毕业设计（论文）- JG23—40曲柄压力机的绿色改造

本 科 毕 业 论 文（设 计）题目（中文） JG2340曲柄压力机的绿色改造 （英文） The Green Modification of The JG2340 Crank Press 学 院 信息与机电工程学院 年级专业 2008级机械设计制造及其自动化 学生姓名 学 号 指导教师 完 成 日 期 2012 年 4 月本科毕业论文（设计）诚信声明本人郑重声明：所呈交的毕业论文（设计），题目JG2340曲柄压力机的绿色改造 是本人在指导教师的指导下，进行研究工作所取得的成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式注明。除此之外，本论文（设计）不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。本人完全意识到本声明应承担的法律责任。 作者签名： 日期： 年 月 日上海师范大学本科毕业论文（设计）选题登记表学生姓名学号专业学 院信息与机电工程学院指导教师姓名/职称题 目JG2340曲柄压力机的绿色改造本选题的意义：由于传统曲柄压力机在工作时的噪音普遍很大，笔者试图以JG2340曲柄压力机为例，分析其产生噪音来源，并通过提出相应的一些改造方案，使得降低工作环境的噪音。研究内容：1. JG2340曲柄压力机的工作原理。2. JG2340曲柄压力机的噪音产生来源及传播途径。3. JG2340曲柄压力机的绿色改造方案。研究方法、手段及步骤：1. 通过所寻找的资料和有关文献了解JG2340曲柄压力机特点。2. 掌握其工作基本原理。3. 用数学方法分析其噪声来源。4. 设计相应的改造方案。5. 最后对课题成果加以总结并完成毕业设计报告。主要参考文献：1 安琦、顾大强.机械设计M. 北京：科学出版社,20082 汪劲松、向东、段广洪.产品绿色化工程概论M.北京：清华大学出版社，20093 赵浩峰. 现代压力铸造技术M.北京：中国标准出版社，20024 机械设计手册编委会，联轴器、离合器与制动器 M.北京：机械工业出版社，2007 5 机械设计手册编委会，机械振动与噪声M. 北京：机械工业出版社，20076 机械设计手册编委会，齿轮传动M. 北京：机械工业出版社，2007时间进度：第一阶段：2011 年10月 自己进行指导老师选择。 第二阶段：2011年11月 确定指导老师，并开始对毕业论文选题，并收集资料，构造论文提纲等工作 第三阶段：2012 年01月 提交毕业论文选题登记表 第四阶段：2012 年 01月2012年3月 搜集资料，编写论文 第五阶段：2012 年03月 提交论文大纲，完成初稿第六阶段：2012 年 04月 定稿学生 （签名） 年 月 日指导教师意见： 指导教师 （签名） 年 月 日专业负责人意见： 专业负责人 （签名） 年 月 日 注：本表与毕业论文（设计）一起存档，保存期为四年。IV毕业论文（设计）指导记录表学院： 信息与机电工程学院 专业机械设计制造及其自动化指导教师学生姓名学号毕业论文（设计）题目JG2340曲柄压力机的绿色改造日期指导内容存在问题与进一步改进意见教师签名学生签名2012.1根据个人情况选择论文（设计）方向，订立课题原课题涉及面过广，通过综合考虑精简设计方案和思路，确立新的课题2012.2确立课题，填写选题表，初步了解论文的写法根据论文设计的需要，自学相关知识2012.3构建论文的框架，软件，硬件的初步设计，撰写论文的内容论文阐述不够详细，其结构排版需要进一步调整2012.4进一步修改论文，进行相关的数据校核改造部分内容应更加强化，细致注：本表由指导教师根据毕业论文（设计）指导工作方案和实际指导情况填写，在指导工作完成后交学院存档，保存期四年。