C411000空气锤传动系统设计.docx

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C411000空气锤传动系统设计

扬州市职业大学

毕业设计

设计题目：

空气锤的传动机构设计

系别：

专业：

班级：

姓名：

学号：

指导教师：

完成时间：

目录

摘要----------------------------------------------------（4）

第一章课题简介---------------------------------------（5）

第二章设计方案--------------------------------------（7）

（1）V带传动与链传动的比较--------------------（7）

（2）气传动与液压传动的比较--------------------（7）

（3）齿轮制作选择------------------------------（7）

（4）传动方案---------------------------------（7）

第三章V带传动设计-----------------------------------（9）

第四章齿轮传动设计-----------------------------------（10）

第五章轴的设计---------------------------------------（12）

第六章轴承的寿命计算---------------------------------（15）

第七章曲柄连杆机构的分析-----------------------------（16）

第八章气传动设计-------------------------------------（18）

（1）行程分析----------------------------------（19）

（2）打击计算----------------------------------（22）

（3）气缸的计算--------------------------------（25）

第九章润滑系统---------------------------------------（26）

第十章电气系统--------------------------------------（27）

第十一章密封------------------------------------------（27）

第十二章个人小节--------------------------------------（28）

第十三章参考文献--------------------------------------（29）

致谢---------------------------------------------------（30）

摘要

国内对于锻造方法可以采用自由锻，模锻，和特殊的锻造形式冷锻。

采用最多的是自由锻。

而对于锻造设备其中使用最普遍的是锻锤。

空气锤又是其中的代表。

空气锤是由强迫产生的动能对断坯做工使之

塑性变形的机器设备。

本设计主要是空气锤的传动机构设计，包括带传动，齿轮传动，曲柄连杆机构传动，气传动。

关键词：

自由锻空气锤气传动

第一章课题简介

本锤适用于锻工车间对各种形状的零件的自由锻造，如延伸、锻粗、冲孔、热剪、锻接、弯曲等工序，或在开式垫模中进行简单的模锻工序，但不宜在闭式锻模内进行模锻，因为闭式模锻打击力较强，易使锤杆、导程、机身等主要零件损坏。

本锤系双缸双作用单柱式自由锻锤，由锤身、砧座、传动、配气、操纵、润滑、电器等部分组成。

（见图2）

电机经一组三角带轮及齿轮减速，自由轴曲柄连接杆机构驱动压缩活塞往复行程，其形成的压缩空气经操作机构的旋阀获得锤杆的各种动作。

传动轴采用圆锥滚子轴承支承，负压油泵保证两缸的润滑。

有皮带的防护装置确保安全。

锤身以四个紧箍把机身和锤座组装为一体。

空心锤杆与顶盖组装后铆紧，上砧块用楔铁紧固于锤体的燕尾槽内，并有挡锁防止斜铁外窜。

工作缸的导程内设有两块平行导板，防止锤杆传动。

当锤杆上升，超过上气道口时，球形安全阀密封，缓冲空气受到压缩，阻止锤杆继续上升，避免顶缸。

回程时从压缩缸来的压缩气冲开钢球，而加速锤杆返回。

（见图3）

第二章设计方案

（1）V带传动和链传动的比较

V带传动

链传动

优点：

传动平稳，无噪声，结构简单，维护方便

优点：

无弹性滑动和打滑现象

缺点：

过载的情况下容易打滑从而引起疲劳破坏，磨损。

缺点：

瞬时速度和瞬时传动比不是常数，传动平稳性差，工作中有一定的冲击和噪声，且链轮应具有足够的强度和耐磨性。

故选择V带传动。

（2）气压传动和液压传动的比较

气压传动

液压传动

（1）对于传动形式而言，气缸作为线性驱动器可在空间的任意位置组建它所需运动轨迹，安装维护方便。

（1）安装要配线，配管，维护复杂。

（2）工作介质是取之不尽，用之不竭的空气，空气本身不花钱，排气处理简单，不污染环境，成本低。

（2）工作介质是油，成本高易污染。

7（3）可靠性高，使用寿命长。

（3）执行元件动作次数少，使用寿命低

（4）气缸传动速度一般为50～500mm/s传动速度快。

（4）传动速度慢

（5）压力等级低，使用安全

（5）易火，易爆，不宜高温场合

故选择气传动

（3）齿轮的选择

斜齿圆柱齿轮比直齿圆柱齿轮传动重合度大，承载能力高，传动平稳，冲击和噪音小。

所以宜制作斜齿圆柱齿轮。

（4）传动方案

η1--三角带的传动效率0.94～0.97

η2—轴承传动效率（滚动）0.98～0.995

η3—齿轮传动效率0.96～0.99

计算：

轴号

功率P（KW）

转矩T（

）

转速n（rpm）

传动比

电动机轴I0

Ⅰ轴

=1586

=434

i1=4.526

Ⅱ轴

=96

第三章带传动设计

已知电机功率P0=75KW,转速n0=980r/min.传动比为小皮带轮:

d大皮带轮=860mm/380mm=2.26

（1）选择带的型号.

