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J31-315曲柄壓力機(jī)設(shè)計(jì)
The design of J31-315 Crank Press
ABSTRACT
47
摘要
壓力機(jī)是工業(yè)上一種用來鍛壓的設(shè)備，采用鍛壓工藝生產(chǎn)工件具有效率高、質(zhì)量好、重量輕、成本低的特點(diǎn)。因此，必須大力發(fā)展曲柄壓力機(jī)，以滿足我國現(xiàn)代化建設(shè)的需要。
J31-315是一種單點(diǎn)、閉式的曲柄壓力機(jī)。它是利用電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)皮帶輪轉(zhuǎn)動(dòng)，經(jīng)兩級(jí)齒輪減速后，再通過曲柄滑塊機(jī)構(gòu)把旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為滑塊的上下運(yùn)動(dòng)，從而對(duì)工件進(jìn)行鍛造加工。在設(shè)計(jì)中，通過設(shè)計(jì)方案的對(duì)比，傳動(dòng)系統(tǒng)采用三級(jí)傳動(dòng)的形式，且最后一級(jí)用偏心齒輪代替曲軸傳動(dòng)。完成了皮帶輪 、離合器、制動(dòng)器、偏心齒輪和軸等主要零部件的選用和設(shè)計(jì)以及壓力機(jī)的機(jī)身的設(shè)計(jì)，并進(jìn)行了強(qiáng)度與剛度的校核，計(jì)算結(jié)果表明設(shè)計(jì)合乎要求。壓力機(jī)的運(yùn)動(dòng)與停止選用浮動(dòng)嵌塊式摩擦離合器和制動(dòng)器來控制。
關(guān)鍵詞：曲柄壓力機(jī)；曲柄滑塊；鍛壓設(shè)備
The design of J31-315 Crank Press
ABSTRACT
The press is used for forging industrial equipment, forging a productive part of a high efficiency, good quality, light weight, low cost features. Therefore, we must vigorously develop the crank presses, to meet the needs of China's modernization drive.
The J31-315 is a single point, closed crank press. It is the use of motor driven pulley rotation, the two gear reducer, and then through the slider-crank mechanism to rotate into a slider up and down movement, thereby forging the workplace for processing. In the design, by contrast design, drive system used in the form of three transmission, and the last one to replace the eccentric crankshaft gear transmission. Completed a pulley, clutch, brakes, gears and eccentric shaft, and other major components of the selection and design of the fuselage and press the design, and the strength and stiffness of the check, the results showed that with the design requirements. The movement and stop of The Press is optional floating inlay block friction clutch and brake to control.
Key words: crank press; crank slide block; the equipment of forging and stamping
目 錄
緒論 5
第一章 J31-315壓力機(jī)概述 6
1.1 J31-315壓力機(jī)的工作原理及構(gòu)件 6
1.2 J31-315壓力機(jī)的主要技術(shù)參數(shù) 7
第二章J31-315壓力機(jī)的方案對(duì)比和選擇 8
2.1電動(dòng)機(jī)的選擇 8
2.2傳動(dòng)系統(tǒng)的對(duì)比和設(shè)計(jì) 12
第三章 主要零件的設(shè)計(jì)與校核 21
3.1 V帶和帶輪設(shè)計(jì) 21
3.2齒輪的設(shè)計(jì) 23
3.3軸的設(shè)計(jì) 31
3.4滑塊與導(dǎo)軌的設(shè)計(jì) 38
3.5連桿的設(shè)計(jì) 38
第四章 機(jī)身的設(shè)計(jì) 41
4.1 機(jī)身的比較和選擇 41
4.2 機(jī)身的強(qiáng)度計(jì)算 42
第五章 輔助裝置的選擇 47
5.1 過載保護(hù)裝置的選擇 47
5.2 拉延墊 47
5.3 滑塊平衡裝置 47
5.4 潤滑系統(tǒng) 48
總 結(jié) 48
謝辭 49
參考文獻(xiàn) 50
緒論
鍛壓生產(chǎn)在工業(yè)生產(chǎn)中占有重要的地位。采用鍛壓工藝生產(chǎn)工件具有效率高、質(zhì)量好、重量輕和成本低的特點(diǎn)。所以，工業(yè)先進(jìn)的國家愈來愈多地采用鍛壓工藝代替切削工藝和其他工藝。鍛壓機(jī)械在機(jī)床中所占的比重也愈來愈大。近年來，鍛壓機(jī)械的擁有量日本為34%，美國為32.4%。在鍛壓機(jī)械中，又以曲柄壓力機(jī)最多，占一半以上。用曲柄壓力機(jī)可以進(jìn)行沖壓、模鍛等工藝，廣泛用于汽車、農(nóng)業(yè)機(jī)械、電器儀表、國防工業(yè)以及日用品等生產(chǎn)部門。隨著工業(yè)的發(fā)展，曲柄壓力機(jī)的品種和數(shù)量愈來愈多，質(zhì)量要求愈來愈高，壓力愈來愈大。它在機(jī)械制造工業(yè)以及其他工業(yè)的鍛壓生產(chǎn)中的作用愈來愈顯著。因此，大量制造和使用曲柄壓力機(jī)，已經(jīng)成為工業(yè)先進(jìn)國家的發(fā)展方向之一。
我國在解放以前，曲柄壓力機(jī)的生產(chǎn)非常落后，只能制造一些手動(dòng)沖床。解放以后，才有了飛速的發(fā)展，到目前為止，我們已經(jīng)制造了80000千牛的熱模鍛壓力機(jī)，40000千牛的雙點(diǎn)壓力機(jī)以及其他各種型號(hào)的壓力機(jī)。但是，與工業(yè)先進(jìn)的國家比較，我國的曲柄壓力機(jī)制造業(yè)還很落后，主要表現(xiàn)在質(zhì)量不高、數(shù)量不足、品種不全等幾個(gè)方面，特別是缺乏大型高效的設(shè)備。因此，必須大力發(fā)展曲柄壓力機(jī)，以滿足富民強(qiáng)國的需要。
