沖壓機【5張圖紙】【優(yōu)秀】【原創(chuàng)】

沖壓機【5張圖紙】【優(yōu)秀】【原創(chuàng)】,5張圖紙,優(yōu)秀,原創(chuàng),沖壓機,圖紙,優(yōu)良 黑龍江科技學院畢業(yè)設計任務書學生姓名： 劉祿琦 任務下達日期：2011 年 12 月 19 日設計開題日期：2012 年 4 月 13 日設計開始日期：2012 年 4 月 16 日中期檢查日期：2012 年 5 月 18 日設計完成日期：2012 年 6 月 4 日一、設計題目：雙柱式傾斜壓力機的設計二、設計的主要內容：（1）設計圖紙：總裝圖1張；零件圖5張。（2）說明書主要內容及字數(shù)要求：說明書主要內容：1）中英文摘要；2）傾斜式壓力機傳動方案的設計與計算；3）傾斜式壓力機執(zhí)行方案的設計。字數(shù)：1.5萬千字以上 三、設計目標： 根據(jù)給出的壓力機的工作參數(shù)，設計可行并且合理的傳動方案和執(zhí)行方案，設計原理清晰、保證加工質量的傾斜式壓力機。培養(yǎng)綜合運用所學知識、提高分析和解決實際問題的能力。 指 導 教 師： 趙硯虹 院（系）主管領導： 2011 年 12 月 19 日摘 要用于對坯料進行成型加工的鍛壓機械稱作沖孔機。機械沖孔機動作平穩(wěn)，工作可靠，廣泛用于沖壓、擠壓、模鍛和粉末冶金等工藝。本次設計題目是雙柱式傾斜沖孔機。傾斜式沖孔機由支承著床身和壓頭的底座支架，動力電源，壓頭，垂直于床身并作直線運動的機構組成。傾斜式沖孔機的優(yōu)點是有利于廢料的排出。在設計過程中，通過對沖壓功率的分析，確定了飛輪和電動機功率。并且通過計算確定了各級傳動比和基本尺寸。通過計算確定了系統(tǒng)的最大功率，對帶輪和齒輪機構進行了外形尺寸和參數(shù)的計算。同時也對曲柄滑塊機構進行結構設計，根據(jù)計算解決了曲軸和后軸的尺寸。關鍵詞：沖孔機；功率；機構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 mechanism 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 program. 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 design, the main axle and the hind axle size and the localization has been determined as well. Key words: Press; Power; MechanismI目 錄摘 要IAbstractII第1章 緒論11.1 設計的目的11.2 設計的內容11.3 設計要求和注意事項11.3.1 設計要求11.3.2 注意事項21.4 傳動方案的機構選型原則21.5 傳動裝置的方案論證31.6 執(zhí)行機構方案論證4第2章 執(zhí)行機構的設計計算及功率的確定72.1 力、加速度及功率分析72.2 電動機的選擇9第3章 傳動機構的設計及計算123.1 帶傳動設計及計算123.1.1 確定設計功率Pca123.1.2 選擇帶型123.1.3 確定帶輪的基準直徑dd1和dd2123.2 帶輪的設計153.2.1 小帶輪的設計163.2.2 大帶輪的設計173.3 齒輪的設計計算183.3.1 齒輪的類型、精度等級、材料和齒數(shù)183.3.2 按齒面接觸疲勞強度設計193.3.3 按齒根彎曲疲勞強度的設計213.3.4 幾何尺寸計算233.3.5 齒輪的結構設計233.4 軸的設計253.4.1 后軸的設計253.4.2 曲軸的設計28第4章 軸承、機座及導軌的設計304.1 軸承的設計304.1.1 滾動軸承的選擇及校核304.1.2 曲軸兩端滑動軸承的設計314.2 機座的設計334.2.1 機座材料的選擇334.2.2 機座設計的基本要求334.2.3 肋的布置334.2.4 連接結構設計334.2.5 導軌的功用、分類和應滿足的要求344.2.6 直線滑動導軌的結構設計34結論.36致謝.37參考文獻38 ContentAbstractIChapter 1 Introduction11.1 Design purpose11.2 Design of the content11.3 Design Requirements and Considerations11.3.1 