 得 1600560 0  a mm 2 首取 0a =60 mm 则所需带的基准长度 39。 dL 为 39。 dL ≈ 02a +2 1(D + )2D +02124 )( aDD  =2552 mm 取 39。 dL =2700 mm，一般是可以调整 V带的中心距 ,采用下式进行近似计算 a ≈ 0a 2 39。 dd LL  = 2 2 5 5 22 7 0 06 0 0  mm =674 mm 考虑补偿预紧力和安装调整的需要，中心距的变化范围为 mina = dLa  =  mm＝ mm maxa =a  =  mm= mm。 XXXX 大学本科毕业设计（论文） 24 主动轮上的包角验算 对包角的要求，所以包角应当满足 1 ≈  12060180 12  a DD 1 ≈  1 2 01 3 7606 7 41 6 06 4 01 8 0  因此主动轮上的包角满足要求。 带的根数确定 lca kkpp pZ)( 0  (53) 其中 k 包角系数， lk 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 =)( =5 根 带的预紧力确定 考虑离心力不利的影响，和包角对所需预紧力的影响，单根 V 带的预紧力为 0F = 2)(500   qkZp ca  其中 q V 带单位长度质量，取 q = 0F = ) (  = N 安装新带时的 预紧力取上预紧力的 倍。 带传动作用在轴上压轴力计算 在设计安装安装带轮的轴和轴承时，需要确定带传动作用在轴上的力 pF。 压轴力的计算可以近似的按带的预紧力 0F 的合力， XXXX 大学本科毕业设计（论文） 25 pF = 02ZF 2sin 1 式中： Z 带的根数 0F 单根带的 预紧力 1 主动轮上的包角 pF = 02ZF 2sin 1 = 21 4 7s 4 952  N = 轮结构的设计 小带轮的结构设计 ： HT200 D =38mm，电动机轴伸出长度 L=80mm，小带轮的基准直径 1D =160mm，公式 =38mm=95mm ＜ 1D ＜ 300mm 因此采用小带轮腹板式结构。 基准直径为 160mm，外径 ad =168mm。 查资料得带轮的轮槽具体尺寸如下： 轮槽基准宽度 db = 基准线上槽深 minah = 基准线下槽深 minfh = 槽间距 e =15177。 第一槽对称面距离端面 f = 2110 mm 最小轮缘厚度 min =6mm 轮槽角  =38176。 轮槽具体结构如图 51 所示。 XXXX 大学本科毕业设计（论文） 26 图 51 轮槽结构 带轮宽： B = feZ 2)1(  =(51) 15+2 10mm=80mm 带轮外径： 1ad = ahD 21 =160+2 4mm=168mm 轮缘外径： 1d =(～ 2) d =(～ 2) 38mm=(～ 76)mm，取 1d =70mm 轮毂长度： B =80mm＞ = 38mm=57mm 所以 1L =(～ 2) D =(～ 2) 38mm=(57～ 76)mm，取 1L =60mm。 39。 C =(1/71/4) B =(1/71/4) 80mm=(～ 20)mm 取 39。 C =15mm 小带轮的结构形式如图 52 XXXX 大学本科毕业设计（论文） 27 图 52 小带轮结构 大带轮的结构设计 材料： HT200 带轮的结构结构形式确定 初步选则大带轮的轴直径 d =35mm 因大带轮的基准直径 D =640mm＞ 300mm，则大带轮的结构选用轮辐式。 轮槽尺寸与小带轮轮槽尺寸一样。 轮毂及轮缘的尺寸： 带轮宽： B = feZ 2)1(  =(51) 15+2 10mm=80mm 带轮外径： aa hDd 222  =640+2 4mm=648mm 轮毂外径： 2d =(～ 2)d =(～ 2) 35mm=(63～ 70)mm，取 2d =70mm 轮毂长度：因为 B =80mm＞ = 35mm= 所以 XXXX 大学本科毕业设计（论文） 28 2L =(～ 2) D =(～ 2) 38mm=(57～ 76)mm，取 2L =60mm。 1h =3290anzP 其中： P 传递的功率， n 带轮的转速， 240r/min aZ —— 轮辐数，取 4 1h = 3290anzP = 3 。