毕业设计（论文）-JD21-100开式曲柄压力机的设计

1、摘要本课题是对机械压力机传动部分的设计。对该机械设计时考虑的主要因素是曲柄 机构的受力分析和载荷的校核，以及曲柄的发热问题。另外，通过设计飞轮使机械的 工作平稳性增强，电机功率得到减小，即满足了设计的要求，又使设计更简单化、合 理化。通过二级变速，使电机的高速运动转变为滑块的低速运动，从而使机械的载荷 能力大大增强。开式曲柄压力机是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，对胚料进行成型加工的锻压机械。曲柄压力机动作平稳，工作可靠，广泛用 于冲压、挤压、锻模和粉末冶金等工艺。其结构简单，操作方便，性能可靠。关键词：电机功率，压力机，曲柄机构abstractcrank pre

2、ssure machine is pass crank a slippery piece organization to revolve electric motor conversion for slippery piece of straight line back and forth sport, carries the formed processing to the semifinished materials the forging and stamping machinery. the crank press movement is steady, the work is rel

3、iable, widely uses in crafts and so on ramming, extrusion, drop forging and powder metallurgy. its structure is simple ,the ease of operation , the performance is reliable .the coupling part uses the rigidity to transfer the key type coupling, the use service is convenient-keywords: pressure machine

4、, crank organization, machine manufacturing目录摘要iabs trac tii目录iii第一章jd21-100开式曲柄压力机的基木参数主要参数的确定1第一节主要参数的确定1第二节jd21-100开式曲柄压力机的设计的基本要求3第二章 电动机的选择和飞轮的设计3第一节压力机电力拖动特点3第二节电动机功率的计算5第三节压力机一次工作循环所消耗的能量6第四节 计算总传动比和分配各级传动比9第五节 计算传动装置的运动和动力参数10第六节飞轮转动惯量计算和飞轮尺寸计算11第三章机械传动系统13第一节 传动系统的类型及系统分析13第二节v带传动设计16第三节齿轮传

5、动的设计18第四节转轴的设计20第五节直轴的设计20第四章 曲柄滑块机构23第一节曲柄滑块机构的运动和受力分析23第二节曲柄轴的设计计算26第三节连杆和封闭高度调节装置29第四节滚动轴承的选择33第五节滑动轴承34第五章 离合器与制动器36第一节离合器与制动器的作用原理36第二节离合器的设计37第三节制动器的设计40第六章机身的设计42第一节机身结构42第二节机身计算43第三节过载保护装置设计45第七章润滑系统48第一节 曲柄压力机常用润滑剂48致 谢5153参考文献第一章jd21-100开式曲柄压力机的基本参数主要参数的确定第一节主要参数的确定一、开式曲柄压力机的基本参数，决定了它的工艺性能

6、和应用范围，同时也是设 计压力机的重要依据。现将jd21 100开式曲柄压力机基本参数分别叙述如下：1、公称压力f公称压力是压力机的主参数，是指滑块离下止点前某一特定距离时，滑块上所允 许的最大作用力。e=1000kno2、滑块行程s压力机滑块从上死点到下死点所经过的距离。它的大小将反映压力机的工作范 围。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。其大小随压力机 工艺用途和公称压力的不同而不同。s=10120mmo3、滑块行程次数n它是指滑块每分钟从上死点到下死点，然后再回到上死点的往复次数。滑块行程 次数的高低反映了压力机冲压的生产效率。n二75次/mine4、压力机装模高度h

7、及调节量ah最大装模高度指滑块在下死点时，滑块底面到工作台垫板上表面的最大距离(滑 块调节在上极限位置)最大和最小装模高度之差即为调节量。被安排的模具闭合高度，应在装模高度的调节范围内。对于小于2000kn的压力 机：h二44. 4如pg+ 2-0. 32(0. lpg+2)=44. 4丁0.1*1000 + 2-0 32 (0. 1*1000+2) =415mm5、压力机工作台面尺寸bxl及喉口深度c喉口深度是指滑块中心线至机身的距离。喉口深度及工作台尺寸是关系到安装模 具最大平面尺寸的重要系数。从扩大压力机工艺范围看，此项系数越大越好。但这些 尺寸大了会降低压力机刚度及增大压力机结构尺寸。