Design Requirements11.3.2 Design Considerations21.4 Transmission Scheme institutional principle of selection21.5 Gear demonstration program31.6 Implementing agencies demonstration program4Chapter 2 The implementation of the design calculations72.1 The analysis of strength, acceleration and power72.2 The choice of the motor9Chapter 3 Design and calculation of transmission123.1 Belt drive design and calculation123.1.1 Determine the design power Pca123.1.2 Select the zone type123.1.3 Determine the reference diameter of pulley dd1 and dd2123.2 Pulley design153.2.1 The design of small pulley163.2.2 Pulley structure design and select the zone type173.3 Design and calculations of the gear183.3.1 The type, accuracy class, material and quantity of gear183.3.2 Tooth contact fatigue design193.3.3 Trace of design according tooth root bending strength213.3.4 Geometric size dimensions233.3.5 Gear structural design233.4 Design of the shaft253.4.1 Design of the behind axle253.4.2 Design of the bent axle28Chapter 4 Bearings, frame and rail design304.1 Bearing design304.1.1 Select and check of rolling bearings304.1.2 Crankshaft both ends of the sliding bearing design314.2 Docking station design334.2.1 Choice of base materials334.2.2 Basic requirements of the engine base design334.2.3 Rib layout334.2.4 Connect of the structural design334.2.5 Function, classification of rail shall meet requirements344.2.6 The linear slide rail structure design34Conclusions36Acknowledgement37Reference38IV第1章 緒論1.1 設計的目的在當今世界，生產力水平的高低是評價一個國家發(fā)達程度的一個重要標準。而現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展情況將直接影響生產力水平。隨著現(xiàn)代社會的不斷發(fā)展，對生產力要求也在日新月異。如何適應社會發(fā)展，如何提高生產效率，生產出高性能，結構簡單，價格低廉的工業(yè)產品，已是擺在我們面前的嚴峻問題。怎么提高我國生產力水平和工業(yè)發(fā)展水平，是我們急待解決的問題。因此，我們進行畢業(yè)設計是十分有必要的，目的就是提高自身技術水平，為今后工作打下良好的基礎。1.2 設計的內容鍛壓在機械發(fā)展中占有十分重要的地位，是通過沖頭或模具對坯料施加壓力，使其產生塑性變形，從而獲得所需形狀和尺寸的制品的成形加工的方法。