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畢業論文（設計）回轉式飛剪機機構設計及分析學院專業學生指導教師2024年5月21日 DesignandanalysisofthemechanismofrotaryflyingshearCandidate：Supervisor：May.21st,2024本科畢業論文（設計）原創性聲明本人鄭重聲明：1．所呈交的畢業論文（設計），是本人在導師的指導下，獨立進行研究工作所取得的成果。2．除文中已經注明引用的內容外，本論文（設計）不含任何其他個人或集體已經發表或撰寫過的作品或成果。3．對本論文（設計）的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在論文（設計）中以明確方式標明。本聲明的法律結果由本人承擔。論文作者簽名：年月日 摘要本論文針對回轉式飛剪機的機構設計及分析進行了深入研究。首先從機構設計的理論基礎出發，對回轉式飛剪機的結構進行了詳細分析，包括轉動部分、切割部分、傳動部分等。然后利用計算機輔助設計軟件進行三維建模和運動仿真，驗證了設計的合理性和可行性。最后對回轉式飛剪機的性能進行了實際測試和評價，驗證了其在農田作業中的實用性和效果。通過本論文的研究，可以為回轉式飛剪機的設計和改進提供一定的參考和借鑒。關鍵詞：回轉式飛剪機；機構；設計ABSTRACTThispaperconductsin-depthresearchonthemechanismdesignandanalysisofrotaryflyingshears.Firstly,basedonthetheoreticalfoundationofinstitutionaldesign,adetailedanalysiswasconductedonthestructureoftherotaryflyingshearmachine,includingtherotatingpart,cuttingpart,transmissionpart,etc.Then,usingcomputer-aideddesignsoftwarefor3Dmodelingandmotionsimulation,therationalityandfeasibilityofthedesignwereverified.Finally,theperformanceoftherotaryflyingshearwastestedandevaluatedinpractice,verifyingitspracticalityandeffectivenessinagriculturaloperations.Throughtheresearchinthispaper,itcanprovidecertainreferenceandinspirationforthedesignandimprovementofrotaryflyingshears.Keywords:Rotaryflyingshearmachine;Institutions;design

目錄TOC\o"1-3"\h\u74361引言 I1引言1.1研究背景及目的回轉式飛剪機機構作為飛剪機的重要組成部分，在提高機械化收割效率、降低人力勞動強度方面發揮著至關重要的作用。因此，對回轉式飛剪機機構進行深入的設計和分析具有重要的理論和實踐意義。本文旨在探討回轉式飛剪機機構的設計及其性能分析，通過對機構結構、工作原理和動力傳遞機制等方面進行研究，以提高回轉式飛剪機機構的工作效率和穩定性，為飛剪機的進一步優化和改進提供理論支持。通過本文的研究，在提高飛剪機的作業質量和效率的同時，也可以為相關領域的學術研究和實踐應用提供有益啟示，推動機械化領域的發展。希望本文能夠為回轉式飛剪機機構的設計和應用提供有益的參考和借鑒。1.2研究現狀目前，國內對回轉式飛剪機機構設計及分析的研究已經取得了一定的進展。在設計方面，國內學者致力于優化機構結構，提高回轉式飛剪機的性能，例如提高切割精度、提升工作效率等。