《J23-100開式雙柱可傾曲柄壓力機畢業(yè)設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《J23-100開式雙柱可傾曲柄壓力機畢業(yè)設計（56頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、J23-100開式雙柱可傾曲柄壓力機畢業(yè)設計 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 前 言 畢業(yè)設計是對學生在畢業(yè)之前所進行的一次綜合設計能力的訓練,是為社會培養(yǎng)合 格的工程技術人員最后而又及其重要的一個教學環(huán)節(jié)。通過畢業(yè)設計可以進一步的培養(yǎng) 和鍛煉我們的分析問題能力和解決問題的能力,這對我們今后走向工作崗位有很大的幫 助。 我們這次是一般選型和專題設計相結合的設計,涉及內容廣泛,幾乎四年所學知識 或多或少涉及到。這次設計我們將本著:獨立分析,相互探討,仔細推敲,充分吃透整 體設計的整體過程,使這次設計反映出我們

2、的設計水平,并充分發(fā)揮個人的創(chuàng)新能力。 作為一名未來的工程技術人員,應當從現(xiàn)在開始做起,學好知識,并不斷的豐富自 己的專業(yè)知識和提高實際操作能力。在指導老師的精心指導下,我們較為圓滿的完成了 這次設計工作,由于學識和經(jīng)驗的不足,其中定會出現(xiàn)很多問題,不足之處懇請各位老 師加以批評和指導。 i?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 摘 要 曲柄壓力機是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,對胚料進行成行加工的鍛壓機械。曲柄壓力機動作平穩(wěn),工作可靠,廣泛用于沖 壓、擠壓、模鍛和粉末冶金等工藝。其結構簡單,操作方便,性能可靠。 關鍵詞:壓力機,曲

3、柄機構,機械制造 ii?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? Abstract Crank pressure machine is pass crank a slippery piece organization to revolve electric motor conversion for slippery piece of straight line back and forth sport, Carries the formed processing to the semifinished materials the forging and stamping machin

4、ery. The crank press movement is steady, the work is reliable, widely uses in crafts and so on ramming, extrusion, drop forging and powder metallurgy. Its structure is simple ,the ease of operation , the performance is reliable .The coupling part uses the rigidity to transfer the key type co

5、upling, the use service is convenientKeywords: pressure machine, crank organization, machine manufacturing iii?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 目 錄 第一章 設計任務書1 第一節(jié) 曲柄壓力機設計的目的.1 第二節(jié) 曲柄壓力機設計的內容.1 第三節(jié) 曲柄壓力機設計設計步驟..1 第二章 電動機選擇和飛輪設計2 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點2 第二節(jié) 電動機的選擇3 第三節(jié) 飛輪轉動慣量及尺寸的計算5 第三章 機械傳動設計10 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)分

6、析..10 第二節(jié) V帶傳動設計11 第三節(jié) 齒輪傳動設計..13 第四節(jié) 轉軸設計16 第五節(jié) 平鍵連接19 第六節(jié) 滾動軸承的選擇20 第四章 曲柄滑塊機構22 第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析.22 第二節(jié) 曲柄軸的設計計算.23 第三節(jié) 連桿和封閉高度調節(jié)裝置.26 第四節(jié) 滑動軸承的設計30 第五節(jié) 滑塊與導軌的形式.32 第五章 機身設計.33 第一節(jié) 機身結構33 第二節(jié) 機身計算34 第六章 離合器與制動器..38 第一節(jié) 離合器與制動器的作用原理..38 第二節(jié) 離合器的選用..39 第三節(jié) 制動器的

7、選用..41 第七章 過載保護裝置43 第八章 潤滑系統(tǒng).49 外文資料52 中文翻譯59 總 結..64 參考文獻65 iv?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 第一章 設計任務書 第一節(jié) 曲柄壓力機設計的目的 曲柄壓力機設計是機械類專業(yè)和部分非機械類專業(yè)學生的一次較全面的機械設計 訓練,是機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié),其基本目的是: 一、 通過曲柄壓力機的設計,綜合運用機械設計課程和其他有關先修課程的理 論,結合生產實踐知識,培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力,并使所說知識,得 到進一步鞏固,深化和擴展。 二、 學習機械

8、設計的一般方法,掌握通用機械零件,機械傳動裝置或簡單機械 的設計原理和過程。 三、 運行機械設計基本技能的訓練,如計算、繪圖,熟悉和運用設計資料(手 冊、圖冊、 標準和規(guī)范等)以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù),進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。 第二節(jié) 曲柄壓力機設計的內容 內容包括:選擇電動機型號,V帶傳動設計,齒輪傳動設計,曲柄滑塊傳動設計, 壓力機機體設計,繪制裝配圖及零件圖,在設計中完成了以下工作: 一、 壓力機裝配圖 二、 零件工作圖五張(連桿、軸、齒輪、曲軸、滑塊) 三、 設計說明書一份 第三節(jié) 曲柄壓力機設計設計步驟 它通常是根據(jù)任務書擬訂若干方案并進行分析比

