刀杆式手动压机设计

1 前言

1.1课题研究的目的及意义

1.1.1 手动压力机的研究目的

1.应用大学所学的基础理论知识，进行刀杆手动压力机的常规设计。设计过程是

对大学所学理论知识的应用，并在设计中不断发现问题、分析问题、解决问题，从而在具体的实践中巩固、拓展理论知识。

2.在设计过程中，要求了解相关机械产品的知识，尤其是国内外这种机械产品的发展状况、发展前景等。这就要求我们有较好的语言功底，应用所学知识，还可能涉及专业英语知识等，通过互联网等工具，搜索国外大学、研究所等一些最新的前缘论文。这一过程无形中提高了我收集、整理信息的能力。

3.在压力机的设计中，要查阅很多相关书籍，图表等，这是整个机械行业的一大特点。机械专业有着五、六百年的辉煌发展历史，许多的实践经验已经成为国标，这给机械设计带来了很大的便利。我们在从事设计过程中，提高了查阅资料、应用工具书的能力。

4.压力机的设计还要求绘制一些装配图和零件图，这就要用到一些画图软件。通过画图，提高了我们的动手能力，为以后工作打下了坚实基础。 1.1.2 手动压力机的研究意义

手动压力机作为一种常用的机械动力增压装置，它能克服大吨位液压机体积大、

重量大，不便携带的缺点，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，能提高生产效率，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。因此设计满足符合生产实践要求的，能保证加工精度与要求的压力机很有必要。

1.2 国内外研究现状

机械在国民经济中占有重要地位，在我国，机械制造是我国经济的战略重点。自新中国成立以来，尤其是改革开放30年来，我国的机械行业飞速发展，各种机械产品相继问世。在设计机械产品时，首先要满足一定的要求，其次机械产品的设计也要按照一定的方法。机械产品的基本要求取决于其所处的地位、作用及工作条件，主要考虑以下几个方面的要求：功能要求、寿命要求、工艺性要求、价格要求、可靠性要

1

求以及维护要求和标准化要求。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。冷压设备质量的好坏，它直接影响到设备的安全和合理使用，也关系到生产中产品质量、生产效率及成本，以及模具寿命等一系列重要问题。随着科学技术的发展，压力机的精度也有了相当大的提高。

手动压力机作为一种常用的机械动力增压装置，广泛应用与各种产品的包装、维修，提供更精确，更方便的服务，是工厂必备的工具之一。许多的零件已经形成标准件，这为零件和产品的生产专业化带了便利。各个企业按照统一标准安排生产，便于组织管理。产品的标准化也推动了机床标准化的发展。小型手动压力机也呈现标准化趋势。这种不仅表现在手动压机本身各个零件的标准化，还体现在它所能施力的各种产品。这就使其维修和零部件的更新有统一的参考标准。同时，设计手动压机的工程师也根据产品的要求与相应的国家标准，兼顾手动压机的工作压力，底座尺寸、压机高度、最大工作行程设计符合生产实践要求的手动压力机。

1.3 本课题研究内容

本文的探讨内容是有关小型压力机的设计，包括其传动装置和执行部分。其中包括齿轮设计、轴的设计、齿条工艺的编制和各标准件的选用等，是对大学所学知识的综合运用。此研究的目的是用一种合理的机械设计方法，设计出一种能保证加工精度，同时成本较低的手动压力机。

2

2 总体方案的确定

根据设计任务书的要求，刀杆式手动压力机的设计需要完成以下内容：最大工作压力为1000kg，最大工作行程为121.5mm，齿条下降速度可由手动控制等方面的要求。此种类型的压力机采用齿轮——齿条进行传动，其动力为人手动提供。人施加于手柄上的力通过轴及齿轮传递到齿条上，使与齿轮啮合的齿条上下运动，从而实现对放置在工作台上的工件的压制。另外，传动轴并不是与箱体直接接触，而是通过加装轴承，从而减小了传动轴与箱体的摩擦，使得机器工作更加的平稳。下图为压力机的一个简单结构示意图。

