空气锤C41—75的传动机构设计【7张CAD图纸+PDF图】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共73页)
编号：118713506
类型：共享资源
大小：1.98MB
格式：ZIP
上传时间：2021-03-24
上传人：好资料QQ****51605
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
45
积分
- 关 键 词：
-
空气锤
C41
75
传动
机构
设计
CAD
图纸
PDF
- 资源描述：
-
喜欢这套资料就充值下载吧。。。资源目录里展示的都可在线预览哦。。。下载后都有，，请放心下载，，文件全都包含在内，，【有疑问咨询QQ:414951605 或 1304139763】
- 内容简介：
-
摘要摘要国内对于锻造方法可以采用自由锻，模锻，和特殊的锻造形式冷锻。采用最多的是自由锻。而对于锻造设备其中使用最普遍的是锻锤。空气锤又是其中的代表，故本次设计进行空气锤的设计。本设计主要是空气锤 C4175 的传动机构设计，包括电动机的选取，带传动的结构设计与强度校核，齿轮传动的结构设计与强度校核，曲柄连杆机构传动结构设计，气传动的结构设计，以及各部分的润滑，电气控制以及密封处理。通过对各部分的设计和强度校核达到设计目的。本次设计在老师和同学帮助下顺利设计完成。关键词 空气锤 传动机构 结构设计 强度校核空气锤传动系统设计AbstractDomestic forging method can be forged with free forging, forging, and special forging.Use the most free forging.For forging equipment which is most commonly used for forging hammer.Air hammer is the representative of the air hammer, so the design of the air hammer design.This design is mainly the design of transmission mechanism of air hammer C41 - 75, including motor selection, belt transmission structure design and strength check, gear transmission structure design and strength check, crank connecting rod transmission structure design, the structure design of the gas transmission, and various parts of the lubrication, electrical control and seal the deal.Through the design and intensity of each part of the design to achieve the purpose of the design.The design of the teacher and the students to help the smooth design of the completion.Key words Air hammer Drive mechanism Structure design Intensity verification目录目录摘要.1ABSTRACT .2目录.31 本此设计课题概述.71.1 设计内容参数.71.2 设计空气锤功能.71.3 空气锤工作原理与结构.81.3.1 C41 空气锤结构.81.3.2 C41 系列空气锤的工作原理.81.4 空气锤的作用与发展现状.82 设计方案.92.1 V 带传动和链传动的比较.92.2 气压传动和液压传动的比较.92.3 齿轮的选择.102.4 传动方案.102.4.1 确定电动机.102.4.2 分配传动比.102.4.3 计算各级转矩.112.4.4 计算功率和转速.123 带传动设计.143.1 选择带的型号.143.2 选取带轮基准直径.153.3 验算带速.15空气锤传动系统设计3.4 计算中心距和带的基准长度.153.5 验算小带轮包角.163.6 确定带的根数 Z .163.7 确定初拉力.173.8 计算带对轴的压力 Q.173.9 确定带轮结构. .174 齿轮的设计.184.1 选择齿轮材料并确定许用应力.184.2 按齿面接触强度确定中心距.194.3 验算齿面接触疲劳强度.224.4 验算齿根弯曲疲劳强度.254.5 计算齿轮主要参数.275 轴的设计.285.1 轴的设计.285.1.1 轴的材料选择.285.1.2 轴径的初步计算.295.1.3 轴的结构设计.295.1.4 按弯矩合成强度条件校核轴.305.1.5 精确校核轴的疲劳强度.365.2 轴的设计.395.2.1 轴的材料选择.395.2.2 轴径的初步计算.395.2.3 轴的结构设计.395.2.4 按弯矩合成强度条件校核轴.415.2.5 精确校核轴的疲劳强度.456 轴承的寿命计算.476.1 校核 6308 深沟球轴承.486.1.1 确定轴承承载能力.486.1.2 计算当量动载荷 P .486.1.3 校核轴承寿命.496.2 校核 30208 与 30211 圆锥滚子轴承.496.2.1 确定轴承承载能力.496.2.2 计算派生轴向力 S .496.2.3 求轴承载荷 A.506.2.4 计算轴承的当量动载荷 P .506.2.5 计算轴承寿命.507 曲柄连杆机构的分析.517.1 分析曲柄连杆机构的力和运动.517.2 连杆组的计算.547.2.1 连杆材料的选用.547.2.2 连杆长度的确定.547.2.3 连杆小头的结构设计.547.2.4 连杆杆身的结构设计.557.2.5 连杆大头的结构设计.567.3 活塞组的设计.577.3.1 活塞的材料.577.3.2 计算活塞的主要尺寸.577.4 曲轴的设计.587.4.1 曲轴材料的选择.587.4.2 曲轴的主要尺寸计算.598 气传动设计.608.1 行程分析.608.1.1 总体行程分析.60空气锤传动系统设计8.1.2 各操作动作的运动分析.618.2 空气锤打击计算.658.3 气缸的计算.669 润滑系统的设计.689.1 两缸的润滑设计.689.1.1 活塞销的润滑.689.1.2 齿轮箱的润滑：.689.1.3 连杆头上轴承的润滑.689.1.4 操作系统关节处的润滑.6910 电气系统的设计.7011 密封的设计.71参考文献.72致谢.731 本此设计课题概述本此设计课题概述1.1 设计内容参数设计内容参数此次设计的题目名称为空气锤传动系统设计，本次选用 C4175 型空气锤。本锤为砧座和锤身在一起的整体结构。其技术参数为落下部分重量 75kg，最大打击力量 1000J,打击次数 210 次/min，锤头行程 350mm，工作缸直径 250mm，压缩缸直径 250mm，锤杆中心至锤身距离 280mm，下砧面至导程底面距离 300mm，下砧面至地面距离750mm，上下砧面尺寸（长宽）165145mm，可锻坯料最大尺寸：方钢断面7575mm，圆钢直径 85mm，电动机功率 7.5kw，转速 1440r/min。