9、較然后確定一個真確、 合理的設計 方案,進行必要的計算和結構設計,最后用圖紙表達設計結果,用設計書明書表示設計 結果。曲柄壓力機的設計可按照以下所述的幾個階段進行: 一、 設計準備 1、分析設計任務書,明確工作條件,設計要求的內容和步驟。 2、了解設計對象,閱讀有關資料,圖紙,觀察事物或模型以進行減速器裝拆 1?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 試驗等。 3、熟悉機械零件的設計方案和步驟。 4、準備好設計需要的圖紙,資料和用具,并擬定設計計劃等。 二、傳動裝置總體設計 1、確定傳動方案 2、計算電定機的功率,轉速,選擇電動機的型號 3、確定總傳動比

10、和分配各級傳動比 4、計算各軸的功率,轉速和轉距 三、各級傳動零件設計 四、壓力機裝配草圖設計 1、選擇比例尺,合理布置試圖,確定壓力機和零件的相對位置。 2、確定軸上立作用點及支點距離,減速器箱體,曲柄系統(tǒng)及其附件的結構設 計。 五、零件工作圖設計 1、壓力機裝配圖 2、連桿零件圖 3、軸的零件圖 4、齒輪零件圖 5、曲軸零件圖 6、滑塊零件圖 第二章 電動機選擇和飛輪設計 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 壓力機的負載為一沖擊載荷,即在一個工作周期內只在較短的時間內承受工作負 荷。而在較長的時間內為空運轉。若按此短暫的工作時間來

11、選擇電動機的功率,則電動 機的功率會很大。 為了減少電動機功率,在傳動系統(tǒng)中設置了飛輪,可以大大減少電動機功率。采用 2?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 飛輪后,當滑塊不動時,電動機帶動飛輪旋轉,使其儲備能量。而在沖壓工作的瞬時, 主要靠飛輪釋放能量。工件沖壓后,負荷減少,電動機帶動飛輪加速旋轉,使其在下一 個沖壓工作前恢復到原有角速度,節(jié)蓄能量。所以沖壓時所需的能量不是直接由電動機 供給,而是主要由飛輪供給,這樣電動機功率可大大減少。 第二節(jié) 電動機的選擇 一、選擇電動機型號 根據(jù)原始數(shù)據(jù)可知工作機的工作阻力F 300KN 300000N,運輸帶的速度

12、n 110 ×90×2mm/min 0.33m/s。 1、選擇電動機功率 工作機所需的電動機輸出功率為 (采用飛輪機構)? p F? n w? P?? ×15%? ×15% d? h 1000 h h W? 由電動機至工作機之間的總效率為? 2? h h h h h h h w 1 2 3 4 5? 式中?h 、h、h、h分別為聯(lián)軸器、帶傳動、一對軸承、齒輪傳動的效率。取?h 0.99、? 1 2 3 4 1 h 0.96、?h 0.98、?h 0.97、?h 0.98 ,則? 2 3 4 5? 2? h

13、 h ? 0.99? 0.96?0.98 ? 0.97? 0.98??0.89 w 所以? F? n P? ? ×15% 16.7KW d? 1000 h h W? 2、確定電動機轉速 曲軸轉速? n? 45r/min w? 按推薦的合理傳動比范圍, 取V帶傳動的傳動比?i?' 4-6, 單級齒輪傳動比?i?' 5-7, 1? 2? 則合理總傳動比的范圍為i'20-42,故電動機轉速的可選范圍為? n?' i??n? (20~42)×45r/min 900~1890r/min d? w? 符合這一范圍的同步轉速由1000 r/min

14、和1500r/min, 再根據(jù)計算出的容量, 由 《機 械設計基礎課程設計指導書》附表8.1查出的電動機型號,其技術參數(shù)如表2-1 3?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 額定功率 電動機功率(r/min) 電動機型號 Ped/kW 同步轉速 滿載轉速 Y225M-6 30 980 1000 Y200L-4 30 1470 1500 表2-1 3、選擇電動機型號 選用的電動機型號為Y200L-4 二、計算總傳動比和分配傳動比 由選定電動機的滿載轉速?n? 和工作機主軸的轉速?n?,可得傳動裝置的總傳動比為? m? w? n? 1470? d? i?

15、? ? 32.67? 總 n? 45? w? 32.67? i i i 取i? 5 則i? ? 6.53 總 帶 齒 帶 齒 5? 三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、各軸轉速? n? 1470r/min? d? n ?n? 1470r/min? I d? n? 1470? I n r / min 294r?/ min? II i 5? 帶? n? 294? II n r / min 45r?/ min? 曲 i 6.53? 齒 2、各軸的輸入功率? p? 16.7KW? d? p p h

16、 16.7?0.99KW ?16.53?KW I d? 1? KW ?15.55?KW II I 2 3? p p h h 15.55?0.98?0.97KW 14.78?KW II 5 4? 曲 3、各軸輸入轉矩 4?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? p? 16.7? d? T 9550? 9550? N m 108.49?N m? d? n? 1470? d? p? 16.53? I T 9550? 9550? N m 107.39?N m? I n? 1470? I p? 15.55? II

