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1 目 錄 1 緒論 3 1 1 開式曲柄壓力機的背景 3 1 2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 4 1 3 曲柄壓力機設(shè)計的基本要求 4 1 3 1 內(nèi)容要求 4 1 3 2 技術(shù)參數(shù)要求 5 2 電動機的選擇和飛輪設(shè)計 6 2 1 壓力機電力拖動特點 6 2 2 電動機的選擇 6 2 2 1 壓力機功能組成及總功 6 2 2 2 電動機型號的選擇 8 2 3 飛輪轉(zhuǎn)動慣量及尺寸計算 8 3 機械傳動系統(tǒng) 10 3 1 傳動系統(tǒng)的類型及系統(tǒng)分析 10 3 1 1 傳動系統(tǒng)的布置方式 10 3 1 2 傳動級數(shù)和各速比的分配 10 3 1 3 確定離合器和制動器的安裝位置 11 3 2 三角皮帶傳動設(shè)計 11 3 3 齒輪傳動的設(shè)計 14 3 3 1 低速級齒輪的設(shè)計 14 3 3 2 高速級齒輪的設(shè)計 18 3 4 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計 22 4 曲柄滑塊機構(gòu) 28 4 1 曲柄滑塊機構(gòu)的運動和受力分析 28 4 1 1 曲柄機構(gòu)的運動規(guī)律 28 4 1 2 曲柄滑塊機構(gòu)的受力分析 31 4 2 曲柄軸的設(shè)計 34 2 4 2 1 曲柄軸的設(shè)計計算 34 4 2 2 曲柄軸的校核 35 4 3 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置 36 4 4 滑動軸承 38 4 4 1 軸承的選擇 38 4 4 2 滑動軸承的設(shè)計計算 38 5 離合器與制動器 40 5 1 離合器與制動器的作用原理 40 5 2 離合器的設(shè)計 40 5 3 制動器的設(shè)計 43 6 機身設(shè)計 47 6 1 機身結(jié)構(gòu) 47 6 2 機身計算 47 6 2 1 立柱與拉緊螺栓的設(shè)計計算 47 6 2 2 上梁的計算 49 6 2 3 底座的計算 50 6 2 4 機身變形的計算 50 7 過載保護裝置設(shè)計 52 7 1 剪切破壞式過載保護裝置的結(jié)構(gòu) 52 小 結(jié) 53 參考文獻 54 致 謝 55 3 1緒論 1 1開式曲柄壓力機的背景 電機行業(yè)是一個傳統(tǒng)的行業(yè) 經(jīng)過 200 多年的發(fā)展 它已經(jīng)成為現(xiàn)代生產(chǎn) 生活中不可或缺的核心 基礎(chǔ) 是國民經(jīng)濟中重要的一環(huán) 作為勞動密集型產(chǎn) 業(yè) 我國發(fā)展電機制造業(yè)有著得天獨厚的優(yōu)勢 到目前為止 我國的電機制造 業(yè)已經(jīng)具有一定規(guī)模 而隨著電機行業(yè)的興起 關(guān)于電機零部件的制造裝備正 充當著一個日益顯著的重要性 而沖制設(shè)備在這些制造裝備中占有很大的一個 比例 沖制設(shè)備一般屬于沖壓設(shè)備的范疇 而沖壓設(shè)備是鍛壓設(shè)備的重要組成 部分 按機械行業(yè)標準規(guī)定 鍛壓設(shè)備氛圍 8 類 其類型和代號為 機械壓力 機 液壓機 自動鍛壓機 錘 鍛機 剪切機 彎曲矯整機 其他 本課題主 要就機械壓力機中一種機型曲柄壓力機進行設(shè)計 而制造業(yè)的發(fā)展是國家經(jīng)濟 發(fā)展的重要保證 同時又是評判一個國家科技實力和國防科技實力是否領(lǐng)先的 重要標準 在機械制造業(yè)中 鍛壓制造是目前全世界應(yīng)用最為廣泛的制造方法 之一 而在鍛壓制造中 曲柄壓力機又占有很大的比重 曲柄壓力機主要是飛 輪將電機的能量存儲 在工作的瞬間通過曲軸及其相連的滑塊對特定的模具做 功而釋放能量 如今 隨著電機工業(yè)的興起 曲柄壓力機以及其他鍛壓工藝取 得了迅速發(fā)展 眾所周知 由于采用現(xiàn)代化的鍛壓工藝生產(chǎn)工件具有效率高 質(zhì)量好 能量省和成本低的有點 所以 工業(yè)先進的國家越來越多地采用鍛壓 工藝代替?zhèn)鹘y(tǒng)的切削工藝和其他工藝 近年來 機械壓力機廣泛應(yīng)用于沖裁 落料 彎曲 折邊 淺拉伸 及其他冷沖壓工序 是汽車 摩托車 家用電器 儀表儀器 輕工 國防工業(yè) 化工容器 電子等行業(yè)必備的關(guān)鍵設(shè)備 隨著工 業(yè)的發(fā)展 壓力機的種類和數(shù)量越來越多 質(zhì)量要求越來越高 能力越來越大 它在機械制造業(yè)和其它相關(guān)行業(yè)中的作用日益顯著 因此對壓力機的精度和生 產(chǎn)率的要求也越來越高 所以生產(chǎn)出具有高效率 高精度 低成本 自動化等 現(xiàn)代化制造特點的壓力機 是大有意義所在的 電機定子鐵心沖片外徑小于 1m 的用整圓沖片 大于 0 99 的用扇形沖片 上海電機廠所產(chǎn)的電機定子鐵心沖片一般為厚度 0 5mm 的冷軋硅鋼片沖制而成 本課題是根據(jù)客戶要求 進行曲柄壓力機的合理設(shè)計 使其達到結(jié)構(gòu)簡單 操作方便 性能可靠 有效保證產(chǎn)品質(zhì)量 產(chǎn)量的要求 本課題內(nèi)容主要涉及工程力學 機械設(shè)計 機械制圖等方面的知識 通過 本次畢業(yè)設(shè)計 培養(yǎng)學生調(diào)查研究 檢索中外文獻和綜述的能留 綜合運用專 業(yè)理論 知識分析解決實際問題的能力和計算機繪圖等能力 4 1 2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 目前國內(nèi)外現(xiàn)狀 隨著電機行業(yè)的興起 曲柄壓力機隨之進行了新的發(fā)展 在逐漸融入新技術(shù) 新材料后 更加推動了曲柄壓力機的改進與發(fā)展 傳動系 統(tǒng)是曲柄壓力機的重要組成部分 其作用就是將電機的運動和能量按照一定的 要求轉(zhuǎn)化為曲柄滑塊的運動 目前在國外 曲柄壓力機主要以批量生產(chǎn)在板沖 和模鍛中被廣泛應(yīng)用 專業(yè)化程度越來越高 朝著高速度 高精度和自動化的 目標在發(fā)展 普遍采用 CNC 控制 但最近幾年 多品種少量生產(chǎn)勢頭在國外日 益強勁 要滿足經(jīng)濟的合理性 就要求制造機械擁有更高的柔性和通用性 在 這種背景下 