J23-63開式單點曲柄壓力機傳動系統(tǒng)設計

1、PAGE PAGE 44 PAGE J23-63開開式單點點曲柄壓壓力機傳傳動系統(tǒng)統(tǒng)設計摘 要： 曲曲柄壓力力機是鍛鍛壓生產產中廣泛泛使用的的一種鍛鍛壓設備備。它可可以應用用在板料料沖壓、模鍛、冷熱擠擠壓、冷冷精壓和和粉末冶冶金等工工藝。研研究和設設計壓力力機為了了提高其其加工效效率，提提高其自自動化水水平。目目的是為為了了解解曲柄壓壓力機的的工作原原理，結結構性能能及其功功能作用用，設計計出滿足足使用要要求的閉閉式單點點曲柄壓壓力機傳傳動裝置置。設計計內容包包括：傳傳動系統(tǒng)統(tǒng)的布置置及設計計；電動動機功率率和飛輪輪的計算算，確定定飛輪的的轉動慣慣量并對對飛輪的的結構進進行設計計；各級級齒輪的

2、的結構設設計及其其計算，并并進行了了傳動比比的分配配；壓力力機傳動動系統(tǒng)各各軸轉速速、功率率、轉矩矩進行計計算；各各軸的結結構設計計及其計計算；繪繪制齒輪輪、軸的的結構圖圖。關鍵詞：J233系列 壓壓力機 曲柄柄壓力機機目錄 HYPERLINK l _Toc171137784 摘要、關關鍵詞11Absttracct、Keyy woordss1 引 言言1 第一章章 曲曲柄壓力力機系統(tǒng)結構及原原理 331.1 J223-663壓力力機傳動動系統(tǒng)結結構和原原理31.1.1曲柄柄壓力機機的結構構組成31.1.2曲柄柄壓力機機的工作作原理41.2JJ23-63壓壓力機的的主要技技術參數(shù)數(shù)55 第二章章

3、曲柄壓壓力機傳傳動系統(tǒng)統(tǒng)方案及及主要零零部件結結構設計計62.1 曲柄柄壓力機機的技術術參數(shù)66 22.2傳傳動系統(tǒng)統(tǒng)的傳動動系統(tǒng)方方案設計計6 第三章章 曲曲柄壓力力機電動動機功率率和飛輪輪尺寸的的計算883.1電電動機功功率和飛飛輪的計計算原理理83.1.1曲柄柄壓力機機的主傳傳動系統(tǒng)統(tǒng)采用飛飛輪的原原因83.1.2采用用飛輪后后，電動動機的負負載情況況83.1.3電動機機功率和和飛輪計計算原理理103.2電電動機功功率和飛飛輪的計計算方法法11 第四四章 齒輪的的結構設設計及其其計算1154.1 齒輪傳傳動1554.1.1傳動動比的分分配1554.1.2壓力力機傳動動系各軸軸轉速、功率、

4、轉矩計計算1554.2 齒輪傳傳動的設設計1664.2.1齒輪輪設計計計算1664.2.2齒輪的的結構設設計211第五章 皮皮帶的設設計計算算225.1皮皮帶的設設計2225.2皮皮帶的結結構設計計245.2.1計算算平均轉轉速和皮皮帶輪的的轉動慣慣量2445.2.2計算算皮帶輪輪緣的厚厚度2555.3皮皮帶的張張緊方法法26第六章 軸的的結構設設計及其其計算2286.1飛飛輪軸的的設計2286.1.1按扭扭矩初步步確定軸軸的直徑徑286.1.3按扭矩矩聯(lián)合作作用核算算軸的強強度2996.1.4核算軸軸的疲勞勞強度3306.1.5軸承的的選擇3316.2曲曲軸的設設計3226.2.1曲軸軸的結

5、構構示意圖圖326.2.2曲軸軸的尺寸寸計算3336.2.3曲軸支支承頸軸軸承的選選用和計計算344第七章 離合合器制動動器的設設計選用用367.1離離合器的的選用3367.1離離合器的的選用3367.1.1雙轉轉健離合合器的結結構3667.2制制動器的的設計3387.2.1制動動器的選選用3887.2.2帶式式制動器器的結構構38總 結結40參考文獻獻44致謝引言1.1 概述曲柄壓力力機是鍛鍛壓生產產中廣泛泛使用的的一種鍛鍛壓設備備。它可可以應用用在板料料沖壓、模鍛、冷熱擠擠壓、冷冷精壓和和粉末冶冶金等工工藝。電電機主軸軸的旋轉轉運動通通過曲柄柄壓力機機的傳動動系統(tǒng)，使使曲柄連連桿滑塊塊機構

6、中中的滑塊塊實現(xiàn)往往復直線線運動，滑滑塊瞬間間產生的的壓力通通過模具具使金屬屬材料產產生塑性性變形，以以制成一一定形狀狀的鍛壓壓件。曲曲柄壓力力機結構構簡單，操操作比較較方便，被被廣泛地地應用在在生產中中?，F(xiàn)代制造造業(yè)要求求產品的的精度越越來越高高，由傳傳統(tǒng)的機機械加工工向機械械與計算算機、電電子技術術、激光光技術相相結合的的自動化化方向和和少切削削量方向向發(fā)展。壓力加加工是機機械制造造的基本本環(huán)節(jié)，在在冶金、機械、電力、汽車、航空、造船、兵器、化工、電子、儀表、輕工等等工作部部門都占占有重要要的地位位。曲柄柄壓力機機在壓力力加工中中很大程程度扮演演了一個個重要的的角色。近年來來為了適適應高精

7、精密化加加工、高高效加工工、綠色色加工，曲曲柄壓力力機也向向高精密密、高效效率、高高剛度、自動化化、節(jié)能能環(huán)保等等方向發(fā)發(fā)展。現(xiàn)階段，為為了獲得得多種工工藝不同同的滑塊塊速度輸輸出特性性，一些些廠家采采用伺服服電機作作為驅動動電機，生生產能夠夠滿足多多種不同同工藝的的壓力機機。但是是這種用用伺服電電機作為為驅動電電機，也也有它的的局限性性。如伺伺服電機機的功率率有限且且造價昂昂貴，難難以用于于大功率率的壓力力機?；谏鲜鍪鲈颍F(xiàn)現(xiàn)在一些些專家提提出混合合輸入并并聯(lián)機構構驅動。不難看看出，對對整個壓壓力機的的研究設設計有十十分重要要的意義義。選題的意意義曲柄壓力力機在機機械制造造業(yè)的各各個部

