毕业设计（论文）-锻压机间歇传动机构设计.doc

聊城大学东昌学院聊城大学东昌学院 本科生本科生毕业论毕业论文（文（设计设计） ） 题题 目：目： 锻压锻压机机间间歇歇传动传动机构机构设计设计 专业专业代代码码： ： 作者姓名：作者姓名： 学学 号：号： 单单 位：位： 指指导导教教师师： ： 2012 年年 5 月月 15 日日 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 1 目目 录录 1.1.引引 言言.1 1 1.1 发展史及近几年来国内外发展状况 .1 1.2 设计方案的可行性分析和预期目标 .2 1.3 设计方案的技术参数 .3 2.2.锻压机间歇传动机构零部件的选用锻压机间歇传动机构零部件的选用.3 3 2.1 电动机的选用 .3 2.2 带轮的设计计算 .4 2.2.1 带轮的计算方法 .4 2.2.2 带轮的材料选用 .5 2.2.3 带轮的结构设计 .5 2.2.4 小带轮连接件的选用 .5 2.3 弧面凸轮及分度盘设计计算 .6 2.3.1 弧面凸轮及分度盘运动参数计算4 .6 2.3.2 弧面凸轮及分度盘主要几何尺寸计算 .7 2.3.3 弧面凸轮的结构图 .8 2.4 离合器及制动器的选用 .8 2.4.1 离合器的选用 .8 2.4.2 制动器的选用 .9 2.5 输出轴及其输出轴轴上元件的设计计算 .10 2.5.1 输出轴曲柄部分 .10 2.5.2 输出轴的受力分析 .11 2.5.3 输出轴轴承的选用 .12 2.5.4 连接件的选择 .13 2.5.5 输出轴的结构设计.13 2.5.6 输出轴的强度校核 .13 2.5.7 输出轴的结构图 .16 2.6 输入轴及其输入轴轴上元件的设计计算 .16 2.6.1 输入轴的受力分析 .16 2.6.2 输入轴轴承的选用 .17 2.6.3 连接件的选择 .17 2.6.4 输入轴的结构设计.19 2.6.5 输入轴的强度校核 .19 2.6.6 输入轴的结构图 .21 2.7 箱体及其支架的设计计算 .21 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 2 2.7.1 箱体的设计计算 .21 2.7.2 支架的设计计算 .22 结论结论.2424 参考文献参考文献.2626 致致 谢谢.2727 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 1 摘摘 要要 机械压力机是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，对坯料进行成形加工的锻压机械。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。 本课题研究的内容为锻压机的间歇传动机构，其工作原理为：由电动机通过 三角皮带驱动大皮带轮（通常兼作飞轮）,经过弧面凸轮带动分度盘,驱动曲轴使 滑块直线下行。锻压工作完成后滑块回程上行,离合器脱开，同时制动器接通， 使滑块停止在上止点附近。 为了实现间歇传动，需要采用空间弧面凸轮和分度盘，即凸轮每旋转一转只 有一定的角度参加工作。 机械压力机的载荷是冲击性的，即在一个工作周期内锻压工作的时间很短。 短时的最大功率比平均功率大十几倍以上，因此在传动系统中需设置飞轮。按平 均功率选用的电动机启动后，飞轮运转至额定转速，积蓄动能。凸模接触坯料开 始锻压工作后，电动机的驱动功率小于载荷，转速降低，飞轮释放出积蓄的动能 进行补偿。锻压工作完成后，飞轮再次加速积蓄动能，以备下次使用。 机械压力机上的离合器与制动器之间设有连锁装置,以保证离合器接合前 制动器一定松开,制动器制动前离合器一定脱开。机械压力机的操作分为连续、 单次行程和微动，大多数是通过控制离合器和制动器来实现的。 生产中，有可能发生超过压力机公称工作力的现象。为保证设备安全，在 压力机上装设过载保护装置。 关键词关键词：机械压力机；弧面凸轮；分度盘；曲面弧轮 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 2 Abstract Mechanical press is a slider-crank mechanism will be through the motor rotation is converted to linear reciprocating motion of the slider on the billets for the forging forming machine. Mechanical press movements