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空气锤
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空气锤传动系统设计,空气锤,传动系统,设计
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本科毕业设计(论文)题 目 空气锤传动系统设计 姓 名 专 业 学 号 指导教师 电气工程学院 二一年十二月目 录摘 要IAbstractII前 言III1 空气锤传动系统总体设计11.1 设计要求11.1.1 功能要求11.1.2参数选定11.2 结构及原理分析11.2.1 空气锤结构21.2.2 空气锤工作原理21.3 传动方案设计31.3.1 传动方式简介31.3.2 V带传动和链传动的比较61.3.3 气压传动和液压传动的比较71.3.4 齿轮的选择71.4总体传动参数计算71.4.1 确定电动机71.4.2 分配传动比71.4.3 计算各级转矩81.4.4 计算功率和转速92 减速机构的设计112.1 V带传动设计112.1.1 选择带的型号112.1.2 选取带轮基准直径112.1.3 验算带速112.1.4 计算中心距和带的基准长度112.1.5 验算小带轮包角122.1.6 确定带的根数Z122.1.7 确定初拉力132.1.8 计算带对轴的压力Q132.1.9 确定带轮结构132.2齿轮的设计142.2.1 选择齿轮材料并确定许用应力142.2.2 按齿面接触强度确定中心距142.2.3 验算齿面接触疲劳强度172.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度202.2.5 计算齿轮主要参数222.3 轴及轴上零件的设计222.3.1轴的设计222.3.2 轴的设计312.3.3轴承的寿命计算383曲柄连杆机构的设计413.1曲柄连杆机构的分析413.2 连杆组的计算433.2.1 连杆材料的选用433.2.2 连杆长度的确定433.2.3 连杆小头的结构设计433.2.4 连杆杆身的结构设计443.2.5 连杆大头的结构设计443.3 活塞组的设计453.3.1 活塞的材料453.4 曲轴的设计463.4.1 曲轴材料的选择463.4.2 曲轴的主要尺寸计算464 气动系统设计484.1 行程分析484.1.1 总体行程分析484.1.2 各操作动作的运动分析484.2 空气锤打击计算514.3 气缸的计算535润滑及密封设计545.1 润滑系统545.2 密封545.3电气系统55结 论56致 谢57参考文献58附 录59空气锤传动系统设计空气锤传动系统设计摘 要空气锤是自由锻造机器的一种。它有两个汽缸,压缩汽缸将空气压缩。通过分配阀送入工作汽缸,推动活塞连同锤头作上下运动起锤击作用。操作灵活,广泛用于中小型锻件的生产。本次设计的空气锤主要由机架、传动机构、压缩缸和工作缸、压缩活塞、落下部分、配气机构和砧座等部分组成。在本次设计过程中,首先调查分析了空气锤的结构及工作原理,在此基础上提出总体设计方案;接着,对各机构主要零部件进行了详细的设计;最后,采用AutoCAD绘图软件绘制了空气锤传动机构的装配图及主要零部件图。通过本次设计,巩固了大学所学专业知识,如:机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等;也掌握了普通机械产品的设计方法,并能熟练使用AutoCAD绘图软件,对今后的工作有极大意义。关键字:空气锤、带轮、齿轮、曲柄连杆DESIGN OF TEMPERATURE MEASUREMENTINSTRUMENTAbstractAir hammer is a kind of free forging machine. It has two cylinders, which compress the air. Through the distribution valve into the working cylinder, push the piston and hammer head up and down for hammering. Flexible operation, widely used in the production of small and medium-sized forgings.The air hammer in this design is mainly composed of frame, transmission mechanism, compression cylinder and working cylinder, compression piston, falling part, air distribution mechanism and anvil. In this design process, firstly, the structure and working principle of air hammer are investigated and analyzed, and then the overall design scheme is put forward; secondly, the main parts of each mechanism are designed in detail; finally, the assembly drawing and main parts drawing of air hammer transmission mechanism are drawn by AutoCAD drawing software.Through this design, we have consolidated the professional knowledge learned by the University, such as: mechanical principle, mechanical design, material mechanics, tolerance and interchangeability theory, mechanical drawing, etc.; we have also mastered the design method of common mechanical products, and can skillfully use AutoCAD drawing software, which is of great significance for future work.Keywords:Air Hammer, Pulley, Gear, Crank Connecting Rod前 言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。空气锤是由强迫产生的动能对断坯做工使之塑性变形的机器设备。空气锤是自由锻造机器的一种。它有两个汽缸,压缩汽缸将空气压缩。通过分配阀送入工作汽缸,推动活塞连同锤头作上下运动起锤击作用。操作灵活,广泛用于中小型锻件的生产。本设计主要是空气锤的传动机构设计,包括带传动,齿轮传动,曲柄连杆机构传动,气传动。自从1855年法国人费昂泰尼莫鲁(Fontainmoreau)第一个在天下上取得发明专利权气动打击凿岩机以来,破碎岩石经历了低频打击破碎,旋转压力破碎,高频打击回转破碎几个阶段。当代使用在石油打井,而在本日,在一些砾岩、花岗岩等牢固地层中钻进时,旋转压力钻井这种研磨式切削式的钻井要领的钻进效率较低,而对钻头的压力要求又使得钻进进程中容易出现井斜,因而出现了高频式的打击回转钻井要领空气锤钻井技能。 空气锤钻井技能,是一种利用气体能量实现高频率打击做功而举行破岩的钻井要领,是在空气钻井技能根本上生长起来的。其基源头根本理是利用高压气体的压缩膨胀时,将能量转达到空气锤,空气锤再将能量转化为打击能(波)运送给回转中的钻头,以实现钻头的打击破岩进程。空气锤与其他锻锤一样,工作时动力作用的时间是往复式机器的动荷载,动力作用的形式是瞬态脉冲动荷载(冲击荷载),属于冲击和震动较大的锻压设备。空气锤与模锻锤、摩擦压力机等在结构上又有所不同,空气锤的锤身和砧座是分体结构,模锻锤的砧座、摩擦压力机的工作台与机身是整体结构。空气锤的这些特点对其设备基础设计施工、设备的制作安装都有较高的要求。尤其是砧座、垫层的选材和安装如果不当,势必影响设备整体精度,同时对打击能量的损耗、设备工作的稳定乃至锻锤的使用寿命造成一定的影响。随着我国勘探开发区域的不断扩大,南方陆相及西部坚硬地层钻井数量的不断增加,对于其它地层对水敏感、压力系数低、井壁相对稳定和出水可能性小及含天然气较少或小的可钻性差坚硬地层,以及易出现恶性井漏地区均适合采用空气锤钻井,如新疆油田高陡构造地层、长庆油田苏里格气田、四川油田、玉门油田、大庆油田徐家围子地区及南方陆相地层等,空气锤将会得到越来越广泛的应用。