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JH23-40压力机 11张CAD图纸及文档所见所得 YC系列 曲柄 压力机 设计 JH23 40 11 CAD 图纸 文档 所得 YC 系列

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摘要开式曲柄压力机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、农具、自行车、缝纫机、医疗器械、日用五金等部门中。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%。关键词：压力机；曲柄滑块机构；机械制造；AbstractOpen front mechanical power presses sheet metal stamping production is the main equipment, can be used for punching, blanking, trimming, bending, shallow tensile and molding process, and widely used in national defense, aerospace, automotive, tractor, motor, electric appliance, bearings, instrument, agricultural machinery, tools, bicycles, sewing machines, medical equipment, daily hardware and other departments. In the medium and small press, open press a wide range of development, at present in our country in manufacturing machines, off the output of crank press accounts for about 49.5% of the whole forging machinery production, and in general crank press in the production of about 95%.Keywords: press; Slider-crank mechanism; Mechanical manufacturing; 目 录摘要Abstract1 绪论11.1锻压机械设备简介及其发展过程11.2曲柄压力机的发展和特点21.3曲柄压力机的基本参数31.4曲柄压力机的工作原理41.5曲柄压力机的反求设计与改型51.5.1反求设计51.5.2开式压力机的改进62 电动机的选择和飞轮设计92.1压力机电力拖动特点92.2电动机的选择92.2.1选择电动机的类型92.2.2选择电动机的功率102.2.3确定电动机的转速112.2.4计算总传动比和分配传动比112.2.5计算传动装置的运动和动力参数112.3飞轮转动惯量及尺寸计算122.3.1压力机一次工作循环所消耗的能量122.3.2飞轮转动惯量计算162.3.3飞轮尺寸计算172.3.4飞轮轮缘线速度验算172.3.5飞轮起动时间核算183 机械传动系统193.1传动系统的类型及系统分析193.1.1传动系统类型193.1.2传动系统的布置方式193.1.3离合器和制动器的位置203.1.4传动级数和各级传动比的分配203.2三角皮带传动设计213.3齿轮传动的设计243.3.1选择齿轮材料、热处理、齿轮精度等级和齿数243.3.2开式齿轮按齿轮弯曲疲劳强度设计243.4转轴的设计263.4.1轴的概述263.4.2JG23-40开式曲柄压力机的转轴设计273.5平键连杆304 曲柄滑块机构324.1曲柄滑块机构的运动分析与受力分析324.2曲柄轴的设计计算344.2.1曲轴的结构示意图344.2.2曲轴强度设计计算344.2.3曲轴刚度计算364.3连杆和封闭高度调节装置374.3.1连杆和封闭高度调节装置的结构374.3.2连杆的计算374.3.3连杆及球头调节螺杆的强度计算384.3.4调节螺杆的螺纹404.3.5调节螺杆的螺纹计算404.3.6连杆上的紧固螺栓404.4曲柄滑块机构中的滑动轴承414.4.1滑动轴承的结构414.4.2滑动轴承的润滑及轴瓦结构414.4.3滑动轴承的计算414.5曲柄滑块机构中的滚动轴承434.5.1滚动轴承概述434.5.2滚动轴承型号选择435 离合器与制动器455.1离合器与制动器的作用原理455.2离合器的设计465.2.1离合器的类型、工作特性及其选用原则465.2.2双转键离合器的结构475.3制动器的设计495.3.1制动器的类型、工作特性及其选用原则495.3.2带式制动器的结构506 机身设计506.1机身结构516.2 身计算527 过载保护装置设计557.1剪切破坏式过载保护装置的结构557.2剪切块的设计计算 568 润滑系统588.1曲柄压力机常用润滑剂588.1.1稀油润滑588.1.2干油润滑59小结60致谢61参 考 文 献62651 绪论1.1锻压机械设备简介及其发展过程人们为了制造工具，最初是用人力、畜力转动轮子来举起重锤锻打工件的，这是最古老的锻压机械。14 世纪出现了水力落锤。1516 世纪航海业蓬勃发展，为了锻造铁锚等，出现了水力驱动的杠杆锤。18世纪出现了蒸汽机和火车（见机车），因而需要更大的锻件。1842年英国的J.内史密斯创制第一台蒸汽锤，开始了蒸汽动力锻压机械的时代。1795年英国的J.布拉默发明水压机，但直到19世纪中叶由于大锻件的需要才应用于锻造。随着电动机的发明，19世纪末出现了以电为动力的机械压力机和空气锤，并获得迅速发展。第二次世界大战以来，750000千牛的模锻水压机、1500千焦的对击锤、60000 千牛的板料冲压压力机、160000千牛的热模锻压力机等重型锻压机械和一些自动冷镦机相继问世，形成了门类齐全的锻压机械体系。20世纪 60年代以后，锻压机械改变了从 19世纪开始的向重型和大型方向发展的趋势，转而向高速、高效、自动、精密、专用、多品种生产等方向发展。于是出现了每分种行程 2000次的高速压力机、60000千牛的三坐标多工位压力机，25000 千牛的精密冲裁压力机，能冷镦直径为48毫米钢材的多工位自动冷镦机和多种自动机、自动生产线等。各种机械控制的、数字控制的和计算机控制的自动锻压机械以及与之配套的操作机、机械手和工业机器人也相继研制成功。现代化的锻压机械可生产精确制品，有良好的劳动条件，环境污染很小。随着大型多工位压力机的技术成熟和实用化，大型多工位压力机开始替代单动压力机进入自动冲压生产线，代表了先进的组合方式。大型多工位压力机自动冲压生产线，经历了三个阶段的完善与发展。较原始的组合是，一台双动拉深压力机与一台单动大型多工位压力机为主机，二者之间配备一套翻转装置和同步装置，提高了生产节拍，减少了占地面积。此后，带双动拉深工位的多工位压力机问世，催生了第二代自动冲压生产线。第二代生产线仅以一台带双动拉深工位的多工位压力机为主机，在其前后分别配备拆垛装置和码垛装置，便组成了一条自动冲压生产线，配置大为简化。此类多工位压力机多为四柱三滑块结构，第一工位是双动拉深工位，其余工位为单动冲压工位。由于拉深工位采取了反向拉深的方式，从而避免了工件的翻转，因此不需要翻转装置，使生产率进一步提高，占地面积进一步减小。第三阶段，出现了带数控液压气垫的大型多工位压力机，抛弃了传统的双动拉深工艺理念，真正将拉深与其他冲压工艺组合到一台压力机上完成。