机械设计毕业论文定稿.docx

江苏科技大学本科毕业设计（论文） 学 院： 机械工程学院 专 业：机械设计制造及其自动化 学生姓名: 班级学号： 1040202218 指导教师: 2014年6月5日I江苏科技大学本科毕业论文小型薄壁零件冲压机动力及传动系统设计Power and Transmission System Design of Small Thin Wall Parts Punching Machine江苏科技大学毕业论文（设计）任务书系 部： 机械工程学院 专 业：机械设计制造及其自动化 学 号： 1040202218 姓 名： 指导教师： 职 称： 讲 师 2014年6月5日毕业设计（论文）题目：小型薄壁零件冲压机动力及传动系统设计一、毕业设计（论文）内容及要求（包括原始数据、技术要求、达到的指标和应做的实验等）1 提供条件：设计对象：小型薄壁零件冲压机动力及控制系统设计技术参数：公称力：5KN，滑块行程：40mm,滑块行程次数：220次/分，最大封闭高度：240mm,模柄孔尺寸：25*40mm,工作台尺寸：320*300mm2 设计内容与要求:设计内容：1）动力系统、工作机构、离合器、制动器、飞轮等的设计；2）相关参数的分析计算;3）部件的有限元分析； 4）三维模型的建立并装配、仿真；5）相关技术文档编制；6）撰写毕业论文。二、完成后应交的作业（包括各种说明书、图纸等）1. 毕业设计论文一份（不少于1.5万字）；2. 外文译文一篇（不少于5000英文单词）；3. 其它(根据课题性质、类型确定)。1）了解二维、三维设计和冲压机知识，掌握动力系统、传动系统方法，熟练运用二维及三维软件进行产品设计的工艺流程；2）相关的技术文件。三、完成日期及进度总进度：2013年12月20 日至2014年6月9 日。完成日期及进度安排：1、12.201.13：查阅资料、调研，完成开题报告；2、3.13.30：通过结构分析，进行总体方案构思；3、4.14.10：相关参数分析、计算，形成总体设计方案；4、4.115.20：动力机传动结构设计、关键零件设计；5、5.315.31：技术指标参数分析、计算；6、6.16.7：撰写毕业论文；7、6.86.9：毕业答辩。四、同组设计者（若无则留空）：五、主要参考资料（包括书刊名称、出版年月等）:1. 丁松聚主编，冷冲模设计，机械工业出版社，2011.62. 钟全熊，冲压工艺及设备，机械工业出版社，2010.33. 成大先， 机械设计手册，化学工业出版社, 2008.4.4. 天津电气传动设计研究所，电气传动自动化技术手册，机械工业出版社，2011.55. 编写组.现代实用机床设计手册M. 机械工业出版社，2006.76. 濮良贵，机械设计，高等教育出版社. 2001.5 7. 洪乃刚，电力电子、电机控制系统的建模和仿真，机械工业出版社，2010.2. 系(教研室)主任：（签章） 年 月 日 学院主管领导： （签章） 年 月 日X 江苏科技大学本科毕业设计（论文） 摘要 本次毕业设计的题目是小型薄壁零件冲压机动力及传动系统设计。论文前半部分主要介绍了薄壁零件的运用前景以及市面上现有冲压机传动系统的种类，根据毕业设计题目数据公称力，滑块行程，滑块行程次数，最大封闭高度，模柄孔尺寸，工作台尺寸这几个数据，参考现有的冲压机类型，选择适合自己的冲压机类型，进行分析，选择优化，提出自己的一套方案，即根据运动执行机构需具有急回特性行程次数高，冲压力小这些特点，选择皮带轮传动，一级减速器，再加曲柄连杆滑块机构，最终实现冲压的过程。后一部分是设计减速器的各部分数据，其中包括齿轮的尺寸，轴的尺寸，轴承的选择，键的选择校核。最终是连杆滑块的设计，导轨的选择，箱体的设计。通过以上的设计计算，可以得出一个行程次数高的小型薄壁零件冲压机。