机械毕业设计（论文）-高速平动冲压装置的设计方法及装置设计【全套图纸】

编编 号号 无锡太湖学院 毕毕业业设设计计（论论文文） 题目题目： 高速平动冲压装置的设计方法及高速平动冲压装置的设计方法及 装置设计装置设计 信机 系系 机械工程及自动化 专专 业业 学 号： 0923051 学生姓名： 指导教师： （职称： ） （职称： ） 2013 年 5 月 25 日 无锡太湖学院本科毕业设计（论文）无锡太湖学院本科毕业设计（论文） 诚诚 信信 承承 诺诺 书书 本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文）高速平动冲压装置的 设计及装置设计 是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果， 其内容除了在毕业设计（论文）中特别加以标注引用，表示致谢的内容 外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成 果作品。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 班 级： 机械 92 学 号： 0923051 作者姓名： 2015 年 5 月 25 日 摘摘 要要 创新教育是加速培养创造性人才的重要手段和方法，是素质教育的一个重要组成部 分，是把创新学、发明学、基础知识等相关学科的一般原理有机综合起来，培养学生的 创新思维和提高创新能力的一个重要过程。高速冲压技术是集设备、模具、材料和工艺 等多种技术于一体的高新技术。相对于普通冲压而言，高速冲压的速度每分钟在几百次 到上千次，因此其生产效率要高出普通冲压上十倍甚至几十倍，被誉为是一种质量好、 效率高、适合于大规模生产、成本低的先进制造技术，在电子、电器、汽车家电等工业 领域的应用越来越广泛，如电子接插件、电器接插件、各类连接器、IC 框架、汽车连接 件、空调器散热片、医疗器件等一些中小型及微细金属零件及超微细金属零件均可实现 高速冲压。高速冲压技术是集设备、模具、材料和工艺等多种技术于一体的高新技术。 主要表现为：实现高速冲压的设备不但本身具有高的加工精度和全自动化数字化功能， 其配套的周边设备、模具的结构设计、材料选用等均需考虑由于高速条件下温度、振动 等效应带来的影响；工艺设计时的排样和出料、定位和导料等都必须考虑速度因素。这 些也是高速冲压需要达到高生产率、获得高精度零件，并保证模具和设备的使用寿命长、 制品的材料利用率高的关键技术。高速冲压技术是近 20 年发展起来的先进成形加工技术， 20 世纪 80 年代末开始在我国的一些外资企业应用，当初其设备和模具均是依靠进口。最 近 10 年来我国在高速冲压技术方面从引进、消化吸收到自主开发都有了较快的发展，有 了自主开发的高速压力机、高速冲压用模具材料、可自行设计和加工高速冲压用多工位 级进模具等。但是其水平与发达国家相比还有较大的差距。如何缩小与发达国家的差距， 加快我国高速冲压技术的推广。 关键词：关键词：创新；功能元；高速冲压 Abstract Innovative education is important to accelerate training creative talent means and methods, quality education is an important component of the innovation and science, inventions science, basic knowledge of related disciplines such as general principles of organic synthesis up to train students in creative thinking and improve the innovation ability of an important process. Using functional element for the Creative Design.Technology is a high-speed stamping equipment, tooling, materials and technology and other technologies in one high-tech. Compared with the general press, the rate of high-speed stamping hundreds of times per minute to thousands of times, so its efficiency is higher than normal times or even dozens of times on the press, hailed as a good quality, high efficiency suitable for mass production, low cost, advanced manufacturing technology, electronics, appliances, automobiles and home appliances industry is widely applied, such as electronic connectors, electrical connectors, various connectors, IC frame, car connection parts, air conditioner heat sink, medical devices and some small, medium and micro metal parts and metal parts can be ultra-fine high-speed stamping. Technology is a high- speed stamping equipment, tooling, materials and technology and other technologies in one high- tech. Mainly as follows: high-speed stamping equipment for not only its high precision and fully automated processing of digital features, its supporting peripheral equipment, die structure design, material selection, and must be subject to conditions as high temperature, vibration and other effects caused impact; process design the layout and the materials, positioning and guidance material and so the speed factor to be considered. These are also high-speed pressing need to achieve high productivity, access to high-precision parts and tooling and equipment to ensure long life products, high utilization ratio of key technologies. High-speed stamping technology in the last 20 years developed advanced forming technology since the late 80s of the 20th century a number of foreign applications in China, had their equipment and molds are imported. The last 10 years in China in the high-speed press technology from the introduction, digestion and absorption to have developed a rapid development, with self-developed high-speed presses, high-speed press with a mold material can be designed and processed with multiple high-speed stamping the Progressive molds. But the level of developed countries there is a large gap. How to narrow the gap with the developed countries to speed up our high-speed press technology promotion and application of engineering and technical personnel is stamping industry incumbent. Keywords: innovation; functional element; high-speed stamping 目目 录录 摘 要.III AbstractIV 目录.V 1 绪论 .1 1.1 课题背景 1 1.2 课题的研究意义.1 1.3 本文研究的主要内容和关键问题.2 1.4 功能分析法 2 1.5 用功能分析法确定设计方案5 2 总体设计 7 2.1 方案设计.7 2.2 功率计算及电动机的选择.8 3 技术计算与设计 8 3.1 传动齿轮的计算.11 3.3 轴的计算与设计.15 3.4 滚动轴承的选择及校核计算.17 3.5 凸轮的计算与设计.19 3.6 键联接的选择及校核计算 20 3.7 润滑与密封 20 4 齿轮加工工艺 .21 4.1 直齿圆柱齿轮的主要技术要求.21 4.2 直齿圆柱机械加工的主要工艺问题 22 4.3 实施装置中的齿轮25 5 三维图的绘制 .25 5.1 三维图绘制方案的确定.25 5.2 三维图的图样.26 6 设计的不足以及展望.30 致谢 .32 参考文献.33 1 1 绪论绪论 1.1 课题背景课题背景 创新设计是指充分发挥设计者的创造力,利用人类已有的相关科技成果进行创新构思,设 计出具有科学性、创造性、新颖性及实用性的一种实践活动。在创新过程中，利用功能 元方法有着重要的实际创新意义。 为了实施创新设计，突出创新教育加速培养创造性人才是关键。在整个教学实践中， 把创新学、发明学、基础知识等相关学科的一般原理有机综合起来，利用功能元创新方 法完成一个工程实例是一个重要过程. 高速冲压技术是集设备、模具、材料和工艺等多种技术于一体的高新技术.相对于普 通冲压而言，高速冲压的速度每分钟在几百次到上千次，因此其生产效率要高出普通冲 压上十倍甚至几十倍，被誉为是一种质量好、效率高、适合于大规模生产、成本低的先 进制造技术，在电子、电器、汽车家电等工业领域的应用越来越广泛，如电子接插件、 电器接插件、各类连接器、IC 框架、汽车连接件、空调器散热片、医疗器件等一些中小 型及微细金属零件及超微细金属零件均可实现高速冲压.高速冲压技术是集设备、模具、 材料和工艺等多种技术于一体的高新技术. 现有的高速薄板冲压装置，有气动冲压装置和气液压冲压装置等。这些装置在工作 过程中均是在固定的位置，上模作等速运动或同时作横向往返运动，下模是静止的。其 缺陷是随着工作频率提高，振动、噪音等不利因素将增大而影响工作质量和工作环境。 1.2 课题的研究意义课题的研究意义 实现高速冲压的设备不但本身具有高的加工精度和全自动化数字化功能，其配套的 周边设备、模具的结构设计、材料选用等均需考虑由于高速条件下温度、振动等效应带 来的影响；工艺设计时的排样和出料、定位和导料等都必须考虑速度因素.这些也是高速 冲压需要达到高生产率、获得高精度零件，并保证模具和设备的使用寿命长、制品的材 料利用率高的关键技术.高速冲压技术是近 20 年发展起来的先进成形加工技术，20 世纪 80 年代末开始在我国的一些外资企业应用，当初其设备和模具均是依靠进口.