JD21-100開式曲柄壓力機的設(shè)計

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 摘要 本課題是對機械壓力機傳動部分的設(shè)計。對該機械設(shè)計時考慮的主要因素是曲柄機構(gòu)的受力分析和載荷的校核，以及曲柄的發(fā)熱問題。另外，通過設(shè)計飛輪使機械的工作平穩(wěn)性增強，電機功率得到減小，即滿足了設(shè)計的要求，又使設(shè)計更簡單化、合理化。通過二級變速，使電機的高速運動轉(zhuǎn)變?yōu)榛瑝K的低速運動，從而使機械的載荷能力大大增強。 開式曲柄壓力機是通過曲柄滑塊機構(gòu)將電動機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為滑塊的直線往復(fù)運動，對胚料進行成型加工的鍛壓機械。曲柄壓力機動作平穩(wěn)，工作可靠，廣泛用于沖壓、擠壓、鍛模和粉末冶金等工藝。其結(jié)構(gòu)簡單，操作方便，性能可靠。 關(guān)鍵詞：電機功率，壓力機，曲柄機構(gòu) 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 i Abstract ii 目錄 iii 第一章 JD21-100開式曲柄壓力機的基本參數(shù)主要參數(shù)的確定 1 第一節(jié) 主要參數(shù)的確定 1 第二節(jié) JD21-100開式曲柄壓力機的設(shè)計的基本要求 3 第二章 電動機的選擇和飛輪的設(shè)計 3 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 3 第二節(jié) 電動機功率的計算 5 第三節(jié) 壓力機一次工作循環(huán)所消耗的能量 6 第四節(jié) 計算總傳動比和分配各級傳動比 9 第五節(jié) 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 10 第六節(jié) 飛輪轉(zhuǎn)動慣量計算和飛輪尺寸計算 11 第三章 機械傳動系統(tǒng) 13 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)的類型及系統(tǒng)分析 13 第二節(jié) V帶傳動設(shè)計 16 第三節(jié) 齒輪傳動的設(shè)計 18 第四節(jié) 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計 20 第五節(jié) 直軸的設(shè)計 20 第四章 曲柄滑塊機構(gòu) 23 第一節(jié) 曲柄滑塊機構(gòu)的運動和受力分析 23 第二節(jié) 曲柄軸的設(shè)計計算 26 第三節(jié) 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置 29 第四節(jié) 滾動軸承的選擇 33 第五節(jié) 滑動軸承 34 第五章 離合器與制動器 36 第一節(jié) 離合器與制動器的作用原理 36 第二節(jié) 離合器的設(shè)計 37 第三節(jié) 制動器的設(shè)計 40 第六章 機身的設(shè)計 42 第一節(jié) 機身結(jié)構(gòu) 42 第二節(jié) 機身計算 43 第三節(jié) 過載保護裝置設(shè)計 45 第七章 潤滑系統(tǒng) 48 第一節(jié) 曲柄壓力機常用潤滑劑 48 致 謝 51 參考文獻 53 iv 第一章 JD21-100開式曲柄壓力機的基本參數(shù)主要參數(shù)的確定 第一節(jié) 主要參數(shù)的確定 一、開式曲柄壓力機的基本參數(shù)，決定了它的工藝性能和應(yīng)用范圍，同時也是設(shè)計壓力機的重要依據(jù)。現(xiàn)將JD21一100開式曲柄壓力機基本參數(shù)分別敘述如下： l、公稱壓力F 公稱壓力是壓力機的主參數(shù)，是指滑塊離下止點前某一特定距離時，滑塊上所允許的最大作用力。F=1000KN。 2、滑塊行程s 壓力機滑塊從上死點到下死點所經(jīng)過的距離。它的大小將反映壓力機的工作范圍。它是曲柄半徑的兩倍，或是偏心齒輪、偏心軸銷偏心距的兩倍。其大小隨壓力機工藝用途和公稱壓力的不同而不同。S=10--120mm。 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，然后再回到上死點的往復(fù)次數(shù)?；瑝K行程次數(shù)的高低反映了壓力機沖壓的生產(chǎn)效率。n=75 次/min。 4、壓力機裝模高度H及調(diào)節(jié)量△H 最大裝模高度指滑塊在下死點時，滑塊底面到工作臺墊板上表面的最大距離（滑塊調(diào)節(jié)在上極限位置） 最大和最小裝模高度之差即為調(diào)節(jié)量。 被安排的模具閉合高度，應(yīng)在裝模高度的調(diào)節(jié)范圍內(nèi)。對于小于2000KN的壓力機： H=44.4-0.32(0.1Pg+2) =44.4-0.32(0.1*1000+2) =415mm 5 、壓力機工作臺面尺寸BXL及喉口深度C 喉口深度是指滑塊中心線至機身的距離。喉口深度及工作臺尺寸是關(guān)系到安裝模具最大平面尺寸的重要系數(shù)。從擴大壓力機工藝范圍看，此項系數(shù)越大越好。但這些尺寸大了會降低壓力機剛度及增大壓力機結(jié)構(gòu)尺寸。所以要取的適中。根據(jù)計算一般壓力機的公式得B=625mm，L=886mm，壓力機的喉口深度為20Omm 。 對于小于2000KN的壓力機，工作臺前后尺寸： B=100+52 =100+52 =625mm 對于小于2000KN的壓力機，工作臺左右尺寸: L=300+58 =300+58 =886mm 6、傾斜角θ 傾斜角是指可傾式壓力機工作臺面的傾斜角度，也就是機身后傾的角度。利用這個傾斜角使沖壓后的工件（或廢料）能借其自重或其他因素通過兩立柱中間向壓力機后方排除。壓力機機身最大可傾角為30°。本設(shè)計為固定式曲柄壓力機，無傾斜角。 7、滑塊尺寸X 老式壓力機的滑塊底面尺寸較小，且大都方形，隨著大尺寸模具的采用，滑塊底面尺寸逐漸加大，且左右方向大于前后方向尺寸。但滑塊尺寸過大，壓力機左右尺寸亦會隨之增大。 滑塊底面尺寸指不包括導(dǎo)軌的可供模具的有效尺寸。根據(jù)計算一般壓力機的公式得=454mm，=525mm。 對于小于2000KN的壓力機，滑塊前后尺寸： =45 mm =45 mm =454mm 對于小于2000KN的壓力機，滑塊左右尺寸： =52 mm =52 mm =525mm 注：Pg為壓力機公稱力 KN 第二節(jié) JD21-100開式曲柄壓力機的設(shè)計的基本要求 1、參數(shù)和精度都能滿足工藝用途的要求； 2、具有足夠的強度、剛度和耐磨、耐久性能，能長期穩(wěn)定地保持工藝能力； 3、操作安個、省力、簡單而又便于記憶，并且外形美觀，給操作者提供良好的工作條件； 4、結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，體積??