曲柄壓力機設計論文01244

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1、 畢業(yè)設計說明書畢 業(yè) 設 計 題 目: J31-250 型曲柄壓力機設計 I摘要 鍛壓機械在工業(yè)中占有極其重要的地位，廣泛應用于幾乎所有的工業(yè)部門，如機械、電子、國防等。然而，在鍛壓機械中，又以曲柄壓力機最多，占一半以上。 曲柄壓力機是以曲柄滑塊機構作為運動機構，依靠機械傳動將電動機的運動和能量傳給工作機構，通過滑塊給模具施加力，從而使毛坯產(chǎn)生變形。 本次設計為 J31-250 型閉式單點壓力機，參照國內現(xiàn)有相關型號壓力機，進行了2500KN 機械壓力機主要工作系統(tǒng)設計。設計分三步進行：首先，擬定總傳動方案；其次，設計主要零部件；最后，進行經(jīng)濟評估。 本設計中主要包括以下設計部分：曲柄滑塊機

2、構的設計計算、傳動系統(tǒng)的設計計算、離合器和制動器的設計計算、電動機的選擇和飛輪的設計以及支撐附屬裝置的設計。 本次設計方案均采用同類設計中最新的零件類型及布置方式。通過離合器和制動器進行氣動連鎖控制。用電動機調節(jié)連桿的長度來達到調節(jié)裝模高度的目的，以適應不同高度的模具。采用四面調節(jié)導軌，提高了壓力機的精度，并裝有過載保護裝置、滑塊平衡裝置等，使機器更加安全、可靠。 關鍵詞：鍛壓機械；曲柄滑塊機構；閉式單點壓力機 IIAbstractForge and press machine is very important in industry,it is used in almost any ind

3、uetry department,such as machine,electron,national defense and so on.It is crank forge and press machine that is most important in forge and press machine.Crank press machine uses crank slide block mechanism as working mechanism,machine driving system passes the movement and energy of electromotor t

4、o working mechanism, bringing forge to the die by slide block,in order to let roughcast engender transmutation.In this paper,the subject is the J31-250 closed-single punching machine,it is designed in accordance with the related machine now and designed the working system of 2500KN punching machine.

5、The design has been done through three steps: firstly,draw up total transmission; secondly, design each part; at last, economy estimation.In this paper, the design mainly consists of some parts: crank slide mechanism, gear deriving system, clutch and detent, electromotor and flywheel, supporting and

6、 appertain equipment.The design program used the new parts type and arrangement. The machine works by the control of the frictional clutch and detent. Electromotor drives the link screw to fit the diffent height of die. Using four-side regulative guider, improves the precision of the punching machin

7、e. The machine has installed over loading protector, slide block balance equipment, pledging the machine work safety and dependable.Keyword: forge and press machine ；crank slide block mechanism ；closed-single press machine 目錄目錄摘要摘要 .IABSTRACTABSTRACT .II概述概述 .11.1 鍛壓設備的發(fā)展.11.2 機械壓力機的主要類型.11.3 曲柄壓力機的

8、工作原理.21.4 曲柄壓力機的技術參數(shù).31.5 論文內容.41.5.1 設計內容.41.5.2 壓力機主要技術參數(shù).4第二章第二章 曲柄滑塊機構的運動分析與受力分析曲柄滑塊機構的運動分析與受力分析 .52.1 曲柄滑塊機構的運動規(guī)律.52.2 曲柄滑塊機構的受力分析 .8第三章第三章 傳動系統(tǒng)的布置及設計傳動系統(tǒng)的布置及設計 .113.1 傳動系統(tǒng)的布置方式.113.2 傳動級數(shù)和各級數(shù)比分配.113.3 離合器和制動器安裝位置的確定.12第四章第四章 設計計算設計計算 .124.1 工作機構的設計計算曲柄滑塊機構的設計計算 .124.1.1 芯軸設計計算 .134.1.2 連桿及裝模高度

9、調節(jié)裝置 .154.1.3 調節(jié)電動機容量選擇 .174.1.4 滑塊與導軌 .184.1.5 蝸輪蝸桿的設計計算 .184.2 傳動系統(tǒng)的設計計算 .194.2.1 低速級齒輪的設計 .194.2.2 高速級齒輪的設計 .234.2.3 傳動軸設計計算 .27 4.3 操縱系統(tǒng)的設計計算離合器與制動器的設計計算 .324.3.1 制動器和離合器的工作原理 .324.3.2 摩擦離合器的設計 .334.3.3 摩擦制動器設計計算.364.4 能源系統(tǒng)的設計計算電動機的選擇和飛輪的設計 .394.4.1 電動機功率計算 .394.4.2 飛輪的確定 .41第五章第五章 支承、輔助及附屬裝置的設計

10、支承、輔助及附屬裝置的設計 .455.1 支承部件機身的設計 .455.1.1 立柱與拉緊螺栓的設計計算.455.1.2 上梁的計算.475.1.3 底座的計算.485.1.4 機身變形的計算.485.2 附屬裝置 .505.3 輔助裝置 .50第六章經(jīng)濟技術綜合分析第六章經(jīng)濟技術綜合分析 .516.1 經(jīng)濟分析 .516.2 技術分析 .516.3 環(huán)境分析 .52第七章結論第七章結論 .52參考文獻參考文獻 .53致謝致謝 .54附錄一 .1附錄二 .13 1J31-250J31-250 型曲柄壓力機設計型曲柄壓力機設計第一章第一章 概述概述1.1 鍛壓設備的發(fā)展鍛壓設備的發(fā)展 鍛壓工業(yè)的

