畢業(yè)設計（論文）滅火器缸體的落料拉深復合模具與沖床選用設計

1、目 錄第一章 引言1.1課題設計的目的和意義及本課題的研究現狀11.2設計題目21.3收集相關資料及初定設計方案 3第二章 模具設計 2.1拉深模具的設計 42.2 拉深工藝的計算 52.3 沖孔、落料模具設計 102.4 模具簡圖 12第三章 沖壓機的設計3.1沖裁力的計算 143.2曲柄滑塊機構的運動分析和受力分析 143.3電動機的選取 183.4帶傳動的設計 183.5齒輪設計 213.6飛輪軸設計 243.7曲軸設計 263.8鍵連接及軸承設計 273.9連桿及導軌設計 30設計總結及心得 34參考文獻 35附錄 36摘 要本課題主要介紹滅火器缸體設計以及沖壓機的選用設計。滅火器缸體

2、的加工，采用多工序復合模將幾道工序在一個工作行程內完成，既能提高制件質量及生產率，又可減少設備投資和模具費用，從而明顯降低了產品成本，經濟效益顯著提高。缸體設計的內容包括沖孔模設計，落料，拉深模設計等。本課題設計采用的壓力機工作原理與曲柄壓力機的工作原理相同，就是把原先的旋轉運動轉變?yōu)橥鶑椭本€運動。壓力機設計的主要內容有：沖裁力的計算、曲柄滑塊機構的運動分析和受力分析、電動機規(guī)格的選取、帶傳動的設計、齒輪設計、飛輪軸設計、曲軸設計、鍵連接設計、軸承設計、連桿設計和導軌設計等。關鍵詞 滅火器缸體 復合模 曲柄壓力第一章 引言1.1 課題設計的目的和意義及本課題的研究現狀火災給國家和人民生命財產造

3、成難以估量的損失，消防工作“責任重于泰山”。人們對安全生產和環(huán)境保護的要求越來越高，對消防技術也提出了更高的要求。本課題所涉及的滅火器是火災撲救中長用的滅火工具，對于有效撲滅初期火災，最大限度地減少火災損失起到至關重要的作用。滅火器缸體是滅火器中很重要的一部分。制造滅火器缸體所涉及的是沖壓工藝和模具設計方面的問題?，F代工業(yè)的迅速發(fā)展使沖壓技術得到了越來越廣泛的應用,主要應用于機械、汽車、加電、輕工、五金制品等行業(yè)，所以隨之而來的對沖壓模具的設計與制造的要求越來越高。沖壓模具是沖壓生產的主要工藝裝備，其設計是否合理對沖壓件的表面質量、尺寸精度、生產率以及經濟效益大等影響很大。所以復合模在沖壓中就

4、顯得相當的重要，復合模是在壓力機一次或多次行程中實施多種不同沖壓工藝過程復合沖制的沖壓模具。復合模的特點有：生產效率高、沖壓件的質量好、對用料沒有嚴格的限制，不規(guī)則的邊角料也能使用。根據復合模工位布置和完成沖壓工藝過程之不同可分為一下幾類：1沖栽式復合模亦即復合模裁模2綜合式復合模3多工位連續(xù)式復合模沖壓加工工藝就是利用安裝在壓力機上的模具，對在模具里的板料施加變形力，使板料在模具里產生變形，從而獲得一定形狀、尺寸和性能的產品零件的生產技術。沖壓生產靠模具和壓力機完成加工過程。沖壓工藝和沖模技術在國內的研究和發(fā)展主要有以下幾個方面：1工藝分析計算方法的現代化。沖壓技術與現代數學、計算機技術聯姻

5、，對復雜曲面零件進行計算機模擬和有限元分析，達到預測某一工藝方案對零件形成的可能性與成型過程中將會發(fā)生的問題，供設計人員進行修改和選擇。這種設計方法是將傳統的經驗設計升華為優(yōu)化設計，縮短了設計和制造的周期，節(jié)省了昂貴的模具試模費用等。2模具計算機輔助設計，制造與分析（cad/cam/cae）的研究和應用，將極大地提高模具制造效率，提高模具的質量，使模具設計與制造技術實現cad/cam/cae一體化。3沖壓生產的自動化。為了滿足大量生產的需要，沖壓生產已向自動化、無人化方向發(fā)展?，F已實現了利用高速沖床和多工位精密級模實現單機自動，沖壓的速度可達每分鐘上千次。大型零件的生產已實現了多機聯合生產線，

