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机械毕业设计全套
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JX05-055@棘轮型手动压力机的设计,机械毕业设计全套
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1 棘轮 型 手动压力机的设计 1 引言 1.1课题研究的目的及意义 机械设计是机械工业的基础技术。科研成果要转变成有竞争里的新产品，设计起着关键性的作用。设计工作的质量和水平，直接关系到产品的质量、性能和技术经济效益。工业发达的国家都十分重视机械设计工作，依靠先进的技术和数字化的电控部件不断的研制出适应市场需求的机电产品，有力的促进全球经济的蓬勃发展。 机械工业的水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一。人们之所以要广泛使用机器是由于机器既能承担人力所不能或不便进行的工作，又能较人工生产改进产品的质量，能够大大提 高劳动生产率和改善劳动条件。 手动压力机是机械压力机中具有代表性的一类加工设备，该类设备 结构坚固，提高生产效率，且 具有 操作方便、动作灵活，经久耐用 等特点 。 它 广泛 应用 于家电业、电子工业、电器端子、钟表工业、照相机、微型马达等制造及零部件装配，最适用小零部件之压入、成型、装配、铆合、打印、冲孔、切断、弯曲、印花等工作要求。 它的用户几乎包罗了国民经济各部门，量大面宽。现在我国经济建设蓬勃发展，压力机的使用从大型工厂到私人手工作坊，几乎在涉及到零件冷压工艺的地方都可以见到。压力机种类繁多，型式多样，工作压力小到几十 公斤，大到几吨 。 我国许多企业自 “ 八五 ” 以来，通过技术攻关、自行设计，以及 从 德国舒勒、美国维尔森、日本小松等著名公司 引进 设计制造技术，或采取与国外厂商合作生产的方式，将国内压力机的技术水平提升到了 国际先进 水平。 目前国 内 生产的一些 大型机械压力机及 其 生产线已跨出国门 ，走向世界。小型手动压力机虽然刚度差，降低了模具寿命和制件质量。但是它成本低、操作方便，容易安装机械化装置。并且由于手动压力机总体处于质量稳定、大批量廉价市售状态，由国情决定，其市场需求量仍将保持在一个较高的水平。 这次所设计的棘轮式手动压力机属于 中小型压力机，其中主要以人力为主，通过齿轮带动齿条运动，用棘轮实现自锁，用手轮回复齿条，其中主要设计了各个系统传动的零部件，结构比较简单，属于典型的手动压力机。 nts 2 2 棘轮 型 手动压力机的设计 2.1总体方按的确定 根据设计的要求，本次设计内容为棘轮式手动压力机，设计所要完成的内容为：最大工作压力 2000kg；最大工作行程 205mm；齿轮带动齿条传动；以棘轮达到自锁目的；手轮控制齿条的回反运动；根据各方面的考虑，最终确定了下图所示的结构方 案 。 该机器放置在工作台上，动力为人力，工作时齿条通过齿轮带动 做用在零件上，齿条与齿轮轴为一体，齿轮轴通过螺母与手柄固定，齿轮轴不直接固定在箱体上，而是通过轴承来减小轴与箱体之间的摩擦力，延长机器的使用寿命，提高机器的精度。 图 2-1 总体方按图 1.定位盘 2.齿轮轴 3.手轮 4.轴承 5.齿条 6.手柄 7.端盖 8.棘轮 9.棘爪 2.2 齿轮的设计 2.2.1齿轮材料及精度 的选择 本课题所要设计的压力机采用齿轮传动，齿轮材料及其热处理方法直接影响齿轮的强度、耐磨性等性能，因而直接影响齿轮的承载能力和使用寿命 。选择齿轮材料要根据齿轮的载荷大小、工作要求、工作环境、加工精度及加工成本等综合考虑。 根据要求，所设计的是手动压力机，所以在齿轮工作情况下，必须具有足够的、相应的工作能力，保证在整个工作寿命期间不致失效。因此，齿轮精度的选择，必须nts 3 根据用途、工作条件等确定。但是对于齿面磨损、塑性变形等，由于尚未建立起广为工程实际使用而且行之有效的设计计算方法及设计数据，所以目前设计一般使用的齿轮传动，通常只按保证齿根疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。 1、按上图的压力 机总体结构示意图 ， 由齿轮、齿条 、棘轮 确定传动 方案， 选用直齿圆柱齿轮进行传动 。 