根据带的工作情况查表5-7（以下同《机械设计基础》）,取工作情况系数KA=1.3则PC=KA×P=1.3×75=97.5KW

根据PC和n0,由V带选型图5-17选取D型带.

（2）选取带轮基准直径.

由图5-17和表5-9选取d1=355mm

d2=i×d1=2.26×380=860mm

（3）验算带速

V=

=

=19.4m/s

（4）计算中心距和带的基准长度.

由已知条件初定中心距a0=450mm

初定带长Ld0≈2a0+

（d1+d2）+

≈

＋

=2975mm

查带的基准长度表5-10。

选取Ld=3150实际中心距a≈a0＋

（5）验算小带轮包角

α1=

（6）确定带的根数Z

查表5-6得特定条件下,单根V带的额定功率P额=16.2KW

查表5-11得单根V带所能传递的转矩的修正值△T=28.4N•m

非特定条件下单根V带所能传递的功率增量

△P≈0.0001△T•n0=0.0001×28.4×980=2.78KW

查表5-12得包角休整系数K∝=0.82.则查表5-13得带长修正系数KL=0.83

故Z=8根

（7）计算V带作用在轴上的Q压力.由表5-14查得D型V带的初拉力.

F0=700N

（8）确定带轮结构.小带轮采用实心轮,大带轮采用孔板轮

传动比

2.26

带型

D型

小带轮基准直径

380mm

大带轮基准直径

860mm

带长

3150mm

实际轴间距

538mm

小带轮包角

128.92°

V带根数

8根

带轮宽度

305mm

单根V带初拉力

700N

作用在轴上的压力Q

10109N

第四章齿轮的设计

已知传递功率P=72KW,主动轮转速n=434r/min.传动比i=4.526

（1）选择齿轮材料并确定许用应力

根据表6-9小齿轮采用45钢调质,大齿轮采用ZG35调质,齿面硬度分别为180HBS,200HBS

由图6-30,图6-31查得σHlim1=320MPaσFlim1=260MPa

σHlim2=560MPaσFlim2=420MPa

齿轮的传动重要性决定最小安全系数SHmin=1SFmin=1

[σH1]=σHlim1/SHmin=320MPa

[σH2]=σHlim2/SHmin=560MPa

[σF1]=σFlim1/SFmin=460MPa

[σF2]=σFlim2/SFmin=420MPa

（2）按齿面接触疲劳强度设计计算

传递转矩T1:

N·mm

载荷系数K:

因载荷有轻微冲击,齿轮相对于轴承对称布置,由表6-6取K=1.35

齿宽系数ψd:

由表6-7取ψd=1.4

许用基础应力[σH]:

[σH]=[σH1]=320MPa

传动比i:

i=4.526

将以上参数代入公式:

（3）确定齿轮参数及主要尺寸

<1>确定齿轮齿数

取Z1=19Z2=i×Z1=19×4.526=86

<2>模数初选螺旋角β=8°则法面模数

取标准值Mn=10mm

<3>中心距

为了便于箱体的加工和测量,取a=530mm则实际螺旋角

<4>其他主要尺寸

分度圆直径:

齿顶圆直径:

齿宽

（4）验算齿根弯曲疲劳强度

当量齿数ZV1=

ZV2=

复合齿形系数YFs:

根据ZV1ZV2查图6-29得YFS1=4.35

YFS2=3.95

由X=0（标准齿轮）及ZV1ZV2得

（5）确定齿轮传动精度

齿轮圆周速度

（6）齿轮结构设计

小齿轮da1=211mm采用齿轮轴

大齿轮da2=888mm采用腹板式齿轮

第五章轴的设计

从动轴传递功率P=69KW,转速n2=96r/min.齿轮分度圆直径d2=868mm所受圆周力:

Ft2

径向力:

Fr2=

轴向力:

Fa2=Ft·tg75235=2222N

（1）选择轴的材料及热处理方法,因该轴无特殊要求,故选45钢正火处理.由表8-8查得[σ-1]b=55MPa

（2）按扭转强度估算最小直径按式（8-2）,由表8-11查得C=126～130取C=120

<1>确定Ⅱ轴的各段直径.根据轴各段直径的确定原则由右端至左端开始.

