400KN曲柄壓力機總體結構及傳動系統(tǒng)設計含9張CAD圖,kn,曲柄,壓力機,總體,整體,結構,傳動系統(tǒng),設計,cad 400KN曲柄壓力機總體結構及傳動系統(tǒng)設計 摘 要 　　模鍛曲柄壓力機是應用較廣的制造設備之一，其廣泛應用于機械、汽車、電子設備、儀器制造、國防工業(yè)、日用品等生產(chǎn)行業(yè)。近年來，中國鍛壓設備和技術水平已有了很大的提高，但和發(fā)達國家相比還有一段距離。本次設計力求最大限度的改進一種模鍛曲柄壓力機的工作性能，對模鍛曲柄壓力機的總體布局及傳動系統(tǒng)進行設計，使其更加安全，平穩(wěn)，有效地工作。 　　在全面了解模鍛曲柄壓力機結構、工作原理、控制方法的基礎上，設計模鍛曲柄壓力機傳動系統(tǒng)及其執(zhí)行機構。根據(jù)壓力機的工作原理，對模鍛曲柄壓力機的動力學參數(shù)進行分析，確定了模鍛曲柄壓力機的結構與技術參數(shù)，給出了模鍛曲柄壓力機的總體結構設計方案。 根據(jù)模鍛曲柄壓力機的設計方案，對模鍛曲柄壓力機總體布局、傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構進行設計。在總體布局上重新布置各結構的位置，使其更有效的工作。對傳動系統(tǒng)及執(zhí)行機構進行數(shù)據(jù)計算，確定了各部分尺寸及參數(shù)值。 關鍵詞：曲柄壓力機；傳動系統(tǒng)；傳動軸；曲軸；滑塊 Αbstrαct The forging crank press is one of the more widely used manufacturing equipment. It is widely used in the field of mechanical, automobile manufacturing, electronic equipment, instrument-making industry, national defend industry and commodity product industry etc.. In recent years, chinese forging equipment and technical level have been greatly improved, but still lags behind developed countries. This design seeks to improve the performance of a forging crank press in maximum limitation. And the layout, transmission system and actuator mechanism are designed, to make it work more safely, stablly and effectivly. On the basis of understanding the structure, working principle, control method of forging crank press, transmission system and implementing mechanism of forging crank press are designed. According to the principle of the press, the kinetic parameters of forging crank press is analyzed to determine the structure and the technical parameters project, and overall structure design scheme of forging crank press. According to the design project of forging crank press, layout, transmission system and actuator mechanism are designed. The location of each structure was re-arrangement, to make it work more effectivly. And the data of transmission system and actuator mechanism are calculated, thus determine the size of each part and parameter value. Key words：Crank Press;Transmission System;Transmission Shaf;Crankshaft;Slider II 目 錄 摘 要 I Αbstrαct II 第1章 緒 論 1 1.1 論文研究的背景及意義 1 1.2 國內(nèi)外發(fā)展和現(xiàn)狀 2 1.3 論文研究的主要內(nèi)容及研究設想 2 第2章 曲柄壓力機總體方案設計 3 2.1 曲柄壓力機總體方案設計 3 2.2 曲柄壓力機的組成 3 2.3 曲柄壓力機的工作原理 4 2.4 主要執(zhí)行機構設計方案 4 2.5 傳動系統(tǒng)設計方案 5 2.6 離合器和制動器結構設計方案 5 2.7 機身結構設計方案 6 2.8 本章小結 6 第3章 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)設計 7 3.1 電動機功率的設計計算 7 3.2 電動機規(guī)格的選取 8 3.4.