17、T 9550? 9550? N m 505.11? N m? II n? 294? II p? 14.78? 曲 T 9550? 9550? N m 3136.64?N m? 曲 n 45? 曲 運動和動力參數(shù)的計算結果列于下表2-2 h 軸號 P/KM T/N?mm n/r/min? i 電動機軸 16.7 108.49 1470 Ⅰ軸 16.53 107.39 1470 0.99 Ⅱ軸 15.55 505.11 294 5 0.94 曲軸 14.78 3136.64 45 6.53 表 2-2 第三節(jié)

18、 飛輪轉動慣量及尺寸的計算 一、曲柄壓力機一工作周期所消耗的能量 A S 隨著離合器的單次和連續(xù)結合,滑塊的行程有單次和連續(xù)行程。 A ?A 單次行程時所需的周期能量? d? S A A + A + A + A + A + A + A + A d p u- p t y u - o ch L f? 連續(xù)行程時所需的周期能量?A ?A c? S A A + A + A + A + A + A c p m - p t y m - o ch? 式中?A???單次行程周期能量;? d? A???連續(xù)行程周期能量;? c? A? ??工件成形能量;

19、? p? A ??工作行程時,曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量;? m - p? A??受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量; t? 5?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? A???滑塊克服氣墊壓緊力所消耗的能量;? y? A ??滑塊空行程時所消耗的能量;? m - o? A? ??中間傳動環(huán)節(jié)所消耗的能量;? ch? A???離合器結合所消耗的能量;? L? A? ??滑塊停頓,飛輪空轉所消耗的能量。 f? 1. 工件成形所需能量?A p? A 0.315?P d J ? p g? 0? 式中? P???壓力機公稱壓力( kN?);? g? d

20、??板料厚度( mm),根據(jù)經(jīng)驗公式,對于慢速壓力機?d 0.4P 17.89?mm 。? 0 0? g? A 0.315?800?17.89 4508.28?J p? 2. 工作行程時,曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量?A u- p? 實際機器的曲柄滑塊機構運動副之間,存在著摩擦。電動機在拖動曲柄滑塊機構運 動時,為克服摩擦消耗能量。在工作行程時,曲柄滑塊機構摩擦所消耗的能量?A ,建 u- p? 議按下式計算: A 0.0087am P J ? m - p g m g? 式中? a ??公稱壓力角(°),?a 30? ;? g g m

21、??曲柄滑塊機構的摩擦當量力臂(mm),由第三章得出?m 8.23mm ;? m m P???壓力機公稱壓力( kN?)。? g? A 0.0087 ?8.23?30?800 1718.42?J m - p? 3. 彈性變形所消耗的能量?A? t? 完成工序時,壓力機受力系統(tǒng)產生的彈性變形是封閉高度增加,受力零件儲藏變形 位能對于沖裁工序將引起能量損耗,損耗的多少與壓力機剛度、被沖裁的零件材料性質 等有關。從偏于安全出發(fā)損耗的能量?A可按下式計算: t? A P Y 2? J ? t g c? 式中:?P???壓力機公稱壓力 kN?;? g?

22、 Y???壓力機總的垂直剛度( mm)。 c? 6?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? Y ?P C mm ? c g H? C? ??壓力機垂直剛度,對于開式壓力機?C 400kN /?mm 。? H? H? 2? 800? A 800?J t? 2? 400? 4. 滑塊克服氣墊壓緊力所消耗的能量?A? y? 無氣墊壓緊裝置,?A 0?J y? 5. 空行程時所消耗的能量?A m - o? 壓力機空行程中能量消耗與壓力機零件結構尺寸、表面加工質量、潤滑情況、皮帶 拉緊程度、制動器調整情況等有關。通過實驗。通用壓力機連續(xù)行程所消耗的平均

23、功率 約為壓力機額定功率的?10 - 35% 。根據(jù)通用壓力機空行程損耗的實驗數(shù)據(jù)? A 2150?J 。 m - 0? 6. 中間傳動環(huán)節(jié)所消耗的能量?A? ch? 在傳遞能量時,皮帶、齒輪等中間環(huán)節(jié)因存在摩擦而引起能量損耗。中間環(huán)節(jié)所消耗的 能量?A? ,可按下式近似計算:? ch? 2? A 1-h h h A + A + A + A + A ? ch 2 3 4 P m - P t y? L? 式中:?A? ??工件成形能量;? p? A ??工作行程時,曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量;? m - p? A??受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量;?

