小型薄壁零件冲压机动力及传动系统设计毕业论文.docx

小型薄壁零件冲压机动力及传动系统设计毕业论文目录第一章绪论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就成为非均布载荷，两端大，中间小，所以，我们可以简化受力，将连杆的力可以看成两个集中力，作用在曲柄颈的两端，考虑轴瓦的磨损，将载荷分为两个集中力，作用在，距离曲柄臂，2r处，两支撑也是子啊距离曲柄臂2r处的地方，这种计算简图属于纯弯曲梁的性质，这种性质与实测结果最接近。图4-7 曲轴受力弯矩简图离合器对曲轴的作用力相对于连杆来说要小得多，所以可以忽略不计，连杆对曲轴的作用力近似的看成，等于公称力Pg，而且分别以一半的公称力作用在连杆轴瓦两侧，这样危险截面C-C的弯矩C-C截面的最大应力（安全）式中：公称压力L2曲柄两边外侧面间的距离L1曲柄颈的长度D1曲柄颈的直径r圆角半径W弯曲截面系数曲柄颈上除受弯矩作用外，尚受到扭矩作用，应按弯矩联合作用计算，但由于弯矩比扭矩大得多，所以忽略扭矩计算，根据统计，当曲柄转角在公称压力角的情况下两者相差3%以下，及时在90的情况下相差也仅达到5%，因此，对于一般压力机，计算C-C截面的应力足够准确。曲轴在曲柄颈C-C截面上有可能破坏以外，在支撑颈的B-B截面也有可能破坏。B-B截面上，扭矩比弯矩大得多，所以可以忽略弯矩的影响。 (合格)式中：公称压力d 0支撑颈直径公称当量力臂扭转截面系数4.8曲轴轴承的选用校核计算轴承型号30208圆锥滚子轴承计算轴承的径向载荷F=F=计算轴承的轴向载荷，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4.9曲轴上链接键的设计校核飞轮与曲轴的键位校核飞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=102.880N/m，手册查的d=3030mm时，键的截面尺寸为宽b=10mm，高h=8mm，键长略短于轮毂和轴段的长度，参考飞轮毂长选键长l=40mm，键的接触长度l=l-b=40-10=30mm，同时为了保证飞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。第五章连杆滑块导轨机构设计5.1离合器制动器的选择离合器安装在曲柄与低速轴之间，那么，低速轴就是主动部分，曲轴便是从动部分。在这里，我选用机械离合器，机械离合器分为摩擦离合器和啮合式离合器，摩擦离合器有以下几种：圆盘式离合器，圆锥式离合器，啮合式离合器又分为牙嵌式离合器，齿形离合器。牙嵌式离合器的转矩范围是634100/N.m，它的外形尺寸比较小，比较适合与静止的时候或者圆周速度很小的时候结合。齿形离合器的转矩范围是634100/N.m，它的适用范围，是在结合两部分转速差不大的情况下结合。圆盘式离合器的转矩范围是2016000/ N.m，它的范围很广，能在高速的时候进行结合，传递扭矩也比较大。圆锥式离合器的转矩范围是5000286000/ N.m，它的缺点是，外形大，结构不紧凑，这次设计的特点是曲轴转速高，传递的扭矩为1801.5/N.m比较大，所以通过分析，选择圆盘摩擦离合器。圆盘离合器也有很多种类型，比如锥盘的，单盘的，多盘的，涨圈的，涨开式扭簧等等。所以，离合器通过分析选取牙嵌式离合器。通过选择，上海隆亮机电设备有限公司气动齿式离合器LLTC-120，扭矩为120N.m，符合设计要求。离合器的结构为图5-1所示，尺寸为表5-1所示。图5-1 离合器结构图表5-1 离合器尺寸型号扭矩N.M外型尺寸ABCDEFLOPTUDLLTC-12012017815013019523131251/46-M121869.5655.2连杆杆体设计为了适应不同高度的模具，压力机的装模高度需要调节，所以，就设计调节螺杆来调节装模的高度，连杆不是一个整体，而是由连杆盖，轴瓦，连杆体，调节螺杆组成的。调节螺杆下面的球头和滑块链接，连杆上面的轴瓦则是与曲轴链接，用扳手转动调节螺杆即可调节高度，而在冲压的过程中，装模高度应该是不变的，否则就会导致模具的损坏或者工件的不合格，为了防止出现这种情况，需要一个锁紧的装置，本次设计中，选用了锁紧螺母。这种锁紧方式只是针对小型的压力机。连杆杆盖的结构尺寸图如下5-2，5-3所示图5-2 连杆结构图图5-3 连杆杆盖尺寸图5.3连杆轴瓦材料的选择轴瓦应该选用具备，摩擦相容性好，嵌入型性好，磨合性好，摩擦顺应性好，耐磨性好，耐蚀性好，耐疲劳性好，耐气蚀性好，抗压轻度好的材料，这里我们选用铝基合金ZAlCd3CuNi。5.4调节螺杆设计为了适应不同的模具，所以，采用了调节螺杆的结构，来调节高度。