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題 目 曲柄壓力機結構設計
學生姓名 學號
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專業(yè)班級
指導教師 _ ____
完成地點 _
年 月 日
曲柄壓力機結構設計
【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，從而使毛坯產生變形。
本次曲柄壓力機設計，參照國內現(xiàn)有相關型號壓力機，進行了6300KN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，進行經濟評估。
本設計中主要包括以下設計部分：曲柄滑塊機構的設計計算、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
The structure design of Crank press
Abstract: Forge and press machine is very important in industry,it is used in almost any induetry 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 to working mechanism, bringing forge to the die by slide block,in order to let roughcast engender transmutation.
In this paper,the subject is the punching machine,it is designed in accordance with the related machine now and designed the working system of 6300KN punching machine.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 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 machine. 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
摘要 I
ABSTRACT II
第一章 概述 4
1.1鍛壓設備的發(fā)展 4
1.2機械壓力機的主要類型 5
1.3曲柄壓力機的工作原理 6
1.4曲柄壓力機的技術參數(shù) 7
1.5論文內容 8
1.5.1設計內容 8
1.5.2壓力機主要技術參數(shù) 8
第二章 曲柄滑塊機構的運動分析與受力分析 9
2.1曲柄滑塊機構的運動規(guī)律 9
2.2 曲柄滑塊機構的受力分析 12
第三章 傳動系統(tǒng)的布置及設計 16
3.1傳動系統(tǒng)的布置方式 16
3.2傳動級數(shù)和各級數(shù)比分配 16
3.3離合器和制動器安裝位置的確定 17
第四章 設計計算 17
4.1 工作機構的設計計算——曲柄滑塊機構的設計計算 17
4.1.1 芯軸設計計算 17
4.1.2 連桿及裝模高度調節(jié)裝置 22
4.1.3 調節(jié)電動機容量選擇 24
4.1.4 滑塊與導軌 25
II
4.1.5 蝸輪蝸桿的設計計算 26
4.2 傳動系統(tǒng)的設計計算 27
4.2.1 低速級齒輪的設計 27
4.2.2 高速級齒輪的設計 31
4.2.3 傳動軸設計計算 34
4.3 操縱系統(tǒng)的設計計算——離合器與制動器的設計計算 38
4.3.1 制動器和離合器的工作原理 38
4.3.2 摩擦離合器的設計 39
4.3.3摩擦制動器設計計算 42
4.4 能源系統(tǒng)的設計計算——電動機的選擇和飛輪的設計 45
4.4.1 電動機功率計算 45
4.4.2 飛輪的確定 47
第五章 支承、輔助及附屬裝置的設計 51
5.1 支承部件——機身的設計 51
5.1.1立柱與拉緊螺栓的設計計算 51
5.1.2上梁的計算 54
5.1.3底座的計算 55
5.1.4機身變形的計算 56
5.2 附屬裝置 57
5.3 輔助裝置 57
第六章經濟技術綜合分析 57
II
6.1 經濟分析 58
6.2 技術分析 58
6.3 環(huán)境分析 58
第七章結論 60
參考文獻 61
致謝 62
III
第一章 概述
1.1鍛壓設備的發(fā)展
鍛壓工業(yè)的發(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)代的鍛壓工藝生產工件具有高效率、質量好、能量省和成本低的特點，鍛壓生產在工業(yè)生產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只有百余年的歷史，但鍛壓機械在整個金屬加工設備生產中占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行沖壓和模鍛等工藝生產，它廣泛用于汽車、農業(yè)機械、電器儀表、國防工業(yè)以及日用品等公益生產部門。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)產生巨大變化。再加，在日用品及家用電器生產中，如果不采用高速沖壓自動機，產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
根據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。
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
曲柄壓力機是鍛壓生產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）工作時機身組成一個封閉的受力系統(tǒng)，對基礎沒有劇烈的沖擊和震動。
1-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 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)
曲柄壓力機的技術參數(shù)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
指滑塊從上死點到下死點所經過的距離。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
1.5.1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，進行經濟評估。
擬定總傳動方案
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。
經濟評估
這是設計的產品在經濟上的可行性分析以及對環(huán)境影響的評估。
1.5.2壓力機主要技術參數(shù)
本次設計曲柄壓力機，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
KN
6300
公稱壓力行程
Sp
mm
8
滑塊行程
S
mm
230
滑塊行程次數(shù)
n
次/min
40
最大裝模高度
H1
mm
360
裝模高度調節(jié)量
△H1
mm
90
表1.1 曲柄壓力機主要技術參數(shù)
第二章 曲柄滑塊機構的運動分析與受力分析
2.1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ω作旋轉運動時，B點則以速度ν作直線運動。
圖2.1 曲柄滑塊機構運動簡圖
（1）滑塊位移
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)-(Rcosα+Lcosβ) (2-1)
而 sinβ=
令
則
所以
代入式（1-1）整理得
（2-2）
對于通用壓力機，一般在0.1~0.2范圍內，
故（1-1）可進行簡化：
故式（1-1）變?yōu)?
