机械压力机说明书.doc

齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸摘 要冲压是在室温下，利用安装在压力机上的模具对材料施加压力，使其产生分离或塑性变形，从而获得所需零件的一种加工方法。本设计中所设计的为传统的小型的开式可倾自动压力机，公称压力为20吨，生产效率为40次/分。根据设计的要求，计算冲压功率，确定了以带传动和齿轮传动相结合的二级减速传动方案，并对带轮和齿轮进行了分析和尺寸的计算确定。通过受力分析确定了传动轴和曲轴的各段尺寸和材料，并通过校核，得出了整体的传动系统中的各个部件的精确尺寸和配合关系。在执行机构的设计中，充分考虑压力机对强度和刚度的要求，并进行校核。在对其他的部件设计中，也充分考虑到压力机的要求和特点，比如：选用吸振效能好的材料来作为床身的材料，但也要考虑到经济性要求，以及作为机座的强度和稳定性，在压力机中的传动轴和曲轴中，采用滑动轴承，解决压力机在正常的工作中对轴承的冲击问题，提高压力机精度。关键词：压力机 曲轴 传动 AbstractPressing is a kind of processing method under the room temperature which use the mould installed on the pressure machine to add pressure to the material, make it separated or been out of shape, and then abtain the necessary part.The article designs a traditional small-scale opend automatic pressure machine, standard pressure is 20000kg, production efficiency is 40 times per minite. According to the required of design ,calculate the power of pressing,then confirm the second moderates transmission combined with gear wheel and belt transmission ，and has carried on analysis and calculation of the size to fix in taking the wheel and gear wheel. Through strength analyse confirm drive shaft and bent axle of every size and material, and then through checking, abtain the accurate size and cooperating with the relation of each part drawn in the transmission of the whole. In the design of the executive body, fully consider the requisition for intensity and rigidity of the pressure machine, and then check it. To other parts design, fully consider the demand and characteristic of pressure machine too, for example: Select the good suck and shake material as the material of the lathe bed, but must consider the economy required, and the intensity and stability of the regarding as machine seat.The drive shaft and bent axle in the pressing machine, adopt the slip bearing ,to solve the impact