400KN曲柄壓力機(jī)總體結(jié)構(gòu)及傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)含9張CAD圖
400KN曲柄壓力機(jī)總體結(jié)構(gòu)及傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)含9張CAD圖,kn,曲柄,壓力機(jī),總體,整體,結(jié)構(gòu),傳動(dòng)系統(tǒng),設(shè)計(jì),cad
400KN曲柄壓力機(jī)總體結(jié)構(gòu)及傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
摘 要
模鍛曲柄壓力機(jī)是應(yīng)用較廣的制造設(shè)備之一，其廣泛應(yīng)用于機(jī)械、汽車、電子設(shè)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(shè)備和技術(shù)水平已有了很大的提高，但和發(fā)達(dá)國家相比還有一段距離。本次設(shè)計(jì)力求最大限度的改進(jìn)一種模鍛曲柄壓力機(jī)的工作性能，對(duì)模鍛曲柄壓力機(jī)的總體布局及傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)，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(jī)結(jié)構(gòu)、工作原理、控制方法的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)模鍛曲柄壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)及其執(zhí)行機(jī)構(gòu)。根據(jù)壓力機(jī)的工作原理，對(duì)模鍛曲柄壓力機(jī)的動(dòng)力學(xué)參數(shù)進(jìn)行分析，確定了模鍛曲柄壓力機(jī)的結(jié)構(gòu)與技術(shù)參數(shù)，給出了模鍛曲柄壓力機(jī)的總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案。
根據(jù)模鍛曲柄壓力機(jī)的設(shè)計(jì)方案，對(duì)模鍛曲柄壓力機(jī)總體布局、傳動(dòng)系統(tǒng)和執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)。在總體布局上重新布置各結(jié)構(gòu)的位置，使其更有效的工作。對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)及執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行數(shù)據(jù)計(jì)算，確定了各部分尺寸及參數(shù)值。
關(guān)鍵詞：曲柄壓力機(jī)；傳動(dòng)系統(tǒng)；傳動(dòng)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(shè)想 2
第2章 曲柄壓力機(jī)總體方案設(shè)計(jì) 3
2.1 曲柄壓力機(jī)總體方案設(shè)計(jì) 3
2.2 曲柄壓力機(jī)的組成 3
2.3 曲柄壓力機(jī)的工作原理 4
2.4 主要執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)方案 4
2.5 傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案 5
2.6 離合器和制動(dòng)器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案 5
2.7 機(jī)身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案 6
2.8 本章小結(jié) 6
第3章 曲柄壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 7
3.1 電動(dòng)機(jī)功率的設(shè)計(jì)計(jì)算 7
3.2 電動(dòng)機(jī)規(guī)格的選取 8
3.4.1 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 10
3.4.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 11
3.4.3 按齒根抗彎強(qiáng)度設(shè)計(jì) 12
3.4.4 幾何尺寸計(jì)算 13
3.4.5 驗(yàn)算 14
3.4.6 齒輪主要幾何參數(shù) 14
3.5 本章小結(jié) 14
第4章 曲柄壓力機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 15
4.1 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)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(shè)計(jì) 19
4.4.1 連桿主要尺寸的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù) 19
4.4.2 校核連桿和調(diào)節(jié)螺桿的強(qiáng)度 20
4.5 導(dǎo)軌設(shè)計(jì) 20
4.6 本章小結(jié) 21
第5章 曲柄壓力機(jī)主要零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 22
5.1 傳動(dòng)軸設(shè)計(jì) 22
5.1.1 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算 22
5.1.2 按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算 22
5.1.3 核算軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) 23
5.2 鍵設(shè)計(jì) 23
5.3 軸承設(shè)計(jì) 24
5.4 離合器和制動(dòng)器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 26
5.5 機(jī)身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 28
5.6 本章小結(jié) 28
結(jié) 論 29
致 謝 30