24、 t? A???滑塊克服氣墊壓緊力所消耗的能量;? y? A???離合器結合所消耗的能量;? L? h h ??考慮到齒輪傳動的效率。其中:h??齒輪嚙合效率;h??一對軸承 3 4 4 3 傳動的效率;? h h ??考慮到皮帶傳動的效率。其中:h??皮帶效率;h??一對軸承傳動 2 3 2 3 的效率; 2? ? ch? 7. 離合器結合所消耗的能量?A? L? 剛性離合器,?A 0?J L? 7 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 8. 滑塊停頓,飛輪空轉所消耗的能量?A? f? 根據(jù)測試,單動壓力機滑塊停頓飛輪空轉時,電機所需功率

25、?N? 約為壓力機額定功率的 f? 6-30%,剛性離合器一般安置在曲軸上,且常用滑動軸承。所以,對于具有剛性離合器 的開式曲柄壓力機,此值偏高。飛輪空轉所消耗的能量?A? 為:? f? 1 1? A 61200N? - 1? f f? C n n? 式中? N? ??飛輪空轉所需功率( )?N 4.5?KW ;? kW? f? f? C? ??壓力機行程次數(shù)利用系數(shù)(%),連續(xù)行程時,?C? 100%。 n? n? 對手工送料時,行程利用系數(shù)按表2-3選取: 壓力機行程 15 20-40 40-70 70-100 200-500 次數(shù)

26、 行程利用系數(shù) 0.7-0.85 0.5-0.65 0.45-0.55 0.35-0.45 0.2-0.4 表2-3? n??壓力機行程次數(shù)(次/min)。? 1 1? A 61200? 4.5? -1? 6120?J f? 0.5 45? 該設計壓力機沒有拉伸墊裝置,具有剛性離合器的通用開式曲柄壓力機。按單次行 程工作方式計算:? A A A + A + A + A + A + A + A + A? d p m - p t y m - o ch L f? 二、飛輪軸上轉動慣量 電動機選定后,設計飛輪。這時有兩個假設: 1、工作行程時所

27、需能量全部由飛輪供應。 2、工序結束時,電機軸負載扭矩達到最大值,但不大于電機最大允許轉矩。 實際上,沖壓時電動機放出一部分能量,所以飛輪轉動慣量應按下式計算:? a A? g? 2? o? J 1-? C ? kgm? f n? 2? 360? w d e? 式中? A???工作行程時所需能量? 0? A A + A + A + A 5486.7?J 0? p m - p t y? 8?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? w ??電動機在額定轉速下飛輪的角速度? e p n? 3.14? 1470? d? w 30.77rad

28、/?s? e? 30?i 30? 5? 帶 ??飛輪轉速相對波動情況的轉速不均勻系數(shù)? d '? d 2x K S + S ? e pi? '? 其中? K???實際電機系數(shù);? N 30kW , n 1500r min, n 1470 r min? e c d? N? 30? '? '? d? 實際電機系數(shù)?K? K? ?3.77? N 7.96? m? S???電機額定轉差率,?S 0.06?;? e? e? S? ??電機軸到飛輪軸用三角皮帶傳動時,三角皮帶的當量滑動系 pi? 數(shù),?S 0.04?; pi? x

29、??修正系數(shù),?x 0.95 。 d 2? 0.95?3.77 ? 0.06 + 0.04 ?0.72 ? a ??公稱壓力角(°);? g C? ??壓力機行程次數(shù)利用系數(shù)(%)? n? 30 5486.7? 2? J 1- ? 0.5 7.71? kg m f? 2? 三、飛輪尺寸計算 根據(jù)求得的折算到飛輪軸上的轉動慣量?J? 設計飛輪。曲柄壓力機上,一般飛輪形狀 f? 如圖2?1所示,圖中: Ⅰ是輪緣部分,其轉動慣量為 J ; I Ⅱ是輪輻部分,其轉動慣量為 J ; II Ⅲ是輪轂部分,其

30、轉動慣量為 J 。 III 飛輪外徑?D?由小皮帶輪和速比決定,由第二章已知?D 1000?mm ,輪緣部分寬度? 2? 2? 。 B 108.5?mm 9?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? Ⅰ B Ⅱ Ⅲ L 圖 2-1 飛輪本身的轉動慣量?J J + J + J ,其中輪緣部分是主要的,J 要比 J 、J 大 f? I II III I II III 的多。故在近似計算中只考慮 J 更趨于安全。 I 2 2? 2 2? J m D + D / 8? 而 m rp B D - D / 4? ? ? I 1 2 3? 1

31、 2 3? 32?J? 32? 7.71? 4 4? I 4? 4? 所以?D D - 1 - m 0.976m 976?mm? 3 2? 3 - 3? pr B 3.14? 7.8?10 ?108.5? 10? 2? 3 2? 式中 r ??金屬密度(?kg m? ),對鑄鋼:?r 7.8? 10 kg /?m 。 四、飛輪輪緣線速度驗算 飛輪是回轉體,為避免回轉時產生壞裂,必須驗算輪緣線速度?v? : f? 1470? -2 - 2? v 5.2?10 D n 5.2?10 ?0.98? 14.98m /?s v [ ]?

