【文章內(nèi)容簡介】 便。將該結構安裝在下橫梁上，并通過一塊 14mm 厚的鋼板與之焊接為一體。鋼板上安裝法蘭以實現(xiàn)工作要求。 上托板結構 為了考慮材料和該結構的受力特點， 通過對不同結構形式的托板受力分析，選擇受力最小且受力最為合理的結構 ，其 結構設計為兩邊帶有加強肋，中部為正方形結構且加強肋在其對角線上。 結構 示意 圖 如下所示： 泰山學院本科畢業(yè)論文（設計） 7 圖 上托板結構 詳細尺寸結構參考零件圖 BYSJ02。 下托板結構 下托板是該機器的主要受力部件之一，為了使受力均勻和節(jié)省材料從而降低生產(chǎn)成本，在參考了以往的設計經(jīng)驗 并通過對不同結構形式的托板 進行 受力分析， 最終 選擇 了 受力最小且受力最為合理的結構 ，其結構設計為 將托板 均勻分成四部分，每部分的加強肋設計在其對角線上，連接柱塞法蘭的結構設計在該肋板的幾何中心上 。 結構 如下圖所示： 泰山學院本科畢業(yè)論文（設計） 8 圖 詳細尺寸結構參考零件圖 ： BYSJ03。 平衡機構簡要設計 工作原理 由于液壓系統(tǒng)在工作時，對柱塞缸的壓力油供應不均勻，而使下托板以及側壓板在工作時不平衡。 為了 使 液壓缸柱塞將下托板頂起工作時下托板平衡的上升， 及側壓板工作時平衡的對板坯進行加緊而 設計了該平衡機構。它主要由齒輪齒條機構來保證，將 兩個相同的齒輪安裝在同一根軸上，將齒條與下托板相連。 在側壓板上的平衡機構的結構于此相同，在此僅以下托板處的平衡機構的結構為例加以說明。 具體結構如下圖所示： 泰山學院本科畢業(yè)論文（設計） 9 圖 （齒輪齒條機構） 參考了機械設計齒輪設計例題分析，由于該 壓機的工作壓力最大為 90噸，所以 平衡機構中齒輪轉速不高，受力不是太大的特點，可將 齒輪 精度等級確定為 IT7(GB1009588)。選擇其材料為 40Cr（ ??2調(diào) 質(zhì) ）硬度為 280HBS，齒條的材料選為 45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為 240HBS，兩 者材料硬度差為 40HBS，符合了設計的基本要求?，F(xiàn)將其主要的設計過程簡要敘述如下： 1)初選齒輪齒數(shù)為 1Z =24，齒數(shù)比 u=4； 2)主要公式：接觸疲勞許用應力 分度圓直徑： ? ? 2E3H = mtdK ud u??????? ???? ? ? lim 5 2 2 .5HNHaK MPs?? ?? T=Fd/2=11250NM? 。 其中 F為液壓缸工作參數(shù) 90t； d 為平衡軸直徑；有機械設計表 106查得材料的彈性影響系數(shù) EZ = 12aMP ,有圖 1021d按齒面硬度查齒輪的接觸疲泰山學院本科畢業(yè)論文（設計） 10 勞強度極限 Hlim? =600 aMP ； 由圖 1019 去接觸疲勞壽命系數(shù) HNK =。 3)按齒根彎曲強度設計時 ? ?Fa S a3 2d 1 FYY2 K Tm ????? ????Z= 由圖 1020c 查得齒輪的彎曲 疲勞強度極限 FE? =500 aMP ,查圖 1018 取彎曲疲勞壽命系數(shù) FNK =,取彎曲疲勞安全系數(shù) S=， 故而 ? ? FN FEF K= S??= aMP ， 載荷系數(shù) AVK= K K K K =?? 查表 105 查得 F a S aY Y ??， ? ?Fa SaFYY =?? 。 齒輪的接觸疲勞強度決定了承載能，它僅與齒輪的直徑有關，為同時考慮制造及安裝方便，可將該齒輪的模數(shù) 適當 放大，取 為 m=，這樣設計的齒輪齒條傳動既能滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊 便于生產(chǎn)制造 。 