J11—100單柱固定臺曲柄壓力機的設計含6張CAD圖,j11,固定,曲柄,壓力機,設計,cad 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 目 錄 摘 要 i Abstract ii 第一章 緒論 1 二、J11—100單柱固定臺曲柄壓力機的基本參數(shù) 1 三、開式壓力機設計的基本要求 2 第二章 電動機的選擇和飛輪設計 3 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 3 第二節(jié) 電動機的選擇 3 一、選擇電動機的類型 3 四、計算總傳動比和分配傳動比 5 五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5 第三節(jié) 飛輪轉動慣量及尺寸計算 6 一、壓力機一次工作循環(huán)所消耗的能量 6 三、飛輪尺寸計算 9 四、飛輪輪緣線速度驗算 11 第三章 機械傳動系統(tǒng) 11 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)的類型及系統(tǒng)分析 11 一、傳動系統(tǒng)類型 11 二、傳動系統(tǒng)的布置方式 11 第二節(jié) V帶傳動設計 13 第三節(jié) 齒輪傳動的設計 16 第四節(jié) 轉軸的設計 18 第五節(jié) 平鍵連接 21 第四章 曲柄滑塊機構 22 第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析 22 一、曲柄滑塊機構 22 第二節(jié) 曲柄軸的設計計算 24 第三節(jié) 連桿和封閉高度調節(jié)裝置 28 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 32 第五節(jié) 滑動軸承 33 一、滑動軸承的結構 33 二、滑動軸承的潤滑及軸瓦結構 33 三、滑動軸承的計算 33 第四章 離合器與制動器 35 第一節(jié) 離合器與制動器的作用原理 35 第二節(jié) 離合器的設計 36 一、離合器的類型、工作特性及其選用原則 36 二、雙轉鍵離合器的結構 37 第三節(jié) 制動器的設計 39 第二節(jié) 機身計算 41 第六章 過載保護裝置設計 44 結束語 49 參考文獻 51 致 謝 52 iv 第一章 緒論 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(nóng)機、農(nóng)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、J11—100單柱固定臺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)。現(xiàn)將J11—100單柱固定臺曲柄壓力機基本參數(shù)分別敘述如下： 1、 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=1000KN 2、 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=20-100mm 3、 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)?；瑝K行程次數(shù)的高低反映了壓力機沖壓的生產(chǎn)效率。n=65次/分 4、 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。 　　 　　5、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。 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?！? 第二章 電動機的選擇和飛輪設計 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。 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。 J11-100的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。 