摘要

    随着锻压设备行业的发展，我国锻压设备也得到了飞速的发展，这其中，由于电动螺旋压力机的节能效果显著，在提倡建设和谐社会、节约型社会的大环境下，越来越受到企业的喜爱。而且吨位越做越大，有逐步取代摩擦压力机的趋势。电动螺旋压力机有电动机直接传动式和电动机机械传动式两种，电动机直接传动式采用的专用电机价格昂贵，维修困难，而电动机机械传动无此缺点。

    本论文设计的压力机，采用一对齿轮结构传动，减少了传动环节，增加了能量的利用率；大齿轮既作传动件又作为飞轮储存锻击能量，从而更有效完成打击。这篇论文主要介绍了从确定传动方案开始，到压力机传动系统中主要零部件的设计，较为完整的展现了对机械齿轮式传动的螺旋压力机的设计过程。

关键词: 螺旋压力机 机械传动 齿轮结构 

Abstract

With the development of the industry forging equipment, our forging equipment has also been  rapidly developing, of which, as the remarkable Energy-saving effect of electric screw presses and under the environment of promoting the construction of a harmonious society, conservation-oriented society, it becomes more and more enterprises’ favorite. And its tonnage becomes bigger and bigger, there is a trend to gradually replace the friction press. Electric screw press divides into direct drive motor type and motor mechanical transmission. The special motor of motor direct drive type is very expensive, and is difficult to maintain, while the motor mechanical transmission has no such shortcomings.

In this thesis, the press machine uses a pair of gears to reduce the transmission links, increase the utilization of energy, and the large gear is not only as  transmission parts but as a flywheel to stor and forge energy, then to effectively finish the hit. This paper mainly introduced from the start of the program to the design of  the drive of the main components of the press drive system. It much more completely showed the design process for gear type transmission screw press.

Keywords: Screw Press ;Mechanical transmission;Gear structure

目录

摘要...............................................................Ⅰ

ABSTRACT...........................................................Ⅱ  1绪论..............................................................1

    1.1本课题的目的及意义..........................................1

    1.2国内外研究现状分析..........................................2

2 1MN电动螺旋压力机方案论述........................................4

    2.1电动螺旋压力机的特点.........................................4

    2.2电动螺旋压力机的分类....................................4

 2.2.1电动机直接驱动式......................................5

2.2.2机械传动式................................................5

2.3方案的确定...............................................6

3 电机和制动器......................................................8

    3.1电动机的选择................................................8

    3.2制动器的选取................................................8

4 螺旋传动设计......................................................9

    4.1牙型、材料和许用应力的确定...................................9

    4.2按耐磨性设计................................................9

    4.3验算耐磨性..................................................9

    4.4验算自锁性.................................................10

    4.5螺牙强度校核...............................................10

    4.6校核螺杆强度及稳定性.......................................10

    4.6.1强度校核.................................................10

    4.6.2螺杆受压稳定性校核.......................................11

    5 齿轮传动设计.................................................12

5.1电机主要工作参数的计算.....................................12

    5.2各轴功率、转矩的计算.......................................12

    5.3按齿面接触疲劳强度设计.....................................12

    5.3.1选择齿轮的材料...........................................12

    5.3.2初步计算小齿轮直径.......................................12

    5.3.3校核计算.................................................13

    5.3.4确定传动主要尺寸.........................................14

    5.3.5齿根弯曲疲劳强度验算.....................................14

    5.4齿轮结构的确定.............................................15

6 轴的设计.........................................................17

    6.1螺杆轴.....................................................17

    6.2齿轮轴.....................................................17

    6.2.1求作用在齿轮上的力.......................................17

    6.2.2初步确定轴的最小直径.....................................17

    6.3齿轮轴的结构设计...........................................18

    6.3.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度.................18

    6.4齿轮轴的校核...............................................19

    6.4.1轴的受力分析计算.........................................19

    6.4.2齿轮轴危险截面强度校核...................................20

7 轴承寿命校核....................................................21

    7.1角接触轴承寿命校核.........................................21

    7.1.1轴承受力分析.............................................21

    7.1.2求轴承的派生轴向力.......................................21

    7.1.3求轴承当量动载荷P₁和P₂...................................22

    7.1.4验算球轴承寿命...........................................22

    7.2推力轴承的寿命校核.........................................22

    7.2.1计算动载荷...............................................22

    7.2.2验算29432轴承的寿命.....................................22 8 压板螺栓组设计...................................................23

    8.1螺栓受力分析...............................................23

    8.2确定螺栓直径...............................................23

    8.3校核螺栓组连接结合面的工作能力.............................23

    8.3.1校核结合面...............................................23

    8.3.2校核螺栓所需的预紧力是否合适.............................24

9 键强度校核.......................................................25

    9.1螺杆轴上键校核.............................................25

9.2齿轮轴上键强度的校核.......................................25

10 轴承端盖........................................................26

    10.1端盖分类..................................................26

    10.2端盖结构确定..............................................27

11导轨选择及滑块设计..............................................29

    11.1导轨形式确定..............................................29

    11.1.1导轨分类................................................29

    11.1.2各截面类型导轨特点......................................29

    11.2滑块结构设计..............................................29

12机架设计........................................................31

12.1机架抗拉强度计算..............................................31

12.2稳定性校核....................................................31

12.3上横梁设计计算................................................31

参考文献...........................................................33

致谢...............................................................34

1 绪论

1.1本课题的目的及意义

国家的装备制造业的整体能力和发展水平决定着该国的经济实力、国防实力、综合国力和在全球经济形势中的竞争与合作能力，决定着国家实现现代化和民族复兴的进程。锻压生产在装备制造业中占有举足轻重的地位。由于锻压生产具有生产效率高、材料利用率高和改善制件的内部组织及机械性能等显著特点，因此，采用锻压生产零件的制造方法在各行各业中所占的比例很大：如在航空工业中占85%；汽车工业中占80%；电器、仪表工业中占90%；农用机械生产工业中占70%，由此可见锻压生产在装备制造业的重要性。在机械制造业中，锻压制造是目前全世界应用最为广泛的制造方法之一。众所周知，锻压生产离不开锻压机械，而在锻压机械中，电动螺旋压力机又占有很大的比重。