关键字：薄壁零件 曲柄压力机 曲柄连杆滑块机构 AbstractThe topic of this graduation design is small thin-wall parts stamping equipment power and transmission system design. Paper first part mainly introduces the use of thin wall parts, as well as kinds of existing punching machine drive system on the market, according to the graduation design topic data nominal pressure, stroke, stroke frequency, the maximum height of closed, die hole size, and handle these data table size, reference the existing punching machine type, choose suitable punching machine type, were analyzed, and the optimized choice, put forward its own set of plans and the actuator according to the campaign is fast-returning characteristic of a stroke number is high, the small impact force, the characteristics, choose the pulley drive, reducer, plus the crank connecting rod slider mechanism, finally realizes the stamping process. After the part is the design of reducer parts data, including the size of the gear, the size of the shaft, bearing choice, the choice of key check. Finally is the design of the connecting rod slider, guide rail, the choice of the design of the box body. Through the above design and calculation, can get a trip the high number of small punch thin-walled parts. Key words:thin wall parts Crank press The crank connecting rod slider mechanism目录第一章 绪论11.1薄壁零件的市场前景11.2薄壁冲裁的现有状况11.3冲压机的方案讨论21.4曲柄压力机的发展过程2第二章 总体方案设计42.1传动级数分析42.2确定离合器和制动器安装位置42.3曲柄压力机基本参数52.4总体方案分析计算52.4.1滑块位移的曲线运动分析52.4.2滑块速度分析计算：72.4.3滑块的加速度分析：72.4.4曲轴公称转角 72.4.5公称当量力臂计算7第三章 冲压机结构分析设计83.1电动机选择与飞轮设计：83.2各级传动比的分配113.3皮带轮的选择113.4一级齿轮减速器设计16第四章 芯轴的设计计算224.1高速轴的设计校核224.2高速轴轴承的选用校核234.3高速轴上键连接的设计校核244.4低速轴的设计校核254.5低速轴轴承的选用校核264.6低速轴上键连接的设计校核274.7曲轴的设计校核284.8曲轴轴承的选用校核314.9曲轴上链接键的设计校核32第五章 连杆滑块导轨机构设计325.1离合器制动器的选择335.2连杆杆体设计345.3连杆轴瓦材料的选择355.4调节螺杆设计355.5滑块设计375.6导轨选用385.7箱体设计38结论40致谢41参考文献43第一章 绪论1.1 薄壁零件的市场前景薄壁零件因具备重量轻、节省原料、构造紧凑等特征，所以被普遍的运用在工业生产中，但薄壁零件的加工难度相对高，那是由于薄壁零件的刚性差，强度弱，在加工过程中容易发生形变，从而零件的形位公差变大，最终无法保证零件的加工精度要求。而冲裁加工是一种加工薄壁零件的很好途径，所以一个高效率，高稳定性的冲裁机构是加工薄壁零件的重要托举。薄壁零件在汽车行业尤为突出，现在以汽车发动机的缸套为典型，发展薄壁缸套的研究是时下发动机发展的主流。它不改变发动机缸孔中心的距离，不增重发动机，但是发动机的功率增加了10%20%。