； 5、每天一班，工作八小時，有粉塵，壽命為10年，小批生產(chǎn)。 第二章 電動機的選擇和飛輪的設(shè)計 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 壓力機的傳動級數(shù)與電動機的轉(zhuǎn)速和滑塊每分鐘行程次數(shù)有關(guān)，行程次數(shù)低，則總速比大，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。反之行程次數(shù)高，總速比小，傳動級數(shù)可小些?，F(xiàn)有開式壓力機傳動級數(shù)一般不超過三級。行程次數(shù)在80—40次/分的用二級傳動。 在選取電動機轉(zhuǎn)速時，電機轉(zhuǎn)速越低，可以減少總速比和傳動級數(shù)。但電機尺寸越大，價格越貴，電機效率也低，不一定合適。 感應(yīng)電動機又稱異步電動機，具有結(jié)構(gòu)簡單、堅固、運行方便、可靠、容易控制與維護、價格便宜等優(yōu)點。因此在工作中得到廣泛的應(yīng)用。目前，開式曲柄壓力機常用三相鼠籠式異步電動機。 壓力機工作過程中，作用在滑塊上的負(fù)荷是劇增和劇減的周期交替變化著，并且有很短的高峰負(fù)載時間和較長的空載時間，若依此工作時間來選擇電動機的功率，則其功率將會很大。 電動機的功率，在傳動系統(tǒng)中設(shè)置飛輪。當(dāng)滑塊不動時，電動機帶動飛輪旋轉(zhuǎn)，使其儲備能量，而在沖壓工作的瞬時，主要靠飛輪釋放能量。工件沖壓完畢后負(fù)載減小，于是電動機帶動飛輪加速旋轉(zhuǎn)，使其在沖壓下一個工件前恢復(fù)到原來的角速度。這樣沖壓工件所需的能量，不是直接由電動機供給，而是主要由飛輪供給，所以電動機所需的功率便可大大減小。 電機的功率小于壓力機工作行程的瞬時功率，所以在壓力機進入工作行程時，工作機構(gòu)受到很大的阻力，電動機的負(fù)載增大，轉(zhuǎn)差率隨之增大。一旦電動機瞬時轉(zhuǎn)差率大于電動機臨界轉(zhuǎn)差率，電動機轉(zhuǎn)矩反而下降，甚至迅速停止轉(zhuǎn)動，這種現(xiàn)象稱為電動機顛覆。另一方面，電動機在超載條件下會嚴(yán)重發(fā)熱。給電動機配置一個飛輪，相當(dāng)于增大了電動機轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動慣最。在曲棲壓力機傳動中，飛輪的慣性拖動的扭矩占總扭鉅的85 ％以上，故沒有飛輪電動機就不能正常工作。 飛輪是能儲存能量的，它的尺寸、質(zhì)量和轉(zhuǎn)速對能量有很大的影響。飛輪材料采用鑄鐵或鑄鋼．由于飛輪轉(zhuǎn)速過高會使其自身破裂，因此鑄鐵飛輪圓周轉(zhuǎn)速應(yīng)小于或等于25 m/s， 最高不超過30 m/s；鑄鋼飛輪圓周轉(zhuǎn)速小于或等于40 m/s，最高不超過50 m/s 。 使用飛輪時還應(yīng)注意兩點：在下個周期工作開始之前，電動機應(yīng)能使飛輪恢復(fù)到應(yīng)有的轉(zhuǎn)速；電動機帶動飛輪起動的時間不得超過20s 。否則，如果時間太長，由于電動機電流過大，線圈過熱將加速絕緣老化，縮短電動機使用壽命，甚至?xí)痣妱訖C的燒毀或跳閘。 第二節(jié) 電動機功率的計算 JD21-100的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。JD21-100 傳動示意圖如圖所示 圖2.1傳動機構(gòu)工作原理圖 1：電動機；2：大帶輪（飛輪）；3：齒輪；4：曲軸；5：連桿；6：滑塊； 7：導(dǎo)軌 綜上所述，若按一次工作循環(huán)的平均能量來選擇電動機，其功率Nm為： Nm=A/（1000t） KW 式中：A—一次工作循環(huán)所需的總能量 J A=8648.8J t—循環(huán)時間 sec t=60/(nCn) sec t=2 n—壓力機滑塊行程次數(shù) n=75次/min Cn—壓力機行程利用系數(shù) Cn=0.4 為使飛輪尺寸不致過大，將電動機的功率選的比平均功率大一些， 即N=KNm 一般取K=1.2。行程次數(shù)較低的取下限，行程次數(shù)較高的取上限。代入得電動機功率： N=KA/（1000t） KW N=1.2*8648.8/（1000*2）=5.19KW 按計算值N選出與N值相近的額定功率Ne的電動機。根據(jù)選定的Ne重新計算出K值，在計算飛輪時使用。 K=Ne/NM 根據(jù)國內(nèi)外現(xiàn)有部分開式壓力機的統(tǒng)計資料，電動機的額定功率及飛輪傳動慣量可由下式選定： Ne=（0.7—1.1）Pg KW 飛輪轉(zhuǎn)動慣量： J=（0.03—0.07）Pg kgm2 由于壓力機的工作行程Sg，滑塊行程次數(shù)n，結(jié)構(gòu)形式等不同，即使同規(guī)格壓力機，Ne及J值亦會不同。所以，上例公式只能作初定時的參數(shù)。 第三節(jié) 壓力機一次工作循環(huán)所消耗的能量 壓力機一次工作循環(huán)所消耗的能量A為： A=＋＋＋十＋＋ 式中：——工件變形功。 ——氣墊工作功，即壓邊時所需的功。 ——工作行程時由于曲柄滑塊機構(gòu)的磨擦所消耗的能量。 ——工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量。 ——壓力機構(gòu)向下、向上空行程消耗的能量。 ——單次行程滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)消耗的能量。 ——單次行程離合器接合消耗的能量。 在工作行程一次時間里，一次循環(huán)所消耗的能量為： A=＋＋＋ =6300+0+1098.8+1250=8648.8J 1 、工作變形功 對不同的沖壓工藝，在工作行程內(nèi)工件變形力是變化的。 式中： —壓力機公稱壓力，單位：KN —板料厚度，單位：mm 對慢速壓力機 所以 2 、氣墊工作功無氣墊壓緊裝置，所以為0。 3 、工作行程時，曲柄滑塊機構(gòu)因摩擦所消耗的能量為，實際機器的曲柄滑塊機構(gòu)運動副之間，存在著摩擦。電動機在拖動曲柄滑塊機構(gòu)運動時．為克服摩擦消耗能量。在工作行程時．曲柄滑塊機構(gòu)摩擦所消耗的能量 ，按下式計算： 式中，——曲柄滑塊機構(gòu)的摩擦當(dāng)量力臂（mm) , ― 摩擦當(dāng)量力臂； —曲柄主軸承半徑 —連桿系數(shù) ——壓力機公稱壓力（kN )。 ——公稱壓力角（° ) ＝30° ∴ 4、工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量。完成工序時，壓力機受力系統(tǒng)產(chǎn)生的彈性變形是封閉高度增加，受力零件儲藏變形位能對于沖裁工序?qū)⒁鹉芰繐p耗，損耗的多少與壓力機剛度、被沖裁的零件材料性質(zhì)等有關(guān)。從偏于安全出發(fā)損耗的能量可按下式計算： J 式中——壓力機總的垂直剛度〔mm）。 (mm) ——壓力機垂直剛度。 對于開式壓力機。 5 、壓力機構(gòu)向上、向下空行程所消耗的能量 壓力機空行程中能量消耗與壓力機零件結(jié)構(gòu)尺寸、表面加工質(zhì)量、潤滑情況、皮帶拉緊程度、制動器調(diào)整情況等有關(guān)。通過實驗．通用壓力機連續(xù)行程所消耗的平均功率約為壓力機額定功率的10％一35％。 當(dāng)壓力機的公稱壓力為 KN時，推薦的空行程消耗能量為350J。 6、單次行程滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)所消耗的能量 根據(jù)試驗，壓力機飛輪空轉(zhuǎn)時電動機所消耗的功率約為壓力機額定功率的60%一30%，剛性離合器一般安置在曲軸上，且常用滑動軸承。所以，對于具有剛性離合器的開式曲柄壓力機，此值偏高。 飛輪空轉(zhuǎn)時所消耗的能量 A6=1000N6（t-t1） =1000*1.12*（1/0.4-1）*1/75*60 =1344J ——飛輪空轉(zhuǎn)消耗的功率。按推經(jīng)驗薦取值為0.5KW。 n——壓力機行程次數(shù)。 ——行程利用系數(shù)，=0.4。 壓力機行程次數(shù)。 壓力機行程次數(shù) ＜15 20～40 40～70 70～100 200～500 行程利用系數(shù) 0.7～0.85 0．5～0.65 0.45～0.55 0.35～0.45 0.2～0.4 7、單次行程離合器接合所消耗的能量 離合器為剛性離合器，不消耗能量。為0。 則根據(jù)電動機常用三相鼠籠式異步電動機，通常二級和三級傳動系統(tǒng)采用同步轉(zhuǎn)速為1500轉(zhuǎn)/分的電機。根據(jù)《機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計》查表得； 選擇Y132M—4的異步電動機，額定功率為5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440 r/min。 第四節(jié) 計算總傳動比和分配各級傳動比 曲軸的工作轉(zhuǎn)速為75r/min，各級傳動速比的分配要恰當(dāng)，通常V帶傳動比不超過2—4，齒輪傳動速比不超過3—5。減速比分配時，要保證飛輪有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)速。也要注意布置得盡可能緊湊、美觀，長、寬、高尺寸比例恰當(dāng)。對通用壓力機的飛輪轉(zhuǎn)速一般取380—450轉(zhuǎn)/分。因為轉(zhuǎn)速太低會使飛輪作用力消弱。轉(zhuǎn)速太高會使飛輪軸上的離合器發(fā)熱嚴(yán)重，造成離合器和軸承的損壞。 總傳動比i==1440/75=19.2 V帶傳動比 齒輪傳動比=5 第五節(jié) 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 一、各軸轉(zhuǎn)速 I軸 r/min Ⅱ軸 曲軸 =75r/min 二、各軸的輸入功率 I軸 Ⅱ軸 曲軸 三、各軸輸入轉(zhuǎn)矩 計算電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩 Ⅰ軸 Ⅱ軸 曲軸 運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果列表如下： 軸 名 參 數(shù) 電動機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 曲軸 轉(zhuǎn)速n ( r/min ) 1440 1440 375 75 輸入功率P/KW 5.5 5.34 4.97 4.58 輸入轉(zhuǎn)矩T（N?m ) 34.4 33.4 119.43 550.3 傳動比i 3.84 5 效率η 0.97 0.93 0.92 第六節(jié) 飛輪轉(zhuǎn)動慣量計算和飛輪尺寸計算 電動機選定后，設(shè)計飛輪。這時有兩個假設(shè)： 1、工作行程時所需能量全部由飛輪供應(yīng)。 2、工序結(jié)束時，電機軸負(fù)載扭矩達到最大值，但不大于電機最大允許轉(zhuǎn)矩。實際上，沖壓時電動機放出一部分能量，所以飛輪轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)按下式計算： kg㎡ 式中：——工作行程時所需能量 =+++=8648.8J —電動機在額定轉(zhuǎn)速下飛輪的角速度 —飛輪轉(zhuǎn)速相對波動情況的轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù) 其中—實際電機系數(shù)，; —電機額定轉(zhuǎn)差率， ； —電機軸到飛輪軸用V帶傳動時，V帶的當(dāng)量滑動系數(shù)，; ——修正系數(shù)，＝0.95。 ＝2x0.95xx(0.06+0.04)=0.2 ——公稱壓力角（30°） ——壓力機行程次數(shù)利用系數(shù)〔0.4〕 根據(jù)求得的折算到飛輪軸上的轉(zhuǎn)動慣量設(shè)計飛輪。曲柄壓力機上，一般 飛輪形狀如圖l一1所示， 圖中： I是輪緣部分，其轉(zhuǎn)動慣量為 ; Ⅱ是輪輻部分，其轉(zhuǎn)動慣量為; Ⅲ是輪轂部分，其轉(zhuǎn)動慣量為 。 飛輪外徑由小皮帶輪和速比決定，由第二章已知=1120mm，輪緣部 分寬度B=81mm。 飛輪本身的轉(zhuǎn)動慣量，其中輪緣部分是主要的, 要比、大的多。故在近似計算中只考慮更趨于安全。 而 所以 式中ρ——金屬密度〔 kg／㎡) ，對鑄鋼： 。 3、飛輪輪緣線過度驗算 飛輪是回轉(zhuǎn)體，為避免回轉(zhuǎn)時產(chǎn)生壞裂，必須驗算輪緣線速度： 式中：——飛輪最大直徑； ——飛輪轉(zhuǎn)速； ——允許線速度，對鑄鋼飛輪=40m/s。 第三章 機械傳動系統(tǒng) 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)的類型及系統(tǒng)分析 1、傳動系統(tǒng)類型 開式曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。按傳動級數(shù)，傳動系統(tǒng)可分為一級傳動、二級傳動、三級傳動和四級傳動，四級傳動很少采用。