8、門門中廣泛泛采用，在在金屬壓壓力加工工工藝上上占有顯顯著的位位置。由由于鍛造造行業(yè)對對零件的的加工要要求越來來越高，對對節(jié)能降降耗業(yè)提提出了較較高的要要求，因因此，對對壓力機機的精度度、穩(wěn)定定性和功功率的利利用要求求也越來來越高。而且，國國內外對對壓力機機的研究究不斷的的深入，壓壓力機的的結構日日新月異異。在生生產新型型結構壓壓力機的的同時，研研究現(xiàn)有有的壓力力機也具具有重要要的意義義。采用金屬屬壓力加加工的先先進工藝藝，使用用耐磨鋼鋼制造鍛鍛模，在在壓力機機上裝備備自動送送料裝置置及將壓壓力機列列入自動動作業(yè)線線，都促促使對現(xiàn)現(xiàn)有的曲曲柄壓力力機進行行綜合的的研究設設。通過過對現(xiàn)有有的曲柄柄

9、壓力及及研究設設計，以以提高壓壓力機加加工效率率，提高高其自動動化水平平。本論論文選取取了j223-663型號號的壓力力機進行行研究設設計。1.3 本論論文主要要的研究究內容本論文主主要的研研究內容容包括以以下方面面：（1）對對J233-633的機構構進行分分析 介介紹分析析了壓力力機的基基本的工工作過程程，分析析現(xiàn)有的的壓力的的一些參參數(shù)，現(xiàn)現(xiàn)有壓力力機的使使用狀況況，制定定了J223-663曲柄柄壓力機機的傳動動系統(tǒng)方方案。（2）零零件的結結構優(yōu)化化 通過現(xiàn)現(xiàn)階段機機械行業(yè)業(yè)對材料料和加工工工藝的的研究成成果，對對零部件件的結構構進行優(yōu)優(yōu)化，使使壓力機機能夠減減輕自身身的重量量，節(jié)約約材料

10、，改改善加工工性能，外外觀美觀觀，便于于操作等等目的。（3）對對結構的的力學性性能的校校核 此目目的是為為了在滿滿足壓力力機力學學性能和和結構要要求的情情況下，選選擇合理理的結構構并對其其進行力力學性能能的校核核，使壓壓力機自自身重量量降低，成成本下降降。傳動系統(tǒng)統(tǒng)是曲柄柄壓力機機的主要要組成部部分，在在很大程程度上決決定著機機器的使使用性能能、外形形尺寸、重量、加工裝裝配勞動動量和制制造成本本。對曲曲柄壓力力機的傳傳動系統(tǒng)統(tǒng)進行設設計研究究，能為為將來深深層次研研究打下下扎實基基礎，也也能為將將來生產產實踐工工作提供供必要的的設備知知識。 HYPERLINK l _Toc171137786

11、第一章 J223-663曲柄柄壓力機機系統(tǒng)結結構及原原理 1.1 J23-63壓壓力機傳傳動系統(tǒng)統(tǒng)結構和和原理 HYPERLINK l _Toc171137788 1.1.1 曲曲柄壓力力機的結結構組成成 曲柄壓壓力機是是鍛壓生生產中廣廣泛使用用的一種種鍛壓設設備。它它可以應應用與板板料沖壓壓、模鍛鍛、冷熱熱擠壓、冷精壓壓和粉末末冶金等等工藝。曲柄壓力力機傳動動系統(tǒng)的的旋轉運運動通過過曲柄連連桿使滑滑塊成往往復運動動，利用用滑塊發(fā)發(fā)出的壓壓力使毛毛坯產生生塑性變變形，以以制成一一定形狀狀的鍛壓壓件。圖1-11是J223-663壓力力機的傳傳動示意意圖 圖22-1 壓力力機的傳傳動示意意圖由傳動

12、示示意圖可可以看出出，曲柄柄壓力機機由機身身、動力力傳動系系統(tǒng)、工工作機構構和操縱縱系統(tǒng)等等基本部部分組成成的。1、機身身 機機身由床床身、底底座和工工作臺三三部分組組成。工工作臺上上的墊板板用來安安裝下模模。機身身大多為為鑄鐵材材料。機機身首先先要滿足足剛度、強度條條件，有有利于減減振降噪噪，保證證壓力機機的工作作穩(wěn)定性性，可靠靠性等要要求。2、工作作機構 工作作機構是是由曲軸軸、連桿桿和滑塊塊組成曲曲柄連桿桿機構。輸入的的動力通通過曲軸軸旋轉，帶帶動連桿桿上下擺擺動，將將旋轉運運動轉化化成滑塊塊沿著固固定在機機身上導導軌的往往復直線線運動。3、動力力傳動系系統(tǒng) 動力力傳動系系統(tǒng)由電電動機、

13、傳動裝裝置（齒齒輪傳動動或帶傳傳動）以以及飛輪輪組成.在壓力力機的空空行程，靠靠飛輪自自身轉動動慣量蓄蓄積動能能；在沖沖壓工件件瞬間受受力最大大時，飛飛輪釋放放出能量量，這樣樣使電動動機負荷荷均衡，能能量利用用合理，減減少振動動。4、操縱縱系統(tǒng) 操操縱系統(tǒng)統(tǒng)包括離離合器、制動器器和操縱縱機構。離合器器和制動動器對控控制壓力力機的間間歇沖壓壓起重要要作用.操縱裝裝置一般般采用腳腳踏開關關。 HYPERLINK l _Toc171137789 1.1.2 曲曲柄壓力力機的工工作原理理如圖2-1，JJ23-63壓壓力機傳傳動示意意圖。電電動機經經過小皮皮帶輪、大皮帶帶輪和一一對齒輪輪，帶動動曲軸旋轉

14、轉。曲軸軸又帶動動滑塊在在機身的的導軌內內上、下下移動。加工用用的模具具，在上上模固定定在滑塊塊的下平平面上，下下模固定定在工作作臺的墊墊板上。因此，滑滑塊每上上下移動動一次，完完成一次次沖壓動動作。如圖2-2所示示為J223-663壓力力機傳動動原理圖圖 3大帶帶輪 4小齒輪輪 55大齒輪輪 77曲軸 99連桿 110滑塊圖2-22 曲曲柄壓力力機傳動動原理圖圖 HYPERLINK l _Toc171137790 1.2 J23-63壓壓力機的的主要技技術參數(shù)數(shù)壓力機的的基本參參數(shù)指壓壓力機的的主要技技術參數(shù)數(shù)指標，通通常由國國家標準準規(guī)定。通用曲曲柄壓力力機的基基本參數(shù)數(shù)如下：1、公稱稱壓

