立式铣床工作台升降机构设计,立式铣床升降机构的维修

('立式铣床工作台升降机构设计摘要本论文设计主要针对机床的升降机构部分，其中包括以下几个部分：(1)双层升降丝杠的设计，(2)手动换向手柄设计，（3）燕尾槽导轨的设计，（4）直齿轮设计，（5）锥齿轮设计，（6）直齿-锥齿轮组合设计，（7）锁紧机构的设计。由于某些原因，没有上传完整的毕业设计（完整的应包括毕业设计说明书、相关图纸CAD/PROE、中英文文献及翻译等），此文档也稍微删除了一部分内容（目录及某些关键内容）如需要的朋友，请联系我的叩扣:2215891151，数万篇现成设计及另有的高端团队绝对可满足您的需要.部分所具有的特点，双层丝杠的设计是考虑到升降行程的原因，可以将升降的距离大大的增加，手动换向手柄的设计中，其包括了垂直方向的移动和横向的移动，用一个手柄操作，可以形成互锁，避免两个方向的移动干涉，起到安全的效果。导轨的组合形式有多种，采用燕尾槽导轨其特点是多向受力，一般多有带塞铁，可调间隙。齿轮的设计主要是考虑到齿轮的传动特点，其具有效率高，结构紧凑，工作可靠，传动比稳定，设计目的是保证齿轮的寿命，设计准则是齿根弯曲疲劳强度及齿面接触疲劳强度。并且考虑到机床的载荷情况，对齿轮的材料进行选择，设计齿轮的尺寸，考虑其热处理方式等。锥齿轮的设计同样考虑齿轮设计的方面。设计直齿-锥齿组合齿轮，主要考虑工作的需要，并且此零件的设计也使得安装简易，所要考虑的问题是如何设计其结构尺寸，以使得零件的加工简易，强度可靠，生产成本在经济允许范围内。锁紧机构的设计是应机床加工精度的要求而出现的，为了使机床在垂直方向能够有足够的加工精度，故需要在此方向对工作台进行锁紧固定，锁紧机构设计要求结构简单，操作容易。关键词导轨，换向手柄，直齿轮，锁紧机构，塞铁，齿根弯曲疲劳强度，齿面接触疲劳强度。第一章绪论1.1概述为了便于机床的工件加工，机床安装工件的工作台必须做成活动式的，可以在横向、纵向、垂直方向移动。本说明书主要涉及垂直方向（即升降台）的工作原理、工作方式及相关的方面。升降台是一种垂直运送人或物的起重机械。也指在工厂、自动仓库等物流系统中进行垂直输送的设备，升降台上往往还装有各种平面输送设备，作为不同高度输送线的连接装置。一般采用液压驱动，故称液压升降台。除作为不同高度的货物输送外，广泛应用于高空的安装、维修等作业。升降台自由升降的特点目前已经广泛运用于市政维修，码头、物流中心货物运输，建筑装潢等，安装了汽车底盘、电瓶车底盘等能自由行走，工作高度空间也有所改变，具有重量轻、自行走、电启动、自支腿、操作简单、作业面大，特别是能够跨越障碍进行高空作业等360度自由旋转优点。最近升降机产品改为柴油机、电动两用旋转式升降机，又研制、生产出电瓶车载高空作业平台升降台，它的特点是利用电瓶驱动、电瓶升降、无级变速，使用户的高空作业更安全、更方便，噪音大大降低且环保节能。1.2简史对垂直运送的需求与人类的文明一样久远，最早的升降机使用人力、畜力和水力来提升重量。升降装置直到工业革命前都一直依靠这些基本的动力方式。阿基米德开发了经过改进的用绳子和滑轮操作的升降装置，它用绞盘和杠杆把提升绳缠绕在绕线柱上。角斗士和野生动物乘坐原始的升降机到达罗马大剧场中竞技场的高度。中世纪的纪录包括无数拉升升降装置的人和为孤立地点进行供给的图案。其中最著名的是位于希腊的圣巴拉姆修道院的升降机。这个修道院位于距离地面大约61米高的山顶上，提升机使用篮子或者货物网，运送人员与货物上下。18世纪，机械力开始被用于升降机的发展。1743年，法国路易十五授权在凡尔赛的私人宫殿安装使用平衡物的人员升降机。1833年，一种使用往复杆的系统在德国哈尔茨山脉地区升降矿工。1835年，一种被称为“绞盘机”的用皮带牵引的升降机安装在英国的一家工厂。1846年，第一部工业用水压式升降机出现。然后其他动力的升降装置紧跟着很快出现了。1854年，美国技工奥蒂斯发明了一个棘轮机械装置，在纽约贸易展览会上展示了安全升降机。1889年，埃菲尔铁塔建塔时安装了以蒸汽为动力的升降机，后改用电梯。1892年，智利阿斯蒂列罗山的升降设备建成，直到现在，15台升降机仍然使用着110多年前的机械设备。目前，瑞士格劳宾登州正在兴建的“圣哥达隧道”是一条从阿尔卑斯山滑雪胜地通往欧洲其他国家的地下铁路隧道，全长57公里，预计2016年建成通车。在距地面大约800米的“阿尔卑斯”高速列车站，将兴建一个直接抵达地面的升降机。建成后，它将是世界上升降距离最长的一部升降机了。旅客通过升降机抵达地面后，便可搭乘阿尔卑斯冰河观光快速列车，两个小时后就能到达山上的度假村了。1.3铣床的简介铣床一种用途广泛的机床，在铣床上可以加工平面（水平面、垂直面）、沟槽（键槽、T形槽、燕尾槽等）、分齿零件（齿轮、花键轴、链轮乖、螺旋形表面（螺纹、螺旋槽）及各种曲面。此外，还可用于对回转体表面、内孔加工及进行切断工作等。铣床在工作时，工件装在工作台上或分度头等附件上，铣刀旋转为主运动，辅以工作台或铣头的进给运动，工件即可获得所需的加工表面。由于是多刀断续切削，因而铣床的生产率较高。1.4数控铣床现状与发展在工业生产中，金属热切割一般有气割、等离子切割、数控铣床等。其中数控铣床与气割相比，其切割范围更广、效率更高。而精细等离子切割技术在材料的切割表面质量方面已接近了激光切割的质量，但成本却远低于激光切割。因此，数控铣床自20世纪50年代中期在美国研制成功以来，得到迅速发展。（1）、国外数控铣床现状与发展趋势国外数控铣床的生产厂家主要集中在德国、美国和日本。从机械结构上看，其发展经历了十字架型（轻型）、门型（小型）、龙门型（大型）3个阶段，相应的型号种类繁多。能够代表数控铣床技术最高水平的厂家主要集中在德国，目前，国外已有厂家在龙门式切割机上安装一个专用切割机械手，开发出五轴控制系统的龙门式专用切割工具，该系统可以在空间切割出各种轨迹，利用特殊的跟踪探头，在切割过程中控制切割运行轨迹。相比之下，国内虽然十字架型、门型、龙门型都有所生产，但广度不够，生产厂家产品型号较为单一，尚无龙门式专用型材切割机产品。（2）、国内数控铣床现状与发展趋势我国工厂的板材下料中应用最为普遍的是数控铣床和等离子切割，所用的设备包括手工下料、仿形机下料、半自动切割机下料及数控切割机下料等。与其他切割方式比较而言，手工下料随意性大、灵活方便，并且不需要专用配套下料设备。但手工切割下料的缺点也是显而易见的，其割缝质量差、尺寸误差大、材料浪费大、后道加工工序的工作量大，同时劳动条件恶劣。用仿形机下料，虽可大大提高下料工件的质量，但必须预先加工与工件相适应的靠模，不适于单件、小批量和大工件下料。半自动切割机虽然降低了工人劳动强度，但其功能简单，只适合一种形状的切割。上述3种切割方式，相对于数控切割来说由于设备成本较低、操作简单，所以在我国的中小企业甚至在一些大型企业中仍在广泛使用。随着国内经济形势的蓬勃发展以及“以焊代铸趋势的加速，数控铣床的优势正在逐渐为人们所认识。数控铣床不仅使板材利用率大幅度提高，产品质量得到改进，而且改善了工人的劳动环境，劳动效率进一步提高。目前，我国金属加工行业使用的数控铣床是以火焰和普通等离子切割机为主，但纯火焰切割，已不能适应现代生产的需要，该类切割机可满足不同材料、不同厚度的金属板材的下料以及金属零件的加工的需要，因此需求量将会越来越大，但与国外的差距仍极为明显，主要表现为：发达国家金属加工行业90%为数控切割机下料，仅10%为手工下料；而我国数控切割机下料仅占下料总量的10%，其中数控铣床下料所占比例更小。我国数控铣床每年市场需求量约在400~500台之间。相较而言，仿形切割机每年销售几千台，半自动切割机每年销售达上万台。由此可见，我国数控切割市场，尤其是数控铣床市场的发展潜力是巨大的。计算机技术的飞速发展推动了数控技术的更新换代，而这也日益完善了数控铣床的高精、高速、高效功能。代表世界先进水平的欧洲、美国、日本的数控系统生产商利用工控机丰富的软硬件资源开发的新一代数控系统具有开放式体系结构，即数控系统的开发可以在统一的运行平台上，面向最终用户，通过改变、增加或剪裁结构对象（数控功能），形成系列化，并可方便地将用户的特殊应用和技术诀窍集成到控制系统中，快速实现不同品种、不同档次产品的开发。开放式体系结构使数控系统有更好的通用性、柔性、适应性、扩展性，并向智能化、网络化方向发展。近几年来，由于对切割质量、劳动环境等的要求越来越高，其相应产品在我国的市场需求量也逐年上升。在我国的数控铣床设备生产行业中，由于缺乏切割理论研究与生产实践相转换的机制，因此新技术运用不广、新产品开发速度不快，制约了数控铣床技术的进一步发展和运用。1.5数控铣床发展动态中国数控铣床虽说价格便宜，但在性能方面还存在不足之处。未来数控铣床技术将朝数字化、高速高精化、复合化、智能化等方向发展。1、高速高精与多轴加工成为数控铣床的主流，纳米控制成为高速高精加工的潮流。2、多任务和多轴加工数控铣床越来越多地应用到能源、航空航天等行业。3、机床与机器人的集成应用日趋普及，且结构形式多样化，应用范围扩大化，运动速度高速化，多传感器融合技术实用化，控制功能智能化，多机器人协同普及化。4、智能化加工与监测功能不断扩充，车间的加工监测与管理可实时获取机床本身的状态信息，分析相关数据，预测机床的状态，提前进行相关的维护，避免事故的发生，减少机床的故障率，提高机床的利用率。5、最新的机床误差检测与补偿技术能够在较短的时间内完成对机床的补偿测量，与传统的激光干涉仪相比，对机床误差的补偿精度能够提高3～4倍，同时效率得到大幅度提升。6、CAD/CAM技术为多轴多任务数控铣床的加工提供强有力的支持，可以大幅度提高加工效率。7、刀具技术发展迅速，众多刀具的设计涵盖了整个加工过程，并且新型刀具能够满足平稳加工以及抗振性能的要求。1.6原理升降台工作原理:操纵手柄运动，带动主动轴和直齿轮转动。与之啮合的直齿锥齿组合齿轮转动。从而带动锥齿轮和双层丝杆转动，实现了升降工作台的上下运动。双层丝杠升降原理工作台升降丝杠是采用双层丝杠，这是因为升降台内安装丝杠的距离限制，用单根丝杠又不能满足工作台行程的要求.当丝杠1在丝杠套筒2内旋至末端时，由于阶台螺母3的限制而不能再向上旋转，此时就带动丝杠套筒2向上旋。丝杠套筒内孔的上部是与丝杠1配合的螺母，其外圆是丝杠，在螺母4内旋上或旋下。螺母4就固定在安装底座上的套筒内。