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 10 3.4.2 按齒面接觸強度設計 11 3.4.3 按齒根抗彎強度設計 12 3.4.4 幾何尺寸計算 13 3.4.5 驗算 14 3.4.6 齒輪主要幾何參數(shù) 14 3.5 本章小結 14 第4章 曲柄壓力機執(zhí)行機構設計 15 4.1 曲柄滑塊機構的運動分析和受力分析 15 4.2 曲柄、連桿和滑塊的受力情況分析 16 4.4 連桿設計 19 4.4.1 連桿主要尺寸的經(jīng)驗數(shù)據(jù) 19 4.4.2 校核連桿和調(diào)節(jié)螺桿的強度 20 4.5 導軌設計 20 4.6 本章小結 21 第5章 曲柄壓力機主要零部件結構設計 22 5.1 傳動軸設計 22 5.1.1 按扭轉強度條件計算 22 5.1.2 按彎扭合成強度條件計算 22 5.1.3 核算軸的疲勞強度安全系數(shù) 23 5.2 鍵設計 23 5.3 軸承設計 24 5.4 離合器和制動器結構設計 26 5.5 機身結構設計 28 5.6 本章小結 28 結 論 29 致 謝 30 參考文獻 31 第1章 緒 論 1.1 論文研究的背景及意義 隨著國民經(jīng)濟的飛速發(fā)展和科學技術的日益提高，我國的五金工具、醫(yī)療器械、餐具等行業(yè)的發(fā)展日新月異。汽車、火車、拖拉機、航空等交通行業(yè)的機械鍛造工藝對設備的噸位、精度、可靠性及自動化程度提出了更高的要求，尤其是隨著火車速度的不斷提高，原來的鑄造工藝制作的如火車、拖鉤等大型關鍵件的質(zhì)量已不能滿足性能要求，必須改為鍛造工藝制作。 鍛壓機床是工業(yè)基礎裝備的重要組成部分之一，在航空航天、汽車制造、交通運輸、冶金化工等重要工業(yè)部門得到廣泛應用。任何一個工業(yè)發(fā)達國家，其鍛壓機床的技術水平和擁有量，是其工業(yè)發(fā)達水平的重要標志。迄今為止，我國鍛壓機床經(jīng)半個多世紀的發(fā)展，通過國家經(jīng)濟建設 “十二五”規(guī)劃的實施，已經(jīng)從只能生產(chǎn)半自動化單機(諸如各種普通、專用壓力機、液壓機、錘)發(fā)展到能夠生產(chǎn)裝備機械化和完全自動化鍛壓生產(chǎn)線，大重型鍛壓機和具有各種特殊功能的先進特種鍛壓機床。改革開放以來，在引進國際先進技術和合作生產(chǎn)的基礎上，極大地提高了鍛壓機床的設計開發(fā)能力和制造水平。近年來，隨著我國以汽車為龍頭的制造業(yè)的飛速發(fā)展，大大刺激了鍛壓生產(chǎn)的進步，新型的鍛壓裝備不僅能確保通用產(chǎn)品的性能、質(zhì)量和可靠性，且國產(chǎn)大型精密高效的成套設備、自動化生產(chǎn)線、FMC，F(xiàn)MS等高新技術、高附加值的鍛壓生產(chǎn)裝備正在裝備著我國的制造業(yè)，與國外公司競爭市場。 鍛壓生產(chǎn)主要是利用鍛壓設備和模具實現(xiàn)對金屬材料(板材)的加工過程。所以鍛壓加工有如下特點： 　　 在材料消耗不大的前提下，制造出的零件重量輕、剛度好、精度高。 　 在壓力機的簡單沖擊作用下，一次工序即可完成由其他加工方法所不能或難以制造完成的較復雜形狀零件的加工。 　　 制件的精度較高，且能保證零件尺寸的均一性和互換性。 　　 經(jīng)濟上 　　 采用適當?shù)腻憠汗に嚭?，可大量?jié)約金屬材料，可實現(xiàn)少切屑的加工方法。 　　 操作簡單，便于組織生產(chǎn)。 　　 節(jié)省能源。 　　 生產(chǎn)率高。 　　曲柄壓力機是一種應用廣泛的鍛壓設備，是我國工業(yè)部門中最基本、最常見的壓力機械類型。其中，中、小噸位開式機身機械式曲柄壓力機使用量最多。曲柄壓力機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，對坯料進行成形加工的鍛壓機械。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。 近年來，電子技術、計算機技術與機床技術相結合，強烈要求分析設計內(nèi)容完善化、目標最優(yōu)化、使機床加工高速化、加工過程自動化和柔性化，并且具有高可靠性和良好的經(jīng)濟效益。因此，研究高精度、高質(zhì)量、高效率、自動化程度高、安全可靠的壓力機具有重要的現(xiàn)實意義。 1.2 國內(nèi)外發(fā)展和現(xiàn)狀 自2000年后,歐洲鍛造工業(yè)增長強勁,特別是2014年鍛造業(yè)發(fā)展迅猛。日本及亞洲一些國家鍛造業(yè)卻表現(xiàn)平平,而且日本和韓國鍛造業(yè)還出現(xiàn)了前所未有的滑坡。中國表現(xiàn)一般,沒有明顯的好轉,但2013年下半年起比較好。印度鍛造業(yè)有所發(fā)展,是這四年中鍛造發(fā)展最快的地區(qū)。另外,俄羅斯鍛造工業(yè)開始復蘇,不斷沖擊著亞太市場。美國在汽車鍛件生產(chǎn)方面有所回升,但仍受到巨大進口的沖擊,美國鍛造業(yè)主要集中在航空、航天及軍事器械領域,汽車鍛件幾乎被進口鍛件占領。在美洲,巴西鍛造工業(yè)開始顯示強勁發(fā)展,成為歐、日鍛造企業(yè)在美國市場上潛在的強有力的競爭對手。值得一提的是2014年幾乎全球的鍛造用鋼材出現(xiàn)了上揚,平均上揚達10%左右,這使許多鍛造企業(yè)受到了巨大打擊。無論如何,世界鍛造業(yè)從2000年到2014年總的趨勢仍為上升趨勢。 近年來，隨著中國汽車制造業(yè)的大發(fā)展，中國鍛壓行業(yè)也迎來了一個前所未有的發(fā)展機會。近年來，中國鍛壓設備和技術水平已有了很大的提高，鍛壓行業(yè)的競爭力亦得到提升，某些技術已達到世界先進水平。但是，由于參與中國鍛壓行業(yè)競爭的企業(yè)在不斷增加，許多發(fā)達國家的鍛壓設備和鍛壓件制造廠也陸續(xù)進入，各鍛壓設備廠之間、各鍛件生產(chǎn)企業(yè)之間的市場競爭將異常激烈，如何面對這種機遇和挑戰(zhàn)，已經(jīng)擺在每一個鍛壓工作者的面前。 1.3 論文研究的主要內(nèi)容及研究設想 1.