（2-3）
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——曲柄半徑；
——連桿系數(shù)。
由圖2.2并利用余弦定理
（2-4）
令
則式可寫成 （2-5）
（2）滑塊速度
現(xiàn)有國內通用壓力機的滑塊最大速度為130~435mm/s。
而
所以
式中：
——滑塊速度，方向向下為正；
——曲柄角速度；
n——曲柄轉速，即滑塊行程速度。
（3）滑塊加速度
式中 ——滑塊加速度，方向向下為正。
本次設計壓力機的滑塊行程S=230mm，連桿長度L=920mm，曲柄轉速n=40r/min，則滑塊速度以及加速度如下：
取L=920mm，則，符合要求。
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
s（mm）
0
5.954
23.29
50.46
85.25
124.8
0
94.76
181.1
252.0
302.2
328.6
-766.6
-732.9
-636.1
-488.3
-307.3
-113.0
166.2
206.3
242.7
273.2
296.1
310.2
315
330.8
309.5
269.9
215.1
149.2
76.29
0
-75.97
244.5
383.3
488.3
560.1
601.3
614.6
2.2 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：
由前推導得知，，對本設計壓力機，遠小于0.3，遠小于。因此可認為，，故上二式可寫成
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)
（2） 曲柄所受扭矩
①理想扭矩
圖2.4 偏心齒輪受力簡圖
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
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。
J31-630型壓力機P=6300KN，R=115mm,=0.125，當=時
=6300×N×0.115m×
=2.77×N·m
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。
②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：
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。該阻力經連桿作用在曲柄上，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
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，這些摩擦力對軸頸中心形成與軸頸旋轉方向相反的阻力矩，分別為、
兩個支承的總阻力矩為
由于小齒輪的作用力小的多，故認為二支座反力的和為
故總阻力矩變?yōu)?
c偏心齒輪上的偏心和連桿大端軸承支撐之間的摩擦
形成阻力矩。
d球頭與球頭座之間的摩擦。形成阻力矩。
上述三個阻力矩、和都會是偏心齒輪增加所需傳遞的扭矩。
總摩擦扭矩為
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，因此摩擦扭矩為
在本曲柄壓力機中，P=6300KN，=300mm，，380mm ，
λ=0.125
附錄1 曲柄連桿機構的摩擦系數(shù)
由上表對單動單點閉式壓力機~0.055，取，則
=1.8
當時，偏心齒輪的公稱扭矩為
2.77×N·m
第三章 傳動系統(tǒng)的布置及設計
本設計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。
3.1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10~20%，傳動系統(tǒng)置于地坑之中，不便于維修，且地坑深、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邊傳動。
3.2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。本設計壓力機的行程次數(shù)為40次/min，在28~70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6~8，齒輪傳動不超過7~9，考慮到飛輪要有適當?shù)霓D速，布置的緊湊，美觀和長、寬、高尺寸比例恰當，大皮帶輪的速比定為2.80，齒輪傳動的速比定為4.16和5.79。壓力機飛輪速度取300~400r/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。