图1-3-1升降台原理1.7设计的主要参数本次设计的机床的主要技术规格如下：（1）工作台工作面积（宽\uf0b4长）320\uf0b41250mm（2）工作台最大行程（手动/机动）纵向700\\680mm横向255\\240mm垂向320\\300mm（3）工作台最大回转角度45°（4）工作台T型槽（宽度×距离×条数）18mm×70mm×3（5）主轴孔锥度7：24（6）主轴轴心线至横梁的距离30mm（7）床身垂直导轨至工作台中心的距离最大470mm最小215mm（8）主轴转速18级30～1500r\\min（9）工作台工作进给量18级纵向、横向23.5～1500mm\\min（10）主电动机（功率×转速）7.5KW×1450r\\min（11）进给电动机（功率×转速）1.5KW×1450r\\min（12）最大载重量500Kg（13）工作精度加工表面平行度150：0.02加工表面平面度150：0.02加工表面垂直度150：0.02第二章升降台总体设计2.1布局设计布局设计如下:图2-1升降台结构主要部件：丝杠底座，双层丝杠，工作箱，锥齿轮，直齿轮，推力滚子轴承,手动操作手柄，滑动手柄，工作台，连接螺栓，垂直方向导轨，T形槽.2.2升降台的结构和操纵图2-2所示是升降台的的展开图。运动从进给变速箱中的轴XI，通过Z=28的齿轮带动轴Z=35的齿轮，传如升降台内。轴XII上Z=18的齿轮1带动齿轮2、3、4旋转，把运动传给纵向，横向和升降系统。齿轮2和轴XIII是空套的，所以必须把离合器M与齿轮2啮合后，才能把运动传给传给垂直进给系统。齿轮3通过鞘10带动轴XIV，再把运动传给纵向进给系统。齿轮4也像2一样，必须与离合器M啮合后才能把运动传给横向进给丝杠。图2-2升降台传动系统展开图当工作台做横向或升降运动时，尤其做快速运动时，为了防止因手柄旋转而造成工伤事故，进给结构特设有安全装置，即在机动进给时，手柄一定脱开而空套在轴上，就是使机动与手动产生的联锁作用。即当拨叉把离合器M拨向里而与齿轮2啮合时，是作垂直机动进给。此时由于离合器M向里移动而带动丝杆6，丝杠6绕鞘5移动时，下端向外摆而把柱鞘7向外推，柱鞘7通过套圈8把手柄连同作手动进给的离合器向外顶，让手柄上的离合器脱开而使手柄不跟轴转。横向进给手柄处的联锁装置也是如此，而纵向手柄在弹簧力的的作用下，经常处于脱开状态。图2-3是升降台的横截图。运动从轴XIII上的齿轮9（见图2-2）带动短轴上的齿轮1，在通过锥齿轮2和3使丝杠4旋转，以达到工作台垂直进给的目的。由于升降台的行程比较大，升降台内装丝杠处到底座之间的最大距离小于行程的2倍，用单根丝杠就不能满足要求。因此采用双层丝杠，双层丝杠的结构如图2-4。当丝杠4在丝杠套筒5内旋至末端时，由于阶台螺母6的限制面不能再向上旋。此时就带动丝杠套筒5向上旋。丝杠套筒内孔的上部是与丝杠4配合的螺母，其外圆是丝杠，在螺母7内旋上或旋下。螺母7就固定在安装于底座上的套筒内。轴XIV通过两对锥齿轮把运动传给纵向丝杠。X62W型铣床的纵向进给与横向、升降进给之间的互锁，是由电器保证的。而横向与升降之间的互锁是由操纵机构中的机械动作获得的。图2-5是横向和升降的结构图，这两个进给运动时由一个操纵手柄控制的。当需要时工作台作垂直方向进给时，可将手柄向上提或向下压。向上提时，手柄以中间球运动。图2-3升降台布局图图2-5升降操纵机构图第三章机床零件设计3.1操纵机构设计工作原理铣床的纵向进给与横向、升降进给之间的互锁是由电器保证的。而横向与升降之间的互锁是由操作机构中的机械动作获得的（见部装图）。需要工作台横向进给时，可将手柄向前推或向后拉。向前推时鼓轮便向后移动鼓轮水平截面的廓形，是根据移动横向离合器,M横的要求而设计成凹凸相间形的。这时摇臂2的一大个支点m落入鼓轮的凹陷部分，而另一个支点n则在凸处。于是，推杆3；便推动拨叉4使它按反时针方向摆动，接通横向离合器M横工作台便可做横行运动。在鼓轮做轴向运动的同时，其相应部位的斜面将触杆7压下，接通行程开关8，电动机通电，工作台开始横向进给。相反，若将手柄向后拉，鼓轮1则向前移动。但这时摇臂2和拨叉4的摆动方向仍是反时针的，也即离合器M横仍处在接通状态，所不同的只是鼓轮相应部位的斜面压下触杆5,接通了另一个行程开关6,使进给电动机反转，工作台作相反方向的横向进给。若要工作台作上下移动，可将手柄向上提或向下压，使得鼓轮转动一个角度。鼓轮的两周有一个斜面，其能够满足方向的调节。因此手柄向上或向下移动时，摇臂上的触电n和m便做顺时针方向旋转使得摇臂2和拨叉4作顺时针方向转动，接通垂直进给离合器M垂，而另外一方则断开使得横向不能够移动，达到运动自锁的效果。手柄上下移动的同时，鼓轮使得电动机获得正转与反转，工作台就上下移动。用单手柄操纵机构能够减少失误，达到安全的效果。图3-1-1操作机构1-鼓轮；2-摇臂；3-推杆；4-拨叉3.2双层丝杠设计工作原理:工作台升降丝杠是采用双层丝杠，见图纸（3-1）这是因为升降台内安装丝杠的距离限制，用单根丝杠又不能满足工作台行程的要求.当丝杠1在丝杠套筒2内旋至末端时，由于阶台螺母3的限制而不能再向上旋转，此时就带动丝杠套筒2向上旋。丝杠套筒内孔的上部是与丝杠1配合的螺母，其外圆是丝杠，在螺母4内旋上或旋下。螺母4就固定在安装底座上的套筒内。材料其中1-垂直进给丝杠；2-丝杠套筒；3-螺母；4-圆锥销；均用45钢制作，5-阶台螺母用HT250铸造成型后加工而来。圆锥销具有1：50的锥度，在受到竖直方向的载荷时能够产生自锁。安装方便，定位准确，多次折装而不影响精度。垂直进给丝杠上升到一定高度时，其底部与丝杠套筒互锁带动其转动，达到足够的上升行程.图3-2-1工作台升降双层丝杠1-垂直进给丝杠；2-丝杠套筒；3-螺母；4-圆锥销；5-阶台螺母.双层丝杆设计计算已知条件：工作台重量：W=890KgF=8892N滚珠丝杠基本导程：Lo=6mm行程：S=375mm快速进给速度：450mm/min由《机床设计手册》可知，切削功率(3-1)式中：N---电机功率，查机床说明书，N=7.5KW；---主传动系统总效率，一般为0.7～0.85取=0.7；K---进给系统功率系数，取为K=0.96。则有：Nc=7.5×0.7×0.96=5.04kw切向铣削力：F=×10N(3-2)式中：V---主轴传递全部功率时的最底切削速度（m/s）则有：V=D×95/60000=1.7m/s=102m/min(3-3)F==2964（N）进给工作台工作载荷计算从《数控铣床》中表2-1可得知，在一般立式铣削时，工作台纵向进给方向载荷：F=1.0Fz=5294N(3-4)工作台横向进给方向载荷：F=0.4Fz=0.4×2964=1185N(3-5)工作台横向进给方向载荷：F=0.2Fz=0.2×2964=592N(3-6)由《简明机械加工工艺手册》可知，如用燕尾导轨，导轨铣床丝杠的轴向力：采用燕尾导轨(3-7)式中K=1.1=0.15则有：3.3燕尾槽导轨设计丝杠中径在扭矩推力关系中没有直接联系，仅通过影响螺旋升角间接影响（但在校验时，须在计算推力与对应中径的丝杠的轴向额定负载中取小值）；当量摩擦角仅影响滚道受力状态（参与丝杠副受力分析），但对推力扭矩的关系不产生影响；上例为：F=2πM/P=18692N；（相同扭矩下，推力仅是导程的函数）转速对推力没有影响，但对于运动过程表征其与机械效率的函数，功率校验时建议取η=0.85核定。注：目前业内常常将机械效率在受力分析中体现，实为误区，效率是一个过程量，力则是点量，好比电压与电流分别跟电阻的关系。导轨的作用和设计要求：当运动件沿着承导件作直线运动时，承导件上的导轨起支承和导向的作用，即支承运动件和保证运动件在外力（载荷及运动件本身的重量）的作用下，沿给定的方向进行直线运动。对导轨的要求如下：1.一定的导向精度。导向精度是指运动件沿导轨移动的直线性，以及它与有关基面间的相互位置的准确性。2.运动轻便平稳。工作时，应轻便省力，速度均匀，低速时应无爬行现象。3.良好的耐磨性。导轨的耐磨性是指导轨长期使用后，能保持一定的使用精度。导轨在使用过程中要磨损，但应使磨损量小，且磨损后能自动补偿或便于调整。4.4.足够的刚度。运动件所受的外力，是由导轨面承受的，故导轨应有足够的接触刚度。为此，常用加大导轨面宽度，以降低导轨面比压；设置辅助导轨，以承受外载5.温度变化影响小。应保证导轨在工作温度变化的条件下，仍能正常工作。6.结构工艺性好。在保证导轨其它要求的前提下，应使导轨结构简单，便于加工、测量、装配和调整，降低成本。不同设备的导轨，必须作具体分析，对其提出相应的设计要求。必须指出，上述六点要求是相互影响的。2导轨设计的主要内容设计导轨应包括下列几方面内容：1.根据工作条件，选择合适的导轨类型。2.选择导轨的截面形状，以保证导向精度。3.选择适当的导轨结构及尺寸，使其在给定的载荷及工作温度范围内，有足够的刚度，良好的耐磨性，以及运动轻便和平稳。4.选择导轨的补偿及调整装置，经长期使用后，通过调整能保持需要的导向精度5.选择合理的润滑方法和防护装置，使导轨有良好的工作条件，以减少摩擦和磨损。6.6.制订保证导轨所必须的技术条件，如选择适当的材料，以及热处理、精加工和测量方法等。3导轨的结构设计1.滑动导轨(1)基本形式三角形导轨：该导轨磨损后能自动补偿，故导向精度高。它的截面角度由载荷大小及导向要求而定，一般为90°。为增加承载面积，减小比压，在导轨高度不变的条件下，采用较大的顶角（110°～120°）；为提高导向性，采用较小的顶角（60°）。如果导轨上所受的力，在两个方向上的分力相差很大，应采用不对称三角形，以使力的作用方向尽可能垂直于导轨面。矩形导轨：优点是结构简单，制造、检验和修理方便；导轨面较宽，承载力较大，刚度高，故应用广泛。但它的导向精度没有三角形导轨高；导轨间隙需用压板或镶条调整，且磨损后需重新调整。圆形导轨：制造方便，外圆采用磨削，内孔珩磨可达精密的配合，但磨损后不能调整间隙。为防止转动，可在圆柱表面开键槽或加工出平面，但不能承受大的扭矩。宜用于承受轴向载荷的场合。燕尾形导轨：燕尾形导轨的调整及夹紧较简便，用一根镶条可调节各面的间隙，且高度小，结构紧凑；但制造检验不方便，摩擦力较大，刚度较差。用于运动速度不高，受力不大，高度尺寸受限制的场合，本设计采用燕尾槽导轨。(2)常用导轨组合形式三角形和矩形组合：这种组合形式以三角导轨为导向面，导向精度较高，而平导轨的工艺性好，因此应用最广。这种组合有V-平组合、棱-平组合两种形式。V-平组合导轨易储存润滑油，低、高速都能采用；棱-平组合导轨不能储存润滑油，只用于低速移动。为使导轨移动轻便省力和两导轨磨损均匀，驱动元件应设在三角形导轨之下，或偏向三角形导轨。矩形和矩形组合：承载面和导向面分开，因而制造和调整简单。导向面的间隙用镶条调整，接触刚度低。双三角形导轨：由于采用对称结构，两条导轨磨损均匀，磨损后对称位置位置不变，故加工精度影响小。