J23-63型曲柄滑塊壓力機設計【說明書+CAD】
J23-63型曲柄滑塊壓力機設計【說明書+CAD】,說明書+CAD,J23-63型曲柄滑塊壓力機設計【說明書+CAD】,j23,63,曲柄,壓力機,設計,說明書,仿單,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 1
Abstract 1
第一章 緒論 3
1.1曲柄滑塊壓力機簡介 3
1.2設計的目的 5
1.3研究內(nèi)容 5
1.4設計步驟 6
1.5基本設計技術參數(shù)的確定 6
第二章 曲柄滑塊機構的運動和受力分析 7
2.1曲柄滑塊機構 7
2.2曲柄壓力機滑塊機構的運動規(guī)律分析 9
2.2.1滑塊的位移和曲柄轉角之間的關系 9
2.2.2滑塊的速度和曲柄轉角的關系 10
2.3曲柄壓力機滑塊機構的受力分析 11
2.3.1忽略摩擦情況下滑塊機構主要構件的力學分析 11
2.3.2考慮摩擦情況下滑塊機構主要構件的力學分析 12
第三章 曲柄滑塊結構設計 15
3.1曲柄軸強度設計 15
3.2曲軸強度計算 16
3.3曲軸剛度計算 17
3.4調(diào)節(jié)螺桿計算 18
3.5軸承計算 19
第四章 大連桿結構設計 20
4.1連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結構 20
4.2連桿的計算 21
4.3連桿及球頭調(diào)節(jié)螺桿的強度計算 22
4.4調(diào)節(jié)螺桿的螺紋 23
4.5調(diào)節(jié)螺桿的螺紋計算 24
4.6連桿上的緊固螺栓 24
第五章 滑動軸承的設計 24
5.1滑動軸承的結構 25
5.2滑動軸承的計算 25
第六章 滑塊結構設計 27
第七章 機械傳動設計 28
7.1傳動系統(tǒng)分析 28
7.2 V帶傳動設計 29
7.3齒輪傳動設計 32
7.4 轉軸的設計 34
7.5 平鍵連接 38
7.6 滾動軸承的選擇 39
總 結 41
參考文獻 42
1.1曲柄滑塊壓力機簡介
壓力機是用來對放置于模具中的材料進行壓力加工的機械，具有用途廣泛，生產(chǎn)效率高等特點，壓力機可廣泛應用于切斷、沖孔、落料、彎曲、鉚合和成形等工藝。
機械壓力機工作平穩(wěn)、工作精度高、操作條件好、生產(chǎn)率高，易于實現(xiàn)機械化、自動化，適于在自動線上工作。機械壓力機在數(shù)量上居各類鍛壓機械之首。
機械壓力機的規(guī)格用公稱工作力（千牛）表示，它是以滑塊運動到距行程的下止點約10～15毫米處（或從下止點算起曲柄轉角α約為15°～30°時）為計算基點設計最大工作力。曲柄滑塊機構運動簡圖如圖：
圖：曲柄滑塊機構運動簡圖
曲軸壓力機工作原理：機械壓力機工作時(圖2)[機械壓力機工作原理圖],由電動機通過三角皮帶驅動大皮帶輪（通常兼作飛輪）,經(jīng)過齒輪副和離合器帶動曲柄滑塊機構,使滑塊和凸模直線下行。鍛壓工作完成后滑塊回程上行,離合器自動脫開，同時曲柄軸上的自動器接通，使滑塊停止在上止點附近。
每個曲柄滑塊機構稱為一個“點”。最簡單的機械壓力機采用單點式，即只有一個曲柄滑塊機構。有的大工作面機械壓力機，為使滑塊底面受力均勻和運動平穩(wěn)而采用雙點或四點的。本課題以單個曲柄滑塊機構為研究對象。
機械壓力機的載荷是沖擊性的，即在一個工作周期內(nèi)鍛壓工作的時間很短。短時的最大功率比平均功率大十幾倍以上，因此在傳動系統(tǒng)中都設置有飛輪。按平均功率選用的電動機啟動后，飛輪運轉至額定轉速，積蓄動能。凸模接觸坯料開始鍛壓工作后，電動機的驅動功率小于載荷，轉速降低，飛輪釋放出積蓄的動能進行補償。鍛壓工作完成后，飛輪再次加速積蓄動能，以備下次使用。
機械壓力機上的離合器與制動器之間設有機械或電氣連鎖,以保證離合器接合前制動器一定松開,制動器制動前離合器一定脫開。機械壓力機的操作分為連續(xù)、單次行程和寸動（微動），大多數(shù)是通過控制離合器和制動器來實現(xiàn)的?；瑝K的行程長度不變，但其底面與工作臺面之間的距離（稱為封密高度），可以通過螺桿調(diào)節(jié)。
1.2設計的目的
