毕业设计（论文）龙门式压力机设计

1、沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 1 摘 要 压力机作为一种现代化的机械设备，在现代社会中的地位不可或缺。压力机已广 泛应用于国民经济各部门的工业生产中。随着经济和社会的不断发展，需要更多、更 好的各种压力机来进行工作。 本次设计为龙门式压力机，要求可连续冲切，冲切力 16 吨，行程 20mm。主要是 针对原有机器的不足之处，对压力机的传动装置和执行机构等部分系统及结构进行设 计。传动装置选择 v 带传动和齿轮传动；执行机构选择曲柄滑块机构。设计中对一些 主要零部件进行了校核。在压力机的零件设计中，合理的选择材料能够有效的延长压 力机的使用寿命。 关键词：压力机 对称机

2、械 带轮传动 剪切 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 2 目 录 摘 要. 1 第 1 章 绪论.1 1.1 课题背景.1 1.2国内外研究现状.1 1.3 本设计的主要内容.1 第 2 章 设计要求及方案确定.2 2.1 设计要求.2 2.1.1 使用功能的要求.2 2.1.2 经济性的要求.2 2.1.3 其它要求.2 2.2 方案的确定.2 2.2.1 机构的方案确定.2 2.2.2 传动方案的确定.3 第 3 章 电动机的选择.5 3.1 电动机的类型.5 3.1.1 选择电动机的类型.5 3.2 选择电动机的型号.5 3.2.1 对曲柄滑块进行分析.5 3.2

3、.2.选择电动机的转速和功率.7 第 4 章 确定传动比与参数计算.8 4.1 确定传动比和分配传动比.8 4.2 计算传动装置的运动和动力参数.8 4.2.1 各轴的转速 n(r/min)1.8 4.2.2 各轴的输入功率 p（kw）.8 4.2.3 各轴的转距 t（nmm）.8 第 5 章 带传动的设计.10 5.1 选择带型.10 5.2 带轮设计基本计算.10 5.2.1 确定带轮基准直径.10 5.2.2 确定窄带的基准长度和传动中心距.10 5.3带轮的结构设计.12 第 6 章 轴的设计与校核.14 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 3 6.1 轴的设计.

4、14 6.1.1 主动轴的设计.14 6.1.2 从动轴的设计.15 6.1.3 工作轴的设计.15 6.2 轴的校核.16 第 7 章 齿轮的设计.20 7.1 主动轴的齿轮设计.20 7.1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数.20 7.1.2 按齿面接触强度设计.20 7.2 从动轴的齿轮设计.23 7.2.1 小齿轮的参数确定.23 7.2.2 按齿面接触强度计算.24 7.2.3 按齿根弯曲疲劳强度计算.25 7.2.4 几何尺寸计算.26 第 8 章 曲柄滑块的设计.28 8.1 材料的选择与计算.28 8.1.1 分析.28 8.1.2 结构设计.28 8.2 对曲柄滑块机构

5、的动态静力分析.29 第 9 章 机架的设计.32 第 10 章 对称性及其误差分析.33 第 11 章 机床的搬运、安装和试车.34 结 论 35 参考文献 36 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 1 第 1 章 绪论 1.1 课题背景 机械在工业、农业、国防等方面得到广泛的应用,在国民经济中占据着重要的地位， 机械工业的生产水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一。工业、农业、国防 和科学技术的现代化程度，都会通过机械工业的发展反映出来。 不论是集中进行大量生产还是迅速完成多品种、小批量生产，都只有使用机器才便 于实现产品的标准化、系列化和通用化。 机械工业担负着

6、向国民经济各个部门提供技 术装备和促进技术改造的重要任务,在现代建设的进程中起着主导和决定性的作用。机 械设计是机械产品研制的第一道工序,直接关系到产品的质量性能,研制周期和技术经 济效益,所以通过大量的设计、制造和广泛使用各种先进的机器,就能大大的加强促进 国民经济发展的力度,加速我国社会主义现代化建设。 随着科学技术的发展，人力劳动效率低下而且有些工作必须用高效率的机械设备来 完成的。本次设计任务压力机就是其中的一种，被广泛的应用与国民经济中的各个部 门的工业生产中，除了机械制造业本身外，动力机械工业、轧钢、飞机、船舶、电机、 仪表、压力容器、航空航天工业等与人类生活密切相关的部门均需要压

7、力机为之服务。 1.2国内外研究现状 压力机的种类很多，按曲柄滑块的力可分为机械压力机、液压压力机、气动压力 机等；按滑块的数量分可分为单动压力机、双动压力机、三动压力机；按驱动结构分 可分为曲柄压力机、肘杆式压力机、摩擦史压力机；按机架的形式分可分为开式压力 机和闭式压力机。 目前国内的压力机械通过自行开发与国外进行多种方式的生产技术合作，有了较 快的发展，质量和技术水平有了明显的提高，而不少国外的产品则展示了当前国际上 的先进技术。 1.3 本设计的主要内容 本次毕业设计龙门式压力机具有机构简单,使用可靠,维修方面,造价低,运转平稳, 生产率高等特点。在老师的认真指导下,着重设计了原有机器