problem of pressing to the bearing of normal work, and to improve the precision of the pressing machine. Keyword: Pressing Machine Bent axle Transmission 44目录摘 要IAbstractII第1章 绪论11.1 国内外机械工业的发展现状11.2 机械压力机简介21.2.1机械压力机的分类21.2.2机械压力机的应用21.2.3曲柄压力机的工作原理21.2.4机械压力机的研究及应用现状4第2章 主要机构的设计方案确定72.1 执行机构的选择和确定72.2 传动装置的方案确定7第3章 执行结构的设计与计算9第4章 电动机的选择124.1 电动机功率的确定124.2 确定电动机型号12第5章 带传动的设计135.1 V带传动中带的相关数据计算135.1.1确定计算功率135.1.2带型的选择135.1.3确定带轮的基准和直径135.1.4确定中心距和带的基准长度145.1.5计算主动轮上的包角145.1.6确定代的根数145.1.7确定带的预紧力155.1.8计算带轮传动作用在轴上的力（简称压轴力）155.2 V带传动中带轮的设计165.2.1小带轮的设计165.2.2大带轮的设计17第6章 齿轮传动的设计196.1 初步确定196.2 齿轮具体设计196.3 按齿面接触疲劳强度进行校核226.4 齿轮几何尺寸计算23第7章 传动轴的设计267.1 材料选择267.2 传动轴的结构和尺寸的确定267.2.1确定轴的装配方案267.2.2具体尺寸、定位的设计及计算277.3 传动轴的强度计算和校核287.3.1计算传动轴受力287.3.2按弯扭合成应力校核传动轴的强度327.3.4轴承的校核：33第8章 曲轴的设计348.1 材料的选择348.2 设计要求348.3 曲轴的结构设计358.4 曲轴的强度计算368.5 连杆的设计计算368.6 连杆最大压缩应力校核37第9章 电磁振动给料机的设计389.1 物料运动状态的选择389.2 机械指数k及振动次数n和振幅A1选择389.3 理论输送速度和实际输送速度的计算399.4 电振机生产率399.5 动力学参数的计算409.6 电振机电磁参数计算419.7 振动料斗的设计429.8 振动料斗的调试43第10章 机床及床身的设计4410.1 机座与箱体的设计4410.1.1机座与箱体的类型4410.1.2机座与箱体的设计要求4410.1.3材料的选择4410.2 肋板的设计4410.2.1肋板的作用4410.2.2肋板的布置和安排4510.2.3肋板的设计及主要作用4510.3 导轨的设计4510.3.1导轨的分类4510.3.2导轨选择的要求4510.3.3导轨材料及形状的选择45第11章 离合器的设计4611.1 离合器的分类与性能4611.1.1基本要求4611.1.2分类及特征4611.2 接合元件4611.2.1嵌合元件4611.2.2摩擦元件47第12章 零部件的润滑48总结49参考文献50致谢51第1章 绪论 1.1 国内外机械工业的发展现状 自从工业革命以来，机器的使用使人们从手工的劳动中解放出来，不仅是这样，还极大的提高了生产率。在当今的世界各国，机械工业已经成为一个影响着国家经济、国防建设的重要基础产业，是国家各个项目建设和国民生产的重要的载体和最基础的平台。机械工业的发展与进步可以提高一个国家整体的工业水平，可以使各行各业的产品的质量得到更大的提升，从而使综合国力增强。因此可以说，机械工业的发展历程是与国家工业化的进程一直的，从某种意义上说，也是国家工业化进程的一个缩影。在国际上，德国、日本、美国等国的机械工业发展水平已经可以代表世界最先进的水平，这可以从这些国家的汽车制造业、精密金属产品的加工、航空航天领域等方面可以看出，因此在机械工业高水平的带动下，这些国家成为世界上的同等发达国家，无论是国名经济还是国防设备都是世界一流的，使这些国家成为世界经济强国和军事强国1。相比之下，我国的机械工业这些年虽然有了长足的发展，从我公航空航天领域、家电制造领域等行业可以看出，但是与世界强国相比，还有一段相当长的路要走，特别是自2006年以来，中国机械工业跨越入世过渡期，市场开放水平达到承诺的终点，整个机械工业面临新的机遇和挑战。我国机械工业中面临最大的挑战是自主创新能力。