J23-16開式雙柱可傾曲柄壓力機設計含8張CAD圖,j23,16,開式雙柱可傾,曲柄,壓力機,設計,cad J23-16開式雙柱可傾曲柄壓力機設計 摘 要 本次設計主要是對曲柄壓力機傳動部分的設計。對該機械設計時考慮的主要因素是曲柄機構的受力分析和載荷的校核，以及曲柄的發(fā)熱問題。另外，通過設計飛輪使機械的工作平穩(wěn)性增強，電機功率得到減小，即滿足了設計的要求，又使設計更簡單化、合理化。通過二級變速，使電機的高速運動轉變?yōu)榛瑝K的低速運動，從而使機械的載荷能力大大增強。 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,在機械制造行業(yè)發(fā)揮著很大的作用。 關鍵詞：壓力機，曲柄機構，飛輪，機械制造 Abstract This design is mainly for the design of the transmission part of the crank press.. The main factor considered in the design of the machine is the stress analysis and the load of the crank mechanism, and the fever of the crank.. In addition, through the design of the flywheel, the mechanical stability of the machine is enhanced, and the motor power is reduced, which satisfies the design requirements, and makes the design more simple and reasonable.. Through the two level speed change, the high-speed movement of the motor is changed into the low speed movement of the slider, so the load ability of the machine is greatly enhanced.. 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, In the machinery manufacturing industry plays a very big role. Keywords: pressure machine, crank organization,flywheel, machine manufacturing 目 錄 前 言 I 一、開式曲柄壓力機的特點和應用 I 二、開式壓力機設計的基本要求 I 三、開式曲柄壓力機傳動系統的類型及系統分析 II 四、J23—16開式曲柄壓力機的基本參數 IV 摘 要 VI Abstract VII 第一章 電動機選型及飛輪設計 8 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 8 一、選擇電動機的類型 9 二、選擇電動機的功率 9 三、確定電動機的轉速 10 四、計算總傳動比和分配傳動比 10 五、計算傳動裝置的運動和動力參數 11 第三節(jié) 飛輪的設計計算 12 一、壓力機一次工作循環(huán)所消耗的能量 12 二、飛輪轉動慣量計算 15 三、飛輪尺寸計算 16 四、飛輪輪緣線速度驗算 17 第二章 帶傳動的設計 17 第三章 齒輪傳動的設計 21 一、選擇齒輪材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數 21 二、閉式齒輪按齒面接觸疲勞強度計算 21 三、齒根彎曲疲勞強度驗算 24 第四章 軸的設計 26 第一節(jié) 軸的概述 26 第二節(jié) J23—16開式曲柄壓力機的轉軸設計 26 一、材料選擇 26 二、軸的設計計算 27 第三節(jié) 曲柄軸的設計計算 30 一、曲軸的結構示意圖 30 二、曲柄軸強度設計計算 30 三、 曲軸剛度計算 32 第五章 曲柄滑塊機構 33 第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析 33 第二節(jié) 連桿和封閉高度調節(jié)裝置 35 一、連桿和封閉高度調節(jié)裝置的結構 35 二、連桿的計算 36 三、連桿及球頭調節(jié)螺桿的強度計算 36 四、調節(jié)螺桿的螺紋 38 五、調節(jié)螺桿的螺紋計算 38 六、連桿上的緊固螺栓 39 第六章 軸承的選擇 39 第一節(jié) 滾動軸承的選擇 39 一、滾動軸承概述 39 二、滾動軸承型號選擇 40 第二節(jié) 滑動軸承 41 一、滑動軸承的結構 41 二、滑動軸承的潤滑及軸瓦結構 41 三、滑動軸承的計算 42 第七章 機身設計 43 一、機身結構 43 二、強度計算 44 第一節(jié) 壓力機主要部件的結構及調整方法 46 一、機身 46 二、傳動 47 三、離合器 47 四、滑塊 47 五、平衡器 48 六、制動器 48 七、操縱器 48 第二節(jié) 壓力機的電器裝置 48 第三節(jié) 壓力機的潤滑 49 第四節(jié) 壓力機的安裝 50 第五節(jié) 壓力機的調整和啟動 50 第六節(jié) 壓力機的每日保養(yǎng)及安全 50 第七節(jié) 壓力機的精度檢查 51 第八章 過載保護裝置設計 51 一、剪切破壞式過載保護裝置的結構 52 二、剪切塊的設計計算 52 第九章 潤滑系統 54 一、稀油潤滑 54 二、干油潤滑 55 致 謝 57 參考文獻 58 前 言 一、開式曲柄壓力機的特點和應用 　　曲柄壓力機根據結構的不同，可分為開式曲柄壓力機和閉式曲柄壓力機。 　　