國外設(shè)計者們已經(jīng)在傳統(tǒng)的機械壓力機上經(jīng)過反復(fù)試驗 設(shè)計出 一些具有創(chuàng)新能力的壓力機 這種壓力機能適應(yīng)多變的工藝過程 通用性比以 往有很大提高 擁有更高的柔性 其中機械驅(qū)動源采用液壓驅(qū)動 兼容了機械 壓力機和液壓機的優(yōu)點 體現(xiàn)出未來壓力機的突出特征 目前國內(nèi)現(xiàn)狀 在國內(nèi)從事曲柄壓力機設(shè)計制造的企業(yè)非常多 分布也非 常廣 但這些企業(yè)生產(chǎn)的壓力機大多款式陳舊單一 檔次較國外比較低 只能 占領(lǐng)中低端市場 只有個別企業(yè)靠自身研發(fā)與引進國外技術(shù)相結(jié)合的方式 生 產(chǎn)出一些接近于國外先進技術(shù)水平的機床 如濟南第二機床廠的大型沖床就已 經(jīng)返銷歐美 盡管我國現(xiàn)在已經(jīng)成為世界各種產(chǎn)品的加工中心 有大量曲柄壓 力機投入使用 但其中我國自行設(shè)計和制造的壓力機卻不多 大多是從國外引 進或者與國外合作生產(chǎn)制造 進入 21 時機以來 中國鍛壓機械行業(yè)通過技術(shù)引 進 合作生產(chǎn)及合資等多種方式 已經(jīng)快速地提高了我國沖壓設(shè)備整體水平 今年來設(shè)計制造的很多產(chǎn)品 其技術(shù)性能指標已經(jīng)接近世界先進水平 但仍存 在不小差距 主要體現(xiàn)在設(shè)備的高速性 高精度性和穩(wěn)定性方面 因此 如何 繼續(xù)縮小與國外先進產(chǎn)品的距離仍是我國設(shè)備制造企業(yè)需要面對的挑戰(zhàn) 而就其發(fā)展趨勢來說 近年來 隨著以計算機技術(shù) 光電技術(shù) 微電子技 術(shù)等為代表的高科技的迅速發(fā)展 給沖壓設(shè)備等傳統(tǒng)設(shè)備的改造和改進提供了 良好的基礎(chǔ) 另外 隨著國際和國內(nèi)大市場的形成和發(fā)展 出現(xiàn)了空前的產(chǎn)業(yè) 結(jié)構(gòu)和產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的大調(diào)整和大發(fā)展 綜合近年來國內(nèi)外沖壓設(shè)備與塑壓設(shè)備的 發(fā)展 可看出一下發(fā)展趨勢 數(shù)控成形設(shè)備發(fā)展迅速 成形設(shè)備的加工精度迅速 提高 板料加工柔性制造系統(tǒng)發(fā)展迅速 成形設(shè)備發(fā)展的綠色化 1 3曲柄壓力機設(shè)計的基本要求 1 3 1內(nèi)容要求 本壓力機的設(shè)計分三步進行 首先 擬定總傳動方案 其次 設(shè)計主要零 5 部件 最后 進行經(jīng)濟評估 擬定總傳動方案 這部分主要任務(wù)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(shè)計主要零部件 這部分的主要內(nèi)容有曲柄滑塊機構(gòu)的設(shè)計計算 傳動零件的計算 飛輪的 設(shè)計和電動機的選擇 機身的設(shè)計計算以及附屬裝置和輔助系統(tǒng)的設(shè)計 經(jīng)濟評估 這是設(shè)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 3 2技術(shù)參數(shù)要求 公稱壓力 3500KN 工作行程 15mm 每分鐘沖壓次數(shù) 18 次 最大裝模高度 500mm 根據(jù)以上設(shè)計原理及此次設(shè)計原始數(shù)據(jù)綜合考慮 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)選 擇 2 級傳動 一級帶傳動 大帶輪兼做飛輪用 一級齒輪傳動 齒輪懸臂放置 剛性離合器和制動器均在曲軸上 曲軸橫放 大帶輪兼做飛輪用 齒輪懸臂放 置 總體傳動方案如圖 1 所示 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 曲柄壓力機總體傳動方案 6 2 電動機的選擇和飛輪設(shè)計 2 1 壓力機電力拖動特點 壓力機主體結(jié)構(gòu) 曲柄滑塊機構(gòu)是曲柄壓力機工作機構(gòu)中的主要類型 這 種機構(gòu)將旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)橥鶑?fù)直線運動運動 實現(xiàn)各種沖壓加工工藝 并直接承 受工件變形力 同時 機構(gòu)具有放大作用 即工作載荷大于傳動系統(tǒng)輸入的作 用力 滿足壓力機瞬時峰值力的要求 曲柄滑塊機構(gòu)代表曲柄壓力機的主要特 征 它的運動分析是設(shè)計和強度校核的基礎(chǔ) 也是靜力學分析的基礎(chǔ) 曲柄滑 塊機構(gòu)根據(jù)運動機構(gòu)的布置特征 一般分為對心 正偏置 負偏置曲柄滑塊機 構(gòu) 這三種不同的結(jié)構(gòu)類型 由于其具有不同的運動速度特征 而分別應(yīng)用于 不同的壓力機中 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(zhuǎn)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(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復(fù)的次數(shù) 4 裝模高度 H 及裝模高度調(diào)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(diào)節(jié)裝置將滑塊調(diào)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(diào)節(jié)裝置所調(diào)節(jié)的距離稱為最大裝模高度調(diào)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) 2 2 電動機的選擇 7 2 2 1壓力機功能組成及總功 1 工件變形功 A1 0 35Pgh mm 7 234 0 J25 61901 1 A 2 拉伸墊工作功 A2 J3 4836 5 62 SPg 3 工作行程摩擦 A3 摩擦當量力臂 d1 20mBA 0 4 Ad 取 mmPg5 0 278357 40 mA6 32781 dB 19 mm96 14 2786 15908 63 02 4502 m JPA 305g 33 4 彈性變形功 A 4h 214 mKNCgP75 8 