設計內(nèi)容 模鍛曲柄壓力機總體布局設計,模鍛曲柄壓力機傳動系統(tǒng)設計,模鍛曲柄壓力機執(zhí)行機構設計,模鍛曲柄壓力機主要零部件結構設計。 2.研究設想 根據(jù)模鍛曲柄壓力機的工藝與結構特性，確定壓力機的主要技術參數(shù),依據(jù)模鍛曲柄壓力機的主要技術參數(shù)，確定壓力機的總體結構初步設計方案,綜合評價分析結果，確定模鍛曲柄壓機的最優(yōu)化設計方案,根據(jù)以上分析結果，對模鍛曲柄壓力機進行總體布局設計及傳動系統(tǒng)設計。 第2章 曲柄壓力機總體方案設計 2.1 曲柄壓力機總體方案設計 模鍛曲柄壓力機設計成功與否，首先取決于其方案的確定是否合理。綜合分析現(xiàn)有模鍛曲柄壓力機結構型式，提出 400 kN 模鍛曲柄壓力機本體主要技術參數(shù)如下： 滑塊公稱力：400 KN 喉深：250 mm 滑塊行程：80 mm 工作臺尺寸：460 mm×700 mm 滑塊行程次數(shù)：55 r/min 工作臺板厚度：65 mm 最大封閉高度：330 mm 最大傾斜角：30 ο 　　封閉高度調(diào)節(jié)量：65 mm 電動機功率：5.5 KW 　　模鍛曲柄壓力機結構設計應考慮的主要因素： 　　滿足各種鍛造工藝要求。 　　具有良好的剛度、強度和整體工作性能。 　　結構設計合理，具有良好的制造、安裝工藝性。 　　使用可靠，便于操作和維修。 　　根據(jù)模鍛曲柄壓力機的技術參數(shù)和功能要求，就主要執(zhí)行機構、傳動系統(tǒng)、主要零部件結構等方面介紹模鍛曲柄壓力機總體方案設計方法。 2.2 曲柄壓力機的組成 曲柄壓力機是采用機械傳動的材料成型(塑性成型)設備，通過曲柄連桿機構獲得材料成型所需的力和直線位移，從而使坯料獲得確定的變形，制成所需的工件，可進行沖壓、擠壓和鍛造等工藝，廣泛應用于汽車工業(yè)、航空工業(yè)、電子儀表工業(yè)和五金輕工等領域。 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，而大型壓力機采用鋼板焊接而成。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。 2.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，其中電動機和飛輪是動力部件。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，飛輪放出蓄積的能量，這樣使電動機負荷均衡，能量利用合理，減少振動。有的壓力機利用大齒輪或大皮帶輪起到飛輪的作用。 3.工作機構 工作機構是曲軸、連桿和滑塊組成曲柄連桿機構。曲軸是壓力機最主要部分，它的強度決定壓力機的沖壓能力；連桿是連接件，它的兩端與曲軸、滑塊鉸接；裝有上模的滑塊是執(zhí)行元件，最終實現(xiàn)沖壓動作。輸入的動力通過曲軸旋轉，帶動連桿上下擺動，將旋轉運動轉化成滑塊沿著固定在機身上導軌的往復直線運動。 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，同時又是安全保證的關鍵所在，離合器的結構對某些安全裝置的設置產(chǎn)生直接影響。操縱裝置一般采用腳踏開關。 2.3 曲柄壓力機的工作原理 如圖2-1 為曲柄壓力機運動原理圖，電動機1通過三角皮帶將運動傳給大皮帶輪3，再經(jīng)過齒輪4、5把運動傳給曲軸7，通過連桿9轉換為滑塊10的往復直線運動，因此，就將齒輪的旋轉運動變成了滑塊的往復直線運動。 由于工藝操作的需要，滑塊時而運動，時而停止，因此裝有離合器6和制動器8。 壓力機在整個工作周期內(nèi)進行工藝操作的時間很短，即有負荷的工作時間很短，大部分時間為無負荷的空程。為了使電動機的負載均勻，有效地利用能量，因而裝有飛輪，大齒輪5即起飛輪作用。 1-電動機 2-小皮帶輪 3-大皮帶輪 4-小齒輪 5-大齒輪 6-離合器7-曲軸 8-制動器 9-連桿 10-滑塊 11-導軌 圖2-1 曲柄壓力機運動原理圖 在電動機不切斷電源情況下，滑塊的動與停是通過操縱腳踏開關控制離合器6和制動器8實現(xiàn)的。踩下腳踏開關，制動器松閘，離合器結合，將傳動系統(tǒng)與曲柄連桿機構連通，動力輸入，滑塊運動；當需要滑塊停止運動時，松開腳踏開關，離合器分離，將傳動系統(tǒng)與曲柄連桿機構脫開，同時運動慣性被制動器有效地制動，使滑塊運動及時停止。 2.4 主要執(zhí)行機構設計方案 曲柄壓力機種類很多，但按主要執(zhí)行機構分類只有兩種形式：曲柄滑塊機構、曲 柄連桿楔塊機構。雖然第2種形式有利于壓機剛度和抗偏載能力的提高，但比第1種 形式結構復雜，機械效率與行程速度降低，設備重量增加，模具磨損加劇，維護困難，因而優(yōu)先選用第1種執(zhí)行機構。 在普通曲柄滑塊機構的基礎上又變形出多種結構，如壓環(huán)式、曲柄圓、雙滑塊等。盡管各有其特點，但又相應帶來無法克服的缺點。經(jīng)過反復比較，該壓機的主要執(zhí)行機構采用普通的曲柄滑塊形式。 曲柄滑塊機構是由曲軸、連桿、滑塊組成。曲軸是壓力機最主要部分，它的強度決定壓力機的沖壓能力；連桿是連接件，它的兩端與曲軸、滑塊鉸接；裝有上模的滑塊是執(zhí)行元件，最終實現(xiàn)沖壓動作。 1-電動機 2-小皮帶輪 3-大皮帶輪 4-傳動軸 5-小齒輪 6-大齒輪 7-曲軸 8-滑塊 圖2-2 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)簡圖 2.5 傳動系統(tǒng)設計方案 如圖 2-2 所示為曲柄壓力機傳動系統(tǒng)簡圖。傳動系統(tǒng)由電動機、傳動裝置(帶傳動和齒輪傳動)以及飛輪(大齒輪)構成，其形式及布置對壓力機的總體結構、外觀、能量損耗及離合器的工作性能等都有影響。傳動系統(tǒng)的作用是將電動機的能量傳遞給曲柄滑塊機構，并且達到滑塊的行程次數(shù)。 