2、根据参考文献 3表 10-8 各类机器所用齿轮传动的精度等级范围，选取齿轮传动的精度等级 。 手动压力机属于一般工作机器，速度及精度要求都不是很高 ，故 选用 7 级精度（ GB-10095-88） 。 3、根据参考文献 3表 10-1常用齿轮材料及其力学特性，选取 传动件的材料 。 选择齿轮、齿条的材料均为 40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48-55HRC。 2.2.2 齿轮 的 设计计算 根据参考文献 9，人的力量在 10-50kg 之间，所以取作用于压力机手柄处 的力为 50kg。初定压力 机手柄的长度 为 1000mm， 但是实际的作用力臂 长度不足，去掉手握位置及其他因素构，最后取 实际 在压力机手柄上 产生的力臂约为 950mm。根据设计任务书中的数据，压力机的最大工作压力为 2000kg。 根据计算式带入数据： 2211 dFdF 其中： 1F =50 1d =0.95 2F =2000 50 9.8 0.95=2000 9.8 2d 所求 得： 2d =24mm 所以可确定 分度圆直径 为 ： d=2 2d =2 24=48(mm) 选择 齿数 ： z =18 根据计算式带入数据： 其中： z =12， d=46 1848m =2.67 所求得： m=2.67 nts 4 2.2.3 齿轮 的 校核 根据齿根弯曲强度 由于齿面硬度很高，赤芯强度又很低的齿轮 40Cr 调质淬火，通常保证齿根弯曲疲劳强度为主。 效核 弯曲强度： 3 21 12 F saFad YYz KTm 1、 确定公式的各个计算数值 1）根据参考文献 3表 10-7圆柱齿轮的齿宽系数d，选取齿宽系数 因齿轮、齿条均为硬齿面，故宜选择稍小的齿宽系数 ，故 取d=1 2）根据参考文献 3图 10-20（ d）渗碳淬火钢和表面硬化（火焰或感应淬火）刚的 弯曲疲劳强度极限 ，选取齿轮的弯曲疲劳强度极限 查取 FE 580Mpa 3）根据参考文献 3图 10-18弯曲疲劳寿命系数FNK，查取 弯曲疲劳寿命系数 查得 弯曲疲劳寿命系数 :FNK=0.87 4） 计算弯曲疲劳许用应力 根据设计要求 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4， 根据计算式 ： F = SK FEFN 其中 FE 580Mpa，FNK=0.87， S=1.4 代入上式得： F = SK FEFN = 4.1 58087.0 =360.43MPa 5） 计算载荷系数 K。 根据 计算式： nts 5 FFvA KKKKK 根据参考文献 3表 10-2使用系数 AK ，选取使用系数。 查取 使用系数 AK =1 根据参考文献 3表 10-3 齿间载荷 分配系数HK、FK，选取齿间载荷分配系数。 查取 齿间载荷分配系数HK=FK=1 根据 参考文献 3图 10-8动载系数 Kv 值，确定动载系数。 查取 动载系数vK=1.05 根据 参考文献 3表 10-4接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数 KH，确定接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数。 用插值法查得 6级精度、齿轮相对支承对称布置时，HK的值： HK=1.297 考虑到齿轮为 7级精度，取HK=1.297 根据计算 式 ： b=dd 其中d=1， d=48，代入上式 得： b=1 48=48mm h=(2ha*+c*)m=(2 1+0.25) 3=6.75 根据 b/h=48/6.75=7.11，HK=1.297 根据 参考文献 3图 10-13查 得： FK=1.423 计算载荷系数 K 根据计算 式 ： FFvA KKKKK 其中 AK =1，HK=1.297，FK=1.423，HK=FK=1得： nts 6 FFvA KKKKK =1 1.05 1.423 1=1.4942 6） 取齿形系数 根据 参考文献 3表 10-5齿形系数及应力校正系数，确定齿形系数 。 查得 齿形系数 ： FaY=2.91 7） 取应力校正系数 根据 参考文献 3表 10-5齿形系数及应力校正系数，确定 应力校正系数 。 