15、力 公公稱壓力力，表示示滑塊離離下止點點前某一一特定的的距離（此此特定距距離稱為為公稱壓壓力行程程），或或者曲柄柄旋轉到到離下止止點前某某一特定定角度（此此特定角角度稱為為公稱壓壓力角）時時，滑塊塊上所允允許的最最大作用用力。標標稱壓力力由壓力力機主要要受力零零件的強強度限定定。根據(jù)據(jù)曲柄壓壓力機靜靜力學，曲曲軸扭矩矩的大小小與曲柄柄位置有有關。根根據(jù)曲柄柄壓力機機的運動動學，滑滑塊的行行程與曲曲柄位置置有關。因此，標標準規(guī)定定的標稱稱壓力是是滑塊運運動到下下止點前前某一特特定距離離時壓力力機的強強度（包包括偏心心輪，齒齒輪，機機身）允允許的最最大壓力力。2、 滑滑塊行程程 滑塊從從上死點點到

16、下死死點所經經過的距距離，它它的大小小隨工藝藝用途和和公稱壓壓力不同同而不同同。滑塊塊運動到到最上位位置時其其速度為為零，該該位置稱稱上止點點，運動動到最下下位置時時速度也也為零，稱稱下止點點。顯然然，滑塊塊的最大大行程等等于曲柄柄半徑的的兩倍，而而滑塊行行程等于于模具的的開啟高高度。因因此滑塊塊行程可可表示能能取出最最大零件件的尺寸寸和能配配備機械械化取，送送料機構構的最大大空間。所以，滑滑塊行程程是表示示壓力機機工藝空空間的參參數(shù)。3、 滑滑塊行程程次數(shù) 滑滑塊行程程次數(shù)指指壓力機機空載連連續(xù)運轉轉時滑塊塊每分鐘鐘往復運運動的次次數(shù)（滑滑塊從上上止點到到下止點點，然后后再回到到上止點點稱為

17、一一次）。它是提提高壓力力機最有有效的方方法。4、 最最大裝模模高度和和裝模高高度調節(jié)節(jié)量 裝模高高度是壓壓力機上上允許安安裝模具具的高度度尺寸范范圍。既既指滑塊塊運動到到下止點點時，工工作臺墊墊板上表表面到滑滑塊下表表面的距距離。這這個距離離是允許許安裝模模具的高高度范圍圍。為適適應模具具高度的的制造偏偏差和模模具修磨磨后的高高度變化化，裝模模高度可可以調節(jié)節(jié)的，調調節(jié)的范范圍稱裝裝模高度度的調節(jié)節(jié)量。當當滑塊調調節(jié)到最最高時裝裝模高度度最大，稱稱最大裝裝模高度度，反之之，為最最小裝模模高度。最大，最最小裝模模高度之之差為裝裝模高度度調節(jié)量量。5、最大大封閉高高度 它是是指滑塊塊在下止止點、

18、且且封閉高高度調節(jié)節(jié)裝置將將滑塊調調整到最最上位置置時，滑滑塊下平平面離工工作臺上上平面的的高度。第二章 曲柄柄壓力機機傳動系系統(tǒng)方案案及主要要零部件件結構設設計2.1 曲柄柄壓力機機的技術術參數(shù)J23-63壓壓力機的的主要技技術參數(shù)數(shù) 公公稱力PPg 633t 公稱力行行程Spp 88mm滑塊行程程1200mm 滑滑塊行程程次數(shù)440r/minn 最大封閉閉高度1120mmm封閉高度度調節(jié)量量30mmm滑塊中心心至機身身距離 1100mm工作臺板板尺寸前前后左左右厚厚度2000330030 mm 2.2傳傳動系統(tǒng)統(tǒng)的傳動動系統(tǒng)方方案設計計傳動系統(tǒng)統(tǒng)布置是是指傳動動軸和齒齒輪的數(shù)數(shù)量及其其位置

19、分分布情況況。傳動動軸的數(shù)數(shù)量決定定于傳動動級數(shù)，而而傳動級級數(shù)決定定于總傳傳動比和和各級傳傳動比的的極限能能力，總總傳動比比決定于于壓力機機每分鐘鐘行程次次數(shù)和所所用的電電動機的的轉速。傳動布布置影響響傳動系系統(tǒng)的空空間尺寸寸，因而而影響壓壓力機的的輪廓尺尺寸，齒齒輪數(shù)量量除決定定于傳動動級數(shù)之之外，還還決定于于傳動類類型、旋旋轉方向向及齒輪輪模數(shù)。傳動系統(tǒng)統(tǒng)是壓力力機的主主要組成成部分，在在很大程程度上決決定著機機器的使使用性能能、外形形尺寸、重量、加工裝裝配勞動動量和制制造成本本。因此此，壓力力機的只只要技術術參數(shù)確確定后，進進一步考考慮的就就是如何何合理的的設計傳傳動方案案確定滑塊塊上

20、加力力點的數(shù)數(shù)目按壓力機機滑塊上上加力點點的數(shù)目目（即連連桿的數(shù)數(shù)目），分分為單點點、雙點點和四點點壓力機機；對于于滑塊和和工作臺臺前后尺尺寸和左左右尺寸寸都比較較小的壓壓力機，可可采用單單點；對對于滑塊塊和工作作臺前后后尺寸較較小，而而左右尺尺寸比較較大的，為為了改善善滑塊與與上橫梁梁的受力力情況，避避免工作作時滑塊塊產生歪歪斜，應應采用雙雙點；對對于前后后和左右右尺寸都都比較大大的，則則采用四四點。從從現(xiàn)在國國內外壓壓力機的的統(tǒng)計中中可看出出，當滑滑塊前后后、左右右尺寸均均小于117000毫米，工工作臺墊墊板前后后左右尺尺寸均小小于20000毫毫米時，采采用單點點；當左左右尺寸寸大于上上述

21、數(shù)值值時，采采用雙點點；當前前后左右右尺寸均均大于上上述尺寸寸時，采采用四點點。J23-63設設計方案案采用單單點受力力。確定傳動動系統(tǒng)的的布置形形式傳動系統(tǒng)統(tǒng)的布置置方式包包括以下下幾個內內容：采取何種種傳動方方式：上傳動是是指傳動動系統(tǒng)在在工作臺臺上方，其其優(yōu)點：重量較較輕，成成本低，安安裝、維維修都比比較方便便，地基基較為簡簡單；缺缺點：壓壓力機地地面以上上的高度度較高，運運行不平平穩(wěn)。下傳動是是指傳動動系統(tǒng)在在工作臺臺下方，其其優(yōu)點：壓力機機的重心心低，運運轉平穩(wěn)穩(wěn)，震動動和噪音音較小，從從結構上上看，有有增加滑滑塊高度度和導向向長度的的可能性性，因而而能提高高滑塊的的運動精精度，延延