曲柄壓力機通常分為一級傳動和二級傳動兩種。一級傳動結構簡單，但速比小，傳動能量小。故采用二級傳動，在電機軸與曲軸之間設傳動軸，飛輪裝在曲軸上，以降低電機功率，滿足壓力機鍛造瞬間所需要的能量。 壓力機的主傳動為:電機軸與傳動軸之間采用普通V形皮帶，可起到保護電機的作用;傳動軸與曲軸之間采用漸開線圓柱齒輪，傳動平穩(wěn)，噪音低。傳動系統(tǒng)相對于壓力機正面平行安放，傳動齒輪安裝于機身之外，便于安裝和維修。 2.6 離合器和制動器結構設計方案 　　離合器與制動器是控制曲柄滑塊機構運動和停止的關鍵部件。 　　離合器：實現(xiàn)工作機構與傳動機構的接合與分離。 　　制動器：在離合器斷開運動時使滑塊迅速停止在所需要的位置。 　　曲柄壓力機常用的離合器有鋼性離合器和摩擦離合器兩大類；常用的制動器有圓盤式制動器和帶式制動器。本壓力機采用滑銷式剛性離合器，安裝在曲軸上，結構簡單，容易制造，成本較低。與離合器配合使用的制動器采用偏心帶式制動器，安裝在曲軸的另一端，結構簡單、緊湊、重量輕，拆裝調(diào)整方便，容易更換摩擦材料，便于維護保養(yǎng)，制造成本較低。 2.7 機身結構設計方案 機身是壓力機的一個基本部件，壓力機幾乎所有零件都安裝在機身上。機身不僅要承受壓力機工作時全部的變形力，還要承受各種裝置和各個部件的重力。 機身的結構形式與壓力機的類型密切相關，它主要決定于使用時的工藝要求和自身的承載能力。一般可分為開式機身和閉式機身兩大類。 為了便于從機身背部出料，有利于沖壓工作的機械化與自動化，采用雙柱可傾式機身。 2.8 本章小結 本章給出了400KN曲柄壓力機的本體結構初步設計方案，同時給出了曲柄滑塊機構設計方案、離合器和制動器結構設計方案、機身結構設計方案，并給出了各結構組合形式。 第3章 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)設計 3.1 電動機功率的設計計算 設計壓力機功率按一次行程也即一個循環(huán)的平均能量來計算電動機的功率。 由參考文獻[20]式4-118，得 Nm=W/t;　　　　　　　　 (3-1) 其中 Nm平均功率； W為曲柄壓力機在一個工作循環(huán)所消耗的能量即一次行程功； t為一個工作循環(huán)時間。 由參考文獻[20]式4-119，得 t=1/(nCn); (3-2) n為滑塊行程次數(shù)，Cn為壓力機行程利用系數(shù)，取Cn=0.8。 　　　　　　　　　　　　t=1(/55×0.8/60)=1.36 S; 由參考文獻[20]式4-121 得 W=W1+ W2+ W3+ W4+ W5+ W6+ W7;　　　　　　　　　 (3-3) 式中 W1——為工件變形功； W2——為工作行程時，拉伸墊工作功； W3——為工作行程時，曲柄滑塊機構的摩擦功； W4——為工作行程時，壓力機受力系統(tǒng)的彈性變形功； W5——為壓力機空程向上、向下所消耗的能量； W6——為單次行程時，滑塊停頓、飛輪空轉所消耗的能量； W7——為單次行程時，離合器接合所消耗的能量。 由參考文獻[20]圖4-87得 W1=0.7Fgh =0.315 Fgh0=0.315×400×0.4×20=1008 J; 　 (3-4) 由參考文獻[20]式4-124得 W2=1/(36FgS)= 1/(36×400×80)=889 J; 　 　　 (3-5) 由參考文獻[20]式4-125得 W3=0.5mqFgg=0.5×8.18×400×0.524=857J; 　　 　　 (3-6) 由參考文獻[20]式4-126，表4.24得 W4=0.5Fg2/Cn=0.5×4002/400=200 J; 　　　 　(3-7) 由參考文獻[20]式4-127，表4.25得 W5=500J，W6=N6(t.t1)=500×(2.4-1.09)=650 J; (3-8) 由參考文獻[20]式4-128得 W7=0.2 W。 代入計算得 W=(1008+889+857+200+500+650)/0.8=5130 J; 由參考文獻[20]式4-120得電動機的額定功率 　　　　　　　　　　　　　　P0=k Nm;　　　　　　　　　　　　　　 　 (3-9) k為電動機功率系數(shù)，取k＝1.4 。 代入計算得 P0=1.4×5130/1.36=5.28 KW; 3.2 電動機規(guī)格的選取 由P0=5.28 KW，查參考文獻[3]表9-10-1選Y系列三相異步電動機： 　Y132M2-6 功率P=5.5 KW 轉速n=960 r/min。 傳動比分配：總傳動比 i=960/55=17.5。 帶傳動傳動比取 i1=4。 則齒輪傳動比 i2=i/ i1=17.5/4=4.36。 0軸：0軸即電動機軸 P0=Pr=5.5 KW; n0=960 r/min; T0=9.55×P0/n0=54.7 N·m;　　　　　　　　　　　 (3-10) Ⅰ軸：Ⅰ軸即傳動軸 P1=P0×η01=P0×η帶=5.5×0.95=5.23 KW; n1=n0/i01=n0/ i帶=960/4=240 r/min; T1=9.55P1/ n1=9.55×5.23×103/240=208 N·m; Ⅱ軸：Ⅱ軸即曲軸 P2= P1×η12= P1×η齒×η承=5.23×0.97×0.98=4.97 KW; n2= n1/i12=240/4.36=55 r/min; T2=9.55×P2/ n2=9.55×4.97×103/55=863 N·m; 3.3 帶傳動設計 1.確定計算功率 查參考文獻[12]表12-10查得工作情況系數(shù)KΑ=1.3, 故計算功率 Pc=KΑ P=1.3×5.5 KW=7.15 KW; (3-11) 2.選擇帶型 根據(jù)Pc=7.15 KW，n1=960 r/min，查參考文獻[12]圖12-9初步選用普通V帶Α型 3.確定帶輪的基準直徑 初選小帶輪的基準直徑D1 根據(jù)Ｖ帶截型，查參考文獻[12]表12-3、12-11選取D1Dmin。為了提高Ｖ帶的壽命，宜選取較大的直徑。 