3916 專用精壓機的設計

3916 專用精壓機的設計,專用,精壓機,設計 11緒論1.1 設計專用精壓機的目的和意義設計的目的是為了更實用，精壓機構運動更科學，科技和技術含量提高，運動效率更高，更節(jié)省成本。隨著科學技術的提高，各種復雜專業(yè)場合對精壓機提出了更高或者更專門的要求。因此對專用精壓機進行改造設計具有極大的現(xiàn)實意義。設計的目的是為了實用，面對激烈的市場競爭，只有技術性能更加進步、更加符合生產(chǎn)實際需要的產(chǎn)品才能贏得市場。1.2 本課題所涉及的問題及國內(nèi)（外）研究現(xiàn)狀及分析1.2.1 國內(nèi)研究現(xiàn)狀及分析我國今年來隨著工業(yè)的發(fā)展，對壓力機械的要求也逐漸提高，尤其是其精度，效率，社會效益，經(jīng)濟性等各方面。精壓機的發(fā)展就有了很大的研究空間。各種環(huán)境下的品種繁多。萬變不離其宗，歸根結底還是對其組成機構的優(yōu)化。目前國內(nèi)主要科研機構、學校研發(fā)中心、工業(yè)企業(yè)等主要的工作是從其運動學的角度對機構的優(yōu)化工作進行可行性分析。隨著國內(nèi)基本建設和國民經(jīng)濟的持續(xù)發(fā)展，我國的建設機械市場已經(jīng)成為國際設備制造商關注的焦點，精壓機械行業(yè)也不例外，外資的進入，進一步加劇了市場的競爭程度，國內(nèi)破碎機械企業(yè)要想在競爭的大潮中取得先機，其首要問題就是要提高現(xiàn)有精壓設備的質量和技術含量，盡快縮小與國外先進水平的差距，創(chuàng)造自己的品牌，爭取市場主動。1.2.2 國外研究現(xiàn)狀及分析國外關于精壓機方面的研究比之國內(nèi)要深入和寬廣的多，并且多以理論聯(lián)系實驗綜合進行分析考慮，經(jīng)過總結所查閱的文獻，大致可將國外所做關于精壓機的研究工作歸納為對其運動機構的優(yōu)化，對干殼體所作的改進 ，包括從材料方面入手。精壓機械在國外已受到政府部門、企業(yè)界、高等學校與研究機構的高度重視。美國MIT、Berkeley、Stanford\AT&T 的 15 名科學家在上世紀八十年代末機械加工提出"小機器、大機遇：關于新興領域--微動力學的報告"的國家建議書，聲稱"由于動力學(微系統(tǒng))在美國的緊迫性，應在這樣一個新的重要技術領域與其他國家的競爭中走在前面"，建議中央財政預支費用為五年 5000 萬美元，得到美國領導機構重視。日本通產(chǎn)省 1991 年開始啟動一項為期 10 年、耗資 250 億日元的精壓機械大型研究計劃，研制兩臺樣機。該計劃有筑波大學、東京工業(yè)大學、東北大學、早稻田大學和富士通研究所等幾十家單位參加。歐洲工業(yè)發(fā)達國家也相繼對微型系統(tǒng)的研究開發(fā)進行了重點投資。1.3 完成本課題所必須的工作條件及解決的辦法1 了解精壓機及其整個精壓機行業(yè)的國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀：上網(wǎng)和圖書館查閱相關資料文獻。2 確定設計方案：參考資料，進行設計，問詢老師、同學。3 確定各種組成機構：上網(wǎng)和圖書館查閱，到學校工廠進行實際測量4 畫裝配圖：利用運用 AutoCAD 軟件制圖5 計算校核：參考資料書中的計算方法和公式等進行計算校核22、工作原理及工藝動作過程專用精壓機是用于薄壁鋁合金制件的精壓深沖工藝，它是將薄壁鋁板一次沖壓成為深筒形。如圖 1（a）所示，上模先以比較小的速度接近坯料，然后以勻速進行拉延成形工作，以后，上模繼續(xù)下行將成品推出型腔，最后快速返回。上模退出下模以后，送料機構從側面將坯料送至待加工位置，完成一個工作循環(huán)。它的主要工藝動作有：（1） 將新坯料送至待加工位置；（2） 下模固定、上模沖壓拉延成形將成品推出膜腔。(a) （b）圖 1 加工工件及上模運動規(guī)律3、原始數(shù)據(jù)和設計要求（1） 動力源是電動機，作轉動；沖壓執(zhí)行構件為上模，作上下往復直移運動，其大致運動規(guī)律如圖 1（b）所示，具有快速接近工件、等速工作進給和快速返回的特性。（2） 精壓成形制品生產(chǎn)率約每分鐘 70 件。（3） 上模移動總行程為 280 mm，其拉延行程置于總行程的中部，約 100 mm。（4） 行程速比系數(shù) K≥1.3。（5） 坯料輸送的最大距離 200 mm。（6） 上?；瑝K總質量 40 kg,最大生產(chǎn)阻力為 5000 N，且假定在拉延區(qū)內(nèi)生產(chǎn)阻力均衡；（7） 設最大擺動件的質量為 40kg/mm，繞質心轉動慣量為 2 kg?m2/mm，質心簡化到桿長的中點。其它構件的質量及轉動慣量均忽略不計；（8） 傳動裝置的等效轉動慣量（以曲柄為等效構件，其轉動慣量設為 30 kg?m2，機器運轉許用不均勻系數(shù)[δ]為 0.05）（9） 機構應具有較好的傳力性能，特別是工作段的壓力角 應盡可能小，傳動角 大??于或等于許用傳動角?40][??34、模擬機構運動循環(huán)圖根據(jù)此設計的運動基本原理模擬此機構的運動循環(huán)過程，通過下圖表示：圖 2 機構運動循環(huán)圖由上圖可知：上模運動在它的正行程時，推桿和上頂機機構在一個運動周期內(nèi)，當機構都在回程中；當上模沖壓完成之后，推桿開始將胚料輸送至待加工位置，上頂機構也同時將成品頂出下模，實現(xiàn)一個工作周期。5、機構運動方案的評定和選擇5.1 提出設計方案:該專用精壓機包含有沖壓和送料兩個執(zhí)行機構。在沖壓機構的工作段要求從動件能夠等速運動，在回程階段應具有急回特性，此外對機構的動力性能也有一定的要求，傳動角與壓力角需符合標準。