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棘轮型手动压力机的设计.rar

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    编号:20181101165909510    类型:共享资源    大小:4.87MB    格式:RAR    上传时间:2019-04-08
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    棘轮 手动 压力机 设计
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    南昌航空大学科技学院 2011 届学士学位论文1棘轮型手动压力机的设计1 引言1.1 课题研究的目的及意义机械设计是机械工业的基础技术。科研成果要转变成有竞争里的新产品,设计起着关键性的作用。设计工作的质量和水平,直接关系到产品的质量、性能和技术经济效益。工业发达的国家都十分重视机械设计工作,依靠先进的技术和数字化的电控部件不断的研制出适应市场需求的机电产品,有力的促进全球经济的蓬勃发展。机械工业的水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一。人们之所以要广泛使用机器是由于机器既能承担人力所不能或不便进行的工作,又能较人工生产改进产品的质量,能够大大提高劳动生产率和改善劳动条件。手动压力机是机械压力机中具有代表性的一类加工设备,该类设备结构坚固,提高生产效率,且具有操作方便、动作灵活,经久耐用等特点。它广泛应用于家电业、电子工业、电器端子、钟表工业、照相机、微型马达等制造及零部件装配,最适用小零部件之压入、成型、装配、铆合、打印、冲孔、切断、弯曲、印花等工作要求。它的用户几乎包罗了国民经济各部门,量大面宽。现在我国经济建设蓬勃发展,压力机的使用从大型工厂到私人手工作坊,几乎在涉及到零件冷压工艺的地方都可以见到。压力机种类繁多,型式多样,工作压力小到几十公斤,大到几吨。我国许多企业自“八五” 以来,通过技术攻关、自行设计,以及从德国舒勒、美国维尔森、日本小松等著名公司引进设计制造技术,或采取与国外厂商合作生产的方式,将国内压力机的技术水平提升到了国际先进水平。目前国内生产的一些大型机械压力机及其生产线已跨出国门,走向世界。小型手动压力机虽然刚度差,降低了模具寿命和制件质量。但是它成本低、操作方便,容易安装机械化装置。并且由于手动压力机总体处于质量稳定、大批量廉价市售状态,由国情决定,其市场需求量仍将保持在一个较高的水平。这次所设计的棘轮式手动压力机属于中小型压力机,其中主要以人力为主,通过齿轮带动齿条运动,用棘轮实现自锁,用手轮回复齿条,其中主要设计了各个系统传动的零部件,结构比较简单,属于典型的手动压力机。南昌航空大学科技学院 2011 届学士学位论文22 棘轮型手动压力机的设计2.1 总体方按的确定根据设计的要求,本次设计内容为棘轮式手动压力机,设计所要完成的内容为:最大工作压力 2000kg;最大工作行程 205mm;齿轮带动齿条传动;以棘轮达到自锁目的;手轮控制齿条的回反运动;根据各方面的考虑,最终确定了下图所示的结构方案。该机器放置在工作台上,动力为人力,工作时齿条通过齿轮带动做用在零件上,齿条与齿轮轴为一体,齿轮轴通过螺母与手柄固定,齿轮轴不直接固定在箱体上,而是通过轴承来减小轴与箱体之间的摩擦力,延长机器的使用寿命,提高机器的精度。图 2-1 总体方按图1.定位盘 2.齿轮轴 3.手轮 4.轴承 5.齿条 6.手柄 7.端盖 8.棘轮 9.棘爪2.2 齿轮的设计 2.2.1 齿轮材料及精度的选择本课题所要设计的压力机采用齿轮传动,齿轮材料及其热处理方法直接影响齿轮的强度、耐磨性等性能,因而直接影响齿轮的承载能力和使用寿命。选择齿轮材料要根据齿轮的载荷大小、工作要求、工作环境、加工精度及加工成本等综合考虑。南昌航空大学科技学院 2011 届学士学位论文3根据要求,所设计的是手动压力机,所以在齿轮工作情况下,必须具有足够的、相应的工作能力,保证在整个工作寿命期间不致失效。因此,齿轮精度的选择,必须根据用途、工作条件等确定。但是对于齿面磨损、塑性变形等,由于尚未建立起广为工程实际使用而且行之有效的设计计算方法及设计数据,所以目前设计一般使用的齿轮传动,通常只按保证齿根疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。