3.3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
第四章 設計計算
4.1 工作機構的設計計算——曲柄滑塊機構的設計計算
本設計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
圖10所示結構為常見的偏心齒輪-芯軸結構。
芯軸一般采用45鋼或40Cr、37SiMn2MoV、18CrMnMoB等合金鋼鍛制，并經調質處理。與偏心齒輪軸瓦配合的部分需經磨削加工，其表面粗糙度為Ra1.6～0.8。
設計時先根據經驗公式預選芯軸直徑，進行結構設計，然后進行強度校核。
芯軸采用40Cr，芯軸直徑（與偏心齒輪內軸承配合處）的經驗公式為：
d0=(14～18.5) mm --------------------------------------------------- (28)
式中P0—連桿上的作用力(kN),對于單點壓力機，P0≈Pg(Pg為壓力機公稱力)。對于整體的芯軸，式（28）中的系數(shù)可取較小值；對于分成兩段的芯軸，則應取較大值。
根據經驗公式（28），芯軸直徑：
取
一般芯軸只承受彎矩，而扭矩由偏心齒輪承受。
圖23為芯軸強度計算簡圖。
偏心齒輪受到連桿的作用力P0作用以后，分別以P1及P2兩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，故可以認為兩端插入受集中載荷P1及P2作用的梁(由于齒輪的作用力較小，可忽略)。
這樣就可以用靜不定梁的方法解題。也可視為兩端為簡支及外加反力偶mA及mB的簡支梁。計算簡圖中有關數(shù)值可由如下公式計算出：
mB= N·m ----------------------------------- (29)
mA= N·m ----------------------------------- (30)
M2= N·m ----------------------(31)
M1= N·m ----------------------(32)
上述四式中：
P1= N； P2=P0－P1 N；
m； m。
式中 、—芯軸軸瓦長度，m。
芯軸直徑為：
d0= m ------------------------------------------------------------ (33)
式(29)～式(32)中選取計算結果最大的數(shù)值作為最大彎矩Mmax，一般是
mB最大，故選Mmax=mB。
采用(29)～式(33)計算現(xiàn)有壓力機的芯軸，其計算應力σ見表12。
參考上述的計算應力，許用應力可按下式選?。?
[σ]=
式中 [σ] —許用彎曲應力，Pa；
σs—材料屈服極限，Pa；
n —安全系數(shù)，n=2.5～3.5，剛度要求高者取上限。
按照上式，計算出芯軸的許用應力見表13 。
已知壓力機偏心齒輪結構如圖24所示，試計算芯軸應力。
解 由式（29）
mB=
其中660mm,220mm,
=280/2=140mm。
P1===1300×103 N。
圖24 曲柄壓力機偏心齒輪零件圖
P2=P0－P1=6300×103-1300×103=5000×103 N。
∴ mB=
=4.65×105 N·m
取Mmax=mB
∴ =1.72×108 Pa。
芯軸材料為40Cr，由表13查得[σ]=1400～2000×105 Pa，σ≤[σ]，故此設計安全。
4.1.2 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。本次設計壓力機使用調節(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)螺桿的轉動是靠撥塊完成的，螺桿球頭的側面有兩個銷子，撥塊上的兩個叉口叉在銷子上，撥塊旋轉，螺桿即旋轉。撥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20~95mm/min范圍變動，一般40~60mm/min較好。
圖4.3 曲柄壓力機調節(jié)螺桿
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。
