機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-雙柱式可傾斜壓力機(jī)的設(shè)計(jì)【全套圖紙】

《機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-雙柱式可傾斜壓力機(jī)的設(shè)計(jì)【全套圖紙】》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-雙柱式可傾斜壓力機(jī)的設(shè)計(jì)【全套圖紙】（47頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、I 摘 要 用于對(duì)坯料進(jìn)行成型加工的鍛壓機(jī)械稱作壓力機(jī)。機(jī)械壓力機(jī)動(dòng)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。 本次設(shè)計(jì)題目是雙柱式傾斜壓力機(jī)。傾斜式壓力機(jī)由支承著床身和壓頭的 底座支架，動(dòng)力電源，壓頭，垂直于床身并作直線運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)組成。傾斜式壓 力機(jī)的優(yōu)點(diǎn)是有利于廢料的排出。在設(shè)計(jì)過程中，通過對(duì)沖壓功率的分析，確 定了飛輪和電動(dòng)機(jī)功率。并且通過計(jì)算確定了各級(jí)傳動(dòng)比和基本尺寸。通過計(jì) 算確定了系統(tǒng)的最大功率，對(duì)帶輪和齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行了外形尺寸和參數(shù)的計(jì)算。 同時(shí)也對(duì)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，根據(jù)計(jì)算解決了曲軸和后軸的尺寸。 關(guān)鍵詞：壓力機(jī)；功率；機(jī)構(gòu) 全套圖紙，加全套圖紙，加

2、153893706 II Abstract 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. This design topic is the inclinable press. It consists of a machine frame supporting a bed and a ram, a source of power, and a me

3、chanism 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 ramming 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 p

4、rogram. Having determined the system maximum work rate with computer program, it has carried on the external dimensions and the parameter computation to the band pulley and the gear mechanism. Having carried on the intensity, the rigidity examination to the slide crank mechanism, the mechanism desig

5、n, the main axle and the hind axle size and the localization has been determined as well. Key words: Press; Power; Mechanism III IV 目 錄 摘 要I AbstractII 第 1 章 緒論 .1 1.1 設(shè)計(jì)的目的 1 1.2 設(shè)計(jì)的內(nèi)容 1 1.3 設(shè)計(jì)要求和注意事項(xiàng) 1 1.3.1 設(shè)計(jì)要求 .1 1.3.2 注意事項(xiàng) .2 1.4 傳動(dòng)方案的機(jī)構(gòu)選型原則 2 1.5 傳動(dòng)裝置的方案論證 3 1.6 執(zhí)行機(jī)構(gòu)方案論證 4 第 2 章 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算及功率的

6、確定 .7 2.1 力、加速度及功率分析 7 2.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 9 第 3 章 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)及計(jì)算 .12 3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)及計(jì)算 12 3.1.1 確定設(shè)計(jì)功率 Pca.12 3.1.2 選擇帶型 .12 3.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1和 dd2.12 3.2 帶輪的設(shè)計(jì) 15 3.2.1 小帶輪的設(shè)計(jì) .16 3.2.2 大帶輪的設(shè)計(jì) .17 3.3 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 18 3.3.1 齒輪的類型、精度等級(jí)、材料和齒數(shù) .18 3.3.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) .19 3.3.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì) .21 3.3.4 幾何尺寸計(jì)算 .23 3.3.5 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

7、 .23 3.4 軸的設(shè)計(jì) 25 V 3.4.1 后軸的設(shè)計(jì) .25 3.4.2 曲軸的設(shè)計(jì) .28 第 4 章 軸承、機(jī)座及導(dǎo)軌的設(shè)計(jì) .30 4.1 軸承的設(shè)計(jì) 30 4.1.1 滾動(dòng)軸承的選擇及校核 .30 4.1.2 曲軸兩端滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) .31 4.2 機(jī)座的設(shè)計(jì) 33 4.2.1 機(jī)座材料的選擇 .33 4.2.2 機(jī)座設(shè)計(jì)的基本要求 .33 4.2.3 肋的布置 .33 4.2.4 連接結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) .33 4.2.5 導(dǎo)軌的功用、分類和應(yīng)滿足的要求 .34 4.2.6 直線滑動(dòng)導(dǎo)軌的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) .34 結(jié)論. 36 致謝. 37 參考文獻(xiàn) .38 VI Content Abstra

8、ct.I Chapter 1 Introduction 1 1.1 Design purpose .1 1.2 Design of the content1 1.3 Design Requirements and Considerations1 1.3.1 Design Requirements.1 1.3.2 Design Considerations.2 1.4 Transmission Scheme institutional principle of selection 2 1.5 Gear demonstration program3 1.6 Implementing agencie

9、s demonstration program.4 Chapter 2 The implementation of the design calculations7 2.1 The analysis of strength, acceleration and power.7 2.2 The choice of the motor9 Chapter 3 Design and calculation of transmission 12 3.1 Belt drive design and calculation12 3.1.1 Determine the design power Pca.12 3

10、.1.2 Select the zone type .12 3.1.3 Determine the reference diameter of pulley dd1 and dd212 3.2 Pulley design.15 3.2.1 The design of small pulley.16 3.2.2 Pulley structure design and select the zone type17 3.3 Design and calculations of the gear18 3.3.1 The type, accuracy class, material and quanti

11、ty of gear18 3.3.2 Tooth contact fatigue design19 3.3.3 Trace of design according tooth root bending strength .21 3.3.4 Geometric size dimensions23 3.3.5 Gear structural design23 3.4 Design of the shaft25 3.4.1 Design of the behind axle 25 3.4.2 Design of the bent axle 28 VII Chapter 4 Bearings, fra

12、me and rail design.30 4.1 Bearing design 30 4.1.1 Select and check of rolling bearings30 4.1.2 Crankshaft both ends of the sliding bearing design.31 4.2 Docking station design33 4.2.1 Choice of base materials33 4.2.2 Basic requirements of the engine base design.33 4.2.3 Rib layout.33 4.2.4 Connect o

13、f the structural design 33 4.2.5 Function, classification of rail shall meet requirements34 4.2.6 The linear slide rail structure design34 Conclusions.36 Acknowledgement37 Reference 38 1 第 1 章 緒論 1.1 設(shè)計(jì)的目的 在當(dāng)今世界，生產(chǎn)力水平的高低是評(píng)價(jià)一個(gè)國(guó)家發(fā)達(dá)程度的一個(gè)重要標(biāo)準(zhǔn)。 而現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展情況將直接影響生產(chǎn)力水平。隨著現(xiàn)代社會(huì)的不斷發(fā)展，對(duì) 生產(chǎn)力要求也在日新月異。如何適應(yīng)社會(huì)發(fā)展，如何提高