1.2 设计空气锤功能设计空气锤功能本锤将适用于锻工车间对各种形状的钢料质零件的自由锻造，如锻粗、延伸、冲转和弯曲等工序，以及胎模锻的进行。本次设计中设计三个水平旋阀，包括空转，提锤，压锤，单次打击以及连续动作等规范动作。1.3 空气锤工作原理与结构空气锤工作原理与结构1.3.1 C41 空气锤空气锤结构结构C41 系列主要由以下几个主要部分组成：机架：机架又称锤体，由工作缸、压缩缸、锤身和底座组成；传动部分：由电动机、减速器、曲柄连杆及压缩活塞等组成； 操纵部分：由上旋阀、下旋阀、旋阀套和操纵手柄（或踏杆）等组成； 工作部分：包括落下部分（工作活塞、锤杆和上砧块）和锤砧（下砧、砧垫、砧座）。空气锤传动系统设计 本次设计为传动部分，即设计由电动机、减速器、曲柄连杆及压缩活塞等结构1.3.2 C41 系列空气锤的工作原理系列空气锤的工作原理空气锤是由电动机进行驱动的，它有两个汽缸，分别是压缩汽缸和工作汽缸，当减速机构、曲柄连杆将电动机的旋转运动转换为压缩气缸活塞的上下运动时，压缩气缸内就产生了压缩空气，当压缩汽缸的上下气道与大气相通时，压缩空气不会进入到工作缸内，锤头不工作，通过手柄或踏杆操纵上下旋阀，使压缩空气进入工作气缸的上部或下部，推动工作活塞作上下运动，从而带动相连的锤头及上砧块的上升或下降，从而实现击打动作。旋阀与两个气缸之间有四种连通方式，可以产生提锤、连打、下压、空转四种动作。1.4 空气锤的作用与发展现状空气锤的作用与发展现状空气锤可以极大地提升工作效率和降低劳动强度，是工业生产中不可或缺的一个重要的加工工具。在生产中应用空气锤可以提高生产的自动化水平和劳动生产率，可以减轻劳动强度，保证产品质量，实现安全生产。它对稳定、提高产品质量，提高生产效率，改善劳动条件起着十分重要的作用。在机械加工，冲压，铸，锻，焊接，电镀，装配以及轻工业，交通运输业等方面得到越来越广泛的应用。2 设计方案设计方案2.1 V 带传动和链传动的比较带传动和链传动的比较表 2-1V 带与链传动比较表1Table 2-1 V belt and chain drive comparison table 类型优缺点V 带传动链传动优点传动平稳，无噪声，结构简单，维护方便无弹性滑动和打滑现象缺点过载的情况下容易打滑从而引起疲劳破坏，磨损。缺点瞬时速度和瞬时传动比不是常数，传动平稳性差，工作中有一定的冲击和噪声，且链轮应具有足够的强度和耐磨性。由于锻造所需传动平稳，V 带虽在过载情况下易磨损但造价较低故选择 V 带传动。2.2 气压传动和液压传动的比较气压传动和液压传动的比较表 2.2 气压与液压传动比较表Table 2.2 comparison table of pneumatic and hydraulic transmission 传动方式比较类型气压传动液压传动装配与维护方式对于传动形式而言，气缸作为线性驱动器可在空间的任意位置组建它所需运动轨迹，安装维护方便。安装要配线，配管，维护复杂。工作介质工作介质是取之不尽，用之不竭的空气，空气本身不花钱，排气处理简单，不污染环境，成本低。工作介质是油，成本高易污染。可靠性可靠性高，使用寿命长。执行元件动作次数少，使用寿命低传动速度气缸传动速度一般为50500mm/s 传动速度快。传动速度慢安全性压力等级低，使用安全易火，易爆，不宜高温场合空气锤传动系统设计根据各项类别比较选择气传动2.3 齿轮的选择齿轮的选择由于直齿圆柱齿轮相较于斜齿圆柱齿轮传动重合度小，承载能力低，传动不平稳，冲击和噪音也小。所以宜选用制作斜齿圆柱齿轮。2.4 传动方案传动方案2.4.1 确定电动机确定电动机按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 系列Y132M4 型号电动机2。2.4.2 分配传动比分配传动比故总传动比 （2-1）w0实nni其中电动机满载转速，此次设计为 1440r/min0n 打击次数，此次设计为 210 次/minwn计算求得=6.86实i拟取皮带传动比=2，则齿轮的传动比为实i （2-2）实实实iii其中总传动比实i 皮带传动比实i计算求得=3.43实i2.4.3 计算各级转矩计算各级转矩已知皮带的传动效率 0.961轴承传动效率（球）0.992齿轮传动效率（8 级精度）0.973 （2-3）0009550TnP其中电动机功率，本次设计取 7.5kw0P 电动机满载转速0n 电动机输出转矩0T m49.7N14407.59550T0 （2-4）101iTT其中轴输出转矩1T i 皮带传动比 皮带传动效率1 m95.424N0.96249.7T1 （2-5）3212iTT其中轴输出转矩2T i 齿轮传动比 轴承传动效率2 齿轮传动效率3 m314.31N0.970.993.4395.424T2空气锤传动系统设计2.4.4 计算功率和转速计算功率和转速 （2-6）101PP （2-7）3212PP （2-8）001inn （2-9）112inn其中电动机功率0P 轴功率1P 轴功率2P 皮带的传动效率 0.961 轴承传动效率（球）0.992 齿轮传动效率（8 级精度）0.973 电动机满载转速0n 轴输出转速1n 轴输出转速2n解 kw7.20.967.5P1 kw6.90.970.997.2P2 r/min72021440n1 r/min 2103.43720n2将上述计算结果汇总列于表 2.3，以便查用表 2.3 各轴动力及动力参数Table 2.3 dynamic and dynamic parameters of each axis轴号功率 P（kW）转矩 T（Nm）转速 n（rpm）传动比电动机轴7.549.71440轴7.295.424720轴6.9314.3121023.43空气锤传动系统设计3 带传动设计带传动设计 已知电机功率kw,转速r/min。传动比为7.5P01440n02i实3.1 选择带的型号选择带的型号 （3-1）PKPAc其中工作情况系数，取 1.3AK 电动机功率P kw9.757.51.3Pc根据 PC和选取 A 型带。0n3.2 选取带轮基准直径选取带轮基准直径.由图和表选取=100mm1d （3-2）12did计算得0mm020012d23.3 验算带速验算带速 （3-3）100060ndv11计算得7.54m/s1000601440100v3.4 计算中心距和带的基准长度计算中心距和带的基准长度初定中心距 （3-4）)d2(da)d0.7(d21021 240mma0初定带长 （3-5）0212210c4a)d(d)d(d22aL 961.6mm2404100)(200200)(10022402L2c选取=1000mm 实际中心距dL （3-6）2LLaacd0计算得259.2mm2961.61000240a3.5 验算小带轮包角验算小带轮包角 （3-7）60add18012求得oo12056.5613.6 确定带的根数确定带的根数 Z查表得特定条件下,单根 V 带的额定功率 （3-8）)lg(dc)(dcdccdP1142113121110 (3-9)51.25(1KO1180 （3-10）1)S1(dcc11411421012lgdcP空气锤传动系统设计 （3-11）0d1142LLlgdcP (3-12)PP(PKPZ210c其中皮带的特定质量水平和满足规定时间周期的参数，查表取得 4321c,c,c,c 5415332411015.3c,1029.3c,1071.65c,1012.46c 型号带特定长度，取 3750mm0L 带的基准长度，由之前数据可知为 2500mmdL 包角修正系数K 由传动比不为 1 引起的附加功率值1P 实际带长不等于特定带长引起的附加功率值2P 小轮的角速度1计算求得 Z=8 根3.7 确定初拉力确定初拉力 （3-13）2c0qv1)K2.5(vzP500F求得 F0=700N3.8 计算带对轴的压力计算带对轴的压力 Q （3-14）2zsin2FQ10求得 Q=10109N3.9 确定带轮结构确定带轮结构.