接触刚度好，导向精度高，但工艺性差，四个表面刮削或磨削也难以完全接触，如果运动部件热变形不同，也不能保证四个面同时接触，故不宜用在温度变化大的场合。(3）间隙调整为保证导轨正常工作，导轨滑动表面之间应保持适当的间隙。间隙过小，会增加摩擦阻力；间隙过大，会降低导向精度。导轨的间隙如依靠刮研来保证，要废很大的劳动量，而且导轨经过长期使用后，会因磨损而增大间隙，需要及时调整，故导轨应有间隙调整装置。矩形导轨需要在垂直和水平两个方向上调整间隙。在垂直方向上，一般采用下压板调整它的低面间隙，其方法有：1.刮研或配磨下压板的结合面；2.用螺钉调整镶条位置；3.改变垫片的片数或厚度；在水平方向上，常用平镶条或斜镶条调整它的侧面间隙。圆形导轨的间隙不能调整。（4）夹紧装置有些导轨（如非水平放置的导轨）在移动之后要求将它的位置固定，因而要用专用的锁（夹）紧装置。常用的锁紧方式有机械锁紧和液压锁紧。（5）提高耐磨性措施导轨的使用寿命取决于导轨的结构、材料、制造质量、热处理方法，以及使用与维护。提高导轨的耐磨性，使其在较长的时间内保持一定的导向精度。螺钉连接，应使螺钉不受剪切；为避免导轨上有孔（孔内积存赃物而加速磨损），一般采用倒装螺钉。结构上不便于从下面伸入螺钉固定时，可采用如图21-16所示的方法。螺钉固紧后，将六角头磨平，使导轨上的螺钉孔和螺钉头之间没有间隙。用环氧树脂胶接，胶接面之间的间隙不超过0.25毫米。胶粘导轨具有一定的胶接刚度和强度，尚有一定的抗冲击性能，工艺简单，成本较低。塑料-用聚四氟乙烯为基材，添加不同的填充剂作为导轨材料。它具有耐磨、抗振以及动、静摩擦系数低（0.04），可消除低速爬行现象，在实际应用中取得良好的效果。3)热处理为提高铸铁导轨的耐磨性，常对导轨表面进行淬火处理。表面淬火方法有：火焰淬火、高频淬火和电接触淬火。2)选择合适材料目前常采用的导轨材料有以下几种：铸铁-导轨与承导件或运动件铸成一体，其材料常用灰口铸铁。它具有成本低，工艺性好，热稳定性高等优点。在润滑和防护良好的情况下，具有一定的耐磨性。常用的是HT200～HT400，硬度以HB=180～200较为合适。适当增加铸铁中含碳量和含磷量，减少含硅量，可提高导轨的耐磨性。若灰口铸铁不能满足耐磨性要求，可使用耐磨铸铁，如高磷铸铁，硬度为HB=180～220，耐磨性能比灰口铸铁高一倍左右。若加入一定量的铜和钛，成为磷铜钛铸铁，其耐磨性比灰口铸铁高两倍左右。但高磷系铸铁的脆性和铸造应力较大，易产生裂纹，应采用适当的铸造工艺。此外，还可使用低合金铸铁及稀土铸铁。钢-要求较高的或焊接机架上的导轨，常用淬火的合金钢制造。淬硬的钢导轨的耐磨性比普通灰铸铁高5～10倍。常用的有20Cr钢渗碳淬火和40Cr高频淬火。本设计采用燕尾槽导轨图形3-3-1：由锁紧螺母、锁紧块、燕尾槽导轨。图3-3-1燕尾槽导轨，1-锁紧螺母2-锁紧块3-燕尾槽3.4手轮的设计如图所示，手轮向里面移动，当手轮转动时通过离合器带动齿轮传动机构，齿轮传动机构连接丝杠机构，丝杠机构通过离合器连接升降工作台，从而实现升降工作台通过手轮实现手动控制而调节升降工作台的位置。如图所示3-4-1手轮操纵机构的俯视图3-4-2手轮操纵机构的正视图3-4-3手轮操纵机构的左视图第四章传动部分设计4.1直齿轮设计图4-1-1直齿轮1、选定精度等级、材料及齿数：①确定齿轮类型两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮。②材料选择采用硬齿面传动，大、小齿轮材料都为20CrMnTi调质后表面淬火，齿面硬度为55~60HRC③铣床为一般工作机器，速度不高，选用7级制造精度③小齿轮齿数为22，大齿轮齿数为33，传动比为i=33/22=1.5④因为速度速度低时转矩更大，所以在设计此对齿轮传动时以低转速时的参数来设计。1、按齿面接触疲劳强度设计：由设计计算公式10-9a进行试算即：d≥2.32(4-1)①确定公式中的各计算数值：A、由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号B、对于直齿圆柱齿轮，试选K=1.3C、计算小齿轮的转矩：T=(4-2)其中P=P=1.5Kw×0.99×××=1.132Kw；；n===3.99r/min(3-11)代入数据得：T==2708394N·mmD、根据齿轮的装置状况，查教材表10-7中选取齿宽系数=0.5E、根据配对齿轮的材料类型为锻钢-锻钢，由教材表10-6查得的弹性影响系数Z=189.8MPaF、由教材图10-21e中并按齿面硬度查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限均为==1500Mpa(4-3)G、由教材式10-13计算应力循环次数得:(已知铣床为两班制，工作寿命为15年)N=60njL=60×3.99×1×2×8×300×15=0.0173×10(4-4)N==0.0115×10h、根据齿轮的材料，热处理方法及应力循环次数查教材中图10-19取大、小齿轮的接触疲劳系数K=1.10，K=1.12i、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故安全系数S=1.由教材中式10-12得：==1.10×1500=1650Mpa(4-5)==1.12×1500=1680Mpa(4-6)②计算：a、试算小齿轮分度圆直径，代入与中较小的值：≥2.32(4-7)=2.32=2.32=54.12×2.32=125.56mmb、计算圆周速度为V：V===0.047m/s(4-8)c、计算齿宽：b=·d=0.5×125.56=62.78mm(4-9)d、计算齿宽与齿高的比：模数===5.707mm(4-10)齿高h=2.25=2.25×5.707mm=12.841mm(4-11)==4.889e、计算载荷系数：根据齿轮V=0.047m/s,且齿轮精度等级为7级，由教材图10-8查得动载系数K=1.002；对直齿轮有==1；由教材表10-2查得使用系数K=1；由教材表10-4并且运用插值法查得对于7级精度，且两支承相对于齿轮做悬臂布置时，取=1.382；由=4.889，=1.382查教材图10-13得=1.295；故载荷系数K=KK=1×1.002×1×1.382=1.385f、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：由教材式10-10a得：d=d(4-12)=125.56=125.56×1.021=128.23mmg、计算模数m：===5.829mm2、按齿根弯曲强度设计：由教材式10-5得弯曲强度的设计公式为：m≥(4-13)①确定公式中的各个计算数值：a、由教材图10-20c查得两个齿轮的弯曲疲劳强度极限均为==920Mpab、根据齿轮材料类型、热处理方法及应力循环次数由教材图10-18中取弯曲疲劳强度寿命系数=0.95，=0.96c、计算弯曲疲劳许用应力对于弯曲疲劳强度来说，一旦发生断齿就会引起严重的事故，故取弯曲疲劳安全系数S=1.4由教材式10-12得：====624.29Mpa(4-14)===630.86Mpa(4-15)d、计算载荷系数K由前面查得的数据并代入表达式得：K=KK=1×1.002×1×1.295=1.298(4-16)e、查取齿形系数和应力校正系数：查教材表10-5取=2.72，=2.47查教材表10-5取=1.57，=1.64f、计算大小齿轮的，并加以比较：==0.0068(4-17)==0.0064(4-18)由上述计算值知大齿轮的数值更大②设计计算：m≥(4-19)=mm=5.864mm对比以上两种设计方案的计算结果，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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，可取由弯曲疲劳强度所算得的模数5.864mm并就近圆整为标准值为6mm，由此模数算得的d=m×Z=6×22=132mm大于接触疲劳强度所算得的d=128.23mm，因而能满足接触疲劳强度。4、几何尺寸的计算：①计算分度圆直径：d=m×Z=6×22=132mmd=m×Z=6×33=198mm②计算中心距：a===165mm③齿轮宽度B=65mm。为了防止齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷，所以将小齿轮齿宽在圆整的基础上人为地加宽5mm，取B=70mm，B=65mm。4.2锥齿轮设计4.2.1已知条件1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃。2)使用折旧期：8年，每年工作350天，每天工作16小时。3)检修间隔期：2年一次大修，每年一次中修，半年一次小修。4)动力来源：电力，三相交流，电压380/220V。5)运输带速度允许误差：≤5%6)制造条件及生产批量：中型机械厂，单件小批生产。7)滚筒效率：=0.964.2.2对轴承的效率统计1)滚筒球轴承效率：=0.99（脂润滑）2)开式齿轮轴承效率：=0.99（脂润滑）3)减速器内滚柱轴承效率（2对）：=0.98（油润滑）；=0.98（油润滑）4)开式齿轮转动：=0.95（8级精度，脂润滑）5)锥齿转动啮合效率：=0.96（8级精度，油润滑）1)电机—锥齿轮间，使用弹性套柱联轴器：=0.9932)锥齿轮—开式齿轮间，使用滑块联轴器：=0.984.2.3选定齿轮精度等级、材料热处理方式及齿数本运输机工作速度、功率都不高，故选用8级精度。1)选择小齿轮材料为40Gr，调质处理，硬度270HBS，大齿轮材料为45号钢，调质处理，硬度为230HBS，二者硬度差为40HBS。2)选取小齿轮齿数Z1=22，初步确定传动比为U1=2.0则大齿轮齿数Z2=U1Z1=2.0×22≈44此时传动比4.2.4按齿面接触疲劳强度计算锥齿轮以大端面参数为标准值，取齿宽中点处的当量齿轮作为强度计算依据进行计算。