曲柄壓力機設計說明書模板

年4月19日曲柄壓力機設計說明書文檔僅供參考目錄1前言 12選題背景 22.1課題來源 22.2研究目的與意義 22.3國內外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 22.3.1國內外研究現(xiàn)狀 22.3.3發(fā)展趨勢 42.3.3存在主要問題及今后看法 53方案論證 63.1設計原理 63.1.1傳動系統(tǒng)的布置方式 63.1.3傳動級數(shù)和各速比的分配 63.1.3確定離合器和制動器的安裝位置 73.1.4壓力機各個基本參數(shù) 73.2總體設計方案的確定 84設計過程論述 124.1壓力機中主體機構尺寸參數(shù)的確定及運動分析 124.1.1對心曲柄滑塊機構的尺寸參數(shù)確定及運動分析 124.3電動機的選擇 144.3.1壓力機功能組成及總功 144.3.2電動機型號的選擇 164.4壓力機傳動裝置的總體設計 164.4.1確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 174.4.2傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 174.5壓力機主要零部件的設計計算 184.5.1飛輪轉動慣量的計算 184.5.2V帶輪的設計 184.5.3齒輪的設計計算 214.5.4曲軸尺寸參數(shù)的確定及強度校核 254.5.5曲軸軸承的設計計算 274.5.6傳動軸的設計計算 286潤滑方式的選擇 337結束語 348參考文獻 35JB23-0.08KN開式雙柱可傾壓力機設計[摘要]曲柄壓力機是以曲柄傳動的鍛壓機械，適用于板料的沖孔、落料彎曲、線拉伸及成型等工作。床身可作適當傾斜，以便于把沖壓的成品或鐵屑等物，依靠自重滑落，若裝上自動送料機構，則能夠推行半自動沖壓工作，一般用于農(nóng)業(yè)機械、電氣工業(yè)、汽車、拖拉機工業(yè)等用途較為廣泛。這篇論文介紹了設計壓力機的設計過程，從確定傳動方案開始，到壓力機主體機構的尺寸參數(shù)確定和運動分析，在到電動機選擇，最后壓力機傳動系統(tǒng)主要零部件的設計計算。此次經(jīng)過對對心、正偏置、負偏置曲柄滑塊機構的運動分析及相互之間的比較，選則合適的機構來達到設計目的。電動機的選擇采用了比較好的計算方法，經(jīng)過對計算壓力機在一個工作周期所消耗的能量A以及各部分能量消耗的組成來選擇電動機。由于沖壓工件時沖擊較大，傳動系統(tǒng)中采用了變位齒輪，提高了齒輪的承載能力和耐磨性能。經(jīng)過這些前期的設計過程，還有借助AUTOCAD，ANSYS等輔助分析軟件，就能設計出比較合理的壓力機。[關鍵詞]曲柄壓力機；沖壓；結點偏置；曲柄滑塊機構；變位系數(shù)；強度校核

1前言曲柄壓力機是采用曲柄滑塊機構作為工作機構的一類鍛壓機器。開式曲柄壓力機是曲柄壓力機的一個類別，其特點是具有開式機身（即C形機身）。開式曲柄壓力機因具有開式機身，與閉式壓力機相比具有其突出的優(yōu)點，工作臺在三個方向是敞開的，裝、卸模具和操作都比較方便，同時為機械化和自動化提供了良好的條件。可是，開式壓力機具有其缺點，由于機身呈C形，工作時變形較大，剛性較差，這不但會降低制品精度，而且由于機身有角變形會使上模軸心線與工作臺面不垂直，以至破壞了上、下模具間隙的均勻性，降低模具的使用壽命。由于開式曲柄壓力機使用上最方便，因而被廣泛采用。它是板料沖壓生產(chǎn)中的主要設備，可由于沖孔、落料、切邊、彎曲、淺拉伸和成形等工序，并廣泛應用于國防、航空、汽車、拖拉機、電機、電器、軸承、儀表、農(nóng)機、農(nóng)具、自行車、縫紉機、醫(yī)療器械、日用五金等部門中，開式曲柄壓力機的年產(chǎn)量約占整個鍛壓機械年產(chǎn)量的49.5%，而在通用曲柄壓力機的生產(chǎn)中，約占95%。眾所周知，制造業(yè)是一個國家經(jīng)濟發(fā)展的重要支柱，其發(fā)展水平標志著該國家的經(jīng)濟實力、科技水平和國防實力。壓力機是機械制造業(yè)的基礎設備。隨著社會需求和科學技術的發(fā)展，對機床設計要求越來越高。