參考文獻(xiàn) 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(jì)的飛速發(fā)展和科學(xué)技術(shù)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(jī)、航空等交通行業(yè)的機(jī)械鍛造工藝對(duì)設(shè)備的噸位、精度、可靠性及自動(dòng)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(guān)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(jī)床是工業(yè)基礎(chǔ)裝備的重要組成部分之一，在航空航天、汽車制造、交通運(yùn)輸、冶金化工等重要工業(yè)部門得到廣泛應(yīng)用。任何一個(gè)工業(yè)發(fā)達(dá)國家，其鍛壓機(jī)床的技術(shù)水平和擁有量，是其工業(yè)發(fā)達(dá)水平的重要標(biāo)志。迄今為止，我國鍛壓機(jī)床經(jīng)半個(gè)多世紀(jì)的發(fā)展，通過國家經(jīng)濟(jì)建設(shè) “十二五”規(guī)劃的實(shí)施，已經(jīng)從只能生產(chǎn)半自動(dòng)化單機(jī)(諸如各種普通、專用壓力機(jī)、液壓機(jī)、錘)發(fā)展到能夠生產(chǎn)裝備機(jī)械化和完全自動(dòng)化鍛壓生產(chǎn)線，大重型鍛壓機(jī)和具有各種特殊功能的先進(jìn)特種鍛壓機(jī)床。改革開放以來，在引進(jìn)國際先進(jìn)技術(shù)和合作生產(chǎn)的基礎(chǔ)上，極大地提高了鍛壓機(jī)床的設(shè)計(jì)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(jìn)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(shè)備、自動(dòng)化生產(chǎn)線、FMC，F(xiàn)MS等高新技術(shù)、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(shè)備和模具實(shí)現(xiàn)對(duì)金屬材料(板材)的加工過程。所以鍛壓加工有如下特點(diǎn)：
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(jī)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(fù)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(jì)上
采用適當(dāng)?shù)腻憠汗に嚭螅纱罅抗?jié)約金屬材料，可實(shí)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(jī)是一種應(yīng)用廣泛的鍛壓設(shè)備，是我國工業(yè)部門中最基本、最常見的壓力機(jī)械類型。其中，中、小噸位開式機(jī)身機(jī)械式曲柄壓力機(jī)使用量最多。曲柄壓力機(jī)通過曲柄滑塊機(jī)構(gòu)將電動(dòng)機(jī)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為滑塊的直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)，對(duì)坯料進(jìn)行成形加工的鍛壓機(jī)械。曲柄壓力機(jī)動(dòng)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(shù)、計(jì)算機(jī)技術(shù)與機(jī)床技術(shù)相結(jié)合，強(qiáng)烈要求分析設(shè)計(jì)內(nèi)容完善化、目標(biāo)最優(yōu)化、使機(jī)床加工高速化、加工過程自動(dòng)化和柔性化，并且具有高可靠性和良好的經(jīng)濟(jì)效益。因此，研究高精度、高質(zhì)量、高效率、自動(dòng)化程度高、安全可靠的壓力機(jī)具有重要的現(xiàn)實(shí)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(qiáng)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(zhuǎn),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(fù)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(jìn)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(lǐng)域,汽車鍛件幾乎被進(jìn)口鍛件占領(lǐng)。在美洲,巴西鍛造工業(yè)開始顯示強(qiáng)勁發(fā)展,成為歐、日鍛造企業(yè)在美國市場上潛在的強(qiáng)有力的競爭對(duì)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(yáng),平均上揚(yáng)達(dá)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(gè)前所未有的發(fā)展機(jī)會(huì)。近年來，中國鍛壓設(shè)備和技術(shù)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(shù)已達(dá)到世界先進(jìn)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(dá)國家的鍛壓設(shè)備和鍛壓件制造廠也陸續(xù)進(jìn)入，各鍛壓設(shè)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(duì)這種機(jī)遇和挑戰(zhàn)，已經(jīng)擺在每一個(gè)鍛壓工作者的面前。
1.3 論文研究的主要內(nèi)容及研究設(shè)想
1.設(shè)計(jì)內(nèi)容
模鍛曲柄壓力機(jī)總體布局設(shè)計(jì),模鍛曲柄壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì),模鍛曲柄壓力機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì),模鍛曲柄壓力機(jī)主要零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。
2.研究設(shè)想
