400KN曲柄压力机总体结构及传动系统设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985400KN曲柄压力机总体结构及传动系统设计买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985摘要模锻曲柄压力机是应用较广的制造设备之一，其广泛应用于机械、汽车、电子设备、仪器制造、国防工业、日用品等生产行业。近年来，中国锻压设备和技术水平已有了很大的提高，但和发达国家相比还有一段距离。本次设计力求最大限度的改进一种模锻曲柄压力机的工作性能，对模锻曲柄压力机的总体布局及传动系统进行设计，使其更加安全，平稳，有效地工作。在全面了解模锻曲柄压力机结构、工作原理、控制方法的基础上，设计模锻曲柄压力机传动系统及其执行机构。根据压力机的工作原理，对模锻曲柄压力机的动力学参数进行分析，确定了模锻曲柄压力机的结构与技术参数，给出了模锻曲柄压力机的总体结构设计方案。根据模锻曲柄压力机的设计方案，对模锻曲柄压力机总体布局、传动系统和执行机构进行设计。在总体布局上重新布置各结构的位置，使其更有效的工作。对传动系统及执行机构进行数据计算，确定了各部分尺寸及参数值。关键词曲柄压力机；传动系统；传动轴；曲轴；滑块买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985IBSTRCTTHEFORGINGCRANKPRESSISONEOFTHEMOREWIDELYUSEDMANUFACTURINGEQUIPMENTITISWIDELYUSEDINTHEFIELDOFMECHANICAL,AUTOMOBILEMANUFACTURING,ELECTRONICEQUIPMENT,INSTRUMENTMAKINGINDUSTRY,NATIONALDEFENDINDUSTRYANDCOMMODITYPRODUCTINDUSTRYETCINRECENTYEARS,CHINESEFORGINGEQUIPMENTANDTECHNICALLEVELHAVEBEENGREATLYIMPROVED,BUTSTILLLAGSBEHINDDEVELOPEDCOUNTRIESTHISDESIGNSEEKSTOIMPROVETHEPERFORMANCEOFAFORGINGCRANKPRESSINMAXIMUMLIMITATIONANDTHELAYOUT,TRANSMISSIONSYSTEMANDACTUATORMECHANISMAREDESIGNED,TOMAKEITWORKMORESAFELY,STABLLYANDEFFECTIVLYONTHEBASISOFUNDERSTANDINGTHESTRUCTURE,WORKINGPRINCIPLE,CONTROLMETHODOFFORGINGCRANKPRESS,TRANSMISSIONSYSTEMANDIMPLEMENTINGMECHANISMOFFORGINGCRANKPRESSAREDESIGNEDACCORDINGTOTHEPRINCIPLEOFTHEPRESS,THEKINETICPARAMETERSOFFORGINGCRANKPRESSISANALYZEDTODETERMINETHESTRUCTUREANDTHETECHNICALPARAMETERSPROJECT,ANDOVERALLSTRUCTUREDESIGNSCHEMEOFFORGINGCRANKPRESSACCORDINGTOTHEDESIGNPROJECTOFFORGINGCRANKPRESS,LAYOUT,TRANSMISSIONSYSTEMANDACTUATORMECHANISMAREDESIGNEDTHELOCATIONOFEACHSTRUCTUREWASREARRANGEMENT,TOMAKEITWORKMOREEFFECTIVLYANDTHEDATAOFTRANSMISSIONSYSTEMANDACTUATORMECHANISMARECALCULATED,THUSDETERMINETHESIZEOFEACHPARTANDPARAMETERVALUEKEYWORDSCRANKPRESSTRANSMISSIONSYSTEMTRANSMISSIONSHAFCRANKSHAFTSLIDER买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985目录摘要IBSTRCTII第1章绪论111论文研究的背景及意义112国内外发展和现状213论文研究的主要内容及研究设想2第2章曲柄压力机总体方案设计321曲柄压力机总体方案设计322曲柄压力机的组成323曲柄压力机的工作原理424主要执行机构设计方案425传动系统设计方案526离合器和制动器结构设计方案527机身结构设计方案628本章小结6第3章曲柄压力机传动系统设计731电动机功率的设计计算732电动机规格的选取8341选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数10342按齿面接触强度设计11343按齿根抗弯强度设计12344几何尺寸计算13345验算14346齿轮主要几何参数1435本章小结14第4章曲柄压力机执行机构设计1541曲柄滑块机构的运动分析和受力分析1542曲柄、连杆和滑块的受力情况分析1644连杆设计19买