雙柱式可傾斜壓力機的設計說明書

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　用于對坯料進行成型加工的鍛壓機械稱作壓力機。機械壓力機動作平穩(wěn)，工作可靠，廣泛用于沖壓、擠壓、模鍛和粉末冶金等工藝。</p><p>　　本次設計題目是雙柱式傾斜壓力機。傾斜式壓力機由支承著床身和壓頭的底座支架，動力電源，壓頭，垂直于床身并作直線運動的機構組成。傾斜式壓力機的優(yōu)點是有利于廢料的排出。在

2、設計過程中，通過對沖壓功率的分析，確定了飛輪和電動機功率。并且通過計算確定了各級傳動比和基本尺寸。通過計算確定了系統(tǒng)的最大功率，對帶輪和齒輪機構進行了外形尺寸和參數(shù)的計算。同時也對曲柄滑塊機構進行結構設計，根據(jù)計算解決了曲軸和后軸的尺寸。</p><p>　　關鍵詞：壓力機；功率；機構</p><p><b>　　Abstract</b></p><

3、;p>　　The machine used for most cold-working operation is known as a press.It works steady and is widely used in many fields,such as forging and pressing.</p><p>　　This design topic is the inclinable press

4、. It consists of a machine frame supporting a bed and a ram, a source of power, and a mechanism to cause the ram to move in line with and at right angles to the bed. In the design process, by means of analyzing the rammi

5、ng power, the flywheel power and the electric motor power are determined; every level of transmission ratios and the construction size are also determined by computer program. Having determined the system maximum work ra

6、te with computer pr</p><p>　　Key words: Press; Power; Mechanism</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘 要I</b></p><p>　　AbstractII</p><

7、p><b>　　第1章 緒論1</b></p><p>　　1.1 設計的目的1</p><p>　　1.2 設計的內容1</p><p>　　1.3 設計要求和注意事項1</p><p>　　1.3.1 設計要求1</p><p>　　1.3.2 注意事項2<

8、/p><p>　　1.4 傳動方案的機構選型原則2</p><p>　　1.5 傳動裝置的方案論證3</p><p>　　1.6 執(zhí)行機構方案論證4</p><p>　　第2章 執(zhí)行機構的設計計算及功率的確定7</p><p>　　2.1 力、加速度及功率分析7</p><p>

9、　　2.2 電動機的選擇9</p><p>　　第3章 傳動機構的設計及計算12</p><p>　　3.1 帶傳動設計及計算12</p><p>　　3.1.1 確定設計功率Pca12</p><p>　　3.1.2 選擇帶型12</p><p>　　3.1.3 確定帶輪的基準直徑dd1和dd2

10、12</p><p>　　3.2 帶輪的設計15</p><p>　　3.2.1 小帶輪的設計16</p><p>　　3.2.2 大帶輪的設計17</p><p>　　3.3 齒輪的設計計算18</p><p>　　3.3.1 齒輪的類型、精度等級、材料和齒數(shù)18</p><

11、p>　　3.3.2 按齒面接觸疲勞強度設計19</p><p>　　3.3.3 按齒根彎曲疲勞強度的設計21</p><p>　　3.3.4 幾何尺寸計算23</p><p>　　3.3.5 齒輪的結構設計23</p><p>　　3.4 軸的設計25</p><p>　　3.4.1 后軸的

12、設計25</p><p>　　3.4.2 曲軸的設計28</p><p>　　第4章 軸承、機座及導軌的設計30</p><p>　　4.1 軸承的設計30</p><p>　　4.1.1 滾動軸承的選擇及校核30</p><p>　　4.1.2 曲軸兩端滑動軸承的設計31</p>

13、<p>　　4.2 機座的設計33</p><p>　　4.2.1 機座材料的選擇33</p><p>　　4.2.2 機座設計的基本要求33</p><p>　　4.2.3 肋的布置33</p><p>　　4.2.4 連接結構設計33</p><p>　　4.2.5 導軌的功用、分類

14、和應滿足的要求34</p><p>　　4.2.6 直線滑動導軌的結構設計34</p><p>　　結論...............................................................................36</p><p>　　致謝.......................37</p&g

15、t;<p><b>　　參考文獻38</b></p><p><b>　　Content</b></p><p>　　AbstractI</p><p>　　Chapter 1 Introduction1</p><p>　　1.1 Design purpose1</

16、p><p>　　1.2 Design of the content1</p><p>　　1.3 Design Requirements and Considerations1</p><p>　　1.3.1 Design Requirements1</p><p>　　1.3.2 Design Considerations2&l

17、t;/p><p>　　1.4 Transmission Scheme institutional principle of selection2</p><p>　　1.5 Gear demonstration program3</p><p>　　1.6 Implementing agencies demonstration program4</p&

18、gt;<p>　　Chapter 2 The implementation of the design calculations7</p><p>　　2.1 The analysis of strength, acceleration and power7</p><p>　　2.2 The choice of the motor9</p><

19、;p>　　Chapter 3 Design and calculation of transmission12</p><p>　　3.1 Belt drive design and calculation12</p><p>　　3.1.1 Determine the design power Pca12</p><p>　　3.1.2 Sel

20、ect the zone type12</p><p>　　3.1.3 Determine the reference diameter of pulley dd1 and dd212</p><p>　　3.2 Pulley design15</p><p>　　3.2.1 The design of small pulley16</p>