据统计，我国新产品贡献率仅为5.9，只及工业发达国家的1/10；发达国家机械行业新产品的寿命一般为5年，而我国平均为10年；机械工业的主要技术50以上来自国外，汽车工业的70、发电设备的50、基础机械的60、农业机械的30来自引进，大部分的高额利润被外国公司赚取。面对这样严重的问题，我国的机械工业任重道远。 1.2 机械压力机简介 冲压是在室温下，利用安装在压力机上的模具对材料施加压力，使其产生分离或塑性变形，从而获得所需零件的一种压力加工方法，具有生产率高、材料利用率高、零件精度高、一致性程度高等突出优点，因此在批量生产中得到广泛的应用，在现代工业生产中占有十分重要的地位，使国防及民用工业生产中必不可少的加工方法。1.2.1机械压力机的分类 冲压加工离不开冲压设备，冲压设备属锻压机械。常见的冷冲压设备有机械压力机和液压机。机械压力机按驱动滑块机构的种类可分为曲柄式和摩擦式；按滑块个数可分为单动和双动；按床身结构形式可分为开式和闭式；按自动程度可分为普通压力机和高速压力机等。如图（1-1）所示为常见的机械压力机。 图 1-1 常见机械压力机1.2.2机械压力机的应用机械压力机是成材料冲压生产的主要设备，可用于冲孔、落料、切边、弯曲、浅拉伸和成型等工序。广泛用于国防、航空、汽车、电机、电器等行业中。1.2.3曲柄压力机的工作原理曲柄压力机利用曲柄连杆机构进行工作，电机通过皮带轮及齿轮带动曲轴传动，经连杆使滑块作直线往复运动。曲柄压力机分为偏心压力机和曲轴压力机，二者区别主要在主轴，前者主轴是偏心轴，后者主轴是曲轴。偏心压力机一般是开式压力机，而曲轴压力机有开式和闭式之分。偏心压力机和曲轴压力机的传动系统简图如图1-2和图1-3所示，特点是生产率高，适用于各类冲压加工。图1-2 偏心压力机传动系统简图图1-3 曲轴压力机传动系统简图1.2.4机械压力机的研究及应用现状1.多连杆压力机的广泛应用在现代机械压力机上，用多连杆机构替用一般曲柄滑块机构己成为当前压力机结构发展的方向之一2。在多杆机构的机械压力机投入生产使用之前，世界上所有板料成塑、薄板拉伸行业中，用于生产的机械压力机均为四杆机构，我们称之为曲柄连杆压力机，人们在长期的使用过程中，特别是在薄板深拉伸的工艺过程中，发现采用曲柄连杆机构的机械压力机滑块在拉伸过程中运行的速度、加速度较大。使拉伸成型的零件易撕裂或起皱，拉伸件的合格率低，造成的废品较多。压力机使用的模具在上、下模合模的瞬时冲击力较大，使主机、模具的零、部件损坏，从而造成主机、模具的使用寿命降低，而且曲柄连杆压力机的负荷工作区的行程较短，不适应深拉伸工艺负荷工作区域长的要求。这些压力机主机结构上的缺陷极大地限制了深拉伸工艺的发展，生产成本居高不下，生产效率很低。为了解决曲柄连杆机构的机械压力机在结构上不适应于高速发展的汽车、轻工等工业薄板冲压成型、深拉伸等工艺工作的需要，人们不断地改造压力机使用的模具结构，使之能够克服压力机的缺陷；研制新型材质的钢板，提高钢板的拉伸性能使之适应拉伸工艺的特殊要求；利用液压机代替曲柄连杆式的机械压力机来完成拉伸工艺工作，但这些努力均不能使人们得到完全满意的结果。而机械压力机制造厂的工程技术人员们也在不断的研究、探讨，从改变主传动的结构形式上来改善机械压力机的工作性能，研制出各种各样的、适应于各种板料冲压、成型、拉伸等工艺工作需要的机械压力机，包括多杆压力机的开发、研制。最早的多连杆机械压力机出现在五十年代的德国，他们生产厂我们称之为六杆肘杆机构的机械压力机，在一次冲压工作行程中完成载重汽车大梁的落料、弯曲成型、冲孔等工序的闭式单动双点六杆3000吨机械压力机。到了现在，世界上生产出六杆、八杆、十杆等不同杆系，不同吨位，专用于薄板成型、拉伸工艺的多杆单、双动，单、双、四点机械压力机。2.多工位压力机及其应用多工位压力机是一种高效先进的冲压设备，落料、冲孔、冲槽、拉延、成形以及许多其他加工均可在一台多工位压力机上完成。与由多台压力机组成的生产线相比，多工位压力机能够提高生产率和产品质量，减少占地面积并降低成本。多工位模与级进模相似，它们之间的主要区别是工件在工位之间的传送方式上。在级进模中，工件与送进带料始终相连，到最后一个工序才与带料分离；在多工位模上，工件与带料从第一工序起就分离开，工件是由机械手(夹钳)从一个工位移送到另一个工位。与多台单机工作方式相比，多工位压力机可以省去辅助操作及工序间的检查、搬运、堆放。