毕业设计（论文）-机械压力机主传动系统设计(含全套CAD图纸)

优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763目录摘要IIIABSTRACTIII第1章绪论111概述122研究背景及意义123国内外研究现状2第2章传动系统总体设计421设计参数选定422方案选定4221传动系统布置方式的选定4222传动级数和各速比的分配4223确定离合器和制动器的安装位置5224总体设计方案的确定523电动机的选择5231压力机功能组成及总功5232电动机型号的选择724动力参数计算7241确定总传动比和分配传动比7242运动和动力参数的计算8第3章主要零部件的设计计算931飞轮转动惯量的计算932V带轮的设计9321确定计算功率9CAP322选择V带的带型10323确定带轮的基准直径DD1并验算带速V10324确定V带的中心距A和基准长度LD10325验算小带轮包角101326计算带的根数Z10327计算单根V带的初拉力的最小值110MINF328计算压轴力11PF329V带设计结果1133齿轮的设计计算12优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763331选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数12332按齿面强度设计12333按齿根弯曲强度设计14334几何尺寸计算1534曲轴的设计及强度校核16341曲轴尺寸参数的确定16342曲轴的强度校核1735曲轴轴承的设计计算18351轴承的选择18352滑动轴承的设计计算1836传动轴的设计计算19361确定轴的最小轴径19362轴的结构设计19363轴的校核21第4章主要零件的有限元分析2741曲轴的有限元分析27411模型的简化27412模型的生成27413单元的选择27414网格的划分27415约束条件28416力的施加29417有限元计算结果与理论计算结果的比较3042齿轮的有限元分析32第5章离合器、制动器的选择3451离合器的选用3452制动器的设计36521制动器的选用36522带式制动器的结构36总结37参考文献38致谢39优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763摘要曲柄压力机是锻压生产中广泛使用的一种锻压设备。它可以应用在板料冲压、模锻、冷热挤压、冷精压和粉末冶金等工艺。研究和设计压力机为了提高其加工效率，提高其自动化水平。目的是为了了解曲柄压力机的工作原理，结构性能及其功能作用，设计出满足使用要求的闭式单点曲柄压力机传动装置。本文设计内容包括传动系统的布置及设计；电动机功率和飞轮的计算，确定飞轮的转动惯量并对飞轮的结构进行设计；各级齿轮的结构设计及其计算，并进行了传动比的分配；压力机传动系统各轴转速、功率、转矩进行计算；各轴的结构设计及其计算；绘制齿轮、轴的结构图。本次设计采用PRO/E进行三维设计及仿真，借助SOLIDWORKS有限元分析模块进行有限元分析，最后用AUTOCAD软件绘制了压力机主传动系统的装配图和主要零件图。关键词压力机，传动系统，三维设计，有限元分析ABSTRACTCRANKISAFORGINGPRESSFORGINGEQUIPMENTWIDELYUSEDINPRODUCTIONITCANBEUSEDINSHEETMETALSTAMPING,FORGING,COLDEXTRUSION,COLDCOININGANDPOWDERMETALLURGYPROCESSESRESEARCHANDDESIGNINORDERTOIMPROVEITSPROCESSINGEFFICIENCYPRESSESTOINCREASETHEIRLEVELOFAUTOMATIONTHEPURPOSEISTOUNDERSTANDTHECRANKPRESSWORKS,STRUCTURALPERFORMANCEANDITSFUNCTIONALROLE,DESIGNEDTOMEETTHECLOSEDSINGLEPOINTCRANKPRESSDRIVESUSEREQUIREMENTSTHISDESIGNINCLUDESTHEARRANGEMENTANDDESIGNOFTHETRANSMISSIONSYSTEMFLYWHEELMOTORPOWER,ANDCALCULATIONSTODETERMINETHEMOMENTOFINERTIAOFTHEFLYWHEELANDFLYWHEELSTRUCTUREDESIGNGEARDESIGNANDSTRUCTURELEVELSCALCULATIONANDALLOCATIONOFTHETRANSMISSIONRATIOPRESSEACHTRANSMISSIONSHAFTSPEED,POWER,TORQUECALCULATIONEACHAXISOFTHESTRUCTURALDESIGNANDCALCULATIONDRAWGEAR,STRUCTURALDIAGRAMOFTHESHAFTTHEDESIGNUSESPRO/EFORTHREEDIMENSIONALDESIGNANDSIMULATION,USINGSOLIDWORKSFINITEELEMENTANALYSISMODULEFORFINITEELEMENTANALYSIS,ANDFINALLYDRAWTHEMAINTRANSMISSIONASSEMBLYDRAWINGPRESSESANDMAJORPARTSDRAWINGUSINGAUTOCADSOFTWAREKEYWORDSPRESS,TRANSMISSION,THREEDIMENSIONALDESIGN,TINITEELEMENTANALYSIS优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载1第1章绪论11概述曲柄压力机是锻压生产中广泛使用的一种锻压设备。