同時送料機構能夠準確的在一定時間內(nèi)將坯料送至待加工位置。則有以下三種方案。三種可能的方案輪控制其運動方式，無太大的受力，需要的傳動結構簡單，通過倒置法能夠確定凸輪的大致輪廓。送料機構是由擺桿滑塊機構完成。方案一：凸輪—連杠沖壓機構＋擺桿—滑塊送料機構（見圖 3） 。沖壓機構由凸構組成的，按機構運動循環(huán)圖可確定搖桿工作位置和從動件的運動規(guī)律，使其能在規(guī)定時間內(nèi)將工件送至待加工位置。4圖 3 凸輪—連杠沖壓機構＋擺桿—滑塊送料機構方案二：凸輪—連桿沖壓送料機構（見圖4）送料和沖壓機構都是由凸輪連桿機構組成。連桿機構可通過對桿長的計算設計，當選擇好適當?shù)臈U長尺寸后，能實現(xiàn)所需的行程速比以及運動要求。通過鉸鏈點與桿長的適當選擇，能使機構具有較小的壓力角和較為理想的傳動角，使其達到運動功能，滿足傳動要求。凸輪輪廓線可根據(jù)運動的要求用機構倒置法求出，從而使送料、沖壓和上頂同時完成，并也能滿足急回與勻速這一運動要求，在完成預定運動的同時，使整個加工效率提高。圖 4 凸輪—連桿沖壓送料機構方案三：擺動導桿沖壓機構 + 曲柄-滑塊送料機構。沖壓機構:參考《機械設計基礎》中的有關連桿機構,并且經(jīng)過改進，將其凸輪機構高副低代后得到了由搖桿和滑塊組成的擺動導桿機構。導桿機構的尺寸確定可按給定的行程速度變化系數(shù) K 設計，上模將具有急回的特性，搖桿滑塊機構的組合可按照要求使上模在工作段接近于勻速。送料機構：搖桿滑塊送料機構通過齒輪與上部曲柄軸相連。可調(diào)節(jié)其在整個運動中的初始位置使推桿在預定時間將胚料送至待加工的位置。如取一定的偏距，則其也具有急回的特性。如下:5圖 5 擺動導桿沖壓機構 + 曲柄-滑塊送料機構5.2 最終方案的確定考慮到配料被沖壓成形之后如果還留有切邊，則成品就不能從下模的下部離開，而在第 3 方案的設計基礎上，成品只可由一機構垂直將其頂出上模，然后同時由下一個送來的配料將其橫向地推出下模工作臺面。這樣就在第 3 方案的基礎上增加了一個”上頂“機構，此機構的運動方向基本和上模相同，上模在回程時呈現(xiàn)出急回的特性，而”上頂”機構為了能迅速的將在下模中的成品頂出，其需要急速向上運動的特性。所加“上頂機構”如下圖6：圖 6 上頂機構所以，綜上可以得到整體的機構簡圖，其優(yōu)點是顯而易見的：穩(wěn)定性良好，傳動平穩(wěn)，整體結構比較簡單，經(jīng)濟性較好，易于流水線生產(chǎn)，可以形成規(guī)模；加工成本也是相對而言比較少的?？v觀以上幾點在加上“上頂機構”的添加，此總體這樣是最為合適的，則設計此機構的總體簡圖如下圖 7：6圖 7 最終方案5.3 最終決定方案的工作原理參見機械運動簡圖 7：搖桿-滑塊送料機構 JHG 用推板 K 將待加工工件推到預定加工位置（D、Q 的正下方） 。在送料機構 JHG 送料后回程時，上?；瑝K沖壓機構 CBA 已經(jīng)進入工作階段，D 處滑塊先快速接近原料，再以等速對其進行沖壓，同時下?；瑝K沖壓機構PNM 恰好到達最低極限位置頂住工件。當沖壓完成后，上模沖壓機構 CBA 滑塊急回向上退回，而下模沖壓機構 PNM 由最低位置急速向上運動頂出工件。此時，送料機構 JHG 再次送料，新的待加工工件在成品被完全頂出時到達預定位置，將成品推下工作臺，這樣就完成了一個周期的動作。6、傳動系統(tǒng)方案的設計6.1 電動機的計算與選擇電動機是機械系統(tǒng)中的驅動部分。工作機對起動、過載、運轉平整性、調(diào)速和控制要求較高，且專用精壓機要求潔凈的工作平臺，所以它要求不能污染成品與工作臺而且便于清洗，因而液壓傳動不符合條件，同時氣壓和液壓的成本都較高，最終選擇電動機傳動。通過對機構的分析和實際情況的綜合考慮，對電機的各個參數(shù)做出如下計算：首先，考慮到電機輸出功率的傳遞效率問題，電機應該安裝在靠近工作件的齒輪軸上，又由于大齒輪輸入動力時可以傳遞較大的扭矩，故選擇將電機安裝在與齒輪 F 的軸線上，且根據(jù)任務書的要求；每分鐘生產(chǎn) 70 個工件，則電機的轉速可以確定為 35r/min，故齒輪A 的角速度就可以算得：ω=3.6rad/s ，那么由此首先可以確定 A 輪的轉動慣量:1/2mv12=1/2jω27這里 V1 取半個行程的速度平均值 V1=0.32m/s，上模塊質量 m=40kg,由此可以推算齒輪 A的轉動慣量為：J=40*0.322/3.62kg*m2=0.32kg*m2從而可以推出其他齒輪的轉動慣量：JF=JL=2.56kg*m2,JA=JG=JM=0.32kg*m2從而由此根據(jù)能量守恒定律在沖壓成形的過程中，可以估算出電機的功率：P=（1/2mv2+1/2J1 ω12*3+1/2J2ω2*2+Ff*d）/t代入數(shù)據(jù)可得：P=746w考慮到齒輪傳輸中的機械損失，取功率為 1.1KW 的電機。查閱 《機械設計手冊》選擇三相交流異步電動機，其型號為 Y90L-6。Y90L-6 型電動機的基本參數(shù)為：轉速 910r/min,W 額=1.1KW，最大轉矩 2.2N*mm，電機軸的直徑 D=24mm，鍵槽 F=8mm。6.2 減速箱的計算與選擇根據(jù)生產(chǎn)成品的速率可知主軸轉速為 35r/min，則公稱傳動比 i=n1/n2=26，查閱《機械設計手冊》選擇標準三級圓柱齒輪減速器，其型號為 ZSY。其公稱傳動比范圍：22.4—100，總中心距范圍：352—1570，重量 150—10800kg。