4.2.4.1设计齿轮(4-20)1)初拟载荷系数，取齿宽系数2)弹性影响系数查得3)应力循环次数使用期：(4-21)(4-22)4)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限为：小齿轮：；大齿轮：5)接触疲劳强度寿命系数选用线型1（允许少量点蚀）查得：；6)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由课本式10-12得(4-23)(4-24)4.2.4.2参数计算1)试计算小齿轮（大端）分度圆直径，代入较小的有：(4-25)2)计算平均圆周速度求平均分度圆直径(4-26)(4-27)3)计算载荷系数使用系数：取动载系数：按9级精度查取，齿间载荷分布系数：取1齿向载荷分布系数：综上，载荷系数(4-28)4)校正分度圆直径，(4-29)模数取标准值m=5.54.2.5齿轮部分相关参数大锥齿轮如图4-1：图4-2-1斜齿轮1)由分度圆直径计算齿轮2)最终传动比3)由齿数球分度圆直径\uf06c锥距R，(4-30)齿宽圆整取4)计算则(4-31)5)当量齿数(4-32)(4-33)4.2.6校核齿根弯曲疲劳强度1)确定弯曲强度载荷系数，与接触强度载荷系数相同(4-34)2)确定齿形系数，应力校正系数，3)确定弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，寿命系数查查得：疲劳极限应力，查得：可求出许用应力(4-35)(4-36)4)校核弯曲强度轮齿所受切向力，有(4-37)校核(4-38)弯曲强度满足要求。以上所选参数合适，至此锥齿轮转动设计完毕。4.2.7锥齿轮转动数据汇总取齿顶高系数,顶隙系数名称代号小锥齿轮大锥齿轮齿数Z2244模数m5.5mm公锥角δ分度圆直径(mm)d121242齿顶高(mm)ha5.5齿根高(mm)hf6.6齿顶圆直径(mm)da132253齿根圆直径(mm)df114.4235.4锥距(mm)R157.5顶隙(mm)c0.2mm分度圆齿厚(mm)S3.927当量齿数ZV29.05184.36齿宽(mm)β4740齿宽系数0.3平均分度圆直径（mm）57.375144.5表3-1锥齿轮数据汇总表传动比。4.2.8核算转速，转矩参数转速n（r/min）功率p(KW)转矩（）电动机14401.519.5轴83.991.1322708394轴87.602.687293.024.3直齿-锥齿组合齿轮4.3.1设计模型如图4-3-1图4-3-1组合齿轮其中小锥齿端在上节已经设计过，此处仅设计大端直齿圆柱齿轮。设计的大齿轮与4.1节所设计的小直齿轮进行啮合，设计过程如下：1、选定精度等级、材料及齿数：①确定齿轮类型两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮。②材料选择两个齿轮的齿数、大小一样，两者都采用45钢调质，齿面硬度为240HBS。③铣床为一般工作机器，速度不高，选用7级制造精度④小齿轮齿数为22，大齿轮齿数为33，传动比为i=33/22=1.52、按齿面接触疲劳强度设计：由设计计算公式10-9a进行试算即：d≥2.32(4-39)①确定公式中的各计算数值：a、由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号b、对于直齿圆柱齿轮，试选K=1.3c、计算小齿轮的转矩：T=其中P=P=1.5Kw××=1.36Kw；；n===70r/min(4-40)代入数据得：T==185543N·mmd、根据齿轮的装置状况，查教材表10-7中选取齿宽系数=0.8e、根据配对齿轮的材料类型为锻钢-锻钢，由教材表10-6查得的弹性影响系数Z=189.8MPaf、由教材图10-21d中并按齿面硬度查得两个齿轮的接触疲劳强度极限==600Mpag、由教材式10-13计算应力循环次数得:(已知铣床为两班制，工作寿命为15年)N=60njL=60×70×1×2×8×300×15=0.303×10N==0.303×10h、根据齿轮的材料、热处理方法及应力循环次数查教材中图10-19两个齿轮的接触疲劳系数均为K=K=0.975i、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故安全系数S=1由教材中式10-12得：==0.975×600=585Mpa(4-41)==0.975×600=585Mpa②计算：a、试算小齿轮分度圆直径，代入与中较小的值：≥2.32=2.32=2.32=39.89×2.32=92.546mm(4-42)b、计算圆周速度为V：V===0.339m/sc、计算齿宽：b=·d=0.8×92.546=74.037mmd、计算齿宽与齿高的比：模数===2.314mm齿高h=2.25=2.25×2.314mm=5.206mm==14.221e、计算载荷系数：根据齿轮V=0.339m/s,且齿轮精度等级为7级，由教材图10-8查得动载系数K=1.01；对直齿轮有==1；由教材表10-2查得使用系数K=1；由教材表10-4并且运用插值法查得对于7级精度，且两支承相对于齿轮做非对称布置时，取=1.299；由=14.221，=1.299查教材图10-13得=1.29；故载荷系数K=KK=1×1.01×1×1.299=1.312f、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：由教材式10-10a得：d=d=92.546=92.546×1.003=92.824mm(4-43)g、计算模数m：===2.321mm3、按齿根弯曲强度设计：由教材式10-5得弯曲强度的设计公式为：m≥(4-44)①确定公式中的各个计算数值：a、由教材图10-20c查得两个齿轮的弯曲疲劳强度极限均为==450Mpab、根据齿轮材料类型、热处理方法及应力循环次数由教材图10-18中取弯曲疲劳强度寿命系数==0.89c、计算弯曲疲劳许用应力对于弯曲疲劳强度来说，一旦发生断齿就会引起严重的事故，故取弯曲疲劳安全系数S=1.4由教材式10-12得：===286.07Mpa(4-45)===286.07Mpad、计算载荷系数K由前面查得的数据并代入表达式得：K=KK=1×1.01×1×1.29=1.303(4-46)e、查取齿形系数和应力校正系数：查教材表10-5取==2.40查教材表10-5取==1.67f、计算大小齿轮的，并加以比较：===0.014(4-47)由上述计算值知大齿轮的数值更大②设计计算：m≥=mm=1.742mm(4-48)对比以上两种设计方案的计算结果，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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，可取由弯曲疲劳强度所算得的模数1.742mm并就近圆整为标准值为2.00mm，由此模数算得的d=m×Z=2.00×40=80mm小于接触疲劳强度所算得的d=92.824mm，因而不能满足接触疲劳强度。所以应该将m取为2.5由此得到的=2.5×40=100mm﹥d=92.824mm4、几何尺寸的计算：①计算分度圆直径：=m×Z=d=m×=2.5×40=100mm②计算中心距：a===100mm③计算齿轮宽度：b==0.8×100=80mm为了防止齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷，所以将小齿轮齿宽在圆整的基础上人为地加宽5mm，取B=80mm，B=85mm第五章轴的设计与强度校核5.1轴的尺寸设计轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部的结构尺寸。轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴的连接的方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等。由于影响轴的结构的因素较多，且其结构形式有要随着具体情况的不同而异，所以轴没有标准的结构形式。设计时，必须针对不同情况进行具体的分析。但是，不论何种具体条件，轴的结构都应该满足：轴和安装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴应具有良好的制造工艺性等。下面讨论轴的结构设计中要解决的几个主要问题。此轴为手动手柄通过联轴器所连接的轴，其尺寸如图5-1-1图5-1-1轴（一）拟定轴上的零件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。所谓装配方案，就叫是预定出轴上主要的装配方向、顺序、和相互关系。如本设计：从左到右为操纵手柄、小型齿轮、滑动轴承、直齿轮、圆螺母。图5-1-2轴的布局（二）轴上零件定位为了防止轴上零件受力发生轴向或周向的相对运动，轴上零件除了有游动或空转的要求外，都必须进行轴向和周向的定位，以保证其准确的工作位置。5.2轴的强度校核对于轴的校核计算过程中的功率和转矩的取值，都采取保守校核，即功率都取电动机本身的额定功率，忽略传动过程中的功率损失及电动机的其他负载。(1)求轴上的载荷(机动时的手里情况）①作轴的空间受力简图如5-2-1：其中P=P=1.5Kw×0.99×××=1.132Kw；n===3.99r/min代入数据得：T==2708394N·mm(5-1)(5-2)(5-3)③作垂直面、弯矩(5-4)(5-5)(5-6)④作水平面受力、弯矩分别(5-7)(5-8)(5-9)⑤做合成弯矩图，如图(d)所示(5-10)转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取(5-11)(2)按弯扭合成应力校核轴的强度，校核截面B由得(5-12)轴的材料为45钢调质，(安全系数为4)，故安全。总结紧张而又辛苦的毕业设计就要结束了。任务即将完成了，顿时感觉心旷神怡，感觉自己人生得到了一次升华.毕业设计是我们的专业课程综合应用的训练，是我们迈向社会、迈向工作的一次必不可少的设计过程，在这里也可以锻炼一个人的研究设计能力，为研究生的生活打下一个坚实的基础。从心里感觉到，毕业设计是真的有些累。然而，我们着手清理自己的资料、分析数据而得到一个属于自己的设计方案的时候，仔细想想这样的经历，一种成功的喜悦使得我即刻忘记了操劳中的疲倦。自我感觉这是一个自我表现的成功例子。做设计是苦活，需要耐心的构思，需要不耐其烦地动手实践操作。其中老师是个很好的资源库，向老师请教，将使得自己的设计水平得到质的飞跃。毕业设计是件始难终易的事，天下之难事，始做于易，天下之大事，始作于细。当毕业设计做到一定程度设计思想便油然而生；设计如果有一点的不足时，却也容易导致零件的报废。实践是检验真理的唯一标准，只有经得起实践检验的想法、意识才是正确的。正所谓初生之牛不怕虎，我在设计零件结构、零件布局、总体布局的时候，大胆地加入了自己的想法，将自己的构思充分地体现在了设计图纸与设计说明书中。