III1 空气锤传动系统总体设计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。1.1 设计要求1.1.1 功能要求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。1.1.2参数选定此次设计的空气锤传动系统参考现有成熟机型,选用的设计参数如下:(1)落下部分重量:75kg;(2)最大打击力量:1000J;(3)打击次数:210次/min;(4)锤头行程:350mm;(5)工作缸直径:250mm;(6)压缩缸直径:250mm;(7)锤杆中心至锤身距离:280mm;(8)下砧面至导程底面距离:300mm;(9)下砧面至地面距离:750mm;(10)可锻坯料最大尺寸:方钢断面7575mm,圆钢直径85mm;(11)电动机:功率7.5kw,转速1440r/min。1.2 结构及原理分析1.2.1 空气锤结构空气锤主要由机架、传动机构、压缩缸和工作缸、压缩活塞、落下部分、配气机构和砧座等部分组成。(1)机架机架是空气锤的主体,在机架上面安装有电动机,传动装置,工作机构和操纵机构,这些机构在机架上紧凑组合成一个整体。(2)砧座空气锤砧座上面安装着砧垫和下砧,为了满足锻造的稳定性,砧座的质量要求是落下部分质量的12-15倍,它安装在坚固的钢筋水泥基础上,其间垫有垫木,可消除锤击时产生的震动。(3)传动机构传动机构包括减速器、曲轴、连杆系统。它把电动机的旋转运动转变成压缩活塞的上下往复运动。(4)落下部分落下部分由工作活塞、锤杆和上砧等组成,锤杆和工作活塞为一整体,为使其重量符合技术规格吗,可制作成空心件,锤杆与锤头的连接是用燕尾槽和楔铁连接。(5)配气机构配气机构由上气道中上旋阀,下气道中的下旋阀,操作手柄或脚踏杠杆组成,通过配气机构来控制各种动作的实现。(6)压缩缸和工作缸压缩缸和工作缸的上下部和上下旋阀连通,通过压缩活塞的上下运动产生压缩空气驱动工作活塞上下运动。1.2.2 空气锤工作原理电动机通过减速机构和曲柄,连杆带动压缩气缸的压缩活塞上下运动,产生压缩空气。当压缩缸的上下气道与大气相通时,压缩空气不进入工作缸,电机空转,锤头不工作,通过手柄或脚踏杆操纵上下旋阀,使压缩空气进入工作气缸的上部或下部,推动工作活塞上下运动,从而带动锤头及上砥铁的上升或下降,完成各种打击动作。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。图1.1 空气锤工作原理示意图1.3 传动方案设计1.3.1 传动方式简介(1)液压传动的优缺点液压传动的优点液压传动可以输出大的推力或大转矩,可实现低速大吨位运动,这是其它传动方式所不能比的突出优点。 液压传动能很方便地实现无级调速,调速范围大,且可在系统运行过程中调速。 在相同功率条件下,液压传动装置体积小、重量轻、结构紧凑。液压元件之间可采用管道连接、或采用集成式连接,其布局、安装有很大的灵活性,可以构成用其它传动方式难以组成的复杂系统。 液压传动能使执行元件的运动十分均匀稳定,可使运动部件换向时无换向冲击。而且由于其反应速度快,故可实现频繁换向。 操作简单,调整控制方便,易于实现自动化。特别是和机、电联合使用时,能方便地实现复杂的自动工作循环。 液压系统便于实现过载保护,使用安全、可靠。由于各液压元件中的运动件均在油液中工作,能自行润滑,故元件的使用寿命长。 液压元件易于实现系列化、标准化和通用化,便于设计、制造、维修和推广使用。 液压传动的缺点 1) 油的泄漏和液体的可压缩性会影响执行元件运动的准确性,故无法保证严格的传动比。 2) 对油温的变化比较敏感,不宜在很高或很低的温度条件下工作。 3) 能量损失(泄漏损失、溢流损失、节流损失、摩擦损失等)较大,传动效率较低,也不适宜作远距离传动。 4) 系统出现故障时,不易查找原因。 综上所述,液压传动的优点是主要的、突出的,它的缺点随着科学技术的发展会逐步克服的,液压传动技术的发展前景是非常广阔的。(2)气压传动的优缺点优点1)用空气做介质,取之不尽,来源方便,用后直接排放,不污染环境,不需要回气管路因此管路不复杂。2)空气粘度小,管路流动能量损耗小,适合集中供气远距离输送。3)安全可靠,不需要防火防爆问题,能在高温,辐射,潮湿,灰尘等环境中工作。4)气压传动反应迅速。5)气压元件结构简单,易加工,使用寿命长,维护方便,管路不容易堵塞,介质不存在变质更换等问题。缺点 1)空气可压缩性大,因此气动系统动作稳定性差,负载变化时对工作速度的影响大。 2)气动系统压力低,不易做大输出力度和力矩。 3)气控信号传递速度慢于电子及光速,不适应高速复杂传递系统。 4)排气噪音大。(3)机械传动齿轮传动:1)分类:平面齿轮传动、空间齿轮传动。2)特点:优点 适用的圆周速度和功率范围广;传动比准确、稳定、效率高;工作可靠性高、寿命长;可实现平行轴、任意角相交轴和任意角交错轴之间的传动。缺点 要求较高的制造和安装精度、成本较高;不适宜远距离两轴之间的传动。3)渐开线标准齿轮基本尺寸的名称有 齿顶圆;齿根圆;分度圆;摸数;压力角等。涡轮涡杆传动:适用于空间垂直而不相交的两轴间的运动和动力。1)特点:优点传动比大。;结构尺寸紧凑。2)缺点轴向力大、易发热、效率低。;只能单向传动。3)涡轮涡杆传动的主要参数有:模数;压力角;蜗轮分度圆;蜗杆分度圆;导程;蜗轮齿数;蜗杆头数;传动比等。带传动:包括 主动轮、从动轮 ;环形带1)用于两轴平行回转方向相同的场合,称为开口运动,中心距和包角的概念。2)带的型式按横截面形状可分为平带、V带和特殊带三大类。3)应用时重点是:传动比的计算;带的应力分析计算;单根V带的许用功率。4)带传动的特点:优点: 适用于两轴中心距较大的传动;、带具有良好的挠性,可缓和冲击,吸收振动;过载时打滑防止损坏其他零部件;结构简单、成本低廉。缺点: 传动的外廓尺寸较大;、需张紧装置; 由于打滑,不能保证固定不变的传动比 ;带的寿命较短;传动效率较低。链传动包括 主动链、从动链 ;环形链条。链传动与齿轮传动相比,其主要特点:制造和安装精度要求较低;中心距较大时,其传动结构简单;瞬时链速和瞬时传动比不是常数,传动平稳性较差。轮系1)轮系分为定轴轮系和周转轮系两种类型。2)轮系中的输入轴与输出轴的角速度(或转速)之比称为轮系的传动比。等于各对啮合齿轮中所有从动齿轮齿数的乘积与所有主动齿轮齿数乘积之比。3)在周转轮系中,轴线位置变动的齿轮,即既作自转,又作公转的齿轮,称为行星轮,轴线位置固定的齿轮则称为中心轮或太阳轮。4)周转轮系的传动比不能直接用求解定轴轮系传动比的方法来计算,必须利用相对 运动的原理,用相对速度法(或称为反转法)将周转轮系转化成假想的定轴轮系进行计算。5)轮系的主要特点:适用于相距较远的两轴之间的传动;可作为变速器实现变速传动;可获得较大的传动比;实现运动的合成与分解。(4)电气传动1)精确度高:伺服电机作为动力源,由滚珠丝杠和同步皮带等组成结构简单而效率很高的传动机构。它的重复精度误差是0.01%。2)节省能源:可将工作循环中的减速阶段释放的能量转换为电能再次利用,从而减低了运行成本,连接的电力设备仅是液压驱动所需电力设备的25%。3)精密控制:根据设定参数实现精确控制,在高精度传感器、计量装置、计算机技术支持下,能够大大超过其他控制方式能达到的控制精度。4)改善环保水平:由于使用能源品种的减少及其优化的性能,污染源减少了,噪音降低了,为工厂的环保工作,提供了更良好的保证。5)降低噪音:其运行噪音值低于70分贝,大约是液压驱动注塑机噪音值的2/3。6)节约成本:此机去除了液压油的成本和引起的麻烦,没有硬管或软喉,无须对液压油冷却,大幅度降低了冷却水成本等。1.3.2 V带传动和链传动的比较V带传动链传动优点:传动平稳,无噪声,结构简单,维护方便优点: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。故选择V带传动。1.3.3 气压传动和液压传动的比较气压传动液压传动(1)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。(1)安装要配线,配管,维护复杂。(2)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。(2)工作介质是油,成本高易污染。7(3)可靠性高,使用寿命长。(3)执行元件动作次数少,使用寿命低(4)气缸传动速度一般为50500mm/s传动速度快。(4)传动速度慢(5)压力等级低,使用安全(5)易火,易爆,不宜高温场合故选择气传动。1.3.4 齿轮的选择斜齿圆柱齿轮比直齿圆柱齿轮传动重合度大,承载能力高,传动平稳,冲击和噪音小。