按曲軸的布置形式，傳動系統(tǒng)又可以分為垂直于壓力機正面布置和平行于壓力機正面布置。 2、傳動系統(tǒng)的布置方式 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)的布置，應(yīng)使機器便于制造、安裝和維修，同時結(jié)構(gòu)緊湊，外形美觀。 開式曲柄壓力機傳動系統(tǒng)布置主要包括以下四方面： 傳動系統(tǒng)的位置開式 曲柄壓力機大多采用上傳動，很少采用下傳動。 上傳動壓力機與下傳動壓力機相比，優(yōu)點是： (1）重最較輕，成本低。 (2）安裝和維修較方便。 （3）地基較簡單。 上傳動的缺點是壓力機地面高度較大，運行不夠平穩(wěn)。現(xiàn)在通用壓力機多數(shù)為上傳動。 曲軸的布置方式 曲軸分為橫放和縱放兩種布置方式。 采用曲拐軸的開式曲柄壓力機，曲拐軸是縱放的，傳動零件飛輪、閃輪等置于壓力機背面。 采用曲軸時，曲軸橫放的形式應(yīng)用很普遍。這種形式的傳動系統(tǒng)，傳動零件分置于壓力機兩側(cè)，制造、安裝和維修都比較方便。近年來，曲軸縱放的形式得到應(yīng)用。這種系統(tǒng)的優(yōu)點是，曲軸可以縮短．剛度有所提高，全部傳動零件封閉在機身內(nèi)部，潤滑良好。外形美觀。但制造、維修不如前者方便。 最后一級齒輪傳動的形式 最后一級齒輪傳動可采用單邊驅(qū)動或雙邊驅(qū)動。單邊驅(qū)動制造和安裝較方便，但齒輪模數(shù)和外形尺寸較大。雙邊驅(qū)動可以縮小齒輪的尺寸，但制造和安裝較困難。 齒輪的開式安放和閉式安放 齒輪有安放于機身之外和機身之內(nèi)兩種情況，齒輪放于機身之外稱為開式安放，齒輪放于機身之內(nèi)稱為閉式安放。閉式安放的齒輪工作條件較好，外形較美觀；如果齒輪安放在油池之內(nèi)，則可大大降低齒輪傳動的噪音，但安裝后維修不方便。大型壓力機多采用閉式安放。開式安放的齒輪工作條件惡劣，傳動噪音大，污染環(huán)境。 3、離合器和制動器的位置 通用壓力機的離合器有剛性離合器和摩擦離合器兩種。對于單級傳動的壓力機，由于剛性離合器不宜在高速下工作，所以離合器和制動器只能安置在曲軸上。摩擦離合器與飛輪通常安裝在同一傳動軸上，制動器的位置和離合器同軸。對于多級傳動的壓力機，摩擦離合器可以安裝在低速軸上，也可以安裝在高速軸上。摩擦離合器安裝在低速軸上，接合時消耗的摩擦能量小，離合器磨損小。但是低速軸的扭矩大，要增大離合器的尺寸。另外，由于通用壓力機的傳動系統(tǒng)大多封閉在機身內(nèi)，不便于離合器的安裝和調(diào)整，也不便于散熱，所以摩擦離合器一般安裝在轉(zhuǎn)速較高的轉(zhuǎn)動軸上。此時，由于所需傳遞扭矩小，壓力機結(jié)構(gòu)比較緊湊，但是主動部分和從動部分的初速度相差太大，對傳動系統(tǒng)沖擊大，摩擦損耗也較大。 4、傳動級數(shù)和各級傳動比的分配 傳動級數(shù)的選取主要與以下三方面有關(guān)： （1）、滑塊每分鐘行程次數(shù) 每分鐘行程次數(shù)高，總傳動比小，傳動級數(shù)少；每分鐘行程次數(shù)低，總傳動比大，傳動級數(shù)多。 （2）、壓力機作功的能力級 一級傳動的曲柄壓力機，飛輪裝置在曲軸上，轉(zhuǎn)速與滑塊每分鐘行程次數(shù)相同，而飛輪結(jié)構(gòu)尺寸又不可能太大。飛輪所能釋放的能量因此受到限制。所以，在同樣公稱壓力下，一級傳動的曲柄壓力機作功的能力，要比二級和二級以上傳動的曲柄壓力機低。 （3）、對機器結(jié)構(gòu)緊湊性的要求 當(dāng)傳動級數(shù)較少，每級傳動比較大時，由于小皮帶輪和小齒輪結(jié)構(gòu)尺寸不能過小．致使大皮帶輪和大齒輪外形龐大。結(jié)構(gòu)不夠緊湊，所以設(shè)計中，用增加傳動級數(shù)或采用雙邊齒輪傳動的方法，來縮小傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)尺寸。各級傳動比分配應(yīng)恰當(dāng)，使傳動系統(tǒng)得到合理布置，不僅安裝維修方便，而且結(jié)構(gòu)緊湊美觀。一般，V帶傳動的傳動比不超過2—4 ，齒輪傳動比不超過3—5。分配傳動比時，還應(yīng)使飛輪有適當(dāng)轉(zhuǎn)速。飛輪轉(zhuǎn)速過低，外形尺寸增大；過高，飛輪軸上的離合器和軸承工作條件惡化。開式曲柄壓力機飛輪的轉(zhuǎn)速通常在240～470 轉(zhuǎn)/分之間。 第二節(jié) V帶傳動設(shè)計 上述計算得出JD21—100型開式曲柄壓力機的電動機功率為5.5KW，轉(zhuǎn)速為1440轉(zhuǎn)/分，V帶傳動比為i=3.84 l、確定計算功率 由《 機械設(shè)計》 表11.5查得工作情況系數(shù)=l.2 由式11.19 其中P 為電動機的額定功率,由第一章得P=5.5KW 2、選擇V 帶的型號 開式曲柄壓力機上常用的三角皮帶有Z、A、B和C四種型號。 由=6.6KW,轉(zhuǎn)速=1440r/min，確定選用A型普通v 帶。由《機械設(shè)計》圖11.15、表11.6 得=300mm 3、驗算帶速V 在5 ～25m/s之間，滿足帶速要求。 4、計算從動帶輪基準(zhǔn)直徑 i=3.84,ε=0.02 , = ( l-ε)· i·= ( l-0.02) x 3.84 x 300＝1128mm 按帶輪的基準(zhǔn)直徑系列取=1120mm。 實際傳動比 5 、確定中心距和帶的基準(zhǔn)長度 =300+1120=1420mmmm, , 取=1100mm, 由式11.2得：帶長 由《 機械設(shè)計》圖11.4，選取帶的基準(zhǔn)長度為， 計算實際中心即a= + =1309mm 6、核算小帶輪包角場 ，滿足要求。 7 、計算皮帶的繞行次數(shù)μ 8 、確定V 帶的根數(shù) （式11.22） 式中：——單根V 帶的基本額定功率，見《機械設(shè)計》表11.8，為1.32KW。 ——i≠1時傳遞功率的增值，見邊表11.10，為0.17KW ——按小帶輪包角查得的包角系數(shù)，見表11.7，為0.92。. ——長度系數(shù)，見表11.12, 為1.01。 所以， 根，取5根。 9、計算帶的張緊力和壓軸力 單根帶的張緊力為 （式11.21） 帶輪軸的壓軸力 (式11.23） 10 、確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸 查表11.4得: 節(jié)寬=11.0mm，槽間距e = 150.3mm 基準(zhǔn)線上槽深=2.75mm 基準(zhǔn)線下槽深＝8.7mm 最小輪緣厚度=6mm 外徑 帶輪寬B=(z-1)e+2f=(5-1)x15.3+2x10=81.2mm 第三節(jié) 齒輪傳動的設(shè)計 由上述計算得出JD21一100 開式曲柄壓力機齒輪傳動的主動軸的轉(zhuǎn)速=375r/min,從動軸轉(zhuǎn)速＝75r/min，輸入功率P=4.97KW，每天工作8小時，壽命為10 年。 