smooth, reliable, widely used in stamping, extrusion, forging and powder metallurgy processes. The content of this research for Forging Machine intermittent transmission case, and its working principle is: by the triangle belt drive motor through the large pulley (usually doubles as a flywheel), after Globoidal cam indexing drive and clutch plates, so that the slider crank drive and convex downlink linear mode. Forging a return after the completion of the slider upward, the clutch was torn off and the brake at the same time connected to the slider to stop dead in the vicinity. In order to achieve intermittent drive, require the use of space and sub-degree Globoidal cam disk, that is, a rotating cam to every point of view only a certain work. Mechanical Press is the impact of the load, that is, a working cycle in the work of forging a short time. Short-term maximum power than the big ten times more than average power, and therefore need to set the flywheel in the transmission system. By the power of choice to start the motor, the flywheel to the rated speed operation, energy savings. Contact punch began forging billet work, the drive motor power less than the load, lower speed, the flywheel kinetic energy released from savings to compensate. Upon completion of forging, re-accelerate the flywheel energy savings, to prepare for the next use. Mechanical press on the clutch and brake linkage between the device has to ensure that a certain brake clutch engagement before the release, brake before the clutch brake a certain detachment. The operation of the mechanical press is divided into continuous, single-and micro-trip, mostly by controlling the clutch and brake to achieve. Production over the possibility of a work force that presses the public phenomenon. In order to ensure equipment safety, in press overload protection device installed. Key words: Mechanical press;the roller gear indexing cam,;sub-dial; crank 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 1 锻锻压压机机间间歇歇传传动动机机构构设设计计 前前 言言 传统的锻压机由电动机提供动力，通过带轮、齿轮驱动曲轴使滑块和凸模直 线下行。