壓力機(jī)的類型很多，按照工藝用途分類如下：
（1）板料沖壓壓力機(jī)
1）通用壓力機(jī)，用來進(jìn)行沖裁、落料、彎曲、成形和淺拉延等工藝。
2）拉延壓力機(jī)，用來進(jìn)行拉延工藝。
3）板沖高速自動(dòng)機(jī)，適用于連續(xù)級(jí)進(jìn)送料的自動(dòng)沖壓工藝。
4）板沖多工位自動(dòng)機(jī)，適用于連續(xù)傳送工件的自動(dòng)沖壓工藝。
（2）體積模鍛壓力機(jī)
1）冷擠壓機(jī)，用來進(jìn)行冷擠壓工藝。
2）熱模鍛壓力機(jī)，用來進(jìn)行熱模鍛工藝。
3）精壓機(jī)，用來進(jìn)行平面精壓、體積精壓和表面壓印等工藝。
4）平鍛機(jī)，用來進(jìn)行平鍛工藝。
5）冷鐓自動(dòng)機(jī)，用于制造如螺釘螺母等各種標(biāo)準(zhǔn)件。
6）精鍛機(jī)，用來精鍛各種軸類工件。
（3）剪切機(jī)
1）板料剪切機(jī)，用于裁剪板料。
2）棒料剪切機(jī)，用于截裁棒料。
第一章 J31-315壓力機(jī)概述
1.1 J31-315壓力機(jī)的工作原理及構(gòu)件
曲柄壓力機(jī)是以曲柄傳動(dòng)的鍛壓機(jī)械，用圖1-1來說明它的工作原理及結(jié)構(gòu)。
電動(dòng)機(jī)1通過三角皮帶把運(yùn)動(dòng)傳給大皮帶輪3，再經(jīng)過兩級(jí)齒輪減速后把運(yùn)動(dòng)傳給偏心齒輪9，連桿12的上端裝在凸輪上，下端與滑塊13連接，這樣通過連桿把偏心齒輪的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變?yōu)榛瑝K的上下直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)。上模14裝在滑塊上，下模15裝在墊板16上。因此，當(dāng)材料放在上下模之間時(shí)，即能進(jìn)行沖裁或其他變形工藝，制成工件。由于生產(chǎn)工藝的需要，滑塊有時(shí)運(yùn)動(dòng)，有時(shí)停止，所以裝有離合器5和制動(dòng)器4。壓力機(jī)在整個(gè)工件周期內(nèi)進(jìn)行工藝操作的時(shí)間很短，也就是說，有負(fù)荷的工作時(shí)間短，大部分時(shí)間為無負(fù)荷的空間時(shí)間。為了使電動(dòng)機(jī)的負(fù)荷均勻，有效地利用能量，因而裝有飛輪。大皮帶輪3即起飛輪作用。
圖1-1 J31-315壓力機(jī)運(yùn)動(dòng)原理圖
從上述的工作原理并參考結(jié)構(gòu)圖，曲柄壓力機(jī)一般有以下幾個(gè)組成部分：
1工作結(jié)構(gòu)，一般為曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，由偏心齒輪、連桿、滑塊等零件組成。
2 傳動(dòng)系統(tǒng)，包括齒輪傳動(dòng)、皮帶傳動(dòng)等機(jī)構(gòu)。
3 操縱系統(tǒng)，如離合器、制動(dòng)器。
4 能源系統(tǒng)，如電動(dòng)機(jī)、飛輪。
5 支承部件，如機(jī)身。
除了上述的基本部分以外，還有多種輔助系統(tǒng)與裝置，如潤滑系統(tǒng)、保護(hù)裝置以及氣墊等。
1.2 J31-315壓力機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)
曲柄壓力機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)是反映一臺(tái)壓力機(jī)的工作能力，所能加工零件的尺寸范圍，以及有關(guān)生產(chǎn)效率等指標(biāo)。J31-315壓力機(jī)的各主要參數(shù)如下：
1公稱壓力 曲柄壓力機(jī)的公稱壓力是指滑塊離下死點(diǎn)前某一特定距離或曲柄旋轉(zhuǎn)到離下死點(diǎn)前某一特定角度時(shí)，滑塊上所容許承受的最大作用力。J31-315壓力機(jī)的公稱壓力為3150千牛。
2滑塊行程 它是指滑塊從上死點(diǎn)到下死點(diǎn)所經(jīng)歷過的距離，它的大小隨工藝用途和公稱壓力的不同而不同。J31-315壓力機(jī)的滑塊行程為315毫米。
3滑塊每分鐘行程次數(shù) 它是指滑塊每分鐘從上死點(diǎn)到下死點(diǎn)，然后再回到上死點(diǎn)所往復(fù)的次數(shù)。J31-315壓力機(jī)的滑塊的行程次數(shù)為20次∕分。
4裝模高度 它是指滑塊在下死點(diǎn)時(shí)，滑塊下表面到工作墊板上表面的距離。當(dāng)裝模高度調(diào)節(jié)裝置將滑塊調(diào)整到最上位置時(shí)，裝模高度達(dá)最大值，稱為最大裝模高度。上下模具的閉合高度應(yīng)小于壓力機(jī)的最大裝模高度。所謂封閉高度是指滑塊在下死點(diǎn)時(shí)，滑塊下表面到工作臺(tái)上表面的距離。它和裝模高度之差恰是墊板的厚度。J31-315壓力機(jī)的最大裝模高度為490毫米，裝模高度調(diào)節(jié)量為200毫米。
第二章J31-315壓力機(jī)的方案對(duì)比和選擇
2.1電動(dòng)機(jī)的選擇
曲柄壓力機(jī)的負(fù)荷屬于沖擊負(fù)載，即在一個(gè)工作周期內(nèi)只在較短的時(shí)間內(nèi)承受負(fù)載，而較短時(shí)間是空程運(yùn)轉(zhuǎn)。
按一循環(huán)的平均能量來選擇電動(dòng)機(jī)，其功率為：
(2-1)
式中：Nm ——平均功率（kW）；
A ——工作循環(huán)所需的總能量（J）；
t ——工作循環(huán)時(shí)間（S）；
(2-2)
式中: n ——壓力機(jī)滑塊行程次數(shù)（次/分）；
Cn——壓力機(jī)行程利用系數(shù)，采用手工送料Cn=0.65；
為了使飛輪尺寸不致過大，以及電動(dòng)機(jī)安全運(yùn)轉(zhuǎn)等因素，故需將電動(dòng)機(jī)的平均功率
選得大些，即：
(2-3)
式中：k——為電動(dòng)機(jī)選用功率與平均功率比值，一般為1.2～1.6，取k=1.2；
壓力機(jī)一工作循環(huán)所消耗的能量A為： (2-4)
式中: A1——工作變形功（屬有效能量）；
A2——拉延工作功，即進(jìn)行拉延工藝時(shí)壓邊所需要的功（屬有效能量）；
A3——工作行程時(shí)由于曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的摩檫所消耗的能量；
A4——工作行程時(shí)由于壓力機(jī)受力機(jī)構(gòu)的摩檫所消耗的能量；
A5——壓力機(jī)空程向下和空程向上時(shí)所消耗的摩檫；
A6——單次行程時(shí)滑塊停頓所消耗的能量；
A7——單次行程時(shí)離合器接合所消耗的能量。
（1）工作變形功A1
曲柄壓力機(jī)由于沖載、拉延、模鍛、擠壓等工藝，不同的工藝，工件變形所需要的能量亦不同，沖載時(shí)的工件變形功為：
（2-5）
δ的大小隨板料的塑性和沖模間隙的大小而變化。通常?。?