最近 10 年 来我国在高速冲压技术方面从引进、消化吸收到自主开发都有了较快的发展，有了自主 开发的高速压力机、高速冲压用模具材料、可自行设计和加工高速冲压用多工位级进模 具等。但是其水平与发达国家相比还有较大的差距。如何缩小与发达国家的差距，加快 我国高速冲压技术的推广应用，是冲压行业工程技术人员义不容辞的责任。 冲压是汽车制造的四大工艺之一，车身的制造精度在很大程度上取决於冲压及其总 成的精度。冲压技术源於大批量生产的发展和需要，尤其是汽车工业的发展，现在依然 如此。 1.3 本文研究的主要内容和关键问题本文研究的主要内容和关键问题 同步高速冲压.板厚 1mm，孔长 4.5mm,孔宽 1.5mm,孔距 2mm,板以 50M/m 直线匀速。 要求工作平稳，噪音小。冲压时工件与冲压机构同步横向运动。实现高速冲压的设备不 2 2 但本身具有高的加工精度和全自动化数字化功能，其配套的周边设备、模具的结构设计、 材料 3 选用等均需考虑由于高速条件下温度、振动等效应带来的影响；工艺设计时的排样 和出料、定位和导料等都必须考虑速度因素。这些也是高速冲压需要达到高生产率、获 得高精度零件，并保证模具和设备的使用寿命长、制品的材料利用率高的关键技术。本 设计的关键问题是怎样利用功能元分析法进行创新方案的确定，以及对设计方案的分析， 最后就是图纸的绘制。 1.4 功能分析法功能分析法 为了更好地开发和发展产品， 明确产品的功能是非常重要的。基于从产品设计的观 点对功能的理解，提出一种比较仝面、系统、便于使用的功能分析法。它可用于产品的 功能分析和功能结构的建立，并为寻求产品的合理实体解答打下良好基础， 为改进现有 产品及发展新产品找出方向.它还可作为某些新的设计技术与方法的基础。 任何产品都是为了满足人类的某种需要而存在的，亦即要求它在一定的环境条件下 完成所需要的某种动作或发挥所要求的作用，这就构成了对产品的功能要求。整个产品 的构成就是为了完成这种功能要求。为了设计出高质量的产品，不少学者在其所提出的 设计进程中都提到了设汁对象的功能问题，并将功能结构的建立作为发展产品方案的苇 要阶段。功能结构的建立，不仅对新产品的实体结构设汁具有指导意义，通过对现有产 品的功能结构分析，可以明确或找出其改进及发展方向.曾在设计进程建议中专门提出了 建直功能结构圈的要求，以期取得设汁人员的重视.但目前大家对功能的理解还很不统一， 功能的分析及功能结构罔的建立还缺少简明可行的方法。本文试罔存分析冉天功能的概 念的基础上提出分析广 品功能和建立其功能结构的一般方法。 目前，功能的概念已广泛应用在许多领域中。例如在价值分析中，有人提出功能是 产品所具有的能够满足用户需要的特性。或者说是产品所具有的效能、用途、使用价值。 在设计领域内，许多学者也对功能有一定的描述， 如.功能是某系统的输人与输出间的 一般关系，其目的在于执行或掌握某种任务。功能是由某量 (如输人量)的元素到某量 (如输出量)的元素问的明确的编排 说法很多，理解不一。尽管如此，从各种说法中可以 看出： 功能是系统所具有的苇要特征之一，是对系统一个侧面的抽象捕述： 功能 是从使用角度提出的系统所应完成的任务；功能常表达为输人和输出之间的艾系。 由 于系统 是在一定的环境条件下为完成某既定要求而工作的，它所应具有的功能显然离不 开环境条件的影响。因而为了更全面地理解功能，为了更有利于产品的开发和改进，可 以认为： 功能是在一定环境条件下系统所必须解决的问题。或为解决某问题系统所应完 成的动作或发挥的作用。 1.5 用功能分析法确定设计方案用功能分析法确定设计方案 功能分析法指紧紧围绕产品功能进行分析、分解、求解、组合、优选的方案设计方法。 功能的抽象描述应该能够放映出产品或技术系统在特定约束条件下输入与输出量之间 的因果关系。由总功能分解为分功能再分解至功能至功能元，最后做出功能树状结构图 的构成，即为功能分析。 4 为了找到正确合适的设计方案，我利用功能元分析法，将总功能分解为功能远的目的 是为了便于找到实现功能元的功能载体。设计功能载体是完成原理方案的重要设计环节。 而功能载体是具有完成某一功能属性的物体。 当功能元的解法求出后，将各功能元的解合理地组合起来成为一个整体，便形成实现 系统总功能的原理解。系统原理解可以用功能元-解法形态学矩阵求出。以系统的 功能元为行，各功能元的相应解法为列，构成形态学矩阵。将各功能元的不同解法进行 组合可以形成多个系统原理解，即得到多个原理设计方法。 在组合过程中应当注意：组合在一起的各功能元的解应具有相容性，即各功能元的解 在几何学、运动学、能量流、物理流和信息流上分析是相互协调的，不相互干扰，不相 互矛盾，否则形成的方案应予以剔除；其次，组合的方案从技术和经济效益上衡量具有 先进性、合理性和经济型。 功能原理方案设计步骤： 图 1.1 功能原理方案设计图 常用的五种物理功能元： 5 图 1.2 物理功能元图 1）包括各种类型能量之间的转变、运动形式的转变、材料性质的转变、物态的转变及 信号种类的转换等。 2）指各种物理量(如位移、速度、力)的放大或缩小等。 3）包括能量流、物料流、信息流的结合或分离（如运动的合成或分解）。 4) 反映能量流、物料流、信息流的位置变化。如离合器、开关、阀门等。 5) 体现三大流在一定时间范围内保存的功能，如弹簧、电池、录音带、光盘等的储存. 功能元（分功能）的求解: 一个功能元（分功能）都要找出相应的技术、物理效应来实现，有时一个功能元 （分功能）可以相应地提出几个技术、物理效应。 功能元的求解方法主要有： 参考有关资料、专刊或产品求解法； 利用各种创造性方法以开阔思想去探讨求解法； 利用设计目录求解法。 设计目录是把能实现某种功能元的各种原理和结构综合在一起的一种表格或分类资 料。 