21、<p>　　3.2.2 Pulley structure design and select the zone type17</p><p>　　3.3 Design and calculations of the gear18</p><p>　　3.3.1 The type, accuracy class, material and quantity of ge

22、ar18</p><p>　　3.3.2 Tooth contact fatigue design19</p><p>　　3.3.3 Trace of design according tooth root bending strength21</p><p>　　3.3.4 Geometric size dimensions23</p>

23、<p>　　3.3.5 Gear structural design23</p><p>　　3.4 Design of the shaft25</p><p>　　3.4.1 Design of the behind axle25</p><p>　　3.4.2 Design of the bent axle28</p>

24、<p>　　Chapter 4 Bearings, frame and rail design30</p><p>　　4.1 Bearing design30</p><p>　　4.1.1 Select and check of rolling bearings30</p><p>　　4.1.2 Crankshaft both end

25、s of the sliding bearing design31</p><p>　　4.2 Docking station design33</p><p>　　4.2.1 Choice of base materials33</p><p>　　4.2.2 Basic requirements of the engine base design3

26、3</p><p>　　4.2.3 Rib layout33</p><p>　　4.2.4 Connect of the structural design33</p><p>　　4.2.5 Function, classification of rail shall meet requirements34</p><p>　

27、　4.2.6 The linear slide rail structure design34</p><p>　　Conclusions36</p><p>　　Acknowledgement37</p><p>　　Reference38</p><p><b>　　第1章 緒論</b></p>

28、;<p>　　1.1 設計的目的</p><p>　　在當今世界，生產力水平的高低是評價一個國家發(fā)達程度的一個重要標準。而現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展情況將直接影響生產力水平。隨著現(xiàn)代社會的不斷發(fā)展，對生產力要求也在日新月異。如何適應社會發(fā)展，如何提高生產效率，生產出高性能，結構簡單，價格低廉的工業(yè)產品，已是擺在我們面前的嚴峻問題。怎么提高我國生產力水平和工業(yè)發(fā)展水平，是我們急待解決的問題。因此，我們進行畢業(yè)設

29、計是十分有必要的，目的就是提高自身技術水平，為今后工作打下良好的基礎。</p><p>　　1.2 設計的內容</p><p>　　鍛壓在機械發(fā)展中占有十分重要的地位，是通過沖頭或模具對坯料施加壓力，使其產生塑性變形，從而獲得所需形狀和尺寸的制品的成形加工的方法。本次設計的題目是雙柱式傾斜壓力機，要求從各方向獨立思考，一般包括以下內容：</p><p>　　(1)

30、 方案分析與論證</p><p>　　(2) 執(zhí)行機構計算及功率的確定</p><p>　　(3) 裝置的設計計算</p><p>　　(4) 軸承及其組合部件設計</p><p>　　(5) 箱體、潤滑及附件設計</p><p>　　(6) 設計說明書編寫</p><p>　　1.3 設計要

31、求和注意事項</p><p>　　1.3.1 設計要求</p><p>　　畢業(yè)設計是整個大學學習的一個總結和練兵，理論聯(lián)系實際，為走上工作崗位打基礎的重要環(huán)節(jié)。因此，在設計過程必須做到：</p><p>　　(1) 綜合地考慮使用經(jīng)濟、工藝、安全性等方面的設計要求，確定合理的設計方案。</p><p>　　(2) 查閱相關資料，在認真思考

32、的基礎上提出自己的見解并要與指導教師討論。</p><p>　　(3) 通過分析比較吸取現(xiàn)有結構中的優(yōu)點，并在此基礎上發(fā)揮自己的創(chuàng)造性。</p><p>　　(4) 認真計算和制圖，有錯誤要認真修改，力求設計圖紙和計算說明書的質量達到或接近實際生產水平。</p><p>　　(5) 遵循學校的作息時間，按預定計劃按時完成任務。</p><p>

33、;　　1.3.2 注意事項</p><p>　　(1) 在設計開始前，應認真研究題目，明確設計要求，閱讀參考資料，了解它們大體內容，以便需要時查閱。</p><p>　　(2) 對設計方案及結構，設計小組應進行討論對比，以明確優(yōu)劣正誤，取長補短，改進設計。</p><p>　　(3) 設計草圖完成后，應交指導教師審查后再修改加深。</p><p

34、>　　(4) 設計說明書應按規(guī)定格式編寫，連同所繪圖紙交指導教師審查認后方可呈交。</p><p>　　(5) 認真做好準備，進行設計答辯。</p><p>　　1.4 傳動方案的機構選型原則</p><p>　　傳動方案的機構選型需要滿足以下原則：</p><p>　　(1) 滿足需要原則——所設計的產品應最大限度地滿足用戶要求。應

35、在調查分析和預測市場需要情況下的基礎上，確定是否應該進行該種機械產品的設計。</p><p>　　(2) 經(jīng)濟合理原則——所設計的機械產品應該機構先進，功能好，成本低、使用維修方便，在產品的壽命周期內用最低的成本實現(xiàn)產品規(guī)定功能，做到物美價廉。 </p><p>　　(3) 可靠性原則——在規(guī)定使用條件和規(guī)定時間內，產品能完成規(guī)定功能的可靠程度高，即運行中不出現(xiàn)故障。</p>