小带轮采用实心轮,大带轮采用孔板轮将上述计算结果汇总列于表 3.1，以便查用表 3.1 皮带传动参数表Table 3.1 belt drive parameter list传动比2带型A 型小带轮基准直径100mm大带轮基准直径200mm带长1000mm实际轴间距259.2mm小带轮包角156.26V 带根数8 根单根 V 带初拉力700N作用在轴上的压力 Q10109N空气锤传动系统设计4 齿轮的设计齿轮的设计已知传递功率 P=7.2KW,主动轮转速 n=720r/min.传动比 i=3.434.1 选择齿轮材料并确定许用应力选择齿轮材料并确定许用应力 根据表初选小齿轮采用 45 钢调质,大齿轮采用 45 钢正火,齿面硬度分别为217HBS,162HBS。查得 ，。600MPaHlim1450MPaFlim1350MPaHlim2300MPaFlim2齿轮的传动重要性决定最小安全系=1，=1。HminSFminS （4-1） HminHlimHS （4-2） FminFlimFS解 600MPa1600H1 350MPa1350H2 450MPa1450F1 300MPa1300F2因，计算中取。 H2H1 350MPaH2H4.2 按齿面接触强度确定中心距按齿面接触强度确定中心距初定螺旋角。o10 （4-3）cosZ其中角度系数Z 螺旋角计算求得0.992cos10Zo初取=1.0，可得=188.0减速传动，u=i=3.43；取=0.4。2ttZKEZMPaa （4-4）/costanarctannt （4-5）)cosarctan(tantb （4-6）ttbHsincos2cosZ （4-7） 32HEH1t)ZZZZ(ua2KT1)(ua其中端面压力角t 分度圆压力角，采用国标为 20on 基圆螺旋角b 节点区域系数HZ 轴输出转矩，有先前计算可知为 954241TmmN 弹性系数，已得为 188.0EZMPa 接触强度的重合系数Z 接触疲劳强度许用应力，为 350MPa H u 齿数比，取 3.43 齿宽系数，取 0.4a K 载荷系数 中心值试算值ta空气锤传动系统设计由于 K 和不能预先确定采用综合系数=1.0Z2ttZK解 ooot20.2835)/cos1020arctan(tan ooob8.4502)cos20.28359arctan(tan 2.47sin20.2835cos20.2835cos8.45022ZoooH 173.66mm)3500.992188.02.47(3.430.42954241.01)(3.43a32t取中心距 a=174mm （4-8）0.02)a(0.007mn其中 a中心距 模数nm解 3.48mm0.121740.02)(0.0007mn取标准模数=3mm。nm （4-9）1)(um2acoszn1 （4-10）12uzz 其中小轮齿数1z 大轮齿数2z解 25.781)(3.433cos101742zo1 42. 8825.783.43z2取，。26z1882z （4-11）12实zzi （4-12）100%iiii实实实其中实际传动比实i 理论传动比，为 3.43实i 传动比误差i解 3.3842688i实 1.32%100%3.433.3843.43i因为 1.32%5%，所以在允许范围内。 (4-13)2a)z(zmarccos12n其中 修正螺旋角解 o10.6549174288)(263arccos修正螺旋角与初选螺旋角 10o相近，与可不修正。HZZ (4-14)coszmd1n其中 d齿轮分度圆直径由公式 4-14 求得小齿轮分度圆直径79.37mmcos10.6549263d1大齿轮分度圆直径mm63.682cos10.6549883d2 (4-15)3111060ndv其中 v圆周速度由公式 4-15 求得圆周速度2.99m/s106072079.373.14v3空气锤传动系统设计故取齿轮精度为 8 级4.3 验算齿面接触疲劳强度验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，轻微冲击载荷，取使用系数。1.25KA按 8 级精度和，得动载系数。0.78m/s26/1002.99/100vz11.06Kv (4-16)aab 由公式 4-16 求得齿宽。69.6mm1740.4b按，考虑到齿轮在两轴承中间对称布置，故可得齿向载荷分0.8769.6/79.37b/d1布系数。1.04K由于齿轮为未经表面硬化的 8 级精度的斜齿轮，故齿间载荷分配系数。1.2K (4-17)vAKKKKK 其中使用系数，取 1.25AK 动载系数，取 1.06vK 齿向载荷分布系数，取 1.04K 齿间载荷分配系数，取 1.2K 载荷系数K由公式 4-17 求得。1.65361.21.041.061.25K (4-18)n*aam2hdd (4-19)tbdcosd (4-20)abatddarccos其中 d齿轮分度圆直径 齿顶高系数，取 1*ah 模数，为 3mmnm 齿顶圆直径ad 齿轮基圆直径bd 端面齿顶压力角at由公式 4-7，4-18，4-19，4-20 求得大小齿轮齿顶圆直径，端面压力角，a1da2dt齿基圆直径，端面齿顶压力角，。b1db2dat1at2解 85.37mm31.0279.37da1 274.63mm31.02268.63da2 ooot20.3223)9/cos10.65420arctan(tan 74.43mmcos20.322379.37dob1 251.91mmcos20.3223268.63dob2 oat129.325485.3774.43arccos oat223.4697274.63251.91arccos (4-21)tan(tanz)tan(tanz21tat22tat11 (4-22)nmbsin 其中端面重合度 轴向重合度解 )tan20.32237(tan23.46988.42)tan20.32234(tan29.32525.7821oooo684. 1空气锤传动系统设计 1.3733.14sin10.654969.6o由于所以接触强度的重合系数的求取公式为11.37Z (4-23)1Z 由公式 4-23 求得771. 0684. 11Z由公式 4-3 求得0.991cos10.6549Zo由公式 4-5 求得ooob10.0055)cos20.322310.6549arctan(tan由公式 4-6 求得2.459sin20.3223cos20.3223cos10.00552ZoooH (4-24)u1ubd2KTZZZZ211EHH其中载荷系数，由前计算可知为 1.6536K 轴输出转矩，有先前计算可知为 954241TmmN b齿宽，由前计算可知为 69.6mm 小齿轮分度圆直径，由前计算可知为 79.37mm1d u 实际齿数比，取 3.384 接触强度的重合系数,前计算可知 0.771Z 角度系数,前计算可知 0.991Z 节点区域系数,前计算可知 2.459HZ 弹性系数，已得为 188.0 EZMPa解341.08MPa3.38413.38479.3769.6954241.653620.7710.9911882.4592H由于，所以安全350MPa341.08MPaH4.4 验算齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳强度由前式计算可知，。