特別是模具制造的飛速出現(xiàn)，使機床向高速、精確，智能化的方向發(fā)展。因此，對壓力機的精度和生產(chǎn)率等各方面的要求也就越來越高。有必要對壓力機進行進行優(yōu)化設計，例如對壓力機主體機構尺寸參數(shù)、運動分析、傳動系統(tǒng)等進行優(yōu)化，設計出低成本、高精度、高效率、節(jié)能的曲柄壓力機，這些都是我們值得探討的。2選題背景2.1課題來源生產(chǎn)實際2.2研究目的與意義曲柄壓力機是以曲柄傳動的鍛壓機械，適用于板料的沖孔、落料彎曲、線拉伸及成型等工作，床身可作適當傾斜，以便于把沖壓的成品或鐵屑等物，依靠自重滑落、若裝上自動送料機構、則能夠推行半自動沖壓工作，一般用于農(nóng)業(yè)機械、電氣工業(yè)、汽車、拖拉機工業(yè)等用途較為廣泛。為了滿足小批量和單件生產(chǎn)經(jīng)濟上的合理性，要求生產(chǎn)具有更大的柔性、工藝設備具有萬能性。近10～內，曲柄壓力機仍是大批量或大量生產(chǎn)的企業(yè)體積模鍛和板沖車間的主要設備，但在總臺數(shù)中的相對數(shù)量未必會增加。設備的改進，設備的性能（包括生產(chǎn)率）的改進，以及設備價格的提高，可是依然要用不同的方法加以改進。因此提高生產(chǎn)率，改進沖壓件質量（首先是她的形狀和尺寸精度），實現(xiàn)自動化，以及根本改進操縱條件和工作地點的舒適性等都是需要研究和優(yōu)化的。2.3國內外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢2.3.1國內外研究現(xiàn)狀國內當前現(xiàn)狀，機械壓力機的正規(guī)專業(yè)和兼業(yè)生產(chǎn)廠共23個，1978年機械壓力機品種（只包括一機械系統(tǒng)的正式產(chǎn)品）共30個系列達160余種，產(chǎn)量占整個鍛壓機械年產(chǎn)量的49%，其中開式壓力機占70%，大、重型機械壓力機占3%。在這期間，上海鍛壓機床廠、上海第二鍛壓機床廠、濟南第二機床廠及徐州鍛壓機床廠等機械壓力機制造廠進行了技術改造和擴建，生產(chǎn)能大大提高。設計科研隊伍日益擴大，開展了機械壓力機的三化及科研工作，老產(chǎn)品亦不斷進行更新?lián)Q代。例如，濟南第二機床廠對13中產(chǎn)品至今共進行了23次更新，有的產(chǎn)品以前后更新多次，如160噸閉式雙點壓力機共更新了三次，產(chǎn)品性能及質量精益求精?，F(xiàn)在已具備各有設計和制造大型復雜機械壓力機的能力，某些產(chǎn)品以接近或趕上世界先進水平。在汽車、航空航天、電子和家用電器領域，需要大量的金屬板殼零件，特別是汽車行業(yè)要求生產(chǎn)規(guī)?；?、車型個性化和覆蓋件大型一體化。進入21世紀，中國汽車制造業(yè)飛速發(fā)展，面對這一形勢，中國的板材加工工藝及相應的沖壓設備都有了長足的進步。汽車覆蓋件是標志汽車質量的最重要鈑金零件，是大型沖壓件的典型件，其生產(chǎn)當前主要有兩種方法：一是由多臺大重型機械壓力機配以自動化機械手，組成自動化柔性沖壓生產(chǎn)線；二是應用大型多工位壓力機生產(chǎn)。單機連線自動化沖壓生產(chǎn)線為滿足自動化沖壓生產(chǎn)線的需要，國內知名壓力機生產(chǎn)企業(yè)在20世紀末期，就大力進行了高性能單機連線壓力機的研制生產(chǎn)。其中以濟南二機床集團公司、上海鍛壓機床廠、齊齊哈爾第二機床廠等為代表，先后研制了J47—1250/型閉式四點雙動拉深壓力機、S3P—630型閉式四點壓力機、PE4-HH-600-2TS四點單動壓力機、PD4-HH-800/600-2TS四點雙動壓力機、30000kN閉式雙點汽車大梁壓力機、成系列多連桿傳動單動壓力機及其它規(guī)格的大型雙動拉深壓力機。由它們組成的自動化沖壓生產(chǎn)線具有大噸位、大行程、大臺面，以及大噸位氣墊、機械手自動上下料系統(tǒng)、全自動換模系統(tǒng)和功能完善的觸摸屏監(jiān)控系統(tǒng)，生產(chǎn)速度快、精度高。這些單機連線已先后裝備了第一汽車制造廠、重慶長安汽車廠等汽車制造業(yè)的多條大型自動化沖壓生產(chǎn)線，并正在向更多的汽車廠和國外公司擴展。