每一次冲程往往是连续的，当速度较高时由于惯性加工精度较低。通过 完成本设计课题，使锻压机的连续运动转为间歇运动，从而提高锻压机的锻压精 度。运用间歇传动机构的机械压力机动作平稳,工作可靠,可用于冲压、挤压、模 锻和粉末冶金等工艺。 1.1.引引 言言 1 1. .1 1 发发展展史史及及近近几几年年来来国国内内外外发发展展 状状况况 人们为了制造工具，最初是用人力、畜力转动轮子来举起重锤锻打工件的， 这是最古老的锻压机械。 14 世纪出现了水力落锤。 1516 世纪航海业蓬勃 发展，为了锻造铁锚等，出现了水力驱动的杠杆锤。18 世纪出现了蒸汽机和 火车，因而需要更大的锻件。 1842 年，英国工程师内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，由 于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压力机和空气 锤，并获得迅速发展。第二次世界大战以来，七十五万千牛的模锻水压机、一 千五百千焦的对击锤、六万千牛的板料冲压压力机、十六万千牛的热模锻压力 机等重型锻压机械，和一些自动冷镦机相继问世，形成了门类齐全的锻压机械 体系。 二十世纪 60 年代以后，锻压机械改变了从 19 世纪开始的，向重型和大 型方向发展的趋势，转而向高速、高效、自动、精密、专用、多品种生产等方 向发展。于是出现了每分种行程 2000 次的高速压力机、六万千牛的三坐标多 工位压力机、两万五千千牛的精密冲裁压力机、能冷镦直径为48 毫米钢材 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 2 的多工位自动冷镦机和多种自动机，自动生产线等。各种机械控制的、数字控 制的和计算机控制的自动锻压机械以及与之配套的操作机、机械手和工业机器 人也相继研制成功。现代化的锻压机械可生产精确制品，有良好的劳动条件， 环境污染很小。 机械压力机按机身结构型式分有开式和闭式两类： （1） 开式压力机：也称冲床，应用最为广泛。机身呈C 形，前、左、 右三面敞开 ,结构简单、操作方便、机身可倾斜某一角度,以便冲好的工件 滑下落入料斗 ,易于实现自动化。但开式机身刚性较差，影响制件精度和模具 寿命，仅适用于 404000 千牛的中小型压力机。 （2）闭式压力机：机身前后敞开，刚性好，精度高，工作台面的尺寸较 大，适用于压制大型零件，公称工作力多为160060000 千牛。冷挤压、 热模锻和双动拉深等重型压力机都使用闭式机身。 采用电力拖动方式的机械压力机是最主要的锻压设备，其工作机构目 前均采用曲轴输入为恒定转速的单自由度传动方式实现锻冲工作，造成了 在使用过程中能量利用率低、滑块运动的柔性可控性差、噪声振动污染严重， 因此进行新型可控传动机构的机械压力机及其设计理论的研究势在必行.新 型机械压力机 的传动机构应满足的运动特性要求 ，通过理论分析和数值模 拟相结合的方法 ，获得适合机械压力机使用的数字式交流伺服电动机-普通 的异步交流电动机混合驱动的双自由度的多杆可控机构。该机构既可实现 滑块的低速锻冲动作及滑块给定运动轨迹 ，也可实现机械压力机在无离合器 与制动器时滑块停在任意给定行程位置和滑块行程自动可调，值得进一步 研究和推广应用 。 1 1. .2 2 设设计计方方案案的的可可行行性性分分析析和和预预期期目目标标 机械压力机是通过 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，对坯料进行成形加工的 锻压机械 。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。 本课题研究的内容为锻压机的间歇传动箱，其工作原理为：由电动机通 过三角皮带驱动大皮带轮（通常兼作 飞轮）,经过弧面凸轮和 离合器带动分 度盘,驱动曲轴使滑块和凸模直线下行。锻压工作完成后滑块回程上行,离 合器脱开，同时制动器接通，使滑块停止在上止点附近。 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 3 为了实现间歇传动，需要采用空间弧面凸轮和分度盘，即凸轮每旋转一 转只有一定的角度参加工作。 机械压力机的载荷是冲击性的，即在一个工作周期内锻压工作的时间很短。 短时的最大功率比平均功率大十几倍以上，因此在传动系统中需设置飞轮。按平 均功率选用的电动机启动后，飞轮运转至额定转速，积蓄动能。凸模接触坯料开 始锻压工作后，电动机的驱动功率小于载荷，转速降低，飞轮释放出积蓄的动能 进行补偿。