曲柄壓力機地設計

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1、實用文檔 1 壓力機概述 1.1 壓力機的工作原理及構件 鍛壓設備在其生產中有很大的地位。有成本低、質量高、效率好、用途廣泛的 特點。所以，鍛壓設備越來越多的替代切削設備和其他設備，在一些發(fā)達國家尤為 明顯，鍛壓設備所占的地位逐漸增大。占比可以達到 30%~40%。而其中曲柄壓力機 是使用最多的。曲柄壓力機操作簡單，能夠廣泛的運用到各個工業(yè)領域。因而，工 業(yè)先進國家的一個發(fā)展方向就是大批制作和應用曲柄壓力機。開式壓力機和閉式壓 力機是壓力機中重要的兩大類。下圖是曲柄壓機的結構和工作原理。 電動機1經過V型皮帶傳遞能量到大型皮帶輪 3;而后通過兩級齒輪把電機的 速度降下來再傳遞給偏心

2、齒輪 9;連桿12的上端面安裝在凸輪上；下端面銜接滑塊 13。這樣就可以實現(xiàn)當偏心齒輪的旋轉，實現(xiàn)連桿將滑塊上下往復的運動。就可以 把工件放在上下模中進行加工的工作，完成工件的生產。因為在生產進程中，滑塊 時動時停，所以安裝離合器 5和制動器4。在整個過程周期中，按壓時間非常短， 所以大多數(shù)電機是空載的。為了能夠均衡電機負載，按飛輪能量利用率提高。 輪輪 輪 帶帶器器輪輪輪齒 皮皮動合怩齒齒心 小大制惠小大小偏 2 34 56 7 8g 墊 臺氣 修板作壓 豐墊工液 二一 一1 45 E78 J1 1— J— 文案大全 壓力機的原理圖 根據(jù)上圖工作原

3、理，下面把壓力機分為這幾個部分: 1偏心齒輪、連桿、滑塊等零件組成曲柄滑塊機構稱為曲柄壓力機的工作結構 2齒輪和皮帶等一系組件構成其傳動系統(tǒng)。 3離合器、制動器構形成把持零碎。 4電動機、飛輪組成其動力系統(tǒng)。 5機身是其支撐部件。 6輔助系統(tǒng)。 1.2 壓力機的主要技術參數(shù) 曲柄壓力機在本次設計的主要參數(shù)： 名 稱 參 數(shù) 公稱壓力 3150KN 滑塊行程 315mm 滑塊行程次數(shù) 20 最大裝模高度 490mm 裝模高度調節(jié)量 200mm 2壓力機的方案對比和選擇 2.1 傳動系統(tǒng)的對比和設計 把電機的動能通過傳遞系統(tǒng)來輸送到曲柄滑塊裝置，為

4、了讓滑塊有規(guī)定的行程 次數(shù)，就需要傳動系統(tǒng)把電動機轉速降到一個規(guī)定范圍。以下是對傳動系統(tǒng)中幾個 問題來分析對比，確定比較優(yōu)秀的方案。 2.1.1 確定滑塊上加力點的數(shù)目及機構的運動分析 按連桿的數(shù)量來區(qū)分的，分一、二、四點壓力衣。 (1)單點：滑塊前后、左右尺寸小于 1700mm；墊板前后尺寸小于2000mm, (2)雙點：二者前后大小大于 2000mm。 (3)四點：所有大小都大于2000mm。 本設計采用單點式。 1)曲柄滑塊機構的選擇 本次設計曲柄滑塊機構類型是焦點正面安置(焦點正面安置，是指交接點 B的 在OB線上來回直線運動)。下圖是運動 關系 計算簡圖 曲柄滑塊機

5、構是壓力機采納的錯功能技工，也是大部分壓力機所選用的。具運 動簡圖中個點所代表的意義。 O 曲軸的旋轉中心 A 連桿與曲柄的連結點 B 連桿與滑塊的連結點 OA 曲柄半徑 AB 連桿長度 從圖中可以看出，當OA用一定的速度旋轉時，B就可以用相對應的速度上下 往復直線運動。 齒輪和滑塊組成滑塊機構。 偏心齒輪相對于偏心心軸的頸部對應于曲柄半徑并 且具有恒定的偏心率。固定在芯軸上固定。芯軸上的頸部偏芯旋轉，就是就回來柄 旋轉，連桿再使其滑塊凹凸往返挪動。 結點正置的曲柄滑塊機構 S = R L -(Rcos： Lcos 1 ) (2-14) Rs i n si

6、n-= L sin = sin cos = 1 -s i n : 所以 代入式(1-13)整理得: S = R.|1 一 cos"廣 1 1 - 1 - 12 sin2 ： - - (2-15) 由于K 一般小于0.3,對于通用壓力機，九一般在0.1-0.2范圍內，故式可進行 簡化。根據(jù)二項式定理，取 72 .2 / 12.2 1 一. s i n 一：…1 一 一 1 s i n 2 代入式(2-14)整理得: C / 1 / G =R 1—cos - 1 - c o 2： (2-16) 式中：S ——滑塊行程， a 曲柄轉角, R 曲柄半徑； L ——連桿

7、長度 S0 -2R So 為滑塊行程315mm； 所以 R = S0 = -315 = 157.5mm 2 2 R 二 因為 L 一 ；其中取L =1450mm ; 則 R =_200 =0.138 L 1450 L=1450mm,人在0.1-0.2范圍內，所以符合要求。 2.1.2確定傳動系統(tǒng)的布置方式 傳動系統(tǒng)布置方式通過下面三個點討論 (1)傳動系統(tǒng)的安放位置 曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)分為兩種形式，上傳動和下傳動。上傳動顧名思義就是 把傳動系統(tǒng)安放在操作臺的上面。優(yōu)點為：地基簡單，安裝和維修都很便利，造價 低。上傳動的缺陷是壓力機由于機身重心高，所以運行時抖動，不夠穩(wěn)定