36、<p>　　(4) 最優(yōu)化設計——在給定的設計目標下，用優(yōu)化設計方法，從若干可行方案中找到優(yōu)選方案。</p><p>　　(5) 標準化原則——所設計的機械產品規(guī)格參數(shù)應符合國家標準，零部件應能最大限度地與同類產品的零部件通用。</p><p>　　1.5 傳動裝置的方案論證</p><p>　　傳動裝置選擇要滿足以下原則：</p>&l

37、t;p>　　(1) 小功率傳動應在滿足工作性能的前提下選用較結構簡單的傳動裝置，盡可能降低制造成本。</p><p>　　(2) 大功率傳動應優(yōu)先考慮傳動的效率，節(jié)約能源，降低運轉和維修費用。</p><p>　　(3) 當機構要求變速時，若能與電動機調速比相適應，可采用定傳動比裝置；當要求變速范圍大，用電動機調速不能滿足要求時，應采用變速比傳動。</p><p&

38、gt;　　(4) 當載荷變化頻繁，且可出現(xiàn)過載時，應考慮增加過載保護裝置。</p><p>　　(5) 傳動裝置的選用必須與制造技術水平相適應，應盡可能選用專業(yè)廠生產的傳動部件或元件。</p><p>　　當采用由幾種傳動形式組成的多級傳動時，要充分考慮各種傳動形式的特點，合理的分配其傳動順序，選擇時，應注意以下幾點：</p><p>　　(1) 帶傳動的承載能力小

39、，傳遞相同轉矩時，機構尺寸較其它傳動形式大，但傳動平穩(wěn)，能吸振緩沖，因此益布置在低速級。</p><p>　　(2) 鏈傳動運動不均勻，有沖擊，不適應與高速級，應布置在低速級。</p><p>　　(3) 斜齒圓柱齒輪傳動的平穩(wěn)較直齒輪較好，常用在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合。</p><p>　　(4) 開式直齒圓柱齒輪傳動的工作環(huán)境一般較差，潤滑條件不好因磨損嚴重

40、，壽命較短，應布置在低速級。</p><p>　　(5) 圓錐齒輪傳動只用與需要改變軸的布置方向的場合，由于圓錐齒輪加工比較困難，所以應將取布置在傳動的高速級，并限制傳動比，以減小其直徑和模數(shù)。</p><p>　　(6） 蝸桿傳動可以實現(xiàn)較大的傳動比，機構緊湊傳動平穩(wěn)，但傳動效率較低，故適用于中小功率的高速傳動中。</p><p>　　綜上所述考慮各方面，選擇帶傳

41、動和直齒圓柱齒輪進行兩個減速級傳動，并確定其傳動比分別為5.1和4.7。</p><p>　　1.6 執(zhí)行機構方案論證</p><p>　　(1) 采用偏心曲柄滑塊機構</p><p>　　采用偏心曲柄滑塊機構的為常用形式，機構簡單，制造方便，運用與低速重載場合，但其為偏心機構，安裝和調試較難，且有急回作用，極位夾角不為0，設計較為復雜，功率變化大，故不益采用，其

42、結構圖如圖1-1所示：</p><p>　　圖1-1 偏心曲柄滑塊</p><p>　　(2) 采用曲柄搖桿機構</p><p>　　此機構具有傳動準確，效率高的優(yōu)點，當以曲柄為原動件時，可將曲柄的連續(xù)轉動變成搖桿的往復擺動，其應用范圍較廣，但其機構比較復雜，剪切力較小，不使用在噸位較大的場合，機構簡圖如圖1-2所示：</p><p>　　

43、(3) 采用對心曲柄滑塊機構</p><p>　　曲柄滑塊機構是執(zhí)行機構的常用形式，其優(yōu)點是機構緊湊，傳動簡單，該機構是全低副機構，適用于低速重載的場合。</p><p><b>　　由于 ， </b></p><p>　　式中 ——極位夾角</p><p>　　K——反正行程速比系數(shù)</p><p

44、>　　圖1-2 曲柄搖桿機構</p><p>　　曲柄為主動件，當曲柄與連桿兩次共線時，滑塊相應處于左右兩極限位</p><p>　　置，其最大行程H＝za，故改變曲柄長度可使滑塊獲得不同行程，曲柄等速轉動一周，滑塊往返一次，其往返的平均速度相等，其機構簡圖如圖1-3所示：</p><p>　　圖1-3 對心曲柄滑塊機構簡圖</p><

45、p>　　曲柄滑塊機構應用很廣，以滑塊為主動件用于動力機械，如內燃機，蒸汽機等，以曲柄為主動件多用于工作機械，如沖床，柱塞泵，壓縮機等。傾斜式壓力機通過曲柄滑塊機構將電動機的旋轉運動轉換為滑塊的直線往復運動，使得機械壓力機動作平穩(wěn)，工作可靠。</p><p>　　綜上所述，在本設計中選用對心曲柄滑塊機構作為執(zhí)行機構，這樣能夠基本的達到設計的要求。</p><p>　　第2章 執(zhí)行機構

46、的設計計算及功率的確定</p><p>　　2.1 力、加速度及功率分析</p><p>　　參數(shù)：公稱壓力40t，生產率為60次/min，沖材厚度6mm。因沖程為80mm，故初選曲柄長度為40mm，連桿長度為400mm，執(zhí)行機構的機構運動簡圖如圖2-1所示：</p><p>　　圖2-1 執(zhí)行機構的速度分析</p><p>　　如圖所顯