曲柄壓力機設計是機械類專業(yè)和部分非機械類專業(yè)學生的一次較全面的機械設計訓練，是機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié),其基本目的是：
⑴通過曲柄壓力機的設計，綜合運用機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產(chǎn)實踐知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所說知識，得到進一步鞏固，深化和擴展。
⑵學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。
⑶運行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖，熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、 標準和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。
1.3研究內(nèi)容
內(nèi)容包括：選擇電動機型號，曲柄滑塊運動和受力分析，曲柄滑塊結構設計，大連桿結構設計，并繪制裝配圖及零件圖，在設計中完成了以下工作：
1 曲柄滑塊壓力機裝配圖
2 零件工作圖五張（大連桿、軸、齒輪、曲軸、滑塊）
3 撰寫設計說明書一份
1.4設計步驟
它通常是根據(jù)任務書擬訂若干方案并進行分析比較然后確定一個真確、合理的設計方案，進行必要的計算和結構設計，最后用圖紙表達設計結果，用設計書明書表示設計結果。曲柄壓力機的設計可按照以下所述的幾個階段進行：
一、設計準備：
1、分析設計任務書，明確工作條件，設計要求的內(nèi)容和步驟。
2、了解設計對象，閱讀有關資料，圖紙，觀察事物或模型以進行減速器裝拆試驗等。
3、熟悉機械零件的設計方案和步驟。
4、準備好設計需要的圖紙，資料和用具，并擬定設計計劃等。
二、傳動裝置總體設計
1、確定傳動方案
2、計算電定機的功率，轉速，選擇電動機的型號
3、確定總傳動比和分配各級傳動比
4、計算各軸的功率，轉速和轉距
三、各級傳動零件設計
四、壓力機裝配草圖設計
1、選擇比例尺，合理布置試圖，確定壓力機和零件的相對位置。
2、確定軸上立作用點及支點距離，減速器箱體，曲柄系統(tǒng)及其附件的結構設計。
五、零件工作圖設計
①壓力機裝配圖 ②連桿零件圖 ③軸的零件圖
④齒輪零件圖 ⑤曲軸零件圖 ⑥滑塊零件圖
1.5基本設計技術參數(shù)的確定
項目名稱 單位 J23-63
公稱力 千牛 kN 630
公稱力行程 毫米 mm 4
滑塊行程 毫米 mm 130
行程次數(shù) 次 / 分 SPM 80
最大封閉高度 毫米 mm 320
封閉高度調(diào)節(jié)量 毫米 mm 70
工作臺板厚度 毫米 mm 65
立柱間距離 毫米 mm 275
工作臺板至導軌間距離 毫米 mm 370
工作臺板
前后 F.B. 毫米 mm 420
左右 L.R. 毫米 mm 630
工作臺孔尺寸
前后 F.B. 毫米 mm 150
左右 毫米 mm 300
直徑 毫米 mm 200
滑塊底面
前后 F.B. 毫米 mm 260
左右 L.R. 毫米 mm 300
模柄孔尺寸
直徑 毫米 mm 50
深度 毫米 mm 70
第二章 曲柄滑塊機構的運動和受力分析
2.1曲柄滑塊機構
如圖1-1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；
——曲軸支承頸半徑。
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：
2.2曲柄壓力機滑塊機構的運動規(guī)律分析
本次設計壓力機工作機構采用是曲柄滑塊機構, A點表示連桿與曲軸的連結點,B點表示連桿與滑塊連接點,AB表示連桿長度. 滑塊的位移為s。a為曲柄的轉角。習慣上有曲柄最底位置（相當于滑塊在下死點處），沿曲柄旋轉的相反方向計算。
2.2.1滑塊的位移和曲柄轉角之間的關系
滑塊的位移和曲柄轉角之間的關系表達為
而
令 則
而
所以
代入整理得:
代表連桿系數(shù)。通用壓力機一般在0.1~0.2范圍內(nèi).故上式整理后得:
式子中 s——滑塊行程.(從下死點算起)
a——曲柄轉角, 從下死點算起,與曲柄旋轉方向相反者為正.