自动冲压生产线的主机是带数控液压气垫的多工位压力机，主机前后配备拆垛装置和码垛装置。数控液压气垫是该类生产线的技术核心，气垫通过四角控制，可调节拉深工件的压边力，从而实现单动深拉深。由于采用数控液压气垫使单动压力机代替了传统的双动压力机，简化了压力机的结构，取消了生产线中的翻转装置，实现了压边力的优化控制，提高了拉深件的质量，降低了工件的废品率。从技术角度上讲，带数控液压气垫的大型多工位压力机自动冲压生产线，代表了自动冲压生产线的最高水平。但是，由于造价、技术及应用等诸多方面的因素，大型冲压生产线多样化组合的局面还将长期存在。1.2曲柄压力机的发展和特点随着工业的发展，曲柄压力机的品种和数量越来越多，质量要求越来越高，压力越来越大，它在机械制造工业以及其他工业的锻压生产中的作用越来越显著。我国在解放以前，曲柄压力机的生产非常落后，只能制造一些手动冲床，解放以后，才有了飞速的发展，到目前为止，我们已经可以制造万吨级以上的热模锻压力机以及其他各种型号的压力机，利用其可以提高生产效率，大大改善劳动条件，比如，在日用品生产中，如果不采用高速冲压自动机，那么产品的成本与质量在国际市场上将失去竞争能力，因此大量制造和使用曲柄压力机，已经成为工业先进国家的发展方向之一。我国与工业先进的国家比较，曲柄压力机制造业还很落后，主要表现在质量不高、数量不足、品种不全等几个方面，特别是缺乏大型高效的设备。因此，必须大力发展曲柄压力机，以缩小与工业先进国家的差距。 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，工作是变形较大，刚性较差，这不但会降低制品精度，而且由于机身有角变形会使上模轴心线与工作台面不垂直，以至破坏了上、模具间隙的均匀性，降低模具的使用寿命。由于开式曲柄压力机使用上最方便，因而被广泛采用。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、农具、自行车、缝纫机、医疗器械、日用五金等部门中。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%。1.3曲柄压力机的基本参数 图1-1 JH23-40开式压力机曲柄压力机的基本参数，决定了它的工艺性能和应用范围，同时也是设计压力机的重要依据。1. 公称压力 公称压力是压力机的主参数，是指滑块离下死点前某一特定距离或曲柄旋转到离下死点前某一特定角度时，滑块上所容许承受的最大作用力。F=400kN2. 滑块行程 滑块行程是指滑块从上死点到下死点所经过的距离，它是曲柄半径的两倍，或是偏心齿轮、偏心轴销偏心距的两倍，它的大小随工艺用途和公称压力的不同而不同。S=90mm3. 滑块行程次数 它是指滑块每分钟从上死点到下死点，然后再回到上死点所往复的次数，滑块行程次数的高低反映了压力机冲压的生产效率。n=80次/分4压力机装模高度和封闭高度 庄某高度是指滑块在下死点时，滑块下表面到工作垫板上表面的距离。当装模高度调节装置将滑块调整到最上位置时，装模高度达最大值，称为最大装模高度。上下模具的闭合高度应小于压力机的最大装模高度。装模高度调节装置所能调节的距离，称为装模高度调节量。所谓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垫板的厚度。 JH23-40压力机的最大封闭高度为300mm；封闭高度调节量为80mm。5压力机工作台面尺寸及滑块底面尺寸：压力机工作台面尺寸AB及滑块底面尺寸JK是与模座平面尺寸有关的工艺尺寸，它反映了压力机工作台面与滑块底面的长度和宽度尺寸，表示压力机允许安装模具的水平尺寸大小。JH23-40压力机的工作台尺寸：左右为630mm（AB），前后为420mm；JH23-40压力机的滑块底面尺寸：左右为300mm（JK），前后为230mm。 6. 喉口深度C：滑块中心线至床身的距离叫做喉口深度。喉口深度和工作台垫板面积是关系到模具的最大平面尺寸的重要参数。JH23-40压力机的喉口深度为220mm。7. 工作台孔尺寸：工作台孔用于落料或安装气垫装置。JH23-40压力机的工作台孔尺寸：前后为150mm，左右为300mm，直径为200mm。8模柄孔尺寸：中小型压力机的滑块底面都设有模柄孔，它是用于安装固定上模和确定模具压力中心的。当模具用模柄与滑块相连时，滑块模柄孔的直径和深度应与模具模柄尺寸相协调。中小型压力机模柄孔的形状有圆柱形和方柱形。JH23-40压力机的模柄孔尺寸：直径为50mm，深度为70mm。9、立柱间距离：立柱间距离是指双柱式压力机两个立柱内侧表面的距离。对于开式压力机，立柱间距离尺寸直接影响由前向后送料时条料的宽度，以及冲压接料机构的尺寸和安装位置。JH23-40压力机的立柱间距离为300mm。10倾斜角：倾斜角是指可倾式压力机工作台面的倾斜角度，也就是机身后倾的角度。利用这个倾斜角使冲压后的工件（或废料）能借其自重或其他因素通过两立柱中间向压力机后方排除。JH23-40压力机机身最大可倾角为30。公称压力400kN滑块行程90mm滑块行程次数80次/分最大封闭高度300mm封闭高度调节量80mm工作台尺寸（630420）mm滑块底面尺寸（300230）mm喉口深度C220mm工作台孔尺寸（150300200）mm模柄孔尺寸（5070）mm立柱间距离300mm倾斜角30表1-1 技术参数1.4曲柄压力机的工作原理如图1-2所示是曲柄压力机的工作原理图。其工作原理如下：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把运动传给曲柄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运动。上模装在滑块10上，下模装在工作台14上。当材料放在上、下模之间时，即能进行冲裁或其他变形工艺，制成工件。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。为了使电动机的负荷均匀，有效地利用能量，因而装有飞轮，大皮带轮3即起飞轮作用。图1-2 曲柄压力机的工作原理图1-电动机；2-小带轮；3-大皮带轮；4-小齿轮；5-大齿轮；6-离合器；7-曲柄；8-制动器；9-连杆；10-滑块；11-上模；12-下模；13-垫板；14-工作台；15-导轨；16-机身1.5曲柄压力机的反求设计与改型1.5.1反求设计反求设计是对已有的产品或技术进行分析研究，掌握其功能原理、零部件的设计参数、结构、尺寸、材料、关键技术等指标，再根据现代设计理论与方法，对原产品进行仿造设计、改进设计或创新设计的过程，称为反求设计。反求设计已成为世界各国发展科学技术、开发新产品的重要设计方法之一。反求设计一般有3种形式1、仿造设计 完全按照引进的产品或技术进行设计，制造的产品与引入产品相同。一些技术力量和经济力量比较薄弱的厂家、且引进的产品相对先进时，常采用仿造设计的方法。2、改进设计 在对原产品分析研究的基础上，进行局部的改造性设计，其性能与特征基本上同原产品，但局部性能有所改善。我国的大部分厂家都采取了这种反求设计。3、创新设计 以原产品为基础，充分运用创新的设计思维与创新技法，设计、制造出优于原产品的新产品。反求工程中的创新设计是我国及其他发展中国家目前大力提倡的方法。在已知机械设备的反求设计中，因存在具体的机械实物，故又称实物反求设计，也有人称硬件反求设计。硬件反求设计是常用的设计方法。机械设备的反求设计有如下特点：1、具有形象直观的实物，有利于形象思维。2、可对产品或设备的性能直接进行测试与分析，能获得详细的设计资料。3、可对产品或设备的零件尺寸、结构、材料等直接进行测量与分析，能够获得非常重要的尺寸设计资料。4、反求目的是仿制时，缩短了设计周期，提高了产品的生产起点与速度。