毕业设计（论文）-400KN曲柄压力机总体结构及传动系统设计（全套图纸）.doc

400KN曲柄压力机总体结构及传动系统设计摘 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；滑块全套图纸加153893706bstrctThe forging crank press is one of the more widely used manufacturing equipment. It is widely used in the field of mechanical, automobile manufacturing, electronic equipment, instrument-making industry, national defend industry and commodity product industry etc. In recent years, chinese forging equipment and technical level have been greatly improved, but still lags behind developed countries. This design seeks to improve the performance of a forging crank press in maximum limitation. And the layout, transmission system and actuator mechanism are designed, to make it work more safely, stablly and effectivly.On the basis of understanding the structure, working principle, control method of forging crank press, transmission system and implementing mechanism of forging crank press are designed. According to the principle of the press, the kinetic parameters of forging crank press is analyzed to determine the structure and the technical parameters project, and overall structure design scheme of forging crank press. According to the design project of forging crank press, layout, transmission system and actuator mechanism are designed. The location of each structure was re-arrangement, to make it work more effectivly. And the data of transmission system and actuator mechanism are calculated, thus determine the size of each part and parameter value.Key words：Crank Press;Transmission System;Transmission Shaf;Crankshaft;SliderII目 录摘 要IbstrctII第1章 绪 论11.1 论文研究的背景及意义11.2 国内外发展和现状21.3 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32.1 曲柄压力机总体方案设计32.2 曲柄压力机的组成32.3 曲柄压力机的工作原理42.4 主要执行机构设计方案42.5 传动系统设计方案52.6 离合器和制动器结构设计方案52.7 机身结构设计方案62.8 本章小结6第3章 曲柄压力机传动系统设计73.1 电动机功率的设计计算73.2 电动机规格的选取83.4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数103.4.2 按齿面接触强度设计113.4.3 按齿根抗弯强度设计123.4.4 几何尺寸计算133.4.5 验算143.4.6 齿轮主要几何参数143.5 本章小结14第4章 曲柄压力机执行机构设计154.1 曲柄滑块机构的运动分析和受力分析154.2 曲柄、连杆和滑块的受力情况分析164.4 连杆设计194.4.1 连杆主要尺寸的经验数据194.4.2 校核连杆和调节螺杆的强度204.5 导轨设计204.6 本章小结21第5章 曲柄压力机主要零部件结构设计225.1 传动轴设计225.1.1 按扭转强度条件计算225.1.2 按弯扭合成强度条件计算225.1.3 核算轴的疲劳强度安全系数235.2 键设计235.3 轴承设计245.4 离合器和制动器结构设计265.5 机身结构设计285.6 本章小结28结 论29致 谢30参考文献31第1章 绪 论1.1 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。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。1.2 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。1.3 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。第2章 曲柄压力机总体方案设计2.1 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 400 kN 模锻曲柄压力机本体主要技术参数如下：滑块公称力：400 KN 喉深：250 mm滑块行程：80 mm 工作台尺寸：460 mm700 mm滑块行程次数：55 r/min 工作台板厚度：65 mm最大封闭高度：330 mm 最大倾斜角：30 封闭高度调节量：65 mm 电动机功率：5.5 KW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。2.2 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。2.3 曲柄压力机的工作原理如图2-1 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2-1 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。2.4 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2-2 曲柄压力机传动系统简图2.5 传动系统设计方案如图 2-2 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。2.6 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。 2.7 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。2.8 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。第3章 曲柄压力机传动系统设计3.1 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4-118，得 Nm=W/t; (3-1)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4-119，得t=1/(nCn); (3-2)n为滑块行程次数，Cn为压力机行程利用系数，取Cn=0.8。