多工位压力机集传统的压力机制造技术、模具加工技术、数控技术及计算机通讯技术为一体，代表了金属拉延件的最高加工水平。目前，多工位压力机的制造和使用主要是在一些工业发达国家。在我国，由于人员素质和模具制造水平较低，对多工位压力机投资的认识也不够，大大限制了多工位压力机的发展和使用。随着我国综合工业技术水平的进步以及市场竞争的日趋激烈，许多厂家开始认识到，使用多工位压力机生产冲压件，将在产品的产量、质量及成本方面占据优势，从而提高企业的竞争能力。因此，多工位压力机的需求量将会随着经济的发展日益增加。3.数控压力机的发展数控压力机是现代数控术与传统压力机相结合的产物：它是集计算机技术、微电子技术、自动控制与检测技术等多种现代技术于一体，并与传统的机械压力加工技术深度结合的机电一体化产品。它是利用数字控制技术实现板料压力加工过程自动操作的压力机。目前国外使用数控压力机进行板料加工生产已相当普遍，数控压力机的应用在发达国家已进入普及和成熟的阶段。据统计，美国在1978年至1983年间共生产出数控压力机约六万台，相当于美国全部压力机总数的20左右3。以欧洲四国为基础的统计数字表明，在1983年至1990年间数控压力机的销售量增加了40倍。在我国数控压力机正处在方兴未艾的发展时期，国内对高功能、低价格的经济型数控压力机有着广泛的需求。我国发展经济型数控压力机的途径一方面是改进已有的产品，一方面是利用新条件开发价廉物美的新产品，其关键在于根据各种实际需要开发相应的压力机数控系统。另外，对通用压力机进行数控技术改造，也是我国经济型数控压力机发展的有效途径。 第2章 主要机构的设计方案确定 2.1 执行机构的选择和确定 每一个机器都是由机构组成的，各种机构相互配合、协调动作，才能使机器按照预期的规律运行，从而完成加工工艺。执行机构作为机器完成最终加工工艺的机构，在整个机器中具有重要作用，适当的选择设计方案，不仅可以使整个机器按照设计的需要完成加工过程，还可以减小维护的工作量，降低维护费用，并使机器的结构简单，无故障可靠工作时间增长。我们所熟悉的执行机构有以下几种：1.平面连杆机构：这里所指的主要是对心曲柄滑块机构。它的主要优点是：结构简单，运行平稳可靠，维护维修方便。2.凸轮机构：凸轮机构的最大优点是只要做出适当的凸轮轮廓就可以使从动杆很容易得到预定的轨迹，并且这种机构比较简单紧凑，设计比较方便。但是，凸轮的轮廓不容易确定，而且在长时间的工作后，凸轮轮廓的磨损很严重，使产品的精度大大降低。3.其他机构：如棘轮机构、槽轮机构等，这些机构经常用作送、卸料装置中的间歇传动机构。在以上所述的各种机构中，经过综合考虑，最终确定选用对心曲柄滑块机构作为压力机的执行机构。2.2 传动装置的方案确定现阶段，压力机所应用的传动方式有多个种类：液压、气压、机械等传动，其中液压传动与气压传动虽然精度高，但是结构复杂、成本高，维护维修要求较高，而机械传动结构简单，操作方便，成本低，对于精度要求不太高的产品加工可完全胜任，因此本压力机的设计中选用机械传动的方案。在机械传动中，有以下几种传动方式：1.带传动。特点：承载能力小，传递相同转矩时，结构尺寸较大，但是传动平稳，能吸阵缓冲，适合置于高速级。2.链传动。特点：传动效率高，结构较为紧凑，能在高湿及速度较低的情况下工作，成本较低。但运转时不能保持恒定的瞬时传动比，磨损后容易发生跳齿，工作有噪声。3.齿轮传动。特点：制造及安装精度要求较高，价格交贵。但齿轮传动具有效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命较长、传动比稳定的优点。4.蜗杆传动。特点：可实现较大的传动比，机构紧凑，传动平稳，但传动效率较低，常用在中小功率中的高速传动。以上是常见的传动方式，但在确定之前，要考虑到合理的传动方式，要满足工作的性能要求，适合工作环境，尺寸紧凑，成本低廉，维护维修方便，最终选择带传动方案。综上所述，选择带传动和直齿圆柱齿轮传动相配合的两个减速级的传动方案。在确定主要传动方式后，可以得出压力机整体传动方案，则可画出压力机的传动简图。如图2-1所示 图 2-1 压力机传动简图第3章 执行结构的设计与计算参数的确定：公称压力：20吨；生产率：40次/分钟；冲压厚度：3mm；初定连杆的长度：b=350mm；滑块行程：90mm；则曲柄长度：a=45mm。参照执行机构运动如图3-1所示 图3-1 执行机构简图O点为曲柄的旋转中心，A点为曲柄与连杆的连结点，B点为连杆与滑块的连结点。