查得应力校正系数： saY=1.53 8）根据计算式代入数据： FsaFaYY=43.360 1.5391.2=0.01235 9） 齿轮传递的转矩 1T ： 1T = 11dF =50 9.8 950=4.655 510 N.mm 2、 设计计算： 按照齿根弯曲强度进行设计计算 根据计算式： 3 21 12 F saFad YYz KTm 其中数据由上可知，代入数据 ： 3250 . 0 1 2 3 58128.0 10 4 . 6 5 5. 1 4 9 4 22 m 所求 得： m 3.757 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳 强度所决定的承载能力， 只 与齿轮直径有关，因此可 以根据 由弯曲强度算得的模数并就进圆整为标准值 m=4。 nts 7 2.2.4 齿轮 的 几何尺寸计算 1、齿数： 根据计算式： zdm其中 d=46， m=4，代入上式得： z =md=448=12 z 取整数 12 2、压力角 压力角取国家标准（ GB/T 1356-1988）： =20 3、齿顶高 ha： 根据计算式： ha=ha*m 其中 m=4， ha*为齿顶高系数 ha*=1，代入上式得： ha=ha*m=1 4=4 4、齿根高 hf： 根据计算式： hf=(ha*+c*)m 其中 m=4， c*为顶隙系数 c*=0.25，代入上式得： hf=(ha*+c*)m=(1+0.25) 4=5 5、齿全高 h： 根据计算式： h=ha+hf=(2ha*+c*)m 其中 m=4， ha*=1， c*=0.25代入上式得： h=ha+hf=(2ha*+c*)m=4+5=9 6、齿顶圆直径 da： 根据计算式： da=d+2ha=(z+2ha*)m 其中 z=12， m=4， ha*=1，代入上式得： nts 8 da=d+2ha=(z+2ha*)m=(12+2 1) 4=56 7、齿根圆直径 df： 根据计算式： df=d-2hf=(z-2ha*-2c*)m 其中 z=12， ha*=1， c*=0.25， 代入上式得： df=d-2hf=(z-2ha*-2c*)m=(12-2 1-2 0.25)=9.5 8、齿厚 s： 根据计算式： s= m/2 其中 m=4，取 3.14，代入上式得： s= m/2=3.14 4/2=6.28 9、齿槽宽 e： 根据计算式： e= m/2 其中 m=4，取 3.14，代入上式得： e= m/2=3.14 4/2=6.28 10、计算齿轮宽度 b： 根据计算式： b=dd 其中d=1及 d=48计算 得： b=1 48=48mm 2.3齿轮轴的设计 2.3.1齿轮轴材料 的选择 轴的材料种类很多，选择时应主要考虑如下因素： 1.轴的强度、刚度及耐磨性要求； 2.轴的热处理方法及机加工工艺性的要求； 3.轴的材料来源和经济性等。 此处选择的轴属于转轴。但是，在工作中该轴主要承受的是扭矩，弯矩相当的小。在多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时需对轴进行强度计算，nts 9 以防止断裂或塑 性变形。 轴的材料主要是碳钢和合金钢。刚轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛，其中最常用的是 45钢 。 合金钢比碳钢具有更高的力学性能和更好的淬火性能。因此，在传递大动力，并要求减小尺寸与质量，提高轴颈的耐磨性，以及处于高温或低温条件下工作的轴，常采用合金钢。 考虑到该齿轮轴上的齿是在轴上加工出来的， 根据 参考文献 3表 15-1轴的常用材料及其主要力学 性能 ，选取该 齿轮 轴的材料。 选取此齿轮轴的材料为 40Cr，调质 处理。 2.3.2确定齿轮轴的最小直径 1、计算在齿轮上的力： 齿轮上传递的扭矩为： 1T = 11dF =50 9.8 950=4.655 510 N.mm 2、 初步确定齿轮轴的最小直径： 因为 选取轴的材料为 40Cr，调质处理 。 根据 参考文献 3表 15-3轴常用几种材料的 T 及 A0值 ,确定齿轮轴的 T及 A0值 。 查取 T 值为 45。 