22、長模具具的使用用壽命，改改善工件件的質量量，傳動動系統(tǒng)全全部放在在地坑之之中，因因此壓力力機地面面以上的的高度減減小，有有用于高高度較低低的車間間，由于于工作載載荷只要要由拉桿桿和工作作臺承受受，所以以立柱和和上橫梁梁的受力力情況得得以改善善；缺點點：安裝裝、維修修不方便便，地基基要求較較為復雜雜J23-63設設計方案案采用上上傳動。2）主軸軸和傳動動軸與壓壓力機正正面的位位置關系系： 大大多數(shù)閉閉式壓力力機選用用偏心齒齒輪，所所以傳動動軸垂直直于壓力力機正面面 開開式壓力力機大多多選用曲曲軸，所所以傳動動軸平行行于壓力力機正面面。但平平行布置置方式曲曲軸和傳傳動軸比比較長，受力點與支承軸承的

23、距離比較大，受力條件惡化，壓力機平面尺寸較大.J23-63設設計方案案采用曲曲軸，并并且傳動動軸平行行壓力機機正面。齒輪的安安放位置置：傳動齒輪輪放在機機身之內內稱為閉閉式傳動動，反之之為開式式傳動閉式傳動動：齒輪輪工作條條件好，可可將齒輪輪浸泡在在軸中，大大大降低低工作噪噪音，磨磨損小，壽壽命長，外外形較美美觀。但但相比之之下，安安裝維修修困難開式傳動動：齒輪輪工作條條件差，但但安裝、維修方方便本設計題題目選用用開式式傳傳動4）齒輪輪的傳動動方式：單邊傳動動：加工工齒輪要要求不是是太高雙邊傳動動：齒輪輪尺寸可可減小，傳傳動總體體尺寸下下降，重重量下降降，但加加工裝配配較單邊邊傳動要要求高J2

24、3-63設設計方案案采用單單邊邊傳傳動。2.3本本章小結結本傳動系系統(tǒng)的設設計方案案為：單點受力力采用上傳傳動開式傳動動采用單邊邊傳動第三章 曲柄柄壓力機機電動機機功率和和飛輪尺寸寸的計算算3.1 電動機機功率和和飛輪的的計算原原理3.1.1曲柄柄壓力機機的主傳傳動系統(tǒng)統(tǒng)采用飛飛輪的原原因 采采用飛輪輪主要是是由曲柄柄壓力機機的負載載性質所所決定的的 當當曲柄旋旋轉一圈圈，滑塊塊上，下下往返一一次時，滑滑塊只在在上模接接觸坯料料后到沖沖壓出工工件這段段工作行行程中（通通常還不不到曲柄柄旋轉的的）才承承受負載載，而在在其余空空行程中中不承受受負載此外，在在手工在在操作時時，滑塊塊每完成成一次工工

25、作時，還還有一段段停頓時時間，以以便操作作手取出出工件和和鍛料這樣，滑滑塊承受受負載的的時間，相相對于不不承受負負載的時時間來說說，就更更短了。壓力機機的復雜雜時間雖雖然很短短。但承承受的負負載卻很很大，在在短時間間里消耗耗的能量量也很多多。所以以曲柄壓壓力機的的負載特特點是：短期的的高峰負負載和較較長期的的空負載載相互交交替，如如果按照照工作行行程所需需要的功功率來選選電機，要要求的功功率就會會很大的的，而且且大功率率的電機機，又只只是在很很短的工工作行程程時間內內才滿負負載，大大部分時時間負載載很小，這這樣就造造成了浪浪費。為為了解決決這樣的的矛盾，把把皮帶輪輪緣加寬寬加厚，增增大皮帶帶輪

26、的轉轉動慣量量，使他他在滑塊塊不承受受負載時時候，轉轉速升高高，動能能升高，動動能增大大；而在在壓力機機工作行行程時候候，轉速速下降，釋釋放能量量，從而而大大減減少電動動機所需需要的功功率，可可以選擇擇較小功功率的電電動機。3.1.2 采采用飛輪輪后，電電動機的的負載情情況 負載均均勻的傳傳動，電電動機軸軸的扭矩矩可認為為是均勻勻的（圖圖3-1）2而采采用飛輪輪的主傳傳動電動動機負載載情況是是這樣的的，曲柄柄壓力機機飛輪軸軸上的扭扭矩如圖圖(3-2)2示， MM OO tt O t 圖3-1 負負載均勻勻的電動動機軸的的扭矩 圖33-2曲曲柄壓力力機飛輪輪軸上的的扭矩在圖3-2中，沖沖壓工件件

27、時，飛飛輪軸上上扭矩急急劇增加加；沖壓壓完畢，扭扭矩急劇劇下降。為了便便于分析析問題，可可將飛輪輪軸扭矩矩變化的的情況，近近似的用用兩個矩矩形來表表示，并并將他的的數(shù)值折折算到電電動機軸軸上如圖圖(3-3)2。設設M1表表示沖壓壓時的扭扭矩，MM2表示示壓力機機空程時時候的扭扭矩，則則 式中中 -沖沖壓時飛飛輪軸上上的扭矩矩；-空程程時飛輪輪軸上的的扭矩； i電動動機軸到到飛輪軸軸轉動比比。 高轉差差率電動動機 M 壓壓力機負負載 M22 電動動機扭矩矩 M11 一般般電動機機 圖3-3一一個工作作周期內內電動機機扭矩的的變化 圖33-4電電動機的的機械特特性 由于電動動機經皮皮帶傳動動和飛輪

28、輪軸聯(lián)系系，飛輪輪軸上扭扭矩和角角速度的的變化也也將會反反映到電電動機軸軸上來，使使電動機機軸的扭扭矩和角角速度發(fā)發(fā)生變化化，這個個變化與與電動機機的機械械特性相相關。電電動機的的機械特特性如圖圖(3-4)2示。這個圖圖說明，在在一定工工作范圍圍內，當當電動機機軸上負負載增加加時，轉轉差率增增大，電電動機轉轉速下降降。曲柄壓力力機沖壓壓工件時時，飛輪輪軸的扭扭矩也急急劇增加加圖(33-3)，飛輪輪轉速下下降，電電動機轉轉速隨著著下降，電電動機軸軸上扭矩矩按圖(3-4)的規(guī)律律上升。當工件件沖壓完完畢時，飛飛輪軸上上扭矩急急劇下降降，電動動機軸上上扭矩也也隨著下下降，但但是由于于電動機機要使飛飛

29、輪加速速，使它它恢復到到沖壓工工件前的的轉速，所所以電動動機軸上上扭矩下下降得比比較緩慢慢，不像像飛輪軸軸上扭矩矩變化那那樣急劇劇。從圖(33-3)還可以以看出，傳傳動系統(tǒng)統(tǒng)中采飛飛輪了后后，電動動機軸上上扭矩比比起壓力力機的負負載力矩矩要平緩緩多了，但但電動機機軸上扭扭矩仍然然有一定定程度的的波動，其其值與電電動機的的機械特特性及飛飛輪所具具有的動動能大小小有關在采用同同樣機械械特性電電動機的的情況下下飛輪能能量不相相同時，電電動機軸軸上扭矩矩波動的的情況也也不一樣樣。在需需要釋放放同樣能能量時，飛飛輪能量量大的壓壓力機，轉轉速下降降少；飛飛輪能量量小的壓壓力機，轉轉速下降降多；因因而前一一