OA是曲柄，长度为R，称R为曲率半径，也就是曲柄的偏心距。AB是连杆，长度为L，它的一端与滑块连结，能表示滑块的运动状况。曲柄OA转动时，从上死点A1转到下死点A0，滑块从B降到B0，全程为为了计算方便，确定曲柄转至下死点时曲柄转角为零度，曲柄逆运动方向转至上死点时曲柄转角。连杆中心线与滑块运动方向的夹角为，曲柄转角与滑块行程的关系表达如下：由于曲柄转动时，曲柄转角的变化，角也随之变化，他们的关系是：令 则 而 所以 整理得式中为连杆系数，一般小于0.3，对于通用压力机来说,一般在0.10.2之间，可对上式进行简化。根据台劳级数展开并取前两项，则带入得 式中 s 滑块位移，从下死点算起，向上方为正(mm) 曲柄转角，从下死点算起，与曲柄旋转方向相反为正 曲柄半径(mm) 连杆系数连杆系数，根据同类机械的曲柄转，可得滑块位移mm，由于机器为20吨,且工件厚度为3mm，小于6.59mm，所以执行机构消耗的最大功为： KJ曲柄转角与滑块速度的关系：在锻压生产中，滑块的速度与工艺要求有着密切的关系。由此根据公式4： 式中 滑块速度 曲柄角速度 又 式中 曲轴每分钟转数 由上可得， 当曲柄转角时，得 m/s 当工件被切断时速度很小，设工件被切断时速度为，则。则工件被切削时的平均速度为m/s。则切削时间为s第4章 电动机的选择 4.1 电动机功率的确定根据人们对压力机的统计分析，得到压力机的电动机功率可以用如下简单公式4来确定式中 比例系数（变化范围为0.080.12） 压力机公称压力（kN）代入数据得：kw为使电动机公给足够的功率，根据机械设计实践选择3kw的电动机。4.2 确定电动机型号由4.1中选择功率为3kw的电动机，由表519-1确定电动机型号为：,各项参数如下：功率(kw) 3电流(A) 6.8转速 1420效率（%） 82.5功率因数 0.81额定电流/A 7.0堵转转矩 2.2最大转矩 2.2第5章 带传动的设计常见的带传动由平带传动、V带传动、多楔带传动、同步带传动等，综合考虑各方面因素，得出V带传动具有传动时能产生更大的摩擦力、允许的传动比较大、结构紧凑、多已标准化并大量生产等优点，因此设计中选则用V带作为传动带。5.1 V带传动中带的相关数据计算 5.1.1确定计算功率 计算功率是根据传递的功率，并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的，即式中 计算功率（kw） 传递的额定功率（kw） 工作情况系数可由表68-6查得为1.2由于 kw， 所以kw5.1.2带型的选择根据计算功率和小带轮转速，由图68-8与图68-9选定带型为SPA型窄A带。5.1.3确定带轮的基准和直径根据V带型，参考表68-3与表68-7，选取小带轮基准直径mm，则带速m/s式中 小带轮圆周速度（m/s） 小带轮转速（r/min） 小带轮的节圆直径，可用近似代换（mm）从动轮的基准直径：由得mm式中 带传动的世纪平均传动比5.1.4确定中心距和带的基准长度初定中心距即，我选择mm初定基准长度mm据数值表68-2，则近似选取出mm根据计算中心距：由于V带传动的中心距一般是可以调整的，故可采用下式做近似计算：mm考虑安装调整和补偿预紧力（如带伸长而松弛后的紧张）的需要，中心距的变动范围为：mmmm5.1.5计算主动轮上的包角根据公式68-6及对包角的要求，要保证：(至少)，代入数据得，所以符合包角要求。5.1.6确定代的根数公式：式中 包角系数 长度系数 单根V带的基本额定功率(MPa) 单根V带的额定功率增量(MPa)查表得：，MPa，MPa代入上式得：，所以取根。5.1.7确定带的预紧力由公式68-7，并考虑离心力的不利影响时，单根V带所需的预紧力为：式中 最大（临界）有效拉力 自然对数 摩擦系数（对于V带，用当量摩擦系数代替） 带在带轮上的包角 V带单位长度质量用代入上式，并考虑包角时所需预紧力的影响，即可将的计算写为：，经查表68-4得，则带入数据得，N注：由于新带容易松弛，所以对非自动张紧的带传动，安装新带时的预紧应时上述计算的预紧力的1.5倍，即5.1.8计算带轮传动作用在轴上的力（简称压轴力）为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的力。