由于此齿轮轴主要承受扭矩，按扭转强度条件进行计算 ， 轴的扭转强度条件 为： TT WT 32.0 dT T 推导出 ： mind 3 2.0TT其中 T=4.655 510 N.mm， T =45，代入上式得： mind 3 2.0TT=35452.010655.4 =37.25mm nts 10 为方便计算，取轴的最小直径为 38mm。 此齿轮轴的最小直是 尺寸为 44mm部分的直径 ， 如 下 图所示 ： nts 11 图 2-2 轴的零件 图 2.3.3齿轮轴 上零件的装备方式 轴上零件的装配方案是 进行轴的结构设计的前提，它决定着轴的基本形式。选用的 装配方案 是：右端轴承、垫圈、 轴承端盖 依 次从轴的右端向左端安装；左端 从右到左依次 安装轴承 、 垫片 、垫圈及轴承盖 。这样就对各轴段的粗细 做了初步安排， 根据设计要求选择下图 所示 的 装配方案。 图 2-3轴的装配图 2.3.4齿轮轴的 校核 1、 按轴所受扭矩来校核轴的强度： 轴的扭转强度条件为： nts 12 TT WT T 代入数值，计算得 : TT WT = 5 5352.0 10254.2 MPa=9.2MPa 已经选定轴的材料为 40Cr，调质处理。查参考文献 2表 15-3轴常用几种材料的 T及 A0值 ，确定此齿轮轴的 T及 A0值 。 查得， T =35Mpa。 因为 T =9.2MPa T ,所以此齿轮轴满足强度要求。 2、校核轴的疲劳强度： 1）判断危险截面： 根据上图轴的零件图所示进行分析，齿轮两端 15mm 处截面只受扭矩的作用，虽然轴肩及过渡配合所引起的应力集中均会削弱轴的强度，但是由于此轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕确定的，所以这两个截面不需要进行校核。 从受载的情况来看， 44mm截面上最小。因为该截面只受到手轮的力，而手轮作为回升齿条的零件所用的里较小， 轴的最大直径处也不必校核。 截面受扭矩作用的同时，还存在由轴肩引起的应力集中，并且此处轴的直径最小，因此该轴只需校核截面两侧即可。 2） 16 mm截面： 选取计算式进行计算： 抗扭截面系数： TW =0.2 3d 根据计算式带入数据 得 ： TW =0.2 3d =0.2 332 3mm =6553.6 3mm 截面 上的扭矩为： T=225400N.mm 截面上的扭转切应力为： nts 13 TT WT 根据已知数据带入上式得： TT WT 6.6553225400 MPa=34.40Mpa 配合处的k，根据参考文献 3附表 3-8用插值法求出，并取： k=0.8k， 根据已知数据带入上式得： k=0.8k=0.8 3.02=2.416 轴按磨削加工，根据参考文献 3附表 3-4得表面质量系数为： i=0.92 得综合系数为 ： k =k+1 -1 根据已知数据带 入上式得： k =k+1 -1=2.416+92.01-1=2.50 所以轴在截面 的安全系数为： S =ma k 1根据已知数据代入上式得： S =ma k 1=240.3405.0240.3450.2200=4.56 S=1.5 故该轴在截面 强度足够。此齿轮轴因无大 的瞬时过载及严重的应力不对称性，故可以省略静强度的校核。 nts 14 2.3.5 齿轮轴的零件图 见齿轮轴的零件图纸。 3 滚动轴承的选择 3.1滚动轴承类型的选择 压力机所采用的轴承为滚动轴承。各类滚动轴承的结构性质不同，可适应不同的载荷速度和使用、安装情况，应根据具体的要求选用。一般应考虑如下几个因素，进行比较选择。 1、 载荷情况 2、 运转速度情况 3、 选择轴承时，需要考虑装在轴两端的轴承有一端能在发热时可自由移 动。 4、 一般轴直径小时，选用球轴承，因为轴尺 寸小，承载能力也小。轴径尺寸大时，选用滚子轴承。如果轴承孔的尺寸受限，可考虑选用滚针轴承。 5、 若考虑轴承安装或者更换方便，可选用分离型轴承。 深沟球轴承主要用于承受纯径向载荷，也可同时承受径向载荷和轴向载荷。当其仅承受纯径向载荷时，接触角为零。当深沟球轴承具有较大的径向游隙时，具有角接触轴承的性能，可承受较大的轴向载荷 。深沟球轴承的摩擦系数很小，极限转速也很高， 特别是在轴向载荷很大的高速运转工况下，深沟球轴承比推力球轴承更有优越性。 因此，比较适合用在手动压力机上。 