450MPaF1300MPaF2 (4-25)z/cosz3v其中 修正螺旋角，算得 10.6549o z齿数 当量齿数vz由公式 4-25 求得小齿轮当量齿数，大齿轮当量齿数27.3910.654926/cosz3v1。92.7110.654988/coszo3v2由，可得小齿轮齿形系数，大齿轮齿形系数，小齿轮应v1zv2z2.62YFa12.23YFa2力修正系数，大齿轮应力修正系数。1.61Ysa11.79Ysa2由于所以螺旋角系数求取公式为11.37Y (4-26)1201Y其中 修正螺旋角，算得 10.6549o 轴向重合度，由于所以计算取 111.37 螺旋角系数，当0.75，故为 0.911。YY (4-27)b20.75cos0.25Y其中端面重合度，为 1.684 基圆螺旋角，为 10.0055o b 重合度系数Y空气锤传动系统设计解 0.6821.68410.0055cos0.750.25Yo2 (4-28)sa1Fa1n11F1YYYYmbd2KT (4-29)sa1Fa1sa2Fa2F1F2YYYY其中重合度系数，为 0.682Y 螺旋角系数，为 0.911Y 小齿轮齿形系数，为 2.62Fa1Y 大齿轮齿形系数，为 2.23Fa2Y 小齿轮应力修正系数，为 1.61sa1Y 大齿轮应力修正系数，为 1.79sa2Y 模数，为 3mmnm 载荷系数，由前计算可知为 1.6536K 轴输出转矩，有先前计算可知为 954241TmmN b齿宽，由前计算可知为 69.6mm 小齿轮分度圆直径，由前计算可知为 79.37mm1d解 49.91MPa0.9110.6821.612.62379.3769.6954241.65362F1 47.23MPa1.612.621.792.2349.91F2由于，所以安全。450MPa49.91MPaF1F1300MPa47.23MPaF2F24.5 计算齿轮主要参数计算齿轮主要参数已知,26z1882z3mmmn79.37mmd1268.63mmd2o10.6549 ,。95.37mmda1274.63mmda274.43mmdb1251.91mmdb2 (4-30)/cosmmnt由公式 4-30 求得端面模数3.053mm493/cos10.65mot (4-31)n*af)mc2(hdd其中为顶隙系数，为 0.25*c由公式 4-31 求得小齿轮齿根圆直径71.87mm30.25)(1279.37df1大齿轮齿根圆直径261.63mm30.25)(12268.63df2齿宽，。69.6mm1740.4bb275mm10)(5bb21中心距174mm268.63)(79.3721)d(d21a21将上述计算结果汇总列于表 4.1，以便查用表 4.1 齿轮传动参数表Table 4.1 gear drive parameter list齿轮参数数据名称及代号小齿轮大齿轮模数nm3mm端面模数tm3.053mm分度圆直径 d79.37mmd1268.63mmd2齿顶圆直径ad85.37mmda1274.63mmda2齿根圆直径fd71.87mmdf1261.63mmdf2基圆直径bd74.43mmdb1251.91mmdb2齿宽 b75mmb169.6mmb2中心距 a174mm小齿轮采用实心齿轮。200mm85.37mmda1空气锤传动系统设计大齿轮采用腹板式齿轮。500mm274.63mmda25 轴的设计轴的设计5.1 轴的设计轴的设计5.1.1 轴的材料选择轴的材料选择由于对轴无特殊要求，所以拟选轴的材料为 45 钢正火处理。故取，588MPaB，。294MPas238MPa1138MPa10.20.15.1.2 轴径的初步计算轴径的初步计算由于高速轴外伸轴段安装带轮，故其轴径求取公式为 (5-1)30nPAd 式中 d为外伸轴段，mm； 与轴的材料有关的许用扭剪应力系数，取 110；0A P轴传递的功率，轴取 7.2kw，轴取 6.9kw； n轴的转速，轴取 720r/min，轴取 210r/min。解 23.7mm7207.2110d35.1.3 轴的结构设计轴的结构设计确定轴的各段直径：根据轴各段直径的确定原则由左端至右端开始。5528367215 10234563303640484240421234567图 5.1轴示意图Fig. 5.1 schematic diagram ofaxis轴段处3连接带轮需要开键槽,确定；30mmd1轴段为定位轴肩，故取，取 36mm；34.5mm3015. 1d2轴段处安装轴承因轴径应稍大于最小直径，故选取 6308 轴承，故；mm04d3轴段考虑需要开键槽 连接齿轮，将轴径增大 5%，则取mm245%)(104d4；42mmd4轴段考虑右面齿轮的定位和固定,则取，取 48mm；mm9 .47421.14d5轴段考虑用于过渡取；42mmd6轴段安装轴承跟轴段同样直径。mm04d7确定轴的长度：轴段为保证皮带轮固定可靠的长度应该小于轮毂宽度 5mm，皮带轮宽度，取；60mm302d2L155mmL1轴段的长度略长轴承端盖，拟定为；mm28L2轴段处安装轴承宽度取；mm63L3轴段考虑需要连接齿轮，应略小于齿宽取；mm27L4轴段为定位轴肩 15mm；轴段保证齿轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体内壁应留空气锤传动系统设计有一定间隙，取两者间隙为 10mm；轴段安装轴承取。mm32L7则总长为239mm32101527632855LLLLLLLL76543215.1.4 按弯矩合成强度条件校核按弯矩合成强度条件校核轴轴画出轴的力学模型如图 5.2FaFtFr图 5.2轴的力学模型 Fig. 5.2 mechanical model ofaxis求取齿轮上的作用力：已知该轴的转矩为mm95424NT1 (5-2)d2TFt (5-3)tanFFta (5-4)costanFFntr式中分度圆压力角，采用国标为 20o；n d齿轮分度圆直径，轴为 79.37mm，轴为 268.63mm； 修正螺旋角，算得 10.6549o； T输出转矩轴为，轴为；mm95424Nmm314310N 圆周力，N；tF 轴向力，N；aF 径向力，N。rF解 2405N79.37954242Ft 452Ntan10.65492405Foa 891Ncos10.6549tan202405For计算支承反力，支承反力如图 5.3,5.4：FtRaHRbH图 5.3 水平面支承反力示意图Fig. 5.3 schematic diagram of the anti force of horizontal plane supportFrRavRbvFa图 5.4 垂直面支承反力示意图Fig. 5.4 schematic diagram of the anti force of the vertical surface (5-5)实tHssFR式中支承反力，N；HR s力距两端距离，轴距 a 端 54mm，距 b 端 73mm；tF a，b 之间距离，轴 127mm；实s 圆周力，轴 2405N。tF由公式 5-5 求水平面支承反力，aHRbHR空气锤传动系统设计 1382N127240573sFsR实tbaH 1023N127240554sFsR实tabH (5-6)实rbaavsFs/2)dF(R (5-7)实raabvsFs/2)(dFR式中a 端垂直面支承反力，N；avR b 端垂直面支承反力，N；bvR 轴向力，452N；aF 径向力，891N；rF d分度圆直径，小齿轮 79.37mm，大齿轮 268.63mm； a，b 之间距离，轴 127mm；实s 力距 a 端距离，轴距 a 端 54mm；astF 力距 b 端距离，轴距 b 端 73mm。