虽然有些东西的原理还有待验证，有些想法有待证实，但是这些都不足使我退却。失败是成功之母。在设计的过程中，我认识到书是正确经验的总结，我们做毕业设计是离不开工具书的。但是书的作者所写的东西也是有一定的局限性，以致不能只局部的参考一些数据。要做出出色的设计，集思广益是创作的源泉。因此，阅读大量的文献将是至关重要的。并且尽量能够将书籍中的思想，转化成自己的想法，然后在阅读现有技术的基础上，加入自己的创作，从而达到毕业设计的目的。零件的加工，有不同的加工工艺过程，加工路线的不同将有以下的影响：1，加工精度的影响；2，加工经济性要求；因此设计零件结构的同时要考虑零件的加工方法。常说：美好景色在顶峰，人克服困难换来成功的喜悦才是最幸福的事情。毕业设计做完了，大学生活画上了完美的句号，尝到了成功的味道。但漫漫的人生之路还要我继续努力。日趋激烈的竞争，使得我不能够放松自己，我得要时刻准备着，用知识的力量武装自己，使得我在这个充满竞争的社会上能有属于我的一片天空。我的平凡人生，即将因为我的努力而变得不平凡。我将再接再厉，不辜负所有关心我的老师，亲人，朋友。参考文献[1]孙恒，陈作模，葛文杰.机械原理[M].七版.高等教育出版社，2006.第5、10、11章.[2]姜继海.液压传动[M].四版.哈尔滨工业大学出版社，2007.[3]濮良贵，纪名刚.机械设计[M].高等教育出版社，2008.第五章，第十章，第十二章，第十五章.[4]成大先.机械设计手册[M].化学工业出版社，2002.第一卷第2篇，第三卷第11篇、第14篇.[5]周良德，朱泗芳.现代工程图学[M]湖南科学技术出版社.第9、10、11、12章.[6]吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册[M]高等教育出版社.第三、四、五、九章.[7]周增文.机械加工工艺基础[M].中南大学出版社.第4章.附录一：英文文献翻译非圆齿轮与机械压力机运动学优化1997年1月8日研制摘要：使用金属成形方法来加工生产零件的质量很大取决于压力杆。在机械压力传动时，有一种依赖于驱动旋转角度速度比的非圆齿轮，提供了一种获得这么动作时间的新途径，我们致力于为不同的优化金属成型运作的制造。本文阐述了由汉诺威的大学研究所建成的金属成形和金属成形加工机床的使用原型原则，它就是目前运动学以及在原型产生的力和力矩。此外，本文展示了如何使用拉深和锻造的一个例子，几乎所有的金属成形操作可有利用于机械传动机构的非圆齿轮。关键词：压力，齿轮，运动学。1.简介提高质量的要求在生产工程制造，所有的金属成形以及在锻造，有必要去携手制定生产经济。日益增长的市场定位要求技术和经济条件都得到满足。提高质量、生产力、生产手段的创新解决方案,是一种用来维持和扩大的市场地位的关键所在。所生产的金属部件,我们需要分清期间所需的形成过程和处理零件所需的时间。随着我们必须添加一些必要的额外工作，例如冷却或润滑的模具一次成型过程。根据质量和产量两个方面，产生了两个最优化方法。为了满足这两个方面，我们的任务是设计运动学形成过程中考虑到该进程的要求，也考虑到的是改变部分以及与一个优先线辅助运作所需的时间短周期的时间。2.压力机的要求一个生产周期,这相当于一个冲程来回压的过程,大致经历了三个阶段:加载、成型和移除零件。相反,在加载和移除零件阶段，我们经常发现送料的薄板,尤其是在纯粹的切割时候。为此，压力泵必须要一个确定时间的最小高度。成型周期中杆应该有一个特别速度曲线,它将会降到最低。这个转变期之间应尽快来确保短周期时间。短周期的要求是事件的原因,以确保通过高产量低成本的部分。基于这个原因，关于对大型汽车车身冲压片机和自动1200/min、拉深24/min的冲程数是标准的做法。增加冲程数是为了减少设计的周期变化导致增加的压实机械应变率,然而，这对成形过程有很明显影响,使它必须考虑参数确定过程和被它所影响。在拉深成形过程中,当敲打板块时的撞击速度应尽量避免产生了深远影响。一方面,速度成形时必须充分润滑。另一方面,我们必须要考虑提高产量的相应的压力来增加造成更大的应变速率力,这可能导致冲床半径一侧的一部分过渡疲劳而导致断裂。在锻造时，停留时间短的压力是可取的。随着停留时间的压力下降了模具的表面温度将降低，其结果是热磨损。这是提高抵消了由于机械磨损形成更大的力量，但由于增加的应变率是较低的，因为较低的部分冷却屈服应力补偿。目前，最佳短住压力可以用有限元分析法莱分析。此外,避免由于成本降低磨损、短压住时间也是一个重要的技术要求的精密锻造，近净形部分有一个光明的未来。高质量的要求和高产量将只能通过一个机技术,考虑到金属成形过程的考察要求等同于减少工作的目标成本。以前按设计已经不能同时满足这些技术要求和经济的充分程度，或他们是非常昂贵的设计和制造，例如链接驱动压力机。这就需要寻找对泵创新设计的解决方案，它的设计应主要标准化，模块化，以降低成本。3．非圆齿轮的压力传动3.1原则使用非圆齿轮传动机械曲柄压力机，它提供了一种新方式的技术和经济需求的压力杆运动。一对非圆齿轮有不变的中心距,因此采用了电动马达，或由飞轮、曲柄和驱动机制本身。制服驱动器的速度传送是通过一对非圆齿轮传递给非均匀的偏心轴。如果非圆齿轮的适当设计，从动齿轮的非均匀驱动器会导致泵所需的行程时间行为。调查中心的金属成形和金属成型机床(IFUM)汉诺威的大学已经表明,在这个简单的方式所有相关的压力杆的连续运动，可以达到各种成形过程。此外从运动学和缩短生产周期，驱动概念导致新的驱动器的优点被以下的良好性能所区分。因为它是一个机械压力机，它具有高可靠性、低维护性和可预期性。对连杆压力机的数量和轴承零件显然是减少。首先，一个基本泵类型可以通过安装不同的齿轮而进一步改变设计，它根据客户的要求而设计。不同环节的驱动器，轴承的安装位置不会随着单一载荷方向的不同运动而改变。因此，上述要求的模块化和标准化是考虑到时间和成本，它降低了设计和冲压生产成本。3.2原型在金属成型和金属成型工具机（IFUM）1架的c型泵，它已经进行了修整和安装了非圆齿轮副。为达到这种目的，先前的背轮背一个行星齿轮组做取代。这项工作表明了存在的新型传动印刷机是可能的，在最后对标准压力泵的改造在Fig.1中进行说明。图表1压力机设计是为了所受1000KN的柱塞力和200KN的冲压模具缓冲力。这一对非圆齿轮传动比平均为1，每个齿轮轮齿有59，直齿，模数10mm（图2）齿面宽是150mm，这些齿轮有渐开线轮齿。我假设了非圆曲线设计是以侧面几何设计为基础。因此，一个非圆齿轮的齿形沿齿轮圆周而改变。尽管如此,它可以来自知名的梯形齿条.然而[4.5],提出了一种计算方法，它精确地把齿顶高和齿根高考虑在内，进行相应的调整。压力机是为了在单一冲程模式下对零件进行深拉而设计的。最高滑块行程为180mm，行程数32/min。在140毫米的冲压速度几乎保持71mm/s不变，它是静点中心线到静点中心线之前的速度。见图3。这种速度就相当于液压机工作的速度。这个速度影响到曲柄机构，使其与击打具有相同的数目相比较，速度都是220m/。为了跟一个曲柄压力机具有相同的平均速度击打的数目不得不将减少一半。短周期内的机械改造将导致最后的向上运动。由于压力机是运行在单一的操作模式,在设计时对其做相关的处理没有提出特别的要求。驱动机制的原型与非圆齿轮有另外一个有利的影响及其驱动力矩（图4）。对于一个曲柄压力机的公称力通常可以降低静点之前把曲柄轴按正常方式旋转。这对应于公称力作用下相对于击打力的75%。若要达到1000kN标准力，该驱动器已提供45kNm的曲柄轴扭矩。该原型只要求对非圆齿轮传动增加额外的30kNm力矩。他们被传送一个循环，非均匀的曲柄转矩，将导致一个标准力在静点范围内变化。这相当于27.5%的行程。如果非圆齿轮副是在压力机的工作范围，我们总能找到类似的条件。这几乎总是与板料成形及冲压件有关。这样可以设计一些较弱的机器零件，而且节约成本。4.进一步的设计实例利用二冲程时间行为的设计实例说明了以下几点。假设一系列的零件时通过压力机来加工的。为了达到这一目的，压力杆所需的速度和击打成形速度要求假设成立必须量化。再者，处理零件所需的时间必须确定，而且必须假设在处理时压力杆的最小高度。由此，我们设计动作的顺序，我们用数学含义来描述它。在IFUM中，由该研究所开发使用软件程序。从这个数学描述的冲程运动,我们可以计算出所需要的非圆齿轮速度比，从这我们可以得到齿轮的圆周曲线[1.2.7]。在第一个例子，在深拉伸冲压速度应该是在静止点前，金属板材成形保持在至少超过100mm，它的速度应该是约400m/s。让行程数定为30/min。第450mm以上击打的地方，让处理零件时间和曲柄压力机在25min/n的击打时间相同。图5表明了冲程运动情况，这是由一对齿轮的描绘所获得。该齿轮是通过他们的圆周率所描绘。在25/min传统的余弦曲线作为比较。除了生产周期时间减少了20％，应把杆速度的影响也大大减少。下静点前110mm，当使用曲柄机构时，冲击速度为700mm/s，而当使用非圆齿轮时仅仅只有410mm/s。第二个例子显示了驱动装置是用于锻造。在图6中，常规锻造曲轴的行程时间是相对于在图片中说明非圆齿轮压力运动学。曲柄压力机的周期时间是0.7s、行程数是85/min和标准力是20mn。它的保压时间为86ms与50mm的成形部份时间。非圆齿轮压力机描绘的保压描绘时间67%减少至28ms。因此，它达到了和锤子一样的幅度。通过增加1.5倍的冲程数，周期时间缩短至46mm。尽管如此,处理时间依旧与常规非圆齿轮曲柄压力机的运动学相同。在这种情况下为了实现这些运动,传统的圆弧齿轮可以作为驱动装置，安排偏心。这为齿轮制造降低了成本。这些例子表明，不同的运动可以通过使用非圆齿轮驱动装置实现。在同一时间内，这个驱动器的实用潜力用实现理想的运动学变得清晰，而且生产周期时间减少。例如，通过不同的例子，如果运动的顺序对一系列压力机生产零件有利，可能增加拉深成形后的速度。5．总结高生产率，降低成本和保证产品质量的高要求，这时所有制造公司所期望的，特别适用于公司的金属加工领域。这种情况导致我们重新考虑压力传动机的使用。对曲柄与非圆齿轮传动压力机的描述，使我们能够优化简单的机械压力机运动学。这意味着周期时间缩短,以达到高生产率和运动学的成形工艺的要求。这个设计工作需要很低。相对于多连杆压力机驱动器，可以实现其他运动学在其他齿轮轴承位置不改变时的压力机构建使用。这使压力机模块化和标准化。6．致谢作者想表达他们的谢意，感谢德国机床制造商协会(VDW),位于德国法兰克福，其经济援助以及一些成员，感谢他们的支持。7.