根据轴承在齿轮轴上所处位置的轴的直径的大 小， 参照工作要求， 根据参考文献 7表 15-3（ GB276-89） ， 由轴承产品目录中，初步选取特轻（ 1）系列，深沟球轴承 型号为 6009，其尺寸为： d D B=40mm 68mm 15mm 3.2滚动轴承的配置 由于滚动轴承内径与轴的配合采用基孔制，而轴承外径与壳体孔的配合采用机轴制，因此，必须根据载荷大小、载荷作用的方向及性质，以及工作温度、轴承精度、轴与外壳材料、拆装要求等因素，合理正确的选择与轴承内外圈配合的轴和外壳孔的公差，以便得到正确的配合。一般来说，一根轴需要有两个支点，每个支点可由一个或一个以上的轴承组合。合理的配置是要考虑轴在机器中有正nts 15 确的位置、防止轴向窜动以及轴受热膨胀后不致将轴承卡死等因素。 深沟球轴承是滚动轴承中最为普通的一种类型。基本型的深沟球轴承由一个外圈，一个内圈、一组钢球和一组保持架构 成 。 这种轴承 在安装时，通过调整端盖面与外壳之间的垫片厚度，使轴承外圈与端盖间存在很小的轴向间隙，以适当补偿轴受热所引起的变化。 此外，对于固定间隙轴承（深沟球轴承），可在轴承盖与箱体轴承座端面之间或在轴承盖与轴承外圆之间设置调整垫片，以此在装配时通过调整来控制轴向间隙大小。 本次设计 采用深沟球轴承的双支点单向固定，固定方式如 下图 深沟球轴承的双支点各单向固定 3.3滚动轴承的润滑 为见效滚动轴承的摩擦、防止磨损、烧伤及升温，必须对滚动轴承进行润滑。选择滚动轴承的润滑方式和 润滑剂的类型必须考虑轴承的类型、尺寸及运转条件（如载荷大小、转速、允许的升温等）。 常用的润滑方式有：脂润滑；油润滑。选择脂润滑还是油润滑没有一个界限标准。润滑效果的好坏集中表现在轴承温升上。 nts 16 润滑对于滚动轴承具有重要的意义，轴承中的润滑剂不仅可以降低摩擦阻力，还可以起着散热、减小接触应力、吸收振动、防止锈蚀等作用。 由于所设计的手动压力机转速较小，所以选择脂润滑，脂润滑与油润滑相比有很多优点：不易泄露，维护简单，可防止灰尘、冷却液及其他杂质进入，油膜强度高，可长时间不必更换润滑脂，密封的支承结构简单，不需 专门的润滑装置。对于垂直轴尤为适合。 轴承中填充润滑脂不宜过量，以填满轴承空间的 1/3 - 1/2 为宜。 3.4滚动轴承的密封装置 密封的作用是防止润滑油从轴承中泄露出来，并防止灰尘、冷却液、杂质等进入轴承。如果密封不好，将使轴承润滑得不到保证，造成温升、轴承烧伤等情况，使轴承和轴系统无法工作。 一般的密封方式分为两种：接触是密封和非接触式密封。根据设计的要求分析，我们选择接触式密封中的毡封圈密封。 毡封圈主要用于使用润滑脂且工作环境较清洁的忠诚部件内。毡封圈与轴接触速度一般不超过 4 5m/s如果轴径抛光 且毡封质量好，则速度可达 7 8m/s。 在轴承上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形或带形，放置在梯形槽中以与轴密切接触；或者在轴承上开缺口放置毡圈油封，然后用另外一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡与轴的密合程度，从而提高密封效果。 3.5键的选择 根据设计的要求以及装卸方便，此次设计选择普通圆头平键，分别装在手轮固定，和棘轮固定上，具体装置位置见图 nts 17 图 2-4键 的装置位置图 3.5.1 键的尺寸，型号 根据要求，手轮位置和棘轮位置的轴尺寸相差不大，可以选择同样的键 用。 1、公称直径： d=30 2、公称尺寸： b h=10 8 3、其他具体尺寸如图： nts 18 图 2-5 4、键的尺寸极限偏差： b为 h9， h为 h11， L为 h14。 5、轴槽及轮毂槽对轴及轮毂的对称度公差根据参考文献 7表 10-18，一般在 7到 9级选取。 6、平键的材料通常为 45钢 3.6棘轮机构的设计 3.6.1 棘轮机构的基本结构和工作原理 1、棘轮的组成： 棘轮的基本组成，摆杆、棘轮、棘爪。 2、棘轮的工作原理： 摆杆往复摆动，棘爪推动棘轮间歇转动。 3.6.2 棘轮装置的优缺点 1、优点： 结构简单、制作方便、运动可 靠、转角可调。 2、缺点： 工作时有较大的冲击和噪音，运动精度较差。使用于速度较低和载荷不大的nts 19 场合。 3.6.3 棘轮机构中的主要问题 正压力 Pn 摩擦力 F 要求在工作时，棘爪在 Pn和 F的作用下，能自动滑入棘轮齿槽。 