30、種電動動機的扭扭矩上升升小，后后一種電電動機的的扭矩上上升多。3.1.3 電電動機功功率和飛飛輪計算算原理電動機功功率計算算原理曲柄壓力力機傳動動系統(tǒng)中中裝有飛飛輪后，電電動機的的負載時時平穩(wěn)多多了，但但仍然是是變化的的，像這這樣的負負載應按按照兩個個條件來來確定電電動機的的功率：1). 電動機機的過載載條件。沖壓工工件時，電電動機扭扭矩上升升，如果果超過它它的最大大容許扭扭矩，電電動機可可能停下下來，這這樣是過過載條件件限制。2). 電動機機的發(fā)熱熱條件。沖壓工工件時，電電動機負負載增加加，電流流上升，電電動機的的損耗變變?yōu)闊崮苣?，使其其溫度上上升很高高，沖壓壓工件后后，電動動機負載載下降，

31、相相應轉化化為熱能能的損耗耗也減少少。在機機器開動動一段時時間后，電電動機的的溫度上上升到穩(wěn)穩(wěn)定狀態(tài)態(tài)。電動動機溫度度上升應應在允許許范圍內內，否則則，會破破壞電器器絕緣材材料，使使電動機機損壞。這就是是工作時時發(fā)熱條條件的限限制。此外,由由于曲柄柄壓力機機有較大大的飛輪輪，加速速飛輪使使其達到到額定轉轉速，需需要一定定的功率率，如電電動機額額定功率率不足，就就會引起起啟動電電流過大大和啟動動時間過過長，使使電動機機溫度上上升很高高而損壞壞。飛輪計算算原理 曲柄壓壓力機工工作行程程時所需需要的能能量，主主要靠飛飛輪降低低轉速釋釋放能量量來供應應，如果果這時忽忽略電動動機所輸輸出的能能量，那那么

32、所設設計的飛飛輪必須須滿足一一下關系系式： 310式中 工作行行程時消消耗的能能量；可以將上上式改變變?yōu)椋?(4-11)式中 飛輪應應具有的的動能；-飛輪輪的平均均角速度度，；或 （44-2）按照發(fā)熱熱條件，飛飛輪的不不均勻系系數(shù)j與與K值和和電動機機的機械械特征性性有以下下關系： （44-3）-電動動機按均均勻負載載工作時時，長期期滿載下下的轉差差率；-考慮慮三角皮皮帶傳動動彈性滑滑動影響響的系數(shù)數(shù)，取值值0.001-00.022；J-不不均勻系系數(shù)； 從從式（44-1）可可以求出出飛輪所所應有的的動能EE0與壓力力機工作作行程時時所消耗耗的能量量的比值值，此比比值與飛飛輪所容容許的不不均勻

33、系系數(shù)j成成反比。從式（44-3）可可以看出出，采用用高轉差差率電動動機或增增大電動動機功率率，均能能提高飛飛輪的容容許不均均勻系數(shù)數(shù)，從而而降低所所需的飛飛輪能量量。式（44-2）用用來確定定所需的的飛輪轉轉動慣量量。3.2 電動機機功率和和飛輪的的計算方方法電動機功功率的計計算 影影響曲柄柄壓力機機主傳動動的電動動機功率率和飛輪輪尺寸的的因素較較多，因因而很難難精確計計算。此此外，電電動機功功率只能能按其系系列選用用，機器器實際采采用的電電動機功功率亦與與計算值值存在差差別。因因此，在在工程計計算中可可以采用用更為簡簡便的近近似計算算方法。式中 系數(shù)數(shù) 取取其值為為0.11根據(jù)上式式子J2

34、23-663曲柄柄壓力機機的電動動機功率率為：由此可選選取Y1132MM4型電電機，其其滿載轉轉數(shù)為114400r/mmin飛輪的計計算通用壓力力機的飛飛輪能量量計算可可按式（44-1）簡簡化。從從該式可可以看出出，飛輪輪能量與與工作行行程時消消耗的能能量成比比例，而而工作行行程時所所消耗的的能量又又可近似似地認為為與曲柄柄壓力機機的公稱稱壓力和和行程之之積。既既或 （44-4） 式中 、S分別為為壓力機機的公稱稱壓力和和行程； J、分別別為飛輪輪的轉動動慣量和和角速度度； K2系數(shù)，取取其為55；式（4-4）可可改寫為為可近似的的按電動動機額定定轉速下下的飛輪輪轉速計計算壓力機的的飛輪能能量

35、計算算可按簡化計算算。從該式可可以看出出，飛輪輪能量與與工作行行程時消消耗的能能量成正正比。而而工作行行程時所所消耗的的能量又又可近似似地認為為與曲柄柄壓力機機的公稱稱壓力和和行程之之積成比比例。則： 第四章 齒輪輪的結構構設計及及其計算算4.1 齒輪傳傳動4.1.1 傳傳動比的的分配總的傳動動比由前面選選取的電電動機的的情況知知:電動機的的轉速為為n=114400轉/feen,滑滑塊的行行程次數(shù)數(shù)為400次/分分。所以以總的傳傳動比為為：由式 （2）分分配傳動動比由式 式中分別別為帶傳傳動和齒齒輪的傳傳動比。為了使VV帶傳動動外輪廓廓尺寸不不致過大大，初步步取，則減速器器傳動比比為：4.1.

36、2壓力力機傳動動系各軸軸轉速、功率、轉矩計計算（1）各各軸的轉轉速飛輪軸 曲軸 （2）各各軸的輸輸入功率率 高速速軸 曲柄柄軸 （3）各各軸的輸輸出轉矩矩 電動動機軸的的輸出轉轉矩I-III軸的輸輸出轉矩矩飛輪軸 曲軸 4.2 齒輪傳傳動的設設計4.2.1齒輪輪設計計計算(1)選選擇材料料及確定定許用應應力假設工作作情況為為:雙班班制連續(xù)續(xù)工作，使使用時間間10年年，每年年工作2250天天。據(jù)參考11，查表表9-55，小齒齒輪選用用40CCr調質質處理，=241286,大齒輪選用45鋼調質處理，=217255.計算時取=260,=230.按齒面接接觸疲勞勞強度初初步設計計 由式（參參考1）99

