J23-80開式雙柱可傾曲柄壓力機設計含6張CAD圖

J23-80開式雙柱可傾曲柄壓力機設計含6張CAD圖,j23,80,開式雙柱可傾,曲柄,壓力機,設計,cad 前 言 一、開式曲柄壓力機的特點和用途 曲柄壓力機是采用曲柄滑塊機構作為工作機構的一類鍛壓機器。 開式壓力機是曲柄壓力機的一個類別，其特點是具有開式機身（即 C 型機身） 。 開式壓力機因為具有開式機身，與閉式壓力機相比有其突出的優(yōu)點，工作臺在三個 方向是敞開的，裝、模具和操作都比較方便，同時為機械化和自動化提供了良好的條件。 但是，開式壓力機也有其缺點，由于機身呈 C 型，工作是變形較大，剛性較差，這不但 會降低制品精度，而且由于機身有角變形會使上模軸心線與工作臺面不垂直，以至破壞 了上、模具間隙的均勻性，降低模具的使用壽命。 由于開式曲柄壓力機使用上最方便，因而被廣泛采用。它是板料沖壓生產(chǎn)中的主要 設備，可用于沖孔、落料、切邊、彎曲、淺拉伸和成型等工序，并廣泛應用于國防、航 空、汽車、拖拉機、電機、電器、軸承、儀表、農機、農具、自行車、縫紉機、醫(yī)療器 械、日用五金等部門中。在中、小型壓力機中，開式壓力機得到了廣泛的發(fā)展，目前在 我國機器制造業(yè)中，開式曲柄壓力機的年產(chǎn)量約占整個鍛壓機械年產(chǎn)量的 49.5%，而在通 用曲柄壓力機的生產(chǎn)中約占 95%。 二、J2380 開式曲柄壓力機的基本參數(shù) 開式曲柄壓力機的基本參數(shù)，決定了它的工藝性能和應用范圍，同時也是設計壓力 機的重要依據(jù)?，F(xiàn)將 J2380 開式曲柄壓力機基本參數(shù)分別敘述如下： 公稱壓力 F：公稱壓力是壓力機的主參數(shù)，是指滑塊離下止點前某一特定距離時，滑塊上 所允許的最大作用力。F=800KN 滑塊行程 s：滑塊行程是指壓力機滑塊從上止點到下止點所經(jīng)過的距離，它是曲柄半徑的 兩倍，或是偏心齒輪、偏心軸銷偏心距的兩倍。其大小隨壓力機工藝用途和公稱壓力的 不同而不同。 S=130mm 滑塊行程次數(shù) n：它是指滑塊每分鐘從上止點到下止點，然后再回到上止點的往復次數(shù)。 滑塊行程次數(shù)的高低反映了壓力機沖壓的生產(chǎn)效率。n=45 次/min 壓力機裝模高度 H 和封閉高度：壓力機裝模高度是指壓力機滑塊處于下止點位置時，滑 塊 下表面到工作墊板上表面的距離。當裝模高度調節(jié)裝置將滑塊調整到最高位置（即連桿 調至最短）時，裝模高度達最大值，稱為最大裝模高度。當裝模高度調節(jié)裝置將滑塊調 整到最低位置（即連桿調至最長）時，裝模高度達最小值，稱為最小裝模高度。壓力機 裝模高度調節(jié)裝置所能調節(jié)的距離稱為裝模高度調節(jié)量（H） 。有了裝模高度調節(jié)量， 就可以滿足不同閉合高度模具安裝的需要。模具的閉合高度應該介于壓力機的最大裝模 高度和最小裝模高度之間。 所謂封閉高度，是指滑塊在下止點時滑塊下表面到工作臺上表面的距離。它和裝模 高度之差恰是工作臺墊板的厚度。 J2380 壓力機的最大封閉高度為 380；封閉高度調節(jié)量為 90。 1、壓力機工作臺面尺寸及滑塊底面尺寸：壓力機工作臺面尺寸 AB 及滑塊底面尺 寸 JK 是與模座平面尺寸有關的工藝尺寸，它反映了壓力機工作臺面與滑塊底面的長度 和寬度尺寸，表示壓力機允許安裝模具的水平尺寸大小。 J2380 壓力機的工作臺尺寸：左右為 360（AB） ，前后為 230； J2380 壓力機的滑塊底面尺寸：左右為 370（JK） ，前后為 350。 2、喉口深度 C：滑塊中心線至床身的距離叫做喉口深度。喉口深度和工作臺墊板面 積是關系到模具的最大平面尺寸的重要參數(shù)。 J2380 壓力機的喉口深度為 200。 3、工作臺孔尺寸：工作臺孔用于落料或安裝氣墊裝置。 J2380 壓力機的工作臺孔尺寸：前后為 230，左右為 360，直徑為 280。 4、模柄孔尺寸：中小型壓力機的滑塊底面都設有模柄孔，它是用于安裝固定上模和 確定模具壓力中心的。當模具用模柄與滑塊相連時，滑塊模柄孔的直徑和深度應與模具 模柄尺寸相協(xié)調。中小型壓力機模柄孔的形狀有圓柱形和方柱形。 J2380 壓力機的模柄孔尺寸：直徑為 60，深度為 80。 5、立柱間距離：立柱間距離是指雙柱式壓力機兩個立柱內側表面的距離。對于開式 壓力機，立柱間距離尺寸直接影響由前向后送料時條料的寬度，以及沖壓接料機構的尺 寸和安裝位置。 J2380 壓力機的立柱間距離為 380。 6、傾斜角 ：傾斜角是指可傾式壓力機工作臺面的傾斜角度，也就是機身后傾的 角度。利用這個傾斜角使沖壓后的工件（或廢料）能借其自重或其他因素通過兩立柱中 間向壓力機后方排除。 J2380 壓力機機身最大可傾角為 30。 三、開式壓力機設計的基本要求 壓力機設計應滿足以下基本要求： （一）使用要求： 1、參數(shù)和精度都能滿足工藝用途的要求； 2、具有足夠的強度、剛度和耐磨、耐久性能，能長期穩(wěn)定地保持工藝能力； 3、操作安全、省力、簡單而又便于記憶，并且外形美觀，給操作者提供良好的工作 條件； 4、生產(chǎn)效率高、更換模具等輔助工時少，傳動效率高，具有高度的使用經(jīng)濟性。 （二）制造要求： 1、結構簡單、緊湊，體積??； 2、采用性能好，價格低，易于購買的材料，并充分發(fā)揮材料的性能使壓力機重量輕； 3、具有良好的結構工藝性，加工簡單，裝配方便，并且能與制造廠的設備條件相適 應； 4、提高“三化” （系列化、通用化和標準化）程度，減少設計、制造勞動量，以縮 短制造周期和降低壓力機成本。 （三）其他要求： 1、運輸容易； 2、安裝簡單； 3、維修方便。 