47、示： AB為曲柄，BC為連桿</p><p>　　列方程得 ABsin＝BE＝BCsin</p><p>　　ABcos+BCcos=AC</p><p>　　AC-AB+BC-6=400+40-6=434mm</p><p>　　40sin=400sin</p><p>　　40cos+

48、400cos=434mm</p><p>　　AB2=BE2+ AE2</p><p>　　402=(400sin)2+(434-400×cos)2</p><p>　　1600=160000sin2+188356-347200cos+160000cos2</p><p>　　40 sin=400sin</p><

49、;p><b>　　=</b></p><p>　　由于生產率為60次/min，即曲柄的角速度60轉/min，所以，</p><p>　　速度分析： VB==6.28×40×10-3=0.25m/s</p><p>　　根據(jù)圖2-1所示的速度分析有：</p><p>　　VC= V

50、B+ VCB</p><p>　　方向 √ √ √</p><p>　　大小 ? 0.25</p><p>　　圖2-2 速度矢量三角形</p><p>　　VBsin42.62＝VCsin67.38</p><p>　　考慮到?jīng)_頭所受力及沖壓過程的瞬時性，將沖頭過程定為幾個階段：彈性變形階段，屈服階段，

51、強化階段，及局部變形階段。</p><p>　　通過以上的計算可知，沖頭在運動到剛剛與工件接觸時候，沖頭的過度為Vc＝0.1m/s。</p><p>　　由參考文獻[3]查得：</p><p>　　帶傳動效率為：=0.95</p><p>　　滑動軸承的效率為：=0.97，=0.99</p><p>　　開式齒輪傳動效

52、率為：=0.92</p><p>　　圖2-3 沖頭沖壓過程簡圖</p><p>　　則經(jīng)過齒輪傳動及滑動軸承及滾動軸承其功率為：</p><p>　　2.2 電動機的選擇</p><p>　　由參考文獻[2]查得：</p><p>　?。?-1）式中： GA—— 輪緣的重量，kg</p><

53、p>　　D —— 飛輪輪緣的平均自徑，m</p><p>　　D —— 輪緣高度，m</p><p>　　B —— 輪緣寬度，m</p><p>　　—— 材料單位體積重量，N/m3</p><p>　　初選R=0.4m,b=0.1m,D=0.48m,H=0.1m，</p><p><b>　　（2-2

54、）</b></p><p>　　＝＝6.6kg·m2 </p><p>　　由參考文獻[2]查得：</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　式中： △Wmax——最大盈虧功，J</p><p>　　Wn ——平均角速

55、度，m/s</p><p><b>　　——速度不均勻系數(shù)</b></p><p>　　由參考文獻[2]表7-2查得：沖床、剪床的速度不均勻系數(shù)=～</p><p>　　由參考文獻[2]查得： </p><p><b>　?。?-4）</b></p><p>

56、　　則取=0.13，設電機轉數(shù)為1440r/min</p><p>　　則 ×0.13=813J</p><p>　　計算沖壓過程所用時間 </p><p>　　因為考慮到其他機構的能量損失，故選電動機功率為5.5kW。</p><p>　　Y132S-4型電動機技術參數(shù)如表2-1所示：</p

57、><p>　　表2-1 Y132S-4型電動機技術參數(shù)</p><p>　　第3章 傳動機構的設計及計算</p><p>　　3.1 帶傳動設計及計算</p><p>　　3.1.1 確定設計功率Pca</p><p>　　計算功率Pca是根據(jù)傳遞功率P，并考慮到載荷性質和每次運行時間長短等因素的影響而確定的。&l

58、t;/p><p>　　Pca=KAP （3-1）</p><p>　　式中: Pca——計算功率，kW</p><p>　　P——傳遞的額定功率（例如電動機的額定功率），kW</p><p>　　KA——工作情況系數(shù)</p><p>　　由參考文獻[3]表8-7查得

59、: KA＝1.2 </p><p>　　又由于P=5.5kW</p><p>　　Pca＝KAP＝1.2×5.5＝6.6kW</p><p>　　3.1.2 選擇帶型</p><p>　　根據(jù)計算功率Pca及小帶輪轉速n，由參考文獻[3]選定帶型，根據(jù)要求選普通V帶B型帶。</p><p>　　3.

60、1.3 確定帶輪的基準直徑dd1和dd2</p><p>　　1. 初選小帶輪的基準直徑dd1</p><p>　　根據(jù)v帶的帶型和參考文獻[3]表8-6和表8-8確定小帶輪的直徑，應使</p><p>　　d≥(dd)min。由此得出dd1=140mm</p><p>　　2. 計算從動輪的基準直徑dd2</p><

61、;p>　　dd2=idd2=5.1×140=714mm</p><p>　　參考文獻[3]表8-8，調整為dd1=140mm，dd2=710mm，</p><p>　　3. 按公式算帶速</p><p>　　由參考文獻[3]查得： </p><p><b>　?。?-2）

62、</b></p><p>　　應使，對于普通v帶=25~30m/s，若，則離心力過大，即應減小dd1，如v過小，則表示所選dd1過小，這將使需的有效拉力Fe過大，即所需要的根數(shù)z過多，于是帶的寬度，軸徑及軸的尺寸及軸承的尺寸都要隨之增大。</p><p>　　因為l0.55<25~30m/s，所以帶速合適。</p><p>　　4. 確定中心距a