5、仿制产品与引进产品有可比性，有利于提高仿制产品的质量。6、在仿制的基础上加以改进或创新，为开发新产品提供了有利条件。机械设备反求设计的一般过程：机械零件的反求设计是部件反求的组成部分，而部件反求设计的内容又是整机反求设计中的内容。因此，设备的反求设计过程具有一般性。其反求设计的一般过程流程如图1-2所示。图1-2 机械设备反求设计过程的流程图本次设计是针对现有的某公司的JH23-40型400kN开式曲柄压力机来反求分析确定有关工艺和结构参数，载荷和工况选定，结构设计等。1.5.2开式压力机结构的改进开式压力机与板料开卷校平线、上下料机械手组成的自动化冲压生产线，使冲压件的生产效率、质量大大提高。作为生产线中的主机的开式机械压力机，必须保证无故障发生，否则将会影响整个生产过程。开式压力机经过多年的发展变化，其结构性能已日趋成熟。为适应自动化冲压生产线的需要，仍有许多问题有待于科技人员攻关解决。现介绍一下开式压力机制动角超差、机身刚度、整机精度等问题。 1、制动角问题的改进从发出“制动”信号开始到滑块完全停止，曲轴所转过的角度称为制动角。制动器的制动角是考核压力机性能的主要指标。一般情况下，制动器制动扭矩的大小及排气快慢是影响制动角的主要因素。因此，要解决制动器制动角超差问题，就要从这两方面入手。原先将摩擦片铆装在制动器的摩擦圆盘上，经使用发现制动器的制动角一直居高不下。后将铆装结构改为粘贴结构并对摩擦片表面进行加工，使其平整，从而解决了因结构不合理而造成的制动角超差问题。2、机身刚度的改进现在的较大型开式单、双点压力机机身多为钢板焊接结构，刚度较高。并将空气管路中的储气筒直接焊在机身左右内壁之间，即起到了筋板的作用，增加了刚度，又使结构美观大方。在工作台与机身的交界处，设计为非直角连接（图1-3）。经采用有限元法分析，这种结构虽然强度有所降低，但刚度较好，机身不会产生断裂和变形。图1-3 改进前后机身结构对比图3、压力机精度的改善经过试验，对开式压力机的曲轴定位方式进行了改进，原先是用铜套上的轴肩进行轴向定位，后来在曲轴前端用4只螺钉固定一个挡板来定位。如图1-4所示。 图1-4 改进前后曲轴定位方式对比图图中A为挡板，装配时，在A与曲轴前端之间垫薄铜片，用以调整轴向间隙。与原来的定位方式相比，该方式滑块在轴向不窜动。使压力机精度得以改善，且安装、维修方便，成本降低。4、压力机外观的改进以前压力机的空气管路多用硬管连接，管路在机身内壁绕来绕去错综复杂，很是杂乱。现在改用软管连接，所有软管集中在一起，用一个罩子罩住，使机身内壁显得干净简洁。另外，机身外面的一些覆盖件如罩子、盖板等，现在大多改为玻璃钢材料，使压力机显得美观，同时又降低了噪声，减轻了压力机的重量，且维修方便，成本降低。5、压力机误发信号的改进压力机在冲压工作过程中产生的振动，导致空气管路中的压力继电器误发信号，这给生产带来了很大的危险。经过反复试验和比较，最终选用了一种减振效果好、外形美观的减振螺栓。用减振螺栓把压力继电器与安装板固定在一起，然后再用减振螺栓把安装板固定在机身上，减振螺栓上的减震垫起缓冲作用，这样压力继电器就不再误发信号了。 2 电动机的选择和飞轮设计2.1压力机电力拖动特点压力机工作过程中，作用在滑块上的负荷是剧增和剧减的周期交替变化着，并且有很短的高峰负载时间和较长的空载时间，若依此短暂的工作时间来选择电动机的功率，则其功率将会很大。为了减小电动机的功率，在传动系统中设置了飞轮。当滑块不动时，电动机带动飞轮旋转，使其储备能量，而在冲压工作的瞬时，主要靠飞轮释放能量。工件冲压完毕后负载减小，于是电动机带动飞轮加速旋转，使其在冲压下一个工件前恢复到原来的角速度。这样冲压工件所需的能量，不是直接由电动机供给，而是主要由飞轮供给，所以电动机所需的功率便可大大减小。由于电动机的功率小于压力机工作行程的瞬时功率，所以在压力机进入工作行程时，工作机构受到很大的阻力，电动机的负载增大，转差率随之增大。一旦电动机瞬时转差率大于电动机临界转差率，电动机转矩反而下降，甚至迅速停止转动，这种现象称为电动机颠覆。另一方面，电动机在超载条件下会严重发热。给电动机配置一个飞轮，相当于增大了电动机转子的转动惯量。在曲柄压力机传到中，飞轮的惯性拖动的扭矩占总扭矩的85%以上，故没有飞轮电动机就不能正常工作。飞轮是储存能量的，它的尺寸、质量和转速对能量有很大的影响。飞轮材料采用铸铁或铸钢。由于飞轮转速过高会使飞轮破裂，因此铸铁飞轮圆周转速应小于或等于25m/s，最高不超过30m/s；铸钢飞轮圆周转速小于或等于40m/s，最高不超过50m/s。另外，使用飞轮时还应注意两点：在下一个周期工作开始之前，电动机应能使飞轮恢复到应有的转速；电动机带动飞轮起动的时间不得超过20s。否则，如果时间太长，由于电动机电流过大，线圈过热将加速绝缘老化，缩短电动机使用寿命，甚至会引起电动机的烧毁或跳闸。2.2电动机的选择2.2.1选择电动机的类型感应电动机又称异步电动机，具有结构简单、坚固、运行方便、可靠、容易控制与维护、价格便宜等优点。因此在工作中的到广泛的应用。目前，开式曲柄压力机常用三相鼠笼转子异步电动机。JH23-40的传动系统由皮带传动、齿轮传动、轴和轴承等组成。JH23-40传动示意图如图2-1所示。 图2-1 传动示意图此传动系统采用上传动，JH23-40总传动比为：采用刚性离合器，离合器将放在曲轴上。2.2.2选择电动机的功率工作机所需的电动机输出功率为： （2-1） （2-2）所以 （2-3）由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为 （2-4）式中、分别是联轴器、带传动、齿轮传动、滑动轴承的效率。取=0.97、=0.96、=0.95、=0.97，则所以 为了减小电动机的功率，在传动系统中设置了飞轮。在曲柄压力机传动中，飞轮的惯性拖动的扭矩占总扭矩的85%以上，所以所需电动机的输出功率为 133.3kW15%=20kW2.2.3确定电动机的转速曲轴的工作转速为80r/min按推荐的合理传动比范围，去V带传动的传动比，单级齿轮传动的传动比，则合理总传动比的范围，故电动机转速的可选范围=（620）80r/min=480r/min1600r/min （2-5） 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和压力机的传动比，选择电动机的型号为Y180L4，额定功率为22kw，满载转速为1470r/min。2.2.4计算总传动比和分配传动比总传动比 （2-6）V带的传动比，齿轮传动的传动比2.2.5计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速 轴 轴 曲轴 （2）各轴的输入功率轴 轴 曲轴 （3）各轴输入转矩计算电动机轴的输出转矩 （2-7）轴 轴 曲轴 运动和动力参数的计算结果如表2-1如下：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/（Nm）129.93126.03431.291987.17传动比i3.6755效率0.970.930.92 表2-12.3飞轮转动惯量及尺寸计算2.3.1压力机一次工作循环所消耗的能量 （2-8）式中工件变形功。 气垫工作功，即压边时所需的功。 工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量。 工作行程时由于压力机受力系统弹性变形所消耗的能量。 压力机构向上、向下空行程所消耗的能量。 单次行程滑块停顿飞轮空转所消耗的能量。 单次行程离合器接合所消耗的能量。 中间传动环节所消耗的能量。下面分别叙述各项能量的计算。1、 工作变形功对不同的冲压工艺，在工作行程内工件变形力是变化的。 =0.315 （2-9）式中压力机公称压力,KN 板料厚度, 经验公式，对慢速压力机=所以 2、 拉延垫工作功无气垫压紧装置，所以=0。3、工作行程时由于曲柄滑块机构得摩擦所消耗的能量实际机器的曲柄滑块机构运动副之间，存在着摩擦。电动机在拖动曲柄滑块机构运动时，为克服摩擦消耗能量。在工作行程时，曲柄滑块机构摩擦所消耗的能量，建议按下式计算： （2-10）式中，曲柄滑块机构的摩擦当量力臂（mm）， 压力机公称压力（）。 公称压力角（），；所以 4、工作行程时由于压力机受力系统弹性变形所消耗的能量完成工序时，压力机受力系统产生的弹性变形是封闭高度增加，受力零件储藏变形位能对于冲裁工序将引起能量损耗，损耗的多少与压力机刚度、被冲裁的零件材料性质等有关。从偏于安全出发损耗的能量可按下式计算： （2-11）式中压力机总的垂直刚度（）。() 压力机垂直刚度,对于开式压力机。所以 5、压力机构向上、向下空行程所消耗的能量压力机空行程中能量消耗与压力机零件结构尺寸、表面加工质量、润滑情况、皮带拉紧程度、制动器调整情况等有关。通过实验。通用压力机连续行程所消耗的平均功率约为压力机额定功率的。当压力机的公称压力为400kN时，推荐的空行程消耗能量为500J。6、 单次行程滑块停顿飞轮空转所消耗的能量根据试验，压力机飞轮空转时电动机所消耗的功率约为压力机额定功率的,刚性离合器一般安置在曲轴上，且常用滑动轴承。所以，对于具有刚性离合器的开式曲柄压力机，此值偏高。飞轮空转时所消耗的能量 （2-12） 飞轮空转消耗的功率。按推经验荐取值为0.5。 n压力机行程次数。行程利用系数，。所以 压力机行程次数152040407070100200500行程利用系数0.70.850.50.650.450.550.350.450.20.4表2-2 行程利用系数7、 单次行程离合器接合所消耗的能量离合器为刚性离合器，不消耗能量。8、中间传动环节所消耗的能量在传递能量时，皮带、齿轮等中间环节因存在摩擦而引起能量损耗。中间环节所消耗的能量，可按下式近似计算： （2-13）式中 考虑到齿轮传动的效率。，其中：齿轮啮合效率；对轴承传动的效率。 考虑到皮带传动的效率。，其中：皮带效率；对轴承传动的效率。该设计压力机没有拉伸垫装置，具有刚性离合器的通用开式曲柄压力机。按单次行程工作方式计算：2.3.2飞轮转动惯量计算电动机选定后，设计飞轮。这时有两个假设： 1、 工作行程时所需能量全部由飞轮供应。2、工序结束时，电机轴负载扭矩达到最大值，但不大于电机最大允许转矩。 实际上，冲压时电动机放出一部分能量，所以飞轮转动惯量应按下式计算： （2-14）式中 工作行程时所需能量 电动机在额定转速下飞轮的角速度 飞轮转速相对波动情况的转速不均匀系数 （2-15） 其中 实际电机系数，； 电机额定转差率，； 电机轴到飞轮轴用三角皮带传动时，三角皮带的当量滑动系数， 为修正系数， 公称压力角（）； 压力机行程次数利用系数（%）所以2.3.3飞轮尺寸计算 根据求得的折算到飞轮轴上的转动惯量设计飞轮。曲柄压力机上，一般飞轮形状如图2-2所示，图中：是轮缘部分，其转动惯量为；是轮辐部分，其转动惯量为；是轮毂部分，其转动惯量为。 飞轮外径由小皮带轮和速比决定，由第三章已知，轮缘部分宽度。 飞轮本身的转动惯量，其中轮缘部分是主要的，要比、大得多。故在近似计算中只考虑更趋于安全。 而 （2-16）所以式中金属密度（kg/m），对铸钢： 图2-2 飞轮形状2.3.4飞轮轮缘线速度验算飞轮是回转体，为避免回转时产生坏裂，必须验算轮缘线速度： （2-17）式中：飞轮最大直径； 飞轮转速；许用线速度，对铸钢飞轮。2.3.5飞轮起动时间核算飞轮启动时间计算公式为 （2-18）=0.56s式中 -飞轮转速 -飞轮转动惯量 -电动机额定功率t远小于20s ，可以直接起动。3 机械传动系统3.1传动系统的类型及系统分析3.1.1传动系统类型开式曲柄压力机的传动系统由皮带传动、齿轮传动、轴和轴承等组成。按传动级数，传动系统可分为一级传动、二级传动、三级传动和四级传动。四级传动很少采用。按曲轴的布置形式，传动系统又可以分为垂直于压力机正面布置和平行于压力机正面布置。3.1.2传动系统的布置方式曲柄压力机传动系统的布置，应使机器便于制造、安装和维修，同时结构紧凑，外形美观。开式曲柄压力机传动系统布置主要包括以下四方面：1、传动系统的位置 开式曲柄压力机大多采用上传动，很少采用下传动。上传动压力机与下传动压力机相比，优点是：（1） 重量较轻，成本低。（2） 安装和维修较方便。（3） 地基较简单。 上传动的缺点是压力机地面高度较大，运行不够平稳。现在通用压力机多数为上传动。 2、曲轴的布置方式 曲轴分为横放和纵放两种布置方式。采用曲拐轴的开式曲柄压力机，曲拐轴是纵放的，传动零件如飞轮、齿轮等置于压力机背面。采用曲轴时，曲轴横放的形式应用很普遍。这种形式的传动系统，传动零件分置于压力机两侧，制造、安装和维修都比较方便。近年来，曲轴纵放的形式得到应用。这种系统的优点是，曲轴可以缩短，刚度有所提高，全部传动零件封闭在机身内部，润滑良好，外形美观。但制造、维修不及前者方便。3、 最后一级齿轮传动的形式 最后一级齿轮传动可采用单边驱动或双边驱动。单边驱动制造和安装都较方便，但齿轮模数和外形尺寸较大。双边驱动可以缩小齿轮的尺寸，但制造和安装较困难。4、 齿轮的开式安放和闭式安放 齿轮有安放于机身之外和机身之内两种情况，齿轮放于机身之外称为开式安放，齿轮放于机身之内称为闭式安放。闭式安放的齿轮工作条件较好，外形较美观；如果齿轮安放在油池之内，则可大大降低齿轮传动的噪音，但安装的维修不方便。大型压力机多采用闭式安放。开式安放的齿轮工作条件恶劣，传动噪音大，污染环境。3.1.3离合器和制动器的位置 通用压力机的离合器有刚性离合器和摩擦离合器两种。对于单级传动的压力机，由于刚性离合器不宜在高速下工作，所以离合器和制动器只能安置在曲轴上。摩擦离合器与飞轮通常安装在同一传动轴上，制动器的位置和离合器同轴。对于多级传动的压力机，摩擦离合器可以安装在低速轴上，也可以安装在高速轴上。摩擦离合器安装在低速轴上，接合时消耗的摩擦能量小，离合器磨损小。但是低速轴的扭矩大，要增大离合器的尺寸。另外，由于通用压力机的传动系统大多封闭在机身内，不便于离合器的安装和调整，也不便于散热，所以摩擦离合器一般安装在转速较高的传动轴上。此时，由于所需传递扭矩小，压力机结构比较紧凑，但是主动部分和从动部分的初速度相差太大，对传动系统冲击大，摩擦损耗也较大。3.1.4传动级数和各级传动比的分配传动级数的选取主要与以下三方面有关：1、 滑块每分钟行程次数 每分钟行程次数高，总传动比小，传动级数少；每分钟行程次数低，总传动比大，传动级数多。2、 压力机做工的能力 一级传动的曲柄压力机，飞轮装置在曲轴上，转速与滑块每分钟行程次数相同，而飞轮结构尺寸又不可能太大，飞轮所能释放的能量因此受到限制。所以，在同样公称压力下，一级传动的曲柄压力机做工的能力，要比二级和二级以上传动的曲柄压力机低。3、 对机器结构紧凑性的要求 当传动级数较少，每级传动比较大时，由于小皮带轮和小齿轮结构尺寸不能过小，致使大皮带轮和大齿轮外形庞大，结构不够紧凑，所以设计中，用增加传动级数或采用双边齿轮传动的方法，来缩小传动系统的结构尺寸。各级传动比分配应恰当，使传动系统得到合理布置，不仅安装维修方便，而且结构紧凑美观。一般，三角皮带传动的传动比不超过68，齿轮传动比不超过79.分配传动比时，还应使飞轮有适当转速。飞轮转速过低，外形尺寸增大；过高，飞轮轴上的离合器和轴承工作条件恶化。开式曲柄压力机飞轮的转速通常在240470转/分之间。3.2三角皮带传动设计上述计算得出JH23-40型开式曲柄压力机的电动机功率为22kW，转速为1470转/分，三角皮带传动比为。