根據連桿經驗公式（詳見表11），計算連桿主要尺寸。
連桿主要尺寸：
取 取整380mm
取
取
取
取
螺紋最小工作高度：
取
連桿長度：
強度校核：
調節(jié)螺桿的強度：
——連桿上作用力
——調節(jié)螺桿的最小截面積
——許用壓縮應力
故安全
調節(jié)螺紋的強度：
——螺距
——螺紋的外徑
——螺紋的內徑
——螺紋的最小工作高度
h——螺紋牙根處的高度
小于，可以使用。
4.1.3 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）
——滑塊部件重量
——模具重量
g——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）
——滑塊與導軌摩擦的效率
——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
——蝸輪與套筒的摩擦效率
——蝸輪傳動效率
——齒輪與皮帶的傳動效率
對于此壓力機，
查表-Y系列三項異步電動機技術數(shù)據（《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。
查表選HL3聯(lián)軸器3282GB5014-85。
4.1.4 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1.08~1.32。本壓力機滑塊高度h和寬度b分別取h=1225mm，b=950mm，符合?；瑝K的材料是鑄鐵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
比較同類型的壓力機，取J31-630型壓力機渦輪蝸桿的傳動比i=85，蝸桿模數(shù)m=5，蝸桿的直徑系數(shù)q=12。
取蝸桿頭數(shù)，渦輪齒數(shù)
齒形角
蝸桿分度圓柱導程角
蝸桿分度圓直徑
蝸輪分度圓直徑
中心矩
蝸桿各部分尺寸：
齒頂高
齒根高
齒高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
蝸桿軸向齒距
蝸桿導程
蝸桿齒寬
蝸輪各部分尺寸：
齒頂高
齒根高
齒高
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
蝸桿旋轉部分長度
蝸輪輪緣寬度
4.2 傳動系統(tǒng)的設計計算
4.2.1 低速級齒輪的設計
低速級齒輪由小齒輪和偏心齒輪組成，由經驗類比，其傳動比為5.79，理想公稱扭矩為。
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241~286HBS。大齒輪材料選用40鋼，調制處理，齒面硬度217~286HBS。
計算應力循環(huán)次數(shù)N
查表得，，
取，，
按齒面硬度280HBS和250HBS，查圖[1]5-16（b）得
由式[1]5-29計算許用接觸應力
按齒面接觸強度確定中心距
小齒輪轉矩
初取，取，查表知，減速傳動，。
計算中心距a
取中心距a=940mm。
估算模數(shù)，取標準模數(shù)m=18mm。
齒數(shù)，取；
，取。
齒輪分度圓直徑
齒輪齒頂圓直徑
齒輪基圓直徑
圓周速度
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[1]5-3，取
按8級精度和，取
齒寬
按，低速級軸的剛度較大，取
由表知
計算載荷系數(shù)
計算端面重合度
齒頂壓力角
故可用。
計算齒面接觸應力
故安全。
校核齒根彎曲疲勞強度
按，查圖[1]5-14得，，，
查圖[1]5-14得，
，，，
計算許用彎曲應力
計算齒根彎曲應力
故安全。
故安全。
齒輪主要幾何尺寸
，，，m=18
齒寬
取
此齒輪是偏心齒輪，偏心距e=115mm，偏心半徑為290mm。
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。
小齒輪轉矩。
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241~286HBS。大齒輪材料選用40鋼，調制處理，齒面硬度217~286HBS。
計算應力循環(huán)次數(shù)N
查表[1]5-17得，，
取，，
按齒面硬度250HBS和162HBS，查圖[1]5-16（b）得
由式計算許用接觸應力
因，計算中取
（2）按齒面接觸強度確定中心距
初取，取，查表[1]11-5知，減速傳動，。
計算中心距a
取中心距a=685mm。