它可以应用在板料冲压、模锻、冷热挤压、冷精压和粉末冶金等工艺。电机主轴的旋转运动通过曲柄压力机的传动系统，使曲柄连杆滑块机构中的滑块实现往复直线运动，滑块瞬间产生的压力通过模具使金属材料产生塑性变形，以制成一定形状的锻压件。曲柄压力机结构简单，操作比较方便，被广泛地应用在生产中。现代制造业要求产品的精度越来越高，由传统的机械加工向机械与计算机、电子技术、激光技术相结合的自动化方向和少切削量方向发展。压力加工是机械制造的基本环节，在冶金、机械、电力、汽车、航空、造船、兵器、化工、电子、仪表、轻工等工作部门都占有重要的地位。曲柄压力机在压力加工中很大程度扮演了一个重要的角色。近年来为了适应高精密化加工、高效加工、绿色加工，曲柄压力机也向高精密、高效率、高刚度、自动化、节能环保等方向发展。现阶段，为了获得多种工艺不同的滑块速度输出特性，一些厂家采用伺服电机作为驱动电机，生产能够满足多种不同工艺的压力机。但是这种用伺服电机作为驱动电机，也有它的局限性。如伺服电机的功率有限且造价昂贵，难以用于大功率的压力机。基于上述原因，现在一些专家提出混合输入并联机构驱动。不难看出，对整个压力机的研究设计有十分重要的意义。22研究背景及意义曲柄压力机是以曲柄传动的锻压机械，适用于板料的冲孔、落料弯曲、线拉伸及成型等工作，床身可作适当倾斜，以便于把冲压的成品或铁屑等物，依靠自重滑落、若装上自动送料机构、则可以推行半自动冲压工作，一般用于农业机械、电气工业、汽车、拖拉机工业等用途较为广泛。为了满足小批量和单件生产经济上的合理性，要求生产具有更大的柔性、工艺设备具有万能性。近1015年内，曲柄压力机仍是大批量或大量生产的企业体积模锻和板冲车间的主要设备，但在总台数中的相对数量未必会增加。设备的改进，设备的性能（包括生产率）的改善，以及设备价格的提高，但是仍然要用不同的方法加以改进。所以提高生产率，改进冲压件质量（首先是他的形状和尺寸精度），实现自动化，以及根本改善操纵条件和工作地点的舒适性等都是需要研究和优化的。曲柄压力机在机械制造业的各个部门中广泛采用，在金属压力加工工艺上占有显著的位置。由于锻造行业对零件的加工要求越来越高，对节能降耗业提出了较高的要求，因此，对压力机的精度、稳定性和功率的利用要求也越来越高。而且，国内外对压力机的研究不断的深入，压力机的结构日新月异。在生产新型结构压力机的同时，研究现有的压力机也具有重要的意义。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载223国内外研究现状国内目前现状，机械压力机的正规专业和兼业生产厂共23个，1978年机械压力机品种（只包括一机械系统的正式产品）共30个系列达160余种，产量占整个锻压机械年产量的49，其中开式压力机占70，大、重型机械压力机占3。在这期间，上海锻压机床厂、上海第二锻压机床厂、济南第二机床厂及徐州锻压机床厂等机械压力机制造厂进行了技术改造和扩建，生产能大大提高。设计科研队伍日益扩大，开展了机械压力机的三化及科研工作，老产品亦不断进行更新换代。例如，济南第二机床厂对13中产品至今共进行了23次更新，有的产品以前后更新多次，如160吨闭式双点压力机共更新了三次，产品性能及质量精益求精。现在已具备各有设计和制造大型复杂机械压力机的能力，某些产品以接近或赶上世界先进水平。单机连线自动化冲压生产线为满足自动化冲压生产线的需要，国内知名压力机生产企业在20世纪末期，就大力进行了高性能单机连线压力机的研制生产。其中以济南二机床集团公司、上海锻压机床厂、齐齐哈尔第二机床厂等为代表，先后研制了J471250/2000型闭式四点双动拉深压力机、S3P630型闭式四点压力机、PE4HH6002TS四点单动压力机、PD4HH800/6002TS四点双动压力机、30000KN闭式双点汽车大梁压力机、成系列多连杆传动单动压力机及其他规格的大型双动拉深压力机。由它们组成的自动化冲压生产线具有大吨位、大行程、大台面，以及大吨位气垫、机械手自动上下料系统、全自动换模系统和功能完善的触摸屏监控系统，生产速度快、精度高。这些单机连线已先后装备了第一汽车制造厂、重庆长安汽车厂等汽车制造业的多条大型自动化冲压生产线，并正在向更多的汽车厂和国外公司扩展。2006年8月，济南二机床公司向泰国萨密特公司提供了一条32000KN大型冲压生产线，充分满足了汽车快速、高精度及高效的生产要求。这类生产线的典型配置和用途开式单点压力机加装辊轮送料机或气动送料机成线，可作单多工序连续冲压，操作性良好；开式双点压力机加装多工位送料装置、开卷装置和校平装置，组成多工位连续冲压生产线。由于占地少、工序间搬运小，所以正日益被冲压生产看好；高速压力机加装凸轮分割型送料机、开卷校平装置成线，冲制专用零件，如电动机硅钢片等。大型多工位压力机在覆盖件冲压领域，大型多工位压力机是最先进、最高效的冲压设备，是高自动化、高柔性化的典型代表。通常由拆垛机、大型压力机、三坐标工件传送系统和码垛工位等组成。生产节拍可达1625次/MIN，是手工送料流水线的45倍，是单机连线自动化生产线的23倍。是当今世界汽车制造业应首选的最先进的冲压设备，目前世界上已能生产95000KN的大型多工位压力机。这类机床过去惟工业发达国家独有，20世纪末到21世纪初我国也已开发研制，并取得成功。