而生产这个缸套较为方便精确的方法便是冲裁加工。自改革开放以来，我们国家的内燃机正在通往功率大、高速、强度高、效率高、能耗低、低排放、柴油化的道路上去，这就对薄壁缸套的刚度、缸套内表面的耐磨性、缸套内表面的摩擦系数有着越来越高的要求。在钢质薄壁缸套进入市场后，广大消费者发现因为它整机的性能变好、功率也增大、工作状态更加稳定、故障率降低了很多、维修方便、性价比更高了。所以通过市场调查研究后，我们可以知道，我国加入了WTO以后，发动机这个行业受到国际先进技术的强烈冲击，所以促使我们必须对原有的生产技术进行改革创新，优化缸套的生产模式，创新缸套的生产技术。 1.2 薄壁冲裁的现有状况国内现在是什么情况呢？我国自1978年以来，正规的机械压力机生产厂商有23个，总产量占据了49%的行业份额，其中开式压力机的比重占了大概70%，大型还有重型压力机比重有将近3%，在新中国成立以来，国内多家大型重工业企业进行了技术革新，生产率提高了很多，场内科研队伍也日渐壮大，他们进行了第三代压力机的科研工作，使得市场内的产品不断地更新换代，比如，济南第二机床厂对他们的产品惊醒了23次更新，有的甚至前前后后多次进行改进，就以160吨闭式双点压力机这个型号，这个压力机在他们企业前前后后被更新设计了三次，所以它的的性能及质量愈来愈出色。在汽车、航空航天、电子和家用电器这些领域，需要大量的薄壁类金属板壳零件。特别是在汽车行业，进入第二十一个世纪后，中国的汽车制造业发展很快，但中国的金属冲压成型的薄金属板还有很大的发展空间，即使如此，相比第二十世纪，有关冲压设备板类加工技术具有明显的技术突破。国外目前的情况，在过去的30年中，曲柄压力机广泛应用于板料冲压的大规模生产和锻造，专业化程度越来越高，提出了高速，高精度的发展趋势，自动化程度高。国外现如今CNC控制已经基本普遍。但最近几年，高柔性化，高通用性能的趋势越来越强劲，在这种大潮流下，国外压力机的科研人员设计制造出一些创新性的，高柔性的，共通行的的压力机面市。1.3 冲压机的方案讨论面对国内如此紧迫的压力机市场，设计一部高效率，高稳定性，高性价比的压力机是很有意义的，那么现有压力机的传动方案有哪一些呢？(1)曲柄滑块式：使用曲柄机构的冲床称为曲柄滑块式冲床，绝大部分的机械冲床使用曲柄机构。因为，曲轴生产简单，并能准确地确定下死点位置和滑块运动曲线，最主要的是基本上适用于各种机械加工。(2)机械凸轮式：用凸轮来带动连杆滑块机构实现冲压的的冲床被称为凸轮式冲床。这个装置的主要特点是这个样子的，用恰当的凸轮曲线，使得滑块运动规律确定。不过凸轮机构比较复杂，这个机构不适合传达比较大的力矩的，所以这种冲床能力显得比较小。(3)肘杆伺服式：用肘杆机构来带动连杆滑块机构实现冲压的冲床被称为肘杆式冲床。这类冲床具的特征是这样子的，在下死点左右时，滑块的速度会变得很缓慢(和曲柄式冲床比较)。虽然说这个装置也能确定下死点这个点，但是这种冲床不太适用于速度快，精度高的冲裁加工。(4)液压式：这个方式与其他三种不同的地方在于他不是机械驱动的，是液压驱动的。这种冲床大体上可以分为两种，一种是油压式，一种是水压式的，现在工业中油压式的用得比较多，水压式的一般用于大型机械或着那些特殊的机械。通过上述分析，结合我的原始数据特点：公称力小，滑块行程次数高，精度要求高等特点所以决定选取曲柄滑块式结构来实现我的目的。1.4 曲柄压力机的发展过程曲柄压力机是曲柄驱动的，适用于板料冲孔落料，弯曲，拉伸和成形加工，如果结合自动送料装置，可自动冲压生产。在农业机械、电气行业、汽车工业等用途较为广泛，特别是汽车这个行业的薄壁零件的生产，市场特别广阔，为了满足小批量和单件生产经济上的合理性，要求其生产线具有较高的柔性还有强调工艺设备的万能性。我国在近1015年的工业结构中，曲柄压力机依旧是哪些批量产量大的企业在对体积模锻的主要方式以及是他们板冲车间的主要设备。对于技术革新方面，比如设备的改进，生产率的的提高，以及优化设备价格结构，我么还有很大的空间发展。所以这一切的一切，包括实现设备的自动化，以及从根本上改善操纵条件和提高工作舒适性等等等都是现阶段我们的主要方向。第二章 总体方案设计在传动系统的布置方式上采取了上传动，在这次毕业设计中，考虑的薄壁零件的特点，以及分析了现有的冲压机类型，所以决定采用曲轴连杆式的结构，并将曲轴横放，这样不仅能让结构紧凑，而且还能减少系统机械的振动。