035 取 Cg 100KN mm JA 1320 135234 5 滑塊空程功 A5 查表得 A5 19500J 6 飛輪空轉(zhuǎn)功 A6 8 106tNA 查表 6 4 得 N0 3 6KWntC 查表 5 6 得 Cn 0 50 snt 3 mi 18 次 次Ctn67 50i 次 JsKWA12 3 6 36 7 離合器接合功 A7 A7 0 2A 8 總功 A 7654321 26129 25J 1458 333J 9133 9J 15312 5J 19500J 12020J 0 2A 解得 A 104442 479J 2 2 2電動機型號的選擇 電動機平均功率 kWsJtANm69 17 1042 電動機實際功率 K 查表 6 1 得 K 取 1 3 實際選用功率 k56 29 13 由于兩級或兩級以上的傳動系統(tǒng)采用同步轉(zhuǎn)速為 1500 或 1000r min 的電動 機 單級傳動系統(tǒng)一般采用 1000r min 的電動機 查機械設(shè)計手冊 5 同步轉(zhuǎn)速為 1500r min 額定功率 Ne 為 30KW 的電 動機型號為 YH225S 4 高轉(zhuǎn)差率電動機 額定功率 30KW 轉(zhuǎn)速 1380r min 2 3 飛輪轉(zhuǎn)動慣量及尺寸計算 1 電動機在額定轉(zhuǎn)速下飛輪的角速度 e 9 sradinee 14 52 3802 2 電動機的額定滑差率 eS 該異步電動機的同步轉(zhuǎn)速 實際轉(zhuǎn)速015 minnr min 1470rnm 8 1530 nsme 3 速度不均勻系數(shù) 考慮該壓力機需進行拉伸工藝 需要較大的工作能量 故在轉(zhuǎn)子中串如電 阻 使 0 1 1 查表 6 7 1 皮帶當量滑差率 系數(shù) K 1 3 修正es 08 tS 系數(shù) 則0 9 421 1 3 902 k2 teS 5 最大盈虧工 0A43210 26129 25J 1458 333J 9133 9J 15312 5J 52033 98J 4 飛輪轉(zhuǎn)動慣量 Je2220 47 51 1 8953mkgAJe 5 飛輪直徑 按照皮帶傳動的減速比 就可求得飛輪外徑 2DiD8025 312 10 3 機械傳動系統(tǒng) 3 1 傳動系統(tǒng)的類型及系統(tǒng)分析 電機定子鐵心沖片沖制設(shè)備采用三級上傳動 單邊驅(qū)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(nèi)部 離合器制動器置于飛輪軸 上 這樣整個壓力機結(jié)構(gòu)緊湊 維修方便 性能良好 外形美觀 3 1 1傳動系統(tǒng)的布置方式 傳動系統(tǒng)的布置方式包括兩個方面 1 上傳動 下傳動 傳動系統(tǒng)布置在工作臺之上稱為上傳動 反之為下傳動 下傳動的優(yōu)點 1 壓力機重心低 運轉(zhuǎn)平穩(wěn) 能減少震動和噪聲 勞動條件較好 2 壓力機地面高度較少 適宜于高度較矮的廠房 3 從結(jié)構(gòu)上看 有增加滑塊高度和導軌長度的空間 因而易于提高滑塊 的運動 精度 延長模具的壽命 改善工件質(zhì)量 4 潤滑系統(tǒng)布置于工作臺下 潤滑油不會沾到工件上 其缺點是 1 壓力機平面尺寸較大 而總高度和上傳動相差不多 故壓力機總重量 比上傳動的約大 10 20 2 檢修傳動部件時不便于使用車間內(nèi)的吊車 3 放置傳動部件的地坑深 地基龐大 總體造價較高 目前市場上已上傳動壓力機居多 但下傳動壓力機在個別領(lǐng)域仍占有優(yōu)勢 如食品 橡膠等行業(yè) 2 曲軸橫放 縱放 壓力機傳動系統(tǒng)的曲軸平行于壓力機正面的為曲軸橫放 垂直于正面的為 曲軸縱放 一般在中大型壓力機上采取曲軸縱放 偏心齒輪結(jié)構(gòu) 甚至在個別 小型壓力機上也采取這種型式 曲軸橫放主要適用于大臺面壓力機 通常為雙 點壓力機 采取曲軸縱放和橫放沒有嚴格的要求 要綜合考慮零件的沖壓工藝 成本 11 等因素來選擇 3 1 2傳動級數(shù)和各速比的分配 壓力機的傳動級數(shù)與電動機的的轉(zhuǎn)速和滑塊每分鐘的行程次數(shù)有關(guān) 行程 次數(shù)越低 總速比大 傳動級數(shù)就應(yīng)多些否則每級的速比過大 結(jié)構(gòu)不緊湊 行程次數(shù)高 總速比小 傳動級數(shù)可少些 現(xiàn)有壓力機傳動系統(tǒng)的級數(shù)一般不 超過四級 行程次數(shù)在 70 次 min 以上的用單級傳動 70 30 次 min 的用兩級 傳動 30 10 次 min 的用三級傳動 10 次 min 一下的用四級傳動 1 本次設(shè) 計次數(shù)為 18 次 min 故采用三級傳動 總傳動比 67 18 30 i 各傳動級數(shù)的速比分配要恰當 通常三角皮帶傳動的速比不超過 6 8 齒 輪傳動部超過 7 9 速比分配時 要保證飛輪有適當?shù)霓D(zhuǎn)速 也要注意布置得 盡可能緊湊 美觀和長 寬 高尺寸比例適當 根據(jù)類比其他型號壓力機 本次大皮帶輪的速比定為 2 30 i 高速級齒輪傳動的速比定為 15 4 i 則低速級齒輪傳動比 7 23 6102 i 3 1 3 確定離合器和制動器的安裝位置 單級傳動壓力機的離合器和制動器只能置于曲軸上 采用剛性離合器的壓力機 離合器應(yīng)置于曲軸上 這是因為剛性離合器不 宜在高速下工作 而曲軸的轉(zhuǎn)速較低 故離合器置于曲軸上比較合適 在此情 況下 制動器必然也置于曲軸上 采用摩擦離合器時 對于具有兩級和兩級以上傳動的壓力機 離合器可置 于轉(zhuǎn)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要的功和離合器結(jié)合時所消耗的摩擦功都比較小 因而能量消耗較少 離合器工作條件也比較好 但是低速軸上的離合器需要傳 遞較大的扭矩 因而結(jié)構(gòu)尺寸較大 因此 摩擦離合器的合理位置應(yīng)視機器的具體情況而定 一般來說 行程 次數(shù)較高的壓力機 如模鍛壓力機 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 離合器工作條件也較好 行程次數(shù)較低 的壓力機 如中大型通用壓力機 由于曲軸轉(zhuǎn)速低 最后一級大齒輪的飛輪作 用已不顯著為了縮小離合器尺寸 降低其制造成本 并且由于結(jié)構(gòu)布置的要求 12 離合器多置于轉(zhuǎn)速較高的傳動軸上 一般是飛輪軸 制動器的位置則隨離合器 位置而定 因為傳動軸上制動力矩較小 可縮小制動器的結(jié)構(gòu)尺寸 