63t压力机设计

欢迎下载本文档参考使用，如果有疑问或者需要CAD图纸的请联系q1484406321齐齐哈尔大学毕业设计（论文）第1章 绪论1.1 机械式压力机的发展趋势汽车工业是现阶段我国国民经济的支柱产业之一，以其作为龙头带动相关产业的发展对于促进地区经济增长和科技进步、增加财政收入和解决社会劳动力问题等发挥着重要的作用。随着我国汽车工业的蓬勃发展，作为汽车生产环节中的关键设备冲压成形设备，也得到了飞跃发展。压力机作为工业基础装备的重要组成部分之一，在航空航天、汽车制造、交通运输、冶金化工等重要工业部门得到广泛应用。在机械传动方面主要体现在设计领域，随着计算机技术的发展，大大提高了压力机机械设计的效率。设计人员可通过计算机对设计方案进行模拟分析，例如proe软件可以实现连杆运动仿真。1.2 机械式压力机的发展现状进入21世纪以来，中国锻压机床行业经过技术引进、合作生产及合资等多种方式的运作，快速地提升了我国冲压设备整体水平。近年设计制造的许多产品，其技术性能指标已经接近或达到世界先进水平，在宜人性方面也取得了长足进步。由于压力机能够用于弯曲、拉深、胀形、扩口、缩口、旋压、压印、整形、翻边等成形工序，所以压力机的发展,已经影响到市场需求,它的意义已经越来越重大。现代制造技术的发展要求压力机不仅能够高速度、高精度、大负载的运转，而且应具有更大的柔性，能迅速、方便的改变输出运动规律。但传统的机械式压力机的运动特性单一、工艺适用性差。压力机主要技术优势体现在控制系统更加自动化和智能化，操作方式更加灵活方便，能实现多种工艺参数自动调整。卸料设备组成纵列串行冲压生产线实现自动生产等从而更能适应现代生产工艺和生产节拍的要求。在机械传动方面主要体现在设计领域，随着计算机技术的发展CADCAE 技术、有限元分析、3D设计和多连杆参数化设计等新技术被广泛应用在压力机的设计过程中，大大提高了压力机机械设计的效率。控制系统随着自动控制技术和智能传感技术的发展现代机械压力机的控制系统也更加自动化和智能化。目前机械压力机的主电机主要采用直流电机和交流电机两种形式。对拉深压力机，由于其速度变化要求高，以往多采用调速性能较好的直流调速驱动方式。近年来，随着电力电子技术的发展，交流调速的性能也越来越接近直流调速的性能。因此我选择该题，进一步完善压力机性能，希望通过设计来进行更好的了解和学习。第2章 使用分析与方案确定2.1 使用分析2.1.1 使用功能的要求机器应具有设计里预计的功能,就是要正确选择机器的工作原理,正确的机构设计,传动装置和电动机机以及合理的配置、必要的辅助系统来实现的。2.1.2 经济性的要求 机器的经济性贯穿于机床整个设计、制造、使用的过程中,设计机器时要综合的进行考虑,设计成本应该竟可能的低,同时机器在使用过程中应该有高的生产率、高效率,较少的能源损耗,原材料和辅助材料以及低的管理和维修费用等。提高压力机的设计经济性指标的主要途径有：1最大限度的采用标准化、系列化及通用化的零件、零部件机构,尽可能采用标准化机构及尺寸。2采用 AUTOCAD技术可以加快产品开发速度，减少产品设计的各项成本。3材料、结构、工艺和技术影响着机床的经济性，所以要竟可能采用先进的技术，新的工艺、结构和材料。4力求完善结构工艺性,使得原材料用量少,易加工,零件易装配。5设计和制造过程的合理化。提高压力机的使用经济性指标的主要途径有:1合理的提高机器的机械化水平和自动化水平,以提高生产率及产品的质量。2选用高效率的传动系统,尽可能减少传动的中间环节,以降低能源消耗和生产成本。3适当的采用防护及润滑,以延长机器的使用寿命。2.1.3 其它要求一部机器的设计与制造包含诸多方面的要求，除了上述要求外还应具有如劳动保护和环境保护的要求,并且不同的机器有着不同的要求，有的的机器还有一些为该机器所特有的要求，机器零件的设计和制造的好坏将对机器的使用性能的优劣起着决定性的作用。2.2 方案确定2.2.1 机构的方案确定方案一:采用对心曲柄滑块机构为执行机构曲柄滑块机构是由曲柄摇杆机构演化而来的，也称曲柄连杆机构。