32、f f f? 5? 式中:?D? ??飛輪最大直徑;? f? n? ??飛輪轉速; f? v? ??許用線速度,對鑄鋼飛輪 v 40?m s 。 [ ]? [ ]? 第三章 機械傳動設計 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)分析 J23-80的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。J23-80傳動示意圖 如圖3-1 10? D 4 d D 3 D 2 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 圖3-1 n? 1470? d? 此傳動系統(tǒng)采用上傳動,J23-80總傳動比為:? 32.67? n 45? 采用剛性離合器,離合器將放在曲軸上。 第二節(jié)

33、 V 帶傳動設計 已知電動機功率為26.3KW,轉速?n?1470r/min,設備要求帶的傳動比i? 51? 帶 1、確定計算功率?p? c? 由《機械設計》表5-8查得工作情況系數(shù)?K? 1.2 A? ×26.3KW31.56KW c A? 2、選擇V帶型號 由?p?31.56KW,?n? 1470r/min和《機械設計》圖5-10,確定選用C型普通V帶。 c? 1? 3、確定帶輪基準直徑 1、按設計要求,由《機械設計》表5-2,C型帶輪的最小直徑為200mm,再參看《機 械設計》圖5-10及表5-6,選擇小帶輪?d? 200mm。 d?1?

34、 2、驗算帶速v? p n d? p ?1470? 200? 1 1? v m / s ?15.39m /?s 60000 60000? v在5~25m/s之間,滿足帶速要求。 11?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 3、計算從動帶輪基準直徑?d? d?2? i 5,取e 0.02,由《機械設計》式(5-17)得? )×5×200mm980mm,按帶輪基準直徑系列取?d? 1000mm。 d?2? d?1? d?2? 由《機械設計》式(5-17),實際傳動比? d? 1000? '? d?2? i? 5.1? 1- e d 1- 0.02? 20

35、0? d?1? '? i - i? 5.1- 5? 傳動比誤差相對值?Di? 2%? i 5? 一般允許誤差5?,所選大帶輪直徑可用。 4、確定中心距a0和帶的基準長度Ld 由《機械設計》式(5-22)? 0.55d + d a2d +?d ? d1 d 2 d1 d?2? a? d + d 200+1000mm1200mm,? 660a2400mm? 1 d1 d?2? 0? 取?a 1600mm。由《機械設計》式(5-23), 0? 2? p d - d? ? d 2 d?1? 帶長? L'd2a + d + d + 5184?mm? 0

36、 d1 d?2? 2 4?a 0? 由《機械設計》表5-4,選取帶的基準長度為?L? 5000mm。 d? 由《機械設計》式(5-24)計算實際中心距a? '? L - L? 5000 - 5184? d d? a a + 1600 + mm 1508?mm 0? 2 2? 5、校核小帶輪包角? a 1 d - d? d 2 d?1? 由《機械設計》式5-25? a180 - ?57.3 149.6? ? 1? a a 149.6 120 ,滿足要求。 1? 6、確定V帶的根數(shù) p? c? 由《機械設計》式(5-26)?

37、z? p + Dp ?k k 0 0? a l? 由《機械設計》表5-6,?p 9.15?kw ;由《機械設計》表 5-9,?Dp 1.28? 0? 0? 由《機械設計》表5-11,?k 0.92? 由《機械設計》表 5-12? k ?1.07? a l? 31.56? z 3.07? 9.15 +1.28?0.92?1.07? 12?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 取Z4根 7、計算帶的張緊力和壓軸力 由《機械設計》式(5-27)單根帶的張緊力為? p? 2.5? 2? c? F 500 -1?+ qv? 0? vz k? a

38、 31.56kw? 2.5? 2? 500? ? -1 + 0.07kg / m? 15.39m / s?? 15.39m / s?? 4 0.92? 由《機械設計》式(5-28)帶輪軸的壓軸力為? a 149.6? 1? F 2zF sin 2? 4? 456.81?sin N 3526.63?N 0? 2 2? 8、C型V帶小帶輪的基本尺寸 基準寬度?b 19?mm d? 基準線上槽深?h 4.8?mm a?min? 基準線下槽深?h 14.3mm f?min? 槽間距?e 25.5 ? 0.3mm 第一槽對稱面至端面的

39、最小距離?f 16?mm min? 最小輪緣厚?d 10mm min? 帶輪的基準直徑?d 200?mm d? 外徑?d d + 2h 200 + 2? 4.8mm 209.6?mm a d a? 孔徑? d ?55?mm d 1.8 ~ 2d 1.8 ~ 2?55mm105?mm L 1.5 ~ 2d 1.5 ~ 2?55mm110?mm 1? 1 1 1 1? C ' ~ B ~ ?108.5mm25?mm 7 4 7 4? 第三節(jié) 齒輪傳動設計 已知:主軸轉速?n 294r / min?,從動軸轉速 n 4

40、5r/min?,輸入功率 P24.5KW?,每 2? 曲 天工作8小時,壽命10年,每年工作250天 1、選擇材料,熱處理,齒輪精度等級和齒數(shù) 13?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 由 《機械設計》 表6-5、 6-6, 選擇小齒輪材料40Cr鋼, 調制處理, 硬度241~286HBS,? s 686?MP ,s 490?MP ; 大齒輪材料ZG35CrMo鑄鐵, 調制處理, 硬度179~241HBS,? B a? s a? s 686?MP ,?s 539?MP ;精度8級。 B a? s a? 按齒根彎曲疲勞強度設計 2、齒根彎曲疲勞強度設計 由《