8月，濟南二機床公司向泰國薩密特公司提供了一條3kN大型沖壓生產(chǎn)線，充分滿足了汽車快速、高精度及高效的生產(chǎn)要求。這類生產(chǎn)線的典型配置和用途：開式單點壓力機加裝輥輪送料機(或氣動送料機)成線，可作單(多)工序連續(xù)沖壓，操作性良好；開式雙點壓力機加裝多工位送料裝置、開卷裝置和校平裝置，組成多工位連續(xù)沖壓生產(chǎn)線。由于占地少、工序間搬運小，因此正日益被沖壓生產(chǎn)看好；高速壓力機加裝凸輪分割型送料機、開卷校平裝置成線，沖制專用零件，如電動機硅鋼片等。大型多工位壓力機在覆蓋件沖壓領域，大型多工位壓力機是最先進、最高效的沖壓設備，是高自動化、高柔性化的典型代表。一般由拆垛機、大型壓力機、三坐標工件傳送系統(tǒng)和碼垛工位等組成。生產(chǎn)節(jié)拍可達16～25次/min，是手工送料流水線的4～5倍，是單機連線自動化生產(chǎn)線的2～3倍。是當今世界汽車制造業(yè)應首選的最先進的沖壓設備，當前世界上已能生產(chǎn)95000kN的大型多工位壓力機。這類機床過去惟工業(yè)發(fā)達國家獨有，20世紀末到21世紀初中國也已開發(fā)研制，并取得成功。濟南二機床集團公司于1999年與德國萬加頓公司合作制造了兩臺0kN大型機械多工位壓力機，初又與世界最大的汽車零部件供應商—美國德納(DANA)公司簽訂了供貨合同，為其提供一臺50000kN重型多工位壓力機。該機采用電控同步、電子伺服三坐標送料、多連桿、全自動換模、模具保護及現(xiàn)場總線控制等多項國際先進技術，具有遠程診斷、遠程控制和網(wǎng)絡通信等多種自動化功能，適用于汽車制造中薄板件的拉深、彎曲、沖裁和成形等冷沖壓工藝。是中國迄今為止出口的噸位最大、技術含量最高、自動化程度最高的沖壓成套設備。濟南二機床公司因強大的研發(fā)制造能力和良好的市場業(yè)績，被國外用戶譽為“世界五大數(shù)控裝備制造商之一”。迄今為止，這類多工位壓力機在國內汽車業(yè)尚未廣泛使用，但市場前景十分看好。國外當前現(xiàn)狀，曲柄壓力機，近30年來主要以批量生產(chǎn)在板沖和模鍛中被廣泛使用，專門化程度越來越高，朝著高速度、高精度、自動化方向發(fā)展，普遍采用CNC控制。但今年，多品種少量生產(chǎn)勢頭在國外越益強勁，要滿足其經(jīng)濟上的合理性，就要求生產(chǎn)具有更高的柔性，工藝設備具有更大的通用性。在這種背景下，國外壓力機設計、制造者們、在傳統(tǒng)的機械壓力機上經(jīng)重復各種嘗試，最近終于設計制造出一些具有新創(chuàng)見的壓力機面市。這些壓力機，在結構上各有其獨到之處，可適應多變的工藝過程，通用性大，具有更高的柔性。其中機械驅動源的液壓化、兼容機械壓力機和液壓機雙方優(yōu)點，體現(xiàn)了未來壓力機的突出特征，例如球頭連桿壓力機，機械—液壓壓力機，液壓—機械壓力機等。2.3.3發(fā)展趨勢在鍛壓裝備中曲柄壓力機最多，占全部的50%以上，是板料沖壓生產(chǎn)的主打設備。它們主要用于沖裁、落料、切邊、彎曲、拉延和成形等加工工序，在汽車農(nóng)機、電子。電器儀表、國防工業(yè)及日用平等航和有廣泛的市場。據(jù)有關質料介紹，用機械壓力機生產(chǎn)的零件，在汽車行業(yè)中，對卡車占總零件數(shù)的45～55%，對轎車、大卡車為60～75%，在電機電器行業(yè)中占60～80%，在無線電行業(yè)中占85%，在日用制品行業(yè)中占98%。隨著新工藝新設備的不斷出現(xiàn)，一些復雜的特殊零件能夠直接成形。用機械壓力機加工的板料沖壓代替的鑄件和鍛件，根據(jù)零件結構和形狀的不同，其生產(chǎn)成本可降低50～70%，零件重量減輕30～50%，材料消耗量減少30～60%。20世紀前期，由于汽車工業(yè)的興起，曲柄壓力機以及其它鍛壓設備得到了迅速發(fā)展，在逐漸融入新技術、新材料后，更推動了曲柄壓力機的發(fā)展。傳動系統(tǒng)是曲柄壓力機的重要組成部分，其作用是將電機的運動和能量按照一定要求傳給曲柄滑塊機構。進入21世紀以來，中國鍛壓機床行業(yè)經(jīng)過技術引進、合作生產(chǎn)及合資等多種方式的運作，快速地提升了中國沖壓設備整體水平。