曲柄滑块机构中与机架构成移动副的构件为滑块，通过转动副曲柄滑块机构广泛应用于往复活塞式发动机、压缩机、冲床等的主机构中。图2-1 曲柄滑块机构方案二：采用凸轮机构为执行机构凸轮机构的优点：总的来说结构简单、紧凑，设计方便，最大的优点是可以复位，但不能得到很大的位移量，因为大的位移量意味着凸轮直径变得很大。凸轮机构的缺点：凸轮廓线与推杆之间为点、线接触，易磨损，顶杆易断，导致失去动作，所以凸轮机构多用在传力不大的场合。图2-2 凸轮机构通过对两种方案优缺点的比较，最终选方案一:对心曲柄滑块机构为该压力机的执行机构。2.2.2 传动方案的确定机床传动方式分为机械传动、电气传动、气压传动、液压传动 。液压、气压传动精度高,但是结构复杂,成本高，而机械传动结构简单,操作方面,虽然效率不高,但成本低,适合现在大多数企业的需求,所以选用机械传动。首先对设计任务进行深入分析，将机械要实现的总功能分解为若干个分功能，再将各分功能细分为若干个元功能，然后为每一元功能选择一种合适的功能载体(机构)来完成该功能，最后将各元功能的功能载体加以适当地组合和变异，就可构成机械传动系统的一个运动方案。拟定机械传动系统方案的一般原则：(1)采用尽可能简短的运动链 (2)优先选用基本机构 。(3)应使机械有较高的机械效率 (4)合理安排不同类型传动机构的顺序 (5)合理分配传动比 运动链的总传动比应合理地分配给各级传动机构，具体分配时应注意以下几点：1)每一级传动的传动比应在常用的范围内选取。2)一般情况下，按照“前小后大”的原则分配传动比。(6)保证机械的安全运转综上所述，并且考虑到各个方面的条件，选择带传动和直齿圆柱齿轮进行两个减速级的传动。 第3章 确定总体传动方案本次设计的压力机是一种典型的冲压机械,其主要核心执行部分是曲柄滑块机构,它具有机构简单、使用可靠、运转平稳、造价低、生产率高、维修方便等优点,应用较广泛。 总体传动如图3-1所示：图3-1 总体传动图1-电动机 2-小带轮 3-大带轮 4-小齿轮 5-大齿轮 6-离合器 7-曲轴 8-连杆9-滑块 10-上模 11-下模 12-垫板 13-工作台机构与工作原理：曲柄压力机的基本原理是曲柄滑块机构的运动，电动机通过皮带把运动传递给大带轮3，经过小齿轮4、大齿轮5传给曲轴7，连杆8的上端装在曲轴上，下端与滑块9连接，把曲轴的旋转运动变为滑块的直线往复运动。上模10装在滑块上，下模11装在垫板12上，板料放在上下模之间进行冲压。冲压工艺要求滑块有时运动、有时停止、由离合器6来实现。在一个冲压工作周期内，压力机对板料的作用时间即有负荷的时间很短，大部分为无荷的空行程时间，为了使电动机的负荷均匀、有效的利用能量，压力机上装有转动惯量很大的飞轮。压力机空行程时，飞轮储存电动机提供的能量，工作时滑块受到的变形抗力的作用，使飞轮瞬间降低速度，产生很大的惯性力矩，将能量释放出去，大带轮起到了飞轮的作用。第4章 执行机构的设计与计算4.1 执行机构功率的确定4.1.1 执行机构的力分析4.1.1.1 设计参数滑块行程:100mm，工公压力:63吨，行程次数:40次/分。4.1.1.2 曲柄长度对心曲柄滑块机构曲柄存在的条件为：故可初步确定曲柄长度a=100=50mm4.1.1.3 曲柄转速当滑块完成一个行程时，曲柄正好旋转一周，则滑块完成40次/分的行程，曲柄就旋转了40周。故可得曲柄的角速度w=40260=4.1.1.4 连杆长度 初步确定b=300mm4.1.1.5 公称压力行程S 见执行机构分析 4.1.1.6 压力机的冲压负荷曲线及许用负荷曲线图4-1所示为不同冲压负荷曲线与压力机许用压力曲线的比较。曲线l、2、3分别为拉深、弯曲、冲裁的冲压负荷曲线。从图中可知：在冲裁和弯曲时，完全可保证冲压负荷曲线在该压力机的许用压力曲线之下，全行程的变形力均低于压力机的许用压力，是合理的。在拉深时，虽然压力机的公称压力远大于拉深变形力，但在全部行程中有部分处于压力机许用压力曲线之上，此时应按照负荷曲线选用较大规格公称压力的压力机，以满足变形力的要求，如图中曲线b。