随着产品结构的变化和质量的不断提高，还要面临环保和劳动成本上升的巨大压力，要想提高企业竞争力，必须使用先进的设备和工艺，这为电动螺旋压力机的发展提供了新的契机。电动螺旋压力机将向重型化、智能化、节能等方向发展。

电螺旋压力机与摩擦压力机相比，具有运行时噪声更小，打击效果更高，并能准确控制其打击能量，电耗低，据现场统计，电动螺旋压力机比摩擦压力机省电30%以上等特点，因而在汽车、摩托车、高速铁路机车、拖拉机、舶船、航空、航天、军工和电力金具等制造业得到了广泛应用，是一种性价比高，最具发展潜力的精密模锻设备。并且随着这些行业的发展，电动螺旋压力机的应用领域还会不断扩展。

电动螺旋压力机有着突出的优点，在国内外锻造业得到了广泛的应用。尤其近年来随着汽车工业的迅猛发展，对重型汽车发动机曲轴、转向节、前轴等较大型锻件的需求量越来越大。2005年至今，我国新增大型锻造生产线用于上述大型锻件有四十多条，其中大型曲轴锻造线就有十多条，大都选择螺旋压力机为主机的锻造生产线。国内还有很多锻造厂用户都在观望，期盼着廉价的国产大型电动螺旋压力机的诞生。由此看来大型电动螺旋压力机节电效果极为明显，具有很强的竞争力。从锻件尺寸重量覆盖范围、锻件精度、投资大小、设备运行成本、开机率、维修和工艺性等方面来看，电动螺旋压力机都是一种理想的选择。

伴随着工业的发展，压力机的种类和数量会越来越多，用户对压力机质量要

求会越来越高，能力要求也会越来越大，它在机械制造业和其它相关行业的作用日趋显著。因此对压力机的精度和生产率等的要求也会越来越高，所以对这类螺旋压力机进行优化设计是十分必要的，对螺旋压力机的机身结构，传动系统，附属装置以及辅助系统等进行优化，生产出具有高效率、高精度、低成本、自动化、智能化等现代制造特点的螺旋压力机，不断追赶和超越发达国家的电动螺旋压力机制造水平，是值得研究和探讨的，也是值得本行业各同仁为之奋斗的。

1.2国内外研究现状分析

目前国外现状，欧美、日本等发达国家的铸造以及冲压主动出产线很多选用了电动螺旋压力机，合作步进梁机械手和多关节机器人等主动化周边设备，并运用领先的总线操控技能，使整条出产线可以真实做到无人化出产，出产功率极高。电动螺旋压力机在各个方面都有新发展，如西马克梅尔公司研发的直驱式螺旋压力机与其他飞轮驱动螺旋压力机不同，显著特点是设备与驱动电机直接连接，无需任何齿轮组或其他传动机构，类似于上海高速列车的“磁悬浮”技术。热模锻方面，大型汽车零件模锻件大多数选用以多工位热模锻压机为主休的归纳主动线，美国、德国、日本根本选用热模锻压力机替代原有的模锻锤，中小型模锻件选用多工位高速主动热镦机，最高速度到达4000-12000件/小时。冲压方面，大型三坐标多工位压力机主动化接连冲压，由拆垛机、大型压力机、三坐标工件传送体系和码垛工位组成，出产节拍可达16-25次/分。其主要特点是：出产功率高，是手艺送料流水线的4-5倍，是单机联线主动出产线的2-3倍；全主动化、智能化，整个多工位压力机体系只需2-3人进行监控。据统计，发达国家的人均锻件出产率很高，模锻件的均匀全员劳动出产率到达175t/人一年。 高效化就是高速化与复合化相结合，进步加工功率。为了到达高效化的出产意图，发达国家的电动螺旋压力机有两个开展方向：一是开发速度更高、节拍更快机械；二是开展选用复合加工工艺的电动螺旋压力机。节能减排是当前全世界的一大课题，因而电动螺旋压力机的节能具有重大意义。传统的一般压力机体积巨大，能耗高。电动螺旋压力机为机械的节能带来新的期望，布局大为简化，不只滑块运动特性可调，并且节能作用显著。

    目前国内现状，在国内从事电动螺旋压力机设计制造的企业非常多，分布也很广，但这些企业生产的螺旋压力机大多款式陈旧单一，档次较国外比较低，只能占领中低端市场，只有个别企业靠自身研发与引进国外技术相结合的方式，生产出一些接近于国外先进技术水平的机床，去年青岛青锻锻压机械公司为某航空企业成功研制出中国首台最大力为一万六千吨的EPC-8000型电动螺旋压力机，并顺利通过了中国产品质量检测中心及用户公司的产品检测和验收。
　　据了解，该压力机为节能型数控电动螺旋压力机，采用了数字化矢量控制，

模块化设计，可进行程序化设定，实现了联机自动化；另外还具有结构简单、抗偏载能力强、操作维护方便、打击能量控制精确、节约能源、产品成形精度好、生产效率高等特点。
　　据悉，EPC-8000型万吨级智能电动螺旋压力机，是中国首创、自主研发的大型电动螺旋压力机，是集机、电、液高度集成的技术密集型数控锻造设备，是中国航空、航天、汽车、高铁、兵器、汽轮机、工程机械等高科技领域必备的基础制造装备之一。此前，中国在万吨级智能电动螺旋压力机的研发方面尚处于空白状态，而进口不仅价格昂贵，且受制于人，大大制约了中国在航空发动机叶片、汽车发动机曲轴等大型精锻件制造方面的发展。