在分析方面，國內研究者著重研究飛剪機的動力學特性、材料切削原理等，以便更好地理解機構的工作原理和性能。郭顯平與2024年在《飛剪機齒輪過盈裝配及壓裝影響因素》文中指出為確保飛剪機齒輪與曲軸過盈配合的可靠性，根據齒輪輪轂與曲軸的實際結構參數和工況，修正過盈量的取值范圍，采用有限元法對過盈裝配過程進行仿真分析，并結合實際壓裝數據驗證仿真模型的正確性[1]。鄭祥臣與2024年在《滾筒式飛剪設計計算和分析》文中認為滾筒飛剪在冷壓帶鋼生產線上扮演著核心角色，本文著重探討了在借鑒土耳其一家鋼鐵廠鋅板生產線創新成果的基礎上，對傳統平直剪和螺旋線剪進行了深度優化，設計出一種新型的斜直剪刃滾筒式飛剪。這種設計旨在提升對超薄帶鋼的精準切割能力。文章詳盡闡述了斜直剪刃傾斜角度設計的策略，以及如何通過精確計算剪切力、電機轉速和功率需求來保證其高效運行。相較于螺旋線剪，斜直剪刃的剪刃間隙雖然呈現出非均一性，但其實隱藏著特定的規律[2]。我們提出了一種通過精細打磨滾筒上的剪刃槽，以調整剪刃間隙的均勻性，從而有效應對薄帶鋼的剪切挑戰。這種方法不僅提高了剪切效率，還確保了工藝的精確性和一致性。劉軍與2024年在《基于目標定尺的雙偏心擺式飛剪機控制參數計算》文中該研究深入探討了雙側非對稱擺動飛剪的連續定尺剪切操作機制，并構建了一個精確的目標尺寸預測模型。通過這個模型，我們開發出了一套完整的以目標定尺長度為導向的雙偏心擺動飛剪傳動控制參數優化算法。首先，我們設計了一套曲軸轉速變化規律，然后運用它來構建動力學方程，進而數值求解出曲軸的角速度變化，進而衍生出角加速度的變化趨勢、加減速過程的持續時間、恒定轉速階段的速度以及維持此狀態的時間等一系列關鍵控制參數。[3]張淑賢與2023年在《鎂合金卷板精整線工藝設計》文中提出文章主要從工藝流程、工藝設備和公輔介質三個方面，詳細介紹了鎂合金卷板精整線的工藝設計。通過對鎂合金卷板進行加熱、連續剪切、時效矯直、精剪、連續砂光、沖洗干燥等工序，解決了某廠針對大卷重寬幅薄板鎂合金卷的連續精整難題，生產出質量較高的寬幅鎂合金板，用于汽車、軌道交通、3C、蝕刻板等行業使用。[4]鄭祥臣與2023年在《螺旋線式滾筒飛剪剪刃受力分析》文中研究說明滾筒式飛剪是連續生產線關鍵設備。建立了簡化后滾筒式飛剪彎曲應力和扭轉切應力計算模型，推導出螺旋角與彎曲應力和扭轉切應力表達式[5]。王巖與2023年在《飛剪冗余剪切技術》文中進行了進一步梳理主要在現有的飛剪技術中，我們既采用了傳統的HMD剪切模式，也引進了加拿大K.ELK公司的高效優化剪切系統。HMD剪切方法作為初始操作手段，通過調控電機的轉速來執行剪切任務。然而，當K.ELK優化剪切系統全面啟用后，飛剪切換至更為先進的操作模式，即HMD剪切方式被解除對電機的直接控制，取而代之的是優化剪切儀通過直接扭矩控制策略，直接對電機進行精確操控[6]。相比國內，國外在回轉式飛剪機機構設計及分析方面發展更為成熟。許多國外著名大學和研究機構都對飛剪機進行了深入研究，并取得了一些重要成果。他們主要關注飛剪機的創新設計、高效工作原理及應用領域拓展等方面。同時，國外學者還注重模擬仿真和實驗驗證，以驗證機構設計的合理性和性能優劣，為飛剪機的實際應用提供技術支持。綜上所述，目前國內外對回轉式飛剪機機構設計及分析的研究仍在不斷深入，未來仍有許多問題和挑戰需要進一步探討和解決。

2飛剪機總體方案設計該飛剪機主要用于1300mm寬度以下的薄鋼板的裁剪作業，加工鋼板厚度1mm~8mm。2.1傳動方案的確定2.1.1液壓傳動方案剪切技術的驅動手段繁多，涵蓋了如機械動力、氣體動力以及液壓傳動等多種形式。相比之下，機械剪切機依賴于機械傳動，其工作特性穩健，噪音控制優良，安全系數高，且能實現單次或持續剪切，其剪切厚度在性能上超越了液壓系統的同類設備。然而，機械傳動對元件的耐用性和精度有較高要求，成本相對較低，但機械構造的維護相對復雜，對操作者的專業知識有一定的依賴。機械傳動對于環境適應性較弱，這在一定程度上限制了其廣泛應用。