8、的不足之处,使之更加完 善,对部分系统及结构进行了改进,使之更适应实际工作的要求。 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 2 第 2 章 设计要求及方案确定 2.1 设计要求 2.1.1 使用功能的要求 机器应具备预定的使用功能,这主要是靠正确的选择机器的工作原理,正确的设计 或使用能够全面实现功能要求的执行机构,传动装置和 原动机以及合理的配置、必要 的辅助系统来实习的。 2.1.2 经济性的要求 机器的经济性体现在设计、制造使用的全过程中,设计机器时要全面综合的进行考 虑,设计的经济性表现为机器的成本低,使用经济性表现为高生产率、高效率,较少的消 耗能源,原材料和辅助材

9、料以及低的管理和维修费用等。 2.1.3 其它要求 一部机器除应具有其主要工作性能外,还应有一些其它的要求，如劳动保护和环 境保护的要求,对于不同的机器还有一些为该机器所特有的要求，以组成机器的机械零 件的正确设计和制造为前提的,即零件设计的好坏将对机器的使用性能的优劣起着决定 性的作用。 2.2 方案的确定 2.2.1 机构的方案确定 龙门式压力机采用的是典型的对称式传动，结构简单、使用和维修方便、价格低 廉、生产效率高。它主要是进行对板材的剪切工作。它的执行机构是横梁做上下的往 复运动。机构是具有确定相对运动的构件组合，显然任意拼凑的构件组合不一定能产 生预定的相对运动。判断机构在什么条件

10、下才具有确定的相对运动，对于分析已有机 构或设计新的机构都是非常重要的。所有构件都在同一平面或相互平行的平面内运动 的机构称为平面机构，否则称为空间机构，我们在此设计中用到的只有平面机构。 我们所熟悉的执行机构有以下几种： 1.平面连杆机构：当然我们这里所说的平面连杆机构主要是指对心曲柄划块技工， 它的运作平稳可靠。 2.凸轮机构：凸轮机构的最大优点是只要做出适当的凸轮轮廓就可使从动杆得到 任意预定的轨迹，并且这种机构比较简单紧凑，设计比较方便，但是，凸轮的轮廓不 是很容易确定。 3.其他机构：如棘轮机构、槽轮机构等这些在送料装置中做间歇传动之用。 通过对凸轮机构为执行机构和对心曲柄滑块机构为

11、执行机构两种方案优缺点的比 较，最终选择曲柄滑块机构为该压力机的执行机构。 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 3 图 2-1 曲柄 滑块机构 2.2.2 传动方案的确定 压力机的传动方式很多,有液压、气压、电动、机械等传动,经分析虽然液压、气 压传动精度高,但是结构复杂,成本高，而机械传动结构简单,操作方面,虽然效率不高, 但成本低,适合现在大多数企业的需求,所以选用机械传动。 合理的传动方案首先要满足工作机的性能要求,适应工作条件,工作可靠,此外还应 使传动装置的结构简单,尺寸紧凑,加工方便,成本低廉,传动效率高和使用维修方便， 要同时满足这些要求是比较困难的,因此要

12、通过分析比较多种传递方案,选择出保证重 点要求的最佳传动方案。 当采用由几种传动形式组成的多级传动时，要充分考虑各种传动形式的特点,合理 的分配其传动顺序。在选择时，应注意一下几点： （1）带传动的承载能力小，传递相同转矩时,结构尺寸较其它传动形大，但传动平 稳，能吸振缓冲，因此，宜布置在高速级。 （3）斜齿圆柱齿轮传动的平稳，较直齿轮较好，常用在高速级或要求传动平稳的 场合。 （4）开式直齿圆柱齿轮传动的工作环境一般较差，润滑条件不好，因而磨损严重， 寿命较短，应布置在低速级。 （5）圆锥齿轮传动只用于需要改变轴的布置方向的场合。由于圆锥齿轮加工比较 困难，所以应将其布置在传动的高速级，并限

13、制传动比，以减小直径和模数。 （6）蜗杆传动可以实现较大的传动比，结构紧凑，传动平稳，但传动效率较低， 故使用于中小功率的高速传动中。 考虑各方面，本次设计我选择带传动和斜齿圆柱齿轮进行两个减速级的传动。 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 4 图 2-2 传动简图 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 5 第 3 章 电动机的选择 3.1 电动机的类型 3.1.1 选择电动机的类型 电动机是专门工厂批量生产的标准部件，设计时应该根据工作机的工作特性，工 作环境和工作载荷条件，选择电动机的类型、结构、容量和转速，并在目录中选出具 体的尺寸和型号。 电动

