畢業(yè)論文-機械壓力機傳動部分的設計

i摘要本主題是機械壓力機傳動部分的設計。在機器設計中考慮的主要因素是曲柄機構的力分析和負載的檢查，以及曲柄的加熱。此外，通過設計飛輪以加強機器的平穩(wěn)性，降低了電機功率，即滿足了設計要求，并且設計更加簡化和合理化。通過了兩級換檔，電機的高速運動轉換為滑塊的低速運動，從而大大提高了機械負載能力。開式曲柄壓力機是一種鍛造機，它通過曲柄滑動機構將電動機的旋轉運動轉換成滑塊的線性往復運動，以使坯料成形。曲柄壓力機穩(wěn)定可靠，廣泛應用于沖壓，擠壓，鍛造和粉末冶金工藝。其結構簡單，操作方便，性能可靠。關鍵詞：電機功率，壓力機，曲柄機構iiAbstractCrank 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 manufacturingiii目錄摘要 iAbstract.ii目錄 iii第一章 開式曲柄壓力機的基本參數主要參數的確定 1第一節(jié) 主要參數的確定 1第二節(jié) 開式曲柄壓力機的設計的基本要求 3第二章 電動機的選擇以及飛輪的設計 3第一節(jié) 壓力機的電力拖動特點 3第二節(jié) 電動機功率計算 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 .10第六節(jié) 飛輪轉動慣量計算以及飛輪尺寸計算 .11第三章 機械傳動系統(tǒng) .13第一節(jié) 傳動系統(tǒng)的類型和系統(tǒng)分析 .13第二節(jié) V 帶傳動設計 16第三節(jié) 齒輪傳動的設計 .18第四節(jié) 轉軸的設計 .20第五節(jié) 直軸的設計 20第四章 曲柄滑塊機構 .23第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析 .23第二節(jié) 曲柄軸的設計計算 .26第三節(jié) 連桿和封閉高度調節(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) 離合器的設計 .37第三節(jié) 制動器的設計 .40第六章 機身的設計 .42第一節(jié) 機身結構 .42第二節(jié) 機身計算 .43第三節(jié) 過載保護裝置設計 .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 .51iv參考文獻 .531第 1 章 開式曲柄壓力機的基本參數主要參數的確定第一節(jié) 主要參數的確定1、首先，開式曲柄壓力機的基本參數決定了其工藝性能和應用范圍，也是設計壓力機的重要依據。開式曲柄壓力機的基本參數描述如下：l、公稱壓力 F公稱壓力是壓力機的主要參數，當滑塊距離下死點一定距離時，這是滑塊上允許的最大力。F=1000KN。 2、滑塊行程 s壓力機滑塊從上止點到下止點的距離。它的大小將反映出印刷機的工作范圍。它是曲柄半徑的兩倍，或者是偏心齒輪和偏心軸銷的偏心距的兩倍。 尺寸隨壓制工藝應用和標稱壓力而變化。 S=10-120mm。3、滑塊行程次數 n它指的是滑塊每分鐘從上止點到下止點然后再回到上止點的次數?；瑝K的行程數反映了印刷機的生產效率。 n=75 次/min。4.按下機器高度 H 和調節(jié)量 H.最大模具高度是指從滑塊底面到下死點臺墊表面的最大距離（滑塊調整到上限位置）最大和最小模具高度之間的差異是調整量。要布置的閉合模具高度應在模具高度的調節(jié)范圍內。對于小于 2000KN 的壓力機：H=44.4 -0.32(0.1Pg+2)21.0Pg=44.4 -0.32(0.1*1000+2)*.=415mm5 、壓力機工作臺面尺寸 BXL 及喉口深度 C2喉口深度是從滑塊的中心線到機身的距離。喉口深度和工作臺尺寸是與安裝模具的最大平面尺寸相關的重要因素。