机械设计课程设计压床的设计与分析

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目： 压床的设计与分析 专业 班设计者： 指导教师： 2015 年 6 月 27 日目录机械原理 压床机构设计部分一、压床机构设计要求 - - - - - - - - - - - - - - - - - 11.压床机构简介 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 12.设计内容 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 1二、压床机构的设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 31.连杆机构的设计及运动分析 - - - - - - - - - - - - 4

2、 （1）作机构运动简图 - - - - - - - - - - - - - - 4 （2）机构运动速度分析 - - - - - - - - - - - - - 6 （3）机构运动加速度分析 - - - - - - - - - - - - 7 （4）绘制滑块位移、速度、加速度曲线 - - - - - - 8 （5）机构动态静力分析 - - - - - - - - - - - - - 10三、执行机构其他运动方案的设计 - - - - - - - - - - - 13四、凸轮机构设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 13机械设计 二级减速器设计部分一、目

3、的及要求 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 16二、减速器结构分析 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 16三、传动装置的总体设计 - - - - - - - - - - - - - - - - 17 （一）选择电动机 - - - - - - - - - - - - - - - - - 17 （二）传动比分配 - - - - - - - - - - - - - - - - - 18 （三）运动和动力参数分析计算 - - - - - - - - - - - 18 1.计算各轴转速 - - - - - - - - - -

4、 - - - - - - 19 2.计算各轴输入功率 - - - - - - - - - - - - - - 19 3.计算各轴输入转矩 - - - - - - - - - - - - - - 19四、传动件的设计计算 - - - - - - - - - - - - - - - - 19 （一）带传动的设计 - - - - - - - - - - - - - - - - 19 （二）高速级齿轮的设计与校核 - - - - - - - - - - - 21 （三）低速级齿轮的设计与校核 - - - - - - - - - - - 25 （四）联轴器的选择 - - - - - - - - - -

5、- - - - - - 30 （五）轴的设计与校核 - - - - - - - - - - - - - - - 30 1.低速轴的校核 - - - - - - - - - - - - - - - 30 2.中间轴的校核 - - - - - - - - - - - - - - - 35 3.高速轴的校核 - - - - - - - - - - - - - - - 40 （六）键的校核 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 44 （七）轴承的校核 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 45五、润滑密封设计 - - - - - -

6、- - - - - - - - - - - - 48六、减速器箱体结构尺寸表 - - - - - - - - - - - - - - 49七、主要参考文献 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 50 机械原理 压床机构设计部分一、压床机构设计要求1.压床机构简介图96所示为压床机构简图。其中，六杆机构abcdef为其主体机构，电动机经联轴器带动减速器的三对齿轮z1-z2、z3-z4、z5-z6将转速降低，然后带动曲柄1转动，六杆机构使滑块5克服阻力fr而运动。为了减小主轴的速度波动，在曲轴a上装有飞轮，在曲柄轴的另一端装有供润滑连杆机构各运动副用的油泵凸轮。2

7、.设计任务：（1）平面连杆机构的设计及运动分折已知：尺寸h1、h2, 构件3的上、下极限角，滑块的冲程h，比值cecd、efde，最小传动角min各构件质心s的位置，曲柄转速n1。要求：1）设计各构件的运动尺寸，作机构运动简图； 2）按指定位置作机构的速度和加速度多边形; 3) 作滑块的运动线图（s-、v-、a-画在一个坐标系中）;（2）给出实现锻压要求的执行机构的其他运动方案简图，并进行对比分析（3）平面连杆机构的的力分析已知：滑块所受工作阻力，结合前面连杆机构设计和运动分析所得结果，不考虑摩擦。要求：1）按给定位置确定机构各运动副中的反力；2)确定加于曲柄上的平衡力矩mb，并在坐标纸上作出

8、平衡力矩曲线（4）飞轮设计 已知：机器运动的许用速度不均匀系数，力分析所得平衡力mb，驱动力矩md为常数。飞轮安装在曲柄轴a上。要求：确定飞轮的转动惯量jf。（5）凸轮机构构设计已知：从动件冲程h，偏距e，许用压力角推程运动角0。，远休止角s，回程运动角0'，从动件的运动规律见表1，凸轮与曲柄共轴。要求：1）按许用压力角确定凸轮机构的基本尺寸选取滚子半径rr；2）绘制凸轮实际廓线。（6）确定电动机的转速及功率、型号（7）联轴器的选择（8）设计该机器的传动装置1）v带传动设计计算2）二级圆柱齿轮减速器设计计算（包括齿轮传动设计，轴的结构设计及强度校核，轴承选型设计及寿命计算，平键连接选型