根據(jù)模鍛曲柄壓力機(jī)的工藝與結(jié)構(gòu)特性，確定壓力機(jī)的主要技術(shù)參數(shù),依據(jù)模鍛曲柄壓力機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)，確定壓力機(jī)的總體結(jié)構(gòu)初步設(shè)計(jì)方案,綜合評(píng)價(jià)分析結(jié)果，確定模鍛曲柄壓機(jī)的最優(yōu)化設(shè)計(jì)方案,根據(jù)以上分析結(jié)果，對(duì)模鍛曲柄壓力機(jī)進(jìn)行總體布局設(shè)計(jì)及傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)。
第2章 曲柄壓力機(jī)總體方案設(shè)計(jì)
2.1 曲柄壓力機(jī)總體方案設(shè)計(jì)
模鍛曲柄壓力機(jī)設(shè)計(jì)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(jī)結(jié)構(gòu)型式，提出 400 kN 模鍛曲柄壓力機(jī)本體主要技術(shù)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(tái)尺寸：460 mm×700 mm
滑塊行程次數(shù)：55 r/min 工作臺(tái)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(dòng)機(jī)功率：5.5 KW
模鍛曲柄壓力機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)應(yīng)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(qiáng)度和整體工作性能。
結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(jī)的技術(shù)參數(shù)和功能要求，就主要執(zhí)行機(jī)構(gòu)、傳動(dòng)系統(tǒng)、主要零部件結(jié)構(gòu)等方面介紹模鍛曲柄壓力機(jī)總體方案設(shè)計(jì)方法。
2.2 曲柄壓力機(jī)的組成
曲柄壓力機(jī)是采用機(jī)械傳動(dòng)的材料成型(塑性成型)設(shè)備，通過曲柄連桿機(jī)構(gòu)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(jìn)行沖壓、擠壓和鍛造等工藝，廣泛應(yīng)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(lǐng)域。
1.機(jī)身
機(jī)身由床身、底座和工作臺(tái)三部分組成，工作臺(tái)上的墊板用來安裝下模。機(jī)身大多為鑄鐵材料，而大型壓力機(jī)采用鋼板焊接而成。機(jī)身首先要滿足剛度、強(qiáng)度條件，有利于減振降噪，保證壓力機(jī)的工作穩(wěn)定性。
2.動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)
動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)由電動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置(齒輪傳動(dòng)或帶傳動(dòng))以及飛輪組成，其中電動(dòng)機(jī)和飛輪是動(dòng)力部件。在壓力機(jī)的空行程，靠飛輪自身轉(zhuǎn)動(dòng)慣量蓄積動(dòng)能；在沖壓工件瞬間受力最大時(shí)，飛輪放出蓄積的能量，這樣使電動(dòng)機(jī)負(fù)荷均衡，能量利用合理，減少振動(dòng)。有的壓力機(jī)利用大齒輪或大皮帶輪起到飛輪的作用。
3.工作機(jī)構(gòu)
工作機(jī)構(gòu)是曲軸、連桿和滑塊組成曲柄連桿機(jī)構(gòu)。曲軸是壓力機(jī)最主要部分，它的強(qiáng)度決定壓力機(jī)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(shí)現(xiàn)沖壓動(dòng)作。輸入的動(dòng)力通過曲軸旋轉(zhuǎn)，帶動(dòng)連桿上下擺動(dòng)，將旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化成滑塊沿著固定在機(jī)身上導(dǎo)軌的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。
4.操縱系統(tǒng)
操縱系統(tǒng)包括離合器、制動(dòng)器和操縱機(jī)構(gòu)。離合器和制動(dòng)器對(duì)控制壓力機(jī)的間歇沖壓起重要作用，同時(shí)又是安全保證的關(guān)鍵所在，離合器的結(jié)構(gòu)對(duì)某些安全裝置的設(shè)置產(chǎn)生直接影響。操縱裝置一般采用腳踏開關(guān)。
2.3 曲柄壓力機(jī)的工作原理
如圖2-1 為曲柄壓力機(jī)運(yùn)動(dòng)原理圖，電動(dòng)機(jī)1通過三角皮帶將運(yùn)動(dòng)傳給大皮帶輪3，再經(jīng)過齒輪4、5把運(yùn)動(dòng)傳給曲軸7，通過連桿9轉(zhuǎn)換為滑塊10的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)，因此，就將齒輪的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變成了滑塊的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。
由于工藝操作的需要，滑塊時(shí)而運(yùn)動(dòng)，時(shí)而停止，因此裝有離合器6和制動(dòng)器8。
壓力機(jī)在整個(gè)工作周期內(nèi)進(jìn)行工藝操作的時(shí)間很短，即有負(fù)荷的工作時(shí)間很短，大部分時(shí)間為無負(fù)荷的空程。為了使電動(dòng)機(jī)的負(fù)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(dòng)機(jī) 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(dòng)器 9-連桿 10-滑塊 11-導(dǎo)軌
圖2-1 曲柄壓力機(jī)運(yùn)動(dòng)原理圖
在電動(dòng)機(jī)不切斷電源情況下，滑塊的動(dòng)與停是通過操縱腳踏開關(guān)控制離合器6和制動(dòng)器8實(shí)現(xiàn)的。踩下腳踏開關(guān)，制動(dòng)器松閘，離合器結(jié)合，將傳動(dòng)系統(tǒng)與曲柄連桿機(jī)構(gòu)連通，動(dòng)力輸入，滑塊運(yùn)動(dòng)；當(dāng)需要滑塊停止運(yùn)動(dòng)時(shí)，松開腳踏開關(guān)，離合器分離，將傳動(dòng)系統(tǒng)與曲柄連桿機(jī)構(gòu)脫開，同時(shí)運(yùn)動(dòng)慣性被制動(dòng)器有效地制動(dòng)，使滑塊運(yùn)動(dòng)及時(shí)停止。