目 錄 前 言 ......................................................................I 摘 要 .....................................................................VI ABSTRACT ..................................................................VII 第一章 電動機選擇及飛輪設計 ................................................1 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 .................................................1 第二節(jié) 電動機的選擇 .......................................................2 一 、選擇電動機的類型 .....................................................2 二、選擇電動機的功率 .....................................................2 三、確定電動機的轉速 .....................................................3 四、計算總傳動比和分配傳動比 .............................................3 五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) .........................................3 第三節(jié) 飛輪轉動慣量及尺寸的計算 ...........................................5 第二章 V 帶傳動系統(tǒng)分析與計算 ..............................................10 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)的類型及系統(tǒng)分析 ..........................................10 一、傳動系統(tǒng)類型 ........................................................10 二、傳動系統(tǒng)的布置方式 ..................................................10 三、離合器和制動器的位置 ................................................11 四、傳動級數(shù)和各級傳動比的分配 ..........................................11 第二節(jié) V 帶傳動設計 .......................................................12 第三節(jié) 轉軸的設計 ........................................................15 一、軸的概述 ............................................................15 二、J23 80 開式曲柄壓力機的轉軸設計 ....................................15 第三章 齒輪傳動的設計 .....................................................18 一、選擇齒輪材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數(shù) ............................18 二、開式齒輪按齒輪彎曲疲勞強度設計 ......................................18 第四章 曲柄滑塊機構 .......................................................20 第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析 ......................................20 第二節(jié) 曲柄軸的設計計算 ..................................................23 一、曲軸的結構示意圖 ....................................................23 二、曲柄軸強度設計計算 ..................................................23 三、曲軸剛度計算 ........................................................25 第三節(jié) 連桿和封閉高度調節(jié)裝置 .............................................27 一、連桿和封閉高度調節(jié)裝置的結構 ........................................27 二、連桿的計算 ..........................................................27 三、連桿及球頭調節(jié)螺桿的強度計算 ........................................28 四、調節(jié)螺桿的螺紋 ......................................................30 五、調節(jié)螺桿的螺紋計算 ..................................................30 六、連桿上的緊固螺栓 ....................................................30 第四節(jié) 滾動軸承的選擇 ....................................................31 一、滾動軸承概述 ........................................................31 二、滾動軸承型號選擇 ....................................................31 第五節(jié) 滑動軸承 ..........................................................32 一、滑動軸承的結構 ......................................................32 二、滑動軸承的潤滑及軸瓦結構 ............................................33 三、滑動軸承的計算 ......................................................33 第六節(jié) 滑塊與導軌的形式 ..................................................34 第五章 機身設計 ...........................................................35 第一節(jié) 機身結構及強度計算 ................................................35 第二節(jié) 壓力機主要部件的結構及調整方法 ....................................40 一、機身 ................................................................40 二、傳動 ................................................................40 三、離合器 ..............................................................41 四、滑塊 ................................................................41 五、平衡器 ..............................................................41 六、制動器 ..............................................................42 七、操縱器 ..............................................................42 第三節(jié) 壓力機的電器裝置 .................................................42 第四節(jié) 壓力機的潤滑 .....................................................43 第五節(jié) 壓力機的調整和啟動 ...............................................44 第六節(jié) 壓力機的每日保養(yǎng)及安全 ...........................................44 第七節(jié) 壓力機的精度檢查 ...................................................44 第六章 過載保護裝置設計 ...................................................45 一、剪切破壞式過載保護裝置的結構 ........................................45 二、剪切塊的設計計算 ....................................................46 第七章 潤滑系統(tǒng) ...........................................................47 一、稀油潤滑 ............................................................48 二、干油潤滑 ............................................................48 結束語 .....................................................................51 致 謝 .....................................................................53 參考文獻 ...................................................................53 摘 要 曲柄壓力機是通過曲柄滑塊機構將電動機的旋轉運動轉換為滑塊的直線往復運動， 對胚料進行成行加工的鍛壓機械。曲柄壓力機動作平穩(wěn)，工作可靠，廣泛用于沖壓、擠 壓、模鍛和粉末冶金等工藝。其結構簡單，操作方便，性能可靠。 