济南二机床集团公司于1999年与德国万加顿公司合作制造了两台20000KN大型机械多工位压力机，2005年初又与世界最大的汽车零部件供应商美国德纳DANA公司签订了供货合同，为其提供一台50000KN重型多工位压力机。该机采用电控同步、电子伺服三坐标送料、多连杆、全自动换模、模具保护及现场总线控制等多项国际先进技术，具有远程诊断、远程控制和网络通信等多种自动化功能，适用于汽车制造中薄板件的拉深、弯曲、冲裁和成形等冷冲压工艺。是我国迄今为止出口的吨位最大、技术含量最高、自动化程度最高的冲压成套设优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载3备。济南二机床公司因强大的研发制造能力和良好的市场业绩，被国外用户誉为“世界五大数控装备制造商之一”。迄今为止，这类多工位压力机在国内汽车业尚未广泛使用，但市场前景十分看好。国外目前现状，曲柄压力机，近30年来主要以批量生产在板冲和模锻中被广泛使用，专门化程度越来越高，朝着高速度、高精度、自动化方向发展，普遍采用CNC控制。但今年，多品种少量生产势头在国外越益强劲，要满足其经济上的合理性，就要求生产具有更高的柔性，工艺设备具有更大的通用性。在这种背景下，国外压力机设计、制造者们、在传统的机械压力机上经反复各种尝试，最近终于设计制造出一些具有新创见的压力机面市。这些压力机，在结构上各有其独到之处，可适应多变的工艺过程，通用性大，具有更高的柔性。其中机械驱动源的液压化、兼容机械压力机和液压机双方优点，体现了未来压力机的突出特征，例如球头连杆压力机，机械液压压力机，液压机械压力机等。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载4第2章传动系统总体设计21设计参数选定本次设计选定JB2335A型35吨曲柄压力机参数为参考，JB2335A型压力机的主要技术参数如下公称力PG35T公称力行程SP8MM滑块行程H100MM滑块行程次数48R/MIN最大封闭高度120MM封闭高度调节量30MM滑块中心至机身距离110MM工作台板尺寸前后左右厚度20030030MM22方案选定221传动系统布置方式的选定传动系统的布置方式包括两个方面1，2（1）上传动/下传动传动系统布置在工作台之上称为上传动，反之为下传动。目前市场上已上传动压力机居多，但下传动压力机在个别领域仍占有优势，如食品、橡胶等行业。（2）曲轴横放/纵放压力机传动系统的曲轴平行于压力机正面的为曲轴横放，垂直于正面的为曲轴纵放，一般在中大型压力机上采取曲轴纵放（偏心齿轮结构），甚至在个别小型压力机上也采取这种型式。曲轴横放主要适用于大台面压力机（通常为双点压力机）。222传动级数和各速比的分配压力机的传动级数与电动机的的转速和滑块每分钟的行程次数有关。行程次数越低，总速比大，传动级数就应多些否则每级的速比过大，结构不紧凑；行程次数高，总速比小，传动级数可少些，现有压力机传动系统的级数一般不超过四级。行程次数在70次/MIN以上的用单级传动，7030次/MIN的用两级传动，3010次/MIN的用三级传动，10次/MIN一下的用四级传动1。各传动级数的速比分配要恰当。通常三角皮带传动的速比不超过68，齿轮传动部超过79。速比分配时，要保证飞轮有适当的转速，也要注意布置得尽可能紧凑、美观和长、宽、高尺寸比例适当。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载5223确定离合器和制动器的安装位置单级传动压力机的离合器和制动器只能置于曲轴上2。采用刚性离合器的压力机，离合器应置于曲轴上，这是因为刚性离合器不宜在高速下工作，而曲轴的转速较低，故离合器置于曲轴上比较合适。在此情况下，制动器必然也置于曲轴上。采用摩擦离合器时，对于具有两级和两级以上传动的压力机，离合器可置于转速较低的曲轴上，也可置于中间传动轴上。当摩擦离合器安装在低速轴上时，加速压力机从动部分所需要的功和离合器结合时所消耗的摩擦功都比较小，因而能量消耗较少，离合器工作条件也比较好。但是低速轴上的离合器需要传递较大的扭矩，因而结构尺寸较大。因此，摩擦离合器的合理位置应视机器的具体情况而定。一般来说，行程次数较高的压力机（如模锻压力机）离合器最好安装在曲轴上。行程次数较低的压力机（如中大型通用压力机），由于曲轴转速低，最后一级大齿轮的飞轮作用已不显著为了缩小离合器尺寸，降低其制造成本，并且由于结构布置的要求，离合器多置于转速较高的传动轴上，一般是飞轮轴。制动器的位置则随离合器位置而定。224总体设计方案的确定根据以上设计原理及此次设计原始数据综合考虑，曲柄压力机传动系统选择2级传动，一级带传动，大带轮兼做飞轮用，一级齿轮传动，齿轮悬臂放置，刚性离合器和制动器均在曲轴上，曲轴横放，大带轮兼做飞轮用，齿轮悬臂放置。总体传动方案如图1所示。