1、選擇齒輪材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數(shù) 選擇小齒輪材料鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度240—286HB,平均取為260HB, =700MPa, =500MPa；大齒輪材料45鑄鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229—286HB ,平均取為240HB ， =580MPa，=290MPa；精度8 級。 2、開式齒輪按齒面彎曲疲勞強度設(shè)計 （式12.17） Ⅱ軸的轉(zhuǎn)矩=，即小齒輪轉(zhuǎn)矩。 為了提高開式齒輪的耐磨性，要求有較大的模數(shù)，因而齒數(shù)應(yīng)少一些。 初取齒數(shù)= 40，傳動比i=5, = 5*=5x40＝200 硬齒面齒輪，懸臂布置，查表12.13，取齒寬系數(shù)= 0.35 ，由K=，查表12.9、圖12.9、表12.10得K=1.8 由《機械設(shè)計》 圖12.21 查得，小齒輪齒形系數(shù)= 2.9，大齒輪的齒形系數(shù)=2.23 由《機械設(shè)計》圖12.22查得，小齒輪應(yīng)力修正系數(shù)=1.55 ，大齒輪應(yīng)力修正系數(shù)=1.77。 由《機械設(shè)計》 ，由式12.19查得 按《機械設(shè)計》 圖12.23、表12.14、圖12.24、圖12.25,查得齒輪材料彎曲疲勞強度極限應(yīng)力=250MPa, =180MPa 按《機械設(shè)計》 表10—5 ，取=1.60 應(yīng)按小齒輪計算齒輪彎曲疲勞強度 取m=5 分度圓直徑==200mm =＝1000mm 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 按計算結(jié)果校核前面的假設(shè) 齒輪節(jié)圓速度 ，查得，與原值一致。 齒寬 小齒輪齒寬取290mm，大齒輪齒寬取280mm. 齒頂高 齒根高 齒高 齒距 齒厚 齒槽寬 中心距 第四節(jié) 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計 一、軸的概述 軸是組成機器的重要零件之一，其功能主要是支承回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和動力，因此大多數(shù)軸都要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩的作用。 l、軸的分類 按照軸承受彎、扭載荷的不同，軸可分為轉(zhuǎn)軸、心軸和傳動軸三類。工作中既受彎矩又受轉(zhuǎn)矩的軸稱為轉(zhuǎn)軸，這類軸在機器中最為常見。只承受彎矩而不傳遞轉(zhuǎn)矩的軸稱為心軸，心軸又分為轉(zhuǎn)動心軸和不轉(zhuǎn)動心軸兩種。只承受轉(zhuǎn)矩而不承受彎矩或彎矩很小的軸稱為傳動軸。 2、軸的材料 軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。碳素鋼比合金鋼價廉，對應(yīng)力集中的敏感性小，又可通過熱處理提高其耐磨性及疲勞強度，故應(yīng)用較為廣泛，其中最常用的是45號優(yōu)質(zhì)碳素鋼。為保證力學(xué)性能，一般應(yīng)進行調(diào)質(zhì)或正火處理。 合金鋼具有更高的力學(xué)性能和更好的淬火性能，可以在傳遞大功率并要求減小尺寸與質(zhì)量和提高軸頸耐磨性時采用。 必須注意：在一般工作溫度（低于200°C ) 下，各種碳索鋼和合金鋼的彈性模量相差不多，熱處理對它的影響也很小。因此，如選用合金鋼，只能提高軸的強度和耐磨性，而對軸的剛度響很小。 軸的毛坯可用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。形狀復(fù)雜的軸，也可采用鑄鋼、合金鑄鐵或球墨鑄鐵。經(jīng)過鑄造成型，可得到更合理的形狀。鑄鐵具有價廉、良好的吸振性和耐磨性、對應(yīng)力集中的敏感性較低等優(yōu)點，但品質(zhì)不易控制，故可靠性不如鋼軸。 二、JD21—100開式曲柄壓力機的轉(zhuǎn)軸設(shè)計 1、材料選擇 根據(jù)上述分析選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 查《機械設(shè)計》表16一1和表16一2得：許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，抗拉強度，，彎曲疲勞極限，與軸材料有關(guān)的系數(shù)C=107。 2 、初步計算 由上述計算的轉(zhuǎn)軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，輸入的功率 按許用切應(yīng)力計算，實心軸的強度條件為 （式16.1） 寫成設(shè)計公式為 （式16.2） 式中： 一 切應(yīng)力，MPa; T一 軸所受的轉(zhuǎn)矩，N?mm； 一軸的抗扭截面系數(shù)，; n一軸的轉(zhuǎn)速，r/min; P一軸傳遞的功率，KW; d一軸的計算直徑，mm; 一許用切應(yīng)力，MPa； C一 與軸材料有關(guān)的系數(shù)。C=110 代入上式得。 整取50mm 3 、按彎扭聯(lián)合作用核算強度 齒輪的法向作用力為： 其中分度圓的圓直徑 分度圓的壓力角，則cosα=cos20°=0.94 所以求得 V帶作用力比齒輪作用力小得多，所以忽略不計。 由彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力為： 由扭矩產(chǎn)生的剪應(yīng)力為： 當(dāng)彎曲應(yīng)力為： 軸的材料是45鋼（調(diào)質(zhì)），，符合要求。 第五節(jié) 直軸的設(shè)計 直軸是用來連接大帶輪和小齒輪的軸，考慮到其結(jié)構(gòu)的特點，其結(jié)構(gòu)如下： 由先前的計算可知，大帶輪的輪寬為81.4mm，所以L1為80mm，L2上安裝透蓋，其長度為20mm，L3上根據(jù)結(jié)構(gòu)要求，安裝兩個圓錐滾子軸承，查機械手冊可知，其寬度為43.5，故L3的長度為127mm，L4為一起定位作用的軸肩，將其長度定為20mm，L6作用與L3相同，故L6為127mm，L7作用與L2相同，取L7為20mm，L8上安裝小齒輪，有前面計算知，小齒輪寬度為190mm，所以取L8為185mm。 