從擴大印刷機工藝范圍的角度來看，系數越大越好。然而，這些大尺寸會降低壓力機的剛性并增加壓力機結構的尺寸。所以要取的適中。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，工作臺的前后尺寸：B=100+52 20.1Pg=100+52 *.=625mm對于小于 2000KN 的壓力機，工作臺的左右尺寸:L=300+58 21.0Pg=300+58 *.=886mm6、傾斜角 傾斜角度是指傾斜式壓力臺的傾斜角度，即壓力機向后傾斜的角度。利用這種傾斜角度，沖壓的工件（或廢料）可以通過自身或其他因素通過兩個柱中間移除到壓力機的后部。壓力機機身最大可傾角為 30°。這種設計是一種沒有傾斜角度的固定曲柄壓力機。7、滑塊尺寸 X1BL舊壓力機的滑塊底面尺寸很小，大部分是方形的，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。但是滑塊尺寸如果太大，壓力機左右尺寸也會增加?；瑝K底面的尺寸是指可用于導軌的模具的有效尺寸。根據計算一般壓力機的公式得 =454mm， =525mm。1B1L對于小于 2000KN 的壓力機，滑塊的前后尺寸：=45 mm12.0Pg=45 mm*.=454mm3對于小于 2000KN 的壓力機，滑塊的左右尺寸：=52 mm1L2.0Pg=52 mm*.=525mm注：Pg 為壓力機公稱力 KN第二節(jié) 開式曲柄壓力機的設計的基本要求1、參數和精度可以滿足工藝要求；2、具有足夠的強度、剛度和耐磨性、持久性能，可長期保持加工性能；3、操作安全、省力、簡單易記，并且外形美觀，給工作人員提供了良好的工作條件；4、結構簡單、緊湊，體積??；5、每天一班，工作八小時，有防塵，壽命為 10 年，小批量生產。第二章 電動機的選擇和飛輪的設計第 1 節(jié) 壓力機電力拖動特點壓力機的傳動級數與電動機的速度和滑塊的每分鐘行程數有關，并且行程數越低，則總速比大，傳動級數應更多，否則每級速比會過大，結構不緊湊。相反行程數高，總速比小，并且傳動級數可以更小?，F有的開式壓力機傳動級的數量通常不超過三級。行程次數在 4080 次/分的用二級傳動。選擇電機速度時，電機速度越低，總速比和齒輪級數越低。然而，電動機的尺4寸越大，價格越昂貴，電動機的效率也低，這可能是不合適的。感應電動機又稱異步電動機，結構簡單、堅固、操作方便、可靠、易于控制和維修、價格低廉。因此在工作中得到廣泛的應用。目前，開式曲柄壓力機常用三相鼠籠式異步電動機作為電動機。在壓力機的操作期間，作用在滑塊上的負載在急劇增加和急劇減小之間交替，并具有短的峰值負載時間和長的死區(qū)時間，如果根據工作時間選擇電動機的功率，則其功率將很大。電動機的功率，在傳動系統(tǒng)中設置飛輪。當滑塊不移動時，電機驅動飛輪旋轉，從而保留能量，并且在沖壓工作的瞬時，飛輪主要釋放能量。沖壓工件后，負載減小，因此電機驅動飛輪加速旋轉，使其在沖壓下一個工件之前恢復到原始角速度。以這種方式沖壓工件所需的能量不是由電動機直接提供的，而是主要由飛輪提供，因此可以大大降低電機所需的功率。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，工作機構受到很大的阻力，電動機的負載增大，滑差率隨之增大。一旦電機的瞬時滑差率大于電動機臨界滑差率，電機轉矩就會下降，甚至會迅速停止，這種現象稱為電動機顛覆。另一方面，電動機在過載情況下會被嚴重加熱。為電動機配置飛輪，相當于增加電動機轉子的轉動慣量。在曲柄壓力機驅動中，飛輪的慣性阻力占總扭鉅的 85 以上，所以沒有飛輪電機就無法工作。飛輪可以儲存能量，其尺寸、質量和速度對能量有很大影響。飛輪材料采用鑄鐵或鑄鋼由于飛輪轉速過高會使其自身破裂，因此鑄鐵飛輪圓周轉速應小于或等于 25 m/s， 最高不超過 30 m/s；鑄鋼飛輪圓周速度小于或等于 40 m/s，最大不超過 50 m/s 。 