    进入二十一世纪以来，中国锻压机械行业通过技术引进，合作生产及合资等多种方式，已经快速地提升了我国的冲压设备整体水平，近年来自主设计制造的很大产品，其技术性能指标已经能够接近世界先进水平，但总体仍存在差距，主要体现在设备的高速性，高精度性和稳定性方面。因此，如何继续缩小与国外先进产品的距离仍是我国锻压设备制造企业必须面对的挑战，同时也是机遇。

2 1MN电动螺旋压力机方案论述

模锻件在汽车、工程机械、铁路车辆、航空、国防等工业中应用广泛，随着轿车工业、国防工业的发展，对模锻件的精度要求越来越高。传统模锻设备如模锻锤、热模锻压力机，很难制作出精密模锻件。螺旋压力机以其结构简单、操作方便、打击能量精确控制、产品成形一致性好等特点受到工业界的青睐。用于完成模锻、切边、校正等工艺，由于滑块没有固定的下死点，是生产精密模锻件的理想装备。

近年由于电力电子技术的进步，使电动螺旋压力机的性能得到很大提高。因为这种设备对结构比摩擦压力机还要简单，而且没有摩擦带等易损件，对力能关系也易于控制，所以发展很快，有逐步取代其它形式螺旋压力机以及模锻锤和热模锻压力机的趋势。目前电动螺旋压力机的最大吨位已达320MN，远大于其它模锻设备的吨位。

2.1电动螺旋压力机的特点

1.能量控制准确，行程次数高。锻造型主要用于热模锻，精压型主要用于餐具、刀具、剪具、钳等锻件的冷锻、精压、校正、弯曲、压印等精压工序。可广泛应用于火车、汽车、拖拉机、船舶、航空、五金工具、医疗器械、餐具等行业中。

2.结构简单、紧凑，传动链短，操作维修方便，检修工作量小，节约劳动力和维修费用，运行安全。

3.可根据锻件成形工艺，调整打击力和打击能量，锻件成形精度高，模具应力小，模具使用寿命长。

4.采用先进的电动机驱动电气控制技术，压力机工作时，不会对电网产生冲击和影响其它设备的正常运行。

5.与液压螺旋压力机相比，不需复杂的液压驱动设备，不存在液压油泄漏污染环境和出现液压故障问题。

6.与摩擦螺旋压力机相比，无摩擦盘、横轴等中间传动装置和摩擦带易损件，零部件少，可靠性高，精度高。

7.无固定下死点，不必调整模具高度，不会产生闷车现象。

2.2电动螺旋压力机的分类

目前，国内外的电动螺旋压力机主要有两种传动方式：一种是采用可逆式电动机直接驱动的螺旋压力机，另一种是利用机械传动式驱动的螺旋压力机。

2.2.1电动机直接驱动式

    这种电动螺旋压力机是直接由环形定子或弧形定子可逆异步电动机驱动。此电动螺旋压力机无单独的电动机，定子固定在压力机机架上，电动机的转子就是压力机的飞轮或飞轮的一部分，利用定子的旋转磁场，在转子（飞轮）外缘表面产生感应电动势和电流，由此产生电磁力矩。驱动飞轮、螺杆转动。定子与飞轮间有空气间隙，主要传动部件之间是无接触传递能量，所以称为无接触式传动。这种方案的优点是：传动方式简单，电机转子和定子不直接接触，传动效率高，无机械磨损，故障率低；传动环节少，节约了能源，部件少，设备体积小，一般无传动部件暴露于机器外，外形美观，能满足锻件打击的各种工艺要求。不足之处是： 需要大扭矩，低速的电动机，电机出现故障后，维修困难，螺杆导套磨损后会影响电机的气隙，从而对电机运行性能产生更大的影响。图一是电动机直接传动式因部件安装位置不同而演变出来的四种传动形式的工作原理图。  

                                   图2.1

1—定子    2—转子（飞轮）   3—螺杆    4—螺母   5—滑块

2.2.2机械传动式

一般情况下，这种传动是由一台或几台可逆异步电动机，通过小齿轮驱动带有大齿圈的飞轮和螺杆旋转。此时飞轮起传动和蓄能的作用。螺母装在滑块上，螺杆通过通过轴承挂在上横梁上。这种传动方案的优点是；电机的转矩较小，转速较高，电机出现故障时，维修简单，更换也方便；螺杆导套磨损后不会影响电机的气隙。不足之处是：传动环节较上一种方式有所增多，传动过程中能量损失比上一种较大，部件较多，设备较大。

下图是机械式传动的两种不同方案的原理图，图二是采用一级锥齿轮的电动螺旋压力机，图三是采用一级直齿圆柱齿轮传动，它们的共同点是：传动环节少，有效的提高了能量的利用率，不同的是图二中电机采用立式安装，有效的节约了占地面积，而且采用圆柱直齿轮传动，无轴向力产生。图三中电机采用卧式安装，稳定性总体上比图方案好，然而采用锥齿轮传动，额外增加了轴向力。    

图2.2

1—电动机    2—联轴器   3—小齿轮   4—大齿轮（飞轮）   5—螺母   6—滑块       7—螺杆

图2.3

1—电动机    2—联轴器   3—小锥齿轮   4—大锥齿轮（飞轮）   5—螺母   6—滑块       7—螺杆

2.3方案的确定

综合考虑以上各传动方式以及各传动方式的各方案，1MN电动螺旋压力机采用机械传动式图 a所示的方案进行设计。理由如下:

