曲柄压力机毕业论文12资料.docx

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1、摘 要：曲柄压力机广泛应用于冲裁，弯曲，校正，模具冲压等工作。本次设计的为单点闭式中型，公称压力为 160吨曲柄压力机。此次设计由于分工不同，主要完成的是曲柄压力机曲柄滑块机构的 设计。在设计中主要是根据总体设计确定的压力机主要参数，公称压力,滑块行程等参数参考相关手册初步估算曲柄，连杆，滑块，导轨相关尺 寸，然后分别校核，修正，最终确定各零部件尺寸，并根据要求完成装 模高度调节装置设计。最后写出详尽曲柄滑块机构设计说明书，绘出主 要零件图。关键字：公称压力，曲轴，连杆，导轨，调节装置。-2 -Abstract: It was crank press slider crank mechanis

2、m design that crank press extensive use to blanking bent, adjustment, mould stamping quiescent. This degree rated for single-point closed type mesotype skill pressure for 160 ton crank press.This degree design owing to division of labour differ. Mostly finished at design suffer primarily as per over

3、all design final contractor major parameter, nominal pressure, slide stroke is isoparametric reference correlation manual general estimate winch pitman, slipper rack correlation size, then parting check amend, ultimately ascertain each spare sizecombine or finish fit design up with. be the last writ

4、ten out at large slider crank mechanism design specifications out major parts chart to.key word： nominal pressure crankshaft, pitman, rack, regulating block.目录-.3-前言-.5-1.1 曲柄压力机的构成及工作原理-6 -1.1.1 曲柄压力机一般有工作部分构成 - 6 -1.1.2 曲柄压力机工作原理 .-6 -1.2 曲柄压力机的主要技术参数和型号 -7 -1.2.1 曲柄压力机的主要技术参数 -7 -2曲柄滑块机构的构成及相关分析

5、.-9 -1.1 1 压力机曲柄滑块机构的构成 -9 -1.2 曲柄压力机滑块机构的运动规律分析 .-10 -1.2.1 滑块的位移和曲柄转角之间的关系 -10 -1.2.2 滑块的速度和曲柄转角的关系 -11 -1.3 曲柄压力机滑块机构的受力分析 -14 -1.3.1 忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析.-14 -1.3.2 考虑摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析.-16 -3齿轮传动-.20 -3.1 齿轮传动的介绍 -.20 -3.1.1 齿轮在应用的过程中对精度有以下的要求 -20 -3.2 直齿轮传动.21-3.2.1 齿轮参数确定 .-.21 -3.2.2 齿轮的尺寸初步

6、计算 -22 -3.2.3 齿轮的强度校核 .-23 -3.3 圆锥齿轮的设计与计算 .-26 -3.3.1 几何参数的计算 .-26 -3.3.2 核算弯曲应力 .-.28 -3.4 蜗杆蜗轮传动的计算 .-.29 -3.4.1 蜗杆传动的特点 .-29 -3.4.2 蜗杆蜗轮的材料 .-30 -3.4.3 蜗杆蜗轮尺寸的计算 -30 -3 -3.4.4 核算蜗轮弯曲应力 -32-3.4.5 核算蜗杆接触应力：-33-4曲柄压力机滑块机构的设计与计算 -36-4.1 曲轴的设计与计算 -.36-4.1.1 选定轴白W料 二36-4.1.2 估算曲轴的相关尺寸 -36-4.1.3 设计轴的结构

7、并绘制结构草图 - 36-4.1.4 校核轴劲尺寸 .-.36-4.1.5 曲轴的危险阶面校核 -38-4.2 连杆和调节螺杆的设计 .-41-4.2.1 连杆和调节螺杆初步确定-41-4.2.2 校核调节螺杆的和连杆尺寸 -41-4.3 导轨的设计与计算.-.44-4.4 装模高度调节装置总体设计 -47-4.4.1 装模高度调节装置构成及工做原理 -47-4.4.2 调节装置电动机选定 -49-5轴承的选用.-.53-5.1 滑动轴承选用与校核 .-.53-5.1.1 连杆大端滑动轴承选用与校核 .-53-5.1.2 曲轴颈上滑动轴承选用与校核 .-54-5.2 滚动轴承选用与校核 .-5