37、-233小齒輪傳傳遞的轉轉矩=1191NNm齒寬系數(shù)數(shù)由表99-100（參考考1）知知，軟齒齒面，懸懸臂布置置取=00.4齒數(shù)比uu=7.3載荷系數(shù)數(shù)K,選選K=22確定許用用接觸應應力由式（參參考1）99-299=接觸疲勞勞極限應應力由圖圖9-334c（參參考1）差差得，=7100MPaa，=5580MMPa（按按圖中MMQ查）安全系數(shù)數(shù)由表99-111（參考考1）查查得，取取=1壽命系數(shù)數(shù)由式99-300（參考考1）應應力循環(huán)環(huán)次數(shù) N=660annt式中 a=11，n=2900.3，tt=1002500=60aant=6012900.3400000=6.997=/=99.5查圖9-35（

38、參參考1）得得，=11.022,=11.155(均按按曲線11查得)故 =計算小齒齒輪分度度圓直徑徑 取取整1000mmm初步確定定主要參參數(shù)由于，所所以此齒齒輪為變變位齒輪輪，取=0.33，=-0.33選取齒數(shù)數(shù)。=113，=u=111337.33=944.9 取整整95計算模數(shù)數(shù)。m= 取標標準模數(shù)數(shù) m=8計算分度度圓直徑徑。8131104mmm1100mmm （合格格）8955=7660mmm計算中心心距。aa=計算齒寬寬。b=0.41044=411.6mmm 整整取 bb=422mm驗算齒面面接觸疲疲勞強度度 由式99-211（參考考1）彈性系數(shù)數(shù)。由表表9-99（參考考1）查查得，

39、=1899.8節(jié)點區(qū)域域系數(shù)。由圖99-299（參考考1）查查得，=2.55。重合度系系數(shù)。由 則載荷系數(shù)數(shù)K。KK=使用系數(shù)數(shù)。由表表9-66（參考考1）查查得=11.255。動載系數(shù)數(shù)。由。查查圖9-23（參參考1） =11.133（初取取8級精精度）。齒向載荷荷分布系系數(shù)。由由表9-7（參參考1），按按調質齒齒輪，88級精度度，懸臂臂布置，裝裝配時不不作檢驗驗調整，可可得= = d.齒間載載荷分配配系數(shù)。由表99-8（參參考1），先先求 由由前可知知 =0.889則 =1/=1/=1.27故K=1.2251.1131.3321.227=22.3775）驗算算齒面接接觸疲勞勞強度 =189

40、9.82.550.889=6333.5MMPa1100NN/mmm,查表表9-88，知11.2 故 K=1.25=1.997齒形系數(shù)數(shù)。由=113,=95，查查圖9-32（參參考1），得得=2.6，=2.333齒根應力力修正系系數(shù)。由由=133，=995，查查圖9-33（參參考1）得得，=11.633，=11.722重合度系系數(shù)。=0.25+0.775/=0.225+00.755/1.6=00.722許用彎曲曲應力。由式99-311，。式式中彎曲曲疲勞極極限應力力，由圖圖9-336c（參參考1），查查得：=6000MPaa，=4430MMPa（按按MQ差差值）；安全系系數(shù),由由表9-11（參參

41、考1） 取=11.255；壽命命系數(shù),由=6.997,=9.5,查查圖9-37（參參考1），得得=0.9,=0.99,尺寸寸系數(shù),由m=8mmm，查圖圖9-338，=0.998則 驗算齒根根彎曲疲疲勞強度度=4223MPPaMPa20005000時，可可將齒輪輪制成腹腹板式結結構。第五章 皮帶帶和帶輪輪的設計計和計算算5.1帶帶傳動的的計算（1）計計算功率率計算功率率是根據(jù)據(jù)傳遞的的功率，并并考慮到到載荷性性質和每每天運轉轉的時間間長短 等因素素的影響響而確定定的，即即： =3 （6-1） 式中：計算功功率，單單位為KKWPg傳傳遞的額額定功率率（電動動機的額額定功率率）單位位為KWW工作情情

42、況系數(shù)數(shù)，可由由參考（33）第554頁的的表4-6查查出,由由于工況況載荷變變動較小小，可選選=1.2；所以有： 7.566KW（2）選選V帶的的型號可用普通通的V帶帶，根據(jù)據(jù)和n，選選擇V帶帶的型號號，在AA、B的的交接處處，離AA較近，選選擇A型號的的。（3）求求大、小小帶輪的的直徑、取=1226 由參考考（3）查查表4.7取得得=12264.96=6255mm 由參參考（33）按表表4.77取圓整整 =6300mm按表133-7，設計實際際傳動比比 （4）VV帶的速速度帶的速度度在范圍圍，合適適（5）求求帶的基基準長度度和中心心距a初選中心心矩取11334，符符合則帶長: =35511m

43、mm查表查表表4.33參考（33），選選用=336500mm，再再計算實實際的中中心矩=12004mmm（6）驗驗算小帶帶輪的包包角 合適適（7）VV帶根數(shù)數(shù)z 根據(jù)據(jù)n和dd1，由表表4.55參考（33），為單根帶帶的傳動動功率查表4.5參考考（3），功功率增量量由參考（33）表44.3，1.17，參考（3）表4.8知，所以，取z=44（8）求求作用在在帶輪上上的軸上上壓力 查表44.2參參考（33），得得q=00.1kkg/mm,單根根V帶帶帶的初拉拉力作用在軸軸上的壓壓力5.2設設計皮帶帶輪5.2.1計算算平均轉轉速，和和皮帶輪輪的轉動動慣量JJ在設計皮皮帶輪時時，首先先必須知知道其平平

44、均轉速速，和皮皮帶輪的的轉動慣慣量J。1、計算算皮帶輪輪的平均均轉速可以近似似地按電電動機額額定轉速速下的 飛輪轉轉速計算算，由公式 ， 知: 2、計算算皮帶輪輪的轉動動慣量 壓壓力機的的飛輪能能量計算算可以按按 簡化計算算。 從從該式子子可以看看出，飛飛輪能量量與工作作行程時時消耗的的能量成成正比，而而工作行行程時所所消耗的的能量又又可以近近似地認認為與曲曲柄壓力力機的公公稱壓力力和行程程之積成成比例。 由式式子或 可以計算算出轉動動慣量的的大小.上式子可可以改寫寫成為 -為系系數(shù)，取取值為33;則轉動慣慣量5.2.2 計算皮皮帶輪緣緣的厚度度 因為帶帶有輪輻輻的飛輪輪的輪轂轂和輪輻輻的質量

45、量很小，回回轉半徑徑也較小小，近似似計算時時可以將將它們的的轉動慣慣量省略略掉，而而認為飛飛輪質量量m集中中在輪緣緣上。 表5-1 普普通V帶帶輪的輪輪槽尺寸寸槽型hamiinefhfmiinminn0A112.7551500.38.761900由上表可可知：B=3e，f根根據(jù)V帶帶輪的輪輪槽尺寸寸選取。由： 可知： 所以 由可知 則 式中： 材料料的比重重（kgg/m33）,鑄鑄鐵；H-輪輪緣的厚厚度； B輪緣的的寬度；dm飛輪的的直徑。5.3 皮帶的的張緊的的方法安裝新皮皮帶時為為了保證證必要的的了、處處拉力，皮皮帶需要要張緊；同時，皮皮帶經過過了一段段時間使使用以后后，會因因拉長而而變松