8、所以耍取的适中。根据计算一般 压力机的公式得b=625mm, l=886mm,压力机的喉口深度为200mm。对于小于2000kn的压力机，工作台前后尺寸：b二 100+52 jo. 1 pg+ 2二 100+52 j0.1*1000 + 2=625mm对于小于2000kn的压力机，工作台左右尺寸：l=300+58j 0pg+2二300+58 jo. 1*1000+ 2二886mm6、倾斜角0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。压力机机身最大可倾角为30° o本设计

9、为固定式曲柄压力机，无倾斜角。7、滑块尺寸b|x厶老式压力机的滑块底面尺寸较小，且大都方形，随着大尺寸模具的采用，滑块底 而尺寸逐渐加大，且左右方向大于前后方向尺寸。但滑块尺寸过大，压力机左右尺寸 亦会随z增大。滑块底面尺寸指不包括导轨的可供模具的有效尺寸。根据计算-般压力机的公式 得 b二454mm,厶二525rmn。对于小于2000kn的压力机，滑块前后尺寸：b、二45 jolpg + 2 mm二450.1*1000 + 2 mm二454mm对于小于2000kn的压力机，滑块左右尺寸:l =52 jopg + 2 mm=520.1*1000 + 2 mm二525mm注：pg为压力机公称力k

10、n第二节jd21t00开式曲柄压力机的设计的基本要求1、参数和精度都能满足工艺用途的要求；2、具有足够的强度、刚度和耐磨、耐久性能，能长期稳定地保持工艺能力；3、操作安个、省力、简单而又便于记忆，并且外形美观，给操作者提供良好的工作 条件；4、结构简单、紧凑，体积小；5、每天一班，工作八小时，有粉尘，寿命为10年，小批生产。第二章 电动机的选择和飞轮的设计第一节压力机电力拖动特点压力机的传动级数与电动机的转速和滑块每分钟行程次数有关，行程次数低，则 总速比大，传动级数就应多些，否则每级的速比过大，结构不紧凑。反z行程次数高, 总速比小，传动级数可小些。现有开式压力机传动级数一般不超过三级。行程

11、次数在 8040次/分的用二级传动。在选取电动机转速时，电机转速越低，可以减少总速比和传动级数。但电机尺寸 越大，价格越贵，电机效率也低，不一定合适。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。因此在工作中得到广泛的应用。目前，开式曲柄压力机常 用三相鼠笼式异步电动机。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 有很短的高峰负载吋间和较长的空载吋间，若依此工作吋间来选择电动机的功率，则 其功率将会很大。电动机的功率，在传动系统中设置飞轮。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

12、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。电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，这种现彖称为 屯动机颠覆。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最。在曲栖压力机传动中，飞轮的惯性拖动的扭矩 占总扭钮的8

13、5 %以上，故没有飞轮电动机就不能正常工作。飞轮是能储存能量的，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其自身破裂，因此铸铁飞轮圆周转速应小于或 等于25 m/s,最高不超过30 m/s；铸钢飞轮圆周转速小于或等于40 m/s,最高不 超过50 m/s。使用飞轮时还应注意两点：在下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。第二节电动机功率的计算jd21-100的传动系统由皮带传动

14、、齿轮传动、轴和轴承等组成。jd21-100传动示意图如图所示图2. 1传动机构工作原理图1：电动机；2：大带轮(飞轮)；3：齿轮；4：曲轴；5：连杆；6：滑块;7：导轨综上所述，若按一次工作循环的平均能量来选择电动机，其功率nni为:nm=a/ (looot) kw式中：a次工作循环所需的总能量ja二8648.8jt循环时间 sec t=60/(ncn) sec t=2n压力机滑块行程次数n=75次/mi ncn压力机行程利用系数cn=0. 4为使飞轮尺寸不致过大，将电动机的功率选的比平均功率大一些， 即 n=knm一般取k二1.2。行程次数较低的取下限，行程次数较高的取上限。代入得电动机

15、功率：n二ka/ (looot)kwn=l. 2*864& 8/ (1000*2) =5.19kw按计算值n选岀与n值相近的额定功率ne的电动机。根据选定的ne重新计算出 k值，在计算飞轮时使用。k二ne/nm根据国内外现有部分开式压力机的统计资料，电动机的额定功率及飞轮传动惯量 可由下式选定：ne二(0. 71. 1) pg飞轮转动惯量：kwj二(0.030.07) pg由于压力机的工作行程sg,ne及j值亦会不同。所以，kgm2滑块行程次数n,结构形式等不同，即使同规格压力机, 上例公式只能作初定时的参数。第三节 压力机一次工作循环所消耗的能量压力机一次工作循环所消耗的能量a为：a