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985441连杆主要尺寸的经验数据19442校核连杆和调节螺杆的强度2045导轨设计2046本章小结21第5章曲柄压力机主要零部件结构设计2251传动轴设计22511按扭转强度条件计算22512按弯扭合成强度条件计算22513核算轴的疲劳强度安全系数2352键设计2353轴承设计2454离合器和制动器结构设计2655机身结构设计2856本章小结28结论29致谢30参考文献31买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709850第1章绪论11论文研究的背景及意义随着国民经济的飞速发展和科学技术的日益提高，我国的五金工具、医疗器械、餐具等行业的发展日新月异。汽车、火车、拖拉机、航空等交通行业的机械锻造工艺对设备的吨位、精度、可靠性及自动化程度提出了更高的要求，尤其是随着火车速度的不断提高，原来的铸造工艺制作的如火车、拖钩等大型关键件的质量已不能满足性能要求，必须改为锻造工艺制作。锻压机床是工业基础装备的重要组成部分之一，在航空航天、汽车制造、交通运输、冶金化工等重要工业部门得到广泛应用。任何一个工业发达国家，其锻压机床的技术水平和拥有量，是其工业发达水平的重要标志。迄今为止，我国锻压机床经半个多世纪的发展，通过国家经济建设“十二五”规划的实施，已经从只能生产半自动化单机诸如各种普通、专用压力机、液压机、锤发展到能够生产装备机械化和完全自动化锻压生产线，大重型锻压机和具有各种特殊功能的先进特种锻压机床。改革开放以来，在引进国际先进技术和合作生产的基础上，极大地提高了锻压机床的设计开发能力和制造水平。近年来，随着我国以汽车为龙头的制造业的飞速发展，大大刺激了锻压生产的进步，新型的锻压装备不仅能确保通用产品的性能、质量和可靠性，且国产大型精密高效的成套设备、自动化生产线、FMC，FMS等高新技术、高附加值的锻压生产装备正在装备着我国的制造业，与国外公司竞争市场。锻压生产主要是利用锻压设备和模具实现对金属材料板材的加工过程。所以锻压加工有如下特点在材料消耗不大的前提下，制造出的零件重量轻、刚度好、精度高。在压力机的简单冲击作用下，一次工序即可完成由其他加工方法所不能或难以制造完成的较复杂形状零件的加工。制件的精度较高，且能保证零件尺寸的均一性和互换性。经济上采用适当的锻压工艺后，可大量节约金属材料，可实现少切屑的加工方法。操作简单，便于组织生产。节省能源。生产率高。曲柄压力机是一种应用广泛的锻压设备，是我国工业部门中最基本、最常见的压力机械类型。其中，中、小吨位开式机身机械式曲柄压力机使用量最多。曲柄压力机通过曲柄滑块机构将电动机的旋转运动转换为滑块的直线往复运动，对坯料进行成形加工的锻压机械。曲柄压力机动作平稳，工作可靠，广泛用于冲压、挤压、模锻和粉末冶金等工艺。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709851近年来，电子技术、计算机技术与机床技术相结合，强烈要求分析设计内容完善化、目标最优化、使机床加工高速化、加工过程自动化和柔性化，并且具有高可靠性和良好的经济效益。因此，研究高精度、高质量、高效率、自动化程度高、安全可靠的压力机具有重要的现实意义。12国内外发展和现状自2000年后,欧洲锻造工业增长强劲,特别是2014年锻造业发展迅猛。日本及亚洲一些国家锻造业却表现平平,而且日本和韩国锻造业还出现了前所未有的滑坡。中国表现一般,没有明显的好转,但2013年下半年起比较好。印度锻造业有所发展,是这四年中锻造发展最快的地区。另外,俄罗斯锻造工业开始复苏,不断冲击着亚太市场。美国在汽车锻件生产方面有所回升,但仍受到巨大进口的冲击,美国锻造业主要集中在航空、航天及军事器械领域,汽车锻件几乎被进口锻件占领。在美洲,巴西锻造工业开始显示强劲发展,成为欧、日锻造企业在美国市场上潜在的强有力的竞争对手。值得一提的是2014年几乎全球的锻造用钢材出现了上扬,平均上扬达10左右,这使许多锻造企业受到了巨大打击。无论如何,世界锻造业从2000年到2014年总的趋势仍为上升趋势。近年来，随着中国汽车制造业的大发展，中国锻压行业也迎来了一个前所未有的发展机会。近年来，中国锻压设备和技术水平已有了很大的提高，锻压行业的竞争力亦得到提升，某些技术已达到世界先进水平。但是，由于参与中国锻压行业竞争的企业在不断增加，许多发达国家的锻压设备和锻压件制造厂也陆续进入，各锻压设备厂之间、各锻件生产企业之间的市场竞争将异常激烈，如何面对这种机遇和挑战，已经摆在每一个锻压工作者的面前。13论文研究的主要内容及研究设想1设计内容模锻曲柄压力机总体布局设计,模锻曲柄压力机传动系统设计,模锻曲柄压力机执行机构设计,模锻曲柄压力机主要零部件结构设计。2研究设想根据模锻曲柄压力机的工艺与结构特性，确定压力机的主要技术参数,依据模锻曲柄压力机的主要技术参数，确定压力机的总体结构初步设计方案,综合评价分析结果，确定模锻曲柄压机的最优化设计方案,根据以上分析结果，对模锻曲柄压力机进行总体布局设计及传动系统设计。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709852第2章曲柄压力机总体方案设计21曲柄压力机总体方案设计模锻曲柄压力机设计成功与否，首先取决于其方案的确定是否合理。