本次設計的題目是雙柱式傾斜沖孔機，要求從各方向獨立思考，一般包括以下內容：(1) 方案分析與論證(2) 執(zhí)行機構計算及功率的確定(3) 裝置的設計計算(4) 軸承及其組合部件設計(5) 箱體、潤滑及附件設計(6) 設計說明書編寫1.3 設計要求和注意事項1.3.1 設計要求畢業(yè)設計是整個大學學習的一個總結和練兵，理論聯(lián)系實際，為走上工作崗位打基礎的重要環(huán)節(jié)。因此，在設計過程必須做到：(1) 綜合地考慮使用經濟、工藝、安全性等方面的設計要求，確定合理的設計方案。 (2) 查閱相關資料，在認真思考的基礎上提出自己的見解并要與指導教師討論。(3) 通過分析比較吸取現(xiàn)有結構中的優(yōu)點，并在此基礎上發(fā)揮自己的創(chuàng)造性。(4) 認真計算和制圖，有錯誤要認真修改，力求設計圖紙和計算說明書的質量達到或接近實際生產水平。(5) 遵循學校的作息時間，按預定計劃按時完成任務。1.3.2 注意事項(1) 在設計開始前，應認真研究題目，明確設計要求，閱讀參考資料，了解它們大體內容，以便需要時查閱。(2) 對設計方案及結構，設計小組應進行討論對比，以明確優(yōu)劣正誤，取長補短，改進設計。(3) 設計草圖完成后，應交指導教師審查后再修改加深。 (4) 設計說明書應按規(guī)定格式編寫，連同所繪圖紙交指導教師審查認后方可呈交。(5) 認真做好準備，進行設計答辯。1.4 傳動方案的機構選型原則傳動方案的機構選型需要滿足以下原則：(1) 滿足需要原則所設計的產品應最大限度地滿足用戶要求。應在調查分析和預測市場需要情況下的基礎上，確定是否應該進行該種機械產品的設計。(2) 經濟合理原則所設計的機械產品應該機構先進，功能好，成本低、使用維修方便，在產品的壽命周期內用最低的成本實現(xiàn)產品規(guī)定功能，做到物美價廉。 (3) 可靠性原則在規(guī)定使用條件和規(guī)定時間內，產品能完成規(guī)定功能的可靠程度高，即運行中不出現(xiàn)故障。(4) 最優(yōu)化設計在給定的設計目標下，用優(yōu)化設計方法，從若干可行方案中找到優(yōu)選方案。(5) 標準化原則所設計的機械產品規(guī)格參數(shù)應符合國家標準，零部件應能最大限度地與同類產品的零部件通用。1.5 傳動裝置的方案論證傳動裝置選擇要滿足以下原則：(1) 小功率傳動應在滿足工作性能的前提下選用較結構簡單的傳動裝置，盡可能降低制造成本。(2) 大功率傳動應優(yōu)先考慮傳動的效率，節(jié)約能源，降低運轉和維修費用。 (3) 當機構要求變速時，若能與電動機調速比相適應，可采用定傳動比裝置；當要求變速范圍大，用電動機調速不能滿足要求時，應采用變速比傳動。(4) 當載荷變化頻繁，且可出現(xiàn)過載時，應考慮增加過載保護裝置。(5) 傳動裝置的選用必須與制造技術水平相適應，應盡可能選用專業(yè)廠生產的傳動部件或元件。當采用由幾種傳動形式組成的多級傳動時，要充分考慮各種傳動形式的特點，合理的分配其傳動順序，選擇時，應注意以下幾點：(1) 帶傳動的承載能力小，傳遞相同轉矩時，機構尺寸較其它傳動形式大，但傳動平穩(wěn)，能吸振緩沖，因此益布置在低速級。(2) 鏈傳動運動不均勻，有沖擊，不適應與高速級，應布置在低速級。(3) 斜齒圓柱齒輪傳動的平穩(wěn)較直齒輪較好，常用在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合。(4) 開式直齒圓柱齒輪傳動的工作環(huán)境一般較差，潤滑條件不好因磨損嚴重，壽命較短，應布置在低速級。(5) 圓錐齒輪傳動只用與需要改變軸的布置方向的場合，由于圓錐齒輪加工比較困難，所以應將取布置在傳動的高速級，并限制傳動比，以減小其直徑和模數(shù)。(6） 蝸桿傳動可以實現(xiàn)較大的傳動比，機構緊湊傳動平穩(wěn)，但傳動效率較低，故適用于中小功率的高速傳動中。綜上所述考慮各方面，選擇帶傳動和直齒圓柱齒輪進行兩個減速級傳動，并確定其傳動比分別為5.1和4.7。1.6 執(zhí)行機構方案論證(1) 采用偏心曲柄滑塊機構采用偏心曲柄滑塊機構的為常用形式，機構簡單，制造方便，運用與低速重載場合，但其為偏心機構，安裝和調試較難，且有急回作用，極位夾角不為0，設計較為復雜，功率變化大，故不益采用，其結構圖如圖1-1所示：圖1-1 偏心曲柄滑塊(2) 采用曲柄搖桿機構此機構具有傳動準確，效率高的優(yōu)點，當以曲柄為原動件時，可將曲柄的連續(xù)轉動變成搖桿的往復擺動，其應用范圍較廣，但其機構比較復雜，剪切力較小，不使用在噸位較大的場合，機構簡圖如圖1-2所示：(3) 采用對心曲柄滑塊機構曲柄滑塊機構是執(zhí)行機構的常用形式，其優(yōu)點是機構緊湊，傳動簡單，該機構是全低副機構，適用于低速重載的場合。