9、及强度计算）;3)减速器的图纸设计要求:绘制减速器的装配图a0；绘制齿轮零件图1张;绘制轴的零件图1张；绘制箱座的零件图。（9）设计课程设计说明书，包括设计任务、设计参数、设计计算过程等。二、压床机构的设计1.传动方案设计(1).基于摆杆的传动方案优点：结构紧凑，在点处，力的方向与速度方向相同，所以传动角，传动效果最好；满足急回运动要求；缺点：有死点，造成运动的不确定，需要加飞轮，用惯性通过；(2).六杆机构a优点：能满足要求，以小的力获得很好的效果；缺点：结构过于分散：2.1.3.六杆机构b优点：结构紧凑，满足急回运动要求；缺点： 机械本身不可避免的问题存在。综合分析：以上三个方案，各有千秋

10、，为了保证传动的准确性，并且以满足要求为目的，我们选择方案三。2、连杆机构的设计及运动分析设计内容连杆机构的设计及运动分析单位mm（º）mmr/min符号h1h2h3'''hce/cdef/den1数据50140220601201501/21/4100机构满足最大传动角要求。（1） 作机构运动简图：根据相关尺寸，已知： , ,，如右图所示，为处于两个极限位置时的状态。根据已知条件可得：在三角形和中用余弦公式有： 计算图中尺寸可得： ab bc cd deef49.1mm222.9mm 100mm 150mm 37.5mm计 算 及 说 明主要结果（2）机构运动

11、速度分析：以滑块移动到偏离上极限30°为例，机构在此位置时各杆件的位置及速度多边形如图：已知：n1=100r/min； = = =10.47rad/s 逆时针 = ·lab = + 方向 cd ab bc大小 ? ? = + 方向 竖直 de ef大小 ? 0.4974 ?（3）机构运动加速度分析：以滑块移动到偏离上极限30°为例，机构在此位置时各杆件的位置及加速度多边形如图： 方向 ? cd cd ba cb bc 大小：? ? ? 方向：竖直 cd fe ef大小： ? ? （4）绘制滑块位移、速度、加速度曲线（5）机构动态静力分析分析构件5和4以30

12、6;为例对构件5进行力的分析，作如下示意图：构件5力平衡：g其中选取比例尺,作如下受力分析图：（如左图所示）=10.47rad/s=0.514m/s 计 算 及 说 明主要结果以30°为例对构件4进行力的分析,如下示意图： 分析构件3和2:以30°为例对构件3进行力的分析,如下示意图:（注：由于c点的受力对于后边的求解没有影响故不做出受力的图示）对c点取距，由可得：以30°为例对构件2进行力的分析,如下示意图：（注：图中所示的为原的总惯性力）对c点取距，由可得： 分析以构件3、2组成的杆组的受力情况：以30°为例对构件3、2组成的杆组受力的分析,如下示意

13、图:绘制力的多边形：注：说明中未给出的数据见表。三、执行机构其他运动方案的设计四、凸轮机构设计1.凸轮基圆半径r0的确定 由诺模图得：h/r0=0.45 r0=37.8mm 滚子半径：rr=4mm2.位移的计算取5o为一个分段，分别计算推程和回程的位移1）推程由公式 得5o10o15o20o25o30os0.3441.3492.9334.9687.2909.71035o40o45o50o55os12.03114.06615.65016.65617.002）回程由公式 得5o10o15o20o25o30os16.97716.82416.42215.69914.60313.15935o40o45o

14、50o55o60os11.4259.4977.5035.5763.8412.39865o70o75o80o85os1.3060.5780.1770.0230凸轮轮廓如下： 机械设计 二级减速器设计部分一目的及要求（一）课程设计的目的1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。（二）已知条件1、展开式二级齿轮减速器产品（有关参数

15、见名牌）2、动力来源：电压为380v的三相交流电源；电动机输出功率p=2.2kw。3、工作情况：一班制，连续单向运行，载荷有轻微冲击。4、使用期：10年，每年按300天计。5、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。6、工作环境：室内常温，灰尘较大。（三）工作要求1、画减速器装配图一张（a0图纸）；2、零件工作图二至三张（传动零件、轴、箱体等等）；3、对传动系统进行结构分析、运动分析并确定电动机型号、工作能力分析；4、对传动系统进行精度分析，合理确定并标注配合与公差；5、设计说明书一份。（四）结题项目1、检验减速器能否正常运转。2、每人一套设计零件草图。3、减速器装配图：a0；每