图2-1 手动压力机结构示意图

1—工作台2—箱体3—轴承盖4—齿条 5—压盖

3

3 齿轮的设计

齿轮传动是机械传动中的最重要的传动之一,应用广泛。其有传动效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长、传动比较平稳等优点。同时，齿轮机构也有制造和安装的精度要求较高，成本较高，不适应于两轴距离较远时的传动等不足。

齿轮传动可分开式、半开式、及闭式。一些齿轮没有防尘罩或机壳，齿轮完全暴露在外面是开式齿轮传动，这种齿轮传动轮齿易磨损，只适用于低速传动。半开式齿轮传动有简单的防护罩，但不能严密地做到防止外界杂物侵入。闭式齿轮传动装在经过精确加工而且封闭严密的箱体内，与开式和半开式齿轮相比，润滑和防护条件最好，多用于重要的场合。在本论文中，根据齿轮传动的现场条件，符合半开式齿轮传动的要求。

3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数

压力机是齿轮与齿条啮合的机构，通过杠杆使压力增大，可以冲一些小型零件模型，齿轮是直齿圆柱齿轮传动。该机械为一般工作机械，速度不高，选择7级精度。材料的选择与轴有关，因为轴的直径和齿轮分度圆直径相差不大，所以齿轮和轴联成一体，做成齿轮轴。齿轮的尺寸较小，相对承受较大的载荷，对材料的要求较高，所以选用40Cr。齿数Z初选为20。

1、结构示意图一，由齿轮、齿条确定传动方案，选用直齿圆柱齿轮进行传动。 2、由参考文献【2】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，由参考文献【2】表10-1常用齿轮材料及其力学特性，选取传动件的材料。选择齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为50-55HRC。

3.2 齿轮的设计

根据参考文献【2】第十章，有关齿轮传动的设计，齿轮的设计可按齿面接触强度设计和齿根弯曲强度设计。根据以上两种方法，确定齿轮的最小分度圆半径和最小模数。

3.2.1 按齿面接触强度设计 公式为

4

u?1ZKT1?3(E)2 d1t??u[?H]d

1）假设齿轮的分度圆直径为d, 则齿轮的扭矩为：

d T1000?9.8??4900d1?2

式中，d1t是齿轮的分度圆直径，K为载荷系数，?d是齿宽系数，ZE是材料的弹性影??H?为接触疲劳许用应力。响系数，应力循环次数为：

3?300?16?3600?65 N??4.32?10120

根据参考文献【2】图10—21的接触疲劳寿命系数为：

2）齿轮工作寿命为三年，一天工作八小时，两班制，齿轮齿数为20。则许用

K1.55HN? 3)按齿面硬度查的小齿轮接触疲劳强度极限为750MPa,安全系数S=1 所以，接触疲劳许用应力为

K??1.55?750HNlim [?]???1162.5MpHas1

4)查参考文献【2】表10—7，齿宽系数取?d?0.9

2 5)查参考文献【2】表10—6，材料的弹性影响系数为Z 189.8MPaE?1 6）齿轮与齿条啮合的传动比u ??? 7）计算齿轮分度圆直径

u?1KT1.3?4900d189.822E?Z3mm d?2.32?()?2.32?()?48.5381tu0.91162.5dH3

??b 8）计算齿宽余齿高之比

h 齿宽

齿高

d48.5381tm???2.426tz20

5

所以

?2.25m2.25?2.426?5.45t? h

9）计算载荷系数

b43.684 ??8.00h5.4585?KKKK KAVH?H?

因为压力机的转数较慢，并且设计时采用的数据是压力最大时情况，查参考文献【2】表10-2，所以使用系数KA?1。 对于直齿轮，

KK1H??H??