2.1 传动级数分析电动机转速还有滑块的行程次数决定了压力机它有几级传动，滑块行程的次数越少，然而电动机的转速越高，那么系统的总传动比就大，那么压力机所需要的传动级数就越多，否则，这么高的传动比分配到很少的级数上去，就会导致每级的传动比很大，这不仅不合理而且可能导致机械寿命的减少。滑块行程次数很高，电动机转速相对比较小的，那么系统的总传动比就小，传动级数就会少些。更具设计手册，滑块行程次数在大于或等于70次/min的，那么整个压力机一般就会选用单级传动，这样可以提高传动精度，而且使得结构看起来紧凑一点。各传动级数的速比分配要恰当。通常一级皮带传动比在24范围内不超过5，一级齿轮传动的范围是24，不超过5。传动比分配时，要考虑到飞轮的转速问题，要保证其适当的转速，同时也要让机构尽量紧凑、美观。2.2 确定离合器和制动器安装位置离合器分为刚性离合器以及摩擦离合器，本课程中要求的压力机，决定采用单级传动，因为曲轴转速相对于传动轴来说要小很多，所以离合器制动器装载在曲轴上。因为刚性的离合器不太适宜在高速的状态下工作，然而，系统中只有曲轴的转速是最低的，所以，离合器设计在曲轴与低速级传动轴之间，当然，制动器也安装在曲轴上。如何选择离合器的安装位置，假如压力机的传动级数，是两级或两级以上，那么可以认为离合器的安装位置，一般在在转速较低的曲轴上，也可以安装在中间转速较低的传动轴上。总的来说，具体情况要具体认识，因为曲轴转速直接对应滑块行程次数，所以，压力机行程次数越高，曲轴转速就越快，在这种情况下，离合器就最好安装在曲轴上，由于这样大齿轮可能代替飞轮的一些功能，从而减少了系统的能量损失，这样离合器的工作环境也会优化很多，寿命也会提升很多，经济性能也会更加出色。所以，根据以上的设计思路，通过对这次设计课题给出的数据的一些分析，决定设计一个一级带传动，一级齿轮传动的压力机传动系统，齿轮是不对称放置，刚性离合器和制动器都会设计安装曲轴上，总体传动方案如图2-1所示 图2-1压力机总体传动方案图电动机驱动皮带轮，然后皮带轮带动高速轴，经过一级齿轮减速器，在离合器控制的情况下，曲轴带动连杆滑块，链接上模进行冲压。2.3 曲柄压力机基本参数公称力：5KN；滑块行程：40mm；滑块行程次数：220次/分；最大封闭高度：240mm；模柄孔尺寸：2540mm；工作台尺寸：320300mm；2.4 总体方案分析计算2.4.1 滑块位移的曲线运动分析图2-2为曲柄滑块机构的位移简图，滑块的位移和曲柄转角的情况可以通过图显示计算出来，他们之间的关系可表达为：图2-2 曲柄连杆机构位移简图曲线（ 曲柄转角）mm (2-1)曲柄半径R=20mm，连杆长度L=200mm(连杆系数) （2-2）当 时 （下死点）当 时 当 时 （上死点）当 时 当 时 （下死点） 2.4.2 滑块速度分析计算： (2-3)-曲柄角速度 滑块行程次数220spm 通过对滑块速度公式的分析，我们可以发现在90时，滑块速度最大，2.4.3 滑块的加速度分析：向下方向为正 (2-4)2.4.4 曲轴公称转角 在公称力位置时，曲轴公称转角 （2-5）2.4.5 公称当量力臂计算 (2-6)第三章 冲压机结构分析设计3.1 电动机选择与飞轮设计：从电机的输出功率，转速等方面取考虑，毕业设计的题目任务书的要求：生产率每分钟220个工件，那么曲轴的工作转速就是220转每分钟,通过这个，我们就可以计算出一次冲裁所需要的时间周期为t=0.273s. 毕业设计的题目任务书的要求，公称力为Pg=5000N，对其他零件的质量和转动惯量考虑，我们可以忽略不计。在压力机冲裁的过程中，根据能量守恒定律，我们能够估算出电机的功率：压力机在一个工作周期所消耗的能量A=+-工件变形功 (3-1)式中：公称压力h板料厚度-拉伸垫工作功 (3-2)式中：公称压力S压力机滑块行程-工作行程时，由于曲柄滑块机构的摩擦，所消耗的能量 (3-3)式中：-摩擦当量力臂-公称压力-公称压力角-工作行程时由于压力及受力系统的弹性形变所消耗的能量 (3-4)式中：-公称压力-压力机总的垂直变形-压力机垂直刚度-压力机空程向下，空程向上时所消耗的能量 (3-5)-单次行程时，滑块停顿飞轮空转所消耗的能量-单次行程时，离合器接合所消耗的能量对于连续行程工作的压力机，一个周期消耗的能量为A=3.15+5.6+694.6+17.6+1.8=722.75J冲裁工件一个周期时间T=s所以，电动的功率为 (3-6)取整电动机的额定功率选取电动机的额电功率选取：电动机的额电功率V带的传动比i5，一般为24一级齿轮传动比i5，一般为24所以总的系统传动比范围是i总=416滑块行程次数为每分钟220次，所以曲轴转速为220r/min通过计算，电动机，转速范围，是880r/min 3520r/min所以，我们择中选取1500r/min的电动机通过以上条件，我选择Y10012-4电机，同步转速（满载转速）为1500r/min。