11、發(fā)展主要是由于在世界范圍日益要求用更難變形的材料制造越來越大和越來越復雜的鍛件。由于宇航工業(yè)今后的需要，地面動力系統(tǒng)、噴氣發(fā)動機和飛機鍛件數(shù)量的增大以及在工藝上的劇烈競爭，要求不斷的提高目前的工藝水平。因此，有效的利用現(xiàn)在的鍛壓設備和設計性能優(yōu)越的鍛壓設備是必然的11。 由于采用現(xiàn)代的鍛壓工藝生產(chǎn)工件具有高效率、質量好、能量省和成本低的特點，鍛壓生產(chǎn)在工業(yè)生產(chǎn)中的地位越來越重要，鍛壓機械在機床中的比重也越來越大。雖然采用鍛壓機械進行鍛壓生產(chǎn)只有百余年的歷史，但鍛壓機械在整個金屬加工設備生產(chǎn)中占 18-30%，金額占 20-40%。在鍛壓機械中，又以曲柄壓力機最多，占一半以上。用曲柄壓力機可以進

12、行沖壓和模鍛等工藝生產(chǎn)，它廣泛用于汽車、農(nóng)業(yè)機械、電器儀表、國防工業(yè)以及日用品等公益生產(chǎn)部門。隨著工業(yè)的發(fā)展，曲柄壓力機的品種和數(shù)量越來越多，質量越來越高，壓力越來越大。它在機械制造工業(yè)以及其他工業(yè)的鍛壓生產(chǎn)中作用越來越顯著。例如，冷擠壓工藝是一項新興工藝，用冷擠壓生產(chǎn)的零件表面粗糙度小，尺寸精度高，直徑為 20-30mm 的零件其公差范圍可控制在 0.015mm 以內，因此，所生產(chǎn)的零件不需要進行或少量進行切削加工即可使用。大大提高了生產(chǎn)率，并節(jié)約了原材料。隨著冷擠壓工藝的發(fā)展，各種類型的擠壓機應運而生，正在使加工行業(yè)產(chǎn)生巨大變化。再加，在日用品及家用電器生產(chǎn)中，如果不采用高速沖壓自動機，產(chǎn)

13、品的成本與質量在國際市場上將失去競爭力。因此，大量制造和使用曲柄壓力機，已成為工業(yè)先進國家的發(fā)展方向之一3。近年來，曲柄壓力機正向著高速度的高精度的方向發(fā)展，并努力降低噪音，提高安全性，擴大自動化程度，改善勞動條件。特別是采用微型計算機控制的曲柄壓力機，更具有先進的水平。1.2 機械壓力機的主要類型機械壓力機的主要類型 根據(jù) JB/GQ2003-84 標準3，鍛壓機械分為八類，其中第一類機械壓力機包括曲柄壓力機的主要類型，此外，在第三類線材成型自動機、第五類鍛機、第六類剪切機和第七類彎曲校正機中都包括有曲柄壓力機。 2在 JB/GQ2003-84 的型譜3中，單柱壓力機、開式壓力機和閉式壓力機

14、屬于通用壓力機。所謂單柱、開式和閉式是指機身的型式。閉式壓力機機身左右封閉，只能從前后方向接近模具，操作不太方便，但機身剛度高，壓力機精度好。開式壓力機機身左右及前后都敞開，能從三個方向接近模具，操作方便，但機身剛度低，特別是有 角變形存在，影響精度。開式壓力機機身的后面還有一個開口，便于出料。單柱壓力機，其機身也是左右及前后敞開，但后壁無開口。有時，我們把后面兩種壓力機統(tǒng)稱為開式壓力機。上述三種壓力機中均只有一組曲柄滑塊機構，成為單點壓力機。適用于小型壓力機，或工作臺較小的中型壓力機。若工作臺面較大，則有兩組或四組曲柄滑塊機構，相應稱為雙點或四點壓力機。此外，按照工作臺的形式，機身是否可傾等

15、分為固定臺、活動臺、柱形臺以及可傾壓力機等。1.3 曲柄壓力機的工作原理曲柄壓力機的工作原理 曲柄壓力機是鍛壓生產(chǎn)中廣泛使用的一種鍛壓設備。它可以應用于板料沖壓、模鍛、冷熱擠壓、冷精壓和粉末冶金等工藝。 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)的旋轉運動通過曲柄連桿使滑塊呈往復運動，利用滑塊發(fā)出的壓力使毛坯產(chǎn)生塑性變形，以制成一定形狀的鍛壓件。因此，它具有以下特點： （1）曲柄連桿機構是剛性聯(lián)接的，滑塊是具有強制運動性質，滑動塊的行程次數(shù)，速度和加速度一定規(guī)律變化。 （2）工作時封閉高度不變。 （3）一個工作循環(huán)中負荷時間較短，電動機是按平均功率選用的，所以曲柄壓力機既需要飛輪存儲和釋放能量。 （4）工作時機身組成

16、一個封閉的受力系統(tǒng)，對基礎沒有劇烈的沖擊和震動。 31-電動機 2-小皮帶輪 3-大皮帶輪 4-制動器 5-離合器 6-小齒輪7-大齒輪 8-小齒輪 9-偏心齒輪 10-芯軸 11-機身 12-連桿13-滑塊 14-上模 15-下模 16-墊板 17-工作臺 18-液壓氣墊圖 1.1 J31250 型曲柄壓力機運動原理圖 圖 1.1 為曲柄壓力機的工作原理圖，其工作原理如下：電動機 1 帶動皮帶傳動系統(tǒng) 2、3，將動力傳到小齒輪 6，通過 6 和 7，8 和 9 兩級齒輪減速傳到曲柄連桿機構，大齒輪 7 同時又起飛輪作用。齒輪 9 制成偏心齒輪結構，它的偏心輪部分就是曲柄，曲柄可以在芯軸 10

17、 上旋轉。連桿 12 一端連到曲軸偏心輪；另一端與滑塊鉸接，當偏心齒輪 9 在與小齒輪 8 嚙合轉動時，連桿擺動，將曲軸的旋轉運動轉變?yōu)榛瑝K的往復直線運動。上模裝 在滑塊上，下模固定在墊板上，滑塊帶動上模相對下模運動，對放在上、下模之間的材料實現(xiàn)沖壓4。 壓力機的組成： （1）工作機構：一般為曲柄滑塊機構，由曲柄、連桿和滑塊等零件組成。 （2）傳動機構：包括齒輪傳動和皮帶傳動等機構。 （3）操作系統(tǒng)：如離合器和制動器。 （4）能源系統(tǒng)：如電動機和飛輪。 （5）支撐部件：如機身。除上述基本部分以外，還有多種輔助系統(tǒng)與附屬裝置，如潤滑系統(tǒng)、保護裝置以及氣墊等4。1.4 曲柄壓力機的技術參數(shù)曲柄壓力