具體選擇型號 ZSY（低速級中心距），傳動比 i=20—35.5，中心距 160，輸入軸 d1=24mm m6；輸出軸 d2=75mm n66.3 聯(lián)軸器的選擇根據(jù)實際需要，以及電動機軸和減速箱輸入軸的數(shù)據(jù)，查閱《機械設計實用手冊》選擇齒式聯(lián)軸器，型號 GⅡCL1, 公稱轉矩 355N*m，許用轉速 4000r/min，軸孔直徑 24mm。減速箱輸出軸和齒輪軸 F 之間的減速器同樣為齒式聯(lián)軸器，其型號為 GⅡCL5，公稱轉矩2800N*m，許用轉速 4000r/min，軸孔直徑 40mm;75mm。6.4 機械系統(tǒng)傳動方案當電動機、減速箱、聯(lián)軸器，選擇確定以后，本方案選擇齒輪傳動動力，整體傳動方案為：電動機提供原動力，通過減速箱，輸出設計需要的轉速，在通過齒輪傳動，最后沖壓機構完成動作。則整體傳動系統(tǒng)圖為下圖：圖 8 精壓機傳動系統(tǒng)7、機構的尺寸設計7.1 執(zhí)行機構的尺寸設計87.1.1 上模沖壓機構的尺寸設計因上模沖壓機構采用曲柄滑塊的傳動機構，且根據(jù)任務書的要求行程速比系數(shù) K 取1.8，則級位夾角 =180°(K-1)/(K+1)=52°。且要求上模沖壓的總行程為 280mm，則沖模?錘的最高點到最低點的距離 H 為 140mm；則考慮兩個極限位置時可以算出2*CD*Sin /2=280?CD=320mm取曲柄 AB=250mm，得知 AC=513mm。7.1.2 下模頂出機構的尺寸設計下模采用與上模相稱的設計方案，K 值與上移距離均與上模相同。即曲柄MN=AB=250mm，機架 PM=AC=513mm。7.2 傳動系統(tǒng)的尺寸設計為了方便運算以及統(tǒng)一性，且在保證大于沖錘的沖程范圍。取三個小齒輪的分度圓直徑 d=160mm，大齒輪分度圓直徑 D=320mm，所有齒輪模數(shù)相同 m=8mm。則小齒輪的齒數(shù) z=20，大齒輪的齒數(shù) Z=40。GL 水平距離取 200mm，與此同時，為了保證推桿送料機構具有急回特性，且方便計算，采用曲柄滑塊機構輸送原料。根據(jù)輸送原料時的推桿最大行程以及四連桿機構的行程速比系數(shù) K=1.8，考慮兩處極限位置，可以算出曲柄NG=78mm，連桿 JN=164mm。8、齒輪的設計計算與校核根據(jù)設計要求需要 5 個齒輪。齒輪對稱布置，軟齒面。三個相同的小齒輪，兩個相同的大齒輪。8.1 確定許用應力設計小齒輪采用 40MnB 調(diào)質處理，查《機械設計基礎》表 11-1 知：齒面硬度為 241-286HBS，σ =730MPa， σFE=600MPa；大齒輪用 ZG35SiMn 調(diào)質處理，齒面硬度為1limH241-269HBS， σ =620 MPa，σFE2=510MPa 。繼續(xù)查閱 《機械設計基礎》表 11-5，2li取 SH=1.1，SF=1.25 ，故：= （8-1 ）??H1σlimσ 73064MPaS.= （8-2）H2σliσ 5.= = （8-3）??F1σES?6048Pa.= （8-4）F2σσ 5M.8.2 按齒面接觸強度設計9設齒輪按 8 級精度制造，取載荷系數(shù) K=1.5(表 11-3)，齒寬系數(shù) φ d=0.8（表 11-6） 。大齒輪上的轉矩 T =9.55×10 × =9.55×10 × =271N*m （8-161nPI6350.95）取 ＝ 188（表 11-4）EZ＝376.4mm （8-3 23 211217218.5()()[].064EHKTZud????????6）齒數(shù)： Z =40 Z = =20；12模數(shù) m=8mm；齒寬 b= ，取 302mm；m?1d0.8376.401.2φ則 b1=302mm,b2=312mm則實際的 d1=z*m=40*8=320mm，d 2=20*8=160mm；中心距： = = =240mm；?2+取 a=240mm。8.3 驗算輪齒彎曲強度齒形系數(shù) YFa1=2.56， （圖 11-8） ，Y Sa1=1.63（圖 11-9） ，查閱《機械設計基礎》獲得同理 YFa2=2.13，Y Sa2=1.81= = （8-7） 1F?12saFKTBmZ??1271.563.4803084MPaFPa?????（8-8）σ816.5Yσσ 2Fa1s2F2?安全，故符合設計要求。8.4 齒輪的圓周速度（8-13.420.6061dnmVs????9）對照《機械設計基礎》表 11-2 可知選用 8 級精度是合宜的。9軸的設計計算與校核9.1 軸的材料的選擇此設計中用到了五根齒輪軸，根據(jù)設計要求兩根大齒輪軸相同，三根小齒輪軸相同。而軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以熱處理或化學處理的方法提高其耐磨性和抗疲勞強度。所以我們用的是 45 鋼，調(diào)質處理。109.2 大齒輪軸最小直徑的計算根據(jù)《機械設計基礎》公式（14-6）可得大齒輪軸的最小直徑（9-1）????m56.31.03???Mdbca?而 為當量彎矩，其中 是考慮扭矩和彎矩的加載情況及產(chǎn)生應力22)(Tca???的循環(huán)特性差異的系數(shù)，其含義是將非對稱循環(huán)變化的扭矩轉化為對稱循環(huán)變化的當量扭矩切應力。因通常由彎矩所產(chǎn)生的彎曲應力是對稱循環(huán)的變應力，而扭矩所產(chǎn)生的扭轉切應力則常常不是對稱循環(huán)的變應力，故在求當量彎矩時，必須計及這種循環(huán)特性差異的影響。即當扭矩切應力為靜應力時， ≈0.3；扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取≈0.6；若扭轉切應力亦為對稱循環(huán)變應力時，則取 =1。 