综合分析现有模锻曲柄压力机结构型式，提出400KN模锻曲柄压力机本体主要技术参数如下滑块公称力400KN喉深250MM滑块行程80MM工作台尺寸460MM700MM滑块行程次数55R/MIN工作台板厚度65MM最大封闭高度330MM最大倾斜角30封闭高度调节量65MM电动机功率55KW模锻曲柄压力机结构设计应考虑的主要因素满足各种锻造工艺要求。具有良好的刚度、强度和整体工作性能。结构设计合理，具有良好的制造、安装工艺性。使用可靠，便于操作和维修。根据模锻曲柄压力机的技术参数和功能要求，就主要执行机构、传动系统、主要零部件结构等方面介绍模锻曲柄压力机总体方案设计方法。22曲柄压力机的组成曲柄压力机是采用机械传动的材料成型塑性成型设备，通过曲柄连杆机构获得材料成型所需的力和直线位移，从而使坯料获得确定的变形，制成所需的工件，可进行冲压、挤压和锻造等工艺，广泛应用于汽车工业、航空工业、电子仪表工业和五金轻工等领域。1机身机身由床身、底座和工作台三部分组成，工作台上的垫板用来安装下模。机身大多为铸铁材料，而大型压力机采用钢板焊接而成。机身首先要满足刚度、强度条件，有利于减振降噪，保证压力机的工作稳定性。2动力传动系统动力传动系统由电动机、传动装置齿轮传动或带传动以及飞轮组成，其中电动机和飞轮是动力部件。在压力机的空行程，靠飞轮自身转动惯量蓄积动能；在冲压工件瞬间受力最大时，飞轮放出蓄积的能量，这样使电动机负荷均衡，能量利用合理，减少振动。有的压力机利用大齿轮或大皮带轮起到飞轮的作用。3工作机构买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709853工作机构是曲轴、连杆和滑块组成曲柄连杆机构。曲轴是压力机最主要部分，它的强度决定压力机的冲压能力；连杆是连接件，它的两端与曲轴、滑块铰接；装有上模的滑块是执行元件，最终实现冲压动作。输入的动力通过曲轴旋转，带动连杆上下摆动，将旋转运动转化成滑块沿着固定在机身上导轨的往复直线运动。4操纵系统操纵系统包括离合器、制动器和操纵机构。离合器和制动器对控制压力机的间歇冲压起重要作用，同时又是安全保证的关键所在，离合器的结构对某些安全装置的设置产生直接影响。操纵装置一般采用脚踏开关。23曲柄压力机的工作原理如图21为曲柄压力机运动原理图，电动机1通过三角皮带将运动传给大皮带轮3，再经过齿轮4、5把运动传给曲轴7，通过连杆9转换为滑块10的往复直线运动，因此，就将齿轮的旋转运动变成了滑块的往复直线运动。由于工艺操作的需要，滑块时而运动，时而停止，因此装有离合器6和制动器8。压力机在整个工作周期内进行工艺操作的时间很短，即有负荷的工作时间很短，大部分时间为无负荷的空程。为了使电动机的负载均匀，有效地利用能量，因而装有飞轮，大齿轮5即起飞轮作用。1电动机2小皮带轮3大皮带轮4小齿轮5大齿轮6离合器7曲轴8制动器9连杆10滑块11导轨图21曲柄压力机运动原理图在电动机不切断电源情况下，滑块的动与停是通过操纵脚踏开关控制离合器6和制动器8实现的。踩下脚踏开关，制动器松闸，离合器结合，将传动系统与曲柄连杆机构连通，动力输入，滑块运动；当需要滑块停止运动时，松开脚踏开关，离合器分离，将传动系统与曲柄连杆机构脱开，同时运动惯性被制动器有效地制动，使滑块运动及时停止。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985424主要执行机构设计方案曲柄压力机种类很多，但按主要执行机构分类只有两种形式曲柄滑块机构、曲柄连杆楔块机构。虽然第2种形式有利于压机刚度和抗偏载能力的提高，但比第1种形式结构复杂，机械效率与行程速度降低，设备重量增加，模具磨损加剧，维护困难，因而优先选用第1种执行机构。在普通曲柄滑块机构的基础上又变形出多种结构，如压环式、曲柄圆、双滑块等。尽管各有其特点，但又相应带来无法克服的缺点。经过反复比较，该压机的主要执行机构采用普通的曲柄滑块形式。曲柄滑块机构是由曲轴、连杆、滑块组成。曲轴是压力机最主要部分，它的强度决定压力机的冲压能力；连杆是连接件，它的两端与曲轴、滑块铰接；装有上模的滑块是执行元件，最终实现冲压动作。1电动机2小皮带轮3大皮带轮4传动轴5小齿轮6大齿轮7曲轴8滑块图22曲柄压力机传动系统简图25传动系统设计方案如图22所示为曲柄压力机传动系统简图。传动系统由电动机、传动装置带传动和齿轮传动以及飞轮大齿轮构成，其形式及布置对压力机的总体结构、外观、能量损耗及离合器的工作性能等都有影响。传动系统的作用是将电动机的能量传递给曲柄滑块机构，并且达到滑块的行程次数。曲柄压力机通常分为一级传动和二级传动两种。一级传动结构简单，但速比小，传动能量小。故采用二级传动，在电机轴与曲轴之间设传动轴，飞轮装在曲轴上，以降低电机功率，满足压力机锻造瞬间所需要的能量。压力机的主传动为电机轴与传动轴之间采用普通V形皮带，可起到保护电机的作用传动轴与曲轴之间采用渐开线圆柱齿轮，传动平稳，噪音低。传动系统相对于压力机正面平行安放，传动齿轮安装于机身之外，便于安装和维修。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985526离合器和制动器结构设计方案离合器与制动器是控制曲柄滑块机构运动和停止的关键部件。离合器实现工作机构与传动机构的接合与分离。制动器在离合器断开运动时使滑块迅速停止在所需要的位置。曲柄压力机常用的离合器有钢性离合器和摩擦离合器两大类；常用的制动器有圆盘式制动器和带式制动器。