1.采用直齿圆柱齿轮传动，不产生轴向力。

2.直齿圆柱齿轮加工制造较其它形式齿轮简单，更经济。

3.本论文设计的压力机，传动速度不高，故可选用图二所示传动方案。

3 电机和制动器

3.1电动机的选择

    滑块下行最大线速度v=0.05m/s，锻击力F=1MN，则工作机构所需功率Pw=FV=50Kw。

参考文献[2]表1-7,联轴器的效率取0.97，角接触球轴承传动效率取0.99，螺旋传动效率取0.5，圆柱齿轮传动效率取0.98，推力调心滚子轴承传动效率取0.98，则

              =                （3-1）

                 =0.97×0.99×0.5×0.98×0.98

                 =0.47

电机所需功率P_d==Kw=106.38Kw，参考文献[3]，初步选取电动机，型号：YZR355L1，额定功率Pe=110Kw，满载转速n_e=582r/min。

3.2制动器的选取

电动机满载转矩T==N.m=1804.98N.m，考虑到转矩转矩变化很小，故去K_A=1.3，则计算转矩：

               T_ca=K_AT₁=1.3×1804N..m=2345.2N.m

根据计算转矩 T_ca应小于制动器公称转矩的条件，参考文献[4]，选制动器型号YWZ2-500/125，推动器型号为MYT2-125/10。

4 螺旋传动设计

4.1牙型、材料和许用应力的确定

采用单线梯形螺纹传动，n=1

选取T12（球化调质）为螺杆的材料，螺母材料采用ZCuZn25Al6Fe3Mn3

参考文献[5]表4.1-9,初按滑动速度低、润滑良好的条件，查取滑动螺旋副材料的许用比压P_p=18~25MPa，取P_p=23MPa。

螺杆的许用应力：

参考文献[5]表18-11查T12许用拉应力[σ]==MPa=164~270.6MPa，取[σ]=220MPa

查参考文献[5]表4.1-10，T12弯曲许用应力σ_bp=(1.0~1.2)[σ]=220~264MPa，取σ_bp=240MPa

剪切许用应力τ_p=0.6[σ]=0.6×220MPa=133.2MPa

螺母的许用应力：

参考文献[5]表4.1-10按材料查取，螺母弯曲许用应力σ_bp=（40~60）MPa，取σ_bp=50MPa；剪切许用应力τ_p=（30~40）MPa，取τ_p=35MPa

4.2按耐磨性设计

采用整体式螺母，查参考文献[5]表4.1-7，知ψ=1.2~2.5，取ψ=1.8

计算螺杆中经

            d₂≥0.8=0.8×=127.13mm   （4-1）

按梯形螺纹标准，参考文献[4]表5-1-8

表4.1内外螺纹主要尺寸

螺母高度 H=ψd₂=1.8×128mm=230.4mm，取整为H=230mm

螺纹旋合圈数z===9.6查表4、1-7，9.6＜(10~12)符合旋合要求。

螺纹的工作高度 h=0.5P=0.5×24mm=12mm

4.3验算耐磨性

导程角γ=arctan=arctan=3.417°         (4-2)

牙面滑动速度v_s===0.84m/s       (4-3)

工作比压P==＜P_p=23MPa

参考文献[5]表4.1-9许用比压P_p初取值合适，不再作耐磨性验算，亦即是耐磨性满足设计要求。

4.4验算自锁性

参考文献[5]表4.1-8，取摩擦系数µ=0.09，梯形螺纹的牙型角α=30°

当量摩擦角ρv =arctan==5.323°             (4-4)

γ=3.417°<ρv =5.323°，满足自锁要求。

4.5螺牙强度校核

钢质螺杆螺牙强度高于青铜质螺母，因此，只需计算螺母的螺牙强度即可。

参考文献[5]查表4.1-7得

螺牙牙根宽度b=0.65P=0.65×24mm=15.6mm

螺母剪切应力：τ==MPa=15.19MPa<τ_p=35MPa,，牙根剪切强度满足要求。

螺母弯曲应力：σ_p= =MPa=35.05MPaσ_bp=50MPa，牙根弯曲强度满足要求。

4.6校核螺杆强度及稳定性

4.6.1强度校核

螺纹摩擦转矩

T₁=                                        (4-5)

  =×128×10⁶×tan(3.417°+5.323°)N.mm

  =9.84×10⁶N.mm

计算拉应力

σ_ca=                                  (4-6)

    =

=113.65MPa<[σ]=220MPa

满足强度要求。

4.6.2螺杆受压稳定性校核

螺杆长度较长，可视为一端固定，一端自由的支撑形式，参考文献[5]表4.1-11，取长度系数μ₁=2

惯性半径===28.5

螺杆最大工作长度≈600mm

参数 ==42.1<85

临界载荷F_cr=                         (4-7)

     =N

     =2769330.631N

==2.77，查参考文献[5]表4.1-10知，2.5<2.77<4在此范围之内，即螺杆受压稳定性满足要求。

5 齿轮传动设计

5.1电机主要工作参数的计算

电动机满载转速n₁=582r/min

满载输出功率P_d=110Kw

电动机输出转矩T_d=9550=9550×N.m

螺杆转速===125r/min（n—螺杆头数，P—螺距）   (5-1)

齿轮机构为一级齿轮传动：传动比===4.656(n₁高速轴转速)