6、從板料的送進到沖壓加工、最后檢驗可全由計算機控制，大大減輕了工人的勞動強度，提高了生產率。4為適應市場經濟需求，大批量與多品種小批量共存。發(fā)展適宜于小批量生產的簡易模具，經濟模具和標準化且容易變換的模具系統。5不斷改進板料性能，以提高其成形能力和使用效果。例如：研制高強度鋼板，用來生產汽車覆蓋件；研制新型材料板，用來生產航空構件等。 6推廣和發(fā)展沖壓新工藝和新技術。如精密沖裁、液壓拉深、超塑成形等1.2設計題目 工件材料08f鋼，坯料直徑=285mm，厚度t=2mm,現用該板料加工一個筒形零件（如圖1-1）如圖1-1題目分析圖中所示的是一個簡單的圓筒形件，由于其結構簡單，一般可采用大批量生產，

7、這樣可以盡可能的把工序集中起來，所以采用復合模來進行加工。由圖可知，要完成這個圓筒形的加工，所需的基本工序有沖孔、落料和拉深三種。 對于相對厚度小的拉深件，必須經過多次拉深，這樣就增加了工序。我們設定拉深件的壁厚不變。先采用單工序落料模沖下mm的毛坯坯料，然后再經拉深得到缸體。沖床與壓力機的工作原理（圖1-2）相同，都是把原先的旋轉運動轉變成直線運動。即：動力源電動機經小皮帶輪、大皮帶輪和一對齒輪帶動曲柄旋轉。連桿連接在曲柄上，帶動滑塊在機身的導軌內上、下移動，加工用的模具上模固定在滑塊的下平面上，下模固定在工作臺面墊板上?；瑝K每上下移動一次，完成一次沖壓動作。 圖1-21.3收集相關資料，擬

8、定設計方案通過畢業(yè)實習環(huán)節(jié)，對畢業(yè)設計有了一個總體的概念，收集了設計的相關資料，醞釀設計方案。即在壓力機設計中運用曲柄壓力機的工作原理，沖模中的模具則用復合模進行設計。沖模設計:主要包括沖壓加工中沖孔、拉深和落料三道工序的模具設計。沖孔工序由單工序的沖孔凸凹模完成，而拉深、落料則由一個復合模完成。壓力機設計: 主要運用了曲柄壓力機的工作原理第二章 模具設計2.1拉深模具的設計1.模具的作用模具的作用一方面是將壓力機的作用力通過模具傳遞給金屬板料，在其內部產生使之變形的內力。當內力的作用達到一定的數值時，板料毛坯在某個部分便會產生與內力是作用性質相對應的變形，從而獲得滿足一定性能要求及符合所需次

9、村及形狀的制品。另一方面，通過模具的作用，可以保證上下模之間的正確導向，并使坯料穩(wěn)固地壓緊與精確的定位，從而沖制出達到一定精度要求的沖件。2.模具的選擇本課題設計的是滅火器缸體的設計，在實際生產中，大多采用拉深板材來加工，所以本課題對模具的選擇為拉深模具。拉深是指采用模具將平板毛坯沖壓成開口空心零件或將開口空心零件進一步改變形狀和尺寸的工藝。拉深工作示意圖如下圖（2-1）所示 圖2-1拉深件按形狀來分，有平底和非平底拉深件兩類，平底拉深件的底部是不參與變形的，而非平底的拉深件底部一般都是參與變形的。平底拉深件又分為等高、不等高、規(guī)則、不規(guī)則拉深件，非平底拉深件也分為等高、不等高、規(guī)則、不規(guī)則拉

10、深件。本課題涉及的滅火器缸體拉深件擬定為平底、等高、規(guī)則的圓筒件。拉深模具設計包括模具材料的選擇，拉深工藝計算、拉深模工作部分參數計算和壓邊力、拉深力、拉深功的計算。3.模具材料的選擇目前廣泛采用的crwmn,cr12,cr12mov等冷作模具鋼,改變以往碳化物容易形成網狀和帶狀分布,形成其強度和韌性不足,易造成模具的崩裂，且在熱處理后，殘余奧氏體不穩(wěn)定，易造成變形等缺點。凹模、凸模和凹凸模所使用的模具鋼為冷作模具鋼。查沖壓工藝與模具設計實用技術表2-103，2-104得：拉深模采用的材料為cr12。2.2拉深工藝計算1.確定切邊余量根據h=185 h/d=185/93=1.98 查資料沖壓工