所以宜制作斜齿圆柱齿轮。1.4总体传动参数计算1.4.1 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。1.4.2 分配传动比故总传动比 (1.1)其中电动机满载转速,此次设计为1440r/min 打击次数,此次设计为210次/min计算求得=6.86拟取皮带传动比=2,则齿轮的传动比为 (1.2)其中总传动比 皮带传动比计算求得=3.431.4.3 计算各级转矩已知皮带的传动效率0.96轴承传动效率(球)0.99齿轮传动效率(8级精度)0.97 (1.3)其中电动机功率,本次设计取7.5kw 电动机满载转速 电动机输出转矩 (1.4)其中轴输出转矩 i 皮带传动比 皮带传动效率 (1.5)其中轴输出转矩 i 齿轮传动比 轴承传动效率 齿轮传动效率 1.4.4 计算功率和转速 (1.6) (1.7) (1.8) (1.9)其中电动机功率 轴功率 轴功率 皮带的传动效率0.96 轴承传动效率(球)0.99 齿轮传动效率(8级精度)0.97 电动机满载转速 轴输出转速 轴输出转速解 kw kw r/min r/min 将上述计算结果汇总列于表1.3,以便查用表1.3各轴动力及动力参数轴号功率P(kW)转矩T(Nm)转速n(rpm)传动比电动机轴7.549.7144023.43轴7.295.424720轴6.9314.312102 减速机构的设计2.1 V带传动设计 已知电机功率kw,转速r/min。传动比为2.1.1 选择带的型号 (2.1)其中工作情况系数,取1.3 电动机功率 kw根据PC和选取A型带。2.1.2 选取带轮基准直径由图和表选取=100mm (2.2)计算得2.1.3 验算带速 (2.3)计算得2.1.4 计算中心距和带的基准长度初定中心距 (2.4) 初定带长 (2.5)选取=1000mm实际中心距 (2.6)计算得2.1.5 验算小带轮包角 (2.7)求得2.1.6 确定带的根数Z查表得特定条件下,单根V带的额定功率 (2.8) (2.9) (2.10) (2.11) (2.12)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 型号带特定长度,取3750mm 带的基准长度,由之前数据可知为2500mm 包角修正系数 由传动比不为1引起的附加功率值 实际带长不等于特定带长引起的附加功率值 小轮的角速度计算求得Z=8根2.1.7 确定初拉力 (2.13)求得F0=700N2.1.8 计算带对轴的压力Q (2.14)求得Q=10109N2.1.9 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2.1,以便查用。表2.1皮带传动参数表传动比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Q10109N2.2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=3.432.2.1 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 ,。齿轮的传动重要性决定最小安全系=1,=1。 (2.15) (2.16)解 因,计算中取。2.2.2 按齿面接触强度确定中心距初定螺旋角。 (2.17)其中角度系数 螺旋角计算求得初取=1.0,可得=188.0减速传动,u=i=3.43;取=0.4。 (2.18) (2.19) (2.20) (2.21)其中端面压力角 分度圆压力角,采用国标为20o 基圆螺旋角 节点区域系数 轴输出转矩,有先前计算可知为95424 弹性系数,已得为188.0 接触强度的重合系数 接触疲劳强度许用应力,为350MPa u 齿数比,取3.43 齿宽系数,取0.4 K 载荷系数 中心值试算值由于K和不能预先确定采用综合系数=1.0解 取中心距a=174mm (2.22)其中a中心距 模数解取标准模数=3mm。 (2.23) (2.24)其中小轮齿数 大轮齿数解 取,。 (2.25) (2.26)其中实际传动比 理论传动比,为3.43 传动比误差解 因为1.32%5%,所以在允许范围内。 (2.27)其中修正螺旋角解 修正螺旋角与初选螺旋角10o相近,与可不修正。 (2.28)其中d齿轮分度圆直径由公式2.21求得小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径 (2.29)其中v圆周速度由公式4-15求得圆周速度故取齿轮精度为8级2.2.3 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。按8级精度和,得动载系数。 (2.30)由公式4-16求得齿宽。按,考虑到齿轮在两轴承中间对称布置,故可得齿向载荷分布系数。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。 (2.31)其中使用系数,取1.25 动载系数,取1.06 齿向载荷分布系数,取1.04 齿间载荷分配系数,取1.2 载荷系数由公式4-17求得。 (2.32) (2.33) (2.34)其中d齿轮分度圆直径 齿顶高系数,取1 模数,为3mm 齿顶圆直径 齿轮基圆直径 端面齿顶压力角由公式4-7,4-18,4-19,4-20求得大小齿轮齿顶圆直径,端面压力角,齿基圆直径,端面齿顶压力角,。解 (2.35) (2.36)其中端面重合度 轴向重合度解 由于所以接触强度的重合系数的求取公式为 (2.37)由公式4-23求得由公式4-3求得由公式4-5求得由公式4-6求得 (2.38)其中载荷系数,由前计算可知为1.6536 轴输出转矩,有先前计算可知为95424 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79.37mm u 实际齿数比,取3.384 接触强度的重合系数,前计算可知0.771 角度系数,前计算可知0.991 节点区域系数,前计算可知2.459 弹性系数,已得为188.0 解由于,所以安全2.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度由前式计算可知,。 (2.39)其中修正螺旋角,算得10.6549o z齿数 当量齿数由公式4-25求得小齿轮当量齿数,大齿轮当量齿数。由,可得小齿轮齿形系数,大齿轮齿形系数,小齿轮应力修正系数,大齿轮应力修正系数。由于所以螺旋角系数求取公式为 (2.40)其中修正螺旋角,算得10.6549o 轴向重合度,由于所以计算取1 螺旋角系数,当0.75,故为0.911。 (2.41)其中端面重合度,为1.684 基圆螺旋角,为10.0055o 重合度系数解 (2.42) (2.43)其中重合度系数,为0.682 螺旋角系数,为0.911 小齿轮齿形系数,为2.62 大齿轮齿形系数,为2.23 小齿轮应力修正系数,为1.61 大齿轮应力修正系数,为1.79 模数,为3mm 载荷系数,由前计算可知为1.6536 轴输出转矩,有先前计算可知为95424 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79.37mm解 由于,所以安全。2.2.5 计算齿轮主要参数已知:,。 (2.44)由公式4-30求得端面模数 (2.45)其中为顶隙系数,为0.25由公式4-31求得小齿轮齿根圆直径大齿轮齿根圆直径齿宽,。中心距将上述计算结果汇总列于表4.1,以便查用表4.1齿轮传动参数表名称及代号齿轮参数数据小齿轮大齿轮模数3mm端面模数3.053mm分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径齿宽b中心距a174mm小齿轮采用实心齿轮。大齿轮采用腹板式齿轮。2.3 轴及轴上零件的设计2.3.1轴的设计(1)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,。(2)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 (2.46)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; 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 (3)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。