圖1-1 J11-100傳動示意圖 二、選擇電動機的功率 工作機所需的電動機輸出功率為 所以 由電動機至工作機之間的總效率（包括工作機效率）為 式中分別為帶傳動、齒輪傳動、滑動軸承的效率。取，則 所以 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 三、確定電動機的轉速 查機械課程設計附錄表K.1選電動機型號Y200-6，額定功率22kw,滿載轉速970 r/min 四、計算總傳動比和分配傳動比 總傳動比 按推薦的合力傳動比范圍，V帶的傳動比的范圍為i=2-4，單機齒輪的傳動比范圍是i=3-5，若齒輪分配傳動比太大，會造成大齒輪尺寸加工困難，噪聲污染等問題。故初步分配為帶的傳動比為i=3.73，齒輪的傳動比為i=4 五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉速 Ⅰ軸 ==970r/min Ⅱ軸 曲軸 （2） 各軸的輸入功率 Ⅰ軸 22kw Ⅱ軸 22×0.96=21.12 曲軸 21.12×0.99×0.97=20.28 （3）各軸輸入轉矩 計算電動機軸的輸出轉矩 Ⅱ軸 216.6x3.73×0.97=783.7 曲軸 783.7×4×0.97=3040.8 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 Ⅱ軸 曲軸 轉速n(r/min) 970 260 65 輸入功率P/KW 22 21.12 20.28 輸入轉矩T（N·m） 216.6 783.7 3040.8 傳動比i 3.73 4 效率η 0.97 0.93 0.92 第三節(jié) 飛輪轉動慣量及尺寸計算 一、壓力機一次工作循環(huán)所消耗的能量 + 式中—工件變形功。 —氣墊工作功，即壓邊時所需的功。 —工作行程時由于曲柄滑塊機構得摩擦所消耗的能量。 —工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量。 —壓力機構向上、向下空行程所消耗的能量。 —單次行程滑塊停頓飛輪空轉所消耗的能量。 —單次行程離合器接合所消耗的能量。 —中間傳動環(huán)節(jié)所消耗的能量。 下面分別敘述各項能量的計算。 1、 工作變形功 對不同的沖壓工藝，在工作行程內工件變形力是變化的。 =0.315 式中—壓力機公稱壓力,KN —板料厚度, 經(jīng)驗公式，對慢速壓力機= 所以 2、 氣墊工作功 無氣墊壓緊裝置，所以為0。 3、 工作行程時由于曲柄滑塊機構得摩擦所消耗的能量 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，建議按下式計算： 式中，—曲柄滑塊機構的摩擦當量力臂（mm）， —壓力機公稱壓力（）。 — 公稱壓力角（°），； 因為公稱壓力角為0所以做功為零 4、 工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量 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： 式中—壓力機總的垂直剛度（）。() —壓力機垂直剛度,對于開式壓力機。 5、壓力機構向上、向下空行程所消耗的能量 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為壓力機額定功率的。 當壓力機的公稱壓力為1000時，推薦的空行程消耗能量為600。 6、 單次行程滑塊停頓飛輪空轉所消耗的能量 根據(jù)試驗，壓力機飛輪空轉時電動機所消耗的功率約為壓力機額定功率的,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。 飛輪空轉時所消耗的能量 —飛輪空轉消耗的功率。按推經(jīng)驗薦取值為0.5。 n—壓力機行程次數(shù)。 —行程利用系數(shù)，。 所以 圖1-1 行程利用系數(shù) 壓力機行程次數(shù) <15 20～40 40～70 70～100 200～500 行程利用系數(shù) 0.7～0.85 0.5～0.65 0.45～0.55 0.35～0.45 0.2～0.4 7、 單次行程離合器接合所消耗的能量 離合器為剛性離合器，不消耗能量。為0。 8、 中間傳動環(huán)節(jié)所消耗的能量 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： 式中—工件變形功。 —氣墊工作功，即壓邊時所需的功。 —工作行程時由于曲柄滑塊機構得摩擦所消耗的能量。 —工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量。 —單次行程離合器接合所消耗的能量。 —考慮到齒輪傳動的效率。，其中：—齒輪嚙合效率； —一對軸承傳動的效率。 —考慮到皮帶傳動的效率。，其中：—皮帶效率；—一對軸承傳動的效率。 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： + 二、飛輪轉動慣量計算 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： 式中 —工作行程時所需能量 —電動機在額定轉速下飛輪的角速度 —飛輪轉速相對波動情況的轉速不均勻系數(shù) 其中 —實際電機系數(shù)，； —電機額定轉差率，； —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)，； —修正系數(shù)，。 ——公稱壓力角（°）； ——壓力機行程次數(shù)利用系數(shù)（） 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，一般飛輪形狀如圖1—2所示，圖中： Ⅰ是輪緣部分，其轉動慣量為； Ⅱ是輪輻部分，其轉動慣量為; Ⅲ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， 由第三章已知，輪緣部分寬度。 飛輪本身的轉動慣量， 其中輪緣部分是主要的，要比、大的多。 故在近似計算中只考慮更趨于安全。 而 所以 式中 ——金屬密度（）， 對鑄鋼：。 圖1—2 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： < 式中：——飛輪最大直徑； ——飛輪轉速； ——許用線速度，對鑄鋼飛輪。 第三章 機械傳動系統(tǒng) 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： （一）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： 1.重量較輕，成本低。 2.安裝和維修較方便。 （1） 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，由于小皮袋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6～8，齒輪傳動比不超過7～9.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240～470轉/分之間。 第二節(jié) V帶傳動設計 上述計算得出J11—50型曲柄壓力機的電動機功率為22，轉速為970轉/分，三角皮帶傳動比為i=3.73 1、 確定計算功率 由《機械設計》表8.6查的工作情況系數(shù)=1.2 由式（8.18）==1.2×22=26.4 其中P為電動機的額定功率，由第一章得P=22 2、 選擇V帶的型號 開式曲柄壓力機上常用的三角皮帶有O、A、B和C四種型號。 根據(jù)圖8.15,由=26.4，轉速=970r/min，確定選用C型普通V帶。 3、 確定帶的基準直徑 （1） 按設計要求，由表8.7查得，初選C型帶輪的直徑為300 （2） 驗算帶速 在5～25m/s之間，滿足帶速要求。 （3）計算從動帶輪基準直徑 ，取ε=0.01， 按帶輪的基準直徑系列取 。 實際傳動比 傳動比誤差相對值<5（一般允許誤差），所選大帶輪直徑可用。 4、 確定中心距和帶的基準長度 ， ， 取1420， 帶長 由《機械設計》表8.3，選取帶的基準長度為5380， 計算實際中心距 5、核算小帶輪包角 ，滿足要求。 6、計算皮帶的繞行次數(shù) 次/<20次/ 7、確定V帶的根數(shù) 式中：—單根V帶的基本額定功率，由《機械設計》表8.9，得為 3.86。 —時傳遞功率的增值，由《機械設計》表8.11，得 為0.30。 —按小帶輪包角查得的包角系數(shù)，由《機械設計》表8.8， 得為0.95。 —長度系數(shù)，由《機械設計》表8.3， 為1.15。 所以，根，取z=4根。 