機(jī)械畢業(yè)設(shè)計（論文）-雙柱式可傾斜壓力機(jī)的設(shè)計【全套圖紙】

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1、I 摘 要 用于對坯料進(jìn)行成型加工的鍛壓機(jī)械稱作壓力機(jī)。機(jī)械壓力機(jī)動作平穩(wěn)， 工作可靠，廣泛用于沖壓、擠壓、模鍛和粉末冶金等工藝。 本次設(shè)計題目是雙柱式傾斜壓力機(jī)。傾斜式壓力機(jī)由支承著床身和壓頭的 底座支架，動力電源，壓頭，垂直于床身并作直線運動的機(jī)構(gòu)組成。傾斜式壓 力機(jī)的優(yōu)點是有利于廢料的排出。在設(shè)計過程中，通過對沖壓功率的分析，確 定了飛輪和電動機(jī)功率。并且通過計算確定了各級傳動比和基本尺寸。通過計 算確定了系統(tǒng)的最大功率，對帶輪和齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行了外形尺寸和參數(shù)的計算。 同時也對曲柄滑塊機(jī)構(gòu)進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計，根據(jù)計算解決了曲軸和后軸的尺寸。 關(guān)鍵詞：壓力機(jī)；功率；機(jī)構(gòu) 全套圖紙，加全套圖紙，加

2、153893706 II Abstract The machine used for most cold-working operation is known as a press.It works steady and is widely used in many fields,such as forging and pressing. This design topic is the inclinable press. It consists of a machine frame supporting a bed and a ram, a source of power, and a me

3、chanism to cause the ram to move in line with and at right angles to the bed. In the design process, by means of analyzing the ramming power, the flywheel power and the electric motor power are determined; every level of transmission ratios and the construction size are also determined by computer p

4、rogram. Having determined the system maximum work rate with computer program, it has carried on the external dimensions and the parameter computation to the band pulley and the gear mechanism. Having carried on the intensity, the rigidity examination to the slide crank mechanism, the mechanism desig

5、n, the main axle and the hind axle size and the localization has been determined as well. Key words: Press; Power; Mechanism III IV 目 錄 摘 要I AbstractII 第 1 章 緒論 .1 1.1 設(shè)計的目的 1 1.2 設(shè)計的內(nèi)容 1 1.3 設(shè)計要求和注意事項 1 1.3.1 設(shè)計要求 .1 1.3.2 注意事項 .2 1.4 傳動方案的機(jī)構(gòu)選型原則 2 1.5 傳動裝置的方案論證 3 1.6 執(zhí)行機(jī)構(gòu)方案論證 4 第 2 章 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算及功率的

6、確定 .7 2.1 力、加速度及功率分析 7 2.2 電動機(jī)的選擇 9 第 3 章 傳動機(jī)構(gòu)的設(shè)計及計算 .12 3.1 帶傳動設(shè)計及計算 12 3.1.1 確定設(shè)計功率 Pca.12 3.1.2 選擇帶型 .12 3.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1和 dd2.12 3.2 帶輪的設(shè)計 15 3.2.1 小帶輪的設(shè)計 .16 3.2.2 大帶輪的設(shè)計 .17 3.3 齒輪的設(shè)計計算 18 3.3.1 齒輪的類型、精度等級、材料和齒數(shù) .18 3.3.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 .19 3.3.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計 .21 3.3.4 幾何尺寸計算 .23 3.3.5 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計

7、 .23 3.4 軸的設(shè)計 25 V 3.4.1 后軸的設(shè)計 .25 3.4.2 曲軸的設(shè)計 .28 第 4 章 軸承、機(jī)座及導(dǎo)軌的設(shè)計 .30 4.1 軸承的設(shè)計 30 4.1.1 滾動軸承的選擇及校核 .30 4.1.2 曲軸兩端滑動軸承的設(shè)計 .31 4.2 機(jī)座的設(shè)計 33 4.2.1 機(jī)座材料的選擇 .33 4.2.2 機(jī)座設(shè)計的基本要求 .33 4.2.3 肋的布置 .33 4.2.4 連接結(jié)構(gòu)設(shè)計 .33 4.2.5 導(dǎo)軌的功用、分類和應(yīng)滿足的要求 .34 4.2.6 直線滑動導(dǎo)軌的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .34 結(jié)論. 36 致謝. 37 參考文獻(xiàn) .38 VI Content Abstra

8、ct.I Chapter 1 Introduction 1 1.1 Design purpose .1 1.2 Design of the content1 1.3 Design Requirements and Considerations1 1.3.1 Design Requirements.1 1.3.2 Design Considerations.2 1.4 Transmission Scheme institutional principle of selection 2 1.5 Gear demonstration program3 1.6 Implementing agencie

9、s demonstration program.4 Chapter 2 The implementation of the design calculations7 2.1 The analysis of strength, acceleration and power.7 2.2 The choice of the motor9 Chapter 3 Design and calculation of transmission 12 3.1 Belt drive design and calculation12 3.1.1 Determine the design power Pca.12 3

10、.1.2 Select the zone type .12 3.1.3 Determine the reference diameter of pulley dd1 and dd212 3.2 Pulley design.15 3.2.1 The design of small pulley.16 3.2.2 Pulley structure design and select the zone type17 3.3 Design and calculations of the gear18 3.3.1 The type, accuracy class, material and quanti

11、ty of gear18 3.3.2 Tooth contact fatigue design19 3.3.3 Trace of design according tooth root bending strength .21 3.3.4 Geometric size dimensions23 3.3.5 Gear structural design23 3.4 Design of the shaft25 3.4.1 Design of the behind axle 25 3.4.2 Design of the bent axle 28 VII Chapter 4 Bearings, fra

12、me and rail design.30 4.1 Bearing design 30 4.1.1 Select and check of rolling bearings30 4.1.2 Crankshaft both ends of the sliding bearing design.31 4.2 Docking station design33 4.2.1 Choice of base materials33 4.2.2 Basic requirements of the engine base design.33 4.2.3 Rib layout.33 4.2.4 Connect o