估算模數(shù)，取標準模數(shù)m=12mm。
齒數(shù)，?。?
，取。
齒輪分度圓直徑
齒輪齒頂圓直徑
齒輪基圓直徑
圓周速度
查表[1]5-6，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[1]5-3，取
按8級精度和，取
齒寬
按，低速級軸的剛度較大，取
由表[1]5-4知
計算載荷系數(shù)
計算端面重合度
齒頂壓力角
故可用。
計算齒面接觸應力
故安全。
（4）校核齒根彎曲疲勞強度
按，查圖[1]5-14得，，，
查圖[1]5-16（b）得，
，，，
計算許用彎曲應力
計算齒根彎曲應力
故安全。
故安全。
（5）齒輪主要幾何尺寸
，，，m=12
齒寬
取
4.2.3 傳動軸設計計算
傳動系統(tǒng)中Ⅰ軸扭矩為
II軸扭矩為
I軸即離合器和制動器上的軸，材料為45#鋼，調制處理，。
初定直徑
取d=95mm。
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
（2）繪制軸的受力圖，求支反力
①由得
②由得
③由得
（3）作彎矩圖
①垂直面彎矩圖
②水平面彎矩圖
③合成彎矩圖
D點左邊
D點右邊
（4）轉矩T圖
（5）作計算彎矩圖
該軸單向工作，轉矩產生的彎曲應力按脈動循環(huán)應力考慮，取
D點左邊
D點右邊
（6）校核軸的強度
D處為雙鍵，為危險截面
此軸為45#鋼調制處理，查表，
計算剖面直徑
有兩個鍵槽，軸徑加大10%
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
,,
（2）繪制軸的受力圖，求支反力
①由得
②由得
③由得
（3）作彎矩圖
①垂直面彎矩圖
②水平面彎矩圖
③合成彎矩圖
（4）轉矩T圖
（5）作計算彎矩圖
該軸單向工作，轉矩產生的彎曲應力按脈動循環(huán)應力考慮，取
（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，
計算剖面直徑
有兩個鍵槽，軸徑加大10%
A處直徑為95mm，安全。
4.3 操縱系統(tǒng)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
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。
浮動嵌塊式摩擦離合器的主要部分包括大皮帶輪、主要摩擦盤和環(huán)狀活塞等。從動部分為從動盤、從動軸及制動器的內盤等。連接零件是主動摩擦盤和從動盤上的浮動嵌塊。它的操作系統(tǒng)由氣缸（在大皮帶輪上）、環(huán)狀活塞和壓縮空氣控制系統(tǒng)組成。浮動嵌塊的端面為長圓形，用石棉塑料制成，共有十塊，在從動盤上沿圓周方向均勻分布，并且可在從動盤的長圓形孔中沿軸向滑動。需要離合器接合時，操縱電磁空氣分配閥，使壓縮空氣從左端經離合器的中間孔道和連接管，進入離合器的氣缸，克服脫開彈簧的作用力，推動環(huán)形活塞向右移動，將浮動嵌塊壓緊在主動摩擦盤上，依靠它們之間的摩擦力所形成的摩擦力矩，由大皮帶輪帶動離合器軸旋轉。當需要離合器脫開時，操縱電磁空氣分配閥，使離合器氣缸排氣，在脫開彈簧的作用下，環(huán)狀活塞向右復位，于是活塞、浮動嵌塊和主動摩擦盤松開，大皮帶輪空轉，同時在制動器的作用下，離合器軸停止運動。
4.3.2 摩擦離合器的設計
（1）確定摩擦副平面尺寸
①摩擦半徑
式中
——偏心齒輪上公稱扭矩
——儲備系數(shù)
——離合器軸至曲軸速比
——傳動效率
——摩擦系數(shù)
——摩擦副上壓強
——重疊系數(shù)
——摩擦環(huán)相對寬度
,,,
,,,
②摩擦環(huán)寬度及嵌塊排列方式
查表，選用長圓形嵌塊，有關尺寸為r=4.5cm，，h=1.5cm，
決定用單行排列，但實際的摩擦環(huán)寬度為
③嵌塊數(shù)目
取z=10
④修正系數(shù)
保證摩擦半徑不變，即
（2）確定摩擦副厚度尺寸
①摩擦盤厚度
式中
取
②摩擦材料厚度
選h=3.5cm，符合嵌塊厚度的工廠標準。
（3）確定氣缸活塞面積及行程
傳遞扭矩所需壓緊力為：
克服彈性力為：
總的壓緊力為：
氣缸活塞面積為：
活塞行程取為2~3mm。
（4）工作能力核算
①摩擦系數(shù)核算
由于離合器轉速較高，系數(shù)取1.7，，
，，
取
所以
查表，，所以合適。
②摩擦元件使用壽命核算
以每班實際工作7h，每天工作兩班計算，則壽命為
查表
按每年300工作日計算，約為1.15年，大于6個月，故合格。
4.3.3摩擦制動器設計計算