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，工作時變形較大，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、下模具間隙的均勻性，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、儀表、農機、醫(yī)療器械等部門中。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量約占整個鍛壓機械年產量的49.5%，而在通用曲柄壓力機的生產中約占95%。 本壓力機是以曲柄連桿機構作為工作機構，曲柄連桿機構是剛性的，因此滑塊的運動是強制性的，滑塊的每分鐘行程次數及滑塊的運動曲線都是固定不變的。 二、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： 　 （1）使用要求： 　　1、參數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； I 　　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。 三、開式曲柄壓力機傳動系統的類型及系統分析 1、傳動系統類型 開式曲柄壓力機的傳動系統由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。 按傳動級數，傳動系統可分為一級傳動、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。 2、傳動系統的布置方式 曲柄壓力機傳動系統的布置，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布置主要包括以下四方面： （1）傳動系統的位置 ：開式曲柄壓力機大多采用上傳動，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：重量較輕，成本低，安裝和維修較地基較簡單；缺點是壓力機地面高度較大，運行不夠平穩(wěn)。現在通用壓力機多數為上傳動。 （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，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。 3、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，對傳動系統沖擊大，摩擦損耗也較大。 4、傳動級數和各級傳動比的分配 傳動級數的選取主要與以下三方面有關： 滑塊每分鐘行程次數 : 每分鐘行程次數高，總傳動比小，傳動級數少；每分鐘行程次數低，總傳動比大，傳動級數多。 壓力機做功的能力 :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功的能力，要比二級和二級以上傳動的曲柄壓力機低。 對機器結構緊湊性的要求 :當傳動級數較少，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，用增加傳動級數或采用雙邊齒輪傳動的方法，來縮小傳動系統的結構尺寸。 各級傳動比分配應恰當，使傳動系統得到合理布置，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 。 四、J23—16開式曲柄壓力機的基本參數 　　開式曲柄壓力機的基本參數，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?，F將J23—16開式曲柄壓力機基本參數分別敘述如下： 1、公稱壓力F 公稱壓力是壓力機的主參數，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=160KN 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=55mm 3、滑塊行程次數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?；瑝K行程次數的高低反映了壓力機沖壓的生產效率。n=120次/min 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。 J23—16壓力機的最大封閉高度為220㎜；封閉高度調節(jié)量為45㎜。 5、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A×B及滑塊底面尺寸J×K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。 J23—16壓力機的工作臺尺寸：左右為450 ㎜（A×B），前后為300mm。 6、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。 J23—16壓力機的喉口深度為160㎜。 7、工作臺孔尺寸 工作臺孔用于落料或安裝氣墊裝置。 J23—16壓力機的工作臺孔尺寸：前后為160㎜，左右為240㎜，直徑為210㎜。 8、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調。中小型壓力機模柄孔的形狀有圓柱形和方柱形。 J23—16壓力機的模柄孔尺寸：直徑為40㎜，深度為60㎜。 9、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。 J23—16壓力機的立柱間距離為220㎜。 