13、f the structural design 33 4.2.5 Function, classification of rail shall meet requirements34 4.2.6 The linear slide rail structure design34 Conclusions.36 Acknowledgement37 Reference 38 1 第 1 章 緒論 1.1 設(shè)計的目的 在當(dāng)今世界，生產(chǎn)力水平的高低是評價一個國家發(fā)達(dá)程度的一個重要標(biāo)準(zhǔn)。 而現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展情況將直接影響生產(chǎn)力水平。隨著現(xiàn)代社會的不斷發(fā)展，對 生產(chǎn)力要求也在日新月異。如何適應(yīng)社會發(fā)展，如何提高

14、生產(chǎn)效率，生產(chǎn)出高 性能，結(jié)構(gòu)簡單，價格低廉的工業(yè)產(chǎn)品，已是擺在我們面前的嚴(yán)峻問題。怎么 提高我國生產(chǎn)力水平和工業(yè)發(fā)展水平，是我們急待解決的問題。因此，我們進(jìn) 行畢業(yè)設(shè)計是十分有必要的，目的就是提高自身技術(shù)水平，為今后工作打下良 好的基礎(chǔ)。 1.2 設(shè)計的內(nèi)容 鍛壓在機(jī)械發(fā)展中占有十分重要的地位，是通過沖頭或模具對坯料施加壓 力，使其產(chǎn)生塑性變形，從而獲得所需形狀和尺寸的制品的成形加工的方法。 本次設(shè)計的題目是雙柱式傾斜壓力機(jī)，要求從各方向獨立思考，一般包括以下 內(nèi)容： (1) 方案分析與論證 (2) 執(zhí)行機(jī)構(gòu)計算及功率的確定 (3) 裝置的設(shè)計計算 (4) 軸承及其組合部件設(shè)計 (5) 箱體

15、、潤滑及附件設(shè)計 (6) 設(shè)計說明書編寫 1.3 設(shè)計要求和注意事項 1.3.1 設(shè)計要求 畢業(yè)設(shè)計是整個大學(xué)學(xué)習(xí)的一個總結(jié)和練兵，理論聯(lián)系實際，為走上工作 崗位打基礎(chǔ)的重要環(huán)節(jié)。因此，在設(shè)計過程必須做到： (1) 綜合地考慮使用經(jīng)濟(jì)、工藝、安全性等方面的設(shè)計要求，確定合理的 2 設(shè)計方案。 (2) 查閱相關(guān)資料，在認(rèn)真思考的基礎(chǔ)上提出自己的見解并要與指導(dǎo)教師 討論。 (3) 通過分析比較吸取現(xiàn)有結(jié)構(gòu)中的優(yōu)點，并在此基礎(chǔ)上發(fā)揮自己的創(chuàng)造 性。 (4) 認(rèn)真計算和制圖，有錯誤要認(rèn)真修改，力求設(shè)計圖紙和計算說明書的 質(zhì)量達(dá)到或接近實際生產(chǎn)水平。 (5) 遵循學(xué)校的作息時間，按預(yù)定計劃按時完成任務(wù)。

16、 1.3.2 注意事項 (1) 在設(shè)計開始前，應(yīng)認(rèn)真研究題目，明確設(shè)計要求，閱讀參考資料，了 解它們大體內(nèi)容，以便需要時查閱。 (2) 對設(shè)計方案及結(jié)構(gòu)，設(shè)計小組應(yīng)進(jìn)行討論對比，以明確優(yōu)劣正誤，取 長補(bǔ)短，改進(jìn)設(shè)計。 (3) 設(shè)計草圖完成后，應(yīng)交指導(dǎo)教師審查后再修改加深。 (4) 設(shè)計說明書應(yīng)按規(guī)定格式編寫，連同所繪圖紙交指導(dǎo)教師審查認(rèn)后方 可呈交。 (5) 認(rèn)真做好準(zhǔn)備，進(jìn)行設(shè)計答辯。 1.4 傳動方案的機(jī)構(gòu)選型原則 傳動方案的機(jī)構(gòu)選型需要滿足以下原則： (1) 滿足需要原則所設(shè)計的產(chǎn)品應(yīng)最大限度地滿足用戶要求。應(yīng)在調(diào) 查分析和預(yù)測市場需要情況下的基礎(chǔ)上，確定是否應(yīng)該進(jìn)行該種機(jī)械產(chǎn)品的設(shè) 計

17、。 (2) 經(jīng)濟(jì)合理原則所設(shè)計的機(jī)械產(chǎn)品應(yīng)該機(jī)構(gòu)先進(jìn)，功能好，成本低、 使用維修方便，在產(chǎn)品的壽命周期內(nèi)用最低的成本實現(xiàn)產(chǎn)品規(guī)定功能，做到物 美價廉。 (3) 可靠性原則在規(guī)定使用條件和規(guī)定時間內(nèi)，產(chǎn)品能完成規(guī)定功能 的可靠程度高，即運行中不出現(xiàn)故障。 (4) 最優(yōu)化設(shè)計在給定的設(shè)計目標(biāo)下，用優(yōu)化設(shè)計方法，從若干可行 3 方案中找到優(yōu)選方案。 (5) 標(biāo)準(zhǔn)化原則所設(shè)計的機(jī)械產(chǎn)品規(guī)格參數(shù)應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)，零部件 應(yīng)能最大限度地與同類產(chǎn)品的零部件通用。 1.5 傳動裝置的方案論證 傳動裝置選擇要滿足以下原則： (1) 小功率傳動應(yīng)在滿足工作性能的前提下選用較結(jié)構(gòu)簡單的傳動裝置， 盡可能降低制造成本。