故本壓力機離合器安裝在飛輪上 3 2 三角皮帶傳動設(shè)計 設(shè)計原始數(shù)據(jù) 電動機額定功率 轉(zhuǎn)速 傳動比KWpe30 min 1380rne 每天工作 8 小時 2 30 i 1 確定計算功率 caP 由表 8 7 查得工作情況系數(shù) 故 1 2AK WKpeca3602 1 2 選擇 V 帶的帶型 根據(jù) Pca n e 由圖 8 11 選用 C 型 3 確定帶輪的基準直徑 dd1 并驗算帶速 v 1 初選小帶輪的基準直徑 由表 8 6 9 表 8 8 9 取小帶輪的基準直徑 dd1 250mm 2 驗算帶速 v 按式 8 13 9 驗算帶的速度 smsnVed 06 18 106325106 因為 5m s V90 95 142 953707 83 5 1802 ad 6 計算帶的根數(shù) Z 1 計算單根 V 帶的額定功率 Pr 由 dd1 250mm 和 ne 1380r min 查表 8 4a 9 得 P0 9 04KW 根據(jù) nm 1380r min i 0 3 和 C 型帶查表 8 4b 9 得 27 1 查表 8 5 9 得 查表 8 2 9 得 于是 92 K9 LKWPL 301 7 4 0 2 計算 V 帶的根數(shù) Z 取 4 根 9 36 Pca 7 計算單根 V 帶的初拉力的最小值 0min F 由表 8 3 得 C 型帶的單位長度質(zhì)量 q 0 3kg m 所以 NqvzKPFca 7 5206 183 492 05 5 2 02min0 應(yīng)使帶的實際初拉力 0min F 8 計算壓軸力 p 壓軸力的最小值為 NFzp 5 40197 524sin21m0in 應(yīng)使 0i 9 V 帶設(shè)計結(jié)果如下表所示 表 2 帶輪設(shè)計結(jié)果 槽型 C 型 14 帶長 Ld 3550mm 根數(shù) 4 根 中心距 a 953 24mm 小帶輪直徑 dd1 250mm 大帶輪直徑 dd2 800mm 帶輪結(jié)構(gòu)形式 小帶輪采用實心式 大帶輪輪輻式 3 3 齒輪傳動的設(shè)計 3 3 1低速級齒輪的設(shè)計 低速級齒輪由小齒輪和偏心齒輪組成 由經(jīng)驗類比 其傳動比為 5 77 理 想公稱扭矩為 mNMt 51048 閉式傳動 懸臂布置 如下圖所示 圖齒輪示意圖 材料選擇 小齒輪材料選用 40Cr 鋼 調(diào)制處理 齒面硬度 241 286HBS 大齒輪材料 選用 40 鋼 調(diào)制處理 齒面硬度 217 286HBS 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N 81 1062 301 4606 hjLnN782 2 79 5i 查表得 01 NZ14 2N0 121 XZ 取 minHSW9 0LVR 按齒面硬度 280HBS 和 250HBS 查圖 1 5 16 b 得 21lim 730NH 15 22lim 690NH 由式 1 5 29 計算許用接觸應(yīng)力 21min1l1 04 7392 01 73mNZSLVRXNH 22in2l2 67 4 69LVRWX 按齒面接觸強度確定中心距 mNiT 7821 1056 279 4 初取 取 查表知 減速傳動 1 2 ZKt 4 a 2 9 18mNZE 5iu 5 20sin2cosinco2 H 計算中心距 a mZkTuHEaut 35 9238 41526 021 6 4 2133 取中心距 a 940mm 估算模數(shù) 取標準模數(shù) m 18mm mam8 1 5 02 7 齒數(shù) 取 3 9 18421 uaz 61 z 取 679 512 i 2z 齒輪分度圓直徑 mmzd81 zd4382 齒輪齒頂圓直徑 haa 324121 mmha 708672 齒輪基圓直徑 db 6 coscs1 16 mdb 045 1732cos1674cs02 圓周速度 snv 8 68 33 查表 選齒輪精度為 8 級 驗算齒面接觸疲勞強度 按電機驅(qū)動 載荷平穩(wěn) 查表 1 5 3 取 0 1 AK 按 8 級精度和 取smvz 279680 16748 10 015 v 齒寬 mab39 按 低速級軸的剛度較大 取 2 376 1d 3 K 由表知 K 計算載荷系數(shù) 76 123 015 KvA 計算端面重合度 齒頂壓力角 011 35 246 7arcosarcs bd022 9 75 3rarcos ab 2 167 20tan9 3ta20tan35ta0021 zz 故可用 8 0376 14 Z 計算齒面接觸應(yīng)力 17 22 721 6 73 4 67 9 5180 8 0952mNmNubdKTZHEH 故安全 校核齒根彎曲疲勞強度 按 查圖 1 5 14 得 16 z932 04 31 FaY23 Fa56 1 SaY7 2SaY69 07 152 05 0 查圖 1 5 14 得 2lim NF 22lim 0NF 0 1 NY 2N0 STY4 1in 計算許用彎曲應(yīng)力 21min1l1 3 4 29NSXNFT 22in2l2 7 850 1 60mYXFT 計算齒根彎曲應(yīng)力 212 71 3 4 8 9 69 0514 31876 mNmNbdKFSaF 故安全 221212 7 85 8 1056 43798 9 mNY FSaFF 故安全 齒輪主要幾何尺寸 m 1816 z9327 5 ummd8 18 mmzd16749382 haa 3281 1702 mmcdaf 24385 1 hf 1692642 齒寬 b37 取 m3810 510 521 此齒輪是偏心齒輪 偏心距 e 160mm 偏心半徑為 317 5mm 3 3 2 高速級齒輪的設(shè)計 高速級齒輪 其傳動比為 4 16 轉(zhuǎn)矩為 mNMt 51062 小齒輪轉(zhuǎn)矩 iT 71 104 61 2 圖 4 6 齒輪示意圖 1 材料選擇 小齒輪材料選用 40Cr 鋼 調(diào)制處理 齒面硬度 241 286HBS 大齒輪材料 選用 40 鋼 調(diào)制處理 齒面硬度 217 286HBS 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N 91 1076 283016 4060 hjLnN892 2 7i 查表 1 5 17 得 05 1 NZ1 2N0 121 XZ 取 minHSW9LVR 19 按齒面硬度 250HBS 和 162HBS 查圖 1 5 16 b 得 21lim 690NH 22lim 40NH 由式計算許用接觸應(yīng)力 21min1l1 54 692 015 