5.2各轴功率、转矩的计算

P₁=P_dη_联轴器=110×0.97KW=106.7Kw

P₂=P₁η_轴承1η_齿轮=106.7×0.99×0.98KW=103.5Kw

T₁=9550=9550×N.m=1750.83N.m

T₂=9550=9550×N.m=7904.4N.m

5.3按齿面接触疲劳强度设计

5.3.1选择齿轮的材料

小齿轮材料：34CrNi3M_o，调质处理，硬度取320HB

大齿轮：40Cr，调质处理，硬度取280HB

按齿面接触接触疲劳计算

5.3.2初步计算小齿轮直径

齿宽系数，参考文献[6]查取ψ_d=1

参考文献[6]图12.17c，查得接触疲劳极限σ_Hlim1=780MPa，σ_Hlim2=740MPa

参考文献[6]式12.15，初步计算许用接触应力[σ_H]，结果如下：

[σ_H1]≈0.9σ_Hlim1=0.9×780MPa=702MPa

[σ_H2]≈0.9σ_Hlim2=0.9×740MPa=666MPa

参考文献[6]表12.16，取A_d=90

参考文献[6]式12.14，初步计算小齿轮的直径

                    d₁≥A_d=90×     (5-2)

                                                                 =152mm

本设计中取d₁=200mm则齿宽b=ψ_d d₁=200mm

5.3.3校核计算

①　圆周速度v===6.09m/s，参考文献[6]表12.6查取齿轮精度等级为7级精度。

②　齿数和模数的初选

初取z₁=30，则z₂=z₁=30×4.656=140

模数m===6.67，参考文献[6]表12.3，取m=6,则z₁==33，z₂=z₁=4.656×33=154

③　系数K_A、K_V、K_H的确定

参考文献[6]表12.9，使用系数K_A，查取为K_A=1.6，参考文献[6]图12.9，动载系数K_V，查取为K_V=1.14

齿间载荷分配系数K_Hα，先求

         F_t==N=17508.3N                      (5-3)

         =N/mm=140.07N/mm>100N/mm              (5-4)

参考文献[6]表12.10，K_Hα=1.1，K_Fα=1.1

④　端面重合度以及重合度系数的计算

端面重合度 εα=[]cosβ                        (5-5)

              =[]

              =1.76

重合度系数 ===0.864                          (5-6)

⑤　系数K_Hβ、K的计算

由参考文献[6]表12.11，齿间载荷分布系数K_Hβ=A+B()²+C·10^-3b                (5-7)

                              =1.17+0.16×1²+0.61×10^-3×200

                              1.45

载荷系数K=K_AK_VK_HαK_Hβ                                                                                           (5-8)

               =1.6×1.14×1.1×1.45

          =3.174

⑥　许用接触应力的计算

       参考文献[6]表12.12，知弹性系数Z_E=189.8，参考文献[6]图

12.16知节点区域系数Z_H=2.5，参考文献[6]表12.14接触最小安全系数=1.25，参考文献[6]图12.15接触寿命系数Z_N1=1.05，Z_N2=1.15

总工作时间 t_h=10×300×8=24000h，则应力循环次数

      N_l1=60n₁jt_h=8×10⁸

   N_l2==1.718×10⁸

参考文献[6]表12.15， 10⁷<N_l1 ≦10⁹，则指数m=8.78

许用接触应力[σ_H]

                  [σ_H1]==MPa=655.2MPa                (5-9)

            [σ_H2]==MPa=680.8MPa              (5-10)

⑦　验算接触疲劳强度

         σ_H=Z_EZ_H                                 (5-11)

            =189.8×2.5×0.864×

            =532.6MPa<[σ_H1]=655.2MPa

满足接触疲劳强度。

5.3.4确定传动主要尺寸

因模数取标准值时，齿数已重新确定，故实际分度圆直径

             d₁=mz₁=6×33=198mm

             d₂=mz₂=6×154=924mm

中心距  a===561mm

齿宽    b=ψ_dd₁=1×200mm=200mm，取b₁=210mm，b₂=200mm

5.3.5齿根弯曲疲劳强度验算

①　载荷系数K的确定

 齿间载荷分布系数K_Fβ

         =≈15   参考文献[6]图12.14查得K_Fβ=1.42，则载荷系数

             K=K_AK_VK_FαK_Fβ                                                                               (5-12)

                      =1.6×1.14×1.1×1.42

              =2.894

②　弯曲许用应力以及弯曲强度的验算

 参考文献[6]  图12.21得出齿形系数

              Y_Fa1 =2.48               Y_Fa2=2.16

              图12.22得出应力修正系数

               Y_Sa1= 1.64                         Y_Sa2=1.83

             图12.23c得出弯曲疲劳极限

              =630MPa          =610MPa

             表12.14 得出弯曲最小安全系数   =1.60

            表12.15得出指数m=49.91

            图12.24得出弯曲寿命系数

              Y_N1=0.90                              Y_N2=0.95

            图12.25得出尺寸系数   Y_x=0.98

参考文献[6]式12.19，计算许用弯曲应力[]

          [] ===347.30MPa            (5-13）

          [] ===354.94MPa           （5-14）

验算弯曲强度

  =Y_Fa1 Y_Sa1                                                                                （5-15）

           =×2.48×1.64×0.676 MPa

      =114.287MPa＜[] =347.30MPa

==114.287×=111.07MPa＜[] =354.94MPa  （5-16） 

满足弯曲强度要求。

5.4齿轮结构的确定

齿轮结构的型式主要由毛坯材料、几何尺寸、加工工艺、加工工艺、生产批量、经济等因素确定，进行齿轮的结构设计时，必须综合考虑上述各方面的因素。通常是先按齿轮直径的大小，选定合适的结构型式，然后再根据推荐的经验公式，进行结构设计。