齿轮的转速较低，精度为七级，查参考文献【2】图10-8动载系数

K?1.1

V由参考文献【2】表10-4用插值法得七级精度、相对支承对称布置时

.24H??1 K 由KH??1.24， 查参考文献【2】图10-13的KF??1.15;故载荷系数

K=1.364 ?KKKK?1?1.1?1?1.24AvH?H?10）按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，

3?d d11tK1.3643?48.538??49.718mmK1.3t

3.2.2 按齿根弯曲强度设计

公式为：

m?3Y2KTFaSa1Y()2?[?F]dZ

式中，m为齿轮模数，K为载荷系数，T1为齿轮传递的转矩YFa是齿形系数，YSa是应力??F?是弯曲疲劳许用应力校正系数，,?d为齿宽系数，Z是齿轮齿数。 1）参考文献【2】10-20c取齿轮弯曲强度疲劳极限

??500MPaFE

2）参考文献【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数

K1.8 FN? 3）计算弯曲疲劳许用应力

6

安全系数S=1.4，得

1.8?500?]??642.9MPa [ F1.4 4）查参考文献【2】，表10-5齿形系数

Y?2.8,Y?1.55FaSa 5）计算

YFaYSa [?F]YY2.8?1.55FaSa??0.006751

[?]642.9F 6）设计计算

3 m?2?1.364?245000 ?0.006751?2.3220.9?20 对比上述计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算的的模数m=2.32就近圆整为m=2.5,按接触强度算的的分度圆直径为d=50mm,算出齿轮齿数 Z?50?20 2.53.3 齿轮的几何尺寸计算

1）计算齿数：

由公式：

m?d z代入数据d=50及m=2.5，计算得：

2）压力角

压力角取国家标准（GB/T 1356--1988）：

α=20°

3）齿顶高ha：

由公式：

z=

50d==20 m2.57

ha=ha*m

代入数据m=2.5，ha*（=1）为齿顶高系数，计算得：

ha=ha*m=1×2.5=2.5

4）齿根高hf：

由公式：

hf=(ha*+c*)m

代入数据m=2.5，c*为顶隙系数（=0.25），计算得：

hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3.125mm

5）齿全高h： 由公式：

h=ha+hf=(2ha*+c*)m

代入数据，计算得：

h=ha+hf=(2ha*+c*)m=5.625mm

6）齿顶圆直径da： 由公式：

da=d+2ha=(z+2ha*)m

代入数据z=12，计算得：

da=d+2ha=(z+2ha*)m=(20+2×1)×2.5=54mm

7）齿根圆直径df：

由公式：

df=d-2hf=(z-2ha*-2c*)m

代入数据，计算得：

df=(z-2ha*-2c*)m=(20-2×1-2×0.25)*2.5=43.75mm

8）齿厚s：

由公式：

s=πm/2

代入数据，计算得：

s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925mm

9）齿槽宽e：

由公式：

e=πm/2

8

代入数据，计算得：

e=πm/2=3.14×4/2=3.925mm

10）计算齿轮宽度b： 由公式：

b=φdd

代入数据，φd=0.9及d=50mm计算得：

b=0.9×50=45mm

表3-1 齿轮主要尺寸计算结果

各部分名称 代号 公式及结果 模数 m 2.5mm 齿数 Z 20 d?mz?2.5?20?50mm 分度圆直径 d 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿距

ha hm?2.5mma? h1.25m?3.125mmf?da?m(Z?2)?55mm hf da df df?m(Z?2.5)?43.75mm p?3.14m?3.14?2.5?7.85mp

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4 轴的设计

一切作回转运动的传动零件，都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递。因此轴的主要功用是支承回转零件及传递运动和动力。

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，同时根据参考文献【1】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。

4.1 初步确定轴的最小直径大小

505 扭矩T，由公式： ?1000?9.8??2.45?10N?mm2T， ?T?T?T?3233WT?d?d32可得

d?查参考文献

【2】

3

表15-3，40Cr的许用扭转应力为35至55MPa之间,代入

32T?[?T]T?245N?m，求的

10

d?332?245?35.82mm 63.14?50?1050mm 方案采用齿轮轴结构，齿轮的的分度圆直径为d?，轴上钻有一个

直径为20mm的孔，所以取最小直径大小38mm，并在最小直径处装有轴承。查轴承相关图表，参考文献【5】表格15-3，得：轴承的宽度为B=15mm,外径大小为D=68mm.