如果不考虑带的两边的拉力差，则压轴力可近似的按带两边的预紧力的合力来计算，受力分析如图5-1所示 图5-1 受力分析图 式中 带的根数 单根带的预紧力 主动轮上的包角代入数据计算得：N5.2 V带传动中带轮的设计 设计V带轮时应满足的要求有：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，以减少带的磨损；各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。5.2.1小带轮的设计1.材料确定：HT2002.带轮形式：由机械设计手册查得电机轴mm，电机轴伸出长度为mm，而已知小带轮的基准直径mm，由此可知符合要求，所以小带轮采用腹板式结构。3.轮槽的尺寸确定：根据SPA型窄V带，由表68-10查得轮槽尺寸如下：带宽：mm基准线上槽深：mm基准线下槽深：mm槽间距：mm第一槽对称面至端面的距离：mm最小轮缘厚：mm4.轮缘及轮毂尺寸确定：带轮宽：mm，由于大带轮要存储能量，所以取mm轮缘外径：mm，取mm轮毂长度：因为mmmm，则mm，取mm5.其他尺寸：mmmmmm,取mm5.2.2大带轮的设计1.材料确定：HT2002.带轮形式：初定大带轮的轴径mm，已知大带轮的基准直径mm，而mm mm，且mm，所以大带轮选用轮辐式结构。3.轮槽的尺寸确定：大带轮轮槽尺寸与小带轮轮槽尺寸相同。4.轮缘及轮毂尺寸确定：带轮宽：mm取mm轮缘外径：mm轮毂外径：mm取mm轮毂长度：mmmmmm，综合考虑要求取mm5.其他尺寸：mmmmmm,取mm注：各尺寸符号对应图如图5-2所示：图5-2 带轮尺寸符号对应图6.大带轮的质量计算由公式：kg第6章 齿轮传动的设计齿轮机构式各种机构中应用最为广泛的一种传动机构，它具有效率高、结构紧凑等一些显著优点。由于至今对齿面抗磨损能力的计算方法不够完善，所以以保证齿根弯曲疲劳强度作为设计的首要准则。6.1 初步确定1.齿轮类型：根据设计的要求，选用开式直齿圆柱齿轮传动。2.精度等级：由于本压力机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。（表610-8）3.材料的选择：小齿轮选用：40Cr 调质大齿轮选用：45号刚 调质4.齿数选择：在开式齿轮传动中，由于齿轮传动失效形式主要是磨损失效，为使齿轮不至于过小，小齿轮不宜选用过多齿数，一般取,对于压力角为的标准直齿圆柱齿轮，为避免轮齿发生根切，应取，现选取小齿轮的齿数。 由于前章确定带轮的传动比，而中的传动比为：（为齿轮传动比），并且，则，所以大齿轮的齿数。6.2 齿轮具体设计按照齿根弯曲强度设计：根据公式610-5得出弯曲强度设计公式为：式中 齿形系数 应力校正系数 弯曲疲劳许用应力 齿宽系数确定公式中的数值如下：1.查图610-20可知小齿轮与大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为：MPa，MPa。2.查图610-18可知小齿轮与大齿轮的弯曲疲劳寿命系数分别为：,。3.确定弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，则可由公式610-12得：MPaMPa4.确定载荷系数：式中 使用系数 动载系数 齿间载荷分布系数 齿向载荷分布系数的确定：查表610-2选用的确定：由于小齿与大带轮通过轴连在一起，转速相同 r/min，则齿轮的圆周速度由 可初步确定为m/s，根据及齿轮精度（7级），查图610-8选取的确定：查表610-3选取的确定：首先确定(按齿面接触疲劳强度计算时选用的齿向载荷分布数)。查表610-4可知：，查表610-7可知选取，由于式中的小范围误差对值影响较小，故选取计算得所以 5.齿形系数及应力校正系数的确定：查表610-5可选取：小齿轮： 大齿轮： 6.计算大、小齿轮的并加以比较：比较得出大齿轮对应的数值较大，因此选用这个数值。7.的确定：为小齿轮的转矩，即直轴的转矩，可由文献5，35可知计算的计算公式为：（Nm），式中 直轴传送的功率（kW） 直轴的转速（r/min）由文献5，35可知计算得kW,r/min则代入公式得：（Nm）综上的数据代入公式计算：由表710-1选取标准模数第一系列：6.3 按齿面接触疲劳强度进行校核演算校核所用的公式为：式中 接触疲劳强度（MPa） 弹性影响系数 载荷系数 圆周力（N） 齿宽（mm） 节圆直径（mm） 齿数正比即其中，式中 转矩首先确定公式中需要的基本数值：mmmmmm（分度圆直径）查表610-6得，弹性影响系数PMa1/21.