t=1(/550.8/60)=1.36 S;由参考文献20式4-121 得 W=W1+ W2+ W3+ W4+ W5+ W6+ W7; (3-3)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4-87得 W1=0.7Fgh =0.315 Fgh0=0.3154000.420=1008 J; (3-4)由参考文献20式4-124得 W2=1/(36FgS)= 1/(3640080)=889 J; (3-5)由参考文献20式4-125得 W3=0.5mqFgg=0.58.184000.524=857J; (3-6)由参考文献20式4-126，表4.24得 W4=0.5Fg2/Cn=0.54002/400=200 J; (3-7)由参考文献20式4-127，表4.25得 W5=500J，W6=N6(t.t1)=500(2.4-1.09)=650 J; (3-8)由参考文献20式4-128得 W7=0.2 W。代入计算得 W=(1008+889+857+200+500+650)/0.8=5130 J;由参考文献20式4-120得电动机的额定功率P0=k Nm; (3-9)k为电动机功率系数，取k1.4 。代入计算得 P0=1.45130/1.36=5.28 KW;3.2 电动机规格的选取由P0=5.28 KW，查参考文献3表9-10-1选Y系列三相异步电动机：Y132M2-6 功率P=5.5 KW 转速n=960 r/min。传动比分配：总传动比 i=960/55=17.5。带传动传动比取 i1=4。则齿轮传动比 i2=i/ i1=17.5/4=4.36。0轴：0轴即电动机轴P0=Pr=5.5 KW;n0=960 r/min; T0=9.55P0/n0=54.7 Nm; (3-10)轴：轴即传动轴P1=P001=P0带=5.50.95=5.23 KW;n1=n0/i01=n0/ i带=960/4=240 r/min;T1=9.55P1/ n1=9.555.23103/240=208 Nm;轴：轴即曲轴P2= P112= P1齿承=5.230.970.98=4.97 KW;n2= n1/i12=240/4.36=55 r/min;T2=9.55P2/ n2=9.554.97103/55=863 Nm;3.3 带传动设计1.确定计算功率查参考文献12表12-10查得工作情况系数K=1.3, 故计算功率 Pc=K P=1.35.5 KW=7.15 KW; (3-11)2.选择带型根据Pc=7.15 KW，n1=960 r/min，查参考文献12图12-9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12-3、12-11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 D1=125 mm，从动轮基准直径D2 = i1D1= 4125=500 mm，查参考文献12表12-11选取基准直径系列值D2=500 mm;验算带的速度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525 mm/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： V=D1n1/(601000), (3-12)所以 V=125960/(601000)=6.28 m/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： 0.7(D1+ D2)02(D1+D2), (3-13)将D1、D2代入，初选中心距 0=500 mm带长Ldo=20+(D1+ D2/2+(D2-D1)2/4o , (3-14) =2500+625/2+(500-125)2/(4500)=2052.1 mm;查参考文献12表12-5选取型带的标准基准长度 Ld=2240 mm;实际中心距 (3-15) =596 mm 取 =600 mm5.验算小带轮上的包角11=180o- (D2-D1)57.3o/ (3-16)=180o- (500-125)57.3o/600=144o120o故包角合适。6.确定带的根数zV带根数按下式计算： (3-17)其中 P为计算功率； Po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12-12 得 K=0.91;查参考文献12表12-13 得 KL=1.06;查参考文献12表12-6，得Po=1.40;查参考文献12表12-7 得 Po=0.11;于是 Z=7.15/(1.40+0.11)0.911.06=4.9，取Z=5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： F0=500P/(zv)(2.5/K-1)+qv2; (3-18)查参考文献12表12-2得 q=0.10 kgm-1代入计算得 F0=5007.15/(56.28)(2.5/0.91-1)+0.16.282=203.19 N;8.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： Q=2zF0sin(1/2); (3-19) =25203.19sin(144o/2)=1932.5 N; 9.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Ra=3.2m),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v=6.28 m/s30 m/s,用铸铁HT200。 3.结构尺寸 铸铁制的带轮的典型结构有实心式，腹板式，孔板式，轮辐式。由D1=125 mm300 mm，故大带轮采用轮辐式结构。 根据带轮截型查参考文献12表12-15确定轮槽尺寸，其余尺寸按参考文献12图12-13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。3.4 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。3.4.1 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9-6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4855 HRC。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/T10095-1988)，齿面粗糙度R=0.8m，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Z1=25，大齿轮齿数Z2=iZ1=1093.4.2 按齿面接触强度设计由参考文献12设计计算公式9-43进行计算，即 (3-20) 确定齿轮参数 试选载荷系数 Kt=1.3。 计算小齿轮传递的转矩输入轴功率 P1=P0=5.50.950.98=5.12 KW; (3-21)式中 1带传动效率； 2滚动轴承效率。小轮转矩T1，由式T1=9.55106P1/N1；得 1=9.551065.12/240=2.04105 Nmm。查参考文献12表9-12选取齿宽系数d=0.6。查参考文献12表9-10查得材料的弹性影响系数 ；取=20o，故 ;查参考文献12图9-34d按齿面硬度中间值52HRC查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=Hlim2=950 Mpa。计算应力循环次数N1=60n1kLh=602401103008=3.46108, (3-22) N2=NI/I=3.46108/4.36=7.9107; (3-23)查参考文献12图9-35查得接触疲劳寿命系数 ZN1=1.0，ZN2=1.0。