18、機的技術參數(shù) 曲柄壓力機的技術參數(shù)3反映了壓力機的工藝能力，加工零件的尺寸范圍以及有關生產(chǎn)率等指標，分述如下： （1）公稱壓力 Pg 及公稱壓力行程 Sp 曲柄壓力機的公稱壓力（或稱額定壓力）是指滑塊離死點前某一特定距離（此特定距離稱為公稱壓力行程或額定壓力行程）或曲柄旋轉到離下死點某一特定角度（公稱壓力角或額定壓力角）時，滑塊所容許承受的最大作用力。例如630、1000、1600、250、3150、4000、6300KN。 （2）滑塊行程 S 4 指滑塊從上死點到下死點所經(jīng)過的距離。它的大小反映壓力機的工作范圍。 （3）滑塊行程次數(shù) n 它是指滑塊每分鐘從上死點到下死點，然后再回到上死點所往

19、復的次數(shù)。 （4）裝模高度 H 及裝模高度調節(jié)量H 裝模高度是滑塊在下死點時，滑塊下表面到工作板上表面的距離。當裝模高度調節(jié)裝置將滑塊調節(jié)到最上位置時，裝模高度達到最大值，稱為最大裝模高度。裝模高度調節(jié)裝置所調節(jié)的距離稱為最大裝模高度調節(jié)量。 （5）工作臺板及滑塊底面尺寸 指壓力機工作空間的平面尺寸，它的大小直接影響所安裝的模具的平面尺寸以及壓力機平面輪廓的大小。 （6）喉深 它是指滑塊的中心線至機身的距離，是開式壓力機和單柱壓力機的特有參數(shù)。1.5 論文內容論文內容1.5.1 設計內容設計內容 本壓力機的設計分三步進行：首先，擬定總傳動方案；其次，設計主要零部件；最后，進行經(jīng)濟評估。 擬定總

20、傳動方案 這部分主要任務是初步確定壓力機傳動系統(tǒng)的布置方案，包括壓力機的傳動級數(shù)、主軸和傳動軸相對于壓力機的位置及離合器制動器的位置等。 設計主要零部件 這部分的主要內容有曲柄滑塊機構的設計計算、傳動零件的計算、飛輪的設計和電動機的選擇、機身的設計計算以及附屬裝置和輔助系統(tǒng)的設計。 經(jīng)濟評估這是設計的產(chǎn)品在經(jīng)濟上的可行性分析以及對環(huán)境影響的評估。1.5.21.5.2 壓力機主要技術參數(shù)壓力機主要技術參數(shù) 本設計壓力機為 J31-250 型閉式單點壓力機，其主要技術參數(shù)如表 1.1 所示： 名稱符號單位量值公稱壓力Pg t250公稱壓力行程Sp mm13 5滑塊行程Smm 315滑塊行程次數(shù)n

21、次/min 20最大裝模高度H1mm 500裝模高度調節(jié)量H1mm 250導軌間距離Amm 1080滑塊底面前后距離B1mm 900工作臺板左右尺寸Lmm 1000工作臺板前后尺寸Bmm 1000 表 1.1 J31-250 型閉式單點壓力機主要技術參數(shù)3第二章第二章 曲柄滑塊機構的運動分析與受力分析曲柄滑塊機構的運動分析與受力分析 2.12.1 曲柄滑塊機構的運動規(guī)律曲柄滑塊機構的運動規(guī)律 曲柄滑塊機構的運動簡圖如圖 2.1 所示。O 點表示曲柄的旋轉中心，A 點表示連桿與曲柄的連接點，B 點表示連桿與滑塊的連接點，OA 表示曲柄半徑，AB 表示連桿長度。當 OA 以角速度 作旋轉運動時，B

22、 點則以速度 作直線運動。圖 2.1 曲柄滑塊機構運動簡圖 （1）滑塊位移 6圖 2.2 結點正置的曲柄滑塊機構運動關系簡圖滑塊的位移和曲柄轉角之間的關系可表達為：S=(R+L)-(Rcos+Lcos) (2-1)而 sin=LRsin令 LR則 sinsin所以 222sin1sin1cos代入式（1-1）整理得 （2-2）22sin111cos1Rs對于通用壓力機，一般在 0.10.2 范圍內，故（1-1）可進行簡化：2222sin211sin1故式（1-1）變?yōu)?（2-3）2cos14cos1Rs式中：S滑塊位移，從下死點算起，向上為正；曲柄轉角，從下死點算起，與曲柄旋轉方向相反為正；R

23、曲柄半徑；連桿系數(shù)。由圖 2.2 并利用余弦定理 7 （2-4）sLRRLsLRR2cos222令cRs則式可寫成 （2-5）ccc1221cos2 （2）滑塊速度現(xiàn)有國內通用壓力機的滑塊最大速度為 130435mm/s。dtdRdddtdddsdtds2cos14cos1而 dtd所以 2sin2sinR式中：滑塊速度，方向向下為正；曲柄角速度；n2n曲柄轉速，即滑塊行程速度。 （3）滑塊加速度 式2coscos2sin2sin2RRdddtddddtd中 滑塊加速度，方向向下為正。 J31-250 型閉式單點壓力機的滑塊行程 S=315mm，連桿長度 L=1520mm，曲柄轉速 n=20r

24、/min，則滑塊速度以及加速度如下： mmmmSR5 .15723152 1036. 015205 .157mmmmLR 1094. 2min2022srn滑塊的速度、加速度計算結果如表 2.1.表 2.1 滑塊的速度、加速度計算結果 801530456075s（mm）05.95423.2950.4685.25124.8smm/094.76181.1252.0302.2328.61/smm-766.6-732.9-636.1-488.3-307.3-113.090105120135150165180166.2206.3242.7273.2296.1310.2315330.8309.5269.9