為軸的許用彎曲應力，? ???b1??其值按參考資料[6]表 11.4 選用。根據(jù)本設計的技術要求，又由于軸上有鍵槽或過盈配合時，為了補償軸的削弱，按上式計算的軸徑 應增大，一個鍵槽增大 4﹪～6%，兩個鍵槽增大 7%～13%d所以圓整后取軸的最小直徑為 40mm。9.3 大齒輪軸的設計軸上零件的定位、固定、裝配：如下圖 9Ⅰ： ， ；md401?L601Ⅱ： ， ；822Ⅲ： ， ；533Ⅳ： ， 。md4?L104Ⅴ： ， 。6855Ⅵ： ， 。 6Ⅶ： ， 。md407?L187所以軸的總長度為 765432L??1800678?11圖 9 大齒輪軸9.4 小齒輪軸的最小直徑的計算根據(jù)《機械設計基礎》公式（14-6）可得小齒輪軸的最小直徑（9-????m45.261.03???Mdbca?2）而 為當量彎矩，其中 是考慮扭矩和彎矩的加載情況及產(chǎn)生應力22)(Tca???的循環(huán)特性差異的系數(shù)，其含義是將非對稱循環(huán)變化的扭矩轉化為對稱循環(huán)變化的當量扭矩切應力。因通常由彎矩所產(chǎn)生的彎曲應力是對稱循環(huán)的變應力，而扭矩所產(chǎn)生的扭轉切應力則常常不是對稱循環(huán)的變應力，故在求當量彎矩時，必須計及這種循環(huán)特性差異的影響。即當扭矩切應力為靜應力時， ≈0.3；扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取≈0.6；若扭轉切應力亦為對稱循環(huán)變應力時，則取 =1。 為軸的許用彎曲應力，? ???b1??其值按參考資料[6]表 11.4 選用。根據(jù)本設計的技術要求，又由于軸上有鍵槽或過盈配合時，為了補償軸的削弱，按上式計算的軸徑 應增大，一個鍵槽增大(4﹪～6%)，兩個鍵槽增大(7%～13%)d所以圓整后取軸的最小直徑為 30mm。9.5 小齒輪軸的設計軸上零件的定位、固定、裝配：如下圖 10Ⅰ： ， ；md301?L601Ⅱ： ， ；8272Ⅲ： ， ；433Ⅳ： ， ；md?L104Ⅴ： ， ；585Ⅵ： ， ； 66Ⅶ： ， 。md407?L18712所以軸的總長度為 7654321 LL???180076m圖 10 小齒輪軸9.6 大齒輪軸的校核9.6.1 軸的疲勞強度校核軸的疲勞強度校核是在軸的結構尺寸確定之后進行的，目的是校驗軸對疲勞損壞的抵抗能力，方法是校核危險截面的疲勞強度安全系數(shù) S。軸的疲勞強度校核是根據(jù)作用在軸上的最大載荷來計算的。危險截面的位置應是受力較大、截面較小及應力集中較嚴重即實際應力較大的若干截面。其安全系數(shù)公式如下：（9-][)(3)(2201SZTMSP???????3）軸的材料為 45 鋼，經(jīng)調(diào)質處理，其 。aMP0][1???⑴求作用在齒輪上的力 md320?（前面已算）NT?7Ft 69.1??Ntr 2.0tanan??0?⑵求作用在軸上的支反力水平面內(nèi)支反力 NFRtH3.18.7569.31??Ht 9.012??13垂直面內(nèi)支反力 NFRrV48.0.735628.1 ???Vr 1.12?⑶求出水平面和垂直面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎矩 mNRMH????.3527.1 6819062V?4.1 mNR???4.282總彎矩 M??3.71.3521??0462⑷求出計算彎矩由于是平穩(wěn)工作，所以選取循環(huán)特性系數(shù) ，代入求得，6.?mNTca ????85.16.237)(221M??70.22⑸較核軸的強度已知軸的彎矩后，即可針對危險截面做強度較核計算。通常只較核軸上承受最大計算彎矩的截面，代入公式，得????acac PW18.02.5631? aMP30][1???故大齒輪軸安全。9.7 小齒輪軸的校核9.7.1 軸的疲勞強度校核軸的疲勞強度校核是在軸的結構尺寸確定之后進行的，目的是校驗軸對疲勞損壞的抵抗能力，方法是校核危險截面的疲勞強度安全系數(shù) S。軸的疲勞強度校核是根據(jù)作用在軸上的最大載荷來計算的。危險截面的位置應是受力較大、截面較小及應力集中較嚴重即實際應力較大的若干截面。其安全系數(shù)公式如下：（9-][)(3)(2201SZTMSP???????3）14軸的材料為 45 鋼，經(jīng)調(diào)質處理，其 。aMP30][1???⑴求作用在齒輪上的力 md160?（前面已算）NT?27Ft 5.3??Ntr 27.10tana??0?⑵求作用在軸上的支反力水平面內(nèi)支反力 NFRtH7.28.35.71??Ht .012??垂直面內(nèi)支反力 FrV98..73528.1??NRVr 2.012??⑶求出水平面和垂直面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎矩 mMH???9.7.271R?4138602 NV ?..1 m??7292總彎矩 M???5.46..7221 N?31832⑷求出計算彎矩由于是平穩(wěn)工作，所以選取循環(huán)特性系數(shù) ，代入求得，6.0?mNTca ?????15.80.257)(221M?6313.422⑸較核軸的強度已知軸的彎矩后，即可針對危險截面做強度較核計算。通常只較核軸上承受最大計算15彎矩的截面，代入公式，得????acac MPWM18.02.631? aP30][1???故小齒輪軸安全。