41、機械設計》公式(6-20) 2?KT Y Y Y? 1? Fa Sa? e m n? 2? y z s [ ]? d? 1? F? 已知? T 795.83N m 795830?N mm II 取齒數(shù)?z 20?,?z iz 6.53? 20 130.6? 取?z 131? 1? 2 1? 2? z? 131? '? 2? 實際傳動比?i? 6.55? z 20? 1? '? i - i 6.55 - 6.53? 傳動比相對誤差? 0.3% 5%? i 6.53? 齒數(shù)選擇滿足要求 由《機

42、械設計》表6-10,軟齒面齒輪,懸臂安裝,取齒寬系數(shù)?y 0.35? d 由《機械設計》表 6-7 查得,使用系數(shù)?K 1.75?;參照圖 6-6b,試取動載系 A? 數(shù)?K 1.05?;由圖 6-8a,按齒輪懸臂布置,取齒向載荷分布系數(shù)?K 1.105?。由 V? b 表6-8, 按齒面未硬化, 直齒輪,KF / b 100N /?mm 齒間載荷分配系數(shù)?K 1.1?。 A t? a 由式(6-4)載荷系數(shù)?K K K K K 1.75?1.05?1.105?1.1 2.23? A V? b a 由《機械設計》圖6-18查得小齒輪齒形系數(shù)?Y

43、 2.8?,大齒輪齒形系數(shù)。? Fa? 1? Y 2.18? 。由圖6?19查得,小齒輪應力修正系數(shù)?Y 1.53?,大齒輪應力修正系 F? a?2? Sa?1? 數(shù)?Y 1.8? Sa?2? e e a 1 a 2 由 《機械設計》 圖6?12、 圖6?13查得? ,? 0.0085?, 代入 z? ?20,? ?0?038? 1? z z 1? 2? z 131? 得,?e 0?.76 ,?e ?1.11 2? a 1 a 2? e e + e 0.76 +1.11 1.87 a a1 a 2? 由《機械設計》圖6-

44、20查得,重合度系數(shù)?Y 0.63? e 14?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? s Y? Y? Y? F?lim N? X? ST? 按《機械設計》式(6-14)計算彎曲疲勞許用應力[s ]? F? S? F? 按圖 6?24i、g,查得齒輪材料彎曲疲勞極限應力?s 300?MP?,? F?lim1a? s 270?MP F lim 2? a? 由《機械設計》表6?13計算彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)?Y? N? 8? 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)? N 60n rt 60? 294r / min?1?10? 250?8 3.5? 10? 1 2?

45、 h? 7? N 60n rt 60? 45r / min?1?10? 250?8 5.4? 10? 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)? 2? 曲? h? 6 6? 3?10 3? 10? 0.02 0.02? Y? 0.91? N?1? 8? N 3.5??10? 1? 6 6? 3?10 3? 10? 0.02 0.02? Y? 0.94? N?2? 7? N 5.4? 10? 2? 由《機械設計》圖6?25查取尺寸系數(shù),?Y? ?1 X? 由《機械設計》式(6?14)取?Y? ?2. 0 ST? S 1.25?

46、彎曲疲勞強度系數(shù)?S? ,按《機械設計》表6?12,取? F? F? s Y Y Y? 300? 0.91?1? 2? F lim1 N1? X ST? s 436.8?MP? [ ]? a? F?1? S 1.25? F? s Y Y Y? 270?0.94?1? 2? F lim 2 N 2? X ST? s 406.08?MP? [ ]? a? F?2? S 1.25? F? Y Y 2.8? 1.55? Y Y 2.18? 1.82? Fa1 Sa?1 Fa2 Sa?2? 0.0099? 0.0098? 比較 , s 43

47、6.8? [s ]? 406.08? [ ]? F?1? F?2? 應按大齒輪計算齒輪彎曲疲勞強度 2?KT? Y Y Y? 2? 2.23?795830? 2.8?1.55? 0.63? 1? Fa 2 Sa?2? e 3? m3? 5.41? 2 2? y z s 0.35? 20 ? 436.8? [ ]? d? 1? F?2? 按《機械設計》表6-1 取標準模數(shù)m6mm mz + z? ? 6? 20 + 131? 1 2? 中心距?a 453mm 2 2? d mz 786?mm 分度圓直徑?d? ?mz? 12

48、0?mm? 2 2? 1 1? 齒頂圓直徑?d? ?m??z? + 2?? 132?mm? d mz + 2 798?mm a11? a?2 2? 齒根圓直徑?d? ?m??z? - 2?5 105mm? d mz - 2.5 771mm f?1 1? f?2 2? 15?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 按計算結果校核前面的假設 p d n? 3.14?120? 294? 1 1? 齒輪節(jié)圓速度? n ?1.85m /?s 60000 60000? n z? 1.85? 20? 1? 0.37m /?s 100 100? 查得?K 1

