机械毕业设计926棘轮型手动压力机的设计说明书

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。

2 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。

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：
2211d F d F =
其中：1F =50 1d =0.95 2F =2000
50×9.8×0.95=2000×9.8×2d
所求得： 2d =24mm
所以可确定分度圆直径为：
d=22d =2×24=48(mm)
选择齿数：z =18
根据计算式带入数据：
其中：z =12，d=46
18
48m ==2.67 所求得： m=2.67
2.2.3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： []
32112F sa Fa d σY Y z φKT m ≥ 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d φ，选取齿宽系数
因齿轮、齿条均为硬齿面，故宜选择稍小的齿宽系数，故取d φ=1
2）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=FE σ580Mpa
3）根据参考文献[3]图10-18弯曲疲劳寿命系数FN K ，查取弯曲疲劳寿命系数 查得弯曲疲劳寿命系数:FN K =0.87
4）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 σ=S
σK FE FN 其中=FE σ580Mpa ，FN K =0.87，S=1.4代入上式得：
[]F σ=S σK FE FN =4
.1580×87.0=360.43MPa
5）计算载荷系数K 。

根据计算式：
αβF F v A K K K K K =
根据参考文献[3]表10-2使用系数A K ，选取使用系数。

查取使用系数A K =1
根据参考文献[3]表10-3齿间载荷分配系数αH K 、αF K ，选取齿间载荷分配
系数。

查取齿间载荷分配系数αH K =αF K =1
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v K =1.05
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 β，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，βH K 的值：
βH K =1.297
考虑到齿轮为7级精度，取βH K =1.297
根据计算式：
b=d φd
其中d φ=1，d=48，代入上式得：
b=1×48=48mm
h=(2ha*+c*)m=(2×1+0.25)×3=6.75
根据b/h=48/6.75=7.11，βH K =1.297
根据参考文献[3]图10-13查得：
βF K =1.423
计算载荷系数K
根据计算式：
αβF F v A K K K K K =
其中A K =1，βH K =1.297，βF K =1.423，αH K =αF K =1得：
αβF F v A K K K K K ==1×1.05×1.423×1=1.4942
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：
Fa Y =2.91
7）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：
sa Y =1.53
8）根据计算式代入数据：
[]F sa Fa Y Y σ=43
.3601.53×91.2=0.01235 9）齿轮传递的转矩1T ：
1T =11d F =50×9.8×950=4.655×510N.mm
2、设计计算：
按照齿根弯曲强度进行设计计算
根据计算式： []
32112F sa Fa d σY Y z φKT m ≥ 其中数据由上可知，代入数据：
325
0.01235×812×8.010 ×4.655×.14942×2=≥m
所求得：≥m 3.757
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：
z
d m 其中d=46，m=4，代入上式得：
z =
m d =4
48=12 z 取整数12
2、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=4
4、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=5
5、齿全高h ：
根据计算式：
h=ha+hf=(2ha*+c*)m
其中m=4，ha*=1，c*=0.25代入上式得：
h=ha+hf=(2ha*+c*)m=4+5=9
6、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=56
7、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)=9.5
8、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=6.28
9、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=6.28
10、计算齿轮宽度b：
根据计算式：
φd
b=
d
φ=1及d=48计算得：
其中
d
b=1×48=48mm
2.3齿轮轴的设计
2.3.1齿轮轴材料的选择
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：
1T =11d F =50×9.8×950=4.655×510N.mm
2、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[η]T 及A0值,确定齿轮轴的[η]T 及A0值。

查取][T τ值为45。

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：
T T W T =
τ≈32.0d
T ≤][T τ 推导出： min d ≥3]
[2.0T T τ 其中T=4.655×510N.mm ，][T τ=45，代入上式得：
min d ≥3][2.0T T τ=3545
2.010655.4⨯⨯=37.25mm
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：
图2-2 轴的零件图
2.3.3齿轮轴上零件的装备方式
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做了初步安排，根据设计要求选择下图所示的装配方案。

图2-3轴的装配图
2.3.4齿轮轴的校核
1、按轴所受扭矩来校核轴的强度：
轴的扭转强度条件为：
T
T W T
=
τ≤][T τ 代入数值，计算得:
T T W T =τ=55
35
2.010254.2⨯⨯MPa=9.2MPa 已经选定轴的材料为40Cr ，调质处理。