11、藝與模具設計實用技術中的表5-6取=8mm。 查資料沖壓工藝與模具設計實用技術表5-8根據拉深件的形狀選擇公式來計算毛坯直徑 =284.22取d=285mm不采用壓力圈的條件： t/d 0.03(1-t/d)又0 t/d = 2/285 =0.0070.03（1-93/285）=0.02 所以 t/d 0.003(1-t/d)顯然必須采用壓邊圈拉深又h/d=192/93=2.06 t/d1000.7查教程模具設計與制造按表4-5暫定該零件為3次拉深成形凸模和凹模的圓角半徑對拉深工作影響很大，其中凹模圓角半徑rd的影響更為顯著。所以在設計凸模和凹模的圓角半徑時要合理，圓角半徑過大和過小都是不利于

12、拉深工作，影響拉深件的質量，應盡量避免這些不利因素。拉深凹模圓角半徑可以根據工件材料及其厚度來確定，見教程模具設計與制造，查表4-6以及公式（4-7）。 得拉深凹模圓角半徑依次如下：rd1=(106)t rd1=62=12 mmrd2=0.912=10.8 取rd2=11 mmrd3=0.78=5.6 取rd3=6 mm2.凸模圓角半徑rp的確定 拉深凸模的圓角半徑除最后一次拉深工序外，其他所有各次拉深工序中，凸模圓角半可取與凹模圓角半徑相等或略小的數值。根據教程模具設計與制造，由公式（4-8），（4-9）得第一次拉深rp1=0.9rd1=0.912=10.8mm,取=11mm第二次拉深 rp

13、2=(d2-d3-2t)/2=（116.96-92.4-22）/2=10.282 mm取=10mm第三次拉深 rp3=(23)t rp3=2.52=5 mm3.計算各次拉深工序半成品件高度=0.25(285285/153.9-153.9)+0.4310/153.9(153.9+0.3210)=96. 6 mm =0.25(285285/116.96-116.96 )+0.43rp2/116.96 (116.96+0.3210)=148.7946 mm =0.25(285285/92.4-92.4)+0.435/92.4 (92.4+0.325)=198.19 mm4.各次拉深模等邊間隙z的確定

14、拉深模間隙(z=(dd-dp)/2)是指單邊間隙。間隙的影響如下：拉深力：間隙愈小，拉深力愈大。零件質量：間隙過大，容易起皺，而且毛料口部的變厚得不到消除。另外，也會使零件出現錐度。而間隙過小，則會使零件容易拉斷或變薄特別嚴重。故間隙過大或小均會引起工件破壞。模具壽命：間隙小，則磨損加劇。因此要正確確定拉深模的間隙。拉深模具的間隙值可以按下列經驗公式來進行選?。?z=tmax+kt本課題假定拉深件的厚度是不變的,此時tmax=t,k為增大系數,可根據沖壓工藝與模具設計實用技術表5-19查得: 5.畫出各拉深工序圖（如圖2-2）所示 圖(2-2)6.凸模和凹模工作部分尺寸的選?。ㄈ鐖D2-3）查教

15、程模具設計與制造對于多次拉深凹模：凸模： 查沖壓工藝與模具設計實用技術表5-18 即第一次拉深凹模：mm第一次拉深凸模：mm第二次拉深凹模：mm第二次拉深凸模：mm末次拉深凹模： = =mm末次拉深凸模： mm7.拉深凸模出氣孔尺寸設計由沖壓工藝與模具設計實用技術表5-16,查得：d=6.5mm8.壓邊力計算按表實用沖壓技術手冊表4-51 f=ap 查表4-52，得p=2.53 mp 取p=3mp第一次拉深： =116.7kn第二次拉深： =14.18kn第三次拉深： =6.7kn9.拉深力計算根據實用沖壓技術手冊表4-54 無凸緣的筒形零件第一次拉深： 查表4-55得 =1.00 查機械設計

16、課程設計表4.3-2 =295mp （ 為材料抗拉強度 ） 即 = =285.1kn第二次拉深： 查表4-56得 =0.9 即 =195kn第三次拉深： 查表4-56得 =0.76 既 = =130.94kn10.拉深功計算本課題擬定的拉深的不變薄拉深 查資料實用沖壓技術手冊p154得 查實用沖壓技術手冊表4-61 =22.1kj=18.8kj=16.6kj2.3沖孔、落料模具設計沖裁工藝是指利用模具在壓力機上使板料產生分離的沖壓工藝。從板料上沖下所需形狀的零件（或毛坯）稱為落料；在零件（或毛坯）上沖出所需形狀的孔（廢料）稱為沖孔。由于模具交工和測量方法的不同，可分為兩類：凸模與凹模分開加工和