16、=a1 + a9 + a3 + a 4 十 a54-a64a7式中：a,工件变形功。a2气垫工作功，即压边时所需的功。a3一一工作行程吋由于曲柄滑块机构的磨擦所消耗的能量。a工作行程时由于压力机受力系统弹性变形所消耗的能量。a5压力机构向下、向上空行程消耗的能量。a6单次行程滑块停顿飞轮空转消耗的能量。a7单次行程离合器接合消耗的能量。在工作行程一次时间里，一次循环所消耗的能量为：a=aj + a + a3 + a4=6300+0+1098.8+1250=8648.8j1、工作变形功a】对不同的冲压工艺，在工作行程内工件变形力是变化的。a1 =03 5 昭式中：卩莒压力机公称压力，单位：kn心

17、一板料厚度，单位：mm对慢速压力机 = jo.4 nun所以a = 0.315x 1 ooox vo.4xlooo/ = 6300/2、气垫工作功人无气垫压紧装置，所以人为0。3、工作行程时，曲柄滑块机构因摩擦所消耗的能量为儿，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。在工作行程吋.曲柄滑块机构摩擦所消耗的能量厶，按下式计算：4 =0.0087“/坨比式中，®曲柄滑块机构的摩擦当量力臂（mm） , m/ =4.2inm-摩擦当量力臂；m“ =“（1 +心 +仏+ ）心一曲柄主轴承半径久一连杆系数坨一一压力机公称压力(kn )

18、。ag公称压力角(° ) % =30° a3 = o.(x)87x 4.21xl()0()x 30v = 1 ()9x8丿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a。完成工序时，压 力机受力系统产牛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a。可按下式计算：ad2 j式中丫。一一压力机总的垂直刚度nini)。yc =匕 ich (mm)ch压力机垂直刚度。对于开式压力机c =400fc/v/mmo空=迪八250/2ch 2x4005、压力机构向上、向下

19、空行程所消耗的能量人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10% 35%o当压力机的公称压力为1000 kn时，推荐的空行程消耗能量为350jo6、单次行程滑块停顿飞轮空转所消耗的能量人根据试验，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60% 30%, 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a6=1000n6 (t-tl)=1000*1.12* (1/0. 4-1)

20、*1/75*60二1344jn6飞轮空转消耗的功率。按推经验荐取值为0. 5kwo n压力机行程次数。cn行程利用系数，cn=0.4o压力机行程次数。床力杠l行程次数<1520 4040 7070 100500200行程利0.70. 50. 450. 350.2用系数c；0. 850. 650. 550. 450.47、单次行程离合器接合所消耗的能量a?离合器为刚性离合器，不消耗能量。a?为0。则根据电动机常用三和鼠笼式异步电动机，通常二级和三级传动系统采用同步转速为1500转/分的电机。根据机械设计基础课程设计查表得；选择y132m4的异步电动机，额定功率为5. 5kw,满载转速为14

21、40 r/mino第四节 计算总传动比和分配各级传动比曲轴的工作转速为75r/min,各级传动速比的分配要恰当，通常v带传动比不 超过24,齿轮传动速比不超过35。减速比分配时，要保证飞轮有适当的转速。 也要注意布置得尽可能紧凑、美观，长、宽、高尺寸比例恰当。对通用压力机的飞轮 转速一般取380450转/分。因为转速太低会使飞轮作用力消弱。转速太高会使飞轮 轴上的离合器发热严重，造成离合器和轴承的损坏。n总传动比 i= 1440/75=19. 2v带传动比i； =3.84齿轮传动比i；二5第五节计算传动装置的运动和动力参数一、各轴转速 i 轴 n, = nm = 1440r/minii 轴 n

22、h = = 1hp =37v/min 11 i 3.84曲轴n 曲= = =75r/ni in曲i： 5乙二、各轴的输入功率i 轴 r = pd701 = 5.5 x 0.97 = 534awii 轴 pn =p“2 二 pi24 = 5.34x 0.96x 0.97 = 4.97kw曲轴 吃=p23 =pn3“4 = 4.97 x 0.95 x 0.97 = 4.5 8kw三、各轴输入转矩计算电动机轴的输出转矩5 19t/ = 9550 xnm = 34an m''1440i 轴t, = td rjm =td 77, = 34.4x0.97n«m = 33.47v

