J2363開式單點曲柄壓力機傳動系統(tǒng)設計畢業(yè)設計1

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1、J23-63開式單點曲柄壓力機傳動系統(tǒng)設計 J23-63開式單點曲柄壓力機傳動系統(tǒng)設計 摘 要： 曲柄壓力機是鍛壓生產(chǎn)中廣泛使用的一種鍛壓設備。它可以應用在板料沖壓、模鍛、冷熱擠壓、冷精壓和粉末冶金等工藝。研究和設計壓力機為了提高其加工效率，提高其自動化水平。目的是為了了解曲柄壓力機的工作原理，結構性能及其功能作用，設計出滿足使用要求的閉式單點曲柄壓力機傳動裝置。設計內(nèi)容包括：傳動系統(tǒng)的布置及設計；電動機功率和飛輪的計算，確定飛輪的轉動慣量并對飛輪的結構進行設計；各級齒輪的結構設計及其計算，并進行了傳動比的分配；壓力機傳動系統(tǒng)各軸轉速、功率、轉矩進行計算；各軸的結

2、構設計及其計算；繪制齒輪、軸的結構圖。 關鍵詞：J23系列 壓力機 曲柄壓力機 目 錄 摘要、關鍵詞 1 Abstract、Key words 1 引 言 1 第一章 曲柄壓力機系統(tǒng)結構及原理 3 1.1 J23-63壓力機傳動系統(tǒng)結構和原理 ......................................3 1.1.1 曲柄壓力機的結構組成 ..................................................3 1.1.2 曲柄壓力機的工作原理 .........

3、.........................................4 1.2 J23-63壓力機的主要技術參數(shù) ............................................5 第二章 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)方案及主要零部件結構設計 6 2.1 曲柄壓力機的技術參數(shù) 6 2.2傳動系統(tǒng)的傳動系統(tǒng)方案設計 6 第三章 曲柄壓力機電動機功率和飛輪尺寸的計算 8 3.1 電動機功率和飛輪的計算原理 8 3.1.1曲柄壓力機的主傳動系統(tǒng)采用飛輪的原因 8 3.1.2 采用飛輪后，電動機的負載情況 8

4、 3.1.3 電動機功率和飛輪計算原理 10 3.2 電動機功率和飛輪的計算方法 11 第四章 齒輪的結構設計及其計算 15 4.1 齒輪傳動 15 4.1.1 傳動比的分配 15 4.1.2 壓力機傳動系各軸轉速、功率、轉矩計算 15 4.2 齒輪傳動的設計 16 4.2.1 齒輪設計計算 16 4.2.2 齒輪的結構設計 21 第五章 皮帶的設計計算 22 5.1皮帶的設計 22 5.2 皮帶的結構設計 24 5.2.1 計算平均轉速和皮帶輪的轉動慣量 24 5.2.2計算皮帶輪緣的厚度 25 5.3皮

5、帶的張緊方法 26 第六章 軸的結構設計及其計算 28 6.1飛輪軸的設計 28 6.1.1 按扭矩初步確定軸的直徑 28 6.1.3按扭矩聯(lián)合作用核算軸的強度 29 6.1.4核算軸的疲勞強度 30 6.1.5軸承的選擇 31 6.2曲軸的設計 32 6.2.1曲軸的結構示意圖 32 6.2.2曲軸的尺寸計算 33 6.2.3曲軸支承頸軸承的選用和計算 34 第七章 離合器制動器的設計選用 36 7.1離合器的選用 36 7.1離合器的選用 36 7.1.1雙轉健離合器的結構 36 7.2制動器的設計 38 7.2.1制動器的選用 38 7.2.2帶式制

6、動器的結構 38 總 結 40 參考文獻 44 致謝 引言 1.1 概述 曲柄壓力機是鍛壓生產(chǎn)中廣泛使用的一種鍛壓設備。它可以應用在板料沖壓、模鍛、冷熱擠壓、冷精壓和粉末冶金等工藝。電機主軸的旋轉運動通過曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)，使曲柄連桿滑塊機構中的滑塊實現(xiàn)往復直線運動，滑塊瞬間產(chǎn)生的壓力通過模具使金屬材料產(chǎn)生塑性變形，以制成一定形狀的鍛壓件。曲柄壓力機結構簡單，操作比較方便，被廣泛地應用在生產(chǎn)中。 現(xiàn)代制造業(yè)要求產(chǎn)品的精度越來越高，由傳統(tǒng)的機械加工向機械與計算機、電子技術、激光技術相結合的自動化方向和少切削量方向發(fā)展。壓力加工是機械制造的基本環(huán)節(jié)，

7、在冶金、機械、電力、汽車、航空、造船、兵器、化工、電子、儀表、輕工等工作部門都占有重要的地位。曲柄壓力機在壓力加工中很大程度扮演了一個重要的角色。近年來為了適應高精密化加工、高效加工、綠色加工，曲柄壓力機也向高精密、高效率、高剛度、自動化、節(jié)能環(huán)保等方向發(fā)展。 現(xiàn)階段，為了獲得多種工藝不同的滑塊速度輸出特性，一些廠家采用伺服電機作為驅(qū)動電機，生產(chǎn)能夠滿足多種不同工藝的壓力機。但是這種用伺服電機作為驅(qū)動電機，也有它的局限性。如伺服電機的功率有限且造價昂貴，難以用于大功率的壓力機。基于上述原因，現(xiàn)在一些專家提出混合輸入并聯(lián)機構驅(qū)動。不難看出，對整個壓力機的研究設計有十分重要的意義。 1.2 選

