《毕业论文文章哈尔滨理工大学本科毕业设计（论文）模板2015修改版.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《毕业论文文章哈尔滨理工大学本科毕业设计（论文）模板2015修改版.doc（36页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、- I -第1章 绪论1.1 课题背景机械式压力机在锻压生产中广泛使用的一种冲压设备。它可以应用在材料冲压、冲模、冷热锻压、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
2、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。1.1.1研究意义机械式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。
3、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。采用金属压力加工的先进工艺，使用耐磨钢制造锻模，在压力机上装备自动送料装置及将压力机列入自动作业线，都促使对现有的曲柄压力机进行综合的研究设计。通过对现有的曲柄压力及研究设计，以提高压力机加工效率，提高其自动化水平。本论文选取了j23-63型号的压力机进行研究设计。1.2 国内外研究现状分析1.2.1国内现状液压行业已形成了门类齐全，有一定生产能力和技
4、术水平，初具规模的生产科研体系。目前全国约有近300家企业，还有液压研究室（所），国家级液压元件质量监督检测中心以及国家重点实验室。我国液压工业重视同国外企业进行有效的经济和技术合作，近年来先后从国外引进了很多液压元件和液压系统等制造技术，为提高产品水平和生产能力起了重要作用。目前已和美国、日本、德国共同建立了某些合资企业，这些企业将推动我国液压工业的发展。1.2.2国外现状液压工业的发展速度高于机械工业。为了满足用户的需要，主机品种日益增多，产品更新速度加快，相应要求液压元件增加品种，实现多样化，因而液压件属于大批量生产的产品相对减少，大部分属于成批或小批生产。为适应这种动向，国外生产方式也
5、有所变化。目前国内所使用铆压机多为人工手动操作或半自动操作，铆压的一致性不好，即同一批次组装件的铆压力不同，造成超频质量不稳定，产品合格率不高，另外，较高的人工成本及较低的生产效率，不利于产品的市场竞争。虽然我国模具总量目前已达到相当规模，模具水平也有很大提高，但设计制造水平总体上落后于德、美、日、法、意等工业发达国家许多。当前存在的问题和差距主要表现在以下几方面：1.3 机械式压力机基本类型概述1.3.1压力机的基本结构机械式压力机是锻压生产中广泛使用的一种锻压设备。它可以应用与板料冲压、模锻、冷热挤压、冷精压和粉末冶金等工艺。机械式压力机传动系统的旋转运动通过曲柄连杆使滑块成往复运动，利用
6、滑块发出的压力使毛坯产生塑性变形，以制成一定形状的锻压件。图1-1是J23-63压力机的传动示意图 图1-1 压力机的传动示意图由传动示意图可以看出，曲柄压力机由机身、动力传动系统、工作机构和操纵系统等基本部分组成的。1、机身 机身由床身、底座和工作台三部分组成。工作台上的垫板用来安装下模。机身大多为铸铁材料。机身首先要满足刚度、强度条件，有利于减振降噪，保证压力机的工作稳定性，可靠性等要求。2、工作机构 工作机构是由曲轴、连杆和滑块组成曲柄连杆机构。输入的动力通过曲轴旋转，带动连杆上下摆动，将旋转运动转化成滑块沿着固定在机身上导轨的往复直线运动。3、动力传动系统 动力传动系统由电动机、传动装