使用飛輪時還應注意兩點：在下個周期工作開始之前，電動機應能使飛輪恢復到應有的轉速；電動機帶動飛輪起動的時間不得超過 20s 。否則，如果時間過長，由于電機電流過大，線圈過熱會加速絕緣老化，縮短電機壽命，甚至導致電動機的燒壞或跳閘。5第 2 節(jié) 電動機功率的計算JD21-100 的傳動系統(tǒng)包括皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承。JD21-100傳動示意圖如圖所示圖 2.1 傳動機構工作原理圖1：電動機；2：大帶輪（飛輪）；3：齒輪；4：曲軸；5：連桿；6：滑塊；7：導軌總之，如果通過一個工作循環(huán)的平均能量選擇電動機，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=8648.8Jt循環(huán)時間 sec t=60/(nCn) sec t=2N壓力機滑塊的行程數 n=75 次/分鐘Cn壓力機行程利用系數 Cn=0.4為了讓飛輪的尺寸不太大，選擇電動機的功率應該大于平均功率，即 N=KNm6一般取 K=1.2。行程次數較低的取下限，行程次數較高的取上限。代入得電動機功率：N=KA/（1000t） KW N=1.2*8648.8/（1000*2）=5.19KW根據計算值 N 選擇額定功率 Ne 接近 N 值的電動機。根據所選的 Ne 重新計算 K值，并在下一步計算飛輪時使用。 K=Ne/NM根據國內外現有的一些開式壓力機的統(tǒng)計，電機的額定功率以及飛輪轉動慣量可以通過以下公式來進行選擇： Ne=（0.71.1）Pg KW飛輪轉動慣量：J=（0.030.07）Pg kgm²由于壓力機的結構形式，工作行程 Sg，滑塊的行程數 n 等不同，即使按照相同的規(guī)格，Ne 和 J 值亦會不同。所以，上述示例公式只能用作初定參數。第 3 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 1A234567式中： 工件變形功。氣墊工作功，即壓接時所需的功。2在工作沖程期間曲柄滑塊機構磨擦消耗的能量。3A工作行程中由于受力系統(tǒng)彈性變形消耗的能量。4壓力機構向下、向上空行程消耗的能量。5單沖程滑塊可停止飛輪空轉所消耗的能量。6A單次行程離合器接合消耗的能量。7在一個工作時間內，一個周期所消耗的能量為：7A= 1A234=6300+0+1098.8+1250=8648.8J1 、工作變形功 1對不同的沖壓工藝，在工作行程內工件變形力是變化的。 0g15.3AP式中：壓力機公稱壓力，單位：KN gP板料厚度，單位：mm0對于慢速壓力機來說 mPg.40所以 JA6301.135.012 、氣墊工作功 無氣墊壓緊裝置，所以 為 0。2 2A3 、在工作行程時=期間，由于摩擦而由曲柄滑塊機構所消耗的能量為 ，并3A且在實際機器的曲柄機構的相對運動存在摩擦。電機在拖動曲柄滑塊機構運動時為克服摩擦消耗能量。在工作期間曲柄滑塊機構摩擦所消耗的能量 ，按3下式計算： gaPmA3087.式中， 曲柄滑塊機構的摩擦當量力臂（mm) , m4.21 摩擦當量力臂； 01rBA曲柄主軸承半徑0r連桿系數8壓力機公稱壓力（kN )。gP公稱壓力角（° ) 30° aga J8.1093104.287.0A3 4、壓力系統(tǒng)在工作行程中彈性形變所消耗的能量 。完成工序時，壓力機受4A力系統(tǒng)產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將引起能量損耗，損耗量與壓力機剛度、被沖裁部分材料性質等有關。從偏于安全出發(fā)損耗的能量 可按下式計算：4AJ2/cgYP式中 壓力機的總垂直剛度mm）。c(mm) HgC/c壓力機垂直剛度。HC對于開式壓力機 。