2.4 主要執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)方案
曲柄壓力機(jī)種類很多，但按主要執(zhí)行機(jī)構(gòu)分類只有兩種形式：曲柄滑塊機(jī)構(gòu)、曲
柄連桿楔塊機(jī)構(gòu)。雖然第2種形式有利于壓機(jī)剛度和抗偏載能力的提高，但比第1種
形式結(jié)構(gòu)復(fù)雜，機(jī)械效率與行程速度降低，設(shè)備重量增加，模具磨損加劇，維護(hù)困難，因而優(yōu)先選用第1種執(zhí)行機(jī)構(gòu)。
在普通曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的基礎(chǔ)上又變形出多種結(jié)構(gòu)，如壓環(huán)式、曲柄圓、雙滑塊等。盡管各有其特點(diǎn)，但又相應(yīng)帶來無法克服的缺點(diǎn)。經(jīng)過反復(fù)比較，該壓機(jī)的主要執(zhí)行機(jī)構(gòu)采用普通的曲柄滑塊形式。
曲柄滑塊機(jī)構(gòu)是由曲軸、連桿、滑塊組成。曲軸是壓力機(jī)最主要部分，它的強(qiáng)度決定壓力機(jī)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(shí)現(xiàn)沖壓動(dòng)作。
1-電動(dòng)機(jī) 2-小皮帶輪 3-大皮帶輪 4-傳動(dòng)軸 5-小齒輪 6-大齒輪 7-曲軸 8-滑塊
圖2-2 曲柄壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)簡圖
2.5 傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案
如圖 2-2 所示為曲柄壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)簡圖。傳動(dòng)系統(tǒng)由電動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置(帶傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng))以及飛輪(大齒輪)構(gòu)成，其形式及布置對(duì)壓力機(jī)的總體結(jié)構(gòu)、外觀、能量損耗及離合器的工作性能等都有影響。傳動(dòng)系統(tǒng)的作用是將電動(dòng)機(jī)的能量傳遞給曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，并且達(dá)到滑塊的行程次數(shù)。
曲柄壓力機(jī)通常分為一級(jí)傳動(dòng)和二級(jí)傳動(dòng)兩種。一級(jí)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)簡單，但速比小，傳動(dòng)能量小。故采用二級(jí)傳動(dòng)，在電機(jī)軸與曲軸之間設(shè)傳動(dòng)軸，飛輪裝在曲軸上，以降低電機(jī)功率，滿足壓力機(jī)鍛造瞬間所需要的能量。
壓力機(jī)的主傳動(dòng)為:電機(jī)軸與傳動(dòng)軸之間采用普通V形皮帶，可起到保護(hù)電機(jī)的作用;傳動(dòng)軸與曲軸之間采用漸開線圓柱齒輪，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪音低。傳動(dòng)系統(tǒng)相對(duì)于壓力機(jī)正面平行安放，傳動(dòng)齒輪安裝于機(jī)身之外，便于安裝和維修。
2.6 離合器和制動(dòng)器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案
離合器與制動(dòng)器是控制曲柄滑塊機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)和停止的關(guān)鍵部件。
離合器：實(shí)現(xiàn)工作機(jī)構(gòu)與傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的接合與分離。
制動(dòng)器：在離合器斷開運(yùn)動(dòng)時(shí)使滑塊迅速停止在所需要的位置。
曲柄壓力機(jī)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(dòng)器有圓盤式制動(dòng)器和帶式制動(dòng)器。本壓力機(jī)采用滑銷式剛性離合器，安裝在曲軸上，結(jié)構(gòu)簡單，容易制造，成本較低。與離合器配合使用的制動(dòng)器采用偏心帶式制動(dòng)器，安裝在曲軸的另一端，結(jié)構(gòu)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(hù)保養(yǎng)，制造成本較低。
2.7 機(jī)身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案
機(jī)身是壓力機(jī)的一個(gè)基本部件，壓力機(jī)幾乎所有零件都安裝在機(jī)身上。機(jī)身不僅要承受壓力機(jī)工作時(shí)全部的變形力，還要承受各種裝置和各個(gè)部件的重力。
機(jī)身的結(jié)構(gòu)形式與壓力機(jī)的類型密切相關(guān)，它主要決定于使用時(shí)的工藝要求和自身的承載能力。一般可分為開式機(jī)身和閉式機(jī)身兩大類。
為了便于從機(jī)身背部出料，有利于沖壓工作的機(jī)械化與自動(dòng)化，采用雙柱可傾式機(jī)身。
2.8 本章小結(jié)
本章給出了400KN曲柄壓力機(jī)的本體結(jié)構(gòu)初步設(shè)計(jì)方案，同時(shí)給出了曲柄滑塊機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)方案、離合器和制動(dòng)器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案、機(jī)身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案，并給出了各結(jié)構(gòu)組合形式。
第3章 曲柄壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
3.1 電動(dòng)機(jī)功率的設(shè)計(jì)計(jì)算
設(shè)計(jì)壓力機(jī)功率按一次行程也即一個(gè)循環(huán)的平均能量來計(jì)算電動(dòng)機(jī)的功率。
由參考文獻(xiàn)[20]式4-118，得
Nm=W/t; (3-1)
其中 Nm平均功率；
W為曲柄壓力機(jī)在一個(gè)工作循環(huán)所消耗的能量即一次行程功；
t為一個(gè)工作循環(huán)時(shí)間。
由參考文獻(xiàn)[20]式4-119，得