R——曲柄半徑
——連桿系數(shù)
L——連桿長度(當可調(diào)時取最短時數(shù)值)
因此,已知曲柄半徑R和連桿系數(shù)時,便可從上式中求出對應于的不同a角的s值.有余玄定理知
2.2.2滑塊的速度和曲柄轉角的關系
求出滑塊的位移與曲軸轉角的關系后,將位移s對時間t求導數(shù)就可求得到滑塊的速度v.即:
而
所以
式中 v———滑塊速度
———曲柄的角速度
又因為
所以
式中 n———曲柄的每分鐘轉數(shù)
從上式可看出,滑塊的速度V是隨曲柄轉角a角度變化的。在a=0時 V=0 , a角增大時V隨之顯著增大；但在a=之間時，V的變化很小,而數(shù)值最大.因此常常近似取曲柄轉角的滑塊的速度當作最大速度。用表示
即
上面公式表明，滑塊的最大速度與曲柄的轉速n，曲柄半徑R成正比，n越高，R越大，滑塊的最大速度Vmax也越大。
本壓力機滑塊的最大速度
2.3曲柄壓力機滑塊機構的受力分析
判斷曲柄壓力機滑塊機構能不能滿足加工需要除了它的運動規(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。而進行強度校核之前必須首先正確的將曲柄壓力機滑塊機構的主要構件進行力學分析。
2.3.1忽略摩擦情況下滑塊機構主要構件的力學分析
忽略摩擦和零件本身重量時滑塊的受力情況。其中P1料抵抗變形的反作用力，N導軌對滑塊的約束反力，Pab對滑塊的約束反力，這三個力交于B，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P1、N、Pab之間關系如下：
有上式知 當時，取到最大值
一般曲柄壓力機，，負荷達到公稱壓力時的曲柄轉角僅30度左右。因此可近似認為：
上面兩式便成為：
例如求公稱壓力角時,曲軸上齒輪傳遞的扭矩
因為在時,滑塊能承受的最大負荷是40KN,所以坯料抵抗變形的反作用力也允許達到這個數(shù)值,即P=40KN
可查表2-2得
因此在不考慮摩擦時齒輪傳動的扭矩為:
上面,我們在分析連桿、滑塊受力和曲軸所需傳遞的扭矩的過程中,都沒考慮各活動部位的摩擦.這種處理問題的方法,對于分析連桿和滑塊受力,來說,誤差很小.且簡化了計算公式,完全可應用.但是,在計算曲軸所需傳遞的扭矩時,不考慮摩擦的影響,卻會帶來較大的誤差,因此計算時,應考濾由于摩擦所增加的扭矩.
2.3.2考慮摩擦情況下滑塊機構主要構件的力學分析
曲柄滑塊機構的摩擦主要發(fā)生在四處:
1）.滑塊導向面與導軌之間的摩擦.如下圖所示,摩擦力的大小等于滑塊對導軌的正壓力,與摩擦系數(shù)的乘積,摩擦力的方向與滑塊的運動方向相反.工作行程時,滑塊向下運動,導軌對滑塊的摩擦力朝上,形成對滑塊運動的阻力.
2）. 曲軸支承勁與軸承之間的摩擦.軸旋轉時,軸承對軸勁的摩擦力分布在軸勁工作面上,這些摩擦力對軸頸中心O形成與軸旋轉方向相反的阻力矩.它可近似的按下式計算:
由于小齒輪的作用力遠小于,所以可以認為兩個支反力的和 于是上式可變?yōu)?