14、机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源, 因此,无特殊要求时,均应采用三相交流电动机。其中异步电动机是交流电动机的一种, 它是把电能转化为机械能的一种动力机械，无特殊要求时均采用三相异步电动机，它 具有结构简单，制造、使用和维护方便，运行可靠，以及重量轻，成本低。三相异步 电动机的重量和成本分别约为同功率、同转速的直流电动机的一半左右。 y 系列三相异步电动机为全封闭式自扇冷式笼型三相异步电动机,是按照国际电 工委员会（iec）标准设计，具有国际互换性的特点，能防止灰尘、铁屑或其它杂物侵 入电机内部，效率高，耗能少，性能好，噪音低，振动小，体积小，重量轻，运行可 靠

15、，维修方便。不仅使用于水泵、鼓风机、金属切削机床及运输机械,更使用于灰尘较 多、水土飞溅的地方,如碾米机,磨粉机,脱壳机及其它农业机械,矿山机械等 y 系列三相异步电动机属一般用途的全封闭自扇冷式龙型三相异步电动机，它适 用与不含易燃易爆或腐蚀性气体的一般场所和无特殊要求的机械上。 3.2 选择电动机的型号 3.2.1 对曲柄滑块进行分析 1.对曲柄滑块进行速度分析，如图 3-1 所示。 图 3-1 曲柄滑块机构简图 该曲柄滑块机构为对心机构。共有三个活动机构，曲柄的中心距为 20/2=10mm，a 轴固定在机架上，连杆 3 的右端用转动关节与滑块 4 在 c 点铰接，滑块 4 在机架的水 平

16、滑道上移动，由于曲柄与机架的相对运动是饶 a 点的转动，故曲柄与机架形成转动 关节（中心在 a 点） ；连杆与曲柄的相对运动是绕 a 点的转动，故连杆和曲柄的相对运 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 6 动是绕 a 点的转动，故曲柄和连杆构成转动关节（中心在 b 点） ；同样连杆和滑块相对 运动是绕 c 点的转动，故连杆和滑块的联结在点 c 形成一个转动关节，而滑块与机架 的相对运动是水平运动，形成一个从滑道中线为垂直线的移动关节。 2.横梁的切削速度-滑块的速度分析 曲柄连续回转时，连杆带动横梁做上下往复升降运动，而横梁的工作要求是横梁向 下与运动时，接近于工作台面上

17、欲加工板料时进行切削，所以要求曲柄滑块机构 进行运动分析，首先确定各机构尺寸：横梁升降：30 次/分钟，曲柄长度：10mm，连 杆的长度：200mm，曲柄的转动角速度：rad/s，速度分析图如下 30r/min2 =3.14 60s 图 3-2 曲柄滑块机构速度分析 要求：曲柄转动到最下端时，横梁正好下落到要求的切削高度时，规定 时，横梁开始工作，由于曲柄匀速回转，所以，加速度 a=0,v = 00 1801160 b ,根据有关资料对曲柄滑块的分析，求出任意角度的速度3.14 0.010.0314m/s ab l v =v （3-1） cb 2 1 11 1 sin 1 sincos sin

18、 bc ab bc ab =0.0314 00 0 2 0 cos16010 sin160 sin1600.0107m/s 10 sin160 200 1 200 p (3-2)16 1000 9.8 0.0107/10001.678 1000 e fv 由参考文献1有， 电动机所需的功率： （3-3） 1223344556 总 3 0.9 0.95 0.990.829 三角带的传动效率为； 12 0.9 二级圆柱齿轮的减速器效率为； 4534 滚动轴承效率为； 56 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 7 所需功率为：p= （3-4） 1.678 2.024kw 0.8

19、29 e p 总 3.2.2.选择电动机的转速和功率 电动机的功率是否合适，对电动机的正常工作和经济性都有影响。功率选的太小， 则不能保证电动机正常工作，或使电动机因超载而损坏。选的过大则电动机价格过高， 能力不能充分使用。 同一功率的电动机可以有几种同步转速，转速越高，则电动机的外型尺寸越小， 重量越轻，价格越便宜，能量指标越高。但如果工作轴转速很低时，选择转速过高的 电动机就会使传动比过大，这时往往需要增大减减速器（后者其他传动）的传动比， 因而也增大了减速器外型尺寸，重量和制造成本，而且减速器和电动机的外型尺寸相 差悬殊，安装上也造成很大困难，因此，一般采用同步转速为 1500r/min

20、 和同步转速 为 1000r/min 为宜。 对于长期连续运动，载荷不变或者很少变化，并且在常温下工作时的机器，它们 所用的电动机可按所需功率等于或略小于电动机的额定功率，以功率 2.024kw 和同步 转速 1500r/min 选择后如下2： 表 3-1 y 系列三相异步电动机技术数据 电动机型号 同步转速 额定功率 满载转速 堵转转速 最大转距 r/min kw r/min 额定转距 额定转距 y100l 4 1500 3 1420 2.2 2.2 2 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 8 第 4 章 确定传动比与参数计算 4.1 确定传动比和分配传动比 传动装置的