图2.1轴示意图轴段处3连接带轮需要开键槽,确定;轴段为定位轴肩,故取,取36mm;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;轴段考虑需要开键槽 连接齿轮,将轴径增大5%,则取;轴段考虑右面齿轮的定位和固定,则取,取48mm;轴段考虑用于过渡取;轴段安装轴承跟轴段同样直径。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;轴段的长度略长轴承端盖,拟定为;轴段处安装轴承宽度取;轴段考虑需要连接齿轮,应略小于齿宽取;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有一定间隙,取两者间隙为10mm;轴段安装轴承取。则总长为(4)按弯矩合成强度条件校核轴画出轴的力学模型如图4.2图4.2 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 (2.47) (2.48) (2.49)式中分度圆压力角,采用国标为20o; 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; 圆周力,N; 轴向力,N; 径向力,N。解 计算支承反力,支承反力如图2.3,5.4:图2.3水平面支承反力示意图图2.4垂直面支承反力示意图 (2.50)式中支承反力,N; s力距两端距离,轴距a端54mm,距b端73mm; a,b之间距离,轴127mm; 圆周力,轴2405N。由公式5-5求水平面支承反力, (2.51) (2.52)式中a端垂直面支承反力,N; b端垂直面支承反力,N; 轴向力,452N; 径向力,891N; d分度圆直径,小齿轮79.37mm,大齿轮268.63mm; a,b之间距离,轴127mm; 力距a端距离,轴距a端54mm; 力距b端距离,轴距b端73mm。由公式5-6,5-7求得垂直面支承反力 画弯矩图,转矩图,计算弯矩图:水平面弯矩图如图2.5 (2.53)式中水平面弯矩,; b端支承反力,1023mm; 力距b端距离,轴距b端73mm。解 图2.5水平面弯矩图垂直面弯矩图如图2.6 (2.54) (2.55)式中a端垂直面支承反力,371N; b端垂直面支承反力,520N; 力距a端距离,轴距a端54mm; 力距b端距离,轴距b端73mm; b端弯矩,; a端弯矩,。解 图2.6垂直面弯矩图合成弯矩图如图2.7 (2.56) (2.57)式中b端弯矩,; a端弯矩,; 水平面弯矩,; b端合成弯矩,; a端合成弯矩,。 图2.7合成弯矩图已知轴的转矩为,故转矩图见图2.8图2.8转矩图轴的计算弯矩图见图2.9,转矩按脉动循环变化处理。即。;。图2.9轴的计算弯矩图校核轴的强度:由图2.1,5.2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。 (2.58)式中计算弯矩,轴段为57254,轴段为96210; W抗弯截面模量,; d轴径,轴段为30mm,轴段为42mm;由公式5-13计算轴段,轴段应力 由于取,所以。故,所以安全(5)精确校核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;。轴因过渡圆角引起的应力集中系数为,。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 (2.59) (2.59)式中轴的抗扭截面模量,; 由轴径和材料确定绝对尺寸影响系数:;。由材料处理方式确定表面质量系数:;。 (2.60)由公式求得取由于,所以安全。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;。轴因过渡圆角引起的应力集中系数为,。故应按配合引起应力集中系数来验算轴的左侧计算正应力及其应力幅、平均应力 (2.61) (2.62) 由公式5-17,,5-18求得 由公式5-14,5-15求扭应力,应力幅,平均应力 由轴径和材料确定绝对尺寸影响系数:;。由材料处理方式确定表面质量系数:;。 (2.63) (2.64)由公式5-16,公式5-19,5-20求安全系数 取由于,所以安全。2.3.2 轴的设计 (1)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,。(2)轴径的初步计算由公式2.46可得(3)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。图2.10轴示意图轴段安装轴承30208,轴承宽度确定;轴段处考虑有一键槽,将轴径增大5%,故取,取45mm;轴段考虑右面齿轮的定位和固定取,故;轴段考虑左面轴承的定位和固定,故;轴段安装轴承,与轴承30211内径标准相符则取;轴段用于过渡,;轴段考虑安装曲柄机构取跟轴段同样直径。确定轴的长度:轴段考虑需要连接齿轮,应略小于齿宽取;轴段,由于齿轮中线与轴齿轮中线平齐,安装轴承30208,取;轴段齿轮防止干涉预取;轴段左侧与一轴的轴段左侧平齐;轴段轴承长度;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(4)按弯矩合成强度条件校核轴画出轴的力学模型如图2.11图2.11轴的力学模型 求取齿轮上的作用力:已知该轴的转矩为由公式5-2,5-3,5-4求圆周力,轴向力,径向力。 计算支承反力,支承反力如图2.12,5.13:图2.12水平面支承反力示意图图2.13垂直面支承反力示意图由公式5-5求水平面支承反力, 由公式5-6,5-7求得垂直面支承反力 (-为反方向) 画弯矩图,转矩图,计算弯矩图:水平面弯矩图如图2.14由公式5-8求水平面弯矩 图2.14水平面弯矩图垂直面弯矩图如图2.15由公式5-9,5-10求垂直面弯矩 图2.15垂直面弯矩图合成弯矩图如图2.16由公式5-9,5-10求合成弯矩 图2.16合成弯矩图已知轴的转矩为,故转矩图见图2.17图2.17转矩图轴的计算弯矩图见图2.18,转矩按脉动循环变化处理。即。;。图2.18轴的计算弯矩图校核轴的强度:由图2.10,5.1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 由于取,所以。故,所以安全(5)精确校核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;。轴因过渡圆角引起的应力集中系数为,。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 由轴径和材料确定绝对尺寸影响系数:;。由材料处理方式确定表面质量系数:;。由公式5-16求得取由于,所以安全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;。轴因过渡圆角引起的应力集中系数为,。故应按过渡圆角引起应力集中系数来验算轴的左侧由公式5-17,,5-18计算正应力及其应力幅、平均应力 由公式5-14,5-15求扭应力,应力幅,平均应力 由轴径和材料确定绝对尺寸影响系数:;。由材料处理方式确定表面质量系数:;。由公式2.56,公式2.59,公式2.60求安全系数 取由于,所以安全。2.3.3轴承的寿命计算查询表2.1为轴承的基本参数:表2.1轴承基本参数表名称型号外形尺寸基本额定负载KN计算系数质量kgdDTBCrC0reYY0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。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。(1)校核6308深沟球轴承1)确定轴承承载能力 已知得6308轴承的,。2)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 由,确定。由所以,按载荷性质选取,按工作温度取,按轴承不受力矩载荷,故所以 3)校核轴承寿命因,故按计算。 (2.65)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; Cr额定负载。超过预期计算寿命故6308轴承适用。(2)校核30208与30211圆锥滚子轴承1)确定轴承承载能力已知得30208轴承的,。已知得30211轴承的,。2)计算派生轴向力S轴合成支反力 派生轴向力求取公式为 (2.66)由表6.1,30208轴承的,30208轴承的, 3)求轴承载荷A4)计算轴承的当量动载荷P由,确定,由,确定,按载荷性质选取,按工作温度取。按轴承受力矩载荷,故,5)计算轴承寿命因,故按计算。由公式6-1可得超过预期计算寿命故30208轴承适用。3曲柄连杆机构的设计3.1曲柄连杆机构的分析如图3.1为曲轴-连杆结构运动系统4。