轴段①处安装轴承,确定d1=130mm

轴段②处考虑有一键槽,将轴径增大5%d2=130×（1+5%）=136.5取d2=140mm

轴段③考虑右面齿轮的定位和固定取d3>d2,则取d3=145mm

轴段④安装轴承,为方便装拆应取d4>d3且与轴承内径标准系列相符.故d4=150mm

轴段⑤考虑右侧轴段④轴承盖安装取d5=170mm

轴段⑥考虑安装曲柄机构取跟轴段③同样直径d6=145mm

<2>确定Ⅱ轴的长度。

为保证齿轮固定可靠，轴段②的长度应该小于轮毂宽度5mm，取L2==350mm为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体内壁应留有一定间隙，取两者间隙为27mm根据轴承宽度B=68.5取d1==96同理d5=27+28=55取d5=62mm轴承跨距=

（3）按扭转和弯曲组合进行强度校核

<1＞绘制轴的受力图

<2＞求水平平面内的支反力及弯矩

求支反力

M水=0

FHA·AC－Ft2·CB=0

FHA=

FHB=Ft2-FHA=15882-4531=11351N

求截面C处的弯矩：

MHC左=FHA·AC=4531×0.496=2247N·m

MHC右=FHB·CB=11351×0.198=2247N·m

<3>求垂直平面内的支反力及弯矩

求支反力：

由

MA=0得

FVA·AC－Fr2×CB-Fa×

=0

FVA=

VFB=Fr2-FVA=5834-3055=2784N

求截面C左侧的弯矩

MVC1=FVA×AC=3055×0.496=1515N·m

求截面C右侧的弯矩

MVC2=FVB·CB=2784×0.198=551N·m

<4>求合成弯矩

求截面C左侧的合成弯矩

MC1=

求截面C右侧的合成弯矩

MC2=

<5>计算转矩

<6>计算C处当量弯矩：

当量弯矩因单向转动转矩为脉动循环变化，故折算系数α≈0.6

危险截面C处的当量弯矩为

Mec=

<7>计算危险截面处的轴径

因截面C处有一键槽故将直径增加5%即d=96.42×1.05=101.24mm结构设计草图中，此处直径为140mm故强度足够，因此原结构设计的直径为准

<8>校核危险截面强度

Σe=

第六章轴承的寿命计算

下图为轴承的基本参数：

名称

型号

规格d×D×T

基本额定负载荷KN

CrCor

计算系数

eYY0

质量

kg

单列圆锥滚子轴承

7222

110×200×41.5

29.8

25.2

0.42

1.4

0.8

5.422

单列圆锥滚子轴承

7526

130×230×68.5

52.2

50.2

0.46

1.4

0.8

11.37

单列圆锥滚子轴承

7530

150×270×28

68.2

66.5

0.46

1.4

0.8

17.4

Ⅱ轴上有型号分别为7526和7530单列圆锥滚子轴承，该轴转速n=96r/min已知两轴承的轴向载荷Fa1=4531NFa2=11351N径向载荷Fr1=3055NFr2=2784N。