鑒于以上考量，本次設計傾向于選擇機械傳動方案。機械傳動的優勢在于其結構簡潔，易于操控，且經濟成本更為親民。這些特性使得機械傳動成為更為合適的選擇。2.1.2機械傳動方案圖2-1描述主軸轉動驅動凸輪旋轉的場景，進而當凸輪升起時，它促使滑塊（即刀片）執行剪切任務。在返回行程中，得益于彈簧的作用，滑塊回升至起始位置，為下一輪操作做好準備。凸輪機構的亮點在于能夠依據從動件的運動特性來定制機構尺寸并設計凸輪輪廓。然而，其缺點是通常被用作控制而非執行機構，因為過大的工作壓力可能導致凸輪輪廓和推桿的顯著磨損。因此，我們選擇了圖2-2所示的曲柄滑塊機構，這個機構以結構簡潔、制造簡便、維護便捷和經濟高效而著稱。2.2總體傳動方案在全面評估后，我們所提出的剪板機設計策略是：首先，通過電動機驅動裝置，經歷兩階段的減速過程，即初始的皮帶輪減速配合后續的齒輪減速，它們共同作用于主軸，驅動內部的核心對稱連桿滑塊機制。這一機制促使滑塊以連續的往返運動執行剪切操作。該剪板機具備強大的剪切能力，達到了16噸的力矩，其工作行程設定為108毫米，而且具有高效的工作頻率，每分鐘能完成60次剪切任務。相應的傳動系統結構圖詳細描繪在圖2-3中，清晰展示了各部件間的協同作用。圖2-2傳動系統圖2.3飛剪機的工藝流程飛剪機在線體中的工藝流程通常包括以下步驟：1.原料準備：將需要剪切或裁剪的原料準備好，確保原料的質量和數量符合要求。2.設定參數：根據需要，將飛剪機的參數（如速度、刀口間距、刀口壓力等）設置到正確的數值，并確保設備處于正常工作狀態。3.裝載原料：將原料放置到飛剪機的進料口，調整原料的位置和方向，確保其能夠順利通過刀口進行切割。4.開始工作：啟動飛剪機，讓設備開始工作。飛剪機會根據設定的參數和程序，自動進行切割或裁剪操作。5.監控生產：在飛剪機運行過程中，需要不斷監控設備的運行情況，確保切割質量良好，同時及時處理可能出現的故障或異常情況。6.完成工作：當所有原料都經過飛剪機完成切割或裁剪后，停止設備運行，取出加工好的產品，進行必要的檢驗和質量控制。7.清潔維護：及時清理飛剪機上的切屑和雜物，對設備進行日常的維護保養，保持設備的良好狀態，以便下次使用。通過以上的工藝流程，飛剪機在線體可以高效地完成原料的切割和裁剪工作，提高生產效率和產品質量。

3電動機的選擇3.1電動機類型和結構形式的選擇在挑選電動機時，首要目標是確保其能在常規工作條件下穩定運行并具備適當的過載防護，同時兼顧經濟性和實用性。優先選擇功率適中、通用性強、能效高的電機型號。具體來說，Y系列的三相異步電動機采用先進的全封閉自通風結構，符合國際電工委員會（IEC）的標準，確保了全球范圍內的互換性。這種設計有助于抵擋塵埃、金屬碎片等外來物侵入，顯著提升了電機的運行效率，降低了能耗，表現出卓越的性能，低噪音、低振動，以及緊湊的體積和輕巧的重量。此外，其可靠性高，維護簡便，使得整體使用體驗更加便捷。基于以上各項考量，針對剪切力需求、工作行程以及操作環境，我們傾向于選用Y系列作為通用型的封閉自通風三相異步電動機。3.2電動機的功率和轉速的選擇3.2.1確定連桿長度根據設計要求，滑塊的行程為108mm，則曲柄的半徑為3.2.2確定連桿的長度由文獻[3]及[4]如圖3-1所示，角是在該位置（角）連桿的壓力角，角為傳動角。傳動角越大，對機構越有利，為了保證機構有良好的傳動性，取由關系得：（3-1）（3-2）圖3-1 曲柄滑塊機構簡圖由于的最大值為1，則由公式（3-2）得（3-3）對比樣機，綜合考慮剪板機的整體結構尺寸最后取3.2.3受力分析剪板機工作時，曲柄帶動連桿以力F帶動滑塊向下運動，忽略導軌和滑塊的摩擦阻力，就將F向水平和豎直方向分解如圖所示：圖3-2受力分析 為作用于板料的剪切力 為作用于導軌產生的摩擦力因為（3-4）（3-5）當時，公式（3-5）得，則，故故有：,.3.2.4剪板機對偏心軸的最大扭矩主軸所受最大扭距時，曲柄必垂直于連桿。