3.6.4 棘轮几何尺寸的计算 1、齿数：选择棘轮齿数 16 2、模数：模数 4 3、顶圆直径： 根据计算式： da=mz 带入数据得： da=56 4、齿间距： 根据计算式： p= m 代入数据得 : p=12.6 5、齿顶高： 根据计算式 : h=0.75m 得 : h=3 6、齿顶弦长： 根据计算式 : a=m 得 : a=4 7、棘爪工作面长度： 根据计算式 : a1=0.6a 得 : a1=2.4 8、齿偏角： =20 9、棘轮宽 ： 根据计算式 : b=4m 得 : b=16 10、棘爪斜高、齿斜高： 根据计算式 : h1=h h/cos 代入数据得 : h1=h =2.4 11、棘轮齿根圆角半径： rf =1.5 12、棘爪尖端圆角半径： r1=2 nts 20 13、棘爪长度 : 根据计算式 : L=2p 代入数据得 : L=25.2 3.6.5 棘轮机构零件 图 图 2-6 棘轮的零件图 3.7手轮和手柄的设计 3.7.1 手轮和手柄的材料选择 1、手轮通过键连接到齿轮轴上，作用于通过手轮的转动调节齿条的位置，所以只需要铸造后开键槽，不需要过于复杂的设计。 2、手柄是压力机上传力构件，根据 参考文献 7表 12-5，可选用碳素结构钢制造，材料牌号为： Q235。这种材料广泛应用于普通金属构件，吊钩、拉杆等。所以完全可以用于手柄的制造。 3.7.2 手柄长度的设定 初定压力机手柄的长度 为 1000mm， 但考虑到手的实 际作用点及机器本身结构的特点，取 实际 在压力机手柄上 产生的力臂约为 950mm。 3.7.3 手柄 直径的确定 手柄直径的大小 d按弯曲强度条件确定，即 =31.0 dFL b 式中b为材料的许用弯曲应力，取 nts 21 b=25.1 s根据参考文献 7表 12-5，查得： Q235 的smin=225MPa。 代入数据 ： F=2000kg， L=950mm，s=225MPa， 计算得： d 19.6mm 取 d=20mm，即手柄的直径为 20mm。 3.8齿条的设计 3.8 1零件的特点及材料的选择 齿条是由狭长平面组成的，加工过程中要保证零件的平面度，齿条固定在机箱上，安装上齿向要与齿条底面保持垂直，否则会影响到齿轮和齿条的契合和传动的精度。 根据设计内容，本次设计的手动压力机属于闭式齿轮传动，由手柄带动齿轮轴，带动齿条， 从而实现机器工作目的，所以设计中要以考虑齿面的接触疲劳强度为主，但对于齿面硬度很高，齿芯强度低的齿轮则要考虑齿根的弯曲疲劳强度。 40Cr 这种材料，经过调质和表面淬火后，加工出来的零件表面硬度很高，芯部硬度较低，所以用其作为齿轮和齿条的材料较为适合。两种零件相互配合提高效率。 3.8 2齿条参数的设定 1、模数： 选择与齿轮相同的模数 z=4 2、压力角： 取国家标准 GB/T 1356 1988 =20 3、齿顶高： 根据计算式 ha=ha*m 其中 ha*为 齿顶高系数，取 ha*=1， m=4，代入上式得， ha=4 4、齿根高： 根据计算式 hf=（ ha*+c*） m 其中 c*为顶隙系数，取 c*=0.25， m=4，代入上式得， hf=5 6、 齿厚： nts 22 根据计算式 s= m/2 其中 =3.14， m=4，代入上式得， s=6.28 7、 齿槽宽： 根据计算式 e= m/2 其中 =3.14， m=4，代入上式得， e=6.28 3.8.3齿条基本尺寸的设定 1、齿条长度： 根据设计说明书，压力机的最大行程为 205mm，压力机的整体高度为320mm， 定为齿条长度为 280mm。 2、齿条宽度： 因为前面已求出齿轮的宽度为 d=48，齿轮的倒角为 2 2mm，所以齿轮的最小宽度为 44mm，取齿条宽度为 40mm。 3.9箱体的 设计 3.9 1零件的特点及材料的选择 1、零件的特点： 箱体一般承受的外力为： 1） 与箱壁垂直的力，如止推轴承或径向轴承所承受的轴向力； 2） 与箱壁同一平面的力，如径向轴承的径向力； 3） 轴两边箱壁上承受的扭转力矩。 造成箱壁变形的外力，主要是垂直与箱壁的力，其他两种外力造成的变形很小。箱体的刚度指的是箱壁所受垂直方向的力与箱壁上的着力点同方向变形量的比值。 2、材料的选择： 对于铸造箱体，一般采用灰铸铁 HT150， HT200 和 HT300，铸铁箱体的壁厚，在保证足够刚度的前提下应尽量选取较小厚度。根据本次设计的内容，箱体为较小箱体，所选用的材料为 HT150。 