23、mii车由 tu =t,呱=33.4x3.84x0.96x0.97n m = 119a3n m曲轴 t曲=片血=1 9.43x5x0.95x0.977v*m = 550.3v»m运动和动力参数的计算结果列表如下：电动机轴i轴ii轴曲轴转速 n ( r/min )1440144037575输入功率p/kw5.55. 344.974. 58输入转矩t (n-m )34.433.4119. 43550.3传动比i3. 845效率n0.970. 930. 92第六节飞轮转动惯量计算和飞轮尺寸计算电动机选定后，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

24、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，冲压吋电动机放出一部分能量，所以飞轮转动惯量应按下式计算：人=(1-爲q)企360 wed>kg m2式中：ao工作行程时所需能量ao =+ a2 + a 3 + a4 =8648. 8j电动机在额定转速下飞轮的角速度wee 3()z；= 3.14xl440=3925rad/30x3.845飞轮转速相对波动情况的转速不均匀系数5 = 2贰(se+s/其中实际电机系数，r = = - = 1.06；p(i 5.19s° 电机额定转差率，se =0.06；spj电机轴到飞轮轴用v带传动时，v带的当量滑动系数，5pi = 0.

25、04 ; §修正系数，§=0.95。8 =2x0. 95x1.06x(0. 06+0. 04)=0. 2af,公称压力角(30° )压力机行程次数利用系数(0.4a=d-30360x 0.4) x8648$39.25、0.2根据求得的折算到飞轮轴上的转动惯量人设计飞轮。曲柄压力机上，一般飞轮形状如图1一1所示，t图中：i是轮缘部分，其转动惯量为人；ii是轮辐部分，其转动惯量为人iii是轮毂部分，其转动惯量为丿口 o飞轮外径q由小皮带轮和速比决定，由第二章已知d2 = l 120mm,轮缘部 分宽度b=81 mm<>飞轮木身的转动惯量丿；=人+厶+几|,

26、其中轮缘部分是主要的，人要比丿口、 丿口大的多。故在近似计算屮只考虑人更趋于安全。j = m,(r>f 4- r>3 )/8 而mx =pd；-dl)/4所以 0=4 d；- =4h.j43*平二 1.076m = 1076mm ' jrpb 3.14x7.8x103x0.081式中p金屈密度(kg / m2),对铸钢：p = 7.8xl03/m2。3、飞轮轮缘线过度验算飞轮是回转体，为避免回转时产牛坏裂，必须验算轮缘线速度匕：vf =5.2xlo_2df- =5.2x10_2x 13x375 = 22m/5 < v式中：df飞轮最大直径；nf飞轮转速；v允许线速度，

27、对铸钢飞轮v=40m/so第三章机械传动系统第一节传动系统的类型及系统分析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而布置和平行于压力机正而 布置。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而：传动系统的位置开式曲柄压力机人多采用上传动，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) 重最较轻，成本低。(

28、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。 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，传动零件飞轮、闪轮等置于压 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、维修不如前者方便。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

29、和安装较方便，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。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， 但安装后维修不方便。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、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。对丁单级传动的压力机， 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

30、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转动轴上。 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。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，

31、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) 、压力机作功的能力级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，而飞轮结构尺寸乂不可能太大。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作功的能力，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

32、布置，不仅安装维修方便，而 且结构紧凑美观。一般，v带传动的传动比不超过24 ,齿轮传动比不超过35。 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。第二节v带传动设计上述计算得出jd21100型开式曲柄压力机的电动机功率为5. 5kw,转速为1440 转/分，u带传动比为i=3. 841、确定计算功率代由机械设计表115查得工作情况系数k二1.2由式 11. 19pc = ka p = 1.2x5.5kw = 6.6kw其中p为电动机的额定功率，由第一章得p=5. 5kw2、