14、生產(chǎn)效率，生產(chǎn)出高 性能，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，價(jià)格低廉的工業(yè)產(chǎn)品，已是擺在我們面前的嚴(yán)峻問題。怎么 提高我國(guó)生產(chǎn)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(jìn) 行畢業(yè)設(shè)計(jì)是十分有必要的，目的就是提高自身技術(shù)水平，為今后工作打下良 好的基礎(chǔ)。 1.2 設(shè)計(jì)的內(nèi)容 鍛壓在機(jī)械發(fā)展中占有十分重要的地位，是通過沖頭或模具對(duì)坯料施加壓 力，使其產(chǎn)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(shè)計(jì)的題目是雙柱式傾斜壓力機(jī)，要求從各方向獨(dú)立思考，一般包括以下 內(nèi)容： (1) 方案分析與論證 (2) 執(zhí)行機(jī)構(gòu)計(jì)算及功率的確定 (3) 裝置的設(shè)計(jì)計(jì)算 (4) 軸承及其組合部件設(shè)計(jì) (5) 箱體

15、、潤(rùn)滑及附件設(shè)計(jì) (6) 設(shè)計(jì)說明書編寫 1.3 設(shè)計(jì)要求和注意事項(xiàng) 1.3.1 設(shè)計(jì)要求 畢業(yè)設(shè)計(jì)是整個(gè)大學(xué)學(xué)習(xí)的一個(gè)總結(jié)和練兵，理論聯(lián)系實(shí)際，為走上工作 崗位打基礎(chǔ)的重要環(huán)節(jié)。因此，在設(shè)計(jì)過程必須做到： (1) 綜合地考慮使用經(jīng)濟(jì)、工藝、安全性等方面的設(shè)計(jì)要求，確定合理的 2 設(shè)計(jì)方案。 (2) 查閱相關(guān)資料，在認(rèn)真思考的基礎(chǔ)上提出自己的見解并要與指導(dǎo)教師 討論。 (3) 通過分析比較吸取現(xiàn)有結(jié)構(gòu)中的優(yōu)點(diǎn)，并在此基礎(chǔ)上發(fā)揮自己的創(chuàng)造 性。 (4) 認(rèn)真計(jì)算和制圖，有錯(cuò)誤要認(rèn)真修改，力求設(shè)計(jì)圖紙和計(jì)算說明書的 質(zhì)量達(dá)到或接近實(shí)際生產(chǎn)水平。 (5) 遵循學(xué)校的作息時(shí)間，按預(yù)定計(jì)劃按時(shí)完成任務(wù)。

16、 1.3.2 注意事項(xiàng) (1) 在設(shè)計(jì)開始前，應(yīng)認(rèn)真研究題目，明確設(shè)計(jì)要求，閱讀參考資料，了 解它們大體內(nèi)容，以便需要時(shí)查閱。 (2) 對(duì)設(shè)計(jì)方案及結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)小組應(yīng)進(jìn)行討論對(duì)比，以明確優(yōu)劣正誤，取 長(zhǎng)補(bǔ)短，改進(jìn)設(shè)計(jì)。 (3) 設(shè)計(jì)草圖完成后，應(yīng)交指導(dǎo)教師審查后再修改加深。 (4) 設(shè)計(jì)說明書應(yīng)按規(guī)定格式編寫，連同所繪圖紙交指導(dǎo)教師審查認(rèn)后方 可呈交。 (5) 認(rèn)真做好準(zhǔn)備，進(jìn)行設(shè)計(jì)答辯。 1.4 傳動(dòng)方案的機(jī)構(gòu)選型原則 傳動(dòng)方案的機(jī)構(gòu)選型需要滿足以下原則： (1) 滿足需要原則所設(shè)計(jì)的產(chǎn)品應(yīng)最大限度地滿足用戶要求。應(yīng)在調(diào) 查分析和預(yù)測(cè)市場(chǎng)需要情況下的基礎(chǔ)上，確定是否應(yīng)該進(jìn)行該種機(jī)械產(chǎn)品的設(shè) 計(jì)

17、。 (2) 經(jīng)濟(jì)合理原則所設(shè)計(jì)的機(jī)械產(chǎn)品應(yīng)該機(jī)構(gòu)先進(jìn)，功能好，成本低、 使用維修方便，在產(chǎn)品的壽命周期內(nèi)用最低的成本實(shí)現(xiàn)產(chǎn)品規(guī)定功能，做到物 美價(jià)廉。 (3) 可靠性原則在規(guī)定使用條件和規(guī)定時(shí)間內(nèi)，產(chǎn)品能完成規(guī)定功能 的可靠程度高，即運(yùn)行中不出現(xiàn)故障。 (4) 最優(yōu)化設(shè)計(jì)在給定的設(shè)計(jì)目標(biāo)下，用優(yōu)化設(shè)計(jì)方法，從若干可行 3 方案中找到優(yōu)選方案。 (5) 標(biāo)準(zhǔn)化原則所設(shè)計(jì)的機(jī)械產(chǎn)品規(guī)格參數(shù)應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)，零部件 應(yīng)能最大限度地與同類產(chǎn)品的零部件通用。 1.5 傳動(dòng)裝置的方案論證 傳動(dòng)裝置選擇要滿足以下原則： (1) 小功率傳動(dòng)應(yīng)在滿足工作性能的前提下選用較結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的傳動(dòng)裝置， 盡可能降低制造成本。

18、 (2) 大功率傳動(dòng)應(yīng)優(yōu)先考慮傳動(dòng)的效率，節(jié)約能源，降低運(yùn)轉(zhuǎn)和維修費(fèi)用。 (3) 當(dāng)機(jī)構(gòu)要求變速時(shí)，若能與電動(dòng)機(jī)調(diào)速比相適應(yīng)，可采用定傳動(dòng)比裝 置；當(dāng)要求變速范圍大，用電動(dòng)機(jī)調(diào)速不能滿足要求時(shí)，應(yīng)采用變速比傳動(dòng)。 (4) 當(dāng)載荷變化頻繁，且可出現(xiàn)過載時(shí)，應(yīng)考慮增加過載保護(hù)裝置。 (5) 傳動(dòng)裝置的選用必須與制造技術(shù)水平相適應(yīng)，應(yīng)盡可能選用專業(yè)廠生 產(chǎn)的傳動(dòng)部件或元件。 當(dāng)采用由幾種傳動(dòng)形式組成的多級(jí)傳動(dòng)時(shí)，要充分考慮各種傳動(dòng)形式的特 點(diǎn)，合理的分配其傳動(dòng)順序，選擇時(shí)，應(yīng)注意以下幾點(diǎn)： (1) 帶傳動(dòng)的承載能力小，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)，機(jī)構(gòu)尺寸較其它傳動(dòng)形式大， 但傳動(dòng)平穩(wěn)，能吸振緩沖，因此益布置在低