21、总传动比由选定的电动机满载转速和工作机的主动轴转速确定。电动 机选定后，根据电动机的额定转速 n 及工作轴的转速确定总传动比 i 1420 47.3 30 n n 电工机 总 工作轴 使所有传动零件的总传动比比较方便，各传动的传动比应按推荐范围选取.，使三 角皮带传动比 i 为 24，圆柱齿轮的传动比 i 为 840。 1.对于三角皮带齿轮传动装置，i,一般应以使整个传动装置的尺寸较小， 齿带总 ii 结构紧凑，应避免大皮带轮半径大于齿轮传动输入轴的中心高，否则会造成安装不便。 2.对于展开式两级圆柱齿轮减速器，可取 =， =式中分i1 2 (1.31.4)ii1(1.31.4)i 别为高速级

22、和低速级的传动比。应使两级传动比在推荐值范围内。可按两级大齿轮具 有相近的直径分配比。 i，i，i12 i i 总 齿 带 1.4 fs i4.1 f i2.9 s 4.2 计算传动装置的运动和动力参数 机器传动系统的传动参数，主要是指各轴的转速、功率和转距，它是进行传动零 件设计计算的重要依据。 4.2.1 各轴的转速 n(r/min)1 高速轴的转速 n =; 1 1 1420 355r min 4 c n i 电机 中间轴的转速 n; 1 1 2 355 86.59r min 4.1 f n i 低速轴的转速 n 1 2 3 86.59 29.86r min 2.9 s n i 4.2.

23、2 各轴的输入功率 p（kw） 对于通用机器，常用电动机的额定功率 p 作为设计功，对于专用机器，常用电动 机的输出功率最为设计功率，于是 高速轴的功率 p12.024kw0.91.822kw c p 中间轴的功率 p2 1 1.822kw0.99 0.951.714kw f p 低速轴的功率 p3 2 1.714kw0.99 0.951.612kw s p 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 9 4.2.3 各轴的转距 t（nmm） 高速轴的转距 t 1 1 1 1.822 9550955049.0nmm 355 p n 中间轴的转距 t 2 2 2 9550189.0

24、nmm p n 低速轴的转速 t 3 3 3 9550515.56nmm p n 表 4-1 各项参数表 参数/轴名 主动轴 1 主动轴 2 主动轴 3 转速 /min 355 86.59 29.86 功率 kw 1.822 1.714 1.612 转距 nmm 49.0 189.0 515.56 传动比 4 4.1 2.9 效率 0.98 0.94 0.94 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 10 第 5 章 带传动的设计 5.1 选择带型选择带型 在一般机械传动中，应用最广泛的是带传动，带的横截面呈等腰梯形，带轮上也 做出相应的轮槽，传动时带只和轮槽的两个侧面接触，

25、即以两侧面为工作面，根据槽 面摩擦，再加上带传动允许的传动比较大，结构紧凑，以及带多已标准化并大量生产 等特点。 同样的张紧力下，v 带传动较平带传动能产生更大的摩擦力，v 带传动允许的传动 比较大，结构较紧凑，以及 v 带多已标准化并大量生产。窄 v 带能承受较大的预紧力， 允许速度和曲扰次数高，传动效率高等优点，因而得到广泛的应用，窄带与普通带相 比，当高速相同时，窄带的带宽约是普通带的 1/3，而承载能力可提高 1.52.5 倍， 使用于传递大功率而又要求传动装置紧凑的场合，特别用在重型和中型设备上。故选 择窄 v 带传动。 5.1.1、确定计算功率 由表2查得工作情况系数： k，p1.

26、2 a 1.21.2 33.6kw ca p 5.1.2、选用窄带带型 根据和主动带轮（小带轮）转速 n 由图确定选用 spz 型 ca p 5.2 带轮设计基本计算 5.2.1 确定带轮基准直径 1.由表取主动轮基准直径： 1 80mmd 根据公式 （5-1） 1 1 1 60 1000 p d n v 可验算带的速度=v带 1 80 1420 5.95m/s35m/s 60 100060 1000 dn 电机 所以带的速度合适 2.计算从动轮基准直径 d =id ,并且按照表圆整，从动轮基准直径： 21 2 4 80320mmd 根据表取=355mm 2 d 5.2.2 确定窄带的基准长度

27、和传动中心距 根据，初步确定中心距 12012 0.7()2()ddadd 0 304.5870a 0 500mma 计算带所需的基准长度 （5-2） 2 1 12 012 0 () 2() 24 dd ldadd a 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 11 2 3.14(35580) 2 500(80355) 24 500 1720.76mm 取基准长度 ld=1800mm 实际中心距 1 0 1800 1720.76 500539.6mm 22 ldld aa 考虑安装调整和补偿预紧力的需要，中心距的变动范围： =a-0.015 min a d l =a+0.015

