机械毕业设计（论文）-双柱式可倾斜压力机的设计【全套图纸】

I 摘 要 用于对坯料进行成型加工的锻压机械称作压力机。机械压力机动作平稳， 工作可靠，广泛用于冲压、挤压、模锻和粉末冶金等工艺。 本次设计题目是双柱式倾斜压力机。倾斜式压力机由支承着床身和压头的 底座支架，动力电源，压头，垂直于床身并作直线运动的机构组成。倾斜式压 力机的优点是有利于废料的排出。在设计过程中，通过对冲压功率的分析，确 定了飞轮和电动机功率。并且通过计算确定了各级传动比和基本尺寸。通过计 算确定了系统的最大功率，对带轮和齿轮机构进行了外形尺寸和参数的计算。 同时也对曲柄滑块机构进行结构设计，根据计算解决了曲轴和后轴的尺寸。 关键词：压力机；功率；机构 全套图纸，加全套图纸，加 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 mechanism 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 program. 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 design, the main axle and the hind axle size and the localization has been determined as well. Key words: Press; Power; Mechanism III IV 目 录 摘 要I AbstractII 第 1 章 绪论 .1 1.1 设计的目的 1 1.2 设计的内容 1 1.3 设计要求和注意事项 1 1.3.1 设计要求 .1 1.3.2 注意事项 .2 1.4 传动方案的机构选型原则 2 1.5 传动装置的方案论证 3 1.6 执行机构方案论证 4 第 2 章 执行机构的设计计算及功率的确定 .7 2.1 力、加速度及功率分析 7 2.2 电动机的选择 9 第 3 章 传动机构的设计及计算 .12 3.1 带传动设计及计算 12 3.1.1 确定设计功率 Pca.12 3.1.2 选择带型 .12 3.1.3 确定带轮的基准直径 dd1和 dd2.12 3.2 带轮的设计 15 3.2.1 小带轮的设计 .16 3.2.2 大带轮的设计 .17 3.3 齿轮的设计计算 18 3.3.1 齿轮的类型、精度等级、材料和齿数 .18 3.3.2 按齿面接触疲劳强度设计 .19 3.3.3 按齿根弯曲疲劳强度的设计 .21 3.3.4 几何尺寸计算 .23 3.3.5 齿轮的结构设计 .23 3.4 轴的设计 25 V 3.4.1 后轴的设计 .25 3.4.2 曲轴的设计 .28 第 4 章 轴承、机座及导轨的设计 .30 4.1 轴承的设计 30 4.1.1 滚动轴承的选择及校核 .30 4.1.2 曲轴两端滑动轴承的设计 .31 4.2 机座的设计 33 4.2.1 机座材料的选择 .33 4.2.2 机座设计的基本要求 .33 4.2.3 肋的布置 .33 4.2.4 连接结构设计 .33 4.2.5 导轨的功用、分类和应满足的要求 .34 4.2.6 直线滑动导轨的结构设计 .34 结论. 36 致谢. 37 参考文献 .38 VI Content Abstract.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 agencies 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 3.1.2 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 quantity 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, frame 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 of 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 绪论 1.1 设计的目的 在当今世界，生产力水平的高低是评价一个国家发达程度的一个重要标准。 