（2-6）
式中：Pg ——壓力機(jī)公稱壓力為；
δ——切斷厚度（m）；
δ0——板料厚度（m）。
對(duì)于慢速壓力機(jī)（兩級(jí)及兩級(jí)以上傳動(dòng)的壓力機(jī)） （2-7）
故有：
（2）拉延墊工作功A2
帶拉延的壓力機(jī)，在進(jìn)行淺拉延工藝時(shí)，拉延墊壓緊工件的邊緣，并隨壓力機(jī)的滑塊向下移動(dòng)。因此消耗一部分能量。消耗能量的大小決定于拉延墊的壓緊力和工作行程，根據(jù)資料推薦，可相應(yīng)取為壓力機(jī)額定壓力的1/6及滑塊行程的1/6，即：
（2-8）
式中：S0——壓力機(jī)滑塊行程長度,S0=0.315m。
（3）工作行程時(shí)由于曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的摩擦所消耗的能量A3
由于壓力機(jī)工作時(shí)產(chǎn)生彈性變形，曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律為平援變化。故可近似的將工作行程曲柄轉(zhuǎn)角αP取為壓力機(jī)的公稱壓力角αg，即：αP = αg。
這樣，對(duì)于通用壓力機(jī)，曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的摩擦功可以用下述公式表示：
（2-9）
式中：Pm——工作行程中平均工作變形力（N）；
αg ——工作行程曲柄轉(zhuǎn)角（度），公稱壓力角αP = αg =20 0；
mμ——摩擦當(dāng)量力臂（m），mμ=26mm；
故有：
（4）工作行程時(shí)由于壓力機(jī)受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量A4
壓力機(jī)在工作行程時(shí)，機(jī)身、曲柄滑塊機(jī)構(gòu)等受力系統(tǒng)因受載產(chǎn)生彈性變形，因而引起能量消耗。對(duì)于在工作行程中，變形力逐步下降的沖載工藝和拉延工藝，有時(shí)一部分的彈性變形能量可以轉(zhuǎn)化為有用能量，因此得出：
（2-10）
式中：yc——壓力機(jī)總的垂直變形（m）。
（2-11）
Cn1——壓力機(jī)垂直剛度（kN/mm），參考文獻(xiàn)[7]表7-3；取Cn1=700 kN/mm 。
（5）壓力機(jī)空程向下和空程向上時(shí)所消耗的能量A5
壓力機(jī)空程時(shí)的能量損耗與壓力機(jī)零件的結(jié)構(gòu)尺寸、表面加工量、潤滑情況，皮帶的拉緊程度、制動(dòng)器調(diào)整情況等因素有關(guān)。根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果，通用壓力機(jī)連續(xù)行程所消耗的平均功率約為該壓力機(jī)額定功率的10%～35%，參考文獻(xiàn)[7]圖7-6或表7-4所示的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)可供概略計(jì)算通用壓力機(jī)空程損耗之用，由圖7-6得：
（6）滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)時(shí)所消耗的能量A6
根據(jù)實(shí)驗(yàn)，通用壓力機(jī)飛輪空轉(zhuǎn)時(shí)電動(dòng)機(jī)所消耗的功率約為額定功率的6%～30%。通用壓力機(jī)飛輪空轉(zhuǎn)時(shí)所消耗的能量：
（2-12）
式中：N6——壓力機(jī)飛輪空轉(zhuǎn)所需的功率，由參考文獻(xiàn)[7]圖7-7得N6=3.5kW；
t——-壓力機(jī)單次行程時(shí)的循環(huán)周期(S)；
t1——曲柄回轉(zhuǎn)一周所需的時(shí)間(S)。
故有：
（7）單次行程時(shí)，離合器接合所消耗的能量A7
離合器接合時(shí)所消耗的能量：
（2-13）
（8）總功A
電動(dòng)機(jī)功率：
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選用JR-72-4電動(dòng)機(jī)；Ne=30kw，ne=1460r/min。
2.2傳動(dòng)系統(tǒng)的對(duì)比和設(shè)計(jì)
傳動(dòng)系統(tǒng)的作用是把電動(dòng)機(jī)的能量傳給曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，并對(duì)電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速進(jìn)行減速，使滑塊獲得所需的行程次數(shù)。曲柄壓力機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)有四個(gè)比較突出的問題需在設(shè)計(jì)前加以分析和確定，以便使整個(gè)壓力機(jī)能達(dá)到結(jié)構(gòu)緊湊，維修方便，性能良好和外形美觀。下面就傳動(dòng)系統(tǒng)方案設(shè)計(jì)中的幾個(gè)問題進(jìn)行比較。
2.2.1 確定滑塊上加力點(diǎn)的數(shù)目及機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)分析
按壓力機(jī)滑塊上加力點(diǎn)的數(shù)目（即連桿的數(shù)目），分為單點(diǎn)、雙點(diǎn)和四點(diǎn)壓力機(jī)。（1）滑塊前后、左右尺寸小于1700mm；墊板前后尺寸小于2000mm，采用單點(diǎn)。（2）滑塊和墊板的前后尺寸大于2000mm，采用雙點(diǎn)。（3）滑塊前后、左右尺寸和墊板前后尺寸都大于2000mm，采用四點(diǎn)。本設(shè)計(jì)采用單點(diǎn)式。
通用壓力機(jī)的工作機(jī)構(gòu)大多采用曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，其運(yùn)動(dòng)簡圖如圖所示O點(diǎn)表示曲軸的旋轉(zhuǎn)中心，A點(diǎn)表示連桿與曲柄的連結(jié)點(diǎn)，B點(diǎn)表示連桿與滑塊的連結(jié)點(diǎn)，OA表示曲柄半徑，AB表示連桿長度。所以O(shè)A以角速度ω作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)，B點(diǎn)則以速度v作直線運(yùn)動(dòng)。
曲柄滑塊的結(jié)構(gòu)主要由偏心齒輪、芯軸、連桿和滑塊組成。偏心齒輪的偏心頸相對(duì)于芯軸有一定的偏心距，相當(dāng)于曲柄半徑。芯軸兩端緊固在機(jī)身上。偏心頸在芯軸上旋轉(zhuǎn)，就相當(dāng)于曲柄在旋轉(zhuǎn)，通過連桿使滑塊上下運(yùn)動(dòng)。
1）曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的選擇
曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的類型有結(jié)點(diǎn)正置和結(jié)點(diǎn)偏置兩種；本設(shè)計(jì)采用結(jié)點(diǎn)正置的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。圖2-1為結(jié)點(diǎn)正置的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)關(guān)系計(jì)算簡圖（所謂結(jié)點(diǎn)正置，是指滑塊和連桿的連結(jié)點(diǎn)B的運(yùn)動(dòng)軌跡位于曲柄旋轉(zhuǎn)中心O和連結(jié)點(diǎn)B的連線上）。滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系可表達(dá)為：
圖2-1 結(jié)點(diǎn)正置的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)
（2-14）
而
令
則
而
所以
代入式（1-13）整理得：
（2-15）
由于一般小于0.3，對(duì)于通用壓力機(jī)，一般在0.1-0.2范圍內(nèi)，故式可進(jìn)行簡化。根據(jù)二項(xiàng)式定理，取
代入式（2-14）整理得：
（2-16）
式中：S ——滑塊行程，從下死點(diǎn)算起，以下均同；
α ——曲柄轉(zhuǎn)角，從下死點(diǎn)算起，與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反者為正，以下均同；
R ——曲柄半徑；
L ——連桿長度（當(dāng)連桿可調(diào)時(shí)取最短時(shí)數(shù)值）。
S0——為滑塊行程315mm；
所以
因?yàn)? ；其中??；
則
因?yàn)棣嗽?.1-0.2范圍內(nèi)，所以L=1450mm符合要求。
2.2.2 確定傳動(dòng)系統(tǒng)的布置方式
在確定傳動(dòng)系統(tǒng)的布置方式時(shí)，通常著重考慮以下三個(gè)方面：傳動(dòng)系統(tǒng)的安放位置、曲柄軸和傳動(dòng)軸的布置方式、曲柄軸上齒輪傳動(dòng)形式和安裝部位。
（1）傳動(dòng)系統(tǒng)的安放位置
曲柄壓力機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)可置于工作臺(tái)之上或工作臺(tái)之下，前者稱為上傳動(dòng)，后者稱為下傳動(dòng)。上傳動(dòng)的主要優(yōu)點(diǎn)為：①重量較輕，成本較低；②安裝維修都比較方便；③地基較為簡單。上傳動(dòng)的主要缺點(diǎn)是壓力機(jī)的地面以上部分較高，運(yùn)行不夠平穩(wěn)。下傳動(dòng)的主要優(yōu)點(diǎn)：①壓力機(jī)的重心低，運(yùn)行平穩(wěn)，振動(dòng)和噪音較小；②能提高滑塊的運(yùn)動(dòng)精度，延長模具的使用壽命，改善工作的質(zhì)量；③壓力機(jī)地面以上的部分減小，可用于高度較低的車間；④立柱和上梁的受力情況較好。傳動(dòng)的缺點(diǎn)是：①體積較大，總重量大；②維修步方便，摩擦離合器和制動(dòng)器的散熱條件比較差；③地基龐大，造價(jià)高。
綜合考慮、比較以上的各優(yōu)缺點(diǎn)，本設(shè)計(jì)是一種通用壓力機(jī)，故采用上傳動(dòng)方式。
（2）曲柄軸和傳動(dòng)軸的布置方式
曲柄軸和傳動(dòng)軸可以垂直于壓力機(jī)的正面放置，也可以平行于正面放置。
當(dāng)壓力機(jī)的曲柄軸和傳動(dòng)軸平行于壓力機(jī)正面放置時(shí)，曲軸和傳動(dòng)軸都較長，受力點(diǎn)和支撐軸間的距離也較大，因而剛度較差。垂直于壓力機(jī)正面的放置形式，克服了前一種形式的缺點(diǎn)，曲軸和傳動(dòng)軸剛度較好。本設(shè)計(jì)是一種中型壓力機(jī)，采用了偏心齒輪，故采用垂直于壓力機(jī)正面的放置形式。
（3）曲柄軸上齒輪的傳動(dòng)形式和安裝部位
曲柄軸上齒輪傳動(dòng)可以設(shè)計(jì)成單邊傳動(dòng)或雙邊傳動(dòng)。采用雙邊傳動(dòng)時(shí)，齒輪尺寸減小，壓力機(jī)高度降低，機(jī)器結(jié)構(gòu)緊湊，還可以改善受力情況，但兩對(duì)齒輪要精確加工，裝配時(shí)要保證運(yùn)動(dòng)同步，加工和裝配要求較高。曲柄軸上的傳動(dòng)齒輪，可放在機(jī)身外，也可放在機(jī)身內(nèi)。前一種形式，齒輪的工作條件較差，機(jī)器外形不夠美觀，但安裝檢修比較方便；后一種形式，齒輪的工作條件較好，外觀也較美觀，但安裝、檢修比較困難；現(xiàn)在越來越傾向于后一種。
本設(shè)計(jì)是一種中型壓力機(jī)，而且又是一種通用的經(jīng)濟(jì)型壓力機(jī)，綜合考慮其壓力與造價(jià)，采用單邊齒輪傳動(dòng)，而且齒輪放在機(jī)身內(nèi)。
2.2.3 確定傳動(dòng)級(jí)數(shù)和各傳動(dòng)比的分配
曲柄壓力機(jī)傳動(dòng)級(jí)數(shù)和各級(jí)傳動(dòng)比的分配，取決于滑塊每分鐘行程次數(shù)和所選擇的飛輪轉(zhuǎn)速。一般滑塊行程次數(shù)在70次/分以上的，采用單級(jí)傳動(dòng)；70～28 次/分的用兩級(jí)傳動(dòng)；28～10次/分的用三級(jí)傳動(dòng)。各級(jí)傳動(dòng)比的分配要恰當(dāng)，使傳動(dòng)系統(tǒng)有可能布置得合理而且緊湊。一般三角皮帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比步超過6～8，齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比不超過7～9。根據(jù)本設(shè)計(jì)的工作參數(shù)要求，選用三級(jí)傳動(dòng)。選用電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為1460轉(zhuǎn)/分。
根據(jù)參考文獻(xiàn)[4]表1-2確定各部分效率為：V帶傳動(dòng)效率η1= 0.96，滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率η2= 0.99，閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率η3= 0.97，偏心齒輪滑動(dòng)軸承效率η4= 0.96。
1） 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比
壓力機(jī)滑塊的轉(zhuǎn)速：nω =20r/min
總傳動(dòng)比：
2） 分配各級(jí)傳動(dòng)比
根據(jù)參考文獻(xiàn)[4]表1-3推薦傳動(dòng)比的范圍，選V帶傳動(dòng)i1= 3.25,一級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比為：i2 = 4.78；則二級(jí)齒輪傳動(dòng)比為：
3） 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)