33、选择v带的型号开式曲柄压力机上常用的三角皮带有z、a、b和c四种型号。由pc=6. 6kw,转速h, = 1440r/min，确定选用a型普通v带。由机械设计图11. 15、表 11.6 得 d. =300mm3、验算带速vy =叭厶=g 1440x300 = 225mls在525m/s之间，满足带速要求。60000 600004、计算从动带轮基准直径心2i=3. 84, e =0. 02 ,ddl- （ 1一 £ ） i ddi二（1一° 02） x 3. 84 x 300= 1128mm按带轮的基准直径系列取d2二1120mm。实际传动比i =（，d2=竺一= 3.8（

34、1 刃心（1-0.02）x3005、确定中心距和带的基准长度°55（dd+d2）+此。<2（ddi+d2）dd、+ /j2=300+l 120=1420mmmin, 789/77/22 <a < 2840力，取 «0=l 100mm,由式11.2得：带长u 4582?tm由机械设计图114,选取带的基准长度为ld = 5000mm ,一ld - t计算实际中心即a= a（+ =1309mm26、核算小带轮包角场q严 180。-x60° = l 80° -聖仝 x 60° = 142° >120°,满足

35、要求。 a13097、计算皮带的绕行次数卩1qqqy = 1000x9.55= 9次/秒 <20次/秒ld 50008、确定v带的根数pz =g （式 11.22）32kwo（pqfpjkokl式中：p.单根v带的基本额定功率，见机械设计表11.8, p（）为1ap（） ihl时传递功率的增值，见边表h. 10, 为0. 17kwka一一按小带轮包角0查得的包角系数，见表117，匕，为092。.kl长度系数，见表h. 12, £厶为1.0e所以，z = 4.8根，取5根。（1.32 + 07）xo.92xl.ol9、计算带的张紧力和压轴力单根带的张紧力为f、= 500x2（竺l

36、） + 0u（式 11.21）= 191.2n带轮轴的压轴力（式 11.23）10、确定带轮的结构尺寸查表11. 4得：节宽 bp=ll. 0mm,槽间距 c = 15± 0. 3mm基准线上槽深h“min二2. 75mm基准线下槽深亦=8. 7mm 最小轮缘厚度4血=6mm 外径do = dd + 2ha = 1130mm 带轮宽 b=(z-l)e+2f=(5-l)xl5. 3+2x10二81. 2mm第三节 齿轮传动的设计由上述计算得出jd21 一 100开式曲柄压力机齿轮传动的主动轴的转速 ni=375r/min,从动轴转速n2=75r/min,输入功率p=4. 97kw,每天

37、工作8小时,寿 命为10年。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40c钢，调质处理，硬度240 286i1b,平均取为2601ib, <r/?=700mpa,6二500mp%人齿轮材料45铸钢，调质处理，硬度229286hb ,平均取为240hb , =580mpa, cr s.=290mpa；精度 8 级。2、开式齿轮按齿面弯曲疲劳强度设计(式 12. 17)ii轴的转矩心二119.43n加，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。初取齿数乙二40,传动比i=5, z2= 5*=5x40=200硕齿面齿轮，悬臂布置，查表12.

38、13,取齿宽系数0广0. 35 ,由k= kakvkakfi, 查表 12.9、图 12.9、表 12. 10 得 k二 1.8由机械设计图12.21查得，小齿轮齿形系数命广2.9,大齿轮的齿形系数kf2=2. 23由机械设计图12.22查得，小齿轮应力修正系数尽产155 ,大齿轮应力修正系 数甩2二177。由机械设计,由式12. 19查得按机械设计图12. 23、表12. 14、图12. 24、图12. 25,查得齿轮材料弯曲疲劳强度极限应力 crnimr250mpa, ctnim2 = 180mpa按机械设计表105 ,取sf二160250l6 =15625sf180l6= 1125应按小

39、齿轮计算齿轮弯曲疲劳强度4k7；0工：（比+1）yf 7m3d,8xl265693x2.9 pj _ v 0.35x400x1 12.5= 3.03取m=5m(z, +z2) _ 5x(40 + 200)=600mm分度圆直径 d二加彳=200mm(1= - m z2 =1000mm齿顶圆直径 d“ = m(zt +2) = 210"d(/2 = m(z2 + 2) = 1110mm齿根圆直径dfl = m(zj -2.5) = 1875mm g = m(z2 一2.5) = 981.5mm按计算结果校核前面的假设吐十人”问怙心加“i3-14x200x375 o,齿轮节圆速度 v =