图4-1 压力机许用压力曲线与不同冲压负荷曲线的比较1拉深 2弯曲 3冲裁对于工作行程较大的工序，可按压力机许用压力曲线选用。对于拉深工序，由于工作行程较大，不能按压力机的公称压力选用，而近似地取为：在深拉深时，最大拉深力(0.50.6) F在浅拉深时，最大拉深力(0.70.8) F对于复合冲压工序如落料拉深复合冲压时，不能简单地将落料力与拉深力叠加选择压力机，需考虑落料力最大值所处的位置，如图4-2所示。虽然落料力是小于压力机的公称压力，但由于落料力已超过压力机的许用压力曲线，需选用更大规格的压力机才能满足要求。图4-2 落料拉深复合工序的负荷曲线与压力机的许用压力曲线1拉深2落料 4.1.1.7 执行机构力的分析公称压力(吨位)和功率压力机的承载能力受压力机本身各主要构件强度的限制，其允许的最大作用力是随曲轴转角位置的不同而变化的，公称压力F是指滑块离下死点前某一特定距离S(此距离称为公称压力行程)或曲轴转到离下死点某一特定角度却(此角度称为公称压力角)时，滑块上所允许承受的最大作用力(转角从下死点算起，见图4-3)。对于一般的曲柄压力机，产生公称压力的行程仅为滑块行程的57(对开式压力机公称压力行程为315mm，闭式压力机为13mm)，而公称压力角，一般小型压力机为30。，大中型压力机为20。图4-3 压力机运动原理以及压力机许用压力曲线表4-1给出了曲轴在不同转角时，滑块的许用负荷F与F公称压力的比值。由此可知在a，或S以外，压力要降低使用。表4-1 压力机的F/ F值30405060708090F/ F10.780.650.580.530.510.50在选择压力机公称压力时，对于施力行程小于压力机的公称压力行程的冲压工序可直接按压力机的公称压力选择设备。一般为简便起见，对于工作行程小于5压力机行程的工序即可。如一般的落料、冲孔、压印等工序。对于工作行程较大的工序可按压力机许用压力曲线选用。公称压力行程S： S=R-Rcos30=6.7mm输出功率P=，其中F、V都是变量，所以利用等效原理，将滑块输出功率用曲柄的功率来代替。又因为oa=50mm,ab=300mm, = 30所以角度很小，根据三角形相似原理acbodb即：=Ob=oc+cb=342.25所以od=28.52mm又因为角度很小，所以取F为63吨。=28.529.863=17608.86Nm=17608.56=73.722kW4.2 电动机的确定4.2.1 选择电动机的类型和结构形式可用类比法来选择电动机的功率。所谓类比法。就是与类似生产机械所用电动机的功率进行对比。具体做法是：了解本单位或附近其他单位的类似生产机械使用多大功率的电动机，然后选用相近功率的电动机进行试车。试车的目的是验证所选电动机与生产机械是否匹配。Y系列三相异步电动机的特性：Y系列电动机为全封闭自扇式笼型电动机，是按照国际电工委员会(ICE)标准设计的，具有国际互换性的特点。Y系列电动机用于空气中不含易燃、易爆或腐蚀性气体的场所。适用于无特殊要求的机械上，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农用机械等；也适用于某些需要高起动转矩的机器上，如压缩机。根据工作环境和要求,选用Y系列三相异步电动机。4.2.2 电动机功率选择 电动机的功率应根据生产机械所需要的功率来选择，尽量使电动机在额定负载下运行。选择时应注意以下两点： (1) 如果电动机功率选得过小就会出现“小马拉大车”现象，造成电动机长期过载，使其绝缘因发热而损坏，甚至电动机被烧毁。 (2) 如果电动机功率选得过大，就会出现“大马拉小车”现象，其输出机械功率不能得到充分利用，功率因数和效率都不高，还会造成电能浪费。 基于以上要求，我们类比选用7kw左右的电动机。查机械设计手册,选用Y系列小型三相异步电动机Y132M-4。技术参数如下:型号: Y132M-4额定功率:7.5kW满载转数:1440r/min满载电流:15.4A第5章 带传动的设计与计算及带轮的设计5.1 带传动5.1.1 带传动的设计与计算 当张紧力相同时，V带传动比平带传动能产生更大的摩擦力。