通过查阅机械设计手册，我们可以得到系统各部分的传递效率皮带轮的传递效率 h=0.96一级齿轮传动减速器 h=0.971轴承传递效率 h=0.98（3对）离合器传递效率 h=0.99（1个）曲柄连杆传递效率 h=0.98连杆滑块传递效率 h=0.92系统总效率 h=hh (h)3hhh=0.817冲压工件时，主要靠飞轮释放能量，如果忽略电动机在这时所输出的能量即可得出 (3-7)式中-工作行程是压力机所消耗的能量-飞轮转动惯量-冲压工作开始前和结束后飞轮的角速度引进飞轮的平均角速度， (3-8)式中：-电动机额定转速i-电动机轴至飞轮轴的速比所以不平均系数 ，数值越大，表示飞轮加速度的波动越大(3-9)式中：-电动机额定滑差率； -在额定转矩下皮带滑动时当量滑差率；（见表3-2）k-电动机实际选用功率与平均功率的比值；-修正系数，与k有关；（见表3-1)表3-1 值k1.21.3141.60.850.90.95 表3-2 皮带滑动当量滑差率压力及结构形式不带拉伸垫压力机0.04带拉伸垫压力机0.02知道飞轮转动惯量，我们就可以设计出飞轮的尺寸，飞轮大体上有两种，一种是轮辐式，一种是圆盘式，本次设计选用轮辐式飞轮。（见图3-1） 图3-1 飞轮结构简图由图3-1分析，我们可以发现,飞轮的转动惯量有三部分组成，轮缘的一部分，轮辐的一部分，轮毂的一部分，但因为轮缘的转动惯量要远远大于其他两个，所以在设计飞轮尺寸的过程中，我们可以忽略轮辐的以及轮毂的那部分，我们可以近似的，把飞轮的转动惯量看成轮缘造成的。3.2 各级传动比的分配系统总传动比初取皮带轮级i=2，齿轮级为i=3.41确定传动系统总传动比并且将传动比分配到系统的各级：初步分配传动比 ，3.3 皮带轮的选择皮带轮的圆周速度小于20m/s时，可用HT150，皮带轮的圆周速度在2530m/s范围内,时，可用HT200，皮带轮的圆周速度大于35m/s时，直径较大、功率较大时，用35钢或40钢；如果皮带轮的性质是高速而且功率比较小时，材料可以选择工程塑料，如果皮带轮的生产批量比较大时，材料可以选择压铸铝合金或其他合金。铸造带轮不允许有砂眼、裂纹、缩孔及气泡。工况系数计算功率 (3-10)选带型号：参考机械设计图11.15 选取Z型带，小带轮直径：参考机械设计表11.6选取=90mm初选传动比i=2，所以大带轮转速大带轮直径：参考机械设计=1，取整 （3-11）大带轮转速 (3-12)所以皮带轮传动比 计算带长 (3-13) (3-14)初取中心距a=300mm带长L= (3-15)参考机械设计图11.4基准长度中心距 (3-16)小轮包角 (3-17)求带根数：带速 (3-18)传动比 (3-19)带根数参考机械设计手册表11.3， （不合适） （3-20）所以选择大一号的V型带，使得带根数在合适的范围内。工况系数计算功率选带型号：参考机械设计图11.15选取A型带，小带轮直径：参考机械设计表11.6选取=125mm初选传动比i=2，所以大带轮转速大带轮直径：参考机械设计手册=1 取整大带轮转速所以皮带轮传动比 计算带长初取中心距a=500mm带长L=参考机械设计基准长度中心距小轮包角求带根数：带速传动比带根数参考机械设计表11.3，（合适）取整Z=3求轴上载荷数据1）张紧力参考机械设计表11.4 q=0.1Kg/m (3-21)2）轴上载荷 （3-22） 通过设计计算，得到了V带传动的各部分数据，参考机械设计手册，小带轮采用实心式结构。大带轮采用四孔板轮式结构。表4-2 V带轮设计结果 参数V带轮设计结果槽型A型带长根数Z=3中心距a=503.3mm小带轮直径大带轮直径带轮结构形式小带轮采用实心轮（孔径25mm）大带轮采用四孔板轮（辐板厚度S=15，孔径30mm）通过对皮带轮的确定，我们就可以知道了各级系统中的功率，转矩，传动比，转速等等，所以，分析各级系统，有助于对接下来的设计指明方向。