8、題的意義 曲柄壓力機在機械制造業(yè)的各個部門中廣泛采用，在金屬壓力加工工藝上占有顯著的位置。由于鍛造行業(yè)對零件的加工要求越來越高，對節(jié)能降耗業(yè)提出了較高的要求，因此，對壓力機的精度、穩(wěn)定性和功率的利用要求也越來越高。而且，國內(nèi)外對壓力機的研究不斷的深入，壓力機的結構日新月異。在生產(chǎn)新型結構壓力機的同時，研究現(xiàn)有的壓力機也具有重要的意義。 采用金屬壓力加工的先進工藝，使用耐磨鋼制造鍛模，在壓力機上裝備自動送料裝置及將壓力機列入自動作業(yè)線，都促使對現(xiàn)有的曲柄壓力機進行綜合的研究設。通過對現(xiàn)有的曲柄壓力及研究設計，以提高壓力機加工效率，提高其自動化水平。本論文選取了j23-63型號的壓力機進行研究

9、設計。 1.3 本論文主要的研究內(nèi)容 本論文主要的研究內(nèi)容包括以下方面： （1）對J23-63的機構進行分析 介紹分析了壓力機的基本的工作過程，分析現(xiàn)有的壓力的一些參數(shù)，現(xiàn)有壓力機的使用狀況，制定了J23-63曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)方案。 （2）零件的結構優(yōu)化 通過現(xiàn)階段機械行業(yè)對材料和加工工藝的研究成果，對零部件的結構進行優(yōu)化，使壓力機能夠減輕自身的重量，節(jié)約材料，改善加工性能，外觀美觀，便于操作等目的。 （3）對結構的力學性能的校核 此目的是為了在滿足壓力機力學性能和結構要求的情況下，選擇合理的結構并對其進行力學性能的校核，使壓力機自身重量降低，成本下降。 傳

10、動系統(tǒng)是曲柄壓力機的主要組成部分，在很大程度上決定著機器的使用性能、外形尺寸、重量、加工裝配勞動量和制造成本。對曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)進行設計研究，能為將來深層次研究打下扎實基礎，也能為將來生產(chǎn)實踐工作提供必要的設備知識。 第一章 J23-63曲柄壓力機系統(tǒng)結構及原理 1.1 J23-63壓力機傳動系統(tǒng)結構和原理 1.1.1 曲柄壓力機的結構組成 曲柄壓力機是鍛壓生產(chǎn)中廣泛使用的一種鍛壓設備。它可以應用與板料沖壓、模鍛、冷熱擠壓、冷精壓和粉末冶金等工藝。 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)的旋轉運動通過曲柄連桿使

11、滑塊成往復運動，利用滑塊發(fā)出的壓力使毛坯產(chǎn)生塑性變形，以制成一定形狀的鍛壓件。 圖1-1是J23-63壓力機的傳動示意圖 圖2-1 壓力機的傳動示意圖 由傳動示意圖可以看出，曲柄壓力機由機身、動力傳動系統(tǒng)、工作機構和操縱系統(tǒng)等基本部分組成的。 1、機身 機身由床身、底座和工作臺三部分組成。工作臺上的墊板用來安裝下模。機身大多為鑄鐵材料。機身首先要滿足剛度、強度條件，有利于減振降噪，保證壓力機的工作穩(wěn)定性，可靠性等要求。 2、工作機構 工作機構是由曲軸、連桿和滑塊組成曲柄連桿機構。輸入的動力通過曲軸旋轉，帶動連桿上下擺動，將旋轉運動轉化

12、成滑塊沿著固定在機身上導軌的往復直線運動。 3、動力傳動系統(tǒng) 動力傳動系統(tǒng)由電動機、傳動裝置（齒輪傳動或帶傳動）以及飛輪組成.在壓力機的空行程，靠飛輪自身轉動慣量蓄積動能；在沖壓工件瞬間受力最大時，飛輪釋放出能量，這樣使電動機負荷均衡，能量利用合理，減少振動。 4、操縱系統(tǒng) 操縱系統(tǒng)包括離合器、制動器和操縱機構。離合器和制動器對控制壓力機的間歇沖壓起重要作用.操縱裝置一般采用腳踏開關。 　1.1.2 曲柄壓力機的工作原理 如圖2-1，J23-63壓力機傳動示意圖。電動機經(jīng)過小皮帶輪、大皮帶輪和一對齒輪，帶動曲軸旋轉。曲軸又帶動滑塊在機身的導軌內(nèi)上、下移動。

13、加工用的模具，在上模固定在滑塊的下平面上，下模固定在工作臺的墊板上。因此，滑塊每上下移動一次，完成一次沖壓動作。 如圖2-2所示為J23-63壓力機傳動原理圖 3—大帶輪 4—小齒輪 5—大齒輪 7—曲軸 9—連桿 10—滑塊 圖2-2 曲柄壓力機傳動原理圖 1.2 J23-63壓力機的主要技術參數(shù) 壓力機的基本參數(shù)指壓力機的主要技術參數(shù)指標，通常由國家標準規(guī)定。通用曲柄壓力機的基本參數(shù)如下： 1、公稱壓力 公稱壓力，表示滑塊離下止點前某一特定的距離（此特定距離稱為公稱

14、壓力行程），或者曲柄旋轉到離下止點前某一特定角度（此特定角度稱為公稱壓力角）時，滑塊上所允許的最大作用力。標稱壓力由壓力機主要受力零件的強度限定。根據(jù)曲柄壓力機靜力學，曲軸扭矩的大小與曲柄位置有關。根據(jù)曲柄壓力機的運動學，滑塊的行程與曲柄位置有關。因此，標準規(guī)定的標稱壓力是滑塊運動到下止點前某一特定距離時壓力機的強度（包括偏心輪，齒輪，機身）允許的最大壓力。 2、 滑塊行程 滑塊從上死點到下死點所經(jīng)過的距離，它的大小隨工藝用途和公稱壓力不同而不同?；瑝K運動到最上位置時其速度為零，該位置稱上止點，運動到最下位置時速度也為零，稱下止點。顯然，滑塊的最大行程等于曲柄半徑的兩倍，而滑塊行程等于模