25、215.1149.276.290-75.97244.5383.3488.3560.1601.3614.62.22.2 曲柄滑塊機構的受力分析曲柄滑塊機構的受力分析 （1）連桿及導軌受力 圖 2.3 結點正置的曲柄滑塊機構受力簡圖考慮 B 點力的平衡得：cosPPABPtgQ 由前推導得知，對 J31-250 型壓力機，遠小于 0.3，遠小于sinsin。因此可認為，故上二式可寫成5 .171cossinsintgPPABsinPQ 其中： PAB連桿作用力Q導軌作用力P工件變形力曲柄轉角連桿系數(shù) 9 （2） 曲柄所受扭矩 理想扭矩1支承 2偏心齒輪 3支承4芯軸 5滑塊 6導軌圖 2.4 偏心

26、齒輪受力簡圖PAB 是連桿給與偏心齒輪的力。在 PAB 作用下，偏心齒輪所受理想扭矩為 2sin2sinPRODPMABt式中 R曲柄半徑 當曲柄轉角等于公稱壓力角即時，曲柄上受的理想扭矩為理想公稱扭矩。g J31-250 型壓力機 P=2500KN，R=157.5mm,=0.1036，當=時20 mNmNPRMt531048. 1202sin21036. 020sin1575. 01025002sin2sin 上述計算是在理想狀態(tài)時的情況，但實際上壓力機是有摩擦的，在轉動的零件上由于摩擦所增加的摩擦扭矩不可忽略。 摩擦扭矩在曲柄滑塊機構中摩擦主要發(fā)生在四處：a 滑塊導軌面的摩擦摩擦力的大小為

27、： 摩擦力的方向與滑塊運動方向相反，形成對滑塊運動的阻力。該阻力經(jīng)連uQPu桿作用在曲柄上，增加了偏心齒輪傳遞的扭矩。b 芯軸支承徑和軸承之間的摩擦0d 芯軸旋轉時，軸承對軸頸的摩擦力分布在軸頸工作面上，如圖，這些摩擦力對軸 10頸中心形成與軸頸旋轉方向相反的阻力矩，分別為、2010dRM2020dRM 兩個支承的總阻力矩為2021000dRRMMM 由于小齒輪的作用力小的多，故認為二支座反力的和為PPRRAB21 故總阻力矩變?yōu)?00dPMc 偏心齒輪上的偏心和連桿大端軸承支撐之間的摩擦Ad 形成阻力矩。22AAABAdPdPMd 球頭與球頭座之間的摩擦。形成阻力矩。Bd22BBABBdPd

28、PM 上述三個阻力矩、和都會是偏心齒輪增加所需傳遞的扭矩。0MAMBM 總摩擦扭矩為 2sin2sinsin2coscos12100RdddPMMMMMBABAP 上式中是隨的變化而變化的，但變化不大，認為是一常數(shù)，取，MM0因此摩擦扭矩為 0121dddPMBA 在 J31-250 型曲柄壓力機中，P=2500KN，=240mm，0dmmdA660，mmdB260104. 0 對閉式壓力機0.055，取，則045. 005. 0 mNmmmNM43102 . 624. 026. 0104. 066. 0104. 0105. 010250021 當時，偏心齒輪的公稱扭矩為20g mNMMMtg

29、545101 . 2102 . 61048. 1 11第三章第三章 傳動系統(tǒng)的布置及設計傳動系統(tǒng)的布置及設計 J31-250 型壓力機采用三級上傳動，單邊驅動，主軸的安放位置垂直于壓力機正面，所有傳動齒輪都置于機身內部，離合器制動器置于飛輪軸上，這樣整個壓力機結構緊湊、維修方便、性能良好、外形美觀。3.13.1 傳動系統(tǒng)的布置方式傳動系統(tǒng)的布置方式 現(xiàn)有的通用壓力機采用上傳動較多，下傳動較少。采用上傳動的曲柄壓力機重量較輕、成本較低、安裝維修方便、地基較為簡單。采用下傳動的壓力機平面尺寸較大，而高度和上傳動差不多，壓力機總重量比上傳動大 1020%，傳動系統(tǒng)置于地坑之中，不便于維修，且地坑深、

30、基礎龐大，造價較高。通常在舊車間內添置大型壓力機時，由于車間高度受到限制，采用下傳動的優(yōu)點才比較明顯。故本機采用上傳動。 主軸平行于壓力機正面的壓力機，曲軸和傳動軸較長，受力點與支撐軸承的距離比較大，受力條件比較惡劣，承受剛度小。壓力機平面尺寸較大，外形不夠美觀，故本機采用垂直于壓力機正面安放的形式。 齒輪可以放在機身之外，也可以放在機身之內。前一種形式的齒輪工作條件差，機器外形不美觀，但安裝維修方便；后一種形式的齒輪工作條件較好，機器外形美觀，還可以將齒輪浸入油池中，這樣大大降低了齒輪的傳動噪音。所以本機的所有齒輪都置于壓力機機身的內部。 由于雙邊傳動加工裝配比較困難，所以將齒輪傳動設計為單

31、邊傳動。3.23.2 傳動級數(shù)和各級數(shù)比分配傳動級數(shù)和各級數(shù)比分配 壓力機的傳動級數(shù)與電動機的轉速和滑塊每分鐘的行程次數(shù)有關。行程次數(shù)低，總速比大，傳動級數(shù)就應該多，否則每級的速比過大，結構不緊湊。J31-250 型壓力機的行程次數(shù)為 20 次/min，在 1628 次/min 之間，所以采用三級傳動。采用低速電動機可以減少總速比和傳動級數(shù)，但這類電動機的外形尺寸較大，成本較高，因此采用三級傳動系統(tǒng)和同步轉速為 1500r/min 的電動機。 通常三角皮帶輪的速比不超過 68，齒輪傳動不超過 79，考慮到飛輪要有適當?shù)?12轉速，不值的緊湊，美觀和長、寬、高尺寸比例恰當，大皮帶輪的速比定為 2