17、凸模與凹模配合加工。凸模與凹模刃口分開加工，其計算公式如下表（2-1）： 表（2-1）模具類型工件尺寸凸模尺寸凹模尺寸落料模沖孔模、 分別為落料凸，凹模的刃口尺寸（mm）； , 分別為沖孔凸，凹模的刃口尺寸（mm）； 落料件外形的最大極限尺寸（mm）； d 沖孔件孔徑的最小極限尺寸（mm）；, 分別凸凹模的制造公差（mm）零件（工件）的制造公差（mm）最小合理間隙磨損系數查實用沖壓技術手冊表2-2得 =0.36mm mm mm1.對于落料件尺寸的凸凹模偏差查實用沖壓技術手冊表2-28得=0.035mm =0.05mm + =0.085mm 由實用沖壓技術手冊表2-30查得 摩擦系數=0.5 m

18、m =mm 2. 對于沖孔尺寸40mm的凸凹模偏差查實用沖壓技術手冊表2-28得 + =0.050mm 由表2-30查得 則=mm =2.4模具簡圖 沖模結構零件用料：上模座和下模座：ht200，模柄：45，導柱和導套：20，推件板、擋料塊、圓柱銷、螺釘和螺栓、壓邊圈：45，：凹模、凸模、凹凸模： cr12。落料、拉深復合模圖（如圖2-4） 1上模座，2固定板，3圓柱銷，4、10、18、22內六角螺釘，5打竿， 6模柄，7板材，8推件塊，9凸凹模，11卸料板，12導套，14導柱，14下模座，16圓柱銷，17壓料圈，19凸模，20頂竿，21彈簧， 23內六角螺栓，24螺母，25擋料銷沖孔模簡圖（

19、如圖2-5）圖中1下模座，2墊板，3、6固定板， 4凹模，5導套，7上模座，8、11、12、18內六角螺釘，9模柄，10圓柱銷，13橡膠，14推件板，15工件，16凸模，17導柱。 第三章 壓力機設計3.1沖裁力的計算沖裁力是指沖裁過程中的最大剪切抗力，計算沖裁力的目的是為了合理選擇壓力機和設計模具?？紤]到模具的刃口的磨損、凹模與凸模間隙不均勻、材料性能的波動和材料厚度偏差等因素，實際所需沖裁力的計算公式：式中 f沖裁力，nl沖裁斷面周長，mm(l=d=3.14285895mm)t沖裁件厚度，mm抗拉強度， mpa故，f=8952300=537kn要進行修改查模具設計與制造簡明手冊表1-68選

20、取壓力機技術規(guī)格：型號jc23-63,滑塊行程s=2r=80mm,滑塊行程次數n=40r/min3.2曲柄滑塊機構的運動分析和受力分析1）滑塊的位移與曲柄轉角的關系圖3-1，是曲柄滑塊機構處于任意位置時的情況。 r表示曲柄半徑，l表示連桿長度。表示曲柄的轉角，習慣上由曲柄最低點位置（相當于滑塊在下死點）、沿曲柄旋轉的相反方向計算。b點表示連桿小端的中心，也是滑塊上的一點。所以b點的位移可以代表滑塊的位移。若以滑塊的下死點b1作為計算的原點，那么在任意位置時滑塊的位移為： =（r+l）（rcos+lcos） =r（1cos）+l（1cos） = r（1cos）+ lr（1cos）令lr=（連桿系

21、數），代入上式得：sb= r（1cos）+（1cos）式中是連桿與中心線ob1的夾角，它的值可以從三角形oab中求得：sin= aa/l=rsin/l=sin故,代入上式得： 所以 而 那么即已知曲柄半徑r和連桿系數時，便可從上式求出對應于不同的角和sb值。2）曲柄、連桿和滑塊的受力情況分析忽略摩擦和零件本身重量時滑塊的受力情況如圖3-2所示。 其中p1是材料抵抗變形的反作用力，n是導軌對滑塊的約束反力，pab是連桿對滑塊的約束反力，這三個力交于b點，組成一個平衡的匯交力系。根據力的平衡原理，從力三角形中可以求得力p1 、 n和pab之間的關系：pab= p1/cos n= p1tg由sin=

22、sin知，當=90時，達到最大值。如取=0.3，=90時，=1728。一般曲柄壓力 機0.3.負荷達到公稱壓力的曲柄轉角僅30左右，因此曲柄壓力機負荷最重時的角遠小于1728。所以可認為cos1，tgsin=sin，上面兩式便成為： pabp1 np1sin以上兩式中 pab連桿對滑塊的約束反力，也等于連桿所收受的作用力。 p1材料抵抗變形的反作用力n導軌對滑塊的約束反力，也等于滑塊對導軌的正壓力。連桿系數 曲柄轉角對曲軸進行受力分析（如圖3-3、3-4）： 其中pab是連桿對曲柄的約束反力，它與前面所說的力pab大小相等，方向相反；r1與r2分別是曲軸支承1和2處的支反力；pn是小齒輪對大齒