t=1/(nCn); (3-2)
n為滑塊行程次數(shù)，Cn為壓力機(jī)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(xiàn)[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(shí)，拉伸墊工作功；
W3——為工作行程時(shí)，曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的摩擦功；
W4——為工作行程時(shí)，壓力機(jī)受力系統(tǒng)的彈性變形功；
W5——為壓力機(jī)空程向上、向下所消耗的能量；
W6——為單次行程時(shí)，滑塊停頓、飛輪空轉(zhuǎn)所消耗的能量；
W7——為單次行程時(shí)，離合器接合所消耗的能量。
由參考文獻(xiàn)[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(xiàn)[20]式4-124得
W2=1/(36FgS)= 1/(36×400×80)=889 J; (3-5)
由參考文獻(xiàn)[20]式4-125得
W3=0.5mqFgg=0.5×8.18×400×0.524=857J; (3-6)
由參考文獻(xiàn)[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(xiàn)[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(xiàn)[20]式4-128得 W7=0.2 W。
代入計(jì)算得
W=(1008+889+857+200+500+650)/0.8=5130 J;
由參考文獻(xiàn)[20]式4-120得電動(dòng)機(jī)的額定功率
P0=k Nm; (3-9)
k為電動(dòng)機(jī)功率系數(shù)，取k＝1.4 。
代入計(jì)算得 P0=1.4×5130/1.36=5.28 KW;
3.2 電動(dòng)機(jī)規(guī)格的選取
由P0=5.28 KW，查參考文獻(xiàn)[3]表9-10-1選Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)：
Y132M2-6 功率P=5.5 KW 轉(zhuǎn)速n=960 r/min。
傳動(dòng)比分配：總傳動(dòng)比 i=960/55=17.5。
帶傳動(dòng)傳動(dòng)比取 i1=4。
則齒輪傳動(dòng)比 i2=i/ i1=17.5/4=4.36。
0軸：0軸即電動(dòng)機(jī)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(dòng)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(dòng)設(shè)計(jì)
1.確定計(jì)算功率
查參考文獻(xiàn)[12]表12-10查得工作情況系數(shù)KΑ=1.3, 故計(jì)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(xiàn)[12]圖12-9初步選用普通V帶Α型
3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑
初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑D1
根據(jù)Ｖ帶截型，查參考文獻(xiàn)[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(dòng)輪基準(zhǔn)直徑 D1=125 mm，從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑D2 = i1D1= 4×125=500 mm，
查參考文獻(xiàn)[12]表12-11選取基準(zhǔn)直徑系列值D2=500 mm;驗(yàn)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(yīng)在5～25 mm/s之內(nèi)。若V超此范圍可調(diào)整小帶輪基準(zhǔn)直徑D1或轉(zhuǎn)速。帶速計(jì)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(zhǔn)長度
帶傳動(dòng)中心距不宜過大，否則將由于載荷變化引起帶的顫動(dòng)。中心距也不宜過小否則帶短饒轉(zhuǎn)次數(shù)多，會(huì)降低帶的使用壽命，同時(shí)也使1減小，降低傳動(dòng)能力。所以，對(duì)于帶傳動(dòng)，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(xiàn)[12]表12-5選取Α型帶的標(biāo)準(zhǔn)基準(zhǔn)長度 Ld=2240 mm;
實(shí)際中心距
(3-15)
=596 mm 取 =600 mm
5.驗(yàn)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(jì)算：
(3-17)
其中 P為計(jì)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(xiàn)[12]表12-12 得 K=0.91;
查參考文獻(xiàn)[12]表12-13 得 KL=1.06;
查參考文獻(xiàn)[12]表12-6，得Po=1.40;
查參考文獻(xiàn)[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(dòng)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(xiàn)[12]表12-2得 q=0.10 kg·m-1
代入計(jì)算得
F0=500×7.15/(5×6.28)×(2.5/0.91-1)+0.1×6.282=203.19 N;
8.計(jì)算帶傳動(dòng)作用在軸上的力(壓軸力)Q
為了設(shè)計(jì)安裝帶輪的軸和軸系，必須計(jì)算V帶傳動(dòng)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(jì)算：
Q=2zF0sin(1/2); (3-19)
=2×5×203.19×sin(144o/2)=1932.5 N;
9.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1.對(duì)V帶輪的設(shè)計(jì)的主要要求
設(shè)計(jì)V帶輪的一般要求為：質(zhì)量?。唤Y(jié)構(gòu)工藝性好；無過大的鑄造應(yīng)力；質(zhì)量分布均勻；與帶接觸的工作面要精細(xì)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(yīng)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(jié)構(gòu)尺寸