18、 (2) 大功率傳動應(yīng)優(yōu)先考慮傳動的效率，節(jié)約能源，降低運轉(zhuǎn)和維修費用。 (3) 當(dāng)機(jī)構(gòu)要求變速時，若能與電動機(jī)調(diào)速比相適應(yīng)，可采用定傳動比裝 置；當(dāng)要求變速范圍大，用電動機(jī)調(diào)速不能滿足要求時，應(yīng)采用變速比傳動。 (4) 當(dāng)載荷變化頻繁，且可出現(xiàn)過載時，應(yīng)考慮增加過載保護(hù)裝置。 (5) 傳動裝置的選用必須與制造技術(shù)水平相適應(yīng)，應(yīng)盡可能選用專業(yè)廠生 產(chǎn)的傳動部件或元件。 當(dāng)采用由幾種傳動形式組成的多級傳動時，要充分考慮各種傳動形式的特 點，合理的分配其傳動順序，選擇時，應(yīng)注意以下幾點： (1) 帶傳動的承載能力小，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，機(jī)構(gòu)尺寸較其它傳動形式大， 但傳動平穩(wěn)，能吸振緩沖，因此益布置在低

19、速級。 (2) 鏈傳動運動不均勻，有沖擊，不適應(yīng)與高速級，應(yīng)布置在低速級。 (3) 斜齒圓柱齒輪傳動的平穩(wěn)較直齒輪較好，常用在高速級或要求傳動平 穩(wěn)的場合。 (4) 開式直齒圓柱齒輪傳動的工作環(huán)境一般較差，潤滑條件不好因磨損嚴(yán) 重，壽命較短，應(yīng)布置在低速級。 (5) 圓錐齒輪傳動只用與需要改變軸的布置方向的場合，由于圓錐齒輪加 工比較困難，所以應(yīng)將取布置在傳動的高速級，并限制傳動比，以減小其直徑 和模數(shù)。 (6） 蝸桿傳動可以實現(xiàn)較大的傳動比，機(jī)構(gòu)緊湊傳動平穩(wěn)，但傳動效率 較低，故適用于中小功率的高速傳動中。 綜上所述考慮各方面，選擇帶傳動和直齒圓柱齒輪進(jìn)行兩個減速級傳動， 4 并確定其傳動比

20、分別為 5.1 和 4.7。 1.6 執(zhí)行機(jī)構(gòu)方案論證 (1) 采用偏心曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 采用偏心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的為常用形式，機(jī)構(gòu)簡單，制造方便，運用與低速 重載場合，但其為偏心機(jī)構(gòu)，安裝和調(diào)試較難，且有急回作用，極位夾角不為 0，設(shè)計較為復(fù)雜，功率變化大，故不益采用，其結(jié)構(gòu)圖如圖 1-1 所示： 圖 1-1 偏心曲柄滑塊 (2) 采用曲柄搖桿機(jī)構(gòu) 此機(jī)構(gòu)具有傳動準(zhǔn)確，效率高的優(yōu)點，當(dāng)以曲柄為原動件時，可將曲柄的 連續(xù)轉(zhuǎn)動變成搖桿的往復(fù)擺動，其應(yīng)用范圍較廣，但其機(jī)構(gòu)比較復(fù)雜，剪切力 較小，不使用在噸位較大的場合，機(jī)構(gòu)簡圖如圖 1-2 所示： (3) 采用對心曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)是執(zhí)行機(jī)構(gòu)的常用

21、形式，其優(yōu)點是機(jī)構(gòu)緊湊，傳動簡單，該 機(jī)構(gòu)是全低副機(jī)構(gòu)，適用于低速重載的場合。 由于 ， 0o1k 式中 極位夾角 K反正行程速比系數(shù) 5 圖 1-2 曲柄搖桿機(jī)構(gòu) 曲柄為主動件，當(dāng)曲柄與連桿兩次共線時，滑塊相應(yīng)處于左右兩極限位 置，其最大行程 Hza，故改變曲柄長度可使滑塊獲得不同行程，曲柄等速轉(zhuǎn) 動一周，滑塊往返一次，其往返的平均速度相等，其機(jī)構(gòu)簡圖如圖 1-3 所示： A B C 圖 1-3 對心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)簡圖 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)應(yīng)用很廣，以滑塊為主動件用于動力機(jī)械，如內(nèi)燃機(jī)，蒸汽 機(jī)等，以曲柄為主動件多用于工作機(jī)械，如沖床，柱塞泵，壓縮機(jī)等。傾斜式 6 壓力機(jī)通過曲柄滑塊機(jī)構(gòu)將電動機(jī)的旋轉(zhuǎn)

22、運動轉(zhuǎn)換為滑塊的直線往復(fù)運動，使 得機(jī)械壓力機(jī)動作平穩(wěn)，工作可靠。 綜上所述，在本設(shè)計中選用對心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)作為執(zhí)行機(jī)構(gòu)，這樣能夠基 本的達(dá)到設(shè)計的要求。 7 第 2 章 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算及功率的確定 2.1 力、加速度及功率分析 參數(shù)：公稱壓力 40t，生產(chǎn)率為 60 次/min，沖材厚度 6mm。因沖程為 80mm，故初選曲柄長度為 40mm，連桿長度為 400mm，執(zhí)行機(jī)構(gòu)的機(jī)構(gòu)運動 簡圖如圖 2-1 所示： A EB C P 6mm 圖 2-1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的速度分析 如圖所顯示： AB 為曲柄，BC 為連桿 列方程得 ABsinBEBCsin ABcos+BCcos=AC AC-AB+

23、BC-6=400+40-6=434mm 40sin=400sin 40cos+400cos=434mm AB2=BE2+ AE2 402=(400sin)2+(434-400cos)2 1600=160000sin2+188356-347200cos+160000cos2 3.5o 40 sin=400sin3.5o 8 =39o 由于生產(chǎn)率為 60 次/min，即曲柄的角速度 60 轉(zhuǎn)/min，所以， 60 2 26.28rad /s 60 速度分析： VB=6.284010-3=0.25m/sr 根據(jù)圖 2-1 所示的速度分析有： VC= VB+ VCB 方向 大小 ? 0.25 VB 4