8、5-5.2.1 求比值：-.55-5.2.2 求相对应轴承轴向载荷的e值与Y值-55-20 -刖百制造业是一个国家经济发展的重要支柱，具发展水平标志着该国家 的经济实力、科技水平和国防实力。压力机是机械制造业的基础设备。 随着社会需求和科学技术的发展，对机床设计要求越来越高。尤其是模 具制造的飞速出现，使机床向高速、精确，智能化的方向发展。因此， 对压力机的精度和生产率等各方面的要求也就越来越高。本次设计是结合 中型压力机的工作实际，对JB31-160型曲柄压力机 进行改造性设计。由于传统JB31-160型曲柄压力压力机，存在滑块运动 精度底，装模高度调节麻烦，滑块行程量小等缺点，严重影响了生

9、产效 率。本次设计鉴于以上缺点对其进行了如下改正：1改进部件结构设计，采用新型材料。例如离合器部件，尽量减小其从动惯量，采用新兴摩擦 材料。2调节装置方面，采用二级的锥齿一一蜗杆蜗轮调节，节省了工 人劳动量，又提高了精度。3采用了曲轴代替同类型的偏心轴，用变位 齿轮代替普通齿轮，这样就减小了机身的高度，更方便按装。压力机是冲压模具制造的常用设备，而提高冲压模具坯料精度，提 高生产率，提高使用寿命，减少劳动劳动量的有效方法，止匕外，还要考 虑到人机结合的合理性，使机床更人性化，便于工人的操作，减轻劳动 强度和增加安全性。曲柄压力机的工作原理及主要参数1.1 曲柄压力机的构成及工作原理1.1.1

10、曲柄压力机一般有工作部分构成1）工作机构，一般为曲柄滑块机构，由曲柄、连杆、滑块等零件成。2）传动系统，包括齿轮传动、皮带传动等机构。3）操作系统，如离合器、制动器。4）能源系统，如电动机、飞轮。5）支撑部件，如机身。上述除了的基本部分以外，还有多种辅助系统与装置，如润滑系统、 安全保护装置以及气垫等。1.1.2 曲柄压力机工作原理曲柄压力机是以曲柄传动的锻压机械，其工作原理是电动机通过三 角带把运动传给大皮带轮，再经小齿轮，大齿轮，传给曲轴。连杆上端 连在曲轴上，下端与滑块连接，把曲轴的旋转运动变为连杆的上下往复 运动。上模装在滑块上，下模装在垫板上。因此，当材料放在上下模之 问时，及能进行

11、冲裁或其他变形工艺，制成工件。由于工艺的需要，滑 块有时运动，有时停止，所以装有离合器和制动器。压力机在整个工作 周期内进行工艺操作的时间很短，也就是说，有负荷的工作时间很短， 大部分时间为无负荷的空程时间。为了使电动机的负荷均匀，有效的利 用能量，因而装有飞轮。本次曲柄压力机的设计中，大皮带轮的设计兼有 飞轮的作用。工作原理图如下图：小皮带轮机务遇食遛、呵动漫J小齿轮大皮带轮（偏心）心郁火点轮偏心齿轮连杆滑块垫板连杆销匚作台图1-1名字1.2 曲柄压力机的主要技术参数和型号1.2.1 曲柄压力机的主要技术参数曲柄压力机的主要技术参数是反映一台压力机的工艺能力，所能加工的零件尺寸范围，以及有关

12、生产率等指标的重要资料.本次设计的 曲柄压力机主要技术参数如下：1 .公称压力：160吨2 .滑块行程：200 mm3 .滑块每分次数：32r/min4 .最大装模高度：450 mm5 .装模高度调节量：200 mm6 .导轨间距离：880mm7 .滑块底面尺寸：700mm8 .工作台尺寸：800mm1.2.2 曲柄压力机的型号曲柄压力机的型号用汉语拼音字母和数字表示，例如J A 3 1 -160型曲柄压力机型号的意义是：J A 3 1 160 型J一机械压力机（第一类锻压机）A一次要参数与基本型号不同的第一变型3第三列一_闭式单点压力机1-第一旷1160一公称压力（X 10千牛）2曲柄滑块机