查参考文献[2]表15-3轴常用几种材料的[η]T 及A0值，确定此齿轮轴的[η]T 及A0值。

查得，][T τ=35Mpa 。

因为T τ=9.2MPa <][T τ,所以此齿轮轴满足强度要求。

2、校核轴的疲劳强度： 1）判断危险截面：
根据上图轴的零件图所示进行分析，齿轮两端15mm 处截面只受扭矩的作用，虽然轴肩及过渡配合所引起的应力集中均会削弱轴的强度，但是由于此轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕确定的，所以这两个截面不需要进行校核。

从受载的情况来看，44mm 截面上最小。

因为该截面只受到手轮的力，而手轮作为回升齿条的零件所用的里较小，轴的最大直径处也不必校核。

截面受扭矩作用的同时，还存在由轴肩引起的应力集中，并且此处轴的直径最小，因此该轴只需校核截面两侧即可。

2）16 mm
截面：
选取计算式进行计算：
抗扭截面系数：
T W =0.2×3d
根据计算式带入数据得：
T W =0.2×3d =0.2×3323mm =6553.63mm
截面上的扭矩为：
T=225400N.mm
截面上的扭转切应力为：
T
T W T =
τ 根据已知数据带入上式得：
T
T W T =
τ6.6553225400=MPa=34.40Mpa 配合处的ζ
ζεk
，根据参考文献[3]附表3-8用插值法求出，并取：
η
ηεk =0.8ζ
ζεk
，
根据已知数据带入上式得：
η
ηεk =0.8ζ
ζεk
=0.8×3.02=2.416
轴按磨削加工，根据参考文献[3]附表3-4得表面质量系数为：
i β=0.92
得综合系数为：
ηk =ηηεk +η
β1
-1 根据已知数据带入上式得：
ηk =ηηεk +η
β1-1=2.416+92.01
-1=2.50 所以轴在截面的安全系数为：
ηS =
m
a
φk η
η
ηηη+-1
根据已知数据代入上式得：
ηS =
m
a
φk η
η
ηηη+-1
=
2
40.3405.0240.3450.2200
⨯
+⨯=4.56≥S=1.5
故该轴在截面强度足够。

此齿轮轴因无大的瞬时过载及严重的应力不对称性，故可以省略静强度的校核。

2.3.5齿轮轴的零件图
见齿轮轴的零件图纸。

3滚动轴承的选择
3.1滚动轴承类型的选择
压力机所采用的轴承为滚动轴承。

各类滚动轴承的结构性质不同，可适应不同的载荷速度和使用、安装情况，应根据具体的要求选用。

一般应考虑如下几个因素，进行比较选择。

1、载荷情况
2、运转速度情况
3、选择轴承时，需要考虑装在轴两端的轴承有一端能在发热时可自由移动。

4、一般轴直径小时，选用球轴承，因为轴尺寸小，承载能力也小。

轴径尺寸大
时，选用滚子轴承。

如果轴承孔的尺寸受限，可考虑选用滚针轴承。

5、若考虑轴承安装或者更换方便，可选用分离型轴承。

深沟球轴承主要用于承受纯径向载荷，也可同时承受径向载荷和轴向载荷。

当其仅承受纯径向载荷时，接触角为零。

当深沟球轴承具有较大的径向游隙时，具有角接触轴承的性能，可承受较大的轴向载荷。

深沟球轴承的摩擦系数很小，极限转速也很高，特别是在轴向载荷很大的高速运转工况下，深沟球轴承比推力球轴承更有优越性。

因此，比较适合用在手动压力机上。

根据轴承在齿轮轴上所处位置的轴的直径的大小，参照工作要求，根据参考文献[7]表15-3（GB276-89），由轴承产品目录中，初步选取特轻（1）系列，深沟球轴承型号为6009，其尺寸为：
d⨯D⨯B=40mm⨯68mm⨯15mm
3.2滚动轴承的配置
由于滚动轴承内径与轴的配合采用基孔制，而轴承外径与壳体孔的配合采用机轴制，因此，必须根据载荷大小、载荷作用的方向及性质，以及工作温度、轴承精度、轴与外壳材料、拆装要求等因素，合理正确的选择与轴承内外圈配合的轴和外壳孔的公差，以便得到正确的配合。