8、 計算帶的張緊力和軸向載荷 單根帶的張緊力為 帶輪軸的軸向載荷 9、 確定帶輪的結構尺寸 由《機械設計》表8.5得 節(jié)寬 槽間距 基準線上槽深 基準線下槽深 最小輪緣厚度 外徑 帶輪寬 第三節(jié) 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J11—100單柱固定臺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241～286HBS，=700，=500；大齒輪材料45鋼，調質處理，硬度229～286HBS，=6650,=360；精度8級。 二、開式齒輪按齒輪彎曲疲勞強度設計 Ⅱ軸的轉矩=，即小齒輪轉矩。 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17～20。 取齒數(shù)20，傳動比=4， 在實際計算中，應該將上式簡化，設由《機械設計》式9.17求得 在應用上述公式時，應該注意應對大小齒輪，進行比較并按照兩者中的較大值進行比較，模數(shù)應圓整成標準值。對于傳遞動力的齒輪，模數(shù)一般應大于2mm。 許用彎曲應力單向受載時，許用彎曲應力按下式計算： 其中為失效率為1%時，試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限,見圖9.23；為彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)，參考表9.13選??；為彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)，查9.24；為尺寸系數(shù)，查圖9.25。 查圖9.23得彎曲疲勞極限 查表9.13得彎曲疲勞強度安全系數(shù) 查圖9.24的彎曲疲勞強度壽命系數(shù)：（粗略計算時，按載荷穩(wěn)定） （為齒輪每轉一周，同一側面的齒合次數(shù)，n為轉速） 由圖9.24查取彎曲壽命系數(shù)： 查圖9.25查取尺寸系數(shù)： 查圖9.21外齒形系數(shù)： 查圖9.22外應力修正系數(shù)： 應按大齒輪設計校核 （查表9.16?。? 查標準模數(shù)圓整為7mm，為了補償磨粒磨損把模數(shù)增大10%,故取模數(shù)為8mm 中心距 分度圓直徑 齒寬 齒輪懸臂分布,取 b= 取 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑 齒高 齒根高 齒頂高 齒距 齒厚 齒槽高 第四節(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。 二、J11—100單柱固定臺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《材料力學》相關材料：許用扭轉應力=30～40，抗拉強度，屈服強度，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限，與軸材料有關的系數(shù)=118～107。 2、 初步計算 由上述計算的轉軸傳遞的轉矩，輸入的功率 按許用切應力計算，實心軸的扭轉強度條件為 寫成設計公式為 式中：—切應力， ； —軸所受的轉矩，； —軸的抗扭截面系數(shù)，； —軸的轉速，； —軸傳遞的功率，； —軸的計算直徑，； —許用切應力，； —與軸材料有關的系數(shù)。 代入上式得 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=51.68×（1+0.07）=55.2，圓整為56。 3、 按彎扭合成作用核算強度 齒輪的法向作用力為： 其中切于分度圓的圓周力 分度圓壓力角，則 所以求得 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。 由于Ⅰ—Ⅰ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Ⅰ—Ⅰ截面的強度。 由彎矩產(chǎn)生的彎曲應力為： 由扭矩產(chǎn)生的剪應力為： 當量彎曲應力為： 軸的材料是45鋼（調質），=221.875～253.57，因此，符合要求。 4、 核算疲勞強度 由于Ⅱ—Ⅱ截面有臺階，應力集中現(xiàn)象比較嚴重，且直徑最?。?56），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2—19查得Error! Reference source not found.