而现代工业的发展情况将直接影响生产力水平。随着现代社会的不断发展，对 生产力要求也在日新月异。如何适应社会发展，如何提高生产效率，生产出高 性能，结构简单，价格低廉的工业产品，已是摆在我们面前的严峻问题。怎么 提高我国生产力水平和工业发展水平，是我们急待解决的问题。因此，我们进 行毕业设计是十分有必要的，目的就是提高自身技术水平，为今后工作打下良 好的基础。 1.2 设计的内容 锻压在机械发展中占有十分重要的地位，是通过冲头或模具对坯料施加压 力，使其产生塑性变形，从而获得所需形状和尺寸的制品的成形加工的方法。 本次设计的题目是双柱式倾斜压力机，要求从各方向独立思考，一般包括以下 内容： (1) 方案分析与论证 (2) 执行机构计算及功率的确定 (3) 装置的设计计算 (4) 轴承及其组合部件设计 (5) 箱体、润滑及附件设计 (6) 设计说明书编写 1.3 设计要求和注意事项 1.3.1 设计要求 毕业设计是整个大学学习的一个总结和练兵，理论联系实际，为走上工作 岗位打基础的重要环节。因此，在设计过程必须做到： (1) 综合地考虑使用经济、工艺、安全性等方面的设计要求，确定合理的 2 设计方案。 (2) 查阅相关资料，在认真思考的基础上提出自己的见解并要与指导教师 讨论。 (3) 通过分析比较吸取现有结构中的优点，并在此基础上发挥自己的创造 性。 (4) 认真计算和制图，有错误要认真修改，力求设计图纸和计算说明书的 质量达到或接近实际生产水平。 (5) 遵循学校的作息时间，按预定计划按时完成任务。 1.3.2 注意事项 (1) 在设计开始前，应认真研究题目，明确设计要求，阅读参考资料，了 解它们大体内容，以便需要时查阅。 (2) 对设计方案及结构，设计小组应进行讨论对比，以明确优劣正误，取 长补短，改进设计。 (3) 设计草图完成后，应交指导教师审查后再修改加深。 (4) 设计说明书应按规定格式编写，连同所绘图纸交指导教师审查认后方 可呈交。 (5) 认真做好准备，进行设计答辩。 1.4 传动方案的机构选型原则 传动方案的机构选型需要满足以下原则： (1) 满足需要原则所设计的产品应最大限度地满足用户要求。应在调 查分析和预测市场需要情况下的基础上，确定是否应该进行该种机械产品的设 计。 (2) 经济合理原则所设计的机械产品应该机构先进，功能好，成本低、 使用维修方便，在产品的寿命周期内用最低的成本实现产品规定功能，做到物 美价廉。 (3) 可靠性原则在规定使用条件和规定时间内，产品能完成规定功能 的可靠程度高，即运行中不出现故障。 (4) 最优化设计在给定的设计目标下，用优化设计方法，从若干可行 3 方案中找到优选方案。 (5) 标准化原则所设计的机械产品规格参数应符合国家标准，零部件 应能最大限度地与同类产品的零部件通用。 1.5 传动装置的方案论证 传动装置选择要满足以下原则： (1) 小功率传动应在满足工作性能的前提下选用较结构简单的传动装置， 尽可能降低制造成本。 (2) 大功率传动应优先考虑传动的效率，节约能源，降低运转和维修费用。 (3) 当机构要求变速时，若能与电动机调速比相适应，可采用定传动比装 置；当要求变速范围大，用电动机调速不能满足要求时，应采用变速比传动。 (4) 当载荷变化频繁，且可出现过载时，应考虑增加过载保护装置。 (5) 传动装置的选用必须与制造技术水平相适应，应尽可能选用专业厂生 产的传动部件或元件。 当采用由几种传动形式组成的多级传动时，要充分考虑各种传动形式的特 点，合理的分配其传动顺序，选择时，应注意以下几点： (1) 带传动的承载能力小，传递相同转矩时，机构尺寸较其它传动形式大， 但传动平稳，能吸振缓冲，因此益布置在低速级。 (2) 链传动运动不均匀，有冲击，不适应与高速级，应布置在低速级。 (3) 斜齿圆柱齿轮传动的平稳较直齿轮较好，常用在高速级或要求传动平 稳的场合。 (4) 开式直齿圆柱齿轮传动的工作环境一般较差，润滑条件不好因磨损严 重，寿命较短，应布置在低速级。 (5) 圆锥齿轮传动只用与需要改变轴的布置方向的场合，由于圆锥齿轮加 工比较困难，所以应将取布置在传动的高速级，并限制传动比，以减小其直径 和模数。 (6） 蜗杆传动可以实现较大的传动比，机构紧凑传动平稳，但传动效率 较低，故适用于中小功率的高速传动中。 综上所述考虑各方面，选择带传动和直齿圆柱齿轮进行两个减速级传动， 4 并确定其传动比分别为 5.1 和 4.7。 1.6 执行机构方案论证 (1) 采用偏心曲柄滑块机构 采用偏心曲柄滑块机构的为常用形式，机构简单，制造方便，运用与低速 重载场合，但其为偏心机构，安装和调试较难，且有急回作用，极位夹角不为 0，设计较为复杂，功率变化大，故不益采用，其结构图如图 1-1 所示： 图 1-1 偏心曲柄滑块 (2) 采用曲柄摇杆机构 此机构具有传动准确，效率高的优点，当以曲柄为原动件时，可将曲柄的 连续转动变成摇杆的往复摆动，其应用范围较广，但其机构比较复杂，剪切力 较小，不使用在吨位较大的场合，机构简图如图 1-2 所示： (3) 采用对心曲柄滑块机构 曲柄滑块机构是执行机构的常用形式，其优点是机构紧凑，传动简单，该 机构是全低副机构，适用于低速重载的场合。 由于 ， 0o1k 式中 极位夹角 K反正行程速比系数 5 图 1-2 曲柄摇杆机构 曲柄为主动件，当曲柄与连杆两次共线时，滑块相应处于左右两极限位 置，其最大行程 Hza，故改变曲柄长度可使滑块获得不同行程，曲柄等速转 动一周，滑块往返一次，其往返的平均速度相等，其机构简图如图 1-3 所示： A B C 图 1-3 对心曲柄滑块机构简图 曲柄滑块机构应用很广，以滑块为主动件用于动力机械，如内燃机，蒸汽 机等，以曲柄为主动件多用于工作机械，如冲床，柱塞泵，压缩机等。倾斜式 6 压力机通过曲柄滑块机构将电动机的旋转运动转换为滑块的直线往复运动，使 得机械压力机动作平稳，工作可靠。 综上所述，在本设计中选用对心曲柄滑块机构作为执行机构，这样能够基 本的达到设计的要求。 7 第 2 章 执行机构的设计计算及功率的确定 2.1 力、加速度及功率分析 参数：公称压力 40t，生产率为 60 次/min，冲材厚度 6mm。因冲程为 80mm，故初选曲柄长度为 40mm，连杆长度为 400mm，执行机构的机构运动 简图如图 2-1 所示： A EB C P 6mm 图 2-1 执行机构的速度分析 如图所显示： AB 为曲柄，BC 为连杆 列方程得 ABsinBEBCsin ABcos+BCcos=AC AC-AB+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 由于生产率为 60 次/min，即曲柄的角速度 60 转/min，所以， 60 2 26.28rad /s 60 速度分析： VB=6.284010-3=0.25m/sr 根据图 2-1 所示的速度分析有： VC= VB+ VCB 方向 大小 ? 0.25 VB 42.5 86.1 VCB VC 图 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 考虑到冲头所受力及冲压过程的瞬时性，将冲头过程定为几个阶段：弹性 变形阶段，屈服阶段，强化阶段，及局部变形阶段。 通过以上的计算可知，冲头在运动到刚刚与工件接触时候，冲头的过度为 Vc0.1m/s。 由参考文献3查得： 带传动效率为：=0.95带 滑动轴承的效率为：=0.97，=0.99滑滚 9 开式齿轮传动效率为：=0.92齿 6mm 0 2 4 6 图 2-3 冲头冲压过程简图 则经过齿轮传动及滑动轴承及滚动轴承其功率为： max 33 34.17 41.4kW 0.92 0.970.99 P P 滑齿滚 2.2 电动机的选择 由参考文献2查得： （2-1） A GDHbr 式中： GA 轮缘的重量，kg D 飞轮轮缘的平均自径，m D 轮缘高度，m B 轮缘宽度，m 材料单位体积重量，N/m3 初选 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 