23、輪的作用力。這幾個力雖然不在同一個平面上，但卻彼此平衡，因而組成一個空間的平衡力系。為解決這個空間力系的問題，將力pab從a點平移到曲柄的回轉中心o點。根據力學中力平移的原理，平移后還需加上一個力偶，這個力偶矩m0等于o點到力pab作用線的垂直距離m0(即oc)與力pab的乘積，即：m0=pabm0 由于pab=pabp1 所以上式又可寫成：m0p1m0 即該扭矩就是曲柄所需傳遞的扭矩，也是大齒輪所需傳遞的扭矩。 式中m0可從幾何關系中求出，在三角形oac中，由于oac=+，oa=r，所以： m0=r sin（+）= r （sincos+cossin）又cos1，sin=sin，所以上式成為：

24、m0=r（sin+cossin） = r（sin+sin2/2）所以在不計摩擦時曲軸所需傳遞的扭矩：m0= p1 r（sin+sin2/2）(查表2-2得sin+sin2/2=0.4571)然而，在計算扭矩時不應忽略摩擦的影響。在曲柄滑塊機構中的摩擦主要發(fā)生在四處：1）滑塊導向面與導軌之間的摩擦。2）曲軸支承頸與軸承之間的摩擦。3）曲柄頸與連桿大端軸承之間的摩擦。4）連桿銷與連桿小端軸承之間的摩擦。上述四處的摩擦都會使曲軸增加所需傳遞的扭矩。由經驗可知，摩擦扭矩m是不計摩擦時的扭矩m0的47。所以曲柄所需傳遞的總扭矩 m總=1.47 m0=1.47537400.4571=14433.2nm則曲

25、軸所在功率為 p=m總n/9550=14433.240/9550=60.5km3.3電動機的選取從電動機到曲軸之間的功率傳遞過程中，需要損失一部分。其中帶傳動效率1=0.95 滾動軸承效率2=0.98 齒輪傳動效率3=0.97 ?？?1223= 0.950.9820.97= 0.885 所以電機所需功率為：p1=p/總=60.5/0.885=68.3kw 查機械設計手冊中冊y系列（lp44）三相異步電動機表19-3取電動機規(guī)格：型號 y280m-6 功率p=75kw 轉速n=990r/min傳動比分配：總傳動比i=990/40=24.75帶傳動比取=4 則=/i=24.75/4=6.23.4帶

26、傳動設計(設計中所用數據查于機械設計教材)及簡明機械設計手冊確定計算功率帶的型號根據設計功率和小帶輪轉速 選取。確定設計功率pc 考慮載荷性質和每天運轉時間等因素，設計功率要比要求傳遞的額定功率略大，即由簡明機械設計手冊表8，查得工況系數=1.3,pc=p=1.368.3=88.79kw選擇帶型號帶的型號根據設計功率pc和小帶輪n1選取，pc=88.79kw ，n1=990r/min,由簡明機械設計手冊圖8-1，初步選用普通d型帶選取帶輪基準直徑dd1、dd2 (設滑動率=1)由簡明機械設計手冊表8-9選取小帶輪基準直徑 dd1=400mm大帶論基準直徑 dd2 = i1(1-)dd1 =40

27、.99400=1584mm由簡明機械設計手冊表8-8選取直徑標準值dd2=1600m驗算帶速帶速太高，會因離心力太大而降低帶和帶輪間的正壓力，從而降低摩擦力和傳動的工作能力，同時也降低帶的疲勞強度；帶速太大，所需有效拉力f大，要求帶的根數多。一般在525m/s范圍內，選取合適的帶速。帶速計算公式v=dd1n1/601000=400990/601000=20.7m/s此時帶論的速度在要求的范圍之內。實際傳動比ii=dd2/dd1(1-)=1600/4000.99=4.04確定中心距a0和帶的基準長度ld帶傳動中心距過小，雖使傳動緊湊，但帶長短，在一定速度下，單位時間內帶的應力變化次數多，加速帶的

28、疲勞損壞，當傳動比i較大時，短的中心距將導致包角過小。帶傳動中心距不宜過大，在速度較高時容易引起帶的顫動.一般初定中心距為：在0.7（dd1+ dd2）ao2（dd1+ dd2）范圍，初選中心距ao =2000mm 帶長計算公式ld02ao+（dd1+ dd2）/2+( dd2- dd1)2/4ao 22000+3.14(400+1600)/2+/42000 7320mm 查機械設計圖3-3取d型帶的標準基準長度ld=7500mm 驗算小帶輪包角1小帶輪包角愈小，傳動愈容易產生打滑，帶的工作能力不能充分發(fā)揮，所以應保證：1=180o- (dd2- dd1)57.3o/a120o =180o-(