10、傾斜角θ 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。 J23—16壓力機機身最大可傾角為35°。 摘 要 本次設計主要是對曲柄壓力機傳動部分的設計。對該機械設計時考慮的主要因素是曲柄機構的受力分析和載荷的校核，以及曲柄的發(fā)熱問題。另外，通過設計飛輪使機械的工作平穩(wěn)性增強，電機功率得到減小，即滿足了設計的要求，又使設計更簡單化、合理化。通過二級變速，使電機的高速運動轉變?yōu)榛瑝K的低速運動，從而使機械的載荷能力大大增強。 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,在機械制造行業(yè)發(fā)揮著很大的作用。 關鍵詞：壓力機，曲柄機構，飛輪，機械制造 VI I Abstract This design is mainly for the design of the transmission part of the crank press.. The main factor considered in the design of the machine is the stress analysis and the load of the crank mechanism, and the fever of the crank.. In addition, through the design of the flywheel, the mechanical stability of the machine is enhanced, and the motor power is reduced, which satisfies the design requirements, and makes the design more simple and reasonable.. Through the two level speed change, the high-speed movement of the motor is changed into the low speed movement of the slider, so the load ability of the machine is greatly enhanced.. 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, In the machinery manufacturing industry plays a very big role. Keywords: pressure machine, crank organization,flywheel, machine manufacturing 第一章 電動機選型及飛輪設計 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。在曲柄壓力機傳動中，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。 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。因此在工作中得到廣泛的應用。目前，開式曲柄壓力機常用三相鼠籠轉子異步電動機。 J23-16的傳動系統由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。J23-16傳動示意圖如圖1-1 二、選擇電動機的功率 1、工作機所需的電動機輸出功率為: 其中 所以 2、由電動機至工作機之間的總效率（包括工作機效率）為 ： 式中分別為聯軸器、帶傳動、齒輪傳動、滑動軸承的效率。取，則 滑塊行程H=55mm，滑塊行程頻率120次/min，則 v=0.055×2×120/60=0.22m/s 所以 為了減小電動機的功率，在傳動系統中設置了飛輪。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 根據 ?機械設計課程設計? 附錄K選取電動機的額定 三、確定電動機的轉速 已知滑塊行程頻率120次/min，所以曲軸的工作轉速為120r/min 按推薦的合理傳動比范圍，取 V帶傳動的傳動比=2～4,單級齒輪傳動的傳動比=3～5，則合理總傳動比的范圍=6～20，故電動機轉速的可選范圍為 （6～20）×120r/min =720r/min～2400r/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Y132M—4，額定功率為7.5KW,滿載轉速為1440r/min。 四、計算總傳動比和分配傳動比 (1)總傳動比： (2)分配傳動比：取V帶的傳動比=3，齒輪傳動的傳動比=4 五、計算傳動裝置的運動和動力參數 （1）各軸轉速 Ⅰ軸 ==1440r/min Ⅱ軸 曲軸 各軸的輸入功率 Ⅰ軸 43.46×0.97=42.1562 Ⅱ軸 42.1562×0.96×0.97=39.26 曲軸 39.26×0.95×0.97=36.18 （3）各軸輸入轉矩 電動機軸的輸出轉矩 Ⅰ軸 288.23×0.97=279.58 Ⅱ軸 279.58×3×0.96×0.97=781.04 曲軸 781.04×4×0.95×0.97=2878.91 運動和動力參數的計算結果列表如下： 軸名 參數 電動機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 曲軸 轉速n(r/min) 1440 1440 480 120 輸入功率P/KW 43.46 42.1562 39.26 36.18 輸入轉矩T/(N·m) 279.58 781.04 2878.91 傳動比i 12 3 4 效率η 0.97 0.93 0.92 表1 -1 第三節(jié) 飛輪的設計計算 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彈性變形所消耗的能量 完成工序時，壓力機受力系統產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160時，推薦的空行程消耗能量為192。 