由于角很小，,取時扭矩等于等于（3-6）根據設計要求剪切力，則根據文獻[5]曲柄滑塊機構的輸入功率大于輸出功率,等效于電動機提供的扭矩要大于等于剪切阻力，則（3-7）又公式（4-7）的電動機的功率取帶輪的傳動效率，滾動軸承的效率，齒輪的效率，則總效率為（3-8）則又公式（3-7）及（3-8）得所需電動機最小功率為（3-9）則根據，又文獻[4]表19-1，選取轉速為1500r/min4級型號為Y280S-4的電動機。其中參數如下所示：表3-1Y280S-4系列三相異步電動機技術數據電動機型號同步轉速額定功率滿載轉速堵轉電流堵轉轉矩最大轉矩Y280S—4kw額定電流額定轉矩額定轉02.22.23.3計算傳動裝置的運動和動力參數機器傳動系統的傳動參數，主要是指各軸的轉速、功率和轉矩，它是進行傳動零件設計計算的重要依據。3.3.1確定傳動比和分配各級傳動比設計希望剪板機在連續工作時每分鐘的剪切能力為60次/min，每剪一次，曲柄轉動一周，則取曲柄的轉速為，由于電動機的轉速則總傳動比為（3-10）由于（3-11）取帶輪的傳動比則齒輪的傳動比3.3.2計算各軸的轉速、功率、及扭矩轉速：電動機：I軸：II軸：功率：電動機：I軸II軸扭矩：電動機I軸II軸3.4電動機的校核上述計算結果說明，即，即所以電動機滿足要求將上述計算匯如下表：參數/軸名電機軸I軸II軸轉速148037060功率69.5366.4164.01轉矩448.661714.110188.26傳動比446.17效率10.9550.9654帶傳動的設計及計算撓性動力傳輸的典范是帶傳動系統，它由核心元件構成，包括驅動滾輪（主動帶輪和被動帶輪）以及傳動介質——皮帶，如圖4-1所示。當主動滾輪1啟動運轉時，其動力通過帶輪與皮帶間的摩擦或齒輪咬合機制，有效地傳導至被動滾輪。這種傳動方式以其構造簡易、運行平順、成本效益高以及能有效吸收沖擊力而著稱。圖4-14.1帶輪的設計計算帶輪的計算功率是根據傳遞功率并考慮到其本身性質及每天工作的時間等因素確定的一個工況系數，來保證帶輪長期有效的工作式中：——計算的功率——傳動的額定功率（）——工況系數又文獻[3]查的，由于載荷變動較大，每天工作時間小于10小時，取。 4.1.1帶型的選擇根據和小帶輪轉速，由文獻[9]查圖26-2選擇普通V帶D型。4.1.2確定帶輪基準直徑查參考文獻[3]查表8-8取主動輪直徑。則外徑為大帶輪的基準直徑則其外徑為根據公式驗算V帶輪速度 （4-3）代入數據得4.1.3確定帶的傳動中心距和基準長度由于中心距未給出，可根據傳動的結構需要初步中心距取（4-4）初選中心距計算所需帶的基準長度（4-5）由文獻[6]最后選取，則實際中心距為：，則實際的中心距為： （4-6）取整最后得。4.1.4驗算主動輪上的包角（4-7）所以滿足要求。4.1.5確定帶的根數（4-8）式中： ——包角系數，查得=0.95 ——長度系數，查得文獻[3]得——單根V帶的基本額定功率，查得15.63kw——單根V帶額定功率的增量，查得代入數據得:取整Z=44.2確定帶的預緊力及作用在軸上的軸壓力4.2.1計算預緊力（4-9）用帶入上式，并且考慮包角對所需預緊力的影響，可將的計算公式寫為：（4-10）式中：——V帶單位長度的質量將已知量代入公式（5-10）得4.2.2作用在軸上的軸壓力如果不考慮帶兩邊的壓力差，則軸壓力可近似以帶的預緊力的合力來計算（4-11）式中：Z——帶的根數——單根帶的預緊力——主動輪上的包角4.3帶輪的結構設計4.3.1小帶輪的結構設計1、材料：HT2002、確定帶輪的形式由電動機Y280S-4查參考文獻[4]得：電機軸，電機軸伸出長度為E=140mm，且已知小帶輪的基準直徑，因為所以小帶輪采用輪輔式結構。帶輪的基準直徑為355mm，外徑371mm。3、輪槽的尺寸查文獻[7]表8-10得帶輪的輪槽尺寸如下：輪槽基準寬度基準線上槽深基準線下槽深槽間距第一槽對稱面至端面的距離最小輪緣厚輪槽角輪槽結構如圖4-2所示：圖4-2槽輪結構4、確定小帶輪外形結構帶輪寬：帶輪外徑：輪緣外徑：，取輪轂長度：因為所以，取，取C=254.3.2大帶輪的結構設計1、材料：HT2002、確定帶輪的結構形式初選大帶輪的軸徑，已知大帶輪的基準直徑，所以大帶輪選用輻射是結構。3、槽輪尺寸同小帶輪4、輪緣及輪轂大小尺寸：帶輪寬：帶輪外徑：輪轂外徑：，取輪轂長度;由所以 ，取(4-12)式中：P——傳遞的功率，為57.8kw N——帶輪的轉速，為370r/min ——輪輻數，取=4