电动机轴：功率P=3kw，输出转矩T=传动轴（高速轴）：功率P1=Ph1=30.96=2.88kw输出转矩T=传动轴（低速轴）：功率P2=Ph1h2h=30.960.970.99=2.77kw输出转矩T=式中：h为轴的传递效率：h=0.99曲轴：功率P3=Ph1h2hh=30.960.970.990.990.92=2.52kw输出转矩T=式中：h为轴的传递效率：h=0.99所以得出系统各级功率转矩关系表3-3 表3-3 系统各级分析表（功率、转矩）轴名功率P/Kw转矩T/N.mm转速(行程数) r/min效率h传动比i输入输出输入输出电动机轴31910015000.960.970.920.980.9223.411高速轴2.882.853675036380748.5低速轴2.772.74120243119041220曲轴2.522.49102880102011220连杆220滑块2203.4一级齿轮减速器设计小齿轮材料的选择：采用40调质处理，硬度241HB286HB，平均取为260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取为240HB。预期它的使用时间是10年，每年有300天在工作，使用时间内，工作时间占20%。齿面接触疲劳强度计算1.初步计算转矩T=36750N/mm齿宽系数参考机械手册表12.13 取=0.6接触疲劳极限 图12.17c =710Mpa ， =580Mpa初步计算许用接触应力 值 参考机械手册表12.16取=85初步计算小齿轮直径取65mm (3-23)初步齿宽b b= (3-24)2.校核计算圆周速度 （3-25）精度等级 参考机械手册表12.6选8级精度传动比i=3.41齿数Z和模数m 初取齿数Z1=25，Z2=iZ1=85.25=86 m= 参考机械手册表12.3取m=2.5则Z1=d1/m=65/2.5=26Z2=Z1.i=75.02=87使用系数 参考机械手册表12.9动载系数 参考机械手册图12.9齿间载荷分配系数 参考机械手册表12.10 (3-26) (3-27) (3-28) (3-29)由此得 (3-30)齿向载荷分布系数 参考机械手册表12.11 (3-31)载荷系数 (3-32)弹性系数 参考机械手册表12.12节点区域系数 参考机械手册图12.16=2.5接触最小安全系数 参考机械手册表12.14=1.05总工作时间 应力循环次数 参考机械手册表12.15估计 则指数m=8.78 (3-33)原估计应力循环次数正确 (3-34)参考机械手册图12.18，许用接触应力验算 （3-35）计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。3.确定传动主要尺寸实际分度圆直径d因模数取标准值是，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即：中心距 (3-36)齿宽b齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数 齿间载荷分配系数 . 参考机械手册表12.10齿向载荷分配系数 b/h6 参考机械手册图12.14=1.38载荷系数K (3-37)齿形系数参考机械手册图12.21=2.46=2.19应力修正系数参考机械手册图12.22=2.46=2.19弯曲疲劳极限 参考机械手册图12.23c弯曲最小安全系数参考机械手册表12.14应力循环次数 参考机械手册表12.15 估计 则指数m=49.91 (3-38)原估计应力循环次数正确 （3-39）弯曲寿命系数 参考机械手册图12.24尺寸系数参考机械手册图12.25许用弯曲应力验算 （3-40）(4-41)传动无严重过载，所以不作静强度校核齿轮设计结果见表3-4表3-4 外啮合直齿轮援助齿轮传动计算结果外啮合直齿轮援助齿轮传动计算结果模数m2.5齿数z2687变位系数x0.751.65啮合角24.785分度圆直径d节圆直径中心距a实际中心距中心距变动系数齿顶高降低系数齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径齿轮宽度B3333第四章 芯轴的设计计算4.1 高速轴的设计校核轴上的装备零件以及轴的基本结构如下图4-1所示 轴4-1轴基本结构图高速轴，主要受扭矩，取材料为40Cr。