mkNH/40JPAhg125245 、壓力機構向上、向下空行程所消耗的能量 5A壓力機空行程中能量消耗與壓力機零件結構尺寸、表面加工質量、潤滑情況、皮帶拉緊程度、制動器調整情況等有關。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。 當壓力機的公稱壓力為 KN 時，推薦的空行程消耗能量為 350J。106、單次行程滑塊停頓飛輪空轉所消耗的能量 6A根據測試，當壓力機飛輪空轉時電機所消耗的功率約為壓力機額定功率的 60%一30%，剛性離合器通常放置在曲軸上，通常用滑動軸承。因此，對于帶有剛性離合器的開式曲柄壓力機，該值很高。飛輪空轉時所消耗的能量A6=1000N6（t-t1）=1000*1.12*（1/0.4-1）*1/75*609=1344J飛輪空轉消耗的功率。按推經驗薦取值為 0.5KW。6Nn壓力機行程次數。行程利用系數， =0.4。CnC壓力機行程次數。壓力機行程次數15 2040 407070100200500行程利用系數 nC0.70.85050.650.450.550.350.450.20.47、 單沖程離合器接合所消耗的能量 7A所使用的離合器是一種不消耗能量的剛性離合器。 為 0。7A根據電動機常用三相鼠籠式異步電動機，兩級和三級傳動系統(tǒng)通常使用同步轉速為 1500 轉/分的電機。根據機械設計基礎課程設計查表得；選擇 Y132M4 的異步電動機，額定功率為 5.5KW，滿載轉速為 1440 r/min。第 4 節(jié) 計算總傳動比和分配各級傳動比曲軸的工作轉速為 75r/min，各級的傳動比應適當分布，通常 V 帶傳動比不超過 24，齒輪傳動速比不超過 35。當分配減速比時，確保飛輪具有適當的轉速。也要注意布置得盡可能緊湊、美觀，長、寬、高尺寸比例恰當。萬能壓力機的飛輪轉速通常為 380450 轉/分。因為轉速太低會使飛輪作用力消弱。若轉速過高，飛輪軸上的離合器會嚴重發(fā)熱，可能會損害離合器和軸承?？倐鲃颖?i= =1440/75=19.2 wmn10V 帶傳動比 84.3i1齒輪傳動比 =52第 5 節(jié) 計算傳動裝置的運動和動力參數一、各軸轉速 I 軸 r/min140nm軸 in/3758.1ri曲軸 =75r/minin2曲二、各軸的輸入功率 I 軸 KW34.597.0P01d軸 K97.4.0642 曲軸 58.3曲三、各軸輸入轉矩計算電動機軸的輸出轉矩m4.31409.5TNMd軸 mN 4.3970T1dd軸 .19.68.i21曲軸 505433曲運動和動力參數的計算結果列表如下：11電動機軸 軸 軸 曲軸轉速 n ( r/min ) 1440 1440 375 75輸入功率 P/KW 5.5 5.34 4.97 4.58輸入轉矩 T（Nm ) 34.4 33.4 119.43 550.3傳動比 i 3.84 5效率 0.97 0.93 0.92第 6 節(jié) 飛輪轉動慣量計算和飛輪尺寸計算電動機選定后，設計飛輪。這時有兩個假設：1、工作行程時所需能量全部由飛輪供應。2、工序結束時，電機軸負載扭矩達到最大值，但不大于電機的最大允許轉矩。實際上，沖壓時電動機放出一部分能量，所以飛輪轉動慣量應按下式計算：kg2e0f w)361(ACaJng式中： 工作行程時所需能量0= + + + =8648.8JA1234A電動機在額定轉速下飛輪的角速度ewsin/rad25.3984.0131e飛輪轉速相對波動的轉速非均勻系數）（ piSKe2軸 名參 數12其中 實際電機系數， ;K 06.19.5edPK電機額定轉差率， ；eSeS電機軸到飛輪軸由 V 型皮帶傳動時，V 帶的當量滑動系數， ;pi 4.0piS修正系數， 0.95。 2x0.95x x(0.06+0.04)=0.206.1標稱壓力角（30°） ga壓力機行程的利用系數0.4nC22f 1.7.05.39864).061( kgmJ根據求得的折算到飛輪軸上的轉動慣量 設計飛輪。