由 (式16.2) 其中C為與軸材料有關(guān)的系數(shù)，因為采用的45鋼，所以取C為112； 由上式取D1為Φ110mm，D2為Φ115mm，D3為Φ120mm，D4為Φ140mm，D5為Φ130mm，D6為Φ120mm，D7為Φ110mm。 圖3.1 直軸 第四章 曲柄滑塊機構(gòu) 第一節(jié) 曲柄滑塊機構(gòu)的運動和受力分析 一、曲柄滑塊機構(gòu) 在設(shè)計、使用和研究曲柄壓力機時，往往需要確定滑塊位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系．驗算滑塊的工作速度是否小于加工件塑性變形所允許的合理速度。在計算曲柄滑塊機構(gòu)的受力情況時，由于目前常用的曲柄壓力機每分鐘的行程次數(shù)不高，慣性力在全部作用力中所占的百分比很小，可以忽略不計。同樣，曲柄滑塊機構(gòu)的重量也只占公稱壓力的百分之幾，也可忽略不計。 如圖3-1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(zhuǎn)角，由曲柄軸頸最低位置沿曲柄旋轉(zhuǎn)的相反方向起。從圖中的幾何關(guān)系可以得出滑塊位移的計算公式： 滑塊速度由下式計算 式中 ― 連桿系數(shù); ― 曲柄的角速度。 曲柄在90°時滑塊速度最大，Vmax=WR=0.105nr n—滑塊行程 為了計算在公稱轉(zhuǎn)角 曲柄所傳遞的扭矩可以看成由兩部分組成：無摩擦機構(gòu)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(dāng)量力臂： R 式中 ― 摩擦系數(shù)， = 0.04～0.06; 和― 連桿上、下支承的半徑。 圖4.1曲柄滑塊運動簡圖 ― 摩擦當(dāng)量力臂； —曲柄主軸承半徑。 則曲柄滑塊機構(gòu)的當(dāng)量力臂為： 曲軸扭矩為： 如果上式取P=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： mm。 第二節(jié) 曲柄軸的設(shè)計計算 一、曲軸的結(jié)構(gòu)示意圖 圖4.2 二、曲柄軸強度設(shè)計計算 1、曲柄軸尺寸經(jīng)驗數(shù)據(jù) 支承頸直徑式 式中取—壓力機公稱壓力（KN），=1000KN 取其他各部分尺寸見下表3一1 曲軸尺寸經(jīng)驗數(shù)據(jù) 表4 一1 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 (1.1～1.4) 200 支撐頸長度 (1.5～2.2) 250 曲柄兩臂外側(cè)面間的長度 (2.5～3.0) 450 曲柄頸長度 (1.3～1.7) 250 圓角半徑 r (0.08～0.10) 15 2、曲軸強度計算 曲軸的危險截面為曲柄頸中間的截面和支承頸端部的截面。 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(yīng)力。 彎矩： 彎曲應(yīng)力及強度條件： 由上式可以導(dǎo)出滑塊上許用負(fù)荷： 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： 圖4.3 彎矩圖、扭矩圖 剪切應(yīng)力及強度條件： 滑塊許用應(yīng)力： 考慮疲勞和應(yīng)力集中的影響，許用應(yīng)力如下計算： 式中—曲軸材料屈服極限（MPa）,40調(diào)制處理，=550MPa； ― 安全系數(shù),取2.5～3.5。 第三節(jié) 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置 一、連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu) 由設(shè)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。度。如圖1一5 所示連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu)，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(zhuǎn)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。 二、連桿的計算 1、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： （l）球頭式調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗公式見下表3一2: （2）連桿總長度L的確定 確定連桿長度L時，應(yīng)根據(jù)壓力機的工作特點，結(jié)構(gòu)形式，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)λ=0.08±0.02，即連桿長度L。 取λ=0.1，即 計算部分 代號 經(jīng)驗公式 實際尺寸 球頭調(diào)節(jié) 螺桿 mm 130 100 100 113 連桿 mm 200 H 230 圖4.4 球頭式調(diào)節(jié)螺桿 三、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(yīng)力和彎曲應(yīng) 力的聯(lián)合作用，應(yīng)當(dāng)演算其危險截而A一A的合成力使： 危險截面的壓應(yīng)力: 式中— 連桿作用力（KN）; ― 危險截面A一A的面積（)； 危險截面的彎曲應(yīng)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 μ—摩擦系數(shù)，取μ=0.05; 、—曲柄軸頸同連桿下支撐端軸頸的半徑（mm）; X—危險截面到連桿下肢承軸頸中心的距離（mm）， ; 圖4.5 連桿機構(gòu) 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 L一連桿的總長度（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)處理理,HB217—255， =180～220MPa 球頭表面淬火，硬度為42HRC。連桿體采用ZG35，正火處理。 四、調(diào)節(jié)螺桿的螺紋 調(diào)節(jié)螺桿的螺紋，采用弧度較高的特種鋸齒形螺紋和梯形螺紋。因為壓力機是在過載情況下工作，故采用梯形螺紋，尺寸為Ml00 x 12。 