由于 ， 式中 極位夾角K反正行程速比系數(shù)圖1-2 曲柄搖桿機構曲柄為主動件，當曲柄與連桿兩次共線時，滑塊相應處于左右兩極限位置，其最大行程Hza，故改變曲柄長度可使滑塊獲得不同行程，曲柄等速轉動一周，滑塊往返一次，其往返的平均速度相等，其機構簡圖如圖1-3所示：圖1-3 對心曲柄滑塊機構簡圖曲柄滑塊機構應用很廣，以滑塊為主動件用于動力機械，如內燃機，蒸汽機等，以曲柄為主動件多用于工作機械，如沖床，柱塞泵，壓縮機等。傾斜式沖孔機通過曲柄滑塊機構將電動機的旋轉運動轉換為滑塊的直線往復運動，使得機械沖孔機動作平穩(wěn)，工作可靠。綜上所述，在本設計中選用對心曲柄滑塊機構作為執(zhí)行機構，這樣能夠基本的達到設計的要求。第2章 執(zhí)行機構的設計計算及功率的確定2.1 力、加速度及功率分析 參數(shù)：公稱壓力40t，生產率為60次/min，沖材厚度6mm。因沖程為80mm，故初選曲柄長度為40mm，連桿長度為400mm，執(zhí)行機構的機構運動簡圖如圖2-1所示：圖2-1 執(zhí)行機構的速度分析 如圖所顯示： AB為曲柄，BC為連桿列方程得 ABsinBEBCsinABcos+BCcos=ACAC-AB+BC-6=400+40-6=434mm40sin=400sin40cos+400cos=434mmAB2=BE2+ AE2402=(400sin)2+(434-400cos)21600=160000sin2+188356-347200cos+160000cos240 sin=400sin=由于生產率為60次/min，即曲柄的角速度60轉/min，所以，速度分析： VB=6.284010-3=0.25m/s根據(jù)圖2-1所示的速度分析有：VC= VB+ VCB 方向 大小 ? 0.25圖2-2 速度矢量三角形VBsin42.62VCsin67.38考慮到沖頭所受力及沖壓過程的瞬時性，將沖頭過程定為幾個階段：彈性變形階段，屈服階段，強化階段，及局部變形階段。通過以上的計算可知，沖頭在運動到剛剛與工件接觸時候，沖頭的過度為Vc0.1m/s。由參考文獻3查得：帶傳動效率為：=0.95滑動軸承的效率為：=0.97，=0.99開式齒輪傳動效率為：=0.92圖2-3 沖頭沖壓過程簡圖則經過齒輪傳動及滑動軸承及滾動軸承其功率為：2.2 電動機的選擇由參考文獻2查得： （2-1）式中： GA 輪緣的重量，kgD 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， （2-2） 6.6kgm2 由參考文獻2查得： （2-3）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2表7-2查得：沖床、剪床的速度不均勻系數(shù)=由參考文獻2查得： （2-4）則取=0.13，設電機轉數(shù)為1440r/min 則 0.13=813J計算沖壓過程所用時間 因為考慮到其他機構的能量損失，故選電動機功率為5.5kW。Y132S-4型電動機技術參數(shù)如表2-1所示：表2-1 Y132S-4型電動機技術參數(shù)項目大小單位功率5.5kW電流85.5A轉速1440r/min效率85.5功率因數(shù)0.84額定電流7.0A堵轉轉矩2.2105N.mm最大轉矩2.2105N.mm功率5.5kW電流85.5A轉速1440r/min效率85.5功率因數(shù)0.84額定電流7.0A堵轉轉矩2.2105N.mm最大轉矩2.2105N.mm第3章 傳動機構的設計及計算3.1 帶傳動設計及計算3.1.1 確定設計功率Pca計算功率Pca是根據(jù)傳遞功率P，并考慮到載荷性質和每次運行時間長短等因素的影響而確定的。 Pca=KAP （3-1）式中: Pca計算功率，kW P傳遞的額定功率（例如電動機的額定功率），kW KA工作情況系數(shù)由參考文獻3表8-7查得: KA1.2 又由于P=5.5kWPcaKAP1.25.56.6kW3.1.2 選擇帶型根據(jù)計算功率Pca及小帶輪轉速n，由參考文獻3選定帶型，根據(jù)要求選普通V帶B型帶。