bstF由公式 5-6,5-7 求得垂直面支承反力 371N12789173452/2)79.37(Rav 520N12789154452/2)(79.37Rbv画弯矩图，转矩图，计算弯矩图：水平面弯矩图如图 5.5 (5-8)bHbHRsM式中水平面弯矩，；HMmmN b 端支承反力，1023mm；bHR 力距 b 端距离，轴距 b 端 73mm。bstF解 mm74679N102373MHMH图 5.5 水平面弯矩图Fig. 5.5 horizontal plane bending moment diagram垂直面弯矩图如图 5.6 (5-9)bvbv1RsM (5-10)avav2RsM式中a 端垂直面支承反力，371N；avR b 端垂直面支承反力，520N；bvR 力距 a 端距离，轴距 a 端 54mm；astF 力距 b 端距离，轴距 b 端 73mm；bstF b 端弯矩，；v1MmmN a 端弯矩，。v2MmmN解 mm37960N52073Mv1 mm20034N37154Mv2空气锤传动系统设计Mv1Mv2图 5.6 垂直面弯矩图Fig. 5.6 vertical plane bending moment diagram合成弯矩图如图 5.7 (5-11)2v12H1MMM (5-12)2v22H2MMM式中b 端弯矩，；v1Mmm37960N a 端弯矩，；v2Mmm20034N 水平面弯矩，；HMmm74679N b 端合成弯矩，；1MmmN a 端合成弯矩，。2MmmN mm83773N3796074679M221 mm77320N7467920034M222M1M2图 5.7 合成弯矩图Fig. 5.7 synthetic Moment Diagrams已知轴的转矩为，故转矩图见图 5.8mm95424NT1T图 5.8 转矩图Figure 5.8 torque diagram轴的计算弯矩图见图 5.9，转矩按脉动循环变化处理。即。0.6 ；mm83773NMM1ca1；mm96210N95424)(0.677320T)(MM22222ca2。mm57254N954240.6TMca3Mca3Mca2Mca1图 5.9轴的计算弯矩图Fig. 5.9 calculating moment diagram ofaxis校核轴的强度：由图 5.1,5.2 可知轴段剖面直径最小且计算弯矩较大，轴段中间处计算弯矩最大，但轴径不是最大值，即这两处最危险，所以校核这两处。 (5-13)WMcaca式中计算弯矩，轴段为 57254，轴段为 96210；caMmmNmmN W抗弯截面模量，；3d0.1W d轴径，轴段为 30mm，轴段为 42mm；由公式 5-13 计算轴段，轴段应力空气锤传动系统设计 21.31MPa300.1572543ca1 12.99MPa420.1962103ca4由于取，所以。588MPaB 54MPa1b故，所以安全 1bca5.1.5 精确校核精确校核轴的疲劳强度轴的疲劳强度判断危险剖面：由于轴段右端与轴段键的右端只是应力集中影响不同，可取应力集中系数值较大者进行验算即可；轴段，轴段，轴段应力值较接近只验算轴段即可；轴段由于键槽和过盈配合导致应力集中在两端，所以左端较危险，由于与键左端较为接近，故只选应力集中系数较大值验算即可；轴段，轴段轴径与轴段，轴段相同，但应力小故只验算轴段即可。校核轴段疲劳强度：键槽的应力集中系数为；。轴因配合引起的应力集中系数为1.64k1.51k；。轴因过渡圆角引起的应力集中系数为，。1.87k1.45k1.96k1.68k故应该按过渡圆角引起的应力集中系数来验算轴段右端。轴段右端产生的扭应力，应力幅，平均应力 (5-14)TmaxWT (5-15)2maxma式中轴的抗扭截面模量，；TW2WWT 7.671MPa1300.2954243max MPa836. 8217.671ma由轴径和材料确定绝对尺寸影响系数：；。0.880.81由材料处理方式确定表面质量系数：；。0.970.97 (5-16)ma1kSS由公式求得099. 7836. 80.1836. 80.810.971.68138S取 1.81.5S 由于，所以安全。 SS 校核轴段的疲劳强度：键槽的应力集中系数为；。轴因配合引起的应力集中系数为1.64k1.51k；。轴因过渡圆角引起的应力集中系数为，。1.87k1.45k1.47k1.36k故应按配合引起应力集中系数来验算轴的左侧mm25756N371138218RR18M222av2aH4计算正应力及其应力幅、平均应力 (5-17)WMmax (5-18)maxa 0MPam由公式 5-17，,5-18 求得 4.02MPa400.1257563max 4.02MPaa由公式 5-14,5-15 求扭应力，应力幅，平均应力 7.455MPa400.2954243max空气锤传动系统设计 3.728MPa27.455ma由轴径和材料确定绝对尺寸影响系数：；。0.840.78由材料处理方式确定表面质量系数：；。0.970.97 (5-19)ma1kS (5-20)22SSSSS由公式 5-16，公式 5-19,5-20 求安全系数 25.7904.020.840.971.87238S 18.363.7280.13.7280.780.971.45138S 14.9618.3625.7918.3625.79S22取 1.81.5S 由于，所以安全。 SS 5.2 轴的设计轴的设计 5.2.1 轴的材料选择轴的材料选择由于该轴传递中小功率，转速较低，无特殊要求，所以选的材料为 45 钢调质处理。故取，637MPaB，。MPa533s268MPa1155MPa10.20.15.2.2 轴径的初步计算轴径的初步计算由公式 5-1 可得35.23mm2106.9110d35.2.3 轴的结构设计轴的结构设计确定轴的各段直径：根据轴各段直径的确定原则由右端至左端开始。404550281812.5156830.5505563455440631234567图 5.10轴示意图Fig. 5.10 schematic diagram ofaxis轴段安装轴承 30208,轴承宽度确定；40mmd1轴段处考虑有一键槽,将轴径增大 5%，故取，取 45mm；42mm5%)(140d2轴段考虑右面齿轮的定位和固定取，故；54mmd3轴段考虑左面轴承的定位和固定，故；63mmd4轴段安装轴承,与轴承 30211 内径标准相符则取；55mmd5轴段用于过渡，；50mm401.15d6轴段考虑安装曲柄机构取跟轴段同样直径。45mmd7确定轴的长度：轴段考虑需要连接齿轮，应略小于齿宽取；mm68L2空气锤传动系统设计轴段，由于齿轮中线与轴齿轮中线平齐，安装轴承 30208,取；30.5mm6169.6/2)(6823)(3675/272L1轴段齿轮防止干涉预取；mm15L3轴段左侧与一轴的轴段左侧平齐；mm5 . 21L4轴段轴承长度；mm18L5轴段防止滑块机构与轴承端座干涉取 28mm；轴段考虑安装曲柄机构取为 50mm；则总长为222mm50281812.5156830.5LLLLLLLL76543215.2.4 按弯矩合成强度条件校核按弯矩合成强度条件校核轴轴画出轴的力学模型如图 5.11FaFtFr图 5.11轴的力学模型 Fig. 5.11 mechanical model of axis求取齿轮上的作用力：已知该轴的转矩为mmN 31431T2由公式 5-2,5-3,5-4 求圆周力，轴向力，径向力。