1、按上图的压力机总体结构示意图,由齿轮、齿条、棘轮确定传动方案,选用直齿圆柱齿轮进行传动。2、根据参考文献[3]表 10-8 各类机器所用齿轮传动的精度等级范围,选取齿轮传动的精度等级。手动压力机属于一般工作机器,速度及精度要求都不是很高,故选用 7 级精度(GB-10095-88) 。3、根据参考文献[3]表 10-1 常用齿轮材料及其力学特性,选取传动件的材料。选择齿轮、齿条的材料均为 40Cr,并经调质及表面淬火,齿面硬度为 48-55HRC。2.2.2 齿轮的设计计算根据参考文献[9],人的力量在 10-50kg 之间,所以取作用于压力机手柄处的力为 50kg。初定压力机手柄的长度为 1000mm,但是实际的作用力臂长度不足,去掉手握位置及其他因素构,最后取实际在压力机手柄上产生的力臂约为 950mm。根据设计任务书中的数据,压力机的最大工作压力为 2000kg。根据计算式带入数据: 21dF其中: =50 =0.95 =20001F1d250×9.8×0.95=2000×9.8× 2所求得: =24mm2d所以可确定分度圆直径为:d=2 =2×24=48(mm)2选择齿数: =18z南昌航空大学科技学院 2011 届学士学位论文4根据计算式带入数据:其中: =12,d=46z=2.67184m所求得: m=2.672.2.3 齿轮的校核根据齿根弯曲强度由于齿面硬度很高,赤芯强度又很低的齿轮 40Cr 调质淬火,通常保证齿根弯曲疲劳强度为主。效核弯曲强度: 321FsadσYzφKTm1、确定公式的各个计算数值1)根据参考文献[3]表 10-7 圆柱齿轮的齿宽系数 ,选取齿宽系数dφ因齿轮、齿条均为硬齿面,故宜选择稍小的齿宽系数,故取 =1dφ2)根据参考文献[3]图 10-20(d)渗碳淬火钢和表面硬化(火焰或感应淬火)刚的弯曲疲劳强度极限,选取齿轮的弯曲疲劳强度极限查取 580MpaFE3)根据参考文献[3]图 10-18 弯曲疲劳寿命系数 ,查取弯曲疲劳寿命系数FNK查得弯曲疲劳寿命系数: =0.87FNK4)计算弯曲疲劳许用应力根据设计要求取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,根据计算式:=FSσKFEN其中 580Mpa, =0.87,S=1.4 代入上式得:FEN南昌航空大学科技学院 2011 届学士学位论文5= = =360.43MPaFSσKFEN4.1580×75)计算载荷系数 K。根据计算式: FvAK根据参考文献[3]表 10-2 使用系数 ,选取使用系数。查取使用系数 =1AK根据参考文献[3]表 10-3 齿间载荷分配系数 、 ,选取齿间载荷分配HKF系数。查取齿间载荷分配系数 = =1HKF根据参考文献[3]图 10-8 动载系数 Kv 值,确定动载系数。查取动载系数 =1.05v根据参考文献[3]表 10-4 接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数 KH,确定接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数。 用插值法查得 6 级精度、齿轮相对支承对称布置时, 的值:HK=1.297HK考虑到齿轮为 7 级精度,取 =1.297根据计算式:b= dφ其中 =1,d=48,代入上式得:dφb=1×48=48mmh=(2ha*+c*)m=(2×1+0.25)×3=6.75根据 b/h=48/6.75=7.11, =1.297HK根据参考文献[3]图 10-13 查得:南昌航空大学科技学院 2011 届学士学位论文6=1.423FK计算载荷系数 K根据计算式: FvA其中 =1, =1.297, =1.423, = =1 得:AHFHK=1×1.05×1.423×1=1.4942vAK6)取齿形系数根据参考文献[3]表 10-5 齿形系数及应力校正系数,确定齿形系数。查得齿形系数:=2.91FaY7)取应力校正系数根据参考文献[3]表 10-5 齿形系数及应力校正系数,确定应力校正系数。查得应力校正系数:=1.53saY8)根据计算式代入数据:= =0.01235Fsa43.6015×929)齿轮传递的转矩 :1T= =50×9.8×950=4.655× N.mmd5102、设计计算:按照齿根弯曲强度进行设计计算根据计算式: 321FsadσYzφKTm其中数据由上可知,代入数据: 3250.13×81.0 4.69×2南昌航空大学科技学院 2011 届学士学位论文7所求得: 3.757m由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,只与齿轮直径有关,因此可以根据由弯曲强度算得的模数并就进圆整为标准值 m=4。