7、置（齿轮传动或带传动）以及飞轮组成.在压力机的空行程，靠飞轮自身转动惯量蓄积动能；在冲压工件瞬间受力最大时，飞轮释放出能量，这样使电动机负荷均衡，能量利用合理，减少振动。4、操纵系统 操纵系统包括离合器、制动器和操纵机构。离合器和制动器对控制压力机的间歇冲压起重要作用.操纵装置一般采用脚踏开关。1.3.2原理分析如图1-1，J23-63压力机传动示意图。电动机经过小皮带轮、大皮带轮和一对齿轮，带动曲轴旋转。曲轴又带动滑块在机身的导轨内上、下移动。加工用的模具，在上模固定在滑块的下平面上，下模固定在工作台的垫板上。因此，滑块每上下移动一次，完成一次冲压动作。如图1-2所示为J23-63压力机传动
8、原理图 3大带轮 4小齿轮 5大齿轮 7曲轴 9连杆 10滑块图1-2 曲柄压力机传动原理图压力机的基本参数指压力机的主要技术参数指标，通常由国家标准规定。通用曲柄压力机的基本参数如下：1、公称压力 公称压力，表示滑块离下止点前某一特定的距离（此特定距离称为公称压力行程），或者曲柄旋转到离下止点前某一特定角度（此特定角度称为公称压力角）时，滑块上所允许的最大作用力。标称压力由压力机主要受力零件的强度限定。根据曲柄压力机静力学，曲轴扭矩的大小与曲柄位置有关。根据曲柄压力机的运动学，滑块的行程与曲柄位置有关。因此，标准规定的标称压力是滑块运动到下止点前某一特定距离时压力机的强度（包括偏心轮，齿轮，
9、机身）允许的最大压力。2、 滑块行程 滑块从上死点到下死点所经过的距离，它的大小随工艺用途和公称压力不同而不同。滑块运动到最上位置时其速度为零，该位置称上止点，运动到最下位置时速度也为零，称下止点。显然，滑块的最大行程等于曲柄半径的两倍，而滑块行程等于模具的开启高度。因此滑块行程可表示能取出最大零件的尺寸和能配备机械化取，送料机构的最大空间。所以，滑块行程是表示压力机工艺空间的参数。3、 滑块行程次数 滑块行程次数指压力机空载连续运转时滑块每分钟往复运动的次数（滑块从上止点到下止点，然后再回到上止点称为一次）。它是提高压力机最有效的方法。4、 最大装模高度和装模高度调节量 装模高度是压力机上允
10、许安装模具的高度尺寸范围。既指滑块运动到下止点时，工作台垫板上表面到滑块下表面的距离。这个距离是允许安装模具的高度范围。为适应模具高度的制造偏差和模具修磨后的高度变化，装模高度可以调节的，调节的范围称装模高度的调节量。当滑块调节到最高时装模高度最大，称最大装模高度，反之，为最小装模高度。最大，最小装模高度之差为装模高度调节量。5、最大封闭高度 它是指滑块在下止点、且封闭高度调节装置将滑块调整到最上位置时，滑块下平面离工作台上平面的高度。1.4 论文研究的主要内容本论文主要的研究内容包括以下方面：1、对J23-63的机构进行分析 介绍分析了压力机的基本的工作过程，分析现有的压力的一些参数，现有压
11、力机的使用状况，制定了J23-63曲柄压力机的传动系统方案。2、零件的结构优化 通过现阶段机械行业对材料和加工工艺的研究成果，对零部件的结构进行优化，使压力机能够减轻自身的重量，节约材料，改善加工性能，外观美观，便于操作等目的。3、对结构的力学性能的校核 此目的是为了在满足压力机力学性能和结构要求的情况下，选择合理的结构并对其进行力学性能的校核，使压力机自身重量降低，成本下降。传动系统是曲柄压力机的主要组成部分，在很大程度上决定着机器的使用性能、外形尺寸、重量、加工装配劳动量和制造成本。对曲柄压力机的传动系统进行设计研究，能为将来深层次研究打下扎实基础，也能为将来生产实践工作提供必要的设备知识