1、确定计算功率根据机械设计，查表5-8得工况系数=1.2由得，其中 （3-1）2、选择V带型号开式压力机上常用的三角皮带有0、A、B和C四种型号。由，转速和图5-10，确定选用C型普通V带。3、确定带的基准直径（1）按设计要求，由表5-2查得，C型带轮的最小直径为200mm，再参看图5-10及表5-6，选择小带轮。（2）验算带速 ，在规定的5-20范围内，合理。（3）计算从动带轮基准直径 ，取， 按带轮的基准直径系列取。实际传动比传动比误差相对值（一般允许误差），所以选大带轮直径可用。4、确定中心距和带的基准长度 （3-2） 得， 取=1400mm 带长 （3-3） =，由机械设计表5-4，选取带的基准长度为，计算实际中心距 （3-4） 5、验算小带轮包角 （3-5） = 经验算小带轮包角取值合理，满足要求。6、计算皮带的绕行次数 7、计算V带根数Z （3-6）式中：单根V带的基本额定功率，见机械设计表5-6，。 时传递功率的增值，见表5-9，。按小带轮包角查得包角系数。 长度系数，查表5-12得带长修正系数。所以， 根，取根。8、 确定带的张紧力单根带的张紧力为 （3-7） = 查表6-4得每米长度质量9、确定带对轴的压力 （3-8） 10、确定带轮的结构尺寸节宽 槽间距基准线上槽深 基准线下槽深最小轮缘厚度 外径带轮宽。3.3齿轮传动的设计直齿圆柱齿轮的几何尺寸计算由上述计算得出JH23-40开式曲柄压力机齿轮传动的主动轴的转速，从动轴转速，输入功率，每天工作8小时，寿命为10年。3.3.1选择齿轮材料、热处理、齿轮精度等级和齿数 选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度241286HBS，；大齿轮材料ZG35CrMo铸钢，调质处理，硬度190240HBS，；精度8级。3.3.2开式齿轮按齿轮弯曲疲劳强度设计 （3-9）轴的转速，即小齿轮转矩。为了提高开式齿轮的耐磨性，要求有较大的模数，因而齿数应少一些，一般取。取齿数，传动比，由机械设计表6-10，硬齿面齿轮，悬臂布置，取齿宽系数，由表6-7查得使用系数，由图6-6（a）试读取动载系数，由图6-8，按齿轮悬臂布置，取。由机械设计表6-8，齿面硬化，8级精度，取。 （3-10） 由机械设计图6-18查得，小齿轮齿形系数，大齿轮的齿形系数 由机械设计图6-19查得，小齿轮应力修正系数，大齿轮应力修正系数。 由机械设计图6-12,6-20，查得，代入，得，。 ， 计算弯曲疲劳许用应力 （3-11）查得齿轮材料弯曲疲劳极限应力，计算寿命系数 （3-12） （3-13） 由机械设计图6-25查取尺寸系数，,取弯曲疲劳强度系数，按机械设计表6-12，取比较,应按大齿轮计算齿轮弯曲疲劳强度。 （3-14）取 （3-15）分度圆直径，齿顶圆直径，齿根圆直径，按计算结果校核前面的假设 齿轮节圆速度 （3-16） 查得，与原值一致。齿宽 （3-17） 小齿轮齿宽取70mm，大齿轮齿宽取65mm。 齿顶高 齿根高 齿高 齿距 齿圆 齿槽高 中心距3.4转轴的设计3.4.1轴的概述 轴是组成机器的重要零件之一，其功用主要是支承回转零件及传递运动和动力，因此大多数轴都要承受转矩和弯矩的作用。 1、轴的分类 按照承受弯、扭载荷的不同，轴可分为转轴、心轴和传动轴三类。工作中既受弯矩又受扭矩的轴称为转轴，这类轴在机器中最为常见。只承受弯矩而不传递转矩的轴称为心轴，心轴又分为转动的心轴和不转动的心轴两种。只承受转矩而不承受弯矩或弯矩很小的轴称为传动轴。 2、轴的材料 轴的材料主要采用碳素钢和合金钢。碳素钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性小，又可通过热处理提高耐磨性及疲劳强度，故应用较为广泛，其中最常见的是45号优质碳素钢。为保证力学性能，一般应进行调质或正火处理。 合金钢具有更高的力学性能和更好的淬火性能，可以在传递大功率并要求减小尺寸与质量和提高轴颈耐磨性时采用。 必须注意：在一般工作温度（低于200C）下，各种碳素钢和合金钢的弹性模量相差不多，热处理对它的影响也很小。因此，如选用合金钢，只能提高轴的强度和耐磨性，而对轴的刚度影响很小。 轴的毛坯可用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。 形状复杂的轴，也可采用铸钢、合金铸铁或球墨铸铁。经过铸造成型，可得到更合理的形状。铸铁具有价廉、良好的吸振性和耐磨性、对应力集中的敏感性较低等优点，但品质不易控制，故可靠性不如钢轴。3.4.2JH23-40开式曲柄压力机的转轴设计 1、材料选择 根据上述分析选择轴的材料为45钢，调质处理。 查机械设计表2-6和表2-5得：许用扭转应力，抗拉强度，屈服强度，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，与轴材料有关的系数。 2、初步计算 由上述计算的转轴传递的转矩，输入的功率，按许用切应力计算，实心轴的迁移条件为 （3-18）写成设计公式为 （3-19） 式中：切应力，MPa； T轴所受的转矩，； 轴的抗扭截面系数，mm；n轴的转速，r/min； P轴传递的功率，kW； d轴的计算直径，mm； 许用切应力，MPa； C与轴材料有关的系数。 代入上式得 考虑到轴的最小直径有键的存在，而且为单键，所以d应增大5%7%，故取，圆整为50mm。 3、按弯矩联合作用核算强度 齿轮的法向作用力为： （3-20） 其中切于分度圆的圆周力 分度圆压力角，则 所以求得 皮带作用力比齿轮作用力小得多，所以忽略不计。 根据和扭矩绘出转轴的受力图。 由于-截面的弯矩和扭矩最大，直径又比较小，所以此截面最危险。下面核算-截面的强度。 由弯矩产生的弯曲应力为： （3-21） 由扭矩产生的剪应力为： （3-22） 图3-1 弯矩和扭矩 当量弯曲应力为： （3-23） 轴的材料是45钢（调质），因此，符合要求。 4、核算疲劳强度 由于-截面有台阶，应力集中现象比较严重，且直径最小，弯矩又比较大，扭矩和其他截面相同，因此核算此截面的疲劳强度。 由开式压力机设计表2-19查得，由表2-20查得，由表2-21，据，查得，由表2-23查得。 又因为 所以 （3-24） （3-25） （3-26）所以疲劳强度也符合要求。3.5平键连杆 在开式曲柄压力机上，齿轮、皮带轮等零件和轴的联接常采用平键联接。为避免联接中较弱零件（一般是轮毂）压坏，应验算挤压应力： （3-27）式中：键所需传递的总扭矩，； 键与轮毂的接触高度； 键的工作长度，对于圆头普通平键，因为两端的圆部头部分与轮毂上的键槽不接触，所以，对于C型键，； 键的名义长度，考虑到受力不均匀的原因，其最大长度应限制为； B键的宽度； D轴的直径； Z键的个数，为避免加工困难和过分削弱轴的强度，一般； K考虑键受载不均匀的系数，当Z=2时，K =0.75，Z=1时，K=1； 平键联接的许用挤压应力，由于曲柄压力机上的联接键不是经常处于满载的情况下工作，所以可取得较高。轮毂材料为钢时，（有的压力机，轮毂材料为ZG45，高达335）；轮毂材料为铸铁时，。 大皮带轮的材料为HT2040，采用单圆头普通平键（C型），查表得键的宽度，名义长度，键与轮毂大皮带轮的接触高度，轴的直径，； （3-28）满足要求。 对于齿轮，材料采用A型键，查表得，名义长度，接触高度，； （3-29）满足要求。4 曲柄滑块机构4.1曲柄滑块机构的运动分析与受力分析在设计、使用和研究曲柄压力机时，往往需要确定滑块位移和曲柄转角之间的关系，验算滑块的工作速度是否小于加工件塑性变形所允许的合理速度。在计算曲柄滑块机构的受力情况时，由于目前常用的曲柄压力机每分钟的行程次数不高，惯性力在全部作用力中所占的百分比很小，可以忽略不计。同样，曲柄滑块机构的重量也只占公称压力的百分之几，也可忽略不计。