近年設計制造的許多產(chǎn)品，其技術性能指標已經(jīng)接近或達到世界先進水平，在宜人性方面也取得了長足進步。但由于大家都在進步，因此國內產(chǎn)品與國外名牌產(chǎn)品的差距并無明顯縮短。因此，中國沖壓設備行業(yè)和企業(yè)需以戰(zhàn)略的思路和有效的措施應對當前的機遇和挑戰(zhàn)。2.3.3存在主要問題及今后看法三十年來，機械壓力機行業(yè)發(fā)展是很快的，但由于原有基礎差，再加上工作中存在的缺點，機械壓力機在產(chǎn)品品種、產(chǎn)量及技術水平還不能滿足國民經(jīng)濟的需要。存在的主要問題有：1.品種短缺嚴重，關鍵產(chǎn)品產(chǎn)需矛盾大；2.產(chǎn)品技術水平低；3.制造質量差，配套件質量差；4.產(chǎn)品機械化、自動水平低、成套性差；根據(jù)上述存在的問題及國外機械壓力機當前發(fā)展動向，對今后工作提出如下看法：1.大力發(fā)展新品種，特別是大、重型機械壓力機；2.加強科研隊伍及試驗基地建設，3.加強沖壓工藝的研究；4.組織專業(yè)生產(chǎn)，提高產(chǎn)品的成套性，解決原材料的生產(chǎn)和供應。3方案論證3.1設計原理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[1，2]：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）從結構上看，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，改進工件質量；（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的吊車；（3）放置傳動部件的地坑深，地基龐大；總體造價較高。當前市場上已上傳動壓力機居多，但下傳動壓力機在個別領域仍占有優(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（偏心齒輪結構），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（一般為雙點壓力機）。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，成本等因素來選擇。3.1.3傳動級數(shù)和各速比的分配壓力機的傳動級數(shù)與電動機的的轉速和滑塊每分鐘的行程次數(shù)有關。行程次數(shù)越低，總速比大，傳動級數(shù)就應多些否則每級的速比過大，結構不緊湊；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]。各傳動級數(shù)的速比分配要恰當。一般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。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[2]。采用剛性離合器的壓力機，離合器應置于曲軸上，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?？墒堑退佥S上的離合器需要傳遞較大的扭矩，因而結構尺寸較大。因此，摩擦離合器的合理位置應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，因為這樣能夠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，而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，可縮小制動器的結構尺寸。3.1.4壓力機各個基本參數(shù)公稱壓力Pg滑塊行程滑塊行程次數(shù)n=200r/min最大裝模高度工作臺尺寸滑塊尺寸3.2總體設計方案的確定本次設計總共擬定三個設計方案方案一方案評價：主傳動由偏心輪帶動連桿，整體結構與方案三大致相同，但偏心輪的參數(shù)難以確定，且不適用于滑塊行程次數(shù)較高的壓力機方案二方案評價：主轉動部分由凸輪帶動連桿，連桿帶動滑塊，上方長連桿可實現(xiàn)擺動，從而帶動下發(fā)沖頭實現(xiàn)往復運動。