4.2 齿轮轴的结构设计

1、拟定轴上零件的装配方案

拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提，它决定着轴的基本形式。选用的装配方案是：右端轴承、垫圈、轴承端盖依次从轴的右端向左端安装；左端从右到左依次安装轴承、垫片、垫圈及轴承盖。这样就对各轴段的粗细顺序做了初步安排。

2、根据轴向定位要求确定轴的各段直径与长度 1）选择所要使用的轴承为深沟球轴承。

因轴承主要承受径向载荷，初步选择深沟球轴承。深沟球轴承可用于双支点各单向固定的支承。此种轴承在安装时，通过调整端盖面与外壳之间的垫片厚度，使轴承外圈与端盖间存在很小的轴向间隙，以适当补偿轴受热所引起的变化。为了使轴的直径与轴承孔径相适应，需要选取轴承型号：

参照工作要求，查参考文献

【5】

表15-3（GB276-89）得: d=40mm

由轴承产品目录中，初步选取特轻（1）系列，深沟球轴承6008，其尺寸为：

d?D?B=40mm?68mm?15mm

2）为了满足左端与右端的滚动轴承的定位，可采用轴肩进行轴向定位。定位轴肩高度h一般取为h=（0.07-0.1）d，d为与零件相配处轴的直径。

查得6008型轴承定位轴肩的高度为：

h=3mm

则轴间处的直径大小为46mm，大于齿轮的齿根圆半径（43.75mm）。所以，两边轴承的内圈定位不使用轴肩，可以使用套筒定位。

同时，查阅参考文献【5】表4-1，轴承端面至箱体内壁的距离为3mm，齿轮端面至箱体内壁的距离为10mm,所以，这一端轴的长度为两者之和为13mm。

同理，轴的轴承关于齿轮对称布置，另一端的长度和直径一样。在安装手柄一侧的轴承右端面，有一轴肩。这一设计减小了轴的重量和轴的加工精度，其直径是38mm。

3）因齿轮宽b=φdd=0.9×50=45mm，则轴上加工齿轮的部位应与齿轮宽度一致。

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故取 L=45mm

4）在轴的安装手柄的一侧，考虑安装端盖的宽度，L=22mm，和端盖距离手柄中心的长度，23mm。设计这一轴的的长度为45mm。

5）在手柄的右侧，还安有一螺钉，其作用是调整手柄的松紧。在轴上其长度设计为10mm。

3、轴上零件的轴向定位

滚动轴承与轴的轴向定位，是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。 根据以上数据，设计轴的各部分尺寸如下：

图4-1 齿轮轴的各部分尺寸

4.3 轴的校核

在完成轴的初步结构设计后进行校核计算，计算准则是满足轴的强度或刚度要求，必要时还要校核轴的振动稳定性。这里主要考虑轴的强度校核。

在进行轴的强度校核时，应该根据轴的具体受载及应力分析情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。对于仅仅（或主要）承受扭矩的轴（传动轴），应按扭矩强度条件计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴（心轴），应按弯曲强度条件计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴（转轴），应按弯扭合成强度条件计算；需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。此外，对于瞬时过载很大或应力循环不对称较为严重的轴，还应按峰尖载荷校核其静强度，以免产生过量的塑性变形。

根据第二章的齿轮设计和第三章的轴的设计，可以做出轴的受力图（图4-2），轴的扭矩为:

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T?F1?L

F1是手作用在轴上的力，L为轴的实际有效长度。L=500mm。代入数据，求的

T=245N?m。根据轴的受力图和力矩平衡的知识，求的在轴的支撑处的分别为531Kg和419Kg。

做轴的受力图：

图4-2 齿轮轴的受力图

根据轴的受力图，做出轴的扭矩和弯矩图，并合成如下：

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图4-3 齿轮轴的弯矩和扭矩图

4.3.1 按轴的扭矩强度条件计算 按扭转强度校核 在上文，已经用扭转强度条件初步估算了轴的最小直径，这里由于轴上开有一孔，使轴的抗扭强度有所减小，所以还要进行一次轴的扭转强度校核，其条件为：

?T?式中,?T——扭转应力，MPa; T——轴所受的扭矩，N?m； WT——轴的抗扭截面系数，mm3

T WT在轴的最右端，直径最小，并开有一直径为20mm的孔径。其视图如下: 抗扭截面系数：

WT??d3d(1?1) 16d

图4-4 齿轮轴的最小端截面图

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代入数据算的：

3 W 6280(mm)T?please contact Q 3053703061 give you more perfect drawings

8.3.5压力机成本价格总额

压力机的总的成本价格为以上各个价格之和。 其中铸件过程成本：359.91元， 直接材料成本的核算：99.5元， 直接人工成本的核算：77.1元， 制造成本的核算：72元 以上各价格相加的608.51元。

参考文献

1.xiao Dong, ZHENG WANG Xing-song Solid Motion Analysis and Impact Force Measurement of Servo Press

2.濮良贵，纪名刚主编.机械设计.第七版.北京：高等教育出版社，2001 3.吴宗泽主编.机械设计教程. 北京：机械工业出版社，2003 4.唐照民，李质芳.机械设计.西安：西安交通大学出版社，1995 5.徐锦康主编.机械设计. 北京：机械工业出版社，2001

6.邱宣怀主编.机械设计.第四版.北京：高等教育出版社，1997

7.金萍.先进机械制造技术势[J].内蒙古林学院学报,1996,12(3):15～16 8.严龙祥.车床夹具设计[M].江苏人民出版社.1978.7

9.刘震.先进制造工艺技术的发展趋势[J].呼仑贝尔学院学报,2002.5(3):3 10.闫志中.刘先梅.夹具设计方法及发展趋洪 . 机械加工工艺手册[M] . 北京出版 社，1994

11.王砚军.杨丽颖.机械环保绿色制造业可持续发展模式——绿色制造[J].山东轻工业学院学报, 2004,03(43):36～37.

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致 谢

经过一个学期的毕业设计，我对有关一般机械产品的设计流程和工艺知识有了更深的认识，回顾本次毕业设计，感慨颇多。从理论到实践，苦多于甜！但我从中也学到了很多课本上学不到的知识，而且还可以巩固以前所学到的知识。

在设计过程中时不时会遇到些自己解决不了的问题，挡住前进的步伐，我通过查阅相关书籍，以及在指导老师老师的帮助下，终于迎刃而解。

在此，我感谢带我毕业设计的指导老师袁宁师，他始终如一的耐心回答我的所有问题，在整个设计过程中他都给予了我悉心的指导。在本论文的写作过程中，我的导师倾注了大量的心血，从选题到开题报告，从写作提纲，到一遍又一遍地指出每稿中的具体问题，严格把关，在此我表示衷心感谢。

其次，要感谢和我一起作毕业设计的同学们，他们在本次设计中给予了我很大的支持和鼓励。感谢科院的一起做毕业设计的同学，他为毕业设计查阅了许多资料，尤其是外文资料，一些资料对我完成毕业设计起了很大的作用。写毕业论文是一次再系统的学习过程，毕业论文的完成，同样也意味着新的学习生活的开始。

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最后，还要感谢大学四年来所有的老师，为我们打下了良好的机械专业知识基础，最后要感谢学校图书馆和机房给予的大量帮助。

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/xa0.html