由参考文献2查得： （2-3） max F 2 n W J W 式中： Wmax最大盈亏功，J Wn 平均角速度，m/s 速度不均匀系数 由参考文献2表 7-2 查得：冲床、剪床的速度不均匀系数= 1 7 1 10 由参考文献2查得： （2-4） 则取=0.13，设电机转数为 1440r/min 21440 5.1 60 W 则 0.13=813J 22 maxFM 21440 6.6 () 5.1 60 WJ W 计算冲压过程所用时间 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 41.4374.4kWPPP 因为考虑到其他机构的能量损失，故选电动机功率为 5.5kW。 Y132S-4 型电动机技术参数如表 2-1 所示： 表 2-1 Y132S-4 型电动机技术参数 11 项目大小单位 功率5.5kW 电流85.5A 转速1440r/min 效率85.5 功率因数0.84 额定电流7.0A 堵转转矩 2.2105 N.mm 最大转矩 2.2105 N.mm 功率5.5kW 电流85.5A 转速1440r/min 效率85.5 功率因数0.84 额定电流7.0A 堵转转矩 2.2105 N.mm 最大转矩 2.2105 N.mm 12 第 3 章 传动机构的设计及计算 3.1 带传动设计及计算 3.1.1 确定设计功率 Pca 计算功率 Pca是根据传递功率 P，并考虑到载荷性质和每次运行时间长短 等因素的影响而确定的。 Pca=KAP （3-1） 式中: Pca计算功率，kW P传递的额定功率（例如电动机的额定功率） ，kW KA工作情况系数 由参考文献3表 8-7 查得: KA1.2 又由于 P=5.5kW PcaKAP1.25.56.6kW 3.1.2 选择带型 根据计算功率 Pca及小带轮转速 n，由参考文献3选定带型，根据要求选 普通 V 带 B 型带。 3.1.3 确定带轮的基准直径 dd1和 dd2 1. 初选小带轮的基准直径 dd1 根据 v 带的带型和参考文献3表 8-6 和表 8-8 确定小带轮的直径，应使 d(dd)min。由此得出 dd1=140mm 2. 计算从动轮的基准直径 dd2 dd2=idd2=5.1140=714mm 参考文献3表 8-8，调整为 dd1=140mm，dd2=710mm， 13 d2 d1 5.1 d i d 3. 按公式算带速 由参考文献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 应使，对于普通 v 带=2530m/s，若，则离心力过大， max vv max v max vv 即应减小 dd1，如 v 过小，则表示所选 dd1过小，这将使需的有效拉力 Fe过大， 即所需要的根数 z 过多，于是带的宽度，轴径及轴的尺寸及轴承的尺寸都要随 之增大。 因为 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 大带轮的设计 1. 材料的选择 材料选择 HT200 2. 基准直径 初选轴的直径 D后70mm，且已知大带轮的基准直径 dd2710mm， 2.5 D后2.570175300mm，所以选用轮辐式结构，结构如图 3-2 所示。 3. 带轮槽尺寸同小带轮 18 4. 确定轮缘及轮毂的尺寸 （1）带轮宽： B=(z1)e+2f=66mm 因为大带轮具有储能作用， 取 B=110mm （2）轮毂外径： d2=(1.82)70=126140mm 取 d2=130mm （3）轮毂宽度： L=(1.52) D后=(105140)mm 取 l=110mm 图 3-3 大带轮 5.其它尺寸 da2dd2+2ha=710+23.5=717mm dfdd2-2h1=710-210.8=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 齿轮的设计计算 19 3.3.1 齿轮的类型、精度等级、材料和齿数 1. 齿轮类型 直齿圆柱齿轮 2. 