15、具的開啟高度。因此滑塊行程可表示能取出最大零件的尺寸和能配備機械化取，送料機構的最大空間。所以，滑塊行程是表示壓力機工藝空間的參數(shù)。 3、 滑塊行程次數(shù) 滑塊行程次數(shù)指壓力機空載連續(xù)運轉時滑塊每分鐘往復運動的次數(shù)（滑塊從上止點到下止點，然后再回到上止點稱為一次）。它是提高壓力機最有效的方法。 4、 最大裝模高度和裝模高度調(diào)節(jié)量 裝模高度是壓力機上允許安裝模具的高度尺寸范圍。既指滑塊運動到下止點時，工作臺墊板上表面到滑塊下表面的距離。這個距離是允許安裝模具的高度范圍。為適應模具高度的制造偏差和模具修磨后的高度變化，裝模高度可以調(diào)節(jié)的，調(diào)節(jié)的范圍稱裝模高度的調(diào)節(jié)量。當滑塊調(diào)節(jié)到最高

16、時裝模高度最大，稱最大裝模高度，反之，為最小裝模高度。最大，最小裝模高度之差為裝模高度調(diào)節(jié)量。 5、最大封閉高度 它是指滑塊在下止點、且封閉高度調(diào)節(jié)裝置將滑塊調(diào)整到最上位置時，滑塊下平面離工作臺上平面的高度。 第二章 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)方案及主要零部件結構設計 2.1 曲柄壓力機的技術參數(shù) J23-63壓力機的主要技術參數(shù) 公稱力Pg 63t 公稱力行程Sp 8mm 滑塊行程

17、 120mm 滑塊行程次數(shù) 40r/min 最大封閉高度 120mm 封閉高度調(diào)節(jié)量 30mm 滑塊中心至機身距離 110mm 工作臺板尺寸 前后左右厚度 20030030 mm 2.2傳動系統(tǒng)的傳動系統(tǒng)方案設計 傳動系統(tǒng)布置是指傳動軸和齒輪的

18、數(shù)量及其位置分布情況。傳動軸的數(shù)量決定于傳動級數(shù)，而傳動級數(shù)決定于總傳動比和各級傳動比的極限能力，總傳動比決定于壓力機每分鐘行程次數(shù)和所用的電動機的轉速。傳動布置影響傳動系統(tǒng)的空間尺寸，因而影響壓力機的輪廓尺寸，齒輪數(shù)量除決定于傳動級數(shù)之外，還決定于傳動類型、旋轉方向及齒輪模數(shù)。 傳動系統(tǒng)是壓力機的主要組成部分，在很大程度上決定著機器的使用性能、外形尺寸、重量、加工裝配勞動量和制造成本。因此，壓力機的只要技術參數(shù)確定后，進一步考慮的就是如何合理的設計傳動方案 1. 確定滑塊上加力點的數(shù)目 按壓力機滑塊上加力點的數(shù)目（即連桿的數(shù)目），分為單點、雙點和四點壓力機；對于滑塊和工

19、作臺前后尺寸和左右尺寸都比較小的壓力機，可采用單點；對于滑塊和工作臺前后尺寸較小，而左右尺寸比較大的，為了改善滑塊與上橫梁的受力情況，避免工作時滑塊產(chǎn)生歪斜，應采用雙點；對于前后和左右尺寸都比較大的，則采用四點。從現(xiàn)在國內(nèi)外壓力機的統(tǒng)計中可看出，當滑塊前后、左右尺寸均小于1700毫米，工作臺墊板前后左右尺寸均小于2000毫米時，采用單點；當左右尺寸大于上述數(shù)值時，采用雙點；當前后左右尺寸均大于上述尺寸時，采用四點。 J23-63設計方案采用單點受力。 2. 確定傳動系統(tǒng)的布置形式 傳動系統(tǒng)的布置方式包括以下幾個內(nèi)容： 1） 采取何種傳動方式： 上傳動是指傳動系統(tǒng)在工作臺上方，其優(yōu)點：

20、重量較輕，成本低，安裝、維修都比較方便，地基較為簡單；缺點：壓力機地面以上的高度較高，運行不平穩(wěn)。 下傳動是指傳動系統(tǒng)在工作臺下方，其優(yōu)點：壓力機的重心低，運轉平穩(wěn)，震動和噪音較小，從結構上看，有增加滑塊高度和導向長度的可能性，因而能提高滑塊的運動精度，延長模具的使用壽命，改善工件的質(zhì)量，傳動系統(tǒng)全部放在地坑之中，因此壓力機地面以上的高度減小，有用于高度較低的車間，由于工作載荷只要由拉桿和工作臺承受，所以立柱和上橫梁的受力情況得以改善；缺點：安裝、維修不方便，地基要求較為復雜 J23-63設計方案采用上傳動。 2）主軸和傳動軸與壓力機正面的位置關系： 大多數(shù)閉式壓力機選用偏心齒輪

21、，所以傳動軸垂直于壓力機正面 開式壓力機大多選用曲軸，所以傳動軸平行于壓力機正面。但平行布置方式曲軸和傳動軸比較長，受力點與支承軸承的距離比較大，受力條件惡化，壓力機平面尺寸較大. J23-63設計方案采用曲軸，并且傳動軸平行壓力機正面。 3） 齒輪的安放位置： 傳動齒輪放在機身之內(nèi)稱為閉式傳動，反之為開式傳動 閉式傳動：齒輪工作條件好，可將齒輪浸泡在軸中，大大降低工作噪音，磨損小，壽命長，外形較美觀。但相比之下，安裝維修困難 開式傳動：齒輪工作條件差，但安裝、維修方便 本設計題目選用開式式傳動 4）齒輪的傳動方式： 單邊傳動：加工齒輪要求不是太高 雙邊傳動：齒輪尺

22、寸可減小，傳動總體尺寸下降，重量下降，但加工裝配較單邊傳動要求高 J23-63設計方案采用單邊邊傳動。 2.3本章小結 本傳動系統(tǒng)的設計方案為： ① 單點受力 ② 采用上傳動 ③ 開式傳動 ④ 采用單邊傳動 第三章 曲柄壓力機電動機功率和飛輪尺寸的計算 3.1 電動機功率和飛輪的計算原理 3.1.1曲柄壓力機的主傳動系統(tǒng)采用飛輪的原因 　 采用飛輪主要是由曲柄壓力機的負載性質(zhì)所決定的． 　 當曲柄旋轉一圈，滑塊上，下往返一次時，滑塊只在上模接觸坯料后到?jīng)_壓出工件這段工作