069NZSLVRXNH 22in2l2 38 4mLVRWX 因 計算中取 12H 22 38 9N 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 2 ZKt 4 0a 2 9 1ZE 動 164iu 5 20sin2cosinco H 計算中心距 a mZkTuHEaut 7 68432 49156 021 6 4 2133 取中心距 a 685mm 估算模數(shù) 取標準模數(shù) m 12mm mam7 1 95 02 7 齒數(shù) 取 2 6 41821 uaz 31 z 取 9536 412 i 92z 齒輪分度圓直徑 mmzd71zd2 齒輪齒頂圓直徑 haa 3012621 mmha 752 齒輪基圓直徑 db 590coscs1 20 mdb 53 1082cos152cs2 圓周速度 snv 6 674 3063 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(qū)動 載荷平穩(wěn) 查表 1 5 3 取 0 1 AK 按 8 級精度和 取smvz 386 10 268 10 025 1v 齒寬 ab745 按 低速級軸的剛度較大 取9 2 74 1d 8 K 由表 1 5 4 知 1 K 計算載荷系數(shù) 21 08 125 vA 計算端面重合度 齒頂壓力角 011 17 36 9arcosarcs bd022 23765 08roarcs abd 2 17 20tan3t9620tan3ta0021 zz 故可用 872 031 4 Z 計算齒面接觸應(yīng)力 21 22 621 38 49 570 42 1 470 8 9mNmNubdKTZHEH 故安全 4 校核齒根彎曲疲勞強度 按 查圖 1 5 14 得 231 z96z 7 21 FaY2 Fa57 1 SaY78 2SaY68 0721 505 0 查圖 1 5 16 b 得 2lim 9NF 22lim 15NF 0 1 NY 2N0 STY4 in 計算許用彎曲應(yīng)力 21min1l1 3 1 4 29NSXNFT 22in2l2 4 70 5mYXFT 計算齒根彎曲應(yīng)力 212 611 3 4 70 5 68 057 17 mNmNbdKFSaF 故安全 221212 143 7 683 57 170 5 mNmNY FSaFF 故安全 5 齒輪主要幾何尺寸 m 12231 z96z1 4 ummd27 22 mmzd152962 haa 3071 1762 mmcdaf 2465 21 hf 137052 a71461 齒寬 mb72 取 m280 520 51 3 4 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計 傳動系統(tǒng)中 軸扭矩為 mNNiMgn 3521 10 896 04 187 II 軸扭矩為 mign 512 96 0487 I 軸即離合器和制動器上的軸 材料為 45 鋼 調(diào)制處理 Pa510 初定直徑 llFnELC 取 d 95mm 軸的結(jié)構(gòu)如圖 4 7 23 圖 4 7 軸結(jié)構(gòu)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 llFnELC NNtr 44 1069 32 1tan07 6a ta 4 32 1cos 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 0X0 EXaF NR41 7 由 得 ZDZr 4069 3 24 由 得 0BMY 03620580tCYCYBtFR NRCY 4186 B79 3 作彎矩圖 垂直面彎矩 圖YM mNBDRBD 74 10384 260581079 8 CY 7 6 FtDt 43 50 圖 4 9 垂直面受力簡圖及彎矩圖 水平面彎矩 圖ZM mNFrDt 7410 2581069 358 圖 4 10 水平面受力簡圖及彎矩圖 合成彎矩 圖M D 點左邊 mNDFrt 727272 10 410 105 3 25 D 點右邊 mNMDFr 7272722 109 410 105 3 4 轉(zhuǎn)矩 T 圖 mNT 6 8 圖 4 11 軸轉(zhuǎn)矩圖 5 作計算彎矩 圖caM 該軸單向工作 轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力按脈動循環(huán)應(yīng)力考慮 取 6 0 D 點左邊 mNTMca 7262722 105 4105 810 4 D 點右邊 Tca 7272722 105 4105 86109 4 6 校核軸的強度 D 處為雙鍵 為危險截面 此軸為 45 鋼調(diào)制處理 查表 2 650mNB 21 60mNb 計算剖面直徑 MdbcaDD 9601 541 0373 有兩個鍵槽 軸徑加大 10 mD5 5 9 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 26 NFt 4107 6 NFr41069 3 NFa410 7 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 0X0 EXaF NR41 7 由 得 ZDZr 4069 3 由 得 0BMY 036258tCYCYBtFR NRCY 4186 B79 3 作彎矩圖 垂直面彎矩 圖YM mNABRB 741064 1079 8 CYC 79 586 lFtAt 4 630 27 圖 4 13 水平方向受力及彎矩圖 水平面彎矩 圖 ZM mNlFMrAt 74 10832 5604851609 3 合成彎矩 圖 AFt 72272 1083 514083 5 4 轉(zhuǎn)矩 T 圖 mN 610 5 作計算彎矩 圖caM 該軸單向工作 轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力按脈動循環(huán)應(yīng)力考慮 取 6 0 mNTMAca 7262722 1085 105 81083 5 6 校核軸的強度 A 處為雙鍵 為危險截面 此軸為 45 鋼調(diào)制處理 查表 2 650NB 21 60b 計算剖面直徑 mMdbcaAA 84601 51 0373 有兩個鍵槽 軸徑加大 10 A 9 6 84 A 處直徑為 95mm 安全 28 4 曲柄滑塊機構(gòu) 4 1 曲柄滑塊機構(gòu)的運動和受力分析 4 1 1 曲柄機構(gòu)的運動規(guī)律 曲柄滑塊機構(gòu)的運動簡圖如圖 2 所示 0 