计算接触疲劳许用应力取安全系数SH=1，由参考文献12式(9-44)得=ZN1Hlim1/SH=1.0950/1=950 Mpa; (3-24)=ZN2Hlim2/SH=1.0950/1=950 Mpa; (3-25)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(9-43)得 ; (3-26)计算圆周速度v =0.8 m/s; (3-27)计算齿宽bb=dd1t=39 mm;计算齿宽与齿高之比b/hmt=d1t/z1=2.6，h=2.25mt=5.85，b/h=6.7。计算载荷系数根据 v=0.8 m/s，7级精度，查参考文献12图9-31 得动载系数Kv=1.12,设KFt/b100 N/mm。由参考文献12表9-8查得 KH=KF=1.1。由参考文献12表9-7查得 K=1.50。由参考文献12表9-9查得 KHB=1.30。由参考文献12表9-32查得 KFB=1.30。 故载荷系数 K=KKvKKB=1.51.121.11.3=2.40。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(9.48)第一式得d1=d1t=65 mm=80 mm; (3-28) 计算模数mm=d1/z1=80/25 mm=3.2 mm。3.4.3 按齿根抗弯强度设计由参考文献12式(9-46)得抗弯强度的设计公式为; (3-29)1.确定公式内的各参数值 由参考文献12图9-37查得大、小齿轮的抗弯疲劳强度极限 Flim1=Flim2=520 Mpa。 由参考文献12图9-38查得抗弯疲劳寿命系数 YN1=1.0，YN1=1.0。 2.计算抗弯疲劳许用应力。取抗弯疲劳安全系数SF=1.4,由参考文献12式(9-47)得=YN1Flim1/SF=371.43; (3-30)=YN2Flim2/SF=371.43; (3-31) 3.计算载荷系数KK=KKvKKB=1.51.121.11.3=2.40; 查取齿形系数。由参考文献12表9-11查得 YF1=2.62，YF2=2.18; 查取应力校正系数。由参考文献12表9-11查得 YS1=1.59，YS2=1.79; 4.计算大、小齿轮的YFYS/F1并加以比较YF1YS1/F1=2.621.59/371.43=0.0112;YF2YS2/F2=2.181.79/371.43=0.0105;小齿轮的数值大设计计算;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 m=4 mm。验证传动比实际传动比 =Z2/Z1=109/25=4.36;传动比误差 i= /4.36100%=0.0% 5%在允许范围内。3.4.4 几何尺寸计算计算分度圆直径d1=z1m=254=100 mm, d2=z2m=1094=436 mm;计算中心距=(d1+d2)/2=(100+436)/2=268 mm;计算齿轮宽度b=dd1=0.6100=60，取b2=b=60 mm，取b1=b2+(510)=65 mm;3.4.5 验算Ft=2T1/d1=22.1105/100 N=4200 N,KFt/b=1.54200/60=105100 N/m, 合适。3.4.6 齿轮主要几何参数Z1=25，Z2=109，i=4.36，m=4 mm;d1=mZ1=425=100 mm，d2=mZ2=4109=436 mm;d1=d1+2hm=100+21.04=108 mm;d2=d2+2hm=436+21.04=444 mm;df1=d1-2(h+c)m=100-2(1.0+0.25)4=90 mm;df2=d2-2(h+c)m=436-2(1.0+0.25)4=426 mm;=(d1+d2)/2=(100+436)/2=268 mm;b2=b=60 mm，b1=65 mm。3.5 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。第4章 曲柄压力机执行机构设计4.1 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4-1所示，是曲柄滑块机构处于任意位置时的情况。图4-1 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：SB=OB1OB= OB1- (O+B)=(R+L)- (Rcos+Lcos)=R(1-cos)+L(1-cos)= R(1-cos)+ L/R(1-cos)令R/L=(连杆系数)，代入上式得：SB=R(1-cos)+(1-cos)/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= /L=Rsin/L=sin故cos=，代入上式得：cos=，所以 SB=R(1-cos)+(1-)/;而: 1-2sin2/2;那么: SB=R(1-cos)+Rsin2/(2L);(4-1)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。4.2 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4-2所示。图4-2 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：PB= P1/cos，N= P1tg;由sin=sin知，当=90 时，达到最大值。如取=0.3，=90 时，=17 28。一般曲柄压力机0.3，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，tgsin=sin，上面两式便成为：PB P1，NP1sin;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4-3(a)，图4-3(b)。图4-3(a) 曲轴连杆机构 图4-3(b) 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：M0=PBm0 由于PB=PBP1，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=+，O=R，所以：m0=R sin(+)= R(sincos+cossin);又cos1，sin=sin，所以上式成为：m0=R(sin+cossin)=R(sin+sin2/2); (4-2)所以在不计摩擦时曲轴所需传递的扭矩：M0=P1 R(sin+sin2/2);查参考文献14表2-2 得sin+sin2/2=0.2;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=1.05 M0=1.05400400.45=7560 Nm; (4-3)4.3 曲轴设计选取曲轴材料为40Cr(调质)。根据参考文献20表4-10查得曲轴的许用弯曲应力=140 MPa，=100 MPa,单边传动。图4-4 曲轴 初步确定主要尺寸如图4-4 按参考文献20表4-8经验公式得： d0(4.55)=(4.55)100 mm (4-4)d(1.11.4)d0110 mm l(1.31.7)d0170 mmlq(2.53.0)d0270 mm l0(1.52.2)d0150 mmr(0.080.10)d08 mm2.强度校核计算由参考文献20表4-11曲轴强度计算公式得 =(lq-l+8r)Fg/(0.4d2) (4-5)=(270-170+88)400/(0.41102)13.6MPa=140 MPa符合要求。BB=5M总/d03103 (4-6)BB=57560/100310337.8 MPa=100 MPa符合要求。4.4 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Fg=400 KN。4.4.1 连杆主要尺寸的经验数据图4-5(a) 调节螺杆 图4-5(b) 连杆查参考文献20表4-13，按经验公式dB(3.95.7)