五、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(biāo)準(zhǔn)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)連桿的連體，或調(diào)節(jié)螺母）的彎曲應(yīng)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=226mm； H—螺紋牙根處高度，對梯形螺紋h≈0.635mm； —連桿體或調(diào)節(jié)螺母螺紋的許用應(yīng)力，對鑄鋼ZG35，=80MPa。 六、連桿上的緊固螺栓 連桿上端分成兩部分，應(yīng)用緊固螺栓連接。緊固螺栓承受的載荷較為復(fù)雜， 一般不予計算。查閱相關(guān)資料并參考，螺栓個數(shù)4個，螺栓直徑M24。 第四節(jié) 滾動軸承的選擇 一、滾動軸承概述 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(zhuǎn)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(yīng)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(yīng)考慮多種因素。 l 、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；軸承受純頸項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(dāng)軸承同時受徑向和軸向載荷時應(yīng)選用角接觸軸承或圓錐滾子軸承，當(dāng)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(jié)構(gòu)。 2 、軸承轉(zhuǎn)速 通常軸承的工作轉(zhuǎn)速應(yīng)低于其極限轉(zhuǎn)速，否則會降低使用壽命。一般轉(zhuǎn)速較高、載荷較小、要求旋轉(zhuǎn)精度高時，宜選用極限轉(zhuǎn)速較高的球軸承。超過極限轉(zhuǎn)速較多時，應(yīng)選用特制高速滾動軸承。轉(zhuǎn)速低、載荷大或沖擊載荷時應(yīng)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(yīng)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(yīng)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:l.5:2:6。選用高精度軸承時應(yīng)慎重。 二、滾動軸承型號選擇 根據(jù)上述的選擇原則，在JD21--100開式曲柄壓力機的轉(zhuǎn)軸上選用一對圓錐滾子軸承作支撐，軸承徑向力，法向力 ，轉(zhuǎn)速n=375 r/min ，運轉(zhuǎn)時有沖擊，軸直 徑d≥5mm，要求壽命，選擇軸承型號。 根據(jù)已知條件，預(yù)選32210型軸承進行計算。 每一個軸承承受的徑向負(fù)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(fù)荷產(chǎn)生的內(nèi)部軸向力S互相抵消，因此，軸向負(fù)荷為0。. 平均頸項負(fù)荷為： 平均軸向負(fù)荷為： 當(dāng)動量負(fù)荷為P= =296.6N，壽命系數(shù)，速度系數(shù) 所以 軸承的額定動負(fù)荷，因此符合條件。 第五節(jié) 滑動軸承 滑動軸承承受沖擊載荷的能力強，要用于曲軸的主軸承，連桿大小端支撐等。 一、滑動軸承的結(jié)構(gòu) 壓力機中常用的滑動軸承有整體式和剖分式兩種。整體式軸承結(jié)構(gòu)簡單，擔(dān)摩損后無法調(diào)節(jié)軸承間隙，軸只能從端部裝入，這會給粗重的軸或階梯軸的安裝造成困難。 剖分式軸承摩損后，可用改變墊片厚度的方法調(diào)節(jié)軸承的間隙，裝配也較方便。剖分式的軸承中，軸承所承受的徑向載荷方向不得超過軸承中心線35°左右，否則就應(yīng)采用斜剖分式滑動軸承。 二、滑動軸承的潤滑及軸瓦結(jié)構(gòu) 滑動軸承必須有可靠的潤滑。因此必須正確選擇潤滑劑和潤滑方式。軸和軸承之間要有一定的配合間隙。在軸瓦上要開設(shè)油孔和油槽，油孔和油槽應(yīng)開在壓力最小的位置，不宜開在承載區(qū)，以免降低油膜的承載能力。軸瓦必須用銷或螺釘定位，防止它在軸向和圓周方向竄動。 三、滑動軸承的計算 曲柄連桿機構(gòu)中的滑動軸承，速度較低，承受短時高峰負(fù)荷，軸承處在邊界摩擦的狀況下工作，設(shè)計中應(yīng)演算軸承軸瓦上的單位壓力p使 式中 p―軸承上的單位壓力（N/m) ; P―作用在該軸承上的壓力(N)； ― 軸瓦的許用單位壓力（）； F―軸承的支承投影面積（)，與軸承的結(jié)構(gòu)、尺寸相關(guān)。 1、驗算滑動軸承的單位壓力P : （1）曲軸支撐軸瓦： （式17.2） （2）連桿大端軸承： （式17.2） （3）連桿小端軸承（球頭式）： （式17.2） 2、滑動軸承軸瓦上的速度v: (1)曲軸軸承速度 （2）連桿大端支撐處的速度： 式中 —曲軸軸承直徑（mm）; —曲柄軸頸直徑mm）; n—曲軸轉(zhuǎn)速（r/min）,n=75r/min； λ—連桿系數(shù)，λ=0.1。 第五章 離合器與制動器 第一節(jié) 離合器與制動器的作用原理 在曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)中，一般在飛輪傳動的后面都設(shè)有離合器和制動器。用來控制滑塊的運動和停止。離合器和制動器一般是設(shè)在飛輪軸上或主軸上。壓力機開動后，電動機和起蓄能作用的飛輪在一直不停地旋轉(zhuǎn)著。每當(dāng)滑塊需要運動時，則離合器接合，主動部分的飛輪通過離合器使從動部分零件（如傳動軸、齒輪、曲軸和滑塊等）得到運動并傳遞工作時所必要的扭矩；當(dāng)滑塊需要停止在所需的位置上（滑塊行程的上死點或行程中的任意位置），則離合器脫開，主動部分的飛輪和從動部分零件即不發(fā)生聯(lián)系，因而不能再傳遞運動和扭矩。但是離合器脫開后，離合器部分從動部分以后的零件還儲有一定的體能量，會使曲軸繼續(xù)旋轉(zhuǎn)。因此，制動器是用來在一個較短的時間內(nèi)吸收從動能量，會使曲軸繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，以使滑塊停止在所需要的位置上。所以，在壓力機傳動系統(tǒng)中的離合器和制動器是保證壓力機正常工作的必要部件，而兩者又必須是密切的配合和協(xié)調(diào)地工作；或當(dāng)離合器接合前的瞬時，制動器應(yīng)該松開，這個工作關(guān)系是由操做系統(tǒng)來實現(xiàn)的。一般壓力機在不工作時，離合器總是處在脫開狀態(tài)，而制動器則總是處在制動狀態(tài)中。 