49、.05?,與原值一致。 v? 齒寬?b? d?y 120?? 0?.35 42?mm? 1 d? 小齒輪齒寬取50 mm,大齒輪齒寬取45 mm。 齒頂高? h? m? 6 mm? 齒根高? h? 125m? 7?5mm? a? f? 齒高? h? 225m? 13?5mm? 齒距? P? p m? 1884?mm? p p 齒原? s? m? 9?42mm? 齒槽高? e? m? 9?42mm? 2 2 第四節(jié) 轉軸設計 1、轉軸的初步設計 轉軸所需傳遞的扭矩:? M? g? M? c? ih 式中? M? ??曲軸在公稱壓力角

50、?a 下的扭矩;? g? g ??從所計算轉軸至曲軸的傳動比,? ; i i 6.53? h??從所計算轉軸至曲軸各級齒輪傳動的傳動效率(包括軸承的摩擦損 耗),? h h h h 0.98? 0.97?0.98 0.93 3 4 5? 其中滾動軸承?h 0.98 、齒輪傳動?h 0.97 、滑動軸承?h 0.98 ;? 3? 4? 5? 4942.66? M 813.89?N m c? 6.53? 0.93? 軸選用45鋼制造,調制處理,許用扭轉應力[t ] 40?MPa 。所以軸的初步計 n? 算最小直徑為:? M

51、? 813.89? c? 3? 3? d 0.047m 47?mm 7? 0.2[t ] 0.2? 4?10? n? 16?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 考慮軸上零件的固定方式,將初步確定的最小直徑d適當加大,取?d 50mm 。 2、按彎鈕聯(lián)合作用核算轉軸的強度 經(jīng)過初算和進行結構設計后的轉軸,各段的直徑和長度已初步確定。但在此 基礎上,還須進一步按彎鈕聯(lián)合作用核算軸的強度,以便判斷初步設計是否恰當。 齒輪的法向作用力為:? 2.13?M? 2.13?813.89?N m? c? P 14446.55?N? n? mz 0.00

52、6m ? 20? 1? 皮帶作用力比齒輪作用力小得多,所以可以忽略不計。 根據(jù)?P?和扭矩?M? 繪制轉軸的受力圖3-2: n? c? R2 Ⅰ Ⅱ Ⅰ Ⅱ R1 Mc 彎矩圖 Mn 扭矩圖 圖 3-2 由于Ⅰ?Ⅰ截面的彎矩和扭矩最大,直徑又比較小(?d 55mm ),所以此截 I-I 面最危險。下面核算Ⅰ?Ⅰ截面的強度。 由彎矩產生的彎曲應力為: M? 14446.55N ? 0.15?m? 6? w? s 130.24? 10? Pa? w? 3? 3? 0.1d? 0.1? 0.055?m ?

53、 由扭矩產生的剪應力為: 17?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? M? 813.89?N m? 6? c? t 24.46? 10? Pa? n? 3? 3? 0.2?d? 0.2? 0.055?m ? 當量彎曲應力為: 2 2? 2 2 6 6 6? s s + 3t 130.24?10 + 3? 24.46?10 43.31? 10? Pa ? d w n? 由于曲柄壓力機的轉軸不是長期滿載工作,許用當量彎曲應力可取為: 1 1 1? 6 6? ss ~ ? 400?10 Pa 250 ~ 286? 10? Pa?

54、 [ ]? d s? 式中? s ??轉軸材料屈服極限( Pa),軸的材料是45鋼(調質),屈服極限? s 6? s 400? 10? Pa ;? s? n??安全系數(shù),一般取?n 1.4 : 1.6?。 因此 s s ,符合要求。 [ ]? d d 3、核算軸的疲勞強度 由于Ⅱ?Ⅱ截面有臺階, 應力集中現(xiàn)象比較嚴重, 且直徑最小 (?d 50?mm ), II-II 彎矩又比較大,但扭矩和其他截面相同,因此核算此截面的疲勞強度。 由《機械設計》表2?5查得軸材料的彎曲和剪切疲勞極限? s 275MPa,t 155?M

55、Pa ; -1 - 1? 由《機械設計》表2?2查得彎曲和扭轉時材料對循環(huán)載荷的敏感系數(shù)? y 0.1,y 0.05 ; s t 由《機械設計》附表3,?r d 2 50 0.04?,查得彎曲和扭轉時圓角處的有效 應力集中系數(shù)?k 1.673, k 1.438?; s t 由《機械設計》附表4,材料為碳鋼,毛皮直徑40~50,彎曲和扭轉時的絕 對尺寸影響系數(shù)?e 0.84,e 0.78 ; s t 由《機械設計》附表5,查得表面質量系數(shù)?b b 0.94 。 1? 由于曲柄壓力機的軸所受載荷為脈動循環(huán)性質,所以? 6? s

56、M? 130.24? 10? 6? w w? s s Pa 65.12? 10? Pa? a m? 3? 2 2? 0.1d? 2? 6? t M? 24.46? 10? 6? n c? t t Pa 12.23? 10? Pa? a m? 3? 2 2? 0.2d 2? 所以 18 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? s 275?MPa? - 1? S? 1.38? s k? 1.673? s s + y s ? 65.12MPa + 0.1? 65.12?MPa? a s m? 0.90? 0.78? be