     对于齿数很少的小齿轮，可考虑把齿轮做成齿轮轴，以增加齿轮的强度。于是本设计中，小齿轮做成齿轮轴，大齿轮采用轮辐式结构。（d_a=400mm-1000mm）

各部分尺寸采用经验公式，参考文献[6]图12.33，参考文献[[7],计算结果如下：

d_a2=(z₂+2h_a^*)m=(154+2×1)×6=936mm

δ=5m=30mm

D₁=(1.6-1.8)d_s=265.6mm-298.8mm,取280mm

h=0.8)d_s=0.8×166=132.8mm

h₁=0.8h=0.8×132.8mm=106.24mm

c=0.2h=0.2×132.8mm=26.56mm

n=0.5m=90.5×6=3mm

s==22.13mm>10mm

L=（1.2-1.5）d_s=199.2-249,取L=200mm

d_j=d_a2-10mm=876mm

 d_f2=((z₂-2h_a^*-2c^*)m=(154-2-0.5)×6=909mm

b_e=(0.15-0.2)h=19.92-26.56mm,取b_e=20mm

b_s=30-40mm，取30mm

r_s>10mm，取12mm

h_H=(0.15-0.2)d_s=24.9mm-33.2mm,取30mm

r_H>0.4h=53.12mm,取55mm

根据以上经验公式所计算出的结果，可画出大齿轮的结构图形如下：

图5.1

6 轴的设计

6.1螺杆轴

①　由螺旋传动设计结果可得，段直径相关参数值，长度根据最大行程值，以及预留值得大小来取定，取=900mm。

②　  段直径大小，根据退刀槽结构，取其直径=114mm，也就是螺纹的小径直径大小，长度，根据压紧螺栓的装拆，取=220mm。

③　段直径方面尺寸为锁紧螺母的直径参数决定，其外径大小为=160mm，长度由自锁螺母的总高度考虑设计，即为80mm。

④　段直径取段大经的大小，即为160mm，根据查手册初选轴承型号为：29432，长度由机架的高度和弹性橡胶圈的厚度以及轴承宽度决定，等于三则的和，结果=220mm。

⑤　段为一定位轴肩，其直径=（0.07-0.1），则取=184mm，长度根据安装要求初取为88mm。

⑥　段为轴承安装段，根据初选轴承的型号宽度，以及齿轮右端和箱体内壁的距离来初取为=140mm，直径=160mm。

⑦　段根据段直径大小，根据非定位轴肩的一般要求，此处取=166mm，长度根据大齿轮的宽度，取=196mm。

螺杆轴的结构图如图所示：

图6.1
 

6.2齿轮轴

6.2.1求作用在齿轮上的力

 圆周力   F_t====17685.15N

 径向力   F_r= F_ttanα=17508.3×tan20°=6436.87N

 法向力    F_n===18631.9N

6.2.2初步确定轴的最小直径

参考文献[8]式(15-2),初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据参考文献[8]表15-3，取A₀=120，于是得

              d₁≧A₀=120×mm=68.2mm         （6-1）

对于直径小于或等于100mm的轴，有一个键槽时，轴径应增大5%~7%，综合考虑电动机输出轴的直径大小，取最小段直径d₁=80mm。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

     联轴器的计算转矩T_ca=K_AT₁，查参考文献[8]表14-1，考虑到转矩转矩变化很小，故去K_A=1.3，则：

               T_ca=K_AT₁=1.3×1804N..m=2345.2N.m             （6-2）

所以按照计算转矩 T_ca应小于联轴器公称转矩的条件，参考文献[4]，选用UL13型轮胎式联轴器，其公称转矩为2500N..m。半联轴器的孔径d₁=80mm，故取第一段轴的直径为d₁=80mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=132mm。

6.3齿轮轴的结构设计

6.3.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①　 根据选定联轴器的型号知A-B段轴的长度=132mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求A-B段轴右端需要制出一轴肩，又考虑到安装制动器轴径的大小，取B-C段直径=100mm，长度结合制动轮的安装条件，取=315mm，又根据A-B和B-C轴的直径和长度，查手册初选选取键的型号分别为：22×14（普通平键），28×200（勾头楔键）。

②　根据的大小，以及定位轴肩高度要求（h>(0.07-0.1)d)，取=126mm,长度根据安装结构要求以及轴承端盖总宽度，以及轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，综合考虑取=176mm。

③　根据初选轴承（型号7226AC），确定D-E段直径=130mm，长度由轴承的宽度决定，取=42mm。

④　E-F段为一定位轴肩，根据定位轴肩的条件E-F段的直径=+(0.07-0.1)，取=150mm，长度根据结构定为90mm。

⑤　F-G段为齿轮段，其长度直径大小皆由小齿轮尺寸而定，齿顶圆直径=210mm，长度=210mm。

⑥　G-H段亦为轴承轴向定位轴肩，其直径与相等，即==150mm，长度根据与箱体间的距离，以及其它要素综合考虑取=30mm。

⑦　H-L段皆为安装轴承段，其直径和长度都可与D-E段相同，即==130mm，长度==42mm。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度，以及轴上键的确定。