沖壓時可獲得較高的速度，可滿足工作要求，可較準確的獲得沖頭的運動規(guī)律，但結構復雜，占用空間較大，不適用于小型的沖壓機。方案三方案評價：主傳動部分由曲軸帶動連桿實現(xiàn)往復運動，結構簡單，占用空間小，各零件參數(shù)易于確定，是現(xiàn)有大部分曲柄壓力機的傳動方案。方案確定：根據(jù)以上設計原理及此次設計原始數(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?？傮w傳動方案為方案三（如下圖）。曲柄壓力機總體傳動方案效果圖4設計過程論述4.1壓力機中主體機構尺寸參數(shù)的確定及運動分析設計原始數(shù)據(jù)：滑塊行程H=18mm，滑塊行程次數(shù)n=300次/分，公稱壓力壓力機主體結構—曲柄滑塊機構是曲柄壓力機工作機構中的主要類型，這種機構將旋轉運動變?yōu)橥鶑椭本€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。曲柄滑塊機構代表曲柄壓力機的主要特征，它的運動分析是設計和強度校核的基礎，也是靜力學分析的基礎。曲柄滑塊機構根據(jù)運動機構的布置特征，一般分為對心、正偏置、負偏置曲柄滑塊機構。這三種不同的結構類型，由于其具有不同的運動速度特征，而分別應用于不同的壓力機中。曲柄滑塊機構的運動簡圖如圖2所示，0點表示曲軸的旋轉中心，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R，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V作直線運動。4.1.1對心曲柄滑塊機構的尺寸參數(shù)確定及運動分析1.滑塊位移圖3為對心的曲柄滑塊機構的運動關系簡圖。（所謂對心，是指滑塊和連桿的連結點B的運動軌跡位于曲柄旋轉中心O和連結點的連線上。）滑塊的位移和曲柄轉角之間的關系可表示為而令而整理得（1）由于一般小于0.3，對于通用壓力機，一般在0.10.2范圍內，故公式（1）可進行簡化。根號部分可用泰勒級數(shù)展開略去高階項得公式（1）變?yōu)椋?）圖2曲柄滑塊機構運動簡圖圖3對心曲柄滑塊機構的運動關系簡圖式中—滑塊位移，從下死點算起，向上方向為正，以下均相同；—曲柄半徑；—曲柄轉角，從下死點算起，與曲柄旋轉方向相反為正，以下均相同；—連桿系數(shù)。（，其中是連桿長度，當連桿長度可調時，取最短時數(shù)值。）2．滑塊速度（3）式中滑塊速度，向下方向為正；下同。曲柄角速度；曲柄轉速，亦即滑塊行程次數(shù)。3．滑塊加速度 （4）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，結合運動關系簡圖可知，當；時；∴=9mm取則4.3電動機的選擇4.3.1壓力機功能組成及總功1．工件變形功A1（14）（15）2.拉伸墊工作功A2（16）3.工作行程摩擦A3摩擦當量力臂（17）（18）取(19)(20)4.彈性變形功A4(21)(22)可忽略不計(23)5.滑塊空程功A5由于壓力機公稱壓力過小無法查到6.飛輪空轉功A6(24)查表6—4[1]得N0無法差得(25)查表5—6[1]得Cn=0.27(26)(27)7.離合器接合功A7A7=0.2A8.總功(28)∴解得4.3.2電動機型號的選擇電動機平均功率(29)電動機實際功率(30)查表6—1[1]得K取1.6實際選用功率(31)又因為，兩級或兩級以上的傳動系統(tǒng)采用同步轉速為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[1]。查機械設計手冊[5]，同步轉速為1000r/min，額定功率Ne為0.75KW的電動機型號為Y90S—6，滿載轉速nm=910r/min。4.4壓力機傳動裝置的總體設計4.4.1確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比電動機型號為Y90S—6，滿載轉速。1.總傳動比(32)2.分配傳動裝置的傳動比前面?zhèn)鲃臃桨敢汛_定，采用兩級傳動，一級帶傳動，一級齒輪傳動，傳動方案如圖1所示。式中分別為帶傳動和齒輪傳動的傳動比。