23、行程中（通常還不到曲柄旋轉的）才承受負載，而在其余空行程中不承受負載．此外，在手工在操作時，滑塊每完成一次工作時，還有一段停頓時間，以便操作手取出工件和鍛料．這樣，滑塊承受負載的時間，相對于不承受負載的時間來說，就更短了。壓力機的復雜時間雖然很短。但承受的負載卻很大，在短時間里消耗的能量也很多。所以曲柄壓力機的負載特點是：短期的高峰負載和較長期的空負載相互交替，如果按照工作行程所需要的功率來選電機，要求的功率就會很大的，而且大功率的電機，又只是在很短的工作行程時間內(nèi)才滿負載，大部分時間負載很小，這樣就造成了浪費。為了解決這樣的矛盾，把皮帶輪緣加寬加厚，增大皮帶輪的轉動慣量，使他在滑塊不承受負載

24、時候，轉速升高，動能升高，動能增大；而在壓力機工作行程時候，轉速下降，釋放能量，從而大大減少電動機所需要的功率，可以選擇較小功率的電動機。 3.1.2 采用飛輪后，電動機的負載情況 負載均勻的傳動，電動機軸的扭矩可認為是均勻的（圖3-1）[2]而采用飛輪的主傳動電動機負載情況是這樣的，曲柄壓力機飛輪軸上的扭矩如圖(3-2)[2]示， M M O t O t 圖3-1 負載均勻的電動機軸的扭矩 圖3-2曲柄壓力機飛輪軸上的扭矩

25、 在圖3-2中，沖壓工件時，飛輪軸上扭矩急劇增加；沖壓完畢，扭矩急劇下降。為了便于分析問題，可將飛輪軸扭矩變化的情況，近似的用兩個矩形來表示，并將他的數(shù)值折算到電動機軸上如圖(3-3)[2]。設M1表示沖壓時的扭矩，M2表示壓力機空程時候的扭矩，則 式中 --沖壓時飛輪軸上的扭矩； --空程時飛輪軸上的扭矩； i--電動機軸到飛輪軸轉動比。 高轉差率電動機

26、 M 壓力機負載 M2 電動機扭矩 M1 一般電動機 圖3-3一個工作周期內(nèi)電動機扭矩的變化 圖3-4電動機的機械特性 由于電動機經(jīng)皮帶傳動和飛輪軸聯(lián)系，飛輪軸上扭矩和角速度的變化也將會反映到電動機軸

27、上來，使電動機軸的扭矩和角速度發(fā)生變化，這個變化與電動機的機械特性相關。電動機的機械特性如圖(3-4)[2]示。這個圖說明，在一定工作范圍內(nèi)，當電動機軸上負載增加時，轉差率增大，電動機轉速下降。 曲柄壓力機沖壓工件時，飛輪軸的扭矩也急劇增加圖(3-3)，飛輪轉速下降，電動機轉速隨著下降，電動機軸上扭矩按圖(3-4)的規(guī)律上升。當工件沖壓完畢時，飛輪軸上扭矩急劇下降，電動機軸上扭矩也隨著下降，但是由于電動機要使飛輪加速，使它恢復到?jīng)_壓工件前的轉速，所以電動機軸上扭矩下降得比較緩慢，不像飛輪軸上扭矩變化那樣急劇。 從圖(3-3)還可以看出，傳動系統(tǒng)中采飛輪了后，電動機軸上扭矩比起壓力機的負載力

28、矩要平緩多了，但電動機軸上扭矩仍然有一定程度的波動，其值與電動機的機械特性及飛輪所具有的動能大小有關 在采用同樣機械特性電動機的情況下飛輪能量不相同時，電動機軸上扭矩波動的情況也不一樣。在需要釋放同樣能量時，飛輪能量大的壓力機，轉速下降少；飛輪能量小的壓力機，轉速下降多；因而前一種電動機的扭矩上升小，后一種電動機的扭矩上升多。 3.1.3 電動機功率和飛輪計算原理 1、 電動機功率計算原理 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)中裝有飛輪后，電動機的負載時平穩(wěn)多了，但仍然是變化的，像這樣的負載應按照兩個條件來確定電動機的功率： 1). 電動機的過載條件。沖壓工件時，電動機扭矩上升，如果超過它的

29、最大容許扭矩，電動機可能停下來，這樣是過載條件限制。 2). 電動機的發(fā)熱條件。沖壓工件時，電動機負載增加，電流上升，電動機的損耗變?yōu)闊崮埽蛊錅囟壬仙芨?，沖壓工件后，電動機負載下降，相應轉化為熱能的損耗也減少。在機器開動一段時間后，電動機的溫度上升到穩(wěn)定狀態(tài)。電動機溫度上升應在允許范圍內(nèi)，否則，會破壞電器絕緣材料，使電動機損壞。這就是工作時發(fā)熱條件的限制。 此外,由于曲柄壓力機有較大的飛輪，加速飛輪使其達到額定轉速，需要一定的功率，如電動機額定功率不足，就會引起啟動電流過大和啟動時間過長，使電動機溫度上升很高而損壞。 2、 飛輪計算原理 曲柄壓力機工作行程時所需要的能量，主

30、要靠飛輪降低轉速釋放能量來供應，如果這時忽略電動機所輸出的能量，那么所設計的飛輪必須滿足一下關系式： [3][10] 式中 --工作行程時消耗的能量； 可以將上式改變?yōu)椋? (4-1) 式中 --飛輪應具有的動能； --飛輪的平均角速度，； 或 （4-2） 按照發(fā)熱條件，飛輪的不均勻系數(shù)j與K值和電動機的機械特征性有以下關系：