V带有普通V带、窄V带、宽V带、大楔角V带等多种类型，其中普通V带应用最广，窄V带的使用也日见广泛。窄V带采用合成纤维绳或钢丝绳作承载层，与普通V带相比，当高度相同时，其宽度比普通V带小约30%。窄V带传递功率的能力比普通V带大，允许速度和挠曲次数高，传动中心距小，适用于大功率且结构要求紧凑的传动。故选择窄V带传动。5.1.1.1 设计功率 =1.57.5=9.75kW （5-1）式中 传动的额定功率（kW）k工作情况系数，查机械设计表8-6，此压力机属于冲剪机床的一种，工作时间为10-16小时，采用曲柄滑块机构，载荷变化的范围大，取K=1.5。5.1.1.2 选择带型根据计算功率P和主动带轮（小带轮）转速n，在机械设计图8-9中选定SPA带型。5.1.1.3 确定传动比I考虑到增大大带轮的转动惯量，I不宜过小，初选i=77，V带的最大传动比为7。5.1.1.4 确定小带轮的基准直径参考新编非标准设计手册15-1-5及表15-1-10，为提高V带寿命，宜选取较大直径，同时应考虑增大飞轮的转动惯量，取主动带轮基准直径d=200905.1.1.5 确定大带轮的基准直径=i=7200=1400 （5-2）参考新编非标准设计手册取=1400。5.1.1.6 大带轮的实际转速=203.66 r/min （5-3）5.1.1.7 带度查机械设计公式（8-13）得V=15.072m/s （5-4）窄V带=3540m/s，带速符合要求。5.1.1.8 确定中心距和带的基准长度根据 0.7（d+ d）2（d+ d） （5-5）即 1120mm3200mm，初选=1130mm。基准长度2+（d+ d）+=5090.5mm （5-6）参考新编非标准设计手册取=5000mm。由于V带传动中心距一般是可以调整的+=1130+=1084.75mm （5-7）由于安装调整和补偿预紧力的原因，中心距的变化范围为=-0.015=1084.75-0.0155000=1009.75mm （5-8）=+0.03=1084.75+0.035000=1234.75mm （5-9）5.1.1.9 验算主动轮上的包角=-= （5-10）主动轮上的包角满足要求。5.1.1.10 单根V带的基本额定功率根据=200，=1440 r/min由新编非标准设计手册表15-1-7查得=8.1kW5.1.1.11 考虑传动比额定功率的增量由新编非标准设计手册表15-1-7查得=0.6kw5.1.1.12 确定带的根数ZZ= （5-11）式中 包角系数长度系数单根V带的基本额定功率（kW）单根V带额定功率的增量（kW）查新编非标准设计手册表15-1-8得 =0.8查新编非标准设计手册表15-1-9得 =0.93则 Z=1.5取Z=35.1.1.13 计算单根V带预紧力= （5-12）式中 mV带单位长度的质量（）查新编非标准设计手册表15-1-1得 =0.12/m=370.9 N。5.1.1.14 计算作用在轴上压轴力=sin=23370.9 sin=1893N （5-13）5.1.2 V带轮的设计设计V带时应满足的要求有：质量小、结构工艺性好、无过大的铸造内应力、质量分布均匀，转速高时要经过动平衡；轮槽工作面要精细加工（表面粗糙度一般为 ），以减少带的磨损；各轮槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。5.1.2.1 小带轮的机构设计（1）带轮结构形式的确定查机械设计实践表19.2可得Y132M-4型电动机的轴的直径D=38mm，已知小带轮的基准直径d=200mm。由于 2.5D=2.538=95mm2.5Dd=200mm300mm故采用腹板式机构。（2）带轮材料的选择=15.072m/s20m/s，属于低速转动，查机械设计手册选用HT150。 （3）带轮的机构尺寸 根据皮带为SPA型窄V带。