图6.2

6.4齿轮轴的校核

6.4.1轴的受力分析计算

受力简图、弯矩、扭矩图如图6.3所示

图6.3

6.4.2齿轮轴危险截面强度校核

 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度

合成弯矩M==N.m=1468.5N.m        （6-3）

根据弯扭合成强度条件

=≦[]                                  （6-4）

根据表15-4，知抗弯截面系数

         W===908735.625mm                     （6-5）

前已选轴材料为34CrNi3M_o钢，调质处理。

查手册得[]=70MPa，则

= ==12MPa<=70MPa

 此处满足强度要求。

7 轴承寿命校核

7.1角接触轴承寿命校核

参考文献[4]初选轴承型号为7226AC。

7.1.1轴承受力分析

①　 径向力计算

图7.1

由静力学知识可求出：=3347.5N   =3025N

                    =9197.3N   =8311N

则   =9787.6N      =8844.4N   （7-1）

②　外加轴向力的估算

齿轮轴总体估算V===16426.125，根据齿轮轴材料，参考文献[2]表1-5，知其密度g₁=7.9g/,则外加轴向力

=Vg₁g=16426.125×7.9×10=1300N

7.1.2求轴承的派生轴向力

参考文献[8]表13-7的计算公式，有

            F_d1=0.68F_r1=0.68×9787.6N=6655.57N

         F_d2=0.68F_r2=0.68×8844.4N=6012.20N

因此有F_ae+F_d2=1300N+6012.20N=7312.2N＞F_d1=6655.57N则可判断出轴承1被压紧，而轴承2被放松。

于是

F_a1=F_ae+F_d2=7312.2N          F_a2=F_d2=6012.20N

7.1.3求轴承当量动载荷P₁和P₂

     ==0.738>0.68                                     （7-2）

   ==0.679>0.68                                    （7-3）

 参考文献[8]表13-5查得

对轴承1   X₁=0.41    Y₁=0.87

对轴承2   X₂=1          Y₂=0

因轴承运转过程中有中等冲击载荷，参考文献[8]表13-6，取f_P=1.6，则

     P₁=f_P( X₁F_R1+Y₁F_a1)=1.6×(0.41×6655.5+0.87×7222.2)=14419.4N  （7-4）

           P₂=f_P( X₂F_R2+Y₂F_a2)=1.6×(1×8844.4+0.×6012.20)=14151.04N     （7-5）

7.1.4验算球轴承寿命

因P₁ >P₂，故按轴承1进行寿命验算

       L_h=()==70825.24>24000h           （7-6）

故寿命满足设计要求。

7.2推力轴承的寿命校核

参考文献[4]初选轴承型号为29432

7.2.1计算动载荷

根据前面设计计算中知=6436.87N，=1 MN=N

当≦0.55时，，则                              （7-7）

                 =N+1.2×6436.87N=1007724N

7.2.2验算29432轴承的寿命

              ===608h            （7-8）

寿命为608小时，每两个半月左右更换一次轴承（易损件），满足设计要求。

8 压板螺栓组设计

8.1螺栓受力分析

采用如图所示的环形布置，螺栓数z=6

螺栓主要受轴向力，其它力的作用忽略不计，于是可得出各螺栓所受的工作拉力为：F_a===166666.7N

参考文献[8]表5-5查得连接结合面的摩擦系数f=0.16，并取=0.2，则

=1-=1-0.2=0.8，取防滑系数K_s=1.4,于是得个螺栓所需的预紧力为

     F₀≥F=×0.8×10⁶N=133333.3N              （8-1）

每个螺栓所受的总拉力F₂按式5-32求得

    F₂= F₀+F=133333.3N+0.2×10⁶N=333333.3N         （8-2）

8.2确定螺栓直径

  选择螺栓材料为40Cr合金钢、性能等级为8.8螺栓，参考文献[8]表5-8查得材料的屈服极限σ_s=640MPa,由参考文献[8]表5-10查得安全系数S=1.5，故材料的许用应力

[σ]===426.7MPa.

   参考文献[8]式5-34，求得螺栓危险截面的直径，即螺纹小径d₁为：

             d₁≥  = mm=35.97mm  （8-3）

按粗牙普通螺纹标准（GB/T196-2003）,参考文献[4]选用螺纹公称直径d=42mm(螺纹小径d₁=37.129mm>35.97mm)。

8.3校核螺栓组连接结合面的工作能力

8.3.1校核结合面

     连接结合面下端的挤压应力不超过许用值，以防止结合面压碎。参考文献[8]式（5-20），则有

σ_pmax=ZF₀==18.52MPa                           （8-4）

参考文献[8]查得[σ_P]=0.8σ_s=0.8×640MPa=512MPa>>σ_pmax=18.52MPa，故连接结合面下不至压碎。

8.3.2校核螺栓所需的预紧力是否合适

参考文献[8]表5-6，对合金钢螺栓，要求F₀≤（0.5~0.6）σ_sA₁                     （8-5）

已知σ_s=640MPa，A₁==mm=1082.17mm,取预紧力下限，即

           0.6σ_sA₁=（0.6×640×1082.17）N=415553.28N

要求的预紧力F₀=133333.3N，小于上述值，故双头螺柱所需预紧力满足要求。

9 键强度校核

    平键连接传动转矩时，对于采用常用材料组合和按标准选取尺寸的普通平键连接，其主要的失效形式是工作面被压溃。除非严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，通常只按工作面的挤压应力进行强度校核计算。

普通平键连接的强度条件为：

                σ_p=≦ [σ_p](参考文献[8]式6-2)       （9-1）

式中：

       T________传递的转矩，N.m

       K_______键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h,此处h为键的高度，mm

      _______键的工作长度，mm,圆头平键=L-b,平头平键=L，

这里的L为键的公称长度，mm；b为键的高度，mm；

      d_______轴的直径，mm

      [σ_p]______键、轴、毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa

      [p]_________键、轴、毂三者中最弱材料的许用应力，MPa

9.1螺杆轴上键校核

 键、轴和轮毂的材料都是钢，参考文献[8]表6-2查得许用挤压应力[σ_p]=100-120MPa，取其平均值，[σ_p]=110MPa。键的工作长度=L-b=180-40=140mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×22mm=11mm。于是