28、 max a d l 五、验算主动轮上的包角 a =150.69120 (5-3) 1 00 21 18057.5 dd a 0 六、计算窄带的根数 z= (5-4) l ca kkpp p )( 00 式中 包角系数 k 长度系数 l k 单根 v 带的基本额定功率（kw） 0 p 单根 v 带额定功率的增量（kw）p 由文献3查表得： =0.98 =1.01 a k l k ， 0 1.60p 0 0.23p 3.6 2.29 (1.600.23)0.98 1.01 z 取带根数为三根 七、计算预紧力 0 f = （5-5） 0 f 2 11 21 a v ec a v ef fqv ef

29、 用= 代如上式，并且考虑包角对所需预紧力的影响，可将的计算公式写 ec f 100 ca p zv 0 f 为 = 2 （5-6） 0 f 2 500 ca p v z a 2. 5 （-1）+qv k 式中：v 带单位长度的质量（）q 由文献2查表得 q=0.07kg/f，v=5.95，将其代入式（5-6）中得， 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 12 0 f 2 3.6 5005.95 3.5 1.95 2. 5 （-1）+0. 07 0. 98 =167.78n 八、计算作用在轴上的压轴力 q 为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的力 q。如下图

30、所 p 0 f zf 图 5-1 轴的受力图 由公式 （5-7） 0 q=2z f cos 2 式中：带的根数；z 单根带的预紧力； 0 f 主动轮上的包角。 1 = 1 0 2z f cos () 22 =2zsin 0 f 1 150.69 2 3 167.78 sin973.96n 22 a 5.3带轮的结构设计 设计 v 带时应满足的要求有：质量小，结构工艺性好，无过大的铸造内应力，质 量分布的均匀，转速较高时要考虑动平衡，轮槽工作面要精细加工（表面粗糙度一般 为 3.2m） ，以减小带的磨损，各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较 为均匀等。 1、带轮的材料 根据参考文献4

31、选用带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为 h7150 或者 h7200，转速较高时宜采用铸钢，小功率时可采用铸铝或者塑料，此带轮采用铸铁。 2、结构尺寸 铸铁制带轮的典型结构有几种形式，带轮的基准直径 d2.5d 时，可采用实心式； d 可采用副板式， （当 d -d100mm 时，可采用孔板式） ；当时，300mm d d 11 300mm d d 可采用轮辐式。 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 13 图 5-2 带轮结构图 3、带轮的结构 采用孔板式3 11 33060100dd 1 () 2330 f ddhb 1 22 60120mmdd 011 0.5(

32、)0.5(330 120)225mmddd 0 0.2 (330 120)42mmd 1 11 123 1122 88mm 55 czef b=40mm 12zef l=40mm s=c =8mm 1 23552 2359mm wa ddh 5.5mm 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 14 第 6 章 轴的设计与校核 6.1 轴的设计 轴的材料主要是碳钢和合金钢，钢轴的毛坯多数用压制圆钢和锻钢，有的则直接 用圆钢。由于碳素钢比合金钢价格低廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热 处理或化学处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳素钢制造传动轴比较广 泛。 6.1

33、.1 主动轴的设计 1、初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢，调质处理，根据文献1查表 0 120a （6-1） 1 3 min0 1 p da n 3 3.6 12020.70mm 355 取 60. 2、根据轴的定位要求，初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作 用，故选用单列向心推力求轴承，根据轴的最小直径 60，由参考文献5查得 38212 型， 其尺寸 60 50 95，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为 83mm,，为 了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽 30，齿轮的右端轴间定位，轴 间高度为 h0.07d，取 h=5mm 则轴环的

34、直径为 78，轴环宽度 b1.4h 取 10，根据轴承 的直径选择轴承端盖为凸缘式，螺钉直径 6， 0 552.5 670d 0 2.585 z ddd 1.227.535mmamd 35 1550mm x l 3、齿轮和皮带轮与轴的周向定位均采用平键连接，按其直径 60 查文献3得，选 用平键，半径 l=30。键槽用铣刀加工，长为 73，选取齿轮与轴的配合为18 11b h h7/n6，皮带轮与轴的联接选取平键。18 11b h 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 15 图 6-1 主动轴结构简图 6.1.2 从动轴的设计 1、初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45

35、 号钢，调质处理，根据文献1查 0 120a 3 3 min2 1.710 12032.46mm,45mm 86.59 x x p dd n 取 2、根据轴向定位要求，初步选择滚动轴承，因为轴承同时受径向力和轴向力的作 用，故选用向心力球轴承，根据轴的最小直径，由文献5查 38309 型，其 2 45mmd 尺寸45 35 55dd t 3、取安装齿轮处的轴段的直径为 55，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。 x d 已知齿轮的轮毂宽度为 100，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂 宽度，取=90,端盖仍取凸缘式，e=7.2,齿轮与轴的联接用平键 x l 2 85mmd 查得长