31、 （4-3） --電動機按均勻負載工作時，長期滿載下的轉差率； --考慮三角皮帶傳動彈性滑動影響的系數(shù)，取值0.01-0.02； J--不均勻系數(shù)； 從式（4-1）可以求出飛輪所應有的動能E0與壓力機工作行程時所消耗的能量的比值，此比值與飛輪所容許的不均勻系數(shù)j成反比。從式（4-3）可以看出，采用高轉差率電動機或增大電動機功率，均能提高飛輪的容許不均勻系數(shù)，從而降低所需的飛輪能量。式（4-2）用來確定所需的飛輪轉動慣量。 3.2 電動機功率和飛輪的計算方法 1. 電動機功率的計算 影

32、響曲柄壓力機主傳動的電動機功率和飛輪尺寸的因素較多，因而很難精確計算。此外，電動機功率只能按其系列選用，機器實際采用的電動機功率亦與計算值存在差別。因此，在工程計算中可以采用更為簡便的近似計算方法。 式中 --系數(shù) 取其值為0.1 根據(jù)上式子J23-63曲柄壓力機的電動機功率為： 由此可選取Y132M—4型電機，其滿載轉數(shù)為1440r/min 2. 飛輪的計算 通用壓力機的飛輪能量計算可按式（4-1）簡化。從該式可以看出，飛輪能量與工作行程時消耗的能量成比例，而工作行程時所消耗的能

33、量又可近似地認為與曲柄壓力機的公稱壓力和行程之積。既 或 （4-4） 式中 、S—分別為壓力機的公稱壓力和行程； J、--分別為飛輪的轉動慣量和角速度； K2—系數(shù)，取其為5； 式（4-4）可改寫為 可近似的按電動機額定轉速下的飛輪轉速計算 壓力機的飛輪能量計算

34、可按 簡化計算。 從該式可以看出，飛輪能量與工作行程時消耗的能量成正比。而工作行程時所消耗的能量又可近似地認為與曲柄壓力機的公稱壓力和行程之積成比例。 則： 第四章 齒輪的結構設計及其計算 4.1 齒輪傳動 4.1.1 傳動比的分配 （1） 總的傳動比 由前面選取的電動機的情況知: 電動機的轉速為n=1440轉/fen,滑塊的行程次數(shù)為40次/分。所以總的傳動比為： 由式

35、 （2）分配傳動比 由式 式中分別為帶傳動和齒輪的傳動比。 為了使V帶傳動外輪廓尺寸不致過大，初步取， 則減速器傳動比為： 4.1.2壓力機傳動系各軸轉速、功率、轉矩計算 （1）各軸的轉速 飛輪軸 曲軸 （2）各軸的輸入功率 高速軸 曲柄軸 （3）各軸的輸出轉矩 電動機軸的輸出轉矩 I-II軸的輸出轉矩

36、飛輪軸 曲軸 4.2 齒輪傳動的設計 4.2.1 齒輪設計計算 (1)選擇材料及確定許用應力 假設工作情況為:雙班制連續(xù)工作，使用時間10年，每年工作250天。 據(jù)參考1，查表9-5，小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)處理，=241~286,大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，=217~255.計算時取=260,=230. （2） 按齒面接觸疲勞強度初步設計 由式（參考1）9-23 1） 小齒輪傳遞的轉矩=191Nm 2） 齒寬系數(shù)由表9-10（參考1）知，軟齒面，懸臂布置取=0.4 3） 齒數(shù)比u=7.3

37、4） 載荷系數(shù)K,選K=2 5） 確定許用接觸應力 由式（參考1）9-29 = a． 接觸疲勞極限應力由圖9-34c（參考1）差得，=710MPa，=580MPa（按圖中MQ查） b． 安全系數(shù)由表9-11（參考1）查得，取=1 c． 壽命系數(shù)由式9-30（參考1）應力循環(huán)次數(shù) N=60ant 式中 a=1，n=290.3，t=10250 =60ant=601290.340000=6.97 =/=9.5 查圖9-35（參考1）得，=1.02,=1.15(均按曲線1查得) 故 = 6） 計算小齒輪分度圓直徑 取整100mm 7） 初步確定主要

38、參數(shù) 由于，所以此齒輪為變位齒輪，取=0.3，=-0.3 a． 選取齒數(shù)。=13，=u=1＝137.3=94.9 取整95 b． 計算模數(shù)。m= 取標準模數(shù) m=8 c． 計算分度圓直徑。813＝104mm＞100mm （合格） 895=760mm d． 計算中心距。a= e． 計算齒寬。b==0.4104=41.6mm 整取 b=42mm （3） 驗算齒面接觸疲勞強度 由式9-21（參考1） 1) 彈性系數(shù)。由表9-9（參考1）查得，=189.8 2) 節(jié)點區(qū)域系數(shù)。由圖9-29（參考1）查得，=2.

39、5。 3) 重合度系數(shù)。 由 則 4) 載荷系數(shù)K。K= a． 使用系數(shù)。由表9-6（參考1）查得=1.25。 b． 動載系數(shù)。由。查圖9-23（參考1） =1.13（初取8級精度）。 c． 齒向載荷分布系數(shù)。由表9-7（參考1），按調(diào)質(zhì)齒輪，8級精度，懸臂布置，裝配時不作檢驗調(diào)整，可得 = = d.齒間載荷分配系數(shù)。由表9-8（參考1），先求 由前可知 =0.89 則 =1/=1/=1.27 故K==1.251.131.321.27=2.37 5）驗算齒面接觸疲勞強度 =189.82.50.89=63

40、3.5MPa<=667MPa （4） 驗算齒根彎曲疲勞強度 由式9-26（參考1） 1) 由前可知，=3673，b=42mm，m=8mm 2) 載荷系數(shù)K。K=。 a． 使用系數(shù)同前，即=1.25 b． 動載系數(shù)同前，即=1.13 c． 齒向載荷分布系數(shù)。由圖9-25（參考1），當=1.32,b/h=42/2.25m=42/2.258=2.3 查出 d． 齒間載荷分配系數(shù)。由109N/mm>100N/mm,查表9-8，知1.2 故 K==1.25=1.97 3) 齒形系數(shù)。由=13,=95，查圖9-32（參考1），得=2.6，=2.33 4) 齒根應力修正系數(shù)