32、.80，齒輪傳動的速比定為 4.16 和 5.79。壓力機飛輪速度取 300400r/min 左右。因為轉速太低，會使飛輪作用大大降低；轉速太高，會使飛輪軸上的離合器發(fā)熱嚴重，造成離合器和軸承的損壞。3.33.3 離合器和制動器安裝位置的確定離合器和制動器安裝位置的確定 采用摩擦離合器時，對于具有兩級或兩級以上的壓力機，離合器可以置于轉速較低的曲軸上，也可置于中間傳動軸上。當摩擦離合器安裝在低速軸上時，加速壓力機從動部分所需的功和離合器結合時所消耗的摩擦功都比較小，因此能量消耗較小，離合器工作條件也好。但是低速軸上的離合器需要傳遞較大的扭矩，因而結構尺寸較大；此外，從傳動系統(tǒng)布置來看，閉式通用

33、壓力機的傳動系統(tǒng)近年來多封閉在機身內，并用偏心齒輪，致使離合器不便安裝在偏心齒輪軸上，通常置于轉速較高的傳動軸上。 行程次數(shù)較高的壓力機離合器最好安裝在曲軸上，因為這樣可以利用大齒輪的飛輪作用，能量損失小，離合器工作條件也好。行程次數(shù)較低的壓力機，由于曲軸轉速較低，最后一級大齒輪的飛輪作用已不明顯。為了縮小離合器尺寸，降低制造成本，且由于結構布置的要求，離合器多置于轉速較高的傳動軸上，一般在飛輪軸上。故本壓力機離合器安裝在飛輪上。圖 3.1 壓力機傳動系統(tǒng)圖第第 4 章章 設計計算設計計算4.14.1 工作機構的設計計算工作機構的設計計算曲柄滑塊機構的設計計算曲柄滑塊機構的設計計算 J31-2

34、50 型壓力機的曲柄滑塊機構主要有偏心齒輪、芯軸、連桿和滑塊組成。偏心齒輪的偏心徑相對于芯軸有一偏心距，相當于曲柄半徑。芯軸兩端緊固在機身上。偏 13心徑在芯軸上旋轉，并通過連桿使滑塊上下運動。4.1.1 芯軸設計計算芯軸設計計算 壓力機多采用整體芯軸的形式，其優(yōu)點是芯軸是一個整體，剛度較好，且結構簡單，缺點是偏心部分和連桿大端的結構尺寸較大，故曲柄滑塊中的摩擦扭矩較大。 芯軸采用 45Cr，需經(jīng)調制處理，與偏心齒輪軸瓦配合的部分需經(jīng)磨削加工。 根據(jù)經(jīng)驗公式3，芯軸直徑： mmPd25119025005 .18145 .18143300 取mmd2400 芯軸只承受彎矩，而扭矩由偏心齒輪來承受

35、。 圖 4.1 芯軸強度計算簡圖 圖 4.1 為芯軸強度計算簡圖。偏心齒輪受到連桿的作用力以后，分別以及0P1P兩個集中力作用在芯軸上。由于芯軸在機身上的配合較長較緊，故可認為兩端插入2P受集中載荷、作用的梁。也可視為兩端為簡支及外加反力偶、的簡支梁。1P2PAmBm 由變形協(xié)調條件可知，兩端轉角為零，可寫出以下方程： （4-1）0663606663222222221122222222211EJllllllPEJllllPEJlmEJlmEJllllPEJllllllPEJlmEJlmBAAA 連立解方程： （4-2）212112222llllPlllPmB （4-3）221112222lll

36、lPlllPmA 14 （4-4）ABmllmlllllPllPlM22112222 （4-5）BAmllmlllllPllPlM11221111 式中： 212301lllllPP 102PPP 211All 222All ，芯軸軸瓦長度1l2l J31-250 型曲柄壓力機偏心齒輪結構如圖 4.2，計算芯軸應力 （4-6）212112222llllPlllPmB mmlmml220,6603 mmmmllllAA1402280221221 NmmmmmmmmmmNlllllPP3321230110526140140660140220102500 NNPPP33310210197410526

37、102500 圖 4.2 J31-250 型曲柄壓力機偏心齒輪結構簡圖代入數(shù)字，得 mNmB51022. 1 BmMmax 15 PammNdM533530max1088324. 01 . 01022. 11 . 0材料為 45Cr 鋼，故安全。 Pa51014001000 4.1.2 連桿及裝模高度調節(jié)裝置連桿及裝模高度調節(jié)裝置 壓力機的裝模高度可以調節(jié)，以適應不同高度的模具。J31-250 型壓力機使用調節(jié)連桿的長度來調節(jié)裝模高度，采用球頭式連桿機動調節(jié)。連桿是由連桿體、調節(jié)螺桿組成。調節(jié)螺桿的轉動是靠拔塊完成的，螺桿球頭的側面有兩個銷子，拔塊上的兩個叉口叉在銷子上，拔塊旋轉，螺桿即旋轉。

38、拔塊是由蝸輪蝸桿由調節(jié)電動機驅動，開動電動機即可調節(jié)裝模高度。 球頭式連桿結構緊湊，壓力機高度可以降低，但連桿中的調節(jié)螺桿容易彎曲，球頭加工難度大，需用專門設備。裝模高度調節(jié)裝置中滑塊調整時運動速度在 2095mm/min 范圍變動，一般4060mm/min 較好。 圖 4.3 J31-250 壓力機連桿 連桿常用鑄鋼 ZG35 和鑄鐵 HT200 制造。球頭式連桿中的調節(jié)螺桿常用 45 鋼鍛造，調制處理，球頭表面淬火，硬度 HRC42。 16圖 4.4 球頭式連桿的連連桿尺寸連桿主要尺寸：mmmmcmcmPdABB024.283967.2033024.283967.2025079. 129.