16、人1张。4、零件工作图：a3；每人共2张、齿轮和轴各1张。5、 课题说明书：每人1份。（五）完成时间共4周二减速器结构分析（一）分析传动系统的工作情况1、传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。3、电机和工作机的安装

17、位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。 图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。三传动装置的总体设计（一）、选择电动机1、选择电动机系列按工作要求及工作条件，选用y系列三相交流异步电动机。2、选电动机功率 （1）、工作机所需输入功率（取工作机的效率）,在力学分析中已经找到了最大的， （2）、传动装置总效率 （3）、电机的实际输出功率 3、确定电动机转速所选电动机的额定功率应等于或稍大于电动机的实际输出功率，即，电动机的可选转速范围 选取电动机的型号为y802-2，机座中心高h=80mm，额定功率，满载转速为2825r/m

18、in，轴伸长e=40mm，伸出端直径d=19mm，详细参数见表19-3.（二）、传动比分配总传动比 取 ，则 高速级齿轮传动比为 则低速级齿轮传动比为 （三）、运动和动力参数分析计算1.计算各轴转速2.计算各轴输入功率3.计算各轴输入转矩四传动件的设计计算（一）.带传动的设计计算1.确定v带截型工作情况系数 单班制每天工作8小时，软启动，载荷变化较小，由机械设计教材表7-7得 计算功率 v带截型 根据和，由图7-12 选取z型v带 2、确定v带轮基准直径小带轮基准直径 由图7-12及表7-4 选取大带轮基准直径 由表7-5知，带轮基准直径中恰有此值，取验算带速 3.确定中心距及v带基准长度初定

19、中心距 计算v带基准长度 v带基准长度 由表7-2选取实际中心距 拟将带传动设计成中心距可调的及结构，采用近似计算 验算小带轮包角 4.确定v带根数单根v带基本额定功率 由表7-6 单根v带额定功率增量 由表7-8 小带轮包角修正系数 由表7-9线性插值求得 带长修正系数 由表7-2 v带根数 取5.计算初拉力v带单位长度质量 由表7-1 单根v带的初拉力作用在轴上的载荷 (二)高速级齿轮的设计与校核1.选择齿轮材料并确定初步参数（1）选择齿轮材料及其热处理 由表8-1选取小齿轮：40cr，调制处理，齿面硬度为260hbw大齿轮：45钢，调制处理，齿面硬度为230hbw（2）初选齿轮 选取小齿

20、轮齿数 则大齿轮齿数 （3）选择齿宽系数和传动精度等级初估小齿轮直径，初选螺旋角照表8-8选取齿宽系数 齿轮圆周速度 参照表8-9，齿轮精度选为8级（4）计算许用接触应力1）计算两齿轮许用循环次数n1，n22）寿命系数 由图8-24得：（不允许有一定量电蚀）3） 接触疲劳极限 由图8-20a，查mq线得=720mpa =580mpa4）安全系数 参照表8-11，取=15）许用接触应力，根据式8-14得 2.按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数（1）确定各相关的参数值1）计算小齿轮的转矩 2)确定载荷系数k使用系数 按电动机驱动，轻微冲击，查表8-4取=1.25动载系数 按8级精度和速度，查图8

21、-11，取=1.13齿间载荷分配系数 由表8-5，取齿向载荷分配系数 由图8-14a，取=1.05载荷系数 3）确定弹性系数 由表8-6得4）确定节点区域系数 由图8-16得=2.435）确定重合度系数 由式8-24计算得端面重合度 纵向重合度 重合度系数 因，由式8-23得，6)确定螺旋角系数 由式8-22得 （2）求所需小齿轮直径,由式8-21得 与初估大小基本相符（3）确定模数，中心距a等主要几何参数 1）模数 由表8-7取标准模数 =1 2）中心距 ，取=79mm 3）螺旋角 4）分度圆直径 （注意：齿轮直径应精确到三位小数）5）确定齿宽b 大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 3.齿面接触疲劳强度

22、校核 结论：齿面接触疲劳强度足够4.齿根弯曲疲劳强度校核(1)计算许用弯曲应力1）寿命系数 由图8-29取2)极限应力 由图8-25a取 3）尺寸系数 由图8-30取 4）安全系数 参照表8-11，取=1.65）计算许用弯曲应力 由式8-16得 （2）计算齿根弯曲应力1）齿形系数当量齿数 由图8-18取 2）应力修正系数 由图8-19取 3）重合度系数端面压力角 基圆螺旋角当量齿轮端面重合度 由式8-28 由式8-27 4)螺旋角系数 查图8-31得 =0.875）齿根弯曲应力 由式8-25得 结论：齿根弯曲疲劳强度足够（三）低速级齿轮的设计与校核1.选择齿轮材料并确定初步参数（1）选择齿轮材