41、。由=13，=95，查圖9-33（參考1）得，=1.63，=1.72 5) 重合度系數(shù)。=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.6=0.72 6) 許用彎曲應力。由式9-31，。式中彎曲疲勞極限應力，由圖9-36c（參考1），查得：=600MPa，=430MPa（按MQ差值）；安全系數(shù),由表9-11（參考1） 取=1.25；壽命系數(shù),由=6.97,=9.5,查圖9-37（參考1），得=0.9,=0.9,尺寸系數(shù),由m=8mm，查圖9-38，=0.98 則 8） 驗算齒根彎曲疲勞強度 <=423MPa MPa<=303MPa 故彎曲

42、疲勞強度足夠 （5） 確定齒輪的主要參數(shù)級幾何尺寸 =13，=95，m=8mm 分度圓直徑 =m=8=104 =m=895=760 齒頂圓直徑 =124.8mm 取 125mm mm 取 771mm 齒根圓徑 +=88.8mm取 89mm +=735.2mm 取735mm 齒寬 ==42mm 取=50mm 中心距 表4-2齒輪的幾何尺寸 名稱 計算公式 結果/mm 模數(shù) m

43、 8 壓力角 20 分度圓直徑 =m 104 =m 760 齒頂圓直徑 法面齒頂高系數(shù) =125 =771 齒根圓直徑 + 89 + 735 中心距 432 齒寬 42 50 齒頂高 10.4 齒根高 7.6 4.2.2 齒輪的結構設計 小齒輪由于內(nèi)徑較小，齒頂圓直徑時可以做成實心結構的齒輪。大齒輪齒頂圓為771mm，當齒頂圓直徑>200～500時，可將齒輪制成腹板式結構。 第五章 皮帶和帶輪的設計和計算 5.1帶傳

44、動的計算 （1）計算功率 計算功率是根據(jù)傳遞的功率，并考慮到載荷性質(zhì)和每天運轉的時間長短 等因素的影響而確定的，即： = [3] （6-1） 式中：—計算功率，單位為KW Pg—傳遞的額定功率（電動機的額定功率）單位為KW —工作情況系數(shù)，可由參考（3）第54頁的表4-6查出,由于工況載荷變動較小，可選=1.2； 所以有：

45、 7.56KW （2）選V帶的型號 可用普通的V帶，根據(jù)和n，選擇V帶的型號，在A、B的交接處，離A較近，選擇A型號的。 （3）求大、小帶輪的直徑、 取=126 由參考（3）查表4.7取得 ==1264.96=625mm 由參考（3）按表4.7取圓整 =630mm 按表13-7， 設計實際傳動比 （4）V帶的速度 帶的速度在范圍，合適

46、 （5）求帶的基準長度和中心距a 初選中心矩 取1134，符合 則帶長: ==3511mm 查表查表4.3參考（3），選用=3650mm，再計算實際的中心矩 =1204mm （6）驗算小帶輪的包角 合適 （7）V帶根數(shù)z 根據(jù)n和d1，由表4.5參考（3）， 為單根帶的傳動功率 查表4.5參考（3），功率增量 由參考（3）表4.3，1.17，參考（3）表4.8知， 所以， 取z=4 （8）求作用在帶輪上的軸上壓力 查表

47、4.2參考（3），得q=0.1kg/m,單根V帶帶的初拉力 作用在軸上的壓力 5.2設計皮帶輪 5.2.1計算平均轉速 ，和皮帶輪的轉動慣量J 在設計皮帶輪時，首先必須知道其平均轉速 ，和皮帶輪的轉動慣量J。 1、計算皮帶輪的平均轉速 可以近似地按電動機額定轉速下的 飛輪轉速計算， 由公式 ， 知: 2、計算皮帶輪的轉動慣量 壓力機的飛輪能量計算可以按

48、 簡化計算。 從該式子可以看出，飛輪能量與工作行程時消耗的能量成正比，而工作行程時所消耗的能量又可以近似地認為與曲柄壓力機的公稱壓力和行程之積成比例。 由式子 或 可以計算出轉動慣量的大小. 上式子可以改寫成為 --為系數(shù)，取值為3; 則轉動慣量 5.2.2 計算皮帶輪緣的厚度 因為帶有輪輻的飛輪的輪轂和

49、輪輻的質(zhì)量很小，回轉半徑也較小，近似計算時可以將它們的轉動慣量省略掉，而認為飛輪質(zhì)量m集中在輪緣上。 表5-1 普通V帶輪的輪槽尺寸 槽型 hamin e f hfmin δmin Φ0 A 11 2.75 150.3 8.7 6 <190 由上表可知： B=3 e，f根據(jù)V帶輪的輪槽尺寸選取。 由： 可知：

50、 所以 由 可知 則 式中： --材料的比重（kg/m3）,鑄鐵 ； H--輪緣的厚度； B--輪緣的寬度； dm--飛輪的直徑。 5.3 皮帶的張緊的方法 安裝新皮帶時為了保證必要的了、處拉力，皮帶需要張緊；同時，皮帶經(jīng)過了一段時間使用以后，會因拉長而變松，這時摩擦力變小，傳動不正常，也需要再張緊，以保證帶的正常工作。

51、 壓力機常用的張緊方法由兩種。這兩種方法都是用改變皮帶輪中心距來達到張緊皮帶的目的的。第一種，電動機裝再滑軌上，只要擰動調(diào)節(jié)螺釘，即可張緊皮帶。第二種，電動機裝再可擺動的擺架上，松開調(diào)節(jié)螺母，使得擺架繞心軸向順時針方向擺過一個角度，再擰緊調(diào)節(jié)螺母，就可以實現(xiàn)張緊皮帶。 為了補償皮帶的伸長，中心距所需要增加的最大數(shù)值為： 式中 L--皮帶的計算長度。 可根據(jù)值來設計張緊裝置的移動量。 第六章 軸的結構設計及其計算 6.1飛輪軸的設計 軸的