8、。原下傳 動顧名思義就是把傳動系統(tǒng)安放在操作臺的下面。優(yōu)點為：因為機身比較重心低， 抖動比較小，運轉安穩(wěn)。這樣運動精度就會變高，提升工作質量；而且由于機身低， 這樣在一些車間不是很高的地方就可以使用。缺點是：地基復雜，安裝和維修都很 不便利，造價高。 從經濟和普遍性思考，選擇上傳動。 (2)曲柄軸和傳動軸的布置方式 曲柄軸和傳動軸的安放形式有兩種：一是垂直于壓力機側面的放置，二是平行 于側面的放置。 當采用垂直于側面的放置方式時，會使受力點和支撐軸間的距離相比于平行于 正面放置小很多，使曲軸和傳動軸長度小，剛度會比較好。采用垂直于側面的放置 方式，就很好的解決了曲軸和傳動軸的剛度問題。

9、 所以選擇垂直于正面的放置方式 (3)曲柄軸上齒輪的傳動形式和安裝部位 本次設計采納單邊齒輪傳動的方式，相比于雙邊傳動。主要考慮的是其造價和 壓力，因為本次設計是一種經濟型壓力機，采用雙邊傳動要求比較高。再通過齒輪 的工作環(huán)境和美觀方面考慮，選擇把齒輪放在機身內。 2.1.3確定傳動級數(shù)和各傳動比的分配 根打據(jù)本次設打計的作參數(shù)王企鵝要求，傳動級數(shù)選帶我打器皮去的擇三級傳 動。電動機選帶我去的擇轉速為1460轉/看后你分的電動機 查閱資料文獻確定各部分效率為： 偏就讓他心齒輪滑動軸承效率 邛=0.96 閉式圓柱齒輪傳動效率 所 0.97 滾動軸承傳動效率 歸 0.99 V

10、帶傳動效率 T1= 0.96 1）傳動裝置的總傳動比 壓力機滑塊的轉速：nw =20r/min 總傳動比：i 總=nm/n? = 1460/20 = 73 2）分配各級傳動比 查閱資料文獻推薦傳動比的范圍，選 V帶古傳偶記動ii= 3.25，一級古圓柱齒? 輪傳月動的傳動比為：i2 = 4.78;則二級突然齒輪u傳動比郵為： i3 ”/i1i2 =73/15.5 = 4.7 3）計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) 0軸——電動機軸： Po = Pd = 30kW n0 = nm = 1460 r/min P0 30 T0 -9550— =9550 196.23N

11、m n0 1460 1軸 [Hj速軸： P1 = P0 01 =30 0.96 = 28.8 kW n。 1460 n1 =— = =449.2 r/min 11 3.25 P 28.8 … T1 = 9550— = 9550 = 6 1 23N m n1 4492 2軸一一低速軸： P2 = P1 12 = P1 2 3 = 28.8 0.99 0.973 =26.03 kw n1 449 2 _ .. n2 = — = =93.98r/min 12 4.78 T2 =95502 =9550 26.03 =2 645IN m n2 93.98 3軸

12、偏心齒輪軸： P3 = P2 23 =P2 4 5 =26.03 0.99 0.96 = 24.74kw n3 =— i3 93.98 4.7 =20r/min _ P3 24.74 T3 =9550= =9550 =11813.4N m n3 20 將計算的數(shù)據(jù)和列表1-1： 表1-1運動和動力參數(shù)表 \ 軸 名、 參數(shù)、 0軸 1軸 2 軸 3 軸 轉速 (r / min ) 1460 449.2 93.98 20 輸入功率 (kW) 30 28.8 26.03 24.74 輸入轉矩 (N.m) 196.23

13、 612.3 2645.1 11813.4 傳動比i 3.25 4.78 4.7 2.1.4選擇離合器和制動器的類型 本設計 加固傳動級數(shù)抉擇？三級傳動，最后的一級選用偏歐尼心齒的輪傳動， 所以選用？浮動嵌塊式摩？擦離合器和制 7他動器，且裝在大鄴皮帶固元膏輪軸上。 (1)離合器的選擇 離合器所需要的扭矩： Mi -Mq (2-17) 式中：——-儲備系數(shù)，取B=1.1~1.3; Mq——偏心齒 輪所需要傳遞就兔兔的扭矩， Mq=231636.35N m； i ——安裝離合器？ 的軸至偏IT個i心齒輪留個的傳動比，i=22.5; “一一離合器

14、至偏心齒輪固元膏之間的傳動效率，對二級齒古輪傳動取 =0.94; 1.1 231636.35 22.5 0.94 = 12047.28N m  由出次力文獻？選取公稱扭矩為 Mi=13200N m的浮動t8t嵌語98余音合的器。 （2）制動器的選擇 制動器所需要的扭矩： Mzh 式中：At——制動器的摩擦功, 1 2 J c,，zh At 》 = 一 2 \hi ;：zhi At =8118J; (2-18) (fzh CDzh 制動器的制動角，應以偏心齒輪的轉角來度量， （|zh=50Xji /18=D.087; 制動器軸的角速度， ozh=3.1