39、 179. 129. 1取mmdB260mmddB8 .2154 .15326083. 059. 083. 059. 00取mmd1600mmdd6 .1538 .13216094. 083. 094. 083. 002取mmd1502mmddB8 .25423426098. 09 . 098. 09 . 03取mmd2503mmdd2 .2918 .24416082. 153. 182. 153. 104取mmd2504螺紋最小工作高度：mmdH3682401603 . 25 . 13 . 25 . 10取mmH300連桿長度：mmL1520強度校核：調節(jié)螺桿的強度：PadPFPy52320

40、0min010124316. 041025004連桿上作用力0P調節(jié)螺桿的最小截面積minF許用壓縮應力 y Pay5101800 故安全 yy調節(jié)螺紋的強度： 17PammmmmNhHdddsP522320100106070064. 016. 03 . 014. 315. 016. 001. 01025005 . 15 . 1螺距s螺紋的外徑0d螺紋的內徑1d螺紋的最小工作高度Hh螺紋牙根處的高度 Pa510700稍大于，可以使用。 4.1.3 調節(jié)電動機容量選擇調節(jié)電動機容量選擇 在裝模高度調節(jié)機構中，電動機容量按照帶動滑塊的重量所做的功來考慮，即 （4-7）gmmN21滑塊部件重量1m模

41、具重量2mg重力加速度滑塊調整速度調節(jié)機構中傳動的總效率 （4-8）54321滑塊與導軌摩擦的效率1調節(jié)螺桿的傳動效率，與螺桿形狀及螺桿的螺紋升角有關2蝸輪與套筒的摩擦效率3蝸輪傳動效率4齒輪與皮帶的傳動效率5 對于 J31-250 型壓力機，KNG8 .41 smmm/00076. 010006018 .45min/8 .45 18024057. 06 . 05 . 033. 027. 09 . 054321KWN32. 1024057. 000076. 08 .41omsddas92. 1033523298. 0arctan2 .1514. 36 . 11arctan5 . 014. 36

42、 . 11tantan11 查表-Y 系列三項異步電動機技術數(shù)據(jù)（機械設計課程設計 ） ，為使總傳動比較小，傳動裝置結構緊湊，故選 Y132S-8 型電機，額定功率為 2.2KW，同步轉速為750r/min，滿載轉速為 710r/min。查表得電動機中心高 H=132mm，外伸軸段。mmmmED8038mNT59.29710102 . 255. 930mmDd384 .30380 . 18 . 00 . 18 . 0查表選 HL3 聯(lián)軸器 32 82GB5014-85。4.1.4 滑塊與導軌滑塊與導軌 滑塊是一個箱形結構，上端與連桿連接，下部安裝在模具的上端，沿機身軌道上下運動。為了保證滑塊底

43、面和工作臺上平面的平行度，保證滑塊運動方向與工作臺的垂直度，滑塊的導向面與地平面垂直。導軌和滑塊的導向面應保持一定的間隙，而且能進行調整。 閉式單點壓力機滑塊的高度與寬度的比值約為 1.081.32。本壓力機滑塊高度 h 和寬度 b 分別取 h=1225mm，b=950mm，符合。滑塊的材料32. 128. 1950122508. 1bh是鑄鐵 HT200 和稀土球鐵，導軌面的材料是鑄鐵 HT200。對于單點壓力機，滑塊單純受壓縮，故不進行強度計算。4.1.5 蝸輪蝸桿的設計計算蝸輪蝸桿的設計計算 比較同類型的壓力機，取 J31-250 型壓力機渦輪蝸桿的傳動比 i=85，蝸桿模數(shù)m=5，蝸桿

44、的直徑系數(shù) q=12。 取蝸桿頭數(shù)，渦輪齒數(shù)11z8518512 izz 齒形角020 19蝸桿分度圓柱導程角38425121arctanarctan01qz 蝸桿分度圓直徑mmqmd65121 蝸輪分度圓直徑mmmzd42585522 中心矩mmdda5 .242242560221蝸桿各部分尺寸： 齒頂高mmmhhaa5511 齒根高mmmchhaf652 . 011 齒高mmhhhfa1165111 齒頂圓直徑mmhddaa70512602111 齒根圓直徑mmhddff4862602111 蝸桿軸向齒距mmmPx7 .15514. 3 蝸桿導程mmpzTx7 .157 .1511 蝸桿齒

45、寬mmmzb5 .1052558506. 0112506. 01121蝸輪各部分尺寸： 齒頂高mmmxhhaa550122 齒根高mmmxchhaf652 . 0122 齒高mmhhhfa1165222 分度圓直徑mmmzd42585522 齒頂圓直徑mmhddaa4355242522212 齒根圓直徑mmhddff413624252222 蝸桿旋轉部分長度mmmzL5 .8058506. 01106. 0112蝸輪輪緣寬度mmdBa5 .527075. 075. 01 204.24.2 傳動系統(tǒng)的設計計算傳動系統(tǒng)的設計計算4.2.1 低速級齒輪的設計低速級齒輪的設計 低速級齒輪由小齒輪和偏心

46、齒輪組成，由經(jīng)驗類比，其傳動比為 5.79，理想公稱扭矩為。mNMt51048. 1閉式傳動，懸臂布置，如圖 4.5 所示。圖 4.5 齒輪示意圖材料選擇 小齒輪材料選用 40Cr 鋼，調制處理，齒面硬度 241286HBS。大齒輪材料選用 40鋼，調制處理，齒面硬度 217286HBS。計算應力循環(huán)次數(shù) N 81110670. 18300101166060hjLnN 781210884. 279. 510670. 1iNN查表得，09. 11NZ14. 12NZ0 . 121XXZZ取，0 . 1minHS0 . 1WZ92. 0LVRZ 按齒面硬度 280HBS 和 250HBS，查圖15

47、-16（b）得21lim/730mmNH22lim/690mmNH由式15-29 計算許用接觸應力 211min1lim1/044.73292. 00 . 109. 10 . 1730mmNZZZSLVRXNHHH222min2lim2/672.72392. 00 . 10 . 114. 10 . 1690mmNZZZZSLVRWXNHHH按齒面接觸強度確定中心距 21小齒輪轉矩1T mmNiTT78211056. 279. 51048. 1 初取，取，查表知，減速傳動，1 . 12ZKt4 . 0a2/9 .188mmNZE。79. 5 iu 5 . 220sin20cos2sincos20