10滾動軸承的選擇與計算本設計中有五處使用到了軸承，在兩個相同大齒輪軸和三個相同小齒輪軸上，已知大齒輪軸徑 d=40mm，所以選內(nèi)徑為 40mm 的深溝球軸承，在機械設計手冊中，查表 6-1，選擇型號為 6008 的深溝球軸承。另小齒輪軸徑為 d=30mm，所以選內(nèi)徑為 30mm 的軸承，在機械設計手冊中選擇深溝球軸承；查表 6-1，選擇型號為 6006 的軸承。（1）計算軸承的當量動載荷（10-1 ）rapxFy??（2）計算軸承壽命（10-2 ）610nCLPn??????????????其中：-----基本額定壽命n------基本額定動載荷C------當量動載荷p-------壽命指數(shù)，對深溝球軸承 =3??查機械設計手冊軸承 6006 的基本額定動載荷為 13.2KN，軸承 6008 的基本額定動載荷為 17.0KN。計算后知：=4000—8000h，選用軸承都可用??nL?11鍵的選擇與驗算11.1 選擇鍵的類型和尺寸本設計中有五處要求使用鍵聯(lián)接，即兩大齒輪和三個小齒輪與軸的連接處需要鍵連接。大齒輪軸的直徑 D=40mm，小齒輪軸的直徑 d=30mm。一般 8 級以上的精度要有定心精度的要求，所以選擇用平鍵聯(lián)接，故選用圓頭普通平鍵（A）型。根據(jù)以上的數(shù)據(jù)，從機械設計手冊，表 4-1 中查得大軸鍵的截面尺寸為：寬度b=12mm，高度 h=8mm，可以確定取此鍵的長度 L=50mm。查得小齒輪鍵的截面尺寸為：寬度 b=10mm，高度 h=8mm。同理取此鍵的長度 L=56mm。11.2 校核鍵的強度大齒輪軸連接鍵處：鍵、軸的材料是 45 號鋼，且屬于靜聯(lián)接由文獻 1 的表 6-2 查得許用擠壓應力為[σp]=100-120MPa,取其平均值，[σp]=110MPa。鍵的工作長度為 l=L-b=50mm-12mm=38mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為 k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由文獻 1的式 6-1 可得16= （11-1???pPkldT???10323271089.1354MPa???）可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。小齒輪軸連接鍵處：鍵、軸的材料是 45 號鋼，且屬于靜聯(lián)接由文獻 1 的表 6-2 查得許用擠壓應力為[σp]=100-120MPa,取其平均值，[σp]=110MPa。鍵的工作長度為 l=L-b=56mm-10mm=46mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為 k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由文獻 1的式 6-1 可得= （11-2）???pPkldT???10323271098.213546MPa???可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。自此齒輪軸中的所有的鍵均以校核完畢，所有的鍵均滿足設計要求?？? 結通過本次畢業(yè)設計，我深深的體會到自己在理論知識方面和實際操作方面的欠缺，同時也感到自己在知識的運用上不夠靈活，這也說明我在學習知識的過程中存在著一些缺點，導致設計過程中出現(xiàn)許多的失誤和差錯。再加上時間非常的緊迫，沒有做到意想的最佳效果?？偨Y有以下幾點：1.在初定方案過程中，由于自己所見實物過少，零部件的尺寸不能確定，使方案進行了多次修改，耽誤了大量時間。在計算過程中，對于傳動齒輪、軸和曲柄滑塊的基本尺寸，計算結果與實際生產(chǎn)加工有偏差，也相應作了修改。2.在專用精壓機的總體結構設計上，由于沒有相應的精壓機參考。計算量過大，導致專用精壓機的結構布置不是很合理，而且機架尺寸的確定也比較麻煩，在畫圖過程中，發(fā)現(xiàn)圖上尺寸與理論的差距存在嚴重，不得不重新進行尺寸的修改。4.在軸的設計過程中，其基本尺寸進行了多次修改，由于工作量太大，軸的校核部分計算混亂?？傮w來說，在這次畢業(yè)設計中，收獲很大，平時在學習知識的時候，總是認為好多知識用不到，所以就沒有更深一步去理解。在此次設計中，我感到自己的知識面很窄，對知17識掌握得不夠，在設計時，考慮問題太片面，導致零部件進行多次修改。由于工作量較大和時間緊張。畫圖過程是積累經(jīng)驗的過程，細節(jié)把我的不是很好。總之，完成這次畢業(yè)設計就算成功了一半，至于好壞就可以體現(xiàn)出水平問題了。希望以后的畢業(yè)生能做到更好。致 謝對于這次畢業(yè)設計的完成，首先感謝母校---塔里木大學的辛勤培育，感謝學校給我提供了如此難得的學習環(huán)境和機會，使我將以前學到的知識又重新回顧了一遍，知道了學習的可貴與獲取知識的辛勤。承蒙指導老師的耐心指導，使我順利地完成了畢業(yè)設計。在此，深深地感謝劉媛媛指導老師，給予了我耐心的指導和幫助，體現(xiàn)出了她對工作高度負責的精神，在代非畢業(yè)班的課程，有很多的不方便，但老師總能給我們答復，對我們的問題耐心的指導。在整個設計的過程中，她耐心的指導，才使我的設計順利完成，同時也感謝在這幾年中給予我知識的各位老師。對于這次畢業(yè)設計，由于時間倉促和自己所學軟件掌握熟練程度等因素，設計的總體來說不盡人意，不過，至少啟發(fā)了我的思維，提高了我的動手能力和知識的綜合運用，同時，使我將以前所學的書本知識又重新復習了一遍，這為我在今后的工作崗位上發(fā)揮自己的才能奠定了堅實的基礎。最后，再一次衷心的感謝學校能夠給予我這次機會，使我將所學理論知識與實踐相結合，以及在這次設計中給予我指導的所有老師。