由机械设计表8-10查得轮槽尺寸如下： 基准宽度： =11mm 基准线下槽深： =11.0mm 取=12mm 基准线上槽深： =2.75mm 取=3mm最小轮缘厚 =6mm 取mm 槽间距： =150.3mm 取=15mm第一槽对称面到端面的距离 f=10mm 轮槽角度 （4）确定轮缘及轮毂的尺寸 带轮宽 B=（Z-1）e+2f =（3-1）15+210 =50mm 轮缘外径 =+2 =200+23 =206mm 轮毂外径 =（68.476）mm取=70mm 轮毂长度 B=65mm=57mm L=mm取L=B=65mm =mm 取=16mm5.1.2.2 大带轮（飞轮）的机构设计铸铁制V带轮的典型结构有以下几种：实心式、 腹板式、 孔板式和轮辐式。带轮基准直径dd2.5d（d为轴的直径，单位为mm）时，可采用实心式结构。当2.5ddd300mm时，带轮常采用腹板式带轮结构当D1-d1100mm时，带轮通常采用孔板式结构。当dd300mm时，带轮常采用轮辐式带轮结构。由于采用同步设计，后轴的直径已确定为d=90mm，带轮的基准直径为=1250mm300mm 因此可以采用轮辐式，有四个轮辐。（1）带轮的材料确定 前面已确定，选用HT150。（2）大带轮（飞轮）储存能量的计算 由于电动机的转速为1440r/min，而压力机的冲压次数为40次/分，则传动比为：I=1440/40=36。由于该压力机采用二级传动，分别为带传动和齿轮传动，查机械设计手册可得：带传动范围为 i7 前面已取齿轮的传动比范围为 i8 飞轮存储功率数值为 = （5-14） 式中 J飞轮转动惯量（kgm） 飞轮角速度（rad/s）。 带轮宽度 B=65mm，材料密度=kg/m （5-15）飞轮角速度=21.5rad/s （5-16）飞轮转动惯量 J=飞轮存储功率为 =73.722-7.5=66.222kW= （5-17）飞轮宽b取130mm则=可得：R664mm，D=1328mm因为此处D=1400mm，所以大带轮直径的大小符合。第6章 齿轮传动及齿轮的机构设计6.1 齿轮传动6.1.1 齿轮传动的设计计算及校核齿轮传动是机械传动中最重要最常用传动之一。齿轮传动主要优点：传动效率高，结构紧凑，工作可靠、寿命长，传动比准确。齿轮机构主要缺点：制造及安装精度要求高，价格较贵，不宜用于两轴间距离较大的场合。此设计压力机的齿轮传动采用开式圆柱齿轮,齿型为渐开线直齿。应根据保证齿面抗磨损及齿根抗折断能力两准则进行计算,但对齿面抗磨损能力的计算方法迄今不够完善,故此今以保证齿根弯曲疲劳强度作为设计准则。6.2.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用直齿圆柱齿轮传动。（2）冲压机为一般工作机器,速度不高,故选用8级精度。（3）材料的选择 由于压力机传递的功率较大,工作速度较低,齿面所受的冲击力较大,且为开式,根据齿轮材料的选择原则,采用软齿面类型。钢材的韧性好,耐冲击,还可以通过热处理或化学处理改善其力学性能及提高齿面的硬度。查机械设计手册 采用下列材料: 小齿轮： 调质 硬度 310-360HBS 大齿轮：ZG340-640 调质 硬度 241-269HBS（4）齿数选择 在开式齿轮传动中，由于齿轮失效形式主要是磨损，为使齿轮不致过小，故小齿轮齿数应去少点，对于压力角为=的标准直齿圆柱齿轮，为了轮齿免于根切，应取17，现取小齿轮的齿数=18，大齿轮的齿数=5.1418=92.52，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，与一般应互为质数，现取=95。先选取模数m=10mm ，则小齿轮的直径=m=1018=180mm，大齿轮的直径=m=1095=950mm。6.2.1.2 按齿根弯曲强度设计m （6-1）（1）确定公式中的各个计算数值1）查机械设计图10-20c，按MX级质量要求取值可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=740N/mm，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=630 N/mm。2）取工作寿命15年（每年工作300天），每天工作10-16小时，= （6-2）= （6-3）查机械设计图10-18得弯曲疲劳寿命系数 =0.85，=0.90。