46、，這這時摩擦擦力變小小，傳動動不正常常，也需需要再張張緊，以以保證帶帶的正常常工作。 壓力機機常用的的張緊方方法由兩兩種。這這兩種方方法都是是用改變變皮帶輪輪中心距距來達到到張緊皮皮帶的目目的的。第一種種，電動動機裝再再滑軌上上，只要要擰動調調節(jié)螺釘釘，即可可張緊皮皮帶。第第二種，電電動機裝裝再可擺擺動的擺擺架上，松松開調節(jié)節(jié)螺母，使使得擺架架繞心軸軸向順時時針方向向擺過一一個角度度，再擰擰緊調節(jié)節(jié)螺母，就就可以實實現(xiàn)張緊緊皮帶。 為了補補償皮帶帶的伸長長，中心心距所需需要增加加的最大大數(shù)值為為：式中 L皮帶帶的計算算長度。 可根據(jù)據(jù)值來設設計張緊緊裝置的的移動量量。第六章 軸的的結構設設計及

47、其其計算6.1飛飛輪軸的的設計 軸的設設計應滿滿足以下下幾方面面要求：在結構構上要受受力合理理，盡量量避免或或減少應應力集中中；足夠夠的強度度（靜強強度和疲疲勞強度度）；必必要的剛剛度；特特殊情況況下的耐耐腐性和和耐高溫溫性；高高速軸的的振動穩(wěn)穩(wěn)定性及及良好的的加工工工藝性；并應使使零件在在軸上定定位可靠靠、裝配配適當和和裝拆方方便等。6.1.1按扭扭矩初步步確定軸軸的直徑徑根據(jù)式22-211參考（22），可可得當量量力臂30mmm =3cmm式中 公稱壓力力角=曲柄半徑徑R=544mm曲柄頸直直徑122mmm連桿球頭頭直徑 取=1200mm曲軸所需需傳遞的的扭矩為為因為=77.3,=0.98

48、，軸軸的材料料為400Cr調調質，單單邊傳動動，所以以飛輪軸軸所需傳傳遞的扭扭矩為最小直徑徑 由參考（22）表55-2取取較低的的值，因因為軸上上開有鍵鍵槽，一一般開一一個鍵槽槽的時候候，軸的的直徑增增大4%5%，所以以d=669+669（44%55%）=71.8772.55mm 取取d=112mmm6.1.2確定軸軸的結構構 1) 軸的左左端是飛飛輪，右右端是小小齒輪，兩兩者之間間是軸承承2)根據(jù)據(jù)軸向定定位的要要求確定定軸的各各段直徑徑和長度度。從左邊看看，第一一段軸的的直徑為為最小直直徑722mm，長長度為飛飛輪的寬寬65mmm，第第二段安安裝有軸軸承，綜綜合安裝裝條件，取取直徑為為80

49、mmm，長長度為1120mmm，第第三段軸軸，為安安裝方便便，直徑徑取822mm，長長度取330mmm，第四四段無零零件安裝裝，但為為了整體體安裝方方便，直直徑取為為80，長長度取為為6455mm，第第五段亦亦為考慮慮安裝的的方便，取取直徑為為82mmm，長長度為445mmm，第五五段安裝裝有軸承承，直徑徑取為880mmm，長度度為1005mmm，最后后一段的的直徑亦亦為最小小直徑即即72mmm，長長度為小小齒輪的的齒寬550mmm。6.1.3按彎扭扭聯(lián)合作作用核算算軸的強強度飛輪軸上上有兩個個作用力力，一個個是齒輪輪作用力力，一個個是皮帶帶作用力力。大齒輪對對小齒輪輪的法向向力為 式中 m=

50、88，=113，小小齒輪所所需的扭扭矩 264400kkgmm所以 皮帶對軸軸的作用用力為QQ= 式中中 z皮帶的的根數(shù)，由由前知zz=4小皮帶帶輪的包包角，由由前知=單根皮皮帶的初初拉力，查查表49參考考（2），取取=122所以 Q=994kgg比較和QQ可見，皮皮帶作用用力比齒齒輪作用用力小得得多，可可以忽略略不計。忽略皮皮帶作用用力后，軸軸的受力力情況如如圖5-10所所示圖中和是是支座反反力，由由于I-I截面面最危險險。下面面核算II-I截截面的強強度。其中 =360008.5=330.66kgcm由彎矩產產生的最最大彎曲曲應力=由扭矩產產生的最最大扭轉轉應力所以當量量彎曲應應力取=18

51、800kkg/，,所以以只需計計算支承承2軸承承的壽命命和靜負負荷。對對于支承承2,每每個軸承承收的實實際徑向向負荷為為=據(jù)參考（22）附表表9查得得75116型圓圓錐滾子子軸承的的Y=11.5,C=1115000kgg，=00.5,=0.8,=132200kkg因為齒輪輪是直齒齒，所以以忽略外外載作用用于軸承承上的軸軸向力，據(jù)據(jù)參考（22）表55-266和表55-255知道軸軸承受的的實際軸軸向負荷荷為由參考（22）附表表9得知知，在此此情況下下，當量量動負荷荷應為PP=因為,nn2900.3rr/miin，所所以據(jù)參參考（22）表55-233可以額額定壽命命=2550000小時，壽壽命要求

52、求符合。由于曲柄柄壓力機機中的軸軸承工作作時承受受沖擊載載荷，因因此還應應校核軸軸承的靜靜負荷據(jù)式參考考（2）55-255得，其中 因為35582kkg227466kg，所所以當量量靜負荷荷為由表5-21參參考（22），查查得安全全系數(shù)=1.33所以據(jù)式式5-224參考考（2），得得靜負荷負負荷要求求。6.2曲曲軸的設設計6.2.1曲軸軸的結構構示意圖圖6.2.2曲軸軸的尺寸寸計算1）支承承頸直徑徑 根根據(jù)經驗驗公式=（1.381.558） 按平平均值取取 1.44所以=11.444=1.44=11.4cmm2）其它它各部分分尺寸曲軸各部部分名稱稱代號經驗數(shù)據(jù)據(jù)實際尺寸寸（cmm）曲柄頸直直徑