40、 = 3.92m! s60000 60000誌二鶯"7咖",查得kq,与原值-致。齿宽 b = 200x l4 = 280mm小齿轮齿宽取290mm,大齿轮齿宽取280mm.齿顶高 ha =m = 5mm齿根高 hf = 1.25*m = 6.25mm齿咼 h = 2.25 m = 11.25mm 齿距 p =7un = 15.7mm齿厚5；= m = 7.85mm齿槽宽0 =兰加= 7.85加加2 2中心距ma = (zi + z2) = 600mm第四节转轴的设计一、轴的概述轴是组成机器的重要零件之一，其功能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

41、和弯矩的作用。1、轴的分类按照轴承受弯、扭载荷的不同，轴可分为转轴、心轴和传动轴三类。工作中既 受弯矩乂受转矩的轴称为转轴，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，心轴又分为转动心轴和不转动心轴两种。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其耐磨性及疲劳强度，故应用较为广泛，其中最常用的是 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

42、意：在一般工作温度（低于200。c ）下，各种碳索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。二、jd21100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16 1和表16-2得：许用扭转应力kh =3040mpa,抗 拉强度= 60m/

43、pa , <r5=30cmpa,弯曲疲劳极限c=275mpa，与轴材料有关 的系数0107。2、初步计算由上述计算的转轴传递的转矩* =1 19.43nm ,输入的功率峙=4.97kkw按许用切应力计算，实心轴的强度条件为9.55x106-0.2j3（式 16. 1）j9.55xlo6pv o.2r|j写成设计公式为（式 16.2）式中：tt切应力，mpa;t-轴所受的转矩，ntnm；%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;r7.-许用切应力，mpa；c-与轴材料有关的系数。c二110代入上式得d x (118 107)打弟26m

44、m。整取50mm3、按弯扭联合作用核算强度齿轮的法向作用力为：你孟其中分度圆的圆直径i汁罕評531386分度圆的压力角8 = 20°,则cos a =cos20° =0. 94所以求得 f = 2531.386 “ = 2693n0.94u带作用力比齿轮作用力小得多，所以忽略不计。由弯矩产生的弯曲应力为：如注型o.ld3 0.1x503x10-9pa=32.32mpa由扭矩产生的剪应力为:陆0.2d3119.430.2x503x10-9pa = 4qmpa当弯曲应力为：=v32.322 +3x4.82 =37.'mpa轴的材料是45钢(调质)，aj<-<

45、rs =(-)x350 = 218.75 250mpa,因此 y ad,符合要求。n 1.41.6第五节直轴的设计直轴是用来连接大带轮和小齿轮的轴，考虑到其结构的特点，其结构如下：由先前的计算可知，大带轮的轮宽为81.4mm,所以l1为80mm, l2上安装透盖，其 长度为20mm, l3上根据结构要求，安装两个圆锥滚子轴承，查机械手册可知，其宽 度为43.5,故l3的长度为127nini, l4为一起定位作用的轴肩，将其长度定为20nini, l6作用与l3相同，故l6为127mm, l7作用与l2相同，取l7为20mm, l8上安装小 齿轮,有前面计算知,小齿轮宽度为190mm,所以取l8

46、为185mm。=26.5mm (式 16. 2)其中c为与轴材料有关的系数，因为采用的45钢，所以取c为112；由上式取d1为llonini, d2为115mm, d3为120mm, d4为140mm, d5为130mm, d6 为 120mm, d7 为 110mm。li l2 l3匚4l5 l6 l71 )v)图3. 1直轴第四章 曲柄滑块机构第一节 曲柄滑块机构的运动和受力分析、曲柄滑块机构在设计、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

47、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3-1所不，l连杆长度；r 曲柄半径：s滑块全彳亍程；sb滑块 的位移，由滑块的下死点算起；q曲柄转角，由曲柄轴颈最低位置沿曲柄旋转的相 反方向起。从图中的几何关系可以得出滑块位移的计算公式：s =7? (l-cosa)+(1-cos2a)滑块速度由下式计算v = rco sin<z + sin 2ai 2 丿式中连杆系数；lco 曲柄的角速度。曲柄在90。时滑块速度最大，vmax=wr=0. 105nr n滑块行程为了计算在公称转角麟起严 曲柄所传递