29、1600-400)57.3/2354= =120o 故包角合適確定帶的根數zv帶根數按下式計算： z=pc/(po+)kaklzmax =8式中pc-計算功率，po-單根v帶所能傳遞的功率， po -許用功率的增量k為包角修正系數, -帶長修正系數根據n1,dd1和v帶型號查簡明機械設計手冊圖8-4.f 得po =20kw po=2.97kw由簡明機械設計手冊表8-11查得 =0.92由簡明機械設計手冊表8-3查得 =1.03所以 z=pc/(po+)kakl =88.79/（20+2.97）0.921.03 =3.66所以取z=4確定初拉力f0初拉力的大小是保證帶傳動正常工作的重要因素。初拉

30、力過小，摩擦力小，容易打滑；初拉力過大，帶的壽命低，軸和軸承的承受力大。單根v帶張緊后的初拉力為： f0=500 pc /zv(2.5/k-1)+mv2由簡明機械設計手冊表8-2查得m=0.62所以f0=50088.79/（420.7）(2.5/0.92-1)+0.6220.72=1188n計算帶輪軸所受壓力fq帶輪軸所受壓力fq的計算公式如下：fq=2zf0sin1/2fq=2zf0sin1/2=241188/2=9197n3.5齒輪設計1選定齒輪材料、熱處理及精度齒輪傳動是最基本的機械傳動形式之一。用于傳遞空間任意兩軸或多軸之間的運動和動力。齒輪傳動的優(yōu)點是：工作可靠、使用使命長、瞬時傳動

31、比恒定、效率高、結構緊湊、速度和功率的適用范圍廣等。但是齒輪傳動也有如下缺點：制造和安裝精度要求較高、價格較貴、不宜用于兩軸間距離較大的場合。1選定齒輪材料、熱處理及精度考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線直齒輪。閉式傳動，懸臂布置。(1)齒輪材料大小齒輪材料為20crmoti.齒面滲碳淬火，齒面硬度為5862hrc，有效硬化層深0.50.9mm 由機械設計書（式5-33）計算應力循環(huán)次數小齒輪轉速n1=n電機/i1=990 r/min/4=247.5 r/min 傳動比i2=6.2n1=60n1jln=60247.51103008=3.564108n2=ni/i=

32、3.564108/5.6=6.364107查圖5-17得zn1=1.08 zn2=1.18有式（5-29）得zx1=zx2=1.0取shmin=1取zw=1.0 取zlvr=0.92按齒面硬度60hrc，由圖5-16（c）得hlim1=hlim2=1500mpa由式（5-28）計許用接觸應力h1=hlim1/shminzn1zx1zwzlvr=1500/1.01.081.00.92=1490.4mpah2=hlim2/shminzn2zx2zwzlvr=1500/1.01.181.00.92=1628.4mpa因h1h2，計算中取h= h1=1490.4mpa(2)齒輪精度參照表5-6，取8級

33、精度初步設計齒輪傳動的主要尺寸因為為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞 強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。計算小齒輪傳遞的轉矩輸入軸功率p1=p112式中1帶傳動效率2滾動軸承效率p1=68.30.950.98=63.5kw小齒輪轉速n1=n電機/i1=990 r/min/4=247.5 r/min 傳動比i2=6.2所以t=9.5563.5/247.5=2.45n mm確定齒數z 初取ktz2t=1.1，取a=0.4由表11-5得ze=189.8mpa，減速傳動u=i=6.2，由式（5-14）計算zh=2/（cosa.sina）=2.5由式（5-18）計算中心距aa

34、t（u+1）3kt1/（2au）（zhzez/h）2=（6.2+1）31.12.45/（20.46.2）（2.5189.8/1490.42 =273.6取中心距a=280mm估算模數m=（0.0070.02）a=1.965.6由表5-7取標準模數m=4mm齒數z1=2a/m（u+1）=2280/4（6.2+1）=19.4 取z1=20 因為 硬齒面，故取z1=20,則z2= i2 z1=6.220=124傳動比誤差i= u= z2/z1=124/20=6.2, i=(6.26.125)/4.9=1.475，允許 。齒輪分度圓直徑 d1=mz1=420=80 d2=mz2=4124=496齒輪齒