3.1.3 確定帶輪的基準直徑dd1和dd21. 初選小帶輪的基準直徑dd1根據(jù)v帶的帶型和參考文獻3表8-6和表8-8確定小帶輪的直徑，應使d(dd)min。由此得出dd1=140mm2. 計算從動輪的基準直徑dd2dd2=idd2=5.1140=714mm參考文獻3表8-8，調整為dd1=140mm，dd2=710mm，3. 按公式算帶速由參考文獻3查得： （3-2） 應使，對于普通v帶=2530m/s，若，則離心力過大，即應減小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。因為l0.552530m/s，所以帶速合適。4. 確定中心距a和帶的基準長度Ld(1) 確定中心距a00.7(dd2+dd1)a02(dd2+dd1) （3-3）0.7(140+710)a02(140+710)595 a0 1700初選中心距a0650mm，根據(jù)帶輪傳動的幾何關系，按下式計算所需要帶輪的基準長度Ld。 (2) 計算相應的帶長Ld0由參考文獻3查得： （3-4）=2650+（710+140）+=2759mm由參考文獻3表8-2中選取Ld，取Ld2800mm，再根據(jù)Ld來計算中心距，由于V帶傳動的中心距一般可以調整，故可采用作近似估算，(3) 計算中心距a 傳動的實際中心距近似為： 671mm5. 驗算主動輪上的包角a1由參考文獻3式8-25及對包角的要求，應保證 （3-5） 所以包角合適。6. 確定帶的根數(shù)z （3-6）式中： Ka考慮到包角不同時的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù)KL考慮帶的長度不問時影響系數(shù)，簡稱長度系數(shù)P0單根v帶的基本額定功率傳動比的影響時單根v帶額定功率的增量由參考文獻3表8-4a查得：P0 =2.82由參考文獻3表8-4b查得：0.46由參考文獻3表8-5查得：Ka0.86由參考文獻3表8-2查得：KL1.05所以取z=3在確定V帶的根數(shù)z時，為了使各根V帶變力均勻，根數(shù)不宜太多，通常帶的z10（310），所以根數(shù)合適。7. 確定帶的初拉力F0由公式升考慮離心力的不利影響時單根v帶所需要的預緊力為 （3-7）式中： q普通v帶單位長度質量，kg/m+0.1710.552=198.83+18.92=217.75N由于新帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動安裝新帶時的預緊力的1.5倍。8. 計算帶傳動作用在軸上的力必須確定帶傳動作用在軸上的FP，如果不考慮帶的兩邊的拉力差，則在軸力可以近似地按帶的兩邊的預緊力F0的合力來計算，如圖3-1所示：圖3-1 帶傳動作用在軸上的力由參考文獻3查得： （3-8）式中： z帶的根數(shù)F0單根帶的預緊力，Na1主動輪上的包角，度即 3.2 帶輪的設計在帶輪的設計總，要求機構簡單，便于制造生產，分布均勻，質量輕，并應避免由于鑄造產生力過大的內應力，使工作表面光滑，減少帶的磨損。3.2.1 小帶輪的設計1. 材料的選擇材料的選擇HT2002. 基準直徑由參考文獻11查得電機軸軸的直徑D=38mm,長度為E=80mm，已知小帶輪的基準直徑dd1=140mm，2.5D=2.538=95mm,95mm140mm1.5D=57mmL=(1.52)D=5776mm取L=66mm5.其它尺寸 da1=dd1+2ha =140+23.5=147mm df1=dd1-2hf=140-210.8=118.4mmD1=df12=118.4-27.5=95.4mmC=B=100=(14.2925)mm取C=20mm3.2.2 大帶輪的設計1. 材料的選擇材料選擇HT2002. 基準直徑初選軸的直徑D后70mm，且已知大帶輪的基準直徑dd2710mm，2.5 D后2.570175300mm，所以選用輪輻式結構，結構如圖3-2所示。3. 帶輪槽尺寸同小帶輪4. 確定輪緣及輪轂的尺寸（1）帶輪寬： B=(z1)e+2f=66mm因為大帶輪具有儲能作用， 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=717mmdfdd2-2h1=710-210.8=688.4mm （3-9）D1Df=688.4-27.5=673.4mmC=B=100=(14.2925)mm取C=20mm3.3 齒輪的設計計算3.3.1 齒輪的類型、精度等級、材料和齒數(shù)1. 