0軸——電動(dòng)機(jī)軸：
r/min
1軸——高速軸：
kW
r/min
2軸——低速軸：
kw
r/min
3軸——偏心齒輪軸：
kw
r/min
將計(jì)算的運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)列表1-1：
表1-1運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)表
軸 名
參 數(shù)
0 軸
1 軸
2 軸
3 軸
轉(zhuǎn) 速
（r / min）
1460
449.2
93.98
20
輸入功率(kW)
30
28.8
26.03
24.74
輸入轉(zhuǎn)矩(N.m)
196.23
612.3
2645.1
11813.4
傳 動(dòng) 比i
3.25
4.78
4.7
2.2.4 選擇離合器和制動(dòng)器的類型
剛性離合器不宜在高轉(zhuǎn)速下工作，采用剛性離合器的壓力機(jī)，離合器和制動(dòng)器應(yīng)裝置在曲軸上。剛性離合器和制動(dòng)器只適用于小型壓力機(jī)。
采用摩擦離合器時(shí)，對(duì)于具有兩級(jí)和兩級(jí)以上傳動(dòng)的壓力機(jī)，離合器既可以放在曲柄軸上，也可以放在中間軸上。近年來，閉式通用壓力機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)，都封閉在機(jī)身內(nèi)并采用偏心齒輪傳動(dòng)，在結(jié)構(gòu)上限制了離合器和制動(dòng)器的安放位置，因而大多將其置于飛輪軸上，僅少數(shù)壓力機(jī)裝置在中間軸上。
本設(shè)計(jì)采用三級(jí)傳動(dòng)，最后一級(jí)采用偏心齒輪傳動(dòng)，故用浮動(dòng)嵌塊式摩擦離合器和制動(dòng)器，且裝在大皮帶輪軸上。
曲柄壓力機(jī)的離合器都有主動(dòng)部分、從動(dòng)部分、連接零件以及操縱機(jī)構(gòu)組成。本壓力機(jī)選用摩擦離合器——制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)形式按其工作情況分為干式和濕式兩種。干式離合器和制動(dòng)器的摩擦面露在空氣中，而濕式則放在油里。按其摩擦面的形狀，又有圓盤式、浮動(dòng)嵌塊式和圓錐式等型式。目前常用的式盤式和浮動(dòng)嵌塊式摩擦離合器——制動(dòng)器。離合器的主動(dòng)部分包括大皮帶輪、主動(dòng)摩擦盤和環(huán)狀活塞等。從動(dòng)部分為從動(dòng)盤、從動(dòng)軸以及制動(dòng)器的內(nèi)盤等。接合件式主動(dòng)摩擦盤和從動(dòng)盤上的嵌塊。它的操縱機(jī)構(gòu)由氣缸、環(huán)狀活塞和壓縮空氣控制系統(tǒng)所組成。制動(dòng)器懸置在支承外面，氣缸與制動(dòng)器座相聯(lián)，活塞通過導(dǎo)向銷與制動(dòng)盤連接。浮動(dòng)嵌塊的斷面為長圓形，用石棉塑料制成。離合器和制動(dòng)器各有十塊，在從動(dòng)盤和內(nèi)盤上沿圓周方向均勻分布。摩擦面間的間隙由墊片調(diào)整。
需要離合器接合時(shí)，操縱電磁空氣分配閥，使壓縮空氣先進(jìn)入制動(dòng)器氣缸，活塞向左移動(dòng)，壓縮制動(dòng)彈簧，制動(dòng)器失去制動(dòng)作用；隨后壓縮空氣由從動(dòng)軸的中間孔道和連接管，進(jìn)入離合器氣缸，克服脫開彈簧的作用力，環(huán)狀活塞向右移動(dòng)，將浮動(dòng)嵌塊壓緊在主動(dòng)摩擦盤上，依靠他們之間的摩擦力所形成的摩擦力矩，由大皮帶輪帶動(dòng)從動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)。當(dāng)需要離合器脫開時(shí)，操縱電磁空氣分配閥，使離合器氣缸先排氣，在脫開彈簧的作用下，環(huán)狀活塞向左復(fù)位，于是活塞、浮動(dòng)嵌塊和主動(dòng)摩擦盤松開，大皮帶輪空轉(zhuǎn)；隨后制動(dòng)器氣缸排氣，在制動(dòng)彈簧的作用下，制動(dòng)盤將浮動(dòng)嵌塊壓緊在制動(dòng)座上，從動(dòng)軸停止運(yùn)動(dòng)。
離合器和制動(dòng)器的動(dòng)作應(yīng)當(dāng)協(xié)調(diào)，他們之間的順序動(dòng)作由連鎖控制系統(tǒng)來實(shí)現(xiàn)。如果連鎖失靈，會(huì)引起摩擦材料的發(fā)熱和急劇磨損，甚至還可能造成設(shè)備和人身事故。因此對(duì)離合器和制動(dòng)器連鎖控制系統(tǒng)的基本要求是：連鎖可靠，動(dòng)作迅速。
連鎖方式有兩類：剛性連鎖和非剛性連鎖。
離合器和制動(dòng)器剛性連鎖，工作可靠，操縱系統(tǒng)簡單，動(dòng)作迅速。結(jié)構(gòu)如圖所示，當(dāng)離合器接合時(shí)，氣缸除了保證壓緊摩擦盤所需的壓力外，還需要克服制動(dòng)彈簧的阻力，氣缸的制動(dòng)力不能在飛輪和離合器之間形成封閉力系，滾動(dòng)軸承要承受與壓縮彈簧相等的軸向推力；此外，離合器和制動(dòng)器要做成空心軸，有時(shí)推桿直徑也會(huì)受到軸孔尺寸的限制。
（1） 離合器的選擇
離合器所需要的扭矩：
（2-17）
式中：β——儲(chǔ)備系數(shù)，考慮在壓縮空氣壓力波動(dòng)和摩擦系數(shù)不穩(wěn)定等情況下仍能使離合器正常工作，取β =1.1~1.3；
Mq——偏心齒輪所需要傳遞的扭矩，Mq=231636.35N·m；
i ——安裝離合器的軸至偏心齒輪的傳動(dòng)比，i=22.5；
η ——離合器至偏心齒輪之間的傳動(dòng)效率，對(duì)二級(jí)齒輪傳動(dòng)取η =0.94；
由參考文獻(xiàn)[5]選取公稱扭矩為Ml=13200N·m的浮動(dòng)嵌塊離合器。
（2） 制動(dòng)器的選擇
制動(dòng)器所需要的扭矩：
（2-18）
式中：At——制動(dòng)器的摩擦功，At =8118J；
φzh——制動(dòng)器的制動(dòng)角，應(yīng)以偏心齒輪的轉(zhuǎn)角來度量，φzh=50×л /1800=0.087；
ωzh——制動(dòng)器軸的角速度，ωzh=3.14×449.2/30 =47r/s；
由參考文獻(xiàn)[5]選取公稱扭矩為Mzh=6180N·m的浮動(dòng)嵌塊制動(dòng)器。
第三章 主要零件的設(shè)計(jì)與校核
3.1 V帶和帶輪設(shè)計(jì)
1）確定計(jì)算功率Pca
由參考文獻(xiàn)[2]表8-6查得工作情況系數(shù)K=1.2，故
kW
2）選取窄V帶帶型
根據(jù)Pca、n由參考文獻(xiàn)[2]圖8-9確定選用SPA型。
3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑
由參考文獻(xiàn)[2]表8-3和表8-7取主動(dòng)基準(zhǔn)直徑dd1=280mm。
根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]式（8-15），從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑dd2；
mm
按參考文獻(xiàn)[2]式（8-13）驗(yàn)算帶的速度
m/s<35m/s
帶的速度合適。
4）確定窄V帶的基準(zhǔn)直徑和傳動(dòng)中心距
根據(jù)，初步確定中心距mm。
根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]式（8-20）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度
=3668.3mm
由參考文獻(xiàn)[5]表13-1-3選帶的基準(zhǔn)長度mm。
按參考文獻(xiàn)[2]式（8-21）計(jì)算實(shí)際中心距
mm
取a=845mm。
5）驗(yàn)算主動(dòng)輪上的包角α1
由參考文獻(xiàn)[2]式（8-6）得
主動(dòng)輪上的包角合適。
6）計(jì)算窄V帶的根數(shù)z
由參考文獻(xiàn)[2]式（8-22）知
由n1=1460r/min、dd1=280mm、i=3.25，查參考文獻(xiàn)[2]表8-5c和表8-5d得：
kW， kW
查參考文獻(xiàn)[5]表8-8得Kα=0.97，表8-2得KL=1.06，則
取根。
7）計(jì)算預(yù)緊力
由參考文獻(xiàn)[2]式（8-23）知
查表8-4得kg/m，故
N
8）計(jì)算作用在軸上的壓軸力
由參考文獻(xiàn)[2]式（8-24）得
N
3.2齒輪的設(shè)計(jì)
3.2.1概述
由于壓力機(jī)的壓力較大，如果采用直齒輪，它的尺寸較大，但它只產(chǎn)生徑向力，而不產(chǎn)生軸向力；而如果采用斜齒輪，雖然可以減小一定的尺寸，但是它會(huì)產(chǎn)生很大的軸向力，這樣會(huì)對(duì)偏心齒輪產(chǎn)生變向，增大它對(duì)機(jī)箱的摩擦力，使壓力機(jī)不能正常工作?，F(xiàn)在工廠制造的壓力機(jī)大多數(shù)都采用直齒輪，所以直齒輪作為壓力機(jī)的傳動(dòng)件。
舊壓力機(jī)多采用曲軸作為傳動(dòng)系統(tǒng)的最后一級(jí)，但是其摩擦很大，現(xiàn)在的大、中型壓力機(jī)上采用偏心齒輪來代替曲軸作為最后一級(jí)傳動(dòng)，優(yōu)點(diǎn)如下：
（1） 制造偏心齒輪較容易，成本較低。
（2） 偏心齒輪機(jī)構(gòu)的受力情況較好。
（3） 壓力機(jī)的傳動(dòng)部分便于采用封閉式結(jié)構(gòu)。
由于偏心齒輪結(jié)構(gòu)的優(yōu)點(diǎn)顯著，近年來在中型和大型板料沖壓機(jī)上得到了普遍的應(yīng)用，由于J31-315是一種中型的壓力機(jī)，所以，選用了偏心齒輪作為壓力機(jī)的最后一級(jí)傳動(dòng)。
3.2.2 一級(jí)傳動(dòng)齒輪的設(shè)計(jì)
（1）確定齒輪精度等級(jí)及材料
1）材料選擇:：小齒輪材料為40cr(調(diào)質(zhì))硬度280HBS，
大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度240HBS；
2）精度由參考文獻(xiàn)[2]表10-1：壓力機(jī)為通用機(jī)械，選取7級(jí)精度；
3）選取齒輪齒數(shù)為：大齒輪齒數(shù)：，取Z2=86；
（2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
按參考文獻(xiàn)[2]式(10-21)算得:
確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值
1）試選:Kt =1.3；
2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩: T1=7.5×105N.m
3）由參考文獻(xiàn)[2]表10-7選取齒寬系數(shù)：Φd =1；
4）由參考文獻(xiàn)[2]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù):ZE =189.8MPa1/2；
5）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-21d按齒面硬度查得:
小齒輪的接觸疲勞極限為σHlim1=600MPa；
大齒輪的接觸疲勞極限為σHlim2=550MPa；
6）由參考文獻(xiàn)[2]式(10-13)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):
7）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):kHN1 =0.92，kHN2 =0.97；
8）計(jì)算接觸許用應(yīng)力: 取失效概率為,安全系數(shù)S=1；
由參考文獻(xiàn)[2]式(10-12)得:
計(jì)算：
1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t:
2）計(jì)算圓周速度:
3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)mn:
4）計(jì)算載荷系數(shù)k：
已知使用系數(shù): KA=1；根據(jù)ν=2.67m/s，7級(jí)精度；由參考文獻(xiàn)[2]圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)
Kv =1.1；
由參考文獻(xiàn)[2]表10-4查得KHβ的計(jì)算公式為:
由參考文獻(xiàn)[2]圖10-13查得: KFβ=1.3；
由參考文獻(xiàn)[2]表10-3查得: KHα= KFα=1.2；
故載荷系數(shù)：
5）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑由參考文獻(xiàn)[2]式(10-10a)得:
6）計(jì)算模數(shù)m:
故查參考文獻(xiàn)[5]取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù): m=14mm。
（3）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核:
確定公式內(nèi)個(gè)計(jì)算數(shù)值:
1）
2）
3）
4）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限：σFE1=500MPa，σFE2=380MPa；
5）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)kFN1=0.85，kFN2=0.88；
6）許用彎曲應(yīng)力：取S=1.4
7）查取齒形系數(shù)由[1]表10-5查得YFa1=2.91，YFa2=2.18；Ysa1=1.53，Ysa2=1.79；
比較可知 。
8）計(jì)算 代入數(shù)值得:
故彎曲強(qiáng)度符合要求。
（4）幾何尺寸計(jì)算
1）計(jì)算中心矩:
則圓整后取a =730mm。
2）計(jì)算大,小齒輪分度圓直徑:
3）計(jì)算齒輪寬度:
圓整后取，.