曲柄壓力機上，一般fJ飛輪形狀如圖 l 一 1 所示，13圖中： I 是輪緣部分，其轉動慣量為 ;1J是輪輻部分，其轉動慣量為 ; 是輪轂部分，其轉動慣量為 。J飛輪外徑 由小皮帶輪和速比決定，由第二章已知 =1120mm，輪緣部2D2D分寬度 B=81mm。 飛輪本身的轉動慣量 ，其中輪緣部分是主要的, 要比 、JJf J大的多。故在近似計算中只考慮 更趨于安全。J 而 8/)(m2321D 4/)(231DBm所以 mBJ 1076.081743.44123 式中 金屬密度 kg) ，對鑄鋼： 。23/7kg3、飛輪輪緣線過度驗算飛輪是回轉體，為避免回轉時產生壞裂，必須驗算輪緣線速度 ：fVvsmnDvff /23751.02.5102.5式中： 飛輪最大直徑；f飛輪轉速；fn允許線速度，對鑄鋼飛輪 =40m/s。vv第三章 機械傳動系統(tǒng)第 1 節(jié) 傳動系統(tǒng)的類型和系統(tǒng)分析141、傳動系統(tǒng)類型開式曲柄壓力機傳動系統(tǒng)包括軸和軸承，皮帶傳動、齒輪傳動。根據傳動級數，傳動系統(tǒng)包括一級傳動、二級傳動、三級傳動和四級傳動，很少使用四級傳動。根據曲軸的布置，傳動系統(tǒng)可進一步分為垂直于壓力機正面布置和平行于壓力機正面布置的兩種形式。2、傳動系統(tǒng)的布置方式曲柄壓力機傳動系統(tǒng)的布置應該使機器易于制造、安裝和維護，同時緊湊且美觀。開式曲柄壓力機傳動系統(tǒng)的布局主要包括以下四個方面：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大，操作不夠平穩(wěn)?，F在通用壓力機多數為上傳動。曲軸的布置方式 曲軸的布置方式分為兩種；水平和垂直。開式曲柄壓力機采用曲軸，曲軸縱向放置，傳動部件飛輪和閃光輪等放置在壓力機的背面。在曲軸的情況下，曲軸橫軸的應用是很常見的。這種傳動系統(tǒng)，傳動部件放置在壓力機的側面，便于制造、安裝和維修。最近幾年，已經應用了曲軸縱放的形式。該系統(tǒng)有曲軸可以縮短剛度有所提高，全部傳動零件封閉在機身內部，潤滑良好的優(yōu)點，并且外形美觀。但相比前者不便于制造、維修。最后一級齒輪傳動的形式 齒輪傳動的最后階段末級齒輪傳動可采用一側驅動或雙側驅動。單側驅動方便制造和安裝，但有較大的齒輪模數和外形尺寸。雙邊驅動可以縮小齒輪的尺寸，但不便于制造和安裝。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，齒輪放于機身之內稱為閉式安放。閉式齒輪擁有較好的工作條件，較美觀的外形；如果齒輪放置在油底殼內，齒輪傳動的聲噪可以大15大降低，但不便于安裝后的維護。大型壓力機多采用閉式安放。開式齒輪工作條件較差，傳動聲噪大，環(huán)境污染較為嚴重。3、離合器和制動器的位置 萬能壓力機的離合器兩種；剛性離合器和摩擦離合器。對于單級變速器壓力機，離合器和制動器只能放在曲軸上，因為剛性離合器不適合高速運轉。摩擦離合器和飛輪通常安裝在同一驅動軸上，制動器的位置與離合器同軸。對于多級變速器壓力機，摩擦離合器可安裝在低速軸或高速軸上。摩擦離合器安裝在低速軸上，嚙合過程中消耗的摩擦能量小，離合器磨損小。然而，低速軸的扭矩較大，并且離合器的尺寸增大。另外，由于萬能壓力機的傳動系統(tǒng)大多封閉在機身內，因此安裝和調節(jié)離合器不方便。它也不容易散熱，因此摩擦離合器通常安裝在具有較高轉速的旋轉軸上。此時，由于所需的傳動扭矩小，壓力機的結構相對緊湊，但有源部分和被驅動部分的初始速度差別太大，對傳動系統(tǒng)的影響很大，而且摩擦力大。4、傳動級數以及各級傳動比的分配傳動系列的選擇主要涉及以下三個方面：（1）滑塊的每分鐘行程數高，每分鐘行程數高，總傳動比小，傳動級數少;每分鐘的行程數低，總傳動比大，并且傳動級的數量大。