關鍵詞：壓力機，曲柄機構，機械制造 Abstract Crank pressure machine is pass crank a slippery piece organization to revolve electric motor conversion for slippery piece of straight line back and forth sport, Carries the formed processing to the semifinished materials the forging and stamping machinery. The crank press movement is steady, the work is reliable, widely uses in crafts and so on ramming, extrusion, drop forging and powder metallurgy. Its structure is simple ,the ease of operation , the performance is reliable .The coupling part uses the rigidity to transfer the key type coupling, the use service is convenient. Keywords: pressure machine, crank organization, machine manufacturing 1 第一章 電動機選擇及飛輪設計 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 壓力機工作過程中，作用在滑塊上的負荷是劇增和劇減的周期交替變化著，并 且有很短的高峰負載時間和較長的空載時間，若依此短暫的工作時間來選擇電動機 的功率，則其功率將會很大。 為了減小電動機的功率，在傳動系統(tǒng)中設置了飛輪。當滑塊不動時，電動機帶 動飛輪旋轉，使其儲備能量，而在沖壓工作的瞬時，主要靠飛輪釋放能量。工件沖 壓完畢后負載減小，于是電動機帶動飛輪加速旋轉，使其在沖壓下一個工件前恢復 到原來的角速度。這樣沖壓工件所需的能量，不是直接由電動機供給，而是主要由 飛輪供給，所以電動機所需的功率便可大大減小。 由于電動機的功率小于壓力機工作行程的瞬時功率，所以在壓力機進入工作行 程時，工作機構受到很大的阻力，電動機的負載增大，轉差率隨之增大。一旦電動 機瞬時轉差率大于電動機臨界轉差率，電動機轉矩反而下降，甚至迅速停止轉動， 這種現(xiàn)象稱為電動機顛覆。另一方面，電動機在超載條件下會嚴重發(fā)熱。給電動機 配置一個飛輪，相當于增大了電動機轉子的轉動慣量。在曲柄壓力機傳到中，飛輪 的慣性拖動的扭矩占總扭矩的 85%以上，故沒有飛輪電動機就不能正常工作。 飛輪是儲存能量的，它的尺寸、質量和轉速對能量有很大的影響。飛輪材料采 用鑄鐵或鑄鋼。由于飛輪轉速過高會使飛輪破裂，因此鑄鐵飛輪圓周轉速應小于或 等于 25m/s，最高不超過 30m/s；鑄鋼飛輪圓周轉速小于或等于 40m/s，最高不超過 50m/s。 另外，使用飛輪時還應注意兩點：在下一個周期工作開始之前，電動機應能使 飛輪恢復到應有的轉速；電動機帶動飛輪起動的時間不得超過 20s。否則，如果時 間太長，由于電動機電流過大，線圈過熱將加速絕緣老化，縮短電動機使用壽命， 甚至會引起電動機的燒毀或跳閘。 2 第二節(jié) 電動機的選擇 一、選擇電動機的類型 感應電動機又稱異步電動機，具有結構簡單、堅固、運行方便、可靠、容易控 制與維護、價格便宜等優(yōu)點。因此在工作中的到廣泛的應用。目前，開式曲柄壓力 機常用三相鼠籠轉子異步電動機。 J23-80 的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。J23-80 傳動示意圖如 圖 1-1 圖 1-1 二、選擇電動機的功率 工作機所需的電動機輸出功率為 WdP wWF10 所以 dP 由電動機至工作機之間的總效率（包括工作機效率）為 3 3421w 式中 分別為聯(lián)軸器、帶傳動、齒輪傳動、滑動軸承的效率。取4321、、、 ，則97.05.96.07. 43、、、 81.0.563w 所以 KWKWFPwd 975381.0210 5 為了減小電動機的功率，在傳動系統(tǒng)中設置了飛輪。在曲柄壓力機傳到中，飛 輪的慣性拖動的扭矩占總扭矩的 85%以上,所以所需電動機的輸出功率為 KWKW29.63%15197.3 三、確定電動機的轉速 曲軸的工作轉速為 45r/min 按推薦的合理傳動比范圍，取 V 帶傳動的傳動比 =46,單級齒輪傳動的傳動1i 比 =57，則合理總傳動比的范圍 =2042，故電動機轉速的可選范圍 2i i （2042）45r/minwdni =900r/min1890r/min 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和壓力機的傳動比，選擇 電動機的型號為 Y200L4，額定功率為 30KW,滿載轉速為 1470r/min。 四、計算總傳動比和分配傳動比 總傳動比 .67325170wmni V 帶的傳動比 =5， 齒輪傳動的傳動比 =6.531i 2i 五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉速 軸 = =1470r/minnm 軸 min/2945170 ri 曲軸 6.32曲 n （2）各軸的輸入功率 4 軸 29.630.97=28.7401dP KW 軸 28.740.960.97=26.76 422 K 曲軸 26.760.950.91=23.13 33曲 （3）各軸輸入轉矩 計算電動機軸的輸出轉矩 mNmNnPTmdd 192.4147029.63590 軸 192.490.97 =186.72101d 軸 186.7250.960.97 =869.372i 曲軸 869.376.530.950.97 =5231.34.783T曲 NN 運動和動力參數(shù)的計算結果列表如下： 參數(shù) 軸 名 電動機軸 軸 軸 曲軸 轉速 n(r/min) 1440 1440 294 45 輸入功率 P/KW 29.63 28.74 26.76 23.13 輸入轉矩 T/(Nm) 192.49 186.75 869.37 5231.34 傳動比 i 5 6.53 效率 0.97 0.93 0.92 5 第三節(jié) 飛輪轉動慣量及尺寸的計算 一、曲柄壓力機一工作周期所消耗的能量 A 隨著離合器的單次和連續(xù)結合，滑塊的行程有單次和連續(xù)行程。 