IV摘要由于中小型企业出于成本和经济效益的考虑，仍然普遍使用老式曲柄冲压机来生产各种冲压件，而曲柄冲压机在生产操作时产生噪音，不仅严重危害工人的身心健康，还给周围的环境带来极大的噪声污染。笔者试图通过对JG2340曲柄冲压机的工作过程分析，找出其噪声的各个来源，分析其传播的途径，然后有针对性的提出一些防噪音改造方案，具体有添加局部隔音罩，加装减震装置，变直齿轮传动为斜齿轮传动，变转键式离合器为摩擦离合器。最终既能使原有的机床继续发挥作用，又能很好的改善工作环境，使其噪音符合或低于国家标准。关键词：曲柄冲压机，噪音，局部隔音罩，斜齿轮，转键式离合器，摩擦式离合器，减振装置AbstractDue to the cost and economic benefit elements, the small and medium enterprises still generally use the old crank press to produce all kinds of stampings, and the crank press will produce much noise in operation,which will not only do seriously harm to the workers , but also the surrounding environment ，for it will bring great noise pollution. The author attempts to analysing the JG23-40 crank press working process, finding out the each source of the noise, and analyzes its way of communication, then putting forward some noise prevented reconstruction schemes.such as add some local noise cover,and the shock absorber, turn straight gear transmission to inclined gear transmission, and the turning key type clutch for friction clutch. Finally we can make use of the original machine, basides,we can improve the working environment and to make it meet or be lower than the national standard.Keywords: Crank press, the noise, the local enclosures, inclined gear, turing key type clutch, friction type clutch, the anti-vibration device目 录中文摘要及关键词 英文摘要及关键词 1 曲柄压力机简介 1 1.1 JG2340曲柄压力机工作参数 1 1.2 JG2340曲柄压力机组成 2 1.3 JG2340曲柄压力机工作原理 2 1.4 JG2340曲柄压力机运动与动力参数 42 人机工程学噪音 52.1 冲压环境噪音危害 52.2国内外噪音标准 63 压力机的噪声分析 7 3.1压力机的噪声源分析 7 3.2压力机噪声的传播途径分析 84 