36、为 90mm,另一端长为 68。1016hb 图 6-2 从动轴结构简图 6.1.3 工作轴的设计 1、初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢，调质处理，根据文献1表查 0 120a 3 3 min2 1.612 12045.35mm,50mm 29.56 x x p dd n 取 2、根据轴向定位要求，初步选择滚动轴承，因轴承受径向力和轴向力的作用，故 选用向心力球轴承，根据轴的最小直径，查参考文献5得 38310 型，其尺寸 50 40 95dd t 3、齿轮和轴的周向定位采用平键联接，按直径 72 查得平键截面， ，16 10b h 半径 0.3，键槽用键槽铣刀加工，长为 73

37、 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 16 图 6-3 工作轴结构图 6.2 轴的校核 1、画出轴的工作图 图 6-4 轴的工作图 简化图如下： 图 6-5 工作图的简化图 2、画 xoz 平面内的受力简图和弯矩图，并求解 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 17 图 6-6 轴在 xoz 面的受力简图 0 1 aaza ffx 0 21 brra zffz 0, 0)( 2211 abbadracr lzlfmlfmam 121 ( )0,20 aabbdrbc m bz lmmfr lf l 1 111 3/2113625.35mmmd fa 2

38、22 3/2103438.76mmmd fa 解得 1126n a x 589.5n a z 1976.71n b z 图 6-7 弯矩图 3、画出 xoy 平面内的受力分析图和弯矩图，并求解 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 18 图 6-8 轴在 xoy 平面的受力分析图 列方程组 12 0 attb fffy 12 ( )0,0 tactadbab m af lf ly l 12 ( )0,0 aabtabtbd by lf lf l 解得 3364.28n 7120.8n a b y y 图 6-9 弯矩图 4、画出扭矩图 111 3/237982.2nmm n

39、t mfd 图 6-10 扭矩图 5、算出扭矩图并做图 2222 () 2222 () 346931.4867473.52353432.97nmm 108735.215675339.351862311.53nmm chv dhv mmm mmm 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 19 图 6-11 弯距图 6、按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的剖面，即 d 剖面 () 3 21.92mpa 3.14 40 34 ca d ca m 根据文献6查得的碳文献，许用应力为 55mpa21.92mpa 故此轴安全。 沈阳工业大学毕业设计（论

40、文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 20 第 7 章 齿轮的设计 齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一。形式很多，应用广泛，效率高, 圆周 速度可达 200m/s 机构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定。但是齿轮传动的制造及其 安装精度要求较高，价格较贵，且不宜于传动距离过大的场合。 此设计压力机的齿轮传动采用斜齿圆柱齿轮传动。应根据保证齿面抗磨损及齿根 抗折断能力两准则进行计算,但对齿面抗磨损能力的计算方法迄今不够完善,故此今以 保证齿根弯曲疲劳强度作为设计准则 7.1 主动轴的齿轮设计 7.1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1） 按图的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 2）考虑到此减

41、速器的功率较大，孤大小齿轮采用软齿面，由表4选得大、小齿轮 的材料为 45 号钢，并经调质即表面淬火，齿面硬度 162217hbs，580mp b 290msp 3）选取精度等级，因采用表面淬火，齿轮的变形不大，不需要磨削，选 6 级精度 4）选小齿轮的齿数，大齿轮齿数 1 20z 21 4.1 2082zz 5）选取螺旋角，初选螺旋角 0 20 7.1.2 按齿面接触强度设计 1）确定公式的各计算值 试选载荷系数1.6 t k 小齿轮传递的转距 4 1 4.9 10 nmmt 由表查取齿宽系数0.9 d 由表查得材料的弹性影响系数189.8 b zmpa 由图选取区域系数2.369 h z

42、由图查得， 1 0.681 a 212 0.818,1.499 aaaa 计算应力循环次数 （7-1） 11 60 h nn jl 9 60 355 1 (2 8 300 15)1.5336 10 =/4.1= 2 n 9 1.5336 10 9 0.374 10 式中：n 小带轮的转速； 1 j小带轮每转一周，同一齿面啮合的次数； l 齿轮的工作寿命。 h 按齿面硬度中间值查得大，小齿轮的接触疲劳强度极限 lim12 450mpa hhim 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 21 由图7查得接触疲劳寿命系数 12 0.99 hnh kk 计算接触疲劳许用应力 取失效概

43、率为 1%，安全系数 s=17 lim1lim1 1 445.5mpa hh h k s lim2lim2 2 445.5mpa hh h k s 2）计算 计算小齿轮分度圆直径 1t d （7-2） 1 1 2(1) () the t da h ktz z d 4 2 3 2 1.6 4.90 105.1 2.368 189.8 () 0.9 1.4494.1445.5 =52.81mm 计算圆周速度 11 3.14 355 52.81 0.981m/s12m/s 60 100060 1000 t nd n v 计算齿宽及模数 nt m 1 0.9 52.8747.53 dt bd 1 1