13、构的构成及相关分析2. 1压力机曲柄滑块机构的构成由于压力机要求滑块作往复直线运动，而为动力的电动机却是作 旋转运动，因此,需要一套机构，将旋转运动变为直线往复运动。下图中的 结构就是完成这部分工作的重要部分曲柄滑块机构。图2-1由本图知采用一套曲柄连杆，它对滑块只有一个加力点，因此常称 做单点式曲柄压力机，这是中小型压力机广泛采用的形式。当工作台左 右较宽时，也常采用两套曲柄连杆，这时它们对滑块有两个加力点，叫 双点压力机，对于左右前后都较宽的压力机也可采用四套曲柄连杆，相应的滑块有四个加力点曲轴中心到曲柄颈中心的距离，这个距离通常叫做曲柄半径，它是 曲柄压力机的一个重要参数，（有关曲轴的部

14、分第四章详述）。有时小型 压力机，可能用偏心轴代替曲轴，同样偏心轴也可以将旋转运动转变为 滑块的直线往复运动。2.2曲柄压力机滑块机构的运动规律分析本次设计压力机工作机构采用是曲柄滑块机构，A点表示连杆与曲轴的连结点,B点表示连杆与滑块连接点，AB表示连杆长度.滑块的位移 为s。a为曲柄的转角。习惯上有曲柄最底位置（相当于滑块在下死点处） 沿曲柄旋转的相反方向计算。其运动简图如下图所示图2-22.2.1 滑块的位移和曲柄转角之间的关系滑块的位移和曲柄转角之间的关系表达为s = (R L) -(Rcosa L cos :)Rs i nasi n：二R令而 所以代入s = (R + L) ( Rc

15、os a + L cos P)整理得.s = R(1 cosa) (1 - ；1 -12 sin2 a)K代表连杆系数。通用压力机九一般在0.10.2范围内.故上式整理后得：九s=R(1-cosa) (1-2cos2a) 4式子中s滑块行程.(从下死点算起)a曲才H转角,从下死点算起，与曲柄旋转方向相反者为正.R曲柄半径,连杆系数L连才f长度(当可调时取最短时数值)因此,已知曲柄半径R和连杆系数九时,便可从上式中求出对应于的 不同a角的s值.有余玄定理知cosa 三R2 (R L -S)2 -L22 R (R L -S) 2.2.2滑块的速度和曲柄转角的关系求出滑块的位移与曲轴转角的关系后，将

16、位移s对时间t求导数就可 求得到滑块的速度V.即:d s_ d s d a d t d a d tv=；t R1 - co sa+( -1coa 2ad adtv = Risia - sin2a2 dtda 而dtv = RI sin a sin 2a所以2式中v滑块速度-曲柄的角速度二 n0.105n 又因为 30( Z )v = 0.105nR Isin a sin 2a2式中 n曲柄的每分钟转数从上式可看出，滑块的速度V是随曲柄转角a角度变化的。在a=0时 V=0 , a角增大时V随之显著增大；但在a=750900之间时，V的变化很 小，而数值最大.因此常常近似取曲柄转角a=900的滑块

17、的速度当作最大速 度。用Vmax表示即00九0Vmax=0.105nR sin90+xsin180 :maxI2jVmax =0.105nR上面公式表明，滑块的最大速度与曲柄的转速 n,曲柄半径R成正 比，n越高，R越大，滑块白最大速度 Vmax也越大。本压力机滑块的最大速度_ 0-一 0Vmax=0.105nR sin900+ sin18002=0.105 32 100=336mm2.3曲柄压力机滑块机构的受力分析判断曲柄压力机滑块机构能不能满足加工需要除了它的运动规律是 否符合要求外，还有很重要的一点就是要校核它的强度。而进行强度校 核之前必须首先正确的将曲柄压力机滑块机构的主要构件进行力