锻压工作完成后，飞轮再次加速积蓄动能，以备下次使用。 机械压力机上的离合器与制动器之间设有连锁装置,以保证离合器接合前制 动器一定松开,制动器制动前离合器一定脱开。机械压力机的操作分为连续、单 次行程和微动，通过控制离合器和制动器来实现的。 1 1. .3 3设设计计方方案案的的技技术术参参数数 根据机械部标准 JB1395-74，选用标称压力 Fg=63KN，固定行程 S=50mm,行 程次数的技术。min/160次n 2.2.锻压机间歇传动机构零部件的选用锻压机间歇传动机构零部件的选用 2 2. .1 1电电动动机机的的选选用用 机械压力机的载荷是冲击性的，即在一个工作周期内锻压工作的时间很短。 短时的最大功率比平均功率大十几倍以上，为了避免浪费，在传动系统中按平均 功率选用电动机。为了满足短时大功率的需求，需设储能元件。本课题选用飞轮 做储能元件。当飞轮运转至额定转速，积蓄动能。开始锻压工作后，电动机的驱 动功率小于载荷，转速降低，飞轮释放出积蓄的动能进行补偿。锻压工作完成后， 飞轮再次加速积蓄动能，以备下次使用。 具体计算过程如下1： 工作过程的平均功率为： cn m nWWWWWWWtWP/ 7654321 工件变形功： JFFhFW ggg 63*2 . 0*315 . 0 *315. 0 01 拉伸垫工作功： JSFW g 5 . 8136/50*6336/ 2 工作行程摩擦消耗能量： JaFmW qgq 280*5 . 0 3 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 4 工作行程弹性变形消耗能量：JhFW g 96 . 4 *2/1 4 空程消耗能量： JW63 5 单次行程，滑块停顿，飞轮空转消耗能量：JtNW t 05 . 0 )( 1 06 单次行程，离合器接合消耗能量： JWW 6 . 1242 . 0 7 由以上数据求出平均功率： wPm665 电动机所需功率：wwPkPP mm 1064798*)6 . 12 . 1 ( 所以，选用 Y90S-4 电动机，P=1.1kw, n=1400r/min 2 2. .2 2带带轮轮的的设设计计计计算算 2.2.1带轮的计算方法 传动系统中需要设置飞轮，所以大带轮还具有飞轮的功能。 具体计算方法如下2： 计算功率：kwpKP Aca 32 . 1 1 . 1*2 . 1 选择带型：选 Z 型带 确定带轮基准直径：mmdd80 1 验算带速： ,/86 . 5 1000*60* 11 SmndV d 因为 55.8625,所以带速合适. 确定大带轮基准直径：mmmmidd dd 250,24080*3 12 圆整为 初定中心距：mma200 0 带所需基准长度： .1000, 2 . 9544/)( 2/2 00122100 mmlmmaddddal dddddd 取 实际中心距： mmllaa dd 2302/ 2 . 95410002002/ 00 验算小带轮上的包角： 0000 1 120138/3.57*)(180 12 dda dd 计算单根 V 带的额定功率： 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 5 kwkkPPP lar 357 . 0 06 . 1 *886 . 0 *)03 . 0 35 . 0 ()( 00 计算 V 带的根数： .4, 6 . 3357 . 0 /32 . 1 /根取 rca PPz 计算压轴力： NFzFp3962/138sin*53*4*22/sin*2 0 1min0 min 2.2.2带轮的材料选用 带轮材料为 HT200 2.2.3带轮的结构设计 大、小带轮均为腹板式 带轮厚度：mmB50 飞轮直径:=172mm 4 2 4321 4 1 )/(*32BwwwwwdDd mmB c 5 . 127*)4/17/1 ( , 2.2.4小带轮连接件的选用 a、键的选用 根据工作情况选择圆头平键。由连接件所在轴段的轴 d=20mm 查表得：键的宽度 b=16mm, 键的高度 h=6mm。 由轮毂的宽度并参考键的长 度系列表取：键长 L=45mm b、键的强度校核 因为平键的连接强度为： ，小于许用应力6 . 520*45*3/10*5 . 7*2 10*2 3 3 kld T p 所以合适.键的标记为 6X45GB/T1096-2003 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 6 图 2.1 小带轮 图 2.2 大带轮 2 2. .3 3弧弧面面凸凸轮轮及及分分度度盘盘设设计计计计算算 传动系统的间歇传动靠空间弧面凸轮和分度盘实现。