精度等级 由于本机械为一般工作机，速度不高，故选用 7 级精度。 3. 材料选择 由于齿轮的失效形式可知，设计齿轮传动时，应使齿轮面具有较高的抗磨 损，抗点蚀，抗胶合性变形的能力，而齿根要有较高的抗折断的能力，所以对 齿轮材料性能的基本要求为：齿面要硬，齿芯要韧。则由参考文献3表 10-1 选小齿轮材料为 40Cr，硬度为 260HBs；大齿轮 45 号钢（调质） ，硬度为 240HBs。 4. 齿数的确定 由于开式齿轮的主要失效形式为轮齿的磨损失效，为了使轮齿不致过小， 小齿轮不可选用过多齿数，且对于=的标准直齿圆柱齿轮为使轮齿避免20o 发生根切，应取 z11840，故 z122。 则大齿轮的齿数为 z2iz1224.7=104。 3.3.2 按齿面接触疲劳强度设计 由参考文献3查得： （3- 3 2 1 1 1 2.32() E dH K TZu d u 10） 式中： 载荷系数K 齿宽系数 d 材料的弹性影响系数，MPa1/2 E Z 齿数比u 接触疲劳许用应力，N H 1. 确定公式中各计算数值 20 (1) 试选载荷系数 Kt=1.3 (2) 计算小齿轮传动的转矩 =5.11440=282.4r/minn小齿轮 T195.5105=95.5105=1.86105N.mm 1 P n小齿轮 5.5 282.4 (3) 由参考文献3表 10-7 查得，齿宽系数0.8 d (4) 由参考文献3表 10-6 查得，材料的弹性影响系数189.8MPa1/2 E Z (5) 由参考文献3图 10-21d 查得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极 限580MPa；大齿轮的接触疲劳硬度极限550MPa。 Hlim1 Hlim2 (6) 由公式计算应力循环次数 （3-11）60 h NnjL 小齿轮 式中: 应力循环次数N 小齿轮齿轮转速，r/min n j齿轮每转一圈时同一齿面啮合的次数 齿轮的工作寿命，h h L 假设 j1 工作寿命为 15 年（设每年工作 300 天）两班制，每班 8 小时则： Nl60282.4l(2830015)=1.2210960 h njL 小齿轮 N2=1.221094.7=0.26109 1 N u (7) 由参考文献3图 10-19 查得接触疲劳强度寿命系数 KHN1=0.90，KHN2=0.95 (8) 计算疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 s=1， （3-12） H 1Hlim1 H 1 0.9 580 435MPa 1.2 N K s 21 H2Hlim2 H 2 0.95 550 435.4MPa 1.2 N K s 2. 计算 (1) 试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值， 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) 计算圆周速度 v0 1t1 44.32 282.4 0.655m/s 60 100060 1000 d n v (3) 计算齿宽 b 1 0.8 44.3235.46mm dt bd (4) 计算齿宽与齿高之比 模数 1t t 1 44.32 2mm 22 d m z 齿高 t 2.252.25 24.5mmhm 35.46 7.8 4.5 b h (5) 计算载荷系数 根据 v=0.655m/s,7 级精度，由参考文献3图 7-8 查得，动载系数 Kv=1.05 由参考文献3表 10-3 查得， HF 1KK 由参考文献3表 10-2 查得，使用系数 KA 1 由参考文献3表 10-4 查得,齿向载荷分布系数=1.26 H K 由=7.8，=1.26 查参考文献3图 10-13 得，=1.18， b h H K F K 故载荷系数 K= （3-13） AVHH K K KK =1.51.0511.26 22 =2.38 (6) 按实际的载荷系数的校正所算得的分度圆直径 33 11t 1 2.38 100122mm 1.3 K dd K （3-14） (7) 计算模数 m m= =5.5mm 1 1 d z 122 22 3.3.3 按齿根弯曲疲劳强度的设计 由参考文献3查得，弯曲强度的设计公式为， 3 FS1 2 d 1F 2 () aa Y YKT m z （3-15） 式中: 弯曲疲劳许用应力，N F 齿形系数 Fa Y 应力校正系数 Sa Y 1. 