齒輪類型直齒圓柱齒輪2. 精度等級由于本機械為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。3. 材料選擇由于齒輪的失效形式可知，設計齒輪傳動時，應使齒輪面具有較高的抗磨損，抗點蝕，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3表10-1選小齒輪材料為40Cr，硬度為260HBs；大齒輪45號鋼（調質），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)，且對于=的標準直齒圓柱齒輪為使輪齒避免發(fā)生根切，應取z11840，故z122。則大齒輪的齒數(shù)為z2iz1224.7=104。3.3.2 按齒面接觸疲勞強度設計由參考文獻3查得： （3-10）式中： 載荷系數(shù) 齒寬系數(shù) 材料的彈性影響系數(shù)，MPa1/2 齒數(shù)比 接觸疲勞許用應力，N1. 確定公式中各計算數(shù)值(1) 試選載荷系數(shù)Kt=1.3(2) 計算小齒輪傳動的轉矩=5.11440=282.4r/minT195.5105=95.5105=1.86105N.mm(3) 由參考文獻3表10-7查得，齒寬系數(shù)0.8(4) 由參考文獻3表10-6查得，材料的彈性影響系數(shù)189.8MPa1/2(5) 由參考文獻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。(6) 由公式計算應力循環(huán)次數(shù) （3-11）式中: 應力循環(huán)次數(shù) 小齒輪齒輪轉速，r/min j齒輪每轉一圈時同一齒面嚙合的次數(shù) 齒輪的工作壽命，h假設j1工作壽命為15年（設每年工作300天）兩班制，每班8小時則：Nl60282.4l(2830015)=1.22109N2=1.221094.7=0.26109(7) 由參考文獻3圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.95(8) 計算疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1， （3-12） 2. 計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值，=44.32mm(2) 計算圓周速度v0(3) 計算齒寬b(4) 計算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 (5) 計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.655m/s,7級精度，由參考文獻3圖7-8查得，動載系數(shù)Kv=1.05由參考文獻3表10-3查得，由參考文獻3表10-2查得，使用系數(shù)KA由參考文獻3表10-4查得,齒向載荷分布系數(shù)=1.26由=7.8，=1.26查參考文獻3圖10-13得，=1.18，故載荷系數(shù)K= （3-13）=1.51.0511.26=2.38(6) 按實際的載荷系數(shù)的校正所算得的分度圓直徑 （3-14）(7) 計算模數(shù)mm= =5.5mm3.3.3 按齒根彎曲疲勞強度的設計由參考文獻3查得，彎曲強度的設計公式為， （3-15）式中: 彎曲疲勞許用應力，N齒形系數(shù)應力校正系數(shù)1. 確定公式內的各計算數(shù)值(1) 由參考文獻3圖1020c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限=450MPa，大齒輪彎曲疲勞強度=380MPa(2) 由圖10-83查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85，0.86(3) 計算彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.2得 MPa MPa(4) 計算載荷系數(shù)K=1.51.0511.182.04(5) 查取齒形系數(shù)由參考文獻3表10-5查得， 2.72, 2.18(6) 查取應力校正系數(shù)由參考文獻3表10-5查得， 1.75, 1.79(7) 計算大小齒輪的并加以比較 0.0134 0.0143 0.01340.0143取大齒輪的極值大。