本压力机采用滑销式刚性离合器，安装在曲轴上，结构简单，容易制造，成本较低。与离合器配合使用的制动器采用偏心带式制动器，安装在曲轴的另一端，结构简单、紧凑、重量轻，拆装调整方便，容易更换摩擦材料，便于维护保养，制造成本较低。27机身结构设计方案机身是压力机的一个基本部件，压力机几乎所有零件都安装在机身上。机身不仅要承受压力机工作时全部的变形力，还要承受各种装置和各个部件的重力。机身的结构形式与压力机的类型密切相关，它主要决定于使用时的工艺要求和自身的承载能力。一般可分为开式机身和闭式机身两大类。为了便于从机身背部出料，有利于冲压工作的机械化与自动化，采用双柱可倾式机身。28本章小结本章给出了400KN曲柄压力机的本体结构初步设计方案，同时给出了曲柄滑块机构设计方案、离合器和制动器结构设计方案、机身结构设计方案，并给出了各结构组合形式。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709856第3章曲柄压力机传动系统设计31电动机功率的设计计算设计压力机功率按一次行程也即一个循环的平均能量来计算电动机的功率。由参考文献20式4118，得NMW/T31其中NM平均功率；W为曲柄压力机在一个工作循环所消耗的能量即一次行程功；T为一个工作循环时间。由参考文献20式4119，得T1/NCN32N为滑块行程次数，CN为压力机行程利用系数，取CN08。T1/5508/60136S由参考文献20式4121得WW1W2W3W4W5W6W733式中W1为工件变形功；W2为工作行程时，拉伸垫工作功；W3为工作行程时，曲柄滑块机构的摩擦功；W4为工作行程时，压力机受力系统的弹性变形功；W5为压力机空程向上、向下所消耗的能量；W6为单次行程时，滑块停顿、飞轮空转所消耗的能量；W7为单次行程时，离合器接合所消耗的能量。由参考文献20图487得W107FGH0315FGH0031540004201008J34由参考文献20式4124得W21/36FGS1/3640080889J35由参考文献20式4125得W305MQFGG058184000524857J36由参考文献20式4126，表424得W405FG2/CN054002/400200J37由参考文献20式4127，表425得W5500J，W6N6TT150024109650J38由参考文献20式4128得W702W。代入计算得W1008889857200500650/085130J买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709857由参考文献20式4120得电动机的额定功率P0KNM39K为电动机功率系数，取K14。代入计算得P0145130/136528KW32电动机规格的选取由P0528KW，查参考文献3表9101选Y系列三相异步电动机Y132M26功率P55KW转速N960R/MIN。传动比分配总传动比I960/55175。带传动传动比取I14。则齿轮传动比I2I/I1175/4436。0轴0轴即电动机轴P0PR55KWN0960R/MINT0955P0/N0547NM310轴轴即传动轴P1P001P0带55095523KWN1N0/I01N0/I带960/4240R/MINT1955P1/N1955523103/240208NM轴轴即曲轴P2P112P1齿承523097098497KWN2N1/I12240/43655R/MINT2955P2/N2955497103/55863NM33带传动设计1确定计算功率查参考文献12表1210查得工作情况系数K13,故计算功率PCKP1355KW715KW3112选择带型根据PC715KW，N1960R/MIN，查参考文献12图129初步选用普通V带型3确定带轮的基准直径初选小带轮的基准直径D1根据带截型，查参考文献12表123、1211选取D1DMIN。为了提高带的寿命，宜选取较大的直径。选取主动轮基准直径D1125MM，从动轮基准直径D2I1D14125500MM，查参考文献12表1211选取基准直径系列值D2500MM验算带的速度买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709858带速太高则离心力大，减小带与带轮间的压力，易打滑；带速太低，要求传递的圆周力大，使带根数过多，故V应在525MM/S之内。若V超此范围可调整小带轮基准直径D1或转速。带速计算式为VD1N1/601000,312所以V125960/601000628M/S带的速度合适。4确定中心距和带的基准长度带传动中心距不宜过大，否则将由于载荷变化引起带的颤动。中心距也不宜过小否则带短饶转次数多，会降低带的使用寿命，同时也使1减小，降低传动能力。所以，对于带传动，中心距0一般可取为07D1D202D1D2,313将D1、D2代入，初选中心距0500MM带长LDO20D1D2/2D2D12/4O,3142500625/25001252/450020521MM查参考文献12表125选取型带的标准基准长度LD2240MM实际中心距3158/D8L2L22121D1D3756406540596MM取600MM5验算小带轮上的包角11180OD2D1573O/316180O500125573O/600144O120O故包角合适。