63、和帶的基準長度Ld</p><p>　　(1) 確定中心距a0</p><p>　　0.7(dd2+dd1)<a0<2(dd2+dd1) （3-3）</p><p>　　0.7(140+710)<a0<2(140+710)</p><p>　　595 < a0 < 1700

64、</p><p>　　初選中心距a0＝650mm，根據(jù)帶輪傳動的幾何關系，按下式計算所需要帶輪的基準長度Ld。</p><p>　　(2) 計算相應的帶長Ld0</p><p>　　由參考文獻[3]查得：</p><p><b>　?。?-4）</b></p><p>　　=2×650+

65、（710+140）+=2759mm</p><p>　　由參考文獻[3]表8-2中選取Ld，取Ld＝2800mm，再根據(jù)Ld來計算中心距，由于V帶傳動的中心距一般可以調整，故可采用作近似估算，</p><p>　　(3) 計算中心距a </p><p>　　傳動的實際中心距近似為：</p><p><b>　?。?71mm</

66、b></p><p>　　5. 驗算主動輪上的包角a1</p><p>　　由參考文獻[3]式8-25及對包角的要求，應保證</p><p><b>　　（3-5）</b></p><p><b>　　所以包角合適。</b></p><p>　　6. 確定帶的根數(shù)z

67、</p><p><b>　?。?-6）</b></p><p>　　式中： Ka——考慮到包角不同時的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù)</p><p>　　KL——考慮帶的長度不問時影響系數(shù)，簡稱長度系數(shù)</p><p>　　P0——單根v帶的基本額定功率</p><p>　　——傳動比的影響時單根v帶

68、額定功率的增量</p><p>　　由參考文獻[3]表8-4a查得：P0 =2.82</p><p>　　由參考文獻[3]表8-4b查得：＝0.46</p><p>　　由參考文獻[3]表8-5查得：Ka＝0.86</p><p>　　由參考文獻[3]表8-2查得：KL＝1.05</p><p><b>　　

69、所以取z=3</b></p><p>　　在確定V帶的根數(shù)z時，為了使各根V帶變力均勻，根數(shù)不宜太多，通常帶的z<10（3<10），所以根數(shù)合適。</p><p>　　7. 確定帶的初拉力F0</p><p>　　由公式升考慮離心力的不利影響時單根v帶所需要的預緊力為</p><p><b>　?。?-7）

70、</b></p><p>　　式中： q——普通v帶單位長度質量，kg/m</p><p>　　+0.17×10.552=198.83+18.92=217.75N</p><p>　　由于新帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動安裝新帶時的預緊力的1.5倍。</p><p>　　8. 計算帶傳動作用在軸上的力</

71、p><p>　　必須確定帶傳動作用在軸上的FP，如果不考慮帶的兩邊的拉力差，則在軸力可以近似地按帶的兩邊的預緊力F0的合力來計算，如圖3-1所示：</p><p>　　圖3-1 帶傳動作用在軸上的力</p><p>　　由參考文獻[3]查得：</p><p><b>　?。?-8）</b></p><p

72、>　　式中： z——帶的根數(shù)</p><p>　　F0——單根帶的預緊力，N</p><p>　　a1——主動輪上的包角，度</p><p><b>　　即 </b></p><p>　　3.2 帶輪的設計</p><p>　　在帶輪的設計總，要求機構簡單，便于制造生產，

73、分布均勻，質量輕，并應避免由于鑄造產生力過大的內應力，使工作表面光滑，減少帶的磨損。</p><p>　　3.2.1 小帶輪的設計</p><p><b>　　1. 材料的選擇</b></p><p>　　材料的選擇HT200</p><p><b>　　2. 基準直徑</b></p&g

74、t;<p>　　由參考文獻[11]查得電機軸</p><p>　　軸的直徑D=38mm,長度為E=80mm，已知小帶輪的基準直徑dd1=140mm，</p><p>　　2.5D=2.5×38=95mm,</p><p>　　95mm<140mm<300mm,故選擇腹板式，結構如圖3-2所示。</p><p&g

75、t;　　圖3-2 小帶輪的基本結構</p><p>　　3. V帶的輪槽尺寸</p><p>　　因為此帶為普通v帶B型帶，由參考文獻[3]表8-10查得：</p><p>　　節(jié)寬： bd=14.0mm</p><p>　　基準線上槽深： hamin=3.5mm

76、</p><p>　　基準線下槽深： hfmin=10.8mm</p><p>　　槽間距： e=19±0.4mm</p><p>　　第一槽對稱面到端面的最小距離： fmin=11.5mm</p><p>　　最小輪緣厚：

77、 δmin=7.5mm</p><p>　　4.確定輪緣及輪轂的尺寸</p><p>　?。?）帶輪寬： B=(z－1)e+2f=(3-1)×19+2×14=66mm</p><p>　　（2）輪轂外徑： dl＝(1.8～2)D=(1.8~2)×38=68.4～76mm</p><p

78、><b>　　取dl =70mm</b></p><p>　?。?）輪轂寬度： B=66mm>1.5D=57mm</p><p>　　L=(1.5~2)D=57~76mm</p><p><b>　　取L=66mm</b></p><p><b>　　5.其它