5齒輪的設計設計齒輪傳動在機械傳動體系中占據核心地位，其類型豐富，適用范圍廣泛，能實現高效運轉，最高周速可至200米/秒，同時結構緊密，運行穩定，耐用性出色，具有恒定的傳動比。這種傳動方式以其高效率、緊湊構造、穩定性強、壽命長和傳動比例固定等優點而備受青睞。本項目所選的是半開放式齒輪傳動方案。針對此次剪板機的齒輪設計，我們選用的是直齒圓柱齒輪傳動。設計時，主要依據確保齒面耐磨損和齒根抗折斷的雙重標準來進行計算。然而，當前對于齒面耐磨損的計算方法尚存不足，因此，本次設計我們將齒根的彎曲疲勞強度保障作為主要的設計考量依據。5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數5.1.1齒輪類型的選擇根據設計的傳動方案選擇直齒圓柱傳動。5.1.2齒輪材料和精度等級的選擇在考慮到機械運作期間承受的適度振動負荷，對于大小齒輪的材料選擇均基于標準45#鋼材，其中大齒輪經過調質處理提升性能，其齒面硬度達到217HB，而小齒輪則保持在255HB的較高硬度。為了平衡兩者特性，我們采用平均值作為參考，即大齒輪硬度設為235HB，小齒輪則維持在275HB。鑒于它們表面的精細工藝要求，我們決定選取精密至8級的加工標準，以確保齒輪的嚙合質量和耐用性。5.1.3齒數的選擇為了避免根切現象，對于壓力角為的標準直齒圓柱齒輪，應選的小齒輪齒數，而因剪板機所用的齒輪為開式齒輪傳動，現選取小齒輪的齒數，則大齒輪的齒數，取整之后的。5.2按齒面接觸強度設計5.2.1計算許用應力由文獻[3]得設計公式（5-1）式中選取載荷系數小齒輪傳遞的轉矩由文獻[7]查取齒寬系數查得材料的彈性影響系數按齒面硬度查得大齒輪解除疲勞強度極限，小齒輪的接觸疲勞強度極限計算應力循環次數（工作條件：假設工作壽命10年，每年按300天算，兩班制，，每班四個小時）（5-2）式中齒輪的轉速齒輪每轉一周同一齒面嚙合的次數j=1工作壽命由文獻[3]查得接觸疲勞壽命系數計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1（5-3）（5-4）5.2.2計算幾何尺寸1、小齒輪分度圓直徑將以上所有數據代入公式（5-1）有取整后得2、計算圓周速度（5-5）3、計算齒寬（5-6）4、計算齒寬與齒高之比模數（5-7）5、齒高 （5-8）6、比值 （5-9）計算載荷系數根據，8級精度，由文獻[3]查得動載荷系數，由直齒輪假設；由表查得,。小齒輪相對支撐為懸掛式(5-10）將數據代入公式得并且由b/h=4.44,8級精度，并且調質處理，查得彎曲強度計算用的齒向載荷分布系數，故載荷系數(5-11)7、按實際的載荷系數校正所得分度圓直徑（5-12）8、計算模數（5-13）5.3按齒根彎曲強度設計根據文獻[3]由齒根彎曲強度的設計公式（5-14）5.3.1確定公式內各參數的值計算載荷系數（5-15）由文獻[7]查取齒型系數，查取應力校正系數,小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。由文獻[7]查得彎曲疲勞壽命系數,。計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由得（5-16）（5-17）計算大、小齒輪的并加以比較（5-18）小齒輪的數值大5.3.2設計計算（5-19）經過比較分析，齒面接觸疲勞強度評估的模數在數值上超越了齒根彎曲疲勞強度評估的模數。鑒于齒輪模數m的主要設計依據是彎曲強度對應的負載承受能力，而并非由齒面接觸疲勞強度所決定的負載能力，這個能力僅與齒輪的直徑有直接關聯。