12、。第2章 传动系统方案及其主要零件设计2.1 机械式压力机的基本参数 J23-63压力机的主要技术参数 公称力Pg 63t 公称力行程Sp 8mm 滑块行程 120mm 滑块行程次数 40r/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 20030030 mm 2.2 传动系统传动方案设计 传动系统布置是指传动轴和齿轮的数量及其位置分布情况。传动轴的数量决定于传动级数，而传动级数决定于总传动比和各级传动比的极限能力，总传动比决定于压力机每分钟行程次数和所用的电动机的转速。传动布置影响传动系统的空间尺寸，因而影响压力机的轮廓
13、尺寸，齿轮数量除决定于传动级数之外，还决定于传动类型、旋转方向及齿轮模数。 传动系统是压力机的主要组成部分，在很大程度上决定着机器的使用性能、外形尺寸、重量、加工装配劳动量和制造成本。因此，压力机的只要技术参数确定后，进一步考虑的就是如何合理的设计传动方案1、确定滑块上加力点的数目 按压力机滑块上加力点的数目（即连杆的数目），分为单点、双点和四点压力机；对于滑块和工作台前后尺寸和左右尺寸都比较小的压力机，可采用单点；对于滑块和工作台前后尺寸较小，而左右尺寸比较大的，为了改善滑块与上横梁的受力情况，避免工作时滑块产生歪斜，应采用双点；对于前后和左右尺寸都比较大的，则采用四点。从现在国内外压力机的
14、统计中可看出，当滑块前后、左右尺寸均小于1700毫米，工作台垫板前后左右尺寸均小于2000毫米时，采用单点；当左右尺寸大于上述数值时，采用双点；当前后左右尺寸均大于上述尺寸时，采用四点。J23-63设计方案采用单点受力。2、确定传动系统的布置形式传动系统的布置方式包括以下几个内容：（1）采取何种传动方式：上传动是指传动系统在工作台上方，其优点：重量较轻，成本低，安装、维修都比较方便，地基较为简单；缺点：压力机地面以上的高度较高，运行不平稳。下传动是指传动系统在工作台下方，其优点：压力机的重心低，运转平稳，震动和噪音较小，从结构上看，有增加滑块高度和导向长度的可能性，因而能提高滑块的运动精度，延
15、长模具的使用寿命，改善工件的质量，传动系统全部放在地坑之中，因此压力机地面以上的高度减小，有用于高度较低的车间，由于工作载荷只要由拉杆和工作台承受，所以立柱和上横梁的受力情况得以改善；缺点：安装、维修不方便，地基要求较为复杂J23-63设计方案采用上传动。（2）主轴和传动轴与压力机正面的位置关系：大多数闭式压力机选用偏心齿轮，所以传动轴垂直于压力机正面。开式压力机大多选用曲轴，所以传动轴平行于压力机正面。但平行布置方式曲轴和传动轴比较长，受力点与支承轴承的距离比较大，受力条件恶化，压力机平面尺寸较大.J23-63设计方案采用曲轴，并且传动轴平行压力机正面。（3）齿轮的安放位置：传动齿轮放在机身
16、之内称为闭式传动，反之为开式传动闭式传动：齿轮工作条件好，可将齿轮浸泡在轴中，大大降低工作噪音，磨损小，寿命长，外形较美观。但相比之下，安装维修困难开式传动：齿轮工作条件差，但安装、维修方便本设计题目选用开式式传动（4）齿轮的传动方式：单边传动：加工齿轮要求不是太高双边传动：齿轮尺寸可减小，传动总体尺寸下降，重量下降，但加工装配较单边传动要求高J23-63设计方案采用单边边传动。2.3 电动机功率及其飞轮计算原理2.3.1曲柄压力机的主传动系统采用飞轮的原因用飞轮主要是由曲柄压力机的负载性质所决定的。当曲柄旋转一圈，滑块上下往返一次时，滑块只在上模接触坯料后到冲压出工件这段工作行程中（通常还不