图1曲柄压力机总体传动方案23电动机的选择231压力机功能组成及总功（1）工件变形功A1优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载6（14）110A35PGH（15）33175082675NMJ（2）拉伸垫工作功A2（16）133192366YPH（3）工作行程摩擦A3摩擦当量力臂（17）1012ABMD（18）14取1905DPG07358DM1286AM0451025018254736M2013303762890APGJ（4）弹性变形功A42112H223508754/PGKNMC23334112AJ（5）滑块空程功A5查表641得A5423333J（6）飞轮空转功A62410NT查表641得N03KW25NTC查表561得CN05004HBGD优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载726112548TSN次次/MI2740NTSC次/I60524157AKWSJ（7）离合器接合功A7A702A（8）总功112345672867592893052435702JJJJA解得0A232电动机型号的选择电动机平均功率294098261742MAJNWTS电动机实际功率30K查表611得K取13实际选用功率3113687421936520K又因为，两级或两级以上的传动系统采用同步转速为1500或1000R/MIN的电动机，单级传动系统一般采用1000R/MIN的电动机1。查机械设计手册5，同步转速为1500R/MIN，额定功率NE为22KW的电动机型号为Y100L14，满载转速NM1430R/MIN。24动力参数计算241确定总传动比和分配传动比电动机型号为，满载转速。140YL1430/MINMNR（1）总传动比322978MAI（2）分配传动装置的传动比前面传动方案已确定，采用一级带传动，一级齿轮传动，传动方案如图1所示。，式中分别为带传动和齿轮传动的传动比。01AI01I查表15常见机械传动的主要性能，表411,现有通用压力机传动参数，为使V带优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载8传动外廓尺寸不致过大，取，则齿轮传动比为0475I3310296AI242运动和动力参数的计算传动装置如图1所示（1）各轴转速电动机轴043/MINMNR传动轴3410105/I7I曲柄轴248/NR（2）各轴输入功率电动机轴输出功率19DPKW传动轴3510112061K曲柄轴36222398720W传动轴、曲柄轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率098，例如传动轴输出功率1098106PKW（3）各轴输入转矩电动机轴输出37219954630DDMPTNMN传动轴38101017571DDII曲柄轴3922236209836TITINM传动轴、曲柄轴输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率098，例如传动轴的输出转矩。/126710985NM运动和动力参数计算结果整理于下表表1运动和动力参数计算结果功率P（KW）扭矩T（N）轴名输入输出输入输出转速N/MIN传动比I效率电动机轴2191463143004750196优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载9传动轴2102066671653830105曲柄轴20196397613896648627AI0295第3章主要零部件的设计计算31飞轮转动惯量的计算1电动机在额定转速下飞轮的角速度E401243015/7EENRADSI2电动机的额定滑差率ES该异步电动机的同步转速，实际转速015/MINNR1430/MINMNR416001437ES3速度不均匀系数考虑该压力机需进行拉伸工艺，需要较大的工作能量，故在转子中串如电阻，使011，查表671，皮带当量滑差率，系数K13，修正系数，则ES02TS0942122093181ETKS5最大盈亏工0A1012344389752893061524158J4飞轮转动惯量JE441,720220EAKGM32V带轮的设计设计原始数据电动机额定功率,转速，传动比，2EPKW1430/INENR0427I每天工作8小时。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载10321确定计算功率CAP由表879，查得工作情况系数，故12AK4591264CAEPKW322选择V带的带型根据PCA、NE由图8119选用Z型323确定带轮的基准直径DD1并验算带速V1初选小带轮的基准直径。由表869表889，取小带轮的基准直径DD180MM。2验算带速V。按式（813）9验算带的速度46910143/59/0DNMSS因为5M/S30M/S，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径，根据式（815A）9，计算大带轮的基准直径DD24721475038DIM根据表889，圆整为400MM。324确定V带的中心距A和基准长度LD1）根据式（820）9得，336A0960，初定中心距A0500MM。2）由式（822）9计算带所需要的基准长度2385001764M921012024DDDLA（48）由表829选带的基准长度LD1800MM。3）按式（823）9计算实际中心距A9001807655202DAM（49）中心距的变化范围为493A574MM。325验算小带轮包角1（50）9000001D2157578841492A（）优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载11326计算带的根数Z1）计算单根V带的额定功率PR。由DD190MM和NE1430R/MIN，查表84A9得P00346KW。根据NM1430R/MIN，I0475和Z型带查表84B9得。0003查表859得，查表829得，于是91K1LK（51）0P346094RLW2）计算V带的根数Z（52）9265304CARP取7根。