（2）壓力機一級傳動的曲柄壓力機，飛輪裝置在曲軸上，速度與滑塊每分鐘的行程數相同，并且飛輪的結構不能太大。飛輪所能釋放的能量因此受到限制。因此，在相同的標稱壓力下，一級傳動的曲軸壓力機的做功能力低于二級和二級以上傳動的曲柄壓力機。（3）對機器結構緊湊性的要求當傳動級數較小時，每級傳動比較大時，因為小滑輪和小齒輪的結構尺寸不能太小。該結構不夠緊湊，因此在設計中，通過增加傳動級的數量或通過使用雙向齒輪傳動來減少傳動結構。每級的傳動比應適當分布，使傳動系統(tǒng)布局合理，不僅易于安裝和維護，而且結構緊湊美觀。通常，V 帶傳動的傳動比不超過 2-4，齒輪傳動比不超過 3-5。在分配傳動比時，飛輪也應具有適當的速度。飛輪速度太低，外形尺寸增大;太高，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速度通常在 240 至 470 轉/分鐘之間。16第二節(jié) V 帶傳動設計上述計算表明 JD21100 型開式曲柄壓力機的電動機功率為 5.5KW，轉速為1440 轉/分，V 帶的傳動比為 i=3.84l、確定計算功率 cP由 機械設計 表 11.5 獲取工作條件系數 =l.2 K由式 11.19 WKA6.5.21c 其中 P 為電動機的額定功率,由第一章得 P=5.5KW2、選擇 V 帶的型號通常用于開式曲柄壓力機的 V 型皮帶有 Z、A、B 和 C 四種型號。由 =6.6KW,轉速 =1440r/min，確定選用 A 型普通 V 帶。由機械設計圖c1n11.15、表 11.6 得 =300mmD3、驗算帶速 V在 5 25m/s 之間，滿足帶速要求。smd/.26031460n14、計算從動帶輪基準直徑 di=3.84,=0.02 , = ( l-)· i· = ( l-0.02) x 3.84 x 3001128mm2d1d按帶輪的基準直徑系列取 =1120mm。2實際傳動比 8.30).1()(2di5 、確定中心距 和帶的基準長度0adLdh2121.0=300+1120=1420mmmm, ,d ma84078917取 =1100mm,0a由式 11.2 得：帶長mmadddL4582)10482*(10(211由 機械設計圖 11.4，選取帶的基準長度為 ，m50Ld計算實際中心即 a= + =1309mm0a2Ld6、核算小帶輪包角場 1，滿足要求。 1204601398601802 ad7 、計算皮帶的繞行次數 秒次秒次 /.5vdL8 、確定 V 帶的根數（式 11.22）KPLcZ)(0式中： 單個 V 帶的基本額定功率，見機械設計表 11.8， 為P01.32KW。i1 時傳遞功率的增值，見邊表 11.10， 為 0.17KW0 0按小帶輪包角 查得的包角系數，見表 11.7， 為 0.92。.ka1 ka長度系數，見表 11.12, 為 1.01。L kL所以， 根，取 5 根。8.401.92)17.032.(6Z9、計算帶的張緊力和壓軸力單根帶的張緊力為18（式 11.21）NsmKgKWqZVvPFac2.19 )/65.(/1.095.2m/s65.0).( 22帶輪軸的壓軸力 QF(式 11.23）NZFQ 645)80sin52.6(2sin10 10 、確定帶輪的結構尺寸 查表 11.4 得:節(jié)寬 =11.0mm，槽間距 e = 15 0.3mmPb基準線上槽深 =2.75mm 基準線下槽深 8.7mm minha minhf最小輪緣厚度 =6mm 外徑ida1302Do帶輪寬 B=(z-1)e+2f=(5-1)x15.3+2x10=81.2mm 第三節(jié) 齒輪傳動的設計根據以上計算，JD21 一 100 開式曲柄壓力機齒輪傳動的驅動軸的轉速=375r/min,從動軸轉速 75r/min，輸入功率 P=4.97KW，每天工作 8 小時，壽1n2n命為 10 年。