24、2.5 86.1 VCB VC 圖 2-2 速度矢量三角形 VBsin42.62 VCsin67.38 oo B C sin47.560.25 0.677 0.18m/s sin62.440.92 o o V V 考慮到?jīng)_頭所受力及沖壓過程的瞬時性，將沖頭過程定為幾個階段：彈性 變形階段，屈服階段，強(qiáng)化階段，及局部變形階段。 通過以上的計算可知，沖頭在運動到剛剛與工件接觸時候，沖頭的過度為 Vc0.1m/s。 由參考文獻(xiàn)3查得： 帶傳動效率為：=0.95帶 滑動軸承的效率為：=0.97，=0.99滑滾 9 開式齒輪傳動效率為：=0.92齒 6mm 0 2 4 6 圖 2-3 沖頭沖壓過程簡圖

25、則經(jīng)過齒輪傳動及滑動軸承及滾動軸承其功率為： max 33 34.17 41.4kW 0.92 0.970.99 P P 滑齒滾 2.2 電動機(jī)的選擇 由參考文獻(xiàn)2查得： （2-1） A GDHbr 式中： GA 輪緣的重量，kg D 飛輪輪緣的平均自徑，m D 輪緣高度，m B 輪緣寬度，m 材料單位體積重量，N/m3 初選 R=0.4m,b=0.1m,D=0.48m,H=0.1m，g （2-2） 3 2 FAA / 4 4 D b g JJG Dg g 10 6.6kgm2 33 3.14 0.480.1 0.1 7.2 10 4 g g 由參考文獻(xiàn)2查得： （2-3） max F 2 n

26、 W J W 式中： Wmax最大盈虧功，J Wn 平均角速度，m/s 速度不均勻系數(shù) 由參考文獻(xiàn)2表 7-2 查得：沖床、剪床的速度不均勻系數(shù)= 1 7 1 10 由參考文獻(xiàn)2查得： （2-4） 則取=0.13，設(shè)電機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)為 1440r/min 21440 5.1 60 W 則 0.13=813J 22 maxFM 21440 6.6 () 5.1 60 WJ W 計算沖壓過程所用時間 360 L t v 2 2,1440 36060 Lr tLR vr v 60 2 0.22s 1440 2360 R t R max 0 813 37kW 0.022 W P t max0 41.4374.

27、4kWPPP 因為考慮到其他機(jī)構(gòu)的能量損失，故選電動機(jī)功率為 5.5kW。 Y132S-4 型電動機(jī)技術(shù)參數(shù)如表 2-1 所示： 表 2-1 Y132S-4 型電動機(jī)技術(shù)參數(shù) 11 項目大小單位 功率5.5kW 電流85.5A 轉(zhuǎn)速1440r/min 效率85.5 功率因數(shù)0.84 額定電流7.0A 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 2.2105 N.mm 最大轉(zhuǎn)矩 2.2105 N.mm 功率5.5kW 電流85.5A 轉(zhuǎn)速1440r/min 效率85.5 功率因數(shù)0.84 額定電流7.0A 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 2.2105 N.mm 最大轉(zhuǎn)矩 2.2105 N.mm 12 第 3 章 傳動機(jī)構(gòu)的設(shè)計及計算 3.1 帶傳動設(shè)

28、計及計算 3.1.1 確定設(shè)計功率 Pca 計算功率 Pca是根據(jù)傳遞功率 P，并考慮到載荷性質(zhì)和每次運行時間長短 等因素的影響而確定的。 Pca=KAP （3-1） 式中: Pca計算功率，kW P傳遞的額定功率（例如電動機(jī)的額定功率） ，kW KA工作情況系數(shù) 由參考文獻(xiàn)3表 8-7 查得: KA1.2 又由于 P=5.5kW PcaKAP1.25.56.6kW 3.1.2 選擇帶型 根據(jù)計算功率 Pca及小帶輪轉(zhuǎn)速 n，由參考文獻(xiàn)3選定帶型，根據(jù)要求選 普通 V 帶 B 型帶。 3.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1和 dd2 1. 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1 根據(jù) v 帶的帶型和參考

29、文獻(xiàn)3表 8-6 和表 8-8 確定小帶輪的直徑，應(yīng)使 d(dd)min。由此得出 dd1=140mm 2. 計算從動輪的基準(zhǔn)直徑 dd2 dd2=idd2=5.1140=714mm 參考文獻(xiàn)3表 8-8，調(diào)整為 dd1=140mm，dd2=710mm， 13 d2 d1 5.1 d i d 3. 按公式算帶速 由參考文獻(xiàn)3查得： （3-2） d1 1 1 60 1000 d n v d1 1 1 3.14 140 1440 10.55m/s 60 100060 1000 d n v 應(yīng)使，對于普通 v 帶=2530m/s，若，則離心力過大， max vv max v max vv 即應(yīng)減小

30、dd1，如 v 過小，則表示所選 dd1過小，這將使需的有效拉力 Fe過大， 即所需要的根數(shù) z 過多，于是帶的寬度，軸徑及軸的尺寸及軸承的尺寸都要隨 之增大。 因為 l0.551.5D=57mm L=(1.52)D=5776mm 取 L=66mm 5.其它尺寸 da1=dd1+2ha =140+23.5=147mm df1=dd1-2hf=140-210.8=118.4mm D1=df12=118.4-27.5=95.4mm C=B=100=(14.2925)mm 11 () 74 11 () 74 取 C=20mm 3.2.2 大帶輪的設(shè)計 1. 材料的選擇 材料選擇 HT200 2. 基

31、準(zhǔn)直徑 初選軸的直徑 D后70mm，且已知大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2710mm， 2.5 D后2.570175300mm，所以選用輪輻式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)如圖 3-2 所示。 3. 帶輪槽尺寸同小帶輪 18 4. 確定輪緣及輪轂的尺寸 （1）帶輪寬： B=(z1)e+2f=66mm 因為大帶輪具有儲能作用， 取 B=110mm （2）輪轂外徑： d2=(1.82)70=126140mm 取 d2=130mm （3）輪轂寬度： L=(1.52) D后=(105140)mm 取 l=110mm 圖 3-3 大帶輪 5.其它尺寸 da2dd2+2ha=710+23.5=717mm dfdd2-2h1=710-