選取主動輪基準直徑 D1=125 mm，從動輪基準直徑D2 = i1D1= 4×125=500 mm， 查參考文獻[12]表12-11選取基準直徑系列值D2=500 mm;驗算帶的速度 帶速太高則離心力大，減小帶與帶輪間的壓力，易打滑；帶速太低，要求傳遞的圓周力大，使帶根數(shù)過多，故V應在5～25 mm/s之內(nèi)。若V超此范圍可調(diào)整小帶輪基準直徑D1或轉速。帶速計算式為： 　　　　　　　 V=D1n1/(60×1000), 　　　　　　　　　　　　(3-12) 所以 V=×125×960/(60×1000)=6.28 m/s; 帶的速度合適。 4.確定中心距和帶的基準長度 帶傳動中心距不宜過大，否則將由于載荷變化引起帶的顫動。中心距也不宜過小否則帶短饒轉次數(shù)多，會降低帶的使用壽命，同時也使1減小，降低傳動能力。所以，對于帶傳動，中心距0一般可取為： 0.7(D1+ D2)02(D1+D2), 　　　　　　　　　　　(3-13) 將D1、D2代入，初選中心距 0=500 mm 帶長 Ldo=20+(D1+ D2/2+(D2-D1)2/4o , 　　　　　　　　 (3-14) 　　　=2×500+×625/2+(500-125)2/(4×500)=2052.1 mm; 查參考文獻[12]表12-5選取Α型帶的標準基準長度 Ld=2240 mm; 實際中心距 　　　　 (3-15) =596 mm 取 =600 mm 5.驗算小帶輪上的包角1 　　　　　　　　1=180o- (D2-D1)×57.3o/ 　　　　　　　　　 (3-16) 　　　　　　　　=180o- (500-125)×57.3o/600=144o120o 故包角合適。 6.確定帶的根數(shù)z 　V帶根數(shù)按下式計算： 　　 　　　　　 　　　　(3-17) 　　其中 P為計算功率； 　　　　 Po是單根V帶的基本額定功率； 　　　　 △Po為單根V帶額定功率的增量； 　　　　 K為包角修正系數(shù)； 　　　　 KL為長度系數(shù)。 　　查參考文獻[12]表12-12 得 K=0.91; 　　查參考文獻[12]表12-13 得 KL=1.06; 　　查參考文獻[12]表12-6，得Po=1.40; 　　查參考文獻[12]表12-7 得 △Po=0.11; 　　于是 Z=7.15/[(1.40+0.11)×0.91×1.06]=4.9，取Z=5根。 7.確定帶的初拉力F0 初拉力的大小是保證帶傳動正常工作的重要因素。初拉力過小，摩擦力小，容易打滑；初拉力過大，帶的壽命低，軸和軸的承受力大。單根V帶張緊后的初拉力F0為： 　　F0=500P/(zv)×(2.5/K-1)+qv2; 　　　　　　　　(3-18) 查參考文獻[12]表12-2得 q=0.10 kg·m-1 代入計算得 F0=500×7.15/(5×6.28)×(2.5/0.91-1)+0.1×6.282=203.19 N; 8.計算帶傳動作用在軸上的力(壓軸力)Q 　　為了設計安裝帶輪的軸和軸系，必須計算V帶傳動作用在軸上的力Q，它等于兩邊拉力的合力，該力可近似按下式計算： 　 Q=2zF0sin(1/2);　　　　　 　 　　　 (3-19) 　　　　 =2×5×203.19×sin(144o/2)=1932.5 N; 9.帶輪結構設計 　　 1.對V帶輪的設計的主要要求 　　 設計V帶輪的一般要求為：質(zhì)量?。唤Y構工藝性好；無過大的鑄造應力；質(zhì)量分布均勻；與帶接觸的工作面要精細加工(表面粗糙度一般為Ra=3.2m),以減少帶的磨損；各槽的尺寸和角度都應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻。 　　 2.帶輪材料 　　 由帶速v=6.28 m/s<30 m/s,用鑄鐵HT200。 　 3.結構尺寸 　　 鑄鐵制的Ｖ帶輪的典型結構有實心式，腹板式，孔板式，輪輻式。 由D1=125 mm<300 mm,故小帶輪采用腹板式結構；D2=500 mm>300 mm，故大帶輪采用輪輻式結構。 　　 根據(jù)帶輪截型查參考文獻[12]表12-15確定輪槽尺寸，其余尺寸按參考文獻[12]圖12-13中的經(jīng)驗公式計算確定。按帶輪的各部分尺寸，繪制出零件圖。 3.4 齒輪傳動設計 　　齒輪傳動是機械傳動中應用最廣泛的一種傳動形式。其主要優(yōu)點是效率高，傳動比準確，結構緊湊，壽命長；主要缺點是制造成本較高，不適宜于遠距離兩軸間的傳動。 3.4.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1.根據(jù)傳動設計方案，大小齒輪都選用漸開線直齒圓柱齒輪開式傳動，懸臂布置。 　　2.選擇材料 考慮此減速器的功率較大，故大、小齒輪材料都選用硬齒面。查參考文獻[12]表9-6選得大、小齒輪材料均為為40Cr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為48～55 HRC。 　　3.選取精度等級。 　 因采用表面淬火，輪齒的變形不大，不需磨削，故初選7級精度(按GB/T10095-1988)，齒面粗糙度R=0.8m，裝配后齒面接觸率為70％。 　　4.因為是開式硬齒面齒輪傳動，故選小齒輪齒數(shù)Z1=25，大齒輪齒數(shù)Z2=iZ1=109 3.4.2 按齒面接觸強度設計 　　由參考文獻[12]設計計算公式9-43進行計算，即 　　 　　 　　　(3-20) 　　 確定齒輪參數(shù) 　　 試選載荷系數(shù) Kt=1.3。 　　 計算小齒輪傳遞的轉矩 輸入軸功率 P1=P0=5.5×0.95×0.98=5.12 KW; (3-21) 式中 η1——帶傳動效率； 　　 η2——滾動軸承效率。 　　小輪轉矩T1，由式T1=9.55×106×P1/N1； 　　得 Ｔ1=9.55×106×5.12/240=2.04×105 N·mm。 　　