48、的扭矩可以看成由两部分组成：无摩擦机构所需的扭矩m。和由 于存在摩擦所引起的附加扭矩m“，即mg =m（）+m“ 叫式中m。一理想当量力臂:sincr+ sin2cr |ri 2丿式中“ 一摩擦系数，“二0.040. 06;y和5连杆上、下支承的半径。图4. 1曲柄滑块运动简图-摩擦当量力臂；m“ =“（1 + /1加+加3+和心一曲柄主轴承半径。则曲柄滑块机构的当量力臂为：mk = r sincr + sin2cr + “（1 +2）q +几乙 + 必i 2 丿曲轴扭矩为：mk = pm（ =sin or+ sin 2a +“（1 + 久加 +矶 + 和=36.8i i 2 丿j如果上式取p

49、二p和a = ap-公称压力，a&公称压力角），则曲柄压力机所允许传递的最大扭矩为：sincz+ sin2tz +“(1 + 兄)乙+2心 + %” = 36808mm。第二节曲柄轴的设计计算、曲轴的结构示意图1、曲柄轴尺寸经验数据支承颈直径式d°d() = (5)j(”w?) = 158mm式中取化一压力机公称压力(kn),二1000kn 取d()= 158mm其他各部分尺寸见下表3 1曲轴尺寸经验数据表4 一 1曲轴各部分尺寸名称代号经验数据实际尺寸(mm)曲柄颈直径da仃11.4) d0200支撑颈长度l。(1522) d°250曲柄两臂外侧面间的长度(2.5

50、3. o)do450曲柄颈长度(1.31.7) d°250圆角半径r(0. 080. 10) d0152、曲轴强度计算曲轴的危险截面为曲柄颈中间的截面和支承颈端部的截面。截面为弯扭联合作用，但由于弯矩比扭矩大得多，故忽略扭矩计算岀来的应力。 弯矩：395f +归5 % 1 0oon m = 627507v m4弯曲应力及强度条件:(7 =(395 268 + 8x15)x10000.4x2213 xl09mpa = 5=mpa <cr = l 5=mpa由上式可以导出滑块上许用负荷:n = 6292n0.4 <t _ 0.4 x 22 13x1q-9x 360x10

51、76; q-乙+8厂 一 395-268 + 8x15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：mn = pma = 1000x36.87v* m = 36800v36800n.e图4.3弯矩图、扭矩图剪切应力及强度条件:mpa = 46.1mpa <r=l lsmpap严耳=1000x36.80.2j()_ 0.2x1583x10-9滑块许用应力：pl = 2xh = 02x15mx109x118x" =l mq36.8考虑疲劳和应力集中的影响，许用应力如下计算：= 55ompa = 57-22qmpa nsr = o.75a=l 18-165m

52、pa式中6曲轴材料屈服极限（mpa） ,40cr调制处理，s二550mp%冬一安全系数，取2.53.5。第三节连杆和封闭高度调节装置一、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。 度。如图1一5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。二、连杆的计算1、连杆的作用力：pab单点压力机：pab = p=1000kn2、确定连杆及调节螺杆主要尺

53、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3-2:(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 形式，精度和刚度要求等全面考虑。一般开式压力机的连杆系数入二0.08土0.02,即 连杆长度lo取入二0.1,即600amm = 600mmax =厶加+50 加=650?"计算部分代号经验公式实际尺寸球头调节螺杆mm3.95.7厌130“0(0.67 0.8热100£(1 1.130。100“2(11.13皿113连杆(1.5 2.0加0200lpo pph.mmh(1.7 3.060。230图4. 4球头式调节螺杆三、连杆及球头

54、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，应当演算其危险截而a-a的合成力<7日使：b/y = by +(yw < ampd)危险截面的压应力如：y fa式中4b连杆作用力(kn)；fa 危险截面a a的面积(加彳)；f= 3.i4x()2 = 124627/7?/?(2丿 2叭=生=1000x10 pa= 80.2x10 mpa = 80.2mp。r fa 124627x1()- &危险截而的弯曲应力6厂式中吧一危险截面的截面模数，圆形截面w = 0.1需=0.1x1263 = 200038/7/7?；ma危险截而的弯矩（nm）ma=parrr-x-l丿式中 u摩擦系数，取11二0.05;q、乙曲柄轴颈同连杆下支撑端轴颈的半径（俪）2 95mm；n=2 = 79x危险截面到连杆下肢承轴颈中心的距离（nini）,=792