部分功能元解法目录： 表 1-1 功能元解法表 连连 杆杆 6 机械一次增力功能元解法目录: 表 1-2 机械一次增力功能元解法表 四杆机构运动转换解法目录: 表 1-3 四杆机构运动转换解法表 21 1 2 1 2 ll F l l F 1 2 1 2 F l l F 1tan tan 12 FF tan 1 2 F F 2 sin2 1 2 F F 当量摩擦角 螺纹升角 螺纹中径 2 2 )tan( 2 d d T F 2 1 2 F F 7 2 总体设计总体设计 2.1 方案设计方案设计 在功能元目录表 3-9（参考吕仲文主编 机械工业出版社机械创新设计），查 出以上三个功能元的解法，将功能元及其解法（功能载体）组成分功能形态矩阵如下： 表 2-1 传动方案形态学矩阵 功能载体（形态） 传动方案形 态学矩阵功 能因素 1 2 3 4 5 6 A 上下运动 曲柄滑块机 构 汽缸液压缸 凸轮机构链传动齿轮机构 B 左右运动 曲柄滑块机构 汽缸 液压缸 凸轮机构 链传动齿轮机构 C 同步冲压 齿轮系 组合凸轮机构 取三种功能的各一种解法组合可得 N=6 6 2=72 共 72 种方案。根据本身的使用情况 还有设计的方便实用，并且排除那些带有冲击与急回特性的方案，故从 72 种方案中选用 共轭直动从动件凸轮机构和齿轮机构，即 A4+B4+C1,因为要同步冲压所以选择齿轮机构， 用 4 个齿轮成正方形互相啮合来达到同步以及传动的作用。 图 2.1 方案运动原理图 方案运动原理： 如图 1 所示：包括第一齿轮 1、上模 2、第一凸轮 3、第二凸轮 4、第三凸轮 5、第四 凸轮 6、第二齿轮 7、下模 8、第三齿轮 9、第五凸轮 10、第六凸轮 11、第七凸轮 12、第 八凸轮 13、第四齿轮 14、凸模 15 及凹模 16 等。 本发明是一种平动式同步高速薄板冲压装置，包括上模 2 及下模 8，上模 2 的本体及 8 下模 8 的本体是相同的矩形框架。上模 2 的矩形框架的底部设置有凸模 15，下模 8 的矩 形框架的顶部设置有凹模 16。 上模 2 及下模 8 的传动系统由四个相同的齿轮和八个相同的凸轮构成。四个相同的 齿轮分别是第一齿轮 1、第二齿轮 7、第三齿轮 9 及第四齿轮 14，四个齿轮中至少有一个 是主动齿轮。八个相同的凸轮分别是第一凸轮 3、第二凸轮 4、第三凸轮 5、第四凸轮 6、第五凸轮 10、第六凸轮 11、第七凸轮 12 及第八凸轮 13。 四个齿轮排成二行二列矩形阵列，两两啮合，每个齿轮的传动轴上装配有两个凸轮， 该两个凸轮的长轴方向正交布置。 上模 2 的矩形框架套装在处在上面一行的四个凸轮外，即套装在第一凸轮 3、第二凸 轮 4、第三凸轮 5 及第四凸轮 6 外。 下模 8 的矩形框架套装在处在下面一行的四个凸轮外，即套装在第五凸轮 10、第六 凸轮 11、第七凸轮 12 及第八凸轮 13 外。 所有八个凸轮均是等宽凸轮。 如图 1 所示，驱动第一齿轮 1 顺时方向转动，第二齿轮 7 逆时方向转动，利用等宽 凸轮第二凸轮 4、第三凸轮 5 的轮廓曲线控制上模 2 的内侧上下面上下运动，并在冲压工 件时作等速运动，用第一凸轮 3、第四凸轮 6 的轮廓曲线控制上模 2 内侧的左右面横向运 动，与工件的输送速度一致。同理，第四齿轮 14 逆时方向转动，第三齿轮 9 顺时方向转 动，利用等宽凸轮第六凸轮 11、第八凸轮 13 的轮廓曲线控制下模 8 的内侧上下面上下运 动，并在冲压工件时作等速运动（与上模 2 相对应） ，用第五凸轮 10、第七凸轮 12 的轮 廓曲线控制下模 8 的内侧左右面横向运动，与工件的输送速度一致（与上模 2 相对应） 。 在本发明的工作过程中，第二凸轮 4、第三凸轮 5、第六凸轮 11 及第八凸轮 13 控制 上模 2 与下模 8 作冲压运动并实现等速，第一凸轮 3、第四凸轮 6、第五凸轮 10 及第七 凸轮 12 控制上模 2 与下模 8 作相同的横向运动并实现同步工件的输送速度（在冲压工件 时间段） 。上模 2 在第二凸轮 4、第三凸轮 5、第一凸轮 3、第四凸轮 6 的控制下只能在平 面中作平动，同理下模 8 也只能在平面中作平动，从而实现了平动同步高速冲压。 2.2 功率计算及功率计算及电动机的选择电动机的选择 1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y 系列三相异步电 动机。 2、确定电动机的功率： (1)确定冲压力大小 根据冲压力公式 P = kltT 其中 k 表示系数，通常取值为 1.3； l 表示冲压形状的周长； t 表示冲压的厚度； T 表示材料的抗剪强度. l=2 b+4(a-b) 根据给定的数据可知 a=2.25 b=0.75； 所以 l=23.140.75+4（2.25-0.75）=10.7。 因为冲孔的材料为 45 号钢 所以经过查找得到 9 b=600MPa s=355MPa 所以抗剪强度为 178MPa=178N/mm2 最后得到 P=1.310.711178=2478.294N2478.3N (2)电机所需的工作功率： 根据给定的数据，我们假设在冲压的瞬间，转过角度为 30，向下的距离为 2mm； 通过计算得到 r=15mm V=0.48m/s 前面得到冲压力 P=2478.3N 所以功率 W=PV=2478.30.48=1189.584N m/s =(齿轮)8 次方=0.85总 =1399Nm/s1400Nm/s总 总 85. 0 584.1189 3、确定电动机转速： 轴的工作转速： Nw=601000V/D=1282r/min 因为要去稍微大点的转速的电动机，所以取转速为 1400r/min。 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,故选择电动机 型号 Y90L-4。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y100l2-4. 其主要性能：额定功率：1.5KW，满载转速 1400r/min，额定转矩 2.2。 10 3 技术计算与设计技术计算与设计 3.1 传动齿轮的计算传动齿轮的计算与与设计设计 根据之前计算出来的数据得到： 转速为 1400r/min 额定转矩为 2.2 ；wPk5 . 1 电 因为齿轮的传递效率是 0.99，所以 wP194.142698 . 0 99. 01500 2 齿 传动比 ; 1 2 092 . 1 1282 1400 z z n n i 齿 底下的计算参考机械设计 211 页 213 页 P1 = 1500 w ，小齿轮转速 n1 = 1400 r/min ,齿数比为 1.092。 