327计算单根V带的初拉力的最小值0MINF由表839得A型带的单位长度质量，所以1/QKG290MIN2591645057167CAKPFVZN（53）应使带的实际初拉力。0MINF328计算压轴力P压轴力的最小值为（54）901MIN0IN1452S276SIN7632PFZN329V带设计结果V带设计结果如下表所示表2带轮设计结果槽型Z型带长LD1800MM根数7根中心距A520MM优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载12小带轮直径DD180MM大带轮直径DD2400MM带轮结构形式小带轮采用实心式，大带轮轮辐式33齿轮的设计计算331选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图1所示传动方案，选用变位直齿圆柱齿轮传动。3）压力机一般为机床类，速度不高，故选用7及精度（GB1009588）。2）材料选着。由表1019选着小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数Z113，则大齿轮齿数Z2I，取Z2821627138151332按齿面强度设计由设计计算公式（109）9进行计算，即（55）2131EHTDKTZU确定公式类各计算数字1）试选载荷系数。2T2）计算小齿轮传递的转矩。由表1中小齿轮传递的转矩41670TNM3）由表1079，小齿轮做悬臂布置，选取齿宽系数。06D4）由表1069，查的材料的弹性影响系数。1289EZMPA5）由图1021D9，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极；LIM160HPA大齿轮的接触疲劳极限。LIM250HMPA6）由式10139计算应力循环次数。（56）716031814350HNNJL优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载13（57）9624351041067N7）由图10199取接触疲劳寿命系数；。10HNK218HN8）计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）9得（58）1LIM060HNKMPAS592LI285499）变为系数的选择。采用,表21710，按耐磨性能最有利的条件制定的变位系数表120X取。10）查取节点区域系数HZ按，由图10811，查得1206510238XZ和HZ21计算1）试算小齿轮分度圆直径D1T，代入中较小的值。2421331267102189163670TEHTDKTZUM2）计算圆周速度V。（60）163105/9/60TNVMSS3）计算齿宽。B（61）1631789DTM4）计算齿宽与齿高之比。H模数（62）148563TTMZ齿高（63）251092TM78934610BH5）计算载荷系数。12,H优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载14根据，7级精度，由图1089查得动载系数，直齿轮095/VMS10KV；1HFK由表1029查得使用系数；175AK由表1049用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑为悬臂布置。135HK由，查图10139得；故载荷系数135H124FK（64）917503586AVHK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010A）9得（65）933128669TTDM7）计算模数。M（66）195103Z333按齿根弯曲强度设计由式（105）9得弯曲强度的设计公式为67132FASDYKTMZ确定公式内各计算数值1）由图1020C9查得小齿轮的弯曲强度极限；大齿轮的弯曲强度极150FEMPA限；2380FEMPA2）由图10189取弯曲疲劳寿命系数，；1095FNK2098FN3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由式（1012）9得14S68095392FNEKMPAA69228614S4）计算载荷系数。367BH优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载1570917501249AVFK5）查取齿形系数和应力修正系数。按齿数和变位系数，由图101611和101711，查取，13Z16X12FAY；178SAY按齿数和变位系数，由图101711和101711，查取，2Z215X2198FAY；2196SAY6）计算大小齿轮的并加以比较。FASY7191217803FAS72926459FASY大齿轮的数值比较大。设计计算7341332221967015934763FASDYKTMMZ对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3476并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径4M66956MM，算出小齿轮齿数1D16957DZ大齿轮齿数，取。21670ZI210Z这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。