17、到曲柄旋转的1/4）才承受负载，而在其余空行程中不承受负载此外，在手工在操作时，滑块每完成一次工作时，还有一段停顿时间，以便操作手取出工件和锻料这样，滑块承受负载的时间，相对于不承受负载的时间来说，就更短了。压力机的复杂时间虽然很短。但承受的负载却很大，在短时间里消耗的能量也很多。所以曲柄压力机的负载特点是：短期的高峰负载和较长期的空负载相互交替，如果按照工作行程所需要的功率来选电机，要求的功率就会很大的，而且大功率的电机，又只是在很短的工作行程时间内才满负载，大部分时间负载很小，这样就造成了浪费。为了解决这样的矛盾，把皮带轮缘加宽加厚，增大皮带轮的转动惯量，使他在滑块不承受负载时候，转速升高
18、，动能升高，动能增大；而在压力机工作行程时候，转速下降，释放能量，从而大大减少电动机所需要的功率，可以选择较小功率的电动机。2.3.2电动机功率和飞轮计算原理1、电动机计算原理曲柄压力机传动系统中装有飞轮后，电动机的负载时平稳多了，但仍然是变化的，像这样的负载应按照两个条件来确定电动机的功率：（1） 电动机的过载条件。冲压工件时，电动机扭矩上升，如果超过它的最大容许扭矩，电动机可能停下来，这样是过载条件限制。（2） 电动机的发热条件。冲压工件时，电动机负载增加，电流上升，电动机的损耗变为热能，使其温度上升很高，冲压工件后，电动机负载下降，相应转化为热能的损耗也减少。在机器开动一段时间后，电动机
19、的温度上升到稳定状态。电动机温度上升应在允许范围内，否则，会破坏电器绝缘材料，使电动机损坏。这就是工作时发热条件的限制。此外,由于曲柄压力机有较大的飞轮，加速飞轮使其达到额定转速，需要一定的功率，如电动机额定功率不足，就会引起启动电流过大和启动时间过长，使电动机温度上升很高而损坏。2、飞轮计算原理曲柄压力机工作行程时所需要的能量，主要靠飞轮降低转速释放能量来供应，如果这时忽略电动机所输出的能量，那么所设计的飞轮必须满足一下关系式： 式中 -工作行程时消耗的能量；可以将上式改变为： (2-1)式中 -飞轮应具有的动能； -飞轮的平均角速度，；或 （2-2）按照发热条件，飞轮的不均匀系数j与K值和
20、电动机的机械特征性有以下关系： （2-3）-电动机按均匀负载工作时，长期满载下的转差率；-考虑三角皮带传动弹性滑动影响的系数，取值0.01-0.02；J-不均匀系数； 从式（2-1）可以求出飞轮所应有的动能与压力机工作行程时所消耗的能量的比值，此比值与飞轮所容许的不均匀系数j成反比。从式（2-3、可以看出，采用高转差率电动机或增大电动机功率，均能提高飞轮的容许不均匀系数，从而降低所需的飞轮能量。式（2-2）用来确定所需的飞轮转动惯量。2.3.3电动机功率和飞轮的计算方法1、电动机计算影响曲柄压力机主传动的电动机功率和飞轮尺寸的因素较多，因而很难精确计算。此外，电动机功率只能按其系列选用，机器实
21、际采用的电动机功率亦与计算值存在差别。因此，在工程计算中可以采用更为简便的近似计算方法。 式中-系数 取其值为0.1根据上式子J23-63曲柄压力机的电动机功率为： 由此可选取Y132M4型电机，其满载转数为1440r/min2、飞轮计算通用压力机的飞轮能量计算可按式（2-1）简化。从该式可以看出，飞轮能量与工作行程时消耗的能量成比例，而工作行程时所消耗的能量又可近似地认为与曲柄压力机的公称压力和行程之积。既 或 （2-4） 式中 、S分别为压力机的公称压力和行程； J、-分别为飞轮的转动惯量和角速度； 系数，取其为5；式（2-4）可改写为 可近似的按电动机额定转速下的飞轮转速计算 压力机的飞