35、頂圓直徑 da1=d1+2ham=80+21.04=88 da2=d2+2ham=496+21.04=504齒輪基圓直徑 db1=d1 cosa= 80cos20 =75.2 db2 = d2cosa =496 cos20=466.1圓周速度 v=d1n1/60000=3.1480247.5/60000=1.34m/s中心距 a=（d1+d2）/2=（80+496）/2=288mm由表5-6，選取齒輪精度為8級。（3）驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅動，載荷平穩(wěn)，由表5-3，取ka=1.0由圖5-4（a）,按8級精度和vz1/100=1.3420/100=0.268m/s,得 kv=1.02由表5

36、-8得d=0.4齒寬b=da=0.4280=112mm由圖5-7a,按b/d1=112/80=1.4查得 k =1.08由表5-4，ka=1.1確定載荷系數k: k= ka kvkfkf=1.01.021.081.1=1.21 端面重合度近似為：a=1.883.2（1/ z1+1/ z2） =1.883.2（1/20+1/ 124） =1.694由式（5-13）計算 z=（4-a）/3 =0.877由式（5-17）計算齒面接觸應力 h=zhzez2kt1（u+1）/（bd12u） =2.5 188.90.87721.562450000（6.2+1）/（6.21128080）=1476mpah=

37、1500mpa 安全（4）校核齒根彎曲疲勞強度按z1=20，z2=124由圖5-14得 齒形系數=2.8 =2.22由圖5-15得ysa1=1.55；ysa2=1.79由式（5-23）計由式(5-23),m=412mm,yx1=1.0=yx2 由式5-23，m=45 取yst=2.0，sfmin=1.4算重合度系數為： y=0.25+0.75/a =0.693由圖5-18(c)，得 flim1=460mpa flim2=460mpa 由式5-31計算許用彎曲應力 f1= flim1yst1yn1yx1/sfmin=46021.01.0/1.4=657mpaf2= flim2yst1yn2yx1

38、/sfmin=46021.01.0/1.4=657 mpa由式5-24計算齒根彎曲應力 f1=2kt1yfa1ysa1y/（bd1m）=21.2124500002.81.5530.693/（112804）=249.3mpaf1=657mpa，安全f2=f1yfaysa2/（yfa1ysa1）=249.32.221.79/（2.81.553）=227.8f2= 657mpa，安全（5）齒輪主要幾何參數z1=20，z2=124，u=6.2，m=4mmd1=mz1=420=80mm d2=mz2=4124=496mmda1=d1+2ham=80+21.04=88mm da2=d2+2ham=496+

39、21.04=506mmdf1=d1-2（ha*+c*）m=80-2（1.0+0.25）4=70mmdf2=d2-2（ha*+c*）m=496-2（1.0+0.25）4=486mma=（d1+d2）/2=（80+496）/2=288mm齒寬b2=b=112mm，取b1=b2+（510）=120mm3.6飛輪軸設計1) 按扭矩初步確定飛輪軸的直徑由簡明機械設計手冊公式（14-1）得 da3p/n 31/(1-r4)由前面所知p=63.5kw, n=247.5查表14-11得 a=100r=0 所以d100363.5/247.5 =63.5mm2）確定軸的結構考慮到軸上零件固定方式，將初步確定的最小

40、直徑給予適當增大10故直徑變?yōu)閐=63.51.1=69.85mm 取d=70mm3）按彎扭聯合作用核算軸的強度飛輪軸上的作用力有兩個，一個是齒輪作用力，另一個是皮帶作用力大齒輪對小齒輪的法向力pn=2.13m1/mz1其中模數m=4cm,齒數z1=20 ，小齒輪所需傳遞的扭矩m1=mn=245000kg.cm故pn=2.130.245/420=6523.kg由皮帶輪設計可知，皮帶對軸的作用力q=9197kg軸的受力情況如圖3-5，圖中r1 和r2是支座反力由于截面-的彎矩和扭矩最大，所以此截面最危險。下面核算-截面的強度，其中:mw=652316104368kg.cm由彎矩產生的最大彎曲應力w

41、=mw/0.1d3=104368/0.17.432575kg/cm2由扭矩產生的最大扭轉應力n=mn/0.2 d3=245000/0.27.433023kg/cm2故當量彎曲應力 =257523302325835kg/cm2取=7000kg/cm2 ，d，符合要求.4）核算軸的疲勞強度由于-截面有臺階，應力集中現象比較嚴重，且直徑最?。╠=70 mm）,扭矩又比較大，扭矩和其它截面相同彎矩mw =652310=65230 kg.cm，所以核算此截面的疲勞強度。由表5-5查得：1=3000 kg/cm2，1=210000 kg/mm2，=0.05，=0由表5-6查得：=0.78，=0.68由表5