334几何尺寸计算表3外啮合直齿圆柱齿轮传动计算结果表中MM20，1，025名称符号计算公式优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载16小齿轮大齿轮模数M4齿数Z1Z71Z07分度圆直径D68D248DM节圆直径/1COS91/COS392中心距A2AD齿顶高14AHM2AH齿根高5FC5FC齿顶圆直径11276AAD22436AAD齿根圆直径8FFH18FFH齿轮宽度B150B15B34曲轴的设计及强度校核曲柄压力机中，常见的曲轴有三种型式，即曲轴、曲拐轴和偏心轴1。曲轴为压力机的重要零件，受力复杂，故制造条件要求较高，一般用45号钢锻制而成。锻比一般取253。有些中大型压力机的曲轴则用合金钢锻制，如40CR，37SIMN2MOV、18CRMNNOV，锻比需要大于3，对于小型压力机的曲轴，国内有些制造厂用球磨铸铁QT602铸造。锻制的曲轴加工后应进调质处理，有时还要在两端切割试件进行机械性能试验。对于大型曲轴，有时在支承颈和曲柄颈中心处钻深孔，以该善淬透性，提高机械性能，曲轴支承颈和曲柄颈（或曲拐颈）需加以精车或磨光，为了延长曲轴寿命，在各轴颈特别是圆角处，最好用滚子碾压强化。341曲轴尺寸参数的确定图13曲轴尺寸参数的确定，如表4。图13曲轴示意图表4曲轴有关尺寸经验公式1及计算结果单位MM；PG公称压力350KN曲轴各部分名称代号经验公式及数据优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载17支承颈直径0D取045PG0483590D支承颈长度L取01221L曲柄颈直径A取018A曲柄颈长度A取037AD5935AD曲柄两臂外侧间长度Q取25Q03270Q曲柄颈的宽度或直径取01811圆角半径R取D09R342曲轴的强度校核曲轴强度计算存在不少问题，过去所沿用的方法与实际情况相差较大，有些在计算上亦感繁琐。现只介绍一种较精确校核的计算方法1，这种方法对载荷和支承做了一些简化，如图14所示简化模型。对载荷的简化11）齿轮对曲轴的作用力比连杆比连杆对它的作用力小得多，可忽略不计；2）连杆对曲轴的作用力近似看成等于公称压力,并分别作用在距离曲柄臂PG处。R对支承的简化两支承也是在距离曲柄臂处，简化成简支梁。2R图14曲轴计算简图（纯弯梁法）优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载18危险截面CC（曲柄颈中点处），BB（右侧曲柄臂右端面）。危险截面计算CC截面（74）13331827035891054414780GALQARPMPAD曲轴材料为40CR调质钢，其许用应力，可见，曲轴强度满42PA足。BB截面7510001SINSI285N458208259023681GGGABMRD公称当量力臂76133MAX3052681056829GPMPAD曲轴材料为40CR调质钢，其许用剪应力，可知，曲轴满足剪10切强度。曲轴危险截面的应力均在需用应力范围之类，满足强度要求。35曲轴轴承的设计计算351轴承的选择由于曲轴有特大冲击与振动，径向空间尺寸受到限制，必须剖分安装，而滑动轴承正具有这些特点，承受冲击载荷的能力较强，主要用于曲轴的主轴承，连杆小端支承等，故选择对开式径向滑动轴承。352滑动轴承的设计计算（1）验算轴承的平均压力（单位为MPA）P曲柄连杆机构中的滑动轴承，速度较低，承受短时高峰载荷，轴承处在边界摩擦的状况下工作，设计中应验算轴承轴瓦上的单位压力使P779PA式中作用在轴承上的压力（轴承所受径向载荷），N；P轴承的支承投影面积（MM2），与轴承的结构，尺寸有关；A轴瓦材料的许用应力，MPA，其值见表1229及表11810。P优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载19（2）验算轴承的（单位为MPA）PV/轴承的发热量与其单位面积上的摩擦功耗成正比（是摩擦系数），限制FPVF值就是限制轴承的温升9。PV78PV式中轴颈圆周速度，即滑动速度，M/S；轴承材料的许用值，MPA，其值见表1229及表11810。V/（3）开式压力机滑动轴承的验算表，见表5。表5滑动轴承的验算公式及结果计算9滑动轴承位置轴瓦材料许用值计算公式校核18PMPA02182ABPPDLP曲轴支承颈轴承ZCUAL10FE32/VMS64VNV50A连杆大端轴承ZQSN101/00（）连杆小端轴承ZQAL941PPA91BPPDL45BP36传动轴的设计计算361确定轴的最小轴径（1）由表1传动轴上的功率P1210KW，转速N130105R/MIN，T16671NM（2）作用在齿轮上的力低速级小齿轮的节圆直径1698DM而79312719067TTNF80/ANTAN28419RTN（3）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表1539，取A0112，于是得81133MIN021045PDAM362轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，轴的结构与装配方案如图15及16所示。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载20图15轴的结构与装配图16轴的尺寸分布图（2）根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度1）初取与大带轮配合轴段直径D50MM,带轮轮毂宽度，取1052LD，为了保证轴端挡圈只压在大皮带轮上而不压在轴上，故轴段长度应比90LML1略短些，现取L88MM。2）初步选取滚动轴承。因传动轴上零件，大皮带轮、小直齿轮都没产生轴向力，可以选用承受小的轴向载荷的深沟球轴承。