        σ_p=  = MPa=61.86MPa<[σ_p]=110MPa

键40×22的强度满足设计要求。

9.2齿轮轴上键强度的校核

键22×14

σ_p=  = MPa=60.7MPa<[σ_p]=110MPa

强度满足设计要求

键28×16

σ_p=  = MPa=25.5MPa<[σ_p]=110MPa

强度满足设计要求。

10 轴承端盖

10.1端盖分类

    轴承端盖用以固定轴承、调整轴承间隙并承受轴向力。 轴承端盖的结构有嵌入式和凸缘式两种。每种又有闷盖和透盖之分。嵌入式轴承端盖结构简单、紧凑，无需固定螺钉，外径小，重量轻，外伸轴尺寸短。但装拆端盖和调整轴承间隙困难，密封性能差，座孔上开槽，加工费时。嵌入式轴承端盖多用于重量轻、结构紧凑的场合，凸缘式轴承端盖安装、拆卸、调整轴承间隙都比较方便，密封性能也好，所以应用广泛。但缺点是外廓尺寸大，又需一组螺钉来联接。其结构和尺寸见表

表10.1 嵌入式轴承端盖的结构尺寸

表10.2凸缘式轴承端盖的结构和尺寸

10.2端盖结构确定

综合考虑两种端盖的优缺点，凸缘式轴承端盖安装、拆卸、调整轴承间隙都比较方便，密封性能也好，故采用。

根据表10.2，选取螺钉直径=16mm，数量n=6，按表中公式计算，结果如下：

D=230mm

=+1=17mm

=D+2.5=230mm+2.5×16mm=270mm

=+2.5=270mm+2.5×16=310mm

e=1.2=1.2×16mm=19.2mm

≥e=20mm

=D-(10mm-15mm)取=220mm

=-3=270mm-3×16mm=222mm

=D-(2-4),取=228mm

 、由密封件尺寸确定

 m由结构确定

根据计算结果，作出轴承端盖图如下所示：

图10.1

11导轨选择及滑块设计

11.1导轨形式确定

11.1.1导轨分类

   导轨，在机械中是使用频率较高的零部件之一。导轨的作用是导向和承载，即保证运动部件在外力作用下，能准确地沿着着一定的方向运动。导轨分为滑动导轨、静压导轨、滚动导轨三大类。其中滑动导轨式应用得最多的一种形式。

1、直线运动滑动导轨截面形状：主要有三角形、矩形、燕尾形、圆柱形，都有凹凸之分,如下图所示。

图11.1

11.1.2各截面类型导轨特点

三角形导轨：磨损后，能自动补偿间隙，导向精度随其顶角的减小而提高，但顶角的减小使承载能力和刚性下降；三角形导轨的制造工艺较复杂。

矩形导轨：承载能力大，刚性较高，形状规则，制造和维修方便；但矩形导轨侧面有间隙，导向精度较低。

燕尾形导轨：高度尺寸小，结构紧凑，能承受颠复力矩；但燕尾形导轨磨擦阻力大，制造工艺复杂。

圆柱形导轨：导向性好，刚性高；但其制造精度要求较高，磨损后，导轨间隙调整较困难。

结合工况要求以及上述各截面形状导轨的特点，选用三角形凹导轨，夹角为90°。

11.2滑块结构设计

    老式压力机的滑块底面尺寸较小，切大都呈方形。随着大尺寸模具的采用，滑块底面尺寸逐渐加大，且左右方向尺寸大于前后方向尺寸，左右尺寸随着滑块尺寸的增大亦会随之增加。

结合锻件的长宽以及压力机的最大行程和螺母的高度，初步确定滑块的总体尺寸，长、宽、高分别为650mm、532mm、937mm，材料采用HT200。结构如图所示：

图11.2

12机架设计

12.1机架抗拉强度计算

初取立柱的长、宽、高分别为1000mm、100mm、2360mm，截面形状为矩形。

压力机最大负载为KN，采用两根立柱承受，每根为500KN。机身采用HT200铸造机架，其需用抗拉强度[]=28-70MPa,立柱的截面积A=1000mm×100mm=，则 

           ===5MPa<[]=28-70MPa          （12-1）

抗拉强度满足设计要求。

12.2稳定性校核

高度初取H=2360mm,则

        ====1046.6               （12-2）

柔度的计算

 查材料力学，对于HT200 ， ===132.19   （12-3）

           ==1.13<<=132.19             （12-4）

稳定性满足要求。

12.3上横梁设计计算

初步确定横梁的长、宽、高尺寸分别为450mm、420mm、200mm截面为矩形，即：负载作用下的剪力和弯矩如图所示：

图12.1

由弯矩图4-4可知，横梁C点1—1截面弯矩最大，该截面是危险截面。为了保证横梁能够正常工作，必须对该截面进行强度校核。正应力计算公式为：

          （12-5）               

式中：

—最大弯曲正应力；

—最大弯矩；

—抗弯截面系数()。

矩形截面抗弯系数W计算公式为：

                         （12-6）        

式中：

—矩形截面的宽；

—矩形截面的高。

即：

取HT200的弯曲许用应力[]=60MPa，而横梁的最大弯曲应力=40.18Pa，小于材料的许用应力，经过校核，设计尺寸满足要求。至此，设计完成。

参考文献

[1]李永堂 等.锻压设备理论与控制[M].北京：国防工业出版社，2005

[2]吴宗泽，罗圣国主编.机械设计课程设计手册[M].北京：高等教育出版社，2006

[3]成大先.机械设计手册（第四卷）[M].北京：化学工业出版社，2008

[4]成大先.机械设计手册（第二卷）[M].北京：化学工业出版社，2008

[5]闻邦椿.现代机械设计手册（下册）[M].北京：机械工业出版社，2012

[6]邱宣怀主编.机械设计（第四版）[M].北京：高等教育出版社，2011

[7]大先.机械设计手册（第三卷）[M].北京：化学工业出版社，2008

[8]濮良贵 等.机械设计（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2006