48、0HZ計算中心距 a mmZZZukTuaHEHat35.932672.7239 .1885 . 279. 54 . 021056. 21 . 1179. 52132731 取中心距 a=940mm。估算模數(shù)，取標準模數(shù) m=18mm。mmam8 .1858. 602. 0007. 0齒數(shù)，?。?8.15179. 5189402121umaz161z ，取。64.921679. 512 izz932z齒輪分度圓直徑mmmzd288161811mmmzd1674931822齒輪齒頂圓直徑mmmhddaa3241812288211mmmhddaa171018121674222齒輪基圓直徑mmddb

49、631.27020cos288cos011mmddb045.157320cos1674cos022圓周速度smndv/748. 1106016628814. 310603311 查表，選齒輪精度為 8 級。驗算齒面接觸疲勞強度 按電機驅動，載荷平穩(wěn)，查表15-3，取0 . 1AK 按 8 級精度和，取smvz/27968. 0100/16748. 1100/1015. 1vK 22 齒寬mmaba3769404 . 0 按，低速級軸的剛度較大，取31. 1288/376/1db13. 1K 由表知2 . 1K 計算載荷系數(shù)376. 12 . 113. 1015. 10 . 1KKKKKvA計算

50、端面重合度 齒頂壓力角011135.33324631.270arccosarccosabadd022209.231710045.1573arccosarccosabadd 2 . 167. 120tan09.23tan9320tan35.33tan1621tantantantan2100002211aazz 故可用。88. 0376. 1434Z計算齒面接觸應力2227211/672.723/41.67679. 5179. 52883761056. 2376. 1288. 09 .1885 . 212mmNmmNuubdKTZZZHEHH 故安全。校核齒根彎曲疲勞強度 按，查圖15-14 得，

51、161z932z04. 31FaY23. 22FaY56. 11SaY79. 12SaY 699. 067. 175. 025. 075. 025. 0Y 查圖15-14 得，21lim/290mmNF22lim/620mmNF ，0 . 11NY0 . 12NY0 . 2STY4 . 1minFY 23計算許用彎曲應力 211min1lim1/3 .4140 . 10 . 14 . 12290mmNYYSYXNFSTFF222min2lim2/7 .8850 . 10 . 14 . 12620mmNYYSYXNFSTFF計算齒根彎曲應力 212711111/3 .414/8 .119699.

52、 056. 104. 3182883761056. 2376. 122mmNmmNYYYmbdKTFSaFaF故安全。222112212/7 .885/8 .10056. 104. 379. 133. 28 .119mmNmmNYYYYFSaFaSaFaFF 故安全。齒輪主要幾何尺寸 ，m=18161z932z79. 5u mmmzd288161811 mmmzd1674931822 mmmhddaa3241812288211 mmmhddaa171018121674222mmmchddaf2431825. 012288211mmmchddaf16291825. 0121674222 齒寬mm

53、bb3762 取mmbb38210537610521 此齒輪是偏心齒輪，偏心距 e=160mm，偏心半徑為 317.5mm。4.2.2 高速級齒輪的設計 高速級齒輪，其傳動比為 4.16，轉矩為。mNMt510662. 2 小齒輪轉矩。mmNiTT6711040. 616. 410662. 2 24 圖 4.6 齒輪示意圖（1）材料選擇 小齒輪材料選用 40Cr 鋼，調制處理，齒面硬度 241286HBS。大齒輪材料選用 40鋼，調制處理，齒面硬度 217286HBS。計算應力循環(huán)次數(shù) N 8111095. 683001016. 41166060hjLnN 88121067. 116. 410

54、95. 6iNN查表15-17 得，05. 11NZ11. 12NZ0 . 121XXZZ取，0 . 1minHS0 . 1WZ92. 0LVRZ 按齒面硬度 250HBS 和 162HBS，查圖15-16（b）得21lim/690mmNH22lim/440mmNH由式計算許用接觸應力 211min1lim1/54.66692. 00 . 105. 10 . 1690mmNZZZSLVRXNHHH222min2lim2/328.44992. 00 . 111. 10 . 1440mmNZZZZSLVRWXNHHH因，計算中取12HH 22/328.449mmN（2）按齒面接觸強度確定中心距 初

55、取，取，查表111-5 知，減速傳動，1 . 12ZKt4 . 0a2/9 .188mmNZE。16. 4 iu 5 . 220sin20cos2sincos200HZ計算中心距 a 25 mmZZZukTuaHEHat7 .684328.4499 .1885 . 216. 44 . 02104 . 61 . 1116. 42132631 取中心距 a=685mm。估算模數(shù)，取標準模數(shù) m=12mm。mmam7 .13795. 402. 0007. 0齒數(shù)，取；12.22116. 4126852121umaz231z ，取。68.952316. 412 izz962z齒輪分度圓直徑mmmzd2

56、76122311mmmzd1152961222齒輪齒頂圓直徑mmmhddaa3001212276211mmmhddaa117612121152222齒輪基圓直徑mmddb36.25920cos276cos011mmddb53.108220cos1152cos022圓周速度smndv/68. 1106011627614. 310603311 查表15-6，選齒輪精度為 8 級。（3）驗算齒面接觸疲勞強度 按電機驅動，載荷平穩(wěn)，查表15-3，取0 . 1AK 按 8 級精度和，取smvz/386. 0100/2368. 1100/1025. 1vK 齒寬mmaba2746854 . 0 按，低速級

57、軸的剛度較大，取99. 0276/274/1db08. 1K 由表15-4 知1 . 1K 計算載荷系數(shù)218. 11 . 108. 1025. 10 . 1KKKKKvA計算端面重合度 齒頂壓力角011117.3030036.259arccosarccosabadd 2602220 .23117653.1082arccosarccosabadd 2 . 1721. 120tan23tan9620tan17.30tan2321tantantantan2100002211aazz 故可用。872. 03721. 1434Z計算齒面接觸應力2226211/328.449/570.42516. 41