6、 單次行程滑塊停頓飛輪空轉所消耗的能量 根據試驗，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 式中 —飛輪空轉消耗的功率。按推經驗薦取值為0.5。 n—壓力機行程次數 —行程利用系數，。 所以 行程利用系數表 表1-2 壓力機行程次數 <15 20～40 40～70 70～100 200～500 行程利用系數 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 其中 —實際電機系數，； —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，； —修正系數，。 所以 —公稱壓力角（°）； —壓力機行程次數利用系數（） 三、飛輪尺寸計算 根據求得的折算到飛輪軸上的轉動慣量設計飛輪。本設計選用大齒輪作為曲柄壓力機飛輪，一般飛輪形狀如下圖所示： 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。 飛輪外徑由小齒輪和速比決定，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。 因為 ， 所以 式中 ——金屬密度（）， 對中碳鋼：。 四、飛輪輪緣線速度驗算 飛輪是回轉體，為避免回轉時產生壞裂，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，對中碳鋼飛輪。 第二章 帶傳動的設計 在一般的機械傳動中，應用最廣的是V帶傳動，V帶產生的摩擦力更大，因此傳遞的功率更大，此外它可以實現更大的傳動比，結構較為緊湊。 上述計算得出J23—16型開式曲柄壓力機的電動機功率為7.5，轉速為1440轉/分，V帶傳動比為i=3 1、確定計算功率 由《機械設計》表8.6查的工作情況系數=1.3 由式（8.12）==1.3×7.5=9.75 其中P為電動機的額定功率， P=7.5 2、選擇V帶的型號 窄V帶傳遞功率的能力比普通V帶大，允許速度和撓曲次數高，傳遞中心距較小，傳動功率大，結構緊湊。 由=9.75，轉速=1440r/min和圖8.16，確定選用SPZ型號窄V帶。 3、確定帶的基準直徑 (1)按設計要求，由表8.7查得，SPZ型帶輪的最小直徑為63,在參看圖8.16及表8.5，選擇小帶輪=100。 (2)驗算帶速: 帶的工作速度一般在5～25m/s之間，滿足帶速要求。 (3)計算大帶輪基準直徑 ，帶的滑動率ε一般為1％~2％，取ε=0.02，則 294 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 （1）中心距： 所以 取750 （2）帶長 ： 其中 ， 即 由《機械設計》表8—3，選取帶的基準長度為2240 （3） 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 次/<20次/ 7、確定V帶的根數 式中：—單根V帶的基本額定功率，見《機械設計》表8.10， 為2.36 —時傳遞功率的增值，根據傳動比i=3.由表8.12， 為0.23 —按小帶輪包角查得的包角系數，見表8—8， 為0.96。 —長度系數，見表8.3， 為1.05。 所以 根，取z=4根。 8、計算帶的張緊力和壓軸力 單根帶的張緊力為 (由表8.4） 帶輪軸的壓軸力 9、帶輪結構 在結構上，帶輪應易于制造，能避免由于鑄造而產生過大的內應力，重量要輕。 帶輪的工作表面要保證適當的粗糙度值，以免把帶很快磨壞。帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用牌號為HT150或HT200；轉速較高時采用鑄鋼。 帶輪由三部分組成：輪緣（用以安裝傳動帶）；輪轂（用以安裝在軸上）；輪輻或腹 板（聯接輪緣與輪轂） 大帶輪常采用輪輻式結構，輪輻數目Za可根據帶輪直徑選取：D<500mm時取4。中小直徑的帶輪可采用腹板式。 10、確定帶輪的結構尺寸（查?機械設計?表8.5） 節(jié)寬 槽間距 基準線上槽深 ，取 基準線下槽深 ，取 最小輪緣厚度， 取 外徑 帶輪寬 輪轂直徑，d為軸的直徑 輪轂長度88mm ，當B<1.5d時，L=B，取L=65mm 第三章 齒輪傳動的設計 由上述計算得出J23—16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 選擇小齒輪材料鋼，調質處理，硬度241～268HBS，=700，=500；大齒輪材料45鋼，調質處理，硬度217～255HBS，=650,=360；精度8級。 二、閉式齒輪按齒面接觸疲勞強度計算 前面計算知 Ⅱ軸的轉矩=，即小齒輪轉矩。 一般取20～40，取，傳動比=4，。 1、初步計算 轉矩 齒寬系數查表9.12得 接觸疲勞極限由圖9.18（c）得 初步計算的許用接觸應力 由表9.15取 初步計算的小齒輪直徑 取 初步齒寬 2.校核計算 圓周速度 查表9.8選8級精度。 初取齒數，則，取， 則 查表9.7得使用系數 由圖9.10得動載系數 齒間載荷分配系數 查表9.9，先求 查表9.9 齒向載荷分布系數 查表9.10，（對稱支承） 載荷系數 查表9.11的彈性系數 由圖9.17節(jié)點區(qū)域系數 查表9.13的接觸最小安全系數 總工作時間 應力循環(huán)次數 由表9.14，估計 則原估計應力循環(huán)次數正確。 