18、学分 析。2.3.1 忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析忽略摩擦和零件本身重量时滑块的受力情况如图 2-3所示。其中P1 料抵抗变形的反作用力，N导轨对滑块的约束反力，Pab对滑块的约束 反力，这三个力交于B,组成一个平衡的汇交力系。根据力的平衡原理，从力三角形中可以求得P1、N、Pab之间关系如下：N =1P t a nPab=P/COSP有上式知 Sin =Sin当a=900时,p取到最大值一股曲柄压力机，九。3,负荷达到公称压力时的曲柄转角仅30度左右。因此可近似认为：Cos =1tan = s：in =s上面两式便成为：Pb P1N =1 P si naab II例如求公称压力角

19、3 =250时，曲轴上齿轮传递的扭矩M0250因为在p -25时，滑块能承受的最大负荷是160吨，所以坯料抵抗变 形的反作用力pi也允许达到这个数值，即pi=160吨=1600000N:R=8 0mm:=0.08 740 . 0sin si n 20.4 57 1可查表2-2得2因此在不考虑摩擦时齿轮传动的扭矩为：M 0 = r R(sin 1 sin 2)M0 =1600000 0.08 0.4751 M0 = 58500N m上面，我们在分析连杆、滑块受力和曲轴所需传递的扭矩的过程中，都没考虑各活动部位的摩擦.这种处理问题的方法，对于分析连杆和滑块 受力，来说，误差很小.且简化了计算公式，

20、完全可应用.但是，在计算曲轴所 需传递的扭矩时，不考虑摩擦的影响，却会带来较大的误差，因此计算时，应 考滤由于摩擦所增加的扭矩 M.2.3.2 考虑摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析曲柄滑块机构的摩擦主要发生在四处：1) .滑块导向面与导轨之间的摩擦.如下图所示，摩擦力的大小等于滑 块对导轨的正压力，与摩擦系数的乘积，摩擦力的方向与滑块的运动方向 相反.工作行程时，滑块向下运动，导轨对滑块的摩擦力朝上，形成对滑块运 动的阻力.2) .曲轴支承劲d0与轴承之间的摩擦.轴旋转时，轴承对轴劲的摩擦 力分布在轴劲工作面上，这些摩擦力对轴颈中心O形成与轴旋转方向相反的阻力矩.它可近似的按下式计算： M

21、 -0 = M _0 M _0M-Ri3出？22deM 内=N(R+R2), 由于小齿轮的作用力Pn远小于Pab,所以可以认为两个支反力的, deR R P PM -0 Pi和R! 乂P AB * P于是上式可变为：23)曲轴颈与连杆大端轴承之间的摩擦，它和上一种摩擦相同，也形成 阻力矩，且可按下式计算：M 小：一生W224)连杆销与连杆小端轴承能够之间的摩擦.它也形成阻力矩：M B :一生：RdB22根据能量守恒的原理，曲轴所需增加扭矩在单位时间内所做的功。等于克服各处磨擦所消耗的功率。即：MNb M-0 , M-ArlM.B AB式中：8曲柄的角速度;B一滑块的速度; RL 二 dr例一曲

22、柄和连杆的相对角速度，dfd I：道B一连杆的摆动角速度，呼 =n一（日+P ）所以可以求得 例的绝对值为：就L =切+乐cos 二m AB cos |.将上式代入，并取cos 0 =1,经整理后得由于摩擦使曲轴所增加的扭矩为M二-P d0 1 11dA -dB二 R 【cf2 |L 0A B2现以所设计的曲柄压力机的曲柄滑块机构为例，来分析上式中方括号内的值.有该曲柄压力机的参数如下：-=0.0874dA = 450mmR=80mmdB -110mmd0 = 185mm代入式子d0 十（1 十九 cos9 ）dA 十 八dB co祖i+2Rsin sin日十% sin 2 1中求得方括号内J