1、齒輪材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數的選擇選擇小齒輪材料 鋼，淬火回火，硬度 240286HB,平均 260HB, r40C=700MPa,B=500MPa；大齒輪材料 45 鑄鋼，淬火回火，硬度 229286HB ,平均取為S240HB ，=580MPa， =290MPa；精度 8 級。BS192、根據齒面彎曲疲勞強度設計開式齒輪（式 12.17）321FSadYzKTm軸的轉矩 = ，即小齒輪的轉矩。mN43.9為了提高開式齒輪的耐磨性，需要較大的模數，因此齒數應該更少。初取齒數 = 40，傳動比 i=5, = 5* =5x402001Z2Z1硬齒面齒輪，懸臂布置，查表 12.13，取齒寬系數 = 0.35 ，按照 K=d，查表 12.9、圖 12.9、表 12.10 得 K=1.8KVA由機械設計圖 12.21 查得，小齒輪齒形系數 = 2.9，大齒輪的齒形系數Fa1Y=2.23 F2Y由機械設計圖 12.22 查得，小齒輪應力修正系數 =1.55 ，大齒輪應力修Sa1正系數 =1.77。Sa2由機械設計 ，由式 12.19 查得FXNFYminl按機械設計 圖 12.23、表 12.14、圖 12.24、圖 12.25,檢查齒輪材料彎曲疲勞強度極限應力 =250MPa, =180MPa1liF2limF按機械設計 表 105 ，取 =1.60 S2.16.0lim1FS58li2F齒輪彎曲疲勞強度應根據小齒輪計算 03.12.5405.3968)1(432 FYuZKTmd20取 m=5 mzma602)4(52)(1 分度圓直徑 = =200mm = 1000mm 1d2dz齒頂圓直徑 za0)(ma10)2(齒根圓直徑 m5.187.1fz5.987).df按計算結果校核前面的假設齒輪節(jié)圓速度 smnd/2.360724.360v1，查得 ，與原值一致。smvz/784.1096.1Kv齒寬 d20.b小齒輪齒寬取 290mm，大齒輪齒寬取 280mm.齒頂高 齒根高 m5ha m25.6.1hf齒高 齒距 2.1.2 7P齒厚 齒槽寬 87s8.2e中心距 za60)(221第四節(jié) 轉軸的設計一、軸的概述軸是構成機器的主要部件之一，其功能主要是支承回轉零件及傳遞運動和動力，因此大多數軸都要承受轉矩和彎矩的作用。l、軸的分類按照軸承受彎、扭載荷的不同，軸可分為轉軸、心軸和傳動軸三類。在操作中經受彎矩和扭矩的軸稱為轉軸，并且這種軸在機器中最常見。僅承受彎矩并且不傳21遞扭矩的軸稱為心軸，并且心軸分為兩種類型：旋轉心軸和、非旋轉心軸。僅承受扭矩而不受彎矩或彎矩影響的軸稱為傳動軸。2、軸的材料軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。碳鋼比合金鋼便宜，對應力集中的敏感性較小，并且可以通過熱處理提高耐磨性和疲勞強度。因此，它被廣泛使用，最常用的是 45號優(yōu)質碳鋼。為了確保機械性能，通常應進行淬火或正火處理。合金鋼具有更高的機械性能和更好的淬火性能，可用于提供高功率和要求減小尺寸和質量以及提高軸頸耐磨性。必須注意：在正常工作溫度（低于 200）下，各種碳鋼和合金鋼的彈性模量相似，熱處理對其影響不大。因此，如果使用合金鋼，則只能提高軸的強度和耐磨性，并且軸的剛度小。軸坯可以軋制成圓形鋼和鍛造，有些直接使用圓鋼。對于復雜的軸，也可以使用鑄鋼，合金鑄鐵或球墨鑄鐵。經過鑄造成型，可得到更合理的形狀。 70%：鑄鐵具有成本低，吸振和耐磨性好，對應力集中敏感性低等優(yōu)點，但質量不易控制，可靠性不如鋼軸。二、JD21100 開式曲柄壓力機的轉軸設計1、材料選擇根據上述分析選擇軸的材料為 45 鋼，調質處理。