3）曲軸頸與連桿大端軸承之間的摩擦,它和上一種摩擦相同,也形成阻力矩,且可按下式計算:
4）連桿銷與連桿小端軸承能夠之間的摩擦.它也形成阻力矩:
根據(jù)能量守恒的原理,曲軸所需增加扭矩在單位時間內(nèi)所做的功。等于克服各處磨擦所消耗的功率。即：
式中：—曲柄的角速度；
—滑塊的速度；
—曲柄和連桿的相對角速度，
—連桿的擺動角速度，
所以可以求得的絕對值為：
而
將上式代入，并取=1，經(jīng)整理后得由于摩擦使曲軸所增加的扭矩為： 現(xiàn)以所設計的曲柄壓力機的曲柄滑塊機構為例,來分析上式中方括號內(nèi)的值.有該曲柄壓力機的參數(shù)如下:
R=80mm
代入式子中求得方括號內(nèi)的值,即的值如下:
684.9 681.61 679.95 673.90 661.30 649.40
從以上可以看出, 的值隨曲柄轉角而變化,但變化較小,在近似計算中,可以將看作不隨變化的常數(shù),并取其相當于=時的值.因此,上式可簡化為
已知P=40KN
與不記摩擦的扭矩比較,
最后的到考慮摩擦后曲軸所需傳遞的扭矩:
以上式子中:
R——曲柄半徑;
——曲柄的轉角;
——連桿系數(shù);
——摩擦系數(shù),一般取0.05
——曲軸支承頸的直徑
———曲軸頸的直徑
—————連桿銷的直徑
————坯料抵抗變形的反作用力.
第三章 曲柄滑塊結構設計
曲軸的結構示意圖：
3.1曲柄軸強度設計
曲柄軸尺寸經(jīng)驗數(shù)據(jù)，支承頸直徑：
（mm）
式中：——壓力機公稱壓力（KN），
取 。
其他各部分尺寸見下表：
曲軸各部分尺寸名稱
代號
經(jīng)驗數(shù)據(jù)
實際尺寸（mm）
曲柄頸直徑
140
支承頸長度
221
曲柄兩臂外側面間的長度
350
曲柄頸長度
190
圓角半徑
10
曲柄臂的寬度
160
曲柄臂的高度
210
3.2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。
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：
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：
式中：——曲軸材料屈服極限（MPa），調(diào)質(zhì)處理，；
——安全系數(shù)，取。
3.3曲軸剛度計算
曲軸的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：——壓力機公稱壓力（KN）;
——彈性模量，對鋼曲軸；
——支承頸、曲柄臂、曲柄頸的慣性矩（）；
——曲柄臂形心至曲柄頸形心的距離（mm）。
曲軸計算撓度與實測撓度見下表：
壓力機型號或噸位
計算撓度
實測撓度
J23-63
0.172
0.179
3.4調(diào)節(jié)螺桿計算
調(diào)節(jié)螺桿示意圖如圖：
?。?