JG2340曲柄压力机改造方案 10 4.1压力机外部加盖隔声护罩 10 4.1.1隔声罩的材料组成 104.1.2隔声罩的结构设计 104.1.3局部隔声罩隔声效果估算 114.2加装减振装置 12 4.3转键式离合器更换为摩擦式离合器 134.3.1摩擦副元件材料与形式 134.3.2摩擦片尺寸的计算 154.3.3摩擦片的压紧力 164.3.4压板行程 164.3.5液压油缸压力的计算 164.3.6回位弹簧的设计选择 184.3.7液压操纵系统设计 214.4在传动系统中相应的斜齿轮传动代替直齿轮传动 225 总结 27参考文献 28附录 29VIII1曲柄压力机简介曲柄压力机是采用曲柄滑块机构作为工作机构的一类锻压机器。开式压力机是曲柄压力机的一个类别，其特点是具有开式机身（即C型机身）。开式压力机因为具有开式机身，与闭式压力机相比有其突出的优点，工作台在三个方向是敞开的，装模具和操作都比较方便，同时为机械化和自动化提供了良好的条件。但是，开式压力机也有其缺点，由于机身呈C型，工作时变形大，刚性较差，同时工作时产生噪音大。由于开式曲柄压力机使用上最方便，因而被广泛使用，它是板料冲压生产中的主要设备，可用于冲孔，落料，切边，弯曲，浅拉伸和成型等工序，并广泛应用于国防，航空，汽车，拖拉机，电机，电器，轴承，仪表，农机等部门中，在中小型压力机中，开式压力机得到了广泛的发展，目前在我国机器制造业中，开式曲柄压力机的年产量约占整个锻压机械年产量的49.5%，而在通用曲柄压力机的生产中约占95%。1.1 JG2340曲柄压力机工作参数1公称压力 Pg:为滑块距离下死点前某一特定距离或曲柄经过旋转后，与下死点成某一特定角度（即公称压力角g）时，滑块所能承受的最大作用力，单位N或kN，Pg=400KN。2滑块行程 S: 为曲柄压力机上死点到下死点的距离，单位mm，S=100mm。3行程次数 n:是滑块在一分钟时间内，从上死点起运动到下死点，然后再向上返回到上死点的往返次数。 压力机的行程次数的首要目标是保证生产效率，但是也必须考虑操作人员的操作频率，保证其低于身心承受能力，避免造成过度疲劳而发生误操作。n=80次/分。4. 装模高度H和封闭高度:压力机装模高度是指压力机滑块处于下死点位置时，滑块下表面到工作垫板上表面的距离。封闭高度，是指滑块在下死点时滑块下表面到工作台上表面的距离。它和装模高度之差恰是工作台垫板的厚度。JG2340压力机的最大封闭高度为300mm，封闭高度调节量为80mm。1.2 JG2340曲柄压力机的组成 JG2340曲柄压力机由机身、动力传动系统、工作机构和操纵系统构成。1机身:由床身、底座与工作台这三部分构成，下模安装在工作台的垫板上。由于减振的需要，机身主要以铸铁材料为主，只有大型压力机由于制造上的不便，只能用钢板焊接组成。设计机身时要考虑满足刚度、强度条件，便于减振降噪，使压力机的工作平稳。2动力传动系统：主要包括电动机、传动装置（1级带传动，2级齿轮传动为主）和飞轮，其中电动机为动力源，而飞轮则依靠靠自身转动惯量蓄积动能；当冲压力达到最大时，飞轮释放出储存的能量，保证电动机负荷均衡，能量有效利用，减少振动。降低噪声，在设计时，尤其要做好飞轮动平衡的设计。有时，冲压机的大齿轮或大带轮也作为飞轮使用。3工作机构：包括曲轴、连杆和滑块，三者组构成曲柄连杆机构。曲轴是压力机重要部分，它的强度和压力机的冲压性能直接相关；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：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。