23、V 2）的值，即kp1的值如下:002004 06008 09002M*684.9681.61 679.95 673.90661.30649.40从以上可以看出，NR的值随曲柄转角日而变化，但变化较小，在近2M似计算中，可以将Npi看作不随日变化的常数，并取其相当于日=。0时的值.因此，上式可简化为M .1 -d (1 必 &已知 P = 160吨=1600000N : =0.08 7 40 . 0d0 = 185mmdA = 450mmAdB =110mm0.05 1600000M=185 (1 0.0874) 4500.0874 110M ：=27400N *m与不记摩擦的扭矩比较,M渥M

24、0的0.47倍最后的到考虑摩擦后曲轴所需传递的扭矩：Mq =M M二P|R(sin - -sin 2-) , p1 1do (1 )dA , db 122以上式子中：R曲本B半径；曲柄的转角;,连才f系数；N摩+ft系数，一般取0.05d0 曲轴支承颈的直径dA曲轴颈的直径dB连杆销的直径P坯料抵抗变形的反作用力3齿轮传动3.1 齿轮传动的介绍由于齿轮传动能传递较大的扭矩，又具有结构紧凑、工作可靠和寿 命较长等优点，因此齿轮得到了广泛的应用，齿轮传动一般会遇到：齿 面磨损、牙齿折断、倒牙、齿面麻点和振动、噪音等。根据这些情况， 对于曲柄压力机的齿轮传动提出下面两点基本要求：够的承载能力。要尽可

25、能缩小齿轮的尺寸，采用常用的材料，又要 保证能承受外载荷的作用，并且有足够的寿命。要的传动平稳性。齿轮在传动过程中产生的噪音和振动要在允许范 围之内，不能过大。3.1.1 齿轮在应用的过程中对精度有以下的要求动精度为了准确的传递运动，要求主动齿轮转过一个角度，从动齿轮按传 动比关系准确的转过相应的角度，但由于制造的误差，使从动齿轮不能 按传动比关系准确地转过相应的角度。但为了满足使用要求，规定齿轮 一转的过程中回转角误差绝对值的最大值不超过一定限度。工作平稳性精度为了减小齿轮传动的躁声和振动，必须将齿轮在一转中的瞬时传动 比的变化限制在一定的范围之内，也就是要求齿轮每转中回转角误差多 次反复变

26、化的数值小。接触精度在齿轮的使用过程中要使齿轮的齿面有足够的接触面积，不可是齿 轮局部接触。齿侧间隙互相啮合的一对牙齿，在非工作面沿齿廓法线方向留有一定的间隙-20 -Cn,这是为了避免安装、制造不准确，以及工作时温度变化和弹性变化而 造成牙齿卡住，同时还可以利用它储存润滑油，改善齿面的摩擦条件。总之，为了保证齿轮传动有良好的性能，必须对齿轮的运动精度、 工作平稳性、接触精度和齿轮侧隙有一定的要求，但这，四方面的要求 也不能够平均对待，具体工作条件不同，每个方面的要求也不一样。3.2直齿轮传动根据总体的设计方案，曲柄滑快机构的里是有齿轮传入的。由于传 递的力较大，结合已有的设计方案，确定本传动

27、采用双边齿轮传动。为 了达到传动平稳和足够承载能力。本设计采用的是直齿圆柱齿轮。3.2.1 齿轮参数确定参考同类型的曲柄压力机的传动齿轮设计。有传动比i为6.47初步确定齿轮的相关参数方案如下：万案一齿轮摸数m=12mm,标准直齿轮为不发生根切，小齿轮齿数乙-17, 那么大齿轮齿数为：Z2=i Z1=6.47 17=117mmD=m Z2=12 110=1320mm .A= m (Z1+Z2)=6 (17+117)=762mm .万案一齿轮摸数m=12mm,采用变位齿轮。由于采用了变位齿轮，可不考虑根切，这时可暂定小齿轮齿数Z1=15,那么大齿轮齿数为：Z2=i Z1=6.47 15=97mm