取
⑴強度計算：
查表，45鋼（調(diào)質(zhì)熱處理）(1801~2200)，符合要求。
⑵調(diào)節(jié)螺桿螺紋計算：
采用特種鋸齒螺紋
尺寸
選用
3.5軸承計算
(1)曲軸軸承：
(2)連桿大端軸承：
(3)連桿小端軸承：
查表：有：
，，
所以可以選用。
第四章 大連桿結構設計
4.1連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結構
1、連桿蓋 2、連桿 3、調(diào)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(diào)，就用改變連桿長度的方法改變壓力機的封閉高度。如圖4—3所示連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結構，這種連桿由連桿蓋1、連桿2和球頭調(diào)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。
4.2連桿的計算
⑴連桿的作用力:
單點壓力機：
2 確定連桿及調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗公式：
球頭式調(diào)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(diào)節(jié)螺桿
mm
136
102
109
129
連桿
mm
179
243
⑶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
4.3連桿及球頭調(diào)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(diào)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（N·m）：
式中：—摩擦系數(shù)，??；
—曲柄軸頸同連桿下支承端軸頸的半徑（mm）；
X—危險截面到連桿下支承軸頸中心的距離（mm），；
L—連桿的總長度（mm），對于長度可調(diào)的連桿。
球頭調(diào)節(jié)連桿常用45鋼鍛造，調(diào)質(zhì)處理HBS220～250，，球頭表面淬火，硬度為42HRC。連桿體采用ZG35,正火處理。
4.4調(diào)節(jié)螺桿的螺紋
調(diào)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。
4.5調(diào)節(jié)螺桿的螺紋計算
由于螺母的材料一般較調(diào)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(diào)連桿的連桿體，或調(diào)節(jié)螺母）的彎曲應力。
式中：、—螺紋的外徑和內(nèi)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(diào)節(jié)螺母螺紋的許用應力，對鑄鋼ZG35，。
4.6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。
第五章 滑動軸承的設計
滑動軸承承受沖擊載荷的能力強，主要用于曲軸的主軸承、連桿大小端支承等。如圖所示：
5.1滑動軸承的結構
5.2滑動軸承的計算
選用牌號為的滑動軸承，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。
5.2.1驗算滑動軸承的單位壓力p
曲軸支承軸瓦：
連桿大端軸承：
連桿小端軸承（球頭式）：
5.2.2滑動軸承軸瓦上的速度
曲軸軸承的速度：
連桿大端支承處的速度：
式中：—曲軸軸承直徑（mm）；
—曲柄軸頸直徑（mm）;
—曲軸轉速（r/min），；
—連桿系數(shù)，。
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，。
曲軸軸承：
連桿大端軸承：
第六章 滑塊結構設計
滑塊上部與連桿相連，下底面安裝上沖模，內(nèi)部有連桿，推料裝置，有的還要裝設封閉高度調(diào)節(jié)裝置，平衡裝置，保險裝置等，是一個復雜的箱型結構。它具有形式隨壓力機的用途，結構特點，公稱壓力大小，導軌形式等而改變。
滑塊的典型結構如附圖所示：
滑塊導軌有關尺寸對照表如表：
開式壓力機導軌的形式如圖所示：
第七章 機械傳動設計
7.1傳動系統(tǒng)分析
J23-40的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。J23-40傳動示意圖如圖：
此傳動系統(tǒng)采用上傳動，J23-63總傳動比為：
采用剛性離合器，離合器將放在曲軸上。
7.2 V帶傳動設計
已知電動機功率為26.3KW，轉速=1470r/min，設備要求帶的傳動比=5.