如图4-1所示，L连杆长度； R曲柄半径；S滑块全行程；滑块的位移，由滑块的下死点算起；曲柄转角，由曲柄轴颈最低位置沿曲柄旋转的相反方向算起。从图中的几何关系可以得出滑块位移的计算公式： （4-1）将上式对时间t微分，可求的滑块的速度： （4-2）式中连杆系数；曲柄的角速度。在曲柄滑块机构的受力计算中，连杆作用力通常近似地取等于滑块作用力,即 滑块导轨的反作用力为： （4-3）式中摩擦系数，；连杆上、下支承的半径。曲柄所传递的扭矩可以看成由两部分组成：无摩擦机构所需的扭矩和由于存在摩擦所引起的附加扭矩，即 （4-4） 式中理想当量力臂； （4-5）图4-1 曲柄滑块机构运动简图摩擦当量力臂；曲轴主轴承半径。则曲柄滑块机构的当量力臂为： （4-6）曲轴扭矩为： （4-7）如果上式取和（公称压力，公称压力角），则曲柄压力机所允许传递的最大扭矩为： （4-8）4.2曲柄轴的设计计算4.2.1曲轴的结构示意图图4-2 曲轴结构示意图4.2.2曲轴强度设计计算1、曲柄轴尺寸经验数据支承颈直径 （） （4-9）式中 压力机公称压力（KN），取其他各部分尺寸见下表4-1曲轴各部分尺寸名称代号经验数据实际尺寸（）曲柄颈直径140支承颈长度205曲柄两臂外侧面间的长度300曲柄颈长度170圆角半径8曲柄臂的宽度160曲柄臂的高度h220表4-1 曲轴尺寸经验数据2.曲轴强度计算 曲轴的危险截面为曲轴颈中央的-截面和支承颈端部的-截面。-截面为弯矩联合作用，但由于弯矩比扭矩大得多，故忽略扭矩计算出来的应力。弯矩： （4-10）弯曲应力及强度条件：由上式可以导出滑块上许用负荷： （4-11）-截面为扭弯联合作用，但扭矩比弯矩大得多，故可以只计算扭矩的作用。扭矩：剪切应力及强度条件： （4-12）滑块上许用应力： 考虑疲劳和应力集中的影响，许用应力如下计算： 式中 曲轴材料屈服强度（MPa），40Cr调质处理，；安全系数，取2.53.5。4.2.3曲轴刚度计算用摩尔积分法计算曲柄颈中部的挠度。 （4-13）第一项很小，可以忽略，故简化公式为： （4-14） 式中： 公称压力； 弹性模数，对钢曲轴； 曲柄颈的长度； 曲柄壁厚度； 圆角半径； 支撑颈、曲柄臂、曲柄颈的惯性矩； 所以，挠度。4.3连杆和封闭高度调节装置4.3.1连杆和封闭高度调节装置的结构由设计条件知连杆长度可调，就用改变连杆长度的方法改变压力机的封闭高度。如图15所示连杆和封闭高度调节装置的结构，这种连杆由连杆盖1、连杆2和球头调节螺杆3等零件组成。其上端套在曲柄轴颈上，下端以球头和滑块6中的球座5及球头压盖4连接。借扳手或用铁棍拨动棘爪转动球头螺杆，就可以改变连杆长度，从而改变压力机的封闭高度。4.3.2连杆的计算1、连杆的作用力: 单点压力机：2、确定连杆及调节螺杆主要尺寸的经验公式： （1）球头式调节螺杆主要尺寸的经验公式见下表42： （2）连杆总长度L的确定 确定连杆长度L时，应根据压力机的工作特点，结构型式，精度和刚度要求等全面考虑。一般开式压力机的连杆系数,即连杆长度 取，即 （4-15） （4-16）计算部位代号经验公式实际尺寸球头调节螺杆mm90707090连杆mm130150表4-2 主要经验公式4.3.3连杆及球头调节螺杆的强度计算 连杆及因两端有摩擦力矩存在，连杆及球头调节螺杆受到压应力和弯曲应力的联合作用，应当演算其危险截面AA的合成力使： （4-17） 危险截面的压应力： （4-18） 式中 连杆作用力（kN）; 危险截面AA的面积（）； 危险截面的弯曲应力： （4-19）式中危险截面的截面模数，圆形截面；危险截面的弯矩（Nm） （4-20）式中摩擦系数，取 、曲柄轴颈同连杆下支承端轴颈的半径（mm） ；X危险截面到连杆下支撑轴颈中心的距离（mm）；图4-31、连杆盖 2、连杆 3、调节螺杆 4、球头压盖 5、球头下座 6、滑块 7、螺钉 8、锁紧块 9、锁紧块球头调节连杆常用45钢锻造，调质处理220250，=180220，球头表面淬火，硬度为42。连杆体采用35,正火处理。4.3.4调节螺杆的螺纹 调节螺杆的螺纹，常采用强度较高的特种锯齿形螺纹和梯形螺纹。因为压力机是在重载情况下工作，故采用梯形螺纹，尺寸为。4.3.5调节螺杆的螺纹计算 由于螺母的材料一般较调节螺杆差，同时标准梯形螺纹及特种锯齿形螺纹的抗弯强度均比挤压强度，剪切强度低，所以一般只计算螺母（即长度可调连杆的连杆体，或调节螺母）的弯曲应力。 （4-21） 式中 、螺纹的外径和内径； S螺距； H螺纹最小工作高度，； h螺纹牙根处高度，对于梯形螺纹； 连杆体或调节螺母螺纹的许用应力，对铸钢ZG35，。螺纹强度的校核所以合格。4.3.6连杆上的紧固螺栓 连杆上端分成两部分，应用紧固螺栓连接。紧固螺栓承受的载荷较为复杂，一般不予计算。查阅相关资料并参考，螺栓个数4个，螺栓直径M24。4.4曲柄滑块机构中的滑动轴承4.4.1滑动轴承的结构滑动轴承承受冲击载荷的能力强，主要用于曲轴的主轴承，连杆大小端支撑等。压力机中常用的滑动轴承有整体式和剖分式两种。整体式轴承结构简单，但磨损后无法调节轴承间隙，轴只能从端部装入，这会给粗重的轴或阶梯轴的安装造成困难。剖分式轴承磨损后，可用改变垫片厚度的方法调节轴承的间隙，装配也叫方便。剖分式的轴承中，轴承所承受的径向载荷方向不得超过轴承中心线35左右，否则就应采用斜剖分式滑动轴承。4.4.2滑动轴承的润滑及轴瓦结构滑动轴承必须可靠地润滑。因此必须正确选择润滑剂和润滑方式。轴和轴承之间要有一定的配合间隙。在轴瓦上要开设油孔和油槽，油孔和油槽应开在压力最小的位置，不宜开在承载区，以免降低油膜的承载能力。轴瓦必须用销或螺钉定位，防止它在轴向和圆周方向窜动。4.4.3滑动轴承的计算 曲柄连杆机构中的滑动轴承，速度较低，承受短时高峰负荷，轴承处在边界摩擦的状况下工作，设计中应演算轴承轴瓦上的单位压力p使 （4-22） 式中 轴承上的单位压力（）； 作用在该轴承上的压力（N）； 轴瓦的许用单位压力（）； 轴承的支承投影面积（），与轴承的结构、尺寸相关。1、验算滑动轴承的单位压力p: （1）曲轴支承轴瓦： (2)连杆大端轴承 （3）连杆小端轴承（球头式）2、滑动轴承轴瓦上的速度： （1）曲轴轴承的速度： （2）连杆大端支承处的速度： 式中 曲轴轴承直径（）； 曲柄轴颈直径（）； 曲轴转速（），； 连杆系数，。3、验算值： 为防止发热过于厉害，还应验算它的值，即 （4-23） 式中 轴承上的单位压力； 轴承工作表面见的滑动速度； 许用的值，与材料有关。对材料，。（1）曲轴轴承： （2）连杆大端轴承： 所以符合要求。4.5曲柄滑块机构中的滚动轴承4.5.1滚动轴承概述 滚动轴承具有滚动摩擦的特点，因此它的优点有：摩擦阻力小，启动及运转力矩小，启动灵敏，功率损耗小且轴承单位宽度承载能力较大，润滑、安装及维修方便等。与滑动轴承相比，滚动轴承的缺点是径向轮廓尺寸大，接触应力高，高速重载下轴承寿命较低且噪音较大，抗冲击能力较差。 选择轴承类型时应考虑多种因素。1、载荷条件载荷较大时，一般选用线接触的滚子轴承，反之选择点接触球轴承；轴承受纯径向载荷或主要受径向载荷，通常选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承；受纯轴向载荷时选用推力球轴承，轴向力大时选用推力滚子轴承；当轴承同时受径向和轴向载荷时应选用角接触轴承或圆锥滚子轴承，当轴向载荷较大时，通常选用四点接触球轴承或推力球轴承与深沟球轴承的组合结构。 2、轴承转速 通常轴承的工作转速应低于其极限转速。否则会降低使用寿命。一般转速较高、载荷较小、要求旋转精度高时，宜选用极限转速较高的球轴承。超过极限转速较多时，应选用特制高速滚动轴承。转速低、载荷大获冲击载荷时应选用滚子轴承。 3、调心性能各种轴承使用时允许的偏斜角应控制在允许范围内，否则会引起轴承的附加载荷而降低轴承的使用寿命。