4）驗(yàn)算:
,合適。
3.2.2偏心齒輪的設(shè)計(jì)
（1）確定齒輪精度等級(jí)及材料
1）材料選擇：小齒輪材料為40cr(調(diào)質(zhì))硬度280HBS
大齒輪材料為40cr調(diào)質(zhì))硬度280HBS
2）精度由參考文獻(xiàn)[2]表10-1 ：壓力機(jī)為通用機(jī)械，選取7級(jí)精度；
3）選取齒輪齒數(shù)為： ，大齒輪齒數(shù)：，取Z2=80；
（2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
按參考文獻(xiàn)[2]式(10-21)算得:
確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值
1）試選:Kt =1.3；
2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩: T1=2.6×106N.m；
3）由參考文獻(xiàn)[2]表10-7選取齒寬系數(shù)：Φd =1；
4）由參考文獻(xiàn)[2]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù):ZE =189.8MPa1/2；
5）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-21d按齒面硬度查得:
小齒輪的接觸疲勞極限為σHlim1=600MPa；
大齒輪的接觸疲勞極限為σHlim2=600MPa；
6）由參考文獻(xiàn)[2]式(10-13)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):
7）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):kHN1 =0.96，kHN2 =0.98；
8）計(jì)算接觸許用應(yīng)力: 取失效概率為,安全系數(shù)S=1；
由參考文獻(xiàn)[2]式(10-12)得:
計(jì)算：
1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t:
2）計(jì)算圓周速度:
3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)mn:
4）計(jì)算載荷系數(shù)k：
已知使用系數(shù): KA=1；根據(jù)ν=0.89m/s，7級(jí)精度；由參考文獻(xiàn)[2]圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)
Kv =1.05；
由參考文獻(xiàn)[2]表10-4查得KHβ的計(jì)算公式為:
由參考文獻(xiàn)[2]圖10-13查得: KFβ=1.28；
由參考文獻(xiàn)[2]表10-3查得: KHα= KFα=1.2；
故載荷系數(shù)：
5）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑由參考文獻(xiàn)[2]式(10-10a)得:
6）計(jì)算模數(shù)m:
故查參考文獻(xiàn)[5]取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù): m=20mm。
（3）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核:
確定公式內(nèi)個(gè)計(jì)算數(shù)值:
1）
2）
3）
4）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限：σFE1=500MPa，σFE2=500MPa；
5）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)kFN1=0.91，kFN2=0.91；
6）許用彎曲應(yīng)力：取S=1.4
7）查取齒形系數(shù)由參考文獻(xiàn)[2]表10-5查得YFa1=2.97，YFa2=2.19；Ysa1=1.52，Ysa2=1.785；
比較可知 。
8）計(jì)算 代入數(shù)值得:
故彎曲強(qiáng)度符合要求。
（4）幾何尺寸計(jì)算
1）計(jì)算中心矩:
2）計(jì)算大,小齒輪分度圓直徑:
3）計(jì)算齒輪寬度:
圓整后取，。
4）驗(yàn)算:
，合適。
3.3軸的設(shè)計(jì)
3.3.1 大皮帶輪軸的設(shè)計(jì)
（1）確定軸的直徑
開始設(shè)計(jì)時(shí)，可按扭矩預(yù)選傳動(dòng)軸的直徑，由參考文獻(xiàn)[7]式（5-5）有：
（3-1）
式中：Mn ——作用在軸上的最大扭矩（N·m），Mn=13200 N·m；
[τ]——許用剪應(yīng)力，參考文獻(xiàn)[7]取如下值：
45鋼調(diào)質(zhì) [τ]=500×105Pa
輸出軸受扭最大處的直徑為安裝離合器處，試取d=110mm；軸的設(shè)計(jì)及校核見圖3-1和圖3-2。
圖3-1 大皮帶輪軸
圖3-2 軸的載荷分析圖
（2）軸的強(qiáng)度校核
從軸的的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。先將計(jì)算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表3-1：
表3-1危險(xiǎn)截面載荷參數(shù)
載 荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=3193.74N
FNH2=1663.40N
FNV1= -219.22N
FNV2=1596.29N
彎矩M
MH=0
MV1= -50420.6N·mm
MV2= 798145N·mm
總彎矩
M1=0，M2=799736N·mm
扭矩T
T3=13200000 N·mm
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度可根據(jù)參考文獻(xiàn)[7]式（5-6）及上表中的數(shù)值，軸的計(jì)算應(yīng)力：
許用應(yīng)力：
因此σ<[σ]，故安全。
3.3.2 中間軸的設(shè)計(jì)
（1）確定軸的直徑
開始設(shè)計(jì)時(shí)，可按扭矩預(yù)選傳動(dòng)軸的直徑，由參考文獻(xiàn)[7]式（5-5）有：
式中：Mn ——作用在軸上的最大扭矩（N·m），Mn=44248.78N·m；
[τ]——許用剪應(yīng)力，參考文獻(xiàn)[7]取如下值：
40Cr調(diào)質(zhì) [τ]=630×105Pa
輸出軸最小的直徑為安裝大齒輪處，試取d=155mm；軸的設(shè)計(jì)及各段長度見附圖。
（2）軸的強(qiáng)度校核
從軸的的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。先將計(jì)算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表3-2：
載 荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=-9270.07N
FNH2=4177.02N
FNV1= 2516.76N
FNV2=11476.28N
彎矩M
MH1=1002484.8 N·mm
MH2=-355005 N·mm
MV1= 975369.6N·mm，
MV2= 2754307.2N·mm
總彎矩
M1=2921909.31 N·mm，M2=1063486.87N·mm
扭矩T
T3=2645100N·mm
表3-2危險(xiǎn)截面載荷參數(shù)
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)參考文獻(xiàn)[7]式（5-6）及上表中的數(shù)值，軸的計(jì)算應(yīng)力：
許用應(yīng)力：
因此σ<[σ]，故安全。
3.3.3 偏心齒輪軸的設(shè)計(jì)