齒輪的主要設計參數(shù)： 材料： 40Cr（調(diào)質(zhì)） 精度等級： IT7 模數(shù)： 壓力角： 20176。 齒槽寬 ： mm 齒頂高 ： mm 齒根高 ： mm 齒高 ： mm 齒厚 ： mm 齒根圓半徑 ： mm 泰山學院本科畢業(yè)論文（設計） 11 具體尺寸參閱零件圖 ： BYSJ04。 齒條的設計 根據(jù)齒條的特性及該機構的特點，其設計參數(shù) 有： 材料： 45 鋼（調(diào)質(zhì)） 精度等級： IT7 模數(shù)： 齒形角 ： 20176。 齒槽寬 ： mm 齒頂高 ： mm 齒根高 ： mm 齒高 ： mm 齒厚 ： mm 齒根圓半徑 ： mm 結構示意圖如下： 圖 齒條結構 參考零件圖： BYSJ05。 鍵的選擇 根據(jù)平衡軸徑 d=25mm 查附表 普通平鍵（ GB 109 10962021 摘錄）選擇普通 A型平鍵， 主要 參數(shù)： 87bh? ? ? 泰山學院本科畢業(yè)論文（設計） 12 軸深 t= 轂深 t= 根據(jù)齒輪寬選 鍵長 L=55mm；材料 Q275A (GB/10962021)。 軸承的選取 根據(jù)前文中設計的軸的最小直徑 d=25mm 查機械設計手冊選取深溝球軸承代號為： 6005。 具體參數(shù)見下圖： 其中，查機械設計課程設計附錄 深溝球軸承（ GB/T 27694 摘錄） 得到主要的參數(shù)值有： d=25mm D=47mm B=12mm。 側壓缸支架結構 由于該支架主要對側壓缸起固定作用，將其焊接在熱壓板上，工作時隨熱壓板一起上下運動。經(jīng)受力計算 該結構 主體部分可由 14mm 鋼板焊接；加強肋部分由 10mm鋼 板焊接組成，這種結構在受力方面比較理想。 結構示意圖如下： 泰山學院本科畢業(yè)論文（設計） 13 圖 具體尺寸參閱零件圖 ： BYSJ06。 側壓缸螺栓設計校核 根據(jù)熱壓機 的側壓力 10 噸以及 部件的連接需要 ， 初選公稱直徑為 13mm的螺栓，為保證其正常工作現(xiàn)對其進行校核。 受軸向載荷的緊螺栓（靜載荷）連接的校核計算結果： 工作載荷 Fc = kN 殘余預緊力系數(shù) K = 總載荷 F0 = kN 相對剛度 λ = 預緊力 Fp = kN 螺栓機械性能等級 = 螺栓屈服強度 σ s = 480 MPa 安全系數(shù) Ss1 = 2 泰山學院本科畢業(yè)論文（設計） 14 螺栓許用應力 [σ ] = MPa 選擇材料為： 45鋼 螺栓公稱直徑 Md = M13 螺栓小徑 d1 = mm 螺栓計算應力 σ = MPa 校核計算結果： σ≤ [σ ] 滿足強度要求 受軸向載荷的緊螺栓（動載荷）連接校核計算結果： 工作載荷 Fc = kN 相對剛度 λ = 螺栓材料： Q235A 螺栓抗拉強度 b? = 440 MPa 螺栓屈服強度 s? = 240 MPa 抗壓疲勞強度 1t?? = 140 MPa 尺寸因數(shù) ε = 1 制造工藝因數(shù) tK = 1 受力不均勻因數(shù) Ku = 1 缺口應力集中因數(shù) K? = 安全系數(shù) 1aS = 2 螺栓許用應力幅 ??a? = MPa 螺栓公稱直徑 dM = M12 螺栓小徑 1d = mm 螺栓計算應力幅 a? = MPa 校核計算結果： a? ≤ ??a? 滿足 故選擇公稱直徑為 13的螺栓，材料為 Q235A， ??3回 火 處理。 泰山學院本科畢業(yè)論文（設計） 15 立柱的設計校核 立柱采用工字鋼，根據(jù)熱壓機的對稱結構，立柱僅受拉力作用，沒有附加的彎矩和扭矩。由計算公式： 式中 : ? —— 所選材料的彈性極限，這里選取 Q235A， ? =210MPa。 A—— 工字鋼的橫截面積 S—— 設計計算安全系數(shù)，取 S=2. F—— 工字鋼受力 將數(shù)據(jù)代入公式得： A=㎡ 據(jù)此選取型號：熱軋工字鋼 28a（ GB70688），詳細尺