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿轮。 1） 根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动； 2） 机构为一般机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB 1009-88） 3） 材料选择.由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS,大齿轮 材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者硬度差为 40HBS。 4） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数24 1 z27208.2624092 . 1 2 z 按齿面接触强度设计， 由设计计算公式（10-9a）进行计算 即 dlt2.32 duZukTE 2 11 1）确定公式内的各计算数值。 1）试选载荷系数 Kt=1.3 2）计算小齿轮传递的转矩 mmN n P T 4 1 1 5 1 100232 . 1 1400 5 . 1 9550000 10 5 . 95 3)由表 10-7 选取齿宽系数 d=1 4）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数=189.8EZ 2 1 MPa 5）由图 10-6d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600MPa； 大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=550MPa 6)由式 10-13 机选应力循环次数 9 11 10408. 61530082114006060jLhnN 9 2 1054 . 5 N 7)由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90;KHN2=0.95 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 s=1 由式（10-12）得 11 MPa s KNH H 540 lim 1 1 MPa s KNH H 5 .522 lim 2 2 2）计算 1）计算小齿轮分度圆直径,带入H中较小的值 t d1 2.32 =34.7536mm t d1 duZukTE 2 11 2）计算圆周速度v smsm nd v lt /546. 2/ 100060 14007536.34 10060 1 3）计算齿宽 b b=134.7536mm=34.7536mm d lt d 4）计算齿宽和齿高之比 模数 mt=1.448mm 齿高 h=2.25 mt =2.251.448mm=3.258mm b/h=34.7536/3.258=10.66710.67 5）计算载荷系数 根据 v=2.546m/s,7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.1 直齿轮 KH=KF=1 由表 10-2 查得使用系数 KA=1; 有表 10-4 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， KH=1.423. 由 b/h=10.67 KH=1.423 查图 10-13 得 KF=1.35 故载荷系数 5653 . 1 423 . 1 11 . 11 . 1 HHVA KKKKK 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 mm k k dd t t 97.36)( 3 1 11 7）计算模数 mm n d m54 . 1 1 1 3）按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 m 3 1 1 2 12 F aaYSYF dZ KT 1）确定公式内的各计算数值. 12 2）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限.大齿轮的弯曲强 MPaFE5001 度极限；MPa FE 380 2 3）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ；85. 0 1FN K88. 0 2 FN K 4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由式（10-12）得 MPa S K FEFN F 57.303 11 1 MPa S K FEFN F 86.238 22 2 5）计算载荷系数 K. 485 . 1 35 . 1 11 . 11 HHVA KKKKK 6)查取齿型系数 由表 10-15 查得 58 . 1 1 sa Y764 . 1 2 sa Y 7)计算大小齿轮的 YFaYSa/F并加以比较， 01379 . 0 1 11 F SaFaY Y 01644 . 0 2 22 F SaFaY Y 大齿轮的数值大 4） 设计计算 mm YY d KT m F SaFa z 2) 2 ( 3 1 2 1 1 对比计算结果 mmm5 . 2 mmd97.36 1 算出小齿轮齿数 15 1 1 m d z 大齿轮齿数 1715092. 1 2 z 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿跟弯曲疲劳强度， 并做到结构紧凑，避免浪费。 5）几何尺寸计算 1， 计算分度圆直径 mmmzd5 .37155 . 2 11 mmmzd 5 . 42175 . 2 22 2， 计算中心距 13 mm dd a40 2 )( 21 3， 计算齿轮宽数 mmdb td 5 . 37 1 取 mmB38 2 mmB40 1 最后经验算检查，合适。 3.2 轴的计算与设计轴的计算与设计 3.2.1 从动轴设计从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为 45 号钢，调质处理.