每端轴承采用成对使用，径向负荷FR产生内部轴向力FA相互抵消，参照工作要求，并根据D50MM，由轴承产品目录中，初步选取0基本游隙组，标准精度等级，尺寸系列03的深沟球轴承631212，其尺寸，故715DDBM3DD70MM。右端滚动轴承采用定位轴肩进行轴向定位，查得6314型轴承的定位轴肩高度H6MM，因此取D82MM。L，L要大于一对轴承宽度2B70MM，考虑采用套筒及轴承端盖，取L130MM，L100MM。3）取段轴肩长度L40MM，右端轴肩长度L60MM。4）取小齿轮轴段直径D65MM，小齿轮齿顶圆直径DA160MM，做成实心结构的齿轮。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载21小齿轮的轮毂长度，取，齿轮在轴端考虑其125LD146591LDM轴向定位，轴段长度L略小于齿轮轮毂的长度，取L88MM，采用单圆头平键。（3）轴上零件的周向定位大带轮，小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，由于带轮、齿轮均在轴端故采76HK用单圆头平键，按D65MM65MM由表619查得平键截BH18MM11MM，键用键槽铣刀加工，齿轮轮毂，键长略短于轮毂长度，可取键长度L80MM，同91LM时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为（过76HN盈配合）；同时带轮与轴的连接，选用单圆头平键BHL18MM11MM110MM，带轮与轴的配合为（过渡配合）。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6。（4）小齿轮上键的校核1）键的连接类型和尺寸，上面已经选择了键，键为单圆头平18BHLM。80M2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表629查得许用挤压应力，载荷性质有LLB冲击，则，取其平均值。键的工作长度71MM609PMPA75PMPA，键与轮毂键槽的接触高度，由式619可得051KHM（合适）8233216726PPTLD（5）带轮上键的校核和齿轮上键的校核一样，键长变大，更小，更安全。P363轴的校核（1）求轴上载荷带传动的作用在轴上的最小压轴力，与齿轮上的844719N相比，不7632PFNRF能忽略。首先根据轴的结构图（图15），做出轴的计算简图（图17）。在确定轴承的支点位置时，化成作用在轴段的中点，因此作为简支轴的支撑跨距为715MM（图16）根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图17）。从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C的MH、MV及M的值列于下表（参看图17）。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载22表6危险截面的载荷载荷水平面H垂直面N支座反力F12503N78H178942NVF28107HF弯矩M96M0356MM总弯矩26HV扭矩371T（2）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受的最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）。根据式（1559）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取06，轴的计算应力（83）2222319605806715832CAMTMPAW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表1519查得。因此160，故安全。1CA优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载23图17传动轴的载荷分析图（3）精确校核轴的疲劳强度（A）判断危险截面截面处只有竖直平面内弯矩，截面有竖直平面和水平面内弯矩且比较大，右端面处还有键槽，处又是轴肩，所以键槽，轴肩处引起的应力集中，均削弱轴的疲劳强度。从受载的情况来看，截面C处虽然应力最大，但应力集中不大过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端，而这里的轴径不是最小，故截面C不必校核。从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面、处轴肩处应力集中最严重。故该轴只需校核截面左右两侧即可。（B）截面左侧优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载24抗弯截面系数84333017040WDM抗扭截面系数853TM截面左侧的弯矩为8695965891740534MNN截面上的扭矩为170NM截面上的弯曲应力为8794532675BPAMW截面上的弯曲应力为8867109138T过盈配合处的，由附表389用插值法求出，并取，K08K于是得316，01625轴按磨削加工，由附图349得表面质量系数为092故得综合系数为89911363250KK90256按（156）9（158）9计算轴在截面左侧的安全系数为91173130AMSK921159579262A9322237308115CASS故该轴在截面左侧的强度是足够。