79、尺寸</b></p><p>　　da1=dd1+2ha =140+2×3.5=147mm</p><p>　　df1=dd1-2hf=140-2×10.8=118.4mm</p><p>　　D1=df1－2δ=118.4-2×7.5=95.4mm</p><p>　　C′=B=×100=

80、(14.29~25)mm</p><p><b>　　取C′=20mm</b></p><p>　　3.2.2 大帶輪的設計</p><p><b>　　1. 材料的選擇</b></p><p><b>　　材料選擇HT200</b></p><p>

81、;<b>　　2. 基準直徑</b></p><p>　　初選軸的直徑D后＝70mm，且已知大帶輪的基準直徑dd2＝710mm，</p><p>　　2.5 D后＝2.5×70＝175<710mm</p><p>　　且dd2>300mm，所以選用輪輻式結構，結構如圖3-2所示。</p><p>

82、　　3. 帶輪槽尺寸同小帶輪</p><p>　　4. 確定輪緣及輪轂的尺寸</p><p>　　（1）帶輪寬： B=(z－1)e+2f=66mm</p><p>　　因為大帶輪具有儲能作用， </p><p><b>　　取B=110mm</b></p><p>　　

83、（2）輪轂外徑： d2=(1.8～2)×70=126~140mm</p><p><b>　　取d2=130mm</b></p><p>　?。?）輪轂寬度： L=(1.5~2) D后=(105~140)mm</p><p><b>　　取l=110mm</b></p>&l

84、t;p><b>　　圖3-3大帶輪</b></p><p><b>　　5.其它尺寸</b></p><p>　　da2＝dd2+2ha=710+2×3.5=717mm</p><p>　　df＝dd2-2h1=710-2×10.8=688.4mm （3-9）</p

85、><p>　　D1＝Df－=688.4-2×7.5=673.4mm</p><p>　　C′=B=×100=(14.29~25)mm</p><p><b>　　取C′′=20mm</b></p><p>　　3.3 齒輪的設計計算</p><p>　　3.3.1 齒輪的類型、

86、精度等級、材料和齒數(shù)</p><p><b>　　1. 齒輪類型</b></p><p><b>　　直齒圓柱齒輪</b></p><p><b>　　2. 精度等級</b></p><p>　　由于本機械為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。</p>&l

87、t;p><b>　　3. 材料選擇</b></p><p>　　由于齒輪的失效形式可知，設計齒輪傳動時，應使齒輪面具有較高的抗磨損，抗點蝕，抗膠合性變形的能力，而齒根要有較高的抗折斷的能力，所以對齒輪材料性能的基本要求為：齒面要硬，齒芯要韌。則由參考文獻[3]表10-1選小齒輪材料為40Cr，硬度為260HBs；大齒輪45號鋼（調質），硬度為240HBs。</p>&l

88、t;p><b>　　4. 齒數(shù)的確定</b></p><p>　　由于開式齒輪的主要失效形式為輪齒的磨損失效，為了使輪齒不致過小，小齒輪不可選用過多齒數(shù)，且對于=的標準直齒圓柱齒輪為使輪齒避免發(fā)生根切，應取z118～40，故z1＝22。</p><p>　　則大齒輪的齒數(shù)為z2＝i×z1＝22×4.7=104。</p><

89、;p>　　3.3.2 按齒面接觸疲勞強度設計</p><p>　　由參考文獻[3]查得：</p><p><b>　?。?-10）</b></p><p>　　式中： ——載荷系數(shù)</p><p><b>　　——齒寬系數(shù)</b></p><p>　　——材料的彈性

90、影響系數(shù)，MPa1/2</p><p><b>　　——齒數(shù)比</b></p><p>　　——接觸疲勞許用應力，N</p><p>　　1. 確定公式中各計算數(shù)值</p><p>　　(1) 試選載荷系數(shù)Kt=1.3</p><p>　　(2) 計算小齒輪傳動的轉矩</p>&l

91、t;p>　　=5.1×1440=282.4r/min</p><p>　　T1＝95.5×105×=95.5×105×=1.86×105N.mm</p><p>　　(3) 由參考文獻[3]表10-7查得，齒寬系數(shù)＝0.8</p><p>　　(4) 由參考文獻[3]表10-6查得，材料的彈性影響系數(shù)

92、＝189.8MPa1/2</p><p>　　(5) 由參考文獻[3]圖10-21d查得，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限＝580MPa；大齒輪的接觸疲勞硬度極限＝550MPa。</p><p>　　(6) 由公式計算應力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　（3-11）式中: ——應力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　小齒輪——齒輪轉速，r/min

93、</p><p>　　j——齒輪每轉一圈時同一齒面嚙合的次數(shù)</p><p>　　——齒輪的工作壽命，h</p><p>　　假設j＝1工作壽命為15年（設每年工作300天）兩班制，每班8小時則：</p><p>　　Nl＝＝60×282.4×l×(2×8×300×15)=1.22&

94、#215;109</p><p>　　N2＝=1.22×109÷4.7=0.26×109</p><p>　　(7) 由參考文獻[3]圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)</p><p>　　KHN1=0.90，KHN2=0.95</p><p>　　(8) 計算疲勞許用應力</p><p&g

95、t;　　取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，</p><p><b>　?。?-12）</b></p><p><b>　　2. 計算</b></p><p>　　(1) 試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值，</p><p><b>　　=</b></p>&l