=0.1，=0.05，由表2—20查得=0.75，=0.73，由表2—21，據(jù)=，查得=2.6，=1.65，由表2—23查得。 又因 所以 所以疲勞強度也符合要求。 第五節(jié) 平鍵連接 在開式曲柄壓力機上，齒輪、皮帶輪等零件和軸的聯(lián)接常采用平鍵聯(lián)接。為避免聯(lián)接中較弱零件（一般是輪轂）壓壞，應驗算擠壓應力： 式中：—鍵所需傳遞的總扭矩，=； —鍵與輪轂的接觸高度； —鍵的工作長度，對于圓頭普通平鍵，因為兩端的圓部頭 部分與輪轂上的鍵槽不接觸，所以=，對于C型鍵，； —鍵的名義長度，考慮到受力不均勻的原因，其最大長度應限制為； —鍵的寬度； —軸的直徑； —鍵的個數(shù)，為避免加工困難和過分削弱軸的強度，一般； —考慮鍵受載不均勻的系數(shù)，當=2時，=0.75，=1時，=1； —平鍵聯(lián)接的許用擠壓應力，由于曲柄壓力機上的聯(lián)接鍵不是經(jīng)常處于滿載的情況下工作，所以可取得較高。輪轂材料為鋼時，=150～250（有的壓力機，輪轂材料為，高達335）；輪轂材料為鑄鐵時，=80～100。 大皮帶輪的材料為，采用單圓頭普通平鍵（C型），查表得鍵的寬度=14，名義長度，鍵與輪轂大皮帶輪的接觸高度，軸的直徑，，； <,滿足要求。 對于齒輪，材料為鋼制，采用A型鍵，查表得寬度，名義長度，，，，； <，滿足要求。 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 一、曲柄滑塊機構 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；——滑塊的位移，由滑塊的下死點算起；α——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： 將上式對時間t微分，可求的滑塊的速度： 式中——連桿系數(shù)； ——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 滑塊導軌的反作用力為： 式中——摩擦系數(shù)，； ——連桿上、下支承的半徑。 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在摩擦所引起的附加扭矩，即 式中——理想當量力臂； ——摩擦當量力臂； ——曲軸主軸承半徑。 則曲柄滑塊機構的當量力臂為： 曲軸扭矩為： 如果上式取和（—公稱壓力，—公稱壓力角），則曲柄壓力機所允許傳遞的最大扭矩為： 第二節(jié) 曲柄軸的設計計算 曲軸的結構示意圖 圖3—2 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 （） 式中 ——壓力機公稱壓力（KN）， 取 。 其他各部分尺寸見下表3-1 曲軸尺寸經(jīng)驗數(shù)據(jù) 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（） 曲柄頸直徑 ～ 205 支承頸長度 ～ 284 曲柄兩臂外側面間的長度 ～ 434 曲柄頸長度 ～ 237 圓角半徑 ～ 14 曲柄臂的寬度 ～ 237 曲柄臂的高度 316 1、曲軸強度計算 曲軸的危險截面為曲柄頸中央的Ⅰ—Ⅰ截面和支承頸端部的Ⅱ—Ⅱ截面。 Ⅰ—Ⅰ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： 彎曲應力及強度條件： <[]=140 由上式可以導出滑塊上許用負荷： Ⅱ—Ⅱ截面為扭彎聯(lián)合作用，但扭矩比彎矩大得多，故可以只計算扭矩的作用。 扭矩： 剪切應力及強度條件： 滑塊上許用應力： 考慮疲勞和應力集中的影響，許用應力如下計算： 140～200 100～150 式中 ——曲軸材料屈服極限（MPa），調質處理，； ——安全系數(shù)，取2.5～3.5。 三、曲軸剛度計算 剛度計算簡圖 用摩爾積分法計算曲柄頸中部的撓度。 第一項很小，可以忽略，故簡化公式為： 式中： —公稱壓力； —彈性模數(shù)，對鋼曲軸； —曲柄頸的長度； —曲柄壁厚度； —圓角半徑； —支撐頸、曲柄臂、曲柄頸的慣性矩； 所以，撓度。 第三節(jié) 連桿和封閉高度調節(jié)裝置 連桿和封閉高度調節(jié)裝置的結構 圖3-3 1、連桿蓋 2、連桿 3、調節(jié)螺桿 4、球頭壓蓋 5、球頭下座 6、滑塊 7、螺釘 8、鎖緊塊 9、鎖緊塊 由設計條件知連桿長度可調，就用改變連桿長度的方法改變壓力機的封閉高度。