图3.1曲轴-连杆结构运动系统分析图已知锤头行程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动端,力作用在连杆上,忽略摩擦,上述分析力可计算如下: (3.1) (3.2) (3.3)式中T轴输出转矩,314.31Nm; r曲柄半径,175mm; 切向力; 径向力; 连杆上的作用力。径向力的反作用力是由曲柄轴承来支承的 (3.4) (3.5)式中滑块力; 法向力。连杆系数 (3.6)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,例如当的时候而值最大角取值为。这样可近似采用和来进行简化,而有 (3.7)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,这个力定为公称力。为了产生这个力所需的转矩为:由此可知任意曲柄角时的滑块力有采用当金属成形是在时(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。(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()时达到无限大。3.2 连杆组的计算3.2.1 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。3.2.2 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,由公式7-6可得 3.2.3 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。 (3.8) (3.9) (3.10) (3.11) (3.12)式中小头衬套内径; 衬套厚度; 小头内径; 小头宽度; 工作缸直径; 小头外径。解 3.2.4 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。 (3.13) (3.14) (3.15)式中杆身截面高度; 杆身截面宽度; 杆身截面中间宽度。解 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。3.2.5 连杆大头的结构设计本设计中大头处为平切口结构。 (3.16) (3.17) (3.18) (3.19)式中大头孔直径; 大头宽度; 连杆轴瓦厚度; 连杆螺栓直径; 连杆螺栓孔中心距。解 大头凸台高度的求取公式为 (3.20)故取3.3 活塞组的设计3.3.1 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。3.3.2 计算活塞的主要尺寸 (3.20)式中工作缸内径; 活塞高度。解。压缩高度是由顶岸高度、环带高度和上裙尺寸构成的7。 (3.21)式中工作缸内径; 活塞高度。解。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。故选取,。环岸的高度,均取下限。解 , 故,环带高度为。压缩高度为。上裙高度为。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。 (3.22) (3.23)式中工作缸内径; 裙部壁厚; 活塞顶厚度。解 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,取活塞销长度,取普通销座应在之间,故销座间隔。3.4 曲轴的设计3.4.1 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。3.4.2 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。故轴径为已知主轴径长度,取确定曲柄销的直径,则曲柄销直径取为。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,/=,取。曲轴的曲柄臂厚度,。曲柄臂宽度。故 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。主轴颈圆角设计为。油道的孔径一般在左右,取为15。4 气动系统设计4.1 行程分析4.1.1 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至。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。4.1.2 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4.1空行程示意图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4.2悬空示意图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4.3压紧示意图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,可以允许对摩擦面及间隙端面刮修使相配合件接触面积不少于。4.2 空气锤打击计算表4.1空气锤概况表序号名称单位1落下部分公称质量千克752.最大打击能量千焦13.锤头打击次数次/分2104锤头安装行程毫米3505锤杆中心至锤身的距离毫米2806锤杆导程底面至下砧面距离毫米3007下砧面至地面距离毫米7508上砧面平面尺寸(长宽)毫米145659电动机型号Y132M4功率千瓦7.5转速转/分1440电压伏38010砧座质量千克1200 (4.1)式中锻锤的最大打击能量; 落下部分公称重量; 重力加速度,取值为9.8; 汽缸的活塞面积,; 汽缸内作用在活塞上的压力。解 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:第一阶段().当时两物体相接触,在冲击力变形下,此时变形将达到最大值,此时两物理模型具有相同速度即 按照冲击的理论速度可按下式计算: (4.2)式中落下部分公称重量; 砧座质量; 落下部分初始速度,; 砧座初始速度; 时刻两模型速度。解 第二阶段().变形中一部分是永久的(即为实际打击),另一部分则是弹性的,故这一阶段的特征应为彼此接触的瞬间之后所对应的速度变为 和。 (4.2)式中落下部分最终速度; 砧座最终速度; 落下部分初始速度,; 砧座初始速度; 冲击因子。解 故冲击因子K的值在0(塑性打击)和1(弹性打击)之间。4.3 气缸的计算通用气缸筒厚与内径之比故取比值0.1所以外径为活塞杆直径取,已知长度L=1470mm (4.3) (4.4)式中推力; 拉力; 内径; 汽缸内作用在活塞上的压力,14453Pa;解5润滑及密封设计5.1 润滑系统本锤在室温较高的锻工车间使用,润滑油容易消耗,故应特别注意润滑,以保证正常工作。两缸的润滑锤的两缸由柱塞油泵供油润滑,油量由转动调节杆控制。在正常工作中,压缩缸供油量应大于工作缸。(润滑方式:压力循环润滑)前后导程均由两缸多余油液润滑每班开锤前,须摇动油泵手柄,使预先给油100200克油泵用油 GB44864 11#机械油 GB443-64 20#机械油 (冬季用) GB443-64 24#机械油 (夏季用) GB443-64 40#机械油 (夏季用)活塞销的润滑活塞销与铜套的润滑是由压缩缸中聚集在活塞顶面上剩余的润滑油管进入连杆头部而得到润滑的。(3)齿轮箱的润滑齿轮箱内经常保持足够的GB443-64 24号汽缸油,由齿轮溅泼油液润滑轴头的轴承,润滑油应保持清洁,每半年应换油一次。(4) 连杆头上轴承的润滑采用SY1514-65滚柱轴承脂(滴点120,针入度250-290)定期打开入孔盖从油杯给油,一般每两个月一次。(5)操作系统关节处的润滑采用GB443-64,30号机械油,按需随时注油。5.2 密封(1)塞环用细锉挫修开后间隙使活塞环置于相应的缸内,其开口间隙在1.3-1.6毫米,如缸已使用磨损,应按已磨大的缸径另行配置活塞环,其高度与槽的配合为H9/d9。(2)本锤采用0型密封圈利用沟槽使0型圈受到压缩实现密封,句用双向密封能力。密封环:按锤杆或活塞杆磨损后的实际尺寸配刮其内孔表面,达每2525mm2不少于8个点,同时保证其环间接缝处间隙在0.25-0.4毫米,内孔口须倒钝尖角,环高和槽的配合呈D9/h9。使用中如接缝间隙已磨损消失,可修刮接缝端面恢复之。5.3电气系统(1)锤采用Y315S-6,75KW,380电动机,控制系统应能作Y/ 转换起动,起动时间由时间继电器控制。具有失压保护和热保护.(2)电气系统不宜安装在锤体上(3)锤身,电机和电气柜等不带电的导体必须可靠接地。(4)行程过程中的发生熔断或热继电器脱扣,应切断电源,查明原因,排除故障后方可继续启动。