3）算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.3齿轮的许用应力 = （6-4）小齿轮许用应力=483.8MPa大齿轮许用应力=436.2MPa 4）载荷系数K =式中 使用系数动载系数齿间载荷分布系数齿向载荷分布系数查机械设计表10-2得使用系数=1.5 因为小齿轮与大齿轮通过轴连在一起，转速相同=205.7r/min （6-5）小齿轮的圆周速度为=1.94m/s （6-6）根据速度及齿轮精度（8级），查机械设计图10-8得=1.14假设100N/mm，查机械设计图10-3得=1.1查机械设计表10-7得齿宽系数=0.6则 b=108 （6-7）查机械设计表10-4得=1.37 （6-8）其中 齿顶高系数=1，顶隙系数=0.25=32.5mm （6-9）则 =3.33根据值和值查得：齿向载荷分布系数=1.25载荷系数 =2.355）齿形系数及应力校正系数 查机械设计表10-5得小齿轮齿形系数 =2.91 大齿轮齿形系数 =2.20 小齿轮应力校正系数 =1.53 大齿轮应力校正系数 =1.786）计算大、小齿轮的并加以比较=0.0092 （6-10）=0.0089 （6-11）可知小齿轮的数值大，所以取小齿轮的数值,即=0.0089 7）查机械设计手册得齿轮传动效率=0.98则 =75.23kW （6-12）= Nmm（2）确定齿轮模数mm=9.5mm （6-13）查机械原理表10-1取m=10mm（3）验算各项数值=180mm （6-14）=950mm （6-15）=3.88N （6-16）（4）按齿面接触疲劳强度校核= （6-17）查机械设计表10-6得小齿轮弹性影响系数=188.9MPa 大齿轮弹性影响系数=188.0MPa1）小齿轮校核 由以上计算可知 =5.3 =108mm =180mm =38800N =2.35=1115MPa根据小齿轮应力循环次数N=1.8910查机械设计图10-19得：=0.94取材料的MX等级查机械设计图10-21d得=1120MPa由于点蚀破坏发生后引起噪声，振动增大，但是不会导致齿轮不能继续工作，所以取=1故=1191MPa因为=1115=1191MPa所以小齿轮的接触疲劳强度符合要求。2）大齿轮校核依据大齿轮的应力循环次数N=3.5710查机械设计图10-19得：=0.97 大齿轮也同样是由于点蚀破坏，同理取=1取材料的MQ等级查机械设计图10-21D得=700MPa取与小齿轮相同，所以=1 = =697MPa （6-18）=483MPa由此可知=697MPa，所以大齿轮满足接触疲劳强度要求。6.2.1.3 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径=180mm （6-19）=950mm （6-20）（2）计算中心距=565mm （6-21）（3）计算齿轮宽度=108mm （6-22）由于齿轮安装过程中大小齿轮因装配误差产生轴向错位，常将小齿轮的齿宽在圆整数值的基础上人为地加宽510mm，故取小齿轮的齿宽=114mm；大齿轮的齿宽=108mm6.2 齿轮的机构设计6.2.1 结构设计 当齿顶圆直径mm时，可以做成实心结构的齿轮；当齿顶圆直径mm时，可以做成辐板式结构；当齿顶圆直径300mm的铸造锥齿轮，可做成带加强肋的腹板式结构；当mmmm时，可以做成轮辐式截面为“+”字形的轮辐式结构的齿轮。6.2.1.1 对小齿轮的机构设计（1）选择结构类型分度圆直径 =180mm （6-23）齿根高 =12.5mm （6-24）齿顶高 =10mm （6-25）齿全高 =22.5mm （6-26）齿根圆直径 =155mm （6-27）齿顶圆直径 =200mm （6-28）由于后轴直径=mm，所以 =mm，=55mm 不大，故选用实心结构的齿轮（2）其它参数压力角 =齿距 =31.4mm （6-29）基圆齿距 =29.5mm （6-30）基圆直径 =169mm （6-31）齿槽宽 =15.7mm （6-32）齿厚 =15.7mm （6-33）顶隙 =2.5mm （6-34）标准中心距=565mm图6-1 小齿轮6.2.1.2 对大齿轮的机构设计（1）选择结构类型分度圆直径 =950mm （6-35）齿顶圆直径 =970mm （6-36）齿根圆直径 =925mm （6-37）由于=970mmmm，所以选用轮辐式结构的齿轮。