弧面凸轮分为运动角度、 静止角度，即凸轮每旋转一转只有一定的角度参加工作。弧面凸轮和分度盘合称 弧面凸轮分度器。弧面凸轮分度器是输入轴上的弧面共轭凸轮与输出轴上的分度 轮无间隙垂直啮合的传动装置。弧面凸轮轮廓面的曲线段驱使分度轮转位，直线 段使分度轮静止，并定位自锁。通过该机构将连续的输入运动转化为间歇式的输 出运动。依靠这个原理实现锻压机的间歇传动。 2.3.1弧面凸轮及分度盘运动参数计算 4 凸轮角速度： = 30 1 n w 30 490 3 . 16 凸轮分转角： 0 180 f 凸轮停歇角： 0000 180180360360 fd 凸轮角位移： 0 1 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 7 凸轮和分度盘分度期时间：S w t f f 49 3 3 . 16 1 凸轮和分度盘停歇期时间：Stwt fd 49 3 49 3 3 . 16 2 )/2( 1 凸轮分度廓线旋向及旋向系数：选用左旋，p=+1 凸轮分度廓线头数：选用双头，H=2 分度盘分度数：I=3 分度盘滚子数：Z=HI=6 分度盘分度期运动规律，选用变正弦加速度： 当 时： 8 1 0T TTs 4sin4/1 1 1 )4cos1 (4/Tv 当 时：8/78/1T )3/42sin(4/92 4/1TTs)3/4cos(31 4/Tv 当 时：18/7T )4sin4/14(4/1TTs)4cos1 (4/Tv 分度盘分度期转位角： 0 00 120 3 360360 If 分度盘分度期角位移： SS fi 0 120 分度盘分度期角速度： 9/98/ 2 VtVw ff 分度盘与凸轮在分度期的角速比：3/23/49/98/ 12 vvww 分度盘与凸轮在分度期的最大角速比：17 . 1 76 . 1 *3/2min 21 ww 动停比：k=149/3/49/3/ df tt 2.3.2弧面凸轮及分度盘主要几何尺寸计算 中心距 ：c=100mm 许用压力角 ： 0 45 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 8 分度盘节圆半径： . 2 . 45tan/ tan max122 cmwwcRp 取.46 2 mmRp 弧面凸轮节圆半径： cmRcR pp 5446100 21 分度盘上滚子夹角： 000 606/360/360z z 滚子半径： 1 . 16 5 . 11)/sin()7 . 05 . 0( 2 zRR pr 取 cmRr14 滚子高度： , 6 .191414*)4 . 11 ()4 . 11 ( r Rb 取 b=16cm. 滚子顶部与凸轮间隙：e=(0.2-0.3)b=(0.2-0.3)*16=3.2-4.8 取 e=4cm. 相对两滚子顶部距离：.1081646*22 20 cmbRH p 相对两滚子底部距离：cmRH pi 761646*262 2 凸轮定位环侧面长度： h=b+e=16+4=20cm 凸轮顶弧面半径： cmRcmRbRR crpc 42, 5 . 40148462/ 2 222 2 取 凸轮宽度 L： )2/sin()2/(2 2zp ebR)2/cos(2 zre RlL 59L83.248 取 L=75cm 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 9 2.3.3弧面凸轮 的结构图 图 2.3 弧面凸轮 2 2. .4 4离离合合器器及及制制动动器器的的选选用用 机械压力机的操作分为连续工作、单次行程工作和微动工作，这些动作是通 过控制离合器和制动器来实现的。机械压力机上的离合器与制动器之间设有连锁 装置,以保证离合器接合前制动器一定松开,制动器制动前离合器一定脱开。 2.4.1离合器的选用 曲轴扭矩为：FRFRM6 . 0)2sin2/(sin 假设全程均为标称压力时曲轴上功率： KWMgnTnP 8 . 159550/9550/ 此时，凸轮上的功率为：KWpP75.198 . 0 1 凸轮的最大转矩：mNnPT 5 . 379/9550 11 计算转矩为：mNKKKTT vTc 43006 . 1 *1/ 5 . 379/ 根据离合器，制动器选用手册得知：QPL1 的动态转矩为 512 许,mN 用转速为 1750r/min。该离合器符合要求。所以选 Qpl1 离合器（JB/T7005- 1993）5 2.4.2制动器的选用 假设全程均为标称压力时曲轴上功率： 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 10 KWMgnTnP 8 . 