小齿轮的校核：MPa依据小齿轮应力循环次数查图610-19得：查图610-21d得：MPa点蚀破坏发生后引起噪声，震动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，所以取,而,则带入得：MPa则,所以小齿轮满足疲劳强度要求。2.大齿轮的校核： =MPa依据大齿轮凌厉循环齿数查图610-19得：查图610-21d得：MPa，同理取，代入计算： MPa则，所以大齿轮也满足疲劳强度要求。6.4 齿轮几何尺寸计算为了综合考虑齿轮的几何尺寸、毛坯、材料、加工方法、经济行等因素，根据设计经验，一般先按齿轮的直径大小进行选择。首先由前面确定的mm可知，为了增大齿轮承载能力可适当增加齿宽。小齿轮可在大齿轮齿宽的基础上再增加510mm。最终，取小齿轮齿宽mm。大齿轮齿宽mm。1.小齿轮的结构设计：分度圆直径： mm压力角： 齿顶高： mm齿顶圆直径： mm齿根高： mm齿根圆直径： mm根据要求可知，在小于或等于mm的情况下，选用实心结构，所以小齿轮采用实心结构。其他参数的确定：齿距： mm基圆直径： mm基圆齿距： mm齿厚： mm齿槽宽： mm顶隙： mm节圆直径： mm齿宽：查表610-7得齿宽系数=0.5，则mm2.大齿轮的结构设计：分度圆直径： mm齿顶圆直径： mm齿根圆直径： mm由于根据齿轮设计要求6可知：mmmm，则选用轮辐式结构。其他参数的确定：齿距： mm基圆直径： mm基圆齿距： mm齿厚： mm齿槽宽： mm顶隙： mm节圆直径： mm第7章 传动轴的设计轴是组成机器的主要零件之一。一切作回转运动的转动零件，都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递，因此轴的主要功用是支撑回转零件及传递运动和动力。轴承的主要作用是能使轴的转动受到阻力减小，并起到支撑轴的作用。本章主要设计本压力机的传动轴和曲轴以及与之相配套的轴承。7.1 材料选择轴的材料主要是碳素钢和合金钢，而由于碳素钢比合金钢价格低廉，对应力集中的敏感性较低，同时热处理或化学处理后耐磨性和疲劳强度有所提高，故用碳素钢制造传动轴比较广泛，因此本设计中选用45号钢作为传动轴的材料，并做调质处理。其力学性能为，抗拉强度极限MPa，屈服疲劳极限MPa，弯曲疲劳极限MPa，剪切疲劳极限MPa，许用弯曲应力MPa。7.2 传动轴的结构和尺寸的确定7.2.1确定轴的装配方案图7-1 轴的结构简图传动轴上从左到右的装配顺序为：飞轮、滑动轴承、锁紧挡圈、锁紧挡圈、滑动轴承、小齿轮。7.2.2具体尺寸、定位的设计及计算1.根据公式615-1和15-2可确定连接飞轮段的直径，公式为：其中，可以由表615-3查出对应材料的数值，由于本设计中选用轴的材料为45号钢，则查得对应值为126103。式中 扭转切应力(MPa) 轴所受的扭矩(Nmm) 轴的抗扭截面系数(mm3) 轴的转速(r/min) 轴传递的功率(kw) 计算截面处的直径(mm) 许用扭转切应力(MPa)在第6章中求得Nm，则，代入公式可得mm，则取应大于53.54mm根据轴向定位的足带轮的轴向定位要求，轴段需要制出一轴肩，故取段的直径为60mm，带轮的轮毂长为100mm，为了满足左端用轴端挡圈定位压紧带轮，更好地定位，所以取轴段长度为95mm。 因轴承不仅受径向力的作用，还受冲击载荷的作用，故选用普通滑动轴承，初步定为对开式径向滑动轴承。根据轴的尺寸选定轴承为H2080号，mm，mm，由于装配的需要所以确定mm，滑动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度,故取mm，则轴环处直径为70mm，即mm，取其长度为20mm，即mm。安装齿轮处的轴段的直径为60mm，齿轮的左端用轴肩定位，齿轮宽度为80mm，右端用轴端档圈定位，所以确定mm。由于初步确定传动轴的总长度为mm，则可确定mm。 至此已初步确定了传动轴的各段直径和长度。2.轴端倒角参照表15-2，取轴端倒角为，各轴面圆角为2。3.配合公差 齿轮和带轮与轴配合优先选用基孔制过盈配合，其配合为，滑动轴承与轴配合优先选用基孔制过渡配合，选取。4.轴上零件的定位轴的两端分别安装大带轮和小齿轮，其定位均采用平键联接。