32、210.8=688.4mm （3-9） D1Df=688.4-27.5=673.4mm2 C=B=100=(14.2925)mm 11 () 74 11 () 74 取 C=20mm 3.3 齒輪的設(shè)計計算 19 3.3.1 齒輪的類型、精度等級、材料和齒數(shù) 1. 齒輪類型 直齒圓柱齒輪 2. 精度等級 由于本機(jī)械為一般工作機(jī)，速度不高，故選用 7 級精度。 3. 材料選擇 由于齒輪的失效形式可知，設(shè)計齒輪傳動時，應(yīng)使齒輪面具有較高的抗磨 損，抗點蝕，抗膠合性變形的能力，而齒根要有較高的抗折斷的能力，所以對 齒輪材料性能的基本要求為：齒面要硬，齒芯要韌。則由參考文獻(xiàn)3表 10-1 選小齒輪材料

33、為 40Cr，硬度為 260HBs；大齒輪 45 號鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240HBs。 4. 齒數(shù)的確定 由于開式齒輪的主要失效形式為輪齒的磨損失效，為了使輪齒不致過小， 小齒輪不可選用過多齒數(shù)，且對于=的標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪為使輪齒避免20o 發(fā)生根切，應(yīng)取 z11840，故 z122。 則大齒輪的齒數(shù)為 z2iz1224.7=104。 3.3.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 由參考文獻(xiàn)3查得： （3- 3 2 1 1 1 2.32() E dH K TZu d u 10） 式中： 載荷系數(shù)K 齒寬系數(shù) d 材料的彈性影響系數(shù)，MPa1/2 E Z 齒數(shù)比u 接觸疲勞許用應(yīng)力，N H 1. 確定公

34、式中各計算數(shù)值 20 (1) 試選載荷系數(shù) Kt=1.3 (2) 計算小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩 =5.11440=282.4r/minn小齒輪 T195.5105=95.5105=1.86105N.mm 1 P n小齒輪 5.5 282.4 (3) 由參考文獻(xiàn)3表 10-7 查得，齒寬系數(shù)0.8 d (4) 由參考文獻(xiàn)3表 10-6 查得，材料的彈性影響系數(shù)189.8MPa1/2 E Z (5) 由參考文獻(xiàn)3圖 10-21d 查得，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極 限580MPa；大齒輪的接觸疲勞硬度極限550MPa。 Hlim1 Hlim2 (6) 由公式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （3-11）60 h Nn

35、jL 小齒輪 式中: 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N 小齒輪齒輪轉(zhuǎn)速，r/min n j齒輪每轉(zhuǎn)一圈時同一齒面嚙合的次數(shù) 齒輪的工作壽命，h h L 假設(shè) j1 工作壽命為 15 年（設(shè)每年工作 300 天）兩班制，每班 8 小時則： Nl60282.4l(2830015)=1.2210960 h njL 小齒輪 N2=1.221094.7=0.26109 1 N u (7) 由參考文獻(xiàn)3圖 10-19 查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) KHN1=0.90，KHN2=0.95 (8) 計算疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1%，安全系數(shù) s=1， （3-12） H 1Hlim1 H 1 0.9 580 435MPa 1.2

36、 N K s 21 H2Hlim2 H 2 0.95 550 435.4MPa 1.2 N K s 2. 計算 (1) 試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值， H = 3 2 1E 1 dH 1 2.32() K TZu d u 3 4 2 1.3 1.86 104.727+1 189.8 2.32() 0.84.727435 44.32mm 1 d (2) 計算圓周速度 v0 1t1 44.32 282.4 0.655m/s 60 100060 1000 d n v (3) 計算齒寬 b 1 0.8 44.3235.46mm dt bd (4) 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 1t t 1 44.

37、32 2mm 22 d m z 齒高 t 2.252.25 24.5mmhm 35.46 7.8 4.5 b h (5) 計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=0.655m/s,7 級精度，由參考文獻(xiàn)3圖 7-8 查得，動載系數(shù) Kv=1.05 由參考文獻(xiàn)3表 10-3 查得， HF 1KK 由參考文獻(xiàn)3表 10-2 查得，使用系數(shù) KA 1 由參考文獻(xiàn)3表 10-4 查得,齒向載荷分布系數(shù)=1.26 H K 由=7.8，=1.26 查參考文獻(xiàn)3圖 10-13 得，=1.18， b h H K F K 故載荷系數(shù) K= （3-13） AVHH K K KK =1.51.0511.26 22 =2.38 (6

38、) 按實際的載荷系數(shù)的校正所算得的分度圓直徑 33 11t 1 2.38 100122mm 1.3 K dd K （3-14） (7) 計算模數(shù) m m= =5.5mm 1 1 d z 122 22 3.3.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計 由參考文獻(xiàn)3查得，彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為， 3 FS1 2 d 1F 2 () aa Y YKT m z （3-15） 式中: 彎曲疲勞許用應(yīng)力，N F 齒形系數(shù) Fa Y 應(yīng)力校正系數(shù) Sa Y 1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1) 由參考文獻(xiàn)3圖 1020c 查得，小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 =450MPa，大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度=380MPa FH1 FH2 (

39、2) 由圖 10-83查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85，0.86 1FN K 2FN K (3) 計算彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.2 得 MPa FH1FH1 F 1 0.85 450 318.75 1.2 K s MPa FN2FH2 F 2 0.86 380 272.33 1.2 K s (4) 計算載荷系數(shù) K=1.51.0511.182.04 AVFF K K KK 23 (5) 查取齒形系數(shù) 由參考文獻(xiàn)3表 10-5 查得， 2.72, 2.18 F 1 Y F2 Y (6) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻(xiàn)3表 10-5 查得， 1.75, 1.79 Fs1 Y Fs2 Y (7) 計算大