28、D=m Z2 =12 97=1164mmA= m (Z1+Z2)=6 (15+97)=672mm 2从以上两种齿轮的参数比较可知，诺用直齿圆拄标准齿轮比变位齿轮中心距增加了 90毫米，分度圆增加了 156毫米。为了传动系统机构尺 寸减小，相应减轻机器的重量和节约材料。结合近年来曲柄压力机和其 它这种设备中变位齿轮的广泛应用，本次设计曲柄压力机采用变位直齿 圆柱轮传动。相关参数如下：0模数 m 12压力角 a 20变位系数1 = 042 =一0. 4齿数 乙=15z2 =973.2.2 齿轮的尺寸初步计算有以上数据根据齿轮设计时的相关尺寸计算公式，计算齿轮的相关 尺寸如下：分度圆直径D=mzD1

29、=m z1=12 97=1164mmD2=m z2=12 15=180mm齿顶圆直径Da = m(Z+2 f0+2 -2 )Da1=m(z +2 f +2-2 )Da1=12 (15+2 1+2 0.4) Da1=12 17.8 214mm ai-23 -Da2=m(z2+2 f0+2 ；2-2)Da2=12 (97+2 1+2 0.4)Da2=12 98.17 1178mm a2齿根圆直径 Df=m (Z-Z fM-2 C+2)Df1=m (z1-2 f0-2 C0+2 1)Df1=12 (97-2 1-2 0.25-2 0.40)Df1=12 93.67 1124mmDf2=m (z -2

30、 f -2 C +2) 2Df2=12 (15-2 1-2 0.25+2 0.40)Df2=12 13.3 160mm齿顶高h =(f0 . , - ) mh； =(f ，、)m h1 =(1 0.40-0) 12 h1 =1.4 12 =16.8mmh2 =(f 02-、)mh2 =(1 -0.40 -0) 12一 _ _ . _ _ _ h2 =0.6 12 =7.2mm齿根高h = (f0 c0- ) mh1 = (f。C0 - 1) mh = (1 0. 2-5 0. 4) =1 2mm1 0. 2IV =(fo C0 - 2) mh2” =(1 0.25 0.4) 12 =19.8m

31、mh=(2f0+C0- ) m齿全高h=(2+0.25-0) 12=27mm3.2.3齿轮的强度校核有总体设计的计算知大齿轮承受的扭距为M2=515000千克*厘米,-23 -变位系数为-0.4,转速为n=32r/min；加工精度为八级。现按照弯曲强度 计算方法检验所设计的齿轮是否恰当。并确定齿轮的材料和热处理方式。确定载荷集中系数k。因为齿宽与小齿轮节圆直径的比值：B 二 Bd1mz112:0.6661.2 15-36 -齿轮位于两轴承之间并对称布置。轴的刚度较好，大齿轮的齿面不 准备火（即硬度 HBS350）。V= 一： m z2 n m60 1000 s3.14 12 97 32V= 1

32、.95 m60 1000s查机械设计齿轮设计部分表得出K=1.05o确定动载荷系数Kd因为大齿轮是精度八级的直齿圆柱齿轮，V=1.95 ms所以查机械设计齿轮设计部分表得出Kd=1.3确定大小齿轮的齿形系数Y1和Y2因为是闭式传动，大齿轮的齿数为 Z2 =97 ,变位系数、=-0.4,又因为小齿轮齿数乙二15，变位系数彳=+0.4所以查机械设计齿轮设计部分相关图表取得:Y =0. 425Y2 = 0. 5 6计算大齿轮的齿根处的最大弯曲应力6 1和6 2。5 - 26 -2对于大齿轮2对于小齿轮、 12.13 Kj Kd M2=2；TTm b z2 Y22.13 1.05 1.3 515000

33、0TT2122 12 97 0.56=161000000N 2 m2.13 Kj Kd M2二 2 Z wm b z1 Y1Y20.56=、.2二 161000000 丫0.425=212000000N 2 m5）根据工厂的实际条件并参照齿轮的许用应力值 （表3-23）选定大、 小齿轮的材料和热处理方式。为了保证牙齿不会因弯曲疲劳而折断，齿 轮的允许弯曲应力不应小于齿根处的最大弯曲应力.所以大齿轮需要用ZG35（正火）或ZG45（正火），小齿轮需用锻钢45或40Cr（调质且最好进行高 频淬火）制成.6）有以上计算知所设计的齿轮合适：用的材料能满足要求.现将计算 校核后的齿轮绘图如下：图3-13