1.3JG2340曲柄压力机工作原理由电动机提供动力来源，并直接与带传动相连，由大带轮传递给小带轮，经离合器带动齿轮、曲轴、连杆运转, 将圆周运动转换为直线运动，使得滑块做直线运动,从主电动机到连杆的运动为圆周运动。连杆和滑块之间需有圆周运动和直线运动的转接点。通过压力机对材料施加压力,迫使其产生塑性变形,进而得到所需要的外形轮廓和加工精度,这主要由装在其上的一组模具（上模和下模的精度来保证,冲压时将材料放在两者之间,由上模对其施加压力,从而变形,加工的时候，材料对上下模具的反作用力,由冲床机械本体吸收。因而要保证冲压机要有足够的刚度。其工作原理见图1 。电动机1提供动力，通过其上的带传动系统2，3，将动力传递到与带轮同轴的小齿轮6上，通过6和7这对减速齿轮机构，最终将运动传递到曲柄连杆机构，大带轮3的另一个作用是作为存储能量的飞轮。曲柄8可以在芯轴上旋转。连杆9上端与曲柄部分相连；下端与滑块10相铰接，由曲柄滑块机构可知，滑块的运动为往复直线形式。滑块的下部安装上模，下模则安装在工作台的垫板上面，上模通过滑块机构上下运动，对放在上、下模之间的材料进行冲压。 图1JG23-40曲柄压力机运动原理图1-电动机 2-小皮带轮 3-大皮带轮 4-离合器 5-制动器 6-小齿轮7-大齿轮 8-曲柄 9-连杆 10-滑块 11-工作台 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4和制动器5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。1.4JG2340曲柄压力机运动与动力参数 轴名参数电动机轴轴轴曲轴转速n（r/min）1470147040080输入功率P/KW2019.418.0716.65输入转矩T/(N.m)129.93126.03431.291987.17注：轴为小皮带轮上轴，轴为大皮带轮上轴 2人机工程学噪声声音由物体的振动引起的，以波的形式在一定的介质（如固体、液体、气体）中进行传播。从生理学角度出发，任何声音只要干扰人们的休息、学习和工作，都属于噪声。简言之，人类不需要的声音，即噪声。噪声总是会对人及周围环境造成不良影响，这就称为噪声污染。随着工业技术革命的深化，人类创造的各种先进机器与设备，它们给社会带来了繁荣和发展，但随之也产生了越来越严重的噪声，严重危害人类的正常生活。2.1冲压环境噪声危害：冲压时的噪声对操作人员的影响主要表现：1使其精力难以集中；情绪焦躁不安，产生不愉快感。这对冲压操作来说是十分危险的，因为可能会就此产生误操作而发生操作事故。 2工龄超过1年的操作人员常发现其耳膜出现损伤，听力有下降趋势。3工作时间结束后，仍然常见持续性的耳鸣现象。 4由网上数据分析，长时间在噪声环境中工作人员其肾病和胃溃疡发病率较一般人高，由于较高的噪音能使人的消化液分泌异常、由此胃酸浓度开始降低、胃正常的收缩运动减退。5由统计分析，噪声的强度明显影响工人的工作效率。 2.2国内外噪音标准（一）表1 国外听力保护的噪声标准（A声级）每个工作日允许工作时间/h ISO 允许噪声级/dB(A) 美国工业卫生医师协会84211/21/4909397991021159095100105110115859095100105110（二）表2 中国工作地点噪声标准日接触噪声时间/h 卫生限值/dB(A) 8 85 4 88 2 91 1 94 1/2 97 1/4 100 1/8 103 最高不得超过115dB(A) 3压力机的噪声分析3.1压力机的噪声源分析声波是声音传播的形式，是一类机械波，物体由于自身的振动，通过媒质物质向外传播，产生声波的振动物体称作声源。通过声波的产生机理可知，发生振动或者空气扰动，则就有相应的声波产生。