22、轮能量计算可按 简化计算。 从该式可以看出，飞轮能量与工作行程时消耗的能量成正比。而工作行程时所消耗的能量又可近似地认为与曲柄压力机的公称压力和行程之积成比例。则： 2.4 本章小结本章主要对机械式压力机的总体结构进行了介绍，阐述了压力机的主要工作原理，进行了对传动系统设计方案的选择，进行了主要构建的选择，计算了电机功率及飞轮等主要参数第3章 齿轮的结构设计及其计算3.1 齿轮传动3.1.1传动比的分配1、总的传动比 由前面选取的电动机的情况知: 电动机的转速为n=1440转/fen,滑块的行程次数为40次/分。所以总的传动比为： 由式 2、分配传动比由式 式中、分别为带传动和齿轮的传动比。为
23、了使V带传动外轮廓尺寸不致过大，初步取，则减速器传动比为： 3.1.2压力机传动系各轴转速、功率、转矩计算1、各轴的转速 飞轮轴 曲轴 2、各轴的输入功率 高速轴 曲柄轴 3、各轴的输出转矩 电动机轴的输出转矩 I-II轴的输出转矩 飞轮轴 曲轴 3.2 齿轮传动的设计3.2.1齿轮设计计算1、选择材料及确定许用应力假设工作情况为:双班制连续工作，使用时间10年，每年工作250天。 据参考1，查表9-5，小齿轮选用40Cr调质处理，=241286,大齿轮选用45钢调质处理， =217255.计算时取=260, =230. 2、按齿面接触疲劳强度初步设计 由式（参考1）9-23（1）小齿轮传递的
24、转矩=191Nm（2）齿宽系数由表9-10（参考1）知，软齿面，悬臂布置取=0.4（3）齿数比u=7.3（4）载荷系数K,选K=2（5）确定许用接触应力由式（参考1）9-29a.接触疲劳极限应力由图9-34c（参考1）差得，=710MPa，=580MPa（按图中MQ查）b.安全系数由表9-11（参考1）查得，取=1c.寿命系数由式9-30（参考1）应力循环次数 N=60ant式中 a=1，n=290.3，t=102508h2=40000h=60ant=601290.340000=6.97=9.5查图9-35（参考1）得，=1.02, =1.15(均按曲线1查得)故 （6）计算小齿轮分度圆直径
25、取整100mm（7）初步确定主要参数由于17，所以此齿轮为变位齿轮，取=0.3，=-0.3a.选取齿数。，=u=1137.3=94.9 取整95b.计算模数。取标准模数 m=8c.计算分度圆直径。=813104mm100mm （合格） 895=760mmd.计算中心距。e.计算齿宽。b=0.4104=41.6mm 整取 b=42mm3、验算齿面接触疲劳强度 由式9-21（参考1） （1）弹性系数。由表9-9（参考1）查得，=189.8（2）节点区域系数。由图9-29（参考1）查得，=2.5。（3）重合度系数。由 则 （4）载荷系数K。 K=a.使用系数。由表9-6（参考1）查得=1.25。b.
26、动载系数。由。 查图9-23（参考1） =1.13（初取8级精度）。c.齿向载荷分布系数。由表9-7（参考1），按调质齿轮，8级精度，悬臂布置，装配时不作检验调整，可得 d.齿间载荷分配系数。由表9-8（参考1），先求 由前可知 =0.89则=1/=1/=1.27 故K=1.251.131.321.27=2.37（5）验算齿面接触疲劳强度 =189.82.50.89=633.5MPa100N/mm,查表9-8，知=1.2 故 K=1.25=1.97（3）齿形系数。由=13, =95，查图9-32（参考1），得=2.6，=2.33（4）齿根应力修正系数。由=13，=95，查图9-33（参考1）得
27、，=1.63，=1.72（5）重合度系数。=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.6=0.72（6）许用弯曲应力。由式9-31，。式中弯曲疲劳极限应力，由图9-36c（参考1），查得：=600MPa，=430MPa（按MQ差值）；安全系数,由表9-11（参考1） 取=1.25；寿命系数,由=6.97,=9.5,查图9-37（参考1），得=0.9, =0.9,尺寸系数,由m=8mm，查图9-38，=0.98则： （7）验算齿根弯曲疲劳强度=423MPa 200500时，可将齿轮制成腹板式结构。3.3 本章小结本章主要介绍了机械式压力机的齿轮传动设计，齿轮的机构设计，对齿轮的传动进行了计算