40、小齒輪的并加以比較 FaSa F Y Y 0.0134 Fa1 Sa1 F 1 Y Y 2.72 1.75 318.75 0.0143 Fa2 Sa2 F 2 YY 2.18 1.79 272.33 0.0134500mm，且 da263.1mm，符合要求，所以軸的直徑 d后70mm。 (4) 由于給后軸所承受軸向載荷幾乎為零，且有一定的動載荷，為此采用 深溝球軸承并在床身處鑄出 L=160mm 放球軸承的支座。 (5) 軸上零件的周向定位和軸向定位 軸的兩端分別安裝大帶輪和小齒輪，小齒輪采用鉤頭鍵聯(lián)結(jié)，既能保證軸 向定位，同時對小齒輪的一個方向進(jìn)行了軸向定位，大齒輪采用平鍵聯(lián)結(jié)，在 大帶輪與

41、左端軸承之間安裝套筒，在小齒輪與右端軸承之間安裝卡圈，這樣， 大帶輪與小齒輪就被定位在軸上。 (6) 軸端倒角 根據(jù)參考文獻(xiàn)3表 15-2，取軸端倒角為 245。 (7) 配合公差 齒輪和帶輪與軸配合優(yōu)選用基孔制過盈配合，其配合為，滾動軸承與 7 6 H r 軸配合優(yōu)先選用基孔制過渡配合，選取。 7 6 H m 28 (8) 軸的結(jié)構(gòu) 通過以上分析，并通過機(jī)身寬度，軸上各零件的位置，并保證齒輪嚙合等 綜合因素考慮，取 L后1240mm，兩端開鍵槽，尺寸根據(jù)鍵的標(biāo)準(zhǔn)值來確定， 之前已經(jīng)確定了后軸的直徑 L后70mm。 軸的結(jié)構(gòu)如圖 3-4 所示： 120135120135730 1240 75

42、77 75 70 圖 3-4 后軸的基本結(jié)構(gòu) 3.4.2 曲軸的設(shè)計 1. 曲軸材料的選擇 曲軸的材料為 45 號鋼。 2. 曲軸的設(shè)計 (1) 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)參考文獻(xiàn)3表 15-3 查得， A0120mm （3-16） 3 min0 P dA n =102mm 33 min0 36.6 120 60 P dA n 由參考文獻(xiàn)11初步確定 d曲柄=130mm (2) 曲軸的結(jié)構(gòu) 曲軸按生產(chǎn)形式可分為整體鍛造曲軸、移體鑄造曲軸和組合曲軸等形式。 整體鑄造曲軸的加工性能好，金屬切削量少，成本低，并可以獲得較合理的結(jié) 構(gòu)形狀，從而使應(yīng)力分布均勻，對提高曲軸的疲勞有顯著的效果。所以，本設(shè)

43、計選用整體鑄造曲軸。 29 曲軸和后軸一樣，都只是承受徑向載荷，而軸向載荷幾乎為零，且由于載 荷多，存在動載荷，因此采用滑動軸承形式，即對開式徑向滑動軸承，取其寬 徑比為，則=1.08110=118.8mm，取 120mm，套筒的結(jié)構(gòu)形式 1/ 1.08Bd 1 B 也選擇滑動軸承的形式，取其寬徑比為=1.18，則 2/ Bd =1.18110=130mm，曲柄臂寬度為 L=98mm，安裝在曲軸的離合器長度為 2 B L1=165mm，半徑 R=100mm；鍵槽長度為 L3=100mm 3. 曲軸的疲勞強(qiáng)度校核 (1) 計算彎曲應(yīng)力作用下的安全系數(shù) （3- 1 250 2.6 1.9 150

44、3 a n k 17） 式中: 彎曲疲勞極限，MPa 1 彎曲時曲軸的有效應(yīng)力集中系數(shù)k 彎曲應(yīng)力幅度，MPa a 曲軸的尺寸系數(shù) (2) 計算扭轉(zhuǎn)應(yīng)力作用下的安全系數(shù) （3-18） 1 0 150 3.5 0.75 170 3 n k 式中: 剪切疲勞極限，MPa 1 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅度，MPa 0 扭轉(zhuǎn)時曲軸的有效應(yīng)力集中系數(shù)k (3) 計算總的安全系數(shù) 11 22 n n nn nn 1 2n 式中: 許用工作安全系數(shù) 1 n ，所以符合其疲勞強(qiáng)度。 1 1.8 2.5n 30 第 4 章 軸承、機(jī)座及導(dǎo)軌的設(shè)計 4.1 軸承的設(shè)計 4.1.1 滾動軸承的選擇及校核 1. 求比值 確定采用深鉤

45、球軸承，且 V2H2 11240N,31331.6NFF 軸承徑向載荷： 22 rV2H2 33286.7NFFF 軸承軸向載荷： a 0NF 0 0 43995.1 a r F F 由參考文獻(xiàn)3表 13-5，深鉤球軸承的 e 值為 0.19，則 a r F e F 2. 初步計算當(dāng)量動載荷 p 由參考文獻(xiàn)3查公式得： （4-1） pra ()pfXFYF 式中: 當(dāng)量動載荷，Np 31 載荷系數(shù) p f X徑向動載荷系數(shù) Y軸向動載荷系數(shù) 由參考文獻(xiàn)3表 13-6 查得，取， p 1.2 1.8f p 1.2f 由參考文獻(xiàn)3表 13-5 查得， X0.45，Y0 所以 pra ()1.2 0

46、.45 33286.7017974.8pfXFYFN 3. 軸承的基本額定動載荷 計算軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值， （4-2） h 6 60 10 nL cp 式中： 軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值，Nc H轉(zhuǎn)速，r/min 預(yù)期計算壽命，h h L 預(yù)使用壽命為 2 年，1 年以 300 天計，2 班制，1 班 8 小時， 3002829600h h L 4. 軸承的型號的選擇 取軸徑為 75mm，查參考文獻(xiàn)11選擇滾動軸承型號為 6315， or 112KN,76.8KNcc 因為沒有軸向載荷，因此不必計算 Y 值及驗算動量動載荷 5. 驗算 6315 軸承的壽命 根據(jù)參考文獻(xiàn)3查得， （4-