3.9.2箱体的结构设计 1、箱体的壁厚 nts 23 箱体要有合理的壁厚。轴承座、箱体底座等处承受的载荷较大，其壁厚应该更厚些。箱座、箱盖、轴承座、底座凸缘等的壁厚查参考文献 5 表 3-1确定。 1）箱座壁厚 根据参考文献 7表 3-1，根据计算式： =0.025a+ 8 a为低速级圆柱齿轮传动中心距， =1（单级），代入数据得： =10.5mm 2）箱盖 1 根据参考文献 7表 3-1，根据计算式： 1=0.02a+ 8 这里 a为低速级圆柱齿轮传动中心距， =1（单级），代入数据得： 1=16mm 3）箱体凸缘厚度 b 根据参考文献 7表 3-1，根据计算式： b=1.5 把所查得已知数据代入上式得： b=15.75mm，取 16mm。 2、 箱盖外轮廓的设计 箱盖外轮廓常以圆弧和直线组成。箱盖外轮廓圆弧半径应根据结构作图确定。 3、 箱体凸缘尺寸 轴承座外端面应向外凸出 5 10mm，以便切削加工 。箱体内壁至轴承座孔外端面的距离 L1为： L1= +C1+C2+（ 5 10） mm 其中 C1+C2=27mm，代入上式得： L1=42.5mm 4、地脚螺钉直径 df 根据参考文 献 7表 3-1，根据计算式： df=0.036a+10 代入数据得： df=12mm nts 24 5、地脚螺钉数目 n 根据参考文献 7表 3-1，选定 n=2 6、箱盖、箱体联结螺栓直径 d1 根据参考文献 7表 3-1，根据计算式： d1=（ 0.6-0.8） df 且有，螺栓间距 L 150 200 代入数据得： d1=9.6mm，取标准为 10mm。 7、轴承盖的设计 1）轴承盖的结构 轴承盖的作用是固定轴承、承受轴向载荷、密封轴承座孔、调整轴系位置和轴承间隙等。其类型有凸缘式和嵌入式两种。 本课题中所选用的轴承盖为凸缘式。如下图所示凸缘式轴承盖用螺钉固定在箱体上，调整轴系位置或轴系间隙时不需要开箱盖，密封性也较好。 图 2-7轴承盖 结构简图 2）轴承盖参数的确定 （ 1）轴承盖螺钉直径和数目 d3、 n 根据参考文献 7表 9-9，确定： nts 25 螺钉直径为 10mm，螺钉数为 4。 （ 2）轴承盖外径 D2 根据参考文献 7表 9-9凸缘式轴承盖，根据计算式： D2=D0+2.5d3， D0=D+2.5d3 d3 为螺钉直径， D为轴承外径。根据计算式代入数据得： D2=84mm 8、 df、 d1至箱外壁距离； df、 d1至凸缘边缘的距离 C1、 C2 根据参考文献 7表 3-1，查得： C1min=14mm， C2min=13mm。 9、箱体外壁至轴承座端面距离 1l 根据参考文献 7表 3-1，根据计算式： 1l =C1+C2+（ 5-10） 代入数据，计算得： 1l =32 4 箱体的工艺规程设计 4.1设计任务 所要加工的零件为一箱体，如下图所示 ， nts 26 图 2-8 零件材料： HT150 零件生产类型：单件小批量 4.2零件工艺性分析 1、零件的功用 箱体是机械或部件的基础零件，它将机器或部件中的轴、套、齿轮等有关零件组装成一个整体，使他们之间保持正确的小户位置，并按照一定的传动关系协调的传递运动或动力。因此，箱体的加工质量将直接影响机器或部件的精度、性能和寿命。 2、零件的结构特点 箱体的形状复杂、壁薄且不均匀，内部成腔形，加工部位多，加工难度大，既有精度要求较高的孔系和平面，也有许多精度要求低的紧固孔。 3、零件工艺分析 箱体的主要表面有平面和轴承支承孔。 主要平面的加工，对于中、小件，一般在牛头刨床或普通铣床上进行。对于大件，一般在龙门刨床或龙门铣床上进行。刨削的刀具结构简单，机床成本低，调整方便，但生产率低；在大批、大量生产时，多采用铣削；当生产批量大且精度又较高时可采用磨削。单件小批生产精度较高的平面时，除一些高精度的箱体仍需手工刮 研外，一般采用宽刃精刨。当生产批量较大或为保证平面间的相互位置精度，可采用组合铣削和组合磨削。 箱体支承孔的加工，对于直径小于 50mm的孔，一般不铸出，可采用钻扩 (或半精镗 )铰 (或精镗 )的方案。对于已铸出的孔，可采用粗镗半精镗精镗 (用浮nts 27 动镗刀片 )的方案。由于主轴轴承孔精度和表面质量要求比其余轴孔高，所以，在精镗后，还要用浮动镗刀片进行精细镗。对于箱体上的高精度孔，最后精加工工序也可采用珩磨、滚压等工艺方法。 