34、.3圆锥齿轮的设计与计算由于圆锥齿轮用于两相交轴之间的传动，因此本次设计的圆锥齿轮 主要用于装模高度调节装置的输入级，这样利于传动的平稳性和功率的 传递。3.3.1 几何参数的计算直齿圆锥齿轮的齿廓参数以大端为标准，所以，需要把当量齿轮的 参数用大端的参数来表示。Zi =20查阅相关手册，参考设计经验，确定锥齿轮齿数及相关参数如下：z2 =51大端模数mm=3mm小齿轮圆锥角tan = = = 0.3920 z251% = 20025：:2 =68035,tan :2 = z2 = 51 = 2.55z120分度圆直径d1 = m4=3 20 = 60mmd2 = mz2 =3 51 = 15

35、3mm齿顶高（大端）h =3mm齿根高（大端）h =1.2 m = 1.2 3 = 3.6mm齿全高（大端）h =2.2 m = 2.2 3 = 6.6mmd” 二 m (z1 2cos )齿顶圆直径0、d7 =3 (20 2cos21 25) : 66mmd.2 = m (z2 2cosF )0、d, 2 =3 (51 2cos68 35) 156mmL =- . d12 d222L.602 1532 ： 82.17 mm节锥长23 tani =0.0365齿顶角82.17口 2 205齿根角h3.6tan -0.0438L 82.17 -2031当量齿数420z1 =21cos -： 1c

36、os .： 1z251z2 =140cos 2 cos 2齿宽系数L =： u0.3平均直径dm2 =(1-0.5 l) di =(1-0.5 0.3) 60= 51mmdm2 =(1-0.5 l) d2 =(1-0.5 0.3) 153= 130mm mm =(1- 0. 5 m = -(1 0. 5 0. 3) mm 23.3.2 核算弯曲应力2.13 kj kd M=55 W %由公式: (1-0.5Pi)2 m2 B z Y式中kj 载荷集中系数Kd 动载荷系数M齿轮所传递的扭矩齿宽系数JL二苫m大端模数、.，一一齿轮材料的许用弯曲疲劳应力Y齿形系数有上面的计算结果知齿数和齿轮所传递的

37、扭矩，查机械传动与曲柄压力机图3-50、3-53知齿形系数：Y=0.37寸=0.57查机械传动与曲柄压力机图3-55知载荷集中系数为1.332二 d m2 n2 = 3.14 130 294 2m60 100060 1000s查机械传动与曲柄压力机图3-22动载荷系数为1.5b =0.3042.13 kj kd M6 -%一 L =匚=82.17_ _、22_、.(1-0.5门)m B z Y2.13 1.13 1.5 496000722(1-0.5 0.304)2 32 25 51 0.3758000000N m2 .式向幌IB齿轮合适:用的材料能满足要求.现将计算校核后的齿轮绘图如下3.4

38、蜗杆蜗轮传动的计算3.4.1 蜗杆传动的特点封闭高度的调节装置的低速级传动，采用的是蜗杆传动.它具有 以下优点：1工作平稳.蜗杆传动有蜗杆蜗轮组成，它们的轴线在空间垂直. 蜗轮象个斜齿轮，但它的齿根和齿顶做成凹弧形的，使齿包着蜗杆，增加接 触面积.2传动比大.3自锁性好.3.4.2 蜗杆蜗轮的材料高速重载的蜗杆，用20号钢或20Cr钢，并经渗碳淬火制成，也可 用45号钢经淬火，HRC=4550.由于本蜗杆工作在低速轻载的场合，选用 45号钢调质处理.HB=217255制成.因为蜗杆传动中齿面间相对滑动速度较大，所以胶合和磨损问题比较突出.首先要求蜗杆蜗轮的材料配合有良好的减摩性，不易产生胶合，