如圖3—3所示連桿和封閉高度調節(jié)裝置的結構，這種連桿由連桿蓋1、連桿2和球頭調節(jié)螺桿3等零件組成。其上端套在曲柄軸頸上，下端以球頭和滑塊6中的球座5及球頭壓蓋4連接。借扳手或用鐵棍撥動棘爪轉動球頭螺桿，就可以改變連桿長度，從而改變壓力機的封閉高度。 二、連桿的計算 1、 連桿的作用力: 單點壓力機： 2、確定連桿及調節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗公式： （1）球頭式調節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗公式見下表： 計算部位 代號 經(jīng)驗公式 實際尺寸 球頭調節(jié)螺桿 mm ～ 142 ～ 114 ～ 114 ～ 142 連桿 mm ～ 182 ～ 285 （2）連桿總長度L的確定 確定連桿長度L時，應根據(jù)壓力機的工作特點，結構型式，精度和剛度要求等全面考慮。一般開式壓力機的連桿系數(shù),即連桿長度。 取，即 三、連桿及球頭調節(jié)螺桿的強度計算 連桿及因兩端有摩擦力矩存在，連桿及球頭調節(jié)螺桿受到壓應力和彎曲應力的聯(lián)合作用，應當演算其危險截面A—A的合成力使： 危險截面的壓應力： 式中 ——連桿作用力（KN）; ——危險截面A—A的面積（）； 危險截面的彎曲應力: 式中—危險截面的截面模數(shù)，圓形截面； ——危險截面的彎矩（） 式中 —摩擦系數(shù)，?。? —曲柄軸頸同連桿下支承端軸頸的半徑（）； ； X—危險截面到連桿下支承軸頸中心的距離（），； L—連桿的總長度（），對于長度可調的連桿。 球頭調節(jié)連桿常用45鋼鍛造，調質處理220～250，=180～220，球頭表面淬火，硬度為42。連桿體采用35,正火處理。 四、調節(jié)螺桿的螺紋 調節(jié)螺桿的螺紋，常采用強度較高的特種鋸齒形螺紋和梯形螺紋。因為壓力機是在重載情況下工作，故采用梯形螺紋，尺寸為M100×12。 五、調節(jié)螺桿的螺紋計算 由于螺母的材料一般較調節(jié)螺桿差，同時標準梯形螺紋及特種鋸齒形螺紋的抗彎強度均比擠壓強度，剪切強度低，所以一般只計算螺母（即長度可調連桿的連桿體，或調節(jié)螺母）的彎曲應力。 式中 、——螺紋的外徑和內徑； S——螺距； H——螺紋最小工作高度，； h——螺紋牙根處高度，對于梯形螺紋； ——連桿體或調節(jié)螺母螺紋的許用應力，對鑄鋼ZG35， 。 < 六、連桿上的緊固螺栓 連桿上端分成兩部分，應用緊固螺栓連接。緊固螺栓承受的載荷較為復雜，一般不予計算。查閱相關資料并參考，螺栓個數(shù)4個，螺栓直徑M24. 第四節(jié) 滾動軸承的選擇 一、滾動軸承概述 滾動軸承具有滾動摩擦的特點，因此它的優(yōu)點有：摩擦阻力小，啟動及運轉力矩小，啟動靈敏，功率損耗小且軸承單位寬度承載能力較大，潤滑、安裝及維修方便等。與滑動軸承相比，滾動軸承的缺點是徑向輪廓尺寸大，接觸應力高，高速重載下軸承壽命較低且噪音較大，抗沖擊能力較差。 選擇軸承類型時應考慮多種因素。 1、 載荷條件 載荷較大時，一般選用線接觸的滾子軸承，反之選擇點接觸球軸承；軸承受純徑向載荷或主要承受徑向載荷，通常選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承；受純軸向載荷時選用推力球軸承，軸向力大時選用推力滾子軸承；當軸承同時受徑向和軸向載荷時應選用角接觸軸承或圓錐滾子軸承，當軸向載荷較大時，通常選用四點接觸球軸承或推力球軸承與深溝球軸承的組合結構。 2、 軸承轉速 通常軸承的工作轉速應低于其極限轉速。否則會降低使用壽命。一般轉速較高、載荷較小、要求旋轉精度高時，宜選用極限轉速較高的球軸承。超過極限轉速較多時，應選用特制高速滾動軸承。轉速低、載荷大獲沖擊載荷時應選用滾子軸承。 3、 調心性能 各種軸承使用時允許的偏斜角應控制在允許范圍內，否則會引起軸承的附加載荷而降低軸承的壽命。 4、 安裝和拆卸要求 為了便于軸承的安裝、拆卸和調整間隙，選用內、外圈可分離的軸承。若軸承裝在長軸上，為了便于裝拆和緊固，可選用帶內錐孔或帶緊固套的軸承。 5、 經(jīng)濟性 選用軸承時應考慮經(jīng)濟性。球軸承比滾子軸承便宜，同型號不同公差等級的軸承比價為P0:P6:P5:P4≈1:1.5:2:6。選用高精度軸承時應慎重。 二、滾動軸承型號選擇 根據(jù)上述的選擇原則，在J11—100單柱固定臺曲柄壓力機的轉軸上選用一對圓錐滾子軸承作支撐，軸承徑向力，法向力為，轉速，運轉時有沖擊，軸頸直徑，要求壽命，選擇軸承型號。 