4.3毛坯的选择 1、 确定毛坯制造方法 箱体材料一般选用 HT200400的各种牌号 的灰铸铁，而最常用的为 HT200。灰铸铁不仅成本低，而且具有较好的耐磨性、可铸性、可切削性和阻尼特性。在单件生产或某些简易机床的箱体，为了缩短生产周期和降低成本，可采用钢材焊接结构。此外，精度要求较高的坐标镗床主轴箱则选用耐磨铸铁。负荷大的主轴箱也可采用铸钢件。 2、 确定加工余量 ,毛坯尺寸和公差 毛坯的加工余量与生产批量、毛坯尺寸、结构、精度和铸造方法等因素有关。有关数据可查有关资料及根据具体情况决定。 3、 绘制毛坯图 nts 28 图 4-9箱体毛胚图 4.4拟定零件加工工艺路线 根据箱体的结构特点，可得这 个零件加工典型工艺路线如下： 这里制定出两种工艺路线方案，并进行比较，从中选出最合适的一种方案。 方案一： 工序 00：标准铸件 工序 05： 铣底座下底面 工序 10： 铣底座上端面凸台 工序 15： 铣左端面 工序 20：钻 齿轮轴孔 工序 25： 钻定位盘螺栓孔 工序 30： 钻地脚螺钉孔 工序 35： 钻螺纹孔 工序 40： 车螺纹孔内螺纹 工序 45： 镗齿轮轴孔 工序 50： 铣齿条槽 工序 55： 去毛刺 工序 60： 检验 nts 29 工序 65：入库 方案二： 工序 00：标准铸件 工序 05：钻齿轮轴孔 工序 10：镗齿轮轴孔 工序 15：钻定位盘螺栓孔 工序 20：钻地脚螺钉孔 工序 25：钻螺纹孔 工序 30：车螺纹孔 工序 35：铣左端面 工序 40：铣齿条槽 工序 45：铣底座上端面 工序 50：去毛刺 工序 55：检验 工序 60：入库 方案比较： 方案 一和方案二相比而言，方案 二 中 由于先钻孔而没有铣端面，所以由于铸件的粗糙度较高，不能准确的定位，所以选用方按一做为本箱体加工工艺的路线。 4.5制定零件工艺规程 1、 选择表面加工方法 （ 1）、 主要表面加工方法的选择 箱体的主要表面有平面和轴承支承孔。 主要平面的加工，对于中、小件，一般在牛头刨床或普通 铣床上进行。对于大件，一般在龙门刨床或龙门铣床上进行。刨削的刀具结构简单，机床成本低，调整方便，但生产率低；在大批、大量生产时，多采用铣削；当生产批量大且精度又较nts 30 高时可采用磨削。单件小批生产精度较高的平面时，除一些高精度的箱体仍需手工刮研外，一般采用宽刃精刨。当生产批量较大或为保证平面间的相互位置精度，可采用组合铣削和组合磨削。 （ 2）、由于两 端面 表面粗糙度要求不是很高， 采用 铣削的 加工方法 。 2、 选择刀具 ： 据不同的工序选择刀具。 3、量具的选择 ： 量具的选择主要取决与生产类型和所要检验的精度。尽量选用通用 量具。 4.6手动压力机的成本核算 4.6.1成本概念 成本是企业为生产产品、提供劳务而发生的各种经济资源的耗费。生产经意过程同时也是资产的耗费过程。例如，为生产产品需要耗费材料、磨损固定资产、用现金向职工支付工资等职工薪酬。材料、固定资产和现金都是企业的固定资产。这些资产的耗费，在企业内部表现为一种资产转变成另一种资产，是资产内部的相互转变，不会导致企业所有者权益的减少，不是经济利益流出企业，因此不是企业的费用。 4.6.2产品生产成本项目 根据生产特点和管理要求，企业一般设立以下 3 个成本项目： 一 直接材料 直接材料是指企业在生产产品和提供劳务过程中所耗费的直接用于产品生产并购成产品实体店原料、主要材料、外购半成品成品以及有助于产品形成的辅助材料等。 二 直接人工 直接人工是指企业在生产产品和提供劳务过程中，直接参加产品生产的工人工资以及其他各种形式的职工薪酬。 三 制造费用 制造费用是指企业为生产产品和提供劳务而发生的各项间接费用，包括生产车间管理人员的工资等职工薪酬、折旧费、机物料消耗、劳动保护费等费用。 4.6.3生产成本的核算 直接材料成本的核算 本压力机 要用到的材料有 45号钢 、 Q235 钢板、轴承 8号槽钢、 40Cr、 齿轮及棘轮 以及一些标准件，在装配过程中还要用到焊条，经咨询得各种材料及标准件的价格如下： 45号钢： 3650 元 /吨； Q235： 3180元 /吨；轴承： 3元 /个 ；螺栓： 1元 /个；弹簧垫片： 1元 /个；紧定螺钉： 1元 /个 ；齿轮 150元 /个，棘轮 200 元 /个。
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