15、4 449.2/30 =47r/s； Mzh 8118 =4147.1N m 0.087 22.5 由資料文獻選取公稱扭矩為Mzh=6180N ? m的浮動嵌一個歐陸制動器。 2.2電動機的選擇 其功率為： Nm A 1000t (2-1) 式中：Nm A t 式中：n Cn - 平均功率（kW）； - 工作循環(huán)總能量（J）; - 工作循環(huán)時間（S）; 60 t 二 nCn 滑塊行程次數(shù)（次/分）； 行程利用系數(shù)，采用手工送料Cn=0.65; (2-2) 為了使飛輪尺寸不致過大，以及電動機安全運轉等因素，故需將電動機的平 均功率 選得大些

16、，即： (2-3) N =kNm 式中：k——為電動機選用功率與平均功率比值，一般為 1.2?1.6,取k=1.2; 壓力機一工作循環(huán)所消耗的能量 A為：A = Ai + A2 + A3 + A4 * A5 + A6 + A7 （2-4） （1）工作變形功Ai 由于壓力機所運用的不同工藝，使其工件變形要做的功有差別，因而工件變形 功為： (2-5) A =0.7Pg, 其中6通常取: 二二0.45、0 (2-6) 式中：Pg ——公稱壓力為3150 M103N ； ——-切斷厚度（m）; 0- 板料厚度（m）。 對于慢速壓力機（兩級及兩級以上傳動的壓力機）

17、、0 = 0.4 Pg (2-7) 故有： A =0.315Pg、0 =0.315 3150000 23 103 = 22800J （2）拉延墊工作功A2 耗費的能量取決電于焊盤的拉力和互惠義務行偶程，依據(jù)資料，取壓力好機額 外力的1/6,相當于見到過是滑塊侶行程的1/6,即： 1 1 PgSo A2 =  Pg Sq = 6 6 36 (2-8) 式中：Sq——滑塊行程長度，S0=0.315m。 A2 = 3 3150 0.315 10 36 = 2750(0) （3）工作行程時由于曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量 A 曲柄滑塊機構所做的功可以用的公式

18、表現(xiàn)： (2-9) 〃 一二二 g A3 "島二 180 式中：Pm ——任務行程中平土^就會變力（N）； Pm =0.5Pg =0.5 3150 103 =1575 103 N ?g m（i 故有： 工作行程曲柄轉角（度），公稱壓力角 沖=g =20 0; 摩擦當量力臂（m）, m^=26mm； A = 0.0087m.R 二%=0.0087 0.026 3150 103 20 =14200(J) （4）工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量 A4 當壓力機在其路程上任務的時分，比如說機身與曲柄滑塊機構被負載導致變形, 當然是彈性形變，這樣就會損耗能量。但

19、是在這個沖程的過程當中，有一些彈性變 形的能量反而可以轉化為有用的能量，這樣得出： (2-10) 式中：yc——變形 Cn1 剛度 (m)。 Pg yc 二 = Cn1 (kN/mm),查找資料，取 700 kN/mm (2-11) yc "4.5mm 700 1___3 __3 __ 兒=—M3150M10 父4.5父10 =7 10(0) 2 (5)壓力機空程向下和空程向上時所消耗的能量 A5 沖壓件的構造大小，外表的加工量和皮帶的張力等， 根據(jù)參考文獻得： A5 = 1 5 0 0(0J) (6)滑塊停頓飛輪空轉時所消耗的能量 A 通用壓力機飛輪空轉

20、時所消耗的能量： A6 =1 00N6(t -t1) 式中：N6 — —壓力機飛輪空轉所需的功率，由參考文獻 都決定著能量損失的多少。 (2-12) 口圖 7-7 得 N6=3.5kW; t1 循環(huán)周期的時間(S); 曲柄轉一圈的時間(S)。 60 60 t 二 nCn t1 60 6T3⑸ 〃 1 - A4 =_2Pgyc 60 一 t = = 4.6(S) 20 0.65 故有: A6 =1000 3.5 (4.6 -3) = 5720(J) (7)單次行程時，離合器接合所消耗的能量 A7 離合器接合時所消耗的能量： (2-1

21、3) A =0.2A (8)總功A A = A A2 A3 A4 A5 A6 A7 A = 22 8 0 027 50 01 42 0 07 1 001 500056000.2A 92200 A = =115000(J) 1 -0.2 電動機功率: Nm 115000 1000t 1000 4.6 =25( k W ) N =kNm =1.2 25 =30(kw) 通過查找手冊(機械設計手冊)對應數(shù)據(jù)，最后選擇使用JR-72-4電動機；Ne=30kw, ne=1460r/min。 第三章主要零件的設計與校核 3.1 V帶和帶輪設計 1)確定計算功率Pc

22、a 由參考文獻查得工作情況系數(shù) K=1.2,故 Pc"KAP=1.2 30 =36kW 2)選取窄V帶帶型 根據(jù)Pca、n由參考文獻確定選用SPA型。 3)確定帶輪基準直徑 由參考文獻取主動基準直徑 dd1=280mm。 根據(jù)參考文獻，從動輪基準直徑 dd2； dd2 = idd1 =3.25 2 80=9 1 0mm 按參考文獻驗算帶的速度 二 dd1% 二 280 1460 v = = = 21.39m/s<35m/s 60 1000 60 1000 4) 帶的速度合適。 確定窄V帶的基準直徑和傳動中心距 根據(jù) 0.7(dd1 +dd2)< a0 < (