根據(jù)已知條件，預選32213型軸承進行計算。 每一個軸承承受的徑向負荷為： 由于齒輪是直齒，所以忽略外加軸向力；又由于每端軸承是成對使用，徑向負荷產(chǎn)生的內部軸向力S互相抵消，因此，軸向負荷為0。 平均徑向負荷為： 平均軸向負荷 當量動負荷，壽命系數(shù)，速度系數(shù) 所以 32213軸承的額定動負荷，因此符合要求。 第五節(jié) 滑動軸承 滑動軸承承受沖擊載荷的能力強，主要用于曲軸的主軸承，連桿大小端支撐等。 一、滑動軸承的結構 壓力機中常用的滑動軸承有整體式和剖分式兩種。 整體式軸承結構簡單，但磨損后無法調節(jié)軸承間隙，軸只能從端部裝入，這會給粗重的軸或階梯軸的安裝造成困難。 剖分式軸承磨損后，可用改變墊片厚度的方法調節(jié)軸承的間隙，裝配也叫方便。剖分式的軸承中，軸承所承受的徑向載荷方向不得超過軸承中心線35°左右，否則就應采用斜剖分式滑動軸承。 二、滑動軸承的潤滑及軸瓦結構 滑動軸承必須可靠地潤滑。因此必須正確選擇潤滑劑和潤滑方式。軸和軸承之間要有一定的配合間隙。在軸瓦上要開設油孔和油槽，油孔和油槽應開在壓力最小的位置，不宜開在承載區(qū)，以免降低油膜的承載能力。 軸瓦必須用銷或螺釘定位，防止它在軸向和圓周方向竄動。 三、滑動軸承的計算 曲柄連桿機構中的滑動軸承，速度較低，承受短時高峰負荷，軸承處在邊界摩擦的狀況下工作，設計中應演算軸承軸瓦上的單位壓力p使 式中 ——軸承上的單位壓力（）； ——作用在該軸承上的壓力（N）； ——軸瓦的許用單位壓力（）； ——軸承的支承投影面積（），與軸承的結構、尺寸相關。 1、 驗算滑動軸承的單位壓力p: （1） 曲軸支承軸瓦： （2） 連桿大端軸承： （3） 連桿小端軸承（球頭式）： 2、滑動軸承軸瓦上的速度： （1） 曲軸軸承的速度： （2）連桿大端支承處的速度： 式中 ——曲軸軸承直徑（）； ——曲柄軸頸直徑（）； ——曲軸轉速（），； ——連桿系數(shù)，。 3、驗算值： 為防止發(fā)熱過于厲害，還應驗算它的值，即 式中 —軸承上的單位壓力； —軸承工作表面見的滑動速度； —許用的值，與材料有關。對材料，。 （1） 曲軸軸承： （2）連桿大端軸承：< 所以符合要求。 第四章 離合器與制動器 第一節(jié) 離合器與制動器的作用原理 在曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)中，一般在飛輪傳動的后面都設有離合器和制動器，用來控制滑塊的運動和停止。離合器和制動器一般是設在飛輪軸上或主軸上。 壓力機開動后，電動機和起蓄能作用的飛輪是在一直不停地旋轉著。每當滑塊需要運動時，則離合器接合，主動部分的飛輪通過離合器使從動部分零件（如傳動軸、齒輪、曲軸和滑塊等）得到運動并傳遞工作時所必要的扭矩；當滑塊需要停止在所需的位置上（滑塊行程的上死點或行程中的任意位置），則離合器脫開，主動部分的飛輪和從動部分零件即不發(fā)生聯(lián)系，因而不能再傳遞運動和扭矩。但是離合器脫開后，離合器部分從動部分以后的零件還儲有一定的能量，會使曲軸繼續(xù)旋轉。因此，制動器是用來在一個較短的時間內吸收從動部分零件的能量，以使滑塊停止在所需要的位置上。所以，在壓力機傳動系統(tǒng)中的離合器和制動器是保證壓力機正常工作的必要部件，而兩者又必須是密切的配合和協(xié)調地工作；或當離合器接合前的瞬時，制動器應該松開，這個工作關系是由操縱系統(tǒng)來實現(xiàn)的。一般壓力機在不工作時，離合器總是處在脫開狀態(tài)，而制動器則總是處在制動狀態(tài)中。 由此可見，離合器和制動器部件是用于電動機和飛輪不停地轉動情況下，使壓力機的曲柄連桿機構開動或停止。因此，對任何壓力機而言，離合器和制動器不僅是極其重要而不可缺少的部件，而且還決定著壓力機的操作規(guī)范。 由于工作上和使用上的要求，要求壓力機有下列操作規(guī)范：如單次行程、連續(xù)行程、自動連續(xù)行程和寸動行程。離合器和制動器部件的設計必須盡量滿足上述的操作規(guī)范，同時還應充分考慮以下的具體要求： 1、 工作可靠性 在保證離合器各工作部分零件強度和持久性的前提下。傳遞壓力機曲軸所必要的最大扭矩。 2、 操作安全性 為了確保操作者的安全，在手工送料時，不允許發(fā)生連沖現(xiàn)象，則離合器要能允許壓力機有單次行程的可能。其次，為了避免使操作者的雙