19、速級(jí)。 (2) 鏈傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)不均勻，有沖擊，不適應(yīng)與高速級(jí)，應(yīng)布置在低速級(jí)。 (3) 斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的平穩(wěn)較直齒輪較好，常用在高速級(jí)或要求傳動(dòng)平 穩(wěn)的場(chǎng)合。 (4) 開式直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的工作環(huán)境一般較差，潤(rùn)滑條件不好因磨損嚴(yán) 重，壽命較短，應(yīng)布置在低速級(jí)。 (5) 圓錐齒輪傳動(dòng)只用與需要改變軸的布置方向的場(chǎng)合，由于圓錐齒輪加 工比較困難，所以應(yīng)將取布置在傳動(dòng)的高速級(jí)，并限制傳動(dòng)比，以減小其直徑 和模數(shù)。 (6） 蝸桿傳動(dòng)可以實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比，機(jī)構(gòu)緊湊傳動(dòng)平穩(wěn)，但傳動(dòng)效率 較低，故適用于中小功率的高速傳動(dòng)中。 綜上所述考慮各方面，選擇帶傳動(dòng)和直齒圓柱齒輪進(jìn)行兩個(gè)減速級(jí)傳動(dòng)， 4 并確定其傳動(dòng)比

20、分別為 5.1 和 4.7。 1.6 執(zhí)行機(jī)構(gòu)方案論證 (1) 采用偏心曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 采用偏心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的為常用形式，機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，運(yùn)用與低速 重載場(chǎng)合，但其為偏心機(jī)構(gòu)，安裝和調(diào)試較難，且有急回作用，極位夾角不為 0，設(shè)計(jì)較為復(fù)雜，功率變化大，故不益采用，其結(jié)構(gòu)圖如圖 1-1 所示： 圖 1-1 偏心曲柄滑塊 (2) 采用曲柄搖桿機(jī)構(gòu) 此機(jī)構(gòu)具有傳動(dòng)準(zhǔn)確，效率高的優(yōu)點(diǎn)，當(dāng)以曲柄為原動(dòng)件時(shí)，可將曲柄的 連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)變成搖桿的往復(fù)擺動(dòng)，其應(yīng)用范圍較廣，但其機(jī)構(gòu)比較復(fù)雜，剪切力 較小，不使用在噸位較大的場(chǎng)合，機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖 1-2 所示： (3) 采用對(duì)心曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)是執(zhí)行機(jī)構(gòu)的常用

21、形式，其優(yōu)點(diǎn)是機(jī)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)簡(jiǎn)單，該 機(jī)構(gòu)是全低副機(jī)構(gòu)，適用于低速重載的場(chǎng)合。 由于 ， 0o1k 式中 極位夾角 K反正行程速比系數(shù) 5 圖 1-2 曲柄搖桿機(jī)構(gòu) 曲柄為主動(dòng)件，當(dāng)曲柄與連桿兩次共線時(shí)，滑塊相應(yīng)處于左右兩極限位 置，其最大行程 Hza，故改變曲柄長(zhǎng)度可使滑塊獲得不同行程，曲柄等速轉(zhuǎn) 動(dòng)一周，滑塊往返一次，其往返的平均速度相等，其機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖 1-3 所示： A B C 圖 1-3 對(duì)心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)應(yīng)用很廣，以滑塊為主動(dòng)件用于動(dòng)力機(jī)械，如內(nèi)燃機(jī)，蒸汽 機(jī)等，以曲柄為主動(dòng)件多用于工作機(jī)械，如沖床，柱塞泵，壓縮機(jī)等。傾斜式 6 壓力機(jī)通過曲柄滑塊機(jī)構(gòu)將電動(dòng)機(jī)的旋轉(zhuǎn)

22、運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為滑塊的直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)，使 得機(jī)械壓力機(jī)動(dòng)作平穩(wěn)，工作可靠。 綜上所述，在本設(shè)計(jì)中選用對(duì)心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)作為執(zhí)行機(jī)構(gòu)，這樣能夠基 本的達(dá)到設(shè)計(jì)的要求。 7 第 2 章 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算及功率的確定 2.1 力、加速度及功率分析 參數(shù)：公稱壓力 40t，生產(chǎn)率為 60 次/min，沖材厚度 6mm。因沖程為 80mm，故初選曲柄長(zhǎng)度為 40mm，連桿長(zhǎng)度為 400mm，執(zhí)行機(jī)構(gòu)的機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng) 簡(jiǎn)圖如圖 2-1 所示： A EB C P 6mm 圖 2-1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的速度分析 如圖所顯示： AB 為曲柄，BC 為連桿 列方程得 ABsinBEBCsin ABcos+BCcos=AC AC-AB+

23、BC-6=400+40-6=434mm 40sin=400sin 40cos+400cos=434mm AB2=BE2+ AE2 402=(400sin)2+(434-400cos)2 1600=160000sin2+188356-347200cos+160000cos2 3.5o 40 sin=400sin3.5o 8 =39o 由于生產(chǎn)率為 60 次/min，即曲柄的角速度 60 轉(zhuǎn)/min，所以， 60 2 26.28rad /s 60 速度分析： VB=6.284010-3=0.25m/sr 根據(jù)圖 2-1 所示的速度分析有： VC= VB+ VCB 方向 大小 ? 0.25 VB 4

24、2.5 86.1 VCB VC 圖 2-2 速度矢量三角形 VBsin42.62 VCsin67.38 oo B C sin47.560.25 0.677 0.18m/s sin62.440.92 o o V V 考慮到?jīng)_頭所受力及沖壓過程的瞬時(shí)性，將沖頭過程定為幾個(gè)階段：彈性 變形階段，屈服階段，強(qiáng)化階段，及局部變形階段。 通過以上的計(jì)算可知，沖頭在運(yùn)動(dòng)到剛剛與工件接觸時(shí)候，沖頭的過度為 Vc0.1m/s。 由參考文獻(xiàn)3查得： 帶傳動(dòng)效率為：=0.95帶 滑動(dòng)軸承的效率為：=0.97，=0.99滑滾 9 開式齒輪傳動(dòng)效率為：=0.92齒 6mm 0 2 4 6 圖 2-3 沖頭沖壓過程簡(jiǎn)圖