23、dd1 +dd2),初步確定中心距 a0 =900mm。 根據(jù)參考文獻計算帶所需的基準長度 / 二 Ld =2a0 -(dd2 dd1) 2 (dd2 一 dd1) 4a。 二 (910-280 =2 900 — (2 8 0 91 0 2 4 900 =3668.3mm 由參考文獻選帶的基準長度Ld =3550 mm。 按參考文獻計算實際中心距a Ld -Ld/ 3550 -3668.3 a = a0 二 900 二 840.85 mm 2 2 5) 取 a=845mm。 驗算主動輪上的包角0d 由參考文獻得 6) dd2 -dd1 91

24、0-280 1=180 -^2——d1 57.5 =180 57.5 =1 3 71 1 2 0 a 845 主動輪上的包角合適。 計算窄V帶的根數(shù)z 由參考文獻知 z 二 (P0 R)KK 由 ni=1460r/min、ddi=280mm、i=3.25,查參考文獻得: P0 =8.15kW, ：P0 =1.07 kW 查參考文獻得Ka=0.97,表8-2得Kl=1.06,則 36 z = (8.15 1.07) 0.91 1.07 = 4.0 7) 取z = 4根。 計算預緊力F0 由參考文獻知 Fo = 500^(竺-1) qv2 vz K

25、： 查表得q =0.l2kg/m,故 36 2.5 2 F0 =[500 (——-1) 0.12 21.42] =422.37N 21.4 4 0.91 8) 計算作用在軸上的壓軸力Fp 由參考文獻得 137.1 一 FP =2zF0sin — =[2 4 422.37 sin 一] =3144.92 N 2 2 3.2齒輪的設計 3.2.1概述 本設計采納直齒輪作為壓力機的傳遞動件，原因是如果采用斜齒輪的話，它會 產生的軸向力是非常大的，導致偏心齒輪的方向發(fā)生變化，導致機器不能正常工作。 所以選擇直齒輪。 本設計采納偏心齒輪來代替曲軸，優(yōu)于曲軸有如下幾點：

26、 (D (2) (3) 偏心齒輪機構的受力狀況較好，增加零件的使用壽命。 由于代替原來的曲軸，使其傳動部分更加整體化，可采用封閉式結構 偏心齒輪比曲軸的成本更低，制作更簡單。 綜上述優(yōu)點，所以采用偏心齒輪代替曲軸。 3.2.2 一級傳動齒輪的設計 （1）確定齒輪精度等級及材料 1）材料選擇：：小齒輪材料為40cr（調質）硬度280HBS, 大齒輪材料為45鋼（調質）硬度240HBS; 2）精度由參考文獻：壓力機為通用機械，選取 7級精度； 3）選取齒輪齒數(shù)為：乙=18大齒輪齒數(shù)：Z2 =uZ1 =4.78x18 = 86.04 ,取Z2=86; （2）按齒面接觸強度設計

27、 按參考文獻算得： d1t-2.23V 如 ktTi u.1 ◎ I， 確定公式內各計算數(shù)值 1）試選:Kt =1.3; 2）小齒輪傳遞的轉矩:T1=7.5 X05N.m 3）由參考文獻選取齒寬系數(shù)：Od =1; 4）由參考文獻［查得材料的彈性影響系數(shù)：Ze =189.8MPa1/2; 5）由參考文獻按齒面硬度查得： 小齒輪的接觸疲勞極限為 cHlim1=600MPa； 大齒輪的接觸疲勞極限為 cHlim2=550MPa； 6）由參考文獻［2］式（10-13）計算應力循環(huán)次數(shù)： 9 N〔 =60nljLh =60 449.2 1 （2 8 300 15

28、）= 1.94 109 9 8 N2 =1.94 10 /4.78 =4 10 7）由參考文獻查得接觸疲勞壽命系數(shù)：kHN1 =0.92, kHN2 =0.97; 8）計算接觸許用應力：取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1; 由參考文獻得： L 1 0.97 5 50 廣 =5 3 35M P a kHN1、H lim 1 S k ；一 HN 2 - H lim 2 S 0.92 600 二552MPa [%] 二 (fcrH ] + fcrH ]) H 1 H 2 _ _ _ 二542.8MPa 計算： 1）計算小齒輪分度

29、圓直徑d1t: dit ”32父恤 1.3x6.1x105 = 2.32^3 , 1 2 父5.78父門89.8] 4.78 543 =113.5mm 2) 計算圓周速度: 二 d1t n1 v = 60 1000 3.14 113.5 449.2 二 2.67m/s 60 1000 3) 計算齒寬b及模數(shù)mn： b = dd1t =1 1 1 3 力 113.5mm mn d1t 113.5 乙 18 =6.31mm h = 2 . 2mn 2.2 5 6.3 1 1 4 b . 112.58 八一 14.2 4) 計算載荷系

30、數(shù)k： 已知使用系數(shù)：Ka=1;根據(jù)h2.67m/s, 7級精度；由參考文獻查得動載系數(shù) Kv =1.1； 由參考文獻查得Khb的計算公式為: kH ： =1.1 0.18(1 0.6 d2) d2 0.23 10% kH=1.1 0.18(1 0.6 12) 12 0.23 10工111.12 = 1.414 由參考文獻查得：Kf尸1.3; 由參考文獻查得:Kh后Kf?=1.2; 故載荷系數(shù)： k =kAkvkH3H =1 1.1 1.2 1.414=1.866 5)按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑由參考文獻得 d1=d1t3kk =113.5 31：66 =1