(5)本锤电机功率较大,应尽可能的缩短电源变压器至电机之间的距离,其距离以不超过100m为宜。电源线截面积不少于70mm2以减少线损,降低电机电流,减少电机发热。结 论经过几个月的奋战,时至今日,我的毕业设计论文终于完成了,现在回想起来做整个毕业设计的过程经历,着实有些感慨,也颇有心得,其中的苦与甜只有自己经历过才知道,当然这也是对大学专业学习的一种考验。在这几个月的实习中,使我对一些锻压设备,锻压工序等有了一定的了解。对它们的设计、制造、安装多能够有一定的认识。平时我们都学习课本上的理论知识,没有看到或接触到产品的设计及制造。故在此实习中把平时学习到的理论知识多结合到实际应用中,充分做到了教核和实践相结合。在两者的结合下,使我又学到了很多专业知识。我设计的产品是空气锤传动系统,通过实习,我明白了设计不单是凭空捏造出来的,而是在大量数据,资料,精力是基础之上的,综合了设计者的思想,并通过理论经验公式,校核和实践检验是不是可行,每一个步骤都要仔细检查运算和有关的数据,综合协调个部分的关系,从而的出最佳的结论,毕业设计使我们明白了设计的一般步骤方法,这最我们即将走向工作岗位是很有益的。实际设计中难免有一些不足和失误的地方,望各位老师和同学给予指正以便以后进一步提高。我们将告别大学四年的生活,这次实习就像是一次演习,为我们步入社会做了一个铺毡,为我划平人生的线起着至关重要的作用。我希望在毕业后的生活中,能吸取更多的知识,开阔自己的视野,投入一个新的集体中不断的锻炼、成长,更希望我有一个美满的人生。最后感谢我的指导老师,衷心感谢这几个月来老师给予我的无微不至的关怀,以及学业上的悉心指导和谆谆教诲。老师渊博的学识、严谨的教学作风及谦虚谨慎的人格魅力值得我学习和敬仰,使我受益非浅。致 谢时光匆匆如流水,转眼便是大学毕业时节。完成这篇论文花了三个月的时间。在完成论文的过程中,我惊喜地发现,在学习大量的文献和书籍的过程中,我对机械方面的知识有了更深的了解,也体会到了学习的快乐和完成工作时的成就感。另一方面,在论文写作中,我也遇到了很多困难,意识到学术创作的不易。我要感谢我的导师张学炜老师,他给我提供了文章总体结构思路解析,我也要感谢温玉春老师,在我写论文的过程中,她给予了我细致的指导和帮助。从选题、确定提纲、完成初稿到修改论文,温玉春老师给了我无私的帮助和支持。在此,我谨向张学炜老师和温玉春老师表示衷心的感谢和崇高的敬意。在大学生活即将结束的这几年里,我结交了很多热诚的朋友,认真的辅导员。毕业设计图案的顺利完成,也离不开他们的热情帮助和导师的精心指导。借此机会,向所有帮助我完成这次毕业设计的老师和同学表示衷心的感谢。论文完成的这个时刻,学生在此谨向敬爱的老师表示感谢、敬意和祝福,希望老师工作顺利、身体健康、合家欢乐。除此之外,我还得到了许多其他人得帮助,真的谢谢这些善良、可爱的人,希望这些人幸福、幸运。感谢所有人!谢谢他们,愿他们快乐!参考文献1孙志礼、冷兴聚.机械设计M.东北大学出版社。2李贵轩、丁飞、赵丽娟、齐秀飞.设计方法学M.中国矿业大学出版社,2009。3赵丽娟、冷岳峰.机械几何量精度设计与检测M.清华大学出版社,2001。4孙桓、陈作模、葛文杰等 . 机械原理M. 高等教育出版社,2003。5徐灏. 机械设计手册M第5卷. 机械工业出版社, 1992。6吴宗泽. 机械设计师手册M. 机械工业出版社, 2002。7成大先. 机械设计图册M. 化学工业出版社, 2002年。8罗玉军. C41-400空气锤传动系统改造中的支承设计DB/OL. 2013.08。9沈宣明. 500公斤空气锤传动系统改装DB/OLM. 2012.8。10巩云鹏, 田万路, 张祖立,黄秋波主编. 机械设计课程设计M. 东北大学出版社, 2012.12。11王春香主编.基础材料力学.北京:科学出版社,2007.8 12陈铁鸣主编.机械设计.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,2006.713王丽洁,吴佩年主编.画法几何及机械制图.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,2004.214机械设计实用手册编委会主编.机械设计实用手册.北京:机械工业出版社,2009.415齐晓杰主编.汽车液压、液力与气压传动.北京:化学工业出版社,2007.916王德拥. C41-400空气锤传动系统的改造DB/OL. 2013.05。17 Jaroslav Ivantysyn and Monika Ivantysynova.Hydrostatishe Pumpen and Motoren:Konstruktion and Berechnug.Aufl.-Wurzburg:Vogel,1993。附 录一、外文文献翻译如何延长轴承寿命摘要: 自然界苛刻的工作条件会导致轴承的失效,但是如果遵循一些简单的规则,轴承正常运转的机会是能够被提高的。在轴承的使用过程当中,过分的忽视会导致轴承的过热现象,也可能使轴承不能够再被使用,甚至完全的破坏。但是一个被损坏的轴承,会留下它为什么被损坏的线索。通过一些细致的侦察工作,我们可以采取行动来避免轴承的再次失效。关键词: 轴承 失效 寿命导致轴承失效的原因很多,但常见的是不正确的使用、污染、润滑剂使用不当、装卸或搬运时的损伤及安装误差等。诊断失效的原因并不困难,因为根据轴承上留下的痕迹可以确定轴承失效的原因。然而,当事后的调查分析提供出宝贵的信息时,最好首先通过正确地选定轴承来完全避免失效的发生。为了做到这一点,再考察一下制造厂商的尺寸定位指南和所选轴承的使用特点是非常重要的。1.轴承失效的原因在球轴承的失效中约有40%是由灰尘、脏物、碎屑的污染以及腐蚀造成的。污染通常是由不正确的使用和不良的使用环境造成的,它还会引起扭矩和噪声的问题。由环境和污染所产生的轴承失效是可以预防的,而且通过简单的肉眼观察是可以确定产生这类失效的原因。通过失效后的分析可以得知对已经失效的或将要失效的轴承应该在哪些方面进行查看。弄清诸如剥蚀和疲劳破坏一类失效的机理,有助于消除问题的根源。只要使用和安装合理,轴承的剥蚀是容易避免的。剥蚀的特征是在轴承圈滚道上留有由冲击载荷或不正确的安装产生的压痕。剥蚀通常是在载荷超过材料屈服极限时发生的。如果安装不正确从而使某一载荷横穿轴承圈也会产生剥蚀。轴承圈上的压坑还会产生噪声、振动和附加扭矩。类似的一种缺陷是当轴承不旋转时由于滚珠在轴承圈间振动而产生的椭圆形压痕。这种破坏称为低荷振蚀。这种破坏在运输中的设备和不工作时仍振动的设备中都会产生。此外,低荷振蚀产生的碎屑的作用就象磨粒一样,会进一步损害轴承。与剥蚀不同,低荷振蚀的特征通常是由于微振磨损腐蚀在润滑剂中会产生淡红色。消除振动源并保持良好的轴承润滑可以防止低荷振蚀。给设备加隔离垫或对底座进行隔离可以减轻环境的振动。另外在轴承上加一个较小的预载荷不仅有助于滚珠和轴承圈保持紧密的接触,并且对防止在设备运输中产生的低荷振蚀也有帮助。造成轴承卡住的原因是缺少内隙、润滑不当和载荷过大。在卡住之前,过大的摩擦和热量使轴承钢软化。过热的轴承通常会改变颜色,一般会变成蓝黑色或淡黄色。摩擦还会使保持架受力,这会破坏支承架,并加速轴承的失效。材料过早出现疲劳破坏是由重载后过大的预载引起的。如果这些条件不可避免,就应仔细计算轴承寿命,以制定一个维护计划。另一个解决办法是更换材料。若标准的轴承材料不能保证足够的轴承寿命,就应当采用特殊的材料。另外,如果这个问题是由于载荷过大造成的,就应该采用抗载能力更强或其他结构的轴承。蠕动不象过早疲劳那样普遍。轴承的蠕动是由于轴和内圈之间的间隙过大造成的。蠕动的害处很大,它不仅损害轴承,也破坏其他零件。蠕动的明显特征是划痕、擦痕或轴与内圈的颜色变化。为了防止蠕动,应该先用肉眼检查一下轴承箱件和轴的配件。蠕动与安装不正有关。如果轴承圈不正或翘起,滚珠将沿着一个非圆周轨道运动。这个问题是由于安装不正确或公差不正确或轴承安装现场的垂直度不够造成的。如果偏斜超过0.25,轴承就会过早地失效。检查润滑剂的污染比检查装配不正或蠕动要困难得多。污染的特征是使轴承过早的出现磨损。润滑剂中的固体杂质就象磨粒一样。如果滚珠和保持架之间润滑不良也会磨损并削弱保持架。在这种情况下,润滑对于完全加工形式的保持架来说是至关重要的。相比之下,带状或冠状保持架能较容易地使润滑剂到达全部表面。锈是湿气污染的一种形式,它的出现常常表明材料选择不当。如果某一材料经检验适合工作要求,那么防止生锈的最简单的方法是给轴承包装起来,直到安装使用时才打开包装。2.避免失效的方法解决轴承失效问题的最好办法就是避免失效发生。这可以在选用过程中通过考虑关键性能特征来实现。这些特征包括噪声、起动和运转扭矩、刚性、非重复性振摆以及径向和轴向间隙。扭矩要求是由润滑剂、保持架、轴承圈质量(弯曲部分的圆度和表面加工质量)以及是否使用密封或遮护装置来决定。