查參考文獻[12]表9-12選取齒寬系數(shù)φd=0.6。 　　查參考文獻[12]表9-10查得材料的彈性影響系數(shù) ； 取=20o，故 ; 　　查參考文獻[12]圖9-34d按齒面硬度中間值52HRC查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=Hlim2=950 Mpa。 　　計算應力循環(huán)次數(shù) 　　　　　　　N1=60n1kLh=60×240×1×10×300×8=3.46×108,　 　 　　　　 　(3-22) N2=NI/I=3.46×108/4.36=7.9×107; (3-23) 　　查參考文獻[12]圖9-35查得接觸疲勞壽命系數(shù) ZN1=1.0，ZN2=1.0。 　　計算接觸疲勞許用應力 　　取安全系數(shù)SH=1，由參考文獻[12]式(9-44)得 　　　　　　　[]=ZN1Hlim1/SH=1.0×950/1=950 Mpa;　　　 　　　　　　(3-24) 　　　　　　　[]=ZN2Hlim2/SH=1.0×950/1=950 Mpa;　　　　　　　 　　(3-25) 　　計算齒輪參數(shù) 　　試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[H]中較小的值 　　由參考文獻[12]式(9-43)得 　　 　　　;　 　　　　　 (3-26) 　　計算圓周速度v 　　　　　 =0.8 m/s; 　　　　　(3-27) 　　計算齒寬b b=φdd1t=39 mm; 　　計算齒寬與齒高之比b/h mt=d1t/z1=2.6，h=2.25mt=5.85，b/h=6.7。 　　計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=0.8 m/s，7級精度，查參考文獻[12]圖9-31 得動載系數(shù)Kv=1.12,設KΑFt/b100 N/mm。 由參考文獻[12]表9-8查得 KH=KF=1.1。 由參考文獻[12]表9-7查得 KΑ=1.50。 由參考文獻[12]表9-9查得 KHB=1.30。 由參考文獻[12]表9-32查得 KFB=1.30。 故載荷系數(shù) K=KΑKvKKB=1.5×1.12×1.1×1.3=2.40。 　　按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由參考文獻[12]式(9.48)第一式得 　　　　　　　d1=d1t=65× mm=80 mm; (3-28) 　　 計算模數(shù)m 　　m=d1/z1=80/25 mm=3.2 mm。 3.4.3 按齒根抗彎強度設計 　　由參考文獻[12]式(9-46)得抗彎強度的設計公式為 　　　　　　　　;　　　　　　　　　　　 　　　　 (3-29) 　　1.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值 　　 由參考文獻[12]圖9-37查得大、小齒輪的抗彎疲勞強度極限 　　 Flim1=Flim2=520 Mpa。 　　 由參考文獻[12]圖9-38查得抗彎疲勞壽命系數(shù) 　　 YN1=1.0，YN1=1.0。 　　 2.計算抗彎疲勞許用應力。 　　取抗彎疲勞安全系數(shù)SF=1.4,由參考文獻[12]式(9-47)得 　　　　　　　　[]=YN1Flim1/SF=371.43;　　　　　　　 　 　　　　　　(3-30) 　　　　　　　　[]=YN2Flim2/SF=371.43;　　　 　　　　 　　　　　　　(3-31) 　　 3.計算載荷系數(shù)K K=KΑKvKKB=1.5×1.12×1.1×1.3=2.40; 　　 查取齒形系數(shù)。 由參考文獻[12]表9-11查得 YF1=2.62，YF2=2.18; 　　 查取應力校正系數(shù)。 由參考文獻[12]表9-11查得 YS1=1.59，YS2=1.79; 　　 4.計算大、小齒輪的YFYS/[F1]并加以比較 YF1YS1/[F1]=2.62×1.59/371.43=0.0112; YF2YS2/[F2]=2.18×1.79/371.43=0.0105; 　　小齒輪的數(shù)值大 　　設計計算 ; 　　對比計算結果由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根抗彎疲勞強度計算的模數(shù)，選取標準模數(shù)第一系列 m=4 mm。 　　驗證傳動比 實際傳動比 =Z2/Z1=109/25=4.36; 傳動比誤差 △i= /4.36×100%=0.0% 5%在允許范圍內(nèi)。 3.4.4 幾何尺寸計算 　　計算分度圓直徑 d1=z1m=25×4=100 mm, d2=z2m=109×4=436 mm; 　　計算中心距 =(d1+d2)/2=(100+436)/2=268 mm; 　　計算齒輪寬度 b=Фdd1=0.6×100=60，取b2=b=60 mm，取b1=b2+(5～10)=65 mm; 3.4.5 驗算 Ft=2T1/d1=2×2.1×105/100 N=4200 N, KΑFt/b=1.5×4200/60=105100 N/m, 合適。 3.4.6 齒輪主要幾何參數(shù) Z1=25，Z2=109，i=4.36，m=4 mm; d1=mZ1=4×25=100 mm，d2=mZ2=4×109=436 mm; d1=d1+2hm=100+2×1.0×4=108 mm; d2=d2+2hm=436+2×1.0×4=444 mm; df1=d1-2(h+c)m=100-2×(1.0+0.25)×4=90 mm; df2=d2-2(h+c)m=436-2×(1.0+0.25)×4=426 mm; =(d1+d2)/2=(100+436)/2=268 mm; b2=b=60 mm，b1=65 mm。 