點表示曲軸的旋轉(zhuǎn)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 R AB 表示連桿長度 當 OA 以角速度作旋轉(zhuǎn)運動時 B 點則以速度 V 作直線 運動 29 圖 2 1 曲柄滑塊機構(gòu)運動簡圖 1 滑塊位移 圖 2 1 為對心的曲柄滑塊機構(gòu)的運動關(guān)系簡圖 所謂對心 是指滑塊和連 桿的連結(jié)點 B 的運動軌跡位于曲柄旋轉(zhuǎn)中心 O 和連結(jié)點的連線上 滑塊的位 移和曲柄轉(zhuǎn) 角之間的關(guān)系可表達為 cos sRLL 而 siniR 令 L 而 sini 2cos1in 整理得 1 R 1 由于 一般小于 0 3 對于通用壓力機 一般在 0 1 0 2 范圍內(nèi) 故公 式 1 可進行簡化 根號部分可用泰勒級數(shù)展開略去高階項得 221sinsin 公式 1 變?yōu)?2 cos cos 4sR 30 圖 2 曲柄滑塊機構(gòu)運動簡圖 圖 3 曲柄滑塊機構(gòu)的運動關(guān)系簡 圖 式中 滑塊位移 從下死點算起 向上方向為正 以下均相同 s 曲柄半徑 R 曲柄轉(zhuǎn)角 從下死點算起 與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反為正 以下均相同 連桿系數(shù) 其中 是連桿長度 當連桿長度可調(diào)時 取最短時 L 數(shù)值 利用余弦定理可得 2 4 sLR 2cos2 令 則式可寫成 2 5 c 12cos 2 滑塊速度 3 sin2iRdtsV R 31 由于 dt 2siniR 式中 滑塊速度 向下方向為正 下同 v 曲柄角速度 2 曲柄轉(zhuǎn)速 亦即滑塊行程次數(shù) n 3 滑塊加速度 2cos2sini 2 RRdtdt 式中 滑塊加速度 向下方向為正 下同 4 參數(shù)確定 由上述分析 結(jié)合運動關(guān)系簡圖 可知 當 時 0s 時 018 s 2R 7 5 mm 2HR 取 1 則 mL32 6908 57 此次電機定子鐵心沖片沖制設(shè)備的設(shè)計 即 3500 壓力機的滑塊行程 S 15mm 曲柄轉(zhuǎn)速 n 18r min L 69 32mm 則滑塊速度以及加速度如下 mSR5 721 L 69 32mm 184 in srn 滑塊的速度 加速度計算結(jié)果如表 2 1 表 2 1 滑塊的速度 加速度計算結(jié)果 0 15 30 45 60 75 s mm 0 5 954 23 29 50 46 85 25 124 8 m 0 94 76 181 1 252 0 302 2 328 61 s 766 6 732 9 636 1 488 3 307 3 113 0 90 5 120 35 10 65 180 166 2 206 3 242 7 273 2 296 1 310 2 315 32 330 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 4 1 2 曲柄滑塊機構(gòu)的受力分析 1 連桿及導軌受力 圖 2 3 結(jié)點正置的曲柄滑塊機構(gòu)受力簡圖 考慮 B 點力的平衡得 cosPAB tgQ 由前推導得知 對 J31 350 型壓力機 遠小于 0 3 遠 sini 小于 因此可認為 故上二式可寫成 5 171co sini tPAB siQ 其中 PAB 連桿作用力 Q 導軌作用力 P 工件變形力 曲柄轉(zhuǎn)角 連桿系數(shù) 33 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 2siniPRODMABt 式中 R 曲柄半徑 當曲柄轉(zhuǎn)角等于公稱壓力角即 時 曲柄上受的理想扭矩為理想公稱g 扭矩 此次電機定子鐵心沖片沖制設(shè)備的設(shè)計 即 J31 3500KN 型壓力機 P 3500KN R 7 5mm 0 1082 當 時 20 mNPRMt 531098 643 051 342 07 sin8 sini2sin 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(zhuǎn)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(gòu)中摩擦主要發(fā)生在四處 34 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uQP 力經(jīng)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0d 芯軸旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)方向相反的阻力矩 分別為 2 01 0dRM 兩個支承的總阻力矩為2 0 0dRM 021 0 0 由于小齒輪的作用力小的多 故認為二支座反力的和為 PRAB 21 故總阻力矩變?yōu)?2 00dPM c 偏心齒輪上的偏心 和連桿大端軸承支撐之間的摩擦A 形成阻力矩 2AB dP d 球頭 與球頭座之間的摩擦 形成阻力矩 B 2 BABdPM 上述三個阻力矩 和 都會是偏心齒輪增加所需傳遞的扭矩 0 AB 總摩擦扭矩為 2sinisn2coscos1200 RddPMBA 上式中 是隨 變化而變化 但變化小 認為 是一常數(shù) 取 M 0 因此摩擦扭矩為 012dPMBA 在 J 350 型曲柄壓力機中 P 3500kN 240mm 0mdA60 mdB6014 35 對閉式壓力機 0 045 0 055 取 0 05 則 mN mmM 43102 6 24 06 14 06 104 5 05 當 時 偏心齒輪的公稱扭矩為 g Nt 54510 2 61048 4 2曲柄軸的設(shè)計 J31 350 型壓力機的曲柄滑塊機構(gòu)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(zhuǎn) 并通過連桿使滑塊上下運動 4 2 1曲柄軸的設(shè)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(jié)構(gòu)簡單 缺點是偏心部分和連桿大端的結(jié)構(gòu)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(diào)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 取 mPd 8 20 6 1350 18 45 18 4300 d240 芯軸只承受彎矩 而扭矩由偏心齒輪來承受 