39、其 次才是强度方面的要求.考虑到本蜗杆蜗轮用在低速端，且不经常使用，蜗 轮的体积又较大，因此采用灰铸铁HT20-40材料制成.3.4.3 蜗杆蜗轮尺寸的计算已知i =54=0蜗杆轴向模数m=6mm蜗杆特性系数q = 9蜗杆头数z1 =1蜗轮齿数Z2 = 5 4 1 = 5 4 匕马一蜗杆分度圆柱上的螺旋升角q=6 2 0 25蜗杆蜗轮分度圆直径df1 = m q 9与4mmdf2=m z2 =6 54 = 324mmd1 = m ( q 2) =m ( q 0)蜗杆蜗轮节圆直径dm q 6 9专4mm蜗杆蜗轮齿顶圆直径蜗杆蜗轮齿根圆直径d2 = df2 = m Z6 5 4 =324mmde1

40、 =df1 2m =m (q 2)dei = 54 2 6 = 66mmde2 = m (z2 2 2 ；)de2 =6 (54 2 0) = 336mmdi1=df 1-2.4 m = m (q - 2.4)di1 =54-2.4 6 = 39.6mmdi2 = m (z2 -2.4 2 ；)蜗轮外径的计算D2 _ De2 2m =336 2 6 = 348mm现取蜗轮外径D2 = 345mml _ (11 0.0 6 m蜗杆螺旋部分长度二 (1 1 0. 0 6 5 4) 6 mm5. 44现取 L=100mm蜗轮轮缘宽度BB = 0.75De1 = 0.75 66 49.5mm由于结构原

41、因现有所加大取B=160mm1、A = _ m ( q z 2 )21A=- 6 (9 54 0 尸 m8i9中心距的计算2蜗杆轴向齿距ta =其 xm 3. 1 4 6=18. m5m)蜗杆导程T = Z 4 1 18. 850 18. mm0di2 =6 (54-2.4 0) = 309.6mm蜗杆轴向压力角a =aa =20蜗杆蜗轮齿顶高h1 = h2 =6mmh1 = 1.2m蜗杆蜗轮齿根高h2 =m(1.2- ) =1.2 6 = 72mmh1 = h2 = 2,2 m蜗杆蜗轮齿全高h =2.2 6= 13.2mm蜗杆传动的强度计算：3.4.4核算蜗轮弯曲应力由公式 mz2190 k

42、 M2(q 2 ) Y (2 )三、/式中 K载荷系数，一般K=1.11.4M2 蜗轮所需传递的扭矩z2 蜗轮齿数m模数q蜗杆特性系数变位系数；2 蜗轮包角_ . . . . .Y 蜗轮的齿形系数，根据当量齿数查表的；蜗轮的许用弯曲应力取 q =9,； - 02 =90k =1 . 1因为 M 2 =2000N*mz2 54602025”Z2z254一 cos3 一 cos3 60 2025查图的Y =0.53190 1.1 2000o =62 54 (9 2 0) 9 0.53 902所以,，：, 85300000N / m蜗轮材料采用HT2040查机械传动动与曲柄压力机表3-45,由于封闭

43、高度调节装置只是 短时工作，且考虑到平衡器的作用，蜗轮实际传递的扭矩远小于2000N*m,属于非满载工作，因此蜗轮仍可用.3.4.5核算蜗杆接触应力：有蜗杆接触应力计算公式如下C4kM2mz2 1, m(q 2 )(2 )式中C4 常数，当蜗杆材料为钢，蜗轮材料为铜时，C4=14850;当蜗杆材料为钢，蜗轮材料为铸铁时，C4 =17000j蜗轮的许用接触应力K载荷系数，一般取K=1.11.4M2 蜗轮所需传递的扭矩z2 蜗轮齿数m模数q蜗杆特性系数变位系数；2 蜗轮包角蜗杆材料为20Cr钢渗碳淬火.C4kM 2mz2 , m(q 2 )(2 )i所以17000 1.1 20006 54 6 9 90一 一2:352000000N / m二 d1nlvh =因为 60 1000 cos 二 6 9 29460 1000 cos602025:0.84m/ s查表3-46得长期满载工作的许用接触应力、：120000000N/m2由于本装置非常期满载工作，所以仍可用.蜗杆蜗轮的图分别如下图3-3和图3-4所示:33S