2. 設計計算3.20mm對比計算結果，由齒輪接觸面疲勞強度計算的m=5.5，大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)m=3.20mm，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得模數(shù)3.20并圓整為標準值m=4mm。因為按接觸強度算得分度圓直徑d1122mm，算出小齒輪齒數(shù)z131則大齒輪齒數(shù)z2iz14.731146這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊避免浪費。3.3.4 幾何尺寸計算(1) 分度圓直徑： d1mz1431=124mm d2mz24146584mm(2) 中心距：a=(dl+d2)/2=(124+584)/2=352mm(3) 齒輪寬度：b=0.8124=100mm取B2=100mm3.3.5 齒輪的結構設計通過齒輪傳動的強度計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數(shù)，模數(shù)，齒寬，螺旋角，分度圓直徑等，而齒圈輪轂等結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。1. 機構形式確定齒輪的機構設計與齒輪的集合尺寸，毛坯，材料，加工方法，使用要求及經濟性等因素，通常是先按齒輪的直徑大小選定合適的結構形式。2. 高速齒輪結構設計（小齒輪）(1) 選擇結構類型：分度圓直徑： d1=mz1=431=124mm齒頂高： ha=m=4mm齒頂圓直徑： da1= d1+2ha=124+24=132mm齒根高： hf =m(+)=41.25=5mm由于 dal=132500mm，且da21000mm所以采用輪輻式結構的齒輪，結構參照參考文獻3圖10-40(2) 確定其它參數(shù)基圓直徑 db2=584=548.8mm節(jié)圓直徑 =584mm大齒輪的其它參數(shù)同小齒輪。(3) 輪輻的設計輪輻數(shù)取6，初選D4=90mm（注：此為設計直徑，實際安裝尺寸根據(jù)離合器的具體情況而定）。D5=1.7D4=1.790=153mm=(34)m=（1824）mm 取=20mm=(11.2)=（2024）mm 取=22mmH=0.8D4=0.890=72mm,H1 =0.8H=0.872=57.6mmc=H/5=72/5=14.4mm，cl=H/6=72/6=12mmR=0.5H=0.572=36mm1.5D4=1.590=135mm因為B=100mm，Bl63.1mm，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，既能保證軸向定位，同時對小齒輪的一個方向進行了軸向定位，大齒輪采用平鍵聯(lián)結，在大帶輪與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，滾動軸承與軸配合優(yōu)先選用基孔制過渡配合，選取。(8) 軸的結構通過以上分析，并通過機身寬度，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)鍵的標準值來確定，之前已經確定了后軸的直徑L后70mm。軸的結構如圖3-4所示：圖3-4 后軸的基本結構3.4.2 曲軸的設計1. 曲軸材料的選擇曲軸的材料為45號鋼。2. 曲軸的設計(1) 初步確定軸的最小直徑根據(jù)參考文獻3表15-3查得，A0120mm （3-16）=102mm由參考文獻11初步確定d曲柄=130mm(2) 曲軸的結構曲軸按生產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構形狀，從而使應力分布均勻，對提高曲軸的疲勞有顯著的效果。所以，本設計選用整體鑄造曲軸。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，存在動載荷，因此采用滑動軸承形式，即對開式徑向滑動軸承，取其寬徑比為，則=1.08110=118.8mm，取120mm，套筒的結構形式也選擇滑動軸承的形式，取其寬徑比為=1.18，則=1.18110=130mm，曲柄臂寬度為L=98mm，安裝在曲軸的離合器長度為L1=165mm，半徑R=100mm；鍵槽長度為L3=100mm3. 