确定公式内的各计算数值 (1) 由参考文献3图 1020c 查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =450MPa，大齿轮弯曲疲劳强度=380MPa FH1 FH2 (2) 由图 10-83查得弯曲疲劳寿命系数=0.85，0.86 1FN K 2FN K (3) 计算弯曲疲劳安全系数 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) 计算载荷系数 K=1.51.0511.182.04 AVFF K K KK 23 (5) 查取齿形系数 由参考文献3表 10-5 查得， 2.72, 2.18 F 1 Y F2 Y (6) 查取应力校正系数 由参考文献3表 10-5 查得， 1.75, 1.79 Fs1 Y Fs2 Y (7) 计算大小齿轮的并加以比较 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，所以轴的直径 d后70mm。 (4) 由于给后轴所承受轴向载荷几乎为零，且有一定的动载荷，为此采用 深沟球轴承并在床身处铸出 L=160mm 放球轴承的支座。 (5) 轴上零件的周向定位和轴向定位 轴的两端分别安装大带轮和小齿轮，小齿轮采用钩头键联结，既能保证轴 向定位，同时对小齿轮的一个方向进行了轴向定位，大齿轮采用平键联结，在 大带轮与左端轴承之间安装套筒，在小齿轮与右端轴承之间安装卡圈，这样， 大带轮与小齿轮就被定位在轴上。 (6) 轴端倒角 根据参考文献3表 15-2，取轴端倒角为 245。 (7) 配合公差 齿轮和带轮与轴配合优选用基孔制过盈配合，其配合为，滚动轴承与 7 6 H r 轴配合优先选用基孔制过渡配合，选取。 7 6 H m 28 (8) 轴的结构 通过以上分析，并通过机身宽度，轴上各零件的位置，并保证齿轮啮合等 综合因素考虑，取 L后1240mm，两端开键槽，尺寸根据键的标准值来确定， 之前已经确定了后轴的直径 L后70mm。 轴的结构如图 3-4 所示： 120135120135730 1240 75 77 75 70 图 3-4 后轴的基本结构 3.4.2 曲轴的设计 1. 曲轴材料的选择 曲轴的材料为 45 号钢。 2. 曲轴的设计 (1) 初步确定轴的最小直径 根据参考文献3表 15-3 查得， A0120mm （3-16） 3 min0 P dA n =102mm 33 min0 36.6 120 60 P dA n 由参考文献11初步确定 d曲柄=130mm (2) 曲轴的结构 曲轴按生产形式可分为整体锻造曲轴、移体铸造曲轴和组合曲轴等形式。 整体铸造曲轴的加工性能好，金属切削量少，成本低，并可以获得较合理的结 构形状，从而使应力分布均匀，对提高曲轴的疲劳有显著的效果。所以，本设 计选用整体铸造曲轴。 29 曲轴和后轴一样，都只是承受径向载荷，而轴向载荷几乎为零，且由于载 荷多，存在动载荷，因此采用滑动轴承形式，即对开式径向滑动轴承，取其宽 径比为，则=1.08110=118.8mm，取 120mm，套筒的结构形式 1/ 1.08Bd 1 B 也选择滑动轴承的形式，取其宽径比为=1.18，则 2/ Bd =1.18110=130mm，曲柄臂宽度为 L=98mm，安装在曲轴的离合器长度为 2 B L1=165mm，半径 R=100mm；键槽长度为 L3=100mm 3. 