tFaFrF 2340N268.631431032Ft N404tan10.65493402Foa 867Ncos10.6549tan202340For计算支承反力，支承反力如图 5.12,5.13：FtRaHRbH图 5.12 水平面支承反力示意图Fig. 5.12 schematic diagram of the anti force of horizontal plane supportFrRavRbvFa图 5.13 垂直面支承反力示意图Fig. 5.13 schematic diagram of the anti force of the vertical surface由公式 5-5 求水平面支承反力，aHRbHR 1042N128234075sFsR实tbaH N2981128340217sFsR实tabH由公式 5-6,5-7 求得垂直面支承反力 (-为反方向)-78N12886757440/2)268.63(Rav 943N12886771440/2)(268.63Rbv画弯矩图，转矩图，计算弯矩图：水平面弯矩图如图 5.14由公式 5-8 求水平面弯矩HM mm73986N129875MH空气锤传动系统设计MH图 5.14 水平面弯矩图Fig. 5.14 horizontal plane bending moment diagram垂直面弯矩图如图 5.15由公式 5-9,5-10 求垂直面弯矩 mmN3751543975Mv1 mm-5538N(-78)71Mv2Mv1Mv2图 5.15 垂直面弯矩图Fig. 5.15 vertical plane bending moment diagram合成弯矩图如图 5.16由公式 5-9,5-10 求合成弯矩 mmN145093751573986M221 mmN41937739865385M222M1M2图 5.16 合成弯矩图Fig. 5.16 synthetic Moment Diagrams已知轴的转矩为，故转矩图见图 5.17mmN143103T2T图 5.17 转矩图Figure 5.17 torque diagram轴的计算弯矩图见图 5.18，转矩按脉动循环变化处理。即。0.6 ；mmN14509MM1ca1；mmN026562)143103(0.674193T)(MM22222ca2。mm188586N1431030.6TMca3Mca3Mca2Mca1图 5.18轴的计算弯矩图Fig. 5.18 calculating moment diagram of second axis校核轴的强度：空气锤传动系统设计由图 5.10,5.1 可知轴段中间处计算弯矩最大，但轴径不是最大值，即这处最危险，所以校核这处。由公式 5-13 计算轴段应力 22.24MPa540.12026563ca2由于取，所以。MPa376B 59MPa1b故，所以安全 1bca5.2.5 精确校核精确校核轴的疲劳强度轴的疲劳强度判断危险剖面：由于轴段右端与轴段键的右端只是应力集中影响不同，可取应力集中系数值较大者进行验算即可；轴段，轴段，轴段应力值较接近只验算轴段即可；轴段由于键槽和过盈配合导致应力集中在两端，所以左端较危险，由于与键左端较为接近，故只选应力集中系数较大值验算即可。校核轴段疲劳强度：键槽的应力集中系数为；。轴因配合引起的应力集中系数为1.82k1.62k；。轴因过渡圆角引起的应力集中系数为，。1.97k1.51k1.97k1.62k故应该按过渡圆角引起的应力集中系数来验算轴段右端。由公式 5-14,5-15 轴段右端产生的扭应力，应力幅，平均应力 7.246MPa1540.23143103max MPa623. 8217.246ma由轴径和材料确定绝对尺寸影响系数：；。0.840.78由材料处理方式确定表面质量系数：；。0.920.92由公式 5-16 求得625. 7623. 80.1623. 80.780.921.62155S取 1.81.5S 由于，所以安全 SS 校核轴段的疲劳强度：键槽的应力集中系数为；。轴因配合引起的应力集中系数为1.82k1.62k；。轴因过渡圆角引起的应力集中系数为，。1.97k1.51k10. 2k01. 2k故应按过渡圆角引起应力集中系数来验算轴的左侧mmN8662378104273RR73M222av2aH由公式 5-17，,5-18 计算正应力及其应力幅、平均应力 4.24MPa450.1386623max 4.24MPaa 0MPam由公式 5-14,5-15 求扭应力，应力幅，平均应力 MPa246. 71450.23143103max MPa623. 8217.246ma由轴径和材料确定绝对尺寸影响系数：；。0.840.78由材料处理方式确定表面质量系数：；。0.920.92由公式 5-16，公式 5-19,公式 5-20 求安全系数 .036204.240.840.922.10300S 20. 6623. 80.1623. 80.780.922.01155S空气锤传动系统设计 03. 620. 603. 6220. 603. 62S22取 1.81.5S 由于，所以安全。 SS 6 轴承的寿命计算轴承的寿命计算查询表 6.1 为轴承的基本参数：表 6.1 轴承基本参数表Table 6.1 basic parameters of bearings外形尺寸基本额定负载KN计算系数名称型号dDTBCrC0reYY0质量 kg深沟球轴承630840902331.222.2由载荷确定0.624圆锥滚子轴承3020813059.842.80.371.60.90.559圆锥滚子轴承3021115086.565.50.41.50.80.739轴上有型号均为 6308 深沟球轴承，该轴转速 n=720r/min 已知两轴承的轴向载荷，径向载荷，。有中等冲击，工作温度小于 100 度。452NFa1371NR11N520R12轴上有型号分别为 30208 和 30211 圆锥滚子轴承，该轴转速 n=210r/min。有中等冲击，工作温度小于 100 度。设计此四个轴承的工作寿命。6.1 校核校核 6308 深沟球轴承深沟球轴承6.1.1 确定轴承承载能力确定轴承承载能力 已知得 6308 轴承的，。31200NCr22200NC0r6.1.2 计算当量动载荷计算当量动载荷 P由轴承固定方式可知，轴向外载荷 F 全部由左端承受 452NFAa11空气锤传动系统设计 0A2由，确定。0.020452/22200/CA0r10.20e1由0.20e1.22452/371/RA1111所以，0.56X12.15Y1按载荷性质选取，按工作温度取，按轴承不受力矩载荷，故1.5fd1ft1fm所以1769N452)2.15371(0.56111.5)AYR(XffP11111md1 780N52011.5RffP12md26.1.3 校核轴承寿命校核轴承寿命因，故按计算。21PP 1P (6-1)rt610h)PCf(60n10L式中 P当量动载荷，N； 寿命指数。球轴承，取 3，滚子轴承，取 10/3； n轴承的转速，r/min； 温度系数；tf Cr额定负载。 126998h)1769312001(7206010L3610h超过预期计算寿命故 6308 轴承适用。6.2 校核校核 30208 与与 30211 圆锥滚子轴承圆锥滚子轴承6.2.1 确定轴承承载能力确定轴承承载能力已知得 30208 轴承的，。00N985Cr00N284C0r已知得 30211 轴承的，。