31、28mm 6)計算模數(shù)m: d1 128 m = 一 =— 18 =7.1mm 故查參考文獻取標準模數(shù)：m=14mm (3)按齒根彎曲疲勞強度校核： kF YaYSa bm 確定公式內個計算數(shù)值: 1) 2T1 2 6.1 105 Ft = — = = 9531N di 128 2) b = dd1 =1 128 = 128mm 3) k = kAkVkF.kF-： =1 1.1 1.2 1.3=1.716 4) 5) 6) 由參考文獻查得小齒輪彎曲疲勞強度極限： cFE1=500MPa,(FE2=380MPa； 由參考文獻查得彎曲疲勞壽

32、命系數(shù) kFN1=0.85, kFN2=0.88; 許用彎曲應力：取S=1.4 ' k FN !-- FE1 0.85 500 F 1 = = = 303.57M P a 1 S 1.4 匕 2 電二絲U_8_0=238BMPa S 1.4 7) 查取齒形系數(shù)由［1］表 10-5 查得 YFa1=2.91, YFa2=2.18； Ysa1=1.53, Ysa2=1.79； 滸=2^3=0.01467 tF 1 303.57 洛=2^^9=0.01634 L 2 238.86 比較可知 Lf ］ = 238.86MPa。 8)計算代入數(shù)值得： kFY FY Sa

33、 1. 7 2 95 31 2. 1 bm 8=15>79m pa-F1 故彎曲強度符合要求。 (4)幾何尺寸計算 1)計算中心矩： 18 86 14 二 728mm 則圓整后取a =730mm。 2)計算大，小齒輪分度圓直徑： d1 =Z1m =18 14 = 252mm d2=Z2m =87 14=1218mm 3)計算齒輪寬度ibuGd^1 =1父252 = 252mm 圓整后取 B2 = 252mm , B1 = 257mm . 4)驗算: Ft 2T1 d1 一5 2 6.1 105 二4841.3N 252 kA、 1 48 4 1

34、. 252 9. 21N/mm 1 0 0 N# Sm 3.2.2偏心齒輪的設計 （1）確定齒輪精度等級及材料 1）材料選擇：小齒輪材料為40cr（調質）硬度280HBs 大齒輪材料為40cr調質）硬度280HBS 2）精度由參考文獻：壓力機為通用機械，選取 7級精度； 3）選取齒輪齒數(shù)為：乙二17，大齒輪齒數(shù)：Z2 =uZi =4.7父17 = 79.9,取22=80; （2）按齒面接觸強度設計 按參考文獻算得： d1t . 2.233 d KF U±1 Ze 、2 確定公式內各計算數(shù)值 1) 2) 3) 4) 5) 試選:Kt =1.

35、3; 小齒輪傳遞的轉矩：T1=2.6 X06N.m； 由參考文獻選取齒寬系數(shù)：Od =1; 由參考文獻查得材料的彈性影響系數(shù)：Ze =189.8MPa1/2; 由參考文獻按齒面硬度查得： 小齒輪的接觸疲勞極限為 cHiim1=600MPa； 大齒輪的接觸疲勞極限為 cHiim2=600MPa； 6) 由參考文獻計算應力循環(huán)次數(shù)： N1 =60n2 jLh =60 93.98 1 (2 8 300 15)=4 108 N2 =4 108/4.7 =8.6 107 7) 8) 由參考文獻查得接觸疲勞壽命系數(shù)：kHN1 =0.96, kHN2 =0.98; 計算接觸許用應

36、力：取失效概率為100，安全系數(shù)S=1; 由參考文獻得： -H 四 J = g%576MPa S 1 -H “—"山小蒯。, = 582MPa 計算: 1 算 小 齒 輪 分 度 圓 直 徑 dit: dit _2.32 ktTi u 1 Ze '2 = 2.32 31.3 2^ 106 5.7 '； 1 4.7 2 189.8 582 =181.03mm 2）計算圓周速度: 二 d1t 叫 v = 60 1000 3.14 181.03 93.98 60 1000 = 0.89m/s 3)計算齒寬b及模數(shù)mn：

37、 b = dd1t =1 181 18 1mm mn djt Z1 181 17 =10.6mm h=2.2mn= 2M5 10.6 2 3 . bh 181 23.85 = 7.59 4）計算載荷系數(shù)k： 已知使用系數(shù)：Ka=1;根據(jù)-0.89m/s, 7級精度；由參考文獻查得動載系數(shù) Kv =1.05; 由參考文獻查得Khb的計算公式為: 。=1.1 0.18(1 0.6 d2) d2 0.23 10% kH ： =1.05 0.18(1 0.6 12) 12 0.23 10，188.1=1.38 由參考文獻查得：Kf3=1.28; 由參

38、考文獻查得:Kh后Kf?=1.2; 故載荷系數(shù)： k =kAkvkH3H =1 1.05 1.2 1.38 =1.74 6）計算模數(shù) d1 m 二 一 乙 5）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑由參考文獻得 d1=d1t3kk =181 3 I： = 199.5mm m: 199.5 = =11.7mm 17 故查參考文獻取標準模數(shù)：m=20mm。 （3）按齒根彎曲疲勞強度校核： kF YaYSa bm 確定公式內個計算數(shù)值: 1) 2T2 2 2.6 106 Ft = — = = 26065.2N di 199.5 2) b= ddi=1 1

39、99.5 = 199.5mm 3) k = kAkVkF..kF-： =1 1.05 1.2 1.28 =1.61 4) 5) 6) 由參考文獻查得小齒輪彎曲疲勞強度極限： cFE1=500MPa,(FE2=500MPa； 由參考文獻查得彎曲疲勞壽命系數(shù) kFN1=0.91 , kFN2=0.91 ; 許用彎曲應力：取S=1.4 — ——MPa 匕 2 巨=0.91 500 =325M S 1.4 Pa 7) 查取齒形系數(shù)由參考文獻查得 YFa1=2.97, YFa1YSa1 2.97 1.52 389 ? i — — 0.0 13 8 9 tF 1 325