53、(1.1111.40)14.44曲柄頸長長度 (1.301.443)15.77曲柄兩臂臂外側面面間距27.44曲柄臂的的寬度B15.33曲柄臂的的直徑D20.33曲柄半徑徑r5.4圓角半徑徑13）曲軸軸強度的的計算由于曲軸軸的危險險截面是是曲柄頸頸的A-A截面面和支承承頸的BB-B截截面，如如圖所示示在A-AA截面上上除了受受彎矩的的作用之之外，還還受扭矩矩的作用用，應該該按彎扭扭聯(lián)合作作用計算算強度。但是由由于在標標準行程程的壓力力機上，AA-A截截面所受受彎矩比比扭矩大大的多，所所以，忽忽略扭矩矩計算出出來的應應力與考考慮扭矩矩計算出出來的應應力差不不多，所所以據(jù)參參考（22）式55-11

54、1查表5-15參參考（22），取取=14400 則則 合合適B-B截截面上也也受彎扭扭聯(lián)合作作用，但但此處和和A-AA截面相相反，扭扭矩比彎彎矩大的的多，所所以，忽忽略彎矩矩的影響響。所以以據(jù)式55-133參考（22） B-B截面面的最大大扭轉應應力為查表5-15參參考（22），取取=10000，則則 合合適 注：由由前知道道=3這兩個值值均大于于公稱壓壓力（=63tt），因因此強度度符合要要求。6.2.3曲軸軸支承頸頸軸承的的選用和和計算1）選用用滑動軸軸承。2）材料料的選擇擇：選用用ZQSSn6-6-333）核算算 由由前面知知道，軸軸瓦的內內徑d=11.4cmm，軸瓦瓦的工作作長度=15

55、.7cmm，曲軸軸轉速nn=400r/mmin核算比壓壓因為所以 b.核核算pvv因為所以核算結果果表明軸軸承的發(fā)發(fā)熱情況況不嚴重重。第七章 離合合器、制制動器的的設計、選擇 7.11離合器器的選用用開式壓力力機上廣廣泛采用用的離合合器有剛剛性離合合器和圓圓盤摩擦擦離合器器，其主主要類型型如下：目前，常常見的剛剛性離合合器有嵌嵌牙離合合器、滑滑銷離合合器和轉轉健離合合器。剛剛性離合合器主要要的優(yōu)點點是結構構簡單緊緊湊、制制造維修修方便。但是由由于受到到爪齒、滑銷和和轉鍵等等連接件件零件強強度的限限制，因因而能傳傳遞的扭扭矩不大大;其次次，在離離合器軸軸轉速處處于較高高的情況況下，剛剛性離合合器

56、在接接合時會會產生很很大的沖沖擊，離離合器的的連接零零件常常常易于磨磨損和損損壞；此此外，剛剛性離合合器只能能允許滑滑塊停止止在上止止點的位位置，而而不能進進行寸動動行程。 顯然然剛性離離合器是是有很多多不足之之處，在在應用上上有一定定的局限限性。但但是對于于小型低低速開式式壓力機機來說，相相應這些些矛盾并并不十分分突出。因為： 其一一，傳遞遞扭矩并并不很大大； 其二二，在安安裝和調調整時，用用人工轉轉動飛輪輪還是比比較容易易實現(xiàn)的的； 其三三，為了了減低離離合器結結合時的的沖擊速速度，剛剛性離合合器一般般直接裝裝在低速速的主軸軸上，同同時離合合器的連連接零件件盡可能能靠近軸軸心的位位置。 更

57、主主要的是是由于剛剛性離合合器的機機構比較較簡單，便便于制造造和維修修，又離離合器操操作無需需壓縮空空氣能源源，所以以剛性離離合器是是比較廣廣泛應用用在1000噸以以下和滑滑塊行程程次數(shù)2200次次/分以以下的開開式曲柄柄壓力機機上。 通過過上述所所述，結結合所設設計壓力力機的型型號和功功用，采采用轉健健離合器器。7.1.1雙轉轉健離合合器的結結構 雙轉轉健離合合器中，轉轉健之一一是主鍵鍵（又稱稱工作鍵鍵）用以以傳遞工工作扭矩矩；轉健健之二是是副鍵（又又稱輔助助鍵）用用以防止止曲軸對對飛輪或或傳動齒齒輪的超超前，以以及調整整時可使使曲軸反反轉。如圖所示示：圖上，離離合器是是安裝在在曲軸的的右端

58、上上，離合合器的主主動部分分有飛輪輪2，中中套3（用用7鍵固固定在飛飛輪上）和和青銅襯襯套5、6（各各壓入飛飛輪端孔孔內）等等組成。從動部部分有曲曲軸和內內外軸套套1、44（用鍵鍵固定在在曲軸上上）等組組成。中中套的內內孔有四四個半圓圓槽。內內外軸套套內和曲曲軸上亦亦各有兩兩個軸線線互相垂垂直的半半圓槽，兩兩個半圓圓槽組合合成為安安插兩轉轉?。ㄖ髦麈I8和和副鍵99）用的的孔。轉轉鍵的兩兩端為圓圓柱形，可可在軸與與軸套所所形成的的圓孔內內轉動；轉健中中段截面面為半圓圓形，鍵鍵的里邊邊與軸上上的半圓圓槽配合合，外邊邊與軸形形成一個個整圓。主鍵和和副鍵傳傳動的方方向是相相反的，它它們的動動作是互互相

59、聯(lián)鎖鎖的，因因此在轉轉健的右右端各裝裝有尾板板12和和14。兩件用用拉桿113連接接成為聯(lián)聯(lián)動，主主鍵的左左端裝有有鍵尾111，與與裝在內內軸套的的拉簧110聯(lián)接接。拉簧簧的作用用是使主主鍵和副副鍵各繞繞其軸線線轉過445（轉健健的轉動動角度由由內軸套套喇叭口口所限位位），于于是兩轉轉健的背背部突出出于曲軸軸圓周之之外，以以便與中中套的半半圓槽結結合，起起到使離離合器相相結合的的狀態(tài)。離合器在在未接合合時，主主鍵和副副鍵剛好好全部臥臥入曲軸軸的半圓圓槽內，因因此，飛飛輪在內內外軸套套上空轉轉，當壓壓力機工工作時，必必須使操操作結構構的凸輪輪擋塊轉轉離主鍵鍵的鍵尾尾，主鍵鍵在拉簧簧的作用用下，轉轉出曲軸軸半圓槽槽之外，由由于聯(lián)鎖鎖關系，副副鍵亦同同樣轉出出，這樣樣連續(xù)旋旋轉的飛飛輪中套套半圓槽槽便與主主鍵相結結合，則則飛輪便便帶動曲曲軸轉動動。如果果凸輪擋擋塊轉回回復位，則則主鍵的的鍵尾碰碰到凸輪輪擋塊，由由此彈簧簧拉長，主主鍵和副副鍵又轉轉回并臥臥入曲軸軸的半圓圓槽內，由由此，離離