25、則經(jīng)過齒輪傳動(dòng)及滑動(dòng)軸承及滾動(dòng)軸承其功率為： max 33 34.17 41.4kW 0.92 0.970.99 P P 滑齒滾 2.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 由參考文獻(xiàn)2查得： （2-1） A GDHbr 式中： GA 輪緣的重量，kg D 飛輪輪緣的平均自徑，m D 輪緣高度，m B 輪緣寬度，m 材料單位體積重量，N/m3 初選 R=0.4m,b=0.1m,D=0.48m,H=0.1m，g （2-2） 3 2 FAA / 4 4 D b g JJG Dg g 10 6.6kgm2 33 3.14 0.480.1 0.1 7.2 10 4 g g 由參考文獻(xiàn)2查得： （2-3） max F 2 n

26、 W J W 式中： Wmax最大盈虧功，J Wn 平均角速度，m/s 速度不均勻系數(shù) 由參考文獻(xiàn)2表 7-2 查得：沖床、剪床的速度不均勻系數(shù)= 1 7 1 10 由參考文獻(xiàn)2查得： （2-4） 則取=0.13，設(shè)電機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)為 1440r/min 21440 5.1 60 W 則 0.13=813J 22 maxFM 21440 6.6 () 5.1 60 WJ W 計(jì)算沖壓過程所用時(shí)間 360 L t v 2 2,1440 36060 Lr tLR vr v 60 2 0.22s 1440 2360 R t R max 0 813 37kW 0.022 W P t max0 41.4374.

27、4kWPPP 因?yàn)榭紤]到其他機(jī)構(gòu)的能量損失，故選電動(dòng)機(jī)功率為 5.5kW。 Y132S-4 型電動(dòng)機(jī)技術(shù)參數(shù)如表 2-1 所示： 表 2-1 Y132S-4 型電動(dòng)機(jī)技術(shù)參數(shù) 11 項(xiàng)目大小單位 功率5.5kW 電流85.5A 轉(zhuǎn)速1440r/min 效率85.5 功率因數(shù)0.84 額定電流7.0A 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 2.2105 N.mm 最大轉(zhuǎn)矩 2.2105 N.mm 功率5.5kW 電流85.5A 轉(zhuǎn)速1440r/min 效率85.5 功率因數(shù)0.84 額定電流7.0A 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 2.2105 N.mm 最大轉(zhuǎn)矩 2.2105 N.mm 12 第 3 章 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)及計(jì)算 3.1 帶傳動(dòng)設(shè)

28、計(jì)及計(jì)算 3.1.1 確定設(shè)計(jì)功率 Pca 計(jì)算功率 Pca是根據(jù)傳遞功率 P，并考慮到載荷性質(zhì)和每次運(yùn)行時(shí)間長(zhǎng)短 等因素的影響而確定的。 Pca=KAP （3-1） 式中: Pca計(jì)算功率，kW P傳遞的額定功率（例如電動(dòng)機(jī)的額定功率） ，kW KA工作情況系數(shù) 由參考文獻(xiàn)3表 8-7 查得: KA1.2 又由于 P=5.5kW PcaKAP1.25.56.6kW 3.1.2 選擇帶型 根據(jù)計(jì)算功率 Pca及小帶輪轉(zhuǎn)速 n，由參考文獻(xiàn)3選定帶型，根據(jù)要求選 普通 V 帶 B 型帶。 3.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1和 dd2 1. 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1 根據(jù) v 帶的帶型和參考

29、文獻(xiàn)3表 8-6 和表 8-8 確定小帶輪的直徑，應(yīng)使 d(dd)min。由此得出 dd1=140mm 2. 計(jì)算從動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑 dd2 dd2=idd2=5.1140=714mm 參考文獻(xiàn)3表 8-8，調(diào)整為 dd1=140mm，dd2=710mm， 13 d2 d1 5.1 d i d 3. 按公式算帶速 由參考文獻(xiàn)3查得： （3-2） d1 1 1 60 1000 d n v d1 1 1 3.14 140 1440 10.55m/s 60 100060 1000 d n v 應(yīng)使，對(duì)于普通 v 帶=2530m/s，若，則離心力過大， max vv max v max vv 即應(yīng)減小

30、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。 因?yàn)?l0.551.5D=57mm L=(1.52)D=5776mm 取 L=66mm 5.其它尺寸 da1=dd1+2ha =140+23.5=147mm df1=dd1-2hf=140-210.8=118.4mm D1=df12=118.4-27.5=95.4mm C=B=100=(14.2925)mm 11 () 74 11 () 74 取 C=20mm 3.2.2 大帶輪的設(shè)計(jì) 1. 材料的選擇 材料選擇 HT200 2. 基

31、準(zhǔn)直徑 初選軸的直徑 D后70mm，且已知大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2710mm， 2.5 D后2.570175300mm，所以選用輪輻式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)如圖 3-2 所示。 3. 帶輪槽尺寸同小帶輪 18 4. 確定輪緣及輪轂的尺寸 （1）帶輪寬： B=(z1)e+2f=66mm 因?yàn)榇髱л喚哂袃?chǔ)能作用， 取 B=110mm （2）輪轂外徑： d2=(1.82)70=126140mm 取 d2=130mm （3）輪轂寬度： L=(1.52) D后=(105140)mm 取 l=110mm 圖 3-3 大帶輪 5.其它尺寸 da2dd2+2ha=710+23.5=717mm dfdd2-2h1=710-

32、210.8=688.4mm （3-9） D1Df=688.4-27.5=673.4mm2 C=B=100=(14.2925)mm 11 () 74 11 () 74 取 C=20mm 3.3 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 19 3.3.1 齒輪的類型、精度等級(jí)、材料和齒數(shù) 1. 齒輪類型 直齒圓柱齒輪 2. 精度等級(jí) 由于本機(jī)械為一般工作機(jī)，速度不高，故選用 7 級(jí)精度。 3. 材料選擇 由于齒輪的失效形式可知，設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)時(shí)，應(yīng)使齒輪面具有較高的抗磨 損，抗點(diǎn)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(duì) 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(xiàn)3表 10-1 選小齒輪材料

33、為 40Cr，硬度為 260HBs；大齒輪 45 號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240HBs。 4. 齒數(shù)的確定 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(duì)于=的標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪為使輪齒避免20o 發(fā)生根切，應(yīng)取 z11840，故 z122。 則大齒輪的齒數(shù)為 z2iz1224.7=104。 3.3.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由參考文獻(xiàn)3查得： （3- 3 2 1 1 1 2.32() E dH K TZu d u 10） 式中： 載荷系數(shù)K 齒寬系數(shù) d 材料的彈性影響系數(shù)，MPa1/2 E Z 齒數(shù)比u 接觸疲勞許用應(yīng)力，N H 1. 確定公