3.5 本章小結 　　本章敘述了400KN曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)設計過程及尺寸計算，包括電動機規(guī)格的選取、帶傳動的設計、齒輪傳動的設計，并進行校核計算。 第4章 曲柄壓力機執(zhí)行機構設計 4.1 曲柄滑塊機構的運動分析和受力分析 滑塊的位移與曲柄轉角的關系：滑塊經(jīng)連桿與曲柄連接，曲軸轉動一周，滑塊上下往復運動一次。如圖4-1所示，是曲柄滑塊機構處于任意位置時的情況。 　　　　　　　　　　　　　　圖4-1 曲柄滑塊機構 R表示曲柄半徑，L表示連桿長度。θ表示曲柄的轉角，習慣上由曲柄最低位置(相當于滑塊在下死點)、沿曲柄旋轉的相反方向計算。B點表示連桿小端的中心，也是滑塊上的一點。所以B點的位移可以代表滑塊的位移。若以滑塊的下死點B1作為計算的原點，那么在任意位置時滑塊的位移為： SB=OB1OB= OB1- (OΑ'+Α'B) =(R+L)- (Rcosθ+Lcosβ)=R(1-cosθ)+L(1-cosβ) = R[(1-cosθ)+ L/R(1-cosβ)] 令R/L=λ(連桿系數(shù))，代入上式得： SB=R[(1-cosθ)+(1-cosβ)/λ] 其中β是連桿與中心線OB1的夾角，它的值可以從三角形OΑB中求得： sinβ= ΑΑ'/L=Rsinθ/L=λsinθ 故cosβ=，代入上式得： cosβ=，所以 SB=R[(1-cosθ)+(1-)/λ]; 而: 1-λ2sin2θ/2; 那么: 　　　　　　　　SB=R[(1-cosθ)+Rsin2θ/(2L)];　　　　　　　　　　(4-1) 即已知曲柄半徑R和連桿系數(shù)λ時，便可從上式求出對應于不同的θ角和SB值。 4.2 曲柄、連桿和滑塊的受力情況分析 判斷曲柄滑塊機構能不能滿足工藝要求，除了檢驗它的運動規(guī)律是否符合要求外，還有很重要的一點就是要校核它的強度。進行強度計算之前，必須首先確定機構中主要零件所受的力。 忽略摩擦和零件本身重量時滑塊的受力情況如圖4-2所示。 　　　　　　　　　　　　　　　圖4-2 滑塊的受力情況分析 　　其中P1是材料抵抗變形的反作用力，N是導軌對滑塊的約束反力，PΑB是連桿對滑塊的約束反力，這三個力交于B點，組成一個平衡的匯交力系。 根據(jù)力的平衡原理，從力三角形中可以求得力P1、N和PΑB之間的關系： PΑB= P1/cosβ，N= P1tgβ; 由sinβ=λsinθ知，當θ=90ο 時，β達到最大值。如取λ=0.3，θ=90ο 時，β=17 ο28'。 一般曲柄壓力機λ＜0.3，負荷達到公稱壓力的曲柄轉角θ僅30ο左右，因此曲柄壓力機負荷最重時的β角遠小于17ο28'。所以可認為 　　cosβ1，tgβsinβ=λsinθ，上面兩式便成為： PΑB P1，NλP1sinθ; 式中 PΑB——連桿對滑塊的約束反力，也等于連桿所收受的作用力； 　　 P1——材料抵抗變形的反作用力; 　　 N——導軌對滑塊的約束反力，也等于滑塊對導軌的正壓力； 　　 λ——連桿系數(shù)； 　　 θ——曲柄轉角。 在不計摩擦和零件本身重量時對曲軸進行受力分析如圖4-3(a)，圖4-3(b)。 　　　　　　　　　　　　　　　圖4-3(a) 曲軸連桿機構 　　　　　　　　　　　　　圖4-3(b) 曲軸受力分析 　　其中P'ΑB是連桿對曲柄的約束反力，它與前面所說的力PΑB大小相等，方向相反；R1與R2分別是曲軸支承1和2處的支反力；Pn是小齒輪對大齒輪的作用力。這幾個力雖然不在同一個平面上，但卻彼此平衡，因而組成一個空間的平衡力系。為解決這個空間力系的問題，將力P’ΑB從Α點平移到曲柄的回轉中心O點。 　　根據(jù)力學中力平移的原理，平移后還需加上一個力偶，這個力偶矩M0等于O點到力P’ΑB作用線的垂直距離m0(即OC)與力P'ΑB的乘積，即： 　　M0=P'ΑB×m0 由于PΑB=PΑBP1，所以上式又可寫成：M0P1×m0。 　　即該扭矩就是曲柄所需傳遞的扭矩，也是大齒輪所需傳遞的扭矩。 其中m0可從幾何關系中求出，在三角形OΑC中，由于∠OΑC=θ+β，OΑ=R， 所以： m0=R sin(θ+β)= R(sinθcosβ+cosθsinβ); 　又cosβ1，sinβ=λsinθ， 　所以上式成為： 　　　　　　　　m0=R(sinθ+λcosθsinθ)=R(sinθ+λsin2θ/2);　 　　　　　 (4-2) 所以在不計摩擦時曲軸所需傳遞的扭矩： M0=P1 R(sinθ+λsin2θ/2); 查參考文獻[14]表2-2 得sinθ+λsin2θ/2=0.2; 　在計算曲軸所需的傳動扭矩，如果不考慮摩擦的影響，會帶來較大的誤差，所以計算時，因考慮摩擦所增加的扭矩Mμ。在曲柄滑塊機構中的摩擦主要發(fā)生在四處：滑塊導向面與導軌之間的摩擦;曲軸支承頸與軸承之間的摩擦;曲柄頸與連桿大端軸承之間的摩擦;連桿銷與連桿小端軸承之間的摩擦。上述四處的摩擦都會使曲軸增加所需傳遞的扭矩。由經(jīng)驗可知，摩擦扭矩Mμ是不計摩擦時的扭矩M0的5％。所以曲柄所需傳遞的總扭矩 　　　　　　　　 M總=1.05 M0=1.05×400×40×0.45=7560 N·m; (4-3) 4.3 曲軸設計 　　選取曲軸材料為40Cr(調(diào)質(zhì))。 　　根據(jù)參考文獻[20]表4-10查得曲軸的許用彎曲應力[]=140 MPa，[ι]=100 MPa,單邊傳動。 　　　　　　　　　　　　　　　　　圖4-4 曲軸 初步確定主要尺寸 　　如圖4-4 按參考文獻[20]表4-8經(jīng)驗公式得： 　　　　　d0(4.5～5)=(4.5～5)100 mm 　　 (4-4) dΑ(1.1～1.4)d0110 mm lΑ(1.3～1.7)d0170 mm lq(2.5～3.0)d0270 mm l0(1.5～2.2)d0150 mm r(0.08～0.10)d08 mm 　　2.強度校核計算 　　由參考文獻[20]表4-11曲軸強度計算公式得 　　　　　　　 ?。?