润滑剂的粘度必须认真加以选择,因为不适宜的润滑剂会产生过大的扭矩,这在小型轴承中尤其如此。另外,不同的润滑剂的噪声特性也不一样。举例来说,润滑脂产生的噪声比润滑油大一些。因此,要根据不同的用途来选用润滑剂。在轴承转动过程中,如果内圈和外圈之间存在一个随机的偏心距,就会产生与凸轮运动非常相似的非重复性振摆(NRR)。保持架的尺寸误差和轴承圈与滚珠的偏心都会引起NRR。和重复性振摆不同的是,NRR是没有办法进行补偿的。在工业中一般是根据具体的应用来选择不同类型和精度等级的轴承。例如,当要求振摆最小时,轴承的非重复性振摆不能超过0.3微米。同样,机床主轴只能容许最小的振摆,以保证切削精度。因此在机床的应用中应该使用非重复性振摆较小的轴承。在许多工业产品中,污染是不可避免的,因此常用密封或遮护装置来保护轴承,使其免受灰尘或脏物的侵蚀。但是,由于轴承内外圈的运动,使轴承的密封不可能达到完美的程度,因此润滑油的泄漏和污染始终是一个未能解决的问题。一旦轴承受到污染,润滑剂就要变质,运行噪声也随之变大。如果轴承过热,它将会卡住。当污染物处于滚珠和轴承圈之间时,其作用和金属表面之间的磨粒一样,会使轴承磨损。采用密封和遮护装置来挡开脏物是控制污染的一种方法。噪声是反映轴承质量的一个指标。轴承的性能可以用不同的噪声等级来表示。噪声的分析是用安德逊计进行的,该仪器在轴承生产中可用来控制质量,也可对失效的轴承进行分析。将一传感器连接在轴承外圈上,而内圈在心轴以1800r/min的转速旋转。测量噪声的单位为anderon。即用um/rad表示的轴承位移。根据经验,观察者可以根据声音辨别出微小的缺陷。例如,灰尘产生的是不规则的劈啪声;滚珠划痕产生一种连续的爆破声,确定这种划痕最困难;内圈损伤通常产生连续的高频噪声,而外圈损伤则产生一种间歇的声音。轴承缺陷可以通过其频率特性进一步加以鉴定。通常轴承缺陷被分为低、中、高三个波段。缺陷还可以根据轴承每转动一周出现的不规则变化的次数加以鉴定。低频噪声是长波段不规则变化的结果。轴承每转一周这种不规则变化可出现1.610次,它们是由各种干涉(例如 轴承圈滚道上的凹坑)引起的。可察觉的凹坑是一种制造缺陷,它是在制造过程中由于多爪卡盘夹的太紧而形成的。中频噪声的特征是轴承每旋转一周不规则变化出现1060次。这种缺陷是由在轴承圈和滚珠的磨削加工中出现的振动引起的。轴承每旋转一周高频不规则变化出现60300次,它表明轴承上存在着密集的振痕或大面积的粗糙不平。利用轴承的噪声特性对轴承进行分类,用户除了可以确定大多数厂商所使用的ABEC标准外,还可确定轴承的噪声等级。ABEC标准只定义了诸如孔、外径、振摆等尺寸公差。随着ABEC级别的增加(从3增到9),公差逐渐变小。但ABEC等级并不能反映其他轴承特性,如轴承圈质量、粗糙度、噪声等。因此,噪声等级的划分有助于工业标准的改进。EXTENDING BEARING LIFEAbstract:Nature works hard to destroy bearings, but their chances of survival can be improved by following a few simple guidelines. Extreme neglect in a bearing leads to overheating and possibly seizure or, at worst, an explosion. But even a failed bearing leaves clues as to what went wrong. After a little detective work, action can be taken to avoid a repeat performance.Keywords: bearings failures lifeBearings fail for a number of reasons,but the most common are misapplication,contamination,improper lubricant,shipping or handling damage,and misalignment. The problem is often not difficult to diagnose because a failed bearing usually leaves telltale signs about what went wrongHowever,while a postmortem yields good information,it is better to avoid the process altogether by specifying the bearing correctly in The first placeTo do this,it is useful to review the manufacturers sizing guidelines and operating characteristics for the selected bearing.Equally critical is a study of requirements for noise, torque, and runout, as well as possible exposure to contaminants, hostile liquids, and temperature extremes. This can provide further clues as to whether a bearing is right for a job.1 Why bearings failAbout 40% of ball bearing failures are caused by contamination from dust, dirt, shavings, and corrosion. Contamination also causes torque and noise problems, and is often the result of improper handling or the application environmentFortunately, a bearing failure caused by environment or handling contamination is preventable,and a simple visual examination can easily identify the causeConducting a postmortem il1ustrates what to look for on a failed or failing bearingThen,understanding the mechanism behind the failure, such as brinelling or fatigue, helps eliminate the source of the problem.Brinelling is one type of bearing failure easily avoided by proper handing and assembly. It is characterized by indentations in the bearing raceway caused by shock loadingsuch as when a bearing is dropped-or incorrect assembly. Brinelling usually occurs when loads exceed the material yield point(350,000 psi in SAE 52100 chrome steel)It may also be caused by improper assembly, Which places a load across the racesRaceway dents also produce noise,vibration,and increased torque.A similar defect is a pattern of elliptical dents caused by balls vibrating between raceways while the bearing is not turningThis problem is called false brinelling. It occurs on equipment in transit or that vibrates when not in operation. In