57、s t 155?MPa? - 1? S? 6.3? t k? 1.438? t t + y t ?12.23MPa + 0.05? 12.23?MPa a t m? be 0.90? 0.74? t 復合安全系數(shù)? S S? 1.38? 6.3? s t S? 1.35? 2 2 2 2? S + S 1.38 + 6.3? s t 查表查得許用安全系數(shù) S? ,對于通用壓力機 S 1.2 ~ 1.3?,對于自動壓力機 [ ]? [ ]? [ S ]? 1.4 ~ 1.6?,因此 S [ S ]?,軸的疲勞強度亦符合要求。

58、 第五節(jié) 平鍵連接 在開式曲柄壓力機上,齒輪、皮帶輪等零件和軸的聯(lián)接常采用平鍵連接。為 避免聯(lián)接中較弱零件(一般是輪轂)壓壞,應驗算擠壓應力:? 2?M? n? s [s ]? j? j? '? h LdZK 1? 式中? M? ?? 鍵所需傳遞的總扭矩,?M 813.89?N ?m n? n? h??? 鍵與輪轂的接觸高度,?h0.5?h ;? 1? 1? b L?'???鍵的工作長度,對于C型普通平鍵?L L - ,對于A型普通平 2? 鍵;? L L - b L??鍵的名義長度;? ??鍵的寬度;? b d???鍵的直徑

59、;? Z???鍵的個數(shù)為避免加工困難和過分削弱軸的強度,一般?Z2?; K??考慮鍵受載不均勻的系數(shù),當Z2時K0.75,當Z1 時K1; s ?? 平 鍵 連 接 的 許 用 擠 壓 應 力 , 輪 轂 材 料 為 鋼 時 ,? js 150 ~ 250?MPa 。 j 對帶輪,材料為鑄鋼,采用C型鍵, 19?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 查表得? b 20mm,h 12mm, L 100?mm ; h 6mm, L 90mm, d 50mm, Z ?1? 1? 2? 813.89? s 60.29?Mpa ?s,滿足要求。 j - 3

60、? j 6?90?50?1?1? 10? 對齒輪,材料為鋼,采用A型鍵, 查表得?b 20mm,h 12mm, L ?125?mm h 6mm, L 105mm, d 50mm, Z ?1? 1? 2? 813.89? s 51.68?Mpa ?s,滿足要求。 j j? - 3 6?105?50?1?1? 10? 第六節(jié) 滾動軸承的選擇 一、滾動軸承概述 滾動軸承具有滾動摩擦的特點,因此它的優(yōu)點有:摩擦阻力小,啟動及運轉 力矩小,啟動靈敏,功率損耗小且軸承單位寬度承載能力較大,潤滑、安裝及維 修方便等。與滑動軸承相比,滾動軸承的缺點是

61、徑向輪廓尺寸大,接觸應力高, 高速重載下軸承壽命較低且噪音較大,抗沖擊能力較差。 選擇軸承類型時應考慮多種因素。 1、載荷條件 載荷較大時,一般選用線接觸的滾子軸承,反之選擇點接觸球軸承;軸承受 純徑向載荷或主要承受徑向載荷,通常選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸 承;受純軸向載荷時選用推力球軸承,軸向力大時選用推力滾子軸承;當軸承同 時受徑向和軸向載荷時應選用角接觸軸承或圓錐滾子軸承,當軸向載荷較大時, 通常選用四點接觸球軸承或推力球軸承與深溝球軸承的組合結構。 2、軸承轉速 通常軸承的工作轉速應低于其極限轉速。否則會降低使用壽命。一般轉速較 高

62、、載荷較小、要求旋轉精度高時,宜選用極限轉速較高的球軸承。超過極限轉 速較多時,應選用特制高速滾動軸承。轉速低、載荷大獲沖擊載荷時應選用滾子 軸承。 3、調心性能 20?本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯? 各種軸承使用時允許的偏斜角應控制在允許范圍內,否則會引起軸承的附加 載荷而降低軸承的壽命。 4、安裝和拆卸要求 為了便于軸承的安裝、拆卸和調整間隙,選用內、外圈可分離的軸承。若軸 承裝在長軸上,為了便于裝拆和緊固,可選用帶內錐孔或帶緊固套的軸承。 5、經(jīng)濟性 選用軸承時應考慮經(jīng)濟性。球軸承比滾子軸承便宜,同型號不同公差等級的 軸承比價為P0:P6:P5:

63、P4≈1:1.5:2:6。選用高精度軸承時應慎重。 二、滾動軸承型號選擇 根據(jù)上述的選擇原則,在 J23?80 開式曲柄壓力機的轉軸上選用一對圓錐滾 o 子軸承作支撐,軸承徑向力?F? F? tan a 13264?? tan?20? 4827?7?N?,法向力為? r? t? F? 13264? t? F? 14115?14?N?,轉速?n 294r?/?min?,運轉時有沖擊,軸頸直徑? n? o cos a cos?20? d50 mm?,要求壽命?L? '? 30000?h?,選擇軸承型號。 h? 根據(jù)已知條件,預選32211