确定其它参数基圆直径 =893 （6-38）节圆直径 =950mm （6-39）（2）轮辐的设计轮辐数取初选离合器中套直径d=mm因为大齿轮的材料为铸钢，所以=mmmm 取=mmmm 取=mmmm 取mmmm 取mmmm 取mmmm 取mmmm 取mmLB=108mm 取=108mm大齿轮如图6-2所示：图 6-2 大齿轮第7章 轴的设计计算及较核7.1 后轴7.1.1后轴设计计算及校核支承转动零件并与之一起回转以传递运动、扭矩或弯矩的机械零件。一般为金属圆杆状，各段可以有不同的直径。机器中作回转运动的零件就装在轴上。轴按照承受载荷的不同，可分为以下三类：（1）转轴 既承受弯矩又承受扭矩。 （2）传动轴 只承受扭矩不承受弯矩。 （3）心轴 只承受弯矩不承受扭矩。按轴线形状的不同，可分为一下几种：（1）曲轴 通过连杆可以将旋转运动改变为往复直线运动，或作相反的运动变换。（2）直轴 直轴又可按外形分为光轴和阶梯轴。本次设计的压力机，根据传动方案的选择，共有两根轴，一根为直轴，一根为曲轴。7.1.1.1 后轴的材料选择轴的材料通常是是碳钢和合金钢，钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。轴上通常要安装一些带轮毂的零件，因此大多数轴应作成阶梯轴，切削加工量大。综上所述，要求轴的材料有良好的综合机械性能，常采用中碳钢、中碳合金钢。 轴的失效形式：主要有疲劳断裂、过载断裂、弹性变形过大等，对于轴的设计应满足下列要求：（1）足够的强度。（2）足够的刚度。（3）振动的稳定性。综上所述，通过对强度、刚度、塑性、韧性等综合机械性能的考虑，在本设计中，后轴采用20CrMnTi，热处理：渗、淬、回。7.1.1.2 后轴的设计计算及校核（1）轴的转速及转矩 前面已算出 转速=205.7r/min 转矩 =Nmm 功率 =75.23kw（2）作用在齿轮上的力小齿轮的分度圆直径mm 齿轮的圆周力 N （7-1）齿轮的径向力N （7-2）（3）确定轴的最小直径 （7-3）式中 轴传递的功率（kW） 曲轴的转速（r/min）选取轴的材料为20CrMnTi，查得mm，于是mm当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%，有两个键槽时，轴径增大10%15%，然后将轴径圆整为标准值。mm ，取=90mm（4）轴的结构设计1）轴上的零件装配方案轴上的零件装配如图7-1所示：图 7-1 零件装配图2）确定轴上的圆角和倒角尺寸根据零件倒角与圆角的半径尺寸的推荐值，取轴端的倒角为2.5，各轴肩处的圆角半径为=2.5mm。3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足轴的疲劳强度，且小齿轮和飞轮的轴向定位要求，轴端的最小直径为 90mm，考虑到加工方面和省料，所以最小直径取90mm。 初步选择滚动轴承因轴承同时受到较大的径向力和较小的轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，并根据mm，查机械设计实践续表14.2选取深沟球轴承 =100mm，mm，mm，mm，mm，mm。滚动轴承的外段应采用轴承端盖进行定位，内部采用轴肩定位。取 mm，取轴承端盖的总宽度为20mm。取安装齿轮处轴的直径mm，齿轮的右端采用轴肩定位，左端采用轴端挡圈定位。已知齿轮的轮毂的宽度为114mm，为了保证轴端挡圈只压在齿轮上而不压在周的端面上，故-段的长度应比轮毂的宽度略短一些，现取mm。 已知飞轮的轮毂的宽度为65mm，为了保证飞轮正常工作，故取mm。