00N865Cr00N556C0r6.2.2 计算派生轴向力计算派生轴向力 S轴合成支反力 1045N781042R221 1604N9431298R222派生轴向力求取公式为 (6-2)R/2YS 由表 6.1，30208 轴承的，30208 轴承的，1.6Y 0.37e 1.5Y 0.4e 327N1.621045S1 535N1.521604S26.2.3 求轴承载荷求轴承载荷 A440NFFaAN759440,327)max(535)S,Fmax(SA1A21535N327,535)max(440)S,Smax(FA21A26.2.4 计算轴承的当量动载荷计算轴承的当量动载荷 P由，确定，0.4e0.931045975RA110.4X11.6Y1由，确定，0.4e0.331604535RA221X20Y2按载荷性质选取，按工作温度取。1.5fd1ft空气锤传动系统设计按轴承受力矩载荷，故，1.5fm11fm2N4514)7591.61045(0.41.51.5)AYR(XffP1111m1d1N4062)35501604(11.1.5)AYR(XffP2222m2d26.2.5 计算轴承寿命计算轴承寿命因，故按计算。21PP 1P由公式 6-1 可得h457553)4451009851(1026010L310610h超过预期计算寿命故 30208 轴承适用。7 曲柄连杆机构的分析曲柄连杆机构的分析7.1 分析曲柄连杆机构的力和运动分析曲柄连杆机构的力和运动如图 7.1 为曲轴-连杆结构运动系统4。图 7.1 曲轴-连杆结构运动系统分析图Fig. 7.1 analysis chart of crankshaft and connecting rod structure motion system已知锤头行程 H 为 350mm，故曲柄半径 r 为 175mm。转矩在曲轴所产生的切向力作用在曲轴端的运动方向，径向力垂直于曲轴运TtFrF动端，力作用在连杆上，忽略摩擦，上述分析力可计算如下：crF (7-1)rTFt (7-2) )sin(1rT)sin(FFtcr (7-3)tg(1rT)cos(FFcrr空气锤传动系统设计式中 T轴输出转矩，314.31Nm； r曲柄半径，175mm； 切向力；tF 径向力；rF 连杆上的作用力。crF径向力的反作用力是由曲柄轴承来支承的 (7-4)sin(cosrTcosFFcrR (7-5)sin(sinrTsinFFcrn式中滑块力；RF 法向力。nF连杆系数 (7-6)lr 式中连杆系数； l连杆长度。的取值介于 0.0670.25，平均值。这样就导致了角的变小，例如当0.1 的时候而值最大角取值为。这样可近似采用和0.1 sinsin o61 cos来进行简化，而有sin)sin( (7-7)sin1rTFr因此确定滑块力的大小是关于曲柄转矩，曲柄半径与曲柄角的函数。转矩的大小规定了机械压力机在特定曲柄角对应的额定力。这个角定为公称角，这个力定为公nnF称力。为了产生这个力所需的转矩为：nnsinrFT由此可知任意曲柄角 时的滑块力有rFsinsinFFnnr采用o30 当金属成形是在时oo090（1）当时，滑块力的大小将随着曲柄角的逐渐增加而逐步减小，并达到一o30 个最小值（时其值是公称力的一半），若滑块力若增加（曲柄转动的点）则rminFo90 可用力将增大，曲轴所需的转矩也将变长，有可能导致传动系统的过载。故在区间内容许的滑块力应小于或等于滑块力。003090（2）当时，滑块力随曲柄角的减小而迅速的增加，理论上将在下止点（o30 ）时达到无限大。0 7.2 连杆组的计算连杆组的计算7.2.1 连杆材料的选用连杆材料的选用为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，采用精选含碳量的优质中碳结构钢 45 模锻，表面强化处理，提高强度。7.2.2 连杆长度的确定连杆长度的确定设计连杆时首先要确定连杆大小头孔间的距离，取5，已知，由0.25 175mmr 公式 7-6 可得 700mm175/0.25l7.2.3 连杆小头的结构设计连杆小头的结构设计连杆小头主要尺寸有小头衬套内径和小头宽度。d1b (7-8)0.36Dd 空气锤传动系统设计 (7-9)0.066d (7-10)2dd1 (7-11)1.05db1 (7-12)121.21dd 式中小头衬套内径；d 衬套厚度； 小头内径；1d 小头宽度；1b 工作缸直径；D 小头外径。2d解 90mm2500.36d 5.94mm900.066 101.88mm5.94290d1 94.5mm901.05b1 123.27mm101.881.21d27.2.4 连杆杆身的结构设计连杆杆身的结构设计考虑到连杆杆身的弯曲刚度与锻造工艺性，故采用工字形的截面6。 (7-13)0.32DH (7-14)0.65HB (7-15)0.15Ht 式中杆身截面高度；H 杆身截面宽度；B 杆身截面中间宽度。t解 80mm2500.32H 52mm800.65B 12mm800.15t为了使连杆能够从小头向大头传递力比较均匀，选择在杆身到小头与大头过渡处选用足够的圆角。7.2.5 连杆大头的结构设计连杆大头的结构设计本设计中大头处为平切口结构。 (7-16)0.72DD1 (7-17)120.59Db 3mm (7-18)0.13Ddm (7-19)1.21Dl1式中大头孔直径；1D 大头宽度；2b 连杆轴瓦厚度； 连杆螺栓直径；md 连杆螺栓孔中心距。1l解 180mm2500.72D1 108mm1800.6b2 32.5mm2500.13dm 302.5mm2501.21l1空气锤传动系统设计大头凸台高度的求取公式为 (7-20)1210.5)D(0.35HH故取81mm1800.450.45DHH1217.3 活塞组的设计活塞组的设计7.3.1 活塞的材料活塞的材料灰铸铁由于耐磨性、耐蚀性好、膨胀系数小、热强度高、成本低、工艺性好等原因，广泛地被作为活塞材料。由于空气锤转速较低，故选用灰铸铁作为活塞的材料。7.3.2 计算活塞的主要尺寸计算活塞的主要尺寸 (7-20)1.2DH 式中工作缸内径；D 活塞高度。H解。3002501.21.2DH压缩高度是由顶岸高度、环带高度和上裙尺寸构成的7。1H1h2h3h (7-21)0.1Dh1式中工作缸内径；D 活塞高度。1h解。25mm2500.10.1Dh1确定环带高度时，选择 3 道活塞环，前两道为气环，最后一道为油环。第一道活塞环为矩形环，表面镀铬，结构简单，易于制造。第二道活塞环为直面正扭曲环，在矩形环内圆上部切槽或倒角而成。第三道为开槽油环，材料为合金铸铁，制造成本低。已知气环取高区间，油环取高区间。2.5mm1.5b 5mm2b 故选取，。1.5mmb12.5mmb23mmb3环岸的高度 ，均取下限。c0.05)D(0.04c1122)b(1c 解 ，mm5 . 212500.05c1 3mm1.52c2故，环带高度为。22.5mm332.512.51.5bcbcbh322112压缩高度为。1H125mm2500.5D0.5H1上裙高度为。77.5mm22.525125hhHh2113活塞顶厚度 是根据活塞顶部应力，刚度及散热要求来决定的。 (7-22)0.067D (7-23)0.028Dg式中工作缸内径；D 裙部壁厚；g 活塞顶厚度。解 16.75mm2500.067 7mm2500.028g活塞销与活塞销座和连杆小头衬套孔的连接配合，采用“全浮式”。活塞销的直径，取0.3)D(0.25d162.5mm2500.25d1活塞销长度，取0.9)D(0.8l 200mm2500.8l普通销座应在之间，故销座间隔。