查表1[5]常見機械傳動的主要性能，表4—1[1],現(xiàn)有通用壓力機傳動參數(shù)，為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，取，則齒輪傳動比為：(33)4.4.2傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算傳動裝置如圖1所示1．各軸轉速電動機軸傳動軸(34)曲柄軸2．各軸輸入功率電動機軸輸出功率傳動軸??(35)曲柄軸(36)2．各軸輸入轉矩電動機軸輸出(37)傳動軸(38)曲柄軸(39)運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表：表1運動和動力參數(shù)計算結果軸名功率P（W）扭矩T（N?m）轉速n/min傳動比i效率η輸入輸出輸入輸出電動機軸8.320.087910傳動軸7.997.830.250.245303.3曲柄軸7.67.40.240.2353004.5壓力機主要零部件的設計計算4.5.1飛輪轉動慣量的計算1．電動機在額定轉速下飛輪的角速度(40)2．電動機的額定滑差率該異步電動機的同步轉速，實際轉速∴(41)3．速度不均勻系數(shù)速度不均勻系數(shù)已經(jīng)給出(42)5．最大盈虧工(43)4．飛輪轉動慣量(44)4.5.2V帶輪的設計設計原始數(shù)據(jù)：電動機額定功率,轉速，傳動比，每天工作8小時。1．確定計算功率由表8—7[9]，查得工作情況系數(shù)，故(45)2．選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、ne由圖8—11[9]選用Z型3．確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速v1)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=125mm。2)驗算帶速v。按式（8—13）[9]驗算帶的速度(46)因為5m/s<30m/s，故帶速合適。3）計算大帶輪的基準直徑，根據(jù)式（8—15a）[9]，計算大帶輪的基準直徑dd2(47)根據(jù)表8—8[9]，圓整為400mm。4．確定V帶的中心距a和基準長度Ld1）根據(jù)式（8—20）[9]得，376.5≤a0?1050，初定中心距a0=400mm。2）由式（8—22）[9]計算帶所需要的基準長度（48）由表8—2[9]選帶的基準長度Ld=1800mm。3）按式（8—23）[9]計算實際中心距a（49）中心距的變化范圍為458.5mm≤a≤512.5mm5．驗算小帶輪包角（50）6．計算帶的根數(shù)Z1）計算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=125mm和ne=910r/min，查表8—4a[9]得P0=0.27KW。根據(jù)nm=910r/min，i0=3和Z型帶查表8—4b[9]得?P查表8—5[9]得，查表8—2[9]得，于是（51）2）計算V帶的根數(shù)Z（52）取3根。7．計算單根V帶的初拉力的最小值由表8—3[9]得A型帶的單位長度質量，因此（53）應使帶的實際初拉力。8．計算壓軸力壓軸力的最小值為（54）9．V帶設計結果如下表所示表2Ｖ帶輪設計結果槽型Z型帶長Ld=1800mm根數(shù)3根中心距a=400mm小帶輪直徑dd1=125mm大帶輪直徑dd2=400mm帶輪結構形式小帶輪采用實心式，大帶輪輪輻式4.5.3齒輪的設計計算1．選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按圖1所示傳動方案，選用變位直齒圓柱齒輪傳動。3）壓力機一般為機床類，速度不高，故選用7及精度（GB10095—88）。2）材料選著。由表10—1[9]選著小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)z1=20，則大齒輪齒數(shù)z2=i?z1=1.01×2．按齒面強度設計由設計計算公式（10—9）[9]進行計算，即（55）確定公式類各計算數(shù)字試選載荷系數(shù)。計算小齒輪傳遞的轉矩。