由圖9.19得接觸壽命系數 許用接觸應力 驗算： 計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。 3.確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑 中心距，查表9.2，則 齒寬 小齒輪齒寬取114,大齒輪齒寬取104。 齒頂高 齒根高 齒高 齒距 齒原 齒槽高 中心距 三、齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數 查表9.9，齒間載荷分配系數 由圖9.15得齒向載荷分配系數 載荷系數 由圖9.21得齒形系數 由圖9.22得應力修正系數 由圖9.23（c）得彎曲疲勞極限 查表9.13得彎曲最小安全系數 查表9.14，估計 原估計應力循環(huán)次數正確。 由圖9.24得：彎曲壽命系數 由圖9.25得：尺寸系數 許用彎曲應力 驗算 ： 傳動無嚴重過載，故不做靜強度校核。 第四章 軸的設計 第一節(jié) 軸的概述 軸是組成機器的重要零件之一，其功用主要是支承回轉零件及傳遞運動和動力，因此大多數軸都要承受轉矩和彎矩的作用。 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。 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。 第二節(jié) J23—16開式曲柄壓力機的轉軸設計 一、材料選擇 選擇軸的材料為45鋼，經調質處理，其機械性能查《機械設計》表12-1和表12-2得：抗拉強度，屈服強度，彎曲疲勞極限，許用彎曲應力[]=60，剪切疲勞極限，許用切應力=30～40，與軸材料有關的系數=118～107. 二、軸的設計計算 1、初步計算軸的最小軸徑 由公式（12.2），取C=110，則軸的最小直徑為 ： 式中: —軸的轉速，480； —軸傳遞的功率，39.26； —軸的計算直徑，； —許用切應力，； —與軸材料有關的系數，C=110。 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 =47.75×（1+0.07）=51.09，圓整為55。 2、選擇聯軸器 查《機械設計》表9.7取載荷系數，則聯軸器的計算轉矩為 根據計算轉矩、最小軸徑、軸的轉速，查《機械設計課程設計》附錄J表J.1，選用LX4型聯軸器。 3、初選軸承 因軸同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。根據工作要求及輸入端的直徑（初選為55mm），查《機械設計課程設計》表E.4選取型號為30213軸承，則。 4、軸的結構設計 軸段1與大帶輪相連，則，。軸段2用來跟端蓋相連，則。軸段3和軸段7是用來裝滾動軸承的，所以直徑與滾動軸承內圈直徑一樣，，。軸環(huán)4，。軸段5，。軸段6，。軸段8，，軸段9與小齒輪相連，則。根據軸徑選擇鍵。 5、按彎扭聯合作用核算強度 軸傳遞的轉矩：= 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。 由彎矩產生的彎曲應力為： 由扭矩產生的剪應力為： Mc Mn Ⅱ Ⅱ Ⅰ Ⅰ 彎矩圖 扭矩圖 1022.14N.m 1147.05N.m R1 R2 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。 6、核算疲勞強度 由于Ⅱ—Ⅱ截面有臺階，應力集中現象比較嚴重，且直徑最小（=50），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=0.1，=0.05，由表2—20查得=0.75，=0.73，由表2—21，據=，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。 第三節(jié) 曲柄軸的設計計算 一、曲軸的結構示意圖 二、曲柄軸強度設計計算 1、曲柄軸尺寸經驗數據 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： 表4-1 曲軸各部分尺寸名稱 代號 經驗數據 實際尺寸（） 曲柄頸直徑 ～ 150 支承頸長度 ～ 189 曲柄兩臂外側面間的長度 ～ 315 曲柄頸長度 ～ 200 圓角半徑 ～ 6 曲柄臂的寬度 ～ 186 曲柄臂的高度 220 2、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。 (1)Ⅰ—Ⅰ截面為彎扭聯合作用，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： 7760 彎曲應力及強度條件： <[]=140 由上式可以導出滑塊上許用負荷： (2)Ⅱ—Ⅱ截面為扭彎聯合作用，但扭矩比彎矩大得多，故可以只計算扭矩的作用。 扭矩： 6493.44 剪切應力及強度條件： 0 .15 滑塊上許用應力： 106.45 考慮疲勞和應力集中的影響，許用應力如下計算： 143～200 108～150 式中 —曲軸材料屈服極限（M Pa），調質處理，； —安全系數，取2.5～3.5。 剛度計算簡圖如下： 3、 曲軸剛度計算 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，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； 6.36 所以，撓度。 第五章 曲柄滑塊機構 第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析 研究曲柄壓力機時，需要確定滑塊位移和曲柄轉角之間的關系，驗算滑