由此可見，離合器和制動器部件是用于電動機和飛輪不停地轉(zhuǎn)動情況下，使壓力機的曲柄連桿機構(gòu)開動或停止。因此，對任何壓力機而言，離合器和制動器不僅是極其重要而不可缺少的部件，而且還決定著壓力機的操作規(guī)范。 由于工作上和使用上的要求，要求壓力機有下列操作規(guī)范：如單次行程、連續(xù)行程、自動連續(xù)行程和寸動行程。離合器和制動器部件的設(shè)計必須盡量滿足上述的操作規(guī)范，同時還應(yīng)充分考慮以下的具體要求： 1、工作可靠性 在保證離合器各工作部分零件強度和持久性的前提下。傳遞壓力機曲軸所必要的最大扭矩。 2、操作安全性 為了確保操作者的安全，在手工送料時，不允許發(fā)生連沖現(xiàn)象，則離合器要能允許壓力機有單次行程的可能。其次，為了避免使操作者的雙手伸入危險工作區(qū)域，必須相應(yīng)采用開動連鎖裝置，如雙手按鈕激活多按鈕的電氣操作及安全聯(lián)鎖裝置等。 3、使用方便性 為了安裝和調(diào)整模具的方便，特別是較大的壓力機應(yīng)該就具有寸動行程的可能；對于某些工作，或者在自動送料時，則要求有連續(xù)的或自動連續(xù)的行程。 顯然，離合器和制動器是在很大程度上決定著壓力機的工作可靠性、操作安全性和使用方便性的重要部件。 4、提高零件的制造工藝性，減少零件的種數(shù)和件數(shù)，結(jié)構(gòu)穩(wěn)定型，實現(xiàn)離合器制動器部件的通用化、系列化。對提高制造工藝水平，降低成本和維護修理具有重大意義。 第二節(jié) 離合器的設(shè)計 一、離合器的類型、工作特性及其選用原則 在開式壓力機上廣泛采用的離合器有剛性離合器和圓盤摩擦離合器，其主要類型如下： 目前，常見的剛性離合器有嵌牙離合器、滑銷離合器和轉(zhuǎn)鍵離合器。剛性離合器主要的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單緊湊、制造維修方便。但是由于受到爪齒、滑銷和轉(zhuǎn)鍵等連接件零件強度的限制，因而能傳遞的扭矩不大；其次，在離合器軸轉(zhuǎn)速處于較高的情況下，剛性離合器在接合時會產(chǎn)生很大的沖擊，離合器的連接零件常常易于磨損或損壞；此外，剛性離合器只能允許滑塊停止在上止點的位置，而不能進行寸動行程。 顯然剛性離合器是有很多不足之處，在應(yīng)用上有一定的局限性。但是對于小型低速開式壓力機來說，相應(yīng)這些矛盾并不十分突出。因為： 其一、傳遞扭矩并不大； 其二、在安裝和調(diào)整模具時，用人工轉(zhuǎn)動飛輪還是比較容易實現(xiàn)的； 其三、為了降低離合器結(jié)合時的沖擊速度，剛性離合器一般直接裝在低速的主軸上，同時離合器的連接零件盡可能靠近軸心的位置。 更主要的是由于剛性離合器的結(jié)構(gòu)比較簡單，便于制造和維修，又因離合器操縱無需壓縮空氣能源，所以剛性離合器是比較廣泛應(yīng)用在壓力100噸以下和滑塊行程次數(shù)（即曲軸轉(zhuǎn)速）200次/分以下的開式曲柄壓力機上。 綜上所述，結(jié)合所設(shè)計壓力機的型號和功率，選擇使用轉(zhuǎn)鍵離合器。 二、雙轉(zhuǎn)鍵離合器的結(jié)構(gòu) 雙轉(zhuǎn)鍵離合器中，轉(zhuǎn)鍵之一是主鍵（又稱工作鍵）用以傳遞工作扭矩；轉(zhuǎn)鍵之二是副鍵（又稱輔助鍵）用以防止曲軸對飛輪或傳動齒輪的超前，以及調(diào)整模具時可使曲軸反轉(zhuǎn)。如圖4一1 所示，離合器是安裝在曲軸的右端上。離合器的主動部分有飛輪2，中套3〔用7鍵固定在飛輪上）和青銅襯套5、6（各壓入飛輪端孔內(nèi)）等組成。從動部分有曲軸和內(nèi)外軸套1、4（用鍵固定在曲軸上）等組成。中套的內(nèi)孔有四個半圓槽。內(nèi)外軸套內(nèi)孔和曲軸上也各有兩個軸線互相垂直的半圓槽。兩個半圓槽組合成為安插兩轉(zhuǎn)鍵（主鍵8和副鍵9）用的孔。轉(zhuǎn)鍵的兩端為圓柱形，可在軸與軸套所形成的圓孔內(nèi)轉(zhuǎn)動；轉(zhuǎn)鍵中段截面為半圓形，鍵的里邊與軸上的半圓槽配合，外邊與軸形成一個整圓。主鍵和副鍵傳動的方向是相反的，它們的動作是互相聯(lián)鎖的，因此在轉(zhuǎn)鍵的右端各裝有尾板12和14，兩鍵用拉桿13連接成為聯(lián)動，主鍵的左端裝有鍵尾11，與裝在內(nèi)軸套的拉簧10聯(lián)結(jié)。拉簧的作用使主鍵和副鍵各繞其軸線轉(zhuǎn)過45°（轉(zhuǎn)鍵的轉(zhuǎn)動角度由內(nèi)軸套喇叭口所限位），于是兩轉(zhuǎn)鍵的背部突出于曲軸圓周之外，以便與中套的半圓槽相結(jié)合，起到使離合器相結(jié)合的狀態(tài)。 離合器在未接合時，主鍵和副鍵剛好全部臥入曲軸的半圓槽內(nèi)，因此，飛輪在內(nèi)外軸套上空轉(zhuǎn)。當(dāng)壓力機工作時，必須使操縱結(jié)構(gòu)的凸輪擋塊(虛線畫出）轉(zhuǎn)離主鍵的鍵尾，主鍵在拉簧10的作用下，轉(zhuǎn)出曲軸半圓槽之外（轉(zhuǎn)過45°)，由于連鎖的關(guān)系，副鍵亦同樣轉(zhuǎn)出，這樣連續(xù)旋轉(zhuǎn)的飛輪中套半圓槽便于與主鍵相結(jié)合，則飛輪便帶動曲軸轉(zhuǎn)動。如凸輪檔塊轉(zhuǎn)回復(fù)位，則主鍵的鍵尾碰到凸輪擋塊，由此彈簧拉長，主鍵和副鍵又轉(zhuǎn)回（45°）并臥入曲軸的半圓槽內(nèi)， 圖5.1 雙轉(zhuǎn)鍵離合器 轉(zhuǎn)鍵在離合器接合時承受很大的沖擊載荷，為了保證有足夠的沖擊韌性和耐磨性，轉(zhuǎn)鍵用T7，經(jīng)熱處理淬火硬度為RHC=52～57 ，兩端回火至HRC=35～40。主鍵的鍵尾和凸輪擋塊的材料同樣用合金鋼40Cr。內(nèi)、外軸套和中套的材料一般用45鋼 。轉(zhuǎn)鍵離合器所能傳遞扭矩的大小，即取決于轉(zhuǎn)鍵（主鍵）的強度。 第三節(jié) 制動器的設(shè)計 一、制動器的類型、工作特性及其選用原則 在曲柄壓力機上的制動器有兩個作用： 1、當(dāng)離合器脫開后，將正運轉(zhuǎn)的傳動零件（如滑塊、曲軸、齒輪、中間軸等） 的動能立即轉(zhuǎn)化為消耗在制動器上的摩擦功，并且在曲軸轉(zhuǎn)角5°～15°的范圍內(nèi)將滑塊、曲柄連桿機構(gòu)和傳動零件停止運動。 圖5.2 偏心輪帶式離合器 2、當(dāng)滑塊運動停止后，防止滑塊由于自重而下降。 在開式壓力機上常用的制動器有三種形式：閘瓦式制動器、帶式制動器和圓盤式制功器。按其制動器工作表面相互作用來看，在這些制功器中有連續(xù)制動器和周期制動器的兩種工作情況。 在周期制動的制動器中，制動作用僅僅發(fā)生在滑塊行程的某一部分，或者當(dāng)滑塊接近回到上死點相當(dāng)于曲柄轉(zhuǎn)角5°～15°的范圍內(nèi)，在這里