有轻微振动，工作温度小于100度。

设计此两轴承的工作寿命。

（1）确定Cr和Cor值

查有关手册得6310轴承的Cr1=52.2KNCr2=68.2KNCor1=50.2KNCor2=66.5KN

（2）判别比值Fa/Fr与e值的大小

Fa1/Fr1=4531N/3055N>e

Fa2/Fr2=11351N/2784N>e故X=0.4Y=0.4tgα

（3）求Pr值

Pr1=X·Fr1+Y·Fa1=0.4×3055＋1.4×4531=7565N

Pr2=X·Fr2+Y·Fa2=0.4×2874＋1.4×11351=17041N

（4）求L值

=57037r同理Lh2=11128r

第七章曲柄连杆机构的分析

（1）曲柄连杆机构的力和运动，图为曲轴-连杆结构运动系统。

扭矩MC在曲轴上产生的切向力Ft作用在曲轴端的运动方向，径向力Fr垂直于曲轴运动端，力FCR作用在连杆上，忽略摩擦，上述力可计算如下：

切向力Ft=

连杆受力FCR=

径向力Fr=FCRcos（α+β）=

径向力的反作用力是由曲柄轴承来支承的

滑块力：

FR=FCR

=

法向力：

Fn=FCR

连杆系数

的值介于1/4～1/15，平均值λ=1/10。

这样导致β角变小，例如λ=0.1时则sinβ=λsinα而β值最大角为

。

这样可用cosβ=1和sin（α+β）=sinα来进行精化，而有

FR=

因此滑块力的大小是曲柄扭矩，曲柄半径和曲柄角α的函数。

扭矩的大小规定了机械压力机在特定曲柄角αn时相应的额定力FN。

这个角称为使用角或公称角，这个力称为标称力或公称力。

为了产生这个力所需的扭矩为：

Mc=FN·r·sinαN

由此可知任意曲柄角α时的滑块力FR有FR=

采用α=30

设计时MC=

当金属成形是在

时

1>当

，可用的滑块力将随曲柄角的增加而减小，并达到一个Frmin值（

时其值为标称值一半）若滑块力增加（曲柄转动的任意点）则可用力增大，曲轴所需的扭矩变长，有可能导致传动系统的过载。

在

区间容许的滑块力或者小于或者多等于可用的滑块力。

2>

，滑块力随曲柄角的减小迅速增加，理论上在下止点（α=0）时达到无限大。

第八章气传动设计

（1）行程分析

设起动前压缩活塞在最上位置，工作活塞在最小位置，工作缸上下腔分别相通，这时压缩缸的上下腔通过压缩活塞和活塞杆的补气孔与大气相通，两缸上下腔的压力均为大气压力。

当电动机通过传动系统，曲柄连杆机构带动压缩活塞向下运动时，下腔气体被压缩，压力升高，上腔气体膨胀，压力降低。

当压缩活塞下行至某一位置时，作用在工作活塞下部的压力大于工作活塞上部的压力，落下部分重量及其运动的摩擦力时，锤头开始上升。

压缩活塞继续下行，由于压缩活塞向下运动的速度大于工作活塞向上运动的速度，使下腔压力继续升高，上腔压力继续下降，结果使锤头加速上升，压缩活塞下行过程中下腔的最大压力一般可以达到2.5×105Pa上腔压力可降至0.5×105Pa

当压缩活塞回程时，由于两个活塞均向上运动，两缸下腔容积不断增大，上腔容积不断减小，即下腔压力不断减小，上腔压力不断增高，作用在落下部分的合力的方向逐渐转为向下方向。

因此锤头上升进入减速阶段，锤头向上运动直至工作活塞把上腔通压缩缸的通道切断进入缓冲缸，并且运动能全部被缓冲气垫吸收为止。

此时压缩活塞上行了一段距离。

压缩活塞继续上行，上腔压力继续增高，下腔压力继续下降。

锤头在上腔气体压力和落下部分重量的作用下加速下行，直至打击锻件。

当压缩活塞接近行程的上极限位置时锤头降至下极限位置。

此后压缩活塞回至原始位置。

由此可知曲柄转一周压缩活塞往复运动一次，则锤头打击一次也就是锤头打击次数与曲柄转数一致，不断重复上述过程就可得连续打击。

空气锤可以实现空行程，悬空，压紧和打击等动作。

打击又有轻，重，连打和单打之分。

这些动作是通过配气操纵机构来实现。

目前空气锤使用的空气分配阀主要有两种形式：

三阀式和两阀式。

本锤才用三阀式。

<1>把短手柄放在使中旋阀全开的位置上，下旋阀的长手柄放在相当于悬空时的垂直位置（或把手柄顺时针推转一角度，放在相当于压紧时的位置），使两缸上下腔与大气相通，这时锤头在自重的作用下下落，并在下砧面上保持不动。

由于空行程时压缩缸不产生压缩空气，启动力矩小，故常用于电动机的启动。

空行程

<二>把短手柄放在使中旋阀全关闭的位置（图中短手柄设在左边水平位置），长手柄放在垂直位置，这时两缸上腔通大气，压缩缸下腔的气体经旋阀D段，止回阀再经下旋阀的C段进入工作缸的下腔。

在压缩空气的作用下，锤头被提起至行程的上方，直至工作活塞进入顶部的缓冲腔，在缓冲腔气压的作用下达到平衡为止。

止回阀的作用是防止工作缸下腔的压缩空气倒流，当止回阀两端压力达到平衡时，止回阀关闭。

这时压缩缸下腔的气体仅在其下腔及锤身气道内压缩膨胀。

当工作缸下腔压缩空气有泄露，止回阀两端压力不平衡时，止回阀被顶开，补入一部分压缩空气，悬空时锤头在行程上方往复颤动。

悬空时可以进行放置工具或锻件等工件。

悬空

<三>把短手柄放在使中旋阀全关的位置，长手柄从垂直位置顺时针方向转动一角度，使压缩缸上腔及工作缸下腔与大气相通，压缩缸下腔的气体经下旋阀的D段，止回阀上旋阀的A段进入工作缸的上腔，则下砧在落下部分重量及工作腔上腔气体压力的作用下压紧下砧上的工件。