44、cos52.87 cos20 2.233 20 t nt d m z 2.255.03mm nt hm /30.81/3.629.459b h 计纵向重合度 0 1 0.3180.318 0.9 20202.083 dz tg tg 计算载荷系数 k 使用系数1 a k 根据 v=2.54m/s，6 级精度，由图 10-87查得动载系数1.05 v k 由表 10-42查得的计算公式与直齿轮相同，故 h k （7-3） 23 1011 0.180.15 10 hd kb 23 1.11 0.18 0.90.15 1030.81 1.27 由表查得 1.24 f k 1.0 hafa kk 故载

45、荷的系数 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 22 1 1.05 1.0 1.271.33 avhah kk k kk 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 （7-4） 3 11 1.33 34.2332.18mm 1.6 t t k dd k 计算模数 n m n m 1cos 1.51mm 20 d 3）按齿根弯曲强度计算 弯曲强度设计公式8 （7-5）3 2 1 1 ) ( 2 f sf d yy z kt m 式中 弯曲疲劳许用应力 f 齿形系数 fa y 应力校正系数 sa y 计算载荷系数 （7-6）1 1.05 1.0 1.241.302 avfa

46、f kk k k k 根据文献8查得纵向重合度，查得螺旋角影响系数2.083 0.83y 计算当量齿数 （7-7） 1 1 33 20 24.1 coscos 20 v z z 2 2 33 82 98.82 coscos 20 v z z 查取齿型系数 1 2.645 fa y 2 2.19 fa y 查取应力校正系数 1 1.581 sa y 2 1.788 sa y 大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限 12 360mpa fefe 弯曲疲劳寿命系数 1 0.92 fn k 2 0.90 fn k 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 （7-8） 11 1 0.92 360 236.57mm 1.4

47、fefe f k s 22 2 0.9 360 231.43mm 1.4 fefe f k s 11 1 2.645 1.581 0.01768 236.57 fafe f y 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 23 22 2 2.19 1.788 0.01692 231.43 fafe f y 42 3 2 2 1.302 1.36 100.83 cos 20 0.017680.975mm 0.9 201.499 m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的法向模数大于由齿根弯曲疲劳强度计 n m 算的法面模数，取=1.5mm 已可满足接触疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强

48、度 n m 需按接触强度算得的分度圆直径=32.18 来计算应有的齿数， 1 d 由 0 1 1 cos32.18 cos20 20.16 1.5 n d z m 取 121 20,82zzz 齿轮的结构设计 4）几何尺寸计算 计算中心距 （7-9） 12 0 ()(2082) 1.5 81.41mm 2cos2 cos20 n zz m a 按圆整后的中心距修正为正螺旋角， （7-10） 12 () arccos 2 n zz m a 得出值改变不多，故不用修正螺旋角仍取 0 20 计算大、小齿轮的分度圆的直径 1 1 20 1.5 31.93mm coscos20 n z m d 2 2

49、82 1.5 130.89mm coscos20 n z m d 计算齿轮宽度 1 0.9 31.9328.74mm d bd 圆整后取 21 30mm,35mmbb 7.2 从动轴的齿轮设计 7.2.1 小齿轮的参数确定 （1）选小齿轮的齿数，大齿轮齿数 1 20z 21 2.9 2058zz （2）选取螺旋角，初选螺旋角，由表查取齿宽系数 0 200.9 d 小齿轮传递的转距 4 1 4.9 10 nmmt 由表查得材料的弹性影响系数189.8 b zmpa 由图选取区域系数2.369 h z 由图查得， 1 0.719 a 212 0.748,1.503 aaaa 计算应力循环次数 沈阳

50、工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 24 8 11 6060 86.59 1 (2 8 300 15)3.74 10 h nn jl 按齿面硬度中间值查得大，小齿轮的接触疲劳强度极限 lim12 450mpa hhim 由图查得接触疲劳寿命系数 12 0.99 hnh kk 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 s=1 lim1lim1 1 517.5mpa hh h k s lim2lim2 2 535.5mpa hh h k s 12 526.5mpa 2 hh h 7.2.2 按齿面接触强度计算 计算小齿轮分度圆直径 1t d 1 1 2(1) () th

51、e t da h ktz z d 5 2 3 2 1.6 1.89 103.92.368 189.8 () 0.9 1.503 2.9526.5 177.12mm 计算圆周速度 11 3.14 177.12 86.59 0.803m/s 60 100060 1000 t nd n v 计算齿宽及模数 nt m 1 0.9 177.12159.42 dt bd 1 1 cos177.12 cos20 8.322 20 t nt d m z 2.2518.725mm nt hm /159.42/18.7258.51b h 计纵向重合度 0 1 0.3180.318 0.9 20202.083 dz

52、 tg tg 计算载荷系数 k 使用系数1 a k 由图 10-81查得动载系数1.03 v k 由表 10-41查得的计算公式与直齿轮相同，故 h k 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 25 23 23 1011 0.180.15 10 1.11 0.18 0.90.15 10159.42 1.78 hd kb 由表查得 1.6 f k 1.0 hafa kk 故载荷的系数 1 1.03 1.0 1.781.833 avhah kk k kk 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 3 11 1.833 177.12185.33mm 1.6 t t k dd