單次行程時所需的周期能量 ddputyuochLfAA 連續(xù)行程時所需的周期能量 Acptyoch 式中 單次行程周期能量；dA 連續(xù)行程周期能量；c 工件成形能量；p 工作行程時，曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量；A 受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量；t 滑塊克服氣墊壓緊力所消耗的能量；y 滑塊空行程時所消耗的能量；oA 中間傳動環(huán)節(jié)所消耗的能量；ch 離合器結合所消耗的能量；L 滑塊停頓，飛輪空轉所消耗的能量。fA 1. 工件成形所需能量 pA0.315pgPJ 式中 壓力機公稱壓力（ ） ；g kN 板料厚度（ ） ，根據(jù)經(jīng)驗公式，對于慢速壓力機 。0m0.417.89gPm .315807.9408.2pAJ 6 2. 工作行程時，曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量 upA 實際機器的曲柄滑塊機構運動副之間，存在著摩擦。電動機在拖動曲柄滑塊機構運 動時，為克服摩擦消耗能量。在工作行程時，曲柄滑塊機構摩擦所消耗的能量 ，建upA 議按下式計算： 0.87pgAmPJ 式中 公稱壓力角（ ） ， ；g 30g 曲柄滑塊機構的摩擦當量力臂（mm） ，由第三章得出 ； 8.23m 壓力機公稱壓力（ ） 。gPkN 0.87.230817.42pAJ 3. 彈性變形所消耗的能量 tA 完成工序時，壓力機受力系統(tǒng)產(chǎn)生的彈性變形是封閉高度增加，受力零件儲藏變形 位能對于沖裁工序將引起能量損耗，損耗的多少與壓力機剛度、被沖裁的零件材料性質 等有關。從偏于安全出發(fā)損耗的能量 可按下式計算：t2tgcAPYJ 式中： 壓力機公稱壓力( )；kN 壓力機總的垂直剛度（ ） 。c m gHYPC 壓力機垂直剛度,對于開式壓力機 。H 40/HCkNm2804tAJ 4. 滑塊克服氣墊壓緊力所消耗的能量 yA 無氣墊壓緊裝置， 0yJ 5. 空行程時所消耗的能量 o 壓力機空行程中能量消耗與壓力機零件結構尺寸、表面加工質量、潤滑情況、皮帶拉 緊程度、制動器調整情況等有關。通過實驗。通用壓力機連續(xù)行程所消耗的平均功率約 7 為壓力機額定功率的 。根據(jù)通用壓力機空行程損耗的實驗數(shù)據(jù) 。1035% 0215AJ 6. 中間傳動環(huán)節(jié)所消耗的能量 chA 在傳遞能量時，皮帶、齒輪等中間環(huán)節(jié)因存在摩擦而引起能量損耗。中間環(huán)節(jié)所消耗的 能量 ，可按下式近似計算：chA234ty(1)()PL 式中： 工件成形能量；p 工作行程時，曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量；A 受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量；t 滑塊克服氣墊壓緊力所消耗的能量；y 離合器結合所消耗的能量；LA 考慮到齒輪傳動的效率。其中： 齒輪嚙合效率； 一對軸承傳3443 動的效率; 考慮到皮帶傳動的效率。其中： 皮帶效率； 一對軸承傳動的23 23 效率; 210.9680.97458.217.480579.81chA J 7. 離合器結合所消耗的能量 LA 剛性離合器， LJ 8. 滑塊停頓，飛輪空轉所消耗的能量 f 根據(jù)測試，單動壓力機滑塊停頓飛輪空轉時，電機所需功率 約為壓力機額定功率的 6-fN 30%，剛性離合器一般安置在曲軸上，且常用滑動軸承。所以，對于具有剛性離合器的開 式曲柄壓力機，此值偏高。飛輪空轉所消耗的能量 為：fA 1620()ffnANC 式中 飛輪空轉所需功率（ ） ;f kW4.5fNK 壓力機行程次數(shù)利用系數(shù)（%） ，連續(xù)行程時， =100%。n n C 對手工送料時，行程利用系數(shù)按表 2-3 選?。? 8 壓力機行程 次數(shù) <15 20-40 40-70 70-100 200-500 行程利用系數(shù) n C0.7-0.85 0.5-0.65 0.45-0.55 0.35-0.45 0.2-0.4 表 2-3 壓力機行程次數(shù)（次/min） 。 161204.5()612045fAJ 該設計壓力機沒有拉伸墊裝置，具有剛性離合器的通用開式曲柄壓力機。按單次行 程工作方式計算： 4508.217.48021579.80612587.1dptyochLfAAAJ 二、飛輪軸上轉動慣量 電動機選定后，設計飛輪。這時有兩個假設： 1、工作行程時所需能量全部由飛輪供應。 2、工序結束時，電機軸負載扭矩達到最大值，但不大于電機最大允許轉矩。 實際上，沖壓時電動機放出一部分能量，所以飛輪轉動慣量應按下式計算： 2(1)360gof neAJC2kgm 式中 工作行程時所需能量 0 5486.7ptyAJ 電動機在額定轉速下飛輪的角速度e 3.103./05denradsi帶 飛輪轉速相對波動情況的轉速不均勻系數(shù) 2()epiKS 其中 實際電機系數(shù);30,150min,1470inecdNkWnrr 實際電機系數(shù) 3..96N 電機額定轉差率， ； eS0.6eS 9 電機軸到飛輪軸用三角皮帶傳動時，三角皮帶的當量滑動系數(shù)，piS ；0.4piS 修正系數(shù)， 。0.95 20.953764.72 公稱壓力角（ ） ；g 壓力機行程次數(shù)利用系數(shù)（%）n C 22305486.71. .160fJ kgm 三、飛輪尺寸計算 根據(jù)求得的折算到飛輪軸上的轉動慣量 設計飛輪。曲柄壓力機上，一般飛輪形狀fJ 如圖 21 所示，圖中： 是輪緣部分，其轉動慣量為 ； 是輪輻部分，其轉動慣量為 ;J 是輪轂部分，其轉動慣量為 。 飛輪外徑 由小皮帶輪和速比決定，由第二章已知 ，輪緣部分寬度2D210Dm 。 108.5Bm 圖 2-1 飛輪本身的轉動慣量 ，其中輪緣部分是主要的， 要比 、 大fJJJJ 的多。故在近似計算中只考慮 更趨于安全。 