(lq-lΑ+8r)Fg/(0.4dΑ2) 　　　　　　 　 (4-5) Α－Α=(270-170+8×8)×400/(0.4×1102)13.6MPa[]=140 MPa 符合要求。 　　　　　　　　　ιB－B=5M總/d03×103　　　　　　　　　　　　　 　 (4-6) ιB－B=5×7560/1003×10337.8 MPa[ι]=100 MPa 符合要求。 4.4 連桿設計 　　連桿是曲柄滑塊機構中的重要構件。壓力機在工作時，連桿要傳遞工作載荷，因此要求具有足夠的強度。在運動過程中，連桿作平面復合運動，故連桿兩端應分別與曲柄和滑塊鉸接。同時，為了調(diào)節(jié)壓力機的裝模高度(或封閉高度)，連桿的長度還要求可調(diào)。 　　根據(jù)曲柄壓力機的設計方案采用球頭式連桿，連桿材料為球墨鑄鐵QT450－5。 　　已知Fg=400 KN。 4.4.1 連桿主要尺寸的經(jīng)驗數(shù)據(jù) 　　　　　　　　圖4-5(a) 調(diào)節(jié)螺桿　　　　　　　　 圖4-5(b) 連桿 查參考文獻[20]表4-13，按經(jīng)驗公式 dB(3.9～5.7)=(3.9～5.7)=80 mm;取 dB=80 mm。 d0(0.59～0.83)dB=60 mm，d2 (0.8～1.0)d0=50 mm, d3(0.9～1.0)dB=80 mm，d4(1.5～1.86)d0=120 mm, H(1.5～2.3)d0=100 mm; 4.4.2 校核連桿和調(diào)節(jié)螺桿的強度 　　1.校核調(diào)節(jié)螺桿的最大壓縮應力 已知螺桿直徑d0=60 mm，查參考文獻[20]表4-15螺桿內(nèi)徑 d1=51.796 mm，Αmin=30.0 cm2，則 y=Fg/Αmin=400/30.0=13.33 KN/cm2 =1.33×108 Pa; 　　調(diào)節(jié)螺桿的材料用45鋼(調(diào)質(zhì))，取許用應力較小數(shù)值[y]=1800×105 Pa 所以y[y]，強度符合要求。 　　2.核算調(diào)節(jié)螺紋的強度 因螺距S=6 mm，螺母外徑d0'=60 mm，螺母內(nèi)徑d1'=52.8 mm，h=0.8S=5 mm，H=90 mm。 所以 　　　　　　　　　w=1.5 Fg(d0'-d1')/(nd0'h2);　　　 　　　 　　　　　(4-7) =1.5×400×103×5×(60-52.8)/3.14×90×60×52; =50.96 MPa; 　　螺母的材料用HT20－40，查參考文獻[20]表6-4得[w]=55 MPa，w< [w]，合乎要求。 4.5 導軌設計 導軌的功用是導向和承載。即保證運動部件在外力作用下，能準確地沿著一定的方向運動。導軌的質(zhì)量在一定程度上決定了壓力機的加工精度、工作能力和使用壽命。因此，導軌必須滿足下列設計基本要求： 　　1.導向精度。 　　導向精度是指動導軌沿支承導軌運動時，直線運動導軌的直線性和圓周運動導軌的真圓性，以及導軌同其他運動之間相互位置的準確性。 　　2.精度保持性。 　　為了能長期保持導向精度，對導軌提出了剛度和耐磨性的要求。若剛度不足，則直接影響部件之間的相對位置精度和導軌的導向精度，使導軌面上的比壓分布不均勻，加劇導軌面的磨損。 　　3.結構工藝性。 　　在可能的情況下，應盡量使導軌結構簡單，便于制造和維護。 壓力機導軌采用V形，左右對稱布置如圖4-6 所示。導軌與滑軌應有適當?shù)拈g隙，間隙小，導向準確，但過小，則會出現(xiàn)發(fā)熱、拉毛和發(fā)黑現(xiàn)象，造成導軌和滑塊接觸面迅速磨損。為了使滑塊在適當?shù)拈g隙內(nèi)運動，導軌與滑塊的間隙設計成可調(diào)整的。 下圖中，右導軌是固定的，左導軌在固定螺栓松開后，擰動調(diào)節(jié)螺栓(圖中未畫出)，可以左右移動，以便調(diào)節(jié)間隙。 導軌滑動面所用的材料為灰鑄鐵HT150，滑塊所用的材料也為HT150。 　　 　 圖4-6 導軌 4.6 本章小結 　　本章對400 KN 曲柄壓力機的執(zhí)行機構進行設計，主要對曲軸、連桿、及導軌進行尺寸計算說明并進行各部分強度校核。 第5章 曲柄壓力機主要零部件結構設計 5.1 傳動軸設計 5.1.1 按扭轉強度條件計算 選軸的材料45鋼，根據(jù)參考文獻[12]計算公式18-2 　　　　　　　　　　　; (5-1) 因P1=5.23 KW；n=240 r/min，查參考文獻[12]表18-2取Α0=120 代入上式得 d=34 mm。 考慮到有鍵槽d應擴大7%－10%，取d=40 mm。 5.1.2 按彎扭合成強度條件計算 傳動軸上的作用力有兩個，一個是齒輪作用力，另一個是皮帶作用力大齒輪對小齒輪的法向力 Pn=2.13 M1/(mz1)。 其中模數(shù)m= 4 mm,齒數(shù)z1=25，小齒輪所需傳遞的扭矩 T1=2.04×105 N·mm; 故 Pn=2.13×2.04×105/(4×25)=4.3×103 N; 由皮帶輪設計可知，皮帶對軸的作用力 Q=1932.5 N; 　　軸的受力情況如圖5-1，圖中R1 和R2是支座反力。 　　　　　　　　　　　　　　圖5-1 傳動軸受力分析圖 　　 由于截面Ⅰ－Ⅰ的彎矩和扭矩最大，所以此截面最危險。下面核算Ⅰ－Ⅰ截面的強度： Mw=4.3×103×628/21.3×106 N·mm; 由參考文獻[12]表18-3選取軸的許用彎曲應力[]=80 MPa 　 ; (5-2) 　　其中是考慮彎距和轉距所產(chǎn)生的應力的循環(huán)特性不同而引入的修正系數(shù)。選取=1， 　　代入計算 得。 圓整后，取d=60 mm。 5.1.3 核算軸的疲勞強度安全系數(shù) 由于Ⅱ－Ⅱ截面有臺階，應力集中現(xiàn)象比較嚴重，且直徑較小(dⅡ=65 mm),扭矩又比較大，扭矩和其它截面相同彎矩MW=1.3×106 N.