因此，我們選擇以基于彎曲強度計算出的模數5.9為基準，并考慮到實際應用中的便捷性，將此值四舍五入至最接近的整數，即標準模數m設定為6mm。接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪的齒數：（5-20）大齒輪齒數取這樣設計出的齒輪，既能滿足齒面解除疲勞強度，又能滿足齒根彎曲疲勞強度，并且做到機構緊湊，避免浪費，降低成本。5.4幾何尺寸計算5.4.1計算分度圓直徑;.5.4.2計算中心距 （5-21）5.4.3計算齒輪寬度為了避免大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減少而增加大齒輪的工作載荷，通常將小齒輪的齒寬在圓整數值的基礎上加寬5～15mm。故取齒輪的齒寬取85mm。

6軸的設計與校核6.1傳動軸的設計及尺寸計算6.1.1軸材料的選擇軸心材料的基礎構成主要源自不銹鋼和高級合金鋼，原型零件大多數源于模壓的圓形鋼材和鍛造成型，也有些直接選用圓鋼形式。盡管合金鋼在價格上稍顯優勢，但由于其對應力集中有較低的敏感度，并且可以通過熱處理或化學工藝提升其抗磨損性和抗疲勞性能，因此從經濟性和技術可行性考慮，選用碳鋼作為傳動軸的制作材料更為恰當。因此，我們決定45#碳鋼作為軸的首選材料。6.1.2初步確定軸的最小直徑由于軸的材料為45號鋼，查文獻[3]由公式：（6-1） 取得考慮到穩定性要求和結構的需要，參考樣機尺寸對軸進行放大，故6.1.3軸的結構設計（1）、選用滾動軸承：因為軸承不承受軸向力和定位要求，可選普通滾動軸承即可，選用深溝球軸承，從文獻[10]查表7-2-43得選軸承217號。基本尺寸為 （2）、初步設計軸的結構為了滿足大帶輪的軸向定位要求5-6右端設計出一軸肩。取C、D處直徑d=80mm其他尺寸見圖6-1傳動軸的結構及尺寸。圖6-1傳動軸的結構及尺寸（3）、軸上零件的軸向定位齒輪和皮帶輪與軸的軸向定位均采用平鍵聯接。有文獻[3]查得，平鍵軸與小齒輪選用平鍵，長度取L=110mm，與大齒輪選用平鍵，長度取125mm（4）、鍵的校核鍵傳遞的扭矩為：T=1714.1由文獻[3]選取[P]——鍵、軸和輪轂三者中最弱材料的許用壓力為120MPa取k——鍵與輪轂的接觸高度，k=0.5h，k=0.514=7由公式（6-2）鍵的強度通過。（5）圓角和倒角由文獻[3]表15-2選取倒角為，各軸肩圓角半徑R=2.5mm（6）支撐反力、彎矩及扭矩的計算支撐力：軸的受力情況如圖6-2所示水平受力圖如下根據圖6-3所示列方程得,,水平受力圖如下根據圖6-3所示列方程得 (6-3) (6-4)解得,，根據圖6-4所示列方程解得 ,，彎矩： (6-5)(6-6) (6-7)(6-8) (6-9)水平、垂直以及合力彎矩圖如圖6-5（a,b,c）所示圖6-5彎矩圖扭矩：大帶輪的扭矩：小帶輪的扭矩：扭矩圖如下圖6-6圖6-6扭矩圖（7）精確校核軸的疲勞強度<1>判斷危險截面根據應力集中部位和載荷分布對選取的六個方面進行分析，截面1、2、3、與4、5、6尺寸相同但后者載荷較小，所以不用考慮。2、3面彎矩相差不大但應力集中不如3嚴重，所以最后的危險面取1、2。<2>截面1右側抗彎截面系數(6-10)抗扭截面系數(6-11)截面上的彎曲應力(6-12)截面上的扭轉切應力(6-13)軸的材料為45鋼，調質處理。由文獻[7]表15-1查得:,,截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按表3-2查取。因,經插值后可查得,又由文獻[3]附圖3-1可查得軸的材料的敏感系數為,故有效應力集中系數為(6-14)(6-15)由文獻[3]附圖3-2得尺寸系數;由文獻[3]附圖3-3得扭轉尺寸系數；由文獻[3]附圖3-4得表面質量系數為。軸未經表面強化處理，即，則綜合系數為(6-16)(6-17)又由合金鋼的特征系數，且，即，故取,于是，計算安全系數值，則(6-18)(6-19)(6-20)故可知其安全。因無過大的瞬時過載及嚴重的應力循環不對稱性。故略去靜強度的校核。