在压紧状态时可以对工件进行弯曲或扭转操作。

压紧

〈四〉把短手柄放在使中旋阀全关的位置，长手柄从垂直位置逆时针转一角度，使两缸上下腔分别连通，则可实现连续打击，当锤头打击一次后立即把长手柄至“悬空”位置，锤头不再下落就可得到单次打击。

打击的轻重是靠操作手柄来实现的，手柄回拉的角度越大，则两缸上下通道的开口越大，上旋阀中段通大气的通道的开口越小或完全被堵死，打击就越重；反之，打击就较轻。

上旋阀A段的小孔是为了从“悬空”到“打击”有一段过度，使工作缸上下腔瞬时沟通，锤头快速下落，动作灵敏。

为了确保锤正常工作时，保持足够的空气，实现补偿泄漏损失的目的，压缩缸上腔由活塞的环形孔于缸侧的双排孔接通大气，其下腔由活塞圆周上的小孔与大气接通而补气。

（见图4）

d）打击

锤杆和活塞设有密封环，前后导程内均设有弹簧拉紧的弓形密封环，为补偿磨损，保持密封环接缝处留有0.25-0.4mm间隙。

（见图5）为保证密封，允许对摩擦面及间隙端面刮修使相配合件接触面积不少于70%。

（2）打击计算

序号

名称

单位

C41-1000

1

落下部分公称质量

千克

1000

2.

最大打击能量

千焦

26.5

3.

锤头打击次数

次/分

95

4

锤头安装行程

毫米

950

5

锤杆中心至锤身的距离

毫米

800

6

锤杆导程底面至下砧面距离

毫米

820

7

下砧面至地面距离

毫米

705

8

上砧面平面尺寸（长×宽）

毫米

365×180

9

电动机

型号

Y315S-6

功率

千瓦

75

转速

转/分

980

电压

伏

380

10

锤的外型尺寸

前后

毫米

4125

左右

毫米

1500

地面以上高度

毫米

3405

11

砧座质量

千克

13000

12

锤重（不包括砧座及电机）

千克

20000

E=（mTg+PmA）H

E—锻锤的打击能量（J）

mT—落下部分的重量（kg）

VT为落下部分接触锻件时候的打击速度（m/s）

G为重力加速度（m/s2）

A-为汽缸活塞的面积

Pm为汽缸内作用在活塞上的压力

单作用锤：

5m/s

E=（mTg+PmA）H

26500=（1000×9.8+Pm×3.14×0.692）×0.8

Pm=15550Pa

当两个质量为m1和m2以速度V1和V2相撞时可分为两个阶段。

第一阶段（t0≦t≦t1）.当t=t1时两物体靠近，由于冲击力变形，第一阶段末变形达到最大，此时两物体具有相同速度V即V11=V21=V根据冲击理论速度V可按下式计算：

第二阶段（（t1≦t≦t2）.变形一部分是永久的（实际打击）一部分是弹性的，此阶段的特征是彼此接触是瞬间的之后相应的速度变为V12和V22

冲击因子K的值在0（塑性打击）和1（弹性打击）之间。

有砧座锤，锤头质量为mT,其行程速度为vT

等效砧座质量为mA*,速度为vA

等效砧座的质量mA*是实际砧子质量mA和基础质量mF

（典型的比值

）

对柔性系数mA*=mA，刚性系数mA*=mA+mF的组合打击效率的不同值可从相关方程式得到：

vA=0

vT2=v+K（v-vT）

VA2=V（K+1）

对击锤可得出类似方程：

mT≈mA*=m

对应的VTv,0≈-VTL,0≈V0和VTV,2≈VTL,2≈V2锤的打击效率η，根据能量平衡原理:

E=WU+WL

E——总能量

WU——有用功

WL——损失的功

能量平衡方程在t=t1和t=t2相应为

E=WU+WA2+WT2+WeL,T+WBL,1和E=WU+WA2+WT2+WBL,2

等效砧座质量MA*在t1时的动能为

锤头的动能WT1在t1时为：

T1时，工具中的弹性变形功在第二阶段得到恢复，在锤头中由于打击而损失的动能在两个阶段分别为WBL,1和WBL,2.

在t=t2时,等效砧座的动能

同样的锤头的动能t=t2时为：

为打击效率定义：

η=WU/E

将上述原理应用到有砧座锤，砧座的开始速度VA0=0

1）锤长和砧座在t=t1时，损耗：

=

在这里Q*=mA*/mT=