23、料及其热处理 由表8-1选取小齿轮：40cr，调制处理，齿面硬度为260hbw大齿轮：45钢，调制处理，齿面硬度为230hbw（2）初选齿轮 选取小齿轮齿数 则大齿轮齿数 （3）选择齿宽系数和传动精度等级初估小齿轮直径，初选螺旋角照表8-8选取齿宽系数 齿轮圆周速度 参照表8-9，齿轮精度选为8级（4）计算许用接触应力1）计算两齿轮许用循环次数n1，n22）寿命系数 由图8-24得：（不允许有一定量点蚀）3） 接触疲劳极限 由图8-20a，查mq线得=720mpa =580mpa4）安全系数 参照表8-11，取=15）许用接触应力，根据式8-14得 2.按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数（1

24、）确定各相关的参数值1）计算小齿轮的转矩 2)确定载荷系数k使用系数 按电动机驱动，轻微冲击，查表8-4取=1.25动载系数 按8级精度和速度，查图8-11，取=1.13齿间载荷分配系数 由表8-5，取齿向载荷分配系数 由图8-14a，取=1.05载荷系数 3）确定弹性系数 由表8-6得4）确定节点区域系数 由图8-16得=2.435）确定重合度系数 由式8-24计算得 端面重合度 纵向重合度 重合度系数 因，由式8-23得，6)确定螺旋角系数 由式8-22得 （2）求所需小齿轮直径,由式8-21得 与初估大小基本相符（3）确定模数，中心距a等主要几何参数 1）模数 由表8-7取标准模数 =1

25、 2）中心距 ，取=65mm 3）螺旋角 4）分度圆直径 （注意：齿轮直径应精确到三位小数）5）确定齿宽b 大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 3.齿面接触疲劳强度校核 结论：齿面接触疲劳强度足够4.齿根弯曲疲劳强度校核(1)计算许用弯曲应力1）寿命系数 由图8-29取2)极限应力 由图8-25a取 3）尺寸系数 由图8-30取 4）安全系数 参照表8-11，取=1.65）计算许用弯曲应力 由式8-16得 （2）计算齿根弯曲应力1）齿形系数当量齿数 由图8-18取 2）应力修正系数 由图8-19取 3）重合度系数端面压力角 基圆螺旋角当量齿轮端面重合度 由式8-28 由式8-27 4)螺旋角系数 查图8-

26、31得 =0.875）齿根弯曲应力 由式8-25得 结论：齿根弯曲疲劳强度足够（四）联轴器的选择初估低速轴的最小直径低速轴的材料为45钢，c值根据课程设计指导书表3-1选取取有键槽轴径加大4%，取低速轴扭矩为nm根据表17-1，选择tl5型弹性套柱销联轴器（五）轴的设计与校核1.高速齿轮轴的设计初估齿轮轴受扭段的最小轴径 齿轮轴的材料为40cr，c值根据课程设计指导书表3-1选取有键槽轴径加大4%，取，取，取根据齿轮分度圆的大小，选取齿轮轴段的直径轴径确定后，初定轴承型号，采用角接触球轴承轴承，型号为7204c,从而查得轴承宽度根据箱体的尺寸，确定各轴段的长度。由机械设计中的普通v带轮结构尺寸

27、可得：取 2.中间轴的设计初估齿轮轴受扭段的最小轴径 齿轮轴的材料为40cr，c值根据课程设计指导书表3-1选取mm 取，取，取有键槽轴径加大4%取轴径确定后，初定轴承型号，采用角接触球轴承，型号为7206c,从而查得轴承宽度b=16mm根据箱体的尺寸，确定各轴段的长度。l1=54mm l2=39mm l3=7mm l4=29mm l5=54mm3.低速轴的设计（1）低速轴的设计根据联轴器的型号，确定，取，取，取 取 取轴肩 轴径确定后，初定轴承型号，采用角接触球轴承，型号为7207c,从而查得轴承宽度b=17mm根据箱体的尺寸，确定各轴段的长度。l1=54mm l2=31mm l3=7mm

28、l4=39mm l5=27mm l6=51mm 4.低速轴的校核1）画轴的空间受力图（图1）2）画垂直面受力图，求出轴上垂直面的载荷，求得垂直面支反力（图2） 齿轮1的切向力 由得 得 3）画水平面受力图，求出轴上水平面的载荷，求得水平面支反力（图3）齿轮1 的径向力 由得 得 =4)绘制垂直面弯矩mv图（图4）5）绘制水平面弯矩mh图（图5） 6）绘制合成弯矩图（图6）7）绘制转矩t图（图7）8）绘制当量弯矩me图（图8） 轴的转矩可按脉动循环考虑，已知轴材料为45钢调制，由表11-1查得， 因为d=37mm>28.49mm结论：直径符合要求5.中间轴的校核1）画轴的空间受力图（图1）