34、式中各計(jì)算數(shù)值 20 (1) 試選載荷系數(shù) Kt=1.3 (2) 計(jì)算小齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩 =5.11440=282.4r/minn小齒輪 T195.5105=95.5105=1.86105N.mm 1 P n小齒輪 5.5 282.4 (3) 由參考文獻(xiàn)3表 10-7 查得，齒寬系數(shù)0.8 d (4) 由參考文獻(xiàn)3表 10-6 查得，材料的彈性影響系數(shù)189.8MPa1/2 E Z (5) 由參考文獻(xiàn)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。 Hlim1 Hlim2 (6) 由公式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （3-11）60 h Nn

35、jL 小齒輪 式中: 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N 小齒輪齒輪轉(zhuǎn)速，r/min n j齒輪每轉(zhuǎn)一圈時(shí)同一齒面嚙合的次數(shù) 齒輪的工作壽命，h h L 假設(shè) j1 工作壽命為 15 年（設(shè)每年工作 300 天）兩班制，每班 8 小時(shí)則： Nl60282.4l(2830015)=1.2210960 h njL 小齒輪 N2=1.221094.7=0.26109 1 N u (7) 由參考文獻(xiàn)3圖 10-19 查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) KHN1=0.90，KHN2=0.95 (8) 計(jì)算疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1%，安全系數(shù) s=1， （3-12） H 1Hlim1 H 1 0.9 580 435MPa 1.2

36、 N K s 21 H2Hlim2 H 2 0.95 550 435.4MPa 1.2 N K s 2. 計(jì)算 (1) 試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值， H = 3 2 1E 1 dH 1 2.32() K TZu d u 3 4 2 1.3 1.86 104.727+1 189.8 2.32() 0.84.727435 44.32mm 1 d (2) 計(jì)算圓周速度 v0 1t1 44.32 282.4 0.655m/s 60 100060 1000 d n v (3) 計(jì)算齒寬 b 1 0.8 44.3235.46mm dt bd (4) 計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) 1t t 1 44.

37、32 2mm 22 d m z 齒高 t 2.252.25 24.5mmhm 35.46 7.8 4.5 b h (5) 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù) v=0.655m/s,7 級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)3圖 7-8 查得，動(dòng)載系數(shù) Kv=1.05 由參考文獻(xiàn)3表 10-3 查得， HF 1KK 由參考文獻(xiàn)3表 10-2 查得，使用系數(shù) KA 1 由參考文獻(xiàn)3表 10-4 查得,齒向載荷分布系數(shù)=1.26 H K 由=7.8，=1.26 查參考文獻(xiàn)3圖 10-13 得，=1.18， b h H K F K 故載荷系數(shù) K= （3-13） AVHH K K KK =1.51.0511.26 22 =2.38 (6

38、) 按實(shí)際的載荷系數(shù)的校正所算得的分度圓直徑 33 11t 1 2.38 100122mm 1.3 K dd K （3-14） (7) 計(jì)算模數(shù) m m= =5.5mm 1 1 d z 122 22 3.3.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì) 由參考文獻(xiàn)3查得，彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為， 3 FS1 2 d 1F 2 () aa Y YKT m z （3-15） 式中: 彎曲疲勞許用應(yīng)力，N F 齒形系數(shù) Fa Y 應(yīng)力校正系數(shù) Sa Y 1. 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 (1) 由參考文獻(xiàn)3圖 1020c 查得，小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 =450MPa，大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度=380MPa FH1 FH2 (

39、2) 由圖 10-83查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85，0.86 1FN K 2FN K (3) 計(jì)算彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.2 得 MPa FH1FH1 F 1 0.85 450 318.75 1.2 K s MPa FN2FH2 F 2 0.86 380 272.33 1.2 K s (4) 計(jì)算載荷系數(shù) K=1.51.0511.182.04 AVFF K K KK 23 (5) 查取齒形系數(shù) 由參考文獻(xiàn)3表 10-5 查得， 2.72, 2.18 F 1 Y F2 Y (6) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻(xiàn)3表 10-5 查得， 1.75, 1.79 Fs1 Y Fs2 Y (7) 計(jì)算大

40、小齒輪的并加以比較 FaSa F Y Y 0.0134 Fa1 Sa1 F 1 Y Y 2.72 1.75 318.75 0.0143 Fa2 Sa2 F 2 YY 2.18 1.79 272.33 0.0134500mm，且 da263.1mm，符合要求，所以軸的直徑 d后70mm。 (4) 由于給后軸所承受軸向載荷幾乎為零，且有一定的動(dòng)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。 (5) 軸上零件的周向定位和軸向定位 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(jié)，既能保證軸 向定位，同時(shí)對(duì)小齒輪的一個(gè)方向進(jìn)行了軸向定位，大齒輪采用平鍵聯(lián)結(jié)，在 大帶輪與

41、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。 (6) 軸端倒角 根據(jù)參考文獻(xiàn)3表 15-2，取軸端倒角為 245。 (7) 配合公差 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(dòng)軸承與 7 6 H r 軸配合優(yōu)先選用基孔制過渡配合，選取。 7 6 H m 28 (8) 軸的結(jié)構(gòu) 通過以上分析，并通過機(jī)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(biāo)準(zhǔn)值來確定， 之前已經(jīng)確定了后軸的直徑 L后70mm。 軸的結(jié)構(gòu)如圖 3-4 所示： 120135120135730 1240 75

42、77 75 70 圖 3-4 后軸的基本結(jié)構(gòu) 3.4.2 曲軸的設(shè)計(jì) 1. 曲軸材料的選擇 曲軸的材料為 45 號(hào)鋼。 2. 曲軸的設(shè)計(jì) (1) 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)參考文獻(xiàn)3表 15-3 查得， A0120mm （3-16） 3 min0 P dA n =102mm 33 min0 36.6 120 60 P dA n 由參考文獻(xiàn)11初步確定 d曲柄=130mm (2) 曲軸的結(jié)構(gòu) 曲軸按生產(chǎn)形式可分為整體鍛造曲軸、移體鑄造曲軸和組合曲軸等形式。 整體鑄造曲軸的加工性能好，金屬切削量少，成本低，并可以獲得較合理的結(jié) 構(gòu)形狀，從而使應(yīng)力分布均勻，對(duì)提高曲軸的疲勞有顯著的效果。所以，本設(shè)