取安装飞轮处的轴段-的直径mm，飞轮的左端采用轴肩定位，右端采用轴端挡圈，查机械设计手册得轴端挡圈直径mm。取mm，mm, mm,至此已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位小齿轮、大皮带轮和轴的周向联接均采用键联接，mm，mm，由机械设计实践表18.1查得平键的截面为。小齿轮与键的连接取长度系列中的70mm，大皮带轮与键的联接取长度系列中的50mm。为了保证齿轮与轴配合有良好的工作性能，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6,带轮与轴配合为H7/k6。（5）求轴上的载荷轴的计算简图轴水平面受力如图7-2所示：图7-2 轴水平面受力图图中值 a= b= c=由前面的计算可知 齿轮的周向力 F=38800N大带轮作用在轴上的压轴力=1893N 即N =38800N1）作出轴的弯矩图 列静力方程如下： M=0 ba(b+c)=0 =17989.4N M=0 b(a+b)c=0 =54896.4N Nm （7-4）图7-3 水平面弯矩轴垂直面受力如图7-4所示：图7-4 垂直面受力图列静力方程如下： M=0 ba=0 =5632N M=0 b(a+b)=0 =19754N Nm （7-5）图7-5 垂直面弯矩 （7-6）可得 Nmm图7-6 总弯矩2）作出扭矩图图7-7 扭矩（6）轴的强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，既危险截面B的强度查机械设计公式15-5可得 式中 折合系数;轴的计算应力（MPa）轴所受的弯矩（Nmm）轴的抗弯截面系数（mm）轴所受的扭矩（Nmm）对称循环变应力时轴的许用应力（MPa）确定式内各值1）当扭矩切应力为静应力时，取；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取；若扭转切应力为对称循环变应力时，取，公式中取。2）抗弯截面系数 =0.1100 mm 轴的计算应力=126.8MPa前面选定轴的材料为20CrMnTi，经渗、淬、回火处理，查新编非标准设备设计手册表19-1-1得=165 MPa，因此，故轴安全。（7）校核轴的疲劳强度1）判断危险截面键槽，轴肩所引起的应力集中，均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕设计的，所以截面、D均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面、处的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面B上的应力最大，但应力集中不大，故B截面不必校核，所以该轴只需校核截面左右两侧即可。2）截面右侧抗弯截面系数 mm （7-7）抗扭截面系数 mm （7-8）截面左侧的弯矩 Nmm （7-9）截面上的扭矩 Nmm （7-10）截面上的弯曲应力MPa （7-11）截面上的扭转切应力MPa （7-12）轴的材料为20CrMnTi，热处理：渗、淬、回，查机械设计表15-1得抗拉极限强度MPa，弯曲疲劳极限MPa，剪切疲劳极限MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中和按机械设计中附表3-2查取，因，经查值后可查得=2.0，=1.32又由机械设计附图3-1可得轴的材料的敏性系数，故有效应力集中系数按下列计算为 （7-13） （7-14）由机械设计附图3-2得尺寸系数3由机械设计附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由机械设计附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，既，则按机械设计（3-12）及（3-12a）得综合系数值为 （7-15） （7-16）查得碳钢的特性系数 取 取于是，计算安全系数 （7-17）