159550/9550/ 此时，凸轮上的功率为：KWpP75.198 . 0 1 凸轮的最大转矩：mNnPT 5 . 379/9550 11 即，制动轴上的最大负载力矩为：mNTt 5 . 379 计算制动力矩为：mNTT t 25.5695 . 1* 5 . 379 根据离合器，制动器选用手册得知：QPZ1 最大制动力矩为： ，额定力矩为：。因压力机的垂直制动力小，mNT 2540 max mNTe 312 故合适. 5 制动时间： ms T gl t nn 2 . 32 660*375 497*409 . 0 *8 . 9*4 375 4 21 制动平均减速度： s m gl T a 2 4 /10*5 . 1 409 . 0 *8 . 9*4 660*375 4 375 校核温升： C lm T t t 0 15 523 . 0 *32*1000 675 . 1 * 5 . 379 *1000 * 2 2. .5 5输输出出轴轴及及其其输输出出轴轴轴轴上上元元件件的的设设计计计计算算 2.5.1输出轴曲柄部分 输出轴由曲柄和直轴两部分组成，曲柄部分配合连杆将回转运动转化为直 线运动，直轴部分 支承分度盘并与之一起回转以传递运动、扭矩 。 输出轴的曲柄部分配合连杆将旋转运动转化为直线运动，驱动滑块做上下运 动。本机构的固定行程为 50mm，所以，曲柄的半径为 25mm。 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 11 . 图 2.4 曲轴结构图 mmmm dFd g 40,40366355 . 455 . 4 00 取 mmmm ddd nA 56,5644404 . 11 . 14 . 11 . 1 0 取 mmmm ldl qq 110,120100400 . 35 . 20 . 35 . 2 0 取 mmmm ldl aa 60,6852407 . 13 . 17 . 13 . 1 0 取 mmmm rdr 4,42 . 34010 . 0 08 . 0 10 . 0 08. 0 0 取 mmmm ada 70,7252408 . 13 . 18 . 13 . 1 0 取 （1） 强度校核： 由弯矩图可知，危险截面为：截面 C-C、截面 B-B，故只需校核这两 截面。截面 C-C 的最大应力为： MPa d Frll w M A gaq w 22.103 50 *1 . 0 63000*3260110 4 1 1 . 0 8 4 1 3 0 截面 B-B 的最大剪应力为： MPa d MgF w Mg g p 123 40*2 . 0 25*63000 *2 . 0 * 33 0 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 12 图 2.5 曲柄弯矩图 （2）曲轴刚度计算： 经计算曲轴中点处的挠度为 0.03mm 所以符合要求。 2.5.2输出轴的受力分析 输出轴上的零件包括分度盘、轴承、轴承端盖。因轴承同时受有径向力和轴 向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。根据曲柄部分和轴上零件的布置情况估计轴 的轴向尺寸，得出受力图 2-6： 对图 2-6 进行解释说明： （1） 为轴承 1 的径向力，N NV F 12411 1 （2） 为轴承 1 的周向力，N NH F 29040 1 （3） 为轴承 1 的轴向力，N NV F 25776 1 1 （4） 为曲柄径向力的一半，N Fgr 252002 （5） 为曲柄周向力的一半， N Fgt 189002 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 13 （6） 为曲柄径向力的一半，N Fgr 252002 （7） 为周曲柄向力的一半，N Fgt 189002 （8） 为轴承 2 的径向力，N NV F 59701 2 （9） 为轴承 2 的周向力，N NH F 11783 2 （10） 为轴承 2 的轴向力，N NV F 18748 1 2 （11） 为分度盘的径向力， N Fr 2172 （12） 为分度盘的周向力，N Ft 20543 （13） 为分度盘的轴向力N Fa 7028 图 2.6 输出轴受力图 2.5.3输出轴轴承的选用 输出轴有一对轴承，可根据受力较大的选择。由上述可知：输出轴应选 用圆锥滚子轴承， 轴承径向载荷为，轴向载荷为N Fr 32413 。又知轴承转速为 n=160r/min,轴承使用寿命为 5000hN Fa 25776 所以，当量动载荷为： NYXp FFar 4 . 