调节螺杆的结构图如下5-4图5-4 调节螺杆结构简图调节螺杆的设计采用了经验公式设计，具体如下表5-2表5-2 调节螺杆的经验公式表名称经验尺寸（mm）球头直径螺纹外径d0螺纹内径d1球头直径,调节螺杆的螺纹外径d=0.590.93=8mm，d=0.831.0d=6.8，放大四倍取=40mm，d=30mm，d=21.796mm通过设计计算，参照调节螺杆尺寸表，表5-3表5-3 调节螺纹尺寸螺杆螺杆及螺母螺杆直径（mm）截面面积（cm）螺距中径外径内径d0d1FS3021.7693.72626.44031.7967.39636.45041.79613.72646.46051.79621.07656.47061.79630.0666.48069.0637.48875.210089.0052.32895.2120109.0683.458115.2140126.326125.3710134.0160146.326168.2510154.0180166.326217.310174.0调节螺杆的螺纹长度则由经验公试获得:一般为0.91.3d，最终取60mm。调节螺杆的强度及螺纹强度的校核首先进行螺杆强度的校核：传动压力机在工作时连杆受压力作用。由于调节螺杆截面较小，故一般校核调节螺杆的压缩应力即可。式中：Pg连杆上的作用力（N）Fmin调节螺杆的最小截面（m2）许用压缩应力。45号钢调质：=180Mpa球铁QT45-5：=85Mpa球铁QT60-2：=120Mpa再进行螺纹强度校核s：初选材料45钢=70Mpa式中： P连杆上的作用力。 d螺纹的外径。d螺纹的内径。s螺距。 H螺纹的最小工作高度，在这取30mm。 h螺纹牙根处的高度，约等于0.8s。故可选择45号钢最终调节螺杆尺寸见下图5-5图5-5 调节螺杆尺寸图5.5滑块设计滑块它是一个连接机构,上端与调节螺杆（连杆）相连接,下端安装上模,整体是在安装在机身上的导轨内上下运动。为了保证滑块底平面和工作台上平面的平行度，保证滑块运动方向与工作台的垂直度，因此，滑块的导向面必须与底平面垂直。导轨和滑块的导向面应保持一定的间隙，而且能进行调整。根据参考全国的小型压力面的滑块材料，采用铸铁HT20-40制造，采用矩形块和V型块滑动的方式。与下模的链接采用锥形孔，以及螺纹防转结构。5.6导轨选用导轨设计尺寸为下图5-6图5-6 导轨尺寸图5.7箱体设计机身是压力机的一个基本部件，所有零部件都装在机身上面，工作时，要承受全部的工作变形力，因此，设计一个合理的机身，对减轻压力机的重量，提高压力机的刚度，以及减少制造难度，都有着十分重大的影响。箱体应该有一个合理的壁厚，轴承座，箱体底座等这些地方受到的载荷是比较大的，所以这些位置的壁厚应该要大一些。箱体三维结构图5-7。图5-7 箱体三维结构图1）.箱座壁厚（取15）a为一级齿轮减速器圆柱齿轮传动的中心距（单级）2）.箱盖（取15）a为一级齿轮减速器圆柱齿轮传动的中心距（单级）3）.箱体凸缘厚度b b=1.5（取10）2箱盖外轮廓设计箱盖外轮廓常以圆弧和直线组成，箱盖外轮廓的具体尺寸，应该由结构和作图两部分共同确定。3.箱体凸缘尺寸轴承座外端面应该想外突出510mm样子，因为这样能便于切削加工。结论本次毕业设计，主要完成了对曲柄压力机动力装置的选择，传动装置的设计。其中传动装置包括了皮带轮的计算选择，一级齿轮减速器的计算选择，曲柄连杆机构的设计，滑块导轨的设计。在设计过程中，运用到了机械设计方面的，工程分析方面等许许多多的各种机械方面的知识。在电动机选则过程中，采用了较为精确的分不能耗计算，最终求出了较为精确的电动机功率，选择了正确的电动机型号。皮带轮设计过程中，先初选传动比，设计了合理的皮带轮之后准确地分配了系统各级的传动比，为接下去的设计打下了坚实的基础。在减速器设计中，考虑到设计的压力机为高精度的压力机，在选择级数上面确定为一级，减少齿轮传动带来的误差。齿轮设计时，严格按照机械设计手册的标准，使得设计结果合理，紧凑。在曲柄连杆设计这块时，我采用了经验公式的推导，再结合实际情况，对曲轴的各部分进行放大，最后再进行校核，能满足强度要求，在离合器制动器选择这一块，结合实际情况，参照了设计手册，选择了合适的离合器制动器，使得整体结构更具合理性，在滑块导轨设计中，我才用了矩形块和V形块结合起来的形式，滑块与导轨之间的间隙我用了压板以及平壤条进行调整。滑块与上模的链接，我采用了锥形孔链接外加锁紧螺钉的方式，这个设计简单实用，不仅能到目的，相对于其他的装置来说要简单不少。致谢毕业设计总算完成了！在过去的几个月里，我的毕业设计从不知道怎么开始，到最后有了详尽的结果。这个过程中首先得感谢我的指导老师高超老师，在他的督促指导下，我才能顺利完成这项任务。同时也得感谢我的专业同学，因为在遇到难题的时候，经过与他们的一番讨论，也总能让我的思路柳暗花明又一村。做这项毕业设计的完整过程是对我个人思考能力、实践能力、应用能力、查阅寻找文献能力、设计能力等等能力的提升过程。我的思维能力在完成任务的过程中得到训练。在完成任务后，自己对机械设计制造及其自动化这门专业有了更进一步的认识，我的思维变得更加严谨，为以后的工程需要打好基础。同时我对设