6确定带的根数ZV带根数按下式计算31710/MAX0ZKPZLCA其中P为计算功率；CPO是单根V带的基本额定功率；PO为单根V带额定功率的增量；K为包角修正系数；KL为长度系数。查参考文献12表1212得K091买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709859查参考文献12表1213得KL106查参考文献12表126，得PO140查参考文献12表127得PO011于是Z715/14001109110649，取Z5根。7确定带的初拉力F0初拉力的大小是保证带传动正常工作的重要因素。初拉力过小，摩擦力小，容易打滑；初拉力过大，带的寿命低，轴和轴的承受力大。单根V带张紧后的初拉力F0为F0500P/ZV25/K1QV2318CA查参考文献12表122得Q010KGM1代入计算得F0500715/562825/091101628220319N8计算带传动作用在轴上的力压轴力Q为了设计安装带轮的轴和轴系，必须计算V带传动作用在轴上的力Q，它等于两边拉力的合力，该力可近似按下式计算Q2ZF0SIN1/23192520319SIN144O/219325N9带轮结构设计1对V带轮的设计的主要要求设计V带轮的一般要求为质量小；结构工艺性好；无过大的铸造应力；质量分布均匀；与带接触的工作面要精细加工表面粗糙度一般为RA32M,以减少带的磨损；各槽的尺寸和角度都应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀。2带轮材料由带速V628M/S300MM，故大带轮采用轮辐式结构。根据带轮截型查参考文献12表1215确定轮槽尺寸，其余尺寸按参考文献12图1213中的经验公式计算确定。按带轮的各部分尺寸，绘制出零件图。34齿轮传动设计齿轮传动是机械传动中应用最广泛的一种传动形式。其主要优点是效率高，传动比准确，结构紧凑，寿命长；主要缺点是制造成本较高，不适宜于远距离两轴间的传动。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098510341选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1根据传动设计方案，大小齿轮都选用渐开线直齿圆柱齿轮开式传动，悬臂布置。2选择材料考虑此减速器的功率较大，故大、小齿轮材料都选用硬齿面。查参考文献12表96选得大、小齿轮材料均为为40CR，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC。3选取精度等级。因采用表面淬火，轮齿的变形不大，不需磨削，故初选7级精度按GB/T100951988，齿面粗糙度R08M，装配后齿面接触率为70。4因为是开式硬齿面齿轮传动，故选小齿轮齿数Z125，大齿轮齿数Z2IZ1109342按齿面接触强度设计由参考文献12设计计算公式943进行计算，即320；32HE11/ZUD/2KTTD确定齿轮参数试选载荷系数KT13。计算小齿轮传递的转矩输入轴功率P1P055095098512KW3212式中1带传动效率；2滚动轴承效率。小轮转矩T1，由式T1955106P1/N1；得1955106512/240204105NMM。查参考文献12表912选取齿宽系数D06。查参考文献12表910查得材料的弹性影响系数；MP819ZE取20O，故52COSIN/2ZH查参考文献12图934D按齿面硬度中间值52HRC查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限HLIM1HLIM2950MPA。计算应力循环次数N160N1KLH602401103008346108,322N2NI/I346108/43679107323查参考文献12图935查得接触疲劳寿命系数ZN110，ZN210。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098511计算接触疲劳许用应力取安全系数SH1，由参考文献12式944得ZN1HLIM1/SH10950/1950MPA3241ZN2HLIM2/SH10950/1950MPA3252H计算齿轮参数试算小齿轮分度圆直径D1T，代入H中较小的值由参考文献12式943得M231EH2KTU/Z/65326计算圆周速度VTDNS1/608/08M/S327计算齿宽BBDD1T39MM计算齿宽与齿高之比B/HMTD1T/Z126，H225MT585，B/H67。计算载荷系数根据V08M/S，7级精度，查参考文献12图931得动载系数KV112,设KFT/B100N/MM。由参考文献12表98查得KHKF11。由参考文献12表97查得K150。由参考文献12表99查得KHB130。由参考文献12表932查得KFB130。故载荷系数KKKVKKB151121113240。按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由参考文献12式948第一式得D1D1T65MM80MM3283/T324/1计算模数MMD1/Z180/25MM32MM。343按齿根抗弯强度设计由参考文献12式946得抗弯强度的设计公式为32932Z1SF1D/Y2KTM1确定公式内的各参数值买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098512由参考文献12图937查得大、小齿轮的抗弯疲劳强度极限FLIM1FLIM2520MPA。