47、 6 h 10 () 60 c L n p 3） 6 3 h 105.1 112000 ()14280 60 1440 17974.6 L 32 滿足預(yù)定要求。 4.1.2 曲軸兩端滑動軸承的設(shè)計 由于曲軸轉(zhuǎn)速低且有變載荷和沖擊，所以初步選定 ZCuPb30，其部分?jǐn)?shù) 據(jù)如下： 軸瓦材料的許用應(yīng)力: p25MPa 許用滑動速度: v12m/s 軸承材料的 pv許用值: pv30MPa 因為 X1Y1X2Y2 11370N200138N31294N184610NFFFF， 所以得出徑向載荷為 2222 r1X1Y1 2222 r2X2Y2 11370200138200782.9N 3129418

48、4610187243.6N FFF FFF 因為，故以為標(biāo)準(zhǔn) 12rr FF 1r F 1. 驗算軸承的平均壓力p 由參考文獻(xiàn)3查得： （4-4） F pp dB 式中： B軸承寬度，mm 軸瓦材料的許用應(yīng)力，MPa， p 由參考文獻(xiàn)3表 12-2 查得 25MPap 因為 200782.9N110mm120mmFdB， 所以 200782.9 15.2 110 120 pp 故軸承的平均壓力符合要求。 2. 驗算軸承pv值 軸承的發(fā)熱量與其單位面上的摩擦力的功耗（f 為摩擦系數(shù)） ，限制 v fp 值就是限制軸承的溫升。 v p 33 （4- 60 100019100 n vv FFdn p

49、p dBB 5） n vv 200782.9 5.26MPa m/s 19100120 19100 F pp B 所以滿足要求。 3. 驗算滑動速度 v 由參考文獻(xiàn)3查得： （4-6） vv 3.14 110 60 0.35m/s 60 100060 1000 dn vv 所以滑動速度也符合要求。 4.2 機(jī)座的設(shè)計 機(jī)座和箱體等零件，在一臺機(jī)器的總質(zhì)量中占有很大的比例（例如在機(jī)床 中約占總質(zhì)量的 7080） ，同時在很大程度上影響著機(jī)器的工作精度及抗 振性能,還影響著機(jī)器的耐磨性等。所以正確選擇機(jī)座零件的材料和正確設(shè)計 其機(jī)構(gòu)形式及尺寸是減小機(jī)器質(zhì)量，節(jié)約金屬材料，提高工作精度，增強(qiáng)剛度 及

50、耐磨性的重要途徑。 4.2.1 機(jī)座材料的選擇 由于固定式機(jī)器，結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，剛度要求也較高，因而通常都為鑄造。 本設(shè)計中采用球墨鑄鐵 QT450，其沖擊韌性和疲勞強(qiáng)度比普通鑄鐵高，用于 曲柄壓力機(jī)機(jī)身。 4.2.2 機(jī)座設(shè)計的基本要求 設(shè)計基座時，應(yīng)滿足以下四個要求： 34 (1) 應(yīng)具有足夠的剛度 (2) 應(yīng)具有足夠的抗振性 (3) 應(yīng)具有較小的耐磨性 (4) 機(jī)構(gòu)工藝性等其他要求 4.2.3 肋的布置 一般地說，增加壁厚固然可以增大機(jī)座和箱體的強(qiáng)度和剛度，但不如加設(shè) 肋板來得有利。因為加設(shè)肋板時，即可增大強(qiáng)度和剛度，又可以減小壁厚和質(zhì) 量，對于鑄件，就可以減小鑄造缺陷。對于較長的結(jié)構(gòu)，特

51、別是載荷在其上移 動場合，應(yīng)防止局部突然變化。 4.2.4 連接結(jié)構(gòu)設(shè)計 機(jī)座和箱體與地面應(yīng)保證起聯(lián)結(jié)剛度。影響聯(lián)接剛度的因素有：凸緣結(jié)構(gòu)、 螺栓組形式、結(jié)合面型貌等。 4.2.5 導(dǎo)軌的功用、分類和應(yīng)滿足的要求 1. 導(dǎo)軌的功用 在機(jī)床、儀器、鍛壓設(shè)備等機(jī)械中使用的導(dǎo)軌，其功用是導(dǎo)向和承載，即 保證運動部件按給定的運動要求和運動方向。在導(dǎo)軌副中，運動一方為動導(dǎo)軌， 不動的一方支承導(dǎo)軌。 2. 導(dǎo)軌的分類 (1) 按導(dǎo)軌的運動形式可分為直線運動導(dǎo)軌和回轉(zhuǎn)運動導(dǎo)軌。 (2) 按導(dǎo)軌的摩擦性質(zhì)可分為滑動導(dǎo)軌、滾動導(dǎo)軌、流體介質(zhì)摩擦導(dǎo)軌和 彈性導(dǎo)軌。 (3) 按導(dǎo)軌的受力機(jī)構(gòu)可分為開式導(dǎo)軌、閉式導(dǎo)軌

52、。 4.2.6 直線滑動導(dǎo)軌的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1. 選擇導(dǎo)軌的材料 導(dǎo)軌的材料有鑄鐵，鋼，有色金屬和塑料，對導(dǎo)軌的材料的主要要求是： 35 耐磨性好，工藝性好和成本低。鑄鐵的鑄造性能和加工性能好，并具有良好的 減震性和耐磨性；有色金屬與鑄鐵支承導(dǎo)軌搭配可防止膠合磨損，保證運動平 穩(wěn)性和提高運動精度。 綜上所述，選耐磨鑄鐵中的高磷鑄鐵作為支承導(dǎo)軌；選用有色金屬中的錫 青銅 2QSn6-63 作為動導(dǎo)軌。 2. 導(dǎo)軌機(jī)構(gòu) (1) 截面形狀 滑動導(dǎo)軌的截面形狀頭矩形、三角形、燕尾形和圓柱形四種。 (2) 組合形式 直線運動導(dǎo)軌一般由兩條導(dǎo)軌組合而成。對于重型機(jī)床，運動部件寬、載 荷大，常采用三條或多條導(dǎo)軌