40、 YFa2=2.19； Ysa1=1.52, Ysa2=1.785； YFa2Ysa2 F 2^A5=0.01202 325 比較可知 kF 1 - 325Mpa 8)計算代入數(shù)值得： kFYFY Sa1. 6 1 2 60 6 5. 2 bm 1 9 9. 5 20 故彎曲強度符合要求。 (4)幾何尺寸計算 1) 計算中心矩: 17 80 20 二970mm 2) 計算大，小齒輪分度圓直徑： d1 =Z1m =17 20 = 340mm d2=Z2m =80 20 = 1600mm 3) 計算齒輪寬度：b = ,dd1 =1 340 = 3

41、40mm 圓整后取 B2 = 340mm , B1 = 345mm。 4)驗算: Ft 21 2 2.6 106 —= =15294.1N d1 340 3.3軸的設計 3.3.1 大皮帶輪軸的設計 （1）確定軸的直徑 開始設計時，可按扭矩預選傳動軸的直徑，由參考文獻 [7]式（5-5）有: 式中：Mn ——作用在軸上的最大扭矩（Nm）, Mn=13200 N m； [r]一許用剪應力，參考文獻取如下值： 45鋼調質 [r ]=500妤1a 。 13200 d =3 5 = 0.109m = 109mm :0.2 500 105 輸

42、出軸受扭最大處的直徑為安裝離合器處，試取 d=110mm；軸的設計及校核見 圖3-1和圖3-2。 圖3-1大皮帶輪軸 ffrriTlT［耳 圖3-2軸的載荷分析圖 (2)軸的強度校核 截面C是軸的不安全面，從結構圖和扭矩看出。截面 C處計算的Mh、Mv及M 的值列于下表： 危險截面載荷參數(shù) 載荷 水平H H 垂直面V 支反力F Fnhi=3193.74N Fnh2=1663.40N Fnvi = -219.22N Fnv2=1596.29N 彎矩M Mh=0 Mvi = -50420.6N mm Mv2= 798145N

43、 mm 總彎矩 Mi=0, M2=799736N mm 扭矩T T3=13200000 N mm 進行驗算時，一般只驗算危險截面C的強度，可根據(jù)參考文獻及上表中的數(shù)值, 軸的計算應力： M22 T； a = W 7997362 132000002 0.1 1103 =99.36M P a 許用應力：［二］=匚-400 =160MPa n 2.5 因此K［4,故安全。 (1) 確定軸的直徑 3.3.2 中間軸的設計 剛設計的時候，可以按照按扭矩雨軒傳動軸的直徑， 由參考文獻［7］式（5-5）有: d -3 Mn : 0.2［］ 式中：Mn ——作用在軸

44、上的最大扭矩（Nm）, Mn=44248.78N m； ［r］一許用剪應力，參考文獻［7］取如下值： 40Cr 調質 ［p630X105Pa 44248 78 d =3 .— 0.152m = 152mm ,0.2 630 105 輸出軸最小的直徑為安裝大齒輪處,試取 d=155mm;軸的設計及各段長度見附 圖。 （2）軸的強度校核 截面C是軸的不安全面。將截面 C處計算的Mh、Mv及M的值列于下表: 危險截面載荷參數(shù) 載荷 水平H H 垂直面V 支反力F Fnhi=-9270.07N Fnh2=4177.02N Fnvi = 2516.76N Fnv2=11

45、476.28N 彎矩M Mhi=1002484.8 N mm Mh2=-355005 N mm Mvi= 975369.6N mm, Mv2= 2754307.2N mm 總彎矩 Mi=2921909.31 N mm, M2=1063486.87N mm 扭矩T T3=2645100N mm 進行驗算時，一般只驗算危險截面 C的的強度。查閱資料及上表中的數(shù)值，軸 的計算應力： ,M22 丁32 2921909312 26451002 0.1 1553 = 10.58M pa  許用應力：［二］=三=400 =160Mpa n 2.5 因此K［4,故安全

46、。 3.3.3 偏心齒輪軸的設計 壓力機采用芯軸的形式較多，主要有整體式、兩段式和套筒式。本設計采用整 體式芯軸。原因是結構比較簡單，裝配容易，剛度好。 芯軸一般采用45號鋼，需經調質處理。部分需經磨削加工，光潔度為^ 7~8。 先定一個芯軸直徑，然后進行結構方面的設計，最后進行強度的驗算。 (3-2) 1）選45號鋼當材料時。芯軸 直徑（與偏 心齒輪內 承配 合處）的經驗 公式 是： d0 — (9.5~12.5)3 P0 式中：P0——連桿上的彳用力，P0=Pg=3150 (kN); d0 =12 3 F0- -12 3 3150 —175.9mm 試取d°=260mm

47、；進行結構設計如圖3-3所示： n OC p n OC ft 圖3-3壓力機偏心齒輪計算簡圖 進行強度校核，轉化為簡支梁的計算如圖 3-4: M2 Mi 上述四式中: lA1、lA2 F AY F BY Ma/ 1Mb X 圖3-4芯軸強度的計算簡圖 — 2 _ 2 P2l2 l -l2 Pili l-li l2 _ 2 — P2l2 l -l2 Pili l -li l2 121P2 l -l2 因1 1 l -l liPi l -li P2W li 1 M l Pl li P0 l3 -l2 l Ti T2 l Ai