1、確定計算功率
由《機械設計》表5-8查得工作情況系數(shù)=1.2
由《機械設計》式（5-21）=1.2×26.3KW=31.56KW
2、選擇V帶型號
由=31.56KW， =1470r/min和《機械設計》圖5-10，確定選用C型普通V帶。
3、確定帶輪基準直徑
1)、按設計要求，由《機械設計》表5-2，C型帶輪的最小直徑為200mm，再參看《機械設計》圖5-10及表5-6，選擇小帶輪=200mm。
2)、驗算帶速v
在5～25m/s之間，滿足帶速要求。
3)、計算從動帶輪基準直徑
，由《機械設計》式（5-17）得
==（1-0.02）×5×200mm=980mm，按帶輪基準直徑系列取=1000mm。
由《機械設計》式（5-17），實際傳動比
傳動比誤差相對值
一般允許誤差5℅，所選大帶輪直徑可用。
4、確定中心距a0和帶的基準長度Ld
由《機械設計》式（5-22）
=200+1000mm=1200mm，
取。由《機械設計》式（5-23），
帶長
由《機械設計》表5-4，選取帶的基準長度為=5000mm。
由《機械設計》式（5-24）計算實際中心距a
5、校核小帶輪包角
由《機械設計》式(5-25)
,滿足要求。
6、確定V帶的根數(shù)
由《機械設計》式（5-26）
由《機械設計》表5-6，；由《機械設計》表5-9，
由《機械設計》表5-11， 由《機械設計》表5-12
取Z=4根
7、計算帶的張緊力和壓軸力
由《機械設計》式（5-27）單根帶的張緊力為
由《機械設計》式（5-28）帶輪軸的壓軸力為
8、C型V帶小帶輪的基本尺寸
基準寬度
基準線上槽深
基準線下槽深
槽間距
第一槽對稱面至端面的最小距離
最小輪緣厚
齒槽寬
帶輪的基準直徑
外徑
孔徑
7.3齒輪傳動設計
已知：主軸轉速，從動軸轉速，輸入功率，每天工作8小時，壽命10年，每年工作250天
1、 選擇材料，熱處理，齒輪精度等級和齒數(shù)
由《機械設計》表6-5、6-6，選擇小齒輪材料40Cr鋼，調(diào)制處理，硬度241～286HBS， ，；大齒輪材料ZG35CrMo鑄鐵，調(diào)制處理，硬度179～241HBS，
，；精度8級。
按齒根彎曲疲勞強度設計
2、 齒根彎曲疲勞強度設計
由《機械設計》公式（6-20）
已知
取齒數(shù)， 取
實際傳動比
傳動比相對誤差=
齒數(shù)選擇滿足要求
由《機械設計》表6-10，軟齒面齒輪，懸臂安裝，取齒寬系數(shù)
由《機械設計》表6-7查得，使用系數(shù)；參照圖6-6b，試取動載系數(shù)；由圖6-8a，按齒輪懸臂布置，取齒向載荷分布系數(shù)。由表6-8，按齒面未硬化，直齒輪，齒間載荷分配系數(shù)。
由式（6-4）載荷系數(shù)
由《機械設計》圖6-18查得小齒輪齒形系數(shù)，大齒輪齒形系數(shù)。
。由圖6—19查得，小齒輪應力修正系數(shù)，大齒輪應力修正系數(shù)
由《機械設計》圖6—12、圖6—13查得，，代入20，得，，
由《機械設計》圖6-20查得，重合度系數(shù)
按《機械設計》式（6-14）計算彎曲疲勞許用應力
按圖6—24i、g,查得齒輪材料彎曲疲勞極限應力，
由《機械設計》表6—13計算彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)
小齒輪應力循環(huán)次數(shù)
大齒輪應力循環(huán)次數(shù)
由《機械設計》圖6—25查取尺寸系數(shù)，
由《機械設計》式（6—14）取
彎曲疲勞強度系數(shù)，按《機械設計》表6—12，取
比較，
應按大齒輪計算齒輪彎曲疲勞強度
按《機械設計》表6-1 取標準模數(shù)m=6mm
中心距
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
按計算結果校核前面的假設
齒輪節(jié)圓速度
查得，與原值一致。
齒寬
小齒輪齒寬取50,大齒輪齒寬取45。
齒頂高 齒根高
齒高 齒距
齒原 齒槽高
7.4 轉軸的設計
1、轉軸的初步設計
轉軸所需傳遞的扭矩：
式中 ——曲軸在公稱壓力角下的扭矩；
——從所計算轉軸至曲軸的傳動比，；
——從所計算轉軸至曲軸各級齒輪傳動的傳動效率（包括軸承的摩擦損耗），
其中滾動軸承、齒輪傳動、滑動軸承；
軸選用45鋼制造，調(diào)制處理，許用扭轉應力。所以軸的初步計算最小直徑為：
考慮軸上零件的固定方式，將初步確定的最小直徑d適當加大，取。
2、按彎鈕聯(lián)合作用核算轉軸的強度
經(jīng)過初算和進行結構設計后的轉軸，各段的直徑和長度已初步確定。但在此基礎上，還須進一步按彎鈕聯(lián)合作用核算軸的強度，以便判斷初步設計是否恰當。
齒輪的法向作用力為：
皮帶作用力比齒輪作用力小得多，所以可以忽略不計。
根據(jù)和扭矩繪制轉軸的受力圖：
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：