28、，验证了齿面，齿根的疲劳强度，确保齿轮能够正常工作运转。第4章 皮带和带轮的设计及计算4.1 带传动的计算1、计算功率 计算功率是根据传递的功率，并考虑到载荷性质和每天运转的时间长短等因素的影响而确定的，即： = （4-1） 式中：计算功率，单位为KW 传递的额定功率（电动机的额定功率）单位为KW 工作情况系数，可由参考（3）第54页的表4-6查出,由于工况载荷变动较小，可选=1.2；所以有： 7.56KW2、选V带的型号 可用普通的V带，根据和n，选择V带的型号，在A、B的交接处，离A较近，选择A型号的。3、求大、小带轮的直径、 取=126 由参考（3）查表4.7取得 =1264.96=62
29、5mm 由参考（3）按表4.7取圆整 =630mm 按表13-7， 设计实际传动比 4、V带的速度 带的速度在范围，合适5、求带的基准长度和中心距a - 36 -初选中心矩取1134，符合则带长: =3511mm 查表查表4.3参考（3），选用=3650mm，再计算实际的中心矩 =1204mm6、验算小带轮的包角 合适7、V带根数z根据n和d1，由表4.5参考（3）， 为单根带的传动功率查表4.5参考（3），功率增量由参考（3）表4.3，1.17，参考（3）表4.8知， 取z=48、求作用在带轮上的轴上压力 查表4.2参考（3），得q=0.1kg/m,单根V带带的初拉力 作用在轴上的压力 4.
30、2 设计皮带轮4.2.1计算平均转速和皮带轮的转动惯量J在设计皮带轮时，必须知道其平均转速，和皮带轮转动惯量J。1、计算皮带轮的平均转速 可以近似地按电动机额定转速下的 飞轮转速计算， 由公式 ， 知: 2、计算皮带轮的转动惯量 压力机的飞轮能量计算可以按 简化计算。 从该式子可以看出，飞轮能量与工作行程时消耗的能量成正比，而工作行程时所消耗的能量又可以近似地认为与曲柄压力机的公称压力和行程之积成比例。 由式子 或 可以计算出转动惯量的大小.上式子可以改写成为 -为系数，取值为3;则转动惯量 4.2.2 计算皮带轮缘的厚度 因为带有轮辐的飞轮的轮毂和轮辐的质量很小，回转半径也较小，近似计算时可
31、以将它们的转动惯量省略掉，而认为飞轮质量m集中在轮缘上。 表4-1 普通V带轮的轮槽尺寸槽型haminefhfminmin0A112.75150.38.76190由上表可知： B=3e，f根据V带轮的轮槽尺寸选取。由： 可知： 所以 由 可知 则 式中： -材料的比重（kg/m3）,铸铁； H-轮缘的厚度； B-轮缘的宽度； dm-飞轮的直径。4.3 皮带的张紧的方法 安装新皮带时为了保证必要的了、处拉力，皮带需要张紧；同时，皮带经过了一段时间使用以后，会因拉长而变松，这时摩擦力变小，传动不正常，也需要再张紧，以保证带的正常工作。 压力机常用的张紧方法由两种。这两种方法都是用改变皮带轮中心距来
32、达到张紧皮带的目的的。第一种，电动机装再滑轨上，只要拧动调节螺钉，即可张紧皮带。第二种，电动机装再可摆动的摆架上，松开调节螺母，使得摆架绕心轴向顺时针方向摆过一个角度，再拧紧调节螺母，就可以实现张紧皮带。 为了补偿皮带的伸长，中心距所需要增加的最大数值为： 式中 L-皮带的计算长度。可根据值来设计张紧装置的移动量。4.4 本章小结本章主要进行的是机械式压力机皮带和皮带轮的设计。首先，进行了带传动的计算，以保证其合格；其次，进行了设计皮带轮，计算出平均转速和皮带轮的转动惯量；除此之外，本章还重点对皮带轮轮缘厚度进行计算分析皮带的张紧方法。本章通过大量的计算选择出符合设计要求的零件，并且通过计算，