鑄鐵制的Ｖ帶輪的典型結(jié)構(gòu)有實(shí)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(jié)構(gòu)；D2=500 mm>300 mm，故大帶輪采用輪輻式結(jié)構(gòu)。
根據(jù)帶輪截型查參考文獻(xiàn)[12]表12-15確定輪槽尺寸，其余尺寸按參考文獻(xiàn)[12]圖12-13中的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算確定。按帶輪的各部分尺寸，繪制出零件圖。
3.4 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)
齒輪傳動(dòng)是機(jī)械傳動(dòng)中應(yīng)用最廣泛的一種傳動(dòng)形式。其主要優(yōu)點(diǎn)是效率高，傳動(dòng)比準(zhǔn)確，結(jié)構(gòu)緊湊，壽命長；主要缺點(diǎn)是制造成本較高，不適宜于遠(yuǎn)距離兩軸間的傳動(dòng)。
3.4.1 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
1.根據(jù)傳動(dòng)設(shè)計(jì)方案，大小齒輪都選用漸開線直齒圓柱齒輪開式傳動(dòng)，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(xiàn)[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(jí)。
因采用表面淬火，輪齒的變形不大，不需磨削，故初選7級(jí)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?yàn)槭情_式硬齒面齒輪傳動(dòng)，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(qiáng)度設(shè)計(jì)
由參考文獻(xiàn)[12]設(shè)計(jì)計(jì)算公式9-43進(jìn)行計(jì)算，即
(3-20)
確定齒輪參數(shù)
試選載荷系數(shù) Kt=1.3。
計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)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(dòng)效率；
η2——滾動(dòng)軸承效率。
小輪轉(zhuǎn)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(xiàn)[12]表9-12選取齒寬系數(shù)φd=0.6。
查參考文獻(xiàn)[12]表9-10查得材料的彈性影響系數(shù) ；
取=20o，故
;
查參考文獻(xiàn)[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(qiáng)度極限Hlim1=Hlim2=950 Mpa。
計(jì)算應(yīng)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(xiàn)[12]圖9-35查得接觸疲勞壽命系數(shù) ZN1=1.0，ZN2=1.0。
計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取安全系數(shù)SH=1，由參考文獻(xiàn)[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(jì)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(xiàn)[12]式(9-43)得
; (3-26)
計(jì)算圓周速度v
=0.8 m/s; (3-27)
計(jì)算齒寬b
b=φdd1t=39 mm;
計(jì)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(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù) v=0.8 m/s，7級(jí)精度，查參考文獻(xiàn)[12]圖9-31 得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.12,設(shè)KΑFt/b100 N/mm。
由參考文獻(xiàn)[12]表9-8查得 KH=KF=1.1。
由參考文獻(xiàn)[12]表9-7查得 KΑ=1.50。
由參考文獻(xiàn)[12]表9-9查得 KHB=1.30。
由參考文獻(xiàn)[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(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)[12]式(9.48)第一式得
d1=d1t=65× mm=80 mm; (3-28)
計(jì)算模數(shù)m
m=d1/z1=80/25 mm=3.2 mm。
3.4.3 按齒根抗彎強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由參考文獻(xiàn)[12]式(9-46)得抗彎強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為
; (3-29)
1.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值
由參考文獻(xiàn)[12]圖9-37查得大、小齒輪的抗彎疲勞強(qiáng)度極限
Flim1=Flim2=520 Mpa。
由參考文獻(xiàn)[12]圖9-38查得抗彎疲勞壽命系數(shù)
YN1=1.0，YN1=1.0。
2.計(jì)算抗彎疲勞許用應(yīng)力。
取抗彎疲勞安全系數(shù)SF=1.4,由參考文獻(xiàn)[12]式(9-47)得
[]=YN1Flim1/SF=371.43; (3-30)
[]=YN2Flim2/SF=371.43; (3-31)
3.計(jì)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(xiàn)[12]表9-11查得
YF1=2.62，YF2=2.18;
查取應(yīng)力校正系數(shù)。
由參考文獻(xiàn)[12]表9-11查得
YS1=1.59，YS2=1.79;
4.計(jì)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(shè)計(jì)計(jì)算
;