addition, debris created by false brinelling acts like an abrasive, further contaminating the bearing. Unlike brinelling, false binelling is often indicated by a reddish color from fretting corrosion in the lubricant.False brinelling is prevented by eliminating vibration sources and keeping the bearing well lubricated. Isolation pads on the equipment or a separate foundation may be required to reduce environmental vibration. Also a light preload on the bearing helps keep the balls and raceway in tight contact. Preloading also helps prevent false brinelling during transit.Seizures can be caused by a lack of internal clearance, improper lubrication, or excessive loading. Before seizing, excessive, friction and heat softens the bearing steel. Overheated bearings often change color,usually to blue-black or straw coloredFriction also causes stress in the retainer,which can break and hasten bearing failurePremature material fatigue is caused by a high load or excessive preloadWhen these conditions are unavoidable,bearing life should be carefully calculated so that a maintenance scheme can be worked outAnother solution for fighting premature fatigue is changing materialWhen standard bearing materials,such as 440C or SAE 52100,do not guarantee sufficient life,specialty materials can be recommended. In addition,when the problem is traced back to excessive loading,a higher capacity bearing or different configuration may be usedCreep is less common than premature fatigueIn bearingsit is caused by excessive clearance between bore and shaft that allows the bore to rotate on the shaftCreep can be expensive because it causes damage to other components in addition to the bearing0ther more likely creep indicators are scratches,scuff marks,or discoloration to shaft and boreTo prevent creep damage,the bearing housing and shaft fittings should be visually checkedMisalignment is related to creep in that it is mounting relatedIf races are misaligned or cockedThe balls track in a noncircumferencial pathThe problem is incorrect mounting or tolerancing,or insufficient squareness of the bearing mounting siteMisalignment of more than 1/4can cause an early failureContaminated lubricant is often more difficult to detect than misalignment or creepContamination shows as premature wearSolid contaminants become an abrasive in the lubricantIn addition。insufficient lubrication between ball and retainer wears and weakens the retainerIn this situation,lubrication is critical if the retainer is a fully machined typeRibbon or crown retainers,in contrast,allow lubricants to more easily reach all surfaces Rust is a form of moisture contamination and often indicates the wrong material for the applicationIf the material checks out for the job,the easiest way to prevent rust is to keep bearings in their packaging,until just before installation2 Avoiding failuresThe best way to handle bearing failures is to avoid themThis can be done in the selection process by recognizing critical performance characteristicsThese include noise,starting and running torque,stiffness,nonrepetitive runout,and radial and axial playIn some applications, these items are so critical that specifying an ABEC level alone is not sufficientTorque requirements are determined by the lubricant,retainer,raceway quality(roundness cross curvature and surface finish),and whether seals or shields are usedLubricant viscosity must be selected carefully because inappropriate lubricant,especially in miniature bearings,causes excessive torqueAlso,different lubricants have varying noise characteristics that should be matched to the application. For example,greases produce more noise than oilNonrepetitive runout(NRR)occur
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