根据设计手册，取A=11297（A取100，参考机械设计手册表1-12），轴上有键槽，最小直径加大6%，所以初步选取圆锥滚子轴承。因传动轴上零件，大皮带轮、小直齿轮都有产生轴向力，所以可以选用轴向承受力的圆锥滚子轴承。因为是轴承成对使用的，径向负荷Fr产生内部轴向力Fa相互抵消。首先确定各段直径A段 d1=30 （初取与大带轮配合轴段直径d1=30mm） B段 d2=40 （与轴承30208圆锥滚子轴承相配合）C段 d3=52 （右端滚动轴承采用定位轴肩进行轴向定位，查得30208圆锥滚子型轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此，d3=52）D段 d4=48 （非定位轴肩 取轴肩高度为24mm）E段 d5=42 （与小齿轮相配合）F段 d6=40 （与轴承30208圆锥滚子轴承相配合）确定各段距离A段 L1=58 （带轮轮毂宽度，取mm，为了保证轴端挡圈只压在大皮带轮上而不压在轴上，故A轴段长度应比L1略短些，现取L1=58mm） B段 L2=100 （要大于一对轴承宽度2B=36mm，考虑采用套筒及轴承端盖，取L2=100）C段 L3=20 （定位轴肩）D段 L4=150 （根据装配确定）E段 L5=28 （小齿轮装载轴，小齿轮的轮毂为33mm，齿轮在轴端考虑其轴向定位，轴段长度L5略小于齿轮轮毂的长度，取L5=28mm） F段 L6=120 （要大于一对轴承宽度2B=36mm，考虑采用套筒及轴承端盖，取L6=120）所以轴的具体尺寸如下图4-2图4-2 高速轴轴的具体尺寸轴上受到了轴承的支撑力，皮带轮的转矩，齿轮的作用力齿轮作用力:圆周力径向力经过校核,轴的强度，刚度完全符合要求。4.2 高速轴轴承的选用校核初步选取圆锥滚子轴承。因传动轴上零件，大皮带轮、小直齿轮都有产生轴向力，所以可以选用轴向承受力大的圆锥滚子轴承。因为是轴承成对使用的，径向负荷Fr产生内部轴向力Fa相互抵消，所以，根据d2=40mm，由轴承产品目录中，初步选取0基本游隙组，标准精度等级，尺寸系列03的30208圆锥滚子轴承，其尺寸，滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。传动轴上的一对30208圆锥滚子轴承。计算轴承型号30208圆锥滚子轴承计算轴承的径向载荷Fr1=Fr2=计算轴承的轴向载荷，查表，30208圆锥滚子的基本额定动载荷，基本额定静载荷，e=0.37，Y=1.6，Y0=0.9两轴承派生轴向力为,因为,轴左移，右端轴承校核， ,计算轴承1,2的当量载荷，取载荷系数因为，X1=0.4，Y1=1.6，P1=因为，X2=1，Y2=0，P1=所以取P=P1校核轴承寿命4.3 高速轴上键连接的设计校核小齿轮轴的圆周方向定位选用平键连接，由于带轮在轴端所以选用单圆头平键，按d1=30mm查手册得平键截面bh=10mm8mm，皮带轮轮毂60mm，取键长为40mm，带轮与轴的配合为（过渡配合）。E段，轴径d5=42，查的平键截面bh=12mm8mm，轴的长度为28，键长略短于轮毂和轴段的长度，可取键长度L=24mm，同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为（过盈配合）；因为都是键静链接，所以可以：（d为轴的直径，h为键的高度，为键的接触长度 ，为许用挤压应力）键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力，载荷性质有冲击，则，取其平均值。1）皮带轮与传动轴的键位校核皮带轮要求一定的定心性，因此选用平键，由于是静链接，且位置在轴端，选用普通平键，单圆头。T=36.750N/m参考机械设计手册表3.3.9d=3038mm时，键的截面尺寸为宽b=10mm，高h=8mm，参考皮带轮毂长选键长l=40mm，键的接触长度l=l-b=40-10=30mm （4-1）2）小齿轮与传动轴的键位校核8级精度的齿轮要求一定的定心性，因此选用平键，由于是静链接，选用普通平键，圆头。T=36.750N/m，手册查的d=3844mm时，键的截面尺寸为宽b=12mm，高h=8mm，参考小齿轮轮毂长以及轴段长选键长l=22mm，键的接触长度l=l-b=22-12=10mm （4-2）4.4低速轴的设计校核轴上的装备零件以及轴的基本结构如下图4-3所示 图4-3 低速轴的结构示意图低速轴，主要受扭矩，取材料为40Cr。