由大带轮直径查手册得平键面：（GB/T10961990），键槽用键槽铣刀加工长度分别为左侧与大带轮连接部分为60mm、右侧与小齿轮连接部分为40mm。滑动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，由此处选轴的直径公差为m6。7.3 传动轴的强度计算和校核7.3.1计算传动轴受力在设计带轮时，已经求得带轮的压轴力N，方向垂直于轴的径向，而且飞轮的重量过于大，所以也要考虑，N在轴的垂直方向上飞轮给轴的力即为两者的合力，N齿轮的周向力N齿轮的径向力N图7-2 传动轴的受力图则跨距为：mmmmmm垂直面：则由得：将各数据代入以上各式，得NN则轴的弯矩图：图7-3 轴的垂直面弯矩图在上图中：N.m，N.m水平面：则由得：将各数据代入以上各式，得：NN则轴的弯矩图：图7-4 轴的水平面弯矩图在上图中：Nm合成弯矩图为：图7-5 轴的合成弯矩图在上图中：Nm Nm轴的扭矩图：图7-6 轴的扭矩图由此可以判断出C面为危险截面，即齿轮轴为危险截面。7.3.2按弯扭合成应力校核传动轴的强度 根据公式式中 轴的计算应力(MPa) 轴所受的弯矩(Nm) 轴所受的扭矩(Nm) 轴的抗弯截面系数（mm3） 对称循环变应力时轴的许用应力（MPa） 折合系数当扭转切应力为静应力时，取； 当扭转切应力为脉动循环变应力时，取 当扭转切应力为对称循环变应力时，本式中取，因材料为45号钢，经调质处理，故得MPa，则计算得MPa,得出结论为满足条件，所以安全。7.3.4轴承的校核：由以上的计算可知第二个轴承受力较大，所以校核这个轴承即可，滑动轴承的材料选用为ZCuAl10Fe3,各参数如表612-2。轴承所受合力为：N1. 验算轴承的平均压力MPaMPa式中 轴承的宽度(mm) 轴瓦材料的许用压力(MPa)2.验算轴承的值轴承的发热量与其单位面积上的摩擦功耗成正比，限制值就是限制轴承的温升。MPam/sMPam/s式中 轴颈圆周速度，即滑动速度 轴承材料的许用值(MPam/s)2. 验算滑动速度 m/sm/s式中 许用滑动速度(m/s)综上各个参数的计算，确定轴承安全。第8章 曲轴的设计 曲轴的主要功能是把扭矩的旋转运动转化为滑块的直线往复运动，是所设计压力机中重要的部件。8.1 材料的选择 曲轴采用40Cr，热处理方式为调质处理，其硬度为241-286HBS，材料屈服极限s500MPa，许用弯曲应力140200 MPa，许用切应力100150 MPa。8.2 设计要求1.足够的强度：曲轴部分的弯曲疲劳强度、扭转疲劳强度以及功率输出端的静强度都要是足够的，应尽量减少应力集中并加强薄弱环节。2.足够的刚度：减少曲轴的挠曲变形，以保证连杆组和曲轴各个轴承可靠工作，提高其振频率，尽量避免工作专素范围内发生共振。3.轴径、轴承副具有足够的承载和面积耐磨性，油孔布置合理。4.合理的曲柄排列，使工作时运行平稳，扭转均匀，并改善轴系的扭转情况。5.合理配置平衡块，减轻主轴承担的负荷和共振。另外，为了提高曲强度，对于应力集中严重的曲柄过度圆角部位进行局部表面强化，可以明显提高曲轴的疲劳强度。常用的强化方法有软氧化、氧化和离子氧化，圆角滚压及圆角淬火等。其中，圆角滚压在中小型曲轴生产中应用广泛，对钢曲轴抗弯疲劳强度可提高2070，所以选择圆角滚压来提高曲轴的强度。8.3 曲轴的结构设计曲轴的结构示意图如下：图8-1 曲轴结构示意图在设计曲轴时，根据经验公式确定曲轴的有关尺寸，然后用理论公式进行校核。支承颈直径：mm，取65mm曲柄颈直径：mm支承颈长度：mm曲柄两臂外侧面间长度：mm曲柄颈长度：mm圆角半径：mm曲柄臂的宽度：mm偏心距：，L为行程90mm，mm。因为大齿轮的轮毂宽B=72mm，右端用轴端挡圈固定，取为67mm，左端用轴肩定位，取l=20mm，d=80mm。8.4 曲轴的强度计算曲柄截面上的弯矩为：所以：Nm则弯曲应力为： MPaMPa这个数值在轴承面校核： ,为当量力臂mmMPaMPa所以曲轴符合要求，尺寸和结构都是正确的。8.5 连杆的设计计算在中小型压力机上，连杆常用的材料为铸铁，大型压力机上的连杆则常用铸钢或钢板焊接。长度可变的连杆中的球头调节螺杆常用45钢锻造，经调质处理，球头表面淬火，硬度为HRC42，柱销式连杆中的调节螺杆一般用铸铁或球墨铸铁制造。根据经验选用柱销式连杆。由经验公式算得：连杆上的作用力，,为工件变形力，由工件变形功：kNmm，取