對(duì)比計(jì)算結(jié)果由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根抗彎疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，選取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)第一系列 m=4 mm。
驗(yàn)證傳動(dòng)比
實(shí)際傳動(dòng)比
=Z2/Z1=109/25=4.36;
傳動(dòng)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(jì)算
計(jì)算分度圓直徑
d1=z1m=25×4=100 mm, d2=z2m=109×4=436 mm;
計(jì)算中心距
=(d1+d2)/2=(100+436)/2=268 mm;
計(jì)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(yàn)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(jié)
本章敘述了400KN曲柄壓力機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)過程及尺寸計(jì)算，包括電動(dòng)機(jī)規(guī)格的選取、帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)，并進(jìn)行校核計(jì)算。
第4章 曲柄壓力機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
4.1 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)分析和受力分析
滑塊的位移與曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系：滑塊經(jīng)連桿與曲柄連接，曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)一周，滑塊上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)一次。如圖4-1所示，是曲柄滑塊機(jī)構(gòu)處于任意位置時(shí)的情況。
圖4-1 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)
R表示曲柄半徑，L表示連桿長度。θ表示曲柄的轉(zhuǎn)角，習(xí)慣上由曲柄最低位置(相當(dāng)于滑塊在下死點(diǎn))、沿曲柄旋轉(zhuǎn)的相反方向計(jì)算。B點(diǎn)表示連桿小端的中心，也是滑塊上的一點(diǎn)。所以B點(diǎn)的位移可以代表滑塊的位移。若以滑塊的下死點(diǎn)B1作為計(jì)算的原點(diǎn)，那么在任意位置時(shí)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(shí)，便可從上式求出對(duì)應(yīng)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(jī)構(gòu)能不能滿足工藝要求，除了檢驗(yàn)它的運(yùn)動(dòng)規(guī)律是否符合要求外，還有很重要的一點(diǎn)就是要校核它的強(qiáng)度。進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算之前，必須首先確定機(jī)構(gòu)中主要零件所受的力。
忽略摩擦和零件本身重量時(shí)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(dǎo)軌對(duì)滑塊的約束反力，PΑB是連桿對(duì)滑塊的約束反力，這三個(gè)力交于B點(diǎn)，組成一個(gè)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(guān)系：
PΑB= P1/cosβ，N= P1tgβ;
由sinβ=λsinθ知，當(dāng)θ=90ο 時(shí)，β達(dá)到最大值。如取λ=0.3，θ=90ο 時(shí)，β=17 ο28'。
一般曲柄壓力機(jī)λ＜0.3，負(fù)荷達(dá)到公稱壓力的曲柄轉(zhuǎn)角θ僅30ο左右，因此曲柄壓力機(jī)負(fù)荷最重時(shí)的β角遠(yuǎn)小于17ο28'。所以可認(rèn)為
cosβ1，tgβsinβ=λsinθ，上面兩式便成為：
PΑB P1，NλP1sinθ;
式中 PΑB——連桿對(duì)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(dǎo)軌對(duì)滑塊的約束反力，也等于滑塊對(duì)導(dǎo)軌的正壓力；
λ——連桿系數(shù)；
θ——曲柄轉(zhuǎn)角。
在不計(jì)摩擦和零件本身重量時(shí)對(duì)曲軸進(jìn)行受力分析如圖4-3(a)，圖4-3(b)。
圖4-3(a) 曲軸連桿機(jī)構(gòu)
圖4-3(b) 曲軸受力分析
其中P'ΑB是連桿對(duì)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(duì)大齒輪的作用力。這幾個(gè)力雖然不在同一個(gè)平面上，但卻彼此平衡，因而組成一個(gè)空間的平衡力系。為解決這個(gè)空間力系的問題，將力P’ΑB從Α點(diǎn)平移到曲柄的回轉(zhuǎn)中心O點(diǎn)。
根據(jù)力學(xué)中力平移的原理，平移后還需加上一個(gè)力偶，這個(gè)力偶矩M0等于O點(diǎn)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(guān)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(jì)摩擦?xí)r曲軸所需傳遞的扭矩：
M0=P1 R(sinθ+λsin2θ/2);
查參考文獻(xiàn)[14]表2-2 得sinθ+λsin2θ/2=0.2;
在計(jì)算曲軸所需的傳動(dòng)扭矩，如果不考慮摩擦的影響，會(huì)帶來較大的誤差，所以計(jì)算時(shí)，因考慮摩擦所增加的扭矩Mμ。在曲柄滑塊機(jī)構(gòu)中的摩擦主要發(fā)生在四處：滑塊導(dǎo)向面與導(dǎo)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(huì)使曲軸增加所需傳遞的扭矩。由經(jīng)驗(yàn)可知，摩擦扭矩Mμ是不計(jì)摩擦?xí)r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(shè)計(jì)
選取曲軸材料為40Cr(調(diào)質(zhì))。
根據(jù)參考文獻(xiàn)[20]表4-10查得曲軸的許用彎曲應(yīng)力[]=140 MPa，[ι]=100 MPa,單邊傳動(dòng)。
圖4-4 曲軸
初步確定主要尺寸