4、安装和拆卸要求为了便于轴承的安装、拆卸和调整间隙，选用内、外圈可分离的轴承。若轴承装在长轴上，为了便于装拆和紧固，可选用带内锥孔或带紧固套的轴承。5、经济性 选用轴承时应考虑经济性。球轴承比滚子轴承便宜，同型号不同公差等级的轴承比价为，选用高精度轴承时应慎重。4.5.2滚动轴承型号选择根据上述的选择原则，在JH23-40开式曲柄压力机的转轴上选用一对圆锥滚子轴承作支撑，轴承径向力，法向力为，转速，运转时有冲击，轴颈直径，要求寿命，选择轴承型号。根据已知条件，预选32210型轴承进行计算。 每一个轴承承受的径向负荷力为：由于齿轮是直齿，所以忽略外加轴向力；又由于每端轴承是成对使用，径向负荷产生的内部轴向力S互相抵消，因此，轴向负荷为0。平均轴向负荷为： （4-24）平均轴向负荷当量动负荷，寿命系数，速度系数所以 （4-25）32210轴承的额定动载荷，因此负荷要求。5 离合器与制动器5.1离合器与制动器的作用原理 在曲柄压力机的传动系统中，一般在飞轮传动的后面都设有离合器和制动器，用来控制滑块的运动和停止。离合器和制动器一般是设在飞轮轴上或主轴上。压力机开动后，电动机和起蓄能作用的飞轮是在一直不停地旋转着。每当滑块需要运动时，则离合器接合，主动部分的飞轮通过离合器使从动部分零件（如传动轴、齿轮、曲轴和滑块等）得到运动并传递工作时所必要的扭矩；当滑块需要停止在所需的位置上（滑块行程的上死点或行程中的任意位置），则离合器脱开，主动部分的飞轮和从动部分零件即不发生联系，因而不能再传递运动和扭矩。但是离合器脱开后，离合器部分从动部分以后的零件还储有一定的能量，会使曲轴继续旋转。因此，制动器是用来在一个较短的时间内吸收从动部分零件的能量，以使滑块停止在所需要的位置上。所以，在压力机传动系统中的离合器和制动器是保证压力机正常工作的必要部件，而两者又必须是密切的配合和协调地工作；或当离合器接合前的瞬时，制动器应该松开，这个工作关系是由操纵系统来实现的。一般压力机在不工作时，离合器总是处在脱开状态，而制动器则总是处在制动状态中。由此可见，离合器和制动器部件是用于电动机和飞轮不停地转动情况下，使压力机的曲柄连杆机构开动或停止。因此，对任何压力机而言，离合器和制动器不仅是极其重要而不可缺少的部件，而且还决定着压力机的操作规范。由于工作上和使用上的要求，要求压力机有下列操作规范：如单次行程、连续行程、自动连续行程和寸动行程。离合器和制动器部件的设计必须尽量满足上述的操作规范，同时还应充分考虑以下的具体要求：1、 工作可靠性 在保证离合器各工作部分零件强度和持久性的前提下。传递压力机曲轴所必要的最大扭矩。2、 操作安全性 为了确保操作者的安全，在手工送料时，不允许发生连冲现象，则离合器要能允许压力机有单次行程的可能。其次，为了避免使操作者的双手伸入危险工作区城，必须相应采用开动连锁装置，如双手按钮激活多按钮的电气操作及安全联锁装置等。3、 使用方便性 为了安装和调整模具的方便，特别是较大的压力机应该就具有寸动行程的可能；对于某些工作，或者在自动送料时，则要求有连续的或自动连续的行程。显然，离合器和制动器是在很大程度上决定着压力机的工作可靠性、操作安全性和使用方便性的重要部件。 5.2离合器的设计5.2.1离合器的类型、工作特性及其选用原则在开式压力机上广泛采用的离合器有刚性离合器和圆盘摩擦离合器，其主要类型如下： 离合器刚性离合器圆盘摩擦离合器嵌牙式滑销式转键式单盘式（嵌块式）多盘式（圆盘式）图5-1 离合器类型目前，常见的刚性离合器有嵌牙离合器、滑销离合器和转键离合器。刚性离合器主要的优点是结构简单紧凑、制造维修方便。但是由于受到爪齿、滑销和转键等连接件零件强度的限制，因而能传递的扭矩不大；其次，在离合器轴转速处于较高的情况下，刚性离合器在接合时会产生很大的冲击，离合器的连接零件常常易于磨损或损坏；此外，刚性离合器只能允许滑块停止在上止点的位置，而不能进行寸动行程。显然刚性离合器是有很多不足之处，在应用上有一定的局限性。但是对于小型低速开式压力机来说，相应这些矛盾并不十分突出。因为：其一、传递扭矩并不大；其二、在安装和调整模具时，用人工转动飞轮还是比较容易实现的；其三、为了减低离合器结合时的冲击速度，刚性离合器一般直接装在低速的主轴上，同时离合器的连接零件尽可能靠近轴心的位置。更主要的是由于刚性离合器的结构比较简单，便于制造和维修，又离合器操纵无需压缩空气能源，所以刚性离合器是比较广泛应用在压力100吨以下和滑块行程次数（即曲轴转速）200次/分以下的开式曲柄压力机上。通过上述所述，结合所设计压力机的型号和功用，选择采用转键离合器。5.2.2双转键离合器的结构双转键离合器中，转键之一是主键（又称工作键）用以传递工作扭矩；转键之二是副键（又称辅助键）用以防止曲轴对飞轮或传动齿轮的超前，以及调整模具时可使曲轴反转。如图52所示，离合器是安装在曲轴的右端上。离合器的主动部分有飞轮2，中套3（用7键固定在飞轮上）和青铜衬套5、6（各压入飞轮端孔内）等组成。从动部分有曲轴和内外轴套1、4（用键固定在曲轴上）等组成。中套的内孔有四个半圆槽。内外轴套内控和曲轴上亦各有两个轴线互相垂直的半圆槽，两个半圆槽组合成为安插两转键（主键8和副键9）用的孔。转键的两端为圆柱形，可在轴与轴套所形成的圆孔内转动；转键中段截面为半圆形，键的里边与轴上的半圆槽配合，外边与轴形成一个整圆。主键和副键传动的方向是相反的，它们的动作是互相联锁的，因此在转键的右端各装有尾板12和14，两件用拉杆13连接成为联动，主键的左端装有键尾11，与装在内轴套的拉簧10联结。拉簧的作用使主键和副键各绕其轴线转过45（转键的转动角度由内轴套喇叭口所限位），于是两转键的背部突出于曲轴圆周之外，以便与中套的半圆槽相结合，起到使离合器相结构的状态。离合器在未接合时，主键和副键刚好全部卧入曲轴的半圆槽内，因此，飞轮在内外轴套上空转。当压力机工作时，必须使操纵结构的凸轮当块（虚线画出）转离主键的键尾，主键在拉簧10的作用下，转出曲轴半圆槽之外（转过45），由于连锁的关系，副键亦同样转出，这样连续旋转的飞轮中套半圆槽便于主键相结合，则飞轮便带动曲轴转动。如凸轮档块转回复位，则主键的键尾碰到凸轮当块，由此弹簧拉长，主键和副键又转回（45）并卧入曲轴的半圆槽内，由此，离合器即处于脱开状态，则飞轮仍在内外轴套上空转。 图5-2 双转键离合器 转键在离合器接合时承受很大的冲击载荷，为了保证有足够的冲击韧性和耐磨性，转键用T7，经热处理淬火硬度为RHC=5257,两端回火至RHC=3540。主键的键尾和凸轮当块的材料同样用合金钢40Cr。内、外轴套和中套的材料一般用45钢。转键离合器所能传递扭矩的大小，即取决于转键（主键）的强度。5.3制动器的设计5.3.1制动器的类型、工作特性及其选用原则 在曲柄压力机上的制动器有两个作用：1、当离合器脱开后，将正运转着的传动零件（如滑块、曲轴、齿轮、中间轴等）的动能立即转化为消耗在制动器上的摩擦功，并且相当在曲轴转角515的范围内将滑块、曲柄连杆机构和传动零件停止运动。 图5-3 偏心轮带式离合器1-制动轮；2-摩擦材料；3-制动带；4-松边；5-紧固螺栓；6-机身；7-紧边；8-制动弹簧；9-调节螺钉 2、当滑块运动停止后，防止滑块由于自重而下降。在开式压力机上常用的制动器有三种结构形式：闸瓦式制动器、带式制动器和圆盘式制动器。按其制动器工作表面相互作用来看，在这些制动器中有连续制动器和周期制动器的两种工作情况。在周期制动的制动器中，制动作用仅仅发生在滑块行程的某一部分，或者当滑块接近回到上死点相当于曲柄转角515的范围内，在这里选用偏心式带式制动器。5.3.2带式制动器的结构偏心带式制动器结构图如上图图53，制动器设置在曲轴左端上。制动轮1对轴线装成偏心e，用键紧固在曲轴左端上。