截面2的校核和截面1的校核類似所以滿足要求6.2主軸的設計及尺寸計算6.2.1軸材料的選擇由于該軸傳遞的功率不大，但其受力和力矩作用大，故軸的材料選用45鋼，調質處理。取。6.2.2初步確定軸的最小直徑由于軸的材料為45鋼，查文獻[3]則取由公式（6-21）式中，考慮到曲柄收到的阻力較大，大齒輪的結構也很大，所以取6.2.3軸的結構設計（1）、選用滾動軸承因為軸承不承受軸向力，可選用普通滾動軸承即選取深溝球軸承，從文獻[10]查表7-2-43得選軸承330號。基本尺寸為.（2）、初步設計軸的結構為了滿足大齒輪的軸向定位要求1左端設計出一軸肩。其他尺寸見圖6-7圖6-7主軸的結構及尺寸（3）、鍵的選擇與校核曲柄偏心輪連接處的平鍵由文獻[10]選取，L=120mm校核：鍵傳遞的扭矩為：T=10188.26/2=5094.3N.m由文獻[3]選取[P]——鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用應力120MPa取k——鍵與輪轂的接觸高度，k=0.5h，k=0.525=12.5 鍵的強度滿足要求。（4）、圓角和倒角由文獻[3]表15-2選取倒角為，各軸肩圓角半徑為R=3mm（5）、支撐反力、彎矩及扭矩的計算 支撐力：,,圖6-8主軸受力圖水平受力如下圖6-9根據圖6-9列下列方程：解得：,.圖6-9水平受力圖垂直受力如下圖6-10根據圖6-10列下列方程 解得 ，圖6-10主軸垂直受力圖即：，彎矩：(6-5)(6-6) 水平、垂直以及合力彎矩圖如圖7-11（a、b、c）所示a水平彎矩圖b垂直彎矩圖c合力彎矩圖圖6-11彎矩圖扭矩：大齒輪的扭矩：T=10188026扭矩圖6-12圖6-12扭矩圖（7）、精確校核軸的疲勞強度<1>、危險截面的判斷截面234與截面789，二者都有相同的尺寸和應力集中，但后者載荷小，故不予考慮，截面456，56的應力集中不如截面4嚴重，所以56不予以考慮，2載荷小不予以考慮。最后確定危險面為1、3、4。<2>、取[S]=1.8，要求安全系數S[S]=1.8由表6-1計算說明表6-1各參數計算公式和數據參數名計算公式截面1截面3截面4T（）5064.1310188.2610188.2M（）2094.278013.3418187.3304.9337372.4609.8674744.8275275275155155155故軸的強度滿足工作性能7軸承的選擇與校核7.1軸承的選擇傳動軸與主軸的軸承皆選擇深溝球軸承，其型號分別為：217和330傳動軸軸承所受的徑向力主軸軸承所受的徑向力根據受力情況需校核傳動軸A處和主軸B處7.2軸承的校核 由文獻[10]查得額定靜負荷的計算公式（7-1） 式中——基本額定載荷的計算值（N）——當量靜載荷，其中，——旋轉軸承的安全系數，選取所以軸承滿足要求

8曲柄滑塊機構的設計及運動學分析8.1連桿結構的設計 由于所受的最大力為，曲柄所受的最大阻力矩為。連桿為兩端受力的二力桿。因此連桿的主要失效形式為穩定失效。為了增強連桿的穩定性，連桿設計為“工”型截面，初步確定尺寸如下圖8-1所示 連桿的受力穩定性的校核： 連桿選材為45鋼，正火處理。查文獻[13]得，，，，穩定安全系數穩定安全系數。已知：，.圖8-1連桿結構示意圖 查文獻[13]壓桿柔度公式(8-1) 代入數據得 由于連桿簡化為兩端鉸支鏈，故，“工”字型截面的慣性矩為：(8-2) 代入數據得 截面積 連桿的柔度 (8-3) 式中：——桿的長度——截面的慣性半徑——壓桿長度系數 帶入數據得 由于所以不能用歐拉公式由文獻[13]查得優質碳鋼的a和b，其中：， 由文獻[13]查得公式(8-4)式中 由此可見應按強度問題計算，所以，根據文獻[13]第四強度理論公式(8-5) 帶入數據得 所以滿足強度要求，穩定性滿足要求。8.2曲柄滑塊的運動學分析曲柄滑塊的運動分析如下圖8-2OA+AB=OB圖8-2 曲柄滑塊的運動分析8.2.1位移分析由公式： (8-6)取實部虛部得其中解得當時，當時，，而.8.2.2速度分析已知,,,,,,,求,.