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0P 及 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1P2 36 為兩端插入受集中載荷 作用的梁 也可視為兩端為簡支及外加反力偶1P2 的簡支梁 AmB 由變形協(xié)調(diào)條件可知 兩端轉(zhuǎn)角為零 可寫出以下方程 4 06636 222212EJllPEJllEJ llBA 1 連立解方程 4 2112llPlmB 2 4 2 212lllA 3 4 ABmlllPlM22122 4 4 BAllll 11211 5 式中 21301lP 102P 21Al 2l 芯軸軸瓦長度1l2 4 2 2曲柄軸的校核 J31 250 型曲柄壓力機偏心齒輪結(jié)構(gòu)如圖 4 2 計算芯軸應(yīng)力 4 6 2112llPlmB ml0 63 37 mllA14028211 NNlP 3321301 1052665 33302 1974020 圖 4 2 J31 250 型曲柄壓力機偏心齒輪結(jié)構(gòu)簡圖 代入數(shù)字 得 mNB 5102 BM ax PdM5330max84 1 材料為 45Cr 鋼 故安全 a510 4 3連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置 壓力機的裝模高度可以調(diào)節(jié) 以適應(yīng)不同高度的模具 J31 250 型壓力機使 用調(diào)節(jié)連桿的長度來調(diào)節(jié)裝模高度 采用球頭式連桿機動調(diào)節(jié) 連桿是由連桿 體 調(diào)節(jié)螺桿組成 調(diào)節(jié)螺桿的轉(zhuǎn)動是靠拔塊完成的 螺桿球頭的側(cè)面有兩個 銷子 拔塊上的兩個叉口叉在銷子上 拔塊旋轉(zhuǎn) 螺桿即旋轉(zhuǎn) 拔塊是由蝸輪 蝸桿由調(diào)節(jié)電動機驅(qū)動 開動電動機即可調(diào)節(jié)裝模高度 球頭式連桿結(jié)構(gòu)緊湊 壓力機高度可以降低 但連桿中的調(diào)節(jié)螺桿容易彎 曲 球頭加工難度大 需用專門設(shè)備 裝模高度調(diào)節(jié)裝置中滑塊調(diào)整時運動速 度在 20 95mm min 范圍變動 一般 40 60mm min 較好 38 圖 4 3 J31 350 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(diào)節(jié)螺桿常用 45 鋼鍛造 調(diào)制處理 球頭表面淬火 硬度 HRC42 圖 4 4 球頭式連桿的連連桿尺寸 連桿主要尺寸 mcmcPdABB87 34 241 487 3 1 243509 1 29 取 B60 取 ddB 8 215 4 3260 59 0 59 0 d160 取m614834 832 52 取 B 3 取dd 91 8260 5125104 d04 螺紋最小工作高度 取 mH343 3 0 H3 連桿長度 mL269 強度校核 39 調(diào)節(jié)螺桿的強度 PadPFy 52320min0 107416 45 連桿上作用力0P 調(diào)節(jié)螺桿的最小截面積minF 許用壓縮應(yīng)力 y 故安全Pa5108 y 調(diào)節(jié)螺紋的強度 PammNhHds 523201 108064 45 15 1 螺距s 螺紋的外徑0d 螺紋的內(nèi)徑1 螺紋的最小工作高度H h 螺紋牙根處的高度 Pa5107 稍大于 可以使用 4 4滑動軸承 4 4 1 軸承的選擇 由于曲軸有特大沖擊與振動 徑向空間尺寸受到限制 必須剖分安裝 而 滑動軸承正具有這些特點 承受沖擊載荷的能力較強 主要用于曲軸的主軸承 連桿小端支承等 故選擇對開式徑向滑動軸承 4 4 2滑動軸承的設(shè)計計算 1 驗算軸承的平均壓力 單位為 MPa p 曲柄連桿機構(gòu)中的滑動軸承 速度較低 承受短時高峰載荷 軸承處在邊 界摩擦的狀況下工作 設(shè)計中應(yīng)驗算軸承軸瓦上的單位壓力 使p pAP 40 式中 作用在軸承上的壓力 軸承所受徑向載荷 N P 軸承的支承投影面積 mm 2 與軸承的結(jié)構(gòu) 尺寸有關(guān) A 軸瓦材料的許用應(yīng)力 MPa 其值見表 12 2 9 及表 1 18 10 p 2 驗算軸承的 單位為 MPa pv 軸承的發(fā)熱量與其單位面積上的摩擦功耗 成正比 是摩擦系數(shù) 限fpvf 制 值就是限制軸承的溫升 9 pv v 式中 軸頸圓周速度 即滑動速度 m s 軸承材料的 許用值 MPa 其值見表 12 2 9 及表 1 18 10 pv 3 閉式壓力機滑動軸承的驗算表 見下表 表 5 滑動軸承的驗算公式及結(jié)果計算 9 滑動軸 承位置 軸瓦 材料 許用值 計算公式 校核 18pMPa 021 82ABpPdL p 曲軸支 承頸軸 承 ZCuA l10Fe 3 2 vms 0 6 4vn v 50pa 2ABpdL p 連桿大 端軸承 ZQSn 10 1 3 vPs 06 0vn 1 v 連桿小 端軸承 ZQAl 9 4 50pMa 9 4ABpPd 1 5 BL p 41 5 離合器與制動器 5 1 離合器與制動器的作用原理 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(diào) 能隨時接合和或分離 容易實現(xiàn)寸動行程 便于調(diào)整模具和安裝 人身保護裝置 結(jié)合平穩(wěn) 能在較高轉(zhuǎn)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(nèi)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(jīng)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(zhuǎn) 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(fù)位 于是 活塞 浮動嵌塊和主動摩擦盤松開 大皮帶輪空轉(zhuǎn) 同時在制動器的作用下 離合器軸停止運動 5 2 離合器的設(shè)計 1 確定摩擦副平面尺寸 摩擦半徑 34 qibcMRg 式中 42 偏心齒輪上公稱扭矩gM 儲備系數(shù) 離合器軸至曲軸速比i 傳動效率 摩擦系數(shù) 摩擦副上壓強q 重疊系數(shù)c 摩擦環(huán)相對寬度b mNMg 51069 28 249 516 i 94 0 3 q 510 