根据设计手册，取A=11297（A取100，参考机械设计手册表1-12），轴上有键槽，最小直径加大6%，所以 初步选取圆锥滚子轴承。因传动轴上零件，大直齿轮，都没有产生轴向力，离合器产生轴向力，所以可以选用圆锥滚子轴承。首先确定各段直径A段 d1=40 （与离合器配合，平键连接） B段 d2=50 （与圆锥滚子轴承32210相配合）C段 d3=62 （定位轴间取6mm，d3=62）D段 d3=54 （小齿轮装载轴）E段 d5=50 （与圆锥滚子轴承32210相配合）确定各段距离A段 L1=50 （装载离合器） B段 L2=60 （要大于一对轴承宽度2B=46mm，考虑采用弹性挡圈，取L2=60）C段 L3=20 （定位轴）D段 L4=30 （大齿轮装载轴，大齿轮的轮毂为33mm，齿轮在轴端考虑其轴向定位，轴段长度L4略小于齿轮轮毂的长度，取L4=30mm）E段 L4=120 （要大于一对轴承宽度2B=46mm，考虑采用套筒及轴承端盖，取 L4=120)所以设计的低速轴的尺寸如下图4-4图4-4低速轴具体尺寸图经过校核，轴的强度刚度完全符合要求4.5 低速轴轴承的选用校核根据d2=50mm，由轴承产品目录中，初步选取0基本游隙组，标准精度等级，尺寸系列02的30210圆锥滚子轴承，其尺寸滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。计算轴承型号30210圆锥滚子轴承计算轴承的径向载荷Fr1=Fr2=计算轴承的轴向载荷，30210圆锥滚子的基本额定动载荷，基本额定静载荷，e=0.42，Y=1.4，Y0=0.8两轴承派生轴向力为,因为,轴左移，右端轴承校核， ,计算轴承1,2的当量载荷，取载荷系数因为，X1=0.4，Y1=1.6，P1=因为，X2=1，Y2=0，P1=所以取P=P1校核轴承寿命4.6 低速轴上键连接的设计校核大齿轮轴的圆周方向定位选用平键连接，D段，轴径d4=54，查的平键截面bh=16mm10mm，轴的长度为30，键长略短于轮毂和轴段的长度，可取键长度L=28mm，同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为（过盈配合）；因为都是键静链接，所以可以如下计算： d为轴的直径，h为键的高度，为键的接触长度 为许用挤压应力，键、轴和轮毂的材料都是钢，由表,查得许用挤压应力，载荷性质有冲击，则，取其平均值。s8级精度的齿轮要求一定的定心性，因此选用平键，由于是静链接，选用普通平键，圆头。T=120.243N/m，手册查的d=5058mm时，键的截面尺寸为宽b=16mm，高h=10mm，参考小齿轮轮毂长以及轴段长选键长l=25mm，键的接触长度l=l-b=25-16=9mm (4-3)4.7 曲轴的设计校核曲柄压力机中，常见的曲轴有三种类型，曲轴式、曲拐轴式和偏心轴式。曲轴是压力机中重要的传递零件，因为曲轴受力比较复杂，所以制造条件要求比较高，材料一般选用45号钢，锻制而成。锻比一般取2.53。对于小型的压力机的曲轴，国内的一些制造厂用球磨铸铁QT602铸造。锻制的曲轴加工后应进调质处理，曲轴支承颈和曲柄颈（或曲拐颈）需要精车或磨光，为了延长曲轴寿命，在各轴颈特别是圆角处，最好用滚子碾压强化。曲轴的结构简图4-5图4-5 曲轴结构简曲轴的设计采用经验尺寸，见下表4-1表4-1曲轴有关尺寸经验公式及计算结果(单位：mm；Pg公称压力5KN)曲轴各部分名称代号经验公式支承颈直径支承颈长度曲柄颈直径曲柄颈长度曲柄两臂外侧间长度曲柄颈的宽度或直径a圆角半径r曲柄两臂圆角半径Rr均在0.080.10D的范围内，可根据曲轴零件图的实际尺寸进行计算。如果r不在上述范围内，相差较大，可以按下式计算r=0.05。所以，因为按照公式偏小了，所以进行整体放大4倍，取，曲轴设计结果见表4-2表4-2 曲轴尺寸表曲轴各部分名称代号结果支承颈直径40支承颈长度52曲柄颈直径80曲柄颈长度60曲柄两臂外侧间长度108曲柄颈的宽度或直径a64圆角半径r4曲柄两臂圆角半径R8图4-6 曲轴尺寸简图材料选取为45号钢 ，因为曲轴受力后产生弯曲变形，曲柄颈中部的变形大于两边的变形，因此连杆给予曲柄颈的作用力