你們傳授的知識使我受用一生，你們的恩18情我會銘記一生。另外，感謝我身邊的所有幫助我的同學們，謝謝同學們在設計過程給予我的建議和問題，也就是在不斷的解決同學們給我的設計提出的問題的同時我完成了我大學生崖的最后一課的作業(yè)。感謝各位老師和同學在大學的生活給我的關心和幫助，讓我在完成自己學業(yè)的同時也學到很多的生活技能，為我走向社會提供了基石。四年的專業(yè)學習，使我真正掌握了一種學習的方法，這是大學給我的最寶貴的東西，也是各位老師給我的最寶貴的東西，在這里向辛勤工作的各位老師表示由衷的感謝。最后，祝愿我們的老師和同學們在事業(yè)上蒸蒸日上，在生活上和和美美。參考文獻[1] 楊克,趙小東.工程材料及機械制造基礎(Ⅰ).北京:高等教育出版社,2005.[2] 吳宗澤,羅盛國.機械設計課程設計手冊.第 3 版.北京:高等教育出版社 2006.5.[3] 孫桓,陳作模,葛文杰.機械原理.第 7 版.北京:高等教育出版社,2006.5.[4] 徐灝主編.機械設計手冊.第 1 版.北京：機械工業(yè)出版社，2000.6.[5] 濮良貴,紀名剛.機械設計.第 8 版.北京:高等教育出版社,2006.5.[6]成大先.機械設計手冊.北京:化學工業(yè)出版社,2004.[7]鄒慧君等.機械原理.北京:高等教育出版社，1999.[8]鄭文煒，吳克堅.機械原理.第 7 版.北京:高等教育出版社，1997.[9]王芮，淺談精壓機沖壓機構、送料機構方案設計.四川，西南交通大學學報,2011.[10]邱宣懷.機械設計.第 4 版.北京:高等教育出版社，1997.前 言隨著科學技術的提高，各種復雜專業(yè)場合對精壓機提出了更高或者更專門的要求。因此對專用精壓機進行改造設計具有極大的現(xiàn)實意義。設計的目的是為了實用，面對激烈的市場競爭，只有技術性能更加進步、更加符合生產(chǎn)實際需要的產(chǎn)品才能贏得市場。我國今年來隨著工業(yè)的發(fā)展，對壓力機械的要求也逐漸提高，尤其是其精度，效率，社會效益，經(jīng)濟性等各方面。精壓機的發(fā)展就有了很大的研究空間。各種環(huán)境下的品種繁多。萬變不離其宗，歸根結底還是對其組成機構的優(yōu)化。目前國內(nèi)主要科研機構、學校研發(fā)中心、工業(yè)企業(yè)等主要的工作是從其運動學的角度對機構的優(yōu)化工作進行可行性分析。隨著國內(nèi)基本建設和國民經(jīng)濟的持續(xù)發(fā)展，我國的建設機械市場已經(jīng)成為國際設備制造商關注的焦點，精壓機械行業(yè)也不例外，外資的進入，進一步加劇了市場的競爭程度，國內(nèi)破碎機械企業(yè)要想在競爭的大潮中取得先機，其首要問題就是要提高現(xiàn)有精壓設備的質量和技術含量，盡快縮小與國外先進水平的差距，創(chuàng)造自己的品牌，爭取市場主動。國外關于精壓機方面的研究比之國內(nèi)要深入和寬廣的多，并且多以理論聯(lián)系實驗綜合進行分析考慮，經(jīng)過總結所查閱的文獻，大致可將國外所做關于精壓機的研究工作歸納為對其運動機構的優(yōu)化，對干殼體所作的改進 ，包括從材料方面入手。精壓機械在國外已受到政府部門、企業(yè)界、高等學校與研究機構的高度重視。美國 MIT、Berkeley 、Stanford\AT&T 的 15 名科學家在上世紀八十年代末機械加工提出"小機器、大機遇：關于新興領域-- 微動力學的報告"的國家建議書，聲稱"由于動力學 (微系統(tǒng) )在美國的緊迫性，應在這樣一個新的重要技術領域與其他國家的競爭中走在前面"，建議中央財政預支費用為五年 5000 萬美元，得到美國領導機構重視。日本通產(chǎn)省 1991 年開始啟動一項為期 10 年、耗資 250 億日元的精壓機械大型研究計劃，研制兩臺樣機。該計劃有筑波大學、東京工業(yè)大學、東北大學、早稻田大學和富士通研究所等幾十家單位參加。歐洲工業(yè)發(fā)達國家也相繼對微型系統(tǒng)的研究開發(fā)進行了重點投資。目 錄1 緒 論 .................................................................................................................................................................11.1 設 計專 用精壓 機的 目的和意義 ..............................................................................................................11.2 本課題所涉及的問題及國內(nèi)（外）研究現(xiàn)狀及分析 .........................................................................11.3 完成本課題所必須的工作條件及解決的辦法 .....................................................................................12 工作原理及工藝動作過程 ........................................................................................................................23 原始數(shù)據(jù)和設計要求 ..................................................................................................................................24 模擬機構運動循環(huán)圖 ..................................................................................................................................25 機構運動方案的評定與選擇 ...................................................................................................................35.1 提出設計方案 ............................................................................................................................................35.2 最終方案的確定 ........................................................................................................................................55.3 最終決定方案的工作原理 .......................................................................................................................66 傳動 系統(tǒng)方 案的設計 ..................................................................................................................................66.1 電動機的計算與選擇 ...............................................................................................................................66.2 減速箱的計算與選擇 ...............................................................................................................................76.3 聯(lián)軸器的選擇 ............................................................................................................................................76.4 機械系統(tǒng)傳動方案 ...................................................................................................................................77 機構的尺寸設計 ...........................................................................................................................................87.1 執(zhí)行機構的尺寸設計 ...............................................................................................................................87.2 傳動機構的尺寸設計 ...............................................................................................................................88 齒輪的設計計算與校核 .............................................................................................................................88.1 確定許用應力 ............................................................................................................................................88.2 按齒面接觸強度設計 ...............................................................................................................................88.3 驗證輪齒彎曲強度 ...................................................................................................................................98.4 齒輪的圓周速度 ........................................................................................................................................99 軸的設計計算與校核 ..................................................................................................................................99.1 軸的材料的選擇 ........................................................................................................................................99.2 大齒輪軸最小直徑的計算 .......................................................................................................................99.3 大齒輪軸的設計 ......................................................................................................................................109.4 小齒輪軸的最小直徑的計算 .................................................................................................................119.5 小齒輪軸的設計 ......................................................................................................................................119.6 大齒輪軸的校核 ......................................................................................................................................129.7 小齒輪軸的校核 ......................................................................................................................................1310 滾動軸承的選擇與計算 ........................................................................................................................1511 鍵的選擇與計算 .......................................................................................................................................1511.1 選擇鍵的類型和尺寸 ...........................................................................................................................1511.2 校核鍵的強度 ........................................................................................................................................1512 總結 ...............................................................................................................................................................16致 謝 ..................................................................................................................................................................17參考文獻 ...........................................................................................................................................................18