一般来说，一根轴需要有两个支点，每个支点可由一个或一个以上的轴承组合。

合理的配置是要考虑轴在机器中有正
确的位置、防止轴向窜动以及轴受热膨胀后不致将轴承卡死等因素。

深沟球轴承是滚动轴承中最为普通的一种类型。

基本型的深沟球轴承由一个外圈，一个内圈、一组钢球和一组保持架构成。

这种轴承在安装时，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。

此外，对于固定间隙轴承（深沟球轴承），可在轴承盖与箱体轴承座端面之间或在轴承盖与轴承外圆之间设置调整垫片，以此在装配时通过调整来控制轴向间隙大小。

本次设计采用深沟球轴承的双支点单向固定，固定方式如下图
深沟球轴承的双支点各单向固定
3.3滚动轴承的润滑
为见效滚动轴承的摩擦、防止磨损、烧伤及升温，必须对滚动轴承进行润滑。

选择滚动轴承的润滑方式和润滑剂的类型必须考虑轴承的类型、尺寸及运转条件（如载荷大小、转速、允许的升温等）。

常用的润滑方式有：脂润滑；油润滑。

选择脂润滑还是油润滑没有一个界限标准。

润滑效果的好坏集中表现在轴承温升上。

润滑对于滚动轴承具有重要的意义，轴承中的润滑剂不仅可以降低摩擦阻力，还可以起着散热、减小接触应力、吸收振动、防止锈蚀等作用。

由于所设计的手动压力机转速较小，所以选择脂润滑，脂润滑与油润滑相比有很多优点：不易泄露，维护简单，可防止灰尘、冷却液及其他杂质进入，油膜强度高，可长时间不必更换润滑脂，密封的支承结构简单，不需专门的润滑装置。

对于垂直轴尤为适合。

轴承中填充润滑脂不宜过量，以填满轴承空间的1/3 - 1/2为宜。

3.4滚动轴承的密封装置
密封的作用是防止润滑油从轴承中泄露出来，并防止灰尘、冷却液、杂质等进入轴承。

如果密封不好，将使轴承润滑得不到保证，造成温升、轴承烧伤等情况，使轴承和轴系统无法工作。

一般的密封方式分为两种：接触是密封和非接触式密封。

根据设计的要求分析，我们选择接触式密封中的毡封圈密封。

毡封圈主要用于使用润滑脂且工作环境较清洁的忠诚部件内。

毡封圈与轴接触速度一般不超过4—5m/s如果轴径抛光且毡封质量好，则速度可达7—8m/s。

在轴承上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形或带形，放置在梯形槽中以与轴密切接触；或者在轴承上开缺口放置毡圈油封，然后用另外一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡与轴的密合程度，从而提高密封效果。

3.5键的选择
根据设计的要求以及装卸方便，此次设计选择普通圆头平键，分别装在手轮固定，和棘轮固定上，具体装置位置见图
图2-4键的装置位置图
3.5.1键的尺寸，型号
根据要求，手轮位置和棘轮位置的轴尺寸相差不大，可以选择同样的键用。