52、設計應滿足以下幾方面要求：在結構上要受力合理，盡量避免或減少應力集中；足夠的強度（靜強度和疲勞強度）；必要的剛度；特殊情況下的耐腐性和耐高溫性；高速軸的振動穩(wěn)定性及良好的加工工藝性；并應使零件在軸上定位可靠、裝配適當和裝拆方便等。 6.1.1按扭矩初步確定軸的直徑 根據(jù)式2-21參考（2），可得當量力臂 30mm =3cm 式中

53、 公稱壓力角= 曲柄半徑R=54mm 曲柄頸直徑122mm 連桿球頭直徑 取=120mm 曲軸所需傳遞的扭矩為 因為=7.3,=0.98，軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)，單邊傳動，所以飛輪軸所需傳遞的扭矩為 最小直徑 由參考（2）表5-2取較低的值，因為軸上開有鍵槽，一般開一個鍵槽的時候，軸的直徑增大4%~5%，所以d=69+69（4%~5%）=71.8~72.5mm 取 d=12mm 6.1.2確定軸的結構 1)

54、 軸的左端是飛輪，右端是小齒輪，兩者之間是軸承 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 從左邊看，第一段軸的直徑為最小直徑72mm，長度為飛輪的寬65mm，第二段安裝有軸承，綜合安裝條件，取直徑為80mm，長度為120mm，第三段軸，為安裝方便，直徑取82mm，長度取30mm，第四段無零件安裝，但為了整體安裝方便，直徑取為80，長度取為645mm，第五段亦為考慮安裝的方便，取直徑為82mm，長度為45mm，第五段安裝有軸承，直徑取為80mm，長度為105mm，最后一段的直徑亦為最小直徑即72mm，長度為小齒輪的齒寬50mm。 6.1.3按彎扭聯(lián)合作用核算軸的強度 飛輪軸

55、上有兩個作用力，一個是齒輪作用力，一個是皮帶作用力。 大齒輪對小齒輪的法向力為 式中 m=8，=13，小齒輪所需的扭矩 26400kgmm 所以 皮帶對軸的作用力為Q= 式中 z—皮帶的根數(shù)，由前知z=4 —小皮帶輪的包角，由前知= —單根皮帶的初拉力，查表4—9參考（2），取=12 所以 Q=94kg 比較和Q可見，皮帶作用力比齒輪作用力小得多，可以忽略不計。忽略皮帶作用力后，軸的受力情況如圖5-10所示 圖中和是支座反力，由于I-I截面最危險。下面

56、核算I-I截面的強度。 其中 =36008.5=30.6kgcm 由彎矩產(chǎn)生的最大彎曲應力 = 由扭矩產(chǎn)生的最大扭轉應力 所以當量彎曲應力 取=1800kg/，<，符合要求 6.1.4核算軸的疲勞強度 由于截面有臺階，應力集中現(xiàn)象比較嚴重，且直徑最小，彎矩又比較大，扭矩和其它截面不同，所以核算此截面的疲勞強度。 由表5-5參考（2）查得=4000kg/，=2400kg/，=0.1，=0.05， 由表5-6參考（2）差得=0.75，=0.66，由表5-8參考（2）查得，圓角處的=0.75, =1.59（因為，，=7000~1

57、0000kg/）。由表5-10參考（2）取=0.9（光潔度為0.6）。又因=0。 所以，僅考慮彎曲應力時的安全系數(shù)為 僅考慮扭轉應力時的安全系數(shù)為 截面的安全系數(shù)為 所以軸安全。 6.1.5軸承的選擇 1）選擇軸承類型 因為軸的轉速不太高，可選擇圓錐滾子軸承，它在安裝使用中，可調(diào)整徑向，軸向游隙。所以初選7516型圓錐滾子軸承。 2） 核算軸承的壽命和靜負荷，這里要求其壽命大于20000小

58、時。 由前面知道 ，所以，忽略皮帶作用力后的支反力為 由于支承1和支承2采用的軸承型號相同，而>,所以只需計算支承2軸承的壽命和靜負荷。對于支承2,每個軸承收的實際徑向負荷為 = 據(jù)參考（2）附表9查得7516型圓錐滾子軸承的Y=1.5,C=11500kg，=0.5,=0.8,=13200kg 因為齒輪是直齒，所以忽略外載作用于軸承上的軸向力，據(jù)參考（2）表5-26和表5-25知道軸承受的實際軸向負荷為 由參考（2）附表9得知，在此情況下，

59、當量動負荷應為P= 因為,n290.3r/min，所以據(jù)參考（2）表5-23可以額定壽命=25000小時，壽命要求符合。 由于曲柄壓力機中的軸承工作時承受沖擊載荷，因此還應校核軸承的靜負荷 據(jù)式參考（2）5-25得 ， 其中 因為3582kg>2746kg，所以當量靜負荷為 由表5-21參考（2），查得安全系數(shù)=1.3 所以據(jù)式5-24參考（2），得 靜負荷負荷要求。 6.2曲軸的設計 6.2.1曲軸的結構示意圖 6.2.2曲軸的尺寸計算 1）支承頸直徑 根據(jù)經(jīng)驗公式=（1.38~1.58） 按平均值取 1.44 所以=1.44=1.44

60、=11.4cm 2）其它各部分尺寸 曲軸各部分名稱 代號 經(jīng)驗數(shù)據(jù) 實際尺寸（cm） 曲柄頸直徑 (1.11~1.40) 14.4 曲柄頸長度 (1.30~1.43) 15.7 曲柄兩臂外側面間距 27.4 曲柄臂的寬度 B 15.3 曲柄臂的直徑 D 20.3 曲柄半徑 r 5.4 圓角半徑 1 3）曲軸強度的計算 由于曲軸的危險截面是曲柄頸的A-A截面和支承頸的B-B截面，如圖所示 在A-A截面上除了受彎矩的作用之外，還受扭矩的作用，應該按彎扭聯(lián)合作用計算強度。但是由于在標準行