對（8-6）式兩邊求導得由上式得8.2.3加速度分析已知,,,,,,,,,,,,,,,,.求,.對上式兩邊求導得所以 解故 根據上面的滑塊和曲柄連桿的運動學關系，用C語言編程，求得曲柄每轉過45度時，滑塊的位移、速度、加速度的值。C語言程序如下：#include"math.h"main(){floatA1=11,A2=400,PI=4*atan(1),T1,T2,A3,c,s,W1,W2,V3,Z2,Y3，V=0,Y=0,W=0,Z=0;intT,t1=0,t2=0,t3=0,t4=0;printf("%s\n","TA3V3Y3W2Z2");for(T=0;T<=360;T+=5){T1=PI*T/180;c=-A1*cos(T1)/A2;s=sqrt(1-c*c);if(c>=0)if(c>0)T2=atan(s/c);elseT2=PI/2;elseT2=atan(s/c)+PI;A3=A1*sin(T1)+A2*sin(T2);W1=2*PI*50/60;W2=-A1*W1*sin(T1)/(A2*sin(T2));V3=A1*W1*cos(T1)+A2*W2*cos(T2);Z2=-(A1*W1*W1*cos(T1)+A2*W2*W2*cos(T2))/(A2*sin(T2));Y3=-A1*W1*W1*sin(T1)-A2*W2*W2*sin(T2)+A2*Z2*cos(T2);if(V3>=V){V=V3;t1=T;}if(Y3>Y){Y=Y3;t2=T;}if(W2>W){W=W2;t3=T;}if(Z2>Z){Z=Z2;t4=T;}printf("%d,%f,%f,%f,%f,%f\n",T,A3,V3,Y3,W2,Z2);}printf("%s\n","

TMAX");printf("%s,%d,%f\n","V",t1,V);printf("%s,%d,%f\n","Y",t2,Y);printf("%s,%d,%f\n","W2",t3,W2);printf("%s,%d,%f\n","Z",t4,Z);getch();}通過對程序運行數據的深入解析，我們創建了表8-1來揭示曲柄滑塊系統的動態特性。觀察表中的數據，當曲柄轉角為90°和270°時，滑塊處于運動路徑的兩個極限點，此時滑塊的速度觸達最低谷，而角速度卻攀升至峰值。相反，在曲柄轉角為0°、180°以及完整的360°周期點，滑塊恰好處于平衡位置，其速度表現最為顯著，然而角速度卻相應地降至最低水平。這一規律清晰地描繪了系統動力學的微妙變化。表8-1 曲柄滑塊機構運動特性曲柄的角位移T滑塊的位移A3滑塊的速V3滑塊的加速Y30397.25872457.4456638.21239745415.74754541.518524-214.25571490414.0156000.0000000-301.784596135407702545-41.518520-213.122529180399.848724-48.5568738.296367225392.146179-27.97895621.241531270371.000000-0.0000005293.278015315397.14731039.934341213.789545360345.83872457.5789638.2963138.3剪切能力的計算 (8-7)式中：——被剪切材料的強度極限——被剪切材料的相對切入厚度，對于碳鋼一般取——被剪材料的最大厚度——剪板機上刀片的傾角——與刀片有關的系數，查文獻[6]表7-1得，由于故K=1.6由于剪板機的型號已確定，所以式中,,的為常數，而最大剪切力也可視為常數。故而由推出(8-8)由公式（8-8）推出S=（8-9）將數據代入公式（8-10）就能求出剪板機剪切20鋼（）的最大剪切厚度同一臺剪板機剪切不同材料時可用下公式（8-9）來進行換算、(8-9)式中： ——為實際被剪切材料的強度極限 ——實際被剪材料的最大厚度這樣根據鋼板材料的不同就能計算出剪板機的剪切能力了