29、2）画垂直面受力图，求出轴上垂直面的载荷，求得垂直面支反力（图2） 齿轮1的切向力 齿轮2的切向力 由 得 得 3）画水平面受力图，求出轴上水平面的载荷，求得水平面支反力（图3）齿轮1 的径向力:齿轮2的径向力：由 得 得 4)绘制垂直面弯矩mv图（图4）5）绘制水平面弯矩mh图（图5） 6）绘制合成弯矩图（图6）7）绘制转矩t图（图7）8）绘制当量弯矩me图（图8） 轴的转矩可按脉动循环考虑，已知轴材料为40cr调制，由表11-1查得， i截面 ii截面 iii截面 9） 校核危险截面处轴的直径由轴的结构图和当量弯矩图可知，i，ii，iii，处可能是危险截面：i截面：所以合格。截面ii：计入

30、键的影响，合格。截面iii： 合格。所以轴的直径符合要求。4.高速轴的校核1）画轴的空间受力图（图1）2）画垂直面受力图，求出轴上垂直面的载荷，求得垂直面支反力（图2） 齿轮的切向力 由得 得 3） 画水平面受力图，求出轴上水平面的载荷，求得水平面支反力（图3）齿轮的径向力 皮带的压轴力由得 得 4)绘制垂直面弯矩mv图（图4）5）绘制水平面弯矩mh图（图5） 6）绘制合成弯矩图（图6）7）绘制转矩t图（图7）8）绘制当量弯矩me图（图8） 轴的转矩可按脉动循环考虑，已知轴材料为40cr调制，由表11-1查得， 4） 结论：直径符合要求（六）键的校核对高速轴上的键进行校核1.中间轴相对于高速轴

31、大齿轮处键的校核确定键的尺寸 由表5-1查得：键宽b=8mm，键高h=7mm， 键长l=25mm1）选择键的类型为a型普通平键2）确定键的尺寸 由表5-1查得：键宽b=8mm，键高h=7mm， 键长l=20mm3）校核挤压强度 由表5-2查得，许用挤压应力转矩键工作长度 l=l-b=17mm键与键槽的工作高度 k=h/2=3.5mm挤压应力 由式5-1得结论：键连接满足强度要求2.低速轴齿轮处键的校核1）选择键的类型为a型普通平键2）确定键的尺寸 由表5-1查得：键宽b=10mm，键高h=8mm， 键长l=28mm3）校核挤压强度 由表5-2查得，许用挤压应力转矩t3=58900 n.mm键工

32、作长度 l=l-b=20mm键与键槽的工作高度 k=h/2=4mm挤压应力 由式5-1得结论：键连接满足强度要求(七)轴承的校核1）高速轴轴承的校核1.计算轴承的内部轴向力fs1、fs2由表12-11知，7204轴承的内部轴向力fs=efr=0.38fr2.计算轴承所受轴向载荷外部轴向力 因为所以轴有向右运动的趋势，轴承1被放松，轴承2被压紧3.计算轴承的当量动载荷、轴承1 x1=1 y1=0轴承2 x2=0.44 y2=1.47 4.轴承的寿命计算两端轴承选择相同的型号，由,故应按进行计算滚子轴承，查表12-7，温度系数,查表12-8，载荷性质系数，查课设教材表15-4得c=14500n结论

33、：轴承满足要求。2）中间轴轴承的校核1.计算轴承的内部轴向力fs1、fs2由表12-11知，7206轴承的内部轴向力fs=efr=0.38fr2.计算轴承所受轴向载荷外部轴向力 因为所以轴有向右运动的趋势，轴承1被放松，轴承2被压紧3.计算轴承的当量动载荷、轴承1 x1=1 y1=0轴承2 x2=0.44 y2=1.47 4.轴承的寿命计算两端轴承选择相同的型号，由,故应按进行计算滚子轴承，查表12-7，温度系数,查表12-8，载荷性质系数，查课设教材表15-4得c=2300n结论：轴承满足要求。3）低速轴轴承的校核1.计算轴承的内部轴向力fs1、fs2由表12-11知，7206轴承的内部轴向力fs=efr=0.38fr2.计算轴承所受轴向载荷外部轴向力 因为所以轴有向左运动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松3.