由参考文献12图938查得抗弯疲劳寿命系数YN110，YN110。2计算抗弯疲劳许用应力。取抗弯疲劳安全系数SF14,由参考文献12式947得YN1FLIM1/SF371433301YN2FLIM2/SF371433312F3计算载荷系数KKKKVKKB151121113240查取齿形系数。由参考文献12表911查得YF1262，YF2218查取应力校正系数。由参考文献12表911查得YS1159，YS21794计算大、小齿轮的YFYS/F1并加以比较YF1YS1/F1262159/3714300112YF2YS2/F2218179/3714300105小齿轮的数值大设计计算MM523401/065308对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根抗弯疲劳强度计算的模数，选取标准模数第一系列M4MM。验证传动比实际传动比Z2/Z1109/25436实I传动比误差I/436100005在允许范围内。实理买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098513344几何尺寸计算计算分度圆直径D1Z1M254100MM,D2Z2M1094436MM计算中心距D1D2/2100436/2268MM计算齿轮宽度BDD10610060，取B2B60MM，取B1B251065MM345验算FT2T1/D1221105/100N4200N,KFT/B154200/60105100N/M,合适。346齿轮主要几何参数Z125，Z2109，I436，M4MMD1MZ1425100MM，D2MZ24109436MMD1D12HM1002104108MMD2D22HM4362104444MMDF1D12HCM100210025490MMDF2D22HCM4362100254426MMD1D2/2100436/2268MMB2B60MM，B165MM。35本章小结本章叙述了400KN曲柄压力机的传动系统设计过程及尺寸计算，包括电动机规格的选取、带传动的设计、齿轮传动的设计，并进行校核计算。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098514第4章曲柄压力机执行机构设计41曲柄滑块机构的运动分析和受力分析滑块的位移与曲柄转角的关系滑块经连杆与曲柄连接，曲轴转动一周，滑块上下往复运动一次。如图41所示，是曲柄滑块机构处于任意位置时的情况。图41曲柄滑块机构R表示曲柄半径，L表示连杆长度。表示曲柄的转角，习惯上由曲柄最低位置相当于滑块在下死点、沿曲柄旋转的相反方向计算。B点表示连杆小端的中心，也是滑块上的一点。所以B点的位移可以代表滑块的位移。若以滑块的下死点B1作为计算的原点，那么在任意位置时滑块的位移为SBOB1OBOB1OBRLRCOSLCOSR1COSL1COSR1COSL/R1COS令R/L连杆系数，代入上式得SBR1COS1COS/其中是连杆与中心线OB1的夹角，它的值可以从三角形OB中求得SIN/LRSIN/LSIN故COS，代入上式得SIN12COS，所以SBR1COS1/SI2SIN12（下死点）（上死点）B1L。0，A。9O买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098515而12SIN2/2SIN12那么SBR1COSRSIN2/2L41即已知曲柄半径R和连杆系数时，便可从上式求出对应于不同的角和SB值。42曲柄、连杆和滑块的受力情况分析判断曲柄滑块机构能不能满足工艺要求，除了检验它的运动规律是否符合要求外，还有很重要的一点就是要校核它的强度。进行强度计算之前，必须首先确定机构中主要零件所受的力。忽略摩擦和零件本身重量时滑块的受力情况如图42所示。图42滑块的受力情况分析其中P1是材料抵抗变形的反作用力，N是导轨对滑块的约束反力，PB是连杆对滑块的约束反力，这三个力交于B点，组成一个平衡的汇交力系。根据力的平衡原理，从力三角形中可以求得力P1、N和PB之间的关系PBP1/COS，NP1TG由SINSIN知，当90时，达到最大值。如取03，90时，1728。一般曲柄压力机03，负荷达到公称压力的曲柄转角仅30左右，因此曲柄压力机负荷最重时的角远小于1728。所以可认为COS1，TGSINSIN，上面两式便成为PBP1，NP1SINP1ABO上模导轨滑块买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098516式中PB连杆对滑块的约束反力，也等于连杆所收受的作用力；P1材料抵抗变形的反作用力N导轨对滑块的约束反力，也等于滑块对导轨的正压力；连杆系数；曲柄转角。在不计摩擦和零件本身重量时对曲轴进行受力分析如图43A，图43B。图43A曲轴连杆机构图43B曲轴受力分析其中PB是连杆对曲柄的约束反力，它与前面所说的力PB大小相等，方向相反；R1与R2分别是曲轴支承1和2处的支反力；PN是小齿轮对大齿轮的作用力。这几个力虽然不在同一个平面上，但却彼此平衡，因而组成一个空间的平衡力系。为解决这个空间力系的问题，将力PB从点平移到曲柄的回转中心O点。