由表1中小齒輪傳遞的轉矩由表10—7[9]，小齒輪做懸臂布置，選取齒寬系數(shù)。由表10—6[9]，查的材料的彈性影響系數(shù)。由圖10—21d[9]，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極；大齒輪的接觸疲勞極限。由式10—13[9]計算應力循環(huán)次數(shù)。（56）（57）由圖10—19[9]取接觸疲勞壽命系數(shù)；。計算接觸疲勞需用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10—12）[9]得（58）(59)計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入中較小的值。2）計算圓周速度v。（60）3）計算齒寬。（61）4）計算齒寬與齒高之比。模數(shù)（62）齒高（63）5）計算載荷系數(shù)。根據(jù)，7級精度，由圖10—8[9]查得動載系數(shù)，直齒輪；由表10—2[9]查得使用系數(shù)；由表10—4[9]用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐為懸臂布置。由，，查圖10—13[9]得；故載荷系數(shù)（64）6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10—10a）[9]得（65）7）計算模數(shù)。（66）3．按齒根彎曲強度設計由式（10—5）[9]得彎曲強度的設計公式為(67)確定公式內各計算數(shù)值1）由圖10—20c[9]查得小齒輪的彎曲強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；2）由圖10—18[9]取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；3）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（10—12）[9]得(68)(69)4）計算載荷系數(shù)。(70)5）查取齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)。按齒數(shù),由圖10—16[11]和10—17[11]，查取，；按齒數(shù)，由圖10—17[11]和10—17[11]，查取，；6）計算大小齒輪的并加以比較。(71)(72)大齒輪的數(shù)值比較大。設計計算(73)對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)0.59并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑=66.956mm，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)，取。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4．幾何尺寸計算。表3外嚙合直齒圓柱齒輪傳動計算結果(表中α=20°，ha*=1，c名稱符號計算公式小齒輪大齒輪模數(shù)m0.6齒數(shù)z分度圓直徑d節(jié)圓直徑d齒距p齒厚s齒槽寬e頂隙c中心距a基圓齒距p齒頂高h齒根高h齒頂圓直徑d齒根圓直徑d4.5.4曲軸尺寸參數(shù)的確定及強度校核曲柄壓力機中，常見的曲軸有三種型式，即曲軸、曲拐軸和偏心軸[1]。曲軸為壓力機的重要零件，受力復雜，故制造條件要求較高，一般用45號鋼鍛制而成。鍛比一般取2.5~3。有些中大型壓力機的曲軸則用合金鋼鍛制，如40Cr，37SiMn2MoV、18CrMnNoV，鍛比需要大于3，對于小型壓力機的曲軸，國內有些制造廠用球磨鑄鐵QT60—2鑄造。鍛制的曲軸加工后應進調質處理，有時還要在兩端切割試件進行機械性能試驗。對于大型曲軸，有時在支承頸和曲柄頸中心處鉆深孔，以該善淬透性，提高機械性能，曲軸支承頸和曲柄頸（或曲拐頸）需加以精車或磨光，為了延長曲軸壽命，在各軸頸特別是圓角處，最好用滾子碾壓強化。圖13曲軸尺寸參數(shù)的確定，如表4。