B/D0.420.35100mm2500.4B空气锤传动系统设计7.4 曲轴的设计曲轴的设计7.4.1 曲轴材料的选择曲轴材料的选择由于球墨铸铁的机械性能与使用性能比其它多种铸铁都要强。故球墨铸铁曲轴可以铸成较为复杂合理的结构，使应力分布均匀，金属材料能更有效地利用，又由于球墨铸铁材料对断面缺口的敏感性小，故该空气锤曲轴采用球墨铸铁铸造而成。7.4.2 曲轴的主要尺寸计算曲轴的主要尺寸计算为了可以增加曲轴的刚度，可以适当地加粗主轴颈，这样就可以增加曲轴轴颈的重叠度，进而可以提高曲轴刚度，其次，加粗主轴颈后可以相对缩短其长度，从而给加厚曲柄提高其强度提供可能。故轴径为187.5mm2500.750.75Dd已知主轴径长度，取0.40.3/Dl1mm0015020.40.4Dl1确定曲柄销的直径，则曲柄销直径取为2D0.650.60/DD2。150mm2500.60D2曲柄销的长度在选定的基础上考虑，以从增加曲轴的刚性角度并能保证轴承的工2l作能力出发，应使控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调，/=2l2l2D，取。0.700.5090mm1500.6l2曲轴的曲柄臂厚度，。曲柄臂宽度。0.30)D(0.20h 1.3)D(0.9b 故62.5mm2500.25h 250mm2501.0b曲轴主轴颈和曲柄臂连接的圆角称为主轴颈圆角，曲柄销和曲柄臂连接的圆角称为曲柄销圆角。由于曲柄销圆角和主轴颈圆角是曲轴应力最大的部位，且应力沿圆角轮廓分布也极不均匀，固圆角的轮廓设计也十分重要。曲柄销圆角设计为。0.5pR4.5r主轴颈圆角设计为。0.5jR4.5r油道的孔径一般在左右，取为 15。2D101mm空气锤传动系统设计8 气传动设计气传动设计8.1 行程分析行程分析8.1.1 总体行程分析总体行程分析当起动前压缩活塞处于最上端位置，工作活塞处于最低端位置，工作缸的上下腔分别相通，此时的压缩缸的上下腔可以通过压缩活塞与活塞杆的补气孔与大气相连通，两缸的上下腔压力均是大气压力。此时电动机通过传动系统，由曲柄连杆机构带动压缩活塞向下运动，下腔气体逐渐被压缩，压力逐步升高，上腔气体逐渐膨胀，压力逐步降低。当压缩活塞下行至某一位置，此时作用在工作活塞下端的压力将大于工作活塞上部的压力以及落下部分重量和其运动产生的摩擦力，锤头将开始上升。当压缩活塞继续下行，由于此时的压缩活塞向下运动速度已经大于工作活塞向上运动速度，使得下腔压力将继续升高，上腔压力也将继续下降，结果导致锤头会加速上升，压缩活塞在下行的过程当中下腔最大压力通常会达到，而上腔压力则可以降Pa102.55至。Pa100.55压缩活塞在回程运动时，由于两个活塞均处于向上运动中，两缸下腔容积都将不断增大，上腔容积不断减小，从而作用在落下的部分合力方向将逐渐转变为向下。故锤头的上升将进入到减速阶段，锤头在向上运动一直到工作活塞能把上腔通压缩缸通道切断并进入缓冲缸，而且运动能完全被缓冲气垫给吸收时。这时压缩活塞已经上行一定的距离。压缩活塞继续上行，上腔压力持续增高，下腔压力持续下降。锤头会在上腔的气体压力与落下的部分重量作用下将加速下行，直至打击锻件。当压缩活塞运行到接近上止点时锤头降至下极限位置。此后压缩活塞将逐步运动回初始位置。据上述分析可以知到在曲柄转一周并压缩活塞往复运动一次中，锤头也打击锻件一次即锤头的打击次数应与曲柄的转数一致，故不断重复上述的工作过程即可得到连续打击。8.1.2 各操作动作的运动分析各操作动作的运动分析本次设计中的空气锤能够实现空行程，悬空，压紧与打击等操作。打击又包括轻，重，连打与单打等。这些操作都是依靠配气来操纵机构实现。当前空气锤使用的空气分配阀主要包括两种形式：三阀式和两阀式。本次设计采用三阀式空气分配阀。空行程状态的运动分析：如图 8.1，将短手柄放置于中旋阀全打开的位置，下旋阀的长手柄放置于相当于悬空时的垂直位置处（或将手柄顺时针的推动一定角度，放置于相当于压紧的位置），使得两缸的上下腔可与大气相连通，此时锤头在自重的作用下将进行下落运动，并在接触下砧面后保持不动。由于在空行程运动中压缩缸将不产生压缩空气，启动力矩也较小，故常用于电动机的启动。图 8.1 空行程示意图Fig. 8.1 schematic diagram of air travel悬空状态的运动分析：如图 8.2，将短手柄放置于中旋阀全封闭的位置（图 8.2 中的短手柄设于左侧水平位置），长手柄放置于垂直位置处，则此时的两缸的上腔均连通大气，压缩缸的下腔气体经过旋阀 D 处，止回阀经由下旋阀的 C 处进入到工作缸下腔。在压缩空气的作用下，锤头将提升至行程的上方，一直到工作活塞进入到顶部缓冲腔中，在缓冲腔内的气压作用下达到平衡为止。这一过程中止回阀的功能为防止工作缸下腔中的压缩空气产生回流，当止回阀两端的压力达到平衡后，止回阀将关闭。此时压缩缸的空气锤传动系统设计下腔气体仅在其下腔与锤身的气道内进行压缩膨胀。当工作缸的下腔内压缩空气出现泄露，止回阀的两端压力出现不平衡时，止回阀将在压力的作用下被顶开，从而补入一部分压缩空气，处于悬空状态的锤头会在行程的上方出现小幅度的往复抖动。悬空状态可以进行放置工具与锻件等操作。图 8.2 悬空示意图Fig. 8.2 vacant sketch map压紧状态的运动分析：将短手柄放置于中旋阀全关的位置处，将长手柄在垂直位置沿顺时针的方向推动一定的角度，使得压缩缸的上腔以及工作缸的下腔均与大气相连通，压缩缸的下腔气体通过下旋阀的 D 处，经由止回阀与上旋阀的 A 处进入到工作缸上腔，此时下砧处在落下部分重量与工作腔的上腔气体的压力作用下将压紧下砧上的工件。在压紧状态时能够对工件进行弯曲与扭转等操作。 图 8.3 压紧示意图Fig. 8.3 compression schematic diagram打击状态的运动分析：将短手柄放置于中旋阀全关的位置处，将长手柄在垂直位置处沿逆时针旋转一定的角度，使得两缸的上腔与下腔分别相连通，即可实现连续打击。当锤头进行一次打击之后立即将长手柄调至“悬空”的位置，锤头就将不再下落从而可实现单次打击。打击力量轻重主要依靠操纵手柄来达成，手柄的回拉角度如果越大，则两缸的上下通道开口将越大，而上旋阀中段连通大气的通道开口将越小甚至会完全被堵死，打击也就越重；反之，打击就较轻。上旋阀 A 处的小孔是为了从“悬空”到“打击”产生一定的过度区间，使得工作缸的上下腔可以实现瞬时的沟通，使得锤头能够快速下落，操作灵敏。为了确保在空气锤的正常工作过程中，能够保持足够的空气以实现补偿泄漏损失的目的，压缩缸的上腔由活塞的环形孔于缸侧的双排孔相接通大气，其下腔由活塞圆周上的小孔与大气接通而补气。锤杆和活塞上亦设有密封环，在前后导程内同样均设有弹簧拉紧的弓形密封环，为补偿磨损，应保持密封环得接缝处留有的间隙。为保证密封，可以允许对0.4mm0.25摩擦面及间隙端面刮修使相配合件接触面积不少于。70%空气锤传动系统设计8.2 空气锤打击计算空气锤打击计算表 8.1 空气锤概况表Table 8.1 overview of air hammer (8-1)PmA)Hg(mEr式中锻锤的最大打击能量；E 落下部分公称重量；rm 重力加速度，取值为 9.8；g 汽缸的活塞面积,；A2DA 汽缸内作用在活塞上的压力。mP解 0.28)0.253.14P9.8(751000E2m 14453PaPm当质量分别为和分别以速度和的两个物理模型相撞时可分为两个阶段：1m2m1v2v第一阶段（）.当时两物体相接触，在
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号