参考文献[I]Bernard,J.,1992,OptimizationofMechanismTimingUsingNoncircularGearing,MechanicalDesignandSynthesis,Vol.46,p.565-570.[2]Doege,E.,Hindersmann,M.,1996,FertigungsgerechteKurbelpressenkinematikdurchUnrundzahnrader.VDI-ZSpecialAntriebstechnik1/96,p.74-77.[31Doege,E.,Nagele,H.,1994,FE-SimulationofthePrecisionForgingProcessofBevelGears,AnnalsoftheCIRP,Vol.43,p.241-244.[4]Hindersmann,M.,Betke,V.,1996,UnrundeZahnrader-einwiederentdecktesMaschinenelement,Konstruktion,Vol.48,p.256-262.[5]Litvin,F.L.:1994,Gearqeometrvandappliedtheory,PTRPrenticeHall,EnglewoodCliffs(NJ,U.S.A.).[6]Niemitz,D.,1992,AnforderungenanGrof3raumstufenpressen;PflichtenheftfurdieAuftragsvergabe.In:Blechbearbeitung\'92,Int.Congress27-28.0ct.1992,VDI-Bericht,Vol.946,p.231-253.[7]Ogawa.K.,Yokoyama,Y.,Koshiba,T.,1973,StudiesontheNoncircularPlanetaryGearMechanismswithNonuniformMotion,BulletinoftheJSME,Vol.16.p.1433-1442.附录二:英文文献原文OptimizedKinematicsofMechanicalPresseswithNoncircularGearsE.Doege(l),M.HindersmannReceivedonJanuary8,1997Abstract：Thequalityofpartsmanufacturedusingmetalformingoperationsdependstoalargedegreeonthekinematicsofthepressram.Non-circulargearsytoobtainthosestroke-timebehavioursweaimatasanoptimumforthevariousmetalformingopewitharotational-angle-dependentspeedratiointhepressdrivemechanismofferanewwarationsintermsofmanufacturing.ThepaperexplainstheprincipleusingaprototypepresswhichwasbuiltbytheInstituteforMetalFormingandMetalFormingMachineToolsatHanoverUniversity.Itwillpresentthekinematicsaswellastheforcesandtorquesthatoccurintheprototype.Furthermore,thepaperdemonstratesusingoneexampleofdeepdrawingandoneofforgingthatthepressdrivemechanismwithnon-circulargearsmaybeusedadvantageouslyforvirtuallyallmetalformingoperations.Keywords:Press,Gear,Kinematics1lntroductiorIncreasingdemandsonqualityinallareasofmanufacturingengineering,insheetmetalformingaswellasinforging,gohandinhandwiththenecessitytomakeproductioneconomical.Increasingmarketorientationrequiresthatbothtechnologicalandeconomicrequirementsbemet.Theimprovementofquality,productivityandoutputbymeansofinnovativesolutionsisoneofthekeystomaintainingandextendingone\'smarketposition.Intheproductionofpartsbymetalforming,weneedtodistinguishbetweentheperiodrequiredfortheactualformingprocessandthetimesneededtohandlethepart.Withsomeformingprocesseswehavetoaddtimefornecessaryadditionalworksuchascoolingorlubricationofthedies.Thisyieldstwomethodsofoptimization,accordingtothetwoaspectsofqualityandoutput.Inordertosatisfybothaspects,thetaskistodesignthekinematicstakingintoaccounttherequirementsoftheprocessduringforming;alsotobeconsideredisthetimerequiredforchangingthepartaswellasforauxiliaryoperationsinlinewiththepriorityofashortcycletime.2PressingMachineRequirementsOnemanufacturingcycle,whichcorrespondstoonestrokeofthepressgoesthroughthreestages:loading,formingandremovingthepart.Insteadoftheloadingandremovalstagesweoftenfindfeedingthesheet,especiallyinsheercutting.Forthis,thepressrammusthaveaminimumheightforacertaintime.Duringtheformingperiodtheramshouldhaveaparticularvelocitycurve,whichwillbegoneintobelow.Thetransitionsbetweentheperiodsshouldtakeplaceasquicklyaspossibletoensureshortcycletime.Therequirementofashortcycletimeisforbusinessreasons,toensurelowpartscostsviahighoutput.Forthisreasonstrokenumbersofabout24/minforthedeepdrawingoflargeautomotivebodysheetsand1200/minforautomaticpunchingmachinesarestandardpractice.Increasingthenumberofstrokesinordertoreducecycletimeswithoutdesignchangestothepressingmachineresultsinincreasingstrainrates,however.Thishasacleareffectontheformingprocess,whichmakesitnecessarytoconsidertheparameterswhichdeterminetheprocessandareeffectedbyit.Indeepdrawingoperations,thevelocityofimpactwhenstrikingthesheetshouldbeaslowaspossibletoavoidtheimpact.Ontheonehand,velocityduringformingmustbesufficientforlubrication.Ontheotherhand,wehavetoconsidertheriseintheyieldstresscorrespondingtoanincreaseinthestrainratewhichcreatesgreaterforcesandwhichmaycausefracturesatthetransitionfromthepunchradiustothesidewallofthepart.Inforging,shortpressuredwelltimeisdesirable.AsthepressuredwelltimedropsthediesurfacetemperaturegoesdownandasaresultthethermalwearThisiscounteractedbytheenhancedmechanicalwearduetothegreaterformingforce,buttheincreaseduetothestrainrateiscompensatedbyloweryieldstressbecauseofthelowercoolingofthepart.Theoptimalshortpressuredwellcannowadaysbedeterminedquantitativelyusingthefiniteelementmethod[3].Inadditiontocostavoidanceduetoreductioninwear,shortpressuredwelltimeisalsoanimportanttechnologicalrequirementfortheprecisionforgingofnearnetshapeparts,whichhasapromisingfuture.Therequirementsofhighpartqualityandhighoutputwillonlybemetbyamachinetechnologywhichtakesintoaccountthedemandsofthemetalformingprocessinequalmeasuretothegoalofdecreasingworkproductioncosts.Previouspressdesignshavenotsimultaneouslymetthesetechnologicalandeconomicalrequirementstoasufficientextent,ortheyareverycostlytodesignandmanufacture,suchaspresseswithlinkdrives[6].Thismakesitnecessarytolookforinnovativesolutionsforthedesignofthepress.Itsdesignshouldbelargelystandardizedandmodularizedinordertoreducecosts[6].Fig1.Prototypepress3PressDrivewithNoncircularGears3.1PrincipleTheuseofnon-circulargearsinthedriveofmechanicalcrankpressesoffersanewwayofmeetingthetechnologicalandeconomicdemandsonthekinematicsofthepressram.Apairofnon-circulargearswithaconstantcenterdistanceisthuspoweredbytheelectricmotor,orbytheflywheel,anddrivesthecrankmechanismitself.Theuniformdrivespeedistransmittedcyclicallyandnon-uniformlytotheeccentricshaftbythepairofnoncirculargears.Ifthenon-circulargearwheelsaresuitablydesigned,thenon-uniformdriveofthedrivengearleadstothedesiredstroke-timebehaviouroftheram.InvestigationsattheInstituteforMetalFormingandMetalFormingMachineTools(IFUM)ofHanoverUniversityhaveshownthatinthissimplemanneralltherelevantuninterruptedmotionsoftheramcanbeachievedforvariousformingprocesses[2].Apartfrom,theadvantagesofthenewdrive,whichresultfromthekinematicsandtheshortenedcycletime,thedriveconceptisdistinguishedbythefollowingfavourablepropertties.Becauseitisamechanicalpress,highreliabilityandlowmaintenancemaybeexpected.Incomparisiontolinkagepressesthenumberofpartsandbearingsisclearlyreduced.Aboveall,abasicpresstypecanbevariedwithoutfurtherdesignchangesbyinstallingdifferentpairsofgears,designedaccordingtothedemandsofthecustomer.Unlikelinkdrives,bearinglocationsandinstallationsdonotchangewithinoneloadclassasaresultofdifferentkinematics.ThustheabovementionedrequirementofmodularizationandstandardizationistakenintoaccountReductionsintimeandcostsarepossibleforthedesignandpressmanufacture.3.2PrototypeAttheInstituteforMetalFormingandMetalFormingMachineTools(IFUM)aC-framepresshasbeenremodeledandapairofnon-circulargearswasinstalled.Thepreviousbackgearswerereplacedbyaplanetarygearsetforthispurpose.Theworkcarriedoutshowsthatremodelingofexistingpressesforthenewdriveispossible.Thestateofthepressattheendoftheremodellingisshowninfiqure1.Thepressisdesignedforanominalramforceof1,000kNand200kNofthediecushion.Thecenterdistanceofthenon-circulargearsis600mm.Thepairofnon-circulargearshasanaveragetransmissionratioof1.Eachgearwheelhas59gearteeth,straight-toothed,module10mm(fiaure2).Thefacewidthis150mm.Thegearshaveinvolutegearteeth.Weassumeanon-circularbasecurveforthedesignoftheflankgeometry.Asaresultthetoothgeometryofanon-circulargearvariesalongthecircumference.Inspiteofthis,itcanbederivedfromthewell-knowntrapeziumrack,however[4,51.Analgorithmforthecomputation,whichtakestheaddendumanddedendumintoaccountexactly,hasbeendeveloped.Fig.2ViewofthegearsfromtherearThepressisdesignedfordeepdrawingofflatpartsinsinglestrokeoperationmode.Themaximumramstrokeis180mm,thenumberofstrokes32/min.Atastrokeof140mmtheramvelocityalmostremainsconstant71mmlsfrom60mmbeforelowerdeadcenteruntillowerdeadcenter,seefiqure3.Thusthevelocitycorrespondstotheworkingvelocityofhydraulicpresses.Thevelocityofincidenceofacrankmechanismwiththesamenumberofstrokeswouldbe220mmls,incomparison.Inordertokeepthesameaveragevelocitywithacrankpress,thenumberofstrokeswouldhavetobehalved.Theshortcycletimeoftheremodelledmachineresultsfromthefastupwardmotion.Becausethepressisruninsinglestrokeoperationmode,noparticularrequirementsweremadeconcerninghandlingtimeduringdesign.Thedrivemechanismoftheprototypewithnon-circulargearshasinadditionafavourableeffectontheramforcesandthedrivingtorques(ficlure4).Foracrankpressthenominalforceisnormallyavailableat30"rotationofthecrankshaftbeforethelowerdeadcenter.Thiscorrespondstoasectionundernominalforceofonly75%relativetothestroke.Toreachthenominalforceof1,000kN,thedrivehastosupplyatorqueof45kNmatthecrankshaft.Theprototypeonlyrequires30kNmonaccountoftheadditionaltransmissionofthenon-circulargears.Theyaretransmittedtoacyclic.non-uniformcrankshafttorque,resultinginanominalforcerangefrom60"tothelowerdeadcenter.Thiscorrespondsto27.5%ofthestroke.Wealwaysfindsimilarconditionsifthepairofnon-circulargearsissteppeddownintheoperatingrangeofthepress.Thiswillalmostalwaysbethecasewithsheetmetalformingandstamping.Itisthuspossibletodesignsomemachinepartsinaweakerformandtosavecoststhisway.4FurtherDesignExamplesUsingtheexamplesoftwostroke-timebehavioursthedesignisillustratedinthefollowing.Arangeofpartsisassumedwhicharetobemanufacturedbythepress.Forthispurposetheramvelocityrequirementsandtheformingsectionoftheassumedstrokeneedtobequantified.Furthermore,thetimeneededforthehandlingofthepartneedstobedetermined,andalsotheminimumheightwhichtheramhastoassumeduringthehandling.Fromthis,wedesignthesequenceofmovements,andwedescribeitmathematically.AttheIFUM,asoftwareprogramdevelopedbytheinstituteisused.Fromthismathematicaldescriptionofthestroke-timebehaviourwecancalculatethespeedratioofthenon-circulargearsneeded.Fromthisweobtaintherollcurvesofthegears[l,2,7].Inafirstexampletheramvelocityindeepdrawingissupposedtobeconstantduringthesheetmetalformingatleastover100mmbeforethelowerdeadcenteranditissupposedtobeabout400mm/s.Letthenumberofstrokesbefixedat30/min.Above450mmsectionofstroke,letthetimeforthehandlingofthepartbethesameasforacomparablecrankpresswith25strokesperminute.Fiqure5showsthestroke-timebehaviour,whichisattainedbythesketchedpairofgears.Thegearwheelsarerepresentedbytheirrollcurves.Theconventionalcosinecurveat25/minisgivenforcomparison.Inadditiontothereductionofcycletimeby20%,theramvelocityofimpactontothesheetisalsoconsiderablyreduced.110mmbeforethelowerdeadcenter,thevelocityofimpactis700mmlswhenusingthecrankmechanismandonly410mm/swhenoperatedwithnon-circulargears.Asecondexampleshowsadrivemechanismasisusedforforging.Infioure6,stroke-timebehaviourofaconventionalforgingcrankpressiscomparedwiththekinematicsofthepresswithnon-circulargearsillustratedinthepicture.Thecycletimeofthecrankpressis0.7s,thenumberofstrokesis85/minandthenominalforceis20MN.Itspressuredwelltimeis86mswithaformingsectionof50mm.Thepressuredwellofthepressdepictedwithnon-circulargearsdecreasesby67%to28ms.Itthusreachesthemagnitudefamiliarfromhammers.Byincreasingthenumberofstrokesbyafactorof1.5,thecycletimedecreasesby33%to46ms.Inspiteofthis,thehandlingtimeremainsthesamecomparedtoconventionalcrankpressonaccountofthekinematicsofthenon-circulargears.Inordertoachievethesekinematicsinthiscase,aconventionalcirculargearmaybeusedasdrivinggear,arrangedeccentrically.Thisreducesthecostsforgearmanufacture.Theseexamplesshowthatdifferentkinematicscanbeachievedbyusingnon-circulargearsinpressdrivesAtthesametimethepotentialofthisdrivewithrespecttotherealizationofthedesiredkinematicsbecomesclearasdoesthereductionofcycletimesinproduction.Byvaryingtheexamplesitisalsopossibletoincreasethevelocityafterinpactindeepdrawingoperationsif:hissequenceofmotionsisadvantageousfortherangeofpanstobeproducedonthepress,forreasonsoflubrication,forexample.5ConclusionsTherequirementsofhighproductivity,reducedcostsandtheguaranteeofhighproductqualitytowhichallmanufacturingcompaniesareexposed,appliesparticularlytocompaniesinthefieldofmetalworking.Thissituationleadsustoreconsiderthepressdrivemechanisminuseuptonow.Thenewdriveforcrankpresseswithnon-circulargearsdescribedhereallowsustooptimizethekinematicsofsimplemechanicalpresses.Thismeansthatthecycletimeisshortenedtoachievehighproductivityandthekinematicsfollowstherequirementsoftheformingprocess.Thedesigneffortneededislow.Incontrasttopresseswithlinkdrives,otherkinematicscanbeachievedduringtheconstructionofthepressbyusingothergearswithoutchangingbearinglocationsThisallowsthemodularizationandstandardizationofpresses.6AcknowledgementTheauthorswouldliketoexpresstheirappreciationtotheGermanMachineToolBuildersAssociation(VDW),locatedinFrankfurVGermany,foritsfinancialassistanceandtosomemembersfortheiractivesupport.7References[I]Bernard,J.,1992,OptimizationofMechanismTimingUsingNoncircularGearing,MechanicalDesignandSynthesis,Vol.46,p.565-570.[2]Doege,E.,Hindersmann,M.,1996,FertigungsgerechteKurbelpressenkinematikdurchUnrundzahnrader.VDI-ZSpecialAntriebstechnik1/96,p.74-77.[31Doege,E.,Nagele,H.,1994,FE-SimulationofthePrecisionForgingProcessofBevelGears,AnnalsoftheCIRP,Vol.43,p.241-244.[4]Hindersmann,M.,Betke,V.,1996,UnrundeZahnrader-einwiederentdecktesMaschinenelement,Konstruktion,Vol.48,p.256-262.[5]Litvin,F.L.:1994,Gearqeometrvandappliedtheory,PTRPrenticeHall,EnglewoodCliffs(NJ,U.S.A.).[6]Niemitz,D.,1992,AnforderungenanGrof3raumstufenpressen;PflichtenheftfurdieAuftragsvergabe.In:Blechbearbeitung\'92,Int.Congress27-28.0ct.1992,VDI-Bericht,Vol.946,p.231-253.[7]Ogawa.K.,Yokoyama,Y.,Koshiba,T.,1973,StudiesontheNoncircularPlanetaryGearMechanismswithNonuniformMotion,BulletinoftheJSME,Vol.16.p.1433-1442.',)