曲軸的疲勞強度校核(1) 計算彎曲應力作用下的安全系數(shù) （3-17）式中: 彎曲疲勞極限，MPa彎曲時曲軸的有效應力集中系數(shù)彎曲應力幅度，MPa曲軸的尺寸系數(shù) (2) 計算扭轉應力作用下的安全系數(shù) （3-18）式中: 剪切疲勞極限，MPa 扭轉應力幅度，MPa 扭轉時曲軸的有效應力集中系數(shù)(3) 計算總的安全系數(shù) 式中: 許用工作安全系數(shù)，所以符合其疲勞強度。第4章 軸承、機座及導軌的設計4.1 軸承的設計4.1.1 滾動軸承的選擇及校核1. 求比值確定采用深鉤球軸承，且 軸承徑向載荷： 軸承軸向載荷： 由參考文獻3表13-5，深鉤球軸承的e值為0.19，則2. 初步計算當量動載荷p由參考文獻3查公式得： （4-1）式中: 當量動載荷，N載荷系數(shù)X徑向動載荷系數(shù)Y軸向動載荷系數(shù) 由參考文獻3表13-6查得，取， 由參考文獻3表13-5查得，X0.45，Y0所以3. 軸承的基本額定動載荷計算軸承應有的基本額定動載荷值， （4-2）式中： 軸承應有的基本額定動載荷值，N H轉速，r/min 預期計算壽命，h預使用壽命為2年，1年以300天計，2班制，1班8小時，3002829600h4. 軸承的型號的選擇取軸徑為75mm，查參考文獻11選擇滾動軸承型號為6315， 因為沒有軸向載荷，因此不必計算Y值及驗算動量動載荷5. 驗算6315軸承的壽命根據(jù)參考文獻3查得， （4-3） 滿足預定要求。4.1.2 曲軸兩端滑動軸承的設計由于曲軸轉速低且有變載荷和沖擊，所以初步選定ZCuPb30，其部分數(shù)據(jù)如下：軸瓦材料的許用應力: p25MPa許用滑動速度: v12m/s軸承材料的pv許用值: pv30MPa因為 所以得出徑向載荷為因為，故以為標準1. 驗算軸承的平均壓力p 由參考文獻3查得： （4-4）式中： B軸承寬度，mm軸瓦材料的許用應力，MPa， 由參考文獻3表12-2查得因為 所以 故軸承的平均壓力符合要求。2. 驗算軸承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)），限制值就是限制軸承的溫升。 （4-5）所以滿足要求。3. 驗算滑動速度v由參考文獻3查得： （4-6）所以滑動速度也符合要求。4.2 機座的設計機座和箱體等零件，在一臺機器的總質量中占有很大的比例（例如在機床中約占總質量的7080），同時在很大程度上影響著機器的工作精度及抗振性能,還影響著機器的耐磨性等。所以正確選擇機座零件的材料和正確設計其機構形式及尺寸是減小機器質量，節(jié)約金屬材料，提高工作精度，增強剛度及耐磨性的重要途徑。4.2.1 機座材料的選擇由于固定式機器，結構較為復雜，剛度要求也較高，因而通常都為鑄造。本設計中采用球墨鑄鐵QT450，其沖擊韌性和疲勞強度比普通鑄鐵高，用于曲柄沖孔機機身。4.2.2 機座設計的基本要求設計基座時，應滿足以下四個要求：(1) 應具有足夠的剛度(2) 應具有足夠的抗振性(3) 應具有較小的耐磨性(4) 機構工藝性等其他要求4.2.3 肋的布置一般地說，增加壁厚固然可以增大機座和箱體的強度和剛度，但不如加設肋板來得有利。因為加設肋板時，即可增大強度和剛度，又可以減小壁厚和質量，對于鑄件，就可以減小鑄造缺陷。對于較長的結構，特別是載荷在其上移動場合，應防止局部突然變化。4.2.4 連接結構設計機座和箱體與地面應保證起聯(lián)結剛度。影響聯(lián)接剛度的因素有：凸緣結構、螺栓組形式、結合面型貌等。4.2.5 導軌的功用、分類和應滿足的要求1. 導軌的功用在機床、儀器、鍛壓設備等機械中使用的導軌，其功用是導向和承載，即保證運動部件按給定的運動要求和運動方向。在導軌副中，運動一方為動導軌，不動的一方支承導軌。2. 導軌的分類(1) 按導軌的運動形式可分為直線運動導軌和回轉運動導軌。(2) 按導軌的摩擦性質可分為滑動導軌、滾動導軌、流體介質摩擦導軌和彈性導軌。(3) 按導軌的受力機構可分為開式導軌、閉式導軌。4.2.6 直線滑動導軌的結構設計1. 選擇導軌的材料導軌的材料有鑄鐵，鋼，有色金屬和塑料，對導軌的材料的主要要求是：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