53、的組合結(jié)構(gòu)。 雙三角形導(dǎo)軌 導(dǎo)向精度高，磨損后能自動補(bǔ)償，具有良好的精度保持性，但很難達(dá)到四 個導(dǎo)軌面同時接觸的要求，制造困難。 雙矩形導(dǎo)軌 具有較大的承載能力，制造調(diào)整比較簡單，但導(dǎo)向性差，磨損后不能自動 補(bǔ)償，對加工工藝要求有較大的影響。 三角形矩形組合 兼有導(dǎo)向性好、制造方便和剛度高的優(yōu)點，應(yīng)用最廣泛。 燕尾形組合 閉式導(dǎo)軌中接觸面最少的一種結(jié)構(gòu)，用一根鑲條就可以調(diào)節(jié)垂直和水平方 向的間隙。 (3)調(diào)節(jié)間隙 導(dǎo)軌接合面間都存在間隙，若間隙過小，不但增加運動阻力，而且會加速 導(dǎo)軌的磨損；若間隙過大，又會使導(dǎo)軌精度降低，還容易產(chǎn)生振動。因此，除 在裝配過程中應(yīng)仔細(xì)調(diào)整導(dǎo)軌間隙外，使用一段時間

54、后，因磨損還需重調(diào)，常 用鑲條和壓板來調(diào)整導(dǎo)軌的間隙。 36 結(jié) 論 本次設(shè)計的壓力機(jī)是一種典型的沖壓機(jī)械，其主要核心部分是曲柄滑塊機(jī) 構(gòu)。它具有機(jī)構(gòu)簡單，使用可靠，維修方便，造價低，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，生產(chǎn)率高等 優(yōu)點，應(yīng)用廣泛。設(shè)計過程中，在選擇各種方案時總結(jié)為以下內(nèi)容： (1) 電動機(jī)的選擇 由于電動機(jī)初始成本運轉(zhuǎn)費用，維修要求及噪聲均比液壓泵或液壓馬達(dá)， 氣壓泵或氣壓馬達(dá)低，所以選用電動機(jī)。 (2) 傳動系統(tǒng)的配套 該機(jī)的傳動系統(tǒng)主要是由帶傳動和單級開式直齒圓柱齒輪傳動組成的，在 電動機(jī)上安裝小帶輪且電動機(jī)輸出軸同步轉(zhuǎn)動通過帶動，完成一級減速?？梢?充分發(fā)揮其優(yōu)點，同時由于本機(jī)構(gòu)輸出功率不大且工

55、作不是連續(xù)式，而且整個 精度要求不算很高，所以一級減速輔助帶傳動，機(jī)器在空轉(zhuǎn)時，大帶輪起到儲 存能量的作用，可以在工作時把大部分能量釋放出去，達(dá)到較大的沖壓力，以 完成工作需要，這樣第二級減速采用齒輪傳動，大帶輪將運動和動力通過傳動 軸傳遞給小齒輪，齒輪是各種機(jī)構(gòu)中應(yīng)用范圍最廣的一種傳動機(jī)構(gòu)，同時它具 有可傳遞的載荷和速度范圍大，傳動比恒定，適應(yīng)性強(qiáng)，工作可靠，效率高， 壽命長，外輪廓尺寸小特點，其形式很多。 37 (3) 執(zhí)行機(jī)構(gòu) 本次設(shè)計的壓力機(jī)采用對心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，但是考慮到機(jī)器的機(jī)構(gòu)，由于 曲柄做圓周運動，并考慮機(jī)器的對稱性采用曲柄很難實現(xiàn)，所以前面提到的主 軸采用曲軸的形式來實現(xiàn)曲柄

56、滑塊的運動，這樣對機(jī)器的設(shè)計較有利。 38 致 謝 三個月的畢業(yè)設(shè)計即將結(jié)束，在這三個月的畢業(yè)設(shè)計里，我經(jīng)過自身的努 力和指導(dǎo)教師的細(xì)心指正，完成了此次畢業(yè)設(shè)計的要求。在這里我首先要感謝 指導(dǎo)教師趙硯虹老師，同時我也要感謝機(jī)械教研室的張文生老師和于信偉老師， 感謝他們在我的設(shè)計中對我的幫助。 在設(shè)計中，我遇到了很多困難和難題，感謝趙硯虹老師幫我解決問題，她 的學(xué)識和耐心細(xì)致的精神深深地觸動了我。在分析和解決問題中，我的能力得 到了提高，同時也學(xué)習(xí)了更多的專業(yè)知識，這些與趙硯虹老師的精心指導(dǎo)和耐 心講解是分不開的。首先，對各位老師給予的幫助表示最誠摯的感謝。各位老 師嚴(yán)謹(jǐn)?shù)墓ぷ鲬B(tài)度和敬業(yè)的精神深

57、深感動了我，這給我在今后步入社會，走上 工作崗位做了一個非常好的榜樣。感謝機(jī)械工程學(xué)院給我們這次設(shè)計的機(jī)會和 給我創(chuàng)造了良好的設(shè)計環(huán)境。無論是在工作中還是在學(xué)習(xí)中，我都不會忘記學(xué) 院老師和領(lǐng)導(dǎo)的教導(dǎo)，我會學(xué)習(xí)他們高漲的工作熱情和一絲不茍的學(xué)習(xí)態(tài)度， 勇于攻堅的精神，把所學(xué)的知識應(yīng)用社會實踐，使自身更能適應(yīng)當(dāng)今社會的發(fā) 展。 39 參考文獻(xiàn) 1 從恒斌，王艷，王華東.一種自動壓力機(jī)加壓方式的改進(jìn)J.機(jī)床與液壓. 2009, 37(4):59-61 2 孫恒，陳作模.機(jī)械原理.第七版M.北京：高等教育出版社.2001 3 濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計.第八版M.北京：高等教育出版社.2001 4 范宏

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