bc m mNqicRg23 0 94 082103 50 4643 5 摩擦環(huán)寬度及嵌塊排列方式 R Bb m1265 03 5 查表 選用長圓形嵌塊 有關(guān)尺寸為 r 4 5cm h 1 5cm cml5 1 23 7cmFi 2 15 46121 cmlrBl 決定用單行排列 但實際的摩擦環(huán)寬度為 cmlrB5 102 嵌塊數(shù)目 取 z 10 79 103 75 102 22 cmFcBRzi 修正系數(shù) 46 0235 1 cRb 43 51 0235 1027 cmBRzFci 保證摩擦半徑不變 即 qb mNNcbq 55109 21 046 2 確定摩擦副厚度尺寸 摩擦盤厚度 j lPzRMh 式中 mNNigl 451038 94 08216 mNj 5103 取 chP 9 1032 54 chP2 摩擦材料厚度 選 h 3 5cm 符合嵌塊厚度的工廠標準 cmhp 60 3 確定氣缸活塞面積及行程 傳遞扭矩所需壓緊力為 NmPazFqQi 52451 1097 103 7109 2 克服彈性力為 Q51 總的壓緊力為 12 氣缸活塞面積為 251 89 040mPaNPKFl 活塞行程取為 2 3mm 4 工作能力核算 摩擦系數(shù)核算 n CFAK 44 21 cIA 1729 46018 sni 由于離合器轉(zhuǎn)速較高 系數(shù)取 1 7 206 5mkgI 20 571 mkgIc JskgA31279 8468 22563 czFi 取 5 0 nC 所以 min 4 8265 014679 223 cJcmJK 查表 所以合適 in 50 K 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 Ktj D 0 cmchp 2 10 25 3210 查表 mN 58dD462074 108 按每年 300 工作日計算 約為 1 15 年 大于 6 個月 故合格 5 3 制動器的設(shè)計 設(shè)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 czEA 制動力矩所作的功zA 從動系統(tǒng)的動能cE 從動輪的動能為 21 cIE 45 制動功為 ZMdAz 0 用最大的制動力矩表示為 zZzKA 1 制動器軸上最大制動力矩ZK 力矩增大系數(shù)M 制動器軸上制動角Z i IKiIqcZqc 2 芯軸上制動角 一般取為 q 10 5 1 確定制動力矩 所以4 1205 nq 7 1 zK 268 7 mkgIc 19 40 si 5 mNkiIKMqcz 3222 107 8 1857 9 2 確定摩擦副平面尺寸 摩擦半徑 34qbcMRz 8 29 516 i 94 0 3 mNq 5106 0 bc1 m qiMRg23 0 94 082103 50 4243 5 摩擦環(huán)寬度及嵌塊排列方式 46 R Bb m1265 03 5 查表 選用長圓形嵌塊 有關(guān)尺寸為 r 4 5cm h 1 5cm cml5 1 23 7cmFi 2 15 46121 cmlrBl 決定用單行排列 但實際的摩擦環(huán)寬度為 cmlrB5 102 嵌塊數(shù)目 取 z 10 79 103 75 102 22 cmFcBRzi 修正系數(shù) 46 0235 1 cRb 51 0235 17 cmBzFci 保證摩擦半徑不變 即 qb mNNcbq 551074 1 046 0 3 確定摩擦副厚度尺寸 摩擦盤厚度 mNj 510 取 cmNzlRMhjP 16 1032 785 chP5 1 按工廠標準 嵌塊厚度選為 h 3 5cm 4 制動器彈簧設(shè)計 每個彈簧最小工作載荷 1 zQP 47 NmPazFqQi 4245 1098 5103 71074 設(shè) 1 NP341 10578 6098 5 最大工作載荷 332 1578 6 彈簧壓縮量變化 mmcf 0 5 氣缸活塞面積計算 P zFz21 選 a504 253079 16 7 mPNFz 6 工作能力核算 磨損系數(shù)核算 in 4 821546079 23 cJcmnCFAK 查表 所以合適 in 22 J K 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 Ktj D 0 cmchp 7 102 51 3210 查表 mN 58 dD 4926074 108 按每年 300 工作日計算 約為 1 6 年 大于 6 個月 故合格 48 6 機身設(shè)計 6 1 機身結(jié)構(gòu) 該壓力機選用閉式組合機身 由上梁 立柱 底座三部分組成 機身材料 選 HT200 6 2 機身計算 6 2 1立柱與拉緊螺栓的設(shè)計計算 壓力機在工作時 橫梁 底座和立柱之間不能產(chǎn)生間隙和錯移 為此必須 給 拉緊螺栓以預(yù)緊力 使機身受壓 有一定的預(yù)壓縮量 拉緊螺栓相應(yīng)受拉 有一定伸長量 當工作時 機身的預(yù)壓縮量減小 螺栓進一步伸長 通常因橫 梁和底座的截面很大而高度較小 相對于立柱而言 其壓縮量可忽略不計 故 對機身變形只考慮立柱變形 如圖 5 1 所示 立柱材料為稀土球鐵 III 拉緊螺栓材料為 45 鋼 圖 5 1 拉緊螺栓和立柱的變形圖 1 強度校核 單位力作用下螺栓及立柱的變形 尺寸如圖 5 2 所示 49 llFnELC zz 22013 5 4ml 20937 65420 5 96057 3cmcmccFlizd 所以 NmNCl 174 312 4 10 302 z 6099 圖 5 2 J31 250 壓力機立柱和拉緊螺栓 2 預(yù)緊力 NmNmCZPzllgy 310103 10275 76 794 39425 立柱強度 PaFnzyz 523i Paz5103 故安全 z 50 螺栓強度 PamNFnzPll 523mi 109014 5 al 510 13 故安全 ll 預(yù)緊時螺母轉(zhuǎn)角 2 SCPzly 已知 S 4mm 所以 162 81 24 10376 1079 304 radmNmNN 若按經(jīng)驗公式 7 329 26 rSLl 實際上 上梁和底座的垂直方向不能看成絕對剛體 在立柱預(yù)拉時有一定 局部變形 使預(yù)拉力降低 所以 大型壓力機要把拉緊螺栓的螺母多擰一角度 以保證足夠的拉緊力 6 2 2上梁的計算 一般將上梁看成受集中載荷的簡支梁 跨度為左右兩拉緊螺栓的中心距 L 載荷集中作用在芯軸支承的中點 對于單點壓力機 集中載荷即為壓力機 的公稱壓力 如圖 5 3 所示 gP 圖 5 3 上梁受力分析圖 上梁的最大彎矩 mNNLPMg 53max 106 945 1054 上梁