53、k 计算模数 n m n m 1cos 8.71mm 20 d 7.2.3 按齿根弯曲疲劳强度计算 确定计算参数 计算载荷系数 1 1.03 1.0 1.61.648 avfaf kk k k k 根据纵向重合度，由表8查得螺旋角影响系数2.083 0.83y 计算当量齿数 1 1 33 20 24.1 coscos 20 v z z 2 2 33 58 69.90 coscos 20 v z z 查取齿型系数 1 2.65 fa y 2 2.245 fa y 查取应力校正系数 1 1.58 sa y 2 1.75 sa y 大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限 12 360mpa fefe 弯曲疲劳

54、寿命系数 1 0.92 fn k 2 0.90 fn k 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 11 1 2.65 1.58 0.01770 236.57 fafe f y 22 2 2.245 1.75 0.01698 231.43 fafe f y 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 26 52 3 2 2 1.6 1.89 10cos 20 0.017702.59mm 0.9 201.503 m 去 m =5 n 1 1 cos 534.84 n d z m 取 121 35,102zzz 7.2.4 几何尺寸计算 1.计算中心距 12 0 ()(35 102) 5 36

55、4.48mm 2cos2 cos20 n zz m a 将中心距圆整后为 365mm 2.按圆整后的中心距修正为正螺旋角， 12 () arccos 2 n zz m a 得出值改变不多，故不用修正螺旋角仍取 0 20 3.计算大、小齿轮的分度圆的直径 1 1 35 5 186.30mm coscos20 n z m d 2 2 102 5 542.73mm coscos20 n z m d 4.计算齿轮宽度 1 167.67mm d bd 圆整后取 21 170mm,175mmbb 齿轮结构设计 图 7-1 齿轮 小齿轮： 0 116.38 10 566.38d 0.2 10020c r=5

56、 3 1.6 5588d 1 0.5 52.5n 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 27 为实心 2 5.4d 大齿轮： 0 307.38 10 5257.88d 0.2 9519c r=5 3 1.6 5588d 1 0.5 52.5n 1 197.94d 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 28 第 8 章 曲柄滑块的设计 8.1 材料的选择与计算 由于曲柄滑块机构需要承受 15 吨的冲切力，所以在设计中我选择 45 号钢做传动 轴的材料，并进行调质处理，应力 1 238mpa,238mpa,142mpa y 8.1.1 分析 在机构运动过程中

57、，传动角的大小是变化的，为保证机构的传动性能良好，设计 时通常使，当传动力矩较大时，则应使，由于传动角越小，则机构的 min 40 min 50 传动性能越好，所以选取压力角。 0 5 由任务书的已知参数可知工作台的冲程是 20mm,则曲柄长度为 l=10mm,由图所示： 图 8-1 曲柄滑块机构 0 180 sinsinab ， 0 5 0 40 解得 b81.13mm 按机床的整体设计要求取 b=400mm 8.1.2 结构设计 由 n a 35 16 109.81.568 10 nf 05 cos51.562 10 nnf 则 5 22 1.562 10 6.563 10 mm 238

58、n a 取 2 1300mma 1.曲柄的结构设计 孔与轴想连，其内部利用平键与轴固定在一起，首先校核他是否满足强度要求 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 29 2 1ma 2 4520al 222 201245mmlra 2 1 1300mma 2 2 1300mma 故满足强度要求 2.对轴联接部分剪切强度的校核 a 5 1.562 10 221.1mpa 142 q a a 由上式 2 ,70.41mm,44mm a da dd 所以与曲柄想连的两轴直径满足要求，故整个曲柄滑块机构满足设计要求。13 8.2 对曲柄滑块机构的动态静力分析

59、由曲柄的已知条件，建立数学模型，对速度、位移、加速度依次求解的过程，也 就是已知机构运动简图及主动件的运动，其内容是： 1. 求构件的位置，包括求构件上特定点的运动轨迹 2. 求构件的角速度及角加速度或构件上特定点的速度及加速度 3. 建立数学模型：如图 图 8-2 曲柄滑块机构模型图 其中曲柄 连杆长度 1 0.010ma 2 0.4mma 曲柄角度 230 3.14 60 tntt t a 滑块运动速度： 0 3 90 2 1.分析 沈阳工业大学毕业设计（论文）沈阳工业大学毕业设计（论文） 30 图 8-2 曲柄滑块机构分析简图 位移分析 312 123 jjj a ea ea e 112

60、233 coscoscosaaa 112233 sinsinsinaaa 其中已知，求及 1212 ,a a 3 a 2 有上边式子得 1122 coscos0aa 1 11 2 coscos a a a 当时 1 22 1 2 2 arccoscos 1 a a 当时 1 3 22 1 2 2 arccoscos a a 而 31122 sinsinaaa 速度分析已知，求 / 12312313 ,a a a / 32 ,a 由 312 123 jjj a ea ea e 将以上方程两端分别求导有： / 11122233 coscoscosaaa / 11122233 sinsincosaa