58、16. 4276274104 . 6404. 12872. 09 .1885 . 212mmNmmNuubdKTZZZHEHH 故安全。（4）校核齒根彎曲疲勞強度 按，查圖15-14 得，231z962z7 . 21FaY22. 22FaY575. 11SaY78. 12SaY 686. 0721. 175. 025. 075. 025. 0Y 查圖15-16（b）得，21lim/290mmNF22lim/152mmNF ，0 . 11NY0 . 12NY0 . 2STY4 . 1minFY計算許用彎曲應力 211min1lim1/3 .4140 . 10 . 14 . 12290mmNYYS

59、YXNFSTFF222min2lim2/143.2170 . 10 . 14 . 12152mmNYYSYXNFSTFF計算齒根彎曲應力 212611111/3 .414/770.57686. 0575. 17 . 212276274104 . 6404. 122mmNmmNYYYmbdKTFSaFaF 27故安全。 故222112212/143.217/683.53575. 17 . 278. 132. 2770.57mmNmmNYYYYFSaFaSaFaFF安全。（5）齒輪主要幾何尺寸 ，m=12231z962z16. 4u mmmzd276231211 mmmzd1152961222 m

60、mmhddaa3001212276211 mmmhddaa117612121152222mmmchddaf2461225. 012276211mmmchddaf11371225. 0121152222mmdda7141152276212121 齒寬mmbb2762 取mmbb280105276105214.2.3 傳動軸設計計算 傳動系統(tǒng)中軸扭矩為mNmNiiMMgn352111053. 896. 049. 516. 41087. 1II 軸扭矩為mNmNiMMgn45121068. 496. 016. 41087. 1 I 軸即離合器和制動器上的軸，材料為 45#鋼，調制處理，。 Pa510

61、500 初定直徑 mmPamNMdn84.94105002 . 01053. 82 . 03533 取 d=95mm。軸的結構如圖 4.7 28 圖 4.7 軸結構圖 在實際工作中，離合器工作時，制動器不工作；制動器工作時，離合器不工作。 先校核離合器工作時：（1）齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力為 NmmmmNdTFt46111007. 6280105 . 822 NNFFtr441069. 332.31tan1007. 6tan NNFFta441011. 732.31cos1007. 6cos 圖 4.8 離合器作用時軸的受力簡圖（2）繪制軸的受力圖（如圖 4.8） ，求支反力 由得 0X

62、0EXaFF NREX41011. 7 由得 0Z0DZrFF NRDZ41069. 3 由得 00BMY03602202605805800tCYCYBYtFRRRF 29 NRCY41086.14 NRBY41079. 8（3）作彎矩圖 垂直面彎矩圖YM mmNBDRMBDBD7410384. 72605801079. 8 mmNCDRMCYCD7410864. 32601086.14 mmNFMtDFt7410521. 35801007. 6580 圖 4.9 垂直面受力簡圖及彎矩圖 水平面彎矩圖ZM mmNFMrDFt741014. 25801069. 3580 圖 4.10 水平面受力

63、簡圖及彎矩圖合成彎矩圖M D 點左邊 mmNMMMDFDFDrt72727221012. 41014. 210521. 3 30 D 點右邊 mmNMMMDFDr727272210119. 41014. 21052. 3（4）轉矩 T 圖 mmNT6105 . 8 圖 4.11 軸轉矩圖（5）作計算彎矩圖caM 該軸單向工作，轉矩產(chǎn)生的彎曲應力按脈動循環(huán)應力考慮，取6 . 0 D 點左邊 mmNTMMDcaD726272210151. 4105 . 86 . 01012. 4 D 點右邊 mmNTMMDcaD7272722 1015. 4105 . 86 . 010119. 4（6）校核軸的強

64、度 D 處為雙鍵，為危險截面 此軸為 45#鋼調制處理，查表，2/650mmNB 21/60mmNb 計算剖面直徑 mmMdbcaDD5 .90601 . 010151. 41 . 03731 有兩個鍵槽，軸徑加大 10% mmdD55.99%1015 .90 D 處直徑為 110mm，安全。制動器工作時，離合器不工作，計算如下：（1）齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力同上 ,NFt41007. 6NFr41069. 3NFa41011. 7 31 圖 4.12 制動器工作時軸的受力簡圖（2）繪制軸的受力圖（如圖 4.12） ，求支反力 由得 0X0EXaFF NREX41011. 7 由得 0Z

65、0DZrFF NRDZ41069. 3 由得 00BMY03602202605805800tCYCYBYtFRRRF NRCY41086.14 NRBY41079. 8（3）作彎矩圖 垂直面彎矩圖YM mmNABRMBYBA74104064. 11601079. 8 mmNACRMCYCA741099714.105801601086.14 mmNlFMtAFt74105906. 93604805801601007. 6 圖 4.13 水平方向受力及彎矩圖 32 水平面彎矩圖ZM mmNlFMrAFt74108302. 53604805801601069. 3 合成彎矩圖M mmNmmNMMMA

66、FAt7227221083. 514001083. 5（4）轉矩 T 圖 mmNT6105 . 8（5）作計算彎矩圖caM 該軸單向工作，轉矩產(chǎn)生的彎曲應力按脈動循環(huán)應力考慮，取6 . 0 mmNTMMAcaA72627221085. 5105 . 86 . 01083. 5（6）校核軸的強度 A 處為雙鍵，為危險截面 此軸為 45#鋼調制處理，查表，2/650mmNB 21/60mmNb 計算剖面直徑 mmMdbcaAA6 .84601 . 01085. 51 . 03731 有兩個鍵槽，軸徑加大 10% mmdA06.93%1016 .84 A 處直徑為 95mm，安全。4.34.3 操縱系統(tǒng)的設計計算操縱系統(tǒng)的設計計算離合器與制動器的設計計算離合器與制動器的設計計算4.3.1 制動器和離合器的工作原理制動器和離合器的工作原理 采用浮動嵌塊式摩擦制動器和離合器。制動器懸在支撐左端，離合器安裝在兩支撐中間。摩擦離合器具有剛性離合器不具備的許多優(yōu)點：離合器和制動器動作協(xié)調，能隨時接合和或分離，容易實現(xiàn)寸動行程，便于調整模具和安裝人身保護裝置；結合平穩(wěn)，能在較高轉速下工作；能傳遞較大扭矩