（C）截面右侧抗弯截面系数9433301652746WDM抗扭截面系数953259TM优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载25截面右侧的弯矩为9694501960589174053MNMNM截面上的扭矩为17TN截面上的弯曲应力为9794053426BPAW截面上的弯曲应力为98712549TM轴的材料为45钢，调质处理。由表1519查得，640BMPA1275PA。15MPA截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按附表329查取。因，经插值后查得203165RD701865DD，2013又由附图319可得轴的材料的敏性系数为，8Q085Q故有效应力集中系数按式（附表349）为9911212K10010856KQ轴按磨削加工，由附图349得表面质量系数为092轴未经表面强化处理，即，则按式3129及式312A9得综合系数为1Q981280067KK912又由319及329得碳钢的特性系数优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载26，取01201，取55于是，计算安全系数值，则得CAS11515323260AMSK1794841A22538S159CAS故该轴在截面右侧的强度是足够，至此，轴的设计计算即告结束。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载27第4章主要零件的有限元分析41曲轴的有限元分析411模型的简化在对曲轴进行有限元模拟分析时,由于曲轴是形状不规则的长轴类零件,具有轴线不连续、直径变化大等特点。从总体上看,曲轴不是对称或是反对称体,所以对曲轴进行有限元模拟分析时必须选取整体曲轴作为研究对象。根据曲轴的结构形状特点,以有限元计算的数据准备工作量、求解时间及精度等为基本尺度,在曲轴建模时,因其结构形状复杂,做了一些简化,这些简化是以不影响曲轴的动力学特性为前提的。由于在计算曲轴刚度的时候主要分析计算的是曲柄颈中点的挠度,如果在建模时考虑曲柄颈两端的圆角,则会使此处的网格非常密集,这就大大地增加了模型的单元数量,花费大量的求解时间,而且生成的网格形状也不理想,降低了求解精度14,15，模型如图18所示。412模型的生成在ANSYS中可以用两种方法来生成模型实体建模和直接生成。所谓实体建模就是首先描述并建立模型的几何边界,然后建立对单元大小及形状的控制,最后令ANSYS程序根据控制要求自动生成所有的节点和单元。本文所用的PRO/E实体建模再导入ANSYS划分网格其实就是这样一种思想。与之相比,用直接生成方法,在定义ANSYS实体模型之前，必须确定每个节点的位置及每个单元的大小、形状和连接。因此,实体建模一般比直接生成方法更加有效和通用，是一般建模的首选方法。尽管实体建模有诸多优点,有时也会碰到直接生成更方便的情形。413单元的选择为适应不同的分析需要,ANSYS提供了200多种不同的单元类型。从普通的线单元、面单元、块体单元到特殊的接触单元、间隙单元和表面效应单元等。由于考虑到六面体的计算精度比四面体高，八节点六面体单元不如二十节点六面体单元计算精度高，但可大大减少节点数、节省计算时间16，虽然六面体对于一些形状复杂的模型不易自动生成网格,需手工生成,可是在考虑计算结果精度的情况下，四面体单元己不再符合绝大多数精确求解的要求,因此,采用了八节点六面体单元SOLID45。SOLID45比较适合于形状较为规则的模型，它是一种32D结构化网格，由8个节点定义而成，每个节点有6个自由度3个平移自由度和3个旋转自由度，另外它还具有塑性、蠕变、可滑移、大应力、大变形和应力硬化能力。414网格的划分有限元分析中经常碰到的问题是网格应如何划分才能得到合理的结果，但不幸的是，还没有确定的判别准则,用户必须自己进行判断。在指定网格划分方式时，选择了自由网优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载28格方式FREE对由PRO/E构建的三维实体进行网格划分，得到的网格模型如图18所示。图18曲轴有限元模型图及网格划分图19曲轴约束条件及集中力加载方式415约束条件三维八节点SOLID45号单元须约束所有节点的3个方向的转动自由度,因此只进行3个移动自由度UX、UY、UZ的约束处理,将径向约束UX、UY加在支承颈上离曲柄臂2R优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载29处、直径为130MM的所有节点上，如图19所示。416力的施加曲轴在带动连杆滑块运动的时候,在下压过程中冲压力是最大的,但其最大值也不能超过压力机的标称压力值，所以，在校核曲轴的刚度时可以把标称压力值加载在曲轴上。对于载荷的加载方式有以下几种分析一是曲轴在变形前的瞬间可以看成是受均布载荷,如图21A所示,将标称压力值以压力值的均布形式加载在曲柄颈的上表面上；二是考虑曲轴受力后,产生的弯曲变形是两端小、中间大的，如图21B所示，所以认为曲轴变形后的作用力是非均布载荷的,是两端大、中间小的，如图21C所示，故在曲柄颈上距离曲柄臂2R处加两个集中力载荷1。对于这两种加载方式,在下面的ANSYS分析当中将分别施加上述两种力，分析曲轴的刚度。如图19所示两个红色箭头代表施加集中载荷的方向，每个力代表，如图20所示将将公称压力以均布载荷的方式加载到曲柄颈的上表面，05170GPN大小为。24AALDMP图20曲轴约束条件及均布载荷加载方式优秀毕业论文，支持预览，答辩通过