BLdDD4 23 10 而213/8JmD213/4mBD 所以 4432 7.10.976.805J mmB 式中 金屬密度（ ） ，對鑄鋼： 。2kg32.8/kg 四、飛輪輪緣線速度驗算 飛輪是回轉體，為避免回轉時產(chǎn)生壞裂，必須驗算輪緣線速度 ：fv2214705.105.0.98.98/5f fvDnms 式中： 飛輪最大直徑；f 飛輪轉速；f 許用線速度，對鑄鋼飛輪v40vs 第二章 V 帶傳動系統(tǒng)分析與計算 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)的類型及系統(tǒng)分析 一、傳動系統(tǒng)類型 開式曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。 按傳動級數(shù)，傳動系統(tǒng)可分為一級傳動、二級傳動、三級傳動和四級傳動。四 級傳動很少采用。 按曲軸的布置形式，傳動系統(tǒng)又可以分為垂直于壓力機正面布置和平行于壓力 機正面布置。 二、傳動系統(tǒng)的布置方式 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)的布置，應使機器便于制造、安裝和維修，同時結構緊湊， 外形美觀。 開式曲柄壓力機傳動系統(tǒng)布置主要包括以下四方面： 1、傳動系統(tǒng)的位置 開式曲柄壓力機大多采用上傳到，很少采用下傳動。 上傳動壓力機與下傳動壓力機相比，優(yōu)點是： 11 （1）重量較輕，成本低。 （2）安裝和維修較方便。 （3）地基較簡單。 上傳動的缺點是壓力機地面高度較大，運行不夠平穩(wěn)?，F(xiàn)在通用壓力機多數(shù)為 上傳動。 2、曲軸的布置方式 曲軸分為橫放和縱放兩種布置方式。 采用曲拐軸的開式曲柄壓力機，曲拐軸是縱放的，傳動零件如飛輪、齒輪等置 于壓力機背面。 采用曲軸時，曲軸橫放的形式應用很普遍。這種形式的傳動系統(tǒng)，傳動零件分 置于壓力機兩側，制造、安裝和維修都比較方便。近年來，曲軸縱放的形式得到應 用。這種系統(tǒng)的優(yōu)點是，曲軸可以縮短，剛度有所提高，全部傳動零件封閉在機身 內部，潤滑良好，外形美觀。但制造、維修不及前者方便。 3、最后一級齒輪傳動的形式 最后一級齒輪傳動可采用單邊驅動或雙邊驅動。 單邊驅動制造和安裝都較方便，但齒輪模數(shù)和外形尺寸較大。雙邊驅動可以縮小齒 輪的尺寸，但制造和安裝較困難。 4、齒輪的開式安放和閉式安放 齒輪有安放于機身之外和機身之內兩種情況， 齒輪放于機身之外稱為開式安放，齒輪放于機身之內稱為閉式安放。閉式安放的齒 輪工作條件較好，外形較美觀；如果齒輪安放在油池之內，則可大大降低齒輪傳動 的噪音，但安裝的維修不方便。大型壓力機多采用閉式安放。開式安放的齒輪工作 條件惡劣，傳動噪音大，污染環(huán)境。 三、離合器和制動器的位置 通用壓力機的離合器有剛性離合器和摩擦離合器兩種。 對于單級傳動的壓力機，由于剛性離合器不宜在高速下工作，所以離合器和制 動器只能安置在曲軸上。 摩擦離合器與飛輪通常安裝在同一傳動軸上，制動器的位置和離合器同軸。對 于多級傳動的壓力機，摩擦離合器可以安裝在低速軸上，也可以安裝在高速軸上。 摩擦離合器安裝在低速軸上，接合時消耗的摩擦能量小，離合器磨損小。但是低速 軸的扭矩大，要增大離合器的尺寸。另外，由于通用壓力機的傳動系統(tǒng)大多封閉在 機身內，不便于離合器的安裝和調整，也不便于散熱，所以摩擦離合器一般安裝在 轉速較高的傳動軸上。此時，由于所需傳遞扭矩小，壓力機結構比較緊湊，但是主 12 動部分和從動部分的初速度相差太大，對傳動系統(tǒng)沖擊大，摩擦損耗也較大。 四、傳動級數(shù)和各級傳動比的分配 傳動級數(shù)的選取主要與以下三方面有關： 1、滑塊每分鐘行程次數(shù) 每分鐘行程次數(shù)高，總傳動比小，傳動級數(shù)少；每分 鐘行程次數(shù)低，總傳動比大，傳動級數(shù)多。 2、壓力機做工的能力 一級傳動的曲柄壓力機，飛輪裝置在曲軸上，轉速與滑 塊每分鐘行程次數(shù)相同，而飛輪結構尺寸又不可能太大，飛輪所能釋放的能量因此 受到限制。所以，在同樣公稱壓力下，一級傳動的曲柄壓力機做工的能力，要比二 級和二級以上傳動的曲柄壓力機低。 3、對機器結構緊湊性的要求 當傳動級數(shù)較少，每級傳動比較大時，由于小皮 帶輪和小齒輪結構尺寸不能過小，致使大皮帶輪和大齒輪外形龐大，結構不夠緊湊， 所以設計中，用增加傳動級數(shù)或采用雙邊齒輪傳動的方法，來縮小傳動系統(tǒng)的結構 尺寸。 各級傳動比分配應恰當，使傳動系統(tǒng)得到合理布置，不僅安裝維修方便，而且結構 緊湊美觀。一般，三角皮帶傳動的傳動比不超過 68，齒輪傳動比不超過 79。分 配傳動比時，還應使飛輪有適當轉速。飛輪轉速過低，外形尺寸增大；過高，飛輪 軸上的離合器和軸承工作條件惡化。開式曲柄壓力機飛輪的轉速通常在 240470 轉 /分之間 。 第二節(jié) V 帶傳動設計 上述計算得出 J2380 型開式曲柄壓力機的電動機功率為 30 ，轉速為 1470KW 轉/分，三角皮帶傳動比為 i=5 1、確定計算功率 cP 由機械設計表 8.21 查的工作情況系數(shù) =1.1AK 由式（8.12） = =1.130 =33cAKW 其中 P 為電動機的額定功率， P=30 2、選擇 V 帶的型號 三角皮帶的規(guī)格是由背寬（頂寬）與高（厚）的尺寸來劃分的，根據(jù)不同的背 寬（頂寬）與高（厚）的尺寸，國家標準規(guī)定了三角帶的 O 、A、B、C、D、E 等多 種型號。 13 由 =33 ，轉速 =1470r/min 和圖 8.12，確定選用窄型 SPA 型號普通 V 帶。cPKW1n 3、確定帶的基準直徑 （1）按設計要求，由表 8.6 查得，SPA 型帶輪的最小直徑為 90 ,在參看圖m 8.13 及表 8.6，選擇小帶輪 =100 。1dm （2）驗算帶速 在 525m/s 之間，滿smnd /693.7604601 足帶速要求。 （3）計算從動帶輪基準直徑 2d ，取 =0.02，5i 490105).01(12ddi m 按帶輪的基準直徑系列取 。m2 實際傳動比 10.5)0.1(5)1(2 di 傳動比誤差相對值 <5 （一般允許誤差） ，所選%2i 大帶輪直徑可用。 4、確定中心距 和帶的基準長度0adL )(2)(5. 2121dda ， ，md6021 mam1030 取 1000 ， 帶長 maddaLd 5.304145602104)()(2 20212210 由機械設計表 84，選取帶的基準長度為 3150 ，dLm 計算實際中心距 a 14 mmLad 75.10225.3041020 5、核算小帶輪包角 1 30.1575.10283.578121 ad ，滿足要求。0 6、計算皮帶的繞行次數(shù) 次/ <20 次/4.231569710dLs 7、確定 V 帶的根數(shù) LckPz)(0 式中： 單根 V 帶的基本額定功率，見機械設計表 8.9， 為 2.630P 0P 。KW 時傳遞功率的增值，根據(jù)傳動比 i=5.由表 8.19， 為01i 0 0.47 。K 按小帶輪包角 查得的包角系數(shù)，見表 811， 為 0.93。k1k 長度系數(shù)，見表 8.4， 為 1.05。L Lk 所以， 根，取 z=5 根。304.5193.0)4763.2(z 8、計算帶的張緊力和壓軸力 單根帶的張緊力為 20)15.(qkzPFc NsmKgsm KW534.6 )/536.7(/0.)96.(/7.8 2 帶輪軸的壓軸力 NzF07.413.79sin.2sin210 9、確定帶輪的結構尺寸 節(jié)寬 槽間距mbP me 15 基準線上槽深 基準線下槽深mha0.3minmhf1min 最小輪緣厚度 外徑7daW3.092 帶輪寬 fezB71621 第三節(jié) 轉軸的設計 一、軸的概述 軸是組成機器的重要零件之一，其功用是主要是支承回轉零件及傳遞運動和動 力，因此大多數(shù)軸都要承受轉矩和彎矩的作用。 1、軸的分類 按照承受彎、扭載荷的不同，軸可分為轉軸、心軸和傳動軸三類。工作中既受 彎矩又受扭矩的軸稱為轉軸，這類軸在機器中最為常見。只承受彎矩而不傳遞轉矩 的軸稱為心軸，心軸又分為轉動的心軸和不轉動的心軸兩種。只承受轉矩而不承受 彎矩或彎矩很小的軸稱為傳動軸。 2、軸的材料 軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。碳素鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感 性小，又可通過熱處理提高其耐磨性及疲勞強度，故應用較為廣泛，其中最常用的 是 45 號優(yōu)質碳素鋼。為保證力學性能，一般應進行調質或正火處理。 合金鋼具有更高的力學性能和更好的淬火性能，可以在傳遞大功率并要求減小 尺寸與質量和提高軸頸耐磨性時采用。 必須注意：在一般工作溫度（低于 ）下,各種碳素鋼和合金鋼的彈性模量C20 相差不多,熱處理對它的影響也很小。因此，如選用合金鋼，只能提高軸的 強度和耐 磨性 ，而對軸的剛度影響很小。 軸的毛坯可用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。 形狀復雜的軸，也可采用鑄鋼、合金鑄鐵或球墨鑄鐵。經(jīng)過鑄造成型，可得到 更合理的形狀。鑄鐵具有價廉、良好的吸振性和耐磨性、對應力集中的敏感性較低 等優(yōu)點，但品質不易控制，故可靠性不如鋼軸。 16 二、J2380 開式曲柄壓力機的轉軸設計 1、材料選擇 根據(jù)上述分析選擇軸的材料為 45 鋼，調質處理。 查機械設計表 26 和表 25 得：許用扭轉應力 =3040 ，抗拉強TaMP 度 ，屈服強度 ，彎曲疲勞極限 ，剪切疲勞極aBMP640aSMP32751 限 ，與軸材料有關的系數(shù) =118106.15 C 2、初步計算 由上述計算的轉軸傳遞的轉矩 ，輸入的功率 mNT869.37 KWP26.7 按許用切應力計算，實心軸的扭轉強度條件為 TTdn PW2.01536 寫成設計公式為 33 6.9CdT 式中： 切應力， ；TaMP 軸所受的轉矩， ；mN 軸的抗扭截面系數(shù)， ；TW3 軸的轉速， ；nin/r 軸傳遞的功率， ；PKW 軸的計算直徑， ；dm 許用切應力， ；TaMP 與軸材料有關的系數(shù)。C 代入上式得 md53.129467)108(3 考慮到軸的最小直徑有鍵的存在，而且為單鍵，所以 應增大 5 7 ，故取d% =47.7（1+0.07）=57.82 ，圓整為 58 。dm 3、按彎扭聯(lián)合作用核算強度 17 齒輪的法向作用力為： costnF 其中切于分度圓的圓周力 8628.425NdTt 1025.4321 分度圓壓力角 ，則209.cos 所以求得 NFn 76.94.586 皮帶作用力比齒輪作用力小得多，所以忽略不計。 根據(jù) 和扭矩 繪出轉軸的受力圖。n1T 由于截面的彎矩和扭矩最大，直徑又比較小，所以此截面最危險。下面 核算截面的強度。 由彎矩產(chǎn)生的彎曲應力為： aaWMPdM8.2105..7691.0933 由扭矩產(chǎn)生的剪應力為： aacn 7.2.4.. 933 Mc Mn 彎矩圖 扭矩圖 R1 R2 18 當量彎曲應力為： anWd MP65.729.130.6322 軸的材料是 45 鋼（調質） ， =221.875253.57 ，因此 ，符合要求。5)6.14(1sdn ad 4、核算疲勞強度 由于截面有臺階，應力集中現(xiàn)象比較嚴重，且直徑最小（ =50 ） ， m 彎矩有比較大，扭矩和其他截面相同，因此核算此截面的疲勞強度。 由開式壓力機設計表 219 查得 Error! Reference source not found.=0.1， =0.05，由表 220 查得 =0.75， =0.73，由表 221，據(jù) =dr ，查得 =2.6， =1.65，由表 223 查得 。027.5K 90.1 又因 aWma MPdM.46105..68741.0233 acna .2.9. 