查2表 13-1可知： MPa b 650MPa s 360 查2表 13-6 可知：b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查表 13-5 可得，45 钢取 C=118 则 d118(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取 d=35mm 以下凡是出现见表或见图均是参考濮良贵主编的第八版机械设计教材。 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=9.55106P/n=9.551062.53/121.67=198582 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2198582/195N=2036N 径向力：Fr=Fttan200=2036tan200=741N 4、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比 例绘制轴系结构草图。 （1）联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器，查表 9.4 可得联轴器的型号为 HL3 联轴器：3582 GB5014-85 （2）确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边.轴外伸端 安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定， 两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向 定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。 （3）确定各段轴的直径 14 将估算轴 d=35mm 作为外伸端直径 d1 与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位， 取第二段直径为 d2=40mm 齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处 d3 应大于 d2，取 d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径 d4 应大于 d3，取 d4=50mm.齿轮 左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径 d5 满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴 承的安装要求,根据选定轴承型号确定。右端轴承型号与左端轴承相同,取 d6=45mm。 (4) 选择轴承型号 由1P270 初选深沟球轴承,代号为 6209,查手册可得:轴承宽度 B=19,安装尺寸 D=52,故轴环直径 d5=52mm。 (5）确定轴各段直径和长度 段：d1=35mm 长度取 L1=50mm II 段:d2=40mm 初选用 6209 深沟球轴承，其内径为 45mm, 宽度为 19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离.取套筒长为 20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离 而定，为此，取该段长为 55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小 2mm,故 II 段长： L2=（2+20+19+55）=96mm III 段直径 d3=45mm L3=L1-L=50-2=48 段直径 d4=50mm 长度与右面的套筒相同，即 L4=20mm 段直径 d5=52mm. 长度 L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=96mm （6)按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知 d1=195mm 求转矩：已知 T2=198.58Nm 贵主编的第八版机械设计教材。 5、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=9.55106P/n=9.551062.53/121.67=198582 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2198582/195N=2036N 径向力：Fr=Fttan200=2036tan200=741N 6、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比 例绘制轴系结构草图。 （1）联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器，查表 9.4 可得联轴器的型号为 HL3 联轴器：3582 GB5014-85 15 （2）确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边.轴外伸端 安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定， 两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向 定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。 （3）确定各段轴的直径 将估算轴 d=35mm 作为外伸端直径 d1 与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位， 取第二段直径为 d2=40mm 齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处 d3 应大于 d2，取 d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径 d4 应大于 d3，取 d4=50mm.