根据力学中力平移的原理，平移后还需加上一个力偶，这个力偶矩M0等于O点到力PB作用线的垂直距离M0即OC与力PB的乘积，即大齿轮连杆曲轴支承2支承D0,AB大齿轮小齿轮M0BL1,PABNCO买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098517M0PBM0由于PBPBP1，所以上式又可写成M0P1M0。即该扭矩就是曲柄所需传递的扭矩，也是大齿轮所需传递的扭矩。其中M0可从几何关系中求出，在三角形OC中，由于OC，OR，所以M0RSINRSINCOSCOSSIN又COS1，SINSIN，所以上式成为M0RSINCOSSINRSINSIN2/242所以在不计摩擦时曲轴所需传递的扭矩M0P1RSINSIN2/2查参考文献14表22得SINSIN2/202在计算曲轴所需的传动扭矩，如果不考虑摩擦的影响，会带来较大的误差，所以计算时，因考虑摩擦所增加的扭矩M。在曲柄滑块机构中的摩擦主要发生在四处滑块导向面与导轨之间的摩擦曲轴支承颈与轴承之间的摩擦曲柄颈与连杆大端轴承之间的摩擦连杆销与连杆小端轴承之间的摩擦。上述四处的摩擦都会使曲轴增加所需传递的扭矩。由经验可知，摩擦扭矩M是不计摩擦时的扭矩M0的5。所以曲柄所需传递的总扭矩M总105M0105400400457560NM4343曲轴设计选取曲轴材料为40CR调质。根据参考文献20表410查得曲轴的许用弯曲应力140MPA，100MPA,单边传动。图44曲轴初步确定主要尺寸如图44按参考文献20表48经验公式得买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098518D0455455100MM44GF40D1114D0110MML1317D0170MMLQ2530D0270MML01522D0150MMR008010D08MM2强度校核计算由参考文献20表411曲轴强度计算公式得LQL8RFG/04D24527017088400/041102136MPA140MPA符合要求。BB5M总/D0310346BB57560/1003103378MPA100MPA符合要求。44连杆设计连杆是曲柄滑块机构中的重要构件。压力机在工作时，连杆要传递工作载荷，因此要求具有足够的强度。在运动过程中，连杆作平面复合运动，故连杆两端应分别与曲柄和滑块铰接。同时，为了调节压力机的装模高度或封闭高度，连杆的长度还要求可调。根据曲柄压力机的设计方案采用球头式连杆，连杆材料为球墨铸铁QT4505。已知FG400KN。441连杆主要尺寸的经验数据图45A调节螺杆图45B连杆查参考文献20表413，按经验公式DB3957395780MM取DB80MM。GF40D0059083DB60MM，D20810D050MM,D30910DB80MM，D415186D0120MM,H1523D0100MM买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098519442校核连杆和调节螺杆的强度1校核调节螺杆的最大压缩应力已知螺杆直径D060MM，查参考文献20表415螺杆内径D151796MM，MIN300CM2，则YFG/MIN400/3001333KN/CM2133108PA调节螺杆的材料用45钢调质，取许用应力较小数值Y1800105PA所以YY，强度符合要求。2核算调节螺纹的强度因螺距S6MM，螺母外径D060MM，螺母内径D1528MM，H08S5MM，H90MM。所以W15FGD0D1/ND0H24715400103560528/3149060525096MPA螺母的材料用HT2040，查参考文献20表64得W55MPA，WW，合乎要求。45导轨设计导轨的功用是导向和承载。即保证运动部件在外力作用下，能准确地沿着一定的方向运动。导轨的质量在一定程度上决定了压力机的加工精度、工作能力和使用寿命。因此，导轨必须满足下列设计基本要求1导向精度。导向精度是指动导轨沿支承导轨运动时，直线运动导轨的直线性和圆周运动导轨的真圆性，以及导轨同其他运动之间相互位置的准确性。2精度保持性。为了能长期保持导向精度，对导轨提出了刚度和耐磨性的要求。若刚度不足，则直接影响部件之间的相对位置精度和导轨的导向精度，使导轨面上的比压分布不均匀，加剧导轨面的磨损。3结构工艺性。在可能的情况下，应尽量使导轨结构简单，便于制造和维护。压力机导轨采用V形，左右对称布置如图46所示。导轨与滑轨应有适当的间隙，间隙小，导向准确，但过小，则会出现发热、买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098520拉毛和发黑现象，造成导轨和滑块接触面迅速磨损。为了使滑块在适当的间隙内运动，导轨与滑块的间隙设计成可调整的。下图中，右导轨是固定的，左导轨在固定螺栓松开后，拧动调节螺栓图中未画出，可以左右移动，以便调节间隙。导轨滑动面所用的材料为灰铸铁HT150，滑块所用的材料也为HT150。图46导轨46本章小结本章对400KN曲柄压力机的执行机构进行设计，主要对曲轴、连杆、及导轨进行尺寸计算说明并进行各部分强度校核。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098521第5章曲柄压力机主要零部件结构设计51传动轴设计511按扭转强度条件计算选轴的材料45钢，根据参考文献12计算公式1825130N/PAD因P1523KW；N240R/MIN，查参考文献12表182取0120代入上式得D34MM。