96、t;p><b>　　44.32mm</b></p><p>　　(2) 計算圓周速度v0</p><p><b>　　(3) 計算齒寬b</b></p><p>　　(4) 計算齒寬與齒高之比</p><p>　　模數(shù) </p><p>　　

97、齒高 </p><p>　　(5) 計算載荷系數(shù)</p><p>　　根據(jù)v=0.655m/s,7級精度，由參考文獻[3]圖7-8查得，動載系數(shù)Kv=1.05</p><p>　　由參考文獻[3]表10-3查得，</p><p>　　由參考文獻[3]表10-2查得，使用系數(shù)KA</p><p>

98、;　　由參考文獻[3]表10-4查得,齒向載荷分布系數(shù)=1.26</p><p>　　由=7.8，=1.26查參考文獻[3]圖10-13得，=1.18，</p><p><b>　　故載荷系數(shù)</b></p><p>　　K= （3-13）</p><p>　　=1.5

99、5;1.05×1×1.26</p><p><b>　　=2.38</b></p><p>　　(6) 按實際的載荷系數(shù)的校正所算得的分度圓直徑</p><p><b>　?。?-14）</b></p><p><b>　　(7) 計算模數(shù)m</b><

100、/p><p>　　m= ==5.5mm</p><p>　　3.3.3 按齒根彎曲疲勞強度的設計</p><p>　　由參考文獻[3]查得，彎曲強度的設計公式為，</p><p><b>　?。?-15）</b></p><p>　　式中: ——彎曲疲勞許用應力，N</p><

101、;p><b>　　——齒形系數(shù)</b></p><p><b>　　——應力校正系數(shù)</b></p><p>　　1. 確定公式內的各計算數(shù)值</p><p>　　(1) 由參考文獻[3]圖10—20c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限=450MPa，大齒輪彎曲疲勞強度=380MPa</p><p&

102、gt;　　(2) 由圖10-8[3]查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85，＝0.86</p><p>　　(3) 計算彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.2得</p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p>　　(4) 計算載荷系數(shù)</p><

103、;p>　　K=＝1.5×1.05×1×1.18＝2.04</p><p>　　(5) 查取齒形系數(shù)</p><p>　　由參考文獻[3]表10-5查得，</p><p>　?。?.72, ＝2.18</p><p>　　(6) 查取應力校正系數(shù)</p><p>　　由參考文獻[3]表

104、10-5查得，</p><p>　　＝1.75, ＝1.79</p><p>　　(7) 計算大小齒輪的并加以比較</p><p><b>　?。剑?.0134</b></p><p><b>　?。剑?.0143</b></p><p>　　0.0134<0.0143

105、</p><p><b>　　取大齒輪的極值大。</b></p><p><b>　　2. 設計計算</b></p><p><b>　?。?.20mm</b></p><p>　　對比計算結果，由齒輪接觸面疲勞強度計算的m=5.5，大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)m=3.2

106、0mm，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得模數(shù)3.20并圓整為標準值m=4mm。</p><p>　　因為按接觸強度算得分度圓直徑d1＝122mm，</p><p>　　算出小齒輪齒數(shù)z1＝＝＝31</p><p>　　則大齒輪齒數(shù)z2＝iz1＝4.7&#

107、215;31＝146</p><p>　　這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊避免浪費。</p><p>　　3.3.4 幾何尺寸計算</p><p>　　(1) 分度圓直徑： </p><p>　　d1＝mz1＝4×31=124mm</p><p>

108、;　　d2＝mz2＝4×146＝584mm</p><p><b>　　(2) 中心距：</b></p><p>　　a=(dl+d2)/2=(124+584)/2=352mm</p><p><b>　　(3) 齒輪寬度：</b></p><p>　　b==0.8×124=10

109、0mm</p><p><b>　　取B2=100mm</b></p><p>　　3.3.5 齒輪的結構設計</p><p>　　通過齒輪傳動的強度計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數(shù)，模數(shù)，齒寬，螺旋角，分度圓直徑等，而齒圈輪轂等結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。</p><p>　　1. 機構形式確定

110、</p><p>　　齒輪的機構設計與齒輪的集合尺寸，毛坯，材料，加工方法，使用要求及經(jīng)濟性等因素，通常是先按齒輪的直徑大小選定合適的結構形式。</p><p>　　2. 高速齒輪結構設計（小齒輪）</p><p>　　(1) 選擇結構類型：</p><p>　　分度圓直徑： d1=mz1=4×31=124mm&

111、lt;/p><p>　　齒頂高： ha=m=4mm</p><p>　　齒頂圓直徑： da1= d1+2ha=124+2×4=132mm</p><p>　　齒根高： hf =m(+)=4×1.25=5mm</p><p>　　由于

112、 dal=132<160mm</p><p>　　所以選用實心機構，結構參照參考文獻[3]圖10-39</p><p>　　(2) 確定其它參數(shù)</p><p>　　壓力角： </p><p>　　齒距： p==3.14×4=12.56mm<

113、/p><p>　　基圓直徑： </p><p>　　基圓齒距： </p><p>　　齒厚： =6.28mm</p><p>　　齒槽寬： </p><p>　　頂隙： </p&g