43、計(jì)選用整體鑄造曲軸。 29 曲軸和后軸一樣，都只是承受徑向載荷，而軸向載荷幾乎為零，且由于載 荷多，存在動(dòng)載荷，因此采用滑動(dòng)軸承形式，即對(duì)開式徑向滑動(dòng)軸承，取其寬 徑比為，則=1.08110=118.8mm，取 120mm，套筒的結(jié)構(gòu)形式 1/ 1.08Bd 1 B 也選擇滑動(dòng)軸承的形式，取其寬徑比為=1.18，則 2/ Bd =1.18110=130mm，曲柄臂寬度為 L=98mm，安裝在曲軸的離合器長(zhǎng)度為 2 B L1=165mm，半徑 R=100mm；鍵槽長(zhǎng)度為 L3=100mm 3. 曲軸的疲勞強(qiáng)度校核 (1) 計(jì)算彎曲應(yīng)力作用下的安全系數(shù) （3- 1 250 2.6 1.9 150

44、3 a n k 17） 式中: 彎曲疲勞極限，MPa 1 彎曲時(shí)曲軸的有效應(yīng)力集中系數(shù)k 彎曲應(yīng)力幅度，MPa a 曲軸的尺寸系數(shù) (2) 計(jì)算扭轉(zhuǎn)應(yīng)力作用下的安全系數(shù) （3-18） 1 0 150 3.5 0.75 170 3 n k 式中: 剪切疲勞極限，MPa 1 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅度，MPa 0 扭轉(zhuǎn)時(shí)曲軸的有效應(yīng)力集中系數(shù)k (3) 計(jì)算總的安全系數(shù) 11 22 n n nn nn 1 2n 式中: 許用工作安全系數(shù) 1 n ，所以符合其疲勞強(qiáng)度。 1 1.8 2.5n 30 第 4 章 軸承、機(jī)座及導(dǎo)軌的設(shè)計(jì) 4.1 軸承的設(shè)計(jì) 4.1.1 滾動(dòng)軸承的選擇及校核 1. 求比值 確定采用深鉤

45、球軸承，且 V2H2 11240N,31331.6NFF 軸承徑向載荷： 22 rV2H2 33286.7NFFF 軸承軸向載荷： a 0NF 0 0 43995.1 a r F F 由參考文獻(xiàn)3表 13-5，深鉤球軸承的 e 值為 0.19，則 a r F e F 2. 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 p 由參考文獻(xiàn)3查公式得： （4-1） pra ()pfXFYF 式中: 當(dāng)量動(dòng)載荷，Np 31 載荷系數(shù) p f X徑向動(dòng)載荷系數(shù) Y軸向動(dòng)載荷系數(shù) 由參考文獻(xiàn)3表 13-6 查得，取， p 1.2 1.8f p 1.2f 由參考文獻(xiàn)3表 13-5 查得， X0.45，Y0 所以 pra ()1.2 0

46、.45 33286.7017974.8pfXFYFN 3. 軸承的基本額定動(dòng)載荷 計(jì)算軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值， （4-2） h 6 60 10 nL cp 式中： 軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值，Nc H轉(zhuǎn)速，r/min 預(yù)期計(jì)算壽命，h h L 預(yù)使用壽命為 2 年，1 年以 300 天計(jì)，2 班制，1 班 8 小時(shí)， 3002829600h h L 4. 軸承的型號(hào)的選擇 取軸徑為 75mm，查參考文獻(xiàn)11選擇滾動(dòng)軸承型號(hào)為 6315， or 112KN,76.8KNcc 因?yàn)闆]有軸向載荷，因此不必計(jì)算 Y 值及驗(yàn)算動(dòng)量動(dòng)載荷 5. 驗(yàn)算 6315 軸承的壽命 根據(jù)參考文獻(xiàn)3查得， （4-

47、 6 h 10 () 60 c L n p 3） 6 3 h 105.1 112000 ()14280 60 1440 17974.6 L 32 滿足預(yù)定要求。 4.1.2 曲軸兩端滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 由于曲軸轉(zhuǎn)速低且有變載荷和沖擊，所以初步選定 ZCuPb30，其部分?jǐn)?shù) 據(jù)如下： 軸瓦材料的許用應(yīng)力: p25MPa 許用滑動(dòng)速度: v12m/s 軸承材料的 pv許用值: pv30MPa 因?yàn)?X1Y1X2Y2 11370N200138N31294N184610NFFFF， 所以得出徑向載荷為 2222 r1X1Y1 2222 r2X2Y2 11370200138200782.9N 3129418

48、4610187243.6N FFF FFF 因?yàn)椋室詾闃?biāo)準(zhǔn) 12rr FF 1r F 1. 驗(yàn)算軸承的平均壓力p 由參考文獻(xiàn)3查得： （4-4） F pp dB 式中： B軸承寬度，mm 軸瓦材料的許用應(yīng)力，MPa， p 由參考文獻(xiàn)3表 12-2 查得 25MPap 因?yàn)?200782.9N110mm120mmFdB， 所以 200782.9 15.2 110 120 pp 故軸承的平均壓力符合要求。 2. 驗(yàn)算軸承pv值 軸承的發(fā)熱量與其單位面上的摩擦力的功耗（f 為摩擦系數(shù)） ，限制 v fp 值就是限制軸承的溫升。 v p 33 （4- 60 100019100 n vv FFdn p

49、p dBB 5） n vv 200782.9 5.26MPa m/s 19100120 19100 F pp B 所以滿足要求。 3. 驗(yàn)算滑動(dòng)速度 v 由參考文獻(xiàn)3查得： （4-6） vv 3.14 110 60 0.35m/s 60 100060 1000 dn vv 所以滑動(dòng)速度也符合要求。 4.2 機(jī)座的設(shè)計(jì) 機(jī)座和箱體等零件，在一臺(tái)機(jī)器的總質(zhì)量中占有很大的比例（例如在機(jī)床 中約占總質(zhì)量的 7080） ，同時(shí)在很大程度上影響著機(jī)器的工作精度及抗 振性能,還影響著機(jī)器的耐磨性等。所以正確選擇機(jī)座零件的材料和正確設(shè)計(jì) 其機(jī)構(gòu)形式及尺寸是減小機(jī)器質(zhì)量，節(jié)約金屬材料，提高工作精度，增強(qiáng)剛度 及

50、耐磨性的重要途徑。 4.2.1 機(jī)座材料的選擇 由于固定式機(jī)器，結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，剛度要求也較高，因而通常都為鑄造。 本設(shè)計(jì)中采用球墨鑄鐵 QT450，其沖擊韌性和疲勞強(qiáng)度比普通鑄鐵高，用于 曲柄壓力機(jī)機(jī)身。 4.2.2 機(jī)座設(shè)計(jì)的基本要求 設(shè)計(jì)基座時(shí)，應(yīng)滿足以下四個(gè)要求： 34 (1) 應(yīng)具有足夠的剛度 (2) 應(yīng)具有足夠的抗振性 (3) 應(yīng)具有較小的耐磨性 (4) 機(jī)構(gòu)工藝性等其他要求 4.2.3 肋的布置 一般地說，增加壁厚固然可以增大機(jī)座和箱體的強(qiáng)度和剛度，但不如加設(shè) 肋板來得有利。因?yàn)榧釉O(shè)肋板時(shí)，即可增大強(qiáng)度和剛度，又可以減小壁厚和質(zhì) 量，對(duì)于鑄件，就可以減小鑄造缺陷。對(duì)于較長(zhǎng)的結(jié)構(gòu)，特