48、P2 l2 2MB l2 -yM a l - li Ma 二P0 一 Pl l A2 芯軸軸瓦長度0.28m。 由結構圖可知：li= l2=140mm=0.14m； l3=220mm=0.22m； l =660mm=0.66m； 3i50 0.22 -0.i4 i03 Pi t 二663i57.89N 0.66 -0.i4 -0.i4 P2 = P0 -R =3150000 - 700000 =2486842.11N Mb 2486842.ii 0.i4 0.66 -0.i4 2 663i57.89 0.i42 0.66 -0.i4 0.662 = 2

49、31636.35N m 2486842.11 0.142 0.66 -0.14 663157.89 0.14 0.66 - 0.14 Ma : 2 0.66 M2 = 115818.17N m 0.14 2486842.11 0.66-0.14 663157.89 0.141 0.66 0.66 -0.14 0.66 0.14 0.66 =-13028.86N m 一 0.14 663157.89 0.66 -0.14 2486842.11 0.14 1 0.14 一 M 1 二 M B 0.66 0.66 0.66 -0.14 一 M

50、 0.66 =-43365.66N m 2）進行強度校核 由強度計算公式有: Mmax 0.1d3 三［二］ (3-3) 式中：Mmax——最大彎矩，一般是 Mb最大，所以選 Mmax=MB=231636.35N.m； ［］——許用彎曲應力，由參考文獻［7］表3-9選?。踕=140MPa。 231636.35 0.1 0.263 = 131.8M Pa［二］ 所以，強度滿足要求 3.4連桿的設計 3.4.1 連桿及裝模高度調節(jié)機構 壓力機的裝模高度要可以調節(jié)，來對應尺不寸不同好大小的模具。 所以把連桿做 成可調節(jié)的，由連桿體和調節(jié)螺桿組和。裝模高度由連

51、桿調節(jié)。下部與滑塊鏈接， 上部和偏心齒輪鏈接。轉動調節(jié)螺桿，改變連桿的長度?；瑝K和裝模高度調節(jié)機構 的主要數(shù)據(jù)看零件圖，滑塊部件重量： 35.6kN,裝模高度調節(jié)速度：84.7mm/min, 調節(jié)電動機功率：2.2kW,調節(jié)電動機轉速：750r/min,采用單級渦輪蝸桿傳動，速 比：i=85,蝸桿系數(shù)：q=12,齒寬：B=25mm。 3.4.2 連桿及調節(jié)螺桿的強度校核 1）調節(jié)螺桿最大壓縮應力校核 壓力機運行時連桿受到壓力作用。連桿接頭材料為稀土球鐵，螺桿材料為45號 鋼。 連桿尺寸如圖3-5所示: 圖3-5壓力機連桿及螺紋圖 螺桿強度: _ Po Po cr = =

52、 y Fmin Ld 2 4d0 式中：do 連桿上最小的直徑，do=155mm (3-4) 3 3150 10 二」 2 一 0.155 4 一 一 一 5 — =1670 10 Pa 由參考文獻［7］?。矍?1800 X05Pa。 二y =1670 105pa ：二4 J = 1800 105Pa 所以，螺桿強度符合要求。 螺紋強度： 1.5RSd0-d1 CJ = 2 二 Hd°h 式中：S ——螺距； h ——螺紋牙根的高度，對于特種鋸形螺紋 h%0.8S; (3-5) 對于梯形螺紋h也0.635S。 則: 一 一 5 一 = 7

53、80 10 Pa 2 3.14 0.3 0.171 0.0064 1.5 3150 103 0.01 0.171 -0.16 因為連桿采用球鐵QT45-5材料，所以［卡700 X05Pa；6稍大于［d,認為可以使 用。 3.4.3 滑動軸承的校核 在壓力機中，曲柄放滑塊機高構的歐亨利旋轉看你或擺就會動速開會度較低, 但載荷較大，故應檢好驗作用在滑動歐啕軸承（或叫軸瓦）久莫上的壓強。 1）單點壓力機的曲柄滑塊機構，連桿大端軸承的壓強為： (3-6) c Pg PA : dAl : 式中：dA——軸承直徑（m）; la 軸承長度（m）; 3 3150 10 PA =

54、 =15.4MPa 0.68 0.3 由參考文獻［7］表3-14選擇材料為ZQSn6-6-3o鑄錫鋅鋁青銅，［PA］ =30MPa。 PA =15.4MPa < ?Pa J - 30MPa 所以強度滿足要求。 2）芯軸軸承的強度為： Pg Po = dolo (3-7) 式中：d0 軸承直徑（m）; l 0 軸承長度（m）; 3 3150 10 P0 = =216.3MPa 2 0.28 0.26 由參考文獻［7］表3-14,知［P0］=250MPa； P0 =216.3MPa ：/F0 250MPa 所以強度滿足要求 3)軸承座壓強： (3-8)

55、 Pg Pb 二.一 g 2 dB 4 式中：dB——軸承底度座軸瓦長度(m); 3150 103 4 PB = r =642.9MPa 3.14 0.25 由參考文獻［7］表3-14,知［PB］=650MPa； Pb =642.9M Pa： Pb 1 所以強度符合要求。 第四章機身的設計 4.1 機身的比較和選擇 機身結構應滿足以下要求： (1)保障機器的安定運轉，減小抖動和噪聲。 (2)安裝在機身上的部件要方便修理和更換，機身結構竟可能簡單 (3)機身結構要方便制作和加工 (4)滿足使用條件下，竟可能質量輕，節(jié)約成本。 (5)設計機身要美觀。 本次