考虑到有键槽D应扩大710，取D40MM。512按弯扭合成强度条件计算传动轴上的作用力有两个，一个是齿轮作用力，另一个是皮带作用力大齿轮对小齿轮的法向力PN213M1/MZ1。其中模数M4MM,齿数Z125，小齿轮所需传递的扭矩T1204105NMM故PN213204105/42543103N由皮带轮设计可知，皮带对轴的作用力Q19325N轴的受力情况如图51，图中R1和R2是支座反力。图51传动轴受力分析图MNWPN支承支承皮带作用力Q买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098522由于截面的弯矩和扭矩最大，所以此截面最危险。下面核算截面的强度MW43103628/213106NMM由参考文献12表183选取轴的许用弯曲应力80MPA523212/AT10D其中是考虑弯距和转距所产生的应力的循环特性不同而引入的修正系数。选取1，代入计算得D/M22653101048479。圆整后，取D60MM。513核算轴的疲劳强度安全系数由于截面有台阶，应力集中现象比较严重，且直径较小D65MM,扭矩又比较大，扭矩和其它截面相同弯矩MW13106NMM，所以核算此截面的疲劳强度。由参考文献12表183得180MPA，由参考文献12表182得130MPA；取005，0。由参考文献12表64查得圆角处的K13，K18。由参考文献12表614查得08。又因为M0,WMW/01D313106/0165346N/MM2MN/2T/202D3204105/20265319N/MM2。所以仅考虑弯曲应力时的安全系数为S1/KM,5380考虑扭转应力时的安全系数为S1/KM30/19180198354截面的安全系数为552SSS1113,所以轴安全。N318341252键设计传动轴与大皮带轮之间用圆头普通平键连接，如图52。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098523买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098524图52平键轴的直径D60MM,键的截面尺寸BH1811MM，T144MM。初步拟定键长L80MM,对于圆头普通平键，因为两端的圆头部分与轮毂上的键槽不接触，所以LLB801862MM。平键连接所需传递的扭矩T208NM。平键材料为45号钢，大皮带轮的材料为HT200比平键和轴的材料差。按参考文献20表423查得P200250MPA。普通平键工作时，受到挤压和剪切，但其主要失效形式是因挤压而造成的压溃破坏，所以应验算挤压强度。受压表面的挤压应力P2T/DT1L,562208103/604462,254MPAP200250MPA传动轴与小齿轮之间用圆头普通平键连接,其中T863NM，T144MM，D65MM。则BH1811，初拟L50MM，所以LLB501832MM按参考文献20表423查得P200250MPAP2T/DT1L2863103/6544321886MPAP200250MPA故强度符合要求。53轴承设计在曲柄压力机中，曲轴的轴承负荷较大，冲击较严重，径向尺寸又有一定的限制，所以一般采用滑动轴承；而其它轴的轴承，一般采用滚动轴承曲轴上滑动轴承设计拟定轴瓦的内径D1110MM，轴瓦的工作长度L170MM。查参考文献12表191得P245MPA，PV196MPAM/S。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098525已知曲轴转速N55R/MIN核算比压PFG/2400/2200KN,所以PP/LDL200103/1101701070MPAP。核算PV因为VDN/601000，所以PVF/LDDN/601000，107011055/601000,339MPAM/SPV。核算结果表明，轴承的发热情况不严重，但这是基于正确安装和保证润滑的条下的结论，如果安装不正确，润滑条件不好，轴承工作条件将显著变坏，甚至会烧坏。传动轴上滚动轴承的设计已知滑块行程次数N55R/MIN，公称压力角P20O。由参考文献3表527查得CN05，负荷性质为中等冲击。由参考文献12表524查得FD18。传动轴转速N960/436240R/MIN。由“传动轴”计算可知，皮带作用力Q19325N，齿轮法向作用力PN43103N。根据各支点的弯矩等于零得，即W10,222Q466R2628PN0，求得R26715NW20,688Q466R1162PN0，求得R14348N。由于支承1和支承2采用的轴承型号相同，而R2R1，所以只需计算支承2的寿命和静负荷。由参考文献3表943选定轴承型号为7018C角接触球轴承，该轴承的参数为15O，CR715KN，CO698KN。要求寿命大于20000小时。核算轴承的寿命计算实际负荷每个轴承承受的实际径向负荷为FRR26715N因为齿轮轴向负荷为FS125FRTAN1256715TAN15O2249N买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098526计算当量动载荷F/FR2249/6715033E038查参考文献12表206得X1，Y0，X005，Y0046。在此情况下径向当量动载荷为PRFR6715N，因为是球轴承，取3。计算轴承寿命LH106/60NCR/P57106/60240715103/6