曲轴的疲劳强度校核 (1) 计算弯曲应力作用下的安全系数 （3- 1 250 2.6 1.9 150 3 a n k 17） 式中: 弯曲疲劳极限，MPa 1 弯曲时曲轴的有效应力集中系数k 弯曲应力幅度，MPa a 曲轴的尺寸系数 (2) 计算扭转应力作用下的安全系数 （3-18） 1 0 150 3.5 0.75 170 3 n k 式中: 剪切疲劳极限，MPa 1 扭转应力幅度，MPa 0 扭转时曲轴的有效应力集中系数k (3) 计算总的安全系数 11 22 n n nn nn 1 2n 式中: 许用工作安全系数 1 n ，所以符合其疲劳强度。 1 1.8 2.5n 30 第 4 章 轴承、机座及导轨的设计 4.1 轴承的设计 4.1.1 滚动轴承的选择及校核 1. 求比值 确定采用深钩球轴承，且 V2H2 11240N,31331.6NFF 轴承径向载荷： 22 rV2H2 33286.7NFFF 轴承轴向载荷： a 0NF 0 0 43995.1 a r F F 由参考文献3表 13-5，深钩球轴承的 e 值为 0.19，则 a r F e F 2. 初步计算当量动载荷 p 由参考文献3查公式得： （4-1） pra ()pfXFYF 式中: 当量动载荷，Np 31 载荷系数 p f X径向动载荷系数 Y轴向动载荷系数 由参考文献3表 13-6 查得，取， p 1.2 1.8f p 1.2f 由参考文献3表 13-5 查得， X0.45，Y0 所以 pra ()1.2 0.45 33286.7017974.8pfXFYFN 3. 轴承的基本额定动载荷 计算轴承应有的基本额定动载荷值， （4-2） h 6 60 10 nL cp 式中： 轴承应有的基本额定动载荷值，Nc H转速，r/min 预期计算寿命，h h L 预使用寿命为 2 年，1 年以 300 天计，2 班制，1 班 8 小时， 3002829600h h L 4. 轴承的型号的选择 取轴径为 75mm，查参考文献11选择滚动轴承型号为 6315， or 112KN,76.8KNcc 因为没有轴向载荷，因此不必计算 Y 值及验算动量动载荷 5. 验算 6315 轴承的寿命 根据参考文献3查得， （4- 6 h 10 () 60 c L n p 3） 6 3 h 105.1 112000 ()14280 60 1440 17974.6 L 32 满足预定要求。 4.1.2 曲轴两端滑动轴承的设计 由于曲轴转速低且有变载荷和冲击，所以初步选定 ZCuPb30，其部分数 据如下： 轴瓦材料的许用应力: p25MPa 许用滑动速度: v12m/s 轴承材料的 pv许用值: pv30MPa 因为 X1Y1X2Y2 11370N200138N31294N184610NFFFF， 所以得出径向载荷为 2222 r1X1Y1 2222 r2X2Y2 11370200138200782.9N 31294184610187243.6N FFF FFF 因为，故以为标准 12rr FF 1r F 1. 验算轴承的平均压力p 由参考文献3查得： （4-4） F pp dB 式中： B轴承宽度，mm 轴瓦材料的许用应力，MPa， p 由参考文献3表 12-2 查得 25MPap 因为 200782.9N110mm120mmFdB， 所以 200782.9 15.2 110 120 pp 故轴承的平均压力符合要求。 2. 验算轴承pv值 轴承的发热量与其单位面上的摩擦力的功耗（f 为摩擦系数） ，限制 v fp 值就是限制轴承的温升。 v p 33 （4- 60 100019100 n vv FFdn pp dBB 5） n vv 200782.9 5.26MPa m/s 19100120 19100 F pp B 所以满足要求。 3. 验算滑动速度 v 由参考文献3查得： （4-6） vv 3.14 110 60 0.35m/s 60 100060 1000 dn vv 所以滑动速度也符合要求。 4.2 机座的设计 机座和箱体等零件，在一台机器的总质量中占有很大的比例（例如在机床 中约占总质量的 7080） ，同时在很大程度上影响着机器的工作精度及抗 振性能,还影响着机器的耐磨性等。所以正确选择机座零件的材料和正确设计 其机构形式及尺寸是减小机器质量，节约金属材料，提高工作精度，增强刚度 及耐磨性的重要途径。 