設計制動器的出發(fā)點是使制動力矩所作的功以吸收離合器脫開后從動系統(tǒng)的動能，即在規(guī)定的制動角下使滑塊停止運動。即
——制動力矩所作的功
——從動系統(tǒng)的動能
從動輪的動能為
制動功為
用最大的制動力矩表示為
——制動器軸上最大制動力矩
——力矩增大系數(shù)
——制動器軸上制動角
——芯軸上制動角，一般取為。
（1）確定制動力矩
，所以
（5-9）
（2）確定摩擦副平面尺寸
①摩擦半徑
，，，，
,,
②摩擦環(huán)寬度及嵌塊排列方式
查表，選用長圓形嵌塊，有關尺寸為r=4.5cm，，h=1.5cm，
決定用單行排列，但實際的摩擦環(huán)寬度為
③嵌塊數(shù)目
取z=10
④修正系數(shù)
保證摩擦半徑不變，即
（3）確定摩擦副厚度尺寸
①摩擦盤厚度
取
按工廠標準，嵌塊厚度選為h=3.5cm。
（4）制動器彈簧設計
①每個彈簧最小工作載荷
設
②最大工作載荷
③彈簧壓縮量變化
（5）氣缸活塞面積計算
選
（6）工作能力核算
①磨損系數(shù)核算
查表，，所以合適。
②摩擦元件使用壽命核算
以每班實際工作7h，每天工作兩班計算，則壽命為
查表
按每年300工作日計算，約為1.6年，大于6個月，故合格。
4.4 能源系統(tǒng)的設計計算——電動機的選擇和飛輪的設計
曲柄壓力機的負載屬于沖擊負載，即在一個工作周期內在較短的時間內承受負荷，而較長時間是空程運轉。如果按此短暫的工作時間來選擇電動機的功率，則電動機的功率將會很大。為了減小電動機的功率，在傳動系統(tǒng)中設置了飛輪，當滑塊不動時，電動機帶飛輪旋轉，使其儲備動能，在沖壓工件的瞬間時主要靠飛輪釋放能量。工件沖壓后，負載減小，于是電動機帶動飛輪加速轉動，使其在沖壓下一個工件前恢復到原來的角速度。沖壓工件時所需的能量不是直接由電機供給，而主要由飛輪供給。所以電動機功率便可大大減小。飛輪起著儲存和釋放能量的作用。
曲柄壓力機裝上飛輪后，電動機輸出功率或輸出扭矩是不可能不變的，因此，電動機的能量大小與飛輪的能量大小也不成線形的比例關系。當電動機的功率小到一定程度后，飛輪的能量就將急劇增加。
4.4.1 電動機功率計算
壓力機一工作周期所消耗的能量A為
式中
——工件變形功；
——拉伸墊工作功，即進行拉伸工藝時壓邊所需的功；
——工作行程中由于曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的功；
——工作行程中由于壓力機受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量；
——壓力機空行程向下和空程向上時所消耗的能量；
——單次行程時滑塊停頓飛輪空轉所消耗的能量；
——單次行程時離合器結合所消耗的能量。
（1）工件變形功
對于三級傳動的壓力機，
0.31563504J
（2）拉伸墊工作功
S ——壓力機滑塊行程長度
（3）工作行程摩擦功
——摩擦當量力臂
——公稱壓力角
（4）彈性變形功
——壓力機總的垂直變形
——壓力機垂直剛度
（5）滑塊空程功
查表得
（6）飛輪空轉功
t——壓力機單次行程的周期；
——曲柄回轉一周所需的時間；
——壓力機飛輪空轉所需的功率；查表得
n、——壓力機行程次數(shù)、行程利用率。
（7）離合器結合功
代入公式得
所以A
電動機功率
查表k=1.2
選用Y200L-4高轉差率電動機，額定功率30KW，轉速1500r/min，質量270kg。
4.4.2 飛輪的確定
（1）飛輪轉動慣量的計算
沖壓工件時，主要靠飛輪釋放能量，忽略電動機在這時輸出的能量可得：
式中
——工作行程時壓力機所消耗的能量
——飛輪轉動慣量
、——沖壓工作開始前和結束后飛輪的角速度
可寫成
式中
——飛輪平均角速度。
——不均勻系數(shù)，數(shù)值越大，表示飛輪角速度的波動越大。
從壓力機的工作特性及實驗曲線得知，在與之間，可以認為
——電動機額定功率
i——電動機軸至飛輪軸速比
由于電動機到飛輪一般為三角皮帶傳動，皮帶傳動是有滑動，相當于加大了電動機的滑差率，故不均勻系數(shù)為
——電動機額定滑差率
——在額定轉矩下皮帶滑動時當量滑差率
——修正系數(shù)，與k有關
k——電動機實際選用功率與平均功率比值
對于本次設計壓力機，在選用Y200L-4高轉差率電機后，所需飛輪的轉動慣量：
對于Y200L-4型電動機查表得出，，，取
則
（2）飛輪尺寸的計算
①飛輪的直徑
根據傳動功率，查《機械傳動設計手冊》，飛輪皮帶選Ｃ型號的普通Ｖ帶，查表得小帶輪直徑
飛輪外徑
飛輪材料選鑄鋼。
上述所得的轉動慣量實際上不僅包括飛輪本身的轉動慣