1、公称直径：d=30
2、公称尺寸：b×h=10×8
3、其他具体尺寸如图：
图2-5
4、键的尺寸极限偏差：b为h9，h为h11，L为h14。

5、轴槽及轮毂槽对轴及轮毂的对称度公差根据参考文献[7]表10-18，一般在7
到9级选取。

6、平键的材料通常为45钢
3.6棘轮机构的设计
3.6.1棘轮机构的基本结构和工作原理
1、棘轮的组成：
棘轮的基本组成，摆杆、棘轮、棘爪。

2、棘轮的工作原理：
摆杆往复摆动，棘爪推动棘轮间歇转动。

3.6.2棘轮装置的优缺点
1、优点：
结构简单、制作方便、运动可靠、转角可调。

2、缺点：
工作时有较大的冲击和噪音，运动精度较差。

使用于速度较低和载荷不大的
场合。

3.6.3棘轮机构中的主要问题
正压力—P n 摩擦力—F
要求在工作时，棘爪在P n和F的作用下，能自动滑入棘轮齿槽。

3.6.4棘轮几何尺寸的计算
1、齿数：选择棘轮齿数 16
2、模数：模数 4
3、顶圆直径：
根据计算式： d a=mz
带入数据得： d a=56
4、齿间距：
根据计算式： p=πm
代入数据得: p=12.6
5、齿顶高：
根据计算式: h=0.75m
得: h=3
6、齿顶弦长：
根据计算式: a=m
得: a=4
7、棘爪工作面长度：
根据计算式: a1=0.6a
得: a1=2.4
8、齿偏角：α=20°
9、棘轮宽：
根据计算式: b=4m
得: b=16
10、棘爪斜高、齿斜高：
根据计算式: h1=h’≈h/cosα
代入数据得: h1=h’=2.4
11、棘轮齿根圆角半径： r f =1.5
12、棘爪尖端圆角半径： r1=2
13、棘爪长度:
根据计算式: L=2p 代入数据得: L=25.2
3.6.5棘轮机构零件图
图2-6 棘轮的零件图
3.7手轮和手柄的设计
3.7.1手轮和手柄的材料选择
1、手轮通过键连接到齿轮轴上，作用于通过手轮的转动调节齿条的位置，所以只需要铸造后开键槽，不需要过于复杂的设计。

2、手柄是压力机上传力构件，根据参考文献[7]表12-5，可选用碳素结构钢制造，材料牌号为：Q235。

这种材料广泛应用于普通金属构件，吊钩、拉杆等。

所以完全可以用于手柄的制造。

3.7.2 手柄长度的设定
初定压力机手柄的长度为1000mm ，但考虑到手的实际作用点及机器本身结构的特点，取实际在压力机手柄上产生的力臂约为950mm 。

3.7.3手柄直径的确定
手柄直径的大小d 按弯曲强度条件确定，即
ζ=
3
1.0d
FL ≤b ][ζ
式中b ][ζ为材料的许用弯曲应力，取
b ][ζ=
2
~5.1s
ζ
根据参考文献[7]表12-5，查得：Q235的s ζmin=225MPa 。

代入数据：F=2000kg ，L=950mm ，s ζ=225MPa ，计算得：
d ≥19.6mm
取d=20mm ，即手柄的直径为20mm 。

3.8齿条的设计
3.8．1零件的特点及材料的选择
齿条是由狭长平面组成的，加工过程中要保证零件的平面度，齿条固定在机箱上，安装上齿向要与齿条底面保持垂直，否则会影响到齿轮和齿条的契合和传动的精度。

根据设计内容，本次设计的手动压力机属于闭式齿轮传动，由手柄带动齿轮轴，带动齿条，从而实现机器工作目的，所以设计中要以考虑齿面的接触疲劳强度为主，但对于齿面硬度很高，齿芯强度低的齿轮则要考虑齿根的弯曲疲劳强度。

40Cr 这种材料，经过调质和表面淬火后，加工出来的零件表面硬度很高，芯部硬度较低，所以用其作为齿轮和齿条的材料较为适合。

两种零件相互配合提高效率。

3.8．2齿条参数的设定
1、模数：
选择与齿轮相同的模数
z=4
2、压力角：
取国家标准GB/T 1356—1988
α=20°
3、齿顶高：
根据计算式 ha=ha*m
其中ha*为齿顶高系数，取ha*=1，m=4，代入上式得，
ha=4
4、齿根高：
根据计算式 hf=（ha*+c*）m 其中c*为顶隙系数，取c*=0.25，m=4，代入上式得， hf=5 6、齿厚：
根据计算式 s=πm/2
其中π=3.14，m=4，代入上式得，
s=6.28
7、齿槽宽：
根据计算式 e=πm/2
其中π=3.14，m=4，代入上式得，
e=6.28
3.8.3齿条基本尺寸的设定
1、齿条长度：
根据设计说明书，压力机的最大行程为205mm，压力机的整体高度为320mm，
定为齿条长度为280mm。