33、验证了这些零件的合格性，确保机械式压力机能够正常的运行，保证了装置的寿命。第5章 轴的结构设计及其计算5.1 飞轮轴的设计 轴的设计应满足以下几方面要求：在结构上要受力合理，尽量避免或减少应力集中；足够的强度（静强度和疲劳强度）；必要的刚度；特殊情况下的耐腐性和耐高温性；高速轴的振动稳定性及良好的加工工艺性；并应使零件在轴上定位可靠、装配适当和装拆方便等。5.1.1按扭矩初步确定轴的直径 根据式2-21参考（2），可得当量力臂 30mm =3cm式中 公称压力角= 曲柄半径R=54mm 曲柄颈直径122mm 连杆球头直径 取=120mm曲轴所需传递的扭矩为 因为=7.3,=0.98，轴的材料为
34、40Cr调质，单边传动，所以飞轮轴所需传递的扭矩为 最小直径 由参考（2）表5-2取较低的值，因为轴上开有键槽，一般开一个键槽的时候，轴的直径增大4%5%，所以d=69+69（4%5%）=71.872.5mm 取 d=12mm5.1.2确定轴的结构1、轴的左端是飞轮，右端是小齿轮，两者之间是轴承。2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。从左边看，第一段轴的直径为最小直径72mm，长度为飞轮的宽65mm，第二段安装有轴承，综合安装条件，取直径为80mm，长度为120mm，第三段轴，为安装方便，直径取82mm，长度取30mm，第四段无零件安装，但为了整体安装方便，直径取为80，长度取为645
35、mm，第五段亦为考虑安装的方便，取直径为82mm，长度为45mm，第五段安装有轴承，直径取为80mm，长度为105mm，最后一段的直径亦为最小直径即72mm，长度为小齿轮的齿宽50mm。5.1.3按弯扭联合作用核算轴的强度飞轮轴上有两个作用力，一个是齿轮作用力，一个是皮带作用力。大齿轮对小齿轮的法向力为 式中 m=8，=13，小齿轮所需的扭矩 26400kgmm所以 皮带对轴的作用力为 Q= 式中 z皮带的根数，由前知z=4 小皮带轮的包角，由前知= 单根皮带的初拉力，查表49参考（2），取=12所以 Q=94kg比较和Q可见，皮带作用力比齿轮作用力小得多，可以忽略不计。忽略皮带作用力后，轴的
36、受力情况如图所示图中和是支座反力，由于I-I截面最为危险。下面核算I-I截面的强度。其中=36008.5=30.6kgcm由弯矩产生的最大弯曲应力 =由扭矩产生的最大扭转应力 所以当量弯曲应力 取=1800kg/，符合要求5.1.4核算轴的疲劳强度 由于截面有台阶，应力集中现象比较严重，且直径最小，弯矩又比较大，扭矩和其它截面不同，所以核算此截面的疲劳强度。由表5-5参考（2）查得=4000kg/，=2400kg/，=0.1，=0.05，由表5-6参考（2）差得=0.75，=0.66，由表5-8参考（2）查得，圆角处的=0.75，=1.59因为，=700010000kg/。由表5-10参考（2）取=0.9（光洁度为0.6）。又因=0。 所以，仅考虑弯曲应力时的安全系数为 仅考虑扭转应力时的安全系数为 截面的安全系数为 所以轴安全。5.1.5轴承的选择1、选择轴承类型 因为轴的转速不太高，可选择圆锥滚子轴承，它在安装使用中，可调整径向，轴向游隙。所以初选7516型圆锥滚子轴承。2、核算轴承的寿命和静负荷，这里要求其寿命大于20000小时。由前面知道 ，所以，忽略皮带作用力后的支反力为