114、t;<p>　　節(jié)圓直徑： </p><p>　　由于初選后軸直徑d后=70mm，所以D4=70mm取L=80mm，</p><p>　　3. 對低速齒輪的結構設計（大齒輪）</p><p>　　(1) 選擇機構類型</p><p>　　分度圓直徑： d2＝mz21=4

115、5;146＝584mm</p><p>　　齒頂圓直徑： da2= d2+2hf=584+2×4=592mm</p><p>　　齒根圓直徑： df2= d2-2hf =584-2×4=574mm</p><p>　　由da2=592mm>500mm，且da2<1000mm</p><

116、p>　　所以采用輪輻式結構的齒輪，結構參照參考文獻[3]圖10-40</p><p>　　(2) 確定其它參數(shù)</p><p>　　基圓直徑 db2==584×=548.8mm</p><p>　　節(jié)圓直徑 =584mm</p><p>　　大齒輪的其它參數(shù)同小齒輪。</p>

117、;<p><b>　　(3) 輪輻的設計</b></p><p>　　輪輻數(shù)取6，初選D4=90mm（注：此為設計直徑，實際安裝尺寸根據(jù)離合器的具體情況而定）。</p><p>　　D5=1.7D4=1.7×90=153mm</p><p>　　=(3~4)m=（18~24）mm 取=20mm</p&

118、gt;<p>　　=(1~1.2)=（20~24）mm 取=22mm</p><p>　　H=0.8D4=0.8×90=72mm,H1 =0.8H=0.8×72=57.6mm</p><p>　　c=H/5=72/5=14.4mm，cl=H/6=72/6=12mm</p><p>　　R=0.5H=0.5×72=3

119、6mm</p><p>　　1.5D4=1.5×90=135mm</p><p>　　因為B=100mm，B<l<1.5D4，所以取l=110mm。</p><p><b>　　3.4 軸的設計</b></p><p>　　軸是組成機器的主要零件之一，一切做回轉運動傳動零件都必須安裝在軸上，才能進

120、行運動及動力的傳動。因此，軸的主要功能是支持回轉零件及運動和動力。</p><p>　　本次設計的壓力機，根據(jù)傳動方案的選擇，共有兩根軸，一根為直軸，一根為曲軸。</p><p>　　軸的失效形式主要有斷裂，磨損，超過允許范圍的變形和振動等，對于軸的設計應滿足下列要求：</p><p><b>　　(1) 足夠的強度</b></p>

121、<p><b>　　(2) 足夠的剛度</b></p><p>　　(3) 振動的穩(wěn)定性</p><p>　　3.4.1 后軸的設計</p><p>　　1. 后軸材料的選擇</p><p>　　軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，鋼軸的毛坯多數(shù)用壓制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓銅，由于碳鋼比合金鋼價格低廉，對應

122、力集中的敏感性較低，同時可以用熱處理或化學處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼尤為廣泛，其中最常用的是45號鋼。</p><p>　　通過對強度、剛度、塑性、韌性等綜合機械性能的考慮，在本設計中，后軸采用45號鋼，經(jīng)調質處理，這樣可使軸對應力集中敏感性降低，綜合性能好，且價格便宜。</p><p><b>　　2. 后軸的設計</b></p>

123、<p>　　(1) 求軸上的功率p1，轉速n1，轉矩T1</p><p>　　(2) 求作用在齒輪上的力</p><p>　　已知小齒輪的分度圓直徑為d1=124mm</p><p>　　故 </p><p>　　(3) 初步選定軸的最小直徑</p><p>　　初步估算軸的最小直

124、徑，根據(jù)參考文獻[3]表15-3查得A0為126mm～103mm，取A0=120mm</p><p><b>　　A0= </b></p><p>　　得, </p><p>　　由于本設計采用直齒圓柱齒輪，無軸向力，所以需要軸肩定位，所以選用光軸的形式，并且之前計算小齒輪和大齒輪的時候，初選了后軸直徑d后＝70>

125、63.1mm，符合要求，所以軸的直徑d后＝70mm。</p><p>　　(4) 由于給后軸所承受軸向載荷幾乎為零，且有一定的動載荷，為此采用深溝球軸承并在床身處鑄出L=160mm放球軸承的支座。</p><p>　　(5) 軸上零件的周向定位和軸向定位</p><p>　　軸的兩端分別安裝大帶輪和小齒輪，小齒輪采用鉤頭鍵聯(lián)結，既能保證軸向定位，同時對小齒輪的一個方

126、向進行了軸向定位，大齒輪采用平鍵聯(lián)結，在大帶輪與左端軸承之間安裝套筒，在小齒輪與右端軸承之間安裝卡圈，這樣，大帶輪與小齒輪就被定位在軸上。</p><p><b>　　(6) 軸端倒角</b></p><p>　　根據(jù)參考文獻[3]表15-2，取軸端倒角為2×45°。</p><p><b>　　(7) 配合公差&

127、lt;/b></p><p>　　齒輪和帶輪與軸配合優(yōu)選用基孔制過盈配合，其配合為，滾動軸承與軸配合優(yōu)先選用基孔制過渡配合，選取。</p><p><b>　　(8) 軸的結構</b></p><p>　　通過以上分析，并通過機身寬度，軸上各零件的位置，并保證齒輪嚙合等綜合因素考慮，取L后＝1240mm，兩端開鍵槽，尺寸根據(jù)鍵的標準值來確