2.2.4 齿轮的几何尺寸计算1、齿数:根据计算式: zdm其中 d=46,m=4,代入上式得:= = =1248取整数 12z2、压力角压力角取国家标准(GB/T 1356--1988):α=20°3、齿顶高 ha:根据计算式:ha=ha*m其中 m=4,ha*为齿顶高系数 ha*=1,代入上式得:ha=ha*m=1×4=44、齿根高 hf:根据计算式:hf=(ha*+c*)m其中 m=4,c*为顶隙系数 c*=0.25,代入上式得:hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×4=55、齿全高 h:根据计算式:h=ha+hf=(2ha*+c*)m南昌航空大学科技学院 2011 届学士学位论文8其中 m=4,ha*=1,c*=0.25 代入上式得:h=ha+hf=(2ha*+c*)m=4+5=96、齿顶圆直径 da:根据计算式:da=d+2ha=(z+2ha*)m其中 z=12,m=4,ha*=1,代入上式得:da=d+2ha=(z+2ha*)m=(12+2×1)×4=567、齿根圆直径 df:根据计算式:df=d-2hf=(z-2ha*-2c*)m其中 z=12,ha*=1,c*=0.25,代入上式得:df=d-2hf=(z-2ha*-2c*)m=(12-2×1-2×0.25)=9.58、齿厚 s:根据计算式:s=πm/2其中 m=4,π 取 3.14,代入上式得:s=πm/2=3.14×4/2=6.289、齿槽宽 e:根据计算式:e=πm/2其中 m=4,π 取 3.14,代入上式得:e=πm/2=3.14×4/2=6.2810、计算齿轮宽度 b:根据计算式:b= dφ其中 =1 及 d=48 计算得:dφb=1×48=48mm2.3 齿轮轴的设计2.3.1 齿轮轴材料的选择南昌航空大学科技学院 2011 届学士学位论文9轴的材料种类很多,选择时应主要考虑如下因素: 1.轴的强度、刚度及耐磨性要求; 2.轴的热处理方法及机加工工艺性的要求; 3.轴的材料来源和经济性等。 此处选择的轴属于转轴。但是,在工作中该轴主要承受的是扭矩,弯矩相当的小。在多数情况下,轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时需对轴进行强度计算,以防止断裂或塑性变形。轴的材料主要是碳钢和合金钢。刚轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件,有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉,对应力集中的敏感性较低,同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度,故采用碳钢制造轴尤为广泛,其中最常用的是 45 钢。合金钢比碳钢具有更高的力学性能和更好的淬火性能。因此,在传递大动力,并要求减小尺寸与质量,提高轴颈的耐磨性,以及处于高温或低温条件下工作的轴,常采用合金钢。考虑到该齿轮轴上的齿是在轴上加工出来的, 根据参考文献[3]表 15-1 轴的常用材料及其主要力学性能,选取该齿轮轴的材料。选取此齿轮轴的材料为 40Cr,调质处理。2.3.2 确定齿轮轴的最小直径1、计算在齿轮上的力:齿轮上传递的扭矩为:= =50×9.8×950=4.655× N.mm1TdF5102、初步确定齿轮轴的最小直径:因为选取轴的材料为 40Cr,调质处理。根据参考文献[3]表 15-3 轴常用几种材料的[τ]T 及 A0 值,确定齿轮轴的[τ]T 及 A0 值。查取 值为 45。][T由于此齿轮轴主要承受扭矩,按扭转强度条件进行计算,轴的扭转强度条件为: TW32.0d][T南昌航空大学科技学院 2011 届学士学位论文10推导出:≥mind3][2.0T其中 T=4.655× N.mm, =45,代入上式得:510][T≥ = =37.25mmmind3][2.T354.016为方便计算,取轴的最小直径为 38mm。此齿轮轴的最小直是尺寸为 44mm 部分的直径,如下图所示:
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