壓力機(jī)采用芯軸的形式較多，主要有整體式、兩段式和套筒式。整體式的優(yōu)點(diǎn)是芯軸是一個(gè)整體，剛度較好，且結(jié)構(gòu)簡單，其缺點(diǎn)是偏心部分和連桿大段的結(jié)構(gòu)尺寸較大，故曲柄滑塊機(jī)構(gòu)中的摩擦扭矩較大。因此，該結(jié)構(gòu)只適用于行程不大的壓力機(jī)。兩段式的特點(diǎn)與上述的相反，芯軸分成兩端，且不穿過偏心部分，因此，偏心部分和連桿大端的結(jié)構(gòu)尺寸減小，曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的摩擦扭矩也隨之減小。但芯軸如同一懸臂梁，剛度較差。因此，該結(jié)構(gòu)只適用于行程較大的壓力機(jī)。套筒式的芯軸是由兩個(gè)軸套和一個(gè)小軸組成，它的剛度較上一種結(jié)構(gòu)有所提高，但結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，裝配比較復(fù)雜，因此用的不多。綜合上述各軸的特點(diǎn)，本設(shè)計(jì)采用整體式芯軸。
芯軸一般采用45號(hào)鋼，需經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。與偏心齒輪軸瓦配合的部分需經(jīng)磨削加工，光潔度為▽7~8。
設(shè)計(jì)時(shí)先跟據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式預(yù)選芯軸直徑，進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，然后進(jìn)行強(qiáng)度核驗(yàn)。
1）當(dāng)芯軸的材料為45號(hào)鋼時(shí)，芯軸直徑（與偏心齒輪內(nèi)軸承配合處）的經(jīng)驗(yàn)公式是：
（3-2）
式中：P0——連桿上的作用力，P0=Pg=3150（kN）；
試取d0=260mm；進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖3-3所示：
圖3-3 J31-315壓力機(jī)偏心齒輪計(jì)算簡圖
進(jìn)行強(qiáng)度校核，轉(zhuǎn)化為簡支梁的計(jì)算如圖3-4：
圖3-4 芯軸強(qiáng)度的計(jì)算簡圖
上述四式中：
lA1、lA2——芯軸軸瓦長度0.28m。
由結(jié)構(gòu)圖可知：l1= l2=140mm=0.14m； l3=220mm=0.22m；l =660mm=0.66m；
2）進(jìn)行強(qiáng)度校核
由強(qiáng)度計(jì)算公式有：
（3-3）
式中：Mmax——最大彎矩，一般是MB最大，所以選Mmax=MB=231636.35N.m；
[σ] ——許用彎曲應(yīng)力，由參考文獻(xiàn)[7]表3-9選取[σ]=140MPa。
所以，強(qiáng)度滿足要求。
3.4滑塊與導(dǎo)軌的設(shè)計(jì)
滑塊是一個(gè)箱型結(jié)構(gòu)，它的上端與連桿連接，下部安裝模具的上模，并在機(jī)身的導(dǎo)軌內(nèi)上下運(yùn)動(dòng)。為了保證滑塊底平面和工作臺(tái)平面的平行度，保證滑塊運(yùn)動(dòng)方向與工作臺(tái)的垂直度，因此，滑塊的導(dǎo)向面必須與底平面垂直。導(dǎo)軌和滑塊的導(dǎo)向面應(yīng)保持一定的間隙，而且進(jìn)行調(diào)整。四個(gè)導(dǎo)軌均能單獨(dú)調(diào)整，它是靠一組推拉螺釘來實(shí)現(xiàn)的。這種四面調(diào)節(jié)的導(dǎo)軌能提高壓力機(jī)的精度，但調(diào)節(jié)困難。有些壓力機(jī)的導(dǎo)軌做成兩個(gè)是固定的，兩個(gè)是可調(diào)的，并使固定的導(dǎo)軌承受滑塊側(cè)向力，調(diào)節(jié)容易，但精度受到一定影響?；瑝K的高度與寬度的比值，在閉式單點(diǎn)壓力機(jī)上約為1.08~1.32。為了安裝模具，在滑塊的底平面開有“T”型槽。
小型壓力機(jī)的滑塊常用鑄鐵HT20-40制造。中型壓力機(jī)的滑塊常用鑄鐵HT20-40和稀土球鐵制造，或用A3鋼板焊接而成。大型壓力機(jī)的滑塊一般用A3鋼板焊接，焊后進(jìn)行退火處理。為了提高滑塊的耐磨性，有些壓力機(jī)的導(dǎo)向面上鑲有酚醛層壓布板。導(dǎo)軌動(dòng)面的材料一般用鑄鐵HT20-40制造。速度高、偏心載荷大的則用鑄造青銅ZQZn6-6-3或鑄造黃銅ZHMn58-2-2制造。對(duì)于高速壓力機(jī)，有采用滾針導(dǎo)軌，以便減小摩擦，消除間隙，提高機(jī)器的耐用程度和滑塊運(yùn)動(dòng)精度。
3.5連桿的設(shè)計(jì)
3.5.1連桿及裝模高度調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)
為了適應(yīng)不同高度的模具，壓力機(jī)的裝模高度需要能夠調(diào)節(jié)其大小。用調(diào)節(jié)連桿的長度來達(dá)到裝模高度的目的，即連桿不是一個(gè)整體，而是由連桿體和調(diào)節(jié)螺桿所組成。調(diào)節(jié)螺桿下部的球頭與滑塊連接，連桿體上部的軸瓦與偏心齒輪軸聯(lián)接。用手轉(zhuǎn)動(dòng)調(diào)節(jié)螺桿，即可調(diào)節(jié)連桿的長度?；瑝K和裝模高度調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)的主要數(shù)據(jù)看零件圖，滑塊部件重量：35.6kN，裝模高度調(diào)節(jié)速度：84.7mm/min，調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)功率：2.2kW，調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速：750r/min，采用單級(jí)渦輪蝸桿傳動(dòng)，速比：i=85，蝸桿系數(shù)：q=12,齒寬：B=25mm。
3.5.2連桿及調(diào)節(jié)螺桿的強(qiáng)度校核
1）調(diào)節(jié)螺桿最大壓縮應(yīng)力校核
上傳動(dòng)壓力機(jī)在工作時(shí)連桿受壓力作用。由于調(diào)節(jié)螺桿截面較小，故一般校核調(diào)節(jié)螺桿的壓縮應(yīng)力即可。連桿接頭材料為稀土球鐵，螺桿材料為45號(hào)鋼。
連桿尺寸如圖3-5所示：
圖3-5 J31-315壓力機(jī)連桿及螺紋圖
螺桿強(qiáng)度：
（3-4）
式中：d0——連桿上最小的直徑，d0=155mm。
由參考文獻(xiàn)[7]取[σy]=1800×105Pa。
所以，螺桿強(qiáng)度符合要求。
螺紋強(qiáng)度：
（3-5）
式中：S ——螺距；
h ——螺紋牙根的高度，對(duì)于特種鋸形螺紋；
對(duì)于梯形螺紋。
則：
因?yàn)檫B桿采用球鐵QT45-5材料，所以[σ]=700×105Pa；σ稍大于[σ]，認(rèn)為可以使用。
3.5.3滑動(dòng)軸承的校核
在通用壓力機(jī)中，曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的旋轉(zhuǎn)或擺動(dòng)速度較低，但載荷較大，故應(yīng)檢驗(yàn)作用在滑動(dòng)軸承（或叫軸瓦）上的壓強(qiáng)。
1）單點(diǎn)壓力機(jī)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，連桿大端軸承的壓強(qiáng)為：
（3-6）
式中：dA——軸承直徑(m)；
lα——軸承長度(m)；
由參考文獻(xiàn)[7]表3-14選擇材料為ZQSn6-6-3。鑄錫鋅鋁青銅，[PA] =30MPa。
所以強(qiáng)度滿足要求。
2）芯軸軸承的強(qiáng)度為：
（3-7）
式中：d0——軸承直徑(m)；
l0 ——軸承長度(m)；
由參考文獻(xiàn)[7]表3-14，知[P0]=250MPa；
所以強(qiáng)度滿足要求
3）軸承座壓強(qiáng)：
（3-8）
式中：dB——軸承底度座軸瓦長度(m)；
由參考文獻(xiàn)[7]表3-14，知[PB]=650MPa；
所以強(qiáng)度符合要求。
第四章 機(jī)身的設(shè)計(jì)
4.1 機(jī)身的比較和選擇
機(jī)身是壓力機(jī)的一個(gè)基本部件，所有零部件都裝在機(jī)身上面，工作時(shí)要承受全部工作變形力。因此，機(jī)身的合理設(shè)計(jì)對(duì)減輕整機(jī)重量，提高整機(jī)剛度，以及減少制造工時(shí)，都具有直接的影響。機(jī)身分為兩大類型：即開式機(jī)身和閉式機(jī)身。前者三面敞開，操作方便，但剛度較差，適用于中小型壓力機(jī)；后者兩側(cè)封