633 所以 51.46.075.9061 maKn 0.73.8.3.11 ma .196.20.75.22 n 所以疲勞強度也符合要求。 第三章 齒輪傳動的設計 直尺圓柱齒輪的幾何尺寸計算 由上述計算得出 J2380 開式曲柄壓力機齒輪傳動的主動軸的轉速 ，從動軸轉速 ，輸入功率 ,每天工作min/2941rnmin/452rnKWP26.7 19 8 小時，壽命為 10 年。 一、選擇齒輪材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數(shù) 選擇小齒輪材料 鋼，調質處理，硬度 241286HBS ， =686 ， =490rC40 BaMPS ；大齒輪材料 鑄鋼，調質處理，硬度 190240HBS， =686 ,aMPoMZG35 =539 ；精度 8 級。Sa 二、開式齒輪按齒輪彎曲疲勞強度設計 321FSadYzKTm 軸的轉矩 = ，即小齒輪轉矩。TN869.7 為了提高開式齒輪的耐磨性，要求有較大的模數(shù)，因而齒數(shù)應少一些，一般取 1720。1z 1.取齒數(shù) 20，傳動比 =6，1zi 012612z 2.查表 10-11 得齒輪載荷系數(shù)，取 K=1.1 ; 3.由機械設計表 1013 查得，小齒輪齒形系數(shù) ，大齒輪的齒形8.1FaY 系數(shù) 25.FY 4.由機械設計表 1014 查得，小齒輪應力修正系數(shù) ，大齒輪56.1Sa 應力修正系數(shù) 8312Sa 5.計算齒根彎曲疲勞許用應力 FSTXNFYlim 按機械設計圖 624i),查得齒輪材料彎曲疲勞極限應力 ，aFMP301limaFMP240lim 由機械設計表 613 計算彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù) NY811 103.5102581min/29406 rrtnNh 722 45 1.14402.8 602.161 )135()3(NYN 0.94502.7 602.62 4N 20 由機械設計圖 625 查取尺寸系數(shù)， ,由式（614）取 彎曲1XY0.2STY 疲勞強度系數(shù) ，按機械設計表 612，取FS 0.FS 427.5124301lim1FSTXNY 283.56.5922lim2FSTXNF 比較 0.0103 ， 0.014547.56181FSaY83.5212FSaY 應按大齒輪計算齒輪彎曲疲勞強度 4.97 33221 83.524035.690186971FSadYzKTm 取 m=5 mzma2)1(2)(1 分度圓直徑 md01zd60 齒頂圓直徑 za)(a1)2(2 齒根圓直徑 f 5.87.21 mmf 5.87 按計算結果校核前面的假設 齒輪節(jié)圓速度 snd/146029143601 smz/8.2.541 查得 ，與原值一致。vK 齒寬 db35.01 小齒輪齒寬取 70 ,大齒輪齒寬取 65 。 齒頂高 齒根高 mhamhf 25.6.1 齒高 齒距 25.1. P7 21 齒原 齒槽高 ms85.72 me85.72 中心距 350)(21za 第四章 曲柄滑塊機構 第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析 在設計、使用和研究曲柄壓力機時，往往需要確定滑塊位移和曲柄轉角之間的 關系，驗算滑塊的工作速度是否小于加工件塑性變形所允許的合理速度。在計算曲 柄滑塊機構的受力情況時，由于目前常用的曲柄壓力機每分鐘的行程次數(shù)不高，慣 性力在全部作用力中所占的百分比很小，可以忽略不計。同樣，曲柄滑塊機構的重 量也只占公稱壓力的百分之幾，也可忽略不計。 如圖 3-1 所示，L連桿長度； R曲柄半徑；S滑塊全行程； BS 滑塊的位移，由滑塊的下死點算起；曲柄轉角，由曲柄軸頸最低位置沿曲柄 旋轉的相反方向算起。從圖中的幾何關系可以得出滑塊位移的計算公式： 2cos14cos1RSB 將上式對時間 t 微分，可求的滑塊的速度： sini2BV 式中 連桿系數(shù)；RL 曲柄的角速度。 在曲柄滑塊機構的受力計算中，連桿作用力 通常近似地取等于滑塊作用力 ,即ABPP AB 滑塊導軌的反作用力為： sinABnrPL 式中 摩擦系數(shù)， ；06.4. 22 連桿上、下支承的半徑。ABr和 曲柄所傳遞的扭矩可以看成由兩部分組成：無摩擦機構所需的扭矩 和由于存0M 在摩擦所引起的附加扭矩 ，即M 00q qPm 式中 理想當量力臂；0m 0sini2RR+LS=2 B A 0LB0R 18O圖 1- 曲 柄 滑 塊 機 構 運 動 簡 圖 摩擦當量力臂；m0ABr 23 曲軸主軸承半徑。0r 則曲柄滑塊機構的當量力臂為： 0sini21q ABmRr 曲軸扭矩為： 0sini21q ABMPr 如果上式取 和 （ 公稱壓力， 公稱壓力角） ，則曲柄壓力ggPg 機所允許傳遞的最大扭矩為： 0sini21g ABPRr 第二節(jié) 曲柄軸的設計計算 一、曲軸的結構示意圖 LaLoqLododRdorr ah支 承 徑 曲 柄 臂 曲 柄 頸 圖 32 二、曲柄軸強度設計計算 1、曲柄軸尺寸經(jīng)驗數(shù)據(jù) 支承頸直徑 0d （ ）gP5.4m 24 式中 壓力機公稱壓力（KN） ，gPKNPg80 取 md1270 其他各部分尺寸見下表 3-1 曲軸尺寸經(jīng)驗數(shù)表 3-1 曲軸各部分尺寸名稱 代號 經(jīng)驗數(shù)據(jù) 實際尺寸（ ）m 曲柄頸直徑 Ad1.(0)4d152 支承頸長度 0L5.2241 曲柄兩臂外側面間的長度 q.(0)3d317 曲柄頸長度 a.17190 圓角半徑 r08.(0).d11 曲柄臂的寬度 a3.1190 曲柄臂的高度 h230 1、曲軸強度計算 曲軸的危險截面為曲柄頸中央的截面和支承頸端部的截面。 截面為彎扭聯(lián)合作用，但由于彎矩比扭矩大得多，故忽略扭矩計算出來的應 力。 彎矩： 25