2、齿条宽度：
因为前面已求出齿轮的宽度为d=48，齿轮的倒角为2×2mm，所以齿轮的最小宽度为44mm，取齿条宽度为40mm。

3.9箱体的设计
3.9．1零件的特点及材料的选择
1、零件的特点：
箱体一般承受的外力为：
1）与箱壁垂直的力，如止推轴承或径向轴承所承受的轴向力；
2）与箱壁同一平面的力，如径向轴承的径向力；
3）轴两边箱壁上承受的扭转力矩。

造成箱壁变形的外力，主要是垂直与箱壁的力，其他两种外力造成的变形很小。

箱体的刚度指的是箱壁所受垂直方向的力与箱壁上的着力点同方向
变形量的比值。

2、材料的选择：
对于铸造箱体，一般采用灰铸铁HT150，HT200和HT300，铸铁箱体的壁厚，在保证足够刚度的前提下应尽量选取较小厚度。

根据本次设计的内容，
箱体为较小箱体，所选用的材料为HT150。

3.9.2箱体的结构设计
1、箱体的壁厚
箱体要有合理的壁厚。

轴承座、箱体底座等处承受的载荷较大，其壁厚应该更厚些。

箱座、箱盖、轴承座、底座凸缘等的壁厚查参考文献5表3-1确定。

1）箱座壁厚δ
根据参考文献[7]表3-1，根据计算式：
δ=0.025a+Δ≥8
a为低速级圆柱齿轮传动中心距，Δ=1（单级），代入数据得：
δ=10.5mm
2）箱盖δ1
根据参考文献[7]表3-1，根据计算式：
δ1=0.02a+Δ≥8
这里a为低速级圆柱齿轮传动中心距，Δ=1（单级），代入数据得：
δ1=16mm
3）箱体凸缘厚度b
根据参考文献[7]表3-1，根据计算式：
b=1.5δ
把所查得已知数据代入上式得：
b=15.75mm，取16mm。

2、箱盖外轮廓的设计
箱盖外轮廓常以圆弧和直线组成。

箱盖外轮廓圆弧半径应根据结构作图确定。

3、箱体凸缘尺寸
轴承座外端面应向外凸出5—10mm，以便切削加工。

箱体内壁至轴承座孔外端面的距离L1为：
L1=δ+C1+C2+（5—10）mm
其中C1+C2=27mm，代入上式得：
L1=42.5mm
4、地脚螺钉直径df
根据参考文献[7]表3-1，根据计算式：
df=0.036a+10
代入数据得：
df=12mm
5、地脚螺钉数目n
根据参考文献[7]表3-1，选定 n=2
6、箱盖、箱体联结螺栓直径d1
根据参考文献[7]表3-1，根据计算式：
d1=（0.6--0.8）df
且有，螺栓间距L≤150—200
代入数据得：
d1=9.6mm，取标准为10mm。

7、轴承盖的设计
1）轴承盖的结构
轴承盖的作用是固定轴承、承受轴向载荷、密封轴承座孔、调整轴系位置和轴承间隙等。

其类型有凸缘式和嵌入式两种。

本课题中所选用的轴承盖为凸缘式。

如下图所示凸缘式轴承盖用螺钉固定在箱体上，调整轴系位置或轴系间隙时不需要开箱盖，密封性也较好。

图2-7轴承盖结构简图
2）轴承盖参数的确定
（1）轴承盖螺钉直径和数目d3、n
根据参考文献[7]表9-9，确定：
螺钉直径为10mm，螺钉数为4。

（2）轴承盖外径D2
根据参考文献[7]表9-9凸缘式轴承盖，根据计算式：
D2=D0+2.5d3，D0=D+2.5d3
d3为螺钉直径，D为轴承外径。

根据计算式代入数据得：
D2=84mm
8、df、d1至箱外壁距离；df、d1至凸缘边缘的距离C1、C2
根据参考文献[7]表3-1，查得：
C1min=14mm，C2min=13mm。

9、箱体外壁至轴承座端面距离
l
1
根据参考文献[7]表3-1，根据计算式：
l=C1+C2+（5--10）
1
代入数据，计算得：
l=32
1
4箱体的工艺规程设计
4.1设计任务
所要加工的零件为一箱体，如下图所示，。