51、別是載荷在其上移 動(dòng)場(chǎng)合，應(yīng)防止局部突然變化。 4.2.4 連接結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 機(jī)座和箱體與地面應(yīng)保證起聯(lián)結(jié)剛度。影響聯(lián)接剛度的因素有：凸緣結(jié)構(gòu)、 螺栓組形式、結(jié)合面型貌等。 4.2.5 導(dǎo)軌的功用、分類和應(yīng)滿足的要求 1. 導(dǎo)軌的功用 在機(jī)床、儀器、鍛壓設(shè)備等機(jī)械中使用的導(dǎo)軌，其功用是導(dǎo)向和承載，即 保證運(yùn)動(dòng)部件按給定的運(yùn)動(dòng)要求和運(yùn)動(dòng)方向。在導(dǎo)軌副中，運(yùn)動(dòng)一方為動(dòng)導(dǎo)軌， 不動(dòng)的一方支承導(dǎo)軌。 2. 導(dǎo)軌的分類 (1) 按導(dǎo)軌的運(yùn)動(dòng)形式可分為直線運(yùn)動(dòng)導(dǎo)軌和回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)導(dǎo)軌。 (2) 按導(dǎo)軌的摩擦性質(zhì)可分為滑動(dòng)導(dǎo)軌、滾動(dòng)導(dǎo)軌、流體介質(zhì)摩擦導(dǎo)軌和 彈性導(dǎo)軌。 (3) 按導(dǎo)軌的受力機(jī)構(gòu)可分為開式導(dǎo)軌、閉式導(dǎo)軌

52、。 4.2.6 直線滑動(dòng)導(dǎo)軌的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1. 選擇導(dǎo)軌的材料 導(dǎo)軌的材料有鑄鐵，鋼，有色金屬和塑料，對(duì)導(dǎo)軌的材料的主要要求是： 35 耐磨性好，工藝性好和成本低。鑄鐵的鑄造性能和加工性能好，并具有良好的 減震性和耐磨性；有色金屬與鑄鐵支承導(dǎo)軌搭配可防止膠合磨損，保證運(yùn)動(dòng)平 穩(wěn)性和提高運(yùn)動(dòng)精度。 綜上所述，選耐磨鑄鐵中的高磷鑄鐵作為支承導(dǎo)軌；選用有色金屬中的錫 青銅 2QSn6-63 作為動(dòng)導(dǎo)軌。 2. 導(dǎo)軌機(jī)構(gòu) (1) 截面形狀 滑動(dòng)導(dǎo)軌的截面形狀頭矩形、三角形、燕尾形和圓柱形四種。 (2) 組合形式 直線運(yùn)動(dòng)導(dǎo)軌一般由兩條導(dǎo)軌組合而成。對(duì)于重型機(jī)床，運(yùn)動(dòng)部件寬、載 荷大，常采用三條或多條導(dǎo)軌

53、的組合結(jié)構(gòu)。 雙三角形導(dǎo)軌 導(dǎo)向精度高，磨損后能自動(dòng)補(bǔ)償，具有良好的精度保持性，但很難達(dá)到四 個(gè)導(dǎo)軌面同時(shí)接觸的要求，制造困難。 雙矩形導(dǎo)軌 具有較大的承載能力，制造調(diào)整比較簡(jiǎn)單，但導(dǎo)向性差，磨損后不能自動(dòng) 補(bǔ)償，對(duì)加工工藝要求有較大的影響。 三角形矩形組合 兼有導(dǎo)向性好、制造方便和剛度高的優(yōu)點(diǎn)，應(yīng)用最廣泛。 燕尾形組合 閉式導(dǎo)軌中接觸面最少的一種結(jié)構(gòu)，用一根鑲條就可以調(diào)節(jié)垂直和水平方 向的間隙。 (3)調(diào)節(jié)間隙 導(dǎo)軌接合面間都存在間隙，若間隙過小，不但增加運(yùn)動(dòng)阻力，而且會(huì)加速 導(dǎo)軌的磨損；若間隙過大，又會(huì)使導(dǎo)軌精度降低，還容易產(chǎn)生振動(dòng)。因此，除 在裝配過程中應(yīng)仔細(xì)調(diào)整導(dǎo)軌間隙外，使用一段時(shí)間

54、后，因磨損還需重調(diào)，常 用鑲條和壓板來調(diào)整導(dǎo)軌的間隙。 36 結(jié) 論 本次設(shè)計(jì)的壓力機(jī)是一種典型的沖壓機(jī)械，其主要核心部分是曲柄滑塊機(jī) 構(gòu)。它具有機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單，使用可靠，維修方便，造價(jià)低，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，生產(chǎn)率高等 優(yōu)點(diǎn)，應(yīng)用廣泛。設(shè)計(jì)過程中，在選擇各種方案時(shí)總結(jié)為以下內(nèi)容： (1) 電動(dòng)機(jī)的選擇 由于電動(dòng)機(jī)初始成本運(yùn)轉(zhuǎn)費(fèi)用，維修要求及噪聲均比液壓泵或液壓馬達(dá)， 氣壓泵或氣壓馬達(dá)低，所以選用電動(dòng)機(jī)。 (2) 傳動(dòng)系統(tǒng)的配套 該機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)主要是由帶傳動(dòng)和單級(jí)開式直齒圓柱齒輪傳動(dòng)組成的，在 電動(dòng)機(jī)上安裝小帶輪且電動(dòng)機(jī)輸出軸同步轉(zhuǎn)動(dòng)通過帶動(dòng)，完成一級(jí)減速?？梢?充分發(fā)揮其優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)由于本機(jī)構(gòu)輸出功率不大且工