5678425776*7 . 132413*4 . 0 轴承应有的基本额定动载荷值为： N n pc ln 53 10 6 6 10*02. 210/160*5000*60*63744 10 60 按照轴承手册，选择 c=202kn 的 32311 轴承7 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 14 验算轴承的使用寿命： ,500063744/20200160*60/10/ 60 10 3/10 6 6 hpc n lh 所以，该轴承合适。 2.5.4连接件的选择 a、键的选用 根据工作情况选择双单圆头平键。由连接件所在轴段的轴 d=46mm 查表得：键的宽度 b=14mm, 键的高度 h=9mm。 由轮毂的宽度并参考键的长 度系列表取：键长 L=45mm b、键的强度校核 键、轴、轮毂的材料均为钢查表的须用应力为 120Mpa 因为平键的连接强度为： ，小于许用应力MP kld T 10046*76*5 . 4/10*945*2 10*2 3 3 所以合适.键的标记为 14X45GB/T1096-20031 2.5.5输出轴的结构设计 选取轴的材料为 40Cr 钢。 初步估算轴的最小直径： ，取mmnPAd 9 . 45160/ 8 . 15100/ 3 3 330min mmd40 min 然后根据轴上零件的布置情况，设计轴的具体结构。 2.5.6输出轴的强度校核 对图 2-7 进行解释说明： （1） 为轴承 1 的径向力，N NV F 12411 1 （2） 为轴承 1 的周向力， N NH F 29040 1 （3） 为轴承 1 的轴向力，N NV F 25776 1 1 （4） 为曲柄径向力的一半，N Fgr 252002 （5） 为曲柄周向力的一半， N Fgt 189002 （6） 为曲柄径向力的一半，N Fgr 252002 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 15 （7） 为周曲柄向力的一半，N Fgt 189002 （8） 为轴承 2 的径向力，N NV F 59701 2 （9） 为轴承 2 的周向力，N NH F 11783 2 （10） 为轴承 2 的轴向力，N NV F 18748 1 2 （11） 为分度盘的径向力， N Fr 2172 （12） 为分度盘的周向力，N Ft 20543 （13） 为分度盘的轴向力N Fa 7028 进行强度校核时，通常只校核危险截面的强度。输出轴的危险截面为 M=2076N.m 的截面、M=2545N.m 的截面、M=323N.m 的截面。轴的材料为 40Cr 钢， 查表得许用应力为 300Mpa。 进行强度校核： MPaMPa W TM 300129 56*1 . 0 9450002076000 3 2222 MPaMPa W TM 300163 55*1 . 0 9450002545000 3 2222 MPaMPa m W TM 300215 )10*542 . 7 ( 9450001322000 36 2222 所以强度符合要求. 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 16 图 2.7 输出轴的载荷分析图 2.5.7输出轴的结构图 图 2.8 输出轴的结构图 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 17 2 2. .6 6输输入入轴轴及及其其输输入入轴轴轴轴上上元元件件的的设设计计计计算算 输入轴为直轴，主要作用为支承空间弧面凸轮、离合器、制动器 并与之 一起回转以传递运动、扭矩 。 2.6.1输入轴的受力分析 输入轴上的零件包括带轮、弧面凸轮、轴承、轴承端盖。因轴承同时受有径 向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。根据轴上零件的布置情况估计轴的 轴向尺寸，得出受力图 2-9： 图 2.9 输入轴受力图 对图 2.9 进行解释说明： （1） 为轴承 1 的轴向力，N NV F 2429 1 1 （2） 为轴承 1 的周向力， N NH F 3687 1 （3） 为轴承 1 的径向力，N NV F 7389 1 （4） 为凸轮轴向力，N a F 20543 2 （5） 为凸轮周向力， N t F 7028 2 （6） 为凸轮径向力，N r F 2172 2 （7） 为轴承 2 的轴向力，N NV F 22972 1 2 （8） 为轴承 2 的周向力，N NH F 2945 2 （9） 为轴承 2 的径向力，N NV F 14323 2 （10） 为带轮的径向力N396 r F 1 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 18 2.6.2输入轴轴承的选用 输入轴有一对轴承，可根据受力较大的选择。