由于曲柄壓力機的轉軸不是長期滿載工作，許用當量彎曲應力可取為：
式中 ——轉軸材料屈服極限（），軸的材料是45鋼（調(diào)質(zhì)），屈服極限；
——安全系數(shù)，一般取。
因此，符合要求。
1、 核算軸的疲勞強度
由于Ⅱ—Ⅱ截面有臺階，應力集中現(xiàn)象比較嚴重，且直徑最?。ǎ?，彎矩又比較大，但扭矩和其他截面相同，因此核算此截面的疲勞強度。
由《機械設計》表2—5查得軸材料的彎曲和剪切疲勞極限；
由《機械設計》表2—2查得彎曲和扭轉時材料對循環(huán)載荷的敏感系數(shù)；
由《機械設計》附表3，，查得彎曲和扭轉時圓角處的有效應力集中系數(shù)；
由《機械設計》附表4，材料為碳鋼，毛皮直徑>40～50，彎曲和扭轉時的絕對尺寸影響系數(shù)；
由《機械設計》附表5，查得表面質(zhì)量系數(shù)。
由于曲柄壓力機的軸所受載荷為脈動循環(huán)性質(zhì)，所以
所以
復合安全系數(shù)
查表查得許用安全系數(shù)，對于通用壓力機，對于自動壓力機，因此,軸的疲勞強度亦符合要求。
7.5 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)接常采用平鍵連接。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C型普通平鍵，對于A型普通平鍵；
——鍵的名義長度；
——鍵的寬度；
——鍵的直徑；
——鍵的個數(shù)為避免加工困難和過分削弱軸的強度，一般；
K——考慮鍵受載不均勻的系數(shù)，當Z=2時K=0.75，當Z=1時K=1；
——平鍵連接的許用擠壓應力，輪轂材料為鋼時，。
對帶輪，材料為鑄鋼，采用C型鍵，
查表得 ；
，滿足要求。
對齒輪，材料為鋼，采用A型鍵，
查表得
，滿足要求。
7.6 滾動軸承的選擇
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(diào)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(nèi)，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(diào)整間隙，選用內(nèi)、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(nèi)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。
根據(jù)上述的選擇原則，在J23—80開式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32211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(nèi)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
32211軸承的額定動負荷，因此符合要求。
總 結
畢業(yè)設計快要結束了。這是畢業(yè)前的一次大練兵，是對整個兩年大學學習效果的一次大檢驗或大驗收，對我們今后的學習和工作有重要的影響，是我們進入社會大舞臺的一塊敲門磚。因此，它的意義重大，每一個畢業(yè)生都要認真地對待。在設計的過程中，我頗有感受，現(xiàn)摘錄如下，以供參考。
首先，通過這次畢業(yè)設計，使我對過去所學的各門課程都有了更深一層的理解，對各門功課在整個所學系統(tǒng)中的地位有了確切的認識。
其次，在本次設計中我還學到了許多課堂上所沒學過的東西。通過老師的指導和查閱大量的相關資料，使我對研究的對象有了更深刻的認識，對其性能和要求有了更深的了解，從而為今后類似機器的設計打下了一定的基礎。此外，在本次設計中通過CAD和Word編輯等軟件的使用，使我更加感受到現(xiàn)代化工作方式所帶來的便捷性和優(yōu)越性。
最后，要感謝我的指導老師，在設計中，老師給我提了許多寶貴意見，認真地指導我完成整個設計內(nèi)容。同時，也感謝幫助過我的其他各位老師和同學。使我的畢業(yè)設計順利圓滿的完成。
參考文獻
[1]吳宗澤主編.機械設計.高等教育出版社，2001.
[2]鄒慧君、傅祥志、張春林、李杞儀主編.機械原理，高等教育出版社，1999.
[3]陳立德主編.機械設計基礎課程設計指導書.高等教育出版社，2000.
[4]吳宗澤主編.機械設計實用手冊.化學工業(yè)出版社，1999.
[5]熊文修主編.機械設計課程設計.華南理工大學出版社，1996.
[6]戴少度.材料力學.國防工業(yè)出版社，2001.
[7]陳心昭.機械加工手冊.機械工業(yè)出版社，2001.
[8]陳立德.機械設計基礎課程設計.高等教育出版社，2006.
[9]《機械加工工藝裝備設計手冊》機械加工工藝裝備設計手冊編委會期
機械工業(yè)出版社,2000.
42
收藏