圖13曲軸示意圖表4曲軸有關尺寸經(jīng)驗公式[1]及計算結果(單位：mm；Pg—公稱壓力0.08KN)曲軸各部分名稱代號經(jīng)驗公式及數(shù)據(jù)支承頸直徑取支承頸長度取曲柄頸直徑取曲柄頸長度取曲柄兩臂外側間長度取曲柄頸的寬度或直徑取圓角半徑取由于公稱壓力過小等原因2．曲軸的強度校核曲軸強度計算存在不少問題，過去所沿用的方法與實際情況相差較大，有些在計算上亦感繁瑣?，F(xiàn)只介紹一種較精確校核的計算方法[1]，這種方法對載荷和支承做了一些簡化，如圖14所示簡化模型。對載荷的簡化[1]：1）齒輪對曲軸的作用力比連桿比連桿對它的作用力小得多，可忽略不計；2）連桿對曲軸的作用力近似看成等于公稱壓力,并分別作用在距離曲柄臂處。對支承的簡化：兩支承也是在距離曲柄臂處，簡化成簡支梁。危險截面：C—C（曲柄頸中點處），B—B（右側曲柄臂右端面）。圖14曲軸計算簡圖（純彎梁法）危險截面計算：C—C截面曲軸材料為40Cr調質鋼，其許用應力，可見，曲軸強度滿足。B—B截面公稱當量力臂(75)(76)曲軸材料為40Cr調質鋼，其許用剪應力，可知，曲軸滿足剪切強度。曲軸危險截面的應力均在需用應力范圍之類，滿足強度要求。4.5.5曲軸軸承的設計計算．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。二．滑動軸承的設計計算1．驗算軸承的平均壓力（單位為MPa）曲柄連桿機構中的滑動軸承，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，設計中應驗算軸承軸瓦上的單位壓力使(77)式中：—作用在軸承上的壓力（軸承所受徑向載荷），N；—軸承的支承投影面積（mm2），與軸承的結構，尺寸有關；—軸瓦材料的許用應力，MPa，其值見表12—2[9]及表1—18[10]。2．驗算軸承的（單位為MPa?m/s）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)），限制值就是限制軸承的溫升[9]。(78)式中：—軸頸圓周速度，即滑動速度，m/s；—軸承材料的許用值，MPa?m/s，其值見表12—2[9]及表1—18[10]。3．開式壓力機滑動軸承的驗算表，見表5。表5滑動軸承的驗算公式及結果計算[9]滑動軸承位置軸瓦材料許用值計算公式校核曲軸支承頸軸承ZCuAl10Fe—3連桿大端軸承ZQSn10—1連桿小端軸承ZQAl9—44.5.6傳動軸的設計計算1．由表1傳動軸上的功率P1=7.99W，轉速n1=303.3r/min，T1=0.25N?m2．作用在齒輪上的力低速級小齒輪的節(jié)圓直徑而(79)(80)3．初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表15—3[9]，取A0=112，于是得：(81)4．軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，軸的結構與裝配方案如圖15及16所示。圖15軸的結構與裝配圖16軸的尺寸分布圖(僅做形狀參考)（2）根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度1）初取與大帶輪配合軸段直徑dⅠ—Ⅱ=12mm,帶輪輪轂寬度，取，為了保證軸端擋圈只壓在大皮帶輪上而不壓在軸上，故Ⅰ—Ⅱ軸段長度應比L1略短些，現(xiàn)取LⅠ—Ⅱ=16mm。2）初步選取滾動軸承。因傳動軸上零件，大皮帶輪、小直齒輪都沒產(chǎn)生軸向力，能夠選用承受小的軸向載荷的深溝球軸承。每端軸承采用成對使用，徑向負荷Fr產(chǎn)生內部軸向力Fa相互抵消，參照工作要求，并根據(jù)dⅠ—Ⅱ=20mm，由軸承產(chǎn)品目錄中，初步選取0基本游隙組，標準精度等級，尺寸系列03的深溝球軸承6002[12]，其尺寸，故dⅡ—Ⅲ=dⅥ—Ⅶ=15mm。右端滾動軸承采用定位軸肩進行軸向定位，查得6002型軸承的定位軸肩高度h=1mm，因此取dⅢ—Ⅳ=24mm。LⅡ—Ⅲ，LⅥ—Ⅶ要大于一對軸承寬度2B=18mm，考慮采用套筒及軸承端蓋，取LⅡ—Ⅲ=26mm，LⅥ—Ⅶ=20mm。3）?、蟆舳屋S肩長度LⅢ—Ⅵ=5mm，右端軸肩長度LⅤ—Ⅵ=6mm。4）取小齒輪軸段直徑dⅦ—Ⅷ=5m