查機械設計表 16 一 1 和表 16 一 2 得：允許的扭轉應力 ，a403TMP抗拉強度 ， ，彎曲疲勞極限 ，與軸材料有a60MPBa30PSa2751關的系數 C=107。2 、初步計算初步計算由上述計算軸傳遞的扭矩 ，輸入的功率m43.19NTKWP97.4根據允許的剪切應力計算，實心軸強度條件為（式 16.1）TTdnP362.015寫成設計公式為（式 16.2）3362.0159nPCdT22式中：一 切應力，MPa;TT 一 軸所受的轉矩，Nmm；一軸的抗扭截面系數， ;W3mn 一軸的轉速，r/min;P 一軸傳遞的功率，KW;d 一軸的計算直徑，mm;一許用切應力，MPa；TC 一 與軸材料有關的系數。C=110代入上式得 。m263759.4)108(d整取 50mm3 、按彎扭聯合作用核算強度齒輪的法向作用力為： costnF其中分度圓的圓直徑 NdT386.25110.2691t 分度圓的壓力角 ，則 cos=cos20°=0.9420所以求得 NF6934.8531V 帶作用力比齒輪作用力小得多，所以忽略不計。由彎矩產生的彎曲應力為： MPaaNMW32.1052693d1.093 由扭矩產生的剪應力為： aPcn 8.41052.9d.033當彎曲應力為： MPanWd 1.378.432.2223軸的材料是 45 鋼（調質），符合要求。 d,2507.18350)6.14(1 因 此MPansd 第五節(jié) 直軸的設計連接大帶輪和小齒輪的軸叫直軸，考慮到其結構的特點，其結構如下：根據之前的計算可知，大帶輪的輪寬為 81.4mm，因此 L1 為 80mm，并且蓋安裝在L2，長度為 20mm，根據結構要求在 L3 上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)mNPCd5.26379.4*13min 其中 C 為與軸材料有關的系數，因為采用的 45 鋼，所以取 C 為 112；由上式取 D1 為 110mm，D2 為 115mm，D3 為 120mm，D4 為 140mm，D5為 130mm，D6 為 120mm，D7 為 110mm。圖 3.1 直軸24第四章 曲柄滑塊機構第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析一、曲柄滑塊機構在設計，使用和研究曲柄壓力機時，通常需要確定滑塊位移和曲柄角之間的差異。關系。當計算曲柄滑塊機構的力時，當前使用的曲柄壓力機的每分鐘行程數不高，所有力的慣性力百分比很小，可以忽略不計。類似地，曲柄滑塊機構的重量僅為標稱壓力的百分之幾，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； 滑塊的位移從滑塊的下死點開始計算;曲柄角是從曲柄軸頸的最低位置開始的曲軸旋轉的相反方向。從圖中的幾何關系，可以得到計算滑塊位移的公式： 2cos-14cos-1SR滑塊速度由下式計算 2siniV式中 連桿系數;LR 曲柄的角速度。曲柄在 90°時滑塊速度最大，Vmax=WR=0.105nrn滑塊行程為了計算在公稱轉角 )(2cos21SgLRg25曲柄傳遞的扭矩可以看作分為兩部分：無摩擦機構所需的扭矩 和由0M于存在摩擦所引起的附加扭矩 ，即M，qqPmM0式中 理想當量力臂：R2sinim0式中 摩擦系數， = 0.040.06; 和 連桿上、下支承的半徑。ArB圖 4.1 曲柄滑塊運動簡圖 摩擦當量力臂； m01rrBA曲柄主軸承半徑。0r26則曲柄滑塊機構的當量力臂為： 0k 12sini rRMBA曲軸扭矩為： 8.3612sinim0k rPBAq 如果上式取 P= 和 ( 公稱壓力， 公稱壓力角)，則曲柄壓ggPga力機所允許傳遞的最大扭矩為：mm。368012sini 0g rRPMBA第二節(jié) 曲柄軸的設計計算一、曲軸的結構示意圖圖 4.2二、曲柄軸強度設計計算1、曲柄軸尺寸經驗數據 支承頸直徑式 0d