轮缘上包有钢带2，其内层铆有石棉铜摩擦带3.钢带的一端铆接在摇板7上，另一端铆在拉杆板4上。摇杆7可以绕固定在机身上的轴6回转，借其制动弹簧8的张力拉紧制动带，张力的大小可通过螺帽9调节其弹簧的压缩量。制动的周期性是借其制动轮的偏心e来实现的。即当曲轴转动时，利用偏心e使制动轮有时张紧制动轮，有时放松制动轮。当滑块向下运动时，偏心逐渐减小，则制动轮松开；当滑块向上运动时，偏心主键向上方增大，则制动带张紧而起制动作用，并将滑块停止在上死点的位置上。6 机身设计 机身是压力机的一个最基本部件。所有零部件都装在它上面，工作时要承受全部工作变形力（某些下传动压力机除外）。因此，机身的合理设计对减轻压力机重量，提高压力机精度，以及减少制造工时，都具有直接的影响。 6.1机身结构 开式压力机的机身有铸造结构和焊接结构两种。铸造结构多用灰铸铁制造，也有球墨铸铁制造。焊接结构多用Q235钢板制造。铸造结构的材料比较容易供应，消震性能较好。但重量较重，刚度较差。目前，较适合于成批生产。焊接结构与上相反，适于单件小批生产，重量较轻，刚度较好，外形比较美观， 但消震性能较差。因此选用焊接机身，材料为Q235-A钢板。 焊接结构设计的一般原则： （1）尽量设计成具有对称的截面和对称的焊缝位置，以减少焊接变形，特别是扭曲变形； （2）要合理布置筋板，数量不易过多； （3）焊缝应尽量远离应力集中区域，尽量避免用焊缝直接承受主要工作载荷； （4）焊缝避免交义与聚集； （5）为工人创造良好的工作条件。 开式压力机的主要优点是操作方便。而主要问题是刚度较差，特别是有角变形存在，影响工件精度和模具寿命。因此提高压力机和机身刚度就成为机身设计的重要问题。提高机身刚度的途径有三：（1） 合理设计截面。为了提高机身刚度，减少角变形，例如尽量加大截面高度，加大喉口壁厚等。（2） 采用高弹性模数材料。如孕育铸铁球墨铸铁、钢板焊接等。（3） 改进机身结构形式 。喉口内侧加拉杆的开式机身可以大大减小角变形。6.2机身计算开式压力机由于是三面敞开的悬臂结构，刚度差，特别是存在角变形，影响冲压件精度及模具寿命。为便于设计，先进行强度计算，然后进行刚度校验。机身危险截面在喉口德横切面上，如图61所示： 图61 机身强度计算简图 危险截面上受到弯矩M和拉力的作用。 弯矩M为： （6-1）式中 压力机公称压力（N），400； 喉口深度（），； 喉口内缘到截面形心的距离；截面面积序号宽高面积各块面积形心坐标面积与形心坐标乘积各块面积形心至整个危险截面形心的距离各块面积对本身形心的惯性矩1212.5174258.53612.58.53070010235222.56532532.510562.515.578080114430323.52.517.563.751083.7546.75382479.1合计767.515258.75147027124674 表6-1（1）求危险截面的形心、截面积和惯性矩 危险截面形心： （6-2） 危险截面惯性矩： （6-3） 危险截面截面积： （6-4）（2）求危险截面的最大应力 最大实际拉应力： （6-5）式中截面形状系数，取； 动载系数，取； 许用系数，对于钢板取 危险截面最大压应力： （6-6） =而=200300Pa；=300400Pa，。所以安全。7 过载保护装置设计 曲柄压力机在使用过程中，由于种种原因可能产生过载现象，如压力机吨位选用不当，模具安装调整不正确，模具刃口变钝，材料厚度增大，同时进行两块坯料等等，结果导致压力机连杆螺纹破坏、调节螺杆弯曲、曲轴弯曲或断裂、机身变形甚至断裂等主要零件的破坏，给生产带来损失。为了防止因压力机过载而产生的设备事故，在压力机上装有过载保护装置。在压力机过载时，保护装置即发生作用，使得作用在压力机上的载荷不继续增加，从而保证压力机的主要零件免遭破坏。过载保护装置的种类很多，按其工作性质可以分为两大类：一类是限制滑块上的作用力，另一类是限制传动系统上的传动扭矩的。前者装在连杆或滑块内，当滑块力超过某一数值后它就发生作用，而与曲柄转角数值无关。后者装在传动系统中，因传动扭矩是滑块力与曲柄转角的函数，所以这类保护装置发生作用的条件是取决于滑块力及曲柄转角两个因素的。在选择保护装置种类时，应根据压力机结构、工艺用途、主要零件的允许负荷曲线等因素。对于小行程的压力机，主要是用于冲孔、落料、浅拉伸等工序，要求工作行程短、通常只采用压力保护装置。对于行程大的压力机，主要是用于深拉延工序，工作行程较长，同时也要考虑冲孔、落料等工序，故应同时采用两种保护装置。开式压力机属于前一种情况，通常只装置着压力保护装置。压力保护装置按其结构的作用原理，可以分为：剪切破坏式、液压式、气动液压自动恢复式、弹簧滚柱自动恢复式等。这里选择剪切破坏式过载保护装置，采用单剪切面式剪切块。7.1剪切破坏式过载保护装置的结构单剪切面式剪切块过载保护装置，其结构如图71所示。这种装置的基本零件是装在连杆下支承座b下面的剪切块a。压力机连杆c所承受的连杆力是通过下支承座b剪切块a传递给滑块d的。当压力机过载时剪切块就剪切破坏，于是连杆c连同下支承座b对滑块d产生相对位移，而不传递力量，使得连杆力不再增加，保证压力机各主要零件免遭破坏。在设计前切块时，必须使高度尺寸大于压力机的公称压力行程，尺寸应大于，以使在剪切块破坏后曲轴能带动连杆转过下死点不与滑块发生顶死现象。剪切块破坏后，必须更换新的剪切块才能重新工作。7.2剪切块的设计计算 1. 剪切块计算力的确定假设剪切块在剪切面上受均匀分布的剪应力，在新的剪切块开始工作时，其破坏是由短时高峰静力超载超载造成，其剪切力为： （7-1） 图71 剪切破坏式保护装置 剪切块； 连杆下支承座； 连杆； 滑块 式中 剪切断面积（） 静剪切强度极限（）但是，压力机是在脉动载荷下工作的，长期使用后，剪切块是受疲劳破坏，此时，剪切力已降为： （7-2）式中 疲劳剪切强度极限（）所以剪切块的剪切力并非恒定。即： （7-3）值代表剪切块静剪切强度极限与疲劳剪切强度极限之比，值越小，越接近1。剪切块的保险精度越高。通过疲劳试验，其剪切强度极限有所降低。对用50钢制造的剪切块降低了20，对铸钢HT200剪切块降低了30，其值分别为1.25和1.43，所以目前剪切块均不用铸铁的。因为压力机是在脉动载荷下进行工作的，剪切块的强度很快地就由疲劳而降低，为了充分发挥压力机的工作能力，剪切块的强度应按疲劳破坏的条件考虑，即 （7-4）式中 压力机的公称压力（kN） 2. 剪切块强度极限的确定确定疲劳剪切强度极限，可用试棒测出，再求出，除以即： （7-5）或用试样实测力求出值。 3. 剪切块剪切断面尺寸的确定剪切块外径应小于球座外径; （7-6）式中 下球座外径（），。剪切面间隙（上、下直径差）： （7-7）式中 剪切面高度（mm）。钢制单剪切面剪切块剪切面直径及剪切断面厚度: （7-8） 式中 材料抗拉强度（），对钢材料。8 润滑系统 润滑系统是保证曲柄压力机正常工作所必不可少的辅助装置。通过润滑可以减少零部件运动中的磨损，提高压力机寿命，保证压力机精度，降低能量损耗，减少维修费用，所以在曲柄压力机上除了摩擦离合器及各种类型制动器的摩擦面之外，一切有相对运动的部位都必须进行润滑。润滑系统有两种分类方法：按照所采用的润滑剂种类可分为稀油润滑和干油润滑，按照润滑的方式可分为分散润滑和集中润滑。在实际应用中，一台压力机上的不同摩擦副之间，根据各自的运动特点和受力状况采用不同的润滑剂和润滑方式。8.1曲柄压力机常用润滑剂8.1.1稀油润滑 曲柄压力机常用的稀油为20号至50号机械油（GB44364），它的主要性质见表8-1；稀油润滑的优点是：内摩擦系数小，所以克服摩擦力的能量消耗少，适用于高速运转的零部件；稀油流动性好，易进入各润滑点的摩擦表面，当采用循环供油时有良好的冷却作用，并可将粘附在摩擦表面上的杂志和由于