56、設計選用閉式機身，之前已經討論過，在這里不做分析 4.2 機身的強度計算 4.2.1 立柱和拉緊螺栓強度校核 立柱材料為稀土球鐵-m,拉緊螺栓材料為45號鋼，立柱和拉緊螺栓的主要尺 寸如圖4-1所示： 圖4-1壓力機立柱和拉緊螺栓簡圖 預緊力: (4-1) 式中: Fl Fzd 立柱的截面積（m2） 立柱的截面積（m2） -當量截面積（m2）, 2 ,Fz=0.0946 m ; 2 ,Fi=0.0.0122 m ; 2 Fzd=0.0946 m ; 其中 Ki =金，K2 El Lz J 式中: Li、

57、 Ei、 L2——螺栓和立柱工作長度（m）; E2——螺栓和立柱彈性模量（N/m2）; Ki - ii 0.9 i0 八 ii =0.43 2.i i0 2.32 K2 =——=0.592 3.92 所以, Py 一一 一 3 一一一 一 一 一 L5 3i50 i0 O.。946 0.43 =3500 103n 0.0946 0.43 2 0.0i22 0.592 立柱強度: zP FzKi FzdKi 2FiK2 (4-2) Py ——Tz] 2Fzmin 式中：Fzmin -立柱最小截面面積（m2）, Fzmin=0.0655 m2;

58、 5 立柱許用壓應力,對鑄鐵取 350 M0 Pa； 3 3500 i0 5 c =268 i0 Pa 2 0.0655 因為，&< ［句，故安全。 4.2.2 上梁的強度校核 圖4-2壓力機上梁 上梁的最大彎矩： 式中：L 4 (4-3) 上梁長度（m）, L=1.53m； max 3150 103 1.53 4 = 1.2 106 N 危險截面的最大應力 Mma(H -yc) J Ti

59、] (4-4) M m ayc (4-5) 式中：a——上梁中央截面的最大拉應力（Pa）; cy——上梁中央截面的最大壓應力（Pa）； yc——上梁中央截面形心至上梁底面距離（m）; H——上梁中央截面高度（m）; J ——上梁中央截面慣性矩（m4）; 5 ［司——上梁許用拉欣力，材料為 HT20-40時，［同=200~300 10 Pa； ［0］——上梁許用壓應力，材料為 HT20-40時，［。］=350 X05Pa； 由圖4-2計算得危險截面面積F=2770cm2,危險截面形心yc=84.8cm,危險截面慣 性矩 J=702X104cm4。 則危險

60、截面最大應力為: 1.2 106(1.79 -0.848) 5 0.072 =161 10 Pa 1.2 106 0.848 5 c c- v = =145 10 Pa 0.072 因為，”[同，（y< [ cy],故安全。 4.2.3底座的強度校核 圖4-3壓力機底座 底座的最大彎矩為： ._ PgL max- 6 強度據(jù)算公式為: (4-6) M max Vc max yc <[T\] J (4-7) M m a(xH - Vc ) J (4-8) 式中：cr 底座中央截面的最大拉應力（Pa）; cy——底座中央截面的最

61、大壓應力（Pa）； yc——底座危險截面形心至底面距離（m）； H——底座中央截面的高度（m）; J——截面慣性矩（m4）; [同 ——底座許用拉應力，材料為 HT20-40時，[cr]=200~300 105Pa； 5 [（y]——底座許用壓應力，材料為 HT20-40時，[cy]=350 M0 Pa； 則危險截面最大彎矩為: max 3150 103 1.53 6 _ _ 5 二8 10 N m 危險截面最大應力為: 一 一 5 一 一 8 10 0.461 0.021 一 一 5 一 =176 10 Pa 二 i 8 105 (0.99 -0.4

62、61) 0.021 一 一 5 一 = 201 10 Pa 因為, cr<[ (t], (y< [ w],故安全 第五章輔助裝置的選擇 5.1 過載保護裝置的選擇 構造簡略和制作簡單是壓塌塊式保護裝置的優(yōu)勢。因為本設計是單點、經濟、 使用普遍的中型壓力機，所以選用的是壓塌塊式保護裝置。 5.2 拉延墊 因為沖壓車間通常采用的壓縮空氣較低， 對氣墊的壓力限制，故采用液壓氣墊 而且還可以擴充其使用的范疇。 5.3 滑塊平衡裝置 滑塊平衡裝置是壓力機上非常重要的輔助裝置 。能夠避免當制動器失靈或連桿斷裂 時，滑塊墜落發(fā)生不必要的危險。因此，要采用效果較好的氣

63、動平衡裝置。 5.4 潤滑系統(tǒng) 潤滑油品種有兩種，稀油和稠油。由于稠油潤滑的特點是比較好密封，潤滑油 不易流出，潤滑性能好。故本壓力機采用稠油潤滑。有些部位是要長期潤滑的，閉 式傳動齒輪，裝模高度調節(jié)機構中的渦輪蝸桿等采納分開多處潤滑。 總結 經過這次畢業(yè)設計，我收獲頗豐，首先我查閱有關曲柄壓力機方面的資料，初 步了解壓力機方面的一些知識。 讓我學會和同學在一起怎么分析問題，懂得團隊的重要性。這我覺得是本次設 計最大的收獲，對未來在工作崗位上是有非常大的作用的。在畢業(yè)設計當中，因為 學識有限和以前沒有這方面的自主設計的經驗，導致碰到大大小小的許多問題，有 些是通過網路和圖書館查找資料學習解決的這次設計還有一些不足的，今后會不斷 的學習，提高自己，為將來的工作打下良好的基礎。