42、-8查得：圓角處的k=1.71，k=1.44 因為（dd）/r=(80-70)/2=5,r/d=2/70=0.028, b6500 kg/cm2由表5-10查得：=0.9又因為m=0, =w=2575kg/cm2m=n/2= 3023/2=1517 kg/cm2所以僅考慮彎曲應力時的安全系數為：n=1/(k/ +m) n=3000/(1.71922/0.90.78) 1.33僅考慮扭轉應力時的安全系數為：=1/(k/ +m) =2100/(1.44156/0.90.68)5.7-截面的安全系數為：n=nn/n2+n2 =1.335.7/1.332+5.72 1.31 n=1.11.3 所以軸安

43、全。3.7曲軸的設計jc23-63型壓力機，公稱壓力角時的當量力臂mq= r（sin+sin2/2）=400.4571=18 mm材料為40cr(調質)，根據表5-15查得許用彎曲應力=140kg/mm2, n=1000 kg/cm2,單邊傳動。 1）初步確定主要尺寸（圖3-6）按表5-12經驗公式得： d0=1.5pg =1.535 8.8cm=88 mm da=1.07d0100mm la=1.4d0120mm lq= 2.4d0210mm r=0.1d080mm2）強度核算pa-a=0.4 da3/（lqla +8r）=0.41031400/(2112+80.8)36103 kg=36

44、tpb-b=0.2 d03n/ mq =0.28.831000/1.8 75103 kg=75 t這兩個數值均大于公稱壓力pg（35t）,所以強度符合要求。3.8鍵連接及軸承設計 1、鍵連接設計飛輪軸與大皮帶輪之間用圓頭普通平鍵連接（圖3-7）。 軸的直徑d=70mm,從標準中查出鍵的截面尺寸bh =2012 mm k=7.4mm初步擬定鍵長l=125mm,對于圓頭普通平鍵，因為兩端的圓頭部分與輪轂上的鍵槽不接觸，所以：l=lb=12520=105 mm平鍵連接所需傳遞的扭矩mn=2450000 kg.mm 平鍵材料為45號鋼，大皮帶輪的材料為ht20-40（比平鍵和軸的材料差）按表5-17查

45、得：jy=810kg/mm2普通平鍵工作時，受到擠壓和剪切，但其主要失效形式是因擠壓而造成的壓潰破壞，所以應驗算擠壓強度。受壓表面的擠壓應力 jy=2mn/dkl=219590/6.80.74（12.52）741 kg/cm2jy=810 kg/mm2心軸與大齒輪之間用圓頭普通平鍵連接,其中mn=245000kg.cm k=7.4mm d=88mm,按標準查得bh =2514，初擬l=200mm大齒輪的材料為鋼（比平鍵和軸的材料差）按表5-17查得：jy=20002500kg/cm2jy=2mn/dkl=294071/8.80.74（202.5） 1651kg/cm2jy=2000025000

46、kg/mm2故：強度符合要求2、軸承的設計在曲柄壓力機中，曲軸的軸承負荷較大，沖擊比較厲害，徑向尺寸又有一定的限制，所以一般采用滑動軸承；而其它軸的軸承，一般采用滾動軸承1）曲軸上滑動軸承設計擬定：軸瓦的內徑=10cm ,軸瓦的工作長度l=200mm ,軸瓦材料為zqsn6-6-3,查表5-18得p=25000 kg/mm2 , pv=90 100kg.m/mm2.s 已知曲軸轉速n=40r/min核算比壓p=pg/2=35000/2=17500kg所以p=p/dl=175000/102087.5kg/cm2p核算pv因為v=dn/60100(m/s)所以pv=pdn/60100=87.510

47、40/601002.3 kg.m/cm2.spv核算結果表明，軸承的發(fā)熱情況不嚴重，但這是基于正確安裝和保證潤滑的條件下的結論，如果安裝不正確，潤滑條件不好，軸承工作條件將顯著變壞，甚至會燒壞。2）飛輪軸上滾動軸承的設計 壓力機型號jc23-63滑塊行程次數n=40r/min，公稱壓力角ap=20o由表5-27查得cn=0.5，負荷性質為中等沖擊，由表5-24查得fd=1.8。飛輪軸轉速n=990/4=247.5r/min由“飛輪軸”計算可知，皮帶作用力q=9197kg ,齒輪法向作用力pn=6523 kg根據各支點的彎矩等于零得，即： w1=0 ,165q800r2+960pn=0 ，求得r23643kg w2=0 ,965q800r1+160 pn=0 ,求得r11548kg由于支承1和支承2采用的軸承型號相同，而r2r1 ，所以只需計算支承2的壽命和靜負荷選定軸承型號為7516圓錐滾子軸承，由書末附錄查得該軸承的參數為：y=1.5 ,e=0.4 ,c=11500kg ,xo=0.5 , y