55、作不是連續(xù)式，而且整個(gè) 精度要求不算很高，所以一級(jí)減速輔助帶傳動(dòng)，機(jī)器在空轉(zhuǎn)時(shí)，大帶輪起到儲(chǔ) 存能量的作用，可以在工作時(shí)把大部分能量釋放出去，達(dá)到較大的沖壓力，以 完成工作需要，這樣第二級(jí)減速采用齒輪傳動(dòng)，大帶輪將運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力通過傳動(dòng) 軸傳遞給小齒輪，齒輪是各種機(jī)構(gòu)中應(yīng)用范圍最廣的一種傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，同時(shí)它具 有可傳遞的載荷和速度范圍大，傳動(dòng)比恒定，適應(yīng)性強(qiáng)，工作可靠，效率高， 壽命長(zhǎng)，外輪廓尺寸小特點(diǎn)，其形式很多。 37 (3) 執(zhí)行機(jī)構(gòu) 本次設(shè)計(jì)的壓力機(jī)采用對(duì)心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，但是考慮到機(jī)器的機(jī)構(gòu)，由于 曲柄做圓周運(yùn)動(dòng)，并考慮機(jī)器的對(duì)稱性采用曲柄很難實(shí)現(xiàn)，所以前面提到的主 軸采用曲軸的形式來實(shí)現(xiàn)曲柄

56、滑塊的運(yùn)動(dòng)，這樣對(duì)機(jī)器的設(shè)計(jì)較有利。 38 致 謝 三個(gè)月的畢業(yè)設(shè)計(jì)即將結(jié)束，在這三個(gè)月的畢業(yè)設(shè)計(jì)里，我經(jīng)過自身的努 力和指導(dǎo)教師的細(xì)心指正，完成了此次畢業(yè)設(shè)計(jì)的要求。在這里我首先要感謝 指導(dǎo)教師趙硯虹老師，同時(shí)我也要感謝機(jī)械教研室的張文生老師和于信偉老師， 感謝他們?cè)谖业脑O(shè)計(jì)中對(duì)我的幫助。 在設(shè)計(jì)中，我遇到了很多困難和難題，感謝趙硯虹老師幫我解決問題，她 的學(xué)識(shí)和耐心細(xì)致的精神深深地觸動(dòng)了我。在分析和解決問題中，我的能力得 到了提高，同時(shí)也學(xué)習(xí)了更多的專業(yè)知識(shí)，這些與趙硯虹老師的精心指導(dǎo)和耐 心講解是分不開的。首先，對(duì)各位老師給予的幫助表示最誠(chéng)摯的感謝。各位老 師嚴(yán)謹(jǐn)?shù)墓ぷ鲬B(tài)度和敬業(yè)的精神深

57、深感動(dòng)了我，這給我在今后步入社會(huì)，走上 工作崗位做了一個(gè)非常好的榜樣。感謝機(jī)械工程學(xué)院給我們這次設(shè)計(jì)的機(jī)會(huì)和 給我創(chuàng)造了良好的設(shè)計(jì)環(huán)境。無論是在工作中還是在學(xué)習(xí)中，我都不會(huì)忘記學(xué) 院老師和領(lǐng)導(dǎo)的教導(dǎo)，我會(huì)學(xué)習(xí)他們高漲的工作熱情和一絲不茍的學(xué)習(xí)態(tài)度， 勇于攻堅(jiān)的精神，把所學(xué)的知識(shí)應(yīng)用社會(huì)實(shí)踐，使自身更能適應(yīng)當(dāng)今社會(huì)的發(fā) 展。 39 參考文獻(xiàn) 1 從恒斌，王艷，王華東.一種自動(dòng)壓力機(jī)加壓方式的改進(jìn)J.機(jī)床與液壓. 2009, 37(4):59-61 2 孫恒，陳作模.機(jī)械原理.第七版M.北京：高等教育出版社.2001 3 濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì).第八版M.北京：高等教育出版社.2001 4 范宏

58、才.現(xiàn)代鍛壓機(jī)械M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社.1994 5 賈明全.曲柄壓力機(jī)調(diào)速問題分析與改進(jìn)方法J.鍛壓技術(shù).2010,35(2)：98-101 6 席慧智，谷萬里，高玉芳.機(jī)械工程材料M.哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)出版社.2001 7 鄧文英.金屬工藝學(xué)(上、下冊(cè))M.北京:高等教育出版社.1991 8 尚久浩.自動(dòng)機(jī)械設(shè)計(jì).第二版M.北京：中國(guó)輕工業(yè)出版社.2003: 241-251 9 大連理工大學(xué)工程畫教研室.機(jī)械制圖.第四版M.北京：高等教育出版社. 1993:15-20 10 林景凡，王世剛，李世恒. 互換性與質(zhì)量控制基礎(chǔ)M.北京：中國(guó)科學(xué)技術(shù)出版 社.1992 11 徐灝.機(jī)械設(shè)計(jì)手

59、冊(cè)(1-5 冊(cè))第二版M.北京：機(jī)械工業(yè)出版杜.2002 12 黃華梁.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)M.高等教育出版社.1992 13 田凌.機(jī)械科學(xué)與技術(shù)M.高等教育出版社.2001(3) 14 趙婷婷，賈明全.曲柄壓力機(jī)調(diào)速問題分析與改進(jìn)方法J.鍛壓技術(shù).35 (2)：98-101 15 趙婷婷,賈明全.壓力機(jī)摩擦離合器制動(dòng)器問題分析與改進(jìn)措施J. 機(jī)械傳動(dòng). 2010,34(10):78-90 16 師后龍，何光軍，鹿新建，王蘋.曲柄壓力機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)及發(fā)展趨勢(shì)J. 鍛壓裝備 與制造技術(shù). 2010,45(4):14-17 17 張?zhí)m軍.曲柄壓力機(jī)上主電機(jī)功率和飛輪慣量大小的確定J.鍛壓裝備與制造技術(shù).

60、2009,44(1):13-14 18 呂仲文.急回運(yùn)動(dòng)平面連桿機(jī)構(gòu)的解析設(shè)計(jì)及優(yōu)化設(shè)計(jì)J.重慶大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科 學(xué)版). 2002,25(1):125-129 19 范云霄，錢抗抗，魯緒閣，楊兵.JM21-200T 開式壓力機(jī)機(jī)身的優(yōu)化設(shè)計(jì)J. 機(jī) 械.2008,35(4):15-16 20 諶鐸文，陳柏羊.普通壓力機(jī)改造方案研究J.液壓與氣動(dòng) 2008,25(4):65-68. 21 黃才元.我國(guó)沖壓設(shè)備的現(xiàn)狀與發(fā)展J機(jī)械工人.2007,(4):23-25. 40 22 鄭純麒,黃嘉銘.機(jī)械式壓力機(jī)的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì)探討J.鍛造與中壓 2007,23(5):12-15. 23 何德譽(yù).曲柄壓力機(jī)M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社1981 24 Rajput RK.Elements of Mechanical Engineering. Katson Publ. Homes,1985 25 Orlov P.Fundamentals of Machine Design.Moscow：MirPub.,1987 26 Industrial Automation Systems and Imegration-part Slibrary,Methodology for Structuring Parts Family,1986