对于中小吨位的曲柄冲压机，噪声声压级大约为85115dB范围内。冲压机噪声由空载噪声和工作噪声组成。空载噪声包括电机运行噪声、齿轮合噪声、曲柄连杆滑块及轴承间隙冲击噪声和刚性离合器结合与分离形成的噪声。尤其以离合器与齿轮噪声为主。工作噪声为冲压机冲压加工时产生的噪声，若采用不一样的冲压工艺(如冲裁，弯曲，拉深，)或是加工不同材料，则相应的噪声都不一样。 1.离合器结合与分离噪声由于笔者所研究的为JG2340曲柄压力机，而这一类冲压机大多数为老式冲压机，所采用的离合器绝大多数为转键式刚性离合器，其结合与分离过程中由于转键与中套之间结合有刚性冲击，因此噪声较高。转键式刚性离合器接合过程是转键与开有键位的中套的其中某个或某两个键位接合。接合噪声因为一系列的相互撞击而导致，分析接合的过程，噪声主要产生于有三个撞击区域：(1) 中套槽和转键接合时的冲击，这是刚性啮合式离合器不可避免的，也是最主要的噪声产生来源。(2) 曲轴和转键之间的冲击，当转键的一侧与中套发生冲击的时候，另一侧与曲轴也将由于突然的结合而发生冲击 (3)曲轴和所支承的滑动轴承由于装配误差和间隙而发生冲击。2.冲压工艺噪声冲压工件时，冲头在接触金属板料时，冲裁力逐渐增大。此时，由于床身与其它构件的刚度不足而引起的变形在其内部逐渐积蓄弹性能。当冲裁厚度为板料一半时，冲裁力为理论的最大值。之后板材由于强度不足发生断裂使冲头载荷突然减小，积蓄的弹性能瞬时释放出来，这将引起机身和其他部件的振动，继而产生冲击，而滑块的大速度下行运动，也会引起周围空气的压力扰动，产生辐射噪声。此外，冲压工艺噪声还有冲头和板料之间的刚性冲击声，材料压断声和板料与冲头接触时的挤压空气声。3.电动机噪声作为曲柄冲压机的动力来源，电机运转时也将产生噪声，主要有电机绕组工作时电磁噪声，空气动力噪声和机械振动噪声。电机噪声的声压级与电机的功率、转速等有关。电机的电磁噪声，是因为转子和定子在交变磁场的作用下发生振动而产生的。空气动力噪声主要是因为冷却风扇叶片旋转而产生的。机械振动噪声主要是因为某些零部件因动平衡不足而引起的振动产生的。4.工作机构间隙产生的冲击噪声在曲柄压力机的曲柄连杆滑块机构中，有三组摩擦副：曲轴轴颈与曲轴瓦；曲柄颈与连杆大头轴瓦；连杆小头(球头)与滑块球头座。因为制造和装配误差，在摩擦副间必然会存在间隙。由于加载载荷的增大与行程速度的加快，各摩擦副从自由移动缓慢转变到接触移动，强烈的撞击必然伴随产生，显然摩擦副之间的间隙越大，则相应的刚性冲击越大，则噪声越高。此外，当间隙不变时，单位时间内滑块往返行程次数越大，则噪声也越大。5.齿轮啮合噪声由于直齿轮在啮合时为整个齿面突然进入与退出啮合，因此往往带来较大的冲击振动，进而引起相应的噪声。冲压机中两个齿轮在运转过程中冲击力主要是节线冲击力和啮合冲击力，由于冲击作用引起齿轮的啮合噪声。当齿传递功率越大，齿面粗糙度越大，滑动摩擦系数越大时，相应的冲击力越大，产生的噪声也越大。3.2压力机噪声的传播途径分析噪声在固态、液态和气态媒质中传播，分为直接传播与间接传播两种形式。下图2为冲床噪声传播途径框图。声的直接传播是指由声源产生声音，经过以空气为唯一媒质的中介作用，传播到接受者。这时的声能可能因为发生反射而使传播方向变化或是因为重重反射而加强。 声的间接传播是通过除却空气以为的媒介来传播给接受者，主要在冲床机身内或车间墙壁内传导。 因此可以通过在相应部位设置相应的隔音屏，来有效阻隔噪音的扩散。4JG2340曲柄压力机改造方案4.1压力机外部加盖隔声护罩因为工人在模具前工作，并不断送料，故不能采用整体式隔声罩，只能采用局部式隔声罩，经过与以往进行过相关改造的工作人员交流，发现只在冲压部分加装隔声设施，不仅不能起到很好的减噪效果，而且严重影响工人的加工效率，带来一些不必要的加工工序。