由上述可知：输出轴应选 用圆锥滚子轴承，轴承径向载荷，轴向载荷：。又NFr14623NFa22912 知轴承转速为 n=497r/min,轴承使用寿命为 5000h 所以，当量动载荷为： NYFXFP ar 6 . 4490122972*7 . 114623*4 . 0 轴承应有的基本额定动载荷值为： KN n c lh 20110/5000*497*60 6 . 44901 10 60 3 10 6 6 按照轴承手册，选择 c=202KN 的 32311 轴承7 验算轴承的使用寿命： ,.5000) 6 . 44901/208000( 497*60 10 *60/10 6 6 / hn pc lh 所以，该轴承合适。 2.6.3连接件的选择 （1）制动器与输入轴之间的连接件 键的选用： 根据工作情况选择半圆头平键。由连接件所在轴段的轴 d=45mm 查表得：键的宽度 b=14mm, 键的高度 h=9mm。 由轮毂的宽度并参考键的长 度系列表取：键长 L=80mm 键的强度校核：键、轴、轮毂的材料均为钢查表的须用应力为 120Mpa 因为平键的连接强度为： ，小于许用应力 3 . 5145*73*5 . 4/10*5 .379*2 10*2 3 3 kld T p 所以合适.键的标记为 14X80GB/T1096-2003 （2）凸轮与输入轴之间的连接件 键的选用： 根据工作情况选择圆头平键。由连接件所在轴段的轴 d=65mm 查表得：键的宽度 b=18mm, 键的高度 h=11mm。 由轮毂的宽度并参考键的 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 19 长度系列表取：键长 L=70mm 键的强度校核： 键、轴、轮毂的材料均为钢查表的须用应力为 120Mpa 因为平键的连接强度为： ，小于许用应力 8 . 4065*59*5 . 5/10* 5 . 379*2 10*2 3 3 kld T p 所以合适.键的标记为 18X70GB/T1096-2003 （3）离合器与输入轴之间的连接件 键的选用： 根据工作情况选择半圆头平键。由连接件所在轴段的轴 d=45mm 查表得：键的宽度 b=14mm, 键的高度 h=9mm。 由轮毂的宽度并参考键的长 度系列表取：键长 L=80mm 键的强度校核： 键、轴、轮毂的材料均为钢查表的须用应力为 120Mpa 因为平键的连接强度为： ，小于许用应力 3 . 5145*73*5 . 4/10*5 .379*2 10*2 3 3 kld T p 所以合适.键的标记为 14X80GB/T1096-20031 2.6.4输入轴的结构设计 选取轴的材料为 45 钢。 初步估算轴的最小直径： ，取mmnp Ad 2 . 38497/75.19112/ 3 3 0min mm d 45 min 然后根据轴上零件的布置情况，设计轴的具体结构。 2.6.5输入轴的强度校核 对图 2-6 进行解释说明： 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 20 图 2.10 输入轴的载荷分析图 （1） 为轴承 1 的轴向力，N NV F 2429 1 1 （2） 为轴承 1 的周向力， N NH F 3687 1 （3） 为轴承 1 的径向力，N NV F 7389 1 （4） 为凸轮轴向力，N a F 20543 2 （5） 为凸轮周向力， N t F 7028 2 （6） 为凸轮径向力，N r F 2172 2 （7） 为轴承 2 的轴向力，N NV F 22972 1 2 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计） 21 （8） 为轴承 2 的周向力，N NH F 2945 2 （9） 为轴承 2 的径向力，N NV F 14323 2 （10） 为带轮的径向力N396 r F 1 进行强度校核时，通常只校核危险截面的强度。输入轴的危险截面为 M=1257N.m 的截面、M=379.5N.m 的截面。轴的材料为 45 钢，查表得许用应力为 180Mpa。 进行强度校核： 53 10*2*4 . 2 5 . 3791257 5 2222 MPa W TW , 4710*8/ 5 . 379 6 22 MPa W TW 所以强