4.2.1 机座材料的选择 由于固定式机器，结构较为复杂，刚度要求也较高，因而通常都为铸造。 本设计中采用球墨铸铁 QT450，其冲击韧性和疲劳强度比普通铸铁高，用于 曲柄压力机机身。 4.2.2 机座设计的基本要求 设计基座时，应满足以下四个要求： 34 (1) 应具有足够的刚度 (2) 应具有足够的抗振性 (3) 应具有较小的耐磨性 (4) 机构工艺性等其他要求 4.2.3 肋的布置 一般地说，增加壁厚固然可以增大机座和箱体的强度和刚度，但不如加设 肋板来得有利。因为加设肋板时，即可增大强度和刚度，又可以减小壁厚和质 量，对于铸件，就可以减小铸造缺陷。对于较长的结构，特别是载荷在其上移 动场合，应防止局部突然变化。 4.2.4 连接结构设计 机座和箱体与地面应保证起联结刚度。影响联接刚度的因素有：凸缘结构、 螺栓组形式、结合面型貌等。 4.2.5 导轨的功用、分类和应满足的要求 1. 导轨的功用 在机床、仪器、锻压设备等机械中使用的导轨，其功用是导向和承载，即 保证运动部件按给定的运动要求和运动方向。在导轨副中，运动一方为动导轨， 不动的一方支承导轨。 2. 导轨的分类 (1) 按导轨的运动形式可分为直线运动导轨和回转运动导轨。 (2) 按导轨的摩擦性质可分为滑动导轨、滚动导轨、流体介质摩擦导轨和 弹性导轨。 (3) 按导轨的受力机构可分为开式导轨、闭式导轨。 4.2.6 直线滑动导轨的结构设计 1. 选择导轨的材料 导轨的材料有铸铁，钢，有色金属和塑料，对导轨的材料的主要要求是： 35 耐磨性好，工艺性好和成本低。铸铁的铸造性能和加工性能好，并具有良好的 减震性和耐磨性；有色金属与铸铁支承导轨搭配可防止胶合磨损，保证运动平 稳性和提高运动精度。 综上所述，选耐磨铸铁中的高磷铸铁作为支承导轨；选用有色金属中的锡 青铜 2QSn6-63 作为动导轨。 2. 导轨机构 (1) 截面形状 滑动导轨的截面形状头矩形、三角形、燕尾形和圆柱形四种。 (2) 组合形式 直线运动导轨一般由两条导轨组合而成。对于重型机床，运动部件宽、载 荷大，常采用三条或多条导轨的组合结构。 双三角形导轨 导向精度高，磨损后能自动补偿，具有良好的精度保持性，但很难达到四 个导轨面同时接触的要求，制造困难。 双矩形导轨 具有较大的承载能力，制造调整比较简单，但导向性差，磨损后不能自动 补偿，对加工工艺要求有较大的影响。 三角形矩形组合 兼有导向性好、制造方便和刚度高的优点，应用最广泛。 燕尾形组合 闭式导轨中接触面最少的一种结构，用一根镶条就可以调节垂直和水平方 向的间隙。 (3)调节间隙 导轨接合面间都存在间隙，若间隙过小，不但增加运动阻力，而且会加速 导轨的磨损；若间隙过大，又会使导轨精度降低，还容易产生振动。因此，除 在装配过程中应仔细调整导轨间隙外，使用一段时间后，因磨损还需重调，常 用镶条和压板来调整导轨的间隙。 36 结 论 本次设计的压力机是一种典型的冲压机械，其主要核心部分是曲柄滑块机 构。它具有机构简单，使用可靠，维修方便，造价低，运转平稳，生产率高等 优点，应用广泛。设计过程中，在选择各种方案时总结为以下内容： (1) 电动机的选择 由于电动机初始成本运转费用，维修要求及噪声均比液压泵或液压马达， 气压泵或气压马达低，所以选用电动机。 (2) 传动系统的配套 该机的传动系统主要是由带传动和单级开式直齿圆柱齿轮传动组成的，在 电动机上安装小带轮且电动机输出轴同步转动通过带动，完成一级减速。可以 充分发挥其优点，同时由于本机构输出功率不大且工作不是连续式，而且整个 精度要求不算很高，所以一级减速辅助带传动，机器在空转时，大带轮起到储 存能量的作用，可以在工作时把大部分能量释放出去，达到较大的冲压力，以 完成工作需要，这样第二级减速采用齿轮传动，大带轮将运动和动力通过传动 轴传递给小齿轮，齿轮是各种机构中应用范围最广的一种传动机构，同时它具 有可传递的载荷和速度范围大，传动比恒定，适应性强，工作可靠，效率高， 寿命长，外轮廓尺寸小特点，其形式很多。 37 (3) 执行机构 本次设计的压力机采用对心曲柄滑块