并且由以上的噪声声源分析可知，冲压部分不是唯一的噪声源。因此，综合各方面考虑，采用局部式隔声罩，并在冲压模具部分留孔，便于送料。4.1.1隔声罩的材料组成隔声罩最外面的为2mm厚的钢板，为了抑制与减弱共振和吻合将就的影响。 在钢板内表面再刷上一层高弹性阻尼层，再贴一层用玻璃布包扎的厚55mm的超细玻璃棉，作为吸声材料，最里面的一层为用金属丝网做成的护面层。如下图3所示4.1.2隔声罩的结构设计1电动机与飞轮的部位，采用与飞轮形状相类似的罩体，代替原来的飞轮盖，而电机部分则采用装有消声器的局部隔声罩体，并开有通风口，以便于散热。2踏板与电控部分，这两部分由于操作的缘故必须露出。3模具部分，为了送料方便，进料口不设置隔音罩，但是为了不让机械部分噪声不从模具区域传播出去，在床身中部空隙处设置吸声屏。4. 同时为了更换零部件及维修的方便，在隔声罩的前面，左侧面及背后面设置三个隔音门。概念图如图4所示 1隔声门，2模具，3电控，4斜面隔声罩体，5飞轮隔声罩体，6隔声罩体，7踏板4.1.3局部隔声罩隔声效果估算由于所设计的隔声罩除了隔声部分封闭外还有开口部分，因此，总的隔声效果可以用总的透声率来衡量。由于JG2340压力机的外形尺寸为：前后1550mm，左右1140mm高2310mm，模具的尺寸为：前后400mm，左右500mm，高100mm。则隔声罩体前后1650mm，左右1300mm，高2500mm。则的总表面19，而模具部分和其他留孔处（踏板与电控）处的总面积约为0.8，而查阅相关资料，罩体的透声系数为0.37，留孔处不隔声，即透声系数为1.根据下列公式即可求出总的透声系数k总隔声罩总的透声系数S体隔声罩的表面积S空敞开面积代入数据后，求得k总=0.40根据以下公式可求隔音量，代入求得的k总=0.40，计算得TL=9.2dB4.2加装减振装置在机床床身底部四角加装JN型橡胶减振器考虑到所选择的冲压机本身的吨位较小及经济因素，选择减振器具有良好的性价比，通过比较弹簧减振器，气垫减振器及橡胶减震器后，选择橡胶减振器，隔振，防振效果较好。 由于采用特殊橡胶材质，耐候性好，使用寿命长。 结构坚固，按装容易。形状如下图5所示，性能参数见下表3。 表3 JN型橡胶减振器型号型号L(mm)W(mm)H(mm)CS(mm)A(mm)B(mm)荷重（Kg）MinMaxJN-100955348M1771050150JN-1301277770M1210114150450JN16149144501000JG2340曲柄压力机的吨位2.6吨，则在机床床身底部安装4个减振器，则可以选用JN180型号.4.3转键式离合器更换为摩擦式离合器转键式离合器，由于其结构简单，操作方便，使用可靠同时又不需要压缩空气等其它动力源，因而被广泛地用于小型开式机械压力机上。但这种离合器缺点明显，转键刚性离合器在工作时会产生机械冲击，这是压力机在未进行冲压时的主要噪音来源.摩擦式离合器接合时的冲击和震动较小，因而产生的噪音也较小，若采用单盘式结构，由于只有一对摩擦面，所能传递的扭矩小，一般不超过1000牛米。为了保证传递足够大的扭矩和JG23-40曲柄压力机的工作安全，选用多盘式摩擦离合器。通过增加摩擦面的对数来加大所传递的扭矩。同时其结构紧凑，径向尺寸无需加大。摩擦式离合器按照离合器的润滑状态可以分为干式和湿式。 湿式摩擦离合器的摩擦片浸泡在润滑油里，接合平稳，噪音小，散热情况好。 故综合考虑，选择湿式多盘摩擦离合器。4.3.1摩擦副元件材料与形式此次设计选择摩擦副材料为40Cr钢对铜基粉末冶金，可取摩擦副的摩擦系数=0.12，许用压强=4。为了使离合器可靠工作，减少摩滑功和离合器温升，储备系数应取较大值。