如圖4-4 按參考文獻(xiàn)[20]表4-8經(jīng)驗(yàn)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(qiáng)度校核計(jì)算
由參考文獻(xiàn)[20]表4-11曲軸強(qiáng)度計(jì)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(shè)計(jì)
連桿是曲柄滑塊機(jī)構(gòu)中的重要構(gòu)件。壓力機(jī)在工作時(shí)，連桿要傳遞工作載荷，因此要求具有足夠的強(qiáng)度。在運(yùn)動(dòng)過程中，連桿作平面復(fù)合運(yùn)動(dòng)，故連桿兩端應(yīng)分別與曲柄和滑塊鉸接。同時(shí)，為了調(diào)節(jié)壓力機(jī)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(jī)的設(shè)計(jì)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(yàn)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(xiàn)[20]表4-13，按經(jīng)驗(yàn)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(qiáng)度
1.校核調(diào)節(jié)螺桿的最大壓縮應(yīng)力
已知螺桿直徑d0=60 mm，查參考文獻(xiàn)[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(yīng)力較小數(shù)值[y]=1800×105 Pa
所以y[y]，強(qiáng)度符合要求。
2.核算調(diào)節(jié)螺紋的強(qiáng)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(xiàn)[20]表6-4得[w]=55 MPa，w< [w]，合乎要求。
4.5 導(dǎo)軌設(shè)計(jì)
導(dǎo)軌的功用是導(dǎo)向和承載。即保證運(yùn)動(dòng)部件在外力作用下，能準(zhǔn)確地沿著一定的方向運(yùn)動(dòng)。導(dǎo)軌的質(zhì)量在一定程度上決定了壓力機(jī)的加工精度、工作能力和使用壽命。因此，導(dǎo)軌必須滿足下列設(shè)計(jì)基本要求：
1.導(dǎo)向精度。
導(dǎo)向精度是指動(dòng)導(dǎo)軌沿支承導(dǎo)軌運(yùn)動(dòng)時(shí)，直線運(yùn)動(dòng)導(dǎo)軌的直線性和圓周運(yùn)動(dòng)導(dǎo)軌的真圓性，以及導(dǎo)軌同其他運(yùn)動(dòng)之間相互位置的準(zhǔn)確性。
2.精度保持性。
為了能長期保持導(dǎo)向精度，對(duì)導(dǎo)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(duì)位置精度和導(dǎo)軌的導(dǎo)向精度，使導(dǎo)軌面上的比壓分布不均勻，加劇導(dǎo)軌面的磨損。
3.結(jié)構(gòu)工藝性。
在可能的情況下，應(yīng)盡量使導(dǎo)軌結(jié)構(gòu)簡單，便于制造和維護(hù)。
壓力機(jī)導(dǎo)軌采用V形，左右對(duì)稱布置如圖4-6 所示。導(dǎo)軌與滑軌應(yīng)有適當(dāng)?shù)拈g隙，間隙小，導(dǎo)向準(zhǔn)確，但過小，則會(huì)出現(xiàn)發(fā)熱、拉毛和發(fā)黑現(xiàn)象，造成導(dǎo)軌和滑塊接觸面迅速磨損。為了使滑塊在適當(dāng)?shù)拈g隙內(nèi)運(yùn)動(dòng)，導(dǎo)軌與滑塊的間隙設(shè)計(jì)成可調(diào)整的。
下圖中，右導(dǎo)軌是固定的，左導(dǎo)軌在固定螺栓松開后，擰動(dòng)調(diào)節(jié)螺栓(圖中未畫出)，可以左右移動(dòng)，以便調(diào)節(jié)間隙。
導(dǎo)軌滑動(dòng)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(dǎo)軌
4.6 本章小結(jié)
本章對(duì)400 KN 曲柄壓力機(jī)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，主要對(duì)曲軸、連桿、及導(dǎo)軌進(jìn)行尺寸計(jì)算說明并進(jìn)行各部分強(qiáng)度校核。
第5章 曲柄壓力機(jī)主要零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
5.1 傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)
5.1.1 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算
選軸的材料45鋼，根據(jù)參考文獻(xiàn)[12]計(jì)算公式18-2
; (5-1)
因P1=5.23 KW；n=240 r/min，查參考文獻(xiàn)[12]表18-2取Α0=120 代入上式得 d=34 mm。
考慮到有鍵槽d應(yīng)擴(kuò)大7%－10%，取d=40 mm。
5.1.2 按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算
傳動(dòng)軸上的作用力有兩個(gè)，一個(gè)是齒輪作用力，另一個(gè)是皮帶作用力大齒輪對(duì)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(shè)計(jì)可知，皮帶對(duì)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(dòng)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(xiǎn)。下面核算Ⅰ－Ⅰ截面的強(qiáng)度：
Mw=4.3×103×628/21.3×106 N·mm;
由參考文獻(xiàn)[12]表18-3選取軸的許用彎曲應(yīng)力[]=80 MPa
; (5-2)
其中是考慮彎距和轉(zhuǎn)距所產(chǎn)生的應(yīng)力的循環(huán)特性不同而引入的修正系數(shù)。選取=1，
代入計(jì)算 得。
圓整后，取d=60 mm。
5.1.3 核算軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)
由于Ⅱ－Ⅱ截面有臺(tái)階，應(yīng)力集中現(xiàn)象比較嚴(yán)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.
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