齿轮 左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径 d5 满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴 承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取 d6=45mm。 (4) 选择轴承型号 由1P270 初选深沟球轴承,代号为 6209,查手册可得:轴承宽度 B=19,安装尺寸 D=52,故轴环直径 d5=52mm。 (5）确定轴各段直径和长度 段：d1=35mm 长度取 L1=50mm II 段:d2=40mm 初选用 6209 深沟球轴承，其内径为 45mm, 宽度为 19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离.取套筒长为 20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离 而定，为此，取该段长为 55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小 2mm,故 II 段长： L2=（2+20+19+55）=96mm III 段直径 d3=45mm L3=L1-L=50-2=48mm 段直径 d4=50mm 长度与右面的套筒相同，即 L4=20mm 段直径 d5=52mm 长度 L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=96mm (6)按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知 d1=195mm 求转矩：已知 T2=198.58Nm 求圆周力：Ft 根据课本 P127（6-34）式得 Ft=2T2/d2=2198.58/195=2.03N 求径向力 Fr 根据课本 P127（6-35）式得 Fr=Fttan=2.03tan200=0.741N 16 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm 轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N 由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称.截面 C 在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=0.37962=17.76mN 截面 C 在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=1.01962=48.48mN MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63mN 转矩：T=9.55（P2/n2）106=198.58mN 求圆周力：Ft 根据课本 P127（6-34）式得 N d T Ft03 . 2 195 58.19822 2 2 求径向力 Fr 根据课本 P127（6-35）式得 NFF tr 741 . 0 200tan03. 2tan 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm 轴承支反力： N F FF r BYAY 37 . 0 2 74 . 0 2 N F FF t BZAZ 01. 1 2 03. 2 2 由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称. 截面 C 在垂直面弯矩为: mmN LF M AY C 76.17 2 9637. 0 2 1 截面 C 在水平面上弯矩为： mmN LF M AZ C 48.48 2 9601 . 1 2 2 mmN MM M CC C 63.51 2 482.48762.17 2 21 转矩：T=9.55（P2/n2）106=198.58mN 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取 =0.2，截面 C 处的当量弯矩： mN TM M c ec 13.65 2 )58.1982 . 0(632.51 2 )( 22 2 (7)校核危险截面 C 的强度 由式（6-3)得 17 MPaMPa d be 6014 . 7 451 . 0 100013.65 1 . 0 13.65 1 33 3 该轴强度足够。 3.2.2 主动轴的设计主动轴的设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为 45 号钢，调质处理.查2表 13-1 可知： MPa b 650MPa s 360 查表 13-6 可知： b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查2表 13-5 可得，45 钢取 C=118 则 mm n P Ad92.20 33.473 64. 2 118 3 3 3 3 0 考虑键槽的影响以系列标准，取mmd22 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩： N n P T53265 33.473 64 . 2 1055 . 9 1055 . 9 66 齿轮作用力： 圆周力：N d T Ft2130 50 5326522 径向力：NFF tr 775200tan2130200tan 确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边.齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周 向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖 实现轴向定位， 4、 确定轴的各段直径和长度 初选用 6206 深沟球轴承，其内径为 30mm, 宽度为 16mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒 长为 20mm，则该段长 36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为 2mm。 (2)按弯扭复合强度计算 求分度圆直径：已知mmd50 2 求转矩：已知mNT26.53 求圆周力 Ft：根据课本 P127（6-34）式得 18 N d T Ft13. 2 50 26.5322 2 3 求径向力 Fr 根据课本 P127（6-35）式得 NFF tr 76. 036379 . 0 13 . 2 tan 两轴承对称 LA=LB=50mm (1)求支反力 BZAZBYAX FFFF、 N F FF r BYAX 38 . 0 2 76 . 0 2 N F FF t BZAZ 065 . 1 2 13. 2 2 (2) 截面 C 在垂直面弯矩为 mN LF M AX C 19 2 10038 . 0 2 1 (3)截面 C 在水平面弯矩为 mN LF M AZ C 5 .52 2 100065. 1 2 2 (4)计算合成弯矩 mN MM M CC C 83.55 2 52.52192 2 2212 (5)计算当量弯矩：根据课本 P235 得 =0.4 mN TM M C ec 74.59 2 )26.534 . 0(832.55 2 )( 22 2 (6)校核危险截面 C 的强度 由式（10-3） MPaMPa d M b ec e 6012.22 301 . 0 1000 7 . 59 1 . 0 1 33 此轴强度足够 3.3 滚动轴承的选择及校核计算滚动轴承的选择及校核计算 3.3.1 从动轴上的轴承从动轴上的轴承 根据根据条件，轴承预计寿命 Lh=1030016=48000h (1)由初选的轴承的型号为: 6209, 查1表 14-19 可知:d=55mm,外径 D=85mm,宽度 B=19mm,基本额定动载荷 C=31.5KN, 基本静载荷 CO=20.5KN, 查2表 10.1 可知极限转速 9000r/min （1）已知 nII=121.67(r/min) 两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N 根据课本 P265（11-12）得轴承内部轴向力 19 则 RS FF63. 0NFFF RSS 682108363. 063 . 0 121 (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端 FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N (3)求系数 x、y FA1/FR1=682N/1038N =0.63 FA2/FR2=682N/1038N =0.63 根据课本 P265 表（14-14）得 e=0.68 FA1/FR148000h 预期寿命足够 3.3.2 主动轴上的轴承主动轴上的轴承 (1)由初选的轴承的型号为:6206 查表 14-19 可知:d=30mm,外径 D=62mm,宽度 B=16mm, 基本额定动载荷 C=19.5KN,基本静载荷 CO=111.5KN, 查表 10.1 可知极限转速 13000r/min 根据根据条件，轴承预计寿命 Lh=1030016=48000h （1）已知 nI=473.33(r/min) 两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N 根据课本 P265（11-12）得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端 FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N (3)求系数 x、y FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63 FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 20 根据课本 P265 表（14-14）得 e=0.68 FA1/FR148000h 预期寿命足够 3.4 凸轮的设计与计算凸轮的设计与计算 凸轮机构是使从动件作预期规律运动的高副机构,按封闭方式的不同可分为力封闭和 形封闭两类：靠弹簧力、从动件自重等外力使从动件与凸轮始终保持接触的凸轮机构,属 于力封闭类凸轮机构；靠凸轮(组)的几何形状来保持从动件和凸轮之间始终可靠接触的 凸轮机构属于形封闭类凸轮机构,也称几何封闭凸轮机构,共轭凸轮机构就属于此类.在一 个共轭凸轮机构中,往往包含两组(或两组以上)完整的凸轮机构,其同类构件相互刚性联 接,两凸轮分别控制同一从动件运动规律中的不同行程,其中刚性联接的两个凸轮称为共 轭凸轮。根据从动件的运动形式的不同,共轭凸轮机构又可分为往复直动从动件共轭凸轮 机构、往复摆动从动件共轭凸轮机构及步进分度转动从动件共轭凸轮机构等。 在力封闭类凸轮机构中,必须设置回程弹簧或设计成沟槽凸轮,其设计较为简单,机构 冲击较大,仅能用于要求不高的中、低速场合；而形封闭共轭凸轮机构是靠共轭凸轮的几 何形状实现从动件与凸轮的可靠接触,因而可省去回程弹簧,减小接触应力,提高传动精度,从 而较适于中、高速场合,因此各类共轭凸轮机构在自动化和半自动化机器中有着十分广泛 的应用前景。然而由于共轭凸轮机构中参与啮合的零件多、凸轮廓线存在条件较苛刻导 致设计分析复杂,使其应用受到了一定限制.因此有必要研究出较为简便的设计方法.共轭 凸轮机构设计的核心任务是凸轮廓线的分析和求解。目前,对共轭凸轮机构的设计研究大 多是采用传统的直角坐标、极坐标法等 ,设计较为复杂。现在以平底直动从动件共轭凸 轮机构的设计分析为例,提出一种复极矢量函数与速度瞬心法相结合的设计方法,并通过 设计实例,结合Matlab进行共轭凸轮机构的可视化设计分析,简捷、方便而有效地解决该 问题。平底直动从动件共轭凸轮机构工作原理： 如图1所示,在平底直动从动件共轭凸轮机构中,主动件为