针对此次设计的需要，选取储备系数。离合器摩擦表面尺寸参数包括摩擦片内、外半径、R；表面接触系数；摩擦副数等。这些参数对离合器工作特性由不同程度的影响。设计离合器时，其摩擦表面的最大半径（外半径）为， 内外半径比，且，通过统筹得对于金属型摩擦片，值为，其中50%的值为0.73，故在计算中可=0.73。 摩擦面接触系数，它的值等于摩擦表面总面积减去油槽面积后的净面积与总面积之比。对于开有油槽的离合器，初步计算时，通常取=0.6。材料允许压强，取；离合器主动件的计算转矩；;离合器的储备系数，取；摩擦副数。对于摩擦面对数的选择，由，查机械设计手册可得公式： 其中，取为奇数，取为偶数。式中计算转矩，、摩擦片内、外直径；压力作用直径， 材料允许压强；摩擦系数，由上述知 而T安装离合器的相应轴的转矩，由图1知，轴的转矩为431.29N.mK工况系数查现代机械设计手册表16-1-4得：K为1。Km离合器接合频率系数，查表16-1-5，选取Km=1。Kv离合器的滑动速度系数，查表16-1-6，取Kv=1.2则将数据代入上面公式得，Tc=517.548N.m下面进行摩擦片相关参数的计算。4.3.2摩擦片尺寸的计算此次设计中，摩擦片的内、外半径以及摩擦副对数均未知，摩擦副数的选择，应在保证传递所需转矩的前提下尽量少。摩擦副数少，则分离彻底，分离状态下的磨损小，功率损失少。对湿式离合器来说，有利于润滑、冷却。但为了减小摩擦片的径向尺寸，而增加摩擦副数。由于摩擦片导向齿与主动鼓、被动鼓的连接间存在摩擦力，在摩擦副z较多的情况下，设计应考虑压紧力的损失。则根据经验以及传动转矩的大小，此次设计初步选定摩擦表面最大半径R=60。则摩擦片外直径D=120。再由式得，摩擦片的换算作用半径由式：可得出：，又由式 带入数据得，m3.93。综上所述，取m=4， R=60；由及得： 故选取r=43.8mm，则d=87.6mm。摩擦片的换算作用半径由，得： re=51.9mm则De=2re=103.8。由摩擦面对数m=4得，摩擦片总数Z=4+1=5故可分外摩擦片，内摩擦片；综上所述，所设计离合器基本参数为：外径D=120，内径d=87.6，摩擦片总数Z=5，换算作用半径re=103.8。4.3.3摩擦片的压紧力根据上面所得出的基本参数的尺寸，由摩擦片的压紧力的公式： 将数据带入得摩擦面的比压公式将所得数据带入得查手册表得许用压强，即满足，符合设计要求。4.3.4压板行程多片式离合器分离时，各摩擦表面间隙并不均匀，但可以用平均间隙来衡量。值按统筹学在初步计算时取=1mm。故压板行程4.3.5液压油缸压力的计算油缸是实现离合器工作的重要元件，关于油缸的设计和压力计算如下：油缸的结构一般如图6所示可初步选取R2=65。参考以往设计经验，选取离合器操纵系统压力为，取P=2.5Mpa计算。主油压作用在活塞上的压力 -而活塞缸压紧力F应满足式： -其中密封圈的摩擦阻力。 复位弹簧力封圈的摩擦阻力，对于型圈，由式： -对于转动缸复位弹簧力，其计算式为：-排油需要的压力。且有式-式中 排油需要压力，通常取。将式、联力解得 34.9则复位弹簧力可由：得。且活塞缸压紧力F为： 4.3.6回位弹簧的设计选择在离合器中，弹簧对离合器的整体性能有很大影响，当弹簧设计不当时，会使离合器产生阻滞现象和离合器早期打滑失效。根据离合器结构的要求，离合器弹簧可分为拉伸弹簧和压缩弹簧两种，根据此次设计的要求，选择压缩弹簧，且为圆柱螺旋压缩弹簧。选用代号为的热卷压缩弹簧，两端并紧并磨平。对于弹簧的材料选择，因需回位力较大，故选用弹簧材料为油淬火回火硅锰弹簧钢丝；在根据弹簧受负荷的性质，受到变载荷作用，次数在之间，故为第类弹簧。该弹簧的许用切应力。