61、程的壓力機上，A-A截面所受彎矩比扭矩大的多，所以，忽略扭矩計算出來的應力與考慮扭矩計算出來的應力差不多，所以據(jù)參考（2）式5-11 查表5-15參考（2），取=1400 則 合適 B-B截面上也受彎扭聯(lián)合作用，但此處和A-A截面相反，扭矩比彎矩大的多，所以，忽略彎矩的影響。所以據(jù)式5-13參考（2） B-B截面的最大扭轉應力為 查表5-15參考（2），取=1000，則 合適 注：由前知道=3

62、 這兩個值均大于公稱壓力（=63t），因此強度符合要求。 6.2.3曲軸支承頸軸承的選用和計算 1）選用滑動軸承。 2）材料的選擇：選用ZQSn6-6-3 3）核算 由前面知道，軸瓦的內(nèi)徑d=11.4cm，軸瓦的工作長度=15.7cm，曲軸轉速n=40r/min a． 核算比壓 因為 所以 b.核算pv 因為 所以 核算結果表明軸承的發(fā)熱情況不嚴重。 第七章 離合器、制動器的設計、選擇 7.1離合器的選用 開式壓力機上廣泛采用的離合器有剛性離合器和圓盤摩擦離合器，其主要類型如下：

63、 目前，常見的剛性離合器有嵌牙離合器、滑銷離合器和轉健離合器。剛性離合器主要的優(yōu)點是結構簡單緊湊、制造維修方便。但是由于受到爪齒、滑銷和轉鍵等連接件零件強度的限制，因而能傳遞的扭矩不大;其次，在離合器軸轉速處于較高的情況下，剛性離合器在接合時會產(chǎn)生很大的沖擊，離合器的連接零件常常易于磨損和損壞；此外，剛性離合器只能允許滑塊停止在上止點的位置，而不能進行寸動行程。 顯然剛性離合器是有很多不足之處，在應用上有一定的局限性。但是對于小型低速開式壓力機來說，相應這些矛盾并不十分突出。因為： 其一，傳遞扭矩并不很大； 其二，在安裝和調(diào)整時

64、，用人工轉動飛輪還是比較容易實現(xiàn)的； 其三，為了減低離合器結合時的沖擊速度，剛性離合器一般直接裝在低速的主軸上，同時離合器的連接零件盡可能靠近軸心的位置。 更主要的是由于剛性離合器的機構比較簡單，便于制造和維修，又離合器操作無需壓縮空氣能源，所以剛性離合器是比較廣泛應用在100噸以下和滑塊行程次數(shù)200次/分以下的開式曲柄壓力機上。 通過上述所述，結合所設計壓力機的型號和功用，采用轉健離合器。 7.1.1雙轉健離合器的結構 雙轉健離合器中，轉健之一是主鍵（又稱工作鍵）用以傳遞工作扭矩；轉健之二是副鍵（又稱輔助鍵）用以防止曲軸對飛輪或傳動齒輪的超

65、前，以及調(diào)整時可使曲軸反轉。 如圖所示： 圖上，離合器是安裝在曲軸的右端上，離合器的主動部分有飛輪2，中套3（用7鍵固定在飛輪上）和青銅襯套5、6（各壓入飛輪端孔內(nèi)）等組成。從動部分有曲軸和內(nèi)外軸套1、4（用鍵固定在曲軸上）等組成。中套的內(nèi)孔有四個半圓槽。內(nèi)外軸套內(nèi)和曲軸上亦各有兩個軸線互相垂直的半圓槽，兩個半圓槽組合成為安插兩轉?。ㄖ麈I8和副鍵9）用的孔。轉鍵的兩端為圓柱形，可在軸與軸套所形成的圓孔內(nèi)轉動；轉健中段截面為半圓形，鍵的里邊與軸上的半圓槽配合，外邊與軸形成一個整圓。主鍵和副鍵傳動的方向是相反的，它們的動作是互相聯(lián)鎖的，因此在轉健的右端各裝有尾板12和14。兩件用拉桿13連

66、接成為聯(lián)動，主鍵的左端裝有鍵尾11，與裝在內(nèi)軸套的拉簧10聯(lián)接。拉簧的作用是使主鍵和副鍵各繞其軸線轉過45（轉健的轉動角度由內(nèi)軸套喇叭口所限位），于是兩轉健的背部突出于曲軸圓周之外，以便與中套的半圓槽結合，起到使離合器相結合的狀態(tài)。 離合器在未接合時，主鍵和副鍵剛好全部臥入曲軸的半圓槽內(nèi)，因此，飛輪在內(nèi)外軸套上空轉，當壓力機工作時，必須使操作結構的凸輪擋塊轉離主鍵的鍵尾，主鍵在拉簧的作用下，轉出曲軸半圓槽之外，由于聯(lián)鎖關系，副鍵亦同樣轉出，這樣連續(xù)旋轉的飛輪中套半圓槽便與主鍵相結合，則飛輪便帶動曲軸轉動。如果凸輪擋塊轉回復位，則主鍵的鍵尾碰到凸輪擋塊，由此彈簧拉長，主鍵和副鍵又轉回并臥入曲軸的半圓槽內(nèi)，由此，離合器即處于脫開狀態(tài)，則飛輪任在外軸套上空轉。 轉健在離合器接合時承受很大的沖擊載荷，為了保證有足夠的沖擊韌性和耐磨性，轉健用T7，經(jīng)熱處理淬火硬度為RHC=52～57，兩端回火至RHC=35～40， 主鍵的鍵尾和凸輪擋塊的材料同樣采用合金鋼40Cr。 內(nèi)、外軸套和中套的材料一般用45鋼。 轉健離合器所能傳遞扭矩的大小，即取決于