1弹簧平均直径D和钢丝直径d的确定一般圆截面圆柱螺旋弹簧的主要尺寸有：平均直径，弹簧的钢丝直径，有效圈数和自由长度等。当外径和钢丝直径中有一个决定后，按卷绕比来确定另一个。卷绕比由式：得出。由，可得：式中弹簧的最大外径。其卷绕比通常取为，在此取5。初步确定钢丝直径为，弹簧数量为弹簧的静强度条件为： 式中曲度系数，计算公式为：将数据带入可得。由此可以检验弹簧钢丝直径： =2.19故选取钢丝直径为满足要求。则有,取2确定弹簧圈数n和长度l及刚度弹簧参数与刚度的关系为：其中 材料的剪切弹性模数，查机械手册单行本弹簧摩擦轮及螺旋传动轴 表7.1-4得。由上式和公式 可得弹簧工作圈数： 式中 弹簧压缩到最大行程时，比离合器分离时负荷增加的百分数，通常取a=0.2。将数据带入可得： 圆整得n=4。弹簧总圈数为工作圈数与死圈数之和，死圈数常取为圈，取其为2。则有=n+2=4+2=6最大负荷下的圈间间隙取为，取 ，此时弹簧长度为：其工作长度。式中为弹簧行程，根据活塞行程取=5mm带入上式可得。对于自由长度有：弹簧刚度： 3确定安装极限和极限载荷弹簧在承受最大载荷时的变形量为，将数据带入可得：，载荷为，带入数据得。对于类载荷弹簧，通常取安装载荷为最小工作载荷；弹簧的极限载荷，取，则。弹簧的节距：由式其中，可得：。综合以上计算，多片湿式摩擦离合器如下图7所示 4.3.7液压操纵系统设计离合器左侧的液压油缸，需要一套简易的液压操纵系统来实现其运动，如下图8所示，由于离合器的回位并不是依靠液压而是依靠回位弹簧，故图8中的液压缸只有左端通有压力油，图中变量泵的恒定压强为3Mpa,而溢流阀所控制的油压为2.5Mpa，当变量泵工作时，断开控制油路器件K,压力油推动活塞，使离合器的摩擦片和复位弹簧被压紧，此时制动器松开，压力机出于正常工作状态，当闭合控制油路器件K时，左端油缸内的压力油在回位弹簧推动活塞的作用下流回油箱。由以上设计可知，离合器操纵油压为2.5Mpa。故符合设计要求。4.4在传动系统中用相应的斜齿轮传动代替直齿轮传动由于直齿轮在啮合时为整个齿面突然进入与退出啮合，因此往往带来较大的冲击振动，进而引起相应的噪声，若改为斜齿轮传动，由于斜齿轮传动时齿面是逐渐的进入与退出啮合，因此振动较小，传动较平稳，相应的发出的噪声也较直齿轮有明显的减少JG23-40型曲柄压力机为例，其传递的功率18.07kW，小齿轮转速400rmin，齿数比5，每天工作8小时，寿命10年，每年300个工作日。则设计过程如下 ：1）选择精度等级: 选用7级精度2）选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度: 因传递功率较大，选用硬齿面齿轮传动。小齿轮：40Cr（调质处理+表面淬火），硬度为4855HRC大齿轮：ZG35CrMo（调质处理+表面淬火），硬度为4045HRC3）选齿数、:为增加传动的平稳性，选=20，=520=100因选用闭式硬齿面传动，故按齿根弯曲疲劳强度设计，然后校核其齿面接触疲劳强度。2按齿根弯曲疲劳强度设计: 设计公式为 1）初选载荷系数K:试选载荷系数K1.32）初选螺旋角:初选螺旋角123）小齿轮传递转矩:小齿轮名义转矩 Nmm 4）选取齿宽系数:由现代机械设计手册表14-1-73选齿宽系数0.85）端面重合度:=1.6516）轴面重合度:=1.0817）重合度系数:8）螺旋角系数:= 1-9）当量齿数、:10）齿形系数、:由安琦版机械设计图9.21得，=2.74 、=2.1711）应力修正系数、:由机械设计图9.22得，=1.551、=1.812）弯曲疲劳强度极限、:由机械设计图9.23，查得340MPa ，300MPa13）接触应力循环次数、: 14）弯曲疲劳